JP5471876B2 - Continuously variable transmission - Google Patents

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Description

この発明は、トロイダル型無段変速機と遊星歯車ユニットとを組み合わせて成り、入力部材を一方向に回転させた状態のまま出力部材の回転方向を、停止状態を挟んで両方向に変換可能とする、変速比を無限大に変化させられる無段変速装置の改良に関する。   The present invention is a combination of a toroidal-type continuously variable transmission and a planetary gear unit, and the rotation direction of the output member can be converted into both directions with the input member rotated in one direction with the stop state interposed therebetween. The present invention relates to an improvement of a continuously variable transmission that can change a transmission gear ratio to infinity.

自動車用自動変速装置として使用可能なトロイダル型無段変速機が、例えば特許文献１〜３に記載される等により従来から広く知られている。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て無段変速装置を構成する事も、特許文献４〜６に記載される等により、従来から広く知られている。特に、このうちの特許文献５〜６には、トロイダル型無段変速機の変速比（以下単に「変速比」とする。本明細書及び特許請求の範囲で同じ。）を調節する事により、無段変速装置全体としての変速比（以下「速度比」とする。本明細書及び特許請求の範囲で同じ。）を、停止状態（速度比無限大の状態）を挟んで、前進状態と後退状態とに切り換えられる無段変速装置が記載されている。又、特許文献７には、この様な無段変速装置の速度比等を制御する為の油圧制御回路に関する発明が記載されている。又、特許文献８には、この速度比を調節する為の変速比制御弁を開閉制御する為の構造が記載されている。更に、特許文献９には、前記速度比無限大の状態を実現する状態を学習記憶して、この状態を確実に実現できる様にする為の発明が記載されている。   2. Description of the Related Art Toroidal continuously variable transmissions that can be used as an automatic transmission for automobiles have been widely known, for example, as described in Patent Documents 1 to 3. Further, it has been widely known that a continuously variable transmission device is configured by combining a toroidal type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission, as described in Patent Documents 4 to 6. In particular, in Patent Documents 5 to 6 of these, by adjusting the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission (hereinafter simply referred to as “speed ratio”; the same applies in the present specification and claims), The speed ratio of the continuously variable transmission as a whole (hereinafter referred to as “speed ratio”; the same applies in the present specification and claims), with the stop state (the state where the speed ratio is infinite) sandwiched between the forward state and the reverse state A continuously variable transmission that can be switched to a state is described. Patent Document 7 describes an invention relating to a hydraulic control circuit for controlling the speed ratio of such a continuously variable transmission. Patent Document 8 describes a structure for opening / closing a speed ratio control valve for adjusting the speed ratio. Further, Patent Document 9 describes an invention for learning and storing a state that realizes the state where the speed ratio is infinite so that this state can be reliably realized.

本発明は、上述の様な、速度比無限大の状態を実現できる無段変速装置の改良に関するものであるから、先ず、この様な無段変速装置の構造及び作用に就いて、前記特許文献６の記載を基にして、図４〜５により説明する。この無段変速装置は、トロイダル型無段変速機１と、遊星歯車式変速機２とを組み合わせて成り、入力部材である入力軸３と、出力部材である出力軸４とを有する。これら入力軸３と出力軸４との間には、前記トロイダル型無段変速機１の入力回転軸５と伝達軸６とを、これら両軸３、４と同心に設けている。そして、前記遊星歯車式変速機２のうちの前段ユニット７と中段ユニット８とを前記入力回転軸５と前記伝達軸６との間に掛け渡す状態で、後段ユニット９をこの伝達軸６と前記出力軸４との間に掛け渡す状態で、それぞれ設けている。   The present invention relates to an improvement of a continuously variable transmission capable of realizing a state with an infinite speed ratio as described above. First, regarding the structure and operation of such a continuously variable transmission, the above-mentioned patent document Based on the description of FIG. This continuously variable transmission is formed by combining a toroidal type continuously variable transmission 1 and a planetary gear type transmission 2 and has an input shaft 3 as an input member and an output shaft 4 as an output member. Between the input shaft 3 and the output shaft 4, the input rotary shaft 5 and the transmission shaft 6 of the toroidal-type continuously variable transmission 1 are provided concentrically with the shafts 3 and 4. In the state where the front stage unit 7 and the middle stage unit 8 of the planetary gear type transmission 2 are spanned between the input rotary shaft 5 and the transmission shaft 6, the rear stage unit 9 is connected to the transmission shaft 6 and the transmission shaft 6. Each is provided in a state of being spanned between the output shaft 4.

又、前記トロイダル型無段変速機１は、１対の入力ディスク１０ａ、１０ｂと、一体型の出力ディスク１１と、複数のパワーローラ１２ａ、１２ｂとを備える。このうちの各入力ディスク１０ａ、１０ｂは、前記入力回転軸５を介して互いに同心に、且つ、同期した回転を自在として結合されている。又、前記出力ディスク１１は、前記両入力ディスク１０ａ、１０ｂ同士の間に、これら両入力ディスク１０ａ、１０ｂと同心に、且つ、これら両入力ディスク１０ａ、１０ｂに対する相対回転を可能として支持されている。更に、前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂは、前記出力ディスク１１の軸方向両側面と前記両入力ディスク１０ａ、１０ｂの軸方向片側面との間に、それぞれ複数個ずつ（図示の例の場合は２個ずつ、合計４個）挟持されている。そして、前記両入力ディスク１０ａ、１０ｂの回転に伴って回転しつつ、これら両入力ディスク１０ａ、１０ｂと前記出力ディスク１１との間で動力を伝達する。   The toroidal continuously variable transmission 1 includes a pair of input disks 10a and 10b, an integrated output disk 11, and a plurality of power rollers 12a and 12b. Of these, the input disks 10a and 10b are concentrically connected to each other via the input rotating shaft 5 and are coupled so as to freely rotate in synchronization. The output disk 11 is supported between the input disks 10a and 10b so as to be concentric with the input disks 10a and 10b and to be rotatable relative to the input disks 10a and 10b. . Further, a plurality of each of the power rollers 12a and 12b is provided between the both axial side surfaces of the output disk 11 and one axial side surface of the both input disks 10a and 10b (2 in the illustrated example). 4 pieces each, a total of 4 pieces). Power is transmitted between the input disks 10a and 10b and the output disk 11 while rotating with the rotation of the input disks 10a and 10b.

又、前記出力ディスク１１はその軸方向両端部を、ケーシング１３内に、それぞれ１対ずつの支柱１４、１４と、スラストアンギュラ玉軸受である転がり軸受１５、１５とにより、回転自在に支持している。又、前記両支柱１４、１４の両端部近傍に、それぞれ支持板１６、１６を支持している。そして、これら両支持板１６、１６同士の間に複数のトラニオン１７ａ、１７ｂを、それぞれの両端部に互いに同心に設けた枢軸１８、１８を中心とする、揺動及び軸方向（図４〜５の上下方向）の変位を可能に支持している。又、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂの内側面（互いに対向する面）に前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂを、それぞれ支持軸１９、１９並びに複数組の転がり軸受を介して、回転並びに前記入力回転軸５の軸方向に関する若干の変位を自在に支持している。そして、前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂの周面と、前記両入力ディスク１０ａ、１０ｂの軸方向片側面及び前記出力ディスク１１の軸方向両側面とを転がり接触させている。これら各面同士の転がり接触部が、トラクションオイルを介して動力を伝達する、トラクション部となる。   The output disk 11 is rotatably supported at both ends in the axial direction by a pair of support columns 14 and 14 and rolling bearings 15 and 15 which are thrust angular ball bearings. Yes. Further, support plates 16 and 16 are supported in the vicinity of both end portions of the support columns 14 and 14, respectively. Then, a plurality of trunnions 17a and 17b are provided between the two support plates 16 and 16 with the pivots 18 and 18 provided concentrically with each other at both ends thereof, and swinging and axial directions (FIGS. 4 to 5). The displacement in the vertical direction) is supported. Further, the power rollers 12a and 12b are respectively rotated on the inner side surfaces (surfaces facing each other) of the trunnions 17a and 17b via support shafts 19 and 19 and a plurality of sets of rolling bearings, and the input rotary shaft 5 A slight displacement in the axial direction is supported freely. The peripheral surfaces of the power rollers 12a and 12b are brought into rolling contact with the axial side surfaces of the input disks 10a and 10b and the axial side surfaces of the output disk 11. The rolling contact portions between these surfaces serve as traction portions that transmit power via traction oil.

又、前記入力回転軸５の基端部（図４の左端部）を図示しないエンジンのクランクシャフトに、前記入力軸３を介して結合し、このクランクシャフトにより前記入力回転軸５を回転駆動する様にしている。又、前記入力回転軸５の基端部と、前記エンジンに近い側（図４の左側）の入力ディスク１０ａとの間に、油圧式の押圧装置２０を設け、前記各トラクション部に、適正な面圧を付与できる様にしている。又、前記出力ディスク１１に、中空回転軸２１の基端部（図４の左端部）をスプライン係合させている。そして、この中空回転軸２１を、前記エンジンから遠い側（図４の右側）の入力ディスク１０ｂの内側に挿通して、前記出力ディスク１１の回転力を取り出し可能としている。更に、前記中空回転軸２１の先端部（図４の右端部）で前記入力ディスク１０ｂの外側面から突出した部分に、前記遊星歯車式変速機２の前段ユニット７を構成する為の、太陽歯車２２を固設している。   Further, the base end portion (left end portion in FIG. 4) of the input rotary shaft 5 is coupled to an engine crankshaft (not shown) via the input shaft 3, and the input rotary shaft 5 is rotationally driven by the crankshaft. Like. Also, a hydraulic pressing device 20 is provided between the base end portion of the input rotating shaft 5 and the input disk 10a on the side close to the engine (left side in FIG. 4), and each traction portion has an appropriate The surface pressure can be applied. Further, the output disk 11 is spline-engaged with the base end portion (the left end portion in FIG. 4) of the hollow rotary shaft 21. The hollow rotary shaft 21 is inserted into the input disk 10b on the side far from the engine (right side in FIG. 4) so that the rotational force of the output disk 11 can be taken out. Further, a sun gear for constituting the front stage unit 7 of the planetary gear type transmission 2 at a portion protruding from the outer surface of the input disk 10b at the tip end portion (right end portion in FIG. 4) of the hollow rotary shaft 21. 22 is fixed.

一方、前記入力回転軸５の先端部（図４の右端部）で前記中空回転軸２１から突出した部分と前記入力ディスク１０ｂとの間に、キャリア２３を掛け渡す様に設けて、この入力ディスク１０ｂと前記入力回転軸５とが、互いに同期して回転する様にしている。そして、前記キャリア２３の軸方向両側面の円周方向等間隔位置（一般的には３〜４個所位置）に、それぞれがダブルピニオン型であって前記遊星歯車式変速機２の前段ユニット７及び前記中段ユニット８を構成する遊星歯車２４〜２６を、回転自在に支持している。更に、前記キャリア２３の片半部（図４の右半部）周囲にリング歯車２７を、回転自在に支持している。又、前記伝達軸６の基端部（図４の左端部）に固設した第二太陽歯車２８を、前記リング歯車２７の内径側に配置している。   On the other hand, a carrier 23 is provided between the input disk 10b and a portion protruding from the hollow rotation shaft 21 at the tip end portion (right end portion in FIG. 4) of the input rotation shaft 5, and this input disk. 10b and the input rotation shaft 5 rotate in synchronization with each other. And at the circumferentially equidistant positions (generally 3 to 4 positions) on both sides in the axial direction of the carrier 23, each is a double pinion type, and the front stage unit 7 of the planetary gear type transmission 2 and The planetary gears 24 to 26 constituting the middle unit 8 are rotatably supported. Further, a ring gear 27 is rotatably supported around one half of the carrier 23 (the right half of FIG. 4). A second sun gear 28 fixed to the base end portion (left end portion in FIG. 4) of the transmission shaft 6 is disposed on the inner diameter side of the ring gear 27.

又、前記後段ユニット９を構成する為の第二キャリア２９を、前記出力軸４の基端部（図４の左端部）に結合固定している。そして、この第二キャリア２９と前記リング歯車２７とを、低速用クラッチ３０を介して結合している。又、前記伝達軸６の先端寄り（図４の右端寄り）部分に第三太陽歯車３１を固設している。又、この第三太陽歯車３１の周囲に、第二リング歯車３２を配置し、この第二リング歯車３２と前記ケーシング１３等の固定の部分との間に、高速用クラッチ３３を設けている。更に、前記第二リング歯車３２と前記第三太陽歯車３１との間に配置した複数組の遊星歯車３４、３５を、前記第二キャリア２９に回転自在に支持している。   A second carrier 29 for constituting the rear stage unit 9 is coupled and fixed to the base end portion (left end portion in FIG. 4) of the output shaft 4. The second carrier 29 and the ring gear 27 are coupled via a low speed clutch 30. Further, a third sun gear 31 is fixedly provided near the tip of the transmission shaft 6 (near the right end in FIG. 4). A second ring gear 32 is disposed around the third sun gear 31, and a high-speed clutch 33 is provided between the second ring gear 32 and a fixed portion such as the casing 13. Further, a plurality of sets of planetary gears 34 and 35 disposed between the second ring gear 32 and the third sun gear 31 are rotatably supported by the second carrier 29.

上述の様に構成する無段変速装置の場合、入力回転軸５から１対の入力ディスク１０ａ、１０ｂ、各パワーローラ１２ａ、１２ｂを介して一体型の出力ディスク１１に伝わった動力は、前記中空回転軸２１を通じて取り出される。そして、前記低速用クラッチ３０を接続し、前記高速用クラッチ３３の接続を断った、所謂低速モードの状態では、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を変える事により、前記入力回転軸５の回転速度を一定にしたまま、前記出力軸４の回転速度を、所謂ギヤードニュートラル（Ｇ／Ｎ）と呼ばれる停止状態（速度比無限大の状態）を挟んで正転、逆転に変換自在となる。一方、前記高速用クラッチ３３を接続し、前記低速用クラッチ３０の接続を断った、所謂高速モードの状態では、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を増速側に変化させる程、無段変速装置全体としての速度比も増速側に変化する。この状態で図４〜５に示した無段変速装置は、前記入力軸３から前記出力軸４に伝達する動力の一部を、前記入力側回転軸５を介して前記トロイダル型無段変速機１をバイパスさせる、所謂パワースプリット状態となる。このパワースプリット状態では、前記トロイダル型無段変速機１を通過するトルクを低減できる為、このトロイダル型無段変速機１の耐久性向上と、無段変速装置全体としての伝達効率の向上とを図れる。前記低速、高速両モードでの、前記トロイダル型無段変速機１の変速比と前記無段変速装置の速度比との関係、各モード状態でこのトロイダル型無段変速機１を通過するトルクの方向及び大きさ等に就いては、特許文献５、７、９等に記載されて従来から広く知られている為、図示並びに詳しい説明は省略する。   In the case of the continuously variable transmission configured as described above, the power transmitted from the input rotating shaft 5 to the integrated output disk 11 via the pair of input disks 10a and 10b and the power rollers 12a and 12b is the above described hollow. It is taken out through the rotating shaft 21. In the so-called low speed mode in which the low speed clutch 30 is connected and the high speed clutch 33 is disconnected, the input rotary shaft 5 is changed by changing the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 1. The rotation speed of the output shaft 4 can be converted into normal rotation and reverse rotation with a so-called geared neutral (G / N) stop state (infinite speed ratio) sandwiched between them. . On the other hand, in the so-called high-speed mode in which the high-speed clutch 33 is connected and the low-speed clutch 30 is disconnected, the speed ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 is changed to the higher speed side. The speed ratio of the step transmission as a whole also changes to the speed increasing side. In this state, the continuously variable transmission shown in FIGS. 4 to 5 transmits a part of the power transmitted from the input shaft 3 to the output shaft 4 through the input-side rotating shaft 5 to the toroidal continuously variable transmission. 1 is bypassed, so-called power split state. In this power split state, the torque passing through the toroidal continuously variable transmission 1 can be reduced, so that the durability of the toroidal continuously variable transmission 1 and the transmission efficiency of the continuously variable transmission as a whole are improved. I can plan. The relationship between the speed ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 and the speed ratio of the continuously variable transmission in both the low speed and high speed modes, and the torque passing through the toroidal continuously variable transmission 1 in each mode state. Since the direction and size are described in Patent Documents 5, 7, 9 and the like and widely known in the past, illustration and detailed description thereof are omitted.

