JP3951178B2

JP3951178B2 - Single cavity toroidal continuously variable transmission

Info

Publication number: JP3951178B2
Application number: JP2002335747A
Authority: JP
Inventors: 俊郎豊田
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2002-11-19
Filing date: 2002-11-19
Publication date: 2007-08-01
Anticipated expiration: 2022-11-19
Also published as: JP2004169801A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば自動車の変速機として使用されるシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
主に自動車用の変速機として使用されるトロイダル型無段変速機は、互いに対向する面がそれぞれ円弧形状の凹断面を有する入力側ディスク及び出力側ディスクと、これらのディスク間に挟持される回転自在なパワーローラとを組み合わせたトロイダル型変速機構を備えている。入力側ディスクは、トルク入力軸方向への移動が可能なようにトルク入力軸に対して駆動結合され、出力側ディスクは、トルク入力軸に対して相対的に回転可能且つ入力側ディスクから離れる方向への移動が制限されるように入力側ディスクと対向して取り付けられている。
【０００３】
前述のようなトロイダル型変速機構では、入力側ディスクが回転すると、パワーローラを介して出力側ディスクが逆回転するため、トルク入力軸に入力される回転運動は、逆方向の回転運動として出力側ディスクへと伝達され、出力側ディスクと一体的に回転する出力ギヤから取り出される。この際、パワーローラの周面が入力側ディスクの外周付近と出力側ディスクの中心付近とにそれぞれ当接するようにパワーローラの回転軸の傾斜角度を変化させることで、トルク入力軸から出力ギヤへの増速が行なわれ、これとは逆に、パワーローラの周面が入力側ディスクの中心付近と出力側ディスクの外周付近とにそれぞれ当接するようにパワーローラの回転軸の傾斜角度を変化させることで、トルク入力軸から出力ギヤへの減速が行なわれる。更に、両者の中間の変速比についても、パワーローラの回転軸の傾斜角度を適当に調節することにより、ほぼ無段階に得ることができる。
【０００４】
入力側ディスクとパワーローラとの間およびパワーローラと出力側ディスクとの間に発生する摩擦力が常に適切な大きさになるように調節するために、入力軸と入力側ディスクとの間には押圧発生機構が設けられている。また、トルク入力軸の入力側ディスク側端部に固定されたローディングナットと入力側ディスクとの間に、入力トルクに応じて入力軸方向への押圧力を増減させることができるカム式や油圧式の押圧機構が配置されている構成もある。
【０００５】
トルク入力軸は、入力側ディスク側の端部に設けられた軸受と、出力側ディスク側の端部に設けられた入力側軸受とにより、トロイダル型無段変速機のケーシングに対して回転自在に支持されている。これとは別に、出力ギヤも出力ギヤ背面に設けられた出力側軸受により、トロイダル型無段変速機のケーシングに対して回転自在に支持されている（例えば、特許文献１参照）。出力側軸受および入力側軸受は、それぞれトロイダル型無段変速機のケーシングに結合された支持部材によって背面合わせに保持されており、例えばアンギュラ軸受を用いる場合には、接触角の方向が互いに逆になるように組み合わされる。
【０００６】
トルク入力軸に入力される回転力を出力ギヤへと伝達する際には、押圧機構の働きにより、トルク入力軸が入力側ディスク方向へ引き付けられ、また、出力ギヤが出力側ディスク方向へと押し出される。このため、入力側軸受に対しては入力側ディスク方向へのスラスト荷重が加わり、出力側軸受に対しては出力側ディスク方向へのスラスト荷重が加わる。
【特許文献１】
特開平１０−２３８６０６号公報
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
前述したように、トロイダル型無段変速機では、トラクションドライブを行なうべく、入出力側ディスクとパワーローラとの接触点に大きな力を加える必要があるため、前記押圧機構によって入力側ディスクに対しトルク入力軸方向に押圧力を加えている。
【０００８】
また、トロイダル型変速機構を２つ備え、入力側ディスク同士が対向することにより軸方向の押圧力が相殺されるダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機とは異なり、トロイダル型変速機構を１つだけ備えるシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機は、入出力側ディスクの反力を受けるために、前述したようなアンギュラ軸受を用いている。
【０００９】
しかしながら、このアンギュラ軸受のトルク損失は大きいため、ミッション全体の効率が低下してしまうという問題がある。この問題に対し、前記特許文献１では、ピストンによりディスクから受ける力と反対の方向に力を加え、前記軸受のトルク損失を低減させるようにしているが、前記軸受に掛かる軸方向の力をゼロにすることはできない。
【００１０】
本発明は、前記事情に着目してなされたものであり、トルク入力軸をケーシングに対して回転自在に支持する軸受に軸方向の力が掛からず、ミッション全体の効率を向上させることができるシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機を提供することを目的とする。
【００１１】
【課題を解決するための手段】
