JP2004036804A

JP2004036804A - Toroidal type continuously variable transmission

Info

Publication number: JP2004036804A
Application number: JP2002196710A
Authority: JP
Inventors: Hiroshi Ishikawa; 石川　宏史; Shinji Miyata; 宮田　慎司
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2002-07-05
Filing date: 2002-07-05
Publication date: 2004-02-05

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To realize a structure with excellent transmission efficiency and durability while preventing enlargement. <P>SOLUTION: A bearing pressure of a rolling contact part of inner faces of respective input side discs 2, 2 and respective output side discs 5, 5 and peripheral faces of respective power rollers 6, 6 are secured by a hydraulic pressing device 11a. A microcomputer built in a hydraulic control means 40 calculates a power passing through this toroidal type stepless transmission gear 12 based on measured signals of a torque sensor 37 and a rotation speed sensor 38 installed at a drive shaft 10 part. The hydraulic control means 40 calculates a required traction coefficient based on the power, and adjusts the hydraulic pressure introduced to the pressing device 11a for the purpose of realizing the traction coefficient. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明に係るトロイダル型無段変速機は、自動車用自動変速の変速ユニットとして、或はポンプ等の各種産業機械の運転速度を調節する為の変速装置として利用する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用自動変速装置として、図３に示す様なトロイダル型無段変速機を使用する事が研究され、一部で実施されている。このトロイダル型無段変速機は、ダブルキャビティ型と呼ばれるもので、入力軸１の両端部周囲に、それぞれが請求項に記載した第一のディスクである入力側ディスク２、２を、ボールスプライン３、３を介して支持している。従ってこれら両入力側ディスク２、２は、互いに同心に、且つ、同期した回転を自在に支持されている。又、上記入力軸１の中間部周囲に出力歯車４を、この入力軸１に対する相対回転を自在として支持している。そして、この出力歯車４の中心部に設けた円筒部の両端部に、請求項に記載した第二のディスクに相当する出力側ディスク５、５を、スプライン係合させている。従ってこれら両出力側ディスク５、５は、上記出力歯車４と共に、同期して回転する。
【０００３】
又、上記各入力側ディスク２、２と上記各出力側ディスク５、５との間には、それぞれ複数個ずつ（通常２〜３個ずつ）のパワーローラ６、６を挟持している。これら各パワーローラ６、６は、それぞれトラニオン７、７の内側面に、支持軸８、８及び複数ずつの転がり軸受を介して、回転自在に支持されている。上記各トラニオン７、７は、それぞれの長さ方向（図３の表裏方向）両端部にこれら各トラニオン７、７毎に互いに同心に設けられた、各枢軸３４、３４（本発明の実施の形態を示す図２参照）を中心として揺動変位自在である。
【０００４】
これら各トラニオン７、７を傾斜させる動作は、油圧式のアクチュエータ９、９（本発明の実施例を示す図２参照）によりこれら各トラニオン７、７を上記各枢軸３４、３４の軸方向に変位させる事により行なう。変速時には、上記各アクチュエータ９、９への圧油の給排により、上記各トラニオン７、７を上記各枢軸３４、３４の軸方向に変位させる。この結果、上記各パワーローラ６、６の周面と上記入力側、出力側各ディスク２、５の内側面との接触部の接線方向に作用する力の方向が変化するので、上記各トラニオン７、７が上記各枢軸３４、３４を中心として揺動変位する。尚、総てのトラニオン７、７の傾斜角度は、油圧式及び機械式に互いに同期させる。
【０００５】
上述の様なトロイダル型無段変速ユニットの運転時には、エンジン等の動力源に繋がる駆動軸１０により一方（図３の左方）の入力側ディスク２を、ローディングカム式の押圧装置１１を介して回転駆動する。この結果、前記入力軸１の両端部に支持された１対の入力側ディスク２、２が、互いに近づく方向に押圧されつつ同期して回転する。そして、この回転が、上記各パワーローラ６、６を介して上記各出力側ディスク５、５に伝わり、前記出力歯車４から取り出される。
【０００６】
上記入力軸１と出力歯車４との回転速度の比を変える場合で、先ず入力軸１と出力歯車４との間で減速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図３に示す位置に揺動させ、上記各パワーローラ６、６の周面をこの図３に示す様に、上記各入力側ディスク２、２の内側面の中心寄り部分と上記各出力側ディスク５、５の内側面の外周寄り部分とにそれぞれ当接させる。反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図３と反対方向に揺動させ、上記各パワーローラ６、６の周面を、図３に示した状態とは逆に、上記各入力側ディスク２、２の内側面の外周寄り部分と上記各出力側ディスク５、５の内側面の中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、上記各トラニオン７、７を傾斜させる。これら各トラニオン７、７の傾斜角度を中間にすれば、入力軸１と出力歯車４との間で、中間の速度比（変速比）を得られる。
【０００７】
上述の図３に示したトロイダル型無段変速ユニットの場合には、入力軸１から出力歯車４への動力の伝達を、一方の入力側ディスク２と出力側ディスク５との間と、他方の入力側ディスク２と出力側ディスク５との間との、２系統に分けて行なうので、大きな動力の伝達を行なえる。
【０００８】
更に、上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速ユニットを実際の自動車用の無段変速機に組み込む場合、遊星歯車機構と組み合わせて無段変速装置を構成する事が、特開平１−１６９１６９号公報、同１−３１２２６６号公報、同１０−１９６７５９号公報、同１１−６３１４６号公報等に記載されている様に、従来から提案されている。
【０００９】
図４は、上記各公報のうちの特開平１１−６３１４６号公報に記載された無段変速装置を示している。この無段変速装置は、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機１２と遊星歯車式変速機１３とを組み合わせて成る。そして、低速走行時には動力をこのトロイダル型無段変速機１２のみで伝達し、高速走行時には動力を、主として上記遊星歯車式変速機１３により伝達すると共に、この遊星歯車式変速機１３による速度比を、上記トロイダル型無段変速機１２の速度比を変える事により調節自在としている。
【００１０】
この為に、上記トロイダル型無段変速機１２の中心部を貫通し、両端部に１対の入力側ディスク２、２を支持した入力軸１の先端部（図４の右端部）と、上記遊星歯車式変速機１３を構成するリング歯車１４を支持した支持板１５の中心部に固定した伝達軸１６とを、高速用クラッチ１７を介して結合している。上記トロイダル型無段変速機１２の構成は、次述する押圧装置１１ａの点を除き、前述の図３に示した従来構造の場合と、実質的に同様である。
【００１１】
又、駆動源であるエンジン１８のクランクシャフト１９の出力側端部（図４の右端部）と上記入力軸１の入力側端部（＝基端部＝図４の左端部）との間に、発進クラッチ２０と油圧式の押圧装置１１ａとを、動力の伝達方向に関して互いに直列に設けている。前記特開平１１−６３１４６号公報に記載された無段変速装置の場合には、上記押圧装置１１ａに任意の油圧を導入自在としている（公報記載の明細書の［００１２］段落参照）。
【００１２】
