JP2003194207A - Toroidal type continuously variable transmission - Google Patents

Toroidal type continuously variable transmission

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JP2003194207A JP2001392514A JP2001392514A JP2003194207A JP 2003194207 A JP2003194207 A JP 2003194207A JP 2001392514 A JP2001392514 A JP 2001392514A JP 2001392514 A JP2001392514 A JP 2001392514A JP 2003194207 A JP2003194207 A JP 2003194207A
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Shinji Miyata
慎司 宮田
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Nsk Ltd
日本精工株式会社
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    • F16H37/06Combinations of mechanical gearings, not hereinbefore provided for 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
    • F16H37/08Combinations of mechanical gearings, not hereinbefore provided for 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
    • F16H37/0833Combinations of mechanical gearings, not hereinbefore provided for 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
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    • F16H37/086CVT using two coaxial friction members cooperating with at least one intermediate friction member

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a toroidal type continuously variable transmission to enable suppression of the occurrence of a speed change shock during switching of a mode.
SOLUTION: The toroidal type continuously variable transmission comprises a toroidal type speed change mechanism 2; a planetary gear mechanism 3; a feedback mechanism to operate a speed change control valve 70 such that a speed change ratio between input discs 12a and 12b and output discs 13a and 13b is adjusted to a target value; a first power transmission mechanism 4 to transmit an engine power to an output shaft 6 through the planetary gear mechanism 3; clutches 140 and 141 to switch a low speed mode and a high speed mode; and a control device 160. The control device 160 suppresses a fluctuation of the speed change ratio of the speed change ratio of the toroidal type speed change mechanism 2 by controlling the speed change control valve 70 within a time in which the clutches 140 and 141 are switched when a mode is switched.
COPYRIGHT: (C)2003,JPO

Description

【発明の詳細な説明】 【0001】 【発明の属する技術分野】この発明は、例えば自動車の動力伝達系などに利用されるトロイダル型無段変速装置に関する。 BACKGROUND OF THE INVENTION [0001] [Technical Field of the Invention The present invention relates to, for example, a toroidal type continuously variable transmission that is utilized such as in a power transmission system of an automobile. 【0002】 【従来の技術】自動車の動力伝達系にトロイダル型変速機構が使用されている。 [0002] toroidal speed change mechanism in a power transmission system of an automobile has been used. トロイダル型変速機構は、例えば特許第2734583号公報あるいは特開平5−39 Toroidal transmission mechanism, for example, Japanese Patent No. 2734583 or JP-5-39
850号公報に記載されているように、入力ディスクと出力ディスクとの間に複数のパワーローラが設けられている。 As described in 850 JP plurality of power rollers are disposed between an input disk and an output disk. これらのパワーローラは、それぞれトラニオンによって傾転可能に支持されている。 These power rollers are tiltably supported respectively by trunnions. 変速を行う際にパワーローラを傾転させ、パワーローラと入出力ディスクとの接触点の回転半径比を変化させる。 It is tilted power rollers when performing shifting, changing the rotation radius ratio of the contact point between the power roller and the input and output disks. 【0003】パワーローラを傾転させるために、油圧ピストンを備えたアクチュエータによってトラニオンをトラニオン軸の軸線方向に所望量移動させ、入出力ディスクの回転中心に対してパワーローラの回転中心をオフセットさせることが行われている。 [0003] The power roller for tilting the trunnions by an actuator having a hydraulic piston to a desired amount of movement in the axial direction of the trunnion axis, thereby offsetting the rotation center of the power roller relative to the rotation center of the input and output disks It is being carried out. このオフセット量に応じて、入出力ディスクとパワーローラとの接触点においてパワーローラを傾転させるモーメント力が発生し、このモーメント力によって、パワーローラが所望の変速比に応じた角度に傾転することになる。 In response to the offset amount, a moment force to tilt occurs the power roller at the contact point between the input and output disks and the power rollers, this moment force, power roller is tilted to an angle corresponding to a desired transmission ratio It will be. 【0004】上記アクチュエータは、変速制御弁によって制御される油の圧力によってピストンを駆動することにより、トラニオンを所望量だけ軸線方向に移動させる。 [0004] the actuator by driving the piston by the pressure of the oil that is controlled by the shift control valve is moved only axially a desired amount to the trunnion. このトラニオンの移動に伴うパワーローラの傾転動作を安定なものにするために、例えば特開平11−29 To the tilting operation of the power roller with the movement of the trunnion to be stable, for example, JP-A-11-29
4549号公報に記載されているように、トラニオンの変位量(トラニオン傾転軸方向の変位量とトラニオンの傾転角量の和)を、プリセスカムを用いたフィードバック機構によって上記変速制御弁にフィードバックすることが知られている。 As described in 4549 JP, displacement of the trunnions (the sum of the trunnion gyration axis direction of displacement and tilt angle of the trunnion), is fed back to the shift control valve by a feedback mechanism using the precess cam It is known. 【0005】トロイダル型変速機構を実際の自動車に組込む場合、特開平10−196759号公報に記載されているように、トロイダル型変速機構と遊星歯車機構とを組合わせることが考えられている。 [0005] When incorporated in a toroidal type transmission mechanism of the actual automobile, as described in JP-A-10-196759, has been considered to combine a toroidal type transmission mechanism and a planetary gear mechanism. 図7は、本発明者らがパワー・スプリットタイプと称する動力循環式トロイダル型無段変速装置1を示している。 7, the present inventors have shown the power circulating toroidal type continuously variable transmission 1, referred to as power-split type. 【0006】このトロイダル型無段変速装置1は、バリエータと称されるトロイダル型変速機構2と、遊星歯車機構3と、第1の動力伝達機構4と、第2の動力伝達機構5とを有している。 [0006] The toroidal type continuously variable transmission 1 is used, the number variator called toroidal type transmission mechanism 2, a planetary gear mechanism 3, a first power transmission mechanism 4, and a second power transmission mechanism 5 are doing. これら2系統の動力伝達機構4, These two systems of power transmission mechanism 4,
5が、遊星歯車機構3の3要素(サンギヤ,キャリア. 5, three elements of the planetary gear mechanism 3 (the sun gear, a carrier.
リングギヤ)のいずれか2つに入力され、残りの1要素がCVT(無段変速装置1全体)の出力軸6に接続されることにより、前記2要素(例えばリングギヤとキャリア)の差動成分が出力軸6に出力される。 Is inputted into any two of the ring gear), by the remaining one element is connected to the output shaft 6 of the CVT (total of the continuously variable transmission 1), the differential component of the two elements (e.g. ring gear and the carrier) is is output to the output shaft 6. 【0007】低速走行モードでは、エンジン7の動力(トルク)の全てが、駆動軸8とトロイダル型変速機構2および第1の動力伝達機構4を介して、出力軸6に伝達される。 [0007] In the low-speed running mode, all the power of the engine 7 (torque), via a drive shaft 8 and the toroidal speed change mechanism 2 and the first power transmission mechanism 4 is transmitted to the output shaft 6. これに対し高速走行モードでは、エンジン7 In the high-speed driving mode the other hand, the engine 7
の動力が第2の動力伝達機構5と遊星歯車機構3を介して出力軸6に伝達されるとともに、動力の一部が遊星歯車機構3からトロイダル型変速機構2の出力ディスクに入力される。 With power is transmitted to the output shaft 6 via the second power transmission mechanism 5 and the planetary gear mechanism 3, a portion of the power is input from the planetary gear mechanism 3 to the output disk of the toroidal speed change mechanism 2. 【0008】こうすることにより、高速走行時にトロイダル型変速機構2に加わるトルクを小さくし、トロイダル型変速機構2を構成する各部品の耐久性が向上し、変速装置1全体としてのトルク伝達効率も向上する。 [0008] By doing so, the torque applied to the toroidal speed change mechanism 2 in the high speed running is reduced to improve the durability of the parts constituting the toroidal type transmission mechanism 2, the torque transmission efficiency of the entire transmission 1 improves. 【0009】なお、特開平11−108147号公報に、遊星歯車機構の2要素の回転数を計測し、その回転数がほぼ一致したときに、モードの切替えを行うことが提案されている。 [0009] Incidentally, in JP-A-11-108147, and measuring the rotational speed of the second element of the planetary gear mechanism, if they match the speed substantially, it has been proposed to switch modes. また、特開平9−89072号公報に、トロイダル型変速機構と1個の遊星歯車機構とを組合わせたいわゆるギヤード・ニュートラル型の無段変速装置が記載されている。 Further, in JP-A-9-89072, the toroidal type transmission mechanism and a so-called geared neutral type in combination and one of the planetary gear mechanism stepless transmission is described. ギヤード・ニュートラル型の無段変速装置は、低速走行時には遊星歯車機構とトロイダル型変速機構を介して動力を伝達し、高速走行時にはトロイダル型変速機構のみを介して動力を伝達する。 Geared neutral type continuously variable transmission is at the time of low speed running power transmitted through the planetary gear mechanism and the toroidal speed change mechanism transmits power through only toroidal speed change mechanism at the time of high speed running. この場合、低速側の速度モードにおいて遊星歯車機構の差動成分がゼロ回転となるように制御することによって、発進クラッチを不要にすることができるという利点がある。 In this case, by the differential component of the planetary gear mechanism is controlled to be zero rotation at the low speed side speed mode, there is the advantage that it is possible to dispense with the starting clutch. 【0010】しかしこのようなトロイダル型変速機構と遊星歯車機構とを組合せた無段変速装置においては、モード切替時にトロイダル型変速機構に入力されるトルクがプラスからマイナス(またはその逆)へと大きく変動する。 [0010] However, in the continuously variable transmission device combining a such toroidal transmission mechanism and the planetary gear mechanism, torque input to the toroidal transmission mechanism during mode switching is large from positive to negative (or vice versa) fluctuate. 例えば、低速モードから高速モードへと切替わるモード切替時に、入力トルクがプラス300Nmからマイナス240Nmへと変動することが想定される。 For example, when the mode changes mode switching from the low speed mode to the high speed mode, the input torque that is assumed to vary from plus 300Nm to minus 240 nm. 【0011】 【発明が解決しようとする課題】図8は、トロイダル型変速機構2に用いるパワーローラ15aとトラニオン1 [0011] Figure 8 The object of the invention is to solve the above-power roller 15a and trunnion 1 for use in the toroidal speed change mechanism 2
7aの一部を示している。 It shows a portion of a 7a. トロイダル型変速機構2に負荷が加わると、トラクション力がトラニオン17aの軸線X1方向に発生する。 When a load is applied to the toroidal speed change mechanism 2, the traction force is generated in the axial direction X1 of the trunnion 17a. このトラクション力によってパワーローラ15aが例えば矢印M1で示す方向に変位した場合、このパワーローラ15aを逆方向(矢印M2方向)に戻すようにフィードバック機構が作動する。 When displaced in the direction indicated by the power rollers 15a, for example, an arrow M1 by the traction force, a feedback mechanism to return the power rollers 15a in the opposite direction (arrow M2 direction) is activated. 【0012】パワーローラ15aを支持するラジアルニードル軸受21や、ピボット軸18を支持するラジアルニードル軸受22には不可避に隙間が存在している。 [0012] and the radial needle bearing 21 which supports the power roller 15a, are inevitably exists a gap radial needle bearing 22 for supporting the pivot shaft 18. このため前述のトラクション力による負荷が加わると、パワーローラ15aはこれらの隙間の総和分を軸線X1方向に移動することになる。 This because the load by the traction force of the above is applied, the power rollers 15a will move the sum amount of these clearances in the axial direction X1. 【0013】このような理由からパワーローラ15aが軸線X1方向に動くため、トロイダル型変速機構2の変速比を固定したまま、すなわち変速指令を出さずに負荷をかけてゆく。 [0013] Power rollers 15a these reasons is for movement in the axial direction X1, while fixing the transmission ratio of the toroidal type transmission mechanism 2, i.e. Yuku under load without producing shift command. つまり、0Nmから入力トルクを変動させると、図9に示すように、入力トルクの変化に伴ない、変速指令を出していないにもかかわらずトロイダル型変速機構(バリエータ)2が変速してしまう。 In other words, when varying the input torque from 0 Nm, as shown in FIG. 9, In ​​conjunction with a change in the input torque, not emitting shift command even though toroidal speed change mechanism (variator) 2 ends up shifting. すなわちパワーローラ15aが軸線X1方向に移動することにより、パワーローラ15aとディスクとの間にサイドスリップが発生し、パワーローラ15aが傾転することによって変速比が変化する。 That is, by the power rollers 15a are moved in the axial direction X1, the side slip is generated between the power roller 15a and the disk, power roller 15a is gear ratio changes by tilting. 【0014】図9において低トルク領域で変速比が大きく変化しているのは、低トルク領域において前述の隙間の総和分をパワーローラ15aが移動することにより、 [0014] In FIG 9 the gear ratio in a low torque region is greatly changed by the power rollers 15a the sum amount of the above-mentioned gap in the low torque region is moved,
