JP3798200B2

JP3798200B2 - Accumulation control type accumulator

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Publication number: JP3798200B2
Application number: JP27985899A
Authority: JP
Inventors: 英晴山本
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 1999-09-30
Filing date: 1999-09-30
Publication date: 2006-07-19
Anticipated expiration: 2019-09-30
Also published as: JP2001099285A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、出力圧を制御することができるソレノイドバルブと、このソレノイドバルブの出力圧を蓄圧するアキュームレータとを、脱着可能なプラグを挟んで配置した蓄圧制御型蓄圧装置に関し、特に入力ディスクと出力ディスクとの間に摩擦ローラを配設し、この摩擦ローラの傾転状態を変更することで入出力間の変速比を変更できるようにしたトロイダル型無段変速機に好適なものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来のトロイダル型無段変速機としては、例えば特開平１０−１４８２４４号公報に記載されるものがある。このトロイダル型無段変速機は、同軸上に配設されて対をなす回転可能な入力ディスク及び出力ディスクの対向面間に形成されたトロイド状の溝内に、パワーローラと称する摩擦ローラを配設し、この摩擦ローラをトラニオンと称する支持機構で傾転可能に支持する。一方、この支持機構は、油圧シリンダによって、例えば前記摩擦ローラの軸線方向と直交し且つ入出力ディスクの軸線方向と直交する方向に駆動される。ここで、例えば摩擦ローラの軸線と入出力ディスクの軸線とがずれると、摩擦ローラの回転方向と入力ディスクからの入力方向とにずれが生じ、そのずれの力の成分が摩擦ローラを傾転し、これにより両ディスクに摩擦接触している摩擦ローラと入力ディスクとの接触半径及び出力ディスクとの接触半径が変わるので、入出力間の変速比が変化する。
【０００３】
このようなトロイダル型無段変速機の油圧回路としては、例えば特開平１１−３０３１７号公報に記載されるものがある。この油圧回路では、所謂ライン圧の一部からパイロットバルブによって各制御弁のパイロット圧を創成すると共に、そのパイロット圧の一部を用いて、ライン圧ソレノイドバルブによりスロットル圧、つまりエンジンの負荷状態に応じた油圧を創成し、このスロットル圧を用いて、例えばトルクコンバータのロックアップ機構のロックアップ或いはその解除を制御するようにしている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、実際に油圧回路を構成してみると、前記スロットル圧のアキュームレータ、つまり蓄圧機構が必要であることが分かった。更に、バルブボディのスペースの関係から、前記ライン圧ソレノイドバルブとスロットルアキュームレータとをプラグを介して直列に配置しなければならない。また、このようにレイアウトしたとき、各構成部品の交換等のために、プラグは脱着可能である必要がある。つまり、脱着可能なプラグを挟んでライン圧ソレノイドバルブとスロットルアキュームレータとを配置しなければならない。より具体的なレイアウトとしては、プラグ、アキュームレータのピストン、スプリングを同一のシリンダボディに収納し、全体としては、アキュームレータ自身の蓄圧量を制御可能とした蓄圧装置になる。
【０００５】
しかしながら、前記プラグを脱着可能としたために、種々の公差が累積され、結果的にアキュームレータのピストンを押圧するスプリングがシリンダボアの内部で斜めになってしまう恐れがある。このようにピストンを押圧するスプリングが斜めになると、ピストンとシリンダボアとの軸線が斜めになり、或いは斜めにしようとする押圧力が作用し、結果的にピストンとシリンダボアとが強く擦れて摩耗が生じるという問題が生じる。スプリングがシリンダボア内部で斜めにならないようにするためには、比較的大きな予圧をスプリングに負荷しておけばよいが、そのようにすると蓄圧の初期値が大きくなるので、例えば前記スロットル圧が十分に小さくならないという不具合が生じる。
【０００６】
また、これらとは個別に、デューティ駆動されるソレノイドバルブの振動やプラグを挟んだ両側の油圧力によってプラグ自体が振動し、シリンダボアと擦れてプラグ自体が摩耗するという問題もある。
本発明はこれらの諸問題に鑑みて開発されたものであり、脱着可能なプラグを挟んでソレノイドバルブとアキュームレータとを配置したとき、公差の累積によってスプリングが斜めになるのを防止し、もってピストンやシリンダボアが摩耗するのを抑制防止したり、プラグ自体の振動によってそれが摩耗するのを防止したりすることができる蓄圧制御型蓄圧装置を提供することを目的とするものである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記諸問題を解決するために、本発明の蓄圧制御型蓄圧装置は、出力圧を制御可能なソレノイドバルブと、該ソレノイドバルブの出力圧を蓄圧するアキュームレータとを、バルブボディと前記ソレノイドバルブとを連通する回路を備え且つ脱着可能なプラグを挟んで配置し、アキュームレータのピストン及びそれを押圧するスプリングと前記プラグとを同一のシリンダボア内に収納した蓄圧制御型蓄圧装置であって、前記ピストンを押圧するスプリングと、当該スプリングを挟んで当該ピストン底部と反対側に配設され且つ当該スプリングをピストン中心位置に規制するシートとを一体化し、且つ前記プラグの外周面に、接触する相手部材より硬度の高い表面硬化処理を施したことを特徴とするものである。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明のトロイダル型無段変速機の一実施形態を添付図面に基づいて説明する。
まず、本実施形態のトロイダル型無段変速機の概略構成について、図１を用いて、入力側から出力側の順に簡潔に説明する。図示されない発動機であるエンジンの回転力は、ミッションケース１内のトルクコンバータ４を介してインプットシャフト２に入力される。このインプットシャフト２の図示右方には、動力伝達用回転軸としてＣＶＴシャフト３が同軸に配設されている。前記インプットシャフト２にはオイルポンプ５が取付けられており、そのオイルポンプ５の図示右方には、遊星歯車機構８の固定要素切換えによってＣＶＴシャフト３への入力回転方向を切換えるための前進クラッチ機構６及び後進クラッチ機構７を備えた前後進切換機構９が配設されている。また、前記ＣＶＴシャフト３には、トロイド状の二つのキャビティ，つまり溝部を構成する第１及び第２トロイダル変速機構１０，１１が互いに軸線方向に離間して配設されている。なお、前記トルクコンバータ４は、所謂ロックアップ機構付きのものである。
【００１０】
前記インプットシャフト２及びＣＶＴシャフト３間には、前記インプットシャフト２にニードルベアリング１２を介して回転自在に支持されて前記前後進切換機構９の遊星歯車機構８を構成するサンギヤ１３と、このサンギヤ１３に形成されている爪部１３ａに係合し且つＣＶＴシャフト３に回転自在に支持されたローディングカム１４と、このローディングカム１４に係合ローラ１５を介して連結され且つＣＶＴシャフト３にボールスプライン１６を介して支持された入力ディスク１７とが介装されている。また、前記係合ローラ１５は保持器４１で回転自在に保持されている。従って、前記インプットシャフト２に伝達されたエンジンからの回転力は、前後進切換機構９を介してサンギヤ１３の爪部１３ａからローディングカム１４、係合ローラ１５、入力ディスク１７及びボールスプライン１６を順次経由してＣＶＴシャフト１３に伝達されるようになっている。
【００１１】
また、前記ローディングカム１４及び入力ディスク１７の係合ローラ１５当接面は、互いに逆向きで、次第にスラスト方向に高くなるカム面が形成されており、係合ローラ１５がこれらのカム面のリードに沿って移動することで入力トルクに比例したトルク伝達用ＣＶＴシャフト３の軸線方向への推力，つまりスラスト力を発生するようになっている。また、前記入力カムであるローディングカム１４と出力カムである入力ディスク１７との間には、両者を離反させる方向に力を作用させ、予圧を付与するための皿バネ４２が介装されている。また、このローディングカム１４と入力ディスク１７との間に所定の油圧を供給することで、前記軸線方向への推力，つまりスラスト力を調整できるようにもなっている。なお、前記ローディングカム１４は、ボールベアリング４４によってＣＶＴシャフト３に回転可能に支持されている。
【００１２】
