CN102245933A - 摩擦轮式无级变速装置 - Google Patents

Abstract

提供使用2个转矩凸轮、并且能够设定为没有太过或不足的适当轴向力特性的推压装置(12)。将第1转矩凸轮(15)与第2转矩凸轮(20)相对于转矩的传递路径并列配置。在传递转矩比规定值(b)小的区域(第1阶段、第2阶段)中，该传递转矩通过第1转矩凸轮(15)，从而第1转矩凸轮(15)产生与该传递转矩相应的轴向力。在传递转矩比上述规定值(b)大的区域(第3阶段)中，传递转矩通过第2转矩凸轮(20)，从而第2转矩凸轮(20)产生与该传递转矩相应的轴向力。

Description

摩擦轮式无级变速装置

技术领域

本发明涉及，在输入侧摩擦轮与输出侧摩擦轮之间介入油地接触摩擦部件、通过对该接触位置进行变更而对输入轴与输出轴之间的旋转进行无级变速的摩擦轮式无级变速装置，优选涉及在平行配置的2个轴上分别配置圆锥形摩擦轮(锥体)、经由可在轴向上移动地配置的环在该2个轴间传递旋转的圆锥摩擦环式无级变速装置，具体而言，涉及具有向锥体等的摩擦轮施加轴向的轴向力、能够在与环等的摩擦部件之间获得牵引力的推压装置的摩擦轮式无级变速装置。

背景技术

以往，公知有圆锥摩擦环式(锥体环式)无级变速装置，在分别由圆锥形构成的2个摩擦轮(主锥体、副锥体)之间，以围绕主锥体的形式介入钢制环，从主锥体经由环向副锥体进行动力传递，并且通过使上述环在轴向上移动来变更该环与上述2个锥体的接触位置，进行无级变速。

作为上述圆锥摩擦环式无级变速装置的推压装置，提出了下述专利文献1记载的方案。该推压装置(专利文献1中表述为施压装置)，以在副锥体和副轴之间配置的转矩凸轮为基本构成，将与副锥体和副轴的相对旋转方向的转矩相应的轴向力向副锥体施加，在不能在轴向上移动地被支承的主锥体和被施加了上述轴向力的副锥体与环之间保持牵引力，进行上述无级变速。

基于1个转矩凸轮的上述推压装置，难以在上述无级变速装置的全负荷和部分负荷的整个变速域施加适当的轴向力，专利文献1的推压装置，除了基于上述转矩凸轮的第1施压装置部之外，还另配置了第2施压装置，在第1施压装置的第1轴向力基础上进行增加或者减少，从而适宜作用第2施压装置的第2轴向力，能够获得更加优化的轴向力特性。作为第2施压装置记载有各种实施方式，例如基于液压的方案，对于基于转矩凸轮的一直线的第1轴向力，为了防止在输出转矩大的部分上轴向力过大、对无级变速装置作用必要以上的负荷而导致能量损失和装置寿命降低，以抵消上述第1轴向力的方式作用第2轴向力，获得中间折弯的2段的轴向力特性。

作为上述第2施压装置，也提出了使用转矩凸轮的实施方式(参照专利文献1的图14～图16和段落[0078]～[0089])，将第1和第2施压装置的各转矩凸轮在轴向力方向上串联地、并且以在相互抵消的方向上产生轴向力的方式配置。并且在该实施方式，在第1阶段(例如低输出转矩侧)第1和第2施压装置的转矩凸轮串联地并且经由弹簧对副锥体作用，在副锥体进行了规定行程的第2阶段，第1施压装置的转矩凸轮的可动侧部件与副锥体的肩部抵接而直接作用。

专利文献1：JP特表2006-513375号公报

发明内容

上述专利文献1的推压装置(施压装置)，2个转矩凸轮串联地并且在抵消的方向上作用，因此基于转矩凸轮的轴向力的设定复杂，难以获得适当的轴向力特性。并且，串联配置的2个转矩凸轮，将其两外侧的端面凸轮板(施压板114，115)可在轴向上移动地花键联结，并且位于两转矩凸轮之间而在两侧端形成有凸轮的中间凸轮板(施压板116)与副锥体可在轴向上移动地花键结合，在上述端面凸轮板和中间凸轮板之间产生较大的相对旋转，一方的端面凸轮板(施压板115)与副锥体之间需要有容许相对旋转的推力轴承。因此，零件数增多而导致构造复杂，是成本提高和装置大型化的原因。

因此，本发明使用2个转矩凸轮而将两转矩凸轮并列配置，目的在于提供具有解决上述课题的推压装置的摩擦轮式无级变速装置。

本发明的摩擦轮式无级变速装置，即摩擦轮式无级变速装置(1)，具有：与输入轴(4)驱动联结的输入侧摩擦轮(2)、与输出轴(11)驱动联结的输出侧摩擦轮(10)、以及摩擦部件(3)，该摩擦部件(3)与上述输入侧摩擦轮(2)和输出侧摩擦轮(10)压接而在该摩擦部件(3)与这些摩擦轮之间进行动力传递，对上述摩擦部件(3)与上述输入侧摩擦轮(2)和输出侧摩擦轮(10)的接触位置进行变更而对上述输入轴(4)和输出轴(11)之间的旋转进行无级变速，上述摩擦轮式无级变速装置的特征在于，

具有推压装置(12，112，212)，上述推压装置(12，112，212)配置在上述输入轴(4)与上述输入侧摩擦轮(2)之间、或者配置上述输出侧摩擦轮(10)与上述输出轴(11)之间，并施加使上述输入侧摩擦轮(2)和上述输出侧摩擦轮(10)与上述摩擦部件(3)压接的轴向力，

上述推压装置(12…)具有：相对于转矩传递路径并列配置的第1转矩凸轮(15，115，215)和第2转矩凸轮(20，120，220)，

在传递转矩比规定值(b)小的区域(第1阶段、第2阶段)中该传递转矩通过上述第1转矩凸轮(15…)，从而上述第1转矩凸轮(15…)产生与该传递转矩相应的轴向力，

在传递转矩比上述规定值(b)大的区域(第3阶段)中该传递转矩通过上述第2转矩凸轮(20…)，从而上述第2转矩凸轮(20…)产生与该传递转矩相应的轴向力。

上述推压装置(12，112，212)配置在上述输出侧摩擦轮(10)与上述输出轴(11)之间。

例如参照图6，在上述推压装置(12)中，在上述第1转矩凸轮(15)的轴向力方向串联配置弹簧(13)，

上述第1转矩凸轮(15)在超过了基于上述弹簧(13)的预载荷(F1；第1阶段)的轴向力状态下，产生与通过该第1转矩凸轮的传递转矩相应的轴向力(第2阶段)，

上述第2转矩凸轮(20)具有规定游隙(l)，在该规定游隙内，基于上述第1转矩凸轮(15)产生轴向力，而当该规定游隙(l)时，转矩通过上述第2转矩凸轮(20)被传递，与该传递转矩的增加对应地产生轴向力(第3阶段)。

例如参照图6，上述第2转矩凸轮(20)的凸轮角度(δ)被设定为比上述第1转矩凸轮(12)的凸轮角度(γ)大。

例如参照图11，配置有对上述弹簧(13)的轴向长度进行调整的调整机构(150)，通过该调整机构(150)对上述第2转矩凸轮(20)产生轴向力的上述规定值(b)进行调整。