パワーローラ15aが傾転するためである。 Power rollers 15a is to tilt. 図9は、変速比がおよそ0.5、回転数が2000回転程度で一定とし、油温等を実際の車両走行に近い温度にして試験を行った結果である。 Figure 9 is a result of the speed ratio of approximately 0.5, the rotation speed is constant at about 2,000 rpm, The test was carried out in the temperature near the oil temperature or the like of the actual vehicle travel. 【0015】このように主として低トルク領域で変速比が変化する現象について、図10と図11を参照してさらに説明する。 [0015] The phenomenon of varying the gear ratio thus primarily a low torque region is further described with reference to FIGS. 10 and 11. 図10(A)はゼロ負荷での状態を示している。 Figure 10 (A) shows a state at zero load. この場合、各ピボット軸18に支持されている一対のパワーローラは互いに初期位置(中立位置)にあり、トラニオン17a,17bもそれにならい左右対称の初期位置にいる。 In this case, a pair of power rollers supported on the pivot shaft 18 is in the initial position (neutral position) to one another, are in it even trunnions 17a, 17b to the initial position of the profiling symmetrical. 従ってフィードバック機構のプリセスカム81も所定の初期位置にいる。 Thus feedback mechanism precess cam 81 also being in a predetermined initial position. 【0016】図10(B)はトルクが入力され始める軽負荷領域での状態を示している。 [0016] FIG. 10 (B) shows a state of light load region where the torque starts to be input. 軽負荷領域ではトラクション力が働くことにより、前述の隙間分だけパワーローラとトラニオン17a,17bが軸線X1方向に移動する。 By the traction force acts in the low load region, the power roller and the trunnion 17a by a gap portion of the aforementioned, 17b are moved in the axial direction X1. しかもパワーローラを支持するピボット軸18はそれぞれ片持ち梁のような状態にあるから、ピボット軸18が撓む分もトラニオン17a,17bの移動量に含まれる。 Moreover since the pivot shaft 18 which supports the power roller is in a state such as a cantilever, respectively, divided also trunnion 17a to the pivot shaft 18 is bent, it is included in the amount of movement of 17b. 【0017】こうしてパワーローラが軸線X1方向に移動する結果、ディスクとパワーローラとの間にサイドスリップが発生し、フィードバック機構が作動することによって、最終的にはパワーローラが初期位置(中心位置)に戻される。 The results thus power roller is moved in the axial direction X1, the side slip is generated between the disk and the power rollers by a feedback mechanism is operated, and finally the power rollers is the initial position (center position) It is returned to. この際に、変速制御弁は変速指令を受けていないため、変速制御弁の移動量は負荷のみに依存し、ほとんど動かない。 At this time, since the shift control valve does not receive the shift command, the amount of movement of the shift control valve depends only on the load, hardly moves. 従ってパワーローラはプリセスカム81の軸線X1方向の移動量に相当する分だけ傾転し、この傾転によって変速比が変化してしまう。 Thus the power roller is tilted by an amount corresponding to the amount of movement of the axial direction X1 of the precess cam 81, the gear ratio is changed by the tilt. 【0018】図11は高負荷領域での状態を示している。 [0018] Figure 11 shows the state in a high load region. 高負荷領域ではピボット軸18がさらに撓むため、 To further bent pivot shaft 18 in the high load region,
トラニオン17a,17bは軸線X1方向にさらに移動することになる。 Trunnions 17a, 17b will be further moved in the axial direction X1. しかしトラクションドライブによるトロイダル型変速機構は、ディスクをパワーローラに押付けることによってトラクション力を発生させるため、この押付け力によってトラニオン17a,17bは図11 However toroidal speed change mechanism by the traction drive, for generating a traction force by pressing the disk to power roller, the trunnion 17a by the pressing force, 17b is 11
に誇張して示すように弾性変形する。 Elastically deformed as shown exaggerated. 【0019】この弾性変形に伴ない、トラニオン17 [0019] In conjunction with this elastic deformation, the trunnion 17
a,17bの各支持部J1,J2が互いに近づく方向(軸線X1方向)に移動するようになる。 a, so that the support portions J1, J2 and 17b are moved in the direction (the axial direction X1) to approach each other. 支持部J2の移動方向は、前述の隙間の存在によるトラニオン17a Moving direction of the support portion J2 is trunnion 17a due to the presence of the aforementioned gap
の移動方向とは反対であるため、これら2つの移動量が互いに相殺される。 Since the moving direction of the opposite, the two moving amount are canceled each other. このためプリセスカム81の軸線X Axis X of the order precess cam 81
1方向の移動量は僅かである。 Amount of movement in one direction is slight. このような理由により、 For this reason,
高負荷領域では低負荷領域で生じたようなパワーローラの傾転(すなわち変速比の変動)はほとんど発生しない。 High load region of the power rollers, such as occurs in the low load region tilting (i.e. variation in the speed ratio) hardly occurs. 【0020】また、負荷がかかるとトラニオン17a, [0020] In addition, a load is applied and the trunnion 17a,
17bが弾性変形し、トラニオン軸19が撓むことにより、変速比が変動することがある。 17b is elastically deformed, by the trunnion shaft 19 is bent, it may speed ratio is varied. その現象について以下に説明する。 For the phenomenon described below. トラクションドライブによるトロイダル型変速機構は、ディスクをパワーローラに押付ける必要があり、その押付け力をトラニオン17a,17bで支持している。 Toroidal speed change mechanism by the traction drive, it is necessary to push the disc to the power roller, and supporting the pressing force trunnion 17a, at 17b. 各トラニオン17a,17bは、図8に一方のトラニオン17aを代表して示すように、ヨークと呼ばれる一対の支持部材20a,20bによって支持され、各トラニオン17a間に発生する逆方向の力を相殺させている。 Trunnions 17a, 17b, as shown on behalf of one of the trunnion 17a in FIG. 8, a pair of support members 20a called yoke is supported by 20b, it is offset in the opposite direction of the force generated between the trunnion 17a ing. このため、トラニオン17aは一対の支持部材20a,20b間で弾性変形する。 Therefore, the trunnion 17a is elastically deformed between a pair of support members 20a, 20b. 【0021】トラニオン軸19自身は押付け力を受けないため弾性変形しないが、支持部材20a,20b間に生じる前記弾性変形の影響を受けることにより、トラニオン軸19とロッド80が傾いてしまう。 The trunnion shaft 19 itself is not elastically deformed because not subjected to pressing force, the support member 20a, due to the effect of the elastic deformation occurring between 20b, thereby inclined trunnion shaft 19 and the rod 80. これにより、 As a result,
プリセスカム81と変速制御弁のカムフォロアとの接点が変化してしまい、変速制御弁のスプールが軸方向に移動してしまう。 Precess cam 81 and contacts the cam follower of the shift control valve ends up changing, the spool of the shift control valve will move in the axial direction. 【0022】その結果、変速制御弁が作動し、トラニオン17a,17bを軸線X1方向に移動させる油圧を発生させることにより、変速比が変動する。 [0022] As a result, operating the shift control valve, trunnion 17a, by generating a hydraulic pressure to move the 17b in the axial direction X1, the gear ratio is varied. 例えばプリセスカム81が軸線X1方向に移動した場合、プリセスカム81のカムリードに応じた移動量に相当するだけパワーローラが傾転することになる。 For example, when the precess cam 81 is moved in the axial direction X1, the power rollers only corresponds to the moving amount corresponding to Kamurido the precess cam 81 will tilt. 一例としてカムリードが20mm/360度の場合で、プリセスカム81が軸線X1方向に0.3mm移動すると、パワーローラは5.4度も傾転することになる。 In the case of Kamurido is 20 mm / 360 ° as one example, when the precess cam 81 is 0.3mm moved in the axial direction X1, the power rollers will tilt also 5.4 degrees. 【0023】これらの要因が重なることにより、図12 [0023] By these factors overlap, as shown in FIG. 12
に示すように、変速指令を出していないにもかかわらず、トルクの変動に伴なってトロイダル型変速機構が変速してしまうことになる。 As shown in, even though not emitting shift command, the toroidal type transmission mechanism so that ends up shifting is accompanied to the change of the torque. このため、前記特開平11− Thus, the Japanese Patent 11-
108147号公報に記載されているように、トロイダル型変速機構と遊星歯車機構の回転数がほぼ一致したときにクラッチを接続しても、トルク変動に伴なってバリエータが大きく変速し、エンジン回転数が変動してしまう。 As described in 108147 JP, it is connected to the clutch when the rotational speed of the toroidal transmission mechanism and the planetary gear mechanism is almost identical, greatly shifting the variator is accompanied to the torque variation, engine speed There fluctuates. 【0024】なお、運転者がエンジンブレーキを必要と判断し、アクセルをオフにした際にも前記と同様に変速指令が出ないにもかかわらず、急激なトルクの変化が発生する。 [0024] Incidentally, the driver determines that require engine braking, even though not out in the same manner as above shift command even when you turn off the accelerator, a rapid change in torque is generated. この場合もトロイダル型変速機構が変速してしまうが、これは運転者の意思でエンジンブレーキを使用するため多少の変速比の変動による変速ショックは許される。 In this case it would toroidal transmission mechanism is gear shift, but this shift shock due to variations in some of the gear ratio to use the engine brake in the driver's intention is permitted. 【0025】しかし前述の動力循環式のトロイダル型無段変速装置においては、運転者が変速モードの切替えを意図することなく、無意識のうちにモードが切替わってしまう。 [0025] However, in the aforementioned power circulation type toroidal type continuously variable transmission, without the driver intends to switch the shift mode, mode unconsciously resulting in been switched. 従って、モード切替時に少しの変速ショックといえども発生すると、運転者は違和感を感じる。 Therefore, to occur even a little bit of shift shock at the time of mode switching, the driver feel uncomfortable. このため、従来(図12)のように、モード切替時に変速指令を出さない場合に変速比が大きく変動して変速ショックが発生すると、運転者は大きな違和感を感じる。 Therefore, unlike the conventional (FIG. 12), the varied speed ratio is large shift shock occurs when not issue a shift command during mode switching, the driver feels a large discomfort. 【0026】従って本発明の目的は、モードの切替時に変速ショックが発生することを抑制できるようなトロイダル型無段変速装置を提供することにある。 [0026] Therefore, an object of the present invention is to provide a toroidal type continuously variable transmission that can suppress shift shock occurs at the time of switching the mode. 【0027】 【課題を解決するための手段】本発明は、入力ディスクと出力ディスクおよびこれらディスク間に傾転可能に設けられたパワーローラを含むトロイダル型変速機構と、 [0027] According to an aspect of the invention, a toroidal type transmission mechanism including a power roller provided to be tilted between the input disk output disks and their disks,
前記入出力ディスク間の変速比が目標値となるよう前記パワーローラを支持するトラニオンの変位量を変速制御弁に伝えてフィードバックを行うフィードバック機構と、サンギヤとキャリアとリングギヤとの3要素を含む遊星歯車機構と、エンジンの動力を前記トロイダル型変速機構を介して出力軸に伝達する第1の動力伝達系と、 A feedback mechanism to provide feedback to tell the displacement amount of the trunnion speed ratio between the input and output disks supporting the power roller so that the target value to the shift control valve, a planetary comprising three elements of the sun gear and the carrier and the ring gear a gear mechanism, a first power transmission system for transmitting the power of the engine to the output shaft through the toroidal transmission mechanism,
エンジンの動力を前記遊星歯車機構を介して前記出力軸に伝達する第2の動力伝達系とを有し、前記第1の動力伝達系を介して伝達される動力と前記第2の動力伝達系を介して伝達される動力を前記遊星歯車機構の3要素のうちの2つに合流させるとともに、前記3要素のうちの残りの1つの要素が前記出力軸に連結され、前進時に第1のモードと第2のモードとを切替えるためのクラッチ機構を備えたトロイダル型無段変速装置において、前記第1のモードと第2のモードとの切替えを行うときに、 Second and a power transmission system, the first power transmission system and the power transmitted via the second power transmission system for transmitting the power of the engine to the output shaft through the planetary gear mechanism together to merge into two power transmitted among the three elements of the planetary gear mechanism through the remaining one element of said three elements are coupled to the output shaft, a first mode during forward in the toroidal type continuously variable transmission provided with a clutch mechanism for switching the second mode, when performing switching between the first mode and the second mode,
