JP3716568B2 - Toroidal continuously variable transmission - Google Patents
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Description
【0001】
【発明の属する技術分野】
本発明は、トロイダル式無段変速機、特に、ギヤードニュートラル発進方式を採用する等のために、トロイダル変速機構を経由させて動力伝達を行なうためのギアが設けられているトロイダル式無段変速機に関する。
【0002】
【従来の技術】
自動車用無段変速機として、相互に対向配置された入力ディスクと出力ディスクとの間に両ディスク間の動力伝達を行うローラーを圧接状態で介設すると共に、このローラーを傾転させて両ディスクに対する接触位置を半径方向に変化させることにより、両ディスク間の動力伝達の変速比を無段階に変化させるようにしたトロイダル式無段変速機が実用化されつつあるが、この種の無段変速機のなかには、ギヤードニュートラルを用いた発進方式を採用するものが知られている。
【0003】
この発進方式では、エンジンに連結されたインプットシャフト上に、上記のような一対の入出力ディスクやローラー等を有する構成のトロイダル変速機構が配置されると共に、該インプットシャフトに平行なセカンダリシャフト上に、サンギヤと、インターナルギヤと、これら両ギヤに噛み合うプラネタリピニオンを支持するピニオンキャリヤとの3つの回転要素を有する遊星歯車機構が配置され、これらの回転要素のうちのインターナルギヤを出力要素としながら、エンジン回転をピニオンキャリヤには直接に、サンギヤには上記トロイダル変速機構を介してそれぞれ入力するように構成される。
【0004】
そして、上記トロイダル変速機構の変速比を制御することにより、遊星歯車機構のピニオンキャリヤとサンギヤとに入力される回転速度の比を、出力要素であるインターナルギヤが停止する比に制御してニュートラル状態を実現させると共に、この状態からトロイダル変速機構の変速比を増減させることにより、インターナルギヤを前進または後退方向に回転させるように構成されるものである。
【0005】
この発進方式によれば、発進時に接続されるクラッチやトルクコンバータ等を用いなくても車両を発進させることができ、発進時の応答性や動力伝達効率が向上することになる。
【0006】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、この場合、エンジン回転をトロイダル変速機構を介して遊星歯車機構のサンギヤに入力させるために、上記トロイダル変速機構とサンギヤとにそれぞれ相互に噛合し合うギアが配設されることがあるが、例えば特開昭63−219956号公報には、トロイダル変速機構側のギアを、ローラの傾転により変速比が変化される上記ディスクの周縁部に設けることが開示されている。
【0007】
これによれば、上記ギアを独立してディスクやローラ等と共にインプットシャフト上に配設する場合と比べて、トロイダル変速機構の該シャフト上での軸方向の寸法の増大が抑制されることになり、該変速機構、ひいてはこのトロイダル式無段変速機全体のレイアウト性の向上が図られる。
【0008】
しかしながら、一般に、このように遊星歯車機構等との間で動力伝達を行なうためのギアをディスクに設けるようにした場合には、次のような問題が生じる。
【0009】
すなわち、上記ディスクは、インプットシャフトを中心として回転自在に設けられ、そのインプットシャフトに近い中央部においてローラが圧接されて、ディスク間の動力伝達が行なわれ、また該動力伝達の変速比が変化されるようになっている。したがって、上記ローラとの間の回転摩擦や圧力に耐えて塑性変形しないだけの硬さがインプットシャフトに近い中央部に求められる。
【0010】
これに対し、ギアをディスクの周縁部に設けるようにした場合では、その周縁部の硬さが中央部と同じように高いと、上記ギアとサンギア側のギアとの噛み合いにおいて歯が折れる等の損傷が発生し易くなるから、該ギアが設けられるディスクの周縁部においてはある程度の靭性があった方がよい。
【0011】
このように、トロイダル変速機構のディスクにギアを設ける場合には、該ギアが設けられる部位と、ローラが圧接される部位とで相互に異なる材料特性が要求されるので、この要求にどのようにして対応するかが問題となるのである。
【0012】
本発明は、例えばギヤードニュートラル発進方式を採用する等のために、遊星歯車機構側のギアと噛み合うギアをトロイダル変速機構のディスクに設けようとする場合における上記問題に対処するもので、ローラが圧接される中央部は該ローラとの間の回転摩擦や圧力に耐えて塑性変形せず、ギアが設けられる周縁部は該ギアと他のギアとの噛み合いにおいて歯が折れる等の損傷が発生し難いディスクを備えたトロイダル式無段変速機を提供することを課題とする。
【0013】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するため、本発明は次のように構成したことを特徴とする。
【0014】
まず、本願の特許請求の範囲の請求項1に記載の発明(以下「第1発明」という。)は、相互に対向配置された一対のディスク間に介在するローラの傾転により該ディスク間の変速比が無段階に変化するように構成されたトロイダル変速機構が備えられたトロイダル式無段変速機であって、上記変速機構を経由させる動力伝達のためのリング状のギアが上記ディスクとは別体とされて該ディスクの外周に嵌合されていると共に、ギアは、浸炭組織の層の厚みが小さくなるように浸炭され、ディスクは、浸炭組織の層の厚みが大きくなるように浸炭され、ギアとディスクとの溶接による接合部が、ディスク面から退避して設けられていることを特徴とする。
【0015】
また、請求項2に記載の発明(以下「第2発明」という。)は、上記第1発明において、ディスクの外周とギアの内周とに渡り座ぐり部が設けられ、該座ぐり部内で溶接が行われていることを特徴とする。
【0022】
上記の構成により、本願各発明はそれぞれ次のように作用する。
【0026】
まず、第1発明によれば、トロイダル変速機構を経由させる動力伝達のためのリング状のギアがディスクとは別体とされて該ディスクの外周に嵌合されていると共に、ギアは、浸炭組織の層の厚みが小さくなるように浸炭され、ディスクは、浸炭組織の層の厚みが大きくなるように浸炭されているから、ギアは噛み合いにおいて歯が折れる等の損傷が発生し難くなり、ディスクはローラとの間の回転摩擦や圧力に耐えて塑性変形し難くなる。
【0027】
また、ギアとディスクとの溶接による接合部が、ディスク面から退避して設けられているから、該溶接が部材表面に存在する浸炭組織の層を避けて行なわれることになり、両部材を確実に溶接することが可能となる。
【0028】
そして、第2発明によれば、ディスクの外周とギアの内周とに渡り座ぐり部が設けられ、該座ぐり部内で溶接が行われているので、接合部において溶接用の金属が盛り上がった状態で残っても、その盛り上がった溶接用金属がローラが圧接されるディスク面から突出することが回避されて、該ローラを上記溶接用金属と干渉させることなく、ディスク面の広い範囲で傾転させることが可能となり、幅広い変速比が得られることになる。
【0030】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態に係る無段変速機について、その機械的構成、油圧制御回路の構成および変速制御の具体的動作を説明する。
【0031】
図1は、本実施の形態に係るトロイダル式無段変速機の機械的構成を示す骨子図であり、この変速機10は、エンジン1の出力軸2にトーショナルダンパ3を介して連結されたインプットシャフト11と、該シャフト11の外側に遊嵌合された中空のプライマリシャフト12と、これらのシャフト11,12に平行に配置されたセカンダリシャフト13とを有し、これらのシャフト11〜13が、いずれも当該車両の横方向に延びるように配置されている。
【0032】
また、この無段変速機10における上記インプットシャフト11およびプライマリシャフト12の軸線上には、トロイダル式の第1、第2変速機構20,30と、ローディングカム40とが配設されていると共に、セカンダリシャフト13の軸線上には、遊星歯車機構50と、ローモードクラッチ60およびハイモードクラッチ70とが配設されている。そして、インプットシャフト11およびプライマリシャフト12の軸線と、セカンダリシャフト13の軸線との間に、ローモードギヤ列80と、ハイモードギヤ列90とが介設されている。
【0033】
上記第1、第2変速機構20,30はほぼ同一の構成であり、いずれも、対向面がトロイダル面とされた入力ディスク21,31と出力ディスク22,32とを有し、これらの対向面間に、両ディスク21,22間および31,32間でそれぞれ動力を伝達するローラー23,33が2つづつ介設されている。
【0034】
そして、エンジン1から遠い方に配置された第1変速機構20は、入力ディスク21が反エンジン側に、出力ディスク22がエンジン側に配置され、また、エンジン1に近い方に配置された第2変速機構30は、入力ディスク31がエンジン側に、出力ディスク32が反エンジン側に配置されており、かつ、両変速機構20,30の入力ディスク21,31はプライマリシャフト12の両端部にそれぞれ結合され、また、出力ディスク22,32は一体化されて、該プライマリシャフト12の中間部に回転自在に支持されている。
【0035】
また、インプットシャフト11の反エンジン側の端部には上記ローモードギヤ列80を構成する第1ギヤ81が結合されていると共に、該第1ギヤ81と上記第1変速機構20の入力ディスク21との間にローディングカム40が介設されており、さらに、第1、第2無段変速機構20,30の一体化された出力ディスク22,33(以下「一体化出力ディスク34」という。)の外周に、上記ハイモードギヤ列90を構成する第1ギヤ91が設けられている。
【0036】
一方、セカンダリシャフト13の反エンジン側の端部には、上記ローモードギヤ列80を構成する第2ギヤ82が回転自在に支持されて、アイドルギヤ83を介して上記第1ギヤ81に連結されていると共に、該セカンダリシャフト13の中間部には上記遊星歯車機構50が配設されている。そして、該遊星歯車機構50のピニオンキャリヤ51と上記ローモードギヤ列80の第2ギヤ82との間に、これらを連結しもしくは切断するローモードクラッチ60が介設されている。
【0037】
また、遊星歯車機構50のエンジン側には、上記第1、第2変速機構20,30の一体化出力ディスク34の外周に設けられたハイモードギヤ列90の第1ギヤ91に噛み合う第2ギヤ92が回転自在に支持され、該第2ギヤ92と遊星歯車機構50のサンギヤ52とが連結されていると共に、該遊星歯車機構50のインターナルギヤ53がセカンダリシャフト13に結合されており、また、該遊星歯車機構50のエンジン側に、上記ハイモードギヤ列90の第2ギヤ92とセカンダリシャフト13とを連結しもしくは切断するハイモードクラッチ70が介設されている。
【0038】
そして、上記セカンダリシャフト13のエンジン側の端部に、第1、第2ギヤ4a,4bとアイドルギヤ4cとでなる出力ギヤ列4を介してディファレンシャル装置5が連結されており、このディファレンシャル装置5から左右に延びる駆動軸6a,6bを介して左右の駆動輪(図示せず)に動力を伝達するようになっている。
【0039】
次に、図2以下の図面を用い、上記変速機10の各構成要素について詳しく説明する。
【0040】
まず、上記第1、第2変速機構20,30について説明すると、これらの変速機構20,30はほぼ同一の構成であり、前述のように、対向面がトロイダル面とされた入力ディスク21,31と、出力ディスク22,32(一体化出力ディスク34)とを有し、これらの対向面間に、入、出力ディスク21,22間および31,32間でそれぞれ動力を伝達するローラー23,33が2つづつ介設されている。
【0041】
そして、図3により、第1変速機構20を例に取ってその構成をさらに詳しく説明すると、一対のローラー23,23は、入、出力ディスク21,22のほぼ半径方向に延びるシャフト24,24を介してトラニオン25,25にそれぞれ支持され、入、出力ディスク21,22の互いに対向するトロイダル面の円周上の180°反対側にほぼ水平姿勢で上下に平行に配置されており、その周面の180°反対側の2箇所で上記両ディスク21,22のトロイダル面にそれぞれ対接している。
【0042】
また、上記トラニオン25,25は、変速機ケース100に取り付けられた左右の支持部材26,26間に支持され、両ディスク21,22の接線方向であってローラー23,23のシャフト24,24に直交する水平方向の軸心X,X回りの回動および該軸心X,X方向の直線往復運動が可能とされている。そして、これらのトラニオン25,25に、上記軸心X,Xに沿って一側方に延びるロッド27,27が連設されていると共に、変速機ケース100の側面には、これらのロッド27,27およびトラニオン25,25を介して、上記ローラー23,23を傾転させる変速制御ユニット110が取り付けられている。
【0043】
この変速制御ユニット110は、油圧制御部111とトラニオン駆動部112とを有すると共に、トラニオン駆動部112には、上方に位置する第1トラニオン251のロッド27に取り付けられた増速用および減速用のピストン1131,1141と、下方に位置する第2トラニオン252のロッド27に取り付けられた同じく増速用および減速用のピストン1132,1142とが配置され、上方のピストン1131,1141の互いに対向する面側に増速用および減速用油圧室1151,1161が、また、下方のピストン1132,1142の互いに対向する面側に増速用および減速用油圧室1152,1162がそれぞれ設けられている。
【0044】
なお、上方に位置する第1トラニオン251については、増速用油圧室1151がローラー23側に、減速用油圧室1161が反ローラー23側にそれぞれ配置され、また、下方に位置する第2トラニオン252については、増速用油圧室1152が反ローラー23側に、減速用油圧室1161がローラー23側にそれぞれ配置されている。