前記課題を解決するために、本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機は、軸受を介してケーシングに回転自在に支持され且つ回転トルクが入力されるトルク入力軸と、前記トルク入力軸に対して駆動結合され且つ前記トルク入力軸の軸方向に移動可能な入力側ディスクと、前記トルク入力軸の軸方向に沿って移動可能に前記入力側ディスクと対向し且つ前記トルク入力軸に対して相対的に回転できる出力側ディスクと、前記入力側ディスクと前記出力側ディスクとの間に回転可能に挟持され且つ前記入力側ディスクの回転力を前記出力側ディスクに伝えるとともに傾転変動するパワーローラとから成る１組のトロイダル型変速機構と、
前記入力側ディスク側に設けられ、前記ケーシングと前記入力側ディスクとの間に形成される第１の油圧室内に圧油を供給することにより、前記入力側ディスクを前記出力側ディスク側に向けて押圧する第１の押圧機構と、
前記出力側ディスク側に設けられ、前記ケーシングと前記出力側ディスクとの間に形成される第２の油圧室内に圧油を供給することにより、前記出力側ディスクを前記入力側ディスク側に向けて押圧する第２の押圧機構とを備え、
前記第１の押圧機構は、油圧源と前記第１の油圧室とを接続する第１の圧油供給管路の途中に設けられ、前記油圧源から前記第１の油圧室への圧油の供給を変速比および入力トルクに応じて制御するための制御弁を有し、
前記第２の押圧機構は、前記第１の圧油供給管路の前記制御弁より第１の油圧室側に接続された制御圧入力管路から供給される圧油を、機械的にフィードバックされたパワーローラの傾転角に応じて第２の圧油供給管路を介して第２の油圧室に供給する圧力制御弁を有し、
前記第２の油圧室の受圧面積は、前記入力側ディスクの必要押圧力に対する前記出力側ディスクの必要押圧力の比の最大値に前記第１の油圧室の受圧面積を乗算した値以上とされていることを特徴とする。
【００１２】
このように、入力側ディスクおよび出力側ディスクが軸方向に移動自在に設けられ、入力側ディスクだけでなく出力側ディスクにも押圧機構が設けられ、更に、押圧機構の油圧室がケーシングとディスクとの間に設けられていれば、油を介してケーシングで軸方向の力を受けることができるため、軸受に軸方向の力が掛からず、ミッション全体の効率が向上する。また、押圧機構に油圧を用いたことにより、変速比に応じて最適な押圧力を与えることができるため、効率が向上するとともに、過剰な押圧力が減ることからディスクおよびパワーローラの寿命が延びる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照しながら、本発明の実施形態について説明する。
図１〜図５は、本発明の第１の実施形態を示している。図１に示されるように、本実施形態のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機は、エンジン等を含む図示しない駆動源によって回転駆動されるトルク入力軸としての入力軸２と、入力軸２に駆動結合され且つ入力軸２の軸方向に沿って移動可能な１個の入力側ディスク４と、入力軸２の軸方向に沿って移動可能に入力側ディスク４と対向し且つ入力軸２に対して相対的に回転できる１個の出力側ディスク６と、これら入力側ディスク４および出力側ディスク６の互いに対向する円弧状の凹面４ａ，６ａ間に挟持される回転自在なパワーローラ（図示せず）とを備えた１組のトロイダル型変速機構１０を有している。
【００１４】
具体的には、入力側ディスク４および出力側ディスク６は、入力軸２の外周に取り付けられている。また、入力軸２の外周には出力ギヤ１６が回転自在に支持されている。この出力ギヤ１６の中心部に設けられた円筒状のフランジ部１６ａには、出力側ディスク６がスプライン係合（ボールスプライン３１）によって連結されている。また、入力側ディスク４は、入力軸２と共に回転するように、入力軸２にボールスプライン３２を介して支持されている。
【００１５】
また、入力軸２は、入力側ディスク４側端部に位置する軸受１２によりトロイダル型無段変速機のケーシング８０に回転自在に支持されるとともに、出力ギヤ１６を介して出力側ディスク６側に位置する軸受１４，１８によりケーシング８０に回転自在に支持されている。この場合、軸受１４，１８はケーシング８０によって支持されている。
【００１６】
また、後述する押圧機構を構成すべく、入力側ディスク４の背面（円弧状の凹面４ａと反対側の面）にはケーシング８０が対向しており、また、出力側ディスク６と出力ギヤ１６との間にもケーシング８０が介在している。この場合、出力ギヤ１６は、ケーシング８０によって構成された仕切室Ｓ内に配設されており、これにより、軸線Ｏ１を中心に回転できる一方で、軸線Ｏ１方向の変位が阻止されている。
【００１７】
したがって、このような構成の無段変速機では、駆動源から入力軸２に回転力が入力されると、入力軸２と一体で入力側ディスク４が回転し、その回転が前記パワーローラによって出力側ディスク６に一定の変速比で伝達される。また、出力側ディスク６の回転は、出力ギヤ１６から図示しない伝達歯車および伝達軸などを介して、出力軸に伝達される。
【００１８】
また、本実施形態では、入力側ディスク４とパワーローラとの間およびパワーローラと出力側ディスク６との間に発生する摩擦力が常に適切な大きさになるように調節するために、油圧式の押圧機構が設けられている。この押圧機構は、入力側ディスク４側に設けられ且つ入力側ディスク４をパワーローラに対して押圧する（入力側ディスク４を出力側ディスク６側に押圧する）第１の押圧機構２０と、出力側ディスク６側に設けられ且つ出力側ディスク６をパワーローラに対して押圧する（出力側ディスク６を入力側ディスク４側に押圧する）第２の押圧機構２２とから成る。
【００１９】
