JPH0672652B2 - トロイダル型無段変速機 - Google Patents
トロイダル型無段変速機Info
- Publication number
- JPH0672652B2 JPH0672652B2 JP9945386A JP9945386A JPH0672652B2 JP H0672652 B2 JPH0672652 B2 JP H0672652B2 JP 9945386 A JP9945386 A JP 9945386A JP 9945386 A JP9945386 A JP 9945386A JP H0672652 B2 JPH0672652 B2 JP H0672652B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- cone
- hydraulic pressure
- continuously variable
- torque
- variable transmission
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
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Description
【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明はトロイダル型無段変速機、特にそのコーンロー
ラ押付構造に関するものである。
ラ押付構造に関するものである。
（従来の技術） トロイダル型無段変速機は従来、例えば特開昭59-65654
号公報により周知であり、第４図の如くに構成するのが
普通であった。
号公報により周知であり、第４図の如くに構成するのが
普通であった。
即ち、動力を入力されるインプットコーンディスク１及
び動力を出力するアウトプットコーンディスク２を同軸
に具え、これらコーンディスク間にコーンローラ３を摩
擦係合させて設ける。コーンローラ３は軸線４の回りに
回転自在で、インプットコーンディスク１への動力をア
ウトプットコーンディスク２に伝達する。この動力伝達
中コーンローラ３を回転軸線４と直交する軸線５の周り
に首振り（首振り角をで示す）させることにより、コ
ーンローラ３は、コーンディスク1,2との摩擦係合点を
連続的に変化し、無段変速を行なうことができる。
び動力を出力するアウトプットコーンディスク２を同軸
に具え、これらコーンディスク間にコーンローラ３を摩
擦係合させて設ける。コーンローラ３は軸線４の回りに
回転自在で、インプットコーンディスク１への動力をア
ウトプットコーンディスク２に伝達する。この動力伝達
中コーンローラ３を回転軸線４と直交する軸線５の周り
に首振り（首振り角をで示す）させることにより、コ
ーンローラ３は、コーンディスク1,2との摩擦係合点を
連続的に変化し、無段変速を行なうことができる。
ところで、上記の動力伝達を補償するためにはコーンロ
ーラ３とコーンディスク1,2との間の摩擦係合力、つま
り押付力が所定以上であるを要し、従来は上記押付力を
伝達トルクの増大につれ大きくするのが普通であった。
ーラ３とコーンディスク1,2との間の摩擦係合力、つま
り押付力が所定以上であるを要し、従来は上記押付力を
伝達トルクの増大につれ大きくするのが普通であった。
（発明が解決しようとする問題点） しかし、要求押付力は伝達トルクに応じて変化するだけ
でなく、以下に説明する如くコーンローラ３の首振り角
によっても異なる。
でなく、以下に説明する如くコーンローラ３の首振り角
によっても異なる。
即ち、上記押付力Faの要求値は伝達トルクが最大の時第
５図中ａで示す如きものであり、伝達トルクが低下する
につれ伝達トルク最小時の特性ｂに向け低下するだけで
なく、コーンローラ首振り角が或る値0の時最大で
これから離れるにつれ低下することが知られている。
５図中ａで示す如きものであり、伝達トルクが低下する
につれ伝達トルク最小時の特性ｂに向け低下するだけで
なく、コーンローラ首振り角が或る値0の時最大で
これから離れるにつれ低下することが知られている。
しかるに、従来のように押付力Faを伝達トルクの増大に
つれ大きくするだけのものでは、伝達トルク最大時につ
いて説明すると要求押付力ａのピーク値に合せて第５図
中ｃの如くに押付力を設定することとなる。これがた
め、各伝達トルクとも首振り各0の時は押付力が要求
値にマッチするものの、首振り角が0から離れるにつ
れ押付力過大となり、動力損失の増大によって伝動効率
の悪化を招くだけでなく、押付反力を支える箇所におい
て寿命低下が著しく耐久性が悪かった。
つれ大きくするだけのものでは、伝達トルク最大時につ
いて説明すると要求押付力ａのピーク値に合せて第５図
中ｃの如くに押付力を設定することとなる。これがた
め、各伝達トルクとも首振り各0の時は押付力が要求
値にマッチするものの、首振り角が0から離れるにつ
