(57)【要約】【課題】押圧装置の押圧力により確保すべき、各トラクション部の法線力Ｆｃの値が、変速比により異なる事に着目して、大型化及び動力損失を抑え、高い伝達効率を確保しつつ、使用頻度の高い範囲での変速比の調節速度を速くできるトロイダル型無段変速機を実現する。【解決手段】制御器は、各ディスク同士の間の変速比が、１に近い状態での変速比の調節速度を、この変速比の値の１からの差が大きい状態でのこの変速比の調節速度よりも遅くする。【選択図】図２
2015075148.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
トロイド曲面である出力側曲面を有する出力ディスクと、トロイド曲面である入力側曲面をこの出力側曲面に対向させた状態でこの出力ディスクと同心に、且つ、この出力ディスクに対する相対回転を可能に支持された入力ディスクと、これら各ディスクの中心軸に対し捩れの位置にある枢軸を中心として揺動変位可能に配置された複数個の支持部材と、それぞれがこれら各支持部材に回転自在に支持された状態で、互いに対向する前記出力側曲面と前記入力側曲面との間に挟持された複数個のパワーローラと、これら各パワーローラの周面と前記出力側、入力側各曲面との転がり接触部であるトラクション部の面圧を確保する為、前記入力ディスクと前記出力ディスクとを互いに近づく方向に押圧する油圧式の押圧装置と、この入力ディスクとこの出力ディスクの回転速度の比である変速比を調節する為の変速比調節ユニットとを備え、この変速比調節ユニットは、制御器からの指令に基づいて、前記各支持部材を前記各枢軸の軸方向に、油圧式のアクチュエータにより変位させる事でこれら各支持部材をこれら各枢軸を中心として揺動変位させる事により、前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間の変速比の調節を行わせるトロイダル型無段変速機に於いて、
前記制御器は、前記押圧装置が発生すべき押圧力が所定値以上である場合の前記変速比の調節速度を、この押圧力が所定値未満の場合のこの変速比の調節速度よりも遅くする機能を有する事を特徴とするトロイダル型無段変速機。
【請求項２】
前記トロイダル型無段変速機が、ハーフトロイダル型無段変速機であり、
前記各支持部材が、それぞれの両端部に互いに同心の枢軸を有すると共に、それぞれの片側面に前記各パワーローラを回転自在に支持したトラニオンであり、
前記制御器が、前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間の変速比が１に近い状態での前記変速比の調節速度を、この変速比の値の１からの差が大きい状態でのこの変速比の調節速度よりも遅くする機能を有する、
請求項１に記載したトロイダル型無段変速機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、例えば自動車用の自動変速機として利用されるトロイダル型無段変速機の改良に関する。具体的には、大型化及び動力損失を抑えつつ、トラクション部での過大なすべりの発生を防止できるトロイダル型無段変速機を実現するものである。
【背景技術】
【０００２】
自動車用自動変速装置として使用可能なトロイダル型無段変速機が、例えば特許文献１〜３に記載される等により従来から広く知られている。又、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速機とを組み合わせて無段変速装置を構成する事も、特許文献４〜６に記載される等により、従来から広く知られている。特に、このうちの特許文献５〜６には、トロイダル型無段変速機の変速比（以下、単に「変速比」とする。本明細書及び特許請求の範囲で同じ。）を調節する事により、無段変速装置全体としての変速比（以下、「速度比」とする。本明細書及び特許請求の範囲で同じ。）を、停止状態（速度比無限大の状態）を挟んで、前進状態と後退状態とに切り換えられる無段変速装置が記載されている。又、特許文献７には、この様な無段変速装置の速度比等を制御する為の油圧制御回路に関する発明が記載されている。又、特許文献８、１０には、この速度比を調節する為の変速比制御弁を開閉制御する為の構造が記載されている。更に、特許文献９、１０には、前記速度比無限大の状態を実現する状態を学習記憶して、この状態を確実に実現できる様にする為の発明が記載されている。
【０００３】
本発明は、上述の様な、速度比無限大の状態を実現できる無段変速装置に組み込まれるものを含めて、トロイダル型無段変速機の改良に関するものであるから、先ず、この様な無段変速装置の構造及び作用に就いて、前記特許文献１０の記載を基にして、図４〜５により説明する。この無段変速装置は、ハーフトロイダル型無段変速機１と、遊星歯車式変速機２とを組み合わせて成り、入力部材である入力軸３と、出力部材である出力軸４とを有する。これら入力軸３と出力軸４との間には、前記ハーフトロイダル型無段変速機１の入力回転軸５と伝達軸６とを、これら両軸３、４と同心に設けている。そして、前記遊星歯車式変速機２のうちの前段ユニット７と中段ユニット８とを前記入力回転軸５と前記伝達軸６との間に掛け渡す状態で、後段ユニット９をこの伝達軸６と前記出力軸４との間に掛け渡す状態で、それぞれ設けている。
【０００４】
