JP4661564B2 - Power transmission device - Google Patents

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Description

この発明は、第１の回転部材と第２の回転部材との相対回転によって動作部材が動作し、動作部材の動作によって油室からオイルが吐出されるように構成された動力伝達装置に関するものである。   The present invention relates to a power transmission device configured such that an operating member is operated by relative rotation between a first rotating member and a second rotating member, and oil is discharged from an oil chamber by the operation of the operating member. is there.

従来、車両には動力源が搭載されており、その動力源の出力側には動力伝達装置が配置されている。この動力伝達装置としては、歯車伝動装置、巻き掛け伝動装置、係合伝動装置などがあり、係合伝動装置の一例が、特許文献１に記載されている。この特許文献１に記載された動力伝達装置の構成を説明すると、エンジンの駆動力がトランスミッションで変速されて、フロントデフに伝達されるとともに、フロントデフから方向変換歯車組と出力軸と、トルク伝達装置、プロペラシャフトを介してリヤデフに伝達されるように構成されている。このトルク伝達装置においては、中空の外側回転部材が、ニードルベアリングを介して相対回転可能および軸方向相対移動可能に支承されている。また、内側回転部材の端部に設けられた内周溝にはフォークが摺動自在に係合し、フォークの操作により内側回転部材は外側回転部材に対して軸方向に相対移動する。さらに、外側回転部材の内周には、径方向の凹凸を有し、かつ、周方向に高低差を有するカム面が設けられている。このカム面は軸方向で右側に行くほど凹部の径は小さくなり、また凸部の径は大きくなることによって、その径同士の差が小さくなっている。内側回転部材にはシリンダ部がスプライン嵌合しており、シリンダ部材のシリンダ室にはピストン部材が摺動自在に設けられ、ピストン部材はそれぞれカム面に摺接している。また、シリンダ室はオリフィスを介して流路で連通されており、各シリンダ室と流路には流体が充填されている。   Conventionally, a power source is mounted on a vehicle, and a power transmission device is disposed on the output side of the power source. Examples of the power transmission device include a gear transmission device, a winding transmission device, an engagement transmission device, and the like. An example of the engagement transmission device is described in Patent Document 1. Explaining the configuration of the power transmission device described in Patent Document 1, the driving force of the engine is shifted by the transmission and transmitted to the front differential, and the direction change gear set, the output shaft, the torque transmission from the front differential It is configured to be transmitted to the rear differential via the device and the propeller shaft. In this torque transmission device, a hollow outer rotating member is supported via a needle bearing so as to be capable of relative rotation and axial relative movement. A fork is slidably engaged with an inner circumferential groove provided at an end of the inner rotating member, and the inner rotating member moves relative to the outer rotating member in the axial direction by operating the fork. Furthermore, the cam surface which has an unevenness | corrugation of radial direction and has a height difference in the circumferential direction is provided in the inner periphery of the outer side rotation member. As the cam surface goes to the right in the axial direction, the diameter of the concave portion becomes smaller, and the diameter of the convex portion becomes larger, so that the difference between the diameters becomes smaller. A cylinder portion is spline-fitted to the inner rotating member, and a piston member is slidably provided in a cylinder chamber of the cylinder member, and each piston member is in sliding contact with the cam surface. The cylinder chambers are communicated with each other through a flow path through an orifice, and each cylinder chamber and the flow path are filled with fluid.

エンジンの駆動力により内側回転部材が回転し、外側回転部材との間に回転差が生じると、ピストン部材はカム面を摺動しながら往復動をおこなう。そのときピストン部材が中心方向へ移動し、容積が減少するシリンダ室ではオリフィスの流動抵抗のために内圧が上昇し、その内圧によってピストン部材がカム面を押圧し、押圧反力によってトルクが外側回転部材に伝達される。また、フォークにより内側回転部材を移動動作してカム面の高低差を大きくすると、内側回転部材および外側回転部材の差動回転にともなうピストン部材の往復動スピードは速くなり、シリンダ室の内圧が大きくなってピストン部材の押圧力が大きくなり、伝達トルクが大きくなる。これに対して、フォークにより内側回転部材を移動動作してカム面の高低差を小さくすると、内側回転部材および外側回転部材の差動回転にともなうピストン部材の往復動スピードは遅くなり、シリンダ室の内圧が低下してピストン部材の押圧力が低下し、伝達トルクが小さくなる。   When the inner rotating member is rotated by the driving force of the engine and a rotation difference is generated between the inner rotating member and the outer rotating member, the piston member reciprocates while sliding on the cam surface. At that time, the piston member moves toward the center, and in the cylinder chamber where the volume decreases, the internal pressure rises due to the flow resistance of the orifice, the piston member presses the cam surface by the internal pressure, and the torque rotates outward by the pressing reaction force. Is transmitted to the member. Further, when the inner rotating member is moved by the fork to increase the cam surface height difference, the reciprocating speed of the piston member accompanying the differential rotation of the inner rotating member and the outer rotating member increases, and the internal pressure in the cylinder chamber increases. Thus, the pressing force of the piston member increases, and the transmission torque increases. On the other hand, when the inner rotating member is moved by the fork to reduce the height difference of the cam surface, the reciprocating speed of the piston member accompanying the differential rotation of the inner rotating member and the outer rotating member is reduced, and the cylinder chamber The internal pressure decreases, the pressing force of the piston member decreases, and the transmission torque decreases.

特開平２−１２０５２０号公報JP-A-2-120520

ところで、上記の特許文献１に記載されている動力伝達装置において、各シリンダ室を、シリンダ室とは構成および機能が異なる外部装置、例えば、オイルポンプやオイルパンなどに接続させる構成も考えられるが、このような構成において、内側回転部材と外側回転部材との回転数差が大きくなった場合は、オイルの吐出量が増加して流通抵抗が増し、ピストン部材がカム面に追従できなくなる可能性がある。そこで、ピストン部材をカム面に押し付ける荷重を増大するために、オリフィスの流通面積を狭くして、シリンダ室のばね定数を大きくすることが考えられる。しかしながら、このように構成するとピストン部材の全動作範囲で押し付け荷重が一様に増大するため、ピストン部材とカム面との摺動部分における摩擦損失が増加して、動力の伝達効率が低下する虞があった。 By the way, in the power transmission device described in the above-mentioned Patent Document 1, a configuration in which each cylinder chamber is connected to an external device having a configuration and function different from that of the cylinder chamber, such as an oil pump or an oil pan, can be considered. In such a configuration, when the rotational speed difference between the inner rotating member and the outer rotating member becomes large, there is a possibility that the oil discharge amount increases, the flow resistance increases, and the piston member cannot follow the cam surface. There is. Therefore, in order to increase the load for pressing the piston member against the cam surface, it is conceivable to reduce the flow area of the orifice and increase the spring constant of the cylinder chamber. However, since the pressing load in the entire operating range of the piston member With this configuration increases uniformly, friction loss in the sliding portion between the piston member and the cam surface is increased, it decreases power transmission efficiency There was a fear .

この発明は上記事情を背景としてなされたものであって、動作部材の全動作範囲に亘って、カム面に対する動作部材の押し付け荷重が一様に増加することを抑制することの可能な動力伝達装置を提供することを目的としている。   The present invention has been made against the background of the above circumstances, and is a power transmission device capable of suppressing the pressing load of the operating member against the cam surface from increasing uniformly over the entire operating range of the operating member. The purpose is to provide.

上記目的を達成するため請求項１の発明は、相対回転可能に設けられた第１の回転部材および第２の回転部材と、いずれか一方の回転部材に設けられ、かつ、一方向に沿って変位されたカム面と、他方の回転部材に設けられ、かつ、前記カム面に接触して往復移動可能な動作部材と、この動作部材を前記カム面に向けて押し付ける付勢力を発生させる付勢機構と、前記動作部材の往復動作によりオイルが吸入・排出される油室と、この油室に吸入されるオイル量または油室から吐出されるオイル量の少なくとも一方を調整するオイル量調整機構とを有し、前記カム面と前記動作部材との係合力により、前記第１の回転部材と第２の回転部材との間で動力伝達がおこなわれる動力伝達装置において、前記油室から吐出されるオイル量が所定範囲の量であるか否かを判断するとともに、前記油室から吐出されるオイル量が前記所定範囲の量でないことが判断された場合に、前記油室から吐出されるオイル量が前記所定範囲の量よりも少ないか、また、前記油室から吐出されるオイル量が前記所定範囲の量よりも多いかを判断する手段と、前記手段によって前記油室から吐出されるオイル量が前記所定範囲の量でなく、かつ前記所定範囲の量よりも少ないことが判断された場合に、前記付勢機構が前記動作部材に与える付勢力を低下させて前記動作部材の往復動作量が増大するように前記他方の回転部材をその回転軸線方向に移動させ、これとは反対に、前記手段によって前記油室から吐出されるオイル量が前記所定範囲の量でなく、かつ前記所定範囲の量よりも多いことが判断された場合に、前記付勢機構が前記動作部材に与える付勢力を増大させて前記動作部材の往復動作量が低減するように前記他方の回転部材をその回転軸線方向に移動させる動作量制御手段とを有していることを特徴とするものである。 In order to achieve the above object, the invention of claim 1 is provided in any one of the first rotating member and the second rotating member provided so as to be relatively rotatable, and along one direction. A displaced cam surface, an operating member provided on the other rotating member and capable of reciprocating in contact with the cam surface, and an urging force for generating an urging force for pressing the operating member toward the cam surface mechanism and an oil chamber in which the oil is sucked and discharged by the reciprocating operation of the operation member, the oil amount adjusting mechanism for adjusting at least one of the amount of oil discharged from the oil quantity or the oil chamber is sucked into the oil chamber has and in which, engaging force between the operating member and the cam surface, the power transmission device power transmission is performed between the first rotary member and second rotary member, the discharge from the front Symbol oil chamber The amount of oil that is And determining that the amount of oil discharged from the oil chamber is not within the predetermined range, the amount of oil discharged from the oil chamber is an amount within the predetermined range. Means for determining whether the amount of oil discharged from the oil chamber is larger than the amount in the predetermined range, and the amount of oil discharged from the oil chamber by the means is an amount in the predetermined range. And when it is determined that the amount is smaller than the amount within the predetermined range, the urging force applied to the operation member by the urging mechanism is reduced to increase the reciprocation amount of the operation member. On the contrary, the amount of oil discharged from the oil chamber by the means is not the amount within the predetermined range and is larger than the amount within the predetermined range. When judged And an operation amount control means for moving the other rotation member in the direction of the rotation axis so as to increase the urging force applied to the operation member by the urging mechanism to reduce the reciprocation amount of the operation member. to have and is characterized in Rukoto.

請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記他方の回転部材をその軸線方向に移動させるとともに、その移動した位置における前記動作部材の往復動作量を変更する動作量変更機構を更に有することを特徴とするものである。 According to a second aspect of the invention, in addition the structure of claim 1, moves the previous SL other rotary member in the axial direction, the operation amount for changing the reciprocating operation amount before Symbol operation member in its moved position it is characterized in that it has a change mechanism further.

請求項３の発明は、請求項１の構成に加えて、前記油室は、前記他の回転部材がその回転軸線方向に移動することに伴ってその容積が変化するように構成され、前記付勢機構は、前記油室の内部に設けられ、かつ伸縮方向の長さが異なる複数のバネを備え、更に前記油室の容積変化に伴って前記付勢力を発生させる前記バネの数が増減するように構成されていることを特徴とするものである。 The invention according to claim 3, in addition to the first aspect, wherein the oil chamber, the volume is configured to vary with the said other rotating member is moved to its rotational axis, front Stories biasing Organization, the number of the spring the provided inside the oil chamber, and the length of the expansion and contraction direction is provided with a plurality of different springs, thereby further generating said biasing force in accordance with the change in the volume of the oil chamber Is configured to increase or decrease .

請求項４の発明は、請求項１ないし３のいずれかの構成に加えて、動力源から車輪に至る経路にベルト式無段変速機が設けられており、前記動力源から前記ベルト式無段変速機に至る経路、または前記ベルト式無段変速機から前記車輪に至る経路に、前記第１の回転部材および第２の回転部材が設けられていることを特徴とするものである。   According to a fourth aspect of the present invention, in addition to the structure of any one of the first to third aspects, a belt type continuously variable transmission is provided in a path from the power source to the wheel, and the belt type continuously variable transmission is provided from the power source. The first rotating member and the second rotating member are provided in a path leading to the transmission or a path leading from the belt type continuously variable transmission to the wheels.

請求項１の発明によれば、第１の回転部材と第２の回転部材とが相対回転すると、動作部材がカム面に沿って動作するとともに、カム面と動作部材との係合力により、第１の回転部材と第２の回転部材との間で動力伝達がおこなわれる。また、動作部材の動作により油室にオイルが吸入され、かつ、油室からオイルが排出されるとともに、油室に吸入されるオイル量および油室から吐出されるオイル量を調整することができる。そして、動作部材をカム面に押し付ける付勢機構は、動作部材の動作位置の変化量と、動作部材をカム面に押し付ける力の変化特性との関係を変更することができる。したがって、「動作部材の動作領域（ストローク）の全般に亘って、動作部材がカム面に押し付けられる荷重が一様に増加すること」を回避できる。つまり、カム面に対して動作部材の追従性が要求されない場合は、動作部材をカム面に押し付ける荷重を低減させて、動力伝達効率の低下を抑制できる。   According to the first aspect of the present invention, when the first rotating member and the second rotating member rotate relative to each other, the operating member moves along the cam surface and the engagement force between the cam surface and the operating member causes the first rotating member to move. Power is transmitted between the first rotating member and the second rotating member. Further, the operation of the operation member allows the oil to be sucked into and discharged from the oil chamber, and the amount of oil sucked into the oil chamber and the amount of oil discharged from the oil chamber can be adjusted. . The biasing mechanism that presses the operating member against the cam surface can change the relationship between the amount of change in the operating position of the operating member and the change characteristic of the force that presses the operating member against the cam surface. Therefore, it is possible to avoid “the load on which the operating member is pressed against the cam surface uniformly increases over the entire operation region (stroke) of the operating member”. That is, when the followability of the operating member is not required with respect to the cam surface, the load for pressing the operating member against the cam surface can be reduced, and the reduction in power transmission efficiency can be suppressed.

請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果を得られる他に、カム面に対する動作部材の押し付け力の特性に合わせて、動作部材の動作量を変更できる。   According to the invention of claim 2, in addition to obtaining the same effect as that of the invention of claim 1, the operation amount of the operation member can be changed according to the characteristics of the pressing force of the operation member against the cam surface.

請求項３の発明によれば、請求項１または２の発明と同様の効果を得られる他に、また、油室から吐出されるオイル量が多い場合は、動作部材に与えられる付勢力を高めて、カム面に対する動作部材の追従性を向上することができる。これに対して、油室から吐出されるオイル量が少ない場合は、動作部材に与えられる付勢力を低下させることにより、第１の回転部材と第２の回転部材との間における動力伝達効率の低下を抑制できる。   According to the invention of claim 3, in addition to obtaining the same effect as that of the invention of claim 1 or 2, when the amount of oil discharged from the oil chamber is large, the urging force applied to the operating member is increased. Thus, the followability of the operating member with respect to the cam surface can be improved. On the other hand, when the amount of oil discharged from the oil chamber is small, the power transmission efficiency between the first rotating member and the second rotating member is reduced by reducing the biasing force applied to the operating member. Reduction can be suppressed.

請求項４の発明によれば、請求項１ないし３のいずれかの発明と同様の効果を得られる他に、動力源のトルクが、第１の回転部材および第２の回転部材を経由してベルト式無段変速機に伝達されるか、または、動力源のトルクが、ベルト式無段変速機を経由して、第１の回転部材および第２の回転部材に伝達される。   According to the invention of claim 4, in addition to obtaining the same effect as that of any of the inventions of claims 1 to 3, the torque of the power source is transmitted via the first rotating member and the second rotating member. The torque is transmitted to the belt-type continuously variable transmission or the power source torque is transmitted to the first rotating member and the second rotating member via the belt-type continuously variable transmission.