れ押付力過大となり、動力損失の増大によって伝動効率
の悪化を招くだけでなく、押付反力を支える箇所におい
て寿命低下が著しく耐久性が悪かった。
（問題点を解決するための手段） 本発明は、コーンローラ押付力を伝達トルクだけでなく
コーンローラ首振り角に応じても変化可能として常時要
求値にマッチさせることにより上述の問題解決を実現し
ようとするもので、 伝達トルクに応じた力を発生する第１加圧手段と、 コーンローラ首振り角に応じた力を発生する第２加圧手
段とを設け、 これら両加圧手段が発生した力により前記の押付けを行
なうよう構成する。
コーンローラ首振り角に応じても変化可能として常時要
求値にマッチさせることにより上述の問題解決を実現し
ようとするもので、 伝達トルクに応じた力を発生する第１加圧手段と、 コーンローラ首振り角に応じた力を発生する第２加圧手
段とを設け、 これら両加圧手段が発生した力により前記の押付けを行
なうよう構成する。
（作用） インプットコーンディスクへの動力は、押付けによって
これと摩擦係合するコーンローラの回転を経由し、同じ
く押付けによってこれに摩擦係合するアウトプットコー
ンディスクに伝達され得る。この動力伝達中コーンロー
ラをその回転軸線と直交する首振り軸線の周りに首振り
させることで、コーンローラは両コーンディスクとの摩
擦係合点を連続変化され、無段変速を行なうことができ
る。
これと摩擦係合するコーンローラの回転を経由し、同じ
く押付けによってこれに摩擦係合するアウトプットコー
ンディスクに伝達され得る。この動力伝達中コーンロー
ラをその回転軸線と直交する首振り軸線の周りに首振り
させることで、コーンローラは両コーンディスクとの摩
擦係合点を連続変化され、無段変速を行なうことができ
る。
ところで、上記動力伝達を補償するためのコーンローラ
の押付けを、第１加圧手段が伝達トルクに応じて発生し
た力、及び第２加圧手段がコーンローラ首振り角に応じ
た発生した力により行なうため、コーンローラ押付力は
伝達トルクのみならずコーンローラ首振り角をも考慮し
たものとなり、コーンローラ押付力を伝達トルク及びコ
ーンローラ首振り角に応じて異なる要求値にマッチさせ
ることができる。これがため、上記押付力がコーンロー
ラ首振り角（変速比）の比較的小さい領域や比較的大き
い領域で過大となるのを防止でき、動力損失の増大によ
って伝動効率が悪化したり、押付反力を支える箇所にお
いて寿命低下が著しくなって耐久性が損なわれるのを防
止することが可能となる。
の押付けを、第１加圧手段が伝達トルクに応じて発生し
た力、及び第２加圧手段がコーンローラ首振り角に応じ
た発生した力により行なうため、コーンローラ押付力は
伝達トルクのみならずコーンローラ首振り角をも考慮し
たものとなり、コーンローラ押付力を伝達トルク及びコ
ーンローラ首振り角に応じて異なる要求値にマッチさせ
ることができる。これがため、上記押付力がコーンロー
ラ首振り角（変速比）の比較的小さい領域や比較的大き
い領域で過大となるのを防止でき、動力損失の増大によ
って伝動効率が悪化したり、押付反力を支える箇所にお
いて寿命低下が著しくなって耐久性が損なわれるのを防
止することが可能となる。
（実施例） 以下、図示の実施例に基づき本発明を詳細に説明する。
第１図は本発明トロイダル型無段変速機の一実施例で、
この図中右側のI-I線上における断面図を便宜上同じ図
面の左側に示した。
この図中右側のI-I線上における断面図を便宜上同じ図
面の左側に示した。
10は変速機ケースを示し、その内部に入力軸11を回転自
在に設ける。入力軸11上にインプットコーンディスク12
を一体結合し、このインプットコーンディスクに同軸に
アウトプットコーンディスク13を設ける。アウトプット
コーンディスク13を中空出力軸14上に一体結合し、この
中空出力軸を入力軸11上に回転自在に支持する。
在に設ける。入力軸11上にインプットコーンディスク12
を一体結合し、このインプットコーンディスクに同軸に
アウトプットコーンディスク13を設ける。アウトプット
コーンディスク13を中空出力軸14上に一体結合し、この
中空出力軸を入力軸11上に回転自在に支持する。
出力軸14上には更に出力ギヤ15及びスラストベアリング
16のインナレース16aを軸方向移動不能に駆動結合し、
スラストベアリング16のアウタレース16bを変速機ケー
ス10に取着したシリンダ17に嵌着する。
16のインナレース16aを軸方向移動不能に駆動結合し、
スラストベアリング16のアウタレース16bを変速機ケー
ス10に取着したシリンダ17に嵌着する。
シリンダ17内に油圧ピストン18を摺動自在に嵌合して油
圧室19を画成する。油圧室19から遠い油圧ピストン18の
側にスラストベアリング20のアウタレース20aを同軸に
当てがい、このアウタレースを変速機ケース10に取着し
た仕切壁21に軸方向摺動可能に嵌合する。なお、スラス
トベアリング20のインナレース20bはリング22を介して
