JP2013007397A

JP2013007397A - Stepless transmission

Info

Publication number: JP2013007397A
Application number: JP2011138618A
Authority: JP
Inventors: Tatsuya Matsunami; 辰哉松波
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2011-06-22
Filing date: 2011-06-22
Publication date: 2013-01-10

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a stepless transmission that can reduce misalignment in high-load and high-rotation regions.SOLUTION: The stepless transmission 30 includes: a primary pulley 34 that is provided in a primary shaft 31; a secondary pulley 35 that is provided in a secondary shaft 32; and a belt 33 that is wound between both pulleys 34, 35. The stepless transmission 30, where stepless shift change is executed by changing a radius, based on which the belt 33 is wound between the respective pulleys, includes a misalignment adjusting mechanism 100 for reducing misalignment, by increasing an adjustment width, based on which the misalignment of the center lines of each groove in the respective pulleys 34, 35 is adjusted as a torque gets larger in the high-load region having a large gear ratio.

Description

本発明は、入力軸の回転を無段階に変速して出力軸に伝達する無段変速機に関する。 The present invention relates to a continuously variable transmission that changes the rotation of an input shaft steplessly and transmits it to an output shaft.

従来より、例えば自動車用エンジンの出力側に搭載される変速機として、ベルト式の無段変速機（いわゆる「ＣＶＴ」：ＣｏｎｔｉｎｕｏｕｓｌｙＶａｒｉａｂｌｅＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）が知られている。この無段変速機は、互いに平行に配置された２つのシャフト（プライマリシャフト及びセカンダリシャフト）と、各シャフトにそれぞれ個別に設けられたプライマリプーリ及びセカンダリプーリとを有している。プライマリプーリ及びセカンダリプーリは、ともに、固定シーブと可動シーブとを組み合わせた構成となっている。具体的には、固定シーブは、各シャフトの外周に一体に設けられているのに対し、可動シーブは、その固定シーブに対して油圧制御により接離可能に設けられている。 Conventionally, for example, a belt-type continuously variable transmission (so-called “CVT”) is known as a transmission mounted on the output side of an automobile engine. This continuously variable transmission has two shafts (primary shaft and secondary shaft) arranged in parallel to each other, and a primary pulley and a secondary pulley respectively provided on each shaft. Both the primary pulley and the secondary pulley are configured by combining a fixed sheave and a movable sheave. Specifically, the fixed sheave is integrally provided on the outer periphery of each shaft, while the movable sheave is provided so as to be able to contact and separate from the fixed sheave by hydraulic control.

このようなベルト式の無段変速機においては、プライマリプーリ及びセカンダリプーリに、エレメントと金属リングにより構成されたベルトが巻き掛けられている。そして、油圧制御により各プーリの可動シーブを固定シーブに向かって進退移動させると、各プーリの半径方向におけるベルトの巻き掛け位置、言い換えれば、各プーリのベルトの巻き掛け半径が変更されるようになっている。このようにしてベルトの巻き掛け半径が変更されることにより、無段変速機における変速比が無段階に変更されるようになっている。 In such a belt type continuously variable transmission, a belt composed of an element and a metal ring is wound around a primary pulley and a secondary pulley. Then, when the movable sheave of each pulley is moved back and forth by the hydraulic control toward the fixed sheave, the belt winding position in the radial direction of each pulley, in other words, the belt winding radius of each pulley is changed. It has become. By changing the belt wrapping radius in this way, the gear ratio in the continuously variable transmission is changed steplessly.

ここで、上記の無段変速機では、各プーリの可動シーブを移動させて変速したとき、プライマリプーリとセカンダリプーリにおける各溝の中心線にズレ（以下、このズレを「ミスアライメント」と称す）が生じる。このミスアライメントが大きくなると、ベルトの挙動に悪影響を与えてしまい、動力損失が大きくなったり、あるいはベルトの耐久性が低下してしまうという問題があった。 Here, in the continuously variable transmission, when shifting is performed by moving the movable sheave of each pulley, the center line of each groove in the primary pulley and the secondary pulley is displaced (hereinafter, this displacement is referred to as “misalignment”). Occurs. If this misalignment becomes large, the behavior of the belt is adversely affected, resulting in a problem that power loss increases or the durability of the belt decreases.

そのため、ミスアライメントをできるだけ小さくするための提案がなされている。例えば、特許文献１には、ベルトの耐久性を向上させるために、車速が最高速となる条件において、ミスアライメントがゼロになるようにされた無段変速機が開示されている。 Therefore, proposals have been made to minimize misalignment as much as possible. For example, Patent Document 1 discloses a continuously variable transmission in which misalignment is set to zero under conditions where the vehicle speed is the highest in order to improve the durability of the belt.

特公平７−９２１２４号公報Japanese Patent Publication No. 7-92124

しかしながら、特許文献１に記載の無段変速機では、高負荷域（変速比γが最大付近）において、ミスアライメントが大きくなるとともにトルクに応じた狭圧力がベルトに掛かるため、ベルトのエレメントがプーリに斜めに進入し、プーリとベルト（エレメント）との間における面圧が増加する。その結果、プーリ及びベルト（エレメント）の摩耗が増加してしまい、滑りやすくなり動力伝達効率が低下する（動力損失が大きくなる）という問題があった。 However, in the continuously variable transmission described in Patent Document 1, misalignment increases and a narrow pressure corresponding to the torque is applied to the belt in a high load range (gear ratio γ is near the maximum). The surface pressure between the pulley and the belt (element) increases. As a result, there has been a problem that wear of the pulleys and belts (elements) is increased, slipping easily and power transmission efficiency is lowered (power loss is increased).

ここで、高負荷時のアンダードライブ（変速比γが最大）状態において、ミスアライメントをゼロにすることはできるが、その場合にはベルトが高速回転する高回転域において、ミスアライメントが大きくなるため、ベルトのエレメントがプーリに斜めに進入し片側に強い力（ヨー回転モーメント）を受ける。その結果、ベルトの挙動が悪化して、左右の金属リングのうち一方に応力が集中してしまい、ベルトの耐久性が低下してしまう。 Here, misalignment can be made zero in an underdrive state (maximum gear ratio γ) at high load, but in that case, misalignment becomes large in a high rotation range where the belt rotates at high speed. The belt element enters the pulley at an angle and receives a strong force (yaw rotation moment) on one side. As a result, the behavior of the belt deteriorates, stress concentrates on one of the left and right metal rings, and the durability of the belt decreases.

そこで、本発明は上記した問題点を解決するためになされたものであり、高負荷域及び高回転域においてミスアライメントを小さくすることができる無段変速機を提供することを目的とする。 Accordingly, the present invention has been made to solve the above-described problems, and an object thereof is to provide a continuously variable transmission capable of reducing misalignment in a high load region and a high rotation region.

上記課題を解決するためになされた本発明の一態様は、入力軸に設けられた駆動プーリと、出力軸に設けられた従動プーリと、両プーリ間に巻き掛けられた伝動部材とを備え、各プーリ間における前記伝動部材の巻き掛け半径を変更されることにより、無段階の変速が行われる無段変速機において、変速比が大きい高負荷域にて、出力トルクが大きくなるに従って前記各プーリにおける各溝の中心線のズレ量を調整するための調整幅を大きくして前記ズレ量を小さくするズレ量調整機構を有することを特徴とする。 One aspect of the present invention made to solve the above problems includes a drive pulley provided on the input shaft, a driven pulley provided on the output shaft, and a transmission member wound between both pulleys, In a continuously variable transmission in which a stepless speed change is performed by changing a winding radius of the transmission member between the pulleys, each pulley is increased as the output torque increases in a high load range where the gear ratio is large. And a shift amount adjusting mechanism for increasing the adjustment width for adjusting the shift amount of the center line of each groove to reduce the shift amount.

この無段変速機では、各プーリ間における伝動部材の巻き掛け半径が変更されて変速されたときにミスアライメントが生じる。そして、このミスアライメントは、高負荷域において大きくなる。すなわち、出力トルクが大きくなるに従ってミスアライメントが大きくなる。そのため、この無段変速機では、ズレ量調整機構により、変速比が大きい高負荷域にて、出力トルクが大きくなるに従って各プーリにおける各溝の中心線のズレ量を調整する調整幅が大きくされるため中心線間のずれが小さくなる。これにより、高負荷域において、ミスアライメントを小さくすることができる。 In the continuously variable transmission, misalignment occurs when the wrapping radius of the transmission member between the pulleys is changed and the transmission is changed. And this misalignment becomes large in a high load region. That is, misalignment increases as the output torque increases. Therefore, in this continuously variable transmission, the adjustment range for adjusting the deviation amount of the center line of each groove in each pulley is increased by the deviation adjustment mechanism as the output torque increases in a high load range where the gear ratio is large. Therefore, the shift between the center lines is reduced. Thereby, misalignment can be reduced in a high load region.

そして、従来と同様に、車速が最高速となる条件において、ミスアライメントが最小になるように初期設定すれば、高回転域でもミスアライメントを小さくすることができる。これにより、高負荷域及び高回転域においてミスアライメントを小さくすることができる。 As in the conventional case, if the initial setting is made so that the misalignment is minimized under the condition that the vehicle speed is the highest, the misalignment can be reduced even in a high rotation range. Thereby, misalignment can be reduced in the high load region and the high rotation region.

上記した無段変速機において、前記ズレ量調整機構は、さらに、変速比が小さい高回転域にて、出力軸の回転数が大きくなるに従って前記各プーリにおける各溝の中心線のズレ量を調整するための調整幅を大きくして前記ズレ量を小さくすることが望ましい。 In the continuously variable transmission described above, the shift amount adjusting mechanism further adjusts the shift amount of the center line of each groove in each pulley as the rotational speed of the output shaft increases in a high rotation range where the gear ratio is small. It is desirable to increase the adjustment range for reducing the deviation amount.

このようにすることにより、高回転域においては、ズレ量調整機構により、出力軸の回転数が大きくなるに従って各プーリにおける各溝の中心線のズレ量を調整する調整幅が大きくされるため中心線間のずれが小さくなる。これにより、高負荷域において、ミスアライメントをより小さくすることができる。 By doing so, in the high rotation range, the adjustment amount for adjusting the deviation amount of the center line of each groove in each pulley is increased by the deviation amount adjusting mechanism as the rotational speed of the output shaft increases. Deviation between lines is reduced. Thereby, the misalignment can be further reduced in the high load region.

上記した無段変速機において、変速比γが１（γ＝１）のときに前記ズレ量がゼロとされていることが望ましい。 In the continuously variable transmission described above, it is desirable that the amount of deviation is zero when the gear ratio γ is 1 (γ = 1).

このようにすることにより、変速比が１のときにミスアライメントがゼロになるとともに、変速比が１より大きい高負荷域、及び変速比が１より小さい高回転域において、ミスアライメントが小さくされているため、無段変速機の使用領域全域において、ミスアライメントを小さくすることができる。 By doing so, the misalignment becomes zero when the gear ratio is 1, and the misalignment is reduced in a high load region where the gear ratio is greater than 1 and in a high rotation region where the gear ratio is less than 1. Therefore, misalignment can be reduced in the entire use region of the continuously variable transmission.

