JP6170012B2 - Toroidal continuously variable transmission - Google Patents
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Description
本発明は、入力ディスクおよび出力ディスク間に挟持されたパワーローラのスリップをダブルピストン式の油圧ローダが発生する押圧力により抑制するトロイダル型無段変速機に関する。 The present invention relates to a toroidal continuously variable transmission that suppresses slippage of a power roller held between an input disk and an output disk by a pressing force generated by a double piston hydraulic loader.
入力ディスクおよび出力ディスク間に挟持したパワーローラを傾転させることで変速比を無段階に変化させるトロイダル型無段変速機の油圧ローダが、第1油室および第1ピストンと、第2油室および第2ピストンとを備え、第1油室および第2油室に同じ油圧を供給することで入力ディスクを軸方向に押圧してパワーローラのスリップを抑制するものが、下記特許文献1により公知である。 A hydraulic loader of a toroidal-type continuously variable transmission that changes a gear ratio steplessly by tilting a power roller sandwiched between an input disk and an output disk includes a first oil chamber, a first piston, and a second oil chamber. Patent Document 1 below discloses that an input disk is pressed in the axial direction by supplying the same hydraulic pressure to the first oil chamber and the second oil chamber to suppress slippage of the power roller. It is.
ところで、油圧ローダで入力ディスクを軸方向に押圧したとき、入力ディスクが変形すると変速比の制御精度の低下等の種々の問題が発生するため、パワーローラのスリップを抑制しながら入力ディスクの変形を最小限に抑えることが望ましい。特に、油圧ローダが入力ディスクの背面の特定の位置を局所的に押圧するピストンと、入力ディスクの背面の広い領域を均等に押圧する油室とを備える場合には、それら二つの押圧手段を適切に使い分けないと入力ディスクの変形量を増加させてしまう可能性がある。 By the way, when the input disk is pressed in the axial direction by the hydraulic loader, if the input disk is deformed, various problems such as reduction in the control accuracy of the transmission ratio occur. It is desirable to keep it to a minimum. In particular, when the hydraulic loader includes a piston that locally presses a specific position on the back surface of the input disk and an oil chamber that uniformly presses a wide area on the back surface of the input disk, the two pressing means are appropriately used. Otherwise, the amount of deformation of the input disk may be increased.
そこで、第1ピストンは入力ディスクの径方向外端部を局所的に押圧するので変形させ易いが、第2油室の油圧は入力ディスクの背面の全域を均等に押圧するので変形させ難いことに着目し、第2油室だけに油圧を供給する第1制御状態と、第1油室および第2油室の両方に油圧を供給する第2制御状態とを切り換え、第2油室の油圧で優先的に入力ディスクを押圧し、第2油室の油圧だけでは不足する場合に第1ピストンで補助的に入力ディスクを押圧することで、パワーローラのスリップを抑制しながら入力ディスクの変形を最小限に抑えることが考えられる。 Therefore, the first piston is easily deformed because it locally presses the radially outer end of the input disk, but the oil pressure of the second oil chamber presses the entire area of the back surface of the input disk evenly and is difficult to deform. Attention is paid to switching between a first control state in which oil pressure is supplied only to the second oil chamber and a second control state in which oil pressure is supplied to both the first oil chamber and the second oil chamber. When the input disk is pressed preferentially and the oil pressure in the second oil chamber alone is insufficient, the input disk is pressed by the first piston to minimize the deformation of the input disk while suppressing the slippage of the power roller. It is conceivable to limit it to the limit.
しかしながら、このようなダブルピストン式の油圧ローダを採用すると、第1制御状態で第2油室だけに油圧を供給している間に第1油室の油圧が抜けてしまい、車両の急加速時等に第1制御状態から第2制御状態に移行して第1油室に油圧を供給したとき、第1油室の油圧が立ち上がるのが遅れて押圧力が不足し、パワーローラがスリップする可能性がある。 However, when such a double piston type hydraulic loader is employed, the hydraulic pressure in the first oil chamber is released while the hydraulic pressure is supplied only to the second oil chamber in the first control state, and the vehicle is suddenly accelerated. For example, when the hydraulic pressure is supplied to the first oil chamber by shifting from the first control state to the second control state, the hydraulic pressure in the first oil chamber is delayed and the pressing force is insufficient, and the power roller can slip. There is sex.
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、トロイダル型無段変速機のダブルピストン式の油圧ローダの押圧力を速やかに立ち上げることを目的とする。 The present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object thereof is to quickly raise the pressing force of a double piston hydraulic loader of a toroidal continuously variable transmission.
