JP2004211744A

JP2004211744A - Continuously variable transmission device

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Publication number: JP2004211744A
Application number: JP2002379713A
Authority: JP
Inventors: Takashi Imanishi; 尚今西; Eiji Inoue; 英司井上
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2002-12-27
Filing date: 2002-12-27
Publication date: 2004-07-29
Anticipated expiration: 2022-12-27
Also published as: JP4029727B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To give good road ability to a vehicle efficiently incorporating hydraulic pressure selective solenoid valves 74, 76 mounted thereon in such a manner as to reduce their downward protrusion. <P>SOLUTION: The solenoid valves 74, 76 are incorporated between each of first and second planetary gear transmissions 42, 43 and the upper face of a valve body 72 on the rear side of an actuator body 60. A space is effectively utilized to solve the above issue. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明に係るトロイダル型無段変速機は、自動車用自動変速装置の変速ユニットとして、或はポンプ等の各種産業機械の運転速度を調節する為の変速装置として利用する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用自動変速装置として、図４〜６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、請求項１に記載した外側ディスクである入力側ディスク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、請求項１に記載した内側ディスクである出力側ディスク５、５を、それぞれスプライン係合させている。従ってこれら両出力側ディスク５、５は、上記出力歯車４と共に、同期して回転する。
【０００３】
又、上記各入力側ディスク２、２と上記各出力側ディスク５、５との間には、それぞれ複数個ずつ（通常２〜３個ずつ）のパワーローラ６、６を挟持している。これら各パワーローラ６、６は、それぞれトラニオン７、７の内側面に、支持軸８、８及び複数の転がり軸受を介して、回転自在に支持されている。上記各トラニオン７、７は、それぞれの長さ方向（図４、６の上下方向、図５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６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６の左右方向、図４の表裏方向）に変位させられるスリーブ１４と、このスリーブ１４の内径側に軸方向の変位自在に嵌装されたスプール１５とを有する。又、上記各トラニオン７、７と上記各アクチュエータ１０、１０のピストン１６、１６とを連結するロッド１７、１７のうち、何れか１個のトラニオン７に付属のロッド１７の端部にプリセスカム１８を固定しており、このプリセスカム１８とリンク腕１９とを介して、上記ロッド１７の動き、即ち、軸方向の変位量と回転方向との変位量との合成値を上記スプール１５に伝達する、フィードバック機構を構成している。又、上記各トラニオン７、７同士の間には同期ケーブル２０を掛け渡して、油圧系の故障時にも、これら各トラニオン７、７の傾斜角度を、機械的に同期させられる様にしている。
【０００６】
変速状態を切り換える際には、上記ステッピングモータ１３により上記スリーブ１４を、得ようとする変速比に見合う所定位置にまで変位させて、上記変速比制御弁１２の所定方向の流路を開く。この結果、上記各アクチュエータ１０、１０に圧油が、所定方向に送り込まれて、これら各アクチュエータ１０、１０が上記各トラニオン７、７を所定方向に変位させる。即ち、上記圧油の送り込みに伴ってこれら各トラニオン７、７が、前記各枢軸９、９の軸方向に変位しつつ、これら各枢軸９、９を中心に揺動する。そして、上記何れか１個のトラニオン７の動き（軸方向及び揺動変位）が、上記ロッド１７の端部に固定したプリセスカム１８とリンク腕１９とを介して上記スプール１５に伝達され、このスプール１５を軸方向に変位させる。この結果、上記トラニオン７が所定量変位した状態で、上記変速比制御弁１２の流路が閉じられ、上記各アクチュエータ１０、１０への圧油の給排が停止される。
【０００７】
この際の上記トラニオン７及び上記プリセスカム１８のカム面２１の変位に基づく上記変速比制御弁１２の動きは、次の通りである。先ず、上記変速比制御弁１２の流路が開かれる事に伴って上記トラニオン７が軸方向に変位すると、前述した様に、パワーローラ６の周面と入力側ディスク２及び出力側ディスク５の内側面との転がり接触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４、６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】
この様に上記各入力側ディスク２、２から上記各出力側ディスク５、５に動力を伝達する際に、上記各トラニオン７、７には、それぞれの内側面に支持した上記各パワーローラ６、６の周面と上記各ディスク２、５の内側面との摩擦に伴って、それぞれの両端部に設けた枢軸９、９の軸方向の力が加わる。この力は、所謂２Ｆｔと呼ばれるもので、その大きさは、上記各入力側ディスク２、２から上記各出力側ディスク５、５（或は出力側ディスク５、５から入力側ディスク２、２）に伝達する力（動力）に比例する。そして、この様な力２Ｆｔは、前記各アクチュエータ１０、１０により支承する。従って、トロイダル型無段変速機の運転時に、これら各アクチュエータ１０、１０を構成するピストン１６、１６の両側に存在する１対の油圧室２４ａ、２４ｂ同士の圧力差は、上記力２Ｆｔの大きさに比例する。
【００１１】
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５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５に示す様に、上記各入力側ディスク２、２の内側面の中心寄り部分と上記各出力側ディスク５、５の内側面の外周寄り部分とにそれぞれ当接させる。反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図５と反対方向に揺動させ、上各パワーローラ６、６の周面を、この図５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を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、例えば特許文献１に記載されている様に、従来から提案されている。この特許文献１に記載された無段変速装置は、図７に示す様に、トロイダル型無段変速機２５と遊星歯車式変速機２６とを組み合わせて成る。このうちのトロイダル型無段変速機２５は、入力軸１と、１対の入力側ディスク２、２と、出力側ディスク５ａと、複数のパワーローラ６、６とを備える。図示の例では、この出力側ディスク５ａは、１対の出力側ディスクの外側面同士を突き合わせて一体とした如き構造を有する。
【００１３】
又、上記遊星歯車式変速機２６は、上記入力軸１及び一方（図７の右方）の入力側ディスク２に結合固定されたキャリア２７を備える。このキャリア２７の径方向中間部に、その両端部にそれぞれ遊星歯車素子２８ａ、２８ｂを固設した第一の伝達軸２９を、回転自在に支持している。又、上記キャリア２７を挟んで上記入力軸１と反対側に、その両端部に太陽歯車３０ａ、３０ｂを固設した第二の伝達軸３１を、上記入力軸１と同心に、回転自在に支持している。そして、上記各遊星歯車素子２８ａ、２８ｂと、上記出力側ディスク５ａにその基端部（図７の左端部）を結合した中空回転軸３２の先端部（図７の右端部）に固設した太陽歯車３３又は上記第二の伝達軸３１の一端部（図７の左端部）に固設した太陽歯車３０ａとを、それぞれ噛合させている。又、一方（図７の左方）の遊星歯車素子２８ａを、別の遊星歯車素子３４を介して、上記キャリア２７の周囲に回転自在に設けたリング歯車３５に噛合させている。
【００１４】
一方、上記第二の伝達軸３１の他端部（図７の右端部）に固設した太陽歯車３０ｂの周囲に設けた第二のキャリア３６に遊星歯車素子３７ａ、３７ｂを、回転自在に支持している。尚、この第二のキャリア３６は、上記入力軸１及び第二の伝達軸３１と同心に配置された、出力軸３８の基端部（図７の左端部）に固設されている。又、上記各遊星歯車素子３７ａ、３７ｂは、互いに噛合すると共に、一方の遊星歯車素子３７ａが上記太陽歯車３０ｂに、他方の遊星歯車素子３７ｂが、上記第二のキャリア３６の周囲に回転自在に設けた第二のリング歯車３９に、それぞれ噛合している。又、上記リング歯車３５と上記第二のキャリア３６とを低速用クラッチ４０により係脱自在とすると共に、上記第二のリング歯車３９とハウジング等の固定の部分とを、高速用クラッチ４１により係脱自在としている。これら低速用クラッチ４０と高速用クラッチ４１とが、請求項１に記載した切換手段に相当する。