又、上記入力軸１の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸２１を、上記入力軸１と同心に配置している。そして、この出力軸２１の周囲に前記遊星歯車式変速機１３を設けている。この遊星歯車式変速機１３を構成する太陽歯車２２は、上記出力軸２１の入力側端部（図４の左端部）に固定している。従ってこの出力軸２１は、上記太陽歯車２２の回転に伴って回転する。この太陽歯車２２の周囲には前記リング歯車１４を、上記太陽歯車２２と同心に、且つ、回転自在に支持している。そして、このリング歯車１４の内周面と上記太陽歯車２２の外周面との間に、複数の遊星歯車２３、２３を設けている。これら各遊星歯車２３、２３は、それぞれ１対ずつの遊星歯車素子２４ａ、２４ｂにより構成している。これら各遊星歯車素子２４ａ、２４ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車素子２４ａが上記リング歯車１４に噛合し、内径側に配置した遊星歯車素子２４ｂが上記太陽歯車２２に噛合している。この様な各遊星歯車２３、２３は、キャリア２５の片側面（図４の左側面）に回転自在に支持している。又、このキャリア２５は、上記出力軸２１の中間部に、回転自在に支持している。
【００１３】
又、上記キャリア２５と、前記トロイダル型無段変速機１２を構成する１対の出力側ディスク５、５とを、動力伝達機構２６により、回転力の伝達を可能な状態に接続している。この動力伝達機構２６は、上記入力軸１及び上記出力軸２１と平行な伝達軸２７と、この伝達軸２７の一端部（図４の左端部）に固定したスプロケット２８ａと、上記各出力側ディスク５、５に固定したスプロケット２８ｂと、これら両スプロケット２８ａ、２８ｂ同士の間に掛け渡したチェン２９と、上記伝達軸２７の他端（図４の右端）と上記キャリア２５とにそれぞれ固定されて互いに噛合した第一、第二の歯車３０、３１とにより構成している。従って上記キャリア２５は、上記各出力側ディスク５、５の回転に伴って、これら出力側ディスク５、５と反対方向に、上記第一、第二の歯車３０、３１の歯数及び上記１対のスプロケット２８ａ、２８ｂに応じた速度で回転する。
【００１４】
一方、上記入力軸１と上記リング歯車１４とは、この入力軸１と同心に配置された前記伝達軸１６を介して、回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。この伝達軸１６と上記入力軸１との間には、前記高速用クラッチ１７を、これら両軸１６、１に対し直列に設けている。従って、この高速用クラッチ１７の接続時にこの伝達軸１６は、上記入力軸１の回転に伴って、この入力軸１と同方向に同速で回転する。
【００１５】
又、図４に示した無段変速装置は、モード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、上記高速用クラッチ１７と、上記キャリア２５の外周縁部と上記リング歯車１４の軸方向一端部（図４の右端部）との間に設けた低速用クラッチ３２と、このリング歯車１４と無段変速装置のハウジング（図示省略）等、固定の部分との間設けた後退用クラッチ３３とから成る。各クラッチ１７、３２、３３は、何れか１個のクラッチが接続された場合には、残り２個のクラッチの接続が断たれる。
【００１６】
上述の様に構成する無段変速装置は、先ず、低速走行時には、上記低速用クラッチ３２を接続すると共に、上記高速用クラッチ１７及び後退用クラッチ３３の接続を断つ。この状態で前記発進クラッチ２０を接続し、前記入力軸１を回転させると、トロイダル型無段変速機１２のみが、この入力軸１から上記出力軸２１に動力を伝達する。この様な低速走行時には、それぞれ１対ずつの入力側ディスク２、２と、出力側ディスク５、５との間の速度比を、前述の図３に示したトロイダル型無段変速ユニット単独の場合と同様にして調節する。
【００１７】
これに対して、高速走行時には、上記高速用クラッチ１７を接続すると共に、上記低速用クラッチ３２及び後退用クラッチ３３の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ２０を接続し、上記入力軸１を回転させると、この入力軸１から上記出力軸２１には、前記伝達軸１６と前記遊星歯車式変速機１３とが、動力を伝達する。即ち、上記高速走行時に上記入力軸１が回転すると、この回転は上記高速用クラッチ１７及び伝達軸１６を介してリング歯車１４に伝わる。そして、このリング歯車１４の回転が複数の遊星歯車２３、２３を介して太陽歯車２２に伝わり、この太陽歯車２２を固定した上記出力軸２１を回転させる。この状態で、上記トロイダル型無段変速機１２の速度比を変える事により上記各遊星歯車２３、２３の公転速度を変化させれば、上記無段変速装置全体としての速度比を調節できる。
【００１８】
即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車２３、２３が、上記リング歯車１４と同方向に公転する。そして、これら各遊星歯車２３、２３の公転速度が遅い程、上記太陽歯車２２を固定した出力軸２１の回転速度が速くなる。例えば、上記公転速度とリング歯車１４の回転速度（何れも角速度）が同じになれば、上記リング歯車１４と出力軸２１の回転速度が同じになる。これに対して、上記公転速度がリング歯車１４の回転速度よりも遅ければ、上記リング歯車１４の回転速度よりも出力軸２１の回転速度が速くなる。反対に、上記公転速度がリング歯車１４の回転速度よりも速ければ、上記リング歯車１４の回転速度よりも出力軸２１の回転速度が遅くなる。
【００１９】
従って、上記高速走行時には、前記トロイダル型無段変速機１２の速度比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の速度比は増速側に変化する。この様な高速走行時の状態では、上記トロイダル型無段変速機１２に、入力側ディスク２、２からではなく、出力側ディスク５からトルクが加わる（低速時に加わるトルクをプラスのトルクとした場合にマイナスのトルクが加わる）。即ち、前記高速用クラッチ１７を接続した状態では、前記エンジン１８から入力軸１に伝達されたトルクは、前記伝達軸１６を介して前記遊星歯車式変速機１３のリング歯車１４に伝達される。従って、入力軸１の側から各入力側ディスク２、２に伝達されるトルクは殆どなくなる。
【００２０】
一方、上記伝達軸１６を介して前記遊星歯車式変速機１３のリング歯車１４に伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車２３、２３から、キャリア２５及び動力伝達機構２６を介して各出力側ディスク５、５に伝わる。この様に各出力側ディスク５、５からトロイダル型無段変速機１２に加わるトルクは、無段変速装置全体の速度比を増速側に変化させるべく、トロイダル型無段変速機１２の速度比を減速側に変化させる程小さくなる。この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機１２に入力されるトルクを小さくする。そして、この様にトロイダル型無段変速機１２に加わるトルクが低い場合には、前記押圧装置１１ａの押圧力を低くして、このトロイダル型無段変速機１２の構成部品の耐久性向上を図る（特開平１１−６３１４６号公報記載の明細書の［００２５］段落参照）。
【００２１】
更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸２１を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ３１、１６の接続を断つと共に、前記後退用クラッチ３３を接続する。この結果、上記リング歯車１４が固定され、上記各遊星歯車２３、２３が、このリング歯車１４並びに前記太陽歯車２２と噛合しつつ、この太陽歯車２２の周囲を公転する。そして、この太陽歯車２２並びにこの太陽歯車２２を固定した出力軸２１が、前述した低速走行時並びに上述した高速走行時とは逆方向に回転する。
【００２２】
トロイダル型無段変速機で、入力側、出力側各ディスクの内側面と各パワーローラの周面との転がり接触部（トラクション部）の面圧を確保する為の押圧装置の構造としては、図３〜４に示したものの他にも、特公平６−７２６５２号公報、特開２０００−６５１９３号公報に記載されたものが知られている。このうちの特公平６−７２６５２号公報に記載されたものは、ローディングカムと油圧シリンダとを組み合わせ、ローディングカムにより入力トルクに応じた押圧力を発生させると共に、油圧シリンダにより変速比に応じた押圧力を発生させる様に構成している。又、特開２０００−６５１９３号公報に記載されたものは、トラクションオイルの動粘度を粘度センサにより測定し、この動粘度に応じて押圧装置が発生する押圧力を変化させる様に構成している。
【００２３】
【発明が解決しようとする課題】
上述した様な従来構造のうち、図３に示した構造の場合には、ローディングカム式の押圧装置１１が発生する押圧力が過大になる場合が多く、トロイダル型無段変速機１２の構成部品の耐久性を確保する面から不利である。即ち、上記押圧装置１１に要求される押圧力は、変速比、温度変化に伴うトラクションオイルの粘度の変化に応じて変わる。一方、ローディングカム式の押圧装置１１が発生する押圧力は、この押圧装置１１の入力部に加わるトルクが同じである限り一定である。従って、ローディングカム式の押圧装置１１は、要求される最も大きな押圧力を発生させる様に設計する。具体的には、変速比が１で、温度上昇に基づいて上記粘度が低下した状態で要求される押圧力を発生する構造とする。この為、変速比が１から大きく外れた場合や、比較的温度が低く上記粘度が高い場合には、上記押圧装置１１が発生する押圧力が過大になる。この押圧力が過大になる事は、トロイダル型無段変速機の小型化を図る面からも、伝達効率を確保する面からも、更には構成部材の耐久性を確保する面からも好ましくない。
【００２４】
又、図４に示した構造の場合には、高速用クラッチ１７を接続した高速モード時にトロイダル型無段変速機１２を通過するトルクが低くなる際に押圧装置１１ａが発生する油圧を低くする事だけしか考慮していない為、伝達効率確保及び耐久性確保の面から、必ずしも十分な効果を得られない。