この発明における動力伝達装置の概念を説明すると、車両の動力源から車輪に至る経路に配置される。ここで、動力源としては、熱エネルギを運動エネルギに変換する動力装置である内燃機関を用いることが可能である。さらに、内燃機関としては、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジン、メタノールエンジンなどを用いることができる。また動力源としては電動機を用いることも可能である。電動機は電気エネルギを運動エネルギに変換する動力装置である。また、電動機は直流電動機または交流電動機のいずれでもよい。また、電動機としては、発電機能を兼備した発電・電動機を用いることも可能である。さらには、内燃機関および電動機の両方を動力源として用いるハイブリッド車の変速機にも適用できる。さらにまた、動力源として、油圧モータ、フライホイールシステムを有する車両にも、この発明を適用可能である。すなわち、動力の発生原理が異なる複数種類の動力源を有するハイブリッド車にも、この発明を適用可能である。   The concept of the power transmission device according to the present invention will be described. The power transmission device is arranged on a route from the power source of the vehicle to the wheels. Here, as the power source, it is possible to use an internal combustion engine which is a power device that converts thermal energy into kinetic energy. Further, as the internal combustion engine, a gasoline engine, a diesel engine, an LPG engine, a methanol engine, or the like can be used. An electric motor can also be used as the power source. An electric motor is a power unit that converts electrical energy into kinetic energy. Further, the electric motor may be either a DC motor or an AC motor. Further, as the electric motor, it is also possible to use a power generation / motor having both power generation functions. Furthermore, the present invention can also be applied to a hybrid vehicle transmission that uses both an internal combustion engine and an electric motor as power sources. Furthermore, the present invention can be applied to a vehicle having a hydraulic motor and a flywheel system as a power source. That is, the present invention can also be applied to a hybrid vehicle having a plurality of types of power sources having different power generation principles.

さらに、この発明において、第１の回転部材および第２の回転部材は、動力源のトルクを車輪に伝達する場合に回転する要素であり、各回転部材は、中空軸、中実軸、ギヤ、回転メンバ、コネクティングドラム、遊星歯車機構のキャリヤなどで構成することが可能である。また、第１の回転部材および第２の回転部材の軸線が、車両の前後方向または車両の幅方向のいずれの向きで配置されていてもよい。この発明は、動力源のトルクが、前輪または後輪のいずれに伝達される構成の二輪駆動車にも適用可能である。また、この発明は、動力源のトルクが、動力分配装置（トランスファ）により、前輪および後輪に分配される構成の四輪駆動車にも適用可能である。さらにまた、この発明において、第１の回転部材および第２の回転部材は、動力の伝達方向で直列に配置されている。   Further, in the present invention, the first rotating member and the second rotating member are elements that rotate when the torque of the power source is transmitted to the wheels, and each rotating member includes a hollow shaft, a solid shaft, a gear, It can be constituted by a rotating member, a connecting drum, a planetary gear mechanism carrier, or the like. In addition, the axes of the first rotating member and the second rotating member may be arranged in either the front-rear direction of the vehicle or the width direction of the vehicle. The present invention is also applicable to a two-wheel drive vehicle having a configuration in which the torque of the power source is transmitted to either the front wheels or the rear wheels. The present invention is also applicable to a four-wheel drive vehicle having a configuration in which the torque of the power source is distributed to the front wheels and the rear wheels by a power distribution device (transfer). Furthermore, in the present invention, the first rotating member and the second rotating member are arranged in series in the power transmission direction.

また、この発明において動作部材としては、第１の回転部材および第２の回転部材の軸線を中心として半径方向に動作する構成、または、第１の回転部材および第２の回転部材の軸線方向に動作する構成のいずれであってもよい。動作部材が軸線を中心として半径方向に動作する構成である場合においては、カム面は軸線を中心として全周に亘って形成され、かつ、半径方向に変位される。例えば、半径方向の凹部と凸部とを交互に配置して波形のカム面を形成することが可能である。また、カム面として、軸線に対して偏心された略円形のカム面を構成することもできる。さらに、長軸と短軸との交点を軸線が通過する構成のカム面を採用することも可能である。これに対して、動作部材が軸線方向に動作する構成である場合においては、カム面は軸線を中心として全周に亘って形成され、かつ、軸方向に変位される。例えば、軸方向の凹部と凸部とを交互に配置してカム面を形成することが可能である。また、動作部材が軸線方向に動作する構成である場合は、軸線に対して非直角に構成された平坦なカム面を構成することも可能である。   Further, in the present invention, the operating member is configured to operate in the radial direction around the axis of the first rotating member and the second rotating member, or in the axial direction of the first rotating member and the second rotating member. Any of the structures which operate | move may be sufficient. In the case where the operation member is configured to move in the radial direction around the axis, the cam surface is formed over the entire circumference around the axis and is displaced in the radial direction. For example, a corrugated cam surface can be formed by alternately arranging concave and convex portions in the radial direction. Further, as the cam surface, a substantially circular cam surface eccentric with respect to the axis line can be configured. Furthermore, it is also possible to employ a cam surface configured such that the axis passes through the intersection of the long axis and the short axis. On the other hand, when the operation member is configured to move in the axial direction, the cam surface is formed over the entire circumference around the axis and is displaced in the axial direction. For example, the cam surface can be formed by alternately arranging concave and convex portions in the axial direction. Further, when the operation member is configured to operate in the axial direction, it is also possible to configure a flat cam surface configured non-perpendicular to the axis.

さらに、動作部材が軸線方向または半径方向のいずれの方向に動作する場合においても、動作部材を、ピストンおよび転動体により構成することができる。なお、複数のストローク領域では、第１の回転部材と第２の回転部材との相対回転により生じる動作部材の動作量が一定である構成、または変更可能な構成のいずれでもよい。さらに、動作部材の動作位置の変化量と、荷重の変化特性との関係には、変化割合、変化率、変化勾配などが含まれる。また、ストローク領域を変更する場合、または、同じストローク領域で動作部材の動作量を変更する場合、カム面の変位方向とは異なる方向（例えば直交する方向）に、カム面と動作部材とを相対移動させる動作量変更機構を用いることが可能である。この場合、カム面または動作部材の少なくとも一方を、動作量変更機構により動作させる。この動作量変更機構の一部を構成するアクチュエータとして、油圧制御式または電磁制御式のアクチュエータを用いることができる。   Furthermore, even when the operating member operates in either the axial direction or the radial direction, the operating member can be constituted by a piston and a rolling element. In the plurality of stroke regions, either a configuration in which the operation amount of the operation member generated by the relative rotation between the first rotation member and the second rotation member is constant or a changeable configuration may be used. Further, the relationship between the change amount of the operation position of the operation member and the change characteristic of the load includes a change rate, a change rate, a change gradient, and the like. In addition, when changing the stroke area, or when changing the amount of movement of the moving member in the same stroke area, the cam surface and the moving member are relative to each other in a direction different from the displacement direction of the cam surface (for example, a direction orthogonal). It is possible to use a movement amount changing mechanism to be moved. In this case, at least one of the cam surface and the operation member is operated by the operation amount changing mechanism. As an actuator constituting a part of the operation amount changing mechanism, a hydraulic control type or electromagnetic control type actuator can be used.

また、動力源から車輪に至る経路に変速機が設けられている場合において、動力源から変速機に至る経路に、この発明の動力伝達装置を設ける構成、変速機から車輪に至る経路に、この発明の動力伝達装置を設ける構成のいずれを採用してもよい。さらに、動力源の動力が第１の回転部材を経由して第２の回転部材に伝達される構成である場合、カム面を第２の回転部材に設け、かつ、動作部材を第１の回転部材に設けることが可能である。また、これとは逆に、カム面を第１の回転部材に設け、かつ、動作部材を第２の回転部材に設けることも可能である。   In the case where the transmission is provided in the path from the power source to the wheels, the configuration in which the power transmission device of the present invention is provided in the path from the power source to the transmission, the path from the transmission to the wheels Any of the configurations provided with the power transmission device of the invention may be adopted. Further, when the power of the power source is transmitted to the second rotating member via the first rotating member, the cam surface is provided on the second rotating member, and the operating member is rotated to the first rotating member. It can be provided on the member. On the contrary, it is also possible to provide the cam surface on the first rotating member and provide the operating member on the second rotating member.

前記変速機は、入力回転数と出力回転数との比を変更可能な装置であり、変速機は、無段変速機または有段変速機のいずれであってもよい。無段変速機は、変速比を無段階に（連続的に）変更できる変速機であり、ベルト式無段変速機、トロイダル式無段変速機などを用いることが可能である。変速機として無段変速機が用いられている場合は、回転部材の回転方向を正逆に切り替える前後進切換装置を用いる。一方、有段変速機は、変速比を段階的に（不連続に）変更できる有段変速機であり、有段変速機としては、具体的には、遊星歯車式変速機、選択歯車式変速機などを用いることができる。遊星歯車式変速機は、遊星歯車機構およびクラッチやブレーキなどを有する公知の構造のものである。選択歯車式変速機には、摺動噛み合い式、常時噛み合い式、等速噛み合い式などの変速機が含まれる。さらに、これらの変速機の変速比を制御するためにアクチュエータが設けられる。このアクチュエータとしては、油圧制御式のアクチュエータまたは電磁式のアクチュエータを用いることが可能である。   The transmission is a device that can change the ratio between the input rotation speed and the output rotation speed, and the transmission may be either a continuously variable transmission or a stepped transmission. The continuously variable transmission is a transmission that can change the gear ratio steplessly (continuously), and a belt-type continuously variable transmission, a toroidal continuously variable transmission, or the like can be used. When a continuously variable transmission is used as the transmission, a forward / reverse switching device that switches the rotation direction of the rotating member between forward and reverse is used. On the other hand, the stepped transmission is a stepped transmission that can change the gear ratio stepwise (discontinuously). Specifically, the stepped transmission includes a planetary gear type transmission, a selective gear type transmission, and the like. A machine can be used. The planetary gear type transmission has a known structure having a planetary gear mechanism, a clutch, a brake, and the like. The selection gear type transmission includes transmissions such as a sliding engagement type, a constant engagement type, and a constant speed engagement type. Furthermore, an actuator is provided to control the gear ratio of these transmissions. As this actuator, a hydraulically controlled actuator or an electromagnetic actuator can be used.

さらにこの発明において、付勢機構とは、動作部材をカム面に押し付ける力を発生する機構であり、この付勢機構としては、金属材料により構成された弾性部材、すなわち、ばねを用いることができる。ばねとしては、圧縮コイルばね、皿ばねなどを用いることが可能である。さらに、アクチュエータとして油圧制御式のアクチュエータが用いられている場合は、油室から吐出されたオイルを油圧制御式のアクチュエータに供給することが可能である。また、油室から吐出されたオイルを、動力伝達装置の一部を構成する回転部材の冷却・潤滑に用いることも可能である。   Furthermore, in the present invention, the urging mechanism is a mechanism that generates a force for pressing the operating member against the cam surface, and as this urging mechanism, an elastic member made of a metal material, that is, a spring can be used. . A compression coil spring, a disc spring, or the like can be used as the spring. Further, when a hydraulically controlled actuator is used as the actuator, it is possible to supply oil discharged from the oil chamber to the hydraulically controlled actuator. It is also possible to use the oil discharged from the oil chamber for cooling and lubrication of a rotating member constituting a part of the power transmission device.

つぎに、上記の概念で表される動力伝達装置の具体的な構成例を、図２に基づいて説明する。図２には、この発明の動力伝達装置を有する車両１のパワートレーンおよび制御系統の一例が、模式的に示されている。この図２に示すパワートレーンは、いわゆるフロントエンジン・フロントドライブ形式のパワートレーン（二輪駆動車）である。まず、原動機としてのエンジン２が設けられており、エンジントルクがダンパ機構３を経由してインプットシャフト４に伝達されるように構成されている。前記ダンパ機構３およびインプットシャフト４は、ケーシング（トランスアクスルケース）５内に配置されている。インプットシャフト４の軸線は、車両１の左右方向に配置されている。そして、インプットシャフト４のトルクが、オイルポンプ６および前後進切換装置７を経由して無段変速機８に伝達されるとともに、そのトルクが、伝動装置９および最終減速機１０を経由して車輪１１に伝達されるように構成されている。以下、オイルポンプ６の具体的な構成例を順次説明する。   Next, a specific configuration example of the power transmission device represented by the above concept will be described with reference to FIG. FIG. 2 schematically shows an example of a power train and a control system of the vehicle 1 having the power transmission device of the present invention. The power train shown in FIG. 2 is a so-called front engine / front drive type power train (two-wheel drive vehicle). First, an engine 2 as a prime mover is provided, and the engine torque is transmitted to the input shaft 4 via the damper mechanism 3. The damper mechanism 3 and the input shaft 4 are disposed in a casing (transaxle case) 5. The axis of the input shaft 4 is arranged in the left-right direction of the vehicle 1. The torque of the input shaft 4 is transmitted to the continuously variable transmission 8 via the oil pump 6 and the forward / reverse switching device 7, and the torque is transmitted to the wheels via the transmission device 9 and the final reduction gear 10. 11 to be transmitted to the terminal 11. Hereinafter, specific configuration examples of the oil pump 6 will be sequentially described.

前述したオイルポンプ６の具体的な構成例を、図１および図３に基づいて説明する。実施例１のオイルポンプは、請求項１ないし請求項４に対応する。この図１はオイルポンプ６の軸線方向における断面図であり、図３は軸線に直交する半径方向の断面図である。オイルポンプ６は、インプットシャフト４と、無段変速機８との間における伝達トルクを制御する機能を有している。また、前記ケーシング５であって、インプットシャフト４の軸線方向で前記エンジン２から最も離れた位置にはリヤカバー１２が設けられており、リヤカバー１２には、スリーブ１３が固定されている。このスリーブ１３は、インプットシャフト４と同軸上に配置されている。また、スリーブ１３の内部にはホルダ１４が設けられており、このホルダ１４はリヤカバー１２に固定されている。このホルダ１４は円筒形状に構成されており、ホルダ１４とインプットシャフト４とが同軸上に配置されている。さらに、インプットシャフト４の外側には、コネクティングドラム１５が同軸上に配置されている。また、ケーシング５の内部には隔壁１６が設けられており、リヤカバー１２と隔壁１６とにより取り囲まれた空間に、オイルポンプ６が配置されている。そして、隔壁１６とコネクティングドラム１５との間には軸受１７が介在されており、軸受１７によってコネクティングドラム１５が回転自在に保持されている。   A specific configuration example of the oil pump 6 described above will be described with reference to FIGS. 1 and 3. The oil pump according to the first embodiment corresponds to claims 1 to 4. 1 is a sectional view in the axial direction of the oil pump 6, and FIG. 3 is a sectional view in the radial direction perpendicular to the axis. The oil pump 6 has a function of controlling transmission torque between the input shaft 4 and the continuously variable transmission 8. A rear cover 12 is provided in the casing 5 at a position farthest from the engine 2 in the axial direction of the input shaft 4, and a sleeve 13 is fixed to the rear cover 12. The sleeve 13 is disposed coaxially with the input shaft 4. A holder 14 is provided inside the sleeve 13, and the holder 14 is fixed to the rear cover 12. The holder 14 is formed in a cylindrical shape, and the holder 14 and the input shaft 4 are arranged coaxially. Further, a connecting drum 15 is coaxially disposed outside the input shaft 4. A partition wall 16 is provided inside the casing 5, and the oil pump 6 is disposed in a space surrounded by the rear cover 12 and the partition wall 16. A bearing 17 is interposed between the partition wall 16 and the connecting drum 15, and the connecting drum 15 is rotatably held by the bearing 17.

