JP2004100750A - Toroidal-type continuously variable transmission - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To suppress the unnecessary variation of a variable speed ratio in torque fluctuation by suppressing the displacement of a link arm 19a regardless of the displacement of a precession cam 18 following the elastic deformation of a trunnion based on the torque fluctuation, and preventing the link arm 19a from needlessly displacing a spool 15a of a variable speed ratio control valve. <P>SOLUTION: A contact point x between the tip part of the link arm 19a and a cam face 21 of the precession cam 18 is located on an imaginary plane passing the swing center of the precession cam 18, including an imaginary straight line parallel with the rotational center axis of a power roller in a state of causing torque fluctuation. Even when the precession cam 18 is displaced by the torque fluctuation, the contact point x is only displaced in the diametrical direction of the cam face 21. This constitution can suppress the unnecessary displacement of the link arm 19a. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【0001】
【産業上の利用分野】
この発明に係るトロイダル型無段変速機は、自動車用の自動変速装置を構成する変速ユニットとして利用する。特に本発明は、トラニオンの弾性変形に基づく変速比の変動を抑える事により、運転者に与える違和感を低減する事を目的とするものである。
【0002】
【従来の技術】
自動車用自動変速装置として、図16〜18に示す様なトロイダル型無段変速機を使用する事が研究され、一部で実施されている。このトロイダル型無段変速機は、ダブルキャビティ型と呼ばれるもので、入力軸1の両端部周囲に1対の入力側ディスク2、2を、ボールスプライン3、3を介して支持している。従ってこれら両入力側ディスク2、2は、互いに同心に、且つ、同期した回転を自在に支持されている。又、上記入力軸1の中間部周囲に出力歯車4を、この入力軸1に対する相対回転を自在として支持している。そして、この出力歯車4の中心部に設けた円筒部の両端部に出力側ディスク5、5を、それぞれスプライン係合させている。従ってこれら両出力側ディスク5、5は、上記出力歯車4と共に、同期して回転する。
【0003】
又、上記各入力側ディスク2、2と上記各出力側ディスク5、5との間には、それぞれ複数個ずつ(通常2〜3個ずつ)のパワーローラ6、6を挟持している。これら各パワーローラ6、6はそれぞれトラニオン7、7の内側面に、支持軸8、8及び複数の転がり軸受を介して、回転自在に支持されている。上記各トラニオン7、7は、それぞれの長さ方向(図16、18の上下方向、図17の表裏方向)両端部に、これら各トラニオン7、7毎に互いに同心に設けられた枢軸9、9を中心として揺動変位自在である。これら各トラニオン7、7を傾斜させる動作は、油圧式のアクチュエータ10、10により、これら各トラニオン7、7を上記枢軸9、9の軸方向に変位させる事で行なうが、総てのトラニオン7、7の傾斜角度は、油圧式及び機械式に互いに同期させる。
【0004】
即ち、前記入力軸1と出力歯車4との間の変速比を変えるべく、上記各トラニオン7、7の傾斜角度を変える場合には、上記各アクチュエータ10、10により上記各トラニオン7、7を、それぞれ逆方向に、例えば、図18の右側のパワーローラ6を同図の下側に、同図の左側のパワーローラ6を同図の上側に、それぞれ変位させる。この結果、これら各パワーローラ6、6の周面と上記各入力側ディスク2、2及び各出力側ディスク5、5の内側面との当接部に作用する、接線方向の力の向きが変化(当接部にサイドスリップが発生)する。そして、この力の向きの変化に伴って上記各トラニオン7、7が、支持板11、11に枢支された枢軸9、9を中心として、互いに逆方向に揺動(傾斜)する。この結果、上記各パワーローラ6、6の周面と上記入力側、出力側各ディスク2、5の内側面との当接位置が変化し、上記入力軸1と出力歯車4との間の回転変速比が変化する。
【0005】
上記各アクチュエータ10、10への圧油の給排状態は、これら各アクチュエータ10、10の数に関係なく1個の変速比制御弁12により行ない、何れか1個のトラニオン7の動きをこの変速比制御弁12にフィードバックする様にしている。この変速比制御弁12は、ステッピングモータ13により軸方向(図18の左右方向、図16の表裏方向)に変位させられるスリーブ14と、このスリーブ14の内径側に軸方向の変位自在に嵌装されたスプール15とを有する。又、上記各トラニオン7、7と上記各アクチュエータ10、10のピストン16、16とを連結するロッド17、17のうち、何れか1個のトラニオン7に付属のロッド17の端部にプリセスカム18を固定しており、このプリセスカム18とリンク腕19とを介して、上記ロッド17の動き、即ち、軸方向の変位量と回転方向との変位量との合成値を上記スプール15に伝達する、フィードバック機構を構成している。又、上記各トラニオン7、7同士の間には同期ケーブル20を掛け渡して、油圧系の故障時にも、これら各トラニオン7、7の傾斜角度を、機械的に同期させられる様にしている。
【0006】
変速状態を切り換える際には、上記ステッピングモータ13により上記スリーブ14を、得ようとする変速比に見合う所定位置にまで変位させて、上記変速比制御弁12の所定方向の流路を開く。この結果、上記各アクチュエータ10、10に圧油が、所定方向に送り込まれて、これら各アクチュエータ10、10が上記各トラニオン7、7を所定方向に変位させる。即ち、上記圧油の送り込みに伴ってこれら各トラニオン7、7が、前記各枢軸9、9の軸方向に変位しつつ、これら各枢軸9、9を中心に揺動する。そして、上記何れか1個のトラニオン7の動き(軸方向及び揺動変位)が、上記ロッド17の端部に固定したプリセスカム18とリンク腕19とを介して上記スプール15に伝達され、このスプール15を軸方向に変位させる。この結果、上記トラニオン7が所定量変位した状態で、上記変速比制御弁12の流路が閉じられ、上記各アクチュエータ10、10への圧油の給排が停止される。
【0007】
この際の上記トラニオン7及び上記プリセスカム18のカム面21の変位に基づく上記変速比制御弁12の動きは、次の通りである。先ず、上記変速比制御弁12の流路が開かれる事に伴って上記トラニオン7が軸方向に変位すると、前述した様に、パワーローラ6の周面と入力側ディスク2及び出力側ディスク5の内側面との当接部に発生するサイドスリップにより、上記トラニオン7が上記各枢軸9、9を中心とする揺動変位を開始する。又、上記トラニオン7の軸方向変位に伴って上記カム面21の変位が、上記リンク腕19を介して上記スプール15に伝わり、このスプール15が軸方向に変位して、上記変速比制御弁12の切り換え状態を変更する。具体的には、上記アクチュエータ10により上記トラニオン7を中立位置に戻す方向に、上記変速比制御弁12が切り換わる。
【0008】
従って上記トラニオン7は、軸方向に変位した直後から、中立位置に向け、逆方向に変位し始める。但し、上記トラニオン7は、中立位置からの変位が存在する限り、上記各枢軸9、9を中心とする揺動を継続する。この結果、上記プリセスカム18のカム面21の円周方向に関する変位が、上記リンク腕19を介して上記スプール15に伝わり、このスプール15が軸方向に変位する。そして、上記トラニオン7の傾斜角度が、得ようとする変速比に見合う所定角度に達した状態で、このトラニオン7が中立位置に復帰すると同時に、上記変速比制御弁12が閉じられて、上記アクチュエータ10への圧油の給排が停止される。この結果上記トラニオン7の傾斜角度が、前記ステッピングモータ13により前記スリーブ14を軸方向に変位させた量に見合う角度になる。
【0009】
上述の様なトロイダル型無段変速機の運転時には、エンジン等の動力源に繋がる駆動軸22により一方(図16、17の左方)の入力側ディスク2を、図示の様なローディングカム式の、或は油圧式の押圧装置23を介して回転駆動する。この結果、前記入力軸1の両端部に支持された1対の入力側ディスク2、2が、互いに近づく方向に押圧されつつ同期して回転する。そして、この回転が、上記各パワーローラ6、6を介して上記各出力側ディスク5、5に伝わり、前記出力歯車4から取り出される。
【0010】
上記入力軸1と出力歯車4との回転速度を変える場合で、先ず入力軸1と出力歯車4との間で減速を行なう場合には、上記各アクチュエータ10、10により上記各トラニオン7、7を上記各枢軸9、9の軸方向に移動させ、これら各トラニオン7、7を図17に示す位置に揺動させる。そして、上各パワーローラ6、6の周面をこの図17に示す様に、上記各入力側ディスク2、2の内側面の中心寄り部分と上記各出力側ディスク5、5の内側面の外周寄り部分とにそれぞれ当接させる。
【0011】
反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン7、7を図17と反対方向に揺動させ、上各パワーローラ6、6の周面を、この図17に示した状態とは逆に、上記各入力側ディスク2、2の内側面の外周寄り部分と上記各出力側ディスク5、5の内側面の中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、上記各トラニオン7、7を傾斜させる。これら各トラニオン7、7の傾斜角度を中間にすれば、入力軸1と出力歯車4との間で、中間の変速比(速度比)を得られる。
【0012】
更に、上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速機24を、トロイダル型無段変速ユニットとして実際の自動車用の無段変速装置に組み込む場合、遊星歯車機構と組み合わせて無段変速装置を構成する事が、特許文献1〜4等に記載されている様に、従来から提案されている。
【0013】
図19は、上記各特許文献のうちの特許文献4に記載された無段変速装置を示している。この無段変速装置は、所謂パワー・スプリット型と呼ばれるもので、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機24と、請求項4に記載した遊星歯車機構に相当する遊星歯車式変速機25とを組み合わせて成る。そして、低速走行時には動力を上記トロイダル型無段変速機24のみで伝達し、高速走行時には動力を、主として上記遊星歯車式変速機25により伝達すると共に、この遊星歯車式変速機25による速度比を、上記トロイダル型無段変速機24の速度比を変える事により調節自在としている。
【0014】
この為に、上記トロイダル型無段変速機24の中心部を貫通し、両端部に1対の入力側ディスク2、2を支持した入力軸1の先端部(図19の右端部)と、上記遊星歯車式変速機25を構成するリング歯車26を支持した支持板27の中心部に固定した、請求項4に記載した第二の動力伝達経路に相当する伝達軸28とを、高速用クラッチ29を介して結合している。上記トロイダル型無段変速機24の構成は、次述する押圧装置23aの点を除き、前述の図16〜18に示した従来構造の場合と、実質的に同様である。
【0015】
又、駆動源であるエンジン30のクランクシャフト31の出力側端部(図19の右端部)と上記入力軸1の入力側端部(=基端部=図19の左端部)との間に、発進クラッチ32と油圧式の押圧装置23aとを、動力の伝達方向に関して互いに直列に設けている。又、上記入力軸1の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸33を、上記入力軸1と同心に配置している。そして、この出力軸33の周囲に前記遊星歯車式変速機25を設けている。この遊星歯車式変速機25を構成する太陽歯車34は、上記出力軸33の入力側端部(図19の左端部)に固定している。従ってこの出力軸33は、上記太陽歯車34の回転に伴って回転する。この太陽歯車34の周囲には前記リング歯車26を、上記太陽歯車34と同心に、且つ、回転自在に支持している。そして、このリング歯車26の内周面と上記太陽歯車34の外周面との間に、複数の遊星歯車35、35を設けている。これら各遊星歯車35、35は、それぞれ1対ずつの遊星歯車素子36a、36bにより構成している。これら各遊星歯車素子36a、36bは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車素子36aが上記リング歯車26に噛合し、内径側に配置した遊星歯車素子36bが上記太陽歯車34に噛合している。この様な各遊星歯車35、35は、キャリア37の片側面(図19の左側面)に回転自在に支持している。又、このキャリア37は、上記出力軸33の中間部に、回転自在に支持している。
【0016】
又、上記キャリア37と、前記トロイダル型無段変速機24を構成する1対の出力側ディスク5、5とを、請求項4に記載した第一の動力伝達経路に相当する動力伝達機構38により、回転力の伝達を可能な状態に接続している。この動力伝達機構38は、上記入力軸1及び上記出力軸33と平行な伝達軸39と、この伝達軸39の一端部(図19の左端部)に固定したスプロケット40aと、上記各出力側ディスク5、5に固定したスプロケット40bと、これら両スプロケット40a、40b同士の間に掛け渡したチェン41と、上記伝達軸39の他端(図19の右端)と上記キャリア37とにそれぞれ固定されて互いに噛合した第一、第二の歯車42、43とにより構成している。従って上記キャリア37は、上記各出力側ディスク5、5の回転に伴って、これら出力側ディスク5、5と反対方向に、上記第一、第二の歯車42、43の歯数及び上記1対のスプロケット40a、40bに応じた速度で回転する。
【0017】
一方、上記入力軸1と上記リング歯車26とは、この入力軸1と同心に配置された前記伝達軸28を介して、回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。この伝達軸28と上記入力軸1との間には、前記高速用クラッチ29を、これら両軸28、1に対し直列に設けている。従って、この高速用クラッチ29の接続時にこの伝達軸28は、上記入力軸1の回転に伴って、この入力軸1と同方向に同速で回転する。
【0018】
又、図19に示した無段変速装置は、請求項4に記載したモード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、上記高速用クラッチ29と、上記キャリア37の外周縁部と上記リング歯車26の軸方向一端部(図19の右端部)との間に設けた低速用クラッチ44と、このリング歯車26と無段変速装置のハウジング(図示省略)等、固定の部分との間設けた後退用クラッチ45とから成る。各クラッチ29、44、45は、何れか1個のクラッチが接続された場合には、残り2個のクラッチの接続が断たれる。
【0019】
上述の様に構成する無段変速装置は、先ず、低速走行時には、上記低速用クラッチ44を接続すると共に、上記高速用クラッチ29及び後退用クラッチ45の接続を断つ。この状態で前記発進クラッチ32を接続し、前記入力軸1を回転させると、トロイダル型無段変速機24のみが、この入力軸1から上記出力軸33に動力を伝達する。この様な低速走行時には、それぞれ1対ずつの入力側ディスク2、2と、出力側ディスク5、5との間の速度比を、前述の図16〜18に示したトロイダル型無段変速機単独の場合と同様にして調節する。
【0020】
これに対して、高速走行時には、上記高速用クラッチ29を接続すると共に、上記低速用クラッチ44及び後退用クラッチ45の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ32を接続し、上記入力軸1を回転させると、この入力軸1から上記出力軸33には、前記伝達軸28と前記遊星歯車式変速機25とが、動力を伝達する。即ち、上記高速走行時に上記入力軸1が回転すると、この回転は上記高速用クラッチ29及び伝達軸28を介してリング歯車26に伝わる。そして、このリング歯車26の回転が複数の遊星歯車35、35を介して太陽歯車34に伝わり、この太陽歯車34を固定した上記出力軸33を回転させる。この状態で、上記トロイダル型無段変速機24の速度比を変える事により上記各遊星歯車35、35の公転速度を変化させれば、上記無段変速装置全体としての速度比を調節できる。
【0021】
即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車35、35が、上記リング歯車26と同方向に公転する。そして、これら各遊星歯車35、35の公転速度が遅い程、上記太陽歯車34を固定した出力軸33の回転速度が速くなる。例えば、上記公転速度とリング歯車26の回転速度(何れも角速度)が同じになれば、上記リング歯車26と出力軸33の回転速度が同じになる。これに対して、上記公転速度がリング歯車26の回転速度よりも遅ければ、上記リング歯車26の回転速度よりも出力軸33の回転速度が速くなる。反対に、上記公転速度がリング歯車26の回転速度よりも速ければ、上記リング歯車26の回転速度よりも出力軸33の回転速度が遅くなる。
【0022】
従って、上記高速走行時には、前記トロイダル型無段変速機24の速度比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の速度比は増速側に変化する。この様な高速走行時の状態では、上記トロイダル型無段変速機24に、入力側ディスク2、2からではなく、出力側ディスク5から力(トルク)が加わる(低速時に加わるトルクをプラスのトルクとした場合にマイナスのトルクが加わる)。即ち、前記高速用クラッチ29を接続した状態では、前記エンジン30から入力軸1に伝達されたトルクは、前記伝達軸28を介して前記遊星歯車式変速機25のリング歯車26に伝達される。従って、入力軸1の側から各入力側ディスク2、2に伝達されるトルクは殆どなくなる。
【0023】
一方、上記伝達軸28を介して前記遊星歯車式変速機25のリング歯車26に伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車35、35から、キャリア37及び動力伝達機構38を介して各出力側ディスク5、5に伝わる。この様に各出力側ディスク5、5からトロイダル型無段変速機24に加わるトルクは、無段変速装置全体の速度比を増速側に変化させるべく、トロイダル型無段変速機24の速度比を減速側に変化させる程小さくなる。この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機24に入力されるトルクが小さくなる。
【0024】
更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸33を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ44、29の接続を断つと共に、前記後退用クラッチ45を接続する。この結果、上記リング歯車26が固定され、上記各遊星歯車35、35が、このリング歯車26並びに前記太陽歯車34と噛合しつつ、この太陽歯車34の周囲を公転する。そして、この太陽歯車34並びにこの太陽歯車34を固定した出力軸33が、前述した低速走行時並びに上述した高速走行時とは逆方向に回転する。