【0045】
そして、上記油圧制御部111で生成された増速用油圧PHが、油路117,118を介して、上方に位置する第1トラニオン251の増速用油圧室1151と、下方に位置する第2トラニオン252の増速用油圧室1152とに供給され、また、同じく油圧制御部111で生成された減速用油圧PLが、図示しない油路を介して、上方に位置する第1トラニオン251の減速用油圧室1161と、下方に位置する第2トラニオン252の減速用油圧室1162とに供給されるようになっている。
【0046】
ここで、第1変速機構20を例にとって上記増速用および減速用油圧PH,PLの供給制御と当該変速機構20の変速動作との関係を簡単に説明する。
【0047】
まず、図3に示す油圧制御部111の作動により、第1、第2トラニオン251,252の増速用油圧室1151,1152に供給されている増速用油圧PHが、第1、第2トラニオン251,252の減速用油圧室1161,1162に供給されている減速用油圧PLに対して所定の釣り合い状態より相対的に高くなると、上方の第1トラニオン251は図面上、右側に、下方の第2トラニオン252は左側にそれぞれ水平移動することになる。
【0048】
このとき、図示されている出力ディスク22がx方向に回転しているものとすると、上方の第1ローラー231は、右側への移動により該出力ディスク22から下向きの力を受け、図面の手前側にあって反x方向に回転している入力ディスク21からは上向きの力を受けることになる。また、下方の第2ローラー232は、左側への移動により、出力ディスク22から上向きの力を受け、入力ディスク21からは下向きの力を受けることになる。その結果、上下のローラー231,232とも、入力ディスク21との接触位置は半径方向の外側に、出力ディスク22との接触位置は半径方向の内側に移動するように傾転し、当該変速機構20の変速比が小さくなる(増速)。
【0049】
また、上記とは逆に、第1、第2トラニオン251,252の減速用油圧室1161,1162に供給されている減速用油圧PLが、第1、第2トラニオン251,252の増速用油圧室1151,1152に供給されている増速用油圧PLに対して所定の釣り合い状態より相対的に高くなると、上方の第1トラニオン251は図面上、左側に、下方の第2トラニオン252は右側にそれぞれ水平移動する。
【0050】
このとき、上方の第1ローラー231は出力ディスク22から上向きの力を、入力ディスク21から下向きの力を受け、また、下方の第2ローラー232は、出力ディスク22から下向きの力を、入力ディスク21から上向きの力を受けることになる。その結果、上下のローラー231,232とも、入力ディスク21との接触位置は半径方向の内側に、出力ディスク22との接触位置は半径方向の外側に移動するように傾転し、当該変速機構20の変速比が大きくなる(減速)。
【0051】
なお、このような油圧制御部111による増速用および減速用油圧PH,PLの供給動作については、後述する油圧制御回路の説明で詳しく述べる。
【0052】
以上のような第1変速機構20についての構成および作用は、第2変速機構30についても同様である。
【0053】
そして、図2に示すように、インプットシャフト11上に遊嵌合された中空のプライマリシャフト12の両端部に、第1、第2変速機構20,30の入力ディスク21,31がそれぞれスプライン嵌合されて、これらの入力ディスク21,31が常に同一回転するようになっており、また、前述のように、両変速機構20,30の出力ディスク22,32は一体化されているので、両変速機構20,30の出力側の回転速度も常に同一となる。そして、これに伴って、上記のようなローラー23,33の傾転制御による第1、第2変速機構20,30の変速比の制御も、該変速比が常に同一に保持されるように行われる。
【0054】
ここで、図4に拡大して示すように、一体化出力ディスク34の外周面には、ハイモードギヤ列90のリング状に形成された第1ギヤ91が嵌合され、この状態で例えば電子ビームによる溶接で一体化出力ディスク34に一体に固着されている。その場合に、一体化出力ディスク34の一方の側面側における外周と、第1ギヤ91の対応する側面側における内周とに渡って座ぐり部Yが設けられ、この座ぐり部Y内で上記ギヤ91とディスク34との溶接が行われている。つまり、接合部が上記一方の側面側のトロイダル面(ディスク面)34aから退避して設けられているのである。
【0055】
したがって、この溶接に伴い、溶接部において溶接用金属Zが盛り上がって残っても、該接合部がトロイダル面34aから退避しているので、上記溶接用金属Zがトロイダル面34aから突出することが回避されて、該溶接用金属Zとローラーとが干渉することがなく、該ローラーをトロイダル面34aの広い範囲で傾転させることが可能となる。
【0056】
また、このように、上記第1ギヤ91が一体化出力ギヤ34の外周に溶接により固着されているので、該第1ギヤ91の軸方向のガタツキが抑制されて、その支持が安定することになる。
【0057】
そして、その場合に、上記第1ギヤ91は硬さの小さい素材で成形され、逆に、一体化出力ディスク34は硬さの大きい素材で成形されている。これにより、第1ギヤ91は、遊星歯車機構50のサンギア52と連結された同じハイモードギヤ列90の第2ギヤ92との噛み合いにおいて、靭性を有し、歯が折れる等の損傷が発生し難くなる一方で、一体化出力ディスク34自体は、ローラーとの接触において、その接触圧や回転摩擦に耐えて塑性変形し難くなる。
【0058】
また、このように、最初から相互に硬さの異なる素材を用いて、一体化出力ディスク34と第1ギヤ91とをそれぞれ作成するだけでなく、同じ素材を用いて一体化出力ディスク34と第1ギヤ91とをそれぞれ作成したのち、第1ギヤ91を浸炭組織の厚みが小さくなるように浸炭し、一体化出力ディスク34を逆に浸炭組織の厚みが大きくなるように浸炭することによっても、第1ギヤ91の硬さを小さくし、一体化出力ディスク34の硬さを大きくすることができる。このように浸炭により硬さを異ならせた場合には、接合部がディスク面から退避して設けられていることによって、溶接が素材表面に存在する浸炭組織の層を避けて行なわれるので、確実な接合が可能となる。
【0060】
さらに、第1ギヤ91と一体化出力ディスク34とを個別に作成してから一体化するのではなく、最初から一つの部材を加工して、周縁部に第1ギヤ91を成形し、中央部に一体化出力ディスク34を成形してもよい。この場合は、ギヤ91が成形された周縁部を、例えば浸炭組織の厚みが小さくなるように浸炭することにより、その硬さを小さくし、逆に一体化出力ディスク34が成形された中央部を、例えば浸炭組織の厚みが大きくなるように浸炭することにより、その硬さを大きくする。
【0061】
一方、上記ローディングカム40は、上記ローモードギヤ列80の第1ギヤ81と第1無段変速機構20の入力ディスク21との間に介設されたカムディスク41を有し、図5に示すように、このカムディスク41と上記入力ディスク21の互いに対向する面を周方向に凹凸を繰り返すカム面として、これらのカム面間にリテーナディスク42に保持された複数のローラー43…43を配置した構成とされている。
【0062】
そして、上記カムディスク41は、インプットシャフト11の反エンジン側の端部にスプライン嵌合されたローモードギヤ列80の第1ギヤ81に、軸方向に配置された複数のピン部材44…44を介して一体回転するように連結されていると共に、図6に示すように、このカムディスク41とプライマリシャフト12に設けられたフランジ部12aとの間には、皿バネ45,45と、ニードルスラストベアリング46と、そのベアリングレース47とが介設されており、上記皿バネ45,45のバネ力により、カムディスク41が入力ディスク21側に押圧されている。
【0063】
これにより、上記ローラー43…43が上記両ディスク21,41のカム面の凹部21a,41a間に挟持されて、インプットシャフト11からローモードギヤ列80の第1ギヤ81を介してカムディスク41に入力されるトルクを第1変速機構20の入力ディスク21に伝達し、さらに、プライマリシャフト12を介して第2変速機構30の入力ディスク31にも伝達するようになっている。
【0064】
なお、図6に示すように、反エンジン側のカバー101にはオイルポンプ102が取り付けられ、インプットシャフト11と一体的に回転するローモードギヤ列80の第1ギヤ81により駆動されるようになっている。
【0065】
次に、図7により、セカンダリシャフト13上の遊星歯車機構50、ローモードクラッチ60およびハイモードクラッチ70等の構成を説明する。
【0066】
このセカンダリシャフト13の中央部には、上記ハイモードギヤ列90を構成する第2ギヤ92が配置されていると共に、その後方(反エンジン側、以下同様)に隣接させて遊星歯車機構50が配設され、該第2ギヤ92と遊星歯車機構50のサンギヤ52とが連結されている。また、その後方において、遊星歯車機構50のインターナルギヤ53に結合されたフランジ部材54が該セカンダリシャフト13にスプライン嵌合されている。
【0067】
さらに、遊星歯車機構50の後方にはローモードクラッチ60が配設されている。このクラッチ60は、セカンダリシャフト13に回転自在に支持され、かつ、上記ローモードギヤ列80の第2ギヤ82が固着されたドラム部材61と、その半径方向の内側に配置されて、上記遊星歯車機構50におけるピニオンキャリヤ51にフランジ部材55を介して結合されたハブ部材62と、これらに交互にスプライン結合された複数枚のクラッチプレート63…63と、上記ドラム部材61の内部に配置されたピストン64とを有する。
【0068】
そして、上記ピストン64の背部のドラム部材61との間が油圧室65とされ、該油圧室65に、図3に示すクラッチ制御ユニット120で生成された締結用油圧が供給されたときに、ピストン64がスプリング66に抗して前方(エンジン側、以下同様)へストロークすることにより上記クラッチプレート63…63が締結され、これにより、該クラッチ60を介して上記ローモードギヤ列80の第2ギヤ82と遊星歯車機構50のピニオンキャリヤ51とが結合されるようになっている。
【0069】
なお、上記ピストン64の前面側にはバランスピストン67が配置され、両ピストン64,67間のバランス室68に潤滑油が導入されることにより、上記油圧室65内の作動油に働く遠心力によってピストン64に不均衡に作用する圧力を相殺して均一化するようになっている。
【0070】
また、上記ハイモードギヤ列90の第2ギヤ92の前方には、ハイモードクラッチ70が配設されている。このクラッチ70も、セカンダリシャフト13にスプライン嵌合された出力ギヤ列4の第1ギヤ4aにパーキング機構用ギヤ4dを介して結合されたドラム部材71と、その半径方向の内側に配置されて、上記第2ギヤ92に結合されたハブ部材72と、これらに交互にスプライン結合された複数枚のクラッチプレート73…73と、上記ドラム部材71の内部に配置されたピストン74とを有する。
【0071】
そして、該ピストン74の背部に設けられた油圧室75に上記クラッチ制御ユニット120で生成された締結用油圧が供給されたときに、該ピストン74がスプリング76に抗して後方へストロークすることにより上記クラッチプレート73…73が締結され、これにより、該クラッチ70を介して、上記ハイモードギヤ列90の第2ギヤ92と、セカンダリシャフト13ないし該シャフト13にスプライン結合された出力ギヤ列4の第1ギヤ4aとが結合されるようになっている。
【0072】
なお、このハイモードクラッチ70にも、ピストン74の後方にバランスピストン77が備えられ、両ピストン74,77間のバランス室78に潤滑油が導入されることにより、上記油圧室75内の作動油に働く遠心力によってピストン74に不均衡に作用する圧力を相殺して均一化するようになっている。
【0073】
そして、上記反エンジン側カバー101には、図3に示すクラッチ制御ユニット120で生成された作動圧をローモードクラッチ60の油圧室65に供給する油路131と、セカンダリシャフト13に設けられた油路132を介してハイモードクラッチ70の油圧室75に供給する油路133とが設けられている。
【0074】
なお、上記クラッチ制御ユニット120によるローモードクラッチ60およびハイモードクラッチ70に対する締結用油圧の供給制御についても、後述する油圧制御回路についての説明で詳しく述べる。
【0075】
ここで、以上のような構成の無段変速機10の機械的な動作について説明する。
【0076】
まず、当該車両の停車中においては、図1および図2において、ローモードクラッチ60が締結され、かつ、ハイモードクラッチ70が解放された状態、即ちローモードの状態にあって、エンジン1からの回転は、インプットシャフト11の反エンジン側の端部から第1ギヤ81、アイドルギヤ83および第2ギヤ82でなるローモードギヤ列80を介してセカンダリシャフト13側に伝達されると共に、さらに上記ローモードクラッチ60を介して遊星歯車機構50のピニオンキャリヤ51に入力される。
【0077】
また、上記インプットシャフト11に入力されたエンジン1からの回転は、上記ローモードギヤ列80の第1ギヤ81から、これに隣接するローディングカム40を介して第1変速機構20の入力ディスク21に入力され、ローラー23,23を介して一体化出力ディスク34に伝達されると同時に、上記入力ディスク21からプライマリシャフト12を介して、該シャフト12のエンジン側の端部に配置された第2変速機構30の入力ディスク31にも入力され、上記第1変速機構20と同様に、ローラー33,33を介して一体化出力ディスク34に伝達される。その場合に、図3に示す変速制御ユニット110による増速用および減速用油圧PH,PLの制御により、第1、第2変速機構20,30におけるローラー23,33の傾転角、つまり両変速機構20,30の変速比が所定の変速比に制御される。
【0078】
そして、この第1、第2変速機構20,30の一体化出力ディスク34の回転は、該ディスク34の外周に設けられた第1ギヤ91とセカンダリシャフト13上の第2ギヤ92とでなるハイモードギヤ列90を介して上記遊星歯車機構50のサンギヤ52に伝達される。
