JP2005299849A

JP2005299849A - トロイダル型無段変速機の前後進切換機構

Info

Publication number: JP2005299849A
Application number: JP2004119170A
Authority: JP
Inventors: Yasuyuki Nishihara; 康幸西原; Makoto Okazaki; 誠岡崎; Yasumitsu Komoriya; 泰光小森谷; Kazuo Hata; 和雄秦; Takeo Yoshida; 武雄吉田
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 2004-04-14
Filing date: 2004-04-14
Publication date: 2005-10-27

Abstract

【課題】常温時に摩擦締結要素に発生する締結ショックを低減するとともに、十分な流体潤滑が行われない極低温時であっても、締結ショックを和らげることで摩擦ローラの滑りを抑止し、トルク伝達面を保護できるトロイダル型無段変速機の全後進切換機構を提供する。
【解決手段】トロイダル型無段変速機と直列に設けられ、摩擦締結要素の締結・解放により前後進を切り換える前後進切換機構において、前後進切換機構は、少なくとも前後進切換機構の入出力側回転要素に連結される第１、第２摩擦要素と、第１及び第２摩擦要素を押圧して締結を行うピストンと、ピストンと第１及び第２摩擦要素との間に設けられた２枚のディッシュプレートとを有し、２枚のディッシュプレートのうちの一方を高荷重特性に設定し、他方を低荷重特性に設定した。
【選択図】図５

Description

本発明は、トロイダル型無段変速機の前後進切換機構に関し、特に摩擦締結要素の急激な締結を抑制するディッシュプレートに関する。

従来、トロイダル型無段変速機の前後進切換機構として、特許文献１に記載の技術が開示されている。この公報には、前後進切換機構の摩擦締結要素に２枚のディッシュプレートが設けられている。この２枚のディッシュプレートを低温時の作動油の圧力に対応した高荷重なものとし、また２枚を直列配置することでストロークを稼ぎ、急激な締結を抑制することで、トロイダル型無段変速機に急激にトルク入力がなされることを回避し、トロイダル型無段変速機における摩擦ローラの滑りを抑制している。
特開２００１−９９２８４号公報（図４参照）

しかしながら、上述の従来技術は、次の課題を有していた。すなわち、従来例においては高荷重のディッシュプレート２枚を直列配置しているため、常温時に作動油の粘度が低下し、かつ、ライン圧も通常状態となっている場合、荷重が高く設定されているディッシュプレートが十分に撓む前に摩擦締結要素が締結し、ディッシュプレートを設けているにも関わらず大きな締結ショックが発生してしまうという問題があった。

また、従来例においても低温時の摩擦ローラの滑りを抑制することは可能であるが、高荷重のディッシュプレートを用いている以上、ピストン作動力が摩擦締結要素に直接に作用しやすく、ショックの十分な低減は難しい。さらに、極低温時にオイル粘度が上昇するとトロイダル型無段変速機のトルク伝達面の流体潤滑膜が形成されにくくなり、高荷重のディッシュプレートを用いた場合流体潤滑膜が形成されないままトロイダル型無段変速機にトルクが入力されてしまうため、油膜によるトルク伝達面の保護が行われず表面精度を損なうおそれがある。

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、常温時においても前進クラッチまたは後進ブレーキに発生する締結ショックを低減させ、また、極低温時に十分な流体潤滑が行われていない場合であっても、締結ショックを和らげることで摩擦ローラの滑りを抑止することでトルク伝達面を保護できるトロイダル型無段変速機の全後進切換機構を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明では、摩擦ローラと入力ディスク及び出力ディスクとの接触点を変更することにより変速比を調整可能なトロイダル型無段変速機と直列に設けられ、摩擦締結要素の締結・解放により前後進を切り換える前後進切換機構において、前記前後進切換機構は、少なくとも前記前後進切換機構の入力側回転要素に連結される第１摩擦要素と、前記前後進切換機構の出力側回転要素に連結される第２摩擦要素と、前記第１及び第２摩擦要素を押圧して締結を行うピストンと、前記ピストンと前記第１及び第２摩擦要素との間に設けられた２枚のディッシュプレートとを有し、前記２枚のディッシュプレートのうちの一方を高荷重特性に設定し、他方を低荷重特性に設定した。

よって、ライン圧が低くピストン油圧も低い常温時においては弾性係数の低いディッシュプレートを弾性変形させることで、前進クラッチまたは後進ブレーキの急激な締結による締結ショックを低減し、ライン圧及びピストン油圧の高い極低温時においては、弾性係数の低いディッシュプレートが弾性変形を終了してから弾性係数の高いディッシュプレートを弾性変形させることで、前進クラッチまたは後進ブレーキを一定の力で締結しつつ急激な締結を回避することにより、常温時においても前進クラッチまたは後進ブレーキに発生する締結ショックを低減することで、高精度加工が施されたトロイダル型無段変速機のトルク伝達面への負担を低減し、表面精度を損なうことを回避できる。また、極低温時に十分な流体潤滑が行われていない場合であっても、締結ショックを和らげることで摩擦ローラの滑りを抑止し、トロイダル型無段変速機のトルク伝達面を保護できる。

以下、本発明のトロイダル型無段変速機の前後進切換機構を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１に基づいて説明する。