又、特公平６−７２６５２号公報に記載されたものは、入力トルクと変速比とを考慮した押圧力を発生させる事はできるが、より細かな調節を行なう事はできない。
更に、特開２０００−６５１９３号公報に記載されたものは、トラクションオイルの動粘度に応じた押圧力を得る事はできるが、より細かな調節を行なう事はできない。しかも、トラクション部の動粘度を測定する事自体難しいだけでなく、仮にできたとしても装置が複雑化する事が避けられないものと考えられる。
本発明は、この様な事情に鑑み、簡素に構成できる構造で、トラクション部の面圧を適正にして、トロイダル型無段変速機の伝達効率及び耐久性の確保を図れる構造を実現するものである。
【００２５】
【課題を解決するための手段】
本発明のトロイダル型無段変速機は、前述した従来から知られているトロイダル型無段変速機と同様に、互いに同心に、且つ相対回転自在に配置された第一、第二のディスクと、互いに対向するこれら第一、第二のディスクの内側面同士の間に挟持されてこれら第一、第二のディスク同士の間で動力を伝達する複数のパワーローラと、上記第一のディスクを上記第二のディスクに向け押圧する油圧式の押圧装置とを備える。
特に、本発明のトロイダル型無段変速機に於いては、トロイダル型無段変速機を通過する動力、即ち、トルクＴと回転速度Ｓとの積（Ｔ×Ｓ）を検知する動力検知手段と、この動力検知手段が検知したトロイダル型無段変速機を通過する動力に応じて上記押圧装置に送り込む油圧を制御する為の油圧制御手段とを備える。そして、この油圧制御手段は、上記動力が大きい程上記油圧を高くする機能を有するものである。
【００２６】
又、好ましくは、請求項２に記載した様に、内側面にパワーローラを回転自在に支持し、第一、第二のディスクの中心軸に対し捩れの位置にある枢軸を中心として揺動変位するトラニオンをこの枢軸の軸方向に変位させる為の油圧式のアクチュエータ内にピストンを挟んで設けた１対の油圧室の圧力差によりトロイダル型無段変速機を通過する動力のトルクを求める。そして、このトルクと何れかの部分、即ち、トロイダル型無段変速機を構成する、或はこのトロイダル型無段変速機と接続される、動力伝達部品の回転速度との積により、この動力の大きさを求める。
又、好ましくは、請求項３に記載した様に、トロイダル型無段変速機内に存在するトラクションオイルの温度を測定する為の油温センサを備える。そして、上記油圧制御手段は、この油温センサが検出する上記トラクションオイルの温度が高い程、押圧装置に送り込む油圧を高くする機能を有する。
又、好ましくは、請求項４に記載した様に、前記押圧装置は第一のディスクと共に回転するものである事を前提として、上記油圧制御手段は、この第一のディスクの回転速度が速い程、上記押圧装置に送り込む油圧を低くする機能を有するものとする。
更には、請求項５に記載した様に、トロイダル型無段変速機は、遊星歯車式変速機及びモード切換手段と組み合わされて、複数の変速モードを実現するものとする。そして、上記油圧制御手段は、上記モード切換手段の切り換えに伴って実現されるモードに応じ、上記押圧装置に送り込む油圧を変化させる機能を有する。
【００２７】
【作用】
上述の様に構成する本発明のトロイダル型無段変速機の場合には、トロイダル型無段変速機を通過する動力により押圧装置が発生する押圧力を調節するので、トロイダル型無段変速機の運転状態の如何に拘らず、この押圧力を最適値に規制できる。即ち、トルクＴと回転速度Ｓとの積（Ｔ×Ｓ）である動力からこの動力を伝達する為に最適なトラクション係数を決定し、この決定したトラクション係数を得る為の押圧力を求めた上、この押圧力を得る為に必要な油圧を上記押圧装置に送り込めば、この押圧力を常に最適値若しくはそれに近い値にできる。この結果、トロイダル型無段変速機の伝達効率及び耐久性の確保を図れる。この際、必要に応じて、第一、第二のディスク同士の間の変速比や、アクセル開度、アクセルの踏み込み速度等を、上記動力と合わせて油圧制御手段に送り込み、上記押圧力の微調節を行なわせる事もできる。尚、上記変速比は、トロイダル型無段変速機の入力軸と出力軸との回転速度の比として求める等、従来から測定している状態値に基づいて容易に求められる。又、上記アクセル開度、アクセルの踏み込み速度等を表す信号も、エンジン制御用のコンピュータ等から、容易に得られる。
【００２８】
又、請求項２に記載した様に、トラニオンを枢軸の軸方向に変位させる為の油圧式のアクチュエータ内に設けた１対の油圧室の圧力差によりトロイダル型無段変速機を通過する動力のトルクを求めれば、１対の圧力センサによりトルク検出を容易且つ確実に行なえる。
又、請求項３に記載した様に、トロイダル型無段変速機内に存在するトラクションオイルの温度が高い程、押圧装置に送り込む油圧を高くすれば、温度上昇に伴ってこのトラクションオイルの粘度が低下した状態でも、トラクション部で滑りが発生する事を防止できる。
又、請求項４に記載した様に、第一のディスクの回転速度が速い程、押圧装置に送り込む油圧を低くすれば、遠心力に基づく押圧装置内の油圧上昇分を補償して、高速運転時にトラクション部の面圧が過度に高くなる事を防止できる。
更に、請求項５に記載した様に、上記モード切換手段の切り換えに伴って実現されるモードに応じて押圧装置に送り込む油圧を変化させれば、何れのモード時にも、トラクション部の面圧を適正にできる。
【００２９】
【発明の実施の形態】
図１〜２は、本発明の実施の形態の第１〜２例を示している。これら各例は、前述の図３〜４に示した様な、入力側ディスク２、２と出力側ディスク５、５とを動力の伝達方向に関して互いに平行に、２個ずつ設けた、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機に、本発明を適用した場合に就いて示している。エンジン１８から入力軸１に伝わった動力は、この入力軸１の両端部に支持した、それぞれが請求項に記載した第一のディスクである入力側ディスク２、２からそれぞれパワーローラ６、６を介して、それぞれが請求項に記載した第二のディスクに相当する出力側ディスク５、５に伝わり、出力歯車４から取り出される。
【００３０】
上記各パワーローラ６、６は、それぞれトラニオン７、７の内側面に、支持軸８、８及び複数の転がり軸受を介して、回転自在に支持されている。又、上記各トラニオン７、７は、それぞれの長さ方向（図２の上下方向）両端部に、これら各トラニオン７、７毎に互いに同心に設けられた、それぞれ１対ずつの枢軸３４、３４を中心として、揺動変位自在である。又、上記各トラニオン７、７には、それぞれ油圧式のアクチュエータ９、９を結合して、上記各枢軸３４、３４の軸方向に変位自在としている。
【００３１】
上述の様なトロイダル型無段変速ユニットの運転時には、エンジン１８等の動力源に繋がる駆動軸１０により一方（図１の左方）の入力側ディスク２を、油圧式の押圧装置１１ａを介して回転駆動する。尚、この押圧装置１１ａは、スプライン係合部等を設ける事により、回転力の伝達を行ないつつ、上記入力側ディスク２を押圧する為に、軸方向の寸法を拡縮自在としている。又、他方（図１の右方）の入力側ディスク２は、上記入力軸１の端部に結合されて、上記押圧装置１１ａの作動時（全長の伸長時）に、一方の入力側ディスク２に向けて引っ張られる様にしている。尚、この様に、上記押圧装置１１ａの軸方向寸法の伸長に伴って１対の入力側ディスク２、２同士を互いに近づけ合う部分の構造に就いては、前述の図３に示した構造を含め、各種構造が従来から多くの公報に記載される等により知られており、本発明の要旨でもない為、図１には省略し、詳しい説明も省略する。
【００３２】
何れにしても、上記１対の入力側ディスク２、２が、互いに近づく方向に押圧されつつ同期して回転すると、この回転が、前記各パワーローラ６、６を介して前記各出力側ディスク５、５に伝わり、前記出力歯車４から取り出される。この様にトロイダル型無段変速機が上記各入力側ディスク２、２から上記各出力側ディスク５、５に動力を伝達する際に、前記各トラニオン７、７には、前記各枢軸３４、３４の軸方向にスラスト荷重が加わる。このスラスト荷重は、トロイダル型無段変速機の技術分野で２Ｆｔと呼ばれて広く知られているもので、上記各トラニオン７、７に支持したパワーローラ６、６の周面と上記各ディスク２、５の内側面との転がり接触部（トラクション部）で発生し、上記各パワーローラ６、６を介して上記各トラニオン７、７に加わる。
【００３３】
この様にしてこれら各トラニオン７、７に加わるスラスト荷重（２Ｆｔ）の大きさは、上記動力のトルクに比例する。そして、このスラスト荷重は、前記アクチュエータ９、９により支承する。このスラスト荷重を支承する事に伴ってこれら各アクチュエータ９、９を構成するピストン３５、３５を挟んで存在する１対の油圧室３６ａ、３６ｂ内の油圧に差が生じる。即ち、高圧側の油圧室３６ａ（３６ｂ）により上記スラスト荷重を受けて、このスラスト荷重に拘らず、上記各トラニオン７、７が上記各枢軸３４、３４の軸方向に変位しない様にする。上記各ピストン３５、３５の受圧面積をＡとし、上記高圧側の油圧室の油圧をＰ_Ｈ　とし、低圧側の油圧室の油圧をＰ_Ｌ　とした場合、２Ｆｔ＝（Ｐ_Ｈ　−Ｐ_Ｌ　）Ａで表される。
【００３４】
前記入力軸１と前記出力歯車４との回転速度の比を変える場合には、上記各アクチュエータ９、９への圧油の給排により、上記各トラニオン７、７を上記各枢軸３４、３４の軸方向に変位させる。この結果、上記各パワーローラ６、６の周面と上記入力側、出力側各ディスク２、５の内側面との接触部の接線方向に作用する力の方向が変化するので、上記各トラニオン７、７が上記各枢軸３４、３４を中心として揺動変位する。