前記クラッチ機構が切替わる時間内で前記変速制御弁を同時に制御することにより前記トロイダル型変速機構の変速比の変動を抑制する制御装置を具備している。 The clutch mechanism is provided for suppressing control the variation of the gear ratio of the toroidal speed change mechanism by simultaneously controlling the shift control valve in mode changes time. 【0028】この発明の好ましい形態では、前記制御装置は、前記クラッチ機構が低速側の第1のモードから高速側の第2のモードに切替わる際に、該クラッチ機構の切替動作が始まる時点よりも遅れて前記変速制御弁の制御を開始し、かつ、前記クラッチ機構の切替動作が完了する時点で前記変速制御弁の制御も完了させ、前記第2 [0028] In a preferred embodiment of the invention, the control device, when the clutch mechanism is switched from the first mode of the low speed side to the second mode of the high-speed side, from the time when the switching operation of the clutch mechanism starts start the control of the shift control valve also delayed, and the control of the shift control valve also be completed at the time the switching operation of completing the clutch mechanism, the second
のモードから第1のモードに切替わる際には、前記クラッチ機構の切替動作が始まる時点で前記変速制御弁の制御を開始し、かつ、前記クラッチ機構の切替動作が完了する時点よりも早く前記変速制御弁の制御を完了させる。 When switched from the mode to the first mode, the starts controlling the clutch mechanism the shift control valve when the switching operation starts in and the sooner than the time the switching operation of completing the clutch mechanism complete control of the shift control valve. 【0029】 【発明の実施の形態】以下に本発明の一実施形態のダブルキャビティ式ハーフトロイダル型無段変速装置1について、図1から図5を参照して説明する。 [0029] For double cavity type toroidal type continuously variable transmission 1 according to an embodiment of the present invention in the following DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION will be described with reference to FIGS. 図1に示されたダブルキャビティ式ハーフトロイダル型無段変速装置1は、図7に示した変速装置1と同様に、バリエータ(V Double cavity type toroidal type continuously variable transmission 1 shown in FIG. 1, similar to the transmission apparatus 1 shown in FIG. 7, the variator (V
ariator)と称されるトロイダル型変速機構2と、遊星歯車機構3と、第1の動力伝達機構4と、第2の動力伝達機構5と、エンジン7の動力によって回転する駆動軸8 A toroidal type transmission mechanism 2 called Ariator), a planetary gear mechanism 3, a first power transmission mechanism 4, the second power transmission mechanism 5, the drive shaft is rotated by the power of the engine 7 8
などを備えている。 And and the like. 第1の動力伝達機構4はこの発明で言う第1の動力伝達系に相当し、第2の動力伝達機構5 First power transmission mechanism 4 corresponds to the first power transmission system referred to in the present invention, the second power transmission mechanism 5
は第2の動力伝達系に相当する。 Corresponds to the second power transmission system. 【0030】トロイダル型変速機構2は、第1のキャビティ11を構成する第1の入力ディスク12aおよび第1の出力ディスク13aと、第2のキャビティ14を構成する第2の入力ディスク12bおよび第2の出力ディスク13bとを備えている。 The toroidal speed change mechanism 2 has a first input disc 12a and the first output disk 13a constituting the first cavity 11, a second input disk 12b constituting the second cavity 14 and a second and an output disc 13b of. 【0031】第1の入出力ディスク12a,13aの間に、一対の第1のパワーローラ15a,15bが設けられている。 The first input and output disks 12a, between 13a, a pair of first power rollers 15a, 15b are provided. これらパワーローラ15a,15bの外周面は、第1の入出力ディスク12a,13aのトラクション面に接している。 These power rollers 15a, the outer peripheral surface of the 15b, the first input and output disks 12a, is in contact with the traction surface of the 13a. 第2の入出力ディスク12b,13 Second input and output disks 12b, 13
bの間に、一対の第2のパワーローラ15c,15dが設けられている。 b during a pair of second power rollers 15c, 15d are provided. これらパワーローラ15c,15dの外周面は、第2の入出力ディスク12b,13bのトラクション面に接している。 These power rollers 15c, the outer peripheral surface of the 15d, the second input and output disks 12b, in contact with the traction surface of 13b. 【0032】図3に示すように、第1のパワーローラ1 As shown in FIG. 3, the first power roller 1
5a,15bは、第1のトラニオン17a,17bに取付けられた各ピボット軸18にそれぞれ回転自在に支持されている。 5a, 15b are rotatably supported respectively on first trunnion 17a, the pivot shafts 18 attached to 17b. 第2のパワーローラ15c,15dは、第2のトラニオン17c,17d(図4に示す)に取付けられた各ピボット軸18にそれぞれ回転自在に支持されている。 Second power rollers 15c, 15d, the second trunnion 17c, 17d are rotatably supported to the respective pivot shaft 18 attached to (shown in FIG. 4). 【0033】図3に第1のキャビティ11のトラニオン17a,17bを代表して示すように、各トラニオン1 The trunnion 17a of the first cavity 11 in FIG. 3, as shown on behalf of 17b, trunnions 1
7a〜17dはそれぞれトラニオン軸19を有している。 7a~17d has a trunnion shaft 19, respectively. トラニオン軸19は支持部材20a,20bに支持されており、トラニオン軸19の軸線X1方向に移動できるとともに、軸線X1まわりに各トラニオン17a〜 The trunnion shaft 19 supporting member 20a, are supported by a 20b, it is possible to move in the axial direction X1 of the trunnion shaft 19, trunnions 17a~ about the axis X1
17dが揺動できるようになっている。 17d is made to be able to swing. 【0034】各パワーローラ15a〜15dと各トラニオン17a〜17dとの間に、それぞれパワーローラ軸受25が設けられている。 [0034] Between the power rollers 15a~15d and trunnions 17a to 17d, power roller bearing 25 are provided respectively. 各パワーローラ軸受25は、 Each power roller bearings 25,
外輪26と、玉27とスラスト軸受28などを備えている。 An outer ring 26, and the like balls 27 and the thrust bearing 28. これらパワーローラ軸受25によって、パワーローラ15a〜15dがトラニオン17a〜17dに回転自在に支持されている。 These power rollers bearings 25, power roller 15a~15d is rotatably supported on the trunnion 17a to 17d. 【0035】図2に示すように入力ディスク12a,1 The input as shown in FIG. 2 disk 12a, 1
2bと出力ディスク13a,13bの中心部を入力軸(CVT軸)30が貫通している。 2b and output disks 13a, an input shaft to the center of 13b (CVT shaft) 30 is passed through. 入力軸30の一端部30aの近傍に、エンジン(図示せず)等の駆動源によって回転駆動される駆動部材31が設けられている。 In the vicinity of one end portion 30a of the input shaft 30, the drive member 31 is provided which is rotationally driven by a driving source such as an engine (not shown). 入力軸30と駆動部材31は、互いにベアリング32によって相対回転可能に接続されている。 The input shaft 30 and the drive member 31 is relatively rotatably connected by a bearing 32 with each other. 【0036】第1の入力ディスク12aは、入力軸30 The first input disk 12a is an input shaft 30
に第1のボールスプライン34によって回り止めがなされた状態で、入力軸30の軸線X2方向に相対移動可能に取付けられている。 First in a state in which the detent has been made by a ball spline 34 is mounted movable relative to the axial direction X2 of the input shaft 30 to the. 第2の入力ディスク12bは、入力軸30に第2のボールスプライン37によって回り止めがなされた状態で、軸線X2方向に相対移動可能に取付けられている。 The second input disc 12b, in a state where the detent by a second ball spline 37 is made on the input shaft 30, are mounted for relative movement in the axial direction X2. 従って入力ディスク12a,12b Therefore the input disks 12a, 12b
は、入力軸30と一体に回転する。 Rotates integrally with the input shaft 30. 【0037】出力ディスク13a,13bは、入力ディスク12a,12bの間に設けられている。 The output disks 13a, 13b is input disk 12a, is provided between the 12b. 第1の出力ディスク13aは第1の入力ディスク12aに対向し、 The first output disc 13a is opposed to the first input disc 12a,
第2の出力ディスク13bは第2の入力ディスク12b The second output disc 13b and the second input disk 12b
に対向している。 It is opposed to. これら出力ディスク13a,13b These output disks 13a, 13b
は、入力軸30に、ベアリング40,41を介して相対回転自在に支持されている。 Is the input shaft 30 is rotatably supported through bearings 40 and 41. 出力ディスク13a,13 Output disk 13a, 13
bは、連結部材42によって連結され、互いに同期して回転する。 b is connected by the connecting member 42, rotated in synchronization with each other. 連結部材42に出力ギヤ43が設けられている。 Output gear 43 to the connecting member 42 is provided. 【0038】第1の入力ディスク12aの背面側にローディングカム機構50が設けられている。 The loading cam mechanism 50 is provided on the back side of the first input disc 12a. ローディングカム機構50は、カムディスク51とローラ52とを含んでいる。 Loading cam mechanism 50 includes a cam disc 51 and the roller 52. カムディスク51は、入力軸30に対して、 The cam disc 51 on the input shaft 30,
転がり軸受33を介して回動自在に支持されている。 It is rotatably supported through a roller bearing 33. カムディスク51と第1の入力ディスク12aとの相互対向部にそれぞれカム面54,55が形成され、カム面5 Cam surfaces 54 and 55 are formed respectively in the mutually facing portions of the cam disc 51 and the first input disc 12a, the cam surface 5
4,55間にローラ52が挟み込まれている。 Roller 52 is sandwiched between 4,55. 【0039】これらのローラ52がカム面54,55間に挟まれた状態で駆動部材31が回転すると、カムディスク51が回転することにより、第1の入力ディスク1 [0039] When these rollers 52 rotates the drive member 31 in a state of being sandwiched between the cam surfaces 54 and 55, the cam disc 51 rotates, the first input disk 1
2aが第1の出力ディスク13aに向って押圧されるとともに、第1の入力ディスク12aがカムディスク51 With 2a is pressed toward the first output disc 13a, a first input disk 12a is the cam disc 51
と一緒に回転する。 Rotate together with. また、カムディスク51が受ける反力が転がり軸受33を介して入力軸30に加わるため、 Further, since the reaction force which the cam disk 51 is subjected is applied to the input shaft 30 via a rolling bearing 33,
第2の入力ディスク12bが第2の出力ディスク13b The second input disc 12b is a second output disk 13b
に向って押圧される。 It is pressed toward the. 【0040】こうして駆動部材31からカムディスク5 [0040] Thus, the cam disk 5 from the drive member 31
1に伝達されたエンジンのトルクは入力ディスク12 The torque of the engine transmitted to one input disk 12
a,12bを回転させ、入力ディスク12a,12bの回転がパワーローラ15a〜15dを介して出力ディスク13a,13bに伝わることにより、出力ギヤ43が回転することになる。 a, 12b to rotate the input disk 12a, the output rotation of 12b via the power rollers 15a~15d disk 13a, by being transmitted to 13b, so that the output gear 43 is rotated. 【0041】上記構成のダブルキャビティ式のハーフトロイダル型無段変速装置1においては、第1のキャビティ11のパワーローラ15a,15bの傾転角度と、第2のキャビティ14のパワーローラ15c,15dの傾転角度を互いに同期して変えることにより、入力ディスク12a,12bに対する出力ディスク13a,13b [0041] In the half-toroidal type continuously variable transmission 1 of a double cavity type having the above structure, the power rollers 15a of the first cavity 11, and the tilting angle of the 15b, the power rollers 15c of the second cavity 14, 15d of by varying the tilt angle in synchronization with each other, the output disks 13a relative to the input disk 12a, 12b, 13b
の変速比を変化させることができる。 It is possible to change the gear ratio. 【0042】すなわち、各パワーローラ15a〜15d [0042] In other words, the power rollers 15a~15d
の傾転角度に応じて、第1のキャビティ11内のパワーローラ15a,15bと入出力ディスク12a,13a Depending on the tilt angle, the power rollers 15a of the first cavity 11, 15b and input and output disks 12a, 13a
との接触点の回転半径比を変化させるとともに、第2のキャビティ14内のパワーローラ15c,15dと入出力ディスク12b,13bとの接触点の回転半径比を変化させることにより、所望の変速比が得られる。 With changing the rotation radius ratio of the contact point between the power roller 15c in the second cavity 14, 15d and input and output disks 12b, by changing the rotation radius ratio of the point of contact with 13b, desired gear ratio It is obtained. 【0043】第1のキャビティ11のトラニオン17 The trunnion 17 of the first cavity 11
a,17bは、図3と図4に示す油圧ピストン59等を用いた第1のアクチュエータ60,61によって、それぞれトラニオン軸19の軸線X1方向に変位させることができるようになっている。 a, 17b is adapted to be able by a first actuator 60 and 61 using a hydraulic piston 59 or the like shown in FIGS. 3 and 4, is respectively displaced in the axial direction X1 of the trunnion shaft 19. 第2のキャビティ14のトラニオン17c,17dも、油圧ピストン59等を用いた第2のアクチュエータ62,63によって、それぞれトラニオン軸19の軸線X1方向に変位させることができるようになっている。 Trunnion 17c of the second cavity 14, 17d also, by the second actuator 62, 63 with hydraulic piston 59 or the like, respectively so as to be displaced in the axial direction X1 of the trunnion shaft 19. 【0044】さらに詳しく説明すると、変速比を変えるときに、第1のキャビティ11においては、第1のアクチュエータ60,61によって、第1のトラニオン17 [0044] To be more specific, when changing the gear ratio in the first cavity 11, the first actuator 60 and 61, the first trunnion 17
a,17bを互いに逆方向に変位させる。 a, 17b to be displaced in opposite directions. 第2のキャビティ14においては、第2のアクチュエータ62,63 In the second cavity 14, the second actuator 62 and 63
によって、第2のトラニオン17c,17dを互いに逆方向に変位させる。 Accordingly, the second trunnion 17c, 17d to be displaced in opposite directions. 【0045】例えば図4において左側のトラニオン17 [0045] For example the left trunnion 4 17
a,17cを矢印A方向に変位させるときには、右側のトラニオン17b,17dを矢印B方向に変位させる。 a, a when displacing in the direction of arrow A 17c, displaces right trunnions 17b, 17d, in the direction of arrow B.
