JP3790192B2

JP3790192B2 - Toroidal continuously variable transmission

Info

Publication number: JP3790192B2
Application number: JP2002217653A
Authority: JP
Inventors: 正寿福山; 利文日比; 淳杉原; 俊一忍足
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd; JATCO Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd; JATCO Ltd
Priority date: 2002-07-26
Filing date: 2002-07-26
Publication date: 2006-06-28
Anticipated expiration: 2022-07-26
Also published as: JP2004060715A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、トロイダル型無段変速機、特に車両用として有用なトロイダル型無段変速機に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
車両用のトロイダル型無段変速機は通常、例えば特開平１０−３３１９３８号公報に記載のごとく、エンジン等の原動機からの回転を入力される入力ディスクと、これに同軸に対向配置されるとともに車輪に常時駆動結合された出力ディスクと、これら入出力ディスク間で油膜の剪断により動力の受け渡しを行うパワーローラと、該パワーローラを回転自在に支持したトラニオンとを具える。
【０００３】
トロイダル型無段変速機の変速に際しては、原動機により常時駆動されている原動機駆動ポンプからの制御圧を、車両の前進走行なら前進変速制御弁による制御下で、また後進走行なら後進変速制御弁による制御下で油圧サーボ機構に向かわせ、前進変速制御弁または後進変速制御弁からの制御圧に応動する油圧サーボ機構のサーボピストンによってトラニオンを介しパワーローラを、パワーローラ回転軸線が入出力ディスク回転軸線と交差した中立位置からトラニオン軸線方向へオフセットさせる。
【０００４】
これによりパワーローラが入出力ディスクからトラニオン軸線周りの分力を受けるようになる結果、パワーローラはトラニオン軸線周りにおける自己傾転を生起されて入出力ディスクに対するパワーローラの接触軌跡円弧径を連続的に変化され、これにより無段変速を行わせることができる。
一方で上記変速の進行を油圧サーボ機構にフィードバックし、変速の進行につれてトラニオンを元のトラニオン軸線方向位置に向けて戻し、実変速比が指令変速比になったところでパワーローラを上記の中立位置に復帰させるようにして当該指令変速比を維持し得るようになす。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、原動機が運転されている間は原動機駆動ポンプから油圧が吐出されているため、上記サーボ機構が当該油圧によって制御可能であるものの、この変速制御油圧が発生していない原動機の停止状態で車両の牽引や惰性走行などにより出力ディスクに車輪側から回転力が逆入力されると、サーボ機構が無制御状態であるため、トロイダル型無段変速機が以下に説明する理由によって勝手に高速側変速比に変速（アップシフト）される傾向にある。
つまり、出力ディスクが上記の通り車輪により逆駆動される時、入力ディスク側のフリクションを反力受けとしてパワーローラが入力ディスクとの接触部からトラニオン軸線方向の分力を受け、パワーローラが高速側変速比へのアップシフトを生起させるトラニオン軸線方向へオフセットされ、前記の自己傾転によりトロイダル型無段変速機を高速側変速比にしてしまう。
【０００６】
しかし、かようにトロイダル型無段変速機が高速側変速比にされた状態から原動機の始動により発進を行おうとすると、以下の問題を生ずる。
つまり、この時トロイダル型無段変速機は発進故に指令変速比を当然最低速変速比にしているが、上記発進前の高速側変速比から当該最低速変速比への変速は車両の発進により回転が発生しないと行われ得ないため、上記高速側変速比が選択された状態での発進（所謂ハイ発進）となる。
このハイ発進時は高速側変速比故のトルク不足で運転者に発進性能が悪いと感じさせるという問題を生ずる。
【０００７】
本発明は、原動機の停止中でも車輪が回転すると油圧を発生するような出力回転駆動ポンプを設け、これからの油圧により例えば上記したごとき原動機停止中における不用意な変速の発生を防止し得るようにし、
併せて、当該出力回転駆動ポンプからの余剰油を変速機の潤滑に用い得るようにして、原動機による走行中は勿論、原動機停止中の車輪回転時も要求通りの潤滑を行い得るようにしたトロイダル型無段変速機を提案することを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
この目的のため本発明によるトロイダル型無段変速機は、請求項１に記載のごとく、上記した型式のトロイダル型無段変速機、特に、原動機からの回転を回転方向切替機構等により可逆転下に入力されるトロイダル型無段変速機を前提とし、これに対し、車輪の回転に応動して油圧を発生する出力回転駆動ポンプと、該出力回転駆動ポンプからの油圧を供給する吐出回路と、該出力回転駆動ポンプの吐出回路から分岐して潤滑要求箇所に至る潤滑回路とを設け、該出力回転駆動ポンプから吐出される作動油を前記潤滑要求箇所に供給する。
そして、入力回転方向ごとの変速制御弁をそれぞれ内包し、制御圧発生源から油圧サーボ機構までの制御圧回路のうち、少なくとも一方の制御圧回路に上記出力回転駆動ポンプからの吐出圧を供給して、原動機停止状態で車輪が対応方向へ回転される時のアップシフトを防止するよう、出力回転駆動ポンプの吐出回路を上記少なくとも一方の制御圧回路に接続する。
【０００９】
【発明の効果】
かかる本発明の構成によれば、原動機の停止中に車輪が回転したとしても、この車輪回転が、上記少なくとも一方の制御圧回路における変速制御弁に対応した回転方向である時は、出力回転駆動ポンプから当該少なくとも一方の制御圧回路に至った吐出圧が、上記車輪の回転に伴うアップシフトを防止することとなり、原動機停止中の車輪回転による前記したハイ発進の事態を回避することができる。
【００１０】
しかも本発明によれば、出力回転駆動ポンプの吐出回路から分岐して潤滑要求箇所に至る潤滑回路を設けたから、出力回転駆動ポンプの余剰油が潤滑要求箇所に達してここでの潤滑に供され、原動機による走行中であるか、原動機停止中の車輪回転時であるかを問わず、出力回転駆動ポンプの余剰油を有効利用して当該箇所を潤滑することができる。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づき詳細に説明する。
図１〜図４は、本発明の一実施の形態になるトロイダル型無段変速機を示し、図１はトロイダル型無段変速機の伝動系の模式図である。
図１に示すトロイダル型無段変速機の伝動系は、原動機としてのエンジン１からトルクコンバータ２を経てエンジン回転を入力され、このエンジン回転をそのまま伝達したり（Ｄレンジでの前進走行時）、逆転させて伝達したり（Ｒレンジでの後進走行時）、後段へ伝えなくする（Ｐ，Ｎレンジでの駐停車時）前後進切り換え機構３を具える。
【００１２】
前後進切り換え機構３の後段には、２個のトロイダル伝動ユニット（フロント側トロイダル伝動ユニット４、およびリヤ側トロイダル伝動ユニット５）を同軸背中合わせに設け、トロイダル型無段変速機をダブルキャビティー式トロイダル型無段変速機として構成する。
これらトロイダル伝動ユニット４，５はそれぞれ、入力ディスク６と、これに同軸に対向配置した出力ディスク７と、対応する入出力ディスク間に介在させた一対ずつのパワーローラ８とを具えた同様な構成とする。
【００１３】
両トロイダル伝動ユニット４，５は、それぞれの出力ディスク７が背中合わせになるよう同軸に配置し、この配置に当たっては、それぞれの入力ディスク６を主軸９に回転係合させて前後進切り換え機構３からの可逆回転が共通に入力されるようになし、それぞれの出力ディスク７を主軸９上に回転自在に支持する。
また両出力ディスク７は中空出力軸１０を介して相互に一体結合し、この中空出力軸１０上に出力歯車１１を固設する。
【００１４】
パワーローラ８は図４に示すように、個々のトラニオン１２に回転自在に支持し、各トラニオン１２の下端には、油圧サーボ機構を成すサーボピストン１３を同軸に結合して設け、サーボピストン１３をサーボピストンボディー１８内に摺動自在に嵌合してロー側ピストン室１８Ｌおよびハイ側ピストン室１８Ｈを画成する。
なお、図４に示すパワーローラ８では上側のピストン室がロー側ピストン室１８Ｌ、下側のピストン室がハイ側ピストン室１８Ｈであるが、図１において上下方向反対側に位置するパワーローラ８ではロー側ピストン室１８Ｌおよびハイ側ピストン室１８Ｈが図４の場合と逆になる）。
これらサーボピストン１３により全てのトラニオン１２を同位相（同じ変速方向）で同期してストロークさせることにより、以下の変速制御を行うものとする。
【００１５】
以下に変速作用を概略説明するに、前後進切り換え機構３からの回転は両入力ディスク６へ共通に伝達され、入力ディスク６の回転は対応するパワーローラ８に伝達されて、これらパワーローラ８を軸線Ｏ_１の周りに回転させる。
そして、パワーローラ８は対応する出力ディスク７に回転を伝達し、この回転が共通な出力ギヤ１１から、これに噛合するカウンターギヤ１４およびカウンターシャフト１５、並びに歯車組１６を順次経て、主軸９の後端に同軸配置した変速機出力軸１７から取り出され、図示せざる駆動車輪に達する。
【００１６】
ここで、パワーローラ８をサーボピストン１３（図４参照）によりトラニオン１２を介し同期して、パワーローラ回転軸線Ｏ_１と直交するトラニオン（傾転）軸線Ｏ_２の方向に同位相で、図１および図４に示す中立位置（非変速位置）からストロークさせ、パワーローラ回転軸線Ｏ_１を入出力ディスク回転軸線Ｏ３からオフセットさせると、パワーローラ８が回転時の分力によりトラニオン軸線Ｏ₂の周りに同期して同位相で傾転される。
【００１７】
かかるパワーローラ８の自己傾転により、対応する入出力ディスク６，７に対するパワーローラ８の接触軌跡円半径が連続的に変化し、両トロイダル伝動ユニット４，５の変速比を同様に無段階に変化させることができる。
なお変速比が指令変速比になったところで、サーボピストン１３によりトラニオン１２を介しパワーローラ８を上記オフセットが０の初期ストローク位置に戻すことで、パワーローラ８の自己傾転は行われなくなり指令変速比を保つことができる。
【００１８】
前後進切り換え機構３の切り換え制御を含むトロイダル型無段変速機の変速制御のために通常通り、図１に示すごとくエンジン１により駆動される原動機駆動ポンプ２１を設けるが、その他に本発明の前記した目的を達成するため、エンジン１に近いカウンターシャフト１５の前端により駆動される出力回転駆動ポンプ２２を設ける。
ここでカウンターシャフト１５は、変速機出力軸１７および歯車組１６を介して車輪に常時駆動結合されており、従って出力回転駆動ポンプ２２は、エンジン１が停止していても車両の牽引中や惰性走行中のように車輪が回転されている間は、この回転に応動して駆動される。
【００１９】
出力回転駆動ポンプ２２は図２および図３に示す如きもので、カウンターシャフト１５の前端にピン２３で閂結合した偏心カム２４を具え、これをポンプハウジング２５内に収納する。
ポンプハウジング２５は固定せず、偏心カム２４の回転軸線周りに自由に回転可能とし、このポンプハウジング２５には更にラジアルプランジャ２６を摺動自在に嵌合する。
ラジアルプランジャ２６はバネ２７で偏心カム２４のカム面に押圧し、偏心カム２４の回転中そのカム面により半径方向へ往復ストロークされることで、オイルパン液面下に開口するようポンプハウジング２５に設けた吸入ポート２８より吸入弁２９を経てオイルを吸入し、同じくポンプハウジング２５に設けた吐出ポート３０より吐出弁３１を経てオイルを吐出するものとする。
【００２０】
偏心カム２４はラジアルプランジャ２６との接触部における引きずり摩擦により当該ラジアルプランジャ２６を介してポンプハウジング２５を同方向へ連れ廻し、車輪の前進回転で偏心カム２４が図３の矢αで示す方向へ回転されている間、ポンプハウジング２５は、出力回転駆動ポンプ２２の油圧吐出回路３２を構成するパイプ（同符号で示す）の外周フランジ３２ａと衝接した図３の実線位置に止まり、車輪の後進回転で偏心カム２４が図３の矢βで示す方向へ回転されている間、ポンプハウジング２５は、吐出ポート３０と油圧吐出パイプ３２との接続状態を保ったまま図３の二点鎖線位置となり、後で詳述する前後進切り換え弁３３のスプール３３ａを図示の前進位置から限界位置に押し込んだ後進位置にするものとする。
【００２１】
出力回転駆動ポンプ２２の油圧吐出回路３２は、図４のごとく既存の変速制御油圧回路に接続して前記した本発明の目的を達成し得るようになす。
先ず既存の変速制御油圧回路を説明するにこれは、前記した原動機駆動ポンプ２１からの作動油をもとに、特開平１１−９４０６２号公報に記載のものと同様の回路構成により所定の油圧制御を行って、運転者がマニュアルバルブ（図示せず）をＤレンジにした前進走行希望中はＤレンジ圧ＰＤをＤレンジ圧回路３４に出力し、運転者がマニュアルバルブ（図示せず）をＲレンジにした後進走行希望中はＲレンジ圧ＰＲをＲレンジ圧回路３５に出力する油圧制御回路３６を具える。
これらＤレンジ圧回路３４およびＲレンジ圧回路３５にそれぞれ、特開平１１−９４０６２号公報に記載のものと同様の前進変速制御弁３７および後進変速制御弁３８を挿置し、これら変速制御弁３７，３８とサーボピストン１３の両側油室１８Ｈ，１８Ｌとの間に前後進切り換え弁３３を挿入した構成とする。
【００２２】
前進変速制御弁３７は、スプール３７ａに連節した変速制御レバー３９を具え、該変速制御レバー３９の一端をステップモータにより指令変速比に対応した位置にされ、他端にフォワードプリセスカムを経て変速進行状態をフィードバックされるもので、以下のごとくに作用するものとする。
変速制御レバー３９の一端をステップモータにより指令変速比に対応した位置にする時、変速制御レバー３９はその一端を支点として対応方向へ回動することによりスプール３７ａを対応方向へストロークさせる。
これにより出力回路４０，４１の一方に回路３４のＤレンジ圧ＰＤを供給するとともに他方をドレンさせることで、両者間の差圧により前後進切り換え弁３３（前進回転時のため、図４に示す状態である）の出力回路４２，４３を経てサーボピストン１３を中立位置からストロークさせ、指令変速比へ向けての変速を行わせる。
当該前進回転時は、ハイ側ピストン室１８Ｈがロー側ピストン室１８Ｌより高圧になることでアップシフトが行われ、逆にロー側ピストン室１８Ｌがハイ側ピストン室１８Ｈより高圧になることでダウンシフトが行われる。
当該変速の進行はフォワードプリセスカムを介して変速制御レバー３９の上記他端にフィードバックされ、変速の進行につれサーボピストン１３を中立位置に戻すようストローク制御しつつ、実変速比が指令変速比に達した時に丁度スプール３７ａを出力回路４０，４１の双方が閉じられた元の位置に戻すことで指令変速比を維持する。
【００２３】
後進変速制御弁３８は、Ｒレンジへの投入時に実変速比が後進用の固定した指令変速比に向かうようスプール３８ａがリバースプリセスカム（図示せず）を介して対応方向へストロークされ、これにより出力回路４４，４５の一方に回路３５のＲレンジ圧ＰＲを供給するとともに他方をドレンさせることで、両者間の差圧により前後進切り換え弁３３（後進回転時のため、スプール３３ａが図４に示す位置から押し込まれている）の出力回路４２，４３を経てサーボピストン１３を中立位置からストロークさせ、指令変速比へ向けての変速を行わせる。
当該後進回転時は前進回転時と逆に、ハイ側ピストン室１８Ｈがロー側ピストン室１８Ｌより高圧になることでダウンシフトが行われ、逆にロー側ピストン室１８Ｌがハイ側ピストン室１８Ｈより高圧になることでアップシフトが行われる。
当該変速の進行につれリバースプリセスカムは、サーボピストン１３を中立位置に戻すようストローク制御しつつ、実変速比が後進用の指令変速比に達した時に丁度スプール３８ａを出力回路４４，４５の双方が閉じられた元の位置に戻すことで後進用の指令変速比を維持する。
【００２４】
前後進切り換え弁３３は図３にも示すが、コントロールバルブボディー５７に挿置したスプール３３ａを通常はバネ３３ｂにより図示の前進位置にされて出力回路４２，４３をそれぞれ回路４０，４１に通じ、これにより前進変速制御弁３７による前記変速制御を可能にする。
一方で前後進切り換え弁３３は、図２および図３につき前述したごとく、後進走行時に出力回転駆動ポンプ２２のハウジング２５によりスプール３３ａをバネ３３ｂに抗して押し込まれた後進位置にされて出力回路４２，４３をそれぞれ回路４４，４５に通じ、これにより後進変速制御弁３８による前記変速制御を可能にする。
ここで、前進変速制御弁３７および前後進切り換え弁３３を含む回路３４，４０，４１，４２，４３は、前進用の制御圧回路を構成し、後進変速制御弁３８および前後進切り換え弁３３を含む回路３５，４４，４５，４２，４３は、後進用の制御圧回路を構成する。
【００２５】
出力回転駆動ポンプ２２の油圧吐出回路３２は前記した本発明の目的を達成するため図４に示すごとく、上記した既存の変速制御油圧回路におけるＤレンジ圧回路３４に逆止弁４６を介して接続し、当該接続箇所よりも油圧制御回路３６に近いＤレンジ圧回路３４の箇所に逆止弁４８を挿置する。
出力回転駆動ポンプ２２の吐出回路３２における逆止弁４６は、回路３４から出力回転駆動ポンプ２２への油流を阻止する向きに配置し、前進用制御圧回路を成すＤレンジ圧回路３４における逆止弁４８は、油圧制御回路３６に向かう油流を阻止する向きに配置する。
【００２６】