第１及び第２トロイダル変速機構１０，１１から先に説明すると、第１トロイダル変速機構１０は、前記係合ローラ１５に接する面と反対側の面にトロイド面１７ａが形成される上述の入力ディスク１７と、この入力ディスク１７の対向面にトロイド面１８ａが形成され、二つのトロイド面で第１のキャビティを構成する，ＣＶＴシャフト３に回転自在に支持される出力ディスク１８と、前記入力ディスク１７のトロイド面１７ａと出力ディスク１８のトロイド面１８ａとで構成される溝部，つまりキャビティに対して傾転可能に接触するパワーローラ（摩擦ローラ）２９とを備えている。前記パワーローラ２９は、トラニオンと称する支持機構によって傾転可能に支持されており、このトラニオンを、ステップモータによってサーボ作動する油圧シリンダで操作することにより、当該パワーローラ２９と入力ディスク１７及び出力ディスク１８との夫々の径方向の接触位置，即ち接触半径を変え、入力ディスク１７と出力ディスク１８との間の回転速度比，即ち変速比を連続的に変化させることができるようになっている。
【００１３】
また、前記第２トロイダル変速機構１１は、前記第１トロイダル変速機構１０と同様に入力ディスク１９，出力ディスク２０，パワーローラ（摩擦ローラ）３０，支持機構及び油圧駆動装置を有するが、ＣＶＴシャフト３にボールスプライン２１を介して外嵌されている入力ディスク１９が、前記第１トロイダル変速機構１０から遠い側に配置されると共に、出力ディスク２０は第１トロイダル変速機構１０に近い側に配置されている。つまり、第１トロイダル変速機構１０と第２トロイダル変速機構１１とは、図面上で線対称となるように構成されている。また、第１トロイダル変速機構１０の出力ディスク１８とＣＶＴシャフト３との間にはローラベアリング３８が、第２トロイダル変速機構１１の出力ディスク２０とＣＶＴシャフト３との間にはローラベアリング３９が夫々介装されている。
【００１４】
互いに対向する前記出力ディスク１８，２０の背面の間には出力合成ギヤ２２が配設されており、この出力合成ギヤ２２の中心部両端から軸線方向に突設された筒軸部１８ｂ，２０ｂが、各出力ディスク１８，２０の内部でそれらとスプライン結合されている。また、出力合成ギヤ２２は、トランスミッションケース１の内周壁に固着されたギヤハウジング２３ａ，２３ｂにベアリング２４を介して回転自在に支持されている。また、出力合成ギヤ２２はドリブンギヤ２５に噛合しており、このドリブンギヤ２５は前記ギヤハウジング２３ｂにベアリング２６を介して回転自在に支持されている。また、ドリブンギヤ２５の中心部にはカウンターシャフト２７の一端がスプライン結合されており、このカウンターシャフト２７の他端はローラベアリング３５を介してトランスミッションケース１に回転自在に支持されていることから、両者は一体に回転するようになっている。従って、前記ＣＶＴシャフト３に伝達されたエンジンからの回転力は、前記第１及び第２トロイダル変速機構１０，１１の入力ディスク１７，１９に分解され、前述したパワーローラ２９，３０の傾転動作による所定の変速比で各トロイダル変速機構１０，１１の出力ディスク１８，２０に伝達された後、この出力合成ギヤ２２で合成され、ドリブンギヤ２５，カウンターシャフト２７及びギヤ列２８を順次経由してアウトプットシャフト３３に伝達される。なお、前記第２トロイダル変速機構１１の入力ディスク１９の背面には皿バネ４３が介装されており、その出力側に螺合したナット４０の締付けトルクを調整することで、前記皿バネ４２との間で発生するスラスト力の予圧状態を調整することができるようになっている。また、前記カウンターシャフト２７のドリブンギヤ２５側端部に、バルブを切り替えるためのリバースセンサが取付けられている。
【００１５】
前記ギヤ列２８は、前記カウンターシャフト２７の他端部に形成されたカウンターアウトプットギヤ３１と、これに噛合する後述のアイドラギヤと、このアイドラギヤに噛合し且つ前記アウトプットシャフト３３のＣＶＴシャフト３側端部に形成されたアウトプットギヤ３２とからなる。これらのギヤ列２８及びアウトプットシャフト３３等は、前記ミッションケース１の後端部に接合されたエクステンションケース３４内に収納される。また、前記カウンターシャフト２７の後端部、つまり前記カウンターアウトプットギヤ３１の両側は、ミッションケース１側との間に介装されたローラベアリング３５及びエクステンションケース３４との間に介装されたローラベアリング３６によって回転自在に支持されている。また、前記アウトプットシャフト３３は、そのアウトプットギヤ３２側が、ミッションケース１の後面部に設けられたリヤ接合面部３７との間に介装されたローラベアリング３８、ＣＶＴシャフト３の後端部との間に介装されたニードルベアリング３９によって回転可能に支持され、その出力端側、つまり後端側が、エクステンションケース３４との間に介装されたローラベアリング４５によって回転可能に支持されている。なお、図中の符号４６は、前記アウトプットシャフト３３にスプライン結合されたパーキングギヤ、符号４７はアウトプットシャフト３３に形成されたスピードメータギヤ、符号４８は、エクステンションケース３４との間に形成されたエアブリーザー室、符号４９は、前記アウトプットシャフト３３を位置決めするナットである。
【００１６】
次に、前記各トロイダル変速機構による変速制御について簡潔に説明する。図２は、前記第１トロイダル変速機構１０のキャビティ中央部の車両後方向き縦断面を示す。図中に対向する二つのパワーローラ２９は、同図中の軸線Ｏ₁上に配置した前記第２トロイダル変速機構１０の入力ディスク（図示していない）と出力ディスク１８との間に回転動力が伝達可能に対向配置されており、これらパワーローラ２９は、夫々図示右方のトラニオン１０１ＦＬ，図示左方のトラニオン１０１ＦＲに偏心軸１０２を介して回転自在に支持されていると共に、それらトラニオン１０１ＦＬ，１０１ＦＲの上端間がアッパリンク機構１０３のアッパリンク１０４を介して横方向に連結され、下端間がロワリンク機構１０５のロワリンク１０６を介して連結されている。
【００１７】
このうち、パワーローラ２９を回転自在に支持している図示右方のトラニオン１０１ＦＬは、パワーローラ回転軸線Ｏ₂が入出力ディスク回転軸線Ｏ₁に交差している図示の中立位置から、パワーローラ回転軸線Ｏ₂と直交する首振り軸線Ｏ₃の方向へオフセットするように、この首振り軸線Ｏ₃の方向へ変位し、且つ首振り軸線Ｏ₃の周りに傾転可能となっている。
【００１８】
そして、前記ロワリンク１０６が連結しているトラニオン１０１ＦＬの下部に、トラニオンシャフト１０７の上端部がピン１０８を介して閂結合されており、このトラニオンシャフト１０７に、油圧シリンダ１０９のピストン１１０ＦＬのピストンボス部１１０ａが外嵌し、トラニオンシャフト１０７の下端に形成した雄ねじに、ナット１１１を螺合してピストンボス部１１０ａを締付けることにより、前記ピストン１１０ＦＬがトラニオンシャフト１０７を介してトラニオン１０１ＦＬに一体化されている。また、前記ピストン１１０ＦＬを収容しているシリンダボディ１１２は、ピストン１１０ＦＬよりナット１１１側に第１油室１１３ａを画成し且つピストン１１０ＲＬよりトラニオン１０１ＦＬ側に第２油室１１３ｂを画成しており、指令変速比に基づいて後述するフォワードシンクロバルブ又はリバースシンクロバルブで生成した作動油圧がそれぞれ供給される。そして、第１及び第２油室１１３ａ、１１３ｂの差圧に応じてピストン１１０ＦＬが首振り軸線Ｏ₃方向に所定量だけ変位し、このピストン１１０ＦＬの変位により、トラニオン７６ＦＬを入出力ディスク１７、１８に対して首振り軸線Ｏ₃方向に変位（オフセット）させ、このオフセットによりパワーローラ２９が変速指令に対応した方向へ傾転角を変更する。
【００１９】
また、パワーローラ２９を回転自在に支持している図示左方のトラニオン１０１ＦＲの下部にも、トラニオンシャフト１０７の上端部がピン１０８を介して閂結合されており、このトラニオンシャフト１０７に、油圧シリンダ１０９のピストン１１０ＦＲのピストンボス部１１０ａ及びプリセスカム１１４が外嵌し、トラニオンシャフト１０７の下端に形成した雄ねじにナット１１１を螺合してピストンボス部１１０ａ及びプリセスカム１１４を締付けることにより、ピストン１１０ＦＲがトラニオンシャフト１０７を介してトラニオン１０１ＦＲに一体化されている。また、前記ピストン１１０ＦＲを収容しているシリンダボディ１１２は、ピストン１１０ＦＲよりトラニオン１０１ＦＲ側に第１油室１１０ａを画成し且つピストン１１０ＦＲよりナット１１１側に第２油室１１０ｂを画成しており、前記フォワードシンクロバルブ又はリバースシンクロバルブで生成した作動油圧がそれぞれ供給される。そして、第１及び第２油室１１０ａ、１１０ｂの差圧に応じてピストン１１０ＦＲが首振り軸線Ｏ₃方向に所定量だけ変位し、このピストン１１０ＦＲの変位により、トラニオン１０１ＦＲを入出力ディスク１７、１８に対して首振り軸線Ｏ₃方向に変位（オフセット）させ、このオフセットによりパワーローラ２９が変速指令に対応した方向へ傾転角を変更する。
【００２０】
ここで、前記プリセスカム１１４には、前記首振り軸線Ｏ₃方向に傾斜した案内溝１１４ａが、形成されており、この案内溝１１４ａに、図示されないステッピングモータによって駆動される変速リンク１１５の端部が係合して、前記トラニオン４６ＦＲに取付けられたパワーローラ２９の変位（オフセット量及び傾転量）を前記フォワードシンクロバルブ又はリバースシンクロバルブにフィードバックしているが、変速リンク１１５の端部の上面が案内溝１１４ａに常時接触するように、変速リンク１１５に係合しているばね部材（図示せず）から首振り軸線Ｏ₃方向の上方に向かう付勢力（図４の符号Ｆａ）がピストン１１０ＦＲに作用している。
