JP2012237370A - Toroidal continuously variable transmission - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、トロイダル式無段変速機に関する。 The present invention relates to a toroidal continuously variable transmission.
従来、トロイダル式無段変速機におけるディスクとパワーローラとの接触部における滑り率を算出する技術が開示されている。例えば、特許文献１には、入出力ディスク回転数及びローラ傾転角に基づいて平均滑り率を算出し、平均滑り率が所定値以上になった場合に、入出力ディスクとローラとの間におけるトラクション係数が最大値近傍にあると判定するトロイダル式ＣＶＴの制御装置の技術が開示されている。特許文献１のトロイダル式ＣＶＴの制御装置によれば、ディスクとローラとの間におけるマクロスリップを精度よく予測することができ、スリップを防止することができるとされている。 Conventionally, a technique for calculating a slip ratio at a contact portion between a disk and a power roller in a toroidal-type continuously variable transmission has been disclosed. For example, in Patent Document 1, an average slip ratio is calculated based on the input / output disk rotation speed and the roller tilt angle, and when the average slip ratio is equal to or greater than a predetermined value, the input / output disk and the roller are A technique for a toroidal CVT control device that determines that a traction coefficient is in the vicinity of a maximum value is disclosed. According to the toroidal CVT control device of Patent Document 1, it is possible to accurately predict the macro slip between the disk and the roller and prevent the slip.
トロイダル式無段変速機におけるスリップを抑制することについて、なお改良の余地がある。例えば、傾転角を検出するセンサを要することなくスリップを抑制することができれば、スリップ抑制を実現するためのコスト増加を抑制することが可能となる。トロイダル式無段変速機において、スリップの抑制とコスト増大の抑制とを両立できることが望まれている。 There is still room for improvement in suppressing slip in a toroidal continuously variable transmission. For example, if slip can be suppressed without requiring a sensor for detecting the tilt angle, an increase in cost for realizing slip suppression can be suppressed. In a toroidal-type continuously variable transmission, it is desired that both suppression of slip and suppression of increase in cost can be achieved.
本発明の目的は、パワーローラのスリップを抑制することとコスト増大の抑制とを両立することができるトロイダル式無段変速機を提供することである。 An object of the present invention is to provide a toroidal-type continuously variable transmission that can both suppress slippage of a power roller and suppress cost increase.
本発明のトロイダル式無段変速機は、入力ディスクと出力ディスクとの間で動力を伝達し、かつ第一パワーローラおよび第二パワーローラを含む複数のパワーローラと、前記第一パワーローラの傾転角に応じた第一圧力を出力する第一圧力出力機構と、前記第二パワーローラの傾転角に応じた第二圧力を出力する第二圧力出力機構と、前記第一圧力と前記第二圧力との差圧に応じて前記パワーローラのスリップを抑制する信号圧を出力する信号圧出力機構と、を備えることを特徴とする。 The toroidal continuously variable transmission of the present invention transmits power between an input disk and an output disk, and includes a plurality of power rollers including a first power roller and a second power roller, and a tilt of the first power roller. A first pressure output mechanism that outputs a first pressure according to a turning angle; a second pressure output mechanism that outputs a second pressure according to a tilt angle of the second power roller; the first pressure and the first pressure And a signal pressure output mechanism that outputs a signal pressure that suppresses slippage of the power roller in accordance with a differential pressure between the two pressures.
上記トロイダル式無段変速機において、更に、前記入力ディスクと前記出力ディスクとが前記複数のパワーローラを挟み込む挟圧力を補正する挟圧力補正機構を備え、前記挟圧力補正機構は、前記信号圧に応じて前記挟圧力を増加させることが好ましい。 The toroidal continuously variable transmission further includes a clamping pressure correction mechanism that corrects a clamping pressure in which the input disk and the output disk pinch the plurality of power rollers, and the clamping pressure correction mechanism is configured to adjust the signal pressure. Accordingly, it is preferable to increase the clamping pressure.
上記トロイダル式無段変速機において、前記信号圧出力機構は、前記第一圧力と前記第二圧力との差圧が閾値以上である場合に前記信号圧を出力することが好ましい。 In the toroidal continuously variable transmission, it is preferable that the signal pressure output mechanism outputs the signal pressure when a differential pressure between the first pressure and the second pressure is greater than or equal to a threshold value.
上記トロイダル式無段変速機において、更に、前記第一圧力と前記第二圧力との差圧に基づいて、前記入力ディスクに対して動力を出力する原動機の出力を低減させることが好ましい。 In the toroidal continuously variable transmission, it is preferable that the output of a prime mover that outputs power to the input disk is further reduced based on a differential pressure between the first pressure and the second pressure.
本発明に係るトロイダル式無段変速機は、入力ディスクと出力ディスクとの間で動力を伝達し、かつ第一パワーローラおよび第二パワーローラを含む複数のパワーローラと、第一パワーローラの傾転角に応じた第一圧力を出力する第一圧力出力機構と、第二パワーローラの傾転角に応じた第二圧力を出力する第二圧力出力機構と、第一圧力と第二圧力との差圧に応じてパワーローラのスリップを抑制する信号圧を出力する信号圧出力機構と、を備える。本発明に係るトロイダル式無段変速機によれば、パワーローラのスリップ発生時に各機構がスリップを抑制する信号圧を自動的に生成することで、パワーローラのスリップを抑制することとコスト増大の抑制とを両立することができるという効果を奏する。 A toroidal continuously variable transmission according to the present invention transmits power between an input disk and an output disk, and includes a plurality of power rollers including a first power roller and a second power roller, and an inclination of the first power roller. A first pressure output mechanism that outputs a first pressure according to the turning angle, a second pressure output mechanism that outputs a second pressure according to the tilt angle of the second power roller, a first pressure and a second pressure, A signal pressure output mechanism that outputs a signal pressure that suppresses slipping of the power roller in accordance with the differential pressure. According to the toroidal continuously variable transmission according to the present invention, when the power roller slips, each mechanism automatically generates a signal pressure to suppress the slip, thereby suppressing the power roller slip and increasing the cost. There is an effect that it is possible to achieve both suppression.
以下に、本発明の実施形態に係るトロイダル式無段変速機につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この実施形態によりこの発明が限定されるものではない。また、下記の実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるものあるいは実質的に同一のものが含まれる。 Hereinafter, a toroidal continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. In addition, this invention is not limited by this embodiment. In addition, constituent elements in the following embodiments include those that can be easily assumed by those skilled in the art or those that are substantially the same.
［実施形態］
図１から図５を参照して、実施形態について説明する。本実施形態は、トロイダル式無段変速機に関する。図１は、実施形態に係るトロイダル式無段変速機の概略断面図、図２は、実施形態に係るトロイダル式無段変速機の一対のパワーローラ周りの概略断面図、図３は、実施形態の油圧制御装置に係る油圧回路の概略構成図である。
[Embodiment]
The embodiment will be described with reference to FIGS. 1 to 5. The present embodiment relates to a toroidal continuously variable transmission. FIG. 1 is a schematic cross-sectional view of a toroidal continuously variable transmission according to the embodiment, FIG. 2 is a schematic cross-sectional view around a pair of power rollers of the toroidal continuously variable transmission according to the embodiment, and FIG. It is a schematic block diagram of the hydraulic circuit which concerns on this hydraulic control apparatus.
