JP2004176777A

JP2004176777A - Continuously variable transmission

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Publication number: JP2004176777A
Application number: JP2002342138A
Authority: JP
Inventors: Shinji Miyata; 慎司宮田; Takashi Imanishi; 尚今西
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2002-11-26
Filing date: 2002-11-26
Publication date: 2004-06-24
Anticipated expiration: 2022-11-26
Also published as: JP4222009B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To suppress the occurrence of abrupt change of change gear ratio and hunting even when the passing torque of a toroidal continuously variable unit 48 is abruptly changed according to a mode switching. <P>SOLUTION: This continuously variable transmission comprises a feedback mechanism transmitting the axial displacement of a trunnion 7a and the swing displacements about pivot shafts 9 and 9 to a change gear ratio control valve 12. The cam face 21a of a precession cam 18a forming the feedback mechanism is formed of a gentle sloped part 91 with a small cam lead and a sharp sloped part 92 with a large cam lead. When a mode is switched, the tip part of the first arm piece 46 of a link arm 19a forming the feedback mechanism is allowed to abut on the sharp sloped part 92. With this configuration, when the mode is switched, power rollers 6 and 6 suppress a variation in change gear ratio according to the axial displacement of the pivot shafts 9 and 9. <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、自動車用の自動変速機を構成する変速ユニットとして利用する。特に本発明は、伝達するトルクが急激に変動する状況下でも、構成各部材の組み付け隙間や弾性変形に基づく変位に拘らず、変速状態が不安定になるのを防止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１２〜１４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、特許請求の範囲に記載した支持部材であるトラニオン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１２、１４の上下方向、図１３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１４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の内側面との転がり接触部に作用する、接線方向の力の向きが変化（転がり接触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１２の表裏方向、図１４の左右方向）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１２、１３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１３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１３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１３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、この図１３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１５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、特許請求の範囲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１５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、特許請求の範囲に記載した第二の動力伝達機構に相当する伝達軸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１２〜１４に示した従来構造と、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１５の右端部）と上記入力軸１の入力側端部（＝基端部＝図１５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１５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１５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、特許請求の範囲に記載した第一の動力伝達機構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１５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１５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の歯数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１５に示した無段変速装置は、特許請求の範囲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１５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１２〜１４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）とが同じになれば、上記リング歯車２６と出力軸３３の回転速度とが同じになる。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、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、特許文献５等に記載されて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、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に変換自在である。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に組み込まれる場合を含め、トロイダル型無段変速機２４のフィードバック機構を構成するプリセスカム１８として従来は、図１６に示す様に、カム面２１の傾斜角度（＝カムリード＝ゲイン）が一定のものを使用していた。そして、図１７に示す様に、このカム面２１にリンク腕１９を構成する第一の腕片４６の先端部を突き当て、同じく第二の腕片４７の先端部を、変速比制御弁１２を構成するスプール１５の端部に突き当てている。尚、実際のトロイダル型無段変速機２４では上記変速比制御弁１２を、前述した図１４や後述する図４、５に示す様に、各パワーローラ６、６の下方に配置する。但し、上記図１７及び後述する図６、９では、説明の為に、上記変速比制御弁１２を、各パワーローラ６、６の下方からずらせた位置に記載している。
【００２７】
上記プリセスカム１８のカム面２１の傾斜角度は、トロイダル型無段変速機２４の安定性確保の面から重要である。例えば非特許文献１には、上記傾斜角度が小さい程、変速動作を安定させられる事が記載されている。又、特許文献６には、プリセスカムの設置位置を工夫する事により、トロイダル型無段変速機を通過するトルクの急変動時に於ける変速比制御弁の無用な動きを抑える発明が記載されている。又、特許文献７〜９には、カム面の両端部で通常時にリンク腕が接触する部分から外れた部分の傾斜角度を急にする事で、トラニオンの傾斜角度が過大になった場合に、これを迅速に元に戻す発明が記載されている。更に、特許文献１０には、変速比の変化率とエンジンの回転速度変化との関係の最適化を図るべく、カム面の傾斜角度を連続的に変化させる発明が記載されている。
【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２００１−３１７６０１号公報
【特許文献７】
特開平５−２６３１７号公報
【特許文献８】
特開平１１−３７２４１号公報
【特許文献９】
特開平１１−３２５２１０号公報
【特許文献１０】
特開平１−２９５０７０号公報
【非特許文献１】
田中裕久、「トロイダルＣＶＴ」、株式会社コロナ社、２０００年７月１３日、第６３頁
【００２９】
【発明が解決しようとする課題】
上述した各特許文献及び非特許文献に記載されている様に従来から、トロイダル型無段変速機のフィードバック機構を構成するプリセスカムの配置や形状を工夫する技術が各種知られている。但し、特許文献４、５に示す様な、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た無段変速装置で、モード切換時にこのトロイダル型無段変速機の変速比が急変動する事を防止する技術は知られていない。即ち、上記無段変速装置には、モード切換手段を構成する高速用クラッチと低速用クラッチとを設け、前進時に所定の変速比となった場合に、これら両クラッチの断接に基づいて、低速モードと高速モードとの切換を行なう。この様なモード切換時に、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が急激に変化する事が、広く知られている。
【００３０】
トロイダル型無段変速機の構成部品は、動力を伝達させる事に伴って（通過トルクに応じて）弾性変形する他、組み付け隙間に応じて変位する。このうちの弾性変形に基づく変形量は、通過トルクの大きさに応じて変化する。又、組み付け隙間に基づく変位の方向は、トルクが通過する方向に応じて変化する。そして、これら弾性変形及び組み付け隙間に基づく変位により、その時点での変速指令の有無に関係なく、上記トロイダル型無段変速機の変速比が変動し、更にはこの変速比が細かく変動する、所謂ハンチングが発生する。
【００３１】
図１８は、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変動の状況を知る為に、本発明者が行なった実験の結果を示している。この実験では、図１２〜１３に示した様な、ローディングカム式の押圧装置２３を備えたトロイダル型無段変速機を、図１５に示した様な、パワー・スプリット型の無段変速装置に組み込んだ事を想定して、ダイナモ装置により行なった。具体的には、上記トロイダル型無段変速機を最大増速状態（変速比０．５）とした状態で、入力軸を２０００ｍｉｎ^−１を目標に回転させつつ、上記トロイダル型無段変速機を通過するトルクを、０．５秒弱の間に、＋３５０Ｎｍから−２８０Ｎｍにまで変動させた。プリセスカムのカム面のカムリードは、２０ｍｍ／３６０度とした。尚、通過トルクが正（＋）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伝達される状態を、負（−）であるとは、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状態を、それぞれ言う。
【００３２】
この様な条件で行なった実験の結果を表した図１８中、（Ａ）の実線は入力軸の回転速度と経過時間との関係を、同じく破線は出力軸の回転速度と経過時間との関係を、（Ｂ）の実線は入力軸のトルクと経過時間との関係を、同じく破線は出力軸のトルクと経過時間との関係を、それぞれ表している。この様な実験の結果を表した図１８から明らかな通り、プリセスカムのカムリードが小さい（２０ｍｍ／３６０度）場合には、通過トルクの急変動に伴って、トロイダル型無段変速機の変速比が、大きくしかも短時間の間に脈動的に変化する、ハンチングが発生する。尚、実験では、入力軸と出力軸との間に変速歯車を設けている。又、押圧装置による押し付け力を過大にしている。従って、トロイダル型無段変速機の伝達効率が実際の場合よりも低くなっている。
【００３３】
この様なハンチングの発生に就いて、本発明者は次の様に考えた。前記通過トルクの変動に伴って、各部の弾性変形及び内部隙間に基づく変位の量及び方向が変化し、各パワーローラが、変速比制御弁のスリーブが変位していないにも拘らず入力側、出力側両ディスクの周方向（転がり接触部の接触方向）に中立位置から変位する。この変位の結果、これら各パワーローラの周面とこれら各ディスクの内側面との転がり接触部でサイドスリップが発生し、枢軸を中心としてトラニオンが傾斜する、上記トロイダル型無段変速機の変速動作が行なわれる。そして、この変速動作に基づき、上記プリセスカムが変位して変速制御弁のスプールが軸方向に変位し、上記各部の弾性変形及び内部隙間に基づく上記各パワーローラの変位に見合う分だけ、上記トラニオンが本来の位置から傾斜した（変速比が変動した）状態で、上記トラニオンが停止する事になる。
【００３４】
この様な場合に、上記プリセスカムのカムリードが小さいと、上記トラニオンが大きく傾斜し、上記トロイダル型無段変速機の変速比の変化量が大きくなる。例えば、上記各部の弾性変形及び内部隙間に基づいて上記トラニオンが、上記変速比制御弁のスリーブが変位していないにも拘らず、その両端部に設けた枢軸の軸方向に１ｍｍ変位した場合に就いて考える。この場合、上記プリセスカムのカム面のカムリードが２０ｍｍ／３６０度であれば、上記トラニオンは３６０度／（２０ｍｍ／１ｍｍ）＝１８度分、上記枢軸を中心として傾斜して、トロイダル型無段変速機の変速比が、短時間の間に大きく変化する。言い換えれば、トロイダル型無段変速機の変速比がそれ以上変化するのを停止させるべく、上記トラニオンを中立位置に戻す為には、上記プリセスカムが１８度分回動する必要があり、その分上記トロイダル型無段変速機の変速比が大きく変化する。
【００３５】
そして、この様にトロイダル型無段変速機の変速比が短時間の間に大きく変化すると、出力軸側に繋がった大きな慣性（ダイナモ装置を使用した実験では出力ダイナモ側の慣性、実際の場合には車両総重量に基づく慣性）により発生する慣性モーメントに基づいて、上記トロイダル型無段変速機に過大トルクが入力される。この結果、このトロイダル型無段変速機の変速比制御が不安定になり、図１８に示す様なハンチングが発生する。この様なハンチングを抑える為には、上記各部の弾性変形及び内部隙間に基づく、上記トロイダル型無段変速機の変速比の変動量を低く抑える事が考えられる。そして、この変速比の変動量を抑える為には、上記プリセスカムのカム面のカムリードを大きくする事が考えられる。但し、単にこのカムリードを大きくした場合には、前述した非特許文献１の記載からも分かる様に、通常状態での変速制御が不安定になる為、好ましくない。
本発明の無段変速装置は、この様な事情に鑑みて発明したものである。
【００３６】
【課題を解決するための手段】
本発明の無段変速装置は、前述した特許文献４〜５に記載される等により従来から知られている無段変速装置と同様に、入力軸と、出力軸と、トロイダル型無段変速機と、遊星歯車機構と、第一の動力伝達機構と、第二の動力伝達機構と、モード切換手段とを備える。
