JP6163790B2

JP6163790B2 - Toroidal continuously variable transmission

Info

Publication number: JP6163790B2
Application number: JP2013040816A
Authority: JP
Inventors: 豊田　俊郎; 俊郎豊田
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2013-03-01
Filing date: 2013-03-01
Publication date: 2017-07-19
Anticipated expiration: 2033-03-01
Also published as: JP2014169726A

Description

この発明は、自動車用変速装置として、或いはポンプ等の各種産業用機械の運転速度を調節する為の変速装置として利用する、トロイダル型無段変速機の改良に関する。具体的には、各ディスクが、互いの中心軸同士を多少偏心させた状態のまま相対回転した場合にも、動力伝達部（トラクション部）で有害な滑り（グロススリップ）が発生し難い構造の実現を図るものである。 The present invention relates to an improvement in a toroidal type continuously variable transmission that is used as a transmission for an automobile or a transmission for adjusting the operating speed of various industrial machines such as a pump. Specifically, even when each disk rotates relative to each other with its center axes slightly decentered, it is difficult for harmful slip (gross slip) to occur in the power transmission section (traction section). It is intended to realize.

自動車用変速機を構成する変速機の一種としてトロイダル型無段変速機が、多くの刊行物に記載される等により広く知られており、一部で実施されている。又、トロイダル型無段変速機と遊星歯車機構とを組み合わせて無段変速装置を構成し、このうちのトロイダル型無段変速機単体としての変速比（減速比）に比べて、無段変速装置全体としての速度比（増速比）の調節範囲を大きくする構造も、例えば特許文献１に記載される等により、従来から知られている。図２〜４は、この特許文献１に記載された、無段変速装置の従来構造の１例を示している。尚、以下の説明では、明りょう化の為、トロイダル型無段変速機単体に関しては変速比の語を使用し、無段変速装置に関しては速度比の語を使用する。 2. Description of the Related Art Toroidal continuously variable transmissions are widely known as described in many publications as a kind of transmissions constituting automobile transmissions, and some of them are implemented. Further, a continuously variable transmission is configured by combining a toroidal continuously variable transmission and a planetary gear mechanism, and the continuously variable transmission is compared with the transmission ratio (reduction ratio) of the toroidal continuously variable transmission alone. A structure for increasing the adjustment range of the speed ratio (speed increasing ratio) as a whole is also conventionally known, for example, as described in Patent Document 1. 2 to 4 show an example of a conventional structure of a continuously variable transmission described in Patent Document 1. FIG. In the following description, for the sake of clarity, the term “speed ratio” is used for the toroidal type continuously variable transmission alone, and the term “speed ratio” is used for the continuously variable transmission.

前記特許文献１に記載された無段変速装置は、トロイダル型無段変速機１と、前段、中段、後段の３段階のユニットを備えた遊星歯車式変速機２とを、低速用クラッチ３と高速用クラッチ４とを介して組み合わせて成る。そして、これら両クラッチ３、４の断接状態を切り換えると共に、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を調節する事により、入力軸５と、この入力軸５と同心に配置された出力軸６との間の速度比（増速比）を零（減速比を無限大）に調節可能としている。即ち、前記低速用クラッチ３を接続すると共に前記高速用クラッチ４の接続を断った低速モード状態で、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を調節する事により、前記入力軸５を一方向に回転させた状態のまま、前記出力軸６を、停止状態を挟んで、両方向に回転させられる様にしている。これに対して、前記高速用クラッチ４を接続すると共に前記低速用クラッチ３の接続を断った高速モード状態で、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、前記無段変速装置全体としての速度比も増速側に変化させる様にしている。 The continuously variable transmission described in Patent Document 1 includes a toroidal continuously variable transmission 1, a planetary gear type transmission 2 having a unit of three stages, a front stage, a middle stage, and a rear stage, and a low speed clutch 3. It is combined through a high speed clutch 4. The input shaft 5 and the output shaft arranged concentrically with the input shaft 5 are adjusted by switching the connection / disconnection state of the clutches 3 and 4 and adjusting the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 1. The speed ratio (speed increase ratio) between 6 and 6 can be adjusted to zero (the speed reduction ratio is infinite). That is, by adjusting the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 in the low speed mode state in which the low speed clutch 3 is connected and the high speed clutch 4 is disconnected, the input shaft 5 is moved in one direction. The output shaft 6 can be rotated in both directions with the stopped state in a state where the output shaft 6 is rotated. On the other hand, in the high speed mode state in which the high speed clutch 4 is connected and the low speed clutch 3 is disconnected, the speed ratio of the toroidal continuously variable transmission 1 is changed to the speed increasing side. The speed ratio of the continuously variable transmission as a whole is also changed to the speed increasing side.

上述の様なトロイダル型無段変速機１は、１対の入力側ディスク７ａ、７ｂと、一体型の出力側ディスク８と、複数のパワーローラ９、９とを備える。これら各ディスク７ａ、７ｂ、８の、互いに対向する軸方向側面は、それぞれ断面円弧形の凹曲面（トロイド曲面）とし、前記各パワーローラ９、９の周面は、部分球面状の凸曲面としている。そして、前記両入力側ディスク７ａ、７ｂは、前記入力軸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している。又、前記出力側ディスク８は、前記両入力側ディスク７ａ、７ｂ同士の間に、これら両入力側ディスク７ａ、７ｂと同心に、且つ、これら両入力側ディスク７ａ、７ｂに対する相対回転を自在として支持している。更に、前記各パワーローラ９、９は、これら各ディスク７ａ、７ｂ、８の軸方向に関して、この出力側ディスク８の軸方向両側面とこれら両入力側ディスク７ａ、７ｂの軸方向片側面との間に、それぞれ複数個ずつ挟持している。そして、これら両入力側ディスク７ａ、７ｂの回転に伴って回転しつつ、これら両入力側ディスク７ａ、７ｂから前記出力側ディスク８に動力を伝達する。 The toroidal type continuously variable transmission 1 as described above includes a pair of input side disks 7a and 7b, an integrated output side disk 8, and a plurality of power rollers 9 and 9. The side surfaces in the axial direction of the disks 7a, 7b, and 8 facing each other are concave curved surfaces (toroidal curved surfaces) each having a circular arc cross section, and the peripheral surfaces of the power rollers 9 and 9 are partially curved convex surfaces. It is said. The input disks 7a and 7b are coupled to each other via the input shaft 5 so as to be concentric with each other and capable of synchronous rotation. The output side disk 8 is concentric with the input side disks 7a and 7b between the input side disks 7a and 7b, and is relatively rotatable with respect to the input side disks 7a and 7b. I support it. Further, each of the power rollers 9, 9 has an axial direction of each of the discs 7a, 7b, 8 between the axial side surfaces of the output side disc 8 and the axial side surfaces of the input side discs 7a, 7b. A plurality of each is sandwiched between them. Then, power is transmitted from the input disks 7a, 7b to the output disk 8 while rotating with the rotation of the input disks 7a, 7b.

前記出力側ディスク８はその軸方向両端部を、それぞれがスラストアンギュラである１対の玉軸受１０、１０等の転がり軸受により、回転自在に支持している。又、前記各パワーローラ９、９はそれぞれ、特許請求の範囲に記載した支持部材であるトラニオン１１、１１の内側面に、回転自在に支持している。又、これら各トラニオン１１、１１の両端部を支持する為に１対の支持板１２ａ、１２ｂをケーシング１３の内側に、互いに平行に且つ上下方向に間隔を空けて配置されたアクチュエータボディー１４及び連結板１５と、１対の支柱１６、１６とを介して設けている。これら両支柱１６、１６はそれぞれ、前記入力軸５を挟んで径方向反対側に互いに同心に設けられた１対の支持ポスト部１７ａ、１７ｂを、環状乃至は枠状の支持部１８により連結して成る。前記入力軸５は、この支持部１８の内側を挿通している。 The output side disk 8 is rotatably supported at both ends in the axial direction by rolling bearings such as a pair of ball bearings 10 and 10 each having a thrust angular contact. Each of the power rollers 9 and 9 is rotatably supported on the inner surface of trunnions 11 and 11 as support members described in the claims. Further, in order to support both ends of each trunnion 11 and 11, a pair of support plates 12a and 12b are connected to the inside of the casing 13 and connected to the actuator body 14 parallel to each other and spaced apart in the vertical direction. It is provided via a plate 15 and a pair of support columns 16 and 16. Each of these support columns 16 and 16 is connected to a pair of support post portions 17a and 17b concentrically provided on the opposite side in the radial direction across the input shaft 5 by an annular or frame-shaped support portion 18. It consists of The input shaft 5 is inserted through the inside of the support portion 18.

