JP4329262B2

JP4329262B2 - Toroidal continuously variable transmission

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Publication number: JP4329262B2
Application number: JP2000381812A
Authority: JP
Inventors: 慎司宮田
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2000-12-15
Filing date: 2000-12-15
Publication date: 2009-09-09
Anticipated expiration: 2020-12-15
Also published as: JP2002181153A

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明に係るトロイダル型無段変速機は、自動車用の自動変速機を構成する変速ユニットとして利用する。特に本発明は、トラニオンの弾性変形に基づく変速比のばらつき（変動）を抑える事により、運転者に与える違和感を低減する事を目的とするものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用の自動変速機として、図１〜２に略示する様なトロイダル型無段変速機が、一部で実施されている。このトロイダル型無段変速機は、例えば実開昭６２−７１４６５号公報に開示されている様に、入力軸１と同心に入力側ディスク２を支持し、この入力軸１と同心に配置された出力軸３の端部に出力側ディスク４を固定している。トロイダル型無段変速機を納めたケーシング５（後述する図４参照）の内側には、上記入力軸１並びに出力軸３に対し捻れの位置にある枢軸６、６を中心として揺動するトラニオン７、７を設けている。
【０００３】
これら各トラニオン７、７は、両端部外側面に上記枢軸６、６を、各トラニオン７、７毎に互いに同心に、各トラニオン７、７毎に１対ずつ設けている。これら各枢軸６、６の中心軸は、上記各ディスク２、４の中心軸と交差する事はないが、これら各ディスク２、４の中心軸の方向に対して直角方向若しくは直角に近い方向である、捩れの位置に存在する。又、上記各トラニオン７、７の中心部には変位軸８、８の基半部を支持し、上記枢軸６、６を中心として各トラニオン７、７を揺動させる事により、上記各変位軸８、８の傾斜角度の調節を自在としている。各トラニオン７、７に支持された変位軸８、８の先半部周囲には、それぞれパワーローラ９、９を回転自在に支持している。そして、これら各パワーローラ９、９を、上記入力側、出力側両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａ同士の間に挟持している。
【０００４】
上記入力側、出力側両ディスク２、４の互いに対向する内側面２ａ、４ａは、それぞれ断面が、上記枢軸６を中心とする円弧若しくはこの様な円弧に近い曲線を回転させて得られる、断面円弧状の凹面をなしている。そして、球状凸面に形成された各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａを、上記内側面２ａ、４ａに当接させている。又、上記入力軸１と入力側ディスク２との間には、ローディングカム装置等の押圧装置１０を設け、この押圧装置１０によって上記入力側ディスク２を、出力側ディスク４に向け弾性的に押圧しつつ、回転駆動自在としている。
【０００５】
上述の様に構成されるトロイダル型無段変速機の使用時、入力軸１の回転に伴って上記押圧装置１０が上記入力側ディスク２を、上記複数のパワーローラ９、９に押圧しつつ回転させる。そして、この入力側ディスク２の回転が、上記複数のパワーローラ９、９を介して出力側ディスク４に伝達され、この出力側ディスク４に固定の出力軸３が回転する。
【０００６】
入力軸１と出力軸３との回転速度を変える場合で、先ず入力軸１と出力軸３との間で減速を行なう場合には、枢軸６、６を中心として前記各トラニオン７、７を揺動させ、各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａが図１に示す様に、入力側ディスク２の内側面２ａの中心寄り部分と出力側ディスク４の内側面４ａの外周寄り部分とにそれぞれ当接する様に、各変位軸８、８を傾斜させる。
【０００７】
反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を揺動させ、各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａが図２に示す様に、入力側ディスク２の内側面２ａの外周寄り部分と出力側ディスク４の内側面４ａの中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、各変位軸８、８を傾斜させる。各変位軸８、８の傾斜角度を図１と図２との中間にすれば、入力軸１と出力軸３との間で、中間の変速比を得られる。
【０００８】
更に、図３〜４は、実願昭６３−６９２９３号（実開平１−１７３５５２号）のマイクロフィルムに記載された、より具体化されたトロイダル型無段変速機を示している。入力側ディスク２と出力側ディスク４とは円管状の入力軸１１の周囲に、それぞれ回転自在に支持している。又、この入力軸１１の端部と上記入力側ディスク２との間に、押圧装置１０を設けている。一方、上記出力側ディスク４には、出力歯車１２を結合し、これら出力側ディスク４と出力歯車１２とが同期して回転する様にしている。
【０００９】
１対のトラニオン７、７の両端部に互いに同心に設けた枢軸６、６は１対の支持板（ヨーク）１３、１３に、揺動並びに軸方向（図３の表裏方向、図４の上下方向）の変位自在に支持している。そして、上記各トラニオン７、７の中間部に、変位軸８、８の基半部を支持している。これら各変位軸８、８は、基半部と先半部とを互いに偏心させている。そして、このうちの基半部を上記各トラニオン７、７の中間部に回転自在に支持し、それぞれの先半部にパワーローラ９、９を回転自在に支持している。又、上記各トラニオン７、７の端部同士の間には同期ケーブル２７を、襷掛けで掛け渡して、これら各トラニオン７、７同士の傾斜角度を、機械的に同期させる様にしている。
【００１０】
尚、上記１対の変位軸８、８は、上記入力軸１１に対して１８０度反対側位置に設けている。又、これら各変位軸８、８の基半部と先半部とが偏心している方向は、上記入力側、出力側両ディスク２、４の回転方向に関して同方向（図４で上下逆方向）としている。又、偏心方向は、上記入力軸１１の配設方向に対してほぼ直交する方向としている。従って上記各パワーローラ９、９は、上記入力軸１１の配設方向に関して若干の変位自在に支持される。
【００１１】
又、上記各パワーローラ９、９の外側面と上記各トラニオン７、７の中間部内側面との間には、これら各パワーローラ９、９の外側面の側から順に、スラスト玉軸受１４、１４とスラストニードル軸受１５、１５とを設けている。このうちのスラスト玉軸受１４、１４は、上記各パワーローラ９、９に加わるスラスト方向の荷重を支承しつつ、これら各パワーローラ９、９の回転を許容する。又、上記各スラストニードル軸受１５、１５は、上記各パワーローラ９、９から上記各スラスト玉軸受１４、１４を構成する外輪１６、１６に加わるスラスト荷重を支承しつつ、上記各変位軸８、８の先半部及び上記外輪１６、１６が、これら各変位軸８、８の基半部を中心として揺動する事を許容する。更に、上記各トラニオン７、７は、油圧式のアクチュエータ（油圧シリンダ）１７、１７により、前記各枢軸６、６の軸方向に変位自在としている。
【００１２】
上述の様に構成されるトロイダル型無段変速機の場合、入力軸１１の回転は押圧装置１０を介して入力側ディスク２に伝えられる。そして、この入力側ディスク２の回転が、１対のパワーローラ９、９を介して出力側ディスク４に伝えられ、更にこの出力側ディスク４の回転が、出力歯車１２より取り出される。
【００１３】
入力軸１１と出力歯車１２との間の回転速度比を変える場合には、上記各アクチュエータ１７、１７により上記１対のトラニオン７、７を、それぞれ逆方向に、例えば、図４の右側のパワーローラ９を同図の下側に、同図の左側のパワーローラ９を同図の上側に、それぞれ変位させる。この結果、これら各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと上記入力側ディスク２及び出力側ディスク４の内側面２ａ、４ａとの当接部に作用する、接線方向の力の向きが変化（当接部にサイドスリップが発生）する。そして、この力の向きの変化に伴って上記各トラニオン７、７が、支持板１３、１３に枢支された枢軸６、６を中心として、互いに逆方向に揺動する。この結果、前述の図１〜２に示した様に、上記各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと上記各内側面２ａ、４ａとの当接位置が変化し、上記入力軸１１と出力歯車１２との間の回転速度比が変化する。
【００１４】
上記各アクチュエータ１７、１７への圧油の給排状態は、これら各アクチュエータ１７、１７の数に関係なく１個の制御弁により行ない、何れか１個のトラニオン７の動きをこの制御弁にフィードバックする様にしている。この部分の構造に就いては、例えば特開平６−２５７６６１号公報に記載されて、従来から知られているが、後述する、従来の具体的構造の第２例を示す、図７により簡単に説明する。制御弁１８は、ステッピングモータ１９により軸方向（図７の左右方向）に変位させられるスリーブ２０と、このスリーブ２０の内径側に軸方向の変位自在に嵌装されたスプール２１とを有する。上記何れか１個のトラニオン７に付属のロッド２２の端部にはプリセスカム２３を固定しており、このプリセスカム２３とリンク腕２４とを介して、上記ロッド２２の動きを上記スプール２１に伝達する、フィードバック機構を構成している。
【００１５】
変速状態を切り換える際には、上記ステッピングモータ１９により上記スリーブ２０を、所定量だけ変位させて、上記制御弁１８の流路を開く。この結果、上記各アクチュエータ１７、１７に圧油が、所定方向に送り込まれて、これら各アクチュエータ１７、１７が上記各トラニオン７、７を所定方向に変位させる。即ち、上記圧油の送り込みに伴ってこれら各トラニオン７、７が、前記各枢軸６、６の軸方向に変位しつつ、これら各枢軸６、６を中心に揺動する。そして、上記何れか１個のトラニオン７の動き（軸方向及び揺動変位）が、上記ロッド２２の端部に固定したプリセスカム２３とリンク腕２４とを介して上記スプール２１に伝達され、このスプール２１を軸方向に変位させる。この結果、上記トラニオン７が所定量変位した状態で、上記制御弁１８の流路が閉じられ、上記各アクチュエータ１７、１７への圧油の給排が停止される。従って、上記各トラニオン７、７の軸方向及び揺動方向の変位量は、上記ステッピングモータ１９によるスリーブ２０の変位量に応じただけのものとなる。
【００１６】
トロイダル型無段変速機による動力伝達時には、構成各部の弾性変形に基づいて、上記各パワーローラ９、９が入力軸１１ａの軸方向に変位する。そして、これら各パワーローラ９、９を支持した前記各変位軸８、８が、それぞれの基半部を中心として僅かに回動する。この回動の結果、上記各スラスト玉軸受１４、１４の外輪１６、１６の外側面と上記各トラニオン７、７の内側面とが相対変位する。これら外側面と内側面との間には、前記各スラストニードル軸受１５、１５が存在する為、この相対変位に要する力は小さい。
【００１７】
更に、伝達可能なトルクを増大すべく、図５〜７に示す様に、入力軸１１ａの周囲に入力側ディスク２Ａ、２Ｂと出力側ディスク４、４とを２個ずつ設け、これら２個ずつの入力側ディスク２Ａ、２Ｂと出力側ディスク４、４とを動力の伝達方向に関して互いに並列に配置する、所謂ダブルキャビティ型の構造も、従来から知られている。この図５〜７に示した構造は、上記入力軸１１ａの中間部周囲に出力歯車１２ａを、この入力軸１１ａに対する回転を自在として支持し、この出力歯車１２ａの中心部に設けた円筒部の両端部に上記各出力側ディスク４、４を、スプライン係合させている。又、上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂは、上記入力軸１１ａの両端部に、この入力軸１１ａと共に回転自在に支持している。この入力軸１１ａは、駆動軸２５により、ローディングカム式の押圧装置１０を介して回転駆動する。
【００１８】
上述の様なダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機の場合には、入力軸１１ａから出力歯車１２ａへの動力の伝達を、一方の入力側ディスク２Ａと出力側ディスク４との間と、他方の入力側ディスク２Ｂと出力側ディスク４との間との、２系統に分けて行なうので、大きな動力の伝達を行なえる。尚、この様なダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機の場合も、変速時には油圧式のアクチュエータ１７、１７により、トラニオン７、７を枢軸６、６の軸方向に変位させる。変速の為に上記各アクチュエータ１７、１７への圧油の給排を制御する為の制御弁１８は、前述した通り、トロイダル型無段変速機全体で１個だけ設けている。そして、この１個の制御弁１８により、複数のアクチュエータ１７、１７への圧油の給排を制御している。
【００１９】
上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速機を実際の自動車用の無段変速機に組み込む場合、遊星歯車機構と組み合わせて無段変速装置を構成する事が、特開平１−１６９１６９号公報、同１−３１２２６６号公報、同１０−１９６７５９号公報、同１１−６３１４６号公報等に記載されている様に、従来から提案されている。即ち、低速走行時にはエンジンの駆動力をトロイダル型無段変速機のみで伝達し、高速走行時には上記駆動力を遊星歯車機構で伝達する事により、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機に加わるトルクの低減を図る様にしている。この様に構成する事により、上記トロイダル型無段変速機の構成各部材の耐久性を向上させる事ができる。
【００２０】
図８は、上記各公報のうちの特開平１０−１９６７５９号公報に記載された無段変速装置を示している。この無段変速装置は、駆動源であるエンジン２６のクランクシャフト２８の出力側端部（図８の右端部）と入力軸２９の入力側端部（図８の左端部）との間に発進クラッチ３０を設けている。又、上記入力軸２９の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸３１を、この入力軸２９と平行に配置している。そして、この入力軸２９の周囲にトロイダル型無段変速機３２を、上記出力軸３１の周囲に遊星歯車機構３３を、それぞれ設けている。
【００２１】
