JP5195785B2

JP5195785B2 - Continuously variable transmission

Info

Publication number: JP5195785B2
Application number: JP2010037058A
Authority: JP
Inventors: 祐二下村
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2010-02-23
Filing date: 2010-02-23
Publication date: 2013-05-15
Anticipated expiration: 2030-02-23
Also published as: JP2011174483A

Description

この発明は、例えば車両（自動車）用自動変速装置として利用する、トロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置の改良に関する。 The present invention relates to an improvement of a continuously variable transmission incorporating a toroidal type continuously variable transmission, for example, used as an automatic transmission for a vehicle (automobile).

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２〜４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、特許請求の範囲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、前記入力軸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、特許請求の範囲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、前記出力歯車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. 2 to 4 as an automatic transmission for automobiles has been studied and implemented in part. This toroidal-type continuously variable transmission is called a double cavity type. Around the both ends of the input shaft 1, input disks 2 and 2, which are the first disks described in claims, are connected to a ball spline 3 3 is supported. Therefore, both the input side disks 2 and 2 are supported concentrically and freely in a synchronized manner. Further, an output gear 4 is supported around the intermediate portion of the input shaft 1 so as to freely rotate relative to the input shaft 1. And the output side disks 5 and 5 which are the 2nd disk described in the claim are engaged by the spline at the both ends of the cylindrical part provided in the center part of this output gear 4, respectively. Therefore, both the output side disks 5 and 5 rotate in synchronization with the output gear 4.

又、前記各入力側ディスク２、２と前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、特許請求の範囲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。前記各トラニオン７、７は、それぞれの長さ方向（図２、４の上下方向、図３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を前記枢軸９、９の軸方向に変位させる事で行うが、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 as support members described in the claims via support shafts 8 and 8 and a plurality of rolling bearings. Yes. The trunnions 7 and 7 are pivotal shafts 9 and 9 provided concentrically with each other for each trunnion 7 and 7 at both ends in the length direction (vertical direction in FIGS. 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、前記各トラニオン７、７の傾斜角度を変える場合には、前記各アクチュエータ１０、１０により前記各トラニオン７、７を、それぞれ逆方向に、例えば、図４の右側のパワーローラ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の周面と前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前記各トラニオン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、前記各パワーローラ６、６の周面と前記入力側、出力側各ディスク２、５の内側面との当接位置が変化し、前記入力軸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 each trunnion 7, 7 in order to change the gear ratio between the input shaft 1 and the output gear 4, each trunnion 7, 7 is moved by each actuator 10, 10. In the opposite directions, for example, the power roller 6 on the right side of FIG. 4 is displaced to the lower side of the figure, and the power roller 6 on the left side of the figure is displaced to the upper side of the figure. As a result, the direction of the tangential force acting on the contact portion between the peripheral 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). As the force changes, the trunnions 7 and 7 swing (tilt) in directions opposite to each other about the pivots 9 and 9 pivotally supported by the support plates 11 and 11. 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.

前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４の左右方向、図２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、前記各トラニオン７、７と前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、前記ロッド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前記スプール１５に伝達する、フィードバック機構を構成している。又、前記各トラニオン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 pressure oil supply / discharge state to each actuator 10, 10 is performed by one gear ratio control valve 12, and any one trunnion 7 is moved by this speed change. Feedback is made to the ratio control valve 12. This transmission ratio control valve 12 is fitted in a sleeve 14 that is displaced in the axial direction (left-right direction in FIG. 4, front-back direction in FIG. 2) by a stepping motor 13, and axially displaceable on the inner diameter side of the sleeve 14. Spool 15. In addition, 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. 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 through the recess cam 18 and the link arm 19. The mechanism is configured. Further, a synchronization 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、前記ステッピングモータ１３により前記スリーブ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、前記変速比制御弁１２の所定方向の流路を開く。この結果、前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が前記各トラニオン７、７を所定方向に変位させる。即ち、前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、前記何れか１個のトラニオン７の動き（軸方向及び揺動変位）が、前記ロッド１７の端部に固定したプリセスカム１８とリンク腕１９とを介して前記スプール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、前記トラニオン７が所定量変位した状態で、前記変速比制御弁１２の流路が閉じられ、前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 a flow path in a 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 directions 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 a 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.

この際の前記トラニオン７及び前記プリセスカム１８のカム面２１の変位に基づく前記変速比制御弁１２の動きは、次の通りである。先ず、前記変速比制御弁１２の流路が開かれる事に伴って前記トラニオン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、前記トラニオン７が前記各枢軸９、９を中心とする揺動変位を開始する。又、前記トラニオン７の軸方向変位に伴って前記カム面２１の変位が、前記リンク腕１９を介して前記スプール１５に伝わり、このスプール１５が軸方向に変位して、前記変速比制御弁１２の切り換え状態を変更する。具体的には、前記アクチュエータ１０により前記トラニオン７を中立位置に戻す方向に、前記変速比制御弁１２が切り換わる。 The movement of the gear 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 passage 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 oscillating displacement about the pivots 9 and 9 due to the 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.