【0025】
尚、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速機とを組み合わせて成る無段変速装置としては、上述の様なパワー・スプリット型の他、ギヤード・ニュートラル型と呼ばれるものも、従来から知られている。このギヤード・ニュートラル型と呼ばれる無段変速装置の場合には、低速モード時には、トロイダル型無段変速機の変速比を変える事により、無段変速装置の入力軸の回転速度を一定としたまま、この無段変速装置の出力軸の回転速度を、停止状態を挟んで、前進状態と後退状態とで変換自在である。尚、この様なギヤード・ニュートラル型の無段変速装置の具体的構造に就いては、本発明の実施の形態を表した図1〜3により、後で詳しく説明する。
【0026】
上述した様な無段変速装置等に組み込んだ状態で使用される、前述の様なトロイダル型無段変速機は、前記プリセスカム18による前記変速比制御弁12の開閉制御に拘らず、変速比が不必要に変動して、エンジンの回転数が急激に変動し、運転者に違和感を与える可能性がある事が、特許文献5に記載されて、従来から知られている。この様な変速比の不必要な変動は、上記トロイダル型無段変速機を通過するトルクの変動時にこのトロイダル型無段変速機の構成部品の弾性変形等の影響により生じる事が、上記特許文献5に記載されている。この点に就いて、図20〜21により説明する。
【0027】
上記プリセスカム18は、何れかのトラニオン7にその基端部(図20の左端部)を結合固定したロッド17の先端部(図20の右端部)に支持固定している。又、上記プリセスカム18のカム面21は、このプリセスカム18の中心軸を中心とする部分螺旋状の傾斜面である。一方、トロイダル型無段変速機の運転時に上記トラニオン7は、その内側面側に支持したパワーローラ6から大きなスラスト荷重Fが加わる。このスラスト荷重に基づいて上記トラニオン7は、その内側面側が凹面となる方向に弾性変形し、この弾性変形に基づいて、上記トラニオン7の端部にその基端部を結合固定した上記ロッド17が、図20の矢印α方向に変位する。図20に示す様に、上記トラニオン7の両端部を支持した状態で上記パワーローラ6に加えるスラスト荷重を変化させつつ、上記ロッド17の先端部の変位量を変位センサ46により測定すると、図21に示す様な結果を得られる事が、上記特許文献5に記載されている。即ち、上記プリセスカム18を装着すべき、上記ロッド17の先端部は、上記スラスト荷重が大きくなる程、このプリセスカム18の直径方向に関する変位量が多くなる。尚、この様にロッド17の先端部が変位する方向は、上記パワーローラ6の回転中心軸である支持軸8の先半部(図20の上半部)の中心軸を含み、トラニオン7の両端部の枢軸9、9の中心軸に平行な仮想平面の面方向にほぼ一致する。
【0028】
この様なロッド17の先端部の変位に基づく変速比の変動を抑える事に就いて特に考慮しないと、アクセルのON・OFF等により、トロイダル型無段変速機に入力されるトルクが大きく変動した場合には、前述した様に変速比が不必要に変動する。そして、エンジンの回転数が急激に変動し、運転者に違和感を与える可能性がある。特に、前記図19に示す様な無段変速装置の場合には、低速モードと高速モードとの切換時に、トロイダル型無段変速機24に伝わるトルクの正負が切り換わる(動力の伝達方向が変化する)為、上述の様な不必要な変動が大きくなり易い。即ち、無段変速装置全体の変速比は、入力軸の回転速度と出力軸の回転速度とに基づいて、マイクロコンピュータを内蔵した制御器が適切に調節するが、上記トルク変動時にはこの制御器の制御が追い付かず、上記変速比が不必要に変動する。
【0029】
この様な原因で生じる、トロイダル型無段変速機の変速比の不必要な変動を抑える為に、上記特許文献5には、プリセスカムとリンク腕との当接部の位置を、このプリセスカムを設けたトラニオンの中心軸よりも入力側ディスク側に片寄せる構造が記載されている。この様な構造によれば、トルクの急激な変動に基づく変速比の変動を抑え、運転者に与える違和感を低減できる。即ち、プリセスカムとリンク腕との当接部の位置を、このプリセスカムを設けたトラニオンの中心軸よりも入力側ディスク側に片寄らせた場合には、上記当接部の位置を他の部分に設けた場合に比べて、上記変速比の変動を抑えられる。この為、上述の様に、変速比の変動を抑えて運転者に与える違和感の低減を図れる。
【0030】
【特許文献1】
特開平1−169169号公報
【特許文献2】
特開平1−312266号公報
【特許文献3】
特開平10−196759号公報
【特許文献4】
特開平11−63146号公報
【特許文献5】
特開2001−317601号公報
【0031】
【発明が解決しようとする課題】
特許文献5に記載されている様に、プリセスカムとリンク腕との当接部の位置を、このプリセスカムを設けたトラニオンの中心軸よりも入力側ディスク側に片寄らせる事で、不必要な変速比の変動を抑えられるが、未だ改良の余地がある。即ち、単にリンク腕の設置位置を上記入力側ディスクの軸方向に変えただけでは、未だ図20の矢印α方向のプリセスカム18の変位の影響を十分に小さく抑える事は難しい。この為、未だ無段変速装置のモード切換時に、運転者に違和感を与える可能性がある。この点を確認する為に本発明者が行なったコンピュータ・シミュレーションの結果に就いて、図22〜29により説明する。
【0032】
このシミュレーションでは、特許文献5に記載されている図30の様に、プリセスカム18のカム面21とリンク腕19の先端との当接部(接触点)の位置xとこのプリセスカム18の中心軸とを結ぶ線イが、入力側ディスク2の中心軸ロと平行な場合に就いて検証した。具体的には、図16〜18に示す様なダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機を、後述する図1〜3に示す様なギヤード・ニュートラル型の無段変速装置に組み込み、このトロイダル型無段変速機を通過するトルクを短時間(0.1秒)の間に変動させた場合に於ける、上記無段変速装置の挙動を求めた。尚、上記シミュレーションは、多数回行なった実験の結果と整合性を持たせた、十分に信頼性の置けるものである。
【0033】
先ず、図22は、上記無段変速装置の入力軸を2000min−1 前後で回転させ、出力軸を800min−1 で回転させる事を前提として、上記入力軸のトルクを+330Nmから−160Nmまで急減させた場合に就いて示している。尚、上記入力軸のトルクが「+」であるとは、入力側ディスクから出力側ディスクに動力が加えられている状態を、同じく「−」であるとは、反対に出力側ディスクから入力側ディスクに動力が伝達される(逆流する)状態を言う。この様な条件で行なったシミュレーションの結果を表した図22で、(A)の曲線aは入力軸のトルク(Torque)を、同じく曲線bは出力軸のトルクを、(B)の曲線cは上記トロイダル型無段変速機の変速比(iv)を、同じく曲線dは入力軸の回転速度(Revolution)を、同じく直線eは出力軸の回転速度を、それぞれ表している。又、図22(A)(B)の横軸は経過時間(Time)で単位は秒[sec ]である。又、図22(A)の縦軸は回転速度[min−1 ]及び変速比、(B)の縦軸はトルク[Nm]である。
次に、図23は、図22と同様の条件で、入力軸のトルクを−160Nmから+330Nmまで急増させた場合に就いて示している。図23(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図22と同様である。
【0034】
次に、図24は、上記無段変速装置の入力軸を3000min−1 前後で回転させ、出力軸を1100min−1 で回転させる事を前提に、上記入力軸のトルクを+330Nmから−160Nmまで急減させた場合に就いて示している。図24(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図22と同様である。
次に、図25は、図24と同様の条件で、入力軸のトルクを−160Nmから+330Nmまで急増させた場合に就いて示している。図25(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図22と同様である。
【0035】
次に、図26は、上記無段変速装置の入力軸を2000min−1 前後で回転させ、出力軸を2700min−1 で回転させる事を前提に、上記入力軸のトルクを+350Nmから−280Nmまで急減させた場合に就いて示している。図26(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図22と同様である。
次に、図27は、図26と同様の条件で、入力軸のトルクを−280Nmから+350Nmまで急増させた場合に就いて示している。図27(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図22と同様である。
【0036】
次に、図28は、上記無段変速装置の入力軸を3000min−1 前後で回転させ、出力軸を4000min−1 で回転させる事を前提に、上記入力軸のトルクを+350Nmから−280Nmまで急減させた場合に就いて示している。図28(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図22と同様である。
次に、図29は、図28と同様の条件で、入力軸のトルクを−280Nmから+350Nmまで急増させた場合に就いて示している。図29(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図22と同様である。
【0037】
この様な図22〜29にその結果を示したシミュレーションから明らかな通り、入力軸のトルクが変動すると変速比も変動する。そして、出力軸の回転速度を一定とする事を前提に無段変速装置の変速比を制御すると、入力軸の回転速度が変動する。特に、図23、25、27、29に示した、入力軸のトルクが急増する場合には、上記変速比の変動が著しく、この結果、入力軸の回転速度も大きく変動する。この場合に、変速比が過度に調節された後、適正値に調節される、所謂オーバシュートの程度が著しくなり、その際に入力軸の回転速度が急上昇する。しかも、入力軸のトルクが急増する場合には、回転速度が早くなる程、上記オーバシュートの程度が著しくなり、変速比が細かく変動しつつ所望値に収束する、所謂ハンチングが発生する。この様な著しいオーバシュートやハンチングは、エンジン回転速度の急変動等、運転者に違和感を与える原因となる為、好ましくない。
本発明のトロイダル型無段変速機は、この様な事情に鑑みて発明したものである。
【0038】
【課題を解決するための手段】
本発明のトロイダル型無段変速機は、前述した従来から知られているトロイダル型無段変速機と同様に、入力側ディスク及び出力側ディスクと、複数のトラニオンと、複数の支持軸と、複数のパワーローラと、複数のアクチュエータと、制御弁とを備える。
このうちの入力側ディスク及び出力側ディスクは、それぞれが断面円弧形の凹面である互いの内側面同士を対向させた状態で、互いに同心に、且つ回転自在に支持されている。
又、上記各トラニオンは、上記入力側ディスク及び出力側ディスクの中心軸に対し捻れの位置にある枢軸を中心として揺動する。
又、上記各支持軸は、上記各トラニオンの中間部に、これら各トラニオンの内側面から突出する状態で支持されている。
又、上記各パワーローラは、上記各トラニオンの内側面側に配置され且つ上記入力側ディスク及び出力側ディスクの間に挟持された状態で、上記各支持軸の周囲に回転自在に支持されたもので、その周面を球状凸面としている。
又、上記各アクチュエータは、上記各トラニオン毎に設けて、これら各トラニオンを上記各枢軸の軸方向に変位させる事により、これら各トラニオンをこれら各枢軸を中心に揺動変位させて上記入力側ディスクと上記出力側ディスクとの間の変速比を変化させるもので、油圧式である。
更に、上記制御弁は、上記各アクチュエータへの圧油の給排状態を切り換える為のものである。
そして、何れかのトラニオンと共に変位する部材にプリセスカムを固定し、このプリセスカムの変位をリンク腕により上記制御弁に伝えるフィードバック機構を設ける事により、当該トラニオンの動きをこの制御弁に伝えてこの制御弁の給排状態を切り換える。
特に、本発明のトロイダル型無段変速機に於いては、上記リンク腕の先端と上記プリセスカムのカム面との接触点を、上記入力側ディスクと上記出力側ディスクとの間で伝達するトルクの値が不連続的に急変動する状態での、上記プリセスカムを設けたトラニオンに支持したパワーローラの回転中心軸に平行(一致する場合を含む)な仮想直線を含み、且つ、上記プリセスカムの揺動中心を通過する仮想平面上にほぼ位置させている。
【0039】
【作用】
上述の様に構成する本発明のトロイダル型無段変速機によれば、トルクの急激な変動に基づく変速比の変動を抑え、運転者に与える違和感を低減できる。即ち、図20を使用して行なった前述の説明から明らかな通り、トロイダル型無段変速機を通過するトルクの変動に伴ってプリセスカムが変位する方向は、このプリセスカムを設けたトラニオンに支持されたパワーローラの回転中心軸に平行な仮想直線を含み、このトラニオンの揺動中心に平行な仮想平面にほぼ一致する方向である。
【0040】
本発明の場合、リンク腕の先端と上記プリセスカムのカム面との接触点を、入力側ディスクと出力側ディスクとの間で伝達するトルクの値が不連続的に急変動する状態での、上記仮想平面上に位置させている為、上記プリセスカムの変位に拘らず、上記リンク腕の先端が変位しにくい。即ち、上記トルクの変動に伴って上記プリセスカムが変位した場合でも、上記接触点は上記カム面上を、このプリセスカムの直径方向に変位するのみである。このカム面の高さは、このプリセスカムの直径方向に関しては変化しないので、上記リンク腕の先端部は殆ど変位しない。この結果、上記トルクの急変動時にも、このリンク腕が制御弁の構成部材を動かす事がなくなり、不必要な変速比の変動を抑える事ができる。
【0041】
【発明の実施の形態】
図1〜4は、本発明の実施の形態の第1例として、本発明のトロイダル型無段変速機を、ギヤード・ニュートラル型の無段変速装置に組み込んだ場合に就いて示している。尚、図1〜4には縦横比等の寸法関係を、実際の寸法関係で示している。又、図3には、上半部にトロイダル型無段変速機の変速比が最大減速時の状態を、下半部に同じく最大増速時の状態を、それぞれ描いている。本例の無段変速装置は、特許請求の範囲に記載したトロイダル型無段変速機に対応するトロイダル型無段変速ユニット47と、それぞれが請求項2に記載した遊星歯車機構に相当する第一〜第三の遊星歯車式変速ユニット48〜50とを組み合わせて成り、入力軸1aと、出力軸51とを有する。図示の例では、これら入力軸1aと出力軸51との間に伝達軸52を、これら両軸1a、51と同心に、且つ、これら両軸1a、51に対する相対回転を自在に設けている。そして、上記第一、第二の遊星歯車式変速ユニット48、49を上記入力軸1aと上記伝達軸52との間に掛け渡す状態で、上記第三の遊星歯車式変速ユニット50をこの伝達軸52と上記出力軸51との間に掛け渡す状態で、それぞれ設けている。
【0042】
このうちのトロイダル型無段変速ユニット47は、1対の入力側ディスク2a、2bと、一体型の出力側ディスク5aと、複数のパワーローラ6、6とを備える。そして、上記1対の入力側ディスク2a、2bは、上記入力軸1aを介して互いに同心に、且つ、同期した回転を自在として結合されている。又、上記出力側ディスク5aは、上記両入力側ディスク2a、2b同士の間に、これら両入力側ディスク2a、2bと同心に、且つ、これら両入力側ディスク2a、2bに対する相対回転を自在として支持されている。更に、上記各パワーローラ6、6は、軸方向に関して上記出力側ディスク5aの軸方向両側面と上記両入力側ディスク2a、2bの軸方向片側面との間に、それぞれ複数個ずつ挟持されている。そして、これら両入力側ディスク2a、2bの回転に伴って回転しつつ、これら両入力側ディスク2a、2bから上記出力側ディスク5aに動力を伝達する。
【0043】
又、本例の場合、図2に示す様に、上記各パワーローラ6、6を支持するトラニオン7a、7aの長さ方向両端部に設けた、1対の折れ曲がり壁部53、53の先端部同士を、連結部材54、54により連結している。この様な連結部材54は、上記パワーローラ6を跨ぐ様に設けると共に、その両端面を上記トラニオン7aの各折れ曲がり壁部53、53の互いに対向する内側面に突き当てた状態で、ねじ55、55により、上記各トラニオン7a、7aに結合固定している。この様な連結部材54、54を設けた本例の場合には、これら各トラニオン7a、7aの曲げ剛性の向上を図れ、これら各トラニオン7a、7aを弾性変形しにくくできる。この結果、これら各トラニオン7a、7aの変形に基づく支持軸8a及び後述するロッド17aの傾斜を防止し、この支持軸8aの先半部に支持した上記各パワーローラ6、6やこのロッド17aの先端部(下端部)に固定したプリセスカム18の位置がずれるのを抑える事ができるので、変速動作をより安定させる事ができる。尚、本例の場合、上記支持軸8aと、上記パワーローラ6を回転自在に支持するスラスト玉軸受56を構成する外輪とを、一体に形成している。
【0044】
更に、本例の場合には、上記出力側ディスク5aの軸方向両端部を、1対のスラストアンギュラ玉軸受57、57等の転がり軸受により、回転自在に支持している。この為に本例の場合には、上記各トラニオン7a、7aの両端部を支持する為の1対の支持板58a、58bを支持する為にケーシング59の内側に、アクチュエータボディー60を介して1対の支柱61、61を設けている。これら各支柱61、61はそれぞれ、前記入力軸1aを挟んで径方向反対側に、互いに同心に設けられた1対の支持ポスト部62a、62bを、円環状の支持環部63により連結して成る。上記入力軸1aは、この支持環部63の内側を挿通している。
【0045】
又、上記各支柱61、61の下端部は、上記アクチュエータボディー60の上面に、それぞれ複数本ずつのボルト64、64により結合固定している。これに対して上記各支柱61、61の上端部は、連結板65の下面に、それぞれボルト66、66により結合固定している。上記1対の支柱61、61は、この様に上記アクチュエータボディー60の上面と上記連結板65の下面との間に掛け渡す様に連結固定している。この状態で、上記各支柱61、61の両端部近傍に設けた、前記各支持ポスト部62a、62bのうち、下側の支持ポスト部62a、62aは上記アクチュエータボディー60の上面の直上位置に存在する。そして、上記両支柱61、61の支持ポスト部62a、62aに、前記1対の支持板58a、58bのうちの下側の支持板58aを外嵌支持している。又、上側の支持ポスト部62b、62bは上記連結板65の下面の直下位置に存在する。そして、上記両支柱61、61の支持ポスト部62b、62bに、前記1対の支持板58a、58bのうちの上側の支持板58bを外嵌支持している。
【0046】
又、上記1対の支柱61、61により互いに結合された、前記アクチュエータボディー60と上記連結板65とのうち、アクチュエータボディー60は前記ケーシング59の下部に固定している。この為に、このケーシング59の内面下端開口寄り部分に段部67a、67bを形成している。上記アクチュエータボディー60を上記ケーシング59内に固定する際には、このアクチュエータボディー60の上面幅方向両端寄り部分を上記各段部67a、67bに突き当てる。そして、上記アクチュエータボディー60の一部でこれら各段部67a、67bに整合する部分に形成したボルト挿通孔を下方から挿通した図示しないボルトを、上記各段部67a、67bに開口したねじ孔に螺合し更に緊締する。
【0047】