［トロイダル型無段変速機の概略構成］
以下、本発明のトロイダル型無段変速機の前後進切換機構の一実施形態を図１ないし図６に基づき説明する。図１は、本実施形態のトロイダル型無段変速機の概略構成である。図示されない発動機であるエンジンの回転力は、トランスミッションケース１内のトルクコンバータ４を介してインプットシャフト２に入力される。このインプットシャフト２の図示右方には、動力伝達用回転軸としてＣＶＴシャフト３が同軸に配設されている。

前記インプットシャフト２は、トランスミッションケース１に取付けられたオイルポンプ５に回転可能に支持されており、そのオイルポンプ５の図示右方には、遊星歯車機構８の固定要素切換えによってＣＶＴシャフト３への入力回転方向を切換えるための前進クラッチ１００及び後進ブレーキ２００を備えた前後進切換機構９が配設されている。また、前記ＣＶＴシャフト３には、トロイド状の二つのキャビティ、つまり溝部を構成する第１及び第２トロイダル型無段変速機１０，１１が互いに軸線方向に離間して配設されている。なお、前記トルクコンバータ４は、所謂ロックアップ機構付きのものである。

前記インプットシャフト２及びＣＶＴシャフト３間には、前記インプットシャフト２にブッシュ１２を介して回転自在に支持されて前記前後進切換機構９の遊星歯車機構８を構成するサンギヤ１３と、このサンギヤ１３に形成されている爪部１３ａに係合し且つＣＶＴシャフト３に回転自在に支持されたローディングカム１４と、このローディングカム１４に係合ローラ１５を介して連結され且つＣＶＴシャフト３にボールスプライン１６を介して支持された入力ディスク１７とが介装されている。

前記係合ローラ１５は保持器４１で回転自在に保持されており、前記インプットシャフト２に伝達されたエンジンからの回転力は、前後進切換機構９を介してサンギヤ１３の爪部１３ａからローディングカム１４、係合ローラ１５、入力ディスク１７及びボールスプライン１６を順次経由してＣＶＴシャフト３に伝達されるようになっている。

前記ローディングカム１４及び入力ディスク１７の係合ローラ１５当接面は、互いに逆向きで、次第にスラスト方向に高くなるカム面が形成されており、係合ローラ１５がこれらのカム面のリードに沿って移動することで入力トルクに比例したトルク伝達用ＣＶＴシャフト３の軸線方向への推力、つまりスラスト力を発生するようになっている。

また、前記入力カムであるローディングカム１４と出力カムである入力ディスク１７との間には、両者を離反させる方向に力を作用させ、予圧を付与するための皿バネ４２が介装されている。また、このローディングカム１４と入力ディスク１７との間に入力トルクによるねじりが発生することで、前記軸線方向への推力、つまりスラスト力を調整できるようにもなっている。なお、前記ローディングカム１４は、ボールベアリング４４によってＣＶＴシャフト３に回転可能に支持されている。

第１及び第２トロイダル型無段変速機１０，１１から先に説明すると、第１トロイダル型無段変速機１０は、前記係合ローラ１５に接する面と反対側の面にトロイド面１７ａが形成される上述の入力ディスク１７と、この入力ディスク１７の対向面にトロイド面１８ａが形成され、二つのトロイド面で第１のキャビティを構成する、ＣＶＴシャフト３に回転自在に支持される出力ディスク１８と、前記入力ディスク１７のトロイド面１７ａと出力ディスク１８のトロイド面１８ａとで構成される溝部、つまりキャビティに対して傾転可能に接触するパワーローラ（摩擦ローラ）２９と、を備えている。

前記パワーローラ２９は、トラニオンと称する支持機構によって傾転可能に支持されており、このトラニオンを、ステップモータによってサーボ作動する油圧シリンダで操作することにより、当該パワーローラ２９と入力ディスク１７及び出力ディスク１８とのそれぞれの径方向の接触位置、即ち接触半径を変え、入力ディスク１７と出力ディスク１８との間の回転速度比、即ち変速比を連続的に変化させることができるようになっている。

前記第２トロイダル型無段変速機１１は、前記第１トロイダル型無段変速機１０と同様に入力ディスク１９、出力ディスク２０、パワーローラ（摩擦ローラ）３０、支持機構及び油圧駆動装置を有するが、ＣＶＴシャフト３にボールスプライン２１を介して外嵌されている入力ディスク１９が、前記第１トロイダル型無段変速機１０から遠い側に配置されると共に、出力ディスク２０は第１トロイダル型無段変速機１０に近い側に配置されている。

つまり、第１トロイダル型無段変速機１０と第２トロイダル型無段変速機１１とは、図面上で線対称となるように構成されている。また、第１トロイダル型無段変速機１０の出力ディスク１８とＣＶＴシャフト３との間にはローラベアリング３８が、第２トロイダル型無段変速機１１の出力ディスク２０とＣＶＴシャフト３との間にはニードルベアリング３９がそれぞれ介装されている。