【００１５】
上述の様な、図７に示した無段変速装置の場合、上記低速用クラッチ４０を接続すると共に上記高速用クラッチ４１の接続を断った、所謂低速モード状態では、上記入力軸１の動力が上記リング歯車３５を介して上記出力軸３８に伝えられる。そして、前記トロイダル型無段変速機２５の変速比を変える事により、無段変速装置全体としての変速比、即ち、上記入力軸１と上記出力軸３８との間の変速比が変化する。この様な低速モード状態では、無段変速装置全体としての変速比は、無限大に変化する。即ち、上記トロイダル型無段変速機２５の変速比を調節する事により、上記入力軸１を回転させた状態のまま上記出力軸３８の回転状態を、停止状態を挟んで、正転、逆転の変換自在となる。
【００１６】
これに対して、上記低速用クラッチ４０の接続を断ち、上記高速用クラッチ４１を接続した、所謂高速モード状態では、上記入力軸１の動力が上記第一、第二の伝達軸２９、３１を介して上記出力軸３８に伝えられる。そして、上記トロイダル型無段変速機２５の変速比を変える事により、無段変速装置全体としての変速比が変化する。この場合には、上記トロイダル型無段変速機２５の変速比を大きくする程、無段変速装置全体としての変速比が大きくなる。
【００１７】
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で、このトロイダル型無段変速機の入力軸と出力軸とを同心に配置したものとしては、上述した特許文献１に記載されたものの他にも、特許文献２〜５に記載されたものが知られている。
【００１８】
【特許文献１】
特開２０００−２２０７１９号公報
【特許文献２】
特開平６−１７４０３３号公報
【特許文献３】
特開２００２−１３９１２４号公報
【特許文献４】
米国特許第５６０７３７２号明細書
【特許文献５】
米国特許第６０９９４３１号明細書
【００１９】
【発明が解決しようとする課題】
トロイダル型無段変速機２５と遊星歯車式変速機２６とを組み合わせた無段変速装置の場合、低速用、高速用両クラッチ４０、４１を断接させる油圧シリンダ内への圧油の給排を切り換える為の電磁弁を含む複数個の電磁弁を、上記トロイダル型無段変速機２５及び遊星歯車式変速機２６と共に、ケーシング内に設置する必要がある。但し、上述した特許文献１〜５等に記載されて従来から知られている無段変速装置の場合、単に原理的な構造を記載しているのみで、複数個の電磁弁の配置等の具体的構造に就いては記載していない。
【００２０】
一方、上記無段変速装置を自動車用の自動変速機として利用する場合、この無段変速装置を収納したケーシングを、フロアパネルの中央部に設けたフロアトンネル部分の様な限られた部分に設置する必要がある。この様な場合に、一般的な機械装置の設計と同様に、上記各電磁弁を上記ケーシングの下部空間内に設置した場合、このケーシングの一部が下方に突出する。この結果、このケーシング部分で、車両の最低地上高が低くなり、当該車両の悪路走破性が悪化する等の問題を生じる。
本発明の無段変速装置は、この様な事情に鑑みて、ケーシング内に複数の電磁弁を効率良く配置して、このケーシングの高さ寸法を抑えられる構造を実現すべく発明したものである。
【００２１】
【課題を解決するための手段】
本発明の無段変速装置は、前述した従来から知られている無段変速装置と同様に、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速機とを有する。
このうちのトロイダル型無段変速機は、回転軸の周囲にこの回転軸と同期した回転を自在に支持した１対の外側ディスクと、この回転軸の中間部周囲でこれら両外側ディスクの間部分にこの回転軸に対する相対回転自在に設けられた内側ディスクと、変速比変更の為のアクチュエータへの油圧制御を行なう為の制御弁を収納したバルブボディーとを備える。
そして、この様なトロイダル型無段変速機と上記遊星歯車式変速機とを、互いに同軸に、且つ、これら遊星歯車式変速機とトロイダル型無段変速機の回転軸及び内側ディスクとの間で動力を伝達する状態で組み合わせている。
更に、上記トロイダル型無段変速機の回転軸に入力軸を、上記遊星歯車式変速機の構成部材に出力軸を、それぞれ繋げると共に、動力の伝達経路を２系統に切り換える切換手段を有する。
【００２２】
特に、本発明の無段変速装置に於いては、上記切換手段を含む変速比制御の為の複数個の電磁弁を、上記バルブボディーと上記遊星歯車式変速機との間の空間内に配置している。
又、好ましくは、請求項２に記載した様に、上記バルブボディーが、トロイダル型無段変速機の回転軸及び遊星歯車式変速機の下方に設けられており、上記バルブボディー内に収納した制御弁を切り換える為のステッピングモータが、複数個の電磁弁の直下で上記バルブボディーの下側に配置されている。
【００２３】
【作用】
上述の様に構成する本発明の無段変速装置の場合には、ケーシング内に複数の電磁弁を効率良く配置して、このケーシングの高さ寸法を抑えられる構造を実現できる。
【００２４】
【発明の実施の形態】
図１〜３は、本発明の実施の形態の１例を示している。尚、図１〜２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。本例の無段変速装置は、トロイダル型無段変速機２５ａと、第一〜第三の遊星歯車式変速機４２〜４４とを組み合わせて成り、入力軸４５と出力軸４６とを有する。図示の例では、これら入力軸４５と出力軸４６との間に伝達軸４７を、これら両軸４５、４６と同心に、且つ、これら両軸４５、４６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機４２、４３を上記入力軸４５と上記伝達軸４７との間に掛け渡す状態で、上記第三の遊星歯車式変速機４４をこの伝達軸４７と上記出力軸４６との間に掛け渡す状態で、それぞれ設けている。
【００２５】
このうちのトロイダル型無段変速機２５ａ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５ｂと、複数のパワーローラ６、６（図５〜７参照、図１の表裏両側に存在する）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４５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５ｂ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、上記出力側ディスク５ｂの軸方向両側面と上記両入力側ディスク２ａ、２ｂの軸方向片側面との間に、それぞれ複数個ずつ挟持されている。そして、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂの回転に伴って回転しつつ、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂから上記出力側ディスク５ｂに動力を伝達する。
【００２６】
更に、本例の場合には、上記出力側ディスク５ｂの軸方向両端部を、１対のスラストアンギュラ玉軸受４８、４８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、上記各パワーローラ６、６をそれぞれの内側面に回転自在に支持したトラニオン７、７（図５〜６参照）の両端部を支持する為の支持板１１ａ、１１ｂを支持する為にケーシング４９の内面に固設した、支持ポスト５０ａ、５０ｂの構造を工夫している。即ち、上記入力軸４５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５０ａ、５０ｂを、円環状の保持環５１により連結している。上記入力軸４５は、この保持環５１の内側を挿通している。
【００２７】
そして、各キャビティ毎に設けたこれら各保持環５１、５１と、上記出力側ディスク５ｂの軸方向両端面、即ち、この出力側ディスク５ｂの両側面に設けた出力側面５２、５２よりも内径側部分との間に、上記各スラストアンギュラ玉軸受４８、４８を設けている。図示の例の場合、これら各スラストアンギュラ玉軸受４８、４８を構成する１対の軌道輪５３ａ、５３ｂの外側面（互いに反対側の側面）の内径寄り部分に短円筒状の突条部５４、５４を全周に亙って形成している。そして、これら各突条部５４、５４を、上記各保持環５１、５１及び上記出力側ディスク５ｂの端部に内嵌する事により、上記各スラストアンギュラ玉軸受４８、４８の径方向に関する位置決めを図っている。又、一方の軌道輪５３ａ、５３ａの外側面と上記各保持環５１、５１との間にシム板５５、５５を挟持して、上記各スラストアンギュラ玉軸受４８、４８の軸方向に関する位置決めを図っている。又、この状態で、これら各スラストアンギュラ玉軸受４８、４８に、所望の予圧を付与している。従って上記出力側ディスク５ｂは、各キャビティ内に１対ずつ設けた上記各支持ポスト５０ａ、５０ｂ同士の間に、径方向及び軸方向に関する位置決めを図られた状態で、回転自在に支持されている。
【００２８】
又、図示の無段変速装置の場合、前記入力軸４５の基端部（図１の左端部）を図示しないエンジンのクランクシャフトに、ダンパ継手５６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４５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５ｂの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、上記入力軸４５の基端部周囲にはギヤポンプ５７を設けて、上記押圧装置２３ａ及び変速の為にトラニオン７、７を変位させる為の油圧式のアクチュエータ１０、１０（図６参照）、並びに後述する低速用クラッチ４０ａ及び高速用クラッチ４１ａ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。
【００２９】
