JPH0786383B2 - Continuously variable transmission - Google Patents
Continuously variable transmissionInfo
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- JPH0786383B2 JPH0786383B2 JP59077680A JP7768084A JPH0786383B2 JP H0786383 B2 JPH0786383 B2 JP H0786383B2 JP 59077680 A JP59077680 A JP 59077680A JP 7768084 A JP7768084 A JP 7768084A JP H0786383 B2 JPH0786383 B2 JP H0786383B2
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16H63/00—Control outputs from the control unit to change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion or to other devices than the final output mechanism
- F16H63/02—Final output mechanisms therefor; Actuating means for the final output mechanisms
- F16H63/04—Final output mechanisms therefor; Actuating means for the final output mechanisms a single final output mechanism being moved by a single final actuating mechanism
- F16H63/06—Final output mechanisms therefor; Actuating means for the final output mechanisms a single final output mechanism being moved by a single final actuating mechanism the final output mechanism having an indefinite number of positions
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は主として自動車、オートバイ等の車輌に適用さ
れる無段変速機構に関するものである。TECHNICAL FIELD The present invention relates to a continuously variable transmission mechanism mainly applied to vehicles such as automobiles and motorcycles.
この種の変速機は内面がテーパー状をなす一対の相対す
る円盤よりなるプーリーの一対と、該一対のプーリーに
懸架される無端ベルトよりなり、該一対のプーリーの各
々において、一方の円盤が軸方向に摺動可能とされた可
動円盤とし、他方の円盤は軸に固定された固定円盤とす
ることによって相互の円盤間隔を調節可能にし、一方の
プーリーの可動円盤と固定円盤との間隔を変化させるこ
とによって該円盤の内面のテーパー形状によるくさび効
果によって無端ベルトを上昇もしくは下降せしめて該プ
ーリーの有効半径を調節し、もって該プーリーに無端ベ
ルトを介して連絡する他方のプーリーの可動円盤固定円
盤との間隔も変化させて一方のプーリーと他方のプーリ
ーとの回転速度比（変速比）を無段調節するものであ
る。This type of transmission is composed of a pair of pulleys made of a pair of opposed discs having tapered inner surfaces, and an endless belt suspended on the pair of pulleys. In each of the pair of pulleys, one disc is a shaft. The movable disk is slidable in one direction, and the other disk is a fixed disk that is fixed to the shaft so that the mutual disk spacing can be adjusted, and the distance between the movable disk and the fixed disk of one pulley can be changed. By moving the endless belt up or down by the wedge effect due to the taper shape of the inner surface of the disk to adjust the effective radius of the pulley, and thus the movable disk fixed disk of the other pulley that communicates with the pulley via the endless belt. By changing the interval between and, the rotation speed ratio (gear ratio) between one pulley and the other pulley is continuously adjusted.
この種の変速機構にあっては、変速時に最良の燃料効率
および変速性能を得るために変速状況に応じて変速比を
適正なものにすることが望まれる。そのためには変速時
のアクセル開度、車速等の変速状況を検出し、その値に
応じてプーリーの可動円盤を軸方向に移動せしめ、円盤
相互の間隔を所定のものに調節しなければならない。従
来の変速機構にあってはプーリーの可動円盤の軸方向の
移動は油圧によるかもしくは遠心力によっていた。In this type of speed change mechanism, it is desired that the speed change ratio be appropriate in accordance with the speed change situation in order to obtain the best fuel efficiency and speed change performance during speed change. For that purpose, it is necessary to detect a gear shift situation such as an accelerator opening degree and a vehicle speed at the time of gear shift, and move the movable discs of the pulleys in the axial direction according to the detected values to adjust the distance between the discs to a predetermined value. In the conventional speed change mechanism, the axial movement of the movable disk of the pulley is hydraulically or centrifugally.
しかし油圧によれば油圧ポンプ、調圧バルブ等の油圧制
御機構等を要して構造が複雑かつ高価になり、また油漏
洩による動作不全が生ずるおそれもあり、遠心力によれ
ば遠心力の微細調節は非常に困難でしかも一定の遠心力
を発生させることもまた非常に困難で動作で粗でかつ不
安定になる。However, hydraulic pressure requires a hydraulic control mechanism such as a hydraulic pump and pressure regulating valve, which makes the structure complicated and expensive, and may cause malfunction due to oil leakage. It is very difficult to adjust and it is also very difficult to generate a constant centrifugal force, which is rough and unstable in operation.
本発明は上記従来の欠点を解消して簡単な構造でかつ微
細調節容易で変速時に制御し易い無段変速機構を提供す
ることを目的とし、内面がテーパー状をなす円盤（１）
A,（１）B,（13）A,（13）Ｂの一対を相対せしめ、一方
の円盤（１）B,（13）Ｂを固定円盤として回転軸
（３），（14）に固定し、他方の円盤（１）A,（13）Ａ
を可動円盤として該固定軸（３），（14）に摺動可能に
取付けたプーリー（１）（13）の一対に無端ベルト（2
2）を懸架し、一方のプーリー（１）において可動円盤
（１）Ａの外側には該プーリー（１）の回転軸（３）と
共軸でありかつ回転を固定されている送りねじ軸（７）
に螺着されている推進板（８）が当接し、他方のプーリ
ー（13）において可動円盤（13）Ａはスプリング（21）
によって他方の固定円盤（13）Ｂ側へ付勢されており、
該推進板（８）は運転状況に応じて制御されている駆動
源（12）によって正逆回転せしめられ、該推進板（８）
は正逆回転することによって前進もしくは後退し、該推
進板（８）が前進する時は一方のプーリー（１）の可動
円盤（１）Ａを押して固定円盤（１）Ｂとの間隔が縮小
され、他方のプーリー（13）の可動円盤（13）Ａは無端
ベルト（22）を介して固定円盤（13）Ｂとの間隔が拡大
される方向に摺動し、該推進板（８）が後退する時は他
方のプーリー（13）の可動円盤（13）Ａはスプリング
（21）によって押されて固定円盤（13）Ｂとの間隔が縮
小され、一方のプーリー（１）の可動円盤（１）Ａは無
端ベルト（22）を介して固定円盤（１）Ｂとの間隔が拡
大される方向に摺動する無段変速機構を骨子とするもの
である。It is an object of the present invention to solve the above-mentioned conventional drawbacks and to provide a continuously variable transmission mechanism having a simple structure, easy fine adjustment, and easy to control at the time of shifting, and a disk (1) having a tapered inner surface.
A pair of A, (1) B, (13) A, (13) B are made to face each other, and one disk (1) B, (13) B is fixed as a fixed disk to the rotary shafts (3), (14). , The other disc (1) A, (13) A
As a movable disk, a pair of pulleys (1) and (13) slidably attached to the fixed shafts (3) and (14) is connected to an endless belt (2
2) is suspended, and on one pulley (1), on the outer side of the movable disk (1) A, a feed screw shaft (axis) which is coaxial with the rotation shaft (3) of the pulley (1) and whose rotation is fixed ( 7)
The propulsion plate (8) screwed to the abutment contacts the movable disc (13) A of the other pulley (13) of the spring (21).
Is urged toward the other fixed disk (13) B by
The propulsion plate (8) is rotated in the forward and reverse directions by a drive source (12) which is controlled according to operating conditions, and the propulsion plate (8) is rotated.
Moves forward or backward by rotating in the normal or reverse direction, and when the propulsion plate (8) moves forward, the movable disk (1) A of one pulley (1) is pushed to reduce the distance from the fixed disk (1) B. , The movable disc (13) A of the other pulley (13) slides in a direction in which the distance from the fixed disc (13) B is increased via the endless belt (22), and the propulsion plate (8) retracts. When doing, the movable disc (13) A of the other pulley (13) is pushed by the spring (21) to reduce the distance from the fixed disc (13) B, and the movable disc (1) of the one pulley (1) A is a skeleton of a continuously variable transmission mechanism that slides in a direction in which the distance from the fixed disk (1) B is increased via the endless belt (22).