また、互いに対向する前記出力ディスク１８，２０の背面の間には出力合成ギヤ２２が配設されており、この出力合成ギヤ２２の中心部両端から軸線方向に突設された筒軸部１８ｂ，２０ｂが、各出力ディスク１８，２０の内部でそれらとスプライン結合されている。また、出力合成ギヤ２２は、トランスミッションケース１の内周壁に固着されたギヤハウジング２３ａ，２３ｂにベアリング２４を介して回転自在に支持されている。出力合成ギヤ２２はドリブンギヤ２５に噛合しており、このドリブンギヤ２５は前記ギヤハウジング２３ｂにベアリング２６を介して回転自在に支持されている。

ドリブンギヤ２５の中心部にはカウンターシャフト２７の一端がスプライン結合されており、このカウンターシャフト２７の他端はローラベアリング３５を介してトランスミッションケース１に回転自在に支持されていることから、両者は一体に回転するようになっている。従って、前記ＣＶＴシャフト３に伝達されたエンジンからの回転力は、前記第１及び第２トロイダル型無段変速機１０，１１の入力ディスク１７，１９に分解され、前述したパワーローラ２９，３０の傾転動作による所定の変速比で各トロイダル型無段変速機１０，１１の出力ディスク１８，２０に伝達された後、この出力合成ギヤ２２で合成され、ドリブンギヤ２５，カウンターシャフト２７及びギヤ列２８を順次経由してアウトプットシャフト３３に伝達される。

前記第２トロイダル型無段変速機１１の入力ディスク１９の背面には皿バネ４３が介装されており、その出力側に螺合したナット４０の締付けトルクを調整することで、前記皿バネ４２との間で発生するスラスト力の予圧状態を調整することができるようになっている。また、前記カウンターシャフト２７のドリブンギヤ２５側端部には、バルブを切り替えるためのリバースセンサが取付けられている。

前記ギヤ列２８は、前記カウンターシャフト２７の他端部に形成されたカウンターアウトプットギヤ３１と、これに噛合するアイドラギヤと、このアイドラギヤに噛合し且つ前記ＣＶＴシャフト３と同軸に配設されたアウトプットシャフト３３の一端に形成されたアウトプットギヤ３２とからなる。これらのギヤ列２８及びアウトプットシャフト３３等は、前記トランスミッションケース１の後端部に接合されたエクステンションケース３４内に収納される。

前記カウンターシャフト２７の後端部、つまり前記カウンターアウトプットギヤ３１の両側は、トランスミッションケース１側との間に介装されたローラベアリング３５及びエクステンションケース３４との間に介装されたローラベアリング３６によって回転自在に支持されている。また、前記アウトプットシャフト３３は、そのアウトプットギヤ３２側が、トランスミッションケース１の後面部に設けられたリヤ接合面部３７との間に介装されたローラベアリング３８、ＣＶＴシャフト３の後端部との間に介装されたニードルベアリング３９によって回転可能に支持され、その出力端側、つまり後端側が、エクステンションケース３４との間に介装されたローラベアリング４５によって回転可能に支持されている。

なお、図中の符号４６は、前記アウトプットシャフト３３にスプライン結合されたパーキングギヤ、符号４７はアウトプットシャフト３３に形成されたスピードメータギヤ、符号４８は、エクステンションケース３４との間に形成されたエアブリーザー室、符号４９は、前記アウトプットシャフト３３とスプライン嵌合され、車軸に連結する部材であるフランジコンパニオン５０を位置決めするナットである。

［前進クラッチ付近の詳細］
図２は、前進クラッチ１００付近の部分断面図である。前進クラッチ１００は第１、第２摩擦プレート１０１，１０２からなり、前進クラッチ１００の軸方向エンジン側には
皿バネである第１、第２ディッシュ１０３，１０４、及び前進クラッチピストン１０５が設けられている。この前進クラッチピストン１０５は前進クラッチシリンダ１０６に導入されるオイルにより作動され、第１、第２ディッシュ１０３，１０４を介して前進クラッチ１００を押圧してブレーキ力を発生させる。また、前進クラッチリターンスプリング１０７は、前進クラッチピストン１０５を軸方向エンジン側に付勢することで、前進クラッチピストン１０５非作動状態において前進クラッチ１００を開放する機能を持つ。

第１、第２ディッシュ１０３，１０４はそれぞれ弾性係数が異なり、第２ディッシュ１０４の弾性係数は第１ディッシュ１０３よりも低く設けられている。本願実施例では第２ディッシュ１０４の弾性係数は第１ディッシュ１０３の３０％以下に設定する。また、第１ディッシュ１０３は常温でのセレクト時等低ライン圧における前進クラッチピストン１０５の作動力ではほとんど弾性変形しないよう設けられており、このときは実際上第２ディッシュ１０４のみが弾性変形する。

さらに、前進クラッチピストン１０５とディッシュの当接部が平面ではないため、低弾性係数の第２ディッシュ１０４と前進クラッチピストン１０５を当接させると反り返りにより第２ディッシュ１０４が変形し、弾性特性が変化することを回避するため、高弾性係数の第１ディッシュ１０３を前進クラッチピストン１０５側に設けている。