このコネクティングドラム１５におけるリヤカバー１２側の端部には、オイルポンプ６の一部を構成するアウターレース（カム部材）１８が接続されている。アウターレース１８はコネクティングドラム１５と一体回転するように連結されている。また、アウターレース１８は、円錐部１９と円筒部２０とを有しており、円筒部２０がスリーブ１３の外側に配置され、円筒部２０とスリーブ１３との間には軸受２１が介在されている。また、円錐部１９の内周には全周に亘ってカム面２２が形成されている。このカム面２２は、インプットシャフト４の軸線Ａ１を中心として半径方向に変位された凹部２３と凸部２４とを交互に配置した波形形状を有している。凹部２３は半径方向で外側に向けて窪んでおり、凸部２４は半径方向で内向きに突出している。すなわち、凹部２３が複数形成され、かつ、凸部２４が複数形成されて、凹部２３と凸部２４とが円周方向で滑らかに連続するように接続されている。   An outer race (cam member) 18 constituting a part of the oil pump 6 is connected to an end portion of the connecting drum 15 on the rear cover 12 side. The outer race 18 is connected so as to rotate integrally with the connecting drum 15. The outer race 18 has a conical portion 19 and a cylindrical portion 20. The cylindrical portion 20 is disposed outside the sleeve 13, and a bearing 21 is interposed between the cylindrical portion 20 and the sleeve 13. Yes. A cam surface 22 is formed on the inner periphery of the conical portion 19 over the entire periphery. The cam surface 22 has a corrugated shape in which concave portions 23 and convex portions 24 that are displaced in the radial direction about the axis A1 of the input shaft 4 are alternately arranged. The concave portion 23 is recessed outward in the radial direction, and the convex portion 24 projects inward in the radial direction. That is, a plurality of concave portions 23 are formed, and a plurality of convex portions 24 are formed, and the concave portions 23 and the convex portions 24 are connected so as to be smoothly continuous in the circumferential direction.

また、カム面２２であって凹部２３の最も外側に相当する部分と軸線Ａ１との距離が、軸方向で異なる値に設定されている。つまり、凹部２３の最も外側に相当する部分の谷底２３Ａが、スリーブ１３に近づくほど前記距離が短くなるようなテーパを有している。このテーパは、軸線Ａ１との成す鋭角側の角度で表すことができる。言い換えれば、凹部２３の谷底２３Ａに接する外接円（図示せず）と、凸部２４の頂点２４Ａに接する内接円（図示せず）との半径差が、軸線方向で連続的に異なる値となっている。また、凸部２４の頂点２４Ａと軸線Ａ１との距離は、軸線方向で一定となるように構成されている。なお、図３の例では、凹部２３が６箇所設けられ、かつ、凸部２４が６箇所設けられているが、凹部２３および凸部２４の数は任意に設定可能である。   Further, the distance between the cam surface 22 and the portion corresponding to the outermost portion of the recess 23 and the axis A1 is set to a different value in the axial direction. That is, the valley bottom 23 </ b> A corresponding to the outermost part of the recess 23 has a taper such that the distance becomes shorter as the sleeve 13 is approached. This taper can be expressed by an acute angle formed with the axis A1. In other words, the radius difference between a circumscribed circle (not shown) in contact with the valley bottom 23A of the concave portion 23 and an inscribed circle (not shown) in contact with the vertex 24A of the convex portion 24 is continuously different in the axial direction. It has become. Further, the distance between the vertex 24A of the convex portion 24 and the axis A1 is configured to be constant in the axial direction. In the example of FIG. 3, six recesses 23 are provided and six projections 24 are provided, but the number of recesses 23 and projections 24 can be arbitrarily set.

上記のように構成されたアウターレース１８の内部空間にインナーレース（シリンダ部材）２５が設けられており、このインナーレース２５は２つの円筒部２６，２７を有しており、一方の円筒部２７がインプットシャフト４の外側に配置され、インプットシャフトと円筒部２７とが一体回転するように連結、具体的にはスプライン結合されている。また、インナーレース２５はインプットシャフトに対して、軸方向に相対移動可能に構成されており、円筒部２７とコネクティングドラム１５との間には軸受２８が介在されている。さらに、インナーレース２５には軸部２９が設けられており、軸部２９は円筒部２７の内部に、かつ、円筒部２７と同軸上に形成されている。一方、インプットシャフト４の端部に望む凹部３０が形成されており、軸部２９が凹部３０内に配置されている。そして、凹部３０の内周面および端面と、軸部２９の端面とにより取り囲まれた油圧室３１が形成されており、インプットシャフト４には油圧室３１に接続された油路３２が設けられている。さらに、インナーレース２５であって、軸線方向で軸部２７と軸部２７との間には円板形状のボス部３３が形成されており、そのボス部３３の外周には、円周方向に沿って複数のシリンダ３４が形成されている。   An inner race (cylinder member) 25 is provided in the inner space of the outer race 18 configured as described above. The inner race 25 has two cylindrical portions 26 and 27, and one cylindrical portion 27 is provided. Is arranged outside the input shaft 4, and the input shaft and the cylindrical portion 27 are connected so as to rotate together, specifically, splined. The inner race 25 is configured to be movable relative to the input shaft in the axial direction, and a bearing 28 is interposed between the cylindrical portion 27 and the connecting drum 15. Further, the inner race 25 is provided with a shaft portion 29, and the shaft portion 29 is formed inside the cylindrical portion 27 and coaxially with the cylindrical portion 27. On the other hand, a desired recess 30 is formed at the end of the input shaft 4, and a shaft 29 is disposed in the recess 30. A hydraulic chamber 31 surrounded by the inner peripheral surface and end surface of the recess 30 and the end surface of the shaft portion 29 is formed, and an oil passage 32 connected to the hydraulic chamber 31 is provided on the input shaft 4. Yes. Further, in the inner race 25, a disc-shaped boss portion 33 is formed between the shaft portion 27 and the shaft portion 27 in the axial direction, and the outer periphery of the boss portion 33 is arranged in the circumferential direction. A plurality of cylinders 34 are formed along.

各シリンダ３４は、ボス部３３の外周面に開口された略円筒形状の凹部であり、複数のシリンダ３４が放射状に配置されている。また、各シリンダ３４内にはピストン３５が各々配置されており、ピストン３５がシリンダ３４内で、インナーレース２５の半径方向に往復移動自在となる構成を有している。すなわち、オイルポンプ６は、いわゆるラジアルピストンポンプである。また、各ピストン３５により転動体３６が転動可能に保持されており、転動体３６がカム面２２に接触する。この転動体３６はボール（球体）またはローラを用いることが可能である。転動体としてローラを用いる場合、その転動体の軸線Ａ１方向の回転軸線を中心として回転可能に保持する。なお、ローラの形状は、円柱ではなく、軸線方向に沿って半径が連続的に変化するボビン形状のローラを用いる。なお、図１では転動体３６としてボールを用いた場合が示されている。さらに図３においては、シリンダ３４およびピストン３５が円周方向に８個設けられているが、その数は任意に設定可能である。   Each cylinder 34 is a substantially cylindrical concave portion opened on the outer peripheral surface of the boss portion 33, and a plurality of cylinders 34 are arranged radially. A piston 35 is disposed in each cylinder 34, and the piston 35 is configured to be reciprocally movable in the radial direction of the inner race 25 in the cylinder 34. That is, the oil pump 6 is a so-called radial piston pump. Further, the rolling element 36 is held by each piston 35 so as to be able to roll, and the rolling element 36 contacts the cam surface 22. The rolling element 36 can be a ball (sphere) or a roller. When a roller is used as the rolling element, the roller is held rotatably about the axis of rotation of the rolling element in the axis A1 direction. The shape of the roller is not a cylinder, but a bobbin-shaped roller whose radius changes continuously along the axial direction. FIG. 1 shows a case where a ball is used as the rolling element 36. Further, in FIG. 3, eight cylinders 34 and pistons 35 are provided in the circumferential direction, but the number thereof can be set arbitrarily.

一方、シリンダ３４内の底面３７と、ピストン３５の底面３８との間には油室３９が形成されている。また、油室３９内には複数個の圧縮コイルばね、この実施例では２個の圧縮コイルばね４０，４１が設けられており、２個の圧縮コイルばね４０，４１は、インナーレース２５の半径方向に伸縮可能となる状態で、油室３９内に配置されている。２個の圧縮コイルばね４０，４１は伸縮方向の高さが異なり、一方の圧縮コイルばね４０は、転動体３６がカム面２３に接触している場合に、常時、底面３７および底面３８に接触し、かつ、転動体３６をカム面２２に向けて押圧する力を発生することの可能な高さを有している。言い換えれば、圧縮コイルばね４１は、底面３８と底面３９との間の距離に関わりなく、底面３７および底面３８に接触する高さに構成されている。これに対して、他方の圧縮コイルばね４１は、圧縮コイルばね４０よりも高さが低く構成されている。具体的には、圧縮コイルばね４１は、底面３８と底面３９との間の距離が短くなった場合に、底面３７および底面３８に接触し、転動体３６をカム面２２に向けて押圧する力を発生することの可能な高さを有している。図１の実施例では、圧縮コイルばね４１の内径の方が圧縮コイルばね４０の外径よりも大きく設定されており、圧縮コイルばね４１の内側に圧縮コイルばね４０が配置されている。ここで、圧縮コイルばね４１のばね定数を、圧縮コイルばね４０のばね定数よりも大きくすることも可能である。   On the other hand, an oil chamber 39 is formed between the bottom surface 37 in the cylinder 34 and the bottom surface 38 of the piston 35. Further, a plurality of compression coil springs, in this embodiment, two compression coil springs 40 and 41 are provided in the oil chamber 39, and the two compression coil springs 40 and 41 have a radius of the inner race 25. It is arranged in the oil chamber 39 in such a state that it can expand and contract in the direction. The two compression coil springs 40 and 41 have different heights in the expansion and contraction direction, and one compression coil spring 40 always contacts the bottom surface 37 and the bottom surface 38 when the rolling element 36 is in contact with the cam surface 23. In addition, it has a height capable of generating a force for pressing the rolling element 36 toward the cam surface 22. In other words, the compression coil spring 41 is configured to be in contact with the bottom surface 37 and the bottom surface 38 regardless of the distance between the bottom surface 38 and the bottom surface 39. On the other hand, the other compression coil spring 41 is configured to be lower than the compression coil spring 40. Specifically, the compression coil spring 41 is in contact with the bottom surface 37 and the bottom surface 38 and presses the rolling element 36 toward the cam surface 22 when the distance between the bottom surface 38 and the bottom surface 39 becomes short. Has a height capable of generating In the embodiment of FIG. 1, the inner diameter of the compression coil spring 41 is set larger than the outer diameter of the compression coil spring 40, and the compression coil spring 40 is disposed inside the compression coil spring 41. Here, it is possible to make the spring constant of the compression coil spring 41 larger than the spring constant of the compression coil spring 40.

前記インナーレース２５には、油室３９に接続された吸入油路４２が設けられており、吸入油路４２には逆止弁４３が設けられている。一方、前記リヤカバー１２には油路４４が設けられており、この油路４４は、後述する吸入制御弁に接続されている。さらに、ホルダ１４にも油路４５が設けられており、油路４４と油路４５とが接続されている。さらに、インナーレース２５には、円筒部２６からボス部３３に亘って円柱形状の凹部２５Ａが形成されており、凹部２５Ａ内にホルダ１４が挿入され、かつ、円筒部２６がスリーブ１３内に挿入されて、インナーレース２５が、スリーブ１３およびホルダ１４に対して、軸線方向に移動可能に構成されている。そして、凹部２５Ａとホルダ１４とにより油路２５Ｂが形成されており、油路２５Ｂが、吸入油路４２および油路４５に接続されている。そして、逆止弁４３は、油路２５Ｂのオイルが油室３９に吸入されることを許容し、油室３９のオイルが油路２５Ｂに戻ることを防止する構成を有している。さらに、インナーレース２５の円筒部２６には吐出油路４６が設けられており、吐出油路４６には逆止弁４７が設けられている。さらに、リヤカバー１２には油路４８が設けられており、その油路４８が後述する吐出制御弁に接続されている。さらに、この油路４８は吐出油路４６に接続されている。そして、逆止弁４７は、油室３９のオイルが油路４８に吐出されることを許容し、油路４８のオイルが油室３９に戻ることを防止する構成を有している。   The inner race 25 is provided with a suction oil passage 42 connected to an oil chamber 39, and the suction oil passage 42 is provided with a check valve 43. On the other hand, the rear cover 12 is provided with an oil passage 44, and this oil passage 44 is connected to a suction control valve described later. Furthermore, the oil path 45 is also provided in the holder 14, and the oil path 44 and the oil path 45 are connected. Further, the inner race 25 is formed with a cylindrical concave portion 25A extending from the cylindrical portion 26 to the boss portion 33, the holder 14 is inserted into the concave portion 25A, and the cylindrical portion 26 is inserted into the sleeve 13. Thus, the inner race 25 is configured to be movable in the axial direction with respect to the sleeve 13 and the holder 14. The recess 25 </ b> A and the holder 14 form an oil passage 25 </ b> B, and the oil passage 25 </ b> B is connected to the suction oil passage 42 and the oil passage 45. The check valve 43 allows the oil in the oil passage 25B to be sucked into the oil chamber 39 and prevents the oil in the oil chamber 39 from returning to the oil passage 25B. Further, a discharge oil passage 46 is provided in the cylindrical portion 26 of the inner race 25, and a check valve 47 is provided in the discharge oil passage 46. Further, the rear cover 12 is provided with an oil passage 48, and the oil passage 48 is connected to a discharge control valve described later. Further, the oil passage 48 is connected to the discharge oil passage 46. The check valve 47 allows the oil in the oil chamber 39 to be discharged into the oil passage 48 and prevents the oil in the oil passage 48 from returning to the oil chamber 39.

つぎに、ケーシング５の内部に設けられた前後進切換装置７の構成について説明する。前後進切換装置７は、インプットシャフト４の軸線方向において、エンジン２とオイルポンプ６との間に配置されている。前後進切換装置７は、コネクティングドラム１５の回転方向に対して、無段変速機８のプライマリシャフト４９の回転方向を正逆に切り換えるための装置であり、この実施例では、前後進切換装置７が遊星歯車機構、具体的には、シングルピニオン型の遊星歯車機構を有している。この遊星歯車機構は、サンギヤ５０と、サンギヤ５０と同軸上に配置されたリングギヤ５１と、サンギヤ５０およびリングギヤ５１に噛合されたピニオンギヤ５２を自転、かつ公転可能に保持するキャリヤ５３とを有している。そして、サンギヤ５０が、プライマリシャフト４９に動力伝達可能に連結されており、リングギヤ５１が前記コネクティングドラム１５と動力伝達可能に連結されている。さらに、前後進切換装置７を構成する回転要素同士の連結・解放を制御する前進用クラッチＣ１が設けられているとともに、回転要素の回転・停止を制御する後進用ブレーキＢＲが設けられている。前進用クラッチＣ１により、サンギヤ５０とリングギヤ５１との連結・解放が制御され、後進用ブレーキＢＲにより、キャリヤ５３の回転・停止が制御されるように構成されている。   Next, the configuration of the forward / reverse switching device 7 provided inside the casing 5 will be described. The forward / reverse switching device 7 is disposed between the engine 2 and the oil pump 6 in the axial direction of the input shaft 4. The forward / reverse switching device 7 is a device for switching the rotation direction of the primary shaft 49 of the continuously variable transmission 8 with respect to the rotational direction of the connecting drum 15, and in this embodiment, the forward / reverse switching device 7. Has a planetary gear mechanism, specifically, a single pinion type planetary gear mechanism. This planetary gear mechanism has a sun gear 50, a ring gear 51 arranged coaxially with the sun gear 50, and a carrier 53 that holds the sun gear 50 and the pinion gear 52 meshed with the ring gear 51 so as to rotate and revolve. Yes. The sun gear 50 is connected to the primary shaft 49 so that power can be transmitted, and the ring gear 51 is connected to the connecting drum 15 so that power can be transmitted. Further, a forward clutch C1 for controlling the connection / release of the rotating elements constituting the forward / reverse switching device 7 is provided, and a reverse brake BR for controlling the rotation / stop of the rotating elements is provided. The forward clutch C1 controls the connection / release of the sun gear 50 and the ring gear 51, and the reverse brake BR controls the rotation / stop of the carrier 53.