又、前記ハーフトロイダル型無段変速機１は、１対の入力ディスク１０ａ、１０ｂと、一体型の出力ディスク１１と、複数のパワーローラ１２ａ、１２ｂとを備える。このうちの両入力ディスク１０ａ、１０ｂは、前記入力回転軸５を介して互いに同心に、且つ、同期した回転を自在として結合されている。又、前記出力ディスク１１は、前記両入力ディスク１０ａ、１０ｂ同士の間に、これら両入力ディスク１０ａ、１０ｂと同心に、且つ、これら両入力ディスク１０ａ、１０ｂに対する相対回転を可能として支持されている。更に、前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂは、前記出力ディスク１１の軸方向両側面と前記両入力ディスク１０ａ、１０ｂの軸方向片側面との間に、それぞれ複数個ずつ（図示の例の場合は２個ずつ、合計４個）挟持されている。そして、前記両入力ディスク１０ａ、１０ｂの回転に伴って回転しつつ、これら両入力ディスク１０ａ、１０ｂと前記出力ディスク１１との間で動力を伝達する。
【０００５】
又、前記出力ディスク１１はその軸方向両端部を、ケーシング１３内に、それぞれ１対ずつの支柱１４、１４と、スラストアンギュラ玉軸受である転がり軸受１５、１５とにより、回転自在に支持している。又、前記両支柱１４、１４の両端部近傍に、それぞれ支持板１６、１６を支持している。そして、これら両支持板１６、１６同士の間に複数のトラニオン１７ａ、１７ｂを、それぞれの両端部に互いに同心に設けた枢軸１８、１８を中心とする揺動及び軸方向（図４〜５の上下方向）の変位を可能に支持している。又、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂの内側面（互いに対向する面）に前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂを、それぞれ支持軸１９、１９並びに複数組の転がり軸受を介して、回転並びに前記入力回転軸５の軸方向に関する若干の変位を自在に支持している。そして、前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂの周面と、前記両入力ディスク１０ａ、１０ｂの軸方向片側面及び前記出力ディスク１１の軸方向両側面とを転がり接触させている。これら各面同士の転がり接触部がそれぞれ、トラクションオイルを介して動力を伝達する、各トラクション部となる。
【０００６】
又、前記入力回転軸５の基端部（図４の左端部）を図示しないエンジンのクランクシャフトに、前記入力軸３を介して結合し、このクランクシャフトにより前記入力回転軸５を回転駆動する様にしている。又、この入力回転軸５の基端部と、前記エンジンに近い側（図４の左側）の入力ディスク１０ａとの間に、油圧式の押圧装置２０を設け、前記各トラクション部に、適正な面圧を付与できる様にしている。又、前記出力ディスク１１に、中空回転軸２１の基端部（図４の左端部）をスプライン係合させている。そして、この中空回転軸２１を、前記エンジンから遠い側（図４の右側）の入力ディスク１０ｂの内側に挿通して、前記出力ディスク１１の回転力を取り出し可能としている。更に、前記中空回転軸２１の先端部（図４の右端部）で前記入力ディスク１０ｂの外側面から突出した部分に、前記遊星歯車式変速機２の前段ユニット７を構成する為の、太陽歯車２２を固設している。
【０００７】
一方、前記入力回転軸５の先端部（図４の右端部）で前記中空回転軸２１から突出した部分と前記入力ディスク１０ｂとの間に、キャリア２３を掛け渡す様に設けて、この入力ディスク１０ｂと前記入力回転軸５とが、互いに同期して回転する様にしている。そして、前記キャリア２３の軸方向両側面の円周方向等間隔位置（一般的には３〜４個所位置）に、それぞれがダブルピニオン型であって前記遊星歯車式変速機２の前段ユニット７及び前記中段ユニット８を構成する遊星歯車２４〜２６を、回転自在に支持している。更に、前記キャリア２３の片半部（図４の右半部）周囲にリング歯車２７を、回転自在に支持している。又、前記伝達軸６の基端部（図４の左端部）に固設した第二太陽歯車２８を、前記リング歯車２７の内径側に配置している。
【０００８】
又、前記後段ユニット９を構成する為の第二キャリア２９を、前記出力軸４の基端部（図４の左端部）に結合固定している。そして、この第二キャリア２９と前記リング歯車２７とを、低速用クラッチ３０を介して結合している。又、前記伝達軸６の先端寄り（図４の右端寄り）部分に第三太陽歯車３１を固設している。又、この第三太陽歯車３１の周囲に、第二リング歯車３２を配置し、この第二リング歯車３２と前記ケーシング１３等の固定の部分との間に、高速用クラッチ３３を設けている。更に、前記第二リング歯車３２と前記第三太陽歯車３１との間に配置した複数組の遊星歯車３４、３５を、前記第二キャリア２９に回転自在に支持している。
【０００９】
