JP4529442B2

JP4529442B2 - トロイダル型無段変速機

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Publication number: JP4529442B2
Application number: JP2004000769A
Authority: JP
Inventors: 慎司宮田; 英司井上; 尚今西; 俊郎豊田
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2003-02-28
Filing date: 2004-01-06
Publication date: 2010-08-25
Anticipated expiration: 2024-01-06
Also published as: JP2004278780A

Description

この発明は、自動車用自動変速装置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トロイダル型無段変速機の改良に関する。

自動車用自動変速装置として、図６〜８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、従来から広く知られている。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。

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５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６、８の上下方向、図７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。

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８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に枢支された上記各枢軸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。

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８の左右方向、図６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。

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。

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。

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。

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６、７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。

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（トラクション部での動力伝達）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、各トラクション部で伝達される力（接線力＝Ｆｔ）の２倍で、所謂２Ｆｔと呼ばれ、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（動力＝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。

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７に示す位置に揺動させる。そして、上記各パワーローラ６、６の周面をこの図７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７と反対方向に揺動させ、上記各パワーローラ６、６の周面を、この図７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。

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１〜４等に記載されている様に、従来から提案されている。図９は、これら各特許文献のうちの特許文献４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。

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９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。このうちの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６〜８に示した、従来から広く知られている構造と、実質的に同じである。

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９の右端部）と上記入力軸１の入力側端部（＝基端部＝図９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４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４に記載の明細書の［００１２］段落参照）。

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９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９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。

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９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９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。

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。

又、図９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９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、固定の部分との間に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。

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６〜８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。この場合に上記トロイダル型無段変速機２４を通過するトルクは、上記入力側ディスク２、２から上記出力側ディスク５、５に向けて伝達される。

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。

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。

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、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。

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。従ってこの場合に上記トロイダル型無段変速機２４を通過するトルクは、上記出力側ディスク５、５から上記入力側ディスク２、２に向けて伝達される。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４記載の明細書の［００２５］段落参照）。

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。

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６、７、９に示したものの他にも、特許文献５、特許文献６に記載されたものが知られている。このうちの特許文献５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６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。

又、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速機とを組み合わせた無段変速装置には、前述の図９に示したパワー・スプリット型のものの他、特許文献７等に記載された、所謂ギヤード・ニュートラル型と呼ばれるものも、従来から知られている。図１０は、上記特許文献７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、トロイダル型無段変速機２４と遊星歯車式変速機２５ａとを組み合わせて成る。このうちのトロイダル型無段変速機２４は、入力軸１と、１対の入力側ディスク２、２と、出力側ディスク５ａと、複数のパワーローラ６、６とを備える。図示の例では、この出力側ディスク５ａは、１対の出力側ディスクの外側面同士を突き合わせて一体とした如き構造を有する。

又、上記遊星歯車式変速機２５ａは、上記入力軸１及び一方（図１０の右方）の入力側ディスク２に結合固定されたキャリア３７ａを備える。このキャリア３７ａの径方向中間部に、その両端部にそれぞれ遊星歯車素子１２１ａ、１２１ｂを固設した第一の伝達軸１２２を、回転自在に支持している。又、上記キャリア３７ａを挟んで上記入力軸１と反対側に、その両端部に太陽歯車１２３ａ、１２３ｂを固設した第二の伝達軸１２４を、上記入力軸１と同心に、回転自在に支持している。そして、上記各遊星歯車素子１２１ａ、１２１ｂと、上記出力側ディスク５ａにその基端部（図１０の左端部）を結合した中空回転軸１２５の先端部（図１０の右端部）に固設した太陽歯車１２６又は上記第二の伝達軸１２４の一端部（図１０の左端部）に固設した太陽歯車１２３ａとを、それぞれ噛合させている。又、一方（図１０の左方）の遊星歯車素子１２１ａを、別の遊星歯車素子１２７を介して、上記キャリア３７ａの周囲に回転自在に設けたリング歯車１２８に噛合させている。

一方、上記第二の伝達軸１２４の他端部（図１０の右端部）に固設した太陽歯車１２３ｂの周囲に設けた第二のキャリア１２９に遊星歯車素子１３０ａ、１３０ｂを、回転自在に支持している。尚、この第二のキャリア１２９は、上記入力軸１及び第二の伝達軸１２４と同心に配置された、出力軸３３ａの基端部（図１０の左端部）に固設されている。又、上記各遊星歯車素子１３０ａ、１３０ｂは、互いに噛合すると共に、一方の遊星歯車素子１３０ａが上記太陽歯車１２３ｂに、他方の遊星歯車素子１３０ｂが、上記第二のキャリア１２９の周囲に回転自在に設けた第二のリング歯車１３１に、それぞれ噛合している。又、上記リング歯車１２８と上記第二のキャリア１２９とを低速用クラッチ１３２により係脱自在とすると共に、上記第二のリング歯車１３１とハウジング等の固定の部分とを、高速用クラッチ１３３により係脱自在としている。