【００３５】
更に、本例のトロイダル型無段変速機に於いては、トロイダル型無段変速機を通過する動力、即ち、トルクＴと回転速度Ｓとの積（Ｔ×Ｓ）を検知する動力検知手段と、この動力検知手段が検知したトロイダル型無段変速機を通過する動力に応じて上記押圧装置１１ａに送り込む油圧を制御する為の油圧制御手段とを備える。この為に本例の場合には、前記エンジン１８の出力を前記押圧装置１１ａに伝達する為の駆動軸１０の途中に、この駆動軸１０を伝わるトルクを測定する為のトルクセンサ３７と、この駆動軸１０の回転速度を測定する為の回転速度センサ３８とを設けている。そして、これら両センサ３７、３８の測定信号を、上記押圧装置１１ａの油圧室３９内に送り込む油圧を制御する為の油圧制御手段４０に入力している。
【００３６】
この油圧制御手段４０は、マイクロコンピュータを内蔵しており、上記両センサ３７、３８の測定信号に基づいて、上記駆動軸１０から上記押圧装置１１ａに伝えられる動力を求める。そして、この動力が大きい程、この押圧装置１１ａに送り込む油圧を高くする。
【００３７】
上述の様に構成する本例のトロイダル型無段変速機の場合には、駆動軸１０から送り込まれ、このトロイダル型無段変速機を通過する動力により上記押圧装置１１ａが発生する押圧力を調節するので、このトロイダル型無段変速機の運転状態の如何に拘らず、この押圧力を最適値に規制できる。即ち、上記油圧制御手段４０に内蔵したマイクロコンピュータが、トルクＴと回転速度Ｓとの積（Ｔ×Ｓ）である動力からこの動力を伝達する為に最適なトラクション係数を決定し、この決定したトラクション係数を得る為の押圧力を求める。そして、この押圧力を得る為に必要な油圧を上記押圧装置１１ａに送り込む。従って、この押圧力を常に最適値若しくはそれに近い値にできる。
【００３８】
この結果、上記トロイダル型無段変速機の伝達効率及び耐久性の確保を図れる。この際、必要に応じて、前記両入力側ディスク２、２と前記両出力側ディスク５、５との間の変速比や、アクセル開度、アクセルの踏み込み速度等を、上記動力と合わせて上記油圧制御手段４０に送り込み、上記押圧力の微調節を行なわせる事もできる。この場合に、上記変速比は、前記入力軸１と前記出力歯車４との回転速度の比として求める等、従来から測定している状態値に基づいて容易に求められる。又、上記アクセル開度、アクセルの踏み込み速度等を表す信号も、アクセルに付属したセンサ、或はエンジン制御用のコンピュータ等から、容易に得られる。
【００３９】
又、上述した第１例の場合には、トロイダル型無段変速機を通過する動力のうちのトルクの値を、駆動軸１０に付設したトルクセンサ３７により測定する様にしている。これに対して、前述した様に、前記各トラニオン７、７を前記枢軸３４、３４の軸方向に変位させる為のアクチュエータ９、９毎に１対ずつ存在する油圧室３６ａ、３６ｂ内の油圧により、上記トルクを算出する事もできる。即ち、前述した様に、上記各アクチュエータ９、９内にピストン３５、３５を挟んで設けた１対の油圧室３６ａ、３６ｂ間の圧力差は、上記トルクに比例する。そして、このトルクＴは、上記各ピストン３５、３５の受圧面積Ａと、上記高圧側の油圧室の油圧Ｐ_Ｈ　と、低圧側の油圧室の油圧Ｐ_Ｌ　とから、Ｔ∝２Ｆｔ＝（Ｐ_Ｈ　−Ｐ_Ｌ　）Ａなる式で求める事ができる。上記油圧室３６ａ、３６ｂ内の油圧は、簡単な油圧センサにより容易に求められる為、上記トルク測定の為の構造を簡略にできる。そして、この様にして求めたトルクＴの値と、何れかの部分、即ち、トロイダル型無段変速機を構成する、或はこのトロイダル型無段変速機と接続される動力伝達部品の回転速度との積により、上記動力の大きさを求める。
【００４０】
又、図示は省略するが、好ましくは、トロイダル型無段変速機内に存在するトラクションオイルの温度を測定する為の油温センサを設ける。そして、油圧制御手段は、この油温センサが検出する上記トラクションオイルの温度が高い程、押圧装置に送り込む油圧を高くする。
上記トラクションオイルは、温度が高い程粘度が低下し、必要とするトラクション係数を得にくくなる。従って、低温時には押圧力を低くして、トラクション部の面圧を低く抑えても十分に動力伝達を行なえる反面、温度上昇時には押圧装置による押圧力を高くし、上記粘度の低下分を補う必要がある。上記油圧制御装置に、油温が高い程前記押圧装置１１ａに導入する油圧を高くして、この押圧装置が発生する押圧力を高くする機能を持たせれば、低温時に上記面圧が過大になる事を防止しつつ、温度上昇に伴って上記トラクションオイルの粘度が低下した状態でも、トラクション部で滑りが発生する事を防止できる。そして、過大な面圧や滑りの発生に基づいて、トロイダル型無段変速機の伝達効率や構成各部品の耐久性が低下する事を防止できる。
尚、温度と粘度との関係、更にはこの粘度低下に伴って必要になる押圧力の増大分との関係は、予め実験により求めて実験式にまとめ、上記油圧制御装置のマイクロコンピュータ内にインストールするソフトウェアに組み込んでおく。
【００４１】
又、やはり図示は省略するが、押圧装置が入力側ディスクと共に回転するものである場合に、油圧制御手段に、この入力側ディスクの回転速度に見合う押し付け力を上記押圧装置に発生させるべく、この回転速度に応じて、この押圧装置に送り込む油圧を調節する機能を持たせる事も好ましい。
トロイダル型無段変速機の運転時に上記押圧装置が回転する場合、この押圧装置内の作動油の圧力が遠心力に基づいて（特に押圧装置の径方向外側で）上昇し、この押圧装置が発生する押圧力が大きくなる一方、回転速度が早い程トラクション係数が下がり、大きな押圧力を必要とする。但し、両者は単純に補償し合うものではない。そこで、上記入力側ディスクの回転速度に応じて上記押圧装置に送り込む油圧を調節すれば、遠心力に基づく押圧装置内の油圧上昇分と回転速度変化に伴うトラクション係数の変動分とを合わせて補償し、高速運転時にトラクション部の面圧が適正範囲からずれる事を防止できる。そして、トラクション部に加わる過大な面圧やこのトラクション部で生じる過大な滑りにより、トロイダル型無段変速機の伝達効率や構成各部品の耐久性が低下する事を防止できる。
尚、回転する油圧シリンダ内の油圧が遠心力により上昇する事でこの油圧シリンダの推力が上昇するのを抑える為には、遠心力による油圧増大分を相殺する為のキャンセル室を設ける事も考えられる。但し、この場合には、装置が大型化する事が避けられないだけでなく、トラクション係数の変動には対応できない。上述の様に、回転速度増大に応じて上記押圧装置内に導入する油圧を低くすれば、大型化を防止しつつ、過大な押圧力や過大な滑りの発生を防止できる。
【００４２】
又、本発明は、前述の図４に示した様な、遊星歯車式変速機１３と組み合わせて無段変速装置を構成するトロイダル型無段変速機１２に就いても実施できる。この場合に油圧制御手段は、モード切換手段の切り換えに伴って実現されるモードに応じて押圧装置に送り込む油圧を変化させる。
即ち、モード切換手段である高速用クラッチ１７を接続し、低速用、後退用両クラッチ３２、３３の接続を断った高速モード時には、上記トロイダル型無段変速機１２を通過する動力が低くなる。従って、この高速モード時には、他のモード（低速モード及び後退モード）時よりも上記押圧装置に送り込む油圧を低く抑える。この様に、モードに応じてこの油圧を変化させれば、何れのモード時にも、トラクション部の面圧を適正にできる。
【００４３】
【発明の効果】
本発明は、以上に述べた通り構成され作用するので、小型でしかも優れた伝達効率及び耐久性を有するトロイダル型無段変速機を実現できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の第１例を示す略断面図。
【図２】同第２例を示す部分断面図。
【図３】従来から知られているトロイダル型無段変速ユニットの１例を示す、図２のＡ−Ａ断面に相当する図。
【図４】従来から知られている、トロイダル型無段変速ユニットと遊星歯車式変速ユニットとを組み合わせて成る無段変速装置の１例を示す略断面図。
【符号の説明】
１　　入力軸
２　　入力側ディスク
３　　ボールスプライン
４　　出力歯車
５　　出力側ディスク
６　　パワーローラ
７　　トラニオン
８　　支持軸
９　　アクチュエータ
１０　　駆動軸
１１、１１ａ　押圧装置
１２　　トロイダル型無段変速機
１３　　遊星歯車式変速機
１４　　リング歯車
１５　　支持板
１６　　伝達軸
１７　　高速用クラッチ
１８　　エンジン
１９　　クランクシャフト
２０　　発進クラッチ
２１　　出力軸
２２　　太陽歯車
２３　　遊星歯車
２４ａ、２４ｂ　遊星歯車素子
２５　　キャリア
２６　　動力伝達機構
２７　　伝達軸
２８ａ、２８ｂ　スプロケット
２９　　チェン
３０　　第一の歯車
３１　　第二の歯車
３２　　低速用クラッチ
３３　　後退用クラッチ
３４　　枢軸
３５　　ピストン
３６ａ、３６ｂ　油圧室
３７　　トルクセンサ
３８　　回転速度センサ
３９　　油圧室
４０　　油圧制御手段[0001]
[Industrial applications]
INDUSTRIAL APPLICABILITY The toroidal-type continuously variable transmission according to the present invention is used as a transmission unit of an automatic transmission for an automobile or as a transmission for adjusting the operating speed of various industrial machines such as a pump.
