JP2004116576A

JP2004116576A - Continuously variable transmission

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Publication number: JP2004116576A
Application number: JP2002277669A
Authority: JP
Inventors: Eiji Inoue; 井上　英司; Shinji Miyata; 宮田　慎司
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2002-09-24
Filing date: 2002-09-24
Publication date: 2004-04-15
Anticipated expiration: 2022-09-24
Also published as: JP4007136B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To suppress shift shock upon switching modes of a continuously variable transmission having a low speed mode and a high speed mode, structured by combining a toroidal type continuously variable transmission, a planetary gear type transmission unit, and a clutch. <P>SOLUTION: The speed ratio of the continuously variable transmission theoretically changes as per chain lines α and β according to the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission. However, due to displacement of each of the structuring members according to passing torque of the toroidal type continuously variable transmission, the speed ratio changes as per dashed lines α' and β'. Switching of the low speed mode and the high speed mode is conducted at an intersection of both of the dashed lines α' and β', at point 4. Fluctuation of the speed change ratio before and after switching modes thereby can be suppressed despite fluctuation of passing torque accompanying the switching of modes and suppressing shift shock. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明に係る無段変速装置は、自動車用自動変速装置として、或はポンプ等の各種産業機械の運転速度を調節する為の変速装置として利用する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用自動変速装置として、図３に示す様なトロイダル型無段変速機を使用する事が研究され、一部で実施されている。このトロイダル型無段変速機は、ダブルキャビティ型と呼ばれるもので、入力軸１の両端部周囲に入力側ディスク２、２を、それぞれボールスプライン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１対の出力側ディスク５、５を、スプライン係合させている。従ってこれら両出力側ディスク５、５は、上記出力歯車４と共に、同期して回転する。
【０００３】
又、上記各入力側ディスク２、２と上記各出力側ディスク５、５との間には、それぞれ複数個ずつ（通常２〜３個ずつ）のパワーローラ６、６を挟持している。これら各パワーローラ６、６は、それぞれトラニオン７、７の内側面に、支持軸８、８及び複数の転がり軸受を介して、回転自在に支持されている。上記各トラニオン７、７は、それぞれの長さ方向（図３の表裏方向）両端部に、これら各トラニオン７、７毎に互いに同心に設けられた枢軸（図示せず）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、図示しない油圧式のアクチュエータによりこれら各トラニオン７、７を上記枢軸の軸方向に変位させる事により行なうが、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】
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９により一方（図３の左方）の入力側ディスク２を、ローディングカム式の押圧装置１０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。
【０００５】
上記入力軸１と出力歯車４との回転速度の比を変える場合で、先ず入力軸１と出力歯車４との間で減速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図３に示す位置に揺動させ、上記各パワーローラ６、６の周面をこの図３に示す様に、上記各入力側ディスク２、２の内側面の中心寄り部分と上記各出力側ディスク５、５の内側面の外周寄り部分とにそれぞれ当接させる。反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図３と反対方向に揺動させ、上記各パワーローラ６、６の周面を、図３に示した状態とは逆に、上記各入力側ディスク２、２の内側面の外周寄り部分と上記各出力側ディスク５、５の内側面の中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、上記各トラニオン７、７を傾斜させる。これら各トラニオン７、７の傾斜角度を中間にすれば、入力軸１と出力歯車４との間で、中間の変速比（速度比）を得られる。
【０００６】
上述の図３に示したトロイダル型無段変速機の場合には、入力軸１から出力歯車４への動力の伝達を、一方の入力側ディスク２と出力側ディスク５との間と、他方の入力側ディスク２と出力側ディスク５との間との、２系統に分けて行なうので、大きな動力の伝達を行なえる。
【０００７】
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を実際の自動車用の無段変速機に組み込む場合、遊星歯車機構（遊星歯車式変速ユニット）等の歯車式の差動ユニット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。
【０００８】
図４は、上記各特許文献のうちの特許文献４に記載された、パワー・スプリット型と称される無段変速装置を示している。この無段変速装置は、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機１１と、歯車式の差動ユニットである遊星歯車式変速ユニット１２とを組み合わせて成る。そして、低速走行時には動力をこのトロイダル型無段変速機１１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ユニット１２により伝達すると共に、この遊星歯車式変速ユニット１２による速度比を、上記トロイダル型無段変速機１１の変速比を変える事により調節自在としている。
【０００９】
この為に、上記トロイダル型無段変速機１１の中心部を貫通し、両端部に１対の入力側ディスク２、２を支持した入力軸１の先端部（図４の右端部）と、上記遊星歯車式変速ユニット１２を構成するリング歯車１３を支持した支持板１４の中心部に固定した伝達軸１５とを、高速用クラッチ１６を介して結合している。上記トロイダル型無段変速機１１の構成は、次述する押圧装置１０ａの点を除き、前述の図３に示した従来構造の場合と、実質的に同じである。
【００１０】
又、駆動源であるエンジン１７のクランクシャフト１８の出力側端部（図４の右端部）と上記入力軸１の入力側端部（＝基端部＝図４の左端部）との間に、発進クラッチ１９と油圧式の押圧装置１０ａとを、動力の伝達方向に関して互いに直列に設けている。この押圧装置１０ａには、図示しない制御器の信号に基づき、上記クランクシャフト１８から上記トロイダル型無段変速機１１に伝えられる動力の大きさ（トルク）に応じた押圧力を発生できるだけの、所望の油圧を導入自在としている。
【００１１】
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２０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２０の周囲に前記遊星歯車式変速ユニット１２を設けている。この遊星歯車式変速ユニット１２を構成する太陽歯車２１は、上記出力軸２０の入力側端部（図４の左端部）に固定している。従ってこの出力軸２０は、上記太陽歯車２１の回転に伴って回転する。この太陽歯車２１の周囲には前記リング歯車１３を、上記太陽歯車２１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１３の内周面と上記太陽歯車２１の外周面との間に、複数の遊星歯車２２、２２を設けている。これら各遊星歯車２２、２２は、それぞれ１対ずつの遊星歯車素子２３ａ、２３ｂにより構成している。これら各遊星歯車素子２３ａ、２３ｂ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２３ａが上記リング歯車１３に噛合し、内径側に配置した遊星歯車素子２３ｂが上記太陽歯車２１に噛合している。この様な各遊星歯車２２、２２は、キャリア２４の片側面（図４の左側面）に回転自在に支持している。又、このキャリア２４は、上記出力軸２０の中間部に、回転自在に支持している。
【００１２】
又、上記キャリア２４と、前記トロイダル型無段変速機１１を構成する１対の出力側ディスク５、５とを、動力伝達機構２５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２５は、上記入力軸１及び上記出力軸２０と平行な伝達軸２６と、この伝達軸２６の一端部（図４の左端部）に固定したスプロケット２７ａと、上記各出力側ディスク５、５に固定したスプロケット２７ｂと、これら両スプロケット２７ａ、２７ｂ同士の間に掛け渡したチェン２８と、上記伝達軸２６の他端（図４の右端）と上記キャリア２４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２９、３０とにより構成している。従って上記キャリア２４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２９、３０及び上記１対のスプロケット２７ａ、２７ｂの歯数に応じた速度で回転する。
【００１３】
一方、上記入力軸１と上記リング歯車１３とは、この入力軸１と同心に配置された前記伝達軸１５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１５と上記入力軸１との間には、前記高速用クラッチ１６を、これら両軸１５、１に対し直列に設けている。従って、上記高速用クラッチ１６の接続時にこの伝達軸１５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。
【００１４】
又、図４に示した無段変速装置は、モード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、上記高速用クラッチ１６と、上記キャリア２４の外周縁部と上記リング歯車１３の軸方向一端部（図４の右端部）との間に設けた低速用クラッチ３１と、このリング歯車１３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３２とから成る。各クラッチ１６、３１、３２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。