このうちの入力軸は、駆動源につながってこの駆動源により回転駆動されるものである。
又、上記出力軸は、上記入力軸の回転に基づく動力を取り出す為のものである。
又、上記トロイダル型無段変速機は、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、且つ互いに独立した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支持部材と、これら各支持部材に支持された状態で上記入力側ディスク及び出力側ディスク同士の間に挟持された、その周面を球状凸面としたパワーローラと、上記各支持部材を上記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と、このアクチュエータへの油圧の給排を制御する変速比制御弁と、上記各支持部材の変位に応じてこの変速比制御弁の弁構成部材を変位させるフィードバック機構とを備えたものである。
そして、上記フィードバック機構は、上記各支持部材のうちの何れかの支持部材を支持した枢軸と同心に結合され、この枢軸と共に軸方向及び回転方向に変位するプリセスカムと、このプリセスカムのカム面の変位を上記弁構成部材に伝達してこの弁構成部材を軸方向に変位させるリンク腕とを備えたものである。
又、前記遊星歯車機構は、少なくとも１個の太陽歯車と、この太陽歯車の周囲に配置した少なくとも１個のリング歯車と、これら太陽歯車とリング歯車との間に設けられてこの太陽歯車と同心に且つ回転自在に支持された少なくとも１個のキャリアに回転自在に支持された複数の遊星歯車とを備え、これら各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る。
又、前記第一の動力伝達機構は、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、上記遊星歯車機構の構成部品に伝達するものである。
又、前記第二の動力伝達機構は、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、上記遊星歯車機構の構成部品に伝達するものである。
そして、例えば、上記第一の動力伝達機構を通じて送られる動力と上記第二の動力伝達機構を通じて送られる動力とを、上記遊星歯車機構を構成する複数の部材のうちの２個の部材に伝達自在とすると共に、他の部材に上記出力軸を接続自在としている。
更に、前記モード切換手段は、上記入力軸に入力された動力が上記第一の動力伝達機構と上記第二の動力伝達機構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、前進時の状態で２種類のモードを実現するものである。
特に、本発明の無段変速装置に於いては、前記カム面の一部で、上記モード切換手段が上記２種類のモードを切り換える状態で前記リンク腕の端部が当接している部分のカムリードを、他の部分のカムリードよりも大きくしている。
【００３７】
【作用】
上述の様に構成する本発明の無段変速装置の場合、モード切換手段が２種類のモードを切り換える事に伴ってトロイダル型無段変速機の通過トルクが急激に変動しても、このトロイダル型無段変速機の変速比の変動を抑えられる。即ち、上記モードを切り換える際には、フィードバック機構を構成するリンク腕の端部が、カム面の一部でカムリードが大きくなった部分に当接している。従って、トルク変動に伴うパワーローラの変位に基づいて支持部材が本来の位置から傾斜した場合、この支持部材が少し傾斜しただけで、この支持部材が停止する（支持部材が中立位置に戻る）。この為、上記モード切り換えに伴う通過トルクの急変動時に、上記トロイダル型無段変速機の変速比の変化を少なく抑え、更にこの変速比に関するハンチングの発生を防止できる。
しかも、上記カム面の他の部分のカムリードは小さく抑えられている為、通常状態での変速制御を安定して行なえる。
【００３８】
【発明の実施の形態】
図１〜８は、請求項１、２に対応する、本発明の実施の形態の第１例として、本発明をギヤード・ニュートラル型の無段変速装置に適用した場合に就いて示している。尚、図１〜７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。
【００３９】
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４８と、それぞれが特許請求の範囲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４９〜５１とを組み合わせて成り、入力軸１ａと、出力軸５２とを有する。図示の例では、これら入力軸１ａと出力軸５２との間に伝達軸５３を、これら両軸１ａ、５２と同心に、且つ、これら両軸１ａ、５２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４９、５０を上記入力軸１ａと上記伝達軸５３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５１をこの伝達軸５３と上記出力軸５２との間に掛け渡す状態で、それぞれ設けている。
【００４０】
このうちのトロイダル型無段変速ユニット４８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、それぞれが特許請求の範囲に記載した支持部材である複数のトラニオン７ａ、７ａ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（図示の例では２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。
【００４１】
又、本例の場合、図２に示す様に、上記各パワーローラ６、６を支持する上記トラニオン７ａ、７ａの長さ方向両端部に設けた、１対の折れ曲がり壁部５４、５４の先端部同士を、連結部材５５、５５により連結している。この様な連結部材５５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５４、５４の互いに対向する内側面に突き当てた状態で、ねじ５６、５６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５５、５５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。
【００４２】
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や上記ロッド１７ａの先端部（下端部）に固定したプリセスカム１８ａの位置がずれるのを抑える事ができる。従って、後述する様に、このプリセスカム１８ａのカム面２１ａの形状を工夫した事と、このカム面２１ａとリンク腕１９ａの第一の腕片４６との当接位置を工夫する事とにより、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５７を構成する外輪とを、一体に形成している。
【００４３】
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５８、５８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５９ａ、５９ｂを支持する為にケーシング６０の内側に、アクチュエータボディー６１を介して１対の支柱６２、６２を設けている。これら各支柱６２、６２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６３ａ、６３ｂを、円環状の支持環部６４により連結して成る。上記入力軸１ａは、この支持環部６４の内側を挿通している。
【００４４】
又、上記各支柱６２、６２の下端部は、上記アクチュエータボディー６１の上面に、それぞれ複数本ずつのボルト６５、６５により結合固定している。これに対して上記各支柱６２、６２の上端部は、連結板６６の下面に、それぞれボルト６７、６７により結合固定している。上記１対の支柱６２、６２は、この様に上記アクチュエータボディー６１の上面と上記連結板６６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６２、６２の両端部近傍に設けた、前記各支持ポスト部６３ａ、６３ｂのうち、下側の支持ポスト部６３ａ、６３ａは、上記アクチュエータボディー６１の上面の直上位置に存在する。そして、上記両支柱６２、６２の支持ポスト部６３ａ、６３ａに、前記１対の支持板５９ａ、５９ｂのうちの下側の支持板５９ａを外嵌支持している。又、上側の支持ポスト部６３ｂ、６３ｂは、上記連結板６６の下面の直下位置に存在する。そして、上記両支柱６２、６２の支持ポスト部６３ｂ、６３ｂに、前記１対の支持板５９ａ、５９ｂのうちの上側の支持板５９ｂを外嵌支持している。
【００４５】
又、上記１対の支柱６２、６２により互いに結合された、前記アクチュエータボディー６１と上記連結板６６とのうち、アクチュエータボディー６１は前記ケーシング６０の下部に固定している。この為に、このケーシング６０の内面下端開口寄り部分に段部６８ａ、６８ｂを形成している。上記アクチュエータボディー６１を上記ケーシング６０内に固定する際には、このアクチュエータボディー６１の上面幅方向両端寄り部分を上記各段部６８ａ、６８ｂに突き当てる。そして、上記アクチュエータボディー６１の一部でこれら各段部６８ａ、６８ｂ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６８ａ、６８ｂに開口したねじ孔に螺合し更に緊締する。
【００４６】
上記アクチュエータボディー６１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６１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、本発明の特徴であるフィードバック機構を構成する、前記プリセスカム１８ａを外嵌固定している。
【００４７】
このプリセスカム１８ａのカム面２１ａは、図６〜７に示す様に、緩傾斜部９１と、この緩傾斜部９１の高端側から連続する急傾斜部９２とから成る。このうちの緩傾斜部９１のカムリード（傾斜角度）は、例えば２０ｍｍ／３６０度と、比較的小さな値にして、変速動作を安定して行なえる様にしている。これに対して上記急傾斜部９２のカムリードは、例えば４４ｍｍ／３６０度と、比較的大きな（例えば、緩傾斜部の２〜３倍程度の）値にして、上記プリセスカム１８ａが少し回動しただけでも、次述するスプール１５ａを十分に軸方向に変位させられる様にしている。
【００４８】
前記トロイダル型無段変速ユニット４８を組み立てた状態で上記カム面２１ａには、前述した様に、リンク腕１９ａの第一の腕片４６の先端部を当接させている。そして、上記トラニオン７ａ及びロッド１７ａと共に上記プリセスカム１８ａが軸方向或は回転方向に変位した場合に、この変位を、上記リンク腕１９ａを介して前記変速比制御弁１２のスプール１５ａに伝達する様にしている。又、上記急傾斜部９２に上記第一の腕片４７の先端部が当接するのは、上記トロイダル型無段変速ユニット４８が、図３の上半部に示す様に、最大減速状態となった場合及びその近傍状態としている。言い換えれば、上記トロイダル型無段変速ユニット４８が最大減速状態及びその近傍状態である場合以外は、上記第一の腕片４６の先端部は上記緩傾斜部９１に当接する様にしている。
【００４９】
又、本例の場合には、前記カム面２１ａと上記第一の腕片４６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１８ａ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１８ａ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。
【００５０】
上記トロイダル型無段変速ユニット４８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４８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４８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４８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４８が最大減速状態である場合に、上記プリセスカム１８ａ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α方向に存在する。そして、上記プリセスカム１８ａを軸方向に見た場合に、前記カム面２１ａの急傾斜部９２は、上記鎖線αと重なり合って、この急傾斜部９２と前記第一の腕片４６の先端部とが当接する。
【００５１】
前記接触点ｘは、この様な鎖線αと上記プリセスカム１８ａ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α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４８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α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１８ａの中心軸（揺動中心軸）は、上記鎖線α上を移動する。そして、上記接触点ｘも、この鎖線α上で前記カム面２１ａに対し、上記プリセスカム１８ａの直径方向に変位する。このカム面２１ａの高さは、このプリセスカム１８ａ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α上で変位しても、この接触点ｘは図４の表裏方向には変位しない。従って、上記第一の腕片４６と、ロッド部６９及び第二の腕片４７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が切り換わる事はない。
【００５２】
尚、好ましくは、上記第一の腕片４６の先端部を球状に形成し、この先端部と上記カム面２１ａとを点接触させる。この様に構成すれば、このカム面２１ａ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２１ａと上記第一の腕片４６の先端部との接触状態を適正にできる。これに対して、この第一の腕片４６の先端部と上記カム面２１ａ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１８ａ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２１ａとの当接状態が不良にならない様にすべく、上記第一の腕片４６を含むリンク腕１９ａの配設方向を規制する事が好ましい。
【００５３】
一方、前記連結板６６は、前記ケーシング６０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６６の上面と、前記ケーシング６０の天板部７０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７１ａ、７１ｂ同士の間に、円筒状の位置決めスリーブ７２、７２を掛け渡している。この構造により、前記１対の支柱６２、６２の上下両端部を上記ケーシング６０に対し、位置決めした状態で支持固定している。
【００５４】
この様にして上記ケーシング６０内の所定位置に固定した１対の支柱６２、６２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６４、６４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６４、６４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５８、５８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６２、６２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、上記ケーシング６０に固定した回転速度検出用のセンサ７３の検出部を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。
【００５５】
又、本発明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７４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６０の前端壁７５に内蔵した、油圧源であるギヤポンプ７６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、特許請求の範囲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２９ａ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。
