JP2002021969A - Continuously variable transmission - Google Patents

Continuously variable transmission

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JP2002021969A
JP2002021969A JP2000209876A JP2000209876A JP2002021969A JP 2002021969 A JP2002021969 A JP 2002021969A JP 2000209876 A JP2000209876 A JP 2000209876A JP 2000209876 A JP2000209876 A JP 2000209876A JP 2002021969 A JP2002021969 A JP 2002021969A
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    • F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
    • F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
    • F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
    • F16H37/086—CVT using two coaxial friction members cooperating with at least one intermediate friction member

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To reduce the size and weight by preventing excessive increase in strength and rigidity of output side discs 4A, 4A constituting a toroidal type continuously variable transmission 24b. SOLUTION: This continuously variable transmission is constructed by combination of the toroidal type continuously variable transmission 24b and a planetary gear mechanism 25a. The output side discs 4A, 4A constituting the toroidal type continuously variable transmission 24b are more light-weight than the input side discs 2A, 2B. Since the pressing force applied to the output side discs 4A, 4A is limited, reduction of size and weight is achieved without impairing durability of the output side discs 4A, 4A.

Description

【発明の詳細な説明】DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】この発明に係る無段変速装置は、
例えばビルディング等に設置する揚水ポンプや発電機等
の駆動部に組み込む変速機として利用する。特に本発明
は、動力循環型の無段変速装置を構成するトロイダル型
無段変速機の小型・軽量化を図るものである。BACKGROUND OF THE INVENTION A continuously variable transmission according to the present invention
For example, it is used as a transmission incorporated in a drive unit such as a water pump or a generator installed in a building or the like. In particular, the present invention is intended to reduce the size and weight of a toroidal type continuously variable transmission that constitutes a power circulation type continuously variable transmission.

【０００２】[0002]

【従来の技術】自動車用の自動変速機として、図５〜６
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８〜９参照）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。2. Description of the Related Art As an automatic transmission for an automobile, FIGS.
A toroidal type continuously variable transmission as schematically shown in FIG. This toroidal-type continuously variable transmission supports an input disk 2 concentrically with an input shaft 1 and is disposed concentrically with the input shaft 1 as disclosed in, for example, Japanese Utility Model Application Laid-Open No. 62-71465. An output disk 4 is fixed to an end of the output shaft 3. Inside the casing 5 (see FIGS. 8 to 9 described later) containing the toroidal-type continuously variable transmission, it swings around the pivots 6, 6 which are twisted with respect to the input shaft 1 and the output shaft 3. Trunnions 7 and 7 are provided.

【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毎に互いに
同心に、各トラニオン７、７毎に１対ずつ設けている。
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。Each of the trunnions 7, 7 is provided with a pair of pivots 6, 6 on the outer surfaces of both ends thereof, concentric with each other and with each of the trunnions 7, 7.
The central axis of each of these pivots 6, 6 is
Does not intersect with the center axis of each of these discs 2,
4 exists in a twisted position that is a direction perpendicular to or substantially perpendicular to the direction of the central axis. The trunnions 7, 7 support the base half of the displacement shafts 8, 8 at the center thereof, and swing the trunnions 7, 7 about the pivots 6, 6 to thereby allow the displacement shafts 8, 7 to swing. The inclination angles of 8, 8 can be freely adjusted. Power rollers 9, 9 are rotatably supported around the first half of the displacement shafts 8, 8 supported by the trunnions 7, 7, respectively. These power rollers 9, 9 are sandwiched between the inner surfaces 2a, 4a of the input and output disks 2, 4, respectively.

【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、ローディングカム式の押圧装置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。The inner surfaces 2a and 4a of the input and output disks 2 and 4 facing each other are obtained by rotating a circular arc centered on the pivot 6 or a curve close to such circular arc. It has an arc-shaped concave surface. Then, the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 formed on the spherical convex surfaces are brought into contact with the inner side surfaces 2a, 4a. Further, a loading device 10 of a loading cam type is provided between the input shaft 1 and the input side disk 2,
The pressing device 10 elastically presses the input-side disk 2 toward the output-side disk 4 and makes the input-side disk 2 freely rotatable.

【０００５】上述の様に構成す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。When the toroidal-type continuously variable transmission configured as described above is used, the pressing device 10 is driven by the rotation of the input shaft 1.
Rotates the input side disk 2 while pressing the input side disk 2 against the plurality of power rollers 9, 9. Then, the rotation of the input side disk 2 is transmitted to the output side disk 4 via the plurality of power rollers 9, 9, and the output shaft 3 fixed to the output side disk 4 rotates.

【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、上記各パワーローラ９、９の周面９
ａ、９ａが図５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、前記各変位軸
８、８を傾斜させる。When the rotational speed between the input shaft 1 and the output shaft 3 is changed, and when deceleration is first performed between the input shaft 1 and the output shaft 3, each of the trunnions 7, 7 and the peripheral surface 9 of each of the power rollers 9 and 9 described above.
As shown in FIG. 5, each of the displacement shafts 8 and 9a comes into contact with a portion of the inner surface 2a of the input disk 2 near the center and a portion of the inner surface 4a of the output disk 4 near the outer periphery. 8 is tilted.

【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、上記各パワーローラ９、９
の周面９ａ、９ａが図６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、上
記各変位軸８、８を傾斜させる。これら各変位軸８、８
の傾斜角度を図５と図６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。On the other hand, in order to increase the speed, the trunnions 7, 7 are swung, and the power rollers 9, 9 are rotated.
As shown in FIG. 6, the peripheral surface 9a of the input side disk 2
Each of the displacement shafts 8 is inclined so as to abut against a portion of the inner side surface 2a near the outer periphery and a portion of the inner side surface 4a of the output side disk 4 near the center, respectively. Each of these displacement axes 8, 8
If the inclination angle is set between those in FIGS. 5 and 6, an intermediate speed ratio can be obtained between the input shaft 1 and the output shaft 3.

