JP4492016B2 - 無段変速装置 - Google Patents

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明に係る無段変速装置は、自動車用の自動変速機を構成する変速ユニットとして利用する。特に本発明は、伝達するトルクが急激に変動する状況下でも、トラニオンの弾性変形に基づく変速比のばらつき（変動）を抑える事により、運転者に与える違和感を低減する事を目的とするものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用の自動変速機として、図１２〜１３に略示する様なトロイダル型無段変速機が、一部で実施されている。このトロイダル型無段変速機は、例えば実開昭６２−７１４６５号公報に開示されている様に、入力軸１と同心に入力側ディスク２を支持し、この入力軸１と同心に配置された出力軸３の端部に出力側ディスク４を固定している。トロイダル型無段変速機を納めたケーシング５（後述する図１５〜１６参照）の内側には、上記入力軸１並びに出力軸３に対し捻れの位置にある枢軸６、６を中心として揺動するトラニオン７、７を設けている。
【０００３】
これら各トラニオン７、７は、両端部外側面に上記枢軸６、６を、各トラニオン７、７毎に１対ずつ、互いに同心に設けている。これら各枢軸６、６の中心軸は、上記各ディスク２、４の中心軸と交差する事はないが、これら各ディスク２、４の中心軸の方向に対して直角方向若しくは直角に近い方向である、捩れの位置に存在する。又、上記各トラニオン７、７の中心部には変位軸８、８の基半部を支持し、上記枢軸６、６を中心として各トラニオン７、７を揺動させる事により、上記各変位軸８、８の傾斜角度の調節を自在としている。各トラニオン７、７に支持された変位軸８、８の先半部周囲には、それぞれパワーローラ９、９を回転自在に支持している。そして、これら各パワーローラ９、９を、上記入力側、出力側両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａ同士の間に挟持している。
【０００４】
上記入力側、出力側両ディスク２、４の互いに対向する内側面２ａ、４ａは、それぞれ断面が、上記枢軸６を中心とする円弧若しくはこの様な円弧に近い曲線を回転させて得られる、断面円弧状の凹面をなしている。そして、球状凸面に形成された各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａを、上記内側面２ａ、４ａに当接させている。又、上記入力軸１と入力側ディスク２との間には、ローディングカム装置等の押圧装置１０を設け、この押圧装置１０によって上記入力側ディスク２を、出力側ディスク４に向け弾性的に押圧しつつ、回転駆動自在としている。
【０００５】
上述の様に構成されるトロイダル型無段変速機の使用時、入力軸１の回転に伴って上記押圧装置１０が上記入力側ディスク２を、上記複数のパワーローラ９、９に押圧しつつ回転させる。そして、この入力側ディスク２の回転が、上記複数のパワーローラ９、９を介して出力側ディスク４に伝達され、この出力側ディスク４に固定の出力軸３が回転する。
【０００６】
入力軸１と出力軸３との回転速度を変える場合で、先ず入力軸１と出力軸３との間で減速を行なう場合には、枢軸６、６を中心として前記各トラニオン７、７を揺動させ、各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａが図１２に示す様に、入力側ディスク２の内側面２ａの中心寄り部分と出力側ディスク４の内側面４ａの外周寄り部分とにそれぞれ当接する様に、各変位軸８、８を傾斜させる。
【０００７】
反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を揺動させ、各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａが図１３に示す様に、入力側ディスク２の内側面２ａの外周寄り部分と出力側ディスク４の内側面４ａの中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、各変位軸８、８を傾斜させる。各変位軸８、８の傾斜角度を図１２と図１３との中間にすれば、入力軸１と出力軸３との間で、中間の変速比を得られる。
【０００８】
更に、図１４〜１５は、実願昭６３−６９２９３号（実開平１−１７３５５２号）のマイクロフィルムに記載された、より具体化されたトロイダル型無段変速機を示している。入力側ディスク２と出力側ディスク４とは円管状の入力軸１１の周囲に、それぞれ回転自在に支持している。又、この入力軸１１の端部と上記入力側ディスク２との間に、押圧装置１０を設けている。一方、上記出力側ディスク４には、出力歯車１２を結合し、これら出力側ディスク４と出力歯車１２とが同期して回転する様にしている。
【０００９】
１対のトラニオン７、７の両端部に互いに同心に設けた枢軸６、６は１対の支持板（ヨーク）１３、１３に、揺動並びに軸方向（図１４の表裏方向、図１５の上下方向）の変位自在に支持している。そして、上記各トラニオン７、７の中間部に、変位軸８、８の基半部を支持している。これら各変位軸８、８は、基半部と先半部とを互いに偏心させている。そして、このうちの基半部を上記各トラニオン７、７の中間部に回転自在に支持し、それぞれの先半部にパワーローラ９、９を回転自在に支持している。又、上記各トラニオン７、７の端部同士の間には同期ケーブル２７を、襷掛けで掛け渡して、これら各トラニオン７、７同士の傾斜角度を、機械的に同期させる様にしている。
【００１０】
尚、上記１対の変位軸８、８は、上記入力軸１１に対して１８０度反対側位置に設けている。又、これら各変位軸８、８の基半部と先半部とが偏心している方向は、上記入力側、出力側両ディスク２、４の回転方向に関して同方向（図１５で上下逆方向）としている。又、偏心方向は、上記入力軸１１の配設方向に対してほぼ直交する方向としている。従って上記各パワーローラ９、９は、上記入力軸１１の配設方向に関して若干の変位自在に支持される。
【００１１】
又、上記各パワーローラ９、９の外側面と上記各トラニオン７、７の中間部内側面との間には、これら各パワーローラ９、９の外側面の側から順に、スラスト玉軸受１４、１４とスラストニードル軸受１５、１５とを設けている。このうちのスラスト玉軸受１４、１４は、上記各パワーローラ９、９に加わるスラスト方向の荷重を支承しつつ、これら各パワーローラ９、９の回転を許容する。又、上記各スラストニードル軸受１５、１５は、上記各パワーローラ９、９から上記各スラスト玉軸受１４、１４を構成する外輪１６、１６に加わるスラスト荷重を支承しつつ、上記各変位軸８、８の先半部及び上記外輪１６、１６が、これら各変位軸８、８の基半部を中心として揺動する事を許容する。更に、上記各トラニオン７、７は、油圧式のアクチュエータ（油圧シリンダ）１７、１７により、前記各枢軸６、６の軸方向に変位自在としている。
【００１２】
上述の様に構成されるトロイダル型無段変速機の場合、入力軸１１の回転は押圧装置１０を介して入力側ディスク２に伝えられる。そして、この入力側ディスク２の回転が、１対のパワーローラ９、９を介して出力側ディスク４に伝えられ、更にこの出力側ディスク４の回転が、出力歯車１２より取り出される。
【００１３】
入力軸１１と出力歯車１２との間の回転速度比を変える場合には、上記各アクチュエータ１７、１７により上記１対のトラニオン７、７を、それぞれ逆方向に、例えば、図１５の右側のパワーローラ９を同図の下側に、同図の左側のパワーローラ９を同図の上側に、それぞれ変位させる。この結果、これら各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと上記入力側ディスク２及び出力側ディスク４の内側面２ａ、４ａとの当接部に作用する、接線方向の力の向きが変化（当接部にサイドスリップが発生）する。そして、この力の向きの変化に伴って上記各トラニオン７、７が、支持板１３、１３に枢支された枢軸６、６を中心として、互いに逆方向に揺動する。この結果、前述の図１２〜１３に示した様に、上記各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと上記各内側面２ａ、４ａとの当接位置が変化し、上記入力軸１１と出力歯車１２との間の回転速度比が変化する。
【００１４】
上記各アクチュエータ１７、１７への圧油の給排状態は、これら各アクチュエータ１７、１７の数に関係なく１個の制御弁により行ない、何れか１個のトラニオン７の動きをこの制御弁にフィードバックする様にしている。この部分の構造に就いては、例えば特開平６−２５７６６１号公報に記載されて、従来から知られているが、後述する、従来の具体的構造の第２例を示す、図１８により簡単に説明する。制御弁１８は、ステッピングモータ１９により軸方向（図１８の左右方向）に変位させられるスリーブ２０と、このスリーブ２０の内径側に軸方向の変位自在に嵌装されたスプール２１とを有する。上記何れか１個のトラニオン７に付属のロッド２２の端部にはプリセスカム２３を固定しており、このプリセスカム２３とリンク腕２４とを介して、上記ロッド２２の動きを上記スプール２１に伝達する、フィードバック機構を構成している。
【００１５】
変速状態を切り換える際には、上記ステッピングモータ１９により上記スリーブ２０を、所定量だけ変位させて、上記制御弁１８の流路を開く。この結果、上記各アクチュエータ１７、１７に圧油が、所定方向に送り込まれて、これら各アクチュエータ１７、１７が上記各トラニオン７、７を所定方向に変位させる。即ち、上記圧油の送り込みに伴ってこれら各トラニオン７、７が、前記各枢軸６、６の軸方向に変位しつつ、これら各枢軸６、６を中心に揺動する。そして、上記何れか１個のトラニオン７の動き（軸方向及び揺動変位）が、上記ロッド２２の端部に固定したプリセスカム２３とリンク腕２４とを介して上記スプール２１に伝達され、このスプール２１を軸方向に変位させる。この結果、上記トラニオン７が所定量変位した状態で、上記制御弁１８の流路が閉じられ、上記各アクチュエータ１７、１７への圧油の給排が停止される。従って、上記各トラニオン７、７の軸方向及び揺動方向の変位量は、上記ステッピングモータ１９によるスリーブ２０の変位量に応じただけのものとなる。
【００１６】
尚、トロイダル型無段変速機による動力伝達時には、構成各部の弾性変形に基づいて、上記各パワーローラ９、９が上記入力軸１１（図１４〜１５）の軸方向に変位する。そして、これら各パワーローラ９、９を支持した前記各変位軸８、８が、それぞれの基半部を中心として僅かに回動する。この回動の結果、上記各スラスト玉軸受１４、１４の外輪１６、１６の外側面と上記各トラニオン７、７の内側面とが相対変位する。これら外側面と内側面との間には、前記各スラストニードル軸受１５、１５が存在する為、この相対変位に要する力は小さい。
【００１７】
更に、伝達可能なトルクを増大すべく、図１６〜１８に示す様に、入力軸１１ａの周囲に入力側ディスク２Ａ、２Ｂと出力側ディスク４、４とを２個ずつ設け、これら２個ずつの入力側ディスク２Ａ、２Ｂと出力側ディスク４、４とを動力の伝達方向に関して互いに並列に配置する、所謂ダブルキャビティ型の構造も、従来から知られている。この図１６〜１８に示した構造は、上記入力軸１１ａの中間部周囲に出力歯車１２ａを、この入力軸１１ａに対する回転を自在として支持し、この出力歯車１２ａの中心部に設けた円筒部の両端部に上記各出力側ディスク４、４を、スプライン係合させている。又、上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂは、上記入力軸１１ａの両端部に、この入力軸１１ａと共に回転自在に支持している。この入力軸１１ａは、駆動軸２５により、ローディングカム式の押圧装置１０を介して回転駆動する。
【００１８】
上述の様なダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機の場合には、入力軸１１ａから出力歯車１２ａへの動力の伝達を、一方の入力側ディスク２Ａと出力側ディスク４との間と、他方の入力側ディスク２Ｂと出力側ディスク４との間との、２系統に分けて行なうので、大きな動力の伝達を行なえる。尚、この様なダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機の場合も、変速時には油圧式のアクチュエータ１７、１７により、トラニオン７、７を枢軸６、６の軸方向に変位させる。変速の為に上記各アクチュエータ１７、１７への圧油の給排を制御する為の制御弁１８は、前述した通り、トロイダル型無段変速機全体で１個だけ設けている。そして、この１個の制御弁１８により、複数のアクチュエータ１７、１７への圧油の給排を制御している。
【００１９】
上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速機を実際の自動車用の無段変速機に組み込む場合、遊星歯車機構と組み合わせて無段変速装置を構成する事が、特開平１−１６９１６９号公報、同１−３１２２６６号公報、同１０−１９６７５９号公報、同１１−６３１４６号公報等に記載されている様に、従来から提案されている。このうちのパワー・スプリット型と呼ばれる無段変速装置は、、低速走行時にはエンジンの駆動力をトロイダル型無段変速機のみで伝達し、高速走行時には上記駆動力を遊星歯車機構で伝達する事により、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機に加わるトルクの低減を図る様にしている。この様に構成する事により、上記トロイダル型無段変速機の構成各部材の耐久性を向上させる事ができる。或は、トロイダル型無段変速機と遊星歯車機構とを組み合わせる事により、入力軸を回転させたまま出力軸を停止させる事を可能とした、ギヤード・ニュートラルと呼ばれる無段変速装置も、従来から知られている。
【００２０】
