JP2001263449A - トロイダル型無段変速機構造 - Google Patents
トロイダル型無段変速機構造Info
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- F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
- F16H37/086—CVT using two coaxial friction members cooperating with at least one intermediate friction member
Abstract
好ましくは前進発進時に、無段変速機構を流れるトルク
を充分量確保し、パワーローラを安定に傾転させて変速
制御性を良好に維持することを課題とする。 【解決手段】 ローモードにおいて、エンジントルクT
eを、経路Aで、入力軸11からローディングカム4
0、トロイダル型無段変速機構21,23,34;3
1,33,34、及びハイモードギヤ列90を経由させ
て遊星歯車機構50に伝達すると共に、経路Bで、入力
軸11上のローモードギヤ列80の第1ギヤ81、ロー
モードギヤ列80、及びローモードクラッチ60を経由
させて遊星歯車機構50に直接伝達する。動力損失要素
としてオイルポンプ7を動力分岐点81と無段変速機構
20,30との間に配置する。C方向に循環する循環ト
ルクTrが増大し、無段変速機構20,30を流れるト
ルクが大きくなる。
Description
速機、より詳しくは、ギヤードニュートラルが実現可能
なトロイダル型無段変速機の構造に関し、自動車用変速
機の技術分野に属する。
みられているトロイダル型無段変速機は、エンジンと駆
動輪との間の動力伝達経路上にトロイダル型無段変速機
構を備える。この変速機構は、例えば特開平6−288
455号公報に開示されるように、相対向するトロイダ
ル面を有する入力ディスク及び出力ディスクと、これら
のディスク間に圧接状態で介設されたパワーローラーと
を有する。そして、パワーローラをディスクに対してオ
フセットさせると、該ローラが両ディスクから逆方向の
回転力を受けて傾転し、ディスクとの接触位置が半径方
向に変化して、両ディスク間の変速比が無段階に変化す
る。
機構に伝達されながらも、駆動輪側への出力回転がゼロ
になる所謂ギヤードニュートラルが実現可能に構成され
たものが知られている。この方式の無段変速機は、上記
構成のトロイダル型無段変速機構に加えて遊星歯車機構
を併せて備え、エンジンと無段変速機構との間に動力分
岐点が設けられている。
結するローモードクラッチを締結し、無段変速機構と駆
動輪側への出力軸とを連結するハイモードクラッチを解
放すると、エンジン出力が、上記分岐点から無段変速機
構を経由して遊星歯車機構に伝達されると同時に、上記
分岐点からローモードクラッチを経由して遊星歯車機構
に直接伝達される。このとき、無段変速機構の変速比を
所定の変速比に制御すると、遊星歯車機構から出力軸に
取り出される回転がゼロになって、ギヤードニュートラ
ルが実現する。そして、無段変速機構の変速比をこのギ
ヤードニュートラルが実現する変速比から増減変化させ
ることにより、出力軸が前進方向あるいは後進方向に回
転するローモードが達成される。
ハイモードクラッチを締結すると、エンジン出力を上記
分岐点から遊星歯車機構に直接伝達する経路が遮断さ
れ、エンジン出力が、上記分岐点から無段変速機構を経
由して出力軸に直接伝達される。これにより、無段変速
機としての最終変速比が無段変速機構の変速比に応じて
直接変化するハイモードが達成される。
ードにおいては、動力分岐点と、無段変速機構と、遊星
歯車機構と、ローモードクラッチとを結ぶ閉ループが形
成され、このとき、この閉ループを循環するトルクが発
生する。
に入力されるエンジン出力の該分岐点における分配比
や、分配されたトルクが無段変速機構を経由するルート
で遊星歯車機構に伝達されたときに該歯車機構で発生す
る反力の大きさ、及びローモードクラッチを経由するル
ートで遊星歯車機構に直接伝達されたときに該歯車機構
で発生する反力の大きさ等によって、この閉ループをど
ちら向きに循環するかが決定する。
して遊星歯車機構に伝達されたトルクに起因する反力の
方が、ローモードクラッチを経由して遊星歯車機構に直
接伝達されたトルクに起因する反力よりも大きい場合、
循環トルクが無段変速機構を出力ディスク側から入力デ