従って前記トラニオン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、このトラニオン７は、中立位置からの変位が存在する限り、前記各枢軸９、９を中心とする揺動を継続する。この結果、前記プリセスカム１８のカム面２１の円周方向に関する変位が、前記リンク腕１９を介して前記スプール１５に伝わり、このスプール１５が軸方向に変位する。そして、前記トラニオン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、前記変速比制御弁１２が閉じられて、前記アクチュエータ１０への圧油の給排が停止される。この結果前記トラニオン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。 Accordingly, 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 corresponding to the gear ratio to be obtained, the trunnion 7 returns to the neutral position, and at the same time, the gear 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２、３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、前記各パワーローラ６、６を介して前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. 2 and 3) 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 through a pressing device 23 that is hydraulic or hydraulic. 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 via the power rollers 6 and 6 and is taken out from the output gear 4.

この様に前記各入力側ディスク２、２から前記各出力側ディスク５、５に動力を伝達する際に、前記各トラニオン７、７には、それぞれの内側面に支持した前記各パワーローラ６、６の周面と前記各ディスク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、前記各入力側ディスク２、２から前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２４ａ、２４ｂ同士の圧力差は、前記力２Ｆｔの大きさに比例する。 In this way, when the power is transmitted from the input disks 2 and 2 to the output disks 5 and 5, the trunnions 7 and 7 are provided with the power rollers 6 and 6 supported on the 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 thereof is from each of the input disks 2 and 2 to each of the output disks 5 and 5 (or from the output disk 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 24a and 24b existing on both sides of the pistons 16 and 16 constituting the actuators 10 and 10 is the magnitude of the force 2Ft. Is proportional to

前記入力軸１と出力歯車４との回転速度を変える場合、先ず入力軸１と出力歯車４との間で減速を行う場合には、前記各アクチュエータ１０、１０により前記各トラニオン７、７を前記各枢軸９、９の軸方向に移動させ、これら各トラニオン７、７を図３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３に示す様に、前記各入力側ディスク２、２の内側面の中心寄り部分と前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、増速を行う場合には、前記各トラニオン７、７を図３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３に示した状態とは逆に、前記各入力側ディスク２、２の内側面の外周寄り部分と前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、前記各トラニオン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 changing the rotation speed between the input shaft 1 and the output gear 4, first, when decelerating between the input shaft 1 and the output gear 4, the trunnions 7, 7 are moved by the actuators 10, 10. The pivots 9 and 9 are moved in the axial direction, and the trunnions 7 and 7 are swung to the positions shown in FIG. Then, as shown the peripheral surface of the power rollers 6, 6 in FIG. 3, the outer periphery of the inner surface of the input-side inboard portion and the output side disks 5, 5 of the inner surface of the disks 2 It abuts on each side part. Conversely, in the case of increasing speed, the respective trunnions 7 is swung in the opposite direction to FIG. 3, contrary to the state of the peripheral surface, as shown in FIG. 3 of the power rollers 6, 6 In addition, the trunnions 7 and 7 are inclined so as to come into contact with the outer peripheral portions of the inner side surfaces of the input side disks 2 and 2 and the central portions 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.

又、前記特許文献２には、アクチュエータの一対の油圧室同士の間の差圧と、トロイダル型無段変速機の変速比と、トルクコンバータ、及び、遊星歯車式変速機等により構成される動力伝達機構の伝達効率とに基づいて、エンジントルクを算出する技術が記載されている。
同じく、特許文献２には、前述の方法で算出されたエンジントルクと、エンジン制御パラメータ（エンジンの回転速度、アクセル開度、トルクマップ等）に基づいて算出、又は、推定したエンジントルクとの差を算出し、この差の絶対値が、予め設定した閾値を超えた場合（閾値よりも大きい場合）に、異常がある旨の信号を出力する技術が記載されている。 Patent Document 2 discloses a differential pressure between a pair of hydraulic chambers of an actuator, a transmission ratio of a toroidal continuously variable transmission, a torque converter, a planetary gear transmission, and the like. A technique for calculating the engine torque based on the transmission efficiency of the transmission mechanism is described.
Similarly, Patent Document 2 discloses a difference between the engine torque calculated by the above-described method and the engine torque calculated or estimated based on engine control parameters (engine speed, accelerator opening, torque map, etc.). Is calculated, and when the absolute value of this difference exceeds a preset threshold value (when larger than the threshold value), a technique for outputting a signal indicating that there is an abnormality is described.