上記アクチュエータボディー60内には、前記各トラニオン7a、7aを、それぞれの両端部に互いに同心に設けた枢軸9、9の軸方向に変位させる為の、油圧式のアクチュエータ10、10を設けている。これら各アクチュエータ10、10を構成するピストン16、16と上記各トラニオン7a、7aとは、これら各トラニオン7a、7a及び枢軸9、9と一体のロッド17a、17bにより連結している。これら各ロッド17a、17bのうち、何れか1本のロッド17aは他のロッド17bよりも長くして、その先端部(下端部)を、上記アクチュエータボディー60の下面から突出させている。そして、上記1本のロッド17aの先端部に、プリセスカム18を外嵌固定している。
【0048】
この様にして上記ロッド17aの先端部に設けたプリセスカム18のカム面21には、図4に示す様に、リンク腕19aの先端部を当接させている。本発明の場合、上記カム面21とこのリンク腕19aの先端部とが滑り接触している接触点xを、次の様に規制している。即ち、この接触点xを、前記各入力側ディスク2a、2bと前記出力側ディスク5aとの間の変速状態を最大減速状態とした状態での、上記プリセスカム18を設けたトラニオン7aに支持したパワーローラ6の回転中心軸に平行(一致する場合も含む)な仮想直線を含み、且つ、上記プリセスカム18の揺動中心(トラニオン7aの端部に設けた枢軸9の中心と同じ)を通過する仮想平面上に位置させている。この点が本発明の特徴部分であるから、この点に就いて、より詳しく説明する。
【0049】
前記トロイダル型無段変速ユニット47を組み込んだ本例の無段変速装置の場合、無段変速装置全体としての変速比は、後述する様に、低速モード時には、上記トロイダル型無段変速ユニット47の変速比を減速側にする程増速側に変化する。これに対して、高速モード時には、上記トロイダル型無段変速ユニット47の変速比を増速側にする程増速側に変化する。従って、低速モードと高速モードとの切り換えは、上記トロイダル型無段変速ユニット47が最大減速状態で行なう。この様にこのトロイダル型無段変速ユニット47が最大減速状態である場合に、上記プリセスカム18と上記ロッド17aにより連結されたトラニオン7aに支持されたパワーローラ6の回転中心軸(支持軸8aの先半部の中心軸)は、図4の鎖線β方向に存在する。
【0050】
前記接触点xは、この様な鎖線βと上記プリセスカム18をその先端部に固定したロッド17aの中心軸とを含む仮想平面、即ち、図4で、上記鎖線β上で紙面の直角方向に存在する仮想平面上に位置する。上記トロイダル型無段変速ユニット47が最大減速状態にあり、上記パワーローラ6の回転中心軸が上記鎖線βと平行な状態で、このパワーローラ6に加わるスラスト荷重に基づいて前記トラニオン7aが弾性変形すると、上記プリセスカム18の中心軸(揺動中心軸)は、上記鎖線β上を移動する。そして、上記接触点xも、この鎖線β上で前記カム面21に対し、上記プリセスカム18の直径方向に変位する。このカム面21の高さは、このプリセスカム18の直径方向に関しては変化しない為、上記接触点xが上記鎖線β上で変位しても、この接触点xは図4の表裏方向に変位しない。従って、前記リンク腕19aとコネクティングロッド68を介して連結されたスプール15aが押し引きされる事はなく、このスプール15aを含んで構成される変速比制御弁12(図18参照)が切り換わる事はない。尚、上記接触点xの位置は、上記鎖線β状に厳密に一致させなくても、本発明の効果を得られる。例えば、この鎖線βを挟み、上記プリセスカム18の揺動中心をその中心とする±10度(より好ましくは±5度)の扇形の範囲内に上記接触点xを設ければ、本発明の効果を得られる。
【0051】
尚、図示の例の場合には、上記リンク腕19aの先端部を球状に形成し、この先端部と上記カム面21とを点接触させている。従って、このカム面21に対する上記リンク腕19aの配設方向を特に規制しなくても、これらカム面21とリンク腕19aの先端との接触状態を適正にできる。これに対して、リンク腕の先端部と上記カム面21とが線接触する構造を採用した場合には、上記プリセスカム18の変位(通常の回転及び軸方向変位及びトラニオンの弾性変形に伴う変位)に拘らず、上記先端部とカム面21との当接状態が不良にならない様にすべく、上記リンク腕の配設方向を規制する事が好ましい。
【0052】
一方、前記連結板65は、前記ケーシング59内の所定位置に設置されている。図示の例の場合、この連結板65の上面と、前記ケーシング59の天板部69の下面との、互いに対向する部分にそれぞれ形成した位置決め凹部70a、70b同士の間に円筒状の位置決めスリーブ71、71を掛け渡している。この構造により、前記1対の支柱61、61の上下両端部を上記ケーシング59に対し、位置決めした状態で支持固定している。
【0053】
この様にして上記ケーシング59内の所定位置に固定した1対の支柱61、61の中間部に設けられ、それぞれが前記入力側ディスク2a、2bと前記出力側ディスク5aとの側面同士の間に存在する各キャビティ(空間)の中央部に存在する前記各支持環部63、63により、前記出力側ディスク5aを、回転自在に支持している。この為に、これら各支持環部63、63とこの出力側ディスク5aの軸方向両端面、即ち、この出力側ディスク5aの軸方向両側面に設けた出力側面よりも内径側部分との間に、前記各スラストアンギュラ玉軸受57、57を設けている。この構成により上記出力側ディスク5aを、各キャビティ内に1対ずつ設けた上記各支柱61、61同士の間に、回転自在に支持している。尚、本例の場合、上記出力側ディスク5aの外周縁に径方向に関する凹凸を円周方向等間隔に設けると共に、回転速度検出装置88を上記ケーシング59に固定した状態で上記出力側ディスク5aの外周縁に近接対向させる事により、この出力側ディスク5aの回転速度を検出自在としている。
【0054】
又、図示の無段変速装置の場合、図示しない駆動源であるエンジンのクランクシャフトに前記入力軸1aの基端部(図1の左端部)を、駆動軸72を介して結合し、このクランクシャフトにより上記入力軸1aを回転駆動する様にしている。又、前記両入力側ディスク2a、2bの軸方向片側面及び上記出力側ディスク5aの軸方向両側面と上記各パワーローラ6、6の周面との転がり接触部(トラクション部)に適正な面圧を付与する為の押圧装置23aとして、油圧式のものを使用している。又、前記ケーシング59の前端壁73に内蔵した、油圧源であるギヤポンプ74により、上記押圧装置23a及び変速の為にトラニオン7a、7aを変位させる為の油圧式のアクチュエータ10、10、並びに、請求項2に記載したモード切換手段を構成する後述する低速用クラッチ44a及び高速用クラッチ45aを断接させる為の油圧シリンダに、圧油を供給自在としている。
【0055】
又、上記出力側ディスク5aに中空回転軸75の基端部(図1、3の左端部)をスプライン係合させている。そして、この中空回転軸75を、エンジンから遠い側(図1、3の右側)の入力側ディスク2bの内側に挿通して、上記出力側ディスク5aの回転力を取り出し自在としている。更に、上記中空回転軸75の先端部(図1、3の右端部)で上記入力側ディスク2bの外側面から突出した部分に、前記第一の遊星歯車式変速ユニット48を構成する為の、第一の太陽歯車76を固設している。
【0056】
一方、上記入力軸1aの先端部(図1、3の右端部)で上記中空回転軸75から突出した部分と上記入力側ディスク2bとの間に、第一のキャリア77を掛け渡す様に設けて、この入力側ディスク2bと上記入力軸1aとが、互いに同期して回転する様にしている。そして、上記第一のキャリア77の軸方向両側面の円周方向等間隔位置(一般的には3〜4個所位置)に、それぞれがダブルピニオン型である前記第一、第二の遊星歯車式変速ユニット48、49を構成する為の遊星歯車78〜80を、回転自在に支持している。更に、上記第一のキャリア77の片半部(図1の右半部)周囲に第一のリング歯車81を、回転自在に支持している。
【0057】
上記各遊星歯車78〜80のうち、前記トロイダル型無段変速ユニット47寄り(図1、3の左寄り)で上記第一のキャリア77の径方向に関して内側に設けた遊星歯車78は、上記第一の太陽歯車76に噛合している。又、上記トロイダル型無段変速ユニット47から遠い側(図1、3の右側)で上記第一のキャリア77の径方向に関して内側に設けた遊星歯車79は、請求項2に記載した第二の動力取り出し機構を構成する前記伝達軸52の基端部(図1の左端部)に固設した、第二の太陽歯車82に噛合している。又、上記第一のキャリア77の径方向に関して外側に設けた、残りの遊星歯車80は、上記内側に設けた遊星歯車78、79よりも軸方向寸法を大きくして、これら両遊星歯車78、79に噛合させている。更に、上記残りの遊星歯車80と上記第一のリング歯車81とを噛合させている。尚、径方向外寄りの遊星歯車を、第一、第二の遊星歯車式変速ユニット48、49同士の間で互いに独立させる代りに、幅広のリング歯車をこれら両遊星歯車に噛合させる構造も、採用可能である。
【0058】
一方、前記第三の遊星歯車式変速ユニット50を構成する為の第二のキャリア83を、前記出力軸51の基端部(図1の左端部)に結合固定している。そして、この第二のキャリア83と上記第一のリング歯車81とを、前記低速用クラッチ44aを介して結合し、請求項2に記載した第一の動力取り出し機構を構成している。又、上記伝達軸52の先端寄り(図1の右端寄り)部分に第三の太陽歯車84を固設している。又、この第三の太陽歯車84の周囲に、第二のリング歯車85を配置し、この第二のリング歯車85と前記ケーシング59等の固定の部分との間に、前記高速用クラッチ45aを設けている。更に、上記第二のリング歯車85と上記第三の太陽歯車84との間に配置した復数組の遊星歯車86、87を、上記第二のキャリア83に回転自在に支持している。これら各遊星歯車86、87は、互いに噛合すると共に、上記第二のキャリア83の径方向に関して内側に設けた遊星歯車86を上記第三の太陽歯車84に、同じく外側に設けた遊星歯車87を上記第二のリング歯車85に、それぞれ噛合している。
【0059】
上述の様に構成する本例の無段変速装置の場合、入力軸1aから1対の入力側ディスク2a、2b、各パワーローラ6、6を介して一体型の出力側ディスク5aに伝わった動力は、前記中空回転軸75を通じて取り出される。そして、前記低速用クラッチ44aを接続し、前記高速用クラッチ45aの接続を断った状態では、前記トロイダル型無段変速ユニット47の変速比を変える事により、上記入力軸1aの回転速度を一定にしたまま、上記出力軸51の回転速度を、停止状態を挟んで正転、逆転に変換自在となる。即ち、この状態では、上記入力軸1aと共に正方向に回転する第一のキャリア77と、上記中空回転軸75と共に逆方向に回転する前記第一の太陽歯車76との差動成分が、前記第一のリング歯車81から、前記低速用クラッチ44a、前記第二のキャリア83を介して、上記出力軸51に伝達される。この状態では、上記トロイダル型無段変速ユニット47の変速比を所定値にする事で上記出力軸51を停止させられる他、このトロイダル型無段変速ユニット47の変速比を上記所定値から増速側に変化させる事により上記出力軸51を、車両を後退させる方向に回転させられる。これに対して、上記トロイダル型無段変速ユニット47の変速比を上記所定値から減速側に変化させる事により上記出力軸51を、車両を前進させる方向に回転させられる。
【0060】
更に、上記低速用クラッチ44aの接続を断ち、上記高速用クラッチ45aを接続した状態では、上記出力軸51を、車両を前進させる方向に回転させる。即ち、この状態では、上記入力軸1aと共に正方向に回転する第一のキャリア77と、上記中空回転軸75と共にこの第一のキャリア77と逆方向に回転する前記第一の太陽歯車76との差動成分に応じて回転する、前記第一の遊星歯車式変速ユニット48の遊星歯車78の回転が、別の遊星歯車80を介して、前記第二の遊星歯車式変速ユニット49の遊星歯車79に伝わり、前記第二の太陽歯車82を介して、前記伝達軸52を回転させる。そして、この伝達軸52の先端部に設けた第三の太陽歯車84と、この第三の太陽歯車84と共に前記第三の遊星歯車式変速ユニット50を構成する第二のリング歯車85及び遊星歯車86、87との噛合に基づき、前記第二のキャリア83及びこの第二のキャリア83に結合した上記出力軸51を、前進方向に回転させる。この状態では、上記トロイダル型無段変速ユニット47の変速比を増速側に変化させる程、上記出力軸51の回転速度を速くできる。
【0061】
図5は、上記トロイダル型無段変速ユニット47の変速比(減速比)と、無段変速装置全体としての速度比との関係の1例を示している。図5の縦軸は、上記トロイダル型無段変速ユニット47の変速比を、同じく横軸は無段変速装置全体としての速度比を、それぞれ表している。この様な図5から明らかな通り、前記低速用クラッチ44aを接続し、前記高速用クラッチ45aの接続を断った状態で、上記トロイダル型無段変速ユニット47の変速比を0.6程度とする事により、上記入力軸1aを回転させた状態のまま、上記出力軸51を停止させる事ができる。又、上記トロイダル型無段変速ユニット47の変速比を、0.6程度を境にして変化させる事により、車両を前進或は後退させる事ができる。更に、上記トロイダル型無段変速ユニット47の変速比が2.2〜2.3程度を境に、上記低速用クラッチ44aの接続を断ち、上記高速用クラッチ45aを接続した状態で、上記トロイダル型無段変速ユニット47の変速比を増速側に変化させる事により、車両の速度を速くできる。
【0062】
上述の様な無段変速装置の作動時に上記トロイダル型無段変速ユニット47の入力軸1aに加わるトルクは、図6に曲線a 、a で示す様に変化する。尚、図6の曲線bは、エンジンから駆動軸72に加えられるトルクである。上記トロイダル型無段変速ユニット47の入力軸1aに加わるトルクを表す曲線a 、a の不連続部は、上記低速用クラッチ44aと上記高速用クラッチ45aとの断接により、高速モードと低速モードとの切り換えを行なう事に伴って生じる。そして、上記不連続部では、上記トロイダル型無段変速ユニット47を通過するトルクが急変動し、前述の特許文献5に記載された様な、不必要な変速比の変動が生じ易くなる。
【0063】
これに対して本例の無段変速装置の場合には、前述した様に、変速比制御弁のスプール15aを変位させる為のプリセスカム18とリンク腕19aとの位置関係を工夫しているので、上記不必要な変速比の変動を低く抑える事ができる。即ち、前述した通り、上記トルク変動に伴う前記トラニオン7aの弾性変形によって上記プリセスカム18が変位した場合でも、この変位が上記リンク腕19aの変位に結び付きにくい為、上記スプール15aが不必要に変位する事を防止して、上記変速比の変動を抑える事ができる。この点を確認する為に本発明者が行なったコンピュータ・シミュレーションの結果に就いて、図7〜14により説明する。尚、図示の例では、上記トラニオン7a自体の構造を工夫して弾性変形しにくくしている。この弾性変形を抑える事も、上記不必要な変速比の変動を抑える面から効果がある。但し、図7〜14にその結果を示すコンピュータ・シミュレーションの場合、トラニオンの弾性変形量に就いては、前述した従来構造に就いてのコンピュータ・シミュレーションの場合と同じとした。即ち、プリセスカム18に対するリンク腕19aの取り付け位置以外の条件は、前述した従来構造に就いてのコンピュータ・シミュレーションの場合と同じにした。
【0064】
先ず、図7は、上記無段変速装置の入力軸を2000min−1 前後で回転させ、出力軸を700min−1 で回転させる事を前提として、上記入力軸のトルクを+330Nmから−160Nmまで急減させた場合に就いて示している。この様な条件で行なったシミュレーションの結果を表した図7で、(A)の曲線aは入力軸のトルク(Torque)を、同じく曲線bは出力軸のトルクを、(B)の曲線cは上記トロイダル型無段変速機の変速比(iv)を、同じく曲線dは入力軸の回転速度(Revolution)を、同じく直線eは出力軸の回転速度を、それぞれ表している。又、図7(A)(B)の横軸は経過時間(Time)で単位は秒[sec ]である。又、図7(A)の縦軸は回転速度[min−1 ]及び変速比、(B)の縦軸はトルク[Nm]である。
次に、図8は、図7と同様の条件で、入力軸のトルクを−160Nmから+330Nmまで急増させた場合に就いて示している。図8(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図7と同様である。
【0065】
次に、図9は、上記無段変速装置の入力軸を3000min−1 前後で回転させ、出力軸を1100min−1 で回転させる事を前提に、上記入力軸のトルクを+330Nmから−160Nmまで急減させた場合に就いて示している。図9(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図7と同様である。
次に、図10は、図9と同様の条件で、入力軸のトルクを−160Nmから+330Nmまで急増させた場合に就いて示している。図10(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図7と同様である。
【0066】
次に、図11は、上記無段変速装置の入力軸を2000min−1 前後で回転させ、出力軸を2700min−1 で回転させる事を前提に、上記入力軸のトルクを+350Nmから−280Nmまで急減させた場合に就いて示している。図11(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図7と同様である。
次に、図12は、図11と同様の条件で、入力軸のトルクを−280Nmから+350Nmまで急増させた場合に就いて示している。図12(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図7と同様である。
【0067】
次に、図13は、上記無段変速装置の入力軸を3000min−1 前後で回転させ、出力軸を4000min−1 で回転させる事を前提に、上記入力軸のトルクを+350Nmから−280Nmまで急減させた場合に就いて示している。図13(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図7と同様である。
次に、図14は、図13と同様の条件で、入力軸のトルクを−280Nmから+350Nmまで急増させた場合に就いて示している。図14(A)(B)の曲線a〜e及び縦横軸の意味は、図7と同様である。
【0068】
この様な図7〜14に示した、本発明の構造に関するコンピュータ・シミュレーションの結果と、前述の図22〜29に示した、従来構造に関するコンピュータ・シミュレーションの結果とを比較すれば明らかな通り、本発明の構造によれば、入力軸のトルク変動に伴う変速比の変動を低く抑えられる。
【0069】
次に、図15は、本発明の実施の形態の第2例として、本発明のトロイダル型無段変速機を、前述の図19に示す様な、パワー・スプリット型の無段変速装置に組み込んだ場合に就いて示している。前述した通り、パワー・スプリット型の無段変速装置は、低速モードと高速モードとの切り換え時にトロイダル型無段変速機24(図19)は、最大増速状態となっている。そこで本例の場合には、パワー・スプリット型の無段変速装置でトルクの急変動に伴う変速比の変動を抑えるべく、リンク腕19aの先端とプリセスカム18のカム面21との接触点x´の設置方向を、上述した第1例の場合とは逆方向にしている。即ち、この接触点x´を、入力側ディスク2、2と出力側ディスク5、5(図19参照)との間の変速状態を最大増速状態とした状態での、上記プリセスカム18を設けたトラニオン7aに支持したパワーローラ6(図2〜3参照)の回転中心軸に平行(一致する場合を含む)な仮想直線を含み、且つ、上記プリセスカム18の揺動中心を通過する仮想平面上に位置させている。この様な本例の場合も、モード変更に伴うトルクの急変動時にも、変速比が不必要に変動する事を抑える事ができる。
【0070】
【発明の効果】
本発明は、以上に述べた通り構成され作用するので、特に面倒な制御を行なう事なく、しかも運転者に違和感を与えないトロイダル型無段変速機並びにトロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置を実現できる。
【図面の簡単な説明】
【図1】本発明の実施の形態の第1例を示す断面図。
【図2】図1の拡大A−A断面図。
【図3】同拡大B−B断面図。
【図4】図2のC矢視図。