本発明は上記骨子を有するから、変速状況に応じて送り
ねじ軸（７）上の推進板（８）を駆動源（12）によって
正駆動回転させて該推進板（８）を一方のプーリー
（１）の回転軸（３）に沿って前進させれば一方のプー
リーの可動円盤（１）Ａが該推進板（８）に押されて回
転軸（３）に沿って前進して固定円盤（１）Ｂとの間隔
を縮小せられ、他方のプーリー（13）の可動円盤（13）
Ａはベルト（22）に引張られて後退して固定円盤（13）
Ｂとの間隔が拡大せられ、また該推進板（８）を駆動源
（12）によって逆駆動回転さて該推進板（８）を一方の
プーリー（１）の回転軸（３）に沿って後退させれば、
他方のプーリー（13）の可動円盤（13）Ａはスプリング
（21）によって押されて固定円盤（13）Ｂとの間隔を縮
小せられ、一方のプーリー（１）の可動円盤（１）Ａは
ベルト（22）に引張られることによって後退して固定円
盤（１）Ｂとの間隔を拡大せられ、もって各プーリー
（１），（13）の円盤（１）A,（１）B,（13）A,（13）
Ｂ相互の間隔を微細かつ安定に調節して適正な変速比を
得ることが出来る。そして推進板（８）の送りねじ軸
（７）に対する回転抵抗は小さくても大きな推進力が得
られ、かつ一方のプーリー（１）の可動円盤（１）Ａの
後退には他方のプーリー（13）のスプリング（21）の付
勢力を利用出来るから、プーリー（１），（13）の円盤
（１）A,（１）B,（13）A,（13）Ｂ相互の間隔調節に要
する動力も少なくてすむ。更に本発明の構造は極めて簡
単であり、かつプーリーの摺動機構は機械的なものであ
るから安価に提供出来、かつメンテナンスも容易で信頼
度も高いものである。Since the present invention has the above-mentioned skeleton, the propulsion plate (8) on the feed screw shaft (7) is positively driven and rotated by the drive source (12) in accordance with the speed change condition so that the propulsion plate (8) is rotated by one pulley ( If the movable disk (1) A of one pulley is pushed by the propulsion plate (8) by advancing along the rotating shaft (3) of (1), it moves forward along the rotating shaft (3) and moves toward the fixed disk (3). 1) The movable disc (13) of the other pulley (13) whose distance from B is reduced.
A is pulled back by the belt (22) and retracts to the fixed disk (13).
The distance from B is enlarged, and the driving plate (8) is reversely driven and rotated by the drive source (12) to retract the driving plate (8) along the rotation axis (3) of one pulley (1). If you let
The movable disc (13) A of the other pulley (13) is pressed by the spring (21) to reduce the distance from the fixed disc (13) B, and the movable disc (1) A of the one pulley (1) is By pulling on the belt (22), it retreats and expands the gap with the fixed disc (1) B, so that the discs (1) A, (1) B, (13) of the pulleys (1), (13) ) A, (13)
It is possible to obtain a proper gear ratio by finely and stably adjusting the interval between Bs. A large propulsive force can be obtained even if the rotation resistance of the propulsion plate (8) with respect to the feed screw shaft (7) is small, and the other pulley (13) is used to retract the movable disk (1) A of the one pulley (1). Since the urging force of the spring (21) of () can be used, the power required to adjust the mutual spacing between the disks (1) A, (1) B, (13) A, (13) B of the pulleys (1) and (13). It also requires less. Furthermore, the structure of the present invention is extremely simple, and since the pulley sliding mechanism is mechanical, it can be provided at low cost, and maintenance is easy and reliability is high.
更に変速状況を検出してからそれによって円盤（１）A,
（１）B,（13）A,（13）Ｂ相互の間隔を調節して適正な
変速比を得るまでには若干のタイムラグが存在するが、
上記無段変速機構SLに電磁クラッチＣを接続し、無段変
速機構SLが適正な変速比に達するまでの間は該電磁クラ
ッチＣを変速状況に応じて制御することにすれば実際の
変速比を迅速に適性値に調節することが出来る。Further, after detecting the shift condition, the disc (1) A,
(1) There is a slight time lag between adjusting the intervals between (B), (13) A, and (13) B to obtain an appropriate gear ratio,
If the electromagnetic clutch C is connected to the continuously variable transmission mechanism SL and the electromagnetic clutch C is controlled according to the gear change condition until the continuously variable transmission mechanism SL reaches an appropriate gear ratio, the actual gear ratio is changed. Can be quickly adjusted to an appropriate value.
本発明を第１図、第２図および第３図に示す一実施例に
よって説明すれば、無段変速機構SLにおいてプーリー
（１）は内面がテーパー状をなす一対の相対する円盤
（１）A,（１）Ｂよりなり、円盤（１）Ｂは回転軸
（３）に固定された固定円盤であり、円盤（１）Ａの筒
状回転軸（２）には円盤（１）Ｂの回転軸（３）に固着
された回転ローラー（６）が内挿されており、回転軸
（２）には第２図に示すように数本のローラー溝（４）
が形成されており、該ローラー（６）が介在し、かくし
て回転軸（２）はローラー溝（４）およびローラー
（６）を介して回転軸（３）と同期回転しかつ回転軸
（３）に対して摺動可能であり、したがって円盤（１）
Ａは回転軸（３）に沿って摺動可能な可動円盤である。
円盤（１）Ａの外側において筒状回転軸（２）の端面に
は推進板（８）に内挿された回転自在の軸受（５）が当
接しており、該推進板（８）はボルト（23）により図示
しない無段変速機構の機枠に固定されプーリー（１）の
回転軸（２）と共軸である送りねじ軸（７）に螺着され
る。推進板（８）の周りには歯車（９）が嵌着されてお
り、該歯車（９）は歯車（10）を介して電動機（12）の
駆動軸（12）Ａに取付けられている歯車（11）に連絡す
る。The present invention will be described with reference to an embodiment shown in FIGS. 1, 2 and 3. In the continuously variable transmission SL, the pulley (1) has a pair of opposed discs (1) A having inner tapered surfaces. , (1) B, the disk (1) B is a fixed disk fixed to the rotating shaft (3), and the cylindrical rotating shaft (2) of the disk (1) A rotates the disk (1) B. The rotary roller (6) fixed to the shaft (3) is inserted, and the rotary shaft (2) has several roller grooves (4) as shown in FIG.
The roller (6) is interposed, and thus the rotating shaft (2) rotates synchronously with the rotating shaft (3) via the roller groove (4) and the roller (6) and the rotating shaft (3). Slidable with respect to the disc (1)
A is a movable disk that can slide along the rotation axis (3).
A rotatable bearing (5) inserted in a propulsion plate (8) is in contact with the end surface of the cylindrical rotary shaft (2) outside the disk (1) A, and the propulsion plate (8) is bolted. It is fixed to a machine frame of a continuously variable transmission mechanism (not shown) by (23) and is screwed to a feed screw shaft (7) which is coaxial with the rotary shaft (2) of the pulley (1). A gear (9) is fitted around the propulsion plate (8), and the gear (9) is attached to the drive shaft (12) A of the electric motor (12) via the gear (10). Contact (11).
一方プーリー（13）も同様に内面がテーパー状をなす一
対の相対する円盤（13）A,（13）Ｂよりなり、円盤（1
3）Ｂは筒状回転軸（15）に固定された固定円盤であ
り、円盤（13）Ａは円盤（13）Ｂの筒状回転軸（15）に
摺動可能に取付けられた可動円盤であり、該円盤（13）
Ａには袋状の円筒（19）が取付けられ、該円筒（19）の
回転軸（14）は円盤（13）Ｂの回転軸（15）に内挿され
る。そして回転軸（14）と回転軸（15）には第３図に示
すボール溝（16），（17）が夫々形成されており、該ボ
ール溝（16），（17）にはボール（18）が介在し、かく
して回転軸（14），（15）はボール溝（16），（17）、
ボール（18）を介して同期回転しかつ相互摺動可能であ
る。更に回転軸（14）の端部には座盤（20）が取付けら
れ、座盤（20）と円盤（13）Ａとの間にはスプリング
（21）が介在して円盤（13）Ａを円盤（13）Ｂ方向に付
勢している。そしてプーリー（１）とプーリー（13）と
の間にベルト（22）を懸架される。On the other hand, the pulley (13) is also composed of a pair of opposing discs (13) A, (13) B whose inner surfaces are similarly tapered, and the disc (1
3) B is a fixed disk fixed to the cylindrical rotating shaft (15), and disk (13) A is a movable disk slidably attached to the cylindrical rotating shaft (15) of the disk (13) B. Yes, the disk (13)
A bag-shaped cylinder (19) is attached to A, and the rotation shaft (14) of the cylinder (19) is inserted into the rotation shaft (15) of the disk (13) B. Ball shafts (16) and (17) shown in FIG. 3 are formed in the rotary shaft (14) and the rotary shaft (15), respectively, and the ball (18) is formed in the ball grooves (16) and (17). ), And thus the rotary shafts (14), (15) are connected to the ball grooves (16), (17),
The balls (18) can rotate synchronously and slide with each other. Further, a seat plate (20) is attached to the end of the rotary shaft (14), and a spring (21) is interposed between the seat plate (20) and the disk (13) A to mount the disk (13) A. The disk (13) is biased in the B direction. Then, a belt (22) is suspended between the pulley (1) and the pulley (13).