上述の様な、図１０に示した無段変速装置の場合、上記低速用クラッチ１３２を接続すると共に上記高速用クラッチ１３３の接続を断った、所謂低速モード状態では、上記入力軸１の動力が上記リング歯車１２８を介して上記出力軸３３ａに伝えられる。そして、前記トロイダル型無段変速機２４の変速比を変える事により、無段変速装置全体としての変速比、即ち、上記入力軸１と上記出力軸３３ａとの間の変速比が変化する。この様な低速モード状態では、無段変速装置全体としての変速比は、無限大に変化する。即ち、上記トロイダル型無段変速機２４の変速比を調節する事により、上記入力軸１を回転させた状態のまま上記出力軸３３ａの回転状態を、停止状態を挟んで、正転、逆転の変換自在となる。

これに対して、上記低速用クラッチ１３２の接続を断ち、上記高速用クラッチ１３３を接続した、所謂高速モード状態では、上記入力軸１の動力が上記第一、第二の伝達軸１２２、１２４を介して上記出力軸３３ａに伝えられる。そして、上記トロイダル型無段変速機２４の変速比を変える事により、無段変速装置全体としての変速比が変化する。この場合には、上記トロイダル型無段変速機２４の変速比を大きくする程、無段変速装置全体としての変速比が大きくなる。尚、図１０に示した無段変速装置の場合には、低速モード状態で上記トロイダル型無段変速機２４を通過するトルクは、出力側ディスク５ａから入力側ディスク２、２に伝わる。これに対して高速モード状態では、上記トロイダル型無段変速機２４を通過するトルクは、上記入力側ディスク２、２から上記出力側ディスク５ａに伝わる。

ところで、上述した様な従来構造のうち、図６、７、１０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５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圧力を要求される値（設計により異なるが、例えば１．２〜１．４程度）の場合に要求される押圧力を発生する構造とする。この為、変速比が上記最も大きな押圧力を要求される値から大きく外れた（増速比或は減速比が大きくなった）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。

又、図９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５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６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。

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。

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可能性が高くなる。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。

前述の様な従来構造の場合に生じる問題を解決する為に本発明者は先に、図１１〜１３に示す様なトロイダル型無段変速機２４ａを発明した（特願２００３−２８４１９６号）。この先発明のトロイダル型無段変速機２４ａは、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様に構成している。先ず、この様な先発明に係るトロイダル型無段変速機２４ａの特徴部分に就いて説明する。尚、図１１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。

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１１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１１の左半部）を油密に嵌装して、油圧式の押圧装置２３ａを構成している。又、上記シリンダ筒４６の底板部と上記入力側ディスク２の外側面との間に皿板ばね等の予圧ばね４９を設けて、上記トラクション部に必要最小限の面圧を付与している。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に形成した給排通路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、上記給排通路５０内に送り込み自在としている。

図示の例の場合、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、図１２にその具体的構造を示す様に、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（動力）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。図示の例は、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。

先ず、上記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。図示の例の場合、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。この為に図示の例の場合には、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１１、１２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。

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８参照）は、マイクロコンピュータを内蔵した変速比制御装置６４からの指令信号に基づいて、ステッピングモータ１３（図８参照）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、図示の例の場合、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１１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、減速時のエンジンブレーキの作動に伴って、上記トラニオン７が下方に押される場合を言う。

何れにしても図示の例の場合には、差圧取り出し弁６５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６５は、その具体的構造を図１３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６６内に軸方向の変位自在に嵌装したスプール６７を挟んで、それぞれ１対ずつのばね６８、６８とパイロット部６９ａ、６９ｂとを設けている。上記スプール６７に設けた複数の鍔部は、上記シリンダ孔６６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６６の中央部に存在する大径部内に、第二の圧力導入路７０の下流端を開口させている。又、この第二の圧力導入路７０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７０の中間部には、減圧弁７１を、直列に設けている。

上記差圧取り出し弁６５を構成するスプール６７は、上記１対のパイロット部６９ａ、６９ｂ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７０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６５を構成するスプール６７は、上記１対のパイロット部６９ａ、６９ｂ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６９ａ（６９ｂ）に導入された油圧が他のパイロット部６９ｂ（６９ａ）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６５にそれぞれの一端部（図１１の左上端部）を接続した第三の圧力導入路７２ａ（７２ｂ）と、上記スプール６７の両端面に対向する部分に設けた反力室７３ａ（７３ｂ）とに、油圧を導入する。