上述の様に構成する無段変速装置の場合、入力回転軸５から１対の入力ディスク１０ａ、１０ｂ、各パワーローラ１２ａ、１２ｂを介して一体型の出力ディスク１１に伝わった動力は、前記中空回転軸２１を通じて取り出される。そして、前記低速用クラッチ３０を接続し、前記高速用クラッチ３３の接続を断った、所謂低速モードの状態では、前記トロイダル型無段変速機１の変速比を調節する事により、前記入力回転軸５の回転速度を一定にしたまま、前記出力軸４の回転速度を、所謂ギヤードニュートラル（Ｇ／Ｎ）と呼ばれる停止状態（速度比無限大の状態）を挟んで正転、逆転に変換自在となる。一方、前記高速用クラッチ３３を接続し、前記低速用クラッチ３０の接続を断った、所謂高速モードの状態では、前記ハーフトロイダル型無段変速機１の変速比を増速側に変化させる程、無段変速装置全体としての速度比も増速側に変化する。この状態で図４〜５に示した無段変速装置は、前記入力軸３から前記出力軸４に伝達する動力の一部を、前記入力側回転軸５を介して前記ハーフトロイダル型無段変速機１をバイパスさせる、所謂パワースプリット状態となる。このパワースプリット状態では、前記ハーフトロイダル型無段変速機１を通過するトルクを低減できる為、このハーフトロイダル型無段変速機１の耐久性向上と、無段変速装置全体としての伝達効率の向上とを図れる。前記低速、高速両モードでの、前記ハーフトロイダル型無段変速機１の変速比と前記無段変速装置の速度比との関係、各モード状態でこのハーフトロイダル型無段変速機１を通過するトルクの方向及び大きさ等に就いては、特許文献５、７、９等に記載されて従来から広く知られている為、図示並びに詳しい説明は省略する。
【００１０】
上述の様な無段変速装置に組み込まれたハーフトロイダル型無段変速機１の変速比の調節は、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂを、油圧式のアクチュエータ３６、３６により、前記各枢軸１８、１８の軸方向に変位させる事により行う。前記各トラニオン１７ａ、１７ｂをこれら各枢軸１８、１８の軸方向に変位させると、これら各トラニオン１７ａ、１７ｂに支持された前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂの周面と、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１の軸方向側面との転がり接触部（トラクション部）に作用する接線方向の力の向きが、前記各枢軸１８、１８の軸方向に対し変化する。具体的には、前記各トラクション部が中立位置（各トラクション部の中心が、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１の中心軸を含み、前記各枢軸１８、１８の中心軸同士を結ぶ仮想直線に対し直交する仮想平面上に存在する状態）からずれると、ずれの方向に応じて、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂに、前記各枢軸１８、１８を中心として、減速側又は増速側に揺動させる方向の力が加わる。そして、前記各トラクション部の位置が、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１の径方向に関して変化し、前記変速比が変化する。この変速比が所望の値になった状態で、前記各トラクション部を前記中立位置に戻せば、前記ハーフトロイダル型無段変速機１の変速比を、前記所望の値に保持できる。尚、前記各アクチュエータ３６、３６は、このハーフトロイダル型無段変速機１が動力を伝達している間中、この動力伝達に基づいて前記各トラニオン１７ａ、１７ｂに加わる、前記各枢軸１８、１８の軸方向のスラスト荷重（トロイダル型無段変速機の技術分野で「２Ｆｔ」と呼ばれるトラクション力）を支承する。又、前記ハーフトロイダル型無段変速機１の変速比を変化させる速さである調節速度は、前記各トラクション部の前記中立位置からのずれ量が多くなる程速くなる。
【００１１】
上述の様に、前記ハーフトロイダル型無段変速機１の変速比を所望の値に調節し、調節後の値に保持する為の機構に就いて、特許文献８、１０の記載に基づいて説明する。この機構は、図６に示す様に、変速比制御弁３７と、ステッピングモータ３８と、プリセスカム３９とにより構成している。このうちの変速比制御弁３７は、スプール４０とスリーブ４１とを、軸方向の相対変位を可能に組み合わせたもので、これらスプール４０とスリーブ４１との相対変位に基づき、油圧源４２と、前記アクチュエータ３６の油圧室４３ａ、４３ｂとの給排状態を切り換える。又、前記スプール４０とスリーブ４１とは、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂのうちの何れか１個のトラニオン１７ａの動きと前記ステッピングモータ３８とにより、相対変位させる様にしている。図示の例では、前記何れか１個のトラニオン１７ａの動き、即ち、前記枢軸１８の軸方向の変位及びこの枢軸１８を中心とする揺動変位を、前記プリセスカム３９及びリンク腕４４を介して前記スプール４０に伝達してこのスプール４０を軸方向に変位させると共に、前記ステッピングモータ３８により前記スリーブ４１を軸方向に変位させる様にしている。
【００１２】
前記ハーフトロイダル型無段変速機１の変速比を調節する際には、前記ステッピングモータ３８により前記スリーブ４１を所定位置にまで変位させ、前記変速比制御弁３７を所定方向に開く。すると、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂに付属の前記各アクチュエータ３６、３６の油圧室４３ａ、４３ｂに対して圧油が所定方向に給排されて、これら各アクチュエータ３６、３６により前記各トラニオン１７ａ、１７ｂが、それぞれ前記各枢軸１８、１８の軸方向に変位する。この結果、これら各トラニオン１７ａ、１７ｂに支持された前記各パワーローラ１２ａ、１２ｂに関する前記各トラクション部が前記中立位置からずれて、前記変速比が変化し始める。この様にこれら各トラクション部が中立位置からずれて変速比が変化し始める瞬間には、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂの軸方向変位に伴って、前記変速比制御弁３７の開閉状態が、前記所定方向とは逆方向に切り換わる。