【００５６】
又、上記出力側ディスク５ａに中空回転軸７７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７７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７７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４９を構成する為の、第一の太陽歯車７８を固設している。
【００５７】
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７７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７９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７９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４９、５０を構成する為の遊星歯車８０〜８２を、回転自在に支持している。更に、上記第一のキャリア７９の片半部（図１の右半部）周囲に第一のリング歯車８３を、回転自在に支持している。
【００５８】
上記各遊星歯車８０〜８２のうち、前記トロイダル型無段変速ユニット４８寄り（図１、３の左寄り）で上記第一のキャリア７９の径方向に関して内側に設けた遊星歯車８０は、上記第一の太陽歯車７８に噛合している。又、上記トロイダル型無段変速ユニット４８から遠い側（図１、３の右側）で上記第一のキャリア７９の径方向に関して内側に設けた遊星歯車８１は、特許請求の範囲に記載した第二の動力伝達機構を構成する前記伝達軸５３の基端部（図１の左端部）に固設した、第二の太陽歯車８４に噛合している。又、上記第一のキャリア７９の径方向に関して外側に設けた、残りの遊星歯車８２は、上記内側に設けた遊星歯車８０、８１よりも軸方向寸法を大きくして、これら両遊星歯車８０、８１に噛合させている。更に、上記残りの遊星歯車８２と上記第一のリング歯車８３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４９、５０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。
【００５９】
一方、前記第三の遊星歯車式変速ユニット５１を構成する為の第二のキャリア８５を、前記出力軸５２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８５と上記第一のリング歯車８３とを、前記低速用クラッチ４４ａを介して結合し、特許請求の範囲に記載した第一の動力伝達機構を構成している。又、上記伝達軸５３の先端寄り（図１の右端寄り）部分に第三の太陽歯車８６を固設している。又、この第三の太陽歯車８６の周囲に、第二のリング歯車８７を配置し、この第二のリング歯車８７と前記ケーシング６０等の固定の部分との間に、前記高速用クラッチ２９ａを設けている。更に、上記第二のリング歯車８７と上記第三の太陽歯車８６との間に配置した復数組の遊星歯車８８、８９を、上記第二のキャリア８５に回転自在に支持している。これら各遊星歯車８８、８９は、互いに噛合すると共に、上記第二のキャリア８５の径方向に関して内側に設けた遊星歯車８８は上記第三の太陽歯車８６に、同じく外側に設けた遊星歯車８９は上記第二のリング歯車８７に、それぞれ噛合している。
【００６０】
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７７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２９ａ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４８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５２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。
【００６１】
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７９と、上記中空回転軸７７と共に逆方向に回転する前記第一の太陽歯車７８との差動成分が、前記第一のリング歯車８３から、前記低速用クラッチ４４ａ、前記第二のキャリア８５を介して、上記出力軸５２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４８の変速比を所定値にする事で上記出力軸５２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４８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５２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４８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５２を、車両を前進させる方向に回転させられる。
【００６２】
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２９ａを接続した状態では、上記出力軸５２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７９と、上記中空回転軸７７と共にこの第一のキャリア７９と逆方向に回転する前記第一の太陽歯車７８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４９の遊星歯車８０の回転が、別の遊星歯車８２を介して、前記第二の遊星歯車式変速ユニット５０の遊星歯車８１に伝わり、前記第二の太陽歯車８４を介して、前記伝達軸５３を回転させる。そして、この伝達軸５３の先端部に設けた第三の太陽歯車８６と、この第三の太陽歯車８６と共に前記第三の遊星歯車式変速ユニット５１を構成する第二のリング歯車８７及び遊星歯車８８、８９との噛合に基づき、前記第二のキャリア８５及びこの第二のキャリア８５に結合した上記出力軸５２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４８の変速比を増速側に変化させる程、上記出力軸５２の回転速度を速くできる。
【００６３】
図８は、上記トロイダル型無段変速ユニット４８（Ｖａｒｉａｔｏｒ）の変速比（減速比）と、無段変速装置全体としての速度比と、このトロイダル型無段変速機４８を通過するトルク（通過トルク）との関係の１例を示している。図８の左側の縦軸は、上記トロイダル型無段変速ユニット４８の変速比を、同じく右側の縦軸は通過トルクを、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。尚、この横軸は、上記トロイダル型無段変速機４８の入力軸１ａを４５００ｍｉｎ^−１で回転させた場合の車速として表している。又、図８の実線ａが、上記トロイダル型無段変速ユニット４８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表している。
【００６４】
この様な図８の実線ａ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２９ａ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４８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、前記出力軸５２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４８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４８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２９ａを接続した状態で、上記トロイダル型無段変速ユニット４８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。尚、無段変速装置全体としての速度比が大きい場合（車速が０に近い場合）には、エンジンの出力を低くして、駆動輪に過大な（スリップを生じる程の）トルクが加わらない様にしている。
【００６５】
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４８の通過トルクは、図８に破線ｂ_１、ｂ_２で示す様に変化する。この通過トルクを表す曲線ｂ_１、ｂ_２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２９ａ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４８を通過するトルク（通過トルク）の大きさと方向とが急変動する。前述した従来構造の様に、プリセスカムのカム面のカムリードが全長に亙って小さい場合には、この様な通過トルクの急変動に伴って、前述した様な変速比の急変動及びハンチングが発生する。
【００６６】
これに対して本例の場合には、上記曲線ｂ_１、ｂ_２の不連続部に対応する部分、即ち、上記トロイダル型無段変速ユニット４８の変速比が最大減速状態である場合には、前記リンク腕１９ａを構成する第一の腕片４６の先端部が、前記プリセスカム１８ａに設けたカム面２１ａの急傾斜部９２に当接している。従って、［発明が解決しようとする課題］部分で述べた通り、上記通過トルクの変動に伴う前記各パワーローラ６、６の変位に基づいて前記各トラニオン７ａ、７ａが、前記各枢軸９、９を中心として本来の位置から傾斜した場合、これら各トラニオン７ａ、７ａが少し傾斜しただけで、これら各トラニオン７ａ、７ａが停止する（各トラニオン７ａ、７ａが中立位置に戻る）。この為、上記モード切り換えに伴う通過トルクの急変動時に、上記トロイダル型無段変速ユニット４８の変速比の変化を少なく抑え、更にこの変速比に関するハンチングの発生を防止できる。尚、上記急傾斜部９２の設置範囲は、上記通過トルクの急変動に基づく上記トラニオン７ａの傾動に拘らず、上記第一の腕片４６の先端部が上記急傾斜部９２に当接したままとなる範囲で、できるだけ狭くする事が好ましい。
【００６７】
即ち、上記モード切換に伴う通過トルクの変動に伴って上記各パワーローラ６、６が上記各枢軸９、９の軸方向に変位すると、これら各パワーローラ６、６の周面と、前記入力側、出力側各ディスク２ａ、２ｂ、５ａの側面との転がり接触部に発生するサイドスリップにより、上記各トラニオン７ａ、７ａが上記各枢軸９、９を中心として、本来の最大減速位置から、揺動を開始する。この揺動は、上記プリセスカム１８ａのカム面２１ａの変位が、上記リンク腕１９ａを介して前記変速比制御弁１２のスプール１５ａに伝達され、この変速比制御弁１２が切り換えられて上記各トラニオン７ａ、７ａを介して上記各パワーローラ６、６が、上記各枢軸９、９の軸方向に関して、中立位置に復帰させられる事で停止する。本例の場合、上記通過トルクの急変動時に、上記リンク腕１９ａを構成する第一のリンク腕４６の先端部が、上述の様に、カム面２１ａの急傾斜部９２に当接している。この為、上記各トラニオン７ａ、７ａの傾斜角度の変化量に対する上記スプール１５ａの軸方向の変位量が大きくなる。従って、上記通過トルクの急変動に伴う、上記トロイダル型無段変速ユニット４８の変速比の変化を少なく抑えられる。そして、この変速比の変化を少なく抑えられる為、この変速比に関するハンチングの発生を防止できる。
【００６８】
更に、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１２のスプール１５ａを変位させる為のプリセスカム１８ａとリンク腕１９ａとの位置関係を工夫しているので、前記ロッド１７ａを介して上記プリセスカム１８ａを支持した前記トラニオン７ａの弾性変形に伴う、前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、前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１８ａが（径方向に）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。
【００６９】
次に、図９〜１０は、請求項１、３に対応する、本発明の実施の形態の第２例として、本発明を、前述の図１５に示した様な、パワー・スプリット型の無段変速装置に適用した場合に就いて示している。パワー・スプリット型の無段変速装置の場合、高速用クラッチ２９と低速用クラッチ４４（図１５参照）との断接に伴う、低速モードと高速モードとの切換時に、上記無段変速装置に組み込んだトロイダル型無段変速ユニット４８ａは、最大増速状態にある。そして、モード切り換えに伴って、このトロイダル型無段変速ユニット４８ａを通過するトルク（通過トルク）の方向と大きさとが変化する。そして、前述した従来構造の様に、プリセスカムのカム面のカムリードが全長に亙って小さい場合には、この様な通過トルクの急変動に伴って、前述した様な変速比の急変動及びハンチングが発生する。
【００７０】
これに対して本例の場合には、プリセスカム１８ｂに設けたカム面２１ｂの一部で、上記トロイダル型無段変速ユニット４８ａの変速比が最大増速状態である場合にリンク腕１９ａを構成する第一の腕片４６の先端部が当接する部分に、急傾斜部９２ａを設けている。即ち、本例の場合には、上記プリセスカム１８ｂのカム面２１ｂは、緩傾斜部９１ａと、この緩傾斜部９１ａの低端側から連続する急傾斜部９２ａとから成る。このうちの緩傾斜部９１ａのカムリード（傾斜角度）は、例えば２０ｍｍ／３６０度と、比較的小さな値にして、変速動作を安定して行なえる様にしている。これに対して上記急傾斜部９２ａのカムリードは、例えば４４ｍｍ／３６０度と、比較的大きな値にして、上記プリセスカム１８ｂが少し回動しただけでも、変速比制御弁１２するスプール１５ａを十分に軸方向に変位させられる様にしている。上記急傾斜部９２ａの設置範囲については、前述した第１例の場合と同様に考える。
【００７１】
この様に構成する本例の場合も、前記高速用クラッチ２９と低速用クラッチ４４との断接に伴う、低速モードと高速モードとの切換時モードを切り換える事に伴ってトロイダル型無段変速機の通過トルクが急激に変動しても、このトロイダル型無段変速機の変速比の変動を抑えられる。この点に就いて確認する為に本発明者が行なった実験の結果に就いて、図１１により説明する。
【００７２】
この実験の条件は、カムリードの点を除き、前述の図１８にその結果を示した実験の場合と同様である。即ち、トロイダル型無段変速機を最大増速状態（変速比０．５）とした状態で、入力軸を２０００ｍｉｎ^−１を目標に回転させつつ、上記トロイダル型無段変速機を通過するトルクを、０．５秒弱の間に、＋３５０Ｎｍから−２８０Ｎｍにまで変動させた。但し、プリセスカムのカム面のカムリードは、４４ｍｍ／３６０度とした。
【００７３】
この様な条件で行なった実験の結果を表した図１１中、（Ａ）の実線は入力軸の回転速度と経過時間との関係を、同じく破線は出力軸の回転速度と経過時間との関係を、（Ｂ）の実線は入力軸のトルクと経過時間との関係を、同じく破線は出力軸のトルクと経過時間との関係を、それぞれ表している。この様な実験の結果を表した図１１から明らかな通り、プリセスカムのカムリードが大きい（４４ｍｍ／３６０度）場合には、通過トルクの急変動に拘らず、トロイダル型無段変速機の変速比の変動並びにハンチングの発生を抑えられる。
【００７４】
【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、トルクの急変動時にトロイダル型無段変速機の変速比が大きく変動したり、更にハンチングを起こす事を防止して、乗員に違和感を与える事のない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】一部を省略して示す底面図。
【図５】図４のＣ−Ｃ断面図。
【図６】プリセスカムを含むフィードバック機構部分を説明する為の断面図。
【図７】プリセスカムを取り出して示す斜視図。
【図８】トロイダル型無段変速機の変速比及び通過トルクと無段変速装置全体の変速比（速度比）との関係を示す線図。
【図９】本発明の実施の形態の第２例を示す、図６と同様の図。
【図１０】同じく図７と同様の図。
【図１１】上記第２例の効果を確認する為に行なった実験の結果を示す線図。
【図１２】無段変速装置に組み込まれるトロイダル型無段変速機の１例を示す断面図。
【図１３】図１２のＤ−Ｄ断面図。
【図１４】図１２のＥ−Ｅ断面図。
【図１５】本発明の対象となる、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１６】従来使用されていたプリセスカムを取り出して示す斜視図。