上述の様な無段変速装置に組み込まれたトロイダル型無段変速機１の変速比の調節は、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂを、油圧式のアクチュエータ３６、３６により、前記各枢軸１８、１８の軸方向に変位させる事により行う。前記各トラニオン１７ａ、１７ｂをこれら各枢軸１８、１８の軸方向に変位させると、これら各トラニオン１７ａ、１７ｂに支持された前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂの周面と、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１の軸方向側面との転がり接触部（トラクション部）に作用する接線方向の力の向きが、前記各枢軸１８、１８の軸方向に対し変化する。具体的には、各トラクション部が中立位置（各トラクション部の中心が、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１の中心軸を含み、前記各枢軸１８、１８の中心軸同士を結ぶ仮想直線に対し直交する仮想平面上に存在する状態）からずれると、ずれの方向に応じて、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂに、前記各枢軸１８、１８を中心として、減速側又は増速側に揺動させる方向の力が加わる。そして、前記各トラクション部の位置が、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１の径方向に関して変化し、前記変速比が変化する。この変速比が所望の値になった状態で、前記各トラクション部を前記中立位置に戻せば、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を、前記所望の値に保持できる。尚、前記各アクチュエータ３６、３６は、このトロイダル型無段変速機１が動力を伝達している間中、この動力伝達に基づいて前記各トラニオン１７ａ、１７ｂに加わる、前記各枢軸１８、１８の軸方向のスラスト荷重（トロイダル型無段変速機の技術分野で「２Ｆｔ」と呼ばれる力）を支承する。   Adjustment of the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 1 incorporated in the continuously variable transmission as described above is carried out by using the trunnions 17a and 17b of the pivot shafts 18 and 18 by hydraulic actuators 36 and 36, respectively. This is done by displacing in the axial direction. When the trunnions 17a and 17b are displaced in the axial direction of the pivots 18 and 18, the circumferential surfaces of the power rollers 12a and 12b supported by the trunnions 17a and 17b and the disks 10a, 10b, The direction of the tangential force acting on the rolling contact portion (traction portion) with the 11 axial side surface changes with respect to the axial direction of each of the pivot shafts 18 and 18. Specifically, each traction portion is in a neutral position (the center of each traction portion includes the central axis of each of the disks 10a, 10b, 11 and is orthogonal to a virtual straight line connecting the central axes of the respective pivots 18, 18) In the direction in which the trunnions 17a and 17b are swung to the deceleration side or the acceleration side about the pivots 18 and 18 according to the direction of the deviation. Power is added. And the position of each said traction part changes regarding the radial direction of each said disk 10a, 10b, 11, and the said gear ratio changes. If the traction portions are returned to the neutral position in a state where the gear ratio has reached a desired value, the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 can be maintained at the desired value. The actuators 36, 36 are connected to the trunnions 17 a, 17 b based on the power transmission while the toroidal-type continuously variable transmission 1 transmits power. Axial thrust load (a force called “2Ft” in the technical field of toroidal type continuously variable transmissions) is supported.

上述の様に、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を所望の値に調節し、調節後の値に保持する為の機構に就いて、特許文献８の記載に基づいて説明する。この機構は、図６に示す様に、変速比制御弁３７と、ステッピングモータ３８と、プリセスカム３９とにより構成している。このうちの変速比制御弁３７は、スプール４０とスリーブ４１とを、軸方向の相対変位を可能に組み合わせたもので、これらスプール４０とスリーブ４１との相対変位に基づき、油圧源４２と、前記アクチュエータ３６の油圧室４３ａ、４３ｂとの給排状態を切り換える。又、前記スプール４０とスリーブ４１とは、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂのうちの何れか１個のトラニオン１７ａの動きと前記ステッピングモータ３８とにより、相対変位させる様にしている。図示の例では、前記何れか１個のトラニオン１７ａの動き、即ち、前記枢軸１８の軸方向の変位及びこの枢軸１８を中心とする揺動変位を、前記プリセスカム３９及びリンク腕４４を介して前記スプール４０に伝達してこのスプール４０を軸方向に変位させ、前記ステッピングモータ３８により前記スリーブ４１を軸方向に変位させる様にしている。   As described above, a mechanism for adjusting the transmission ratio of the toroidal type continuously variable transmission 1 to a desired value and maintaining the adjusted value will be described based on the description in Patent Document 8. As shown in FIG. 6, this mechanism includes a transmission ratio control valve 37, a stepping motor 38, and a recess cam 39. Among these, the transmission ratio control valve 37 is a combination of the spool 40 and the sleeve 41 so as to allow relative displacement in the axial direction. Based on the relative displacement between the spool 40 and the sleeve 41, the hydraulic power source 42, The supply / discharge state of the actuator 36 with the hydraulic chambers 43a and 43b is switched. The spool 40 and the sleeve 41 are relatively displaced by the movement of any one of the trunnions 17a and 17b and the stepping motor 38. In the illustrated example, the movement of any one trunnion 17 a, that is, the axial displacement of the pivot 18 and the swing displacement about the pivot 18 are transmitted via the recess cam 39 and the link arm 44. The spool 40 is transmitted to the spool 40 and displaced in the axial direction, and the sleeve 41 is displaced in the axial direction by the stepping motor 38.

前記トロイダル型無段変速機１の変速比を調節する際には、前記ステッピングモータ３８により前記スリーブ４１を所定位置にまで変位させ、前記変速比制御弁３７を所定方向に開く。すると、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂに付属の前記各アクチュエータ３６、３６の油圧室４３ａ、４３ｂに対して圧油が所定方向に給排されて、これら各アクチュエータ３６、３６により前記各トラニオン１７ａ、１７ｂが、それぞれ前記各枢軸１８、１８の軸方向に変位する。この結果、これら各トラニオン１７ａ、１７ｂに支持された前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂに関する前記各トラクション部が前記中立位置からずれて、前記変速比が変化し始める。この様に前記各トラクション部が中立位置からずれて変速比が変化し始める瞬間には、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂの軸方向変位に伴って、前記変速比制御弁３７の開閉状態が、前記所定方向とは逆方向に切り換わる。従って、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂは、変速の為に揺動変位を開始し始めた瞬間から、軸方向に関して中立位置に向け移動し（戻り）始める。そして、前記変速比が前記所望の値になった状態で、前記各トラクション部が前記中立位置に戻ると同時に、前記変速比制御弁３７が閉じられる。この結果、前記トロイダル型無段変速機１の変速比が、前記所望の値に保持される。   When adjusting the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 1, the sleeve 41 is displaced to a predetermined position by the stepping motor 38, and the gear ratio control valve 37 is opened in a predetermined direction. Then, pressure oil is supplied to and discharged from the hydraulic chambers 43a and 43b of the actuators 36 and 36 attached to the trunnions 17a and 17b in a predetermined direction, and the trunnions 17a and 17b are supplied by the actuators 36 and 36. Are displaced in the axial direction of each of the pivots 18 and 18, respectively. As a result, the traction portions related to the power rollers 12a and 12b supported by the trunnions 17a and 17b are displaced from the neutral position, and the speed ratio starts to change. In this way, at the moment when each traction section shifts from the neutral position and the gear ratio starts to change, the open / close state of the gear ratio control valve 37 is changed according to the axial displacement of each trunnion 17a, 17b. The direction is switched to the opposite direction. Accordingly, the trunnions 17a and 17b start to move (return) toward the neutral position with respect to the axial direction from the moment when the swing displacement starts for shifting. Then, in a state where the speed ratio has reached the desired value, the speed ratio control valve 37 is closed simultaneously with the return of the traction units to the neutral position. As a result, the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 1 is maintained at the desired value.

前記ギヤードニュートラル状態を実現できる無段変速装置の構造及び作用は前述の通りであり、この無段変速装置に組み込むトロイダル型無段変速機１の変速比を調節する機構の構造及び作用は上述の通りであるが、前記無段変速装置を実用化する面から、後述する様な問題がある。尚、この問題は、この無段変速装置を実用化する上で、次の(1) 〜(6)の様な構造を採用する事により生じる。
(1) 前記各トラクション部の面圧を確保する為の押圧装置２０として、機械式のローディングカム装置ではなく、油圧式のものを使用する。
(2) 前記押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内に油圧が導入されていない状態で前記各トラクション部の面圧を確保する為の与圧ばね４６は、省略するか、設けたとしても、輸送時のがたつきを防止できる程度の小さな弾力しか持たないものを使用する。
(3) 前記各トラニオン１７ａ、１７ｂの傾転角を同期させる為の、機械式の同期機構を省略する。
(4) 前記変速比制御弁３７の切換を制御する為の、前記ステッピングモータ３８のステップ数と前記トロイダル型無段変速機１の実変速比とを比較して学習し、その結果を、前記ステッピングモータ３８を制御する為の制御器に記憶させる機能を持たせる。
(5) 前記各トラニオン１７ａ、１７ｂをそれぞれの枢軸１８、１８の軸方向に変位させる為、これら各トラニオン１７ａ、１７ｂ毎に設けた前記各アクチュエータ３６、３６の油圧室４３ａ、４３ｂへの圧油の給排は、単一の変速比制御弁３７により行う。そして、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂの動き（軸方向変位量及び傾転角）をこの変速比制御弁３７にフィードバックする為のプリセスカム３９等は、何れか１個のトラニオン１７ａにのみ設ける。
(6) 給油通路の構造上、エンジンの起動後、前記各アクチュエータ３６、３６の油圧室４３ａ、４３ｂ内の油圧が立ち上がる（動力伝達に伴ってこれら各アクチュエータ３６、３６に加わるスラスト荷重を支承可能な程度にまで上昇する）タイミングに比べて、前記押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内の油圧が立ち上がる（各トラクション部での動力伝達が可能な程度にまで上昇する）タイミングが少し遅れる。
以下、これら(1) 〜(6) の構造を採用する理由、並びにこれらの構造を採用する事に伴って生じる問題に就いて説明する。 The structure and operation of the continuously variable transmission capable of realizing the geared neutral state are as described above. The structure and operation of the mechanism for adjusting the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 incorporated in the continuously variable transmission are as described above. However, there are problems as described later in terms of putting the continuously variable transmission into practical use. This problem is caused by adopting the following structures (1) to (6) for practical use of this continuously variable transmission.
(1) Instead of a mechanical loading cam device, a hydraulic device is used as the pressing device 20 for ensuring the surface pressure of each traction section.
(2) Even if the pressurizing spring 46 for ensuring the surface pressure of each of the traction portions in a state where the hydraulic pressure is not introduced into the hydraulic chambers 45a and 45b of the pressing device 20, it may be omitted or provided. Use one that has only a small elasticity to prevent rattling during transportation.
(3) A mechanical synchronization mechanism for synchronizing the tilt angles of the trunnions 17a and 17b is omitted.
(4) Learning by comparing the number of steps of the stepping motor 38 for controlling the switching of the transmission ratio control valve 37 with the actual transmission ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 1; A function for storing in a controller for controlling the stepping motor 38 is provided.
(5) Pressure oil to the hydraulic chambers 43a and 43b of the actuators 36 and 36 provided for the trunnions 17a and 17b in order to displace the trunnions 17a and 17b in the axial directions of the pivots 18 and 18, respectively. Is supplied and discharged by a single gear ratio control valve 37. A precess cam 39 and the like for feeding back the movement (axial displacement amount and tilt angle) of each trunnion 17a, 17b to the transmission ratio control valve 37 is provided only in any one trunnion 17a.
(6) Due to the structure of the oil supply passage, the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 43a and 43b of the actuators 36 and 36 rises after the engine is started (the thrust load applied to the actuators 36 and 36 can be supported by the power transmission). Compared with the timing of rising (to a certain extent), the timing at which the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 45a and 45b of the pressing device 20 rises (rises to the extent that power can be transmitted in each traction portion) is slightly delayed.
Hereinafter, the reason why the structures (1) to (6) are employed, and the problems caused by adopting these structures will be described.

先ず、前記(1) の構造を採用する理由は、前記低速用、高速用両クラッチ３０、３３の切換時に、前記トロイダル型無段変速機１の各トラクション部で、所謂グロススリップと呼ばれる過大な滑りが発生する事を防止する為である。トロイダル型無段変速機１と遊星歯車式変速機２とを組み合わせて成る無段変速装置の技術分野で周知の様に、前記ギヤードニュートラルポイント（Ｇ／Ｎポイント）を通過する際、並びに、前記両クラッチ３０、３３の切換時には、前記トロイダル型無段変速機１を通過するトルクの方向が逆転する。従って、ローディングカム装置の場合には、前記通過の際や前記切換時に、瞬間的に押圧力（ローディング圧）が喪失し、前記各トラクション部でグロススリップが発生する。この為、前記押圧装置２０として油圧式のものを使用し、前期通過の際や前記切換時にも必要な押圧力を確保する様にしている。一方、油圧式の押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内に供給する圧油は、走行用のエンジンにより駆動されるポンプから吐出されるものを利用するので、このエンジンが停止している状態では、油圧に基づく押圧力を得られない。   First, the reason why the structure (1) is adopted is that an excessive so-called gross slip is called at each traction portion of the toroidal-type continuously variable transmission 1 when the low-speed and high-speed clutches 30 and 33 are switched. This is to prevent slippage. As is well known in the technical field of a continuously variable transmission comprising a combination of a toroidal type continuously variable transmission 1 and a planetary gear type transmission 2, when passing the geared neutral point (G / N point), and When the clutches 30 and 33 are switched, the direction of torque passing through the toroidal continuously variable transmission 1 is reversed. Therefore, in the case of the loading cam device, the pressing force (loading pressure) is instantaneously lost during the passage or switching, and a gross slip is generated in each of the traction portions. For this reason, a hydraulic device is used as the pressing device 20 so as to ensure a necessary pressing force even when passing the previous period or at the time of switching. On the other hand, since the pressure oil supplied into the hydraulic chambers 45a and 45b of the hydraulic pressing device 20 is discharged from a pump driven by a traveling engine, when the engine is stopped, The pressure based on hydraulic pressure cannot be obtained.