上記した無段変速機において、前記ズレ量調整機構は、前記従動プーリを回転可能に支持する軸受と変速機ケースとの間に配置され、前記従動プーリを前記出力軸方向に付勢する弾性部材と、前記従動プーリを前記出力軸方向に付勢するためのプリセット荷重を前記弾性部材に付与するプリセット荷重付与手段と、を備えていれば良い。 In the continuously variable transmission described above, the shift amount adjusting mechanism is disposed between a bearing that rotatably supports the driven pulley and a transmission case, and an elastic member that urges the driven pulley in the output shaft direction. And a preset load applying means for applying a preset load for urging the driven pulley in the output shaft direction to the elastic member.

このように、弾性部材とプリセット荷重付与手段との簡単な構成によりズレ量調整機構を実現することができ、高負荷域において、ミスアライメントを小さくすることができる。
なお、プリセット荷重付与手段として、軸受を変速機ケースに固定するために従来から使用されている軸受押さえ機構を利用することができる。そのため、弾性部材を新たに追加すれば良いため、非常に簡単かつ安価にズレ量調整機構を実現することができる。 As described above, the shift amount adjusting mechanism can be realized by a simple configuration of the elastic member and the preset load applying means, and misalignment can be reduced in a high load region.
As the preset load applying means, a bearing pressing mechanism conventionally used for fixing the bearing to the transmission case can be used. For this reason, it is only necessary to newly add an elastic member, so that it is possible to realize the displacement adjustment mechanism very easily and inexpensively.

上記した無段変速機において、前記ズレ量調整機構は、前記出力軸の回転による遠心力により径方向外側へ移動して変速機ケースの内壁に形成されたテーパ面に接触する回転部材と、前記回転部材を径方向内側へ付勢する弾性部材と、を備えていれば良い。 In the continuously variable transmission described above, the shift amount adjusting mechanism is configured to move the radial outer side by a centrifugal force generated by the rotation of the output shaft and contact a tapered surface formed on the inner wall of the transmission case; And an elastic member that urges the rotating member radially inward.

このように、回転部材と弾性部材との簡単な構成によりズレ量調整機構を実現することができ、高回転域において、ミスアライメントを小さくすることができる。 In this way, a displacement adjustment mechanism can be realized with a simple configuration of the rotating member and the elastic member, and misalignment can be reduced in a high rotation range.

上記した無段変速機において、前記ズレ量調整機構は、前記従動プーリを軸方向に移動させるアクチュエータを備えていることが望ましい。 In the continuously variable transmission described above, it is preferable that the deviation amount adjusting mechanism includes an actuator that moves the driven pulley in the axial direction.

このようなアクチュエータを備えていることにより、各プーリにおける各溝の中心線のズレ量に応じて従動プーリを移動させることができるため、ミスアライメントを確実に小さく、さらにはゼロにすることができる。 By providing such an actuator, the driven pulley can be moved according to the amount of deviation of the center line of each groove in each pulley, so that misalignment can be reliably reduced and further reduced to zero. .

そして、前記アクチュエータは、前記出力軸の回転数に基づき予め決定されている移動量だけ前記従動プーリを移動させれば良い。 And the said actuator should just move the said driven pulley only by the movement amount determined beforehand based on the rotation speed of the said output shaft.

このようにすることにより、出力軸の回転数つまり車速に応じて各プーリにおける各溝の中心線のズレ量を小さくすることができる。そのため、高回転域において、ミスアライメントを確実に小さくすることができる。 By doing in this way, the deviation | shift amount of the centerline of each groove | channel in each pulley can be made small according to the rotation speed of an output shaft, ie, a vehicle speed. Therefore, misalignment can be reliably reduced in the high rotation range.

また、前記アクチュエータは、前記出力軸の回転数、前記入力軸の回転数、及び入力トルクに基づき算出される移動量だけ前記従動プーリを移動させても良い。 The actuator may move the driven pulley by a movement amount calculated based on the rotation speed of the output shaft, the rotation speed of the input shaft, and the input torque.

このようにすることにより、変速比に応じて各プーリにおける各溝の中心線のズレ量をゼロにすることができる。そのため、無段変速機の使用領域全域において、ミスアライメントをゼロにすることができる。 By doing in this way, the deviation | shift amount of the centerline of each groove | channel in each pulley can be made into zero according to a gear ratio. Therefore, misalignment can be made zero in the entire use region of the continuously variable transmission.

あるいは、前記アクチュエータは、前記出力軸の回転数及び前記入力軸の回転数に基づき算出される前記ズレ量をゼロにするように前記従動プーリを移動させても良い。 Alternatively, the actuator may move the driven pulley so that the amount of deviation calculated based on the rotation speed of the output shaft and the rotation speed of the input shaft is zero.

このようにしても、変速比に応じて各プーリにおける各溝の中心線のズレ量をゼロにすることができる。そのため、無段変速機の使用領域全域において、ミスアライメントをゼロにすることができる。 Even in this case, the shift amount of the center line of each groove in each pulley can be made zero according to the gear ratio. Therefore, misalignment can be made zero in the entire use region of the continuously variable transmission.

本発明に係る無段変速機によれば、上記した通り、高負荷域及び高回転域においてミスアライメントを小さくすることができる。 According to the continuously variable transmission according to the present invention, as described above, the misalignment can be reduced in the high load region and the high rotation region.

ベルト式無段変速機を備えるトランスアクスルのスケルトン図である。It is a skeleton figure of a transaxle provided with a belt type continuously variable transmission. 高負荷域における第１の実施の形態に係るベルト式無段変速機の要部の状態を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the state of the principal part of the belt-type continuously variable transmission which concerns on 1st Embodiment in a high load area | region. 高回転域における第１の実施の形態に係るベルト式無段変速機の要部の状態を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the state of the principal part of the belt-type continuously variable transmission which concerns on 1st Embodiment in a high rotation area. ズレ量調整機構の断面図である。It is sectional drawing of a deviation | shift amount adjustment mechanism. 車速とカウンタドリブンギヤに作用するスラスト力との関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between a vehicle speed and the thrust force which acts on a counter driven gear. 変速比とミスアライメントとの関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between a gear ratio and misalignment. 第２の実施の形態に係るベルト式無段変速機の要部を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the principal part of the belt-type continuously variable transmission which concerns on 2nd Embodiment. 第２の実施の形態に係るズレ量調整機構の制御系を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control system of the deviation | shift amount adjustment mechanism which concerns on 2nd Embodiment. 変速比とミスアライメントとの関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between a gear ratio and misalignment. 第３の実施の形態に係るベルト式無段変速機の要部を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the principal part of the belt-type continuously variable transmission which concerns on 3rd Embodiment. 第３の実施の形態に係るズレ量調整機構の制御系を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control system of the deviation | shift amount adjustment mechanism which concerns on 3rd Embodiment. 変速比とミスアライメントとの関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between a gear ratio and misalignment. 第４の実施の形態に係るベルト式無段変速機の要部を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the principal part of the belt-type continuously variable transmission which concerns on 4th Embodiment. 第４の実施の形態に係るズレ量調整機構の制御系を示すブロック図である。It is a block diagram which shows the control system of the deviation | shift amount adjustment mechanism which concerns on 4th Embodiment. 変速比とミスアライメントとの関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between a gear ratio and misalignment. ズレ量調整機構におけるおもりの変形例を示す図である。It is a figure which shows the modification of the weight in a deviation | shift amount adjustment mechanism.

以下、本発明の無段変速機を具体化した実施の形態について、図面に基づき詳細に説明する。ここでは、ＦＦ（フロントエンジン・フロントドライブ）車両に搭載されたベルト式無段変速機に本発明を適用した場合を例示する。なお、図面において、エンジンが配置される側をＦｒ（フロント）方向側とし、その逆側をＲｒ（リヤ）方向側とする。 DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Embodiments of a continuously variable transmission according to the present invention will be described below in detail with reference to the drawings. Here, the case where this invention is applied to the belt-type continuously variable transmission mounted in FF (front engine * front drive) vehicle is illustrated. In the drawings, the side on which the engine is disposed is the Fr (front) direction side, and the opposite side is the Rr (rear) direction side.

［第１の実施の形態］
そこでまず、本実施の形態に係るベルト式無段変速機が搭載されたトランスアクスルの全体構成について、図１を参照しながら説明する。図１は、トランスアクスルのスケルトン図である。
図１に示すように、エンジン１のクランクシャフト１ａの回転動力は動力伝達系２を介して車輪３に伝達されるようになっている。エンジン１および動力伝達系２は、エンジン制御装置（ＥＣＵ）４により制御される。 [First Embodiment]
First, the overall configuration of the transaxle equipped with the belt type continuously variable transmission according to the present embodiment will be described with reference to FIG. FIG. 1 is a skeleton diagram of a transaxle.
As shown in FIG. 1, the rotational power of the crankshaft 1 a of the engine 1 is transmitted to the wheels 3 via a power transmission system 2. The engine 1 and the power transmission system 2 are controlled by an engine control unit (ECU) 4.

動力伝達系２は、クラッチとしてのトルクコンバータ１０、前後進切り替え機構２０、ベルト式無段変速機３０、減速機構４０、差動装置５０を有している。これらの構成について、以下で簡単に説明する。 The power transmission system 2 includes a torque converter 10 as a clutch, a forward / reverse switching mechanism 20, a belt-type continuously variable transmission 30, a speed reduction mechanism 40, and a differential device 50. These configurations will be briefly described below.

トルクコンバータ１０は、ポンプインペラ１３ａとタービンランナ１３ｂとの回転速度差が大きいときにトルク増幅機として機能し、両者の回転速度差が小さくなると、流体継手として機能する。
このトルクコンバータ１０の動作としては、エンジン１のクランクシャフト１ａの回転にともない、ドライブプレート１１およびフロントカバー１２を介してポンプインペラ１３ａが回転し、オイルポンプ１４から供給される作動液の流れによりタービンランナ１３ｂが引きずられるようにして回転し始める。ポンプインペラ１３ａとタービンランナ１３ｂとの回転速度差が大きいときに、ステータ１３ｃが作動液の流れをポンプインペラ１３ａの回転を助ける方向に変換する。 The torque converter 10 functions as a torque amplifier when the rotational speed difference between the pump impeller 13a and the turbine runner 13b is large, and functions as a fluid coupling when the rotational speed difference between the two becomes small.
As the operation of the torque converter 10, the pump impeller 13 a rotates through the drive plate 11 and the front cover 12 as the crankshaft 1 a of the engine 1 rotates, and the turbine is driven by the flow of hydraulic fluid supplied from the oil pump 14. The runner 13b starts to rotate so as to be dragged. When the rotational speed difference between the pump impeller 13a and the turbine runner 13b is large, the stator 13c converts the flow of hydraulic fluid into a direction that assists the rotation of the pump impeller 13a.

そして、車両の発進後、車速が所定速度に達すると、ロックアップクラッチ１５が作動して、エンジン１からフロントカバー１２に伝えられた動力が入力シャフト１６に機械的かつ直接に伝達されるようになる。また、フロントカバー１２から入力シャフト１６に伝達されるトルクの変動は、ダンパ機構１７によって吸収されるようになっている。 When the vehicle speed reaches a predetermined speed after the vehicle starts, the lockup clutch 15 is operated so that the power transmitted from the engine 1 to the front cover 12 is mechanically and directly transmitted to the input shaft 16. Become. Further, the fluctuation of the torque transmitted from the front cover 12 to the input shaft 16 is absorbed by the damper mechanism 17.

