无级变速器的制作方法

本发明涉及一种无级变速器。

背景技术：

jp2002-523711a中公开了如下无级变速器，即，利用在初级带轮油室与次级带轮油室之间的油路配置的电动油泵对机油相对于初级带轮油室的进出进行控制。

技术实现要素：

然而，上述文献中并未提及初级带轮的活塞面积和次级带轮的活塞面积的大小关系。初级带轮的活塞面积以及次级带轮的活塞面积例如是对变速时针对电动油泵要求的输出造成影响的重要因素。即，在上述文献的无级变速器中，存有对初级带轮的活塞面积和次级带轮的活塞面积的大小关系进行研究的余地。

因此，鉴于上述情形，本发明的目的在于提供一种确定了初级带轮的活塞面积和次级带轮的活塞面积的大小关系的无级变速器。

根据本发明的某个方式，无级变速器具有：电动油泵，其配置于初级带轮的活塞油室与次级带轮的活塞油室之间的油路；以及控制部，其利用电动油泵对机油相对于初级带轮的活塞油室的进出进行控制。而且，无级变速器的初级带轮的活塞面积小于次级带轮的活塞面积。

附图说明

图1是车辆的概略结构图。

图2是油压回路的概略结构图。

图3是表示泵所需输出和pri活塞面积的关系的图。

图4是表示电动油泵的结构的剖面图。

图5是表示电动油泵的齿轮的图。

图6是表示推力比和变速比的关系的图。

图7是表示pri压力以及sec压力的使用区域的一个例子的图。

图8是表示pri压力以及sec压力的使用区域的其他例子的图。

图9是用于对根据部件耐久性而规定的pri活塞面积下限值进行说明的图。

图10是用于对根据泄漏特性而规定的pri活塞面积下限值进行说明的图。

图11是通常的油压回路的概略图。

具体实施方式

下面，参照附图对本发明的实施方式进行说明。

图1是本实施方式的车辆的概略结构图。车辆具有发动机1、带有锁止离合器2a的变矩器2、前进后退切换机构3、变速器4、终级减速机构5、驱动轮6以及油压回路100。

发动机1构成车辆的驱动源。发动机1的输出经由变矩器2、前进后退切换机构3、变速器4以及终级减速机构5而向驱动轮6传递。因此，变速器4和变矩器2、前进后退切换机构3、终级减速机构5一起设置于从发动机1向驱动轮6传递动力的动力传递路径。

前进后退切换机构3在上述动力传递路径设置于变矩器2与变速器4之间。前进后退切换机构3在对应于前进行驶的正转方向和对应于后退行驶的反转方向之间对所输入的旋转的旋转方向进行切换。

具体而言，前进后退切换机构3具有前进离合器31以及后退制动器32。前进离合器31在旋转方向设为正转方向的情况下接合。后退制动器32在旋转方向设为反转方向的情况下接合。前进离合器31以及后退制动器32中的一者可以构成为使得发动机1和变速器4之间的旋转接合或断开的离合器。

变速器4具有初级带轮41、次级带轮42以及绕挂于初级带轮41和次级带轮42的传动带43。下面，将初级也称为pri，将次级也称为sec。变速器4构成为如下带式无级变速机构，即，分别对pri带轮41和sec带轮42的槽宽进行变更，由此变更传动带43的绕挂直径(下面，也简称为“绕挂直径”)而进行变速。

pri带轮41具有：固定带轮41a，其固定于初级轴51；以及可动带轮41b，其与固定带轮41a相对，并能够沿初级轴51的轴线方向移动且支撑为无法相对旋转。在可动带轮41b的固定带轮41a的相反侧设置固定于初级轴51的活塞41d，在固定带轮41a与活塞41d之间形成作为活塞油室的pri带轮油室41c。控制器10对向pri带轮油室41c供给的油量进行控制，从而可动带轮41b工作，对pri带轮41的槽宽进行变更。

sec带轮42具有：固定带轮42a，其固定于次级轴52；以及可动带轮42b，其与固定带轮42a相对，并能够沿次级轴52的轴线方向移动且支撑为无法相对旋转。在可动带轮42b的固定带轮42a的相反侧设置有固定于次级轴52的活塞42d，在固定带轮42a与活塞42d之间形成作为活塞油室的sec带轮油室42c。控制器10对向sec带轮油室42c供给的油量进行控制，从而可动带轮42b工作，对sec带轮42的槽宽进行变更。