【００１５】
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３１を接続すると共に、上記高速用クラッチ１６及び後退用クラッチ３２の接続を断つ。この状態で前記発進クラッチ１９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１１のみが、この入力軸１から上記出力軸２０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との間の変速比を、前述の図３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。
【００１６】
これに対して、高速走行時には、上記高速用クラッチ１６を接続すると共に、上記低速用クラッチ３１及び後退用クラッチ３２の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ１９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２０には、前記伝達軸１５と前記遊星歯車式変速ユニット１２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１６及び伝達軸１５を介してリング歯車１３に伝わる。そして、このリング歯車１３の回転が複数の遊星歯車２２、２２を介して太陽歯車２１に伝わり、この太陽歯車２１を固定した上記出力軸２０を回転させる。この状態で、上記トロイダル型無段変速機１１の変速比を変える事により上記各遊星歯車２２、２２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。
【００１７】
即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車２２、２２が、上記リング歯車１３と同方向に公転する。そして、これら各遊星歯車２２、２２の公転速度が遅い程、上記太陽歯車２１を固定した出力軸２０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１３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１３と出力軸２０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１３の回転速度よりも遅ければ、上記リング歯車１３の回転速度よりも出力軸２０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１３の回転速度よりも速ければ、上記リング歯車１３の回転速度よりも出力軸２０の回転速度が遅くなる。
【００１８】
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１１の変速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１１に、入力側ディスク２、２からではなく、出力側ディスク５からトルクが加わる（低速時に加わるトルクをプラスのトルクとした場合にマイナスのトルクが加わる）。即ち、前記高速用クラッチ１６を接続した状態では、前記エンジン１７から入力軸１に伝達されたトルクは、前記伝達軸１５を介して前記遊星歯車式変速ユニット１２のリング歯車１３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。
【００１９】
一方、上記伝達軸１５を介して前記遊星歯車式変速ユニット１２のリング歯車１３に伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車２２、２２から、キャリア２４及び動力伝達機構２５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１１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１１の変速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１１に入力されるトルクを小さくして、このトロイダル型無段変速機１１の構成部品の耐久性向上を図れる。
【００２０】
更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸２０を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ３１、１６の接続を断つと共に、前記後退用クラッチ３２を接続する。この結果、上記リング歯車１３が固定され、上記各遊星歯車２２、２２が、このリング歯車１３並びに前記太陽歯車２１と噛合しつつ、この太陽歯車２１の周囲を公転する。そして、この太陽歯車２１並びにこの太陽歯車２１を固定した出力軸２０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。
【００２１】
又、特許文献５には、図５に示す様な無段変速装置が記載されている。この無段変速装置は、ギヤード・ニュートラル型と称されるもので、トロイダル型無段変速機１１ａと遊星歯車式変速ユニット１２ａとを組み合わせて成る。このうちのトロイダル型無段変速機１１ａは、入力軸１と、１対の入力側ディスク２、２と、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。この出力側ディスク５ａは、軸方向両側面をこれら各パワーローラ６、６の周面と転がり接触するトロイド曲面とした、一体型である。
【００２２】
又、上記遊星歯車式変速ユニット１２ａは、上記入力軸１及び一方（図５の右方）の入力側ディスク２に結合固定されたキャリア２４ａを備える。このキャリア２４ａの径方向中間部に、その両端部にそれぞれ遊星歯車素子３３ａ、３３ｂを固設した第一の伝達軸３４を、回転自在に支持している。又、上記キャリア２４ａを挟んで上記入力軸１と反対側に、その両端部に太陽歯車３５ａ、３５ｂを固設した第二の伝達軸３６を、上記入力軸１と同心に、回転自在に支持している。そして、上記第一の伝達軸３４の両端部に固設した各遊星歯車素子３３ａ、３３ｂと、上記出力側ディスク５ａに結合した中空回転軸４５の端部に固設した太陽歯車２１ａ又は上記第二の伝達軸３６の一端部（図５の左端部）に固設した太陽歯車３５ａとを、それぞれ噛合させている。又、一方（図５の左方）の遊星歯車素子３３ａを、別の遊星歯車素子３７を介して、上記キャリア２４ａの周囲に回転自在に設けたリング歯車１３ａに噛合させている。
【００２３】
一方、上記第二の伝達軸３６の他端部（図５の右端部）に固設した太陽歯車３５ｂの周囲に設けた第二のキャリア３８に遊星歯車素子３９ａ、３９ｂを、回転自在に支持している。尚、この第二のキャリア３８は、上記入力軸１と同心に配置された出力軸２０ａの基端部（図５の左端部）に固設されている。又、上記各遊星歯車素子３９ａ、３９ｂは、互いに噛合すると共に、一方の遊星歯車素子３９ａを上記太陽歯車３５ｂに、他方の遊星歯車素子３９ｂを、上記第二のキャリア３８の周囲に回転自在に設けた第二のリング歯車４０に、それぞれ噛合させている。又、上記リング歯車１３ａと上記第二のキャリア３８とを低速用クラッチ３１ａにより係脱自在とすると共に、上記第二のリング歯車４０とハウジング等の固定の部分とを、高速用クラッチ１６ａにより係脱自在としている。
【００２４】
上述の様な、図５に示した無段変速装置の場合、上記低速用クラッチ３１ａを接続し、上記高速用クラッチ１６ａの接続を断った状態では、上記入力軸１の動力が上記リング歯車１３ａを介して上記出力軸２０ａに伝えられる。そして、前記トロイダル型無段変速機１１ａの変速比を変える事により、無段変速装置全体としての速度比、即ち、上記入力軸１と上記出力軸２０ａとの間の速度比が変化する。この際のトロイダル型無段変速機１１ａの変速比（ＣＶＵ速度比）と無段変速装置全体としての速度比（Ｔ／Ｍ速度比）との関係は、図６の線分αに示す様になる。この図６の縦軸に関して、速度比が「−」であるとは、出力部（出力側ディスク５ａ、出力軸２０ａ）が入力部（入力側ディスク２、２）と逆方向に回転する状態を表す。又、上記無段変速装置全体としての速度比が「０」の場合には、上記入力部が回転したままで、上記出力軸２０ａが停止状態となる。即ち、この状態では、上記入力軸１を同一方向に回転させた状態のまま、上記出力軸２０ａの停止状態を実現できる事に加えて、この出力軸２０ａの回転方向を変換できる。
【００２５】
この様な図６から明らかな通り、上記図５に示した構造で、上記低速用クラッチ３１ａを接続し、上記高速用クラッチ１６ａの接続を断った状態では、上記リング歯車１３ａの歯数ｚ_１３と上記太陽歯車２１ａの歯数ｚ_２１との比ｉ（ｚ_１３／ｚ_２１）を適切に規制する事により、上記出力軸１を一方向に回転させたままで出力軸２０ａの回転方向を、停止状態を挟んで変換できる、速度比が無限大の無段変速装置を実現できる。
【００２６】
これに対して、上記低速用クラッチ３１ａの接続を断ち、上記高速用クラッチ１６ａを接続した状態では、上記入力軸１の動力が上記第一、第二の伝達軸３４、３６を介して上記出力軸２０ａに伝えられる。そして、前記トロイダル型無段変速機１１ａの変速比を変える事により、無段変速装置全体としての速度比が変化する。この際のトロイダル型無段変速機１１ａの変速比と無段変速装置全体としての速度比との関係は、図６の線分βに示す様になる。この場合には、上記トロイダル型無段変速機１１ａの変速比を大きくする程、無段変速装置全体としての速度比が大きくなる。尚、上記図６は、上記太陽歯車３５ａの歯数Ｚ_３５と上記リング歯車１３ａの歯数Ｚ_１３との比ｉ_１　（＝Ｚ_３５／Ｚ_１３）を２とし、上記太陽歯車２１ａと前記太陽歯車３５ａとの間の歯車伝達機構の歯数の比ｉ_２　を１．１（１０％増速）とし、前記太陽歯車３５ｂの歯数と上記第二のリング歯車４０の歯数との比ｉ_３　を２．８とした場合で示している。
【００２７】
パワー・スプリット型であると、ギヤード・ニュートラル型であるとを問わず、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速ユニット等の歯車式の差動ユニットとを組み合わせて成り、低速用クラッチと高速用クラッチとにより、低速モードと高速モードとの切り換えを行なう無段変速装置の場合、モード切り換え時に変速ショックが生じない様にする事が、乗員に不快感を与えない面から重要である。この為に従来から、特許文献６に記載されている様に、低速モード時の変速比と高速モード時の変速比とが一致する状態で、上記低速用クラッチと高速用クラッチとの切り換えを行なう事が提案されている。
【００２８】
【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２０００−２２０７１９号公報
【特許文献６】
特開平１１−１０８１４７号公報
【００２９】
【発明が解決しようとする課題】
特許文献６に記載されている様に、低速モード時の変速比と高速モード時の変速比とが一致する状態で、上記低速用クラッチと高速用クラッチとの切り換えを行なえば、トロイダル型無段変速機の変速比が、理論通りにモード切り換えの前後で一致する限り、変速ショックが生じる事はない。ところが、実際の場合に上記トロイダル型無段変速機の変速比は、通過するトルクの大きさ及び方向で変化する。この理由は、このトロイダル型無段変速機の構成部品が、各部の弾性変形や組み付けの為に不可避な隙間の存在等に基づいて変位する為である。即ち、このトロイダル型無段変速機を通じて送られるトルク（通過トルク）が変動すると、このトロイダル型無段変速機の構成部品の変位方向や変位量が変化し、その結果、このトロイダル型無段変速機の変速比が、変速の為の指令がでていないにも拘らず変化する。
【００３０】
図７は、この様な通過トルクの変動に伴うトロイダル型無段変速機の変速比の変動状態を知る為に行なった実験の結果を示している。実験は、トロイダル型無段変速機の変速比を１（等速）とし、入力軸の回転速度を２０００ｍｉｎ^−１　とし、トラクションオイルの温度を実際に自動車が走行状態にある場合と同様に上昇させた状態で行なった。この様な条件の下で、上記入力軸に加えるトルクを、−２５０Ｎ・ｍと＋３５０Ｎ・ｍとの間で変化させた。トルク変化は、慣性の影響を極力排除する為、徐々に行なった。尚、入力軸に加えるトルクが負の状態とは、出力側ディスクから入力側ディスクにトルクが伝わる状態である。この様な実験の結果を表す図７から明らかな通り、トロイダル型無段変速機の変速比は、通過するトルクの大きさと方向とが変化する事によって、無視できない程変化する。特に、トルクの方向が変化する（入力トルクが０を境に変動する）瞬間には、変速比が大きく変化する。
