JP2013007396A - Friction wheel type continuously variable transmission - Google Patents

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a friction wheel type continuously variable transmission capable of suppressing decrease in output torque and preventing a driver from having uncomfortable feeling while preventing slip due to decrease in oil temperature of traction oil.SOLUTION: The friction wheel type continuously variable transmission 1 is configured so that a ring is interposed by both cones via the traction oil and to have a pressing device which generates pressing force for the ring in accordance with output torque applied to an output shaft. A transmission ratio control means 51 limits transmission ratio within the range of downshift side rather than the predetermined transmission ratio if the oil temperature of the traction oil decided by oil temperature decision means 53 is not higher than a predetermined temperature. Drive force of an engine 30 decreases based upon the limited transmission ratio but the drive force is increased by the transmission ratio and thus decrease in output torque is constrained. Thereby, the pressing force of the pressing device is maintained and then occurrence of the slip is prevented and moreover occurrence of uncomfortable feeling of the driver is also prevented.

Description

本発明は、入力側摩擦車及び出力側摩擦車にトラクションオイルを介して挟持される摩擦部材の接触位置を変更して変速を行うと共に、押付機構によって該摩擦部材の挟持圧となる押付力を出力トルクに応じて発生させる無段変速機構を備えた摩擦車式無段変速機に係り、特にトラクションオイルの所定温度以下の場合にスリップを防止する制御を行う摩擦車式無段変速機に関する。   The present invention changes the contact position of the friction member held between the input-side friction wheel and the output-side friction wheel via the traction oil to change the speed, and the pressing mechanism generates a pressing force as a holding pressure of the friction member. The present invention relates to a friction wheel continuously variable transmission having a continuously variable transmission mechanism that is generated according to output torque, and more particularly to a friction wheel continuously variable transmission that performs control to prevent slipping when the temperature is below a predetermined temperature of traction oil.

近年、入力側摩擦車（入力ディスクやインプットコーン）及び出力側摩擦車（出力ディスクやアウトプットコーン）に対してトラクションオイルを介して摩擦接触しつつ動力伝達（いわゆるトラクションドライブ）を行う摩擦部材（パワーローラやリング）の接触位置（接触半径）を変更することで無段変速を行うトロイダル式無段変速機（特許文献１参照）や円錐摩擦リング式無段変速機（特許文献２参照）が提案されている。   In recent years, a friction member that performs power transmission (so-called traction drive) while frictionally contacting an input side friction wheel (input disk or input cone) and an output side friction wheel (output disk or output cone) via traction oil. A toroidal continuously variable transmission (see Patent Document 1) or a conical friction ring continuously variable transmission (see Patent Document 2) that performs continuously variable transmission by changing the contact position (contact radius) of a power roller or ring) Proposed.

ところで、上記トラクションオイルを介したトルク伝達力（トラクション力）は、その油温に依存して変化することが知られており、特に極低温の環境下では、トルク伝達力の低下によってエンジン等の駆動力が伝達しきれず、スリップを招く虞がある。そのため、特許文献１のものは、油温が低いときにエンジン出力を制限することで、スリップの防止を図っている。   By the way, it is known that the torque transmission force (traction force) via the traction oil changes depending on the oil temperature. The driving force cannot be transmitted and there is a risk of causing a slip. Therefore, the thing of patent document 1 aims at prevention of a slip by restrict | limiting an engine output, when oil temperature is low.

特開２００１−９８９６５号公報JP 2001-98965 A ＷＯ２０１０／０７３５５６号公報WO2010 / 073556

上記特許文献１のものは、エンジン出力を低下させることで、トラクションオイルの油温低下に伴うスリップの発生を防止しているが、エンジン出力を低下させるため、出力トルクも低下してしまい、運転者が要求する要求駆動力（即ちアクセル開度）に応じることができず、運転者に違和感を与えてしまう虞がある。   Although the thing of the said patent document 1 prevents generation | occurrence | production of the slip accompanying the oil temperature fall of traction oil by reducing an engine output, in order to reduce an engine output, an output torque also falls and driving | operation The required driving force requested by the driver (that is, the accelerator opening) cannot be satisfied, and the driver may feel uncomfortable.

一方、トラクションオイルの油温低下に伴うスリップの発生を防止するためには、摩擦部材の挟持圧を上昇することで、摩擦係数の低下に対応することも考えられ、例えば油圧等によって上記挟持圧を発生させる構造であれば、油圧を一時的に上昇する等の対応手法も考えられる。   On the other hand, in order to prevent the occurrence of slip due to the decrease in the oil temperature of the traction oil, it is conceivable to increase the clamping pressure of the friction member to cope with a decrease in the friction coefficient. If it is the structure which generate | occur | produces, corresponding | compatible methods, such as raising oil pressure temporarily, are also considered.

しかしながら、例えば特許文献２のように出力トルクに応じて機械的なトルクカムによって軸力を発生させるような構造においては、トラクションオイルの低油温時だけ挟持圧（軸力）を上昇させることは難しいという問題がある。   However, for example, in a structure in which an axial force is generated by a mechanical torque cam according to output torque as in Patent Document 2, it is difficult to increase the clamping pressure (axial force) only when the traction oil is at a low oil temperature. There is a problem.

そこで本発明は、トラクションオイルの油温低下に伴うスリップの発生を防止するものでありながら、出力トルクの低下を抑えてドライバに違和感を与えることの防止を図ることが可能な摩擦車式無段変速機を提供することを目的とするものである。   Accordingly, the present invention is a friction wheel type continuously variable that can prevent the occurrence of slip due to a decrease in the oil temperature of the traction oil and can prevent a driver from feeling uncomfortable by suppressing a decrease in output torque. The object is to provide a transmission.

本発明は（例えば図１乃至図９参照）、駆動源（３０）からの駆動力（Ｔｉｎ）が入力される入力軸（４）に駆動連結された入力側摩擦車（２）と、車輪（４０）に出力トルク（Ｔｏｕｔ）を出力する出力軸（１１）に駆動連結された出力側摩擦車（１０）と、これら入力側摩擦車（２）及び出力側摩擦車（１０）にトラクションオイルを介して挟持されつつ摩擦接触して動力伝達すると共に、それら入力側摩擦車（２）及び出力側摩擦車（１０）に対する接触位置が変更されることで変速比（Ｇｒ）を変更する摩擦部材（３）と、前記入力側摩擦車（２）及び前記出力側摩擦車（１０）に対する前記摩擦部材（３）の挟持圧となる押付力を、前記出力軸（１１）に作用する前記出力トルク（Ｔｏｕｔ）に応じて発生させる押付装置（１２）と、を有する無段変速機構（５）と、
運転者の要求トルク（Ｔｒ）を検出する要求トルク検出手段（５５）と、
前記要求トルク（Ｔｒ）に基づき、前記摩擦部材（３）を移動制御して前記無段変速機構（５）の変速比（Ｇｒ）を設定する変速比制御手段（５１）と、
前記出力トルク（Ｔｏｕｔ）が前記要求トルク（Ｔｒ）となるように、前記要求トルク（Ｔｒ）と前記変速比（Ｇｒ）とに応じて前記駆動源（３０）に出力させる駆動力（Ｔｉｎ）を設定する駆動力制御手段（５４）と、
前記トラクションオイルの油温（Ｔｅｍｐ）を判定する油温判定手段（５３）と、を備え、
前記変速比制御手段（５１）は、前記判定された油温が所定温度（Ｔｅｍｐ１）以下の場合に、変速比を所定変速比（ＧｒＡ）よりもダウンシフト側の範囲に制限する、
ことを特徴とする摩擦車式無段変速機（１）にある。 The present invention (see, for example, FIGS. 1 to 9) includes an input side friction wheel (2) drivingly connected to an input shaft (4) to which a driving force (Tin) from a driving source (30) is input, and wheels ( 40), the output side friction wheel (10) drivingly connected to the output shaft (11) for outputting the output torque (Tout), and the input side friction wheel (2) and the output side friction wheel (10) with traction oil. Friction members (Gr) that change the transmission gear ratio (Gr) by changing the contact position with the input side friction wheel (2) and the output side friction wheel (10) while frictionally contacting while being sandwiched through 3) and the output torque that acts on the output shaft (11) by applying a pressing force as a clamping pressure of the friction member (3) against the input-side friction wheel (2) and the output-side friction wheel (10). Pressing device (12) generated according to Tout) A continuously variable transmission mechanism having (5),
Requested torque detection means (55) for detecting the requested torque (Tr) of the driver;
Transmission ratio control means (51) for setting the transmission ratio (Gr) of the continuously variable transmission mechanism (5) by controlling the movement of the friction member (3) based on the required torque (Tr);
A driving force (Tin) to be output to the driving source (30) according to the required torque (Tr) and the gear ratio (Gr) so that the output torque (Tout) becomes the required torque (Tr). Driving force control means (54) for setting;
Oil temperature determination means (53) for determining the oil temperature (Temp) of the traction oil,
The gear ratio control means (51) limits the gear ratio to a range on the downshift side with respect to the predetermined gear ratio (GrA) when the determined oil temperature is equal to or lower than a predetermined temperature (Temp1).
The friction wheel type continuously variable transmission (1) is characterized in that.

また本発明は（例えば図３、図５、図９参照）、前記制限された変速比で前記出力トルク（Ｔｏｕｔ）が前記要求トルク（Ｔｒ）となるように前記駆動源（３０）の駆動力（Ｔｉｎ）を設定した場合に、前記判定された油温（Ｔｅｍｐ）における前記摩擦部材（３）の挟持圧に基づく摩擦接触の摩擦力が前記設定した駆動源（３０）の駆動力（Ｔｉｎ）に対して不足することが判定された際に、前記摩擦力により伝達し得る駆動力以下に前記駆動源（３０）の駆動力（Ｔｉｎ）を制限する駆動力制限手段（５６）と、を備えたことを特徴とする。   In the present invention (see, for example, FIGS. 3, 5, and 9), the driving force of the driving source (30) is set so that the output torque (Tout) becomes the required torque (Tr) at the limited speed ratio. When (Tin) is set, the frictional force of frictional contact based on the clamping pressure of the frictional member (3) at the determined oil temperature (Temp) is the driving force (Tin) of the set driving source (30). Driving force limiting means (56) for limiting the driving force (Tin) of the driving source (30) below the driving force that can be transmitted by the frictional force when it is determined that the driving force is insufficient. It is characterized by that.

さらに本発明は（例えば図５、図７参照）、前記油温判定手段（５３）は、前記摩擦部材（３）に作用した伝達トルク（例えばＴｉｎ）とその作用した時間を加味して前記トラクションオイルの油温（Ｔｅｍｐ）を判定することを特徴とする。   Further, according to the present invention (see, for example, FIGS. 5 and 7), the oil temperature determining means (53) is configured so that the traction takes into account the transmission torque (for example, Tin) applied to the friction member (3) and the time during which the oil is applied. The oil temperature (Temp) of the oil is determined.

