JP4479181B2 - Toroidal continuously variable transmission - Google Patents

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この発明に係るトロイダル型無段変速機は、自動車用自動変速の変速ユニットとして、或はポンプ等の各種産業機械の運転速度を調節する為の変速装置として利用する。   The toroidal type continuously variable transmission according to the present invention is used as a transmission unit for an automatic transmission for automobiles or as a transmission for adjusting the operating speed of various industrial machines such as pumps.

例えば特許文献１に記載されている様に、自動車用自動変速装置として、図４〜６に示す様なトロイダル型無段変速機を使用する事が研究され、一部で実施されている。このトロイダル型無段変速機は、ダブルキャビティ型と呼ばれるもので、入力軸１の両端部周囲に、請求項１、２に記載した第一のディスクである入力側ディスク２、２を、ボールスプライン３、３を介して支持している。従ってこれら両入力側ディスク２、２は、互いに同心に、且つ、同期した回転を自在に支持されている。又、上記入力軸１の中間部周囲に出力歯車４を、この入力軸１に対する相対回転を自在として支持している。そして、この出力歯車４の中心部に設けた円筒部の両端部に、請求項１、２に記載した第二のディスクである出力側ディスク５、５を、それぞれスプライン係合させている。従ってこれら両出力側ディスク５、５は、上記出力歯車４と共に、同期して回転する。   For example, as described in Patent Document 1, the use of a toroidal continuously variable transmission as shown in FIGS. 4 to 6 has been studied and partially implemented as an automatic transmission for automobiles. This toroidal type continuously variable transmission is called a double cavity type, and the input side disks 2 and 2 as the first disk according to claim 1 and 2 are disposed around both ends of the input shaft 1 by ball splines. 3 and 3 are supported. Therefore, both the input side disks 2 and 2 are supported concentrically and freely in a synchronized manner. An output gear 4 is supported around the intermediate portion of the input shaft 1 so as to be freely rotatable relative to the input shaft 1. And the output side disks 5 and 5 which are the 2nd disk described in Claims 1 and 2 are spline-engaged with the both ends of the cylindrical part provided in the center part of this output gear 4, respectively. Accordingly, both the output side disks 5 and 5 rotate in synchronism with the output gear 4.

又、上記各入力側ディスク２、２と上記各出力側ディスク５、５との間には、それぞれ複数個ずつ（通常２〜３個ずつ）のパワーローラ６、６を挟持している。これら各パワーローラ６、６はそれぞれ、請求項２に記載した支持部材であるトラニオン７、７の内側面に、支持軸８、８及び複数の転がり軸受を介して、回転自在に支持されている。上記各トラニオン７、７は、それぞれの長さ方向（図４、６の上下方向、図５の表裏方向）両端部に、これら各トラニオン７、７毎に互いに同心に設けられた枢軸９、９を中心として揺動変位自在である。これら各トラニオン７、７を傾斜させる動作は、油圧式のアクチュエータ１０、１０により、これら各トラニオン７、７を上記枢軸９、９の軸方向に変位させる事で行なうが、総てのトラニオン７、７の傾斜角度は、油圧式及び機械式に互いに同期させる。   A plurality (usually 2 to 3) of power rollers 6 and 6 are sandwiched between the input disks 2 and 2 and the output disks 5 and 5, respectively. Each of these power rollers 6 and 6 is rotatably supported on the inner surface of trunnions 7 and 7 which are support members described in claim 2 via support shafts 8 and 8 and a plurality of rolling bearings. . The trunnions 7, 7 are pivots 9, 9 provided concentrically with each other for each trunnion 7, 7 at both ends in the length direction (vertical direction in FIGS. 4 and 6, front and back direction in FIG. 5). Oscillating and displacing around the center. The operation of inclining the trunnions 7 and 7 is performed by displacing the trunnions 7 and 7 in the axial direction of the pivots 9 and 9 by the hydraulic actuators 10 and 10. The inclination angle of 7 is synchronized with each other hydraulically and mechanically.

即ち、前記入力軸１と出力歯車４との間の変速比を変えるべく、上記各トラニオン７、７の傾斜角度を変える場合には、上記各アクチュエータ１０、１０により上記各トラニオン７、７を、それぞれ逆方向に、例えば、図６の右側のパワーローラ６を同図の下側に、同図の左側のパワーローラ６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６、６の周面と上記各入力側ディスク２、２及び各出力側ディスク５、５の内側面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１１、１１に枢支された枢軸９、９を中心として、互いに逆方向に揺動（傾斜）する。この結果、上記各パワーローラ６、６の周面と上記入力側、出力側各ディスク２、５の内側面との当接位置が変化し、上記入力軸１と出力歯車４との間の回転変速比が変化する。   That is, when changing the inclination angle of the trunnions 7 and 7 in order to change the transmission ratio between the input shaft 1 and the output gear 4, the trunnions 7 and 7 are moved by the actuators 10 and 10, respectively. In the opposite directions, for example, the right power roller 6 in FIG. 6 is displaced to the lower side in the figure, and the left power roller 6 in the figure is displaced to the upper side in the figure. As a result, the direction of the tangential force acting on the contact portion between the peripheral surface of each of the power rollers 6 and 6 and the inner surface of each of the input side disks 2 and 2 and the output side disks 5 and 5 changes. (Side slip occurs at the contact portion). Then, the trunnions 7 and 7 swing (tilt) in opposite directions around the pivots 9 and 9 pivotally supported by the support plates 11 and 11 as the direction of the force changes. As a result, the contact position between the peripheral surface of each of the power rollers 6 and 6 and the inner surface of each of the input and output disks 2 and 5 changes, and rotation between the input shaft 1 and the output gear 4 occurs. The gear ratio changes.

上記各アクチュエータ１０、１０への圧油の給排状態は、これら各アクチュエータ１０、１０の数に関係なく１個の変速比制御弁１２により行ない、何れか１個のトラニオン７の動きをこの変速比制御弁１２にフィードバックする様にしている。この変速比制御弁１２は、ステッピングモータ１３により軸方向（図６の左右方向、図４の表裏方向）に変位させられるスリーブ１４と、このスリーブ１４の内径側に軸方向の変位自在に嵌装されたスプール１５とを有する。又、上記各トラニオン７、７と上記各アクチュエータ１０、１０のピストン１６、１６とを連結するロッド１７、１７のうち、何れか１個のトラニオン７に付属のロッド１７の端部にプリセスカム１８を固定しており、このプリセスカム１８とリンク腕１９とを介して、上記ロッド１７の動き、即ち、軸方向の変位量と回転方向との変位量との合成値を上記スプール１５に伝達する、フィードバック機構を構成している。又、上記各トラニオン７、７同士の間には同期ケーブル２０を掛け渡して、油圧系の故障時にも、これら各トラニオン７、７の傾斜角度を、機械的に同期させられる様にしている。   Regardless of the number of actuators 10, 10, the supply / discharge state of the pressure oil to each actuator 10, 10 is performed by one speed ratio control valve 12, and any one trunnion 7 is moved by this speed change. Feedback is made to the ratio control valve 12. The transmission ratio control valve 12 is fitted in a sleeve 14 that is displaced in the axial direction (left and right direction in FIG. 6, front and back direction in FIG. 4) by a stepping motor 13, and axially displaceable on the inner diameter side of the sleeve 14. Spool 15. A precess cam 18 is attached to the end of the rod 17 attached to any one of the trunnions 7 among the rods 17 and 17 connecting the trunnions 7 and 7 and the pistons 16 and 16 of the actuators 10 and 10. A feedback that transmits the combined value of the movement of the rod 17, that is, the displacement amount in the axial direction and the displacement amount in the rotation direction, to the spool 15 via the recess cam 18 and the link arm 19. The mechanism is configured. Further, a synchronizing cable 20 is spanned between the trunnions 7 and 7 so that the inclination angles of the trunnions 7 and 7 can be mechanically synchronized even when the hydraulic system fails.

変速状態を切り換える際には、上記ステッピングモータ１３により上記スリーブ１４を、得ようとする変速比に見合う所定位置にまで変位させて、上記変速比制御弁１２の所定方向の流路を開く。この結果、上記各アクチュエータ１０、１０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１０、１０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９、９の軸方向に変位しつつ、これら各枢軸９、９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１７の端部に固定したプリセスカム１８とリンク腕１９とを介して上記スプール１５に伝達され、このスプール１５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、上記変速比制御弁１２の流路が閉じられ、上記各アクチュエータ１０、１０への圧油の給排が停止される。   When switching the speed change state, the stepping motor 13 displaces the sleeve 14 to a predetermined position corresponding to the speed ratio to be obtained, and opens the flow path in the predetermined direction of the speed ratio control valve 12. As a result, pressure oil is sent to the actuators 10 and 10 in a predetermined direction, and the actuators 10 and 10 displace the trunnions 7 and 7 in a predetermined direction. That is, the trunnions 7 and 7 swing around the pivots 9 and 9 while being displaced in the axial direction of the pivots 9 and 9 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 15 via a recess cam 18 and a link arm 19 fixed to the end of the rod 17, and this spool 15 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 transmission ratio control valve 12 is closed, and supply / discharge of the pressure oil to the actuators 10 and 10 is stopped.

この際の上記トラニオン７及び上記プリセスカム１８のカム面２１の変位に基づく上記変速比制御弁１２の動きは、次の通りである。先ず、上記変速比制御弁１２の流路が開かれる事に伴って上記トラニオン７が軸方向に変位すると、前述した様に、パワーローラ６の周面と入力側ディスク２及び出力側ディスク５の内側面との当接部に発生するサイドスリップにより、上記トラニオン７が上記各枢軸９、９を中心とする揺動変位を開始する。又、上記トラニオン７の軸方向変位に伴って上記カム面２１の変位が、上記リンク腕１９を介して上記スプール１５に伝わり、このスプール１５が軸方向に変位して、上記変速比制御弁１２の切り換え状態を変更する。具体的には、上記アクチュエータ１０により上記トラニオン７を中立位置に戻す方向に、上記変速比制御弁１２が切り換わる。   The movement of the transmission ratio control valve 12 based on the displacement of the trunnion 7 and the cam surface 21 of the recess cam 18 at this time is as follows. First, when the trunnion 7 is displaced in the axial direction as the flow path of the transmission ratio control valve 12 is opened, as described above, the peripheral surface of the power roller 6 and the input side disk 2 and the output side disk 5 The trunnion 7 starts swinging displacement about the pivots 9 and 9 due to side slip generated at the contact portion with the inner surface. Further, the displacement of the cam surface 21 is transmitted to the spool 15 via the link arm 19 in accordance with the axial displacement of the trunnion 7, and the spool 15 is displaced in the axial direction, so that the transmission ratio control valve 12 Change the switching state of. Specifically, the gear ratio control valve 12 is switched in a direction in which the actuator 10 returns the trunnion 7 to the neutral position.

従って上記トラニオン７は、軸方向に変位した直後から、中立位置に向け、逆方向に変位し始める。但し、上記トラニオン７は、中立位置からの変位が存在する限り、上記各枢軸９、９を中心とする揺動を継続する。この結果、上記プリセスカム１８のカム面２１の円周方向に関する変位が、上記リンク腕１９を介して上記スプール１５に伝わり、このスプール１５が軸方向に変位する。そして、上記トラニオン７の傾斜角度が、得ようとする変速比に見合う所定角度に達した状態で、このトラニオン７が中立位置に復帰すると同時に、上記変速比制御弁１２が閉じられて、上記アクチュエータ１０への圧油の給排が停止される。この結果上記トラニオン７の傾斜角度が、前記ステッピングモータ１３により前記スリーブ１４を軸方向に変位させた量に見合う角度になる。   Therefore, immediately after the trunnion 7 is displaced in the axial direction, the trunnion 7 starts to be displaced in the opposite direction toward the neutral position. However, the trunnion 7 continues to swing around the pivots 9 and 9 as long as there is a displacement from the neutral position. As a result, the displacement in the circumferential direction of the cam surface 21 of the recess cam 18 is transmitted to the spool 15 via the link arm 19, and the spool 15 is displaced in the axial direction. Then, in a state where the inclination angle of the trunnion 7 has reached a predetermined angle commensurate with the speed ratio to be obtained, the trunnion 7 returns to the neutral position, and at the same time, the speed ratio control valve 12 is closed, and the actuator The supply and discharge of the pressure oil to 10 is stopped. As a result, the inclination angle of the trunnion 7 becomes an angle commensurate with the amount of displacement of the sleeve 14 in the axial direction by the stepping motor 13.