第１の押圧機構２０は、ケーシング８０と入力側ディスク４との間に形成される第１の油圧室２５を有している。この第１の油圧室２５内を液密に維持する（密閉する）ため、ケーシング８０と入力側ディスク４との間には、シール材５１，５２が設けられている。また、図２に示されるように、この第１の油圧室２５は、ケーシング８０に形成された油路２６および圧油供給管路２８を介して油圧源２９に接続されており、後述するように変速比および負荷（入力トルク）に応じて調節された圧力の油が供給されるようになっている。また、圧油供給管路２８の途中には、油圧源２９から第１の油圧室２５への圧油の供給量（油圧）を制御するための第１の制御弁３４が設けられている。
【００２０】
一方、第２の押圧機構２２は、ケーシング８０と出力側ディスク６との間に形成される第２の油圧室３０を有している。この第２の油圧室３０内を液密に維持する（密閉する）ため、ケーシング８０と出力側ディスク６との間には、シール材５３，５４が設けられている。また、図２に示されるように、この第２の油圧室３０は、ケーシング８０に形成された油路８１および圧油供給管路３５を介して油圧源２９に接続されており、第１の油圧室２５と同様に、変速比および負荷（入力トルク）に応じて調節された圧力の油が供給されるようになっている。また、圧油供給管路３５の途中には、油圧源２９から第２の油圧室３０への圧油の供給量（油圧）を制御するための第２の制御弁３６が設けられている。
【００２１】
なお、第１および第２の制御弁３４，３６はそれぞれ、コントローラ３９によって個別に制御されるようになっている。
【００２２】
また、トロイダル型無段変速機を自動車に適用した場合、油圧を発生させるポンプはエンジンからの動力を利用するため、エンジン始動時やエンジンが動いていない状態でもローディング力を発生させられるように、ケーシング８０と入力側ディスク４との間には皿バネ２７が設けられている。この皿バネ２７は、入力側ディスク４をケーシング８０から離間させる方向で付勢しており、ディスクとパワーローラとの当接部に押圧力を付与する。なお、本実施形態では、皿バネ２７が入力側に設けられているが、出力側に皿バネ２７を設けても良い。
【００２３】
次に、押圧機構２０，２２における油圧制御について説明する。
図３には、入力側ディスク４側において必要な軸方向力（押圧力）と変速比との関係がラインＡで示されている。また、比較のため、押圧機構としてローディングカムを用いた場合にローディングカムにより発生する軸方向力（押圧力）と変速比との関係がラインＢで示されている。この図３から分かるように、押圧機構としてローディングカムを用いた場合には、変速比にかかわらず、常に略一定の軸方向力が発生するため、図中斜線で示される分だけ、軸方向力が過剰となる。すなわち、効率が非常に悪いということになる。
【００２４】
そのため、本実施形態において、例えば入力側ディスク４側（第１の押圧機構２０側）では、実際に入力側ディスク４側で必要な軸方向力のみを発生させて無駄をなくすべく、ラインＡにしたがって入力側ディスク４側での軸方向力が制御される。具体的には、ラインＡに沿った変速比と軸方向力との関係が得られるように、コントローラ３９によって第１の制御弁３４の動作を制御して、入力側ローディング圧を制御する。
【００２５】
第１および第２の押圧機構２０，２２全体についての制御としては、変速比（図４）と入力トルク（図５）とに応じて、第１および第２の押圧機構２０，２２で発生させる押圧力（入力側および出力側の軸方向力）を制御する。すなわち、変速比および負荷（入力トルク）に応じて調節された圧力の圧油をコントローラ３９および制御弁３４，３６を介して第１および第２の油圧室２５，３０に供給する。
【００２６】
ここで、図４には、出力側における必要軸方向力（押圧力）と変速比との関係がラインＣで示され、入力側における必要軸方向力（押圧力）と変速比との関係がラインＤで示されている。また、図５には、一例として最大減速時の出力側および入力側における入力トルクと必要軸方向力との関係（比例関係）が示されている。この場合、ラインＥが出力側に関するものであり、ラインＦが入力側に関するものである。
【００２７】
具体的に、本実施形態では、ラインＣ，Ｄ，Ｅ，Ｆにしたがう軸方向力が入力側ディスク４側および出力側ディスク６側で生起されるように、変速比および負荷（入力トルク）に応じて調節された圧力の圧油をコントローラ３９および制御弁３４，３６を介して第１および第２の油圧室２５，３０に供給する。
【００２８】
以上説明したように、本実施形態のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機は、入力側ディスク４側に設けられ、ケーシング８０と入力側ディスク４との間に形成される第１の油圧室２５内に圧油を供給することにより、入力側ディスク４を出力側ディスク６側に向けて押圧する第１の押圧機構２０と、出力側ディスク６側に設けられ、ケーシング８０と出力側ディスク６との間に形成される第２の油圧室３０内に圧油を供給することにより、出力側ディスク６を入力側ディスク４側に向けて押圧する第２の押圧機構２２とを備えている。すなわち、本実施形態のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機では、入力側ディスク４および出力側ディスク６が軸方向に移動自在に設けられ、入力側ディスク４だけでなく出力側ディスク６にも押圧機構が設けられ、更に、押圧機構の油圧室２５，３０がケーシング８０とディスク４，６との間に設けられている。
【００２９】
したがって、油を介してケーシング８０で軸方向の力を受けるため、軸受１４，１８に軸方向の力が掛からず、ミッション全体の効率が向上する。従来は、前述したように、軸方向力の差ｔ（図４参照）をアンギュラ軸受で受けていたため、効率が低下していたが、本実施形態では、軸方向力の差ｔをケーシング８０で受けられるため、軸受１４，１８に影響がない（これについては、軸受１４，１８がケーシング８０で支持されている点も寄与する）。
【００３０】
また、本実施形態では、押圧機構に油圧を用いたことにより、変速比に応じて最適な押圧力を与えることができるため、効率が向上するとともに、過剰な押圧力が減ることからディスク４，６およびパワーローラの寿命が延びる。