又、上記出力側ディスク５ｂに中空回転軸５８の基端部（図１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５８を、エンジンから遠い側（図１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５ｂの回転力の取り出し、或はこの出力側ディスク５ｂへの動力の伝達を自在としている。更に、上記中空回転軸５８の先端部（図１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機４２を構成する為の、第一の太陽歯車５９を固設している。
【００３０】
一方、上記入力軸４５の先端部（図１の右端部）で上記中空回転軸５８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６１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４５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６１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機４２、４３を構成する為の遊星歯車６２〜６４を、回転自在に支持している。更に、上記第一のキャリア６１の片半部（図１の右半部）周囲に第一のリング歯車６５を、回転自在に支持している。
【００３１】
上記各遊星歯車６２〜６４のうち、前記トロイダル型無段変速機２５ａ寄り（図１の左寄り）で上記第一のキャリア６１の径方向に関して内側に設けた遊星歯車６２は、上記第一の太陽歯車５９に噛合している。又、上記トロイダル型無段変速機２５ａから遠い側（図１の右側）で上記第一のキャリア６１の径方向に関して内側に設けた遊星歯車６３は、前記伝達軸４７の基端部（図１の左端部）に固設した第二の太陽歯車６６に噛合している。又、上記第一のキャリア６１の径方向に関して外側に設けた、残りの遊星歯車６４は、上記内側に設けた遊星歯車６２、６３よりも軸方向寸法を大きくして、これら両歯車６２、６３に噛合させている。更に、上記残りの遊星歯車６４と上記第一のリング歯車６５とを噛合させている。尚、径方向外寄りの遊星歯車を、第一、第二の遊星歯車ユニット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。
【００３２】
一方、前記第三の遊星歯車式変速機４４を構成する為の第二のキャリア６７を、前記出力軸４６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６７と上記第一のリング歯車６５とを、前記低速用クラッチ４０ａを介して結合している。又、上記伝達軸４７の先端寄り（図１の右端寄り）部分に第三の太陽歯車６８を、スプライン係合等により固設している。又、この第三の太陽歯車６８の周囲に、第二のリング歯車６９を配置し、この第二のリング歯車６９と前記ケーシング４９等の固定の部分との間に、前記高速用クラッチ４１ａを設けている。更に、この第二のリング歯車６９と上記第三の太陽歯車６８との間に配置した復数組の遊星歯車７０、７１を、上記第二のキャリア６７に回転自在に支持している。これら各遊星歯車７０、７１は、互いに噛合すると共に、上記第二のキャリア６７の径方向に関して内側に設けた遊星歯車７０を上記第三の太陽歯車６８に、同じく外側に設けた遊星歯車７１を上記第二のリング歯車６９に、それぞれ噛合させている。
【００３３】
上述の様に構成する本例の無段変速装置の場合、入力軸４５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５ｂに伝わった動力は、前記中空回転軸５８を通じて取り出される。そして、前記低速用クラッチ４０ａを接続し、前記高速用クラッチ４１ａの接続を断った状態では、前記トロイダル型無段変速機２５ａの変速比を変える事により、上記入力軸４５の回転速度を一定にしたまま、前記出力軸４６の回転速度を、停止状態を挟んで正転、逆転に変換自在となる。即ち、この状態では、上記入力軸４５と共に正方向に回転する第一のキャリア６１と、上記中空回転軸５８と共に逆方向に回転する前記第一の太陽歯車５９との差動成分が、前記第一のリング歯車６５から、前記低速用クラッチ４０ａ、前記第二のキャリア６７を介して、上記出力軸４６に伝達される。この状態では、上記トロイダル型無段変速機２５ａの変速比を所定値にする事で上記出力軸４６を停止させられる他、このトロイダル型無段変速機２５ａ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４６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機２５ａ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４６を、車両を前進させる方向に回転させられる。
【００３４】
更に、上記低速用クラッチ４０ａの接続を断ち、上記高速用クラッチ４１ａを接続した状態では、上記出力軸４６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４５と共に正方向に回転する第一のキャリア６１と、上記中空回転軸５８と共に逆方向に回転する前記第一の太陽歯車５９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機４２の遊星歯車６２の回転が、別の遊星歯車６４を介して、前記第二の遊星歯車式変速機４３の遊星歯車６３に伝わり、前記第二の太陽歯車６６を介して、前記伝達軸４７を回転させる。そして、この伝達軸４７の先端部に設けた第三の太陽歯車６８と、この太陽歯車６８と共に前記第三の遊星歯車式変速機４４を構成する第二のリング歯車６９及び遊星歯車７０、７１との噛合に基づき、前記第二のキャリア６７及びこの第二のキャリア６７に結合した上記出力軸４６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機２５ａの変速比を増速側に変化させる程、上記出力軸４６の回転速度を速くできる。
【００３５】
上述の様にして、無段変速装置の入力軸４５と出力軸４６との間の速度比を調節する為には、上記低速用、高速用両クラッチ４０ａ、４１ａの断接と、上記トロイダル型無段変速機２５ａの速度比変更とを制御する必要がある。このうちのトロイダル型無段変速機２５ａの速度比変更を制御する為に、前記入力側、出力側各ディスク２ａ、２ｂ、５ｂの下方に、アクチュエータボディー６０を設置している。このアクチュエータボディー６０内には前記各アクチュエータ１０、１０を収納し、これら各アクチュエータ１０、１０により前記トラニオン７、７を、それぞれの両端部に設けた枢軸９、９（図６参照）の軸方向に変位駆動自在としている。この様なアクチュエータ１０、１０を収納した上記アクチュエータボディー６０は、前記ケーシング４９内に支持固定している。
【００３６】
又、上記アクチュエータボディー６０の下方には、上記各アクチュエータ１０、１０への圧油の給排を制御する為の変速比制御弁１２（図４、６参照）を含む、各種油圧制御弁を収納した、バルブボディー７２を設置している。このバルブボディー７２は、上記トロイダル型無段変速機２５ａから前記第一、第二の遊星歯車式変速機４２、４３、更には前記低速用クラッチ４０ａに掛けての部分の下方に配置された状態で上記ケーシング４９に対し、上記アクチュエータボディー６０とは独立して、支持固定している。上記変速比制御弁１２を切り換える為のステッピングモータ１３ａは、上記バルブボディー７２の下面の後端寄り部分に設けた凹部７３内に配置した状態で、このバルブボディー７２に対し支持固定している。本例の場合、上記ステッピングモータ１３ａと上記変速比制御弁１２とは、互いに平行に配置している。従って、このステッピングモータ１３ａの出力ロッドの先端と上記変速比制御弁１２を構成するスプール１５（図６参照）の端部とを、揺動腕９２（図３）を介して連結している。上記変速比制御弁１２を切り換える際には、上記出力ロッドにより上記揺動腕９２の一端を押し引きしてこの揺動腕９２を揺動させ、この揺動腕９２により上記スプール１５を押し引きして、このスプール１５を軸方向に変位させる。
【００３７】
本例の場合、上記アクチュエータボディー６０を上記バルブボディー７２とは独立して上記ケーシング４９に支持固定している為、上記変速比制御弁１２を含み、上記バルブボディー７２内に収納した油圧切換弁の動作を安定させられる。即ち、上記アクチュエータボディー６０は、内部の高圧の油圧が加わる事、出力側ディスク５ｂ及び支持板１１ａ、１１ｂを支持する為の支持ポスト５０ｂ、５０ｂを結合固定している事等により、無段変速装置の運転時に、僅かとは言え弾性変形する。これに対して上記各油圧切換弁は、油圧を保持しつつスプールやスリーブを軸方向変位させるべく、精密に造られている。従って、上記アクチュエータボディー６０の弾性変形が上記バルブボディー７２に伝わる事は、上記各油圧切換弁の動作を安定させる面から好ましくない。これに対して図示の例では、上記アクチュエータボディー６０を上記バルブボディー７２とは独立して上記ケーシング４９に支持固定している為、上記アクチュエータボディー６０の弾性変形が上記バルブボディー７２に伝わる事がなく、上記各油圧切換弁の動作の安定性を確保できる。
【００３８】