そして、本発明は（例えば図１、図２参照）、前記押付装置（１２）は、前記出力軸（１１）と前記出力側摩擦車（１０）との間に配置され、前記出力トルク（Ｔｏｕｔ）に応じて前記押付力を発生させるトルクカム（１５、２０）を有するトルクカム機構からなることを特徴とする。   In the present invention (see, for example, FIGS. 1 and 2), the pressing device (12) is disposed between the output shaft (11) and the output side friction wheel (10), and the output torque (Tout) ), And a torque cam mechanism having a torque cam (15, 20) for generating the pressing force.

なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、これは、発明の理解を容易にするための便宜的なものであり、特許請求の範囲の構成に何等影響を及ぼすものではない。   In addition, although the code | symbol in the said parenthesis is for contrast with drawing, this is for convenience for making an understanding of invention easy, and has no influence on the structure of a claim. It is not a thing.

請求項１に係る本発明によると、判定されたトラクションオイルの油温が所定温度以下の場合に、変速比を所定変速比よりもダウンシフト側の範囲に制限し、該変速比が制限されたことに基づき、駆動源の駆動力が低下するので、つまり駆動源が高回転・低トルクに制御されて、入力側摩擦車から摩擦部材に入力される駆動源の駆動力が低下されるが、ダウンシフト側に変速比が設定されることで低下された駆動源の駆動力がその変速比により増大され、出力トルクの低下を抑えることができ、出力軸に作用する出力トルクに応じて発生する押付装置の押付力は維持されるので、トラクションオイルの油温低下に伴うスリップの発生を防止できる。その上、出力トルクの低下は押さえられているので、ドライバに違和感を与えることの防止を図ることができる。   According to the first aspect of the present invention, when the determined oil temperature of the traction oil is equal to or lower than the predetermined temperature, the speed ratio is limited to a range on the downshift side from the predetermined speed ratio, and the speed ratio is limited. Based on that, the driving force of the driving source is reduced, that is, the driving source is controlled to high rotation and low torque, and the driving force of the driving source input to the friction member from the input side friction wheel is reduced. The driving force of the drive source, which has been reduced by setting the gear ratio on the downshift side, is increased by the gear ratio, so that the reduction in output torque can be suppressed and generated according to the output torque acting on the output shaft. Since the pressing force of the pressing device is maintained, it is possible to prevent the occurrence of slip due to a decrease in the oil temperature of the traction oil. In addition, since the reduction in output torque is suppressed, it is possible to prevent the driver from feeling uncomfortable.

請求項２に係る本発明によると、変速比をダウンシフト側に制限し、かつ駆動源の駆動力を低下しても、摩擦部材における摩擦力が不足する場合に、該摩擦力で伝達し得る駆動力に駆動源の駆動力を制限するので、出力トルクが要求トルクに対して僅かに少なくなったとしても、確実に摩擦部材のスリップの発生を防止することができる。   According to the second aspect of the present invention, even when the gear ratio is limited to the downshift side and the driving force of the driving source is reduced, if the frictional force in the frictional member is insufficient, the frictional force can be transmitted. Since the driving force of the driving source is limited to the driving force, even if the output torque is slightly smaller than the required torque, it is possible to reliably prevent the friction member from slipping.

請求項３に係る本発明によると、摩擦部材に作用した伝達トルクとその作用した時間を加味してトラクションオイルの油温を判定するので、無段変速機の運転状態によって上昇していくトラクションオイルの温度状態を素早く反映することができ、変速比の制限や駆動源の駆動力の制限をレスポンス良く解除していくことができる。   According to the third aspect of the present invention, since the oil temperature of the traction oil is determined in consideration of the transmission torque applied to the friction member and the time during which the friction is applied, the traction oil rising depending on the operating state of the continuously variable transmission. Thus, the speed ratio limitation and the driving force limitation of the driving source can be released with good response.

請求項４に係る本発明によると、押付装置が出力トルクに応じて押付力を発生させるトルクカム機構であるので、トラクションオイルの油温の低下に応じて押付力を上昇させることができないが、変速比をダウンシフト側に制限しかつ駆動源に出力させる駆動力を低下するので、トラクションオイルの油温低下に伴うスリップの発生を防止するものでありながら、出力トルクの低下を抑えることができてドライバに違和感を与えることの防止を図ることができる。   According to the fourth aspect of the present invention, since the pressing device is a torque cam mechanism that generates a pressing force according to the output torque, the pressing force cannot be increased according to a decrease in the oil temperature of the traction oil. The ratio is limited to the downshift side and the driving force to be output to the driving source is reduced, so that the slip of the traction oil can be prevented from occurring and the output torque can be prevented from decreasing. It is possible to prevent the driver from feeling uncomfortable.

本発明に係る車両を示す伝動系統図。The transmission system figure which shows the vehicle which concerns on this invention. 本発明に係る押付装置の作動を示す模式図で、（ａ）は第１段階の図、（ｂ）は第２段階の図、（ｃ）は第３段階の図、（ｄ）が出力トルクと軸力との関係を示す図。It is a schematic diagram which shows the action | operation of the pressing apparatus which concerns on this invention, (a) is a figure of a 1st step, (b) is a figure of a 2nd step, (c) is a figure of a 3rd step, (d) is an output torque. The figure which shows the relationship between a shaft force. 本発明に係る無段変速機の制御装置を示すブロック図。The block diagram which shows the control apparatus of the continuously variable transmission which concerns on this invention. 油温センサの取付位置を示す概略図。Schematic which shows the attachment position of an oil temperature sensor. 本発明に係るスリップ防止制御を示すフローチャート。The flowchart which shows the slip prevention control which concerns on this invention. トラクション係数と油温との関係を示す図。The figure which shows the relationship between a traction coefficient and oil temperature. リングに作用したトルク及びその作用した時間と表面温度との関係を示す図。The figure which shows the relationship between the torque which acted on the ring, the time when it acted, and surface temperature. 変速マップの一例を示す図で、（ａ）は常温時の変速マップの図、（ｂ）は低温時の変速マップの図。It is a figure which shows an example of a shift map, (a) is a figure of the shift map at the time of normal temperature, (b) is a figure of the shift map at the time of low temperature. 軸力及び入力トルクと出力トルクと変速比との関係を示す説明図。Explanatory drawing which shows the relationship between axial force, input torque, output torque, and gear ratio.

以下、本発明に係る実施の形態を図に沿って説明する。まず、本発明に係る摩擦車式無段変速機１を備えた車両の動力伝達系について図１に沿って説明する。自動車等の車両に搭載される摩擦車式無段変速機１は、図１に示すように、ロックアップクラッチ付きトルクコンバータや多板湿式クラッチ等の発進装置３１、前後進切換え装置３２、円錐摩擦リング式無段変速装置５、及びディファレンシャル装置３３からなり、これら各装置がケース６（図４参照）に組み込まれて構成される。円錐摩擦リング式無段変速装置５は、油密状のケース６に収納されており、該ケース６内にはトラクションオイルが封入されて、その下方側にオイル溜り８を形成している。   Hereinafter, embodiments according to the present invention will be described with reference to the drawings. First, a power transmission system of a vehicle provided with a friction wheel type continuously variable transmission 1 according to the present invention will be described with reference to FIG. As shown in FIG. 1, a friction wheel type continuously variable transmission 1 mounted on a vehicle such as an automobile includes a starting device 31 such as a torque converter with a lock-up clutch and a multi-plate wet clutch, a forward / reverse switching device 32, a conical friction. The ring type continuously variable transmission device 5 and the differential device 33 are configured by being incorporated in a case 6 (see FIG. 4). The conical friction ring type continuously variable transmission 5 is housed in an oil-tight case 6, in which traction oil is sealed and an oil reservoir 8 is formed on the lower side.

エンジン（駆動源）３０によって発生した動力は、発進装置３１、該発進装置３１の動力伝達経路下流側に配置される前後進切換え装置３２を介して円錐摩擦リング式無段変速装置５の入力軸４へ動力伝達され、円錐摩擦リング式無段変速装置５によって無段変速され、セカンダリシャフト（出力軸）１１へ出力される。さらに、該セカンダリシャフト１１に設けられたセカンダリギヤ３６及びそれと噛合するマウントギヤ３４によりディファレンシャル装置３３へ動力伝達され、左右の駆動軸３５，３５に出力されて、車輪４０，４０に伝達される。   The power generated by the engine (drive source) 30 is input to the conical friction ring type continuously variable transmission 5 via a starter 31 and a forward / reverse switching device 32 disposed downstream of the power transmission path of the starter 31. The power is transmitted to 4, continuously variable by the conical friction ring type continuously variable transmission 5, and output to the secondary shaft (output shaft) 11. Further, power is transmitted to the differential device 33 by the secondary gear 36 provided on the secondary shaft 11 and the mount gear 34 meshing with the secondary gear 36, output to the left and right drive shafts 35, 35, and transmitted to the wheels 40, 40.

なお、本摩擦車式無段変速機１は、円錐摩擦リング式無段変速装置５を適用した一例として示すもので、これに限らず、エンジン及びモータを駆動源とするハイブリッド駆動装置等の他の装置に適用してもよい。また、上記円錐摩擦リング式無段変速装置は、摩擦車式無段変速装置の一例として代表して示すものであり、リングを両円錐摩擦車を囲むように配置したリングコーン式無段変速装置、その外、トロイダル式無段変速装置等、入力側摩擦車と出力側摩擦車との間にオイルを介在して摩擦部材を接触し、該接触位置を変更することにより入力軸と出力軸との間の回転を無段に変速する摩擦車式無段変速装置に適用可能である。また、本円錐摩擦リング式無段変速装置５は、トラクションオイルに一部浸されており、接触部分に掻上げ等により上記トラクションオイルが介在しており、該オイルの剪断力を介して摩擦接触し、その摩擦力によって動力伝達される。なお、上記接触部へのオイルの供給は、掻上げ式に限らず、オイルポンプにより供給する強制式でもよい。   The friction wheel type continuously variable transmission 1 is shown as an example to which the conical friction ring type continuously variable transmission 5 is applied. You may apply to the apparatus of. The conical friction ring continuously variable transmission is representatively shown as an example of a friction wheel continuously variable transmission, and is a ring cone continuously variable transmission in which a ring is disposed so as to surround both conical friction wheels. In addition, a toroidal continuously variable transmission or the like, such as oil is interposed between the input-side friction wheel and the output-side friction wheel, the friction member is contacted, and the input shaft and the output shaft are changed by changing the contact position. It can be applied to a friction wheel type continuously variable transmission that continuously changes the rotation between the two. Further, this conical friction ring type continuously variable transmission 5 is partially immersed in traction oil, and the traction oil is interposed in the contact portion by scraping or the like, and frictional contact is made through the shearing force of the oil. However, power is transmitted by the frictional force. The supply of oil to the contact portion is not limited to the scraping type, but may be a forced type that is supplied by an oil pump.