【００３１】
一方、トロイダル型無段変速機と歯車式の差動ユニットとを組み合わせた無段変速装置の場合、図４に示したパワー・スプリット型であっても、図５に示したギヤード・ニュートラル型であっても、モード切り換えの瞬間に、トロイダル型無段変速機を通過するトルクの方向が変化（逆転）する。この点に就いて、図８により説明する。この図８は、上記図５に示したギヤード・ニュートラル型の無段変速装置で、無段変速装置全体としての速度比と、トロイダル型無段変速機を通過するトルクの方向（±）及び大きさと、このトロイダル型無段変速機の変速比との関係を示している。上記図８中、実線ａは無段変速装置に入力されたトルクに対するトロイダル型無段変速機を通過するトルクの割合を、同じく破線ｂはトロイダル型無段変速機の変速比を、それぞれ表している。無段変速装置の低速モードと高速モードとは、上記破線ｂの折れ曲がり部である、点ｃ部分で切り換わる。そして、このモード切り換えに伴って、上記トロイダル型無段変速機を通過するトルクの大きさが不連続的に変化し、しかも方向が逆転する。
【００３２】
この様にモード切り換えに伴ってトロイダル型無段変速機を通過するトルクの大きさ及び方向が変化する為、上記モード切り換えの瞬間に上記トロイダル型無段変速機の変速比が、制御器からの変速制御に関係なく変化する。この結果、上記モード切り換えの瞬間に無段変速装置全体としての変速比が急変動し、乗員に不快な変速ショックを生じる。
本発明は、この様な原因で生じる変速ショックを生じない無段変速装置を実現すべく発明したものである。
【００３３】
【課題を解決するための手段】
本発明の無段変速装置は、前述の図４或は図５に示した、従来から知られている無段変速装置と同様に、入力軸及び出力軸と、トロイダル型無段変速機及び歯車式の差動ユニットと、モード切換手段とを備える。
このうちのトロイダル型無段変速機及び歯車式の差動ユニットは、互いの間での動力の伝達を可能に組み合わされた状態で、上記入力軸と出力軸との間に設けられている。
又、上記モード切換手段は、上記入力軸と出力軸との間の変速状態を少なくとも２種類のモードのうちから選択する為、上記トロイダル型無段変速機と差動ユニットとの接続状態を切り換える。
そして、上記モード切換手段によって上記少なくとも２種類のモードを、これら両モードによる上記入力軸と出力軸との間の変速比がほぼ一致する状態で切り換える。
特に、本発明の無段変速装置に於いては、上記トロイダル型無段変速機を通過するトルクの大きさと方向とを検出する為のトルク検出手段を設けている。
そして、このトルク検出手段の検出値に基づいて上記トロイダル型無段変速機の構成部品の変位量と変位方向とを求め、この変位量と変位方向とに基づいて上記モード切換手段による上記両モードを切り換えのタイミングを補正する。
この構成により、上記トルクに基づく上記トロイダル型無段変速機の構成部品の変位に拘らず、上記両モードの切り換え時に於ける上記入力軸と上記出力軸との間の変速比の変動を抑える。
【００３４】
【作用】
上述の様に構成する本発明の無段変速装置の場合には、モード切り換えに基づくトロイダル型無段変速機の変速比変動に拘らず、切り換えの前後での入力軸と出力軸との間の変速比の変動を抑える事ができる。
【００３５】
【発明の実施の形態】
図１は、請求項１、３に対応する、本発明の実施の形態の１例を示している。本例は、前述の図５に示した構造に改良を加えて、この図５に示した構造と同様の機能を確保しつつ、組立性を向上させたものである。
この様な本例の場合、遊星歯車式変速ユニット１２ｂを構成し、入力軸１及び１対の入力側ディスク２、２と共に回転するキャリア２４ｂに、それぞれがダブルピニオン型である、第一、第二の遊星歯車４１、４２を支持している。即ち、これら第一、第二の遊星歯車４１、４２は、それぞれ１対ずつの遊星歯車素子４３ａ、４３ｂ、４４ａ、４４ｂにより構成している。そして、これら各遊星歯車素子４３ａ、４３ｂ、４４ａ、４４ｂを、互いに噛合させると共に、内径側の遊星歯車素子４３ａ、４４ａを中空回転軸４５及び伝達軸４６に固設した第一、第二の太陽歯車４７、４８に、外径側の遊星歯車素子４３ｂ、４４ｂをリング歯車４９に、それぞれ噛合させている。
【００３６】
一方、上記伝達軸４６の他端部（図１の右端部）に固設した太陽歯車３５ｃの周囲に設けた第二のキャリア３８ａに遊星歯車素子５０ａ、５０ｂを、回転自在に支持している。尚、この第二のキャリア３８ａは、上記入力軸１と同心に配置された出力軸２０ａの基端部（図１の左端部）に固設されている。又、上記各遊星歯車素子５０ａ、５０ｂは、互いに噛合すると共に、一方の遊星歯車素子５０ａを上記太陽歯車３５ｃに、他方の遊星歯車素子５０ｂを、上記第二のキャリア３８ａの周囲に回転自在に設けた第二のリング歯車４０ａに、それぞれ噛合させている。又、上記リング歯車４９と上記第二のキャリア３８ａとを低速用クラッチ３１ｂにより係脱自在とすると共に、上記第二のリング歯車４０ａとハウジング等の固定の部分とを、高速用クラッチ１６ｂにより係脱自在としている。
【００３７】
この様に構成する本例の無段変速装置の場合、上記低速用クラッチ３１ｂを接続し、上記高速用クラッチ１６ｂの接続を断った状態では、上記入力軸１の動力が上記リング歯車４９を介して上記出力軸２０ａに伝えられる。そして、トロイダル型無段変速機１１ａの変速比を変える事により、無段変速装置全体としての速度比ｅ_ＣＶＴ　、即ち、上記入力軸１と上記出力軸２０ａとの間の速度比が変化する。この際のトロイダル型無段変速機１１ａの変速比（速度比）ｅ_ＣＶＵ　と無段変速装置全体としての速度比ｅ_ＣＶＴ　との関係は、上記リング歯車４９の歯数ｚ_４９と前記第一の太陽歯車４７の歯数ｚ_４７との比をｉ_１　（＝ｚ_４９／ｚ_４７）とした場合に、次の（１）式で表される。
ｅ_ＣＶＴ　＝（ｅ_ＣＶＵ　＋ｉ_１　−１）／ｉ_１　　−−−　（１）
そして、上記両速度比ｅ_ＣＶＵ　、ｅ_ＣＶＴ　同士の関係が、図２の実線αに示す様になる。
【００３８】
これに対して、上記低速用クラッチ３１ｂの接続を断ち、上記高速用クラッチ１６ｂを接続した状態では、上記入力軸１の動力が前記第一の遊星歯車４１、前記リング歯車４９、前記第二の遊星歯車４２、前記伝達軸４６、前記各遊星歯車素子５０ａ、５０ｂ、前記第二のキャリア３８ａを介して、上記出力軸２０ａに伝えられる。そして、上記トロイダル型無段変速機１１ａの速度比ｅ_ＣＶＵ　を変える事により、無段変速装置全体としての速度比ｅ_ＣＶＴ　が変化する。この際のトロイダル型無段変速機１１ａの速度比ｅ_ＣＶＵ　と無段変速装置全体としての速度比ｅ_ＣＶＴ　との関係は、次の（２）式の様になる。尚、この（２）式中、ｉ_１　は上記リング歯車４９の歯数ｚ_４９と前記第一の太陽歯車４７の歯数ｚ_４７との比（ｚ_４９／ｚ_４７）を、ｉ_２　は上記リング歯車４９の歯数ｚ_４９と前記第二の太陽歯車４８の歯数ｚ_４８との比（ｚ_４９／ｚ_４８）を、ｉ_３　は前記第二のリング歯車４０ａの歯数ｚ_４０と前記太陽歯車３５ｃの歯数ｚ_３５との比（ｚ_４０／ｚ_３５）を、それぞれ表している。
ｅ_ＣＶＴ　＝｛１／（１−ｉ_３　）｝・｛１＋（ｉ_２　／ｉ_１　）・（ｅ_ＣＶＵ　−１）｝−−−　（２）
そして、上記両速度比ｅ_ＣＶＵ　、ｅ_ＣＶＴ　同士の関係が、図２の実線βに示す様になる。この場合には、上記トロイダル型無段変速機１１ａの変速比を大きくする程、無段変速装置全体としての速度比が大きくなる。
【００３９】
上記図２に記載した、上記両速度比ｅ_ＣＶＵ　、ｅ_ＣＶＴ　同士の関係は、前述の図６に記載した、前述の図５に記載した従来構造に於ける両速度比ｅ_ＣＶＵ　、ｅ_ＣＶＴ　同士の関係と実質的に同じである。但し、本例の場合には、各歯車同士の位相合わせが容易で、製造作業の能率化によるコスト低減を図れる。
【００４０】
上述の様な構造を有する、ギヤード・ニュートラル型の無段変速装置に関して本発明を実施する場合には、前記トロイダル型無段変速機１１ａを通過するトルクの大きさと方向とを検出する為のトルク検出手段を設ける。このトルク検出手段の構成は特に問わないが、各パワーローラ６、６を支持したトラニオン７、７（図３参照）を、それぞれの両端部に設けた枢軸の軸方向に変位させる為の油圧式のアクチュエータに設けた、油圧センサにより構成する事が好ましい。即ち、トロイダル型無段変速機１１ａの変速比を変えるべく上記各トラニオン７、７の上記各枢軸の軸方向に変位させる為の油圧式のアクチュエータを、これら各トラニオン７、７に対し結合している。
【００４１】
一方、上記トロイダル型無段変速機１１ａによる動力伝達時に上記各トラニオン７、７には、上記各パワーローラ６、６の周面と入力側、出力側両ディスク２、５ａの側面との転がり接触部（トラクション部）から、上記各枢軸の軸方向の力が加わる。この力は、所謂２Ｆｔと呼ばれるもので、上記トロイダル型無段変速機１１ａを通過するトルクの大きさに比例する。このトルクは、上記油圧式のアクチュエータが支承するが、これに伴ってこのアクチュエータを構成するピストンを挟んで設けられた１対の油圧室の油圧に差が生じる。上記トルクのうち、１個のパワーローラ６を介して伝達されるトルクは、上記１対の油圧室の油圧の差と、上記ピストンの受圧面積との積になる。従って、これら両油圧室のうちの何れの油圧室の油圧が高いかでトルクの方向が分かり、上記油圧の差によりこのトルクの大きさが分かる。
【００４２】
そこで、本発明を実施する場合には、上記油圧センサにより構成するトルク検出手段の検出値に基づいて、上記トロイダル型無段変速機１１ａの構成部品の変位量と変位方向とにより定まる変速比のずれ量を求める。この様に、トロイダル型無段変速機１１ａを通過するトルクと変速比のずれ量との関係は、予め行なった実験により、例えば前述した図７に示す様な関係として求める。そして、これらトルクと変速比のずれ量との関係を、無段変速装置の変速比を制御する為の制御器のメモリ内に、マップ或は実験式として記憶させておく。この様なマップ或は実験式は、前記低速用クラッチ３１ｂを接続して前記高速用クラッチ１６ｂの接続を断った低速モード時と、この低速用クラッチ３１ｂの接続を断ってこの高速用クラッチ１６ｂを接続した高速モード時との双方で作成し、上記制御器のメモリに記憶させておく。
【００４３】
そしてこの制御器は、高速モードと低速モードとの切り換え時に、上記メモリ内に記憶したマップ或は実験式に基づいて、このモード切り換えの方向に対応する変位量と変位方向とに応じて、上記低速用クラッチ３１ｂと上記高速用クラッチ１６ｂとの断接に基づく、上記両モードを切り換えのタイミングを補正する。そして、この補正に基づいて、上記トロイダル型無段変速機１１ａを通過するトルク（通過トルク）に基づく、このトロイダル型無段変速機１１ａの構成部品の変位に拘らず、上記両モードの切り換え時に於ける前記入力軸１と前記出力軸２０ａとの間の変速比の変動を抑える。言い換えれば、上記通過トルクを勘案した無段変速装置全体としての速度比が、モード切り換えの前後で一致する様にしている。この点に就いて、図２を参照しつつ説明する。尚、この図２の縦軸は、実際に得られる無段変速装置全体の速度比を、横軸は、上記トロイダル型無段変速機１１ａの目標速度比を、それぞれ表している。この目標速度比とは、無段変速装置全体としての速度比を得る為に必要とされる、上記トロイダル型無段変速機１１ａの速度比である。
【００４４】
先ず、上記トロイダル型無段変速機１１ａの構成部品が、上記通過トルクにより変位しない状態を考える。この場合には、前述した様に、無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　は、上記トロイダル型無段変速機１１ａの速度比ｅ_ＣＶＵ　の変化に伴って、図２の実線α、βの様に変化する。従って、この場合には、これら両実線α、β同士の交点▲１▼で上記モード切り換えるべく、上記低速用クラッチ３１ｂと上記高速用クラッチ１６ｂとのうちの一方のクラッチの接続を断つと共に他方のクラッチを接続すれば、滑らかな変速動作を行なえる。
【００４５】