【００２１】
なお、前記第２トロイダル変速機構１１では、車両左方のパワーローラ３０が、前記図３で示したパワーローラ２９を支持している図示右方の支持構造と略同一の支持構造で支持されており、ピストン１１０ＲＬを収容しているシリンダボディ１１２は、当該ピストン１１０ＲＬよりトラニオン１０１ＲＬ側に第１油室１１３ａを画成し、当該ピストン１１０ＲＬよりナット１１１側に第２油室１１３ｂを画成しており、指令変速比に基づいて前記フォワードシンクロバルブ又はリバースシンクロバルブで生成した作動圧がそれぞれ供給される。そして、第１及び第２油室１１３ａ、１１３ｂの差圧に応じてピストン１１０ＲＬが首振り軸線Ｏ₃方向に所定量だけ変位し、このピストン１１０ＲＬの変位により、トラニオン１０１ＲＬを入出力ディスク１９、２０に対して首振り軸線Ｏ₃方向に変位（オフセット）させ、このオフセットによりパワーローラ３０が変速指令に対応した方向へ傾転角を変更する。
【００２２】
また、車両右方のパワーローラ３０を支持する構造も、前記図２に示す図示右方のパワーローラ２９のそれと同様であり、ピストン１１０ＲＲを収容しているシリンダボディ１１２は、当該ピストン１１０ＲＲよりトラニオン１０１ＲＲ側に第１油室１１３ａを画成し、当該ピストン１１０ＲＲよりナット１１１側に第２油室１１３ｂを画成している。そして、第１及び第２油室１１３ａ、１１３ｂの差圧に応じてピストン１１０ＲＲが首振り軸線Ｏ₃方向に所定量だけ変位し、このピストン１１０ＲＲの変位により、トラニオン１０１ＲＲを入出力ディスク１９、２０に対して首振り軸線Ｏ₃方向に変位（オフセット）させ、このオフセットによりパワーローラ３０が変速指令に対応した方向へ傾転角を変更する。
【００２３】
そして、エンジンを駆動した通常の前進走行中では、後述するフォワードシンクロバルブからの供給圧により前記各油圧シリンダ１０９の第１油室１１３ａの油圧を高くし、相対的に第２油室１１３ｂの油圧を低くして両者間に差圧を生じさせると、ピストン１１０ＦＲ〜１１０ＲＲが首振り軸線Ｏ₃方向に沿う実線矢印Ｓ_Uにストロークする。これにより、前記パワーローラ２９，３０の軸線Ｏ₂と入出力ディスクの軸線Ｏ₁とがずれ、その結果、例えばパワーローラ２９，３０の回転方向と入力ディスク１７，１９からの入力方向とにずれが生じ、このずれの力の成分がパワーローラ２９，３０を前記トラニオン１０１ＦＬ〜１０１ＲＲの首振り軸線Ｏ₃を中心として傾転させ、これによりパワーローラ２９，３０と入力ディスク１７，１９及び出力ディスク１８，２０との接触半径が変化し、入出力間の変速比が変化し、この場合は、車両減速比が小さくなる方向，即ち変速比をハイ側に変更してアップシフトする。逆に、前記各油圧シリンダ１０９の第１油室１１３ａの油圧を低くし、相対的に第２油室１１３ｂの油圧を高くして両者間に差圧を生じさせると、ピストン１１０ＦＲ〜１１０ＲＲが破線矢印Ｓ_Dにストロークし、その結果、前述と逆向きにパワーローラ２９，３０が傾転して、この場合は、車両減速比が大きくなる方向，即ち変速比をロー側に変更してダウンシフトする。
【００２４】
このパワーローラ２９，３０の傾転方向やトラニオン１０１ＦＬ〜１０１ＲＲの変位方向は、前記回転軸３を挟む一対のパワーローラ２９，３０間で全く逆方向となり、そのバランスを前記アッパリンク装置１０３やロワリンク装置１０５でとるようにしている。また、前述のように第１トロイダル変速機構１０の入力ディスク１７と第２トロイダル変速機構１１の入力ディスク１９とが回転軸３と共に同期回転し且つ第１トロイダル変速機構１０の出力ディスク１８と第２トロイダル変速機構１１の出力ディスク２０とは出力ギヤ２２で連結されているので、各トロイダル変速機構１０，１１のパワーローラ２９，３０の傾転は完全に同期して傾転しなければならない。従って、前述した各油圧シリンダへの作動油圧の供給は、図示されないサーボ機構を介して、油圧制御弁から同時に行われる。
【００２５】
次に、この無段変速機の油圧制御装置について図３を用いて説明する。この油圧制御装置の基本的な構造は、例えば特開平５−３９８４７号公報に記載されるものと同等であり、また回路を構成するバルブなどの構成要素も、従来既存の自動変速機と同等であることから、図中の符号と名称、及び簡単な機能の説明に止める。
【００２６】
オイルポンプ吐出側（図ではＯ／Ｐ吐出）からの供給圧は、ライン圧リリーフバルブ２０１を介して、プレッシャーレギュレータバルブ２０２に供給される。このプレッシャーレギュレータバルブ２０２は、後述するライン圧ソレノイドバルブからの出力圧、つまりスロットル圧をパイロット圧として、オイルポンプからの吐出圧を、走行状態に応じた最適なライン圧Ｐ_Lに調圧するものである。
【００２７】
図中の符号２１１は、前記ライン圧を調圧して、各バルブ駆動に適したパイロット圧を創成するパイロットバルブである。このパイロットバルブ２１１で創成されたパイロット圧の一部をロックアップソレノイドバルブ２１２で調圧し、ロックアップコントロールバルブ２１３のパイロット圧として供給する。そして、ロックアップコントロールバルブ２１３は、ライン圧の分圧をロックアップ圧に調圧して、前記トルクコンバータ４のロックアップ機構の締結（図ではＴ／ＣＡＰＰ）側又はその解除（図ではＴ／ＣＲＥＬ）側に供給する。なお、図中の符号２１４は、ロックアップレギュレータバルブであり、前記スロットル圧に基づいて前記ロックアップコントロールバルブ２１３を駆動し、前記ロックアップ圧を調圧するものである。また、符号２１５は、トルコンレギュレータバルブであり、前記ロックアップレギュレータバルブ２１４の出力圧に応じて、前記ロックアップコントロールバルブ２１３への供給圧を調圧するものである。また、符号２１６は、前記トルコンレギュレータバルブ２１５を介して前記ロックアップコントロールバルブ２１３への供給圧を抜圧するトルコンリリーフバルブである。また、符号２１７，２１８はチェックバルブである。
【００２８】
一方、前記パイロット圧の一部は、ライン圧ソレノイドバルブ２２１でスロットル圧Ｐ_THに調圧される。このスロットル圧Ｐ_THの一部はスロットルアキュームレータ２２２に蓄圧される。また、このスロットルアキュームレータ２２２の背圧は、前記ライン圧Ｐ_L、つまり走行状態に応じてアキュームコントロールバルブ２２３によって調圧される。
【００２９】
図中の符号２３１は、前記フォワードシンクロバルブであり、前記ステッピングモータによって駆動される変速リンクでパワーローラの変位をフィードバックしながら、前記ライン圧Ｐ_Lを元に、前記油圧シリンダ１０９の第１油室１１３ａ（図中のＡ）へのアップシフト圧Ｐ_Hi又は第２油室１１３ｂ（図中のＢ）へのダウンシフト圧Ｐ_LOを調圧し、変速比を制御するものである。また、符号２３２は、前記リバースシンクロバルブであり、前記ステッピングモータによって駆動される変速リンクでパワーローラの変位をフィードバックしながら、前記ライン圧Ｐ_Lを元に、前記油圧シリンダ１０９の第１油室１１３ａへのアップシフト圧Ｐ_Hi又は第２油室１１３ｂへのダウンシフト圧Ｐ_LOを調圧し、変速比を制御するものである。また、符号２３３は、リバースドライブバルブであり、前記リバースセンサで駆動され、車両の後退時に前記ライン圧Ｐ_Lを前記リバースシンクロバルブ２３２に供給し、前記フォワードシンクロバルブ２３１で調圧されたアップシフト圧Ｐ_Hi及びダウンシフト圧Ｐ_LOを遮断し、前記リバースシンクロバルブ２３２を前記油圧シリンダ１０９の第１油室１１３ａ又は第２油室１１３ｂに接続するものである。また、符号２３４はチェックバルブ、符号２３５はチェックボールである。
【００３０】
また、前記ライン圧Ｐ_Lの一部は、クラッチリデューシングバルブ２４１で所定圧まで減圧される。この減圧されたクラッチ圧は、セレクトレバーで操作されるマニュアルバルブ２４２によって、前記前進クラッチ機構６（図ではＦＷＤ／Ｃ）又は後退クラッチ機構７（図ではＲＥＶ／Ｃ）の何れかに切替えられる（但し、Ｐレンジ或いはＮレンジでは遮断）。
【００３１】
前記マニュアルバルブ２４２で切替えられたフォワードクラッチ圧Ｐ_FWD/Cは、フォワードクラッチチョーク２５１を介して前進クラッチ機構６に供給される。なお、図中の符号２５３は圧力センサである。また、符号２５４はフォワードクラッチアキュームレータ、符号２５２はチェックボールである。
一方、前記マニュアルバルブ２４２で切替えられたリバースクラッチ圧Ｐ_REV/Cは、リバースクラッチチョーク２６１を介して後退クラッチ機構７に供給される。なお、図中の符号２６３はリバースクラッチアキュームレータ、符号２６２はチェックボールである。
【００３２】
この油圧回路中、前記ライン圧ソレノイドバルブ２２１及びスロットルアキュームレータ２２２の具体的な構成を図４に示す。本実施形態では、前記油圧回路を収納するバルブボディのスペースの関係から、このライン圧ソレノイドバルブ２２１とスロットルアキュームレータ２２２とを直列に並べて配置する必要が生じた。そのため、両者の間にプラグ３０１を介装し、スロットルアキュームレータ２２２のスプリング３０２、ピストン３０３、プラグ３０１の順に、同一のシリンダボア３０４内に収納し、最後にソレノイドバルブ２２１を取付けるように構成する。但し、このような配列にしたとき、スロットルアキュームレータ２２２のピストン２０３やスプリング３０２を交換するためなどの目的から、プラグ３０１は脱着可能である必要があり、本実施形態では、シリンダボディ３０６との間にピン３０５を打ち込み、前記スプリング３０２の弾性力や、スロットルアキュームレータ２２２のシリンダボア３０４内の油圧によって、図示左方にプラグ３０１が押付けられて固定されるように構成した。