传动带43绕挂于由pri带轮41的固定带轮41a和可动带轮41b形成的呈v字形状的滑轮面；以及由sec带轮42的固定带轮42a和可动带轮42b形成的呈v字形状的滑轮面。

终级减速机构5将来自变速器4的输出旋转向驱动轮6传递。终级减速机构5构成为具有多个齿轮列、差速齿轮。终级减速机构5经由车轴而使驱动轮6旋转。

油压回路100将油压供给至变速器4，具体而言，将油压供给至pri带轮41以及sec带轮42。油压回路100还将油压供给至前进后退切换机构3、锁止离合器2a、以及未图示的润滑系统、冷却系统。具体而言，油压回路100以下述方式构成。

图2是油压回路100的概略结构图。油压回路100具有源压力用油泵101、管线压力调整阀102、减压阀103、管线压力电磁阀104、前进后退切换机构用电磁阀105、变速回路压力电磁阀107、手动阀108、管线压力油路109、低压系统控制阀130、变速用回路110以及管线压力用电动油泵111。下面，将电磁阀称为sol。

源压力用油泵101是由发动机1的动力驱动的机械式的油泵。源压力用油泵101经由管线压力油路109而与管线压力调整阀102、减压阀103、变速回路压力sol107以及变速用回路110连接。管线压力油路109构成管线压力的油路。管线压力是成为pri压力、sec压力的源压力的油压。

管线压力用电动油泵111由电动机117驱动。管线压力用电动油泵111例如通过怠速停止控制而使得发动机1停止，与此相伴，在源压力用油泵101停止的情况下，管线压力用电动机油泵111为了供给管线压力而运转。

管线压力调整阀102对油泵101产生的油压进行调整而生成管线压力。源压力用油泵101产生管线压力包含基于这样的管线压力调整阀102的作用而产生管线压力的情况。管线压力调整阀102将调压时释放的机油经由低压系统控制阀130而供给至锁止离合器2a、润滑系统以及冷却系统。

减压阀103对管线压力进行减压。由减压阀103减压后的油压供给至管线压力sol104、前进后退切换机构用sol105。

管线压力sol104是线性电磁阀，生成与控制电流相应的控制油压。管线压力sol104生成的控制油压供给至管线压力调整阀102，管线压力调整阀102与管线压力sol104生成的控制油压相应地工作而进行调压。因此，能够利用向管线压力sol104的控制电流而设定管线压力pl的指令值。

前进后退切换机构用sol105是线性电磁阀，生成与控制电流相应的油压。前进后退切换机构用sol105生成的油压经由与驾驶者的操作相应地工作的手动阀108而供给至前进离合器31、后退制动器32。

变速回路压力sol107是线性电磁阀，与控制电流相应地生成供给至变速用回路110的油压。因此，能够利用向变速回路压力sol107的控制电流而设定变速回路压力的指令值。变速回路压力sol107生成的变速回路压力供给至变速用油路106。例如可以利用生成与控制电流相应的控制油压的sol、以及与该sol所生成的控制油压相应地从管线压力pl生成控制回路压力的调压阀而生成变速回路压力。