更に本例の場合には、前記低速用、高速用両クラッチ４０ａ、４１ａの断接を行なわせる為のものを含めて３個の電磁弁７４〜７６を、上記バルブボディー７２の上面と、上記第一、第二の遊星歯車式変速機４２、４３及び上記低速用クラッチ４０ａに掛けての部分との間に設置している。本例の場合、上記３個の電磁弁７４〜７６を組み合わせて、図２に示す様な電磁弁ユニット７７とし、この電磁弁ユニット７７のフレーム７８を、上記バルブボディー７２の上面にねじ止め固定している。このフレーム７８上に固定した上記各電磁弁７４〜７６への配線はまとめて行ない、上記電磁弁ユニット７７を構成する。尚、上記各電磁弁７４〜７６は、上記フレーム７８に組み付けてこの電磁弁ユニット７７とした状態で、それぞれの動作確認試験を行なう。そして、総ての電磁弁７４〜７６が正常に作動する電磁弁ユニット７７のみを、上記バルブボディー７２の上面に組み付ける。従って、上記各電磁弁７４〜７６を別個に組み付けてから動作確認試験を行なった場合の様に、上記バルブボディー７２の上面に組み付けた後に不具合を見つけて分解、再組立をする様な面倒を防止できる。又、上記各電磁弁７４〜７６への配線を集中して行なえるので、組立性を良好にできる。しかも図示の例では、前記ステッピングモータ１３ａを、上記電磁弁ユニット７７の直下位置に設けているので、このステッピングモータ１３ａの配線に就いても、上記各電磁弁７４〜７６への配線と合わせ集中して行う事で、配線の効率化を図れる。
【００３９】
図３は、上記各電磁弁７４〜７６を含む、無段変速装置の油圧制御回路を示している。ケーシングの下端部に設けたオイルパン７９等の油溜に貯溜された潤滑油（トラクションオイル）は、高圧ポンプ８０と低圧ポンプ８１とに吸引され、それぞれ加圧された状態で吐出される。このうちの高圧ポンプ８０から吐出された潤滑油は、リリーフ弁式の加圧用圧力調整弁８２により圧力調整された状態で、変速比制御弁１２を介して、変速比調節の為にトラニオン７を枢軸９、９（図６参照）の軸方向に変位させる、アクチュエータ１０の油圧室２４ａ、２４ｂに送り込まれる。又、上記加圧用圧力調整弁８２により圧力調整された潤滑油は、入力側ディスク２ａ、２ｂを出力側ディスク５ｂ（図１参照）に向け押圧する為の油圧式の押圧装置２３ａの油圧室にも送り込む。
【００４０】
これに対して、上記低圧ポンプ８１から吐出された潤滑油は、リリーフ弁式の低圧側圧力調整弁８３により、比較的低い所定圧に調整された状態で、無段変速装置内で潤滑油を必要とする部分に供給して、これら各部分を潤滑する。上記低圧ポンプ８１から吐出されて上記低圧側圧力調整弁８３により圧力調整された潤滑油を上記各部分に送り込む流路の途中には、上記加圧用圧力調整弁８２のリリーフ回路部分（吐出ポート）に通じさせている。又、この加圧用圧力調整弁８２のパイロット回路には、上記アクチュエータ１０に設けた１対の油圧室２４ａ、２４ｂ内の油圧の差を、差圧信号として導入している。これら両油圧室２４ａ、２４ｂ同士の間の油圧の差は、入力側ディスク２ａ、２ｂから上記各出力側ディスク５ｂ（或は出力側ディスク５ｂから入力側ディスク２ａ、２ｂ）に伝達する力２Ｆｔに比例する。従って、上記加圧用圧力調整弁８２のパイロット回路に導入される油圧は、トロイダル型無段変速機を通過する動力の大きさに比例する。
【００４１】
又、図示の例では、上記加圧用圧力調整弁８２に、温度やアクセル開度等、上記トロイダル型無段変速機の使用状態に対応する補正信号を入力して、このトロイダル型無段変速機の運転状況に応じて、前記押圧装置２３ａの油圧室に送り込む油圧に補正を加える様にしている。即ち、前記３個の電磁弁のうちの１個の電磁弁７４の開閉制御により、上記加圧用圧力調整弁８２の別のパイロット室内の油圧を調整して、この加圧用圧力調整弁８２の開弁圧を調整自在としている。そして、加圧用圧力調整弁８２から上記アクチュエータ１０及び上記押圧装置２３ａに導入する油圧を、上記トロイダル型無段変速機を通過する動力の大きさに比例して大きくする事に加え、このトロイダル型無段変速機の運転状況に応じて補正する様にしている。尚、上記電磁弁７４の開閉制御による上記加圧用圧力調整弁８２のパイロット室内の油圧の調整は、この加圧用圧力調整弁８２の開弁圧を低くする方向に働く。従って、電気系統の故障時には、この開弁圧が高めとなり、上記押圧装置２３ａが発生する押圧力が、必要とする値以上になる。従って、上記故障時にも、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５ｂの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）に十分な面圧を付与して、この転がり接触部で過大な滑りが発生する事を防止できる。
【００４２】
更に、図３に示した油圧回路では、前記変速比制御弁１２を、前記ステッピングモータ１３ａによる他、差圧シリンダ８４によっても調節自在として、トロイダル型無段変速機を通過するトルクを目標値に調節すべく、このトロイダル型無段変速機の変速比を微調節自在としている。又、上記差圧シリンダ８４への圧油の給排は、前記３個の電磁弁７４〜７６のうちの電磁弁７５により制御される、第一、第二の差圧制御弁８５、８６により、前後進切換弁８７を介して行なう様にしている。又、前記低速用、高速用両クラッチ４０ａ、４１ａへの圧油の給排を、上記３個の電磁弁７４〜７６のうちの電磁弁７６と、高速用、低速用両切換弁８８、８９と、シフト用切換弁９０とにより行なう様にしている。更に、運転席に設けたシフトレバーにより操作される手動切換弁９１により、各部の連通状態を切り換えられる様にしている。尚、上記変速比制御弁１２を初めとする、油圧式の弁８２、８３、８５〜９１は、前記バルブボディー７２（図１参照）内に組み込んでいる。
【００４３】
前述の様に構成し、上述の様な油圧回路を組み込んだ本例の無段変速装置の場合には、ケーシング４９内に３個の電磁弁７４〜７６を効率良く配置して、このケーシング４９の高さ寸法を抑えられる構造を実現できる。即ち、第一、第二の遊星歯車式変速機４２、４３の下方で上記バルブボディー７２の上方に位置し、前記アクチュエータボディー６０の後方に存在する空間部分に上記各電磁弁７４〜７６を配置している。従って、上記各電磁弁７４〜７６を設置する事で、上記バルブボディー７２よりも下方に突出する部分が生じる事を防止できる。
【００４４】
又、上記各電磁弁７４〜７６は、無段変速装置の運転時に繰り返し通電される事で温度上昇する為、長期間に亙って安定した動作を行なわせる為には、適度に冷却する必要がある。本例の場合には、上記各電磁弁７４〜７６を前記第一、第二の両遊星歯車式変速機４２、４３の下方に配置している。又、無段変速装置の運転時にこれら第一、第二の両遊星歯車式変速機４２、４３には、潤滑油が絶えず注がれる。そして、この潤滑油は遠心力により周囲に振り飛ばされ、その一部は上記各電磁弁７４〜７６に注がれる。従って、特に冷却用の液体を流通させる為の通路や専用の冷却装置を設けなくても、上記各電磁弁７４〜７６を効率良く冷却できる。従って、これら各電磁弁７４〜７６を長期間に亙って安定して動作させられる小型な構造を、低コストで実現できる。
【００４５】
【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、自動車用の自動変速機として適切な無段変速装置を、低コストで実現する事に寄与できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の１例を示す縦断側面図。
【図２】電磁弁ユニットを取り出して示す平面図。
【図３】無段変速装置に組み込む油圧回路の１例を示す回路図。
【図４】従来から知られているトロイダル型無段変速機の１例を示す断面図。
【図５】図４のＡ−Ａ断面図。
【図６】同Ｂ−Ｂ断面図。
【図７】従来から知られている、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速機とを組み合わせて成る無段変速装置の１例を示す略断面図。
【符号の説明】
１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、５ｂ出力側ディスク
６パワーローラ
７トラニオン
８支持軸
９枢軸
１０アクチュエータ
１１、１１ａ、１１ｂ支持板
１２変速比制御弁
１３、１３ａステッピングモータ
１４スリーブ
１５スプール
１６ピストン
１７ロッド
１８プリセスカム
１９リンク腕
２０同期ケーブル
２１カム面
２２駆動軸
２３、２３ａ押圧装置
２４ａ、２４ｂ油圧室
２５トロイダル型無段変速機
２６遊星歯車式変速機
２７キャリア
２８ａ、２８ｂ遊星歯車素子
２９第一の伝達軸
３０ａ、３０ｂ太陽歯車
３１第二の伝達軸
３２中空回転軸
３３太陽歯車
３４遊星歯車素子
３５リング歯車
３６第二のキャリア
３７ａ、３７ｂ遊星歯車素子
３８出力軸
３９第二のリング歯車
４０、４０ａ低速用クラッチ
４１、４１ａ高速用クラッチ
４２第一の遊星歯車式変速機
４３第二の遊星歯車式変速機
４４第三の遊星歯車式変速機
４５入力軸
４６出力軸
４７伝達軸
４８スラストアンギュラ玉軸受
４９ケーシング
５０ａ、５０ｂ支持ポスト
５１保持環
５２出力側面
５３ａ、５３ｂ軌道輪
５４突条部
５５シム板
５６ダンパ継手
５７ギヤポンプ
５８中空回転軸
５９第一の太陽歯車
６０アクチュエータボディー
６１第一のキャリア
６２遊星歯車
６３遊星歯車
６４遊星歯車
６５第一のリング歯車
６６第二の太陽歯車
６７第二のキャリア
６８第三の太陽歯車
６９第二のリング歯車
７０遊星歯車
７１遊星歯車
７２バルブボディー
７３凹部
７４電磁弁
７５電磁弁
７６電磁弁
７７電磁弁ユニット
７８フレーム
７９オイルパン
８０高圧ポンプ
８１低圧ポンプ
８２加圧用圧力調整弁
８３低圧側圧力調整弁
８４差圧シリンダ
８５第一の差圧制御弁
８６第二の差圧制御弁
８７前後進切換弁
８８高速用切換弁
８９低速用切換弁
９０シフト用切換弁
９１手動切換弁
９２揺動腕[0001]
[Industrial applications]
INDUSTRIAL APPLICABILITY The toroidal-type continuously variable transmission according to the present invention is used as a transmission unit of an automatic transmission for an automobile or as a transmission for adjusting the operating speed of various industrial machines such as a pump.