図１９は、上記各公報のうちの特開平１０−１９６７５９号公報に記載された無段変速装置を示している。この無段変速装置は、駆動源であるエンジン２６のクランクシャフト２８の出力側端部（図１９の右端部）と入力軸２９の入力側端部（図１９の左端部）との間に発進クラッチ３０を設けている。又、上記入力軸２９の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸３１を、この入力軸２９と平行に配置している。そして、この入力軸２９の周囲にトロイダル型無段変速機３２を、上記出力軸３１の周囲に遊星歯車機構３３を、それぞれ設けている。
【００２１】
上記トロイダル型無段変速機３２の押圧装置１０を構成するカム板３４は、上記入力軸２９の中間部で出力側端部寄り（図１９の右寄り）部分に固定している。又、入力側ディスク２と出力側ディスク４とは、上記入力軸２９の周囲に、ニードル軸受等、図示しない軸受により、この入力軸２９に対し、互いに独立した回転を自在に支持している。そして、上記カム板３４と入力側ディスク２とにより、上記押圧装置１０を構成している。従って、上記入力側ディスク２は上記入力軸２９の回転に伴い、上記出力側ディスク４に向け押圧されつつ回転する。又、上記入力側ディスク２の内側面２ａと上記出力側ディスク４の内側面４ａとの間に複数個のパワーローラ９、９を挟持して、前述の図１４〜１５に示した如きトロイダル型無段変速機３２を構成している。尚、このトロイダル型無段変速機３２は、図１９及び図１４〜１５に示したシングルキャビティ型のものに限らず、前述した図１６〜１７に示す様なダブルキャビティ型のものでも良い。ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置は、前記特開平１１−６３１４６等に記載されている。
【００２２】
又、上記遊星歯車機構３３を構成する太陽歯車３５は、前記出力軸３１の入力側端部（図１９の右端部）に固定している。従ってこの出力軸３１は、上記太陽歯車３５の回転に伴って回転する。この太陽歯車３５の周囲にはリング歯車３６を、上記太陽歯車３５と同心に、且つ回転自在に支持している。そして、このリング歯車３６の内周面と上記太陽歯車３５の外周面との間に、複数個（通常は３〜４個）の遊星歯車組３７、３７を設けている。図示の例ではこれら各遊星歯車組３７、３７は、それぞれ１対ずつの遊星歯車３８ａ、３８ｂを組み合わせて成る。これら１対ずつの遊星歯車３８ａ、３８ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車３８ａを上記リング歯車３６に噛合させ、内径側に配置した遊星歯車３８ｂを上記太陽歯車３５に噛合させている。この様に各遊星歯車組３７、３７をそれぞれ１対ずつの遊星歯車３８ａ、３８ｂにより構成するのは、上記リング歯車３６と太陽歯車３５との回転方向を一致させる為である。従って、他の構成部分との関係で、これらリング歯車３６と太陽歯車３５との回転方向を一致させる必要がなければ、単一の遊星歯車をこれらリング歯車３６と太陽歯車３５との両方に噛合させても良い。上述の様な遊星歯車組３７、３７は、キャリア３９の片側面（図１９の右側面）に回転自在に支持している。又、このキャリア３９は、前記出力軸３１の中間部に、回転自在に支持している。
【００２３】
又、上記キャリア３９と前記出力側ディスク４とを、第一の動力伝達機構４０により、回転力の伝達を可能な状態に接続している。請求項１に記載した第一の動力伝達経路を構成する、上記第一の動力伝達機構４０は、互いに噛合した第一、第二の歯車４１、４２により構成している。従って上記キャリア３９は、上記出力側ディスク４の回転に伴って、この出力側ディスク４と反対方向に、上記第一、第二の歯車４１、４２の歯数に応じた速度で回転する。
【００２４】
一方、前記入力軸２９と上記リング歯車３６とは、第二の動力伝達機構４３により、回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。請求項１に記載した第二の動力伝達経路を構成する、上記第二の動力伝達機構４３は、第一、第二のスプロケット４４、４５と、これら両スプロケット４４、４５同士の間に掛け渡したチェン４６とにより構成している。即ち、第一のスプロケット４４を上記入力軸２９の出力側端部（図１９の右端部）で前記カム板３４から突出した部分に固定すると共に、第二のスプロケット４５を伝達軸４７の入力側端部（図１９の右端部）に固定している。従ってこの伝達軸４７は、上記入力軸２９の回転に伴って、この入力軸２９と同方向に、上記第一、第二のスプロケット４４、４５の歯数に応じた速度で回転する。
【００２５】
又、無段変速装置は、請求項１に記載したモード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、上記キャリア３９と第二の動力伝達機構４３の構成部材である上記伝達軸４７との何れか一方のみを、上記リング歯車３６に接続する。図１９に示した構造の場合に、このクラッチ機構は、低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９とから成る。このうちの低速用クラッチ４８は、上記キャリア３９の外周縁部と上記リング歯車３６の軸方向一端部（図１９の左端部）との間に設けている。この様な低速用クラッチ４８は、接続時には、前記遊星歯車機構３３を構成する太陽歯車３５とリング歯車３６と遊星歯車組３７、３７との相対変位を阻止し、これら太陽歯車３５とリング歯車３６とを一体的に結合する。又、高速用クラッチ４９は、上記伝達軸４７と、上記リング歯車３６に支持板５０を介して固定した中心軸５１との間に設けている。これら低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９とは、何れか一方のクラッチが接続された場合には、他方のクラッチの接続が断たれる。
【００２６】
又、図１９の例では、上記リング歯車３６と、無段変速装置のハウジング（図示省略）等、固定の部分との間に、後退用クラッチ５２を設けている。この後退用クラッチ５２は、自動車を後退させるべく、前記出力軸３１を逆方向に回転させる為に設けている。この後退用クラッチ５２は、上記低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９との何れか一方が接続された状態では、接続が断たれる。又、この後退用クラッチ５２が接続された状態では、上記低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９とは、何れも接続が断たれる。
【００２７】
更に、図示の例では、上記出力軸３１とデファレンシャルギヤ５３とを、第三〜第五の歯車５４〜５６で構成する第三の動力伝達機構５７により接続している。従って、上記出力軸３１が回転すると、これら第三の動力伝達機構５７及びデファレンシャルギヤ５３を介して左右１対の駆動軸５８、５８が回転し、自動車の駆動輪を回転駆動させる。
【００２８】
上述の様に構成する無段変速装置は、先ず、低速走行時には、上記低速用クラッチ４８を接続すると共に、上記高速用クラッチ４９及び後退用クラッチ５２の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ３０を接続し、前記入力軸２９を回転させると、トロイダル型無段変速機３２のみが、この入力軸２９から上記出力軸３１に動力を伝達する。この様な低速走行時に、入力側、出力側両ディスク２、４同士の間の変速比を変える際の作用は、前述の図１４〜１５に示したトロイダル型無段変速機単独の場合と同様である。勿論、この状態では、上記入力軸２９と出力軸３１との間の変速比、即ち、無段変速装置全体としての変速比は、トロイダル型無段変速機３２の変速比に比例する。又、この状態では、このトロイダル型無段変速機３２に入力されるトルクは、上記入力軸２９に加えられるトルクに等しくなる。
【００２９】
これに対して、高速走行時には、上記高速用クラッチ４９を接続すると共に、上記低速用クラッチ４８及び後退用クラッチ５２の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ３０を接続し、上記入力軸２９を回転させると、この入力軸２９から上記出力軸３１には、前記第二の動力伝達機構４３を構成する第一、第二のスプロケット４４、４５及びチェン４６と前記遊星歯車機構３３とが、動力を伝達する。
【００３０】
即ち、上記高速走行時に上記入力軸２９が回転すると、この回転は上記第二の動力伝達機構４３並びに高速用クラッチ４９を介して中心軸５１に伝わり、この中心軸５１を固定したリング歯車３６を回転させる。そして、このリング歯車３６の回転が複数の遊星歯車組３７、３７を介して太陽歯車３５に伝わり、この太陽歯車３５を固定した上記出力軸３１を回転させる。上記リング歯車３６が入力側となった場合に上記遊星歯車機構３３は、上記各遊星歯車組３７、３７が停止している（太陽歯車３５の周囲で公転しない）と仮定すれば、上記リング歯車３６と太陽歯車３５との歯数の比に応じた変速比で増速を行なう。但し、上記各遊星歯車組３７、３７は上記太陽歯車３５の周囲を公転し、無段変速装置全体としての変速比は、これら各遊星歯車組３７、３７の公転速度に応じて変化する。そこで、上記トロイダル型無段変速機３２の変速比を変えて、上記遊星歯車組３７、３７の公転速度を変えれば、上記無段変速装置全体としての変速比を調節できる。
【００３１】
即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車組３７、３７が、上記リング歯車３６と同方向に公転する。そして、これら各遊星歯車組３７、３７の公転速度が遅い程、上記太陽歯車３５を固定した出力軸３１の回転速度が速くなる。例えば、上記公転速度とリング歯車３６の回転速度（何れも角速度）が同じになれば、上記リング歯車３６と出力軸３１の回転速度が同じになる。これに対して、上記公転速度がリング歯車３６の回転速度よりも遅ければ、上記リング歯車３６の回転速度よりも出力軸３１の回転速度が速くなる。反対に、上記公転速度がリング歯車３６の回転速度よりも速ければ、上記リング歯車３６の回転速度よりも出力軸３１の回転速度が遅くなる。
【００３２】
従って、上記高速走行時には、前記トロイダル型無段変速機３２の変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は増速側に変化する。この様な高速走行時の状態では、上記トロイダル型無段変速機３２に、入力側ディスク２からではなく、出力側ディスク４からトルクが加わる（低速時に加わるトルクをプラスのトルクとした場合にマイナスのトルクが加わる）。即ち、前記高速用クラッチ４９を接続した状態では、前記エンジン２６から入力軸２９に伝達されたトルクは、前記押圧装置１０が前記入力側ディスク２を押圧する以前に、前記第二の動力伝達機構４３を介して前記遊星歯車機構３３のリング歯車３６に伝達される。従って、入力軸２９の側から上記押圧装置１０を介して入力側ディスク２に伝達されるトルクは殆どなくなる。
【００３３】
一方、上記第二の動力伝達機構４３を介して上記遊星歯車機構３３のリング歯車３６に伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車組３７、３７から、キャリア３９及び第一の動力伝達機構４０を介して出力側ディスク４に伝わる。この様に出力側ディスク４からトロイダル型無段変速機３２に加わるトルクは、無段変速装置全体の変速比を増速側に変化させるべく、トロイダル型無段変速機３２の変速比を減速側に変化させる程小さくなる。この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機３２に入力されるトルクを小さくして、このトロイダル型無段変速機３２の構成部品の耐久性向上を図れる。
【００３４】
更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸３１を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ４８、４９の接続を断つと共に、前記後退用クラッチ５２を接続する。この結果、上記リング歯車３６が固定され、上記各遊星歯車組３７、３７が、このリング歯車３６並びに前記太陽歯車３５と噛合しつつ、この太陽歯車３５の周囲を公転する。そして、この太陽歯車３５並びにこの太陽歯車３５を固定した出力軸３１が、前述した低速走行時並びに上述した高速走行時とは逆方向に回転する。
【００３５】
図２０は、上述した図１９に示す様な無段変速装置全体としての変速比（itotal）を連続して変化させる場合に、トロイダル型無段変速機３２の変速比（icvt）と、このトロイダル型無段変速機３２に入力される入力トルク（Ｔ_in）と、無段変速装置の出力軸３１から取り出される出力トルク（Ｔ_s ）とが変化する状態の１例を示している。これら各変速比（itotal）（icvt）並びに各トルク（Ｔ_in）（Ｔ_s ）の関係は、トロイダル型無段変速機３２の変速幅、遊星歯車機構３３の構造並びに歯数比、第二の動力伝達機構４３の減速比等に応じて変わる。図２０に記載した各線を得る為の条件として、トロイダル型無段変速機３２の変速幅を４倍（０．５〜２．０）とし、遊星歯車機構３３はそれぞれが１対ずつの遊星歯車３８ａ、３８ｂから成る遊星歯車組３７、３７を備えたものとし、第二の動力伝達機構４３の減速比は２とした。又、低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９との切り換えは、無段変速装置全体としての変速比（itotal）が１の場合に行なうとした。
【００３６】
上述の様な条件で試算した結果を示す図２０で、縦軸は、トロイダル型無段変速機３２の変速比（icvt）並びに、トロイダル型無段変速機３２の入力トルク（Ｔ_in）又は無段変速装置の出力トルク（Ｔ_s ）と前記エンジン２６から前記入力軸２９（図１９）に伝えられるトルク（Ｔ_e ）との比（Ｔ_in／Ｔ_e ）（Ｔ_s ／Ｔ_e ）を、横軸は、無段変速装置全体としての変速比（itotal）を、それぞれ表している。尚、トロイダル型無段変速機３２の変速比（icvt）を示す値がマイナスなのは、このトロイダル型無段変速機３２に組み込んだ出力側ディスク４（図１９）の回転方向が入力軸２９の回転方向と逆になる為である。又、実線ａは、上記トロイダル型無段変速機３２の変速比（icvt）を、破線ｂは、上記出力トルク（Ｔ_s ）と前記エンジン２６から前記入力軸２９に伝えられるトルク（Ｔ_e ）との比（Ｔ_s ／Ｔ_e ）を、鎖線ｃは、上記入力トルク（Ｔ_in）と前記エンジン２６から前記入力軸２９に伝えられるトルク（Ｔ_e ）との比（Ｔ_in／Ｔ_e ）を、それぞれ表している。この様な図２０の記載から明らかな通り、上述した図１９に示す様な無段変速装置によれば、高速走行時にトロイダル型無段変速機３２に加わるトルクを小さくできる。図２０を求めた条件では、上記入力トルク（Ｔ_in）を、最大限、上記エンジン２６から前記入力軸２９に伝えられるトルク（Ｔ_e ）の１４％程度にまで低減できる。