本実施形態のトロイダル式無段変速機は、複数個のパワーローラの内、一つのスリップを検出してフェールセーフする機構を備えている。具体的には、一つのパワーローラの傾転角（変速比）に応じた第一圧力Ｐ１を出力する第一圧力出力機構（図４の符号１０１参照）と、他の一つのパワーローラの傾転角（変速比）に応じた第二圧力Ｐ２を出力する第二圧力出力機構（図４の符号１０２参照）と、第一圧力Ｐ１と第二圧力Ｐ２との差圧に応じてパワーローラのスリップを抑制する信号圧Ｐｓを出力する信号圧出力機構（図４の符号１０３）とが設けられている。これにより、本実施形態のトロイダル式無段変速機によれば、パワーローラのスリップ抑制と、コストの低減とを両立させることができる。
The toroidal continuously variable transmission according to the present embodiment includes a mechanism that detects one slip among a plurality of power rollers and performs fail-safe. Specifically, a first pressure output mechanism (see
図１に示すように、車両１は、駆動源となるエンジン５と、エンジン５に連結されたトルクコンバータ６と、トルクコンバータ６に連結された前後進切換機構７と、前後進切換機構７に連結されたトロイダル式無段変速機８とを備えている。また、トロイダル式無段変速機８には減速装置９が連結されると共に、減速装置９には差動装置１０が連結され、さらに、差動装置１０には駆動輪１１が連結されている。
As shown in FIG. 1, the vehicle 1 includes an
エンジン５は、例えば、ガソリンエンジンやディーゼルエンジン等が用いられており、円筒形状に形成されるシリンダの中心軸方向にピストンが往復運動し、ピストンの往復運動を回転運動に変換するクランクシャフト１５から駆動力を出力する。エンジン５は、トロイダル式無段変速機８の入力ディスク２０ａ，２０ｂに対して動力を出力する原動機である。なお、上記の構成に限らず、原動機としてエンジン５に代えてモータなどの電動機を用いてもよく、また、エンジン及び電動機を併用してもよい。
For example, a gasoline engine or a diesel engine is used as the
トルクコンバータ６は、流体クラッチの一種であり、エンジン５から出力された駆動力を、作動油を介して前後進切換機構７に伝えるものである。また、トルクコンバータ６は、例えば、ロックアップ機構を有するものがあり、エンジン５からの出力トルクを増加させて、あるいはそのままの出力トルクで、前後進切換機構７に伝達する。
The torque converter 6 is a kind of fluid clutch, and transmits the driving force output from the
トロイダル式無段変速機８は、前後進切換機構７から入力される駆動力の回転速度を、車両の運転状態に応じて所望の回転速度に変更して出力する。なお、トロイダル式無段変速機８の詳細な説明は後述する。
The toroidal continuously variable transmission 8 changes the rotational speed of the driving force input from the forward /
減速装置９は、トロイダル式無段変速機８から入力された駆動力の回転速度を減速して差動装置１０に駆動力を伝達する。差動装置１０は、車両１が旋回する際に生じる旋回の中心側、つまり内側の駆動輪１１と、外側の駆動輪１１との速度差を吸収する。 The reduction gear 9 reduces the rotational speed of the driving force input from the toroidal continuously variable transmission 8 and transmits the driving force to the differential device 10. The differential device 10 absorbs the speed difference between the center driving side, that is, the inner driving wheel 11 and the outer driving wheel 11 generated when the vehicle 1 turns.
従って、車両１において、エンジン５が駆動すると、エンジン５から出力された駆動力は、クランクシャフト１５を介してトルクコンバータ６に伝達される。そして、トルクコンバータ６によって出力トルクが増幅された駆動力は、前後進切換機構７に伝達され、前後進切換機構７によって所望の回転方向に変更される。所望の回転方向となった駆動力は、トロイダル式無段変速機８に入力され、入力された駆動力は、トロイダル式無段変速機８の所定の変速比に応じて、回転速度が変更される。トロイダル式無段変速機８によって回転速度が変更された駆動力は、減速装置９に入力され、入力された駆動力は、減速装置９によって減速された後、差動装置１０に出力される。そして、差動装置１０が入力された駆動力を駆動輪１１に伝達することにより、駆動輪１１が回転し、これにより、車両１が走行する。
Therefore, when the
次に、トロイダル式無段変速機８について説明する。トロイダル式無段変速機８は、エンジン５からの駆動力（出力回転数や出力トルク）を、車両１の走行状態に応じて、適切な駆動力に変換して駆動輪１１に伝達するものであり、変速比を無段階（連続的）に制御することができる、いわゆるＣＶＴである。
Next, the toroidal continuously variable transmission 8 will be described. The toroidal continuously variable transmission 8 converts the driving force (output rotational speed and output torque) from the
図１および図２に示すように、トロイダル式無段変速機８は、入力軸２８を介して駆動力が入力される一対の入力ディスク２０ａ，２０ｂと、一対の入力ディスク２０ａ，２０ｂの間に配設されると共に、各入力ディスク２０ａ，２０ｂに対向するように配設された一対の出力ディスク２１ａ，２１ｂと、各入力ディスク２０ａ，２０ｂと各出力ディスク２１ａ，２１ｂとの間にそれぞれ設けられた対となる２組のパワーローラ２２と、を備えている。これら複数のパワーローラ２２は、入力ディスク２０ａと出力ディスク２１ａとの間、および入力ディスク２０ｂと出力ディスク２１ｂとの間でそれぞれ動力を伝達する。
As shown in FIGS. 1 and 2, the toroidal continuously variable transmission 8 includes a pair of
各パワーローラ２２（２２ａ，２２ｂ，２２ｃ，２２ｄ）は、各トラニオン２３に回転自在に支持されている。また、トロイダル式無段変速機８は、各入力ディスク２０ａ，２０ｂと各出力ディスク２１ａ，２１ｂとを接近させて各パワーローラ２２を挟持させるディスク押圧機構２４と、各トラニオン２３を揺動軸６１ａ，６１ｂ（図２参照）に沿って移動させて各パワーローラ２２を中立位置と変速位置との間で移動させる油圧サーボ機構２５と、を備えており、ディスク押圧機構２４および油圧サーボ機構２５は、油圧制御装置２６により制御されている。
Each power roller 22 (22a, 22b, 22c, 22d) is rotatably supported by each
トロイダル式無段変速機８は、ディスク押圧機構２４により各入力ディスク２０ａ，２０ｂと各出力ディスク２１ａ，２１ｂとの間に各パワーローラ２２を挟み込み、この状態で、油圧サーボ機構２５により各トラニオン２３を揺動軸６１ａ，６１ｂに沿って移動させることができる。これにより、各パワーローラ２２が中立位置から変速位置に移動することで、各パワーローラ２２が傾転し、入力ディスク２０ａ，２０ｂと出力ディスク２１ａ，２１ｂとの回転数比である変速比が変更される。
In the toroidal continuously variable transmission 8, each
一対の入力ディスク２０ａ，２０ｂは、トロイダル式無段変速機８の入力軸２８に連結されたバリエータ軸３０に軸支されている。一対の入力ディスク２０ａ，２０ｂは、軸線Ｘ１を中心にバリエータ軸３０と一体となって回転する。そして、一対の入力ディスク２０ａ，２０ｂは、バリエータ軸３０に対して、フロント側（エンジン５側）にフロント側入力ディスク２０ａが設けられ、フロント側入力ディスク２０ａに対して所定の間隔をあけてリア側（駆動輪１１側）にリア側入力ディスク２０ｂが設けられる。
The pair of
各入力ディスク２０ａ，２０ｂは、バリエータ軸３０の径方向外側に突出する円板形状に形成され、その軸心には、バリエータ軸３０が挿通される開口が形成されている。そして、各入力ディスク２０ａ，２０ｂの各出力ディスク２１ａ，２１ｂと対向する面には、各パワーローラ２２にそれぞれ接触するトロイダル面３３ａが形成されている。
Each of the