例如参照图2至图5，上述推压装置(12，112，212)具有：相对于上述输出轴(11)固定的凸缘部(19，119，219)以及弹簧组件(40，140，240)，上述弹簧组件(40，140，240)具有承压部件(14，114，214)和弹簧(13)，该承压部件(14，114，214)配置在上述输出侧摩擦轮(10，110，210)与上述输出轴(11)之间，并且相对于上述输出侧摩擦轮或者上述输出轴不能相对旋转但可在轴向(X1-X2方向)上移动，

上述第1转矩凸轮(15，115，215)，具有在上述弹簧组件的承压部件(14，114，214)与相对于该弹簧组件(40，140，240)相对旋转的上述凸缘部(19，119，219)或者上述输出侧摩擦轮(10，110，210)之间相对向的第1对向部(16，116，216)上配置的多个第1球(18，118，218)，上述第1转矩凸轮(15，115，215)基于超过了上述弹簧(13)的预载荷(F1)的轴向力的轴向力使上述承压部件沿轴向移动并向上述输出侧摩擦轮施加轴向力，

上述第2转矩凸轮(20，120，220)，具有在上述输出侧摩擦轮(10，110，210)与上述凸缘部(19，119，219)之间相对向的第2对向部(21，121，221)上配置的多个第2球(23，123，223)和使该第2球在上述第2对向部上游动的规定游隙(l)，并且，当在上述第2对向部的上述规定游隙(l)消失时，传递转矩通过该第2转矩凸轮被传递，将与该传递转矩相应的轴向力向上述输出侧摩擦轮施加。

例如参照图2和图4，在上述推压装置(12，112)中，上述弹簧组件(40，140)被配置为相对于上述输出侧摩擦轮(10，110)不能相对旋转而可在轴向(X1-X2方向)上移动，

上述第1转矩凸轮(15，115)构成为包括，在上述承压部件(14，114)和上述凸缘部(19，119)相对向的上述第1对向部(16，116)上分别形成的多个第1端面对(17，117)、和在该多个第1端面对之间分别配置的上述多个第1球(18，118)构成，

上述第2转矩凸轮(20，120)构成为包括，在上述输出侧摩擦轮(10，110)和上述凸缘部(19，119)相对向的上述第2对向部(21，121)上分别形成的多个第2端面对(22，122)、和在该多个第2端面对之间分别配置的上述多个第2球(23，123)。

例如参照图5，在上述推压装置(212)中，上述弹簧组件(240)被配置为相对于上述输出轴(11)不能相对旋转而可在轴向(X1-X2方向)上移动，

上述第1转矩凸轮(215)构成为包括，在上述承压部件(214)和上述输出侧摩擦轮(210)相对向的上述第1对向部(216)上分别形成的多个第1端面对(217)、和在该多个第1端面对之间分别配置的上述多个第1球(218)，

上述第2转矩凸轮(220)构成为包括，在上述输出侧摩擦轮(210)和上述凸缘部(219)相对向的上述第2对向部(212)上分别形成的多个第2端面对(222)、和在该多个第2端面对之间分别配置的上述多个第2球(223)。

例如参照图2，从上述输出侧摩擦轮(10)的轴向一侧(X1方向)起，上述弹簧(13)、上述承压部件(14)的第1端面(14a)、上述第1球(18)、上述凸缘部(19)的第1端面(19a)，在上述轴向(X1-X2方向)上串联状配置，

上述输出侧摩擦轮(10)和上述凸缘部(19)的第2端面对(22)相比上述承压部件(14)和上述凸缘部(19)的第1端面对(17)更靠近外周侧形成。

例如参照图4，从上述输出侧摩擦轮(110)的轴向一侧(X1方向)起，上述弹簧(13)、上述承压部件(114)的第1端面(114a)和上述输出侧摩擦轮(110)的第2端面(110a)、上述第1球(118)和上述第2球(123)、上述凸缘部(119)的上述第1端面(119a)和上述第2端面(119b)，在上述轴向(X1-X2方向)上串联状配置，

在上述输出侧摩擦轮(110)的内周面上形成多个凹凸部，并且在上述承压部件(114)上形成用于进入该输出侧摩擦轮的多个凹部(110c)中的多个凸部(114c)，

在上述承压部件(114)的多个凸部(114c)和上述凸缘部(119)上形成上述第1端面对(117)，并且在上述输出侧摩擦轮(110)的多个凸部(110d)和上述凸缘部(119)上形成上述第2端面对(122)。

上述输入侧摩擦轮和输出侧摩擦轮，是与平行配置的上述输入轴(4)和输出轴(11)分别驱动联结，并且以径大部和径小部在轴向上相反的方式配置的圆锥形摩擦轮(2)(10)，

上述摩擦部件，是被上述两圆锥形摩擦轮的相对的倾斜面夹持、可在轴向上移动的环(3)。

并且，上述括号内的符号用于和附图进行对照，这是为了易于理解发明而不会对专利请求范围的构成造成任何影响。

如果采用技术方案1涉及的本发明，推压装置使用2个转矩凸轮，机械地产生与传递转矩相应的轴向力，与使用液压的推压装置相比能够减少能量消耗，并且2个转矩凸轮在传递路径上并列配置，在传递转矩比规定值小的区域，专门经由第1转矩凸轮传递转矩，在比上述规定值大的区域，第2转矩凸轮分担传递转矩，第1和第2转矩凸轮，分别在不同的传递转矩区域发挥功能来产生轴向力，因此能够使摩擦轮式无级变速装置所需的轴向力，与各变速域和各负荷转矩配合地适当设定，能够通过摩擦轮式无级变速装置确实进行可靠性高的无级变速，并且无需施加过大的轴向力，能够减少动力传递时的能量损失而提高传动效率，并且能够实现摩擦轮式无级变速装置的长寿命化，而且能够使担持轴向力的轴承和箱体等零件小型化、轻量化而提高紧凑性。

采用技术方案2涉及的本发明，推压装置的第1和第2转矩凸轮在各区域分别产生与输出转矩相应的轴向力，因此能够跨摩擦轮式无级变速装置的从最高速(O/D)侧到最减速(U/D)侧的各变速比，施加必要的轴向力而避免过不足。

采用技术方案3涉及的本发明，与第1转矩凸轮在轴向力方向上串联地配置弹簧，因此当弹簧的预载荷比第1转矩凸轮的轴向力大时，能够对基于该弹簧的预载荷的轴向力进行保偿，确保在低转矩区域(第1阶段)的转矩传递。另外，第2转矩凸轮具有规定游隙，第2转矩凸轮的动作切换，可以通过上述规定游隙容易并且确实地切换，例如可以对基于与部分负荷的最高速侧配合的比较急的梯度的第1转矩凸轮的轴向力产生区域(第2阶段)、和基于与全负荷的各变速比的必要轴向力配合的比较缓的梯度的第2转矩的轴向力产生区域(第3阶段)进行适当设定。

采用技术方案4涉及的本发明，第1转矩凸轮的凸轮角度比第2转矩凸轮的凸轮角度小，因此压缩第1转矩凸轮的串联配置的弹簧，第1转矩凸轮相对旋转而产生轴向力，如果第2转矩凸轮的规定游隙消除，则对于相对旋转轴向移动量小的第2转矩凸轮专用于产生轴向力，能够按照传递转矩的规定值容易并且确实地切换第1和第2转矩凸轮的功能状态。此时，第1转矩凸轮通过比较小的凸轮角度产生相对于传递转矩比较大的梯度的轴向力，第2转矩凸轮通过比较大的凸轮角度产生相对于传递转矩比较小的梯度的轴向力，能够获得适合于摩擦轮式无级变速装置所需轴向力的轴向力特性。