又、前記両支柱１６、１６の下端部は、前記アクチュエータボディー１４の上面に凹凸嵌合により、取付位置並びに取付方向を規制した状態で、それぞれボルト１９、１９により結合固定している。これに対して前記両支柱１６、１６の上端部は前記連結板１５の下面に、それぞれボルト２０、２０により、やはり凹凸嵌合に基づいて取付位置を規制した状態で結合固定している。この様にして前記アクチュエータボディー１４の上面と前記連結板１５の下面との間に掛け渡した前記１対の支柱１６、１６に設けた、前記各支持ポスト部１７ａ、１７ｂのうち、下側の支持ポスト部１７ａ、１７ａを、前記１対の支持板１２ａ、１２ｂのうちの下側の支持板１２ａに形成した支持孔２１ａ、２１ａに、がたつきなく内嵌している。又、上側の支持ポスト部１７ｂ、１７ｂを、前記１対の支持板１２ａ、１２ｂのうちの上側の支持板１２ｂに形成した支持孔２１ｂ、２１ｂに、がたつきなく内嵌している。 Further, the lower ends of the support columns 16 and 16 are coupled and fixed by bolts 19 and 19, respectively, in a state where the mounting position and the mounting direction are regulated by the concave and convex fitting on the upper surface of the actuator body 14. On the other hand, the upper end portions of the support columns 16 and 16 are coupled and fixed to the lower surface of the connecting plate 15 by bolts 20 and 20 in a state where the mounting position is also restricted based on the uneven fitting. In this way, the lower side of the support post portions 17a and 17b provided on the pair of support columns 16 and 16 provided between the upper surface of the actuator body 14 and the lower surface of the connecting plate 15 is provided. The support post portions 17a and 17a are fitted into the support holes 21a and 21a formed in the lower support plate 12a of the pair of support plates 12a and 12b without rattling. Further, the upper support post portions 17b and 17b are fitted into the support holes 21b and 21b formed in the upper support plate 12b of the pair of support plates 12a and 12b without rattling.

前記各トラニオン１１、１１は、それぞれ、支持梁部２２と、１対ずつの折れ曲がり部２３ａ、２３ｂ及び傾転軸２４ａ、２４ｂとを備える。このうちの支持梁部２２は、前記各パワーローラ９、９を支持する為の部分で、これら各パワーローラ９、９はこの支持梁部２２の内側面に、偏心軸２５と、複数の転がり軸受２６ａ、２６ｂ、２６ｃ、２６ｄとにより支持されている。この状態で前記各パワーローラ９、９は、前記偏心軸２５の先半部を中心とする回転を自在に、且つ、この偏心軸２５の基半部を中心とする、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の軸方向の揺動変位を可能に支持される。又、前記両折れ曲がり部２３ａ、２３ｂは、前記支持梁部２２の両端部から前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の径方向に関して内側に折れ曲がっている。そして、前記両折れ曲がり部２３ａ、２３ｂの互いに反対側の側面である外側面に前記両傾転軸２４ａ、２４ｂを、互いに同心に設けている。 Each of the trunnions 11, 11 includes a support beam portion 22, a pair of bent portions 23a, 23b, and tilting shafts 24a, 24b. Of these, the support beam portion 22 is a portion for supporting each of the power rollers 9, 9. It is supported by bearings 26a, 26b, 26c, and 26d. In this state, each of the power rollers 9, 9 can freely rotate about the front half of the eccentric shaft 25, and each of the disks 7a, 7b centered on the base half of the eccentric shaft 25. , 8 are supported so as to be capable of rocking displacement in the axial direction. Further, the two bent portions 23a and 23b are bent inward from the both ends of the support beam portion 22 in the radial direction of the respective disks 7a, 7b and 8. The tilting shafts 24a and 24b are provided concentrically with each other on the outer surface which is the opposite side surface of the bent portions 23a and 23b.

それぞれが上述の様に構成され、それぞれの支持梁部２２の内側面に前記各パワーローラ９、９を支持した、前記各トラニオン１１、１１は、前記両支持板１２ａ、１２ｂ同士の間に掛け渡す状態で、前記各傾転軸２４ａ、２４ｂを中心とする揺動及びこれら各傾転軸２４ａ、２４ｂの軸方向の変位を可能に支持している。この為に、前記両支持板１２ａ、１２ｂの四隅部分に、それぞれ円形の保持孔２７ａ、２７ｂを、これら両支持板１２ａ、１２ｂを貫通する状態で形成している。そして、これら各保持孔２７ａ、２７ｂの内周面と前記各傾転軸２４ａ、２４ｂの外周面との間に、それぞれラジアルニードル軸受２８、２８を設けている。これら各ラジアルニードル軸受２８、２８は、外周面が部分球面状の凸曲面である外輪２９、２９を備え、これら各外輪２９、２９を前記各保持孔２７ａ、２７ｂに、がたつきなく、且つ、これら各保持孔２７ａ、２７ｂの軸方向に関する変位及び若干の揺動変位を可能に内嵌している。前記各ラジアルニードル軸受２８、２８を構成するニードル３０、３０は、前記各傾転軸２２ａ、２２ｂの外周面に設けた内輪軌道と前記各外輪２９、２９の内周面に設けた外輪軌道との間に、転動自在に設けている。 Each of the trunnions 11 and 11 configured as described above and supporting the power rollers 9 and 9 on the inner side surfaces of the support beam portions 22 are hung between the support plates 12a and 12b. In the handed state, the tilting shafts 24a and 24b are pivotally supported, and the tilting shafts 24a and 24b are supported so as to be displaced in the axial direction. For this purpose, circular holding holes 27a and 27b are formed at the four corners of the support plates 12a and 12b so as to penetrate the support plates 12a and 12b, respectively. Radial needle bearings 28 and 28 are provided between the inner peripheral surfaces of the holding holes 27a and 27b and the outer peripheral surfaces of the tilt shafts 24a and 24b, respectively. Each of these radial needle bearings 28, 28 includes outer rings 29, 29 whose outer peripheral surfaces are convex curved surfaces having a partially spherical shape, and these outer rings 29, 29 are not rattled into the holding holes 27 a, 27 b, and These holding holes 27a and 27b are fitted in such a manner that they can be displaced in the axial direction and slightly oscillated. The needles 30, 30 constituting the radial needle bearings 28, 28 include an inner ring raceway provided on the outer peripheral surface of each tilt shaft 22 a, 22 b and an outer ring raceway provided on the inner peripheral surface of each outer ring 29, 29. It is provided so that it can roll freely.

尚、前記アクチュエータボディー１４と前記連結板１５とのうち、アクチュエータボディー１４は、前記ケーシング１３の下部に固定している。又、前記連結板１５は前記ケーシング１３内に、長さ方向（図２〜３の左右方向、図４の表裏方向）及び幅方向（図２〜３の表裏方向、図４の左右方向）位置を規制した状態で設置している。この位置規制を行う為に、前記連結板１５の上面と前記ケーシング１３の天板部３１の下面との間に、位置決めスリーブ３２、３２を掛け渡している。前記出力側ディスク８の軸方向両端部は、この様にして前記ケーシング１３内の所定位置に固定した１対の支柱１６、１６の中間部に設けられた、前記両支持部１８、１８に、前記両玉軸受１０、１０により、回転自在に支持している。 Of the actuator body 14 and the connecting plate 15, the actuator body 14 is fixed to the lower portion of the casing 13. Further, the connecting plate 15 is positioned in the casing 13 in the length direction (left-right direction in FIGS. 2 and 3, front and back direction in FIG. 4) and in the width direction (front and back direction in FIGS. 2-3 and left-right direction in FIG. 4). Is installed in a regulated state. In order to perform this position regulation, positioning sleeves 32 and 32 are stretched between the upper surface of the connecting plate 15 and the lower surface of the top plate portion 31 of the casing 13. Both end portions in the axial direction of the output side disk 8 are provided on the support portions 18 and 18 provided in the middle portion of the pair of support columns 16 and 16 fixed in a predetermined position in the casing 13 in this way. The ball bearings 10 and 10 are rotatably supported.