但し、実際の場合には、上記通過トルクに基づいて、上記トロイダル型無段変速機１１ａの速度比ｅ_ＣＶＵ　からずれる。図１に示す様な無段変速装置の場合、上記低速用クラッチ３１ｂを接続し、上記高速用クラッチ１６ｂの接続を断った低速モード時には、上記無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　と上記トロイダル型無段変速機１１ａの速度比ｅ_ＣＶＵ　との関係は、図２の破線α´の様になる。これに対して、上記低速用クラッチ３１ｂの接続を断ち、上記高速用クラッチ１６ｂを接続した高速モード時には、上記無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　と上記トロイダル型無段変速機１１ａの速度比ｅ_ＣＶＵ　との関係は、図２の破線β´の様になる。尚、この図２で、実線α、βと破線α´、β´とのずれ量は、実際の場合よりも誇張して描いている。又、このずれ量は、上記通過トルクに応じて変化する。又、上記破線α´が非直線状で実線αの両側に分布する理由は、低速モード時には、速度比が無限大の状態を挟んで、上記トロイダル型無段変速機１１ａを通過するトルクの方向が変化する為である。何れにしても、上記通過トルクに基づいて上記トロイダル型無段変速機１１ａの速度比ｅ_ＣＶＵ　は、制御器からの（通過トルクの変動を考慮しない）指令値とは異なったものとなる。従って、上記両実線α、β同士の交点▲１▼で上記モードを切り換える事は、モード切り換え時の変速ショックを抑える面からは論理的ではない。
【００４６】
同様に、前述した特許文献６に記載されている様に、それまでのモードで実際に得られていた（図２の破線α´又はβ´により表される）上記無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　に対応してモード切り換えを行なう場合でも、切り換え後の速度比ｅ_ＣＶＴ　を（図２の実線α又はβにより表される）理論値とした場合には、モード切り換えに伴って変速ショックを生じる。例えば、低速モードから高速モードへの切り換えを、破線α´と実線βとの交点である▲２▼点で行なった場合を考える。この場合には、モード切り換えに伴う通過トルクの変動に伴って、切り換え後に於ける上記無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　と上記トロイダル型無段変速機１１ａの速度比ｅ_ＣＶＵ　との関係が図２の破線β´の様になる。この為、上記モード切り換えの前後で上記無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　は、上記▲２▼点から▲２▼´点まで変化する。この結果、モード切り換えに伴って変速ショックを生じる。
【００４７】
又、高速モードから低速モードへの切り換えを、破線β´と実線αとの交点である▲３▼点で行なった場合には、切り換え後に於ける上記無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　と上記トロイダル型無段変速機１１ａの速度比ｅ_ＣＶＵ　との関係が図２の破線α´の様になる。この為、上記モード切り換えの前後で上記無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　は、上記▲３▼点から▲３▼´点まで変化する結果、モード切り換えに伴って変速ショックを生じる。
【００４８】
これに対して本例の場合には、低速モードと高速モードとの切り換えを、何れも通過トルクによる構成各部材の変動を考慮した、図２の破線α´と破線β´との交点である、▲４▼点で行なう。上述の説明から明らかな通り、これら両破線α´、β´の位置は、上記トロイダル型無段変速機１１ａの通過トルクの方向及び大きさの変動に伴って変化する。本例の場合、前述した様に、アクチュエータに設けた両油圧室に設けた油圧センサからの信号により、トルクの方向と大きさとを求められる為、前述したマップ或は実験式から、上記両破線α´、β´の位置を求める事ができる。そして、切り換えに伴って新たに実現されるモード状態での、上記トロイダル型無段変速機１１ａの速度比ｅ_ＣＶＵ　と上記無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　との関係を求め、上記切り換えに伴ってこの無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　が変動しない様にできる。この点に就いて、加速時（無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　を図２の縦軸の上方に変化させる状態）と減速時（同じく下方に変化させる状態）とのそれぞれに就いて説明する。
【００４９】
先ず、低速モード状態での加速時には、上記トロイダル型無段変速機１１ａの速度比ｅ_ＣＶＵ　と上記無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　との関係が、図２の破線α´上を、図２の左下から右上に変化する。この際には、前記図１に示した入力軸１の回転速度と出力軸２０ａの回転速度とを、図示しない回転速度検出センサにより求める。そして、上記無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　を、上記両軸１、２０ａの回転速度の比として、実際に求める。上記トロイダル型無段変速機１１ａの実際の速度比ｅ_ＣＶＵ　に関しても、必要に応じて、入力側ディスク２と出力ディスク５ａとの回転速度から求める。同時に、上記トロイダル型無段変速機１１ａの通過トルクの方向及び大きさにより、その時点でモード切り換えを行なった場合に上記トロイダル型無段変速機１１ａを通過するトルク（予測通過トルク）の方向と大きさとを求める。そして、この予測通過トルクに基づいて前述したマップ或は実験式から、モードを低速モードから高速モードに切り換えた後に於ける、上記トロイダル型無段変速機１１ａの速度比ｅ_ＣＶＵ　と上記無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　との関係、即ち、図２の破線β´（又は破線β´に対応した速度比ｅ_ＣＶＴ　）を求める。
【００５０】
この様にして、低速モードから高速モードに切り換えた場合に於ける上記両速度比ｅ_ＣＶＵ　、ｅ_ＣＶＴ　同士の関係、即ち、上記破線β´を求めたならば、その時点でのこれら両速度比ｅ_ＣＶＵ　、ｅ_ＣＶＴ　同士の関係がこの破線β´上に存在するか否かを検討する。そして、その時点でのこれら両速度比ｅ_ＣＶＵ　、ｅ_ＣＶＴ　同士の関係がこの破線β´上に存在した場合（無段変速装置の状態が図２の▲４▼点になった場合）に、低速モードから高速モードへの切り換えを行なう。即ち、加速時には、前記破線α´上を図２の左下から右上に移動し、上記破線β´に達した▲４▼点時点で、それまで接続されていた低速用クラッチ３１ｂの接続を断つと共に、それまで接続を断たれていた高速用クラッチ１６ｂを接続する。
【００５１】
図２から明らかな通り、上記▲４▼点は両破線α´、β´の交点に位置する。又、この場合に於ける破線α´は、実際に通過トルクに基づく変位の影響を受けた状態での、上記両速度比ｅ_ＣＶＵ　、ｅ_ＣＶＴ　同士の関係を表している。更に、上記破線β´は、モード切り換え後に予想される通過トルクの影響を勘案した、上記両速度比ｅ_ＣＶＵ　、ｅ_ＣＶＴ　同士の関係を表している。従って、上記▲４▼点でモード切り換えを行なえば、上記通過トルクに基づく、上記トロイダル型無段変速機１１ａの構成各部材の変位に拘らず、切り換えの前後で上記無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　が大きく変化する事がなくなる。この結果、モード切り換えに伴う変速ショックを僅少に抑えて、乗員等に不快感を与える事を防止できる。
【００５２】
又、減速時には、上述の加速時の場合とは逆に、前記入力軸１の回転速度と前記出力軸２０ａの回転速度とから上記無段変速装置全体の速度比ｅ_ＣＶＴ　を実際に求めつつ、図２の破線β´を左上から右下に移動する。同時に、その時点での上記トロイダル型無段変速機１１ａの通過トルクの方向及び大きさに基づいて、モードを低速モードに切り換えた後に予想される通過トルクの影響を勘案した、上記両速度比ｅ_ＣＶＵ　、ｅ_ＣＶＴ　同士の関係、即ち、図２の破線α´（又は破線α´に対応した速度比ｅ_ＣＶＴ　）を求める。そして、その時点でのこれら両速度比ｅ_ＣＶＵ　、ｅ_ＣＶＴ　同士の関係がこの破線α´上に存在する状態で、高速モードから低速モードへの切り換えを行なう。この様にして行なう高速モードから低速モードへの切り換え時にも、モード切り換えに伴う変速ショックを僅少に抑えて、乗員等に不快感を与える事を防止できる。
【００５３】
尚、上記モードの切り換え時、切り換えるべき旨の指令を出してから実際にモードが切り換わるまでに遅延時間を要する事が避けられない。この様な遅延時間を考慮せずに上記指令を発すると、実際にモードが切り換わった瞬間が、上記破線α´、β´から外れ、変速ショックが生じる可能性がある。そこで、上記遅延時間を予め実験により求めておき、この遅延時間に応じて、上記指令を出すタイミングを速くする事が、より円滑なモード切り換えを行なう為には好ましい。
又、以上の説明は、ギヤード・ニュートラル型の無段変速装置で本発明を実施する場合であるが、本発明は、前述の図４に示す様な、パワー・スプリット型の無段変速装置でも、同様に実施できる。
【００５４】
【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、トロイダル型無段変速機と、遊星歯車式変速ユニット等の歯車式の差動ユニットとを組み合わせた無段変速装置で、モード切り換え時に変速ショックのない構造を実現して、当該無段変速装置の性能向上を図れる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の１例を示す略断面図。
【図２】トロイダル型無段変速機の目標速度比と無段変速装置全体の速度比との関係を示す線図。
【図３】従来から知られているトロイダル型無段変速機の１例を示す断面図。
【図４】従来から知られている、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の第１例を示す略断面図。
【図５】同第２例を示す断面図。
【図６】この第２例の構造で、トロイダル型無段変速機の変速比と無段変速装置全体としての速度比との関係を示す線図。
【図７】通過トルクの変動に伴ってトロイダル型無段変速機の変速比が変動する状態を示す線図。
【図８】無段変速装置全体としての速度比と、トロイダル型無段変速機を通過するトルクの方向及び大きさと、このトロイダル型無段変速機の変速比との関係を示す線図。
【符号の説明】
１　　入力軸
２　　入力側ディスク
３　　ボールスプライン
４　　出力歯車
５、５ａ　出力側ディスク
６　　パワーローラ
７　　トラニオン
８　　支持軸
９　　駆動軸
１０、１０ａ　押圧装置
１１、１１ａ　トロイダル型無段変速機
１２、１２ａ、１２ｂ　遊星歯車式変速ユニット
１３、１３ａ　リング歯車
１４　　支持板
１５　　伝達軸
１６、１６ａ、１６ｂ　高速用クラッチ
１７　　エンジン
１８　　クランクシャフト
１９　　発進クラッチ
２０、２０ａ　出力軸
２１、２１ａ　太陽歯車
２２、２２ａ、２２ｂ　遊星歯車
２３ａ、２３ｂ　遊星歯車素子
２４、２４ａ、２４ｂ　キャリア
２５　　動力伝達機構
２６　　伝達軸
２７ａ、２７ｂ　スプロケット
２８　　チェン
２９　　第一の歯車
３０　　第二の歯車
３１、３１ａ、３１ｂ　低速用クラッチ
３２　　後退用クラッチ
３３ａ、３３ｂ　遊星歯車素子
３４　　第一の伝達軸
３５ａ、３５ｂ、３５ｃ　太陽歯車
３６　　第二の伝達軸
３７　　遊星歯車素子
３８、３８ａ　第二のキャリア
３９ａ、３９ｂ　遊星歯車素子
４０、４０ａ　第二のリング歯車
４１　　第一の遊星歯車
４２　　第二の遊星歯車
４３ａ、４３ｂ　遊星歯車素子
４４ａ、４４ｂ　遊星歯車素子
４５　　中空回転軸
４６　　伝達軸
４７　　第一の太陽歯車
４８　　第二の太陽歯車
４９　　リング歯車
５０ａ、５０ｂ　遊星歯車素子[0001]
[Industrial applications]
The continuously variable transmission according to the present invention is used as an automatic transmission for an automobile or as a transmission for adjusting the operating speed of various industrial machines such as a pump.