ィスク側に向かって流れることがあり、この向きは、分
岐点から入力されたエンジン出力が無段変速機構を流れ
る向きと逆であるから、結果的に、無段変速機構には、
これらの差分に相当する大きさのトルクしか流れないこ
とになる。
を傾転させようとする力も小さくなり、該ローラをディ
スクに対してオフセットしても所定の変速比がなかなか
得られず、変速制御性が低下する。
能に構成されたトロイダル型無段変速機における上記不
具合に対処するもので、無段変速機構を流れるトルクを
常に充分量確保し、パワーローラを安定に傾転させて変
速制御性を良好に維持することを課題とする。以下、そ
の他の課題を含め、本発明を詳しく説明する。
め、本発明は次のように構成したことを特徴とする。
記載の発明は、車両の駆動源とトロイダル型無段変速機
構との間に動力分岐点が設けられ、上記駆動源の出力が
トロイダル型無段変速機構を経由して遊星歯車機構に伝
達されると共に上記分岐点から遊星歯車機構に直接伝達
されて、該遊星歯車機構から駆動輪側に駆動力が取り出
されるトロイダル型無段変速機の構造であって、上記分
岐点とトロイダル型無段変速機構と遊星歯車機構とを結
ぶ閉じた経路において、分岐点とトロイダル型無段変速
機構との間に動力損失要素が配置されていることを特徴
とする。
て、動力分岐点と無段変速機構との間に動力損失要素が
配置されているから、動力分岐点からこの損失要素を経
由して無段変速機構に流れ込んでくるトルクはより小さ
くなり、一方、この損失要素を乗り越えて動力分岐点に
至るために無段変速機構を流れるトルクはより大きくな
る。
間の偏差が拡大し、無段変速機構を流れるトルクが大き
くなり、パワーローラに対する傾転力も大きくなって、
パワーローラが安定に傾転し、変速制御性を良好に維持
できることになる。
ンジンの他、電動機及びエンジンと電動機とを組み合わ
せたもの等が含まれる。
項1に記載の発明において、動力損失要素は、オイルポ
ンプであることを特徴とする。
て専用の部材を新たに備える必要がなく、部品点数を徒
に増加させることがない。なお、オイルポンプの他、発
電機等も採用することができる。
項2に記載の発明において、オイルポンプから吐出され
る作動油の圧力を調整してライン圧を生成するライン圧
調整手段が備えられ、該調整手段が、低負荷時はライン
圧を高くすることを特徴とする。
て通常行なわれるライン圧制御を通じて、上記動力損失
要素による動力損失量を可変に制御することができる。
特に、もともとトルクが小さく、パワーローラに対する
傾転力が小さい低負荷時には、ライン圧を高くすること
によって動力損失量を大きくすることができ、無段変速
機構を流れるトルクを増減調整して、パワーローラの傾
転に必要な充分量の力を常に確保することが可能とな
る。以下、発明の実施の形態を通して、本発明をさらに
詳しく説明する。
に係るトロイダル型無段変速機10は、エンジン1の出
力軸2にトーショナルダンパ3を介して連結され、車両
の横方向に延びる入力軸11と、この入力軸11の外側
に遊嵌合された中空軸12と、これらの軸11,12に
平行に配置された出力軸13とを有する。入力軸11及
び中空軸12には、トロイダル型の第1、第2無段変速
機構20,30及びローディングカム40が配設され、
出力軸13には、遊星歯車機構50、ローモードクラッ
チ60及びハイモードクラッチ70が配設されている。
また、入力軸11及び中空軸12と出力軸13との間
に、ローモードギヤ列80及びハイモードギヤ列90が
介設されている。
の構成である。いずれも、対向面がトロイダル面である
入力ディスク21,31及び出力ディスク22,32を
有し、これらのディスク21,22;31,32間に動
力を伝達するパワーローラー23,33が2つづつ介設
されている。第1無段変速機構20は、入力ディスク2
1が反エンジン側に、出力ディスク22がエンジン側に
配置され、第2無段変速機構30は、入力ディスク31
がエンジン側に、出力ディスク32が反エンジン側に配
置されている。そして、二つの入力ディスク21,31
はそれぞれ中空軸12の両端部に結合され、二つの出力
ディスク22,32は一体化されて(以下、「一体化出
力ディスク34」又は単に「出力ディスク34」とい
う)、中空軸12の中間部に回転自在に支持されてい
る。
ローモードギヤ列80の第1ギヤ81が入力軸11に結
合され、一体化出力ディスク34の外周にはハイモード
ギヤ列90の第1ギヤ91が結合されている。出力軸1