従って、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂは、変速の為に揺動変位を開始し始めた瞬間から、軸方向に関して中立位置に向け移動し（戻り）始める。そして、前記変速比が前記所望の値になった状態で、前記各トラクション部が前記中立位置に戻ると同時に、前記プリセスカム３９と前記リンク腕４４との働きにより、前記変速比制御弁３７が閉じられる。この結果、前記ハーフトロイダル型無段変速機１の変速比が、前記所望の値に保持される。前記ハーフトロイダル型無段変速機１の変速比を変化させる速さである調節速度を速くすべく、前記各トラクション部の前記中立位置からのずれ量を多くするには、前記ステッピングモータ３８による、前記スリーブ４１の変位量を多くする。逆に、前記調節速度を遅くすべく、前記各トラクション部の前記中立位置からのずれ量を少なくするには、前記ステッピングモータ３８による、前記スリーブ４１の変位量を少なくする。
【００１３】
トロイダル型無段変速機の変速比を調節する機構の構造及び作用は、上述の通りであるが、変速時に運転者に与える違和感の低減と、各トラクション部での有害な滑りの発生を抑える事による耐久性の確保と、前記トロイダル型無段変速機の伝達効率の確保とを並立させる面からは、改良の余地がある。この点に就いて、図７を参照しつつ、以下に説明する。
【００１４】
トロイダル型無段変速機を構成する各パワーローラ１２ａ（１２ｂ）が、変速動作を伴わずにトルクを伝達している状態で、これら各パワーローラ１２ａ（１２ｂ）には、前記トラクション力２Ｆｔ（各トラクション部毎ではＦｔ）が、図７に矢印ａで示す様に、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１の回転方向に加わる。これら各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１同士の間で伝達すべき伝達トラクション力２Ｆｔの大きさは、これら各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１同士の間で伝達するトルクが大きい程大きく（前記矢印ａが長く）なる。そして、これら各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１同士の間でトルクを伝達している状態のまま、変速を行うべく、前記各パワーローラ１２ａ（１２ｂ）を支持した各トラニオン１７ａ、１７ｂを、各枢軸１８、１８（図５参照）の軸方向に変位させると、前記各パワーローラ１２ａ（１２ｂ）に、図７に矢印ｂで示す様に、前記各トラニオン１７ａ、１７ｂを、前記各枢軸１８、１８を中心として傾斜させる方向のサイドスリップ力Ｆｓが作用する。このサイドスリップ力Ｆｓの大きさは、調節速度が速い程大きく（前記矢印ｂが長く）なる。そして、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１同士の間でトルクを伝達しつつ変速を行う場合には、前記各面毎の伝達トラクション力Ｆｔと前記サイドスリップ力Ｆｓとの合力である合成トラクション力Ｆｍが、図７に矢印ｃで示す様に、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１の回転方向に傾斜した方向に作用する。そして、図７から明らかな通り、前記合成トラクション力Ｆｍの大きさ（矢印ｃの長さ）は、前記伝達トラクション力Ｆｔの大きさ（矢印ａの長さ）よりも、僅かとは言え、大きく（長く）なる。
【００１５】
一方、トロイダル型無段変速機の運転時には、前記各トラクション部で、過大な滑りが生じる事を防止する必要がある。例えば非特許文献１に記載される等により、トロイダル型無段変速機の技術分野で周知の如く、前記各トラクション部でのトルク伝達は、厚さが１μｍ程度のトラクションオイルの薄膜を介して行われる。この際、前記押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内に油圧を導入して、前記各トラクション部に前記各パワーローラ１２ａ（１２ｂ）及び前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１の転がり接触面に直角方向の力（法線力Ｆｃ）を付与し、前記各トラクション部の面圧を高める。この結果、これら各トラクション部で、前記トラクションオイルの薄膜の片面毎にＦｔ（両面合わせて２Ｆｔ）なる大きさの接線力（トラクション力、トルク）を伝達できる。この様にして行われる、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１同士の間でのトルク伝達時に、前記各トラクション部に存在する前記トラクションオイルの薄膜には、クリープと呼ばれる微小な滑りが発生し、この滑りに伴ってこの薄膜内に発生する剪断力により、前記各トラクション部でトルクを伝達する。これら各トラクション部で伝達可能なトルクの大きさの最大値は、前記トラクションオイルの性能を表わすトラクション係数μｔ（＝Ｆｔ／Ｆｃ）により規制されるが、このトラクション係数μｔの最大値は０．０８程度である。
【００１６】