【0079】
したがって、この遊星歯車機構50には、ピニオンキャリヤ51とサンギヤ52とに回転が入力されることになるが、このとき、その回転速度の比が上記第1、第2変速機構20,30の変速比制御によって所定の比に設定されることにより、該遊星歯車機構50のインターナルギヤ53の回転、即ちセカンダリシャフト13から出力ギヤ列4を介してデファレンシャル装置5に入力される回転がゼロとされ、当該変速機10がギヤードニュートラルの状態となる。
【0080】
そして、この状態から上記第1、第2変速機構20,30の変速比を変化させて、ピニオンキャリヤ51への入力回転速度とサンギヤ52への入力回転速度との比を変化させれば、変速機10の全体としての変速比(以下「最終変速比」という。)が大きな状態、即ちローモードの状態で、インターナルギヤ53ないしセカンダリシャフト13が前進方向または後退方向に回転し、当該車両が発進することになる。
【0081】
なお、このローモードにおいては、エンジン1により当該自動車が正駆動状態にあるときに、図8に示すような循環トルクが発生する。つまり、矢印aで示すように、エンジン1からのトルクがインプットシャフト11の反エンジン側の端部からローモードギヤ列80を介してセカンダリシャフト13側へ伝達される一方、該セカンダリシャフト13上の遊星歯車機構50で生じる反力としてのトルクが、矢印bで示すように、ハイモードギヤ列90を介して無段変速機構20,30の出力ディスク34に還流されるのである。したがって、このローモードでは、変速機構20,30においては、トルクは出力ディスク34から入力ディスク21,31側に伝達されることになる。
【0082】
一方、上記のようにして前進方向に発進した後、所定のタイミングでハイモードクラッチ70を締結する一方、上記ローモードクラッチ60を解放すれば、インプットシャフト11に入力されたエンジン1からの回転は、ローディングカム40から、上記のローモードの場合と同様にして、第1、第2変速機構20,30の入力ディスク21,31に入力され、それぞれローラー23,33を介して一体化出力ディスク34に伝達されると共に、さらに、ハイモードギヤ列90からハイモードクラッチ70を介してセカンダリシャフト13に伝達される。
【0083】
このとき、上記遊星歯車機構50は空転状態となって、最終変速比は上記第1、第2変速機構20,30の変速比にのみ対応することになり、該最終変速比が小さな状態、即ちハイモードの状態で無段階に制御されることになる。
【0084】
次に、図3に示す変速制御ユニット110とクラッチ制御ユニット120によって構成される当該無段変速機10の油圧制御回路について説明する。
【0085】
図9に示すように、この油圧制御回路200には、オイルポンプ102から吐出される作動油の圧力を所定のライン圧に調整してメインライン201に出力するレギュレータバルブ202と、該メインライン201から供給されるライン圧を元圧として所定のリリーフ圧を生成し、これをリリーフ圧ライン203に出力するリリーフバルブ204と、当該車両の運転者によるレンジの切り換え操作によって作動し、上記メインライン201をDレンジでは第1、第2出力ライン205,206に、Rレンジでは第1、第3出力ライン205,207にそれぞれ連通させると共に、NレンジおよびPレンジではライン圧を遮断するマニュアルバルブ208とが備えられている。
【0086】
上記レギュレータバルブ202およびリリーフバルブ204には、ライン圧用リニアソレノイドバルブ209およびリリーフ圧用リニアソレノイドバルブ210がそれぞれ備えられていると共に、上記ライン圧を元圧として一定圧を生成するレデューシングバルブ211が備えられ、このレデューシングバルブ211で生成された一定圧に基づいて、上記リニアソレノイドバルブ209,210がそれぞれ制御圧を生成するようになっている。そして、これらの制御圧が上記レギュレータバルブ202およびリリーフバルブ204の制御ポート202a,204aに供給されることにより、ライン圧およびリリーフ圧の調圧値が各リニアソレノイドバルブ209,210によってそれぞれ制御されることになる。
【0087】
また、この油圧制御回路200には、変速制御用として、上記ライン圧およびリリーフ圧に基づいて、前進時および後退時のそれぞれにおいて、増速用油圧PHおよび減速用油圧PLを生成する前進用三層弁220および後退用三層弁230と、これらの三層弁220,230を選択的に作動させるシフトバルブ241とが備えられている。
【0088】
このシフトバルブ241は、一端の制御ポート241aに制御圧としてライン圧が供給されるか否かによりスプールの位置が決定され、ライン圧が供給されていないときは、該スプールが右側に位置して、上記メインライン201を前進用三層弁220に通じるライン圧供給ライン242に連通させ、また、ライン圧が供給されたときには、スプールが左側に位置して、メインライン201を後退用三層弁230に通じるライン圧供給ライン243に連通させるようになっている。
【0089】
また、前進用および後退用の三層弁220,230は同一の構成とされ、いずれも、図3に示す変速制御ユニット110における油圧制御部111のバルブボディ111aに設けられたボア221,231(図10参照)に軸方向に移動可能に嵌合されたスリーブ222,232と、該スリーブ222,232に同じく軸方向に移動可能に嵌合されたスプール223,233とを有する。
【0090】
そして、中央部に上記シフトバルブ241から導かれたライン圧供給ライン242,243が接続されたライン圧ポート224,234が、両端部に上記リリーフ圧ライン203が分岐されてそれぞれ接続された第1、第2リリーフ圧ポート225,226,235,236がそれぞれ設けられており、また、上記ライン圧ポート224,234と第1リリーフ圧ポート225,235との間には増速圧ポート227,237が、同じくライン圧ポート224,234と第2リリーフ圧ポート226,236との間には減速圧ポート228,238が、それぞれ設けられている。
【0091】
この三層弁220,230の作用を前進用三層弁220を例に取って説明すると、図9に示すようにスリーブ222とスプール223の位置関係が中立位置にある状態からスリーブ222が相対的に図面上、右側に移動すると、ライン圧ポート224と増速圧ポート227との連通度、および第2リリーフ圧ポート226と減速圧ポート228との連通度がそれぞれ増大し、逆にスリーブ222が相対的に左側に移動すると、上記ライン圧ポート224と減速圧ポート228との連通度、および第1リリーフ圧ポート225と増速圧ポート227との連通度がそれぞれ増大するようになっている。
【0092】
また、前進用および後退用三層弁220,230の増速圧ポート227,237からそれぞれ導かれたライン244,245と、同じく前進用および後退用三層弁220,230の減速圧ポート228,238からそれぞれ導かれたライン246,247とが上記シフトバルブ241に接続されている。
【0093】
そして、シフトバルブ241のスプールが右側に位置するときに、前進用三層弁220の増速圧ポート227および減速圧ポート228から導かれたライン244,246が、図3に示す変速制御ユニット110のトラニオン駆動部112における増速用油圧室1151,1152に通じる増速圧ライン248および減速用油圧室1161,1162に通じる減速圧ライン249にそれぞれ連通され、逆に、シフトバルブ241のスプールが左側に位置するときは、後退用三層弁230の増速圧ポート237および減速圧ポート238から導かれたライン245,247が、上記増速用油圧室1151,1152に通じる増速圧ライン248および減速用油圧室1161,1162に通じる減速圧ライン249にそれぞれ連通されるようになっている。
【0094】
なお、図10に示すように、上記前進用および後退用三層弁220,230のスリーブ222,232は、ステップモータ251,252によりそれぞれリンク部材253,254を介して軸方向に駆動されるようになっている。また、これらのステップモータ251,252によるスリーブ222,232の移動に応じてスプール223,233をスプリング229,239のバネ力に抗して軸方向に移動させるカム機構260が備えられている。
【0095】
このカム機構260は、図10、図11に示すように、一方の端面が螺旋面状のカム面261aとされて、所定のトラニオン、具体的には第2無段変速機構30における上方に位置する第1トラニオン351のロッド37の端部に取り付けられたプリセスカム261と、前進用および後退用三層弁220,230のスプール223,233の一端側にこれらに直交する方向に配置されて、油圧制御部111のバルブボディ111aに回動自在に支持されたシャフト262と、このシャフト262の一端部に取り付けられて、揺動端が上記プリセスカム261のカム面261aに当接された従動レバー263と、同じくシャフト262に取り付けられて、揺動端が上記前進用および後退用三層弁220,230のスプール223,233の一端に設けられた切り込み223a,233aに係合された前進用および後退用の駆動レバー264,265とで構成されている。
【0096】
そして、上記第2変速機構30における第1ローラー331の傾転により、第1トラニオン351およびロッド37が軸心X回りに一体的に回動したときに、上記プリセスカム261もこれらと一体的に回動して、そのカム面261aに揺動端が当接した従動レバー263が所定量揺動すると共に、シャフト262を介して前進用および後退用の駆動レバー264,265も同じ角度だけ揺動することにより、その揺動角度に応じた量だけ前進用および後退用三層弁220,230のスプール223,233が軸方向に移動するようになっている。
【0097】
したがって、これらのスプール223,233の位置は、第2変速機構30のローラー33(および第1変速機構20のローラー23)の傾転角、換言すればこれらの変速機構20,30の変速比に常に対応することになる。
【0098】
一方、図9に示すように、上記油圧制御回路200には、クラッチ制御用として、第1、第2ソレノイドバルブ271,272が備えられており、上記マニュアルバルブ208から導かれた第1出力ライン205が第1ソレノイドバルブ271に、第2出力ライン206が第2ソレノイドバルブ272にそれぞれ接続されている。
【0099】
そして、第1ソレノイドバルブ271が開いたときに、上記第1出力ライン205からのライン圧に基づくクラッチ締結圧が、フェルセーフ用バルブ273およびローモードクラッチライン274を介してローモードクラッチ60の油圧室65に供給されて該クラッチ60を締結し、また、第2ソレノイドバルブ272が開けば、上記第2出力ライン206からのライン圧に基づくクラッチ締結圧が、ハイモードクラッチライン275を介してハイモードクラッチ70の油圧室75に供給されて、該クラッチ70を締結するようになっている。
【0100】
ここで、上記ローモードクラッチライン274およびハイモードクラッチライン275にはそれぞれアキュムレータ276,277が備えられ、ローモードクラッチ60およびハイモードクラッチ70への締結圧の供給を緩やかに行わせることにより、これらのクラッチ60,70の締結時におけるショックの発生を抑制するようになっている。
【0101】
なお、マニュアルバルブ208から導かれた第3出力ライン207は、上記フェールセーフ用バルブ273を介してシフトバルブ241の制御ポート241aに接続され、該マニュアルバルブ208がRレンジの位置に移動したときに、ライン圧が上記シフトバルブ241の制御ポート241aに供給されて、該シフトバルブ241のスプールを左側、即ち後退時用の位置に移動させるようになっている。
【0102】
また、上記フェールセーフ用バルブ273を作動させるフェールセーフ用ソレノイドバルブ278が備えられ、該ソレノイドバルブ278からの制御圧により上記フェールセーフ用バルブ273のスプールが右側に位置して、上記第1出力ライン205およびローモードクラッチライン274が連通するようになっている。
【0103】
ここで、上記第1、第2ソレノイドバルブ271,272およびフェールセーフ用ソレノイドバルブ278は、いずれも三方弁であって、当該ラインの上流側と下流側とを遮断したときに、下流側のラインをドレンさせるようになっている。
【0104】
なお、以上の構成に加えて、図9に示す油圧制御回路200には潤滑ライン281が設けられている。この潤滑ライン281は、レギュレータバルブ202のドレンポートから導かれ、当該変速機10の第1、第2変速機構20,30における各潤滑部に潤滑油を供給するライン282と、遊星歯車機構50や、ローモードクラッチ60およびハイモードクラッチ70のバランス室68,78等の変速機構20,30以外の変速機各部に潤滑油を供給するライン283とに分岐されており、また、該ライン281には、潤滑油圧を所定値に調整するリリーフバルブ284が接続されている。
【0105】
そして、上記の変速機構20,30に通じるライン282の上流部は、潤滑油を冷却するクーラー285が設置された冷却ライン286と、該クーラー285をバイパスするバイパスライン287とに分岐されていると共に、冷却ライン286におけるクーラー285の上流側には、オリフィス288と第1開閉バルブ289とが並列に配置され、また、バイパスライン287には該ライン287を開閉する第2開閉バルブ290が設置されている。
【0106】
ここで、上記第1、第2開閉バルブ289,290による変速機構20,30に対する潤滑油の供給制御について説明すると、第2開閉バルブ290は、作動油の温度が所定値より低いとき、および作動油の圧力が所定値より高いときに開き、これらのときにクーラー285を通過させることなく、変速機構20,30に潤滑油を供給するようになっている。これは、油温が低いときにはクーラー285によって潤滑油を冷却する必要がないから、これを抵抗の少ないバイパスライン287により効率よく供給するためであり、また、油圧が著しく高いときにクーラー285を通過させないのは、該クーラー285の高圧による損傷や耐久性の低下を防止するためである。