变速用回路110具有：变速用油路106，其经由变速回路压力sol107而与管线压力油路109连接；以及变速用油泵112，其安装于变速用油路106。变速用油路106将pri带轮油压室41c和sec带轮油压室42c连通。另外，在变速用油路106设置有从变速用油泵112与pri带轮油压室41c之间分支的分支路。而且，在分支路设置有节流部122，能够从节流部122向变速用油路106的外部将机油排出。具体而言，节流部122以在油路的局部直径变小的方式形成，变速用油路106的分支点的相反侧的端部放开。机油始终从该打开端持续泄漏。在由变速用油泵112将机油供给至pri带轮油压室41c的情况下，一部分机油从节流部122泄漏。从节流部向变速用油路106的外部排出的机油向无级变速器的壳体内的空间排出。这样，本实施方式的变速用油路106的外部(节流部122的前方)为空间，但变速用油路106的外部(节流部122的前方)可以变为油压比变速用油路106的油压低的油路。即，变速用油路106的外部只要是油压比变速用油路106的油压低的位置即可。此外，节流部122是油排出机构的一个例子。

变速用油泵112由电动机113驱动，能够经由逆变器114而将旋转方向切换为正向和反向。这里所说的正向是指将机油从sec带轮油压室42c侧向pri带轮油压室41c侧输送的方向，反向是指将机油从pri带轮油压室41c侧向sec带轮油压室42c侧输送的方向。此外，在下面的说明中，有时还将变速用油泵112、电动机113以及逆变器114作为一体而称为电动油泵123。

如果变速用油泵112向正向旋转，则处于变速用油路106以及sec带轮油室42c的机油供给至pri带轮油压室41c。由此，pri带轮41的可动带轮41b向接近固定带轮41a的方向移动，pri带轮41的槽宽减小。另一方面，sec带轮42的可动带轮42b向远离固定带轮42a的方向移动，sec带轮42的槽宽增大。此外，在变速用油泵112正向旋转时，从管线压力油路109向变速用油路106供给机油以使得比变速用油泵112靠sec带轮油压室42c侧(下面，也称为“sec侧”)的变速用油路106的油压(下面，也称为“sec侧油压”)不低于变速回路压力的指令值。考虑防止传动带43的滑动等而设定变速回路压力的指令值。此外，将比变速用油泵112靠pri带轮油压室41c侧(下面，也称为“pri侧”)的变速用油路106的油压也称为pri侧油压。

另外，如果变速用油泵112向反向旋转，则机油从pri带轮油压室41c流出。由此，pri带轮41的可动带轮41b向从固定带轮41a离开的方向移动，pri带轮41的槽宽增大。另一方面，sec带轮42的可动带轮42b向接近固定带轮42a的方向移动，sec带轮42的槽宽减小。从pri带轮油压室41c流出的机油流入而使得sec侧油压升高，但由变速回路压力sol107控制为使得sec侧油压不超过指令值。即，在sec侧油压超过指令值的情况下，经由变速回路压力sol107而从变速用油路106将机油排出。另一方面，在sec侧油压小于指令值的情况下，机油经由变速回路压力sol107而从管线压力油路109流入。

如上所述，在本实施方式的无级变速器中，利用变速用油泵112对机油相对于pri带轮油室41c的进出进行控制而进行变速。后文中对变速控制的概要进行叙述。此外，通过对向sec带轮油室42c供给的油压进行控制而进行以使得传动带43不滑动的方式夹紧的力(夹紧力)的控制。

返回值图1，车辆还具有控制器10。控制器10是电子控制装置，从传感器·开关组11将信号输入至控制器10。此外，控制器10由具有中央运算装置(cpu)、只读存储器(rom)、随机访问存储器(ram)以及输入输出接口(i/o接口)的微机构成。控制器10也可以由多个微机构成。

传感器·开关组11例如包含对车辆的加速器开度进行检测的加速器开度传感器、对车辆的制动器踏入力进行检测的制动器传感器、对车速vsp进行检测的车速传感器、对发动机1的旋转速度ne进行检测的发动机旋转速度传感器。

传感器·开关组11例如还包含对pri压力进行检测的pri压力传感器115、对sec压力进行检测的sec压力传感器116、对pri带轮41的输入侧旋转速度进行检测的pri旋转速度传感器120、对sec带轮42的输出侧旋转速度进行检测的sec旋转速度传感器121、对变速用油泵112的旋转速度进行检测的泵旋转速度传感器118、以及对机油的温度进行检测的油温传感器119。来自传感器·开关组11的信号例如可以经由其他控制器而输入至控制器10。对于基于来自传感器·开关组11的信号而由其他控制器生成的信息等信号也一样。