その結果、左側のパワーローラ15a,15cが矢印A As a result, the left side of the power rollers 15a, 15c are arrows A
方向に変位するとともに、右側のパワーローラ15b, With displaced in a direction, the right of the power roller 15b,
15dが矢印B方向に変位することになる。 15d is caused to undergo displacement in the arrow B direction. 【0046】こうしてパワーローラ15a〜15dが軸線X1方向に変位すると、パワーローラ15a〜15d [0046] Thus the power rollers 15a~15d is displaced in the axial direction X1, the power rollers 15a~15d
のそれぞれの回転中心Cが、ディスク12a,12b, Each rotation center C, the disk 12a, 12b of,
13a,13bの回転中心O(図3に示す)に対してオフセットした状態となる。 13a, in a state of being offset with respect to the rotation center O of 13b (shown in FIG. 3). このオフセット量に応じてディスク12a,12b,13a,13bとパワーローラ15a〜15dとの接触点においてパワーローラ15a Power rollers 15a at the point of contact with the disk 12a, 12b, 13a, 13b and the power roller 15a~15d in accordance with the offset amount
〜15dを傾転させるモーメント力が発生し、このモーメント力により、所望の変速比に応じた角度にパワーローラ15a〜15dが軸線X1を中心に傾転することになる。 Moment force to tilt generates a ~15D, this moment force, power rollers 15a~15d is to tilt about the axis X1 in the angle corresponding to the desired gear ratio. 【0047】アクチュエータ60〜63は、変速制御弁70によって駆動される。 [0047] The actuator 60 to 63 are driven by the shift control valve 70. 図4に示すように、変速制御弁70はハウジング71に組込まれている。 As shown in FIG. 4, the shift control valve 70 is incorporated in the housing 71. この変速制御弁70は、ステッピングモータ72によって軸線方向(矢印Dで示す方向)に変位させられるスリーブ73 The shift control valve 70, the sleeve 73 is displaced in the axial direction (indicated by arrow D) by a stepping motor 72
と、スリーブ73の内側に上記軸線D方向に移動可能に挿入されたスプール74などを備えている。 When, and a like spool 74 inserted to be movable in the axis direction D on the inside of the sleeve 73. スリーブ7 Sleeve 7
3とスプール74とハウジング71などには、スリーブ73とスプール74が互いに所定の相対位置にあるときに油圧源75とアクチュエータ60〜63とを連通させる油路76,77が形成されている。 Etc. 3 the spool 74 and the housing 71, the oil passage 77 for communicating the hydraulic source 75 and the actuator 60 to 63 are formed when the sleeve 73 and the spool 74 is in a predetermined relative position to each other. 【0048】第1のキャビティ11のトラニオン17 The trunnion 17 of the first cavity 11
a,17bのうち、一方のトラニオン17aのトラニオン軸19と一体に移動するロッド80の端部に、プリセスカム81が取付けられている。 a, of the 17b, the end of the trunnion shaft 19 and the rod 80 moves together in one trunnion 17a, precess cam 81 is mounted. プリセスカム81と、 The precess cam 81,
プリセスカム81に従動するカムフォロア91と、カムフォロア91の変位を変速制御弁70のスプール74に伝える伝達部材95などによって、フィードバック機構96が構成されている。 A cam follower 91 which follows the precess cam 81, such as by transmitting member 95 for transmitting the displacement of the cam follower 91 to the spool 74 of the shift control valve 70, a feedback mechanism 96 is constituted. 【0049】次に、速度制御弁70とフィードバック機構96の作用について説明する。 Next, a description will be given of the operation of the speed control valve 70 and the feedback mechanism 96. 変速状態を切換える際に、ステッピングモータ72(図4に示す)によって変速制御弁70のスリーブ73を軸線方向(矢印Dで示す方向)に所望量だけ変位させることにより、変速制御弁70の油路76を所望量ひらく。 When switching the shifting state, by displacing by a desired amount to the stepping motor 72 (the direction indicated by arrow D) of the sleeve 73 of the shift control valve 70 axially by (4), the oil passage of the shift control valve 70 76 opens the desired amount. 油路76がひらくことにより、油圧源75によって加圧された油が所定の油路77を経てアクチュエータ60〜63に送り込まれ、トラニオン17a〜17dが所望の方向(矢印AまたはB By oil passage 76 opens, the oil pressurized by the hydraulic pressure source 75 is fed to the actuator 60 to 63 through a predetermined oil passage 77, the trunnion 17a~17d is desired direction (arrow A or B
で示す方向)に移動する。 Moves in direction) indicated by. 【0050】こうしてトラニオン17a〜17dがトラニオン軸19の軸線X1方向に所望量変位すると、パワーローラ15a〜15dが軸線X1方向に変位するため、パワーローラ15a〜15dの回転中心Cが、ディスク12a,12b,13a,13bの回転中心O(図3に示す)に対してオフセットした状態となる。 [0050] Thus the trunnion 17a~17d is desired amount displaced in the axial direction X1 of the trunnion shaft 19, the power rollers 15a~15d is displaced in the axial direction X1, the rotation center C of the power rollers 15a~15d is disk 12a, 12b, 13a, in a state of being offset with respect to the rotation center O of 13b (shown in FIG. 3). このオフセット量に応じて、ディスク12a,12b,13 In response to the offset amount, the disk 12a, 12b, 13
a,13bとパワーローラ15a〜15dとの接触点においてパワーローラ15a〜15dを傾転させるモーメント力が発生し、このモーメント力により、所望の変速比に応じた角度にパワーローラ15a〜15dが傾転するとともに、トラニオン17a〜17dも同じ方向に傾転することになる。 a, moment force to tilt the power rollers 15 a to 15 d is generated at the point of contact between 13b and power rollers 15 a to 15 d, this moment force, the power rollers 15 a to 15 d at an angle corresponding to a desired transmission ratio leaning as well as the rolling, so that also the trunnion 17a~17d to tilt in the same direction. 【0051】こうしてトラニオン17a〜17dが傾転すると、第1のトラニオン17aの動きがロッド80を介してプリセスカム81に伝わる。 [0051] Thus the trunnion 17a~17d tilts, the movement of the first trunnion 17a is transmitted to the precess cam 81 via a rod 80. そしてプリセスカム81の位置(軸線方向の位置と軸まわり方向の位置)に応じてカムフォロア91が変位する。 The cam follower 91 is displaced in accordance with the position of the precess cam 81 (in the axial position and the axial direction about position). その変位量に応じた角度だけ伝達部材95が移動することによって、変速制御弁70のスプール74が軸線方向(矢印Dで示す方向)に移動する。 By angle only transmitting member 95 corresponding to the amount of displacement to move the spool 74 of the shift control valve 70 is moved in the axial direction (direction indicated by arrow D). すなわちトラニオン17a〜17dの傾転角度が維持された状態のまま、変速制御弁70の油路76が閉じられ、アクチュエータ60〜63に対する油の流れが遮断される。 That remain tilt angle of the trunnion 17a~17d is maintained closed oil passage 76 of the shift control valve 70, the oil flow to the actuator 60 to 63 is interrupted. こうしてトラニオン17a,1 In this way the trunnion 17a, 1
7cの動きが変速制御弁70にフィードバックされることにより、トラニオン17a〜17dは、ステッピングモータ72によるスリーブ73の変位量に応じた量だけ、軸線X1方向と軸線X1まわりに変位することになる。 By movement of 7c is fed back to the shift control valve 70, the trunnion 17a~17d by an amount corresponding to the displacement of the sleeve 73 by the stepping motor 72, will be displaced about the axis X1 direction and the axis X1. 【0052】図1に示す遊星歯車機構3は、サンギヤ1 The planetary gear mechanism 3 shown in Figure 1, the sun gear 1
10とキャリア111とリングギヤ112との3要素を含んでいる。 It includes three elements of the 10 and the carrier 111 and the ring gear 112. サンギヤ110は、出力軸6の軸線方向中間部に固定されている。 The sun gear 110 is fixed to the axially middle portion of the output shaft 6. 従ってこの出力軸6は、サンギヤ110の回転に伴なって回転する。 Thus the output shaft 6 is rotated with the rotation of the sun gear 110. サンギヤ110の周囲には、リングギヤ112が、サンギヤ110と同心にかつサンギヤ110とは独立して回転できるように設けられている。 Around the sun 110, ring gear 112 is provided so that it can rotate independently of the sun gear 110 and concentrically with the sun gear 110. 【0053】リングギヤ112の内周面とサンギヤ11 [0053] the inner peripheral surface of the ring gear 112 and sun gear 11
0の外周面との間に、複数組(通常は3〜4組)の遊星ギヤ組115が設けられている。 Between the outer peripheral surface of the 0, the planetary gear set 115 of the plurality of sets (usually 3-4 sets) is provided. これらの遊星ギヤ組1 These planetary gear set 1
15は、それぞれ、互いに噛合する一対ずつの遊星ギヤからなる。 15, respectively, consist of a planetary gear in pairs which mesh with each other. これらの遊星ギヤ組115は、各組ごとに、 These planetary gear set 115, for each set,
一方の遊星ギヤがリングギヤ112に噛合し、他方の遊星ギヤがサンギヤ110に噛合している。 One of the planetary gear meshes with the ring gear 112, the other planet gear meshes with the sun gear 110. 【0054】このように一対の遊星ギヤからなる遊星ギヤ組115を用いる理由は、サンギヤ110とリングギヤ112の回転方向を互いに一致させるためである。 [0054] The reason why the use of the planetary gear set 115 comprising a pair of planet gears is to match the direction of rotation of the sun gear 110 and ring gear 112 to each other. 無段変速装置1を構成する他の構成要素との関係で、サンギヤ110とリングギヤ112の回転方向を一致させる必要がなければ、共通の遊星ギヤを双方のギヤ110, In relation to the other components that constitute the continuously variable transmission 1, if it is not necessary to match the direction of rotation of the sun gear 110 and ring gear 112, both of the gear 110 common planet gears,
112に噛合わせてもよい。 It may be meshed to 112. 【0055】各遊星ギヤ組115を構成する一対の遊星ギヤは、キャリア111に設けた枢軸116によって回転自在に支持されている。 [0055] a pair of planet gears constituting each planetary gear set 115 is rotatably supported by a pivot 116 provided in the carrier 111. 枢軸116は出力軸6と平行である。 Axis 116 is parallel to the output shaft 6. キャリア111は、円管状の第1の伝達軸12 Carrier 111, the first transmission shaft of circular tube 12
1に、この軸121と同心に固定されている。 1, is fixed to a the shaft 121 concentrically. 第1の伝達軸121は、出力軸6にニードル軸受等の転がり軸受によって回転自在に支持されている。 The first transmission shaft 121 is rotatably supported by a rolling bearing needle bearing or the like to the output shaft 6. 【0056】第1の伝達軸121の外周面には、伝達ギヤ122がスプライン係合によって固定されている。 [0056] On the outer peripheral surface of the first transmission shaft 121, the transmission gear 122 is fixed by spline engagement. 伝達ギヤ122と出力ギヤ43は、それぞれ中間ギヤ12 A transmission gear 122 output gear 43, intermediate gear 12, respectively
3に噛合している。 It is meshed with the 3. これら伝達ギヤ122と出力ギヤ4 These transmission gear 122 and the output gear 4
3と中間ギヤ123は第1の動力伝達機構4を構成している。 3 and the intermediate gear 123 constitute a first power transmission mechanism 4. 【0057】第1の動力伝達機構4は、トロイダル型変速機構2の出力ディスク13a,13bと遊星歯車機構3のキャリア111との間で動力の伝達を行なう機能を担っている。 [0057] The first power transmission mechanism 4 is responsible for function of performing transmission power between the output disks 13a, carrier 111 of 13b and the planetary gear mechanism 3 of the toroidal speed change mechanism 2. キャリア111は、出力ディスク13a, Carrier 111, the output disks 13a,
13bの回転に伴なって、出力ディスク13a,13b And with the rotation of 13b, output disks 13a, 13b
と同方向に、出力ギヤ43と伝達ギヤ122との歯数の比に応じた速度で回転する。 And in the same direction, rotating at a speed corresponding to the number of teeth ratio of the output gear 43 and the transmission gear 122. 【0058】エンジン側の入力軸130と遊星歯車機構3のリングギヤ112とは、第2の動力伝達機構5により、回転力を伝達することが可能である。 [0058] The ring gear 112 of the input shaft 130 and the planetary gear mechanism 3 of an engine side, by the second power transmission mechanism 5, it is possible to transmit the rotational force. 第2の動力伝達機構5は、互いに噛合する駆動ギヤ131と従動ギヤ132とによって構成されている。 The second power transmission mechanism 5 is constituted by a drive gear 131 and driven gear 132 to mesh with each other. 駆動ギヤ131は、 Drive gear 131,