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６９ａに導入される油圧が他のパイロット部６９ｂに導入される油圧よりも高くなり、上記スプール６７が図１１、１３の右方に移動し、前記差圧取り出し弁６５が図１１の状態に切り換わる。この結果、前記第二の圧力導入路７０を通じて送られてくる圧油が、一方（図１１の右上方）の第三の圧力導入路７２ａ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６９ｂに導入される油圧が上記一方のパイロット部６９ａに導入される油圧よりも高くなり、上記スプール６７が図１１、１３の左方に移動し、上記差圧取り出し弁６５が図１１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７０を通じて送られてくる圧油が、他方（図１１の左下方）の第三の圧力導入路７２ｂ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。

何れの場合でも、上記第三の圧力導入路７２ａ、７２ｂに導入された圧油は、上記差圧取り出し弁６５の反力室７３ａ（７３ｂ）にも導入されて、上記スプール６７の軸方向端面を押圧する。従って、このスプール６７を軸方向に変位させて、上記第二の圧力導入路７０と上記第三の圧力導入路７２ａ（７２ｂ）とを連通させようとする力は、上記差圧取り出し弁６５に設けた１対のパイロット部６９ａ、６９ｂ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。

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圧力を要求される値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４に記載した目標値である。

更に、図示の例の場合には、請求項４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７０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、前記変速比制御装置６４からの指令により通電を制御されるソレノイド７６により、上記第二の圧力導入路７０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、上記変速比制御装置６４からの指令により、任意に、且つ細かく調整される。即ち、この変速比制御装置６４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。

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１１、１２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７７内に導入された油圧が上昇すると開き（上記圧力制御弁５６が開弁し）、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（それ以上上昇する事を阻止する）。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６４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、最も大きな押圧力を要求される値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。

上述の様に構成する先発明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を通過する力の他、上記変速比及び油温に応じて、前記押圧装置２３ａが発生する押圧力を調節するので、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６５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。

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の故障により、前記変速比制御装置６４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６５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、最も大きな押圧力を必要とする変速比（仕様により異なるが、例えば１．２〜１．４程度）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圧力を必要とする変速比以外の場合には、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６〜８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。

上述の様な先発明に係るトロイダル型無段変速機の場合、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ると共に、電気回路の故障時にも最低限の機能を確保できるが、より優れた耐久性を確保する為には、次の様な点を改良する事が望まれる。即ち、トロイダル型無段変速機の運転時には、このトロイダル型無段変速機をトルクが通過する方向が短時間の間に逆転する場合がある。例えば、図６〜８に示す様に、トロイダル型無段変速機を（遊星歯車式変速機と組み合わせる事なく）単独で使用する場合、加速状態或は定速走行状態から（エンジンブレーキを使用した）減速状態に移る瞬間に、トルクの伝達方向の逆転が生じる。又、遊星歯車式変速機と組み合わせて無段変速装置を構成した場合には、上述の場合に加えて、低速用クラッチと高速用クラッチとの断接に伴うモード変換時にも、トルクの伝達方向の逆転が生じる。

何れにしてもトルクの伝達方向が逆転する瞬間には、上記トロイダル型無段変速機を通過するトルク（通過トルク）が０になる瞬間がある。そして、油圧式の押圧装置を使用し、且つ、この押圧装置に導入する油圧を上記通過トルクが大きくなる程高くする制御を行なうと、この通過トルクが０になる瞬間には、上記油圧が０になる。この瞬間にこの油圧が０になり、上記押圧装置が発生する押圧力（推力）が予圧ばねの弾力に基づくだけのものになる事自体は、特に問題とはならない。但し、油圧回路の応答遅れは、電気回路の場合よりも大きい為、上記通過トルクが０になって上記油圧が０になった後、極短時間の間にこの通過トルクが増大すると、各トラクション部の面圧が不足し、これら各トラクション部で著しい滑り（グロススリップ）が発生し易くなる。

この様な著しい滑りが発生すると、トロイダル型無段変速機の伝達効率が短時間とは言え極端に低下するだけでなく、エンジンの回転速度が急上昇する等、運転者に違和感を与える原因ともなる。更に、著しい場合には、上記トラクション部を構成する、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の周面同士が金属接触し、これら各面の耐久性を著しく低下させる可能性もある。

特開平１−１６９１６９号公報特開平１−３１２２６６号公報特開平１０−１９６７５９号公報特開平１１−６３１４６号公報特公平６−７２６５２号公報特開２０００−６５１９３号公報特開２０００−２２０７１９号公報日本精工株式会社、「NSK TECHNICAL JOURNAL No.670」、平成１２年１１月

本発明は、上述の様な事情に鑑みて、トルクの伝達方向が逆転する瞬間に油圧式の押圧装置内の油圧が過度に低下する事を防止して、短時間の間に通過トルクが低下後上昇した場合にも、トラクション部で著しい滑りが生じる事を防止できるトロイダル型無段変速機を実現すべく発明したものである。