上述の様なトロイダル型無段変速機の運転時には、エンジン等の動力源に繋がる駆動軸２２により一方（図４、５の左方）の入力側ディスク２を、図示の様なローディングカム式の、或は油圧式の押圧装置２３を介して回転駆動する。この結果、前記入力軸１の両端部に支持された１対の入力側ディスク２、２が、互いに近づく方向に押圧されつつ同期して回転する。そして、この回転が、上記各パワーローラ６、６を介して上記各出力側ディスク５、５に伝わり、前記出力歯車４から取り出される。   During operation of the toroidal type continuously variable transmission as described above, one input side disk 2 (left side in FIGS. 4 and 5) is connected to a loading cam type as shown by a drive shaft 22 connected to a power source such as an engine. Alternatively, it is rotationally driven via a hydraulic pressing device 23. As a result, the pair of input side disks 2 and 2 supported at both ends of the input shaft 1 rotate synchronously while being pressed toward each other. Then, the rotation is transmitted to the output side disks 5 and 5 through the power rollers 6 and 6 and is taken out from the output gear 4.

この様に上記各入力側ディスク２、２から上記各出力側ディスク５、５に動力を伝達する際に、上記各トラニオン７、７には、それぞれの内側面に支持した上記各パワーローラ６、６の周面と上記各ディスク２、５の内側面との摩擦に伴って、それぞれの両端部に設けた枢軸９、９の軸方向の力が加わる。この力は、所謂２Ｆｔと呼ばれるもので、その大きさは、上記各入力側ディスク２、２から上記各出力側ディスク５、５（或は出力側ディスク５、５から入力側ディスク２、２）に伝達する力（トルク）に比例する。そして、この様な力２Ｆｔは、前記各アクチュエータ１０、１０により支承する。従って、トロイダル型無段変速機の運転時に、これら各アクチュエータ１０、１０を構成するピストン１６、１６の両側に存在する１対の油圧室同士の圧力差は、上記力２Ｆｔの大きさに比例する。   As described above, when power is transmitted from the input disks 2 and 2 to the output disks 5 and 5, the trunnions 7 and 7 have power troughs 6 and 7 supported on inner surfaces thereof. Along with the friction between the peripheral surface of the disk 6 and the inner surfaces of the disks 2 and 5, axial forces of the pivots 9 and 9 provided at both ends are applied. This force is so-called 2Ft, and the magnitude of the force is from the input disks 2 and 2 to the output disks 5 and 5 (or from the output disks 5 and 5 to the input disks 2 and 2). Is proportional to the force (torque) transmitted to. Such a force 2Ft is supported by the actuators 10 and 10. Therefore, when the toroidal continuously variable transmission is operated, the pressure difference between the pair of hydraulic chambers existing on both sides of the pistons 16 and 16 constituting the actuators 10 and 10 is proportional to the magnitude of the force 2Ft. .

上記入力軸１と出力歯車４との回転速度を変える場合で、先ず入力軸１と出力歯車４との間で減速を行なう場合には、上記各アクチュエータ１０、１０により上記各トラニオン７、７を上記各枢軸９、９の軸方向に移動させ、これら各トラニオン７、７を図５に示す位置に揺動させる。そして、上各パワーローラ６、６の周面をこの図５に示す様に、上記各入力側ディスク２、２の内側面の中心寄り部分と上記各出力側ディスク５、５の内側面の外周寄り部分とにそれぞれ当接させる。反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図５と反対方向に揺動させ、上各パワーローラ６、６の周面を、この図５に示した状態とは逆に、上記各入力側ディスク２、２の内側面の外周寄り部分と上記各出力側ディスク５、５の内側面の中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、上記各トラニオン７、７を傾斜させる。これら各トラニオン７、７の傾斜角度を中間にすれば、入力軸１と出力歯車４との間で、中間の変速比（速度比）を得られる。   When the rotational speed of the input shaft 1 and the output gear 4 is changed, and when the deceleration is first performed between the input shaft 1 and the output gear 4, the trunnions 7 and 7 are moved by the actuators 10 and 10, respectively. The pivot shafts 9 and 9 are moved in the axial direction to swing the trunnions 7 and 7 to the positions shown in FIG. As shown in FIG. 5, the peripheral surfaces of the upper power rollers 6, 6 are the outer peripheral portions of the inner side surfaces of the input side disks 2, 2 and the inner side surfaces of the output side disks 5, 5. It abuts on each side part. On the contrary, when the speed is increased, the trunnions 7 and 7 are swung in the direction opposite to that shown in FIG. 5, and the peripheral surfaces of the upper power rollers 6 and 6 are opposite to the state shown in FIG. In addition, the trunnions 7 and 7 are inclined so as to abut the outer peripheral portions of the inner side surfaces of the input side disks 2 and 2 and the central portion of the inner side surfaces of the output side disks 5 and 5, respectively. Let If the inclination angles of the trunnions 7 and 7 are set in the middle, an intermediate speed ratio (speed ratio) can be obtained between the input shaft 1 and the output gear 4.

更に、上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速ユニット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、特許文献２〜５等に記載されている様に、従来から提案されている。   Further, when the toroidal continuously variable transmission unit configured and acting as described above is incorporated in an actual continuously variable transmission for an automobile, it is possible to configure a continuously variable transmission in combination with a planetary gear mechanism. As described in 5 etc., it has been proposed conventionally.

図７は、これら各特許文献のうちの特許文献５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、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機２４と遊星歯車式変速機２５とを組み合わせて成る。そして、低速走行時には動力を上記トロイダル型無段変速機２４のみで伝達し、高速走行時には動力を、主として上記遊星歯車式変速機２５により伝達すると共に、この遊星歯車式変速機２５による速度比を、上記トロイダル型無段変速機２４の速度比を変える事により調節自在としている。   FIG. 7 shows a continuously variable transmission described in Patent Document 5 among these Patent Documents. This continuously variable transmission comprises a combination of a double cavity type toroidal continuously variable transmission 24 and a planetary gear type transmission 25. The power is transmitted only by the toroidal-type continuously variable transmission 24 during low-speed travel, and the power is transmitted mainly by the planetary gear-type transmission 25 during high-speed travel, and the speed ratio by the planetary gear-type transmission 25 is set. The toroidal type continuously variable transmission 24 can be adjusted by changing the speed ratio.

この為に、上記トロイダル型無段変速機２４の中心部を貫通し、両端部に１対の入力側ディスク２、２を支持した入力軸１の先端部（図７の右端部）と、上記遊星歯車式変速機２５を構成するリング歯車２６を支持した支持板２７の中心部に固定した伝達軸２８とを、高速用クラッチ２９を介して結合している。上記トロイダル型無段変速機２４の構成は、次述する押圧装置２３ａの点を除き、前述の図４〜６に示した従来構造の場合と、実質的に同様である。   For this purpose, the tip of the input shaft 1 (the right end in FIG. 7) passing through the center of the toroidal-type continuously variable transmission 24 and supporting a pair of input side disks 2 and 2 at both ends, A transmission shaft 28 fixed to the central portion of a support plate 27 that supports a ring gear 26 constituting the planetary gear type transmission 25 is coupled via a high-speed clutch 29. The configuration of the toroidal continuously variable transmission 24 is substantially the same as that of the conventional structure shown in FIGS. 4 to 6 except for the pressing device 23a described below.

又、駆動源であるエンジン３０のクランクシャフト３１の出力側端部（図７の右端部）と上記入力軸１の入力側端部（＝基端部＝図７の左端部）との間に、発進クラッチ３２と油圧式の押圧装置２３ａとを、動力の伝達方向に関して互いに直列に設けている。前記特許文献５に記載された無段変速装置の場合には、上記押圧装置２３ａに任意の油圧を導入自在としている（特許文献５に記載の明細書の［００１２］段落参照）。   Further, between the output side end portion (the right end portion in FIG. 7) of the crankshaft 31 of the engine 30 as a driving source and the input side end portion (= base end portion = the left end portion in FIG. 7) of the input shaft 1. The starting clutch 32 and the hydraulic pressing device 23a are provided in series with each other in the power transmission direction. In the case of the continuously variable transmission described in Patent Document 5, an arbitrary hydraulic pressure can be introduced into the pressing device 23a (see paragraph [0012] of the specification described in Patent Document 5).

又、上記入力軸１の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸３３を、上記入力軸１と同心に配置している。そして、この出力軸３３の周囲に前記遊星歯車式変速機２５を設けている。この遊星歯車式変速機２５を構成する太陽歯車３４は、上記出力軸３３の入力側端部（図７の左端部）に固定している。従ってこの出力軸３３は、上記太陽歯車３４の回転に伴って回転する。この太陽歯車３４の周囲には前記リング歯車２６を、上記太陽歯車３４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２６の内周面と上記太陽歯車３４の外周面との間に、複数の遊星歯車３５、３５を設けている。これら各遊星歯車３５、３５は、それぞれ１対ずつの遊星歯車素子３６ａ、３６ｂにより構成している。これら各遊星歯車素子３６ａ、３６ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車素子３６ａが上記リング歯車２６に噛合し、内径側に配置した遊星歯車素子３６ｂが上記太陽歯車３４に噛合している。この様な各遊星歯車３５、３５は、キャリア３７の片側面（図７の左側面）に回転自在に支持している。又、このキャリア３７は、上記出力軸３３の中間部に、回転自在に支持している。   Further, an output shaft 33 for taking out power based on the rotation of the input shaft 1 is arranged concentrically with the input shaft 1. The planetary gear type transmission 25 is provided around the output shaft 33. The sun gear 34 constituting the planetary gear type transmission 25 is fixed to the input side end portion (left end portion in FIG. 7) of the output shaft 33. Therefore, the output shaft 33 rotates as the sun gear 34 rotates. Around the sun gear 34, the ring gear 26 is supported concentrically with the sun gear 34 and rotatably. A plurality of planetary gears 35 are provided between the inner peripheral surface of the ring gear 26 and the outer peripheral surface of the sun gear 34. Each of these planetary gears 35, 35 is constituted by a pair of planetary gear elements 36a, 36b. The planetary gear elements 36a and 36b mesh with each other, the planetary gear element 36a arranged on the outer diameter side meshes with the ring gear 26, and the planetary gear element 36b arranged on the inner diameter side meshes with the sun gear 34. is doing. Each of the planetary gears 35 and 35 is rotatably supported on one side surface (left side surface in FIG. 7) of the carrier 37. The carrier 37 is rotatably supported at the intermediate portion of the output shaft 33.

又、上記キャリア３７と、前記トロイダル型無段変速機２４を構成する１対の出力側ディスク５、５とを、動力伝達機構３８により、回転力の伝達を可能な状態に接続している。この動力伝達機構３８は、上記入力軸１及び上記出力軸３３と平行な伝達軸３９と、この伝達軸３９の一端部（図７の左端部）に固定したスプロケット４０ａと、上記各出力側ディスク５、５に固定したスプロケット４０ｂと、これら両スプロケット４０ａ、４０ｂ同士の間に掛け渡したチェン４１と、上記伝達軸３９の他端（図４の右端）と上記キャリア３７とにそれぞれ固定されて互いに噛合した第一、第二の歯車４２、４３とにより構成している。従って上記キャリア３７は、上記各出力側ディスク５、５の回転に伴って、これら出力側ディスク５、５と反対方向に、上記第一、第二の歯車４２、４３の歯数及び上記１対のスプロケット４０ａ、４０ｂの歯数に応じた速度で回転する。   Further, the carrier 37 and the pair of output side disks 5 and 5 constituting the toroidal-type continuously variable transmission 24 are connected by a power transmission mechanism 38 in a state where transmission of rotational force is possible. The power transmission mechanism 38 includes a transmission shaft 39 parallel to the input shaft 1 and the output shaft 33, a sprocket 40a fixed to one end portion (left end portion in FIG. 7) of the transmission shaft 39, and the output side disks. 5 and 5, the chain 41 spanned between the sprockets 40 a and 40 b, the other end of the transmission shaft 39 (the right end in FIG. 4), and the carrier 37. The first and second gears 42 and 43 mesh with each other. Therefore, the carrier 37 is rotated in the direction opposite to the output side disks 5 and 5 with the rotation of the output side disks 5 and 5, and the number of teeth of the first and second gears 42 and 43 and the one pair. The sprockets 40a and 40b rotate at a speed corresponding to the number of teeth.