[0002]
[Prior art]
The use of a toroidal-type continuously variable transmission as shown in FIG. 3 has been studied as an automatic transmission for an automobile, and has been partially implemented. This toroidal-type continuously variable transmission is called a double cavity type, in which input disks 2, 2, each of which is a first disk described in the claims, are ball-spline 3 around both ends of an input shaft 1. , Support through 3. Therefore, these two input-side disks 2, 2 are supported concentrically and freely in a synchronized manner. Further, an output gear 4 is supported around an intermediate portion of the input shaft 1 so as to be rotatable relative to the input shaft 1. Output disks 5 corresponding to a second disk described above are spline-engaged with both ends of a cylindrical portion provided at the center of the output gear 4. Therefore, these two output-side disks 5, 5 rotate synchronously with the output gear 4.
[0003]
A plurality of (normally two to three) power rollers 6, 6 are sandwiched between the input disks 2, 2, and the output disks 5, 5, respectively. These power rollers 6 are rotatably supported on the inner surfaces of the trunnions 7 via support shafts 8 and a plurality of rolling bearings. Each of the trunnions 7, 7 is provided at each end in the longitudinal direction (the front and back direction in FIG. 3) with each of the trunnions 7, 7 to be concentric with each other. (See FIG. 2).
[0004]
The operation of tilting the trunnions 7, 7 is performed by displacing the trunnions 7, 7 in the axial direction of the pivots 34, 34 by hydraulic actuators 9, 9 (see FIG. 2 showing an embodiment of the present invention). By doing it. At the time of gear shifting, the trunnions 7, 7 are displaced in the axial direction of the pivots 34, 34 by supplying and discharging pressure oil to and from the actuators 9, 9, respectively. As a result, the direction of the force acting in the tangential direction of the contact portion between the peripheral surface of each of the power rollers 6 and the inner surface of each of the input and output disks 2 and 5 changes. , 7 are oscillated about the respective pivots 34, 34. The inclination angles of all the trunnions 7, 7 are synchronized with each other hydraulically and mechanically.
[0005]
During the operation of the toroidal-type continuously variable transmission unit as described above, one (the left-hand side in FIG. 3) input-side disc 2 is driven by a driving shaft 10 connected to a power source such as an engine via a loading cam-type pressing device 11. Drive rotationally. As a result, the pair of input-side disks 2, 2 supported at both ends of the input shaft 1 rotate synchronously while being pressed in directions approaching each other. Then, this rotation is transmitted to the respective output side disks 5, 5 via the respective power rollers 6, 6 and is taken out from the output gear 4.
[0006]
In the case of changing the rotation speed ratio between the input shaft 1 and the output gear 4 and first reducing the speed between the input shaft 1 and the output gear 4, the trunnions 7, 7 are moved to the positions shown in FIG. As shown in FIG. 3, the peripheral surface of each of the power rollers 6 and 6 is located near the center of the inner surface of each of the input disks 2 and 2 and the inner surface of each of the output disks 5 and 5, as shown in FIG. Abut the outer peripheral portion of the side surface. Conversely, when increasing the speed, the trunnions 7, 7 are swung in the direction opposite to that of FIG. 3, and the peripheral surfaces of the power rollers 6, 6 are reversed in the state shown in FIG. The trunnions 7, 7 are inclined so as to abut against the outer peripheral portions of the inner surfaces of the input disks 2, 2 and the central portions of the inner surfaces of the output disks 5, 5, respectively. . An intermediate speed ratio (speed ratio) between the input shaft 1 and the output gear 4 can be obtained by setting the angle of inclination of each of the trunnions 7 and 7 at an intermediate value.
[0007]
In the case of the toroidal-type continuously variable transmission unit shown in FIG. 3, the transmission of power from the input shaft 1 to the output gear 4 is performed between one input-side disk 2 and the output-side disk 5 and the other side. Since it is divided into two systems, that is, between the input-side disk 2 and the output-side disk 5, large power can be transmitted.
[0008]
Further, when the toroidal-type continuously variable transmission unit configured and operating as described above is incorporated into an actual vehicle continuously variable transmission, it is known to combine the planetary gear mechanism to form a continuously variable transmission. As described in JP-A-169169, JP-A-1-313266, JP-A-10-196759, JP-A-11-63146, etc., it has been conventionally proposed.
[0009]
FIG. 4 shows a continuously variable transmission described in JP-A-11-63146 of the above publications. This continuously variable transmission is configured by combining a toroidal type continuously variable transmission 12 of a double cavity type and a planetary gear type transmission 13. During low-speed traveling, power is transmitted only by the toroidal-type continuously variable transmission 12, and during high-speed traveling, power is mainly transmitted by the planetary gear transmission 13, and the speed ratio by the planetary gear transmission 13 is adjusted. The speed can be adjusted by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 12.
[0010]
To this end, the tip of the input shaft 1 (right end in FIG. 4) penetrating through the center of the toroidal type continuously variable transmission 12 and supporting a pair of input side disks 2 and 2 at both ends, A transmission shaft 16 fixed to the center of a support plate 15 supporting a ring gear 14 constituting the planetary transmission 13 is connected via a high-speed clutch 17. The configuration of the toroidal type continuously variable transmission 12 is substantially the same as that of the conventional structure shown in FIG. 3 described above, except for a pressing device 11a described below.
[0011]
Further, between the output side end (right end in FIG. 4) of the crankshaft 19 of the engine 18 which is the drive source and the input side end (= base end = left end in FIG. 4) of the input shaft 1. , The starting clutch 20 and the hydraulic pressing device 11a are provided in series with each other in the power transmission direction. In the case of the continuously variable transmission described in JP-A-11-63146, an arbitrary hydraulic pressure can be freely introduced to the pressing device 11a (see paragraph [0012] in the specification of the publication).
[0012]
An output shaft 21 for extracting power based on the rotation of the input shaft 1 is arranged concentrically with the input shaft 1. The planetary gear type transmission 13 is provided around the output shaft 21. The sun gear 22 constituting the planetary gear type transmission 13 is fixed to the input end of the output shaft 21 (the left end in FIG. 4). Therefore, the output shaft 21 rotates with the rotation of the sun gear 22. The ring gear 14 is rotatably supported around the sun gear 22 concentrically with the sun gear 22. A plurality of planetary gears 23 are provided between the inner peripheral surface of the ring gear 14 and the outer peripheral surface of the sun gear 22. Each of these planetary gears 23, 23 is constituted by a pair of planetary gear elements 24a, 24b. The planetary gear elements 24a and 24b mesh with each other, the planetary gear element 24a arranged on the outer diameter side meshes with the ring gear 14, and the planetary gear element 24b arranged on the inner diameter side meshes with the sun gear 22. are doing. Each of such planetary gears 23 is rotatably supported on one side surface (the left side surface in FIG. 4) of the carrier 25. The carrier 25 is rotatably supported at an intermediate portion of the output shaft 21.
[0013]
Further, the carrier 25 and a pair of output-side disks 5, 5 constituting the toroidal-type continuously variable transmission 12 are connected by a power transmission mechanism 26 in a state where torque can be transmitted. The power transmission mechanism 26 includes a transmission shaft 27 parallel to the input shaft 1 and the output shaft 21, a sprocket 28a fixed to one end (the left end in FIG. 4) of the transmission shaft 27, and each of the output side disks. 5 and 5, a chain 29 bridged between the sprockets 28a and 28b, the other end of the transmission shaft 27 (the right end in FIG. 4) and the carrier 25, respectively. The first and second gears 30 and 31 mesh with each other. Accordingly, as the output disks 5, 5 rotate, the carrier 25 moves in the opposite direction to the output disks 5, 5 in the opposite direction to the number of teeth of the first and second gears 30, 31 and the pair of gears. Of the sprockets 28a and 28b.
[0014]
On the other hand, the input shaft 1 and the ring gear 14 are freely connectable in a state where torque can be transmitted through the transmission shaft 16 arranged concentrically with the input shaft 1. The high-speed clutch 17 is provided between the transmission shaft 16 and the input shaft 1 in series with the two shafts 16, 1. Therefore, when the high-speed clutch 17 is connected, the transmission shaft 16 rotates in the same direction as the input shaft 1 at the same speed as the input shaft 1 rotates.