上記トロイダル型無段変速機３２の押圧装置１０を構成するカム板３４は、上記入力軸２９の中間部で出力側端部寄り（図８の右寄り）部分に固定している。又、入力側ディスク２と出力側ディスク４とは、上記入力軸２９の周囲に、ニードル軸受等、図示しない軸受により、この入力軸２９に対し、互いに独立した回転を自在に支持している。そして、上記カム板３４と入力側ディスク２とにより、上記押圧装置１０を構成している。従って、上記入力側ディスク２は上記入力軸２９の回転に伴い、上記出力側ディスク４に向け押圧されつつ回転する。又、上記入力側ディスク２の内側面２ａと上記出力側ディスク４の内側面４ａとの間に複数個のパワーローラ９、９を挟持して、前述の図３〜４に示した如きトロイダル型無段変速機３２を構成している。尚、このトロイダル型無段変速機３２は、図８及び図３〜４に示したシングルキャビティ型のものに限らず、前述した図５〜６に示す様なダブルキャビティ型のものでも良い。ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置は、前記特開平１１−６３１４６等に記載されている。
【００２２】
又、上記遊星歯車機構３３を構成する太陽歯車３５は、前記出力軸３１の入力側端部（図８の右端部）に固定している。従ってこの出力軸３１は、上記太陽歯車３５の回転に伴って回転する。この太陽歯車３５の周囲にはリング歯車３６を、上記太陽歯車３５と同心に、且つ回転自在に支持している。そして、このリング歯車３６の内周面と上記太陽歯車３５の外周面との間に、複数個（通常は３〜４個）の遊星歯車組３７、３７を設けている。図示の例ではこれら各遊星歯車組３７、３７は、それぞれ１対ずつの遊星歯車３８ａ、３８ｂを組み合わせて成る。これら１対ずつの遊星歯車３８ａ、３８ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車３８ａを上記リング歯車３６に噛合させ、内径側に配置した遊星歯車３８ｂを上記太陽歯車３５に噛合させている。この様に各遊星歯車組３７、３７をそれぞれ１対ずつの遊星歯車３８ａ、３８ｂにより構成するのは、上記リング歯車３６と太陽歯車３５との回転方向を一致させる為である。従って、他の構成部分との関係で、これらリング歯車３６と太陽歯車３５との回転方向を一致させる必要がなければ、単一の遊星歯車をこれらリング歯車３６と太陽歯車３５との両方に噛合させても良い。上述の様な遊星歯車組３７、３７は、キャリア３９の片側面（図８の右側面）に回転自在に支持している。又、このキャリア３９は、前記出力軸３１の中間部に、回転自在に支持している。
【００２３】
又、上記キャリア３９と前記出力側ディスク４とを、第一の動力伝達機構４０により、回転力の伝達を可能な状態に接続している。請求項１に記載した第一の動力伝達経路を構成する、上記第一の動力伝達機構４０は、互いに噛合した第一、第二の歯車４１、４２により構成している。従って上記キャリア３９は、上記出力側ディスク４の回転に伴って、この出力側ディスク４と反対方向に、上記第一、第二の歯車４１、４２の歯数に応じた速度で回転する。
【００２４】
一方、前記入力軸２９と上記リング歯車３６とは、第二の動力伝達機構４３により、回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。請求項１に記載した第二の動力伝達経路を構成する、上記第二の動力伝達機構４３は、第一、第二のスプロケット４４、４５と、これら両スプロケット４４、４５同士の間に掛け渡したチェン４６とにより構成している。即ち、第一のスプロケット４４を上記入力軸２９の出力側端部（図８の右端部）で前記カム板３４から突出した部分に固定すると共に、第二のスプロケット４５を伝達軸４７の入力側端部（図８の右端部）に固定している。従ってこの伝達軸４７は、上記入力軸２９の回転に伴って、この入力軸２９と同方向に、上記第一、第二のスプロケット４４、４５の歯数に応じた速度で回転する。
【００２５】
又、無段変速装置は、請求項１に記載したモード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、上記キャリア３９と第二の動力伝達機構４３の構成部材である上記伝達軸４７との何れか一方のみを、上記リング歯車３６に接続する。図８に示した構造の場合に、このクラッチ機構は、低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９とから成る。このうちの低速用クラッチ４８は、上記キャリア３９の外周縁部と上記リング歯車３６の軸方向一端部（図８の左端部）との間に設けている。この様な低速用クラッチ４８は、接続時には、前記遊星歯車機構３３を構成する太陽歯車３５とリング歯車３６と遊星歯車組３７、３７との相対変位を阻止し、これら太陽歯車３５とリング歯車３６とを一体的に結合する。又、高速用クラッチ４９は、上記伝達軸４７と、上記リング歯車３６に支持板５０を介して固定した中心軸５１との間に設けている。これら低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９とは、何れか一方のクラッチが接続された場合には、他方のクラッチの接続が断たれる。
【００２６】
又、図８の例では、上記リング歯車３６と、無段変速装置のハウジング（図示省略）等、固定の部分との間に、後退用クラッチ５２を設けている。この後退用クラッチ５２は、自動車を後退させるべく、前記出力軸３１を逆方向に回転させる為に設けている。この後退用クラッチ５２は、上記低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９との何れか一方が接続された状態では、接続が断たれる。又、この後退用クラッチ５２が接続された状態では、上記低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９とは、何れも接続が断たれる。
【００２７】
更に、図示の例では、上記出力軸３１とデファレンシャルギヤ５３とを、第三〜第五の歯車５４〜５６で構成する第三の動力伝達機構５７により接続している。従って、上記出力軸３１が回転すると、これら第三の動力伝達機構５７及びデファレンシャルギヤ５３を介して左右１対の駆動軸５８、５８が回転し、自動車の駆動輪を回転駆動させる。
【００２８】
上述の様に構成する無段変速装置は、先ず、低速走行時には、上記低速用クラッチ４８を接続すると共に、上記高速用クラッチ４９及び後退用クラッチ５２の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ３０を接続し、前記入力軸２９を回転させると、トロイダル型無段変速機３２のみが、この入力軸２９から上記出力軸３１に動力を伝達する。この様な低速走行時に、入力側、出力側両ディスク２、４同士の間の変速比を変える際の作用自体は、前述の図３〜４に示したトロイダル型無段変速機単独の場合と同様である。勿論、この状態では、上記入力軸２９と出力軸３１との間の変速比、即ち、無段変速装置全体としての変速比は、トロイダル型無段変速機３２の変速比に比例する。又、この状態では、このトロイダル型無段変速機３２に入力されるトルクは、上記入力軸２９に加えられるトルクに等しくなる。
【００２９】
これに対して、高速走行時には、上記高速用クラッチ４９を接続すると共に、上記低速用クラッチ４８及び後退用クラッチ５２の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ３０を接続し、上記入力軸２９を回転させると、この入力軸２９から上記出力軸３１には、前記第二の動力伝達機構４３を構成する第一、第二のスプロケット４４、４５及びチェン４６と前記遊星歯車機構３３とが、動力を伝達する。
【００３０】
即ち、上記高速走行時に上記入力軸２９が回転すると、この回転は上記第二の動力伝達機構４３並びに高速用クラッチ４９を介して中心軸５１に伝わり、この中心軸５１を固定したリング歯車３６を回転させる。そして、このリング歯車３６の回転が複数の遊星歯車組３７、３７を介して太陽歯車３５に伝わり、この太陽歯車３５を固定した上記出力軸３１を回転させる。上記リング歯車３６が入力側となった場合に上記遊星歯車機構３３は、上記各遊星歯車組３７、３７が停止している（太陽歯車３５の周囲で公転しない）と仮定すれば、上記リング歯車３６と太陽歯車３５との歯数の比に応じた変速比で増速を行なう。但し、上記各遊星歯車組３７、３７は上記太陽歯車３５の周囲を公転し、無段変速装置全体としての変速比は、これら各遊星歯車組３７、３７の公転速度に応じて変化する。そこで、上記トロイダル型無段変速機３２の変速比を変えて、上記遊星歯車組３７、３７の公転速度を変えれば、上記無段変速装置全体としての変速比を調節できる。
【００３１】
即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車組３７、３７が、上記リング歯車３６と同方向に公転する。そして、これら各遊星歯車組３７、３７の公転速度が遅い程、上記太陽歯車３５を固定した出力軸３１の回転速度が速くなる。例えば、上記公転速度とリング歯車３６の回転速度（何れも角速度）が同じになれば、上記リング歯車３６と出力軸３１の回転速度が同じになる。これに対して、上記公転速度がリング歯車３６の回転速度よりも遅ければ、上記リング歯車３６の回転速度よりも出力軸３１の回転速度が速くなる。反対に、上記公転速度がリング歯車３６の回転速度よりも速ければ、上記リング歯車３６の回転速度よりも出力軸３１の回転速度が遅くなる。
【００３２】
従って、上記高速走行時には、前記トロイダル型無段変速機３２の変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は増速側に変化する。この様な高速走行時の状態では、上記トロイダル型無段変速機３２に、入力側ディスク２からではなく、出力側ディスク４からトルクが加わる（低速時に加わるトルクをプラスのトルクとした場合にマイナスのトルクが加わる）。即ち、前記高速用クラッチ４９を接続した状態では、前記エンジン２６から入力軸２９に伝達されたトルクは、前記押圧装置１０が前記入力側ディスク２を押圧する以前に、前記第二の動力伝達機構４３を介して前記遊星歯車機構３３のリング歯車３６に伝達される。従って、入力軸２９の側から上記押圧装置１０を介して入力側ディスク２に伝達されるトルクは殆どなくなる。
【００３３】
一方、上記第二の動力伝達機構４３を介して上記遊星歯車機構３３のリング歯車３６に伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車組３７、３７から、キャリア３９及び第一の動力伝達機構４０を介して出力側ディスク４に伝わる。この様に出力側ディスク４からトロイダル型無段変速機３２に加わるトルクは、無段変速装置全体の変速比を増速側に変化させるべく、トロイダル型無段変速機３２の変速比を減速側に変化させる程小さくなる。この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機３２に入力されるトルクを小さくして、このトロイダル型無段変速機３２の構成部品の耐久性向上を図れる。
【００３４】
更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸３１を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ４８、４９の接続を断つと共に、前記後退用クラッチ５２を接続する。この結果、上記リング歯車３６が固定され、上記各遊星歯車組３７、３７が、このリング歯車３６並びに前記太陽歯車３５と噛合しつつ、この太陽歯車３５の周囲を公転する。そして、この太陽歯車３５並びにこの太陽歯車３５を固定した出力軸３１が、前述した低速走行時並びに上述した高速走行時とは逆方向に回転する。
【００３５】
図９は、上述した図８に示す様な無段変速装置全体としての変速比（itotal）を連続して変化させる場合に、トロイダル型無段変速機３２の変速比（icvt）と、このトロイダル型無段変速機３２に入力される入力トルク（Ｔ_in）と、無段変速装置の出力軸３１から取り出される出力トルク（Ｔ_s ）とが変化する状態の１例を示している。これら各変速比（itotal）（icvt）並びに各トルク（Ｔ_in）（Ｔ_s ）の関係は、トロイダル型無段変速機３２の変速幅、遊星歯車機構３３の構造並びに歯数比、第二の動力伝達機構４３の減速比等に応じて変わる。図９に記載した各線を得る為の条件として、トロイダル型無段変速機３２の変速幅を４倍（０．５〜２．０）とし、遊星歯車機構３３はそれぞれが１対ずつの遊星歯車３８ａ、３８ｂから成る遊星歯車組３７、３７を備えたものとし、第二の動力伝達機構４３の減速比は２とした。又、低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９との切り換えは、無段変速装置全体としての変速比（itotal）が１の場合に行なうとした。
【００３６】
上述の様な条件で試算した結果を示す図９で、縦軸は、トロイダル型無段変速機３２の変速比（icvt）並びに、トロイダル型無段変速機３２の入力トルク（Ｔ_in）又は無段変速装置の出力トルク（Ｔ_s ）と前記エンジン２６から前記入力軸２９（図８）に伝えられるトルク（Ｔ_e ）との比（Ｔ_in／Ｔ_e ）（Ｔ_s ／Ｔ_e ）を、横軸は、無段変速装置全体としての変速比（itotal）を、それぞれ表している。尚、トロイダル型無段変速機３２の変速比（icvt）を示す値がマイナスなのは、このトロイダル型無段変速機３２に組み込んだ出力側ディスク４（図８）の回転方向が入力軸２９の回転方向と逆になる為である。又、実線ａは、上記トロイダル型無段変速機３２の変速比（icvt）を、破線ｂは、上記出力トルク（Ｔ_s ）と前記エンジン２６から前記入力軸２９に伝えられるトルク（Ｔ_e ）との比（Ｔ_s ／Ｔ_e ）を、鎖線ｃは、上記入力トルク（Ｔ_in）と前記エンジン２６から前記入力軸２９に伝えられるトルク（Ｔ_e ）との比（Ｔ_in／Ｔ_e ）を、それぞれ表している。この様な図９の記載から明らかな通り、上述した図８に示す様な無段変速装置によれば、高速走行時にトロイダル型無段変速機３２に加わるトルクを小さくできる。図９を求めた条件では、上記入力トルク（Ｔ_in）を、最大限、上記エンジン２６から前記入力軸２９に伝えられるトルク（Ｔ_e ）の１４％程度にまで低減できる。
【００３７】
更に、定速運転する電動モータと、送水ポンプ等の、運転速度に応じて仕事量を変える被駆動部材との間、或はエンジンや風車、水車等の運転速度が変動する駆動部材と、発電機等の定速運転が好ましい被駆動部材との間に、トロイダル型無段変速機と遊星歯車機構とを組み合わせた無段変速装置を組み込む事も、考えられている。この様な無段変速装置では、図８の構造から低速用クラッチ４８と後退用クラッチ５２とを省略し、伝達軸４７と中心軸５１とを直結させる（高速用クラッチ４９も省略する）。この様な無段変速装置の場合には、上記図９の右端部分（実線ａ及び鎖線ｃが急変している部分よりも右側部分）を使用するので、運転の間中、トロイダル型無段変速機を通過するトルクが負の状態、即ち、出力側ディスクから入力側ディスクにトルクが伝達される状態となる。
【００３８】
【発明が解決しようとする課題】