[0002]
[Prior art]
The use of a toroidal-type continuously variable transmission as shown in FIG. 3 has been studied as an automatic transmission for an automobile, and has been partially implemented. The toroidal type continuously variable transmission is called a double cavity type, and supports input disks 2, 2 around 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. A pair of output-side disks 5, 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 are rotatably supported on the inner surfaces of the trunnions 7 via support shafts 8 and a plurality of rolling bearings. Each of the trunnions 7 is pivotally displaced about a pivot (not shown) provided concentrically with each of the trunnions 7 at both ends in the longitudinal direction (the front and back directions in FIG. 3). It is free. The operation of inclining these trunnions 7, 7 is performed by displacing each of the trunnions 7, 7 in the axial direction of the pivot axis by a hydraulic actuator (not shown). Synchronized with each other hydraulically and mechanically.
[0004]
During operation of the toroidal type continuously variable transmission as described above, one (the left side of FIG. 3) input side disk 2 is driven by a driving shaft 9 connected to a power source such as an engine via a loading cam type pressing device 10. Drive rotationally. As a result, the pair of input-side disks 2, 2 supported at both ends of the input shaft 1 rotate synchronously while being pressed in directions approaching each other. Then, this rotation is transmitted to the respective output side disks 5, 5 via the respective power rollers 6, 6 and is taken out from the output gear 4.
[0005]
In the case of changing the rotation speed ratio between the input shaft 1 and the output gear 4 and first reducing the speed between the input shaft 1 and the output gear 4, the trunnions 7, 7 are moved to the positions shown in FIG. As shown in FIG. 3, the peripheral surface of each of the power rollers 6 and 6 is located near the center of the inner surface of each of the input disks 2 and 2 and the inner surface of each of the output disks 5 and 5, as shown in FIG. Abut the outer peripheral portion of the side surface. Conversely, when increasing the speed, the trunnions 7, 7 are swung in the direction opposite to that of FIG. 3, and the peripheral surfaces of the power rollers 6, 6 are reversed in the state shown in FIG. The trunnions 7, 7 are inclined so as to abut against the outer peripheral portions of the inner surfaces of the input disks 2, 2 and the central portions of the inner surfaces of the output disks 5, 5, respectively. . 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.
[0006]
In the case of the toroidal-type continuously variable transmission shown in FIG. 3 described above, the transmission of power from the input shaft 1 to the output gear 4 is performed between one input side disk 2 and the output side disk 5 and the other side. Since it is divided into two systems, that is, between the input-side disk 2 and the output-side disk 5, large power can be transmitted.
[0007]
Further, when the toroidal-type continuously variable transmission configured and operated as described above is incorporated into an actual continuously variable transmission for an automobile, it is combined with a gear type differential unit such as a planetary gear mechanism (planetary gear type transmission unit). As described in Patent Documents 1 to 4 and the like, it has been conventionally proposed that a continuously variable transmission is configured by using the same.
[0008]
FIG. 4 shows a continuously variable transmission called a power split type, which is described in Patent Document 4 among the above Patent Documents. This continuously variable transmission is configured by combining a toroidal type continuously variable transmission 11 of a double cavity type and a planetary gear type transmission unit 12 which is a gear type differential unit. Power is transmitted only by the toroidal-type continuously variable transmission 11 during low-speed traveling, and power is transmitted mainly by the planetary gear-type transmission unit 12 during high-speed traveling, and the speed ratio of the planetary gear-type transmission unit 12 is adjusted. The toroidal-type continuously variable transmission 11 is adjustable by changing the gear ratio.
[0009]
For this purpose, the tip end (the right end in FIG. 4) of the input shaft 1 that penetrates the center of the toroidal type continuously variable transmission 11 and supports a pair of input side disks 2 and 2 at both ends, A transmission shaft 15 fixed to the center of a support plate 14 supporting a ring gear 13 constituting the planetary gear type transmission unit 12 is connected via a high-speed clutch 16. The configuration of the toroidal type continuously variable transmission 11 is substantially the same as that of the conventional structure shown in FIG. 3 described above, except for a pressing device 10a described below.
[0010]
Further, between the output side end (right end in FIG. 4) of the crankshaft 18 of the engine 17 which is the driving source and the input side end (= base end = left end in FIG. 4) of the input shaft 1. , The starting clutch 19 and the hydraulic pressing device 10a are provided in series with each other in the power transmission direction. The pressing device 10a is capable of generating a pressing force corresponding to the magnitude (torque) of power transmitted from the crankshaft 18 to the toroidal-type continuously variable transmission 11 based on a signal from a controller (not shown). Hydraulic pressure can be freely introduced.
[0011]
An output shaft 20 for extracting power based on the rotation of the input shaft 1 is disposed concentrically with the input shaft 1. The planetary gear type transmission unit 12 is provided around the output shaft 20. The sun gear 21 constituting the planetary gear type transmission unit 12 is fixed to the input side end (the left end in FIG. 4) of the output shaft 20. Therefore, the output shaft 20 rotates with the rotation of the sun gear 21. The ring gear 13 is supported around the sun gear 21 concentrically with the sun gear 21 and rotatably. A plurality of planet gears 22 are provided between the inner peripheral surface of the ring gear 13 and the outer peripheral surface of the sun gear 21. Each of these planetary gears 22, 22 is constituted by a pair of planetary gear elements 23a, 23b. These planetary gear elements 23a and 23b mesh with each other, the planetary gear element 23a arranged on the outer diameter side meshes with the ring gear 13, and the planetary gear element 23b arranged on the inner diameter side meshes with the sun gear 21. are doing. Each of such planetary gears 22, 22 is rotatably supported on one side surface (the left side surface in FIG. 4) of the carrier 24. The carrier 24 is rotatably supported at an intermediate portion of the output shaft 20.
[0012]
Further, the carrier 24 and a pair of output disks 5 constituting the toroidal-type continuously variable transmission 11 are connected by a power transmission mechanism 25 so as to be capable of transmitting torque. The power transmission mechanism 25 includes a transmission shaft 26 parallel to the input shaft 1 and the output shaft 20, a sprocket 27a fixed to one end (the left end in FIG. 4) of the transmission shaft 26, and each of the output side disks. 5 and 5, a sprocket 27b fixed between the sprockets 27a and 27b, the other end of the transmission shaft 26 (the right end in FIG. 4), and the carrier 24. The first and second gears 29 and 30 mesh with each other. Accordingly, with the rotation of each of the output-side disks 5, 5, the carrier 24 moves the first and second gears 29, 30 and the pair of sprockets 27a in directions opposite to the output-side disks 5, 5. , 27b at a speed corresponding to the number of teeth.
[0013]
On the other hand, the input shaft 1 and the ring gear 13 are freely connectable via the transmission shaft 15 arranged concentrically with the input shaft 1 so as to transmit torque. The high-speed clutch 16 is provided between the transmission shaft 15 and the input shaft 1 in series with the two shafts 15 and 1. Therefore, when the high-speed clutch 16 is connected, the transmission shaft 15 rotates at the same speed in the same direction as the input shaft 1 as the input shaft 1 rotates.
[0014]
Further, the continuously variable transmission shown in FIG. 4 includes a clutch mechanism constituting a mode switching means. The clutch mechanism includes a high-speed clutch 16, a low-speed clutch 31 provided between an outer peripheral edge of the carrier 24 and one axial end (a right end in FIG. 4) of the ring gear 13, A reverse clutch 32 is provided between the gear 13 and a fixed portion such as a housing (not shown) of the continuously variable transmission. When any one of the clutches 16, 31, and 32 is connected, the connection of the remaining two clutches is disconnected.
[0015]
In the continuously variable transmission configured as described above, first, during low-speed traveling, the low-speed clutch 31 is connected, and the high-speed clutch 16 and the reverse clutch 32 are disconnected. In this state, when the starting clutch 19 is connected and the input shaft 1 is rotated, only the toroidal type continuously variable transmission 11 transmits power from the input shaft 1 to the output shaft 20. During such low-speed traveling, the gear ratio between the pair of input disks 2 and 2 and the pair of output disks 5 and 5 is set to the same value as that of the toroidal type continuously variable transmission shown in FIG. Adjust as above.
[0016]
On the other hand, during high-speed running, the high-speed clutch 16 is connected, and the low-speed clutch 31 and the reverse clutch 32 are disconnected. In this state, when the starting clutch 19 is connected and the input shaft 1 is rotated, the transmission shaft 15 and the planetary gear type transmission unit 12 transmit power from the input shaft 1 to the output shaft 20. I do. That is, when the input shaft 1 rotates during the high-speed running, the rotation is transmitted to the ring gear 13 via the high-speed clutch 16 and the transmission shaft 15. Then, the rotation of the ring gear 13 is transmitted to the sun gear 21 via the plurality of planetary gears 22, 22 and rotates the output shaft 20 to which the sun gear 21 is fixed. In this state, if the revolution speed of each of the planetary gears 22 is changed by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 11, the speed ratio of the entire continuously variable transmission can be adjusted.
[0017]
That is, the planetary gears 22 revolve in the same direction as the ring gear 13 during the high-speed running. The lower the revolution speed of each of the planetary gears 22, 22, the higher the rotation speed of the output shaft 20 to which the sun gear 21 is fixed. For example, if the revolution speed and the rotation speed of the ring gear 13 (both angular velocities) become the same, the rotation speed of the ring gear 13 and the output shaft 20 become the same. On the other hand, if the revolution speed is lower than the rotation speed of the ring gear 13, the rotation speed of the output shaft 20 is higher than the rotation speed of the ring gear 13. Conversely, if the revolution speed is higher than the rotation speed of the ring gear 13, the rotation speed of the output shaft 20 is lower than the rotation speed of the ring gear 13.
[0018]
Therefore, during the high-speed running, as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 11 is changed to the deceleration side, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing side. In such a state at the time of high-speed running, torque is applied to the toroidal-type continuously variable transmission 11 from the output side disk 5 instead of the input side disks 2 and 2 (when the torque applied at low speed is plus torque). Negative torque is applied to the That is, when the high-speed clutch 16 is connected, the torque transmitted from the engine 17 to the input shaft 1 is transmitted to the ring gear 13 of the planetary gear type speed change unit 12 via the transmission shaft 15. Therefore, almost no torque is transmitted from the input shaft 1 to each of the input disks 2 and 2.
[0019]
On the other hand, a part of the torque transmitted to the ring gear 13 of the planetary gear type transmission unit 12 via the transmission shaft 15 is transmitted from the respective planetary gears 22 and 22 via a carrier 24 and a power transmission mechanism 25 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 11 from each of the output-side disks 5, 5 changes the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 11 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 11 during high-speed traveling can be reduced, and the durability of the components of the toroidal-type continuously variable transmission 11 can be improved.