上記構成の無段変速機構SLには更に電磁クラッチＣが接
続される。電磁クラッチＣにおいてはクランクシャフト
（24）の端部にはドライブプレート（25）を介してドラ
イブメンバー（26）が取付けられ、該ドライブメンバー
（26）にはコイル（27）が内設され、更に内部にはギャ
ップ（28）を介してドリブンメンバー（29）が収納され
ている。そして該ギャップ（28）に隣接してパウダ室
（30）が形成され、該パウダ室（30）には磁性体の粉末
が充填されている。An electromagnetic clutch C is further connected to the continuously variable transmission SL having the above structure. In the electromagnetic clutch C, a drive member (26) is attached to an end of a crankshaft (24) via a drive plate (25), and a coil (27) is internally provided in the drive member (26). The driven member (29) is housed inside via the gap (28). A powder chamber (30) is formed adjacent to the gap (28), and the powder chamber (30) is filled with magnetic powder.
該ドライブメンバー（26）には更に蓋体（31）が取付け
られており、該蓋体（31）の筒状の端部にはスリッピン
グ（32）が外嵌されており、該スプリング（32）とコイ
ル（27）とは図示しないリード線によって接続されてい
る。更に該スリッピング（32）にはホルダ（33）によっ
て保持されるブラシ（34）が接触し、該ブラシ（34）に
よって制御電流が供給される。無段変速機構SLの回転軸
（３）の端部は上記電磁クラッチＣのドリブンメンバー
（29）に連結し、回転軸（３）とクランクシャフト（2
4）とは当然共軸にされている。A lid (31) is further attached to the drive member (26), a slipping (32) is externally fitted to a cylindrical end of the lid (31), and the spring (32) is attached. ) And the coil (27) are connected by a lead wire (not shown). Further, a brush (34) held by a holder (33) comes into contact with the slipping (32), and a control current is supplied by the brush (34). The end of the rotary shaft (3) of the continuously variable transmission SL is connected to the driven member (29) of the electromagnetic clutch C, and the rotary shaft (3) and the crankshaft (2) are connected.
4) and of course are coaxial.
上記構成においてはエンジン回転数に応じた電流がブラ
シ（34）、スリッピング（32）を介してコイル（27）に
流れると、遠心力によってドライブメンバー（26）の内
周面側に寄せられていたパウダ室（30）内の磁性体粉は
コイル（27）の磁力によってギャップ（28）内に磁気吸
引され、かくしてドライブメンバー（26）とドリブンメ
ンバー（29）とは磁性体粉を介して接続され、クランク
シャフト（24）の回転は回転軸（３）に伝達される。か
くして回転軸（３）は回転し、該回転にともなって円盤
（１）Ｂが回転すれば前記したように円盤（１）Ａも同
期回転し、かくして一方のプーリー（１）は回転するが
この回転力はベルト（22）を介して他方のプーリー（1
3）に伝達され、他方のプーリー（13）においては円盤
（13）Ａと円盤（13）Ｂとが前記したように同期回転す
ることにより他方のプーリー（13）が回転し、この回転
力は被駆動軸である回転軸（14）に伝達される。In the above structure, when a current according to the engine speed flows through the brush (34) and the slipping (32) to the coil (27), it is attracted to the inner peripheral surface side of the drive member (26) by centrifugal force. The magnetic powder in the powder chamber (30) is magnetically attracted into the gap (28) by the magnetic force of the coil (27), thus connecting the drive member (26) and the driven member (29) via the magnetic powder. The rotation of the crankshaft (24) is transmitted to the rotating shaft (3). Thus, the rotary shaft (3) rotates, and if the disk (1) B rotates with the rotation, the disk (1) A also rotates synchronously as described above, and thus one pulley (1) rotates, but The rotational force is transmitted via the belt (22) to the other pulley (1
3), and in the other pulley (13), the disk (13) A and the disk (13) B rotate synchronously as described above, so that the other pulley (13) rotates, and this rotational force is It is transmitted to the rotating shaft (14) which is a driven shaft.
このようにして回転力は回転軸（３）から一方のプーリ
ー（１）、ベルト（22）、他方のプーリー（13）を介し
て回転軸（14）に伝達されるが、この際変速状況に応じ
て電動機（12）を駆動して歯車（11）、歯車（10）を介
して歯車（９）を回転させれば該歯車（９）とともに推
進板（８）が回転する。送りねじ軸（７）に螺着されて
いる該推進板（８）は該電動機（12）の正逆回転によっ
て前進もしくは後退する。そして該推進板（８）が前進
の場合には回転軸（２）を介して一方のプーリー（１）
の円盤（１）Ａを第４図に示すように点線位置から実線
位置に、即ち円盤（１）Ｂ側に押してその結果円盤
（１）A,円盤（１）Ｂの間隔（プーリー開度）は小さく
なりベルト（22）は円盤（１）A,円盤（１）Ｂの内面の
テーパー形状によるくさび効果によって点線位置から実
線位置に上昇する。そして他方のプーリー（13）におい
てはベルト（22）の上昇にともないスプリング（21）の
弾力に抗して円盤（13）Ａが内面のテーパー形状による
くさび効果によってベルト（22）に押されて点線位置か
ら実線位置に、即ち円盤（13）Ｂ反対側に摺動してその
結果円盤（13）A,円盤（13）Ｂの間隔（プーリー開度）
は大きくなる。かくして一方のプーリー（１）の有効半
径は大きくなり、他方のプーリー（13）の有効半径は小
さくなり、プーリー（１）とプーリー（13）の回転速度
比、即ち回転軸（３）と回転軸（14）の回転速度比は点
線位置の場合より実線位置の場合の方が大きくなり速度
比は小さくなる。その逆に推進板（８）の後退の場合に
は推進板（８）の推力が回転軸（２）を介して円盤
（１）Ａに及ばなくなり、かくしてプーリー（13）にお
いて円盤（13）Ａがスプリング（21）に押されて実線位
置から点線位置に戻り、ベルト（22）は円盤（13）A,
（13）Ｂの内面のテーパー形状によるくさび効果によっ
て実線位置から点線位置に下降し、一方のプーリー
（１）においてはベルト（22）の下降にともない円盤
（１）Ａが内面のテーパー形状によるくさび効果によっ
てベルト（22）に押されて実線位置から点線位置に戻
る。かくして一方のプーリー（１）の有効半径は小さく
なり、他方のプーリー（13）の有効半径は大きくなり、
プーリー（１）とプーリー（13）の回転速度比、即ち回
転軸（３）と回転軸（14）の回転速度比は実線位置の場
合より点線位置の場合の方が小さくなり速度比は大きく
なる。In this way, the rotational force is transmitted from the rotary shaft (3) to the rotary shaft (14) via the pulley (1) on one side, the belt (22), and the pulley (13) on the other side. Accordingly, when the electric motor (12) is driven to rotate the gear (9) via the gear (11) and the gear (10), the propulsion plate (8) rotates together with the gear (9). The propulsion plate (8) screwed to the feed screw shaft (7) moves forward or backward by the forward and reverse rotation of the electric motor (12). When the propulsion plate (8) is moving forward, one pulley (1) is moved through the rotary shaft (2).
As shown in FIG. 4, the disk (1) A is pushed from the dotted line position to the solid line position, that is, to the disk (1) B side, and as a result, the space between the disk (1) A and the disk (1) B (pulley opening). Becomes smaller and the belt (22) rises from the dotted line position to the solid line position due to the wedge effect due to the taper shape of the inner surfaces of the disk (1) A and the disk (1) B. In the other pulley (13), the disc (13) A is pushed by the belt (22) by the wedge effect of the taper shape of the inner surface against the elastic force of the spring (21) as the belt (22) rises, and the dotted line Sliding from the position to the solid line position, that is, on the opposite side of the disk (13) B, and as a result, the distance between the disk (13) A and the disk (13) B (pulley opening)
Grows. Thus, the effective radius of one pulley (1) becomes large, the effective radius of the other pulley (13) becomes small, and the rotation speed ratio between the pulley (1) and the pulley (13), that is, the rotating shaft (3) and the rotating shaft. The rotation speed ratio of (14) becomes larger and the speed ratio becomes smaller at the solid line position than at the dotted line position. On the contrary, when the propulsion plate (8) is retracted, the thrust of the propulsion plate (8) does not reach the disc (1) A via the rotary shaft (2), and thus the pulley (13) disc (13) A Is pushed by the spring (21) and returns from the solid line position to the dotted line position, and the belt (22) is changed to the disk (13) A,
(13) The wedge effect due to the taper shape of the inner surface of B lowers from the solid line position to the dotted line position, and in one pulley (1), the disk (1) A is wedged due to the taper shape of the inner surface as the belt (22) descends. It is pushed by the belt (22) by the effect and returns from the solid line position to the dotted line position. Thus, the effective radius of one pulley (1) becomes smaller and the effective radius of the other pulley (13) becomes larger,
The rotation speed ratio between the pulley (1) and the pulley (13), that is, the rotation speed ratio between the rotation shaft (3) and the rotation shaft (14) becomes smaller and the speed ratio becomes larger in the case of the dotted line position than in the case of the solid line position. .