控制器10基于来自传感器·开关组11的信号对油压回路100进行控制。具体而言，控制器10对图2所示的管线压力sol104、变速用回路110进行控制。控制器10还构成为对前进后退切换机构用sol105、变速回路压力sol107进行控制。

在对管线压力sol104进行控制时，控制器10使与管线压力pl的指令值相应的控制电流向管线压力sol104通电。

在执行变速控制时，控制器10基于来自传感器·开关组11的信号而设定目标变速比。如果规定了目标变速比，则规定了用于实现该目标变速比的各带轮41、42的绕挂直径(目标绕挂直径)。如果规定了目标绕挂直径，则规定了用于实现目标绕挂直径的各带轮41、42的槽宽(目标槽宽)。

另外，在变速用回路110，pri带轮41的可动带轮41b与基于变速用油泵112的机油相对于pri带轮油压室41c的进出相应地移动，sec带轮42的可动带轮42b也与此相应地移动。即，pri带轮41的可动带轮41b的移动量和sec带轮42的可动带轮42b的移动量相互关联。

因此，控制器10使变速用油泵112运转以使得pri带轮41的可动带轮41b的位置处于与目标变速比相应的位置。根据pri旋转速度传感器120以及sec旋转速度传感器121的检测值对实际变速比进行计算，根据该实际变速比与目标变速比是否一致而判断可动带轮41b是否处于期望的位置。

另外，控制器10使变速用油泵112运转并不局限于变速时。即使在目标变速比未变化的情况下，在机油从各带轮油压室41c、42c泄漏而使得实际变速比变化的情况下，控制器10也使变速用油泵112运转。在本实施方式中，变速控制中也包含用于维持这种目标变速比的控制。

即，本实施方式的变速控制是使得pri带轮41的可动带轮41b的位置向目标位置收敛的反馈控制。而且，该反馈控制的控制对象并非各带轮油压室41c、42c的油压，而是pri带轮41的槽宽，换言之，为可动带轮41b的位置。

此外，可以设置对可动带轮41b的位置进行检测的传感器，判断可动带轮41b是否处于与目标变速比相应的位置。

这里，对设置节流部122的理由进行说明。电动机113具有在转速的指令值极小的情况下转速控制的精度显著降低的特性，因此变速用油泵112在保持控制精度的状态下能够排出的油流量f存在下限。因此，在例如pri带轮油室41c中泄漏的流量(也称为泄漏流量)fb比油流量f的下限(也称为下限流量fmin)少的情况下，无法高精度地填补泄漏的量。因此，即使在设置节流部122而使得泄漏流量fb比下限流量fmin少的情况下，也使变速用油泵112排出下限流量fmin，经由节流部122而将其一部分排出。由此，将与泄漏流量fb同量的机油供给至pri带轮油室41c。此外，节流部122是油排出机构的一个例子，并不局限于此。例如，可以使用开闭阀。在使用开闭阀的情况下，只要仅在泄漏流量fb比下限流量fmin少的情况下执行开闭控制即可。由此，能够抑制无用的机油的流出。

但是，在设计无级变速器时，根据成本、尺寸、重量等观点，存在要尽量减小电动油泵123的期望。另一方面，电动机113必须能够产生变速所需的输出。即，如果为了变速而降低对电动机113要求的输出，则能够实现电动油泵123的小型化。因此，在本实施方式中，着眼于pri带轮41的活塞面积(下面，也称为“pri活塞面积”)和sec带轮42的活塞面积(下面，也称为“sec活塞面积”)的大小关系，实现电动油泵123的小型化。下面，参照图3对pri活塞面积和sec活塞面积的大小关系进行说明。

图3是表示将sec活塞面积设为恒定而使得pri活塞面积变化的情况下的泵所需输出和pri活塞面积的关系的图。这里所说的“泵所需输出”是指为了变速而对电动油泵123要求的泵输出，即，为了变速所需的电动机113的输出。