一方、上記入力軸１と上記リング歯車２６とは、この入力軸１と同心に配置された前記伝達軸２８を介して、回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。この伝達軸２８と上記入力軸１との間には、前記高速用クラッチ２９を、これら両軸２８、１に対し直列に設けている。従って、この高速用クラッチ２９の接続時にこの伝達軸２８は、上記入力軸１の回転に伴って、この入力軸１と同方向に同速で回転する。   On the other hand, the input shaft 1 and the ring gear 26 can be freely connected to each other through a transmission shaft 28 arranged concentrically with the input shaft 1 so as to be able to transmit rotational force. Between the transmission shaft 28 and the input shaft 1, the high-speed clutch 29 is provided in series with the shafts 28 and 1. Therefore, when the high speed clutch 29 is connected, the transmission shaft 28 rotates at the same speed in the same direction as the input shaft 1 as the input shaft 1 rotates.

又、図７に示した無段変速装置は、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、上記高速用クラッチ２９と、上記キャリア３７の外周縁部と上記リング歯車２６の軸方向一端部（図７の右端部）との間に設けた低速用クラッチ４４と、このリング歯車２６と無段変速装置のハウジング（図示省略）等、固定の部分との間設けた後退用クラッチ４５とから成る。各クラッチ２９、４４、４５は、何れか１個のクラッチが接続された場合には、残り２個のクラッチの接続が断たれる。   The continuously variable transmission shown in FIG. 7 includes a clutch mechanism that constitutes mode switching means. The clutch mechanism includes a high-speed clutch 29, a low-speed clutch 44 provided between the outer peripheral edge of the carrier 37 and one axial end of the ring gear 26 (the right end in FIG. 7), and the ring. It comprises a reverse clutch 45 provided between a fixed portion such as a gear 26 and a housing (not shown) of the continuously variable transmission. When any one of the clutches 29, 44, and 45 is connected, the remaining two clutches are disconnected.

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４４を接続すると共に、上記高速用クラッチ２９及び後退用クラッチ４５の接続を断つ。この状態で前記発進クラッチ３２を接続し、前記入力軸１を回転させると、トロイダル型無段変速機２４のみが、この入力軸１から上記出力軸３３に動力を伝達する。この様な低速走行時には、それぞれ１対ずつの入力側ディスク２、２と、出力側ディスク５、５との間の速度比を、前述の図４〜６に示したトロイダル型無段変速機単独の場合と同様にして調節する。   The continuously variable transmission configured as described above first connects the low speed clutch 44 and disconnects the high speed clutch 29 and the reverse clutch 45 during low speed traveling. When the starting clutch 32 is connected in this state and the input shaft 1 is rotated, only the toroidal continuously variable transmission 24 transmits power from the input shaft 1 to the output shaft 33. When traveling at such a low speed, the speed ratio between the pair of input side disks 2 and 2 and the output side disks 5 and 5 is determined by the toroidal type continuously variable transmission shown in FIGS. Adjust in the same way as in.

これに対して、高速走行時には、上記高速用クラッチ２９を接続すると共に、上記低速用クラッチ４４及び後退用クラッチ４５の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ３２を接続し、上記入力軸１を回転させると、この入力軸１から上記出力軸３３には、前記伝達軸２８と前記遊星歯車式変速機２５とが、動力を伝達する。即ち、上記高速走行時に上記入力軸１が回転すると、この回転は上記高速用クラッチ２９及び伝達軸２８を介してリング歯車２６に伝わる。そして、このリング歯車２６の回転が複数の遊星歯車３５、３５を介して太陽歯車３４に伝わり、この太陽歯車３４を固定した上記出力軸３３を回転させる。この状態で、上記トロイダル型無段変速機２４の速度比を変える事により上記各遊星歯車３５、３５の公転速度を変化させれば、上記無段変速装置全体としての速度比を調節できる。   On the other hand, during high speed running, the high speed clutch 29 is connected and the low speed clutch 44 and the reverse clutch 45 are disconnected. When the starting clutch 32 is connected in this state and the input shaft 1 is rotated, the transmission shaft 28 and the planetary gear type transmission 25 transmit power from the input shaft 1 to the output shaft 33. To do. That is, when the input shaft 1 rotates during the high speed traveling, the rotation is transmitted to the ring gear 26 via the high speed clutch 29 and the transmission shaft 28. Then, the rotation of the ring gear 26 is transmitted to the sun gear 34 through the plurality of planetary gears 35, 35, and the output shaft 33 to which the sun gear 34 is fixed is rotated. In this state, if the revolution speed of the planetary gears 35 and 35 is changed by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 24, the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole can be adjusted.

即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車３５、３５が、上記リング歯車２６と同方向に公転する。そして、これら各遊星歯車３５、３５の公転速度が遅い程、上記太陽歯車３４を固定した出力軸３３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２６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２６と出力軸３３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２６の回転速度よりも遅ければ、上記リング歯車２６の回転速度よりも出力軸３３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２６の回転速度よりも速ければ、上記リング歯車２６の回転速度よりも出力軸３３の回転速度が遅くなる。   That is, the planetary gears 35 and 35 revolve in the same direction as the ring gear 26 during the high-speed traveling. The lower the revolution speed of the planetary gears 35, 35, the faster the rotation speed of the output shaft 33 to which the sun gear 34 is fixed. For example, if the revolution speed and the rotational speed (both angular speeds) of the ring gear 26 are the same, the rotational speeds of the ring gear 26 and the output shaft 33 are the same. On the other hand, if the revolution speed is slower than the rotational speed of the ring gear 26, the rotational speed of the output shaft 33 becomes faster than the rotational speed of the ring gear 26. On the contrary, if the revolution speed is higher than the rotation speed of the ring gear 26, the rotation speed of the output shaft 33 becomes slower than the rotation speed of the ring gear 26.

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２４の速度比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の速度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２４に、入力側ディスク２、２からではなく、出力側ディスク５から力（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２９を接続した状態では、前記エンジン３０から入力軸１に伝達されたトルクは、前記伝達軸２８を介して前記遊星歯車式変速機２５のリング歯車２６に伝達される。従って、入力軸１の側から各入力側ディスク２、２に伝達されるトルクは殆どなくなる。   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 24 is changed to the speed reducing side. In such a state at high speed, force (torque) is applied to the toroidal type continuously variable transmission 24 from the output side disk 5 instead of from the input side disks 2 and 2 (the torque applied at low speed is a positive torque). A negative torque is applied). That is, in a state where the high speed clutch 29 is connected, the torque transmitted from the engine 30 to the input shaft 1 is transmitted to the ring gear 26 of the planetary gear type transmission 25 via the transmission shaft 28. Accordingly, almost no torque is transmitted from the input shaft 1 side to the input side disks 2 and 2.

一方、上記伝達軸２８を介して前記遊星歯車式変速機２５のリング歯車２６に伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車３５、３５から、キャリア３７及び動力伝達機構３８を介して各出力側ディスク５、５に伝わる。この様に各出力側ディスク５、５からトロイダル型無段変速機２４に加わるトルクは、無段変速装置全体の速度比を増速側に変化させるべく、トロイダル型無段変速機２４の速度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２４に入力されるトルクが小さくなる。そして、この様にトロイダル型無段変速機２４に加わるトルクが低い場合には、前記押圧装置２３ａの押圧力を低くして、このトロイダル型無段変速機２４の構成部品の耐久性向上を図る（特許文献５に記載の明細書の［００２５］段落参照）。   On the other hand, a part of the torque transmitted to the ring gear 26 of the planetary gear type transmission 25 via the transmission shaft 28 is transmitted from the planetary gears 35 and 35 via the carrier 37 and the power transmission mechanism 38. It is transmitted to the output side disks 5 and 5. In this way, the torque applied to the toroidal type continuously variable transmission 24 from each of the output side disks 5 and 5 is such that the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 24 is changed so as to change the speed ratio of the entire continuously variable transmission to the speed increasing side. It becomes smaller as the value is changed to the deceleration side. As a result, the torque input to the toroidal-type continuously variable transmission 24 during high speed traveling is reduced. When the torque applied to the toroidal continuously variable transmission 24 is low in this way, the pressing force of the pressing device 23a is lowered to improve the durability of the components of the toroidal continuously variable transmission 24. (Refer to the paragraph [0025] of the specification described in Patent Document 5).

更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸３３を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ４４、２９の接続を断つと共に、前記後退用クラッチ４５を接続する。この結果、上記リング歯車２６が固定され、上記各遊星歯車３５、３５が、このリング歯車２６並びに前記太陽歯車３４と噛合しつつ、この太陽歯車３４の周囲を公転する。そして、この太陽歯車３４並びにこの太陽歯車３４を固定した出力軸３３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。   Further, when the output shaft 33 is reversely rotated to move the vehicle backward, the low speed and high speed clutches 44 and 29 are disconnected and the reverse clutch 45 is connected. As a result, the ring gear 26 is fixed, and the planetary gears 35 and 35 revolve around the sun gear 34 while meshing with the ring gear 26 and the sun gear 34. The sun gear 34 and the output shaft 33 to which the sun gear 34 is fixed rotate in the opposite direction to the low speed travel described above and the high speed travel described above.

トロイダル型無段変速機で、入力側、出力側各ディスクの内側面と各パワーローラの周面との転がり接触部（トラクション部）の面圧を確保する為の押圧装置の構造としては、図４、５、７に示したものの他にも、特許文献６、７に記載されたものが知られている。このうちの特許文献６には、油圧式の押圧装置に導入する油圧を、エンジンの吸入負圧とトラニオンの傾斜角度とにより調節する構造、並びに、ローディングカムと油圧シリンダとを組み合わせ、ローディングカムにより入力トルクに応じた押圧力を発生させると共に、油圧シリンダにより変速比に応じた押圧力を発生させる構造が記載されている。又、特許文献７には、トラクションオイルの動粘度を粘度センサにより測定し、この動粘度に応じて押圧装置が発生する押圧力を変化させる構造が記載されている。   In the toroidal-type continuously variable transmission, the structure of the pressing device for securing the surface pressure of the rolling contact portion (traction portion) between the inner surface of each disk on the input side and output side and the peripheral surface of each power roller In addition to those shown in 4, 5, and 7, those described in Patent Documents 6 and 7 are known. Among them, Patent Document 6 discloses a structure in which the hydraulic pressure introduced into the hydraulic pressing device is adjusted by the suction negative pressure of the engine and the inclination angle of the trunnion, and a combination of a loading cam and a hydraulic cylinder. A structure is described in which a pressing force according to an input torque is generated and a pressing force according to a gear ratio is generated by a hydraulic cylinder. Patent Document 7 describes a structure in which the dynamic viscosity of traction oil is measured by a viscosity sensor, and the pressing force generated by the pressing device is changed according to the dynamic viscosity.

上述した様な従来構造のうち、図４、５に示した構造の場合には、ローディングカム式の押圧装置２３が発生する押圧力が過大になる場合が多く、トロイダル型無段変速機２４の構成部品の耐久性を確保する面から不利である。即ち、上記押圧装置２３に要求される押圧力は、変速比に応じて変わる事が、前述した特許文献６の他、例えば非特許文献１等に記載されて、従来から知られている。一方、ローディングカム式の押圧装置２３が発生する押圧力は、この押圧装置２３の入力部に加わるトルクが同じである限り一定である。従って、ローディングカム式の押圧装置２３は、要求される最も大きな押圧力を発生させる様に設計する。具体的には、変速比が、最も大きな押し付け力を必要とする値である場合に要求される押圧力を発生する構造とする。   Among the conventional structures as described above, in the case of the structure shown in FIGS. 4 and 5, the pressing force generated by the loading cam type pressing device 23 is often excessive, and the toroidal type continuously variable transmission 24 This is disadvantageous in terms of ensuring the durability of the component parts. That is, the pressing force required for the pressing device 23 changes according to the transmission gear ratio, and is described in, for example, Non-Patent Document 1 and the like in addition to Patent Document 6 described above. On the other hand, the pressing force generated by the loading cam type pressing device 23 is constant as long as the torque applied to the input portion of the pressing device 23 is the same. Therefore, the loading cam type pressing device 23 is designed to generate the maximum required pressing force. Specifically, a structure is employed that generates the required pressing force when the gear ratio is a value that requires the greatest pressing force.