上記のように本発明では駆動源によって推進板を回転さ
せ、該回転力を送りねじ軸によって軸方向の前進もしく
は後退運動に変換し、プーリーにおける円盤を軸方向に
前進もしくは後退させて円盤間の間隔を調節し、もって
プーリーの有効半径を無段階に調節するのである。As described above, in the present invention, the driving plate is rotated by the drive source, the rotational force is converted into the axial forward or backward movement by the feed screw shaft, and the disk in the pulley is axially moved forward or backward to move between the disks. The distance is adjusted and thus the effective radius of the pulley is adjusted steplessly.
本発明の無段変速機構SLの制御系の一例を第５図に示
す。図に示す制御系（35）にはエンジン回転速度センサ
ー（36）、車速センサー（37）、スロットル開度（また
は吸気管負圧）センサー（38）、シフトポジションスイ
ッチ（39）、プーリー開度センサー（40）、アクセルス
イッチ（41）からの電気信号が入力される。エンジン回
転速度センサー（36）はエンジンのイグニッション点火
パルスからエンジン回転速度を検出し、車速センサー
（37）は無段変速機構SLの出力軸である回転軸（14）の
回転数を検出し、スロットル開度センサー（38）はエン
ジンのスロットル開度を電圧に変換して検出し、吸気管
負圧センサー（38）の場合には吸気管負圧を電圧に変換
して検出し、シフトボジションスイッチ（39）は本発明
の無段変速機構SLに接続される図示しないシフトレバー
が例えばP,R,N,D,Lのどの位置にあるかを検出し、プー
リー開度センサー（40）はプーリー（１）の円盤（１）
Ａの円盤（１）Ｂに対する位置を検出し、アクセルスイ
ッチ（41）はアクセルが踏まれているかどうかを検出す
る。エンジン回転速度センサー（36）および車速センサ
ー（37）からの信号は夫々波形整形器（42），（43）を
介して波形を整形されてから入力インターフェイス（4
6）に入力され、スロットル開度（または吸気管負圧）
センサー（38）およびプーリー開度センサー（40）から
の信号はAD変換器（44），（45）を介してディジタル信
号に変換されて入力インターフェイス（46）に入力され
る。制御系（35）は該インターフェイス（46）、中央処
理装置（CPU）（47）、基準パルス発生器（48）、リー
ドオンメモリ（ROM）（49）、ランダムアクセスメモリ
（RAM）（50）、および出力インターフェイス（51）を
包含し、上記各要素はアドレスパス（52）およびデータ
パス（53）を介して連絡している。基準パルス発生器
（48）はCPU（47）を作動させるための基準パルスを発
生し、ROM（49）には電動機（12）を制御するためのプ
ログラム、および制御に必要なデータを格納してあり、
RAM（50）には各センサーおよびスイッチからの情報、
制御に必要なパラメーター等を一時的に格納する。そし
て上記制御系（35）からの出力信号は増幅器（54），
（55）を介して電動機（12）および電磁クラッチＣに入
力され、電動機（12）および電磁クラッチＣを作動させ
る。FIG. 5 shows an example of the control system of the continuously variable transmission SL of the present invention. The control system (35) shown in the figure includes an engine speed sensor (36), a vehicle speed sensor (37), a throttle opening (or intake pipe negative pressure) sensor (38), a shift position switch (39), and a pulley opening sensor. (40), an electric signal from the accelerator switch (41) is input. The engine rotation speed sensor (36) detects the engine rotation speed from the ignition pulse of the engine, and the vehicle speed sensor (37) detects the rotation speed of the rotation shaft (14) which is the output shaft of the continuously variable transmission SL, and the throttle. The opening sensor (38) converts the throttle opening of the engine into a voltage and detects it. In the case of the intake pipe negative pressure sensor (38), it converts the intake pipe negative pressure into a voltage and detects it. 39) detects whether the shift lever (not shown) connected to the continuously variable transmission SL of the present invention is located at, for example, P, R, N, D, L, and the pulley opening sensor (40) detects the pulley ( Disc of 1) (1)
The position of A with respect to the disc (1) B is detected, and the accelerator switch (41) detects whether or not the accelerator is stepped on. The signals from the engine speed sensor (36) and the vehicle speed sensor (37) are shaped by the waveform shapers (42) and (43), respectively, and then the input interface (4
6) Input to throttle opening (or intake pipe negative pressure)
The signals from the sensor (38) and the pulley opening sensor (40) are converted into digital signals via the AD converters (44) and (45) and input to the input interface (46). The control system (35) includes the interface (46), central processing unit (CPU) (47), reference pulse generator (48), read-on memory (ROM) (49), random access memory (RAM) (50), And an output interface (51), the elements are in communication via an address path (52) and a data path (53). The reference pulse generator (48) generates a reference pulse for operating the CPU (47), and the ROM (49) stores a program for controlling the electric motor (12) and data necessary for control. Yes,
RAM (50) has information from each sensor and switch,
Temporarily stores parameters required for control. The output signal from the control system (35) is the amplifier (54),
It is input to the electric motor (12) and the electromagnetic clutch C via (55) to operate the electric motor (12) and the electromagnetic clutch C.
次に本発明の制御方法の要旨を第６図にもとづいて説明
すれば、第６図はエンジン回転数とエンジントルクとの
関係を各スロットル開度について示し、更に等燃料消費
率曲線FC1〜FC8が示され、FC1からFC8の順に燃料消費率
が小さくなる。そして曲線Ｇは最小燃料消費率曲線であ
り、エンジンが該曲線Ｇに沿って作動せしめられる場合
に最も燃料効率の良い運転状態が得られる。エンジンを
上記最小燃料消費率運転状態に維持するには、第６図曲
線Ｇによってスロットル開度に関係して決まるエンジン
回転数とエンジントルクとが得られるように車速に応じ
て変速比を調節してやればよい。即ち最小燃料消費率運
転状態はスロットル開度、車速、変速比と言う三つの変
数の関数となる。そこでスロットル開度センサー（38）
によってスロットル開度を検出し、車速センサー（37）
によって車速を検出し、それらの信号を制御系（35）に
入力し、制御系（35）からのそれらの信号に対応する出
力信号によって変速比を調節する。例えばスロットル開
度T1の場合、車速V1に対して最小燃料消費率運転状態の
得られる変速比i1が決定される（状態１）。そしてスロ
ットル開度TSの場合には車速VSに対して変速比isが決定
される（状態Ｓ）。そこで状態１から状態Ｓへの変速の
場合、即ちV1から目標車速VSに移る場合にはスロットル
開度T1からTSにとり、それに応じて変速比i1を目標値で
あるisに移行させるのである。変速比ｉの調節は無段変
速機構SLの電動機（12）に制御系（35）からの出力信号
を入力して電動機（12）を作動させるプーリー開度を調
節することによるが、プーリー開度の調節のみによると
i1からisに移行するためにタイムラグを生ずる。そこで
その間は制御系（35）からの出力信号によって電磁クラ
ッチＣのコイル（27）に流される電流（クラッチ電流C
A）を調節して電磁クラッチＣを滑らせることによって
変速比を迅速に目標値isに移行させるのである。かくし
て状態１から状態Ｓに速やかに移行出来る。即ちクラッ
チ電流CAと電磁クラッチＣのトルクＱとは第７図の曲線
f2（Ｑ）によって示される関係がある。そしてエンジン
回転数Ｒと電磁クラッチＣの伝達トルクＱとは第８図の
曲線f1（Ｒ）によって示される関係がある。曲線f
1（Ｒ）において、電磁クラッチＣが全開の場合のエン
ジントルク曲線Ｆ（Ｒ）よりも下のf1（Ｒ）の部分では
クラッチの滑りが生じ、Ｆ（Ｒ）よりも上のf1（Ｒ）の
部分ではクラッチには滑りはなく直結状態となる。そこ
でクラッチを滑らせるには第８図においてＦ（Ｒ）より
も下のf1（Ｒ）においてエンジン回転数Ｒによってトル
クＱを決定し、このようにして決定されたトルクＱを得
るべきクラッチ電流CAを第７図のf2（Ｑ）から決定す
る。スロットル開度Ｔの変化、即ちエンジン回転数Ｒの
変化に対する変速過程は第９図に示される。第９図は加
速時の車速と時間（直線Ａ）、およびエンジン回転数Ｒ
と時間（曲線Ｂ）とを示すグラフであり、クラッチに滑
りがある場合はエンジン回転数Ｒはスロットル開度Ｔに
対応して曲線Ｂに示すように短時間でＲ点に達する。エ
ンジン回転数Ｒはクラッチが直結状態の場合には車速VS
が対応する。即ち車速VSはクラッチ直結状態の場合にス
ロットル開度Ｔに対して一義的に決定されるストールパ
ターンである。したがって曲線ＢがＲ点に達してから直
線ＡのVS点に達するSL部分においてクラッチの滑りが漸
減してVS点でクラッチは直結する。即ち曲線Ｂと直線Ａ
とが一致しない部分ではクラッチの滑りによってシフト
ダウンされたことになり、V1＜VSの場合、即ち加速の場
合、最小燃料消費率運転の加速性能の悪さをクラッチの
滑りによりシフトダウン効果によりカバーして良好な加
速性能が得られるのである。Next, the gist of the control method of the present invention will be described with reference to FIG. 6. FIG. 6 shows the relationship between the engine speed and the engine torque for each throttle opening, and further shows the equal fuel consumption rate curves FC1 to FC8. Is shown, and the fuel consumption rate decreases from FC1 to FC8. The curve G is the minimum fuel consumption rate curve, and when the engine is operated along the curve G, the most fuel-efficient operation state is obtained. In order to maintain the engine in the above-described minimum fuel consumption rate operating state, the gear ratio should be adjusted according to the vehicle speed so that the engine speed and the engine torque determined by the curve G in FIG. Good. That is, the minimum fuel consumption rate operating state is a function of three variables such as throttle opening, vehicle speed, and gear ratio. Therefore throttle opening sensor (38)
The throttle opening is detected by the vehicle speed sensor (37)