【００３１】
図６〜図８は本発明の第２の実施形態を示している。なお、本実施形態において、第１の実施形態と共通する構成部分については、以下、同一の符号を付してその説明を省略する。
【００３２】
第１の実施形態では、押圧力（ローディング力）が電気的に制御されるようになっているが、本実施形態では、押圧力が機械的に制御される。すなわち、本実施形態では、トロイダル型無段変速機の変速制御弁のようにプリセスカムとリンク機構とを用いて傾転角を機械的にフィードバックできる圧力制御弁（例えば、特開２０００−１４７５５９号公報等参照）を使用し、出力側のローディング圧力を制御する。
【００３３】
具体的には、図６に示されるように、出力側の軸力と入力側の軸力との比が変速比（傾転角）にほぼ比例することから、図７に示されるように、入力側の制御圧力に応じて、プリセスカム７５とリンク７４とにより圧力制御弁７３のスプールを動かし、傾転角に比例した圧力を第２の油圧室３０に供給する。
【００３４】
ただし、このような制御においては、油圧室の受圧面積を考慮する必要がある。すなわち、第１および第２の油圧室２５，３０の面積が同一の場合には、出力側の軸方向力は最大減速付近で入力側の１．７倍程度にしなければならないため、出力側の圧力も１．７倍と増圧する必要がある。そのため、図７に示されるように、入力側ローディング圧力と傾転角（プリセスカム７５＋リンク７４）の両方によって圧力制御弁７３を制御し、出力側のローディング圧力を調整する。
【００３５】
なお、図７中、７１は、入力側の制御圧力（入力側ローディング圧力）を圧力制御弁７３に伝えるために圧油供給管路２８の途中に接続された制御圧入力管路である。また、圧力制御弁７３は、圧油供給管路３５の途中に設けられており、軸方向に摺動自在に嵌挿されたスプールを備えている。また、プリセスカム７５と圧力制御弁７３との間に設けられたリンクアーム７４は、その一端部がプリセスカム７５のカム面７５ａに当接し、他端部が圧力制御弁７３の前記スプールに連結されている。すなわち、本実施形態では、プリセスカム７５とリンクアーム７４とによって、傾転角の変動（パワーローラの傾転変動）を圧力制御弁７３のスプールに伝えてフィードバックし、それに伴うスプールの軸方向変位により弁開度を調整して、油圧源２９から圧油供給管路３５を通じて第２の油圧室３０へ供給される油の量を制御するようになっている。
【００３６】
これに対し、第２の油圧室３０の受圧面積が（第１の油圧室２５の受圧面積×出力側の軸力と入力側の軸力との比（図６の場合は約１．７）の最大値）以上である場合には、図８に示されるように、出力側のローディング圧力は、入力側のローディング圧力を圧力制御弁７３により傾転角に応じて減圧するだけで制御することができる（入力側のローディング圧力は、入力トルクに応じて既に調整されているため、出力側のローディング圧力は、傾転角の影響のみ考えれば良いからである）。なお、第２の油圧室３０の受圧面積が（第１の油圧室２５の受圧面積×出力側の軸力と入力側の軸力との比の最大値）よりも小さい場合には、図７と同様に制御系を構成すれば良い。
【００３７】
以上のように、本実施形態においても、入力側ディスク４および出力側ディスク６が軸方向に移動自在に設けられ、入力側ディスク４だけでなく出力側ディスク６にも押圧機構が設けられ、更に、押圧機構の油圧室２５，３０がケーシング８０とディスク４，６との間に設けられているため、第１の実施形態と同様の作用効果を得ることができる。
【００３８】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機によれば、油を介してケーシングで軸方向の力を受けることができるため、軸受に軸方向の力が掛からず、ミッション全体の効率が向上する。また、押圧機構に油圧を用いたことにより、変速比に応じて最適な押圧力を与えることができるため、効率が向上するとともに、過剰な押圧力が減ることからディスクおよびパワーローラの寿命が延びる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態に係るシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機の要部断面図である。
【図２】図１のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機の油圧制御回路図である。
【図３】入力側ディスク側において必要な軸方向力（押圧力）と変速比との関係、および、押圧機構としてローディングカムを用いた場合にローディングカムにより発生する軸方向力（押圧力）と変速比との関係を示すグラフ図である。
【図４】出力側および入力側における必要軸方向力（押圧力）と変速比との関係を示すグラフ図である。
【図５】最大減速時の出力側および入力側における入力トルクと必要軸方向力との関係（比例関係）を示すグラフ図である。
【図６】変速比による必要軸方向力の変化を示すグラフ図である。
【図７】本発明の第２の実施形態に係るシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機の油圧制御回路図である。
【図８】本発明の第２の実施形態に係るシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機の油圧制御回路図である。
【符号の説明】
２トルク入力軸
４入力側ディスク
６出力側ディスク
１０トロイダル型変速機構
１２，１４，１８軸受
２０第１の押圧機構
２２第２の押圧機構
２５第１の油圧室
３０第２の油圧室
８０ケーシング[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a single cavity toroidal continuously variable transmission used, for example, as an automobile transmission.