尚、上記最も大きな押し付け力を必要とする変速比となる状態での、各パワーローラ６、６の傾転角φmax は、次式で表される。
φmax ＝ cos-1｛１／（１＋ｋ）｝
この式中のｋは、
ｋ＝（Ｄ／２ｒ0 ）−１
で表される無次元数である。又、この式中のＤは、各パワーローラ６、６の傾転中心軸同士の距離、ｒ0 は、各傾転中心軸から各パワーローラ６、６の周面と各ディスク２、５の内側面との当接部（トラクション部）までの距離である。例えば、上記Ｄが１３０mm、同じくｒ0 が４０mmであるトロイダル型無段変速機の場合、ｋ＝０．６２５であるから、上記最も大きな押し付け力を必要とする変速比となる状態での、上記各パワーローラ６、６の傾転角φmax は５２．０２度となり、この状態での変速比ｉは１．３２となる。この為、変速比が１．３２から大きく外れた場合には、上記押圧装置２３が発生する押圧力が過大になる。この押圧力が過大になる事は、トロイダル型無段変速機の小型化を図る面からも、伝達効率を確保する面からも、更には構成部材の耐久性を確保する面からも好ましくない。 Note that the tilt angle φ max of each of the power rollers 6 and 6 in a state where the gear ratio requiring the greatest pressing force is obtained is expressed by the following equation.
φ max = cos −1 {1 / (1 + k)}
K in this equation is
k = (D / 2r 0 ) −1
It is a dimensionless number represented by In this equation, D is the distance between the tilt center axes of the power rollers 6 and 6, and r 0 is the distance between the tilt center axes of the power rollers 6 and 6 and the disks 2 and 5. It is the distance to the contact part (traction part) with the inner surface. For example, in the case of a toroidal type continuously variable transmission in which D is 130 mm and r 0 is 40 mm, k = 0.625. The tilt angle φ max of each power roller 6, 6 is 52.02 degrees, and the gear ratio i in this state is 1.32. For this reason, when the gear ratio deviates significantly from 1.32, the pressing force generated by the pressing device 23 becomes excessive. It is not preferable that the pressing force is excessive from the standpoint of reducing the size of the toroidal-type continuously variable transmission, ensuring the transmission efficiency, and ensuring the durability of the constituent members.

又、図７に示した構造の場合には、高速用クラッチ２９を接続した高速モード時にトロイダル型無段変速機２４を通過するトルクが低くなる際に押圧装置２３ａが発生する油圧を低くする事だけしか考慮していない為、伝達効率確保及び耐久性確保の面から、必ずしも十分な効果を得られない。
又、特許文献６に記載されたものは、入力トルクと変速比とを考慮した押圧力を発生させる構造ではあるが、必要とする押圧力と現実に発生する押圧力との差を十分に小さくする様な、細かな調節を行なう事は難しい。
更に、特許文献７に記載されたものは、トラクションオイルの動粘度に応じた押圧力を得る事はできるが、より細かな調節を行なう事はできない。しかも、トラクション部の動粘度を測定する事自体難しいだけでなく、仮にできたとしても装置が複雑化する事が避けられないものと考えられる。 Further, in the case of the structure shown in FIG. 7, the hydraulic pressure generated by the pressing device 23a is lowered when the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission 24 is reduced in the high speed mode in which the high speed clutch 29 is connected. Therefore, sufficient effects cannot always be obtained from the viewpoint of ensuring transmission efficiency and durability.
Moreover, although what is described in Patent Document 6 is a structure that generates a pressing force considering the input torque and the gear ratio, the difference between the required pressing force and the actual generated pressing force is sufficiently small. It is difficult to make fine adjustments.
Furthermore, although what was described in patent document 7 can obtain the pressing force according to the kinematic viscosity of traction oil, it cannot perform a finer adjustment. Moreover, it is not only difficult to measure the kinematic viscosity of the traction part, but even if it can be made, it is considered that the apparatus is inevitably complicated.

必要とする押圧力と現実に発生する押圧力との差を十分に小さくする、言い換えれば、押圧装置が発生する押圧力を、トラクション部の面圧を確保する為に最低限必要とされる押圧力にほぼ一致させる（実際には僅かに大きくする）為には、油圧式の押圧装置に導入する油圧を、電気的に制御する事が考えられる。この様に油圧を電気的に制御すれば、変速比の変化に拘らず、上記押圧装置が発生する押圧力を、最低限必要とされる押圧力よりも僅かだけ大きくして、上記トラクション部の面圧を過大にする事なく、しかもこのトラクション部で過大な滑りが生じる事を防止できる。   The difference between the required pressing force and the actual generated pressing force is made sufficiently small, in other words, the pressing force generated by the pressing device is the minimum required to secure the surface pressure of the traction section. In order to substantially match the pressure (actually slightly increase), it is conceivable to electrically control the hydraulic pressure introduced into the hydraulic pressing device. If the hydraulic pressure is electrically controlled in this way, the pressing force generated by the pressing device is set to be slightly larger than the minimum required pressing force regardless of the change in the gear ratio, and the traction section It is possible to prevent an excessive slip from occurring in this traction portion without increasing the surface pressure.

但し、油圧式の押圧装置に導入する油圧を、純電気的に制御した場合、制御用のコンピュータの故障や断線等の制御回路の故障時に、この油圧が喪失若しくは極端に低下する。この結果、トロイダル型無段変速機を構成する入力側、出力側各ディスクの内側面と各パワーローラの周面との転がり接触部（上記トラクション部）で、これら各面同士が滑って動力の伝達を行なえなくなる、所謂グロススリップが発生する。この様なグロススリップが発生すると、トロイダル型無段変速機を搭載した車両の走行が不能になるだけでなく、上記各面の摩耗が著しく進行し、トロイダル型無段変速機に修理不能な程の損傷が発生する可能性がある。一方、現状に於いては、電気的な制御回路が故障する可能性は、油圧式或は機械式の制御機構が故障する可能性よりも高い。この為、純電気式の制御回路のみで、上記油圧式の押圧装置に導入する油圧を制御する事は、信頼性確保の面から問題がある。   However, when the hydraulic pressure introduced into the hydraulic pressing device is controlled purely electrically, the hydraulic pressure is lost or drastically reduced when the control computer is broken or the control circuit is broken, such as disconnection. As a result, at the rolling contact portion (the traction portion) between the inner surface of each disk on the input side and the output side constituting the toroidal type continuously variable transmission and the peripheral surface of each power roller, these surfaces slide to each other to generate power. A so-called gross slip that cannot be transmitted occurs. When such gross slip occurs, not only does the vehicle equipped with the toroidal continuously variable transmission become impossible to travel, but also the wear of the above-mentioned surfaces progresses so much that the toroidal continuously variable transmission cannot be repaired. Damage may occur. On the other hand, in the present situation, the possibility of failure of the electrical control circuit is higher than the possibility of failure of the hydraulic or mechanical control mechanism. For this reason, controlling the hydraulic pressure introduced into the hydraulic pressing device with only a pure electric control circuit has a problem in terms of ensuring reliability.

特開平２−２８３９４９号公報JP-A-2-283949 特開平１−１６９１６９号公報JP-A-1-169169 特開平１−３１２２６６号公報Japanese Patent Laid-Open No. 1-312266 特開平１０−１９６７５９号公報Japanese Patent Laid-Open No. 10-196759 特開平１１−６３１４６号公報JP 11-63146 A 特公平６−７２６５２号公報Japanese Patent Publication No. 6-72652 特開２０００−６５１９３号公報JP 2000-65193 A 今西 尚、町田 尚著、トラクションドライブ式無段変速機 パワートロスユニットの開発 第２報 −ハーフトロイダルＣＶＴとフルトロイダルＣＶＴの比較−「NSK TECHNICAL JOURNAL No.670、抜刷」、日本精工株式会社、２０００年１１月、第２〜１０頁Naoki Imanishi, Naoshi Machida, Development of Traction Drive Type Continuously Variable Transmission Power Tros Unit 2nd Report -Comparison of Half Toroidal CVT and Full Toroidal CVT- "NSK TECHNICAL JOURNAL No.670, Printing", NSK Ltd., 2000 November, pages 2-10

本発明は、上述の様な事情に鑑み、簡素に構成できる構造で、トラクション部の面圧を適正にして、トロイダル型無段変速機の伝達効率及び耐久性の確保を図れ、しかも故障時にも最低限の機能を確保できる構造の実現を目的として発明したものである。   In view of the circumstances as described above, the present invention has a structure that can be simply configured, and can ensure the transmission efficiency and durability of the toroidal-type continuously variable transmission by making the surface pressure of the traction portion appropriate, and also in the event of a failure. It was invented for the purpose of realizing a structure capable of ensuring a minimum function.

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、互いに同心に、且つ相対回転自在に配置された第一、第二のディスクと、互いに対向するこれら第一、第二のディスクの内側面同士の間に挟持されてこれら第一、第二のディスク同士の間で動力を伝達する複数のパワーローラと、上記第一のディスクを上記第二のディスクに向け押圧する油圧式の押圧装置とを備える。   The toroidal type continuously variable transmission of the present invention, like the previously known toroidal type continuously variable transmission, and the first and second disks arranged concentrically and relatively rotatably, A plurality of power rollers that are sandwiched between the inner surfaces of the first and second disks facing each other and transmit power between the first and second disks, and the first disk A hydraulic pressing device that presses against the second disk.

特に、本発明のトロイダル型無段変速機に於いては、主油圧制御手段と、油圧補正手段とを備える。
このうちの主油圧制御手段は、上記第一、第二のディスク同士の間で伝達される力を非電気的に検出し、上記第一、第二のディスク同士の間の変速比が最も大きな押し付け力を必要とする値である場合に必要となる押圧力を上記押圧装置に発生させる為に要する油圧を目標値として設定すると共に、上記伝達される力が大きい程この目標値を高くする。
又、上記油圧補正手段は、上記第一、第二のディスク同士の間の変速比に対応して変化する、上記押圧装置に発生させるべき押圧力の最適値に応じた油圧の必要値を電気的に求め、この必要値と上記目標値との差である補正値をこの目標値から減じた油圧を、上記押圧装置に導入させる。
更に、上記必要値又は上記補正値を求める電気回路の故障時には、上記押圧装置に、上記目標値の油圧を導入する。 In particular, the toroidal continuously variable transmission according to the present invention includes a main hydraulic pressure control means and a hydraulic pressure correction means.
Of these, the main hydraulic pressure control means non-electrically detects the force transmitted between the first and second disks, and the gear ratio between the first and second disks is the largest. The hydraulic pressure required for causing the pressing device to generate the pressing force required when the pressing force is required is set as a target value, and the target value is increased as the transmitted force increases.
In addition, the hydraulic pressure correction means electrically calculates a required value of the hydraulic pressure according to the optimum value of the pressing force to be generated by the pressing device, which changes corresponding to the gear ratio between the first and second disks. The hydraulic pressure obtained by subtracting the correction value, which is the difference between the required value and the target value, from the target value is introduced into the pressing device.
Furthermore, when the electric circuit for obtaining the necessary value or the correction value fails, the hydraulic pressure of the target value is introduced into the pressing device.

上述の様に構成する本発明のトロイダル型無段変速機の場合には、トロイダル型無段変速機を通過する力及び変速比により押圧装置が発生する押圧力を調節するので、トロイダル型無段変速機の運転状態の如何に拘らず、この押圧力を最適値に規制できる。即ち、油圧補正手段が押圧装置に導入する油圧は、主油圧制御手段が設定した目標値から補正値を減じた値、即ち、第一、第二のディスク同士の間の変速比に対応して変化する、上記押圧装置に発生させるべき押圧力の最適値に応じた、油圧の必要値となる。この必要値のうちの補正値は電気的に求められる為、上記押圧装置に導入する油圧を、トロイダル型無段変速機の運転状態に応じて細かく調節する事が可能になる。この結果、トラクション部の面圧を適正にして、トロイダル型無段変速機の伝達効率及び耐久性の確保を図れる。   In the case of the toroidal continuously variable transmission according to the present invention configured as described above, the pressing force generated by the pressing device is adjusted by the force passing through the toroidal continuously variable transmission and the gear ratio. This pressing force can be regulated to an optimal value regardless of the operating state of the transmission. That is, the hydraulic pressure introduced into the pressing device by the hydraulic pressure correction means corresponds to the value obtained by subtracting the correction value from the target value set by the main hydraulic pressure control means, that is, the gear ratio between the first and second disks. It becomes the required value of the hydraulic pressure according to the optimum value of the pressing force to be generated in the pressing device that changes. Since the correction value among the necessary values is obtained electrically, the hydraulic pressure introduced into the pressing device can be finely adjusted according to the operating state of the toroidal continuously variable transmission. As a result, the transmission pressure and durability of the toroidal type continuously variable transmission can be ensured by making the surface pressure of the traction portion appropriate.