出力回転駆動ポンプ２２に近い吐出回路３２の箇所に、出力回転駆動ポンプ２２のためのリリーフ弁５０を設け、吐出回路３２には更に潤滑回路４７を接続して設け、この潤滑回路に、ポンプ２２への油流を阻止する逆止弁４９を挿置する。
潤滑回路４７は、トロイダル型無段変速機における任意の潤滑要求箇所、例えば図4におけるごとくパワーローラ８の潤滑部に至らしめる。
ここで、吐出回路３２における逆止弁４６および制御圧回路３４における逆止弁４８はそれぞれ、本来の逆止機能を果たすだけでよいため、流路抵抗の観点からもその開弁圧をできるだけ低くし、潤滑回路４７における逆止弁４９の開弁圧はこれらの開弁圧よりも高くするが、リリーフ弁５０の開弁圧よりも低くする。
【００２７】
そして、サーボピストン１３のハイ側ピストン室１８Ｈに板バネ型式の弾性手段５１を設け、これによりサーボピストン１３をロー側ピストン室１８Ｌに向けて少なくとも前記中立位置に対応した位置まで付勢する。
この弾性手段５１は、後進牽引などでサーボピストン１３がロー側ピストン室１８Ｌからハイ側ピストン室１８Ｈに向けてストロークするのを、つまり後進時にロー側ピストン室１８Ｌをハイ側ピストン室１８Ｈよりも高圧にした時に生起される変速と同じ方向へのアップシフトを阻止して、後進牽引時にハイ側変速比になるのを防止する、後進時ハイ発進防止用弾性手段を構成する。
【００２８】
上記実施の形態になるトロイダル型無段変速機の変速作用を次に説明する。
Ｄレンジにした前進走行中はカウンターシャフト１５が出力回転駆動ポンプ２２の偏心カム２４を図３の矢印α方向に回転するため、前後進切り換え弁３３は図３および図４に示す状態になっており、回路３４からのＤレンジ圧ＰＤを元圧とする前進変速制御弁３７を介した前記の前進変速制御が行われる。
なおこの間、回路３４からポンプ２２の方向への油流は逆止弁４６により阻止され、上記の前進変速制御が阻害されることはない。
Ｒレンジにした後進走行中はカウンターシャフト１５が出力回転駆動ポンプ２２の偏心カム２４を図３の矢印β方向に回転するため、前後進切り換え弁３３は、図３に二点鎖線で示す位置への回動するポンプハウジング２５によりスプール３３ａを押し込まれた状態となって、回路４２，４３をそれぞれ回路４４，４５に切り換え接続し、回路３５からのＲレンジ圧ＰＲを元圧とする後進変速制御弁３８を介した前記の後進変速制御が行われる。
【００２９】
エンジン１の停止中は、これにより駆動される原動機駆動ポンプ２１から作動油が吐出されないため、回路３４，３５からＤレンジ圧ＰＤおよびＲレンジ圧ＰＲが出力されることはなく、これらを元圧とした変速制御弁３７，３８による変速制御が行われることはない。
かかるエンジン１の停止中でも、車輪が牽引や惰性走行により回転されると、車輪に常時結合されているカウンターシャフト１５が出力回転駆動ポンプ２２の偏心カム２４を、前進方向の車輪回転時は図３の矢印α方向へ、また後進方向への車輪回転時は図３のβ方向へ回転させる。
【００３０】
出力回転駆動ポンプ２２はラジアルプランジャポンプであるが故に、偏心カム２４が何れの方向へ回転される場合も、回路３２に作動油を吐出して油圧を発生させる。
回路３２へのポンプ吐出圧は逆止弁４６を経て前進変速制御弁３７に達し、エンジン停止中で車輪が牽引や惰性走行により前進回転される場合は、前後進切り換え弁３３が図4に示す状態であることにより、前進変速制御弁３７に達した出力回転駆動ポンプ２２のポンプ吐出圧はこの前進変速制御弁３７による制御下で前後進切り換え弁３３を経てサーボピストン１３に向かい、以下の作用を奏する。
【００３１】
つまり、エンジン１の停止中に車輪が牽引や惰性走行により前進回転されると、図４のトラニオン１２が前記したごとくトラニオン軸線Ｏ２方向へストロークしてパワーローラ８をオフセットさせようとする。
車輪の前進回転によりトラニオン１２が図４の矢δで示すように上方へストロークしてアップシフトを生起しようとした場合につき説明すると、この時フォワードプリセスカムが変速制御レバー３９の右端を前記のフィードバックにより矢γで示すように逆の下方へ変位させ、スプール３７ａの同方向ストロークによりロー側ピストン室１８Ｌの圧力を出力回転駆動ポンプ２２からの吐出圧で高くするとともにハイ側ピストン室１８Ｈの圧力をドレンして低下させ、トラニオン１２を逆方向の下方へストロークさせる。
【００３２】
これによりトラニオン１２は中立位置を超えて逆方向へストロークするが、この時はフォワードプリセスカムが変速制御レバー３９の右端を逆方向へ変位させて、スプール３７ａの同方向ストロークによりハイ側ピストン室１８Ｈの圧力を出力回転駆動ポンプ２２からの吐出圧で高くするとともにロー側ピストン室１８Ｌの圧力をドレンして低下させ、トラニオン１２を逆方向へストロークさせる。以上の作用の繰り返しにより、エンジン停止中に車輪が牽引や惰性走行により前進回転されて変速が起きようとしても、変速制御レバー３９の左端に指令した指令変速比に実変速比が戻ったところでスプール３７ａがサーボピストン１３の上下両側室１８Ｈ，１８Ｌを共に閉じた中立位置に戻り、以後はサーボピストン１３の上下両側室１８Ｈ，１８Ｌが共に閉じられているため、トラニオン１２の何れ方向のストロークも生ずることがなくて指令変速比が保たれ、前記のハイ発進を回避することができる。
なお上記の作用中、回路３２から回路３４に達した出力回転駆動ポンプ２２の吐出圧が油圧制御回路３６の側へ逃げるのを逆止弁４８で防止することから、上記のハイ発進防止作用が阻害されることはない。
【００３３】
一方で、エンジン停止中に車輪が後進回転される場合、前後進切り換え弁３３がスプール３３ａを図4の位置から押し込まれて回路４２，４３が回路４４，４５に切り換え接続されるため、また回路３５には出力回転駆動ポンプ２２の吐出圧が達しないため、後進変速制御弁３８によるハイ発進防止作用を期待できないが、かかる後進回転時のハイ発進防止は以下のようにして得られる。
つまり、この場合サーボピストン１３の両側における室１８Ｈおよび１８Ｌの何れも無圧状態にされているため、サーボピストン１３は板バネ型式の弾性手段５１によりストローク位置を決められ、この弾性手段５１がサーボピストン１３を前記したごとく、少なくとも中立位置に対応したストローク位置までロー側ピストン室１８Ｌに向け付勢するものであることから、サーボピストン１３が中立位置を越えてロー側ピストン室１８Ｌからハイ側ピストン室１８Ｈに向かうのを防止することができ、エンジン停止中に車輪が牽引などで後進回転される時のハイ側変速比へのアップシフトを防止してハイ発進を回避することができる。
【００３４】
以下、潤滑回路４７による潤滑作用を説明する。
エンジン１の運転により原動機駆動ポンプ２１がエンジン駆動されていて、且つ、Ｄレンジ選択中であれば、回路３４にＤレンジ圧P_Dが発生しており、これがトロイダル型無段変速機の元圧であるライン圧と同じ高圧であることから、走行により出力回転駆動ポンプ２２から回路３２に吐出圧が出力されていても、これに打ち勝って回路３４のＤレンジ圧P_Dが逆止弁４６を閉状態に保つ。
従って、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２へのポンプ吐出圧が逆止弁４９を開いて作動油をパワーローラ潤滑部などの潤滑要求箇所に供給し、ここを潤滑することができる。
【００３５】
エンジン停止中に車輪が回転されている間は、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２への作動油が、一方で逆止弁４８において行き止まりとなり、他方で後進回転時なら前後進切り換え弁３３において、また前進回転時なら前記ハイ発進防止後にピストン室１８Ｈ，１８Ｌにおいてそれぞれ行き止りとなる。
従って、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２へのポンプ吐出圧が上昇し、これが逆止弁４９の開弁圧を越えたところで、逆止弁４９が開いて作動油をパワーローラ潤滑部などの潤滑要求箇所に供給し、エンジン停止中の牽引時などにおいてもここを潤滑することができる。
出力回転駆動ポンプ２２からの余剰油を上述のように潤滑に用いても尚作動油量が余って回路３２が高圧になる場合は、これがリリーフ弁５０の開弁圧を越えたところで、作動油を当該リリーフ弁５０を経てドレンすることとし、これにより回路への悪影響を回避する。
【００３６】
図５は、本発明の他の実施の形態を示し、本実施の形態においては、出力回転駆動ポンプ２２の油圧吐出回路３２を、図4の場合と異なり、Ｒレンジ圧回路３５に逆止弁４６を介して接続し、ポンプ２２からの吐出圧を、エンジン停止中の後進回転時におけるハイ側変速防止に用いるようになす。
Ｒレンジ圧回路３５には更に、回路３２の接続箇所よりも油圧制御回路３６に近い箇所において逆止弁４８を挿置する。
出力回転駆動ポンプ２２の吐出回路３２における逆止弁４６は、回路３５から出力回転駆動ポンプ２２への油流を阻止する向きに配置し、後進制御圧回路を成すＲレンジ圧回路３５における逆止弁４８は、油圧制御回路３６に向かう油流を阻止する向きに配置する。
【００３７】
出力回転駆動ポンプ２２に近い吐出回路３２の箇所に、出力回転駆動ポンプ２２のためのリリーフ弁５０を設け、吐出回路３２には更に潤滑回路４７を接続して設け、この潤滑回路に、ポンプ２２への油流を阻止する逆止弁４９を挿置する。
潤滑回路４７は、トロイダル型無段変速機における任意の潤滑要求箇所、例えば図4におけるごとくパワーローラ８の潤滑部に至らしめる。
ここで、吐出回路３２における逆止弁４６および制御圧回路３５における逆止弁４８はそれぞれ、本来の逆止機能を果たすだけでよいため、流路抵抗の観点からもその開弁圧をできるだけ低くし、潤滑回路４７における逆止弁４９の開弁圧はこれらの開弁圧よりも高くするが、リリーフ弁５０の開弁圧よりも低くする。
【００３８】
そして、サーボピストン１３のロー側ピストン室１８Ｌに板バネ型式の弾性手段５２を設け、これによりサーボピストン１３をハイ側ピストン室１８Ｈに向けて少なくとも前記中立位置に対応した位置まで付勢する。
この弾性手段５２は、前進牽引などでサーボピストン１３がハイ側ピストン室１８Ｈからロー側ピストン室１８Ｌに向けてストロークするのを、つまり前進時にハイ側ピストン室１８Ｈをロー側ピストン室１８Ｌよりも高圧にした時に生起される変速と同じ方向へのアップシフトを阻止して、前進牽引時にハイ側変速比になるのを防止する、前進時ハイ発進防止用弾性手段を構成する。
【００３９】
上記実施の形態になるトロイダル型無段変速機の変速作用を次に説明する。
エンジン回転時における変速作用は、図４につき前述したと同様に行われるためその重複説明を避け、エンジン停止時における変速作用を以下に説明する。
エンジン１の停止中は、原動機駆動ポンプ２１から作動油が吐出されないため、回路３４，３５からＤレンジ圧ＰＤおよびＲレンジ圧ＰＲが出力されることはなく、これらを元圧とした変速制御弁３７，３８による変速制御が行われることはない。
かかるエンジン停止中でも、車輪が牽引や惰性走行により回転されると、出力回転駆動ポンプ２２は回路３２に作動油を吐出して油圧を発生させる。
回路３２へのポンプ吐出圧は逆止弁４６を経て後進変速制御弁３８に達し、エンジン停止中で車輪が牽引や惰性走行により後進回転される場合は、前後進切り換え弁３３がスプール３３ａを図4に示す位置から押し込まれていることにより、後進変速制御弁３８に達した出力回転駆動ポンプ２２のポンプ吐出圧はこの後進変速制御弁３８による制御下で前後進切り換え弁３３を経てサーボピストン１３に向かい、以下の作用を奏する。
【００４０】
つまり、エンジン１の停止中に車輪が牽引や惰性走行により後進回転されると、図５のトラニオン１２が前記したごとくトラニオン軸線Ｏ２方向へストロークしてパワーローラ８をオフセットさせようとする。
トラニオン１２が中立位置から少しでも矢εで示すアップシフト方向にずれてトロイダル型無段変速機をアップシフトさせようとすると、これがリバースプリセスカムを介して後進変速制御弁３８のスプール３８ａに矢ρで示すようにフィードバックされる。
【００４１】
これにより後進変速制御弁３８が、回路４４をドレンすると共に回路４５へ回路３５の出力回転駆動ポンプ吐出圧を供給する結果、ロー側ピストン室１８Ｌの内圧が低下し、ハイ側ピストン室１８Ｈの内圧が上昇することでトラニオン１２の上記ストロークεは行われることがない。
そして、上記ロー側ピストン室１８Ｌの内圧低下、およびハイ側ピストン室１８Ｈの内圧上昇に起因してサーボピストン１３は板バネ５２に抗し押動されることとなり、トラニオン１２の対応方向へのストロークによりトロイダル型無段変速機のダウンシフトを生起させることができる。
以上の作用の繰り返しにより、エンジン停止中に車輪が牽引や惰性走行で後進回転されても変速機を、後進変速制御弁３８に指示された後進用の指令変速比（ロー側変速比）に保持することができる。
なお上記の作用中、回路３２から回路３５への出力回転駆動ポンプ吐出圧が原動機駆動ポンプ２１の方向へ逃げるのを逆止弁４８により阻止することができ、上記のハイ発進防止作用が不能になることはない。
【００４２】
一方で、エンジン停止中に車輪が前進回転される場合、前後進切り換え弁３３が図５の状態にあって回路４２，４３が回路４０，４１に切り換え接続されるため、また回路３４には出力回転駆動ポンプ２２の吐出圧が達しないため、前進変速制御弁３７によるハイ発進防止作用を期待できないが、かかる前進回転時のハイ発進防止は以下のようにして得られる。
つまり、この場合サーボピストン１３の両側における室１８Ｈおよび１８Ｌの何れも無圧状態にされているため、サーボピストン１３は板バネ型式の弾性手段５２によりストローク位置を決められ、この弾性手段５２がサーボピストン１３を前記したごとく、少なくとも中立位置に対応したストローク位置までハイ側ピストン室１８Ｈ向け付勢するものであることから、サーボピストン１３が中立位置を越えてハイ側ピストン室１８Ｈからロー側ピストン室１８Ｌに向かうのを防止することができ、エンジン停止中に車輪が牽引などで前進回転される時のハイ側変速比へのアップシフトを防止してハイ発進を回避することができる。
【００４３】
潤滑回路４７による潤滑作用は、図4につき前述したとほぼ同様の原理で行われ、
エンジン１の運転により原動機駆動ポンプ２１がエンジン駆動されていて、且つ、Ｒレンジ選択中であれば、回路３５にＲレンジ圧P_Rが発生しており、これがトロイダル型無段変速機の元圧であるライン圧と同じ高圧であることから、走行により出力回転駆動ポンプ２２から回路３２に吐出圧が出力されていても、これに打ち勝って回路３５のＲレンジ圧P_Rが逆止弁４６を閉状態に保つ。
従って、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２へのポンプ吐出圧が逆止弁４９を開いて作動油をパワーローラ潤滑部などの潤滑要求箇所に供給し、ここを潤滑することができる。
【００４４】
エンジン停止中に車輪が回転されている間は、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２への作動油が、一方で逆止弁４８において行き止まりとなり、他方で後進回転時なら前後進切り換え弁３３において、また前進回転時なら前記ハイ発進防止後にピストン室１８Ｈ，１８Ｌにおいてそれぞれ行き止りとなる。
従って、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２へのポンプ吐出圧が上昇し、これが逆止弁４９の開弁圧を越えたところで、逆止弁４９が開いて作動油をパワーローラ潤滑部などの潤滑要求箇所に供給し、エンジン停止中の牽引時などにおいてもここを潤滑することができる。
出力回転駆動ポンプ２２からの余剰油を上述のように潤滑に用いても尚作動油量が余って回路３２が高圧になる場合は、これがリリーフ弁５０の開弁圧を越えたところで、作動油を当該リリーフ弁５０を経てドレンすることとし、これにより回路への悪影響を回避する。
【００４５】
図６および図７は、本発明の更に他の実施の形態になるトロイダル型無段変速機を示し、本実施の形態においては、図６に示すごとく油圧源として油圧制御回路５３を設ける。
この油圧制御回路５３は、前記した原動機駆動ポンプ２１からの作動油を媒体としてこれを所定のライン圧P_Lに調圧するもので、このライン圧P_Lはメイン回路５４およびこれから分岐したサブ回路５５にそれぞれ出力する。
メイン回路５４には、前記したと同様な前進変速制御弁３７を挿置し、サブ回路５５は、前後進切り換え弁３３のポート３３ｃ，３３ｄを経てサブ回路５６に接続し、このサブ回路５６に前記したと同様な後進変速制御弁３８を挿置する。
これら変速制御弁３７，３８とサーボピストン１３の両側ピストン室１８Ｌ，１８Ｈとの間に前後進切り換え弁３３を挿入し、この前後進切り換え弁３３は、前進変速制御弁３７、後進変速制御弁３８、およびその他の弁と共にコントロールバルブボディー５７（図７参照）に内蔵させる。
【００４６】
前進変速制御弁３７および後進変速制御弁３８はそれぞれ、図4および図５におけるＤレンジ圧P_D およびＲレンジ圧P_R に代えてライン圧P_L をされる以外は前記したと同様に機能するものとする。
前後進切り換え弁３３は図７にも示すが、コントロールバルブボディー５７内に摺動自在に挿入したスプール３３ａを通常はバネ３３ｂにより図示の前進位置にされて出力回路４２，４３をそれぞれ回路４０，４１に通じ、これにより前進変速制御弁３７による前記の変速制御を可能にする。
前後進切り換え弁３３は更に前記したポート３３ｃ，３３ｄを具え、図示の前進位置では、ポート３３ｃ，３３ｄ間を遮断しているため、サブ回路５５から後進変速制御弁３８にライン圧P_Lを供給せず、後進変速制御弁３７による前記の変速制御が無駄に行われることはない。
【００４７】
一方で前後進切り換え弁３３は、図3につき前述したと同様、後進走行中、出力回転駆動ポンプ２２のハウジング２５により、または、出力回転駆動ポンプ２２を図８につき後述するごとくに構成した場合に必要な周知のリバースセンサによりスプール３３ａをバネ３３ｂに抗して押し込まれた後進位置にされ、出力回路４２，４３をそれぞれ回路４４，４５に切り換え接続する。