【図１７】このプリセスカムを含むフィードバック機構部分を説明する為の断面図。
【図１８】従来構造で行なった実験の結果を示す線図。
【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、１８ａ、１８ｂプリセスカム
１９、１９ａリンク腕
２０同期ケーブル
２１、２１ａ、２１ｂ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、２９ａ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後退用クラッチ
４６第一の腕片
４７第二の腕片
４８、４８ａトロイダル型無段変速ユニット
４９第一の遊星歯車式変速ユニット
５０第二の遊星歯車式変速ユニット
５１第三の遊星歯車式変速ユニット
５２出力軸
５３伝達軸
５４折れ曲がり壁部
５５連結部材
５６ねじ
５７スラスト玉軸受
５８スラストアンギュラ玉軸受
５９ａ、５９ｂ支持板
６０ケーシング
６１アクチュエータボディ
６２支柱
６３ａ、６３ｂ支持ポスト部
６４支持環部
６５ボルト
６６連結板
６７ボルト
６８ａ、６８ｂ段部
６９ロッド部
７０天板部
７１ａ、７１ｂ位置決め凹部
７２位置決めスリーブ
７３センサ
７４駆動軸
７５前端壁
７６ギヤポンプ
７７中空回転軸
７８第一の太陽歯車
７９第一のキャリア
８０遊星歯車
８１遊星歯車
８２遊星歯車
８３第一のリング歯車
８４第二の太陽歯車
８５第二のキャリア
８６第三の太陽歯車
８７第二のリング歯車
８８遊星歯車
８９遊星歯車
９１、９１ａ緩傾斜部
９２、９２ａ急傾斜部[0001]
[Industrial applications]
The 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 prevent an unstable shifting state even under a situation in which the transmitted torque fluctuates abruptly, irrespective of a displacement due to an assembling gap or elastic deformation of each component. It is.
[0002]
[Prior art]
The use of a toroidal-type continuously variable transmission as shown in FIGS. 12 to 14 has been studied as an automatic transmission for an automobile, and has been partially implemented. This toroidal-type continuously variable transmission is called a double-cavity type, 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. Each of these power rollers 6, 6 is rotatably supported on the inner surface of a trunnion 7, 7, which is a support member described in the claims, via support shafts 8, 8 and a plurality of rolling bearings. I have. The trunnions 7, 7 are respectively provided at both ends in the longitudinal direction (vertical direction in FIGS. 12, 14 and front and back in FIG. 13) with pivots 9, 9 provided concentrically with respect to the trunnions 7, 7, respectively. 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. 14 is displaced to the lower side in FIG. 14 and the power roller 6 on the left side in FIG. 14 is displaced to the upper side in FIG. As a result, the direction of the tangential force acting on the rolling contact portion between the peripheral surface of each of the power rollers 6, 6 and the inner surfaces of the input disks 2, 2, and the output disks 5, 5 changes. (Side slip occurs at the rolling 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 speed ratio control valve 12 is displaced in an axial direction (front and back directions in FIG. 12 and left and right directions in FIG. 14) 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-hand side in FIGS. 12 and 13) input-side disc 2 is driven by a driving 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. 13 by moving the pivots 9, 9 in the axial direction. As shown in FIG. 13, the peripheral surfaces of the upper power rollers 6, 6 are closer to 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 of FIG. 13, and the peripheral surfaces of the 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. 15 shows a continuously variable transmission described in Patent Document 4 of the above Patent Documents. This continuously variable transmission is a so-called power split type, and includes a double cavity type toroidal type continuously variable transmission 24, and a planetary gear type transmission 25 corresponding to the planetary gear mechanism described in the claims. Are 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]
For this purpose, the tip of the input shaft 1 (the right end in FIG. 15) penetrating through the center of the toroidal type continuously variable transmission 24 and supporting a pair of input side disks 2 and 2 at both ends, A transmission shaft 28, which is fixed to the center of a support plate 27 that supports a ring gear 26 constituting the planetary gear type transmission 25 and corresponds to a second power transmission mechanism described in claims, is connected to a high-speed clutch. 29. The configuration of the toroidal-type continuously variable transmission 24 is substantially the same as the conventional structure shown in FIGS. 12 to 14 except for a pressing device 23a described below.
[0015]
Further, between the output side end (right end in FIG. 15) of the crankshaft 31 of the engine 30 as the drive source and the input side end (= base end = left end in FIG. 15) 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. 15). 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. 15) 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 a pair of output-side disks 5, 5 constituting the toroidal type continuously variable transmission 24 are connected to a power transmission mechanism 38 corresponding to a first power transmission mechanism described in the claims. Thus, the connection of the rotational force is possible. 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. 15) 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, the other end of the transmission shaft 39 (the right end in FIG. 15), 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. Rotate at a speed corresponding to the number of teeth of the sprockets 40a and 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. 15 includes a clutch mechanism constituting a mode switching means described in the claims. 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. 15) 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, 2 and the pair of output-side disks 5, 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 and the rotation speed of the ring gear 26 (both angular velocities) become the same, the rotation speed of the ring gear 26 and the output shaft 33 become the same. 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 disks 5, 5 instead of from the input-side disks 2, 2, (the torque applied at low speed is increased). A negative torque is applied when the torque is. 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]
In addition, as the continuously variable transmission which 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 is also disclosed in Patent Document 5. And are conventionally known. In the case of a continuously variable transmission called a geared / neutral type, in the low-speed mode, the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission is changed so that the rotation speed of the input shaft of the continuously variable transmission is kept constant. The rotational speed of the output shaft of the stepped 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]
Conventionally, as shown in FIG. 16, the inclination angle of the cam surface 21 (= cam lead) as the precess cam 18 constituting the feedback mechanism of the toroidal type continuously variable transmission 24, including the case where the cam is incorporated into the continuously variable transmission as described above, is used. = Gain). As shown in FIG. 17, the tip of the first arm 46 constituting the link arm 19 abuts against the cam surface 21, and the tip of the second arm 47 constitutes the transmission ratio control valve 12. To the end of the spool 15 to be mounted. In the actual toroidal type continuously variable transmission 24, the gear ratio control valve 12 is disposed below the power rollers 6, 6 as shown in FIG. 14 and FIGS. However, in FIG. 17 and FIGS. 6 and 9 described below, the speed ratio control valve 12 is described at a position shifted from below each of the power rollers 6 and 6 for the sake of explanation.