[0002]
[Prior art]
A toroidal-type continuously variable transmission mainly used as a transmission for automobiles has an input side disk and an output side disk each of which faces each other having an arcuate concave cross section, and a rotation sandwiched between these disks. It is equipped with a toroidal type transmission mechanism combined with a flexible power roller. The input side disk is drive-coupled to the torque input shaft so as to be movable in the direction of the torque input axis, and the output side disk is rotatable relative to the torque input shaft and away from the input side disk. It is attached to face the input side disk so that the movement to is restricted.
[0003]
In the toroidal type transmission mechanism as described above, when the input side disk rotates, the output side disk rotates in reverse via the power roller. Therefore, the rotational motion input to the torque input shaft is output in the reverse direction. It is transmitted to the disk and taken out from the output gear that rotates integrally with the output side disk. At this time, from the torque input shaft to the output gear, the inclination angle of the rotating shaft of the power roller is changed so that the peripheral surface of the power roller abuts the vicinity of the outer periphery of the input side disc and the center of the output side disc. Contrary to this, the inclination angle of the rotating shaft of the power roller is changed so that the peripheral surface of the power roller is in contact with the vicinity of the center of the input side disk and the vicinity of the outer periphery of the output side disk. Thus, deceleration from the torque input shaft to the output gear is performed. Further, an intermediate speed ratio between the two can be obtained almost steplessly by appropriately adjusting the inclination angle of the rotating shaft of the power roller.
[0004]
In order to adjust the frictional force generated between the input side disk and the power roller and between the power roller and the output side disk so that the frictional force always becomes an appropriate magnitude, there is a gap between the input shaft and the input side disk. A pressure generating mechanism is provided. Also, a cam type or hydraulic type that can increase or decrease the pressing force in the direction of the input shaft according to the input torque between the loading nut fixed at the input side disk side end of the torque input shaft and the input side disk There is also a configuration in which the pressing mechanism is arranged.
[0005]
The torque input shaft is rotatable with respect to the casing of the toroidal continuously variable transmission by a bearing provided at the end on the input side disk side and an input side bearing provided at the end on the output side disk side. It is supported. Apart from this, the output gear is also rotatably supported with respect to the casing of the toroidal-type continuously variable transmission by an output-side bearing provided on the back surface of the output gear (see, for example, Patent Document 1). The output side bearing and the input side bearing are respectively held back to back by a support member coupled to the casing of the toroidal-type continuously variable transmission. For example, when using an angular bearing, the contact angle directions are opposite to each other. To be combined.
[0006]
When the rotational force input to the torque input shaft is transmitted to the output gear, the torque input shaft is attracted toward the input side disk by the action of the pressing mechanism, and the output gear is pushed out toward the output side disk. It is. For this reason, a thrust load in the direction of the input side disk is applied to the input side bearing, and a thrust load in the direction of the output side disk is applied to the output side bearing.
[Patent Document 1]
Japanese Patent Laid-Open No. 10-238606
[Problems to be solved by the invention]
As described above, in the toroidal type continuously variable transmission, it is necessary to apply a large force to the contact point between the input / output side disk and the power roller in order to perform traction drive. A pressing force is applied in the direction of the input shaft.
[0008]
Unlike the double-cavity toroidal continuously variable transmission, which has two toroidal transmission mechanisms and the input side disks are opposed to each other to cancel the axial pressing force, there is only one toroidal transmission mechanism. The single cavity type toroidal continuously variable transmission provided with the above-described angular bearing uses the reaction force of the input / output side disk.
[0009]
However, since the angular loss of the angular bearing is large, there is a problem that the efficiency of the entire mission is lowered. With respect to this problem, in Patent Document 1, a force is applied in the direction opposite to the force received from the disk by the piston to reduce the torque loss of the bearing, but the axial force applied to the bearing is reduced to zero. Can not be.
[0010]
The present invention has been made paying attention to the above circumstances, and a single bearing capable of improving the overall efficiency of the transmission without applying an axial force to the bearing that rotatably supports the torque input shaft with respect to the casing. An object of the present invention is to provide a cavity-type toroidal continuously variable transmission.
[0011]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-mentioned problems, a single cavity toroidal continuously variable transmission according to the present invention includes a torque input shaft that is rotatably supported by a casing via a bearing and receives rotational torque, and the torque input shaft. An input-side disk that is drive-coupled to the torque input shaft and is movable in the axial direction of the torque input shaft, and is opposed to the input-side disk so as to be movable along the axial direction of the torque input shaft and to the torque input shaft A relatively rotatable output side disk, and a power roller that is rotatably sandwiched between the input side disk and the output side disk and transmits the rotational force of the input side disk to the output side disk and changes its tilt. A set of toroidal transmissions comprising:
By supplying pressure oil into a first hydraulic chamber provided on the input side disk side and formed between the casing and the input side disk, the input side disk is directed toward the output side disk. A first pressing mechanism for pressing;
By supplying pressure oil into a second hydraulic chamber provided on the output side disk side and formed between the casing and the output side disk, the output side disk is directed toward the input side disk. A second pressing mechanism for pressing ,
The first pressing mechanism is provided in the middle of a first pressure oil supply pipe that connects a hydraulic pressure source and the first hydraulic pressure chamber, so that the pressure oil from the hydraulic pressure source to the first hydraulic pressure chamber is supplied. A control valve for controlling the supply according to the transmission ratio and the input torque;
The second pressing mechanism is mechanically fed back pressure oil supplied from a control pressure input line connected to the first hydraulic chamber side from the control valve of the first pressure oil supply line. A pressure control valve for supplying the second hydraulic chamber through the second pressure oil supply line according to the tilt angle of the power roller.