【図5】無段変速装置全体としての変速比と、トロイダル型無段変速機のみの変速比との関係を示す線図。
【図6】無段変速装置全体としての変速比とトロイダル型無段変速機に加わるトルクとの関係を示す線図。
【図7】本発明の構造で、トロイダル型無段変速機に加わるトルクの変動が変速比の変動に及ぼす影響を知る為に行なった第一のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図8】同じく第二のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図9】同じく第三のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図10】同じく第四のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図11】同じく第五のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図12】同じく第六のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図13】同じく第七のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図14】同じく第八のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図15】本発明の実施の形態の第2例を示す、図4と同様の図。
【図16】トロイダル型無段変速機の従来構造の1例を示す断面図。
【図17】図16のD−D断面図。
【図18】図16のE−E断面図。
【図19】トロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置の1例を示す略断面図。
【図20】トラニオンの変形に基づくプリセスカムの変位を測定する為に行なった実験の実施状態を示す切断側面図。
【図21】この実験の結果求められた、トラニオンに加わるトルクとプリセスカムの変位との関係を示す線図。
【図22】従来構造で、トロイダル型無段変速機に加わるトルクの変動が変速比の変動に及ぼす影響を知る為に行なった、第九のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図23】同じく第十のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図24】同じく第十一のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図25】同じく第十二のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図26】同じく第十三のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図27】同じく第十四のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図28】同じく第十五のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図29】同じく第十六のコンピュータ・シミュレーションの結果を示す線図。
【図30】トルク変動に伴う弾性変形による変速比の変動を抑える為の従来構造を示す、図4、15と同様の図。
【符号の説明】
1、1a 入力軸
2、2a、2b 入力側ディスク
3  ボールスプライン
4  出力歯車
5、5a 出力側ディスク
6  パワーローラ
7、7a トラニオン
8、8a 支持軸
9  枢軸
10  アクチュエータ
11  支持板
12  変速比制御弁
13  ステッピングモータ
14  スリーブ
15、15a スプール
16  ピストン
17、17a、17b ロッド
18  プリセスカム
19、19a リンク腕
20  同期ケーブル
21  カム面
22  駆動軸
23、23a 押圧装置
24  トロイダル型無段変速機
25  遊星歯車式変速機
26  リング歯車
27  支持板
28  伝達軸
29  高速用クラッチ
30  エンジン
31  クランクシャフト
32  発進クラッチ
33  出力軸
34  太陽歯車
35  遊星歯車
36a、36b 遊星歯車素子
37  キャリア
38  動力伝達機構
39  伝達軸
40a、40b スプロケット
41  チェン
42  第一の歯車
43  第二の歯車
44、44a 低速用クラッチ
45、45a 後退用クラッチ
46  変位センサ
47  トロイダル型無段変速ユニット
48  第一の遊星歯車式変速ユニット
49  第二の遊星歯車式変速ユニット
50  第三の遊星歯車式変速ユニット
51  出力軸
52  伝達軸
53  折れ曲がり壁部
54  連結部材
55  ねじ
56  スラスト玉軸受
57  スラストアンギュラ玉軸受
58a、58b 支持板
59  ケーシング
60  アクチュエータボディー
61  支柱
62a、62b 支持ポスト
63  支持環部
64  ボルト
65  連結板
66  ボルト
67a、67b 段部
68  コネクティングロッド
69  天板部
70a、70b 位置決め凹部
71  位置決めスリーブ
72  駆動軸
73  前端壁
74  ギヤポンプ
75  中空回転軸
76  第一の太陽歯車
77  第一のキャリア
78  遊星歯車
79  遊星歯車
80  遊星歯車
81  第一のリング歯車
82  第二の太陽歯車
83  第二のキャリア
84  第三の太陽歯車
85  第二のリング歯車
86  遊星歯車
87  遊星歯車
88  回転速度検出装置
[0001]
[Industrial applications]
The toroidal-type continuously variable transmission according to the present invention is used as a transmission unit constituting an automatic transmission for an automobile. In particular, an object of the present invention is to reduce a change in gear ratio due to elastic deformation of a trunnion, thereby reducing a sense of discomfort given to a driver.
[0002]
[Prior art]
The use of a toroidal-type continuously variable transmission as shown in FIGS. 16 to 18 has been studied and partially implemented as an automatic transmission for an automobile. This toroidal-type continuously variable transmission is called a double-cavity type, and supports a pair of input-side disks 2, 2 at both ends of an input shaft 1 via ball splines 3, 3. Therefore, these two input-side disks 2, 2 are supported concentrically and freely in a synchronized manner. Further, an output gear 4 is supported around an intermediate portion of the input shaft 1 so as to be rotatable relative to the input shaft 1. The output disks 5 are spline-engaged with both ends of a cylindrical portion provided at the center of the output gear 4. Therefore, these two output-side disks 5, 5 rotate synchronously with the output gear 4.
[0003]
A plurality of (normally two to three) power rollers 6, 6 are sandwiched between the input disks 2, 2, and the output disks 5, 5, respectively. These power rollers 6, 6 are rotatably supported on the inner surfaces of the trunnions 7, 7 via support shafts 8, 8 and a plurality of rolling bearings. The trunnions 7, 7 are provided at both ends in the longitudinal direction (vertical direction in FIGS. 16 and 18 and front and back directions in FIG. 17). Swingable around the center. The operation of tilting the trunnions 7, 7 is performed by displacing the trunnions 7, 7 in the axial direction of the pivots 9, 9 with hydraulic actuators 10, 10. The inclination angles of 7 are hydraulically and mechanically synchronized with each other.
[0004]
That is, when the inclination angle of each of the trunnions 7, 7 is changed in order to change the gear ratio between the input shaft 1 and the output gear 4, the trunnions 7, 7 are changed by the actuators 10, 10. For example, the power roller 6 on the right side in FIG. 18 is displaced to the lower side in FIG. 18 and the power roller 6 on the left side in FIG. 18 is displaced to the upper side in FIG. As a result, the direction of the tangential force acting on the contact portions between the peripheral surfaces of the power rollers 6 and the inner surfaces of the input disks 2 and 2 and the output disks 5 and 5 changes. (Side slip occurs at the contact portion). The trunnions 7, 7 swing (tilt) in opposite directions about the pivots 9, 9 pivotally supported by the support plates 11, 11 with the change in the direction of the force. As a result, the contact position between the peripheral surfaces of the power rollers 6 and the inner surfaces of the input and output disks 2 and 5 changes, and the rotation between the input shaft 1 and the output gear 4 changes. The gear ratio changes.
[0005]
The supply / discharge state of the pressure oil to / from each of the actuators 10 and 10 is controlled by one transmission ratio control valve 12 irrespective of the number of these actuators 10 and 10 and the movement of any one of the trunnions 7 is controlled by this transmission. Feedback is provided to the ratio control valve 12. The gear ratio control valve 12 is displaced in the axial direction (left and right direction in FIG. 18, front and back direction in FIG. 16) by a stepping motor 13, and is axially displaceably fitted on the inner diameter side of the sleeve 14. Spool 15 provided. Of the rods 17 connecting the trunnions 7 and the pistons 16 of the actuators 10, a precess cam 18 is attached to an end of the rod 17 attached to any one of the trunnions 7. A feedback that transmits the combined value of the movement of the rod 17, that is, the displacement in the axial direction and the displacement in the rotation direction, to the spool 15 via the precess cam 18 and the link arm 19. Make up the mechanism. In addition, a synchronization cable 20 is laid between the trunnions 7 so that the inclination angles of the trunnions 7 can be mechanically synchronized even when the hydraulic system fails.
[0006]
When the gearshift state is switched, the sleeve 14 is displaced by the stepping motor 13 to a predetermined position corresponding to the gear ratio to be obtained, and the flow path of the gear ratio control valve 12 in a predetermined direction is opened. As a result, pressure oil is sent to the actuators 10 and 10 in a predetermined direction, and the actuators 10 and 10 displace the trunnions 7 and 7 in a predetermined direction. That is, the trunnions 7, 7 swing about the pivots 9, 9 while being displaced in the axial direction of the pivots 9, 9 with the supply of the pressure oil. Then, the movement (axial direction and swing displacement) of any one of the trunnions 7 is transmitted to the spool 15 via a precess cam 18 fixed to an end of the rod 17 and a link arm 19, and this spool 15 15 is displaced in the axial direction. As a result, with the trunnion 7 displaced by a predetermined amount, the flow path of the speed ratio control valve 12 is closed, and the supply and discharge of pressure oil to and from the actuators 10 and 10 are stopped.
[0007]
The movement of the gear ratio control valve 12 based on the displacement of the cam surface 21 of the trunnion 7 and the precess cam 18 at this time is as follows. First, when the trunnion 7 is displaced in the axial direction as the flow path of the speed ratio control valve 12 is opened, the peripheral surface of the power roller 6 and the input side disk 2 and the output side disk 5 are moved as described above. The trunnion 7 starts oscillating displacement about the pivots 9, 9 due to side slip occurring at the contact portion with the inner surface. In addition, the displacement of the cam surface 21 is transmitted to the spool 15 via the link arm 19 in accordance with the axial displacement of the trunnion 7, and the spool 15 is displaced in the axial direction, so that the speed ratio control valve 12 Change the switching state of. Specifically, the gear ratio control valve 12 switches in a direction in which the actuator 10 returns the trunnion 7 to the neutral position.