[0027]
The inclination angle of the cam surface 21 of the precess cam 18 is important from the viewpoint of ensuring the stability of the toroidal type continuously variable transmission 24. For example, Non-Patent Document 1 describes that the smaller the inclination angle is, the more stable the shift operation is. Further, Patent Document 6 discloses an invention in which useless arrangement of a precess cam suppresses unnecessary movement of a speed ratio control valve at the time of sudden fluctuation of torque passing through a toroidal type continuously variable transmission. . Further, Patent Documents 7 to 9 disclose that when the inclination angle of the trunnion becomes excessively large by steepening the inclination angle of a portion deviating from a portion where the link arm normally contacts at both ends of the cam surface, An invention that quickly reverses this is described. Further, Patent Document 10 discloses an invention in which the inclination angle of the cam surface is continuously changed in order to optimize the relationship between the change ratio of the speed ratio and the change in the rotation speed of the engine.
[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 2001-317601 A
[Patent Document 7]
JP-A-5-26317
[Patent Document 8]
JP-A-11-37241
[Patent Document 9]
JP-A-11-325210
[Patent Document 10]
JP-A-1-295070
[Non-patent document 1]
Hirohisa Tanaka, "Troidal CVT", Corona Co., Ltd., July 13, 2000, p. 63
[0029]
[Problems to be solved by the invention]
As described in each of the above-mentioned patent documents and non-patent documents, there are conventionally known various techniques for devising the arrangement and shape of the precess cams constituting the feedback mechanism of the toroidal-type continuously variable transmission. However, in a continuously variable transmission combining a toroidal type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission as shown in Patent Documents 4 and 5, the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission fluctuates rapidly during mode switching. There is no known technique to prevent this. That is, the continuously variable transmission is provided with a high-speed clutch and a low-speed clutch constituting mode switching means, and when a predetermined gear ratio is reached during forward movement, the low-speed clutch is connected and disconnected based on the connection and disconnection of these two clutches. Mode and high-speed mode are switched. It is widely known that at the time of such mode switching, the magnitude and direction of the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission suddenly change.
[0030]
The components of the toroidal-type continuously variable transmission are elastically deformed (according to the passing torque) as power is transmitted, and are displaced in accordance with the assembling clearance. Of these, the amount of deformation based on the elastic deformation changes according to the magnitude of the passing torque. Further, the direction of displacement based on the assembly gap changes according to the direction in which torque passes. Then, due to the elastic deformation and the displacement based on the assembling gap, the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission fluctuates regardless of whether or not there is a speed command at that time, and furthermore, the speed ratio fluctuates finely, so-called. Hunting occurs.
[0031]
FIG. 18 shows the results of an experiment performed by the present inventor to know the state of the speed ratio fluctuation of the toroidal-type continuously variable transmission due to the fluctuation of the passing torque. In this experiment, a toroidal type continuously variable transmission equipped with a loading cam type pressing device 23 as shown in FIGS. 12 and 13 was replaced with a power split type continuously variable transmission as shown in FIG. Assuming that it was incorporated, it was performed with a dynamo device. Specifically, with the toroidal-type continuously variable transmission in the maximum speed-up state (speed ratio: 0.5), the input shaft was moved for 2000 minutes. ^-1 , The torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission was varied from +350 Nm to -280 Nm in less than 0.5 seconds. The cam lead on the cam surface of the precess cam was 20 mm / 360 degrees. When the passing torque is positive (+), the power is transmitted from the input disk to the output disk, and when the passing torque is negative (-), the power is transmitted from the output disk to the input disk. Each state.
[0032]
In FIG. 18 showing the results of the experiment performed under such conditions, the solid line in (A) shows the relationship between the rotation speed of the input shaft and the elapsed time, and the broken line shows the relationship between the rotation speed of the output shaft and the elapsed time. The solid line in (B) shows the relationship between the torque of the input shaft and the elapsed time, and the broken line also shows the relationship between the torque of the output shaft and the elapsed time. As is clear from FIG. 18 showing the results of such an experiment, when the cam lead of the precess cam is small (20 mm / 360 degrees), the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission is reduced due to a sudden change in the passing torque. Hunting, which changes pulsatingly in a large and short time, occurs. In the experiment, a transmission gear was provided between the input shaft and the output shaft. Further, the pressing force by the pressing device is excessive. Therefore, the transmission efficiency of the toroidal-type continuously variable transmission is lower than in the actual case.
[0033]
The present inventor considered the occurrence of such hunting as follows. With the variation of the passing torque, the amount and direction of the displacement based on the elastic deformation and the internal gap of each part changes, and each power roller is driven on the input side even though the sleeve of the speed ratio control valve is not displaced. It is displaced from the neutral position in the circumferential direction of both the output side disks (the contact direction of the rolling contact portion). As a result of this displacement, a side slip occurs at the rolling contact portion between the peripheral surface of each of the power rollers and the inner surface of each of the disks, and the trunnion tilts about the pivot axis. Is performed. Then, based on this shift operation, the precess cam is displaced, the spool of the shift control valve is displaced in the axial direction, and the trunnion is displaced by an amount corresponding to the elastic deformation of each part and the displacement of each power roller based on the internal clearance. The trunnion stops in a state where the trunnion is inclined from the original position (the gear ratio fluctuates).
[0034]
In such a case, if the cam lead of the precess cam is small, the trunnion is greatly inclined, and the change ratio of the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission becomes large. For example, when the trunnion is displaced by 1 mm in the axial direction of a pivot provided at both ends of the trunnion based on the elastic deformation and the internal clearance of the respective parts, even though the sleeve of the speed ratio control valve is not displaced. Think about it. In this case, if the cam lead on the cam surface of the precess cam is 20 mm / 360 degrees, the trunnion is inclined about the pivot axis by 360 degrees / (20 mm / 1 mm) = 18 degrees to form a toroidal-type continuously variable transmission. Is greatly changed in a short time. In other words, in order to stop the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission from changing any further, in order to return the trunnion to the neutral position, the precess cam needs to be rotated by 18 degrees, and accordingly, The gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission greatly changes.
[0035]
When the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission changes greatly in a short time, a large inertia connected to the output shaft side (in an experiment using a dynamo device, the inertia of the output dynamo side, The excessive torque is input to the toroidal-type continuously variable transmission based on the inertia moment generated by the inertia based on the gross vehicle weight). As a result, the speed ratio control of the toroidal type continuously variable transmission becomes unstable, and hunting as shown in FIG. 18 occurs. In order to suppress such hunting, it is conceivable to reduce the amount of change in the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission based on the elastic deformation and the internal clearance of the respective portions. In order to suppress the variation of the gear ratio, it is conceivable to increase the cam lead on the cam surface of the precess cam. However, it is not preferable to simply increase the size of the cam lead, as can be understood from the above-mentioned Non-Patent Document 1, since the shift control in the normal state becomes unstable.
The continuously variable transmission according to the present invention has been made in view of such circumstances.
[0036]
[Means for Solving the Problems]
The continuously variable transmission according to the present invention includes an input shaft, an output shaft, and a toroidal-type continuously variable transmission, like the conventionally known continuously variable transmission described in Patent Documents 4 and 5 described above. , A planetary gear mechanism, a first power transmission mechanism, a second power transmission mechanism, and mode switching means.
The input shaft is connected to a drive source and is driven to rotate by the drive source.
The output shaft is for extracting power based on the rotation of the input shaft.
Further, the toroidal type continuously variable transmission has an input-side disk supported concentrically and independently rotatably independently of each other in a state in which respective inner surfaces, each of which is a concave surface having an arc-shaped cross section, face each other. And a plurality of support members that swing about a pivot that is twisted with respect to the central axis of the input side disk and the output side disk, and the input side disk supported by each of the support members. A power roller sandwiched between the disk and the output side disk, a power roller having a spherical convex surface on its peripheral surface, a hydraulic actuator for displacing each of the support members in the axial direction of the pivot, and A gear ratio control valve that controls the supply and discharge of hydraulic pressure, and a feedback mechanism that displaces a valve component of the gear ratio control valve in accordance with the displacement of each of the support members. That.
The feedback mechanism is concentrically coupled to a pivot supporting one of the support members, and is displaced in the axial and rotational directions together with the pivot, and the cam surface of the precess cam is displaced. And a link arm for transmitting the valve component to the valve component and displacing the valve component in the axial direction.
The planetary gear mechanism is provided with at least one sun gear, at least one ring gear disposed around the sun gear, and provided between the sun gear and the ring gear to be concentric with the sun gear. And a plurality of planetary gears rotatably supported by at least one carrier rotatably supported, and each of these planetary gears is meshed with the sun gear and the ring gear.
Further, the first power transmission mechanism transmits power input to the input shaft to components of the planetary gear mechanism via the toroidal-type continuously variable transmission.
The second power transmission mechanism transmits the power input to the input shaft to the components of the planetary gear mechanism without passing through the toroidal-type continuously variable transmission.
Then, for example, the power transmitted through the first power transmission mechanism and the power transmitted through the second power transmission mechanism can be freely transmitted to two of the plurality of members constituting the planetary gear mechanism. The output shaft is freely connectable to other members.
Further, the mode switching means switches a state in which the power input to the input shaft is sent to the planetary gear mechanism through the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism, and in a state at the time of forward movement. This realizes two types of modes.
In particular, in the continuously variable transmission according to the present invention, a cam lead at a portion of the cam surface where the end of the link arm abuts while the mode switching means switches between the two modes. Is larger than the other parts of the cam lead.
[0037]
[Action]
In the case of the continuously variable transmission of the present invention configured as described above, even if the passing torque of the toroidal type continuously variable transmission fluctuates as the mode switching means switches between the two types of modes, the toroidal type continuously variable transmission can be used. Fluctuations in the speed ratio of the continuously variable transmission can be suppressed. That is, when the mode is switched, the end of the link arm constituting the feedback mechanism is in contact with a portion of the cam surface where the cam lead is larger. Therefore, when the support member is tilted from the original position based on the displacement of the power roller due to the torque fluctuation, the support member is stopped only by slightly tilting the support member (the support member returns to the neutral position). For this reason, when the passing torque suddenly changes due to the mode switching, a change in the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission can be suppressed to a small extent, and further, the occurrence of hunting related to this speed ratio can be prevented.