【0107】
そして、これら以外の場合には第2開閉バルブ290は閉じて、潤滑油はクーラー285によって冷却された上で変速機構20,30に供給されることになり、これにより、特に入、出力ディスク21,22,31,32のトロイダル面における潤滑油の油膜が良好に保持され、該トロイダル面およびこれに接触するローラー23,33の周面の耐久性が確保されることになる。
【0108】
また、第1開閉バルブ289は、第2開閉バルブ290が閉じた状態で、エンジン1の回転数が所定値より低いとき、および当該車両の速度が所定値より低いときに閉じられる。これは、低速時や低回転時は変速機構20,30での潤滑油の要求量が少なくなる一方、クラッチ60,70側では所要量の潤滑油が要求されるので、潤滑油量がもともと少ないこれらのときに、無段変速機構20,30側への潤滑油の供給量を抑制して、クラッチ60,70側への供給量を確保するためである。
【0109】
なお、上記ライン282によって無段変速機構20,30に供給される潤滑油は、図3に示すように、油路282aによってローラー23,33の軸受部に供給されると共に、ノズル282bから入、出力ディスク21,22,31,32のトロイダル面に噴射されるようになっている。
【0110】
この実施の形態に係る無段変速機10は、以上のような機械的構成および油圧制御回路200の構成を有すると共に、この油圧制御回路200を用いて、第1、第2変速機構20,30の変速比制御およびクラッチ60,70の締結制御を行うことにより、変速機10の全体としての変速制御を行うコントロールユニット300を有する。
【0111】
このコントロールユニット300には、図12に示すように、当該車両の車速を検出する車速センサ301、エンジン1の回転数を検出するエンジン回転数センサ302、エンジン1のスロットル開度を検出するスロットル開度センサ303、運転者によって選択されたレンジを検出するレンジセンサ304等に加え、各種の制御用として、作動油の温度を検出する油温センサ305、変速機構20,30の入力回転数および出力回転数をそれぞれ検出する入力回転数センサ306および出力回転数センサ307、アクセルペダルの解放を検出するアイドルスイッチ308、ブレーキペダルの踏込みを検出するブレーキスイッチ309、並びに当該車両の走行路面の勾配を検出する勾配センサ310等からの信号が入力されるようになっている。
【0112】
そして、これらのセンサやスイッチからの信号が示す当該車両ないしエンジンの運転状態に応じて、ライン圧制御用およびリリーフ圧制御用のリニアソレノイドバルブ209,210、ローモードクラッチ60用およびハイモードクラッチ70用の第1、第2ソレノイドバルブ271,272、フェールセーフ用ソレノイドバルブ278、潤滑制御用の第1、第2開閉バルブ289,290、並びに前進用三層弁220用および後退用三層弁230用のステップモータ251,252等に制御信号を出力するようになっている。
【0113】
次に、上記油圧制御回路200とコントロールユニット300による変速制御の基本的動作について説明する。なお、ここでは、必要な場合以外、図9に示すマニュアルバルブ208がDレンジ位置にあり、これに伴ってシフトバルブ241のスプールが図面上、右側の前進位置にある場合について説明し、また、変速機構については、図3に示す第1変速機構20の上方に位置する第1ローラー231ないし第1トラニオン251を例にとって説明する。
【0114】
まず、油圧制御回路200を用いた変速機構20,30の変速比制御について説明すると、コントロールユニット300からの信号により、油圧制御回路200におけるレギュレータバルブ用リニアソレノイドバルブ209およびリリーフバルブ用リニアソレノイドバルブ210が作動して、ライン圧制御用およびリリーフ圧制御用の制御圧がそれぞれ生成され、これらがレギュレータバルブ202およびリリーフバルブ204の制御ポート202a,204aにそれぞれ供給されることにより、所定のライン圧とリリーフ圧とが生成される。
【0115】
これらの油圧のうち、ライン圧は、メインライン201から上記シフトバルブ241およびライン242を介して前進用三層弁(以下単に「三層弁」という。)220のライン圧ポート224に供給される。また、リリーフ圧は、ライン203を介して三層弁220の第1、第2リリーフ圧ポート225,226に供給される。
【0116】
そして、このライン圧とリリーフ圧とに基づいて、三層弁220により変速制御ユニット110の増速用油圧室115(1151,1152、以下同様)および減速用油圧室116にそれぞれ供給される増速用油圧PHおよび減速用油圧PLの差圧ΔP(=PH−PL)の制御が行われる。
【0117】
この差圧制御は、変速機構20のトラニオン25に作用するトラクション力Tに抗して該トラニオン25ないしローラー23を所定の中立位置に保持すると共に、この中立位置からトラニオン25およびローラー23を軸心X方向に沿って移動させて該ローラー23を傾転させることにより、無段変速機構20の変速比を変化させるために行われるものである。
【0118】
ここで、上記トラクション力Tについて、説明すると、図13に示すように、変速機構20において、入力ディスク21のc方向の回転によりローラー23が駆動されるとき、該ローラー23およびこれを支持するトラニオン25には、これらを入力ディスク21の回転方向cと同方向に引きずろうとする力が作用する。また、このローラー23のd方向の回転により出力ディスク22がe方向(図3のx方向)に駆動されるとき、その反力として、出力ディスク22の回転方向eと反対方向の力が該ローラー23ないしトラニオン25に作用する。その結果、ローラー23およびトラニオン25には、図示の方向のトラクション力Tが作用することになるのである。
【0119】
したがって、このトラクション力Tに抗してローラー23を中立位置に保持するために、トラニオン25にロッド27を介して取り付けられたピストン113,114によって形成される増速用油圧室115および減速用油圧室116に、差圧ΔPが上記トラクション力Tと釣り合う大きさとなるように、増速用油圧PHと減速用油圧PLとがそれぞれ供給されるのである。
【0120】
そして、今、この状態から例えば無段変速機構20の変速比を小さく(増速)するものとし、ステップモータ251により、三層弁220のスリーブ222を、図10において左側(図9では右側)に移動させれば、該三層弁220のライン圧ポート224と増速圧ポート227との連通度、および第2リリーフ圧ポート226と減速圧ポート228との連通度が大きくなる。
【0121】
そのため、図9に示す増速圧ライン248から上記増速用油圧室115に供給されている増速用油圧PHは、相対的に高圧のライン圧により増圧されると共に、減速圧ライン249から上記減速用油圧室116に供給されている減速用油圧PLは、相対的に低圧のリリーフ圧により減圧されて、差圧ΔPが大きくなり、その結果、この差圧ΔPが上記トラクション力Tに打ち勝って、トラニオン25ないしローラ23が図14に示すf方向に移動することになる。そして、この移動により、ローラー23は、入力ディスク21との接触位置が半径方向の外側に、出力ディスク22との接触位置が半径方向の内側にそれぞれ移動する方向に傾転して、当該無段変速機構20の変速比が増速されることになる。
【0122】
そして、このローラー23の傾転は、図11に示す第2無段変速機構30においても同様に生じ、トラクション力Tに打ち勝つ差圧ΔPによるトラニオン35のg方向の移動により、ローラー33は、入力ディスク31との接触位置が半径方向の外側に、出力ディスク32との接触位置が半径方向の内側にそれぞれ移動する方向に傾転することになるが、この傾転と一体的にカム機構260におけるプリセスカム261が同方向(図10に示すh方向)に同じ角度だけ回転することにより、該カム機構260においては、従動レバー263、シャフト262および駆動レバー264がいずれも図11に示すi方向に回動する。
【0123】
その結果、三層弁220のスプール223は、スプリング229のバネ力によってj方向、即ち図10の左方向に移動することになるが、この方向は上記ステップモータ251によりスリーブ222を移動させた方向であり、したがって、上記のように、一旦、増大したライン圧ポート224と増速圧ポート227との連通度、および第2リリーフ圧ポート226と減速圧ポート228との連通度が当初の中立状態に復帰することになる。
【0124】
これにより、上記差圧ΔPは再びトラクション力Tと釣り合う状態となって上記のような変速動作が終了し、無段変速機構20(および30)の変速比は、所定量変化した上で固定されることになる。
【0125】
その場合に、この変速動作は、上記スプール223がスリーブ222との位置関係において所定の中立状態となる位置まで移動した時点で終了することになるが、その位置はステップモータ251によりスリーブ222を移動させた位置であり、また、カム機構260を介してローラー23およびトラニオン25の傾転角に対応付けられた位置であるから、スリーブ222の位置がローラー23およびトラニオン25の傾転角に対応することになる。その結果、ステップモーター251の制御量が当該無段変速機構20の変速比に対応することになり、該ステップモーター251のパルス制御により、無段変速機構20(無段変速機構30についても同様)の変速比が制御されることになる。
【0126】
なお、以上の動作はステップモータ251により三層弁220のスリーブ222を反対側に移動させた場合も同様に行われ、この場合、無段変速機構20の変速比は大きくなる(減速される)。
【0127】
ここで、ステップモータ251,252に出力する制御信号のパルス数に対する無段変速機構20,30の変速比の変化の特性は例えば図14に示すようになり、パルス数の増加に応じて変速比が小さくなるように(増速)変化する。
【0128】
次に、以上のような無段変速機構20,30の変速比制御を用いた変速機10の全体としての変速比(最終変速比)の制御について説明する。
【0129】
前述のように、無段変速機構20,30の変速比は、ステップモータ251,252に対するステップ制御により行われるが、このとき、変速機10がローモードにあるかハイモードにあるかにより、すなわちローモードクラッチ60とハイモードクラッチ70のいずれが締結されているかにより、異なる最終変速比が得られる。
【0130】
まず、ハイモードにおいては、前述のように、無段変速機構20,30の出力回転がハイモードギヤ列90およびハイモードクラッチ70を介してセカンダリシャフト13に直接伝達され、遊星歯車機構50を経由しないので、図15に示すように、最終変速比のパルス数に対する特性Hは、図14に示す無段変速機構20,30の変速比の特性と同じになる。ただし、ハイモードギア列90を構成する第1ギア91と第2ギア92との径ないしは歯数の違いによって変速比自体の値が相互に異なるようになることはいうまでもない。
【0131】
一方、ローモードでは、前述のように、エンジン1の回転がインプットシャフト11からローモードギヤ列80およびローモードクラッチ60を介して遊星歯車機構50のピニオンキャリヤ51に入力されると共に、無段変速機構20,30の出力回転がハイモードギヤ列90を介して上記遊星歯車機構50のサンギヤ52に入力される。その場合に、無段変速機構20,30の変速比を制御することにより、上記ピニオンキャリヤ51に入力される回転の速度とサンギヤ52に入力される回転の速度との比を所定の値に設定すれば、遊星歯車機構50の出力要素であるインターナルギヤ53の回転速度がゼロとなり、ギヤードニュートラルの状態が得られる。
【0132】
このとき、最終変速比は、図15に符号ア,イで示すように無限大となるが、この状態から上記ステップモータ251,252に対する制御信号のパルス数を減少させることにより、無段変速機構20,30の変速比を大きくする方向(減速側)に変化させて、上記サンギヤ52への入力回転速度を低下させれば、遊星歯車機構50のインターナルギヤ53は前進方向に回転し始め、パルス数の減少に従って最終変速比が小さくなる特性Lが得られ、Dレンジのローモードが実現される。
【0133】
そして、これらのDレンジのローモード特性Lとハイモード特性Hとは、図中符号ウで示すように、所定のパルス数(図例では500パルス付近)、即ち変速機構20,30の所定の変速比(図例では1.8付近)において交差するような特性になっている。したがって、この交差点ウでローモードクラッチ60とハイモードクラッチ70の掛け替えを行えば、最終変速比を連続的に変化させながら、モードの切り換えを行なうことができることになる。
【0134】
なお、上記のギヤードニュートラルの状態からステップモータ251,252に対する制御信号のパルス数を増加させることにより、変速機構20,30の変速比を小さくする方向(増速側)に変化させて、上記サンギヤ52への入力回転速度を上昇させれば、遊星歯車機構50のインターナルギヤ51は後退方向に回転し始め、パルス数の増加に従って最終変速比の絶対値が小さくなるRレンジの特性Rが得られる。
【0135】
そして、以上のような制御特性に基づき、コントロールユニット300は、当該車両の運転状態に応じた最終変速比の制御を次のように行う。
【0136】
すなわち、コントロールユニット300は、車速センサ301およびスロットル開度センサ303からの信号に基づいて、現時点の車速Vとスロットル開度θとを読み取り、これらの値と図16に示すように予め設定された変速特性のマップとから、目標エンジン回転数Neoを設定する。そして、この目標エンジン回転数Neoに対応する最終変速比(図16の角度αに対応する値)が得られるように、図15の制御特性に基づいて、上記のようなステップモータ251,252に対するパルス制御と、図9に示す第1、第2ソレノイドバルブ271,272に対する制御によるローモードクラッチ60およびハイモードクラッチ70の締結制御とを行うのである。
【0137】