The vehicle speed is detected by, the signals are input to the control system (35), and the gear ratio is adjusted by the output signal corresponding to those signals from the control system (35). For example, when the throttle opening T 1, the speed ratio i 1 obtained the minimum fuel consumption rate operation state with respect to the vehicle speed V 1 is determined (state 1). When the throttle opening is T S, the gear ratio i s is determined with respect to the vehicle speed V S (state S). Therefore, when shifting from the state 1 to the state S, that is, when shifting from V 1 to the target vehicle speed V S , the throttle opening T 1 is changed to T S , and the gear ratio i 1 is set to the target value i s accordingly . Make a transition. The gear ratio i is adjusted by inputting an output signal from the control system (35) to the electric motor (12) of the continuously variable transmission SL to adjust the pulley opening for operating the electric motor (12). According to the adjustment of
There is a time lag due to the transition from i 1 to i s . Therefore, during that time, the current (clutch current C) that flows in the coil (27) of the electromagnetic clutch C by the output signal from the control system (35).
By adjusting A) and sliding the electromagnetic clutch C, the gear ratio is rapidly shifted to the target value i s . Thus, the state 1 can be quickly shifted to the state S. That is, the clutch current CA and the torque Q of the electromagnetic clutch C are the curves in FIG.
There is a relationship indicated by f 2 (Q). The engine speed R and the transmission torque Q of the electromagnetic clutch C have the relationship shown by the curve f 1 (R) in FIG. Curve f
In 1 (R), clutch slippage occurs at a portion of f 1 (R) below the engine torque curve F (R) when the electromagnetic clutch C is fully opened, and f 1 (above F (R) In part (R), the clutch is not slipped and is directly connected. Therefore, in order to slip the clutch, the torque Q is determined by the engine speed R at f 1 (R) below F (R) in FIG. 8, and the clutch current to obtain the torque Q thus determined is obtained. CA is determined from f 2 (Q) in FIG. 7. The shift process with respect to the change of the throttle opening T, that is, the change of the engine speed R is shown in FIG. Fig. 9 shows vehicle speed and time during acceleration (line A), and engine speed R
And a time (curve B), the engine speed R reaches the point R in a short time corresponding to the throttle opening T as shown by the curve B when the clutch is slipping. The engine speed R is the vehicle speed V S when the clutch is directly connected.
Corresponds. That is, the vehicle speed V S is a stall pattern that is uniquely determined for the throttle opening T when the clutch is directly connected. Therefore, the slip of the clutch gradually decreases at the SL portion where the curve B reaches the R point and then reaches the V S point of the straight line A, and the clutch is directly connected at the V S point. That is, curve B and straight line A
If V 1 <V S , that is, in the case of acceleration, the poor acceleration performance of the minimum fuel consumption rate operation is caused by the shift down effect due to the slippage of the clutch. Good acceleration performance is obtained by covering it.
次に本発明の制御手順の一例を第10図〜第12図によって
説明する。Next, an example of the control procedure of the present invention will be described with reference to FIGS.
第10図においてスタート時にシフトポジションスイッチ
（39）によって検出されたシフトポジションがP,R,N,D,
Lの何れにあるかを読込み、P,Nの場合は電動機（12）SM
を無段変速機構SL自体の変速比を大きくする方向（SM＝
）に作動させかつクラッチ電流CA＝０として電磁クラ
ッチＣを遮断し、この際のCAと電動機（12）SMの作動状
態を信号として出力しリターンする。またD,L,Rの場合
は車が前進もしくは後進可能状態にあり、車速センサー
（37）によって検出された実際の車速Ｖを読込み、更に
エンジン回転速度センサー（36）によって検出されたエ
ンジン回転数Ｒを読込み、Ｒが設定回転数（例えば400r
pm）以上の場合（Ｒ＜400:NO）はエンジンが順調に作動
したとみなし、（Ｒ＜400:YES）の場合はエンジンの作
動が順調でないとみなして前段のシフトポジションがP,
Nの場合と同様にする。（Ｒ＜400:NO）の場合はアクセ
ルスイッチ（41）によりアクセルペダルASが踏込まれた
かどうかを検出する。ASが踏込まれた場合（OFF）はス
ロットル開度センサー（38）によって検出されたスロッ
トル開度Ｔを読込み、クラッチ直結状態の場合において
第９図に示すように該Ｔに対応して一義的に決まる車速
（ストールパターンVS）を検索し、実際の車速ＶとVSと
を比較してＶ＜VS（Ｖ＞VS:YES）の場合はクラッチは直
結状態にあることになり、Ｒの場合は第８図f1（Ｒ）に
おいてＦ（Ｒ）より充分上の範囲でＱを設定し（例えば
Q3000）、その時のCA0を第７図から求め、クラッチ電流
をCA0にしてクラッチを直結し、同時に電動機（12）を
（SM＝）に作動させ、D,Lに比してＲを最も大きな変
速比としてこの時のCAと電動機（12）SMの作動状態を信
号として出力しスタート時にリターンして定常状態を維
持する。シフトポジションがＤの場合はＤパターンにお
いて最小燃料消費率運動状態を与えるために設定されて
いる車速V0，変速比i0，スロットル開度Ｔに対応したエ
ンジン回転数Ｒによって決まる伝達トルクＱの限界値Q0
を検索し、Ｌの場合も同様にＬパターンにおいて設定さ
れているV0，i0，Q0を検索する。実際の変速比はエンジ
ン回転速度センサー（36）によって検出されたエンジン
回転数Ｒと車速センサー（37）によって検出された実際
の車速Ｖとを用いて次式によって計算される。In Fig. 10, the shift position detected by the shift position switch (39) at the start is P, R, N, D,
Read which one is L, and if P, N, motor (12) SM
To increase the gear ratio of the continuously variable transmission SL itself (SM =
) And the clutch current CA = 0 to disconnect the electromagnetic clutch C, and the operating state of CA and the electric motor (12) SM at this time is output as a signal to return. In the case of D, L, R, the vehicle is in a forward or reverse direction, the actual vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor (37) is read, and the engine speed detected by the engine speed sensor (36) is read. R is read, and R is the set speed (eg 400r
pm) or more (R <400: NO), it is considered that the engine is operating smoothly, and (R <400: YES) is considered that the engine is not operating smoothly, and the previous shift position is P,
Same as N case. If (R <400: NO), the accelerator switch (41) detects whether or not the accelerator pedal AS is depressed. When the AS is stepped on (OFF), the throttle opening T detected by the throttle opening sensor (38) is read, and when the clutch is directly connected, as shown in FIG. The determined vehicle speed (stall pattern V S ) is searched, and the actual vehicle speed V and V S are compared. If V <V S (V> V S : YES), the clutch is in the direct engagement state, and R In the case of, set Q in the range sufficiently higher than F (R) in FIG. 8 f 1 (R) (for example,
Q3000), find CA 0 at that time from Fig. 7, set the clutch current to CA 0 and directly connect the clutch, and at the same time operate the electric motor (12) to (SM =) and compare R to D and L to the maximum. As a large gear ratio, the operating state of CA and the electric motor (12) SM at this time is output as a signal, which returns at the start and maintains a steady state. When the shift position is D, the transmission torque Q determined by the engine speed R corresponding to the vehicle speed V 0 , the gear ratio i 0 , and the throttle opening T set to give the minimum fuel consumption rate motion state in the D pattern. Limit value Q 0
For L, V 0 , i 0 , Q 0 set in the L pattern are also searched. The actual gear ratio is calculated by the following equation using the engine speed R detected by the engine speed sensor (36) and the actual vehicle speed V detected by the vehicle speed sensor (37).