[0020]
Further, when the output shaft 20 is reversely rotated to reverse the vehicle, the connection of the low speed and high speed clutches 31 and 16 is disconnected and the reverse clutch 32 is connected. As a result, the ring gear 13 is fixed, and the planetary gears 22 revolve around the sun gear 21 while meshing with the ring gear 13 and the sun gear 21. Then, the sun gear 21 and the output shaft 20 to which the sun gear 21 is fixed rotate in the opposite direction to the above-described low-speed running and the above-described high-speed running.
[0021]
Patent Document 5 discloses a continuously variable transmission as shown in FIG. This continuously variable transmission is called a geared / neutral type, and is configured by combining a toroidal type continuously variable transmission 11a and a planetary gear type transmission unit 12a. The toroidal-type continuously variable transmission 11a includes an input shaft 1, a pair of input disks 2, 2, an output disk 5a, and a plurality of power rollers 6, 6. The output side disk 5a is of an integral type in which both side surfaces in the axial direction are toroidal curved surfaces that are in rolling contact with the peripheral surfaces of the power rollers 6,6.
[0022]
Further, the planetary gear type transmission unit 12a includes the carrier 24a fixedly connected to the input shaft 1 and one (the right side in FIG. 5) input side disk 2. A first transmission shaft 34 in which planetary gear elements 33a and 33b are fixed to both ends of a radially intermediate portion of the carrier 24a is rotatably supported. A second transmission shaft 36 having sun gears 35a and 35b fixed to both ends thereof on the opposite side of the input shaft 1 with the carrier 24a interposed therebetween is rotatably supported concentrically with the input shaft 1. are doing. The planetary gear elements 33a and 33b fixed to both ends of the first transmission shaft 34, and the sun gear 21a fixed to the end of the hollow rotary shaft 45 connected to the output side disk 5a or the sun gear 21a The sun gear 35a fixed to one end (the left end in FIG. 5) of the second transmission shaft 36 is meshed with each other. Further, one planetary gear element 33a (left side in FIG. 5) is meshed with a ring gear 13a rotatably provided around the carrier 24a via another planetary gear element 37.
[0023]
On the other hand, the planetary gear elements 39a and 39b are rotatably supported by a second carrier 38 provided around a sun gear 35b fixed to the other end (the right end in FIG. 5) of the second transmission shaft 36. are doing. The second carrier 38 is fixed to the base end (the left end in FIG. 5) of the output shaft 20a arranged concentrically with the input shaft 1. The planetary gear elements 39a and 39b mesh with each other, and one of the planetary gear elements 39a is rotatable around the sun carrier 35b and the other planetary gear element 39b is rotatable around the second carrier 38. The second ring gears 40 provided are meshed with each other. Further, the ring gear 13a and the second carrier 38 can be freely disengaged by a low-speed clutch 31a, and the second ring gear 40 and a fixed part such as a housing are engaged by a high-speed clutch 16a. It is removable.
[0024]
In the case of the continuously variable transmission shown in FIG. 5 as described above, when the low speed clutch 31a is connected and the high speed clutch 16a is disconnected, the power of the input shaft 1 is applied to the ring gear 13a. Through the output shaft 20a. By changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 11a, the speed ratio of the entire continuously variable transmission, that is, the speed ratio between the input shaft 1 and the output shaft 20a changes. The relationship between the speed ratio (CVU speed ratio) of the toroidal-type continuously variable transmission 11a and the speed ratio (T / M speed ratio) of the entire continuously variable transmission at this time is as shown by a line segment α in FIG. Become. With respect to the vertical axis of FIG. 6, a speed ratio of "-" means that the output unit (output side disk 5a, output shaft 20a) rotates in the opposite direction to the input unit (input side disks 2, 2). Represent. When the speed ratio of the entire continuously variable transmission is "0", the output shaft 20a is in a stopped state while the input portion is kept rotating. That is, in this state, in addition to the fact that the output shaft 20a can be stopped while the input shaft 1 is rotated in the same direction, the rotation direction of the output shaft 20a can be changed.
[0025]
As is apparent from FIG. 6, when the low speed clutch 31a is connected and the high speed clutch 16a is disconnected in the structure shown in FIG. 5, the number z of teeth of the ring gear 13a is reduced. _Thirteen And the number z of teeth of the sun gear 21a ₂₁ And the ratio i (z _Thirteen / Z ₂₁ ), A continuously variable transmission with an infinite speed ratio can be realized in which the rotation direction of the output shaft 20a can be changed while the output shaft 1 is rotated in one direction while the stopped state is interposed. .
[0026]
On the other hand, when the connection of the low-speed clutch 31a is disconnected and the high-speed clutch 16a is connected, the power of the input shaft 1 is transmitted via the first and second transmission shafts 34 and 36 to the output power. It is transmitted to the shaft 20a. By changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 11a, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes. At this time, the relationship between the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 11a and the speed ratio of the entire continuously variable transmission is as shown by a line segment β in FIG. In this case, as the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 11a increases, the speed ratio of the entire continuously variable transmission increases. FIG. 6 shows the number of teeth Z of the sun gear 35a. ₃₅ And the number of teeth Z of the ring gear 13a _Thirteen Ratio i ₁ (= Z ₃₅ / Z _Thirteen ) Is set to 2, and the ratio i of the number of teeth of the gear transmission mechanism between the sun gear 21a and the sun gear 35a is i. ₂ Is set to 1.1 (10% speed increase), and the ratio i between the number of teeth of the sun gear 35b and the number of teeth of the second ring gear 40 is i ₃ Is set to 2.8.
[0027]
Regardless of whether it is a power split type or a geared / neutral type, it consists of a toroidal type continuously variable transmission and a gear type differential unit such as a planetary gear type transmission unit. In the case of a continuously variable transmission that switches between a low-speed mode and a high-speed mode by using a clutch, it is important to prevent a shift shock from occurring at the time of mode switching from the viewpoint of not causing discomfort to the occupant. For this reason, conventionally, as described in Patent Document 6, switching between the low-speed clutch and the high-speed clutch is performed in a state where the speed ratio in the low-speed mode and the speed ratio in the high-speed mode match. Things have been suggested.
[0028]
[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 2000-220719 A
[Patent Document 6]
JP-A-11-108147
[0029]
[Problems to be solved by the invention]
As described in Patent Document 6, if the low-speed clutch and the high-speed clutch are switched in a state in which the speed ratio in the low-speed mode and the speed ratio in the high-speed mode match, a toroidal-type continuously variable As long as the gear ratio of the transmission matches the theory before and after the mode switching, no gear shift shock occurs. However, in actual cases, the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission changes depending on the magnitude and direction of the passing torque. The reason for this is that the components of the toroidal-type continuously variable transmission are displaced based on the elastic deformation of each part and the existence of inevitable gaps due to assembly. That is, when the torque (passing torque) sent through the toroidal type continuously variable transmission changes, the displacement direction and the amount of displacement of the components of the toroidal type continuously variable transmission change, and as a result, the toroidal type continuously variable transmission changes. The gear ratio of the machine changes even though there is no command for shifting.
[0030]
FIG. 7 shows the results of an experiment conducted to determine the state of change in the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission due to such a change in the passing torque. In the experiment, the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission was set to 1 (constant speed), and the rotation speed of the input shaft was set to 2000 min. ^-1 The test was carried out with the temperature of the traction oil raised as in the case where the vehicle was actually running. Under such conditions, the torque applied to the input shaft was changed between -250 Nm and +350 Nm. The torque was changed gradually to minimize the effect of inertia. The state where the torque applied to the input shaft is negative is a state where the torque is transmitted from the output side disk to the input side disk. As is clear from FIG. 7 showing the results of such an experiment, the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission changes to a non-negligible degree due to the change in the magnitude and direction of the passing torque. In particular, at the moment when the direction of the torque changes (the input torque fluctuates around 0), the gear ratio greatly changes.
[0031]
On the other hand, in the case of a continuously variable transmission in which a toroidal type continuously variable transmission and a gear type differential unit are combined, even if the power split type shown in FIG. 4 is used, the geared neutral type shown in FIG. Even at the moment of the mode change, the direction of the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission changes (reverse rotation). This point will be described with reference to FIG. FIG. 8 shows the geared / neutral type continuously variable transmission shown in FIG. 5, in which the speed ratio of the entire continuously variable transmission, the direction (±) and the magnitude of the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission are shown. And the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission. 8, the solid line a represents the ratio of the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission to the torque input to the continuously variable transmission, and the broken line b represents the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission. I have. The low-speed mode and the high-speed mode of the continuously variable transmission are switched at a point c, which is a bent portion of the broken line b. With this mode switching, the magnitude of the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission changes discontinuously, and the direction is reversed.
[0032]
As described above, since the magnitude and direction of the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission changes with the mode switching, the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission is changed from the controller at the moment of the mode switching. It changes regardless of shift control. As a result, at the moment of the mode switching, the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole fluctuates rapidly, causing an uncomfortable shift shock to the occupant.
The present invention has been made in order to realize a continuously variable transmission that does not cause a shift shock caused by such a cause.
[0033]
[Means for Solving the Problems]
The continuously variable transmission according to the present invention includes an input shaft, an output shaft, a toroidal-type continuously variable transmission, and a gear, similarly to the conventionally known continuously variable transmission shown in FIG. 4 or FIG. It comprises a differential unit of the type and mode switching means.
The toroidal-type continuously variable transmission and the gear-type differential unit are provided between the input shaft and the output shaft in a state in which power can be transmitted to each other.
The mode switching means switches a connection state between the toroidal type continuously variable transmission and a differential unit in order to select a shift state between the input shaft and the output shaft from at least two types of modes. .
Then, the at least two types of modes are switched by the mode switching means in a state where the speed ratios between the input shaft and the output shaft in these two modes are substantially the same.
In particular, in the continuously variable transmission according to the present invention, a torque detecting means for detecting the magnitude and direction of the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission is provided.
Then, a displacement amount and a displacement direction of the components of the toroidal-type continuously variable transmission are obtained based on the detection value of the torque detecting means, and the two modes by the mode switching means are determined based on the displacement amount and the displacement direction. To correct the switching timing.
With this configuration, regardless of the displacement of the components of the toroidal-type continuously variable transmission based on the torque, a change in the speed ratio between the input shaft and the output shaft when switching between the two modes is suppressed.
[0034]
[Action]
In the case of the continuously variable transmission of the present invention configured as described above, regardless of the speed ratio fluctuation of the toroidal type continuously variable transmission based on the mode switching, the transmission between the input shaft and the output shaft before and after the switching is performed. Fluctuations in the gear ratio can be suppressed.
[0035]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
FIG. 1 shows an example of an embodiment of the present invention corresponding to the first and third aspects. In this embodiment, the structure shown in FIG. 5 is improved to improve the assemblability while securing the same function as the structure shown in FIG.