【００３７】
【発明が解決しようとする課題】
上述した様な無段変速装置等に組み込んだ状態で使用される、前述の様なトロイダル型無段変速機は、プリセスカム２３による制御弁１８（図１８）の開閉制御に拘らず、トロイダル型無段変速機３２の構成部品の組み付け隙間や弾性変形等の影響により、入力トルクの変動に伴って変速比が不必要に変動して、エンジンの回転数が急激に変動し、運転者に違和感を与える可能性がある事が、本発明者等の実験により分かった。特に、トロイダル型無段変速機を通じて送られるトルクが変動する場合に、上記変速比の不必要な変動が著しくなる事が分かった。
【００３８】
即ち、本発明者が行なった実験によると、上記トロイダル型無段変速機を通じて送られるトルクが変動すると、このトロイダル型無段変速機の変速比が、変速の為の指令がでていないにも拘らず変化する事が分かった。図２１は、この様な実験の結果を示している。実験は、トロイダル型無段変速機の変速比を１（等速）とし、入力軸の回転速度を２０００min^-1 とし、トラクションオイルの温度を実際に自動車が走行状態にある場合と同様に上昇させた状態で行なった。この様な条件の下で、上記入力軸に加えるトルクを、−２５０Ｎ・ｍと＋３５０Ｎ・ｍとの間で変化させた。トルク変化は、慣性の影響を極力排除する為、徐々に行なった。尚、入力軸に加えるトルクが負の状態とは、出力側ディスクから入力側ディスクにトルクが伝わる状態である。
この様な条件で行なった実験の結果から明らかな通り、上記トロイダル型無段変速機の変速比は、このトロイダル型無段変速機により伝達するトルクの変化に伴って変動するが、この様な変動が生じる原因は、次の様に考えられる。
【００３９】
上記プリセスカム２３は、前述の図１８に示す様に、何れかのトラニオン７にその基端部（図１８の上端部）を結合固定したロッド２２の先端部（図１８の下端部）に支持固定している。一方、トロイダル型無段変速機の運転時に上記トラニオン７は、その内側面側に支持したパワーローラ９から大きな力を受ける。この力としては、主として次の▲１▼▲２▼の２種類である。
▲１▼ 上記パワーローラ９の周面９ａと、入力側ディスク２、２Ａ、２Ｂの内側面２ａ及び出力側ディスク４の内側面４ａとの当接部（トラクション部）から、動力伝達に伴って加わる力。
▲２▼ 押圧装置１０（例えば図１６〜１７参照）による押し付け力に基づき、上記パワーローラ９を上記トラニオン７の内側面に押し付けるスラスト荷重。
これら▲１▼▲２▼の力は何れも、上記プリセスカム２３の位置を正規位置からずらせる原因となる。
【００４０】
先ず、上記▲１▼の力に伴って上記プリセスカム２３の位置が正規位置からずれる理由に就いて、図２２により説明する。この図２２は、１対の入力側ディスクと出力側ディスクとの間に配置された１対のトラニオン７、７、及び、これら両トラニオン７、７にそれぞれ付属した変位軸８、８と、パワーローラ９、９と、ロッド２２、２２と、油圧式のアクチュエータを構成するピストン５９、５９と、プリセスカム２３とを略示している。この図２２で、この図２２には記載していない入力側ディスクは、矢印αで示す様に、時計方向に回転する。従って、やはり図２２には記載していない出力側ディスクは、反時計方向に回転する。
【００４１】
この様な図２２で、先ず（Ａ）は、入力側ディスク２と出力側ディスク４（例えば図１４参照）との間で動力を伝達していない場合を示している。この場合には、上記入力側ディスク２及び出力側ディスク４の内側面２ａ、４ａ（例えば図１４参照）から上記各パワーローラ９、９に加わる荷重はゼロである。従って、これら各パワーローラ９、９を支持した変位軸８、８及び上記各トラニオン７、７に加わる荷重もゼロであって、これら各変位軸８、８が傾斜したりこれら各トラニオン７、７が弾性変形したりする事はない。この為、何れか（図２２の右方）のトラニオン７に付属のロッド２２の端部に固定したプリセスカム２３は、図２２に鎖線イで示す正規位置に存在する。
【００４２】
次に、図２２の（Ｂ）は、入力側ディスク２と出力側ディスク４との間で、比較的軽い動力を伝達する場合を示している。この場合には、上記入力側ディスク２及び出力側ディスク４の内側面２ａ、４ａから上記各パワーローラ９、９に加わる荷重に基づき、上記各トラニオン７、７に、それぞれの両端部に設けた枢軸６、６（例えば図１８参照）の軸方向（図２２の上下方向）の荷重が加わる。そして、この荷重を支承すべく上記各ピストン５９、５９を組み込んだアクチュエータ１７、１７（例えば図１８参照）に油圧を立ち上げる。同時に、上記両ディスク２、４から上記各パワーローラ９、９に加わる荷重に基づき、これら各パワーローラ９、９を支持した上記各変位軸８、８が、上記図２２（Ｂ）に誇張して示す様に、上記入力側ディスク２から上記各パワーローラ９、９に加わる荷重の作用方向前方に傾斜する。この様な傾斜は、これら各変位軸８、８の両端部と上記各パワーローラ９、９及び上記各トラニオン７、７との間に設けたラジアルニードル軸受の内部隙間の存在や上記各変位軸８、８自身の弾性変形に基づく。この様な傾斜は、僅かではあるが、上記各パワーローラ９、９と上記各トラニオン７、７との間に設けたスラスト玉軸受１４やスラストニードル軸受１５（例えば図１８参照）の内部隙間の存在に基づき、比較的軽い力で行なわれる。
【００４３】
この様にしてこれら各変位軸８、８が傾斜すると、これら各変位軸８、８に支持した上記各パワーローラ９、９が、上記入力側、出力側両ディスク２、４に対し変位して、これら各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａとこれら両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａとの当接部（トラクション部）の位置が、これら両ディスク２、４の中央位置からずれる。この様にトラクション部がこれら両ディスク２、４の中央位置からずれると、上記各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと上記両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａとのトラクション部でサイドスリップが発生する。そして、この様なサイドスリップに基づいて既知のフィードバック機構が働き、上記トラクション部を上記両ディスク２、４の中央位置に戻す。即ち、上記サイドスリップに基づいて上記各パワーローラ９、９と共に上記各トラニオン７、７が前記枢軸６、６を中心として揺動変位し、前記プリセスカム２３がリンク腕２４を介して制御弁１８のスプール２１（図１８参照）を変位させる。そして、前記アクチュエータ１７、１７に圧油を給排して、上記各トラニオン７、７を上記枢軸６、６の軸方向に変位させ、上記トラクション部を上記両ディスク２、４の中央位置に戻す。この際、変速の為の指令信号は出ていないので、上記制御弁１８のスリーブ２０（図１８参照）はそのままの位置に留まる（軸方向に変位しない）。この結果、上記各パワーローラ９、９は、変速の為の指令信号は出ていないにも拘らず、変速動作を行なう事になる。そして、上記プリセスカム２３は、前記鎖線イで示した正規位置から軸方向にδ₁ だけずれた、鎖線ロ位置に存在する事になる。
【００４４】
更に、図２２の（Ｃ）は、入力側ディスク２と出力側ディスク４との間で、大きな動力を伝達する場合を示している。この場合には、前記▲１▼の力だけでなく、前記▲２▼の力も、上記プリセスカム２３の位置を正規位置からずらせる方向に作用する。
即ち、この図２２の（Ｃ）に示した状態では、上記各変位軸８、８の傾斜が上記（Ｂ）の場合よりも大きくなると同時に、上記各トラニオン７、７の弾性変形が無視できない程度になる。この場合には、これら各トラニオン７、７の中間部が、上記各パワーローラ９、９から加わるスラスト荷重に基づいて、図２２の（Ｃ）に誇張して示す様に、これら各パワーローラ９、９を設置した内側面側が凹面となる方向に弾性変形する。そして、この弾性変形に基づき、前記各枢軸６、６の軸方向に関する、上記各トラニオン７、７の全長が短くなる。具体的には、これら各トラニオン７、７の長さ方向両端面が、これら各トラニオン７、７の長さ方向中央部に近づく方向に変位する。
【００４５】
そして、この変位の結果、上記プリセスカム２３が、前述の図２２（Ｂ）の場合よりも更にδ₂ 分だけ、前記鎖線ロで示した位置からずれる。即ち、この状態で上記プリセスカム２３の、前記鎖線イで示した正規位置からのずれは、（δ₁ ＋δ₂ ）となる。そして、上記各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと前記入力側、出力側両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａとの当接部（トラクション部）が、上記（δ₁ ＋δ₂ ）分だけ、上記両ディスク２、４の中央位置からずれる。この結果、上記各パワーローラ９、９は、変速の為の指令信号は出ていないにも拘らず、上記（δ₁ ＋δ₂ ）分だけ、変速動作を行なう事になる。尚、上記新たな変位δ₂ は、上記トラニオン７の弾性変形に基づく分と、上記変位軸８の傾斜角度が更に大きくなる事に基づく分との合計である。
【００４６】
この様に、図２２の（Ｂ）（Ｃ）の場合には、変速の為の指令信号が出ていないにも拘らず変速動作が行なわれるが、この場合に於ける変速の程度は、上記軸方向のずれ｛δ₁ 或は（δ₁ ＋δ₂ ）｝と上記各プリセスカム２３のカムリードとに比例する。例えば、カムリードが２０mm／３６０度である場合には、上記ずれが０．３mmの場合に、上記各パワーローラ９、９が５．４度傾転（枢軸６、６を中心に揺動変位）する。従って、上記プリセスカム２３の変位を小さく抑える事が、上述の様な原因に基づく、意図しない変速動作を抑える面から重要である。
【００４７】
又、意図しない変速動作は、上記プリセスカム２３を設置したトラニオン７の弾性変形に基づくロッド２２の振れによっても発生する。この点に就いて、図２３により簡単に説明する。動力伝達時に上記トラニオン７は、その内側面に支持したパワーローラ９から受けるスラスト荷重に基づいて、その内側面側が凹面となる方向に、図２３に太い鎖線でその中心部を誇張して示す様に弾性変形する。そして、この弾性変形に基づいて、上記トラニオン７の端部にその基端部（図２３の上端部）を結合固定したロッド２２が変位する。そして、上記プリセスカム２３を装着した、このロッド２２の先端部（図２３の下端部）は、上記スラスト荷重が大きくなる程ラジアル方向に関する変位量が多くなる。この様な変位も、上記意図しない変速動作が行なわれる原因となる。
【００４８】
上述の説明から明らかな通り、意図しない変速動作の原因となる、上記プリセスカム２３の正規位置からのずれの大きさは、上記パワーローラ９に加わる力の大きさに応じて変化する。又、この力の大きさは、トロイダル型無段変速機により伝達するトルクの大きさにほぼ比例して変化する。この為、このトロイダル型無段変速機の変速比は、この変速比を変える為の信号が出ていない状態でも、上記トルクの変化に応じて変化する。
何れにしても、意図しない変速動作が行なわれると、その瞬間にエンジンの回転数が急変し、運転者に違和感を与える。この様な意図しない変速動作を完全になくす事は難しいが、極力小さく抑える事が、安定した運転を行なって運転者に違和感を与えない面から重要である。
【００４９】
特に、前述の図１９に示した様な、トロイダル型無段変速機３２と遊星歯車機構３３とを組み合わせた無段変速装置の場合には、前述の図２０の鎖線ｃの右端寄り部分から明らかな通り、低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９とを切り換える瞬間に、トルクの伝達方向が逆転する。この様な構造の場合には、上記トロイダル型無段変速機３２を通過するトルクの変動に伴う変速比の不必要な変動が大きくなって、運転者に与える違和感が著しくなり易い。この点に就いて、図２４により説明する。
【００５０】
図２４の（Ａ）に示す様に、トロイダル型無段変速機を通過するトルクを正の値から負の値まで連続的に変動させ、その際に、図２４の（Ｂ）に示す様に、変速の為の指令信号は出さない（図１８に示す制御弁１８のスリーブ２０は変位させない）ものとする。この場合に上記トロイダル型無段変速機の変速比は、図２４の（Ｃ）に示す様に、上記トルクの変動に対応して、前述の▲１▼▲２▼の様な力により変動する。但し、トルクの変動が直線的であっても、変速比の変動は非直線的になる。
【００５１】
この様にして生じる、図２４の（Ｃ）に示す様な変速比の変動を抑える為に、図２５に示す様に、上記トロイダル型無段変速機を通過するトルクの変動に対応して変速の為の指令信号を出す（図１８に示す制御弁１８のスリーブ２０を変位させる）事が考えられる。即ち、図２５の（Ａ）に示す様なトルクの変動に対応して同図の（Ｂ）に示す様に変速の為の指令信号を出す。この結果、上記トロイダル型無段変速機の変速比の変動を、図２５（Ｃ）の様に小さく抑える事ができる。
【００５２】
但し、上記図２５の（Ａ）と（Ｃ）とを比較すれば明らかな通り、トルクが変動する方向と変速比が変動する方向とは、変動の全域に亙って一致する訳ではないので、単にトルクの変動に対応して変速の為の指令信号を出しても、不必要な変速を十分に解消する事は難しい場合がある。即ち、図２５の（Ａ）（Ｂ）の様な制御を行なった場合でも、上記トルクが変動する方向と変速比が変動する方向との相違に基づき、図２５の（Ｃ）に示す様に、依然として不必要な変速比の変動が生じる。