フロント側入力ディスク２０ａは、ボールスプライン３５を介してバリエータ軸３０に支持されている。このため、フロント側入力ディスク２０ａは、バリエータ軸３０に対して周方向への変位が規制される一方、バリエータ軸３０に対して軸方向への変位が許容される。一方、リア側入力ディスク２０ｂは、スプライン３６を介してバリエータ軸３０に支持されていると共に、バリエータ軸３０のリア側端部に設けられたスナップリング３７により軸方向への移動が規制されている。このため、リア側入力ディスク２０ｂは、バリエータ軸３０に対して周方向への変位が規制される一方、バリエータ軸３０に対して軸方向リア側への変位が規制され、軸方向フロント側への変位が許容される。なお、詳細は後述するが、フロント側入力ディスク２０ａは、ディスク押圧機構２４によりバリエータ軸３０に対して軸方向リア側に押圧され、リア側入力ディスク２０ｂは、ディスク押圧機構２４によりバリエータ軸３０に対して軸方向フロント側に押圧される。
The front-
一対の出力ディスク２１ａ，２１ｂは、バリエータ軸３０に対し回転自在に軸支されており、軸線Ｘ１を中心に回転する。そして、一対の出力ディスク２１ａ，２１ｂは、一対の入力ディスク２０ａ，２０ｂの間に配設されており、バリエータ軸３０に対して、フロント側にフロント側出力ディスク２１ａが設けられ、フロント側出力ディスク２１ａに対して所定の間隔をあけてリア側にリア側出力ディスク２１ｂが設けられる。
The pair of
各出力ディスク２１ａ，２１ｂも、各入力ディスク２０ａ，２０ｂと同様に、バリエータ軸３０の径方向外側に突出する円板形状に形成され、その軸心には、バリエータ軸３０が遊挿される開口が形成されている。そして、各出力ディスク２１ａ，２１ｂの各入力ディスク２０ａ，２０ｂと対向する面には、各パワーローラ２２にそれぞれ接触するトロイダル面３３ｂが形成されている。
Similarly to the
フロント側出力ディスク２１ａおよびリア側出力ディスク２１ｂは、ベアリングを介してバリエータ軸３０に支持されている。一対の出力ディスク２１ａ，２１ｂの間には、出力ギア４０が連結されており、この出力ギア４０は、一対の出力ディスク２１ａ，２１ｂと一体となって回転する。また、出力ギア４０には、カウンターギア４１が噛み合わされており、このカウンターギア４１に出力軸４２が連結されている。従って、各出力ディスク２１ａ，２１ｂが回転することにより出力ギア４０が回転し、出力ギア４０からカウンターギア４１に回転を伝達することで、出力軸４２が回転する。そして、この出力軸４２は、減速装置９、差動装置１０等を介して駆動輪１１に接続されている。
The front output disk 21a and the
ここで、入力軸２８周りには、各出力ディスク２１ａ，２１ｂに対し各入力ディスク２０ａ，２０ｂを接近させるディスク押圧機構２４が配設されている。つまり、ディスク押圧機構２４は、各入力ディスク２０ａ，２０ｂと各出力ディスク２１ａ，２１ｂとの間に一対のパワーローラ２２を挟み込んで、挟圧力を作用させるものである。このディスク押圧機構２４は、挟圧力発生油圧室４５と、挟圧押圧力ピストン４６とを有している。
Here, around the
挟圧力発生油圧室４５は、フロント側入力ディスク２０ａ側に設けられており、入力軸２８とフロント側入力ディスク２０ａとの間に配置される。なお、詳細は後述するが、挟圧力発生油圧室４５には、油圧制御装置２６のディスク押圧油圧系８３から作動油が供給される（図３参照）。
The clamping pressure generating
挟圧押圧力ピストン４６は、円板状に形成され、その中心が軸線Ｘ１とほぼ一致するようにバリエータ軸３０のフロント側の一端部に設けられる。具体的に、バリエータ軸３０のフロント側端部には、フランジ部４７が形成され、このフランジ部４７に挟圧押圧力ピストン４６のフロント側端面の中央部を当接させると共に、挟圧押圧力ピストン４６のフロント側端面の外周部には、入力軸２８が連結されている。つまり、バリエータ軸３０のフランジ部４７は、入力軸２８と挟圧押圧力ピストン４６との間に配設されている。そして、挟圧押圧力ピストン４６は、Ｘ１軸方向に対して、バリエータ軸３０のフランジ部４７とフロント側入力ディスク２０ａとの間に所定の間隔をあけて配置される。これにより、この挟圧押圧力ピストン４６とフロント側入力ディスク２０ａとの間には、上述の挟圧力発生油圧室４５が形成される。
The clamping
また、挟圧押圧力ピストン４６は、このバリエータ軸３０と共に軸線Ｘ１を中心として回転可能に設けられると共に、軸線Ｘ１に沿った方向に移動可能に設けられる。これにより、リア側入力ディスク２０ｂ、バリエータ軸３０および挟圧押圧力ピストン４６は、入力軸２８と一体となって軸線Ｘ１を中心に回転可能に構成され、軸線Ｘ１に沿った方向に移動可能に構成される。また、フロント側入力ディスク２０ａは、リア側入力ディスク２０ｂ、バリエータ軸３０および挟圧押圧力ピストン４６と共に一体となって軸線Ｘ１を中心として回転可能である一方で、ボールスプライン３５によって、このリア側入力ディスク２０ｂ、バリエータ軸３０および挟圧押圧力ピストン４６に対して軸線Ｘ１に沿った方向に相対的に移動可能である。
The clamping
また、フロント側入力ディスク２０ａは、そのフロント側端面が、フロント側入力ディスク２０ａを移動させるための油圧の第１作用面５０となっており、挟圧押圧力ピストン４６は、そのリア側端面が、リア側入力ディスク２０ｂを移動させるための油圧の第２作用面５１となっている。つまり、挟圧力発生油圧室４５は、その一部が第１作用面５０および第２作用面５１により区画されている。
Further, the front
従って、ディスク押圧機構２４は、挟圧力発生油圧室４５内に供給される作動油の油圧により、フロント側入力ディスク２０ａを軸線Ｘ１の軸方向リア側へ移動させると共に、挟圧押圧力ピストン４６を軸線Ｘ１の軸方向フロント側へ移動させる。これにより、フロント側入力ディスク２０ａとフロント側出力ディスク２１ａとの間に配設された一対のパワーローラ２２ａ，２２ｂは、フロント側入力ディスク２０ａとフロント側出力ディスク２１ａとにより挟持される。一方、リア側入力ディスク２０ｂとリア側出力ディスク２１ｂとの間に配設された一対のパワーローラ２２ｃ，２２ｄは、挟圧押圧力ピストン４６が軸線Ｘ１の軸方向フロント側へ移動することにより、リア側入力ディスク２０ｂがフロント側へ移動するため、リア側入力ディスク２０ｂとリア側出力ディスク２１ｂとにより挟持される。この結果、トロイダル式無段変速機８は、各パワーローラ２２を介して各入力ディスク２０ａ，２０ｂと各出力ディスク２１ａ，２１ｂとの間で、動力伝達を行うことが可能となる。
Accordingly, the
次に、２組一対のパワーローラ２２は、各入力ディスク２０ａ，２０ｂと各出力ディスク２１ａ，２１ｂとの間にそれぞれ配設される。具体的には、一方の一対のパワーローラ２２ａ，２２ｂは、フロント側入力ディスク２０ａとフロント側出力ディスク２１ａとの間に配設され、他方の一対のパワーローラ２２ｃ，２２ｄは、リア側入力ディスク２０ｂとリア側出力ディスク２１ｂとの間に配設されている。そして、各パワーローラ２２は、ディスク押圧機構２４により各入力ディスク２０ａ，２０ｂおよび各出力ディスク２１ａ，２１ｂに挟持された状態で転動することにより、各入力ディスク２０ａ，２０ｂから各出力ディスク２１ａ，２１ｂに駆動力を、あるいは各出力ディスク２１ａ，２１ｂから各入力ディスク２０ａ，２０ｂに被駆動力を伝達する。このとき、各パワーローラ２２は、トロイダル式無段変速機８に供給されるトラクションオイルにより各パワーローラ２２と各入力ディスク２０ａ，２０ｂとの間および各パワーローラ２２と各出力ディスク２１ａ，２１ｂとの間に形成される油膜のせん断力を用いて駆動力あるいは被駆動力を伝達する。
Next, the two pairs of
さらに具体的に、各パワーローラ２２は、パワーローラ本体５５と、外輪５６とにより構成されている。パワーローラ本体５５は、その外周面が各入力ディスク２０ａ，２０ｂおよび各出力ディスク２１ａ，２１ｂのトロイダル面３３ａ，３３ｂに対応した曲面状の接触面５７に形成されている。図２に示すように、パワーローラ本体５５は、外輪５６に形成された回転軸５８に対し、ラジアルベアリングＲＢを介して回転自在に支持されている。また、パワーローラ本体５５は、外輪５６のパワーローラ本体５５と対向する面に対して、スラストベアリングＳＢを介して回転自在に支持されている。従って、パワーローラ本体５５は、外輪５６の回転軸５８の軸線Ｘ２を回転中心として回転可能となっている。
More specifically, each
外輪５６には、上述の回転軸５８と共に偏心軸５９が形成されている。偏心軸５９は、その軸線Ｘ３が回転軸５８の軸線Ｘ２に対してずれた位置となるように形成されている。偏心軸５９は、後述するトラニオン２３に対し、ラジアルベアリングＲＢを介して回転自在に支持されている。従って、外輪５６は、偏心軸５９の軸線Ｘ３を中心として回転可能である。つまり、各パワーローラ２２は、軸線Ｘ３を中心として公転可能でかつ軸線Ｘ２を中心として自転可能となる。
An
各パワーローラ２２を回転自在に支持する各トラニオン２３は、各入力ディスク２０ａ，２０ｂおよび各出力ディスク２１ａ，２１ｂに対し、各パワーローラ２２を中立位置と変速位置との間で移動させるものである。各トラニオン２３は、本体部６０と、揺動軸６１ａ，６１ｂとを有している。
Each