上述の様なトロイダル型無段変速機１の変速比を調節するには、前記アクチュエータボディー１４内に収納したアクチュエータ３３ａ、３３ｂにより、前記各トラニオン１１、１１を前記各傾転軸２４ａ、２４ｂの軸方向に変位させる。言い換えれば、これら各傾転軸２４ａ、２４ｂに関する前記各トラニオン１１、１１の位置を、中立位置から、変速比を調節すべき方向に応じた方向に変位させる。この変位により、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の軸方向側面と前記各パワーローラ９、９の周面との転がり接触部（トラクション部）に作用する力の方向が変化する。具体的には、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転方向に関する接線方向に対し傾斜した方向の分力が発生する。そして、この分力に基づいて前記各トラニオン１１、１１が前記各パワーローラ９、９と共に、前記各傾転軸２４ａ、２４ｂを中心として傾斜し、その結果、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の径方向に関する前記各トラクション部の位置が変化し、前記変速比の調節が行われる。この変速比が所望値になった状態で、前記各トラニオン１１、１１の位置を前記中立位置に戻せば、前記変速比が調節後の値に保持される。 In order to adjust the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 1 as described above, the trunnions 11 and 11 are connected to the tilt shafts 24a and 24b by the actuators 33a and 33b housed in the actuator body 14, respectively. Displace in the axial direction. In other words, the positions of the trunnions 11 and 11 with respect to the tilt shafts 24a and 24b are displaced from the neutral position in a direction corresponding to the direction in which the gear ratio should be adjusted. Due to this displacement, the direction of the force acting on the rolling contact portion (traction portion) between the axial side surface of each of the disks 7a, 7b, 8 and the peripheral surface of each of the power rollers 9, 9 changes. Specifically, a component force in a direction inclined with respect to the tangential direction with respect to the rotational direction of the disks 7a, 7b, 8 is generated. Then, based on this component force, each trunnion 11, 11 is tilted around each tilt shaft 24 a, 24 b together with each power roller 9, 9. As a result, each of the disks 7 a, 7 b, 8 The position of each traction portion in the radial direction is changed, and the gear ratio is adjusted. If the positions of the trunnions 11 and 11 are returned to the neutral position in a state where the gear ratio has reached a desired value, the gear ratio is held at the adjusted value.

前記トロイダル型無段変速機１によるトルク伝達時には、油圧式のローディング装置３４により、前記両入力側ディスク７ａ、７ｂを、互いに近づく方向に押圧する。そして、前記各トラクション部の面圧を確保し、これら各トラクション部で、過大な滑りを生じる事なく、トルク伝達を行える様にする。この様な、前記ローディング装置３４の作用に基づいて、トルク伝達に寄与する部材である、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８や前記各パワーローラ９、９、並びに、これら各パワーローラ９、９を支持している前記各トラニオン１１、１１が弾性変形する。そして、これら各部材７ａ、７ｂ、８、９、１１の弾性変形量は伝達するトルクの大きさに応じて変動し、その結果、これら各ディスク７ａ、７ｂ、８の軸方向に関する、前記各パワーローラ９、９の位置が変動する。 At the time of torque transmission by the toroidal type continuously variable transmission 1, both the input side disks 7 a and 7 b are pressed in a direction approaching each other by the hydraulic loading device 34. And the surface pressure of each said traction part is ensured, and torque transmission can be performed in these each traction part, without producing an excessive slip. Based on the action of the loading device 34, the disks 7a, 7b, 8 and the power rollers 9, 9 that are members contributing to torque transmission, and the power rollers 9, 9 are arranged. The supported trunnions 11, 11 are elastically deformed. The amount of elastic deformation of each of the members 7a, 7b, 8, 9, and 11 varies depending on the magnitude of the torque to be transmitted. As a result, the power in the axial direction of the disks 7a, 7b, and 8 The positions of the rollers 9 and 9 vary.

図２〜４に示した従来構造の１例の場合には、前記各偏心軸２５、２５の先半部の周囲に回転自在に支持された前記各パワーローラ９、９が、これら各偏心軸２５、２５の基半部を中心として、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の軸方向の揺動変位する事により、前記弾性変形分を補償する。尚、トロイダル型無段変速機の構成各部材の弾性変形に拘らず、各ディスクの軸方向に関する各パワーローラの位置を適正に維持する為の構造として、特許文献２に記載された構造も、従来から知られている。本発明は、この特許文献２に記載された構造でも実施可能であるが、この部分の構造は本発明の要点ではない為、この特許文献２に記載された構造に就いては、図示並びに説明は省略する。 In the case of an example of the conventional structure shown in FIGS. 2 to 4, the power rollers 9 and 9 rotatably supported around the front half portions of the eccentric shafts 25 and 25 are respectively connected to the eccentric shafts. The elastic deformation is compensated by swinging and displacing the discs 7a, 7b, 8 in the axial direction around the base half portions of 25, 25. The structure described in Patent Document 2 is a structure for properly maintaining the position of each power roller in the axial direction of each disk, regardless of the elastic deformation of each member constituting the toroidal-type continuously variable transmission. Conventionally known. The present invention can also be implemented with the structure described in Patent Document 2. However, since the structure of this part is not the gist of the present invention, the structure described in Patent Document 2 is illustrated and described. Is omitted.

何れの構造にしても、トロイダル型無段変速機の伝達効率を確保する為には、前記各トラクション部の面圧を適正に維持する事が重要である。この面圧が低過ぎると、これら各トラクション部に過大な滑り（グロススリップ）が発生し、前記伝達効率が極端に低下するだけでなく、前記各パワーローラ９、９の周面や前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の軸方向側面を損傷する。これに対して、前記面圧が高過ぎると、前記各トラクション部の転がり抵抗が高くなり過ぎて、前記伝達効率が低下する。 Regardless of the structure, in order to ensure the transmission efficiency of the toroidal-type continuously variable transmission, it is important to properly maintain the surface pressure of each traction section. If the surface pressure is too low, excessive slippage (gross slip) occurs in each of these traction portions, and not only the transmission efficiency is extremely reduced, but also the peripheral surfaces of the power rollers 9, 9 and the disks. Damage to the axial sides of 7a, 7b, 8. On the other hand, if the surface pressure is too high, the rolling resistance of each traction portion becomes too high, and the transmission efficiency is lowered.

この為従来から、前記ローディング装置３４の油圧室内に導入する油圧を、前記トロイダル型無段変速機１の運転状態に応じて調節する事により、前記各トラクション部の面圧を適正範囲に調節する事が行われている。前記油圧調節の為に利用する運転状態を表す要素として従来は、変速比、入力回転速度、入力トルク、トラクションオイルの温度（油温）、設定トラクション係数（接線力／法線力）が利用されている。前記トロイダル型無段変速機１を構成する、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８と前記各パワーローラ９、９との位置関係が理想的であれば、前記各要素に基づいて前記油圧を適正に調節すれば、前記伝達効率を十分に確保できるし、前記各パワーローラ９、９の周面や前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の軸方向側面の損傷を防止できる。 For this reason, conventionally, the surface pressure of each traction section is adjusted to an appropriate range by adjusting the hydraulic pressure introduced into the hydraulic chamber of the loading device 34 according to the operating state of the toroidal continuously variable transmission 1. Things are being done. Conventionally, gear ratio, input rotation speed, input torque, traction oil temperature (oil temperature), and set traction coefficient (tangential force / normal force) are used as elements representing the operating state used for adjusting the hydraulic pressure. ing. If the positional relationship between the disks 7a, 7b, 8 and the power rollers 9, 9 constituting the toroidal-type continuously variable transmission 1 is ideal, the hydraulic pressure is appropriately set based on the elements. If adjusted, the transmission efficiency can be sufficiently ensured, and damage to the peripheral surfaces of the power rollers 9 and 9 and the axial side surfaces of the disks 7a, 7b, and 8 can be prevented.