前後進切り替え機構２０は、ダブルピニオン形式の遊星歯車機構２１と、フォワードクラッチ２２と、リバースブレーキ２３とを有している。
遊星歯車機構２１のサンギヤ２１ａが入力シャフト１６に、また、遊星歯車機構２１のキャリア２１ｂがベルト式無段変速機３０のプライマリシャフト３１にそれぞれ連結されており、フォワードクラッチ２２およびリバースブレーキ２３を制御することにより動力伝達経路を変更して前進回転動力（正回転方向）や後進回転動力（逆回転方向）に切り替えるようになっている。 The forward / reverse switching mechanism 20 includes a double pinion planetary gear mechanism 21, a forward clutch 22, and a reverse brake 23.
The sun gear 21 a of the planetary gear mechanism 21 is connected to the input shaft 16, and the carrier 21 b of the planetary gear mechanism 21 is connected to the primary shaft 31 of the belt type continuously variable transmission 30 to control the forward clutch 22 and the reverse brake 23. By doing so, the power transmission path is changed to switch between forward rotation power (forward rotation direction) and reverse rotation power (reverse rotation direction).

ベルト式無段変速機３０は、入力軸であるプライマリシャフト３１の回転を無段階に変速して出力軸であるセカンダリシャフト３２に伝達するものである。プライマリシャフト３１のプライマリプーリ（駆動プーリ）３４とセカンダリシャフト３２のセカンダリプーリ（従動プーリ）３５とにベルト３３が巻き掛けられている。プライマリプーリ３４およびセカンダリプーリ３５は、ともに、固定シーブと可動シーブとを組み合わせた構成となっている。プライマリシャフト３１およびセカンダリシャフト３２は、例えば、鉄等の金属からなる。ベルト３３は、多数の金属製のエレメントおよび複数本の金属リングを有して構成されている。 The belt type continuously variable transmission 30 changes the rotation of a primary shaft 31 as an input shaft steplessly and transmits it to a secondary shaft 32 as an output shaft. A belt 33 is wound around a primary pulley (drive pulley) 34 of the primary shaft 31 and a secondary pulley (driven pulley) 35 of the secondary shaft 32. Both the primary pulley 34 and the secondary pulley 35 are configured by combining a fixed sheave and a movable sheave. The primary shaft 31 and the secondary shaft 32 are made of metal such as iron, for example. The belt 33 has a large number of metal elements and a plurality of metal rings.

プライマリシャフト３１は、トルクコンバータ１０の入力シャフト１６とほぼ同軸となるように、ベアリング６１，６２を介してＦｒケース８１に一体的に設けられた隔壁部８１ａおよびＲｒケース８２に軸方向に支持されている。セカンダリシャフト３２は、プライマリシャフト３１と平行となるように、ベアリング６３，６４を介してＦｒケース８１およびＲｒケース８２に支持されている。なお、ベアリング６３は、セカンダリシャフト３２の軸方向移動を許容するものであり、ベアリング６４は、Ｒｒケース８２に対し摺動可能となっている。また、Ｆｒケース８１とＲｒケース８２とで変速機ケース８０が構成されている。 The primary shaft 31 is supported in the axial direction by a partition wall portion 81a and an Rr case 82 that are provided integrally with the Fr case 81 via bearings 61 and 62 so as to be substantially coaxial with the input shaft 16 of the torque converter 10. ing. The secondary shaft 32 is supported by the Fr case 81 and the Rr case 82 via bearings 63 and 64 so as to be parallel to the primary shaft 31. The bearing 63 allows the secondary shaft 32 to move in the axial direction, and the bearing 64 is slidable relative to the Rr case 82. Further, the transmission case 80 is constituted by the Fr case 81 and the Rr case 82.

プライマリプーリ３４は、プライマリシャフト３１の外周に一体に形成される固定シーブ３４ａと、プライマリシャフト３１の外周に軸方向変位可能に装着される可動シーブ３４ｂとからなっており、固定シーブ３４ａと可動シーブ３４ｂとによりベルト３３が挟持されている。そして、可動シーブ３４ｂを油圧アクチュエータ３６で駆動することにより、両シーブ３４ａ，３４ｂ間のＶ溝幅が変更される。これにより、プライマリプーリ３４の半径方向におけるベルト３３の巻き掛け位置、言い換えれば、プライマリプーリ３４のベルト３３の巻き掛け半径が変更される。 The primary pulley 34 includes a fixed sheave 34a integrally formed on the outer periphery of the primary shaft 31, and a movable sheave 34b mounted on the outer periphery of the primary shaft 31 so as to be axially displaceable. The fixed sheave 34a and the movable sheave 34 The belt 33 is clamped by 34b. Then, by driving the movable sheave 34b by the hydraulic actuator 36, the V groove width between the sheaves 34a and 34b is changed. Thereby, the winding position of the belt 33 in the radial direction of the primary pulley 34, in other words, the winding radius of the belt 33 of the primary pulley 34 is changed.

セカンダリプーリ３５は、セカンダリシャフト３２の外周に一体に形成される固定シーブ３５ａと、セカンダリシャフト３２の外周に軸方向変位可能に装着される可動シーブ３５ｂとからなっており、固定シーブ３５ａと可動シーブ３５ｂとによりベルト３３が挟持されている。そして、可動シーブ３５ｂを油圧アクチュエータ３７で駆動することにより、両シーブ３５ａ，３５ｂ間のＶ溝幅が変更される。これにより、セカンダリプーリ３５の半径方向におけるベルト３３の巻き掛け位置、言い換えれば、セカンダリプーリ３５のベルト３３の巻き掛け半径が変更される。 The secondary pulley 35 includes a fixed sheave 35a that is integrally formed on the outer periphery of the secondary shaft 32 and a movable sheave 35b that is mounted on the outer periphery of the secondary shaft 32 so as to be axially displaceable. The fixed sheave 35a and the movable sheave The belt 33 is clamped by 35b. Then, by driving the movable sheave 35b with the hydraulic actuator 37, the V groove width between the sheaves 35a and 35b is changed. Thereby, the winding position of the belt 33 in the radial direction of the secondary pulley 35, in other words, the winding radius of the belt 33 of the secondary pulley 35 is changed.

このように、ベルト式無段変速機３０では、油圧アクチュエータ３６，３７で各プーリ３４，３５の可動シーブ３４ｂ，３５ｂを固定シーブ３４ａ，３５ａに向かって進退移動させて、各プーリ３４，３５のＶ溝幅を調整することにより、各プーリ３４，３５の半径方向におけるベルト３３の巻き掛け位置（巻き掛け半径）を変更して、このベルト式無段変速機３０による変速比γを変更するようになっている。 As described above, in the belt type continuously variable transmission 30, the movable sheaves 34b and 35b of the pulleys 34 and 35 are moved forward and backward by the hydraulic actuators 36 and 37 toward the fixed sheaves 34a and 35a. By adjusting the V groove width, the winding position (wrapping radius) of the belt 33 in the radial direction of the pulleys 34 and 35 is changed, and the speed ratio γ by the belt type continuously variable transmission 30 is changed. It has become.

そして、各プーリ３４，３５の可動シーブ３４ｂ，３５ｂの移動により、プライマリプーリ３４とセカンダリプーリ３５における各Ｖ溝の中心線がずれてミスアライメントＭ（図２、図３参照）が発生する。なお、ベルト式無段変速機３０では、変速比γが１（γ＝１）のときに、ミスアライメントＭがゼロ（Ｍ＝０）となるように設定されている。このミスアライメントＭが大きくなると、ベルト３３の挙動に悪影響を与えてしまい、動力損失が大きくなったり、あるいはベルト３３の耐久性が低下してしまう。
そこで、ベルト式無段変速機３０には、ミスアライメントＭを小さくするために、セカンダリプーリ３５の軸方向位置、言い換えると移動量（ズレ量を調整するための調整幅）を調整して上記中心線間のズレを小さくするズレ量調整機構が設けられている。なお、ズレ量調整機構の詳細については後述する。 Then, due to the movement of the movable sheaves 34b and 35b of the pulleys 34 and 35, the center lines of the V grooves in the primary pulley 34 and the secondary pulley 35 are shifted, and misalignment M (see FIGS. 2 and 3) occurs. In the belt type continuously variable transmission 30, the misalignment M is set to zero (M = 0) when the speed ratio γ is 1 (γ = 1). When this misalignment M becomes large, the behavior of the belt 33 is adversely affected, and the power loss increases or the durability of the belt 33 decreases.
Therefore, in the belt type continuously variable transmission 30, in order to reduce the misalignment M, the axial position of the secondary pulley 35, in other words, the movement amount (adjustment range for adjusting the deviation amount) is adjusted to adjust the center. A shift amount adjusting mechanism for reducing the shift between the lines is provided. The details of the shift amount adjusting mechanism will be described later.

減速機構４０は、互いに噛合する二つのカウンタドリブンギヤ４１，４２と、ファイナルドライブギヤ４３とを有している。第１のカウンタドリブンギヤ４１は、ベルト式無段変速機３０のセカンダリシャフト３２に固定されている。第２のカウンタドリブンギヤ４２およびファイナルドライブギヤ４３は、セカンダリシャフト３２とほぼ平行に配置されたインターミディエートシャフト４５にそれぞれ軸方向に離隔して固定されている。なお、インターミディエートシャフト４５は、ベアリング６７，６８を介してそれぞれ支持されている。 The speed reduction mechanism 40 has two counter driven gears 41 and 42 that mesh with each other and a final drive gear 43. The first counter driven gear 41 is fixed to the secondary shaft 32 of the belt type continuously variable transmission 30. The second counter driven gear 42 and the final drive gear 43 are respectively fixed to an intermediate shaft 45 disposed substantially parallel to the secondary shaft 32 so as to be separated from each other in the axial direction. The intermediate shaft 45 is supported via bearings 67 and 68, respectively.

そして、カウンタドリブンギヤ４１は、ヘリカルギヤで構成され、同じくこのカウンタドリブンギヤ４１に噛み合うカウンタドリブンギヤ４２もヘリカルギヤで構成されている。これらのヘリカルギヤの捩じり方向は、カウンタドリブンギヤ４１からカウンタドリブンギヤ４２に動力が伝達される際に、その噛合い反力がカウンタドリブンギヤ４１にＲｒ方向（図１において左方向）にスラスト力を発生させるように設定されている（図２、図３参照）。 The counter driven gear 41 is composed of a helical gear, and the counter driven gear 42 that meshes with the counter driven gear 41 is also composed of a helical gear. The twisting direction of these helical gears is such that when the power is transmitted from the counter driven gear 41 to the counter driven gear 42, the meshing reaction force generates a thrust force in the counter driven gear 41 in the Rr direction (left direction in FIG. 1). (See FIGS. 2 and 3).

差動装置（最終減速装置）５０は、上述の減速機構４０から伝達された回転動力を左右一対のアクスルシャフト５１，５２に連結される車輪３に適宜の比率で分配して伝達するものである。そして、差動装置５０は、デフケース５３内に配置されている。 The differential device (final speed reduction device) 50 distributes and transmits the rotational power transmitted from the speed reduction mechanism 40 to the wheels 3 connected to the pair of left and right axle shafts 51 and 52 at an appropriate ratio. . The differential device 50 is disposed in the differential case 53.