そして、使用されているトラクションオイルのトラクション係数μｔと、前記押圧装置２０が発生する押圧力に基づく法線力Ｆｃとにより定まる接線力Ｆｔよりも大きなトルクを伝達しようとすると、前記各トラクション部で発生する滑りが大きくなる。この様な状態では、前記非特許文献１の記載から明らかな通り、前記トロイダル型無段変速機の伝達効率が著しく低下するだけでなく、特に、グロススリップと呼ばれる著しい滑りが発生する可能性がある。そして、この様なグロススリップが発生すると、前記各パワーローラ１２ａ（１２ｂ）の周面と前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１の軸方向側面とが、トラクションオイルの薄膜を介する事なく金属同士で直接転がり接触し（金属接触が発生し）、前記各トラクション部を構成する各面に著しい摩耗を生じさせて、前記トロイダル型無段変速機の耐久性を著しく低下させる。前記図７中の円Ｒは、前記押圧装置２０が発生する押圧力の最大値に基づいて、前記各トラクション部で伝達可能なトラクション力の最大値を表している。前記各トラクション部のトラクション力Ｆｔ又は前記合成トラクション力Ｆｍの大きさが前記円Ｒで表された最大値を、短時間でも上回ると、前記耐久性低下の原因となるグロススリップを惹起する。そこで従来から、前記円Ｒの半径ｒで表される、前記法線力Ｆｃの最大値にトラクション係数μｔを乗じた値を、前記トロイダル型無段変速機により伝達する可能性があるトラクション力Ｆｔの最大値よりも少し大きく（半径ｒ＞矢印ａの長さ）している。この様なグロススリップは、調節速度が速くなる前記サイドスリップ力Ｆｓが大きい（＝図７の矢印ｂが長い）程、発生し易くなる。尚、前記トルク伝達時に変速動作を行なう事による、前記円Ｒと前記合成トラクション力Ｆｍとの差であるマージン（スリップマージン）δｆの低下は、前記サイドスリップ力Ｆｓの分だけでなく、前記各トラクション部に存在するトラクションオイルの温度上昇の程度が著しくなり、このトラクションオイルのトラクション係数μｔが低下する事でも生じる。
【００１７】
これに対して、前記押圧装置２０が発生する押圧力を大きくする事により、この押圧力に基づく前記法線力Ｆｃを大きくし、前記図７の円Ｒの直径を大きくすれば、前記合成トラクション力Ｆｍに関するマージンδｆも十分に確保できる。そして、上述の様なトロイダル型無段変速機の耐久性低下に結び付くグロススリップの発生を抑えられる。但し、前記押圧装置２０が発生する押圧力を大きくすべく、この押圧装置２０の受圧面積を広くすると、この押圧装置２０を備えた前記トロイダル型無段変速機が大型化する。又、この押圧装置２０を大型化せずに、前記各油圧室４５ａ、４５ｂ内に導入する油圧を高くすると、この油圧を発生させる為のポンプの駆動に要する動力（ポンプロス）が大きくなり、前記トロイダル型無段変速機全体としての伝達効率が低下するだけでなく、前記各トラクション部の転がり抵抗が徒に増大する。言い換えれば、通常運転時に於けるマージン△Ｆ（前記円Ｒと前記トラクション力Ｆｔとの差）が過大になり、前記ポンプロスの増大と合わせて、前記トロイダル型無段変速機の伝達効率が低下する。これらの事を考慮すれば、このトロイダル型無段変速機の運転中、稀にしか行われない、大きなトルクを伝達している状態での急な変速動作に対応する為、前記押圧装置２０が発生する押圧力を大きくする事は、前記トロイダル型無段変速機の実用性を向上させる面からは、好ましくない。
【００１８】
特許文献１１、１２には、調節速度が速い程、押圧装置が発生する押圧力を大きくして、急な変速操作に伴う各トラクション部での過大な滑りの発生を抑える事が記載されている。但し、トロイダル型無段変速機の制御器からの信号に基づいて油圧式の押圧装置が発生する押圧力を高めるまでには、油圧制御弁の応答遅れ、油圧導入路の抵抗等により、無視できない程の遅れが生じ、前記過大な滑り（グロススリップ）を抑える効果を十分に得られるとは言えない。
【先行技術文献】
【特許文献】
【００１９】
【特許文献１】特開平７−２０８５６９号公報
【特許文献２】特開平１１−１６６６０５号公報
【特許文献３】特開２００７−２９８０９８号公報
【特許文献４】特開平１１−０６３１４６号公報
【特許文献５】特開２０００−３４６１９０号公報
【特許文献６】特開２００９−０３０７４９号公報
【特許文献７】特開２００４−３０８８５３号公報
【特許文献８】特開２００６−２８３８００号公報
【特許文献９】特開２００２−０８９６７８号公報
【特許文献１０】特開２０１２−１５９１５９号公報
【特許文献１１】特開平７−２５９９４８号公報
【特許文献１２】特開２００１−１０８０４７号公報
【非特許文献】
【００２０】
【非特許文献１】田中裕久著，「トロイダルＣＶＴ」，初版，株式会社コロナ社，２０００年７月１３日，ｐ．１−２
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【００２１】
本発明は、上述の様な事情に鑑み、大型化及び動力損失を抑え、高い伝達効率を確保しつつ、トラクション部での過大なすべりの発生を防止できる、トロイダル型無段変速機を実現すべく発明したものである。
【課題を解決するための手段】
【００２２】
本発明のトロイダル型無段変速機は、前述した従来から知られているトロイダル型無段変速機と同様に、出力ディスクと、入力ディスクと、複数個ずつ（で互いに同数）の支持部材及びパワーローラと、押圧装置と、変速比調節ユニットとを備える。
このうちの出力ディスクは、トロイド曲面である出力側曲面を有する。
又、前記入力ディスクは、トロイド曲面である入力側曲面を前記出力側曲面に対向させた状態で前記出力ディスクと同心に、且つ、この出力ディスクに対する相対回転を可能に支持されている。