ｉ＝K0・R/V ここにK0は所定の定数である。i = K 0 · R / V where K 0 is a predetermined constant.
更に実際の車速とV0との差を表すＸを次式によって計算
する。Further, X representing the difference between the actual vehicle speed and V 0 is calculated by the following formula.
Ｘ＝K1（V0−Ｖ）／V0 ここにK1は所定の定数である。X = K 1 (V 0 −V) / V 0 where K 1 is a predetermined constant.
上式によればＶ＝V0の時はＸ＝０、Ｖ＜V0の時はＸ＞
０、Ｖ＞V0の時はＸ＜０である。更にクラッチの滑って
いる場合を考慮して無段変速機構SL自体の変速比ipをプ
ーリー開度から読込む。プーリー開度はプーリー開度セ
ンサー（40）によって検出されている。そこでＸ＞０の
時はＶ＜V0であり加速を必要とし、次式から目標加速変
速比i0Aを計算する。According to the above equation, when V = V 0 , X = 0, and when V <V 0 , X>
When 0 and V> V 0 , X <0. Further reads the speed ratio i p of the CVT SL itself considering if slipping of the clutch from the pulley opening. The pulley opening degree is detected by the pulley opening degree sensor (40). Therefore, when X> 0, V <V 0 and acceleration is required, and the target acceleration gear ratio i 0A is calculated from the following equation.
i0A＝K2・i0／（１−Ｘ） 上式で計算されるi0Aを所定の定数K3を設定してこれと
比較してi0AをK3よりも大きくならないようにする。何
となればi0Aが大きすぎると加速は円滑に行われなくな
るからである。そこでi0A＜K3であれば、（i0A＜K3:TE
S）i0Aは上式で計算された値とし、i0A＞K3であれば（i
0A＜K3:NO）i0A＝K3とする。次いでi0Aと実際の変速比
とを比較し、i0Aとｉとの差が所定の定数K4よりも小さ
い値（i0A−ｉ＞K4:NO）即ちｉとi0Aとにある程度の差
がある場合でかつ無段変速機構SL自体の変速比iPと実際
の変速比ｉとが所定の定数K6よりも小さい場合（iP−ｉ
＜K6:YES）即ちipとｉとにある程度の差がある場合に
は、ｉをi0Aにするためにクラッチを滑らせて変速比を
大きくすることにし、電磁クラッチＣに伝達トルク限界
値Q0に対応するクラッチ電流CAを流してクラッチを滑ら
せる。即ち所定の定数K7を設定してCA＝K7・Q0とする。
上式は第８図におけるf1（Ｒ）においてＦ（Ｒ）より下
の範囲で第７図によってQ0からCAを決定することを意味
する。同時に電動機（12）SMをiPを大きくする方向（SM
＝）に作動させる。また（i0A−ｉ＞K4:NO）即ちｉが
i0Aとあまり差がない場合でかつ（iP−ｉ＜K6:NO）即ち
iPとｉとあまり差がない場合にはクラッチを直結するこ
とにして第８図f1（Ｒ）においてＦ（Ｒ）より充分上の
範囲でＱを設定し（例えばQ3000）、その時のCA0を第７
図から求め、クラッチ電流をCA0にしてクラッチを直結
し、i0Aとｉとを比較して（i0A−ｉ＞0:YES）の場合は
実際の変速比ｉがi0Aより小さいから上記と同様に電動
機（12）を（SM＝）に作動させ、（i0A−ｉ＞0:NO）
の場合は実際の変速比ｉがi0Aより大きいから電動機（1
2）を（SM＝）即ちiPが小さくなる方向に作動させ
る。一方（i0A−ｉ＞K4:YES）の場合、即ちi0Aとｉとに
ある程度の差がある場合には、iPとｉとを比較すること
なくクラッチを滑らせて変速比を大きくすることにし、
次式で計算されるCAをクラッチ電流とする。i 0A = K 2 · i 0 / (1-X) i 0A calculated by the above equation is set to a predetermined constant K 3 and compared with this so that i 0A does not become larger than K 3 . This is because if i 0A is too large, acceleration will not be performed smoothly. If i 0A <K 3 , then (i 0A <K 3 : TE
S) i 0A is the value calculated by the above equation, and if i 0A > K 3 , then (i
0A <K 3 : NO) i 0A = K 3 . Next, i 0A is compared with the actual gear ratio, and the difference between i 0A and i is smaller than a predetermined constant K 4 (i 0A −i> K 4 : NO), that is, i and i 0A have a certain degree. When there is a difference and the gear ratio i P of the continuously variable transmission SL itself and the actual gear ratio i are smaller than a predetermined constant K 6 (i P −i
<K 6 : YES) That is, when there is a certain difference between i p and i, the clutch is slipped to increase i to i 0A , and the transmission gear ratio is increased. The clutch current CA corresponding to the value Q 0 is applied to slip the clutch. That is, a predetermined constant K 7 is set so that CA = K 7 · Q 0 .
The above equation means to determine CA from Q 0 according to FIG. 7 in the range below F (R) in f 1 (R) in FIG. At the same time, increase the motor (12) SM by i P (SM
=) To activate. Also (i 0A −i> K 4 : NO), i
When there is not much difference from i 0A and (i P −i <K 6 : NO)
When there is not much difference between i P and i, the clutch is directly connected, and Q is set in the range sufficiently higher than F (R) in Fig. 8 f 1 (R) (for example, Q3000), and CA at that time is set. 0 for the 7th
From the figure, the clutch current is set to CA 0 , the clutch is directly connected, and i 0A and i are compared (i 0A −i> 0: YES), the actual gear ratio i is smaller than i 0A. Operate the electric motor (12) to (SM =) in the same manner as in (i 0A -i> 0: NO)
In the case of, the actual gear ratio i is greater than i 0A , so the motor (1
2) is operated so that (SM =), i.e., i P becomes smaller. On the other hand, if (i 0A −i> K 4 : YES), that is, if there is some difference between i 0A and i, the clutch is slipped without increasing i P and i to increase the gear ratio. Decided to do
Let CA calculated by the following formula be the clutch current.
CA＝K5・Q0・iP／i0A ここにK5Ｆ所定の定数である。CA = K 5 · Q 0 · i P / i 0A where K 5 F is a predetermined constant.
上式によればクラッチ電流CAは無段変速機構SL自体の変
速比iPに比して目標加速変速比i0Aが大きければ小さく
なり、クラッチの滑りはそれだけ大きくなり、したがっ
て変速比も大となる。同時にこの場合も同様に電動機
（12）をSM＝に作動させる。以上が本発明の制御手順
の主幹であるが、この際のクラッチ電流CAと電動機（1
2）SMの作動状態を信号として出力し、また車速Ｖデー
タをROM（49）に格納してスタート時点にリターンす
る。According to the above equation, the clutch current CA becomes smaller when the target acceleration gear ratio i 0A is larger than the gear ratio i P of the continuously variable transmission SL itself, and the slippage of the clutch becomes larger accordingly, so that the gear ratio is also large. Become. At the same time, in this case as well, the electric motor (12) is similarly operated to SM =. The above is the main part of the control procedure of the present invention. The clutch current CA and the motor (1
2) Output the SM operating status as a signal, store the vehicle speed V data in the ROM (49), and return to the start point.