入力軸11上に結合する。
圧室19を画成する。油圧室19から遠い油圧ピストン18の
側にスラストベアリング20のアウタレース20aを同軸に
当てがい、このアウタレースを変速機ケース10に取着し
た仕切壁21に軸方向摺動可能に嵌合する。なお、スラス
トベアリング20のインナレース20bはリング22を介して
入力軸11上に結合する。
インプットコーンディスク12及びアウトプットコーンデ
ィスク13間に夫々の対向コーン面12a,13aに摩擦係合さ
せて一対のコーンローラ23を設ける。これらコーンロー
ラは、入力軸の11の中心軸線と直交する共通な軸線23a
の周りに回転し得るよう入力軸11の両側に配置し、各コ
ーンローラ23を個々の首振り軸24に支持する。軸24は対
応するコーンローラ23の回転軸線と直交する首振り軸線
23bの周りに回転し得るよう両端をラジアルベアリング2
5,26により支持し、両首振り軸24の上方のラジアルベア
リング25同士及び下方のラジアルベアリング26同士を夫
々タイロッド27,28により連節する。
ィスク13間に夫々の対向コーン面12a,13aに摩擦係合さ
せて一対のコーンローラ23を設ける。これらコーンロー
ラは、入力軸の11の中心軸線と直交する共通な軸線23a
の周りに回転し得るよう入力軸11の両側に配置し、各コ
ーンローラ23を個々の首振り軸24に支持する。軸24は対
応するコーンローラ23の回転軸線と直交する首振り軸線
23bの周りに回転し得るよう両端をラジアルベアリング2
5,26により支持し、両首振り軸24の上方のラジアルベア
リング25同士及び下方のラジアルベアリング26同士を夫
々タイロッド27,28により連節する。
タイロッド27,28の中央を夫々変速機ケース10にジョイ
ント29,30を介して連節し、首振り軸24の一方をその両
端に設けた油圧ピストン31,32により首振り軸線23bの方
向へ昇降可能とする。これがため、ピストン31,32を変
速機ケース10に嵌合して油圧室33,34を画成する。
ント29,30を介して連節し、首振り軸24の一方をその両
端に設けた油圧ピストン31,32により首振り軸線23bの方
向へ昇降可能とする。これがため、ピストン31,32を変
速機ケース10に嵌合して油圧室33,34を画成する。
上記一方の首振り軸24の上端に軸線23bの方向へ延在す
るロッド24aを突設し、その先端にカム35を固着する。
カム35は角度‐油圧変換部36に関連させ、これはスプー
ル36a、ばね36b及びプランジャ36cよりなるスプール弁
とし、ポンプ37から回路38への作動油をばね36bのばね
力に対応した油圧を回路39に出力するものとする。ばね
36bのばね力はカム35によるプランジャ36cの押込み量に
よって決定される。ところでカム35が軸24、従ってコー
ンローラ23の首振り角により回転位置を定められること
から、ばね36cのばね力、従って回路39への出力圧はコ
ーンローラ首振り角に応じた値となり、カム35のカム面
形状は第５図の点線で示す要求特性に合わせてコーンロ
ーラ首振り角が0の時ばね36bのばね力を最大とするよ
うな形状に選定する。
るロッド24aを突設し、その先端にカム35を固着する。
カム35は角度‐油圧変換部36に関連させ、これはスプー
ル36a、ばね36b及びプランジャ36cよりなるスプール弁
とし、ポンプ37から回路38への作動油をばね36bのばね
力に対応した油圧を回路39に出力するものとする。ばね
36bのばね力はカム35によるプランジャ36cの押込み量に
よって決定される。ところでカム35が軸24、従ってコー
ンローラ23の首振り角により回転位置を定められること
から、ばね36cのばね力、従って回路39への出力圧はコ
ーンローラ首振り角に応じた値となり、カム35のカム面
形状は第５図の点線で示す要求特性に合わせてコーンロ
ーラ首振り角が0の時ばね36bのばね力を最大とするよ
うな形状に選定する。
回路38,39に接続してトルク‐油圧変換部40を設け、こ
れは変速機伝達トルクに応じた油圧を発生するスプール
弁とする。ところで、伝達トルクがエンジン吸入負圧に
対応することから、これに応動して伝達トルクの増大に
つれ図中右向きの力を増大されるバキュームダイアフラ
ム41をトルク‐油圧変換部40のスプール40aに当接させ
る。このトルク‐油圧変換部はポンプ回路38内の作動油
をバキュームダイアフラム41の図中右向き力、つまり伝
達トルクに応じた油圧にする他、回路39の油圧をスプー
ル40aに図中右向きに受けて、その分回路38の油圧を高
める。従って、トルク‐油圧変換部40は回路38内の油圧
Paを伝達トルクに応じた油圧と、回路39からの油圧とを
合算した値となす油圧合算部の用もなし、この合算油圧
（押付油圧）Paを最大トルク時第５図中実線ｄの如きも
の、又最小トルク時同図中実線ｅの如きもの（中間トル
ク時これらd,e間で上下動する）として油圧室19に供給