In the case of such an example, the first and second gears are configured as a planetary gear type transmission unit 12b, and each of the carriers 24b rotating together with the input shaft 1 and the pair of input-side disks 2, 2 is a double pinion type. The second planetary gears 41 and 42 are supported. That is, each of the first and second planetary gears 41 and 42 is constituted by a pair of planetary gear elements 43a, 43b, 44a and 44b. These planetary gear elements 43a, 43b, 44a, and 44b mesh with each other, and the first and second suns in which the planetary gear elements 43a and 44a on the inner diameter side are fixed to the hollow rotary shaft 45 and the transmission shaft 46. Outer-diameter planetary gear elements 43b and 44b are meshed with the gears 47 and 48 and the ring gear 49, respectively.
[0036]
On the other hand, the planetary gear elements 50a and 50b are rotatably supported by a second carrier 38a provided around a sun gear 35c fixed to the other end (the right end in FIG. 1) of the transmission shaft 46. . The second carrier 38a is fixed to the base end (left end in FIG. 1) of the output shaft 20a arranged concentrically with the input shaft 1. The respective planetary gear elements 50a and 50b mesh with each other, and the one planetary gear element 50a is rotatable around the sun carrier 35c and the other planetary gear element 50b is rotatable around the second carrier 38a. The second ring gears 40a provided are in mesh with each other. Further, the ring gear 49 and the second carrier 38a can be freely disengaged by a low-speed clutch 31b, and the second ring gear 40a and a fixed part such as a housing are engaged by a high-speed clutch 16b. It is removable.
[0037]
In the case of the continuously variable transmission according to the present embodiment configured as described above, the power of the input shaft 1 is transmitted via the ring gear 49 when the low speed clutch 31b is connected and the high speed clutch 16b is disconnected. To the output shaft 20a. By changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 11a, the speed ratio e of the entire continuously variable transmission is changed. _CVT That is, the speed ratio between the input shaft 1 and the output shaft 20a changes. The speed ratio (speed ratio) e of the toroidal type continuously variable transmission 11a at this time _CVU And the speed ratio e of the continuously variable transmission as a whole _CVT Is related to the number of teeth z of the ring gear 49. ₄₉ And the number z of teeth of the first sun gear 47 ₄₇ To the ratio i ₁ (= Z ₄₉ / Z ₄₇ ) Is expressed by the following equation (1).
e _CVT = (E _CVU + I ₁ -1) / i ₁ −−− (1)
Then, the both speed ratio e _CVU , E _CVT The relationship between them is as shown by the solid line α in FIG.
[0038]
On the other hand, when the low speed clutch 31b is disconnected and the high speed clutch 16b is connected, the power of the input shaft 1 is applied to the first planetary gear 41, the ring gear 49, and the second The power is transmitted to the output shaft 20a via the planetary gear 42, the transmission shaft 46, the respective planetary gear elements 50a and 50b, and the second carrier 38a. The speed ratio e of the toroidal type continuously variable transmission 11a _CVU By changing the speed ratio e _CVT Changes. The speed ratio e of the toroidal type continuously variable transmission 11a at this time _CVU And the speed ratio e of the continuously variable transmission as a whole _CVT Is as shown in the following equation (2). In the equation (2), i ₁ Is the number of teeth z of the ring gear 49 ₄₉ And the number z of teeth of the first sun gear 47 ₄₇ And the ratio (z ₄₉ / Z ₄₇ ) To i ₂ Is the number of teeth z of the ring gear 49 ₄₉ And the number z of teeth of the second sun gear 48 ₄₈ And the ratio (z ₄₉ / Z ₄₈ ) To i ₃ Is the number z of teeth of the second ring gear 40a. ₄₀ And the number of teeth z of the sun gear 35c ₃₅ And the ratio (z ₄₀ / Z ₃₅ ) Respectively.
e _CVT = ｛1 / (1-i ₃ )｝・｛1+ (i ₂ / I ₁ ) ・ (E _CVU -1)｝ ---- (2)
Then, the both speed ratio e _CVU , E _CVT The relationship between them is as shown by the solid line β in FIG. In this case, as the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 11a increases, the speed ratio of the entire continuously variable transmission increases.
[0039]
The two speed ratios e described in FIG. _CVU , E _CVT The relationship between the two speed ratios e in the conventional structure described in FIG. _CVU , E _CVT The relationship is substantially the same. However, in the case of this example, it is easy to adjust the phases of the gears, and the cost can be reduced by increasing the efficiency of the manufacturing operation.
[0040]
When the present invention is applied to a geared / neutral type continuously variable transmission having the above-described structure, the torque for detecting the magnitude and direction of the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission 11a is used. Detecting means is provided. The configuration of the torque detecting means is not particularly limited, but a hydraulic type for displacing the trunnions 7, 7 (see FIG. 3) supporting the power rollers 6, 6 in the axial direction of pivots provided at both ends thereof. It is preferable that the actuator is constituted by a hydraulic pressure sensor provided in the actuator. That is, a hydraulic actuator for displacing each of the trunnions 7, 7 in the axial direction of each of the trunnions 7, 7 in order to change the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 11a is connected to each of the trunnions 7, 7. I have.
[0041]
On the other hand, when power is transmitted by the toroidal type continuously variable transmission 11a, the trunnions 7, 7 are in rolling contact with the peripheral surfaces of the power rollers 6, 6 and the side surfaces of the input and output disks 2, 5a. A portion (traction portion) applies an axial force to each of the pivots. This force is what is called 2Ft, and is proportional to the magnitude of the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission 11a. This torque is supported by the hydraulic actuator, which causes a difference in the hydraulic pressure of a pair of hydraulic chambers provided with a piston constituting the actuator therebetween. Among the torques, the torque transmitted via one power roller 6 is the product of the difference between the hydraulic pressures of the pair of hydraulic chambers and the pressure receiving area of the piston. Therefore, the direction of the torque can be determined by which of the two hydraulic chambers has the higher hydraulic pressure, and the magnitude of the torque can be determined by the difference between the hydraulic pressures.
[0042]
Therefore, when implementing the present invention, the speed ratio determined by the displacement amount and the displacement direction of the components of the toroidal-type continuously variable transmission 11a based on the detection value of the torque detecting means constituted by the hydraulic pressure sensor. Find the shift amount. As described above, the relationship between the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission 11a and the shift amount of the gear ratio is obtained as a relationship as shown in FIG. The relationship between the torque and the shift amount of the speed ratio is stored as a map or an empirical formula in a memory of a controller for controlling the speed ratio of the continuously variable transmission. Such a map or an empirical formula includes a low-speed mode in which the low-speed clutch 31b is connected and the high-speed clutch 16b is disconnected, and a high-speed clutch 16b in which the low-speed clutch 31b is disconnected. It is created both in the connected high-speed mode and stored in the memory of the controller.
[0043]
Then, when switching between the high-speed mode and the low-speed mode, the controller performs the above-described operation in accordance with the displacement amount and the displacement direction corresponding to the direction of the mode switching based on a map or an empirical formula stored in the memory. The timing of switching between the two modes based on the connection / disconnection between the low speed clutch 31b and the high speed clutch 16b is corrected. Then, based on this correction, regardless of the displacement of the components of the toroidal type continuously variable transmission 11a based on the torque (passing torque) passing through the toroidal type continuously variable transmission 11a, when the two modes are switched. The fluctuation of the gear ratio between the input shaft 1 and the output shaft 20a at the time is suppressed. In other words, the speed ratio of the entire continuously variable transmission in consideration of the passing torque is matched before and after the mode switching. This point will be described with reference to FIG. The vertical axis of FIG. 2 represents the actual speed ratio of the entire continuously variable transmission, and the horizontal axis represents the target speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 11a. The target speed ratio is a speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 11a required to obtain a speed ratio of the entire continuously variable transmission.
[0044]
First, consider a state in which the components of the toroidal-type continuously variable transmission 11a are not displaced by the passing torque. In this case, as described above, the speed ratio e of the entire continuously variable transmission is set. _CVT Is the speed ratio e of the toroidal type continuously variable transmission 11a. _CVU Along with the changes in the solid lines α and β in FIG. Therefore, in this case, in order to switch the mode at the intersection (1) between these two solid lines α and β, one of the low speed clutch 31b and the high speed clutch 16b is disconnected and the other clutch is disconnected. If the clutch is connected, a smooth shifting operation can be performed.
[0045]
However, in an actual case, the speed ratio e of the toroidal type continuously variable transmission 11a is determined based on the passing torque. _CVU Deviate. In the case of the continuously variable transmission shown in FIG. 1, in the low speed mode in which the low speed clutch 31b is connected and the high speed clutch 16b is disconnected, the speed ratio e of the entire continuously variable transmission is set. _CVT And the speed ratio e of the toroidal type continuously variable transmission 11a _CVU Is as shown by the broken line α 'in FIG. On the other hand, in the high-speed mode in which the low-speed clutch 31b is disconnected and the high-speed clutch 16b is connected, the speed ratio e of the entire continuously variable transmission is set. _CVT And the speed ratio e of the toroidal type continuously variable transmission 11a _CVU Is as shown by a broken line β 'in FIG. In FIG. 2, the deviation between the solid lines α and β and the broken lines α ′ and β ′ is exaggerated compared to the actual case. Further, the shift amount changes according to the passing torque. The reason why the dashed line α ′ is non-linear and distributed on both sides of the solid line α is that in the low-speed mode, the direction of torque passing through the toroidal type continuously variable transmission 11a with the speed ratio being infinite is sandwiched. Is to change. In any case, the speed ratio e of the toroidal type continuously variable transmission 11a is determined based on the passing torque. _CVU Is different from the command value from the controller (without considering the fluctuation of the passing torque). Therefore, switching the mode at the intersection (1) between the solid lines α and β is not logical from the viewpoint of suppressing a shift shock at the time of mode switching.
[0046]
Similarly, as described in the above-mentioned Patent Document 6, the speed of the entire continuously variable transmission actually obtained in the previous mode (represented by the broken line α ′ or β ′ in FIG. 2). Ratio e _CVT Even when the mode is switched in accordance with _CVT Is a theoretical value (represented by the solid line α or β in FIG. 2), a shift shock occurs with the mode switching. For example, consider a case where switching from the low-speed mode to the high-speed mode is performed at point (2), which is the intersection of the broken line α 'and the solid line β. In this case, the speed ratio e of the entire continuously variable transmission after the switching is changed with the fluctuation of the passing torque accompanying the mode switching. _CVT And the speed ratio e of the toroidal type continuously variable transmission 11a _CVU Is as shown by a broken line β 'in FIG. Therefore, before and after the mode switching, the speed ratio e of the entire continuously variable transmission is set. _CVT Changes from the point (2) to the point (2) ′. As a result, a shift shock occurs with the mode switching.