采用技术方案5涉及的本发明，能够通过填隙片等调整弹簧的轴向长度的调整机构，容易并且确实地设定第2转矩凸轮分担转矩传递的切换的位置，适当设定上述切换时的输出转矩和轴向力，易于在部分负荷、全负荷和整个变速域中设定没有太过或不足的适当的轴向力特性。

采用技术方案6涉及的本发明，凸缘部兼用作为提供第1转矩凸轮和第2转矩凸轮的轴向力的部件，第2转矩凸轮将第2阶段的轴向力从凸缘部直接地向输出侧摩擦轮施加，因此能够将第2转矩凸轮配置在第1转矩凸轮的外周侧，减少轴向上串联状配置的部件，实现轴向的紧凑化，并且能够省略对第1转矩凸轮和第2转矩凸轮进行联结的部件，削减零件数。

另外，能够仅使轴和凸缘部与输出侧摩擦轮的相对旋转成为通过第1转矩凸轮和第2转矩凸轮产生的相对旋转，无需轴承配置而能够削减零件数。

采用技术方案7涉及的本发明，在推压装置中弹簧组件被配置为相对于输出侧摩擦轮不能相对旋转而可在轴向上移动，第1转矩凸轮构成为包括：在承压部件与凸缘部相对向的第1对向部上分别形成的多个第1端面对和在该多个第1端面对之间分别配置的多个第1球，第2转矩凸轮构成为包括：在输出侧摩擦轮与凸缘部相对向的第2对向部上分别形成的多个第2端面对和在该多个第2端面对之间分别配置的多个第2球，因此能够实现不产生在第1转矩凸轮和第2转矩凸轮以外的相对旋转的构成。

采用技术方案8涉及的本发明，在推压装置中弹簧组件被配置为相对于轴不能相对旋转而可在轴向上移动，第1转矩凸轮构成为包括：在承压部件与输出侧摩擦轮相对向的第1对向部上分别形成的多个第1端面对和在该多个第1端面对之间分别配置的多个第1球，第2转矩凸轮构成为包括：在输出侧摩擦轮与凸缘部相对向的第2对向部上分别形成的多个第2端面对和在该多个第2端面对之间分别配置的多个第2球，能够实现不产生在第1转矩凸轮和第2转矩凸轮以外的相对旋转的构成。

采用技术方案9涉及的本发明，输出侧摩擦轮和凸缘部的第2端面对比承压部件和凸缘部的第1端面对更靠近外周侧形成，因此能够将第2转矩凸轮比第1转矩凸轮靠近外周侧配置，减少轴向上串联状配置的部件，实现轴向的紧凑化。

采用技术方案10涉及的本发明，在承压部件的多个凸部和凸缘部上形成第1端面对，并且在输出侧摩擦轮的多个凸部和凸缘部上形成第2端面对，因此能够将第1转矩凸轮和第2转矩凸轮在周向上交替配置，实现轴向紧凑化以及径向紧凑化。

采用技术方案11涉及的本发明，作为摩擦轮式无级变速装置，适用由圆锥摩擦轮和两圆锥摩擦轮的相对向的倾斜面所夹持的环构成的圆锥摩擦环(锥体环)式无级变速装置，因此通过上述推压装置保持环与圆锥摩擦轮之间的牵引力，能够以迅速的响应正确地进行可靠的无级变速，特别适于汽车变速箱。

附图说明

图1为表示本发明涉及车辆的传动系统图。

图2为表示第1实施方式的圆锥摩擦环式无级变速装置中使用的推压装置的断面图、(a)表示通过第1转矩凸轮传递动力的状态、(b)表示通过第2转矩凸轮传递动力的状态。

图3表示第1实施方式的推压装置的转矩与轴向力的关系。

图4为表示第2实施方式的圆锥摩擦环式无级变速装置中使用的推压装置的断面图、(a)表示通过第1转矩凸轮传递动力的状态、(b)表示通过第2转矩凸轮传递动力的状态。

图5为表示第3实施方式的圆锥摩擦环式无级变速装置中使用的推压装置的断面图。

图6为表示本发明的推压装置动作的模式图、(a)表示第1阶段、(b)表示第2阶段、(c)表示第3阶段。

图7表示本发明的推压装置动作的轴向力特性。

图8表示与本发明比较的转矩凸轮为1个时的轴向力特性。

图9表示与本发明比较的转矩凸轮为2个时的轴向力特性。

图10表示本发明的弹簧特性。

图11为表示对本发明的弹簧行程长度进行调整的实施方式的推压装置的断面图。

具体实施方式

汽车等车辆搭载的无级变速机U，如图1所示构成为包括：带锁止离合器的液力变矩器或多板湿式离合器等起步装置31、前后进切换装置32、本发明的圆锥摩擦环式无级变速装置1和差速装置33，这些装置被装入箱体5。

通过发动机30产生的动力，经由起步装置31、在该起步装置31的动力传递路径下流侧配置的前后进切换装置32向圆锥摩擦环式无级变速装置1的输入轴(轴)4进行动力传递，通过圆锥摩擦环式无级变速装置1进行无级变速，向副轴(轴)11输出。进而，通过在该副轴11上设置的次级齿轮36和与其啮合的支架齿轮34向差速装置33进行动力传递，向左右的驱动轮35，35输出。

另外，本无级变速机U为适用圆锥摩擦环式无级变速装置1的一例，但是不限于此，也适用于以发动机和电动机为驱动源的混合动力驱动装置等其它装置。并且，上述圆锥摩擦环式无级变速装置，以摩擦轮式无级变速装置的一例为代表示出，能够适用于以围绕两圆锥摩擦轮的方式配置环的环锥体式无级变速装置，此外，能够适用于螺旋管式无级变速装置等、在输入侧摩擦轮与输出侧摩擦轮之间介入油而接触摩擦部件、并通过对该接触位置进行变更而对输入轴与输出轴之间的旋转进行无级变速的摩擦轮式无级变速装置。并且，本摩擦轮式无级变速机U部分浸入牵引用油，通过向接触部分扬洒等介入上述牵引用油，经由该油的剪断力进行动力传递。

上述圆锥摩擦环式无级变速装置1构成为包括：输入侧摩擦轮即主锥体(圆锥形摩擦轮)2、输出侧摩擦轮即副锥体(圆锥形摩擦轮)10、在主锥体2和副锥体10之间介入的摩擦部件即环3、包含弹簧组件40、第1转矩凸轮15和第2转矩凸轮20的推压装置12。

主锥体2跟与前后进切换装置32联结的主轴(输入轴)4一体联结并且可旋转地被支持在箱体5上，形成具有一定的倾斜角的圆锥形状。并且，钢制的环3以围绕该主锥体2的外周的方式被配置在该主锥体2与副锥体10之间。

副锥体10为具有与主锥体2相同倾斜角的圆锥中空形状，与主锥体2沿轴向相反地嵌插在与主轴4平行设置的副轴11(输出轴)上，在箱体5上通过轴承37，38可旋转地被支持。并且，在上述副锥体10与副轴11之间介入本第1实施方式的推压装置12。

如图2(a)所示，上述推压装置12构成为包括：相对于副轴11固定的凸缘部19、包含承压部件14和弹簧13的弹簧组件40、在承压部件14和凸缘部19之间配置的第1转矩凸轮15、在副锥体10和凸缘部19之间配置的第2转矩凸轮20。