また当該前後進切り換え弁３３の後進位置ではポート３３ｃ，３３ｄ間が開通されるため、サブ回路５５からサブ回路５６を経て後進変速制御弁３８にライン圧P_Lが供給され、従って後進変速制御弁３７による前記の変速制御が可能である。
なお、前後進切り換え弁３３のスプール３３ａを図２および図３につき前述したように出力回転駆動ポンプ２２のハウジング２５により後進位置に押し込む代わりに、出力回転駆動ポンプ２２を図８につき後述するごとくに構成した場合に採用すべき周知のリバースセンサによりスプール３３ａを押し込む場合は後進時において当該リバースセンサの潤滑が必要であるが、この潤滑はサブ回路５６から逆止弁５８を経て供給される作動油で行う。
ここで逆止弁５８の開弁圧は、サブ回路５６内のライン圧P_Lが後進変速制御弁３８による変速制御に影響するほどに低下することのない設定圧とする。
【００４８】
なお出力回転駆動ポンプ２２は、図２、図３、および図７に示すごとき前述構成とする代わりに、図８に示すごとく全てのサーボピストン１３に共通なサーボピストンボディー１８に内蔵させることができる。
つまり、カウンターシャフト１５と共に回転する偏心カム２４によりストロークされるラジアルプランジャ２６をサーボピストンボディー１８に摺動自在に嵌合し、このラジアルプランジャ２６をバネ２７で偏心カム２４のカム面に押圧する。
ラジアルプランジャ２６は偏心カム２４のカム面により半径方向へ往復ストロークされることで、オイルパン液面下に開口するようサーボピストンボディー１８に形成した吸入ポート２８より図２に示す吸入弁２９と同様な図示せざる吸入弁を経てオイルを吸入し、同じくサーボピストンボディー１８に形成した吐出ポート３０より図２に示す吐出弁３１と同様な吐出弁を経てオイルを吐出するものとする。
サーボピストンボディー１８には更に、吐出ポート３０に通じる油圧吐出回路３２を形成する。
【００４９】
かように出力回転駆動ポンプ２２をサーボピストンボディー１８に内蔵させる場合、このポンプ２２が図２、図３、および図７に示す構成のように後進回転時において前後進切り換え弁３３のスプール３３ａを図７に示す前進位置から限界位置に押し込んだ後進位置にする機能を持たないことから、後進回転時において前後進切り換え弁３３のスプール３３ａを前進位置から後進位置にするには、カウンターシャフト１５の後進回転を機械的に検知する周知のリバースセンサによりこれを行う必要があること勿論である。
なお出力回転駆動ポンプ２２は、サーボピストンボディー１８に内蔵させる代わりに、図示しなかったが、これとは別体に構成してサーボピストンボディー１８に取り付けたり、変速制御用のコントロールバルブボディー５７（図３および図７参照）に内蔵させたり、これとは別体に構成してコントロールバルブボディー５７に取り付けることもできるのは言うまでもない。
【００５０】
出力回転駆動ポンプ２２の油圧吐出回路３２を本実施の形態においては、前記した本発明の目的を達成するため図６に示すごとく、上記したサブ回路５５に接続する。
出力回転駆動ポンプ２２には、前記した実施の形態と同様にリリーフ弁５０を設け、これにより出力回転駆動ポンプ油圧吐出回路３２の内圧がリリーフ弁５０の開弁圧を越えて高くなることのないようにする。
【００５１】
出力回転駆動ポンプ油圧吐出回路３２には、前記した実施の形態におけると同様な逆流防止のための逆止弁４６を設け、サブ回路５５中には、出力回転駆動ポンプ油圧吐出回路３２の接続箇所よりも原動機駆動ポンプ２１に近い箇所に逆止弁５９を挿置し、これを原動機駆動ポンプ２１に向かう油流を阻止する向きに配置する。
逆止弁４６の上流側において出力回転駆動ポンプ油圧吐出回路３２に、前記実施の形態におけると同様な潤滑回路４７を接続して設け、この潤滑回路４７をパワーローラ８の潤滑部など、潤滑要求箇所に導くと共にこの潤滑回路４７中に逆止弁４９を挿入する。
ここで逆止弁４６，５９はそれぞれ、本来の逆止機能を果たすだけでよいため、流路抵抗の観点からもその開弁圧をできるだけ低くし、逆止弁４９の開弁圧はこれらの開弁圧よりも高くするが、リリーフ弁５０の開弁圧よりも低くする。
【００５２】
そして、サーボピストン１３のロー側ピストン室１８Ｌに、図５におけると同様な板バネ型式の弾性手段５２を設け、これによりサーボピストン１３をハイ側ピストン室１８Ｈに向けて少なくとも前記中立位置に対応した位置まで付勢する。
ここで弾性手段５２は、前進牽引などでサーボピストン１３がハイ側ピストン室１８Ｈからロー側ピストン室１８Ｌに向けてストロークするのを、つまり前進時にハイ側ピストン室１８Ｈをロー側ピストン室１８Ｌよりも高圧にした時に生起される変速と同じ方向へのアップシフトを阻止して、前進牽引時にハイ側変速比になるのを防止する、前進時ハイ発進防止用弾性手段を構成する。
【００５３】
上記実施の形態になるトロイダル型無段変速機の変速作用を次に説明する。
前進走行中は前後進切り換え弁３３が図６および図７に示す状態になっており、メイン回路５４からのライン圧P_Lを元圧とする前進変速制御弁３７を介した前記の前進変速制御が行われる。
後進走行中は前後進切り換え弁３３がスプール３３ａを押し込まれた状態になり、サブ回路５５，５６からのライン圧P_L を元圧とする後進変速制御弁３８を介した前記の後進変速制御が行われる。
なお後進走行時の当該変速中において、サブ回路５５から出力回転駆動ポンプ２２の方向への油流は逆止弁４６により阻止され、サブ回路５５のライン圧P_Lが逃げて上記の変速が妨げられる事態の発生を回避することができる。
【００５４】
エンジン１の停止中は、これにより駆動される原動機駆動ポンプ２１から作動油が吐出されないため、メイン回路５４からライン圧P_Lが出力されることはなく、これを元圧とした変速制御弁３７，３８による上記の変速制御が行われることはない。
かかるエンジン停止中でも、車輪が牽引や惰性走行により回転されると出力回転駆動ポンプ２２は回路３２に作動油を吐出して回転数に応じた油圧を発生させる。
【００５５】
エンジン停止中に車輪が後進回転されている場合、前後進切り換え弁３３が図６および図７の位置から押し込まれてポート３３ｃ，３３ｄ間を開通しているため、回路３２の出力回転駆動ポンプ吐出圧は逆止弁４６、ポート３３ｃ，３３ｄ、およびサブ回路５６を経て後進変速制御弁３８に達する。
ここで後進変速制御弁３８は、サブ回路５６からの出力回転駆動ポンプ吐出圧を元圧として前記の作用により固定の後進時用変速比（後進用のためロー側変速比）を維持するような変速を行う。
なお、後進回転速度低下による出力回転駆動ポンプ吐出圧の低下で上記の変速制御が所定通りになされ得なくなり、後進回転時の逆駆動力によりトラニオン１２が中立位置から少しでも矢εで示すアップシフト方向にずれてトロイダル型無段変速機をアップシフトさせようとすると、これがリバースプリセスカムを介して後進変速制御弁３８のスプール３８ａに矢ρで示すようにフィードバックされる。
【００５６】
これにより後進変速制御弁３８が、回路４４をドレンポート３８ｂに通じると共に回路４５へ回路４８の出力回転駆動ポンプ吐出圧を供給する結果、ロー側ピストン室１８Ｌの内圧が低下し、ハイ側ピストン室１８Ｈの内圧が上昇することでトラニオン１２の上記ストロークεは行われることがない。
そして、上記ロー側ピストン室１８Ｌの内圧低下、およびハイ側ピストン室１８Ｈの内圧上昇に起因してサーボピストン１３は板バネ５２に抗し押動されることとなり、トラニオン１２の対応方向へのストロークによりトロイダル型無段変速機のダウンシフトを生起させることができる。
以上の作用の繰り返しにより、エンジン１の停止中に車輪が牽引や惰性走行で後進回転されても変速機を、後進変速制御弁３８に指示された後進用の指令変速比（ロー側変速比）に保持することができる。
なお上記の作用中、回路３２からサブ回路５５への出力回転駆動ポンプ吐出圧が原動機駆動ポンプ２１の方向へ逃げるのを逆止弁５９により阻止することができ、上記のハイ発進防止作用が不能になることはない。
【００５７】
一方で、エンジン停止中に車輪が前進回転されている場合、前後進切り換え弁３３が図６の位置にあってポート３３ｃ，３３ｄ間を遮断しているため、回路３２の出力回転駆動ポンプ吐出圧は逆止弁５１、ポート３３ｃ，３３ｄ、およびサブ回路５６を経て後進変速制御弁３８に達することがなく、前進変速制御弁３７にも何ら元圧が供給されることがないため、サーボピストン１３の両側における室１８Ｈおよび１８Ｌの何れも無圧状態にされている。
従って、サーボピストン１３は板バネ型式の弾性手段５２によりストローク位置を決められ、この弾性手段５２がサーボピストン１３を前記したごとく、少なくとも前記中立位置に対応したストローク位置までハイ側ピストン室１８Ｈに向け付勢するものであることから、サーボピストン１３が中立位置を越えてハイ側ピストン室１８Ｈからロー側ピストン室１８Ｌに向かうのを防止することができ、エンジン停止中に車輪が牽引や惰性走行で前進回転される時のハイ側変速比への変速を回避してハイ発進を回避することができる。
【００５８】
以上により本実施の形態においても、エンジン停止中に車輪が牽引や惰性走行によって前進回転される場合も、また逆に後進回転される場合も、トロイダル型無段変速機がハイ側変速比にされることがなく、ハイ発進を回避することができる。
しかも本実施の形態によれば、出力回転駆動ポンプ２２からの油圧が後進変速制御弁３８にしか供給されないために、前進変速制御弁３７からの作動油の漏洩による作動油の無駄を少なくすることができ、その分、出力回転駆動ポンプ２２の小型化を実現し得てスペース的にもコスト的にも有利になる。
【００５９】
以下、潤滑回路４７による潤滑作用を説明する。
エンジン１の運転により原動機駆動ポンプ２１がエンジン駆動されている場合、メイン回路５４にライン圧P_L が発生しており、これがトロイダル型無段変速機の元圧であって高圧であることから、走行により出力回転駆動ポンプ２２から回路３２に吐出圧が出力されていても、これに打ち勝ってサブ回路５５のライン圧P_L が逆止弁４６を閉状態に保つ。
従って、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２へのポンプ吐出圧が逆止弁４９を開いて作動油をパワーローラ潤滑部などの潤滑要求箇所に供給し、ここを潤滑することができる。
【００６０】
エンジン停止中に車輪が回転されている間は、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２への作動油が、一方で逆止弁５９において行き止まりとなり、他方で前進回転時なら前後進切り換え弁３３のポート３３ｃにおいて、また後進回転時なら前記ハイ発進防止後にピストン室１８Ｈ，１８Ｌにおいてそれぞれ行き止りとなる。
従って、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２へのポンプ吐出圧が上昇し、これが逆止弁４９の開弁圧を越えたところで、逆止弁４９が開いて作動油をパワーローラ潤滑部などの潤滑要求箇所に供給し、エンジン停止中の牽引時などにおいてもここを潤滑することができる。
出力回転駆動ポンプ２２からの余剰油を上述のように潤滑に用いても尚作動油量が余って回路３２が高圧になる場合は、これがリリーフ弁５０の開弁圧を越えたところで、作動油を当該リリーフ弁５０を経てドレンすることとし、これにより回路への悪影響を回避する。
【００６１】
図９は、本発明の更に他の実施の形態になるトロイダル型無段変速機の変速制御油圧回路を示し、本実施の形態においては、図６の場合とは逆に後進変速制御弁３８をメイン回路５４中に挿置し、前進変速制御弁３７をサブ回路５６に接続する。
これがため前後進切り換え弁３３も、図６の場合と逆に後進回転時に図示位置となり、前進回転時にスプール３３ａを押し込まれるようなものとし、従って、図７に示す出力回転駆動ポンプ２２に関し、前後進切り換え弁３３および出力回転駆動ポンプ油圧吐出パイプ３２を図７の場合とは左右逆に配置する。
なお、前進回転時に前後進切り換え弁３３のスプール３３ａを出力回転駆動ポンプ２２のポンプハウジング２５で押し込まない場合は、前記した機械的なリバースセンサに対応したフォワードセンサを用いることとし、当該フォワードセンサの潤滑を図９における逆止弁５８からの作動油で行うこととする。
【００６２】
そして本実施の形態においては、図６における弾性手段５２に代えて、サーボピストン１３のハイ側ピストン室１８Ｈに、図4におけると同様な板バネ型式の弾性手段５１を設け、これによりサーボピストン１３をロー側ピストン室１８Ｌに向けて少なくとも前記中立位置に対応した位置まで付勢する。
ここで弾性手段５１は、後進牽引などでサーボピストン１３がロー側ピストン室１８Ｌからハイ側ピストン室１８Ｈに向けてストロークするのを、つまり後進時にロー側ピストン室１８Ｌをハイ側ピストン室１８Ｈよりも高圧にした時に生起される変速と同じ方向へのアップシフトを阻止して、後進牽引時にハイ側変速比になるのを防止する、後進時ハイ発進防止用弾性手段を構成する。
【００６３】
本実施の形態になるトロイダル型無段変速機の変速作用を次に説明する。
後進走行中は前後進切り換え弁３３が図９に示す状態になっており、メイン回路５４からのライン圧P_Lを元圧とする後進変速制御弁３８を介した前記の後進変速制御が行われる。
前進走行中は前後進切り換え弁３３がスプール３３ａを図９に示す位置から押し込まれた状態になり、サブ回路５５，５６からのライン圧P_L を元圧とする前進変速制御弁３７を介した前記の前進変速制御が行われる。
なお前進走行時の当該変速中において、サブ回路５５から出力回転駆動ポンプ２２の方向への油流は逆止弁４６により阻止され、サブ回路５５のライン圧P_Lが逃げて上記の変速が妨げられる事態の発生を回避することができる。
【００６４】
エンジン１の停止中は、原動機駆動ポンプ２１から作動油が吐出されないため、メイン回路５４からライン圧P_Lが出力されることはなく、これを元圧とした変速制御弁３７，３８による上記の変速制御が行われることはない。
かかるエンジン停止中でも、車輪が牽引や惰性走行により回転されると、出力回転駆動ポンプ２２は何れの方向の回転であっても、出力回転駆動ポンプ油圧出力回路３２に作動油を吐出して回転数に応じた油圧を発生させる。
【００６５】
エンジン停止中に車輪が前進回転されている場合、前後進切り換え弁３３が図９の位置から押し込まれてポート３３ｃ，３３ｄ間を開通しているため、回路３２の出力回転駆動ポンプ吐出圧は逆止弁４６、ポート３３ｃ、３３ｄ、サブ回路５６を経て前進変速制御弁３７に達する。
ここで前進変速制御弁３７は、サブ回路５６からの出力回転駆動ポンプ吐出圧を元圧として前記の作用により停車時用最ロー変速比を維持するような変速を行う。
なお、前進回転速度低下による出力回転駆動ポンプ吐出圧の低下で上記の変速制御が所定通りになされ得なくなり、前進回転時の逆駆動力によりトラニオン１２が中立位置から少しでも矢δで示すアップシフト方向にずれてトロイダル型無段変速機をアップシフトさせようとすると、これがフォワードプリセスカムを介して変速制御レバー３９の対応端に矢γで示すようにフィードバックされる。
【００６６】
これにより前進変速制御弁３７が、回路４４をサブ回路５６に通じると共に回路４５をドレンポート３７ｂに通じる結果、ロー側ピストン室１８Ｌの内圧が回路５６の出力回転駆動ポンプ吐出圧により上昇され、ハイ側ピストン室１８Ｈの内圧が低下されることで、トラニオン１２の上記ストロークδは行われることがない。
そして、上記ロー側ピストン室１８Ｌの内圧上昇、およびハイ側ピストン室１８Ｈの内圧低下に起因してサーボピストン１３は板バネ５１に抗し押動されることとなり、トラニオン１２の対応方向へのストロークによりトロイダル型無段変速機のダウンシフトを生起させることができる。
以上の作用の繰り返しにより、エンジン１の停止中に車輪が牽引や惰性走行で前進回転されても変速機を、前進変速制御弁３７に指示された停車時用の最ロー指令変速比に保持することができる。
なお上記の作用中、回路３２からサブ回路５５への出力回転駆動ポンプ吐出圧が原動機駆動ポンプ２１の方向へ逃げるのを逆止弁５９により阻止することができ、上記のハイ発進防止作用が不能になることはない。
【００６７】
一方で、エンジン停止中に車輪が後進回転されている場合、前後進切り換え弁３３が図９の位置にあってポート３３ｃ，３３ｄ間を遮断しているため、回路３２の出力回転駆動ポンプ吐出圧は逆止弁４６、ポート３３ｃ、３３ｄ、サブ回路５６を経て前進変速制御弁３７に達することがなく、後進変速制御弁３８にも何ら元圧が供給されることがないため、サーボピストン１３の両側における室１８Ｈおよび１８Ｌの何れも無圧状態にされている。
従って、サーボピストン１３は板バネ型式の弾性手段５１によりストローク位置を決められ、この弾性手段５１がサーボピストン１３を前記したごとく、少なくとも中立位置に対応したストローク位置までロー側ピストン室１８Ｌに向け付勢するものであることから、サーボピストン１３が中立位置を越えてロー側ピストン室１８Ｌからハイ側ピストン室１８Ｈに向かうのを防止することができ、エンジン停止中に車輪が牽引や惰性走行で後進回転される時のハイ側変速比への変速を回避してハイ発進を回避することができる。
【００６８】
以上により本実施の形態においても、エンジン停止中に車輪が牽引や惰性走行によって前進回転される場合も、また逆に後進回転される場合も、トロイダル型無段変速機がハイ側変速比にされることがなく、ハイ発進を回避することができる。
加えて本実施の形態によれば、出力回転駆動ポンプ２２からの油圧が前進変速制御弁３７にしか供給されないために、後進変速制御弁３８からの作動油の漏洩による作動油の無駄を少なくすることができ、その分、出力回転駆動ポンプ２２の小型化を実現し得てスペース的にもコスト的にも有利になる。
【００６９】
以下、潤滑回路４７による潤滑作用を説明する。
エンジン１の運転により原動機駆動ポンプ２１がエンジン駆動されている場合、メイン回路５４にライン圧P_L が発生しており、これがトロイダル型無段変速機の元圧であって高圧であることから、走行により出力回転駆動ポンプ２２から回路３２に吐出圧が出力されていても、これに打ち勝ってサブ回路５５のライン圧P_L が逆止弁４６を閉状態に保つ。