[0002]
[Prior art]
The use of a toroidal-type continuously variable transmission as shown in FIGS. 4 to 6 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, in which input disks 2 and 2 as outer disks according to claim 1 and ball splines 3 and 3 are provided around both ends of an input shaft 1. Support through. 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. Output disks 5, which are inner disks according to claim 1, are spline-engaged with both ends of a cylindrical portion provided at the center of the output gear 4. Therefore, these two output-side disks 5, 5 rotate synchronously with the output gear 4.
[0003]
A plurality of (normally two to three) power rollers 6, 6 are sandwiched between the input disks 2, 2, and the output disks 5, 5, respectively. These power rollers 6 are rotatably supported on the inner surfaces of the trunnions 7 via support shafts 8 and a plurality of rolling bearings. The trunnions 7, 7 are respectively provided at both ends in the longitudinal direction (vertical direction in FIGS. 4 and 6, and front and back in FIG. 5) with pivots 9, 9 provided concentrically for each of the trunnions 7, 7. 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 right power roller 6 in FIG. 6 is displaced to the lower side in FIG. 6 and the left power roller 6 in FIG. 6 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 axially displaced by a stepping motor 13 in the axial direction (the left-right direction in FIG. 6 and the front-back direction in FIG. 4). 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 each of the pivots 9, 9 due to side slip generated at the rolling contact portion with the inner side 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 of the input-side disks 2 (the left side in FIGS. 4 and 6) is connected to a loading cam type 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 power is transmitted from the input disks 2 and 2 to the output disks 5 and 5 in this manner, the trunnions 7 and 7 have the power rollers 6 supported on the inner surfaces thereof. Along with the friction between the peripheral surface of the disk 6 and the inner surfaces of the disks 2, 5, axial forces of the pivots 9, 9 provided at both ends are applied. This force is referred to as so-called 2Ft, and its magnitude is from the input disks 2 and 2 to the output disks 5 and 5 (or from the output disks 5 and 5 to the input disks 2 and 2). Is proportional to the force (power) transmitted to Such a force 2Ft is supported by the actuators 10, 10. Therefore, during operation of the toroidal-type continuously variable transmission, the pressure difference between the pair of hydraulic chambers 24a, 24b present on both sides of the pistons 16, 16 constituting each of the actuators 10, 10 is the magnitude of the force 2Ft. Is proportional to
[0011]
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 moved to the positions shown in FIG. 5 by moving the respective pivots 9, 9 in the axial direction. As shown in FIG. 5, the peripheral surfaces of the upper power rollers 6, 6 are located near the center of the inner surfaces of the input disks 2, 2, and the outer peripheral surfaces of the inner surfaces of the output disks 5, 5. Make contact with the approaching part. Conversely, when increasing the speed, the trunnions 7, 7 are swung in the direction opposite to that of FIG. 5, and the peripheral surfaces of the upper power rollers 6, 6 are reversed from the state shown in FIG. The trunnions 7 are tilted so that the inner discs of the input disks 2 and 2 come into contact with the inner discs of the output discs 5 and the center of the inner discs of the output discs 5 and 5, respectively. Let it. By setting the angle of inclination of each of the trunnions 7, 7 at an intermediate value, an intermediate speed ratio (speed ratio) can be obtained between the input shaft 1 and the output gear 4.
[0012]
Further, when the toroidal-type continuously variable transmission configured and operated as described above is incorporated in an actual continuously variable transmission for an automobile, it is possible to configure the continuously variable transmission in combination with a planetary gear mechanism. Has been proposed in the past. As shown in FIG. 7, the continuously variable transmission described in Patent Document 1 is configured by combining a toroidal type continuously variable transmission 25 and a planetary gear type transmission 26. The toroidal type continuously variable transmission 25 includes an input shaft 1, a pair of input disks 2, 2, an output disk 5a, and a plurality of power rollers 6, 6. In the illustrated example, the output-side disk 5a has a structure in which the outer surfaces of a pair of output-side disks are butted together and integrated.
[0013]
The planetary gear type transmission 26 includes a carrier 27 fixedly connected to the input shaft 1 and one (the right side in FIG. 7) input side disk 2. A first transmission shaft 29 in which planetary gear elements 28a and 28b are fixed to both ends of a radially intermediate portion of the carrier 27 is rotatably supported. A second transmission shaft 31 having sun gears 30a, 30b fixed to both ends thereof on the opposite side of the input shaft 1 with the carrier 27 therebetween is rotatably supported concentrically with the input shaft 1. are doing. The planetary gear elements 28a and 28b are fixed to the distal end (the right end in FIG. 7) of the hollow rotary shaft 32 in which the base end (the left end in FIG. 7) is connected to the output side disk 5a. The sun gear 33 or the sun gear 30a fixed to one end (the left end in FIG. 7) of the second transmission shaft 31 is meshed with each other. Further, one planetary gear element 28a (left side in FIG. 7) is meshed with a ring gear 35 rotatably provided around the carrier 27 via another planetary gear element 34.
[0014]
On the other hand, the planetary gear elements 37a and 37b are rotatably supported by the second carrier 36 provided around the sun gear 30b fixed to the other end (the right end in FIG. 7) of the second transmission shaft 31. are doing. The second carrier 36 is fixed to the base end (the left end in FIG. 7) of the output shaft 38 which is arranged concentrically with the input shaft 1 and the second transmission shaft 31. The respective planetary gear elements 37a and 37b mesh with each other, and one planetary gear element 37a is rotatable around the sun gear 30b and the other planetary gear element 37b is rotatable around the second carrier 36. It is in mesh with the second ring gear 39 provided. Further, the ring gear 35 and the second carrier 36 can be freely disengaged by a low-speed clutch 40, and the second ring gear 39 and a fixed part such as a housing are engaged by a high-speed clutch 41. It is removable. The low speed clutch 40 and the high speed clutch 41 correspond to the switching means.
[0015]
In the case of the continuously variable transmission shown in FIG. 7 as described above, in the so-called low-speed mode in which the low-speed clutch 40 is connected and the high-speed clutch 41 is disconnected, the power of the input shaft 1 is reduced. The power is transmitted to the output shaft 38 via the ring gear 35. By changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 25, the speed ratio of the entire continuously variable transmission, that is, the speed ratio between the input shaft 1 and the output shaft 38 changes. In such a low-speed mode state, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to infinity. That is, by adjusting the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 25, the rotation state of the output shaft 38 can be changed between the forward rotation and the reverse rotation with the input shaft 1 rotated, with the stop state interposed therebetween. It can be converted freely.
[0016]
On the other hand, in a so-called high-speed mode state in which the low-speed clutch 40 is disconnected and the high-speed clutch 41 is connected, the power of the input shaft 1 causes the first and second transmission shafts 29 and 31 to move. Through the output shaft 38. By changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 25, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes. In this case, as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 25 increases, the speed ratio of the entire continuously variable transmission increases.
[0017]
Note that the continuously variable transmission that is a combination of a toroidal type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission, in which the input shaft and the output shaft of the toroidal type continuously variable transmission are concentrically arranged, is as described above. In addition to those described in Patent Document 1, those described in Patent Documents 2 to 5 are known.
[0018]
[Patent Document 1]
JP 2000-220719 A
[Patent Document 2]
JP-A-6-174033
[Patent Document 3]
JP 2002-139124 A
[Patent Document 4]
U.S. Pat. No. 5,607,372
[Patent Document 5]
U.S. Pat. No. 6,099,431
[0019]
[Problems to be solved by the invention]
In the case of a continuously variable transmission in which the toroidal type continuously variable transmission 25 and the planetary gear type transmission 26 are combined, supply and discharge of pressure oil to and from a hydraulic cylinder for connecting and disconnecting both the low speed and high speed clutches 40 and 41 are described. It is necessary to install a plurality of solenoid valves including a solenoid valve for switching together with the toroidal-type continuously variable transmission 25 and the planetary gear type transmission 26 in the casing. However, in the case of the conventionally known continuously variable transmission described in the above-mentioned Patent Documents 1 to 5, etc., only the principle structure is described, and the specific arrangement such as the arrangement of a plurality of solenoid valves is described. It does not describe the structural structure.
[0020]
On the other hand, when the above-described continuously variable transmission is used as an automatic transmission for an automobile, a casing containing the continuously variable transmission is installed in a limited portion such as a floor tunnel portion provided in a central portion of a floor panel. There is a need to. In such a case, when each of the solenoid valves is installed in the lower space of the casing, similarly to the design of a general mechanical device, a part of the casing projects downward. As a result, in the casing portion, there arises a problem that the minimum ground clearance of the vehicle is reduced, and the vehicle's ability to travel on a bad road is deteriorated.