上述凸缘部19，是形成为带有台阶的凸缘状的部件，通过上述副轴11和花键以不能相对旋转的方式配置，并且通过阶梯部限制相对于副轴11沿轴向(X2方向)的移动。即，通过具体后述的第1和第2转矩凸轮15，20在从副锥体10远离的方向(X2方向)受力的凸缘部19，相对于副轴11固定。并且，副轴11通过圆锥滚子轴承39(参照图1)相对于箱体5一体地被支承，从而可自由旋转并且持有在轴向上的特别是离开副锥体10的方向上(X2方向)的推力。并且，副轴11嵌插在通过阶梯部和卡环25限制看相对副锥体10的轴向移动的支持部件24上。

上述弹簧组件40的承压部件14配置为，在副锥体10的顶端侧(X1方向侧)的内周面上，相对于副锥体10利用花键不能相对旋转而可在轴向上移动。并且，上述弹簧组件40的弹簧13由多枚在轴向(X1-X2方向)上并列配置的盘簧构成，缩小地设置在副锥体10与上述承压部件14之间。即，副锥体10、承压部件14和弹簧13构成为可一体旋转，无需这些部件间配置轴承。另外，弹簧13优选盘簧。例如，也可以是螺旋弹簧，即只要是能够对副锥体10施加预载荷的弹簧，不论什么弹簧都可以适用本发明。

上述第1转矩凸轮15构成为包括：在上述承压部件14和凸缘部19对向的第1对向部16上分别形成的多个第1端面凸轮对(第1端面对)17、以及在该多个第1端面凸轮对17之间分别配置的多个第1球18。该第1端面凸轮对17构成为包括：在承压部件14的X2方向侧端面形成多个的波状的端面凸轮(第1端面)14a、在凸缘部19的X1方向侧端面上与承压部件14相对向的部分上形成多个的波状的端面凸轮(第1端面)19a。即，从副锥体10的内周顶端侧(X1方向侧)起，弹簧13、承压部件14的端面凸轮14a、第1球18和凸缘部19的端面凸轮19a，在轴向上呈串联状配置。

并且，具有在上述多个第1端面凸轮对17之间介入·配置的多个第1球18的第1转矩凸轮15构成为，能够通过承压部件14与凸缘部19的相对旋转相对于一方部件使另一方部件沿着轴向朝彼此远离的方向移动。即构成为，如上所述限制凸缘部19在X2方向上的移动，承压部件14向X1方向侧移动，从而压缩弹簧13。

上述第2转矩凸轮20构成为包括：在上述副锥体10与凸缘部19对向的第2对向部21上分别形成的多个第2端面凸轮对(第2端面对)22、以及在该多个第2端面凸轮对22之间分别配置的多个第2球23。上述第2端面凸轮对22为在周向上延伸的长槽形状，形成以该凸轮对22的规定旋转量使第2球23在凸轮对的底面游转的规定游隙l(参照图6)。该第2端面凸轮对22构成为包括：在副锥体10的与凸缘部19相对向的端面上形成多个的波状的端面凸轮10a；以及在凸缘部19的X1方向侧端面中的比上述端面凸轮19a靠近外周侧形成的、在与副锥体10相对向的部分上形成的多个波状的端面凸轮19b。即，第2转矩凸轮20比上述第1转矩凸轮15靠近外周侧配置。

并且，具有在上述多个第2端面凸轮对22之间介入·配置的多个第2球23的第2转矩凸轮20构成为，能够通过超越副锥体10与凸缘部19的上述规定游隙的相对旋转相对于一方部件使另一方部件沿着轴向朝彼此远离的方向移动。即构成为，如上所述地限制凸缘部19沿X2方向上的移动，能够将副锥体10向X1方向侧推压。

如图6所示，第1转矩凸轮15相应于从副锥体10向副轴11(一体的凸缘部19)作用的输出转矩直接产生轴向力，第2转矩凸轮20在副锥体10与副轴11之间形成规定相对旋转(游隙)后，产生与输出转矩相应的轴向力。并且设定为，第2转矩凸轮20的凸轮角度比第1转矩凸轮15的凸轮角度大。

并且，上述凸缘部19，形成为断面凸状的台阶，该凸部朝副锥体10的径向尺寸减小的方向(X1方向)配置，因此能够与该副锥体10的圆锥形状配合，实现轴向紧凑化。

如上所述构成的推压装置12，首先，相对于轴向固定的副轴11，弹簧13总是将副锥体10向朝X1方向侧(即，在圆锥摩擦环式无级变速装置1没有进行动力传递的非动作时也)施力，从而作为将环3向主锥体2和副锥体10推压(压接)的轴向力的预载荷作用(第1阶段，参照图3)。

接着，推压装置12在成为进行从副锥体10向副轴11传递转矩的动作时，与副轴11上作用的负荷转矩相应地(按照)使第1转矩凸轮15相对旋转。基于该第1转矩凸轮15的相对旋转，相对于轴向固定的副轴11(凸缘部19)，副锥体10(承压部件14)被施加了对于该负荷转矩来说轴向力增加率大的X1方向的轴向力(第2阶段，参照图3)。

此时，从主锥体2传递的转矩，如图2(a)中的符号L表示的粗线所示，经由副锥体10、承压部件14、第1转矩凸轮15和凸缘部19向副轴11传递。并且，第1转矩凸轮15产生与在上述副锥体10和副轴11之间作用的输出(负荷)转矩相应的轴向力，该轴向力经由弹簧13向副锥体10作用。承受第1转矩凸轮15的作用的承压部件14，如图2(b)所示朝X1方向侧仅移动X，弹簧13从上述第1阶段的轴向长度A收缩为A-X。

接着，推压装置12传递比上述第2阶段时强的转矩，当超越第2转矩凸轮20的游隙、副锥体10与副轴11(凸缘部19)相对旋转时，与副轴11上作用的负荷转矩相应地第2转矩凸轮20的凸轮部分动作。基于该第2转矩凸轮20的相对旋转，相对于轴向固定的副轴11(凸缘部19)，副锥体10被施加与第2阶段的轴向力相比增加率小的X1方向的轴向力(第3阶段，参照图3)。此时，从主锥体2传递的转矩除了图2(a)中的符号L所示粗线之外，如图2(b)中的符号M表示粗线所示，经由副锥体10、第2转矩凸轮20和凸缘部19向副轴11传递。因此，相对于对轴向X2处于固定状态的副轴11(凸缘部19)，第2转矩凸轮20向副锥体10作用与上述输出转矩相应的X1方向的轴向力，在该副锥体10上除了基于串联状的第1转矩凸轮15和弹簧13的第2阶段的最大轴向力(一定)之外，还作用基于上述第2转矩凸轮20的轴向力。

这样，通过上述弹簧13、第1转矩凸轮15和第2转矩凸轮20向副锥体10作用的X1方向的轴向力，相对于向轴向移动受到限制的主锥体2，作为将环3向两锥体2，10推压的夹压力作用，在牵引油中施加在环3与两锥体2，10之间进行转矩传递所需的摩擦力，在两锥体2，10之间进行动力传递。并且，通过推压装置12施加的轴向力，如图3所示，成为第1阶段、第2阶段和第3阶段的3个阶段，能够提高传动效率。

另外，上述说明对从副锥体10向副轴11进行转矩传递的正转矩进行了叙述，但是对于在发动机制动器等中、从副轴11向副锥体10进行转矩传递的逆转矩(逆驱动)，也是由于第1和第2端面凸轮对17，22的端面凸轮的形状为波状，因此同样产生X1方向的轴向力。

如上所述，采用第1实施方式的圆锥摩擦环式无级变速装置1，则凸缘部19兼用作为施加第1转矩凸轮15和第2转矩凸轮20的轴向力的部件，第2转矩凸轮20将第3阶段的轴向力从凸缘部19直接地向副锥体10施加，因此能够将第2转矩凸轮20配置在第1转矩凸轮15的外周侧，能够减少轴向上串联状配置的部件，实现轴向紧凑化，并且能够省略对第1转矩凸轮15和第2转矩凸轮20进行联结的部件，削减零件数。