ところで、この無段変速機10において、エンジン1の駆動トルクを駆動輪に伝達する動力伝達経路は、ローモードクラッチ60が締結され、ハイモードクラッチ70が開放されたローモードでは、インプットシャフト11からローディングカム40を介して変速機構20,30、ハイモードギア列90及び遊星歯車機構50を経由してサカンダリシャフト13に至る経路と、インプットシャフト11からローモードギア列80を介して遊星歯車機構50のみを経由してサカンダリシャフト13に至る経路とがあり、一方、ローモードクラッチ60が開放され、ハイモードクラッチ70が締結されたハイモードでは、インプットシャフト11からローディングカム40を介して変速機構20,30及びハイモードギア列を経由して直接サカンダリシャフト13に至る経路がある。
【0138】
したがって、エンジン1の1サイクル中の燃焼圧の変動により該エンジン1の出力回転に角速度変動(回転変動)が生じた場合には、その回転変動は、上記動力伝達経路を介してサカンダリシャフト13の回転に影響を及ぼし、該サカンダリシャフト13の回転変動に起因して、駆動軸6a,6bから駆動輪に回転変動が生じ、さらには車体へと伝わって、車体振動が発生するという問題がある。
【0139】
一方、この無段変速機10においては、Dレンジでは、ローモードでもハイモードでも、上記のように動力伝達経路が変速機構20,30を経由し、エンジン1側からの入力回転を無段階比率に変速して一体化出力ディスク34から駆動輪側に出力することができるので、この無段変速機10における上記コントロールユニット300には、Dレンジで走行中等に、通常の変速制御に加えて、上記のようなエンジン1の回転変動を打ち消して、回転変動の低減された出力回転を一体化出力ディスク34から駆動輪側に出力するように変速機構20,30の変速比を変化させる制御プログラムが格納されている。
【0140】
まず、この出力回転変動低減制御の原理を先に概略説明すると、エンジン1の角速度Ωeは次の数式1のように表わされる。ここで、第一項(Ω0)は基本の角速度、すなわち角速度の中心点であり、第二項(Ωt・sinωt)は、振幅を(Ωt)とした場合の変動成分、tは時間である。
【0141】
【数1】
変速機構20,30の変速比をNgとすると、セカンダリシャフト13に連結し、駆動輪側に出力回転を出力する一体化出力ディスク34ないし第1ギア91の回転数は、次の数式2のように表わされ、同式2を展開した第二項(Ng・Ωt・sinωt)で示される変動成分により振動を生じることがわかる。
【0142】
【数2】
ここで、変速機構20,30の変速比Ngを、上記振動系と逆位相の振動系として表わすと、次の数式3のようになる。ここで、第一項(Ng0)は基本の変速比、すなわち変速比の中心点であり、第二項(Ngt・sinωt)は、振幅を(Ngt)とした場合の変動成分である。
【0143】
【数3】
上記式3を式2に代入して展開し、整理すると、次の数式4のように表わされる。
【0144】
【数4】
ここで、最終第二項の括弧内を次の数式5のようにDとおく。
【0145】
【数5】
また、変速機構20,30の変速比Ngの振幅Ngtを次の数式6のようにおく。
【0146】
【数6】
すると、Dは次の数式7のように表わされる。
【0147】
【数7】
ここで、通常、ΩtはΩ0に比べてかなり小さいから、Dは0に近くなる。
【0148】
すなわち、エンジン1の角速度Ωeが上記式1のように変動しても、変速機構20,30の変速比Ngの振幅Ngtを例えば式6のように設定したうえで、該変速比Ngを逆位相で変化させることによって、式4において、一体化出力ディスク34ないし第1ギア91の回転数(Ng・Ωe)は、最終第一項の(Ng0・Ω0)という固定成分だけで略表わされることになり、これにより、駆動輪側への出力回転の変動が低減されることになる。なお、上記式6は、式5における第三項の二次成分を0として、D=0を解いたものである。
【0149】
この出力回転変動低減制御は、図17に示すフローチャートに従って行なわれ、まずステップS1でエンジン回転数Nが所定値K以下か否かを判定し、NOの場合、つまりエンジン回転数Nが比較的大きい場合には当該制御は行なわれない。すなわち、エンジン1側からの入力回転数が大きいときには、該入力回転において角速度変動ないしエンジン1の出力変動がそれほど大きく現れないので、そのような状態のときには、徒に過度の制御を実行しないのである。
【0150】
一方、逆にエンジン回転数Nが所定値K以下の場合、つまり入力回転において角速度変動ないしエンジン1の出力変動が大きく現れるような状態のときには、ステップS2に進んで、スロットル開度TVOが所定値C1以上か否かを判定する。すなわち、車両が加速走行をしているか、定常走行をしているかを判定するのである。そして、NOの場合、すなわち、スロットル開度TVOがそれほど大きくなく、定常走行をしている場合には、ステップS3に進んで、ステップモータのパルス数P(t)を、上記式3に準じて、エンジン1側からの入力回転の変動に対して逆位相で制御する。ここで、図中、Poは現時点における変速制御パルスの中心値、Ptoは現時点における変速制御パルスの振幅であって、上記式6に準じて設定された値、Woは現時点における角速度である。これにより、定常走行時の駆動輪側への出力回転の変動が低減されることになる。
【0151】
一方、ステップS2でスロットル開度TVOが所定値C1以上であるとき、つまり加速走行をしている場合には、ステップS4に進んで、さらにスロットル開度TVOが第2の所定値C2以下か否かを判定する。ここで、この第2所定値C2は、上記第1所定値C1よりも大きい値とされている。すなわち、車両が緩加速走行をしているか、急加速走行をしているかを判定するのである。そして、NOの場合、つまり急加速走行をしていると判定された場合には、加速応答性が重要視され、速やかな本来の変速制御の実行が要求されるので、当該制御は行なわれない。
【0152】
これに対し、緩加速走行であると判定されたときは、ステップS5に進んで、ステップモータのパルス数P(t)を、上記式3に準じて、エンジン1側からの入力回転の変動に対して逆位相で制御する。ここで、図中、P1は目標変速制御パルスの中心値、Pt1は目標変速制御パルスの振幅であって、上記式6に準じて設定された値、W1は目標変速制御パルスの出力時における角速度であり、それぞれ前述のPo、Pto及びWoとの相加平均値を用いている。これにより、緩加速走行時の駆動輪側への出力回転の変動が低減されることになる。
【0153】
なお、上記制御に代えて、ステップS2で定常走行をしていると判定されたときに、ステップS3に進まず、当該制御を行なわないようにしてもよい。すなわち、ステップS1でエンジン回転数Nが所定値K以下で角速度変動ないしエンジン1の出力変動が大きく現れるような状態と判断されても、定常走行時は加速時に比べるとそのような変動がそれほど大きくは現れないのであるから、そのような状態のときには、徒に過度の制御を実行しないようにするのである。
【0154】
以上のようにして、この無段変速機10においては、Dレンジで走行中等に、通常の変速制御に加えて、エンジン1の入力回転変動を打ち消すように変速機構20,30を制御して、車体振動を抑制しようとするが、このような車体振動の問題は、ローモードクラッチ60、ハイモードクラッチ70のいずれもが開放されて、動力伝達経路が遮断状態にあるNレンジやPレンジ等の非走行レンジでも起こり得る問題である。
【0155】
すなわち、NレンジやPレンジ等の非走行レンジでは、いずれの動力伝達経路も遮断状態とされるので、エンジン1の回転により、変速機構20,30の一体化ディスク34、ないしローモードギア列80の第1、第2ギア81,82及びハイモードギア列90の第1、第2ギア91,92等が空転状態となる。
【0156】
しかしながら、このように、駆動側と駆動輪側との間の動力伝達経路が遮断されていても、上記のようにセカンダリシャフト13の軸線上に配設された第2ギア82,92等の回転要素が、エンジン1のアイドル回転等の入力回転により回転しているから、これにより、例えば同じくセカンダリシャフト13の軸線上に配設された遊星歯車機構50内の回転要素が共振する等して、やはり車体振動が発生することになるのである。
【0157】
そこで、この無段変速機10における上記コントロールユニット300には、非走行レンジにおいて、エンジン1の回転変動によって発生する車体振動を変速機構20,30の変速比制御により抑制する制御プログラムが格納されている。
【0158】
この非走行レンジ変速比制御は、図18に示すフローチャートに従って行なわれる。まずステップS11でレンジがNレンジあるいはPレンジの非走行レンジであるか否かが判定され、YESの場合は、次いでステップS12で油温tが0°C以上かどうか、つまり作動油の粘度がそれほど高くならない常温時かどうかが判定される。さらに、常温時の場合は、ステップS13でアイドルアップ状態でないか否かが判定され、以上の結果に応じて、レンジがNレンジあるいはPレンジの非走行レンジである場合に、変速機構20,30の変速比Ngが、第1変速比Ng1(ステップS14)、第2変速比Ng2(ステップS15)、又は第3変速比Ng3(ステップS16)にそれぞれ制御される。
【0159】
なお、ステップS13におけるアイドルアップ状態であるかどうかの判定は、アイドルスイッチ308がONで、エンジン回転数センサ302で検出されるエンジン回転数が、例えばエアコン等の作動によりエンジンの駆動負荷が増大して通常のアイドル回転数より大きい回転数に制御されているか否か等により判定される。
【0160】
ここで、この無段変速機10においては、Dレンジにおける発進時には、変速機構20,30の変速比をギヤードニュートラルを実現する変速比とせず、図19に示すように、変速機構20,30の変速比を、ギヤードニュートラルを実現する変速比Nggから前進方向(変速機構20,30の変速比を大きくする方向(減速側))にずらせた変速比Ngoとして、変速機構20,30の変速比をただ一点しかないギヤードニュートラルを実現する変速比Nggに正確に制御することの困難性を回避しつつ、トルクコンバータを備える自動変速機のようにクリープ力を生成するようになっている。
【0161】
そして、上記第1〜第3変速比Ng1,Ng2,Ng3は、この順に、上記Dレンジにおける発進時の変速比Ngoよりも徐々に増速側の変速比とされている。すなわち、いずれの場合においても、非走行レンジにおいては、変速機構20,30の変速比Ng1,Ng2又はNg3が、走行レンジにおける発進時の変速比Ngoに比べて増速側であるので、変速機構20,30の慣性が大きくなり、エンジン1に対する回転抵抗が増して、該エンジン1の回転変動が低減され、その結果、車体振動が抑制されることになる。
【0162】
その場合に、アイドルアップ状態、つまりアイドル回転数が高められて、エンジン抵抗が増大した状態(ステップS14)のときは、アイドルアップがOFFの状態(ステップS15)のときに比べて、変速機構20,30の変速比の増速側への変化が小さくされるから、これにより、エンジン1の燃費性能の低下が抑制される。
【0163】
また、これとは逆に、アイドルアップ状態(ステップS14)のときは、アイドルアップがOFFの状態(ステップS15)のときに比べて、変速機構20,30の変速比の増速側への変化を大きくしてもよい。エンジン1の回転変動がより低減され、車体振動が有効に抑制されることになるからである。
【0164】
さらに、作動油の温度が低いとき、つまり作動油の粘度が高くなって、振動が伝わり易い状態(ステップS16)のときは、常温時(ステップS14又はステップS15)に比べて、変速機構20,30の変速比の増速側への変化が大きくされるから、エンジンの回転変動がより低減され、その結果、車体振動が有効に抑制されることになる。
【0165】
また、これとは逆に、作動油の温度が低いときは、作動油の粘度が高くなって、エンジン1の回転負荷が増大するから、そのようなのとき(ステップS16)は、常温時(ステップS14又はステップS15)に比べて、変速機構20,30の変速比の増速側への変化を小さくしてもよい。エンジン1に過大な負荷を作用させることが回避できるからである。
【0166】
さらには、油温による区分をさらに細分化し、作動油の粘度が著しく高くなって、エンジン1の回転変動が殆ど抑制される状態の極低温時、低温時、常温時の順に、変速機構20,30の変速比の増速側への変化を大きくするようにしてもよい。極低温時においてエンジン1に過大な負荷が作用し、エンジン1の燃費性能が低下することを抑制できると共に、常温時において車体振動を効果的に抑制できるからである。
【0167】
なお、このような非走行レンジにおいても、前述のDレンジにおける出力回転変動低減制御のように、エンジン1の入力回転変動を打ち消すように、変速機構20,30の変速比を逆位相で周期的に変化させるようにしてもよい。
【0168】
また、図20に示すように、例えばハイモードギア列90の第2ギア92にフライホイールのようなイナーシャ付与のための質量マス部材92aを取り付けて回転変動を低減するようにしてもよい。このとき、より大きな慣性を得るための大型のマス部材92aを図面上手前側に有する第2ギア92を先に組み付けたのち、第1ギア91を同じく図面上手前側から組み付けようとする場合において、該第1ギア91の組付け性を改善するため、図示したように、上記マス部材92aに、第1ギア91が干渉せず通過できるような円弧形状の切欠きを設けるとよい。そして、その場合には、該マス部材92aの切欠きは、軸心対称に二個形成し、第2ギア92の回転に均衡がとれるようにする。
【0169】
前述したように、この無段変速機10においては、コントロールユニット300は、図16に示したような、予め車速とスロットル開度に応じて設定された変速特性のマップを用い、これと車速センサ301で検出される車速の実測値、及びスロットル開度センサ303で検出されるスロットル開度の実測値を当てはめて、現実の走行状態に最適となるエンジン回転数の目標値を求め、そして該目標エンジン回転数に対応する最終変速比が得られるように、図15に示したような制御特性に基づいて、変速機構20,30の変速比を無段階に変化させる変速制御を行なう。
【0170】