従って、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２へのポンプ吐出圧が逆止弁４９を開いて作動油をパワーローラ潤滑部などの潤滑要求箇所に供給し、ここを潤滑することができる。
【００７０】
エンジン停止中に車輪が回転されている間は、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２への作動油が、一方で逆止弁５９において行き止まりとなり、他方で後進回転時なら前後進切り換え弁３３のポート３３ｃにおいて、また前進回転時なら前記ハイ発進防止後にピストン室１８Ｈ，１８Ｌにおいてそれぞれ行き止りとなる。
従って、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２へのポンプ吐出圧が上昇し、これが逆止弁４９の開弁圧を越えたところで、逆止弁４９が開いて作動油をパワーローラ潤滑部などの潤滑要求箇所に供給し、エンジン停止中の牽引時などにおいてもここを潤滑することができる。
出力回転駆動ポンプ２２からの余剰油を上述のように潤滑に用いても尚作動油量が余って回路３２が高圧になる場合は、これがリリーフ弁５０の開弁圧を越えたところで、作動油を当該リリーフ弁５０を経てドレンすることとし、これにより回路への悪影響を回避する。
【００７１】
図１０は、本発明の更に別の実施の形態になるトロイダル型無段変速機の変速制御油圧回路を示し、本実施の形態においては基本的に図６におけると同様な変速制御回路とするが、出力回転駆動ポンプ２２からの吐出圧を供給される、逆止弁４６およびリリーフ弁５０付のポンプ吐出回路３２を、ロー側ピストン室１８Ｌに通じた回路４２、若しくは、ロー側ピストン室１８Ｌにダイレクトに接続する。
これがため、図６における逆止弁５９と同様の機能を、メイン回路５４およびサブ回路５６にそれぞれ挿置した逆止弁５９ａ，５９ｂにより達成するようになし、従ってこれら逆止弁５９ａ，５９ｂを、原動機駆動ポンプ２１への油流を阻止する向きに配置する。
ポンプ吐出回路３２には、図６におけると同様に、逆止弁４９を含む潤滑回路４７を接続して設け、この回路４７をパワーローラ潤滑部などの潤滑要求箇所に延在させる。
逆止弁５９ａ，５９ｂの開弁圧はそれぞれ、図６における逆止弁５９と同様に定め、潤滑回路４７における逆止弁４９の開弁圧を逆止弁５９ａ，５９ｂの開弁圧よりも高くするが、リリーフ弁５０の開弁圧よりも低くする。
そしてハイ側ピストン室１８Ｈ内に、図９におけると同様な弾性手段５１を設け、これによりサーボピストン１３を、少なくとも中立位置に対応したストローク位置までロー側ピストン室１８Ｌに向け付勢する。
【００７２】
なお上記のように、出力回転駆動ポンプ２２の吐出回路３２をロー側ピストン室１８Ｌにダイレクトに接続する場合（ハイ側ピストン室１８Ｈにダイレクトに接続する場合も同様）、出力回転駆動ポンプ２２を図１１に示すごとく、全てのサーボピストン１３に共通なサーボピストンボディー１８に内蔵させるのがよい。
つまり、カウンターシャフト１５と共に回転する偏心カム２４によりストロークされるラジアルプランジャ２６をサーボピストンボディー１８に摺動自在に嵌合し、このラジアルプランジャ２６をバネ２７で偏心カム２４のカム面に押圧する。
ラジアルプランジャ２６は偏心カム２４のカム面により半径方向へ往復ストロークされることで、オイルパン液面下に開口するようサーボピストンボディー１８に形成した吸入ポート２８より図２に示す吸入弁２９と同様な図示せざる吸入弁を経てオイルを吸入し、同じくサーボピストンボディー１８に形成した吐出ポート３０より図２に示す吐出弁３１と同様な吐出弁を経てオイルを吐出するものとする。
サーボピストンボディー１８には更に、吐出ポート３０に通じる油圧吐出回路３２を形成し、これをロー側ピストン室１８Ｌにダイレクトに通じさせて回路構成を簡易なものにすることができる。
【００７３】
上記実施の形態になるトロイダル型無段変速機の変速作用のうち、エンジン運転中で原動機駆動ポンプ２１がエンジン駆動されている間における変速作用は、図６につき前述したと同様であるから、ここではその重複説明を避け、エンジン停止中の変速作用についてのみ以下に説明する。
エンジン停止中は原動機駆動ポンプ２１から作動油が吐出されないため、回路５４にライン圧P_L が出力されることはなく、これを元圧とした変速制御弁３７，３８による変速制御が行われることはない。
かかるエンジン停止中でも、車輪が牽引や惰性走行により回転されると出力回転駆動ポンプ２２は回路３２に作動油を吐出して回転数に応じた油圧を発生させる。
【００７４】
この回路３２におけるポンプ吐出圧は逆止弁４６を経てロー側ピストン室１８Ｌに達し、トラニオン１２を対応方向へストロークさせる。
ここで車輪が前進回転されている場合、上記トラニオン１２のストロークはトロイダル型無段変速機のダウンシフトを生起させ、変速機をロー側変速比に保持する。
なお、車輪回転数が低くて回路３２へのポンプ吐出圧が低いことでトラニオン１２がバネ５１により中立位置から少しでも矢δで示すアップシフト方向にずれると、これがフォワードプリセスカムを介して変速制御レバー３９の対応端部に矢γで示すようにフィードバックされる。
これにより前進変速制御弁３７が回路４０を回路５４に通じる結果、ロー側ピストン室１８Ｌの内圧が回路４２、前後進切り換え弁３３、および回路４０，５４を経て排圧されようとするが、この排圧を逆止弁５９ａが阻止するためにロー側ピストン室１８Ｌの内圧が上昇してサーボピストン１３をバネ５１に抗してストロークさせることができ、これによりトロイダル型無段変速機のダウンシフトを生起させて変速機をロー側変速比に保持することができる。
以上の作用の繰り返しにより結果として、エンジン停止中に車輪が牽引や惰性走行で前進回転されるとき変速機を、変速制御レバー３９にステップモータで指示された指令変速比（停車故にロー側変速比）に保持することができる。
【００７５】
エンジン停止中に車輪が逆に後進回転されている場合、上記出力回転駆動ポンプ２２からロー側ピストン室１８Ｌへの油圧によるトラニオン１２のストロークはトロイダル型無段変速機をアップシフトさせようとする。
しかし、トラニオン１２がロー側ピストン室１８Ｌへの油圧により中立位置から少しでも矢εで示すアップシフト方向にずれると、これがリバースプリセスカムを介して後進変速制御弁３８のスプール３８ａに矢ρで示すようにフィードバックされる。
これにより後進変速制御弁３８が回路４４をドレンポート３８ｂに通じる結果、ロー側ピストン室１８Ｌの内圧が回路４２、前後進切り換え弁３３（後進回転時故にスプール３３ａを押し込まれた状態になっている）、回路４４、およびドレンポート３８ｂを経て排圧される。後進変速制御弁３８は同時に、回路４５を回路５６に通じてハイ側ピストン室１８Ｈの内圧も回路４３、前後進切り換え弁３３、回路４５、および回路５６を経て排圧しようとするが、この排圧は逆止弁５９ｂにより阻止されるためハイ側ピストン室１８Ｈの内圧が低下することはない。
従って、ロー側ピストン室１８Ｌの内圧によるトラニオン１２の上記ストロークは行われることはない。
そして、上記ロー側ピストン室１８Ｌの内圧低下に起因してサーボピストン１３は皿バネ５１により押動されることとなり、トラニオン１２の対応方向へのストロークによりトロイダル型無段変速機のダウンシフトを生起させることができる。
以上の作用の繰り返しにより、エンジン停止中に車輪が牽引や惰性走行で後進回転されても変速機を、後進変速制御弁３８に指示された後進用の指令変速比（ロー側変速比）に保持することができる。
【００７６】
以上により本実施の形態においては、エンジン停止中に車輪が牽引や惰性走行によって前進回転される場合も、また逆に後進回転される場合も、変速制御レバー３９の左端に指令した指令変速比（前進回転時）に、また後進変速制御弁３８に指令した指令変速比（後進回転時）に実変速比が戻ったところで、トラニオン１２の何れ方向のストロークも生ずることがなくて指令変速比（停車故に最ロー変速比）が保たれ、ハイ発進の事態を回避することができる。
【００７７】
以下、潤滑回路４７による潤滑作用を説明する。
エンジン１の運転により原動機駆動ポンプ２１がエンジン駆動されていれば回路５４にライン圧P_L が発生しており、これがトロイダル型無段変速機の元圧であって高圧であることから、走行により出力回転駆動ポンプ２２から回路３２に吐出圧が出力されていても、これに打ち勝って回路４２のライン圧P_L が逆止弁４６を閉状態に保つ。
従って、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２へのポンプ吐出圧が逆止弁４９を開いて作動油をパワーローラ潤滑部などの潤滑要求箇所に供給し、ここを潤滑することができる。
【００７８】
エンジン停止中に車輪が回転されている間は、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２への作動油が、一方で前後進切り換え弁３３、または変速制御弁３７，３８、或いは逆止弁５９ａ，５９ｂにおいて行き止まりとなり、他方でハイ発進防止後にピストン室１８Ｌにおいて行き止りとなる。
従って、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２へのポンプ吐出圧が上昇し、これが逆止弁４９の開弁圧を越えたところで、逆止弁４９が開いて作動油をパワーローラ潤滑部などの潤滑要求箇所に供給し、エンジン停止中の牽引時などにおいてもここを潤滑することができる。
出力回転駆動ポンプ２２からの余剰油を上述のように潤滑に用いても尚作動油量が余って回路３２が高圧になる場合は、これがリリーフ弁５０の開弁圧を越えたところで、作動油を当該リリーフ弁５０を経てドレンすることとし、これにより回路への悪影響を回避する。
【００７９】
図１２は、本発明の更に他の実施の形態になるトロイダル型無段変速機の変速制御油圧回路を示し、本実施の形態においては、出力回転駆動ポンプ２２の吐出回路３２を、図１０とは逆にハイ側ピストン室１８Ｈに通じた回路４３、若しくは、ハイ側ピストン室１８Ｈにダイレクトに接続する。
また、図１０の場合とは逆に、ロー側ピストン室１８Ｌ内に、図６におけると同様な弾性手段５２を設け、これによりサーボピストン１３を、少なくとも中立位置に対応したストローク位置までハイ側ピストン室１８Ｈに向け付勢する。
【００８０】
本実施の形態になるトロイダル型無段変速機においても、エンジン運転中で原動機駆動ポンプ２１がエンジン駆動されている間における変速作用は、図６につき前述したと同様であるから、ここではエンジン停止中の変速作用についてのみ以下に説明する。
エンジン停止中に車輪が牽引や惰性走行により回転される時、出力回転駆動ポンプ２２から逆止弁４６を経てハイ側ピストン室１８Ｈに達した油圧はトラニオン１２を対応方向へ付勢する。
車輪の回転数が低いときは出力回転駆動ポンプ２２からハイ側ピストン室１８Ｈに向かう油圧も低いため、サーボピストン１３は皿バネ５２によりトラニオン１２を伴って対応方向へストロークする。
ここで車輪が前進回転されている場合、上記トラニオン１２のストロークはトロイダル型無段変速機のダウンシフトを生起させ、変速機をロー側変速比に保持して前記したと同様のハイ発進防止作用が得られる。
【００８１】
しかし、車輪の前進回転数が高くなって出力回転駆動ポンプ２２からハイ側ピストン室１８Ｈに向かう油量が、予め設定した回路内各部のオイル漏洩総量を越えるようになると、ハイ側ピストン室１８Ｈの内圧が高くなってサーボピストン１３をトラニオン１２と共に皿バネ５２に抗し対応方向へストロークさせる。
当該トラニオン１２のストロークはトロイダル型無段変速機のアップシフトを生起させ、後進時よりも高速になることが多い前進方向牽引時において前後進切り換え機構３（図１参照）の回転数を抑制することができ、その耐久性を向上させることができる。
そして、上記した牽引の終了時点の直前では車輪の前進回転数が低下するから、この時トロイダル型無段変速機は上記の作用によりロー側変速比に戻されるため、ハイ発進防止作用が阻害されることはない。
【００８２】
エンジン停止中に車輪が後進回転される場合は、出力回転駆動ポンプ２２からハイ側ピストン室１８Ｈへの油圧でサーボピストン１３がトラニオン１２と共に皿バネ５２に抗して対応方向へストロークされる時、トロイダル型無段変速機のダウンシフトが生起されてハイ発進を防止することができる。
ここで車輪の後進回転数が低くなって出力回転駆動ポンプ２２からハイ側ピストン室１８Ｈへの油圧が低下し、サーボピストン１３がトラニオン１２と共に皿バネ５２により中立位置から少しでも図１２のεで示す方向へストロークされると、これをフィードバックされて後進変速制御弁３８のスプール３８ａがリバースプリセスカムにより矢ρで示す方向へストロークされ、回路４５，５６間を通じさせる。
この時、ハイ側ピストン室１８Ｈから回路４３、前後進切り換え弁３３（後進回転故にスプール３３ａを押し込まれている）、回路４５、および回路５６を経て行われるべきハイ側ピストン室１８Ｈの排圧が逆止弁５９ｂにより阻止されることとなり、ハイ側ピストン室１８Ｈの内圧が出力回転駆動ポンプ２２からの油流で上昇される。
ハイ側ピストン室１８Ｈのかかる内圧上昇はサーボピストン１３を皿バネ５２に抗してストロークさせることができ、これによりトロイダル型無段変速機のダウンシフトを生起させて変速機をロー側変速比に保持することができ、ハイ発進を防止することが可能である。
【００８３】
以下、潤滑回路４７による潤滑作用を説明する。
エンジン１の運転により原動機駆動ポンプ２１がエンジン駆動されていれば回路５４にライン圧P_L が発生しており、これがトロイダル型無段変速機の元圧であって高圧であることから、走行により出力回転駆動ポンプ２２から回路３２に吐出圧が出力されていても、これに打ち勝って回路４３のライン圧P_L が逆止弁４６を閉状態に保つ。
従って、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２へのポンプ吐出圧が逆止弁４９を開いて作動油をパワーローラ潤滑部などの潤滑要求箇所に供給し、ここを潤滑することができる。
【００８４】
エンジン停止中に車輪が回転されている間は、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２への作動油が、一方で前後進切り換え弁３３、または変速制御弁３７，３８、或いは逆止弁５９ａ，５９ｂにおいて行き止まりとなり、他方でハイ発進防止後にピストン室１８Ｈにおいて行き止りとなる。
従って、出力回転駆動ポンプ２２から回路３２へのポンプ吐出圧が上昇し、これが逆止弁４９の開弁圧を越えたところで、逆止弁４９が開いて作動油をパワーローラ潤滑部などの潤滑要求箇所に供給し、エンジン停止中の牽引時などにおいてもここを潤滑することができる。
出力回転駆動ポンプ２２からの余剰油を上述のように潤滑に用いても尚作動油量が余って回路３２が高圧になる場合は、これがリリーフ弁５０の開弁圧を越えたところで、作動油を当該リリーフ弁５０を経てドレンすることとし、これにより回路への悪影響を回避する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施の形態になるトロイダル型無段変速機の伝動系を示す模式図である。
【図２】同トロイダル型無段変速機における出力回転駆動ポンプを示す要部拡大断面図である。
【図３】同出力回転駆動ポンプを前後進切り換え弁と共に示す要部拡大正面図である。
【図４】同トロイダル型無段変速機における変速制御油圧回路を示す回路図である。
【図５】本発明の他の実施の形態になるトロイダル型無段変速機の変速制御油圧回路を示す回路図である。
【図６】本発明の更に他の実施の形態になるトロイダル型無段変速機の変速制御油圧回路を示す回路図である。
【図７】同実施の形態になるトロイダル型無段変速機における出力回転駆動ポンプを前後進切り換え弁と共に示す要部拡大正面図である。
【図８】出力回転駆動ポンプの他の構成例を示すサーボピストンボディーの要部拡大断面図である。
【図９】本発明の更に別の実施の形態になるトロイダル型無段変速機の変速制御油圧回路を示す回路図である。
【図１０】本発明の更に他の実施の形態になるトロイダル型無段変速機の変速制御油圧回路を示す回路図である。
【図１１】本実施の形態における出力回転駆動ポンプの他の構成例を示すサーボピストンボディーの要部拡大断面図である。
【図１２】本発明の更に他の実施の形態になるトロイダル型無段変速機の変速制御油圧回路を示す回路図である。
【符号の説明】
１エンジン（原動機）
２トルクコンバータ
３前後進切り換え機構
４フロント側トロイダル伝動ユニット
５リヤ側トロイダル伝動ユニット
６入力ディスク
７出力ディスク
８パワーローラ
９主軸
10 中空出力軸
11 出力歯車
12 トラニオン
13 サーボピストン（油圧サーボ機構）
14 カウンターギヤ
15 カウンターシャフト
16 歯車組
17 変速機出力軸
21 原動機駆動ポンプ
22 出力回転駆動ポンプ
24 偏心カム
25 ポンプハウジング
26 ラジアルプランジャ
28 吸入ポート
29 吸入弁
30 吐出ポート
31 吐出弁
32 ポンプ油圧吐出回路
33 前後進切り換え弁
34 Ｄレンジ圧回路
35 Ｒレンジ圧回路
37 前進変速制御弁
38 後進変速制御弁
39 変速制御レバー
46 ポンプ吐出回路の逆止弁
47 潤滑回路
48 制御圧回路の逆止弁
49 潤滑回路の逆止弁
50 リリーフ弁
51 弾性手段
52 弾性手段
54 メイン回路
55 サブ回路
56 サブ回路
59 制御圧回路の逆止弁[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a toroidal continuously variable transmission, and more particularly to a toroidal continuously variable transmission useful for vehicles.