此外，图3中，降速换挡时的变速速度(下面，也称为“降速换挡速度”)设为高于升速换挡时的变速速度(下面，也称为“升速换挡速度”)。这是因为，在如进行与加速器踏板的踏入相应的所谓换低挡(kickdown)的情况、减速时为了再起步、再加速准备而使变速比向低变速比侧返回的情况那样要求急速加速的情况下，执行降速换挡，因此与升速换挡相比所要求的变速速度较高。另外，图3示出了升速换挡速度以及降速换挡速度分别为规定速度的情况，如果使得各变速速度变化，则图中的特性线的斜率也变化。

首先，对如下理由进行说明，即，在pri活塞面积和sec活塞面积(图中的as)相等的情况下，降速换挡时的泵所需输出大于升速换挡时的泵所需输出。

变速时产生的推力差由式(1)表示。

fsa＝(vp/np)×c···(1)

fsa：推力差，vp：pri带轮速度，np：pri转速，c：根据传动带的特性规定的常数

可以将pri转速np视为与发动机转速等同，因此根据式(1)可知在发动机转速较低的情况下，推力差增大。即，主要在发动机转速较低的情况下进行的降速换挡与升速换挡相比，推力差增大。

而且，泵所需输出由变速速度和推力差的积表示，因此降速换挡与升速换挡相比，泵所需输出更高。

下面，对降速换挡时pri活塞面积越小则泵所需输出越小的理由进行说明。

电动油泵123的输出(下面，也称为“泵输出”)由式(2)表示。

ppump＝δp×qp···(2)

ppump：泵输出，δp：电动油泵的前后压差，qp：从电动油泵通过的流量

而且，降速换挡时的电动油泵123的前后压差δp、通过流量qp分别由式(3)、(4)表示。

δp＝ps-pp···(3)

pp：pri压力，ps：sec压力

qp＝ap×vp···(4)

ap：pri活塞面积

根据式(4)可知，在降速换挡时，越减小pri活塞面积ap，则通过流量qp越减少。

另外，pri推力以及sec推力分别由式(5)、(6)表示。

fp＝ap×pp···(5)

fs＝as×ps···(6)

fp：pri推力，fs：sec推力，ap：pri活塞面积，as：sec活塞面积，pp：pri压力，ps：sec压力

在降速换挡时，sec推力大于pri推力，因此推力差fsa由式(7)表示。

fsa＝fs-fp···(7)

如果将式(1)、式(5)、式(6)代入式(7)，则获得式(8)。

pp＝(as·ps-vp·c/np)/ap···(8)

根据式(8)可知，在降速换挡时，越减小pri活塞面积，则pri压力越升高。而且，如果将式(8)代入式(3)，则获得式(9)。

δp＝ps-(as·ps-vp·c/np)/ap···(9)

根据该式(9)可知，在降速换挡时，越减小pri活塞面积，则电动油泵123的前后压差δp越减小。

如上所述，在降速换挡时，越减小pri活塞面积，电动油泵123的通过流量qp越减少，前后压差δp也越降低，因此根据式(2)可知泵输出ppump也越降低。因此，如图3所示，pri活塞面积越减小，则降速换挡时的泵所需输出越降低。

另一方面，在升速换挡时，pri推力大于sec推力，因此推力差由式(10)表示。

fsa＝fp-fs···(10)

另外，升速换挡时的电动油泵123的前后压差δp由式(11)表示。此外，电动油泵123的通过流量qp与式(4)相同。

δp＝pp-ps···(11)

如果将式(1)、式(10)代入式(9)，则获得式(11)。

pp＝(as·ps-vp·c/np)/ap···(11)

根据式(11)可知，在升速换挡时，越减小pri活塞面积，则pri压力越升高。

而且，通过将式(11)代入式(10)而获得式(12)。

δp＝(as·ps-vp·c/np)/ap-ps···(12)