本発明のトロイダル型無段変速機は何れも、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。
特に、本発明のトロイダル型無段変速機に於いては、上記押圧装置に圧油を給排する給排通路の途中に、この押圧装置内への圧油の送り込み時に比べてこの押圧装置からの圧油の排出時に流路面積を狭くする流量調整弁を設けている。
そして、上記圧油の供給源側を上流側とし、上記押圧装置側を下流側とした場合に、上記流量調整弁を、弁座部と、この弁座部よりも下流側に設けられた弁体と、この弁座部に向けこの弁体を押圧するばねと、この弁体の一部に設けられた絞り流路及び連通孔とを備えたものとする。そして、このうちの絞り流路は、上記弁座部と弁体との当接時にも上記上流側と下流側とを連通させるものとする。又、上記連通孔は、上記弁座部と弁体とが離隔した状態でのみ、上記上流側と下流側とを連通させるものとする。

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、流量調整弁が、押圧装置内の油圧の排出を緩徐に、この押圧装置内への圧油の送り込みを急速に、それぞれ行なわせる。
従って、この押圧装置が発生する押圧力の低下に要する時間が長くなる反面、この押圧力を上昇させるのに要する時間は短くて済む。この結果、通過トルクが瞬間的に低下した後、短時間の間に上昇した場合にも、トラクション部で著しい滑りが生じる事を防止できる。
この為、トルクの急変動を繰り返す状況で使用されても優れた耐久性を有する、トロイダル型無段変速機を実現できる。
更に、上記流量調整弁を小型に構成できて、しかも上記押圧装置内への圧油の送り込み時と排出時との間での流路面積の切り換えを確実に行なわせる事ができる。

上述の様な本発明を実施する場合に好ましくは、請求項２に記載した様に、第一のディスクを入力側ディスクとし、この入力側ディスクを入力軸の周囲に、この入力軸と同期した回転を自在に支持する。又、給排通路を、この入力軸及びこの入力軸と同心に配置されてこの入力軸を回転駆動する為の駆動軸の中心部に設ける。そして、上記流量調整弁を、この駆動軸内に設置する。
この様に構成すれば、上記流量調整弁をスペース効率を有効に活用して設置できる。

又、好ましくは、請求項３に記載した様に、押圧装置に導入する油圧を、第一、第二のディスク同士の間で伝達するトルクが大きくなる程高くする。
この様に構成すれば、上記第一、第二の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、これら両ディスク同士の間で伝達するトルクに応じた適正値にできる。具体的には、上記面圧を過大にして上記トラクション部での伝達効率を悪化させたり、或はこの面圧を過小にしてこのトラクション部で（不可避なスピン以外の）過大な滑りが発生する事を防止できる。

この様な請求項３に記載した発明を実施する場合に、好ましくは、請求項４に記載した様に、主油圧制御手段と、油圧補正手段とを備える。このうちの主油圧補正手段は、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する。そして、これら第一、第二のディスク同士の間の変速比が、最も大きな押圧力を必要とする変速比である場合に必要となる押圧力を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。又、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。
この様な構成を採用すれば、上記トラクション部の面圧を、上記両ディスク同士の間で伝達するトルクに応じた適正値にでき、しかも、電気回路の故障時にも、上記トラクション部で過大な滑りが発生する事を防止できる。

又、上記請求項４に記載した発明を実施する場合に好ましくは、請求項５に記載した様に、前記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。
この様に構成すれば、簡単な構成で、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できる。

又、請求項４又は請求項５に記載した発明を実施する場合に好ましくは、請求項６に記載した様に、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る。そして、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。
この様に構成すれば、上記トラクション部の面圧を、トロイダル型無段変速機の運転状態に応じてより適切に制御し、このトロイダル型無段変速機の伝達効率及び耐久性をより一層向上させられる。

図１〜３は、請求項１〜６に対応する、本発明の実施例１を示している。尚、本実施例の特徴は、入力軸１ａの基端部にボールスプライン３を介して外嵌支持した入力側ディスク２ａの外側面（図１の左側面）を押圧する為に設けた押圧装置２３ｂ内の、第一、第二各油圧室７８、７９への圧油の送り込みを短時間に、これら各油圧室７８、７９からの圧油の排出を緩徐に、それぞれ行なわせる構造及び作用にある。その他の部分の構造及び作用は、前述の図６〜８に示した従来構造、或は前述の図１１〜１３に示した先発明の構造と同様であるから、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、本実施例の特徴部分並びに上記従来構造及び先発明の構造と異なる部分を中心に説明する。