する。
れは変速機伝達トルクに応じた油圧を発生するスプール
弁とする。ところで、伝達トルクがエンジン吸入負圧に
対応することから、これに応動して伝達トルクの増大に
つれ図中右向きの力を増大されるバキュームダイアフラ
ム41をトルク‐油圧変換部40のスプール40aに当接させ
る。このトルク‐油圧変換部はポンプ回路38内の作動油
をバキュームダイアフラム41の図中右向き力、つまり伝
達トルクに応じた油圧にする他、回路39の油圧をスプー
ル40aに図中右向きに受けて、その分回路38の油圧を高
める。従って、トルク‐油圧変換部40は回路38内の油圧
Paを伝達トルクに応じた油圧と、回路39からの油圧とを
合算した値となす油圧合算部の用もなし、この合算油圧
（押付油圧）Paを最大トルク時第５図中実線ｄの如きも
の、又最小トルク時同図中実線ｅの如きもの（中間トル
ク時これらd,e間で上下動する）として油圧室19に供給
する。
上記実施例の作用を次に説明する。
入力軸11よりインプットコーンディスク12に達した動力
はコーンローラ23の回転を介してアウトプットコーンデ
ィスク13に伝達され、その後出力軸14を経て出力ギヤ15
に伝達出力される。
はコーンローラ23の回転を介してアウトプットコーンデ
ィスク13に伝達され、その後出力軸14を経て出力ギヤ15
に伝達出力される。
この動力伝達中室33,34内の油圧制御により首振り軸24
を図示の中立位置により上下動させると、コーンローラ
23はコーンディスク12,13から、首振り分力を受け、軸
線23bの周りで対応方向へ首振り回動する。これにより
コーンローラ23はコーンディスク12,13との摩擦係合点
を変更され、変速を行なうができる。希望の変速比にな
ったところで、室33,34の油圧制御により首振り軸24を
図示の中立位置に戻すと、コーンローラ23はコーンディ
スク12,13から首振り分力を受けなくなり、上記の変更
された首振り角を保って当該変速比を保つことができ
る。
を図示の中立位置により上下動させると、コーンローラ
23はコーンディスク12,13から、首振り分力を受け、軸
線23bの周りで対応方向へ首振り回動する。これにより
コーンローラ23はコーンディスク12,13との摩擦係合点
を変更され、変速を行なうができる。希望の変速比にな
ったところで、室33,34の油圧制御により首振り軸24を
図示の中立位置に戻すと、コーンローラ23はコーンディ
スク12,13から首振り分力を受けなくなり、上記の変更
された首振り角を保って当該変速比を保つことができ
る。
一方、角度‐油圧変換部36は前記の作用により回路39に
コーンローラ首振り角に応じた油圧（コーンローラ首振
り角が第５図中0の時最大）を出力し、これをトルク
‐油圧変換部40に供給する。トルク油圧変換部（油圧合
算部）40は前記作用により変速機伝達トルクの増大につ
れ高くなる油圧を発生すると共に、この油圧と回路39か
らの油圧とを合算した値に回路38内の押付油圧Paを調整
する。従って、押付油圧Paはコーンローラ首振り角及び
伝達トルクに応じ第５図中ｄ（最大トルク時）,e（最低
トルク時）の如くに変化するようなものとなり、油圧室
19に供給される。
コーンローラ首振り角に応じた油圧（コーンローラ首振
り角が第５図中0の時最大）を出力し、これをトルク
‐油圧変換部40に供給する。トルク油圧変換部（油圧合
算部）40は前記作用により変速機伝達トルクの増大につ
れ高くなる油圧を発生すると共に、この油圧と回路39か
らの油圧とを合算した値に回路38内の押付油圧Paを調整
する。従って、押付油圧Paはコーンローラ首振り角及び
伝達トルクに応じ第５図中ｄ（最大トルク時）,e（最低
トルク時）の如くに変化するようなものとなり、油圧室
19に供給される。
室19内において押付油圧Paは油圧ピストン18及びシリン
ダ17を押付力Faで離反方向に付勢する。ピストン18への
押付力はスラストベアリング20、入力軸11を介してイン
プットコーンディスク12に及び、シリンダ17への押付力
はスラストベアリング16、出力軸14を介してアウトプッ
トコーンディスク13に及び、コーンディスク12,13を相
互に接近する方向へ押付力Faで付勢する。これがため、
コーンローラ23はコーンディスク12,13間に挟圧され、
これらコーンディスクに対するコーンローラ押付力Faは
押付油圧Paに対応して第５図中ｄ（最大トルク時）、ｅ
（最小トルク時）の如きものとなる。
ダ17を押付力Faで離反方向に付勢する。ピストン18への
押付力はスラストベアリング20、入力軸11を介してイン
プットコーンディスク12に及び、シリンダ17への押付力
はスラストベアリング16、出力軸14を介してアウトプッ
トコーンディスク13に及び、コーンディスク12,13を相
互に接近する方向へ押付力Faで付勢する。これがため、
コーンローラ23はコーンディスク12,13間に挟圧され、