［後進ブレーキ付近の詳細］
図３は、後進ブレーキ２００付近の部分断面図である。後進ブレーキ２００は第３、第４摩擦プレート２０１，２０２からなり、後進ブレーキ２００の軸方向エンジン側には皿バネである第３、第４ディッシュ２０３，２０４、及び後進ブレーキピストン２０５が設けられている。この後進ブレーキピストン２０５は後進ブレーキシリンダ２０６に導入されるオイルにより作動され、第３、第４ディッシュ２０３，２０４を介して後進ブレーキ２００を押圧してブレーキ力を発生させる。

前進クラッチ１００の第１、第２ディッシュ１０３，１０４と同様に、第３、第４ディッシュ２０３，２０４はそれぞれ弾性係数が異なり、第４ディッシュ２０４の弾性係数は第３ディッシュ２０３よりも低く設け、第４ディッシュ２０４の弾性係数は第３ディッシュ２０３の３０％以下に設定されている。また、第３、第４ディッシュ２０３、２０４においても前進クラッチ１００と同様、第３ディッシュ２０３は常温時における後進ブレーキピストン２０５の作動力ではほとんど弾性変形しないよう設けられている。従って、常温時においては第４ディッシュ２０４のみが弾性変形する。さらに、前進クラッチ１００と同様、高弾性係数の第３ディッシュ２０３を後進ブレーキピストン２０５側に設け、第４ディッシュ２０４の反り返りによる弾性特性の変化を回避する。

［弾性係数の異なるディッシュ組み合わせ時の荷重特性］
図４は、弾性係数ｋ及び０．３ｋのディッシュを組み合わせた際の荷重特性を示す図である。同一弾性係数ｋのディッシュを直列接続した際の荷重特性（従来技術）を破線で示し、弾性係数ｋ及び０．３ｋを持つディッシュを直列接続した際の荷重特性（本願実施例）を実線で示す。なお、参考のため弾性係数ｋのディッシュ１枚のみの荷重特性を一点鎖線で示す。

ここで、異なる弾性係数ｋ_１，ｋ_２を持つバネＡ，Ｂを直列接続した際、弾性係数に関するフックの法則より
Ｆ＝ｋ_１ｘ_１＋ｋ_２ｘ_２・・・（イ）（ｘ_１，ｘ_２：バネＡ，Ｂの変位量）
となる。
このとき、バネＡ，Ｂによる合成弾性係数をｋ、変位量の和をｘとすれば
Ｆ＝ｋｘ・・・（ロ）
ｘ＝ｘ_１＋ｘ_２・・・（ハ）
であり、直列接続であることからそれぞれのバネＡ，Ｂにかかる力はＦであり
Ｆ＝ｋｘ＝ｋ_１ｘ_１＋ｋ_２ｘ_２・・・（ニ）
の関係が成り立つ。
（イ）ないし（ニ）式から合成弾性係数ｋは
ｋ＝（ｋ_１ｋ_２）／（ｋ_１＋ｋ_２）・・・（ホ）
となる。
よって、バネＡを第１，第３ディッシュ１０３，２０３とし、第２、第４ディッシュ１０４，２０４として（ホ）式を適用すれば、本願実施例における第１、第２ディッシュ１０３，１０４及び第３、第４ディッシュ２０３，２０４をそれぞれ直列接続した合成弾性係数ｋ'は
ｋ'＝（ｋ×０．３ｋ）／（ｋ＋０．３ｋ）＝（３／１３）ｋ
となり、同一の弾性係数ｋを持つディッシュを直列接続した従来技術の合成弾性係数ｋ''は
ｋ''＝１／２ｋ
となる。

図４において破線で示される従来技術ではディッシュの荷重特性は直線であるが、本願実施例では異なる弾性係数を持つディッシュを直列接続しており、同一荷重が作用した場合においては第１，第３ディッシュ１０３，２０３（弾性係数：ｋ）の変位量に比べ第２、第４ディッシュ１０４，２０４（弾性係数：０．３ｋ）の変位量が大きくなる。

そのため、図４におけるストローク量ａ、荷重ｆの座標において第２、第４ディッシュ１０４，２０４は最大弾性変形量に達し、ｆ以上の荷重をかけても弾性変形しない。よって、ストローク量がａを超過する領域においては第１，第３ディッシュ１０３，２０３のみが弾性変形し、座標（ａ，ｆ）以降のストローク領域においては本願実施例の合成弾性係数ｋ'は第１，第３ディッシュ１０３，２０３の弾性係数ｋとなる。

［常温時におけるディッシュの作用］
常温時においてはライン圧も低くオイルの粘度も通常の粘度であるため、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００を締結する油圧も低くてよい。このときエンジン負荷低減のため前進クラッチピストン１０５または後進ブレーキピストン２０５への作動油圧を低くすると前進クラッチピストン１０５が第１ディッシュ１０３を押圧する力は低く済み、また後進ブレーキピストン２０５が第３ディッシュ２０３を押圧する力も低くて済む。

そのため常温時においては弾性係数の高い第１、第３ディッシュ１０３、２０３はピストンの押圧力によってもほとんど弾性変形せず、ほぼ剛体として機能する。これにより、常温時においては弾性係数の低い第２、第４ディッシュ１０４，２０４のみが弾性変形し、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００が急激に締結されることで発生する締結ショックを低減する。