【０００８】更に、図７〜８は、実願昭６３−６９２９
３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、ローディングカム式の押圧装置１
０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。FIGS. 7 and 8 show Japanese Utility Model Application No. 63-6929.
3 shows a more specific toroidal-type continuously variable transmission described in Microfilm No. 3 (Japanese Utility Model Laid-Open No. 1-173552). Input disk 2 and output disk 4
Are rotatably supported around the input shaft 11 having a tubular shape. A loading device 1 of a loading cam type is provided between the end of the input shaft 11 and the input disk 2.
0 is provided. On the other hand, an output gear 12 is connected to the output side disk 4 so that the output side disk 4 and the output gear 12 rotate synchronously.

【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）１
３、１３に、揺動並びに軸方向（図７の表裏方向、図８
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。Axles 6, 6 provided concentrically at both ends of a pair of trunnions 7, 7 are a pair of support plates (yoke) 1
In FIGS. 3 and 13, swinging and axial directions (front and back directions in FIG. 7, FIG.
(Up and down direction). A base half of the displacement shafts 8, 8 is supported at an intermediate portion between the trunnions 7, 7. Each of these displacement shafts 8 and 8 makes the base half and the first half eccentric to each other. The base half of the trunnions 7 is rotatably supported in the middle of the trunnions 7, and the power rollers 9 are rotatably supported in the first half thereof.

【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８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。The pair of displacement shafts 8, 8 are provided at positions opposite to the input shaft 11 by 180 degrees. or,
The direction in which the base half and the front half of each of the displacement shafts 8, 8 are eccentric is the same direction (vertical direction in FIG. 8) with respect to the rotation direction of the input side and output side disks 2, 4. .
Further, the eccentric direction is a direction substantially orthogonal to the direction in which the input shaft 11 is provided. Accordingly, the power rollers 9 are supported so as to be slightly displaceable in the direction in which the input shaft 11 is disposed.

【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、１
５とを設けている。このうちのスラスト玉軸受１４、１
４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。A thrust ball bearing is provided between the outer surface of each of the power rollers 9 and 9 and the inner surface of the intermediate portion of each of the trunnions 7 and 7 in order from the outer surface of each of the power rollers 9 and 9. 14, 14 and thrust needle bearings 15, 1
5 are provided. Of these, thrust ball bearings 14, 1
4 allows the rotation of the power rollers 9 while supporting the load in the thrust direction applied to the power rollers 9. Further, each of the thrust needle bearings 15,
Reference numeral 15 denotes the first half of each of the displacement shafts 8 and 8 and the outer ring 16 while supporting the thrust load applied from the respective power rollers 9 and 9 to the outer rings 16 and 16 constituting the respective thrust ball bearings 14 and 14. , 16 are allowed to swing about the base half of each of the displacement shafts 8, 8. Further, the trunnions 7, 7 can be displaced in the axial direction of the pivots 6, 6 by hydraulic actuators (hydraulic cylinders) 17, 17.

【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の回転は前記押圧装置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。In the case of the toroidal type continuously variable transmission configured as described above, the rotation of the input shaft 11 is transmitted to the input side disk 2 via the pressing device 10. The rotation of the input disk 2 is transmitted to the output disk 4 via the pair of power rollers 9, and the rotation of the output disk 4 is extracted from the output gear 12.

【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、１
７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８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５〜６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。When changing the rotational speed ratio between the input shaft 11 and the output gear 12, the above-mentioned actuators 17, 1
7, the pair of trunnions 7, 7 are respectively arranged in opposite directions, for example, the power roller 9 on the right side of FIG. 8 is on the lower side of the figure, the power roller 9 on the left side of FIG. Displace each. As a result, the direction of the tangential force acting on the contact portions between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner surfaces 2a, 4a of the input disk 2 and the output disk 4 changes. I do. Then, with the change in the direction of the force, the trunnions 7, 7 swing in opposite directions about the pivots 6, 6 pivotally supported by the support plates 13, 13, respectively. As a result, as shown in FIGS. 5 and 6 described above, the contact positions between the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 9 and the inner surfaces 2a and 4a change, and the input shaft 11 The rotation speed ratio with the output gear 12 changes.

【００１４】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、１
４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。During power transmission by the toroidal type continuously variable transmission, the power rollers 9 are displaced in the axial direction of the input shaft 11 based on the elastic deformation of the components. Then, the respective displacement shafts 8 supporting the respective power rollers 9 slightly rotate about the respective base halves. As a result of this rotation, each of the thrust ball bearings 14, 1
4 and the outer surfaces of the outer races 16, 16 and the respective trunnions 7, 7
Relatively displaces with the inner surface. Since the thrust needle bearings 15, 15 exist between the outer surface and the inner surface, the force required for the relative displacement is small.

【００１５】更に、伝達可能なトルクを増大すべく、図
９〜１０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９〜１０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１
１ａ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１８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。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。Further, in order to increase the transmittable torque, two input disks 2A and 2B and two output disks 4 and 4 are provided around the input shaft 11a as shown in FIGS. A so-called double-cavity structure in which two input disks 2A and 2B and two output disks 4 and 4 are arranged in parallel with respect to the power transmission direction is also conventionally known. The structure shown in FIGS. 9 to 10 supports an output gear 12a around an intermediate portion of the input shaft 11a so as to freely rotate with respect to the input shaft 11a, and a cylindrical portion provided at the center of the output gear 12a. The output disks 4 are spline-engaged at both ends.
Each of the input side disks 2A and 2B is connected to the input shaft 1
The input shaft 11a is rotatably supported at both ends of the shaft 1a. The input shaft 11a is driven by the drive shaft 18
It is rotationally driven via a loading cam type pressing device 10. In the case of such a double-cavity toroidal-type continuously variable transmission, transmission of power from the input shaft 11a to the output gear 12a is performed between one input-side disk 2A and the output-side disk 4 and the other side. Since power is divided into two systems, that is, between the input side disk 2B and the output side disk 4, large power can be transmitted.

【００１６】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、動力循環型の無段変
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１１−６３１４６〜７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。即ち、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。When the toroidal-type continuously variable transmission configured and operating as described above is incorporated into an actual vehicle continuously variable transmission, a power circulation type continuously variable transmission is configured by combining with a planetary gear mechanism. Japanese Patent Application Laid-Open Nos. 1-169169, 1-312266 and 10-196759.
And JP-A-11-63146-7, etc., have been conventionally proposed. That is, the torque applied to the toroidal-type continuously variable transmission during high-speed traveling is transmitted by transmitting the driving force of the engine only at the time of low-speed traveling by the toroidal-type continuously variable transmission, and transmitting the driving force by the planetary gear mechanism at high-speed traveling. Is to be reduced. With this configuration, it is possible to improve the durability of each component of the toroidal-type continuously variable transmission.