これらコーンディスクに対するコーンローラ押付力Faは
押付油圧Paに対応して第５図中ｄ（最大トルク時）、ｅ
（最小トルク時）の如きものとなる。
ところで、押付力Faがコーンローラ首振り角及び変速機
伝達トルクに応じて変化することから、これを第５図に
d,eの如く伝達トルク毎に要求特性a,bにマッチさせるこ
とができ、前記の動力伝達を補償すると共に、過大押付
力により伝動効率が悪くなったり、耐久性が悪くなるの
を防止することができる。なお押付力Faの設定に当たっ
ては、前記伝動効率及び耐久性の問題が顕著となる最大
トルク時を基準にして、押付力Faを要求特性ａにマッチ
するようｄの如くに定めるため、最低トルク時の押付力
特性ｅ（ｄに対し比例計算したものとなる）がコーンロ
ーラ首振り角0近辺で要求特性ｂに対し若干過大気味
となるが、最小トルク時にかける首振り角0（中間変
速比）の使用頻度は少ないため、伝動効率や耐久性の問
題を生ずるようなことはない。
伝達トルクに応じて変化することから、これを第５図に
d,eの如く伝達トルク毎に要求特性a,bにマッチさせるこ
とができ、前記の動力伝達を補償すると共に、過大押付
力により伝動効率が悪くなったり、耐久性が悪くなるの
を防止することができる。なお押付力Faの設定に当たっ
ては、前記伝動効率及び耐久性の問題が顕著となる最大
トルク時を基準にして、押付力Faを要求特性ａにマッチ
するようｄの如くに定めるため、最低トルク時の押付力
特性ｅ（ｄに対し比例計算したものとなる）がコーンロ
ーラ首振り角0近辺で要求特性ｂに対し若干過大気味
となるが、最小トルク時にかける首振り角0（中間変
速比）の使用頻度は少ないため、伝動効率や耐久性の問
題を生ずるようなことはない。
第２図は、トルク‐油圧変換部（油圧合算部）40の変形
例を示し、本例では伝達トルクがエンジンスロットル開
度にも対応することから、第１図中バキュームダイアフ
ラム41に代え、エンジンスロットルバルブに連動して半
回転するスロットルカム42を設け、これによりスプール
40aに図中右向きに作用するばね40bのばね力をスプール
40cを介して加減し得るようにする。なおカム42のカム
形状はスロットル開度が全閉から全開に向け増大するに
つればね40bのばね力を大きくするよう選定する。従っ
て、トルク‐油圧変換部40は本例でもポンプ回路38内の
押付油圧Paを第１図の例と同様に制御することができ
る。
例を示し、本例では伝達トルクがエンジンスロットル開
度にも対応することから、第１図中バキュームダイアフ
ラム41に代え、エンジンスロットルバルブに連動して半
回転するスロットルカム42を設け、これによりスプール
40aに図中右向きに作用するばね40bのばね力をスプール
40cを介して加減し得るようにする。なおカム42のカム
形状はスロットル開度が全閉から全開に向け増大するに
つればね40bのばね力を大きくするよう選定する。従っ
て、トルク‐油圧変換部40は本例でもポンプ回路38内の
押付油圧Paを第１図の例と同様に制御することができ
る。
第３図は本発明の他の例を示し、本例ではコーンローラ
首振り角に応じたコーンローラ23の押付力制御は前記実
施例と同様角度‐油圧変換部36からの油圧により行なう
油圧式とするが、伝達トルクに応じたコーンローラ23の
押付力制御は周知のローディングカム36が伝達トルクに
応じて発生するスラストにより行なう機械式とする。
首振り角に応じたコーンローラ23の押付力制御は前記実
施例と同様角度‐油圧変換部36からの油圧により行なう
油圧式とするが、伝達トルクに応じたコーンローラ23の
押付力制御は周知のローディングカム36が伝達トルクに
応じて発生するスラストにより行なう機械式とする。
これがため、インプットコーンディスク12を入力軸11上
で回転自在とし、アウトプットコーンディスク13から遠
いインプットコーンディスク12の側に油圧ピストン44を
摺動自在に嵌合して油圧室45を画成すると共に、油圧ピ
ストン44を入力軸11に一体成形する。油圧室45間におい
てインプットコーンディスク12及び油圧ピストン44間に
ローディングカム43を介在させる。
で回転自在とし、アウトプットコーンディスク13から遠
いインプットコーンディスク12の側に油圧ピストン44を
摺動自在に嵌合して油圧室45を画成すると共に、油圧ピ
ストン44を入力軸11に一体成形する。油圧室45間におい
てインプットコーンディスク12及び油圧ピストン44間に
ローディングカム43を介在させる。
スラストベアリング16,20のアウタレースは夫々仕切壁2
1に摺動自在に嵌合し、この仕切壁に摺動自在に嵌合し
てアウタレース16b及び20a間にスペーサ46を介在させ
る。
1に摺動自在に嵌合し、この仕切壁に摺動自在に嵌合し
てアウタレース16b及び20a間にスペーサ46を介在させ
る。
入力軸11には油圧室45に通ずる油路11aを形成し、これ