[0008]
Therefore, immediately after the trunnion 7 is displaced in the axial direction, the trunnion 7 starts to be displaced in the opposite direction toward the neutral position. However, the trunnion 7 continues to swing about the pivots 9 as long as there is a displacement from the neutral position. As a result, the displacement of the cam surface 21 of the precess cam 18 in the circumferential direction is transmitted to the spool 15 via the link arm 19, and the spool 15 is displaced in the axial direction. When the trunnion 7 returns to the neutral position in a state where the inclination angle of the trunnion 7 reaches a predetermined angle corresponding to the gear ratio to be obtained, the gear ratio control valve 12 is closed and the actuator is closed. The supply and discharge of pressure oil to and from 10 are stopped. As a result, the inclination angle of the trunnion 7 becomes an angle corresponding to the amount of displacement of the sleeve 14 in the axial direction by the stepping motor 13.
[0009]
During operation of the toroidal-type continuously variable transmission as described above, one (the left side of FIGS. 16 and 17) input side disk 2 is driven by a drive shaft 22 connected to a power source such as an engine, as shown in FIG. Alternatively, it is rotationally driven via a hydraulic pressing device 23. As a result, the pair of input-side disks 2, 2 supported at both ends of the input shaft 1 rotate synchronously while being pressed in directions approaching each other. Then, this rotation is transmitted to the respective output side disks 5, 5 via the respective power rollers 6, 6 and is taken out from the output gear 4.
[0010]
When the rotational speed of the input shaft 1 and the output gear 4 is changed, and when the speed is reduced between the input shaft 1 and the output gear 4, the trunnions 7, 7 are respectively controlled by the actuators 10, 10. The trunnions 7, 7 are pivoted to the positions shown in FIG. 17 by moving the respective pivots 9, 9 in the axial direction. As shown in FIG. 17, the peripheral surfaces of the upper power rollers 6, 6 are located near the center of the inner surfaces of the input disks 2, 2, and the outer surfaces of the inner surfaces of the output disks 5, 5. Make contact with the approaching part.
[0011]
Conversely, when increasing the speed, the trunnions 7, 7 are swung in the direction opposite to that in FIG. 17, and the peripheral surfaces of the upper power rollers 6, 6 are reversed from the state shown in FIG. The trunnions 7 are tilted so that the inner discs of the input disks 2 and 2 come into contact with the inner discs of the output discs 5 and the center of the inner discs of the output discs 5 and 5, respectively. Let it. By setting the angle of inclination of each of the trunnions 7, 7 at an intermediate value, an intermediate speed ratio (speed ratio) can be obtained between the input shaft 1 and the output gear 4.
[0012]
Further, when the toroidal-type continuously variable transmission 24 configured and operated as described above is incorporated in an actual vehicle continuously variable transmission as a toroidal-type continuously variable transmission unit, the continuously variable transmission is combined with a planetary gear mechanism. The configuration has conventionally been proposed as described in Patent Documents 1 to 4 and the like.
[0013]
FIG. 19 shows a continuously variable transmission described in Patent Document 4 among the above Patent Documents. This continuously variable transmission is a so-called power split type, and comprises a double cavity type toroidal type continuously variable transmission 24 and a planetary gear type transmission 25 corresponding to the planetary gear mechanism according to claim 4. Combined. During low-speed running, power is transmitted only by the toroidal-type continuously variable transmission 24, and during high-speed running, power is mainly transmitted by the planetary gear type transmission 25, and the speed ratio of the planetary gear type transmission 25 is determined. The speed can be adjusted by changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 24.
[0014]
To this end, the tip of the input shaft 1 (the right end in FIG. 19) penetrating through the center of the toroidal type continuously variable transmission 24 and supporting a pair of input disks 2 at both ends, The transmission shaft 28, which corresponds to the second power transmission path according to claim 4, is fixed to the center of a support plate 27 that supports a ring gear 26 that constitutes the planetary transmission 25, and a high-speed clutch 29. Are coupled through. The configuration of the toroidal-type continuously variable transmission 24 is substantially the same as that of the conventional structure shown in FIGS. 16 to 18 except for a pressing device 23a described below.
[0015]
Further, between the output side end (right end in FIG. 19) of the crankshaft 31 of the engine 30 as a drive source and the input side end (= base end = left end in FIG. 19) of the input shaft 1. , The starting clutch 32 and the hydraulic pressing device 23a are provided in series with each other in the power transmission direction. Further, an output shaft 33 for extracting power based on the rotation of the input shaft 1 is arranged concentrically with the input shaft 1. The planetary gear type transmission 25 is provided around the output shaft 33. The sun gear 34 constituting the planetary gear type transmission 25 is fixed to the input end of the output shaft 33 (the left end in FIG. 19). Therefore, the output shaft 33 rotates with the rotation of the sun gear 34. The ring gear 26 is rotatably supported around the sun gear 34 concentrically with the sun gear 34. A plurality of planet gears 35 are provided between the inner peripheral surface of the ring gear 26 and the outer peripheral surface of the sun gear 34. Each of these planetary gears 35, 35 is constituted by a pair of planetary gear elements 36a, 36b. These planetary gear elements 36a and 36b mesh with each other, the planetary gear element 36a arranged on the outer diameter side meshes with the ring gear 26, and the planetary gear element 36b arranged on the inner diameter side meshes with the sun gear 34. are doing. Each of such planetary gears 35, 35 is rotatably supported on one side surface (the left side surface in FIG. 19) of the carrier 37. The carrier 37 is rotatably supported at an intermediate portion of the output shaft 33.
[0016]
Further, the carrier 37 and the pair of output-side disks 5, 5 constituting the toroidal-type continuously variable transmission 24 are connected by a power transmission mechanism 38 corresponding to a first power transmission path described in claim 4. , So that the torque can be transmitted. The power transmission mechanism 38 includes a transmission shaft 39 parallel to the input shaft 1 and the output shaft 33, a sprocket 40a fixed to one end (the left end in FIG. 19) of the transmission shaft 39, and each of the output side disks. 5 and 5, a sprocket 40b fixed between the sprockets 40a and 40b, a chain 41 bridged between the sprockets 40a and 40b, the other end (the right end in FIG. 19) of the transmission shaft 39, and the carrier 37. The first and second gears 42 and 43 mesh with each other. Accordingly, as the output disks 5, 5 rotate, the carrier 37 moves in the opposite direction to the output disks 5, 5 in the opposite direction to the number of teeth of the first and second gears 42, 43 and the pair of gears. Of the sprockets 40a, 40b.
[0017]
On the other hand, the input shaft 1 and the ring gear 26 are freely connectable via the transmission shaft 28 arranged concentrically with the input shaft 1 so that torque can be transmitted. The high-speed clutch 29 is provided between the transmission shaft 28 and the input shaft 1 in series with both the shafts 28 and 1. Therefore, when the high speed clutch 29 is connected, the transmission shaft 28 rotates in the same direction and at the same speed as the input shaft 1 with the rotation of the input shaft 1.
[0018]
Further, the continuously variable transmission shown in FIG. 19 includes a clutch mechanism constituting a mode switching means according to a fourth aspect. The clutch mechanism includes a high-speed clutch 29, a low-speed clutch 44 provided between the outer peripheral edge of the carrier 37 and one axial end (the right end in FIG. 19) of the ring gear 26, A reverse clutch 45 is provided between the gear 26 and a fixed portion such as a housing (not shown) of the continuously variable transmission. When any one of the clutches 29, 44, 45 is connected, the connection of the remaining two clutches is disconnected.
[0019]
In the continuously variable transmission configured as described above, first, during low-speed traveling, the low-speed clutch 44 is connected, and the high-speed clutch 29 and the reverse clutch 45 are disconnected. In this state, when the starting clutch 32 is connected and the input shaft 1 is rotated, only the toroidal type continuously variable transmission 24 transmits power from the input shaft 1 to the output shaft 33. During such low-speed running, the speed ratio between the pair of input-side disks 2 and 2 and the pair of output-side disks 5 and 5 is adjusted by the toroidal-type continuously variable transmission shown in FIGS. Adjust in the same way as in
[0020]
On the other hand, during high-speed running, the high-speed clutch 29 is connected, and the low-speed clutch 44 and the reverse clutch 45 are disconnected. In this state, when the starting clutch 32 is connected and the input shaft 1 is rotated, the transmission shaft 28 and the planetary gear type transmission 25 transmit power from the input shaft 1 to the output shaft 33. I do. That is, when the input shaft 1 rotates during the high-speed running, the rotation is transmitted to the ring gear 26 via the high-speed clutch 29 and the transmission shaft 28. Then, the rotation of the ring gear 26 is transmitted to the sun gear 34 via the plurality of planetary gears 35, 35, and rotates the output shaft 33 to which the sun gear 34 is fixed. In this state, if the revolution speed of each of the planetary gears 35 is changed by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 24, the speed ratio of the entire continuously variable transmission can be adjusted.
[0021]
That is, the planetary gears 35 revolve in the same direction as the ring gear 26 during the high-speed running. The lower the revolution speed of each of the planetary gears 35, 35, the higher the rotation speed of the output shaft 33 to which the sun gear 34 is fixed. For example, if the revolution speed becomes equal to the rotation speed of the ring gear 26 (both angular velocities), the rotation speed of the ring gear 26 becomes equal to the rotation speed of the output shaft 33. On the other hand, if the revolution speed is lower than the rotation speed of the ring gear 26, the rotation speed of the output shaft 33 is higher than the rotation speed of the ring gear 26. Conversely, if the revolution speed is higher than the rotation speed of the ring gear 26, the rotation speed of the output shaft 33 is lower than the rotation speed of the ring gear 26.
[0022]
Therefore, during the high-speed running, as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 24 is changed to the deceleration side, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing side. In such a state at the time of high-speed running, a force (torque) is applied to the toroidal type continuously variable transmission 24 from the output side disk 5 instead of from the input side disks 2 and 2 (the torque applied at low speed is a plus torque). , A negative torque is applied). That is, when the high speed clutch 29 is connected, the torque transmitted from the engine 30 to the input shaft 1 is transmitted to the ring gear 26 of the planetary gear type transmission 25 via the transmission shaft 28. Therefore, almost no torque is transmitted from the input shaft 1 to each of the input disks 2 and 2.
[0023]
On the other hand, a part of the torque transmitted to the ring gear 26 of the planetary gear type transmission 25 via the transmission shaft 28 is transmitted from the respective planetary gears 35 and 35 via a carrier 37 and a power transmission mechanism 38 to the respective gears. It is transmitted to the output side disks 5,5. As described above, the torque applied to the toroidal-type continuously variable transmission 24 from each of the output-side disks 5, 5 changes the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 24 in order to change the speed ratio of the entire continuously variable transmission to the speed increasing side. Becomes smaller as the speed is changed to the deceleration side. As a result, the torque input to the toroidal type continuously variable transmission 24 during high-speed traveling is reduced.
[0024]
Further, when the output shaft 33 is rotated in the reverse direction so as to make the vehicle retreat, the connection of the low-speed and high-speed clutches 44 and 29 is disconnected, and the retraction clutch 45 is connected. As a result, the ring gear 26 is fixed, and the planetary gears 35 revolve around the sun gear 34 while meshing with the ring gear 26 and the sun gear 34. Then, the sun gear 34 and the output shaft 33 to which the sun gear 34 is fixed rotate in the opposite direction to the above-described low-speed running and the above-described high-speed running.
[0025]
Incidentally, as a continuously variable transmission that combines a toroidal type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission, in addition to the above-described power split type, a so-called geared / neutral type has conventionally been known. ing. In the case of this continuously variable transmission called a geared / neutral type, in the low-speed mode, the speed of the input shaft of the continuously variable transmission is kept constant by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission. The rotational speed of the output shaft of the continuously variable transmission can be freely changed between a forward state and a reverse state with a stop state interposed therebetween. The specific structure of such a geared / neutral type continuously variable transmission will be described later in detail with reference to FIGS. 1 to 3 showing an embodiment of the present invention.
[0026]
The toroidal-type continuously variable transmission as described above, which is used in a state of being incorporated in the above-described continuously variable transmission, has a speed ratio regardless of the opening / closing control of the speed ratio control valve 12 by the precess cam 18. It has been known from Patent Document 5 that there is a possibility that the speed of the engine fluctuates unnecessarily and the number of revolutions of the engine fluctuates abruptly, giving a feeling of strangeness to the driver. Such an unnecessary change in the speed ratio is caused by the influence of elastic deformation of the components of the toroidal-type continuously variable transmission when the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission is varied. 5. This point will be described with reference to FIGS.
[0027]
The precess cam 18 is supported and fixed to a distal end (right end in FIG. 20) of a rod 17 having a base end (left end in FIG. 20) connected and fixed to any trunnion 7. The cam surface 21 of the precess cam 18 is a partially spiral inclined surface centered on the center axis of the precess cam 18. On the other hand, during operation of the toroidal type continuously variable transmission, a large thrust load F is applied to the trunnion 7 from the power roller 6 supported on the inner surface side. Based on this thrust load, the trunnion 7 is elastically deformed in a direction in which the inner side surface becomes concave, and based on this elastic deformation, the rod 17 whose base end is fixedly connected to the end of the trunnion 7 is Are displaced in the direction of arrow α in FIG. As shown in FIG. 20, when the displacement of the tip of the rod 17 is measured by the displacement sensor 46 while changing the thrust load applied to the power roller 6 in a state where both ends of the trunnion 7 are supported, FIG. It is described in the above-mentioned Patent Document 5 that the results shown in FIG. That is, as the thrust load increases, the amount of displacement of the distal end of the rod 17 to which the precess cam 18 is to be mounted in the diameter direction of the precess cam 18 increases. The direction in which the tip of the rod 17 is displaced includes the center axis of the first half (upper half in FIG. 20) of the support shaft 8 which is the rotation center axis of the power roller 6, and It substantially coincides with the plane direction of a virtual plane parallel to the central axes of the pivots 9 at both ends.
[0028]
Unless special consideration is given to suppressing such a change in the speed ratio due to the displacement of the tip of the rod 17, the torque input to the toroidal type continuously variable transmission greatly fluctuates due to ON / OFF of the accelerator. In this case, the gear ratio unnecessarily fluctuates as described above. Then, the rotational speed of the engine may fluctuate rapidly, giving the driver an uncomfortable feeling. In particular, in the case of the continuously variable transmission as shown in FIG. 19, when the mode is switched between the low speed mode and the high speed mode, the sign of the torque transmitted to the toroidal type continuously variable transmission 24 switches (the power transmission direction is changed). Therefore, unnecessary fluctuation as described above tends to increase. That is, the gear ratio of the entire continuously variable transmission is appropriately adjusted by a controller having a microcomputer based on the rotation speed of the input shaft and the rotation speed of the output shaft. The control cannot keep up and the speed ratio fluctuates unnecessarily.
[0029]
In order to suppress unnecessary fluctuations in the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission caused by such a cause, Patent Document 5 describes that the position of the contact portion between the precess cam and the link arm is provided by the precess cam. A structure is described in which the center axis of the trunnion is shifted toward the input disk side. According to such a structure, it is possible to suppress a change in the gear ratio based on a sudden change in the torque, and reduce a sense of discomfort given to the driver. In other words, when the position of the contact portion between the precess cam and the link arm is shifted toward the input side disk with respect to the center axis of the trunnion provided with the precess cam, the position of the contact portion is provided in another portion. The variation of the gear ratio can be suppressed as compared with the case where For this reason, as described above, it is possible to suppress the fluctuation of the gear ratio and reduce the uncomfortable feeling given to the driver.
[0030]
[Patent Document 1]
JP-A-1-169169
[Patent Document 2]
JP-A 1-312266
[Patent Document 3]
JP-A-10-196759
[Patent Document 4]
JP-A-11-63146
[Patent Document 5]
JP 2001-317601 A
[0031]
[Problems to be solved by the invention]
As described in Patent Document 5, the position of the contact portion between the precess cam and the link arm is deviated from the center axis of the trunnion provided with the precess cam toward the input side disk, so that an unnecessary speed change ratio is obtained. Can be suppressed, but there is still room for improvement. That is, it is still difficult to sufficiently suppress the influence of the displacement of the precess cam 18 in the direction of the arrow α in FIG. 20 by simply changing the installation position of the link arm in the axial direction of the input side disk. Therefore, the driver may still feel uncomfortable when the mode of the continuously variable transmission is switched. The results of a computer simulation performed by the present inventor to confirm this point will be described with reference to FIGS.