[0002]
[Prior art]
A toroidal-type continuously variable transmission for a vehicle is usually provided with an input disk to which rotation from a prime mover such as an engine is input, and coaxially opposed to the wheel as described in, for example, JP-A-10-331938. And an output disk that is always drive-coupled to each other, a power roller that transfers power by shearing an oil film between these input and output disks, and a trunnion that rotatably supports the power roller.
[0003]
When shifting the toroidal type continuously variable transmission, the control pressure from the prime mover drive pump that is always driven by the prime mover is controlled by the forward shift control valve for forward travel of the vehicle, and by the reverse shift control valve for reverse travel. Under control, the power roller is driven through the trunnion by the servo piston of the hydraulic servo mechanism that moves to the hydraulic servo mechanism and responds to the control pressure from the forward shift control valve or the reverse shift control valve. Offset from the neutral position intersecting with the trunnion axis.
[0004]
As a result, the power roller receives a component force around the trunnion axis from the input / output disk. As a result, the power roller is caused to self-tilt around the trunnion axis, and the power roller contact locus arc diameter to the input / output disk is continuously increased. Thus, continuously variable transmission can be performed.
On the other hand, the progress of the shift is fed back to the hydraulic servomechanism, the trunnion is returned to the original trunnion axial position as the shift progresses, and the power roller is moved to the neutral position when the actual speed ratio becomes the command speed ratio. The commanded gear ratio can be maintained by returning.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, since the hydraulic pressure is discharged from the prime mover drive pump while the prime mover is in operation, the servo mechanism can be controlled by the hydraulic pressure, but the vehicle is in a stopped state of the prime mover where the shift control hydraulic pressure is not generated. When the rotational force is reversely input to the output disk from the wheel side due to towing or coasting, the servomechanism is in an uncontrolled state, so the toroidal continuously variable transmission is arbitrarily shifted at high speed for the reason explained below. There is a tendency to shift (upshift) to a ratio.
In other words, when the output disk is driven reversely by the wheels as described above, the friction on the input disk side receives the reaction force and the power roller receives the component force in the trunnion axial direction from the contact part with the input disk, and the power roller is on the high speed side. It is offset in the direction of the trunnion axis that causes an upshift to the gear ratio, and the self-tilting causes the toroidal continuously variable transmission to have a high speed side gear ratio.
[0006]
However, if the toroidal type continuously variable transmission is started from the state where the high-speed side gear ratio is set to start by the prime mover, the following problems occur.
In other words, at this time, the toroidal type continuously variable transmission has the commanded gear ratio set to the lowest speed gear ratio because of the start, but the speed change from the high speed side gear ratio before the start to the lowest speed gear ratio is rotated by the start of the vehicle. Since it cannot be performed without occurrence of the above, the start is performed in a state where the high speed side gear ratio is selected (so-called high start).
At the time of this high start, there is a problem that the driver feels that the start performance is poor due to insufficient torque due to the high speed side gear ratio.
[0007]
The present invention is provided with an output rotary drive pump that generates hydraulic pressure when the wheel rotates even when the prime mover is stopped, so that it is possible to prevent the occurrence of inadvertent shifting while the prime mover is stopped, for example, as described above,
In addition, the surplus oil from the output rotary drive pump can be used for transmission lubrication so that lubrication can be performed as required not only during driving by the prime mover but also during wheel rotation while the prime mover is stopped. The purpose is to propose a type continuously variable transmission.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
For this purpose, the toroidal type continuously variable transmission according to the present invention is provided with a toroidal type continuously variable transmission of the type described above, in particular, the rotation from the prime mover is reversible by a rotation direction switching mechanism or the like. Output rotary drive pump that generates hydraulic pressure in response to wheel rotation, on the premise of a toroidal type continuously variable transmission input toAnd a discharge circuit for supplying hydraulic pressure from the output rotary drive pump, and a lubrication circuit that branches from the discharge circuit of the output rotary drive pump to reach a lubrication required location, and is discharged from the output rotary drive pump Supply oil to the required lubrication point.
A shift control valve for each input rotation direction is included, and the discharge pressure from the output rotary drive pump is supplied to at least one of the control pressure circuits from the control pressure generation source to the hydraulic servo mechanism. Thus, the discharge circuit of the output rotary drive pump is connected to the at least one control pressure circuit so as to prevent an upshift when the wheel is rotated in the corresponding direction in a state where the prime mover is stopped.
[0009]
【The invention's effect】
According to the configuration of the present invention, even if the wheel rotates while the prime mover is stopped, when the wheel rotation is in the rotation direction corresponding to the shift control valve in the at least one control pressure circuit, the output rotation drive The discharge pressure reaching the at least one control pressure circuit from the pump prevents the upshift accompanying the rotation of the wheel, and can avoid the high start situation due to the wheel rotation while the prime mover is stopped.
[0010]
In addition, according to the present invention, since the lubrication circuit that branches from the discharge circuit of the output rotary drive pump and reaches the lubrication required location is provided, surplus oil of the output rotary drive pump reaches the lubrication requirement location and is used for lubrication here. Regardless of whether the motor is running or the wheel is rotating while the prime mover is stopped, the surplus oil of the output rotary drive pump can be effectively utilized to lubricate the portion.
[0011]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
1 to 4 show a toroidal continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention, and FIG. 1 is a schematic diagram of a transmission system of the toroidal continuously variable transmission.
The transmission system of the toroidal type continuously variable transmission shown in FIG. 1 receives engine rotation from the engine 1 as a prime mover through the torque converter 2 and transmits this engine rotation as it is (during forward travel in the D range), It is provided with a forward / reverse switching mechanism 3 that transmits it in reverse (during reverse travel in the R range) or does not transmit it to the rear stage (when parked and stopped in the P and N ranges).
[0012]
Two toroidal transmission units (front-side toroidal transmission unit 4 and rear-side toroidal transmission unit 5) are provided coaxially back-to-back at the rear stage of the forward / reverse switching mechanism 3, and the toroidal continuously variable transmission is a double cavity type toroidal. A type continuously variable transmission is configured.
Each of these toroidal transmission units 4 and 5 has an input disk 6, an output disk 7 coaxially disposed opposite thereto, and a pair of power rollers 8 interposed between corresponding input / output disks. And
[0013]
The two toroidal transmission units 4 and 5 are arranged coaxially so that the output disks 7 are back to back, and in this arrangement, the input disks 6 are rotationally engaged with the main shaft 9 to move from the forward / reverse switching mechanism 3. Reversible rotation is input in common, and each output disk 7 is rotatably supported on the main shaft 9.
Both output disks 7 are integrally coupled to each other via a hollow output shaft 10, and an output gear 11 is fixed on the hollow output shaft 10.
[0014]
As shown in FIG. 4, the power roller 8 is rotatably supported by each trunnion 12, and a servo piston 13 constituting a hydraulic servo mechanism is coaxially coupled to the lower end of each trunnion 12. A low-side piston chamber 18L and a high-side piston chamber 18H are defined by being slidably fitted into the servo piston body 18.
In the power roller 8 shown in FIG. 4, the upper piston chamber is the low-side piston chamber 18L and the lower piston chamber is the high-side piston chamber 18H, but in the power roller 8 located on the opposite side in the vertical direction in FIG. The low-side piston chamber 18L and the high-side piston chamber 18H are opposite to those in FIG. 4).
The following shift control is performed by causing all the trunnions 12 to stroke in the same phase (the same shift direction) by the servo pistons 13.
[0015]
In the following, the speed change operation will be schematically described. The rotation from the forward / reverse switching mechanism 3 is transmitted to both input disks 6 in common, and the rotation of the input disk 6 is transmitted to the corresponding power rollers 8. Axis O₁ Rotate around.
Then, the power roller 8 transmits the rotation to the corresponding output disk 7, and the rotation of the main shaft 9 passes through the output gear 11 having the rotation in common through the counter gear 14, the counter shaft 15, and the gear set 16 that mesh with the output gear 11. It is taken out from the transmission output shaft 17 coaxially arranged at the rear end and reaches a driving wheel (not shown).
[0016]
Here, the power roller 8 is synchronized with the servo piston 13 (see FIG. 4) via the trunnion 12, and the power roller rotation axis O₁ Trunnion (tilt) axis O perpendicular to₂ 1 and FIG. 4 and the stroke from the neutral position (non-shifting position) shown in FIG. 1 and FIG.₁ Is offset from the input / output disk rotation axis O3, the trunnion axis O is generated by the component force generated when the power roller 8 rotates.₂Are tilted in the same phase in synchronization with each other.
[0017]
Due to the self-tilting of the power roller 8, the contact locus circle radius of the power roller 8 with respect to the corresponding input / output discs 6 and 7 continuously changes, and the gear ratio of the toroidal transmission units 4 and 5 is similarly stepless. Can be changed.
When the transmission gear ratio becomes the command transmission gear ratio, the servo roller 13 returns the power roller 8 to the initial stroke position where the offset is 0 through the trunnion 12, so that the power roller 8 is not tilted automatically and the command transmission speed is changed. The ratio can be kept.
[0018]
As shown in FIG. 1, a prime mover drive pump 21 driven by the engine 1 is provided as usual for the shift control of the toroidal continuously variable transmission including the switching control of the forward / reverse switching mechanism 3. In order to achieve the above object, an output rotary drive pump 22 driven by the front end of the countershaft 15 close to the engine 1 is provided.
Here, the countershaft 15 is always drive-coupled to the wheels via the transmission output shaft 17 and the gear set 16, so that the output rotary drive pump 22 is being pulled or inertial even when the engine 1 is stopped. While the wheel is rotating as it is running, it is driven in response to this rotation.
[0019]
The output rotary drive pump 22 is as shown in FIGS. 2 and 3, and includes an eccentric cam 24, which is coupled to the front end of the countershaft 15 by a pin 23, and is housed in a pump housing 25.
The pump housing 25 is not fixed, but can freely rotate around the rotational axis of the eccentric cam 24, and a radial plunger 26 is slidably fitted into the pump housing 25.
The radial plunger 26 is pressed against the cam surface of the eccentric cam 24 by a spring 27, and is reciprocated in the radial direction by the cam surface during rotation of the eccentric cam 24, so that the pump housing 25 is opened below the oil pan liquid level. It is assumed that oil is sucked from the provided suction port 28 through the suction valve 29 and is discharged from the discharge port 30 similarly provided in the pump housing 25 through the discharge valve 31.
[0020]
The eccentric cam 24 rotates the pump housing 25 in the same direction via the radial plunger 26 by drag friction at the contact portion with the radial plunger 26, and the eccentric cam 24 moves in the direction indicated by the arrow α in FIG. While being rotated, the pump housing 25 stops at the position indicated by the solid line in FIG. 3 in contact with the outer peripheral flange 32a of the pipe (shown by the same reference numeral) constituting the hydraulic discharge circuit 32 of the output rotary drive pump 22, and reverses the wheel. While the eccentric cam 24 is rotated in the direction indicated by the arrow β in FIG. 3, the pump housing 25 is in the position of the two-dot chain line in FIG. 3 while maintaining the connection state between the discharge port 30 and the hydraulic discharge pipe 32. Assume that the spool 33a of the forward / reverse switching valve 33, which will be described later in detail, is pushed to the limit position from the forward position shown in the drawing.
[0021]
The hydraulic discharge circuit 32 of the output rotary drive pump 22 is connected to an existing shift control hydraulic circuit as shown in FIG. 4 so that the above-described object of the present invention can be achieved.
First, an existing shift control hydraulic circuit will be described. This is based on the hydraulic fluid from the prime mover drive pump 21 described above and a predetermined hydraulic control with a circuit configuration similar to that described in JP-A-11-94062. When the driver wishes to travel forward with the manual valve (not shown) in the D range, the D range pressure PD is output to the D range pressure circuit 34, and the driver turns the manual valve (not shown) to R. A hydraulic control circuit 36 is provided for outputting the R range pressure PR 1 to the R range pressure circuit 35 when the reverse travel is desired.
A forward shift control valve 37 and a reverse shift control valve 38 similar to those described in JP-A-11-94062 are inserted into the D range pressure circuit 34 and the R range pressure circuit 35, respectively. , 38 and the both-side oil chambers 18H, 18L of the servo piston 13 are inserted into the forward / reverse switching valve 33.
[0022]
The forward speed change control valve 37 includes a speed change control lever 39 articulated to the spool 37a. One end of the speed change control lever 39 is moved to a position corresponding to the command speed ratio by a step motor, and the other end is changed via a forward recess cam. The progress status is fed back, and the following actions are taken.
When one end of the shift control lever 39 is moved to a position corresponding to the commanded gear ratio by the step motor, the shift control lever 39 rotates in the corresponding direction with the one end as a fulcrum, thereby causing the spool 37a to stroke in the corresponding direction.
Thus, by supplying the D range pressure PD of the circuit 34 to one of the output circuits 40 and 41 and draining the other, the forward / reverse switching valve 33 (due to forward rotation, as shown in FIG. The servo piston 13 is stroked from the neutral position through the output circuits 42 and 43 (in a state), and the gear shift toward the command gear ratio is performed.
During the forward rotation, the high side piston chamber 18H is up-shifted due to a higher pressure than the low side piston chamber 18L, and conversely, the low side piston chamber 18L is under a higher pressure than the high side piston chamber 18H. Is done.
The progress of the speed change is fed back to the other end of the speed change control lever 39 via the forward recess cam, and the actual speed ratio reaches the command speed ratio while controlling the stroke to return the servo piston 13 to the neutral position as the speed change progresses. At this time, the command gear ratio is maintained by returning the spool 37a to the original position where both the output circuits 40 and 41 are closed.
[0023]
When the reverse speed change control valve 38 is put into the R range, the spool 38a is stroked in a corresponding direction via a reverse precess cam (not shown) so that the actual speed ratio is directed to a fixed reverse speed ratio. By supplying the R range pressure PR of the circuit 35 to one of the output circuits 44 and 45 and draining the other, the forward / reverse switching valve 33 (the spool 33a is shown in FIG. The servo piston 13 is stroked from the neutral position through the output circuits 42 and 43 (which are pushed in from the position shown), and the gear shift toward the command gear ratio is performed.
During the reverse rotation, the high-side piston chamber 18H is down-shifted by a higher pressure than the low-side piston chamber 18L, and conversely, the low-side piston chamber 18L is higher than the high-side piston chamber 18H. The upshift is performed.
As the speed change proceeds, the reverse process cam controls the stroke so that the servo piston 13 is returned to the neutral position, and when the actual speed ratio reaches the reverse command speed ratio, both the output circuits 44 and 45 generate the spool 38a. By returning to the original closed position, the reverse command speed ratio is maintained.
[0024]
Although the forward / reverse switching valve 33 is also shown in FIG. 3, the spool 33a inserted in the control valve body 57 is normally moved to the forward position shown by the spring 33b and the output circuits 42 and 43 are connected to the circuits 40 and 41, respectively. Thereby, the shift control by the forward shift control valve 37 is made possible.
On the other hand, as described above with reference to FIGS. 2 and 3, the forward / reverse switching valve 33 is moved to the reverse position where the spool 33a is pushed against the spring 33b by the housing 25 of the output rotary drive pump 22 during reverse travel. 42 and 43 are respectively connected to circuits 44 and 45, thereby enabling the shift control by the reverse shift control valve 38.
Here, the circuits 34, 40, 41, 42, 43 including the forward shift control valve 37 and the forward / reverse switching valve 33 constitute a forward control pressure circuit, and the reverse shift control valve 38 and the forward / reverse switching valve 33 are arranged. The included circuits 35, 44, 45, 42, and 43 constitute a reverse control pressure circuit.
[0025]
As shown in FIG. 4, the hydraulic discharge circuit 32 of the output rotary drive pump 22 is connected to the D-range pressure circuit 34 in the above-described existing shift control hydraulic circuit via a check valve 46 as shown in FIG. 4. Then, the check valve 48 is inserted at a location of the D-range pressure circuit 34 that is closer to the hydraulic control circuit 36 than the connection location.
The check valve 46 in the discharge circuit 32 of the output rotary drive pump 22 is arranged in a direction to prevent the oil flow from the circuit 34 to the output rotary drive pump 22, and the reverse valve in the D range pressure circuit 34 forming the forward control pressure circuit. The stop valve 48 is arranged in a direction to prevent the oil flow toward the hydraulic control circuit 36.
[0026]
A relief valve 50 for the output rotary drive pump 22 is provided at a location of the discharge circuit 32 close to the output rotary drive pump 22, and a lubrication circuit 47 is further connected to the discharge circuit 32. A check valve 49 is inserted to prevent oil flow to the front.
The lubrication circuit 47 reaches an arbitrary lubrication request location in the toroidal type continuously variable transmission, for example, the lubrication portion of the power roller 8 as shown in FIG.
Here, each of the check valve 46 in the discharge circuit 32 and the check valve 48 in the control pressure circuit 34 only needs to perform the original check function, so that the valve opening pressure is made as low as possible from the viewpoint of flow path resistance. The valve opening pressure of the check valve 49 in the lubrication circuit 47 is higher than these valve opening pressures, but lower than the valve opening pressure of the relief valve 50.