[0015]
Further, the continuously variable transmission shown in FIG. 4 includes a clutch mechanism constituting a mode switching means. The clutch mechanism includes a high-speed clutch 17, a low-speed clutch 32 provided between the outer peripheral edge of the carrier 25 and one axial end (the right end in FIG. 4) of the ring gear 14, The reverse clutch 33 is provided between the gear 14 and a fixed portion such as a housing (not shown) of the continuously variable transmission. When any one of the clutches 17, 32, 33 is connected, the connection of the remaining two clutches is disconnected.
[0016]
In the continuously variable transmission configured as described above, first, during low-speed traveling, the low-speed clutch 32 is connected, and the high-speed clutch 17 and the reverse clutch 33 are disconnected. When the starting clutch 20 is connected and the input shaft 1 is rotated in this state, only the toroidal type continuously variable transmission 12 transmits power from the input shaft 1 to the output shaft 21. During such low-speed running, the speed ratio between the pair of input side disks 2 and 2 and the pair of output side disks 5 and 5 is determined by the case of the toroidal type continuously variable transmission unit shown in FIG. Adjust as above.
[0017]
On the other hand, during high-speed running, the high-speed clutch 17 is connected, and the low-speed clutch 32 and the reverse clutch 33 are disconnected. In this state, when the starting clutch 20 is connected and the input shaft 1 is rotated, the transmission shaft 16 and the planetary gear type transmission 13 transmit power from the input shaft 1 to the output shaft 21. I do. That is, when the input shaft 1 rotates during the high-speed running, the rotation is transmitted to the ring gear 14 via the high-speed clutch 17 and the transmission shaft 16. Then, the rotation of the ring gear 14 is transmitted to the sun gear 22 via the plurality of planetary gears 23, 23, and rotates the output shaft 21 to which the sun gear 22 is fixed. In this state, if the revolution speed of each of the planetary gears 23 is changed by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 12, the speed ratio of the entire continuously variable transmission can be adjusted.
[0018]
That is, the planetary gears 23 revolve in the same direction as the ring gear 14 during the high-speed running. The lower the revolution speed of each of the planetary gears 23, the higher the rotation speed of the output shaft 21 to which the sun gear 22 is fixed. For example, if the revolution speed becomes equal to the rotation speed of the ring gear 14 (both angular velocities), the rotation speed of the ring gear 14 becomes equal to the rotation speed of the output shaft 21. On the other hand, if the revolution speed is lower than the rotation speed of the ring gear 14, the rotation speed of the output shaft 21 is higher than the rotation speed of the ring gear 14. Conversely, if the revolution speed is higher than the rotation speed of the ring gear 14, the rotation speed of the output shaft 21 is lower than the rotation speed of the ring gear 14.
[0019]
Therefore, during the high-speed running, as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 12 is changed to the deceleration side, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing side. In such a state at the time of high-speed running, torque is applied to the toroidal type continuously variable transmission 12 from the output side disk 5 instead of from the input side disks 2 and 2 (when the torque applied at low speed is plus torque). Negative torque is applied to the That is, when the high-speed clutch 17 is connected, the torque transmitted from the engine 18 to the input shaft 1 is transmitted to the ring gear 14 of the planetary gear type transmission 13 via the transmission shaft 16. Therefore, almost no torque is transmitted from the input shaft 1 to each of the input disks 2 and 2.
[0020]
On the other hand, a part of the torque transmitted to the ring gear 14 of the planetary gear type transmission 13 via the transmission shaft 16 is transmitted from the respective planetary gears 23, 23 via a carrier 25 and a power transmission mechanism 26. It is transmitted to the output side disks 5,5. As described above, the torque applied to the toroidal-type continuously variable transmission 12 from each of the output-side disks 5, 5 changes the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 12 in order to change the speed ratio of the entire continuously variable transmission to the speed increasing side. Becomes smaller as the speed is changed to the deceleration side. As a result, the torque input to the toroidal type continuously variable transmission 12 during high-speed running is reduced. When the torque applied to the toroidal continuously variable transmission 12 is low, the pressing force of the pressing device 11a is reduced to improve the durability of the components of the toroidal continuously variable transmission 12. (See paragraph [0025] of the specification of JP-A-11-63146).
[0021]
Further, when the output shaft 21 is rotated in the reverse direction in order to reverse the vehicle, the connection of the low-speed and high-speed clutches 31 and 16 is disconnected and the reverse clutch 33 is connected. As a result, the ring gear 14 is fixed, and the planetary gears 23 revolve around the sun gear 22 while meshing with the ring gear 14 and the sun gear 22. Then, the sun gear 22 and the output shaft 21 to which the sun gear 22 is fixed rotate in the opposite direction to the above-described low-speed running and the above-described high-speed running.
[0022]
The structure of the pressing device for ensuring the surface pressure of the rolling contact portion (traction portion) between the inner surface of each disk on the input side and output side and the peripheral surface of each power roller in a toroidal type continuously variable transmission is shown in FIG. In addition to those described in Nos. 3 and 4, those described in Japanese Patent Publication No. 6-72652 and Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-65193 are known. Of these, the one described in Japanese Patent Publication No. 6-72652 combines a loading cam and a hydraulic cylinder, generates a pressing force according to the input torque by the loading cam, and presses the pressing force according to the speed ratio by the hydraulic cylinder. It is configured to generate pressure. Japanese Patent Application Laid-Open No. 2000-65193 discloses a configuration in which the kinematic viscosity of traction oil is measured by a viscosity sensor, and the pressing force generated by a pressing device is changed according to the kinematic viscosity. .
[0023]
[Problems to be solved by the invention]
Of the conventional structures as described above, in the case of the structure shown in FIG. 3, the pressing force generated by the loading cam type pressing device 11 is often excessive, and the components of the toroidal type continuously variable transmission 12 are often used. This is disadvantageous from the viewpoint of ensuring the durability of the device. That is, the pressing force required of the pressing device 11 changes according to the change in the viscosity of the traction oil accompanying the change in the gear ratio and the temperature. On the other hand, the pressing force generated by the loading cam type pressing device 11 is constant as long as the torque applied to the input section of the pressing device 11 is the same. Therefore, the loading device 11 of the loading cam type is designed to generate the largest required pressing force. Specifically, the gear ratio is set to 1, and the required pressing force is generated in a state where the viscosity is reduced based on the temperature rise. For this reason, when the gear ratio deviates significantly from 1 or when the temperature is relatively low and the viscosity is high, the pressing force generated by the pressing device 11 becomes excessive. Excessive pressing force is not preferable from the viewpoint of reducing the size of the toroidal-type continuously variable transmission, securing transmission efficiency, and further securing durability of components.
[0024]
In the case of the structure shown in FIG. 4, the hydraulic pressure generated by the pressing device 11a when the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission 12 decreases in the high-speed mode in which the high-speed clutch 17 is connected is reduced. Only consideration is given, so that sufficient effects cannot always be obtained in terms of securing transmission efficiency and durability.
Further, the one disclosed in Japanese Patent Publication No. 6-72652 can generate a pressing force in consideration of an input torque and a gear ratio, but cannot perform finer adjustment.
Further, the one described in JP-A-2000-65193 can obtain a pressing force corresponding to the kinematic viscosity of traction oil, but cannot perform finer adjustment. In addition, it is not only difficult to measure the kinematic viscosity of the traction portion itself, but even if it can be done, it is considered that the device becomes inevitably complicated.
In view of such circumstances, the present invention realizes a structure that can have a simple configuration and that can secure the transmission efficiency and durability of a toroidal type continuously variable transmission by adjusting the surface pressure of a traction portion appropriately. is there.
[0025]
[Means for Solving the Problems]
The toroidal-type continuously variable transmission according to the present invention includes, similarly to the above-described conventionally known toroidal-type continuously variable transmission, first and second disks concentrically and relatively rotatably arranged, A plurality of power rollers sandwiched between inner surfaces of the first and second disks facing each other and transmitting power between the first and second disks; and A hydraulic pressing device for pressing the second disk.
In particular, in the toroidal-type continuously variable transmission according to the present invention, power passing through the toroidal-type continuously variable transmission, that is, power detection means for detecting the product (T × S) of the torque T and the rotation speed S, Hydraulic control means for controlling the hydraulic pressure fed to the pressing device in accordance with the power passing through the toroidal-type continuously variable transmission detected by the power detection means. The hydraulic control means has a function of increasing the hydraulic pressure as the power increases.
[0026]
Preferably, as described in claim 2, a power roller is rotatably supported on the inner surface, and swings around a pivot axis which is twisted with respect to the central axes of the first and second disks. The torque of the power passing through the toroidal-type continuously variable transmission is determined by a pressure difference between a pair of hydraulic chambers provided with a piston in a hydraulic actuator for displacing the trunnion to be moved in the axial direction of the pivot. Then, the product of this torque and any part, that is, the rotational speed of a power transmission component that constitutes the toroidal-type continuously variable transmission or is connected to the toroidal-type continuously variable transmission, allows the power of this power to be obtained. Find the size.
Further, preferably, as described in claim 3, an oil temperature sensor for measuring the temperature of traction oil present in the toroidal-type continuously variable transmission is provided. The hydraulic pressure control means has a function of increasing the hydraulic pressure fed to the pressing device as the temperature of the traction oil detected by the oil temperature sensor increases.