上述した様な無段変速装置等に組み込んだ状態で使用される、前述の様なトロイダル型無段変速機は、プリセスカム２３による制御弁１８の開閉制御に拘らず、トロイダル型無段変速機３２の構成部品の組み付け隙間や弾性変形等の影響により、入力トルクの変動に伴って変速比が不必要に変動して、エンジンの回転数が急激に変動し、運転者に違和感を与える可能性がある事が、本発明者等の実験により分かった。即ち、従来は力の伝達方向に関して、上記プリセスカム２３の設置位置を考慮しておらず、言い換えれば、このプリセスカム２３を何れの部分に設置すれば良いかを検討していなかった。そして、従来の場合には、左右構わずに、何れかのトラニオン７の下部にプリセスカム２３を設置していた。これに対して、本発明者の実験により、このプリセスカム２３の設置位置が変速比の変動に影響を与える事が明らかになり、本発明をなすに至った。この点に就いて、以下に説明する。
【００３９】
上記プリセスカム２３は、前述の図７に示す様に、何れかのトラニオン７にその基端部（図７の上端部）を結合固定したロッド２２の先端部（図７の下端部）に支持固定している。一方、トロイダル型無段変速機の運転時に上記トラニオン７は、その内側面側に支持したパワーローラ９から大きな力を受ける。この力としては、主として次の（１）（２）の２種類である。
（１）上記パワーローラ９の周面９ａと、入力側ディスク２、２Ａ、２Ｂの内側面２ａ及び出力側ディスク４の内側面４ａとの当接部（トラクション部）から、動力伝達に伴って加わる力。
（２）押圧装置１０（例えば図５〜６参照）による押し付け力に基づき、上記パワーローラ９を上記トラニオン７の内側面に押し付けるスラスト荷重。
これら（１）（２）の力は何れも、上記プリセスカム２３の位置を正規位置からずらせる原因となる。
【００４０】
先ず、上記（１）の力に伴って上記プリセスカム２３の位置が正規位置からずれる理由に就いて、図１０により説明する。この図１０は、１対の入力側ディスクと出力側ディスクとの間に配置された１対のトラニオン７、７、及び、これら両トラニオン７、７にそれぞれ付属した変位軸８、８と、パワーローラ９、９と、ロッド２２、２２と、油圧式のアクチュエータを構成するピストン５９、５９と、プリセスカム２３とを略示している。この図１０で、この図１０には記載していない入力側ディスクは、矢印αで示す様に、時計方向に回転する。従って、やはり図１０には記載していない出力側ディスクは、反時計方向に回転する。
【００４１】
この様な図１０で、先ず（Ａ）は、入力側ディスク２と出力側ディスク４（例えば図３参照）との間で動力を伝達していない場合を示している。この場合には、上記入力側ディスク２及び出力側ディスク４の内側面２ａ、４ａ（例えば図３参照）から上記各パワーローラ９、９に加わる荷重はゼロである。従って、これら各パワーローラ９、９を支持した変位軸８、８及び上記各トラニオン７、７に加わる荷重もゼロであって、これら各変位軸８、８が傾斜したりこれら各トラニオン７、７が弾性変形したりする事はない。この為、何れか（図１０の右方）のトラニオン７に付属のロッド２２の端部に固定したプリセスカム２３は、図１０に鎖線イで示す正規位置に存在する。
【００４２】
次に、図１０の（Ｂ）は、入力側ディスク２と出力側ディスク４との間で、比較的軽い動力を伝達する場合を示している。この場合には、上記入力側ディスク２及び出力側ディスク４の内側面２ａ、４ａから上記各パワーローラ９、９に加わる荷重に基づき、上記各トラニオン７、７に、それぞれの両端部に設けた枢軸６、６（例えば図７参照）の軸方向（図１０の上下方向）の荷重が加わる。そして、この荷重を支承すべく上記各ピストン５９、５９を組み込んだアクチュエータ１７、１７（例えば図７参照）に油圧を立ち上げる。同時に、上記両ディスク２、４から上記各パワーローラ９、９に加わる荷重に基づき、これら各パワーローラ９、９を支持した上記各変位軸８、８が、上記図１０（Ｂ）に誇張して示す様に、上記入力側ディスク２から上記各パワーローラ９、９に加わる荷重の作用方向前方に傾斜する。この様な傾斜は、これら各変位軸８、８の両端部と上記各パワーローラ９、９及び上記各トラニオン７、７との間に設けたラジアルニードル軸受の内部隙間の存在や上記各変位軸８、８自身の弾性変形に基づく。この様な傾斜は、僅かではあるが、上記各パワーローラ９、９と上記各トラニオン７、７との間に設けたスラスト玉軸受１４やスラストニードル軸受１５（例えば図７参照）の内部隙間の存在に基づき、比較的軽い力で行なわれる。
【００４３】
この様にしてこれら各変位軸８、８が傾斜すると、これら各変位軸８、８に支持した上記各パワーローラ９、９が、上記入力側、出力側両ディスク２、４に対し変位して、これら各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａとこれら両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａとの当接部（トラクション部）の位置が、これら両ディスク２、４の中央位置からずれる。この様にトラクション部がこれら両ディスク２、４の中央位置からずれると、上記各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと上記両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａとのトラクション部でサイドスリップが発生する。そして、この様なサイドスリップに基づいて既知のフィードバック機構が働き、上記トラクション部を上記両ディスク２、４の中央位置に戻す。即ち、上記サイドスリップに基づいて上記各パワーローラ９、９と共に上記各トラニオン７、７が前記枢軸６、６を中心として揺動変位し、前記プリセスカム２３がリンク腕２４を介して制御弁１８のスプール２１（図７参照）を変位させる。そして、前記アクチュエータ１７、１７に圧油を給排して、上記各トラニオン７、７を上記枢軸６、６の軸方向に変位させ、上記トラクション部を上記両ディスク２、４の中央位置に戻す。この際、変速の為の指令信号は出ていないので、上記制御弁１８のスリーブ２０（図７参照）はそのままの位置に留まる（軸方向に変位しない）。この結果、上記各パワーローラ９、９は、変速の為の指令信号は出ていないにも拘らず、変速動作を行なう事になる。そして、上記プリセスカム２３は、前記鎖線イで示した正規位置から軸方向にδ₁ だけずれた、鎖線ロ位置に存在する事になる。
【００４４】
更に、図１０の（Ｃ）は、入力側ディスク２と出力側ディスク４との間で、大きな動力を伝達する場合を示している。この場合には、前記（１）の力だけでなく、前記（２）の力も、上記プリセスカム２３の位置を正規位置からずらせる方向に作用する。
即ち、この図１０の（Ｃ）に示した状態では、上記各変位軸８、８の傾斜が上記（Ｂ）の場合よりも大きくなると同時に、上記各トラニオン７、７の弾性変形が無視できない程度になる。この場合には、これら各トラニオン７、７の中間部が、上記各パワーローラ９、９から加わるスラスト荷重に基づいて、図１０の（Ｃ）に誇張して示す様に、これら各パワーローラ９、９を設置した内側面側が凹面となる方向に弾性変形する。そして、この弾性変形に基づき、前記各枢軸６、６の軸方向に関する、上記各トラニオン７、７の全長が短くなる。具体的には、これら各トラニオン７、７の長さ方向両端面が、これら各トラニオン７、７の長さ方向中央部に近づく方向に変位する。
【００４５】
そして、この変位の結果、上記プリセスカム２３が、前述の図１０（Ｂ）の場合よりも更にδ₂ 分だけ、前記鎖線イで示した正規位置からずれる。即ち、この状態で上記プリセスカム２３の正規位置からのずれは、（δ₁ ＋δ₂ ）となる。そして、上記各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと前記入力側、出力側両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａとの当接部（トラクション部）が、上記（δ₁ ＋δ₂ ）分だけ、上記両ディスク２、４の中央位置からずれる。この結果、上記各パワーローラ９、９は、変速の為の指令信号は出ていないにも拘らず、上記（δ₁ ＋δ₂ ）分だけ、変速動作を行なう事になる。尚、上記新たな変位δ₂ は、上記トラニオン７の弾性変形に基づく分と、上記変位軸８の傾斜角度が更に大きくなる事に基づく分との合計である。
【００４６】
この様に、図１０の（Ｂ）（Ｃ）の場合には、変速の為の指令信号が出ていないにも拘らず変速動作が行なわれるが、この場合に於ける変速の程度は、上記軸方向のずれ｛δ₁ 或は（δ₁ ＋δ₂ ）｝と上記各プリセスカム２３のカムリードとに比例する。例えば、カムリードが２０mm／３６０度である場合には、上記ずれが０．３mmの場合に、上記各パワーローラ９、９が５．４度傾転（枢軸６、６を中心に揺動変位）する。従って、上記プリセスカム２３の変位を小さく抑える事が、上述の様な原因に基づく、意図しない変速動作を抑える面から重要である。
【００４７】
又、意図しない変速動作は、上記プリセスカム２３を設置したトラニオン７の弾性変形に基づくロッド２２の振れによっても発生する。この点に就いて、図１１により簡単に説明する。動力伝達時に上記トラニオン７は、その内側面に支持したパワーローラ９から受けるスラスト荷重に基づいて、その内側面側が凹面となる方向に、図１１に太い鎖線でその中心部を誇張して示す様に弾性変形する。そして、この弾性変形に基づいて、上記トラニオン７の端部にその基端部（図１１の上端部）を結合固定したロッド２２が変位する。そして、上記プリセスカム２３を装着した、このロッド２２の先端部（図１１の下端部）は、上記スラスト荷重が大きくなる程ラジアル方向に関する変位量が多くなる。この様な変位も、上記意図しない変速動作が行なわれる原因となる。
【００４８】
何れにしても、意図しない変速動作が行なわれると、その瞬間にエンジンの回転数が急変し、運転者に違和感を与える。この様な意図しない変速動作を完全になくす事は難しいが、極力小さく抑える事が、安定した運転を行なって運転者に違和感を与えない面から重要である。
本発明は、この様な事情に鑑みて、意図しない変速動作の程度を抑えるべく発明したものである。
【００４９】
【課題を解決するための手段】
本発明のトロイダル型無段変速機は、前述した従来から知られているトロイダル型無段変速機と同様に、第一ディスク及び第二ディスクと、複数のトラニオンと、変位軸と、パワーローラと、油圧式のアクチュエータと、制御弁とを備える。
このうちの第一ディスク及び第二ディスクは、それぞれが断面円弧形の凹面である互いの内側面同士を対向させた状態で、互いに同心に、且つ回転自在に支持されている。
又、上記各トラニオンは、上記第一ディスク及び第二ディスクの中心軸に対し捻れの位置にある枢軸を中心として揺動する。
又、上記変位軸は、上記各トラニオンの中間部に、これら各トラニオンの内側面から突出する状態で支持されている。
又、上記パワーローラは、上記各トラニオンの内側面側に配置され且つ上記第一ディスク及び第二ディスクの間に挟持された状態で、上記各変位軸の周囲に回転自在に支持されたもので、その周面を球状凸面としている。
又、上記油圧式のアクチュエータは、上記各トラニオン毎に設けて、これら各トラニオンを上記各枢軸の軸方向に変位させる事により、これら各トラニオンをこれら各枢軸を中心に揺動変位させて上記第一ディスクと上記第二ディスクとの間の変速比を変化させるものである。
更に、上記制御弁は、上記各アクチュエータへの圧油の給排状態を切り換える為のものである。
そして、何れかのトラニオン又は当該トラニオンと共に変位する部材にプリセスカムを固定し、このプリセスカムの変位をリンク腕により上記制御弁に伝えるフィードバック機構を設ける事により、当該トラニオンの動きを上記制御弁に伝えてこの制御弁の給排状態を切り換え自在としている。
特に、本発明のトロイダル型無段変速機に於いては、このトロイダル型無段変速機は無段変速装置中に組み込まれたものとしている。又、この無段変速装置は、駆動源につながってこの駆動源により回転駆動される入力軸と、この入力軸の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸と、上記トロイダル型無段変速機と、遊星歯車機構と、上記入力軸に入力された動力を上記トロイダル型無段変速機を介して伝達する第一の動力伝達経路と、上記入力軸に入力された動力を上記トロイダル型無段変速機を介する事なく伝達する第二の動力伝達経路とを備える。そして、上記遊星歯車機構は、太陽歯車とこの太陽歯車の周囲に配置したリング歯車との間に設けられ、上記太陽歯車と同心に且つ回転自在に支持したキャリアに回転自在に支持された遊星歯車を、上記太陽歯車とリング歯車とに噛合させて成るものとしている。又、上記第一の動力伝達経路を通じて送られる動力と上記第二の動力伝達経路を通じて送られる動力とを、上記太陽歯車と上記リング歯車と上記キャリアとのうちの２個の部材に伝達自在とすると共に、これら太陽歯車とリング歯車とキャリアとのうちの残りの１個の部材に上記出力軸を結合している。更には、常に上記第一の動力伝達経路と上記第二の動力伝達経路との双方で動力の伝達を行なうものとし、且つ、上記第一ディスクと上記第二ディスクとの間で行われる大きな動力の伝達を、このうちの第一ディスクである出力側ディスクから第二ディスクである入力側ディスクに向けてのみ行われるものとしている。又、これと共に、上記プリセスカムの設置位置を、上記何れかのトラニオンの両端側のうち、上記出力側ディスクから上記入力側ディスクへの動力の伝達時に当該トラニオンに加わる、上記枢軸方向の力の作用方向に関して後側としている。言い換えれば、上記プリセスカムを、何れかのトラニオンの両端側のうち、上記入力軸と繋がる入力側ディスクの回転方向に関するベクトルに関して前端側に設けている。
【００５０】
【作用】
上述の様に構成する本発明のトロイダル型無段変速機によれば、動力伝達時に於ける変速比の変動を抑え、運転者に与える違和感を低減若しくは解消できる。
即ち、本発明のトロイダル型無段変速機の場合には、上述の様に、プリセスカムの設置位置を、このプリセスカムを設置するトラニオンに加わる枢軸方向の力の作用方向に関して後側としている。この為、大きな動力を伝達する際に、変位軸の傾斜に基づいて上記プリセスカムを正規位置からずらせる方向と、上記トラニオンの弾性変形に基づいてこのプリセスカムを正規位置からずらせる方向とが、互いに逆になる。この為、上記傾斜に基づくずれと、上記弾性変形に基づくずれとが互いに打ち消しあって、上記プリセスカムの正規位置からのずれが小さくなる。
この結果、大きな動力を伝達する際にも、上記プリセスカムが正規位置からのずれを小さく抑える事ができて、上述の様に変速比の変動を抑えられる。
【００５１】
【発明の実施の形態】
図１２〜１３は、本発明に関する参考例の第１例を示している。尚、本参考例（並びに後述する本発明）のトロイダル型無段変速機の特徴は、動力伝達時に於ける変速比の変動を抑えるべく、プリセスカム２３の設置位置を規制した点にある。その他の図面に表われる部分の構造及び、入力部と出力部との間で動力を伝達したり、或はこれら入力部と出力部との間の変速比を変える際の作用は、前述の図３〜４、図５〜７に示した、従来から知られているトロイダル型無段変速機、或は図８に示した無段変速装置に組み込んだトロイダル型無段変速機３２と同様であるから、同等部分に関する説明は省略する。