本発明は、この様な事情に鑑みて、意図しない変速動作の程度をより小さく抑えるべく発明したものである。
【００５３】
【課題を解決するための手段】
本発明の無段変速装置は、前述した従来から知られている無段変速装置と同様に、駆動源につながってこの駆動源により回転駆動される入力軸と、この入力軸の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸と、トロイダル型無段変速機と、遊星歯車機構と、上記入力軸に入力された動力をこのトロイダル型無段変速機を介して伝達する第一の動力伝達経路と、上記入力軸に入力された動力を上記トロイダル型無段変速機を介する事なく伝達する第二の動力伝達経路とを備える。
そして、上記遊星歯車機構は、太陽歯車とこの太陽歯車の周囲に配置したリング歯車との間に設けられ、この太陽歯車と同心に且つ回転自在に支持したキャリアに回転自在に支持された遊星歯車を、上記太陽歯車とリング歯車とに噛合させて成るものである。
又、上記第一の動力伝達経路を通じて送られる動力と上記第二の動力伝達経路を通じて送られる動力とを、上記太陽歯車と上記リング歯車と上記キャリアとのうちの２個の部材に伝達自在とすると共に、これら太陽歯車とリング歯車とキャリアとのうちの残りの１個の部材に上記出力軸を結合している。
又、上記入力軸に入力された動力が上記第一の動力伝達経路と上記第二の動力伝達経路とを通じて上記遊星歯車機構に送られる状態を切り換えるモード切換手段を設けている。
そして、このモード切換手段は、少なくとも上記第一の動力伝達経路のみで動力の伝達を行なう第一のモードと、この第一の動力伝達経路と上記第二の動力伝達経路との双方で動力の伝達を行なう第二のモードとの切換を行なうものである。
【００５４】
又、上述の様な無段変速装置に組み込むトロイダル型無段変速機は、やはり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、第一ディスク及び第二ディスクと、複数のトラニオンと、変位軸と、パワーローラと、押圧装置とを備える。
このうちの第一ディスク及び第二ディスクは、それぞれが断面円弧形の凹面である互いの内側面同士を対向させた状態で、互いに同心に、且つ互いに独立した回転自在に支持されている。
又、上記各トラニオンは、これら第一ディスク及び第二ディスクの中心軸に対し捻れの位置にある枢軸を中心として揺動する。
又、上記各変位軸は、上記各トラニオンの中間部に、これら各トラニオンの内側面から突出する状態で支持されている。
又、上記各パワーローラは、上記各トラニオンの内側面側に配置され且つ上記第一ディスク及び第二ディスク同士の間に挟持された状態で、上記各変位軸の周囲に回転自在に支持されたもので、その周面を球状凸面としている。
更に、上記押圧装置は、上記第一ディスクを上記第二ディスクに向け押圧するものである。
【００５５】
特に、本発明の無段変速装置に組み込むトロイダル型無段変速機に於いては、上記押圧装置は、上記第一ディスクと上記第二ディスクとの間で伝達するトルクの大きさに応じた押圧力を発生する他、このトルクの大きさとは独立した押圧力を、制御器からの信号に基づいて発生自在としたものである。
そして、上記制御器は、上記モード切り換え手段が上記第一のモードと上記第二のモードとを切り換える間中、この切換の前後での大きい方のトルクに相当する押圧力以上の押圧力を、上記押圧装置に発生させ続けさせる。
【００５６】
尚、本発明を実施する場合で、トルクが急激に変動する場合にトルクの変動幅が予測できる条件下では、この予測に基づき大きい方のトルクに応じた押圧力を発生させる。即ち、本発明の無段変速装置の場合には、第一のモードと第二のモードと（低速⇔高速）のクラッチ切り換え時に、この切り換えの前後に於いて上記トロイダル型無段変速機に加わるトルクの大きさを予測できる。そこで、本発明の場合には、クラッチ切り換えとアクセルセンサ等とからの信号による、この予測に基づいて、上記押圧装置に適切な押圧力（大きい方のトルクを伝達可能にする押圧力）を発生させる。勿論、上記制御器は、トルク変動が収束した後は、伝達すべきトルクに応じた押圧力を発生させる、通常の制御に戻る。この様に通常の制御に戻る際のトルク変動は、変化の方向及び大きさが既知である。従って、この際のトルク変動に基づく変速比のぶれを抑える為の制御は容易である。
【００５７】
【作用】
上述の様に構成する本発明の無段変速装置によれば、伝達するトルクが変動した際に於ける変速比の変動を抑え、運転者に与える違和感を低減若しくは解消できる。
即ち、本発明の無段変速装置の場合には、この無段変速装置に組み込んだトロイダル型無段変速機が伝達するトルクが変動した場合でも、押圧装置が第一ディスクを第二ディスクに向け押圧する力の大きさは変化しない。この為、トルク変動に基づく構成各部の変位量変化に基づく変速比のぶれを抑えて、トルク変動時に変速比が不必要に変化する事を抑える事ができる。
【００５８】
【発明の実施の形態】
図１は、本発明の実施の形態の第１例を示している。尚、本発明の無段変速装置の特徴は、この無段変速装置に組み込んだトロイダル型無段変速機が伝達するトルクが変動する際に変速比が変動する事を抑えるべく、このトルクの変動が構成各部の変形量の変動に結び付かない様にする点にある。その他の図面に表われる部分の構造及び、入力部と出力部との間で動力を伝達したり、或はこれら入力部と出力部との間の変速比を変える際の作用は、従来から知られているトロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置と同様である。即ち、上記図１に記載した無段変速装置の構造は、特開平１１−６３１４６号公報に記載されて従来から知られているものである。但し、この公報に記載された無段変速装置に組み込んだトロイダル型無段変速機の場合には、油圧式の押圧装置による押圧力を、変動するトルクのうちで大きな値に相当する大きさに維持する事は行なっていない。
【００５９】
そこで、先ず、上記図１に示した無段変速装置の構造に就いて説明する。この無段変速装置は、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機３２ａと遊星歯車機構３３とを組み合わせて成る。そして、前述の図１９に示した従来の無段変速装置の場合と同様に、低速走行時には動力を上記トロイダル型無段変速機３２ａのみで伝達し、高速走行時には動力を、主として上記遊星歯車機構３３により伝達すると共に、この遊星歯車機構３３による変速比を、上記トロイダル型無段変速機３２ａの変速比を変える事により調節自在としている。
【００６０】
この為に、上記トロイダル型無段変速機３２ａの中心部を貫通し、両端部に１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂを支持した入力軸１１ａの基端部（図１の右端部）と上記遊星歯車機構３３を構成するリング歯車３６を支持した支持板５０の中心部に固定した伝達軸４７ａとを、高速用クラッチ４９を介して結合している。尚、上記１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂのうち、先端側（図１の右側）の入力側ディスク２Ｂは上記入力軸１１ａに対し、例えば前述の図１６〜１７に示した従来構造の場合と同様にして、この入力軸１１ａと同期した回転並びにこの入力軸１１ａの軸方向に関する実質的な移動を阻止した状態で支持している。これに対して基端側（図１の左側）の入力側ディスク２Ａは上記入力軸１１ａに対し、例えばやはり図１６〜１７に示した従来構造の場合と同様にして、この入力軸１１ａと同期した回転並びにこの入力軸１１ａの軸方向に関する移動自在に支持している。何れにしても、上記トロイダル型無段変速機３２ａの構成は、次述する押圧装置６０の点を除き、前述の図１６〜１７に示した従来構造の場合と、実質的に同様である為、詳しい図示並びに説明は省略する。
【００６１】
又、駆動源であるエンジン２６のクランクシャフト２８の出力側端部（図１の右端部）と上記入力軸１１ａの入力側端部（＝基端部＝図１の左端部）との間に、発進クラッチ３０と油圧式の押圧装置６０とを、動力の伝達方向に関して互いに直列に設けている。この押圧装置６０は、シリンダ６１内に上記基端側の入力側ディスク２Ａを油密に、且つ回転力の伝達を自在に嵌装する事により構成している。この為に、例えば、上記入力側ディスク２Ａの外周縁部を上記シリンダ６１を構成する周壁部６２の内周面に油密に且つ軸方向の変位自在に、図示しないＯリング等のシールリングを介して摺接すると共に、上記入力側ディスク２Ａと上記シリンダ６１との間に動力伝達機構を設ける。この様な動力伝達機構としては、例えば油密保持の為のシール構造に影響を及ぼさない部分に設けたキー係合部、或は、上記シリンダ６１の中心部に固定した図示しないスプライン軸と上記入力側ディスク２Ａ或は上記入力軸１１ａの基端中心部に形成した図示しないスプライン孔とのスプライン係合部等、適宜の構造を採用できる。何れにしても、上記シリンダ６１内へは、図示しない制御器の信号に基づき、所望の油圧を導入自在としている。この様に、シリンダ６１内に導入する油圧の制御が、本発明の要点であるから、この点に就いては後で詳しく述べる。
【００６２】
又、上記入力軸１１ａの回転に基づく動力を取り出す為の出力軸３１を、この入力軸１１ａと同心に配置している。そして、この出力軸３１の周囲に前記遊星歯車機構３３を設けている。この遊星歯車機構３３を構成する太陽歯車３５は、上記出力軸３１の入力側端部（図１の左端部）に固定している。従ってこの出力軸３１は、上記太陽歯車３５の回転に伴って回転する。この太陽歯車３５の周囲には前記リング歯車３６を、上記太陽歯車３５と同心に、且つ回転自在に支持している。そして、このリング歯車３６の内周面と上記太陽歯車３５の外周面との間に、それぞれが１対ずつの遊星歯車３８ａ、３８ｂを組み合わせて成る、複数個の遊星歯車組３７、３７を設けている。そして、これら１対ずつの遊星歯車３８ａ、３８ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車３８ａを上記リング歯車３６に噛合させ、内径側に配置した遊星歯車３８ｂを上記太陽歯車３５に噛合させている。この様な遊星歯車組３７、３７は、キャリア３９の片側面（図１の左側面）に回転自在に支持している。又、このキャリア３９は、上記出力軸３１の中間部に、回転自在に支持している。
【００６３】
又、上記キャリア３９と前記トロイダル型無段変速機３２ａを構成する１対の出力側ディスク４、４とを、第一の動力伝達機構４０ａにより、回転力の伝達を可能な状態に接続している。請求項１に記載した第一の動力伝達経路を構成する、上記第一の動力伝達機構４０ａは、上記入力軸１１ａ及び上記出力軸３１と平行な伝達軸６３と、この伝達軸６３の一端部（図１の左端部）に固定したスプロケット６４ａと上記各出力側ディスク４、４に固定したスプロケット６４ｂとの間に掛け渡したチェン６５と、上記伝達軸６３の他端（図１の右端）と上記キャリア３９とにそれぞれ固定されて互いに噛合した第一、第二の歯車４１、４２とにより構成している。従って上記キャリア３９は、上記各出力側ディスク４、４の回転に伴って、これら出力側ディスク４、４と反対方向に、上記第一、第二の歯車４１、４２の歯数に応じた速度で回転する。尚、これは、上記１対のスプロケット６４ａ、６４ｂの歯数が互いに同じ場合である。
【００６４】
一方、上記入力軸１１ａと上記リング歯車３６とは、この入力軸１１ａと同心に配置された別の伝達軸４７ａを介して、回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。この伝達軸４７ａと上記入力軸１１ａとの間には、前記高速用クラッチ４９を、これら両軸４７ａ、１１ａに対し直列に設けている。従って本例の場合には、請求項１に記載した第二の動力伝達経路は、上記伝達軸４７ａが構成する。そして、上記高速用クラッチ４９の接続時にこの伝達軸４７ａは、上記入力軸１１ａの回転に伴って、この入力軸１１ａと同方向に同速で回転する。
【００６５】
又、無段変速装置は、請求項１に記載したモード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、上記入力軸１１ａと上記キャリア３９との何れか一方のみを、上記リング歯車３６に接続する。本例の場合に、このクラッチ機構は、上記高速用クラッチ４９と、上記キャリア３９の外周縁部と上記リング歯車３６の軸方向一端部（図１の右端部）との間に設けた低速用クラッチ４８とから成る。これら低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９とは、何れか一方のクラッチが接続された場合には、他方のクラッチの接続が断たれる。又、図１の例では、上記リング歯車３６と、無段変速装置のハウジング（図示省略）等、固定の部分との間に、後退用クラッチ５２を設けている。この後退用クラッチ５２は、上記低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９との何れか一方が接続された状態では、接続が断たれる。又、この後退用クラッチ５２が接続された状態では、上記低速用クラッチ４８と高速用クラッチ４９とは、何れも接続が断たれる。
【００６６】
上述の様に構成する無段変速装置は、先ず、低速走行時には、上記低速用クラッチ４８を接続すると共に、上記高速用クラッチ４９及び後退用クラッチ５２の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ３０を接続し、前記入力軸１１ａを回転させると、トロイダル型無段変速機３２ａのみが、この入力軸１１ａから上記出力軸３１に動力を伝達する。この様な低速走行時には、それぞれ１対ずつの入力側ディスク２Ａ、２Ｂと出力側ディスク４、４との間の変速比を、前述の図１６〜１８に示したトロイダル型無段変速機単独の場合と同様にして調節する。
【００６７】