In view of such circumstances, the continuously variable transmission according to the present invention has been invented in order to realize a structure in which a plurality of solenoid valves are efficiently arranged in a casing and a height dimension of the casing can be suppressed. .
[0021]
[Means for Solving the Problems]
The continuously variable transmission according to the present invention includes a toroidal-type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission, similarly to the conventionally known continuously variable transmission described above.
The toroidal-type continuously variable transmission includes a pair of outer disks around a rotating shaft that freely supports rotation in synchronization with the rotating shaft, and a portion between the outer disks around an intermediate portion of the rotating shaft. An inner disk provided to be rotatable relative to the rotating shaft, and a valve body containing a control valve for controlling hydraulic pressure to an actuator for changing a gear ratio.
Then, such a toroidal type continuously variable transmission and the planetary gear type transmission are coaxial with each other, and between the planetary gear type transmission and the rotating shaft and the inner disk of the toroidal type continuously variable transmission. Combined with power transmission.
Further, there is provided switching means for connecting the input shaft to the rotating shaft of the toroidal type continuously variable transmission and the output shaft to the constituent members of the planetary gear type transmission, and switching the power transmission path to two systems.
[0022]
In particular, in the continuously variable transmission according to the present invention, a plurality of solenoid valves for speed ratio control including the switching means are arranged in a space between the valve body and the planetary gear type transmission. are doing.
Preferably, as described in claim 2, the valve body is provided below a rotating shaft of a toroidal-type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission, and is housed in the valve body. A stepping motor for switching the valves is disposed directly below the plurality of solenoid valves and below the valve body.
[0023]
[Action]
In the case of the continuously variable transmission of the present invention configured as described above, it is possible to realize a structure in which a plurality of solenoid valves are efficiently disposed in the casing and the height of the casing can be suppressed.
[0024]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
1 to 3 show an example of an embodiment of the present invention. 1 and 2 show the dimensional relationship such as the aspect ratio by the actual dimensional relationship. The continuously variable transmission according to the present embodiment is configured by combining a toroidal type continuously variable transmission 25a and first to third planetary gear type transmissions 42 to 44, and has an input shaft 45 and an output shaft 46. In the illustrated example, a transmission shaft 47 is provided between the input shaft 45 and the output shaft 46, concentrically with the two shafts 45, 46, and freely rotatable relative to the two shafts 45, 46. Then, in a state where the first and second planetary gear type transmissions 42 and 43 are bridged between the input shaft 45 and the transmission shaft 47, the third planetary gear type transmission 44 is connected to the transmission shaft. 47 are provided between the output shaft 46 and the output shaft 46.
[0025]
The toroidal type continuously variable transmission 25a includes a pair of input-side disks 2a and 2b, an integrated output-side disk 5b, and a plurality of power rollers 6 and 6 (see FIGS. 5 to 7; Present on both sides). The pair of input-side disks 2a and 2b are connected to each other via the input shaft 45 so as to be concentric and free to rotate in a synchronized manner. The output side disk 5b is provided between the input side disks 2a and 2b, concentrically with the input side disks 2a and 2b, and freely rotates relative to the input side disks 2a and 2b. Supported. Further, each of the power rollers 6, 6 is sandwiched between the two sides of the output disk 5b in the axial direction and one side of the input disks 2a, 2b in the axial direction. The power is transmitted from the input disks 2a and 2b to the output disk 5b while rotating with the rotation of the input disks 2a and 2b.
[0026]
Further, in the case of this example, both ends in the axial direction of the output side disk 5b are rotatably supported by a pair of thrust angular ball bearings 48,48. For this reason, in the case of the present embodiment, a support plate 11a for supporting both ends of the trunnions 7, 7 (see FIGS. 5 to 6) in which the power rollers 6, 6 are rotatably supported on their respective inner surfaces. The structure of the support posts 50a and 50b fixed to the inner surface of the casing 49 to support the support posts 11a and 11b is devised. That is, a pair of support posts 50a and 50b provided concentrically with each other on the radially opposite side with respect to the input shaft 45 are connected by an annular holding ring 51. The input shaft 45 passes through the inside of the holding ring 51.
[0027]
Each of the retaining rings 51, 51 provided for each cavity, and both end faces in the axial direction of the output side disk 5b, that is, the inner side faces of the output side faces 52, 52 provided on both side faces of the output side disk 5b. The above-mentioned thrust angular ball bearings 48, 48 are provided between them. In the case of the illustrated example, a short cylindrical ridge portion 54 is provided at a portion closer to the inner diameter of the outer surfaces (side surfaces opposite to each other) of the pair of race rings 53a, 53b constituting the respective thrust angular ball bearings 48, 48. 54 are formed over the entire circumference. Then, by fitting these ridges 54, 54 inside the holding rings 51, 51 and the end of the output side disk 5b, the radial positioning of the thrust angular ball bearings 48, 48 is performed. I'm trying. Also, shim plates 55, 55 are sandwiched between the outer surfaces of the races 53a, 53a and the retaining rings 51, 51 to position the thrust angular ball bearings 48, 48 in the axial direction. ing. In this state, a desired preload is applied to each of the thrust angular ball bearings 48, 48. Therefore, the output-side disk 5b is rotatably supported between the support posts 50a and 50b provided in pairs in the cavities, with positioning in the radial and axial directions. .
[0028]
In the case of the continuously variable transmission shown in the figure, the base end (the left end in FIG. 1) of the input shaft 45 is connected to a crankshaft of an engine (not shown) via a damper joint 56. The shaft 45 is driven to rotate. In addition, an appropriate surface pressure is applied to a rolling contact portion (traction portion) between one side surface in the axial direction of each of the input side disks 2a, 2b and both side surfaces of the output side disk 5b and the peripheral surface of each of the power rollers 6, 6. A hydraulic device is used as the pressing device 23a for applying. A gear pump 57 is provided around the base end of the input shaft 45 to displace the pressing device 23a and the trunnions 7, 7 for shifting, and hydraulic actuators 10, 10 (see FIG. 6). In addition, pressure oil can be freely supplied to a hydraulic cylinder for connecting and disconnecting a low-speed clutch 40a and a high-speed clutch 41a, which will be described later.
[0029]
The base end (left end in FIG. 1) of the hollow rotary shaft 58 is spline-engaged with the output side disk 5b. Then, the hollow rotary shaft 58 is inserted into the inside of the input side disk 2b on the far side (right side in FIG. 1) from the engine to take out the rotational force of the output side disk 5b or to the output side disk 5b. Power transmission. Further, the first planetary gear type transmission 42 is formed at the tip of the hollow rotary shaft 58 (the right end in FIG. 1) at a portion protruding from the outer surface of the input side disk 2b. Is fixedly mounted.
[0030]
On the other hand, a first carrier 61 is provided so as to bridge between a portion protruding from the hollow rotary shaft 58 at a tip end portion (right end portion in FIG. 1) of the input shaft 45 and the input side disk 2b. The input side disk 2b and the input shaft 45 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 3 to 4 positions) on both axial side surfaces of the first carrier 61. Planet gears 62 to 64 for constituting the transmissions 42 and 43 are rotatably supported. Further, a first ring gear 65 is rotatably supported around one half (the right half in FIG. 1) of the first carrier 61.
[0031]
Of the planetary gears 62 to 64, the planetary gear 62 provided radially inward of the first carrier 61 near the toroidal-type continuously variable transmission 25a (leftward in FIG. 1) is the first sun gear. It is in mesh with the gear 59. Further, a planetary gear 63 provided on the side remote from the toroidal-type continuously variable transmission 25a (on the right side in FIG. 1) in the radial direction of the first carrier 61 is a base end portion of the transmission shaft 47 (FIG. 1). At the left end of the second sun gear 66). Further, the remaining planetary gears 64 provided on the outer side in the radial direction of the first carrier 61 are larger in axial size than the planetary gears 62 and 63 provided on the inner side. Are engaged. Further, the remaining planetary gear 64 and the first ring gear 65 are meshed. It should be noted that a structure in which a wide ring gear meshes with both of the planetary gears instead of making the planetary gears radially outwardly independent of each other between the first and second planetary gear units can also be adopted.
[0032]
On the other hand, a second carrier 67 for constituting the third planetary gear type transmission 44 is connected and fixed to the base end (the left end in FIG. 1) of the output shaft 46. The second carrier 67 and the first ring gear 65 are connected via the low speed clutch 40a. Further, a third sun gear 68 is fixed to a portion of the transmission shaft 47 near the front end (near the right end in FIG. 1) by spline engagement or the like. A second ring gear 69 is disposed around the third sun gear 68, and the high-speed clutch 41a is disposed between the second ring gear 69 and a fixed portion such as the casing 49. Provided. Further, a plurality of sets of planetary gears 70 and 71 arranged between the second ring gear 69 and the third sun gear 68 are rotatably supported by the second carrier 67. These planetary gears 70 and 71 mesh with each other, and a planetary gear 70 provided on the inside in the radial direction of the second carrier 67 is provided on the third sun gear 68, and a planetary gear 71 provided on the outside is provided on the third sun gear 68. The second ring gear 69 is meshed with each other.