In addition, since the cam leads in the other portions of the cam surface are kept small, the speed change control in the normal state can be stably performed.
[0038]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
FIGS. 1 to 8 show a case where the present invention is applied to a geared neutral type continuously variable transmission as a first example of an embodiment of the present invention corresponding to claims 1 and 2. FIG. 1 to 7 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.
[0039]
The continuously variable transmission according to the present embodiment includes a toroidal-type continuously variable transmission unit 48 corresponding to the toroidal-type continuously variable transmission described in the claims and a second embodiment corresponding to the planetary gear mechanism described in the claims. It is configured by combining first to third planetary gear type transmission units 49 to 51, and has an input shaft 1 a and an output shaft 52. In the illustrated example, a transmission shaft 53 is provided between the input shaft 1a and the output shaft 52 so as to be concentric with the shafts 1a and 52 and freely rotate relative to the shafts 1a and 52. Then, in a state where the first and second planetary gear type transmission units 49 and 50 are bridged between the input shaft 1a and the transmission shaft 53, the third planetary gear type transmission unit 51 is connected to the transmission shaft. Each is provided in a state of bridging between the output shaft 53 and the output shaft 52.
[0040]
The toroidal-type continuously variable transmission unit 48 includes a pair of input-side disks 2a and 2b, an integrated output-side disk 5a, and a plurality of power rollers 6 and 6, each of which is described in claims. A plurality of trunnions 7a, 7a as support members are provided. 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 provided in a plural number between the both side surfaces in the axial direction of the output side disk 5a and the one side surface in the axial direction of both the input side disks 2a, 2b in the axial direction. (In the example, two each). 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.
[0041]
In the case of the present example, as shown in FIG. 2, the tips of a pair of bent wall portions 54, 54 provided at both ends in the longitudinal direction of the trunnions 7a, 7a supporting the power rollers 6, 6, respectively. The parts are connected by connecting members 55, 55. Such a connecting member 55 is provided so as to straddle the power roller 6, and with its two end faces abutting against the mutually facing inner side faces of the bent wall portions 54, 54 of the trunnion 7 a, the screws 56, 56, the trunnions 7a are fixedly connected to the trunnions 7a. In the case of the present example in which such connecting members 55 are provided, the bending stiffness of the trunnions 7a, 7a can be improved, and the trunnions 7a, 7a can be hardly elastically deformed.
[0042]
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 can be prevented, and the power rollers 6, 6 and the rod 17a supported by the first half of the support shaft 8a can be prevented. The displacement of the position of the precess cam 18a fixed to the front end (lower end) can be suppressed. Accordingly, as will be described later, the gear is changed by devising the shape of the cam surface 21a of the precess cam 18a and devising the contact position between the cam surface 21a and the first arm piece 46 of the link arm 19a. Operation can be made more stable. In the case of this example, the support shaft 8a and the outer ring constituting the thrust ball bearing 57 for rotatably supporting the power roller 6 are formed integrally.
[0043]
Further, in the case of this example, both ends in the axial direction of the output side disk 5a are rotatably supported by rolling bearings such as a pair of thrust angular ball bearings 58, 58. For this reason, in the case of the present example, a pair of support plates 59a, 59b for supporting both ends of each of the trunnions 7a, 7a is provided inside the casing 60 via an actuator body 61 to support the pair of support plates 59a, 59b. A pair of columns 62, 62 are provided. Each of the columns 62, 62 is formed by connecting a pair of support posts 63a, 63b concentrically provided on a radially opposite side of the input shaft 1a with an annular support ring 64. Become. The input shaft 1a passes through the inside of the support ring 64.
[0044]
The lower ends of the columns 62 are fixedly connected to the upper surface of the actuator body 61 by a plurality of bolts 65, 65, respectively. On the other hand, the upper ends of the columns 62 are fixed to the lower surface of the connecting plate 66 by bolts 67, 67, respectively. The pair of columns 62, 62 are connected and fixed between the upper surface of the actuator body 61 and the lower surface of the connection plate 66 in this manner. In this state, of the support posts 63a, 63b provided near both ends of the columns 62, 62, the lower support post 63a, 63a is located just above the upper surface of the actuator body 61. Exists. The lower support plate 59a of the pair of support plates 59a, 59b is externally fitted to and supported by the support posts 63a, 63a of the two columns 62, 62. The upper support posts 63b, 63b are located immediately below the lower surface of the connection plate 66. The upper support plate 59b of the pair of support plates 59a, 59b is externally fitted to and supported by the support posts 63b, 63b of the columns 62, 62.
[0045]
The actuator body 61 of the actuator body 61 and the connection plate 66 connected to each other by the pair of columns 62, 62 is fixed to a lower portion of the casing 60. To this end, step portions 68a and 68b are formed near the opening at the lower end of the inner surface of the casing 60. When the actuator body 61 is fixed in the casing 60, portions of the actuator body 61 near both ends in the width direction of the upper surface are abutted against the step portions 68a and 68b. Then, a bolt (not shown) inserted from below through a bolt insertion hole formed in a part of the actuator body 61 corresponding to each of the steps 68a, 68b is screwed into a screw hole opened in each of the steps 68a, 68b. Screw together and tighten further.
[0046]
In the actuator body 61, 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. . 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 these rods 17a, 17b is longer than the other rod 17b, and its tip (lower end) protrudes from the lower surface of the actuator body 61. The precess cam 18a, which constitutes a feedback mechanism which is a feature of the present invention, is externally fitted and fixed to the tip of the one rod 17a.
[0047]
As shown in FIGS. 6 and 7, the cam surface 21 a of the precess cam 18 a includes a gentle slope 91 and a steep slope 92 continuous from the high end of the gentle slope 91. Of these, the cam lead (inclination angle) of the gently inclined portion 91 is set to a relatively small value, for example, 20 mm / 360 degrees, so that the shifting operation can be performed stably. On the other hand, the cam lead of the steeply inclined portion 92 has a relatively large value of, for example, 44 mm / 360 degrees (for example, about 2 to 3 times the gentlely inclined portion), and the precess cam 18a is slightly rotated. However, the spool 15a described below can be sufficiently displaced in the axial direction.
[0048]
In the state where the toroidal type continuously variable transmission unit 48 is assembled, the distal end of the first arm 46 of the link arm 19a is brought into contact with the cam surface 21a as described above. When the precess cam 18a is displaced in the axial or rotational direction together with the trunnion 7a and the rod 17a, the displacement is transmitted to the spool 15a of the speed ratio control valve 12 via the link arm 19a. ing. The tip of the first arm 47 abuts on the steeply inclined portion 92 because the toroidal type continuously variable transmission unit 48 is in the maximum deceleration state as shown in the upper half of FIG. And in the vicinity. In other words, except when the toroidal type continuously variable transmission unit 48 is in the state of maximum deceleration and in the vicinity thereof, the distal end of the first arm 46 is configured to abut the gentle slope 91.
[0049]
In the case of this example, the contact point x at which the cam surface 21a and the tip of the first arm piece 46 are in sliding contact is regulated as follows. That is, the contact point x is supported by the trunnion 7a provided with the precess cam 18a in a state where the speed change state between each of the input-side disks 2a and 2b and the output-side disk 5a is the maximum deceleration state. 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 18a (the same as the center of the pivot 9 provided at the end of the trunnion 7a). It is located on a plane.
[0050]
In the case of the continuously variable transmission of the present embodiment incorporating the toroidal-type continuously variable transmission unit 48, the speed ratio of the entire continuously variable transmission is, as described later, the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 48 in the low-speed mode. 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 speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 48 changes to the speed increasing side as the speed ratio increases. Therefore, switching between the low speed mode and the high speed mode is performed when the toroidal type continuously variable transmission unit 48 is in the maximum deceleration state. As described above, when the toroidal type continuously variable transmission unit 48 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 18a 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 α in FIG. Then, when the precess cam 18a is viewed in the axial direction, the steeply inclined portion 92 of the cam surface 21a overlaps with the chain line α, and the steeply inclined portion 92 and the tip of the first arm 46 are connected. Abut
[0051]
The contact point x is an imaginary plane including the dashed line α and the central axis of the rod 17a to which the precess cam 18a is fixed at the distal end thereof, that is, in FIG. Located on a virtual plane. When the toroidal type continuously variable transmission unit 48 is in the maximum deceleration state, and the rotation center axis of the power roller 6 is parallel to the chain line α, the trunnion 7a is elastically deformed based on the thrust load applied to the power roller 6. Then, the central axis (oscillation central axis) of the precess cam 18a moves on the chain line α. The contact point x is also displaced on the chain line α with respect to the cam surface 21a in the diameter direction of the precess cam 18a. Since the height of the cam surface 21a does not change in the diameter direction of the precess cam 18a, even if the contact point x is displaced on the chain line α, the contact point x is not displaced in the front and back directions in FIG. . Therefore, the spool 15a connected to the first arm 46 via the rod 69 and the second arm 47 is not pushed or pulled, and the speed ratio control valve 12 including the spool 15a is not pushed or pulled. Does not switch.
[0052]
Preferably, the tip of the first arm 46 is formed in a spherical shape, and the tip and the cam surface 21a are brought into point contact. With this configuration, the contact state between the cam surface 21a and the tip of the first arm piece 46 can be properly adjusted without particularly restricting the disposition direction of the link arm 19a with respect to the cam surface 21a. it can. On the other hand, when a structure is adopted in which the tip of the first arm 46 and the cam surface 21a are in line contact with each other, the displacement of the precess cam 18a (normal rotation and axial displacement and elasticity of the trunnion). Regardless of the displacement caused by the deformation), the arrangement direction of the link arm 19a including the first arm piece 46 is restricted so that the contact state between the tip portion and the cam surface 21a does not become defective. Is preferred.
[0053]
On the other hand, the connection plate 66 is installed at a predetermined position in the casing 60. In the case of the illustrated example, a cylindrical positioning sleeve is provided between positioning concave portions 71a and 71b formed in opposing portions of the upper surface of the connecting plate 66 and the lower surface of the top plate portion 70 of the casing 60, respectively. 72, 72. With this structure, the upper and lower ends of the pair of columns 62, 62 are supported and fixed to the casing 60 while being positioned.