【００３３】
前記プラグ３０１には、バルブボディとライン圧ソレノイドバルブ２２１とを連通する回路が形成されており、図４では、前記プラグ３０１の中央部下方から前記パイロット圧Ｐ_Pが供給され、その一部をライン圧ソレノイドバルブ２２１で抜いて、プラグ３０１の左方からスロットル圧Ｐ_THを出力する。そして、このスロットル圧Ｐ_THが、図示されない油路を経てスロットルアキュームレータ２２２のピストン３０３の左方、つまりプラグ３０１の右方に供給され、蓄圧される。このような構成とすることにより、前記スプリング３０２，ピストン３０３，プラグ３０１，及びライン圧ソレノイドバルブ２２１を収納するシリンダボア３０４を一度の加工で形成することができる。また、プラグ３０１の内部に油圧回路を形成することにより、スロットルアキュームレータ２２２とライン圧ソレノイドバルブ２２１との距離を詰めることができるので、一連の油圧回路の軸方向長さを短くすることができる。また、プラグ３０１がピストン３０３の抜け止めを兼任するため、スロットルアキュームレータ２２２とライン圧ソレノイドバルブ２２１とを個別に配設する場合に比して省スペースが可能となる。
【００３４】
しかしながら、前記プラグ３０１の両側に発生するスロットル圧Ｐ_THには、僅かな応答遅れがあり、微小ながら圧力差が発生することもある。また、前記ライン圧ソレノイドバルブ２２１はデューティ駆動されるので、微振動が繰り返される。このライン圧ソレノイドバルブ２２１の振動や、前記プラグ３０１の両側の圧力差等により、プラグ３０１自体が振動し、それによってプラグ３０１が摩耗する恐れがある。そのため、本実施形態では、前記シリンダボア３０４に摺接するプラグ３０１の外周面にアルマイト処理等の表面硬化処理を施し、プラグ３０１が振動しても、それが摩耗しないように対応した。
【００３５】
一方、前記スロットルアキュームレータ２２２のスプリング３０２を挟んだピストン３０３の底部と反対側には、当該スプリング３０２をピストン中心位置に規制するためのシート３００がシリンダボア３０４の底面との間に介装されており、本実施形態では、当該シート３００の内径部分をスプリング３０２の内径側に折り曲げて両者を一体化している。このようにすることにより、シート３００はシリンダボア３０４の径方向に位置決めされるので、スプリング３０２もシリンダボア３０４に対して一意の位置、つまりピストン中心に位置に位置決めされ、斜めに傾いたりすることがない。即ち、本実施形態では、前記プラグ３０１を脱着可能としたため、スプリング３０２からライン圧ソレノイドバルブ２２１までの公差が全て累積されてしまい、シート３００とスプリング３０２とを一体化しないと、スプリング３０２がシリンダボア３０４に対して斜めになるか、若しくはスプリング３０２の予圧が高くなりすぎてアキュームレータ２２２の蓄圧設定圧（作動圧）を小さく設定できなくなってしまう。そして、スプリング３０２が斜めになると、前述のようにピストン３０３とシリンダボア３０４とが強く擦れて摩耗してしまう。
【００３６】
図５には、前記シート３００の厚さに対して、スプリング３０２（図ではＴＨ／ＡＣＣＵＭＳＰＲ）のたわみ量がどのように変化するかを示した。スプリング３０２のたわみ量は、即ちスロットルアキュームレータ２２２（図ではＴＨ／ＡＣＣＵＭ）のアキューム作動圧に比例する。また、公差の累積方向については、プラグ３０１がスロットルアキュームレータ２２２側に寄るほどスプリング３０２のたわみ量は正方向に大きく（アキューム作動圧は高く）なり、ライン圧ソレノイドバルブ２２１側に寄るほどスプリング３０２のたわみ量は負方向に大きく（アキューム作動圧は低く）なる。図には、プラグ３０１がスロットルアキュームレータ２２２側に寄る場合をＰＬＵＧＡＣＣＵＭ側とし、プラグ３０１がライン圧ソレノイド２２１側に寄る場合をＰＬＵＧＳＯＬ側とし、累積公差が最大値のときと、最小値のときとで、どのようにスプリング３０２のたわみ量、つまりアキューム作動圧が変化するのかを示している。
【００３７】
同図から明らかなように、シート３００の厚さを最小としたとき、プラグ３０１がライン圧ソレノイドバルブ２２１側に、公差の最大値で寄ったときに、最もスプリング３０２のたわみ量が負方向に大きく（アキューム作動圧が低く）なっている。これは、逆に言うと、プラグ３０１がライン圧ソレノイドバルブ２２１側に、公差の最大値で寄ったときに、スプリング３０２のたわみ量を零（アキューム作動圧を零）にするためには、最もシート３００を厚くしなければならないことを意味する。しかしながら、シート３００を厚くしたにも関わらず、今度はプラグ３０１がライン圧ソレノイドバルブ２２１側に寄ると、その板厚分だけ、スプリング３０２のたわみ量が正方向に大きくなり、同時にアキューム作動圧が高くなってしまうことになる。つまり、シート３００を厚くしても、アキューム作動圧が高くなりすぎてしまうし、シート３００が薄くても、予圧が抜けてスプリングが斜めになってしまうという矛盾が生じる。そこで、本実施形態では、前述のように必要最小厚さのシート３００とスプリング３０２とを一体化することにより、二つの問題を同時に解決できるようにしたのである。その結果、本実施形態では、スプリング３０２がシリンダボア３０４に対して斜めに傾くことがなく、従ってピストン３０３とシリンダボア３０４との擦れや摩耗を抑制防止することができる。
【００３８】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明の蓄圧制御型蓄圧装置によれば、回路が形成されたプラグを挟んでソレノイドバルブとアキュームレータとを配置し、アキュームレータのピストン及びスプリングとプラグとを同一のシリンダボア内に収納する際、スプリングとスプリングシートとを一体化したことにより、シートがピストン中心位置に位置決めされるので、スプリングがシリンダボアに対して斜めになることがなく、そのためピストンとシリンダボアとが擦れたり両者が摩耗したりすることがない。
【００３９】
また、プラグの外周面に表面硬化処理を施したことにより、デューティ駆動されるソレノイドバルブの振動やプラグを挟んだ両側の油圧力によってプラグ自体が振動しても、シリンダボアとの擦れによるプラグ自体の摩耗を抑制防止することができる。
【００４０】
また、内部に油圧回路を設けたプラグを挟んでソレノイドバルブとアキュームレータとを配設することにより、それらを収納するシリンダボアを一度に加工できるとか、軸寸法の短縮、省スペースなどが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】トロイダル型無段変速機の一例を示す縦断面図である。
【図２】図１のトロイダル型無段変速機に用いられるパワーローラ支持機構、油圧シリンダの構成を示す縦断面図である。
【図３】図１のトロイダル型無段変速機の油圧回路の一例を示す回路図である。
【図４】図３の油圧回路におけるソレノイドバルブとアキュームレータとの構成説明図である。
【図５】図４のアキュームレータのスプリングシート厚さとスプリングのたわみ量との関係を示す説明図である。
【符号の説明】
１はトランスミッションケース
２はインプットシャフト
３はＣＶＴシャフト
４はトルクコンバータ
９は前後進切換機構
１０は第１トロイダル変速機構
１１は第２トロイダル変速機構
１７、１９は入力ディスク
１８、２０は出力ディスク
２９、３０はパワーローラ
１０１ＦＬ〜１０１ＲＲはトラニオン
１０９は油圧シリンダ
２２１はライン圧ソレノイドバルブ
２２２はスロットルアキュームレータ
３００はシート
３０１はプラグ
３０２はスプリング
３０３はピストン
３０４はシリンダボア
３０５はピン[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a pressure accumulation control type pressure accumulator in which a solenoid valve capable of controlling an output pressure and an accumulator for accumulating the output pressure of the solenoid valve are arranged with a detachable plug interposed therebetween, and more particularly, an input disk and an output This is suitable for a toroidal continuously variable transmission in which a friction roller is disposed between the disk and the tilting state of the friction roller can be changed to change the speed ratio between input and output.