発進クラッチ133とローディングカム機構50との間において、入力軸130の軸線方向中間部に固定されている。 In between the start clutch 133 and the loading cam mechanism 50, it is fixed in the axial direction intermediate portion of the input shaft 130. 従動ギヤ132は出力軸6と同心であり、出力軸6に対し相対回転可能としている。 The driven gear 132 are concentric with the output shaft 6, and rotatable relative to the output shaft 6. 【0059】この従動ギヤ132に円管状の第2の伝達軸134が固定されている。 [0059] The second transmission shaft 134 of the driven gear 132 circularly tubular is fixed. この伝達軸134は、ニードル軸受等の転がり軸受によって出力軸6に回転自在に支持されている。 The transmission shaft 134 is rotatably supported on the output shaft 6 by a rolling bearing such as a needle bearing. 従って従動ギヤ132は出力軸6を中心に回転することができる。 Thus the driven gear 132 can rotate around the output shaft 6. この実施形態の場合、駆動ギヤ131の歯数と従動ギヤ132の歯数を互いに等しくすることにより、第2の動力伝達機構5の減速比を1 In this embodiment, by equal the number of teeth of the teeth and the driven gear 132 of the drive gear 131, the reduction ratio of the second power transmission mechanism 5 1
としている。 It is set to. このため第2の伝達軸134は、入力軸1 Thus the second transmission shaft 134, the input shaft 1
30の回転に伴なって、入力軸130と反対方向に、入力軸130と同一角速度で回転する。 And with the rotation of 30, in the direction opposite to the input shaft 130 rotates at the same angular speed as the input shaft 130. 【0060】この実施形態の無段変速装置1は、低速用クラッチ140と、高速用クラッチ141と、後退用クラッチ142とを含む油圧式のクラッチ機構を備えている。 [0060] continuously variable transmission 1 of this embodiment includes a low speed clutch 140, the high speed clutch 141, and a hydraulic clutch mechanism including a retraction clutch 142. 低速用クラッチ140は、第1の伝達軸121と出力軸6との間に設けられている。 Low speed clutch 140 is provided between the first transmission shaft 121 and the output shaft 6. 低速用クラッチ140 The low-speed clutch 140
が接続されたとき、遊星歯車機構3のサンギヤ110とリングギヤ112と遊星ギヤ組115との相対変位が阻止されることにより、サンギヤ110とリングギヤ11 When but connected, by relative displacement between the sun gear 110 and ring gear 112 and the planetary gear set 115 of the planetary gear mechanism 3 is prevented, the sun gear 110 and ring gear 11
2とが遊星ギヤ組115を介して結合される。 2 and is coupled via a planetary gear set 115. 高速用クラッチ141は、第2の伝達軸134とリングギヤ11 High-speed clutch 141, the second transmission shaft 134 and the ring gear 11
2との間に設けられている。 It is provided between the two. 高速用クラッチ141が接続されたとき、第2の伝達軸134とリングギヤ112 When high-speed clutch 141 is connected, a ring gear and a second transmission shaft 134 112
とが結合される。 Door is coupled. 【0061】後退用クラッチ142は、リングギヤ11 [0061] retreat for the clutch 142, the ring gear 11
2と、ハウジング71内の固定部分142aとの間に設けられている。 2, is provided between the fixing portion 142a of the housing 71. 後退用クラッチ142が接続されたとき、リングギヤ112がハウジング71内の前記固定部分142aに固定される。 When retraction clutch 142 is connected, the ring gear 112 is fixed to the fixed portion 142a of the housing 71. 【0062】低速用クラッチ140と、高速用クラッチ141と、後退用クラッチ142はいずれも油圧力によって駆動され、油圧もしくは電気的な制御回路により、 [0062] The low speed clutch 140, the high speed clutch 141, any retraction clutch 142 is driven by a hydraulic force, by a hydraulic or electric control circuit,
いずれか1個のクラッチが接続されたときに、残りの2 When any one of the clutch is connected, the remaining 2
個のクラッチの接続が断たれるように構成されている。 Connecting pieces of the clutch is configured to be broken. 【0063】出力軸6とデファレンシャルギヤ150とが、第3の動力伝達機構151によって接続されている。 [0063] and the output shaft 6 and the differential gear 150 are connected by a third power transmission mechanism 151. 第3の動力伝達機構151は第2の駆動ギヤ152 Third power transmission mechanism 151 and the second driving gear 152
と第2の従動ギヤ153とを含んでいる。 If and a second driven gear 153. 従って、出力軸6が回転すると、第3の動力伝達機構151とデファレンシャルギヤ150を介して左右一対のドライブシャフト154,155が回転することにより、自動車の左右の駆動輪が回転する。 Therefore, the output shaft 6 is rotated, by a third power transmission mechanism 151 and the pair of left and right drive shafts 154 and 155 via the differential gear 150 is rotated, the left and right driving wheels of the vehicle is rotated. 【0064】第1の動力伝達機構4の伝達ギヤ122 [0064] transmission gear 122 of the first power transmission mechanism 4
と、ハウジング71内の固定部分との間に、一方向クラッチ(図示せず)が設けられている。 If, between the fixed portion of the housing 71, the one-way clutch (not shown) is provided. この一方向クラッチは、無段変速装置1を構成する各部材(伝達軸121 The one-way clutch, the members constituting the continuously variable transmission 1 (transmission shaft 121
や伝達ギヤ122など)が所定の方向にのみ回転することを許容し、逆方向に回転することを阻止する機能を担っている。 And such transmission gear 122) are responsible for the ability to prevent the allowed to rotate only in a predetermined direction, rotates in the opposite direction. 【0065】次に、上記構成の遊星歯車機構3の作用について説明する。 Next, a description will be given of the operation of the planetary gear mechanism 3 of the above configuration. 低速走行時には、低速用クラッチ14 During low-speed running, low-speed clutch 14
0が接続され、高速用クラッチ141と後退用クラッチ142の接続が断たれる。 0 is connected, connect the high speed clutch 141 and the backward clutch 142 is cut off. この状態で、エンジン7の動力によって駆動軸8が回転し、発進クラッチ133が接続されることによって入力軸130が回転すると、低速走行時には以下に述べる理由により、トロイダル型変速機構(バリエータ)2のみが動力を出力軸6に伝達する。 In this state, rotates the drive shaft 8 by the power of the engine 7, the input shaft 130 by the starting clutch 133 is connected to rotate, for the reasons described below at the time of low-speed running, the toroidal speed change mechanism (variator) 2 only There transmitting power to the output shaft 6. 【0066】すなわち低速用クラッチ140が接続されると、サンギヤ110とキャリア111とリングギヤ1 [0066] That is, when low-speed clutch 140 is connected, the sun gear 110 and the carrier 111 and the ring gear 1
12とが互いに結合される。 12 and are coupled to each other. これにより、遊星歯車機構3のサンギヤ110とリングギヤ112と遊星ギヤ組1 Accordingly, sun gear 110 of the planetary gear mechanism 3 and the ring gear 112 and the planetary gear set 1
15が相対回転不能となる。 15 is relatively non-rotatable. また、高速用クラッチ14 In addition, high-speed clutch 14
1と後退用クラッチ142の接続が断たれるために、キャリア111は、第2の伝達軸134に固定されている従動ギヤ132の回転速度に関係なく、回転自在となる。 To connect the first and retraction clutch 142 is cut off, the carrier 111, regardless of the rotational speed of the driven gear 132 which is fixed to the second transmission shaft 134, a rotatable. 【0067】従ってこの状態で入力軸130が回転すると、入力軸130の回転はローディングカム機構50を介して一対の入力ディスク12a,12bに伝わり、さらにパワーローラ15a,15bを介して一対の出力ディスク13a,13bに伝わる。 [0067] Therefore rotates the input shaft 130 in this state, a pair of input disks 12a rotating through the loading cam mechanism 50 of the input shaft 130, transmitted to 12b, further power rollers 15a, a pair of output disks through 15b 13a, transmitted to 13b. これら出力ディスク1 These output disk 1
3a,13bの回転は、第1の動力伝達機構4を構成する出力ギヤ43と中間ギヤ123と伝達ギヤ122を介して、キャリア111に伝わる。 3a, the rotation of 13b via the transmission gear 122 and the output gear 43 and intermediate gear 123 constituting the first power transmission mechanism 4, transmitted to the carrier 111. 低速走行時には、遊星歯車機構3の各ギヤ110,112,115どうしの相対回転が不能となっているため、サンギヤ110に結合されている出力軸6が、サンギヤ110およびキャリア111と同じ速度で回転する。 During low speed, the relative rotation and if the gears 110,112,115 of the planetary gear mechanism 3 is in the inability output shaft 6 coupled to the sun gear 110, rotates at the same speed as the sun gear 110 and the carrier 111 to. 【0068】低速走行時において、無段変速装置1全体としての変速比は、トロイダル型変速機構2の変速比に相当する。 [0068] During low-speed running, the gear ratio of the total of the continuously variable transmission 1 corresponds to the transmission ratio of the toroidal type transmission mechanism 2. また低速走行時にトロイダル型変速機構2に入力されるトルクは、入力軸130に加わるトルクと等しい。 The torque input at the time of low-speed running in a toroidal type transmission mechanism 2 is equal to the torque applied to the input shaft 130. この低速走行時には、第2の動力伝達機構5を構成する駆動ギヤ131と従動ギヤ132は、それぞれ空転する。 At the time of low-speed running, the drive gear 131 and driven gear 132 constituting the second power transmission mechanism 5 is idle, respectively. 【0069】このように低速走行時には、入力軸130 [0069] During such slow running, the input shaft 130
から出力軸6に伝わる全ての動力がトロイダル型変速機構2のみを通るため、無段変速装置1全体としての伝達効率は、トロイダル型変速機構2自体の伝達効率によって決まる。 Since all of the power transmitted to the output shaft 6 passes through only the toroidal speed change mechanism 2 from the transmission efficiency of the whole of the continuously variable transmission 1 is determined by the transmission efficiency of the toroidal type transmission mechanism 2 itself. 【0070】高速走行時には高速用クラッチ141が接続され、低速用クラッチ140と後退用クラッチ142 [0070] The high speed running is connected high speed clutch 141, the clutch 142 for backward and low speed clutch 140