[0027]
Then, a plate spring type elastic means 51 is provided in the high-side piston chamber 18H of the servo piston 13, thereby urging the servo piston 13 toward at least the position corresponding to the neutral position toward the low-side piston chamber 18L.
The elastic means 51 is configured to cause the servo piston 13 to stroke from the low-side piston chamber 18L toward the high-side piston chamber 18H by reverse traction or the like. A reverse high start preventing elastic means is provided that prevents an upshift in the same direction as the speed change caused at the time of shifting, and prevents a high gear ratio during reverse towing.
[0028]
Next, the shifting operation of the toroidal continuously variable transmission according to the above embodiment will be described.
During forward travel in the D range, the countershaft 15 rotates the eccentric cam 24 of the output rotary drive pump 22 in the direction of the arrow α in FIG. 3, so that the forward / reverse switching valve 33 is in the state shown in FIGS. Thus, the forward shift control is performed via the forward shift control valve 37 using the D range pressure PD from the circuit 34 as a source pressure.
During this time, the oil flow from the circuit 34 toward the pump 22 is blocked by the check valve 46, and the forward shift control is not hindered.
During reverse travel in the R range, the countershaft 15 rotates the eccentric cam 24 of the output rotary drive pump 22 in the direction of arrow β in FIG. 3, so that the forward / reverse switching valve 33 is moved to the position indicated by the two-dot chain line in FIG. The spool 33a is pushed in by the rotating pump housing 25, and the circuits 42 and 43 are switched and connected to the circuits 44 and 45, respectively, and the reverse shift control using the R range pressure PR 1 from the circuit 35 as a source pressure. The reverse shift control is performed via the valve 38.
[0029]
While the engine 1 is stopped, hydraulic fluid is not discharged from the prime mover drive pump 21 driven thereby, so that the D range pressure PD and the R range pressure PR are not output from the circuits 34 and 35, and these are supplied to the original pressure. The shift control by the shift control valves 37 and 38 is not performed.
Even when the engine 1 is stopped, when the wheel is rotated by towing or coasting, the countershaft 15 that is always coupled to the wheel causes the eccentric cam 24 of the output rotary drive pump 22 to rotate as shown in FIG. When the wheel is rotated in the arrow α direction and in the reverse direction, the wheel is rotated in the β direction in FIG.
[0030]
Since the output rotation drive pump 22 is a radial plunger pump, the hydraulic oil is generated by discharging hydraulic oil to the circuit 32 even when the eccentric cam 24 is rotated in any direction.
The pump discharge pressure to the circuit 32 reaches the forward shift control valve 37 via the check valve 46, and when the wheel is rotated forward by traction or inertia while the engine is stopped, the forward / reverse switching valve 33 is shown in FIG. By being in the state, the pump discharge pressure of the output rotary drive pump 22 that has reached the forward shift control valve 37 is directed to the servo piston 13 via the forward / reverse switching valve 33 under the control of the forward shift control valve 37, and the following operation is performed. Play.
[0031]
That is, when the wheel is rotated forward by traction or inertia while the engine 1 is stopped, the trunnion 12 in FIG. 4 strokes in the direction of the trunnion axis O2 as described above to try to offset the power roller 8.
The case where the trunnion 12 strokes upward as shown by an arrow δ in FIG. 4 to cause an upshift by the forward rotation of the wheel will be described. As shown by an arrow γ, it is displaced downward in the opposite direction, and the pressure in the low-side piston chamber 18L is increased by the discharge pressure from the output rotary drive pump 22 and the pressure in the high-side piston chamber 18H is increased by the same direction stroke of the spool 37a. It drains and lowers, and the trunnion 12 is stroked downward in the reverse direction.
[0032]
As a result, the trunnion 12 strokes in the reverse direction beyond the neutral position. At this time, the forward recess cam displaces the right end of the speed change control lever 39 in the reverse direction, and the high-side piston chamber 18H is moved by the same stroke of the spool 37a. Is increased by the discharge pressure from the output rotary drive pump 22, and the pressure in the low-side piston chamber 18 </ b> L is drained and reduced to cause the trunnion 12 to stroke in the reverse direction. By repeating the above operation, even if the wheel is rotated forward by towing or coasting while the engine is stopped and the gear shift is about to occur, the spool is returned when the actual gear ratio returns to the command gear ratio commanded to the left end of the shift control lever 39. 37a returns to the neutral position in which both the upper and lower chambers 18H and 18L of the servo piston 13 are closed, and thereafter, both upper and lower chambers 18H and 18L of the servo piston 13 are closed, so that any stroke of the trunnion 12 occurs. Therefore, the commanded gear ratio is maintained, and the high start can be avoided.
During the above operation, the check valve 48 prevents the discharge pressure of the output rotary drive pump 22 reaching the circuit 34 from the circuit 32 from escaping to the hydraulic control circuit 36 side. There is no inhibition.
[0033]
On the other hand, when the wheel is rotated backward while the engine is stopped, the forward / reverse switching valve 33 pushes the spool 33a from the position of FIG. 4 and the circuits 42 and 43 are switched and connected to the circuits 44 and 45. 35 does not reach the discharge pressure of the output rotary drive pump 22, and therefore the high shift prevention action by the reverse shift control valve 38 cannot be expected. However, the high start prevention at the reverse rotation can be obtained as follows.
That is, in this case, since both the chambers 18H and 18L on both sides of the servo piston 13 are in the non-pressure state, the servo piston 13 can determine the stroke position by the leaf spring type elastic means 51. As described above, since the piston 13 is urged toward the low-side piston chamber 18L at least to a stroke position corresponding to the neutral position, the servo piston 13 exceeds the neutral position from the low-side piston chamber 18L to the high-side piston. It is possible to prevent the vehicle from moving toward the chamber 18H, and it is possible to prevent a high start by preventing an upshift to the high gear ratio when the wheel is rotated backward by traction or the like while the engine is stopped.
[0034]
Hereinafter, the lubricating action by the lubricating circuit 47 will be described.
If the prime mover drive pump 21 is driven by the operation of the engine 1 and the D range is being selected, the D range pressure P is applied to the circuit 34._DSince this is the same high pressure as the line pressure that is the original pressure of the toroidal type continuously variable transmission, even if the discharge pressure is output from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 by running, Overcoming the D range pressure P of the circuit 34_DKeeps the check valve 46 closed.
Therefore, the pump discharge pressure from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 opens the check valve 49 and supplies the hydraulic oil to the lubrication request portion such as the power roller lubrication portion, and can be lubricated.
[0035]
While the wheels are being rotated while the engine is stopped, the hydraulic oil from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 is stopped at the check valve 48 on the one hand, and at the forward / reverse switching valve 33 at the time of reverse rotation on the other hand. Further, at the time of forward rotation, the dead ends are respectively reached in the piston chambers 18H and 18L after the high start prevention.
Accordingly, when the pump discharge pressure from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 rises and exceeds the valve opening pressure of the check valve 49, the check valve 49 is opened and the hydraulic oil is lubricated by the power roller lubrication part or the like. This can be supplied to the required location and lubricated when towing while the engine is stopped.
Even if the surplus oil from the output rotary drive pump 22 is used for lubrication as described above, if the amount of the operating oil still remains and the circuit 32 becomes high pressure, the operating oil is exceeded when the pressure exceeds the valve opening pressure of the relief valve 50. Is drained through the relief valve 50, thereby avoiding adverse effects on the circuit.
[0036]
FIG. 5 shows another embodiment of the present invention. In this embodiment, the hydraulic discharge circuit 32 of the output rotary drive pump 22 is different from the case of FIG. 46, the discharge pressure from the pump 22 is used to prevent high-side shifting during reverse rotation while the engine is stopped.
Further, a check valve 48 is inserted into the R range pressure circuit 35 at a location closer to the hydraulic control circuit 36 than the connection location of the circuit 32.
The check valve 46 in the discharge circuit 32 of the output rotary drive pump 22 is arranged in a direction to prevent the oil flow from the circuit 35 to the output rotary drive pump 22, and the check valve in the R range pressure circuit 35 forming the reverse control pressure circuit. The valve 48 is arranged in such a direction as to prevent the oil flow toward the hydraulic control circuit 36.
[0037]
A relief valve 50 for the output rotary drive pump 22 is provided at a location of the discharge circuit 32 close to the output rotary drive pump 22, and a lubrication circuit 47 is further connected to the discharge circuit 32. A check valve 49 is inserted to prevent oil flow to the front.
The lubrication circuit 47 reaches an arbitrary lubrication request location in the toroidal type continuously variable transmission, for example, the lubrication portion of the power roller 8 as shown in FIG.
Here, each of the check valve 46 in the discharge circuit 32 and the check valve 48 in the control pressure circuit 35 only needs to perform the original check function, so that the valve opening pressure is made as low as possible from the viewpoint of the channel resistance. The valve opening pressure of the check valve 49 in the lubrication circuit 47 is higher than these valve opening pressures, but lower than the valve opening pressure of the relief valve 50.
[0038]
Then, a leaf spring type elastic means 52 is provided in the low-side piston chamber 18L of the servo piston 13, thereby biasing the servo piston 13 toward at least the position corresponding to the neutral position toward the high-side piston chamber 18H.
The elastic means 52 prevents the servo piston 13 from being stroked from the high-side piston chamber 18H toward the low-side piston chamber 18L by forward traction or the like. The forward high start prevention elastic means is configured to prevent an upshift in the same direction as the speed change caused when the engine is in the forward direction and prevent the high side gear ratio from becoming high during forward traction.
[0039]
Next, the shifting operation of the toroidal continuously variable transmission according to the above embodiment will be described.
Since the speed change operation during engine rotation is performed in the same manner as described above with reference to FIG. 4, the redundant description will be avoided, and the speed change operation during engine stop will be described below.
Since the hydraulic oil is not discharged from the prime mover drive pump 21 while the engine 1 is stopped, the D range pressure PD and the R range pressure PR are not output from the circuits 34 and 35. The shift control by 37 and 38 is not performed.
Even when the engine is stopped, when the wheels are rotated by towing or coasting, the output rotary drive pump 22 discharges hydraulic oil to the circuit 32 to generate hydraulic pressure.
The pump discharge pressure to the circuit 32 reaches the reverse shift control valve 38 via the check valve 46, and when the engine is stopped and the wheel is rotated backward by traction or inertia, the forward / reverse switching valve 33 displays the spool 33a. 4, the pump discharge pressure of the output rotary drive pump 22 that has reached the reverse shift control valve 38 is controlled by the reverse shift control valve 38, the forward / reverse switching valve 33, and the servo piston 13. The following actions are performed.
[0040]
That is, when the wheel is rotated backward by towing or coasting while the engine 1 is stopped, the trunnion 12 of FIG. 5 strokes in the direction of the trunnion axis O2 as described above to try to offset the power roller 8.
When the trunnion 12 is slightly shifted from the neutral position in the upshift direction indicated by the arrow ε to try to upshift the toroidal continuously variable transmission, this is applied to the spool 38a of the reverse shift control valve 38 via the reverse precess cam. Feedback as shown in
[0041]
As a result, the reverse shift control valve 38 drains the circuit 44 and supplies the output rotation drive pump discharge pressure of the circuit 35 to the circuit 45. As a result, the internal pressure of the low-side piston chamber 18L decreases and the internal pressure of the high-side piston chamber 18H decreases. The stroke ε of the trunnion 12 is not performed by the increase of.
The servo piston 13 is pushed against the leaf spring 52 due to a decrease in internal pressure in the low-side piston chamber 18L and an increase in internal pressure in the high-side piston chamber 18H, and the stroke of the trunnion 12 in the corresponding direction. Thus, a downshift of the toroidal type continuously variable transmission can be caused.
By repeating the above operation, the transmission is maintained at the reverse transmission gear ratio (low-side transmission gear ratio) indicated by the reverse transmission control valve 38 even if the wheels are reversely rotated by traction or inertia while the engine is stopped. can do.
During the above operation, the check valve 48 can prevent the output rotary drive pump discharge pressure from the circuit 32 to the circuit 35 from escaping in the direction of the prime mover drive pump 21, and the above-mentioned high start prevention operation becomes impossible. Never become.
[0042]
On the other hand, when the wheel is rotated forward while the engine is stopped, the forward / reverse switching valve 33 is in the state shown in FIG. 5 and the circuits 42 and 43 are switched and connected to the circuits 40 and 41. Since the discharge pressure of the rotary drive pump 22 does not reach, a high start prevention action by the forward shift control valve 37 cannot be expected, but the high start prevention at the time of forward rotation can be obtained as follows.
That is, in this case, since both the chambers 18H and 18L on both sides of the servo piston 13 are in the non-pressure state, the servo piston 13 can determine the stroke position by the leaf spring type elastic means 52. As described above, since the piston 13 is urged toward the high-side piston chamber 18H at least up to a stroke position corresponding to the neutral position, the servo piston 13 exceeds the neutral position from the high-side piston chamber 18H to the low-side piston chamber. 18L can be prevented, and an upshift to the high side gear ratio when the wheel is rotated forward by traction or the like while the engine is stopped can be prevented to avoid a high start.
[0043]
The lubrication action by the lubrication circuit 47 is performed on a principle similar to that described above with reference to FIG.
If the prime mover drive pump 21 is driven by the operation of the engine 1 and the R range is being selected, the R range pressure P is applied to the circuit 35._RSince this is the same high pressure as the line pressure that is the original pressure of the toroidal type continuously variable transmission, even if the discharge pressure is output from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 by running, R range pressure P of circuit 35_RKeeps the check valve 46 closed.
Therefore, the pump discharge pressure from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 opens the check valve 49 and supplies the hydraulic oil to the lubrication request portion such as the power roller lubrication portion, and can be lubricated.
[0044]
While the wheels are being rotated while the engine is stopped, the hydraulic oil from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 is stopped at the check valve 48 on the one hand, and at the forward / reverse switching valve 33 at the time of reverse rotation on the other hand. Further, at the time of forward rotation, the dead ends are respectively reached in the piston chambers 18H and 18L after the high start prevention.
Accordingly, when the pump discharge pressure from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 rises and exceeds the valve opening pressure of the check valve 49, the check valve 49 is opened and the hydraulic oil is lubricated by the power roller lubrication part or the like. This can be supplied to the required location and lubricated when towing while the engine is stopped.
Even if the surplus oil from the output rotary drive pump 22 is used for lubrication as described above, if the amount of the operating oil still remains and the circuit 32 becomes high pressure, the operating oil is exceeded when the pressure exceeds the valve opening pressure of the relief valve 50. Is drained through the relief valve 50, thereby avoiding adverse effects on the circuit.
[0045]
6 and 7 show a toroidal type continuously variable transmission according to still another embodiment of the present invention. In this embodiment, a hydraulic control circuit 53 is provided as a hydraulic pressure source as shown in FIG.
The hydraulic control circuit 53 uses the hydraulic oil from the prime mover drive pump 21 as a medium and uses this as a predetermined line pressure P._LThis line pressure P_LAre output to the main circuit 54 and the sub-circuit 55 branched therefrom.
A forward shift control valve 37 similar to that described above is inserted into the main circuit 54, and the sub circuit 55 is connected to the sub circuit 56 via the ports 33 c and 33 d of the forward / reverse switching valve 33. A reverse shift control valve 38 similar to that described above is inserted.
A forward / reverse switching valve 33 is inserted between the shift control valves 37 and 38 and the piston chambers 18L and 18H on both sides of the servo piston 13, and the forward / reverse switching valve 33 includes the forward shift control valve 37 and the reverse shift control valve 38. , And other valves together with the control valve body 57 (see FIG. 7).
[0046]
The forward shift control valve 37 and the reverse shift control valve 38 are respectively connected to the D range pressure P in FIGS._D And R range pressure P_R Instead of line pressure P_L Except for the above, it functions in the same manner as described above.
Although the forward / reverse switching valve 33 is also shown in FIG. 7, the spool 33a slidably inserted into the control valve body 57 is normally moved to the forward position shown by the spring 33b, and the output circuits 42 and 43 are connected to the circuit 40, respectively. 41, thereby enabling the shift control by the forward shift control valve 37.
The forward / reverse switching valve 33 is further provided with the ports 33c and 33d described above, and in the forward position shown in the figure, the ports 33c and 33d are shut off, so that the line pressure P is applied from the sub circuit 55 to the reverse transmission control valve 38._LThe shift control by the reverse shift control valve 37 is not performed wastefully.
[0047]
On the other hand, the forward / reverse switching valve 33 is, as described above with reference to FIG. 3, during reverse travel, by the housing 25 of the output rotary drive pump 22 or when the output rotary drive pump 22 is configured as described later with reference to FIG. The spool 33a is pushed against the spring 33b by a necessary known reverse sensor to be in the reverse position, and the output circuits 42 and 43 are switched and connected to the circuits 44 and 45, respectively.
Since the ports 33c and 33d are opened at the reverse position of the forward / reverse switching valve 33, the line pressure P is applied to the reverse shift control valve 38 from the sub circuit 55 through the sub circuit 56._LTherefore, the shift control by the reverse shift control valve 37 is possible.
Instead of pushing the spool 33a of the forward / reverse switching valve 33 into the reverse position by the housing 25 of the output rotary drive pump 22 as described above with reference to FIGS. 2 and 3, the output rotary drive pump 22 will be described later with reference to FIG. When the spool 33a is pushed in by a known reverse sensor to be employed in the case of the configuration, the reverse sensor needs to be lubricated at the time of reverse travel, but this lubrication is hydraulic oil supplied from the sub circuit 56 via the check valve 58. To do.
Here, the valve opening pressure of the check valve 58 is the line pressure P in the sub-circuit 56._LIs set to a pressure that does not drop to such an extent that the shift control by the reverse shift control valve 38 is affected.
[0048]
The output rotary drive pump 22 can be built in the servo piston body 18 common to all the servo pistons 13 as shown in FIG. 8 instead of having the above-described configuration as shown in FIGS. .
That is, a radial plunger 26 that is stroked by an eccentric cam 24 that rotates with the countershaft 15 is slidably fitted to the servo piston body 18, and the radial plunger 26 is pressed against the cam surface of the eccentric cam 24 by the spring 27.