本体部６０には、パワーローラ２２が配置される空間部が形成されている。また、本体部６０には、パワーローラ２２の移動方向における両端部に揺動軸６１ａ，６１ｂがそれぞれ一体形成されている。揺動軸６１ａ，６１ｂは、柱状に形成されており、軸線Ｘ４を回転中心として本体部６０を回転可能に軸支している。図示下方に延びる一方の揺動軸６１ａは、ロアリンク６２を介してケーシング（不図示）に支持されており、図示上方に延びる他方の揺動軸６１ｂは、アッパリンク６３を介してケーシング（不図示）に支持されている。また、揺動軸６１ａは、ラジアルベアリングＲＢを介してロアリンク６２に回転自在かつ軸方向に移動自在に支持され、揺動軸６１ｂは、ラジアルベアリングＲＢを介してアッパリンク６３に回転自在かつ軸方向に移動自在に支持されている。従って、トラニオン２３は、本体部６０が揺動軸６１ａ，６１ｂと共に軸線Ｘ４を中心として回転自在に支持され、また、軸線Ｘ４に沿った方向に移動自在に支持されている。
A space portion in which the
ここで、各トラニオン２３の揺動軸６１ａ，６１ｂ周りには、各トラニオン２３をＸ４軸方向に移動させる油圧サーボ機構２５が配設されている。つまり、油圧サーボ機構２５は、各トラニオン２３を介して各パワーローラ２２を中立位置から変速位置へ移動させるものである。この油圧サーボ機構２５は、変速制御油圧室６５と、変速制御ピストン６６とを有しており、変速制御油圧室６５に導入される作動油の油圧を変速制御ピストン６６により受圧することで、各トラニオン２３を軸線Ｘ４に沿った２方向（Ａ１方向及びＡ２方向）に移動させる。
Here, a
変速制御ピストン６６は、ピストンベース７０とフランジ部７１とにより構成されている。ピストンベース７０は、円筒形状に形成され一方の揺動軸６１ａに挿入されて固定されている。フランジ部７１は、ピストンベース７０から揺動軸６１ａの径方向外側に突出して円板状に形成されると共にピストンベース７０に固定的に設けられている。
The speed
変速制御油圧室６５は、シリンダボディ７５内に形成されており、シリンダボディ７５は、ボディ本体７６と、ボディ本体７６の底部に配設されたロアカバー７７とにより構成されている。ボディ本体７６は、その底部に変速制御油圧室６５となる円柱中空状の凹部が形成されている。そして、ロアカバー７７は、ボディ本体７６の凹部の開口を塞ぐようにボディ本体７６の底部に固定される。これにより、変速制御油圧室６５は、ボディ本体７６とロアカバー７７とにより軸線Ｘ４を中心とした円柱状（シリンダ状）に区画される。
The shift control
そして、変速制御ピストン６６のフランジ部７１は、変速制御油圧室６５内に収容されると共に、変速制御油圧室６５を第１油圧室ＯＰ１と第２油圧室ＯＰ２とに区分けする。このとき、第１油圧室ＯＰ１は、軸線Ｘ４に沿ったＡ２方向側に形成され、第２油圧室ＯＰ２は、軸線Ｘ４に沿ったＡ１方向側に形成される。
The
従って、第１油圧室ＯＰ１の内部に作動油が供給されると、油圧によりフランジ部７１が軸線Ｘ４に沿ったＡ１方向に移動する一方、第２油圧室ＯＰ２の内部に作動油が供給されると、油圧によりフランジ部７１が軸線Ｘ４に沿ったＡ２方向に移動する。これにより、油圧サーボ機構２５は、各トラニオン２３を軸線Ｘ４に沿った方向に移動させることにより、各入力ディスク２０ａ，２０ｂおよび各出力ディスク２１ａ，２１ｂに対し、各パワーローラ２２を中立位置から変速比に応じた変速位置に移動させることで、各入力ディスク２０ａ，２０ｂおよび各出力ディスク２１ａ，２１ｂに対し、各パワーローラ２２を傾転させることができる。そして、この後、再び各パワーローラ２２を中立位置に戻すことで、変速比の変更を完了する。
Accordingly, when the hydraulic oil is supplied into the first hydraulic chamber OP1, the
フランジ部７１の径方向外側の先端部には、環状のシール部材Ｓが設けられており、環状のシール部材Ｓは、第１油圧室ＯＰ１および第２油圧室ＯＰ２の内部の作動油が互いに漏れないようにシールしている。なお、一対のパワーローラ２２を支持する一対のトラニオン２３において、一方のトラニオン２３の揺動軸６１ａ周りに形成された第１油圧室ＯＰ１および第２油圧室ＯＰ２は、他方のトラニオン２３の揺動軸６１ａ周りに形成された第１油圧室ＯＰ１および第２油圧室ＯＰ２に対し、位置関係が逆となっている。
An annular seal member S is provided at the distal end of the
ディスク押圧機構２４および油圧サーボ機構２５は、油圧制御装置２６により制御されている。図３に示すように、油圧制御装置２６は、作動油を貯留するオイルタンク８０と、エンジン５により駆動するオイルポンプ８１と、オイルポンプ８１により汲み上げた作動油を各部へ向けて供給するライン圧系８２と、ライン圧系８２に接続されたディスク押圧油圧系８３と、ライン圧系８２に接続されたサーボ油圧系８４とを備えている。サーボ油圧系８４は、例えば、ディスク押圧油圧系８３に比して、ライン圧系８２の上流側に接続されている。
The disk
オイルポンプ８１は、エンジン５の運転、例えばクランクシャフト１５の回転に連動して作動するものであり、オイルタンク８０に貯留されている作動油を吸引、加圧し、吐出するものである。そして、加圧されて吐出された作動油は、ライン圧系８２を介して、ディスク押圧油圧系８３やサーボ油圧系８４等に供給される。
The
ライン圧系８２は、オイルポンプ８１から吐出された作動油を各部、例えば、前後進切換機構７、ディスク押圧機構２４および油圧サーボ機構２５等に供給している。ライン圧系８２内における油圧は、エンジン５の運転時において、オイルポンプ８１により作動油が供給されることで、所定の油圧（ライン圧）に保持されている。
The
ディスク押圧油圧系８３は、ディスク押圧機構２４の駆動源（油圧源）となっており、ライン圧系８２と挟圧力発生油圧室４５とを接続している。ディスク押圧油圧系８３には、挟圧力発生油圧室４５に供給する作動油の流量を調整するディスク押圧制御弁８８が配設されている。
The disc pressing
ディスク押圧制御弁８８は、ＥＣＵ９０により制御されている。ＥＣＵ９０は、ディスク押圧制御弁８８を制御することで、ライン圧系８２と挟圧力発生油圧室４５との接続状態を切り替え、これにより、挟圧力発生油圧室４５に作動油を供給する。挟圧力発生油圧室４５に作動油を供給する場合、ＥＣＵ９０は、所定の挟圧力となる弁制御量に基づいて、ディスク押圧制御弁８８を開弁する。ディスク押圧制御弁８８は、例えば、圧力制御弁であり、挟圧力発生油圧室４５に供給する作動油の圧力を制御することができる。ディスク押圧制御弁８８は、例えば、スプール弁とすることができる。ディスク押圧制御弁８８は、付勢部材によって付勢されたスプール弁子、オイルポンプ８１と連通した入力ポート、挟圧力発生油圧室４５と連通した出力ポート、およびドレンポートを有する。ディスク押圧制御弁８８は、油圧あるいは電磁力等によって駆動されるスプール弁子が増圧側あるいは減圧側に移動することで挟圧力発生油圧室４５に供給する油圧を制御する。
The disk pressing
例えば、スプール弁子が増圧側に駆動されると、入力ポートと出力ポートとを接続する流路の流路断面積が増加し、あるいは出力ポートとドレンポートとを接続する流路の流路断面積が減少する。これにより、挟圧力発生油圧室４５の油圧が増加する。一方、スプール弁子が減圧側に駆動されると、入力ポートと出力ポートとを接続する流路の流路断面積が減少し、あるいは出力ポートとドレンポートとを接続する流路の流路断面積が増加する。これにより、挟圧力発生油圧室４５の油圧が減少する。また、ディスク押圧制御弁８８は、入力ポート、出力ポート、ドレンポートのいずれのポートも他のポートと連通させない状態として、挟圧力発生油圧室４５の油圧を維持することも可能である。
For example, when the spool valve element is driven to the pressure increasing side, the cross-sectional area of the flow path connecting the input port and the output port increases, or the flow path disconnection of the flow path connecting the output port and the drain port is increased. The area is reduced. As a result, the hydraulic pressure in the clamping pressure generating
ＥＣＵ９０は、例えば、ディスク押圧制御弁８８のスプール弁子を駆動する油圧である信号圧を調節することによって、挟圧力発生油圧室４５の油圧を制御することができる。あるいは、ＥＣＵ９０は、ディスク押圧制御弁８８のスプール弁子を駆動するソレノイド等の電磁力を調節することによって、挟圧力発生油圧室４５の油圧を制御することができる。
The
サーボ油圧系８４は、油圧サーボ機構２５の駆動源（油圧源）となっており、ライン圧系８２と第１油圧室ＯＰ１および第２油圧室ＯＰ２とを接続している。サーボ油圧系８４には、ライン圧系８２から第１油圧室ＯＰ１に供給する作動油の流量を調整する第１変速制御弁９２が配設され、ライン圧系８２から第２油圧室ＯＰ２に供給する作動油の流量を調整する第２変速制御弁９３が配設されている。
The servo