ここで、前進用クラッチＣ１としては、摩擦クラッチまたは電磁クラッチまたは噛み合いクラッチのいずれを用いてもよいし、後進用ブレーキＢＲとしては、摩擦ブレーキまたは電磁ブレーキまたは噛み合いブレーキのいずれを用いてもよい。この実施例では、摩擦クラッチまたは噛み合いクラッチを用い、摩擦ブレーキまたは噛み合いブレーキを用いる場合は、油圧制御式のアクチュエータを用いることが可能である。これに対して、電磁クラッチおよび電磁ブレーキを用いる場合は、電磁制御式のアクチュエータを用いることとなる。この実施例では、摩擦クラッチおよび摩擦ブレーキが用いられ、かつ、油圧制御式アクチュエータが用いられている場合について説明する。すなわち、油圧アクチュエータは油圧室（図示せず）およびピストン（図示せず）などを有しており、油圧室の油圧に基づいて、前進用クラッチＣ１のトルク容量、後進用ブレーキＢＲのトルク容量が制御されるように構成されている。   Here, either a friction clutch, an electromagnetic clutch or a meshing clutch may be used as the forward clutch C1, and either a friction brake, an electromagnetic brake or a meshing brake may be used as the reverse brake BR. In this embodiment, when a friction clutch or a meshing clutch is used and a friction brake or a meshing brake is used, a hydraulically controlled actuator can be used. On the other hand, when an electromagnetic clutch and an electromagnetic brake are used, an electromagnetically controlled actuator is used. In this embodiment, a case where a friction clutch and a friction brake are used and a hydraulically controlled actuator is used will be described. That is, the hydraulic actuator has a hydraulic chamber (not shown), a piston (not shown), etc., and the torque capacity of the forward clutch C1 and the torque capacity of the reverse brake BR are based on the hydraulic pressure in the hydraulic chamber. It is configured to be controlled.

つぎに、前述の無段変速機８について説明すると、インプットシャフト４の軸線方向において、前後進切換装置７とダンパ機構３との間に無段変速機８が設けられている。この実施例では、無段変速機８としてベルト式無段変速機が用いられており、無段変速機８は、前述したプライマリシャフト４９およびセカンダリシャフト５４を有している。このプライマリシャフト４９は、インプットシャフト４と同軸上に配置され、かつ、インプットシャフト４の外側を取り囲むように配置されている。そして、インプットシャフト４とプライマリシャフト４９とが相対回転可能に構成されている。また、ケーシング５内には、インプットシャフト４の軸線方向で無段変速機８の両側に隔壁５５，５６が設けられており、プライマリシャフト４９と隔壁５５，５６との間に軸受５７が介在されている。このようにして、プライマリシャフト４９およびセカンダリシャフト５４は相互に平行に配置されており、プライマリシャフト４９と一体回転するプライマリプーリ５８が設けられ、セカンダリシャフト５４と一体回転するセカンダリプーリ５９が設けられている。   Next, the aforementioned continuously variable transmission 8 will be described. In the axial direction of the input shaft 4, the continuously variable transmission 8 is provided between the forward / reverse switching device 7 and the damper mechanism 3. In this embodiment, a belt-type continuously variable transmission is used as the continuously variable transmission 8, and the continuously variable transmission 8 has the primary shaft 49 and the secondary shaft 54 described above. The primary shaft 49 is disposed coaxially with the input shaft 4 and is disposed so as to surround the outside of the input shaft 4. And the input shaft 4 and the primary shaft 49 are comprised so that relative rotation is possible. In the casing 5, partition walls 55 and 56 are provided on both sides of the continuously variable transmission 8 in the axial direction of the input shaft 4, and a bearing 57 is interposed between the primary shaft 49 and the partition walls 55 and 56. ing. Thus, the primary shaft 49 and the secondary shaft 54 are arranged in parallel to each other, and a primary pulley 58 that rotates integrally with the primary shaft 49 is provided, and a secondary pulley 59 that rotates integrally with the secondary shaft 54 is provided. Yes.

また、プライマリプーリ５８およびセカンダリプーリ５９には無端状のベルト６０が巻き掛けられている。さらに、プライマリプーリ５８からベルト６０に加えられる挟圧力を制御する油圧サーボ機構６１と、セカンダリプーリ５９からベルト６０に加えられる挟圧力を制御する油圧サーボ機構６２とが設けられている。この油圧サーボ機構６１，６２の油圧室（図示せず）に供給される圧油の流量および油圧が、後述する油圧制御装置により制御される構成となっている。さらに、ケーシング５の内部には、セカンダリシャフト５４のトルクが伝達される伝動装置９および最終減速機１０が設けられており、最終減速機１０の出力側にはドライブシャフト６３を介在させて車輪（前輪）１１が連結されている。なお、伝動装置９としては、歯車伝動装置、巻き掛け伝動装置などを用いることが可能である。   An endless belt 60 is wound around the primary pulley 58 and the secondary pulley 59. Further, a hydraulic servo mechanism 61 that controls the clamping pressure applied from the primary pulley 58 to the belt 60 and a hydraulic servo mechanism 62 that controls the clamping pressure applied from the secondary pulley 59 to the belt 60 are provided. The flow rate and the hydraulic pressure of the pressure oil supplied to the hydraulic chambers (not shown) of the hydraulic servo mechanisms 61 and 62 are controlled by a hydraulic control device described later. Further, the casing 5 is provided with a transmission 9 for transmitting the torque of the secondary shaft 54 and a final speed reducer 10, and a drive shaft 63 is interposed on the output side of the final speed reducer 10 with wheels ( Front wheel) 11 is connected. As the transmission device 9, a gear transmission device, a winding transmission device, or the like can be used.

つぎに、車両１の制御系統を説明すれば、車両１の全体を制御するコントローラとしての電子制御装置６４が設けられている。この電子制御装置６４には、加速要求（例えば、アクセルペダルの操作状態）を検知するセンサ、制動要求（例えば、ブレーキペダルの操作状態）を検知するセンサ、エンジン回転数を検知するセンサ、スロットル開度を検知するセンサ、インプットシャフト４９の回転数を検知するセンサ、プライマリシャフト４９の回転数を検知するセンサ、セカンダリシャフト５４の回転数を検知するセンサ、シフトポジションを検知するセンサ、インナーレース２５の回転数を検知するセンサ、アウターレース１８の回転数を検知するセンサなどの信号が入力される。これに対して、電子制御装置６４からは、エンジン２を制御する信号、油圧制御装置６５を制御する信号などが出力される。   Next, the control system of the vehicle 1 will be described. An electronic control device 64 is provided as a controller that controls the entire vehicle 1. The electronic control unit 64 includes a sensor for detecting an acceleration request (for example, an accelerator pedal operation state), a sensor for detecting a braking request (for example, an operation state of a brake pedal), a sensor for detecting an engine speed, and a throttle opening. A sensor for detecting the degree of rotation, a sensor for detecting the rotational speed of the input shaft 49, a sensor for detecting the rotational speed of the primary shaft 49, a sensor for detecting the rotational speed of the secondary shaft 54, a sensor for detecting the shift position, Signals such as a sensor for detecting the rotational speed and a sensor for detecting the rotational speed of the outer race 18 are input. In contrast, the electronic control device 64 outputs a signal for controlling the engine 2, a signal for controlling the hydraulic pressure control device 65, and the like.

この油圧制御装置６５は、オイルポンプ６におけるオイルの吸入量および吐出量、オイルポンプ６における伝達トルク、前進用クラッチＣ１および後進用ブレーキＢＲの油圧室の油圧、油圧サーボ機構６１，６２の油圧室の油圧、油圧室３１の油圧などを制御するとともに、潤滑系統６６に供給される潤滑油量を制御するものであり、各油圧室の油圧を制御するソレノイドバルブ（図示せず）などを有する公知のものである。ここで、潤滑系統６６には、前後進切換装置７を構成する各ギヤ同士の噛み合い部分、無段変速機８のプーリとベルト６０との接触部分、各種の軸受１７，２１，５７などの摺動部分、あるいはこれらの箇所にオイルを供給する油路などが含まれている。   The hydraulic control device 65 includes an oil suction amount and a discharge amount in the oil pump 6, a transmission torque in the oil pump 6, a hydraulic pressure in the hydraulic chamber of the forward clutch C 1 and the reverse brake BR, and a hydraulic chamber in the hydraulic servo mechanisms 61 and 62. In addition to controlling the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 31, the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 31 and the like, the amount of lubricating oil supplied to the lubricating system 66 is controlled, and a known solenoid valve (not shown) for controlling the hydraulic pressure of each hydraulic chamber is known. belongs to. Here, the lubrication system 66 includes a meshing portion of the gears constituting the forward / reverse switching device 7, a contact portion between the pulley of the continuously variable transmission 8 and the belt 60, slides such as various bearings 17, 21, and 57. A moving part or an oil passage for supplying oil to these parts is included.

また、油圧制御装置６５には前記油路４４が接続されており、オイルパン６７のオイルが油路４４を経由して油室３９に供給することが可能に構成されている。また、油圧制御装置６５は、油路４４を経由して油室３９に吸入されるオイル量を制御する吸入制御弁６８を有している。なお、吸入制御弁６８は設けられていなくてもよい。さらに、油圧制御装置６５は、油室３９から油路４８を経由して吐出されるオイル量を制御する吐出制御弁６９を有している。さらに、油圧制御装置６５は、油圧室３１の油圧を制御する圧力制御弁７０を有している。これらの吸入制御弁６８および吐出制御弁６９および圧力制御弁７０は、ソレノイドバルブにより構成されている。 Further, the hydraulic control unit 65 is connected to the oil passage 44, oil in the oil pan 67 and the Turkey be supplied through the oil passage 44 to the oil chamber 39 is configured to be. Further, the hydraulic control device 65 has a suction control valve 68 that controls the amount of oil sucked into the oil chamber 39 via the oil passage 44. Note that the suction control valve 68 may not be provided. Further, the hydraulic control device 65 has a discharge control valve 69 that controls the amount of oil discharged from the oil chamber 39 via the oil passage 48. Further, the hydraulic control device 65 has a pressure control valve 70 that controls the hydraulic pressure of the hydraulic chamber 31. These suction control valve 68, discharge control valve 69 and pressure control valve 70 are constituted by solenoid valves.

上記のように構成された車両１において、エンジントルクがダンパ機構３を経由してインプットシャフト４に伝達され、このインプットシャフト４のトルクが、オイルポンプ６のインナーレース２５に伝達される。ここで、インナーレース２５とアウターレース１８との間におけるトルクの伝達原理を説明する。インナーレース２５とアウターレース１８とが相対回転した場合、転動体３６がカム面２２に沿って転動し、かつ、ピストン３５がシリンダ３４内を往復移動する。また、図１のオイルポンプ６においては、油圧室３１の油圧に基づいて、インナーレース２５がインプットシャフト４の軸線方向に動作可能であり、軸線方向におけるインナーレース２５の位置が変化すると、インナーレース２５の半径方向におけるピストン３５の動作量、すなわち、ストローク量が変化する。具体的には、油圧室３１の油圧がインナーレース２５の軸部２９の端面に作用するため、油圧室３１の油圧に基づいて、インナーレース２５を軸線方向でリヤカバー１２に近づける向きの力が発生する。   In the vehicle 1 configured as described above, the engine torque is transmitted to the input shaft 4 via the damper mechanism 3, and the torque of the input shaft 4 is transmitted to the inner race 25 of the oil pump 6. Here, the principle of torque transmission between the inner race 25 and the outer race 18 will be described. When the inner race 25 and the outer race 18 rotate relative to each other, the rolling element 36 rolls along the cam surface 22, and the piston 35 reciprocates in the cylinder 34. In the oil pump 6 of FIG. 1, the inner race 25 can operate in the axial direction of the input shaft 4 based on the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 31, and the inner race 25 changes when the position of the inner race 25 in the axial direction changes. The movement amount of the piston 35 in the 25 radial directions, that is, the stroke amount changes. Specifically, since the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 31 acts on the end surface of the shaft portion 29 of the inner race 25, a force is generated in a direction to bring the inner race 25 closer to the rear cover 12 in the axial direction based on the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 31. To do.

一方、インナーレース２５の半径方向におけるピストン３５の位置に関わりなく、圧縮コイルばね４０の付勢力が転動体３６に加えられており、転動体３６がカム面２２に押し付けられている。その押し付け力はカム面２２に対して略直角に作用する。一方、カム面２２の凹部２３は、スリーブ１３に近づくことにともない、谷底２３Ａと軸線Ａ１との距離が短くなる方向のテーパを有しているため、転動体３６が凹部２３に接触している場合は、転動体３６に与えられる押し付け力に応じた反力が発生し、その反力に応じた軸線方向の成分（分力）が、ピストン３５を経由してインナーレース２５に伝達される。そして、油圧室３１の油圧に基づいてインナーレース２５に加えられる軸線方向の力と、前記反力に基づいてインナーレース２５に伝達される軸線方向の力との対応関係により、軸線方向におけるインナーレース２５の位置が決定される。   On the other hand, regardless of the position of the piston 35 in the radial direction of the inner race 25, the urging force of the compression coil spring 40 is applied to the rolling element 36, and the rolling element 36 is pressed against the cam surface 22. The pressing force acts on the cam surface 22 at a substantially right angle. On the other hand, the concave portion 23 of the cam surface 22 has a taper in a direction in which the distance between the valley bottom 23 </ b> A and the axis A <b> 1 becomes shorter as it approaches the sleeve 13, so that the rolling element 36 is in contact with the concave portion 23. In this case, a reaction force corresponding to the pressing force applied to the rolling element 36 is generated, and an axial component (component force) corresponding to the reaction force is transmitted to the inner race 25 via the piston 35. The inner race in the axial direction is determined by the correspondence between the axial force applied to the inner race 25 based on the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 31 and the axial force transmitted to the inner race 25 based on the reaction force. 25 positions are determined.

例えば、油圧室３１の油圧が上昇した場合は、インナーレース２５をリヤカバー１２側に向けて押圧する力が増加して、インナーレース２５が図１で左方向に動作する。これに対して、油圧室３１の油圧が低下した場合は、インナーレース２５をリヤカバー１２から離れる方向に押圧する力が増加して、インナーレース２５が図１で右方向に動作する。なお、インナーレース２５に加えられ、かつ、軸線方向で逆向きの力同士が釣り合った場合は、インナーレース２５が軸線方向の所定位置で停止する。   For example, when the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 31 increases, the force that presses the inner race 25 toward the rear cover 12 increases, and the inner race 25 moves to the left in FIG. On the other hand, when the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 31 decreases, the force that presses the inner race 25 away from the rear cover 12 increases, and the inner race 25 moves to the right in FIG. In addition, when the forces applied to the inner race 25 and the opposite forces in the axial direction are balanced, the inner race 25 stops at a predetermined position in the axial direction.

まず、インナーレース２５が図１で右方向に動作した場合について説明する。この場合は、凹部２３の谷底２３Ａに接触する外接円と、凸部２４の頂点２４Ａに接触する内接円との半径差が比較的大きくなる。つまり、カム面２２に沿って転動する転動体３６が、凹部２３および凸部２４を交互に通過する場合において、ピストン３５の動作範囲、すなわちストローク領域は、図４に示すように広い領域Ｓ１となる。なお、ストロークとは、ピストン３５の底面３８と、シリンダ３４の底面３７との距離である。ここで、インナーレース２５の半径方向におけるピストン３５の位置と、圧縮コイルばね４０，４１からピストン３５に与えられる力、つまり、バネ荷重との関係を、図４の特性線図に基づいて説明する。   First, the case where the inner race 25 moves rightward in FIG. 1 will be described. In this case, the radius difference between the circumscribed circle that contacts the valley bottom 23A of the concave portion 23 and the inscribed circle that contacts the apex 24A of the convex portion 24 becomes relatively large. That is, when the rolling elements 36 that roll along the cam surface 22 alternately pass through the concave portions 23 and the convex portions 24, the operating range of the piston 35, that is, the stroke region, is a wide region S1 as shown in FIG. It becomes. The stroke is a distance between the bottom surface 38 of the piston 35 and the bottom surface 37 of the cylinder 34. Here, the relationship between the position of the piston 35 in the radial direction of the inner race 25 and the force applied to the piston 35 from the compression coil springs 40 and 41, that is, the spring load will be described based on the characteristic diagram of FIG. .