3の中間部には遊星歯車機構50が配設され、この遊星
歯車機構50のエンジン側にはローモードギヤ列80の
第2ギヤ82が出力軸13に回転自在に支持されて、ア
イドルギヤ83を介して第1ギヤ81と連結し、遊星歯
車機構50の反エンジン側にはハイモードギヤ列90の
第2ギヤ92が出力軸13に回転自在に支持されて、第
1ギヤ91と噛み合っている。
星歯車機構50のピニオンキャリヤ51との間には、こ
れらを連結、遮断するローモードクラッチ60が、ま
た、ハイモードギヤ列90の第2ギヤ92と出力軸13
との間には、これらを連結、遮断するハイモードクラッ
チ70が介設されている。そして、遊星歯車機構50の
サンギヤ52とハイモードギヤ列90の第2ギヤ92と
が連結され、遊星歯車機構50のインターナルギヤ53
と出力軸13とが結合されている。
ヤ列4の第1ギヤ4aが結合され、アイドルギヤ4cを
介してディファレンシャル装置5に設けられた第2ギヤ
4bと連結されている。ディファレンシャル装置5から
左右に延びる駆動軸6a,6bには、図示しない左右の
駆動輪が設けられている。
ギヤ列80の第1ギヤ81の反エンジン側には、入力軸
11により駆動されるオイルポンプ7が配置されてい
る。
ッチ60を締結し、ハイモードクラッチ70を解放した
ローモードでは、入力軸11に入力されたエンジン1の
出力がローディングカム40を経て第1無段変速機構2
0の入力ディスク21に入力されると同時に中空軸12
を経て第2無段変速機構30の入力ディスク31にも入
力され、それぞれパワーローラー23,23;33,3
3を介して一体化出力ディスク34に伝達されたのち、
ハイモードギヤ列90を経て遊星歯車機構50のサンギ
ヤ52に伝達される。また、入力軸11に入力されたエ
ンジン1の出力がローモードギヤ列80及びローモード
クラッチ60を経て遊星歯車機構50のピニオンキャリ
ヤ51に伝達される。
ジン1の出力が無段変速機構20,30を経由して伝達
されると同時に、ローモードクラッチ60を経由して直
接伝達される。このとき、無段変速機構20,30の変
速比を所定の変速比に制御してサンギヤ52とピニオン
キャリヤ51との回転速度の比を所定の速度比に制御す
ることにより、インターナルギヤ53の回転、すなわち
出力軸13の回転がゼロとなり、ギヤードニュートラル
の状態が実現する。
から、無段変速機構20,30の変速比を増減変化させ
てサンギヤ52とピニオンキャリヤ51との回転速度の
比を変化させることにより、インターナルギヤ53ない
し出力軸13が前進方向または後進方向に回転し、車両
が発進する。
ハイモードクラッチ70を締結したハイモードでは、入
力軸11に入力されたエンジン1の出力がローディング
カム40及び中空軸12を経て無段変速機構20,30
の入力ディスク21,31に入力され、それぞれパワー
ローラー23,23;33,33を介して一体化出力デ
ィスク34に伝達されたのち、ハイモードギヤ列90及
びハイモードクラッチ70を経て出力軸13に伝達され
る。
されているから、エンジン1の出力がローモードギヤ列
80及びローモードクラッチ60を経て遊星歯車機構5
0に直接入力される経路が遮断され、遊星歯車機構50
は空転状態となって、無段変速機10の変速比(最終変
速比)を無段変速機構20,30の変速比(トロイダル
変速比)に直接対応させて制御することができる。
段変速機構20を例にする)23は、支持部材としての
トラニオン35に回転自在に支持されている。トラニオ
ン35にはピストン36が設けられ、変速機ケース10
aに形成されたシリンダ室37を増速用油圧室(増速
室)38と減速用油圧室(減速室)39とに画成する。
は、オイルポンプ7から吐出される作動油の圧力を所定
のライン圧P(L)に調整してメインライン101に出
力するレギュレータバルブ102と、上記メインライン
101から供給されるライン圧P(L)を該ライン圧よ
り低い所定のリリーフ圧P(R)に調整してリリーフ圧
ライン103に出力するリリーフバルブ104と、これ
らのライン圧P(L)及びリリーフ圧P(R)の供給を
受けて、増速室38及び減速室39に増速用油圧(増速
圧)PH及び減速用油圧(減速圧)PLを出力する三層
弁からなる変速制御弁200とが配設されている。
ルブ104には、それぞれライン圧P(L)又はリリー
フ圧P(R)の調整値を制御するリニアソレノイドバル
ブ105,106が備えられている。これらのリニアソ