上記目的を達成するために、請求項1に記載された発明によれば、駆動源に接続された回転軸と、前記回転軸に相対回転不能に支持された入力ディスクと、前記回転軸に相対回転自在に支持された出力ディスクと、トラニオン軸まわりに傾転自在に支持されて前記入力ディスクおよび前記出力ディスク間に挟持されるパワーローラと、前記入力ディスクを前記出力ディスクに接近する方向に付勢する油圧ローダとを備え、前記油圧ローダは、前記回転軸に固定された第1シリンダハウジングと、前記第1シリンダハウジングの内周面に軸方向摺動自在に嵌合して前記入力ディスクの背面に突設した第2シリンダハウジングの軸方向端部に当接する第1ピストンと、前記回転軸に固定されて前記第2シリンダハウジングの内周面に軸方向摺動自在に嵌合する第2ピストンと、前記第1シリンダハウジングの側壁および前記第1ピストン間に区画された第1油室と、前記入力ディスクの背面および前記第2ピストン間に区画された第2油室と、前記第1油室および前記第2油室に供給する油圧を制御する油圧制御回路とを備えるトロイダル型無段変速機であって、前記油圧制御回路は、前記駆動源から前記回転軸に入力される入力トルクに基づいて、前記第2油室だけに制御油圧を供給する第1制御状態と、前記第1油室および前記第2油室の両方に制御油圧を供給する第2制御状態とを切り換え可能であり、前記第1制御状態において前記第1油室に制御油圧よりも低圧の潤滑油圧を供給することを特徴とするトロイダル型無段変速機が提案される。 In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, a rotary shaft connected to a drive source, an input disk supported so as not to rotate relative to the rotary shaft, and relative to the rotary shaft are provided. An output disk supported rotatably, a power roller supported tiltably around a trunnion shaft and sandwiched between the input disk and the output disk, and the input disk attached in a direction approaching the output disk A hydraulic loader that urges the input disk, and the hydraulic loader is fitted to an inner peripheral surface of the first cylinder housing so as to be slidable in the axial direction. A first piston abutting on an axial end of a second cylinder housing projecting on the back surface, and an axial sliding self-fixing on an inner peripheral surface of the second cylinder housing fixed to the rotating shaft. A second piston fitted between the side wall of the first cylinder housing and the first oil chamber defined between the first piston, a second oil defined between the rear surface of the input disk and the second piston. And a hydraulic control circuit that controls the hydraulic pressure supplied to the first oil chamber and the second oil chamber, wherein the hydraulic control circuit is connected to the rotary shaft from the drive source. And a second control for supplying the control oil pressure to both the first oil chamber and the second oil chamber based on the input torque input to the second oil chamber. A toroidal continuously variable transmission is proposed in which a lubricating oil pressure lower than a control oil pressure is supplied to the first oil chamber in the first control state.
また請求項2に記載された発明によれば、請求項1の構成に加えて、前記第1制御状態において入力トルクが所定値以上増加した場合に、前記第1制御状態から前記第2制御状態に移行することを特徴とするトロイダル型無段変速機が提案される。 According to the second aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect, when the input torque increases by a predetermined value or more in the first control state, the second control state is changed from the first control state. A toroidal-type continuously variable transmission characterized by shifting to is proposed.
また請求項3に記載された発明によれば、請求項1または請求項2の構成に加えて、前記第1油室に制御油圧を供給する第1油路と、前記第1油室に潤滑油圧を供給する第2油路と、前記第1油路および前記第2油路を前記第1油室に選択的に接続する切換弁とを備え、前記切換弁は初期状態において前記第2油路を前記第1油室に接続することを特徴とするトロイダル型無段変速機が提案される。 According to the third aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first or second aspect, the first oil passage for supplying the control oil pressure to the first oil chamber, and the first oil chamber are lubricated. A second oil passage for supplying hydraulic pressure; and a switching valve for selectively connecting the first oil passage and the second oil passage to the first oil chamber, wherein the switching valve is the second oil in an initial state. A toroidal continuously variable transmission is proposed in which a road is connected to the first oil chamber.
尚、実施の形態の入力軸18は本発明の回転軸に対応し、実施の形態のエンジンEは本発明の駆動源に対応する。
The
請求項1の構成によれば、トロイダル型無段変速機は、駆動源に接続された回転軸と、回転軸に相対回転不能に支持された入力ディスクと、回転軸に相対回転自在に支持された出力ディスクと、トラニオン軸まわりに傾転自在に支持されて入力ディスクおよび出力ディスク間に挟持されるパワーローラと、入力ディスクを出力ディスクに接近する方向に付勢する油圧ローダとを備える。油圧ローダは、回転軸に固定された第1シリンダハウジングと、第1シリンダハウジングの内周面に軸方向摺動自在に嵌合して入力ディスクの背面に突設した第2シリンダハウジングの軸方向端部に当接する第1ピストンと、回転軸に固定されて第2シリンダハウジングの内周面に軸方向摺動自在に嵌合する第2ピストンと、第1シリンダハウジングの側壁および第1ピストン間に区画された第1油室と、入力ディスクの背面および第2ピストン間に区画された第2油室と、第1油室および第2油室に供給する油圧を制御する油圧制御回路とを備えるので、第1油室に供給される油圧で第2シリンダハウジングに当接する第1ピストンを駆動して入力ディスクを軸方向に押圧するとともに、第2ピストンで区画された第2油室に供給される油圧で入力ディスクの背面を軸方向に押圧することで、入力ディスクおよび出力ディスク間にパワーローラを挟圧してスリップの発生を防止することができる。 According to the first aspect of the present invention, the toroidal continuously variable transmission is supported by the rotating shaft connected to the drive source, the input disk supported so as not to rotate relative to the rotating shaft, and supported by the rotating shaft so as to be relatively rotatable. An output disk, a power roller supported so as to be tiltable around the trunnion shaft and sandwiched between the input disk and the output disk, and a hydraulic loader for urging the input disk in a direction approaching the output disk. The hydraulic loader includes a first cylinder housing fixed to a rotating shaft, and an axial direction of a second cylinder housing that is fitted to the inner peripheral surface of the first cylinder housing so as to be slidable in the axial direction and protrudes from the back surface of the input disk. A first piston abutting on the end, a second piston fixed to the rotary shaft and fitted to the inner peripheral surface of the second cylinder housing so as to be axially slidable, and between the side wall of the first cylinder housing and the first piston A first oil chamber partitioned into a first oil chamber, a second oil chamber partitioned between the back surface of the input disk and the second piston, and a hydraulic control circuit for controlling the hydraulic pressure supplied to the first oil chamber and the second oil chamber. Since it is provided, the first piston that contacts the second cylinder housing is driven by the hydraulic pressure supplied to the first oil chamber to press the input disk in the axial direction, and is supplied to the second oil chamber defined by the second piston. Oil The back of the input disk by pressing in the axial direction, can be nipped power rollers between an input disk and output disk to prevent the occurrence of slip in.