[0054]
Thus, it is provided in the middle part of a pair of columns 62, 62 fixed at a predetermined position in the casing 60, 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 64, 64 located at the center of each existing cavity (space). For this reason, between each of the support ring portions 64, 64 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. , And the thrust angular ball bearings 58, 58. With this configuration, the output-side disk 5a is rotatably supported between the columns 62, 62 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 regular intervals in the circumferential direction, and the detecting portion of the rotational speed detecting sensor 73 fixed to the casing 60 is connected to the output side. The rotational speed of the output-side disk 5a can be detected by making the disk 5a closely approach the outer peripheral edge of the disk 5a.
[0055]
In the case of the continuously variable transmission according to the present invention, the base end (the left end in FIG. 1) of the input shaft 1a is connected to the crankshaft of the engine, which is a drive source (not shown), via the drive shaft 74. The input shaft 1a is driven to rotate by a crankshaft. 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, a hydraulic pump for displacing the trunnions 7a, 7a for shifting by the gear pump 76, which is a hydraulic pressure source, built in the front end wall 75 of the casing 60, and a patent. Pressure oil can be freely supplied to a hydraulic cylinder for connecting and disconnecting a low-speed clutch 44a and a high-speed clutch 29a to be described later, which constitute the mode switching means described in the claims.
[0056]
The base end (the left end in FIGS. 1 and 3) of the hollow rotary shaft 77 is spline-engaged with the output side disk 5a. Then, the hollow rotary shaft 77 is inserted through the inside of the input side disk 2b on the far side (right side in FIGS. 1 and 3) from the engine, so that the rotational force of the output side disk 5a can be freely taken out. Further, the first planetary gear type speed change unit 49 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 77. A first sun gear 78 is fixed.
[0057]
On the other hand, a first carrier 79 is provided so as to span the portion of the input shaft 1a (the right end in FIGS. 1 and 3) protruding from the hollow rotary shaft 77 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 of a double pinion type, are provided at circumferentially equally spaced positions (generally at three to four locations) on both axial side surfaces of the first carrier 79. Planet gears 80 to 82 for constituting the transmission units 49 and 50 are rotatably supported. Further, a first ring gear 83 is rotatably supported around one half (the right half in FIG. 1) of the first carrier 79.
[0058]
Of the planetary gears 80 to 82, the planetary gear 80 provided on the inner side in the radial direction of the first carrier 79 near the toroidal-type continuously variable transmission unit 48 (leftward in FIGS. 1 and 3) is the first planetary gear 80. Of the sun gear 78. Further, a planetary gear 81 provided on the side remote from the toroidal type continuously variable transmission unit 48 (right side in FIGS. 1 and 3) with respect to the radial direction of the first carrier 79 is a second planetary gear described in claims. And a second sun gear 84 fixed to the base end (the left end in FIG. 1) of the transmission shaft 53 constituting the power transmission mechanism. Further, the remaining planetary gears 82 provided on the outer side in the radial direction of the first carrier 79 are larger in axial dimension than the planetary gears 80 and 81 provided on the inner side, and these two planetary gears 80, 81. Further, the remaining planetary gear 82 and the first ring gear 83 are meshed. In addition, instead of making the planetary gears radially outwardly independent from each other between the first and second planetary gear type transmission units 49 and 50, a structure in which a wide ring gear meshes with both planetary gears is also used. Can be adopted.
[0059]
On the other hand, a second carrier 85 for constituting the third planetary gear type transmission unit 51 is fixedly connected to the base end (the left end in FIG. 1) of the output shaft 52. The second carrier 85 and the first ring gear 83 are connected via the low speed clutch 44a to constitute a first power transmission mechanism described in the claims. Further, a third sun gear 86 is fixed to a portion of the transmission shaft 53 closer to the tip (closer to the right end in FIG. 1). A second ring gear 87 is disposed around the third sun gear 86, and the high-speed clutch 29a is disposed between the second ring gear 87 and a fixed portion such as the casing 60. Provided. Further, a plurality of sets of planetary gears 88 and 89 arranged between the second ring gear 87 and the third sun gear 86 are rotatably supported by the second carrier 85. These planetary gears 88 and 89 mesh with each other, and the planetary gear 88 provided on the inside in the radial direction of the second carrier 85 is provided on the third sun gear 86, and the planetary gear 89 provided on the outside is provided on the third carrier 85. The second ring gear 87 meshes with each other.
[0060]
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 77. When the low speed clutch 44a is connected and the high speed clutch 29a is disconnected, the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 48 is changed to keep the rotation speed of the input shaft 1a constant. The rotation speed of the output shaft 52 can be freely converted into the normal rotation and the reverse rotation with the stop state interposed therebetween.
[0061]
That is, in this state, the differential component between the first carrier 79 rotating in the forward direction with the input shaft 1a and the first sun gear 78 rotating in the reverse direction with the hollow rotating shaft 77 is The power is transmitted from one ring gear 83 to the output shaft 52 via the low speed clutch 44a and the second carrier 85. In this state, the output shaft 52 is stopped by setting the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 48 to a predetermined value, and the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 48 is increased from the predetermined value. The output shaft 52 is rotated in a direction to move the vehicle backward by changing the output shaft 52 to the side. On the other hand, by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 48 from the predetermined value to the deceleration side, the output shaft 52 is rotated in a direction in which the vehicle moves forward.
[0062]
Further, in a state where the connection of the low speed clutch 44a is disconnected and the high speed clutch 29a is connected, the output shaft 52 is rotated in a direction for moving the vehicle forward. That is, in this state, the first carrier 79 that rotates in the forward direction together with the input shaft 1a and the first sun gear 78 that rotates in the opposite direction to the first carrier 79 together with the hollow rotating shaft 77. The rotation of the planetary gear 80 of the first planetary gear type transmission unit 49, which rotates according to the differential component, is transmitted via another planetary gear 82 to the planetary gear 81 of the second planetary gear type transmission unit 50. And the transmission shaft 53 is rotated via the second sun gear 84. A third sun gear 86 provided at the tip of the transmission shaft 53, and a second ring gear 87 and a planetary gear that together with the third sun gear 86 constitute the third planetary gear type transmission unit 51. Based on the engagement with 88 and 89, the second carrier 85 and the output shaft 52 connected to the second carrier 85 are rotated in the forward direction. In this state, the rotational speed of the output shaft 52 can be increased as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 48 is changed to the speed increasing side.
[0063]
FIG. 8 shows the speed ratio (reduction ratio) of the toroidal type continuously variable transmission unit (Variator), the speed ratio of the entire continuously variable transmission, and the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission 48 (passing torque). ) Is shown. The vertical axis on the left side of FIG. 8 represents the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 48, the vertical axis on the right side also represents the passing torque, and the horizontal axis also represents the speed ratio of the entire continuously variable transmission. I have. The horizontal axis is the input shaft 1a of the toroidal type continuously variable transmission 48 for 4500 minutes. ^-1 And the vehicle speed when rotated. The solid line a in FIG. 8 represents the relationship between the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 48 and the speed ratio of the entire continuously variable transmission.
[0064]
As is clear from the solid line a in FIG. 8, when the low speed clutch 44a is connected and the high speed clutch 29a is disconnected, the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 48 is set to 0.6. By setting the degree, the output shaft 52 can be stopped while the input shaft 1a is rotated. The vehicle can be moved forward or backward by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 48 at about 0.6. Further, when the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 48 is about 2.2 to 2.3, the low speed clutch 44a is disconnected, and the high speed clutch 29a is connected. The speed of the vehicle can be increased by changing the speed ratio of the continuously variable transmission unit 48 to the speed increasing side. When the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole is large (when the vehicle speed is close to 0), the output of the engine is reduced so that excessive torque (appropriately causing slip) is not applied to the drive wheels. I have to.
[0065]
When the above-described continuously variable transmission operates, the passing torque of the toroidal-type continuously variable transmission unit 48 is indicated by a broken line b in FIG. ₁ , B ₂ It changes as shown by. Curve b representing this passing torque ₁ , B ₂ Is caused by switching between the high-speed mode and the low-speed mode due to the connection and disconnection of the low-speed clutch 44a and the high-speed clutch 29a. Then, in the discontinuous portion, the magnitude and direction of the torque (passing torque) passing through the toroidal type continuously variable transmission unit 48 fluctuate. When the cam lead on the cam surface of the precess cam is small over the entire length as in the conventional structure described above, such a sudden change in the passing torque causes the sudden change in the speed ratio and hunting as described above. I do.
[0066]
On the other hand, in the case of this example, the curve b ₁ , B ₂ When the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 48 is in the maximum deceleration state, the tip of the first arm piece 46 configuring the link arm 19a is It is in contact with the steeply inclined portion 92 of the cam surface 21a provided on the precess cam 18a. Therefore, as described in the section [Problems to be Solved by the Invention], the trunnions 7a, 7a are connected to the pivots 9, 9 based on the displacement of the power rollers 6, 6 due to the fluctuation of the passing torque. , The trunnions 7a, 7a are stopped only by slightly tilting the trunnions 7a, 7a (the trunnions 7a, 7a return to the neutral position). For this reason, when the passing torque suddenly changes due to the mode switching, the change in the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 48 can be suppressed to a small extent, and further, the occurrence of hunting related to this speed ratio can be prevented. Note that the installation range of the steeply inclined portion 92 is such that the distal end of the first arm 46 is kept in contact with the steeply inclined portion 92 irrespective of the tilting of the trunnion 7 a based on the sudden change of the passing torque. It is preferable to make the distance as narrow as possible within the range described below.