の接続が断たれる。 The connection is cut off. この状態で入力軸130が回転すると、入力軸130の回転は、第2の動力伝達機構5を構成する駆動ギヤ131と従動ギヤ132および遊星歯車機構3を経て、出力軸6に伝達される。 When the input shaft 130 in this state is rotated, the rotation of the input shaft 130 via the drive gear 131 and driven gear 132 and the planetary gear mechanism 3 constituting the second power transmission mechanism 5 is transmitted to the output shaft 6. 【0071】すなわち高速走行時に入力軸130が回転すると、この回転が第2の動力伝達機構5と高速用クラッチ141を介してリングギヤ112に伝わることにより、リングギヤ112が回転する。 [0071] That is, when the input shaft 130 at the time of high speed running is rotated by this rotation is transmitted to the ring gear 112 via the second power transmission mechanism 5 and the high speed clutch 141, the ring gear 112 rotates. リングギヤ112の回転が遊星ギヤ組115を介してサンギヤ110に伝わることにより、サンギヤ110に固定されている出力軸6が回転する。 Rotation of the ring gear 112 by being transmitted to the sun gear 110 through the planetary gear set 115, an output shaft 6 which is fixed to the sun gear 110 rotates. 【0072】このようにリングギヤ112が入力側となった場合、キャリア111が停止していると仮定すれば、この遊星歯車機構3は、リングギヤ112とサンギヤ110との歯数の比に応じた変速比(1未満の値)により、リングギヤ112とサンギヤ110との間で動力を伝達する。 [0072] Thus, when the ring gear 112 becomes an input side, assuming the carrier 111 is stopped, the planetary gear mechanism 3, speed change according to the number of teeth ratio of the ring gear 112 and sun gear 110 the ratio (values ​​less than one), to transmit power between the ring gear 112 and sun gear 110. しかし実際には、キャリア111はリングギヤ112の内側で回転するため、無段変速装置1全体としての変速比は、キャリア111の回転速度に応じて変化する。 In practice, however, the carrier 111 to rotate inside the ring gear 112, the gear ratio of the total of the continuously variable transmission 1 is changed in accordance with the rotational speed of the carrier 111. このため、トロイダル型変速機構2の変速比を変化させ、キャリア111の回転速度を変化させることにより、無段変速装置1全体としての変速比を変えることができるのである。 Therefore, to change the transmission ratio of the toroidal type transmission mechanism 2, by changing the rotational speed of the carrier 111, it is possible to change the transmission ratio of the whole of the continuously variable transmission 1. 【0073】この実施形態の場合、高速走行時には、キャリア111がリングギヤ112とサンギヤ110と同方向に回転する。 [0073] In this embodiment, at the time of high speed running, the carrier 111 rotates in the same direction as the ring gear 112 and sun gear 110. このため、キャリア111の回転速度が遅いほど、サンギヤ110に設けた出力軸6が速く回転する。 Therefore, as the rotational speed of the carrier 111 is slow, the output shaft 6 provided in the sun gear 110 rotates faster. 例えば、トロイダル型変速機構2を最大増速状態とし、リングギヤ112の回転速度とキャリア111 For example, the toroidal speed change mechanism 2 and the maximum acceleration state, the rotational speed and the carrier 111 of the ring gear 112
の回転速度(いずれも角速度)を同じにすれば、リングギヤ112と出力軸6との回転速度が同じになる。 If the speed of rotation (both angular velocity) in the same, the rotation speed of the ring gear 112 and the output shaft 6 are the same. これに対して、キャリア111の回転速度がリングギヤ11 In contrast, the rotational speed of the carrier 111 is a ring gear 11
2の回転速度よりも遅ければ、リングギヤ112の回転速度よりも出力軸6の回転速度が速くなる。 As late than second rotational speed, the rotational speed of the output shaft 6 than the rotational speed of the ring gear 112 is increased. 【0074】従って高速走行時には、トロイダル型変速機構2の変速比を大きくする(すなわち減速側に変化させる)ほど、無段変速装置1全体としての変速比は増速側に変化する。 [0074] Therefore, during high-speed running, the larger the gear ratio of the toroidal type transmission mechanism 2 (i.e. varying the deceleration side), the transmission ratio of the whole of the continuously variable transmission 1 is changed to the speed increasing side. このような高速走行状態では、トロイダル型変速機構2には入力ディスク12a,12bからではなく、出力ディスク13a,13bからトルクが入力される。 In such a high-speed running state, the input disk 12a is a toroidal type transmission mechanism 2, not from 12b, the output disks 13a, torque is inputted from 13b. つまり低速走行時に加わるトルクをプラスのトルクとすると、高速走行時にはマイナスのトルクが加わる。 That is, when the torque applied at the time of low-speed running and positive torque, negative torque is applied at the time of high speed running. 【0075】この無段変速装置1の場合、第2の動力伝達機構5の駆動ギヤ131が、動力の伝達方向に関して、ローディングカム機構50よりも上流側(エンジン7側)に存在する。 [0075] In the case of the continuously variable transmission 1, the drive gear 131 of the second power transmission mechanism 5, with respect to the transfer direction of the power, present on the upstream side of the loading cam mechanism 50 (the engine 7 side). 従って、高速用クラッチ141が接続された状態では、エンジン45から入力軸130に伝達されたトルクは、ローディングカム機構50が入力ディスク12aを押圧する前に、第2の動力伝達機構5を介して遊星歯車機構3のリングギヤ112に伝達される。 Accordingly, in a state in which the high-speed clutch 141 is connected, the torque transmitted to the input shaft 130 from the engine 45, before the loading cam mechanism 50 presses the input disk 12a, through the second power transmission mechanism 5 It is transmitted to the ring gear 112 of the planetary gear mechanism 3. このため入力軸130からローディングカム機構5 The loading cam mechanism 5 Thus the input shaft 130
0を経て入力ディスク12a,12bに伝達されるトルクはほとんど無くなる。 Input disks 12a through 0, the torque transmitted to 12b are almost eliminated. 【0076】高速走行時に第2の動力伝達機構5を介して遊星歯車機構3のリングギヤ112に伝達されたトルクの一部は、各遊星ギヤ組115からキャリア111と第1の動力伝達機構4を介して、各出力ディスク13 [0076] Some of the transmitted torque to the ring gear 112 of the planetary gear mechanism 3 via the second power transmission mechanism 5 at the time of high speed running, the carrier 111 from the planetary gear set 115 the first power transmission mechanism 4 through, output disks 13
a,13bに伝わる。 a, transmitted to 13b. 出力ディスク13a,13bからトロイダル型変速機構2に入力するトルクは、トロイダル型変速機構2の減速比を大きくするほど、すなわち無段変速装置1全体の変速比を増速側に変化させるほど、 Torque input output disks 13a, from 13b in a toroidal type transmission mechanism 2, the larger the reduction ratio of the toroidal type transmission mechanism 2, that is, as to vary the speed increasing side speed ratio of the entire continuously variable transmission 1,
小さくなる。 Smaller. その結果、高速走行時にはトロイダル型変速機構2に入力されるトルクが小さくなって、トロイダル型変速機構2の耐久性が向上することになる。 As a result, at the time of high speed running becomes smaller torque input to the toroidal transmission mechanism 2, so that the durability of the toroidal type transmission mechanism 2 is improved. 【0077】以上述べたように、トロイダル型変速機構2と遊星歯車機構3との組合わせによって、動力循環式(パワー・スプリット型)の無段変速装置を構成しているため、トロイダル型変速機構2に入力されるトルクを小さく抑えることができた。 [0077] As described above, by the combination of the toroidal speed change mechanism 2 and the planetary gear mechanism 3, because it constitutes a continuously variable transmission of the power circulating (power-split), the toroidal type transmission mechanism it was possible to suppress the torque input to the 2 small. このため、トロイダル型変速機構2を構成するディスク12a,12b,13a, Therefore, the disk 12a, 12b constituting the toroidal type transmission mechanism 2, 13a,
13bとパワーローラ15a〜15dなどのトルク伝達に関与する部材に加わる荷重が小さくなり、これら各部材の耐久性が十分確保される。 Load decreases applied to members involved in the torque transmission, such as 13b and power rollers 15 a to 15 d, the durability of these members can be sufficiently secured. 【0078】以上の説明から明らかなように、この無段変速装置1全体としての変速比は、低速走行時にはトロイダル型変速機構2の変速比に比例して変化し、高速走行時にはトロイダル型変速機構2の変速比とは反比例して変化する。 [0078] As apparent from the above description, the continuously variable transmission 1 as a whole transmission ratio of, at the time of low-speed running varies in proportion to the transmission ratio of the toroidal type transmission mechanism 2, the toroidal type transmission mechanism at the time of high speed running the second transmission ratio varies inversely. 【0079】従って、自動車が停止状態から次第に速度を上げることを想定した場合、トロイダル型変速機構2 [0079] Therefore, when the vehicle is assumed to increase gradually the speed from the stopped state, the toroidal speed change mechanism 2
の変速比は、低速用クラッチ140が接続されている間は速度の上昇に伴って次第に小さくなる(増速側に変化する)。 The gear ratio, while the low-speed clutch 140 is connected (change in acceleration side) gradually decreases with increasing speed. そして高速用クラッチ141が接続されたのちは、トロイダル型変速機構2の変速比は、速度の上昇に伴って次第に大きくなる(減速側に変化する)。 And after the high-speed clutch 141 is connected, the transmission ratio of the toroidal type transmission mechanism 2 (changes to the deceleration side) gradually larger with increasing speed. 【0080】つまり、低速走行時と高速走行時との切替時に、トロイダル型変速機構2の変速比は最小(最大増速状態)となる。 [0080] That is, at the time of switching the time of low-speed running state and high-speed running, the gear ratio of the toroidal type transmission mechanism 2 is minimized (maximum acceleration state). 例えば、第1の動力伝達機構4の減速比α(例えば2程度)と、第2の動力伝達機構5の減速比β(例えば1程度)との比β/αを、トロイダル型変速機構2の最大増速時の減速比i H (例えば0.5程度)とほぼ同じにしている。 For example, the reduction ratio of the first power transmission mechanism 4 alpha (for example, about 2), the ratio beta / alpha of the reduction ratio of the second power transmission mechanism 5 beta (for example, about 1), the toroidal speed change mechanism 2 It is substantially equal to the maximum acceleration during the reduction ratio i H (for example, about 0.5). このため低速走行時と高速走行時との切替時に、無段変速装置1全体としての変速比が急に変化することが抑制され、円滑な切替が可能である。 Therefore at the time of switching the time of low-speed running state and high-speed running, the gear ratio of the total of the continuously variable transmission device 1 is prevented from changing abruptly, a smooth switching can be. 【0081】このように、低速モードではトロイダル型変速機構2のみを介する第1の動力伝達機構4のみを使用しているので、トロイダル型変速機構2からみるとトルクは入力側から出力側に伝わる。 [0081] Thus, since the low-speed mode using only the first power transmission mechanism 4 via only the toroidal speed change mechanism 2, the torque is transmitted from the input side to the output side when viewed from the toroidal speed change mechanism 2 . これに対し高速側では、2つの動力伝達機構4,5を遊星歯車機構3に合流させるため、トロイダル型変速機構2からみるとトルクが出力側から入力側に伝わる。 In contrast in the high-speed side, in order to merge the two power transmission mechanism 4, 5 to the planetary gear mechanism 3, the torque when viewed from the toroidal speed change mechanism 2 is transmitted from the output side to the input side. つまりマイナストルクが入力される。 That negative torque is input. 【0082】自動車を後退させるために出力軸6を逆回転させる際には、低速用クラッチ140と高速用クラッチ141の接続を断つとともに、後退用クラッチ142 [0082] When rotated reversely the output shaft 6 in order to retract the vehicle, together with the disconnecting of the low speed clutch 140 and the high speed clutch 141, retraction clutch 142
を接続することにより、リングギヤ112を固定する。 By connecting, to fix the ring gear 112.
こうすることにより、トロイダル型変速機構2と第1の動力伝達機構4を介してキャリア111が回転駆動されるとともに、遊星ギヤ組115が自転しつつ公転することにより、サンギヤ110と出力軸6が低速走行時および高速走行時とは逆方向に回転する。 By doing so, with the toroidal speed change mechanism 2 and the carrier 111 via the first power transmission mechanism 4 is rotated, the planetary gear set 115 rotate and revolve, the output shaft 6 and the sun gear 110 the time of low-speed traveling and during high speed driving to rotate in the reverse direction. 【0083】車両に搭載されるマイクロコンピュータ等を利用する制御装置160は、以下に説明するように、 [0083] The control device 160 that utilizes a microcomputer or the like mounted on a vehicle, as described below,
速度モードの切替時に変速制御弁70を同時に制御することにより、従来のトロイダル型無段変速装置の問題点(図12に示す特性)を解決することが可能となった。 By simultaneously controlling the shift control valve 70 at the time of switching the speed mode, it becomes possible to solve conventional problems of the toroidal type continuously variable transmission (characteristic shown in FIG. 12).