レノイドバルブ105,106は、レデューシングバル
ブ107で生成された一定圧を所定の制御圧に調整して
上記レギュレータバルブ102及びリリーフバルブ10
4の制御ポート102a,104aに供給する。
aに形成されたボア201内に軸方向に移動自在に嵌合
されたスリーブ202と、該スリーブ202内に同じく
軸方向に移動自在に嵌合されたスプール203とを有す
る。スリーブ202はスプリング202aにより常に図
面上左方向へ付勢され、スプール203はスプリング2
03aにより常に図面上右方向へ付勢されている。
01に接続されたライン圧ポート204が、また、該ポ
ート204を挟んで両側方には、リリーフ圧ライン10
3に接続された第1、第2リリーフ圧ポート205,2
06が設けられている。
ーフ圧ポート205との間には、増速室38に接続され
た増速圧ポート207が、また、ライン圧ポート204
と第2リリーフ圧ポート206との間には、減速室39
に接続された減速圧ポート208が設けられている。
ーブ202を軸方向に移動させることによって変速制御
を実行するステップモータ209が備えられている。
コントロールユニット500は、車速を検出する車速セ
ンサ501、エンジン1の回転数を検出するエンジン回
転数センサ502、エンジン1のスロットル開度を検出
するスロットル開度センサ503、レンジを検出するレ
ンジセンサ504、作動油の温度を検出する油温センサ
505、無段変速機構20,30の入力回転数及び出力
回転数をそれぞれ検出する入力回転数センサ506及び
出力回転数センサ507、アクセルペダルの解放を検出
するアイドルスイッチ508、ブレーキペダルの踏込み
を検出するブレーキスイッチ509等からの信号を入力
し、これらのセンサやスイッチからの信号が示す車両な
いしエンジン1の運転状態に基いて、ライン圧制御用及
びリリーフ圧制御用のリニアソレノイドバルブ105,
106、ローモードクラッチ60作動用及びハイモード
クラッチ70作動用のソレノイドバルブ510,51
1、変速制御用のステップモータ209等に制御信号を
出力する。
う場合、該ステップモータ209に出力する制御信号の
パルス数に対する無段変速機構20,30の変速比、す
なわちトロイダル変速比の変化の特性は図4に示すよう
になり、また、無段変速機10の変速比、すなわち最終
変速比の変化の特性は図5に示すようになる。
ては、パルス数が増加するに従って小さくなる(増速す
る)。一方、最終変速比については、ハイモードでは、
トロイダル変速比と同様の特性となる(符号H)。これ
に対し、ローモードでは、ギヤードニュートラルで無限
大となり、これよりパルス数が減少するに従って小さく
なり(増速し)、Dレンジ(前進)のローモードが実現
する(符号L)。符号Xで示すように、Dレンジのロー
モード特性Lとハイモード特性Hとは所定のパルス数P
Xで交差し、このポイントXでローモードクラッチ60
とハイモードクラッチ70との掛替えを行うことによ
り、最終変速比を滑らかに変化させながら、モードを切
り換えることができる。また、ギヤードニュートラルよ
りパルス数が増加するに従って最終変速比は大きくな
り、Rレンジ(後進)の特性Rが得られる。
う場合、最終変速比の制御はおよそ次のようなものとな
る。まず、コントロールユニット500は、車速センサ
501及びスロットル開度センサ503からの信号に基
づいて、現時点の車速Vとスロットル開度θとを読み取
り、これらを図6に示す特性にあてはめて、目標エンジ
ン回転数Neoを決定する。そして、この目標エンジン
回転数Neoに対応する最終変速比(図6において角度
αで表わされる)が得られるように、図5の特性に基づ
いて、ステップモータ209に対するパルス制御と、ソ
レノイドバルブ510,511に対するローモードクラ
ッチ60及びハイモードクラッチ70の締結制御とを行
う。
が図2に示したような位置関係にあるとする。このと
き、スリーブ202及びスプール203を介しての増速
圧ポート207とライン圧ポート204及び第1リリー
フ圧ポート205との連通度と、同じくスリーブ202
及びスプール203を介しての減速圧ポート208とラ
イン圧ポート204及び第2リリーフ圧ポート206と
の連通度とが相等しい。その結果、増速圧ポート207
から増速室38に供給される増速圧PHと、減速圧ポー
ト208から減速室39に供給される減速圧PLとが同
じ油圧に調整されて、その差圧ΔP(=PH−PL)が