これに対して、高速走行時には、上記高速用クラッチ４９を接続すると共に、上記低速用クラッチ４８及び後退用クラッチ５２の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ３０を接続し、上記入力軸１１ａを回転させると、この入力軸１１ａから上記出力軸３１には、前記伝達軸４７ａと前記遊星歯車機構３３とが、動力を伝達する。即ち、上記高速走行時に上記入力軸１１ａが回転すると、この回転は上記高速用クラッチ４９及び伝達軸４７ａを介してリング歯車３６に伝わる。そして、このリング歯車３６の回転が複数の遊星歯車組３７、３７を介して太陽歯車３５に伝わり、この太陽歯車３５を固定した上記出力軸３１を回転させる。この状態で、上記トロイダル型無段変速機３２ａの変速比を変える事により上記各遊星歯車組３７、３７の公転速度を変化させれば、上記無段変速装置全体としての変速比を調節できる。この点に関しては、前述の図１９に示した従来構造の場合と同様である。
【００６８】
更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸３１を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ４８、４９の接続を断つと共に、前記後退用クラッチ５２を接続する。この結果、上記リング歯車３６が固定され、上記各遊星歯車組３７、３７が、このリング歯車３６並びに前記太陽歯車３５と噛合しつつ、この太陽歯車３５の周囲を公転する。そして、この太陽歯車３５並びにこの太陽歯車３５を固定した出力軸３１が、前述した低速走行時並びに上述した高速走行時とは逆方向に回転する。
【００６９】
上述の様な無段変速装置の運転時には、前述の図１９に示した従来構造の場合と同様に、低速走行状態と高速走行状態との切り換え時に、前述の図２０の鎖線ｃで示す様に、上記トロイダル型無段変速機３２ａを介して伝達されるトルクが急激に変動する。そして、何らの対策も施さない場合には、前述した様に、このトルク変動に伴って上記トロイダル型無段変速機３２ａの変速比が不用意に変動してしまう。この様な、トルク変動時に於けるトロイダル型無段変速機３２ａの変速比の不用意な変動を抑えるべく、本発明の場合には、前記押圧装置６０として、前述した様な構成を有し、前記１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂと前記１対の出力側ディスク４、４との間で伝達するトルクの大きさに応じた押圧力を発生させる他、このトルクの大きさとは独立した押圧力を、図示しない制御器からの信号に基づいて発生自在としたものを使用している。
【００７０】
しかも、上記無段変速装置に組み込んだ、本発明のトロイダル型無段変速機３２ａの場合には、上記制御器は、１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂと上記１対の出力側ディスク４、４との間で伝達するトルクの大きさが変動する際に、上記押圧装置６０に、大きな押圧力を発生させ続ける。即ち、図１に示した無段変速装置の運転時に伴う低速走行状態と高速走行状態との切り換え時には、上記トロイダル型無段変速機３２ａを通じて流れるトルクの大きさ（方向）が、上記図２０の鎖線ｃで示す様に急激に変動する。又、この様なトルクの変動は、図２０には現れない、エンジンの出力の急激な変動によっても生じる。この様な変動に対して何らの対策も施さない場合には、前述した様に、上記トロイダル型無段変速機３２ａの変速比が不用意に変動する。
【００７１】
これに対して本発明の無段変速装置に組み込んだトロイダル型無段変速機３２ａの場合には、上述した様なトルクの変動の間中、この変動の前後での大きい方のトルクに相当する押圧力以上の押圧力を、上記押圧装置６０に発生させ続ける。例えば、上記トロイダル型無段変速機３２ａを通過するトルクが１００Ｎ・ｍから３００Ｎ・ｍに急上昇する様な場合には、図示しない制御器が上記押圧装置６０に、実際にトルクが増大する以前から（トルクが未だ１００Ｎ・ｍ程度であるうちから）、３００Ｎ・ｍ以上のトルクの伝達を行なえる当接圧を確保するのに十分な押圧力を発生させる。反対に、上記トルクが３００Ｎ・ｍから１００Ｎ・ｍに急減する様な場合には、図示しない制御器が上記押圧装置６０に、実際にトルクが低下し切った（トルクが１００Ｎ・ｍ程度になった）後までも、３００Ｎ・ｍ以上のトルクの伝達を行なえる当接圧を確保するのに十分な押圧力を発生させる。そして、何れの場合も、上記トロイダル型無段変速機３２ａを通過するトルクが安定した後、上記押圧装置６０による押圧力を、実際にこのトロイダル型無段変速機３２ａを通過するトルクに見合ったものにする。
【００７２】
上述の様に構成する本例の無段変速装置に組み込んだトロイダル型無段変速機によれば、伝達するトルクが変動した際に於ける変速比の変動を抑え、運転者に与える違和感を低減若しくは解消できる。即ち、本例の無段変速装置に組み込んだトロイダル型無段変速機３２ａの場合には、伝達するトルクが変動した場合でも、上記押圧装置６０が前記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂを前記各出力側ディスク４、４に向け押圧する力の大きさは変化しない。この為、トルク変動に基づく構成各部の変位量変化に基づく変速比のぶれを抑えて、トルク変動時に変速比が不必要に変化する事を抑える事ができる。この点に就いて、図２〜３を用いて、更に詳しく説明する。
【００７３】
先ず、図２は、図１に示した無段変速装置に組み込んだ様な、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機３２ａにより伝達するトルクを、１秒間の間に−３００Ｎ・ｍから＋３００Ｎ・ｍにまで変化させた場合に於ける、上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂと上記各出力側ディスク４、４との間の変速比の変動を、コンピュータ解析により求めた結果を示している。この変速比が変動する事は、伝達トルクの変動に伴って構成各部が弾性変形する為避けられないが、上記図２に鎖線αで示す様に、伝達トルクの変動に伴って上記変速比が直線状に変化すれば、変速比のぶれ（不必要な変速比の変動）を抑える制御は容易である。即ち、この場合には、上記トロイダル型無段変速機３２ａにより伝達されるトルクを検出するトルクセンサからの信号に基づいて制御弁１８のスプール２１（図１８参照）を変位させる等により、上記変速比のぶれを解消若しくは低減できる。
【００７４】
これに対して、トロイダル型無段変速機により伝達されるトルクに応じた押し付け力を発生させる押圧装置を組み込んだ、従来構造の場合には、伝達トルクの変動に伴って上記変速比が、図２に破線βの様に、上記鎖線αから大きく外れた状態（極端な非線形状態）で変化する。これに対して本発明の様な制御を行なわれる、前記押圧装置６０を組み込んだ、上記トロイダル型無段変速機３２ａの場合には、伝達トルクの変動に伴って上記変速比が、図２に実線γの様に、上記鎖線αから少しだけ外れた状態（多少の非線形状態）で変化する。この為、従来構造の場合に比べて、トルクセンサからの信号に基づいて上記変速比のぶれを、比較的容易に解消できる。
【００７５】
上述の様に、トルク変動の間中上記押圧装置６０による押圧力を大きなままとする事により、トルク変動に基づく変速比のぶれを小さく抑えられる理由としては、次の▲１▼▲２▼が考えられる。
▲１▼ 一定の（大きな）押圧力を加え続ける事に伴い、上記トロイダル型無段変速機３２ａの構成各部の弾性変形量が一定のままとなり、この弾性変形量の変化により変速比が変動する事を防止できる。
▲２▼ 各トラニオン７、７の内側面に各パワーローラ９、９を支承しているスラスト玉軸受１４、１４（例えば図１７〜１８参照）に加わるスラスト荷重が一定のままとなる為、上記各パワーローラ９、９の前記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂ及び各出力側ディスク４、４の回転方向への変位量が、上記伝達トルクに比例したものとなる。
このうちの▲１▼は特に説明を要しないものと考えるので、上記▲２▼に就いて、図３により説明する。
【００７６】
前述した通り、トロイダル型無段変速機の運転時に各パワーローラ９（例えば図１５参照）には、図１に示した上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂの回転方向前方（図１に示した各出力側ディスク４、４の回転方向後方）に向いた大きな力（一般に「２Ｆｔ」で表されるトラクション力）が加わる。このトラクション力２Ｆｔは、上記伝達トルクに比例したもので、上記各パワーローラ９を、当該パワーローラ９を支持した各トラニオン７の両端部に設けた枢軸６、６（例えば図１５参照）の軸方向に変位させて上記変速比を変動させる原因となる。図３は、この様なトラクション力２Ｆｔに基づくパワーローラの変位量を表したものである。即ち、上記図３には、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機により伝達するトルク（入力トルク）を−３００Ｎ・ｍから＋３００Ｎ・ｍにまで変化させた場合に於ける、パワーローラの移動量を、コンピュータ解析により求めた結果を示している。そして、破線βが従来構造の場合を、実線γが本発明構造の場合を、それぞれ示している。
【００７７】
入力トルクに応じて押し付け力を変化させる従来構造の場合には、入力トルクが小さい場合には上記各パワーローラ９を上記各トラニオン７に支持したスラスト玉軸受１４（及び図１７、１８に示したスラストニードル軸受１５）の剛性が低く、変動比が一定の場合に上記入力トルクに比例するトラクション力２Ｆｔにより、上記各パワーローラ９が変位し易くなる。上記破線βの中間部の傾斜角度が大きく、トルク変動に伴うパワーローラ９の変位量が大きいのはこの為である。これに対して、押し付け力を大きいままとする本発明構造の場合には、上記各パワーローラ９の変位量は、図３の実線γで示す様に、上記入力トルク及びトラクション力２Ｆｔにほぼ比例する。この様に、上記各パワーローラ９の変位量が、トロイダル型無段変速機３２ａの入力トルクに比例するトラクション力２Ｆｔに比例するので、前述の図２の実線γで示す様に、トルク変動に基づく変速比のぶれを小さく抑えられる。
【００７８】
図４は、以上に述べた様な機構により本発明がトルク変動に基づく変速比のぶれを小さく抑えられる理由を説明する為のブロック図である。前述の説明から明らかな通り、トロイダル型無段変速機の変速制御は、制御弁１８を構成するスリーブ２０とスプール２１と（図１８参照）の軸方向に関する相対変位により行なわれる。従って、これらスリーブ２０とスプール２１との相対変位に関する上記トルク変動の影響を抑えれば、このトルク変動に伴う上記変速比のぶれを抑えられる事になる。図４に示した各種符号中、ｘ_SLは上記スリーブ２０の移動量を、ｘ´_SPはスプール２１の実際の移動量である。又、このうちのスプール２１の実際の移動量ｘ´_SPは、無負荷状態での（理論上の）スプール２１の移動量ｘ_SPと、負荷に基づくスプールの移動量△ｘ_SPとの和（ｘ´_SP＝ｘ_SP＋△ｘ_SP）である。上記トルク変動に伴う変速比のぶれを抑える為には、上記スリーブ２０の移動量ｘ_SLに対する上記スプール２１の実際の移動量ｘ´_SPのぶれを抑えれば良い事になる。そこで、本発明がこのぶれを抑えられる点に関して、図４により説明する。
【００７９】
尚、上記図４に記載した残りの符号中、
ｘ_V は、上記制御弁１８の開度を、
Ｔ_inは、入力トルクを、
ｙ₁ は、アクチュエータ１７を構成するピストンの、枢軸６、６（図１５参照）の軸方向の変位量を、
△ｙ_PRは、ラジアルニードル軸受回りのガタ等に基づく、トルク負荷時に伴うパワーローラ９の上記枢軸６、６の軸方向の変位量を、
ｙ´₁ は、上記両変位量ｙ₁ 、△ｙ_PRの合計（ｙ´₁ ＝ｙ₁ ＋△ｙ_PR）である、トルク負荷時に於ける上記パワーローラ９の上記枢軸６、６の軸方向の変位量を、
φ₁ は、上記パワーローラ９の傾転角を、
G₁(s) は、上記制御弁１８の開度に応じて上記パワーローラ９が上記枢軸６、６の軸方向に移動する関係を示す伝達関数を、
G₂(s) は、上記パワーローラ９が上記枢軸６、６の軸方向に移動するのに応じてこのパワーローラ９が傾転する関係を示す伝達関数を、
G_t(s) は、上記入力トルクＴ_inに伴って上記パワーローラ９が変位する関係を示す、上記傾転角φ₁ の影響も受ける伝達関数を、
G_c(s) は、上記入力トルクＴ_inに伴って前記スプール２１が移動する関係を示す伝達関数を、
Ｌ_PCは、プリセスカム２３（図１８参照）のリードを、
Ｌ_VLは、リンク腕２４（図１８参照）のリンク比を、
それぞれ表している。
【００８０】
前述した通り、トルク変動に伴う変速比のぶれを抑える為には、前記スリーブ２０の移動量ｘ_SLに対する上記スプール２１の実際の移動量ｘ´_SPのぶれを抑えれば良い訳であるが、この移動量ｘ´_SPのうち、負荷に基づくスプール２１の移動量△ｘ_SPは、上記入力トルクＴ_inに応じて変化する。そして、この移動量△ｘ_SPが入力トルクＴ_inに応じて変化するのは、この入力トルクＴ_inの変化に伴って変化する押圧装置の押圧力の変動に伴って、トロイダル型無段変速機の構成各部の弾性変形量が変化する為である。従って、前述した従来構造の様に、入力トルクＴ_inの変化に伴って押圧装置の押圧力を変化させると、前述した様に変速比のぶれが大きくなる。これに対して本発明の場合には、やはり前述した様に、トルクの大きさが変動する際に、変動の間中、この変動の前後で大きい方の押圧力以上の押圧力を上記押圧装置に発生させ続ける為、トルク変動時にも上記移動量△ｘ_SPが一定のままに保たれる。この為、上記スプール２１の実際の移動量ｘ´_SPのぶれを抑えて、トルク変動に伴う変速比のぶれを抑える事ができる。
【００８１】