次に、ベルト式無段変速機３０におけるズレ量調整機構について説明する。本実施の形態では、２つのズレ量調整機構を備えている。そこで、本実施の形態に係る２つのズレ量調整機構について、図２〜図５を参照しながら説明する。図２は、高負荷域におけるベルト式無段変速機の要部の状態を示す断面図である。図３は、高回転域におけるベルト式無段変速機の要部の状態を示す断面図である。図４は、ズレ量調整機構の断面図である。図５は、車速とカウンタドリブンギヤに作用するスラスト力（出力トルクに比例）との関係を示す図である。なお、図５に示す破線は、変速比を固定した場合における車速とスラスト力との関係を示している。 Next, a deviation amount adjusting mechanism in the belt type continuously variable transmission 30 will be described. In the present embodiment, two displacement amount adjusting mechanisms are provided. Accordingly, two displacement amount adjusting mechanisms according to the present embodiment will be described with reference to FIGS. FIG. 2 is a cross-sectional view showing a state of a main part of the belt type continuously variable transmission in a high load region. FIG. 3 is a cross-sectional view showing a state of a main part of the belt type continuously variable transmission in a high rotation range. FIG. 4 is a cross-sectional view of the shift amount adjusting mechanism. FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the vehicle speed and the thrust force acting on the counter driven gear (proportional to the output torque). The broken line shown in FIG. 5 indicates the relationship between the vehicle speed and the thrust force when the speed ratio is fixed.

本実施の形態では、ミスアライメントを小さくするためのズレ量調整機構として、図２、図３に示すように、２種類のズレ量調整機構１００，２００を有している。
ズレ量調整機構１００は、セカンダリシャフト３２のＲｒ側（図２、図３において左端部）に設けられている。このズレ量調整機構１００は、高負荷域において発生するミスアライメントＭを小さくするものである。ズレ量調整機構１００は、ベアリング６４と変速機ケース８０（Ｒｒケース８２）との間に配置され、セカンダリプーリ３５をＦｒ方向（図２、図３において右方向）に付勢する弾性部材としての皿バネ１０１と、皿バネ１０１に所定のプリセット荷重を付与するためのプリセット荷重付与手段としてのベアリングプレート１０２及びボルト１０３とを備えている。 In the present embodiment, as shown in FIGS. 2 and 3, there are two types of misalignment adjusting mechanisms 100 and 200 as misalignment adjusting mechanisms for reducing misalignment.
The deviation adjustment mechanism 100 is provided on the Rr side of the secondary shaft 32 (left end in FIGS. 2 and 3). This misalignment adjusting mechanism 100 reduces misalignment M that occurs in a high load range. The displacement adjustment mechanism 100 is disposed between the bearing 64 and the transmission case 80 (Rr case 82), and serves as an elastic member that urges the secondary pulley 35 in the Fr direction (rightward in FIGS. 2 and 3). The disc spring 101 is provided with a bearing plate 102 and a bolt 103 as preset load applying means for applying a predetermined preset load to the disc spring 101.

そして、ベアリングプレート１０２には、ボルト１０３が螺合するネジ孔が形成されており、ボルト１０３をベアリングプレート１０２のネジ孔に螺合させ締め付けることにより、ベアリングプレート１０２を介して皿バネ１０１に所定のプリセット荷重を付与することができるようになっている。すなわち、ベアリングプレート１０２のベアリング６４への押し付け荷重、言い換えれば、ベアリングプレート１０２を固定するボルト１０３の締め付け荷重を調整することにより、皿バネ１０１に所定のプリセット荷重を付与することができるのである。このようなベアリングプレート１０２及びボルト１０３は、従来から無段変速機に備わっているため、ズレ量調整機構１００は、皿バネ１０１を新たに設けただけの非常に簡単な構造で実現することができる。 A screw hole into which the bolt 103 is screwed is formed in the bearing plate 102, and the bolt 103 is screwed into the screw hole of the bearing plate 102 and tightened to be fixed to the disc spring 101 via the bearing plate 102. The preset load can be applied. That is, a predetermined preset load can be applied to the disc spring 101 by adjusting the pressing load of the bearing plate 102 to the bearing 64, in other words, the tightening load of the bolt 103 that fixes the bearing plate 102. Since such a bearing plate 102 and bolt 103 are conventionally provided in a continuously variable transmission, the displacement adjustment mechanism 100 can be realized with a very simple structure in which a disc spring 101 is newly provided. it can.

ここで、皿バネ１０１のプリセット荷重ＰＦ１は、図５に示すように、変速比γがγ＝１のときにカウンタドリブンギヤ４１（セカンダリシャフト３２）に作用するスラスト力と同じに設定すれば良い。ベルト式無段変速機３０では、γ＝１のときにミスアライメントＭがＭ＝０となるように設定されているため（図６参照）、このように皿バネ１０１のプリセット荷重ＰＦ１を設定することにより、変速比γが１よりも大きい高負荷域において、カウンタドリブンギヤ４１に作用するＲｒ方向へのスラスト力が皿バネ１０１の付勢力に打ち勝って、セカンダリプーリ３５（セカンダリシャフト３２）がＲｒ方向へ移動することによりミスアライメントＭを小さくすることができるからである。このようにして、ズレ量調整機構１００では、高負荷域においてのみ機能するようになっている（図５に示す斜線部（１）参照）。 Here, as shown in FIG. 5, the preset load PF1 of the disc spring 101 may be set to be the same as the thrust force acting on the counter driven gear 41 (secondary shaft 32) when the speed ratio γ is γ = 1. In the belt type continuously variable transmission 30, since the misalignment M is set to be M = 0 when γ = 1 (see FIG. 6), the preset load PF1 of the disc spring 101 is set in this way. Thus, in a high load range where the gear ratio γ is greater than 1, the thrust force in the Rr direction acting on the counter driven gear 41 overcomes the biasing force of the disc spring 101, and the secondary pulley 35 (secondary shaft 32) moves in the Rr direction. This is because the misalignment M can be reduced by moving to. In this way, the shift amount adjusting mechanism 100 functions only in the high load region (see the hatched portion (1) shown in FIG. 5).

一方、ズレ量調整機構２００は、セカンダリシャフト３２のＦｒ側（図２、図３において右端部）に設けられている。このズレ量調整機構２００は、高回転域において発生するミスアライメントＭを小さくするものである。ズレ量調整機構２００は、ベアリング６３とカウンタドリブンギヤ４１との間に配置され、セカンダリシャフト３２の回転による遠心力により径方向外側へ移動してＦｒケース８１の内壁に形成された４５°のテーパ面８１ｂに接触する回転部材であるおもり２０１と、おもり２０１を径方向内側へ付勢する弾性部材としてのバネ２０２と、おもり２０１の大半とバネ２０２を収容してセカンダリシャフト３２に固定されたケース２０３とを備えている。なお、おもり２０１の外周側端部は、ケース２０３の外部に位置している。 On the other hand, the shift amount adjusting mechanism 200 is provided on the Fr side of the secondary shaft 32 (the right end portion in FIGS. 2 and 3). This misalignment adjusting mechanism 200 reduces misalignment M that occurs in a high rotation range. The misalignment adjusting mechanism 200 is disposed between the bearing 63 and the counter driven gear 41, and moves to the outside in the radial direction by the centrifugal force generated by the rotation of the secondary shaft 32. The 45 ° tapered surface formed on the inner wall of the Fr case 81. A weight 201 that is a rotating member that contacts 81b, a spring 202 as an elastic member that urges the weight 201 radially inward, and a case 203 that accommodates most of the weight 201 and the spring 202 and is fixed to the secondary shaft 32 And. The outer peripheral side end of the weight 201 is located outside the case 203.

おもり２０１は、図４に示すように、等間隔に４つ設けられており、その外周側端部にはテーパ面８１ｂに当接する球状の当接部２０１ａが形成されている。このようなおもり２０１は、縮設されたバネ２０２により径方向内側へ付勢されてケース２０３内に配置されている。このように、ズレ量調整機構２００も簡単な構成により、実現することができる。 As shown in FIG. 4, four weights 201 are provided at equal intervals, and spherical contact portions 201a that contact the tapered surface 81b are formed at the outer peripheral side end portions thereof. The weight 201 is urged radially inward by a contracted spring 202 and is disposed in the case 203. Thus, the deviation adjustment mechanism 200 can also be realized with a simple configuration.

ここで、バネ２０２のプリセット荷重ＰＦ２は、変速比γがγ＝１の際における最高エンジン回転数のときに、おもり２０１に作用する遠心力よりも大きく設定すれば良い（図５参照）。このようにバネ２０２のプリセット荷重を設定することにより、変速比γが１よりも小さい高回転域において、セカンダリシャフト３２に作用する遠心力がバネ２０２の付勢力に打ち勝って、おもり２０１が径方向外側に移動する。それにより、おもり２０１の当接部２０１ａがテーパ面８１ｂに当接してセカンダリプーリ３５（セカンダリシャフト３２）がＲｒ方向へ移動することによりミスアライメントＭを小さくすることができるからである。このようにして、ズレ量調整機構２００では、高回転域においてのみ機能するようになっている（図５に示す斜線部（２）参照）。 Here, the preset load PF2 of the spring 202 may be set larger than the centrifugal force acting on the weight 201 when the speed ratio γ is the highest engine speed when γ = 1 (see FIG. 5). By setting the preset load of the spring 202 in this manner, the centrifugal force acting on the secondary shaft 32 overcomes the urging force of the spring 202 in the high rotation range where the speed ratio γ is smaller than 1, and the weight 201 is in the radial direction. Move outward. This is because the misalignment M can be reduced by the contact portion 201a of the weight 201 contacting the tapered surface 81b and the secondary pulley 35 (secondary shaft 32) moving in the Rr direction. In this way, the shift amount adjusting mechanism 200 functions only in the high rotation range (see the hatched portion (2) shown in FIG. 5).

続いて、上記したベルト式無段変速機３０の動作について、図６を参照しながら説明する。図６は、変速比とミスアライメントとの関係を示す図である。
まず、ベルト式無段変速機３０では、図６に示すように、変速比γがγ＝１のときにミスアライメントＭがＭ＝０となるように初期設定されている。そして、負荷が大きい領域（γ＞１）においては、ズレ量調整機構がない場合、図６に一点鎖線で示すように、ミスアライメントＭが大きくなるとともに負荷に応じた狭圧力がベルト３３に掛かるため、ベルト３３のエレメントが各プーリ３４，３５に斜めに進入し、各プーリ３４，３５のシーブ面とベルト３３（エレメント）との間における面圧が増加する。そのため、プーリ３４，３５及びベルト３３の摩耗が増加してしまい、滑りやすくなり動力伝達効率が低下する（動力損失が大きくなる）。 Next, the operation of the belt type continuously variable transmission 30 will be described with reference to FIG. FIG. 6 is a diagram illustrating the relationship between the gear ratio and misalignment.
First, as shown in FIG. 6, in the belt-type continuously variable transmission 30, when the speed ratio γ is γ = 1, the misalignment M is initially set to be M = 0. In a region where the load is large (γ> 1), when there is no deviation adjustment mechanism, as shown by the one-dot chain line in FIG. 6, misalignment M increases and a narrow pressure corresponding to the load is applied to the belt 33. Therefore, the element of the belt 33 enters the pulleys 34 and 35 obliquely, and the surface pressure between the sheave surface of the pulleys 34 and 35 and the belt 33 (element) increases. As a result, wear of the pulleys 34 and 35 and the belt 33 increases, and slipping becomes easy and power transmission efficiency decreases (power loss increases).