【００１７】図１１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１
９のクランクシャフト２０の出力側端部（図１１の右端
部）と入力軸２１の入力側端部（図１１の左端部）との
間に発進クラッチ２２を設けている。又、上記入力軸２
１の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸２３を、こ
の入力軸２１と平行に配置している。そして、この入力
軸２１の周囲にトロイダル型無段変速機２４を、上記出
力軸２３の周囲に遊星歯車機構２５を、それぞれ設けて
いる。FIG. 11 is a diagram showing Japanese Unexamined Patent Publication No.
1 shows a continuously variable transmission described in JP-A-196759. This continuously variable transmission includes an engine 1 as a drive source.
The starting clutch 22 is provided between the output side end (the right end in FIG. 11) of the crankshaft 20 and the input side end (the left end in FIG. 11) of the input shaft 21. Also, the input shaft 2
An output shaft 23 for extracting power based on one rotation is arranged in parallel with the input shaft 21. A toroidal type continuously variable transmission 24 is provided around the input shaft 21, and a planetary gear mechanism 25 is provided around the output shaft 23.

【００１８】上記トロイダル型無段変速機２４に組み込
むローディングカム式の押圧装置１０を構成するカム板
２６は、上記入力軸２１の中間部で出力側端部寄り（図
１１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２１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２１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２６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２１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５〜８に示した如きトロイダル型無段
変速機２４を構成している。A cam plate 26 constituting the loading cam type pressing device 10 incorporated in the toroidal-type continuously variable transmission 24 is fixed to a middle portion of the input shaft 21 near an output end (to the right in FIG. 11). are doing. The input side disk 2 and the output side disk 4 are supported around the input shaft 21 by a bearing (not shown) such as a needle bearing so as to freely rotate independently of each other with respect to the input shaft 21. The cam plate 26 and the input disk 2 constitute the pressing device 10. Therefore, the input side disk 2 rotates while being pressed toward the output side disk 4 as the input shaft 21 rotates. The inner surface 2a of the input disk 2 and the output disk 4
A plurality of power rollers 9, 9 are sandwiched between the inner surface 4a and the inner surface 4a to constitute a toroidal type continuously variable transmission 24 as shown in FIGS.

【００１９】又、上記遊星歯車機構２５を構成する太陽
歯車２７は、前記出力軸２３の入力側端部（図１１の右
端部）に固定している。従ってこの出力軸２３は、上記
太陽歯車２７の回転に伴って回転する。この太陽歯車２
７の周囲にはリング歯車２８を、上記太陽歯車２７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２８の内周面と上記太陽歯車２７の外周面との間
に、複数個（通常は３〜４個）の遊星歯車組２９、２９
を設けている。図示の例ではこれら各遊星歯車組２９、
２９は、それぞれ１対ずつの遊星歯車３０ａ、３０ｂを
組み合わせて成る。これら１対ずつの遊星歯車３０ａ、
３０ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊
星歯車３０ａを上記リング歯車２８に噛合させ、内径側
に配置した遊星歯車３０ｂを上記太陽歯車２７に噛合さ
せている。この様に各遊星歯車組２９、２９をそれぞれ
１対ずつの遊星歯車３０ａ、３０ｂにより構成するの
は、上記リング歯車２８と太陽歯車２７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２８と太陽歯車２７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２８と太陽歯車２７との両方に噛合させても
良い。上述の様な遊星歯車組２９、２９は、キャリア３
１の片側面（図１１の右側面）に回転自在に支持してい
る。又、このキャリア３１は、前記出力軸２３の中間部
に、回転自在に支持している。The sun gear 27 constituting the planetary gear mechanism 25 is fixed to the input end of the output shaft 23 (the right end in FIG. 11). Therefore, the output shaft 23 rotates with the rotation of the sun gear 27. This sun gear 2
7, a ring gear 28 is supported concentrically with the sun gear 27 and rotatably. A plurality (usually 3 to 4) of planetary gear sets 29, 29 are provided between the inner peripheral surface of the ring gear 28 and the outer peripheral surface of the sun gear 27.
Is provided. In the illustrated example, each of these planetary gear sets 29,
Numeral 29 is a combination of a pair of planetary gears 30a and 30b. Each pair of these planetary gears 30a,
30b meshes with each other, meshes the planetary gear 30a arranged on the outer diameter side with the ring gear 28, and meshes the planetary gear 30b arranged on the inner diameter side with the sun gear 27. The reason that each planetary gear set 29, 29 is constituted by a pair of planetary gears 30a, 30b is to make the rotation directions of the ring gear 28 and the sun gear 27 coincide. Therefore, if it is not necessary to make the rotation directions of the ring gear 28 and the sun gear 27 coincide with each other in relation to other components, a single planetary gear meshes with both the ring gear 28 and the sun gear 27. You may let it. The planetary gear sets 29, 29 as described above
1 is rotatably supported on one side surface (the right side surface in FIG. 11). The carrier 31 is rotatably supported at an intermediate portion of the output shaft 23.

【００２０】又、上記キャリア３１と前記出力側ディス
ク４とを、第一の動力伝達機構３２により、回転力の伝
達を可能な状態に接続している。図示の例ではこの第一
の動力伝達機構３２を、互いに噛合した第一、第二の歯
車３３、３４により構成している。従って上記キャリア
３１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３
３、３４の歯数に応じた速度で回転する。The carrier 31 and the output-side disk 4 are connected by a first power transmission mechanism 32 in a state where torque can be transmitted. In the illustrated example, the first power transmission mechanism 32 is constituted by first and second gears 33 and 34 meshed with each other. Accordingly, with the rotation of the output side disk 4, the carrier 31 moves the first and second gears 3 in the opposite direction to the output side disk 4.
It rotates at a speed corresponding to the number of teeth 3, 34.