次に、前記(2) の構成を採用する理由は、エンジンを起動させる為に要するトルクを小さく抑える為である。与圧ばねを省略するか、設けたとしても小さな弾力しか持たないものを使用すれば、エンジンの起動時に前記トロイダル型無段変速機のうちの入力側ディスク１０ａ、１０ｂ及びこれら両入力ディスク１０ａ、１０ｂに統合された部材のみを回転させれば済む。言い換えれば、前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂ及び前記出力側ディスク１１に加えて、この出力側ディスク１１と共に回転する太陽歯車２２等を回転させる必要がない。この為、前記エンジンの起動時にスタータモータ（セルモータ）により回転させる必要がある部分の質量を少なく抑えて、このスタータモータの小型化、並びに、エンジンの始動に要するエネルギの低減を図れる。但し、前記与圧ばねを省略若しくは弾力が小さいものを使用すると、前記各トラクション部が互いに自由に（勝手に）動く様になる。この為、上述の様に前記押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内の油圧が立ち上がっていない状態では、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１の相対回転に基づいて前記各トラクション部の動きを同期させ、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂの傾転角を一致させる事はできない。   Next, the reason why the configuration (2) is adopted is to keep the torque required for starting the engine small. If the pressurizing spring is omitted or a spring having a small elasticity is used, the input side disks 10a and 10b of the toroidal-type continuously variable transmission and the two input disks 10a, Only the members integrated in 10b need to be rotated. In other words, in addition to the power rollers 12a and 12b and the output side disk 11, it is not necessary to rotate the sun gear 22 and the like that rotate with the output side disk 11. For this reason, the mass of the portion that needs to be rotated by the starter motor (cell motor) when the engine is started can be suppressed to a small size, and the energy required for starting the engine can be reduced. However, if the pressurizing spring is omitted or a spring having a small elasticity is used, the traction sections move freely (arbitrarily). Therefore, in the state where the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 45a and 45b of the pressing device 20 is not raised as described above, the movements of the traction units are synchronized based on the relative rotation of the disks 10a, 10b, and 11. The tilt angles of the trunnions 17a and 17b cannot be matched.

次に、前記(3) の構造を採用する理由は、前記トロイダル型無段変速機１を構成する前記各トラニオン１７ａ、１７ｂの揺動変位を円滑に行わせ、且つ、このトロイダル型無段変速機１により伝達する動力を大きくした場合でも、十分な耐久性及び信頼性を確保する為である。従来から一般的に知られているトロイダル型無段変速機の場合には、各トラニオン同士の間に、ケーブル、歯車伝達機構、リンク機構等の機械式の同期機構を設けて、これら各トラニオンが揺動する角度（傾転角）を機械式に同期させる様にしている。但し、この様な機械式の同期機構を組み込むと、この同期機構の抵抗が、前記各トラニオンを揺動変位させる事に対する抵抗となり、これら各トラニオンの揺動変位を円滑に行わせる面からは不利になる。又、例えばケーブルによる同期機構は、長期間に亙る使用に伴って、このケーブルが切断される可能性を否定できず、更に、歯車伝達機構は、噛合部で発生した摩耗粉がトラクション部を傷める可能性を否定できない等、何れも、十分な耐久性及び信頼性を確保する面からは不利になる。   Next, the reason why the structure (3) is adopted is that the trunnions 17a and 17b constituting the toroidal continuously variable transmission 1 are smoothly displaced and the toroidal continuously variable transmission is performed. This is to ensure sufficient durability and reliability even when the power transmitted by the machine 1 is increased. In the case of a conventionally known toroidal type continuously variable transmission, a mechanical synchronization mechanism such as a cable, a gear transmission mechanism, a link mechanism or the like is provided between the trunnions, and each trunnion The swing angle (tilt angle) is synchronized with the mechanical type. However, when such a mechanical synchronization mechanism is incorporated, the resistance of the synchronization mechanism becomes a resistance against the oscillating displacement of each trunnion, which is disadvantageous from the viewpoint of smoothly performing the oscillating displacement of each trunnion. become. In addition, for example, the synchronization mechanism using a cable cannot be denied the possibility of the cable being cut with use over a long period of time. Further, the gear transmission mechanism has worn powder generated at the meshing part that damages the traction part. In any case, the possibility cannot be denied, which is disadvantageous in terms of ensuring sufficient durability and reliability.

この為、機械式の同期機構を省略し、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂの傾転角の同期を、前記各アクチュエータ３６、３６の油圧室４３ａ、４３ｂ内への圧油の給排制御のみにより行う事が研究されている。但し、これら各油圧室４３ａ、４３ｂ内に給排する圧油にしても、前記押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内に供給する圧油と同様に、走行用のエンジンにより駆動されるポンプから吐出されるものを利用する。従って、このエンジンが停止している状態では、前記各アクチュエータ３６、３６の油圧室４３ａ、４３ｂ内の油圧は喪失した状態となる。そして、この状態では、これら各アクチュエータ３６、３６により、前記各枢軸１８、１８の軸方向に関する前記各トラニオン１７ａ、１７ｂの位置、延いてはこれら各トラニオン１７ａ、１７ｂの傾転角を確実に同期させる事はできない。   For this reason, the mechanical synchronization mechanism is omitted, and the tilt angles of the trunnions 17a and 17b are synchronized only by controlling the supply and discharge of pressure oil into the hydraulic chambers 43a and 43b of the actuators 36 and 36. Things are being researched. However, even if it is the pressure oil supplied and discharged into each of the hydraulic chambers 43a and 43b, as with the pressure oil supplied into the hydraulic chambers 45a and 45b of the pressing device 20, a pump driven by a traveling engine is used. Use what is discharged. Therefore, when the engine is stopped, the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 43a and 43b of the actuators 36 and 36 is lost. In this state, the actuators 36 and 36 reliably synchronize the positions of the trunnions 17a and 17b with respect to the axial direction of the pivots 18 and 18 and the tilt angles of the trunnions 17a and 17b. I can't let you.

又、前記(4) の構造を採用する理由は、無段変速装置に関して無限大の速度比を実現すべく、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を精度良く規制する為である。前述の様なギヤードニュートラルを実現する際のトロイダル型無段変速機１の変速比は、前記遊星歯車式変速機２を構成する前記各歯車２２、２４〜２８の歯数により定まるし、前記トロイダル型無段変速機１の実変速比（運転状態での実際の変速比）は、それぞれが回転センサにより測定可能な、前記両入力ディスク１０ａ、１０ｂの回転速度と前記出力ディスク１１の回転速度との比に基づいて求められる。一方、前記トロイダル型無段変速機１の変速比の値は、前記ステッピングモータ３８のステップ数（全ストロークに関する分割数ではなく、位置を表す数）と１対１で対応するが、各部品の加工誤差、組み付け誤差、使用開始後の各部の変形等により、予め前記変速比と前記ステップ数とを対応させておく事は難しい。これに対して、本発明が対象とする、前記ギヤードニュートラルを実現する無段変速装置に組み込む前記トロイダル型無段変速機１の変速比は、高精度に規制する必要がある。   The reason why the structure (4) is adopted is to accurately regulate the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 in order to realize an infinite speed ratio with respect to the continuously variable transmission. The gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 when realizing the geared neutral as described above is determined by the number of teeth of the gears 22, 24 to 28 constituting the planetary gear type transmission 2, and the toroidal The actual transmission ratio (actual transmission ratio in the operating state) of the type continuously variable transmission 1 is determined by the rotational speeds of the input disks 10a and 10b and the rotational speed of the output disk 11 which can be measured by a rotation sensor. It is calculated based on the ratio of On the other hand, the value of the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 has a one-to-one correspondence with the number of steps of the stepping motor 38 (the number representing the position, not the number of divisions related to the entire stroke). It is difficult to associate the speed ratio with the number of steps in advance due to processing errors, assembly errors, deformation of each part after the start of use, and the like. On the other hand, the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 incorporated in the continuously variable transmission that achieves the geared neutral, which is the subject of the present invention, must be regulated with high accuracy.

この様な事情により、前記特許文献９に記載されている様に、前記実変速比と前記ステップ数とを対応（学習）させて前記制御器に記憶させる事が考えられている。この場合に、この制御器が学習し更に記憶する、前記トロイダル型無段変速機１の変速比としては、前記ギヤードニュートラル（Ｇ／Ｎ）を実現する変速比を採用する事が一般的である。この理由は、このギヤードニュートラルを実現する変速比に関しては、高精度に規制する必要がある為と、無段変速装置を搭載した車両が停止する毎に、この無段変速装置の速度比はギヤードニュートラル状態となり、頻繁に出現するので、学習ポイントとして適切な為とである。そして、この様な学習機能に基づき、エンジンの始動直後、前記各トラクション部の面圧が不十分な状態であっても、前記プリセスカム３９を設けたトラニオン１７ａに支持されて、このプリセスカム３９による姿勢制御を受けるパワーローラ１２ａは、前記ギヤードニュートラルを実現する変速比に調節される。これに対して、前記プリセスカム３９による姿勢制御を受けない、残りの（図示の例では３個の）パワーローラ１２ｂは、前記ギヤードニュートラルを実現する変速比に調節されるとは限らない。   Under such circumstances, as described in Patent Document 9, it is considered that the actual gear ratio and the number of steps are associated (learned) and stored in the controller. In this case, as the transmission ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 1 that is learned and stored by the controller, it is common to adopt a transmission ratio that realizes the geared neutral (G / N). . This is because the gear ratio for realizing the geared neutral needs to be regulated with high precision, and every time a vehicle equipped with a continuously variable transmission stops, the speed ratio of the continuously variable transmission is It is in a neutral state and appears frequently, so it is suitable as a learning point. Based on such a learning function, immediately after the engine is started, even if the surface pressure of each traction part is insufficient, the posture by the recess cam 39 is supported by the trunnion 17a provided with the recess cam 39. The controlled power roller 12a is adjusted to a gear ratio that realizes the geared neutral. On the other hand, the remaining (three in the illustrated example) power rollers 12b that are not subjected to posture control by the recess cam 39 are not necessarily adjusted to a gear ratio that realizes the geared neutral.

又、前記(5) の構造を採用する理由は、前記トロイダル型無段変速機１を含む無段変速装置の小型・軽量化、変速比制御の簡略化等を図る為である。前記各トラニオン１７ａ、１７ｂ毎に、変速比制御弁３７、ステッピングモータ３８、プリセスカム３９等を設け、これら各トラニオン１７ａ、１７ｂの傾転角をそれぞれ別個に（但し同期する様に）制御する事も可能ではあるが、前記各部材３７〜３９等を設ける為のスペースが嵩むだけでなく、複数個のステッピングモータ３８を適切に制御する為の制御が面倒になる。この為、前記変速比制御弁３７及びステッピングモータ３８を１組だけ設け、何れか１個のトラニオン１７ａの姿勢を、前記プリセスカム３９及び前記リンク腕４４を介して、前記変速比制御弁３７のスプール４０（又はスリーブ４１）にフィードバックする様にしている。   The reason for adopting the structure (5) is to reduce the size and weight of the continuously variable transmission including the toroidal type continuously variable transmission 1 and to simplify the gear ratio control. A gear ratio control valve 37, a stepping motor 38, a recess cam 39, etc. are provided for each trunnion 17a, 17b, and the tilt angles of these trunnions 17a, 17b can be controlled separately (but synchronized). Although possible, not only does the space for providing the members 37 to 39 and the like increase, but also the control for appropriately controlling the plurality of stepping motors 38 becomes troublesome. For this reason, only one set of the transmission ratio control valve 37 and the stepping motor 38 is provided, and the posture of any one trunnion 17a is changed to the spool of the transmission ratio control valve 37 through the recess cam 39 and the link arm 44. 40 (or the sleeve 41) is fed back.

この様な構造を採用した場合、前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂに関するトラクション部の総てが、何れも適切な動力伝達状態であれば、総てのトラニオン１７ａ、１７ｂの傾転角を互いに同期させられる。又、これら各トラニオン１７ａ、１７ｂのうちの一部のトラニオン１７ｂの傾転角が、他のトラニオン１７ａ、１７ｂの傾転角と多少ずれても、当該トラニオン１７ｂの傾転角は、他のトラニオン１７ａ、１７ｂの傾転角に一致する。この様に傾転角を一致させる動作は、不安定状態を安定させる、言い換えれば、当該トラニオン１７ｂに加わるエネルギを最小にする方向に当該トラニオン１７ｂが自然に揺動する事で行われる。但し、前記プリセスカム３９を設けた何れか１個のトラニオン１７ａに関する限り、このプリセスカム３９の働きにより、傾転角が前記変速比制御弁３７の状態により規制されるので、前記１個のトラニオン１７ａの傾転角が、上述の様に、不安定状態を安定させるべく自然に揺動する事はない。この１個のトラニオン１７ａの傾転角は、飽くまでも前記変速比制御弁３７の開閉状態を規制する、前記ステッピングモータ３８のステップ数に応じた値になる。   When such a structure is adopted, the tilt angles of all the trunnions 17a and 17b are synchronized with each other if all of the traction portions related to the power rollers 12a and 12b are in an appropriate power transmission state. It is done. Even if the tilt angles of some of the trunnions 17a and 17b are slightly different from the tilt angles of the other trunnions 17a and 17b, the tilt angles of the trunnions 17b It corresponds to the tilt angles of 17a and 17b. The operation of matching the tilt angles in this way is performed by stabilizing the unstable state, in other words, by naturally swinging the trunnion 17b in a direction that minimizes the energy applied to the trunnion 17b. However, as far as any one trunnion 17a provided with the recess cam 39 is concerned, the tilt angle is regulated by the state of the gear ratio control valve 37 by the action of the recess cam 39, so that the one trunnion 17a As described above, the tilt angle does not naturally oscillate to stabilize the unstable state. The tilt angle of the single trunnion 17a is a value corresponding to the number of steps of the stepping motor 38 that regulates the open / closed state of the speed ratio control valve 37 until it gets tired.

更に、前記(6) の、油圧が立ち上がるタイミングの相違は、油圧源と前記各アクチュエータ３６、３６及び前記押圧装置２０との距離や、圧油導入の為の給油通路の構造の相違等により生じる。即ち、前記各アクチュエータ３６、３６は、ケーシング１３内に固定されたアクチュエータボディ内に設けられている為、これら各アクチュエータ３６、３６の油圧室４３ａ、４３ｂ内に油圧を導入する為の給油通路の構造は単純なもので済み、前記変速比制御弁３７からの距離も短くし易い。これに対して、前記押圧装置２０は、前記入力軸３及び前記入力回転軸５と共に回転する構造である為、この押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内に油圧を導入する為の構造が複雑になり、油圧制御弁からの距離も長くなり易い。この為、前述の様に、前記各アクチュエータ３６、３６の油圧室４３ａ、４３ｂ内の油圧が立ち上がるタイミングに比べて、前記押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内の油圧が立ち上がるタイミングが少し遅れる。   Further, the difference in the timing at which the hydraulic pressure rises in (6) is caused by the distance between the hydraulic power source and each of the actuators 36, 36 and the pressing device 20, the difference in the structure of the oil supply passage for introducing the pressure oil, and the like. . That is, since each of the actuators 36 and 36 is provided in an actuator body fixed in the casing 13, an oil supply passage for introducing hydraulic pressure into the hydraulic chambers 43a and 43b of the actuators 36 and 36 is provided. The structure is simple and the distance from the speed ratio control valve 37 can be easily shortened. On the other hand, the pressing device 20 has a structure that rotates together with the input shaft 3 and the input rotary shaft 5, so that the structure for introducing hydraulic pressure into the hydraulic chambers 45 a and 45 b of the pressing device 20 is complicated. Therefore, the distance from the hydraulic control valve tends to be long. For this reason, as described above, the timing at which the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 45a and 45b of the pressing device 20 rises slightly behind the timing at which the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 43a and 43b of the actuators 36 and 36 rises.