図５は、前記特許文献２に記載された技術を説明する為の図である。
駆動源であるエンジン２５から出力される動力を、動力伝達機構２６を介して、トロイダル型無段変速機２７に伝達している。この動力伝達機構２６は、トルクコンバータ２８と、遊星歯車式変速機２９とを備える。又、前記トロイダル型無段変速機２７は、例えば前述の図２〜４に示した従来構造と同様に、第一、第二のディスクである入力側、出力側各ディスク２、５と、複数のパワーローラ６、６と、支持部材であるトラニオン７、７と、アクチュエータ１０、１０とを備える（図２〜４参照）。
又、このアクチュエータ１０に設けた１対の油圧室２４ａ、２４ｂ（図４参照）同士の間の差圧を検出する為の差圧検出手段を設けている。この差圧検出手段は、例えば、前記各油圧室２４ａ、２４ｂにそれぞれ設けた図示しない油圧センサと、この油圧センサの出力信号に基づき前記差圧を算出する機能を備えた制御器３１とにより構成している。又、前記入力側ディスク２、２と出力側ディスク５、５との間の変速比（トロイダル型無段変速機２７の変速比）を、変速比検出手段により検出する。この変速比検出手段は、前記入力側、出力側各ディスク２、５の回転速度を検出する為の、図示しない入力側、出力側両回転センサと、これら各ディスク２、５の回転速度から前記変速比を算出する機能を備えた前記制御器３１とにより構成している。 FIG. 5 is a diagram for explaining the technique described in Patent Document 2. In FIG.
The power output from the engine 25 as a drive source is transmitted to the toroidal continuously variable transmission 27 via the power transmission mechanism 26. The power transmission mechanism 26 includes a torque converter 28 and a planetary gear type transmission 29. The toroidal type continuously variable transmission 27 includes a plurality of input and output disks 2 and 5 as first and second disks, as in the conventional structure shown in FIGS. Power rollers 6, 6, trunnions 7 and 7 as support members, and actuators 10 and 10 (see FIGS. 2 to 4).
Further, a differential pressure detecting means for detecting a differential pressure between a pair of hydraulic chambers 24a, 24b (see FIG. 4) provided in the actuator 10 is provided. This differential pressure detecting means is constituted by, for example, a hydraulic sensor (not shown) provided in each of the hydraulic chambers 24a and 24b, and a controller 31 having a function of calculating the differential pressure based on an output signal of the hydraulic sensor. doing. The transmission ratio between the input side disks 2 and 2 and the output side disks 5 and 5 (the transmission ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 27) is detected by a transmission ratio detection means. The transmission ratio detecting means detects the rotational speeds of the input side and output side disks 2 and 5 from the input side and output side rotational sensors (not shown) and the rotational speeds of the disks 2 and 5. The controller 31 is provided with a function for calculating a gear ratio.

又、前記差圧検出手段と変速比検出手段とにより検出される前記差圧と変速比とに基づいて、前記入力側、出力側両ディスク２、５同士の間を伝達する動力（伝達トルク、前記トロイダル型無段変速機７への入力トルク、このトロイダル型無段変速機７を通過するトルク）を算出する為の動力算出手段３２を、前記制御器３１に組み込んでいる。
更に、この動力算出手段３２が算出する前記動力と、前記動力伝達機構２６部分（トルクコンバータ２８、遊星歯車式変速機２９）の伝達効率とに基づいて、前記エンジン２５から出力される動力（エンジントルク）を算出する補助動力算出手段３３を、前記制御器３１に組み込んでいる。この様な補助動力算出手段３３と前記動力算出手段３２とが行う、動力（トルク）の算出方法に就いては、前記特許文献２に記載されて従来から知られている為、説明を省略する。
尚、前記図５の構造は、前記エンジン２５とトロイダル型無段変速機２７との間に、トルクコンバータ２８と遊星歯車式変速機２９とを設けている。但し、これらトルクコンバータ２８や遊星歯車式変速機２９を設けない場合には、これらトルクコンバータ２８や遊星歯車式変速機２９の伝達効率（トルク損失）は考慮しなくて良い（例えば、「エンジントルク＝入力トルク」としても良い）。前記図５に示す構造の場合は、前記補助動力算出手段３３が、特許請求の範囲に記載した第一の動力算出手段に相当する。又、前記トルクコンバータ２８、及び、遊星歯車式変速機２９を設けない場合には、前記動力算出手段３２が、特許請求の範囲に記載した第一の動力算出手段に相当する。 Further, based on the differential pressure and the gear ratio detected by the differential pressure detecting means and the gear ratio detecting means, the power (transmission torque, transmission) between the input side and output side disks 2 and 5 is determined. A power calculating means 32 for calculating an input torque to the toroidal continuously variable transmission 7 and a torque passing through the toroidal continuously variable transmission 7) is incorporated in the controller 31.
Further, based on the power calculated by the power calculation means 32 and the transmission efficiency of the power transmission mechanism 26 (torque converter 28, planetary gear type transmission 29), the power output from the engine 25 (engine Auxiliary power calculating means 33 for calculating (torque) is incorporated in the controller 31. Since the power (torque) calculation method performed by the auxiliary power calculation means 33 and the power calculation means 32 is described in the Patent Document 2 and has been conventionally known, the description thereof will be omitted. .
In the structure of FIG. 5, a torque converter 28 and a planetary gear type transmission 29 are provided between the engine 25 and the toroidal continuously variable transmission 27. However, when the torque converter 28 and the planetary gear type transmission 29 are not provided, the transmission efficiency (torque loss) of the torque converter 28 and the planetary gear type transmission 29 need not be considered (for example, “engine torque = “Input torque”). In the case of the structure shown in FIG. 5, the auxiliary power calculation means 33 corresponds to the first power calculation means described in the claims. When the torque converter 28 and the planetary gear type transmission 29 are not provided, the power calculation means 32 corresponds to the first power calculation means described in the claims.