又、上記必要値を求める為の電気回路が故障した場合には、上記油圧補正手段が上記補正値の算出を行なえなくなり、上記押圧装置には、上記主油圧制御手段が設定した目標値の油圧が導入される。この目標値は、上記第一、第二のディスク同士の間の変速比が最も大きな押し付け力を必要とする値（例えば１．３２）以外の場合には上記必要値を上回る。言い換えれば、この変速比が最も大きな押し付け力を必要とする値以外（例えば１．３２よりも増速側若しくは減速側）の場合には、上記押圧装置が発生する押圧力が過大になる。但し、この場合に発生する押圧力は、前述の図４〜６に示した従来構造の第１例で、ローディングカム式の押圧装置２３が発生する押圧力に見合ったものとなる。従って、トロイダル型無段変速機の伝達効率及び耐久性が若干低下するが、必要最小限の機能は確保される。この為、上記トロイダル型無段変速機を搭載した車両を修理工場まで自走させる事ができる他、上記第一、第二のディスクの内側面及び各パワーローラの周面を著しく損傷させる事を防止できる。
この為本発明は、小型でしかも優れた伝達効率及び耐久性を有するトロイダル型無段変速機の実現に寄与できる。 In addition, when the electric circuit for obtaining the necessary value fails, the hydraulic pressure correction means cannot calculate the correction value, and the pressing device has a target hydraulic pressure set by the main hydraulic pressure control means. Is introduced. This target value exceeds the required value when the gear ratio between the first and second disks is other than a value that requires the greatest pressing force (for example, 1.32). In other words, when the speed ratio is other than a value that requires the largest pressing force (for example, on the speed increasing side or the speed reducing side from 1.32), the pressing force generated by the pressing device becomes excessive. However, the pressing force generated in this case corresponds to the pressing force generated by the loading cam type pressing device 23 in the first example of the conventional structure shown in FIGS. Therefore, the transmission efficiency and durability of the toroidal-type continuously variable transmission are slightly reduced, but the minimum necessary functions are ensured. For this reason, a vehicle equipped with the toroidal type continuously variable transmission can be driven to a repair shop, and the inner surface of the first and second disks and the peripheral surface of each power roller can be significantly damaged. Can be prevented.
Therefore, the present invention can contribute to the realization of a toroidal type continuously variable transmission that is small and has excellent transmission efficiency and durability.

好ましくは、各パワーローラを回転自在に支持した状態で、変速時に枢軸を中心に揺動変位する支持部材と、シリンダ部にピストンを嵌装して成り、圧油の給排に基づいてこの支持部材を上記枢軸の軸方向に変位させる油圧式のアクチュエータとを備える。そして、上記シリンダ部内でピストンの軸方向両側に存在する１対の油圧室内の油圧の差に基づいて、第一、第二のディスク同士の間で伝達される力を検出する。
この様に、パワーローラを支持する支持部材を枢軸の軸方向に変位させる油圧式のアクチュエータを構成するシリンダ部内の１対の油圧室内の油圧の差に基づいて、上記第一、第二のディスク同士の間で伝達される力を検出すれば、簡単な構成で、この力を精度良く検出できる。 Preferably, each power roller is supported in a freely rotating manner, with a support member that swings and displaces about the pivot during shifting, and a piston that is fitted to the cylinder portion. This support is based on the supply and discharge of pressure oil. A hydraulic actuator that displaces the member in the axial direction of the pivot. The force transmitted between the first and second disks is detected on the basis of the difference between the hydraulic pressures in the pair of hydraulic chambers existing on both sides in the axial direction of the piston in the cylinder portion.
As described above, the first and second discs are based on the hydraulic pressure difference in the pair of hydraulic chambers in the cylinder portion constituting the hydraulic actuator that displaces the support member that supports the power roller in the axial direction of the pivot. If the force transmitted between each other is detected, this force can be accurately detected with a simple configuration.

更に、好ましくは、油圧補正手段を構成する演算器は、変速比に加えて、内部に存在する潤滑油の温度及び駆動源の回転速度に応じて補正信号を求め、この補正信号に基づいて電磁弁を開閉する事により油圧の補正値を得る。
この様に、変速比に加えて、内部に存在する潤滑油の温度及び駆動源の回転速度を勘案して補正信号を求め、この補正信号に基づいて電磁弁を開閉する事により油圧の補正値を得れば、通常時（非故障時）に於けるトラクション部の面圧をより適正にして、トロイダル型無段変速機の伝達効率及び耐久性の確保をより効果的に図れる。 Further preferably, the arithmetic unit constituting the hydraulic pressure correction means obtains a correction signal in accordance with the temperature of the lubricating oil present inside and the rotational speed of the drive source in addition to the gear ratio, and based on the correction signal, The hydraulic pressure correction value is obtained by opening and closing the valve.
In this way, in addition to the gear ratio, the correction signal is obtained in consideration of the temperature of the lubricating oil present inside and the rotational speed of the drive source, and the hydraulic pressure correction value is obtained by opening and closing the solenoid valve based on this correction signal. As a result, the surface pressure of the traction portion during normal (non-failure) time can be made more appropriate, and the transmission efficiency and durability of the toroidal-type continuously variable transmission can be secured more effectively.

図１〜３は、本発明の実施例を示している。尚、本発明の特徴は、トロイダル型無段変速機の運転状況に拘らず、入力側ディスク２及び出力側ディスク５の内側面と各パワーローラ６、６の周面との転がり接触部、即ちトラクション部の面圧を適正にする部分の構造にある。トロイダル型無段変速機２４ａ自体の構造に就いては、押圧装置２３ａとして油圧式のものを使用している点以外、前述の図４〜６に示した従来構造の第１例と同様であるから、同等部分に関する図示並びに説明は、省略若しくは簡略にし、以下、本発明の特徴部分を中心に説明する。尚、図１に於いては、油圧回路の油圧伝達経路を実線で、電気回路の信号伝達経路を一点鎖線で、それぞれ描いている。   1 to 3 show an embodiment of the present invention. The feature of the present invention is that the rolling contact portion between the inner surface of the input side disk 2 and the output side disk 5 and the peripheral surface of each of the power rollers 6, 6, regardless of the operating condition of the toroidal type continuously variable transmission. It is in the structure of the part which makes the surface pressure of the traction part appropriate. The structure of the toroidal type continuously variable transmission 24a itself is the same as that of the first example of the conventional structure shown in FIGS. 4 to 6 except that a hydraulic device is used as the pressing device 23a. Therefore, the illustration and description regarding the equivalent parts are omitted or simplified, and the following description will focus on the characteristic parts of the present invention. In FIG. 1, the hydraulic pressure transmission path of the hydraulic circuit is drawn by a solid line, and the signal transmission path of the electric circuit is drawn by a one-dot chain line.

上記トロイダル型無段変速機２４ａを構成する入力軸１の一端部（図１の左端部）に、断面コ字形で全体が円環状のシリンダ筒４６を外嵌し、スペーサ４７とローディングナット４８とにより抑え付けて、上記入力軸１からの抜け止めを図っている。そして、上記シリンダ筒４６内に、上記入力側ディスク２の外半部（図１の左半部）を油密に嵌装して、上記油圧式の押圧装置２３ａを構成している。尚、上記シリンダ筒４６の底板部と上記入力側ディスク２の外側面との間には、皿板ばね等の予圧ばね４９を設けている。この予圧ばね４９は、上記トラクション部に必要最小限の面圧を付与する為に設けている。又、上記押圧装置２３ａ内には、上記入力軸１の一端部内側及び上記シリンダ筒４６に形成した給油通路５０を通じて、圧油を給排自在としている。即ち、上記トロイダル型無段変速機２４ａを収納したケーシング（図示省略）の一部に設けた油溜部５１からフィルタ５２を通じて吸引し、圧油ポンプ５３から吐出した圧油を、第一の圧力導入路５４を通じて、上記給油通路５０内に送り込み自在としている。   A cylindrical cylinder 46 having a generally U-shaped cross section is externally fitted to one end portion (left end portion in FIG. 1) of the input shaft 1 constituting the toroidal continuously variable transmission 24a, and a spacer 47, a loading nut 48, To prevent the input shaft 1 from coming off. And the outer half part (left half part of FIG. 1) of the said input side disk 2 is oil-tightly fitted in the said cylinder cylinder 46, and the said hydraulic type pressing device 23a is comprised. A preload spring 49 such as a disc spring is provided between the bottom plate portion of the cylinder tube 46 and the outer surface of the input side disk 2. The preload spring 49 is provided to apply a necessary minimum surface pressure to the traction portion. Further, pressure oil can be freely supplied and discharged through the oil supply passage 50 formed in one end portion of the input shaft 1 and the cylinder cylinder 46 into the pressing device 23a. That is, the pressure oil sucked through the filter 52 from the oil reservoir 51 provided in a part of the casing (not shown) housing the toroidal-type continuously variable transmission 24a and discharged from the pressure oil pump 53 is the first pressure. The oil can be fed into the oil supply passage 50 through the introduction passage 54.

本実施例の場合、上記第一の圧力導入路５４の途中に圧力逃がし路５５の一端部を接続し、この圧力逃がし路５５の他端を、上記油溜部５１に通じさせている。そして、この圧力逃がし路５５の途中に押圧力制御弁５６を、直列に設けている。この押圧力制御弁５６は、リリーフ弁としての機能を備えたもので、その具体的構造を図２に示す様に、ケーシング５７内に軸方向の変位を可能にして嵌装したスプール５８を、ばね５９により付勢して成る。又、上記押圧力制御弁５６は、第一〜第三のパイロット部６０〜６２を備える。このうちの第一、第二のパイロット部６０、６１は、前記入力側ディスク２と前記出力側ディスク５との間で伝達される力の大きさに応じて上記押圧力制御弁５６の開弁圧を調節する為のものである。これに対して、第三のパイロット部６２は、上記トロイダル型無段変速機２４ａの変速比、このトロイダル型無段変速機２４ａの内部に存在する潤滑油（トラクションオイル）の温度、駆動源であるエンジンの回転速度等、上記伝達される力以外の運転条件に応じて上記押圧力制御弁５６の開弁圧を調節する為のものである。本実施例は、上記第一〜第三のパイロット部６０〜６２に導入する油圧を適切に調節する事で、前記押圧装置２３ａが発生する押圧力を、上記トロイダル型無段変速機２４ａの運転状況に応じ、適正に規制する様に構成している。   In the case of the present embodiment, one end portion of the pressure relief passage 55 is connected in the middle of the first pressure introduction passage 54, and the other end of the pressure relief passage 55 is communicated with the oil reservoir portion 51. A pressing force control valve 56 is provided in series in the middle of the pressure relief path 55. The pressing force control valve 56 has a function as a relief valve. As shown in FIG. 2, the spool 58 fitted in the casing 57 so as to be axially displaceable is provided. It is biased by a spring 59. The pressing force control valve 56 includes first to third pilot parts 60 to 62. Among these, the first and second pilot parts 60 and 61 open the pressing force control valve 56 in accordance with the magnitude of the force transmitted between the input side disk 2 and the output side disk 5. It is for adjusting the pressure. On the other hand, the third pilot portion 62 is a transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission 24a, the temperature of the lubricating oil (traction oil) existing in the toroidal continuously variable transmission 24a, and a drive source. This is for adjusting the valve opening pressure of the pressing force control valve 56 in accordance with operating conditions other than the transmitted force such as the rotational speed of a certain engine. In this embodiment, the hydraulic pressure introduced into the first to third pilot portions 60 to 62 is appropriately adjusted, so that the pressing force generated by the pressing device 23a is changed to the operation of the toroidal continuously variable transmission 24a. It is configured to regulate appropriately according to the situation.