第1ピストンは入力ディスクの径方向外端部(つまり第2シリンダハウジング)を局所的に押圧するので、入力ディスクを変形させ易いが、第2油室の油圧は入力ディスクの背面の全域を均等に押圧するので、入力ディスクの変形が小さくなる。そこで油圧制御回路により、第2油室だけに油圧を供給する第1制御状態と、第1油室および第2油室の両方に油圧を供給する第2制御状態とを切り換えるので、第2油室の油圧で優先的に入力ディスクを押圧し、第2油室の油圧だけでは不足する場合に第1ピストンで補助的に入力ディスクを押圧することで、パワーローラのスリップを抑制しながら入力ディスクの変形を最小限に抑え、変速比制御精度の向上、動力伝達効率の向上、入力ディスクおよび出力ディスクのトロイダル曲面のフレッティング防止、第1ピストンおよび第2ピストンの接触防止等の効果を得ることができる。 Since the first piston locally presses the radially outer end of the input disk (that is, the second cylinder housing), it is easy to deform the input disk, but the oil pressure in the second oil chamber is uniform over the entire back surface of the input disk. To reduce the deformation of the input disk. Therefore, the hydraulic control circuit switches between the first control state in which the hydraulic pressure is supplied only to the second oil chamber and the second control state in which the hydraulic pressure is supplied to both the first oil chamber and the second oil chamber. The input disc is preferentially pressed by the hydraulic pressure of the chamber, and when the hydraulic pressure of the second oil chamber alone is insufficient, the input disc is auxiliaryly pressed by the first piston, thereby suppressing the slip of the power roller and the input disc. To minimize the deformation of the shaft, improve the gear ratio control accuracy, improve the power transmission efficiency, prevent fretting of the toroidal curved surfaces of the input disk and output disk, and prevent the first piston and the second piston from contacting each other. Can do.
しかも油圧制御回路は、第1制御状態において第1油室に制御油圧よりも低圧の潤滑油圧を供給するので、第1制御状態において第1油室にエアが混入するのを防止し、第1制御状態から第2制御状態に移行して第1油室に制御油圧が供給されたときに、その制御油圧を速やかに立ち上げてパワーローラのスリップを確実に防止することができる。 In addition, since the hydraulic pressure control circuit supplies a lubricating hydraulic pressure lower than the control hydraulic pressure to the first oil chamber in the first control state, air is prevented from being mixed into the first oil chamber in the first control state. When the control oil pressure is supplied to the first oil chamber from the control state to the second control state, the control oil pressure can be quickly raised to reliably prevent the power roller from slipping.
また請求項2の構成によれば、第1制御状態において入力トルクが所定値以上に増加した場合に、第1制御状態から前記第2制御状態に移行するので、入力トルクが小さいときには第2油室だけに制御油圧を供給し、入力トルクが大きいときには第1油室および第2油室の両方に制御油圧を供給することで、必要最小限の油圧でパワーローラのスリップを防止することが可能となり、油圧供給源の負荷を低減することができる。 According to the second aspect of the present invention, when the input torque increases to a predetermined value or more in the first control state, the second control state is shifted from the first control state. By supplying the control oil pressure only to the chamber and supplying the control oil pressure to both the first oil chamber and the second oil chamber when the input torque is large, it is possible to prevent the power roller from slipping with the minimum required oil pressure. Thus, the load of the hydraulic supply source can be reduced.
また請求項3の構成によれば、第1油室に制御油圧を供給する第1油路と、第1油室に潤滑油圧を供給する第2油路と、第1油路および第2油路を第1油室に選択的に接続する切換弁とを備え、切換弁は初期状態において第2油路を第1油室に接続するので、電源が失陥したような場合に切換弁が初期状態になって第2油路から潤滑油圧が第1油室に供給され、失陥時に適した第1制御状態に自動的に移行させることができる。
According to the configuration of
以下、図1〜図8に基づいて本発明の実施の形態を説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS.