前述の領域Ｓ１は領域Ｓ２と領域Ｓ３とに区分される。まず、凹部２３の谷底２３Ａに接触する外接円と、凸部２４の頂点２４Ａに接触する内接円とに半径差があり、この半径差と、圧縮コイルばね４０，４１のたわみ状態とにより、ストローク領域が区分される。前記圧縮コイルばね４０は常にたわむが、半径差が大きい場合、具体的には、ピストン３５が動作しても圧縮コイルばね４１でたわみが発生しないようなピストン３５の動作領域が領域Ｓ２である。この領域Ｓ２においては、ピストン３５の位置が内側に移動するほど、圧縮コイルばね４０の圧縮量が増加し、ばね荷重が増加する傾向となる。 The area S1 is divided into an area S2 and an area S3. First, there is a radial difference between the circumscribed circle that contacts the valley bottom 23A of the concave portion 23 and the inscribed circle that contacts the vertex 24A of the convex portion 24, and due to this radial difference and the deflection state of the compression coil springs 40 and 41, The stroke area is divided. The compression coil spring 40 always bends, but when the radius difference is large, specifically, the operation region of the piston 35 where the deflection does not occur in the compression coil spring 41 even when the piston 35 operates is the region S2. In this region S2, the higher the position of the piston 35 moves inwardly, increasing the compression amount of the compression coil spring 40, Baneni heavy tends to increase.

これに対して、ピストン３５の動作により、圧縮コイルばね４１がたわむようなピストン３５の動作領域が、領域Ｓ３である。インナーレース２５の半径方向で、領域Ｓ３は領域Ｓ２よりも内側に設定されている。この領域Ｓ３においては、圧縮コイルばね４０，４１のばね荷重が共にピストン３５に加えられる。したがって、領域Ｓ３におけるばね荷重の特性を示す線分（直線）は、領域Ｓ２におけるばね荷重を示す線分（直線）よりも勾配が急となる。言い換えれば、ピストン３５の位置の変化量（変化割合、変化率）に対するばね荷重の変化量は、領域Ｓ２よりも領域Ｓ３の方が多く（大きく）なる。このように、この実施例１では、インナーレース２５を軸線方向に動作させると、ピストン３５の動作範囲の最大外径、言い換えれば上死点が半径方向に変位するが、ピストン３５の動作範囲の最小半径、つまり、下死点は不変である。なお、この実施例１では、領域Ｓ２および領域Ｓ２に跨る使用域（破線で示す）でピストン３５の動作範囲が制御される。 In contrast, the movement of the piston 35, the operation area of the piston 35 as it if the compression coil 41 is bent is a region S3. In the radial direction of the inner race 25, the region S3 is set inside the region S2. In this region S3, the spring loads of the compression coil springs 40 and 41 are both applied to the piston 35. Therefore, the line segment (straight line) indicating the spring load characteristic in the region S3 has a steeper slope than the line segment (straight line) indicating the spring load in the region S2. In other words, the change amount of the spring load with respect to the change amount (change rate, change rate) of the position of the piston 35 is larger (larger) in the region S3 than in the region S2. Thus, in the first embodiment, when the inner race 25 is operated in the axial direction, the maximum outer diameter of the operating range of the piston 35, in other words, the top dead center is displaced in the radial direction. The minimum radius, ie bottom dead center, remains unchanged. In the first embodiment, the operating range of the piston 35 is controlled in the region S2 and the use range (shown by a broken line) that extends over the region S2.

上記のようにして、エンジントルクがインナーレース２５に伝達されて、インナーレース２５とアウターレース１８とが相対回転し、ピストン３５がシリンダ３４内でインナーレース２５の半径方向に往復移動する。すると、ピストン３５の動作により油室３９の容積が拡大・縮小される。まず、油室３９の容積が拡大される場合は、油室３９が負圧となる。すると、逆止弁４３が開放されるとともに、オイルパン６７のオイルが、油路４４および吸入油路４２を経由して、油室３９内に吸入される。このように、オイルが油室３９に吸入される間、逆止弁４７は閉じられている。これに対して、インナーレース２５とアウターレース１８とが相対回転して、ピストン３５の動作により油室３９の容積が縮小されると、油室３９の油圧が上昇する。すると、逆止弁４３が閉じられるとともに、逆止弁４７が開放され、油室３９のオイルが、吐出油路４６を経由して油路４８に吐出される。以後、ピストン３５がシリンダ３４内で往復運動を繰り返すことにより、オイルポンプ６の油室３９へのオイルの吸入と、油室３９からのオイルの吐出とが、交互に繰り返される。このようにして、オイルパン６７のオイルがオイルポンプ６により吸入・吐出され、吐出されたオイルが、油圧制御装置６５を経由して、油圧サーボ機構６１，６２および潤滑系統６６および前後進切換装置７用の油圧室などに供給される。   As described above, the engine torque is transmitted to the inner race 25, the inner race 25 and the outer race 18 rotate relative to each other, and the piston 35 reciprocates in the radial direction of the inner race 25 in the cylinder 34. Then, the volume of the oil chamber 39 is enlarged / reduced by the operation of the piston 35. First, when the volume of the oil chamber 39 is enlarged, the oil chamber 39 becomes negative pressure. Then, the check valve 43 is opened and the oil in the oil pan 67 is sucked into the oil chamber 39 via the oil passage 44 and the suction oil passage 42. Thus, the check valve 47 is closed while the oil is sucked into the oil chamber 39. On the other hand, when the inner race 25 and the outer race 18 rotate relative to each other and the volume of the oil chamber 39 is reduced by the operation of the piston 35, the oil pressure in the oil chamber 39 increases. Then, the check valve 43 is closed, the check valve 47 is opened, and the oil in the oil chamber 39 is discharged to the oil passage 48 via the discharge oil passage 46. Thereafter, the piston 35 repeats reciprocating motion in the cylinder 34, whereby the suction of oil into the oil chamber 39 of the oil pump 6 and the discharge of oil from the oil chamber 39 are alternately repeated. In this way, the oil in the oil pan 67 is sucked and discharged by the oil pump 6, and the discharged oil passes through the hydraulic control device 65 and the hydraulic servo mechanisms 61 and 62, the lubrication system 66, and the forward / reverse switching device. 7 is supplied to a hydraulic chamber for 7 or the like.

また、吸入制御弁６８が設けられていることを前提として、シフトポジションとしてドライブポジションまたはリバースポジションが選択された場合における吸入制御弁６８の制御について説明する。この吸入制御弁６８が制御されて、オイルポンプ６の油室３９に吸入されるオイルの流量が調整される。また、吐出制御弁６９の制御により、オイルポンプ６の油室３９から吐出されるオイルの流量が調整される。そして、油室３９におけるオイルの流量を制御することにより、ピストン３５の動作により容積が拡大・縮小されて油室３９の油圧が制御され、インナーレース２５とアウターレース１８との間で伝達されるトルクが調整される。すなわち、油室３９のオイル量が増加すると、油室３９から吐出されるオイルの流動抵抗が高まる。なお、吸入制御弁６８が設けられていない場合でも、吐出制御弁６９の制御により、油室３９から吐出されるオイル量を制限すると、油室３９から吐出されるオイルの流動抵抗を高めることができる。このようにして、油室３９から吐出されるオイルの流動抵抗が高められると、転動体３５が凸部２４を乗り越える場合に、ピストン３５を半径方向で内側に向けて押圧するために必要な力が増加する。したがって、転動体３６とカム面２２との係合力が増加し、インナーレース２５とアウターレース１８との間で伝達されるトルクが増加する。 In addition, assuming that the suction control valve 68 is provided, the control of the suction control valve 68 when the drive position or the reverse position is selected as the shift position will be described. The suction control valve 68 is controlled to adjust the flow rate of oil sucked into the oil chamber 39 of the oil pump 6. The flow rate of oil discharged from the oil chamber 39 of the oil pump 6 is adjusted by the control of the discharge control valve 69. Then, by controlling the flow rate of oil in the oil chamber 39, the volume is expanded / reduced by the operation of the piston 35 to control the oil pressure in the oil chamber 39 and transmitted between the inner race 25 and the outer race 18. Torque is adjusted. That is, when the amount of oil in the oil chamber 39 increases, the flow resistance of the oil discharged from the oil chamber 39 increases. Even when the suction control valve 68 is not provided, if the amount of oil discharged from the oil chamber 39 is limited by the control of the discharge control valve 69, the flow resistance of the oil discharged from the oil chamber 39 can be increased. it can. In this way, the flow resistance of the oil discharged from the oil chamber 39 is increased, required when the rolling element 35 rides over the convex portion 24, in order to press inward the piston 35 in the radial direction Power increases. Therefore, the engagement force between the rolling element 36 and the cam surface 22 increases, and the torque transmitted between the inner race 25 and the outer race 18 increases.

これとは逆に、油室３９から吐出されるオイル量が減少すると、そのオイルの流動抵抗が低下する。このため、転動体３５が凸部２４を乗り越える場合に、ピストン３５を半径方向で内側に向けて押圧するために必要な力が低下する。したがって、転動体３６とカム面２２との係合力が減少し、インナーレース２５とアウターレース１８との間で伝達されるトルクが低下する。このようにして、エンジン２からインナーレース２５に伝達されたトルクが、転動体３６とカム面２２との係合力により、アウターレース１８およびコネクティングドラム１５に伝達される。なお、上記のようなインナーレース２５とアウターレース１７との間における伝達トルクの制御により、インナーレース２５とアウターレース１７との回転数差も制御可能である。すなわち、インナーレース２５とアウターレース１７との間における伝達トルクが高められた場合は回転数差が小さくなり、インナーレース２５とアウターレース１７との間における伝達トルクが低下された場合は回転数差が大きくなり、インナーレース２５とアウターレース１７との間における伝達トルクが一定に制御された場合は、回転数差も一定となる。   On the contrary, when the amount of oil discharged from the oil chamber 39 decreases, the flow resistance of the oil decreases. For this reason, when the rolling element 35 gets over the convex part 24, the force required to press the piston 35 inward in the radial direction is reduced. Therefore, the engagement force between the rolling element 36 and the cam surface 22 is reduced, and the torque transmitted between the inner race 25 and the outer race 18 is reduced. Thus, the torque transmitted from the engine 2 to the inner race 25 is transmitted to the outer race 18 and the connecting drum 15 by the engaging force between the rolling elements 36 and the cam surface 22. Note that, by controlling the transmission torque between the inner race 25 and the outer race 17 as described above, the rotational speed difference between the inner race 25 and the outer race 17 can also be controlled. That is, when the transmission torque between the inner race 25 and the outer race 17 is increased, the rotational speed difference is reduced, and when the transmission torque between the inner race 25 and the outer race 17 is reduced, the rotational speed difference is reduced. When the transmission torque between the inner race 25 and the outer race 17 is controlled to be constant, the rotational speed difference is also constant.

つぎに、前後進切換装置７の制御について説明する。まず、シフトポジションとしてドライブポジション（前進ポジション）が選択された場合は、前進用クラッチＣ１が係合され、かつ、後進用ブレーキＢＲが解放される。すると、前後進切換装置７を構成する遊星歯車機構の３つの回転要素が一体回転する。これに対して、シフトポジションとしてリバースポジション（後進ポジション）が選択された場合は、後進用ブレーキＢＲが係合され、かつ、前進用クラッチＣ１が解放される。すると、リングギヤ５１が入力要素となり、かつ、停止しているキャリヤ５３が反力要素となって、サンギヤ５０がリングギヤ５１とは逆方向に回転する。このようにして、コネクティングドラム１５のトルクが、無段変速機８のプライマリシャフト４９に伝達される。なお、ニュートラルポジションまたはパーキングポジションが選択された場合は、後進用ブレーキＢＲが解放され、かつ、前進用クラッチＣ１が解放される。   Next, the control of the forward / reverse switching device 7 will be described. First, when the drive position (forward position) is selected as the shift position, the forward clutch C1 is engaged, and the reverse brake BR is released. Then, the three rotating elements of the planetary gear mechanism constituting the forward / reverse switching device 7 rotate integrally. On the other hand, when the reverse position (reverse position) is selected as the shift position, the reverse brake BR is engaged and the forward clutch C1 is released. Then, the ring gear 51 becomes an input element, and the stopped carrier 53 becomes a reaction force element, so that the sun gear 50 rotates in the opposite direction to the ring gear 51. In this way, the torque of the connecting drum 15 is transmitted to the primary shaft 49 of the continuously variable transmission 8. When the neutral position or the parking position is selected, the reverse brake BR is released and the forward clutch C1 is released.

以上のようにして、無段変速機８のプライマリシャフト４９にトルクが伝達されると、このプライマリシャフト４９のトルクがベルト６０を経由してセカンダリシャフト５４に伝達される。この無段変速機８においては、油圧サーボ機構６１，６２における圧油の供給状態が油圧制御装置６５により制御される。例えば、油圧サーボ機構６１に供給される圧油の流量が制御されて、プライマリプーリ５８におけるベルト８０の巻き掛け半径、およびセカンダリプーリ５９におけるベルト６０の巻き掛け半径が制御され、無段変速機８の変速比、つまり、プライマリシャフト４９の回転速度と、セカンダリシャフト５４の回転速度との比を無段階（連続的）に制御することができる。また、この変速制御に加えて、セカンダリプーリ５９からベルト６０に加える挟圧力が調整されて、無段変速機８のトルク容量が制御される。   As described above, when torque is transmitted to the primary shaft 49 of the continuously variable transmission 8, the torque of the primary shaft 49 is transmitted to the secondary shaft 54 via the belt 60. In the continuously variable transmission 8, the supply state of the pressure oil in the hydraulic servo mechanisms 61 and 62 is controlled by the hydraulic control device 65. For example, the flow rate of the pressure oil supplied to the hydraulic servo mechanism 61 is controlled, and the winding radius of the belt 80 in the primary pulley 58 and the winding radius of the belt 60 in the secondary pulley 59 are controlled, and the continuously variable transmission 8. , That is, the ratio between the rotational speed of the primary shaft 49 and the rotational speed of the secondary shaft 54 can be controlled steplessly (continuously). In addition to this shift control, the clamping force applied from the secondary pulley 59 to the belt 60 is adjusted, and the torque capacity of the continuously variable transmission 8 is controlled.

このような変速制御と並行して、車速および加速要求（例えばアクセル開度）などに基づいて、車両１における必要駆動力が判断され、その判断結果に基づいて目標エンジン出力が求められる。その目標エンジン出力を最適燃費で達成する目標エンジン回転数が求められ、その目標エンジン回転数に応じて目標エンジントルクが求められる。そして、実エンジン回転数を目標エンジン回転数に近づけるように、無段変速機８の変速比が制御される。また、無段変速機８の変速比の制御と並行して、電子スロットルバルブの制御などにより、実エンジントルクが目標エンジントルクに近づけられる。なお、実エンジン回転数を目標エンジン回転数に近づける場合、無段変速機８の変速比の制御に加えて、インナーレース２５とアウターレース１８との相対回転数差の制御も実行される。以上のようにして、エンジントルクがインプットシャフト４および前後進切換装置７を経由して、無段変速機８のセカンダリシャフト５４に伝達される。このセカンダリシャフト５４のトルクは、伝動装置９および最終減速機１０を経由して車輪１１に伝達される。   In parallel with such shift control, the required driving force in the vehicle 1 is determined based on the vehicle speed and acceleration request (for example, accelerator opening), and the target engine output is determined based on the determination result. A target engine speed that achieves the target engine output with optimum fuel consumption is determined, and a target engine torque is determined according to the target engine speed. Then, the gear ratio of the continuously variable transmission 8 is controlled so that the actual engine speed approaches the target engine speed. Further, in parallel with the control of the gear ratio of the continuously variable transmission 8, the actual engine torque is brought close to the target engine torque by controlling the electronic throttle valve. When the actual engine speed is brought close to the target engine speed, in addition to the control of the gear ratio of the continuously variable transmission 8, the control of the relative speed difference between the inner race 25 and the outer race 18 is also executed. As described above, the engine torque is transmitted to the secondary shaft 54 of the continuously variable transmission 8 via the input shaft 4 and the forward / reverse switching device 7. The torque of the secondary shaft 54 is transmitted to the wheel 11 via the transmission device 9 and the final reduction gear 10.