更に、上述の様なエンジントルク等を算出する為の補助動力算出手段３３とは別に、このエンジントルクを、例えば、予め求めたエンジントルクと各種パラメータ（エンジンの回転速度、アクセル開度、トルクマップ等）との相関関係に基づいて推定する動力推定手段３４を、前記制御器３１に組み込んでいる。この動力推定手段３４が、特許請求の範囲に記載した第二の動力算出手段に相当する。
又、これと共に、この様な動力推定手段３４が推定したエンジントルクと、前記補助動力算出手段３３（トルクコンバータ２８や遊星歯車式変速機２９を設けない場合には、前記動力算出手段３２）が算出した前記エンジントルクとの差を算出する動力差算出手段３５も、前記制御器３１に組み込んでいる。そして、この様な動力差算出手段３５により算出される動力の差の絶対値が、予め設定した閾値を超えた場合（閾値よりも大きい場合）に、異常がある旨の信号を、異常信号発信手段３６により出力する。この様な異常信号発信手段３６は、運転席のコントロールパネルに表示する警告灯や警告音を発するアラームにより構成できる。
この様な前記特許文献２に記載された構造によれば、前記入力トルクを検出する為の、アクチュエータ１０を構成する１対の油圧室２４ａ、２４ｂ同士の間の差圧を検出する油圧センサや、前記エンジントルクを推定する為の、アクセル開度センサや回転センサ、エアフローセンサ、更にはエンジン自体等に異常が生じた場合に、その異常を判定できる。そして、この判定に基づく異常信号に基づき、運転者が必要な処置を採る事で（例えば、これらセンサを用いた制御を中止したり、走行を中止して修理等する事で）、走行安定性や安全性の向上を図れる。
但し、前記動力差算出手段３５により算出される動力の差は、前記各パワーローラ６、６のうちの何れかのパワーローラ６に関するトラクション部に滑りが発生し、伝達効率が低下した場合にも変動する可能性がある。そして、この場合にも、前記差の絶対値が、前記閾値を超える可能性がある。この様な場合には、前記何れかのパワーローラ６以外の残りのパワーローラ６、６が動力を伝達し、この何れかのパワーローラ６に関するトラクション部では、過大な滑りが発生している可能性がある。この様な状態を放置すると、トロイダル型無段変速機の耐久性が損なわれる為、何らかの対策が望まれる。 Further, in addition to the auxiliary power calculation means 33 for calculating the engine torque and the like as described above, the engine torque is calculated using, for example, the engine torque obtained in advance and various parameters (engine speed, accelerator opening, torque map). Etc.) is incorporated in the controller 31. The power estimation means 34 is estimated based on the correlation with the controller 31. The power estimation means 34 corresponds to a second power calculation means described in the claims.
At the same time, the engine torque estimated by the power estimating means 34 and the auxiliary power calculating means 33 (the power calculating means 32 when the torque converter 28 and the planetary gear type transmission 29 are not provided) are provided. A power difference calculating means 35 for calculating a difference from the calculated engine torque is also incorporated in the controller 31. When the absolute value of the power difference calculated by the power difference calculating means 35 exceeds a preset threshold value (when larger than the threshold value), a signal indicating that there is an abnormality is transmitted as an abnormal signal. Output by means 36. Such an abnormal signal transmission means 36 can be constituted by a warning light displayed on the control panel of the driver's seat or an alarm that emits a warning sound.
According to such a structure described in Patent Document 2, a hydraulic sensor that detects a differential pressure between a pair of hydraulic chambers 24a and 24b constituting the actuator 10 for detecting the input torque, When an abnormality occurs in the accelerator opening sensor, the rotation sensor, the air flow sensor, or the engine itself for estimating the engine torque, the abnormality can be determined. Then, based on the abnormality signal based on this determination, the driver takes necessary measures (for example, by stopping control using these sensors or by stopping and repairing the driving), the driving stability And improve safety.
However, the difference in power calculated by the power difference calculating means 35 is also caused when slippage occurs in the traction portion of any one of the power rollers 6 and 6 and the transmission efficiency decreases. May fluctuate. Also in this case, the absolute value of the difference may exceed the threshold value. In such a case, the remaining power rollers 6 and 6 other than any one of the power rollers 6 transmit power, and an excessive slip may occur in the traction portion related to any one of the power rollers 6. There is sex. If such a state is left as it is, the durability of the toroidal-type continuously variable transmission is impaired, so some countermeasure is desired.

本発明は、上述の様な事情に鑑みて、トラクション部に滑りが発生した場合に、この滑りの発生を、この滑りが過大になる前の初期段階で検知して、更に、トラクション面に、摩耗等の重大な損傷が生じる前に、適切な処置を施す手段を設ける事により、耐久性の向上を図れる構造を実現すべく発明したものである。 In the present invention, in view of the circumstances as described above, when slip occurs in the traction portion, the occurrence of the slip is detected at an initial stage before the slip becomes excessive, and further, on the traction surface, The invention has been invented to realize a structure capable of improving durability by providing means for taking appropriate measures before serious damage such as wear occurs.