すなわち速度モードを切替える際のクラッチ140,1 That clutch at the time of switching the speed mode 140,
41の切替開始、つまりトルクの変動開始とともに変速制御弁70の制御を開始し、クラッチ140,141の切替終了、つまりトルクの変動終了とともに変速制御弁70の制御を終了する。 41 of switching start, that is to initiate control of the shift control valve 70 along with changes starting torque, the switching end of the clutch 140, 141, that is to end the control of the shift control valve 70 together with variation end of torque. 【0084】具体的には、トルクが変動し始めるとき、 [0084] More specifically, when the torque starts to change,
つまりクラッチ140,141を切替えた瞬間に制御を開始し、クラッチ140,141を接続し終えるまでに変速制御を終了する。 That starts controlling the moment of switching the clutch 140, 141, and ends the shift control until after connecting the clutch 140, 141. 一例として図5に示すように、横軸の時間“3秒”のときに低速モード用クラッチ140 As shown in FIG. 5 as an example, the low-speed mode clutch 140 when the horizontal axis represents time "3 seconds"
を切り離し、“5秒”の直前に高速モード用クラッチ1 Disconnection, high-speed mode for clutch 1 just before the "5 seconds"
41の接続を完了する。 41 to complete the connection. この間、徐々にクラッチ14 During this time, gradually the clutch 14
0,141の切替えを行っている。 It is doing the switching of 0,141. 【0085】ここで言う変速制御は、図4に示す変速制御弁70のスリーブ73に連結されているステッピングモータ72を駆動することで、スリーブ73を動かし、 [0085] transmission control as referred to herein, by driving the stepping motor 72 which is connected to the sleeve 73 of the shift control valve 70 shown in FIG. 4, moving the sleeve 73,
変速制御弁70を切替えてアクチュエータ60〜63のピストン59に差圧を発生させる制御である。 The piston 59 of the actuator 60 to 63 by switching the shift control valve 70 is controlled to generate a differential pressure. この変速制御によって、パワーローラ15a〜15dを上下方向に変位させ、速度モードの切替時に生じる変速比の変動が小さくなるようにしている。 This shift control, to displace the power roller 15a~15d in the vertical direction, variation of the speed ratio occurring at the time of switching the speed mode is set to be smaller. ここでは、クラッチ14 In this case, the clutch 14
0,141を切替える前に、例えばアクセルペダルの開閉度を検出するなどして、トルクを事前に算出し、クラッチ切替え後のトルクを事前に計算するか、あるいは予め作成したおいたマップからトルク変化を読取り、トルク変化に相当する変速制御がなされるように、スリーブ73を駆動する。 Before switching the 0,141, for example, by detecting the opening degree of the accelerator pedal, to calculate the torque in advance, the torque changes from the map or, alternatively, which had been prepared in advance to calculate the torque after switching clutch in advance reading, as the shift control is performed corresponding to the torque variation to drive the sleeve 73. 【0086】図5においては、エンジンからトロイダル型変速機構2に300Nmのトルクが入力されていて、 [0086] In FIG. 5 is a torque of 300Nm in a toroidal type transmission mechanism 2 is input from the engine,
クラッチ140,141を切替え始める3秒で同時に変速制御弁70の制御を開始する。 At the same time it starts controlling the shift control valve 70 in three seconds to start switching the clutch 140, 141. クラッチ140,14 Clutch 140,14
1が切替わってトロイダル型変速機構2内で動力循環が発生し、このトロイダル型変速機構2には出力ディスク13a,13b側からトルクが入力され、入力ディスク12a,12b上ではマイナス240Nmが入力されるとき、つまりクラッチ140,141が完全に接続完了し切替わったときに、変速制御弁70の制御を終了する。 1 power circulation occurs in the toroidal type transmission mechanism within 2 I I switched, this is a toroidal type transmission mechanism 2 is output disks 13a, torque from 13b side input, the input disk 12a, the negative 240Nm is inputted on 12b Rutoki, that is, when the clutch 140 and 141 is replaced fully completed connection switching, and terminates the control of the shift control valve 70. 【0087】この結果、トロイダル型変速機構2は、図12に示した従来の特性と比較して変速比の変動幅が小さくなるとともに、クラッチ切替え前後で変速比がほぼ同じとなる。 [0087] As a result, the toroidal speed change mechanism 2, along with the fluctuation range of the comparison to the gear ratio to the conventional characteristics shown decreases in FIG. 12, the gear ratio is substantially same before and after switching the clutch. この結果、回転数の変動はほとんどなく、 As a result, the variation of the rotational speed is almost no,
エンジン回転数の吹き上がりや、トロイダル型変速機構2の振動等を防ぐことが可能となる。 And racing of the engine speed, it is possible to prevent the vibration of the toroidal speed change mechanism 2. 【0088】以上の説明は低速モードから高速モードに切替わる場合についてであるが、高速モードから低速モードに切替わる場合についても同様であり、上記の説明とは逆の方向にスリーブ73を駆動することで同様の効果が得られる。 [0088] The above description although the case where switched from the low speed mode to the high speed mode, a same when switched from the high speed mode to the low speed mode, the above description drives the sleeve 73 in the opposite direction similar effect can be obtained. つまり、トルクが変化し始めるときに変速制御弁70の制御を開始し、トルク変化の終了と同時、あるいはトルクの変化が終了する前に変速制御を終了させる。 That is, to start the control of the shift control valve 70 when the torque begins to change, ending with simultaneous torque change or a change in torque, to terminate the shift control before exiting. 高速モードから低速モードに切替わる場合、 When the mode changes from the high-speed mode to the low speed mode,
トルクは例えばマイナス240Nmから300Nmへと変動することになる。 Torque will vary to 300Nm, for example, from minus 240 nm. 【0089】また、前記の説明ではエンジンがプラスのトルクを出力している場合について述べたが、エンジンブレーキ等のようにエンジンがマイナストルクを出力している場合でも同様の考えに基いて、変速制御弁70の制御を行うことができる。 [0089] Further, although in the above description has dealt with the case where the engine is outputting a positive torque, based on the same concept even when the engine is outputting a negative torque as an engine brake, shift it is possible to control the control valve 70. 【0090】なお、図6に示す第2の実施形態のように、低速モードから高速モードに切替わる場合には、クラッチ切替え開始、つまりトルクの変動開始から若干遅らせて前記変速制御を開始することにより、トロイダル型変速機構2の変速比の変動幅をさらに小さな範囲に抑えることが可能である。 [0090] Incidentally, as in the second embodiment shown in FIG. 6, when switched from the low speed mode to the high speed mode, the clutch switching starts, that is to start the speed change control is delayed slightly from the fluctuation start of torque Accordingly, it is possible to suppress the smaller ranges the fluctuation band of the transmission ratio of the toroidal type transmission mechanism 2. 【0091】具体的には、図6中の横軸の時間“3秒” [0091] Specifically, the time on the horizontal axis in FIG. 6 "3 seconds"
でクラッチの切替えを開始し、少し遅れて“4秒”の少し前に前述の変速制御を開始する。 In starts switching of the clutch to start the short delay just before the gear shift control of the above "4 seconds". そしてクラッチの切替えが終了した時点で、変速制御を終了させる。 And when the switching of the clutch is completed, and ends the shift control. この結果、トロイダル型変速機構2の変速比の変動幅をさらに小さくすることが可能となった。 As a result, it becomes possible to further reduce the variation width of the transmission ratio of the toroidal type transmission mechanism 2. 従って図6に示す第2 Thus the 6 2
の実施形態では、図5に示す第1の実施形態よりもさらに好ましい結果が得られている。 In embodiments, it has been obtained more favorable results than the first embodiment shown in FIG. 【0092】以上説明した実施形態では、速度モードの切替えを約2秒間で行っているが、モード切替時、つまりクラッチの切替時間を、例えば1秒間以下と短くしても同様の効果が得られる。 [0092] In the described embodiments above, is performed to switch the speed mode at about 2 seconds, when the mode is switched, that is, the switching time of the clutch, for example, the same effect can be shortened more than one second resulting . 【0093】また本発明は、ギヤード・ニュートラル型のトロイダル型無段変速装置に適用することもできる。 [0093] The present invention can also be applied to a geared neutral type toroidal type continuously variable transmission.
ギヤード・ニュートラル型のトロイダル型無段変速装置は、低速側の第1のモードで2つの動力伝達系、すなわちトロイダル型変速機構と遊星歯車機構を使用し、高速側の第2のモードでトロイダル型変速機構(バリエータ)のみを介して動力を伝達する。 Geared neutral type toroidal type continuously variable transmission device, the two power transmission system in a first mode of the low-speed side, i.e., using a toroidal type transmission mechanism and a planetary gear mechanism, a toroidal type in a second mode of the high-speed side via only transmission mechanism (variator) to transmit power. この場合、低速側のモードにおいて、出力軸に取出される遊星歯車機構の差動成分をゼロ回転とすることにより、発進クラッチが不要となる。 In this case, the low-speed side mode, by the differential component of the planetary gear mechanism that is withdrawn to the output shaft to zero rotation, the starting clutch is not required. 【0094】ギヤード・ニュートラル型のトロイダル型無段変速装置においては、トロイダル型変速機構(バリエータ)が低速側のときに、第1のモードと第2のモードのモードチェンジが行われる。 [0094] In geared neutral type toroidal type continuously variable transmission of the toroidal speed change mechanism (variator) is at the low speed side, the first mode and the mode change of the second mode is performed. このようなギヤード・ Such a geared
ニュートラル型のトロイダル型無段変速装置においても、モード切替時に、前述した変速制御を行うことにより、動力循環式トロイダル型無段変速装置と同様の効果を得ることができる。 Even in neutral toroidal type continuously variable transmission, at the time of mode switching, by performing the shift control described above, it is possible to obtain the same effect as the power recirculation toroidal continuously variable transmission. 【0095】この発明は、ダブルキャビティ式のトロイダル型変速機構に限らず、シングルキャビティ式のトロイダル型変速機構についても同様に適用することができる。 [0095] The invention is not limited to the toroidal transmission mechanism of double cavity type, it can be similarly applied to a toroidal type transmission mechanism of a single cavity type. また、各キャビティにパワーローラが2個に限らず、3個以上のパワーローラを有するトロイダル型変速機構にも適用することができる。 Further, not only the power rollers into two in each cavity, it can also be applied to a toroidal type transmission mechanism having three or more power rollers. 【0096】なお、2つ以上のモードをもち、モードの切替時にバリエータを通過するトルクが反転するようなトロイダル型無段変速装置、たとえば、特開2000− [0096] Incidentally, has two or more modes, the toroidal type continuously variable transmission, such as torque is reversed to pass through the variator at the time of switching the mode, for example, JP 2000-
220719号公報に記載されているようなトロイダル型変速機構と数段の遊星歯車を組合わせた同軸でカウンター軸をもたず、低速と高速の2つのモードをもつトロイダル型無段変速装置において、本発明は有効となる。 No counter shaft coaxial which combined the toroidal speed change mechanism and the number stages of the planetary gear as described in 220719 discloses, in the toroidal type continuously variable transmission having two modes of slow and fast, the present invention is effective.
また、以上の説明は、機械式押圧機構であるローディングカム機構が用いられているが、機械式押圧機構の代わりに、特開平11−63146号公報に記載されているような油圧式押圧機構を用いても、本発明は同様の効果を得ることができる。 In the above description, while the loading cam mechanism is used it is a mechanical pressing mechanism, instead of the mechanical pressing mechanism, the hydraulic pressing mechanism as described in JP-A-11-63146 be used, the present invention can obtain the same effect. 【0097】 【発明の効果】請求項1に記載した発明によれば、トロイダル型変速機構と遊星歯車機構とを組合せたトロイダル型無段変速装置において、モードの切替時に発生する変速比の変動量を小さくすることができ、変速ショックの発生を抑制できる。 [0097] According to the invention described, according to the present invention in claim 1, in the toroidal type continuously variable transmission which combines a toroidal type transmission mechanism and a planetary gear mechanism, the amount of change of the gear ratio that occurs when switching the mode can be reduced, it is possible to suppress the generation of shift shock. 請求項2に記載した発明によれば、モード切替時の変速比の変動をさらに小さくすることができる。 According to the invention described in claim 2, it is possible to further reduce the variation in the speed ratio at the time of mode switching.