并且，能够使副轴11和凸缘部19与副锥体10的相对旋转仅为通过第1转矩凸轮15和第2转矩凸轮20产生的相对旋转，无需轴承配置而能够削减零件数。

并且，副锥体10和凸缘部19的第2端面凸轮对22比承压部件14和凸缘部19的第1端面凸轮对17靠近外周侧形成，因此能够将第2转矩凸轮20比第1转矩凸轮15靠近外周侧配置，能够减少轴向上串联状配置的部件，实现轴向紧凑化。

接着，参照图4说明对上述第1实施方式进行部分变更的第2实施方式。另外，在本第2实施方式中，除了局部变更部分以外，与上述第1实施方式同样的部分标记相同符号而省略其说明。

如图4所示，本第2实施方式的圆锥摩擦环式无级变速装置1构成为，相对于上述圆锥摩擦环式无级变速装置1具有推压装置112。

如图4(a)所示，上述推压装置112构成为包括：相对于副轴11固定的凸缘部119、相对于副锥体110通过花键不能相对旋转而可在轴向上移动地配置的承压部件114和弹簧13所构成的弹簧组件140、在承压部件114和凸缘部119之间配置的第1转矩凸轮115、在副锥体110和凸缘部119之间配置的第2转矩凸轮120。

上述第1转矩凸轮115构成为包括：在上述承压部件114与凸缘部119相对向的第1对向部116上分别形成的多个第1端面凸轮对(第1端面对)117、在该多个第1端面凸轮对117之间分别配置的多个第1球118。该第1端面凸轮对117构成为包括：在承压部件114的X2方向侧端面形成的多个波状的端面凸轮(第1端面)114a，该承压部件114具有放射状形成的多个凸部114c，该多个凸部114c能够进入在副锥体110的内周面上形成的多个凹凸部110c、110d的凹部110c；以及，在凸缘部119的X1方向侧端面中与承压部件114的多个凸部114c相对向的部分上形成的多个波状的端面凸轮(第1端面)119a。即，从副锥体110的内周顶端侧(X1方向侧)起，弹簧13、承压部件114的端面凸轮114a、第1球118和凸缘部119的端面凸轮119a，在轴向上串联状配置。

并且，具有在上述多个第1端面凸轮对117之间介入·配置的多个第1球118的第1转矩凸轮115构成为，能够通过承压部件114与凸缘部119的相对旋转相对于一方部件使另一方部件沿着轴向朝相互远离的方向移动。即，如上所述凸缘部119的X2方向上的移动受到限制，承压部件114向X1方向侧移动，压缩弹簧13。

上述第2转矩凸轮120构成为包括：在上述副锥体110与凸缘部119相对向的第2对向部121上分别形成的多个第2端面凸轮对(第2端面对)122、在该多个第2端面凸轮对122之间分别配置的多个第2球123。该第2端面凸轮对122构成为包括：在副锥体110的内周面上形成、以上述放射状形成的多个承压部件114的凸部114c与凹部110c配合的方式形成的多个凹凸部110c，110d中、与凸缘部119相对向的内径方向上突出的凸部110d的端面上形成的多个波状的端面凸轮110a；在凸缘部119的X1方向侧端面中、与副锥体110的端面凸轮110a相对向的部分上形成的多个波状的端面凸轮(第2端面)119b。即，第2转矩凸轮120的多个第2端面凸轮对122、与第1转矩凸轮115的多个第1端面凸轮对117，在周向上交替配置，与第1实施方式的推压装置12相比构成为能够减小径向尺寸。

并且，具有在上述多个第2端面凸轮对122之间介入·配置的多个第2球123的第2转矩凸轮120构成为，能够通过副锥体110与凸缘部119的相对旋转相对于一方部件使另一方部件沿着轴向朝彼此远离的方向移动。即，如上所述构成为凸缘部119的X2方向上的移动受到限制，能够将副锥体110朝X1方向侧推压。

如上所述构成的推压装置112，如图3所示，与上述第1实施方式的推压装置12的作用同样地能够施加第1阶段、第2阶段和第3阶段的3个阶段的轴向力，第2阶段中的转矩的传递路径如图4(a)中的符号N表示的粗线所示，第3阶段中的转矩的传递路径如图4(b)中的符号O表示的粗线所示。

如上所述，采用第2实施方式的圆锥摩擦环式无级变速装置1，则在承压部件114的多个凸部(朝外径方向突出)和凸缘部119上形成第1端面凸轮对117，并且在副锥体110的多个凸部(朝内径方向突出)和凸缘部119上形成第2端面凸轮对122，因此能够将第1转矩凸轮115和第2转矩凸轮120在周向上交替配置，实现轴向紧凑化以及径向紧凑化。

上述部分以外的构成、作用和效果，与上述第1实施方式相同而省略说明。

接着，参照图5说明对上述第1实施方式进行部分变更的第3实施方式。另外，在本第3实施方式中除了局部变更部分之外，与上述第1实施方式同样的部分标记相同符号而省略其说明。

如图5所示，本第3实施方式的圆锥摩擦环式无级变速装置1构成为，相对于上述圆锥摩擦环式无级变速装置1具有推压装置212。

如图5所示，上述推压装置212构成为包括：相对于副轴11固定的凸缘部219、相对于副轴11通过花键不能相对旋转而可在轴向上移动地配置的承压部件214和弹簧13所构成的弹簧组件240、在副锥体210和承压部件214之间配置的第1转矩凸轮215、在副锥体210和凸缘部219之间配置的第2转矩凸轮220。即，副轴11、承压部件214和弹簧13，构成为可一体旋转而无需这些部件间的轴承配置。

上述第1转矩凸轮215构成为包括：在上述副锥体210与承压部件214相对向的第1对向部216上分别形成的多个第1端面凸轮对(第1端面对)217、在该多个第1端面凸轮对217之间分别配置的多个第1球218。该第1端面凸轮对217构成为包括：在副锥体210的内周侧形成、在朝X2方向的端面上形成的多个波状的端面凸轮(第1端面)210a、在承压部件214的X1方向侧端面上形成的多个波状的端面凸轮(第1端面)214a。即，从副锥体210的内周顶端侧(X1方向侧)起，副锥体210的端面凸轮210a、第1球218、承压部件214的端面凸轮214a和弹簧13，在轴向上串联状配置。

并且，具有在上述多个第1端面凸轮对217之间介入·配置的多个第1球218的第1转矩凸轮215构成为，能够通过副锥体210与承压部件214的相对旋转相对于一方部件使另一方部件沿着轴向朝相互远离的方向移动。即构成为，与上述同样地凸缘部219的X2方向上的移动受到限制，对承压部件214作用向X2方向侧的力，压缩弹簧13。

上述第2转矩凸轮220构成为包括：在上述副锥体210与凸缘部219相对向的第2对向部221上分别形成的多个第2端面凸轮对(第2端面对)222、在该多个第2端面凸轮对222之间分别配置的多个第2球223。该第2端面凸轮对222构成为包括：在副锥体210的与凸缘部219相对向的端面上形成的多个波状的端面凸轮210b、在凸缘部219的X1方向侧端面的与副锥体210相对向的部分上形成的多个波状的端面凸轮219a。

并且，具有在上述多个第2端面凸轮对222之间介入·配置的多个第2球223的第2转矩凸轮220构成为，能够通过副锥体210与凸缘部219的相对旋转相对于一方部件使另一方部件沿着轴向朝彼此远离的方向移动。即构成为，如上所述凸缘部219的X2方向上的移动受到限制，将副锥体210向X1方向侧推压。