【００５２】
本参考例の構造を示す図１２〜１３は、従来構造を示した前述の図１０と同様に、１対の入力側ディスクと出力側ディスクとの間に配置された１対のトラニオン７、７、及び、これら両トラニオン７、７にそれぞれ付属した変位軸８、８と、パワーローラ９、９と、ロッド２２、２２と、油圧式のアクチュエータを構成するピストン５９、５９と、プリセスカム２３とを略示している。この様な図１２〜１３で、これら図１２〜１３には記載していない入力側ディスクは、矢印αで示す様に、時計方向に回転する。従って、やはり図１２〜１３には記載していない出力側ディスクは、反時計方向に回転する。特に、本参考例のトロイダル型無段変速機の場合には、上記図１０に示した従来構造とは逆に、上記入力側ディスクから上記パワーローラ９を介して加えられる荷重のベクトルの方向に関して後側に、上記プリセスカム２３を設けている。
【００５３】
上述の様に構成する本参考例のトロイダル型無段変速機によれば、動力伝達時に於ける変速比の変動を抑え、運転者に与える違和感を低減できる。この点に就いて、図１３に図１４〜１５を加えて説明する。
先ず、図１３の（Ａ）は、入力側ディスク２と出力側ディスク４（例えば図３参照）との間で動力を伝達していない場合を示している。この場合には、従来構造の場合に就いて説明した、前述の図１０（Ａ）の場合と同様に、各変位軸８、８が傾斜したりこれら各トラニオン７、７が弾性変形したりする事はない。この為、上記トラニオン７に付属のロッド２２の端部に固定したプリセスカム２３は、図１３に鎖線イで示す正規位置に存在する。
【００５４】
次に、図１３の（Ｂ）は、入力側ディスク２と出力側ディスク４との間で、比較的軽い動力を伝達する場合を示している。この場合にも、やはり従来構造の場合に就いて説明した、前述の図１０（Ｂ）の場合と同様に、各パワーローラ９、９を支持した上記各変位軸８、８がこれら各パワーローラ９、９に加わる荷重の作用方向前方に傾斜する。そして、この傾斜に基づくこれら各パワーローラ９、９のずれを補償すべく、上記各トラニオン７、７を枢軸６、６（例えば図７参照）の軸方向（図１３の上下方向）に変位させる結果、上記プリセスカム２３は、鎖線イで示した正規位置から軸方向にδ₁ だけずれた、鎖線ロ位置に存在する事になる。ここまでの動きは、従来構造の場合と同様である。
【００５５】
特に、本参考例の場合には、入力側ディスク２と出力側ディスク４との間で、大きな動力を伝達する場合に於ける、上記プリセスカム２３の正規位置からのずれを小さくできる。この場合には、図１３の（Ｃ）に示す様に、上記各変位軸８、８の傾斜が上記図１３の（Ｂ）の場合よりも大きくなると同時に、上記各トラニオン７、７の弾性変形が無視できない程度になる。この場合には、これら各トラニオン７、７の中間部が、上記各パワーローラ９、９から加わるスラスト荷重に基づいて、図１３の（Ｃ）に誇張して示す様に、これら各パワーローラ９、９を設置した内側面側が凹面となる方向に弾性変形する。そして、この弾性変形に基づき、前記各枢軸６、６の軸方向に関する、上記各トラニオン７、７の全長が短くなる。具体的には、これら各トラニオン７、７の長さ方向両端面が、これら各トラニオン７、７の長さ方向中央部に近づく方向に変位する。
【００５６】
本参考例の場合には、上記各変位軸８、８の傾斜に基づく変位の方向と、上記プリセスカム２３を設置したトラニオン７の弾性変形に基づく変位の方向とが逆になる。従って、上記図１３の（Ｃ）の状態で上記プリセスカム２３は、上記変位軸８の傾斜に基づく変位量から、上記トラニオン７の弾性変形に基づく変位量を引いた、δ₃ 分だけ、前記鎖線イで示した正規位置からずれる。この変位量δ₃ と、前述の従来構造の場合の変位量（δ₁ ＋δ₂ ）とを比較すれば、本参考例の場合の変位量δ₃ が、従来構造の場合の変位量（δ₁ ＋δ₂ ）よりも、上記トラニオン７の弾性変形に基づく変位量δ₄ の２倍（２δ₄ ）分だけ小さくなる（δ₃ ＝δ₁ ＋δ₂ −２δ₄ ）。即ち、従来の場合には、上記弾性変形に基づく変位量δ₄ が他の原因での変位量に足されたのに対し、本参考例の場合には、この変位量δ₄ が引かれる事になる。
【００５７】
以上の説明から明らかな様に、本参考例のトロイダル型無段変速機によれば、動力伝達時に於ける変速比の変動を抑え、運転者に与える違和感を低減できる。
図１４〜１５は、この様な本参考例の効果を確認する為に行なった実験の結果を示している。これら図１４〜１５は、横軸に入力側ディスクに加えるトルクを、縦軸に入力側ディスクと出力側ディスクとの変速比を、それぞれ表している。実験は、上記トルクをゼロとすると共にこの変速比を１とした状態からこのトルクを次第に上昇させ、このトルクの大きさが変速比に及ぼす影響を測定した。
【００５８】
又、このうちの図１４は、図３〜４或は図５〜６に示す様な、トロイダル型無段変速機単独の場合の実験結果を、図１５は、図８に示す様な、トロイダル型無段変速機と遊星歯車機構とを組み合わせて無段変速装置を構成した場合の実験結果を、それぞれ表している。更に、上記図１４〜１５で、実線は図１２〜１３に示した本参考例の場合の実験結果を、破線は図１０に示した従来構造の場合の実験結果を、それぞれ表している。
この様な実験結果を表した図１４〜１５から明らかな通り、本参考例によれば、動力伝達時に於ける変速比の変動を抑えられる。特に、前記変位軸８の支持剛性並びに曲げ剛性、前記トラニオン７の剛性を適切に規制して、δ₃ ＝δ₁ ＋δ₂ −２δ₄ ≒０とすれば、大きなトルクの伝達時に於ける変速比のずれを、無視できる程度に低く抑える事も可能である。
尚、実際に上記変速比を測定すると、細かく変動するが、上記図１４〜１５は、細かな変動に就いてはこれを平滑化して、その中央値を示している。
【００５９】
次に、図１６〜１７は、本発明に関する参考例の第２〜３例を示している。これら第２〜３例の場合にも、入力側ディスクからパワーローラ９を介して加えられる荷重のベクトルの方向に関して後側に、プリセスカム２３を設けている。
但し、図１６に示した第２例の場合には、同図で時計方向に回転する入力側ディスクに対し、同図で右側のトラニオン７の、ロッド２２と反対側端部に、上記プリセスカム２３を設けている。
又、図１７に示した第３例の場合には、同図で反時計方向に回転する入力側ディスクに対し、同図で右側のトラニオン７に固定したロッド２２の先端部、或は同図で左側のトラニオンの、ロッド２２と反対側端部に、上記プリセスカム２３を設けている。
この様な第２〜３例の作用は、上述した第１例の場合と同様である。
但し、トラニオン７の、ロッド２２と反対側端部に上記プリセスカム２３を設ける構造の場合には、前述の図１１に示した様な、上記トラニオン７の弾性変形に基づくロッド２２の振れに伴う変速比のぶれ（変動）を抑える事ができる。
【００６０】
次に、図１８〜１９は、本発明の実施の形態の第１例を示している。本例の場合は、前述した様な、定速運転する電動モータと、送水ポンプ等の、運転速度に応じて仕事量を変える被駆動部材との間に、トロイダル型無段変速機と遊星歯車機構とを組み合わせた無段変速装置を組み込む構造に本発明を適用する場合に就いて示している。この様な無段変速装置では、前述した通り、図８の構造から低速用クラッチ４８と後退用クラッチ５２とを省略し、伝達軸４７と中心軸５１とを直結させる。この様な無段変速装置の場合には、前述した図９の右端部分を使用するので、運転の間中、トロイダル型無段変速機を通過するトルクが負の状態、即ち、出力側ディスクから入力側ディスクにトルクが伝達される状態となる。
【００６１】
この様に、トロイダル型無段変速機の入力側ディスクと出力側ディスクとの間でのトルクの伝達方向が逆になる事に伴って、本例の場合には、入力側ディスクの回転方向に関する、プリセスカム２３の設置位置を、前述した第１例の場合と逆にしている。具体的には、図１８で時計方向に回転する入力側ディスクに対し、同図で右側のトラニオン７に固定したロッド２２の先端部に、上記プリセスカム２３を設けている。
【００６２】
この様な本例の場合には、上記出力側ディスクから上記入力側ディスクへの動力伝達（実際には出力側ディスクが動力の入力側となるが、入力軸と繋がるディスクを入力側ディスクとしている他の例の説明との整合性を取る為、入力側、出力側を敢えてそのままとする）に伴って、図１９に示す様に、前述の図１０、１３とは逆方向の力が加わる。従って、この様な本例の場合も、前述の第１例の場合と同様に、大きなトルクを伝達する際に於ける変速比のぶれを小さく抑える事ができる。
図２０は、この様な本発明の効果を確認する為に行なった実験の結果を示している。この図２０は、横軸に出力側ディスクに加えるトルクを、縦軸に入力側ディスクと出力側ディスクとの変速比を、それぞれ表している。実験は、上記トルクをゼロとすると共にこの変速比を１とした状態からこのトルクを次第に上昇させ、このトルクの大きさが変速比に及ぼす影響を測定した。又、実線は図１８〜１９に示した本発明の場合の実験結果を、破線は本発明とは逆の側にプリセスカム２３を設置した場合の実験結果を、それぞれ表している。
この様な実験結果を表した図２０から明らかな通り、本発明によれば、動力伝達時に於ける変速比の変動を抑えられる。
【００６３】
尚、前述の図８に示した無段変速機の様に、高速モードと低速モードとを切り替える構造の場合には、前述した参考例の第１〜３例の様に、プリセスカム２３の設置位置を低速モードの状態に合わせると、高速モードでは好ましい位置とは逆になる。但し、高速モードでトロイダル型無段変速機を通過するトルクは、前述の図９からも明らかな通り、低速モードの場合よりも低い場合が殆どである。従って、高速モードと低速モードとを切り替える構造の場合には、前述した本参考例の第１〜３例の様に、プリセスカム２３の設置位置を低速モードの状態に合わせる事が現実的である。
【００６４】
次に、図２１〜２２は、本発明の実施の形態の第２〜３例を示している。これら第２〜３例の場合にも、出力側ディスクからパワーローラ９を介して加えられる荷重のベクトルの方向に関して後側（入力側ディスクの回転方向αに関して前側）に、プリセスカム２３を設けている。
但し、図２１に示した第２例の場合には、同図で時計方向に回転する入力側ディスクに対し、同図で左側のトラニオン７の、ロッド２２と反対側端部に、上記プリセスカム２３を設けている。
又、図２２に示した第３例の場合には、同図で反時計方向に回転する入力側ディスクに対し、同図で左側のトラニオン７に固定したロッド２２の先端部、或は同図で右側のトラニオンの、ロッド２２と反対側端部に、上記プリセスカム２３を設けている。
この様な第２〜３例の作用は、上述した第１例の場合と同様である。
但し、これら各例の場合も、トラニオン７の、ロッド２２と反対側端部に上記プリセスカム２３を設ける構造の場合には、前述の図１１に示した様な、上記トラニオン７の弾性変形に基づくロッド２２の振れに伴う変速比のぶれ（変動）を抑える事ができる。
【００６５】
【発明の効果】
本発明は、以上に述べた通り構成され作用するので、特に面倒な制御を行なう事なく、しかも運転者に違和感を与えないトロイダル型無段変速機を実現できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】トロイダル型無段変速機の基本構造を、最大減速時の状態で示す略側面図。
【図２】同じく最大増速時の状態で示す略側面図。
【図３】トロイダル型無段変速機の具体的構造の第１例を示す要部断面図。
【図４】図３のｘ−ｘ断面図。
【図５】トロイダル型無段変速機の具体的構造の第２例を示す要部断面図。
【図６】図５のｙ−ｙ断面図。
【図７】同ｚ−ｚ断面図。
【図８】トロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置の１例を示す略断面図。
【図９】この無段変速装置全体としての変速比と、トロイダル型無段変速機のみの変速比と、各部のトルクの比との関係を示す線図。
【図１０】従来構造で変速比が大きく変動する理由を説明する為の模式図。
【図１１】トラニオンの弾性変形が変速比のぶれ（変動）に結び付く理由を説明する為の、トラニオン及びロッドの断面図。
【図１２】本発明に関する参考例の第１例を示す模式図。
【図１３】この第１例の構造で変速比が変動しにくくなる理由を説明する為の模式図。
【図１４】この第１例の構造及び従来構造をトロイダル型無段変速機単独で実施した場合の変速比の変動を示す線図。
【図１５】上記第１例の構造及び従来構造を図８に示した無段変速機に組み込んで実施した場合の変速比の変動を示す線図。
【図１６】本発明に関する参考例の第２例を示す模式図。
【図１７】同第３例を示す模式図。
【図１８】本発明の実施の形態の第１例を示す模式図。
【図１９】この第１例の構造で変速比が変動しにくくなる理由を説明する為の模式図。
【図２０】この第１例の構造及び従来構造を実施した場合の変速比の変動を示す線図。
【図２１】本発明の実施の形態の第２例を示す模式図。
【図２２】同第３例を示す模式図。
【符号の説明】
１入力軸
２、２Ａ、２Ｂ入力側ディスク
２ａ内側面
３出力軸
４出力側ディスク
４ａ内側面
５ケーシング
６枢軸
７トラニオン
８変位軸
９パワーローラ
９ａ周面
１０押圧装置
１１、１１ａ入力軸
１２、１２ａ出力歯車
１３支持板
１４スラスト玉軸受
１５スラストニードル軸受
１６外輪
１７アクチュエータ
１８制御弁
１９ステッピングモータ
２０スリーブ
２１スプール
２２ロッド
２３プリセスカム
２４リンク腕
２５駆動軸
２６エンジン
２７同期ケーブル
２８クランクシャフト
２９入力軸
３０発進クラッチ
３１出力軸
３２トロイダル型無段変速機
３３遊星歯車機構
３４カム板
３５太陽歯車
３６リング歯車
３７遊星歯車組
３８ａ、３８ｂ遊星歯車
３９キャリア
４０第一の動力伝達機構
４１第一の歯車
４２第二の歯車
４３第二の動力伝達機構
４４第一のスプロケット
４５第二のスプロケット
４６チェン
４７伝達軸
４８低速用クラッチ
４９高速用クラッチ
５０支持板
５１中心軸
５２後退用クラッチ
５３デファレンシャルギヤ
５４第三の歯車
５５第四の歯車
５６第五の歯車
５７第三の動力伝達機構
５８駆動軸
５９ピストン[0001]
[Industrial application fields]
  The toroidal type continuously variable transmission according to the present invention is used as a transmission unit constituting an automatic transmission for an automobile. In particular, an object of the present invention is to reduce the uncomfortable feeling given to the driver by suppressing the variation (fluctuation) of the transmission ratio based on the elastic deformation of the trunnion.