［常温時におけるピストン作動時の経時変化］
図５は、本願実施例において潤滑油常温時に前進クラッチピストン１０５または後進ブレーキピストン２０５が作動した際のタイムチャートである。本願実施例における経時変化を実線で示し、対比のため従来技術における経時変化を破線で示す。

（時刻ｔ_１）
時刻ｔ_１において、シフトをＮレンジからＤレンジとするセレクト指令がなされ、前進クラッチシリンダ１０６及び後進ブレーキシリンダ２０６への油圧作用が開始され、前進クラッチピストン１０５または後進ブレーキピストン２０５が作動を開始する。

（時刻ｔ_１〜ｔ_２）
時刻ｔ_１〜ｔ_２においては前進クラッチピストン１０５または後進ブレーキピストン２０５が第１，第３ディッシュ１０３，２０３に到達しておらず、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００は開放状態にあるためパワーローラ２９，３０へのトルク伝達は行われていない。前進クラッチシリンダ１０６及び後進ブレーキシリンダ２０６へ作用する油圧は上昇を継続する。

（時刻ｔ_２）
時刻ｔ_２において前進クラッチピストン１０５または後進ブレーキピストン２０５が第１，第３ディッシュ１０３，２０３に到達し、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００への入力が開始される。

（時刻ｔ_２〜ｔ_３）
時刻ｔ_２〜ｔ_３においては前進クラッチピストン１０５または後進ブレーキピストン２０５からの作動力が前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００に作用しているが、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００の摩擦プレート同士のクリアランスのため、前進クラッチ１００の第１、第２摩擦プレート１０１，１０２または後進ブレーキ２００の第３、第４摩擦プレート２０１，２０２は未だ接触しておらず、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００は締結されない。前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００のフリクションに抗してピストンを移動させるため、油圧は一定値となる。

（時刻ｔ_３）
時刻ｔ_３において第１、第２摩擦プレート１０１，１０２または第３、第４摩擦プレート２０１，２０２が接触し、第２、第４ディッシュ１０４、２０４が弾性変形を開始する。これにより第１、第２摩擦プレート１０１，１０２または第３、第４摩擦プレート２０１，２０２の圧着が開始され、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００が締結を開始し、パワーローラ２９，３０へのトルク伝達が開始され、パワーローラ入力軸トルクが発生する。

（時刻ｔ_３〜ｔ_４）
時刻ｔ_３〜ｔ_４においてはパワーローラ入力軸トルクが上昇するため、前進クラッチシリンダ１０６または後進ブレーキシリンダ２０６の油圧は再び上昇する。本願実施例においては異なる弾性係数を持つディッシュを直列接続させており、まず弾性係数の低い第２、第４ディッシュ１０４、２０４が優先的に弾性変形し、弾性係数の高い第１、第３ディッシュ１０３，２０３は実際にはほとんど変形しない。一方、従来技術においては弾性係数の高いディッシュを直列接続しているため、実際には常温時のシリンダ圧によってはディッシュはほとんど変形しない。
このため本願実施例においては、従来技術に比べ前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００のプレート押圧と同時に発生するディッシュ変形の量が大きい。これにより、本願実施例では前進クラッチまたは後進ブレーキの摩擦プレートに対する押圧力の上昇率は従来技術に比し緩慢であり、時刻ｔ_３〜ｔ_４間における前進クラッチまたは後進ブレーキの締結力上昇率は本願実施例よりも従来例のほうが大きくなる。
従って、本願実施例では、時刻ｔ_３〜ｔ_４間において第２、第４ディッシュ１０４，２０４の弾性変形が継続し、前進クラッチピストン１０５または後進ブレーキピストン２０５の押圧力は直接には前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００に作用しない。よって、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００の締結力は所望のトルク伝達には十分でなく、パワーローラ入力軸トルクも規定値に達しないため上昇を継続しているが、従来技術においては時刻ｔ_３〜ｔ_４間においてディッシュの変形は終了し、ピストンの押圧力が直接前進クラッチまたは後進ブレーキに作用し、一定出力のエンジントルクが全て伝達されてパワーローラ入力軸トルクは一定となる。

（時刻ｔ_４）
時刻ｔ_４において本願実施例においてもディッシュ変形が終了し、一定出力のエンジントルクが全て伝達されてパワーローラ入力軸トルクは一定となる。パワーローラ入力軸トルクを維持するため、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００の締結力は上昇を継続する。

（時刻ｔ_４〜ｔ_５）
時刻ｔ_４〜ｔ_５では、本願実施例においては前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００の締結力は一定の変化率で上昇を継続しているが、異なる弾性係数を持つディッシュを直列接続している本願実施例に対し、同一の弾性係数を持つディッシュを直列接続している従来技術にあっては、前進クラッチまたは後進ブレーキのプレートを押圧と同時に発生するディッシュ変形ほとんど発生しない。そのため従来技術においては前進クラッチまたは後進ブレーキに作用する押圧力の単位時間上昇率は大きく、時刻ｔ_４〜ｔ_５において従来技術の前進クラッチまたは後進ブレーキは完全締結状態に達し、ピストンストロークが終了して締結圧は急角度で上昇を開始する。

（時刻ｔ_５）
時刻ｔ_５において本願実施例の前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００は完全締結状態に達し、ピストンストロークが終了して締結圧は急角度で上昇を開始する。