上記円錐摩擦リング式無段変速装置５（以下、単に「無段変速装置５」という）は、入力側摩擦車であるプライマリコーン２と、出力側摩擦車であるセカンダリコーン１０と、プライマリコーン２及びセカンダリコーン１０との間に介在してトラクションオイルを介して挟持されつつ摩擦接触する摩擦部材であるリング３と、上記プライマリコーン２及びセカンダリコーン１０とリング３との間に挟圧力（挟持圧）を付与するための軸力（押圧力）を発生する押付装置１２と、によって構成されている。   The conical friction ring type continuously variable transmission 5 (hereinafter simply referred to as “continuously variable transmission 5”) includes a primary cone 2 that is an input side friction wheel, a secondary cone 10 that is an output side friction wheel, and a primary cone 2. And the ring 3 which is a friction member which is interposed between the secondary cone 10 and is frictionally contacted while being sandwiched via the traction oil, and the primary cone 2, the secondary cone 10 and the ring 3. ), And a pressing device 12 that generates an axial force (pressing force).

プライマリコーン２は、前後進切換え装置３２と連結しているプライマリシャフト（入力軸）４に一体に連結されていると共にケース６に回転自在に支持されており、一定の傾斜角を有した円錐形状をしている。また、該プライマリコーン２には、鋼製のリング３がその外周を取り囲むようにしてセカンダリコーン１０との間に配置されている。   The primary cone 2 is integrally connected to a primary shaft (input shaft) 4 connected to the forward / reverse switching device 32 and is rotatably supported by the case 6, and has a conical shape having a certain inclination angle. I am doing. In addition, a steel ring 3 is disposed between the primary cone 2 and the secondary cone 10 so as to surround the outer periphery thereof.

なお、上記リング３は、例えば不図示の電動アクチュエータ等によって軸方向に移動駆動されると共に該リング３を回転自在に支持する移動部材を備えた変速操作機構によって、両コーン２，１０に対する軸方向位置が位置制御され、それによって、両コーン２，１０に対する接触半径を変更することで、両コーン２，１０の間で変速比を変更する。   The ring 3 is driven in the axial direction by an electric actuator (not shown), for example, and is moved in the axial direction with respect to both cones 2 and 10 by a shift operation mechanism including a moving member that rotatably supports the ring 3. The position is controlled, thereby changing the gear ratio between the cones 2 and 10 by changing the contact radius for the cones 2 and 10.

セカンダリコーン１０は、プライマリコーン２と同じ傾斜角を有した円錐中空形状をしており、プライマリシャフト４と平行に設けられたセカンダリシャフト１１（出力軸）に、プライマリコーン２とは軸方向反対向きに嵌挿されて、ケース６にベアリング３７，３８により回転自在に支持されている。そして、上記セカンダリコーン１０とセカンダリシャフト１１との間に押付装置（トルクカム機構）１２が介在されている。   The secondary cone 10 has a hollow conical shape having the same inclination angle as that of the primary cone 2, and a secondary shaft 11 (output shaft) provided in parallel with the primary shaft 4 is opposite to the primary cone 2 in the axial direction. The case 6 is rotatably supported by bearings 37 and 38. A pressing device (torque cam mechanism) 12 is interposed between the secondary cone 10 and the secondary shaft 11.

上記押付装置１２は、図１及び図２に示すように、セカンダリコーン１０の中空部内に配置されており、セカンダリシャフト１１に対して固定されるフランジ部１９と、受圧部材１４と、予圧スプリング１３と、受圧部材１４及びフランジ部１９の間に配置された第１トルクカム１５と、セカンダリコーン１０及びフランジ部１９の間に配置された第２トルクカム２０とによって構成されている。   As shown in FIGS. 1 and 2, the pressing device 12 is disposed in the hollow portion of the secondary cone 10, and includes a flange portion 19 that is fixed to the secondary shaft 11, a pressure receiving member 14, and a preload spring 13. And a first torque cam 15 disposed between the pressure receiving member 14 and the flange portion 19, and a second torque cam 20 disposed between the secondary cone 10 and the flange portion 19.

上記フランジ部１９は、段付きのフランジ状に形成された部材で、セカンダリシャフト１１と駆動連結される。即ち、詳しくは後述する第１及び第２トルクカム１５，２０によってセカンダリコーン１０から離れる方向に力を受けるフランジ部１９は、セカンダリシャフト１１に対して軸方向に固定されており、セカンダリシャフト１１は、ケース６に対して円錐コロ軸受け３９により回転自在、かつ軸方向、特にセカンダリコーン１０から離れる方向のスラスト力を担持して一体に支持されている。   The flange portion 19 is a member formed in a stepped flange shape and is drivingly connected to the secondary shaft 11. That is, a flange portion 19 that receives a force in a direction away from the secondary cone 10 by first and second torque cams 15 and 20 described later in detail is fixed in the axial direction with respect to the secondary shaft 11. The case 6 is rotatably supported by a conical roller bearing 39 and supports a thrust force in the axial direction, particularly in a direction away from the secondary cone 10.

上記受圧部材１４は、セカンダリコーン１０の小径側の内周面において、該セカンダリコーン１０に対して相対回転不能かつ軸方向移動可能に配置されている。また、上記予圧スプリング１３は、上記受圧部材１４と上記セカンダリコーン１０との間に縮設されている。即ち、セカンダリシャフト１１に対して軸方向移動が規制されているフランジ部１９とセカンダリコーン１０との間に、第１トルクカム１５、受圧部材１４、予圧スプリング１３が軸方向に直列状に配置されている。なお、予圧スプリング１３は、皿ばねが望ましいが、例えばコイルスプリングであってもよく、つまりセカンダリコーン１０に予圧を付与し得るスプリングであればどのようなスプリングであってもよい。   The pressure receiving member 14 is disposed on the inner peripheral surface on the small diameter side of the secondary cone 10 so as not to rotate relative to the secondary cone 10 and to be movable in the axial direction. The preload spring 13 is contracted between the pressure receiving member 14 and the secondary cone 10. That is, the first torque cam 15, the pressure receiving member 14, and the preload spring 13 are arranged in series in the axial direction between the flange portion 19 that is restricted from moving in the axial direction with respect to the secondary shaft 11 and the secondary cone 10. Yes. The preload spring 13 is preferably a disc spring, but may be, for example, a coil spring, that is, any spring that can apply a preload to the secondary cone 10.

上記第１トルクカム１５は、上記受圧部材１４とフランジ部１９とが対向した第１対向部にそれぞれ配置された複数の第１ボール１８が配置されて構成されており、受圧部材１４とフランジ部１９との相対回転により一方の部材に対して他方の部材が軸方向に沿って互いが離反する方向に移動するように構成されている。即ち、上述のようにフランジ部１９の軸方向への移動は規制されており、受圧部材１４が軸方向に移動し、予圧スプリング１３を圧縮するように構成されている。   The first torque cam 15 includes a plurality of first balls 18 disposed at first opposing portions where the pressure receiving member 14 and the flange portion 19 are opposed to each other, and the pressure receiving member 14 and the flange portion 19 are arranged. With respect to one member, the other member moves in a direction away from each other along the axial direction. That is, as described above, the movement of the flange portion 19 in the axial direction is restricted, and the pressure receiving member 14 is moved in the axial direction to compress the preload spring 13.

上記第２トルクカム２０は、上記セカンダリコーン１０とフランジ部１９とが対向した第２対向部にそれぞれ配置された複数の第２ボール２３が配置されて構成されており、つまり、第２トルクカム２０は、上記第１トルクカム１５よりも外周側に配置されている。上記第２対向部は周方向に延びる長溝形状からなり、所定回転量では第２ボール２３がその底面を遊転する所定遊びｌを形成している（図２（ｂ）参照）。そして、第２トルクカム２０は、セカンダリコーン１０とフランジ部１９との上記所定遊びを越えた相対回転により一方の部材に対して他方の部材が軸方向に沿って互いが離反する方向に移動するように構成されている。即ち、上述のようにフランジ部１９の軸方向への移動は規制されており、上記所定遊びを越えた相対回転によって、セカンダリコーン１０が軸方向に押圧されるように構成されている。   The second torque cam 20 is configured by arranging a plurality of second balls 23 respectively disposed at second opposing portions where the secondary cone 10 and the flange portion 19 are opposed to each other. The first torque cam 15 is disposed on the outer peripheral side. The second opposing portion has a long groove shape extending in the circumferential direction, and forms a predetermined play l in which the second ball 23 idles on the bottom surface with a predetermined rotation amount (see FIG. 2B). The second torque cam 20 is moved in a direction in which the other member moves away from each other along the axial direction with respect to one member by relative rotation of the secondary cone 10 and the flange portion 19 exceeding the predetermined play. It is configured. That is, the movement of the flange portion 19 in the axial direction is restricted as described above, and the secondary cone 10 is pressed in the axial direction by relative rotation exceeding the predetermined play.

即ち、図２に示すように、第１トルクカム１５は、セカンダリコーン１０からセカンダリシャフト１１（と一体のフランジ部１９）に作用する出力トルクに応じて直ちに軸力を発生するが、第２トルクカム２０は、セカンダリコーン１０とセカンダリシャフト１１との間に所定相対回転（遊び）をした後、出力トルクに応じた軸力を発生する。また、第２トルクカム２０のカム角度が第１トルクカム１５のカム角度より大きく設定されている。   That is, as shown in FIG. 2, the first torque cam 15 immediately generates an axial force according to the output torque that acts on the secondary shaft 11 (and the flange portion 19 integral with the secondary cone 10), but the second torque cam 20. After a predetermined relative rotation (play) between the secondary cone 10 and the secondary shaft 11, an axial force corresponding to the output torque is generated. Further, the cam angle of the second torque cam 20 is set larger than the cam angle of the first torque cam 15.

以上のように構成された押付装置１２は、まず、予圧スプリング１３が軸方向に固定されているセカンダリシャフト１１に対してセカンダリコーン１０を軸方向に常時（つまり、円錐摩擦リング式無段変速装置５による動力伝達が行われない非作動時でも）付勢することで、リング３をプライマリコーン２及びセカンダリコーン１０に押付ける（圧接させる）軸力の予圧Ｆ１として作用する（第１段階：図２（ａ）及び図２（ｄ）参照）。   In the pressing device 12 configured as described above, first, the secondary cone 10 is always in the axial direction with respect to the secondary shaft 11 to which the preload spring 13 is fixed in the axial direction (that is, the conical friction ring type continuously variable transmission). By energizing (even during non-operation where power transmission by 5 is not performed), it acts as a preload F1 of axial force that presses (contacts) the ring 3 against the primary cone 2 and the secondary cone 10 (first stage: FIG. 2 (a) and FIG. 2 (d)).