[0033]
In the case of the continuously variable transmission of the present embodiment configured as described above, the power transmitted from the input shaft 45 to the integrated output-side disk 5b via the pair of input-side disks 2a, 2b and the respective power rollers 6, 6. Is taken out through the hollow rotary shaft 58. When the low speed clutch 40a is connected and the high speed clutch 41a is disconnected, the rotational speed of the input shaft 45 is kept constant by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 25a. In this state, the rotation speed of the output shaft 46 can be freely converted into forward rotation and reverse rotation with the stop state interposed. That is, in this state, the differential component between the first carrier 61 that rotates in the forward direction together with the input shaft 45 and the first sun gear 59 that rotates in the opposite direction together with the hollow rotating shaft 58 is equal to the second component. The power is transmitted from one ring gear 65 to the output shaft 46 via the low speed clutch 40 a and the second carrier 67. In this state, the output shaft 46 is stopped by setting the speed ratio of the toroidal continuously variable transmission 25a to a predetermined value, and the speed ratio of the toroidal continuously variable transmission 25a is increased from the predetermined value. The output shaft 46 is rotated in a direction to move the vehicle backward by changing the output shaft 46 to the side. On the other hand, by changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 25a from the predetermined value to the deceleration side, the output shaft 46 is rotated in a direction in which the vehicle moves forward.
[0034]
Further, when the low speed clutch 40a is disconnected and the high speed clutch 41a is connected, the output shaft 46 is rotated in a direction in which the vehicle moves forward. That is, in this state, the first carrier 61 that rotates in the forward direction together with the input shaft 45 and the first sun gear 59 that rotates in the opposite direction together with the hollow rotation shaft 58 rotate according to the differential component. The rotation of the planetary gear 62 of the first planetary gear type transmission 42 is transmitted to the planetary gear 63 of the second planetary gear type transmission 43 via another planetary gear 64, and the second The transmission shaft 47 is rotated via the sun gear 66. Then, a third sun gear 68 provided at the distal end of the transmission shaft 47, a second ring gear 69 and planet gears 70, 71 which together with the sun gear 68 constitute the third planetary gear type transmission 44. Then, the second carrier 67 and the output shaft 46 coupled to the second carrier 67 are rotated in the forward direction based on the engagement with the second carrier 67. In this state, the rotational speed of the output shaft 46 can be increased as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 25a is changed to the speed increasing side.
[0035]
As described above, in order to adjust the speed ratio between the input shaft 45 and the output shaft 46 of the continuously variable transmission, the connection and disconnection of the low-speed and high-speed clutches 40a and 41a and the toroidal type It is necessary to control the change of the speed ratio of the continuously variable transmission 25a. In order to control the change of the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 25a, an actuator body 60 is provided below the input side and output side disks 2a, 2b, 5b. The actuators 10, 10 are housed in the actuator body 60, and the trunnions 7, 7 are respectively provided by the actuators 10, 10 in the axial direction of pivots 9, 9 provided at both ends thereof (see FIG. 6). And can be driven for displacement. The actuator body 60 housing such actuators 10, 10 is supported and fixed in the casing 49.
[0036]
Various hydraulic control valves including a gear ratio control valve 12 (see FIGS. 4 and 6) for controlling the supply and discharge of pressure oil to and from each of the actuators 10 and 10 are housed below the actuator body 60. In addition, a valve body 72 is provided. The valve body 72 is disposed below a portion of the toroidal-type continuously variable transmission 25a which extends from the first and second planetary gear type transmissions 42 and 43 and the low speed clutch 40a. Thus, it is supported and fixed to the casing 49 independently of the actuator body 60. A stepping motor 13a for switching the speed ratio control valve 12 is supported and fixed to the valve body 72 in a state where the stepping motor 13a is disposed in a concave portion 73 provided near a rear end of the lower surface of the valve body 72. In the case of this example, the stepping motor 13a and the speed ratio control valve 12 are arranged in parallel with each other. Accordingly, the tip of the output rod of the stepping motor 13a and the end of the spool 15 (see FIG. 6) constituting the speed ratio control valve 12 are connected via the swing arm 92 (FIG. 3). When switching the speed ratio control valve 12, one end of the swing arm 92 is pushed and pulled by the output rod to swing the swing arm 92, and the spool 15 is pushed and pulled by the swing arm 92. Then, the spool 15 is displaced in the axial direction.
[0037]
In the case of this example, since the actuator body 60 is supported and fixed to the casing 49 independently of the valve body 72, the hydraulic switching valve including the speed ratio control valve 12 and housed in the valve body 72 is provided. Operation can be stabilized. That is, the actuator body 60 is continuously variable in speed due to the application of high internal hydraulic pressure and the coupling and fixing of the output side disk 5b and the support posts 50b, 50b for supporting the support plates 11a, 11b. During operation of the device, it undergoes a slight elastic deformation. On the other hand, each of the above-mentioned hydraulic switching valves is precisely made to axially displace the spool and the sleeve while maintaining the hydraulic pressure. Therefore, it is not preferable that the elastic deformation of the actuator body 60 is transmitted to the valve body 72 from the viewpoint of stabilizing the operation of each hydraulic switching valve. On the other hand, in the illustrated example, since the actuator body 60 is supported and fixed to the casing 49 independently of the valve body 72, elastic deformation of the actuator body 60 may be transmitted to the valve body 72. Therefore, the stability of the operation of each hydraulic switching valve can be ensured.
[0038]
Further, in the case of this example, three solenoid valves 74 to 76 including those for making and disengaging the low-speed and high-speed clutches 40 a and 41 a are connected to the upper surface of the valve body 72 and the upper surface of the valve body 72. It is installed between the first and second planetary gear type transmissions 42 and 43 and the portion of the low speed clutch 40a. In the case of this example, the three solenoid valves 74 to 76 are combined to form a solenoid valve unit 77 as shown in FIG. 2, and a frame 78 of the solenoid valve unit 77 is screwed and fixed to the upper surface of the valve body 72. are doing. The wiring to the solenoid valves 74 to 76 fixed on the frame 78 is collectively performed to constitute the solenoid valve unit 77. In addition, each of the solenoid valves 74 to 76 is assembled with the frame 78 to form the solenoid valve unit 77, and an operation confirmation test is performed. Then, only the solenoid valve unit 77 in which all the solenoid valves 74 to 76 operate normally is mounted on the upper surface of the valve body 72. Therefore, as in the case where the operation check test is performed after assembling each of the solenoid valves 74 to 76 separately, troubles such as finding a defect after assembling on the upper surface of the valve body 72, disassembling, and reassembling are eliminated. Can be prevented. In addition, since the wiring to each of the solenoid valves 74 to 76 can be concentrated, the assemblability can be improved. Further, in the illustrated example, since the stepping motor 13a is provided immediately below the electromagnetic valve unit 77, the wiring of the stepping motor 13a is also concentrated on the wiring to each of the electromagnetic valves 74 to 76. By doing so, wiring efficiency can be improved.
[0039]
FIG. 3 shows a hydraulic control circuit of the continuously variable transmission that includes the electromagnetic valves 74 to 76 described above. Lubricating oil (traction oil) stored in an oil reservoir such as an oil pan 79 provided at the lower end of the casing is sucked by the high-pressure pump 80 and the low-pressure pump 81 and discharged in a pressurized state. The lubricating oil discharged from the high-pressure pump 80 is controlled by the relief valve type pressurizing pressure adjusting valve 82 to control the trunnion 7 through the speed ratio control valve 12 to adjust the speed ratio. It is fed into the hydraulic chambers 24a, 24b of the actuator 10, which displaces in the axial direction of the pivots 9, 9 (see FIG. 6). The lubricating oil whose pressure has been adjusted by the pressurizing pressure adjusting valve 82 is supplied to a hydraulic chamber of a hydraulic pressing device 23a for pressing the input disks 2a and 2b toward the output disk 5b (see FIG. 1). Also send.