［極低温時におけるディッシュの作用］
極低温時においてはオイルの粘度は高いため、応答性確保のためライン圧を高くし、前進クラッチピストン１０５または後進ブレーキピストン２０５の作動油圧を高くする必要がある。また、トロイダル型無段変速機１０，１１においても流体潤滑が困難となるため前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００の締結ショックを抑制する必要がある。

しかし、作動油圧を高くすると前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００が瞬時に締結してしまい、流体潤滑が有効になる前にトロイダル型無段変速機１０，１１にトルクが入力され、トロイダル型無段変速機１０，１１に滑りが生じてしまう。さらに、トルク伝達面に高精度の表面加工が施されているトロイダル型無段変速機１０，１１にあっては、流体潤滑を行わずにトルクを入力するとトルク伝達面に負担がかかり、表面精度が損なわれて流体潤滑機能を損なうおそれがある。

そのため、極低温時においては弾性係数の低い第２、第４ディッシュ１０４，２０４を先に弾性変形させ、第２、第４ディッシュ１０４，２０４が弾性変形を終了してから高いピストン圧により弾性係数の高い第１、第３ディッシュ１０３，２０３を弾性変形させることで、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００が急激に締結されることにより発生する締結ショックを低減する。

［極低温時におけるピストン作動時の経時変化］
図６は、本願実施例において潤滑油極低温時に前進クラッチピストン１０５及び後進ブレーキピストン２０５が作動した際のタイムチャートである。本願実施例における経時変化を実線で示し、対比のため従来技術における経時変化を破線で示す。

（時刻ｔ_１１）
時刻ｔ_１１において、シフトをＮレンジからＤレンジとするセレクト指令がなされ、前進クラッチシリンダ１０６及び後進ブレーキシリンダ２０６への油圧作用が開始され、前進クラッチピストン１０５または後進ブレーキピストン２０５が作動を開始する。

（時刻ｔ_１１〜ｔ_１２）
時刻ｔ_１１〜ｔ_１２においては前進クラッチピストン１０５または後進ブレーキピストン２０５が第１，第３ディッシュ１０３，２０３に到達しておらず、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００は開放状態にあるためパワーローラ２９，３０へのトルク伝達は行われていない。前進クラッチシリンダ１０６及び後進ブレーキシリンダ２０６へ作用する油圧は上昇を継続する。極低温時においてはオイル粘度が高いため、単位時間油圧上昇率を大きくして油圧応答性の改善を図っている。

（時刻ｔ_１２）
時刻ｔ_１２において前進クラッチピストン１０５または後進ブレーキピストン２０５が第１，第３ディッシュ１０３，２０３に到達し、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００への入力が開始される。高いオイル粘度に対応し、ライン圧も高くして応答性を確保する。

（時刻ｔ_１２〜ｔ_１３）
時刻ｔ_１２〜ｔ_１３においては前進クラッチピストン１０５または後進ブレーキピストン２０５からの作動力が前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００に作用しているが、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００の摩擦プレート同士のクリアランスのため、前進クラッチ１００の第１、第２摩擦プレート１０１，１０２または後進ブレーキ２００の第３、第４摩擦プレート２０１，２０２は未だ接触しておらず、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００は締結されていない。前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００のフリクションに抗してピストンを移動させるため、油圧は一定値となる。オイルの高粘度に対応して常温時よりも高い油圧がかけられている。

（時刻ｔ_１３）
時刻ｔ_１３において第１、第２摩擦プレート１０１，１０２または第３、第４摩擦プレート２０１，２０２が接触を開始し、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００が締結を開始する。これにより、パワーローラ２９，３０へのトルク伝達が開始され、パワーローラ入力軸トルクが発生する。

（時刻ｔ_１３〜ｔ_１４）
時刻ｔ_１３〜ｔ_１４においては、パワーローラ入力軸トルクが上昇するため前進クラッチシリンダ１０６または後進ブレーキシリンダ２０６の油圧は再び上昇する。本願実施例においては異なる弾性係数を持つディッシュを直列接続しているため、弾性係数の低い第２、第４ディッシュ１０４、２０４が優先的に弾性変形する。一方、従来技術においては弾性係数の高いディッシュを直列接続しており、高弾性係数のディッシュは実際にはほとんど変形しない。
このため本願実施例においては、従来技術に比べ前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００のプレート押圧と同時に発生するディッシュ変形の量が大きい。これにより、本願実施例では前進クラッチまたは後進ブレーキの摩擦プレートに対する押圧力の上昇率は従来技術に比し緩慢であり、時刻ｔ_１３〜ｔ_１４間における前進クラッチまたは後進ブレーキの締結力上昇率は本願実施例よりも従来例のほうが大きくなる。
従って、本願実施例では、時刻ｔ_１３〜ｔ_１４間において第２、第４ディッシュ１０４，２０４の弾性変形が継続し、前進クラッチピストン１０５または後進ブレーキピストン２０５の押圧力は直接には前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００に作用しない。よって、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００の締結力は所望のトルク伝達には十分でなく、パワーローラ入力軸トルクも規定値に達しないため上昇を継続している。