に角度‐油圧変換部36を接続する。この角度‐油圧変換
部36は第１図におけると同様のものであるが、本例では
ポンプ回路38内の圧力Pbをコーンローラ首振り角に対応
した値（第１図中回路39への油圧と同じ値）として油路
11aより油圧室45に供給するものとする。
に角度‐油圧変換部36を接続する。この角度‐油圧変換
部36は第１図におけると同様のものであるが、本例では
ポンプ回路38内の圧力Pbをコーンローラ首振り角に対応
した値（第１図中回路39への油圧と同じ値）として油路
11aより油圧室45に供給するものとする。
本例の構成においては、入力軸11への動力が油圧ピスト
ン44及びローディングカム43を経てインプットコーンデ
ィスク12に伝わり、以後第１図と同様の経路を経て出力
ギヤ15に伝達出力される。この動力伝達中ローディング
カム43は伝達トルクに応じたスラストを発生してインプ
ットコーンディスク12及び油圧ピストン44を離反方向へ
付勢する。
ン44及びローディングカム43を経てインプットコーンデ
ィスク12に伝わり、以後第１図と同様の経路を経て出力
ギヤ15に伝達出力される。この動力伝達中ローディング
カム43は伝達トルクに応じたスラストを発生してインプ
ットコーンディスク12及び油圧ピストン44を離反方向へ
付勢する。
角度‐油圧変換部36は回路38より油圧室45へコーンロー
ラ首振り角に応じた油圧Pbを供給し、この油圧室によっ
てもインプットコーンディスク12及び油圧ピストン44は
離反方向に付勢される。
ラ首振り角に応じた油圧Pbを供給し、この油圧室によっ
てもインプットコーンディスク12及び油圧ピストン44は
離反方向に付勢される。
インプットコーンディスク12への付勢力はコーンローラ
23、アウトプットコーンディスク13、出力軸14及びスラ
ストベアリング16を介してスペーサ46に達し、油圧ピス
トン44への付勢力は入力軸11、リング22及びスラストベ
アリング20を介してスペーサ46に達するため、両付勢力
はスペーサ46で打消し合い軸内力となることで、変速機
ケースに及ぶことがない。そして、両付勢力はコーンロ
ーラ23をコーンディスク12,13間に挟圧してこれらコー
ンディスクに摩擦係合させるべく押付け、動力伝達を可
能にするが、その押付力がローディングカム43によるス
ラスト及び角度‐油圧変換部36からの油圧Pbによる力の
合算値であることから、押付力制御を前記実施例と同じ
に行なうことができ、本例でも同様の目的を達成するこ
とができる。
23、アウトプットコーンディスク13、出力軸14及びスラ
ストベアリング16を介してスペーサ46に達し、油圧ピス
トン44への付勢力は入力軸11、リング22及びスラストベ
アリング20を介してスペーサ46に達するため、両付勢力
はスペーサ46で打消し合い軸内力となることで、変速機
ケースに及ぶことがない。そして、両付勢力はコーンロ
ーラ23をコーンディスク12,13間に挟圧してこれらコー
ンディスクに摩擦係合させるべく押付け、動力伝達を可
能にするが、その押付力がローディングカム43によるス
ラスト及び角度‐油圧変換部36からの油圧Pbによる力の
合算値であることから、押付力制御を前記実施例と同じ
に行なうことができ、本例でも同様の目的を達成するこ
とができる。
（発明の効果） かくして本発明トロイダル型無段変速機は上述の如く、
コーンローラ23のコーンディスク12,13に対する押付力F
aを伝達トルクだけでなくコーンローラ首振り角に応じ
ても変化させる構成としたから、コーンローラ押付力Fa
を伝達トルク及びコーンローラ首振り角に応じて異なる
要求値にマッチさせることができる。これがため、コー
ンローラ押付力Faが不足してコーンローラの滑りにより
伝動ロスを生ずるのを防止し得るのはもとより、コーン
ローラ押付力Faが過大となって動力損失の増大により伝
動効率が悪くなったり、押付反力を支える箇所において
寿命低下が著しくなって耐久性が損なわれたりするのを
防止することができる。
コーンローラ23のコーンディスク12,13に対する押付力F
aを伝達トルクだけでなくコーンローラ首振り角に応じ
ても変化させる構成としたから、コーンローラ押付力Fa
を伝達トルク及びコーンローラ首振り角に応じて異なる
要求値にマッチさせることができる。これがため、コー
ンローラ押付力Faが不足してコーンローラの滑りにより
伝動ロスを生ずるのを防止し得るのはもとより、コーン
ローラ押付力Faが過大となって動力損失の増大により伝
動効率が悪くなったり、押付反力を支える箇所において
寿命低下が著しくなって耐久性が損なわれたりするのを
防止することができる。
第１図は本発明トロイダル型無段変速機の一実施例を示
すシステム図、 第２図は同変速機におけるトルク‐油圧変換部の変形例
を示す断面図、 第３図は本発明の他の例を示すシステム図、 第４図はトロイダル型無段変速機の略線図、 第５図は本発明トロイダル型無段変速機のコーンローラ