【図面の簡単な説明】 【図1】 本発明の一実施形態を示すトロイダル型無段変速装置の模式図。 Schematic diagram of the toroidal type continuously variable transmission device according to an embodiment of the BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS [Figure 1] present invention. 【図2】 図1に示されたトロイダル型無段変速装置のバリエータの軸線方向に沿う断面図。 2 is a cross-sectional view taken along the axial direction of the variator of the toroidal-type continuously variable transmission shown in FIG. 【図3】 図2中のF3−F3に沿うバリエータの断面図。 3 is a cross-sectional view of variator along the F3-F3 in FIG. 【図4】 図1に示されたトロイダル型無段変速装置の変速制御弁とフィードバック機構等を示す断面図。 4 is a cross-sectional view showing a speed change control valve and a feedback mechanism such as a toroidal type continuously variable transmission shown in FIG. 【図5】 図1に示されたトロイダル型無段変速装置の入力トルクと変速制御弁の作動タイミングとの関係を示す図。 5 is a diagram showing the relationship between the operation timing of the input torque and speed change control valve of the toroidal type continuously variable transmission shown in FIG. 【図6】 本発明の他の実施形態を示すトロイダル型無段変速装置の入力トルクと変速制御弁の作動タイミングとの関係を示す図。 6 shows the relationship between the input torque and the operation timing of the shift control valve according to another embodiment the toroidal type continuously variable transmission showing the present invention. 【図7】 遊星歯車機構を有する動力循環式トロイダル型無段変速装置の構成の概略を示す図。 7 is a diagram schematically showing the configuration of the power circulating toroidal type continuously variable transmission having a planetary gear mechanism. 【図8】 トロイダル型変速機構のパワーローラとトラニオンの断面図。 Figure 8 is a cross-sectional view of the power roller and the trunnion of the toroidal type transmission mechanism. 【図9】 従来のトロイダル型無段変速装置の入力トルクと変速比との関係を示す図。 9 is a view showing the relationship between the input torque and the gear ratio of the conventional toroidal type continuously variable transmission. 【図10】 (A)は無負荷時のトラニオンを模式的に示す正面図、(B)は荷重入力時のトラニオンを模式的に示す正面図。 [10] (A) is a front view showing a trunnion at no load schematically, (B) is a front view schematically showing the trunnion during load input. 【図11】 荷重がさらに増大したときのトラニオンを模式的に示す正面図。 Figure 11 is a front view schematically showing the trunnion when the load is further increased. 【図12】 従来のトロイダル型無段変速装置の入力トルクと変速比の変動幅を示す図。 12 is a diagram showing a variation range of the input torque and the gear ratio of the conventional toroidal type continuously variable transmission. 【符号の説明】 1…ハーフトロイダル型無段変速装置2…トロイダル型変速機構(バリエータ) 3…遊星歯車機構4…第1の動力伝達機構5…第2の動力伝達機構6…出力軸12a,12b…入力ディスク13a,13b…出力ディスク15a,15b,15c,15d…パワーローラ17a,17b,17c,17d…トラニオン70…変速制御弁96…フィードバック機構110…サンギヤ111…キャリア112…リングギヤ140…低速用クラッチ141…高速用クラッチ160…制御装置 [Description of Reference Numerals] 1 ... toroidal type continuously variable transmission 2 ... toroidal speed change mechanism (variator) 3 ... planetary gear mechanism 4 ... first power transmission mechanism 5 ... second power transmission mechanism 6 ... output shaft 12a, 12b ... input disks 13a, 13b ... output disks 15a, 15b, 15c, 15d ... the power rollers 17a, 17b, 17c, 17d ... trunnions 70 ... speed change control valve 96 ... feedback mechanism 110 ... sun gear 111 ... carrier 112 ... ring gear 140 ... slow use clutch 141 ... high speed clutch 160 ... control device

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (51)Int.Cl. 7識別記号 FI テーマコート゛(参考) F16H 63:06 F16H 63:06 Fターム(参考) 3J051 AA03 AA08 BA03 BD02 BE09 CA05 CB07 DA05 DA09 ED04 ED15 FA02 3J062 AA18 AB33 AB35 AC03 BA35 CG03 CG14 CG33 CG34 CG54 CG56 CG82 3J552 MA02 MA09 MA13 MA30 NA01 NB01 PA02 QA24C RA28 RB06 RB07 SA03 SA44 SA47 SB33 SB35 TA01 VA02W VA22W VA74W VA76W VB01Z ────────────────────────────────────────────────── ─── of the front page continued (51) Int.Cl. 7 identification mark FI theme Court Bu (reference) F16H 63:06 F16H 63:06 F-term (reference) 3J051 AA03 AA08 BA03 BD02 BE09 CA05 CB07 DA05 DA09 ED04 ED15 FA02 3J062 AA18 AB33 AB35 AC03 BA35 CG03 CG14 CG33 CG34 CG54 CG56 CG82 3J552 MA02 MA09 MA13 MA30 NA01 NB01 PA02 QA24C RA28 RB06 RB07 SA03 SA44 SA47 SB33 SB35 TA01 VA02W VA22W VA74W VA76W VB01Z

Claims (1)

  1. 【特許請求の範囲】 【請求項1】入力ディスクと出力ディスクおよびこれらディスク間に傾転可能に設けられたパワーローラを含むトロイダル型変速機構と、 前記入出力ディスク間の変速比が目標値となるよう前記パワーローラを支持するトラニオンの変位量を変速制御弁に伝えてフィードバックを行うフィードバック機構と、 サンギヤとキャリアとリングギヤとの3要素を含む遊星歯車機構と、 エンジンの動力を前記トロイダル型変速機構を介して出力軸に伝達する第1の動力伝達系と、 エンジンの動力を前記遊星歯車機構を介して前記出力軸に伝達する第2の動力伝達系とを有し、 前記第1の動力伝達系を介して伝達される動力と前記第2の動力伝達系を介して伝達される動力を前記遊星歯車機構の3要素のうちの2つに合流させる A toroidal type transmission mechanism comprising [Claims 1 input disk and output disk and power roller provided to be tilted between these disks, and the target value speed ratio between the input and output disks so as the feedback mechanism for feeding back the displacement amount of the trunnion which supports the power roller to convey the shift control valve, the toroidal type transmission and a planetary gear mechanism, the power of the engine including the three elements of the sun gear and the carrier and the ring gear has a first power transmission system for transmitting the output shaft via a mechanism, and a second power transmission system for transmitting the power of the engine to the output shaft through the planetary gear mechanism, the first power to merge the power transmitted through the power transmitted through the transmission system of the second power transmission system into two of the three elements of the planetary gear mechanism ともに、前記3要素のうちの残りの1つの要素が前記出力軸に連結され、 前進時に第1のモードと第2のモードとを切替えるためのクラッチ機構を備えたトロイダル型無段変速装置において、 前記第1のモードと第2のモードとの切替えを行うときに、前記クラッチ機構が切替わる時間内で前記変速制御弁を同時に制御することにより前記トロイダル型変速機構の変速比の変動を抑制する制御装置を具備したことを特徴とするトロイダル型無段変速装置。 Both the 3 remaining one element of the elements is connected to said output shaft, in the toroidal type continuously variable transmission provided with a clutch mechanism for switching between a first mode and a second mode during forward, when performing switching between the first mode and the second mode, suppressing the variation of the transmission ratio of the toroidal speed change mechanism by the clutch mechanism simultaneously controls the shift control valve in mode changes time toroidal type continuously variable transmission, characterized by comprising a control device. 【請求項2】前記制御装置は、 前記クラッチ機構が低速側の第1のモードから高速側の第2のモードに切替わる際に、該クラッチ機構の切替動作が始まる時点よりも遅れて前記変速制御弁の制御を開始し、かつ、前記クラッチ機構の切替動作が完了する時点で前記変速制御弁の制御も完了させ、 前記第2のモードから第1のモードに切替わる際には、 Wherein the control device, when the clutch mechanism is switched from the first mode of the low speed side to the second mode of the high-speed side, the shift later than the time the switching operation of the clutch mechanism starts start the control of the control valve, and the control of the switching operation of the clutch mechanism when completing the shift control valve also be completed, when the mode changes to the second mode from the first mode,
    前記クラッチ機構の切替動作が始まる時点で前記変速制御弁の制御を開始し、かつ、前記クラッチ機構の切替動作が完了する時点よりも早く前記変速制御弁の制御を完了させることを特徴とする請求項1記載のトロイダル型無段変速装置。 Wherein said control of said shift control valve when the switching operation of the clutch mechanism is started to start, and which is characterized in that to complete the control of the shift control valve earlier than the time the switching operation of completing the clutch mechanism toroidal type continuously variable transmission of claim 1, wherein.
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Cited By (31)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2006336677A (en) * 2005-05-31 2006-12-14 Nsk Ltd Continuously variable transmission
US7601088B2 (en) 2006-05-26 2009-10-13 Nsk Ltd. Continuously variable transmission
KR101363919B1 (en) * 2012-02-06 2014-02-18 지엠 글로벌 테크놀러지 오퍼레이션스 엘엘씨 Multi-speed transmission
JP2014139478A (en) * 2008-08-26 2014-07-31 Fallbrook Intellectual Property Co Llc Continuously Variable Transmission
WO2014147779A1 (en) * 2013-03-21 2014-09-25 トヨタ自動車株式会社 Automatic transmission control device
KR101476668B1 (en) * 2012-02-10 2014-12-29 지엠 글로벌 테크놀러지 오퍼레이션스 엘엘씨 Compound planetary front wheel drive continuously variable transmission
US9182018B2 (en) 2008-02-29 2015-11-10 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously and/or infinitely variable transmissions and methods therefor
US9239099B2 (en) 2007-02-16 2016-01-19 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US9249880B2 (en) 2007-12-21 2016-02-02 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Automatic transmissions and methods therefor
US9273760B2 (en) 2007-04-24 2016-03-01 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electric traction drives
US9279482B2 (en) 2009-04-16 2016-03-08 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9291251B2 (en) 2010-11-10 2016-03-22 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9328807B2 (en) 2007-02-01 2016-05-03 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US9341246B2 (en) 2005-11-22 2016-05-17 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9360089B2 (en) 2010-03-03 2016-06-07 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US9365203B2 (en) 2008-08-05 2016-06-14 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US9371894B2 (en) 2007-02-12 2016-06-21 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmissions and methods therefor
US9506562B2 (en) 2005-10-28 2016-11-29 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electromotive drives
US9528561B2 (en) 2008-06-23 2016-12-27 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9574642B2 (en) 2008-10-14 2017-02-21 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9611921B2 (en) 2012-01-23 2017-04-04 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US9618100B2 (en) 2008-05-07 2017-04-11 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Assemblies and methods for clamping force generation
US9677650B2 (en) 2013-04-19 2017-06-13 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9683638B2 (en) 2005-12-30 2017-06-20 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable gear transmission
US9683640B2 (en) 2008-06-06 2017-06-20 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US9726282B2 (en) 2006-06-26 2017-08-08 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9732848B2 (en) 2003-02-28 2017-08-15 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9869388B2 (en) 2007-07-05 2018-01-16 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9945456B2 (en) 2007-06-11 2018-04-17 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US10036453B2 (en) 2004-10-05 2018-07-31 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US10047861B2 (en) 2016-01-15 2018-08-14 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for controlling rollback in continuously variable transmissions

Cited By (45)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US9732848B2 (en) 2003-02-28 2017-08-15 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US10036453B2 (en) 2004-10-05 2018-07-31 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
JP2006336677A (en) * 2005-05-31 2006-12-14 Nsk Ltd Continuously variable transmission
US9506562B2 (en) 2005-10-28 2016-11-29 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electromotive drives
US9950608B2 (en) 2005-10-28 2018-04-24 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electromotive drives
US9709138B2 (en) 2005-11-22 2017-07-18 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9341246B2 (en) 2005-11-22 2016-05-17 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9683638B2 (en) 2005-12-30 2017-06-20 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable gear transmission
US7601088B2 (en) 2006-05-26 2009-10-13 Nsk Ltd. Continuously variable transmission
US9726282B2 (en) 2006-06-26 2017-08-08 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9878719B2 (en) 2007-02-01 2018-01-30 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US9328807B2 (en) 2007-02-01 2016-05-03 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US9676391B2 (en) 2007-02-01 2017-06-13 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US9371894B2 (en) 2007-02-12 2016-06-21 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmissions and methods therefor
US9239099B2 (en) 2007-02-16 2016-01-19 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US9574643B2 (en) 2007-04-24 2017-02-21 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electric traction drives
US10056811B2 (en) 2007-04-24 2018-08-21 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electric traction drives
US9273760B2 (en) 2007-04-24 2016-03-01 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Electric traction drives
US9945456B2 (en) 2007-06-11 2018-04-17 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9869388B2 (en) 2007-07-05 2018-01-16 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9249880B2 (en) 2007-12-21 2016-02-02 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Automatic transmissions and methods therefor
US9739375B2 (en) 2007-12-21 2017-08-22 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Automatic transmissions and methods therefor
US9182018B2 (en) 2008-02-29 2015-11-10 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously and/or infinitely variable transmissions and methods therefor
US9850993B2 (en) 2008-02-29 2017-12-26 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously and/or infinitely variable transmissions and methods therefor
US9618100B2 (en) 2008-05-07 2017-04-11 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Assemblies and methods for clamping force generation
US9683640B2 (en) 2008-06-06 2017-06-20 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US10066713B2 (en) 2008-06-23 2018-09-04 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9528561B2 (en) 2008-06-23 2016-12-27 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9365203B2 (en) 2008-08-05 2016-06-14 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US9878717B2 (en) 2008-08-05 2018-01-30 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for control of transmission and/or prime mover
US9903450B2 (en) 2008-08-26 2018-02-27 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
JP2014139478A (en) * 2008-08-26 2014-07-31 Fallbrook Intellectual Property Co Llc Continuously Variable Transmission
US9574642B2 (en) 2008-10-14 2017-02-21 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9920823B2 (en) 2009-04-16 2018-03-20 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9279482B2 (en) 2009-04-16 2016-03-08 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9360089B2 (en) 2010-03-03 2016-06-07 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US10066712B2 (en) 2010-03-03 2018-09-04 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US9291251B2 (en) 2010-11-10 2016-03-22 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US9611921B2 (en) 2012-01-23 2017-04-04 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Infinitely variable transmissions, continuously variable transmissions, methods, assemblies, subassemblies, and components therefor
US8758187B2 (en) 2012-02-06 2014-06-24 Gm Global Technology Operations, Llc Multi-speed transmission
KR101363919B1 (en) * 2012-02-06 2014-02-18 지엠 글로벌 테크놀러지 오퍼레이션스 엘엘씨 Multi-speed transmission
KR101476668B1 (en) * 2012-02-10 2014-12-29 지엠 글로벌 테크놀러지 오퍼레이션스 엘엘씨 Compound planetary front wheel drive continuously variable transmission
WO2014147779A1 (en) * 2013-03-21 2014-09-25 トヨタ自動車株式会社 Automatic transmission control device
US9677650B2 (en) 2013-04-19 2017-06-13 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Continuously variable transmission
US10047861B2 (en) 2016-01-15 2018-08-14 Fallbrook Intellectual Property Company Llc Systems and methods for controlling rollback in continuously variable transmissions

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