以上の事を前提として、本発明が解決しようとする課題に就いて、具体的に説明する。エンジンが停止した状態では、前記各アクチュエータ３６、３６の油圧室４３ａ、４３ｂ内の油圧も、前記押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内の油圧も、何れも喪失した状態となる。この状態で、前記低速用、高速用両クラッチ３０、３３の接続を何れも断った状態で前記エンジンを始動すると、これら各油圧室４３ａ、４３ｂ、４５ａ、４５ｂ内の油圧が十分に立ち上がる以前に、前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂが前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１同士の間で動力伝達を開始する。但し、この状態では、前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂに関するトラクション部は、相当に大きく滑った（両入力ディスク１０ａ、１０ｂにまで伝わった動力の極く一部のみを、出力ディスク１１に伝達する）状態となる。又、この状態では、前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂを回転自在に支持した前記各トラニオン１７ａ、１７ｂに加わるスラスト荷重（前記２Ｆｔ）は、それぞれ前記各アクチュエータ３６、３６により支承されず、それぞれの両端部に設けた枢軸１８、１８の軸方向に、ほぼ自由に変位可能な状態である。   Based on the above assumptions, the problem to be solved by the present invention will be specifically described. When the engine is stopped, both the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 43a and 43b of the actuators 36 and 36 and the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 45a and 45b of the pressing device 20 are lost. In this state, if the engine is started with both the low speed and high speed clutches 30 and 33 disconnected, before the hydraulic pressure in each of the hydraulic chambers 43a, 43b, 45a, and 45b rises sufficiently. The power rollers 12a and 12b start power transmission between the disks 10a, 10b and 11. However, in this state, the traction portion relating to each of the power rollers 12a and 12b slipped considerably (only a very small part of the power transmitted to both the input disks 10a and 10b is transmitted to the output disk 11). It becomes a state. In this state, the thrust load (2Ft) applied to the trunnions 17a and 17b that rotatably support the power rollers 12a and 12b is not supported by the actuators 36 and 36, respectively. It is in a state that can be displaced almost freely in the axial direction of the pivots 18, 18 provided in the section.

この状態で、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１同士の相対回転に基づき、前記各トラクション部に接線方向の力が作用すると、トロイダル型無段変速機の技術分野で広く知られている様に、前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂを回転自在に支持した前記各トラニオン１７ａ、１７ｂは、前記トロイダル型無段変速機１の変速比が最大減速状態となる方向に変位する。この状態でも、前記プリセスカム３９を設けた１個のトラニオン１７ａに支持されたパワーローラ１２ａのトラクション部の滑りが大きいと、当該パワーローラ１２ａが最大減速状態になる以前に残り３個のトラニオン１７ｂに支持されたパワーローラ１２ｂが最大減速位置に達し、更に、前記押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内の油圧が立ち上がって、各パワーローラ１２ａ、１２ｂのトラクション部の面圧が上昇する可能性がある。そして、この状態で前記１個のトラニオン１７ａの傾転角が、先に述べた学習機能に基づき、ギヤードニュートラル状態を実現する為の変速比に見合う値になる様に制御されても、残り３個のトラニオン１７ｂの傾転角は、前記最大減速状態に見合う値のままに留まる可能性がある。即ち、前記制御が開始された瞬間に於ける、前記１個のパワーローラ１２ａの位置と前記ギヤードニュートラルを実現する為の位置とのずれが、前記３個のパワーローラ１２ｂの位置と前記ギヤードニュートラルを実現する為の位置とのずれよりも、大幅に小さくなる可能性がある。この場合には、前記１個のパワーローラ１２ａが前記ギヤードニュートラルを実現する為の位置になっても、前記３個のパワーローラ１２ｂは、このギヤードニュートラルを実現する為の位置よりも、減速側に大きく外れた位置に存在する状態となる。   In this state, when a tangential force acts on each traction portion based on the relative rotation between the respective disks 10a, 10b, and 11, as is widely known in the technical field of toroidal continuously variable transmissions, The trunnions 17a and 17b that rotatably support the power rollers 12a and 12b are displaced in a direction in which the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 1 is in a maximum deceleration state. Even in this state, if the slip of the traction portion of the power roller 12a supported by the one trunnion 17a provided with the precess cam 39 is large, the remaining three trunnions 17b are not yet moved before the power roller 12a reaches the maximum deceleration state. There is a possibility that the supported power roller 12b reaches the maximum deceleration position, the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 45a and 45b of the pressing device 20 rises, and the surface pressure of the traction portion of each power roller 12a and 12b increases. is there. In this state, even if the tilt angle of the one trunnion 17a is controlled to be a value commensurate with the gear ratio for realizing the geared neutral state based on the learning function described above, the remaining 3 The tilt angle of each trunnion 17b may remain at a value commensurate with the maximum deceleration state. That is, at the moment when the control is started, the difference between the position of the one power roller 12a and the position for realizing the geared neutral is the position of the three power rollers 12b and the geared neutral. There is a possibility that it will be much smaller than the deviation from the position for realizing the above. In this case, even if the one power roller 12a is in the position for realizing the geared neutral, the three power rollers 12b are on the deceleration side than the position for realizing the geared neutral. Exists in a position greatly deviated.

この様な状態であるにも拘らず、例えば運転者が車両を発進させる為の操作を行うと、前記低速用クラッチ３０が繋がれ、更に、前記押圧装置２０が発生している押圧力が更に高められる。そして、前記各トラクション部の面圧を、大きな動力伝達を可能な程度にまで高くした状態で、前記トロイダル型無段変速機１が運転される。すると、前記１個のトラニオン１７ａに支持されたパワーローラ１２ａに関するトラクション部で、面圧が高い状態で、過大な滑りが発生する可能性がある。即ち、上述した理由により、前記１個のパワーローラ１２ａに関するトラクション部が、前記残り３個のパワーローラ１２ｂのトラクション部よりも滑り易いと、エンジンの始動に伴ってこれら各パワーローラ１２ａ、１２ｂの姿勢が、それぞれ上述の様に、前記プリセスカム３９による制御を受ける１個のパワーローラ１２ａと残り３個のパワーローラ１２ｂとで異なった状態になり易い。そして、この様に、プリセスカム３９による制御を受ける１個のパワーローラ１２ａと残り３個のパワーローラ１２ｂとで、変速比（傾転角）が互いに異なった状態では、前記トロイダル型無段変速機１は、数が多い、前記残り３個のパワーローラ１２ｂの変速比に見合った状態（例えば最大減速状態）で運転される。この為、前記エンジンを始動させた後、Ｄレンジ又はＲレンジに切り換えて発進操作（アクセルペダルの踏み込み）を行うと、前記トロイダル型無段変速機１のトラクション部で、グロススリップが発生する。   In spite of this state, for example, when the driver performs an operation for starting the vehicle, the low speed clutch 30 is connected, and the pressing force generated by the pressing device 20 is further increased. Enhanced. Then, the toroidal continuously variable transmission 1 is operated in a state where the surface pressure of each of the traction portions is increased to a level that allows large power transmission. Then, an excessive slip may occur in a traction portion related to the power roller 12a supported by the one trunnion 17a with a high surface pressure. That is, if the traction portion related to the one power roller 12a is more slippery than the traction portions of the remaining three power rollers 12b for the above-described reasons, the power rollers 12a and 12b of the power rollers 12a and 12b are started as the engine starts. As described above, the posture tends to be different between the one power roller 12a that is controlled by the recess cam 39 and the remaining three power rollers 12b. In this way, when the speed ratio (tilt angle) is different between the one power roller 12a controlled by the recess cam 39 and the remaining three power rollers 12b, the toroidal type continuously variable transmission. 1 is operated in a state (for example, a maximum deceleration state) that is large and corresponds to the gear ratio of the remaining three power rollers 12b. For this reason, when the engine is started and then switched to the D range or the R range and a start operation (depression of the accelerator pedal) is performed, a gross slip is generated in the traction portion of the toroidal continuously variable transmission 1.

具体的には、前記１個のパワーローラ１２ａは、Ｄレンジを選択した場合には、ギヤードニュートラルに対応する変速比（Ｇ／Ｎポイント）よりも少しだけ低速側の変速比を実現する位置に、Ｒレンジを選択した場合には、このＧ／Ｎポイントよりも少しだけ高速側の変速比を実現する位置に、それぞれ変位する。何れにしても、前記シフトレバーが走行位置に切り換えられると、前記１個のトラニオン１７ａに支持された１個のパワーローラ１２ａは、前記Ｇ／Ｎポイントの近傍位置に変位する。これに対して、残りの複数個（図４〜５に記載した構造の場合には３個）のパワーローラ１２ｂは、前記プリセスカム３９による制御を受けない為、そのままの位置（例えば最大減速状態のままの位置）に留まる。この状態で前記押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内の油圧が上昇し、前記各トラクション部の面圧が上昇すると、前記トロイダル型無段変速機１は、例えば最大減速比のまま運転される。この理由は、前記１個のパワーローラ１２ａに関するトラクション部の面積よりも、残り３個のパワーローラ１２ｂに関するトラクション部の面積の合計が広く（３倍に）なり、これら残り３個のパワーローラ１２ｂによる変速比が優先される為である。そして、この状態では、前記１個のパワーローラ１２ａに関するトラクション部ではグロススリップが発生する。   Specifically, when one D-range is selected, the one power roller 12a is in a position that realizes a gear ratio slightly lower than the gear ratio (G / N point) corresponding to the geared neutral. When the R range is selected, the position is displaced to a position where the speed ratio on the high speed side is realized slightly from the G / N point. In any case, when the shift lever is switched to the travel position, one power roller 12a supported by the one trunnion 17a is displaced to a position near the G / N point. On the other hand, the remaining plurality (three in the case of the structure shown in FIGS. 4 to 5) of the power rollers 12b are not controlled by the recess cam 39, so that they remain in their positions (for example, in the maximum deceleration state). Stay in the same position). In this state, when the hydraulic pressure in the hydraulic chambers 45a and 45b of the pressing device 20 rises and the surface pressure of each traction portion rises, the toroidal continuously variable transmission 1 is operated with the maximum reduction ratio, for example. . The reason for this is that the total area of the traction portions related to the remaining three power rollers 12b is larger (three times) than the area of the traction portion related to the one power roller 12a, and the remaining three power rollers 12b. This is because priority is given to the gear ratio. In this state, gloss slip occurs in the traction portion related to the one power roller 12a.

しかも、上述の様にして発生するグロススリップは、次第に著しくなる。この点に就いて、図７を参照しつつ説明する。上述の様に、前記１個のパワーローラ１２ａに関するトラクション部でグロススリップが発生している状態で前記トロイダル型無段変速機１は、ギヤードニュートラルを実現する変速比よりも減速側（例えば最大減速比）で運転される。一方、シフトレバーにより走行の為のレンジ（例えばＤレンジ又はＲレンジ）を選択した瞬間に於いて、前記変速比制御弁３７の切換状態を制御する為の制御器は、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を、ほぼ前記ギヤードニュートラル状態を実現する値にすべき指示を出している。従って、この状態で前記制御器は、前記トロイダル型無段変速機１の実変速比と指令値との相違に基づいて、このトロイダル型無段変速機１の変速比を、より高速側に変化させるべき旨の指示を出す。   In addition, the gross slip generated as described above becomes increasingly significant. This point will be described with reference to FIG. As described above, the toroidal-type continuously variable transmission 1 in the state where gross slip is generated in the traction portion related to the one power roller 12a is on the speed reduction side (for example, the maximum speed reduction) with respect to the gear ratio realizing geared neutral. Ratio). On the other hand, the controller for controlling the switching state of the transmission ratio control valve 37 at the moment when a range (for example, D range or R range) for traveling is selected by the shift lever is the toroidal type continuously variable transmission. An instruction is given to set the gear ratio of the machine 1 to a value that realizes the geared neutral state. Therefore, in this state, the controller changes the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 to the higher speed side based on the difference between the actual gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 and the command value. Give instructions to do so.

この結果、前記１個のパワーローラ１２ａを支持したトラニオン１７ａが、より高速側に変位させられて、この１個のパワーローラ１２ａに関するトラクション部の滑り率（クリープ）が更に大きくなる。即ち、最大減速位置で動力伝達を行っている、前記残り３個のパワーロータ１２ｂの滑り率及びトラクション係数が、図７の点ａ位置にあるのに対して、前記１個のパワーローラ１２ａの滑り率及びトラクション係数は同図の点ｂ位置に存在し、上述した、より高速側に変化させるべき旨の指示に基づいて、同図に矢印で示す様に、より滑り率が高くなり、これに伴ってトラクション係数が低下する。この結果、前記１個のパワーローラ１２ａに関するトラクション部で、著しい滑り（グロススリップ）が発生する。又、この状態では、前記トロイダル型無段変速機の変速比は、最大減速側に固定された状態のまま、調節不能になる。更に、上述の様なグロススリップが発生すると、前記１個のパワーローラ１２ａの周面だけでなく、前記入力ディスク１０ａ（１０ｂ）及び前記出力ディスク１１の軸方向側面の耐久性が著しく低下してしまう。   As a result, the trunnion 17a supporting the one power roller 12a is displaced to the higher speed side, and the slip ratio (creep) of the traction portion related to the one power roller 12a is further increased. That is, the slip rate and traction coefficient of the remaining three power rotors 12b that transmit power at the maximum deceleration position are at the position a in FIG. The slip ratio and the traction coefficient are present at the position b in the figure, and based on the above-mentioned instruction to change to the higher speed side, the slip ratio becomes higher as indicated by the arrow in the figure. As a result, the traction coefficient decreases. As a result, a significant slip (gross slip) occurs in the traction portion related to the one power roller 12a. In this state, the transmission ratio of the toroidal type continuously variable transmission remains fixed at the maximum deceleration side and cannot be adjusted. Further, when the gloss slip as described above occurs, the durability of not only the peripheral surface of the single power roller 12a but also the side surfaces in the axial direction of the input disk 10a (10b) and the output disk 11 is significantly reduced. End up.

尚、前記特許文献５には、始動時に於けるスタータモータの負担軽減を目的として、エンジン始動時に於ける各パワーローラの位置を、最大減速側に規制する技術が記載されている。この様な技術を記載した特許文献５には、トラクション部の面圧を確保する為の押圧装置の構造や、与圧ばねの有無等に就いては記載されていない。但し、各パワーローラの変速比（トラニオンの傾転角）を同期させる事を前提とした技術であるから、少なくとも与圧ばねとして十分に大きな弾力を有するものを使用するか、或いは、機械式の同期機構を設けるものと考えられる。この様な特許文献５に記載された従来技術の場合、各パワーローラの非同期に基づくグロススリップの発生防止の面からは効果があるが、スタータモータの負担軽減効果は、与圧ばねを省略したり、弾力を極く小さくする場合に比べて劣るものと考えられる。更には、エンジンの始動時に於けるトロイダル型無段変速機の変速比が、車両を発進させる際の、ギヤードニュートラルを実現する為の値から大きく外れた値となる。この為、エンジンの始動直後にシフトレバーを走行状態に切り換えると、切換の瞬間に無段変速装置に過大な負荷が加わって何れかの部分を損傷したり、始動したばかりのエンジンが停止する（エンストする）可能性もある。   Patent Document 5 describes a technique for restricting the position of each power roller to the maximum deceleration side at the time of starting the engine for the purpose of reducing the burden on the starter motor at the time of starting. Patent Document 5 describing such a technique does not describe the structure of a pressing device for ensuring the surface pressure of the traction portion, the presence or absence of a pressurizing spring, and the like. However, since the technology is based on the premise that the speed ratios (trunion tilt angles) of the power rollers are synchronized, use at least a spring having a sufficiently large elasticity as a pressurizing spring, or a mechanical type It is considered that a synchronization mechanism is provided. In the case of the prior art described in Patent Document 5 as described above, there is an effect from the viewpoint of preventing the occurrence of gloss slip based on the asynchronousness of each power roller, but the load reducing effect of the starter motor is omitted. Or inferior to the case where the elasticity is extremely small. Furthermore, the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission at the start of the engine is a value greatly deviating from the value for realizing geared neutral when the vehicle is started. For this reason, if the shift lever is switched to the running state immediately after the engine is started, an excessive load is applied to the continuously variable transmission at the moment of switching, and any part is damaged or the engine just started is stopped ( There is also a possibility that

特開平７−２０８５６９号公報JP 7-20569 A 特開平１１−１６６６０５号公報Japanese Patent Laid-Open No. 11-166605 特開２００７−２９８０９８号公報JP 2007-298098 A 特開平１１−６３１４６号公報JP 11-63146 A 特開２０００−３４６１９０号公報JP 2000-346190 A 特開２００９−３０７４９号公報JP 2009-30749 A 特開２００４−３０８８５３号公報JP 2004-308553 A 特開２００６−２８３８００号公報JP 2006-283800 A 特開２００２−８９６７８号公報JP 2002-89678 A

本発明は、上述の様な事情に鑑みて、変速比を無限大に変化させられる無段変速装置に関して、エンジンを始動させる為のスタータモータの負担を十分に低減する事ができ、しかも、各トラクション部に過大な滑りが発生する事のない構造を実現すべく発明したものである。   In view of the circumstances as described above, the present invention can sufficiently reduce the burden on the starter motor for starting the engine with respect to the continuously variable transmission that can change the transmission gear ratio to infinity. It was invented to realize a structure in which excessive slip does not occur in the traction section.