[0032]
In this simulation, as shown in FIG. 30 described in Patent Document 5, the position x of the contact portion (contact point) between the cam surface 21 of the precess cam 18 and the tip of the link arm 19 and the center axis of the precess cam 18 Was verified when the line a connecting the two was parallel to the central axis B of the input side disk 2. Specifically, a double-cavity toroidal type continuously variable transmission as shown in FIGS. 16 to 18 is incorporated in a geared / neutral type continuously variable transmission as shown in FIGS. The behavior of the continuously variable transmission was determined when the torque passing through the continuously variable transmission was varied in a short time (0.1 second). Note that the simulation described above has consistency with the results of experiments performed many times and is sufficiently reliable.
[0033]
First, FIG. 22 shows that the input shaft of the continuously variable transmission is 2,000 min. -1 Rotate back and forth, output shaft 800min -1 The case where the torque of the input shaft is suddenly reduced from +330 Nm to -160 Nm is shown on the assumption that the input shaft is rotated. Note that the torque of the input shaft is “+” when the power is applied from the input disk to the output disk, and when the torque is “−”, the torque is “−”. A state in which power is transmitted (backflow) to the disk. In FIG. 22 showing the results of the simulation performed under such conditions, curve a in FIG. 22A shows the torque (Torque) of the input shaft, curve b shows the torque of the output shaft, and curve c in FIG. The gear ratio (iv) of the toroidal-type continuously variable transmission is shown, the curve d represents the rotation speed of the input shaft (Revolution), and the straight line e similarly represents the rotation speed of the output shaft. The horizontal axis in FIGS. 22A and 22B is the elapsed time (Time), and the unit is seconds [sec]. Also, the vertical axis in FIG. 22 (A) is the rotation speed [min -1 ] And the gear ratio, the vertical axis of (B) is the torque [Nm].
Next, FIG. 23 illustrates a case where the torque of the input shaft is rapidly increased from −160 Nm to +330 Nm under the same conditions as in FIG. 22. The meanings of the curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 23A and 23B are the same as those in FIG.
[0034]
Next, FIG. 24 shows that the input shaft of the continuously variable transmission is 3000 min. -1 Rotate back and forth, output shaft 1100min -1 The case where the torque of the input shaft is suddenly reduced from +330 Nm to -160 Nm on the assumption that the input shaft is rotated. The meanings of the curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 24A and 24B are the same as those in FIG.
Next, FIG. 25 illustrates a case where the torque of the input shaft is rapidly increased from −160 Nm to +330 Nm under the same conditions as in FIG. 24. The meanings of the curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 25A and 25B are the same as those in FIG.
[0035]
Next, FIG. 26 shows that the input shaft of the continuously variable transmission is 2,000 min. -1 Rotate back and forth, output shaft 2700min -1 The case where the torque of the input shaft is rapidly reduced from +350 Nm to -280 Nm is shown on the assumption that the input shaft is rotated. The curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 26A and 26B have the same meaning as in FIG.
Next, FIG. 27 shows a case where the torque of the input shaft is rapidly increased from -280 Nm to +350 Nm under the same conditions as in FIG. The meanings of the curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 27A and 27B are the same as those in FIG.
[0036]
Next, FIG. 28 shows that the input shaft of the continuously variable transmission is 3,000 min. -1 Rotate back and forth, output shaft 4000min -1 The case where the torque of the input shaft is rapidly reduced from +350 Nm to -280 Nm is shown on the assumption that the input shaft is rotated. The meanings of the curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 28A and 28B are the same as those in FIG.
Next, FIG. 29 shows a case where the torque of the input shaft is rapidly increased from -280 Nm to +350 Nm under the same conditions as in FIG. The meanings of the curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 29A and 29B are the same as those in FIG.
[0037]
As is apparent from the simulations whose results are shown in FIGS. 22 to 29, when the torque of the input shaft changes, the gear ratio also changes. When the speed ratio of the continuously variable transmission is controlled on the assumption that the rotation speed of the output shaft is constant, the rotation speed of the input shaft fluctuates. In particular, when the torque of the input shaft suddenly increases as shown in FIGS. 23, 25, 27, and 29, the change in the gear ratio is remarkable, and as a result, the rotation speed of the input shaft also greatly changes. In this case, after the gear ratio is excessively adjusted, the degree of so-called overshoot, which is adjusted to an appropriate value, becomes remarkable, and at that time, the rotational speed of the input shaft sharply increases. In addition, when the torque of the input shaft suddenly increases, the degree of the overshoot becomes remarkable as the rotation speed increases, and so-called hunting occurs in which the gear ratio converges to a desired value while fluctuating finely. Such a remarkable overshoot or hunting is not preferable because it causes the driver to feel uncomfortable, such as a sudden change in the engine speed.
The toroidal-type continuously variable transmission of the present invention has been invented in view of such circumstances.
[0038]
[Means for Solving the Problems]
The toroidal-type continuously variable transmission of the present invention has an input-side disk and an output-side disk, a plurality of trunnions, a plurality of support shafts, and a plurality of , A plurality of actuators, and a control valve.
The input side disk and the output side disk are supported concentrically and rotatably with their inner side surfaces, each of which is a concave surface having an arc-shaped cross section, opposed to each other.
Each of the trunnions swings about a pivot axis which is twisted with respect to the central axis of the input side disk and the output side disk.
Each of the support shafts is supported by an intermediate portion of each of the trunnions so as to protrude from the inner surface of each of the trunnions.
The power rollers are disposed on the inner side of the trunnions and are rotatably supported around the support shafts while being sandwiched between the input and output disks. The peripheral surface is a spherical convex surface.
Also, the actuators are provided for each of the trunnions, and the trunnions are displaced in the axial direction of the pivots so that the trunnions are displaced about the pivots so that the input side disk is displaced. This is a hydraulic type that changes the gear ratio between the motor and the output side disk.
Further, the control valve is for switching the supply / discharge state of the pressure oil to / from each of the actuators.
Then, the precess cam is fixed to a member which is displaced together with any trunnion, and a feedback mechanism for transmitting the displacement of the precess cam to the control valve by a link arm is provided, so that the movement of the trunnion is transmitted to the control valve to thereby control the control valve. Switch the supply / discharge state of
In particular, in the toroidal-type continuously variable transmission according to the present invention, the contact point between the tip of the link arm and the cam surface of the precess cam is controlled by the torque transmitted between the input side disk and the output side disk. In a state where the value fluctuates discontinuously and abruptly, a virtual straight line parallel to (including coincident with) the rotation center axis of the power roller supported by the trunnion provided with the precess cam and swinging of the precess cam It is located almost on a virtual plane passing through the center.
[0039]
[Action]
According to the toroidal-type continuously variable transmission of the present invention configured as described above, it is possible to suppress a change in the gear ratio caused by a sudden change in the torque, and reduce a sense of discomfort given to the driver. That is, as is clear from the above description made with reference to FIG. 20, the direction in which the precess cam is displaced with the fluctuation of the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission is supported by the trunnion provided with the precess cam. The direction includes a virtual straight line parallel to the rotation center axis of the power roller, and substantially coincides with a virtual plane parallel to the swing center of the trunnion.
[0040]
In the case of the present invention, the contact point between the tip of the link arm and the cam surface of the precess cam, in a state where the value of the torque transmitted between the input side disk and the output side disk fluctuates discontinuously and abruptly, Since it is located on the virtual plane, the tip of the link arm is not easily displaced regardless of the displacement of the precess cam. That is, even when the precess cam is displaced due to the fluctuation of the torque, the contact point is only displaced on the cam surface in the diameter direction of the precess cam. Since the height of the cam surface does not change in the diameter direction of the precess cam, the tip of the link arm is hardly displaced. As a result, even when the torque suddenly fluctuates, the link arm does not move the constituent members of the control valve, and unnecessary fluctuation of the speed ratio can be suppressed.
[0041]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
FIGS. 1 to 4 show, as a first example of an embodiment of the present invention, a case where the toroidal type continuously variable transmission according to the present invention is incorporated in a geared / neutral type continuously variable transmission. 1 to 4 show the dimensional relationships such as the aspect ratio in actual dimensional relationships. FIG. 3 illustrates a state in which the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission is at the maximum deceleration in the upper half, and a state in which the speed is also increased at the maximum in the lower half. The continuously variable transmission according to the present embodiment includes a toroidal-type continuously variable transmission unit 47 corresponding to the toroidal-type continuously variable transmission described in the claims, and a first corresponding to the planetary gear mechanism described in claim 2. To the third planetary gear type transmission units 48 to 50, and has an input shaft 1a and an output shaft 51. In the illustrated example, a transmission shaft 52 is provided between the input shaft 1a and the output shaft 51 so as to be concentric with the two shafts 1a and 51 and freely rotate relative to the two shafts 1a and 51. Then, with the first and second planetary gear type transmission units 48 and 49 being bridged between the input shaft 1a and the transmission shaft 52, the third planetary gear type transmission unit 50 is connected to the transmission shaft. Each is provided in a state of being bridged between the output shaft 52 and the output shaft 51.
[0042]
The toroidal-type continuously variable transmission unit 47 includes a pair of input-side disks 2a and 2b, an integrated output-side disk 5a, and a plurality of power rollers 6. The pair of input-side disks 2a and 2b are connected to each other via the input shaft 1a so as to be concentric and free to rotate in a synchronized manner. The output side disk 5a is disposed between the input side disks 2a and 2b, concentrically with the input side disks 2a and 2b, and freely rotates relative to the input side disks 2a and 2b. Supported. Further, each of the power rollers 6, 6 is sandwiched between the both sides in the axial direction of the output side disk 5a in the axial direction and one side in the axial direction of both the input side disks 2a, 2b. I have. The power is transmitted from the input disks 2a and 2b to the output disk 5a while rotating with the rotation of the input disks 2a and 2b.
[0043]
In the case of this example, as shown in FIG. 2, the tip portions of a pair of bent wall portions 53, 53 provided at both longitudinal ends of the trunnions 7a, 7a supporting the power rollers 6, 6, respectively. Are connected to each other by connecting members 54, 54. Such a connecting member 54 is provided so as to straddle the power roller 6, and with its both end surfaces abutting against the inner surfaces of the trunnions 7 a facing the respective bent wall portions 53, 53, the screws 55, 55, the trunnions 7a are fixedly connected to the trunnions 7a. In the case of the present example in which such connecting members 54 are provided, the bending stiffness of the trunnions 7a can be improved, and the trunnions 7a can be hardly elastically deformed. As a result, the inclination of the support shaft 8a and the rod 17a described later due to the deformation of the trunnions 7a, 7a is prevented, and the power rollers 6, 6 and the rod 17a supported by the first half of the support shaft 8a are prevented from tilting. The shift of the position of the precess cam 18 fixed to the front end (lower end) can be suppressed, so that the speed change operation can be further stabilized. In the case of this example, the support shaft 8a and the outer ring constituting the thrust ball bearing 56 that rotatably supports the power roller 6 are formed integrally.
[0044]
Further, in the case of this example, both ends in the axial direction of the output side disk 5a are rotatably supported by a pair of rolling bearings such as a pair of thrust angular ball bearings 57, 57. For this reason, in the case of the present example, a pair of support plates 58a and 58b for supporting both ends of each of the trunnions 7a and 7a is provided inside the casing 59 via the actuator body 60 to support the pair of support plates 58a and 58b. A pair of columns 61, 61 are provided. Each of the columns 61, 61 is connected to a pair of support posts 62a, 62b provided concentrically with each other on an opposite side in the radial direction with respect to the input shaft 1a by an annular support ring 63. Become. The input shaft 1a passes through the inside of the support ring 63.
[0045]
The lower ends of the columns 61 are fixedly connected to the upper surface of the actuator body 60 by a plurality of bolts 64, 64, respectively. On the other hand, the upper ends of the columns 61, 61 are connected and fixed to the lower surface of the connecting plate 65 by bolts 66, 66, respectively. The pair of columns 61, 61 are connected and fixed so as to bridge between the upper surface of the actuator body 60 and the lower surface of the connection plate 65. In this state, of the support posts 62a, 62b provided near the both ends of the columns 61, the lower support post 62a, 62a is located directly above the upper surface of the actuator body 60. I do. The lower support plate 58a of the pair of support plates 58a, 58b is externally fitted to and supported by the support posts 62a, 62a of the columns 61, 61. The upper support posts 62b, 62b are located immediately below the lower surface of the connecting plate 65. The upper support plate 58b of the pair of support plates 58a, 58b is externally fitted to and supported by the support posts 62b, 62b of the columns 61, 61.
[0046]
The actuator body 60 of the actuator body 60 and the connection plate 65 coupled to each other by the pair of columns 61, 61 is fixed to a lower portion of the casing 59. To this end, step portions 67a and 67b are formed near the opening at the lower end of the inner surface of the casing 59. When the actuator body 60 is fixed in the casing 59, portions of the actuator body 60 near both ends in the width direction of the upper surface are abutted against the step portions 67a and 67b. Then, a bolt (not shown) inserted from below through a bolt insertion hole formed in a part of the actuator body 60 corresponding to each of the steps 67a and 67b is inserted into a screw hole opened in each of the steps 67a and 67b. Screw together and tighten further.
[0047]
Hydraulic actuators 10, 10 for displacing the trunnions 7a, 7a in the axial direction of the pivots 9, 9 provided concentrically at both ends thereof are provided in the actuator body 60. . The pistons 16, 16 constituting the actuators 10, 10 are connected to the trunnions 7a, 7a by rods 17a, 17b integral with the trunnions 7a, 7a and the pivots 9, 9, respectively. One of the rods 17a, 17b is longer than the other rod 17b, and its tip (lower end) projects from the lower surface of the actuator body 60. Then, a precess cam 18 is externally fitted and fixed to the tip of the one rod 17a.
[0048]
As shown in FIG. 4, the distal end of the link arm 19a is brought into contact with the cam surface 21 of the precess cam 18 provided at the distal end of the rod 17a. In the case of the present invention, the contact point x at which the cam surface 21 and the tip of the link arm 19a are in sliding contact is regulated as follows. That is, the power supported by the trunnion 7a provided with the precess cam 18 in a state in which the contact point x is in the maximum speed reduction state between the input side disks 2a and 2b and the output side disk 5a. A virtual line including a virtual straight line parallel to (including coincident with) the rotation center axis of the roller 6 and passing through the swing center of the precess cam 18 (same as the center of the pivot 9 provided at the end of the trunnion 7a). It is located on a plane. Since this point is a characteristic part of the present invention, this point will be described in more detail.
[0049]
In the case of the continuously variable transmission according to the present embodiment incorporating the toroidal-type continuously variable transmission unit 47, the speed ratio of the entire continuously variable transmission is, as described later, in the low-speed mode, the speed ratio of the toroidal continuously variable transmission unit 47. As the speed ratio is set to the deceleration side, it changes to the speed increase side. On the other hand, in the high-speed mode, the higher the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 47 is, the higher the speed ratio is. Therefore, switching between the low speed mode and the high speed mode is performed when the toroidal type continuously variable transmission unit 47 is in the maximum deceleration state. As described above, when the toroidal type continuously variable transmission unit 47 is in the maximum deceleration state, the rotation center axis of the power roller 6 supported by the trunnion 7a connected by the precess cam 18 and the rod 17a (the end of the support shaft 8a). The center axis of the half part) exists in the direction of the chain line β in FIG.