第１変速制御弁９２は、ＥＣＵ９０により制御されており、ＥＣＵ９０により第１変速制御弁９２を制御することで、ライン圧系８２と第１油圧室ＯＰ１との接続状態を切り替え、これにより、ライン圧系８２から第１油圧室ＯＰ１に作動油を供給し、また、第１油圧室ＯＰ１からオイルパン９４へ作動油を排出する。第２変速制御弁９３も、第１変速制御弁９２と同様に構成され、ＥＣＵ９０により制御されており、ＥＣＵ９０により第２変速制御弁９３を制御することで、ライン圧系８２と第２油圧室ＯＰ２との接続状態を切り替え、これにより、ライン圧系８２から第２油圧室ＯＰ２に作動油を供給し、また、第２油圧室ＯＰ２からオイルパン９４へ作動油を排出する。
The first
従って、フランジ部７１を軸線Ｘ４に沿ったＡ１方向に移動させる場合、ＥＣＵ９０により第１変速制御弁９２を制御して、ライン圧系８２から第１油圧室ＯＰ１に作動油を供給する一方、ＥＣＵ９０により第２変速制御弁９３を制御して、第２油圧室ＯＰ２からオイルパン９４へ作動油を排出する。一方、フランジ部７１を軸線Ｘ４に沿ったＡ２方向に移動させる場合、ＥＣＵ９０により第１変速制御弁９２を制御して、第１油圧室ＯＰ１からオイルパン９４へ作動油を排出する一方、ＥＣＵ９０により第２変速制御弁９３を制御して、ライン圧系８２から第２油圧室ＯＰ２に作動油を供給する。
Therefore, when the
ＥＣＵ９０は、例えば、車速およびアクセル開度等に基づいてトロイダル式無段変速機８の目標変速比を決定し、目標変速比に基づいて各パワーローラ２２の目標傾転角を決定する。ＥＣＵ９０は、目標傾転角を実現するように、油圧サーボ機構２５によって各トラニオン２３の軸線Ｘ４方向の移動制御を行う。また、ＥＣＵ９０は、エンジン５の出力トルク、トロイダル式無段変速機８の変速比等に基づいて各パワーローラ２２を挟圧する挟圧力の目標値を決定する。ＥＣＵ９０は、決定した目標挟圧力を実現するようにディスク押圧制御弁８８によって挟圧力発生油圧室４５の油圧を制御する。
The
ここで、各パワーローラ２２と入力ディスク２０ａ，２０ｂのトロイダル面３３ａとの間、あるいは各パワーローラ２２と出力ディスク２１ａ，２１ｂのトロイダル面３３ｂとの間において、スリップが発生することがある。パワーローラ２２とトロイダル面３３ａ，３３ｂとのスリップの発生を適切に抑制できることが望ましい。
Here, slip may occur between the
本実施形態のトロイダル式無段変速機８は、挟圧力補正システム１００を備えている。図４は、挟圧力補正システム１００の概略構成図である。挟圧力補正システム１００は、各パワーローラ２２とトロイダル面３３ａ，３３ｂとのスリップを抑制するように各パワーローラ２２を挟圧する挟圧力を補正する機能を有している。挟圧力補正システム１００は、ディスク押圧制御弁８８、第一圧力出力機構１０１、第二圧力出力機構１０２、信号圧出力機構１０３を有する。
The toroidal continuously variable transmission 8 according to the present embodiment includes a clamping
第一圧力出力機構１０１は、複数のパワーローラ２２ａ，２２ｂ，２２ｃ，２２ｄの一つである第一パワーローラの傾転に連動して駆動し、当該駆動によりライン圧を調整して第一圧力Ｐ１を出力する第一バルブ機構である。つまり、第一圧力出力機構１０１は、第一パワーローラの傾転角に応じた第一圧力Ｐ１を出力することができる。また、第二圧力出力機構１０２は、複数のパワーローラ２２ａ，２２ｂ，２２ｃ，２２ｄの他の一つである第二パワーローラの傾転に連動して駆動し、当該駆動によりライン圧を調整して第二圧力Ｐ２を出力する第二バルブ機構である。第二圧力出力機構１０２は、第二パワーローラの傾転角に応じた第二圧力Ｐ２を出力することができる。
The first
ここでは、第一パワーローラが、リア側入力ディスク２０ｂとリア側出力ディスク２１ｂとの間に配置された一対のパワーローラ２２ａ，２２ｂの一方２２ａ（以下、「第一パワーローラ２２ａ」とも記載する。）であり、第二パワーローラが、当該一対のパワーローラ２２ａ，２２ｂの他方２２ｂ（以下、「第二パワーローラ２２ｂ」とも記載する。）である場合について説明する。
Here, the first power roller is also described as one of the pair of
第一圧力出力機構１０１および第二圧力出力機構１０２は、例えば、スプール弁とすることができる。第一圧力出力機構１０１は、弁本体１０１ａ、スプール弁子１０１ｂ、スプリング１０１ｃ、ピストン１０１ｄを有する。弁本体１０１ａは、軸線Ｘ１に沿った方向に延在している。弁本体１０１ａは、入力ポート１０１ｅ、出力ポート１０１ｆ、フィードバックポート１０１ｇおよびドレンポート１０１ｈを有する。フィードバックポート１０１ｇは、弁本体１０１ａの一端に形成されており、弁本体１０１ａの他端に向けて入力ポート１０１ｅ、出力ポート１０１ｆ、ドレンポート１０１ｈがこの順に配置されている。
The first
入力ポート１０１ｅには、元圧、例えばライン圧が供給される。出力ポート１０１ｆは、信号圧出力機構１０３の第一圧力ポート１０３ｈに接続されている。出力ポート１０１ｆは、更に、絞り１０６を介してフィードバックポート１０１ｇに接続されている。ドレンポート１０１ｈは、例えば、オイルパン９４に接続されている。
A source pressure, for example, a line pressure is supplied to the
スプール弁子１０１ｂは、弁本体１０１ａ内に配置されており、入力ポート１０１ｅおよび出力ポート１０１ｆに対して軸方向に相対移動することにより、出力ポート１０１ｆを介して出力する油圧（第一油圧Ｐ１）を調圧する。スプール弁子１０１ｂは、第一弁部１０１ｉおよび第二弁部１０１ｊを有する。第一弁部１０１ｉは、入力ポート１０１ｅを開閉して入力ポート１０１ｅと出力ポート１０１ｆとの間の潤滑油の流路面積を制御する。第二弁部１０１ｊは、ドレンポート１０１ｈを開閉して出力ポート１０１ｆとドレンポート１０１ｈとの間の潤滑油の流路面積を制御する。フィードバックポート１０１ｇは、第一弁部１０１ｉを挟んで出力ポート１０１ｆと反対側に位置している。従って、第一弁部１０１ｉには、出力ポート１０１ｆとフィードバックポート１０１ｇとの差圧に応じた軸方向の力が作用する。
The
スプール弁子１０１ｂにおけるフィードバックポート１０１ｇ側と反対側の端部は、スプリング１０１ｃを介してピストン１０１ｄと接続されている。第二弁部１０１ｊは、スプリング１０１ｃによるスプリング力Ｆｓｐ、および出力ポート１０１ｆの圧力をそれぞれ受けている。
The end of the
ピストン１０１ｄは、第一パワーローラ２２ａの傾転角に応じて弁本体１０１ａの軸方向に移動する。ピストン１０１ｄは、ピン１０４およびロッド１０５を介して第一パワーローラ２２ａと連結されている。ロッド１０５は、第一パワーローラ２２ａの傾転と連動して軸線Ｘ４まわりに回転する。ロッド１０５は、例えば、第一パワーローラ２２ａを支持するトラニオン２３に接続されており、第一パワーローラ２２ａから軸線Ｘ１に関する径方向の外側に向けて突出している。ロッド１０５における径方向の外側端部には、ピン１０４が接続されている。ピン１０４は、ピストン１０１ｄによって支持されている。言い換えると、ロッド１０５とピストン１０１ｄとは、ピン１０４によって連結されて弁本体１０１ａの軸方向に移動可能であると共に、ピン１０４を回転中心として相対回転可能である。
The
図５は、第一圧力出力機構１０１の動作説明図である。第一パワーローラ２２ａの傾転角が変化すると、図５に示すように、ロッド１０５は、軸線Ｘ４を回転中心として第一パワーローラ２２ａと共に回転する。これにより、ピン１０４が弁本体１０１ａの軸方向に移動し、ピストン１０１ｄを当該軸方向に駆動する。例えば、傾転角の変化に連動してピストン１０１ｄがＢ１方向（弁本体１０１ａの軸方向において、ドレンポート１０１ｈからフィードバックポート１０１ｇに向かう方向）に駆動されると、ピストン１０１ｄがスプリング１０１ｃを押し縮める方向に移動することとなり、スプリング１０１ｃのスプリング力Ｆｓｐが増加する。これにより、スプール弁子１０１ｂがＢ１方向に移動して入力ポート１０１ｅを開放し、出力ポート１０１ｆに出力される第一圧力Ｐ１が増加する。
FIG. 5 is an operation explanatory diagram of the first
出力ポート１０１ｆとフィードバックポート１０１ｇとは連通していることから、フィードバックポート１０１ｇを介してスプール弁子１０１ｂに作用する第一圧力Ｐ１がスプリング力Ｆｓｐによる押圧力と釣り合う圧力まで増加すると、スプール弁子１０１ｂが中立位置に戻り、入力ポート１０１ｅを閉じる。絞り１０６は、スプリング力Ｆｓｐに応じて第一圧力Ｐ１を調圧するときの供給圧の振動を抑制する。
Since the
一方、傾転角の変化に連動してピストン１０１ｄがＢ２方向に駆動されると、ピストン１０１ｄがスプリング１０１ｃを伸張させる方向に移動することとなり、スプリング力Ｆｓｐが減少する。これにより、スプール弁子１０１ｂがＢ２方向に移動してドレンポート１０１ｈを開放し、出力ポート１０１ｆから供給する供給圧が減少する。供給圧がスプリング力Ｆｓｐによる押圧力と釣り合うまで減少すると、スプール弁子１０１ｂが中立位置に戻り、ドレンポート１０１ｈを閉じる。
On the other hand, when the
このようにして、第一圧力出力機構１０１は、第一パワーローラ２２ａの傾転角に応じた第一圧力Ｐ１を出力することができる。第一圧力Ｐ１とスプリング力Ｆｓｐとの関係は、スプール弁子１０１ｂのバルブ面積（例えば、弁部１０１ｉの断面積）をＡとした場合に、下記式（１）で表される。