本実施例の場合、上記押圧装置２３ｂをダブルピストン型として、この押圧装置２３ｂの外径寸法を抑えつつ、この押圧装置２３ｂが発生する押圧力（推力）を大きくできる様にしている。尚、図３は、簡略化の為、シングルピストン型の押圧装置２３ａを表している。上記ダブルピストン型の押圧装置を設ける為に本実施例の場合には、上記入力軸１ａの基端部（図１の左端部）に大径部８０を設け、この大径部８０と上記ボールスプライン３を設けた部分とを、段差部８１により連続させている。又、上記大径部８０の基端縁に、外向フランジ状の鍔部８２を設けている。更に、上記入力側ディスク２ａの外側面に、円形のシリンダ凹部８３を形成している。

そして、上記入力側ディスク２ａと上記鍔部８２との間に、それぞれが円輪状に造られた、第一ピストン板８４と、第二ピストン板８５と、シリンダ筒８６とを、上記入力側ディスク２ａの側から順に配置している。このうちの第一ピストン板８４は、その内周縁部に形成した内径側円筒部８７を、上記入力軸１ａの中間部基端寄り部分で、上記ボールスプライン３の設置部分と上記段差部８１との間に設けた円筒面部８８に、締り嵌め等により、油密に外嵌固定している。この状態で上記内径側円筒部８７の基端縁（図１の左端縁）は、上記段差部８１に突き当たっている。又、上記第一ピストン板８４の外周縁は上記シリンダ凹部８３の内周面に、第一外径側ピストンリング８９を介して、油密に、且つ、軸方向（図１の左右方向）の摺動自在に内嵌している。更に、上記内径側円筒部８７の先半部（図１の右半部）は、上記入力側ディスク２ａの内周面外側面寄りに形成した円筒面部９０に、軸方向の摺動自在に内嵌し、第一内径側ピストンリング９１により、摺動部の油密保持を図っている。そして、上記シリンダ凹部８３と上記第一ピストン板８４との間部分を、前記第一油圧室７８としている。

又、上記シリンダ筒８６は、底板部９２の外周縁部に外径側円筒部９３を設けて成る。この様なシリンダ筒８６は、この外径側円筒部９３を上記入力側ディスク２ａの側に位置させた状態で、前記入力軸１ａの基端部に形成した大径部８０に、締り嵌め等により油密に外嵌し、上記底板部９２の外側面（図１の左側面）内径寄り部分を、前記鍔部８２の内側面（図１の右側面）に当接させている。上記外径側円筒部９３の内径は、上記入力側ディスク２ａの外径よりも大きくして、これら外径側円筒部９３と入力側ディスク２ａとが径方向に関して互いに重畳した場合でも、これら外径側円筒部９３の内周面と入力側ディスク２ａの外周面とが干渉しない様にしている。

更に、前記第二ピストン板８５は、上記外径側円筒部９３の内周面と上記大径部８０の外周面との間に、油密を保持した状態で、軸方向の摺動自在に嵌装している。この為に、上記第二ピストン板８５の外周縁を上記外径側円筒部９３に、第二外径側ピストンリング９４を介して、油密に内嵌している。又、上記第二ピストン板８５の内周縁を上記大径部８０に、第二内径側ピストンリング９５を介して、油密に外嵌している。そして、上記第二ピストン板８５の片側面（図１の左側面）と上記底板部９２との間部分を、前記第二油圧室７９としている。又、上記第二ピストン板８５の他側面（図１の右側面）外径寄り部分を、上記入力側ディスク２ａの外側面外径寄り部分に突き当てている。尚、この突き当て部には切り欠き９６、９６を形成して、前記第一油圧室７８の膨張、収縮に伴って、上記第二ピストン板８５と前記第一ピストン板８４との間の空間９７内に、空気等の流体を給排自在としている。又、上記第二ピストン板８５の片側面と上記底板部９２との間に予圧ばね４９ａを設けて、上記第一、第二両油圧室７８、７９内の油圧が０の場合にも、前記押圧装置２３ｂが、最低限の押圧力を発生する様にしている。

一方、前記入力軸１ａは、この入力軸１ａと同心に設けた駆動軸２２ａにより、回転駆動自在としている。この駆動軸２２ａは、圧油ポンプ５３（図１１）を収納したポンプケース９８に設けた通孔９９の内側に、単列深溝型の玉軸受１００とニードル軸受１０１とにより、回転自在に支持している。そして、上記駆動軸２２ａの中間部先端寄り部分に形成した駆動側鍔部１２０の側面に形成した凹凸部と前記鍔部８２の外周縁部に形成した凹凸部とを係合させて、上記駆動軸２２ａにより上記入力軸１ａを回転駆動自在としている。尚、上記駆動側鍔部１２０の外周縁部には、上記駆動軸２２ａの回転速度を検出する為の凹凸部を形成している。トロイダル型無段変速機の組立状態では、上記駆動側鍔部１２０の外周縁に、回転検出用のセンサの検出部を対向させる。