[0047]
When the mode is switched from the high-speed mode to the low-speed mode at the point (3) where the broken line β 'and the solid line α intersect, the speed ratio e of the entire continuously variable transmission after the switching is changed. _CVT And the speed ratio e of the toroidal type continuously variable transmission 11a _CVU Is as shown by the broken line α 'in FIG. Therefore, before and after the mode switching, the speed ratio e of the entire continuously variable transmission is set. _CVT Changes from the point (3) to the point (3) ′, as a result, a shift shock occurs with the mode switching.
[0048]
On the other hand, in the case of the present example, switching between the low-speed mode and the high-speed mode is the intersection of the broken line α ′ and the broken line β ′ in FIG. 2 in consideration of the fluctuation of each component due to the passing torque. , At point (4). As is clear from the above description, the positions of these two broken lines α ′ and β ′ change with the fluctuation of the direction and magnitude of the passing torque of the toroidal type continuously variable transmission 11a. In the case of this example, as described above, the direction and magnitude of the torque can be obtained from the signals from the hydraulic pressure sensors provided in both the hydraulic chambers provided in the actuator. The positions of α ′ and β ′ can be obtained. Then, the speed ratio e of the toroidal type continuously variable transmission 11a in the mode state newly realized by the switching. _CVU And the speed ratio e of the entire continuously variable transmission. _CVT And the speed ratio e of the entire continuously variable transmission accompanying the switching. _CVT Can be kept unchanged. Regarding this point, when accelerating (the speed ratio e of the entire continuously variable transmission) _CVT Will be described for each of a state where the value is changed upward in the vertical axis of FIG. 2) and a state where the speed is reduced (the state where the value is also changed downward).
[0049]
First, at the time of acceleration in the low speed mode state, the speed ratio e of the toroidal type continuously variable transmission 11a is set to e. _CVU And the speed ratio e of the entire continuously variable transmission. _CVT Changes from the lower left of FIG. 2 to the upper right of the broken line α ′ in FIG. At this time, the rotation speed of the input shaft 1 and the rotation speed of the output shaft 20a shown in FIG. 1 are obtained by a rotation speed detection sensor (not shown). Then, the speed ratio e of the entire continuously variable transmission is described. _CVT Is actually obtained as a ratio of the rotation speeds of the two shafts 1 and 20a. Actual speed ratio e of the toroidal type continuously variable transmission 11a _CVU Is determined from the rotational speeds of the input disk 2 and the output disk 5a, if necessary. At the same time, depending on the direction and magnitude of the passing torque of the toroidal type continuously variable transmission 11a, the direction of the torque (predicted passing torque) that passes through the toroidal type continuously variable transmission 11a when the mode is switched at that time. Find the size. The speed ratio e of the toroidal-type continuously variable transmission 11a after the mode is switched from the low-speed mode to the high-speed mode from the above-described map or the empirical formula based on the predicted passing torque. _CVU And the speed ratio e of the entire continuously variable transmission. _CVT , Ie, the speed ratio e corresponding to the broken line β ′ in FIG. _CVT ).
[0050]
In this manner, the speed ratio e in the case of switching from the low-speed mode to the high-speed mode is described. _CVU , E _CVT Once the relationship between them, that is, the above-mentioned broken line β 'is obtained, these two speed ratios e at that time are obtained. _CVU , E _CVT It is examined whether or not the relationship between them exists on the broken line β ′. Then, both speed ratios e at that time e _CVU , E _CVT When the relationship between the two exists on the broken line β '(when the state of the continuously variable transmission becomes the point (4) in FIG. 2), the mode is switched from the low-speed mode to the high-speed mode. That is, at the time of acceleration, the vehicle moves on the dashed line α ′ from the lower left to the upper right in FIG. The high-speed clutch 16b, which has been disconnected until then, is connected.
[0051]
As is clear from FIG. 2, the point (4) is located at the intersection of both broken lines α ′ and β ′. In this case, the broken line α ′ indicates the above-mentioned two speed ratios e under the influence of the displacement based on the passing torque. _CVU , E _CVT It shows the relationship between them. Further, the dashed line β ′ indicates the both speed ratio e in consideration of the influence of the passing torque expected after the mode switching. _CVU , E _CVT It shows the relationship between them. Therefore, if the mode switching is performed at the point (4), regardless of the displacement of each component of the toroidal type continuously variable transmission 11a based on the passing torque, the speed of the entire continuously variable transmission before and after the switching is changed. Ratio e _CVT Does not change significantly. As a result, it is possible to minimize the shift shock caused by the mode switching and to prevent the occupant or the like from feeling uncomfortable.
[0052]
At the time of deceleration, the speed ratio e of the entire continuously variable transmission is obtained from the rotation speed of the input shaft 1 and the rotation speed of the output shaft 20a, contrary to the above-described case of acceleration. _CVT Is moved from the upper left corner to the lower right corner in FIG. At the same time, based on the direction and magnitude of the passing torque of the toroidal type continuously variable transmission 11a at that time, the two speed ratios e taking into account the effect of the passing torque expected after switching the mode to the low speed mode. _CVU , E _CVT 2, that is, the speed ratio e corresponding to the broken line α ′ in FIG. _CVT ). Then, both speed ratios e at that time e _CVU , E _CVT The switching from the high-speed mode to the low-speed mode is performed in a state where the relationship between them exists on the broken line α ′. Even when the mode is switched from the high-speed mode to the low-speed mode in this manner, the shift shock accompanying the mode switching can be slightly suppressed, and it is possible to prevent occupants and the like from feeling uncomfortable.
[0053]
When the mode is switched, it is inevitable that a delay time is required from when a command to switch is issued to when the mode is actually switched. If the command is issued without considering such a delay time, the moment when the mode is actually switched may deviate from the broken lines α ′ and β ′, and a shift shock may occur. Therefore, it is preferable that the delay time is obtained in advance by an experiment, and the timing at which the command is issued is made earlier in accordance with the delay time in order to perform mode switching more smoothly.
Although the above description is directed to the case where the present invention is implemented with a geared neutral type continuously variable transmission, the present invention is also applicable to a power split type continuously variable transmission as shown in FIG. Can be similarly implemented.
[0054]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured and operates as described above, the present invention is a continuously variable transmission that combines a toroidal-type continuously variable transmission and a gear-type differential unit such as a planetary gear-type transmission unit. By realizing a shock-free structure, the performance of the continuously variable transmission can be improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic sectional view showing an example of an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a diagram showing a relationship between a target speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission and a speed ratio of the entire continuously variable transmission.
FIG. 3 is a cross-sectional view showing an example of a conventionally known toroidal-type continuously variable transmission.
FIG. 4 is a schematic cross-sectional view showing a first example of a conventionally known continuously variable transmission formed by combining a toroidal type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission.
FIG. 5 is a sectional view showing the second example.
FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission and the speed ratio of the entire continuously variable transmission in the structure of the second example;
FIG. 7 is a diagram showing a state in which the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission fluctuates with the fluctuation of the passing torque.
FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the speed ratio of the entire continuously variable transmission, the direction and magnitude of torque passing through the toroidal type continuously variable transmission, and the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission.
[Explanation of symbols]
1 input shaft
2 Input side disk
3 Ball spline
4 Output gear
5, 5a Output side disk
6 Power rollers
7 trunnion
8 Support shaft
9 Drive shaft
10, 10a Pressing device
11, 11a Toroidal-type continuously variable transmission
12, 12a, 12b Planetary gear type transmission unit
13, 13a Ring gear
14 Support plate
15 Transmission shaft
16, 16a, 16b High speed clutch
17 Engine
18 crankshaft
19 Starting clutch
20, 20a Output shaft
21, 21a Sun gear
22, 22a, 22b planetary gears
23a, 23b planetary gear elements
24, 24a, 24b Carrier
25 Power transmission mechanism
26 Transmission shaft
27a, 27b sprocket
28 chains
29 First gear
30 Second gear
31, 31a, 31b Low speed clutch
32 Reverse clutch
33a, 33b planetary gear elements
34 First transmission shaft
35a, 35b, 35c Sun gear
36 Second transmission shaft
37 planetary gear element
38, 38a Second carrier
39a, 39b planetary gear elements
40, 40a Second ring gear
41 first planetary gear
42 Second planetary gear
43a, 43b planetary gear element
44a, 44b planetary gear element
45 hollow rotary shaft
46 Transmission shaft
47 First Sun Gear
48 Second Sun Gear
49 ring gear
50a, 50b planetary gear elements

Claims

A toroidal-type continuously variable transmission and a gear type differential unit provided between the input shaft and the output shaft in a state where the input shaft and the output shaft are combined so as to enable transmission of power therebetween. And mode switching means for switching a connection state between the toroidal-type continuously variable transmission and a differential unit in order to select a shift state between the input shaft and the output shaft from at least two types of modes. A stepless transmission in which the at least two types of modes are switched by the mode switching means in a state in which a speed ratio between the input shaft and the output shaft in both modes is substantially the same. Torque detecting means for detecting the magnitude and direction of the torque passing through the transmission; and a displacement amount of a component of the toroidal-type continuously variable transmission based on a detection value of the torque detecting means. A displacement direction is obtained, a timing of switching between the two modes by the mode switching means is corrected based on the displacement amount and the displacement direction, and the displacement of the components of the toroidal-type continuously variable transmission based on the torque is corrected. A stepless transmission that suppresses a change in a gear ratio between the input shaft and the output shaft when the two modes are switched.

The toroidal-type continuously variable transmission includes an input disk that rotates with the input shaft, and an output disk that transmits torque between the input disk and the input disk via a power roller. Is composed of a high-speed clutch and a low-speed clutch. In a low-speed mode in which the low-speed clutch is connected and the high-speed clutch is disconnected, the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission is controlled by the input torque. In the high-speed mode in which the low-speed clutch is disconnected and the high-speed clutch is connected from the side disk, the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission is transmitted from the output-side disk to the output-side disk. While being transmitted to the input side disk, the gear ratio of the differential unit is adjusted by changing the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission. That, continuously variable transmission according to claim 1.

The toroidal-type continuously variable transmission includes an input disk that rotates with the input shaft, and an output disk that transmits torque between the input disk and the input disk via a power roller. Is composed of a high-speed clutch and a low-speed clutch. In a low-speed mode in which the low-speed clutch is connected and the high-speed clutch is disconnected, the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission has the above output. The speed ratio of the differential unit is transmitted from the side disk to the input side disk, and the speed ratio of the differential unit is adjusted by changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission. The low speed clutch is disconnected and the high speed clutch is connected. In the high-speed mode state, the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission is transmitted from the input-side disk to the output-side disk, Continuously variable transmission device according to Motomeko 1.

The timing according to any one of claims 1 to 3, wherein the timing at which the command is issued is made faster in accordance with a delay time required from when a command to switch the mode is issued to the mode switching means to when the mode is actually switched. Continuously variable transmission.