Ｐ１×Ａ ＝ Ｆｓｐ…（１）
Thus, the first
P1 × A = Fsp (1)
第二圧力出力機構１０２は、第二パワーローラ２２ｂに設けられており、第一圧力出力機構１０１と同様の方法により、第二パワーローラ２２ｂの傾転角に応じた第二圧力Ｐ２を出力することができる。第二圧力出力機構１０２は、ライン圧の供給を受けており、第二パワーローラ２２ｂの傾転角に応じて調圧した第二圧力Ｐ２を出力ポートに出力する。第一圧力出力機構１０１と第二圧力出力機構１０２とは、同じ傾転角に対して同じ圧力を出力することができる。すなわち、第一パワーローラ２２ａの傾転角と第二パワーローラ２２ｂの傾転角とが等しい場合、第一圧力Ｐ１と第二圧力Ｐ２とは同圧となる。
The second
信号圧出力機構１０３は、第一圧力Ｐ１と第二圧力Ｐ２との差圧が所定の閾値以上となった場合にパワーローラ２２のスリップが抑制されるように信号圧Ｐｓを出力する補正用バルブ機構である。信号圧出力機構１０３は、第一圧力Ｐ１と第二圧力Ｐ２との差圧に応じてパワーローラ２２のスリップを抑制する信号圧Ｐｓを出力することができる。
The signal
信号圧出力機構１０３は、弁本体１０３ａ、スプール弁子１０３ｂ、第一スプリング１０３ｃ、第二スプリング１０３ｄを有する。弁本体１０３ａは、第一入力ポート１０３ｅ、第二入力ポート１０３ｆ、出力ポート１０３ｇ、第一圧力ポート１０３ｈ、第二圧力ポート１０３ｉを有する。第一圧力ポート１０３ｈは、弁本体１０３ａの一端に形成され、第二圧力ポート１０３ｉは、弁本体１０３ａの他端に形成されている。第一入力ポート１０３ｅおよび第二入力ポート１０３ｆは、第一圧力ポート１０３ｈと第二圧力ポート１０３ｉとの間に形成されており、第一入力ポート１０３ｅは、第二入力ポート１０３ｆよりも第一圧力ポート１０３ｈ側に配置されている。出力ポート１０３ｇは、第一入力ポート１０３ｅと第二入力ポート１０３ｆとの間に形成されている。
The signal
第一圧力ポート１０３ｈには、第一圧力出力機構１０１によって出力される第一圧力Ｐ１が供給される。第二圧力ポート１０３ｉには、第二圧力出力機構１０２によって出力される第二圧力Ｐ２が供給される。また、第一入力ポート１０３ｅおよび第二入力ポート１０３ｆには、共通の圧力源からの元圧、例えばライン圧が供給される。
The first pressure P1 output by the first
スプール弁子１０３ｂは、弁本体１０３ａ内に配置されており、弁本体１０３ａの軸方向に移動することによって第一入力ポート１０３ｅあるいは第二入力ポート１０３ｆを開閉する。スプール弁子１０３ｂは、第一弁部１０３ｊおよび第二弁部１０３ｋを有する。第一弁部１０３ｊは、第一入力ポート１０３ｅを開閉し、第二弁部１０３ｋは、第二入力ポート１０３ｆを開閉する。
The
第一スプリング１０３ｃは、スプール弁子１０３ｂに対して第一圧力ポート１０３ｈ側に配置されており、スプール弁子１０３ｂを第二圧力ポート１０３ｉ側に付勢している。一方、第二スプリング１０３ｄは、スプール弁子１０３ｂに対して第二圧力ポート１０３ｉ側に配置されており、スプール弁子１０３ｂを第一圧力ポート１０３ｈ側に付勢している。スプール弁子１０３ｂは、中立位置において第一入力ポート１０３ｅおよび第二入力ポート１０３ｆをそれぞれ閉塞する。例えば、第一圧力Ｐ１と第二圧力Ｐ２とが等しい場合、スプール弁子１０３ｂに対して作用する第一圧力ポート１０３ｈ側に向かう力と第二圧力ポート１０３ｉ側に向かう力とが中立位置において均衡する。これにより、スプール弁子１０３ｂは各入力ポート１０３ｅ，１０３ｆを閉塞し、信号圧は出力されない。
The
第一パワーローラ２２ａおよび第二パワーローラ２２ｂのいずれもスリップしていない場合など、第一パワーローラ２２ａの傾転角と第二パワーローラ２２ｂの傾転角とが等しい場合、第一圧力Ｐ１と第二圧力Ｐ２とは等しい。この場合、信号圧出力機構１０３は、信号圧を出力しない。第一パワーローラ２２ａや第二パワーローラ２２ｂにおいてスリップが生じ、目標とする傾転角と実際の傾転角とにずれが生じると、第一圧力Ｐ１と第二圧力Ｐ２との差圧が生じる。例えば、第一パワーローラ２２ａにスリップが生じた場合、第一パワーローラ２２ａの傾転角のずれが大きくなるほど第一圧力Ｐ１と第二圧力Ｐ２との差圧が大きくなる。
When the tilt angle of the
信号圧出力機構１０３は、第一圧力Ｐ１と第二圧力Ｐ２との差圧（以下、単に「差圧ΔＰ」と記載する。）に応じた信号圧を出力ポート１０３ｇに出力する。例えば、第一圧力Ｐ１が第二圧力Ｐ２よりも高圧となると、スプール弁子１０３ｂは、差圧ΔＰによってＣ１方向（弁本体１０３ａの軸方向において第一圧力ポート１０３ｈから第二圧力ポート１０３ｉへ向かう方向）に駆動される。これにより、第二入力ポート１０３ｆが開放される。差圧ΔＰの大きさが大きいほど第二入力ポート１０３ｆの開度が増加し、信号圧Ｐｓが大きくなる。このように、スリップによって第一圧力Ｐ１が増加すると、第一圧力Ｐ１の増加の度合いに応じた大きさの信号圧Ｐｓが信号圧出力機構１０３によって出力される。
The signal
一方、第一圧力Ｐ１が第二圧力Ｐ２よりも低圧となると、スプール弁子１０３ｂは、差圧ΔＰによってＣ２方向（弁本体１０３ａの軸方向において第二圧力ポート１０３ｉから第一圧力ポート１０３ｈへ向かう方向）に駆動される。これにより、第一入力ポート１０３ｅが開放される。差圧ΔＰの大きさが大きいほど第一入力ポート１０３ｅの開度が増加し、信号圧Ｐｓが大きくなる。このように、スリップによって第一圧力Ｐ１が減少すると、第一圧力Ｐ１の減少の度合いに応じた大きさの信号圧Ｐｓが信号圧出力機構１０３によって出力される。
On the other hand, when the first pressure P1 becomes lower than the second pressure P2, the
信号圧出力機構１０３は、第一圧力Ｐ１と第二圧力Ｐ２との差圧ΔＰの大きさが予め定められた閾値以上である場合に信号圧を出力するように構成されることができる。この閾値は、バルブ径（バルブ面積Ａ）とスプリング１０３ｃ，１０３ｄのばね係数によって調節可能である。例えば、信号圧出力機構１０３は、個々の部品のばらつきにより生じる程度の第一圧力Ｐ１と第二圧力Ｐ２との差圧ΔＰを許容して信号圧Ｐｓを出力しないように設定されてもよい。また、信号圧出力機構１０３は、極小さな度合いのスリップによる差圧ΔＰを許容して信号圧Ｐｓを出力しないように設定されてもよい。
The signal
スリップによって第二圧力Ｐ２が変動する場合についても同様であり、第二圧力Ｐ２が増加する度合いおよび第二圧力Ｐ２が減少する度合いに応じた信号圧Ｐｓが信号圧出力機構１０３によって出力される。
The same applies to the case where the second pressure P2 fluctuates due to slip, and the signal
信号圧出力機構１０３によって出力される信号圧Ｐｓは、ディスク押圧制御弁８８に入力される。信号圧Ｐｓは、ディスク押圧制御弁８８によって発生させる挟圧力を増圧させる。ＥＣＵ９０によるディスク押圧制御弁８８に対する弁制御量と、信号圧Ｐｓによるディスク押圧制御弁８８に対する弁制御量とは、重畳的に作用し、ディスク押圧制御弁８８の開度を増加させる。例えば、ディスク押圧制御弁８８がスプール弁である場合、ＥＣＵ９０の指令によって油圧等によりディスク押圧制御弁８８のスプール弁子を駆動する駆動力と、信号圧Ｐｓがディスク押圧制御弁８８のスプール弁子を駆動する駆動力とが重畳的に作用し、挟圧力発生油圧室４５内の圧力を増加させる方向にスプール弁子を移動させる。
The signal pressure Ps output by the signal
つまり、本実施形態のディスク押圧制御弁８８は、入力ディスク２０ａ，２０ｂと出力ディスク２１ａ，２１ｂとがパワーローラ２２を挟み込む挟圧力を補正し、かつ信号圧Ｐｓに応じて挟圧力を増加させる挟圧力補正機構としての機能を有する。
In other words, the disk pressing
信号圧Ｐｓに応じてディスク押圧制御弁８８が挟圧力発生油圧室４５の油圧を増加させることにより、各パワーローラ２２を挟圧する挟圧力が増加する。挟圧力の増加により、傾転角の同期ずれ等によるパワーローラ２２のスリップを抑制することが可能となる。本実施形態のトロイダル式無段変速機８では、傾転角を検出するセンサ等を設けることなく、挟圧力補正システム１００によって機械的にパワーローラ２２のスリップを抑制することができる。よって、パワーローラ２２のスリップの抑制とコスト増大の抑制とを両立することができる。
The disc pressing
また、差圧ΔＰの大きさの増加に応じて信号圧Ｐｓが増加し、パワーローラ２２に対する挟圧力の補正量、すなわち挟圧力の増分が大きくなる。よって、スリップ率が大きい場合など、第一パワーローラ２２ａの傾転角と第二パワーローラ２２ｂの傾転角との角度差が大きくなるほど挟圧力が増加し、適切にスリップを抑制することができる。
Further, the signal pressure Ps increases as the differential pressure ΔP increases, and the correction amount of the clamping pressure with respect to the