（時刻ｔ_１４）
時刻ｔ_１４において低弾性係数の第２、第４ディッシュ１０４，２０４が最大弾性変形量に達して弾性変形を終了し、続いて高弾性係数の第１，第３ディッシュ１０３，２０３が弾性変形を開始する。
時刻ｔ_１４以前においては、ピストンストロークは前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００の摩擦プレート同士を圧着させる前に第２、第４ディッシュ１０４，２０４により吸収されていたが、時刻ｔ_１４において第２、第４ディッシュ１０４，２０４が弾性変形を終了し、続いてピストン圧による弾性変形が少ない高弾性係数の第１，第３ディッシュ１０３，２０３が弾性変形を開始することで、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００に作用するピストンストロークが大きくなり、締結力も大きくなる。これにより、時刻ｔ_１４において本願実施例のパワーローラ入力軸トルクの上昇率は大きくなる。一方、従来例においては従前の上昇率のままパワーローラ入力軸トルクは上昇を継続する。

（時刻ｔ_１４〜ｔ_１５）
上述のように時刻ｔ_１４〜ｔ_１５において本願実施例におけるパワーローラ入力軸トルクの上昇率は時刻ｔ_１４以前よりも大きくなる。パワーローラ入力軸トルクは前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００の締結力に対応している。前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００の締結力は、ピストンストロークによりプレートのクリアランスが縮小し、プレート同士が接触して押圧されることで発生する。そのため、締結力はピストンのストローク量と押圧力に対応した値となる。
上述の図４は弾性係数の異なるディッシュ組み合わせ時の荷重特性を示しており、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００は２枚のディッシュを介して押圧されるため、前進クラッチ１００における第１、第２ディッシュ１０３，１０４及び後進ブレーキ２００における第３、第４ディッシュ２０３，２０４の荷重特性も、図４で示される荷重特性に従う。
従来例では同一の弾性係数を持つディッシュを直列接続しているため、時刻ｔ_１３〜ｔ_１５にわたって合成弾性係数は同一であり、また、荷重の入力に対するディッシュ変形量も同一である。
一方、異なる弾性係数を持つディッシュを直列接続している本願実施例の場合、図４に示されるように一定のストローク量aに至ると高弾性係数の第１または第３ディッシュ１０３，２０３のみの変形が開始されるため合成弾性係数が増大し、荷重の入力に対するディッシュ変形量が小さくなる。図４のストローク量a以降の領域で示されるように、本願実施例では荷重の入力に対するディッシュ変形量は従来技術の半分となる。そのため、ピストンストロークがディッシュ変形により吸収されにくくなり、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００に直接作用するストローク量が従来例の２倍となり、時刻ｔ_１４以降における本願実施例のパワーローラ入力軸トルクの上昇率は、高弾性係数のディッシュを２枚用いた従来例のパワーローラ入力軸トルクの上昇率よりも高くなる。

（時刻ｔ_１５）
時刻ｔ_１５においては、従来技術及び本願実施例において一定出力のエンジントルクが全て伝達されてパワーローラ入力軸トルクは一定となる。パワーローラ入力軸トルクを維持するため、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００の締結力は上昇を継続する。

（時刻ｔ_１５〜ｔ_１６）
時刻ｔ_１５〜ｔ_１６では、本願実施例においては前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００の締結力は一定の変化率で上昇を継続しているが、異なる弾性係数を持つディッシュを直列接続している本願実施例に対し、同一の弾性係数を持つディッシュを直列接続している従来技術にあっては、前進クラッチまたは後進ブレーキのプレートを押圧と同時に発生するディッシュ変形ほとんど発生しない。そのため従来技術においては時刻ｔ_１５に至るまでに前進クラッチまたは後進ブレーキのプレート間クリアランスは本願実施例よりも大幅に短縮されており、時刻ｔ_１４〜ｔ_１５において従来技術の前進クラッチまたは後進ブレーキは完全締結状態に達し、ピストンストロークが終了して締結圧は急角度で上昇を開始する。

（時刻ｔ_１６）
時刻ｔ_１６において本願実施例の前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００は完全締結状態に達し、ピストンストロークが終了して締結圧は急角度で上昇を開始する。

［従来例と本願実施例における作用効果の対比］
従来例においては、高荷重のディッシュプレート２枚を直列配置しているため、常温時に作動油の粘度が低下し、かつ、ライン圧も通常の状態となっている場合、荷重が高く設定されているディッシュプレートが十分に撓む前に摩擦締結要素が締結し、ディッシュプレートを設けているにも関わらず大きな締結ショックが発生してしまうという問題があった。

これに対し、本願実施例では、前進クラッチ１００及び後進ブレーキ２００にそれぞれ弾性係数が異なる第１、第２ディッシュ１０３，１０４、及び第３、第４ディッシュ２０３，２０４を設け、第２、第４ディッシュ１０４，２０４の弾性係数を第１、第３ディッシュ１０３，２０３の３０％以下とした。また、第１、第３ディッシュ１０３，２０３は常温時におけるピストンの作動力ではほとんど弾性変形しない値に設けた。