ゼロとなり、パワーローラ23は入力軸11ないし中空
軸12の軸線上に位置している。
モータ209により図面上右方向に移動させると、増速
圧ポート207とライン圧ポート204との連通度、及
び減速圧ポート208と第2リリーフ圧ポート206と
の連通度が大きくなる。これにより、増速圧PHが減速
圧PLよりも高くなり、その差圧ΔP(=PH−PL)
によって、トラニオン35が上方向に移動し、パワーロ
ーラ23がディスク21,22に対して上方向にオフセ
ットする。
ク22、及びパワーローラ23がそれぞれ矢印ア、イ、
ウの方向に回転しているとすると、パワーローラ23
は、入力ディスク21からは手前方向の傾転力を受け、
出力ディスク22からは向う方向の傾転力を受ける。そ
の結果、パワーローラ23及びトラニオン35は、矢印
エ方向に傾転し、パワーローラ23と入力ディスク21
との接触位置は半径方向の外側に、パワーローラ23と
出力ディスク22との接触位置は半径方向の内側に移動
して、無段変速機構20の変速比が小さくなる(増
速)。
旋面状のカム面210aを有するプリセスカム210が
設けられている。そして、このカム210と三層弁20
0との間に、スプリング203aの付勢力によりカム面
210aとスプール203の一端面203bとに常に当
接し、支軸211aを中心に回動自在のL字状レバー2
11が配置されている。
オン35が矢印エ方向に傾転すると、そのトラニオン3
5の傾転が上記カム210を介して三層弁200にフィ
ードバックされる。すなわち、L字状レバー211とカ
ム面210aとの当接位置が上方向に移動し、L字状レ
バー211が矢印オ方向に回動し、スプール203が右
方向に移動する。
ポート204との連通度、及び減速圧ポート208と第
2リリーフ圧ポート206との連通度が元に戻る。これ
により、増速圧PHと減速圧PLとが再び同じ油圧に戻
り、差圧ΔPがなくなって、パワーローラ23は、今回
達成された傾転角度、すなわち無段変速機構20の変速
比を維持したまま再び入力軸11ないし中空軸12の軸
線上の位置に戻る。すなわち、ステップモータ209の
パルス数は、スリーブ202の位置ないし移動量、及び
パワーローラ23の傾転角ないし無段変速機構20の変
速比と対応する。
モータ209により図面上左方向に移動させると、パワ
ーローラ23及びトラニオン35は、反矢印エ方向に傾
転し、無段変速機構20の変速比が大きくなる(減
速)。
は、ローモードクラッチ60が締結され、ハイモードク
ラッチ70が解放される結果、図7に示すように、エン
ジン1の出力がローモードギヤ列80の第1ギヤ81を
分岐点として、該分岐点81からローディングカム4
0、無段変速機構20,30及びハイモードギヤ列90
を経由して遊星歯車機構50に至る経路Aと、該分岐点
81からローモードギヤ列80及びローモードクラッチ
60を経由して遊星歯車機構50に至る経路Bとの二つ
の経路に分配されて遊星歯車機構50に伝達される。そ
の結果、上記動力分岐点81と、無段変速機構20,3
0と、遊星歯車機構50とを結ぶ閉ループが形成され、
この閉ループを循環する循環トルクが発生する。
ダル型無段変速機10においては、ギヤードニュートラ
ルを境として、ローモードの前進時には上記閉ループを
矢印C方向に循環する循環トルクTrが発生し、後進時
には反矢印C方向に循環する循環トルクTrが発生す
る。
ンジン出力Teが該分岐点81において経路Aを経由す
るトルクTaと経路Bを経由するトルクTbとに分配さ
れる。そして、前者のトルクTaが遊星歯車機構50の
サンギヤ52に伝達されたときに該歯車機構50で反力
Haが発生し、後者のトルクTbが遊星歯車機構50の
ピニオンキャリヤ51に伝達されたときに該歯車機構5
0で反力Hbが発生する。
が、反矢印B方向の後者の反力Hbよりも大きければ、
その差分に相当するトルクTr(=Ha−Hb)が反矢
印A方向(矢印C方向)に循環し、逆に、反矢印B方向
の後者の反力Hbが、反矢印A方向の前者の反力Haよ
りも大きければ、その差分に相当するトルクTr(=H
b−Ha)が反矢印B方向(反矢印C方向)に循環す
る。そして、本実施の形態に係るトロイダル型無段変速
機10においては、ローモードの前進時は前者の場合に
該当し、ローモードの後進時は後者の場合に該当するの
である。
したように、循環トルクTrが無段変速機構20,30
を出力ディスク34側から入力ディスク21,31側に
向かって流れることになる。そして、この向きCは、動