[0067]
That is, when each of the power rollers 6, 6 is displaced in the axial direction of each of the pivots 9, 9 due to the change of the passing torque accompanying the mode switching, the peripheral surface of each of the power rollers 6, 6, and the input side The trunnions 7a, 7a swing from the original maximum deceleration positions around the pivots 9, 9 due to side slip generated at the rolling contact portions with the side surfaces of the output side disks 2a, 2b, 5a. To start. In this swing, the displacement of the cam surface 21a of the precess cam 18a is transmitted to the spool 15a of the speed ratio control valve 12 via the link arm 19a, and the speed ratio control valve 12 is switched to change each of the trunnions 7a. , 7a, the power rollers 6, 6 are stopped by returning to the neutral position in the axial direction of the pivots 9, 9. In the case of this example, at the time of the sudden change of the passing torque, the tip end of the first link arm 46 constituting the link arm 19a is in contact with the steeply inclined portion 92 of the cam surface 21a as described above. For this reason, the amount of displacement of the spool 15a in the axial direction with respect to the amount of change in the inclination angle of each of the trunnions 7a, 7a increases. Therefore, a change in the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 48 caused by the sudden change in the passing torque can be suppressed to a small value. Since the change in the speed ratio can be suppressed to a small value, the occurrence of hunting related to the speed ratio can be prevented.
[0068]
Further, in the case of the continuously variable transmission of this embodiment, as described above, the positional relationship between the precess cam 18a for displacing the spool 15a of the speed ratio control valve 12 and the link arm 19a is devised. The unnecessary change in the speed ratio caused by the elastic deformation of the trunnion 7a supporting the precess cam 18a via the rod 17a can be suppressed to a low level. That is, as described above, even when the precess cam 18a is displaced (in the radial direction) due to the elastic deformation of the trunnion 7a due to the torque fluctuation, the displacement is hardly linked to the displacement of the link arm 19a. Unnecessary displacement can be prevented, and fluctuations in the gear ratio can be suppressed.
[0069]
Next, FIGS. 9 to 10 show a second embodiment of the present invention corresponding to claims 1 and 3, which illustrate the present invention as a power split type wireless communication system as shown in FIG. The case where the present invention is applied to a step transmission is shown. In the case of the power split type continuously variable transmission, when the mode is switched between the low speed mode and the high speed mode due to the connection / disconnection of the high speed clutch 29 and the low speed clutch 44 (see FIG. 15), the power split type continuously variable transmission is incorporated into the above continuously variable transmission. The toroidal type continuously variable transmission unit 48a is in the maximum speed-up state. Then, with the mode switching, the direction and magnitude of the torque (passing torque) passing through the toroidal type continuously variable transmission unit 48a change. When the cam lead on the cam surface of the precess cam is small over the entire length as in the above-described conventional structure, such a sudden change in the passing torque causes a sudden change in the speed ratio and hunting as described above. Occurs.
[0070]
On the other hand, in the case of the present embodiment, a part of the cam surface 21b provided on the precess cam 18b forms the link arm 19a when the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 48a is in the maximum speed increasing state. A steeply inclined portion 92a is provided at a portion where the tip of the first arm piece 46 contacts. That is, in the case of the present example, the cam surface 21b of the precess cam 18b is composed of a gentle slope 91a and a steep slope 92a continuous from the lower end side of the gentle slope 91a. Of these, the cam lead (inclination angle) of the gentle slope portion 91a is set to a relatively small value, for example, 20 mm / 360 degrees, so that the shifting operation can be performed stably. On the other hand, the cam lead of the steeply inclined portion 92a has a relatively large value of, for example, 44 mm / 360 degrees, and the spool 15a for the speed ratio control valve 12 can be sufficiently rotated even if the precess cam 18b is slightly rotated. It can be displaced in the direction. The installation range of the steeply inclined portion 92a is considered in the same manner as in the case of the first example described above.
[0071]
Also in the case of the present embodiment having such a configuration, the toroidal-type continuously variable transmission is switched by switching between the low-speed mode and the high-speed mode when the high-speed clutch 29 and the low-speed clutch 44 are connected and disconnected. Even if the passing torque fluctuates rapidly, fluctuations in the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission can be suppressed. The results of an experiment conducted by the present inventors to confirm this point will be described with reference to FIG.
[0072]
The conditions of this experiment are the same as those of the experiment whose results are shown in FIG. 18 described above, except for the cam lead. That is, with the toroidal-type continuously variable transmission in the maximum speed-up state (speed ratio: 0.5), the input shaft is 2,000 min. ^-1 , The torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission was varied from +350 Nm to -280 Nm in less than 0.5 seconds. However, the cam lead on the cam surface of the precess cam was 44 mm / 360 degrees.
[0073]
In FIG. 11 showing the results of the experiment performed under such conditions, the solid line in (A) shows the relationship between the rotation speed of the input shaft and the elapsed time, and the broken line shows the relationship between the rotation speed of the output shaft and the elapsed time. The solid line in (B) shows the relationship between the torque of the input shaft and the elapsed time, and the broken line also shows the relationship between the torque of the output shaft and the elapsed time. As is clear from FIG. 11 showing the results of such an experiment, when the cam lead of the precess cam is large (44 mm / 360 degrees), the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission is not affected by the rapid change of the passing torque. Fluctuation and occurrence of hunting can be suppressed.
[0074]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured and operates as described above, it prevents the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission from greatly fluctuating or causing hunting when the torque suddenly fluctuates, and gives the occupant a sense of incongruity. A continuously variable transmission without any problems 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 bottom view partially omitted.
FIG. 5 is a sectional view taken along line CC of FIG. 4;
FIG. 6 is a cross-sectional view illustrating a feedback mechanism including a precess cam.
FIG. 7 is a perspective view showing the precess cam taken out.
FIG. 8 is a diagram showing a relationship between a speed ratio and a passing torque of a toroidal type continuously variable transmission and a speed ratio (speed ratio) of the entire continuously variable transmission.
FIG. 9 is a view similar to FIG. 6, showing a second example of the embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a view similar to FIG. 7;
FIG. 11 is a diagram showing the results of an experiment performed to confirm the effect of the second example.
FIG. 12 is a sectional view showing an example of a toroidal type continuously variable transmission incorporated in the continuously variable transmission.
FIG. 13 is a sectional view taken along the line DD in FIG. 12;
FIG. 14 is a sectional view taken along line EE of FIG. 12;
FIG. 15 is a schematic sectional view showing an example of a continuously variable transmission incorporating a toroidal-type continuously variable transmission, which is an object of the present invention.
FIG. 16 is a perspective view showing a precess cam used in the related art.
FIG. 17 is a cross-sectional view for explaining a feedback mechanism including the precess cam.
FIG. 18 is a diagram showing the results of an experiment performed with a conventional structure.
[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 roller
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, 18a, 18b Precess cam
19, 19a Link arm
20 Synchronous cable
21, 21a, 21b 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, 29a 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 Reverse clutch
46 First Arm Piece
47 Second Arm Piece
48, 48a Toroidal-type continuously variable transmission unit
49 First planetary gear type transmission unit
50 Second planetary gear type transmission unit
51 Third planetary gear type transmission unit
52 output shaft
53 Transmission shaft
54 Bent wall
55 connecting members
56 screws
57 Thrust ball bearing
58 Thrust angular contact ball bearing
59a, 59b support plate
60 casing
61 Actuator body
62 columns
63a, 63b Support post part
64 Support ring
65 volts
66 Connecting plate
67 volts
68a, 68b step
69 Rod part
70 Top plate
71a, 71b Positioning recess
72 Positioning sleeve
73 sensor
74 drive shaft
75 Front end wall
76 Gear pump
77 hollow shaft
78 First Sun Gear
79 First Career
80 planetary gear
81 planetary gear
82 planetary gear
83 First ring gear
84 Second Sun Gear
85 Second Career
86 Third Sun Gear
87 Second ring gear
88 planetary gear
89 planetary gear
91, 91a Slowly inclined part
92, 92a Steep slope

Claims

An input shaft, an output shaft, a toroidal-type continuously variable transmission, a planetary gear mechanism, a first power transmission mechanism, a second power transmission mechanism, and mode switching means,
Of these, the input shaft is connected to a drive source and is rotationally driven by this drive source.
The output shaft is for extracting power based on the rotation of the input shaft,
The toroidal-type continuously variable transmission has an input-side disk and an output that are rotatably supported concentrically and independently of each other in a state where the inner surfaces, each of which is a concave surface having an arc-shaped cross section, face each other. Side disk, a plurality of support members swinging about a pivot axis at a position twisted with respect to the central axis of the input side disk and the output side disk, and the input side disk and A power roller sandwiched between the output-side disks, a power roller having a spherical convex surface on its peripheral surface, a hydraulic actuator for displacing each of the support members in the axial direction of the pivot, and a hydraulic actuator for applying hydraulic pressure to the actuator. A speed ratio control valve for controlling supply / discharge, and a feedback mechanism for displacing a valve component of the speed ratio control valve in accordance with the displacement of each of the support members.
The feedback mechanism is concentrically coupled to a pivot supporting any one of the support members, and a precess cam that is displaced in the axial and rotational directions together with the pivot, and a displacement of a cam surface of the precess cam is described above. A link arm for transmitting to the valve component and displacing the valve component in the axial direction.
The planetary gear mechanism includes at least one sun gear, at least one ring gear disposed around the sun gear, and is provided between the sun gear and the ring gear so as to be concentric with the sun gear. A plurality of planetary gears rotatably supported by at least one carrier rotatably supported, and each of these planetary gears is meshed with the sun gear and the ring gear,
The first power transmission mechanism transmits the power input to the input shaft to the components of the planetary gear mechanism via the toroidal-type continuously variable transmission,
The second power transmission mechanism transmits the power input to the input shaft to the components of the planetary gear mechanism without passing through the toroidal-type continuously variable transmission.
The mode switching means switches between a state in which power input to the input shaft is sent to the planetary gear mechanism through the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism. In the continuously variable transmission that realizes the mode of
In a part of the cam surface, the cam lead of the portion where the end of the link arm abuts is made larger than the cam leads of the other portions in a state where the mode switching means switches the two types of modes. Continuously variable transmission.

The mode switching means switches between the two types of modes when the toroidal type continuously variable transmission is in the maximum deceleration state, and links the link in the maximum deceleration state among the cam surfaces formed on the precess cam. 2. The continuously variable transmission according to claim 1, wherein a cam lead at a portion where the end of the arm contacts is larger than a cam lead at another portion.

The mode switching means switches between the two types of modes when the toroidal type continuously variable transmission is in the maximum speed increasing state. Of the cam surfaces formed on the precess cams, the maximum speed increasing state is selected. 2. The continuously variable transmission according to claim 1, wherein a cam lead at a portion where the end of the link arm abuts is larger than a cam lead at another portion.