先ず、上記伝達される力の大きさに応じて上記第一、第二のパイロット部６０、６１に導入する油圧を規制する部分に就いて説明する。本実施例の場合、これら第一、第二のパイロット部６０、６１のうちの何れかのパイロット部に導入する油圧が高くなる程、上記押圧力制御弁５６の開弁圧が高くなり、前記押圧装置２３ａを構成するシリンダ筒４６内に導入する油圧を高くする様に構成している。この為に本実施例の場合には、トラニオン７を枢軸９、９の軸方向に変位させる為のアクチュエータ１０にピストン１６を挟んで設けた１対の油圧室６３ａ、６３ｂ同士の間の差圧を、上記何れかのパイロット部６０、６１に導入する様にしている。尚、これら第一、第二のパイロット部６０、６１の受圧面積は同じにして、力の伝達方向に関係なく、上記トロイダル型無段変速機２４ａを通過する力が同じである限り、上記押圧力制御弁５６のスプール５８を図１、２の右方に押圧する力の大きさが同じになる様にしている。   First, a description will be given of a portion that regulates the hydraulic pressure introduced into the first and second pilot portions 60 and 61 according to the magnitude of the transmitted force. In the case of this embodiment, the higher the hydraulic pressure introduced into any one of the first and second pilot portions 60, 61, the higher the valve opening pressure of the pressing force control valve 56, The hydraulic pressure introduced into the cylinder cylinder 46 constituting the pressing device 23a is increased. For this reason, in the case of the present embodiment, the differential pressure between a pair of hydraulic chambers 63a, 63b provided with the piston 16 sandwiched between the actuator 10 for displacing the trunnion 7 in the axial direction of the pivots 9, 9. Is introduced into any one of the pilot parts 60 and 61 described above. The pressure receiving areas of the first and second pilot portions 60 and 61 are the same, and the above-described pushing force is not limited as long as the force passing through the toroidal type continuously variable transmission 24a is the same regardless of the force transmission direction. The force that presses the spool 58 of the pressure control valve 56 to the right in FIGS.

上記１対の油圧室６３ａ、６３ｂには、前述した従来構造と同様に、変速比制御弁１２を通じて、圧油を給排する。又、この変速比制御弁１２を構成するスリーブ１４（図６参照）は、マイクロコンピュータを内蔵した変速制御装置７６からの指令信号に基づいて、ステッピングモータ１３（図６参照）により、軸方向に変位させられる。この様な変速比制御弁１２を通じて油圧を導入される上記１対の油圧室６３ａ、６３ｂ同士の間の差圧±△Ｐの大きさ｜△Ｐ｜が、前記トロイダル型無段変速機２４ａを通過する力に比例する事は、前述した通りである。尚、本実施例の場合、上記差圧が＋とは、エンジンから駆動輪に力を伝達するのに伴って、図１の左上部のトラニオン７が上方に引っ張られる場合であり、−とは、減速に伴ってエンジンブレーキの作動に伴って、上記トラニオンが下方に押される場合を言う。   The pair of hydraulic chambers 63a and 63b is supplied and discharged with pressure oil through the transmission ratio control valve 12, as in the conventional structure described above. Further, the sleeve 14 (see FIG. 6) constituting the transmission ratio control valve 12 is axially moved by the stepping motor 13 (see FIG. 6) based on a command signal from the shift control device 76 incorporating the microcomputer. Be displaced. The magnitude | ΔP | of the differential pressure ± ΔP between the pair of hydraulic chambers 63a and 63b into which the hydraulic pressure is introduced through such a transmission ratio control valve 12 causes the toroidal-type continuously variable transmission 24a. As described above, it is proportional to the passing force. In the present embodiment, the differential pressure is + when the trunnion 7 at the upper left in FIG. 1 is pulled upward as the force is transmitted from the engine to the drive wheels. The case where the trunnion is pushed downward with the operation of the engine brake accompanying the deceleration.

何れにしても本実施例の場合には、差圧取り出し弁６４により上記差圧±△Ｐを取り出して、前記第一、第二のパイロット部６０、６１のうちの何れかのパイロット部に導入する様に構成している。上記差圧取り出し弁６４は、その具体的構造を図３に示す様に、小径部と大径部とを交互に配置したシリンダ孔６５内に軸方向の変位自在に嵌装したスプール６６を挟んで、それぞれ１対ずつのばね６７、６７とパイロット部６８ａ、６８ｂとを設けている。上記スプール６６に設けた複数の鍔部は、上記シリンダ孔６５の小径部に、油密に嵌合自在である。そして、上記シリンダ孔６５の中央部に存在する大径部内に、第二の圧力導入路６９の下流端を開口させている。又、この第二の圧力導入路６９の上流端は、前記圧油ポンプ５３の吐出口に接続しており、この第二の圧力導入路６９の中間部には、減圧弁７０を、直列に設けている。   In any case, in the case of this embodiment, the differential pressure ± ΔP is taken out by the differential pressure take-off valve 64 and introduced into any one of the first and second pilot portions 60 and 61. It is configured to do. As shown in FIG. 3, the differential pressure take-out valve 64 has a spool 66 fitted in a cylinder hole 65 in which small diameter portions and large diameter portions are alternately arranged so as to be displaceable in the axial direction. Thus, a pair of springs 67, 67 and pilot portions 68a, 68b are provided. The plurality of flanges provided on the spool 66 can be fitted into the small diameter portion of the cylinder hole 65 in an oil-tight manner. In addition, the downstream end of the second pressure introduction path 69 is opened in the large diameter portion existing in the central portion of the cylinder hole 65. The upstream end of the second pressure introduction path 69 is connected to the discharge port of the pressure oil pump 53, and a pressure reducing valve 70 is connected in series to the intermediate portion of the second pressure introduction path 69. Provided.

上記差圧取り出し弁６４を構成するスプール６６は、上記１対のパイロット部６８ａ、６８ｂに導入された、前記アクチュエータ１０にピストン１６を挟んで設けた１対の油圧室６３ａ、６３ｂ内の圧力に応じて、軸方向に変位する。そして、上記第二の圧力導入路６９の下流端と、前記押圧力制御弁５６に付属の第一、第二のパイロット部６０、６１との導通状態を制御する。即ち、上記差圧取り出し弁６４を構成するスプール６６は、上記１対のパイロット部６８ａ、６８ｂに導入された油圧の差に応じて軸方向に変位する。そして、何れのパイロット部６８ａ（６８ｂ）に導入された油圧が他のパイロット部６８ｂ（６８ａ）に導入された油圧よりも高いかにより、上記差圧取り出し弁６４にそれぞれの一端部（図１の左上端部）を接続した第三の圧力導入路７１ａ（７１ｂ）と、上記スプール６６の両端面に対向する部分に設けた反力室７２ａ（７２ｂ）とに、油圧を導入する。   The spool 66 constituting the differential pressure take-off valve 64 is adapted to adjust the pressure in a pair of hydraulic chambers 63a and 63b provided in the pair of pilot portions 68a and 68b with the piston 16 sandwiched between the actuators 10. Accordingly, it is displaced in the axial direction. Then, the conduction state between the downstream end of the second pressure introduction path 69 and the first and second pilot parts 60 and 61 attached to the pressing force control valve 56 is controlled. That is, the spool 66 constituting the differential pressure take-off valve 64 is displaced in the axial direction in accordance with the difference in hydraulic pressure introduced into the pair of pilot portions 68a and 68b. Depending on which pilot portion 68a (68b) has a higher hydraulic pressure than that of the other pilot portion 68b (68a), one end (see FIG. Hydraulic pressure is introduced into the third pressure introduction path 71 a (71 b) connected to the upper left end portion and the reaction force chamber 72 a (72 b) provided in the portion facing both end faces of the spool 66.

例えば、トロイダル型無段変速機が駆動源から駆動輪に動力を伝達する際には、上記アクチュエータ１０の油圧室６３ａ内の油圧が他の油圧室６３ｂよりも高くなる。この状態では、上記パイロット部６８ａに導入される油圧が他のパイロット部６８ｂに導入される油圧よりも高くなり、上記スプール６６が図１、３の右方に移動し、前記差圧取り出し弁６４が図１の状態に切り換わる。この結果、前記第二の圧力導入路６９を通じて送られてくる圧油が、一方（図１の右上方）の第三の圧力導入路７１ａを通じて、前記押圧力制御弁５６の第一のパイロット部６０に導入される。これに対して、エンジンブレーキ作動時には、反対に、上記他のパイロット部６８ｂに導入される油圧が上記一方のパイロット部６８ａに導入される油圧よりも高くなり、上記スプール６６が図１、３の左方に移動し、前記差圧取り出し弁６４が図１とは逆の状態に切り換わる。この結果、前記第二の圧力導入路６９を通じて送られてくる圧油が、他方（図１の左下方）の第三の圧力導入路７１ｂを通じて、前記押圧力制御弁５６の第二のパイロット部６１に導入される。   For example, when a toroidal continuously variable transmission transmits power from a driving source to driving wheels, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 63a of the actuator 10 is higher than that of the other hydraulic chambers 63b. In this state, the hydraulic pressure introduced into the pilot portion 68a is higher than the hydraulic pressure introduced into the other pilot portion 68b, and the spool 66 moves to the right in FIGS. Switches to the state of FIG. As a result, the pressure oil sent through the second pressure introduction passage 69 passes through the third pressure introduction passage 71a on one side (upper right in FIG. 1) and the first pilot portion of the pressing force control valve 56. 60. On the other hand, when the engine brake is operated, on the contrary, the hydraulic pressure introduced into the other pilot portion 68b is higher than the hydraulic pressure introduced into the one pilot portion 68a, and the spool 66 is shown in FIGS. It moves to the left, and the differential pressure take-off valve 64 switches to a state opposite to that shown in FIG. As a result, the pressure oil sent through the second pressure introduction passage 69 passes through the other third pressure introduction passage 71b (lower left in FIG. 1) and the second pilot portion of the pressing force control valve 56. 61.

何れの場合でも、上記第三の圧力導入路７１ａ、７１ｂに導入された圧油は、上記差圧取り出し弁６４の反力室７２ａ（７２ｂ）にも導入されて、上記スプール６６の軸方向端面を押圧する。従って、このスプール６６を軸方向に変位させて、上記第二の圧力導入路６９と上記第三の圧力導入路７１ａ（７１ｂ）とを連通させようとする力は、上記差圧取り出し弁６４に設けた１対のパイロット部６８ａ、６８ｂ内に導入された油圧の差｜△Ｐ｜に比例する。この結果、上記押圧力制御弁５６の第一、第二のパイロット部６０、６１に導入される油圧は、上記アクチュエータ１０の油圧室６３ａ、６３ｂ内の油圧の差｜△Ｐ｜、即ち、トロイダル型無段変速機２４ａを通過する力に比例する。   In any case, the pressure oil introduced into the third pressure introduction passages 71a and 71b is also introduced into the reaction force chamber 72a (72b) of the differential pressure take-off valve 64, so that the axial end face of the spool 66 is reached. Press. Accordingly, the force to displace the spool 66 in the axial direction to cause the second pressure introduction path 69 and the third pressure introduction path 71a (71b) to communicate with each other is applied to the differential pressure take-off valve 64. This is proportional to the difference | ΔP | of the hydraulic pressure introduced into the provided pair of pilot portions 68a and 68b. As a result, the hydraulic pressure introduced into the first and second pilot parts 60 and 61 of the pressing force control valve 56 is the difference between the hydraulic pressures in the hydraulic chambers 63a and 63b of the actuator 10 | ΔP | It is proportional to the force passing through the continuously variable transmission 24a.