但し、前記位置関係は必ずしも理想的にはならず、この位置関係のずれに基づいて前記各トラクション部の面圧の適正値が変化する事が、本発明者の研究により分かった。この点に就いて、図５〜６を参照しつつ説明する。
各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転中心は互いに一致している事が原則であり、これら各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転中心が厳密に一致さえしていれば、前記位置関係を理想的にする事は容易である。但し、トロイダル型無段変速機の機能上必要な隙間により、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転中心が、僅かとは言え、ずれる（互いに偏心する）可能性がある。 However, the present inventor's research has revealed that the positional relationship is not necessarily ideal, and the appropriate value of the surface pressure of each traction portion changes based on this positional relationship deviation. This point will be described with reference to FIGS.
In principle, the rotational centers of the disks 7a, 7b, and 8 are coincident with each other. If the rotational centers of the disks 7a, 7b, and 8 are exactly identical, the positional relationship is ideal. It's easy to do. However, the rotational centers of the disks 7a, 7b, and 8 may be slightly shifted (eccentric from each other) due to a gap necessary for the function of the toroidal-type continuously variable transmission.

例えば、前述の図２〜３に示した構造では、入力側ディスク７ａ、７ｂを入力軸５の両端部に、ボールスプライン又はラジアルニードル軸受を介して支持すると共に、出力側ディスク８を前記入力軸５の中間部周囲に、この入力軸５に対する相対回転を可能に支持している。従って、前記入力側ディスク７ａ（７ｂ）及び出力側ディスク８の内周面と入力軸５の外周面との間には、図５の（Ａ）に示す様に、隙間が存在する状態となる。又、図５の（Ｂ）に示す様に、入力側ディスク７ａ（７ｂ）を入力軸５に締り嵌めで外嵌固定する場合もあるが、この様な構造でも、出力側ディスク８の内周面と入力軸５の外周面との間には、隙間が存在する。そして、何れの構造の場合でも、この隙間の存在に基づいて、前記入力側ディスク７ａ（７ｂ）の回転中心と前記出力側ディスク８の回転中心とが、図６に誇張して示す様にずれる可能性がある。 For example, in the structure shown in FIGS. 2 to 3, the input side disks 7a and 7b are supported at both ends of the input shaft 5 via ball splines or radial needle bearings, and the output side disk 8 is supported by the input shaft. 5 is supported around the intermediate portion of 5 such that it can rotate relative to the input shaft 5. Therefore, a gap exists between the inner peripheral surface of the input side disk 7a (7b) and the output side disk 8 and the outer peripheral surface of the input shaft 5, as shown in FIG. . In addition, as shown in FIG. 5B, the input side disk 7a (7b) may be externally fixed to the input shaft 5 by an interference fit. There is a gap between the surface and the outer peripheral surface of the input shaft 5. In any structure, the rotation center of the input side disk 7a (7b) and the rotation center of the output side disk 8 are deviated as shown exaggeratedly in FIG. there is a possibility.

そして、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転中心同士がずれた場合には、前記各トラクション部で生じる滑りが大きくなる。例えば、変速比を変化させない中立状態で、これら各トラクション部に作用する力の方向が前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転方向に関する接線方向に一致すれば、前記各トラクション部に生じる滑りは、トロイダル型無段変速機の運転時に避けられないスピン滑りだけになる。但し、総てのトラクション部にスピン滑り以外の滑りが生じない様にする為には、これら各トラクション部に関する、総てのディスク７ａ、７ｂ、８の回転中心が一致する事が条件になる。これら各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転中心が不一致になると、前記各トラクション部に作用する力の方向とこれら各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転方向に関する接線方向との間にずれが生じる。このずれは、前述した様に、前記トロイダル型無段変速機の変速比を変化させる力として、前記各パワーローラ９、９に加わる。 When the rotation centers of the disks 7a, 7b, and 8 are deviated from each other, the slip generated at the traction portions increases. For example, in the neutral state where the gear ratio is not changed, if the direction of the force acting on each of these traction parts coincides with the tangential direction with respect to the rotation direction of each of the disks 7a, 7b, 8, the slip generated in each traction part is Only spin slip is unavoidable when operating a toroidal-type continuously variable transmission. However, in order to prevent slippage other than spin slippage from occurring in all traction sections, it is a condition that the rotation centers of all the disks 7a, 7b, and 8 for these traction sections match. If the centers of rotation of the discs 7a, 7b, and 8 are mismatched, a deviation occurs between the direction of the force acting on the traction portions and the tangential direction with respect to the rotational direction of the discs 7a, 7b, and 8. As described above, this deviation is applied to each of the power rollers 9 and 9 as a force for changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission.

但し、図６に誇張して示す様に、パワーローラ９の中心を通り各ディスク７ａ（７ｂ）、８の中心軸に対し平行な、中立位置αに対し、入力側ディスク７ａ（７ｂ）の回転中心軸βと出力軸８の回転中心軸γとが、逆方向に同じだけずれた状態では、変速動作が行われない。即ち、この状態では、各トラクション部に作用する力の方向が前記接線方向に対してずれ、前記パワーローラ９に対し、変速比を変化させる方向に力が加わるが、この力の大きさは、このパワーローラ９の径方向反対側２箇所位置で、逆方向に同じ大きさで加わる。この結果、このパワーローラ９が変速比を変化させる方向に揺動する事はないが、前記各トラクション部で、前記スピン滑り以外の、有害な滑りが発生する。 However, as shown exaggeratedly in FIG. 6, the rotation of the input side disk 7a (7b) with respect to the neutral position α passing through the center of the power roller 9 and parallel to the central axis of each disk 7a (7b), 8 In the state where the center axis β and the rotation center axis γ of the output shaft 8 are shifted by the same amount in the opposite direction, the speed change operation is not performed. That is, in this state, the direction of the force acting on each traction portion is shifted with respect to the tangential direction, and a force is applied to the power roller 9 in the direction in which the speed ratio is changed. At the two positions on the opposite side of the power roller 9 in the radial direction, the same amount is applied in the opposite direction. As a result, the power roller 9 does not swing in the direction in which the gear ratio is changed, but harmful slips other than the spin slip occur in the traction portions.

この様な有害な滑りは、限界トラクション係数の低下と運転トラクション係数の増加との原因となる。即ち、滑り量の増大により前記各トラクション部の発熱量が増加するので、これら各トラクション部に存在するトラクションオイルの温度が上昇し、グロススリップを生じる事なく動力伝達を行えるトラクション係数の上限値である、限界トラクション係数（∝伝達可能なトルクの最大値）が低下する。又、前記各トラクション部に、本来のトルク伝達方向と異なる方向にも力が加わった状態で運転されるので、これら各トラクション部の実際の運転状態を表す、運転トラクション係数が増大する。この結果、この運転トラクション係数が前記限界トラクション係数に近付き、前記グロススリップが発生しない様に運転する為の余裕代（安全マージン）が減少乃至は消滅する。 Such harmful slip causes a decrease in the critical traction coefficient and an increase in the driving traction coefficient. That is, since the amount of heat generated by each traction section increases due to an increase in the slip amount, the temperature of the traction oil that exists in each traction section rises, and the upper limit value of the traction coefficient that can transmit power without causing gross slip. A certain critical traction coefficient (maximum torque that can be transmitted) decreases. Further, since each traction unit is operated in a state where a force is applied in a direction different from the original torque transmission direction, an operation traction coefficient representing an actual operation state of each traction unit is increased. As a result, the driving traction coefficient approaches the limit traction coefficient, and a margin for driving (safety margin) is reduced or eliminated so that the gross slip does not occur.