次に、押付装置１２は、セカンダリコーン１０からセカンダリシャフト１１にトルクが伝達される作動時となる際に、セカンダリシャフト１１に作用する負荷トルク（出力トルク）に対応して（順じて）第１トルクカム１５が相対回転する。該第１トルクカム１５の相対回転に基づき、軸方向に固定されているセカンダリシャフト１１（フランジ部１９）に対してセカンダリコーン１０（受圧部材１４）は、該負荷トルクに対して角度γに応じて軸力の増加率の大きい勾配αの軸方向の軸力が付与される（第２段階：図２（ｂ）及び図２（ｄ）参照）。   Next, the pressing device 12 corresponds to the load torque (output torque) acting on the secondary shaft 11 when the torque is transmitted from the secondary cone 10 to the secondary shaft 11 (in order). One torque cam 15 rotates relatively. Based on the relative rotation of the first torque cam 15, the secondary cone 10 (pressure receiving member 14) is in accordance with the angle γ with respect to the load torque with respect to the secondary shaft 11 (flange portion 19) fixed in the axial direction. An axial force in the axial direction of the gradient α having a large increase rate of the axial force is applied (second stage: see FIGS. 2B and 2D).

ついで、押付装置１２は、上記第２段階の場合よりも強い負荷トルク（出力トルク）が伝達されて、第２トルクカム２０の遊びを越えてセカンダリコーン１０とセカンダリシャフト１１（フランジ部１９）とが相対回転すると、セカンダリシャフト１１に作用する負荷トルクに対応して第２トルクカム２０のカム部分が作動する。該第２トルクカム２０の相対回転に基づき、軸方向に固定されているセカンダリシャフト１１（フランジ部１９）に対してセカンダリコーン１０は、角度δに応じて第２段階の軸力よりも増加率の小さい勾配βの軸方向の軸力が付与される（第３段階：図２（ｃ）及び図２（ｄ）参照）。   Next, the pressing device 12 is transmitted with a load torque (output torque) stronger than that in the second stage, and the secondary cone 10 and the secondary shaft 11 (flange portion 19) move beyond the play of the second torque cam 20. When the rotation is relative, the cam portion of the second torque cam 20 is operated corresponding to the load torque acting on the secondary shaft 11. Based on the relative rotation of the second torque cam 20, the secondary cone 10 has a higher rate of increase than the second stage axial force with respect to the secondary shaft 11 (flange portion 19) fixed in the axial direction in accordance with the angle δ. An axial force with a small gradient β is applied (third stage: see FIGS. 2C and 2D).

このように、予圧スプリング１３、第１トルクカム１５、及び第２トルクカム２０によりセカンダリコーン１０に作用する軸方向の軸力は、軸方向へ移動が規制されているプライマリコーン２に対して、リング３を両コーン２，１０に押付ける狭圧力として作用し、トラクションオイルの中でリング３と両コーン２，１０との間でトルク伝達に必要とするトラクションを付与し、両コーン２，１０の間で動力伝達がなされる。また、押付装置１２によって付与される軸力は、図２（ｄ）に示すように、第１段階、第２段階、及び第３段階の３段階となっており、伝動効率の向上を図ることができる。   Thus, the axial force acting on the secondary cone 10 by the preload spring 13, the first torque cam 15 and the second torque cam 20 is applied to the ring 3 against the primary cone 2 whose movement in the axial direction is restricted. Acts as a narrow pressure that presses the two cones 2 and 10, and imparts traction necessary for torque transmission between the ring 3 and the two cones 2 and 10 in the traction oil. Power is transmitted at. Further, as shown in FIG. 2D, the axial force applied by the pressing device 12 has three stages of a first stage, a second stage, and a third stage, so that transmission efficiency can be improved. Can do.

なお、上記説明は、セカンダリコーン１０からセカンダリシャフト１１へトルク伝達する正トルクについて述べたが、エンジンブレーキ等で、セカンダリシャフト１１からセカンダリコーン１０へトルク伝達する逆トルク（逆駆動）にあっても、トルクカムの形状が波状からなるため、同様に軸方向の軸力が発生する。   In the above description, the positive torque that transmits torque from the secondary cone 10 to the secondary shaft 11 has been described. However, even in the reverse torque (reverse drive) that transmits torque from the secondary shaft 11 to the secondary cone 10 by an engine brake or the like. Since the torque cam has a wavy shape, an axial force in the axial direction is similarly generated.

ついで、本発明に係る摩擦車式無段変速機１の制御部５０について図３に沿って説明する。図３に示すように、本摩擦車式無段変速機１の制御装部（ＥＣＵ）５０は、変速マップｍａｐを有する変速比制御手段５１、低油温時変速比制限手段５２、油温判定手段５３、駆動力制御手段５４、要求トルク検出手段５５、駆動力制限手段５６、挟持力不足判定手段５７などを備えている。   Next, the control unit 50 of the friction wheel type continuously variable transmission 1 according to the present invention will be described with reference to FIG. As shown in FIG. 3, the control unit (ECU) 50 of the friction wheel type continuously variable transmission 1 includes a transmission ratio control means 51 having a transmission map map, a low oil temperature speed ratio limiting means 52, an oil temperature determination. Means 53, driving force control means 54, required torque detecting means 55, driving force limiting means 56, clamping force shortage determining means 57, and the like are provided.

また、制御部５０には、不図示のアクセルペダルの踏込量（アクセル開度）を検出するアクセル開度センサ６１、プライマリシャフト（入力軸）４の回転数を検出する入力軸回転速度センサ６２、セカンダリシャフト（出力軸）１１の回転数を検出する出力軸回転数（即ち車速）センサ６３、トラクションオイルの油温を検出する油温センサ６５、などが接続されている。   Further, the control unit 50 includes an accelerator opening sensor 61 that detects a depression amount (accelerator opening) of an accelerator pedal (not shown), an input shaft rotational speed sensor 62 that detects the rotation speed of the primary shaft (input shaft) 4, An output shaft rotational speed (ie, vehicle speed) sensor 63 that detects the rotational speed of the secondary shaft (output shaft) 11, an oil temperature sensor 65 that detects the oil temperature of the traction oil, and the like are connected.

なお、上記油温センサ６５は、図４に示すように、プライマリコーン２及びセカンダリコーン１０の斜面に挟持されたリング３がそれら両コーン２，１０に接触しつつ移動する部分の下方側にあって、トラクションオイルの油溜り８の内部に浸かるように配置されている。   As shown in FIG. 4, the oil temperature sensor 65 is located below the portion where the ring 3 sandwiched between the slopes of the primary cone 2 and the secondary cone 10 moves while contacting both the cones 2, 10. The traction oil reservoir 8 is arranged so as to be immersed therein.

なお、本実施の形態では、便宜的に、各手段５１〜５７などを同じ制御部（ＥＣＵ）５０内に備えたものとして説明しているが、各手段を２個以上の制御部（ＥＣＵ）で相互に通信可能に構成してもよく、それぞれ個別の制御部（ＥＣＵ）を備えているような形態であってもよい。   In this embodiment, for convenience, each means 51 to 57 is described as being provided in the same control unit (ECU) 50. However, each means is provided with two or more control units (ECU). And may be configured to be able to communicate with each other, and may be configured to include individual control units (ECUs).

上記要求トルク検出手段５５は、アクセル開度センサ６１により検出されるアクセル開度θに基づき、運転者が車両の出力として要求する要求トルクＴｒを検出する。   The required torque detection means 55 detects the required torque Tr requested by the driver as the output of the vehicle based on the accelerator opening θ detected by the accelerator opening sensor 61.

上記変速比制御手段５１は、例えば通常（常温）の走行中にあって、入力軸回転速度センサ６２により検出されるプライマリシャフト４の入力軸回転数Ｎｉｎと、出力軸回転速度センサ６３により検出される車速Ｖ（セカンダリシャフト１１の回転数Ｎｏｕｔ）と、上記要求トルク検出手段５５により検出される運転者の要求トルクＴｒとに基づき、詳しくは後述する図８に示す変速マップｍａｐを参照することで、エンジン３０における燃料消費が最適となるように変速比Ｇｒを設定し、図示を省略した電気モータ等を駆動制御して上記リング３を移動制御し（リング３の接触位置を変更し）、無段変速装置５の変速比Ｇｒを変速制御する。   The gear ratio control means 51 is detected by the input shaft rotational speed Nin of the primary shaft 4 detected by the input shaft rotational speed sensor 62 and the output shaft rotational speed sensor 63 during normal (normal temperature) traveling, for example. By referring to a shift map map shown in FIG. 8 described later in detail, based on the vehicle speed V (the rotational speed Nout of the secondary shaft 11) and the driver's required torque Tr detected by the required torque detecting means 55. The gear ratio Gr is set so that the fuel consumption in the engine 30 is optimal, and the electric motor or the like (not shown) is driven to control the movement of the ring 3 (change the contact position of the ring 3). The gear ratio Gr of the step transmission 5 is controlled to be changed.

上記駆動力制御手段５４は、車輪４０に出力される出力トルクＴｏｕｔが上記要求トルクＴｒとなるように、該要求トルクＴｒと上記設定された変速比Ｇｒとに応じてプライマリシャフト４に入力させる入力トルクＴｉｎ、つまりエンジン３０に出力させるエンジントルクを設定し、設定したエンジントルクとなるようにエンジン３０の燃料噴射量やスロットル開度を制御する。   The driving force control means 54 is input to the primary shaft 4 in accordance with the required torque Tr and the set gear ratio Gr so that the output torque Tout output to the wheel 40 becomes the required torque Tr. The torque Tin, that is, the engine torque to be output to the engine 30 is set, and the fuel injection amount and the throttle opening of the engine 30 are controlled so as to be the set engine torque.

ついで、本発明に係る油温判定手段５３、低油温時変速比制限手段５２、挟持力不足判定手段５７、駆動力制限手段５６の作用について、図５のフローチャートに沿って図６乃至図８を参照しつつ説明する。   Next, the actions of the oil temperature determining means 53, the low oil temperature speed ratio limiting means 52, the clamping force shortage determining means 57, and the driving force limiting means 56 according to the present invention will be described with reference to the flowchart of FIG. Will be described with reference to FIG.