押付力変化特性を従来のトロイダル型無段変速機のそれ
と比較して示す線図である。 10……変速機ケース、11……入力軸 12……インプットコーンディスク 13……アウトプットコーンディスク 14……中空出力軸、15……出力ギヤ 16,20……スラストベアリンダ 17……シリンダ、18……油圧ピストン 23……コーンローラ、24……首振り軸 27,28……タイロッド、29,30……ジョイント 31,32……油圧ピストン、35……カム 36……角度‐油圧変換部、37……ポンプ 40……トルク‐油圧変換部 41……バキュームダイアフラム 42……スロットルカム、43……ローディングカム 44……油圧ピストン、46……スペーサ
すシステム図、 第２図は同変速機におけるトルク‐油圧変換部の変形例
を示す断面図、 第３図は本発明の他の例を示すシステム図、 第４図はトロイダル型無段変速機の略線図、 第５図は本発明トロイダル型無段変速機のコーンローラ
押付力変化特性を従来のトロイダル型無段変速機のそれ
と比較して示す線図である。 10……変速機ケース、11……入力軸 12……インプットコーンディスク 13……アウトプットコーンディスク 14……中空出力軸、15……出力ギヤ 16,20……スラストベアリンダ 17……シリンダ、18……油圧ピストン 23……コーンローラ、24……首振り軸 27,28……タイロッド、29,30……ジョイント 31,32……油圧ピストン、35……カム 36……角度‐油圧変換部、37……ポンプ 40……トルク‐油圧変換部 41……バキュームダイアフラム 42……スロットルカム、43……ローディングカム 44……油圧ピストン、46……スペーサ
Claims (6)
- 【請求項１】インプットコーンディスクからこれに同軸
配置したアウトプットコーンディスクへの動力伝達を、
これらコーンディスクの対向コーン面に押付けられたコ
ーンローラの回転を介して行ない、 コーンローラをその回転軸線に直角な首振り軸線の周り
に首振りさせて無段変速を行なうようにしたトライダル
型変速機において、 伝達トルクに応じた力を発生する第１加圧手段と、 前記コーンローラの首振り角に応じた力を発生する第２
加圧手段とを具え、 これら両加圧手段が発生した力により前記押付けを行な
うよう構成したことを特徴とするトロイダル型無段変速
機。 - 【請求項２】前記第１加圧手段は、伝達トルクに応じた
油圧を発生するトルク‐油圧変換部と、この油圧に応動
して前記両コーンディスクを接近方向へ付勢する油圧ピ
ストンとよりなるものである特許請求の範囲第１項記載
のトロイダル型無段変速機。 - 【請求項３】前記第１加圧手段は、伝達トルクに応じた
スラストを発生するローディングカムで構成し、このス
ラストにより両コーンディスクを接近方向に付勢するも
のである特許請求の範囲第１項記載のトロイダル型無段
変速機。 - 【請求項４】前記第２加圧手段は、コーンローラの首振
り角に応じた油圧を発生する角度‐油圧変換部と、この
油圧に応動して両コーンディスクを接近方向へ付勢する
油圧ピストンとよりなるものである特許請求の範囲第１
項乃至第３項のいずれかに記載のトロイダル型無段変速
機。 - 【請求項５】伝達トルクに応じた油圧を発生するトルク
‐油圧変換部と、コーンローラの首振り角に応じた油圧
を発生する角度‐油圧変換部と、これらの発生油圧を合
算する油圧合算部と、合算油圧に応動して両コーンディ
スクを接近方向に付勢する油圧ピストンとを具備した特
許請求の範囲第１項記載のトロイダル型無段変速機。 - 【請求項６】前記油圧ピストンが非回転部材である特許
請求の範囲第２項、第４項、第５項のいずれかに記載の
トロイダル型無段変速機。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP9945386A JPH0672652B2 (ja) | 1986-05-01 | 1986-05-01 | トロイダル型無段変速機 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP9945386A JPH0672652B2 (ja) | 1986-05-01 | 1986-05-01 | トロイダル型無段変速機 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS62258254A JPS62258254A (ja) | 1987-11-10 |
| JPH0672652B2 true JPH0672652B2 (ja) | 1994-09-14 |
Family
ID=14247750