本発明の無段変速装置は、駆動源であるエンジンの出力軸に繋がる入力部材と被駆動部に繋がる出力部材との間に、トロイダル型無段変速機と遊星歯車ユニットとを配置して成る。又、このうちの入力部材をこのトロイダル型無段変速機の入力部に接続すると共に、前記遊星歯車ユニットに存在する、動力伝達用部材を接続可能な３箇所の接続部のうちの２箇所の接続部に、前記入力部材と前記トロイダル型無段変速機の出力部とを、残りの接続部に前記出力部材を、それぞれ動力の伝達を可能に接続する。そして、このトロイダル型無段変速機の入力ディスクと出力ディスクとの間の変速比を調節する事により、前記入力部材を一方向に回転させた状態のまま前記出力部材の回転方向を、停止状態を挟んで両方向に変換可能としている。   A continuously variable transmission according to the present invention includes a toroidal continuously variable transmission and a planetary gear unit disposed between an input member connected to an output shaft of an engine as a drive source and an output member connected to a driven portion. . Of these, the input member is connected to the input portion of the toroidal-type continuously variable transmission, and two of the three connection portions that can be connected to the power transmission member existing in the planetary gear unit. The input member and the output portion of the toroidal continuously variable transmission are connected to the connecting portion, and the output member is connected to the remaining connecting portion so as to be able to transmit power. Then, by adjusting the gear ratio between the input disk and the output disk of the toroidal-type continuously variable transmission, the rotation direction of the output member is stopped while the input member is rotated in one direction. Can be converted in both directions.

前記トロイダル型無段変速機は、出力ディスクと、入力ディスクと、複数個のトラニオンと、複数個のパワーローラと、押圧装置とを備える。
このうちの出力ディスクは、トロイド曲面である出力側曲面を有する。
又、前記入力ディスクは、トロイド曲面である入力側曲面を前記出力側曲面に対向させた状態で前記出力ディスクと同心に、且つ、この出力ディスクに対する相対回転を可能に支持されている。
又、前記各トラニオンは、前記各ディスクの中心軸に対し捩れの位置にある枢軸を中心として揺動変位可能に配置されている。
又、前記各パワーローラは、それぞれが前記各トラニオンのうちで前記回転軸に対向する内側面側に回転自在に支持された状態で、互いに対向する前記出力側曲面と前記入力側曲面との間に挟持されている。
更に、前記押圧装置は、前記各パワーローラの周面と前記出力側、入力側各曲面との転がり接触部であるトラクション部の面圧を確保する為、前記入力ディスクと前記出力ディスクを互いに近づく方向に押圧するもので、油圧式である。 The toroidal continuously variable transmission includes an output disk, an input disk, a plurality of trunnions, a plurality of power rollers, and a pressing device.
Among these, the output disk has an output-side curved surface that is a toroidal curved surface.
The input disk is supported concentrically with the output disk in a state where the input-side curved surface which is a toroidal curved surface is opposed to the output-side curved surface and capable of relative rotation with respect to the output disk.
Each trunnion is arranged so as to be able to swing and displace about a pivot that is twisted with respect to the central axis of each disk.
Each of the power rollers is supported between the output-side curved surface and the input-side curved surface facing each other in a state in which each power roller is rotatably supported on the inner side surface facing the rotation shaft in each trunnion. Is sandwiched between.
Further, the pressing device brings the input disk and the output disk closer to each other in order to ensure the surface pressure of the traction portion that is a rolling contact portion between the peripheral surface of each power roller and each curved surface on the output side and input side. It presses in the direction and is hydraulic.

そして、前記各トラニオンを前記各枢軸の軸方向に、油圧式のアクチュエータにより変位させる事でこれら各トラニオンをこれら各枢軸を中心として揺動変位させる事により、前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間の変速比の調節を行わせる。
又、前記各枢軸を中心とする前記各トラニオンの傾斜角度は、前記アクチュエータへの圧油の給排を制御する変速比制御弁により制御する。
又、この変速比制御弁の開閉状態は、１対の弁構成部材の相対変位に基づいて切り換えられる。そして、これら両弁構成部材のうちの一方の弁構成部材をステッピングモータにより、他方の弁構成部材を前記各トラニオンのうちの何れか１個のトラニオンとの間に設けた変位伝達機構により、それぞれ変位させる様に構成している。
又、前記入力ディスクの回転速度と前記出力ディスクの回転速度との比として求められる、前記トロイダル型無段変速機の実変速比に基づいて、このトロイダル型無段変速機の変速比を所望の値に調節する為の、前記ステッピングモータのステップ数を学習して、このステッピングモータを制御する為の制御器に記憶させる学習機能を有する。 Then, each trunnion is displaced in the axial direction of each pivot by a hydraulic actuator, so that each trunnion is oscillated and displaced about each pivot, so that the gap between the input disk and the output disk is increased. Adjust the gear ratio.
The inclination angle of each trunnion about each pivot is controlled by a transmission ratio control valve that controls the supply and discharge of pressure oil to and from the actuator.
The open / close state of the transmission ratio control valve is switched based on the relative displacement of the pair of valve components. Then, one of these two valve constituent members is provided by a stepping motor, and the other valve constituent member is provided by a displacement transmission mechanism provided between any one of the trunnions. It is configured to be displaced.
Further, based on the actual transmission ratio of the toroidal type continuously variable transmission, which is obtained as a ratio between the rotational speed of the input disk and the rotational speed of the output disk, the transmission ratio of the toroidal type continuously variable transmission is set to a desired value. It has a learning function of learning the number of steps of the stepping motor for adjusting to a value and storing it in a controller for controlling the stepping motor.

又、前記押圧装置を構成する油圧室内に油圧を導入しない状態で、この押圧装置が前記各トラクション部に付与する押圧力は、前記エンジンの始動時に前記出力軸から前記入力ディスクまで伝えられたトルクを前記出力ディスクにまで伝達するには不足するものである。
又、前記押圧装置を構成する油圧室内に油圧を導入しない状態で、前記何れか１個のトラニオンに支持されたパワーローラに関するトラクション部の面圧を、他のトラニオンに支持されたパワーローラに関するトラクション部の面圧よりも低くしている。
更に、前記エンジンの起動後に前記制御器は、前記ステッピングモータを、前記トロイダル型無段変速機の変速比を、前記入力部材を一方向に回転させた状態のまま前記出力部材の回転方向を停止状態にできる値よりも減速側にする為のステップ数に調節する。その後、前記学習機能に基づいて、前記トロイダル型無段変速機の変速比を所望の値に調節する為の前記ステップ数を学習する。無段変速装置を搭載した車両の発進は、これら一連の動作を行った後に可能とする。 Further, the pressure applied to each traction portion by the pressing device without introducing hydraulic pressure into the hydraulic chamber constituting the pressing device is the torque transmitted from the output shaft to the input disk when the engine is started. Is insufficient to transmit to the output disk.
Further, the surface pressure of the traction portion related to the power roller supported by any one trunnion is changed to the traction related to the power roller supported by another trunnion in a state where no hydraulic pressure is introduced into the hydraulic chamber constituting the pressing device. It is lower than the surface pressure of the part.
Furthermore, after the engine is started, the controller stops the rotation direction of the output member while keeping the stepping motor and the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission in a state where the input member is rotated in one direction. Adjust to the number of steps to reduce the speed to the value that can be achieved. After that, based on the learning function, the number of steps for adjusting the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission to a desired value is learned. A vehicle equipped with a continuously variable transmission can be started after a series of these operations.

上述の様な本発明の無段変速装置を実施する場合に好ましくは、請求項２に記載した発明の様に、前記トロイダル型無段変速機を、前記各トラニオンの片側面にそれぞれ前記パワーローラを回転自在に支持したハーフトロイダル型とする。そして、前記何れか１個のトラニオンに支持されたパワーローラの、このトラニオンの片側面からの突出量を、他のトラニオンに支持されたパワーローラの、このトラニオンの片側面からの突出量よりも小さくする。
又、好ましくは、請求項３に記載した発明の様に、前記ステッピングモータを減速側に変位させてから、各トラニオンの傾転角が互いに同期した事を確認した後、前記ステップ数を学習する。 When implementing the continuously variable transmission of the present invention as described above, preferably, the toroidal continuously variable transmission is mounted on one side surface of each trunnion as in the invention described in claim 2. Is a half-toroidal type that is rotatably supported. The amount of protrusion of the power roller supported by any one trunnion from one side of the trunnion is larger than the amount of protrusion of the power roller supported by another trunnion from one side of the trunnion. Make it smaller.
Preferably, as in the invention described in claim 3, after the stepping motor is displaced to the deceleration side, after confirming that the tilt angles of the respective trunnions are synchronized with each other, the number of steps is learned. .

又、本発明を実施する場合に、例えば請求項４に記載した発明の様に、前記ステッピングモータを減速側に変位させて、トロイダル型無段変速機の変速比を最も減速側に変化させ、その時点での前記ステッピングモータのステップ数を、最も減速側の変速比に対応するステップ数として学習し記憶する。
或いは、請求項５に記載した発明の様に、前記ステッピングモータのステップ数を調節する事により、前記トロイダル型無段変速機の変速比を、前記入力部材を一方向に回転させた状態のまま前記出力部材を停止させるギヤードニュートラルを実現する値に規制する。そして、その時点での前記ステッピングモータのステップ数を、このギヤードニュートラルを実現する変速比に対応するステップ数として学習し記憶する。 Further, when carrying out the present invention, for example, as in the invention described in claim 4, the stepping motor is displaced to the deceleration side, and the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission is changed to the most deceleration side, The number of steps of the stepping motor at that time is learned and stored as the number of steps corresponding to the most reduction gear ratio.
Alternatively, as in the invention described in claim 5, by adjusting the number of steps of the stepping motor, the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission remains in a state where the input member is rotated in one direction. The output member is restricted to a value that realizes a geared neutral for stopping the output member. Then, the number of steps of the stepping motor at that time is learned and stored as the number of steps corresponding to the gear ratio for realizing the geared neutral.

上述の様に構成する本発明の無段変速装置によれば、エンジンを始動させる為のスタータモータの負担を十分に低減する事ができ、しかも、エンジンの始動直後に車両を発進させる為の操作を行った場合でも、各トラクション部に過大な滑りが発生する事のない構造を実現できる。
先ず、スタータモータの負担低減は、押圧装置を構成する油圧室内に油圧を導入しない状態での押圧力を低くする事により図れる。この押圧力を低くする事で、前記エンジンの始動時には、トロイダル型無段変速機を構成する入力ディスク及びこの入力ディスクに結合された部材のみを回転駆動すれば足りる。言い換えれば、複数個のパワーローラ及び出力ディスク、並びに、この出力ディスクと共に回転する部材を回転駆動する必要はなくなる。この為、前記エンジンの始動時に前記スタータモータにより回転駆動すべき部分の慣性質量を大幅に低減して、このスタータモータの負担を十分に低減できる。 According to the continuously variable transmission of the present invention configured as described above, the burden on the starter motor for starting the engine can be sufficiently reduced, and the operation for starting the vehicle immediately after the engine is started. Even when the operation is performed, a structure in which excessive slip does not occur in each traction portion can be realized.
First, the burden on the starter motor can be reduced by lowering the pressing force when no hydraulic pressure is introduced into the hydraulic chamber constituting the pressing device. By reducing this pressing force, it is only necessary to rotationally drive only the input disk constituting the toroidal type continuously variable transmission and the members coupled to the input disk when the engine is started. In other words, there is no need to rotationally drive a plurality of power rollers and an output disk and a member that rotates together with the output disk. For this reason, the inertial mass of the portion to be rotationally driven by the starter motor when the engine is started can be greatly reduced, and the burden on the starter motor can be sufficiently reduced.

次に、発進操作に伴って過大な滑りが発生するのを防止する事は、ステッピングモータにより変速比制御弁を切り換えて、変位伝達機構を付属させたトラニオンを減速側に変位させる事により図れる。前述した様に、各アクチュエータにより各枢軸の軸方向のスラスト荷重を支承されない状態で各トラニオンは、これら各枢軸を中心として最大減速側に揺動変位する。この状態でエンジンが始動すると、前記変速比制御弁の切り換えに基づいて、前記変位伝達機構を付属させた１個のトラニオンのみが、発進に備えて、ギヤードニュートラルを実現する変速比の近傍に移動する可能性がある。更にこの状態で、運転者がシフトレバーを走行位置（Ｄレンジ又はＲレンジ）に操作する事に伴って、前記押圧装置の油圧室内に高い油圧が導入され、前記各トラニオンに支持された各パワーローラに関するトラクション部の面圧が十分に上昇すると、前述した様に、前記１個のトラニオンに支持されたパワーローラに関するトラクション部に過大な滑りが発生する。これに対して本発明の場合には、前記エンジンの始動後、前記シフトレバーが走行位置に操作される以前に、前記１個のトラニオンも、前記ギヤードニュートラルを実現する変速比よりも減速側に揺動変位させる。この為、前記変位伝達機構を付属させた１個のトラニオンと、残りの複数個のトラニオンとの傾転角の差が、低減乃至は解消される。これら各トラニオンの傾転角の差が解消された場合には、運転者の発進の為の操作に伴って、前記押圧装置が発生する押圧力が上昇した後、直ちにこれら各トラニオンに支持された前記各パワーローラが同期して、前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間で動力を伝達する。又、前記各トラニオンの傾転角の差が小さければ、これら各トラニオンの傾転角が一致する方向の力が働き、短時間経過後に、これら各トラニオンに支持された前記各パワーローラが同期して、前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間で動力を伝達する。   Next, it is possible to prevent an excessive slip from occurring with the start operation by switching the gear ratio control valve by the stepping motor and displacing the trunnion attached with the displacement transmission mechanism to the deceleration side. As described above, each trunnion swings and displaces to the maximum deceleration side around each pivot while the axial thrust load of each pivot is not supported by each actuator. When the engine is started in this state, only one trunnion attached with the displacement transmission mechanism moves to the vicinity of the gear ratio for realizing geared neutral in preparation for starting based on the switching of the gear ratio control valve. there's a possibility that. Further, in this state, as the driver operates the shift lever to the travel position (D range or R range), high hydraulic pressure is introduced into the hydraulic chamber of the pressing device, and each power supported by each trunnion. When the surface pressure of the traction portion related to the roller is sufficiently increased, as described above, excessive slip occurs in the traction portion related to the power roller supported by the one trunnion. On the other hand, in the case of the present invention, after the engine is started and before the shift lever is operated to the travel position, the one trunnion is also set to a speed reduction side with respect to the gear ratio that realizes the geared neutral. Swing and displace. For this reason, the difference in tilt angle between one trunnion to which the displacement transmission mechanism is attached and the remaining plurality of trunnions is reduced or eliminated. When the difference between the tilt angles of the respective trunnions is eliminated, the pressing force generated by the pressing device increases with the driver's start operation and immediately supported by the respective trunnions. The power rollers synchronize to transmit power between the input disk and the output disk. If the difference between the tilt angles of the respective trunnions is small, a force in a direction in which the tilt angles of the respective trunnions coincide with each other, and the respective power rollers supported by the respective trunnions are synchronized after a short time. Thus, power is transmitted between the input disk and the output disk.