【００２１】一方、前記入力軸２１と上記リング歯車２
８とは、第二の動力伝達機構３５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。図示の例ではこの第
二の動力伝達機構３５を、第一、第二のスプロケット３
６、３７と、これら両スプロケット３６、３７同士の間
に掛け渡したチェン３８とにより構成している。即ち、
第一のスプロケット３６を上記入力軸２１の出力側端部
（図１１の右端部）で前記カム板２６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３７を伝達軸３
９の入力側端部（図１１の右端部）に固定している。従
ってこの伝達軸３９は、上記入力軸２１の回転に伴っ
て、この入力軸２１と同方向に、上記第一、第二のスプ
ロケット３６、３７の歯数に応じた速度で回転する。On the other hand, the input shaft 21 and the ring gear 2
Reference numeral 8 designates a freely connectable state in which the second power transmission mechanism 35 can transmit torque. In the illustrated example, the second power transmission mechanism 35 is connected to the first and second sprockets 3.
6, 37, and a chain 38 bridged between the two sprockets 36, 37. That is,
The first sprocket 36 is fixed to a portion protruding from the cam plate 26 at the output end (the right end in FIG. 11) of the input shaft 21, and the second sprocket 37 is connected to the transmission shaft 3.
9 (the right end in FIG. 11). Accordingly, with the rotation of the input shaft 21, the transmission shaft 39 rotates in the same direction as the input shaft 21 at a speed corresponding to the number of teeth of the first and second sprockets 36 and 37.

【００２２】又、無段変速装置は、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３１と第二の動力伝達機構３５の構成部材で
ある上記伝達軸３９との何れか一方のみを、上記リング
歯車２８に接続する。図１１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４０と高速用クラッ
チ４１とから成る。このうちの低速用クラッチ４０は、
上記キャリア３１の外周縁部と上記リング歯車２８の軸
方向一端部（図１１の左端部）との間に設けている。こ
の様な低速用クラッチ４０は、接続時には、前記遊星歯
車機構２５を構成する太陽歯車２７とリング歯車２８と
遊星歯車組２９、２９との相対変位を阻止し、これら太
陽歯車２７とリング歯車２８とを一体的に結合する。
又、高速用クラッチ４１は、上記伝達軸３９と、上記リ
ング歯車２８に支持板４２を介して固定した中心軸４３
との間に設けている。これら低速用クラッチ４０と高速
用クラッチ４１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。Further, the continuously variable transmission has a clutch mechanism constituting mode switching means. In this clutch mechanism, only one of the carrier 31 and the transmission shaft 39 which is a component of the second power transmission mechanism 35 is connected to the ring gear 28. In the case of the structure shown in FIG. 11, this clutch mechanism includes a low speed clutch 40 and a high speed clutch 41. Of these, the low speed clutch 40
It is provided between the outer peripheral edge of the carrier 31 and one axial end of the ring gear 28 (the left end in FIG. 11). Such a low-speed clutch 40 prevents the relative displacement between the sun gear 27, the ring gear 28, and the planetary gear sets 29, 29 constituting the planetary gear mechanism 25 when connected, and the sun gear 27 and the ring gear 28 And are integrally joined.
The high-speed clutch 41 includes a transmission shaft 39 and a central shaft 43 fixed to the ring gear 28 via a support plate 42.
And is provided between them. When one of the low-speed clutch 40 and the high-speed clutch 41 is connected, the connection of the other clutch is disconnected.

【００２３】又、図１１の例では、上記リング歯車２８
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４４を設けている。この
後退用クラッチ４４は、自動車を後退させるべく、上記
出力軸２３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４４は、上記低速用クラッチ４０と高速
用クラッチ４１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４４が接続さ
れた状態では、上記低速用クラッチ４０と高速用クラッ
チ４１とは、何れも接続が断たれる。Further, in the example of FIG.
And a fixed clutch such as a housing (not shown) of the continuously variable transmission. The reverse clutch 44 is provided to rotate the output shaft 23 in the reverse direction in order to reverse the vehicle. The reverse clutch 44 is in a state where one of the low speed clutch 40 and the high speed clutch 41 is connected.
Connection is lost. When the reverse clutch 44 is connected, the low-speed clutch 40 and the high-speed clutch 41 are both disconnected.

【００２４】更に、図示の例では、上記出力軸２３とデ
ファレンシャルギヤ４５とを、第三〜第五の歯車４６〜
４８で構成する第三の動力伝達機構４９により接続して
いる。従って、上記出力軸２３が回転すると、これら第
三の動力伝達機構４９及びデファレンシャルギヤ４５を
介して左右１対の駆動軸５０、５０が回転し、自動車の
駆動輪を回転駆動させる。Further, in the illustrated example, the output shaft 23 and the differential gear 45 are connected to third to fifth gears 46 to 46.
The second power transmission mechanism 49 is connected by a third power transmission mechanism 49. Therefore, when the output shaft 23 rotates, the pair of left and right drive shafts 50, 50 rotates via the third power transmission mechanism 49 and the differential gear 45, and the drive wheels of the automobile are rotationally driven.

【００２５】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４０を接続す
ると共に、上記高速用クラッチ４１及び後退用クラッチ
４４の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ２２を
接続し、前記入力軸２１を回転させると、トロイダル型
無段変速機２４のみが、この入力軸２１から上記出力軸
２３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５〜８に示した従来のトロイダル
型無段変速機の場合と同様である。勿論、この状態で
は、上記入力軸２１と出力軸２３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２４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２４に入力されるトル
クは、上記入力軸２１に加えられるトルクに等しくな
る。In the continuously variable transmission configured as described above, first, when the vehicle is running at a low speed, the low speed clutch 40 is connected, and the high speed clutch 41 and the reverse clutch 44 are disconnected. When the starting clutch 22 is connected and the input shaft 21 is rotated in this state, only the toroidal type continuously variable transmission 24 transmits power from the input shaft 21 to the output shaft 23. In such a low-speed traveling, the operation of changing the gear ratio between the input and output disks 2, 4 is different from that of the conventional toroidal-type continuously variable transmission shown in FIGS. The same is true. Of course, in this state, the speed ratio between the input shaft 21 and the output shaft 23, that is, the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole is proportional to the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 24. In this state, the torque input to the toroidal type continuously variable transmission 24 is equal to the torque applied to the input shaft 21.