力分岐点81からこの経路に最初に入力されたエンジン
出力Taが無段変速機構20,30を流れる向きAと逆
であるから、無段変速機構20,30には、これらの差
分(Tr−Ta)に相当する大きさのトルクしか流れな
いことになる。
出力ディスク34の相互に逆向きの回転力でパワーロー
ラ23,23;33,33を傾転させようとする力も小
さくなり、その傾転力が、パワーローラ23,23;3
3,33の構成部材間の摩擦力等に打ち勝って該ローラ
23,23;33,33を傾転させるのに必要とされる
力よりも不足していると、パワーローラ23,23;3
3,33をディスク21,31,34に対してオフセッ
トしても、該ローラ23,23;33,33がなかなか
傾転しないことになる。
リセスカム210がパワーローラ23,23;33,3
3と共に図2において上方向又は下方向にオフセット移
動しているから、パワーローラ23,23;33,33
が傾転したときと同様に、そのトラニオン35の移動が
三層弁200にフィードバックされる。すなわち、L字
状レバー211が矢印オ方向又は反矢印オ方向に回動
し、三層弁200のスプール203が、増速圧ポート2
07及び減速圧ポート208と、ライン圧ポート20
4、第1リリーフ圧ポート205及び第2リリーフ圧ポ
ート206との連通度を元に戻すように右方向又は左方
向に移動する。
リーブ202の移動でいったん生成された増速圧PHと
減速圧PLとの差圧ΔPが低下してしまい、パワーロー
ラ23は、ほとんど今回新たに傾転することなく、再び
入力軸11の軸線上に戻ってしまう。つまり、差圧ΔP
の立ち上がりが遅れ、所定の変速比がなかなか得られ
ず、変速制御性が低下することになるのである。
とエンジントルクTeが小さく、したがって分岐点81
で経路Aに分配されたトルクTaも、経路Bに分配され
たトルクTbも、該トルクTa,Tbに起因する反力ト
ルクHa,Hbも、該反力トルクHa,Hbに起因する
循環トルクTrも小さくて、無段変速機構20,30を
流れるトルクが全体的に小さい低負荷時においてより顕
著となる。例えば、ギヤードニュートラルから発進しよ
うとしてアクセルペダルを踏みこんだ瞬間には、まだト
ルクが充分上昇しておらず、そのとき上記問題が生じる
と、車両の発進タイミングがずれて、運転者の違和感と
なる。
−Ha)は、図7に示した向きとは逆に、動力分岐点8
1からのエンジントルクTaと同じく、無段変速機構2
0,30を入力ディスク21,31側から出力ディスク
34側に向かって流れることになる。したがって、無段
変速機構20,30には、これらを足し合せた大きさの
トルク(=Ta+Tr)が矢印A方向(反矢印C方向)
に流れることになり、このトルクはパワーローラ23,
23;33,33に対する必要な傾転力を生じさせるの
に充分な大きさのトルクであって、ギヤードニュートラ
ルからの発進時においても上記のような問題はほとんど
発生しない。
数(スリーブ202の位置)と、増速圧PHと減速圧P
Lとの差圧ΔPとの関係は、図8に示すような特性にな
り、ギヤードニュートラル(GN)から前進側におい
て、ステップモータ209を駆動しても差圧ΔPの絶対
値が所定値a以下である不感帯Xが生じるのである。
0においては、動力分岐点81の反エンジン側にオイル
ポンプ7を配置しているから、このオイルポンプ7は、
上記分岐点81、無段変速機構20,30、及び遊星歯
車機構50を結ぶ閉ループにおいて、上記分岐点81と
無段変速機構20,30との間に配置された動力損失要
素として働くことになる。
損失要素7を経由して無段変速機構20,30に流れ込
んでくる矢印A方向の分配されたエンジントルクTaが
小さくなる一方で、この動力損失要素7を乗り越えて動
力分岐点81に至るために無段変速機構20,30を流
れる矢印C方向の循環トルクTrが大きくなる。
0を流れるトルク(Tr−Ta)が大きくなり、パワー
ローラ23,23;33,33に対するディスク21,
31,34からの傾転力も大きくなって、パワーローラ
23,23;33,33が安定に傾転し、変速制御性が
良好に維持されることになる。つまり、無段変速機構2
0,30を流れるトルクを常に充分量確保することによ
って、図8に鎖線で示すように特性が変化して、不感帯
Xの範囲が符号Yで示すように狭まることになる。
うにオイルポンプ7を配置した場合は、オイルポンプ7
が閉ループの外に位置することになって、動力分岐点8