[0002]
[Prior art]
An example of a conventional toroidal continuously variable transmission is disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 10-148244. In this toroidal-type continuously variable transmission, a friction roller called a power roller is arranged in a toroidal groove formed between opposing surfaces of a pair of rotatable input disks and output disks that are coaxially arranged. The friction roller is tiltably supported by a support mechanism called a trunnion. On the other hand, this support mechanism is driven by a hydraulic cylinder, for example, in a direction perpendicular to the axial direction of the friction roller and perpendicular to the axial direction of the input / output disk. Here, for example, if the axis of the friction roller deviates from the axis of the input / output disk, a deviation occurs between the rotation direction of the friction roller and the input direction from the input disk, and the component of the force of the displacement causes the friction roller to tilt. As a result, the contact radius between the friction roller that is in frictional contact with both disks and the input disk and the contact radius with the output disk change, so that the gear ratio between the input and output changes.
[0003]
An example of a hydraulic circuit for such a toroidal continuously variable transmission is disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-30317. In this hydraulic circuit, a pilot pressure of each control valve is created from a part of the so-called line pressure by a pilot valve, and a part of the pilot pressure is used to adjust the throttle pressure, that is, the engine load state by a line pressure solenoid valve. A corresponding hydraulic pressure is created, and this throttle pressure is used to control, for example, lockup or release of the lockup mechanism of the torque converter.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, when the hydraulic circuit was actually constructed, it was found that the throttle pressure accumulator, that is, a pressure accumulating mechanism was necessary. Furthermore, the line pressure solenoid valve and the throttle accumulator must be arranged in series via a plug because of the space of the valve body. Moreover, when laying out in this way, the plug needs to be detachable in order to replace each component. That is, the line pressure solenoid valve and the throttle accumulator must be arranged with a detachable plug interposed therebetween. As a more specific layout, the plug, the accumulator piston, and the spring are housed in the same cylinder body, and as a whole, the accumulator can control the accumulator amount.
[0005]
However, since the plug can be detached, various tolerances are accumulated, and as a result, the spring that presses the piston of the accumulator may be inclined inside the cylinder bore. When the spring that presses the piston is inclined in this way, the axial line between the piston and the cylinder bore is inclined, or a pressing force to be inclined acts, and as a result, the piston and the cylinder bore are strongly rubbed and wear occurs. The problem arises. In order to prevent the spring from slanting inside the cylinder bore, it is sufficient to apply a relatively large preload to the spring. However, if this is done, the initial value of the accumulated pressure becomes large. The problem of not becoming smaller occurs.
[0006]
In addition, separately from these, there is a problem that the plug itself vibrates due to vibration of the solenoid valve driven by duty and the oil pressure on both sides sandwiching the plug, and the plug itself is worn by rubbing against the cylinder bore.
The present invention was developed in view of these problems, and when a solenoid valve and an accumulator are arranged with a detachable plug interposed therebetween, the spring is prevented from being inclined due to the accumulation of tolerances, and thus the piston It is an object of the present invention to provide a pressure accumulation control type pressure accumulating apparatus that can suppress or prevent wear of a cylinder bore and wear of the plug due to vibration of the plug itself.
[0007]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problems, the present invention Accumulation of The pressure control type accumulator includes a solenoid valve capable of controlling an output pressure, an accumulator for accumulating the output pressure of the solenoid valve, and a circuit for communicating the valve body and the solenoid valve. And removable A pressure accumulation control type pressure accumulating device, which is arranged with a plug interposed therebetween and accommodates a piston of an accumulator and a spring that presses the piston in the same cylinder bore, and the spring that presses the piston and the spring A seat that is disposed on the side opposite to the bottom of the piston and that restricts the spring to the piston center position is integrated. In addition, the outer peripheral surface of the plug was subjected to a surface hardening treatment having a hardness higher than that of the mating member to be contacted. It is characterized by this.
[0009]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of a toroidal continuously variable transmission according to the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
First, the schematic configuration of the toroidal type continuously variable transmission according to the present embodiment will be briefly described in the order from the input side to the output side with reference to FIG. The rotational force of the engine, not shown, is input to the input shaft 2 via the torque converter 4 in the mission case 1. A CVT shaft 3 is coaxially arranged as a power transmission rotating shaft on the right side of the input shaft 2 in the figure. An oil pump 5 is attached to the input shaft 2, and a forward clutch mechanism for switching an input rotation direction to the CVT shaft 3 by switching a fixed element of the planetary gear mechanism 8 on the right side of the oil pump 5 in the figure. 6, a forward / reverse switching mechanism 9 having a reverse clutch mechanism 7 is provided. The CVT shaft 3 is provided with two toroid-like cavities, that is, first and second toroidal speed change mechanisms 10 and 11 that constitute a groove portion and are separated from each other in the axial direction. The torque converter 4 has a so-called lock-up mechanism.
[0010]
Between the input shaft 2 and the CVT shaft 3, a sun gear 13 that is rotatably supported by the input shaft 2 via a needle bearing 12 and constitutes the planetary gear mechanism 8 of the forward / reverse switching mechanism 9, and the sun gear 13 A loading cam 14 that engages with the claw portion 13a formed on the CVT shaft 3 and is rotatably supported by the CVT shaft 3, and is connected to the loading cam 14 via an engagement roller 15 and is connected to the CVT shaft 3 by a ball spline 16 And an input disk 17 supported via the. The engagement roller 15 is rotatably held by a cage 41. Accordingly, the rotational force transmitted from the engine to the input shaft 2 is sequentially applied from the claw portion 13a of the sun gear 13 to the loading cam 14, the engaging roller 15, the input disk 17, and the ball spline 16 via the forward / reverse switching mechanism 9. It is transmitted to the CVT shaft 13 via.
[0011]
The contact surfaces of the loading cam 14 and the input disk 17 with the engaging roller 15 are opposite to each other, and a cam surface that gradually increases in the thrust direction is formed. The thrust in the axial direction of the CVT shaft 3 for torque transmission that is proportional to the input torque, that is, a thrust force is generated by moving along. In addition, a disc spring 42 is provided between the loading cam 14 serving as the input cam and the input disk 17 serving as the output cam to apply a force in a direction in which both are separated from each other and to apply a preload. . Further, by supplying a predetermined hydraulic pressure between the loading cam 14 and the input disk 17, the thrust in the axial direction, that is, the thrust force can be adjusted. The loading cam 14 is rotatably supported on the CVT shaft 3 by a ball bearing 44.