如上所述构成的推压装置212，如图3所示，能够与上述第1实施方式的推压装置12的作用同样地施加第1阶段、第2阶段和第3阶段的3个阶段的轴向力，第2阶段中的转矩的传递路径如图5中的符号P表示的粗线所示。并且，在本第3实施方式的推压装置212的第2转矩凸轮220上，与第1实施方式的推压装置12的第2转矩凸轮20相比，从副锥体210到凸缘部219的传递路径构成大致相同，因此该推压装置212的第3阶段中的转矩的传递路径可以与图2(b)中的符号M表示的粗线同样地进行表示。

上述部分以外的构成、作用和效果，与上述第1实施方式相同而省略说明。

接着，按照图6～9对本发明的推压装置的作用进行说明。另外，以下的说明为了简便而基于第1实施方式的推压装置12进行说明，但也是在第1、第2和第3实施方式中共通的作用的说明，在第2和第3实施方式的推压装置112、212中也是同样的。

图6示意性地表示由第1阶段、第2阶段、第3阶段组成的推压装置的轴向力特性和各阶段中的推压装置12的动作状态。第1阶段在基于弹簧13施加了轴向力的状态下，与输出转矩无关地产生一定的轴向力F1。即，如图6(a)所示，弹簧13以能够产生该一定轴向力的方式进行预载荷缩的状态(预载荷)在副锥体10与承压部件14之间配设。在该状态下，从副锥体10向副轴11(凸缘部19)的输出转矩为0，即使在第1转矩凸轮15和第2转矩凸轮20将球保持在端面凸轮的最深部的情况下也会产生基于弹簧13的预载荷的一定轴向力F1，即使规定输出转矩a向第1转矩凸轮15作用，也会在该第1转矩凸轮发生超越上述弹簧预载荷的轴向力之前，承压部件14基于弹簧预载荷止于上述最深部即规定位置(弹簧13的预载荷长度A位置)，处于一定轴向力状态。

接着，在图6(b)所示第2阶段，作用上述规定输出转矩a以上的转矩，在承压部件14与凸缘部19之间产生相对旋转，第1转矩凸轮15产生上述弹簧预载荷以上的轴向力。于是，凸缘部19通过副轴11使轴向位置保持一定，因此承压部件14朝轴向X1方向移动，压缩弹簧13并对副锥体10作用轴向力。在该第2阶段，基于第1转矩凸轮15，按照比较急的梯度α产生与输出转矩的增加对应地增加的轴向力。并且此时，在与承压部件14旋转方向一体的副锥体10和与副轴一体的凸缘部19之间产生相对旋转，第2转矩凸轮20形成在相对的端面凸轮对(第2对向部)上周向延伸的长槽状的规定游隙l，不会仅通过球在凸轮对的底面上转动而产生转矩传递和轴向力。该状态持续到上述第2转矩凸轮20的规定游隙l消除而球与端面凸轮对的倾斜面抵接。

接着，参照图6(c)对第3阶段进行说明。第1转矩凸轮15与输出转矩的增加对应地在压缩弹簧13的同时使承压部件14增大轴向力。输出转矩超越规定值b，承压部件14朝轴向X1方向进行规定量X行程。即，弹簧13从预载荷状态的长度A起压缩上述行程X量而变为(A-X)，相对于凸缘部19，压部件14沿X轴向移动规定量并且旋转规定量，并且通过花键一体旋转的副锥体10也相对于凸缘部19旋转上述规定量，则第2转矩凸轮20消除上述规定游隙l，球与端面凸轮对的倾斜面抵接。于是，从副锥体10向凸缘部19经由第2转矩凸轮20直接作用转矩，第2转矩凸轮20基于上述转矩产生轴向力。

此时，第2转矩凸轮20的端面凸轮的凸轮角度δ设定为，比第1转矩凸轮15的端面凸轮的凸轮角度γ大。由此，基于输出转矩的副锥体10的相对凸缘部19的相对旋转量，与第1转矩凸轮15相比第2转矩凸轮20要小，从上述副锥体10向凸缘部(副轴)19传递的转矩，专门经由第2转矩凸轮20传递。因此，第1转矩凸轮15，处于将弹簧13压缩为A-X的压缩位置，保持为产生与输出转矩b对应的轴向力F2的状态，第2转矩凸轮20除了上述一定值构成的轴向力F2之外，还产生与基于梯度β的输出转矩相应地增大的轴向力。第2转矩凸轮20由于凸轮角δ比第1转矩凸轮15的凸轮角γ大，因此按照斜面原理对输出转矩的轴向力增加小，第3阶段与第2阶段相比成为平缓的梯度(β＜α)。

接着，对图8、图9进行比较并参照图7说明将本推压装置的轴向力特性适用于圆锥摩擦环式无级变压装置的作用。图7表示基于本发明的轴向力特性，包含第1阶段、第2阶段和第3阶段。图8表示按照1个转矩凸轮设定的1阶段的轴向力特性，用于和本发明进行比较。图9表示按照第1转矩凸轮和第2转矩凸轮设定的2阶段的轴向力特性，与现有技术文献1所示多段的实施例的其中之一相当。

对圆锥摩擦环式无级变速装置1作用全负荷，在从输入轴4向输出轴11传递最大转矩时，即在发动机全开节气门向驱动车轮传递时，推压装置12与输出转矩相应地产生的轴向力，成为全负荷时必要轴向力线A。全负荷(最大转矩)时必要转矩轴向力线A，表示在最大转矩传递时施加在主和副两锥体2，10与环3之间没有滑动的摩擦力必要的充分轴向力。低速传动(减速)U/D时，即环3处于图1的右侧，环3位于主锥体2的小径部、副锥体10的大径部时，相对于输入轴4的一定转矩、输出轴11的输出转矩与基于上述两锥体的减速比成比例地增大，随着环向高速传动(增速)侧移动，输出转矩减小。因此，在上述轴向力线A上，最低速传动U/D状态下，输出转矩和轴向力为最大，最高速传动O/D时，输出转矩和轴向力为最小。

该全负荷时必要轴向力线A，以圆锥摩擦环式无级变速装置1的最大转矩传递时的各变速比设定动力传递所需的轴向力，在图7所示本发明的第3阶段，输出转矩和轴向力最小的O/D时，设定为第2阶段最大值的输出转矩b、轴向力F2(参照图6)。基于图8所示1个转矩凸轮，在全负荷时必要轴向力线A2上，与本发明同样地，设定为输出转矩b、轴向力F2是合理的，但是1次函数形成的上述必要轴向力线A2，从O/D状态直接向输出转矩0延长。因此，基于该1个转矩凸轮的轴向力特性，以低转矩状态产生过剩的轴向力。

基于图9所示2个转矩凸轮的最大转矩时的必要轴向力线A，与本发明同样地，设定为输出转矩b、轴向力F2是合理的，并且相对于比输出转矩b小的输出转矩，按照与本发明同样的比较急的梯度α向输出转矩0和轴向力0延伸。