この実施例１において、インナーレース２５とアウターレース１８との回転数差が大きい場合に、インナーレース２５を図１で左側に動作させて、ピストン３５を領域Ｓ３内で動作させると、カム面２２に対する転動体３６の押し付け力が高まり、カム面２２に対する転動体３６の追従性が向上する。言い換えれば、「転動体３６が凸部２４を乗り越える場合に、転動体３６がカム面２２から離れ、その後に、転動体３６がカム面２２に衝突する現象」を回避できる。したがって、転動体３６とカム面２２との衝突による振動・騒音を抑制でき、かつ、オイルポンプ６から吐出される圧油の油圧変動を抑制できる。また、インナーレース２５を軸方向に動作させて、ピストン３５の動作領域および位置を変更することにより、ピストン３５に与えられるばね荷重を調整できる。このため、カム面２２に対する転動体３６の追従性を高める必要がない場合、例えば、インナーレース２５とアウターレース１８との回転数差が小さい場合には、ピストン３５に与えられるばね荷重が増加することを抑制できる。このように、「ピストン３５の全動作範囲で転動体３６とカム面２２との接触部分における摩擦損失が増加すること」を抑制でき、インナーレース２５とアウターレース１８との間における動力伝達効率の低下を抑制できる。   In the first embodiment, when the rotational speed difference between the inner race 25 and the outer race 18 is large, when the inner race 25 is operated to the left in FIG. 1 and the piston 35 is operated within the region S3, the cam surface 22 The pressing force of the rolling element 36 against the height increases, and the followability of the rolling element 36 against the cam surface 22 improves. In other words, “a phenomenon in which the rolling element 36 moves away from the cam surface 22 when the rolling element 36 gets over the convex portion 24 and then the rolling element 36 collides with the cam surface 22” can be avoided. Therefore, vibration and noise due to the collision between the rolling element 36 and the cam surface 22 can be suppressed, and the hydraulic pressure fluctuation of the pressure oil discharged from the oil pump 6 can be suppressed. Further, the spring load applied to the piston 35 can be adjusted by moving the inner race 25 in the axial direction and changing the operation region and position of the piston 35. For this reason, when it is not necessary to improve the followability of the rolling element 36 with respect to the cam surface 22, for example, when the rotational speed difference between the inner race 25 and the outer race 18 is small, the spring load applied to the piston 35 increases. This can be suppressed. In this way, “an increase in friction loss at the contact portion between the rolling element 36 and the cam surface 22 in the entire operating range of the piston 35” can be suppressed, and the power transmission efficiency between the inner race 25 and the outer race 18 can be reduced. Reduction can be suppressed.

そして、この実施例１においては、ピストン３５を図４に示す領域Ｓ３で動作させると、油室３９の最大容積は狭くなり、かつ、油室３９の容積の変化量も少なくなり、油室３９から吐出されるオイル量が少なくなる。これに対して、ピストン３５を図４の領域Ｓ１で動作させると、油室３９の最大容積は広くなり、かつ、油室３９の容積の変化量も多くなり、油室３９から吐出されるオイル量が多くなる。このような、オイルポンプ６のオイル吐出特性を利用して、図５に示すような制御を実行可能である。まず、オイルポンプ６の吐出流量が所定範囲内にあるか否かが判断される（ステップＳ１）。ここで、所定範囲は吐出流量の上限値および下限値により決定される範囲である。前述のように、インナーレース２５とアウターレース１８との回転数差が大きくなると、転動体３６がカム面２２から離れる可能性があり、回転数差が大きくなることに比例して吐出流量が増加することから、上限値を越える吐出流量である場合は、転動体３６がカム面２２から離れる可能性があることになる。また、吐出流量の下限値は、油圧サーボ機構６１，６２に供給するべき必要オイル量に対応する値であり、吐出流量が下限値未満であるということは、オイルポンプ６から油圧サーボ機構６１，６２に供給されるオイル量が、必要オイル量に満たなくなる可能性があることになる。   In the first embodiment, when the piston 35 is operated in the region S3 shown in FIG. 4, the maximum volume of the oil chamber 39 is reduced and the amount of change in the volume of the oil chamber 39 is reduced. The amount of oil discharged from is reduced. On the other hand, when the piston 35 is operated in the region S1 of FIG. 4, the maximum volume of the oil chamber 39 is increased, and the amount of change in the volume of the oil chamber 39 is increased, so that the oil discharged from the oil chamber 39 The amount increases. Such an oil discharge characteristic of the oil pump 6 can be used to execute control as shown in FIG. First, it is determined whether or not the discharge flow rate of the oil pump 6 is within a predetermined range (step S1). Here, the predetermined range is a range determined by the upper limit value and the lower limit value of the discharge flow rate. As described above, when the rotational speed difference between the inner race 25 and the outer race 18 increases, the rolling element 36 may move away from the cam surface 22, and the discharge flow rate increases in proportion to the increased rotational speed difference. Therefore, when the discharge flow rate exceeds the upper limit value, the rolling element 36 may be separated from the cam surface 22. The lower limit value of the discharge flow rate is a value corresponding to the required amount of oil to be supplied to the hydraulic servo mechanisms 61 and 62. The fact that the discharge flow rate is less than the lower limit value indicates that the oil pump 6 to the hydraulic servo mechanism 61, There is a possibility that the amount of oil supplied to 62 may not satisfy the required amount of oil.

そして、オイルポンプ６の吐出流量が上限値を越えている場合は、ステップＳ２に進み、ピストン３５のストローク量が少なく（小さく）なるように、インナーレース２５を軸線方向に動作させる制御を実行して、リターンされる。つまり、ステップＳ２では、インナーレース２５が図１で左方向に移動される。これに対して、ステップＳ１の判断時点で、オイルポンプ６の吐出流量が下限値未満である場合は、ステップＳ３に進み、ピストン３５のストローク量が多く（大きく）なるように、インナーレース２５を軸線方向に動作させる制御を実行して、リターンされる。つまり、ステップＳ３では、インナーレース２５が図１で右方向に移動される。なお、ステップＳ３またはステップＳ３の制御では、ピストン３５のストローク量の変更をおこなう場合に、領域Ｓ２と領域Ｓ３との間で変更がおこなわれてもよいし、おこなわれなくてもよい。さらに、ステップＳ１の判断時点で、オイルポンプ６の吐出流量が所定範囲内にある場合は、そのままリターンされる。   When the discharge flow rate of the oil pump 6 exceeds the upper limit value, the process proceeds to step S2, and control is performed to operate the inner race 25 in the axial direction so that the stroke amount of the piston 35 is small (small). Returned. That is, in step S2, the inner race 25 is moved leftward in FIG. On the other hand, if the discharge flow rate of the oil pump 6 is less than the lower limit at the time of determination in step S1, the process proceeds to step S3, and the inner race 25 is set so that the stroke amount of the piston 35 is large (large). The control to move in the axial direction is executed and the process returns. That is, in step S3, the inner race 25 is moved rightward in FIG. In the control of Step S3 or Step S3, when changing the stroke amount of the piston 35, the change may be made between the region S2 and the region S3, or may not be made. Furthermore, if the discharge flow rate of the oil pump 6 is within a predetermined range at the time of determination in step S1, the process returns as it is.

図１ないし図４で示された構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、アウターレース１８およびインナーレース２５が、この発明の第１の回転部材および第２の回転部材に相当し、カム面２２が、この発明のカム面に相当し、ピストン３５および転動体３６が、この発明の動作部材に相当し、圧縮コイルばね４０，４１が、この発明の付勢機構に相当し、油室３９が、この発明の油室に相当し、電子制御装置６５および吸入制御弁６８および吐出制御弁６９が、この発明のオイル量調整機構に相当し、オイルポンプ６が、この発明の動力伝達装置に相当し、図４に基づいて説明された領域Ｓ２，Ｓ３が、この発明の「複数のストローク領域」に相当し、カム面２２および油圧室３１および圧力制御弁７０およびインナーレース２５が、この発明の動作量変更機構に相当し、エンジン２が、この発明の動力源に相当し、車輪１１が、この発明の車輪に相当し、無段変速機８が、この発明のベルト式無段変速機に相当する。ここで、図５のフローチャートに示された機能的手段と、この発明の構成との対応関係を説明すると、ステップＳ１，Ｓ２，Ｓ３が、この発明の動作量制御手段に相当する。   The correspondence between the configuration shown in FIGS. 1 to 4 and the configuration of the present invention will be described. The outer race 18 and the inner race 25 correspond to the first rotating member and the second rotating member of the present invention. The cam surface 22 corresponds to the cam surface of the present invention, the piston 35 and the rolling element 36 correspond to the operating member of the present invention, the compression coil springs 40 and 41 correspond to the biasing mechanism of the present invention, The oil chamber 39 corresponds to the oil chamber of the present invention, the electronic control device 65, the suction control valve 68, and the discharge control valve 69 correspond to the oil amount adjusting mechanism of the present invention, and the oil pump 6 corresponds to the power of the present invention. The regions S2 and S3 described with reference to FIG. 4 correspond to the transmission device and correspond to “a plurality of stroke regions” of the present invention, and the cam surface 22, the hydraulic chamber 31, the pressure control valve 70, and the inner race 25. The engine 2 corresponds to the power source of the present invention, the wheel 11 corresponds to the wheel of the present invention, and the continuously variable transmission 8 corresponds to the belt type unit of the present invention. It corresponds to a step transmission. Here, the correspondence between the functional means shown in the flowchart of FIG. 5 and the configuration of the present invention will be described. Steps S1, S2, and S3 correspond to the operation amount control means of the present invention.

図２に示されたオイルポンプ６の他の構成例を、図６に基づいて説明する。図６において、図１と同じ構成部分については、図１と同じ符号を付してある。この実施例２は、請求項１ないし４の発明に対応する。この実施例２においては、ピストン３５および転動体３６に荷重を与える付勢機構の構成およびピストン３５の構成が、実施例１とは異なる。すなわち、この実施例２においては、各ピストン３５には底面３８に開口する凹部７１がそれぞれ設けられており、凹部７１には内底面７２が形成されている。ここで、内底面７２は、底面３８よりも半径方向で外側に位置している。一方、シリンダ３４には２種類の圧縮コイルばね７３，７４が設けられている。圧縮コイルばね７３，７４は、共にインナーレース２５の半径方向に伸縮可能となる向きで配置されている。圧縮コイルばね７３，７４は外径が異なり、圧縮コイルばね７３の内側に圧縮コイルばね７４が設けられている。ここで、圧縮コイルばね７３のばね定数よりも、圧縮コイルばね７４のばね定数の方を大きく設定することも可能である。 Other usage scenario of the oil pump 6 shown in FIG. 2 will be described with reference to FIG. 6, the same components as those in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals as those in FIG. The second embodiment corresponds to the first to fourth aspects of the invention. In the second embodiment, the configuration of the urging mechanism that applies a load to the piston 35 and the rolling element 36 and the configuration of the piston 35 are different from the first embodiment. That is, in the second embodiment, each piston 35 is provided with a recess 71 that opens to the bottom surface 38, and an inner bottom surface 72 is formed in the recess 71. Here, the inner bottom surface 72 is located on the outer side in the radial direction than the bottom surface 38. On the other hand, the cylinder 34 is provided with two types of compression coil springs 73 and 74. The compression coil springs 73 and 74 are both arranged in an orientation that allows expansion and contraction in the radial direction of the inner race 25. The compression coil springs 73 and 74 have different outer diameters, and the compression coil spring 74 is provided inside the compression coil spring 73. Here, the spring constant of the compression coil spring 74 can be set larger than the spring constant of the compression coil spring 73.

さらに、圧縮コイルばね７３は、ピストン３５のストローク位置に関わりなく、その両端が底面３７および底面３８に接触し、圧縮コイルばね７３からピストン３５にバネ荷重が加えられるように構成されている。これに対して、ピストン３７のストローク領域が高い領域にある場合は、圧縮コイルばね７４が内底面７２には接触せず、ピストン３７のストローク領域が低い領域となった場合に、圧縮コイルばね７４が内底面７２に接触して、圧縮コイルばね７４からピストン３５にバネ荷重が加えられる構成となっている。つまり、実施例２においても、図４で示される特性と同様のばね荷重特性となる。また、この実施例２においても、領域Ｓ２または領域Ｓ３内でピストン３５のストローク量を任意に変更可能である。   Further, the compression coil spring 73 is configured such that regardless of the stroke position of the piston 35, both ends thereof are in contact with the bottom surface 37 and the bottom surface 38, and a spring load is applied from the compression coil spring 73 to the piston 35. On the other hand, when the stroke region of the piston 37 is in a high region, the compression coil spring 74 does not contact the inner bottom surface 72, and when the stroke region of the piston 37 is a low region, the compression coil spring 74. Is in contact with the inner bottom surface 72, and a spring load is applied from the compression coil spring 74 to the piston 35. That is, the spring load characteristic similar to the characteristic shown in FIG. Also in the second embodiment, the stroke amount of the piston 35 can be arbitrarily changed within the region S2 or the region S3.

この実施例２において、インナーレース２５とアウターレース１８とが相対回転すると、転動体３６がカム面２２に沿って転動し、ピストン３５がインナーレース２５の半径方向にストロークし、転動体３６と凸部２４との係合力により、インナーレース２５とアウターレース１８との間でトルクが伝達される。この実施例２においても、図４に示されたばね荷重の特性により、実施例１と同様の効果を得られる。また、実施例２のオイルポンプ６においても、図５の制御例を実行可能であり、前述と同様の効果を得られる。この実施例２の構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、圧縮コイルばね７３，７４が、この発明の付勢機構に相当する。実施例２のその他の構成と、この発明の構成との対応関係は、実施例１の構成と、この発明の構成との対応関係と同じである。なお、特に図示しないが、この実施例２において、ピストン３５の底面７２の中央に凸部を形成し、その凸部と底面３７との間に小径の圧縮コイルばねを取り付けるとともに、凸部の外側に大径の圧縮コイルばねを配置することも可能である。このように構成すると、前述した領域Ｓ２では小径の圧縮コイルばねがたわんでばね荷重が発生する。なお、領域Ｓ２では大径の圧縮コイルばねはたわまない。そして、領域Ｓ３では大径の圧縮コイルばね、および小径の圧縮コイルばねが共にたわみ、ばね荷重が発生する。したがって、図６の構成と同様の効果を得られる。   In the second embodiment, when the inner race 25 and the outer race 18 rotate relative to each other, the rolling element 36 rolls along the cam surface 22, and the piston 35 strokes in the radial direction of the inner race 25. Torque is transmitted between the inner race 25 and the outer race 18 by the engaging force with the convex portion 24. Also in the second embodiment, the same effect as that of the first embodiment can be obtained by the characteristics of the spring load shown in FIG. In the oil pump 6 of the second embodiment, the control example of FIG. 5 can be executed, and the same effects as described above can be obtained. The correspondence between the configuration of the second embodiment and the configuration of the present invention will be described. The compression coil springs 73 and 74 correspond to the biasing mechanism of the present invention. The correspondence between the other configuration of the second embodiment and the configuration of the present invention is the same as the correspondence between the configuration of the first embodiment and the configuration of the present invention. Although not particularly illustrated, in the second embodiment, a convex portion is formed at the center of the bottom surface 72 of the piston 35, a small-diameter compression coil spring is attached between the convex portion and the bottom surface 37, and the outside of the convex portion. It is also possible to arrange a large-diameter compression coil spring. If comprised in this way, in the area | region S2 mentioned above, a small diameter compression coil spring will bend and a spring load will generate | occur | produce. In the region S2, the large diameter compression coil spring does not bend. In the region S3, the large-diameter compression coil spring and the small-diameter compression coil spring are both bent, and a spring load is generated. Therefore, the same effect as the configuration of FIG. 6 can be obtained.