The pressure receiving area of the second hydraulic chamber is not less than a value obtained by multiplying the maximum value of the ratio of the required pressing force of the output side disk to the required pressing force of the input side disk by the pressure receiving area of the first hydraulic chamber. It is characterized by.
[0012]
As described above, the input side disk and the output side disk are provided so as to be movable in the axial direction, and the pressing mechanism is provided not only on the input side disk but also on the output side disk. Since the axial force can be received by the casing through the oil, the axial force is not applied to the bearing, and the efficiency of the entire mission is improved. Further, since the hydraulic pressure is used for the pressing mechanism, an optimal pressing force can be applied according to the gear ratio, so that the efficiency is improved and the life of the disc and the power roller is extended because the excessive pressing force is reduced. .
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
1 to 5 show a first embodiment of the present invention. As shown in FIG. 1, the single cavity toroidal continuously variable transmission according to the present embodiment includes an input shaft 2 as a torque input shaft that is rotationally driven by a drive source (not shown) including an engine and the like, and an input shaft 2 One input-side disk 4 that is drivingly coupled and movable along the axial direction of the input shaft 2, and is opposed to the input-side disk 4 and movable with respect to the input shaft 2 along the axial direction of the input shaft 2. And a rotatable power roller (not shown) sandwiched between the arcuate concave surfaces 4a, 6a of the input side disk 4 and the output side disk 6 facing each other. A toroidal type transmission mechanism 10 provided with
[0014]
Specifically, the input side disk 4 and the output side disk 6 are attached to the outer periphery of the input shaft 2. An output gear 16 is rotatably supported on the outer periphery of the input shaft 2. The output side disk 6 is connected to the cylindrical flange portion 16a provided at the center of the output gear 16 by spline engagement (ball spline 31). The input side disk 4 is supported on the input shaft 2 via a ball spline 32 so as to rotate together with the input shaft 2.
[0015]
The input shaft 2 is rotatably supported on the casing 80 of the toroidal continuously variable transmission by a bearing 12 located at the end on the input side disk 4 side, and is connected to the output side disk 6 side via the output gear 16. The bearings 14 and 18 located are rotatably supported by the casing 80. In this case, the bearings 14 and 18 are supported by the casing 80.
[0016]
Further, in order to constitute a pressing mechanism described later, a casing 80 is opposed to the back surface (the surface opposite to the arcuate concave surface 4a) of the input side disk 4, and the output side disk 6 and the output gear 16 A casing 80 is also interposed between them. In this case, the output gear 16 is disposed in the partition chamber S formed by the casing 80, and thereby can be rotated around the axis O <b> 1, while displacement in the direction of the axis O <b> 1 is prevented.
[0017]
Therefore, in the continuously variable transmission having such a configuration, when a rotational force is input to the input shaft 2 from the drive source, the input side disk 4 rotates integrally with the input shaft 2 and the rotation is output by the power roller. It is transmitted to the side disk 6 at a constant gear ratio. The rotation of the output side disk 6 is transmitted from the output gear 16 to the output shaft through a transmission gear and a transmission shaft (not shown).
[0018]
Further, in the present embodiment, in order to adjust the frictional force generated between the input side disk 4 and the power roller and between the power roller and the output side disk 6 to always have an appropriate magnitude, The pressing mechanism is provided. This pressing mechanism is provided on the input side disk 4 side and presses the input side disk 4 against the power roller (presses the input side disk 4 toward the output side disk 6), and an output. And a second pressing mechanism 22 that is provided on the side disk 6 side and presses the output side disk 6 against the power roller (presses the output side disk 6 toward the input side disk 4).
[0019]
The first pressing mechanism 20 has a first hydraulic chamber 25 formed between the casing 80 and the input side disk 4. Sealing members 51 and 52 are provided between the casing 80 and the input side disk 4 in order to keep the inside of the first hydraulic chamber 25 liquid-tight (sealed). As shown in FIG. 2, the first hydraulic chamber 25 is connected to a hydraulic pressure source 29 via an oil passage 26 and a pressure oil supply pipe 28 formed in the casing 80, and will be described later. The oil of the pressure adjusted according to the gear ratio and the load (input torque) is supplied. A first control valve 34 for controlling the supply amount (hydraulic pressure) of the pressure oil from the hydraulic source 29 to the first hydraulic chamber 25 is provided in the middle of the pressure oil supply conduit 28.
[0020]
On the other hand, the second pressing mechanism 22 has a second hydraulic chamber 30 formed between the casing 80 and the output side disk 6. Sealing members 53 and 54 are provided between the casing 80 and the output side disk 6 in order to maintain (close) the inside of the second hydraulic chamber 30 in a liquid-tight manner. As shown in FIG. 2, the second hydraulic chamber 30 is connected to the hydraulic source 29 through an oil passage 81 and a pressure oil supply pipe 35 formed in the casing 80, and Similar to the hydraulic chamber 25, oil having a pressure adjusted according to the gear ratio and the load (input torque) is supplied. A second control valve 36 for controlling the supply amount (hydraulic pressure) of pressure oil from the hydraulic source 29 to the second hydraulic chamber 30 is provided in the middle of the pressure oil supply pipe 35.
[0021]
Note that the first and second control valves 34 and 36 are individually controlled by the controller 39.