これに対して、ベルト式無段変速機３０では、変速比が１より大きくなると（γ＞１）、カウンタドリブンギヤ４１に作用するＲｒ方向へのスラスト力が、ズレ量調整機構１００における皿バネ１０１の付勢力（プリセット荷重ＰＦ１）に打ち勝って、セカンダリプーリ３５（セカンダリシャフト３２）がＲｒ方向へ移動する。そして、出力トルクが大きくなるに従って上記スラスト力も大きくなるため、ズレ量の調整幅に相当するこの移動量（図６に示す一点鎖線と実線との差分）も大きくなっていく。そのため、各プーリ３４，３５における各Ｖ溝の中心線のズレが小さくなる。これにより、変速比が大きくなるに従って増大していくミスアライメントＭを、ズレ量調整機構１００によって図６に実線で示すように小さくすることができる。
その結果、ベルト３３のエレメントが各プーリ３４，３５に真直ぐに進入するため、各プーリ３４，３５とベルト３３（エレメント）との間における面圧が増加しない。従って、高負荷のときに発生しやすい、プーリ３４，３５及びベルト３３の摩耗を抑制することができるので、滑りが低減されて動力伝達効率を向上させることができる。 On the other hand, in the belt-type continuously variable transmission 30, when the gear ratio is larger than 1 (γ> 1), the thrust force in the Rr direction acting on the counter driven gear 41 is changed to the disc spring 101 in the deviation adjusting mechanism 100. The secondary pulley 35 (secondary shaft 32) moves in the Rr direction by overcoming the urging force (preset load PF1). Since the thrust force increases as the output torque increases, the amount of movement corresponding to the adjustment amount of the shift amount (difference between the one-dot chain line and the solid line shown in FIG. 6) also increases. Therefore, the deviation of the center line of each V groove in each pulley 34, 35 is reduced. As a result, the misalignment M, which increases as the gear ratio increases, can be reduced by the deviation adjustment mechanism 100 as shown by the solid line in FIG.
As a result, since the element of the belt 33 enters the pulleys 34 and 35 straightly, the surface pressure between the pulleys 34 and 35 and the belt 33 (element) does not increase. Therefore, wear of the pulleys 34 and 35 and the belt 33, which are likely to occur when the load is high, can be suppressed, so that slippage can be reduced and power transmission efficiency can be improved.

一方、高回転領域（γ＜１）においては、ズレ量調整機構がない場合、図６に一点鎖線で示すように、ミスアライメントＭが大きくなるため、ベルト３３のエレメントがプーリ３４，３５に斜めに進入し片側に強い力（ヨー回転モーメント）を受ける。そのため、ベルト３３の挙動が悪化して、左右の金属リングのうち一方に応力が集中してしまい、ベルト３３の耐久性が低下する。 On the other hand, in the high rotation region (γ <1), when there is no shift amount adjusting mechanism, the misalignment M increases as shown by the one-dot chain line in FIG. Enters and receives a strong force (yaw rotation moment) on one side. Therefore, the behavior of the belt 33 is deteriorated, stress is concentrated on one of the left and right metal rings, and the durability of the belt 33 is lowered.

これに対して、ベルト式無段変速機３０では、変速比が１より小さくなると（γ＜１）、ズレ量調整機構２００におけるおもり２０１に作用する遠心力が、バネ２０２の付勢力（プリセット荷重ＰＦ２）に打ち勝って、おもり２０１が径方向外側に移動する。それにより、おもり２０１の当接部２０１ａがテーパ面８１ｂに当接してセカンダリプーリ３５（セカンダリシャフト３２）がＲｒ方向へ移動する。そして、セカンダリシャフト３２の回転数が大きくなるに従って遠心力が大きくなるため、ズレ量の調整幅に相当するこの移動量（図６に示す一点鎖線と実線との差分）も大きくなっていく。そのため、各プーリ３４，３５における各Ｖ溝の中心線のズレが小さくなる。これにより、変速比が小さくなるに従って増大していくミスアライメントＭを、ズレ量調整機構２００によって図６に実線で示すように小さくすることができる。
その結果、ベルト３３のエレメントが各プーリ３４，３５に真直ぐに進入するため、ベルト３３のエレメントに余計なヨー回転モーメントが発生しない。従って、高回転のときに発生しやすい、左右の金属リングのうち一方への応力集中を抑制することができるので、ベルト３３の耐久性を向上させることができる。 On the other hand, in the belt-type continuously variable transmission 30, when the gear ratio is smaller than 1 (γ <1), the centrifugal force acting on the weight 201 in the deviation adjusting mechanism 200 is applied to the biasing force (preset load) of the spring 202. Overcoming PF2), the weight 201 moves radially outward. Thereby, the contact part 201a of the weight 201 contacts the tapered surface 81b, and the secondary pulley 35 (secondary shaft 32) moves in the Rr direction. And since centrifugal force becomes large as the rotation speed of the secondary shaft 32 becomes large, this movement amount (difference of the dashed-dotted line and solid line shown in FIG. 6) corresponding to the adjustment width | variety of deviation | shift amount also becomes large. Therefore, the deviation of the center line of each V groove in each pulley 34, 35 is reduced. As a result, the misalignment M, which increases as the gear ratio decreases, can be reduced by the deviation adjustment mechanism 200 as shown by the solid line in FIG.
As a result, since the element of the belt 33 enters the pulleys 34 and 35 straightly, no excessive yaw rotation moment is generated in the element of the belt 33. Therefore, stress concentration on one of the left and right metal rings, which is likely to occur during high rotation, can be suppressed, and the durability of the belt 33 can be improved.

以上、詳細に説明したように第１の実施の形態に係る無段変速機３０では、変速比γ＝１のときにミスアライメントＭをゼロに設定して、ズレ量調整機構１００によって高負荷域におけるミスアライメントＭを小さく、ズレ量調整機構２００によって高回転域におけるミスアライメントＭを小さくすることができる。従って、無段変速機３０によれば、使用領域全域において、ミスアライメントＭを小さくすることができるため、動力伝達効率を向上させるとともに、ベルト３３の耐久性を向上させることができる。 As described above in detail, in the continuously variable transmission 30 according to the first embodiment, the misalignment M is set to zero when the gear ratio γ = 1, and the deviation amount adjusting mechanism 100 sets the high load region. And the misalignment M in the high rotation range can be reduced by the shift amount adjusting mechanism 200. Therefore, according to the continuously variable transmission 30, since the misalignment M can be reduced in the entire use region, the power transmission efficiency can be improved and the durability of the belt 33 can be improved.

［第２の実施の形態］
次に、第２の実施の形態について説明する。第２の実施の形態は、上記した第１の実施の形態と基本的な構成は同じであるが、高回転域におけるミスアライメントＭを調整するズレ量調整機構の構成が異なっている。
そこで、第１の実施の形態に係る無段変速機について、図７及び図８を参照しながら説明する。図７は、第２の実施の形態に係るベルト式無段変速機の要部を示す断面図である。図８は、第２の実施の形態に係るズレ量調整機構の制御系を示すブロック図である。以下の説明では、第１の実施の形態との相違点を中心に説明し、第１の実施の形態と同様の構成については図面に同じ符号を付してその説明を適宜省略する。 [Second Embodiment]
Next, a second embodiment will be described. The basic configuration of the second embodiment is the same as that of the first embodiment described above, but the configuration of the misalignment adjustment mechanism that adjusts the misalignment M in the high rotation range is different.
The continuously variable transmission according to the first embodiment will be described with reference to FIGS. FIG. 7 is a cross-sectional view showing a main part of a belt-type continuously variable transmission according to the second embodiment. FIG. 8 is a block diagram showing a control system of the deviation amount adjusting mechanism according to the second embodiment. In the following description, differences from the first embodiment will be mainly described, and the same components as those in the first embodiment will be denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted as appropriate.

図７に示すように、第２の実施の形態に係るベルト式無段変速機３０ａでは、ズレ量調整機構３００の構成が、第１の実施の形態におけるズレ量調整機構２００とは異なっている。具体的には、ズレ量調整機構３００が、セカンダリプーリ３５（セカンダリシャフト３２）を軸方向Ｒｒ側（図７では左方向）へ移動させる油圧アクチュエータを備えている。すなわち、ズレ量調整機構３００には、Ｆｒケース８１に形成された油圧室３０１と、セカンダリシャフト３２のＦｒ側端面に当接しつつ油圧室３０１に摺動可能に配置されたシリンダ３０２と、油圧室３０１内における油圧を制御する油圧制御弁３０３と、油圧を発生させるオイルポンプ３０４と、セカンダリシャフト３２（セカンダリプーリ３５）の回転数を検出する回転数センサ３０５とが備わっている。回転数センサ３０５からの出力信号はＥＣＵ４に入力されるようになっている。なお、回転数センサ３０５で検出されるセカンダリシャフト３２の回転数は車速に比例する。 As shown in FIG. 7, in the belt-type continuously variable transmission 30a according to the second embodiment, the configuration of the deviation amount adjusting mechanism 300 is different from that of the deviation amount adjusting mechanism 200 in the first embodiment. . Specifically, the shift amount adjusting mechanism 300 includes a hydraulic actuator that moves the secondary pulley 35 (secondary shaft 32) to the axial direction Rr side (leftward in FIG. 7). That is, the shift amount adjusting mechanism 300 includes a hydraulic chamber 301 formed in the Fr case 81, a cylinder 302 that is slidably disposed in the hydraulic chamber 301 while being in contact with the Fr side end surface of the secondary shaft 32, and a hydraulic chamber. A hydraulic control valve 303 that controls the hydraulic pressure in 301, an oil pump 304 that generates hydraulic pressure, and a rotational speed sensor 305 that detects the rotational speed of the secondary shaft 32 (secondary pulley 35) are provided. An output signal from the rotation speed sensor 305 is input to the ECU 4. The rotation speed of the secondary shaft 32 detected by the rotation speed sensor 305 is proportional to the vehicle speed.

このズレ量調整機構３００の動作は、ＥＣＵ４によって制御されるようになっている。具体的には、図８に示すように、油圧室３０１の油圧が、回転数センサ３０５で検出された回転数Ａに応じて予め決定されている（マップで算出される）目標油圧Ｐとなるように、ＥＣＵ４によって油圧制御弁３０３の動作が制御される。これにより、回転数Ａに比例する車速に応じて、各プーリ３４，３５における各溝の中心線のズレ量を小さくするように、シリンダ３０２によってセカンダリシャフト３２（セカンダリプーリ３５）を移動させることができるようになっている。なお、シリンダ３０２に作用する油圧を解放すると、皿バネ１０１の付勢力によってセカンダリシャフト３２（セカンダリプーリ３５）がＦｒ方向（図７では右方向）へ移動する。 The operation of the deviation adjustment mechanism 300 is controlled by the ECU 4. Specifically, as shown in FIG. 8, the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 301 becomes a target hydraulic pressure P that is determined in advance (calculated on a map) according to the rotational speed A detected by the rotational speed sensor 305. Thus, the operation of the hydraulic control valve 303 is controlled by the ECU 4. Accordingly, the secondary shaft 32 (secondary pulley 35) is moved by the cylinder 302 so as to reduce the deviation amount of the center line of each groove in each pulley 34, 35 according to the vehicle speed proportional to the rotational speed A. It can be done. When the hydraulic pressure acting on the cylinder 302 is released, the secondary shaft 32 (secondary pulley 35) moves in the Fr direction (right direction in FIG. 7) by the biasing force of the disc spring 101.