本発明の実施の形態の１例の動作を説明する為のフローチャート。The flowchart for demonstrating the operation | movement of one example of embodiment of this invention. この動作に基づいて各パワーローラに関するトラクション部が同期する状態を、トラクションカーブを使用して説明する為の線図。The diagram for demonstrating the state which the traction part regarding each power roller synchronizes based on this operation | movement using a traction curve. 同じく、変速比の異常の有無を判定する為の動作を説明する為のフローチャート。Similarly, the flowchart for demonstrating the operation | movement for determining the presence or absence of abnormality of a gear ratio. 本発明の対象となる無段変速装置の１例を示す断面図。Sectional drawing which shows an example of the continuously variable transmission used as the object of this invention. 図４のＡ−Ａ断面図。AA sectional drawing of FIG. 変速比制御の為の油圧制御装置部分の略断面図。FIG. 3 is a schematic cross-sectional view of a hydraulic control device portion for gear ratio control. 各パワーローラに関するトラクション部の非同期が増大する理由を説明する為の線図。The diagram for demonstrating the reason for the asynchronousness of the traction part regarding each power roller to increase.

本発明の実施の形態の１例に就いて、図１〜２により説明する。尚、本例を含めて本発明の特徴は、各パワーローラに関するトラクション部の面圧が低い状態でエンジンを始動した場合にも、前記各パワーローラを支持した各トラニオンの傾転角を一致させ、運転者がシフトレバーを走行状態に切り換えた後にも、プリセスカム３９を含む変位伝達機構を設けたトラニオンに支持されたパワーローラに関するトラクション部に過大な滑りが生じるのを防止する為の制御にある。トロイダル型無段変速機１と遊星歯車式変速機２とを組み合わせて成る無段変速装置の基本的構成に就いては、例えば、前述の図４〜５に示した従来から知られている構造と同様であるから、重複する説明を省略する。但し、トロイダル型無段変速機１の構造に関しては、前記図４〜５を参照しつつ、説明する。   An example of an embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The feature of the present invention including this example is that even when the engine is started in a state where the surface pressure of the traction portion relating to each power roller is low, the tilt angle of each trunnion that supports each power roller is made to coincide. Even after the driver switches the shift lever to the running state, the control is for preventing excessive slippage from occurring in the traction portion related to the power roller supported by the trunnion provided with the displacement transmission mechanism including the recess cam 39. . Regarding the basic configuration of a continuously variable transmission comprising a combination of a toroidal-type continuously variable transmission 1 and a planetary gear type transmission 2, for example, a conventionally known structure shown in FIGS. Since it is the same as that, the overlapping description is omitted. However, the structure of the toroidal type continuously variable transmission 1 will be described with reference to FIGS.

尚、この図４〜５に示した従来構造の場合には、油圧式の押圧装置を構成する油圧室４５ａ内に予圧ばね４６を設けているが、本発明を実施する場合には、この予圧ばね４６を省略するか、設けるにしても、無段変速装置の製造工場から自動車の組立工場への輸送中に、前記トロイダル型無段変速機１の構成部品同士の当接部ががたつくのを防止する程度の、小さな弾力を有するものしか設けない。従って、前記エンジンが起動せず、油圧源となるポンプが停止している状態では、前記各トラクション部には、入力ディスク１０ａ、１０ｂと出力ディスク１１との間で、過大な滑りを伴わずに動力を伝達する為に必要とされるほどの面圧は加わらない。又、エンジンの始動時には、前記シフトレバーをパーキング位置又はニュートラル位置（Ｐレンジ又はＮレンジ）に切り換えているが、この状態では、低速側、高速側両クラッチ３０、３３は、何れも接続を断たれている。この為、前記エンジンの起動時にスタータモータは、前記両入力ディスク１０ａ、１０ｂ、入力回転軸５、キャリア２３等、前記トロイダル型無段変速機１を構成する部材のうちの一部のみを回転駆動すれば足りる。但し、この場合に、前述した様な機構により、前記プリセスカム３９を含む変位伝達機構を設けた１個のトラニオン１７ａの傾転角と、他のトラニオン１７ｂの傾転角とが不一致になる可能性がある。そこで、本例の場合には、前記エンジンの始動時に、次の様な制御を行う事により、この不一致を解消する。   In the case of the conventional structure shown in FIGS. 4 to 5, a preload spring 46 is provided in the hydraulic chamber 45a constituting the hydraulic pressing device. Even if the spring 46 is omitted or provided, the abutting portions of the components of the toroidal continuously variable transmission 1 rattle during transportation from the continuously variable transmission manufacturing factory to the automobile assembly factory. Only the ones with small elasticity to prevent are provided. Therefore, in a state where the engine is not started and the pump serving as the hydraulic pressure source is stopped, the traction section does not cause excessive slip between the input disks 10a and 10b and the output disk 11. The surface pressure required to transmit power is not applied. When the engine is started, the shift lever is switched to the parking position or the neutral position (P range or N range). In this state, both the low speed side and high speed side clutches 30 and 33 are disconnected. I'm leaning. Therefore, when the engine is started, the starter motor rotates and drives only a part of the members constituting the toroidal continuously variable transmission 1 such as the input disks 10a and 10b, the input rotary shaft 5, and the carrier 23. All you need is enough. However, in this case, there is a possibility that the tilt angle of one trunnion 17a provided with the displacement transmission mechanism including the precess cam 39 and the tilt angle of the other trunnion 17b may not match due to the mechanism as described above. There is. Therefore, in the case of this example, this mismatch is resolved by performing the following control when the engine is started.

先ず、図１に示したフローチャートのステップ１で、エンジンが始動したか否かを判定する。この判定は、このエンジンのクランクシャフトと同期して回転する、前記トロイダル型無段変速機１の入力回転軸５の回転速度が所定値以上であるか否かにより行う。尚、この入力回転軸５の回転速度は、前記トロイダル型無段変速機１の実変速比を求める為、前記両入力側ディスク１０ａ、１０ｂのうちの何れかの入力側ディスク１０ａ（又は１０ｂ）に近接配置した入力側回転センサの検出信号により求められる。スタータモータによりエンジンを起動する場合、エンジンの点火（起動完了）に伴って前記クランクシャフトの回転速度が、前記スタータモータにより回転させられている速度からアイドリング速度にまで上昇する。そこで、これらスタータモータにより回転させられている速度とアイドリング速度との間に閾値（例えば３００ｍｉｎ-1）を設定すれば、前記エンジンが始動したか否かを判定できる。前記ステップ１で、このエンジンの回転速度が閾値未満の場合には、エンジンが始動していないものと考えられるので、そのまま終了する（ステップ１に戻る）。尚、このステップ１で閾値と比較する回転速度は、エンジンのクランクシャフトと同期して回転する部分の回転速度であれば、何れの部分の回転速度であっても良い。例えば、タコメータ用の信号から求められるエンジンの回転速度を利用する事もできる。 First, in step 1 of the flowchart shown in FIG. 1, it is determined whether or not the engine has been started. This determination is made based on whether or not the rotational speed of the input rotary shaft 5 of the toroidal type continuously variable transmission 1 that rotates in synchronization with the crankshaft of the engine is equal to or higher than a predetermined value. Note that the rotational speed of the input rotary shaft 5 is the input side disk 10a (or 10b) of the two input side disks 10a, 10b in order to obtain the actual transmission ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 1. It is calculated | required from the detection signal of the input side rotation sensor arrange | positioned in proximity. When the engine is started by the starter motor, the rotation speed of the crankshaft increases from the speed rotated by the starter motor to the idling speed as the engine is ignited (startup completion). Therefore, if a threshold value (for example, 300 min −1 ) is set between the speed rotated by the starter motor and the idling speed, it can be determined whether or not the engine has started. If it is determined in step 1 that the engine speed is less than the threshold value, it is considered that the engine has not been started, and the process is terminated (returns to step 1). The rotational speed compared with the threshold value in Step 1 may be any rotational speed as long as it is the rotational speed of the portion that rotates in synchronization with the crankshaft of the engine. For example, the rotational speed of the engine obtained from the tachometer signal can be used.

前記ステップ１で、前記入力回転軸５の回転速度が所定値以上である（前記エンジンが始動した）と判定された場合には、次のステップ２に移り、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を減速側（Ｌｏｗ側）に変化させるべく、このトロイダル型無段変速機１に変速指令信号を出力する。具体的には、図示しない制御器から、変速比制御弁３７の開閉状態を変化させる為のステッピングモータ３８（図６参照）に対して制御信号を出力する。そして、前記変速比制御弁３７の開閉状態を切り換え、前記プリセスカム３９を含む変位伝達機構を設けた１個のトラニオン１７ａを減速側に傾転させて、このトラニオン１７ａに支持されたパワーローラ１２ａの周面を、入力ディスク１０ａ（又は１０ｂ）の軸方向側面の径方向内側寄り部分と、出力ディスク１１の軸方向側面の径方向外寄り部分とに当接させる。この様に、前記変位伝達機構を設けた１個のトラニオン１７ａを減速側に傾転させる結果、この１個のトラニオン１７ａの傾転角と、残り３個のトラニオン１７ｂの傾転角との差が、解消乃至低減される。   If it is determined in step 1 that the rotational speed of the input rotary shaft 5 is equal to or higher than a predetermined value (the engine has started), the process proceeds to the next step 2 where the toroidal continuously variable transmission 1 A shift command signal is output to the toroidal continuously variable transmission 1 in order to change the gear ratio to the deceleration side (Low side). Specifically, a control signal is output from a controller (not shown) to a stepping motor 38 (see FIG. 6) for changing the open / close state of the transmission ratio control valve 37. Then, the open / close state of the transmission ratio control valve 37 is switched, and one trunnion 17a provided with a displacement transmission mechanism including the recess cam 39 is tilted to the deceleration side, and the power roller 12a supported by the trunnion 17a The circumferential surface is brought into contact with the radially inward portion of the axial side surface of the input disk 10a (or 10b) and the radially outward portion of the axial side surface of the output disk 11. In this way, as a result of tilting one trunnion 17a provided with the displacement transmission mechanism to the deceleration side, the difference between the tilt angle of the one trunnion 17a and the tilt angles of the remaining three trunnions 17b. Is eliminated or reduced.

尚、上述の様に、前記１個のトラニオン１７ａを減速側に傾転させる量は、その後の発進動作に備える（４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂの傾転角を同期させた後、発進動作に備える為に、ギヤードニュートラルポイントに見合う傾転角に調節する）為には、なるべく小さい方が好ましい。但し、前記ステップ２で減速側に傾転させる量が小さ過ぎると、前記４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂの変速比に関する同期機能が復活しない可能性がある。そこで、前記減速側に傾転させる量を、できるだけ少なく抑えるのであれば、前記４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂの変速比に関する同期機能が復活した事を確認できるまで、前記傾転させる量を徐々に（但し、１乃至数秒間の間に）増大させる。この同期機能が復活したか否かを確認する方法に就いては、図３により後述する。尚、前記１個のトラニオン１７ａを減速側に傾転させる量を多くしても構わないのであれば、この１個のトラニオン１７ａを、最大減速側にまで変速させる事が考えられる。トラクション部が滑り易い１個のパワーローラ１２ａを支持した、前記１個のトラニオン１７ａが最大減速側に揺動変位した状態であれば、前記残り３個のトラニオン１７ａに関しても最大減速側に変位していると考えられるので、前記４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂの変速比に関する同期機能が復活したと考えられ、特に確認する為の作業は必要ない。尚、前記１個のトラニオン１７ａを最大減速側に揺動変位させる為の信号としては、「最大高速側から最大減速側にまで、全変速範囲を変化させる為に必要なステップ数」、或は、「前回終了時（車両停止時）の目標変速比（一般的にはＧ／Ｎポイント）から最大減速側にまで変速させる為に必要なステップ数」等が考えられる。   As described above, the amount by which the one trunnion 17a is tilted toward the deceleration side is provided for the subsequent start operation (after the tilt angles of the four power rollers 12a and 12b are synchronized, the start operation In order to prepare for this, it is preferable to make it as small as possible in order to adjust the tilt angle to match the geared neutral point. However, if the amount of tilting toward the deceleration side in Step 2 is too small, the synchronization function regarding the gear ratio of the four power rollers 12a and 12b may not be restored. Therefore, if the amount of tilting to the deceleration side is suppressed as much as possible, the tilting amount is gradually increased until it can be confirmed that the synchronization function regarding the gear ratio of the four power rollers 12a and 12b has been restored. (However, between 1 and a few seconds). A method for confirming whether or not the synchronization function has been restored will be described later with reference to FIG. If the amount of tilting the one trunnion 17a to the deceleration side may be increased, it is conceivable to shift the one trunnion 17a to the maximum deceleration side. If the one trunnion 17a that supports one power roller 12a in which the traction portion is slippery is oscillated and displaced to the maximum deceleration side, the remaining three trunnions 17a are also displaced to the maximum deceleration side. Therefore, it is considered that the synchronization function related to the gear ratios of the four power rollers 12a and 12b has been restored, and no particular confirmation work is required. The signal for swinging and displacing the one trunnion 17a to the maximum deceleration side is “the number of steps necessary to change the entire speed range from the maximum high speed side to the maximum deceleration side”, or "The number of steps required for shifting from the target gear ratio (generally G / N point) at the end of the previous time (generally G / N point) to the maximum deceleration side" can be considered.