上述の様に本発明は、トルクが急変動する際に変速比のぶれを抑える事に関して、優れた作用・効果を奏する事ができる。ところで、前述の図２〜３は、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機３２ａにより伝達するトルクを、１秒間の間に変化させた場合のコンピュータ解析の結果を示しているが、トルク変動をより短時間に行なった場合には、より大きな作用・効果を得られる事が、本発明者等の研究により分かった。図５の（Ａ）（Ｂ）は、それぞれ変速比を０．５（２倍の増速）とした状態のトロイダル型無段変速機に関して入力トルクを変化させた場合に関して、（Ａ）は、０．１秒で＋３５０Ｎ・ｍから−２８０Ｎ・ｍに急変動させてからこの入力トルクを０．５秒間一定とした後、再び０．１秒で−２８０Ｎ・ｍから＋３５０Ｎ・ｍに急変動させた場合に於ける、各部の作動状態を、（Ｂ）は０．１秒で＋３５０Ｎ・ｍから−２８０Ｎ・ｍに急変動させてからこの入力トルクを０．５秒間一定とした後、再び０．１秒で−２８０Ｎ・ｍから＋３５０Ｎ・ｍ急変動させた場合に於ける、各部の作動状態を、それぞれコンピュータ解析により求めた結果を示している。
【００８２】
又、上記図５の（Ａ）（Ｂ）のうちで（Ａ）は、本発明の様に油圧式の押圧装置を使用して、トルク変動の間中３５０Ｎ・ｍに見合う以上の押圧力を発生し続けた場合を、（Ｂ）は従来の様に、機械式の押圧装置（ローディングカム装置）を使用して、変動するトルクに応じて押圧力を変化させた場合を、それぞれ示している。又、（Ａ）（Ｂ）のうちの（ａ）は入力トルク（実線）及び出力トルク（破線）を、（ｂ）はパワーローラの傾転角を、（ｃ）は変速比を、それぞれ表している。
【００８３】
この様な図５から明らかな様に、機械式の押圧装置を使用する従来構造の場合には、トルク変動の終了時にパワーローラの傾転角が大きくぶれ｛図５（Ｂ）（ｂ）のα₁ 、α₂ 部参照｝、これに伴って変速比が大きくぶれる、所謂オーバシュートが生じる｛図５（Ｂ）（ｃ）のβ₁ 、β₂ 部参照｝。これに対して本発明の様に、油圧式の押圧装置を使用して、トルク変動の間中大きな押圧力を付与し続けた場合には、図５（Ａ）の（ｂ）（ｃ）から明らかな様に、傾転角のぶれも変速比のぶれも、何れも小さく抑える事ができる。
【００８４】
この様な本発明の効果を確認する為、実際のトロイダル型無段変速機に準じた構造を有するＣＶＴボックス試験機を使用して行なった測定結果に就いて、図６〜８により説明する。先ず、図６は、機械式の押圧装置を組み込んだＣＶＴボックス試験機の入力軸を２０００min^-1 で回転させつつ、この入力軸の駆動トルクを０．１秒間で−２８０Ｎ・ｍから＋３５０Ｎ・ｍにまで変化させた場合に於ける、パワーローラの傾転角の変化を示している。この様な図６から明らかな通り、従来構造の場合には、駆動トルクを負（−）から正（＋）の値に急激に変動させた場合には大きなオーバシュートが発生する。この事から、上記図５（Ｂ）（ｂ）のα₂ 部分の様な変化を生じるとした、前記コンピュータ解析の結果が裏付けられた。
【００８５】
次に、図７は、同じＣＶＴボックス試験機の入力軸を２０００min^-1 で回転させつつ、この入力軸の駆動トルクを０．５秒間で＋３５０Ｎ・ｍから−２８０Ｎ・ｍにまで変化させた場合に於ける、パワーローラの傾転角の変化を示している。この様な図７から明らかな通り、従来構造の場合には、駆動トルクを正（＋）から負（−）の値に急激に変動させた場合には、比較的小さいにしても、好ましくないオーバシュートを含む傾転角のぶれが発生する。この事から、上記図５（Ｂ）（ｃ）のα₁ 部分の様な変化を生じるとした、前記コンピュータ解析の結果が裏付けられた。
【００８６】
次に、図８は、上記図６〜７にその結果を示した実験に使用したのとは異なるＣＶＴボックス試験機を使用して、入力トルクの変動が傾転角に及ぼす影響を知る為に行なった実験の結果を示している。この実験の場合には、押圧装置として油圧式のものを使用し、トルク変動の間中この押圧装置に、変動の前後で最も大きなトルク（３００Ｎ・ｍ）に見合う以上の押圧力を発生させ続けた。又、パワーローラの傾転角を減速側とし、上記入力トルクを、図８に曲線イで示す様に、０．３秒間で＋３００Ｎ・ｍから−１００Ｎ・ｍにまで急激に変動させた。この結果、パワーローラの傾転角は、図８に曲線ロで示す様に変化した。図６〜７にその結果を示した実験に使用したＣＶＴボックス試験機と、図８にその結果を示したＣＶＴボックス試験機とは仕様が異なるので、直接比較する事はできないが、トルク変動に伴う傾転角の変動に関する傾向は十分に分かる。この前提で図８を見れば、本発明のトロイダル型無段変速機が、トルク変動に拘らず、パワーローラの傾転角のぶれを少なく抑え、変速比のぶれを抑えられる事が分かる。
【００８７】
次に、本発明の実施の形態として好適な、無段変速装置の構造の１例に就いて、図９〜１１により説明する。この無段変速装置は、入力軸１１ｂと、出力軸３１ａと、トロイダル型無段変速機３２ｂと、遊星歯車機構３３ａと、第一の動力伝達機構４０ｂと、第二の動力伝達機構４３ａとを備える。このうちの入力軸１１ｂは、エンジン２６（図１参照）等の駆動源につながって、この駆動源により回転駆動される。又、上記出力軸３１ａは、上記入力軸１１ｂの回転に基づく動力を取り出す為のもので、図示しないデファレンシャルギヤ等を介して、やはり図示しない車輪駆動軸に接続される。
【００８８】
又、上記トロイダル型無段変速機３２ｂは、前述の図１６〜１７に示した様なダブルキャビティ型で、且つ、各キャビティ内にトラニオン７、７及びパワーローラ９、９を３個ずつ、合計６個設けたものである。この様なトロイダル型無段変速機３２ｂを構成する為に、上記入力軸１１ｂの両端部に１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂを、互いの内側面２ａ、２ａ同士を対向させた状態で、上記入力軸１１ｂと同期した回転自在に支持している。このうち、基端側（駆動源側で、図９〜１０の左側）の入力側ディスク２Ａは上記入力軸１１ｂに、ボールスプライン６６を介して、軸方向の変位自在に支持している。これに対して、先端側（駆動源から遠い側で、図９〜１０の右側）の入力側ディスク２Ｂは、上記入力軸１１ｂの先端部にスプライン係合させた状態でその背面をローディングナット６７で抑える事により、上記入力軸１１ｂに固定している。
【００８９】
そして、この入力軸１１ｂの中間部周囲で上記１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂ同士の間部分に１対の出力側ディスク４、４を、それぞれの内側面４ａ、４ａを上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂの内側面２ａ、２ａに対向させた状態で、互いに同期した回転自在に支持している。そして、上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂと上記各出力側ディスク４、４との内側面２ａ、４ａ同士の間に、それぞれがトラニオン７、７の内側面に回転自在に支持されたパワーローラ９、９を挟持している。
【００９０】
これら各トラニオン７、７を支持する為に、ケーシング５ａの内面に設けた取付部６８にフレーム６９を、このフレーム６９の外径側端部３個所位置の取付孔７０、７０に挿通したスタッド７１、７１と、これら各スタッド７１、７１に螺合したナット７２、７２とにより結合固定している。図示の例では、これら各スタッド７１、７１及びナット７２、７２により、上記取付部６８とフレーム６９との間に、ギヤハウジング７３を固定している。このギヤハウジング７３の内径側には、上記１対の出力側ディスク４、４をその両端部に凹凸係合させた出力スリーブ７４を、１対の転がり軸受７５、７５により回転自在に支持すると共に、この出力スリーブ７４の中間部外周面に設けた出力歯車１２ｂを、上記ギヤハウジング７３の内部に収納している。
【００９１】
又、上記フレーム６９は全体を星形に形成すると共に、その径方向中間部乃至は外径側部分を二股に形成して、３個所の保持部７６、７６を、円周方向等間隔に形成している。そして、これら各保持部７６、７６の径方向中間部に、それぞれ支持片７７、７７の中間部を、第二の枢軸７８、７８により枢支している。これら各支持片７７、７７は、これら第二の枢軸７８、７８の周囲に配置される円筒状の取付部７９と、この取付部７９の外周面から径方向外方に突出した１対の支持板部８０、８０とから成る。これら１対の支持板部８０、８０同士の交差角度は１２０度である。従って、円周方向に隣り合う支持片７７、７７の支持板部８０、８０同士は、互いに平行である。
【００９２】
この様な各支持板部８０、８０には、それぞれ円孔８１、８１を形成している。上記各支持片７７、７７が中立状態にある場合、円周方向に隣り合う支持片７７、７７の支持板部８０、８０に形成した円孔８１、８１同士は互いに同心である。そして、これら各円孔８１、８１内に、各トラニオン７、７の両端部に設けた枢軸６、６を、ラジアルニードル軸受８２、８２により支持している。これら各ラジアルニードル軸受８２、８２を構成する外輪８３、８３の外周面は、球状凸面としている。この様な外輪８３、８３は上記各円孔８１、８１内に、がたつきなく、且つ揺動変位自在に内嵌している。又、上記各支持板部８０、８０の一部には、上記各円孔８１、８１と同心で円弧状の長孔８４、８４を形成し、これら各長孔８４、８４に、上記各トラニオン７、７の端面（肩部）に突設したスタッド８５、８５を緩く係合させて、上記各枢軸６、６を中心とする上記各トラニオン７、７の傾斜角度を制限する為のストッパ機構を構成している。
【００９３】
この様にして前記ケーシング５ａ内に支持した上記各トラニオン７、７の内側面には、前述した従来構造と同様に、変位軸８を介してパワーローラ９、９を支持している。そして、これら各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと、前記各ディスク２Ａ、２Ｂ、４の内側面２ａ、４ａとを当接させている。又、基端側の入力側ディスク２Ａと前記入力軸１１ｂとの間に、油圧式の押圧装置６０ａを組み付けて、上記各面９ａ、２ａ、４ａ同士の当接部（トラクション部）の面圧を確保し、前記トロイダル型無段変速機３２ｂによる動力の伝達を効率良く行なえる様にしている。同時に、このトロイダル型無段変速機３２ｂにより伝達するトルクが急変動する場合に、上記押圧装置６０ａにより上記入力側ディスク２Ａを、変化の前後で大きい方のトルクに相当する以上の押圧力で押圧する様にしている。
【００９４】
上記押圧装置６０ａを構成する為に、上記入力軸１１ｂの外周面の基端寄り部分に、外向フランジ状の鍔部８６を固設すると共に、上記基端側の入力側ディスク２Ａにシリンダ筒８７を、この入力側ディスク２Ａの外側面（図９〜１０の左面）から軸方向に突出する状態で、油密に外嵌支持している。上記シリンダ筒８７の内径は、軸方向中間部で小さく、両端部で大きくなっており、上記入力側ディスク２Ａは、このうちの先端側の大径部分に、油密に且つ軸方向の変位自在に内嵌されている。又、上記シリンダ筒８７の中間部内周面には、内向フランジ状の仕切板部８８を設けている。更に、上記シリンダ筒８７の内周面と上記入力軸１１ｂの外周面との間に、第一ピストン部材８９を設けている。
【００９５】
この第一ピストン部材８９は、上記入力軸１１ｂに外嵌自在な支持筒部９０の中間部外周面に、外向フランジ状の隔壁板９１を形成したもので、この隔壁板９１の外周縁を上記シリンダ筒８７の内周面中間部の小径部分に、油密に且つ軸方向の変位自在に摺接させている。又、この状態で上記仕切板部８８の内周縁を、上記支持筒部９０の外周面に、油密に且つ軸方向の変位自在に摺接させている。更に、上記支持筒部９０の基端部外周面と上記シリンダ筒８７の基端部内周面との間には、円輪状の第二ピストン部材９２を設けている。この第二ピストン部材９２は、その基端側側面を上記鍔部８６に当接させる事により軸方向の変位を阻止すると共に、内外両周縁と上記支持筒部９０の基端部外周面及び上記シリンダ筒８７の基端部内周面との間の油密を保持している。
【００９６】
又、上記仕切板部８８を備えた上記シリンダ筒８７は、この仕切板部８８と上記第二ピストン部材９２との間に設けた、皿板ばね９３等の予圧ばねにより、上記入力側ディスク２Ａに向け押圧している。従ってこの入力側ディスク２Ａは、少なくとも（前記押圧装置６０ａ内に圧油を導入していない状態でも）上記皿板ばね９３の弾力に見合う押圧力により押圧され、前記各面９ａ、２ａ、４ａ同士の当接部に、この弾力に見合う面圧を付与する。従って、この弾力は、前記トロイダル型無段変速機３２ｂにより極く小さな動力の伝達を行なう際に、上記各面９ａ、２ａ、４ａ同士の各当接部で（不可避であるスピンを除く）滑りが生じない程度に規制する。
【００９７】
又、上記第二ピストン部材９２と上記仕切板部８８との間、並びに前記隔壁板９１と上記入力側ディスク２Ａとの間にそれぞれ存在する油圧室内に、前記入力軸１１ｂの中心孔９４を介して、油圧を導入自在としている。この中心孔９４は、図示しない油圧調整弁を介して、やはり図示しない、加圧ポンプ等の油圧源に通じている。上記トロイダル型無段変速機３２ｂを含む無段変速装置の運転時には、伝達すべき動力の大きさに応じて上記油圧調整弁により調整された油圧を、上記各油圧室内に導入し、上記入力側ディスク２Ａを押圧して、上記各面９ａ、２ａ、４ａ同士の各当接部に、上記動力の大きさに見合う面圧を付与する。又、前記トロイダル型無段変速機３２ｂにより伝達するトルクが急変動する場合には、上記油圧室内に十分に高い油圧を導入して、上記押圧装置６０ａにより上記入力側ディスク２Ａを、変化の前後で大きい方のトルクに相当する以上の押圧力で押圧する。
【００９８】
何れにしても、上記各当接部に付与される面圧は、油圧に基づくものと上記皿板ばね９３に基づくものとの合計となる。従って、動力伝達時に上記各当接部での滑り防止を図る為に必要とする油圧は、上記皿板ばね９３の弾力分だけ低くて済み、この皿板ばね９３を設けた分だけ、上記油圧源の駆動に基づく損失（ポンプロス）を低く抑えられる。トルク変動時に大きな押圧力を発生させる場合も同様である。又、図示の例では、前記押圧装置６０ａをダブルピストン型として、直径を大きくする事なく受圧面積を確保し、必要とする押圧力を確保する為の油圧を低く抑えている為、この面からもポンプロスを低く抑える事ができる。尚、上記油圧を調整する際に考慮する要素は、伝達すべき動力の大きさ及びトルクの急変動に結び付く信号に加えて、変速比、トラクションオイルの温度等、上記トロイダル型無段変速機３２ｂの運転に影響を及ぼす、各種要素を取り入れる事ができる。