又、上記入力軸１ａの基端面中央部に形成した凹孔１０２内に、上記駆動軸２２ａの先端部（図１の右端部）に形成した小径部１０３及び中径部１０４を挿入している。上記凹孔１０２は、奥半部の小径部１０５と開口側半部の大径部１０６とから成る。このうちの小径部１０５の円周方向複数個所に、それぞれが軸方向に長い凹溝１０７、１０７を、円周方向に関して等間隔に形成している。そして、これら各凹溝１０７、１０７の底面部分にそれぞれ通油孔１０８、１０８を形成して、上記凹孔１０２内と上記第二油圧室７９とを連通させている。又、この凹孔１０２内と上記第一油圧室７８とを、上記入力軸１ａの中間部基端寄り部分の内側に設け、上記凹孔１０２の奥端面とこの入力軸１ａの外周面とにその両端を開口させた通油孔１０９、１０９と、前記内径側円筒部８７に形成した通油孔１１０、１１０とにより連通させている。

上記駆動軸２２ａの先端部に形成した上記小径部１０３は、上記凹孔１０２の小径部１０５内に挿入しており、これら両小径部１０３、１０５の周面同士の間に、滑り軸受１１１を介在させている。この滑り軸受１１１は、上記入力軸１ａと上記駆動軸２２ａとを同心に支持すると共に、これら両軸１ａ、２２ａ同士の回転方向に関する若干の変位を許容する。又、上記駆動軸２２ａの先端部に形成した上記中径部１０４は、上記凹孔１０２の大径部１０６内に挿入しており、シールリング１１２により、これら中径部１０４の外周面と大径部１０６の内周面との間の油密保持を図っている。

更に、上記凹孔１０２内に圧油を、上記駆動軸２２ａの先半部（図１の右半部）内側に設けた給排通路５０ａを通じて給排自在としている。この給排通路５０ａの上流端は、前記ポンプケース９８に設けた通油孔１１３を介して、前記圧油ポンプ５３の吐出口に通じている。そして、上記凹孔１０２内に導入する油圧を、前述の図１１に示した、押圧力制御弁５６を含む油圧回路により、トロイダル型無段変速機２４ａを通過するトルク及びこのトロイダル型無段変速機２４ａの変速比等に応じて調節自在としている。

又、上記給排通路５０ａのうち、上記凹孔１０２内への油圧導入時に下流端となる部分に、本実施例の特徴である流量調整弁１１４を設けている。この流量調整弁１１４は、前記押圧装置２３ｂの第一、第二両油圧室７８、７９に通じる上記凹孔１０２内への圧油の送り込み時に比べてこの凹孔１０２からの圧油の排出時に流路面積を狭くする。この為に本実施例の場合には上記流量調整弁１１４を、弁座部１１５と、弁体１１６と、ばね１１９と、絞り流路１１７及び連通孔１１８とから構成している。圧油の供給源側である上記通油孔１１３側を上流側とし、上記押圧装置２３ｂに通じる上記凹孔１０２側を下流側とした場合に、上記弁座部１１５は、下流側に対向している。そして、上記弁体１１６は、この弁座部１１５よりも下流側に設けられており、上記ばね１１９は、上記弁体１１６を上記弁座部１１５に向け押圧している。

更に、上記絞り流路１１７及び連通孔１１８は、それぞれ上記弁体１１６の一部に設けられたもので、このうちの絞り流路１１７は、上記弁体１１６の先端中央部で上記弁座部１１５の内周縁よりも中心寄り部分に設けている。従って上記絞り流路１１７は、図２（Ａ）に示す様に、この弁座部１１５と上記弁体１１６とが離隔している場合だけでなく、同図（Ｂ）に示す様に、これら弁座部１１５と上記弁体１１６との当接時にも、上記通油孔１１３と上記凹孔１０２内とを連通させる。これに対して上記連通孔１１８は、上記弁体１１６の先端部で上記弁座部１１５の内周縁よりも外径寄り部分に設けている。従って上記連通孔１１８は、図２（Ａ）に示す様に、上記弁座部１１５と上記弁体１１６とが離隔した状態でのみ、上記通油孔１１３と上記凹孔１０２内とを連通させる。

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、前記流量調整弁１１４が、前記押圧装置２３ｂの第一、第二両油圧室７８、７９内の油圧の排出を緩徐に、これら両油圧室７８、７９内への圧油の送り込みを急速に、それぞれ行なわせる。即ち、これら両油圧室７８、７９内への圧油の送り込み時には、図２（Ａ）に示す様に、上記弁体１１６が前記ばね１１９の弾力に抗して変位し、上記弁座部１１５と上記弁体１１６とが離隔する。この結果、上記通油孔１１３と上記両油圧室７８、７９に通じる上記凹孔１０２内とが、上記絞り流路１１７だけでなく、上記連通孔１１８によっても互いに連通する。この結果、上記両油圧室７８、７９内への圧油導入を、短時間で行なえる。