何れの方法を採用するにしても、上述の様にして前記４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂの変速比を確実に同期させられる様に、前記１個のパワーローラ１２ａに関するトラクション部を、残り３個のパワーローラ１２ｂに関するトラクション部よりも滑り易くしている。即ち、本例の無段変速装置に組み込むトロイダル型無段変速機１は、１対の入力ディスク１０ａ、１０ｂの軸方向側面と、一体型の出力ディスク１１の軸方向両側面との間に存在する１対のキャビティ毎に１対ずつ、合計４個のトラニオン１７ａ、１７ｂ及びパワーローラ１２ａ、１２ｂを設ける、ダブルキャビティ型であるが、これら４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂのうち、前記変位伝達機構を設けた１個のトラニオン１７ａに支持されたパワーローラ１２ａに関するトラクション部を、残り３個のトラニオン１７ｂに支持されたパワーローラ１２ｂに関するトラクション部よりも滑り易くしている。この為に具体的には、前記１個のトラニオン１７ａの内側面からのパワーローラ１２ａの突出量（支持高さ）を、残り３個のトラニオン１７ｂの内側面からのパワーローラ１２ｂの突出量よりも僅かに（例えば数μｍ乃至数十μｍ程度）低くしている。そして、これら３個のトラニオン１７ｂの挙動（軸方向変位及び揺動変位の方向）と前記１個のトラニオン１７ａの挙動との関係が、常に同じ傾向になる様にしている。   Regardless of which method is employed, the remaining three traction sections for the one power roller 12a are provided so that the transmission ratios of the four power rollers 12a, 12b can be reliably synchronized as described above. It is made to slip more easily than the traction part regarding each power roller 12b. That is, the toroidal-type continuously variable transmission 1 incorporated in the continuously variable transmission of the present example exists between the axial side surfaces of the pair of input disks 10a and 10b and the axial side surfaces of the integrated output disk 11. A pair of trunnions 17a and 17b and power rollers 12a and 12b are provided, one for each pair of cavities to be formed, which is a double cavity type. Among these four power rollers 12a and 12b, the displacement transmission The traction portion related to the power roller 12a supported by one trunnion 17a provided with a mechanism is made to be more slippery than the traction portion related to the power roller 12b supported by the remaining three trunnions 17b. Specifically, the amount of protrusion (support height) of the power roller 12a from the inner surface of the one trunnion 17a is determined from the amount of protrusion of the power roller 12b from the inner surface of the remaining three trunnions 17b. Is slightly lower (for example, about several μm to several tens of μm). The relationship between the behavior of these three trunnions 17b (direction of axial displacement and swing displacement) and the behavior of the one trunnion 17a is always the same.

従って、前記押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内に油圧が導入されず、この押圧装置２０が十分な押圧力を発生していない状態で前記両入力ディスク１０ａ、１０ｂと前記出力ディスク１１とが相対回転すると、前述の様な機構により、前記３個のトラニオン１７ｂに支持されたパワーローラ１２ｂは、それぞれのトラクション部に作用する接線方向の力により、最大減速側に傾転する。これに対して、前記１個のトラニオン１７ａに支持されたパワーローラ１２ａは、そのトラクション部に接線方向の力が加わらないか、加わったとしても、前記３個のパワーローラ１２ｂのトラクション部に作用する力よりも小さい為、ギヤードニュートラルを実現する位置、若しくは、この位置に近い部分に留まる可能性がある。この様に、前記１個のパワーローラ１２ａの傾転角と、前記３個のパワーローラ１２ｂの傾転角とが大きくずれた状態のまま、運転者の発進操作（Ｄレンジ又はＲレンジへの切換）に伴って、前記押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内に大きな油圧が導入され、この押圧装置２０が発生する押圧力が大きくなると、前述した様に、前記トロイダル型無段変速機１は、前記３個のパワーローラ１２ｂの傾転角に見合った変速比で運転される。この結果、前記１個のパワーローラ１２ａの周面と前記各ディスク１０ａ（又は１０ｂ）、１１の軸方向側面との接触部で、過大な滑りが発生する。   Therefore, the hydraulic pressure is not introduced into the hydraulic chambers 45a and 45b of the pressing device 20, and the input disks 10a and 10b and the output disk 11 are connected to each other in a state where the pressing device 20 does not generate a sufficient pressing force. When the relative rotation occurs, the power roller 12b supported by the three trunnions 17b is tilted to the maximum deceleration side by the tangential force acting on each traction portion by the mechanism as described above. On the other hand, the power roller 12a supported by the one trunnion 17a acts on the traction portion of the three power rollers 12b even if a tangential force is applied to the traction portion or not. Since it is smaller than the force to be applied, there is a possibility of staying at a position where geared neutral is realized or a portion close to this position. In this way, the driver's start operation (to the D range or R range) with the tilt angle of the one power roller 12a and the tilt angle of the three power rollers 12b largely deviated from each other. When a large hydraulic pressure is introduced into the hydraulic chambers 45a, 45b of the pressing device 20 and the pressing force generated by the pressing device 20 increases, as described above, the toroidal continuously variable transmission 1 Is operated at a gear ratio commensurate with the tilt angle of the three power rollers 12b. As a result, excessive slippage occurs at the contact portion between the peripheral surface of the single power roller 12a and the axial side surfaces of the disks 10a (or 10b) and 11.

これに対して本例の構造の場合には、前記ステップ２で、前記１個のパワーローラ１２ａの傾転角を減速側に変化させる為、この１個のパワーローラ１２ａの傾転角と前記３個のパワーローラ１２ｂの傾転角とのずれが低減乃至は解消される。そこで、次のステップ３で、これら合計４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂが同期したか否か（それぞれのパワーローラ１２ａ、１２ｂを支持している前記各トラニオン１７ａ、１７ｂの傾転角が一致したか否か）を判定する。この様に同期したか否かを判定する方法は特に問わない。例えば、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂの端部の枢軸１８部分に設けたエンコーダによりこれら各トラニオン１７ａ、１７ｂの傾転角を直接測定して、前記判定を行う事もできる。但し、この様な方法は、コスト上、設置スペース上の問題を生じる可能性がある。そこで、この様な方法を採用できない場合には、例えば前記ステッピングモータ３８のステップ数の変化量と、前記トロイダル型無段変速機１の変速比の変化量とが整合しているか否かで判定すれば、前記問題を解決できる。そこで、図３により、この様な判定方法に就いて説明する。   On the other hand, in the case of the structure of this example, since the tilt angle of the single power roller 12a is changed to the deceleration side in the step 2, the tilt angle of the single power roller 12a The deviation from the tilt angle of the three power rollers 12b is reduced or eliminated. Therefore, in the next step 3, whether or not these four power rollers 12a and 12b are synchronized (the tilt angles of the trunnions 17a and 17b supporting the respective power rollers 12a and 12b are matched). Whether or not). The method for determining whether or not the synchronization is performed is not particularly limited. For example, the determination can be made by directly measuring the tilt angle of each trunnion 17a, 17b by an encoder provided on the pivot 18 portion at the end of each trunnion 17a, 17b. However, such a method may cause a problem in terms of cost and installation space. Therefore, when such a method cannot be employed, for example, a determination is made based on whether or not the amount of change in the number of steps of the stepping motor 38 is consistent with the amount of change in the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 1. Then, the problem can be solved. Such a determination method will be described with reference to FIG.

先ず、ステップＡで、制御器から前記ステッピングモータ３８に、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を所定量変化させるべき指令信号を出力する。そして、前記ステッピングモータ３８の切り換えに基づき、前記１個のトラニオン１７ａを変位させ、このトラニオン１７ａに支持されたパワーローラ１２ａを、前記枢軸１８の軸方向に変位させる。前記４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂが同期していれば、ステップＢでの判断に於いて、前記トロイダル型無段変速機１の変速比が前記指令信号に見合う分だけ変化するので、ステップＣで、このトロイダル型無段変速機１の変速比が異常である旨を表すフラグをＯＦＦして終了する。これに対して、前記４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂが同期していなければ、ステップＢでの判断に於いて、前記トロイダル型無段変速機１の変速比が前記指令信号に見合う分だけ変化しないので、ステップＤで、このトロイダル型無段変速機１の変速比が異常である旨を表すフラグをＯＮしたまま終了する。このフラグがＯＮされている限り、前記図１のステップ２、３を繰り返して、前記４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂを同期させる。   First, in step A, a command signal for changing the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 1 by a predetermined amount is output from the controller to the stepping motor 38. Then, based on the switching of the stepping motor 38, the one trunnion 17a is displaced, and the power roller 12a supported by the trunnion 17a is displaced in the axial direction of the pivot shaft 18. If the four power rollers 12a and 12b are synchronized, the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 1 changes by an amount corresponding to the command signal in the determination in step B. Then, the flag indicating that the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 1 is abnormal is turned off, and the process ends. On the other hand, if the four power rollers 12a and 12b are not synchronized, the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 1 is changed by an amount corresponding to the command signal in the determination in step B. Therefore, in step D, the process ends with the flag indicating that the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 is abnormal turned ON. As long as this flag is ON, steps 2 and 3 in FIG. 1 are repeated to synchronize the four power rollers 12a and 12b.

尚、上述の図１のステップ２、３、及び前記図３に示す様に、前記１個のパワーローラ１２ａの傾転角を減速側に変化させて、このパワーローラ１２ａの変速比と残り３個のパワーローラ１２ｂの変速比とを同期させ、更に、これら４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂの変速比が同期したか否かを判定する作業は、シフトレバーが非走行位置（Ｐレンジ又はＮレンジ）に切り換えられて、前記低速用、高速用両クラッチ３０、３３の接続が断たれた状態で行う。この場合に好ましくは、前記押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内に油圧を徐々に導入し、前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂのトラクション部の面圧を徐々に上昇させる。シフトレバーが非走行位置にある状態でこれら各パワーローラ１２ａ、１２ｂのトラクション部の面圧を上昇させても、これら各パワーローラ１２ａ、１２ｂの傾転角を互いに一致させる方向の力が加わる。この為、前記押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内に油圧を徐々に導入する事は、前記１個のパワーローラ１２ａの傾転角を前記３個のパワーローラ１２ｂの傾転角とのずれを短時間に解消する面から有利である。   As shown in steps 2 and 3 of FIG. 1 and FIG. 3, the tilt angle of the one power roller 12a is changed to the deceleration side, and the gear ratio and the remaining 3 of the power roller 12a are changed. The operation of synchronizing the gear ratios of the four power rollers 12b and determining whether the gear ratios of the four power rollers 12a and 12b are synchronized is performed when the shift lever is in the non-travel position (P range or N range). Range), and the connection of both the low speed and high speed clutches 30 and 33 is cut off. In this case, preferably, the hydraulic pressure is gradually introduced into the hydraulic chambers 45a and 45b of the pressing device 20 to gradually increase the surface pressure of the traction portions of the power rollers 12a and 12b. Even when the surface pressure of the traction portion of each of the power rollers 12a and 12b is increased while the shift lever is in the non-traveling position, a force is applied in a direction that causes the tilt angles of the power rollers 12a and 12b to coincide with each other. For this reason, gradually introducing the hydraulic pressure into the hydraulic chambers 45a and 45b of the pressing device 20 causes the tilt angle of the one power roller 12a to deviate from the tilt angles of the three power rollers 12b. This is advantageous in terms of eliminating the problem in a short time.

前述した様に、前記１個のパワーローラ１２ａの変速比と残り３個のパワーローラ１２ｂの変速比とが同期せず、この１個のパワーローラ１２ａに関するトラクション部の滑りが大きい状態では、前記トロイダル型無段変速機１としては、最大減速状態で運転されている。これに対して、図１のステップ１→ステップ２の制御を行う事で、前記１個のパワーローラ１２ａに関するトラクション部の滑り率及びトラクション係数が、図２に点ｄ及び矢印αで示す様に、滑り率が小さくなる方向（前記３個のパワーローラ１２ｂに関するトラクション部の滑り率及びトラクション係数を示す点ｃに近づく方向）に変化し、前記４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂの変速比に関する同期が復活する。この状態で、これら４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂを組み込んだ、前記トロイダル型無段変速機１は、その時点での前記のステッピングモータ３８のステップ数に対応する変速比で運転される事になる。   As described above, the gear ratio of the one power roller 12a is not synchronized with the gear ratios of the remaining three power rollers 12b, and the slip of the traction portion related to the one power roller 12a is large. The toroidal type continuously variable transmission 1 is operated in a maximum deceleration state. On the other hand, by performing the control from step 1 to step 2 in FIG. 1, the slip ratio and the traction coefficient of the traction portion related to the one power roller 12a are as shown by a point d and an arrow α in FIG. , And changes in the direction in which the slip rate decreases (in the direction approaching the point c indicating the slip rate and the traction coefficient of the traction portion with respect to the three power rollers 12b), and synchronization with respect to the gear ratio of the four power rollers 12a and 12b Will be resurrected. In this state, the toroidal continuously variable transmission 1 incorporating these four power rollers 12a and 12b is operated at a gear ratio corresponding to the number of steps of the stepping motor 38 at that time. Become.

この様に、前記４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂの変速比が同期した状態では、前記ステッピングモータ３８の動き（ステップ数の変化）と前記トロイダル型無段変速機１の変速比とが対応する状態になる。又、この状態では、前記押圧装置２０による押圧力が上昇して、前記各トラクション部が、過大な滑りを伴ずに、動力を伝達する状態となる。そこで、前述の図３で説明した方法により、或は、前述した様に、全パワーローラ１２ａ、１２ｂを最大減速側に揺動変位させる事により、これら全パワーローラ１２ａ、１２ｂの変速比が同期した事が確認できたならば、次のステップ４で、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を、前記ギヤードニュートラルを実現する為の変速比（Ｇ／Ｎポイント）にすべく、前記ステッピングモータ３８に変速の為の指令信号を出力する。この結果、前記４個のパワーローラ１２ａ、１２ｂのトラクション部の状態が、図２の点ｃから点ｄに向け、矢印βで示す様に変化する。そして、続くステップ５で、前記トロイダル型無段変速機１の変速比が前記Ｇ／Ｎポイントに達したか否かを判断する。要するに、サーボ機構が付設された１個のパワーローラ１２ａに関する変速比を、同じく付設されていない残り３個のパワーローラ１２ｂの変速比に合わせた状態で各トラクション部の面圧を上昇させてから、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を前記Ｇ／Ｎポイントに調節する。   Thus, in a state where the gear ratios of the four power rollers 12a and 12b are synchronized, the movement of the stepping motor 38 (change in the number of steps) corresponds to the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 1. It becomes a state. Further, in this state, the pressing force by the pressing device 20 is increased, and each traction portion is in a state of transmitting power without excessive sliding. Therefore, the gear ratios of all the power rollers 12a and 12b are synchronized by the method described with reference to FIG. 3 or by swinging and displacing all the power rollers 12a and 12b to the maximum deceleration side as described above. If it has been confirmed, in step 4, the stepping is performed so that the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 1 is set to the gear ratio (G / N point) for realizing the geared neutral. A command signal for shifting is output to the motor 38. As a result, the state of the traction portions of the four power rollers 12a and 12b changes from the point c to the point d in FIG. In the following step 5, it is determined whether or not the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 1 has reached the G / N point. In short, after increasing the surface pressure of each traction section in a state in which the gear ratio of one power roller 12a with a servo mechanism is matched with the gear ratio of the remaining three power rollers 12b that are not also attached. The gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 1 is adjusted to the G / N point.

そして、前記ステップ５で、前記トロイダル型無段変速機１の変速比が前記Ｇ／Ｎポイントに達したと判断された場合に、次のステップ６で、学習制御を行う。この学習制御は、前述した通り、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を前記ギヤードニュートラルを実現する為の値に、高精度で規制する為である。尚、或る１点で、前記トロイダル型無段変速機１の変速比と前記ステッピングモータ３８のステップ数との関連が分かれば、これら変速比及びステップ数の全範囲で、これら変速比とステップ数との関係を高精度で対応させられる。従って、前記学習制御は、必ずしも前記ギヤードニュートラルを実現する為の変速比で行う必要は無い。例えば、同期が確認できた時点で行って（その時点での変速比とステップ数とを関連させて）も良いし、最大減速比部分で行っても良い。又、学習制御を行うタイミングは１回のみとは限らない。例えば最大減速比時点で行った後、再度前記ギヤードニュートラルを実現する為の変速比時点（Ｇ／Ｎポイント）で行っても良い。   If it is determined in step 5 that the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 has reached the G / N point, learning control is performed in the next step 6. As described above, this learning control is performed to regulate the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 1 to a value for realizing the geared neutral with high accuracy. If the relationship between the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 1 and the number of steps of the stepping motor 38 is known at a certain point, the gear ratio and the step in the entire range of the gear ratio and the number of steps. The relationship with numbers can be handled with high accuracy. Therefore, the learning control is not necessarily performed at the gear ratio for realizing the geared neutral. For example, it may be performed at the time when the synchronization is confirmed (in relation to the gear ratio at that time and the number of steps), or may be performed at the maximum reduction ratio portion. Further, the timing for performing learning control is not limited to once. For example, after performing at the maximum reduction ratio, it may be performed again at the speed ratio (G / N point) for realizing the geared neutral again.