[0050]
The contact point x is an imaginary plane including such a dashed line β and the central axis of the rod 17a to which the precess cam 18 is fixed at the tip thereof, that is, in FIG. Located on a virtual plane. When the toroidal type continuously variable transmission unit 47 is in the maximum deceleration state and the rotation center axis of the power roller 6 is parallel to the chain line β, the trunnion 7a is elastically deformed based on the thrust load applied to the power roller 6. Then, the center axis (the swing center axis) of the precess cam 18 moves on the chain line β. Then, the contact point x is also displaced in the diameter direction of the precess cam 18 with respect to the cam surface 21 on the chain line β. Since the height of the cam surface 21 does not change in the diameter direction of the precess cam 18, even if the contact point x is displaced on the chain line β, the contact point x is not displaced in the front and back directions in FIG. Therefore, the spool 15a connected to the link arm 19a via the connecting rod 68 is not pushed or pulled, and the speed ratio control valve 12 (see FIG. 18) including the spool 15a is switched. There is no. The effect of the present invention can be obtained even if the position of the contact point x does not exactly match the shape of the chain line β. For example, if the contact point x is provided within a sector of ± 10 degrees (more preferably ± 5 degrees) around the swing center of the precess cam 18 with the chain line β interposed therebetween, the effect of the present invention can be obtained. Can be obtained.
[0051]
In the case of the illustrated example, the tip of the link arm 19a is formed in a spherical shape, and the tip and the cam surface 21 are brought into point contact. Accordingly, the contact state between the cam surface 21 and the tip of the link arm 19a can be properly adjusted without particularly restricting the direction in which the link arm 19a is disposed with respect to the cam surface 21. On the other hand, when a structure in which the tip of the link arm and the cam surface 21 are in line contact is adopted, the displacement of the precess cam 18 (normal rotation and axial displacement and displacement accompanying elastic deformation of the trunnion). Regardless of this, it is preferable to restrict the arrangement direction of the link arms so that the contact state between the distal end portion and the cam surface 21 does not become defective.
[0052]
On the other hand, the connection plate 65 is installed at a predetermined position in the casing 59. In the case of the illustrated example, a cylindrical positioning sleeve 71 is provided between positioning concave portions 70a and 70b formed in opposing portions of the upper surface of the connecting plate 65 and the lower surface of the top plate portion 69 of the casing 59, respectively. , 71. With this structure, the upper and lower ends of the pair of columns 61, 61 are supported and fixed to the casing 59 while being positioned.
[0053]
Thus, it is provided in the middle part of a pair of pillars 61 fixed to a predetermined position in the casing 59, and is provided between the side surfaces of the input side disks 2a, 2b and the output side disk 5a. The output side disk 5a is rotatably supported by the support ring portions 63, 63 existing at the center of each existing cavity (space). For this reason, between each of these support ring portions 63, 63 and both axial end surfaces of the output side disk 5a, that is, between the output side surfaces provided on both axial side surfaces of the output side disk 5a and the inner diameter side portion than the output side surface. The thrust angular contact ball bearings 57 are provided. With this configuration, the output side disk 5a is rotatably supported between the columns 61, 61 provided in pairs in each cavity. In the case of the present example, irregularities in the radial direction are provided on the outer peripheral edge of the output side disk 5a at equal intervals in the circumferential direction, and the rotation speed detecting device 88 is fixed to the casing 59, and the output side disk 5a is The rotational speed of the output side disk 5a can be detected by making the outer peripheral edge close to and opposed to the outer peripheral edge.
[0054]
In the case of the continuously variable transmission shown in the figure, the base end (the left end in FIG. 1) of the input shaft 1a is connected to a crankshaft of an engine, which is a drive source (not shown), via a drive shaft 72. The input shaft 1a is rotationally driven by a shaft. Also, an appropriate surface for a rolling contact portion (traction portion) between one axial side surface of each of the input side disks 2a, 2b and both axial side surfaces of the output side disk 5a and the peripheral surface of each of the power rollers 6, 6. A hydraulic pressure device is used as the pressing device 23a for applying pressure. Also, a hydraulic pump 10, 10 for displacing the pressing device 23a and the trunnions 7a, 7a for shifting by a gear pump 74, which is a hydraulic pressure source, incorporated in the front end wall 73 of the casing 59, and Pressure oil can be freely supplied to a hydraulic cylinder for connecting and disconnecting a low-speed clutch 44a and a high-speed clutch 45a, which will be described later, constituting the mode switching means described in item 2.
[0055]
The base end (left end in FIGS. 1 and 3) of the hollow rotary shaft 75 is spline-engaged with the output side disk 5a. The hollow rotary shaft 75 is inserted inside the input disk 2b farther from the engine (the right side in FIGS. 1 and 3) so that the rotational force of the output disk 5a can be taken out. Further, the first planetary gear type speed change unit 48 is formed at a portion protruding from the outer surface of the input side disk 2b at a tip end portion (right end portion in FIGS. 1 and 3) of the hollow rotary shaft 75. A first sun gear 76 is fixed.
[0056]
On the other hand, a first carrier 77 is provided so as to extend between a portion protruding from the hollow rotary shaft 75 at the tip end portion (right end portion in FIGS. 1 and 3) of the input shaft 1a and the input side disk 2b. Thus, the input side disk 2b and the input shaft 1a rotate in synchronization with each other. The first and second planetary gear types, each of which is a double pinion type, are provided at circumferentially equally spaced positions (generally 3 to 4 positions) on both axial side surfaces of the first carrier 77. Planet gears 78 to 80 for constituting the transmission units 48 and 49 are rotatably supported. Further, a first ring gear 81 is rotatably supported around one half (the right half in FIG. 1) of the first carrier 77.
[0057]
Of the planetary gears 78 to 80, the planetary gear 78 provided on the inner side in the radial direction of the first carrier 77 near the toroidal type continuously variable transmission unit 47 (leftward in FIGS. 1 and 3) is the first planetary gear 78. Of the sun gear 76. Further, a planetary gear 79 provided on the side farther from the toroidal type continuously variable transmission unit 47 (right side in FIGS. 1 and 3) with respect to the radial direction of the first carrier 77 is the second planetary gear described in claim 2. It meshes with a second sun gear 82 fixed to the base end (the left end in FIG. 1) of the transmission shaft 52 constituting the power take-out mechanism. Further, the remaining planetary gears 80 provided on the outer side in the radial direction of the first carrier 77 are larger in axial size than the planetary gears 78 and 79 provided on the inner side, and these two planetary gears 78, 79. Further, the remaining planetary gear 80 and the first ring gear 81 are meshed. Note that, instead of making the radially outward planetary gears independent of each other between the first and second planetary gear type transmission units 48 and 49, a structure in which a wide ring gear meshes with both planetary gears is also used. Can be adopted.
[0058]
On the other hand, a second carrier 83 for constituting the third planetary gear type transmission unit 50 is connected and fixed to a base end (the left end in FIG. 1) of the output shaft 51. Then, the second carrier 83 and the first ring gear 81 are connected via the low speed clutch 44a to constitute a first power take-out mechanism according to claim 2. Further, a third sun gear 84 is fixed to a portion of the transmission shaft 52 closer to the tip (closer to the right end in FIG. 1). A second ring gear 85 is arranged around the third sun gear 84, and the high-speed clutch 45a is disposed between the second ring gear 85 and a fixed portion such as the casing 59. Provided. Further, a plurality of sets of planetary gears 86 and 87 disposed between the second ring gear 85 and the third sun gear 84 are rotatably supported by the second carrier 83. These planetary gears 86 and 87 mesh with each other, and a planetary gear 86 provided on the inside in the radial direction of the second carrier 83 is provided on the third sun gear 84, and a planetary gear 87 provided on the outside is provided. The second ring gear 85 meshes with the second ring gear 85, respectively.
[0059]
In the case of the continuously variable transmission of the present embodiment configured as described above, the power transmitted from the input shaft 1a to the integrated output disk 5a via the pair of input disks 2a, 2b and the respective power rollers 6, 6. Is taken out through the hollow rotary shaft 75. When the low speed clutch 44a is connected and the high speed clutch 45a is disconnected, the speed of the input shaft 1a is kept constant by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 47. The rotation speed of the output shaft 51 can be freely changed to forward rotation or reverse rotation with the stop state interposed therebetween. That is, in this state, the differential component between the first carrier 77 rotating in the forward direction with the input shaft 1a and the first sun gear 76 rotating in the reverse direction with the hollow rotating shaft 75 is The power is transmitted from one ring gear 81 to the output shaft 51 via the low speed clutch 44a and the second carrier 83. In this state, the output shaft 51 is stopped by setting the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 47 to a predetermined value, and the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 47 is increased from the predetermined value. The output shaft 51 is rotated in a direction to move the vehicle backward by changing the output shaft 51 to the side. On the other hand, by changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 47 from the predetermined value to the deceleration side, the output shaft 51 is rotated in a direction for moving the vehicle forward.
[0060]
Further, when the low speed clutch 44a is disconnected and the high speed clutch 45a is connected, the output shaft 51 is rotated in a direction in which the vehicle moves forward. That is, in this state, the first carrier 77 rotating in the forward direction together with the input shaft 1a and the first sun gear 76 rotating in the opposite direction to the first carrier 77 together with the hollow rotating shaft 75 are formed. The rotation of the planetary gear 78 of the first planetary gear type transmission unit 48, which rotates according to the differential component, is transmitted via another planetary gear 80 to the planetary gear 79 of the second planetary gear type transmission unit 49. And the transmission shaft 52 is rotated via the second sun gear 82. A third sun gear 84 provided at the end of the transmission shaft 52, and a second ring gear 85 and a planetary gear that together with the third sun gear 84 constitute the third planetary gear type transmission unit 50. The second carrier 83 and the output shaft 51 connected to the second carrier 83 are rotated in the forward direction based on the engagement with the gears 86 and 87. In this state, the rotational speed of the output shaft 51 can be increased as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 47 is changed to the speed increasing side.
[0061]
FIG. 5 shows an example of the relationship between the speed ratio (reduction ratio) of the toroidal type continuously variable transmission unit 47 and the speed ratio of the entire continuously variable transmission. The vertical axis of FIG. 5 represents the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 47, and the horizontal axis represents the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole. As is apparent from FIG. 5, the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 47 is set to about 0.6 in a state where the low speed clutch 44a is connected and the high speed clutch 45a is disconnected. Thus, the output shaft 51 can be stopped while the input shaft 1a is being rotated. Further, by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 47 at about 0.6, the vehicle can be moved forward or backward. Further, when the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 47 is about 2.2 to 2.3, the low-speed clutch 44a is disconnected, and the high-speed clutch 45a is connected. The speed of the vehicle can be increased by changing the speed ratio of the continuously variable transmission unit 47 to the speed increasing side.
[0062]
The torque applied to the input shaft 1a of the toroidal-type continuously variable transmission unit 47 when the above-described continuously variable transmission operates is represented by a curve a in FIG. 1 , A 2 It changes as shown by. The curve b in FIG. 6 is the torque applied to the drive shaft 72 from the engine. Curve a representing the torque applied to the input shaft 1a of the toroidal type continuously variable transmission unit 47 1 , A 2 Is caused by switching between the high-speed mode and the low-speed mode due to the connection / disconnection of the low-speed clutch 44a and the high-speed clutch 45a. Then, in the discontinuous portion, the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission unit 47 fluctuates rapidly, and an unnecessary fluctuation in the gear ratio as described in Patent Document 5 is likely to occur.
[0063]
On the other hand, in the case of the continuously variable transmission according to the present embodiment, as described above, the positional relationship between the precess cam 18 for displacing the spool 15a of the speed ratio control valve and the link arm 19a is devised. The unnecessary change in the gear ratio can be suppressed to a low level. That is, as described above, even when the precess cam 18 is displaced by the elastic deformation of the trunnion 7a due to the torque fluctuation, the displacement is hard to be linked to the displacement of the link arm 19a, so that the spool 15a is unnecessarily displaced. This can prevent the fluctuation of the gear ratio. The results of a computer simulation performed by the present inventor to confirm this point will be described with reference to FIGS. In the illustrated example, the structure of the trunnion 7a itself is devised to make it less likely to be elastically deformed. Suppressing the elastic deformation is also effective from the viewpoint of suppressing the unnecessary change in the gear ratio. However, in the case of the computer simulation whose results are shown in FIGS. 7 to 14, the amount of elastic deformation of the trunnion was the same as in the case of the above-described computer simulation of the conventional structure. That is, the conditions other than the attachment position of the link arm 19a to the precess cam 18 were the same as in the case of the computer simulation for the above-described conventional structure.
[0064]
First, FIG. 7 shows that the input shaft of the continuously variable transmission is 2,000 min. -1 Rotate back and forth, output shaft 700min -1 The case where the torque of the input shaft is suddenly reduced from +330 Nm to -160 Nm is shown on the assumption that the input shaft is rotated. In FIG. 7 showing the results of the simulation performed under such conditions, curve a in FIG. 7A shows the torque (Torque) of the input shaft, curve b shows the torque of the output shaft, and curve c in FIG. The gear ratio (iv) of the toroidal-type continuously variable transmission is shown, the curve d represents the rotation speed of the input shaft (Revolution), and the straight line e similarly represents the rotation speed of the output shaft. The horizontal axis in FIGS. 7A and 7B is the elapsed time (Time), and the unit is seconds [sec]. The vertical axis in FIG. 7A represents the rotation speed [min -1 ] And the gear ratio, the vertical axis of (B) is the torque [Nm].
Next, FIG. 8 illustrates a case where the torque of the input shaft is rapidly increased from −160 Nm to +330 Nm under the same conditions as in FIG. 7. The meanings of the curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 8A and 8B are the same as those in FIG.
[0065]
Next, FIG. 9 shows that the input shaft of the continuously variable transmission is 3000 min. -1 Rotate back and forth, output shaft 1100min -1 The case where the torque of the input shaft is suddenly reduced from +330 Nm to -160 Nm on the assumption that the input shaft is rotated. The meanings of the curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 9A and 9B are the same as those in FIG.
Next, FIG. 10 shows a case where the torque of the input shaft is rapidly increased from −160 Nm to +330 Nm under the same conditions as in FIG. 9. The meanings of the curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 10A and 10B are the same as those in FIG.
[0066]
Next, FIG. 11 shows that the input shaft of the continuously variable transmission is 2,000 min. -1 Rotate back and forth, output shaft 2700min -1 The case where the torque of the input shaft is rapidly reduced from +350 Nm to -280 Nm is shown on the assumption that the input shaft is rotated. The meanings of the curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 11A and 11B are the same as those in FIG.
Next, FIG. 12 shows a case where the torque of the input shaft is rapidly increased from -280 Nm to +350 Nm under the same conditions as in FIG. The meanings of the curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 12A and 12B are the same as those in FIG.
[0067]
Next, FIG. 13 shows that the input shaft of the continuously variable transmission is 3000 min. -1 Rotate back and forth, output shaft 4000min -1 The case where the torque of the input shaft is rapidly reduced from +350 Nm to -280 Nm is shown on the assumption that the input shaft is rotated. The meanings of the curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 13A and 13B are the same as those in FIG.
Next, FIG. 14 shows the case where the torque of the input shaft is rapidly increased from -280 Nm to +350 Nm under the same conditions as in FIG. The meanings of the curves a to e and the vertical and horizontal axes in FIGS. 14A and 14B are the same as those in FIG.
[0068]
As is apparent from a comparison between the results of the computer simulation for the structure of the present invention shown in FIGS. 7 to 14 and the results of the computer simulation for the conventional structure shown in FIGS. ADVANTAGE OF THE INVENTION According to the structure of this invention, the fluctuation | variation of a gear ratio accompanying the torque fluctuation of an input shaft can be suppressed low.
[0069]
Next, FIG. 15 shows a second example of the embodiment of the present invention, in which the toroidal-type continuously variable transmission of the present invention is incorporated in a power split type continuously variable transmission as shown in FIG. 19 described above. The case is shown. As described above, in the power split type continuously variable transmission, when the mode is switched between the low speed mode and the high speed mode, the toroidal type continuously variable transmission 24 (FIG. 19) is in the maximum speed increasing state. Therefore, in the case of this example, a contact point x 'between the tip of the link arm 19a and the cam surface 21 of the precess cam 18 is used in the power split type continuously variable transmission in order to suppress the change in the speed ratio caused by the sudden change in the torque. Is set in a direction opposite to that of the first example described above. That is, the precess cam 18 is provided in a state where the contact point x 'is set to the maximum speed-up state in the speed change state between the input side disks 2 and 2 and the output side disks 5 and 5 (see FIG. 19). On a virtual plane that includes a virtual straight line that is parallel to (including coincident with) the rotation center axis of the power roller 6 (see FIGS. 2 and 3) supported by the trunnion 7 a and that passes through the swing center of the precess cam 18. It is located. In the case of this example as well, it is possible to prevent the speed ratio from unnecessarily fluctuating even when the torque fluctuates rapidly due to the mode change.