これに対して上記両油圧室７８、７９内からの圧油の排出時には、図２（Ｂ）に示す様に、上記弁体１１６が、上記ばね１１９の弾力と上記凹孔１０２内の油圧とにより、上記弁座部１１５に押し付けられる。従って、上記通油孔１１３と上記両油圧室７８、７９に通じる上記凹孔１０２内とが、上記絞り流路１１７だけで連通する。この為、上記両油圧室７８、７９からの圧油の排出が緩徐に行なわれ、上記押圧装置２３ｂが発生する押圧力の低下に時間を要する。この結果、前記トロイダル型無段変速機２４ａの通過トルクが瞬間的に低下した後、短時間の間に上昇した場合にも、前記各トラクション部の面圧が過度に低下する事を防止して、これら各トラクション部で著しい滑りが生じる事を防止できる。

例えば、図４は、加速状態或は定速走行からエンジンブレーキを使用した減速状態に移って、或は前述した様な無段変速装置で低速用クラッチと高速用クラッチを断接させる事により、上記トロイダル型無段変速機２４ａをトルクが通過する方向が短時間で、正方向（入力側ディスクから出力側ディスクに伝達する方向）から負方向（出力側ディスクから入力側ディスクに伝達する方向）に逆転した場合に就いて示している。図４の（Ａ）は、上記トロイダル型無段変速機２４ａの通過トルクと時間との関係を、（Ｂ）はこの通過トルクを伝達する為に必要とする押圧力の大きさと時間との関係を、それぞれ示している。この必要とする押圧力の大きさは、通過トルクの絶対値に比例する。

この様な、必要とする押圧力の大きさの変動に対して、油圧式の押圧装置を使用して何らの対策も施さなかった場合には、この押圧装置が発生する押圧力は、油圧回路の応答遅れに伴って、図４（Ｃ）に示す様に、δＴなる時間遅れを伴って変化する。従って、既に必要とする押圧力が上昇しているにも拘らず、実際に上記押圧装置が発生する押圧力が不足する状態となる。この結果、短時間とは言え、各トラクション部の面圧が不足し、これら各トラクション部で著しい滑りが発生する。これに対して本実施例の場合には、上記図４（Ｂ）に示した必要とする押圧力が低下した場合でも、前記押圧装置２３ｂが発生する押圧力が実際に低下するまでの間に相当の時間的遅れを生じる。そして、図４（Ｂ）に示す、必要とする押圧力が上昇した場合には、低下させる場合に比較して短時間の間に、上記押圧装置２３ｂが発生する押圧力を上昇させる。この為、この押圧装置２３ｂが実際に発生する押圧力は、図４（Ｄ）に示す様に変化し、必要とする押圧力を確保する。この結果、短時間でも、各トラクション部の面圧が不足する事を防止して、これら各トラクション部で著しい滑りが発生しない様にできる。

尚、図５は、上述した図４の場合とは逆に、エンジンブレーキを使用した減速状態から加速状態或は定速走行に移って、或は前述した様な無段変速装置で低速用クラッチと高速用クラッチを断接させる事により、上記トロイダル型無段変速機２４ａをトルクが通過する方向が短時間で、負方向から正方向逆転した場合に就いて示している。図５の（Ａ）〜（Ｄ）の意味するところは、図４の（Ａ）〜（Ｄ）と同様である。本実施例によれば、この様な場合も、必要とする押圧力を確保して、各トラクション部で著しい滑りが発生しない様にできる。

本発明は、前述した先発明と組み合わせて実施する事が、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を実現する面からは好ましい。又、通過トルクが急変動する頻度が高い面から、前述の様な、遊星歯車式変速機と組み合わせて無段変速装置を構成する場合に、特に顕著な効果を得られる。但し、本発明の特徴は、押圧装置に導入する油圧を、入力側、出力側両のディスク同士の間で伝達するトルクが大きくなる程高くする構造で、通過トルクの急変動時に各トラクション部で著しい滑りが発生するのを防止する点にある。従って、上述の様な制御を受ける油圧式の押圧装置を備えたトロイダル型無段変速機であれば、上記先発明や無段変速装置に組み込まれる場合に限らず、本発明を実施できる。勿論、トロイダル型無段変速機の型式にしても、図示の様なハーフトロイダル型に限らず、フルトロイダル型でも実施できる。