[0022]
In addition, when the toroidal continuously variable transmission is applied to an automobile, the pump that generates the hydraulic pressure uses the power from the engine, so that the loading force can be generated even when the engine is started or the engine is not moving. A disc spring 27 is provided between the casing 80 and the input side disk 4. The disc spring 27 urges the input side disk 4 in a direction away from the casing 80 and applies a pressing force to a contact portion between the disk and the power roller. In this embodiment, the disc spring 27 is provided on the input side, but the disc spring 27 may be provided on the output side.
[0023]
Next, hydraulic control in the pressing mechanisms 20 and 22 will be described.
In FIG. 3, the line A shows the relationship between the axial force (pressing force) required on the input side disk 4 side and the gear ratio. For comparison, a line B shows the relationship between the axial force (pressing force) generated by the loading cam when the loading cam is used as the pressing mechanism and the gear ratio. As can be seen from FIG. 3, when a loading cam is used as the pressing mechanism, a substantially constant axial force is always generated regardless of the gear ratio. Becomes excessive. That is, the efficiency is very bad.
[0024]
Therefore, in the present embodiment, for example, on the input side disk 4 side (first pressing mechanism 20 side), in order to eliminate waste by generating only the axial force actually required on the input side disk 4 side, the line A Therefore, the axial force on the input side disk 4 side is controlled. Specifically, the controller 39 controls the operation of the first control valve 34 to control the input side loading pressure so that the relationship between the transmission ratio along the line A and the axial force is obtained.
[0025]
Control for the entire first and second pressing mechanisms 20, 22 is generated by the first and second pressing mechanisms 20, 22 in accordance with the gear ratio (FIG. 4) and the input torque (FIG. 5). Controls the pressing force (the axial force on the input and output sides). That is, the pressure oil adjusted in accordance with the gear ratio and the load (input torque) is supplied to the first and second hydraulic chambers 25 and 30 via the controller 39 and the control valves 34 and 36.
[0026]
Here, in FIG. 4, the relationship between the required axial force (pressing force) on the output side and the gear ratio is indicated by line C, and the relationship between the required axial force (pressing force) on the input side and the gear ratio is shown. Indicated by line D. FIG. 5 shows, as an example, the relationship (proportional relationship) between the input torque and the required axial force on the output side and the input side during maximum deceleration. In this case, line E relates to the output side, and line F relates to the input side.
[0027]
Specifically, in this embodiment, the gear ratio and the load (input torque) are set so that the axial force according to the lines C, D, E, and F is generated on the input side disk 4 side and the output side disk 6 side. Pressure oil having a pressure adjusted accordingly is supplied to the first and second hydraulic chambers 25 and 30 via the controller 39 and the control valves 34 and 36.
[0028]
As described above, the single cavity toroidal continuously variable transmission according to the present embodiment is provided on the input side disk 4 side, and is formed between the casing 80 and the input side disk 4. By supplying pressure oil inside, a first pressing mechanism 20 that presses the input side disk 4 toward the output side disk 6 side, and provided on the output side disk 6 side, the casing 80, the output side disk 6, And a second pressing mechanism 22 that presses the output side disk 6 toward the input side disk 4 by supplying pressure oil into the second hydraulic chamber 30 formed therebetween. That is, in the single cavity toroidal continuously variable transmission according to the present embodiment, the input side disk 4 and the output side disk 6 are provided so as to be movable in the axial direction, and not only the input side disk 4 but also the output side disk 6 are pressed. A mechanism is provided, and hydraulic chambers 25 and 30 of the pressing mechanism are provided between the casing 80 and the disks 4 and 6.
[0029]
Therefore, since the axial force is received by the casing 80 via the oil, the axial force is not applied to the bearings 14 and 18, and the efficiency of the entire mission is improved. Conventionally, as described above, since the axial force difference t (see FIG. 4) is received by the angular bearing, the efficiency is lowered. However, in this embodiment, the axial force difference t is reduced by the casing 80. Therefore, the bearings 14 and 18 are not affected (the bearings 14 and 18 are supported by the casing 80 also contribute to this).
[0030]
In the present embodiment, since the hydraulic pressure is used for the pressing mechanism, an optimal pressing force can be applied according to the gear ratio, so that the efficiency is improved and the excessive pressing force is reduced. 6 and the life of the power roller is extended.
[0031]
6 to 8 show a second embodiment of the present invention. In the present embodiment, the same components as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals and the description thereof is omitted.
[0032]
In the first embodiment, the pressing force (loading force) is electrically controlled, but in this embodiment, the pressing force is mechanically controlled. That is, in this embodiment, a pressure control valve that can mechanically feed back the tilt angle using a recess cam and a link mechanism, such as a shift control valve of a toroidal continuously variable transmission (for example, JP 2000-147559 A). To control the loading pressure on the output side.
[0033]
Specifically, as shown in FIG. 6, since the ratio of the axial force on the output side and the axial force on the input side is substantially proportional to the transmission gear ratio (tilt angle), as shown in FIG. In accordance with the control pressure on the input side, the spool of the pressure control valve 73 is moved by the recess cam 75 and the link 74, and a pressure proportional to the tilt angle is supplied to the second hydraulic chamber 30.
[0034]
However, in such control, it is necessary to consider the pressure receiving area of the hydraulic chamber. That is, when the areas of the first and second hydraulic chambers 25 and 30 are the same, the axial force on the output side must be about 1.7 times that on the input side near the maximum deceleration. It is necessary to increase the pressure by 1.7 times. Therefore, as shown in FIG. 7, the pressure control valve 73 is controlled by both the input side loading pressure and the tilt angle (the recess cam 75 + link 74) to adjust the output side loading pressure.