図1および図2に示すように、ハイブリッド車両用のトロイダル型無段変速機Tのミッションケース11は、第1ケース12と、第1ケース12に結合される第2ケース13と、第2ケース13に結合される第3ケース14とを備える。第1ケース12、第2ケース13および第3ケース14に跨がるように入力軸18が支持されており、第1ケース12内に延びる入力軸18の左端部は、ダンパー19およびジェネレータ20を介してエンジンEのクランクシャフト21に接続される。
As shown in FIGS. 1 and 2, a
入力軸18の右端部には、周知の構造を有するトロイダル変速機構22が設けられる。シングルキャビティ型のトロイダル変速機構22は、入力軸18に相対回転不能かつ軸方向摺動可能に支持された概略コーン状の入力ディスク23と、入力軸18に相対回転自在かつ軸方向摺動可能に支持されて入力ディスク23に対向する概略コーン状の出力ディスク24と、入力軸18を挟むように配置された一対のトラニオン(不図示)に一端を回転自在に支持された一対のクランク状のピボットシャフト25,25と、ピボットシャフト25,25の他端に回転自在に支持されて入力ディスク23および出力ディスク24に当接する一対のパワーローラ26,26と、油圧で入力ディスク23を出力ディスク24側に押圧してパワーローラ26,26のスリップを抑制する油圧ローダ27とを備える。
A
油圧で一対のトラニオンをトラニオン軸28,28に沿って相互に逆方向に駆動すると、パワーローラ26,26がトラニオン軸28,28まわりに一方向に傾転し、入力ディスク23との当接点が入力軸18に対して半径方向外側に移動するとともに、出力ディスク24との当接点が入力軸18に対して半径方向内側に移動するため、入力ディスク23の回転が増速して出力ディスク24に伝達され、トロイダル変速機構22の変速比が連続的に減少する。
When the pair of trunnions are driven in the opposite directions along the
一方、一対のトラニオンをトラニオン軸28,28に沿って前述とは逆方向に駆動すると、パワーローラ26,26がトラニオン軸28,28まわりに他方向に傾転し、入力ディスク23との当接点が入力軸18に対して半径方向内側に移動するとともに、出力ディスク24との当接点が入力軸18に対して半径方向外側に移動するため、入力ディスク23の回転が減速して出力ディスク24に伝達され、トロイダル変速機構22の変速比が連続的に増加する。
On the other hand, when the pair of trunnions are driven along the
入力軸18の外周に第1ギヤ32が相対回転自在に支持されており、第1ギヤ32はトロイダル変速機構22の出力ディスク24に湿式多板型の油圧クラッチ33を介して結合可能である。入力軸18にはドライブギヤ34が固設されており、ドライブギヤ34および第1ギヤ32間に2個のスラストベアリング35,36が配置される。
A
第1ケース12および第2ケース13には入力軸18と平行な出力軸37が支持されており、出力軸37には第1ギヤ32に噛合する第2ギヤ38と、ファイナルドライブギヤ39とが固設される。また第1ケース12および第2ケース13の内部にはディファレンシャルギヤDが配置されており、そのケーシングに固設したファイナルドリブンギヤ40がファイナルドライブギヤ39に噛合する。ディファレンシャルギヤDから一対の車軸41,41が第1ケース12および第2ケース13を貫通して左右に延出する。
An
更に、第1ケース12および第2ケース13の内部には第1オイルポンプ42が配置されており、入力軸18に固設したドライブギヤ34をポンプ軸に固設したドリブンギヤ43に噛合させることで、入力軸18の回転に連動して第1オイルポンプ42が駆動される。第1オイルポンプ42は、ミッションケース11の底部に貯留されたオイルを汲み上げて油圧クラッチ33や油圧ローダ27に作動油として供給するとともに、トロイダル変速機構22に潤滑油として供給する。
Further, a
第2ケース13の右側面には電気モータMが支持されており、モータ軸44に固設したモータ出力ギヤ45が出力軸37に固設した第2ギヤ38に噛合する。また第1ケース12および第2ケース13の内部に第2オイルポンプ46が配置されており、そのポンプ軸に固設したドリブンギヤ47がファイナルドリブンギヤ40に噛合する。ディファレンシャルギヤDにより駆動される第2オイルポンプ46は、エンジンEが停止した状態で車両が走行するとき、第1オイルポンプ42に代わってオイルを供給する。
An electric motor M is supported on the right side surface of the
図3に示すように、油圧ローダ27は、入力軸18に固定された第1シリンダハウジング51と、外周および内周をそれぞれ第1シリンダハウジング51の周壁51aの内周面および入力軸18の外周面に摺動自在に支持された第1ピストン52と、入力ディスク23から軸方向に突出して第1ピストン52に当接する第2シリンダハウジング23aと、外周面を第2シリンダハウジング23aの内周面に摺動自在に支持されて内周面を入力軸18に固定された第2ピストン53と、第1シリンダハウジング51の側壁51bおよび第1ピストン52間に区画された第1油室54と、入力ディスク23の背面および第2ピストン53間に区画された第2油室55とを備える。
As shown in FIG. 3, the
入力ディスク23の外周部は第1シリンダハウジング51の内周面に相対回転不能かつ軸方向摺動可能にスプライン嵌合56しており、これにより入力ディスク23は入力軸18に対して軸方向摺動可能な状態で、入力軸18と一体に回転する。油圧ローダ27で入力ディスク23をパワーローラ26,26に向けて押圧するとき、入力ディスク23がパワーローラ26,26から受ける反力荷重で径方向外端部が軸方向外側に広がろうとするのを、第1シリンダハウジング51および入力ディスク23のスプライン嵌合56により抑制することができる。
The outer peripheral portion of the
第1油室54に供給された油圧が第1ピストン52を第1シリンダハウジング51に対して図中左方向に駆動すると、第1ピストン52が第2シリンダハウジング23aの右端を押圧することで入力ディスク23を左向きに付勢し、かつ第2油室55に供給された油圧が第2ピストン53に対して入力ディスク23を左向きに付勢する。その結果、入力ディスク23および出力ディスク24間にパワーローラ26,26が挟圧され、入力ディスク23および出力ディスク24とパワーローラ26,26との間のスリップを抑制するローディング推力を発生させることができる。
When the hydraulic pressure supplied to the
このとき、トロイダル変速機構22の油圧ローダ27が入力ディスク23を図1において左向きに押圧する荷重は、パワーローラ26,26→出力ディスク24→油圧クラッチ33→スラストベアリング35の経路で、第2ケース13に固定された支持部材13aに伝達されて支持される。またトロイダル変速機構22の油圧ローダ27が入力軸18を図1において右向きに押圧する荷重は、ドライブギヤ34→スラストベアリング36の経路で前記支持部材13aに伝達されて支持される。
At this time, the load by which the