例えばイグニッションスイッチがＯＮされてエンジン３０が始動され、車両の走行が開始されると、本制御部５０によって図５に示す制御が開始される（Ｓ１）。すると、まず制御部５０は、各種データの取得、即ち、アクセル開度センサ６１により検出されたアクセル開度θ、出力軸回転速度センサにより検出された車速Ｖ、入力軸回転速度センサ６２により検出された入力軸回転数Ｎｉｎ、変速比制御手段５１により設定された変速比Ｇｒ（Ｇｅａｒ−ｒａｔｉｏ）、油温センサ６５により検出された油温Ｔｅｍｐ、をそれぞれ取得する（Ｓ２）。   For example, when the ignition switch is turned on to start the engine 30 and the vehicle starts running, the control unit 50 starts the control shown in FIG. 5 (S1). Then, first, the control unit 50 acquires various data, that is, the accelerator opening θ detected by the accelerator opening sensor 61, the vehicle speed V detected by the output shaft rotational speed sensor, and the input shaft rotational speed sensor 62. The input shaft speed Nin, the gear ratio Gr (Gear-ratio) set by the gear ratio control means 51, and the oil temperature Temp detected by the oil temperature sensor 65 are acquired (S2).

ステップＳ３においては、詳しくは後述するリング表面温度の前回算出値の取得を行うが、制御開始時の初回においては油温センサ６５により検出された油温Ｔｅｍｐを初期値として用いる。つづいて、ステップＳ４において、上記油温判定手段５３は、油温センサ６５により検出された油温Ｔｅｍｐ或いはリング表面温度の前回算出値に対し、リング３に作用した伝達トルク（本実施の形態では入力トルクＴｉｎ）とその入力トルクＴｉｎが作用した時間を加味してトラクションオイルのリング表面における油温Ｔｅｍｐ（以下、この値を「リング表面温度」とする）を判定（算出）し、ステップＳ５において、算出したリング表面温度Ｔｅｍｐを記録する。   In step S3, the previously calculated value of the ring surface temperature, which will be described in detail later, is acquired, but the oil temperature Temp detected by the oil temperature sensor 65 is used as the initial value at the first time when the control is started. Subsequently, in step S4, the oil temperature determination means 53 determines the transmission torque (in this embodiment) applied to the ring 3 with respect to the previously calculated value of the oil temperature Temp or the ring surface temperature detected by the oil temperature sensor 65. The oil temperature Temp on the ring surface of the traction oil (hereinafter referred to as “ring surface temperature”) is determined (calculated) in consideration of the input torque Tin) and the time during which the input torque Tin is applied. The calculated ring surface temperature Temp is recorded.

ここで、トラクションオイルのトラクション係数（摩擦係数）μと油温Ｔｅｍｐとの関係、並びに、リング表面温度の上昇について図６及び図７を用いて説明する。   Here, the relationship between the traction coefficient (friction coefficient) μ of the traction oil and the oil temperature Temp and the increase in the ring surface temperature will be described with reference to FIGS. 6 and 7.

トラクションオイルは、図６に示すように、油温Ｔｅｍｐによって、そのトラクション係数μが変化する性質を有しており、油温Ｔｅｍｐ１〜油温Ｔｅｍｐ２（例えば−２０度〜１２０度）の間における「常温」の範囲内であれば、比較的トラクション係数μが高く、この常温状態では、無段変速装置５における両コーン２，１０とリング３とが押付装置１２の押付力（挟持力）に基づきスリップしない摩擦力を発生するように構成されている。   As shown in FIG. 6, the traction oil has a property that the traction coefficient μ varies depending on the oil temperature Temp, and the oil temperature Temp1 to the oil temperature Temp2 (for example, −20 degrees to 120 degrees) If it is within the range of “normal temperature”, the traction coefficient μ is relatively high, and in this normal temperature state, the cones 2 and 10 and the ring 3 in the continuously variable transmission 5 are based on the pressing force (clamping force) of the pressing device 12. It is configured to generate a frictional force that does not slip.

言い換えると、押付装置１２における第１及び第２トルクカムにより発生する押付力の第２段階や第３段階の勾配（図２（ｄ）参照）は、この常温状態でスリップが発生せず、かつリング３や両コーン２，１０の表面が傷付くことが無いように押付力が強過ぎないように設定されている。要するに、押付装置１２に設定される押付力の勾配は、常温状態にあって、出力トルクが０における軸力０の点と、プライマリコーン２からセカンダリコーン１０に伝達する回転速度を最高速側に設定した状態（最もアップシフト（オーバードライブＯ／Ｄ）側の変速比）で両コーン２，１０との間でのリング３を介してエンジン３０の最大トルクを伝達し得る軸力の点と、を結んだ勾配に基づき設定されていることになり、つまり過剰な押付力が発生しないように構成されている。   In other words, the second-stage and third-stage gradients of the pressing force generated by the first and second torque cams in the pressing device 12 (see FIG. 2 (d)) cause no slip in this normal temperature state, and the ring 3 and the cones 2 and 10 are set so that the pressing force is not too strong so that the surfaces of the cones 2 and 10 are not damaged. In short, the gradient of the pressing force set in the pressing device 12 is in the normal temperature state, the point of the axial force 0 when the output torque is 0, and the rotational speed transmitted from the primary cone 2 to the secondary cone 10 to the highest speed side. A point of axial force that can transmit the maximum torque of the engine 30 via the ring 3 between the cones 2 and 10 in the set state (most upshift (overdrive O / D) side transmission ratio); That is, it is set based on the gradient connecting the two, i.e., an excessive pressing force is not generated.

従って、油温Ｔｅｍｐ１よりも低い「低温」の状態や油温Ｔｅｍｐ２よりも高い「高温」の状態では、トラクション係数μが低くなると共に、押付装置１２により発生する押付力が常温状態と同様に付与されるため、リング３の両コーン２，１０の挟持力が不足して、通常の車両走行をそのまま行うと、リング３がスリップしてしまう虞がある。なお、油温Ｔｅｍｐ２よりも高い「高温」の状態は、一般的にはトラクションオイルの冷却構造等で対応することが望ましい状態であるため、本実施の形態では何ら制御を行わないが、後述する「低温」の状態と同様な制御を行って対応することも可能である。   Therefore, in a “low temperature” state lower than the oil temperature Temp1 and a “high temperature” state higher than the oil temperature Temp2, the traction coefficient μ is lowered and the pressing force generated by the pressing device 12 is applied in the same manner as in the normal temperature state. For this reason, there is a risk that the ring 3 slips if the normal vehicle travel is performed as it is because the clamping force between the cones 2 and 10 of the ring 3 is insufficient. Note that the “high temperature” state higher than the oil temperature Temp2 is generally a state that is preferably handled by a traction oil cooling structure or the like, and therefore, no control is performed in the present embodiment. It is also possible to respond by performing the same control as in the “low temperature” state.

ところで、トラクションオイルの油温は、リング３の表面において、摩擦接触における負荷量（即ち発熱量）に応じて比較的短時間で上昇するが、上述したように、油温センサ６５はトラクションオイルの油溜り８内に浸かるように配置されているため（図４参照）、リング表面温度Ｔｅｍｐを直接的に検出することができず、また、リング表面温度Ｔｅｍｐを直接的に検出するような温度センサの配置も難しい。   Meanwhile, the oil temperature of the traction oil rises in a relatively short time on the surface of the ring 3 in accordance with the load amount (that is, the heat generation amount) in frictional contact. Since it is arranged so as to be immersed in the oil sump 8 (see FIG. 4), the ring surface temperature Temp cannot be directly detected, and the temperature sensor directly detects the ring surface temperature Temp. The placement of is also difficult.

そこで、油温判定手段５３は、図７に示すように、プライマリコーン２に入力された入力トルクＴｉｎの大きさと、その入力トルクＴｉｎが作用した時間との関係によって、リング表面温度Ｔｅｍｐを判定（算出）する。即ち、図７に示す相関関係のデータには、所定入力軸回転数Ｎｉｎにあって、トルクＴａ＜Ｔｃ＜Ｔｅ（例えばＴａがトルク０で、Ｔｅがエンジン３０の性能に基づく最大トルク）の大小関係とすると、入力トルクＴｉｎが「Ｔａ」の場合、入力トルクＴｉｎが「Ｔｃ」の場合、入力トルクＴｉｎが「Ｔｅ」の場合が記録されており、入力トルクＴｉｎとその作用時間とから線形補完することでリング表面温度Ｔｅｍｐを算出することができる。なお、図７に示す相関関係のデータは、ある入力回転数（例えば２０００ｒｐｍ）の場合の負荷量を記録したものの一例であり、油温判定手段５３は、このようなデータを異なる入力回転数ごとに複数有していて、入力軸回転数Ｎｉｎに応じて別途準備されたデータを参照することになる。   Therefore, as shown in FIG. 7, the oil temperature determining means 53 determines the ring surface temperature Temp based on the relationship between the magnitude of the input torque Tin input to the primary cone 2 and the time during which the input torque Tin has been applied ( calculate. That is, the correlation data shown in FIG. 7 includes the magnitude of the torque Ta <Tc <Te (for example, Ta is torque 0 and Te is the maximum torque based on the performance of the engine 30) at the predetermined input shaft rotational speed Nin. As a relation, when the input torque Tin is “Ta”, when the input torque Tin is “Tc”, the case where the input torque Tin is “Te” is recorded, and linear interpolation is performed from the input torque Tin and its operation time. By doing so, the ring surface temperature Temp can be calculated. The correlation data shown in FIG. 7 is an example in which the load amount at a certain input rotation speed (for example, 2000 rpm) is recorded, and the oil temperature determination means 53 uses such data for each different input rotation speed. And the data separately prepared according to the input shaft rotational speed Nin is referred to.

以上のように、図５のステップＳ４において油温判定手段５３がリング表面温度Ｔｅｍｐを算出し、ステップＳ５において算出したリング表面温度Ｔｅｍｐを記録すると、ステップＳ６に進み、低油温時変速比制限手段５２は、リング表面温度Ｔｅｍｐが所定温度Ｔｅｍｐ１以下（図６参照）であるか否かを判定し、つまり低温時であるか否かを判定する。   As described above, when the oil temperature determination means 53 calculates the ring surface temperature Temp in step S4 of FIG. 5 and records the ring surface temperature Temp calculated in step S5, the process proceeds to step S6, and the gear ratio restriction at low oil temperature is performed. The means 52 determines whether or not the ring surface temperature Temp is equal to or lower than a predetermined temperature Temp1 (see FIG. 6), that is, whether or not the temperature is low.