これにより、ライン圧が低くピストン油圧も低い常温時においては弾性係数の低い第２、第４ディッシュ１０４，２０４のみを弾性変形させることで、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００の急激な締結による締結ショックを低減することが可能となる。また、ライン圧及びピストン油圧の高い極低温時においては、弾性係数の低い第２、第４ディッシュ１０４，２０４が弾性変形を終了してから弾性係数の高い第１、第３ディッシュ１０３，２０３を弾性変形させることで、前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００を一定の力で締結しつつ、急激な締結を回避することが可能となる。

よって、常温時においても前進クラッチ１００または後進ブレーキ２００に発生する締結ショックを低減することができる。また、極低温時に十分な流体潤滑が行われていない場合であっても、締結ショックを和らげることで摩擦ローラの滑りを抑止し、トロイダル型無段変速機のトルク伝達面を保護することができる（請求項１に対応）。

また、高弾性係数の第１、第３ディッシュ１０３，２０３を前進クラッチピストン１０５及び後進ブレーキピストン２０５側に配置し、低弾性係数の第２、第４ディッシュ１０４，２０４を前進クラッチ１００及び後進ブレーキ２００側に配置した。これにより、ピストンと当接するディッシュの当接面を平面としなくとも、第２、第４ディッシュ１０４，２０４が反り返りにより弾性特性が変化することを回避することができる（請求項２に対応）。

また、低弾性係数の第２、第４ディッシュ１０４，２０４は、高弾性係数の第１、第３ディッシュ１０３，２０３の弾性係数の３０％以下に設定されることとした。これにより、常温時の締結ショックを十分に低減できる（請求項３に対応）。

（他の実施例）
以上、本発明を実施するための最良の形態を、実施例１に基づいて説明してきたが、本発明の具体的な構成は各実施例に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても、本発明に含まれる。

実施例１におけるトロイダル型無段変速機の概略構成である。実施例１における前進クラッチ付近の部分断面図である。実施例１における後進ブレーキ付近の部分断面図である。実施例１における弾性係数ｋ及び０．３ｋのディッシュを組み合わせた際の荷重特性を示す図である。実施例１において潤滑油常温時に前進クラッチピストン及び後進ブレーキピストンが作動した際のタイムチャートである。実施例１において潤滑油極低温時に前進クラッチピストン及び後進ブレーキピストンが作動した際のタイムチャートである。

符号の説明

１トランスミッションケース
２インプットシャフト
３シャフト
４トルクコンバータ
５オイルポンプ
８遊星歯車機構
９前後進切換機構
１０トロイダル型無段変速機
１１トロイダル型無段変速機
１２ブッシュ
１３サンギヤ
１３ａ爪部
１４ローディングカム
１５係合ローラ
１６ボールスプライン
１７入力ディスク
１７ａトロイド面
１８出力ディスク
１８ａトロイド面
１８ｂ筒軸部
１９入力ディスク
２０出力ディスク
２０ｂ筒軸部
２１ボールスプライン
２２出力合成ギヤ
２３ａギヤハウジング
２３ｂギヤハウジング
２４ベアリング
２５ドリブンギヤ
２６ベアリング
２７カウンターシャフト
２８ギヤ列
２９パワーローラ
３０パワーローラ
３１カウンターアウトプットギヤ
３２アウトプットギヤ
３３アウトプットシャフト
３４エクステンションケース
３５ローラベアリング
３６ローラベアリング
３７リヤ接合面部
３８ローラベアリング
３９ニードルベアリング
４０ナット
４１保持器
４２皿バネ
４３皿バネ
４４ボールベアリング
４５ローラベアリング
５０フランジコンパニオン
１００前進クラッチ
１０１第１摩擦プレート
１０２第２摩擦プレート
１０３第１ディッシュ
１０４第２ディッシュ
１０５前進クラッチピストン
１０６前進クラッチシリンダ
１０７前進クラッチリターンスプリング
２００後進ブレーキ
２０１第３摩擦プレート
２０２第４摩擦プレート
２０３第３ディッシュ
２０４第４ディッシュ
２０５後進ブレーキピストン
２０６後進ブレーキシリンダ

Claims

摩擦ローラと入力ディスク及び出力ディスクとの接触点を変更することにより変速比を調整可能なトロイダル型無段変速機と直列に設けられ、摩擦締結要素の締結・解放により前後進を切り換える前後進切換機構において、
前記前後進切換機構は、少なくとも前記前後進切換機構の入力側回転要素に連結される第１摩擦要素と、前記前後進切換機構の出力側回転要素に連結される第２摩擦要素と、前記第１及び第２摩擦要素を押圧して締結を行うピストンと、前記ピストンと前記第１及び第２摩擦要素との間に設けられた２枚のディッシュプレートとを有し、
前記２枚のディッシュプレートのうちの一方を高荷重特性に設定し、他方を低荷重特性に設定したことを特徴とするトロイダル型無段変速機の前後進切換機構。
請求項１に記載の前後進切換機構において、
前記高荷重特性のディッシュプレートを前記ピストン側に配置し、前記低荷重特性のディッシュプレートを前記第１及び第２摩擦要素側に配置したことを特徴とするトロイダル型無段変速機の前後進切換機構。
請求項１または２に記載の前後進切換機構において、
前記低荷重特性のディッシュプレートは、前記高荷重特性のディッシュプレートの荷重特性の３０％以下に設定されていることを特徴とするトロイダル型無段変速機の前後進切換機構。