本実施形態によれば、スリップ発生時に精度よくフェール判定（フェール検出）してフェールセーフ動作を実施することができる。例えば、従来のようにアクチュエータの位置から推定した変速比に基づいてフェール判定する方法の場合、スリップ発生時には正しくフェール判定できない虞がある。スリップ発生時には、複数のパワーローラが同じようにスリップしない場合がある。一例として、４個のパワーローラの内、３個のパワーローラはスリップせず、１個のパワーローラだけスリップした場合は、スリップしていない場合との変速比の変化が小さく、正しくフェール判定できない可能性がある。 According to the present embodiment, it is possible to perform fail-safe operation by performing fail determination (fail detection) with high accuracy when slip occurs. For example, in the case of a conventional method for determining a failure based on a gear ratio estimated from the position of an actuator, there is a possibility that the failure cannot be correctly determined when a slip occurs. When slip occurs, the plurality of power rollers may not slip in the same way. As an example, out of four power rollers, three power rollers do not slip, and if only one power roller slips, the change in the gear ratio with the case of not slipping is small, and fail determination cannot be made correctly. there is a possibility.
これに対して、本実施形態のトロイダル式無段変速機８によれば、１個のパワーローラ２２だけスリップした場合のように、一部のパワーローラ２２のみスリップした場合であっても、油圧回路によって精度よくスリップを検出してフェールセーフ動作を実施することができる。本実施形態のトロイダル式無段変速機８では、ＥＣＵ９０が介在することなく、油圧回路によって自動的にスリップの抑制がなされる。よって、ＥＣＵ９０の負荷を軽減することができる。
On the other hand, according to the toroidal-type continuously variable transmission 8 of the present embodiment, even when only a part of the
なお、パワーローラ２２の傾転角に応じた圧力を出力する圧力出力機構は、本実施形態で例示したものには限定されない。
In addition, the pressure output mechanism which outputs the pressure according to the tilt angle of the
本実施形態では、リア側入力ディスク２０ｂとリア側出力ディスク２１ｂとの間に配置された一対のパワーローラ２２の一方２２ｃを第一パワーローラとし、他方２２ｄを第二パワーローラとする場合について説明したが、これには限定されない。第一パワーローラおよび第二パワーローラは、任意である。例えば、フロント側入力ディスク２０ａとフロント側出力ディスク２１ａとの間に配置された一対のパワーローラ２２の一方２２ａを第一パワーローラとし、他方２２ｂを第二パワーローラとしてもよい。
In the present embodiment, a case where one of the pair of
また、フロント側に配置された一対のパワーローラ２２ａ，２２ｂの一方を第一パワーローラとし、リア側に配置された一対のパワーローラ２２ｃ，２２ｄの一方を第二パワーローラとしてもよい。また、フロント側あるいはリア側の一対のパワーローラ２２の傾転角の差に応じた信号圧Ｐｓを出力する信号圧出力機構１０３に加えて、フロント側のパワーローラ２２の傾転角とリア側のパワーローラ２２の傾転角との差に応じた信号圧Ｐｓを出力する信号圧出力機構１０３が設けられてもよい。
Alternatively, one of the pair of
なお、信号圧Ｐｓに基づいて、エンジン５の出力を低減させるようにしてもよい。例えば、信号圧Ｐｓを検出するセンサを設け、このセンサの検出結果に基づいてＥＣＵ９０がエンジン５の出力を低減させる制御を行うようにしてもよい。例えば、挟圧力補正システム１００による挟圧力の補正に加えて、エンジン５の出力を低減させることにより、パワーローラ２２のスリップをより早いタイミングで抑制することや、パワーローラ２２のスリップ率をより低減させることが可能となる。
Note that the output of the
あるいは、信号圧Ｐｓにより機械的にエンジン５の出力を低減させる機構を設けてもよい。例えば、信号圧Ｐｓによってスロットルバルブの開度を低減させる機構や、燃料噴射量を低減させる機構が設けられてもよい。また、これら以外にも、パワーローラ２２のスリップを抑制するスリップ抑制機構を信号圧Ｐｓに応じて作動させることができる。なお、エンジン５の出力を低減させる機構を含むスリップ抑制機構は、信号圧Ｐｓにより駆動されることに代えて、第一圧力Ｐ１と第二圧力Ｐ２との差圧に基づいて作動するものであってもよい。
Alternatively, a mechanism for mechanically reducing the output of the
第一圧力Ｐ１と第二圧力Ｐ２との不一致に基づいてフェールを検出する油圧回路、および検出したフェールに基づいてフェール動作を行う油圧回路は、本実施形態で例示したものには限定されない。 The hydraulic circuit that detects a failure based on the mismatch between the first pressure P1 and the second pressure P2 and the hydraulic circuit that performs a fail operation based on the detected failure are not limited to those exemplified in this embodiment.
なお、本実施形態では、信号圧Ｐｓに応じて挟圧力を増加させる挟圧力補正機構としての機能をディスク押圧制御弁８８が兼ね備えていたが、これに限定されるものではない。例えば、ディスク押圧制御弁８８とは独立して、信号圧Ｐｓに応じて挟圧力を増加させる挟圧力補正機構が設けられてもよい。
In the present embodiment, the disc pressing
［第１変形例］
第１変形例について説明する。信号圧出力機構１０３の信号圧によって挟圧力を補正することに代えて、第一圧力出力機構１０１が出力する第一圧力Ｐ１等を検出して挟圧力を補正するようにしてもよい。図６は、第１変形例に係る挟圧力補正システム１１０の概略構成図、図７は、第１変形例に係る制御のフローチャートである。
[First Modification]
A first modification will be described. Instead of correcting the clamping pressure by the signal pressure of the signal
図６に示すように、リア側に配置された一対のパワーローラ２２の一方２２ｃには、第一圧力出力機構１０１が設けられている。また、第一圧力出力機構１０１によって出力される第一圧力Ｐ１を検出する油圧センサ１０７が設けられている。同様にして、リア側に配置された一対のパワーローラ２２の他方２２ｄ（図１参照）には、第二圧力出力機構１０２が設けられている。また、第二圧力出力機構１０２によって出力される第二圧力Ｐ２を検出する油圧センサ１０８が設けられている。油圧センサ１０７，１０８は、ＥＣＵ９０に接続されており、油圧センサ１０７，１０８の検出結果を示す信号は、ＥＣＵ９０に対して出力される。
As shown in FIG. 6, the first
更に、フロント側に配置された一対のパワーローラ２２ａ，２２ｂ（図１参照）には、それぞれ図示しない圧力出力機構および油圧センサが設けられている。各圧力出力機構は、対応するパワーローラ２２の傾転角に応じた圧力を出力し、油圧センサはそれらの圧力を検出してＥＣＵ９０に対して検出結果の信号を出力する。ＥＣＵ９０は、各パワーローラ２２ａ，２２ｂ，２２ｃ，２２ｄの傾斜角に応じた圧力に基づいてフェール判定およびフェールセーフ動作を実行する。
Furthermore, a pair of
図７を参照して、本変形例に係る制御について説明する。図７に示す制御フローは、例えば、車両１の走行中に実行される。 With reference to FIG. 7, the control according to the present modification will be described. The control flow shown in FIG. 7 is executed while the vehicle 1 is traveling, for example.