上記押圧力制御弁５６の開弁圧は、上記第一、第二のパイロット部６０、６１に導入される油圧が高くなる程高くなり、前記第一の圧力導入路５４を通じて前記押圧装置２３ａ内に導入される油圧は、上記押圧力制御弁５６の開弁圧が高くなる程高くなる。従って、上記押圧装置２３ａ内に導入される油圧、延てはこの押圧装置２３ａが発生する押圧力は、トロイダル型無段変速機２４ａを通過する力が大きくなる程大きくなる。この様にして上記押圧装置２３ａに発生させる押圧力は、上記トロイダル型無段変速機２４ａの変速比が、最も大きな押し付け力を必要とする値（例えば１．３２）である場合に必要となる値であり、その為に必要となる油圧は、請求項１に記載した目標値である。以上の説明は、主として、請求項１に記載した主油圧制御手段の構成及び作用に就いてである。   The valve opening pressure of the pressing force control valve 56 increases as the hydraulic pressure introduced into the first and second pilot portions 60 and 61 increases, and the pressure inside the pressing device 23a is increased through the first pressure introducing passage 54. The hydraulic pressure introduced to the pressure increases as the valve opening pressure of the pressing force control valve 56 increases. Accordingly, the hydraulic pressure introduced into the pressing device 23a, and hence the pressing force generated by the pressing device 23a, increases as the force passing through the toroidal-type continuously variable transmission 24a increases. The pressing force generated in the pressing device 23a in this manner is required when the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 24a is a value that requires the greatest pressing force (for example, 1.32). The oil pressure required for this is the target value described in claim 1. The above description is mainly about the configuration and operation of the main hydraulic control means described in claim 1.

更に、本実施例の構造の場合には、請求項１に記載した油圧補正手段として、上記押圧力制御弁５６に組み込んだ前記第三のパイロット部６２に加えて、第四の圧力導入路７４と電磁弁７５とを設けている。このうちの第四の圧力導入路７４は、前記第二の圧力導入路６９と、上記第三のパイロット部６２とを通じさせている。又、上記電磁弁７５は、上記第四の圧力導入路７４の途中に、直列に設けている。そしてこの電磁弁７５は、前記変速制御装置７６からの指令により通電を制御されるソレノイド７７により、上記第二の圧力導入路６９と上記第三のパイロット部６２とを通じさせる状態と、この第三のパイロット部６２を前記油溜部５１に通じさせる状態とを、高速で切り換える。従って、この第三のパイロット部６２に導入される油圧は、上記変速制御装置７６からの指令により、任意に、且つ細かく調整される。即ち、この変速制御装置７６は、前記トロイダル型無段変速機２４ａの変速比、内部に存在する潤滑油の温度、駆動源であるエンジンの回転速度等を勘案して、上記押圧装置２３ａに発生させるべき押圧力の最適値に応じた油圧の必要値を電気的に求める。そして、この必要値と、上記目標値との差である補正値に対応する油圧を、上記第三のパイロット部６２に導入する。   Further, in the case of the structure of the present embodiment, in addition to the third pilot portion 62 incorporated in the pressing force control valve 56 as the hydraulic pressure correction means described in claim 1, a fourth pressure introduction path 74 is provided. And an electromagnetic valve 75 are provided. Of these, the fourth pressure introduction path 74 is connected to the second pressure introduction path 69 and the third pilot portion 62. The solenoid valve 75 is provided in series in the middle of the fourth pressure introduction path 74. The solenoid valve 75 has a state in which the solenoid 77, whose energization is controlled by a command from the speed change control device 76, allows the second pressure introduction path 69 and the third pilot portion 62 to pass through, The state in which the pilot part 62 is communicated with the oil reservoir part 51 is switched at high speed. Accordingly, the hydraulic pressure introduced into the third pilot section 62 is arbitrarily and finely adjusted according to the command from the shift control device 76. That is, the speed change control device 76 is generated in the pressing device 23a in consideration of the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 24a, the temperature of the lubricating oil present therein, the rotational speed of the engine as the driving source, and the like. The required value of the hydraulic pressure according to the optimum value of the pressing force to be obtained is obtained electrically. Then, a hydraulic pressure corresponding to a correction value that is a difference between the necessary value and the target value is introduced into the third pilot section 62.

この様にしてこの第三のパイロット部６２に導入された油圧は、前記押圧力制御弁５６のスプール５８を図１、２の左方に押す。この結果、この押圧力制御弁５６の流路が開かれ、前記圧力逃がし路５５と前記油溜部５１とを導通する傾向になる。即ち、上記押圧力制御弁５６の流路は、上記圧力逃がし路５５から圧力室７３内に導入された油圧が上昇すると開き、この圧力逃がし路５５及び前記第一の圧力導入路５４内の油圧を低下させる。結局、上記押圧力制御弁５６の開弁圧Ｐ56は、この押圧力制御弁５６に内蔵したばね５９の弾力Ｆ59と前記第一、第二のパイロット部６０、６１の何れかに導入された油圧に基づく力Ｆ1 との和から、上記第三のパイロット部６２に導入された油圧に基づく力Ｆ2 を減じた値に比例する（Ｐ56∝Ｆ59＋Ｆ1 −Ｆ2 ）。このうちのばね５９の弾力Ｆ59は一定であり、上記第一、第二のパイロット部６０、６１の何れかに導入された油圧に基づく力Ｆ1 は、前述した通り、前記トロイダル型無段変速機２４ａを通過する力が大きい程大きくなる。又、上記第三のパイロット部６２に導入された油圧に基づく力Ｆ2 は、前記変速制御装置７６により、変速比、油温等、上記トロイダル型無段変速機２４ａの運転状態に応じて細かく調節される。具体的には、上記変速比の、最も大きな押し付け力を必要とする値（例えば１．３２）からのずれが大きくなる程、上記油温が低い程、上記第三のパイロット部６２に導入する油圧を高くし、上記力Ｆ2 を大きくする。 The hydraulic pressure introduced into the third pilot portion 62 in this manner pushes the spool 58 of the pressing force control valve 56 to the left in FIGS. As a result, the flow path of the pressing force control valve 56 is opened, and the pressure relief path 55 and the oil reservoir 51 tend to be electrically connected. That is, the flow path of the pressing force control valve 56 opens when the hydraulic pressure introduced into the pressure chamber 73 from the pressure relief path 55 rises, and the hydraulic pressure in the pressure relief path 55 and the first pressure introduction path 54. Reduce. Eventually, the valve opening pressure P 56 of the pressing force control valve 56 is introduced into one of the elastic force F 59 of the spring 59 and the first and second pilot portions 60 and 61 incorporated in the pressing force control valve 56. It is proportional to the value obtained by subtracting the force F 2 based on the hydraulic pressure introduced into the third pilot section 62 from the sum of the force F 1 based on the hydraulic pressure (P 56 ∝F 59 + F 1 −F 2 ). Elasticity F 59 of the spring 59 of which is constant, the first force F 1 based on the hydraulic pressure introduced into one of the second pilot portion 60 and 61, as described above, the toroidal type continuously variable The greater the force passing through the transmission 24a, the greater the force. The force F 2 based on the hydraulic pressure introduced into the third pilot section 62 is finely adjusted by the shift control device 76 according to the operating state of the toroidal continuously variable transmission 24a, such as the gear ratio and the oil temperature. Adjusted. Specifically, the gear ratio is introduced into the third pilot section 62 as the shift from the value (for example, 1.32) that requires the largest pressing force increases or the oil temperature decreases. The hydraulic pressure is increased and the force F 2 is increased.

上述の様に構成する本実施例のトロイダル型無段変速機の場合には、上記トロイダル型無段変速機２４ａを通過する力により、前記押圧装置２３ａが発生する押圧力を調節する。この場合は、必要とされる押し付け力が最も大きくなる場合に合わせて、この押圧力を調節する（第一の機能）。又、本実施例のトロイダル型無段変速機の場合には、この第一の機能による押圧力調節の他に、上記変速比及び油温に応じて、上記押圧装置２３ａが発生する押圧力を調節する、第二の機能を備えている。従って、上記トロイダル型無段変速機２４ａの運転状態の如何に拘らず、この押圧力を最適値に規制できる。即ち、油圧補正手段を構成する押圧力制御弁５６の開弁圧を上述の様に調節する事に伴って、上記押圧装置２３ａに導入される油圧は、主油圧制御手段を構成する前記差圧取り出し弁６４が設定した目標値、即ち、上記弾力Ｆ59と上記油圧に基づく力Ｆ1 との和（Ｆ59＋Ｆ1 ）から、補正値、即ち、上記第三のパイロット部６２に導入された油圧に基づく力Ｆ2 を減じた値に比例する必要値Ｐ56（∝Ｆ59＋Ｆ1 −Ｆ2 ）となる。この必要値のうちの補正値Ｆ2 は電気的に求められる為、上記押圧装置２３ａに導入する油圧を、上記トロイダル型無段変速機２４ａの運転状態に応じて細かく調節する事が可能になる。この結果、トラクション部の面圧を適正にして、上記トロイダル型無段変速機２４ａの伝達効率及び耐久性の確保を図れる。 In the case of the toroidal type continuously variable transmission of the present embodiment configured as described above, the pressing force generated by the pressing device 23a is adjusted by the force passing through the toroidal type continuously variable transmission 24a. In this case, the pressing force is adjusted in accordance with the case where the required pressing force is the largest (first function). In addition, in the case of the toroidal type continuously variable transmission of the present embodiment, in addition to the pressing force adjustment by the first function, the pressing force generated by the pressing device 23a according to the gear ratio and the oil temperature is changed. It has a second function to adjust. Therefore, this pressing force can be regulated to an optimum value regardless of the operating state of the toroidal continuously variable transmission 24a. That is, as the valve opening pressure of the pressing force control valve 56 constituting the hydraulic pressure correction means is adjusted as described above, the hydraulic pressure introduced into the pressing device 23a is the differential pressure constituting the main hydraulic pressure control means. From the target value set by the take-off valve 64, that is, the sum (F 59 + F 1 ) of the elastic force F 59 and the force F 1 based on the hydraulic pressure, the correction value, that is, the third pilot portion 62 was introduced. The required value P 56 (∝F 59 + F 1 −F 2 ) proportional to the value obtained by subtracting the force F 2 based on the hydraulic pressure is obtained. Since the correction value F 2 of the necessary values is obtained electrically, the hydraulic pressure introduced into the pressing device 23a can be finely adjusted according to the operating state of the toroidal continuously variable transmission 24a. . As a result, it is possible to ensure the transmission efficiency and durability of the toroidal-type continuously variable transmission 24a by making the surface pressure of the traction portion appropriate.

又、上記必要値Ｐ56のうちの補正値Ｆ2 を求める為の電気回路が故障により、前記変速制御装置７６内に設けた油圧補正手段の演算部が上記補正値の算出を行なえなくなると、上記押圧装置２３ａには、上記主油圧制御手段を構成する前記差圧取り出し弁６４が設定した目標値（∝Ｆ59＋Ｆ1 ）の油圧が導入される。この目標値は、上記トロイダル型無段変速機２４ａの変速比が最も大きな押し付け力を必要とする値以外（例えば、１．３２よりも増速側若しくは減速側）の場合には上記必要値を上回る。言い換えれば、この変速比の値が例えば１．３２以外の場合には、上記押圧装置２３ａが発生する押圧力が過大になる。但し、この場合に発生する押圧力は、前述の図４〜６に示した従来構造の第１例で、ローディングカム式の押圧装置２３が発生する押圧力に見合ったものとなる。従って、上記トロイダル型無段変速機２４ａの伝達効率及び耐久性が若干低下するが、必要最小限の機能は確保される。この為、上記トロイダル型無段変速機２４ａを搭載した車両を修理工場まで自走させる事ができる他、前記入力側、出力側各ディスク２、５の内側面及び各パワーローラ６、６の周面を著しく損傷させる事を防止できる。従って、複雑な為に、純油圧式に押圧力を設定する上記主油圧制御手段に比べて故障発生の可能性が高い、上記油圧補正手段が故障した場合に於ける、トロイダル型無段変速機２４ａの信頼性確保を図れる。 Further, when the electric circuit for obtaining the correction value F 2 out of the necessary value P 56 fails, the calculation part of the hydraulic pressure correction means provided in the transmission control device 76 cannot calculate the correction value. A hydraulic pressure of a target value (∝F 59 + F 1 ) set by the differential pressure extracting valve 64 constituting the main hydraulic pressure control means is introduced into the pressing device 23a. This target value is set to the above required value when the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 24a is other than a value that requires the largest pressing force (for example, the speed increasing side or the speed reducing side from 1.32). Exceed. In other words, when the value of the gear ratio is other than 1.32, for example, the pressing force generated by the pressing device 23a becomes excessive. However, the pressing force generated in this case corresponds to the pressing force generated by the loading cam type pressing device 23 in the first example of the conventional structure shown in FIGS. Therefore, although the transmission efficiency and durability of the toroidal-type continuously variable transmission 24a are slightly lowered, the necessary minimum functions are ensured. For this reason, the vehicle equipped with the toroidal-type continuously variable transmission 24a can be self-propelled to a repair shop, the inner surfaces of the disks 2 and 5 on the input side and output side, and the circumference of the power rollers 6 and 6 It is possible to prevent the surface from being significantly damaged. Therefore, because of the complexity, the toroidal type continuously variable transmission in the case where the hydraulic pressure correction means fails, which is more likely to cause a failure than the main hydraulic pressure control means that sets the pressing force to a pure hydraulic type. The reliability of 24a can be ensured.