そして、発進当初は、ローモードクラッチ60が締結され、ハイモードクラッチ70が解放されたローモードでエンジン1の駆動トルクの動力伝達が行なわれ、車速ないしスロットル開度で示される車両の走行状態が、図16中に示すモード切換ラインを横切って変化するときに、今度はローモードクラッチ60が解放され、ハイモードクラッチ70が締結されたハイモードでの動力伝達に切り換えられる。そして、以降は、車両の走行状態が変化して、図16に示すローモード領域とハイモード領域との間を行き来する毎に、クラッチ60,70の掛け替え、すなわち動力伝達経路の切換え、ないしはモードの切換えが行なわれることになる。
【0171】
その場合に、これらの切換えが行なわれる上記モード切換ライン上では、Dレンジのローモード特性Lとハイモード特性Hとにおいて、相互に最終変速比が同じとなっているから、該最終変速比を連続的に変化させながら、切換時の大きなショックを抑制しつつモードの切換えを行なうことができる。
【0172】
ところで、車両の走行状態が上記モード切換ラインを横切って変化するのは、一つには運転者自身のアクセル操作により車速ないしスロットル開度が変化する場合があるが、これ以外に、運転者のアクセルペダルの踏み込みが一定、つまりスロットル開度が同一のときに、例えば車両が登坂降坂を繰り返す坂道に入ったようなときにも起こる。つまり、路面勾配の変化に伴ってエンジン1の駆動負荷が変化し、車速が増減するからである。そして、このときに、車速が上記モード切換ラインを挟んで加減速を繰り返すと、動力伝達経路ないしモードの切換えが短時間中に頻繁に起こり、その切換制御にハンチングが起こるという不具合が生じる。
【0173】
また、運転者としては、アクセル操作をしていないのであるから、該切り換えに伴うショックに対する違和感が大きく、それが頻繁に起こることにもなる。
【0174】
そこで、この無段変速機10における上記コントロールユニット300には、ローモードとハイモードとの間の切換えを行なう際に、該切換制御のハンチングを抑制し、それに伴う違和感の大きいショックを有効に回避するための制御プログラムが格納されている。
【0175】
このモード切換制御は、図21に示すフローチャートに従って行なわれ、まずステップS21で各種信号を読み込んだのち、ステップS22でモードの切換中か否かを判定する。すなわち、変速機構20,30の入力回転数ESPが、モード切換ラインに対応する最終変速比c(=エンジン回転数/車速)と現車速Vとを乗算して得られる値に略等しいか否かを判定するのである。そして、YESの場合は、ステップS23に進んで、ローモードクラッチ60とハイモードクラッチ70との掛け替え中は、最終変速比を上記切換ライン対応変速比cに固定しておく。これは、クラッチの掛替えには所定の時間が必要とされ、掛替え終了時点では走行状態が変化してしまってモード切換ラインから外れ、その結果、切換ショックが生じる場合があるので、そのようなことのないように、クラッチの掛替動作中は、最終変速比を切換ライン対応変速比cに固定しておいて、上記ショックを回避しようとするものである。
【0176】
一方、ステップS22でモードの切換中ではない、つまり走行状態が図16に示すローモード領域又はハイモード領域にある場合は、次にステップS24でハイモード領域かどうかをみて、ハイモードのときは、ステップS25で減速中か否かを判定する。そして、YESの場合は、次にステップS26で前回加速中であったかどうかをみて、加速中であった場合、つまり今回初めて加速から減速に転じた場合には、ステップS27で現時点における変速比を維持し、ステップS28で走行状態が減速ライン上に到達するまで、その変速比固定を続ける。
【0177】
このとき、コントロールユニット300に格納された変速マップには、図22に示すように、スロットル開度毎に(図22にはそのうちの一つを拡大図示)、モード切換ラインを挟むローモード領域及びハイモード領域の所定の範囲内で、二つの変速特性のラインが設定されており、それぞれ、同範囲内で、目標エンジン回転数が高く設定された方が加速用変速ラインと、低く設定された方が減速用変速ラインとされている。そして、これらの二つの変速特性ラインが設定されている範囲内において、例えば、上記のようにハイモード領域内で加速中であったものが路面勾配等の影響を受ける等して減速に転じた場合には、コントロールユニット300は、それまで用いていた加速用変速ラインを減速用変速ラインに切り換えるのである。そして、その場合に、該切換期間中は、その変速ラインの切換えが開始された時点における変速比が上記ステップS27のように維持されるから、図22に概念的に示すように、加速用変速ライン上の符号カで示す走行状態から該加速用変速ライン上を低車速側に後戻りするのではなく、減速用変速ライン上の符号キで示す走行状態に移行し、したがって加速用ラインと減速用ラインとの間の変速特性の切換えの前後に渡って変速比が同一となり、その結果、変速比が急変せず、切換えに伴うショックの発生が抑制されることになる。
【0178】
そして、ステップS28で加速用変速ラインから減速用変速ラインへの切換えが終了したと判定されたときには、該減速用変速ラインを用いた変速制御が行なわれる。つまり、前述したように、ステップS29で、車速Vとスロットル開度TVOとから目標エンジン回転数ESPOを求め、次いでステップS35で、該目標エンジン回転数ESPOと、変速機構20,30の現入力回転数(エンジン回転数)ESPとの偏差ΔNを算出し、そしてステップS36で、その偏差ΔNに対応するパルス数ΔPULSを設定して、最終的にステップS37で、該パルス数ΔPULSをステッピングモータに出力することになる。
【0179】
また、ステップS24でローモードであると判定された場合には、ステップS30に進み、以下ステップS31からステップS34で上記に準じた制御が行なわれる。すなわち、同じく図22に概念的に示すように、ローモード領域の減速用変速ライン上の符号サで示す走行状態において減速から加速に転じた場合には、該走行状態サから減速用変速ライン上を高車速側に後戻りするのではなく、加速用変速ライン上の符号シで示す走行状態に移行するのである。そして、加速用変速ラインへの切り換えが終了したときに、該加速用変速ラインを用いる変速制御が実行され、上記ステップS35〜ステップS37で最終的にステッピングモータのパルス数制御、つまり変速制御が行なわれる。
【0180】
このように、同一のスロットル開度に対して、加速用変速ラインと減速用変速ラインとが設けられているから、例えば図22において、運転者がアクセル操作をしていない状態で、車両が下り坂に入って加速走行となり、加速用ライン上を符号スのように変化しているとすると、モード切換ラインを横切った時点でモードの切り換えが行なわれる。そしてハイモード領域に入ってから、次に路面が登り坂となって減速走行となったときには、符号カから減速用ライン上の符号キの状態に移行し、そののち該減速用ライン上を符号クのように変化して、再びモード切換ラインを横切った時点でモードの切り換えが行なわれる。
【0181】
さらに、ローモード領域に入ってから、次に走行路面がまた下り坂となって車両が加速状態となると、符号サから符号シのように加速用変速ライン上に移行して、該加速用ライン上を符号スのように移動することになる。
【0182】
したがって、同一のスロットル開度に対して単一の変速特性ラインのみが設定され、例えば上記設例でいえば、符号カの状態から同じ加速変速ライン上を反ス方向に移動したり、又は符号サの状態から同じ減速変速ライン上を反ク方向に移動したりする場合に比べて、上記符号カの状態からキの状態、又は符号サの状態からシの状態に移行するのに要する時間だけ、先のモード切換が起こってから次のモード切換えが起こるまでの時間が長引き、これにより、モード切換制御のハンチングが抑制され、それに伴う違和感の大きいショックの頻繁な発生が低減されることになる。
【0183】
なお、その場合に、変速特性ラインの切換中に変速比をライン切換開始時点における変速比に固定する制御に代えて、図22に符号ケ又は符号セで示すように、一気に特性ラインの切換えを行なってもよい。この場合は、変速特性ラインの切換えには時間が費やされないけれども、上記符号ケの状態からク方向に移動してモード切り換えラインを横切るまでの時間が、符号カの状態から反ス方向に移動してモード切り換えラインを横切るまでの時間に比べて長くかかることになり、また、上記符号セの状態からス方向に移動してモード切り換えラインを横切るまでの時間が、符号サの状態から反ク方向に移動してモード切り換えラインを横切るまでの時間に比べて長くかかることになるから、これによってもモード切換制御のハンチングが抑制され、それに伴う違和感の大きいショックの頻繁な発生が低減されることになる。
【0184】
さらに、加速用変速ラインと減速用変速ラインとが、モード切換ラインを挟む所定の範囲内においてのみ個別に設定されているから、これらの両特性を格納するコントロールユニット300のメモリの容量消費が抑制される。なお、これらの二つの変速ラインをモード切換ラインを挟む狭い範囲で設定すると、該変速ラインの切換え前後におけるエンジン回転数の変化が大きくなるので、メモリの容量消費との兼ね合いにおいて、二つの変速ラインを個別に設定する範囲を定めることが好ましい。
【0188】
【発明の効果】
以上説明したように、本願の第1発明によれば、トロイダル変速機構を経由させる動力伝達のためのリング状のギアがディスクとは別体とされて該ディスクの外周に嵌合されていると共に、ギアは、浸炭組織の層の厚みが小さくなるように浸炭され、ディスクは、浸炭組織の層の厚みが大きくなるように浸炭されているから、ギアは噛み合いにおいて歯が折れる等の損傷が発生し難くなり、ディスクはローラとの間の回転摩擦や圧力に耐えて塑性変形し難くなる。
【0189】
また、ギアとディスクとの溶接による接合部が、ディスク面から退避して設けられているから、該溶接が部材表面に存在する浸炭組織の層を避けて行なわれることになり、両部材を確実に溶接することが可能となる。
【0190】
そして、第2発明によれば、ディスクの外周とギアの内周とに渡り座ぐり部が設けられ、該座ぐり部内で溶接が行われているので、接合部において溶接用の金属が盛り上がった状態で残っても、その盛り上がった溶接用金属がローラが圧接されるディスク面から突出することが回避されて、該ローラを上記溶接用金属と干渉させることなく、ディスク面の広い範囲で傾転させることが可能となり、幅広い変速比が得られることになる。
【図面の簡単な説明】
【図1】 本発明の実施の形態に係るトロイダル式無段変速機の機械的構成を示す骨子図である。
【図2】 同変速機の要部の具体的構造を示す展開図である。
【図3】 図2のA−A線に沿う断面図である。
【図4】 ハイモードギア列を構成する第1ギアの組付けの態様を示す断面図である。
【図5】 ローディングカムとローモードギア列を構成する第1ギア及び入力ディスクとの組付け関係を示す一部切欠き図である。
【図6】 インプットシャフト上の構成を示す拡大断面図である。
【図7】 セカンダリシャフト上の構成を示す拡大断面図である。
【図8】 本発明の実施の形態に係るトロイダル式無段変速機における循環トルクの流れを説明する概略線図である。
【図9】 同変速機の油圧制御の回路図である。
【図10】 図3のB方向からみた変速制御用の油圧を生成する三層弁の部分断面図である。
【図11】 図3のC方向からみたカム機構の部分断面図である。
【図12】 本発明の実施の形態に係るトロイダル式無段変速機における制御システム図である。
【図13】 変速制御の前提となるトラクション力の説明図である。
【図14】 ステップモータのパルス数とトロイダル変速比との関係を示す特性図である。
【図15】 ステップモータのパルス数と最終変速比との関係を示す特性図である。
【図16】 変速制御に用いられる特性図である。
【図17】 コントロールユニットが行なう出力回転変動低減制御のフローチャート図である。
【図18】 コントロールユニットが行なう非走行レンジ変速比制御のフローチャート図である。
【図19】 同非走行レンジ変速比制御における特性図である。
【図20】 回転変動を低減するためのマス部材をハイモードギア列を構成する第2ギアに組み付ける態様を示す説明図である。
【図21】 コントロールユニットが行なうモード切換制御のフローチャート図である。
【図22】 同モード切換え制御に用いられる特性図の特徴を拡大図示する説明図である。
【符号の説明】
1 エンジン
10 トロイダル式無段変速機
11 インプットシャフト
12 プライマリシャフト
13 セカンダリシャフト
20,30 無段変速機構
21,31 入力ディスク
22,32 出力ディスク
34 一体化出力ディスク
23,33 ローラー
25 トラニオン
50 遊星歯車機構
51 ピニオンキャリヤ
52 サンギヤ
53 インターナルギヤ
60 ローモードクラッチ
70 ハイモードクラッチ
80 ローモードギヤ列
90 ハイモードギヤ列
91 ハイモードギヤ列の第1ギア
92 ハイモードギヤ列の第2ギア
100 変速機ケース
110 変速制御ユニット
111 油圧制御部
112 トラニオン駆動部
115 増速用油圧室
116 減速用油圧室
120 クラッチ制御ユニット
220,230 三層弁
222,232 スリーブ
223,233 スプール
241 シフトバルブ
271,272 ソレノイドバルブ
Y,Y’ 座ぐり部
Z 溶接用金属
Z’ 結合部材[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a toroidal continuously variable transmission, in particular, a toroidal continuously variable transmission provided with a gear for transmitting power via a toroidal transmission mechanism in order to adopt a geared neutral starting system or the like. About.