[0002]
[Prior art]
  As an automatic transmission for automobiles, a toroidal type continuously variable transmission as schematically shown in FIGS. This toroidal type continuously variable transmission supports an input disk 2 concentrically with an input shaft 1 and is arranged concentrically with the input shaft 1 as disclosed in, for example, Japanese Utility Model Publication No. 62-71465. An output side disk 4 is fixed to the end of the output shaft 3. Inside the casing 5 (see FIG. 4 to be described later) containing the toroidal type continuously variable transmission, there is a trunnion 7 that swings around pivots 6 and 6 that are twisted with respect to the input shaft 1 and the output shaft 3. 7 are provided.
[0003]
  Each of these trunnions 7, 7 is provided with the pivots 6, 6 on the outer side surfaces of both ends concentrically with each other, each pair of trunnions 7, 7. The central axes of the pivots 6 and 6 do not intersect with the central axes of the disks 2 and 4, but are perpendicular to or perpendicular to the direction of the central axes of the disks 2 and 4. It exists in a certain twisted position. Further, the central portions of the trunnions 7 and 7 support the base half portions of the displacement shafts 8 and 8, and the trunnions 7 and 7 are swung around the pivot shafts 6 and 6, so that the respective displacement shafts are supported. 8 and 8 can be adjusted freely. Power rollers 9 and 9 are rotatably supported around the front half of the displacement shafts 8 and 8 supported by the trunnions 7 and 7, respectively. These power rollers 9, 9 are sandwiched between the inner side surfaces 2a, 4a of both the input side and output side disks 2, 4.
[0004]
  The inner side surfaces 2a and 4a of the input side and output side discs 2 and 4 facing each other are each obtained by rotating a cross section of an arc centered on the pivot 6 or a curve close to such an arc. It has an arcuate concave surface. And the peripheral surface 9a, 9a of each power roller 9, 9 formed in the spherical convex surface is made to contact | abut to the said inner surface 2a, 4a. Further, a pressing device 10 such as a loading cam device is provided between the input shaft 1 and the input side disc 2, and the input side disc 2 is elastically pressed toward the output side disc 4 by the pressing device 10. However, it can be freely rotated.
[0005]
  When the toroidal continuously variable transmission configured as described above is used, the pressing device 10 rotates while pressing the input side disk 2 against the plurality of power rollers 9 and 9 as the input shaft 1 rotates. Let Then, the rotation of the input side disk 2 is transmitted to the output side disk 4 via the plurality of power rollers 9, 9, and the output shaft 3 fixed to the output side disk 4 rotates.
[0006]
  When the rotational speeds of the input shaft 1 and the output shaft 3 are changed, and when the deceleration is first performed between the input shaft 1 and the output shaft 3, the trunnions 7, 7 are swung around the pivot shafts 6, 6. As shown in FIG. 1, the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 9 and 9 are formed on a portion near the center of the inner surface 2a of the input side disk 2 and a portion near the outer periphery of the inner side surface 4a of the output side disk 4. The displacement shafts 8 and 8 are inclined so as to contact each other.
[0007]
  On the contrary, when the speed is increased, the trunnions 7, 7 are swung so that the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 are as shown in FIG. Each of the displacement shafts 8 and 8 is inclined so as to come into contact with the outer peripheral portion and the central portion of the inner side surface 4a of the output disk 4 respectively. If the inclination angle of each of the displacement shafts 8 and 8 is set intermediate between those shown in FIGS. 1 and 2, an intermediate gear ratio can be obtained between the input shaft 1 and the output shaft 3.
[0008]
  3 to 4 show a more specific toroidal type continuously variable transmission described in the microfilm of Japanese Utility Model Application No. 63-69293 (Japanese Utility Model Laid-Open No. 1-173552). The input side disk 2 and the output side disk 4 are rotatably supported around a cylindrical input shaft 11. A pressing device 10 is provided between the end of the input shaft 11 and the input side disk 2. On the other hand, an output gear 12 is coupled to the output side disk 4 so that the output side disk 4 and the output gear 12 rotate in synchronization.
[0009]
  The pivots 6 and 6 provided concentrically with each other at both ends of the pair of trunnions 7 and 7 are oscillated and axially (front and back in FIG. 3, up and down in FIG. 4). Direction). And the base half part of the displacement shafts 8 and 8 is supported by the intermediate part of each said trunnion 7 and 7. FIG. These displacement shafts 8 and 8 have the base half and the tip half eccentric with respect to each other. And the base half part of these is rotatably supported by the intermediate part of each said trunnion 7 and 7, and the power rollers 9 and 9 are rotatably supported by each front half part. Further, a synchronization cable 27 is spanned between the ends of the trunnions 7 and 7 so as to mechanically synchronize the inclination angles of the trunnions 7 and 7.
[0010]
  The pair of displacement shafts 8 and 8 are provided at positions opposite to the input shaft 11 by 180 degrees. Further, the direction in which the base half and the front half of each of the displacement shafts 8 and 8 are eccentric is the same as the rotation direction of the input side and output side disks 2 and 4 (upward and downward directions in FIG. 4) It is said. The eccentric direction is a direction substantially perpendicular to the direction in which the input shaft 11 is disposed. Accordingly, the power rollers 9 are supported so as to be slightly displaceable with respect to the arrangement direction of the input shaft 11.
[0011]
  Further, thrust ball bearings 14 and 14 are arranged between the outer surface of each of the power rollers 9 and 9 and the inner surface of the intermediate portion of each of the trunnions 7 and 7 in order from the outer surface side of each of the power rollers 9 and 9. And thrust needle bearings 15 and 15 are provided. Of these, the thrust ball bearings 14 and 14 support the rotation of the power rollers 9 and 9 while supporting the load in the thrust direction applied to the power rollers 9 and 9. The thrust needle roller bearings 15, 15 support the thrust loads applied to the outer rings 16, 16 constituting the thrust ball bearings 14, 14 from the power rollers 9, 9, 8 and the outer rings 16 and 16 are allowed to swing around the base half of the displacement shafts 8 and 8. Further, the trunnions 7 and 7 can be displaced in the axial direction of the pivots 6 and 6 by hydraulic actuators (hydraulic cylinders) 17 and 17, respectively.
[0012]
  In the case of the toroidal type continuously variable transmission configured as described above, the rotation of the input shaft 11 is transmitted to the input side disk 2 via the pressing device 10. Then, the rotation of the input side disk 2 is transmitted to the output side disk 4 through a pair of power rollers 9, 9, and the rotation of the output side disk 4 is taken out from the output gear 12.
[0013]
  When changing the rotational speed ratio between the input shaft 11 and the output gear 12, the actuators 17 and 17 cause the pair of trunnions 7 and 7 to move in the opposite direction, for example, the power on the right side of FIG. The roller 9 is displaced to the lower side of the figure, and the power roller 9 on the left side of the figure is displaced to the upper side of the figure. As a result, the direction of the tangential force acting on the contact portion between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner surfaces 2a, 4a of the input side disk 2 and the output side disk 4 changes. (Side slip occurs at the contact portion). As the force changes, the trunnions 7 and 7 swing in directions opposite to each other around the pivots 6 and 6 pivotally supported by the support plates 13 and 13. As a result, as shown in FIGS. 1 and 2, the contact position between the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 9 and 9 and the inner surfaces 2a and 4a changes, and the input shaft 11 and The rotational speed ratio with the output gear 12 changes.
[0014]
  Regardless of the number of the actuators 17 and 17, the supply and discharge state of the pressure oil to the actuators 17 and 17 is performed by one control valve, and the movement of any one trunnion 7 is fed back to the control valve. I try to do it. The structure of this part is described in, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 6-257661, and has been conventionally known. However, FIG. 7 shows a second example of a conventional specific structure, which will be described later, and is simplified. explain. The control valve 18 includes a sleeve 20 that is displaced in the axial direction (left-right direction in FIG. 7) by a stepping motor 19 and a spool 21 that is fitted on the inner diameter side of the sleeve 20 so as to be freely displaceable in the axial direction. A recess cam 23 is fixed to the end of the rod 22 attached to any one trunnion 7, and the movement of the rod 22 is transmitted to the spool 21 via the recess cam 23 and the link arm 24. Constitutes a feedback mechanism.
[0015]
  When switching the shift state, the sleeve 20 is displaced by a predetermined amount by the stepping motor 19 to open the flow path of the control valve 18. As a result, pressure oil is sent to the actuators 17 and 17 in a predetermined direction, and the actuators 17 and 17 displace the trunnions 7 and 7 in a predetermined direction. That is, the trunnions 7 and 7 swing around the pivots 6 and 6 while being displaced in the axial direction of the pivots 6 and 6 as the pressure oil is fed. Then, the movement (axial direction and swing displacement) of any one of the trunnions 7 is transmitted to the spool 21 via a recess cam 23 and a link arm 24 fixed to the end of the rod 22, and this spool 21 is displaced in the axial direction. As a result, in the state where the trunnion 7 is displaced by a predetermined amount, the flow path of the control valve 18 is closed, and supply and discharge of the pressure oil to the actuators 17 and 17 are stopped. Therefore, the displacement amounts of the trunnions 7 and 7 in the axial direction and the swinging direction are only in accordance with the displacement amount of the sleeve 20 by the stepping motor 19.
[0016]
  When power is transmitted by the toroidal-type continuously variable transmission, the power rollers 9 and 9 are displaced in the axial direction of the input shaft 11a based on elastic deformation of each component. The displacement shafts 8 and 8 that support the power rollers 9 and 9 are slightly rotated around the respective base halves. As a result of this rotation, the outer surfaces of the outer rings 16, 16 of the thrust ball bearings 14, 14 and the inner surfaces of the trunnions 7, 7 are relatively displaced. Since the thrust needle bearings 15, 15 exist between the outer surface and the inner surface, the force required for the relative displacement is small.
[0017]
  Further, in order to increase the torque that can be transmitted, two input side disks 2A and 2B and two output side disks 4 and 4 are provided around the input shaft 11a as shown in FIGS. A so-called double cavity type structure in which the input side disks 2A, 2B and the output side disks 4, 4 are arranged in parallel with each other in the power transmission direction is also known. The structure shown in FIGS. 5 to 7 supports an output gear 12a around the intermediate portion of the input shaft 11a so that the output gear 12a can freely rotate with respect to the input shaft 11a, and a cylindrical portion provided at the center of the output gear 12a. The output side disks 4 and 4 are splined to both ends. The input disks 2A and 2B are supported at both ends of the input shaft 11a so as to be rotatable together with the input shaft 11a. The input shaft 11a is rotationally driven by the drive shaft 25 via the loading cam type pressing device 10.
[0018]
  In the case of the double cavity type toroidal continuously variable transmission as described above, power is transmitted from the input shaft 11a to the output gear 12a between the one input side disk 2A and the output side disk 4 and the other side. Therefore, it is possible to transmit a large amount of power because it is divided into two systems, between the input side disk 2B and the output side disk 4. In the case of such a double cavity type toroidal continuously variable transmission, the trunnions 7 and 7 are displaced in the axial direction of the pivots 6 and 6 by the hydraulic actuators 17 and 17 at the time of shifting. As described above, only one control valve 18 for controlling the supply and discharge of pressure oil to the actuators 17 and 17 for shifting is provided in the entire toroidal type continuously variable transmission. The single control valve 18 controls the supply and discharge of pressure oil to and from the plurality of actuators 17 and 17.
[0019]
  When a toroidal continuously variable transmission constructed and operated as described above is incorporated into an actual continuously variable transmission for an automobile, a continuously variable transmission is configured in combination with a planetary gear mechanism. As described in Japanese Laid-Open Patent Publication No. 1-312266, No. 10-196759, No. 11-63146, etc., it has been conventionally proposed. That is, the torque applied to the toroidal continuously variable transmission during high speed traveling is transmitted by the toroidal type continuously variable transmission only at low speeds and by the planetary gear mechanism during high speed traveling. We try to reduce it. By comprising in this way, durability of each member which comprises the said toroidal type continuously variable transmission can be improved.
[0020]
  FIG. 8 shows a continuously variable transmission described in Japanese Patent Laid-Open No. 10-196759 among the above-mentioned publications. This continuously variable transmission starts between an output side end (right end in FIG. 8) of a crankshaft 28 of an engine 26 as a drive source and an input side end (left end in FIG. 8) of an input shaft 29. A clutch 30 is provided. An output shaft 31 for taking out power based on the rotation of the input shaft 29 is disposed in parallel with the input shaft 29. A toroidal continuously variable transmission 32 is provided around the input shaft 29, and a planetary gear mechanism 33 is provided around the output shaft 31.
[0021]
  The cam plate 34 constituting the pressing device 10 of the toroidal type continuously variable transmission 32 is fixed to the output side end portion (right side in FIG. 8) at the intermediate portion of the input shaft 29. Further, the input side disk 2 and the output side disk 4 freely support independent rotation with respect to the input shaft 29 by a bearing (not shown) such as a needle bearing around the input shaft 29. The cam plate 34 and the input side disk 2 constitute the pressing device 10. Therefore, the input side disk 2 rotates while being pressed toward the output side disk 4 as the input shaft 29 rotates. Also, a plurality of power rollers 9, 9 are sandwiched between the inner side surface 2a of the input side disk 2 and the inner side surface 4a of the output side disk 4, so that the toroidal type as shown in FIGS. A continuously variable transmission 32 is configured. The toroidal type continuously variable transmission 32 is not limited to the single cavity type shown in FIGS. 8 and 3 to 4 but may be a double cavity type as shown in FIGS. A continuously variable transmission incorporating a double cavity type toroidal continuously variable transmission is described in JP-A-11-63146.
[0022]
  The sun gear 35 constituting the planetary gear mechanism 33 is fixed to the input side end portion (right end portion in FIG. 8) of the output shaft 31. Therefore, the output shaft 31 rotates as the sun gear 35 rotates. Around the sun gear 35, a ring gear 36 is supported concentrically with the sun gear 35 and rotatably. Between the inner peripheral surface of the ring gear 36 and the outer peripheral surface of the sun gear 35, a plurality (usually 3 to 4) of planetary gear sets 37, 37 are provided. In the illustrated example, each of the planetary gear sets 37, 37 is formed by combining a pair of planetary gears 38a, 38b. The planet gears 38a and 38b of each pair are meshed with each other, the planet gear 38a disposed on the outer diameter side is meshed with the ring gear 36, and the planet gear 38b disposed on the inner diameter side is meshed with the sun gear 35. I am letting. The reason why each planetary gear set 37, 37 is constituted by a pair of planetary gears 38a, 38b in this way is to make the rotational directions of the ring gear 36 and the sun gear 35 coincide with each other. Therefore, if it is not necessary to match the rotational directions of the ring gear 36 and the sun gear 35 in relation to other components, a single planetary gear meshes with both the ring gear 36 and the sun gear 35. You may let them. The planetary gear sets 37 and 37 as described above are rotatably supported on one side surface (the right side surface in FIG. 8) of the carrier 39. The carrier 39 is rotatably supported at the intermediate portion of the output shaft 31.