前記運転トラクション係数が前記限界トラクション係数を上回る事態は、前記各トラクション部でのグロススリップの発生防止の為に避けなければならない。この為には、前記ローディング装置３４の油圧室内に導入する油圧を高くして、前記各トラクション部の運転トラクション係数を低く抑える事が考えられるが、前記油圧を無闇に高くする事は、前述の様に、前記各トラクション部の転がり抵抗の増大に基づく伝達効率の低下を招く為、好ましくない。 The situation where the driving traction coefficient exceeds the limit traction coefficient must be avoided in order to prevent the occurrence of gross slip in each traction section. For this purpose, it is conceivable to increase the hydraulic pressure introduced into the hydraulic chamber of the loading device 34 and to keep the operating traction coefficient of each traction section low. Similarly, it is not preferable because the transmission efficiency is lowered due to the increase in rolling resistance of each traction section.

特開２００４−０８４７１２号公報Japanese Patent Laid-Open No. 2004-084712 特開２００８−０２５８２１号公報JP 2008-025821 A

本発明は、上述の様な事情に鑑みて、各ディスクが、互いの中心軸同士を多少偏心させた状態のまま相対回転した場合にも、ローディング装置が各ディスクを押圧する力を過剰に大きくせずに、各トラクション部で有害な滑りが発生し難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 provides an excessively large force for the loading device to press each disk even when each disk rotates relative to each other with its central axes slightly decentered. The invention was invented to realize a structure in which harmful slipping hardly occurs in each traction portion.

本発明のトロイダル型無段変速機は、少なくとも１対のディスクと、複数の支持部材と、これら各支持部材と同数のパワーローラと、ローディング装置と、ローディング圧制御手段とを備える。
このうちの各ディスクは、それぞれが断面円弧形のトロイド曲面である互いの軸方向側面同士を対向させた状態で、相対回転を可能に支持する。
又、前記各支持部材は、前記各ディスクの軸方向に関してこれら各ディスクの軸方向側面同士の間位置の周方向に関して複数箇所に配置する。そして、それぞれの両端部に前記各支持部材毎に互いに同心に設けた、各傾転軸を中心とする揺動変位を可能に支持する。
又、前記各パワーローラは、前記各支持部材に、それぞれ回転自在に支持した状態で、球状凸面としたそれぞれの周面を、前記各ディスクの軸方向側面にそれぞれ転がり接触させる。
又、前記ローディング装置は、前記各ディスクを、互いの軸方向側面同士を近付ける方向に押圧して、これら各ディスクの軸方向側面と前記各パワーローラの周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。
更に、前記ローディング圧制御手段は、前記ローディング装置が前記各ディスクを押圧する力の大きさに対応するローディング圧を、運転状態に応じて調節する。 The toroidal-type continuously variable transmission of the present invention includes at least a pair of disks, a plurality of support members, the same number of power rollers as the support members, a loading device, and a loading pressure control means.
Each of these disks supports a relative rotation in a state in which the respective side surfaces in the axial direction, which are toroidal curved surfaces each having a circular arc shape in section, are opposed to each other.
The support members are arranged at a plurality of locations in the circumferential direction between the axial side surfaces of the disks in the axial direction of the disks. And it supports so that the rocking | displacement displacement centering on each inclination axis | shaft which was provided concentrically for each said each supporting member in each both ends may be possible.
In addition, each of the power rollers is brought into rolling contact with the respective circumferential surfaces of the spherical convex surfaces in a state where the power rollers are rotatably supported by the support members.
In addition, the loading device presses each disk in a direction in which the side surfaces in the axial direction are brought close to each other, and a traction portion that is a rolling contact portion between the axial side surface of each disk and the peripheral surface of each power roller. Ensure sufficient surface pressure.
Furthermore, the loading pressure control means adjusts the loading pressure corresponding to the magnitude of the force with which the loading device presses each disk according to the operating state.

特に、本発明のトロイダル型無段変速機に於いては、偏心量算出手段と、トラクション係数増加量算出手段とを備える。
このうちの偏心量算出手段は、前記各ディスクの中心軸同士の、これら各ディスクの径方向に関するずれ量である偏心量を求める。
又、前記トラクション係数増加量算出手段は、前記偏心量のみに基づき、前記各ディスク同士の間でのトルク伝達状態に於ける、前記各トラクション部のトラクション係数の増加量を求める。
具体的には、前記トラクション係数増加量算出手段は、例えば計算式又はマップにより、前記偏心量から前記トラクション係数の増加量を求める事ができる。
そして、前記ローディング圧制御手段は、前記トラクション係数増加量算出手段の算出値に基づいて、前記ローディング装置のローディング圧を増加させる。
In particular, the toroidal type continuously variable transmission according to the present invention includes an eccentricity calculating means and a traction coefficient increase calculating means.
Of these, the eccentricity calculating means obtains an eccentricity that is a deviation between the central axes of the disks in the radial direction of the disks.
Further, the traction coefficient increase amount calculating means obtains an increase amount of the traction coefficient of each traction portion in a torque transmission state between the disks based only on the eccentricity amount.
Specifically, the traction coefficient increase amount calculation means can determine the increase amount of the traction coefficient from the eccentricity amount by using, for example, a calculation formula or a map.
The loading pressure control means increases the loading pressure of the loading device based on the calculated value of the traction coefficient increase amount calculating means.

この様な本発明のトロイダル型無段変速機を実施するのに、具体的には、請求項２に記載した発明の様に、前記偏心量算出手段を、次の(A)〜(C)のうちから選択される１乃至複数種類とする。
(A) 前記各ディスクの径方向位置を測定する複数個のセンサと、これら各センサの測定値に基づいてこれら各ディスク同士の間の偏心量を算出する演算器とを備えるもの。
(B) 前記各ディスクの径方向に関する組み付け隙間に基づいて、これら各ディスク同士の間の偏心量を算出する演算器を備えるもの。
(C) 前記各ディスク同士の間でのトルク伝達時に、構成各部の弾性変形量を測定若しくは算出し、その測定値若しくは算出値に基づいて、前記各ディスク同士の間の偏心量を算出する演算器を備えるもの。 In order to implement such a toroidal type continuously variable transmission according to the present invention, specifically, as in the invention described in claim 2, the eccentricity calculating means includes the following (A) to (C): One or more types selected from the above.
(A) Provided with a plurality of sensors for measuring the radial position of each disk, and an arithmetic unit for calculating the amount of eccentricity between the disks based on the measurement values of these sensors.
(B) An arithmetic unit that calculates the amount of eccentricity between the disks based on the assembly gap in the radial direction of the disks.
(C) An operation for measuring or calculating the amount of elastic deformation of each part of the component during torque transmission between the disks and calculating the amount of eccentricity between the disks based on the measured value or the calculated value. Equipped with a bowl.

上述の様に構成する本発明のトロイダル型無段変速機によれば、各ディスクが、互いの中心軸同士を多少偏心させた状態のまま相対回転した場合にも、ローディング装置が前記各ディスクを押圧する力を過剰に大きくせずに、各トラクション部でグロススリップを発生し難くできる。
即ち、本発明のトロイダル型無段変速機の場合には、従来は考慮していなかった、前記各ディスクの回転中心軸同士の偏心を考慮した上で、これら各ディスクを押圧する力を制御するので、この力を過剰にせずに、前記各トラクション部でのグロススリップの発生防止を図れる。
この為、前記各ディスクの軸方向側面及び各パワーローラの周面の損傷を防止し、且つ、トロイダル型無段変速機の伝達効率の確保を図れる。 According to the toroidal-type continuously variable transmission of the present invention configured as described above, even when each disk rotates relative to each other with its center axes slightly decentered, the loading device removes each disk. Without excessively increasing the pressing force, it is possible to make it difficult to generate gloss slip at each traction portion.
That is, in the case of the toroidal-type continuously variable transmission according to the present invention, the force that presses each disk is controlled in consideration of the eccentricity between the rotation center axes of each disk, which has not been considered in the past. Therefore, it is possible to prevent the occurrence of gross slip in each of the traction portions without excessively increasing this force.
For this reason, damage to the axial side surface of each disk and the peripheral surface of each power roller can be prevented, and transmission efficiency of the toroidal-type continuously variable transmission can be ensured.