[0040]
On the other hand, the lubricating oil discharged from the low-pressure pump 81 is adjusted to a relatively low predetermined pressure by the low-pressure side pressure regulating valve 83 of the relief valve type, and the lubricating oil is discharged in the continuously variable transmission. These parts are supplied and lubricated to the required parts. A relief circuit portion (discharge port) of the pressurizing pressure adjusting valve 82 is provided in the middle of a flow path for feeding the lubricating oil discharged from the low pressure pump 81 and pressure-adjusted by the low pressure side pressure adjusting valve 83 to each of the portions. Let me know. In addition, a difference in oil pressure in the pair of hydraulic chambers 24a and 24b provided in the actuator 10 is introduced as a differential pressure signal into a pilot circuit of the pressure adjusting valve 82 for pressurizing. The difference in hydraulic pressure between the two hydraulic chambers 24a, 24b is equal to the force 2Ft transmitted from the input disks 2a, 2b to the output disks 5b (or from the output disk 5b to the input disks 2a, 2b). Proportional. Therefore, the hydraulic pressure introduced into the pilot circuit of the pressure adjusting valve 82 is proportional to the magnitude of the power passing through the toroidal type continuously variable transmission.
[0041]
In the illustrated example, a correction signal corresponding to a use state of the toroidal type continuously variable transmission, such as a temperature and an accelerator opening, is input to the pressurizing pressure adjusting valve 82, and the toroidal type continuously variable transmission is input. According to the operating condition of the above, the hydraulic pressure fed into the hydraulic chamber of the pressing device 23a is corrected. That is, by controlling the opening and closing of one of the three solenoid valves 74, the oil pressure in another pilot chamber of the pressure adjusting valve 82 is adjusted to open the pressure adjusting valve 82. The valve pressure is adjustable. Then, in addition to increasing the oil pressure introduced from the pressure adjusting valve 82 to the actuator 10 and the pressing device 23a in proportion to the magnitude of the power passing through the toroidal type continuously variable transmission, the toroidal type The correction is made according to the operating condition of the continuously variable transmission. The adjustment of the oil pressure in the pilot chamber of the pressure adjusting valve 82 by the opening / closing control of the solenoid valve 74 acts in a direction to lower the valve opening pressure of the pressure adjusting valve 82. Therefore, when a failure occurs in the electric system, the valve opening pressure is increased, and the pressing force generated by the pressing device 23a becomes equal to or more than a required value. Therefore, even at the time of the failure, the rolling contact portions (traction portions) between the axial one side surfaces of the input side disks 2a, 2b and the both side surfaces of the output side disk 5b and the peripheral surfaces of the power rollers 6, 6 are provided. By applying a sufficient surface pressure, it is possible to prevent occurrence of excessive sliding at the rolling contact portion.
[0042]
Further, in the hydraulic circuit shown in FIG. 3, the gear ratio control valve 12 can be adjusted by the stepping motor 13a and also by the differential pressure cylinder 84 so that the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission is set to the target value. The speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission can be finely adjusted for adjustment. The supply and discharge of pressure oil to and from the differential pressure cylinder 84 are controlled by first and second differential pressure control valves 85 and 86 controlled by an electromagnetic valve 75 among the three electromagnetic valves 74 to 76. , Through the forward / reverse switching valve 87. The supply and discharge of the pressure oil to and from the low-speed and high-speed clutches 40a and 41a are performed by the electromagnetic valve 76 of the three electromagnetic valves 74 to 76 and the high-speed and low-speed switching valves 88 and 89. And the shift switching valve 90. Further, the communication state of each part can be switched by a manual switching valve 91 operated by a shift lever provided in a driver's seat. The hydraulic valves 82, 83, 85 to 91 including the gear ratio control valve 12 are incorporated in the valve body 72 (see FIG. 1).
[0043]
In the case of the continuously variable transmission according to the present embodiment configured as described above and incorporating the hydraulic circuit as described above, three solenoid valves 74 to 76 are efficiently disposed in the casing 49, and The structure which can suppress the height dimension of can be realized. That is, the solenoid valves 74 to 76 are located below the first and second planetary gear type transmissions 42 and 43 and above the valve body 72, and in a space existing behind the actuator body 60. are doing. Therefore, by providing the solenoid valves 74 to 76, it is possible to prevent a portion projecting below the valve body 72 from occurring.
[0044]
In addition, since the temperature of each of the solenoid valves 74 to 76 rises by being repeatedly energized during the operation of the continuously variable transmission, it is necessary to appropriately cool the solenoid valves 74 to 76 in order to perform a stable operation over a long period of time. There is. In the case of the present example, each of the solenoid valves 74 to 76 is disposed below the first and second planetary gear type transmissions 42 and 43. During operation of the continuously variable transmission, lubricating oil is constantly poured into the first and second planetary gear type transmissions 42 and 43. Then, the lubricating oil is scattered around by the centrifugal force, and a part thereof is poured into each of the solenoid valves 74 to 76. Therefore, the electromagnetic valves 74 to 76 can be efficiently cooled without providing a passage for circulating a cooling liquid or a dedicated cooling device. Therefore, a small-sized structure capable of stably operating these solenoid valves 74 to 76 for a long period of time can be realized at low cost.
[0045]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured and operates as described above, it can contribute to realizing a continuously variable transmission suitable as an automatic transmission for an automobile at low cost.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional side view showing an example of an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a plan view showing the solenoid valve unit taken out.
FIG. 3 is a circuit diagram showing an example of a hydraulic circuit incorporated in the continuously variable transmission.
FIG. 4 is a sectional view showing an example of a conventionally known toroidal-type continuously variable transmission.
FIG. 5 is a sectional view taken along line AA of FIG. 4;
FIG. 6 is a sectional view taken along the line BB in FIG.
FIG. 7 is a schematic cross-sectional view showing an example of a conventionally known continuously variable transmission formed by combining a toroidal type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission.
[Explanation of symbols]
1 input shaft
2, 2a, 2b Input side disk
3 Ball spline
4 Output gear
5, 5a, 5b Output side disk
6 Power roller
7 trunnion
8 Support shaft
9 Axis
10 Actuator
11, 11a, 11b Support plate
12 Gear ratio control valve
13, 13a Stepping motor
14 sleeve
15 spool
16 piston
17 Rod
18 Precess Cam
19 Link Arm
20 Synchronous cable
21 Cam surface
22 Drive shaft
23, 23a pressing device
24a, 24b hydraulic chamber
25 Toroidal continuously variable transmission
26 planetary gear type transmission
27 career
28a, 28b planetary gear elements
29 First transmission shaft
30a, 30b sun gear
31 Second transmission shaft
32 hollow shaft
33 Sun Gear
34 planetary gear element
35 ring gear
36 Second Career
37a, 37b planetary gear elements
38 Output shaft
39 Second ring gear
40, 40a Low speed clutch
41, 41a High speed clutch
42 First planetary gear type transmission
43 Second planetary gear type transmission
44 Third planetary gear type transmission
45 input shaft
46 Output shaft
47 Transmission shaft
48 Thrust angular contact ball bearing
49 Casing
50a, 50b Support post
51 Retaining ring
52 Output side
53a, 53b race
54 Ridge
55 shim plate
56 Damper coupling
57 Gear pump
58 hollow rotary shaft
59 First Sun Gear
60 Actuator body
61 First Career
62 planetary gear
63 planetary gear
64 planetary gear
65 First ring gear
66 Second Sun Gear
67 Second Career
68 Third Sun Gear
69 Second ring gear
70 planetary gear
71 planetary gear
72 valve body
73 recess
74 Solenoid valve
75 Solenoid valve
76 Solenoid valve
77 Solenoid valve unit
78 frames
79 Oil pan
80 High pressure pump
81 Low pressure pump
82 Pressure regulating valve for pressurization
83 Low pressure side pressure regulating valve
84 differential pressure cylinder
85 First differential pressure control valve
86 Second differential pressure control valve
87 Forward / reverse switching valve
88 High-speed switching valve
89 Low-speed switching valve
90 Shift switching valve
91 Manual switching valve
92 Swinging arm

Claims

A pair of outer disks that freely support rotation in synchronization with the rotation shaft around the rotation shaft, and are provided rotatably relative to the rotation shaft in a portion between the outer disks around an intermediate portion of the rotation shaft; A toroidal-type continuously variable transmission having a valve body containing a control valve for performing hydraulic control on an inner disk and an actuator for changing a gear ratio, and a planetary gear type transmission are coaxially arranged with each other, In addition, the planetary gear type transmission is combined with the rotating shaft of the toroidal type continuously variable transmission and the inner disk in a state of transmitting power, and the input shaft is connected to the rotating shaft of the toroidal type continuously variable transmission. In the continuously variable transmission, the output shaft is connected to the constituent members of the planetary gear type transmission, and the switching means switches the power transmission path to two systems. A plurality of solenoid valves for free gear ratio control, continuously variable transmission, characterized in that disposed in the space between the valve body and the planetary gear type transmission.

A valve body is provided below the rotating shaft of the toroidal type continuously variable transmission and the planetary gear type transmission, and a stepping motor for switching a control valve housed in the valve body is provided with a plurality of solenoid valves. The continuously variable transmission according to claim 1, wherein the continuously variable transmission is disposed immediately below the valve body.