[0070]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured and operates as described above, the continuously variable transmission and the continuously variable transmission incorporating the toroidal type continuously variable transmission which do not particularly troublesome control and do not give a feeling of strangeness to the driver. A transmission can be realized.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a sectional view showing a first example of an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an enlarged sectional view taken on line AA of FIG. 1;
FIG. 3 is an enlarged sectional view taken along the line BB in FIG.
FIG. 4 is a view taken in the direction of the arrow C in FIG. 2;
FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the speed ratio of the entire continuously variable transmission and the speed ratio of only the toroidal type continuously variable transmission.
FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the speed ratio of the entire continuously variable transmission and the torque applied to the toroidal type continuously variable transmission.
FIG. 7 is a diagram showing the results of a first computer simulation performed to know the effect of a change in torque applied to a toroidal type continuously variable transmission on a change in speed ratio in the structure of the present invention.
FIG. 8 is a diagram showing the results of a second computer simulation.
FIG. 9 is a diagram showing the results of a third computer simulation.
FIG. 10 is a diagram showing the results of a fourth computer simulation.
FIG. 11 is a diagram showing the results of a fifth computer simulation.
FIG. 12 is a diagram showing the results of a sixth computer simulation.
FIG. 13 is a diagram showing the results of a seventh computer simulation.
FIG. 14 is a diagram showing the results of an eighth computer simulation.
FIG. 15 is a view similar to FIG. 4, showing a second example of the embodiment of the present invention.
FIG. 16 is a sectional view showing an example of a conventional structure of a toroidal type continuously variable transmission.
FIG. 17 is a sectional view taken along line DD of FIG. 16;
FIG. 18 is a sectional view taken along line EE of FIG. 16;
FIG. 19 is a schematic sectional view showing an example of a continuously variable transmission incorporating a toroidal-type continuously variable transmission.
FIG. 20 is a cut-away side view showing an implementation state of an experiment performed to measure displacement of a precess cam based on deformation of a trunnion.
FIG. 21 is a diagram showing the relationship between the torque applied to the trunnion and the displacement of the precess cam obtained as a result of this experiment.
FIG. 22 is a diagram showing a result of a ninth computer simulation performed in order to know an influence of a change in torque applied to a toroidal type continuously variable transmission on a change in speed ratio in a conventional structure.
FIG. 23 is a diagram showing the results of a tenth computer simulation.
FIG. 24 is a diagram showing the results of an eleventh computer simulation.
FIG. 25 is a diagram showing the results of a twelfth computer simulation.
FIG. 26 is a diagram showing the results of a thirteenth computer simulation.
FIG. 27 is a diagram showing the results of a fourteenth computer simulation.
FIG. 28 is a diagram showing the results of a fifteenth computer simulation.
FIG. 29 is a diagram showing the results of a sixteenth computer simulation.
FIG. 30 is a view similar to FIGS. 4 and 15 showing a conventional structure for suppressing a change in a gear ratio due to elastic deformation due to a torque change.
[Explanation of symbols]
1, 1a Input shaft
2, 2a, 2b Input side disk
3 Ball spline
4 Output gear
5, 5a Output side disk
6 Power rollers
7, 7a trunnion
8, 8a Support shaft
9 Axis
10 Actuator
11 Support plate
12 Gear ratio control valve
13 Stepper motor
14 sleeve
15, 15a spool
16 piston
17, 17a, 17b Rod
18 Precess Cam
19, 19a Link arm
20 Synchronous cable
21 Cam surface
22 Drive shaft
23, 23a pressing device
24 toroidal type continuously variable transmission
25 planetary gear type transmission
26 ring gear
27 Support plate
28 Transmission shaft
29 High speed clutch
30 Engine
31 crankshaft
32 Start clutch
33 Output shaft
34 Sun Gear
35 planetary gear
36a, 36b planetary gear element
37 career
38 Power transmission mechanism
39 Transmission shaft
40a, 40b sprocket
41 Chen
42 First Gear
43 Second gear
44, 44a Low speed clutch
45, 45a Reverse clutch
46 Displacement sensor
47 Toroidal type continuously variable transmission unit
48 First planetary gear type transmission unit
49 Second planetary gear type transmission unit
50 Third planetary gear type transmission unit
51 Output shaft
52 Transmission shaft
53 Bent wall
54 Connecting member
55 screws
56 Thrust ball bearing
57 Thrust angular contact ball bearing
58a, 58b Support plate
59 Casing
60 Actuator body
61 prop
62a, 62b support post
63 Support ring
64 volts
65 Connecting plate
66 volts
67a, 67b step
68 connecting rod
69 Top plate
70a, 70b Positioning recess
71 Positioning sleeve
72 drive shaft
73 Front end wall
74 gear pump
75 hollow rotary shaft
76 First Sun Gear
77 First Career
78 planetary gear
79 planetary gear
80 planetary gear
81 First ring gear
82 Second Sun Gear
83 Second Career
84 Third Sun Gear
85 Second ring gear
86 planetary gear
87 planetary gear
88 Rotation speed detector

Claims (5)

それぞれが断面円弧形の凹面である互いの内側面同士を対向させた状態で、互いに同心に、且つ回転自在に支持された入力側ディスク及び出力側ディスクと、これら入力側ディスク及び出力側ディスクの中心軸に対し捻れの位置にある枢軸を中心として揺動する複数のトラニオンと、これら各トラニオンの中間部に、これら各トラニオンの内側面から突出する状態で支持された複数の支持軸と、これら各トラニオンの内側面側に配置され且つ上記入力側ディスク及び出力側ディスクの間に挟持された状態で、上記各支持軸の周囲に回転自在に支持された、その周面を球状凸面とした複数のパワーローラと、上記各トラニオン毎に設けて、これら各トラニオンを上記各枢軸の軸方向に変位させる事により、これら各トラニオンをこれら各枢軸を中心に揺動変位させて上記入力側ディスクと上記出力側ディスクとの間の変速比を変化させるそれぞれが油圧式である複数のアクチュエータと、これら各アクチュエータへの圧油の給排状態を切り換える為の制御弁とを備え、何れかのトラニオンと共に変位する部材にプリセスカムを固定し、このプリセスカムの変位をリンク腕により上記制御弁に伝えるフィードバック機構を設ける事により、当該トラニオンの動きをこの制御弁に伝えてこの制御弁の給排状態を切り換えるトロイダル型無段変速機に於いて、上記リンク腕の先端と上記プリセスカムのカム面との接触点を、上記入力側ディスクと上記出力側ディスクとの間で伝達するトルクの値が不連続的に急変動する状態での、上記プリセスカムを設けたトラニオンに支持したパワーローラの回転中心軸に平行な仮想直線を含み、且つ、上記プリセスカムの揺動中心を通過する仮想平面上にほぼ位置させた事を特徴とするトロイダル型無段変速機。An input disk and an output disk which are concentrically and rotatably supported with each other in a state where the inner surfaces, each of which is a concave surface having an arc-shaped cross section, are opposed to each other, and the input disk and the output disk. A plurality of trunnions swinging about a pivot axis in a twisted position with respect to a central axis of the trunnions, and a plurality of support shafts supported at a middle portion of each of the trunnions in a state of protruding from the inner surface of each of the trunnions, The trunnions are arranged on the inner surface side and sandwiched between the input-side disk and the output-side disk. The trunnions are rotatably supported around the support shafts. A plurality of power rollers and each trunnion are provided for each trunnion, and each trunnion is displaced in the axial direction of each of the pivots so that each of the trunnions is connected to each of the pivots. A plurality of actuators, each of which is a hydraulic type, which changes the gear ratio between the input side disk and the output side disk by swinging displacement to the heart, and for switching the supply / discharge state of pressure oil to / from these actuators The precess cam is fixed to a member that is displaced together with any trunnion, and a feedback mechanism that transmits the displacement of the precess cam to the control valve by a link arm is provided, so that the movement of the trunnion is transmitted to the control valve. In the toroidal-type continuously variable transmission that switches the supply / discharge state of the control valve, the contact point between the tip of the link arm and the cam surface of the precess cam is set between the input side disk and the output side disk. The power low supported by the trunnion provided with the above-mentioned precess cam in a state where the value of the torque transmitted by the The include parallel imaginary straight line to the rotational center axis, and, toroidal type continuously variable transmission, characterized in that was substantially positioned on an imaginary plane passing through the pivot center of said precess cam. トロイダル型無段変速機は無段変速装置中に組み込まれたものであって、この無段変速装置は、駆動源につながってこの駆動源により回転駆動される入力軸と、この入力軸の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸と、上記トロイダル型無段変速機と、複数段の遊星歯車機構とを備えたものであり、このうちの第一段目の遊星歯車機構の太陽歯車が上記トロイダル型無段変速機の出力側ディスクに結合されており、このトロイダル型無段変速機の入力側ディスクは上記第一段目の遊星歯車機構のキャリアに結合されており、上記第一段目の遊星歯車機構のリングギヤから動力を取り出す第一のモードを実現する為の第一の動力取り出し機構と、この第一段目の遊星歯車機構の遊星歯車と第二段目の遊星歯車機構の遊星歯車とを介して、この第二段目の遊星歯車機構の太陽歯車から動力を取り出す第二のモードを実現する為の第二の動力取り出し機構と、この第二の動力取り出し機構と上記第一の動力取り出し機構とを選択する為のモード切換手段とを備えたものであり、リンク腕の先端とプリセスカムのカム面との接触点を、上記第一のモードと上記第二のモードとを切り換える状態での、上記プリセスカムを設けたトラニオンに支持したパワーローラの回転中心軸に平行な仮想直線を含み、且つ、上記プリセスカムの揺動中心を通過する仮想平面上にほぼ位置させた、請求項1に記載したトロイダル型無段変速機。The toroidal-type continuously variable transmission is incorporated in a continuously variable transmission. The continuously variable transmission includes an input shaft connected to a driving source and rotationally driven by the driving source, and a rotation of the input shaft. An output shaft for taking out power based on the toroidal-type continuously variable transmission, and a multi-stage planetary gear mechanism, of which the sun gear of the first-stage planetary gear mechanism is The input disk of the toroidal continuously variable transmission is coupled to the carrier of the first stage planetary gear mechanism, and the input disk of the toroidal continuously variable transmission is coupled to the carrier of the first stage planetary gear mechanism. A first power take-out mechanism for realizing a first mode for taking out power from the ring gear of the planetary gear mechanism, and a planetary gear of the first-stage planetary gear mechanism and a planetary gear of the second-stage planetary gear mechanism Through this gear and A second power take-out mechanism for realizing a second mode for taking out power from the sun gear of the planetary gear mechanism of the stage, and selecting the second power take-out mechanism and the first power take-out mechanism. Wherein the contact cam between the tip of the link arm and the cam surface of the precess cam is switched between the first mode and the second mode, and the precess cam is provided. 2. The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 1, including a virtual straight line parallel to a rotation center axis of the power roller supported by the trunnion, and substantially located on a virtual plane passing through the swing center of the precess cam. . リンク腕の先端とプリセスカムのカム面との接触点を、入力側ディスクと出力側ディスクとの間の変速状態を最大減速状態とした状態での、上記プリセスカムを設けたトラニオンに支持したパワーローラの回転中心軸に平行な仮想直線を含み、且つ、上記プリセスカムの揺動中心を通過する仮想平面上にほぼ位置させた、請求項2に記載したトロイダル型無段変速機。The contact point between the tip of the link arm and the cam surface of the precess cam, the power roller supported by the trunnion provided with the precess cam, in a state where the speed change state between the input side disk and the output side disk is in the maximum deceleration state. 3. The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 2, wherein the transmission includes a virtual straight line parallel to the rotation center axis and is substantially located on a virtual plane passing through the swing center of the precess cam. トロイダル型無段変速機は無段変速装置中に組み込まれたものであり、この無段変速装置は、駆動源につながってこの駆動源により回転駆動される入力軸と、この入力軸の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸と、上記トロイダル型無段変速機と、遊星歯車機構と、上記入力軸に入力された動力を上記トロイダル型無段変速機を介して伝達する第一の動力伝達経路と、上記入力軸に入力された動力を上記トロイダル型無段変速機を介する事なく伝達する第二の動力伝達経路とを備え、上記遊星歯車機構は、太陽歯車とこの太陽歯車の周囲に配置したリング歯車との間に設けられ、上記太陽歯車と同心に且つ回転自在に支持したキャリアに回転自在に支持された遊星歯車を、上記太陽歯車とリング歯車とに噛合させて成るものであり、上記第一の動力伝達経路を通じて送られる動力と上記第二の動力伝達経路を通じて送られる動力とを、上記太陽歯車と上記リング歯車と上記キャリアとのうちの2個の部材に伝達自在とすると共に、これら太陽歯車とリング歯車とキャリアとのうちの残りの1個の部材に上記出力軸を結合しており、上記入力軸に入力された動力が上記第一の動力伝達経路と上記第二の動力伝達経路とを通じて上記遊星歯車機構に送られる状態を切り換えるモード切換手段を設けており、このモード切換手段は、少なくとも上記第一の動力伝達経路のみで動力の伝達を行なう第一のモードと、この第一の動力伝達経路と上記第二の動力伝達経路との双方で動力の伝達を行なう第二のモードとの切り換えを行なうものであり、リンク腕の先端とプリセスカムのカム面との接触点を、上記第一のモードと上記第二のモードとを切り換える状態での、上記プリセスカムを設けたトラニオンに支持したパワーローラの回転中心軸に平行な仮想直線を含み、且つ、上記プリセスカムの揺動中心を通過する仮想平面上にほぼ位置させた、請求項1に記載したトロイダル型無段変速機。The toroidal-type continuously variable transmission is incorporated in a continuously variable transmission. The continuously variable transmission is connected to a drive source and is driven by the drive source to rotate the input shaft. An output shaft for extracting power based on the toroidal-type continuously variable transmission, a planetary gear mechanism, and a first power transmission for transmitting the power input to the input shaft via the toroidal-type continuously variable transmission. Path, and a second power transmission path for transmitting the power input to the input shaft without passing through the toroidal-type continuously variable transmission.The planetary gear mechanism includes a sun gear and a sun gear around the sun gear. A planetary gear provided between the arranged ring gear and rotatably supported by a carrier concentrically and rotatably supported by the sun gear meshes with the sun gear and the ring gear. The above The power transmitted through the power transmission path and the power transmitted through the second power transmission path can be freely transmitted to two members of the sun gear, the ring gear, and the carrier. The output shaft is connected to the remaining one of the gear, the ring gear, and the carrier, and the power input to the input shaft is transmitted to the first power transmission path and the second power transmission path. And mode switching means for switching the state transmitted to the planetary gear mechanism through the first mode and the first mode in which power is transmitted only by the first power transmission path. And a second mode in which power is transmitted through both the power transmission path and the second power transmission path. The contact point, in a state of switching between the first mode and the second mode, includes a virtual straight line parallel to a rotation center axis of a power roller supported by a trunnion provided with the precess cam, and The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 1, wherein the toroidal-type continuously variable transmission is substantially located on an imaginary plane passing through a swing center. リンク腕の先端とプリセスカムのカム面との接触点を、入力側ディスクと出力側ディスクとの間の変速状態を最大増速状態とした状態での、上記プリセスカムを設けたトラニオンに支持したパワーローラの回転中心軸に平行な仮想直線を含み、且つ、上記プリセスカムの揺動中心を通過する仮想平面上にほぼ位置させた、請求項4に記載したトロイダル型無段変速機。A power roller supported by a trunnion provided with the above-mentioned precess cam in a state where the contact point between the tip of the link arm and the cam surface of the precess cam is in a state where the speed change state between the input side disk and the output side disk is the maximum speed increase state. 5. The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 4, wherein the transmission includes a virtual straight line parallel to the rotation center axis and is substantially located on a virtual plane passing through the swing center of the precess cam.
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