本発明の実施の形態の１例を示すブロック図。The block diagram which shows an example of embodiment of this invention. 本発明の対象となるトロイダル型無段変速機を組み込んだ、従来から知られている無段変速装置の１例を示す縦断側面図。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a longitudinal side view showing an example of a conventionally known continuously variable transmission incorporating a toroidal type continuously variable transmission that is a subject of the present invention. 図２のＡ部拡大図。The A section enlarged view of FIG. 図２のＢ−Ｂ断面図。BB sectional drawing of FIG. 互いに対向する１対のディスクの回転中心がずれる理由を説明する為の略断面図。FIG. 6 is a schematic cross-sectional view for explaining the reason why the rotation centers of a pair of discs facing each other are deviated. 互いに対向する１対のディスクの回転中心がずれた状態を誇張して示す略断面図。FIG. 3 is a schematic cross-sectional view exaggeratingly showing a state where the rotation centers of a pair of discs facing each other are deviated.

本発明の実施の形態の１例に就いて、前述の図２〜４に図１を加えて説明する。尚、本例の特徴は、各ディスク７ａ、７ｂ、８の軸方向側面と各パワーローラ９、９の周面との転がり接触部であるトラクション部の面圧を適正に制御すべく、ローディング装置３４の油圧室内に導入する油圧を調節する為に利用する、運転状態を表す要素として、従来は考慮していなかった、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の径方向に関するずれ量である偏心量を採用している点にある。図面に現れるトロイダル型無段変速機の構造自体は、前述の図２〜４に示した構造を含めて、従来から知られている各種トロイダル型無段変速機と同様であるから、同等部分に関しては、重複する説明は、省略若しくは簡略にし、以下、本例の特徴部分を中心に説明する。 An example of an embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The feature of this example is that a loading device is used to appropriately control the surface pressure of the traction portion which is a rolling contact portion between the axial side surface of each disk 7a, 7b, 8 and the peripheral surface of each power roller 9, 9. As an element representing the operating state, which is used to adjust the hydraulic pressure introduced into the hydraulic chamber 34, an eccentric amount which is a deviation amount in the radial direction of each of the disks 7a, 7b, 8 has not been considered in the past. It is in the point which is adopted. Since the structure itself of the toroidal type continuously variable transmission appearing in the drawing is the same as that of various conventionally known toroidal type continuously variable transmissions including the structure shown in FIGS. The overlapping description will be omitted or simplified, and the following description will focus on the features of this example.

ローディング圧設定手段３５とローディング圧制御弁３６とを組み合わせて、ローディング圧制御手段３７としている。そして、このうちのローディング圧設定手段３５に、トロイダル型無段変速機の運転状態を表す要素（運転パラメータ）として、変速比、入力回転速度、入力トルク、トラクションオイルの温度（油温）、設定トラクション係数を表す信号を入力している。前記ローディング圧設定手段３５は、これら各要素を表す信号に基づいて、前記運転状態に応じたローディング圧、即ち、ローディング装置３４に発生させるべき力に応じた、このローディング装置３４の油圧室内に導入すべき油圧を設定（算出）し、この油圧を表す信号（目標信号）を出力する。前記ローディング圧制御弁３６は、この目標信号に基づいて、前記ローディング装置３４の油圧室内に所定の（この目標信号により表された）油圧を導入する。すると、このローディング装置３４は、前記各運転パラメータに対応した押圧力を発生し、前記各トラクション部の面圧を確保する。 The loading pressure setting means 35 and the loading pressure control valve 36 are combined to form a loading pressure control means 37. Of these, in the loading pressure setting means 35, the gear ratio, input rotational speed, input torque, traction oil temperature (oil temperature), setting are set as elements (operating parameters) representing the operating state of the toroidal-type continuously variable transmission. A signal representing the traction coefficient is input. The loading pressure setting means 35 is introduced into the hydraulic chamber of the loading device 34 in accordance with the loading pressure corresponding to the operating state, that is, the force to be generated by the loading device 34, based on signals representing these elements. The hydraulic pressure to be set is set (calculated), and a signal (target signal) representing this hydraulic pressure is output. The loading pressure control valve 36 introduces a predetermined hydraulic pressure (represented by the target signal) into the hydraulic chamber of the loading device 34 based on the target signal. Then, the loading device 34 generates a pressing force corresponding to each operation parameter, and ensures a surface pressure of each traction portion.

以上の点に関しては、従来から知られている、油圧式のローディング装置３４を備えたトロイダル型無段変速機と同様である。尚、前記ローディング圧設定手段３５が、前記各運転パラメータに基づいて設定する油圧は、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転中心軸が互いに一致した状態で最適な、標準値である。これら各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転中心軸が互いに偏心した状態での、前記油圧の最適値は、前述した理由により、前記標準値よりも高くなる。以下に述べる本例の特徴部分は、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転中心軸同士の偏心量に基づいて、前記標準値に加えるべき加算値を求め、これら標準値と加算値との和を、前記ローディング装置３４の油圧室内に導入する点にある。 The above points are the same as those of a conventionally known toroidal type continuously variable transmission including a hydraulic loading device 34. The hydraulic pressure set by the loading pressure setting means 35 based on the operation parameters is a standard value that is optimum when the rotation center axes of the disks 7a, 7b, and 8 coincide with each other. The optimum value of the hydraulic pressure in a state where the rotation center axes of the disks 7a, 7b, and 8 are eccentric from each other is higher than the standard value for the reason described above. The characteristic part of the present example described below is to obtain an added value to be added to the standard value based on the eccentricity between the rotation center axes of the disks 7a, 7b, and 8, and to add the standard value and the added value. Is introduced into the hydraulic chamber of the loading device 34.

前記加算値を求める為に、本例のトロイダル型無段変速機に於いては、偏心量算出手段３８と、トラクション係数増加量算出手段３９とを備える。そして、この偏心量算出手段３８の算出値に基づいて、このトラクション係数増加量算出手段３９が、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転中心軸同士の偏心に基づく、運転トラクション係数増加量を表す信号を算出する。更に、この運転トラクション係数増加量を表す信号を、前記ローディング圧設定手段３５に入力している。
前記偏心量算出手段３８は、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の中心軸同士の、これら各ディスク７ａ、７ｂ、８の径方向に関するずれ量である偏心量を求めるもので、具体的には、次の(A)〜(C)のうちから選択される１乃至複数種類とする。
In order to obtain the added value, the toroidal-type continuously variable transmission of this example includes an eccentric amount calculating means 38 and a traction coefficient increase amount calculating means 39. Then, based on the calculated value of the eccentricity calculating means 38, the traction coefficient increasing amount calculating means 39 represents the operating traction coefficient increasing amount based on the eccentricity between the rotation center axes of the respective disks 7a, 7b, 8. Calculate the signal. Further, a signal representing the increase amount of the driving traction coefficient is input to the loading pressure setting means 35.
The eccentric amount calculating means 38, the respective disk 7a, the center axes of 7b, 8, each of these disks 7a, and requests eccentricity is deviation amount about the radial 7b, 8, specifically Are one or more types selected from the following (A) to (C).