リング表面温度Ｔｅｍｐが所定温度Ｔｅｍｐ１よりも大きい場合は（Ｓ６のＮｏ）、上述したようにトラクション係数μが高く（図６参照）、リング３がスリップする虞が無いので、変速比制御手段５１は、図８（ａ）に示す常温時の変速マップｍａｐを選択し（Ｓ７）、つまり入力軸回転数Ｎｉｎ、車速Ｖ、及び要求トルクＴｒに基づき通常の変速比Ｇｒを設定してリング３の位置を移動制御し（Ｓ８）、そして、駆動力制御手段５４は、該設定した変速比Ｇｒで要求トルクＴｒが出力されるように入力トルクＴｉｎ、つまりエンジン３０のエンジントルク（エンジン出力）を設定して、該エンジントルクとなるようにエンジン３０の燃料噴射量やスロットル開度等を制御し（Ｓ９）、リターンする（Ｓ１６）。   When the ring surface temperature Temp is higher than the predetermined temperature Temp1 (No in S6), the traction coefficient μ is high as described above (see FIG. 6), and there is no possibility of the ring 3 slipping. 8A is selected (S7), that is, the normal gear ratio Gr is set based on the input shaft speed Nin, the vehicle speed V, and the required torque Tr, and the position of the ring 3 is selected. (S8), and the driving force control means 54 sets the input torque Tin, that is, the engine torque (engine output) of the engine 30 so that the required torque Tr is output at the set gear ratio Gr. Then, the fuel injection amount, throttle opening, etc. of the engine 30 are controlled so as to be the engine torque (S9), and the process returns (S16).

一方、リング表面温度Ｔｅｍｐが所定温度Ｔｅｍｐ１以下の場合は（Ｓ６のＹｅｓ）、上述したようにトラクション係数μが低く（図６参照）、このままではリング３がスリップする虞があるので、低油温時変速比制限手段５２は、変速比制御手段５１により変更される変速比Ｇｒが所定変速比ＧｒＡよりもダウンシフト（アンダードライブＵ／Ｄ）側の範囲に制限されるように、図８（ｂ）に示す低温時の変速マップｍａｐを選択し（Ｓ１０）、つまり入力軸回転数Ｎｉｎ、車速Ｖ、及び要求トルクＴｒに基づき設定する変速比Ｇｒを所定変速比ＧｒＡよりもダウンシフト側に設定し、リング３の位置を移動制御する（Ｓ１１）。   On the other hand, when the ring surface temperature Temp is equal to or lower than the predetermined temperature Temp1 (Yes in S6), the traction coefficient μ is low as described above (see FIG. 6), and the ring 3 may slip in this state. The hour speed ratio limiting means 52 is configured so that the speed ratio Gr changed by the speed ratio control means 51 is limited to a range on the downshift (underdrive U / D) side with respect to the predetermined speed ratio GrA. (S10), that is, the gear ratio Gr set based on the input shaft speed Nin, the vehicle speed V, and the required torque Tr is set to the downshift side with respect to the predetermined gear ratio GrA. The movement of the position of the ring 3 is controlled (S11).

すると、変速比Ｇｒが通常の変速比よりもダウンシフト側に設定されるので、つまり無段変速装置５によりエンジン３０の回転が減速されてトルクが増大される形となる。そこで、駆動力制御手段５４は、該制限された変速比Ｇｒで要求トルクＴｒが出力されるように入力トルクＴｉｎ、つまりエンジン３０のエンジントルク（エンジン出力）を設定し（Ｓ１２）、つまりエンジン３０は低トルク・高回転に制御されると共に、出力トルクＴｏｕｔは要求トルクＴｒに維持されるように設定される。   Then, since the gear ratio Gr is set to the downshift side with respect to the normal gear ratio, that is, the continuously variable transmission 5 reduces the rotation of the engine 30 and increases the torque. Therefore, the driving force control means 54 sets the input torque Tin, that is, the engine torque (engine output) of the engine 30 so that the required torque Tr is output at the limited gear ratio Gr (S12), that is, the engine 30. Is controlled to low torque and high rotation, and the output torque Tout is set to be maintained at the required torque Tr.

この際、リング表面温度Ｔｅｍｐが低すぎたり、或いは要求トルクＴｒが大きくてエンジントルク（入力トルクＴｉｎ）が大きすぎたりすると、変速比Ｇｒをダウンシフト側に制限しただけでは、リング３の挟持力（摩擦力）が不足する虞がある。   At this time, if the ring surface temperature Temp is too low, or if the required torque Tr is too large and the engine torque (input torque Tin) is too large, the clamping force of the ring 3 can be reduced only by limiting the gear ratio Gr to the downshift side. There is a risk that (frictional force) will be insufficient.

そこで、挟持力不足判定手段５７は、リング表面温度Ｔｅｍｐに基づき上記図６に示したトラクション係数μと油温との関係から、リング３の摩擦力を算出し（Ｓ１３）、上述のように設定したエンジントルク（エンジン出力）（低下させた入力トルクＴｉｎ）がリング３の挟持力に基づく摩擦接触の摩擦力よりも大きいか否かを判定し、つまりリング３の摩擦力が入力トルクＴｉｎに対して不足しているか否かを判定する（Ｓ１４）。   Therefore, the clamping force shortage determining means 57 calculates the frictional force of the ring 3 from the relationship between the traction coefficient μ and the oil temperature shown in FIG. 6 based on the ring surface temperature Temp (S13), and is set as described above. It is determined whether or not the engine torque (engine output) (decreased input torque Tin) is larger than the frictional force of the frictional contact based on the clamping force of the ring 3, that is, the frictional force of the ring 3 with respect to the input torque Tin It is determined whether or not it is insufficient (S14).

リング３の摩擦力が入力トルクＴｉｎよりも大きく、リング３の摩擦力が入力トルクＴｉｎに対して不足していないと判定された場合は（Ｓ１４のＮｏ）、つまりリング３はこのままでスリップしないので、上記のように設定したエンジン出力で該エンジン３０を制御したまま、リターンする（Ｓ１６）。   When it is determined that the friction force of the ring 3 is greater than the input torque Tin and the friction force of the ring 3 is not insufficient with respect to the input torque Tin (No in S14), that is, the ring 3 does not slip as it is. Then, the engine 30 is controlled with the engine output set as described above, and the process returns (S16).

以上のような場合は、制限された変速比Ｇｒに基づきエンジン３０が制御され、出力トルクＴｏｕｔが要求トルクＴｒに維持されるように設定されるので、出力トルクＴｏｕｔに応じて押付力を付与する上記押付装置１２によるリング３の挟持力は維持されるように設定され、リング３の伝達するトルクだけが低下されるので、該リング３のスリップの防止が図られる。   In such a case, the engine 30 is controlled based on the limited gear ratio Gr, and the output torque Tout is set to be maintained at the required torque Tr. Therefore, a pressing force is applied according to the output torque Tout. The holding force of the ring 3 by the pressing device 12 is set so as to be maintained, and only the torque transmitted by the ring 3 is reduced, so that the slip of the ring 3 can be prevented.

なお、仮に押付装置がプライマリシャフト４とプライマリコーン２との間に配置されていたとすると、エンジン出力（入力トルクＴｉｎ）の低下に伴って押付力が低下し、挟持力の低下に伴ってリング３の摩擦力が低下してしまうことになるので、押付装置１２は、出力トルクＴｏｕｔに応じて押付力を発生させるように構成されている必要がある。   If the pressing device is disposed between the primary shaft 4 and the primary cone 2, the pressing force decreases with a decrease in engine output (input torque Tin), and the ring 3 decreases with a decrease in clamping force. Therefore, the pressing device 12 needs to be configured to generate the pressing force according to the output torque Tout.

一方、上記ステップＳ１３において挟持力不足判定手段５７がリング３の摩擦力を算出した結果、上述のように低下させたエンジン出力（入力トルクＴｉｎ）が該リング３の摩擦力よりも大きく、つまりリング３の摩擦力が入力トルクＴｉｎに対して不足していることを判定した場合は（Ｓ１４のＹｅｓ）、このままではリング３がスリップしてしまうことになる。   On the other hand, as a result of calculating the frictional force of the ring 3 by the clamping force shortage determining means 57 in step S13, the engine output (input torque Tin) reduced as described above is larger than the frictional force of the ring 3, that is, the ring When it is determined that the frictional force 3 is insufficient with respect to the input torque Tin (Yes in S14), the ring 3 slips as it is.

そこで、駆動力制限手段５６は、リング３の摩擦力により伝達し得る駆動力以下にエンジン出力（入力トルクＴｉｎ）を制限する指令を駆動力制御手段５４に出力し、つまりエンジン出力をリング３の摩擦力に制限するように設定してエンジン３０を制御し（Ｓ１５）、リターンする（Ｓ１６）。   Therefore, the driving force limiting means 56 outputs a command for limiting the engine output (input torque Tin) below the driving force that can be transmitted by the frictional force of the ring 3 to the driving force control means 54. The engine 30 is controlled so as to be limited to the frictional force (S15), and the process returns (S16).

以上のような場合は、制限された変速比Ｇｒに基づきエンジン出力が低下され、更に、算出されたリング３の摩擦力に基づきエンジン出力が制限される形でエンジン出力が低下されるようにエンジン３０が制御されるので、出力トルクＴｏｕｔが要求トルクＴｒに対して僅かに小さくなってしまうが、リング３の摩擦力以下に制限された入力トルクＴｉｎが入力されるので、該リング３のスリップが確実に防止される。   In such a case, the engine output is reduced based on the limited transmission gear ratio Gr, and further, the engine output is reduced such that the engine output is limited based on the calculated friction force of the ring 3. 30 is controlled, the output torque Tout becomes slightly smaller than the required torque Tr. However, since the input torque Tin limited to the frictional force of the ring 3 is input, the slip of the ring 3 is reduced. It is surely prevented.

また、変速比Ｇｒをダウンシフト側に制限した分、エンジン３０を高回転・低トルクの状態に移行することができ、その分、出力トルクＴｏｕｔを低下させる量が減るので、例えば特開２００１−９８９６５号公報のようにエンジン出力の低下だけでスリップを予防するものに比して、出力トルクの大幅な低下が避けられ、運転者に与える違和感を充分に減らす効果がある。   Further, since the speed ratio Gr is limited to the downshift side, the engine 30 can be shifted to a high rotation / low torque state, and the amount by which the output torque Tout is reduced is reduced accordingly. Compared with the one in which slippage is prevented only by a decrease in engine output as in Japanese Patent Publication No. 98965, a significant decrease in output torque can be avoided, and there is an effect of sufficiently reducing the uncomfortable feeling given to the driver.