Preferably, as described in claim 4, on the premise that the pressing device rotates together with the first disk, the hydraulic control means sets a higher rotation speed of the first disk. , And has a function of reducing the hydraulic pressure fed to the pressing device.
Further, as described in claim 5, the toroidal type continuously variable transmission realizes a plurality of shift modes in combination with the planetary gear type transmission and the mode switching means. The hydraulic pressure control means has a function of changing the hydraulic pressure fed to the pressing device according to a mode realized by switching of the mode switching means.
[0027]
[Action]
In the case of the toroidal type continuously variable transmission of the present invention configured as described above, the pressing force generated by the pressing device is adjusted by the power passing through the toroidal type continuously variable transmission. This pressing force can be regulated to an optimum value regardless of the operation state. That is, the optimum traction coefficient for transmitting the power is determined from the power (T × S) of the product of the torque T and the rotation speed S, and the pressing force for obtaining the determined traction coefficient is determined. If the hydraulic pressure required to obtain this pressing force is sent to the pressing device, the pressing force can always be set to an optimum value or a value close to the optimum value. As a result, transmission efficiency and durability of the toroidal type continuously variable transmission can be ensured. At this time, if necessary, the gear ratio between the first and second disks, the accelerator opening, the accelerator depression speed, etc. are sent to the hydraulic control means together with the power, and the pressing force is reduced. Adjustments can also be made. Note that the gear ratio can be easily obtained based on state values that have been conventionally measured, such as the ratio of the rotational speed between the input shaft and the output shaft of a toroidal-type continuously variable transmission. Also, signals indicating the accelerator opening, the accelerator depression speed, and the like can be easily obtained from an engine control computer or the like.
[0028]
Further, as described in claim 2, the power passing through the toroidal type continuously variable transmission is generated by a pressure difference between a pair of hydraulic chambers provided in a hydraulic actuator for displacing the trunnion in the axial direction of the pivot. If the torque is obtained, the torque can be easily and reliably detected by the pair of pressure sensors.
As described in claim 3, as the temperature of the traction oil present in the toroidal type continuously variable transmission increases, the oil pressure fed to the pressing device increases, and the viscosity of the traction oil decreases with the temperature rise. It is possible to prevent slippage from occurring in the traction portion even when the vehicle is in the traction state.
As described in claim 4, the higher the rotation speed of the first disk, the lower the oil pressure fed to the pressing device, the higher the hydraulic pressure in the pressing device due to the centrifugal force, and the higher the speed of operation. At times, the surface pressure of the traction portion can be prevented from becoming excessively high.
Further, as described in claim 5, if the hydraulic pressure fed to the pressing device is changed in accordance with the mode realized by the switching of the mode switching means, the surface pressure of the traction portion can be changed in any mode. I can do it properly.
[0029]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
1 and 2 show first and second examples of the embodiment of the present invention. Each of these examples is a double cavity type in which two input disks 2 and 2 and two output disks 5 and 5 are provided in parallel with each other in the power transmission direction, as shown in FIGS. The present invention is applied to a toroidal-type continuously variable transmission. The power transmitted from the engine 18 to the input shaft 1 is transmitted to the power rollers 6 and 6 from the input disks 2, 2, which are first disks described in the claims, supported on both ends of the input shaft 1, respectively. Via the output gear 4 via the output gears 5, 5 corresponding to the second disks described in the claims.
[0030]
The power rollers 6 are rotatably supported on the inner surfaces of the trunnions 7 via support shafts 8 and a plurality of rolling bearings. Each of the trunnions 7, 7 is provided concentrically with each of the trunnions 7, 7 at both ends in the longitudinal direction (vertical direction in FIG. 2), and a pair of pivots 34, 34 is provided. Around the center. Hydraulic actuators 9, 9 are respectively connected to the trunnions 7, 7 so that the trunnions 7, 7 can be displaced in the axial direction of the pivots 34, 34.
[0031]
During operation of the toroidal-type continuously variable transmission unit as described above, one (the left side in FIG. 1) input-side disc 2 is driven by a drive shaft 10 connected to a power source such as an engine 18 via a hydraulic pressing device 11a. Drive rotationally. The pressing device 11a is provided with a spline engagement portion and the like, so that the input side disk 2 is pressed while transmitting the rotational force, so that the dimension in the axial direction can be freely enlarged and reduced. The other input side disk 2 (right side in FIG. 1) is connected to the end of the input shaft 1 and operates when the pressing device 11a is operated (when the entire length is extended). It is made to be pulled toward. As described above, the structure of the portion in which the pair of input-side disks 2, 2 is brought close to each other with the extension of the axial size of the pressing device 11a is the same as the structure shown in FIG. Various structures, including those described above, are conventionally known in many publications and are not the gist of the present invention, and therefore are omitted from FIG. 1 and detailed description is omitted.
[0032]
In any case, when the pair of input-side disks 2 and 2 are rotated in a synchronized manner while being pressed in a direction approaching each other, the rotation is performed by the output-side disks 5 via the power rollers 6 and 6. , 5 and taken out of the output gear 4. As described above, when the toroidal-type continuously variable transmission transmits power from each of the input-side disks 2, 2 to each of the output-side disks 5, 5, the trunnions 7, 7 are provided with the pivots 34, 34, respectively. A thrust load is applied in the axial direction of. This thrust load is widely known as 2Ft in the technical field of a toroidal-type continuously variable transmission, and includes the peripheral surfaces of the power rollers 6 and 6 supported by the trunnions 7 and 7 and the disks 2 and 3 respectively. 5 is generated at a rolling contact portion (traction portion) with the inner surface of the trunnions 7 and 7 via the power rollers 6 and 6.
[0033]
Thus, the magnitude of the thrust load (2Ft) applied to each of the trunnions 7, 7 is proportional to the torque of the power. The thrust load is supported by the actuators 9 and 9. As the thrust load is supported, a difference is generated in the hydraulic pressure in the pair of hydraulic chambers 36a, 36b sandwiching the pistons 35, 35 constituting the actuators 9, 9, respectively. That is, the thrust load is received by the high pressure side hydraulic chamber 36a (36b), and the trunnions 7, 7 are prevented from being displaced in the axial direction of the pivots 34, 34 regardless of the thrust load. The pressure receiving area of each of the pistons 35, 35 is A, and the hydraulic pressure of the hydraulic chamber on the high pressure side is P. _H And the hydraulic pressure of the low pressure side hydraulic chamber is P _L 2Ft = (P _H -P _L ) Represented by A.
[0034]
When changing the ratio of the rotational speeds of the input shaft 1 and the output gear 4, the trunnions 7, 7 are connected to the respective pivots 34, 34 by supplying and discharging pressure oil to and from the actuators 9, 9. Displace in the axial direction. As a result, the direction of the force acting in the tangential direction of the contact portion between the peripheral surface of each of the power rollers 6 and the inner surface of each of the input and output disks 2 and 5 changes. , 7 are oscillated about the respective pivots 34, 34.
[0035]
Further, in the toroidal-type continuously variable transmission of the present embodiment, a power detecting means for detecting the power passing through the toroidal-type continuously variable transmission, that is, the product (T × S) of the torque T and the rotation speed S, Hydraulic control means for controlling the hydraulic pressure fed to the pressing device 11a in accordance with the power passing through the toroidal-type continuously variable transmission detected by the power detection means. For this reason, in the case of this example, a torque sensor 37 for measuring the torque transmitted through the drive shaft 10 is provided in the middle of the drive shaft 10 for transmitting the output of the engine 18 to the pressing device 11a. A rotation speed sensor 38 for measuring the rotation speed of the drive shaft 10 is provided. Then, the measurement signals of these two sensors 37 and 38 are input to a hydraulic control means 40 for controlling the hydraulic pressure fed into the hydraulic chamber 39 of the pressing device 11a.
[0036]
The hydraulic control means 40 has a built-in microcomputer and obtains the power transmitted from the drive shaft 10 to the pressing device 11a based on the measurement signals of the sensors 37 and 38. Then, as the power is greater, the hydraulic pressure fed to the pressing device 11a is increased.
[0037]
In the case of the toroidal type continuously variable transmission of the present embodiment configured as described above, the pressing force generated by the pressing device 11a by the power transmitted from the drive shaft 10 and passing through the toroidal type continuously variable transmission is adjusted. Therefore, this pressing force can be regulated to an optimum value regardless of the operating state of the toroidal type continuously variable transmission. That is, a microcomputer built in the hydraulic control means 40 determines an optimum traction coefficient for transmitting the power from the power (T × S) which is the product of the torque T and the rotation speed S. Determine the pressing force for obtaining the traction coefficient. Then, the hydraulic pressure necessary to obtain this pressing force is sent to the pressing device 11a. Therefore, this pressing force can always be set to an optimum value or a value close to the optimum value.