【００２６】これに対して、高速走行時には、上記高速
用クラッチ４１を接続すると共に、上記低速用クラッチ
４０及び後退用クラッチ４４の接続を断つ。この状態で
上記発進クラッチ２２を接続し、上記入力軸２１を回転
させると、この入力軸２１から上記出力軸２３には、前
記第二の動力伝達機構３５を構成する第一、第二のスプ
ロケット３６、３７及びチェン３８と前記遊星歯車機構
２５とが、動力を伝達する。On the other hand, during high-speed running, the high-speed clutch 41 is connected and the low-speed clutch 40 and the reverse clutch 44 are disconnected. In this state, when the starting clutch 22 is connected and the input shaft 21 is rotated, the first and second sprockets constituting the second power transmission mechanism 35 are connected from the input shaft 21 to the output shaft 23. The power is transmitted to the gears 36, 37 and the chain 38 and the planetary gear mechanism 25.

【００２７】即ち、上記高速走行時に上記入力軸２１が
回転すると、この回転は上記第二の動力伝達機構３５並
びに高速用クラッチ４１を介して中心軸４３に伝わり、
この中心軸４３を固定したリング歯車２８を回転させ
る。そして、このリング歯車２８の回転が複数の遊星歯
車組２９、２９を介して太陽歯車２７に伝わり、この太
陽歯車２７を固定した上記出力軸２３を回転させる。上
記リング歯車２８が入力側となった場合に上記遊星歯車
機構２５は、上記各遊星歯車組２９、２９が停止してい
る（太陽歯車２７の周囲で公転しない）と仮定すれば、
上記リング歯車２８と太陽歯車２７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２
９、２９は上記太陽歯車２７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２９、
２９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２４の変速比を変えて、上記各遊星歯
車組２９、２９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。That is, when the input shaft 21 rotates during the high-speed running, the rotation is transmitted to the center shaft 43 via the second power transmission mechanism 35 and the high-speed clutch 41,
The ring gear 28 to which the central shaft 43 is fixed is rotated. Then, the rotation of the ring gear 28 is transmitted to the sun gear 27 via the plurality of planetary gear sets 29, 29, and rotates the output shaft 23 to which the sun gear 27 is fixed. When the ring gear 28 is on the input side, the planetary gear mechanism 25 assumes that each of the planetary gear sets 29, 29 is stopped (does not revolve around the sun gear 27).
The speed is increased at a gear ratio according to the ratio of the number of teeth between the ring gear 28 and the sun gear 27. However, each of the above planetary gear sets 2
The gears 9 and 29 revolve around the sun gear 27, and the gear ratio of the entire continuously variable transmission is determined by each of the planetary gear sets 29 and 29.
It changes according to the orbital speed of 29. Therefore, by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 24 and changing the revolution speed of each of the planetary gear sets 29, 29, the speed ratio of the entire continuously variable transmission can be adjusted.

【００２８】即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車組
２９、２９が、上記リング歯車２８と同方向に公転す
る。そして、これら各遊星歯車組２９、２９の公転速度
が遅い程、上記太陽歯車２７を固定した出力軸２３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
２８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２８と出力軸２３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２８の回転速
度よりも遅ければ、上記リング歯車２８の回転速度より
も出力軸２３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２８の回転速度よりも速ければ、上記
リング歯車２８の回転速度よりも出力軸２３の回転速度
が遅くなる。That is, each of the planetary gear sets 29 revolves in the same direction as the ring gear 28 during the high-speed running. The lower the revolution speed of each of the planetary gear sets 29, 29, the higher the rotation speed of the output shaft 23 to which the sun gear 27 is fixed. For example, if the revolution speed becomes equal to the rotation speed of the ring gear 28 (both angular velocities), the rotation speed of the ring gear 28 becomes equal to the rotation speed of the output shaft 23.
On the other hand, if the revolution speed is lower than the rotation speed of the ring gear 28, the rotation speed of the output shaft 23 is higher than the rotation speed of the ring gear 28. Conversely, if the revolution speed is higher than the rotation speed of the ring gear 28, the rotation speed of the output shaft 23 is lower than the rotation speed of the ring gear 28.

【００２９】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２４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２４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４１を接続した状態で
は、前記エンジン１９から入力軸２１に伝達されたトル
クは、前記ローディングカム装置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３５
を介して前記遊星歯車機構２５のリング歯車２８に伝達
される。従って、入力軸２１の側から上記ローディング
カム装置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。Accordingly, during the high-speed running, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing side as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 24 changes to the speed decreasing side. In such a state at the time of high-speed running, torque is applied to the toroidal-type continuously variable transmission 24 from the output-side disk 4 instead of the input-side disk 2 (when the torque applied at low speed is plus torque, minus torque is applied). Torque is applied). That is, when the high-speed clutch 41 is connected, the torque transmitted from the engine 19 to the input shaft 21 is applied to the second power transmission before the loading cam device 10 presses the input side disk 2. Mechanism 35
Through the ring gear 28 of the planetary gear mechanism 25. Therefore, almost no torque is transmitted from the input shaft 21 to the input disk 2 via the loading cam device 10.

【００３０】一方、上記第二の動力伝達機構３５を介し
て前記遊星歯車機構２５のリング歯車２８に伝達された
トルクの一部は、前記各遊星歯車組２９、２９から、キ
ャリア３１及び第一の動力伝達機構３２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２４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２４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２４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２４の構成部品の耐久性向上を図
れる。On the other hand, a part of the torque transmitted to the ring gear 28 of the planetary gear mechanism 25 via the second power transmission mechanism 35 is transmitted from the respective planetary gear sets 29, 29 to the carrier 31 and the first Through the power transmission mechanism 32 to the output side disk 4. As described above, the torque applied from the output side disk 4 to the toroidal type continuously variable transmission 24 changes the transmission ratio of the toroidal type continuously variable transmission 24 to the reduction side in order to change the transmission ratio of the entire continuously variable transmission to the speed increasing side. The smaller the value, the smaller it becomes. As a result, the torque input to the toroidal type continuously variable transmission 24 during high-speed running can be reduced, and the durability of the components of the toroidal type continuously variable transmission 24 can be improved.