根据该式(12)可知，在升速换挡时，越减小pri活塞面积，则电动油泵123的前后压差δp越增大。

如上所述，在升速换挡时，越减小pri活塞面积，则电动油泵123的前后压差δp越升高。但是，电动油泵123的通过流量qp减少，因此如图3所示，泵输出ppump升高，但泵所需输出的变化量相对于pri活塞面积的变化量与降速换挡时相比减小。

下面，对pri活塞面积的设定进行说明。

在电动油泵123处于降速换挡以及升速换挡的任意情况下，都需要满足泵所需输出。即，满足降速换挡要求的泵所需输出和满足升速换挡要求的泵所需输出的任意较高的一者变为对电动油泵123要求的输出。

如图3所示，在pri活塞面积≥sec活塞面积的情况下，满足降速换挡要求的泵所需输出高于满足升速换挡要求的泵所需输出。因此，对电动油泵123要求的输出变为满足降速换挡要求的泵所需输出。

在pri活塞面积＜sec活塞面积的情况下，在pri活塞面积大于ap1的情况下，对电动油泵123要求的输出也变为满足降速换挡要求的泵所需输出。但是，满足降速换挡要求的泵所需输出与pri活塞面积≥sec活塞面积的情况相比减小。

在pri活塞面积为ap1的情况下，满足降速换挡要求的泵所需输出和满足升速换挡要求的泵所需输出相等。

而且，如果pri活塞面积小于ap1，则满足升速换挡要求的泵所需输出高于满足降速换挡要求的泵所需输出。即，对电动油泵123要求的输出变为满足升速换挡要求的泵所需输出。pri活塞面积越小则满足升速换挡要求的泵所需输出越大，因此pri活塞面积越小于ap1，则对电动油泵123要求的输出越大。但是，满足升速换挡要求的泵所需输出与如上所述那样满足降速换挡要求的泵所需输出相比变化平缓，因此如果与pri活塞面积≥sec活塞面积的情况相比，则对电动油泵123要求的输出较小。

因此，在本实施方式中，使得pri活塞面积小于sec活塞面积。由此，能够降低对电动油泵123要求的输出。换言之，能够使用更小型的电动机113。其结果，能够实现电动油泵的小型化。

此外，在对电动油泵123要求的输出最小的情况下，将pri活塞面积设为ap1，即，设为满足降速换挡要求的泵所需输出和满足升速换挡要求的泵所需输出相等的面积。

下面，对通过使pri活塞面积小于sec活塞面积而获得的其他效果进行说明。

图4是表示变速用油泵112的构造的图。变速用油泵112在壳体200的内部具有2个齿轮201、202。上述2个齿轮201、202啮合而旋转，利用该旋转引起的吸引力将机油从吸入口吸入并从排出口排出。

在将变速比维持为恒定的情况下，2个齿轮201、202停止。此时，利用因排出侧(高压)与吸入侧(低压)的压差产生的按压力(图中的箭头)使得齿轮201以轴承203和旋转轴201a的间隙的量向吸入侧移动，齿轮201的齿顶按压于壳体200的内周壁(图中的密封部205)。齿轮202也一样，齿顶按压于密封部205。另外，2个齿轮201、202如上所述啮合。由此，发挥吸入侧与排出侧之间的油封性。

换言之，根据油封性的观点，可以将不存在排出侧与吸入侧的压差的状态称为不稳定的状态。

另外，如图5所示，设置出背隙而对2个齿轮201、202进行组装。而且，因上述压差而彼此的齿顶相接触。因此，如果上述压差反转而使得吸入侧与排出侧相比变为高压，则背隙的方向也反转，产生齿击打音、振动。另外，在不存在上述压差的情况下，对2个齿轮201、202彼此进行按压的力消失，因此容易产生齿击打音、振动。

根据本实施方式，如下面说明，能够抑制上述齿击打音、振动的产生。

图6是表示在从发动机1向驱动轮6传递扭矩的状态(下面，也称为“驱动状态”)下，将变速比固定为规定变速比的情况下的推力比和变速比的关系的一个例子的图。这里所说的推力比是指由sec推力除pri推力所得的值。