なお、駆動力制限手段５６によってエンジン出力をリング３の摩擦力以下になるように制限する場合は、エンジン出力を制限することによって出力トルクも低下して、その分、押付装置１２による押付力も低下するので、その押付力の低下分も加味してエンジン出力を制限する値を設定すべきである。   When the engine output is limited to be equal to or less than the frictional force of the ring 3 by the driving force limiting means 56, the output torque is reduced by limiting the engine output, and the pressing force by the pressing device 12 is reduced accordingly. Therefore, a value for limiting the engine output should be set in consideration of the decrease in the pressing force.

また、本実施の形態では、挟持力不足判定手段５７がリング３の摩擦力を算出し、それをエンジン出力（入力トルクＴｉｎ）と対比することで、挟持力が不足しているか否か（スリップするか否か）を判定しているが、随時算出する手法に限らず、例えばリング表面温度とリング３の摩擦力との相関関係を記録したマップをあらかじめ準備し、そのマップに基づき判断するように構成してもよい。   Further, in the present embodiment, the clamping force shortage determining means 57 calculates the frictional force of the ring 3 and compares it with the engine output (input torque Tin) to determine whether or not the clamping force is insufficient (slip However, the present invention is not limited to the method of calculating from time to time. For example, a map that records the correlation between the ring surface temperature and the friction force of the ring 3 is prepared in advance, and the determination is made based on the map. You may comprise.

以上説明したように、リング表面温度Ｔｅｍｐが所定温度Ｔｅｍｐ１以下である場合には、変速比Ｇｒを所定変速比ＧｒＡよりもダウンシフト側に制限した状態でエンジン出力を低下させて、かつなるべく出力トルクＴｏｕｔが要求トルクＴｒとなるように制御することになる。そして、この制御（Ｓ６〜Ｓ１５）を繰り返している間に、リング３の摩擦接触部分におけるトルク伝達によって、図７に示すようにリング表面温度Ｔｅｍｐが時間経過と共に上昇していき、その後、リング表面温度Ｔｅｍｐが所定温度Ｔｅｍｐ１よりも高くなると（Ｓ６のＮｏ）、常温の状態、つまり変速比を制限しない通常の走行状態に移行し（Ｓ７〜Ｓ９）、以降は通常走行を行うことになる。   As described above, when the ring surface temperature Temp is equal to or lower than the predetermined temperature Temp1, the engine output is reduced while the transmission gear ratio Gr is limited to the downshift side with respect to the predetermined transmission gear ratio GrA, and the output torque is as much as possible. Control is performed so that Tout becomes the required torque Tr. And while repeating this control (S6-S15), the ring surface temperature Temp rises with time passage as shown in FIG. 7 by the torque transmission in the frictional contact portion of the ring 3, and then the ring surface When the temperature Temp becomes higher than the predetermined temperature Temp1 (No in S6), the normal temperature state, that is, the normal traveling state in which the gear ratio is not limited is shifted (S7 to S9), and thereafter normal traveling is performed.

ついで、上述した本制御によって変化する、軸力（リング３の摩擦力）及び入力トルクと出力トルクとの関係を図９に沿って説明する。   Next, the relationship between the axial force (friction force of the ring 3) and the input torque and the output torque, which are changed by the above-described control, will be described with reference to FIG.

例えばエンジン出力が最大であって入力トルクＴｉｎが「Ｔｅ」であり、かつ変速比Ｇｒがオーバードライブ（Ｏ／Ｄ）側にあるような、図中「点ＴＡ」で示す走行を行おうとした際に、リング表面温度Ｔｅｍｐが所定温度Ｔｅｍｐ１以下であった場合は、図中太線で示す低油温時の軸力Ｘ（リング３の摩擦力）を上回ってしまい、リング３がスリップする虞がある。   For example, when trying to perform the travel indicated by “point TA” in the figure where the engine output is maximum, the input torque Tin is “Te”, and the gear ratio Gr is on the overdrive (O / D) side In addition, when the ring surface temperature Temp is equal to or lower than the predetermined temperature Temp1, the axial force X (friction force of the ring 3) at the time of the low oil temperature indicated by the thick line in the figure is exceeded, and the ring 3 may slip. .

そこで、低油温時変速比制限手段５２が変速マップｍａｐを変更して変速比Ｇｒをダウンシフト側（変速比として中間のＭＩＤ付近）に制限すると（Ｓ１０，Ｓ１１）、駆動力制御手段５４が制限した変速比Ｇｒで要求トルクＴｒとなるように入力トルクＴｉｎを「Ｔｂ」に設定し（Ｓ１２）、つまり「点ＴＢ」の状態に移行する。この際は、入力トルクＴｉｎが軸力Ｘ以下となり、スリップが生じないので（Ｓ１４のＮｏ）、入力トルクＴｉｎを「Ｔｂ」をそのまま出力する。これにより、図９から明らかのように、「点ＴＡ」から「点ＴＢ」に移行しても、出力トルクＴｏｕｔが低下することなく、リング３のスリップが防止されると共に、運転者に違和感を与えることの防止が図られる。   Therefore, when the low oil temperature speed ratio limiting means 52 changes the speed map map to limit the speed ratio Gr to the downshift side (near the middle MID as the speed ratio) (S10, S11), the driving force control means 54 The input torque Tin is set to “Tb” so as to be the required torque Tr at the limited gear ratio Gr (S12), that is, the state shifts to the “point TB” state. At this time, since the input torque Tin becomes equal to or less than the axial force X and no slip occurs (No in S14), “Tb” is output as it is as the input torque Tin. As a result, as apparent from FIG. 9, even when the transition from “point TA” to “point TB” occurs, the output torque Tout does not decrease, slipping of the ring 3 is prevented, and the driver feels uncomfortable. Prevention of giving is achieved.

一方、例えばエンジン出力が最大であって入力トルクＴｉｎが「Ｔｅ」であり、かつ変速比Ｇｒが中間ＭＩＤよりもアンダードライブ（Ｕ／Ｄ）側にあるような、図中「点ＴＣ」で示す走行を行おうとした際に、リング表面温度Ｔｅｍｐが所定温度Ｔｅｍｐ１以下であった場合は、図中太線で示す低油温時の軸力Ｘ（リング３の摩擦力）を上回ってしまい、リング３がスリップする虞がある。   On the other hand, for example, the engine output is maximum, the input torque Tin is “Te”, and the gear ratio Gr is on the underdrive (U / D) side of the intermediate MID, and is indicated by “point TC” in the figure. When the ring surface temperature Temp is equal to or lower than the predetermined temperature Temp1 when attempting to run, the axial force X (friction force of the ring 3) at the time of low oil temperature indicated by the bold line in the figure is exceeded, and the ring 3 May slip.

そこで、低油温時変速比制限手段５２が変速マップｍａｐを変更して変速比Ｇｒを最もダウンシフト側（Ｕ／Ｄ付近）に制限すると（Ｓ１０，Ｓ１１）、駆動力制御手段５４が制限した変速比Ｇｒで要求トルクＴｒとなるように入力トルクＴｉｎを「Ｔｃ」に設定し（Ｓ１２）、つまり「点ＴＤ」の状態に移行する。このままでは、入力トルクＴｉｎが軸力Ｘ以下となっていないので、リング３の摩擦力が不足してスリップが生じる虞があるので、挟持力不足判定手段５７がリング３の摩擦力が不足していることを判定し（Ｓ１４のＹｅｓ）、駆動力制限手段５６により更に入力トルクＴｉｎの制限を行う（Ｓ１５）。これにより、入力トルクＴｉｎが、図９に示す「点ＴＥ」まで低下され、出力トルクＴｏｕｔは「点ＴＤ」から「点ＴＥ」に制限されることで低下されるが、入力トルクＴｉｎが軸力Ｘ以下に制限されてリング３のスリップの防止が図られる。   Therefore, when the low oil temperature speed ratio limiting means 52 changes the speed map map to limit the speed ratio Gr to the most downshift side (near U / D) (S10, S11), the driving force control means 54 limits it. The input torque Tin is set to “Tc” so as to be the required torque Tr at the gear ratio Gr (S12), that is, the state is shifted to the “point TD” state. In this state, since the input torque Tin is not less than the axial force X, the frictional force of the ring 3 is insufficient and there is a risk of slipping. (Yes in S14), the driving force limiting means 56 further limits the input torque Tin (S15). As a result, the input torque Tin is reduced to “point TE” shown in FIG. 9 and the output torque Tout is reduced by being restricted from “point TD” to “point TE”. Limiting to X or less prevents slipping of the ring 3.

以上説明したように、本無段変速機１によると、判定されたトラクションオイルのリング表面温度Ｔｅｍｐが所定温度Ｔｅｍｐ１以下の場合に、変速比Ｇｒを所定変速比ＧｒＡよりもダウンシフト側の範囲に制限し、該変速比Ｇｒが制限されたことに基づき、エンジン３０のエンジン出力（入力トルクＴｉｎ）が低下するので、つまりエンジン３０が高回転・低トルクに制御されて、プライマリコーン２からリング３に入力される入力トルクＴｉｎが低下されるが、ダウンシフト側に変速比が設定されることで低下されたエンジン３０のエンジン出力がその変速比により増大され、出力トルクの低下を抑えることができ、セカンダリシャフト１１に作用する出力トルクに応じて発生する押付装置１２の押付力は維持されるので、トラクションオイルの油温低下に伴うスリップの発生を防止できる。その上、出力トルクの低下は押さえられているので、ドライバに違和感を与えることの防止を図ることができる。   As described above, according to the continuously variable transmission 1, when the ring surface temperature Temp of the determined traction oil is equal to or lower than the predetermined temperature Temp1, the gear ratio Gr is set to a range on the downshift side from the predetermined gear ratio GrA. Since the engine output (input torque Tin) of the engine 30 is reduced based on the restriction and the transmission gear ratio Gr is restricted, that is, the engine 30 is controlled to high rotation and low torque, and the primary cone 2 to the ring 3 However, the engine output of the engine 30, which has been reduced by setting the gear ratio on the downshift side, is increased by the gear ratio, and the reduction in output torque can be suppressed. Since the pressing force of the pressing device 12 generated according to the output torque acting on the secondary shaft 11 is maintained, the traction The occurrence of slip due to reduced oil temperature yl prevented. In addition, since the reduction in output torque is suppressed, it is possible to prevent the driver from feeling uncomfortable.

また、変速比Ｇｒをダウンシフト側に制限し、かつ入力トルクＴｉｎを低下しても、リング３における摩擦力が不足する場合に、該摩擦力で伝達し得る入力トルクＴｉｎとなるようにエンジン３０を制限するので、出力トルクＴｏｕｔが要求トルクＴｒに対して僅かに少なくなったとしても、確実にリング３のスリップの発生を防止することができる。   Further, even if the gear ratio Gr is limited to the downshift side and the input torque Tin is reduced, when the frictional force in the ring 3 is insufficient, the engine 30 is set so that the input torque Tin can be transmitted by the frictional force. Therefore, even if the output torque Tout is slightly smaller than the required torque Tr, it is possible to reliably prevent the ring 3 from slipping.