【００３１】更に、自動車を後退させるべく、前記出力
軸２３を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両ク
ラッチ４０、４１の接続を断つと共に、前記後退用クラ
ッチ４４を接続する。この結果、上記リング歯車２８が
固定され、上記各遊星歯車組２９、２９が、このリング
歯車２８並びに前記太陽歯車２７と噛合しつつ、この太
陽歯車２７の周囲を公転する。そして、この太陽歯車２
７並びにこの太陽歯車２７を固定した出力軸２３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。Further, when the output shaft 23 is rotated in the reverse direction in order to reverse the vehicle, both the low speed and high speed clutches 40 and 41 are disconnected and the reverse clutch 44 is connected. As a result, the ring gear 28 is fixed, and the respective planetary gear sets 29, 29 revolve around the sun gear 27 while meshing with the ring gear 28 and the sun gear 27. And this sun gear 2
The output shaft 7 to which the sun gear 27 and the sun gear 27 are fixed rotates in a direction opposite to that at the time of the above-described low-speed running and at the time of the above-described high-speed running.

【００３２】尚、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２４は、図１１及び図５〜８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
９〜１０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
〜７号公報等に記載されている。例えば、図１２〜１３
は、特開平１１−６３１４７号公報に記載された無段変
速装置の２例を示している。このうち、図１２に示した
構造は、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機
２４ａの中心部に、前述の図１１に示した構造の場合と
同様に入力軸２１ａを挿通し、上記トロイダル型無段変
速機２４ａの軸方向に関して入力部と反対側で、このト
ロイダル型無段変速機２４ａと遊星歯車機構２５とに動
力を分割したものである。これに対して図１３に示した
構造は、トロイダル型無段変速機２４ａの側方に伝達軸
５１を、このトロイダル型無段変速機２４ａと並列に配
設し、このトロイダル型無段変速機２４ａの軸方向に関
して入力部と同じ側で、このトロイダル型無段変速機２
４ａと遊星歯車機構２５とに動力を分割したものであ
る。The toroidal-type continuously variable transmission 24 incorporated in the above-described continuously variable transmission is not limited to the single-cavity type shown in FIGS. A double cavity type as shown may be used. A continuously variable transmission incorporating a toroidal type continuously variable transmission of a double cavity type is disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 11-63146.
No. 7 to No. 7 and the like. For example, FIGS.
1 shows two examples of a continuously variable transmission described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-63147. In the structure shown in FIG. 12, the input shaft 21a is inserted into the center of a double-cavity toroidal type continuously variable transmission 24a in the same manner as the structure shown in FIG. The power is divided into the toroidal-type continuously variable transmission 24a and the planetary gear mechanism 25 on the side opposite to the input portion in the axial direction of the continuously variable transmission 24a. On the other hand, in the structure shown in FIG. 13, a transmission shaft 51 is arranged in parallel with the toroidal type continuously variable transmission 24a on the side of the toroidal type continuously variable transmission 24a. The toroidal-type continuously variable transmission 2 is located on the same side as the input portion in the axial direction of the transmission 24a.
4a and the planetary gear mechanism 25.

【００３３】何れの構造にしても、トロイダル型無段変
速機２４、２４ａと遊星歯車機構２５とを組み合わせ
て、パワー・スプリット型と称せられる、動力循環型の
無段変速装置を構成する事により、高速走行時に上記ト
ロイダル型無段変速機２４、２４ａを通過する動力を小
さくできる。この為、このトロイダル型無段変速機２
４、２４ａを構成する各部材の耐久性向上を図れる。即
ち、エンジン等の駆動源からこのトロイダル型無段変速
機２４、２４ａに加えられるトルクに対する、このトロ
イダル型無段変速機２４、２４ａを構成する入力側ディ
スク２、２Ａ、２Ｂに加わるトルクの割合は、図１４に
示す様に変化する。In any structure, by combining the toroidal type continuously variable transmissions 24 and 24a and the planetary gear mechanism 25, a power circulating type continuously variable transmission called a power split type is constituted. Further, the power passing through the toroidal type continuously variable transmission 24, 24a during high-speed running can be reduced. Therefore, the toroidal type continuously variable transmission 2
4, 24a can be improved in durability. That is, the ratio of the torque applied to the input side disks 2, 2A, 2B constituting the toroidal-type continuously variable transmission 24, 24a to the torque applied to the toroidal-type continuously variable transmission 24, 24a from the driving source such as the engine. Changes as shown in FIG.

【００３４】この図１４のうち、左半部に位置するα範
囲は、低速用クラッチ４０が繋がれて高速用クラッチ４
１の接続が断たれた低速モード状態に、右半部に位置す
るβ範囲は、高速用クラッチ４１が繋がれて低速用クラ
ッチ４０の接続が断たれた高速モード状態に、それぞれ
対応する。この図１４から明らかな通り、低速モードで
は、上記駆動源のトルクがそのまま上記トロイダル型無
段変速機２４、２４ａを通過するが、高速モードでは、
無段変速装置全体としての変速比を増速状態に変化させ
る程、上記トロイダル型無段変速機２４、２４ａを通過
するトルクが減少する。尚、前述の説明から明らかな通
り、上記β範囲に対応する高速モード状態では、無段変
速装置全体としての変速比を増速状態に変化させる程、
上記トロイダル型無段変速機２４、２４ａの変速状態は
減速側に変化する。In FIG. 14, in the α range located in the left half, the low speed clutch 40 is connected and the high speed clutch 4 is connected.
1 corresponds to the low-speed mode state in which the connection is disconnected, and the β range located in the right half corresponds to the high-speed mode state in which the high-speed clutch 41 is connected and the low-speed clutch 40 is disconnected. As is clear from FIG. 14, in the low-speed mode, the torque of the drive source passes through the toroidal-type continuously variable transmissions 24 and 24a as it is, but in the high-speed mode,
The torque that passes through the toroidal type continuously variable transmission 24, 24a decreases as the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed increasing state. As is clear from the above description, in the high-speed mode state corresponding to the above-mentioned β range, as the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to the speed-up state,
The speed change state of the toroidal-type continuously variable transmission 24, 24a changes to the reduction side.