つぎに、図２に示されたオイルポンプ６の更に他の構成例を、図７に基づいて説明する。この実施例３は、請求項１および請求項４の発明に対応する。図７において、図１および図３と同じ構成部分については、図１および図３と同じ符号を付してある。この実施例３においては、カム面２２が大径カム面７５と小径カム面７６と傾斜カム面７７とを有している。大径カム面７５は、円周方向に沿って凹部７８と凸部７９とを交互に配置して構成されている。つまり、大径カム面７５は、インナーレース２５の半径方向に波形に変位している。凹部７８の谷底の半径が軸方向の全域に亘って一定であり、凸部７９の頂点の半径が軸方向の全域に亘って一定である。また、小径カム面７６は、円周方向に沿って凹部８０と凸部８１とを交互に配置して構成されている。つまり、小径カム面７６は、インナーレース２５の半径方向に波形に変位している。そして、凹部８０の谷底の半径が軸方向の全域に亘って一定であり、凸部８１の頂点の半径が軸方向の全域に亘って一定である。 Next, still another usage scenario of the oil pump 6 shown in FIG. 2 will be described with reference to FIG. The third embodiment corresponds to the first and fourth aspects of the invention. 7, the same components as those in FIGS. 1 and 3 are denoted by the same reference numerals as those in FIGS. In the third embodiment, the cam surface 22 has a large-diameter cam surface 75, a small-diameter cam surface 76, and an inclined cam surface 77. The large-diameter cam surface 75 is configured by alternately arranging concave portions 78 and convex portions 79 along the circumferential direction. That is, the large diameter cam surface 75 is displaced in a waveform in the radial direction of the inner race 25. The radius of the valley bottom of the recess 78 is constant over the entire area in the axial direction, and the radius of the apex of the protrusion 79 is constant over the entire area in the axial direction. Further, the small-diameter cam surface 76 is configured by alternately arranging the concave portions 80 and the convex portions 81 along the circumferential direction. That is, the small-diameter cam surface 76 is displaced in a waveform in the radial direction of the inner race 25. And the radius of the valley bottom of the recessed part 80 is constant over the whole area of an axial direction, and the radius of the vertex of the convex part 81 is constant over the whole area of an axial direction.

さらに、大径カム面７５と小径カム面７６とは、軸方向の異なる位置に形成されており、軸方向で大径カム面７５と小径カム面７６との間に傾斜カム面７７が配置されている。この実施例３では、軸方向で隔壁１６に近い位置に大径カム面７５が配置されており、軸方向でスリーブ１３に近い位置に小径カム面７６が配置されている。そして、傾斜カム面７７は、凹部８２および凸部８３を有しており、さらに、傾斜カム面７７はテーパが施されており、凹部８２が凹部７８，８０に連続され、凸部８３が凸部７９，８１に連続されている。このようにして、傾斜カム面７７、大径カム面７５および小径カム面７６に連続されており、転動体３６がカム面２２に接触したまま軸方向に移動できるように滑らかに接続されている。   Furthermore, the large-diameter cam surface 75 and the small-diameter cam surface 76 are formed at different positions in the axial direction, and an inclined cam surface 77 is disposed between the large-diameter cam surface 75 and the small-diameter cam surface 76 in the axial direction. ing. In the third embodiment, the large diameter cam surface 75 is disposed at a position close to the partition wall 16 in the axial direction, and the small diameter cam surface 76 is disposed at a position close to the sleeve 13 in the axial direction. The inclined cam surface 77 has a concave portion 82 and a convex portion 83. Further, the inclined cam surface 77 is tapered, the concave portion 82 is continuous with the concave portions 78 and 80, and the convex portion 83 is convex. The parts 79 and 81 are continued. In this way, the inclined cam surface 77, the large-diameter cam surface 75, and the small-diameter cam surface 76 are continuous, and the rolling elements 36 are smoothly connected so that they can move in the axial direction while being in contact with the cam surface 22. .

この実施例３においても、実施例１と同様の原理により、転動体３６およびピストン３５がインナーレース２５の半径方向にストロークし、インナーレース２５とアウターレース１８との間でトルクが伝達されるとともに、油室３９にオイルが吸入され、かつ、油室３９から吐出されたオイルが、油圧制御装置６５に供給される。また、この実施例３においては、油圧室３１の油圧を制御することにより、実施例１と同様の原理により、インナーレース２５が軸方向に動作し、かつ、位置決めされる。このように、インナーレース２５を軸方向に動作させることにより、転動体３６が大径カム面７５と小径カム面７７との間で、傾斜カム面７７を経由して行き来可能である。そして、大径カム面７５の凹部７８および凸部７９に沿って転動体３６が転動している場合におけるピストン３５のストローク領域（位置）では、ストローク量が一定となる。また、転動体３６が小径カム面７６の凸部８１および凹部８０に沿って転動している場合におけるピストン３５のストローク領域（位置）では、ストローク量が一定となる。さらに、カム面２２は、大径カム面７５および小径カム面７６および傾斜カム面７７の全領域に亘って、凹部の谷底の外接円と、凸部の頂点の内接円との半径差が同一に設定されている。   Also in the third embodiment, the rolling element 36 and the piston 35 stroke in the radial direction of the inner race 25 by the same principle as in the first embodiment, and torque is transmitted between the inner race 25 and the outer race 18. The oil is sucked into the oil chamber 39 and the oil discharged from the oil chamber 39 is supplied to the hydraulic control device 65. In the third embodiment, by controlling the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 31, the inner race 25 operates in the axial direction and is positioned according to the same principle as in the first embodiment. In this way, by operating the inner race 25 in the axial direction, the rolling element 36 can go back and forth between the large diameter cam surface 75 and the small diameter cam surface 77 via the inclined cam surface 77. The stroke amount is constant in the stroke region (position) of the piston 35 when the rolling element 36 rolls along the concave portion 78 and the convex portion 79 of the large-diameter cam surface 75. Further, the stroke amount is constant in the stroke region (position) of the piston 35 when the rolling element 36 rolls along the convex portion 81 and the concave portion 80 of the small-diameter cam surface 76. Further, the cam surface 22 has a radial difference between the circumscribed circle at the bottom of the concave portion and the inscribed circle at the apex of the convex portion over the entire area of the large diameter cam surface 75, the small diameter cam surface 76, and the inclined cam surface 77. They are set the same.

この実施例３において、ピストン３５のストロークと、圧縮コイルばね４０，４１からピストン３５に加えられるばね荷重との関係を、図８に基づいて説明する。ピストン３５の全ストローク領域Ｓ１のうち、領域Ｓ２が、大径カム面７５に沿って転動体３５がストロークする場合に相当し、領域Ｓ３が、小径カム面７６に沿って転動体３５がストロークする場合に相当する。なお、図８において、転動体３６が傾斜カム面７７を通過する場合のばね荷重は、便宜上、省略してある。そして、領域Ｓ２または領域Ｓ３で、ピストン３５がストロークされる。領域Ｓ２に相当するストローク量と、領域Ｓ３に相当するストローク量とは同一である。言い換えれば、実施例３では、全ての領域Ｓ１において、ピストン３５のストローク量は一定（不変）である。   In the third embodiment, the relationship between the stroke of the piston 35 and the spring load applied to the piston 35 from the compression coil springs 40 and 41 will be described with reference to FIG. Of the entire stroke area S1 of the piston 35, the area S2 corresponds to the case where the rolling element 35 strokes along the large diameter cam surface 75, and the area S3 the stroke of the rolling element 35 along the small diameter cam surface 76. Corresponds to the case. In FIG. 8, the spring load when the rolling element 36 passes through the inclined cam surface 77 is omitted for convenience. Then, the piston 35 is stroked in the region S2 or the region S3. The stroke amount corresponding to the region S2 and the stroke amount corresponding to the region S3 are the same. In other words, in Example 3, the stroke amount of the piston 35 is constant (invariable) in all the regions S1.

この実施例３においては、図９に示す制御を実行可能である。まず、カム面２２に接触して転動する転動体３６が、カム面２２に接触したまま転動できるか否かが判断される（ステップＳ１１）。インナーレース２５とアウターレース１８との回転数差が大きくなると、転動体３６がカム面２２の凸部を乗り越える場合に、カム面２２から離れる可能性がある。この実施例では、オイルポンプ８の回転数差を、オイルポンプ８の吐出流量に基づいて、間接的に判断している。すなわち、オイルポンプ８の吐出流量が所定値以下である場合は、インナーレース２５とアウターレース１８との回転数差が小さく、カム面２２に対する転動体３６の追従性を高める必要性が低いため、ステップＳ１１で肯定的に判断される。そして、ピストン３５のストローク位置が高いか否かが判断される（ステップＳ１２）。ここで、ピストン３５のストローク位置が高いとは、転動体３６が大径カム面７５に接触して往復動することであり、このステップＳ１２で肯定的に判断された場合は、カム面２２に対する転動体３６の押し付け荷重が低いため、そのままリターンされる。これに対して、ステップＳ１２で否定的に判断された場合は、ピストン３５のストローク位置が高くなるように、インナーレース２５を軸方向に動作させる制御を実行し（ステップＳ１３）、リターンする。このステップＳ１３の制御により、転動体３６に加えられるばね荷重が低下して、転動体３６とカム面２２との接触部分の摩擦損失が低下する。 Oite to the third embodiment is capable of performing the control shown in FIG. First, it is determined whether or not the rolling element 36 that rolls in contact with the cam surface 22 can roll while in contact with the cam surface 22 (step S11). If the rotational speed difference between the inner race 25 and the outer race 18 becomes large, the rolling element 36 may be separated from the cam surface 22 when it gets over the convex portion of the cam surface 22. In this embodiment, the rotational speed difference of the oil pump 8 is indirectly determined based on the discharge flow rate of the oil pump 8. That is, when the discharge flow rate of the oil pump 8 is equal to or less than a predetermined value, the rotational speed difference between the inner race 25 and the outer race 18 is small, and it is less necessary to improve the followability of the rolling element 36 with respect to the cam surface 22. A positive determination is made in step S11. Then, it is determined whether or not the stroke position of the piston 35 is high (step S12). Here, the high stroke position of the piston 35 means that the rolling element 36 reciprocates in contact with the large-diameter cam surface 75. If the determination in step S12 is affirmative, Since the pressing load of the rolling element 36 is low, the process returns as it is. On the other hand, when a negative determination is made in step S12, control is performed to move the inner race 25 in the axial direction so that the stroke position of the piston 35 is increased (step S13), and the process returns. By the control in step S13, the spring load applied to the rolling element 36 is reduced, and the friction loss at the contact portion between the rolling element 36 and the cam surface 22 is reduced.

一方、ステップＳ１１で否定的に判断されるということは、インナーレース２５とアウターレース１８との回転数差が大きく、カム面２２に対する転動体３６の追従性を高める必要性があることになる。そこで、ステップＳ１１で否定的に判断された場合は、ピストン３５のストローク位置が高いか否かが判断され（ステップＳ１４）、ステップＳ１４で肯定的に判断された場合は、転動体３６に加えられるばね荷重を高めるために、ピストン３５のストローク位置が低くなるように、インナーレース２５を軸方向に動作させる制御を実行し（ステップＳ１５）、リターンする。ここで、ピストン３５のストローク位置が低いとは、転動体３６が小径カム面７６に接触することを意味している。なお、ステップＳ１４で否定的に判断された場合は、既に、転動体３６に加えられるばね荷重が高くなっているため、そのままリターンする。なお、この実施例３において、大径カム面７５および小径カム面７６および傾斜カム面７７の全領域の一部で、凹部の谷底の外接円と、凸部の頂点の内接円との半径差が異なっていてもよい。さらに、領域Ｓ１の一部において、ピストン３５のストローク量が変化してもよい。   On the other hand, if the determination in step S11 is negative, the difference in rotational speed between the inner race 25 and the outer race 18 is large, and the followability of the rolling elements 36 to the cam surface 22 needs to be improved. Therefore, if a negative determination is made in step S11, it is determined whether the stroke position of the piston 35 is high (step S14), and if a positive determination is made in step S14, it is added to the rolling element 36. In order to increase the spring load, control is performed to move the inner race 25 in the axial direction so that the stroke position of the piston 35 is lowered (step S15), and the process returns. Here, the low stroke position of the piston 35 means that the rolling element 36 contacts the small-diameter cam surface 76. If a negative determination is made in step S14, the spring load applied to the rolling element 36 has already increased, and the process returns as it is. In Example 3, in a part of the entire area of the large diameter cam surface 75, the small diameter cam surface 76, and the inclined cam surface 77, the radius of the circumscribed circle at the bottom of the concave portion and the inscribed circle at the apex of the convex portion The difference may be different. Furthermore, the stroke amount of the piston 35 may change in a part of the region S1.

以上のように、実施例３においても、インナーレース２５とアウターレース１８との回転数差が大きい場合は、ピストン３５のストローク位置を低くすることにより、転動体３６をカム面２２に対して押し付ける荷重が増加し、カム面２２に対する転動体３６の追従性を向上できる。また、ピストン３５の全ストローク領域Ｓ１で、転動体３６とカム面２２との接触部分の摩擦損失が増加することを抑制でき、実施例１と同じ効果を得られる。ここで、実施例３で説明した構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、カム面２２がこの発明のカム面に相当する。実施例３のその他の構成と、この発明の構成との対応関係は、実施例１の構成と、この発明の構成との対応関係と同じである。   As described above, also in the third embodiment, when the rotational speed difference between the inner race 25 and the outer race 18 is large, the rolling element 36 is pressed against the cam surface 22 by lowering the stroke position of the piston 35. A load increases and the followable | trackability of the rolling element 36 with respect to the cam surface 22 can be improved. Further, in the entire stroke region S1 of the piston 35, it is possible to suppress an increase in friction loss at the contact portion between the rolling element 36 and the cam surface 22, and the same effect as in the first embodiment can be obtained. Here, the correspondence between the configuration described in the third embodiment and the configuration of the present invention will be described. The cam surface 22 corresponds to the cam surface of the present invention. The correspondence relationship between the other configurations of the third embodiment and the configuration of the present invention is the same as the correspondence relationship between the configuration of the first embodiment and the configuration of the present invention.

この実施例４は、請求項１ないし４に対応する。実施例４では、油室３９に圧縮コイルばね４０および皿ばね８４が設けられている。皿ばね８４が底面３７に接触されており、その皿ばね８４とピストン３５との間に圧縮コイルばね４０が配置されている。つまり、皿ばね８４のばね荷重は、圧縮コイルばね４０を介してピストン３５に伝達される。ピストン３５のストロークと、ピストン３５に与えられるばね荷重との関係を、図１１に示す。皿ばね８４は、ピストン３５のストローク方向のたわみ量が少なく、ストローク位置が変化しても、ばね荷重が略一定となるように構成されている。これに対して、圧縮コイルばね４０は、圧縮荷重が増加してたわみ量が大きくなるほど、ばね荷重が増加する特性を有する。この実施例４では、ストローク位置が外側の領域Ｓ５では、圧縮コイルばね４０のたわみ量は変化しないため、圧縮コイルばね４０からピストン３５に加えられるばね荷重は略一定となる。また、ストローク位置が外側の領域Ｓ５では、皿ばね８４のたわみ量が変化するが、この実施例では、皿ばね８４の全ストローク領域に亘って、ばね荷重が略一定となるように構成されている。したがって、ピストン３５に加えられる最終的なばね荷重は、略一定となる。これに対して、領域Ｓ５よりも内側のストローク領域Ｓ４では、圧縮コイルばね４０のたわみ量の増加にともない、圧縮コイルばね４０からピストン３５に加えられるばね荷重が増加する。なお、領域４でも皿ばね８４のたわみ量が増加するが、皿ばね８４のばね荷重は略一定である。したがって、領域Ｓ４における最終的なばね荷重は、圧縮コイルばね４０のばね荷重の増加特性に応じて、ストローク位置が内側になるほど増加する。   The fourth embodiment corresponds to claims 1 to 4. In the fourth embodiment, a compression coil spring 40 and a disc spring 84 are provided in the oil chamber 39. The disc spring 84 is in contact with the bottom surface 37, and the compression coil spring 40 is disposed between the disc spring 84 and the piston 35. That is, the spring load of the disc spring 84 is transmitted to the piston 35 via the compression coil spring 40. The relationship between the stroke of the piston 35 and the spring load applied to the piston 35 is shown in FIG. The disc spring 84 is configured such that the amount of deflection in the stroke direction of the piston 35 is small, and the spring load is substantially constant even if the stroke position changes. In contrast, the compression coil spring 40 has a characteristic that the spring load increases as the compression load increases and the amount of deflection increases. In the fourth embodiment, since the deflection amount of the compression coil spring 40 does not change in the region S5 where the stroke position is outside, the spring load applied from the compression coil spring 40 to the piston 35 is substantially constant. Further, the deflection amount of the disc spring 84 changes in the region S5 where the stroke position is outside, but in this embodiment, the spring load is configured to be substantially constant over the entire stroke region of the disc spring 84. Yes. Therefore, the final spring load applied to the piston 35 is substantially constant. On the other hand, in the stroke region S4 inside the region S5, the spring load applied from the compression coil spring 40 to the piston 35 increases as the deflection amount of the compression coil spring 40 increases. In the region 4, the amount of deflection of the disc spring 84 increases, but the spring load of the disc spring 84 is substantially constant. Therefore, the final spring load in the region S4 increases as the stroke position becomes inward according to the increase characteristic of the spring load of the compression coil spring 40.