(A) 前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の径方向位置を測定する複数個のセンサと、これら各センサの測定値に基づいてこれら各ディスク７ａ、７ｂ、８同士の間の偏心量を算出する演算器とを備えるもの。
この場合には、前記各センサは、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８毎に２個ずつ、回転方向に関して９０度位相をずらせて配置し、これら各ディスク７ａ、７ｂ、８のずれ方向が何れの方向であっても、これら各ディスク７ａ、７ｂ、８の径方向に関するずれ量を求められる様にする事が好ましい。但し、トロイダル型無段変速機の運転時に、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８が変位する方向は決まっているので、前記各センサを、これら各ディスク７ａ、７ｂ、８毎に、変位を検出できる位置に、１個ずつ設けるだけでも良い。
何れにしても、これら各センサの種類は特に問わないが、高速回転する前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の変位を精度良く求められる、非接触式センサが好ましい。 (A) A plurality of sensors that measure the radial positions of the disks 7a, 7b, and 8, and the eccentricity between the disks 7a, 7b, and 8 are calculated based on the measured values of the sensors. It is equipped with an arithmetic unit.
In this case, two sensors are arranged for each of the disks 7a, 7b, and 8 with a phase shifted by 90 degrees with respect to the rotation direction, and the displacement direction of the disks 7a, 7b, and 8 Even in the direction, it is preferable that the deviation amount in the radial direction of each of the disks 7a, 7b, 8 is obtained. However, since the direction in which the disks 7a, 7b, 8 are displaced during the operation of the toroidal continuously variable transmission is determined, the displacement can be detected by the sensors for each of the disks 7a, 7b, 8. You may provide only one at a position.
In any case, the type of each sensor is not particularly limited, but a non-contact type sensor that can accurately determine the displacement of each of the disks 7a, 7b, and 8 that rotate at high speed is preferable.

(B) 前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の径方向に関する組み付け隙間に基づいて、これら各ディスク７ａ、７ｂ、８同士の間の偏心量を算出する演算器を備えるもの。
例えば図２〜４に示した構造の場合、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の内周面と入力軸５の外周面との間には、ボールスプラインやラジアルニードル軸受が存在する。そして、これらボールスプラインやラジアルニードル軸受の円滑な動作を補償する為、正若しくは微小な負の隙間が存在する。この隙間の値は設計的に規制できる他、完成後に測定する事によっても求められる。そして、この隙間が求められれば、この隙間の値とトロイダル型無段変速機が伝達しているトルクの大きさとに基づいて、このトロイダル型無段変速機の運転時に於ける、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の径方向に関する変位量を求められる。 (B) An arithmetic unit that calculates the amount of eccentricity between the disks 7a, 7b, 8 based on the assembly gaps in the radial direction of the disks 7a, 7b, 8;
For example, in the case of the structure shown in FIGS. 2 to 4, ball splines and radial needle bearings exist between the inner peripheral surfaces of the disks 7 a, 7 b, 8 and the outer peripheral surface of the input shaft 5. In order to compensate for the smooth operation of these ball splines and radial needle bearings, there is a positive or minute negative gap. The value of this gap can be regulated by design, and can also be obtained by measuring after completion. Then, if this clearance is obtained, each disk 7a during operation of this toroidal continuously variable transmission is based on the value of this clearance and the magnitude of torque transmitted by the toroidal continuously variable transmission. , 7b, 8 in the radial direction can be obtained.

(C) 前記各ディスク７ａ、７ｂ、８同士の間でのトルク伝達時に、構成各部の弾性変形量を測定若しくは算出し、その測定値若しくは算出値に基づいて、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８同士の間の偏心量を算出する演算器を備えるもの。
これら各ディスク７ａ、７ｂ、８は、前記隙間の存在に基づいて径方向に変位するだけでなく、この隙間の径方向両側を仕切る部材（前記各ディスク７ａ、７ｂ、８及び前記入力軸５）やこの隙間内に存在する部材（ボールスプラインを構成する各ボールやラジアルニードル軸受を構成する各ニードル）の弾性変形によっても径方向に変位する。そこで、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８同士の間でのトルク伝達に伴う各部の弾性変形を考慮して、これら各ディスク７ａ、７ｂ、８の径方向に関する変位量を求める。
以上に述べた(A)〜(C)は、単独で採用する事も可能ではあるが、好ましくは、複数種類を組み合わせて、更に好ましくは(A)〜(C)の全部を組み合わせて採用する。 (C) When torque is transmitted between the disks 7a, 7b, and 8, the amount of elastic deformation of each component is measured or calculated, and the disks 7a, 7b, and 8 are measured based on the measured or calculated values. An arithmetic unit that calculates the amount of eccentricity between each other.
These discs 7a, 7b, and 8 are not only displaced in the radial direction based on the presence of the gap, but also members that partition both sides of the gap in the radial direction (the discs 7a, 7b, and 8 and the input shaft 5). Further, it is displaced in the radial direction by elastic deformation of members existing in the gap (balls constituting the ball spline and needles constituting the radial needle bearing). Therefore, the amount of displacement in the radial direction of each of the disks 7a, 7b, 8 is determined in consideration of the elastic deformation of each part accompanying torque transmission between the disks 7a, 7b, 8.
The above-mentioned (A) to (C) can be employed alone, but preferably, a plurality of types are combined, and more preferably all (A) to (C) are combined. .

又、前記トラクション係数増加量算出手段３９は、前記偏心量算出手段３８が求めた、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の偏心量に基づき、これら各ディスク７ａ、７ｂ、８同士の間でのトルク伝達状態に於ける、前記各トラクション部のトラクション係数の増加量を、予めインストールした計算式又はマップにより求める。
この計算式又はマップは、実験により、或いはコンピュータシミュレーションにより求めるが、実験により求める場合、例えば、次の様にして行う。 The traction coefficient increase amount calculating means 39 is based on the eccentric amount of the disks 7a, 7b, 8 obtained by the eccentric amount calculating means 38, and the torque between the disks 7a, 7b, 8 is determined. The increase amount of the traction coefficient of each traction unit in the transmission state is obtained by a pre-installed calculation formula or map.
This calculation formula or map is obtained by experiment or computer simulation. When it is obtained by experiment, for example, it is performed as follows.

即ち、１対のディスク同士の間で複数個（実機に対応した数で、一般的には２〜３個）のパワーローラを介してトルク伝達を行う実験モデルを造り、回転中心同士の偏心量を少しずつ異ならせつつ、ローディング装置の発生する押圧力を徐々に変化させて、グロススリップを発生させる実験を行う。具体的には、グロススリップが発生しない程度に十分に大きな押圧力を付与した状態から、この押圧力を漸減させ、グロススリップが発生した瞬間の押圧力（法線力）とその瞬間の伝達トルク（接線力）との比から、前記偏心量と限界トラクション係数の増大量との関係を求める。この関係を、異なる変速比に就いて複数ずつ求め、前記偏心量と限界トラクション係数の増大量との関係を表す計算式（実験式）又はマップを、各変速比毎に求める。そして、求めた実験式又はマップを含むソフトウェアを、前記トラクション係数増加量算出手段３９にインストールしておく。
更に、前記ローディング圧制御手段３７は、前記トラクション係数増加量算出手段３９の算出値に基づいて、前記ローディング装置３４のローディング圧を増加させる。言い換えれば、前記標準値に、前記トラクション係数の増加量に見合う加算値を加える。 In other words, an experimental model that transmits torque via a plurality of power rollers (a number corresponding to the actual machine, generally 2 to 3) between a pair of disks is created, and the amount of eccentricity between the rotation centers. An experiment is performed in which the slip force is gradually changed while gradually changing the pressing force generated by the loading device. Specifically, from a state where a sufficiently large pressing force is applied to prevent the occurrence of gross slip, this pressing force is gradually reduced, the pressing force (normal force) at the moment when the gross slip occurs and the transmission torque at that moment. The relationship between the amount of eccentricity and the amount of increase in the limit traction coefficient is obtained from the ratio to (tangential force). A plurality of such relationships are obtained for different gear ratios, and a calculation formula (empirical formula) or map representing the relationship between the amount of eccentricity and the increase amount of the limit traction coefficient is obtained for each gear ratio. Then, software including the obtained empirical formula or map is installed in the traction coefficient increase amount calculation means 39.
Further, the loading pressure control means 37 increases the loading pressure of the loading device 34 based on the calculated value of the traction coefficient increase amount calculating means 39. In other words, an added value corresponding to the increase amount of the traction coefficient is added to the standard value.