続いて、上記したベルト式無段変速機３０ａの動作について、図９を参照しながら説明する。図９は、変速比とミスアライメントとの関係を示す図である。なお、図９において、破線は、従来例を示している。
まず、ベルト式無段変速機３０ａでも、図９に示すように、変速比γがγ＝１のときにミスアライメントＭがＭ＝０となるように初期設定されている。そして、負荷が大きい領域（γ＞１）においては、第１の実施の形態と同様に、ズレ量調整機構１００によってミスアライメントＭを小さくすることができる。なお、図９における一点鎖線は、ズレ量調整機構がない場合を示している。 Next, the operation of the belt type continuously variable transmission 30a will be described with reference to FIG. FIG. 9 is a diagram illustrating the relationship between the gear ratio and misalignment. In FIG. 9, a broken line indicates a conventional example.
First, also in the belt type continuously variable transmission 30a, as shown in FIG. 9, when the speed ratio γ is γ = 1, the misalignment M is initially set to be M = 0. In a region where the load is large (γ> 1), the misalignment M can be reduced by the shift amount adjusting mechanism 100 as in the first embodiment. In addition, the dashed-dotted line in FIG. 9 has shown the case where there is no deviation amount adjustment mechanism.

そして、ベルト式無段変速機３０ａでは、変速比γが１より小さくなる（γ＜１）領域において、ズレ量調整機構３００が作動する。すなわち、図８に示すように、γ＜１となるセカンダリシャフト３２の回転数域において、回転数（車速）が大きくなるに従って目標油圧Ｐが大きく設定される。これにより、車速に応じてシリンダ３０２に作用する油圧が変更されて、セカンダリシャフト３２の移動量が調整され、各プーリ３４，３５における各Ｖ溝の中心線のズレが小さくなる。そのため、図９に実線で示すように、ミスアライメントＭを小さくすることができる。 In the belt type continuously variable transmission 30a, the shift amount adjusting mechanism 300 operates in a region where the gear ratio γ is smaller than 1 (γ <1). That is, as shown in FIG. 8, the target hydraulic pressure P is set larger as the rotational speed (vehicle speed) increases in the rotational speed range of the secondary shaft 32 where γ <1. Thereby, the hydraulic pressure acting on the cylinder 302 is changed according to the vehicle speed, the movement amount of the secondary shaft 32 is adjusted, and the deviation of the center line of each V groove in each pulley 34, 35 is reduced. Therefore, the misalignment M can be reduced as shown by the solid line in FIG.

このようにして、第２の実施の形態に係るベルト式無段変速機３０ａでは、変速比γ＝１のときにミスアライメントＭをゼロに設定して、ズレ量調整機構１００によって高負荷域におけるミスアライメントＭを小さく、ズレ量調整機構３００によって高回転域におけるミスアライメントＭを小さくすることができる。
従って、無段変速機３０ａによれば、使用領域全域において、ミスアライメントＭを小さくすることができるため、動力伝達効率を向上させるとともに、ベルト３３の耐久性を向上させることができる。 In this manner, in the belt type continuously variable transmission 30a according to the second embodiment, the misalignment M is set to zero when the gear ratio γ = 1, and the deviation amount adjusting mechanism 100 is used in the high load region. The misalignment M can be reduced, and the misalignment M in the high rotation range can be reduced by the shift amount adjusting mechanism 300.
Therefore, according to the continuously variable transmission 30a, the misalignment M can be reduced in the entire use region, so that the power transmission efficiency can be improved and the durability of the belt 33 can be improved.

［第３の実施の形態］
次に、第３の実施の形態について説明する。第３の実施の形態は、上記した第２の実施の形態と基本的な構成は同じであるが、ミスアライメントＭを調整するズレ量調整機構における制御が異なっている。
そこで、第３の実施の形態に係る無段変速機について、図１０及び図１１を参照しながら説明する。図１０は、第３の実施の形態に係るベルト式無段変速機の要部を示す断面図である。図１１は、第３の実施の形態に係るズレ量調整機構の制御系を示すブロック図である。以下の説明では、第２（及び第１）の実施の形態との相違点を中心に説明し、第２（及び第１）の実施の形態と同様の構成については図面に同じ符号を付してその説明を適宜省略する。 [Third Embodiment]
Next, a third embodiment will be described. The basic configuration of the third embodiment is the same as that of the second embodiment described above, but the control in the shift amount adjusting mechanism for adjusting the misalignment M is different.
A continuously variable transmission according to the third embodiment will be described with reference to FIGS. FIG. 10 is a cross-sectional view showing a main part of a belt-type continuously variable transmission according to the third embodiment. FIG. 11 is a block diagram illustrating a control system of a deviation adjustment mechanism according to the third embodiment. In the following description, differences from the second (and first) embodiment will be mainly described, and the same components as those in the second (and first) embodiment will be denoted by the same reference numerals. The description thereof will be omitted as appropriate.

図１０に示すように、第３の実施の形態に係るベルト式無段変速機３０ｂにおけるズレ量調整機構３１０には、油圧室３０１と、シリンダ３０２と、油圧制御弁３０３と、オイルポンプ３０４と、回転数センサ３０５と、プライマリプーリ３４（プライマリシャフト３１）の回転数を検出する回転数センサ３１１とが備わっている。すなわち、ズレ量調整機構３１０では、第２の実施の形態と比べ、新たに回転数センサ３１１が設けられている。この回転数センサ３１１を設けることにより、ベルト式無段変速機３０ｂにおける変速比γを算出することができるようになっている。 As shown in FIG. 10, the displacement adjustment mechanism 310 in the belt-type continuously variable transmission 30b according to the third embodiment includes a hydraulic chamber 301, a cylinder 302, a hydraulic control valve 303, an oil pump 304, A rotation speed sensor 305 and a rotation speed sensor 311 for detecting the rotation speed of the primary pulley 34 (primary shaft 31) are provided. That is, the deviation amount adjusting mechanism 310 is newly provided with a rotation speed sensor 311 as compared with the second embodiment. By providing the rotation speed sensor 311, the speed ratio γ in the belt type continuously variable transmission 30 b can be calculated.

このズレ量調整機構３１０の動作は、ＥＣＵ４によって制御されるようになっている。具体的には、図１１に示すように、回転数センサ３０５の出力信号（回転数Ａ）と回転数センサ３１１の出力信号（回転数Ｂ）に基づき、変速比γ（＝Ａ／Ｂ）が算出される。そうすると、算出された変速比γからマップに基づきズレ量ｍが算出される。一方、エンジン１の出力トルクＴｅと変速比γからセカンダリプーリ３５の出力トルクが算出される。そして、セカンダリプーリ３５の出力トルクとカウンタドリブンギヤ（出力ギヤ）４１の諸元から、カウンタドリブンギヤ４１に作用するスラスト力が算出される。その後、そのスラスト力と皿バネ１０１のバネ定数ｋから、スラスト力によるセカンダリシャフト３２の変位ｘ_out が算出される。 The operation of the deviation adjustment mechanism 310 is controlled by the ECU 4. Specifically, as shown in FIG. 11, the speed ratio γ (= A / B) is based on the output signal (rotation speed A) of the rotation speed sensor 305 and the output signal (rotation speed B) of the rotation speed sensor 311. Calculated. Then, the deviation amount m is calculated from the calculated gear ratio γ based on the map. On the other hand, the output torque of the secondary pulley 35 is calculated from the output torque Te of the engine 1 and the speed ratio γ. Then, the thrust force acting on the counter driven gear 41 is calculated from the output torque of the secondary pulley 35 and the specifications of the counter driven gear (output gear) 41. Thereafter, the displacement x _out of the secondary shaft 32 by the thrust force is calculated from the thrust force and the spring constant k of the disc spring 101.

次に、ズレ量ｍと変位ｘ_out から現時点におけるミスアライメントＭ（＝ｍ−ｘ_out ）が算出される。そうすると、ミスアライメントＭをゼロにするために必要な目標油圧Ｐ（＝ｋ・（ｍ−ｘ_out ）／Ｓ）が算出される。なお、Ｓはシリンダ３０２の受圧面積である。そして、油圧室３０１内の油圧が目標油圧Ｐとなるように、ＥＣＵ４によって油圧制御弁３０３の動作が制御される。このようにして、ズレ量調整機構３１０では、変速比γに応じて各プーリ３４，３５における各溝の中心線のズレ量を小さくするように、シリンダ３０２に油圧を作用させることによりセカンダリシャフト３２（セカンダリプーリ３５）をＲｒ方向（図１０では左方向）に移動させることができるようになっている。なお、シリンダ３０２に作用する油圧を解放すると、皿バネ１０１の付勢力によってセカンダリシャフト３２（セカンダリプーリ３５）がＦｒ方向（図１０では右方向）へ移動する。 Next, the current misalignment M (= mx- _out ) is calculated from the deviation amount m and the displacement _xout . Then, the target hydraulic pressure P (= k · (mx− _out ) / S) necessary to make the misalignment M zero is calculated. Note that S is a pressure receiving area of the cylinder 302. The operation of the hydraulic control valve 303 is controlled by the ECU 4 so that the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 301 becomes the target hydraulic pressure P. In this manner, in the deviation amount adjusting mechanism 310, the secondary shaft 32 is operated by applying hydraulic pressure to the cylinder 302 so as to reduce the deviation amount of the center line of each groove in each pulley 34, 35 in accordance with the speed ratio γ. The (secondary pulley 35) can be moved in the Rr direction (left direction in FIG. 10). When the hydraulic pressure acting on the cylinder 302 is released, the secondary shaft 32 (secondary pulley 35) moves in the Fr direction (right direction in FIG. 10) by the biasing force of the disc spring 101.

続いて、上記したベルト式無段変速機３０ｂの動作について、図１２を参照しながら説明する。図１２は、変速比とミスアライメントとの関係を示す図である。なお、図１２において、破線は、従来例を示している。
まず、ベルト式無段変速機３０ｂでも、図１２に示すように、変速比γがγ＝１のときにミスアライメントＭがＭ＝０となるように初期設定されている。そして、負荷が大きい領域（γ＞１）においては、ズレ量調整機構１００によってミスアライメントＭを小さくする（図１２に示す二点鎖線参照）とともに、さらにズレ量調整機構３１０によってミスアライメントＭをゼロにすることができる。具体的には、ズレ量調整機構３１０では、ミスアライメントＭをゼロにするために必要な目標油圧Ｐが算出され、その目標油圧Ｐによりシリンダ３０２が駆動されてセカンダリシャフト３２の移動量（図１２に示す二点鎖線と実線との差分相当）が調整され、各プーリ３４，３５における各Ｖ溝の中心線のズレがなくなる。そのため、図１２に実線で示すように、ミスアライメントＭをゼロにすることができる。なお、図１２における一点鎖線は、ズレ量調整機構がない場合を示している。 Next, the operation of the belt type continuously variable transmission 30b will be described with reference to FIG. FIG. 12 is a diagram illustrating the relationship between the gear ratio and misalignment. In FIG. 12, a broken line indicates a conventional example.
First, also in the belt type continuously variable transmission 30b, as shown in FIG. 12, when the speed ratio γ is γ = 1, the misalignment M is initially set to be M = 0. In a region where the load is large (γ> 1), the misalignment M is reduced by the misalignment adjusting mechanism 100 (see the two-dot chain line shown in FIG. 12), and the misalignment M is zeroed by the misalignment adjusting mechanism 310. Can be. Specifically, the shift amount adjusting mechanism 310 calculates a target hydraulic pressure P necessary to make the misalignment M zero, and the cylinder 302 is driven by the target hydraulic pressure P to move the secondary shaft 32 (FIG. 12). (Corresponding to a difference between a two-dot chain line and a solid line) shown in FIG. Therefore, the misalignment M can be made zero as shown by a solid line in FIG. In addition, the dashed-dotted line in FIG. 12 has shown the case where there is no deviation amount adjustment mechanism.