[0023]
  Further, the carrier 39 and the output side disk 4 are connected by a first power transmission mechanism 40 in a state where the rotational force can be transmitted.Claim 1The first power transmission mechanism 40 constituting the first power transmission path described in (1) is composed of first and second gears 41 and 42 meshing with each other. Accordingly, the carrier 39 rotates in the opposite direction to the output side disk 4 at a speed corresponding to the number of teeth of the first and second gears 41 and 42 as the output side disk 4 rotates.
[0024]
  On the other hand, the input shaft 29 and the ring gear 36 can be freely connected to each other by a second power transmission mechanism 43 so as to be able to transmit rotational force.Claim 1The second power transmission mechanism 43 that constitutes the second power transmission path described in 1) is composed of first and second sprockets 44 and 45, and a chain 46 spanned between the two sprockets 44 and 45. It consists of. That is, the first sprocket 44 is fixed to a portion protruding from the cam plate 34 at the output side end portion (right end portion in FIG. 8) of the input shaft 29, and the second sprocket 45 is fixed to the input side of the transmission shaft 47. It is fixed to the end (the right end in FIG. 8). Accordingly, as the input shaft 29 rotates, the transmission shaft 47 rotates in the same direction as the input shaft 29 at a speed corresponding to the number of teeth of the first and second sprockets 44 and 45.
[0025]
  The continuously variable transmission isClaim 1The clutch mechanism which comprises the mode switching means described in 1 is provided. This clutch mechanism connects only one of the carrier 39 and the transmission shaft 47 which is a constituent member of the second power transmission mechanism 43 to the ring gear 36. In the case of the structure shown in FIG. 8, the clutch mechanism includes a low speed clutch 48 and a high speed clutch 49. Of these, the low speed clutch 48 is provided between the outer peripheral edge of the carrier 39 and one axial end of the ring gear 36 (left end in FIG. 8). Such a low speed clutch 48 prevents relative displacement between the sun gear 35, the ring gear 36, and the planetary gear sets 37, 37 constituting the planetary gear mechanism 33 at the time of connection, and the sun gear 35 and the ring gear 36. And are integrally coupled. The high speed clutch 49 is provided between the transmission shaft 47 and a central shaft 51 fixed to the ring gear 36 via a support plate 50. When one of the low speed clutch 48 and the high speed clutch 49 is connected, the other clutch is disconnected.
[0026]
  In the example of FIG. 8, a reverse clutch 52 is provided between the ring gear 36 and a fixed portion such as a housing (not shown) of the continuously variable transmission. The reverse clutch 52 is provided to rotate the output shaft 31 in the reverse direction to reverse the automobile. The reverse clutch 52 is disconnected when one of the low speed clutch 48 and the high speed clutch 49 is connected. When the reverse clutch 52 is connected, the low speed clutch 48 and the high speed clutch 49 are both disconnected.
[0027]
  Further, in the illustrated example, the output shaft 31 and the differential gear 53 are connected by a third power transmission mechanism 57 constituted by third to fifth gears 54 to 56. Accordingly, when the output shaft 31 rotates, the pair of left and right drive shafts 58 and 58 rotate through the third power transmission mechanism 57 and the differential gear 53, and the drive wheels of the automobile are rotated.
[0028]
  The continuously variable transmission configured as described above first connects the low speed clutch 48 and disconnects the high speed clutch 49 and the reverse clutch 52 during low speed running. When the start clutch 30 is connected in this state and the input shaft 29 is rotated, only the toroidal continuously variable transmission 32 transmits power from the input shaft 29 to the output shaft 31. During such low speed running, the operation itself when changing the gear ratio between the input side and output side disks 2 and 4 is the same as that of the toroidal type continuously variable transmission shown in FIGS. It is the same. Of course, in this state, the gear ratio between the input shaft 29 and the output shaft 31, that is, the gear ratio of the continuously variable transmission as a whole is proportional to the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 32. In this state, the torque input to the toroidal continuously variable transmission 32 is equal to the torque applied to the input shaft 29.
[0029]
  On the other hand, during high speed running, the high speed clutch 49 is connected and the low speed clutch 48 and the reverse clutch 52 are disconnected. When the starting clutch 30 is connected in this state and the input shaft 29 is rotated, the first and second sprockets constituting the second power transmission mechanism 43 are transferred from the input shaft 29 to the output shaft 31. 44, 45 and the chain 46 and the planetary gear mechanism 33 transmit power.
[0030]
  That is, when the input shaft 29 rotates during the high speed traveling, the rotation is transmitted to the central shaft 51 via the second power transmission mechanism 43 and the high speed clutch 49, and the ring gear 36 to which the central shaft 51 is fixed is transmitted. Rotate. The rotation of the ring gear 36 is transmitted to the sun gear 35 via a plurality of planetary gear sets 37, 37, and the output shaft 31 to which the sun gear 35 is fixed is rotated. If the ring gear 36 is on the input side, the planetary gear mechanism 33 assumes that the planetary gear sets 37, 37 are stopped (does not revolve around the sun gear 35). The speed is increased at a gear ratio corresponding to the ratio of the number of teeth of 36 and the sun gear 35. However, the planetary gear sets 37, 37 revolve around the sun gear 35, and the gear ratio of the continuously variable transmission as a whole changes according to the revolution speed of the planetary gear sets 37, 37. Accordingly, the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole can be adjusted by changing the speed ratio of the toroidal continuously variable transmission 32 and changing the revolution speed of the planetary gear sets 37, 37.
[0031]
  That is, the planetary gear sets 37 and 37 revolve in the same direction as the ring gear 36 during the high-speed traveling. The lower the revolution speed of each planetary gear set 37, 37, the faster the rotation speed of the output shaft 31 to which the sun gear 35 is fixed. For example, if the revolution speed and the rotational speed (both angular speeds) of the ring gear 36 are the same, the rotational speeds of the ring gear 36 and the output shaft 31 are the same. On the other hand, if the revolution speed is slower than the rotation speed of the ring gear 36, the rotation speed of the output shaft 31 becomes faster than the rotation speed of the ring gear 36. On the contrary, if the revolution speed is higher than the rotation speed of the ring gear 36, the rotation speed of the output shaft 31 becomes slower than the rotation speed of the ring gear 36.
[0032]
  Therefore, during the high speed traveling, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing side as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 32 is changed to the speed reducing side. In such a high-speed running state, torque is applied to the toroidal-type continuously variable transmission 32 from the output-side disk 4 instead of the input-side disk 2 (minus when the torque applied at low speed is positive torque). Torque). That is, in the state where the high speed clutch 49 is connected, the torque transmitted from the engine 26 to the input shaft 29 is the second power transmission mechanism before the pressing device 10 presses the input side disk 2. 43 is transmitted to the ring gear 36 of the planetary gear mechanism 33 through 43. Accordingly, almost no torque is transmitted from the input shaft 29 side to the input side disk 2 via the pressing device 10.
[0033]
  On the other hand, a part of the torque transmitted to the ring gear 36 of the planetary gear mechanism 33 via the second power transmission mechanism 43 is transmitted from the planetary gear sets 37 and 37 to the carrier 39 and the first power transmission. It is transmitted to the output side disk 4 through the mechanism 40. Thus, the torque applied to the toroidal type continuously variable transmission 32 from the output side disk 4 reduces the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 32 on the deceleration side in order to change the speed ratio of the entire continuously variable transmission to the speed increasing side. The smaller it is, the smaller it becomes. As a result, the torque input to the toroidal continuously variable transmission 32 during high-speed traveling can be reduced, and the durability of the components of the toroidal continuously variable transmission 32 can be improved.
[0034]
  Further, when the output shaft 31 is reversely rotated to reverse the automobile, both the low speed and high speed clutches 48 and 49 are disconnected and the reverse clutch 52 is connected. As a result, the ring gear 36 is fixed, and the planetary gear sets 37 and 37 revolve around the sun gear 35 while meshing with the ring gear 36 and the sun gear 35. The sun gear 35 and the output shaft 31 to which the sun gear 35 is fixed rotate in the opposite direction to the low speed travel described above and the high speed travel described above.
[0035]
  9 shows the transmission ratio (icvt) of the toroidal continuously variable transmission 32 and the toroidal when the transmission ratio (itotal) of the continuously variable transmission as shown in FIG. 8 is continuously changed. Torque input to the continuously variable transmission 32 (T_in) And output torque (T) taken out from the output shaft 31 of the continuously variable transmission_s ) Shows an example of a state in which changes occur. Each gear ratio (itotal) (icvt) and each torque (T_in) (T_s ) Varies depending on the speed change width of the toroidal-type continuously variable transmission 32, the structure and planetary gear ratio of the planetary gear mechanism 33, the speed reduction ratio of the second power transmission mechanism 43, and the like. As a condition for obtaining each line shown in FIG. 9, the transmission width of the toroidal-type continuously variable transmission 32 is quadrupled (0.5 to 2.0), and the planetary gear mechanism 33 has one pair of planetary gears. It is assumed that planetary gear sets 37 and 37 including 38a and 38b are provided, and the reduction ratio of the second power transmission mechanism 43 is 2. Further, the switching between the low speed clutch 48 and the high speed clutch 49 is performed when the gear ratio (itotal) of the continuously variable transmission as a whole is 1.
[0036]
  In FIG. 9 showing the result of the trial calculation under the above-described conditions, the vertical axis represents the transmission ratio (icvt) of the toroidal continuously variable transmission 32 and the input torque (T_in) Or output torque (T_s ) And torque (T) transmitted from the engine 26 to the input shaft 29 (FIG. 8)._e ) And the ratio (T_in/ T_e ) (T_s / T_e ), And the horizontal axis represents the transmission ratio (itotal) of the continuously variable transmission as a whole. The value indicating the transmission ratio (icvt) of the toroidal continuously variable transmission 32 is negative because the rotation direction of the output disk 4 (FIG. 8) incorporated in the toroidal continuously variable transmission 32 is the rotation of the input shaft 29. This is to reverse the direction. The solid line a indicates the transmission ratio (icvt) of the toroidal continuously variable transmission 32, and the broken line b indicates the output torque (T_s ) And torque transmitted from the engine 26 to the input shaft 29 (T_e ) And the ratio (T_s / T_e ), The chain line c indicates the input torque (T_in) And torque transmitted from the engine 26 to the input shaft 29 (T_e ) And the ratio (T_in/ T_e ) Respectively. As is clear from the description of FIG. 9 described above, according to the continuously variable transmission as shown in FIG. 8 described above, the torque applied to the toroidal continuously variable transmission 32 during high speed traveling can be reduced. Under the conditions for obtaining FIG. 9, the input torque (T_in) To the maximum (T) transmitted from the engine 26 to the input shaft 29_e ) To about 14%.
[0037]
  Furthermore, between an electric motor that operates at a constant speed and a driven member that changes the amount of work according to the operating speed, such as a water pump, or a driving member that varies in operating speed, such as an engine, a windmill, or a water turbine, It is also considered to incorporate a continuously variable transmission that combines a toroidal type continuously variable transmission and a planetary gear mechanism between driven members that are preferably operated at a constant speed such as a machine. In such a continuously variable transmission, the low speed clutch 48 and the reverse clutch 52 are omitted from the structure of FIG. 8, and the transmission shaft 47 and the central shaft 51 are directly connected (the high speed clutch 49 is also omitted). In the case of such a continuously variable transmission, the right end portion of FIG. 9 (the right side portion where the solid line a and the chain line c are suddenly changed) is used. The torque passing through the machine is negative, that is, the torque is transmitted from the output side disk to the input side disk.
[0038]
[Problems to be solved by the invention]
  The above-described toroidal continuously variable transmission used in a state where it is incorporated in a continuously variable transmission or the like as described above is a toroidal continuously variable transmission 32 regardless of the opening / closing control of the control valve 18 by the recess cam 23. Due to the effects of assembly gaps, elastic deformation, etc., the gear ratio may change unnecessarily with the fluctuation of input torque, causing the engine speed to fluctuate suddenly and give the driver a sense of incongruity. Something has been found by experiments by the present inventors. That is, in the related art, the installation position of the process cam 23 is not taken into consideration with respect to the direction of force transmission. In other words, it has not been examined in which part the process cam 23 should be installed. In the conventional case, the recess cam 23 is installed at the lower part of any trunnion 7 regardless of the left and right. On the other hand, the experiment by the inventor has revealed that the installation position of the recess cam 23 affects the change in the transmission gear ratio, and has led to the present invention. This point will be described below.
[0039]
  As shown in FIG. 7, the precess cam 23 is supported and fixed to the distal end portion (lower end portion of FIG. 7) of the rod 22 in which the base end portion (upper end portion of FIG. 7) is coupled and fixed to any trunnion 7. is doing. On the other hand, when the toroidal continuously variable transmission is operated, the trunnion 7 receives a large force from the power roller 9 supported on the inner side thereof. As this force, mainly(1) (2)There are two types.
(1)  A force applied along with power transmission from a contact portion (traction portion) between the peripheral surface 9a of the power roller 9 and the inner side surface 2a of the input side discs 2, 2A, 2B and the inner side surface 4a of the output side disc 4.
(2)  A thrust load that presses the power roller 9 against the inner surface of the trunnion 7 based on the pressing force of the pressing device 10 (see, for example, FIGS. 5 to 6).
  these(1) (2)Any of these forces causes the position of the recess cam 23 to deviate from the normal position.
[0040]
  First, the above(1)The reason why the position of the recess cam 23 deviates from the normal position in accordance with this force will be described with reference to FIG. FIG. 10 shows a pair of trunnions 7 and 7 disposed between a pair of input and output disks, displacement shafts 8 and 8 attached to both trunnions 7 and 7, respectively, Rollers 9 and 9, rods 22 and 22, pistons 59 and 59 constituting a hydraulic actuator, and a recess cam 23 are schematically shown. In FIG. 10, an input side disk not shown in FIG. 10 rotates clockwise as indicated by an arrow α. Therefore, the output side disk not shown in FIG. 10 rotates counterclockwise.