【００９９】
又、駆動軸９５から前記入力軸１１ｂへの回転力の伝達を、前記鍔部８６を介して行なう様にしている。この為に、この鍔部８６の外周縁部複数個所に切り欠き９６、９６を形成すると共に、これら各切り欠き９６、９６と、上記駆動軸９５の端部に形成した駆動用凸部９７、９７とを係合させている。この為に本例の場合には、上記駆動軸９５の端部に外向フランジ状の連結部９８を設け、この連結部９８の片面外径寄り端部に、上記各駆動用凸部９７、９７を突設している。
【０１００】
更に、前記各トラニオン７、７に油圧式のアクチュエータ１７ａ、１７ｂを付設して、これら各トラニオン７、７を、それぞれの両端部に設けた枢軸６、６の軸方向に変位駆動自在としている。このうち、図１１の下側中央部のトラニオン７は、それぞれが（押し出し方向の力のみ得られる）単動型であり押圧方向を互いに反対方向とした１対のアクチュエータ１７ａ、１７ａにより、それぞれ梃子腕９９、９９を介して、両端部に設けた枢軸６、６の軸方向に変位駆動自在としている。上記トラニオン７を変位させる場合には、何れか一方のアクチュエータ１７ａの油圧室にのみ圧油を送り込み、他方のアクチュエータ１７ａの油圧室は解放状態とする。これに対して、図１１の上部両側のトラニオン７、７は、それぞれ（圧油の給排方向の切換に基づいて押し出し方向又は引き込み方向の力を得られる）複動型のアクチュエータ１７ｂ、１７ｂにより、それぞれの両端部に設けた枢軸６、６の軸方向に変位駆動自在としている。
【０１０１】
前記トロイダル型無段変速機３２ｂに設けた、合計６個のトラニオン７、７の変位は、制御弁１８（図１８参照）により上記各アクチュエータ１７ａ、１７ｂに等量の圧油を給排する事により、互いに同期して、同じ長さずつ行なう。この為に、何れか（図示の例では図１１の上部左側）のトラニオン７と共に変位するロッド１００の端部にプリセスカム２３を固定し、このトラニオン７の姿勢を、リンク腕２４ａを介して、上記制御弁１８のスプール２１に伝達自在としている。
【０１０２】
上述の様に構成するトロイダル型無段変速機３２ｂ単独での作用は、次の通りである。運転時には前記押圧装置６０ａにより基端側の入力側ディスク２Ａを押圧しつつ、前記入力軸１１ｂを回転させる。この結果、この入力軸１１ｂの両端部に設けられた１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂが、前記各出力側ディスク４、４に向け押圧されつつ回転する。この回転は、前記各パワーローラ９、９を介して上記各出力側ディスク４、４に伝わり、これら両出力側ディスク４、４の回転が、前記出力スリーブ７４と出力歯車１２ｂとを通じて取り出される。
【０１０３】
上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂと上記各出力側ディスク４、４との間の変速比を変えるべく、上記各パワーローラ９、９を支持した上記各トラニオン７、７を揺動変位させる際には、前記各アクチュエータ１７ａ、１７ｂにより上記各トラニオン７、７を、それその両端部に設けた枢軸６、６の軸方向に、上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂ及び上記各出力側ディスク４、４の円周方向に関して、同方向に同じストローク分だけ変位させる。この様に上記各トラニオン７、７を変位させる事に伴って、前述した従来構造の場合と同様に、これら各トラニオン７、７に支持されたパワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと、入力側、出力側各ディスク２Ａ、２Ｂ、４の内側面２ａ、４ａとの当接部に作用する接線方向の力の向きが変化し、前述の図１２〜１３に示した様に、上記各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと上記各内側面２ａ、４ａとの当接位置が変化して、変速比が変化する。
【０１０４】
一方、上記各アクチュエータ１７ａ、１７ｂへの圧油の給排に伴う、前記図１１の上部左側のトラニオン７の変位は、前記プリセスカム２３とリンク腕２４ａとを介して前記スプール２１に伝達され、このスプール２１を軸方向に変位させる。この結果、上記各アクチュエータ１７ａ、１７ｂが所定量ストロークした状態で、前記制御弁１８の流路が閉じられ、上記各アクチュエータ１７ａ、１７ｂへの圧油の給排が停止される。従って、上記各トラニオン７、７の、枢軸６、６の軸方向の変位量は、ステッピングモータ１９によるスリーブ２０（図１８参照）の変位量に応じただけのものとなる。
【０１０５】
トロイダル型無段変速装置３２ｂの構造及び作用は、上述の通りであるが、このトロイダル型無段変速機３２ｂと組み合わされる、前記遊星歯車機構３３ａは、太陽歯車３５ａと、リング歯車３６ａと、遊星歯車組３７ａ、３７ａとを備える。このうちの太陽歯車３５ａは、前記出力軸３１ａの入力側端部（図９の左端部）に固定している。従ってこの出力軸３１ａは、上記太陽歯車３５ａの回転に伴って回転する。この太陽歯車３５ａの周囲には上記リング歯車３６ａを、上記太陽歯車３５ａと同心に、且つ回転自在に支持している。そして、このリング歯車３６ａの内周面と上記太陽歯車３５ａの外周面との間に、それぞれが１対ずつの遊星歯車３８ａ、３８ｂを組み合わせて成る、複数組の遊星歯車組３７ａ、３７ａを設けている。そして、これら１対ずつの遊星歯車３８ａ、３８ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車３８ａを上記リング歯車３６ａに噛合させ、内径側に配置した遊星歯車３８ｂを上記太陽歯車３５ａに噛合させている。この様な遊星歯車組３７ａ、３７ａは、キャリア３９ａの片側面（図９の左側面）に回転自在に支持している。又、このキャリア３９ａは、上記出力軸３１ａの中間部周囲に、回転自在に支持している。
【０１０６】
又、上記キャリア３９ａと前記トロイダル型無段変速機３２ｂを構成する１対の出力側ディスク４、４とを、前記第一の動力伝達機構４０ｂにより、回転力の伝達を可能な状態に接続している。この第一の動力伝達機構４０ｂを構成する為に、前記入力軸１１ｂ及び上記出力軸３１ａと平行な伝達軸６３ａを設け、この伝達軸６３ａの一端部（図９の左端部）に固定した歯車１０１を、前記出力歯車１２ｂと噛合させている。又、上記出力軸３１ａの中間部周囲にスリーブ１０２を回転自在に配置し、このスリーブ１０２の外周面に支持した歯車１０３と、上記伝達軸６３ａの他端部（図９の右端部）に固設した歯車１０４とを、図示しないアイドラ歯車を介して噛合させている。更に、上記スリーブ１０２の周囲に上記キャリア３９ａを、円環状の結合ブラケット１１３を介して、このスリーブ１０２と同期した回転自在に支持している。従って上記キャリア３９ａは、上記各出力側ディスク４、４の回転に伴って、これら出力側ディスク４、４と反対方向に、上記各歯車１２ｂ、１０１、１０３、１０４の歯数に応じた速度で回転する。又、上記キャリア３９ａと上記出力軸３１ａとの間に、低速用クラッチ４８ａを設けている。
【０１０７】
一方、上記入力軸１１ｂと前記リング歯車３６ａとは、この入力軸１１ｂの先端部に支持した入力側ディスク２Ｂと、この入力軸１１ｂと同心に配置された伝達軸４７ｂとを介して、回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。この為に、上記入力側ディスク２Ｂの外側面（図９〜１０の右側面）の一部で、径方向に関してこの外側面の中央部よりも外径寄り半部に、複数の凸部１０５、１０５を突設している。本例の場合には、これら各凸部１０５、１０５は、それぞれ円弧状で、上記入力側ディスク２Ｂの中心軸をその中心とする同一円弧上に、間欠的に且つ等間隔に配置している。そして、円周方向に隣り合う凸部１０５、１０５の円周方向端面同士の間を、係止切り欠き１０６、１０６としている。言い換えれば、上記入力側ディスク２Ｂの外側面に突設した短円筒部を等間隔で除去する事により上記各係止切り欠き１０６、１０６を形成し、円周方向に隣り合う係止切り欠き１０６、１０６同士の間に残った上記短円筒部の一部を、上記各凸部１０５、１０５としている。
【０１０８】
一方、上記伝達軸４７ｂの基端部には、円すい筒状の伝達筒部１０７を介して伝達フランジ１０８を設けている。そして、この伝達フランジ１０８の外周縁部に、上記各係止切り欠き１０６、１０６と同数の伝達用突片１０９、１０９を、円周方向に関して等間隔に形成している。そして、これら各伝達用突片１０９、１０９と上記各係止切り欠き１０６、１０６とを係合させて、上記入力側ディスク２Ｂと上記伝達軸４７ｂとの間でのトルク伝達を可能にしている。上記各伝達用突片１０９、１０９と上記各係止切り欠き１０６、１０６との係合部の径は十分に大きいので、上記入力側ディスク２Ｂと上記伝達軸４７ｂとの間で、十分に大きなトルクを伝達自在である。
【０１０９】
尚、上記入力側ディスク２Ｂと上記伝達軸４７ｂとの間で伝達可能なトルクを少しでも大きくする為には、上記各凸部１０５、１０５を、上記入力側ディスク２Ｂの外側面の外径寄り端部（外周縁部）に形成する事が好ましい。但し、上記各凸部１０５、１０５を上記入力側ディスク２Ｂの外側面の外径寄り端部に形成した場合、この入力側ディスク２Ｂの内側面２ａの仕上精度を確保する事が難しくなる。即ち、パワーローラ９の周面９ａとの転がり接触に基づいてトルク伝達を行なう、上記内側面２ａは、形状並びに寸法精度を厳密に仕上げる必要がある。この内側面２ａの仕上加工は、上記入力側ディスク２Ｂの外側面を支えつつ、この内側面２ａに砥石を強く押し付ける事により行なう。この際に、上記入力側ディスク２Ｂの弾性変形を抑え、上記形状並びに寸法精度を厳密に仕上げる為には、上記外側面の外径寄り部分を支える必要がある。
【０１１０】
この為、上記各凸部１０５、１０５の外周面に位置する、上記外側面の外径寄り部分に、例えば径方向に関する幅Ｗ₁₁₀ が１０mm以上の平坦部１１０を形成し、この平坦部１１０を利用して、上記仕上加工時に上記入力側ディスク２Ｂの外側面外径寄り部分を支えられる様にしている。又、前記各伝達用突片１０９、１０９の円周方向に関する長さは、前記各係止切り欠き１０６、１０６の円周方向に関する幅とできるだけ近くして、これら各係止切り欠き１０６、１０６内に上記各伝達用突片１０９、１０９を、がたつきなく係合させられる様にしている。
【０１１１】
又、前記伝達軸４７ｂの先端部（図９の右端部）は、前記太陽歯車３５ａの中心部に、回転自在に支持している。更に、上記伝達軸４７ｂの中間部周囲に前記リング歯車３６ａを、円環状の結合ブラケット１１１と後述する高速用クラッチ４９ａとを介して、上記伝達軸４７ｂと同期した回転自在に支持している。従って上記リング歯車３６ａは、上記高速用クラッチ４９ａの接続時には、上記入力軸１１ｂの回転に伴って、この入力軸１１ｂと同方向に同速で回転する。
【０１１２】
又、無段変速装置は、請求項１に記載したモード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、上記高速用クラッチ４９ａと、前記低速用クラッチ４８ａと、上記リング歯車３６ａと無段変速装置のハウジング内に設けた固定壁１１２等、固定の部分との間に設けた後退用クラッチ５２ａとから成る。各クラッチ４８ａ、４９ａ、５２ａは、何れも湿式多板クラッチであって、それぞれに付属した油圧シリンダ内への圧油の給排に基づいて断接させられる。又、何れか１個のクラッチが接続された場合には、残り２個のクラッチの接続が断たれる。
【０１１３】
上述の様に構成する無段変速装置は、先ず、低速走行時には、上記低速用クラッチ４８ａを接続すると共に、上記高速用クラッチ４９ａ及び後退用クラッチ５２ａの接続を断つ。この状態で前記入力軸１１ｂを回転させると、トロイダル型無段変速機３２ｂのみが、この入力軸１１ｂから前記出力軸３１ａに動力を伝達する。即ち、この状態では、上記トロイダル型無段変速機３２ｂの出力歯車１２ｂの回転が、前記第一の動力伝達機構４０ｂを介して前記キャリア３９ａに伝わる。上記低速用クラッチ４８ａが接続される事により、このキャリア３９ａの回転は、そのまま上記出力軸３１ａに伝わり、太陽歯車３５ａを固設したこの出力軸３１ａが回転する。この様な低速走行時には、それぞれ１対ずつの入力側ディスク２Ａ、２Ｂと、出力側ディスク４、４との間の変速比を、前述の図１４〜１８に示した様な、トロイダル型無段変速機単独の場合と同様にして調節する。尚、低速用クラッチ４８ａは、前記遊星歯車機構３３ａを構成する各歯車３５ａ、３６ａ、３８ａ、３８ｂ同士の相対変位を不能にするものであれば良く、必ずしも上記キャリア３９ａと上記出力軸３１ａとの間に設ける必要はない。
【０１１４】
特に、本例の無段変速装置の場合には、上記１対ずつの入力側ディスク２Ａ、２Ｂと出力側ディスク４、４との間に、それぞれ３個ずつ、合計６個のパワーローラ９、９を設けている為、これら各パワーローラ９、９毎に伝達する動力を低く抑える事ができる。この為、上記各ディスク２Ａ、２Ｂ、４の内側面２ａ、４ａと上記各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａとの当接部の面圧を低くしても、当接部に滑りを生じさせる事なく、動力の伝達を行なえる。尚、上記各当接部の面圧の調整は、前記油圧式の押圧装置６０ａ内に導入する油圧を調整する事により、容易且つ確実に行なえる。そして、上記各当接部の面圧を低く抑えられる事により、上記各面２ａ、４ａ、９ａの転がり疲れ寿命を向上させる事ができる。逆に、転がり疲れ寿命を同じとした場合には、より大きな動力の伝達が可能になる。
【０１１５】
又、高速走行時には、前記高速用クラッチ４９ａを接続すると共に、前記低速用クラッチ４８ａ及び後退用クラッチ５２ａの接続を断つ。この状態で前記入力軸１１ｂを回転させると、この入力軸１１ｂから前記出力軸３１ａには、前記伝達軸４７ｂを含む前記第二の動力伝達機構４３ａと、前記遊星歯車機構３３ａとが、動力を伝達する。即ち、上記高速走行時に上記入力軸１１ｂが回転すると、この回転は上記伝達軸４７ｂと前記結合ブラケット１１１と上記高速用クラッチ４９ａとを介して、前記リング歯車３６ａに伝わる。そして、このリング歯車３６ａの回転が複数の遊星歯車組３７ａ、３７ａを介して太陽歯車３５ａに伝わり、この太陽歯車３５ａを固定した上記出力軸３１ａを回転させる。この状態で、上記トロイダル型無段変速機３２ｂの変速比を変える事により上記各遊星歯車組３７ａ、３７ａの公転速度を変化させれば、上記無段変速装置全体としての変速比を調節できる。