在从输入轴4向输出轴11的传递转矩为部分负荷时，传递与该部分负荷对应的部分转矩所需的轴向力线如图7、图8、图9的B1、B2、B3、B4所示。轴向力线B1相对于全负荷(最大转矩)为例如80％，同样地B2为60％、B3为40％、B4为20％。在部分负荷(部分转矩)时，也同样地在无级变速装置的低速传动(U/D)状态下输出转矩大，高速传动(O/D)状态下输出转矩小，因此分别与输出转矩相应地所需的轴向力，也从U/D向O/D逐渐减小。并且，在各部分转矩传递时，输出转矩最小的最高速传动(变速比处于最高速侧的状态)(O/D)，与部分转矩的比例B1、B2、B3、B4对应地成为与各最小输出转矩相应的轴向力，各传递转矩下的连结O/D端的线成为基于第2阶段的梯度α的轴向力特性线C。即，所有的部分负荷的全变速比的必要轴向力线，落入全负荷时必要轴向力线A、O/D端轴向力特性线(变速比处于最高速侧的各负荷下的轴向力)C、连结轴向力和输出转矩0与全负荷时必要轴向力线A的最U/D端的线D中。

上述圆锥摩擦环式无级变速装置1，处于牵引用油的环境下，通过在环与两圆锥摩擦轮(锥体)之间介入牵引用油的油膜的牵引传递进行动力传递。上述第3阶段的轴向力特性(线)A，基于连结在将从输入侧摩擦轮向输出侧摩擦轮传递的旋转设定为最高速(O/D)侧的状态下传递最大转矩的牵引传递所需的轴向力的点F2、在设定为最低速(U/D)侧的状态下传递最大转矩的牵引传递所需的轴向力的点F3的梯度β进行设定。并且，上述第2阶段的轴向力特性(线)C，基于连结输出转矩为0的轴向力0的点、在设定为上述最高速(O/D)侧的状态下传递最大转矩的牵引传递所需的轴向力的点F2的梯度α进行设定。

并且，第1阶段的弹簧预载荷的一定轴向力F1，设定为比环与两圆锥形摩擦轮之间的上述牵引用油的油膜比根据液体的粘性特性被固定而在弹性特性上改变的(固化)压力(玻璃迁移压力)大的轴向力。

图8所示由1个转矩凸轮构成的特性，在由1次函数构成的关系上，可能产生对上述全负荷时和部分负荷时的全部变速比覆盖的轴向力，在低输出转矩时，产生相对于部分负荷的O/D时所需轴向力过剩的轴向力，相应地造成用于轴向力产生的能量浪费，并且由该过剩的轴向力而损害无级变速装置的耐久性，并且成为牢固的构造而导致紧凑性和轻量化受损。

图9所示由2个转矩凸轮构成的特性，由2个阶段构成，能够施加对于上述全负荷时和部分负荷时的全变速比所需的轴向力，在低输出转矩时，能够确保部分负荷的O/D时必要的轴向力而避免过不足，不会产生过剩的轴向力。但是，在输出转矩接近0的状态、有时无级变速装置搭载于车辆的情况下，在图9所示的输出转矩和轴向力从0起例如以梯度α延伸的轴向力特性(线)C上，具有在极低转矩状态下轴向力不足的区域，在可靠性方面有不足之处。例如在以极低转矩起步时、起步之后的第1转等时，无法确保充分的轴向力，环与两锥体之间的牵引用油的油膜关于液体的粘性特性，在环与锥体之间发生滑动引起不适感或者被牵引时和下坡等没有输出转矩的情况下，无法进行无级变速装置的平滑变速。

在图7所示本发明中，在第1阶段，基于弹簧预载荷与输出转矩无关地，始终施加上述牵引用油固化的压力以上的一定轴向力，因此在极低转矩状态的起步中，无级变速装置也能够平滑可靠地进行动力传递，并且在被牵引时或者下坡等无输出转矩状态下，无级变速装置能够可靠地进行变速操作。

上述第1阶段的一定轴向力设定为，比基于图8所示1次函数的轴向力(最大转矩传递时的轴向力)A2低，对传递效率降低的影响小。

接着，按照图10对推压装置中使用的弹簧13进行说明。弹簧13为多个盘形弹簧串联状重叠使用，如图10所示具有迟滞。即，挠曲与压缩载荷的关系为，载荷增加时与载荷减少时相比成为较大的弹簧定数。随着输出转矩的增加，由通过第1转矩凸轮15增加轴向力的盘形弹簧的压缩方向侧，比副锥体的反力减少带来的盘形弹簧伸长方向侧梯度大的弹簧定数构成，对于载荷增加时的特性E如果设定载荷H，则对于载荷减少时的特性G，挠曲从c到d增大。如果以与该特性G中的挠曲d相当的第1转矩凸轮15的轴向力为预载荷，则预载荷过小而无法获得所需的第1阶段中的轴向力。

因此，在载荷减少时的特性G中，设定必要的载荷H，以与其对应的挠曲d对应的方式设定载荷增加时的特性E下的载荷V，盘形弹簧13以形成该载荷V的方式装配。由此，例如即使在载荷减少时，也能够确保第1阶段所需的轴向力。

接着，参照图11对上述弹簧13的装配调整进行说明。按照基于图6的说明，在能够进行承压部件14的轴向移动的第2转矩凸轮20的游隙内，第1转矩凸轮15与弹簧13串联作用，能够获得基于弹簧13的第1阶段的规定预载荷。弹簧13在成为预先设定的行程X之前消除第2转矩凸轮20的规定游隙l，则输出转矩比预先设定的值b快而第2转矩凸轮20成为作用状态，以比全负荷时的O/D端的必要的轴向力F2小的轴向力进入第3阶段，无法获得必要的轴向力。另一方面，如果弹簧13的行程比预先设定的行程X长，则第2转矩凸轮20进入第3阶段的位置延迟。即，基于第1转矩凸轮15的凸缘部19与承压部件14的相对旋转变大，输出转矩比规定值b大并且轴向力也比规定值F2大。因此，梯度α较大的第2阶段的轴向力上升变大，相应地产生过剩的轴向力，传递效率降低而不利于耐久性。

因此，在多个盘形弹簧构成的弹簧13中介入规定壁厚的填隙片150，对弹簧13的长度进行调整。由此，以第2阶段与第3阶段之间的输出转矩b和轴向力F2成为设定值的方式，进行弹簧13的行程成为设定值X的调整。上述填隙片150通过壁厚或者枚数对承压部件14与副锥体10的间隔进行调整，这也对凸缘部19与副锥体10的间隔进行调整，由此能够对第2转矩凸轮20的规定游隙量l进行调整。另外，虽然通过填隙片150对弹簧13的行程进行调整，但是不限于此，也可以对盘形弹簧的局部厚度进行调整，或者设置螺丝等弹簧13的长度方向调整机构。

另外，在以上说明的实施方式中，对推压装置12，112，212在副锥体10，110上配置的方式进行了说明，但是不限于此，在主锥体2上配置或者在主锥体2和副锥体10，110的两方上配置，也可适用本发明。并且，上述说明对锥体环式的摩擦轮式无级变速装置进行了说明，但是不限于此，也可以适用于以围绕2个圆锥形摩擦轮两方的方式配置环的无级变速装置(环锥体式)、在2个圆锥形状的摩擦轮之间介入与两摩擦轮接触并且在轴向上移动的摩擦轮的无级变速装置、使用螺旋管等的球面形状的摩擦轮的无级变速装置、和以被向使输入侧和输出侧的摩擦圆盘相互靠近的方向施力的1对槽轮构成的带轮状摩擦轮夹持的方式配置、使带状摩擦轮以对与两摩擦圆盘的轴间距离进行变更的方式移动进行变速的无级变速装置等其它摩擦轮式无级变速装置。