[0012]
The first and second toroidal transmission mechanisms 10 and 11 will be described first. The first toroidal transmission mechanism 10 has the toroidal surface 17a formed on the surface opposite to the surface in contact with the engagement roller 15. 17, a toroidal surface 18 a is formed on the opposing surface of the input disk 17, and an output disk 18 rotatably supported by the CVT shaft 3, which forms a first cavity with two toroidal surfaces, and the input disk 17 And a power roller (friction roller) 29 that comes into contact with the cavity in a tiltable manner. The power roller 29 is supported in a tiltable manner by a support mechanism called a trunnion, and the power roller 29, the input disk 17 and the output disk are operated by operating the trunnion with a hydraulic cylinder servo-operated by a step motor. By changing the radial contact position, that is, the contact radius with each other, the rotational speed ratio between the input disk 17 and the output disk 18, that is, the gear ratio can be continuously changed.
[0013]
The second toroidal transmission mechanism 11 includes an input disk 19, an output disk 20, a power roller (friction roller) 30, a support mechanism, and a hydraulic drive device, similar to the first toroidal transmission mechanism 10, but the CVT shaft 3 An input disk 19 that is externally fitted via a ball spline 21 is disposed on the side far from the first toroidal transmission mechanism 10, and an output disk 20 is disposed on the side closer to the first toroidal transmission mechanism 10. Yes. That is, the first toroidal transmission mechanism 10 and the second toroidal transmission mechanism 11 are configured to be line symmetric in the drawing. A roller bearing 38 is provided between the output disk 18 of the first toroidal transmission mechanism 10 and the CVT shaft 3, and a roller bearing 39 is provided between the output disk 20 of the second toroidal transmission mechanism 11 and the CVT shaft 3. It is intervened.
[0014]
An output composite gear 22 is disposed between the back surfaces of the output disks 18 and 20 facing each other, and cylindrical shaft portions 18b and 20b protruding in the axial direction from both ends of the center of the output composite gear 22 are provided. The output disks 18 and 20 are splined to them. The output composite gear 22 is rotatably supported via a bearing 24 on gear housings 23 a and 23 b fixed to the inner peripheral wall of the transmission case 1. The output composite gear 22 meshes with a driven gear 25, and this driven gear 25 is rotatably supported by the gear housing 23b via a bearing 26. One end of the countershaft 27 is splined to the center of the driven gear 25, and the other end of the countershaft 27 is rotatably supported by the transmission case 1 via a roller bearing 35. Are designed to rotate together. Therefore, the rotational force from the engine transmitted to the CVT shaft 3 is disassembled into the input disks 17 and 19 of the first and second toroidal transmission mechanisms 10 and 11, and the tilting operation of the power rollers 29 and 30 described above is performed. Is transmitted to the output disks 18 and 20 of the toroidal transmission mechanisms 10 and 11 at a predetermined speed ratio, and then synthesized by the output synthesis gear 22 and output via the driven gear 25, the countershaft 27 and the gear train 28 in order. Is transmitted to the shaft 33. A disc spring 43 is interposed on the back surface of the input disk 19 of the second toroidal transmission mechanism 11. By adjusting the tightening torque of the nut 40 screwed to the output side of the disc disc 42, It is possible to adjust the preload state of the thrust force generated between the two. A reverse sensor for switching the valve is attached to the end of the countershaft 27 on the driven gear 25 side.
[0015]
The gear train 28 includes a counter output gear 31 formed at the other end of the counter shaft 27, an idler gear to be described later meshing with the counter output gear 31, and an end of the output shaft 33 on the CVT shaft 3 side. And an output gear 32 formed in the section. The gear train 28 and the output shaft 33 are accommodated in an extension case 34 joined to the rear end portion of the transmission case 1. Further, the rear end portion of the counter shaft 27, that is, both sides of the counter output gear 31, is a roller interposed between the roller case 35 and the extension case 34 interposed between the transmission case 1 side and the roller. The bearing 36 is rotatably supported. Further, the output shaft 33 has a roller bearing 38 interposed between the output gear 32 side and a rear joint surface portion 37 provided on the rear surface portion of the transmission case 1, and the rear end portion of the CVT shaft 3. An output end side, that is, a rear end side thereof is rotatably supported by a roller bearing 45 interposed between the extension case 34 and the needle bearing 39 interposed therebetween. In the figure, reference numeral 46 is a parking gear splined to the output shaft 33, reference numeral 47 is a speedometer gear formed on the output shaft 33, and reference numeral 48 is an air formed between the extension case 34 and air. The breather chamber 49 is a nut for positioning the output shaft 33.
[0016]
Next, the shift control by each toroidal transmission mechanism will be briefly described. FIG. 2 shows a longitudinal cross-section of the first toroidal transmission mechanism 10 at the center of the cavity facing the vehicle rear. The two power rollers 29 facing each other in the figure are connected to the axis O in the figure. ₁ Between the input disk (not shown) and the output disk 18 of the second toroidal speed change mechanism 10 arranged above, the rotational power is disposed so as to be able to transmit, and these power rollers 29 are arranged on the right side in the figure. The trunnion 101FL and the trunnion 101FR on the left side of the figure are rotatably supported via an eccentric shaft 102, and the upper ends of the trunnions 101FL and 101FR are connected laterally via the upper link 104 of the upper link mechanism 103. The lower ends are connected via the lower link 106 of the lower link mechanism 105.
[0017]
Of these, the trunnion 101FL on the right side of the figure, which rotatably supports the power roller 29, is a power roller rotation axis O. ₂ Is the input / output disk rotation axis O ₁ From the neutral position shown in the figure that intersects the power roller rotation axis O ₂ Swing axis O perpendicular to _Three This swing axis O so that it is offset in the direction of _Three And the swing axis O _Three It is possible to tilt around.
[0018]
An upper end portion of the trunnion shaft 107 is coupled to the lower portion of the trunnion 101FL to which the lower link 106 is connected via a pin 108, and the piston boss portion of the piston 110FL of the hydraulic cylinder 109 is connected to the trunnion shaft 107. 110a is externally fitted, and the piston 111FL is integrated with the trunnion 101FL via the trunnion shaft 107 by screwing the nut 111 to the male screw formed at the lower end of the trunnion shaft 107 and tightening the piston boss portion 110a. Yes. The cylinder body 112 that houses the piston 110FL defines a first oil chamber 113a on the nut 111 side of the piston 110FL and a second oil chamber 113b on the trunnion 101FL side of the piston 110RL. The hydraulic pressure generated by a forward sync valve or a reverse sync valve, which will be described later, is supplied based on the command gear ratio. Then, the piston 110FL moves the swing axis O in accordance with the differential pressure between the first and second oil chambers 113a and 113b. _Three The trunnion 76FL is displaced with respect to the input / output discs 17 and 18 by the displacement of the piston 110FL by a predetermined amount in the direction. _Three The power roller 29 is displaced (offset) in the direction, and the tilt angle is changed in the direction corresponding to the shift command by the offset.
[0019]
An upper end portion of the trunnion shaft 107 is also coupled to the lower portion of the left trunnion 101FR that supports the power roller 29 in a rotatable manner via a pin 108, and the trunnion shaft 107 is connected to the hydraulic cylinder. The piston boss part 110a and the recess cam 114 of the 109 piston 110FR are externally fitted, and a nut 111 is screwed into a male screw formed at the lower end of the trunnion shaft 107, and the piston boss part 110a and the recess cam 114 are tightened, whereby the piston 110FR becomes a trunnion. It is integrated with the trunnion 101FR via the shaft 107. The cylinder body 112 that houses the piston 110FR defines a first oil chamber 110a on the trunnion 101FR side from the piston 110FR and a second oil chamber 110b on the nut 111 side from the piston 110FR. The hydraulic pressure generated by the forward sync valve or the reverse sync valve is supplied. Then, the piston 110FR moves the swing axis O according to the differential pressure between the first and second oil chambers 110a, 110b. _Three The trunnion 101FR is displaced with respect to the input / output discs 17 and 18 by the displacement of the piston 110FR by a predetermined amount in the direction. _Three The power roller 29 is displaced (offset) in the direction, and the tilt angle is changed in the direction corresponding to the shift command by the offset.