また第2油室55の油圧は入力ディスク23の背面全体を押圧するため、入力ディスク23の変形量は比較的に小さくなるのに対し、第1油室54の油圧で作動する第1ピストン52は入力ディスク23の径方向外端側に設けた第2シリンダハウジング23aの右端部だけを押圧するため、入力ディスク23の変形量は比較的に大きくなる。従って、入力ディスク23の変形を最小限に抑えて変速比制御精度の向上や動力伝達効率の向上を図るためには、第1油室54よりも第2油室55に油圧を加える方が望ましい。
Further, since the hydraulic pressure in the
そのために、第1、第2オイルポンプ42,46に接続された油圧制御回路57により、第1油室54および第2油室55に対する油圧供給が制御される。
For this purpose, the hydraulic pressure supply to the
図4に示すように、油圧制御回路57は、第1、第2オイルポンプ42,46から延びて第2油室55に接続する第1油路P1を備えており、第1油路P1には油圧ローダ用リニアソレノイドバルブ58が介装される。油圧ローダ用リニアソレノイドバルブ58の下流側の第1油路P1と、潤滑油圧が供給される第2油路P2とに切換弁59が接続されており、切換弁59の下流側は第3油路P3を介して第1油室54に接続される。ソレノイドバルブよりなる切換弁59は、消磁状態において第2油路P2を第3油路P3に接続して潤滑油圧を第1油室54に供給し、励磁状態において第1油路P1を第3油路P3に接続してロ−ディング油圧を第1油室54に供給する。
As shown in FIG. 4, the
次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。 Next, the operation of the embodiment of the present invention having the above configuration will be described.
本実施の形態の車両は走行用駆動源としてエンジンEおよび電気モータMを備えるもので、バッテリの残容量が充分である場合には、エンジンEを使用せずに電気モータMの駆動力で走行する。即ち、油圧クラッチ33を係合解除した状態で電気モータMを駆動すると、その駆動力がモータ出力ギヤ45→第2ギヤ38→ファイナルドライブギヤ39→ファイナルドリブンギヤ40→ディファレンシャルギヤDの経路で車軸41,41に伝達され、車両は電気モータMの回転方向に応じて前進走行あるいは後進走行する。
The vehicle according to the present embodiment includes an engine E and an electric motor M as a driving source for traveling. When the remaining capacity of the battery is sufficient, the vehicle travels with the driving force of the electric motor M without using the engine E. To do. That is, when the electric motor M is driven in a state where the hydraulic clutch 33 is disengaged, the driving force is the
バッテリの残容量が所定値以下になると、電気モータMによる走行からエンジンEによる走行に切り換わる。即ち、油圧クラッチ33を係合した状態でエンジンEを駆動すると、その駆動力が入力軸18→トロイダル変速機構22→油圧クラッチ33→第1ギヤ32→第2ギヤ38→ファイナルドライブギヤ39→ファイナルドリブンギヤ40→ディファレンシャルギヤDの経路で車軸41,41に伝達され、車両はエンジンEの駆動力で前進走行する。このとき、トロイダル変速機構22のトラニオンを駆動してパワーローラ26,26の傾転角を変更することで、その変速比を任意に変更することができる。
When the remaining capacity of the battery becomes a predetermined value or less, the traveling by the electric motor M is switched to the traveling by the engine E. That is, when the engine E is driven with the hydraulic clutch 33 engaged, the driving force thereof is the
また車両の発進時に電気モータMを駆動したり、登坂走行時にエンジンEおよび電気モータMの両方を駆動したりすることができ、その際に電気モータMを駆動する電力はエンジンEで電気モータMをジェネレータとして駆動することで得ることができる、
さて、本実施の形態の油圧ローダ27は、第1油室54および第1ピストン52によるローディング推力と、第2油室55および第2ピストン53によるローディング推力とを発生可能であるが、第1油室54および第1ピストン52によるローディング推力は、第1ピストン52が入力ディスク23の径方向外端に設けた第2シリンダハウジング23aを押圧することで発生するため、入力ディスク23は第2シリンダハウジング23aが設けられた径方向外端に集中的にローディング推力を受けることになり、そのローディング推力による入力ディスク23の変形が大きくなる懸念がある。
Further, the electric motor M can be driven when the vehicle starts, and both the engine E and the electric motor M can be driven when traveling uphill, and the electric power for driving the electric motor M at that time is the electric motor M by the engine E. Can be obtained by driving as a generator,
The
一方、第2油室55および第2ピストン53によるローディング推力は、第2油室55の油圧が入力ディスク23の背面を径方向の全域に亙って均等に押圧して発生するため、そのローディング推力による入力ディスク23の変形は比較的に小さく抑えられる。
On the other hand, the loading thrust by the
従って、本実施の形態では、第2油室55および第2ピストン53を優先的に使用して必要なローディング推力を発生させ、そのローディング推力では不足する場合に第1油室54および第1ピストン52を使用して不足分のローディング推力を発生させることで、入力ディスク23の変形を最小限に抑えるようになっている。
Therefore, in the present embodiment, the
即ち、エンジンEから入力軸18に入力される入力トルクが小さいときには、切換弁59が消磁して第1油路P1を第3油路P3から遮断した状態で、油圧ローダ用リニアソレノイドバルブ58で調圧されたローディング油圧が第1油路P1から油圧ローダ27の第2油室55だけに供給され、第1油室54には供給されなくなる。
That is, when the input torque input from the engine E to the