本发明涉及的具有推压装置的摩擦轮式无级变速装置，适用于圆锥形摩擦环式无级变速装置，可以用作产业机械、运输机械等各领域的动力传递装置，特别适于搭载汽车用于变速箱。

附图标记的说明

1：摩擦轮式无级变速装置(圆锥摩擦环式无级变速装置)；2：输入侧摩擦轮(圆锥形摩擦轮、主锥体)；3：摩擦部件(环)；4：输入轴(主轴)；10，110，210：输出侧摩擦轮(圆锥形摩擦轮、副锥体)；11：输出轴(副轴)；12，112，212：推压装置；13：弹簧(盘形弹簧)；14，114，214：承压部件；14a，114a：第1端面；15，115，215：第1转矩凸轮；16，116，216：第1对向部；17，117，217：第1端面对；18，118，218：第1球；19，119，219：凸缘部；19a，119a：第1端面；20，120，220：第2转矩凸轮；21，121，221：第2对向部；22，122，222：第2端面对；23，123，223：第2球；40，140，240：弹簧组件；110a：第2端面；110c：凹部；110d：凹部；114c：凸部；119b：第2端面；X1-X2：轴向

Claims (11)

1.一种摩擦轮式无级变速装置，

具有：与输入轴驱动联结的输入侧摩擦轮、与输出轴驱动联结的输出侧摩擦轮、以及摩擦部件，该摩擦部件与上述输入侧摩擦轮和输出侧摩擦轮压接而在该摩擦部件与这些摩擦轮之间进行动力传递，

上述摩擦轮式无级变速装置通过对上述摩擦部件与上述输入侧摩擦轮和输出侧摩擦轮的接触位置进行变更而对上述输入轴和输出轴之间的旋转进行无级变速，上述摩擦轮式无级变速装置的特征在于，

具有推压装置，该推压装置配置在上述输入轴与上述输入侧摩擦轮之间、或者配置在上述输出侧摩擦轮与上述输出轴之间，并施加使上述输入侧摩擦轮和上述输出侧摩擦轮与上述摩擦部件压接的轴向力，

上述推压装置，具有相对于转矩的传递路径并列配置的第1转矩凸轮和第2转矩凸轮，

在传递转矩比规定值小的区域中，该传递转矩通过上述第1转矩凸轮，从而上述第1转矩凸轮产生与该传递转矩相应的轴向力，

在传递转矩比上述规定值大的区域中，该传递转矩通过上述第2转矩凸轮，从而上述第2转矩凸轮产生与该传递转矩相应的轴向力。

2.根据权利要求1所述的摩擦轮式无级变速装置，其特征在于，

上述推压装置配置在上述输出侧摩擦轮与上述输出轴之间。

3.根据权利要求1或2所述的摩擦轮式无级变速装置，其特征在于，

在上述推压装置中，在上述第1转矩凸轮的轴向力方向上串联配置弹簧，

上述第1转矩凸轮在超过了基于上述弹簧的预载荷的轴向力的状态下，产生与通过该第1转矩凸轮的传递转矩相应的轴向力，

上述第2转矩凸轮具有规定游隙，在该规定游隙内的情况下，上述第2转矩凸轮基于上述第1转矩凸轮产生轴向力，而当该规定游隙消失时，转矩通过上述第2转矩凸轮被传递，与该传递转矩的增加对应地产生轴向力。

4.根据权利要求1至3中任一项所述的摩擦轮式无级变速装置，其特征在于，

上述第2转矩凸轮的凸轮角度被设定为比上述第1转矩凸轮的凸轮角度大。

5.根据权利要求3或4所述的摩擦轮式无级变速装置，其特征在于，

配置有对上述弹簧的轴向长度进行调整的调整机构，通过该调整机构对上述第2转矩凸轮产生轴向力的上述规定值进行调整。

6.根据权利要求2所述的摩擦轮式无级变速装置，其特征在于，

上述推压装置，具有：

相对于上述输出轴固定的凸缘部；和

弹簧组件，该弹簧组件具有承压部件和弹簧，该承压部件配置在上述输出侧摩擦轮与上述输出轴之间，并且相对于上述输出侧摩擦轮或者上述输出轴不能相对旋转但可在轴向上移动，

上述第1转矩凸轮具有在上述弹簧组件的承压部件与相对于该弹簧组件相对旋转的上述凸缘部或者上述输出侧摩擦轮之间相对向的第1对向部上配置的多个第1球，并且，上述第1转矩凸轮基于超过了基于上述弹簧的预载荷的轴向力的轴向力使上述承压部件沿轴向移动并向上述输出侧摩擦轮施加轴向力，

上述第2转矩凸轮具有在上述输出侧摩擦轮与上述凸缘部之间相对向的第2对向部上配置的多个第2球和使该第2球在上述第2对向部游动的规定游隙，并且，当在上述第2对向部的上述规定游隙消失时，传递转矩通过该第2转矩凸轮被传递，将与该传递转矩相应的轴向力向上述输出侧摩擦轮施加。

7.根据权利要求6所述的摩擦轮式无级变速装置，其特征在于，

在上述推压装置中，上述弹簧组件被配置为相对于上述输出侧摩擦轮不能相对旋转而可在轴向上移动，

上述第1转矩凸轮构成为包括：在上述承压部件与上述凸缘部相对向的上述第1对向部上分别形成的多个第1端面对、在该多个第1端面对之间分别配置的上述多个第1球，

上述第2转矩凸轮构成为包括：在上述输出侧摩擦轮与上述凸缘部相对向的上述第2对向部上分别形成的多个第2端面对、在该多个第2端面对之间分别配置的上述多个第2球。

8.根据权利要求6所述的摩擦轮式无级变速装置，其特征在于，

在上述推压装置中，上述弹簧组件被配置为相对于上述输出轴不能相对旋转而可在轴向上移动，

上述第1转矩凸轮构成为包括：在上述承压部件与上述输出侧摩擦轮相对向的上述第1向对部上分别形成的多个第1端面对、在该多个第1端面对之间分别配置的上述多个第1球，

上述第2转矩凸轮构成为包括：在上述输出侧摩擦轮与上述凸缘部相对向的上述第2对向部上分别形成的多个第2端面对、在该多个第2端面对之间分别配置的上述多个第2球。

9.根据权利要求7所述的摩擦轮式无级变速装置，其特征在于，

从上述输出侧摩擦轮的轴向一侧起，上述弹簧、上述承压部件的第1端面、上述第1球、上述凸缘部的第1端面，在上述轴向上串联状配置，

上述输出侧摩擦轮和上述凸缘部的第2端面对相比上述承压部件和上述凸缘部的第1端面对更靠近外周侧形成。

10.根据权利要求7所述的摩擦轮式无级变速装置，其特征在于，

从上述输出侧摩擦轮的轴向一侧起，上述弹簧、上述承压部件的第1端面和上述输出侧摩擦轮的第2端面、上述第1球和上述第2球、上述凸缘部的上述第1端面和上述第2端面，在上述轴向上串联状配置，

在上述输出侧摩擦轮的内周面上形成多个凹凸部，并且在上述承压部件上形成用于进入该输出侧摩擦轮的多个凹部中的多个凸部，

在上述承压部件的多个凸部和上述凸缘部上形成上述第1端面对，并且在上述输出侧摩擦轮的多个凸部和上述凸缘部上形成上述第2端面对。

11.根据权利要求1～10中任一项所述的摩擦轮式无级变速装置，其特征在于，

上述输入侧摩擦轮和输出侧摩擦轮，是与平行配置的上述输入轴和输出轴分别驱动联结，并且以径大部和径小部在轴向上相反的方式配置的圆锥形摩擦轮，

上述摩擦部件，是被上述的两个圆锥形摩擦轮的对向的倾斜面夹持、可在轴向上移动的环。

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