次いで本発明の制御手順の枝部分を第11図および第12図
によって説明する。第10図において実際の車速ＶがVSよ
り小さい場合（Ｖ＞VS:NO）にはクラッチに滑りが生じ
ており、 第11図においては電動機（12）が（SM＝）に作動して
変速比を大きくし、同時にエンジン回転数Ｒを読込んで
例えばＲ＜900rpm、900rpm≦Ｒ≦3000rpm、Ｒ＞3000rpm
と言うような所定の範囲に区画しＲ＜900rpmの場合はCA
＝０として電磁クラッチＣを遮断し、900rpm≦Ｒ≦3000
rpmの場合には第８図f1（Ｒ）曲線からＱを求め、第７
図f2（Ｑ）曲線によって該ＱからCAを求め、Ｒ＞3000rp
mの場合はCA＝CA0としてクラッチを直結する。これらの
場合のクラッチ電流CAと電動機（12）SMの作動状態を信
号として出力してスタート時点にリターンする。第10図
においてＸ＝K1（V0−Ｖ）／V0がなるＸが０と等しいか
もしくはそれより小さい場合、即ち設定速度V0よりも実
際の速度Ｖが等しいかそれよりも大きい場合は等速運転
もしくは減速が必要になり、 第12図においては無段変速機構SL自体の変速比iPと実際
の変速比ｉとを比較してiP−ｉ＜K6即ちクラッチが滑っ
ている状態であれば（iP−ｉ＜K6:YES）、クラッチ電流
CAをK9・Q0に設定し（CA＝K9・Q0：ここにK9は所定の定
数）クラッチを滑らせないようにする。更に設定変速比
i0とiPとを比較してi0−iP＞０であれば電動機（12）を
（SM＝）に作動させ、i0−iP＝０であれば（SM＝０）
とし、i0−iP＜０であれば（SM＝）に作動させる。ま
たiP−ｉ＞K6即ちクラッチがつながっている状態であれ
ば（iP−ｉ＜K6:NO）、クラッチ電流CAをCA0としてクラ
ッチを直結し、更に設定変速比i0と実際の変速比ｉとを
比較してi0−ｉ＞０であれば（SM＝）に作動させ、i0
−ｉ＝０であれば（SM＝０）とし、i0−ｉ＜０であれば
（SM＝）に作動させる。第10図においてスタート時、
エンジンが順調に作動しかつアクセルペダルASが踏込ま
れていない場合（OFF）、エンジンブレーキがかかり 第13図において適当に設定した非常に小さい車速VEと実
際の車速Ｖとを比較してＶ＜VEならば（V<VE:YES）クラ
ッチ電流CA＝０として電磁クラッチＣを遮断し、（SM＝
）に作動させ、CAとSMの作動を信号として出力し、ス
タート時点にリターンする。Ｖ＞VEならば（Ｖ＜VE:N
O）ｉ＝K0・R/Vによって実際の変速比ｉを計算し、かつ
無段変速機構SL自体の変速比iPを読込み、更に第10図に
おいてROM（49）に格納した車速Ｖのｎ回前の車速Vn（V
nは現時点よりｎで決まる所定の時間さかのぼった時点
の車速になる）を読込み、現時点での実際の車速とVnと
の差を表すXEを次式によって計算する。Next, the branch portion of the control procedure of the present invention will be described with reference to FIGS. 11 and 12. In FIG. 10, when the actual vehicle speed V is lower than V S (V> V S : NO), slippage has occurred in the clutch, In FIG. 11, the electric motor (12) operates to (SM =) to increase the gear ratio, and at the same time, the engine speed R is read to read, for example, R <900 rpm, 900 rpm ≦ R ≦ 3000 rpm, R> 3000 rpm.
If the R is less than 900 rpm, it is divided into a predetermined range such as CA
= 0, electromagnetic clutch C is disengaged, and 900 rpm ≤ R ≤ 3000
In the case of rpm, Q is calculated from the f 1 (R) curve in FIG.
Fig. F 2 (Q) Curve is used to find CA and R> 3000rp
When m, set CA = CA 0 and connect the clutch directly. The clutch current CA and the operating state of the electric motor (12) SM in these cases are output as signals, and the process returns to the start point. In FIG. 10, when X = K 1 (V 0 −V) / V 0 is equal to or smaller than 0 , that is, the actual speed V is equal to or larger than the set speed V 0. Requires constant speed operation or deceleration, In FIG. 12, the speed ratio i P of the continuously variable transmission SL itself is compared with the actual speed ratio i, and if i P −i <K 6, that is, if the clutch is slipping (i P −i < K 6: YES), the clutch current
Set CA to K 9 · Q 0 (CA = K 9 · Q 0 : K 9 is a predetermined constant) to prevent the clutch from slipping. Further set gear ratio
Comparing i 0 and i P , if i 0 −i P > 0, operate the electric motor (12) to (SM =), and if i 0 −i P = 0 (SM = 0)
Then, if i 0 −i P <0, operate to (SM =). If also the state i P -i> K 6 That clutch is connected (i P -i <K 6: NO), directly connected to clutch the clutch current CA as CA 0, actually a further set gear ratio i 0 Of the gear ratio i, and if i 0 −i> 0, operate to (SM =), i 0
If -i = 0 and (SM = 0), is operated on if i 0 -i <0 (SM = ). At the start in Figure 10,
If the engine is operating smoothly and the accelerator pedal AS is not depressed (OFF), the engine brake will be applied. 13 If V <V E compares the actual and the vehicle speed V and the very small vehicle speed V E is set appropriately in view (V <V E: YES) blocks the electromagnetic clutch C as a clutch current CA = 0 , (SM ＝
) To output the CA and SM operations as signals and return to the start point. If V> V E (V <V E : N
O) i = K 0 · R / V is used to calculate the actual gear ratio i, the gear ratio i P of the continuously variable transmission SL itself is read, and the vehicle speed V stored in the ROM (49) in FIG. Vehicle speed V n (V
n is the vehicle speed at a time point traced back by a predetermined time determined by n), and X E representing the difference between the actual vehicle speed at the present time and V n is calculated by the following formula.
XE＝K10（Ｖ−Vn）/V ここにK10は所定の定数である。X E = K 10 (V−V n ) / V where K 10 is a predetermined constant.
即ちXEは車速の変化率を表すものである。そしてXEを所
定の負の定数K11と比較し、XE＜K11の場合には減速が設
定よりも大きいことになり一つの設定した因子K12＝XE
・K13（K13は所定の正の定数）とし（K12は負にな
る）、０≧XE＞K11の場合には減速が設定よりも小さい
ことになりK12＝０とし、XE＞０の場合には加速された
ことになりK12＝XE・K14（K14は所定の正の定数）とす
る（K12は正になる）。そこでシフトポジションを検出
し、Ｄであれば一つの設定した因子K15＝０とし、Ｌで
あればK15にある正の値を与えてやり、車速によって一
義的に決められる変数であるエンブレパターンibeを検
出し次式によって目標変速比ieを計算する。That is, X E represents the rate of change in vehicle speed. Then, X E is compared with a predetermined negative constant K 11, and when X E <K 11 , the deceleration is larger than the set value, and one set factor K 12 = X E
・ K 13 (K 13 is a predetermined positive constant) (K 12 becomes negative), and when 0 ≧ X E > K 11 , the deceleration is smaller than the setting, and K 12 = 0, X If E > 0, it means that the vehicle has been accelerated, and K 12 = X E · K 14 (K 14 is a predetermined positive constant) (K 12 becomes positive). Therefore, the shift position is detected, and if D, one set factor K 15 = 0, and if L, a certain positive value is given to K 15 , and the emblem pattern is a variable that is uniquely determined by the vehicle speed. ibe is detected and the target gear ratio ie is calculated by the following equation.
ie＝（１＋K12＋K15）・ibe 上式においてＤの場合はK15＝０であるからie＝（１＋K
12）・ibeになり、減速が設定よりも大きい場合はK12＜
０になるからibeよりも小さい値になり、減速が設定よ
りも小さい場合はK12＝０になるからie＝ibeになる。Ｌ
の場合はibeの係数はK15だけ大きくなり、ibeはｉに比
してそれに対応してＤの場合よりも大きくなり結果とし
てＬの場合はＤの場合よりも大きな減速が行なわれるよ
うにする。そしてCA＝CA0としてクラッチは直結する。
更に上式で計算されたieと実際の変速比とを比較してie
−ｉ＞０の場合は（SM＝）に作動させ、ie−ｉ＝０の
場合は（SM−０）とし、ie−ｉ＜０の場合は（SM＝）
に作動させる。この際のCA,SM作動を信号として出力
し、更にROM（49）にＶデータを格納し、スタート時点
にリターンして定常状態を維持する。ie = (1 + K 12 + K 15 ) ・ ibe In the above equation, if D is K 15 = 0, ie = (1 + K
12 ) ・ If ibe and deceleration is larger than the setting, K 12 <
Since it becomes 0, it becomes a value smaller than ibe, and when deceleration is smaller than the setting, K 12 = 0 and therefore ie = ibe. L
In case of ibe, the coefficient of ibe is increased by K 15 , and ibe is correspondingly larger than in case of D, and as a result, in case of L, greater deceleration is performed than in case of D. . Then, CA = CA 0 and the clutch is directly connected.