【０１１６】
即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車組３７ａ、３７ａが、上記リング歯車３６ａと同方向に公転する。そして、前述の図１に示した第１例と同様に、これら各遊星歯車組３７ａ、３７ａの公転速度が遅い程、上記太陽歯車３５ａを固定した出力軸３１ａの回転速度が速くなる。従って、上記高速走行時には、前記トロイダル型無段変速機３２ｂの変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は増速側に変化する。この様な高速走行時の状態では、上記トロイダル型無段変速機３２ｂに、入力側ディスク２Ａ、２Ｂからではなく、出力側ディスク４、４からトルクが加わる（低速時に加わるトルクをプラスのトルクとした場合にマイナスのトルクが加わる）。即ち、前記高速用クラッチ４９ａを接続した状態では、前記入力軸１１ｂに伝達されたトルクは、前記伝達軸４７ｂを介して前記遊星歯車機構３３ａのリング歯車３６ａに伝達される。従って、入力軸１１ｂの側から各入力側ディスク２Ａ、２Ｂに伝達されるトルクは殆どなくなる。
【０１１７】
一方、前記第二の動力伝達機構４３ａを介して上記遊星歯車機構３３ａのリング歯車３６ａに伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車組３７ａ、３７ａから、キャリア３９ａ及び前記第一の動力伝達機構４０ｂを介して各出力側ディスク４、４に伝わる。この様に各出力側ディスク４、４からトロイダル型無段変速機３２ｂに加わるトルクは、無段変速装置全体の変速比を増速側に変化させるべく、トロイダル型無段変速機３２ｂの変速比を減速側に変化させる程小さくなる。この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機３２ｂに入力されるトルクを小さくして、このトロイダル型無段変速機３２ｂの構成部品の耐久性向上を図れる。又、この様な高速走行時にも、このトロイダル型無段変速機３２ｂを通過する動力の大きさが変化するが、前記押圧装置６０ａ内に導入する油圧を調整する事により、前記各面２ａ、４ａ、９ａ同士の当接部の面圧を適正値にする。
【０１１８】
尚、前記低速用クラッチ４８ａを繋いだ状態と前記高速用クラッチ４９ａを繋いだ状態との切換時には、トロイダル型無段変速機３２ｂに加わるトルクが急変動する。そこで、上記両クラッチ４８ａ、４９ａの切換の前後には、前記押圧装置６０ａに導入する油圧を高くして、上記トルクの急変動に拘らず、上記トロイダル型無段変速機３２ｂの変速比がぶれる事を防止する。この点に就いては、先に詳しく述べている為、重複する説明は省略する。
【０１１９】
更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸３１ａを逆回転させる際には、上記低速用、高速用両クラッチ４８ａ、４９ａの接続を断つと共に、前記後退用クラッチ５２ａを接続する。この結果、上記リング歯車３６ａが固定され、上記各遊星歯車組３７ａ、３７ａが、このリング歯車３６ａ並びに前記太陽歯車３５ａと噛合しつつ、この太陽歯車３５ａの周囲を公転する。そして、この太陽歯車３５ａ並びにこの太陽歯車３５ａを固定した上記出力軸３１ａが、前述した低速走行時並びに上述した高速走行時とは逆方向に回転する。
【０１２０】
尚、本発明の無段変速装置を自動車用の自動変速機として使用する場合には、駆動源であるエンジンと前記入力軸１１ｂとの間に、トルクコンバータ或は電磁クラッチ等の発進クラッチを設ける。但し、前記低速用クラッチ４８ａに発進クラッチとしての機構を持たせ、独立した発進クラッチを省略する事もできる。この場合には、自動車の停止状態では、上記低速用クラッチ４８ａの他、前記高速用クラッチ４９ａ及び上記後退用クラッチ５２ａの接続を何れも断っておく。この状態では、前記トロイダル型無段変速機３２ｂ及び前記第一、第二の動力伝達機構４０ｂ、４３ａが空回りし、上記出力軸３１ａには動力が伝達されない。この状態から、上記低速用クラッチ４８ａを徐々に接続すれば、停止状態にある自動車を円滑に発進させる事ができる。
【０１２１】
又、以上の説明では、本発明を、トロイダル型無段変速機３２ｂと遊星歯車機構３３ａとを組み合わせる事により、低速走行時にはトロイダル型無段変速機３２ｂのみで動力を伝達し、高速走行時には遊星歯車機構３３ａにより主動力を伝達すると共にトロイダル型無段変速機３２ｂにより変速比の調節を行なわせる、所謂パワー・スプリット型と呼ばれる無段変速装置に組み込んだ構造に就いて説明した。但し、本発明は、トロイダル型無段変速機と遊星歯車機構とを組み合わせる事により、クラッチの切り換えなしで、後退から停止更には前進状態までを実現する、ギヤード・ニュートラルと呼ばれる無段変速装置に組み込むトロイダル型無段変速機にも適用できる。この様なギヤード・ニュートラルと呼ばれる無段変速装置に組み込むトロイダル型無段変速機の場合にも、高速⇔低速のモード切り換え時に於ける制御として有効である。
【０１２２】
尚、本発明は、各パワーローラの揺動中心がこれら各パワーローラの周面と入力側、出力側各ディスクとの接触点（トラクション点）同士を結ぶ線よりもこれら各ディスクの径方向外方に存在する、所謂ハーフトロイダル型無段変速機に適用した場合に有用である。これに対して、例えば特開平６２−６３２６３号公報等に記載されている様な、各パワーローラの揺動中心が１対のトラクション点同士を結ぶ直線上に存在する、所謂フルトロイダル型無段変速機の場合には、本発明を適用する必要はない。即ち、フルトロイダル型無段変速機の場合には、各パワーローラ毎に２点ずつ存在するトラクション点からこれら各パワーローラに加わる力が、前述したトラクション力２Ｆｔに相当する力を除き、これら各パワーローラの内部で相殺される。従って、各部の弾性変形等が変速比のぶれに結び付く事がない。しかも、フルトロイダル型無段変速機の場合には、変速方法そのものがハーフトロイダル型無段変速機の場合とは異なる為、変速比のぶれを抑える面から言えば、本発明を適用する事は殆ど無意味である。
【０１２３】
【発明の効果】
本発明は、以上に述べた通り構成され作用するので、特に面倒な制御を行なう事なく、しかも運転者に違和感を与えない無段変速装置を実現できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を実施する構造の第１例を示す略断面図。
【図２】入力トルクの変動が変速比の変動に及ぼす影響を示す線図。
【図３】入力トルクの変動がパワーローラの変位に及ぼす影響を示す線図。
【図４】本発明の作用を説明する為の、変速比の調節に関わるフィードバック機構のブロック図。
【図５】本発明の効果を確認する為に行なったコンピュータ解析の結果を示す線図。
【図６】本発明の効果を確認する為に行なった第一の実験の結果を示す線図。
【図７】同じく第二の実験の結果を示す線図。
【図８】同じく第三の実験の結果を示す線図。
【図９】本発明を実施する構造の第２例を示す断面図。
【図１０】図９の左部拡大図。
【図１１】図９のＷ−Ｗ断面図。
【図１２】トロイダル型無段変速機の基本構造を、最大減速時の状態で示す略側面図。
【図１３】同じく最大増速時の状態で示す略側面図。
【図１４】トロイダル型無段変速機の具体的構造の第１例を示す要部断面図。
【図１５】図１４のＸ−Ｘ断面図。
【図１６】トロイダル型無段変速機の具体的構造の第２例を示す要部断面図。
【図１７】図１６のＹ−Ｙ断面図。
【図１８】同Ｚ−Ｚ断面図。
【図１９】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例を示す略断面図。
【図２０】この無段変速装置全体としての変速比と、トロイダル型無段変速機のみの変速比と、各部のトルクの比との関係を示す線図。
【図２１】従来構造で、入力トルクの変動に対応して変速比がぶれる状態を示す線図。
【図２２】従来構造で変速比が大きく変動する理由を説明する為の模式図。
【図２３】トラニオンの弾性変形が変速比のぶれ（変動）に結び付く理由を説明する為の、トラニオン及びロッドの断面図。
【図２４】従来の制御を行なった場合に、トルクの変動に対応して変速比がぶれる状態を説明する為の線図。
【図２５】改良された制御を行なった場合でも、トルクの変動に対応して変速比がぶれる状態を説明する為の線図。
【符号の説明】
１ 入力軸
２、２Ａ、２Ｂ 入力側ディスク
２ａ 内側面
３ 出力軸
４ 出力側ディスク
４ａ 内側面
５、５ａ ケーシング
６ 枢軸
７ トラニオン
８ 変位軸
９ パワーローラ
９ａ 周面
１０ 押圧装置
１１、１１ａ、１１ｂ 入力軸
１２、１２ａ、１２ｂ 出力歯車
１３ 支持板
１４ スラスト玉軸受
１５ スラストニードル軸受
１６ 外輪
１７ アクチュエータ
１８ 制御弁
１９ ステッピングモータ
２０ スリーブ
２１ スプール
２２ ロッド
２３ プリセスカム
２４、２４ａ リンク腕
２５ 駆動軸
２６ エンジン
２７ 同期ケーブル
２８ クランクシャフト
２９ 入力軸
３０ 発進クラッチ
３１、３１ａ 出力軸
３２、３２ａ、３２ｂ トロイダル型無段変速機
３３、３３ａ 遊星歯車機構
３４ カム板
３５、３５ａ 太陽歯車
３６、３６ａ リング歯車
３７、３７ａ 遊星歯車組
３８ａ、３８ｂ 遊星歯車
３９、３９ａ キャリア
４０、４０ａ、４０ｂ 第一の動力伝達機構
４１ 第一の歯車
４２ 第二の歯車
４３、４３ａ 第二の動力伝達機構
４４ 第一のスプロケット
４５ 第二のスプロケット
４６ チェン
４７、４７ａ、４７ｂ 伝達軸
４８、４８ａ 低速用クラッチ
４９、４９ａ 高速用クラッチ
５０ 支持板
５１ 中心軸
５２、５２ａ 後退用クラッチ
５３ デファレンシャルギヤ
５４ 第三の歯車
５５ 第四の歯車
５６ 第五の歯車
５７ 第三の動力伝達機構
５８ 駆動軸
５９ ピストン
６０、６０ａ 押圧装置
６１ シリンダ
６２ 周壁部
６３、６３ａ 伝達軸
６４ａ、６４ｂ スプロケット
６５ チェン
６６ ボールスプライン
６７ ローディングナット
６８ 取付部
６９ フレーム
７０ 取付孔
７１ スタッド
７２ ナット
７３ ギヤハウジング
７４ 出力スリーブ
７５ 転がり軸受
７６ 保持部
７７ 支持片
７８ 第二の枢軸
７９ 取付部
８０ 支持板部
８１ 円孔
８２ ラジアルニードル軸受
８３ 外輪
８４ 長孔
８５ スタッド
８６ 鍔部
８７ シリンダ筒
８８ 仕切板部
８９ 第一ピストン部材
９０ 支持筒部
９１ 隔壁板
９２ 第二ピストン部材
９３ 皿板ばね
９４ 中心孔
９５ 駆動軸
９６ 切り欠き
９７ 駆動用凸部
９８ 連結部
９９ 挺子腕
１００ ロッド
１０１ 歯車
１０２ スリーブ
１０３ 歯車
１０４ 歯車
１０５ 凸部
１０６ 係止切り欠き
１０７ 伝達筒部
１０８ 伝達フランジ
１０９ 伝達用突片
１１０ 平坦部
１１１ 結合ブラケット
１１２ 固定壁
１１３ 結合ブラケット

Claims (2)

1. 駆動源につながってこの駆動源により回転駆動される入力軸と、この入力軸の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸と、トロイダル型無段変速機と、遊星歯車機構と、上記入力軸に入力された動力をこのトロイダル型無段変速機を介して伝達する第一の動力伝達経路と、上記入力軸に入力された動力を上記トロイダル型無段変速機を介する事なく伝達する第二の動力伝達経路とを備え、上記遊星歯車機構は、太陽歯車とこの太陽歯車の周囲に配置したリング歯車との間に設けられ、この太陽歯車と同心に且つ回転自在に支持したキャリアに回転自在に支持された遊星歯車を、上記太陽歯車とリング歯車とに噛合させて成るものであり、上記第一の動力伝達経路を通じて送られる動力と上記第二の動力伝達経路を通じて送られる動力とを、上記太陽歯車と上記リング歯車と上記キャリアとのうちの２個の部材に伝達自在とすると共に、これら太陽歯車とリング歯車とキャリアとのうちの残りの１個の部材に上記出力軸を結合しており、又、上記入力軸に入力された動力が上記第一の動力伝達経路と上記第二の動力伝達経路とを通じて上記遊星歯車機構に送られる状態を切り換えるモード切換手段を設けており、このモード切換手段は、少なくとも上記第一の動力伝達経路のみで動力の伝達を行なう第一のモードと、この第一の動力伝達経路と上記第二の動力伝達経路との双方で動力の伝達を行なう第二のモードとの切換を行なうものであり、上記トロイダル型無段変速機は、それぞれが断面円弧形の凹面である互いの内側面同士を対向させた状態で、互いに同心に、且つ互いに独立した回転自在に支持された第一ディスク及び第二ディスクと、これら第一ディスク及び第二ディスクの中心軸に対し捻れの位置にある枢軸を中心として揺動する複数のトラニオンと、これら各トラニオンの中間部に、これら各トラニオンの内側面から突出する状態で支持された変位軸と、これら各トラニオンの内側面側に配置され且つ上記第一ディスク及び第二ディスク同士の間に挟持された状態で、上記各変位軸の周囲に回転自在に支持された、その周面を球状凸面としたパワーローラと、この第一ディスクをこの第二ディスクに向け押圧する押圧装置とを備えたものであり、この押圧装置は、上記第一ディスクと上記第二ディスクとの間で伝達するトルクの大きさに応じた押圧力を発生する他、このトルクの大きさとは独立した押圧力を、制御器からの信号に基づいて発生自在としたものであり、この制御器は、上記モード切り換え手段が上記第一のモードと上記第二のモードとを切り換える間中、この切換の前後での大きい方のトルクに相当する押圧力以上の押圧力を、上記押圧装置に発生させ続けさせる無段変速装置。
2. 押圧装置が、圧油の送り込みに伴って油圧に応じた押圧力を発生させる油圧式のアクチュエータである、請求項１に記載した無段変速装置。

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