又、前記各支持部材は、トラニオン（ハーフトロイダル型のトロイダル型無段変速機の場合）又はキャリア（フルトロイダル型のトロイダル型無段変速機の場合）と呼ばれるもので、前記各ディスクの中心軸に対し捩れの位置にある枢軸を中心として揺動変位可能に配置されている。
又、前記各パワーローラは、それぞれが前記支持部材に回転自在に支持された状態で、互いに対向する前記出力側曲面と前記入力側曲面との間に挟持されている。
又、前記押圧装置は、油圧式で、前記各パワーローラの周面と前記出力側、入力側各曲面との転がり接触部であるトラクション部の面圧を確保する為に、前記入力ディスクと前記出力ディスクとを互いに近づく方向に押圧する。
更に、前記変速比調節ユニットは、前記入力ディスクと前記出力ディスクの回転速度の比である変速比を調節する為のものである。
そして、この変速比調節ユニットは、制御器からの指令に基づいて、前記各支持部材を前記各枢軸の軸方向に、油圧式のアクチュエータにより変位させる事でこれら各支持部材をこれら各枢軸を中心として揺動変位させる事により、前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間の変速比の調節を行わせる。
【００２３】
特に、本発明に於いては、前記制御器は、前記押圧装置が発生すべき押圧力（必要軸力）が所定値以上（所定値の値は、設計的に定める事ができ、例えば最大軸力値の７０〜９０％以上）の場合の前記変速比の調節速度を、前記押圧装置が発生すべき押圧力が所定値未満（例えば最大軸力値の７０〜９０％未満）の場合のこの変速比の調節速度よりも遅くする機能を有する。
又、前記変速比を遅くする程度は、前記押圧装置が発生すべき押圧力の大きさに拘わらず一定とする事もできるし、押圧力の大きさが最大値に近づく程、より遅くする事もできる。
【００２４】
本発明を実施する場合には、例えば請求項２に記載した発明の様に、前記トロイダル型無段変速機を、ハーフトロイダル型無段変速機とし、前記各支持部材を、それぞれの両端部に互いに同心の枢軸を有すると共に、それぞれの片側面に前記各パワーローラを回転自在に支持したトラニオンとする。
そして、前記制御器に、前記押圧装置が発生すべき押圧力が大きくなる、前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間の変速比が１に近い状態での、前記変速比の調節速度を、前記押圧装置が発生すべき押圧力が小さくなる、この変速比の値の１からの差が大きい状態での、この変速比の調節速度よりも遅くする機能を持たせる。
【発明の効果】
【００２５】
上述の様に構成する本発明のトロイダル型無段変速機によれば、大型化及び動力損失を抑え、高い伝達効率を確保しつつ、トラクション部での過大なすべりの発生を防止できる。この理由は、以下の通りである。
トロイダル型無段変速機の運転時に、押圧装置の押圧力により確保すべき、各トラクション部の法線力Ｆｃの値は、前記トロイダル型無段変速機の変速比に応じて変化する。この為、前記押圧装置が発生すべき押圧力が所定値以上の場合のこの変速比の調節速度を、発生すべき押圧力が所定値未満である場合の調節速度よりも遅くすれば、スリップマージンが小さくなる、前記押圧装置が発生すべき押圧力が大きい状態での、変速比変更に伴うサイドスリップ力Ｆｓの値を小さく抑えられる。この為、トラクション部に関して、法線力Ｆｃの最大値に対するトラクション力のマージンδｆが消滅する事はなく、これら各トラクション部で、グロススリップの如き過大な滑りが発生する事を防止できる。しかも、この過大な滑りの発生を抑える為に、前記押圧装置の押圧力を高くする必要もないので、この押圧装置の受圧面積を広くする事によるトロイダル型無段変速機の大型化や、この押圧装置の油圧室内に導入する油圧を高くする事に伴うポンプロスの増大を抑えられる。
又、前記各トラクション部での過大な滑りの発生防止とポンプロスの増大抑制とにより、トロイダル型無段変速機全体として、高い伝達効率の確保を図れる。
【００２６】
又、請求項２に記載した発明の様な、ハーフトロイダル型無段変速機の場合には、変速比が１の近傍で、押圧装置が発生すべき押圧力が大きくなり（スリップマージンが小さくなり）、変速比が１からずれた増速側及び減速側で、押圧装置が発生すべき押圧力が小さくなる（スリップマージンが大きくなる）。この為、入力ディスクと出力ディスクとの間の変速比が、１に近い状態での変速比の調節速度を遅くすれば、この変速比変更に伴うサイドスリップ力Ｆｓの値を小さく抑えられ、過大な滑りの発生を防止できる。又、変速比が１の近傍である場合にのみ、変速比の調節速度を抑え、使用頻度が高い変速比が１からずれた状態での調節速度は速くできるので、トロイダル型無段変速機としての利便性が悪化する事はない。例えば、運転者に違和感を与える事もない。
【図面の簡単な説明】
【００２７】
【図１】本発明の実施の形態の１例に関して、制御器の動作を示すフローチャート。
【図２】押圧装置が発生する押圧力の大きさと、各トラクション部でトルクを伝達する為に必要とされる押圧力の大きさと、ハーフトロイダル型無段変速機の変速比の値と、同じく変速比の調節速度の値との関係を示す線図。
【図３】本発明の対象となるフルトロイダル型無段変速機に関して、押圧力の大きさと、変速比の値と、変速比の調節速度の値との関係を示す、図２と同様の線図。