1で閉ループに入力されるトルクTe自体が最初から小
さくなるだけで、閉ループ内で矢印C方向に流れる循環
トルクTrのみを選択的に大きくするというような働き
が得られない。
失要素として既存のオイルポンプ7を用い、特に専用の
部材を新たに備えたりしないので、部品点数が徒に増加
することがない。動力損失要素としては、他に、例えば
発電機等を用いることもできる。
る作動油の圧力を所定のライン圧P(L)に調整するレ
ギュレータバルブ102をリニアソレノイドバルブ10
5で制御して、ローモード時、あるいはローモードの低
負荷時、あるいはローモードの前進時の低負荷時、ある
いはローモードのギヤードニュートラルからの前進発進
時(例えば車速が10Km/hに至るまでの期間中等)
には、ライン圧を例えば以下のようにして設定される値
Paに調整することが好ましい。
一例を説明する。すなわち、図11に示すように、この
無段変速機10においては、変速制御において必要とさ
れる最小のライン圧は、最終変速比と入力トルクとによ
って定められる関数とされている。ここで、必要最小ラ
イン圧は、入力トルクが大きくなるほど高くなり、また
最終変速比が大きくなるほど(無限大であるギヤードニ
ュートラルでの変速比Rgnに近づくほど)高くなるよ
うに設定されている。
は、基本的に、図11に示す特性のマップに基いて行な
われる。すなわち、該マップに最終変速比と入力トルク
とをあてはめて必要最小ライン圧を読み出し、その必要
最小ライン圧が得られるようにライン圧制御用リニアソ
レノイドバルブ105を制御するのである。なお、入力
トルクは、エンジン回転数やスロットル開度等から算出
されるエンジントルクに基いて定められる。
の無段変速機10においては、差圧ΔPがP0〜P1の
間は、変速比に変化が起こらない不感帯X又はYとなっ
ている。そして、差圧ΔPがP0以上又はP1以下にな
ったときに変速比に変化が生じる。つまり、上記不感帯
X,Yにおいては、ステップモータ209のパルス数、
ないしスリーブ202の位置と、変速比とは、一意的な
対応関係を有していないことになる。
上記不感帯X,Yを前進側において抜け出る差圧P1と
なったとき(ΔP=P1)に、ステップモータ209の
パルス数に対応して得られる変速比である。前述したよ
うに、必要最小ライン圧は、入力トルクが小さくなるほ
ど低くなるから、変速比が上記変速比R1以上の場合で
あって、入力トルクが比較的小さいときは、同マップか
ら読み出される必要最小ライン圧が、図中破線で示した
ように、所定値Paよりも低くなる。
なると、オイルポンプ7の動力損失要素としての機能が
低下し、無段変速機構20,30を流れるトルク(Tr
−Ta)がそれほど大きくなくなって、変速応答性が充
分確保されなくなる。
り、且つ、上記マップから読み出される必要最小ライン
圧が所定ライン圧Paよりも低いときは、図11に実線
で示したように、目標ラインとして上記の所定ライン圧
Paを選択するのである。換言すれば、図11に示した
特性のマップにおいて、変速比が上記変速比R1以上
で、必要最小ライン圧が上記ライン圧Pa以下の領域を
用いないようにするのである。
り、Dレンジでの通常の前進走行をしているときは、ポ
ンプロスをできる限り少なくして、オイルポンプ7を効
率よく作動させることができる一方、例えばギヤードニ
ュートラルから前進発進しようとしてアクセルペダルを
踏みこんだ瞬間等には、オイルポンプ7による動力損失
量が高められて、変速応答性(発進応答性)を充分確保
することが可能となる。
徴部分のみを示すフローチャートの一例である。すなわ
ち、Dレンジであって(ステップS1)、変速比がR1
より大きく(ステップS2)、且つマップから読み出さ
れるライン圧がPaより小さい(ステップS3)とき
は、目標ライン圧を上記Paとする(ステップS4)。
これに対し、Dレンジ以外のレンジ(例えばRレンジ)
のときは、該当するレンジのライン圧制御を実行する
(ステップS5)。また、Dレンジではあるが、変速比
がR1より小さいとき(増速側のとき)、又は入力トル
クがもともと大きく、必要最小ライン圧がPaより大き
いときは、マップから読み出されるライン圧をそのまま
用いる通常のライン圧制御を実行する(ステップS
6)。
無段変速機構を流れるトルクが常に充分量確保されるか
ら、パワーローラを安定に傾転させ、変速制御性を良好
に維持することができる。本発明は、ギヤードニュート
ラルを実現するべく、循環トルクが発生するローモード