本発明のトロイダル型無段変速機は、第一、第二のディスクと、複数のパワーローラと、押圧装置と、複数個の支持部材と、アクチュエータと、差圧検出手段と、変速比検出手段と、第一の動力算出手段と、第二の動力算出手段と、動力差算出手段とを備える。
このうちの、第一、第二のディスクは、互いに同心に、且つ相対回転自在に配置される。
又、前記各パワーローラは、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。
又、前記押圧装置は、油圧式で、油圧室内に導入された油圧に比例する大きさの力で、前記両ディスクを互いに近付ける方向に押圧する。
又、前記各支持部材は、これら各パワーローラを回転自在に支持する。
又、前記アクチュエータは、前記各支持部材を、それぞれの両端部に設けた枢軸の軸方向に変位させて、前記第一のディスクと前記第二のディスクとの間の変速比を変える、油圧式のものである。
又、前記差圧検出手段は、前記アクチュエータに設けた１対の油圧室同士の間の差圧を検出する。
尚、本発明の対象となるトロイダル型無段変速機では、前記各アクチュエータの油圧室への油圧の給排は、単一の変速比制御弁により制御される。従って、これら各アクチュエータの油圧室同士の間の差圧は、これら各アクチュエータ同士の間で、互いに同じになる。
又、前記変速比検出手段は、前記第一のディスクと前記第二のディスクとの間の変速比を検出する。
又、前記第一の動力算出手段は、少なくともこれら変速比検出手段及び差圧検出手段により検出される変速比並びに差圧に基づいて、駆動源から出力される動力を算出する。
又、前記第二の動力算出手段は、前記第一の動力算出手段とは別に設けたものであり、前記駆動源から出力される動力を算出する。
又、前記動力差算出手段は、前記第二の動力算出手段が算出した動力と、前記第一の動力算出手段が算出した動力との偏差を算出する。尚、この偏差とは、前記第二の動力算出手段が算出した動力と前記第一の動力算出手段が算出した動力との差の絶対値、又は、前記第二の動力算出手段が算出した動力と前記第一の動力算出手段が算出した動力との比を言う。 The toroidal type continuously variable transmission of the present invention includes a first and second disk, a plurality of power rollers, a pressing device, a plurality of support members, an actuator, a differential pressure detection means, and a transmission ratio detection means. And a first power calculating means, a second power calculating means, and a power difference calculating means.
Of these, the first and second disks are arranged concentrically and relatively rotatably.
Each of the power rollers is sandwiched between the inner surfaces of the first and second disks facing each other, and transmits power between the first and second disks.
The pressing device is of a hydraulic type and presses the disks in a direction approaching each other with a force proportional to the hydraulic pressure introduced into the hydraulic chamber.
The support members rotatably support the power rollers.
The actuator is a hydraulic type that changes the gear ratio between the first disk and the second disk by displacing the support members in the axial directions of the pivots provided at both ends. belongs to.
The differential pressure detecting means detects a differential pressure between a pair of hydraulic chambers provided in the actuator.
In the toroidal type continuously variable transmission that is the subject of the present invention, the supply and discharge of the hydraulic pressure to and from the hydraulic chamber of each actuator is controlled by a single transmission ratio control valve. Accordingly, the differential pressure between the hydraulic chambers of these actuators is the same between the actuators.
The gear ratio detecting means detects a gear ratio between the first disk and the second disk.
The first power calculation means calculates power output from the drive source based on at least the speed ratio and the differential pressure detected by the speed ratio detection means and the differential pressure detection means.
The second power calculation means is provided separately from the first power calculation means, and calculates the power output from the drive source.
The power difference calculating means calculates a deviation between the power calculated by the second power calculating means and the power calculated by the first power calculating means. The deviation is the absolute value of the difference between the power calculated by the second power calculation means and the power calculated by the first power calculation means, or the power calculated by the second power calculation means. And the power calculated by the first power calculation means.

特に、本発明のトロイダル型無段変速装置に於いては、滑り回避制御手段と、記憶手段と、偏差比較手段と、異常信号発信手段とを有する。
このうちの滑り回避手段は、前記動力差算出手段が算出した偏差が、予め設定した閾値を超えた場合に、前記押圧装置の押圧力を上昇させる処理と前記駆動源から出力される動力を低減させる処理とのうちの少なくとも一方の処理を行う。
又、前記記憶手段は、前記滑り回避制御手段により滑り回避制御を行う前の偏差を記憶する。
又、前記偏差比較手段は、前記記憶装置に記憶した滑り回避制御を行う前の偏差と、滑り回避制御を行った後に改めて算出した偏差とを比較する。
更に、前記異常信号発信手段は、前記偏差比較手段による比較結果が、変化なしだった場合、又は、変化した場合でも、滑り回避制御を行った後に改めて算出した偏差が、前記閾値以内に収まっていない場合に、異常がある旨の信号を出力する。 In particular, the toroidal-type continuously variable transmission of the present invention includes slip avoidance control means, storage means, deviation comparison means, and abnormal signal transmission means.
Of these, the slip avoidance means reduces the power output from the drive source and the process of increasing the pressing force of the pressing device when the deviation calculated by the power difference calculation means exceeds a preset threshold. At least one of the processes to be performed is performed .
The storage means stores a deviation before the slip avoidance control is performed by the slip avoidance control means.
The deviation comparing means compares the deviation stored in the storage device before the slip avoidance control and the deviation newly calculated after the slip avoidance control.
Further, the abnormality signal transmission means has a deviation calculated again after the slip avoidance control is within the threshold even when the comparison result by the deviation comparison means is unchanged or has changed. If not, a signal indicating that there is an abnormality is output.