また、ベルト式無段変速機３０ｂでは、変速比が１より小さくなる（γ＜１）高回転域においても、ズレ量調整機構３１０により、ミスアライメントＭをゼロにするために必要な目標油圧Ｐが算出され、その目標油圧Ｐによりシリンダ３０２が駆動されてセカンダリシャフト３２の移動量（図１２に示す一点（二点）鎖線と実線との差分相当）が調整され、各プーリ３４，３５における各Ｖ溝の中心線のズレがなくなる。そのため、図１２に実線で示すように、ミスアライメントＭをゼロにすることができる。 Further, in the belt-type continuously variable transmission 30b, the target hydraulic pressure P required to make the misalignment M zero by the shift amount adjusting mechanism 310 even in a high rotation range where the gear ratio is smaller than 1 (γ <1). Is calculated, the cylinder 302 is driven by the target hydraulic pressure P, and the amount of movement of the secondary shaft 32 (corresponding to the difference between the one-point (two-point) chain line and the solid line shown in FIG. 12) is adjusted. The deviation of the center line of the V groove is eliminated. Therefore, the misalignment M can be made zero as shown by a solid line in FIG.

このようにして、第３の実施の形態に係るベルト式無段変速機３０ｂでは、変速比γ＝１のときにミスアライメントＭをゼロに設定して、ズレ量調整機構３１０によって、皿バネ１０１のバネ力とシリンダ３０２に作用させる油圧力の釣り合いで、セカンダリプーリ３５の位置を制御することにより、高負荷域においてはズレ量調整機構１００によってミスアライメントＭを小さくしていき、ズレ量調整機構３１０によってミスアライメントＭをゼロにすることができる。また、高回転域においてはズレ量調整機構３１０によってミスアライメントＭをゼロにすることができる。
従って、無段変速機３０ｂによれば、使用領域全域において、ミスアライメントＭをゼロにすることができるため、動力伝達効率をより向上させるとともに、ベルト３３の耐久性をより向上させることができる。 In this manner, in the belt type continuously variable transmission 30b according to the third embodiment, the misalignment M is set to zero when the speed ratio γ = 1, and the disc spring 101 is adjusted by the deviation adjusting mechanism 310. By controlling the position of the secondary pulley 35 by balancing the spring force of the cylinder and the hydraulic pressure acting on the cylinder 302, the misalignment M is reduced by the misalignment adjustment mechanism 100 in the high load range, and the misalignment adjustment mechanism By 310, the misalignment M can be made zero. Further, the misalignment M can be made zero by the shift amount adjusting mechanism 310 in the high rotation range.
Therefore, according to the continuously variable transmission 30b, since the misalignment M can be made zero in the entire use region, the power transmission efficiency can be further improved and the durability of the belt 33 can be further improved.

［第４の実施の形態］
最後に、第４の実施の形態について説明する。第４の実施の形態は、上記した第２の実施の形態と基本的な構成は同じであるが、ミスアライメントＭを調整するズレ量調整機構における構成および制御が異なっている。
そこで、第４の実施の形態に係る無段変速機について、図１３及び図１４を参照しながら説明する。図１３は、第４の実施の形態に係るベルト式無段変速機の要部を示す断面図である。図１４は、第４の実施の形態に係るズレ量調整機構の制御系を示すブロック図である。以下の説明では、第１〜第３の実施の形態との相違点を中心に説明し、第１〜第３の実施の形態と同様の構成については図面に同じ符号を付してその説明を適宜省略する。 [Fourth Embodiment]
Finally, a fourth embodiment will be described. The basic configuration of the fourth embodiment is the same as that of the above-described second embodiment, but the configuration and control of a misalignment adjustment mechanism that adjusts misalignment M are different.
A continuously variable transmission according to the fourth embodiment will be described with reference to FIGS. FIG. 13 is a cross-sectional view showing a main part of a belt-type continuously variable transmission according to the fourth embodiment. FIG. 14 is a block diagram illustrating a control system of a deviation adjustment mechanism according to the fourth embodiment. In the following description, differences from the first to third embodiments will be mainly described, and the same components as those in the first to third embodiments will be denoted by the same reference numerals and the description thereof will be given. Omitted as appropriate.

図１３に示すように、第４の実施の形態に係るベルト式無段変速機３０ｃでは、第１〜第３の実施の形態において設けられていたズレ量調整機構１００がなく、ズレ量調整機構４００のみが備わっている。このズレ量調整機構４００は、セカンダリプーリ３５（セカンダリシャフト３２）を軸方向Ｒｒ側及びＦｒ側（図１３では左右方向）へ移動させる油圧アクチュエータを備えている。すなわち、ズレ量調整機構４００には、Ｆｒケース８１に形成された第１油圧室４０１及び第２油圧室４０２と、セカンダリシャフト３２のＦｒ側端部に連結され油圧室４０１，４０２に摺動可能に配置されたシリンダ４０３と、油圧室４０１，４０２に供給する作動元圧を設定する油圧制御弁４０４と、油圧室４０１，４０２に供給する油圧を制御するサーボ弁４０５と、油圧を発生させるオイルポンプ４０６と、回転数センサ３０５，３１１と、セカンダリプーリ３５（セカンダリシャフト３２）の位置を検出する位置センサ４０７とが備わっている。このように、ズレ量調整機構４００では、復動型のシリンダとサーボ弁を使用して、セカンダリプーリ３５を軸方向Ｒｒ側及びＦｒ側へ精度良く移動させることができるようになっている。 As shown in FIG. 13, in the belt type continuously variable transmission 30c according to the fourth embodiment, there is no deviation amount adjusting mechanism 100 provided in the first to third embodiments, and a deviation amount adjusting mechanism. Only 400 are provided. The deviation adjustment mechanism 400 includes a hydraulic actuator that moves the secondary pulley 35 (secondary shaft 32) in the axial direction Rr side and the Fr side (left and right direction in FIG. 13). That is, the displacement adjustment mechanism 400 is connected to the first hydraulic chamber 401 and the second hydraulic chamber 402 formed in the Fr case 81 and the Fr side end of the secondary shaft 32 and is slidable into the hydraulic chambers 401 and 402. , A hydraulic control valve 404 for setting an operation source pressure to be supplied to the hydraulic chambers 401 and 402, a servo valve 405 for controlling the hydraulic pressure to be supplied to the hydraulic chambers 401 and 402, and an oil for generating hydraulic pressure A pump 406, rotation speed sensors 305 and 311 and a position sensor 407 for detecting the position of the secondary pulley 35 (secondary shaft 32) are provided. As described above, in the shift amount adjusting mechanism 400, the secondary pulley 35 can be moved to the axial direction Rr side and the Fr side with high accuracy by using the return type cylinder and the servo valve.

このズレ量調整機構４００の動作は、ＥＣＵ４によって制御されるようになっている。具体的には、図１４に示すように、まず、回転数センサ３０５の出力信号（回転数Ａ）と回転数センサ３１１の出力信号（回転数Ｂ）に基づき、変速比γ（＝Ａ／Ｂ）が算出される。そうすると、算出された変速比γからマップに基づき初期設定ズレ量ｍ₀が算出される。この初期設定ズレ量ｍ₀は、ズレ量調整機構４００の制御を行わない場合に生じる各プーリ３４，３５の中心線間のズレ量である。
そして、初期設定ズレ量ｍ₀の符号が反転させられて、セカンダリプーリ３５（セカンダリシャフト３２）の目標位置Ｙが算出される。一方、位置センサ４０７の出力信号からセカンダリプーリ３５（セカンダリシャフト３２）の軸方向における現在位置ｙが算出される。 The operation of the deviation amount adjusting mechanism 400 is controlled by the ECU 4. Specifically, as shown in FIG. 14, first, based on the output signal (rotation speed A) of the rotation speed sensor 305 and the output signal (rotation speed B) of the rotation speed sensor 311, the gear ratio γ (= A / B ) Is calculated. Then, the initial set deviation amount m ₀ is calculated from the calculated speed ratio γ based on the map. This initial set displacement amount m ₀ is a displacement amount between the center lines of the pulleys 34 and 35 that occurs when the displacement amount adjusting mechanism 400 is not controlled.
Then, the sign of the initial set displacement amount m ₀ is reversed, and the target position Y of the secondary pulley 35 (secondary shaft 32) is calculated. On the other hand, the current position y in the axial direction of the secondary pulley 35 (secondary shaft 32) is calculated from the output signal of the position sensor 407.

次に、目標位置Ｙと現在位置ｙとの差（Ｙ−ｙ）をなくす、言い換えるとミスアライメントＭをなくすように、ＥＣＵ４によってサーボアンプ４０５ａを介して駆動電流ｉでサーボ弁４０５の動作が制御されて、第１油圧室４０１あるいは第２油圧室４０２に油圧が供給される。これにより、ミスアライメントＭをなくすようにシリンダ４０３に所定の油圧が作用して、セカンダリシャフト３２（セカンダリプーリ３５）がＲｒ方向（図１３では左方向）あるいはＦｒ方向（図１３では右方向）に移動するようになっている。 Next, the operation of the servo valve 405 is controlled by the drive current i through the servo amplifier 405a by the ECU 4 so as to eliminate the difference (Y-y) between the target position Y and the current position y, in other words, to eliminate misalignment M. Thus, the hydraulic pressure is supplied to the first hydraulic chamber 401 or the second hydraulic chamber 402. As a result, a predetermined hydraulic pressure acts on the cylinder 403 so as to eliminate the misalignment M, and the secondary shaft 32 (secondary pulley 35) moves in the Rr direction (left direction in FIG. 13) or Fr direction (right direction in FIG. 13). It is supposed to move.

続いて、上記したベルト式無段変速機３０ｃの動作について、図１５を参照しながら説明する。図１５は、変速比とミスアライメントとの関係を示す図である。なお、図１５において、破線は、従来例を示している。
まず、ベルト式無段変速機３０ｃでは、図１５に示すように、変速比γがγ＝１のときにミスアライメントＭがＭ＝０となるように初期設定されている。そして、変速比γが１以外の領域においては、ズレ量調整機構４００によってミスアライメントＭをゼロにすることができる。具体的には、ズレ量調整機構４００では、位置センサ４０７によりセカンダリプーリ３５（セカンダリシャフト３２）の軸方向位置を検出してフィードバックさせて、ミスアライメントＭがゼロになるようにサーボ弁４０５が駆動され、セカンダリシャフト３２の移動量が調整され、各プーリ３４，３５における各Ｖ溝の中心線のズレがなくなる。そのため、図１５に実線で示すように、ミスアライメントＭをゼロにすることができる。なお、図１５における一点鎖線は、ズレ量調整機構がない場合（初期設定状態）を示している。 Next, the operation of the belt type continuously variable transmission 30c will be described with reference to FIG. FIG. 15 is a diagram illustrating the relationship between the gear ratio and misalignment. In FIG. 15, a broken line indicates a conventional example.
First, in the belt-type continuously variable transmission 30c, as shown in FIG. 15, when the speed ratio γ is γ = 1, the misalignment M is initially set to be M = 0. In a region where the gear ratio γ is other than 1, the misalignment M can be made zero by the deviation adjustment mechanism 400. Specifically, in the shift amount adjusting mechanism 400, the position sensor 407 detects the position of the secondary pulley 35 (secondary shaft 32) in the axial direction and feeds back the servo valve 405 so that the misalignment M becomes zero. Then, the movement amount of the secondary shaft 32 is adjusted, and the center line of each V-groove in each pulley 34, 35 is displaced. Therefore, the misalignment M can be made zero as shown by a solid line in FIG. In addition, the dashed-dotted line in FIG. 15 has shown the case where there is no deviation | shift amount adjustment mechanism (initial setting state).