[0020]
Here, the precess cam 114 includes the swing axis O. _Three A guide groove 114a inclined in a direction is formed, and an end of a speed change link 115 driven by a stepping motor (not shown) is engaged with the guide groove 114a, and the power roller 29 attached to the trunnion 46FR is engaged. The displacement (offset amount and tilt amount) is fed back to the forward sync valve or the reverse sync valve, but the shift link 115 is engaged with the shift link 115 so that the upper surface of the end portion of the shift link 115 is always in contact with the guide groove 114a. From the mating spring member (not shown) to the swing axis O _Three An urging force (reference symbol Fa in FIG. 4) directed upward in the direction acts on the piston 110FR.
[0021]
In the second toroidal transmission mechanism 11, the power roller 30 on the left side of the vehicle is supported by a support structure that is substantially the same as the support structure on the right side that supports the power roller 29 shown in FIG. The cylinder body 112 that houses the piston 110RL defines a first oil chamber 113a on the trunnion 101RL side from the piston 110RL, and a second oil chamber 113b on the nut 111 side from the piston 110RL. The operating pressure generated by the forward sync valve or the reverse sync valve is supplied based on the command gear ratio. Then, the piston 110RL moves the swing axis O according to the differential pressure between the first and second oil chambers 113a and 113b. _Three The trunnion 101RL is displaced with respect to the input / output disks 19, 20 by the displacement of the piston 110RL by a predetermined amount in the direction. _Three The power roller 30 is displaced (offset) in the direction, and the tilt angle of the power roller 30 is changed in the direction corresponding to the shift command.
[0022]
Further, the structure for supporting the power roller 30 on the right side of the vehicle is the same as that of the right power roller 29 shown in FIG. 2, and the cylinder body 112 that houses the piston 110RR has a trunnion from the piston 110RR. A first oil chamber 113a is defined on the 101RR side, and a second oil chamber 113b is defined on the nut 111 side from the piston 110RR. And, according to the differential pressure between the first and second oil chambers 113a and 113b, the piston 110RR is moved to the swing axis O. _Three The trunnion 101RR is swung with respect to the input / output disks 19, 20 by the displacement of the piston 110RR. _Three The power roller 30 is displaced (offset) in the direction, and the tilt angle of the power roller 30 is changed in the direction corresponding to the shift command.
[0023]
During normal forward travel where the engine is driven, the hydraulic pressure of the first oil chamber 113a of each hydraulic cylinder 109 is increased by the pressure supplied from a forward sync valve described later, and the hydraulic pressure of the second oil chamber 113b is relatively increased. When the pressure is lowered and a differential pressure is generated between the pistons 110FR to 110RR, the swing axis O _Three Solid arrow S along the direction _U Stroke to. Thereby, the axis O of the power rollers 29 and 30 is obtained. ₂ And the axis O of the input / output disk ₁ As a result, for example, a deviation occurs between the rotation direction of the power rollers 29 and 30 and the input direction from the input discs 17 and 19, and the component of the force of the deviation causes the power rollers 29 and 30 to move to the trunnions 101FL to 101RR. No swing axis O _Three As a result, the contact radius between the power rollers 29 and 30 and the input disks 17 and 19 and the output disks 18 and 20 changes, and the speed ratio between the input and output changes. In this case, vehicle deceleration The upshift is performed by changing the ratio to be smaller, that is, changing the gear ratio to the high side. Conversely, if the hydraulic pressure in the first oil chamber 113a of each hydraulic cylinder 109 is lowered and the hydraulic pressure in the second oil chamber 113b is relatively increased to generate a differential pressure therebetween, the pistons 110FR to 110RR are broken. Arrow S _D As a result, the power rollers 29 and 30 are tilted in the opposite direction as described above, and in this case, the vehicle speed reduction ratio is changed to the low side and the downshift is performed.
[0024]
The tilt directions of the power rollers 29 and 30 and the displacement directions of the trunnions 101FL to 101RR are completely opposite to each other between the pair of power rollers 29 and 30 sandwiching the rotary shaft 3, and the balance is balanced between the upper link device 103 and the lower link. The device 105 is used. Further, as described above, the input disk 17 of the first toroidal transmission mechanism 10 and the input disk 19 of the second toroidal transmission mechanism 11 rotate synchronously with the rotary shaft 3, and the output disk 18 of the first toroidal transmission mechanism 10 and the second disk Since the output disk 20 of the toroidal transmission mechanism 11 is connected by the output gear 22, the tilting of the power rollers 29 and 30 of the toroidal transmission mechanisms 10 and 11 must be tilted in complete synchronization. Accordingly, the hydraulic pressure is supplied to each hydraulic cylinder described above simultaneously from the hydraulic control valve via a servo mechanism (not shown).
[0025]
Next, the hydraulic control device for the continuously variable transmission will be described with reference to FIG. The basic structure of this hydraulic control device is the same as that described in, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 5-39847, and the constituent elements such as valves constituting the circuit are the same as those of conventional automatic transmissions. For this reason, the description will be limited to the reference numerals and names and simple functions in the figure.
[0026]
Supply pressure from the oil pump discharge side (O / P discharge in the figure) is supplied to the pressure regulator valve 202 via the line pressure relief valve 201. The pressure regulator valve 202 uses an output pressure from a line pressure solenoid valve, which will be described later, that is, a throttle pressure as a pilot pressure, and a discharge pressure from the oil pump as an optimum line pressure P according to the running state. _L To adjust the pressure.
[0027]
Reference numeral 211 in the drawing is a pilot valve that regulates the line pressure to create a pilot pressure suitable for driving each valve. A part of the pilot pressure created by the pilot valve 211 is regulated by the lockup solenoid valve 212 and supplied as the pilot pressure of the lockup control valve 213. The lockup control valve 213 adjusts the partial pressure of the line pressure to the lockup pressure, and engages the lockup mechanism of the torque converter 4 (T / C APP in the drawing) or releases it (T / C in the drawing). C REL) side. Reference numeral 214 in the figure denotes a lockup regulator valve, which drives the lockup control valve 213 based on the throttle pressure to regulate the lockup pressure. Reference numeral 215 denotes a torque converter regulator valve that regulates the supply pressure to the lockup control valve 213 in accordance with the output pressure of the lockup regulator valve 214. Reference numeral 216 denotes a torque converter relief valve for releasing the supply pressure to the lockup control valve 213 via the torque converter regulator valve 215. Reference numerals 217 and 218 denote check valves.
[0028]
On the other hand, a part of the pilot pressure is controlled by the line pressure solenoid valve 221 at the throttle pressure P. _TH Pressure is adjusted. This throttle pressure P _TH Is accumulated in the throttle accumulator 222. The back pressure of the throttle accumulator 222 is the line pressure P _L That is, the pressure is regulated by the accumulator control valve 223 according to the running state.
[0029]
Reference numeral 231 in the figure denotes the forward sync valve, which feeds back the displacement of the power roller by a speed change link driven by the stepping motor, while the line pressure P _L The upshift pressure P to the first oil chamber 113a (A in the figure) of the hydraulic cylinder 109 based on _Hi Alternatively, the downshift pressure P to the second oil chamber 113b (B in the figure) _LO To control the gear ratio. Reference numeral 232 denotes the reverse sync valve, which feeds back the displacement of the power roller by a speed change link driven by the stepping motor, while the line pressure P _L On the basis of the upshift pressure P to the first oil chamber 113a of the hydraulic cylinder 109 _Hi Or downshift pressure P to the second oil chamber 113b _LO To control the gear ratio. Reference numeral 233 denotes a reverse drive valve, which is driven by the reverse sensor. _L Is supplied to the reverse sync valve 232 and the upshift pressure P regulated by the forward sync valve 231 is supplied. _Hi And downshift pressure P _LO The reverse sync valve 232 is connected to the first oil chamber 113a or the second oil chamber 113b of the hydraulic cylinder 109. Reference numeral 234 denotes a check valve, and reference numeral 235 denotes a check ball.
[0030]
The line pressure P _L A part of the pressure is reduced to a predetermined pressure by the clutch reducing valve 241. The reduced clutch pressure is switched to either the forward clutch mechanism 6 (FWD / C in the figure) or the reverse clutch mechanism 7 (REV / C in the figure) by a manual valve 242 operated by a select lever ( (However, shut off in P range or N range).
[0031]
Forward clutch pressure P switched by the manual valve 242 _{FWD / C} Is supplied to the forward clutch mechanism 6 via the forward clutch choke 251. In addition, the code | symbol 253 in a figure is a pressure sensor. Reference numeral 254 is a forward clutch accumulator, and reference numeral 252 is a check ball.
On the other hand, the reverse clutch pressure P switched by the manual valve 242 _{REV / C} Is supplied to the reverse clutch mechanism 7 via the reverse clutch choke 261. In the figure, reference numeral 263 denotes a reverse clutch accumulator, and reference numeral 262 denotes a check ball.