[0002]
[Prior art]
As a continuously variable transmission for automobiles, a roller that transmits power between both disks is interposed between an input disk and an output disk that are arranged opposite to each other. Toroidal continuously variable transmissions that change the transmission ratio of power transmission between both disks steplessly by changing the contact position with respect to the radial direction are being put into practical use. Some of the machines are known to employ a starting system using geared neutral.
[0003]
In this starting system, a toroidal transmission mechanism having a pair of input / output disks and rollers as described above is arranged on an input shaft connected to the engine, and on a secondary shaft parallel to the input shaft. A planetary gear mechanism having three rotating elements, a sun gear, an internal gear, and a pinion carrier that supports the planetary pinion meshing with both gears, is arranged, and the internal gear of these rotating elements is used as an output element. However, the engine rotation is input directly to the pinion carrier and input to the sun gear via the toroidal transmission mechanism.
[0004]
Then, by controlling the gear ratio of the toroidal transmission mechanism, the ratio of the rotational speeds input to the pinion carrier and the sun gear of the planetary gear mechanism is controlled to the ratio at which the internal gear as the output element stops, so that the neutral The internal gear is configured to rotate in the forward or backward direction by realizing the state and increasing / decreasing the gear ratio of the toroidal transmission mechanism from this state.
[0005]
According to this starting method, the vehicle can be started without using a clutch or a torque converter connected at the time of starting, and the response and power transmission efficiency at the time of starting are improved.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in this case, in order to input the engine rotation to the sun gear of the planetary gear mechanism through the toroidal transmission mechanism, gears that mesh with the toroidal transmission mechanism and the sun gear may be disposed. For example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 63-219956 discloses that a gear on the toroidal transmission mechanism side is provided at the peripheral portion of the disk whose speed ratio is changed by tilting of a roller.
[0007]
According to this, an increase in the axial dimension of the toroidal transmission mechanism on the shaft is suppressed as compared with the case where the gear is disposed on the input shaft together with the disk, the roller and the like. Thus, the layout of the transmission mechanism and the overall toroidal continuously variable transmission can be improved.
[0008]
However, in general, when a gear for transmitting power to and from a planetary gear mechanism or the like is provided on the disk, the following problems occur.
[0009]
That is, the disk is rotatably provided around the input shaft, and a roller is pressed against the center near the input shaft to transmit power between the disks, and the speed ratio of the power transmission is changed. It has become so. Therefore, a hardness sufficient to withstand rotational friction and pressure with the roller and not to be plastically deformed is required in the central portion near the input shaft.
[0010]
On the other hand, when the gear is provided at the peripheral edge of the disc, if the peripheral edge is as hard as the central portion, the teeth are broken at the meshing between the gear and the sun gear. Since damage is likely to occur, it is better that the peripheral edge of the disk on which the gear is provided has some toughness.
[0011]
As described above, when a gear is provided on the disk of the toroidal transmission mechanism, different material characteristics are required at the portion where the gear is provided and the portion where the roller is pressed against. The problem is how to respond.
[0012]
The present invention addresses the above-described problem in the case where a gear that meshes with a gear on the planetary gear mechanism side is provided on the disk of the toroidal transmission mechanism, for example, to adopt a geared neutral starting system, and the roller is pressed against The central portion that resists rotational friction and pressure between the rollers does not plastically deform, and the peripheral portion where the gear is provided is less susceptible to damage such as breaking of teeth when the gear is engaged with another gear. It is an object of the present invention to provide a toroidal continuously variable transmission including a disk.
[0013]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problems, the present invention is configured as follows.
[0014]
First, the invention according to
[0015]
The invention according to claim 2 (hereinafter referred to as “second invention”) is the first invention., A counterbore part is provided between the outer periphery of the disk and the inner periphery of the gear, and welding is performed in the counterbore partIt is characterized by that.
[0022]
With the above configuration, each invention of the present application operates as follows.
[0026]
FirstThe second1According to the invention,A ring-shaped gear for power transmission via the toroidal transmission mechanism is separated from the disk and is fitted to the outer periphery of the disk.Carburized to reduce the thickness of the charcoal layer., The discCarburized to increase the thickness of the carburized structure layer.HaveBecauseThe gear isLess likely to cause damage such as broken teeth during meshingBecome,DiscDifficult to plastically withstand rotational friction and pressure between rollersBecome.
[0027]
In addition, since the joint portion by welding of the gear and the disk is provided by being retracted from the disk surface, the welding is performed while avoiding the carburized structure layer existing on the surface of the member. Can be welded to.
[0028]
AndThe second2According to the invention,A counterbore is provided on the outer periphery of the disk and the inner periphery of the gear, and welding is performed in the counterbore,Even if the welding metal remains in a raised state at the joint, it is avoided that the raised welding metal protrudes from the disk surface to which the roller is pressed, and the roller interferes with the welding metal. Therefore, the disc can be tilted over a wide range of the disk surface, and a wide gear ratio can be obtained.
[0030]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, regarding the continuously variable transmission according to the embodiment of the present invention, the mechanical configuration, the configuration of the hydraulic control circuit, and the specific operation of the shift control will be described.
[0031]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a mechanical configuration of a toroidal continuously variable transmission according to the present embodiment. This
[0032]
Further, on the axes of the
[0033]
The first and second
[0034]
The first
[0035]
Further, a
[0036]
On the other hand, a
[0037]
Further, on the engine side of the
[0038]
A
[0039]
Next, each component of the
[0040]
First, the first and second
[0041]
The configuration of the
[0042]
The
[0043]
The
[0044]
The
[0045]
The speed increasing hydraulic pressure P generated by the hydraulic
[0046]
Here, taking the first
[0047]
First, the first and
[0048]
At this time, if the illustrated
[0049]
In contrast to the above, the first and
[0050]
At this time, the upper
[0051]
It should be noted that the hydraulic pressure P for increasing speed and decelerating by such a hydraulic
[0052]
The configuration and operation of the
[0053]
As shown in FIG. 2, the
[0054]
Here, as shown in an enlarged view in FIG. 4, a
[0055]
Accordingly, even if the welding metal Z rises and remains in the welded portion due to this welding, the joint portion is retracted from the
[0056]
Further, as described above, the
[0057]
In this case, the
[0058]
In addition, in this way, not only the integrated
[0060]
Further, the
[0061]
On the other hand, the
[0062]
The
[0063]
As a result, the
[0064]
Figure6As shown, an
[0065]
Next, figure7Thus, the configuration of the
[0066]
A
[0067]
Further, a
[0068]
The space between the
[0069]
A
[0070]
A
[0071]
When the fastening hydraulic pressure generated by the
[0072]
The
[0073]
The
[0074]
The supply control of the engagement hydraulic pressure to the
[0075]
Here, the mechanical operation of the continuously
[0076]
First, while the vehicle is stopped, the
[0077]
The rotation from the
[0078]
The rotation of the
[0079]
Therefore, rotation is input to the
[0080]
If the gear ratio of the first and second
[0081]
In this low mode, when the vehicle is in a positive drive state by the
[0082]
On the other hand, after starting in the forward direction as described above, the
[0083]
At this time, the
[0084]
Next, a hydraulic control circuit of the continuously
[0085]
Figure9As shown in FIG. 2, the
[0086]
The
[0087]
In addition, the hydraulic
[0088]
The position of the spool of the
[0089]
Further, the forward and reverse three-
[0090]
The
[0091]
The operation of the three-
[0092]
Further,
[0093]
When the spool of the
[0094]
In addition, FIG.0As shown in FIG. 4, the
[0095]
This
[0096]
Then, the
[0097]
Accordingly, the positions of the
[0098]
Meanwhile, figure9As shown in FIG. 1, the
[0099]
When the
[0100]
Here, the low mode
[0101]
The third output line 207 led from the
[0102]
Further, a fail-
[0103]
Here, each of the first and
[0104]
In addition to the above configuration,
[0105]
The upstream portion of the
[0106]
Here, the supply control of the lubricating oil to the
[0107]
In other cases, the second opening /
[0108]
The first opening /
[0109]
Note that the lubricating oil supplied to the continuously
[0110]
The continuously
[0111]
The
[0112]
The
[0113]
Next, the basic operation of the shift control by the
[0114]
First, the gear ratio control of the
[0115]
Of these hydraulic pressures, the line pressure is supplied from the
[0116]
Then, based on the line pressure and the relief pressure, the three-
[0117]
In this differential pressure control, the
[0118]
Here, the traction force T will be described with reference to FIG.3As shown in FIG. 4, when the
[0119]
Therefore, in order to hold the
[0120]
Then, from this state, for example, the gear ratio of the continuously
[0121]
Therefore, figure9The acceleration hydraulic pressure PH supplied from the
[0122]
And the inclination of this
[0123]
As a result, the
[0124]
As a result, the differential pressure ΔP is again balanced with the traction force T, and the speed change operation as described above is completed. The speed ratio of the continuously variable transmission mechanism 20 (and 30) is fixed after being changed by a predetermined amount. Will be.
[0125]
In this case, the speed change operation ends when the
[0126]
The above operation is similarly performed when the
[0127]
Here, the characteristics of the change in the gear ratio of the continuously
[0128]
Next, control of the overall transmission ratio (final transmission ratio) of the
[0129]
As described above, the transmission ratio of the continuously
[0130]
First, in the high mode, as described above, the output rotation of the continuously
[0131]
On the other hand, in the low mode, as described above, the rotation of the
[0132]
At this time, the final gear ratio is as shown in FIG.5In this direction, the number of pulses of the control signal for the
[0133]
The low-mode characteristic L and the high-mode characteristic H of the D range are, as indicated by a symbol C in the figure, a predetermined number of pulses (near 500 pulses in the figure), that is, a predetermined number of
[0134]
It should be noted that by increasing the number of control signal pulses to the
[0135]
Based on the control characteristics as described above, the
[0136]
That is, the
[0137]
By the way, in this continuously
[0138]
Therefore, when an angular velocity variation (rotational variation) occurs in the output rotation of the
[0139]
On the other hand, in the continuously
[0140]
First, the principle of the output rotation fluctuation reduction control will be briefly described first. The angular velocity Ωe of the
[0141]
[Expression 1]
Assuming that the transmission ratio of the
[0142]
[Expression 2]
Here, when the transmission ratio Ng of the
[0143]
[Equation 3]
Substituting
[0144]
[Expression 4]
Here, the parenthesis in the final second term is set as D as in the following
[0145]
[Equation 5]
Further, the amplitude Ngt of the speed ratio Ng of the
[0146]
[Formula 6]
Then, D is expressed as the following Expression 7.