如图所示，在变速比最低的情况下，将变速比固定的情况下的推力比为1，变速比处于越高侧，则推力比越成正比地增大，在变速比最高的情况下为2。如果将纵轴设为pri压力且将横轴设为sec压力而改写该关系，则变为图7、图8那样。图7表示pri活塞面积＝sec活塞面积的情况。图8表示pri活塞面积＜sec活塞面积的情况。如果将实际使用的pri压力的上限设为pprimax、且同样地将sec压力的上限设为psecmax，则在图7、8的任意图中由实线包围的部分变为实际使用的区域。下面，分别对各图进行说明。

如图7所示，在pri活塞面积＝sec活塞面积的的情况下，在推力比变为1的最低变速比时，变为pri压力＝sec压力。即，在有可能产生利用图5、图6而说明的齿击打音、振动的区域使用。

与此相对，如果设为pri活塞面积＜sec活塞面积，则如上所述，与pri活塞面积＝sec活塞面积的情况相比，pri压力变高，因此即使在推力比变为1的最低变速比的情况下，pri压力也高于sec压力。其结果，如图8所示，即使在最低变速比的情况下也不会变为pri压力＝sec压力。换言之，始终变为pri压力＞sec压力。因此，能够抑制上述齿击打音、振动的产生。

如上所述，在本实施方式中，具有：电动油泵123，其配置于初级带轮41的活塞油室(pri带轮油室41c)与次级带轮42的活塞油室(sec带轮油室42c)之间的油路(变速用油路106)；以及控制部(控制器10)，其利用电动油泵123对机油相对于pri初级带轮油室41c的进出进行控制。而且，初级带轮41的活塞面积小于次级带轮42的活塞面积。由此，泵所需输出降低，因此能够实现电动油泵123的小型化。

(第2实施方式)

本实施方式与第1实施方式相比，使得pri活塞面积小于sec活塞面积这一点相同，但在设定pri活塞面积时不仅考虑上述的电动油泵123的小型化的观点，还考虑其他要素。下面，针对所考虑的每个要素进行说明。

(部件耐久性)

图9是将纵轴设为pri压力、将横轴设为pri推力而示出pri活塞面积和最大推力时的pri压力的关系的图。这里所说的最大推力是在最严格的条件、即在变速比为最低变速比下从发动机1传递的扭矩为最大扭矩时为了实现规定的变速比所需的推力。

如图9所示，越减小pri活塞面积，则同一推力下的pri压力越高。因此，用于油压回路的密封部件等的耐压性、配管、接头等的部件强度等部件耐久性成为问题。

因此，求出基于上述部件耐久性的pri压力的上限值(ppri1)，以使得最大推力不超过该上限值的方式设定pri活塞面积。在图9中，pri活塞面积的最小值是使得最大推力达到ppri1的pri活塞面积ap2。

(泄漏特性)

图10是在第1象限中表示pri压力和pri推力的关系，在第2象限中表示pri压力和泄漏量的关系的图。这里所说的所需推力是指为了实现某个变速比所需的推力。在最严格的条件、即在变速比为最低变速比下从发动机1传递的扭矩为最大扭矩的情况下，所需推力＝最大推力。另外，这里所说的泄漏量是指pri带轮油室41c的泄漏量。

如图10所示，pri压力越高，泄漏量越多。如果在pri带轮油室41c产生泄漏，则由源压力用油泵101或者管线压力用电动油泵111填补泄漏的量。即，能够填补的泄漏量(下面，也称为“供给流量限制值”)根据源压力用油泵101等的排出能力而规定。

另外，如图10所示，pri活塞面积越小，产生所需推力时的pri压力越高。

因此，将利用源压力用油泵101等能够填补的泄漏量的上限值设为qleak_max时的pri压力设为ppri1。即，将基于泄漏量而规定的pri压力的上限值设为ppri1。而且，以在pri压力为上限值即ppri1时能够产生所需推力的方式设定pri活塞面积。在图10中，pri活塞面积的最小值变为在pri压力为ppri1时产生所需推力的pri活塞面积ap3。这是因为，如果pri活塞面积小于ap3，则产生所需推力时的pri压力会高于ppri1。