本発明は、３個以上のパワーローラを備え、このうちの１個のパワーローラを支持したトラニオン（支持部材）の傾転角のみをプリセスカムにより機械的に制御し（サーボ機構を組み込み）、残りの複数個のパワーローラの位置（トラニオンの傾転角）に関しては、当該パワーローラに関するトラクション部に作用する接線力により、前記１個のパワーローラを支持したトラニオンの傾転角に一致させる構造であれば、実施できる。例えば、１対の入力ディスクと出力ディスクとの間に３個のパワーローラを設置した構造であれば、ダブルキャビティ型に限らず、シングルキャビティ型のトロイダル型無段変速機でも実施できる。但し、油圧式の押圧装置の押圧力が不足している状態で、前記サーボ機構を組み込んだ１個のパワーローラに関するトラクション部が、残り複数個のパワーローラに関するトラクション部よりも滑り易い事が前提となる。従って、例えば本発明を、フルトロイダル型のトロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置に関して実施する場合には、サーボ機構を組み込んだ１個のパワーローラの直径を、残りの複数個のパワーローラの直径よりも、僅かに（数μｍ乃至数十μｍ程度）小さくする。   The present invention includes three or more power rollers, and only the tilt angle of the trunnion (support member) that supports one of the power rollers is mechanically controlled by the recess cam (the servo mechanism is incorporated), and the rest With respect to the position of the plurality of power rollers (the tilt angle of the trunnion), the tangential force acting on the traction portion related to the power roller is matched with the tilt angle of the trunnion supporting the one power roller. If there is, it can be implemented. For example, as long as three power rollers are installed between a pair of input disks and output disks, the invention can be implemented not only in the double cavity type but also in a single cavity type toroidal continuously variable transmission. However, it is assumed that the traction portion related to one power roller incorporating the servo mechanism is more slippery than the traction portions related to the remaining plurality of power rollers in a state where the pressing force of the hydraulic pressing device is insufficient. It becomes. Therefore, for example, when the present invention is implemented with respect to a continuously variable transmission device incorporating a full toroidal type toroidal continuously variable transmission, the diameter of one power roller incorporating a servo mechanism is set to the remaining plurality of power rollers. The diameter is slightly smaller (a few μm to several tens of μm) than the diameter of the power roller.

１ トロイダル型無段変速機
２ 遊星歯車式変速機
３ 入力軸
４ 出力軸
５ 入力回転軸
６ 伝達軸
７ 前段ユニット
８ 中段ユニット
９ 後段ユニット
１０ａ、１０ｂ 入力ディスク
１１ 出力ディスク
１２ａ、１２ｂ パワーローラ
１３ ケーシング
１４ 支柱
１５ 転がり軸受
１６ 支持板
１７ａ、１７ｂ トラニオン
１８ 枢軸
１９ 支持軸
２０ 押圧装置
２１ 中空回転軸
２２ 太陽歯車
２３、２３ａ キャリア
２４ 遊星歯車
２５ 遊星歯車
２６ 遊星歯車
２７ リング歯車
２８ 第二太陽歯車
２９ 第二キャリア
３０ 低速用クラッチ
３１ 第三太陽歯車
３２ 第二リング歯車
３３ 高速用クラッチ
３４ 遊星歯車
３５ 遊星歯車
３６ アクチュエータ
３７ 変速比制御弁
３８ ステッピングモータ
３９ プリンセスカム
４０ スプール
４１ スリーブ
４２ 油圧源
４３ａ、４３ｂ 油圧室
４４ リンク腕
４５ａ、４５ｂ 油圧室
４６ 与圧ばね DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Toroidal type continuously variable transmission 2 Planetary gear type transmission 3 Input shaft 4 Output shaft 5 Input rotation shaft 6 Transmission shaft 7 Front stage unit 8 Middle stage unit 9 Rear stage unit 10a, 10b Input disk 11 Output disk 12a, 12b Power roller 13 Casing 14 support 15 rolling bearing 16 support plate 17a, 17b trunnion 18 pivot 19 support shaft 20 pressing device 21 hollow rotating shaft 22 sun gear 23, 23a carrier 24 planetary gear 25 planetary gear 26 planetary gear 27 ring gear 28 second sun gear 29 first sun gear 29 Two-carrier 30 Low speed clutch 31 Third sun gear 32 Second ring gear 33 High speed clutch 34 Planetary gear 35 Planetary gear 36 Actuator 37 Gear ratio control valve 38 Stepping motor 39 Princess cam 40 Spool 41 Sleeve 42 Hydraulic source 43a, 43b Hydraulic chamber 44 Link arm 45a, 45b Hydraulic chamber 46 Pressure spring

Claims (5)

駆動源であるエンジンの出力軸に繋がる入力部材と被駆動部に繋がる出力部材との間に、トロイダル型無段変速機と遊星歯車ユニットとを配置して成り、このうちの入力部材をこのトロイダル型無段変速機の入力部に接続すると共に、前記遊星歯車ユニットに存在する、動力伝達用部材を接続可能な３箇所の接続部のうちの２箇所の接続部に、前記入力部材と前記トロイダル型無段変速機の出力部とを、残りの接続部に前記出力部材を、それぞれ動力の伝達を可能に接続し、このトロイダル型無段変速機の入力ディスクと出力ディスクとの間の変速比を調節する事により、前記入力部材を一方向に回転させた状態のまま前記出力部材の回転方向を、停止状態を挟んで両方向に変換可能とした無段変速装置であって、
前記トロイダル型無段変速機は、トロイド曲面である出力側曲面を有する出力ディスクと、トロイド曲面である入力側曲面をこの出力側曲面に対向させた状態でこの出力ディスクと同心に、且つ、この出力ディスクに対する相対回転を可能に支持された入力ディスクと、これら各ディスクの中心軸に対し捩れの位置にある枢軸を中心として揺動変位可能に配置された複数個のトラニオンと、それぞれがこれら各トラニオンに回転自在に支持された状態で、互いに対向する前記出力側曲面と前記入力側曲面との間に挟持された複数個のパワーローラと、これら各パワーローラの周面と前記出力側、入力側各曲面との転がり接触部であるトラクション部の面圧を確保する為、前記入力ディスクと前記出力ディスクを互いに近づく方向に押圧する油圧式の押圧装置とを備え、前記各トラニオンを前記各枢軸の軸方向に、油圧式のアクチュエータにより変位させる事でこれら各トラニオンをこれら各枢軸を中心として揺動変位させる事により、前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間の変速比の調節を行わせるもので、前記各枢軸を中心とする前記各トラニオンの傾斜角度は、前記アクチュエータへの圧油の給排を制御する変速比制御弁により制御するものであって、この変速比制御弁の開閉状態は、１対の弁構成部材の相対変位に基づいて切り換えられるものであり、これら両弁構成部材のうちの一方の弁構成部材をステッピングモータにより、他方の弁構成部材を前記各トラニオンのうちの何れか１個のトラニオンとの間に設けた変位伝達機構により、それぞれ変位させる様に構成しており、
前記入力ディスクの回転速度と前記出力ディスクの回転速度との比として求められる、前記トロイダル型無段変速機の実変速比に基づいて、このトロイダル型無段変速機の変速比を所望の値に調節する為の、前記ステッピングモータのステップ数を学習して、このステッピングモータを制御する為の制御器に記憶させる学習機能を有し、
前記押圧装置を構成する油圧室内に油圧を導入しない状態でこの押圧装置が前記各トラクション部に付与する押圧力を、前記エンジンの始動時に前記出力軸から前記入力ディスクまで伝えられたトルクを前記出力ディスクにまで伝達するには不足するものとすると共に、
前記押圧装置を構成する油圧室内に油圧を導入しない状態で、前記何れか１個のトラニオンに支持されたパワーローラに関するトラクション部の面圧が、他のトラニオンに支持されたパワーローラに関するトラクション部の面圧よりも低くなるものとし、
前記エンジンの起動後に前記制御器は、前記ステッピングモータを、前記トロイダル型無段変速機の変速比を、前記入力部材を一方向に回転させた状態のまま前記出力部材の回転方向を停止状態にできる値よりも減速側にする為のステップ数に調節した後、前記学習機能に基づいて、前記トロイダル型無段変速機の変速比を所望の値に調節する為の前記ステップ数を学習する機能を有する
無段変速装置。 A toroidal-type continuously variable transmission and a planetary gear unit are arranged between an input member connected to the output shaft of the engine, which is a driving source, and an output member connected to the driven portion, and the input member is included in this toroidal The input member and the toroidal are connected to the input part of the continuously variable transmission and to two connection parts of the three connection parts that can be connected to the power transmission member, which are present in the planetary gear unit. A transmission ratio between the input disk and the output disk of the toroidal continuously variable transmission. A continuously variable transmission capable of converting the rotation direction of the output member into both directions with the stop state sandwiched between the input member and the input member rotated in one direction,
The toroidal-type continuously variable transmission includes an output disk having an output-side curved surface that is a toroidal curved surface, and an output disk that is concentric with the output-side curved surface in a state where the input-side curved surface that is a toroidal curved surface is opposed to the output-side curved surface. An input disk supported so as to be able to rotate relative to the output disk, and a plurality of trunnions arranged so as to be able to swing and displace about a pivot that is twisted with respect to the central axis of each disk. A plurality of power rollers sandwiched between the output-side curved surface and the input-side curved surface facing each other in a state of being rotatably supported by the trunnion, and the peripheral surfaces of the power rollers, the output side, and the input Oil that presses the input disk and the output disk toward each other in order to ensure the surface pressure of the traction part that is a rolling contact part with each side curved surface And pressing each of the trunnions in the axial direction of each pivot by a hydraulic actuator so that each trunnion is oscillated and displaced about each of the pivots. Adjusting the gear ratio with the output disk, the inclination angle of each trunnion about each pivot is controlled by a gear ratio control valve that controls the supply and discharge of pressure oil to and from the actuator. The open / close state of the transmission ratio control valve is switched based on the relative displacement of the pair of valve constituent members, and one of the valve constituent members is connected to the stepping motor. The other valve constituent member is configured to be displaced by a displacement transmission mechanism provided between any one of the trunnions. And,
Based on the actual transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission obtained as the ratio of the rotational speed of the input disk and the rotational speed of the output disk, the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission is set to a desired value. Learning the number of steps of the stepping motor for adjustment, and having a learning function for storing in a controller for controlling the stepping motor,
The torque transmitted from the output shaft to the input disk when the engine is started is applied to the traction portion by the pressing device without introducing hydraulic pressure into the hydraulic chamber constituting the pressing device. It is not enough to transmit to disk,
In a state where no hydraulic pressure is introduced into the hydraulic chamber constituting the pressing device, the surface pressure of the traction section related to the power roller supported by any one of the trunnions is the same as that of the traction section related to the power rollers supported by other trunnions. It will be lower than the surface pressure,
After the engine is started, the controller causes the stepping motor to stop the rotation direction of the output member while maintaining the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission in a state where the input member is rotated in one direction. A function for learning the number of steps for adjusting the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission to a desired value based on the learning function after adjusting the number of steps to be on the deceleration side from a possible value A continuously variable transmission. 前記トロイダル型無段変速機が、前記各トラニオンの片側面にそれぞれパワーローラを回転自在に支持したハーフトロイダル型であり、前記何れか１個のトラニオンに支持されたパワーローラの、このトラニオンの片側面からの突出量が、前記他のトラニオンに支持されたパワーローラの、このトラニオンの片側面からの突出量よりも小さい、請求項１に記載した無段変速装置。   The toroidal continuously variable transmission is a half toroidal type in which a power roller is rotatably supported on one side surface of each trunnion, and the trunnion piece of the power roller supported by any one of the trunnions The continuously variable transmission according to claim 1, wherein a protruding amount from a side surface is smaller than a protruding amount from one side surface of the trunnion of a power roller supported by the other trunnion. 前記ステッピングモータを減速側に変位させてから、前記各トラニオンの傾転角が互いに同期した事を確認した後、前記ステップ数を学習する請求項１〜２のうちの何れか１項に記載した無段変速装置。   3. The method according to claim 1, wherein the step number is learned after displacing the stepping motor to the deceleration side and then confirming that the tilt angles of the trunnions are synchronized with each other. Continuously variable transmission. 前記ステッピングモータを減速側に変位させて、前記トロイダル型無段変速機の変速比を最も減速側に変化させ、その時点での前記ステッピングモータのステップ数を最も減速側の変速比に対応するステップ数として学習し記憶する、請求項１〜３のうちの何れか１項に記載した無段変速装置。   Displace the stepping motor to the deceleration side to change the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission to the most deceleration side, and the step number of the stepping motor at that time corresponds to the most gear ratio on the deceleration side The continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 3, wherein the continuously variable transmission is learned and stored as a number. 前記ステッピングモータのステップ数を調節する事により、前記トロイダル型無段変速機の変速比を、前記入力部材を一方向に回転させた状態のまま出力部材を停止させるギヤードニュートラルを実現する値に規制し、その時点での前記ステッピングモータのステップ数をこのギヤードニュートラルを実現する変速比に対応するステップ数として学習し記憶する、請求項１〜４うちの何れか１項に記載した無段変速装置。   By adjusting the number of steps of the stepping motor, the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission is regulated to a value that realizes a geared neutral that stops the output member while the input member is rotated in one direction. The continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 4, wherein the step number of the stepping motor at that time is learned and stored as a step number corresponding to a gear ratio for realizing the geared neutral. .
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CN105026799B (en) 2012-09-26 2016-11-09 本田技研工业株式会社 Stepless speed change device
JP2014070726A (en) * 2012-10-02 2014-04-21 Nsk Ltd Infinite variable-speed drive
JP6221827B2 (en) * 2014-02-28 2017-11-01 日本精工株式会社 Toroidal continuously variable transmission

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2000346190A (en) * 1999-06-09 2000-12-12 Nissan Motor Co Ltd Control device for continuously variable transmission of infinit change gear ratio
JP2002089678A (en) * 2000-09-14 2002-03-27 Nissan Motor Co Ltd Control device for continuously variable transmission having infinite change gear ratio
JP2002156034A (en) * 2000-11-22 2002-05-31 Nissan Motor Co Ltd Transmission control device in engine stop of transmission with infinit change gear ratio
JP4548024B2 (en) * 2004-07-13 2010-09-22 日本精工株式会社 Toroidal continuously variable transmission and continuously variable transmission
JP5071239B2 (en) * 2008-05-16 2012-11-14 トヨタ自動車株式会社 Toroidal-type continuously variable transmission and synchronization method of its power roller
JP2009275888A (en) * 2008-05-16 2009-11-26 Toyota Motor Corp Toroidal type continuously variable transmission and method for synchronizing its power roller

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