上述の様に、本発明のトロイダル型無段変速機によれば、トラクション部に有害な滑りが発生した場合に、この滑りの発生を、この滑りが過大になる前の初期段階で検知して、更に、前記押圧装置の押圧力を上昇させるか、又は、前記駆動源から出力される動力を低減させる処置を行う。この為、前記トラクション部の有害な滑りを低減乃至は解消できて、トラクション面に重大な損傷が生じる事を回避してトロイダル型無段変速機の耐久性の確保を図れる。
又、各パワーローラを支持する支持部材に、角度センサ等の検知手段を設ける必要がない為、耐久性向上を図れる構造を、低コストで実現できる。
更に、前記押圧装置の押圧力を上昇させる処理と前記駆動源から出力される動力を低減させる処理とのうちの一方又は双方の処理を行っても、前記偏差が変わらないか、又は変わっても前記閾値以内に収まらない場合には、トラクション部の滑り発生以外の故障が発生していると判断し異常がある旨の信号を出力する事で、運転者が必要な処置を採る事ができ（例えば、走行を中止して修理等する事で）、走行安定性や安全性の向上を図れる。 As described above, according to the toroidal continuously variable transmission of the present invention, when a harmful slip occurs in the traction section, the occurrence of the slip is detected at an initial stage before the slip becomes excessive. Furthermore, the pressing force of the pressing device is increased, or the power output from the driving source is reduced. For this reason, harmful slip of the traction section can be reduced or eliminated, and serious damage to the traction surface can be avoided to ensure the durability of the toroidal continuously variable transmission.
In addition, since it is not necessary to provide detection means such as an angle sensor on the support member that supports each power roller, a structure capable of improving durability can be realized at low cost.
Furthermore, even if one or both of the process of increasing the pressing force of the pressing device and the process of reducing the power output from the drive source is performed, the deviation does not change or changes. If it does not fall within the threshold value , the driver can take necessary measures by determining that a failure other than the occurrence of slippage in the traction unit has occurred and outputting a signal indicating that there is an abnormality ( For example, by stopping driving and repairing, etc., driving stability and safety can be improved.

本発明の実施の形態の１例を示すブロック図。The block diagram which shows an example of embodiment of this invention. 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２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、算出したエンジントルクに基づく制御構造を示すブロック図。The block diagram which shows the control structure based on the calculated engine torque known conventionally.

図１は、本発明の実施の形態の１例を示している。
尚、本発明の特徴は、特許請求の範囲に記載した第一の動力算出手段に相当する、前記特許文献２に記載された補助動力算出手段３３（トルクコンバータ２８、遊星歯車式変速機２９がない構造の場合には、動力算出手段３２）により算出された動力と、同じく特許請求の範囲に記載した第二の動力算出手段に相当する、前記特許文献２に記載された動力推定手段３４により算出された動力との偏差と、予め設定した閾値とを比較した結果に基づいて、トラクション部の滑りを抑える為の制御を行う、滑り回避制御手段３７を設けた事にある。この特徴以外の部分、例えば、トロイダル型無段変速機２７の構造、差圧検出手段、変速比検出手段による検出方法、前記動力算出手段３２、補助動力算出手段３３、動力推定手段３４による動力算出方法、及び、前記動力差算出手段３５による算出方法等は、前記特許文献２に記載された構造、方法とほぼ同様であるので、同等部分に関する説明は、省略若しくは簡略にし、以下、本例の特徴部分を中心に説明する。 FIG. 1 shows an example of an embodiment of the present invention.
The feature of the present invention is that the auxiliary power calculation means 33 (torque converter 28, planetary gear type transmission 29 described in Patent Document 2 corresponds to the first power calculation means described in the claims). In the case of a structure having no power, the power calculated by the power calculating means 32) and the power estimating means 34 described in Patent Document 2 corresponding to the second power calculating means described in the claims. A slip avoidance control means 37 is provided for performing control for suppressing slippage of the traction section based on a result of comparing the deviation from the calculated power and a preset threshold value. Parts other than this feature, for example, the structure of the toroidal-type continuously variable transmission 27, the detection method by the differential pressure detection means, the transmission ratio detection means, the power calculation means 32, the auxiliary power calculation means 33, and the power calculation by the power estimation means 34 The method, the calculation method by the power difference calculation means 35, and the like are almost the same as the structure and method described in the above-mentioned Patent Document 2, and therefore, the explanation about the equivalent part is omitted or simplified. The description will focus on the characteristic part.

本例の場合、前記特許文献２に記載された構造と同様に、差圧検出手段と変速比検出手段とにより検出される差圧と変速比とに基づいて、入力側、出力側両ディスク２、５同士（図３、４参照）の間を伝達する動力（伝達トルク）を算出する為の動力算出手段３２を、制御器３１に組み込んでいる。
又、この動力算出手段３２が算出する前記動力（伝達トルク、入力トルク、通過トルク）と、動力伝達機構２６部分（トルクコンバータ２８、遊星歯車式変速機２９）の伝達効率とに基づいて、エンジン２５から出力される動力（エンジントルク）を算出する補助動力算出手段３３を、前記制御器３１に組み込んでいる。
又、上述の様なエンジントルク等を算出する為の、補助動力算出手段３３とは別に、エンジントルクを、例えば、予め求めたエンジントルクと各種パラメータ（エンジンの回転速度、アクセル開度、トルクマップ等）との相関関係に基づいて算出する動力推定手段３４を、前記制御器３１に組み込んでいる。 In the case of this example, similarly to the structure described in Patent Document 2, both the input-side and output-side discs 2 are based on the differential pressure and the gear ratio detected by the differential pressure detecting means and the gear ratio detecting means. A power calculation means 32 for calculating the power (transmission torque) transmitted between the five members (see FIGS. 3 and 4) is incorporated in the controller 31.
Further, based on the power (transmission torque, input torque, passing torque) calculated by the power calculation means 32 and the transmission efficiency of the power transmission mechanism 26 (torque converter 28, planetary gear type transmission 29), the engine Auxiliary power calculating means 33 for calculating the power (engine torque) output from 25 is incorporated in the controller 31.
In addition to the auxiliary power calculation means 33 for calculating the engine torque and the like as described above, the engine torque is calculated by, for example, the engine torque obtained in advance and various parameters (engine speed, accelerator opening, torque map). The power estimation means 34 for calculating based on the correlation with the controller 31 is incorporated in the controller 31.