本発明の実施例１を示す要部断面図。（Ａ）は押圧装置への圧油送り込み時の状態を、（Ｂ）は同じく圧油排出時の状態を、それぞれ一部を省略して示す、図１のイ部拡大図。変速比制御の為の油圧回路と共に示す部分断面図。トロイダル型無段変速機を通過するトルクの方向及び大きさが急変動した場合に於ける、トルクと押圧装置が発生する押圧力との関係の第１例を示す線図。同第２例を示す線図。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。図６のＡ−Ａ断面図。同Ｂ−Ｂ断面図。従来から知られている、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速機とを組み合わせて成る無段変速装置の第１例を示す略断面図。同第２例を示す略断面図。先発明の実施の形態の１例を示す部分断面図。押圧力制御弁の断面図。差圧取り出し弁の断面図。

１、１ａ入力軸
２、２ａ入力側ディスク
３ボールスプライン
４出力歯車
５、５ａ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、２２ａ駆動軸
２３、２３ａ、２３ｂ押圧装置
２４、２４ａトロイダル型無段変速機
２５、２５ａ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、３３ａ出力軸
３４太陽歯車
３５遊星歯車
３６ａ、３６ｂ遊星歯車素子
３７、３７ａ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、４９ａ予圧ばね
５０、５０ａ給排通路
５１油溜部
５２フィルタ
５３圧油ポンプ
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、６０ａ第一のパイロット部
６１、６１ａ第二のパイロット部
６２、６２ａ第三のパイロット部
６３ａ、６３ｂ油圧室
６４変速比制御装置
６５差圧取り出し弁
６６シリンダ孔
６７スプール
６８ばね
６９ａ、６９ｂパイロット部
７０第二の圧力導入路
７１減圧弁
７２ａ、７２ｂ第三の圧力導入路
７３ａ、７３ｂ反力室
７４第四の圧力導入路
７５電磁弁
７６ソレノイド
７７圧力室
７８第一油圧室
７９第二油圧室
８０大径部
８１段差部
８２鍔部
８３シリンダ凹部
８４第一ピストン板
８５第二ピストン板
８６シリンダ筒
８７内径側円筒部
８８円筒面部
８９第一外径側ピストンリング
９０円筒面部
９１第一内径側ピストンリング
９２底板部
９３外径側円筒部
９４第二外径側ピストンリング
９５第二内径側ピストンリング
９６切り欠き
９７空間
９８ポンプケース
９９通孔
１００玉軸受
１０１ニードル軸受
１０２凹孔
１０３小径部
１０４中径部
１０５小径部
１０６大径部
１０７凹溝
１０８通油孔
１０９通油孔
１１０通油孔
１１１滑り軸受
１１２シールリング
１１３通油孔
１１４流量調節弁
１１５弁座部
１１６弁体
１１７絞り流路
１１８連通孔
１１９ばね
１２０駆動側鍔部
１２１ａ、１２１ｂ遊星歯車素子
１２２第一の伝達軸
１２３ａ、１２３ｂ太陽歯車
１２４第二の伝達軸
１２５中空回転軸
１２６太陽歯車
１２７遊星歯車素子
１２８リング歯車
１２９第二のキャリア
１３０ａ、１３０ｂ遊星歯車素子
１３１第二のリング歯車
１３２低速用クラッチ
１３３高速用クラッチ

Claims

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、この押圧装置に圧油を給排する給排通路の途中に、この押圧装置内への圧油の送り込み時に比べてこの押圧装置からの圧油の排出時に流路面積を狭くする流量調整弁を設けており、この圧油の供給源側を上流側とし、上記押圧装置側を下流側とした場合に、上記流量調整弁が、弁座部と、この弁座部よりも下流側に設けられた弁体と、この弁座部に向けこの弁体を押圧するばねと、この弁体の一部に設けられた絞り流路及び連通孔とを備えたものであり、このうちの絞り流路は、上記弁座部と弁体との当接時にも上記上流側と下流側とを連通させるものであり、上記連通孔は、上記弁座部と弁体とが離隔した状態でのみ、上記上流側と下流側とを連通させるものである事を特徴とするトロイダル型無段変速機。
第一のディスクが入力側ディスクであり、この入力側ディスクが入力軸の周囲に、この入力軸と同期した回転を自在に支持されており、給排通路が、この入力軸及びこの入力軸と同心に配置されてこの入力軸を回転駆動する為の駆動軸の中心部に設けられており、流量調整弁がこの駆動軸内に設置されている、請求項１に記載したトロイダル型無段変速機。
押圧装置に導入する油圧を、第一、第二のディスク同士の間で伝達するトルクが大きくなる程高くする、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。
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、これら第一、第二のディスク同士の間の変速比が、最も大きな押圧力を必要とする変速比である場合に必要となる押圧力を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た、請求項３に記載したトロイダル型無段変速機。
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４に記載したトロイダル型無段変速機。
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４〜５の何れかに記載したトロイダル型無段変速機。