Furthermore, compare the ie calculated by the above equation with the actual gear ratio, and
-If i> 0, operate to (SM =), if ie-i = 0, set to (SM-0), and if ie-i <0, (SM =)
To activate. The CA and SM operations at this time are output as signals, V data is further stored in the ROM (49), and the routine returns at the start point to maintain the steady state.
本発明では一方のプーリーの可動円盤の固定円盤側への
移動を、送りねじ軸に螺着されている推進板を正回転さ
せ、該推進板を該送りねじ軸のねじのピッチに応じて前
進させることによって行なうから、推進板の回転抵抗が
小さくても大きな推進力が得られ、しかも可動円盤と固
定円盤との間隔を微調節することが容易に出来かつ該間
隔を安定に維持することが出来る。また推進板を逆回転
させれば他方のプーリーのスプリングの付勢力によって
自動的に双方のプーリーの可動円盤と固定円盤との間隔
が調節出来から、円盤相互間隔の調節に要する動力は最
小限になるし、構造は極めて簡単なものとなり故障も少
なくメンテナンスも容易で安価なものになる。In the present invention, one pulley is moved toward the fixed disk side of the movable disk by positively rotating the propelling plate screwed to the feed screw shaft and moving the propelling plate forward in accordance with the pitch of the screw of the feed screw shaft. Since it is carried out by the above-mentioned method, a large propulsion force can be obtained even if the rotation resistance of the propulsion plate is small, and the distance between the movable disk and the fixed disk can be easily finely adjusted and the distance can be stably maintained. I can. Also, if the thrust plate is rotated in the reverse direction, the distance between the movable disk and the fixed disk of both pulleys can be automatically adjusted by the biasing force of the spring of the other pulley, so the power required to adjust the mutual disk intervals is minimized. However, the structure is extremely simple, there are few failures, maintenance is easy, and the cost is low.
図面は本発明の一実施例を示すものであり、第１図は１
部破段の正断面図、第２図および第３図は第１図におけ
るＡ−Ａ断面およびＢ−Ｂ断面図、第４図はプーリーの
有効半径調整の説明図、第５図は変速制御系の説明図、
第６図はエンジン回転数とエンジントルクとの関係図、
第７図はクラッチ電流とクラッチへの伝達トルクとの関
係図、第８図はエンジン回転数とクラッチへの伝達トル
クとの関係図、第９図は時間と車速およびエンジン回転
数との関係図、第10図は制御手順図、第11図は発進の場
合の制御手順図、第12図は減速・等速の場合の制御手順
図、第13図はエンジンブレーキの場合の制御手順図であ
る。 図中、SL……無段変速機構、（１），（13）……プーリ
ー、（１）A,（13）Ａ……可動円盤、（１）B,（13）Ｂ
……固定円盤、（３），（14）……回転軸、（７）……
送りねじ軸、（８）……推進板、（９），（10），（1
1）……歯車、（12）……電動機、（12）……スプリン
グ、（22）……無端ベルト、Ｃ……電磁クラッチ、（3
5）……制御系The drawings show one embodiment of the present invention, and FIG.
2 and 3 are sectional views taken along the lines AA and BB in FIG. 1, FIG. 4 is an explanatory view of the effective radius adjustment of the pulley, and FIG. 5 is a shift control. Illustration of the system,
FIG. 6 is a diagram showing the relationship between engine speed and engine torque,
FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the clutch current and the torque transmitted to the clutch, FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the engine speed and the torque transmitted to the clutch, and FIG. 9 is a diagram showing the relationship between time, vehicle speed, and engine speed. , FIG. 10 is a control procedure diagram, FIG. 11 is a control procedure diagram for starting, FIG. 12 is a control procedure diagram for decelerating / constant speed, and FIG. 13 is a control procedure diagram for engine braking. . In the figure, SL ... continuously variable transmission mechanism, (1), (13) ... pulley, (1) A, (13) A ... movable disk, (1) B, (13) B
...... Fixed disk, (3), (14) …… Rotary axis, (7) ……
Feed screw shaft, (8) ... Propulsion plate, (9), (10), (1
1) …… Gear, (12) …… Electric motor, (12) …… Spring, (22) …… Endless belt, C …… Electromagnetic clutch, (3
5) ... Control system
Claims (2)
せしめ、一方の円盤を固定円盤として回転軸に固定し、
他方の円盤を可動円盤として該固定軸に摺動可能に取付
けたプーリーの一対に無端ベルトを懸架し、一方のプー
リーにおいて可動円盤の外側には該プーリーの回転軸と
共軸でありかつ回転を固定されている送りねじ軸に螺着
されている推進板が当接し、他方のプーリーにおいて可
動円盤はスプリングによって他方の円盤側へ付勢されて
おり、該推進板は運転状況に応じて制御されている駆動
源によって正逆回転せしめられ、該推進板は正逆回転す
ることによって前進もしくは後退し、該推進板が前進す
る時は一方のプーリーの可動円盤を押して固定円盤との
間隔が縮小され、他方のプーリーの可動円盤は無端ベル
トを介して固定円盤との間隔が拡大される方向に摺動
し、該推進板が後退する時は他方のプーリーの可動円盤
はスプリングによって押されて固定円盤との間隔が縮小
され、一方のプーリーの可動円盤は無端ベルトを介して
固定円盤との間隔が拡大される方向に摺動することを特
徴とする無段変速機構1. A pair of disks whose inner surfaces are tapered are opposed to each other, and one disk is fixed to a rotary shaft as a fixed disk,
An endless belt is suspended on a pair of pulleys slidably attached to the fixed shaft by using the other disc as a movable disc, and one pulley has an outer side of the movable disc that is coaxial with the rotary shaft of the pulley and rotates. The propelling plate screwed to the fixed feed screw shaft abuts, and the movable disc in the other pulley is urged toward the other disc side by the spring, and the propelling plate is controlled according to the operating condition. The propelling plate is caused to rotate forward or backward by forward or reverse by a driving source, and when the propelling plate moves forward, the movable disc of one pulley is pushed to reduce the distance from the fixed disc. , The movable disk of the other pulley slides through the endless belt in the direction in which the distance from the fixed disk increases, and when the propulsion plate retracts, the movable disk of the other pulley moves by the spring. Distance between pressed and fixed disk been reduced, continuously variable transmission mechanism movable disc of one of the pulleys, characterized in that the slide in a direction spacing between the stationary disc through the endless belt is extended
接続され、該電磁式クラッチは変速状況に応じて制御さ
れる「特許請求の範囲（１）」に記載の無段変速機構2. A continuously variable transmission mechanism according to claim 1, wherein an electromagnetic clutch is further connected to the continuously variable transmission mechanism, and the electromagnetic clutch is controlled in accordance with a gear change situation.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59077680A JPH0786383B2 (en) | 1984-04-18 | 1984-04-18 | Continuously variable transmission |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP59077680A JPH0786383B2 (en) | 1984-04-18 | 1984-04-18 | Continuously variable transmission |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS60222648A JPS60222648A (en) | 1985-11-07 |
| JPH0786383B2 true JPH0786383B2 (en) | 1995-09-20 |
Family
ID=13640601
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP59077680A Expired - Lifetime JPH0786383B2 (en) | 1984-04-18 | 1984-04-18 | Continuously variable transmission |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0786383B2 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| TWI487859B (en) * | 2012-09-28 | 2015-06-11 | Loong Chiang Hu | Speed Control and Automatic Control System of Stepless Speed Regulator |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE19530615C2 (en) * | 1995-08-21 | 1997-07-24 | Daimler Benz Ag | Conical pulley belt transmission |
| JP2008045576A (en) | 2006-08-10 | 2008-02-28 | Yamaha Motor Co Ltd | Continuously variable transmission |
| JP4842741B2 (en) | 2006-09-01 | 2011-12-21 | ヤマハ発動機株式会社 | Saddle riding vehicle |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CA1066536A (en) * | 1974-11-20 | 1979-11-20 | Darrel D. Hillman | Power drive transmission assembly |
| JPS58657A (en) * | 1981-06-23 | 1983-01-05 | Mitsubishi Motors Corp | Power transmission device for vehicle |
-
1984
- 1984-04-18 JP JP59077680A patent/JPH0786383B2/en not_active Expired - Lifetime
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| TWI487859B (en) * | 2012-09-28 | 2015-06-11 | Loong Chiang Hu | Speed Control and Automatic Control System of Stepless Speed Regulator |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS60222648A (en) | 1985-11-07 |
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