まず、ステップＳ１では、ＥＣＵ９０により、複数の角度値の最大と最小の差が所定値よりも大であるか否かが判定される。ステップＳ１では、各パワーローラ２２の傾転角に所定値を超える角度差が生じているか否かが判定される。複数の角度値の最大と最小との差が所定値を超える場合、パワーローラ２２のスリップが発生していると判定することができる。ＥＣＵ９０は、各パワーローラ２２に配置された油圧センサの検出結果に基づいて各パワーローラ２２の傾転角を取得し、取得した傾転角に基づいてステップＳ１の判定を行う。ステップＳ１の判定の結果、複数の角度値の最大と最小の差が所定値よりも大であると判定された場合（ステップＳ１−Ｙ）にはステップＳ２に進み、そうでない場合（ステップＳ１−Ｎ）には本制御フローは終了する。
First, in step S1, the
ステップＳ２では、ＥＣＵ９０により、フェールセーフ動作が実行される。ＥＣＵ９０は、ディスク押圧制御弁８８が発生する油圧をアップさせ、パワーローラ２２に対する挟圧力を増加させる。また、ＥＣＵ９０は、エンジン５の出力をダウンさせ、トロイダル式無段変速機８に入力されるトルクを低減させる。挟圧力の増加、あるいはエンジントルクの低減の少なくともいずれか一方を実施することにより、パワーローラ２２のスリップが抑制される。ステップＳ２が実行されると、本制御フローは終了する。
In step S2, fail safe operation is executed by the
本変形例では、複数の角度値（角度値に対応する圧力）の最大値と最小値との比較結果に基づいてフェールセーフ動作を実施することができる。また、それぞれの角度値および角度値の変動を任意のタイミングでモニタすることが可能である。例えば、いずれかのパワーローラ２２において他のパワーローラ２２と異なる圧力の変動が生じた場合にスリップ判定を行うことが可能である。一例として、同じ期間においていずれかのパワーローラ２２に係る圧力変動が他のパワーローラ２２に係る圧力変動よりも大きな圧力変動である場合にスリップが発生したと判定することが可能である。
In the present modification, the fail-safe operation can be performed based on a comparison result between the maximum value and the minimum value of a plurality of angle values (pressure corresponding to the angle value). Further, it is possible to monitor each angle value and the fluctuation of the angle value at an arbitrary timing. For example, it is possible to perform the slip determination when any of the
なお、角度値の最大と最小との差に基づくフェール判定に代えて、あるいは加えて、入出力回転数から計算した変速比と油圧に基づく変速比との不一致に基づいてフェール判定を行うようにしてもよい。例えば、トロイダル式無段変速機８の入力回転数と出力回転数とに基づいて算出した変速比と、第一圧力Ｐ１に基づく傾転角（変速比）が一致しない場合、パワーローラ２２ｃがスリップしていると判定することが可能である。
Instead of or in addition to the fail determination based on the difference between the maximum and minimum angle values, the fail determination is performed based on the mismatch between the transmission ratio calculated from the input / output rotation speed and the transmission ratio based on the hydraulic pressure. May be. For example, when the transmission ratio calculated based on the input rotation speed and the output rotation speed of the toroidal continuously variable transmission 8 does not match the tilt angle (transmission ratio) based on the first pressure P1, the
［第２変形例］
第２変形例について説明する。パワーローラ２２の傾転角に応じた圧力を出力する圧力出力機構に代えて、パワーローラ２２の傾転角を検出する角度センサが設けられてもよい。図８は、第２変形例に係る挟圧力補正システム１２０の概略構成図である。
[Second Modification]
A second modification will be described. Instead of a pressure output mechanism that outputs a pressure corresponding to the tilt angle of the
図８に示すように、トラニオン２３の揺動軸６１ｂには、傾転角センサ１０９が配置されている。傾転角センサ１０９は、軸線Ｘ４まわりの揺動軸６１ｂの回転角度に基づいてパワーローラ２２の傾転角を検出する。傾転角センサ１０９は、各パワーローラ２２ａ，２２ｂ，２２ｃおよび２２ｄに対してそれぞれ配置されている。傾転角センサ１０９は、ＥＣＵ９０に接続されており、各傾転角センサ１０９の検出結果を示す信号は、ＥＣＵ９０に出力される。なお、傾転角センサ１０９は、揺動軸６１ｂに限らず、パワーローラ２２の傾転角あるいはパワーローラ２２の傾転と連動して変化する角度その他の物理量を検出できるように配置されていればよい。
As shown in FIG. 8, the
ＥＣＵ９０は、各傾転角センサ１０９の検出結果に基づいて、フェールセーフ動作を実施する。例えば、ＥＣＵ９０は、上記第１変形例（図７）と同様のフローチャートに従って、フェール判定およびフェールセーフ動作を実施するようにしてもよい。この場合において、ステップＳ１では、上記第１変形例の油圧センサに基づく角度値に代えて、傾転角センサ１０９により検出された角度値を参照するようにすればよい。ＥＣＵ９０は、傾転角センサ１０９により検出された複数の角度値の最大値と最小値との差が所定値を超える場合にフェールセーフ動作を実施する。フェールセーフ動作の内容は、上記第１変形例と同様とすることができる。
The
なお、角度値の最大と最小との差に基づくフェール判定に代えて、あるいは加えて、入出力回転数から計算した変速比と傾転角センサ１０９の検出結果に基づく変速比との不一致に基づいてフェール判定を行うようにしてもよい。
Instead of or in addition to the fail determination based on the difference between the maximum and minimum angle values, based on the mismatch between the speed ratio calculated from the input / output rotation speed and the speed ratio based on the detection result of the
上記の実施形態に開示された内容は、適宜組み合わせて実行することができる。 The contents disclosed in the above embodiments can be executed in appropriate combination.
１ 車両
８ トロイダル式無段変速機
２０ａ フロント側入力ディスク
２０ｂ リア側入力ディスク
２１ａ フロント側出力ディスク
２１ｂ リア側出力ディスク
２２ａ，２２ｂ，２２ｃ，２２ｄ パワーローラ
２３ トラニオン
８８ ディスク押圧制御弁（挟圧力補正機構）
９０ ＥＣＵ
１００ 挟圧力補正システム
１０１ 第一圧力出力機構
１０２ 第二圧力出力機構
１０３ 信号圧出力機構
Ｐ１ 第一圧力
Ｐ２ 第二圧力
Ｐｓ 信号圧
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Vehicle 8 Toroidal type continuously
90 ECU
DESCRIPTION OF
Claims (4)
前記第一パワーローラの傾転角に応じた第一圧力を出力する第一圧力出力機構と、
前記第二パワーローラの傾転角に応じた第二圧力を出力する第二圧力出力機構と、
前記第一圧力と前記第二圧力との差圧に応じて前記パワーローラのスリップを抑制する信号圧を出力する信号圧出力機構と、
を備えることを特徴とするトロイダル式無段変速機。 A plurality of power rollers for transmitting power between the input disk and the output disk and including a first power roller and a second power roller;
A first pressure output mechanism that outputs a first pressure according to the tilt angle of the first power roller;
A second pressure output mechanism that outputs a second pressure according to the tilt angle of the second power roller;
A signal pressure output mechanism that outputs a signal pressure that suppresses slippage of the power roller in accordance with a differential pressure between the first pressure and the second pressure;
A toroidal-type continuously variable transmission comprising:
前記挟圧力補正機構は、前記信号圧に応じて前記挟圧力を増加させる
請求項１に記載のトロイダル式無段変速機。 Furthermore, a clamping pressure correction mechanism that corrects a clamping pressure with which the input disk and the output disk sandwich the plurality of power rollers is provided,
The toroidal continuously variable transmission according to claim 1, wherein the clamping pressure correction mechanism increases the clamping pressure according to the signal pressure.
請求項１または２に記載のトロイダル式無段変速機。 The toroidal continuously variable transmission according to claim 1, wherein the signal pressure output mechanism outputs the signal pressure when a differential pressure between the first pressure and the second pressure is equal to or greater than a threshold value.
請求項１から３のいずれか１項に記載のトロイダル式無段変速機。 The toroidal type according to any one of claims 1 to 3, further comprising: reducing an output of a prime mover that outputs power to the input disk based on a differential pressure between the first pressure and the second pressure. Continuously variable transmission.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2014222083A (en) * | 2013-05-13 | 2014-11-27 | 本田技研工業株式会社 | Control device of continuous variable transmission |
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