[0032]
FIG. 4 shows specific configurations of the line pressure solenoid valve 221 and the throttle accumulator 222 in this hydraulic circuit. In this embodiment, the line pressure solenoid valve 221 and the throttle accumulator 222 need to be arranged in series because of the space of the valve body that houses the hydraulic circuit. Therefore, the plug 301 is interposed between the two, and the spring 302 of the throttle accumulator 222, the piston 303, and the plug 301 are housed in the same cylinder bore 304 in the order, and finally the solenoid valve 221 is attached. However, in such an arrangement, the plug 301 needs to be removable for the purpose of exchanging the piston 203 and the spring 302 of the throttle accumulator 222. In this embodiment, the plug 301 needs to be removable from the cylinder body 306. A pin 305 is driven in, and the plug 301 is pressed and fixed to the left in the figure by the elastic force of the spring 302 and the hydraulic pressure in the cylinder bore 304 of the throttle accumulator 222.
[0033]
The plug 301 is formed with a circuit that connects the valve body and the line pressure solenoid valve 221. In FIG. _P Is partly removed by the line pressure solenoid valve 221, and the throttle pressure P is applied from the left side of the plug 301. _TH Is output. And this throttle pressure P _TH Is supplied to the left side of the piston 303 of the throttle accumulator 222, that is, to the right side of the plug 301 through an oil passage (not shown) to accumulate pressure. With this configuration, the cylinder bore 304 that houses the spring 302, the piston 303, the plug 301, and the line pressure solenoid valve 221 can be formed by a single process. In addition, by forming a hydraulic circuit inside the plug 301, the distance between the throttle accumulator 222 and the line pressure solenoid valve 221 can be reduced, so that the axial length of a series of hydraulic circuits can be shortened. Further, since the plug 301 also serves to prevent the piston 303 from coming off, space can be saved as compared with the case where the throttle accumulator 222 and the line pressure solenoid valve 221 are individually provided.
[0034]
However, the throttle pressure P generated on both sides of the plug 301 _TH There is a slight response delay, and a pressure difference may occur although it is very small. Further, since the line pressure solenoid valve 221 is driven by duty, the micro vibration is repeated. Due to the vibration of the line pressure solenoid valve 221 or the pressure difference between the both sides of the plug 301, the plug 301 itself vibrates, which may cause the plug 301 to wear. For this reason, in the present embodiment, the outer peripheral surface of the plug 301 that is in sliding contact with the cylinder bore 304 is subjected to a surface hardening process such as an alumite process so that the plug 301 is not worn even if it vibrates.
[0035]
On the other hand, on the opposite side of the bottom of the piston 303 with the spring 302 of the throttle accumulator 222 sandwiched, a seat 300 for restricting the spring 302 to the center position of the piston is interposed between the bottom surface of the cylinder bore 304. In this embodiment, the inner diameter portion of the sheet 300 is bent toward the inner diameter side of the spring 302 to integrate them. By doing so, since the seat 300 is positioned in the radial direction of the cylinder bore 304, the spring 302 is also positioned at a unique position with respect to the cylinder bore 304, that is, at the center of the piston, and does not tilt obliquely. . That is, in this embodiment, since the plug 301 can be attached and detached, all the tolerances from the spring 302 to the line pressure solenoid valve 221 are accumulated, and unless the seat 300 and the spring 302 are integrated, the spring 302 is not connected to the cylinder bore. It becomes slanted with respect to 304, or the preload of the spring 302 becomes too high, and the pressure setting pressure (operating pressure) of the accumulator 222 cannot be set small. When the spring 302 is inclined, the piston 303 and the cylinder bore 304 are rubbed and worn as described above.
[0036]
FIG. 5 shows how the deflection amount of the spring 302 (TH / ACCUM SPR in the figure) changes with respect to the thickness of the sheet 300. The amount of deflection of the spring 302 is proportional to the accumulator operating pressure of the throttle accumulator 222 (TH / ACCUM in the figure). As for the cumulative direction of tolerance, the deflection amount of the spring 302 increases in the positive direction (the accumulator operating pressure is higher) as the plug 301 is closer to the throttle accumulator 222 side, and the spring 302 is closer to the line pressure solenoid valve 221 side. The amount of deflection increases in the negative direction (accumulation pressure is low). In the figure, the case where the plug 301 is close to the throttle accumulator 222 side is the PLUG ACCUM side, the case where the plug 301 is close to the line pressure solenoid 221 side is the PLUG SOL side, and the cumulative tolerance is the maximum value and the minimum value These show how the deflection amount of the spring 302, that is, the accumulating operating pressure changes.
[0037]
As can be seen from the figure, when the thickness of the seat 300 is minimized, when the plug 301 approaches the line pressure solenoid valve 221 at the maximum tolerance, the deflection amount of the spring 302 is the most negative. Large (accumulation pressure is low). Conversely, in order to make the deflection amount of the spring 302 zero (the accumulator operating pressure is zero) when the plug 301 approaches the line pressure solenoid valve 221 at the maximum tolerance, This means that the sheet 300 must be thickened. However, even though the seat 300 is thickened, if the plug 301 is moved closer to the line pressure solenoid valve 221 side, the amount of deflection of the spring 302 increases in the positive direction by the thickness of the plug 301, and at the same time the accumulating operating pressure is increased. It will be expensive. That is, even if the seat 300 is thickened, the accumulating operating pressure becomes too high, and even if the seat 300 is thin, there is a contradiction that the preload is released and the spring is inclined. Therefore, in the present embodiment, the two problems can be solved simultaneously by integrating the sheet 300 having the minimum necessary thickness and the spring 302 as described above. As a result, in this embodiment, the spring 302 is not inclined with respect to the cylinder bore 304, and therefore, rubbing and wear between the piston 303 and the cylinder bore 304 can be suppressed and prevented.
[0038]
【The invention's effect】
As explained above, the present invention Accumulation of According to the pressure control type accumulator, when a solenoid valve and an accumulator are arranged across a plug formed with a circuit, and the piston, spring and plug of the accumulator are stored in the same cylinder bore, the spring and the spring seat Since the seat is positioned at the center position of the piston, the spring is not inclined with respect to the cylinder bore, so that the piston and the cylinder bore are not rubbed or worn.
[0039]
Also , By applying a surface hardening treatment to the outer peripheral surface of the lug, even if the plug itself vibrates due to the vibration of the solenoid valve that is driven by duty or the hydraulic pressure on both sides of the plug, the plug itself is worn due to friction with the cylinder bore. Suppression can be prevented.
[0040]
In addition, by disposing a solenoid valve and an accumulator with a plug having a hydraulic circuit inside, a cylinder bore that accommodates them can be processed at once, and the axial dimension can be shortened and space can be saved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing an example of a toroidal continuously variable transmission.
2 is a longitudinal sectional view showing the configuration of a power roller support mechanism and a hydraulic cylinder used in the toroidal type continuously variable transmission of FIG. 1. FIG.
FIG. 3 is a circuit diagram showing an example of a hydraulic circuit of the toroidal type continuously variable transmission of FIG. 1;
4 is a diagram illustrating the configuration of a solenoid valve and an accumulator in the hydraulic circuit of FIG. 3;
5 is an explanatory view showing a relationship between a spring seat thickness of the accumulator of FIG. 4 and a spring deflection amount. FIG.
[Explanation of symbols]
1 is the transmission case
2 is the input shaft
3 is CVT shaft
4 is a torque converter
9 is a forward / reverse switching mechanism
10 is the first toroidal transmission mechanism
11 is the second toroidal transmission mechanism
17 and 19 are input disks
18 and 20 are output disks
29 and 30 are power rollers
101FL to 101RR are trunnions
109 is a hydraulic cylinder
221 is a line pressure solenoid valve
222 is a throttle accumulator
300 is a sheet
301 is plug
302 is a spring
303 is a piston
304 is a cylinder bore
305 is a pin

Claims

A solenoid valve capable of controlling the output pressure and an accumulator for accumulating the output pressure of the solenoid valve are arranged with a circuit that communicates the valve body and the solenoid valve and sandwiching a detachable plug, and the accumulator piston And a pressure-accumulating control type accumulator that houses the spring that presses the plug and the plug in the same cylinder bore, and is disposed on the opposite side of the piston bottom from the spring that presses the piston and the spring. In addition, the pressure accumulation control type pressure accumulating apparatus is characterized in that the spring is integrated with a sheet for regulating the spring at the center position of the piston , and the outer peripheral surface of the plug is subjected to a surface hardening process having a hardness higher than that of a mating member .