[0041]
  In FIG. 10, (A) shows a case where power is not transmitted between the input side disk 2 and the output side disk 4 (see, for example, FIG. 3). In this case, the load applied to each of the power rollers 9 and 9 from the inner side surfaces 2a and 4a (see, for example, FIG. 3) of the input side disk 2 and the output side disk 4 is zero. Accordingly, the load applied to the displacement shafts 8 and 8 supporting the power rollers 9 and 9 and the trunnions 7 and 7 is also zero, and the displacement shafts 8 and 8 are inclined or the trunnions 7 and 7 are tilted. Does not elastically deform. Therefore, the recess cam 23 fixed to the end of the rod 22 attached to any trunnion 7 (right side in FIG. 10) exists at a normal position indicated by a chain line a in FIG.
[0042]
  Next, FIG. 10B shows a case where relatively light power is transmitted between the input side disk 2 and the output side disk 4. In this case, the trunnions 7 and 7 are provided at both ends based on the load applied to the power rollers 9 and 9 from the inner side surfaces 2a and 4a of the input side disk 2 and the output side disk 4, respectively. A load in the axial direction (vertical direction in FIG. 10) of the pivots 6 and 6 (see, for example, FIG. 7) is applied. In order to support this load, the hydraulic pressure is raised to the actuators 17 and 17 (for example, see FIG. 7) incorporating the pistons 59 and 59. At the same time, the displacement shafts 8 and 8 supporting the power rollers 9 and 9 are exaggerated in FIG. 10B based on the load applied to the power rollers 9 and 9 from the disks 2 and 4. As shown in the figure, the load is applied to the power rollers 9, 9 from the input side disk 2 in the forward direction of the action. Such an inclination is caused by the presence of an internal gap of the radial needle bearing provided between the both end portions of each of the displacement shafts 8 and 8 and the power rollers 9 and 9 and the trunnions 7 and 7, and the displacement shafts. 8, Based on the elastic deformation of 8 itself. Although such an inclination is slight, the internal clearance of the thrust ball bearing 14 or the thrust needle bearing 15 (see, for example, FIG. 7) provided between the power rollers 9 and 9 and the trunnions 7 and 7 is small. Based on existence, it is performed with a relatively light force.
[0043]
  When the displacement shafts 8 and 8 are inclined in this way, the power rollers 9 and 9 supported on the displacement shafts 8 and 8 are displaced with respect to the input side and output side disks 2 and 4. The positions of the contact portions (traction portions) between the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 9 and 9 and the inner surfaces 2a and 4a of the discs 2 and 4 are determined from the central positions of the discs 2 and 4, respectively. Shift. Thus, when the traction part is displaced from the center position of both the disks 2 and 4, the traction part between the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 9 and 9 and the inner side surfaces 2a and 4a of the disks 2 and 4 is used. Side slip occurs. Based on such side slip, a known feedback mechanism works to return the traction portion to the center position of the two disks 2 and 4. That is, based on the side slip, the trunnions 7 and 7 together with the power rollers 9 and 9 are oscillated and displaced about the pivots 6 and 6, and the recess cam 23 is connected to the control valve 18 via the link arm 24. The spool 21 (see FIG. 7) is displaced. Then, pressure oil is supplied to and discharged from the actuators 17, 17 to displace the trunnions 7, 7 in the axial direction of the pivots 6, 6, and return the traction part to the center position of the disks 2, 4. . At this time, since a command signal for shifting is not output, the sleeve 20 (see FIG. 7) of the control valve 18 remains in the same position (is not displaced in the axial direction). As a result, each of the power rollers 9 and 9 performs a speed change operation although a command signal for speed change is not output. The recess cam 23 extends in the axial direction from the normal position indicated by the chain line a.₁ It will be at the position of the chain line B, which is shifted by
[0044]
  Further, FIG. 10C shows a case where large power is transmitted between the input side disk 2 and the output side disk 4. In this case,(1)As well as the power of(2)This force also acts in a direction that shifts the position of the recess cam 23 from the normal position.
  That is, in the state shown in FIG. 10C, the inclination of the displacement shafts 8 and 8 is larger than that in the case of FIG. 10B, and at the same time, the elastic deformation of the trunnions 7 and 7 cannot be ignored. become. In this case, as shown in an exaggerated manner in FIG. 10C, the intermediate portions of the trunnions 7 and 7 are exaggerated and shown on the basis of the thrust load applied from the power rollers 9 and 9, respectively. , 9 is elastically deformed in a direction in which the inner surface side of the surface 9 becomes a concave surface. And based on this elastic deformation, the total length of each said trunnions 7 and 7 regarding the axial direction of each said pivots 6 and 6 becomes short. Specifically, both end surfaces in the length direction of the trunnions 7 and 7 are displaced in a direction approaching the central portion in the length direction of the trunnions 7 and 7.
[0045]
  As a result of this displacement, the recess cam 23 is more δ than in the case of FIG.₂ The position deviates from the normal position indicated by the chain line a. That is, in this state, the deviation of the precess cam 23 from the normal position is (δ₁ + Δ₂ ) The contact portions (traction portions) between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner surfaces 2a, 4a of the input side and output side discs 2, 4 are the above (δ).₁ + Δ₂ ) Is shifted from the center position of both the disks 2 and 4 by the same amount. As a result, each of the power rollers 9 and 9 does not output a command signal for shifting, but the (δ₁ + Δ₂ ) Will perform the shifting operation. The new displacement δ₂ Is the sum of the amount based on the elastic deformation of the trunnion 7 and the amount based on the inclination angle of the displacement shaft 8 becoming larger.
[0046]
  In this manner, in the case of FIGS. 10B and 10C, the shift operation is performed even though the command signal for shifting is not output. In this case, the degree of shifting is as described above. Axial displacement {δ₁ Or (δ₁ + Δ₂ )} And the cam lead of each of the precess cams 23. For example, when the cam lead is 20 mm / 360 degrees, the power rollers 9 and 9 are tilted 5.4 degrees when the deviation is 0.3 mm (oscillating displacement about the pivots 6 and 6). To do. Accordingly, it is important to suppress the displacement of the recess cam 23 from the viewpoint of suppressing an unintended shift operation based on the above-described causes.
[0047]
  Further, an unintended speed change operation is also generated by the deflection of the rod 22 based on the elastic deformation of the trunnion 7 provided with the recess cam 23. This point will be briefly described with reference to FIG. When the power is transmitted, the trunnion 7 is shown in an exaggerated manner with a thick chain line in FIG. 11 in a direction in which the inner surface is concave based on the thrust load received from the power roller 9 supported on the inner surface. It is elastically deformed. Based on this elastic deformation, the rod 22 having the base end portion (upper end portion in FIG. 11) fixedly coupled to the end portion of the trunnion 7 is displaced. The tip end portion (the lower end portion in FIG. 11) of the rod 22 to which the precess cam 23 is attached has a larger amount of displacement in the radial direction as the thrust load increases. Such a displacement also causes the unintended shifting operation.
[0048]
  In any case, if an unintended shift operation is performed, the engine speed changes suddenly at that moment, giving the driver a sense of incongruity. Although it is difficult to completely eliminate such an unintended shifting operation, it is important to keep it as small as possible from the viewpoint of performing stable driving and not giving the driver a sense of incongruity.
  In view of such circumstances, the present invention has been invented to suppress an unintended shift operation.
[0049]
[Means for Solving the Problems]
  The toroidal-type continuously variable transmission of the present invention includes a first disk and a second disk, a plurality of trunnions, a displacement shaft, a power roller, as in the conventional toroidal-type continuously variable transmission described above. And a hydraulic actuator and a control valve.
  Of these, the first disk and the second disk are supported concentrically and rotatably in a state where the inner surfaces of the first disk and the second disk, which are concave surfaces each having an arc cross section, are opposed to each other.
  Each trunnion swings around a pivot that is twisted with respect to the central axis of the first disk and the second disk.
  The displacement shaft is supported at a middle portion of each trunnion so as to protrude from the inner surface of each trunnion.
  The power roller is disposed on the inner side of each trunnion and is rotatably supported around each displacement shaft while being sandwiched between the first disk and the second disk. The circumferential surface is a spherical convex surface.
  Further, the hydraulic actuator is provided for each trunnion, and by displacing each trunnion in the axial direction of each pivot, the respective trunnions are oscillated and displaced about each pivot. The transmission ratio between one disk and the second disk is changed.
  Further, the control valve is for switching the supply / discharge state of the pressure oil to the actuators.
  Then, a recess cam is fixed to any trunnion or a member that is displaced together with the trunnion, and a feedback mechanism is provided to transmit the displacement of the recess cam to the control valve by a link arm, thereby transmitting the movement of the trunnion to the control valve. The supply / discharge state of this control valve can be switched freely.
  In particular, in the toroidal type continuously variable transmission of the present invention,This toroidal-type continuously variable transmission is incorporated in a continuously variable transmission. The continuously variable transmission includes an input shaft connected to a drive source and rotationally driven by the drive source, an output shaft for extracting power based on the rotation of the input shaft, and the toroidal continuously variable transmission. A planetary gear mechanism, a first power transmission path for transmitting power input to the input shaft via the toroidal continuously variable transmission, and power input to the input shaft to the toroidal continuously variable transmission. And a second power transmission path that transmits without passing through the machine. The planetary gear mechanism is provided between a sun gear and a ring gear arranged around the sun gear, and is a planetary gear rotatably supported on a carrier concentrically and rotatably supported by the sun gear. Is made to mesh with the sun gear and the ring gear. Further, the power transmitted through the first power transmission path and the power transmitted through the second power transmission path can be freely transmitted to two members of the sun gear, the ring gear, and the carrier. In addition, the output shaft is coupled to the remaining one member of the sun gear, the ring gear, and the carrier. Furthermore, power is always transmitted through both the first power transmission path and the second power transmission path, and a large power is transmitted between the first disk and the second disk. Is transmitted only from the output side disk, which is the first disk, to the input side disk, which is the second disk. Along with this,The installation position of the precess cam is the both end sides of any of the trunnions,From the output disk to the input diskIt is the rear side with respect to the direction of the force applied to the trunnion when the power is transmitted.In other words, the process cam is provided on the front end side with respect to a vector related to the rotation direction of the input side disk connected to the input shaft, on both ends of any trunnion.
[0050]
[Action]
  According to the toroidal-type continuously variable transmission of the present invention configured as described above, it is possible to suppress fluctuations in the gear ratio during power transmission and to reduce or eliminate a sense of discomfort given to the driver.
  That is, in the case of the toroidal type continuously variable transmission according to the present invention, as described above, the precess cam is used.Installation positionIs the rear side with respect to the direction of the action of the force in the axial direction applied to the trunnion on which the precess cam is installed. For this reason, when transmitting a large amount of power, the direction in which the precess cam is displaced from the normal position based on the inclination of the displacement shaft and the direction in which the precess cam is displaced from the normal position based on the elastic deformation of the trunnion are mutually Vice versa. For this reason, the deviation based on the inclination and the deviation based on the elastic deformation cancel each other, and the deviation from the normal position of the recess cam becomes small.
  As a result, even when a large amount of power is transmitted, the above-mentioned recess cam can suppress the deviation from the normal position, and the change in the gear ratio can be suppressed as described above.
[0051]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  12-13First example of a reference example related to the present inventionIs shown. still,This reference example (and the present invention described later)The toroidal-type continuously variable transmission is characterized in that the installation position of the recess cam 23 is restricted in order to suppress the fluctuation of the gear ratio during power transmission. The structure of the parts shown in the other drawings and the action of transmitting power between the input part and the output part or changing the speed ratio between the input part and the output part are described above. 3 to 4 and FIGS. 5 to 7, which are the same as the conventional toroidal continuously variable transmission or the toroidal continuously variable transmission 32 incorporated in the continuously variable transmission shown in FIG. 8. Therefore, the explanation about the equivalent part is omitted.
[0052]
  This reference exampleFIGS. 12 to 13 showing the structure of FIG. 12 are a pair of trunnions 7 and 7 disposed between the pair of input side disks and the output side disk in the same manner as FIG. 10 showing the conventional structure. Displacement shafts 8 and 8 attached to both trunnions 7 and 7, power rollers 9 and 9, rods 22 and 22, pistons 59 and 59 constituting a hydraulic actuator, and a recess cam 23 are schematically shown. Yes. In FIGS. 12 to 13, the input side disk not shown in FIGS. 12 to 13 rotates clockwise as indicated by an arrow α. Accordingly, the output-side disk not shown in FIGS. 12 to 13 rotates counterclockwise. In particular,This reference exampleIn the case of the toroidal-type continuously variable transmission of FIG. 10, contrary to the conventional structure shown in FIG. 10, on the rear side in the direction of the vector of the load applied from the input side disk via the power roller 9, A precess cam 23 is provided.
[0053]
  Configure as aboveThis reference exampleAccording to the toroidal-type continuously variable transmission, it is possible to suppress fluctuations in the gear ratio during power transmission and to reduce the uncomfortable feeling given to the driver. This point will be described with reference to FIGS.
  First, FIG. 13A shows a case where power is not transmitted between the input side disk 2 and the output side disk 4 (see, for example, FIG. 3). In this case, the displacement shafts 8 and 8 are inclined or the trunnions 7 and 7 are elastically deformed as in the case of FIG. 10A described above for the conventional structure. There is nothing. For this reason, the recess cam 23 fixed to the end of the rod 22 attached to the trunnion 7 is present at a normal position indicated by a chain line a in FIG.
[0054]
  Next, FIG. 13B shows a case where relatively light power is transmitted between the input side disk 2 and the output side disk 4. Also in this case, the displacement shafts 8 and 8 supporting the power rollers 9 and 9 are respectively connected to the power rollers in the same manner as in the case of FIG. 9 and 9 incline forward in the direction of action of the load applied to the load. The trunnions 7 and 7 are displaced in the axial direction of the pivots 6 and 6 (for example, see FIG. 7) (vertical direction in FIG. 13) in order to compensate for the deviation of the power rollers 9 and 9 based on the inclination. As a result, the recess cam 23 is moved in the axial direction from the normal position indicated by the chain line a.₁ It will be at the position of the chain line B, which is shifted by The movement so far is the same as in the case of the conventional structure.