入力トルクが小さいときには、パワーローラ26,26のスリップを抑制するのに必要なローディング推力も小さくなるため、第2油室55にローディング油圧を供給するだけでパワーローラ26,26のスリップを充分に抑制することができる。このとき、仮に第1油室54だけにローディング油圧を供給してしまうと、入力ディスク23の径方向外側部分が出力ディスク24側に大きく撓んでしまい、変速比の制御精度が低下したり動力伝達効率が低下したりするが、このとき第2油室55だけにローディング油圧を供給して第1油室54へのローディング油圧の供給を遮断することで、入力ディスク23の変形を最小限に抑えることができる。
When the input torque is small, the loading thrust required to suppress the slipping of the
逆に、エンジンEから入力軸18に入力される入力トルクが大きいときには、切換弁59が励磁して第1油路P3を第3油路P3に接続することで、油圧ローダ用リニアソレノイドバルブ58で調圧されたローディング油圧が第1油路P1から油圧ローダ27の第2油室55および第1油室54の両方に供給される。
On the contrary, when the input torque input from the engine E to the
入力トルクが大きいときには、パワーローラ26,26のスリップを抑制するのに必要なローディング推力も大きくなるため、第2油室55および第1油室54の両方にローディング油圧を供給することで、大きなローディング推力を発生させてパワーローラ26,26のスリップを確実に抑制することができる。このとき、第2油室55および第1油室54に供給されたローディング油圧は入力ディスク23の径方向内側部分および径方向外側部分を均等に押圧するため、入力ディスク23の変形を最小限に抑えることができる。
When the input torque is large, the loading thrust required to suppress the slip of the
上記作用を図5のフローチャートに基づいて説明すると、先ずステップS1でエンジンEからトロイダル型無段変速機Tに入力される入力トルクを算出した後に、ステップS2でダブルピストンの状態あるいはシングルピストンの状態にそれぞれ対応するローディング油圧を算出する。ダブルピストンの状態のローディング油圧とは、第2油室55および第1油室54の両方に油圧を供給する場合に油圧ローダ用リニアソレノイドバルブ58が発生すべきローディング油圧であり、シングルピストンの状態のローディング油圧とは、第2油室55だけに油圧を供給する場合に油圧ローダ用リニアソレノイドバルブ58が発生すべきローディング油圧である。
The above operation will be described with reference to the flowchart of FIG. 5. First, in step S1, the input torque input from the engine E to the toroidal continuously variable transmission T is calculated, and then in step S2, a double piston state or a single piston state. The loading oil pressure corresponding to each is calculated. The loading hydraulic pressure in the state of the double piston is the loading hydraulic pressure that should be generated by the
続くステップS3でダブルピストンの状態およびシングルピストンの状態の切換中であれば、ステップS7で切換処理を続行し、切換中でなければ、ステップS4で入力トルクの大きさに基づいて切換判断を行う。即ち、ステップS5でローディング油圧が閾値を跨いで変化しなければ、ステップS6で現状のダブルピストンの状態あるいはシングルピストンの状態のローディング油圧を選択し、前記ステップS5でローディング油圧がシングル→ダブルの切換時の第1の閾値未満の状態から前記第1の閾値以上の状態に変化すれば、前記ステップS7でシングルピストンの状態のローディング油圧からダブルピストンの状態のローディング油圧への切り換えを実行する。逆に前記ステップS5で入力トルクがダブル→シングルの切換時の第2の閾値以上の状態から前記第2の閾値未満の状態に変化すれば、前記ステップS7でダブルピストンの状態のローディング油圧からシングルピストンの状態のローディング油圧への切り換えを実行する。 If the switching between the double piston state and the single piston state is in progress in step S3, the switching process is continued in step S7. If the switching is not in progress, switching determination is made in step S4 based on the magnitude of the input torque. . That is, if the loading oil pressure does not change across the threshold value in step S5, the current double piston state or single piston state loading oil pressure is selected in step S6, and the loading oil pressure is switched from single to double in step S5. If the state changes from a state less than the first threshold value to a state equal to or higher than the first threshold value, switching from the loading hydraulic pressure in the single piston state to the loading hydraulic pressure in the double piston state is executed in step S7. On the other hand, if the input torque changes from the state above the second threshold at the time of switching from double to single at the step S5 to a state below the second threshold at the step S5, the loading hydraulic pressure from the double piston state is changed to the single at the step S7. The piston state is switched to the loading hydraulic pressure.