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP9945386A Expired - Lifetime JPH0672652B2 (ja) | 1986-05-01 | 1986-05-01 | トロイダル型無段変速機 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0672652B2 (ja) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2001108047A (ja) * | 1999-10-12 | 2001-04-20 | Isuzu Motors Ltd | トロイダル型無段変速機 |
| JP2004278780A (ja) * | 2003-02-28 | 2004-10-07 | Nsk Ltd | トロイダル型無段変速機 |
| JP2006528754A (ja) * | 2003-07-25 | 2006-12-21 | トロトラク・（ディヴェロプメント）・リミテッド | 液圧変動器制御装置 |
Families Citing this family (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH0637223Y2 (ja) * | 1988-05-27 | 1994-09-28 | 日産自動車株式会社 | 摩擦車式無段変速機構 |
| JP2699687B2 (ja) * | 1991-03-26 | 1998-01-19 | 日産自動車株式会社 | 摩擦車式無段変速機の変速制御装置 |
| JP3555577B2 (ja) * | 2000-12-28 | 2004-08-18 | トヨタ自動車株式会社 | トロイダル型無段変速機 |
| DE10348718A1 (de) * | 2003-06-17 | 2005-06-30 | Ulrich Dr.-Ing. Rohs | Anpresseinrichtung zum Verspannen zweier Getriebeglieder und Getriebe mit einer derartigen Anpresseinrichtung |
| AU2003300500A1 (en) * | 2003-01-06 | 2004-07-29 | Ulrich Rohs | Pressing device for tensioning two gearing elements, gearing provided with a pressing device of this type, and method for operating such a friction gearing |
| BRPI0411486A (pt) | 2003-06-17 | 2006-07-25 | Ulrich Rohs | engrenagem de anel de frição e método para a operação da referida engrenagem de anel de frição |
| JP5120365B2 (ja) * | 2009-11-25 | 2013-01-16 | 日本精工株式会社 | トロイダル型無段変速機及びトロイダル型無段変速機を搭載した車両 |
| CN105283696B (zh) * | 2013-06-21 | 2017-02-22 | 本田技研工业株式会社 | 环面式无级变速器 |
-
1986
- 1986-05-01 JP JP9945386A patent/JPH0672652B2/ja not_active Expired - Lifetime
Cited By (5)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2001108047A (ja) * | 1999-10-12 | 2001-04-20 | Isuzu Motors Ltd | トロイダル型無段変速機 |
| JP4604295B2 (ja) * | 1999-10-12 | 2011-01-05 | 日本精工株式会社 | トロイダル型無段変速機 |
| JP2004278780A (ja) * | 2003-02-28 | 2004-10-07 | Nsk Ltd | トロイダル型無段変速機 |
| JP4529442B2 (ja) * | 2003-02-28 | 2010-08-25 | 日本精工株式会社 | トロイダル型無段変速機 |
| JP2006528754A (ja) * | 2003-07-25 | 2006-12-21 | トロトラク・（ディヴェロプメント）・リミテッド | 液圧変動器制御装置 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS62258254A (ja) | 1987-11-10 |
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| EXPY | Cancellation because of completion of term |