このようにして、第４の実施の形態に係るベルト式無段変速機３０ｃでは、変速比γ＝１のときにミスアライメントＭをゼロに設定して、ズレ量調整機構４００によって、第１油圧室４０１と第２油圧室４０２においてシリンダ４０３に作用させる油圧力を釣り合わすことにより、セカンダリプーリ３５の位置を制御してミスアライメントＭをゼロにすることができる。
従って、無段変速機３０ｃによれば、使用領域全域において、ミスアライメントＭをゼロにすることができるため、動力伝達効率をより向上させるとともに、ベルト３３の耐久性をより向上させることができる。 In this manner, in the belt type continuously variable transmission 30c according to the fourth embodiment, the misalignment M is set to zero when the speed ratio γ = 1, and the first hydraulic pressure is adjusted by the shift amount adjusting mechanism 400. By balancing the hydraulic pressure applied to the cylinder 403 in the chamber 401 and the second hydraulic chamber 402, the position of the secondary pulley 35 can be controlled to make the misalignment M zero.
Therefore, according to the continuously variable transmission 30c, the misalignment M can be made zero in the entire use region, so that the power transmission efficiency can be further improved and the durability of the belt 33 can be further improved.

なお、上記した実施の形態は単なる例示にすぎず、本発明を何ら限定するものではなく、その要旨を逸脱しない範囲内で種々の改良、変形が可能であることはもちろんである。例えば、上記した第１の実施の形態において、ズレ量調整機構２００におけるおもり２０１では、当接部２０１ａが本体に一体化されているが、図１６に示すおもり２１０のように、おもり本体２１１と当接部となる球体２１２とを別体で構成しても良い。具体的には、球体２１２を本体２１１に対し回転可能にかしめておもり２１０を構成すれば良い。これにより、おもり２１０がテーパ面８１ｂに沿って移動する際に、球体２１２が回転して摩擦力が小さくなるため、接触部における耐久性を向上させることができる。 It should be noted that the above-described embodiment is merely an example and does not limit the present invention in any way, and various improvements and modifications can be made without departing from the scope of the invention. For example, in the first embodiment described above, in the weight 201 in the deviation amount adjusting mechanism 200, the contact portion 201a is integrated with the main body. However, like the weight 210 shown in FIG. The spherical body 212 serving as the contact portion may be configured separately. Specifically, the weight 210 may be configured by caulking the sphere 212 with respect to the main body 211 so as to be rotatable. Thereby, when the weight 210 moves along the taper surface 81b, the spherical body 212 rotates and the frictional force decreases, so that durability at the contact portion can be improved.

また、上記した第１の実施の形態において、ズレ量調整機構２００を設けることなく、ズレ量調整機構１００のみを設けて、車両の最高速時にミスアライメントがゼロとなるように初期設定（従来例と同じ）しても良い。このような構成であっても、従来例に比べれば、ミスアライメントを小さくすることができる。 Further, in the first embodiment described above, the initial setting is made so that the misalignment becomes zero at the highest speed of the vehicle by providing only the deviation amount adjusting mechanism 100 without providing the deviation amount adjusting mechanism 200 (conventional example). The same). Even with such a configuration, the misalignment can be reduced as compared with the conventional example.

さらに、上記した第２〜第４の実施の形態において、アクチュエータとして油圧式のものを用いているが、油圧式以外のもの（例えば、電動式など）を使用することもできる。
また、上記した実施の形態では、ベルト式無段変速機に本発明を適用した場合を例示したが、本発明はベルト式以外の無段変速機（例えば、チェーン式など）にも適用することができる。 Furthermore, in the second to fourth embodiments described above, hydraulic actuators are used, but actuators other than hydraulic ones (for example, electric motors, etc.) can also be used.
In the above-described embodiment, the case where the present invention is applied to a belt-type continuously variable transmission is illustrated. However, the present invention is also applicable to a continuously variable transmission other than the belt-type (for example, chain type). Can do.

１エンジン
４ＥＣＵ
３０ベルト式無段変速機
３１プライマリシャフト（入力軸）
３２セカンダリシャフト（出力軸）
３３ベルト
３４プライマリプーリ（駆動プーリ）
３４ａ固定シーブ
３４ｂ可動シーブ
３５セカンダリプーリ（従動プーリ）
３５ａ固定シーブ
３５ｂ可動シーブ
３６油圧アクチュエータ
３７油圧アクチュエータ
４１カウンタドリブンギヤ
６３ベアリング
６４ベアリング
８０変速機ケース
８１Ｆｒケース
８１ａ隔壁部
８１ｂテーパ面
８２Ｒｒケース
１００ズレ量調整機構
１０１皿バネ
１０２ベアリングプレート
１０３ボルト
２００ズレ量調整機構
２０１おもり
２０１ａ当接部
２０２バネ
２０３ケース
Ｍミスアライメント 1 Engine 4 ECU
30 Belt type continuously variable transmission 31 Primary shaft (input shaft)
32 Secondary shaft (output shaft)
33 Belt 34 Primary pulley (drive pulley)
34a Fixed sheave 34b Movable sheave 35 Secondary pulley (driven pulley)
35a Fixed sheave 35b Movable sheave 36 Hydraulic actuator 37 Hydraulic actuator 41 Counter driven gear 63 Bearing 64 Bearing 80 Transmission case 81 Fr case 81a Bulkhead portion 81b Tapered surface 82 Rr Case 100 Deviation adjustment mechanism 101 Belleville spring 102 Bearing plate 103 Bolt 200 Misalignment Quantity adjusting mechanism 201 Weight 201a Abutting portion 202 Spring 203 Case M Misalignment

Claims

入力軸に設けられた駆動プーリと、出力軸に設けられた従動プーリと、両プーリ間に巻き掛けられた伝動部材とを備え、各プーリ間における前記伝動部材の巻き掛け半径を変更されることにより、無段階の変速が行われる無段変速機において、
変速比が大きい高負荷域にて、出力トルクが大きくなるに従って前記各プーリにおける各溝の中心線のズレ量を調整するための調整幅を大きくして前記ズレ量を小さくするズレ量調整機構を有する
ことを特徴とする無段変速機。 A drive pulley provided on the input shaft, a driven pulley provided on the output shaft, and a transmission member wound between both pulleys, and the winding radius of the transmission member between the pulleys can be changed. In a continuously variable transmission in which a continuously variable transmission is performed,
A shift amount adjusting mechanism that increases the adjustment width for adjusting the shift amount of the center line of each groove in each pulley as the output torque increases in a high load range where the gear ratio is large, and reduces the shift amount. A continuously variable transmission characterized by comprising:

請求項１に記載する無段変速機において、
前記ズレ量調整機構は、さらに、変速比が小さい高回転域にて、出力軸の回転数が大きくなるに従って前記各プーリにおける各溝の中心線のズレ量を調整するための調整幅を大きくして前記ズレ量を小さくする
ことを特徴とする無段変速機。 The continuously variable transmission according to claim 1,
The shift amount adjusting mechanism further increases the adjustment range for adjusting the shift amount of the center line of each groove in each pulley as the rotational speed of the output shaft increases in a high rotation range where the gear ratio is small. A continuously variable transmission characterized in that the amount of deviation is reduced.

請求項２に記載する無段変速機において、
変速比γが１（γ＝１）のときに前記ズレ量がゼロとされている
ことを特徴とする無段変速機。 In the continuously variable transmission according to claim 2,
The continuously variable transmission, wherein the shift amount is zero when the gear ratio γ is 1 (γ = 1).

請求項１に記載する無段変速機において、
前記ズレ量調整機構は、
前記従動プーリを回転可能に支持する軸受と変速機ケースとの間に配置され、前記従動プーリを前記出力軸方向に付勢する弾性部材と、
前記従動プーリを前記出力軸方向に付勢するためのプリセット荷重を前記弾性部材に付与するプリセット荷重付与手段と、
を備えている
ことを特徴とする無段変速機。 The continuously variable transmission according to claim 1,
The displacement adjustment mechanism is
An elastic member disposed between a bearing that rotatably supports the driven pulley and a transmission case, and urges the driven pulley in the output shaft direction;
Preset load applying means for applying a preset load for urging the driven pulley in the output shaft direction to the elastic member;
A continuously variable transmission.

請求項２から請求項４に記載するいずれか１つの無段変速機において、
前記ズレ量調整機構は、
前記出力軸の回転による遠心力により径方向外側へ移動して変速機ケースの内壁に形成されたテーパ面に接触する回転部材と、
前記回転部材を径方向内側へ付勢する弾性部材と、
を備えている
ことを特徴とする無段変速機。 In any one continuously variable transmission as described in Claim 2-4,
The displacement adjustment mechanism is
A rotating member that moves radially outward by centrifugal force due to rotation of the output shaft and contacts a tapered surface formed on the inner wall of the transmission case;
An elastic member for urging the rotating member radially inward;
A continuously variable transmission.

請求項１から請求項４に記載するいずれか１つの無段変速機において、
前記ズレ量調整機構は、前記従動プーリを軸方向に移動させるアクチュエータを備えている
ことを特徴とする無段変速機。 In any one continuously variable transmission as described in any one of Claims 1-4,
The continuously variable transmission is characterized in that the displacement adjustment mechanism includes an actuator that moves the driven pulley in the axial direction.

請求項６に記載する無段変速機において、
前記アクチュエータは、前記出力軸の回転数に基づき予め決定されている移動量だけ前記従動プーリを移動させる
ことを特徴とする無段変速機。 The continuously variable transmission according to claim 6,
The continuously variable transmission, wherein the actuator moves the driven pulley by a predetermined amount of movement based on the rotation speed of the output shaft.

請求項６に記載する無段変速機において、
前記アクチュエータは、前記出力軸の回転数、前記入力軸の回転数、及び入力トルクに基づき算出される移動量だけ前記従動プーリを移動させる
ことを特徴とする無段変速機。 The continuously variable transmission according to claim 6,
The continuously variable transmission, wherein the actuator moves the driven pulley by a movement amount calculated based on a rotation speed of the output shaft, a rotation speed of the input shaft, and an input torque.

請求項６に記載する無段変速機において、
前記アクチュエータは、前記出力軸の回転数及び前記入力軸の回転数に基づき算出される前記ズレ量をゼロにするように前記従動プーリを移動させる
ことを特徴とする無段変速機。 The continuously variable transmission according to claim 6,
The continuously variable transmission, wherein the actuator moves the driven pulley so that the amount of deviation calculated based on the rotational speed of the output shaft and the rotational speed of the input shaft is zero.