【００３５】図１１〜１３に示した無段変速装置は何れ
も、自動車用の自動変速機を構成する事を意図したもの
であり、トロイダル型無段変速機２４、２４ａのみで動
力を伝達する低速走行モードから、動力伝達を主として
遊星歯車機構２５により行なう高速モードまでを使用す
る。これに対して、各種エンジンに付属した補機や、ビ
ルディング等に設置する揚水ポンプ、発電機等の駆動
を、エンジン或はモータにより、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た無段変速装置を介し
て行なう事が考えられている。Each of the continuously variable transmissions shown in FIGS. 11 to 13 is intended to constitute an automatic transmission for an automobile, and power is transmitted only by the toroidal type continuously variable transmissions 24 and 24a. The range from the low-speed running mode to the high-speed mode in which power transmission is mainly performed by the planetary gear mechanism 25 is used. On the other hand, the drive of auxiliary equipment attached to various engines, pumps and generators installed in buildings, etc. is controlled by an engine or a motor by combining a toroidal type continuously variable transmission with a planetary gear mechanism. It has been considered to be performed via a step transmission.

【００３６】この様な用途に使用する無段変速装置の場
合、自動車用の自動変速機として使用する無段変速装置
の場合程は、大きな変速比を要しないし、回転方向を変
換する必要もない。この為、動力を主として遊星歯車機
構で伝達し、トロイダル型無段変速機はこの遊星歯車機
構部分の変速比を変える為にのみ使用する機構を採用す
る事が考えられる。この場合には、図１１〜１３に示し
た無段変速装置から低速用クラッチ４０及び後退用クラ
ッチ４４を省略すると共に、第二の動力伝達機構３５と
リング歯車２８とを、常に動力の伝達自在に組み合わせ
る。In the case of a continuously variable transmission used for such an application, a large gear ratio is not required and a rotation direction needs to be changed as compared with a continuously variable transmission used as an automatic transmission for an automobile. Absent. For this reason, it is conceivable that the power is mainly transmitted by the planetary gear mechanism, and the toroidal type continuously variable transmission employs a mechanism used only for changing the speed ratio of the planetary gear mechanism. In this case, the low-speed clutch 40 and the reverse clutch 44 are omitted from the continuously variable transmission shown in FIGS. 11 to 13, and the second power transmission mechanism 35 and the ring gear 28 can always transmit power. Combine with.

【００３７】[0037]

【発明が解決しようとする課題】上述した様な、動力を
主として遊星歯車機構２５で伝達する無段変速装置を実
施する場合に、自動車用自動変速機として使用する事を
前提に考えられた無段変速装置の構成をそのまま利用し
た場合には、次の様な無駄が生じる。即ち、トロイダル
型無段変速機２４、２４ａと遊星歯車機構２５とを組み
合わせた動力循環型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、前述した低速モード状態
では、動力の伝達を総てトロイダル型無段変速機２４、
１４ａで行なう。When implementing a continuously variable transmission for transmitting power mainly through the planetary gear mechanism 25 as described above, a continuously variable transmission that is supposed to be used as an automatic transmission for automobiles is considered. If the configuration of the step transmission is used as it is, the following waste occurs. That is, when a power circulation type continuously variable transmission combining the toroidal type continuously variable transmissions 24 and 24a and the planetary gear mechanism 25 is used as an automatic transmission for an automobile, the power is not transmitted in the low speed mode described above. Transmission of all the toroidal type continuously variable transmission 24,
Perform at 14a.

【００３８】又、トロイダル型無段変速機２４、２４ａ
により動力伝達を行なう場合に、入力側、出力側各ディ
スク２、２Ａ、２Ｂ、４の内側面２ａ、４ａと各パワー
ローラ９、９の周面９ａ、９ａとの当接部に働く押圧力
（当接圧と当接面積との積）は、図５に示す様な減速状
態で最も大きくなる。この状態で各パワーローラ９、９
の周面９ａ、９ａは、出力側ディスク４の内側面４ａの
うち、肉厚が小さくなった外径寄り部分に当接する。上
記動力循環型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、この様な場合にも、上記出力側
ディスク４の耐久性を十分に確保できるだけの剛性並び
に強度を、この出力側ディスク４に持たせる必要があ
る。この為に従来構造の場合には、出力側ディスク４の
重量が、入力側ディスク２、２Ａ、２Ｂの重量よりも嵩
んでいる。The toroidal type continuously variable transmission 24, 24a
When the power transmission is performed, the pressing force acting on the contact portion between the inner surfaces 2a, 4a of the input and output disks 2, 2A, 2B, 4 and the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 (The product of the contact pressure and the contact area) becomes maximum in the decelerating state as shown in FIG. In this state, each of the power rollers 9, 9
Of the inner surface 4a of the output side disk 4 comes into contact with a portion of the inner surface 4a of the output side disk 4 nearer to the outer diameter where the thickness is reduced. When the above-described power-circulating type continuously variable transmission is used as an automatic transmission for an automobile, even in such a case, the rigidity and strength of the output side disk 4 must be sufficient to ensure sufficient durability. The output side disk 4 needs to have it. For this reason, in the case of the conventional structure, the weight of the output side disk 4 is heavier than the weight of the input side disks 2, 2A, 2B.

【００３９】これに対して、上記動力循環型の無段変速
装置を、揚水ポンプや補機等の駆動部に組み込んで使用
する場合には、出力側ディスク４、４に加わる押圧力
は、前述の図１４から明らかな通り、限られたものとな
る。この様に、作用する押圧力が限られているのに、大
きな押圧力が加わった場合にも十分な耐久性を確保でき
る程の出力側ディスク４、４を組み込む事は無駄であ
り、上記無段変速装置の小型・軽量化の妨げとなる。本
発明の無段変速装置は、この様な事情に鑑みて発明した
ものである。On the other hand, when the power circulation type continuously variable transmission is used by incorporating it into a drive unit such as a water pump or an auxiliary machine, the pressing force applied to the output side disks 4, 4 is as described above. As is clear from FIG. 14, the number is limited. In this way, it is useless to incorporate the output side disks 4 and 4 that can secure sufficient durability even when a large pressing force is applied, although the acting pressing force is limited. This hinders the reduction in size and weight of the step transmission. The continuously variable transmission according to the present invention has been made in view of such circumstances.