此外，越提高源压力用油泵101等的排出能力，qleak_max越多，ppri1也越高，因此能够进一步减小pri活塞面积。其结果，能够使得电动油泵123进一步实现小型化。然而，即使能够使得电动油泵123实现小型化，源压力用油泵101等也变得大型化。即，在基于泄漏特性而设定pri活塞面积时，需要考虑供给流量限制值而实现电动油泵123的小型化和源压力用油泵101等的大型化的协调。

基于上述部件耐久性的pri活塞面积的下限值ap2、和基于泄漏特性的pri活塞面积的下限值ap3的大小关系，根据应用本实施方式的无级变速器的规格等而规定。

因此，在本实施方式中，对基于部件耐久性的pri活塞面积的下限值ap2、以及基于泄漏特性的pri活塞面积的下限值ap3进行计算，采用满足两个下限值的最小的pri活塞面积。当然，如第1实施方式中说明的那样，以使得pri活塞面积小于sec活塞面积为前提。

此外，可以对第1实施方式中说明的pri活塞面积的最小值ap1、以及本实施方式中说明的ap2、ap3进行计算，采用满足上述所有条件的最小值。

如上所述，在本实施方式中，基于相对于pri带轮油室41c的油压的油路的泄漏特性，将初级带轮41的活塞面积设定为使得初级带轮41的推力最大时的油路的泄漏量不会超过预先设定的供给流量限制值的大小。由此，能够可靠地填补泄漏的量的机油。另外，能够抑制因减小初级带轮41的活塞面积而导致的源压力用油泵101等的大型化。

另外，在本实施方式中，将初级带轮41的活塞面积设定为使得初级带轮41的推力最大时的初级带轮41的活塞油室的油压不会超过根据部件耐压性而规定的上限油压的大小。由此，能够确保部件耐久性。另外，能够抑制因所要求的部件耐久性升高而导致的成本上升。

但是，通过使pri活塞面积小于sec活塞面积而能够实现电动油泵123的小型化，这是图2所示的变速用回路110特有的性质。即，第1、第2实施方式的前提在于，变速用回路110在pri带轮油室41c与seci带轮油室42c之间的油路配置有电动油泵123，利用电动油泵123对机油相对于pri带轮油室41c的进出进行控制。

而且，在后述的当前通常使用的变速用的油压回路中，无法使得pri活塞面积小于sec活塞面积。参照图11对此进行说明。

图11是当前通常已知的通过对分别由源压力用的油泵生成的油压进行减压，而对向pri油室供给的流量和seci带轮油室的油压进行控制的油压回路图。

在图11的结构中，利用减压阀301使由油泵300生成的油压降低，进一步利用sec减压阀302和pri减压阀304对上述油压进行调整，由此对seci带轮油室303的油室、pri油室305的油量进行控制。即，在图11的结构中，无法调整为比由油泵300生成的油压高的油压。

另外，在图11的结构中，pri推力由利用减压阀304而降低的压力ppri和pri活塞面积的积表示，sec推力由利用减压阀302而降低的压力psec和sec活塞面积的积表示。在升速换挡时，需要使得pri推力大于sec推力，因此在pri活塞面积和sec活塞面积相等的情况下，必须使由源压力用的油泵300生成的油压至少大于或等于ppri。而且，需要将sec推力保持为不产生传动带的滑动的大小，因此无法为了升速换挡而减小压力psec。为了以这种结构实现源压力用的油泵300的小型化，仅能通过使pri活塞面积大于sec活塞面积而增大pri推力。即，在图11的结构中，在实现油泵300的小型化的情况下，pri活塞面积和sec活塞面积的大小关系与第1实施方式以及第2实施方式相反。

以上，对本发明的实施方式进行了说明，但上述实施方式不过表示本发明的应用例的一部分而已，其主旨并非将本发明的技术范围限定为上述实施方式的具体结构。