[0035]
In FIG. 7, reference numeral 71 denotes a control pressure input line connected in the middle of the pressure oil supply line 28 in order to transmit the input side control pressure (input side loading pressure) to the pressure control valve 73. The pressure control valve 73 is provided in the middle of the pressure oil supply pipe 35 and includes a spool that is slidably inserted in the axial direction. The link arm 74 provided between the recess cam 75 and the pressure control valve 73 has one end abutting against the cam surface 75a of the recess cam 75 and the other end connected to the spool of the pressure control valve 73. Yes. That is, in the present embodiment, the recess cam 75 and the link arm 74 transmit the tilt angle variation (power roller tilt variation) to the spool of the pressure control valve 73 and feed it back. The amount of oil supplied from the hydraulic source 29 to the second hydraulic chamber 30 through the pressure oil supply pipe 35 is controlled by adjusting the valve opening.
[0036]
In contrast, the pressure receiving area of the second hydraulic chamber 30 is (the pressure receiving area of the first hydraulic chamber 25 × the ratio of the axial force on the output side and the axial force on the input side (approximately 1.7 in the case of FIG. 6)). 8, the output side loading pressure is controlled only by reducing the input side loading pressure by the pressure control valve 73 according to the tilt angle, as shown in FIG. (Because the loading pressure on the input side has already been adjusted according to the input torque, the loading pressure on the output side only needs to be influenced by the tilt angle). When the pressure receiving area of the second hydraulic chamber 30 is smaller than (the pressure receiving area of the first hydraulic chamber 25 × the maximum value of the ratio of the axial force on the output side and the axial force on the input side), FIG. The control system may be configured similarly to
[0037]
As described above, also in this embodiment, the input side disk 4 and the output side disk 6 are provided so as to be movable in the axial direction, and not only the input side disk 4 but also the output side disk 6 is provided with a pressing mechanism. Since the hydraulic chambers 25 and 30 of the pressing mechanism are provided between the casing 80 and the disks 4 and 6, the same operational effects as in the first embodiment can be obtained.
[0038]
【The invention's effect】
As described above, according to the single cavity type toroidal continuously variable transmission of the present invention, since axial force can be received by the casing via oil, the axial force is not applied to the bearing, and the transmission Overall efficiency is improved. Further, since the hydraulic pressure is used for the pressing mechanism, an optimal pressing force can be applied according to the gear ratio, so that the efficiency is improved and the life of the disc and the power roller is extended because the excessive pressing force is reduced. .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of a main part of a single cavity toroidal continuously variable transmission according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a hydraulic control circuit diagram of the single cavity toroidal continuously variable transmission of FIG.
FIG. 3 shows the relationship between the axial force (pressing force) required on the input disk side and the transmission ratio, and the axial force (pressing force) generated by the loading cam when a loading cam is used as the pressing mechanism. It is a graph which shows the relationship with a gear ratio.
FIG. 4 is a graph showing a relationship between a required axial force (pressing force) and a gear ratio on the output side and the input side.
FIG. 5 is a graph showing the relationship (proportional relationship) between the input torque and the required axial force on the output side and input side during maximum deceleration.
FIG. 6 is a graph showing a change in required axial force according to a gear ratio.
FIG. 7 is a hydraulic control circuit diagram of a single cavity toroidal continuously variable transmission according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 8 is a hydraulic control circuit diagram of a single cavity toroidal continuously variable transmission according to a second embodiment of the present invention.
[Explanation of symbols]
2 Torque input shaft 4 Input side disk 6 Output side disk 10 Toroidal speed change mechanism 12, 14, 18 Bearing 20 First pressing mechanism 22 Second pressing mechanism 25 First hydraulic chamber 30 Second hydraulic chamber 80 Casing

Claims

A torque input shaft that is rotatably supported by the casing via a bearing and receives rotational torque; an input-side disk that is drivingly coupled to the torque input shaft and movable in the axial direction of the torque input shaft; Between the input side disk and the output side disk, an output side disk that faces the input side disk so as to be movable along the axial direction of the torque input shaft and can rotate relative to the torque input shaft A set of toroidal speed change mechanisms comprising a power roller that is rotatably held between the input side disc and transmits the rotational force of the input side disc to the output side disc.
By supplying pressure oil into a first hydraulic chamber provided on the input side disk side and formed between the casing and the input side disk, the input side disk is directed toward the output side disk. A first pressing mechanism for pressing;
By supplying pressure oil into a second hydraulic chamber provided on the output side disk side and formed between the casing and the output side disk, the output side disk is directed toward the input side disk. A second pressing mechanism for pressing ,
The first pressing mechanism is provided in the middle of a first pressure oil supply pipe that connects a hydraulic pressure source and the first hydraulic pressure chamber, so that the pressure oil from the hydraulic pressure source to the first hydraulic pressure chamber is supplied. A control valve for controlling the supply according to the transmission ratio and the input torque;
The second pressing mechanism is mechanically fed back pressure oil supplied from a control pressure input line connected to the first hydraulic chamber side from the control valve of the first pressure oil supply line. A pressure control valve for supplying the second hydraulic chamber through the second pressure oil supply line according to the tilt angle of the power roller.
The pressure receiving area of the second hydraulic chamber is not less than a value obtained by multiplying the maximum value of the ratio of the required pressing force of the output side disk to the required pressing force of the input side disk by the pressure receiving area of the first hydraulic chamber. Single cavity toroidal continuously variable transmission, wherein are.