[0147]
[Expression 7]
Here, since Ωt is usually much smaller than Ω0, D is close to 0.
[0148]
That is, even if the angular speed Ωe of the
[0149]
This output rotation fluctuation reduction control is shown in FIG.7First, it is determined in step S1 whether or not the engine speed N is equal to or less than a predetermined value K. If NO, that is, if the engine speed N is relatively large, the control is not performed. That is, when the input rotational speed from the
[0150]
On the other hand, when the engine speed N is less than or equal to the predetermined value K, that is, when the angular speed fluctuation or the
[0151]
On the other hand, when the throttle opening TVO is equal to or greater than the predetermined value C1 in step S2, that is, when the vehicle is accelerating, the process proceeds to step S4, and whether the throttle opening TVO is equal to or smaller than the second predetermined value C2. Determine whether. Here, the second predetermined value C2 is larger than the first predetermined value C1. That is, it is determined whether the vehicle is running at a slow acceleration or a rapid acceleration. In the case of NO, that is, when it is determined that the vehicle is rapidly accelerating, acceleration responsiveness is regarded as important, and prompt execution of the original shift control is required. Therefore, the control is not performed. .
[0152]
On the other hand, when it is determined that the vehicle is traveling at a moderate acceleration, the process proceeds to step S5, where the pulse number P (t) of the step motor is changed to the fluctuation of the input rotation from the
[0153]
Instead of the above control, when it is determined in step S2 that the vehicle is traveling normally, the control may not be performed without proceeding to step S3. That is, even if it is determined in step S1 that the engine speed N is equal to or less than the predetermined value K and the angular speed fluctuation or the output fluctuation of the
[0154]
As described above, in the continuously
[0155]
That is, in the non-traveling range such as the N range or the P range, any power transmission path is cut off, so that the
[0156]
However, even if the power transmission path between the drive side and the drive wheel side is interrupted in this way, the rotation of the
[0157]
In view of this, the
[0158]
This non-traveling range gear ratio control is shown in FIG.8This is performed according to the flowchart shown in FIG. First, in step S11, it is determined whether or not the range is the non-traveling range of the N range or the P range. If YES, then in step S12, whether or not the oil temperature t is 0 ° C. or higher, that is, the viscosity of the hydraulic oil is It is judged whether the temperature is not so high. Further, in the case of normal temperature, it is determined in step S13 whether or not the engine is in an idle-up state. If the range is the non-traveling range of the N range or the P range, the
[0159]
Whether or not the engine is in the idle-up state in step S13 is determined by determining whether the
[0160]
Here, in the continuously
[0161]
The first to third speed ratios Ng1, Ng2, and Ng3 are gradually increased from the speed ratio Ngo at the start in the D range in this order. That is, in any case, in the non-traveling range, the speed ratio Ng1, Ng2 or Ng3 of the
[0162]
In this case, the
[0163]
On the contrary, in the idle-up state (step S14), the change in the gear ratio of the
[0164]
Further, when the temperature of the hydraulic oil is low, that is, when the viscosity of the hydraulic oil is high and vibrations are easily transmitted (step S16), the
[0165]
On the contrary, when the temperature of the hydraulic oil is low, the viscosity of the hydraulic oil becomes high and the rotational load of the
[0166]
Further, the division according to the oil temperature is further subdivided, the viscosity of the hydraulic oil becomes remarkably high, and the
[0167]
Even in such a non-running range, the transmission gear ratios of the
[0168]
Also, FIG.0As shown in FIG. 5, for example, a
[0169]
As described above, in the continuously
[0170]
Then, at the beginning of the start, the driving torque of the
[0171]
In that case, since the final gear ratio is the same between the low mode characteristic L and the high mode characteristic H of the D range on the mode switching line in which these switching operations are performed, the final gear ratio is While changing continuously, it is possible to switch modes while suppressing a large shock at the time of switching.
[0172]
By the way, the driving state of the vehicle changes across the mode switching line. One reason is that the vehicle speed or the throttle opening may change due to the driver's own accelerator operation. It also occurs when the accelerator pedal is depressed, that is, when the throttle opening is the same, for example, when the vehicle enters a slope that repeats uphill and downhill. That is, the driving load of the
[0173]
Further, since the driver does not perform the accelerator operation, the driver feels uncomfortable with the shock accompanying the switching, and this often occurs.
[0174]
Therefore, when the
[0175]
This mode switching control is shown in FIG.1First, after reading various signals in step S21, it is determined in step S22 whether or not the mode is being switched. That is, whether or not the input rotational speed ESP of the
[0176]
On the other hand, the mode is not being switched in step S22, that is, the running state is as shown in FIG.6If it is in the low mode region or the high mode region shown in FIG. 4, next, in step S24, it is determined whether or not it is in the high mode region, and in the high mode, it is determined whether or not the vehicle is decelerating in step S25. In the case of YES, next, in step S26, it is checked whether or not it was accelerating last time. If it was accelerating, that is, if the acceleration was changed for the first time this time, the current gear ratio is maintained in step S27. In step S28, the gear ratio is kept fixed until the traveling state reaches the deceleration line.
[0177]
At this time, the shift map stored in the
[0178]
When it is determined in step S28 that the switching from the acceleration shift line to the deceleration shift line has been completed, shift control using the deceleration shift line is performed. That is, as described above, in step S29, the target engine speed ESPO is obtained from the vehicle speed V and the throttle opening TVO, and then in step S35, the target engine speed ESPO and the current input speeds of the
[0179]
If it is determined in step S24 that the mode is the low mode, the process proceeds to step S30, and control similar to the above is performed in steps S31 to S34. That is, FIG.2As conceptually shown in Fig. 2, when the vehicle changes from deceleration to acceleration in the traveling state indicated by the reference symbol on the deceleration shift line in the low mode region, the deceleration transmission line is shifted from the traveling state to the higher vehicle speed side. Instead of going back, the vehicle shifts to the running state indicated by the reference symbol on the acceleration shift line. When the switching to the acceleration shift line is completed, the shift control using the acceleration shift line is executed, and finally the stepping motor pulse number control, that is, the shift control is performed in steps S35 to S37. It is.
[0180]
Thus, since the acceleration shift line and the deceleration shift line are provided for the same throttle opening, for example, FIG.2When the driver does not operate the accelerator, the vehicle enters a downhill and starts accelerating, and changes on the acceleration line as indicated by a reference sign. The mode is switched. After entering the high mode area, the next time the road surface is on an uphill and the vehicle is decelerated, the sign shifts to the sign key on the deceleration line, and then the sign on the deceleration line is signified. The mode is changed when the mode change line crosses the mode change line again.
[0181]
Furthermore, after entering the low mode region, when the road surface is downhill again and the vehicle is in an acceleration state, the vehicle moves to the acceleration shift line as indicated by symbol S, and the acceleration line The top moves like a code.
[0182]
Therefore, only a single speed change characteristic line is set for the same throttle opening. For example, in the above example, the same acceleration shift line is moved in the opposite direction from the sign state, or Compared to the case of moving in the opposite direction on the same speed reduction gear line from the state of (1), only the time required for shifting from the state of the sign to the state of key or from the state of the sign to the state of S, The time from the previous mode switching to the next mode switching is lengthened, thereby suppressing the hunting of the mode switching control and reducing the frequent occurrence of shocks with a sense of incongruity associated therewith.
[0183]
In this case, in place of the control for fixing the transmission gear ratio to the transmission gear ratio at the start of line switching during the switching of the transmission characteristic line, FIG.2The characteristic lines may be switched at once, as indicated by reference numeral or reference numeral. In this case, although it does not take time to switch the speed change characteristic line, the time required to move from the sign state to the cross direction and cross the mode change line moves from the sign state to the anti-spin direction. Therefore, it takes longer than the time to cross the mode switching line. Since it takes longer than the time required to move in the direction and cross the mode switching line, this also suppresses the hunting of the mode switching control and reduces the frequent occurrence of shocks associated with it. become.
[0184]
Further, since the acceleration shift line and the deceleration shift line are individually set only within a predetermined range across the mode switching line, the memory capacity of the
[0188]
【The invention's effect】
As explained above,Of this applicationFirst1According to the invention,A ring-shaped gear for power transmission via the toroidal transmission mechanism is separated from the disk and is fitted to the outer periphery of the disk.Carburized to reduce the thickness of the charcoal layer., The discCarburized to increase the thickness of the carburized structure layer.HaveBecauseThe gear isLess likely to cause damage such as broken teeth during meshingBecome,DiscDifficult to plastically withstand rotational friction and pressure between rollersBecome.
[0189]
In addition, since the joint portion by welding of the gear and the disk is provided by being retracted from the disk surface, the welding is performed while avoiding the carburized structure layer existing on the surface of the member. Can be welded to.
[0190]
AndThe second2According to the invention,A counterbore is provided on the outer periphery of the disk and the inner periphery of the gear, and welding is performed in the counterbore,Even if the welding metal remains in a raised state at the joint, it is avoided that the raised welding metal protrudes from the disk surface to which the roller is pressed, and the roller interferes with the welding metal. Therefore, the disc can be tilted over a wide range of the disk surface, and a wide gear ratio can be obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a skeleton diagram showing a mechanical configuration of a toroidal continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a development view showing a specific structure of a main part of the transmission.
FIG. 3 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
FIG. 4 is a cross-sectional view showing a manner of assembling the first gear constituting the high mode gear train.
[Figure5FIG. 10 is a partially cutaway view showing the assembly relationship between the loading cam and the first gear constituting the low mode gear train and the input disk.
[Figure6An enlarged sectional view showing the structure on the input shaft.
[Figure7An enlarged cross-sectional view showing the structure on the secondary shaft.
[Figure8FIG. 6 is a schematic diagram illustrating the flow of circulating torque in the toroidal continuously variable transmission according to the embodiment of the present invention.
[Figure9A circuit diagram of hydraulic control of the transmission.
[Fig. 1]0FIG. 10 is a partial cross-sectional view of a three-layer valve for generating a hydraulic pressure for speed change control as viewed from the direction B in FIG.
[Fig. 1]1FIG. 14 is a partial sectional view of the cam mechanism as viewed from the direction C in FIG. 3.
[Fig. 1]2It is a control system diagram in the toroidal continuously variable transmission according to the embodiment of the present invention.
[Fig. 1]3An explanatory diagram of the traction force as a premise of the shift control.
[Fig. 1]4A characteristic diagram showing the relationship between the number of pulses of the step motor and the toroidal transmission ratio.
[Fig. 1]5A characteristic diagram showing the relationship between the number of pulses of the step motor and the final gear ratio.
[Fig. 1]6FIG. 11 is a characteristic diagram used for shift control.
[Fig. 1]7FIG. 11 is a flowchart of output rotation fluctuation reduction control performed by a control unit.
[Fig. 1]8FIG. 10 is a flowchart of non-traveling range gear ratio control performed by the control unit.
[Figure19FIG. 11 is a characteristic diagram in the non-traveling range gear ratio control.
FIG.0An explanatory view showing an aspect in which a mass member for reducing rotational fluctuation is assembled to a second gear constituting a high mode gear train.
FIG.1FIG. 11 is a flowchart of mode switching control performed by the control unit.
FIG.2FIG. 11 is an explanatory diagram showing enlarged characteristics of a characteristic diagram used for the mode switching control.
[Explanation of symbols]
1 engine
10 Toroidal continuously variable transmission
11 Input shaft
12 Primary shaft
13 Secondary shaft
20, 30 continuously variable transmission mechanism
21,31 Input disk
22, 32 output disk
34 Integrated output disk
23, 33 rollers
25 Trunnion
50 Planetary gear mechanism
51 pinion carrier
52 Sungear
53 Internal gear
60 Low mode clutch
70 High mode clutch
80 Low mode gear train
90 High mode gear train
91 1st gear in high mode gear train
92 Second gear in high mode gear train
100 Transmission case
110 Transmission control unit
111 Hydraulic control unit
112 trunnion drive
115 Hydraulic room for speed increase
116 Hydraulic chamber for deceleration
120 clutch control unit
220,230 Three-layer valve
222,232 sleeve
223,233 spool
241 Shift valve
271,272 Solenoid valve
Y, Y 'counterbore part
Z welding metal
Z 'coupling member
Claims (2)
該座ぐり部内で溶接が行われていることを特徴とする請求項1に記載のトロイダル式無段変速機。 A counterbore is provided between the outer periphery of the disc and the inner periphery of the gear,
The toroidal continuously variable transmission according to claim 1 , wherein welding is performed in the counterbore .
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