そしてステップS8でローディング油圧を油圧ローダ用リニアソレノイドバルブ58の制御電流に変換し、ステップS9で前記制御電流で油圧ローダ用リニアソレノイドバルブ58を駆動することで、油圧ローダ27にローディング油圧を供給する。
In step S8, the loading hydraulic pressure is converted into a control current for the hydraulic loader
図6のタイムチャートには、図5のフローチャートによる制御の一例が示される。図6(A)はステップS1において算出されるトロイダル型無段変速機Tの入力トルクを示すもので、入力トルクが階段状に増加する場合が示される。図6(B)および図6(C)は、ステップ23において算出されるシングルピストンの状態およびダブルピストンの状態に対応する必要ローディング油圧の変化を示すもので、シングルピストンの状態の必要ローディング油圧はダブルピストンの状態の必要ローディング油圧よりも大きくなっている。図6(B)に示すように、運転者がアクセルペダルを急激に踏み込んだような場合にシングルピストンの状態の必要ローディング油圧の増加量が閾値以上になったとき(ステップS4参照)、図6(D)に示すように、シングルピストンの状態からダブルピストンの状態に切り換えられ(ステップS5参照)、図6(E)に示すように、ダブルピストンの状態の目標ローディング油圧が選択される(ステップS6およびステップS7参照)。
An example of control according to the flowchart of FIG. 5 is shown in the time chart of FIG. FIG. 6A shows the input torque of the toroidal type continuously variable transmission T calculated in step S1, and shows a case where the input torque increases stepwise. FIGS. 6B and 6C show changes in the required loading oil pressure corresponding to the single piston state and the double piston state calculated in
図7に示すように、シングルピストンの状態では、ローディング油圧の増加に対する伝達可能トルクの増加量が小さいのに対し、ダブルピストンの状態では、ローディング油圧の増加に対する伝達可能トルクの増加量が大きくなる。従って、伝達可能トルクをAからBに増加させるとき、シングルピストンの状態ではローディング油圧をp2からp3まで大きく増加させる必要があるのに対し、ダブルピストンの状態ではローディング油圧をp1からp2まで僅かに増加させるだけで済み、伝達可能トルクの応答性が高められる。 As shown in FIG. 7, in the single piston state, the increase in the transmittable torque with respect to the increase in the loading hydraulic pressure is small, whereas in the double piston state, the increase in the transmittable torque with respect to the increase in the loading hydraulic pressure is large. . Therefore, when the transmittable torque is increased from A to B, the loading hydraulic pressure needs to be increased greatly from p2 to p3 in the single piston state, whereas the loading hydraulic pressure is slightly increased from p1 to p2 in the double piston state. It is only necessary to increase it, and the response of the transmittable torque is improved.
以上のように、油圧ローダ27をダブルピストンの状態にすることで、伝達可能トルクの応答性を高めることが可能であるが、シングルピストンの状態にあるときに、ローディング油圧が供給されていない第1油室54のオイルが漏洩してエアが混入すると、ダブルピストンの状態に移行して第1油室54にローディング油圧が供給されたときに、混入したエアが排出されるまで第1油室54のローディング油圧の立ち上がりが遅れるために、伝達可能トルクの応答性が低下する可能性がある。
As described above, it is possible to improve the responsiveness of the transmittable torque by setting the
例えば、図8に示すように、ダブルピストンの状態で伝達可能トルクをAからBに増加させるとき、ローディング油圧をp1からp3に増加させる必要があるが、第1油室54にエアが混入していると、ローディング油圧が目標値p3よりも低いp2までしか増加せず、目標の伝達可能トルクの目標値Bが得られなくなる可能性がある。
For example, as shown in FIG. 8, when the transmittable torque is increased from A to B in the double piston state, it is necessary to increase the loading hydraulic pressure from p1 to p3. However, air enters the
しかしながら、本実施の形態によれば、シングルピストンの状態で、図4に示す切換弁59により油圧ローダ27の第1油室54に第2油路P2から潤滑油圧が供給されるため、第1油室54にエアが混入するのを防止して油圧ローダ27の応答性を確保することができる。潤滑油圧はローディング油圧よりも遥かに低いため、油圧ローダ27が発生するローディング推力には影響を及ぼさないが、エアの混入を防止するには充分である。
However, according to the present embodiment, the lubricating oil pressure is supplied from the second oil passage P2 to the
また電源が失陥したような場合に切換弁59がスプリングの弾発力で図4に示す初期状態になり、第2油路P2から潤滑油圧が油圧ローダ27の第1油室54に供給されてシングルピストンの状態になるので、失陥時に油圧ローダ27を自動的にシングルピストンの状態に移行させ、過剰なローディング推力が作用するのを防止することができる。
When the power supply fails, the switching
以上、トロイダル型無段変速機Tについて説明したが、ベルト式無段変速機であってプーリの側圧を発生させるための油圧ローダがダブルピストン式である場合には、本発明の技術を適用して無端ベルトのスリップを防止しながら過剰なローディング推力が発生するのを防止することができる。 The toroidal type continuously variable transmission T has been described above. However, when the hydraulic loader for generating the side pressure of the pulley is a double piston type in the belt type continuously variable transmission, the technique of the present invention is applied. Thus, it is possible to prevent an excessive loading thrust from being generated while preventing the endless belt from slipping.