又、これと共に、この様な動力推定手段３４が推定したエンジントルクと、前記補助動力算出手段３３が算出した前記エンジントルクとの偏差を算出する動力差算出手段３５も、上記制御器３１に組み込んでいる。尚、この偏差とは、前記動力推定手段３４が算出した動力と前記補助動力算出手段３３が算出した動力との差の絶対値、又は、前記第二の動力算出手段が算出した動力と前記第一の動力算出手段が算出した動力との比である。 Along with this, a power difference calculating means 35 for calculating a deviation between the engine torque estimated by the power estimating means 34 and the engine torque calculated by the auxiliary power calculating means 33 is also incorporated in the controller 31. It is out. The deviation is the absolute value of the difference between the power calculated by the power estimation means 34 and the power calculated by the auxiliary power calculation means 33, or the power calculated by the second power calculation means and the first power. It is the ratio with the power calculated by one power calculation means.

特に本例の場合には、滑り回避制御手段３７を、前記制御器３１に組み込んでいる。この滑り回避制御手段３７は、次の様に作用して、何れかのパワーローラ６に関するトラクション部に生じた、過大な滑りを解消する。先ず、前記動力差算出手段３５が算出した偏差が、予め設定した閾値を超えた場合には、トロイダル型無段変速機２７を構成する各パワーローラ６、６のうちの何れかのパワーローラ６に関するトラクション部に滑りが発生し、伝達効率が低下している可能性があると判断する。すると、前記滑り回避制御手段３７が、（前述の図２〜３に示した、機械式の押圧装置であるローディングカム式の押圧装置２３に代えて設けた）油圧式の押圧装置の押圧力を上昇させるか、又は、駆動源であるエンジン２５から出力される動力（トルク）を低減させる処置を行う。この結果、前記トラクション部で生じた過大な滑りが、低減乃至は解消される。尚、前記偏差が前記閾値を超えない場合には、異常なしと判断する。 Particularly in the case of this example, the slip avoidance control means 37 is incorporated in the controller 31. This slip avoidance control means 37 acts as follows to eliminate excessive slip that has occurred in the traction portion related to any of the power rollers 6. First, when the deviation calculated by the power difference calculating means 35 exceeds a preset threshold value, any one of the power rollers 6, 6 constituting the toroidal-type continuously variable transmission 27 is used. It is determined that there is a possibility that the traction part has slipped and the transmission efficiency is lowered. Then, the slip avoidance control means 37 generates the pressing force of the hydraulic pressing device (provided in place of the loading cam type pressing device 23, which is the mechanical pressing device shown in FIGS. 2 to 3). The power is increased or the power (torque) output from the engine 25 as a drive source is reduced. As a result, excessive slip generated in the traction portion is reduced or eliminated. When the deviation does not exceed the threshold value, it is determined that there is no abnormality.

又、この偏差（滑り回避制御前の偏差）を記憶する為の、記憶装置３８を、前記制御器３１に組み込んでいる。
又、この記憶装置３８に記憶した、前記滑り回避制御手段３７による制御前の偏差と、この滑り回避制御手段３７による制御後に改めて算出した偏差とを比較する偏差比較手段３９を、前記制御器３１に組み込んでいる。
更に、この偏差比較手段３９による比較結果が変化なしだった場合、更には、変化した場合でも、前記閾値以内に収まらなかった場合に、異常信号を発生する異常信号発信手段３６を、前記制御器３１に組み込んでいる。 In addition, a storage device 38 for storing this deviation (deviation before slip prevention control) is incorporated in the controller 31.
The controller 31 further includes a deviation comparison means 39 for comparing the deviation before the control by the slip avoidance control means 37 stored in the storage device 38 with the deviation calculated again after the control by the slip avoidance control means 37. It is built in.
Further, when the comparison result by the deviation comparing means 39 is not changed, and further, even if it is changed, the abnormal signal transmitting means 36 for generating an abnormal signal when it does not fall within the threshold value is provided with the controller. 31.