この実施例４においても、実施例１と同様の原理によりピストン３５が往復動し、かつ、実施例１と同様の原理により、インナーレース２５とアウターレース１８との間でトルクが伝達される。そして、実施例４においても、油圧室３１の油圧を制御することにより、インナーレース２５が軸線方向に動作して、ピストン３５のストローク領域の変更およびピストン３５のストローク位置が制御される。したがって、実施例４においても実施例１と同様の効果を得られる。また、実施例４においても、図５の制御例を実行可能である。ここで、実施例４の構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、圧縮コイルばね４０および皿ばね８４が、この発明の付勢機構に相当する。実施例４のその他の構成と、この発明との対応関係は、実施例１の構成と、この発明の構成との対応関係と同じである。   Also in the fourth embodiment, the piston 35 reciprocates on the same principle as in the first embodiment, and torque is transmitted between the inner race 25 and the outer race 18 on the same principle as in the first embodiment. Also in the fourth embodiment, by controlling the hydraulic pressure in the hydraulic chamber 31, the inner race 25 operates in the axial direction, and the change of the stroke area of the piston 35 and the stroke position of the piston 35 are controlled. Therefore, the same effects as in the first embodiment can be obtained in the fourth embodiment. Also in the fourth embodiment, the control example of FIG. 5 can be executed. Here, the correspondence relationship between the configuration of the fourth embodiment and the configuration of the present invention will be described. The compression coil spring 40 and the disc spring 84 correspond to the biasing mechanism of the present invention. The correspondence between the other configuration of the fourth embodiment and the present invention is the same as the correspondence between the configuration of the first embodiment and the configuration of the present invention.

なお、実施例１ないし４において、ストローク量とは、トルクを伝達する回転部材、例えば、インナーレース２５などの半径方向におけるピストン３５の動作量もしくは行程を意味するものであり、ピストン３５が上死点から下死点まで移動する間の距離、軸線Ａ１とピストン３５の高さ方向の中心との距離、底面３７とピストン３５の高さ方向の中心との距離などに基づいて、ストローク量を定義付けることも可能である。また、実施例１ないし４においては、インプットシャフトに油圧室が設けられ、この油圧室の油圧によりボス部がスリーブ側に向けて軸方向に押圧される構成となっているが、油圧室をスリーブ側に設け、その油圧室の油圧によりボス部がインプットシャフト側に向けて軸方向に押圧される構成にすることも可能である。この場合、ピストン部材を動作させる油圧室に接続される油路は、インプットシャフト側に設けることも可能である。さらに、カム面に、軸方向でスリーブに近づくほど内径が大きくなるようなテーパを施すことも可能である。さらに、コネクティングドラムに連結されたアウターレースにシリンダ室、油室、ピストン、転動体などを設け、インナーレースにカム面を設ける構成を採用することも可能である。さらに、図１および図６および図１０においては、カム面の凹部にテーパが施されているが、凸部にテーパを施すことにより、ピストンの動作量を変化させることも可能である。また、凹部および凸部の両方にテーパを施すことも可能である。   In the first to fourth embodiments, the stroke amount means an operation amount or stroke of the piston 35 in the radial direction of a rotating member that transmits torque, such as the inner race 25, and the piston 35 is dead dead. Define the stroke amount based on the distance from the point to the bottom dead center, the distance between the axis A1 and the center of the piston 35 in the height direction, the distance between the bottom surface 37 and the center of the piston 35 in the height direction, etc. It is also possible. In the first to fourth embodiments, the input shaft is provided with a hydraulic chamber, and the boss portion is pressed in the axial direction toward the sleeve by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber. It is also possible to provide a configuration in which the boss is pressed in the axial direction toward the input shaft by the hydraulic pressure of the hydraulic chamber. In this case, the oil passage connected to the hydraulic chamber for operating the piston member can be provided on the input shaft side. Furthermore, it is possible to taper the cam surface so that the inner diameter increases as it approaches the sleeve in the axial direction. Further, it is possible to adopt a configuration in which a cylinder chamber, an oil chamber, a piston, a rolling element, and the like are provided in the outer race connected to the connecting drum, and a cam surface is provided in the inner race. Further, in FIGS. 1, 6, and 10, the concave portion of the cam surface is tapered, but it is also possible to change the operation amount of the piston by tapering the convex portion. Moreover, it is also possible to taper both a recessed part and a convex part.

この実施例５は特に図示しないが、一方の回転部材に形成されたカム面が軸線方向に変位されており、そのカム面に接触して軸線方向に動作するピストンおよび転動体が、他方の回転部材に取り付けられている構成の動力伝達装置である。この実施例５では、軸線方向における凹部の谷底が、半径方向で異なる位置となるようにテーパが施される。そして、ピストンおよび転動体を他方の回転部材の半径方向に動作させることにより、ピストンおよび転動体の軸線方向におけるストローク量を制御することが可能である。さらに、ピストンに軸方向の荷重を与える金属材料の弾性部材を、実施例１ないし５と同様の構成および原理により構成すれば、ピストンの動作位置の変化量と、転動体に与えられるばね荷重の変化特性との関係が異なる複数のストローク領域を設定可能である。このように構成された実施例５においても、実施例１ないし実施例４と同様の効果を得られる。また、この実施例５においても、図５および図９の制御例を実行可能である。なお、このように構成された実施例５において、カム面を有する一方の部材を軸線方向に動作させることにより、動作部材の動作量を変更することも可能である。   Although this embodiment 5 is not particularly illustrated, the cam surface formed on one rotating member is displaced in the axial direction, and the piston and the rolling element that are in contact with the cam surface and operate in the axial direction are rotated on the other side. It is the power transmission device of the structure attached to the member. In the fifth embodiment, the valleys of the recesses in the axial direction are tapered so that they are at different positions in the radial direction. The stroke amount in the axial direction of the piston and the rolling element can be controlled by operating the piston and the rolling element in the radial direction of the other rotating member. Further, if an elastic member made of a metal material that applies an axial load to the piston is configured according to the same configuration and principle as in the first to fifth embodiments, the amount of change in the operating position of the piston and the spring load applied to the rolling element can be reduced. A plurality of stroke areas having different relationships with the change characteristics can be set. In the fifth embodiment configured as described above, the same effects as those of the first to fourth embodiments can be obtained. Also in the fifth embodiment, the control examples of FIGS. 5 and 9 can be executed. In the fifth embodiment configured as described above, it is also possible to change the operation amount of the operating member by operating one member having the cam surface in the axial direction.

この発明の動力伝達装置で用いられるオイルポンプの実施例１の構成を示す軸線方向の断面図である。It is sectional drawing of the axial direction which shows the structure of Example 1 of the oil pump used with the power transmission device of this invention. この発明の動力伝達装置を有する車両およびその制御系統を示す概念図である。It is a conceptual diagram which shows the vehicle which has the power transmission device of this invention, and its control system. 図１に示されたオイルポンプ半径方向における断面図である。It is sectional drawing in the oil pump radial direction shown by FIG. 図１に示されたオイルポンプのピストンストロークと、ばね荷重との関係の一例を示す特性線図である。It is a characteristic line figure which shows an example of the piston stroke of the oil pump shown by FIG. 1, and the relationship between a spring load. 図１に示されたオイルポンプで実行可能な制御例を示すフローチャートである。2 is a flowchart showing an example of control that can be executed by the oil pump shown in FIG. 1. この発明の動力伝達装置で用いられるオイルポンプの実施例２の構成を示す軸線方向の断面図である。It is sectional drawing of the axial direction which shows the structure of Example 2 of the oil pump used with the power transmission device of this invention. この発明の動力伝達装置で用いられるオイルポンプの実施例３の構成を示す軸線方向の断面図である。It is sectional drawing of the axial direction which shows the structure of Example 3 of the oil pump used with the power transmission device of this invention. 図７に示されたオイルポンプのピストンストロークと、ばね荷重との関係の一例を示す特性線図である。FIG. 8 is a characteristic diagram showing an example of the relationship between the piston stroke of the oil pump shown in FIG. 7 and the spring load. 図７に示されたオイルポンプで実行可能な制御例を示すフローチャートである。It is a flowchart which shows the example of control which can be performed with the oil pump shown by FIG. この発明の動力伝達装置で用いられるオイルポンプの実施例４の構成を示す軸線方向の断面図である。It is sectional drawing of the axial direction which shows the structure of Example 4 of the oil pump used with the power transmission device of this invention. 図１０に示されたオイルポンプのピストンストロークと、ばね荷重との関係の一例を示す特性線図である。It is a characteristic diagram which shows an example of the relationship between the piston stroke of the oil pump shown by FIG. 10, and a spring load.

符号の説明Explanation of symbols

１…車両、 ２…エンジン、 ６…オイルポンプ、 ８…無段変速機、 １１…車輪、 １８…アウターレース、 ２２…カム面、 ２５…インナーレース、 ３１…油圧室、 ３５…ピストン、 ３６…転動体、 ３９…油室、 ４０，４１，７３，７４…圧縮コイルばね、 ６５…電子制御装置、 ６８…吸入制御弁、 ６９…吐出制御弁、 ７０…圧力制御弁、 ８４…皿ばね。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Vehicle, 2 ... Engine, 6 ... Oil pump, 8 ... Continuously variable transmission, 11 ... Wheel, 18 ... Outer race, 22 ... Cam surface, 25 ... Inner race, 31 ... Hydraulic chamber, 35 ... Piston, 36 ... Rolling elements, 39: oil chamber, 40, 41, 73, 74 ... compression coil springs, 65 ... electronic control device, 68 ... suction control valve, 69 ... discharge control valve, 70 ... pressure control valve, 84 ... disc spring.

Claims (4)

相対回転可能に設けられた第１の回転部材および第２の回転部材と、いずれか一方の回転部材に設けられ、かつ、一方向に沿って変位されたカム面と、他方の回転部材に設けられ、かつ、前記カム面に接触して往復移動可能な動作部材と、この動作部材を前記カム面に向けて押し付ける付勢力を発生させる付勢機構と、前記動作部材の往復動作によりオイルが吸入・排出される油室と、この油室に吸入されるオイル量または油室から吐出されるオイル量の少なくとも一方を調整するオイル量調整機構とを有し、前記カム面と前記動作部材との係合力により、前記第１の回転部材と第２の回転部材との間で動力伝達がおこなわれる動力伝達装置において、
前記油室から吐出されるオイル量が所定範囲の量であるか否かを判断するとともに、前記油室から吐出されるオイル量が前記所定範囲の量でないことが判断された場合に、前記油室から吐出されるオイル量が前記所定範囲の量よりも少ないか、また、前記油室から吐出されるオイル量が前記所定範囲の量よりも多いかを判断する手段と、
前記手段によって前記油室から吐出されるオイル量が前記所定範囲の量でなく、かつ前記所定範囲の量よりも少ないことが判断された場合に、前記付勢機構が前記動作部材に与える付勢力を低下させて前記動作部材の往復動作量が増大するように前記他方の回転部材をその回転軸線方向に移動させ、これとは反対に、前記手段によって前記油室から吐出されるオイル量が前記所定範囲の量でなく、かつ前記所定範囲の量よりも多いことが判断された場合に、前記付勢機構が前記動作部材に与える付勢力を増大させて前記動作部材の往復動作量が低減するように前記他方の回転部材をその回転軸線方向に移動させる動作量制御手段とを有している
ことを特徴とする動力伝達装置。 The first rotating member and the second rotating member provided so as to be capable of relative rotation, the cam surface provided in one of the rotating members and displaced along one direction, and the other rotating member. are, and operative member reciprocally movable in contact with said cam surface, and a biasing mechanism for generating a biasing force that presses toward the operation member to the cam surface, the oil is the reciprocal operation of the operation member An oil chamber that is sucked and discharged, and an oil amount adjusting mechanism that adjusts at least one of an oil amount sucked into the oil chamber and an oil amount discharged from the oil chamber, the cam surface, the operating member, In the power transmission device in which power is transmitted between the first rotating member and the second rotating member by the engagement force of
When the amount of oil discharged from the front Symbol oil chamber with determining whether an amount of the predetermined range, it is determined the amount of oil discharged from the oil chamber is not the amount of the predetermined range, the Means for determining whether the amount of oil discharged from the oil chamber is smaller than the amount in the predetermined range, and whether the amount of oil discharged from the oil chamber is larger than the amount in the predetermined range;
The biasing force that the biasing mechanism applies to the operating member when it is determined that the amount of oil discharged from the oil chamber by the means is not the amount within the predetermined range and less than the amount within the predetermined range The other rotating member is moved in the direction of the rotation axis so that the reciprocating amount of the operating member is increased and the amount of oil discharged from the oil chamber by the means is When it is determined that the amount is not within the predetermined range and larger than the amount within the predetermined range, the urging force applied to the operation member by the urging mechanism is increased to reduce the amount of reciprocation of the operation member. the other rotary member power transmission device according to claim that you have and a operation amount control means for moving the rotation axis direction as. 前記他方の回転部材をその軸線方向に移動させるとともに、その移動した位置における前記動作部材の往復動作量を変更する動作量変更機構を更に有することを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。 Moves the previous SL other rotary member in the axial direction, according to claim 1, characterized in that it comprises a further operation amount change mechanism for changing the reciprocating operation amount before Symbol operation member in its moved position Power transmission device. 前記油室は、前記他の回転部材がその回転軸線方向に移動することに伴ってその容積が変化するように構成され、
前記付勢機構は、前記油室の内部に設けられ、かつ伸縮方向の長さが異なる複数のバネを備え、更に前記油室の容積変化に伴って前記付勢力を発生させる前記バネの数が増減するように構成されている
ことを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置。 The oil chamber is configured such that its volume changes as the other rotating member moves in the direction of its rotational axis.
The spring pre-Symbol biasing Organization is that provided inside the oil chamber, and the length of the expansion and contraction direction is provided with a plurality of different springs to generate the urging force further with the volume change of the oil chamber The power transmission device according to claim 1, wherein the power transmission device is configured to increase or decrease . 動力源から車輪に至る経路にベルト式無段変速機が設けられており、前記動力源から前記ベルト式無段変速機に至る経路、または前記ベルト式無段変速機から前記車輪に至る経路に、前記第１の回転部材および第２の回転部材が設けられていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれかに記載の動力伝達装置。   A belt type continuously variable transmission is provided in a path from the power source to the wheel, and a path from the power source to the belt type continuously variable transmission or a path from the belt type continuously variable transmission to the wheel. The power transmission device according to any one of claims 1 to 3, wherein the first rotating member and the second rotating member are provided.
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