更に、リング３に作用した伝達トルク（入力トルクＴｉｎ）とその作用した時間を加味してトラクションオイルのリング表面温度Ｔｅｍｐを判定するので、無段変速機１の運転状態によって上昇していくトラクションオイルの温度状態を素早く反映することができ、変速比Ｇｒの制限やエンジン３０のエンジン出力の制限をレスポンス良く解除していくことができる。   Furthermore, since the ring surface temperature Temp of the traction oil is determined in consideration of the transmission torque (input torque Tin) acting on the ring 3 and the time during which the ring 3 has acted, the traction oil that rises depending on the operating state of the continuously variable transmission 1. Thus, the speed ratio Gr limitation and the engine output limitation of the engine 30 can be released with good response.

そして、押付装置１２が出力トルクＴｏｕｔに応じて押付力を発生させるトルクカム機構であるので、トラクションオイルの油温の低下に応じて押付力を上昇させることができないが、変速比Ｇｒをダウンシフト側に制限しかつエンジン３０に出力させるエンジン出力を低下するので、トラクションオイルの油温低下に伴うスリップの発生を防止するものでありながら、出力トルクＴｏｕｔの低下を抑えることができてドライバに違和感を与えることの防止を図ることができる。   Since the pressing device 12 is a torque cam mechanism that generates a pressing force in accordance with the output torque Tout, the pressing force cannot be increased in response to a decrease in the oil temperature of the traction oil. The engine output to be output to the engine 30 is reduced and the output of the engine 30 is reduced, so that the generation of slip due to the decrease in the oil temperature of the traction oil can be prevented, but the decrease in the output torque Tout can be suppressed and the driver feels uncomfortable. It can prevent giving.

なお、以上説明した本実施の形態においては、無段変速機構５が円錐摩擦リング式無段変速機構であるものを説明したが、これに限らず、トロイダル式無段変速機構であってもよく、つまりトラクションオイルを介してトルク伝達を行う無段変速機構であれば、どのような変速機構であってもよい。   In the above-described embodiment, the continuously variable transmission mechanism 5 is a conical friction ring type continuously variable transmission mechanism. However, the present invention is not limited to this and may be a toroidal continuously variable transmission mechanism. That is, any transmission mechanism may be used as long as it is a continuously variable transmission mechanism that transmits torque via traction oil.

また、本実施の形態においては、駆動源としてエンジン３０だけを備えたものを一例として説明したが、駆動源としてモータ・ジェネレータだけを備えたＥＶ車両や、内燃エンジン及びモータ・ジェネレータを兼ね備えたハイブリッド車両であっても、本発明を適用することができる。この場合は、駆動力制御手段５４は、エンジン３０の代わりにモータ・ジェネレータの出力トルク、或いはエンジン及びモータの総合出力トルクを制御することになる。   Further, in the present embodiment, the description has been given by taking as an example the one having only the engine 30 as the drive source, but the EV vehicle having only the motor / generator as the drive source and the hybrid having both the internal combustion engine and the motor / generator The present invention can be applied even to a vehicle. In this case, the driving force control means 54 controls the output torque of the motor / generator instead of the engine 30 or the total output torque of the engine and the motor.

また、本実施の形態では、便宜上、エンジン出力が入力トルクＴｉｎと同等であることを前提として説明したが、例えば発進装置３１がトルクコンバータ等であってトルク増大効果を発生させるものであれば、その点を加味して、エンジン３０の駆動力を制御すべきであることは、勿論のことである。   Further, in the present embodiment, for the sake of convenience, the description has been made on the assumption that the engine output is equivalent to the input torque Tin. However, for example, if the starting device 31 is a torque converter or the like and generates a torque increasing effect, Of course, the driving force of the engine 30 should be controlled in consideration of this point.

また、本実施の形態では、トラクションオイルの油温を判定する際に、油溜り８に浸かった油温センサ６５の検出によって得た油温を元にリング表面温度を判定するものについて説明したが、リング表面温度が判定できる手法であれば、どのような手法でも良く、例えば無段変速機１の環境温度を元にしたり、車両に付属した外気温センサの検出温度を元にしてリングに発生した発熱量を加味してもよく、また反対、リング３の温度を直接的に検出することも考えられる。   In the present embodiment, the ring surface temperature is determined based on the oil temperature obtained by detection of the oil temperature sensor 65 immersed in the oil sump 8 when determining the oil temperature of the traction oil. Any method can be used as long as the ring surface temperature can be determined. For example, the ring surface temperature is generated based on the ambient temperature of the continuously variable transmission 1 or the temperature detected by an outside air temperature sensor attached to the vehicle. The amount of generated heat may be taken into account, and conversely, the temperature of the ring 3 may be detected directly.

１ 摩擦車式無段変速機
２ 入力側摩擦車（プライマリコーン）
３ 摩擦部材（リング）
４ 入力軸（プライマリシャフト）
５ 無段変速機構（円錐摩擦リング式無段変速装置）
１０ 出力側摩擦車（セカンダリコーン）
１１ 出力軸（セカンダリシャフト）
１２ 押付装置
１５ トルクカム（第１トルクカム）
２０ トルクカム（第２トルクカム）
３０ 駆動源（エンジン）
４０ 車輪
５１ 変速比制御手段
５３ 油温判定手段
５４ 駆動力制御手段
５５ 要求トルク検出手段
５６ 駆動力制限手段
Ｇｒ 変速比
ＧｒＡ 所定変速比
Ｔｅｍｐ 油温
Ｔｅｍｐ１ 所定温度
Ｔｉｎ 駆動力（入力トルク）
Ｔｏｕｔ 出力トルク
Ｔｒ 要求トルク 1 Friction wheel type continuously variable transmission 2 Input side friction wheel (primary cone)
3 Friction member (ring)
4 Input shaft (primary shaft)
5 continuously variable transmission mechanism (conical friction ring type continuously variable transmission)
10 Output friction wheel (secondary cone)
11 Output shaft (secondary shaft)
12 Pressing device 15 Torque cam (first torque cam)
20 Torque cam (second torque cam)
30 Drive source (engine)
40 Wheel 51 Transmission ratio control means 53 Oil temperature determination means 54 Driving force control means 55 Required torque detection means 56 Driving force limiting means Gr Transmission ratio GrA Predetermined transmission ratio Temp Oil temperature Temp1 Predetermined temperature Tin Driving force (input torque)
Tout Output torque Tr Required torque

Claims (4)

駆動源からの駆動力が入力される入力軸に駆動連結された入力側摩擦車と、車輪に出力トルクを出力する出力軸に駆動連結された出力側摩擦車と、これら入力側摩擦車及び出力側摩擦車にトラクションオイルを介して挟持されつつ摩擦接触して動力伝達すると共に、それら入力側摩擦車及び出力側摩擦車に対する接触位置が変更されることで変速比を変更する摩擦部材と、前記入力側摩擦車及び前記出力側摩擦車に対する前記摩擦部材の挟持圧となる押付力を、前記出力軸に作用する前記出力トルクに応じて発生させる押付装置と、を有する無段変速機構と、
運転者の要求トルクを検出する要求トルク検出手段と、
前記要求トルクに基づき、前記摩擦部材を移動制御して前記無段変速機構の変速比を設定する変速比制御手段と、
前記出力トルクが前記要求トルクとなるように、前記要求トルクと前記変速比とに応じて前記駆動源に出力させる駆動力を設定する駆動力制御手段と、
前記トラクションオイルの油温を判定する油温判定手段と、を備え、
前記変速比制御手段は、前記判定された油温が所定温度以下の場合に、変速比を所定変速比よりもダウンシフト側の範囲に制限する、
ことを特徴とする摩擦車式無段変速機。 An input side friction wheel that is drivingly connected to an input shaft to which driving force from a drive source is input, an output side friction wheel that is drivingly connected to an output shaft that outputs output torque to wheels, and these input side friction wheels and outputs A friction member that changes the speed ratio by changing the contact position with respect to the input side friction wheel and the output side friction wheel while frictionally contacting and transmitting power while being sandwiched by the side friction wheel via traction oil; A continuously variable transmission mechanism comprising: a pressing device that generates a pressing force, which is a holding pressure of the friction member with respect to the input side friction wheel and the output side friction wheel, according to the output torque acting on the output shaft;
Requested torque detection means for detecting the requested torque of the driver;
Transmission ratio control means for controlling the movement of the friction member based on the required torque to set the transmission ratio of the continuously variable transmission mechanism;
Driving force control means for setting a driving force to be output to the driving source in accordance with the required torque and the gear ratio so that the output torque becomes the required torque;
Oil temperature determining means for determining the oil temperature of the traction oil,
The gear ratio control means limits the gear ratio to a range on the downshift side with respect to the predetermined gear ratio when the determined oil temperature is equal to or lower than a predetermined temperature;
A friction wheel type continuously variable transmission characterized by that. 前記制限された変速比で前記出力トルクが前記要求トルクとなるように前記駆動源の駆動力を設定した場合に、前記判定された油温における前記摩擦部材の挟持圧に基づく摩擦接触の摩擦力が前記設定した駆動源の駆動力に対して不足することが判定された際に、前記摩擦力により伝達し得る駆動力以下に前記駆動源の駆動力を制限する駆動力制限手段と、を備えた、
ことを特徴とする請求項１記載の摩擦車式無段変速機。 When the driving force of the driving source is set so that the output torque becomes the required torque at the limited transmission gear ratio, the frictional force of the frictional contact based on the clamping pressure of the frictional member at the determined oil temperature Driving force limiting means for limiting the driving force of the driving source below the driving force that can be transmitted by the frictional force when it is determined that the driving force is insufficient with respect to the driving force of the set driving source. The
The friction wheel type continuously variable transmission according to claim 1. 前記油温判定手段は、前記摩擦部材に作用した伝達トルクとその作用した時間を加味して前記トラクションオイルの油温を判定する、
ことを特徴とする請求項１又は２記載の摩擦車式無段変速機。 The oil temperature determination means determines the oil temperature of the traction oil in consideration of the transmission torque that has acted on the friction member and the time that it has acted.
The friction wheel type continuously variable transmission according to claim 1 or 2. 前記押付装置は、前記出力軸と前記出力側摩擦車との間に配置され、前記出力トルクに応じて前記押付力を発生させるトルクカムを有するトルクカム機構からなる、
ことを特徴とする請求項１ないし３のいずれか記載の摩擦車式無段変速機。
The pressing device includes a torque cam mechanism that is disposed between the output shaft and the output-side friction wheel and has a torque cam that generates the pressing force according to the output torque.
The friction wheel type continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 3.

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