[0055]
  In particular,This reference exampleIn this case, when the large power is transmitted between the input side disk 2 and the output side disk 4, the deviation of the recess cam 23 from the normal position can be reduced. In this case, as shown in FIG. 13C, the inclination of the displacement shafts 8 and 8 becomes larger than that in the case of FIG. 13B, and at the same time, the elastic deformation of the trunnions 7 and 7 occurs. Can not be ignored. In this case, as shown in an exaggerated manner in FIG. 13C, the intermediate portions of the trunnions 7, 7 are exaggerated and shown on the basis of the thrust load applied from the power rollers 9, 9. , 9 is elastically deformed in a direction in which the inner surface side of the surface 9 becomes a concave surface. And based on this elastic deformation, the total length of each said trunnions 7 and 7 regarding the axial direction of each said pivots 6 and 6 becomes short. Specifically, both end surfaces in the length direction of the trunnions 7 and 7 are displaced in a direction approaching the central portion in the length direction of the trunnions 7 and 7.
[0056]
  This reference exampleIn this case, the direction of displacement based on the inclination of the displacement shafts 8 and 8 and the direction of displacement based on elastic deformation of the trunnion 7 provided with the recess cam 23 are reversed. Accordingly, in the state of FIG. 13C, the recess cam 23 subtracts the displacement amount based on the elastic deformation of the trunnion 7 from the displacement amount based on the inclination of the displacement shaft 8._Three The position deviates from the normal position indicated by the chain line a. This displacement δ_Three And the amount of displacement (δ₁ + Δ₂ ) AndThis reference exampleDisplacement δ_Three Is the displacement amount in the conventional structure (δ₁ + Δ₂ ) Than the displacement amount δ based on the elastic deformation of the trunnion 7._Four 2 times (2δ_Four ) (Δ)_Three = Δ₁ + Δ₂ -2δ_Four ). That is, in the conventional case, the displacement amount δ based on the elastic deformation described above._Four Is added to the displacement due to other causes,This reference exampleIn the case of_Four Will be drawn.
[0057]
  As is clear from the above explanation,This reference exampleAccording to the toroidal-type continuously variable transmission, it is possible to suppress fluctuations in the gear ratio during power transmission and to reduce the uncomfortable feeling given to the driver.
  14-15 are like thisThis reference exampleThe result of the experiment conducted in order to confirm the effect of is shown. 14 to 15, the horizontal axis represents the torque applied to the input side disk, and the vertical axis represents the gear ratio between the input side disk and the output side disk. In the experiment, the torque was gradually increased from the state where the torque was set to zero and the speed ratio was set to 1, and the influence of the magnitude of the torque on the speed ratio was measured.
[0058]
  14 shows the experimental results in the case of the toroidal type continuously variable transmission alone as shown in FIGS. 3-4 or 5-6, and FIG. 15 shows the toroidal as shown in FIG. The experimental results when the continuously variable transmission is configured by combining the type continuously variable transmission and the planetary gear mechanism are shown. Further, in FIGS. 14 to 15, the solid line is shown in FIGS.This reference exampleThe broken line represents the experimental results in the case of the conventional structure shown in FIG.
  As is apparent from FIGS. 14 to 15 showing such experimental results,This reference exampleAccording to this, it is possible to suppress a change in the gear ratio during power transmission. In particular, by appropriately regulating the support rigidity and bending rigidity of the displacement shaft 8 and the rigidity of the trunnion 7,_Three = Δ₁ + Δ₂ -2δ_Four If ≈0, it is possible to suppress the shift in the gear ratio during transmission of large torque to a negligible level.
  When the transmission gear ratio is actually measured, it fluctuates finely. However, FIGS. 14 to 15 show the median value obtained by smoothing the fine fluctuation.
[0059]
  Next, FIGS.Second to third examples of reference examples related to the present inventionIs shown. In these second to third examples, the precess cam 23 is provided on the rear side with respect to the direction of the vector of the load applied from the input side disk via the power roller 9.
  However, in the case of the second example shown in FIG. 16, with respect to the input side disk that rotates in the clockwise direction in FIG. 16, the precess cam 23 on the opposite end of the trunnion 7 on the right side in FIG. Is provided.
  In the case of the third example shown in FIG. 17, the tip of the rod 22 fixed to the trunnion 7 on the right side in FIG. The precess cam 23 is provided at the end of the left trunnion opposite to the rod 22.
  The operation of the second to third examples is the same as that of the first example described above.
  However, in the case where the precess cam 23 is provided at the end of the trunnion 7 opposite to the rod 22, the speed change accompanying the deflection of the rod 22 based on the elastic deformation of the trunnion 7 as shown in FIG. 11 described above. Ratio fluctuation (variation) can be suppressed.
[0060]
  Next, FIGS.First example of embodiment of the present inventionIs shown. In the case of this example, a toroidal continuously variable transmission and a planetary gear between the electric motor that operates at a constant speed as described above and a driven member that changes the work amount according to the operation speed, such as a water pump. It shows a case where the present invention is applied to a structure in which a continuously variable transmission combined with a mechanism is incorporated. In such a continuously variable transmission, as described above, the low speed clutch 48 and the reverse clutch 52 are omitted from the structure of FIG. 8, and the transmission shaft 47 and the central shaft 51 are directly connected. In the case of such a continuously variable transmission, since the right end portion of FIG. 9 described above is used, the torque passing through the toroidal continuously variable transmission is negative during the operation, that is, from the output side disk. The torque is transmitted to the input side disk.
[0061]
  As described above, the torque transmission direction between the input side disk and the output side disk of the toroidal-type continuously variable transmission is reversed. The installation position of the recess cam 23 is reversed from that in the first example described above. Specifically, the recess cam 23 is provided at the tip of the rod 22 fixed to the trunnion 7 on the right side of the input side disk that rotates clockwise in FIG.
[0062]
  In the case of this example, power transmission from the output side disk to the input side disk (actually, the output side disk becomes the power input side,Another example where the input side disk is the disk connected to the input shaftAs shown in FIG. 19, a force in the direction opposite to that shown in FIGS. 10 and 13 is applied. Therefore, in this case as well, as in the case of the first example described above, it is possible to suppress the fluctuation of the gear ratio when transmitting a large torque.
  FIG. 20 shows the results of experiments conducted to confirm the effects of the present invention. In FIG. 20, the horizontal axis represents the torque applied to the output side disk, and the vertical axis represents the gear ratio between the input side disk and the output side disk. In the experiment, the torque was gradually increased from the state where the torque was set to zero and the speed ratio was set to 1, and the influence of the magnitude of the torque on the speed ratio was measured. Further, the solid line represents the experimental results in the case of the present invention shown in FIGS. 18 to 19, and the broken line represents the experimental results in the case where the recess cam 23 is installed on the opposite side to the present invention.
  As is clear from FIG. 20 showing such an experimental result, according to the present invention, fluctuations in the gear ratio during power transmission can be suppressed.
[0063]
  In the case of the structure for switching between the high speed mode and the low speed mode as in the continuously variable transmission shown in FIG.Reference exampleAs in the first to third examples, when the installation position of the recess cam 23 is adjusted to the state of the low speed mode, the position is opposite to the preferable position in the high speed mode. However, the torque passing through the toroidal continuously variable transmission in the high speed mode is almost lower than that in the low speed mode, as is apparent from FIG. Therefore, in the case of a structure for switching between the high speed mode and the low speed mode, the above-described structure is used.This reference exampleAs in the first to third examples, it is practical to match the installation position of the recess cam 23 to the low speed mode.
[0064]
  Next, FIGS.Second to third examples of embodiments of the present inventionIs shown. theseSecond to third examplesAlso in this case, the process cam 23 is provided on the rear side (the front side with respect to the rotational direction α of the input side disk) with respect to the direction of the vector of the load applied from the output side disk via the power roller 9.
  However, as shown in FIG.Second exampleIn this case, the precess cam 23 is provided at the end of the trunnion 7 on the left side of the figure opposite to the rod 22 with respect to the input side disk that rotates clockwise in the figure.
  Also shown in FIG.Third exampleIn this case, the tip of the rod 22 fixed to the left trunnion 7 in the figure or the right trunnion in the figure opposite to the rod 22 with respect to the input side disk rotating counterclockwise in the figure. The recess cam 23 is provided at the side end.
  Like thisSecond to third examplesThe action ofFirst exampleIt is the same as the case of.
  However, in each of these examples, in the case where the recess cam 23 is provided at the end opposite to the rod 22 of the trunnion 7, it is based on the elastic deformation of the trunnion 7 as shown in FIG. The fluctuation (variation) of the gear ratio due to the deflection of the rod 22 can be suppressed.
[0065]
【The invention's effect】
  Since the present invention is configured and operates as described above, it is possible to realize a toroidal continuously variable transmission that does not give a driver a sense of incongruity without particularly troublesome control.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic side view showing a basic structure of a toroidal-type continuously variable transmission in a state of maximum deceleration.
FIG. 2 is a schematic side view showing the state of the maximum speed increase.
FIG. 3 is a cross-sectional view of an essential part showing a first example of a specific structure of a toroidal-type continuously variable transmission.
4 is a sectional view taken along line xx in FIG. 3;
FIG. 5 is a cross-sectional view of an essential part showing a second example of a specific structure of a toroidal-type continuously variable transmission.
6 is a cross-sectional view taken along line yy of FIG.
FIG. 7 is a sectional view taken along the line z-z.
FIG. 8 is a schematic cross-sectional view showing an example of a continuously variable transmission incorporating a toroidal type continuously variable transmission.
FIG. 9 is a diagram showing the relationship among the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole, the speed ratio of only the toroidal type continuously variable transmission, and the torque ratio of each part.
FIG. 10 is a schematic diagram for explaining the reason why the gear ratio largely fluctuates in the conventional structure.
FIG. 11 is a cross-sectional view of a trunnion and a rod for explaining the reason that elastic deformation of the trunnion leads to fluctuation (variation) in the transmission ratio.
FIG. 12 shows the present invention.Reference examples forThe schematic diagram which shows the 1st example.
FIG. 13 is a schematic diagram for explaining the reason why the gear ratio is less likely to vary with the structure of the first example.
FIG. 14 is a diagram showing a change in gear ratio when the structure of the first example and the conventional structure are implemented by a toroidal-type continuously variable transmission alone;
15 is a diagram showing a change in gear ratio when the structure of the first example and the conventional structure are incorporated in the continuously variable transmission shown in FIG.
FIG. 16 shows the present invention.Reference examples forThe schematic diagram which shows the 2nd example.
FIG. 17 is a schematic diagram showing the third example.
FIG. 18First example of embodiment of the present inventionFIG.
FIG. 19First exampleThe schematic diagram for demonstrating the reason why a gear ratio becomes difficult to fluctuate by this structure.
FIG. 20First exampleThe figure which shows the fluctuation | variation of the gear ratio at the time of implementing this structure and the conventional structure.
FIG. 21 shows an embodiment of the present invention.Second exampleFIG.
Fig. 22Third exampleFIG.
[Explanation of symbols]
    1 Input shaft
    2, 2A, 2B input disk
    2a Inner side
    3 Output shaft
    4 Output disk
    4a inner surface
    5 Casing
    6 Axis
    7 Trunnion
    8 Displacement axis
    9 Power roller
    9a circumference
  10 Pressing device
  11, 11a Input shaft
  12, 12a Output gear
  13 Support plate
  14 Thrust ball bearing
  15 Thrust needle bearing
  16 Outer ring
  17 Actuator
  18 Control valve
  19 Stepping motor
  20 sleeve
  21 spool
  22 Rod
  23 Precess Come
  24 Link arm
  25 Drive shaft
  26 engine
  27 Sync cable
  28 Crankshaft
  29 Input shaft
  30 Starting clutch
  31 Output shaft
  32 Toroidal continuously variable transmission
  33 Planetary gear mechanism
  34 Cam plate
  35 Sun Gear
  36 Ring gear
  37 planetary gear set
  38a, 38b planetary gear
  39 Career
  40 First power transmission mechanism
  41 First gear
  42 Second gear
  43 Second power transmission mechanism
  44 First sprocket
  45 Second sprocket
  46 Chen
  47 Transmission shaft
  48 Clutch for low speed
  49 High speed clutch
  50 Support plate
  51 Center axis
  52 Reverse clutch
  53 Differential Gear
  54 Third gear
  55 Fourth gear
  56 fifth gear
  57 Third power transmission mechanism
  58 Drive shaft
  59 Piston

Claims

A first disk and a second disk that are supported concentrically and rotatably, with the inner surfaces facing each other, each having a concave surface with an arc cross section, and the first disk and the second disk. A plurality of trunnions that swing about a pivot axis that is twisted with respect to the central axis of the shaft, a displacement shaft that is supported in a state protruding from the inner surface of each trunnion, and each of these trunnions A power roller that is disposed on the inner surface side of the trunnion and is rotatably supported around each displacement shaft in a state of being sandwiched between the first disk and the second disk, and having a spherical convex surface on the peripheral surface And for each trunnion, and by displacing each trunnion in the axial direction of each pivot, each trunnion is oscillated and displaced about each pivot. One trunnion or the trunnion includes a hydraulic actuator that changes a transmission ratio between one disk and the second disk, and a control valve that switches a supply / discharge state of pressure oil to each actuator. In addition, a precess cam is fixed to a member that displaces, and a feedback mechanism is provided to transmit the displacement of the precess cam to the control valve by a link arm, thereby transmitting the movement of the trunnion to the control valve and switching the supply / discharge state of the control valve. In a toroidal-type continuously variable transmission that can be freely operated, this toroidal-type continuously variable transmission is incorporated in a continuously variable transmission, and this continuously variable transmission is connected to a drive source by the drive source. An input shaft that is rotationally driven, an output shaft that extracts power based on the rotation of the input shaft, the toroidal continuously variable transmission, A gear mechanism, a first power transmission path for transmitting the power input to the input shaft via the toroidal continuously variable transmission, and the toroidal continuously variable transmission for the power input to the input shaft. And the planetary gear mechanism is provided between the sun gear and a ring gear disposed around the sun gear, and is concentric with the sun gear and freely rotatable. A planetary gear rotatably supported by a carrier supported by the carrier is meshed with the sun gear and the ring gear, and the power transmitted through the first power transmission path and the second power transmission path Power transmitted through the sun gear, the ring gear, and the carrier, and the remaining one of the sun gear, the ring gear, and the carrier. The output shaft is coupled to the member, and power is always transmitted through both the first power transmission path and the second power transmission path, and the first disk and the second power transmission path The transmission of large power to and from the disk is performed only from the output side disk, which is the first disk, to the input side disk, which is the second disk. Of the two end sides of any one of the trunnions, the trunnion is applied to the trunnion when power is transmitted from the output side disk to the input side disk. Toroidal continuously variable transmission.