以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。 The embodiments of the present invention have been described above, but various design changes can be made without departing from the scope of the present invention.
例えば、実施の形態のトロイダル変速機構22はシングルキャビティ型のものであるが、ダブルキャビティ型のものであっても良い。
For example, the
また本発明の駆動源は実施の形態のエンジンEに限定されず、電気モータ等の任意の駆動源であっても良い。 The drive source of the present invention is not limited to the engine E of the embodiment, and may be any drive source such as an electric motor.
18 入力軸(回転軸)
23 入力ディスク
23a 第2シリンダハウジング
24 出力ディスク
26 パワーローラ
27 油圧ローダ
28 トラニオン軸
51 第1シリンダハウジング
51b 側壁
52 第1ピストン
53 第2ピストン
54 第1油室
55 第2油室
57 油圧制御回路
59 切換弁
P1 第1油路
P2 第2油路
E エンジン(駆動源)
18 Input shaft (rotary shaft)
23
Claims (3)
前記油圧ローダ(27)は、前記回転軸(18)に固定された第1シリンダハウジング(51)と、前記第1シリンダハウジング(51)の内周面に軸方向摺動自在に嵌合して前記入力ディスク(23)の背面に突設した第2シリンダハウジング(23a)の軸方向端部に当接する第1ピストン(52)と、前記回転軸(18)に固定されて前記第2シリンダハウジング(23a)の内周面に軸方向摺動自在に嵌合する第2ピストン(53)と、前記第1シリンダハウジング(51)の側壁(51b)および前記第1ピストン(52)間に区画された第1油室(54)と、前記入力ディスク(23)の背面および前記第2ピストン(53)間に区画された第2油室(55)と、前記第1油室(54)および前記第2油室(55)に供給する油圧を制御する油圧制御回路(57)とを備えるトロイダル型無段変速機であって、
前記油圧制御回路(57)は、前記駆動源(E)から前記回転軸(18)に入力される入力トルクに基づいて、前記第2油室(55)だけに制御油圧を供給する第1制御状態と、前記第1油室(54)および前記第2油室(55)の両方に制御油圧を供給する第2制御状態とを切り換え可能であり、前記第1制御状態において前記第1油室(54)に制御油圧よりも低圧の潤滑油圧を供給することを特徴とするトロイダル型無段変速機。 A rotary shaft (18) connected to a drive source (E), an input disk (23) supported so as not to rotate relative to the rotary shaft (18), and a rotary shaft supported by the rotary shaft (18). An output disk (24), a power roller (26) supported in a tiltable manner around the trunnion shaft (28) and sandwiched between the input disk (23) and the output disk (24), and the input disk A hydraulic loader (27) for urging (23) in a direction approaching the output disk (24);
The hydraulic loader (27) is fitted to a first cylinder housing (51) fixed to the rotating shaft (18) and an inner peripheral surface of the first cylinder housing (51) so as to be axially slidable. A first piston (52) that abuts on an axial end of a second cylinder housing (23a) projecting from the back surface of the input disk (23), and a second piston housing fixed to the rotating shaft (18). A second piston (53) fitted to the inner peripheral surface of (23a) so as to be axially slidable, and defined between a side wall (51b) of the first cylinder housing (51) and the first piston (52). A first oil chamber (54), a second oil chamber (55) defined between the back surface of the input disk (23) and the second piston (53), the first oil chamber (54) and the Oil supplied to the second oil chamber (55) A toroidal type continuously variable transmission and a hydraulic control circuit (57) for controlling,
The hydraulic control circuit (57) is a first control that supplies a control hydraulic pressure only to the second oil chamber (55) based on an input torque input from the drive source (E) to the rotary shaft (18). And a second control state in which a control hydraulic pressure is supplied to both the first oil chamber (54) and the second oil chamber (55) can be switched, and the first oil chamber in the first control state can be switched. A toroidal continuously variable transmission characterized in that a lubricating oil pressure lower than the control oil pressure is supplied to (54).
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