上述の様に構成する本例のトロイダル型無段変速機によれば、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８が、互いの中心軸同士を多少偏心させた状態のまま相対回転した場合にも、前記ローディング装置３４が前記各ディスク７ａ、７ｂ、８を押圧する力を過剰に大きくせずに、前記各トラクション部でグロススリップが発生し難くできる。
即ち、本例のトロイダル型無段変速機の場合には、従来は考慮していなかった、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転中心軸同士の偏心を考慮した上で、これら各ディスク７ａ、７ｂ、８を押圧する力を制御する。従って、この力を過剰にせずに、これら各ディスク７ａ、７ｂ、８の回転中心同士が偏心した場合にも、前記各トラクション部でのグロススリップの発生防止を図れる。言い換えれば、これら各トラクション部の限界トラクション係数と運転トラクション係数との差を過剰に大きくしなくても、常に限界トラクション係数が運転トラクション係数を上回る状態にできる。限界トラクション係数が運転トラクション係数を上回る事はグロススリップの防止に寄与し、運転トラクション係数を過剰に小さくせずに済む事は、各トラクション部での転がり抵抗を抑えて、トロイダル型無段変速機の伝達効率を確保できる事に繋がる。
この為、前記各ディスク７ａ、７ｂ、８の軸方向側面及び各パワーローラ９、９の周面の損傷を防止し、且つ、トロイダル型無段変速機の伝達効率の確保とを図れる。 According to the toroidal type continuously variable transmission of the present example configured as described above, even when the disks 7a, 7b, and 8 are relatively rotated with their center axes slightly decentered from each other, Without causing the loading device 34 to excessively increase the force with which the disks 7a, 7b, and 8 are pressed, it is possible to make it difficult for gloss slip to occur in the traction sections.
That is, in the case of the toroidal type continuously variable transmission of the present example, the discs 7a, 7b, 8 are considered in consideration of the eccentricity between the rotation center axes of the discs 7a, 7b, 8, which have not been conventionally considered. The force which presses 7b and 8 is controlled. Accordingly, even when the rotational centers of the disks 7a, 7b, and 8 are decentered without excessively increasing this force, it is possible to prevent the occurrence of gloss slip in the traction portions. In other words, the limit traction coefficient can always exceed the driving traction coefficient without excessively increasing the difference between the limit traction coefficient and the driving traction coefficient of each traction section. The fact that the limit traction coefficient exceeds the driving traction coefficient contributes to the prevention of gross slip. This will lead to ensuring the transmission efficiency of
Therefore, it is possible to prevent damage to the axial side surfaces of the disks 7a, 7b, 8 and the peripheral surfaces of the power rollers 9, 9, and to secure transmission efficiency of the toroidal continuously variable transmission.

本発明は、前述した様に、構成各部材の弾性変形分を吸収する構造として、特許文献２に記載された様な構造を備えたトロイダル型無段変速機により実施可能である事は勿論、図示の様なハーフトロイダル型に限らず、フルトロイダル型のトロイダル型無段変速機で実施する事も可能である。又、図示の様に、複数のパワーローラを動力の伝達方向に関して並列に配置したダブルキャビティ型に限らず、入力側ディスクと出力側ディスクとを１個ずつ設けた、シングルキャビティ型のトロイダル型無段変速機で実施する事もできる。更に、遊星歯車式変速機と組み合わせて実施できる事は勿論、トロイダル型無段変速機単体としても実施できる。 As described above, the present invention can be implemented by a toroidal continuously variable transmission having a structure as described in Patent Document 2 as a structure that absorbs elastic deformation of each component. The present invention is not limited to the half toroidal type as shown in the figure, and can be implemented by a full toroidal type toroidal continuously variable transmission. Further, as shown in the figure, the present invention is not limited to a double cavity type in which a plurality of power rollers are arranged in parallel in the power transmission direction, but a single cavity type toroidal type in which one input side disk and one output side disk are provided. It can also be implemented with a step transmission. Furthermore, the present invention can be implemented in combination with a planetary gear type transmission as well as a toroidal type continuously variable transmission alone.

１トロイダル型無段変速機
２遊星歯車式変速機
３低速用クラッチ
４高速用クラッチ
５入力軸
６出力軸
７ａ、７ｂ入力側ディスク
８出力側ディスク
９パワーローラ
１０玉軸受
１１トラニオン
１２ａ、１２ｂ支持板
１３ケーシング
１４アクチュエータボディー
１５連結板
１６支柱
１７ａ、１７ｂ支持ポスト部
１８支持部
１９ボルト
２０ボルト
２１ａ、２１ｂ支持孔
２２支持梁部
２３ａ、２３ｂ折れ曲がり部
２４ａ、２４ｂ傾転軸
２５偏心軸
２６ａ、２６ｂ、２６ｃ、２６ｄ転がり軸受
２７ａ、２７ｂ保持孔
２８ラジアルニードル軸受
２９外輪
３０ニードル
３１天板部
３２位置決めスリーブ
３３ａ、３３ｂアクチュエータ
３４ローディング装置
３５ローディング圧設定手段
３６ローディング圧制御弁
３７ローディング圧制御手段
３８偏心量算出手段
３９トラクション係数増加量算出手段 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Toroidal type continuously variable transmission 2 Planetary gear type transmission 3 Low speed clutch 4 High speed clutch 5 Input shaft 6 Output shaft 7a, 7b Input side disk 8 Output side disk 9 Power roller 10 Ball bearing 11 Trunnion 12a, 12b Support plate DESCRIPTION OF SYMBOLS 13 Casing 14 Actuator body 15 Connection board 16 Support | pillar 17a, 17b Support post part 18 Support part 19 Bolt 20 Bolt 21a, 21b Support hole 22 Support beam part 23a, 23b Bending part 24a, 24b Tilt shaft 25 Eccentric shaft 26a, 26b, 26c, 26d Rolling bearings 27a, 27b Retaining hole 28 Radial needle bearing 29 Outer ring 30 Needle 31 Top plate portion 32 Positioning sleeve 33a, 33b Actuator 34 Loading device 35 Loading pressure setting means 36 Loading pressure control 36 The valve 37 loading pressure control means 38 eccentricity calculating unit 39 Traction coefficient increment calculation means

Claims

At least one pair of disks, a plurality of support members, the same number of power rollers as each of the support members, a loading device, and a loading pressure control means,
Each of these disks is supported so as to be capable of relative rotation in a state where the axial side surfaces of each disk are toroidal curved surfaces each having an arcuate cross section.
The support members are arranged at a plurality of locations in the circumferential direction between the axial side surfaces of the discs with respect to the axial direction of the discs, and are concentric with each other at both ends. It is supported so that it can swing and swing around each tilt axis,
Each of the power rollers is in a state of being rotatably supported by each of the support members, and each circumferential surface having a spherical convex surface is in rolling contact with the axial side surface of each of the disks.
The loading device presses the discs in a direction in which the axial side surfaces are brought close to each other, and the surface of the traction portion which is a rolling contact portion between the axial side surface of the discs and the peripheral surface of the power rollers. Pressure is ensured,
In the toroidal continuously variable transmission, the loading pressure control means adjusts the loading pressure corresponding to the magnitude of the force with which the loading device presses each disk according to the operating state.
Eccentricity calculation means for obtaining an eccentricity amount that is a deviation amount between the central axes of the respective disks in the radial direction of each of the disks, and a torque transmission state between the respective disks based only on the eccentricity amount Traction coefficient increase amount calculation means for obtaining an increase amount of the traction coefficient of each traction section in the traction section, the loading pressure control means based on the calculated value of the traction coefficient increase amount calculation means A toroidal continuously variable transmission characterized by increasing the loading pressure of the device.

2. The toroidal continuously variable transmission according to claim 1, wherein the traction coefficient increase amount calculation means obtains the increase amount of the traction coefficient from the eccentric amount by a calculation formula or a map.

The toroidal continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 2, wherein the eccentricity calculating means is one or more types selected from the following (A) to (C). .
(A) Provided with a plurality of sensors for measuring the radial position of each disk, and an arithmetic unit for calculating the amount of eccentricity between the disks based on the measurement values of these sensors.
(B) An arithmetic unit that calculates the amount of eccentricity between the disks based on the assembly gap in the radial direction of the disks.
(C) An operation for measuring or calculating the amount of elastic deformation of each part of the component during torque transmission between the disks and calculating the amount of eccentricity between the disks based on the measured value or the calculated value. Equipped with a bowl.