【図４】本発明の対象となるハーフトロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置の１例を示す断面図。
【図５】図４のＡ−Ａ断面図。
【図６】変速比制御の為の油圧制御装置部分の略断面図。
【図７】変速比調節を高速で行った場合に各トラクション部の滑りが発生し易い理由を説明する為の模式図。
【発明を実施するための形態】
【００２８】
本発明の実施の形態の１例に就いて説明する。尚、本例を含めて本発明の特徴は、ハーフトロイダル型無段変速機１を構成する入力ディスク１０ａ、１０ｂと出力ディスク１１（図４参照）との間の変速比を調節する為の制御器が、押圧装置２０が必要とする押圧力（必要軸力）の大きさ（各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１同士の間の変速比）に応じて、前記変速比を変化させる変速比調節速度を異ならせる事に伴って、各トラクション部の合成トラクション力Ｆｍに対する余裕代（マージン）δｆ（図７参照）が消滅する事を防止し、前記各トラクション部でのグロススリップの発生防止を図る点にある。その他の、機械的構造部分の構成及び作用に就いては、前述の図４〜５に示した構造を含めて、従来から知られている各種トロイダル型無段変速機と同様であるから、図示並びに説明は省略し、以下、本発明の特徴である、前記押圧力（変速比）の相違に応じて前記変速比調節速度を変化させる制御に就いて、図１〜２を参照しつつ説明する。
【００２９】
図１のステップ１（Ｓ１）で、前記ハーフトロイダル型無段変速機１の変速比を変更すべき指令が出されると、ステップ２（Ｓ２）で、このハーフトロイダル型無段変速機１の運転状況（運転条件）に応じ、当該運転状況で、このハーフトロイダル型無段変速機１の変速比を変更可能な変速比調節速度の最大値を求める。
【００３０】
本発明に於いて前記制御器は、ハーフトロイダル型無段変速機１の変速比を変更すべく、このハーフトロイダル型無段変速機１の運転状況に応じて変化する物理量を表す信号を、このハーフトロイダル型無段変速機１の各部に組み付けたセンサから取り込む。この物理量として本例の場合には、このハーフトロイダル型無段変速機１の変速比と、このハーフトロイダル型無段変速機１を収納したケーシング１３（図４〜５参照）内に貯溜されたトラクションオイルの温度と、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１（又は各パワーローラ１２ａ、１２ｂ）の回転速度と、これら各パワーローラ１２ａ、１２ｂにより伝達しているトルクの大きさを表す信号を取り込む。そして、前記制御器は、これら各物理量を表す信号に基づいて、前記変速比調節速度の許容最大値（最大変速速度）を決定する。前記ハーフトロイダル型無段変速機１の変速比を変更する速度は、この最大変速速度以下の範囲で、アクセルペダルの踏込量等、運転者が行う運転操作に応じて決定する。
【００３１】
前記各物理量に対応して前記最大変速速度を変更する態様は、次の通りである。先ず、変速比に関しては、この変速比が、１に近い（前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１をほぼ同一角速度で回転させる）状態での、前記最大変速速度を最も小さく（遅く）する。これに対して、この変速比の値の１からの差が大きい（減速比又は増速比が大きい）状態での、前記最大変速速度を、前記変速比が１に近い状態の場合よりも大きく（速く）する。
必要とする変速比の調節速度を確保しつつ、前記最大変速速度を前記変速比に応じて上述の様に異ならせる理由に就いて、図２を参照しつつ説明する。この図２中の直線イは、押圧装置２０が発生する押圧力（この押圧装置２０の油圧室４５ａ、４５ｂ内に導入する必要がある油圧）の最大値（最大軸力）であり、本例の場合には一定値としている。又、曲線ロは、各変速比に関して、前記トラクション部で過大な滑り（グロススリップ）が発生するのを抑える為に必要とされる押圧力（必要軸力）の大きさ（法線力Ｆｃの大きさ）を表している。そして、前記直線イと前記曲線ロとの間隔（スリップマージン）が広い程、各トラクション部で過大な滑りを生じる事なくトルク伝達を行える、トラクション力に対する余裕代（マージン）△Ｆ１、△Ｆ２が大きい事を意味する。即ち、前記押圧装置２０が発生すべき押圧力が大きい状態での余裕代△Ｆ１は、この押圧装置２０が発生すべき押圧力が小さい状態での余裕代△Ｆ2よりも小さくなる。従って、前記変速比の値が１の近傍でスリップマージン（△Ｆ１）が小さくなり、この変速比の値が１からずれた（１からの差が大きい）増速側、減速側でスリップマージン（△Ｆ２）が大きくなる。
【００３２】
図２から明らかな通り、前記変速比の値の１からの差が大きい状態｛例えば押圧装置２０が発生すべき押圧力が最大値（直線イの値）の８０％未満｝では、前記マージン△Ｆ２が大きいので、前記最大変速速度を大きく（速く）しても、前記各トラクション部で過大な滑りを生じる事なくトルク伝達を行える。これに対して前記変速比の値が１に近い状態（例えば押圧装置２０が発生すべき押圧力が最大値の８０％以上）では、前記マージン△Ｆ１が小さいので、前記最大変速速度を大きく（速く）すると、前記各トラクション部で過大な滑りを生じ易くなり、安定したトルク伝達を行えなくなる。
【００３３】