The radial plunger 26 is reciprocated in the radial direction by the cam surface of the eccentric cam 24, so that it is similar to the intake valve 29 shown in FIG. 2 from the intake port 28 formed in the servo piston body 18 so as to open below the oil pan liquid level. It is assumed that oil is sucked through a suction valve (not shown), and oil is discharged from a discharge port 30 formed in the servo piston body 18 through a discharge valve similar to the discharge valve 31 shown in FIG.
The servo piston body 18 further includes a hydraulic discharge circuit 32 that communicates with the discharge port 30.
[0049]
When the output rotary drive pump 22 is incorporated in the servo piston body 18 as described above, the spool 33a of the forward / reverse switching valve 33 is rotated during reverse rotation as shown in FIGS. 2, 3 and 7. Since there is no function to change the forward movement position shown in FIG. 7 from the forward position to the reverse position, the countershaft 15 has a function of changing the spool 33a of the forward / reverse switching valve 33 from the forward position to the reverse position. Of course, this needs to be done with a known reverse sensor that mechanically detects reverse rotation.
The output rotary drive pump 22 is not shown in the figure instead of being built in the servo piston body 18, but is configured separately from the output rotary drive pump 22 and attached to the servo piston body 18 or a control valve body 57 ( Needless to say, they can be incorporated in the control valve body 57 as shown in FIG. 3 and FIG.
[0050]
In the present embodiment, the hydraulic discharge circuit 32 of the output rotary drive pump 22 is connected to the above-described sub circuit 55 as shown in FIG. 6 in order to achieve the object of the present invention described above.
The output rotary drive pump 22 is provided with a relief valve 50 as in the above-described embodiment, so that the internal pressure of the output rotary drive pump hydraulic discharge circuit 32 does not exceed the valve opening pressure of the relief valve 50. Like that.
[0051]
The output rotary drive pump hydraulic discharge circuit 32 is provided with a check valve 46 for preventing backflow similar to that in the above-described embodiment, and in the sub circuit 55, the connection place of the output rotary drive pump hydraulic discharge circuit 32 is provided. The check valve 59 is inserted at a location closer to the prime mover drive pump 21 than the prime mover drive pump 21, and the check valve 59 is disposed in a direction to prevent the oil flow toward the prime mover drive pump 21.
On the upstream side of the check valve 46, the output rotary drive pump hydraulic discharge circuit 32 is provided with a lubrication circuit 47 similar to that in the above embodiment, and this lubrication circuit 47 is provided with a lubrication request such as a lubrication part of the power roller 8. At the same time, a check valve 49 is inserted into the lubricating circuit 47.
Here, each of the check valves 46 and 59 only needs to perform the original check function. Therefore, the valve opening pressure is made as low as possible from the viewpoint of flow path resistance, and the valve opening pressure of the check valve 49 is set to these values. Although it is higher than the valve opening pressure, it is lower than the valve opening pressure of the relief valve 50.
[0052]
Then, a leaf spring type elastic means 52 similar to that in FIG. 5 is provided in the low-side piston chamber 18L of the servo piston 13, so that the servo piston 13 corresponds to at least the neutral position toward the high-side piston chamber 18H. Energize to position.
Here, the elastic means 52 causes the servo piston 13 to stroke from the high-side piston chamber 18H toward the low-side piston chamber 18L by forward traction, that is, the high-side piston chamber 18H is moved more than the low-side piston chamber 18L during forward movement. An elastic means for preventing a high start at the time of forward movement is provided which prevents an upshift in the same direction as the speed change caused when the pressure is increased and prevents a high gear ratio during forward towing.
[0053]
Next, the shifting operation of the toroidal continuously variable transmission according to the above embodiment will be described.
During forward travel, the forward / reverse switching valve 33 is in the state shown in FIGS. 6 and 7, and the line pressure P from the main circuit 54 is_LThe forward shift control is performed via the forward shift control valve 37 using as a source pressure.
During reverse travel, the forward / reverse switching valve 33 is pushed into the spool 33a, and the line pressure P from the sub-circuits 55 and 56 is reached._L The reverse shift control is performed via the reverse shift control valve 38 using as a source pressure.
During the speed change during reverse travel, the oil flow from the sub circuit 55 toward the output rotary drive pump 22 is blocked by the check valve 46, and the line pressure P of the sub circuit 55 is reduced._LIt is possible to avoid the occurrence of a situation in which the above-mentioned speed change is prevented due to escape.
[0054]
While the engine 1 is stopped, no hydraulic oil is discharged from the prime mover drive pump 21 driven thereby, so that the line pressure P_LIs not output, and the above-described shift control by the shift control valves 37 and 38 using this as a source pressure is not performed.
Even when the engine is stopped, when the wheels are rotated by towing or coasting, the output rotary drive pump 22 discharges hydraulic oil to the circuit 32 to generate a hydraulic pressure corresponding to the rotational speed.
[0055]
When the wheel is rotated backward while the engine is stopped, the forward / reverse switching valve 33 is pushed in from the position shown in FIGS. 6 and 7 and opens between the ports 33c and 33d. The pressure reaches the reverse shift control valve 38 through the check valve 46, the ports 33c and 33d, and the sub circuit 56.
Here, the reverse speed change control valve 38 maintains the fixed reverse speed ratio (low-side speed ratio for reverse use) by the above-mentioned action using the output rotary drive pump discharge pressure from the sub-circuit 56 as the original pressure. Change gears.
Note that the shift control described above cannot be performed as prescribed due to a decrease in the output rotary drive pump discharge pressure due to a decrease in the reverse rotation speed, and the trunnion 12 is slightly shifted from the neutral position by the arrow ε due to the reverse drive force during the reverse rotation. When the toroidal type continuously variable transmission is shifted up in the direction, it is fed back to the spool 38a of the reverse shift control valve 38 through the reverse recess cam as indicated by an arrow ρ.
[0056]
As a result, the reverse shift control valve 38 passes the circuit 44 to the drain port 38b and supplies the circuit 48 with the output rotary drive pump discharge pressure of the circuit 48. As a result, the internal pressure of the low-side piston chamber 18L decreases, and the high-side piston chamber The stroke ε of the trunnion 12 is not performed by the increase of the internal pressure of 18H.
The servo piston 13 is pushed against the leaf spring 52 due to a decrease in internal pressure in the low-side piston chamber 18L and an increase in internal pressure in the high-side piston chamber 18H, and the stroke of the trunnion 12 in the corresponding direction. Thus, a downshift of the toroidal type continuously variable transmission can be caused.
By repeating the above operation, the reverse transmission command speed ratio (low-side speed ratio) instructed by the reverse speed shift control valve 38 even if the wheels are reversely rotated by towing or coasting while the engine 1 is stopped. Can be held in.
During the above-described operation, the check valve 59 can prevent the output rotary drive pump discharge pressure from the circuit 32 to the sub-circuit 55 from escaping in the direction of the prime mover drive pump 21, and the above-described high start prevention operation is impossible. Never become.
[0057]
On the other hand, when the wheel is rotated forward while the engine is stopped, the forward / reverse switching valve 33 is in the position of FIG. 6 and shuts off the ports 33c and 33d. Does not reach the reverse shift control valve 38 via the check valve 51, the ports 33c and 33d, and the sub-circuit 56, and no forward pressure is supplied to the forward shift control valve 37. Therefore, the servo piston 13 Both of the chambers 18H and 18L on both sides are in a non-pressure state.
Therefore, the servo piston 13 has its stroke position determined by the leaf spring type elastic means 52, and the elastic means 52 moves the servo piston 13 toward the high-side piston chamber 18H to the stroke position corresponding to at least the neutral position as described above. Since the servo piston 13 is energized, the servo piston 13 can be prevented from going from the high-side piston chamber 18H to the low-side piston chamber 18L beyond the neutral position, and the wheels can be pulled or coasted while the engine is stopped. It is possible to avoid the high start by avoiding the shift to the high side gear ratio when the vehicle is rotated forward.
[0058]
As described above, also in the present embodiment, the toroidal continuously variable transmission is set to the high side gear ratio even when the wheels are rotated forward by towing or coasting while the engine is stopped, or when the wheels are rotated backward. The high start can be avoided.
In addition, according to the present embodiment, since the hydraulic pressure from the output rotary drive pump 22 is supplied only to the reverse shift control valve 38, waste of hydraulic oil due to leakage of hydraulic oil from the forward shift control valve 37 is reduced. Accordingly, the output rotary drive pump 22 can be reduced in size, which is advantageous in terms of space and cost.
[0059]
Hereinafter, the lubricating action by the lubricating circuit 47 will be described.
When the prime mover drive pump 21 is driven by the engine 1, the line pressure P is applied to the main circuit 54._L Since this is the original pressure of the toroidal-type continuously variable transmission and is a high pressure, even if the discharge pressure is output from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 by traveling, this is overcome. Line pressure P of circuit 55_L Keeps the check valve 46 closed.
Therefore, the pump discharge pressure from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 opens the check valve 49 and supplies the hydraulic oil to the lubrication request portion such as the power roller lubrication portion, and can be lubricated.
[0060]
While the wheel is being rotated while the engine is stopped, the hydraulic oil from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 becomes a dead end in the check valve 59 on the one hand, and on the other hand, the port of the forward / reverse switching valve 33 during forward rotation. In 33c, and at the time of reverse rotation, the dead ends are respectively reached in the piston chambers 18H and 18L after the high start prevention.
Accordingly, when the pump discharge pressure from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 rises and exceeds the valve opening pressure of the check valve 49, the check valve 49 is opened and the hydraulic oil is lubricated by the power roller lubrication part or the like. This can be supplied to the required location and lubricated when towing while the engine is stopped.
Even if the surplus oil from the output rotary drive pump 22 is used for lubrication as described above, if the amount of the operating oil still remains and the circuit 32 becomes high pressure, the operating oil is exceeded when the pressure exceeds the valve opening pressure of the relief valve 50. Is drained through the relief valve 50, thereby avoiding adverse effects on the circuit.
[0061]
FIG. 9 shows a shift control hydraulic circuit of a toroidal-type continuously variable transmission according to still another embodiment of the present invention. In this embodiment, the reverse shift control valve 38 is set reversely to the case of FIG. The forward shift control valve 37 is inserted into the main circuit 54 and connected to the sub circuit 56.
For this reason, the forward / reverse switching valve 33 is also in the position shown in the reverse rotation, as shown in FIG. 6, and the spool 33a is pushed in the forward rotation. Therefore, with respect to the output rotary drive pump 22 shown in FIG. The forward changeover valve 33 and the output rotary drive pump hydraulic discharge pipe 32 are arranged in the left and right direction opposite to the case of FIG.
If the spool 33a of the forward / reverse switching valve 33 is not pushed in by the pump housing 25 of the output rotary drive pump 22 during forward rotation, a forward sensor corresponding to the mechanical reverse sensor described above is used. Lubrication is performed with hydraulic oil from the check valve 58 in FIG.
[0062]
In the present embodiment, instead of the elastic means 52 in FIG. 6, a plate spring type elastic means 51 similar to that in FIG. 4 is provided in the high-side piston chamber 18H of the servo piston 13, whereby the servo piston 13 Is urged toward the low-side piston chamber 18L to at least a position corresponding to the neutral position.
Here, the elastic means 51 causes the servo piston 13 to stroke from the low-side piston chamber 18L toward the high-side piston chamber 18H by reverse traction or the like. A reverse reverse high start prevention elastic means for preventing an upshift in the same direction as the speed change caused when the pressure is increased and preventing a high gear ratio during reverse pulling is provided.
[0063]
Next, the shifting operation of the toroidal type continuously variable transmission according to the present embodiment will be described.
During reverse travel, the forward / reverse switching valve 33 is in the state shown in FIG._LThe reverse shift control is performed via the reverse shift control valve 38 using as a source pressure.
During forward travel, the forward / reverse switching valve 33 is in a state where the spool 33a is pushed in from the position shown in FIG._L The forward shift control is performed via the forward shift control valve 37 using as a source pressure.
Note that during the forward shift, the oil flow from the sub circuit 55 toward the output rotary drive pump 22 is blocked by the check valve 46, and the line pressure P of the sub circuit 55 is reduced._LIt is possible to avoid the occurrence of a situation in which the above-mentioned speed change is prevented due to escape.
[0064]
Since the hydraulic oil is not discharged from the prime mover drive pump 21 while the engine 1 is stopped, the line pressure P from the main circuit 54 is_LIs not output, and the above-described shift control by the shift control valves 37 and 38 using this as a source pressure is not performed.
Even when the engine is stopped, when the wheels are rotated by towing or coasting, the output rotary drive pump 22 discharges hydraulic oil to the output rotary drive pump hydraulic output circuit 32 regardless of the rotation direction, and the rotation speed The hydraulic pressure corresponding to the is generated.
[0065]
When the wheel is rotated forward while the engine is stopped, the forward / reverse switching valve 33 is pushed in from the position shown in FIG. 9 and opens between the ports 33c and 33d. The forward shift control valve 37 is reached through the stop valve 46, the ports 33c and 33d, and the sub circuit 56.
Here, the forward shift control valve 37 performs a shift that maintains the lowest speed ratio for stopping by the above-described operation using the output rotational drive pump discharge pressure from the sub-circuit 56 as a source pressure.
Note that the shift control described above cannot be performed as prescribed due to a decrease in the output rotational drive pump discharge pressure due to a decrease in the forward rotational speed, and the trunnion 12 is slightly shifted from the neutral position by the arrow δ due to the reverse drive force during forward rotation. When an attempt is made to upshift the toroidal continuously variable transmission by shifting in the direction, this is fed back to the corresponding end of the shift control lever 39 via the forward recess cam as indicated by an arrow γ.
[0066]
As a result, the forward shift control valve 37 leads the circuit 44 to the sub-circuit 56 and the circuit 45 to the drain port 37b. As a result, the internal pressure of the low-side piston chamber 18L is increased by the output rotary drive pump discharge pressure of the circuit 56, The stroke δ of the trunnion 12 is not performed by reducing the internal pressure of the side piston chamber 18H.
The servo piston 13 is pushed against the leaf spring 51 due to the increase in the internal pressure of the low-side piston chamber 18L and the decrease in the internal pressure of the high-side piston chamber 18H, and the stroke of the trunnion 12 in the corresponding direction. Thus, a downshift of the toroidal type continuously variable transmission can be caused.
By repeating the above operation, even if the wheel is rotated forward by towing or coasting while the engine 1 is stopped, the transmission is maintained at the lowest command speed ratio for stopping when instructed by the forward shift control valve 37. be able to.
During the above-described operation, the check valve 59 can prevent the output rotary drive pump discharge pressure from the circuit 32 to the sub-circuit 55 from escaping in the direction of the prime mover drive pump 21, and the above-described high start prevention operation is impossible. Never become.
[0067]
On the other hand, when the wheel is rotated backward while the engine is stopped, the forward / reverse switching valve 33 is in the position of FIG. 9 and shuts off between the ports 33c and 33d. Does not reach the forward shift control valve 37 via the check valve 46, the ports 33c and 33d, and the sub circuit 56, and no original pressure is supplied to the reverse shift control valve 38. Both chambers 18H and 18L on both sides are in a non-pressure state.
Accordingly, the stroke position of the servo piston 13 is determined by the leaf spring type elastic means 51, and the elastic means 51 is directed toward the low-side piston chamber 18L to the stroke position corresponding to at least the neutral position as described above. Therefore, the servo piston 13 can be prevented from going from the low-side piston chamber 18L to the high-side piston chamber 18H beyond the neutral position, and the wheels can move backward by traction or inertia while the engine is stopped. It is possible to avoid a high start by avoiding a shift to the high side gear ratio when rotating.
[0068]
As described above, also in the present embodiment, the toroidal continuously variable transmission is set to the high side gear ratio even when the wheels are rotated forward by towing or coasting while the engine is stopped, or when the wheels are rotated backward. The high start can be avoided.
In addition, according to the present embodiment, since hydraulic pressure from the output rotary drive pump 22 is supplied only to the forward shift control valve 37, waste of hydraulic oil due to leakage of hydraulic oil from the reverse shift control valve 38 is reduced. Accordingly, the output rotary drive pump 22 can be reduced in size, which is advantageous in terms of space and cost.
[0069]
Hereinafter, the lubricating action by the lubricating circuit 47 will be described.
When the prime mover drive pump 21 is driven by the engine 1, the line pressure P is applied to the main circuit 54._L Since this is the original pressure of the toroidal-type continuously variable transmission and is a high pressure, even if the discharge pressure is output from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 by traveling, this is overcome. Line pressure P of circuit 55_L Keeps the check valve 46 closed.
Therefore, the pump discharge pressure from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 opens the check valve 49 and supplies the hydraulic oil to the lubrication request portion such as the power roller lubrication portion, and can be lubricated.
[0070]
While the wheel is being rotated while the engine is stopped, the hydraulic oil from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 becomes a dead end at the check valve 59 on the one hand, and the port of the forward / reverse switching valve 33 at the time of reverse rotation on the other hand. In 33c, and at the time of forward rotation, the dead ends are respectively reached in the piston chambers 18H and 18L after the high start prevention.
Accordingly, when the pump discharge pressure from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 rises and exceeds the valve opening pressure of the check valve 49, the check valve 49 is opened and the hydraulic oil is lubricated by the power roller lubrication part or the like. This can be supplied to the required location and lubricated when towing while the engine is stopped.
Even if the surplus oil from the output rotary drive pump 22 is used for lubrication as described above, if the amount of the operating oil still remains and the circuit 32 becomes high pressure, the operating oil is exceeded when the pressure exceeds the valve opening pressure of the relief valve 50. Is drained through the relief valve 50, thereby avoiding adverse effects on the circuit.
[0071]
FIG. 10 shows a shift control hydraulic circuit for a toroidal-type continuously variable transmission according to still another embodiment of the present invention. In this embodiment, the shift control circuit is basically the same as that shown in FIG. The pump discharge circuit 32 with the check valve 46 and the relief valve 50, to which the discharge pressure from the output rotary drive pump 22 is supplied, is connected to the circuit 42 connected to the low-side piston chamber 18L or the low-side piston chamber 18L. Connect directly.