上述の様な本例の構造によれば、前記トロイダル型無段変速機２７を構成する前記各パワーローラ６、６（図４参照）のうちの何れかのパワーローラ６に関するトラクション部に有害な滑りが発生した場合に、この滑りの発生を、この滑りが過大になる前の初期段階で検知して、更に、前記押圧装置の押圧力を上昇させるか、又は、前記エンジン２５から出力される動力を低減させる処置を行う。この為、トラクション面に重大な損傷が生じる事を回避して、トロイダル型無段変速機２７の耐久性の確保を図れる。
又、本例のトロイダル型無段変速機２７を構成する各アクチュエータ１０、１０（図４参照）への油圧の給排は、単一の変速比制御弁１２により制御される。従って、これら各アクチュエータ１０、１０の油圧室２４ａ、２４ｂ同士の間の差圧は、これら各アクチュエータ１０、１０同士の間で互いに同じとなる。この為、前記各アクチュエータ１０、１０のうちの何れか一つのアクチュエータ１０の油圧室２４ａ、２４ｂ同士の差圧を検出すれば、トラクション部に於ける滑りの発生を検知でき、各パワーローラに角度センサ等の検知手段を設ける必要がなく、耐久性の向上を、低コストで図れる。
更に、前記油圧式の押圧装置の油圧室内に導入する油圧を上昇させて、この押圧装置が発生する押圧力を高くするか、又は、前記エンジン２５から出力される動力（エンジントルク）を低減させる処置を行っても、前記偏差が変わらないか、変わっても前記閾値以内に収まらない場合には、トラクション部の滑り発生以外の故障が発生していると判断する。そして、異常がある旨の信号を、前記異常信号発信手段３６により出力する事で、運転者が必要な処置を採る事ができ（例えば、走行を中止して修理等する事で）、走行安定性や安全性の向上を図れる。 According to the structure of the present example as described above, it is harmful to the traction section related to any one of the power rollers 6 and 6 (see FIG. 4) constituting the toroidal continuously variable transmission 27. When slippage occurs, the occurrence of the slip is detected at an initial stage before the slip becomes excessive, and the pressing force of the pressing device is further increased or output from the engine 25. Take measures to reduce power. For this reason, it is possible to prevent the traction surface from being seriously damaged and to secure the durability of the toroidal type continuously variable transmission 27.
Further, the supply and discharge of hydraulic pressure to the actuators 10 and 10 (see FIG. 4) constituting the toroidal-type continuously variable transmission 27 of this example is controlled by a single transmission ratio control valve 12. Accordingly, the differential pressure between the hydraulic chambers 24a and 24b of the actuators 10 and 10 is the same between the actuators 10 and 10. For this reason, if the differential pressure between the hydraulic chambers 24a and 24b of any one of the actuators 10 and 10 is detected, the occurrence of slipping in the traction section can be detected, and the angle between each power roller There is no need to provide a detection means such as a sensor, and durability can be improved at low cost.
Further, the hydraulic pressure introduced into the hydraulic chamber of the hydraulic pressing device is increased to increase the pressing force generated by the pressing device, or to reduce the power (engine torque) output from the engine 25. If the deviation does not change even if a measure is taken, or if the deviation does not fall within the threshold value, it is determined that a failure other than slippage of the traction unit has occurred. Then, a signal indicating that there is an abnormality is output by the abnormality signal transmitting means 36, so that the driver can take necessary measures (for example, by stopping the traveling and repairing it), and the stable traveling. To improve safety and safety.

本発明を実施する場合に、トロイダル型無段変速機の構造に関しては、ハーフトロイダル型、フルトロイダル型の何れでも良い。 When carrying out the present invention, the structure of the toroidal type continuously variable transmission may be either a half toroidal type or a full toroidal type.

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押圧装置
２４ａ、２４ｂ油圧室
２５エンジン
２６動力伝達機構
２７トロイダル型無段変速機
２８トルクコンバータ
２９遊星歯車式変速機
３０ａ、３０ｂ油圧室
３１制御器
３２動力算出手段
３３補助動力算出手段
３４動力推定手段
３５動力差算出手段
３６異常信号発信手段
３７滑り回避制御手段
３８記憶装置
３９偏差比較手段 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 19 Link arm 20 Synchronous cable 21 Cam surface 22 Drive shaft 23 Press devices 24a and 24b Hydraulic chamber 25 Engine 26 Power transmission mechanism 27 Toroidal continuously variable transmission 28 Torque converter 29 Planetary gear type transmissions 30a and 30b Hydraulic chamber 31 Controller 32 Power calculation means 33 Auxiliary power calculation means 34 Power estimation means 35 Power difference calculation means 36 Abnormal signal transmission means 37 Slip avoidance control means 38 Storage device 39 Deviation comparison means

特開２００４−７６９４０号公報JP 2004-76940 A 特開２００７−１３９１６０号公報JP 2007-139160 A

Claims

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. A plurality of power rollers that transmit power between each other, a hydraulic pressing device that presses these two disks in a direction approaching each other, a plurality of support members that rotatably support each of these power rollers, and each of these A hydraulic actuator that changes the gear ratio between the first disk and the second disk by displacing the support members in the axial direction of the pivots provided at both ends, and the actuator is provided on the actuator. Differential pressure detection means for detecting a differential pressure between a pair of hydraulic chambers, and a transmission ratio detection means for detecting a transmission ratio between the first disk and the second disk; At least this First power calculating means for calculating the power output from the driving source based on the speed ratio and the differential pressure detected by the speed ratio detecting means and the differential pressure detecting means, and the first power calculating means The second power calculation means for calculating the power output from the drive source provided separately from the power, the power calculated by the second power calculation means, and the power calculated by the first power calculation means In the toroidal type continuously variable transmission which is provided with a power difference calculation means for calculating the difference between
When the deviation calculated by the power difference calculation means exceeds a preset threshold, at least one of a process of increasing the pressing force of the pressing device and a process of reducing the power output from the drive source performs processing, and the sliding avoidance control means,
A storage device for storing a deviation before the slip avoidance control is performed by the slip avoidance control means;
Deviation comparison means for comparing the deviation before the slip avoidance control stored in the storage device and the deviation newly calculated after the slip avoidance control is performed;
Even if the comparison result by the deviation comparison means is not changed or has changed, if the deviation newly calculated after the slip avoidance control is not within the threshold value, there is an abnormality. A toroidal continuously variable transmission comprising an abnormal signal transmitting means for outputting a signal .