が達成されるトロイダル型無段変速機一般に広く好まし
く適用可能である。
変速機の機械的構成を示す骨子図である。
ンの増速室及び減速室との関係を示す油圧制御回路図で
ある。
比との関係を示す特性図である。
関係を示す特性図である。
である。
圧との差圧(ΔP)との関係を示す特性図である。
イダル型無段変速機の骨子図である。
トロイダル型無段変速機の骨子図である。
ート図である。
点) 102 レギュレータバルブ(ライン圧調整手段) 500 コントロールユニット
Claims (3)
- 【請求項1】 車両の駆動源とトロイダル型無段変速機
構との間に動力分岐点が設けられ、上記駆動源の出力が
トロイダル型無段変速機構を経由して遊星歯車機構に伝
達されると共に上記分岐点から遊星歯車機構に直接伝達
されて、該遊星歯車機構から駆動輪側に駆動力が取り出
されるトロイダル型無段変速機の構造であって、上記分
岐点とトロイダル型無段変速機構と遊星歯車機構とを結
ぶ閉じた経路において、分岐点とトロイダル型無段変速
機構との間に動力損失要素が配置されていることを特徴
とするトロイダル型無段変速機構造。 - 【請求項2】 動力損失要素は、オイルポンプであるこ
とを特徴とする請求項1に記載のトロイダル型無段変速
機構造。 - 【請求項3】 オイルポンプから吐出される作動油の圧
力を調整してライン圧を生成するライン圧調整手段が備
えられ、該調整手段が、低負荷時はライン圧を高くする
ことを特徴とする請求項2に記載のトロイダル型無段変
速機構造。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2000081358A JP2001263449A (ja) | 2000-03-23 | 2000-03-23 | トロイダル型無段変速機構造 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2000081358A JP2001263449A (ja) | 2000-03-23 | 2000-03-23 | トロイダル型無段変速機構造 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2001263449A true JP2001263449A (ja) | 2001-09-26 |
Family
ID=18598308
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP2000081358A Pending JP2001263449A (ja) | 2000-03-23 | 2000-03-23 | トロイダル型無段変速機構造 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JP2001263449A (ja) |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO2012145821A1 (en) * | 2011-04-28 | 2012-11-01 | Transmission Cvtcorp Inc. | Drivetrain provided with a cvt |
WO2014013786A1 (ja) * | 2012-07-17 | 2014-01-23 | 本田技研工業株式会社 | 無段変速機 |
Citations (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JPH10267099A (ja) * | 1997-03-22 | 1998-10-06 | Mazda Motor Corp | トロイダル式無段変速機 |
JPH10267116A (ja) * | 1997-03-22 | 1998-10-09 | Mazda Motor Corp | トロイダル式無段変速機の制御装置 |
JPH11325207A (ja) * | 1998-05-18 | 1999-11-26 | Aisin Aw Co Ltd | Fr用ベルト式無段変速機 |
-
2000
- 2000-03-23 JP JP2000081358A patent/JP2001263449A/ja active Pending
Patent Citations (3)
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