この為に本例の場合には、例えば発生すべき押圧力が最大値の８０％以上（８０％なる値は設計値である）となり、前記マージン△Ｆ１が小さい状態では、図２に曲線ハの中央部で示す様に、前記最大変速速度を小さく（遅く）して、サイドスリップ力Ｆｓ延いては合成トラクション力Ｆｍ（図７参照）を小さく抑える。これにより、前記マージン△Ｆ１が消滅し、前記各トラクション部で、著しい滑りが発生する事を防止する。ハーフトロイダル型無段変速機の運転時に前記変速比の値が１に近い状態で、しかも大きなトルク伝達を行う頻度はあまり高くないので、前記変速比の値が１に近い状態での変速比の調節速度を多少遅くしても、運転者に違和感を与える程度を低く抑えられる。
【００３４】
これに対して、例えば発生すべき押圧力が最大値の８０％未満（８０％なる値は設計値である）となり、前記マージン△Ｆ２が大きい状態では、図２に曲線ハの両端部で示す様に、前記最大変速速度を大きく（速く）して、サイドスリップ力Ｆｓ延いては合成トラクション力Ｆｍ（図７参照）が或る程度大きくなる事を許容する。この様に合成トラクション力Ｆｍを大きくしても、前記マージン△Ｆ２が十分に大きいので、このマージン△Ｆ２が消滅する事はない。従って、ハーフトロイダル型無段変速機の運転時に出現する可能性が比較的高い、前記変速比の値が１から外れている状態での変速比の調節速度を速くして、運転者に違和感を与える程度を低く抑えられる。
【００３５】
尚、トラクションオイルの温度を表す信号と、前記各ディスク１０ａ、１０ｂ、１１（又は各パワーローラ１２ａ、１２ｂ）の回転速度を表す信号と、これら各パワーローラ１２ａ、１２ｂにより伝達しているトルクの大きさを表す信号とに関しても、前記各トラクション部で過大な滑りが発生するのを防止すべく、前記最大変速速度を規制する面から利用する。
例えば、前記トラクションオイルの温度が高くなると、このトラクションオイルのトラクション係数μｔが低下し、前記各トラクション部で過大な滑りが発生し易くなる。そこで、前記トラクションオイルの温度が高くなる程、前記最大変速速度を遅くする。
又、前記回転速度が速くなる程、前記トルクが大きくなる程、それぞれ前記各トラクション部で過大な滑りが発生し易くなる。そこで、前記回転速度が速くなる程、前記トルクが大きくなる程、それぞれ前記最大変速速度を遅くする。
【００３６】
上述の様に構成する本例のハーフトロイダル型無段変速機によれば、前述した様な理由により、大型化及び動力損失を抑え、高い伝達効率を確保しつつ、トラクション部での過大なすべりの発生を防止できる。又、使用頻度の高い範囲での変速比の調節速度を速くできる。
【産業上の利用可能性】
【００３７】
本発明は、遊前述の図４〜５に示した様な、遊星歯車式変速機２と組み合わせた無段変速装置の変速ユニットとして実施するだけでなく、トロイダル型無段変速機を単独で構成する（変速ユニットとして機能するトロイダル型無段変速機と、発進クラッチとして機能するトルクコンバータとを組み合わせただけの）自動変速機の変速ユニットとして実施する事もできる。
【００３８】
更には、図示の様なハーフトロイダル型に限らず、例えば非特許文献１に記載されている様な、フルトロイダル型のトロイダル型無段変速機で実施する事もできる。フルトロイダル型無段変速機に関する、押圧力の大きさ（曲線ロ´）と、変速比の値（曲線ハ´）と、変速比の調節速度の値との関係を、図３に示している。この図３から明らかな通り、押圧装置が発生する押圧力の最大値を表す直線イ´と、この押圧装置が発生すべき押圧力を表す曲線ロ´との間隔が小さくなる、押圧装置が発生する押圧力が大きい状態での余裕代△Ｆ１は、前記間隔が大きくなる、この押圧装置が発生する押圧力が小さい状態での余裕代△Ｆ2よりも小さくなる。従って、フルトロイダル型無段変速機の場合にも、ハーフトロイダル型無段変速機の場合と同様に、押圧装置が発生すべき押圧力が所定値（例えば押圧力が最大値の８０％）以上の場合（変速比の値が最大減速状態の近傍）の変速比の調節速度を、この押圧力が所定値（例えば押圧力が最大値の８０％）未満の場合での調節速度よりも遅くする事で、トラクション部での過大なすべりを防止できる。
【符号の説明】
【００３９】
１    ハーフトロイダル型無段変速機
２    遊星歯車式変速機
３    入力軸
４    出力軸
５    入力回転軸
６    伝達軸
７    前段ユニット
８    中段ユニット
９    後段ユニット
１０ａ、１０ｂ  入力ディスク
１１    出力ディスク
１２ａ、１２ｂ  パワーローラ
１３    ケーシング
１４    支柱
１５    転がり軸受
１６    支持板
１７ａ、１７ｂ  トラニオン
１８    枢軸
１９    支持軸
２０    押圧装置
２１    中空回転軸
２２    太陽歯車
２３、２３ａ  キャリア
２４    遊星歯車
２５    遊星歯車
２６    遊星歯車
２７    リング歯車
２８    第二太陽歯車
２９    第二キャリア
３０    低速用クラッチ
３１    第三太陽歯車
３２    第二リング歯車
３３    高速用クラッチ
３４    遊星歯車
３５    遊星歯車
３６    アクチュエータ
３７    変速比制御弁
３８    ステッピングモータ
３９    プリンセスカム
４０    スプール
４１    スリーブ
４２    油圧源
４３ａ、４３ｂ  油圧室
４４    リンク腕
４５ａ、４５ｂ  油圧室
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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