Therefore, the same function as the check valve 59 in FIG. 6 is achieved by the check valves 59a and 59b inserted in the main circuit 54 and the sub circuit 56, respectively. The oil flow to the prime mover drive pump 21 is arranged to prevent the oil flow.
As in FIG. 6, the pump discharge circuit 32 is provided with a lubrication circuit 47 including a check valve 49 connected thereto, and this circuit 47 is extended to a lubrication required portion such as a power roller lubrication portion.
The valve opening pressures of the check valves 59a and 59b are determined in the same manner as the check valve 59 in FIG. 6, and the valve opening pressure of the check valve 49 in the lubrication circuit 47 is higher than the valve opening pressure of the check valves 59a and 59b. Although it is increased, it is set lower than the valve opening pressure of the relief valve 50.
Then, the elastic means 51 similar to that in FIG. 9 is provided in the high-side piston chamber 18H, thereby urging the servo piston 13 toward the low-side piston chamber 18L to at least a stroke position corresponding to the neutral position.
[0072]
As described above, when the discharge circuit 32 of the output rotary drive pump 22 is directly connected to the low-side piston chamber 18L (the same applies when directly connected to the high-side piston chamber 18H), the output rotary drive pump 22 is shown in FIG. As shown in FIG. 11, the servo piston body 18 common to all servo pistons 13 is preferably incorporated.
That is, a radial plunger 26 that is stroked by an eccentric cam 24 that rotates with the countershaft 15 is slidably fitted to the servo piston body 18, and the radial plunger 26 is pressed against the cam surface of the eccentric cam 24 by the spring 27.
The radial plunger 26 is reciprocated in the radial direction by the cam surface of the eccentric cam 24, so that it is similar to the intake valve 29 shown in FIG. 2 from the intake port 28 formed in the servo piston body 18 so as to open below the oil pan liquid level. It is assumed that oil is sucked through a suction valve (not shown), and oil is discharged from a discharge port 30 formed in the servo piston body 18 through a discharge valve similar to the discharge valve 31 shown in FIG.
The servo piston body 18 can further be provided with a hydraulic discharge circuit 32 communicating with the discharge port 30 and directly connected to the low-side piston chamber 18L to simplify the circuit configuration.
[0073]
Of the shifting actions of the toroidal-type continuously variable transmission according to the above embodiment, the shifting action while the engine drive pump 21 is being driven while the engine is running is the same as that described above with reference to FIG. Then, the overlapping explanation is avoided, and only the speed change operation while the engine is stopped will be described below.
Since the hydraulic oil is not discharged from the prime mover drive pump 21 while the engine is stopped, the line pressure P is applied to the circuit 54._L Is not output, and the speed change control by the speed change control valves 37 and 38 using this as the original pressure is not performed.
Even when the engine is stopped, when the wheels are rotated by towing or coasting, the output rotary drive pump 22 discharges hydraulic oil to the circuit 32 to generate a hydraulic pressure corresponding to the rotational speed.
[0074]
The pump discharge pressure in this circuit 32 reaches the low-side piston chamber 18L via the check valve 46 and strokes the trunnion 12 in the corresponding direction.
Here, when the wheel is rotating forward, the stroke of the trunnion 12 causes a downshift of the toroidal-type continuously variable transmission and keeps the transmission at the low gear ratio.
If the trunnion 12 is slightly displaced from the neutral position by the spring 51 in the upshift direction indicated by the arrow δ due to the low wheel rotation speed and the low pump discharge pressure to the circuit 32, this is controlled to shift through the forward recess cam. Feedback is provided to the corresponding end of the lever 39 as indicated by an arrow γ.
As a result, the forward shift control valve 37 passes the circuit 40 to the circuit 54. As a result, the internal pressure of the low-side piston chamber 18L tends to be exhausted through the circuit 42, the forward / reverse switching valve 33, and the circuits 40, 54. Since the check valve 59a prevents the exhaust pressure, the internal pressure of the low-side piston chamber 18L increases, and the servo piston 13 can be stroked against the spring 51, thereby downshifting the toroidal continuously variable transmission. And the transmission can be held at the low gear ratio.
As a result of the repetition of the above action, when the wheel is rotated forward by towing or coasting while the engine is stopped, the transmission is changed to the command transmission ratio (the low transmission ratio because the vehicle is stopped). ) Can be held.
[0075]
When the wheel is reversely rotated while the engine is stopped, the stroke of the trunnion 12 by the hydraulic pressure from the output rotary drive pump 22 to the low-side piston chamber 18L tends to upshift the toroidal continuously variable transmission.
However, when the trunnion 12 is slightly displaced from the neutral position in the upshift direction indicated by the arrow ε due to the hydraulic pressure to the low-side piston chamber 18L, this is indicated by the arrow ρ on the spool 38a of the reverse shift control valve 38 via the reverse precess cam. To be fed back.
As a result, the reverse shift control valve 38 passes the circuit 44 to the drain port 38b. As a result, the internal pressure of the low-side piston chamber 18L is in the state where the circuit 42 and the forward / reverse switching valve 33 (the spool 33a is pushed in due to reverse rotation). ), The circuit 44 and the drain port 38b. At the same time, the reverse shift control valve 38 attempts to exhaust the internal pressure of the high-side piston chamber 18H through the circuit 43, the forward / reverse switching valve 33, the circuit 45, and the circuit 56 by passing the circuit 45 through the circuit 56. Since the pressure is blocked by the check valve 59b, the internal pressure of the high side piston chamber 18H does not decrease.
Therefore, the stroke of the trunnion 12 due to the internal pressure of the low-side piston chamber 18L is not performed.
The servo piston 13 is pushed by the disc spring 51 due to a decrease in the internal pressure of the low-side piston chamber 18L, and a downshift of the toroidal continuously variable transmission occurs due to the stroke of the trunnion 12 in the corresponding direction. Can be made.
By repeating the above operation, the transmission is maintained at the reverse transmission gear ratio (low-side transmission gear ratio) indicated by the reverse transmission control valve 38 even if the wheels are reversely rotated by traction or inertia while the engine is stopped. can do.
[0076]
As described above, in the present embodiment, the command gear ratio commanded to the left end of the shift control lever 39 (whether the wheel is rotated forward by towing or coasting while the engine is stopped or reversely rotated reversely) When the actual transmission gear ratio is returned to the command transmission gear ratio (during reverse rotation) commanded to the reverse transmission control valve 38 at the time of forward rotation, the stroke of the trunnion 12 does not occur in any direction. Therefore, the lowest gear ratio is maintained, and a high start situation can be avoided.
[0077]
Hereinafter, the lubricating action by the lubricating circuit 47 will be described.
If the prime mover drive pump 21 is driven by the operation of the engine 1, the line pressure P is applied to the circuit 54._L Since this is the original pressure and high pressure of the toroidal-type continuously variable transmission, even if the discharge pressure is output from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 by traveling, the circuit can be overcome. 42 line pressure P_L Keeps the check valve 46 closed.
Therefore, the pump discharge pressure from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 opens the check valve 49 and supplies the hydraulic oil to the lubrication request portion such as the power roller lubrication portion, and can be lubricated.
[0078]
While the wheels are rotating while the engine is stopped, the hydraulic oil from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 is on the other hand, the forward / reverse switching valve 33, the shift control valves 37, 38, or the check valves 59a, 59b. On the other hand, a dead end is reached in the piston chamber 18L after the high start is prevented.
Accordingly, when the pump discharge pressure from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 rises and exceeds the valve opening pressure of the check valve 49, the check valve 49 is opened and the hydraulic oil is lubricated by the power roller lubrication part or the like. This can be supplied to the required location and lubricated when towing while the engine is stopped.
Even if the surplus oil from the output rotary drive pump 22 is used for lubrication as described above, if the amount of the operating oil still remains and the circuit 32 becomes high pressure, the operating oil is exceeded when the pressure exceeds the valve opening pressure of the relief valve 50. Is drained through the relief valve 50, thereby avoiding adverse effects on the circuit.
[0079]
12 shows a shift control hydraulic circuit of a toroidal-type continuously variable transmission according to still another embodiment of the present invention. In this embodiment, the discharge circuit 32 of the output rotary drive pump 22 is shown in FIG. Is connected directly to the circuit 43 leading to the high-side piston chamber 18H or directly to the high-side piston chamber 18H.
Contrary to the case of FIG. 10, elastic means 52 similar to that in FIG. 6 is provided in the low-side piston chamber 18L, so that the servo piston 13 is moved to the high-side piston at least to the stroke position corresponding to the neutral position. Energize towards chamber 18H.
[0080]
Also in the toroidal type continuously variable transmission according to the present embodiment, the speed change action while the engine drive pump 21 is driven while the engine is operating is the same as described above with reference to FIG. Only the shifting operation in the middle will be described below.
When the wheel is rotated by towing or coasting while the engine is stopped, the hydraulic pressure reaching the high-side piston chamber 18H from the output rotary drive pump 22 via the check valve 46 biases the trunnion 12 in the corresponding direction.
When the rotational speed of the wheel is low, the hydraulic pressure from the output rotary drive pump 22 toward the high-side piston chamber 18H is also low, so that the servo piston 13 is stroked in the corresponding direction with the trunnion 12 by the disc spring 52.
Here, when the wheel is rotating forward, the stroke of the trunnion 12 causes a downshift of the toroidal-type continuously variable transmission and keeps the transmission at the low gear ratio to prevent the high start as described above. Is obtained.
[0081]
However, if the forward rotation speed of the wheel increases and the amount of oil from the output rotary drive pump 22 toward the high-side piston chamber 18H exceeds the preset oil leakage total amount of each part in the circuit, the high-side piston chamber 18H The internal pressure is increased and the servo piston 13 is stroked in the corresponding direction against the disc spring 52 together with the trunnion 12.
The stroke of the trunnion 12 causes an upshift of the toroidal-type continuously variable transmission, and suppresses the rotational speed of the forward / reverse switching mechanism 3 (see FIG. 1) when towing in the forward direction, which is often faster than when traveling backward. And its durability can be improved.
Since the forward rotational speed of the wheel decreases immediately before the end of the traction described above, the toroidal continuously variable transmission is returned to the low gear ratio by the above operation, and thus the high start prevention function is hindered. Never happen.
[0082]
When the wheels are rotated backward while the engine is stopped, when the servo piston 13 is stroked in the corresponding direction against the disc spring 52 together with the trunnion 12 by the hydraulic pressure from the output rotary drive pump 22 to the high-side piston chamber 18H, A downshift of the toroidal-type continuously variable transmission occurs, and high start can be prevented.
Here, the reverse rotation speed of the wheel is lowered, the hydraulic pressure from the output rotary drive pump 22 to the high-side piston chamber 18H is lowered, and the servo piston 13 together with the trunnion 12 is moved from the neutral position by the disc spring 52 even a little at ε in FIG. When it is stroked in the direction shown, this is fed back, and the spool 38a of the reverse shift control valve 38 is stroked in the direction indicated by the arrow ρ by the reverse recess cam, and is passed between the circuits 45 and 56.
At this time, the exhaust pressure of the high side piston chamber 18H to be performed from the high side piston chamber 18H through the circuit 43, the forward / reverse switching valve 33 (the spool 33a is pushed in for reverse rotation), the circuit 45, and the circuit 56 is This is blocked by the check valve 59b, and the internal pressure of the high-side piston chamber 18H is raised by the oil flow from the output rotary drive pump 22.
This increase in internal pressure in the high-side piston chamber 18H can cause the servo piston 13 to stroke against the disc spring 52, thereby causing a downshift of the toroidal-type continuously variable transmission and setting the transmission to the low-side gear ratio. It can be held and high start can be prevented.
[0083]
Hereinafter, the lubricating action by the lubricating circuit 47 will be described.
If the prime mover drive pump 21 is driven by the operation of the engine 1, the line pressure P is applied to the circuit 54._L Since this is the original pressure and high pressure of the toroidal-type continuously variable transmission, even if the discharge pressure is output from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 by traveling, the circuit can be overcome. 43 line pressure P_L Keeps the check valve 46 closed.
Therefore, the pump discharge pressure from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 opens the check valve 49 and supplies the hydraulic oil to the lubrication request portion such as the power roller lubrication portion, and can be lubricated.
[0084]
While the wheels are rotating while the engine is stopped, the hydraulic oil from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 is on the other hand, the forward / reverse switching valve 33, the shift control valves 37, 38, or the check valves 59a, 59b. On the other hand, a dead end is reached in the piston chamber 18H after high start prevention.
Accordingly, when the pump discharge pressure from the output rotary drive pump 22 to the circuit 32 rises and exceeds the valve opening pressure of the check valve 49, the check valve 49 is opened and the hydraulic oil is lubricated by the power roller lubrication part or the like. This can be supplied to the required location and lubricated when towing while the engine is stopped.
Even if the surplus oil from the output rotary drive pump 22 is used for lubrication as described above, if the amount of the operating oil still remains and the circuit 32 becomes high pressure, the operating oil is exceeded when the pressure exceeds the valve opening pressure of the relief valve 50. Is drained through the relief valve 50, thereby avoiding adverse effects on the circuit.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a transmission system of a toroidal continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing a main part of an output rotary drive pump in the toroidal-type continuously variable transmission.
FIG. 3 is an enlarged front view of an essential part showing the output rotary drive pump together with a forward / reverse switching valve.
FIG. 4 is a circuit diagram showing a shift control hydraulic circuit in the toroidal continuously variable transmission.
FIG. 5 is a circuit diagram showing a shift control hydraulic circuit of a toroidal continuously variable transmission according to another embodiment of the present invention.
FIG. 6 is a circuit diagram showing a shift control hydraulic circuit of a toroidal-type continuously variable transmission according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 7 is an enlarged front view of an essential part showing an output rotation drive pump together with a forward / reverse switching valve in the toroidal continuously variable transmission according to the embodiment;
FIG. 8 is an enlarged cross-sectional view of a main part of a servo piston body showing another configuration example of the output rotary drive pump.
FIG. 9 is a circuit diagram showing a shift control hydraulic circuit of a toroidal-type continuously variable transmission according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a circuit diagram showing a shift control hydraulic circuit of a toroidal-type continuously variable transmission according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 11 is an enlarged cross-sectional view of a main part of a servo piston body showing another configuration example of the output rotary drive pump in the present embodiment.
FIG. 12 is a circuit diagram showing a shift control hydraulic circuit of a toroidal-type continuously variable transmission according to still another embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
1 engine (motor)
2 Torque converter
3 Forward / backward switching mechanism
4 Front side toroidal transmission unit
5 Rear toroidal transmission unit
6 Input disk
7 Output disk
8 Power roller
9 Spindle
10 Hollow output shaft
11 Output gear
12 Trunnion
13 Servo piston (hydraulic servo mechanism)
14 Counter gear
15 Counter shaft
16 Gear set
17 Transmission output shaft
21 prime mover driven pump
22 Output rotary drive pump
24 Eccentric cam
25 Pump housing
26 Radial plunger
28 Suction port
29 Suction valve
30 Discharge port
31 Discharge valve
32 Pump hydraulic discharge circuit
33 Forward / reverse selector valve
34 D-range pressure circuit
35 R range pressure circuit
37 Forward shift control valve
38 Reverse shift control valve
39 Shift control lever
46 Check valve of pump discharge circuit
47 Lubrication circuit
48 Check valve for control pressure circuit
49 Check valve for lubrication circuit
50 relief valve
51 Elastic means
52 Elastic means
54 Main circuit
55 Subcircuit
56 Subcircuit
59 Control valve check valve

Claims

A disk that is input under reversible rotation from the prime mover,
An output disk that is coaxially disposed opposite the input disk and is always drivingly coupled to the wheels;
With power rollers that deliver power between these input and output disks,
The trunnion that rotatably supports the power roller is driven by a hydraulic servo mechanism that responds to the line pressure from the prime mover drive pump via the speed change control valve for each input rotation direction. Shifting occurs by making a stroke to offset from the position in the direction of the trunnion axis,
In the toroidal continuously variable transmission in which the power roller is returned to the neutral position when the speed change ratio is fed back to the hydraulic servomechanism to reach the command speed ratio,
An output rotary drive pump that generates hydraulic pressure in response to rotation of the wheel;
A discharge circuit for supplying hydraulic pressure from the output rotary drive pump;
A lubrication circuit that branches from the discharge circuit of the output rotary drive pump and reaches the lubrication request point;
While supplying hydraulic oil discharged from the output rotary drive pump to the lubrication request location,
The discharge pressure from the output rotary drive pump is supplied to at least one control pressure circuit among the control pressure circuits from the control pressure generation source to the hydraulic servo mechanism, each including a shift control valve for each input rotation. And a toroidal continuously variable transmission characterized in that the discharge circuit of the output rotary drive pump is connected to the at least one control circuit so as to prevent an upshift when the wheels are rotated in the corresponding direction when the prime mover is stopped. Machine.

2. The toroidal continuously variable transmission according to claim 1, wherein a shift control valve in the other control pressure circuit not connected to the discharge circuit of the output rotary drive pump offsets the trunnion to cause an upshift. A toroidal-type continuously variable transmission, characterized in that it is provided with elastic means for imparting resistance to the trunnion offset in the same direction as when it is operated.

3. The toroidal continuously variable transmission according to claim 1, wherein the prime mover driven pump is located at least one of the control pressure circuits connected to the discharge circuit of the output rotary drive pump rather than the connection location of the output rotary drive pump. A toroidal continuously variable transmission in which a check valve for preventing oil flow in a direction away from the connecting portion is inserted at a location close to the connecting portion.

The toroidal continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 3, wherein a check valve is inserted in each of a discharge circuit and a lubrication circuit of the output rotary drive pump, and the check valve is opened in the discharge circuit. A toroidal continuously variable transmission characterized in that the valve pressure is lower than the valve opening pressure of a check valve in a lubrication circuit.

5. The toroidal continuously variable transmission according to claim 4, wherein a relief valve for the output rotary drive pump is provided, and the valve opening pressure of the relief valve is made higher than the valve opening pressure of the check valve in the lubrication circuit. Toroidal-type continuously variable transmission.