尚、本発明の場合、上記油圧補正手段が故障した場合にも、運転者に特に違和感を与える事なく、上記トロイダル型無段変速機２４ａを搭載した車両の運行を継続できる。但し、そのままでは伝達効率が低下して、車両の燃費性能、走行性能が悪化したままとなるだけでなく、あまり長期間に亙って修理を行なわないと、上記トロイダル型無段変速機２４ａの耐久性も損なわれる。従って、上記油圧補正手段が故障した場合には、早期に修理を行なう事が好ましい。この為に、本発明を実施する場合には、運転席のダッシュボード等に、上記油圧補正手段が故障した事を運転者に知らせる為の警告灯等、適宜の警告手段を設置する事が好ましい。   In the case of the present invention, even when the hydraulic pressure correcting means fails, the operation of the vehicle equipped with the toroidal continuously variable transmission 24a can be continued without causing the driver to feel particularly uncomfortable. However, the transmission efficiency is lowered as it is, and not only the fuel consumption performance and the running performance of the vehicle are deteriorated, but if the repair is not performed for a long period of time, the toroidal type continuously variable transmission 24a is Durability is also impaired. Therefore, when the hydraulic pressure correction means fails, it is preferable to repair it at an early stage. Therefore, when implementing the present invention, it is preferable to install appropriate warning means such as a warning light for notifying the driver that the hydraulic pressure correction means has failed on the dashboard of the driver's seat. .

又、本発明は、前述の図７に示した様な、遊星歯車式変速機２５と組み合わせて無段変速装置を構成するトロイダル型無段変速機２４ａに就いても実施できる。この場合に油圧制御手段は、モード切換手段の切り換えに伴って実現されるモードに応じても、押圧装置に送り込む油圧を変化させる。
即ち、モード切換手段である高速用クラッチ２９を接続し、低速用、後退用両クラッチ４４、４５の接続を断った高速モード時には、上記トロイダル型無段変速機２４ａを通過する力（トルク）が低くなる。従って、この高速モード時には、他のモード（低速モード及び後退モード）時よりも上記押圧装置２３ａに送り込む油圧を低く抑える。この様に、モードに応じてこの油圧を変化させれば、何れのモード時にも、トラクション部の面圧を適正にできる。尚、この場合に、上記力の変動に応じて上記押圧装置２３ａに送り込む油圧を調節する事は、主油圧制御手段が行なう。 Further, the present invention can also be implemented for a toroidal continuously variable transmission 24a that constitutes a continuously variable transmission in combination with the planetary gear type transmission 25 as shown in FIG. In this case, the hydraulic pressure control means changes the hydraulic pressure fed to the pressing device even in accordance with the mode realized with the switching of the mode switching means.
That is, in the high speed mode in which the high speed clutch 29 that is the mode switching means is connected and the low speed and reverse clutches 44 and 45 are disconnected, the force (torque) that passes through the toroidal continuously variable transmission 24a is generated. Lower. Therefore, in this high speed mode, the hydraulic pressure fed to the pressing device 23a is kept lower than in other modes (low speed mode and reverse mode). Thus, if this oil pressure is changed in accordance with the mode, the surface pressure of the traction section can be made appropriate in any mode. In this case, the main hydraulic pressure control means adjusts the hydraulic pressure fed to the pressing device 23a in accordance with the fluctuation of the force.

本発明の実施例１を示す部分断面図。The fragmentary sectional view which shows Example 1 of this invention. 押圧力制御弁の断面図。Sectional drawing of a pressing force control valve. 差圧取り出し弁の断面図。Sectional drawing of a differential pressure extraction valve. 従来から知られているトロイダル型無段変速機の１例を示す断面図。Sectional drawing which shows an example of the toroidal type continuously variable transmission conventionally known. 図４のＡ−Ａ断面図。AA sectional drawing of FIG. 同Ｂ−Ｂ断面図。BB sectional drawing. 従来から知られている、トロイダル型無段変速ユニットと遊星歯車式変速ユニットとを組み合わせて成る無段変速装置の１例を示す略断面図。FIG. 6 is a schematic cross-sectional view showing an example of a continuously variable transmission device that is a conventional combination of a toroidal-type continuously variable transmission unit and a planetary gear transmission unit.

符号の説明Explanation of symbols

１ 入力軸
２ 入力側ディスク
３ ボールスプライン
４ 出力歯車
５ 出力側ディスク
６ パワーローラ
７ トラニオン
８ 支持軸
９ 枢軸
１０ アクチュエータ
１１ 支持板
１２ 変速比制御弁
１３ ステッピングモータ
１４ スリーブ
１５ スプール
１６ ピストン
１７ ロッド
１８ プリセスカム
１９ リンク腕
２０ 同期ケーブル
２１ カム面
２２ 駆動軸
２３、２３ａ 押圧装置
２４、２４ａ トロイダル型無段変速機
２５ 遊星歯車式変速機
２６ リング歯車
２７ 支持板
２８ 伝達軸
２９ 高速用クラッチ
３０ エンジン
３１ クランクシャフト
３２ 発進クラッチ
３３ 出力軸
３４ 太陽歯車
３５ 遊星歯車
３６ａ、３６ｂ 遊星歯車素子
３７ キャリア
３８ 動力伝達機構
３９ 伝達軸
４０ａ、４０ｂ スプロケット
４１ チェン
４２ 第一の歯車
４３ 第二の歯車
４４ 低速用クラッチ
４５ 後退用クラッチ
４６ シリンダ筒
４７ スペーサ
４８ ローディングナット
４９ 予圧ばね
５０ 給油通路
５１ 油溜部
５２ フィルタ
５３ 圧油オポンプ
５４ 第一の圧力導入路
５５ 圧力逃がし路
５６ 押圧力制御弁
５７ ケーシング
５８ スプール
５９ ばね
６０ 第一のパイロット部
６１ 第二のパイロット部
６２ 第三のパイロット部
６３ａ、６３ｂ 油圧室
６４ 差圧取り出し弁
６５ シリンダ孔
６６ スプール
６７ ばね
６８ａ、６８ｂ パイロット部
６９ 第二の圧力導入路
７０ 減圧弁
７１ａ、７１ｂ 第三の圧力導入路
７２ａ、７２ｂ 反力室
７３ 圧力室
７４ 第四の圧力導入路
７５ 電磁弁
７６ 変速側制御装置
７７ ソレノイド
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Input shaft 2 Input side disk 3 Ball spline 4 Output gear 5 Output side disk 6 Power roller 7 Trunnion 8 Support shaft 9 Pivot 10 Actuator 11 Support plate 12 Gear ratio control valve 13 Stepping motor 14 Sleeve 15 Spool 16 Piston 17 Rod 18 Precess cam DESCRIPTION OF SYMBOLS 19 Link arm 20 Synchronization cable 21 Cam surface 22 Drive shaft 23, 23a Pressing device 24, 24a Toroidal type continuously variable transmission 25 Planetary gear type transmission 26 Ring gear 27 Support plate 28 Transmission shaft 29 High speed clutch 30 Engine 31 Crankshaft 32 Starting clutch 33 Output shaft 34 Sun gear 35 Planetary gear 36a, 36b Planetary gear element 37 Carrier 38 Power transmission mechanism 39 Transmission shaft 40a, 40b Sprocket 41 Chain 42 First gear 43 Second gear 44 Low speed clutch 45 Reverse clutch 46 Cylinder cylinder 47 Spacer 48 Loading nut 49 Preload spring 50 Oil supply passage 51 Oil reservoir 52 Filter 53 Pressure oil pump 60 First pressure introduction passage 55 Pressure relief passage 56 Pressing force Control valve 57 Casing 58 Spool 59 Spring 60 First pilot part 61 Second pilot part 62 Third pilot part 63a, 63b Hydraulic chamber 64 Differential pressure take-off valve 65 Cylinder hole 66 Spool 67 Spring 68a, 68b Pilot part 69 First Second pressure introduction path 70 Pressure reducing valves 71a, 71b Third pressure introduction path 72a, 72b Reaction force chamber 73 Pressure chamber 74 Fourth pressure introduction path 75 Solenoid valve 76 Shift side control device 77 Solenoid

Claims (3)

互いに同心に、且つ相対回転自在に配置された第一、第二のディスクと、互いに対向するこれら第一、第二のディスクの内側面同士の間に挟持されてこれら第一、第二のディスク同士の間で動力を伝達する複数のパワーローラと、上記第一のディスクを上記第二のディスクに向け押圧する油圧式の押圧装置とを備えたトロイダル型無段変速機に於いて、上記第一、第二のディスク同士の間で伝達される力を非電気的に検出し、上記第一、第二のディスク同士の間の変速比が最も大きな押し付け力を必要とする値である場合に必要となる押圧力を上記押圧装置に発生させる為に要する油圧を目標値として設定すると共に、上記伝達される力が大きい程この目標値を高くする主油圧制御手段と、上記第一、第二のディスク同士の間の変速比に対応して変化する、上記押圧装置に発生させるべき押圧力の最適値に応じた油圧の必要値を電気的に求め、この必要値と上記目標値との差である補正値をこの目標値から減じた油圧を上記押圧装置に導入させる油圧補正手段とを備え、上記必要値又は上記補正値を求める電気回路の故障時には、上記押圧装置に、上記目標値の油圧を導入する事を特徴とするトロイダル型無段変速機。 The first and second discs are sandwiched between the inner and outer surfaces of the first and second discs that are concentrically arranged and relatively rotatable, and the first and second discs facing each other. In the toroidal continuously variable transmission comprising a plurality of power rollers for transmitting power between each other and a hydraulic pressing device for pressing the first disk against the second disk. When the force transmitted between the first and second disks is detected non-electrically, and the gear ratio between the first and second disks is a value that requires the greatest pressing force. The hydraulic pressure required to generate the required pressing force in the pressing device is set as a target value, and the main hydraulic pressure control means for increasing the target value as the transmitted force increases, and the first and second Compatible with the gear ratio between discs The required value of the hydraulic pressure according to the optimum value of the pressing force to be generated in the pressing device, which changes in accordance with the above, is obtained electrically, and the correction value, which is the difference between the required value and the target value, is subtracted from the target value. A toroidal type characterized in that it comprises hydraulic pressure correction means for introducing hydraulic pressure into the pressing device, and that the hydraulic pressure of the target value is introduced into the pressing device in the event of a failure of an electric circuit for obtaining the necessary value or the correction value. Continuously variable transmission. 各パワーローラを回転自在に支持した状態で、変速時に枢軸を中心に揺動変位する支持部材と、シリンダ部にピストンを嵌装して成り、圧油の給排に基づいてこの支持部材を上記枢軸の軸方向に変位させる油圧式のアクチュエータとを備え、上記シリンダ部内でピストンの軸方向両側に存在する１対の油圧室内の油圧の差に基づいて、第一、第二のディスク同士の間で伝達される力を検出する、請求項１に記載したトロイダル型無段変速機。   Each power roller is supported in a freely rotating manner, and includes a support member that swings and displaces around a pivot during shifting, and a piston that is fitted to a cylinder portion. A hydraulic actuator that is displaced in the axial direction of the pivot, and based on the difference between the hydraulic pressures in a pair of hydraulic chambers existing on both sides in the axial direction of the piston in the cylinder portion, The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 1, wherein the force transmitted by the motor is detected. 油圧補正手段を構成する演算器は、変速比に加えて、内部に存在する潤滑油の温度及び駆動源の回転速度に応じて補正信号を求め、この補正信号に基づいて電磁弁を開閉する事により油圧の補正値を得る、請求項１〜２の何れかに記載したトロイダル型無段変速機。   The arithmetic unit constituting the hydraulic pressure correction means obtains a correction signal according to the temperature of the lubricating oil present inside and the rotational speed of the drive source in addition to the gear ratio, and opens and closes the solenoid valve based on this correction signal. The toroidal continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 2, wherein a correction value of hydraulic pressure is obtained by the above.
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