[0038]
As a result, transmission efficiency and durability of the toroidal type continuously variable transmission can be ensured. At this time, if necessary, the gear ratio between the input-side disks 2, 2 and the output-side disks 5, 5, the accelerator opening, the accelerator depression speed, and the like are adjusted together with the power to adjust the speed. The pressure can be sent to the hydraulic control means 40 to make fine adjustment of the pressing force. In this case, the gear ratio can be easily obtained based on a state value that has been conventionally measured, such as a ratio of the rotation speed of the input shaft 1 to the output gear 4. Also, signals indicating the accelerator opening, the accelerator depression speed, and the like can be easily obtained from a sensor attached to the accelerator, a computer for engine control, or the like.
[0039]
In the case of the first example described above, the torque value of the power passing through the toroidal-type continuously variable transmission is measured by the torque sensor 37 attached to the drive shaft 10. On the other hand, as described above, the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 36a, 36b, which exist in a pair for each of the actuators 9, 9 for displacing the trunnions 7, 7 in the axial direction of the pivots 34, 34, as described above. , The above torque can also be calculated. That is, as described above, the pressure difference between the pair of hydraulic chambers 36a, 36b provided with the pistons 35, 35 in each of the actuators 9, 9 is proportional to the torque. The torque T is determined by the pressure receiving area A of each of the pistons 35, 35 and the hydraulic pressure P of the high pressure side hydraulic chamber. _H And the hydraulic pressure P of the hydraulic chamber on the low pressure side _L From this, T∝2Ft = (P _H -P _L ) A can be obtained by the formula A. Since the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 36a and 36b can be easily obtained by a simple hydraulic sensor, the structure for measuring the torque can be simplified. Then, the value of the torque T obtained in this manner and the rotational speed of any part, that is, the rotational speed of a power transmission component that constitutes the toroidal-type continuously variable transmission or is connected to the toroidal-type continuously variable transmission. The magnitude of the power is determined by the product of
[0040]
Although not shown, an oil temperature sensor for measuring the temperature of traction oil present in the toroidal-type continuously variable transmission is preferably provided. Then, the hydraulic pressure control means increases the hydraulic pressure fed to the pressing device as the temperature of the traction oil detected by the oil temperature sensor increases.
The higher the temperature of the traction oil, the lower the viscosity, making it difficult to obtain the required traction coefficient. Therefore, when the temperature is low, the pressing force is reduced, and power can be sufficiently transmitted even when the surface pressure of the traction portion is kept low. There is. If the hydraulic pressure control device is provided with a function of increasing the hydraulic pressure introduced into the pressing device 11a as the oil temperature increases and increasing the pressing force generated by the pressing device, the surface pressure becomes excessive at a low temperature. Even when the viscosity of the traction oil is reduced with a rise in temperature, it is possible to prevent the traction portion from slipping. Then, it is possible to prevent the transmission efficiency of the toroidal-type continuously variable transmission and the durability of each component from deteriorating due to occurrence of excessive surface pressure and slippage.
The relationship between the temperature and the viscosity, and the relationship between the increase in the pressing force required as the viscosity decreases and the relationship between the temperature and the viscosity, are obtained in advance through experiments, compiled into an empirical formula, and installed in the microcomputer of the hydraulic control device. Embedded in the software to be used.
[0041]
Although not shown in the drawings, if the pressing device rotates together with the input disk, the hydraulic control means may generate a pressing force corresponding to the rotation speed of the input disk to the pressing device. It is also preferable to have a function of adjusting the hydraulic pressure fed to the pressing device according to the rotation speed.
When the pressing device rotates during operation of the toroidal-type continuously variable transmission, the pressure of the hydraulic oil in the pressing device increases due to centrifugal force (particularly on the radial outside of the pressing device), and the pressing device is generated. While the pressing force increases, the traction coefficient decreases as the rotation speed increases, and a large pressing force is required. However, they do not simply compensate each other. Therefore, if the hydraulic pressure fed to the pressing device is adjusted according to the rotation speed of the input side disk, the increase in the hydraulic pressure in the pressing device due to the centrifugal force and the variation in the traction coefficient due to the change in the rotation speed are compensated. However, it is possible to prevent the traction surface pressure from deviating from an appropriate range during high-speed operation. Further, it is possible to prevent the transmission efficiency of the toroidal-type continuously variable transmission and the durability of each component from being reduced due to the excessive surface pressure applied to the traction portion and the excessive slip generated at the traction portion.
In order to suppress the increase in the thrust of the hydraulic cylinder due to the increase in the hydraulic pressure in the rotating hydraulic cylinder due to the centrifugal force, it is also conceivable to provide a cancel chamber to offset the increase in the hydraulic pressure due to the centrifugal force. Can be However, in this case, it is inevitable that the device becomes larger, and it is not possible to cope with the fluctuation of the traction coefficient. As described above, if the hydraulic pressure introduced into the pressing device is reduced according to the increase in the rotation speed, it is possible to prevent an excessive pressing force and an excessive sliding while preventing an increase in size.
[0042]
Further, the present invention can be applied to a toroidal type continuously variable transmission 12 which constitutes a continuously variable transmission in combination with a planetary gear type transmission 13 as shown in FIG. In this case, the oil pressure control means changes the oil pressure fed to the pressing device according to the mode realized by the switching of the mode switching means.
That is, in the high-speed mode in which the high-speed clutch 17 as the mode switching means is connected and the low-speed and reverse clutches 32 and 33 are disconnected, the power passing through the toroidal-type continuously variable transmission 12 is low. Therefore, in this high-speed mode, the hydraulic pressure fed to the pressing device is kept lower than in other modes (low-speed mode and reverse mode). As described above, by changing the oil pressure in accordance with the mode, the surface pressure of the traction portion can be appropriately adjusted in any mode.
[0043]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured and operates as described above, a toroidal-type continuously variable transmission having a small size and excellent transmission efficiency and durability can be realized.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic sectional view showing a first example of an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a partial sectional view showing the second example.
FIG. 3 is a view showing an example of a conventionally known toroidal-type continuously variable transmission unit, corresponding to a cross section taken along line AA of FIG. 2;
FIG. 4 is a schematic cross-sectional view showing an example of a conventionally known continuously variable transmission that is formed by combining a toroidal type continuously variable transmission unit and a planetary gear type transmission unit.
[Explanation of symbols]
1 input shaft
2 Input side disk
3 Ball spline
4 Output gear
5 Output side disk
6 Power rollers
7 trunnion
8 Support shaft
9 Actuator
10 Drive shaft
11, 11a pressing device
12 Toroidal type continuously variable transmission
13 Planetary gear type transmission
14 Ring gear
15 Support plate
16 Transmission shaft
17 High speed clutch
18 Engine
19 crankshaft
20 Starting clutch
21 Output shaft
22 Sun Gear
23 planetary gear
24a, 24b planetary gear element
25 career
26 Power transmission mechanism
27 Transmission shaft
28a, 28b sprocket
29 chains
30 First gear
31 Second gear
32 Low speed clutch
33 Reverse clutch
34 Axis
35 piston
36a, 36b Hydraulic chamber
37 Torque sensor
38 Rotation speed sensor
39 Hydraulic chamber
40 hydraulic control means

Claims

First and second disks arranged concentrically and rotatably relative to each other, and the first and second disks sandwiched between inner surfaces of the first and second disks facing each other. In a toroidal-type continuously variable transmission including a plurality of power rollers that transmit power between each other and a hydraulic pressing device that presses the first disk toward the second disk, a toroidal-type continuously variable transmission includes: Power detection means for detecting power passing through the continuously variable transmission, and hydraulic pressure control means for controlling the hydraulic pressure fed to the pressing device in accordance with the power passing through the toroidal-type continuously variable transmission detected by the power detection means Wherein the hydraulic control means has a function of increasing the hydraulic pressure as the power increases.

A hydraulic roller for rotatably supporting a power roller on the inner surface and displacing a trunnion that swings and displaces about an axis that is twisted with respect to the center axis of the first and second disks in the axial direction of the axis. The torque of the power passing through the toroidal-type continuously variable transmission is obtained from the pressure difference between a pair of hydraulic chambers provided with a piston in the actuator of the type, and this torque is multiplied by the product of the rotational speed of any part thereof. The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 1, wherein the magnitude of the power is obtained.

An oil temperature sensor for measuring the temperature of traction oil present in the toroidal-type continuously variable transmission is provided, and the hydraulic control means increases the oil pressure fed to the pressing device as the temperature of the traction oil detected by the oil temperature sensor increases. The toroidal-type continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 2, which has a function of increasing the pressure.

The pressing device rotates together with the first disk, and the hydraulic control means generates the pressing force corresponding to the rotation speed of the first disk in the pressing device. The toroidal-type continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 3, having a function of adjusting a hydraulic pressure fed into the toroidal type.

The toroidal-type continuously variable transmission realizes a plurality of shift modes in combination with the planetary gear type transmission and the mode switching means, and the hydraulic control means is realized with the switching of the mode switching means. The toroidal-type continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 4, having a function of changing a hydraulic pressure fed to the pressing device according to a mode.