【００４０】[0040]

【課題を解決するための手段】本発明の無段変速装置は
何れも、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、遊星歯車機構と、トロイダル型無段
変速機と、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
段変速機を介する事なく伝達する第二の動力伝達機構と
を備える。このうちの遊星歯車機構は、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、上記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。そして、上記第一の
動力伝達機構を通じて送られる動力と上記第二の動力伝
達機構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、上記トロイダル型無段変速機は、それぞれ
が断面円弧状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、且つ回転自在に支持された入
力側ディスク及び出力側ディスクと、これら入力側ディ
スク及び出力側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入力側ディスク
及び出力側ディスク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を備える。Each of the continuously variable transmissions of the present invention is connected to a drive source and is driven to rotate by the drive source, and an output for extracting power based on the rotation of the input shaft. A shaft, a planetary gear mechanism, a toroidal-type continuously variable transmission, a first power transmission mechanism that transmits power input to the input shaft via the toroidal-type continuously variable transmission, and an input to the input shaft. And a second power transmission mechanism for transmitting the generated power without passing through the toroidal-type continuously variable transmission. The planetary gear mechanism is provided between the sun gear and a ring gear disposed around the sun gear, and is rotatably supported on a carrier concentrically and rotatably supported with the sun gear. Is meshed with the sun gear and the ring gear. The power transmitted through the first power transmission mechanism and the power transmitted through the second power transmission mechanism can be freely transmitted to two members of the sun gear, the ring gear, and the carrier. In addition, the output shaft is connected to the remaining one of the sun gear, the ring gear, and the carrier. Further, the toroidal-type continuously variable transmission has an input-side disk and an output-side disk which are concentrically and rotatably supported with each other in a state where the inner surfaces, each of which is a concave surface having an arc-shaped cross section, face each other. And a plurality of trunnions swinging about a pivot axis which is twisted with respect to the center axis of the input side disk and the output side disk, and a state in which the trunnions project from the inner surface of each trunnion to an intermediate portion of each trunnion. The displacement shafts supported by, and disposed on the inner surface side of each of the trunnions and sandwiched between the input side disk and the output side disk, rotatably supported around the respective displacement axes, A power roller whose peripheral surface is a spherical convex surface.

【００４１】特に、本発明の無段変速装置に於いては、
上記第一の動力伝達機構及び上記第二の動力伝達機構
を、何れも、常に上記入力軸から入力された動力の伝達
を行なう状態に組み合わせている。又、請求項１に記載
した無段変速装置の場合には、上記出力側ディスクの重
量を上記入力側ディスクの重量よりも軽くしている。更
に、請求項２に記載した無段変速装置に於いては、上記
入力側ディスク及び出力側ディスクの内側面の断面形状
を構成する円弧の一部で、相手ディスクの内側面の断面
形状を構成する円弧と各ディスクの軸方向に関する距離
が最も長くなる部分を、上記各ディスクの内側面の底部
とし、この底部と当該ディスクの外側面との距離を底部
肉厚とした場合に、出力側ディスクの底部肉厚が入力側
ディスクの底部肉厚よりも小さい。In particular, in the continuously variable transmission of the present invention,
Both the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism are combined so as to always transmit the power input from the input shaft. Further, in the case of the continuously variable transmission according to the first aspect, the weight of the output side disk is made smaller than the weight of the input side disk. Further, in the continuously variable transmission according to the second aspect, the cross-sectional shape of the inner surface of the mating disk is formed by a part of the arc forming the cross-sectional shape of the inner surface of the input disk and the output disk. The portion where the distance between the arc to be formed and the axial direction of each disk is the longest is defined as the bottom of the inner surface of each disk, and when the distance between this bottom and the outer surface of the disk is defined as the bottom wall thickness, the output side disk Is smaller than the bottom thickness of the input side disk.

【００４２】[0042]

【作用】上述の様に構成する本発明の無段変速装置によ
り、入力軸と出力軸との間の変速比を無段階に変換する
際の作用は、例えば前述の図１１〜１３に示した様な、
従来から知られている動力循環式の無段変速装置で、高
速用クラッチのみを接続して他のクラッチの接続を断っ
た状態での変速動作と同様である。特に、本発明の無段
変速装置によれば、トロイダル型無段変速機を構成する
出力側ディスクの強度並びに剛性を過剰に高くする事を
なくせる。即ち、本発明の無段変速装置の場合には常
に、動力の伝達を主として遊星歯車機構を通じて行なう
為、上記トロイダル型無段変速機を通過する動力は小さ
い。しかも、このトロイダル型無段変速機が減速状態と
なり、上記出力側ディスクに最も大きな力が加わる状態
では、このトロイダル型無段変速機を通過する動力が更
に小さくなる。この為、上記出力側ディスクを薄肉にし
たり軽量化したりしても、この出力側ディスクの強度並
びに剛性が不足する事はない。The operation of the continuously variable transmission according to the present invention configured as described above, when the speed ratio between the input shaft and the output shaft is steplessly converted, is shown, for example, in FIGS. Such as,
This is the same as a shift operation in a state in which only a high-speed clutch is connected and other clutches are disconnected in a conventionally known power circulation type continuously variable transmission. In particular, according to the continuously variable transmission of the present invention, it is possible to prevent the strength and rigidity of the output side disk constituting the toroidal type continuously variable transmission from being excessively increased. That is, in the case of the continuously variable transmission of the present invention, power is transmitted mainly through the planetary gear mechanism, so that the power passing through the toroidal-type continuously variable transmission is small. In addition, when the toroidal type continuously variable transmission is in a deceleration state and the largest force is applied to the output side disk, the power passing through the toroidal type continuously variable transmission is further reduced. Therefore, even if the output side disk is made thinner and lighter, the strength and rigidity of the output side disk will not be insufficient.

【００４３】[0043]

【発明の実施の形態】図１〜２は、請求項１〜２の両方
に対応する、本発明の実施の形態の１例を示している。
駆動源であるエンジン１９の動力は、図示を省略した、
歯車伝達機構或はチェン伝達機構等の動力分割手段によ
り分割して、トロイダル型無段変速機２４ｂと遊星歯車
機構２５ａとに入力している。即ち、上記動力分割手段
により分割した動力のうちの一部を、駆動軸１８によ
り、上記トロイダル型無段変速機２４ｂに伝達自在とし
ている。そして、このトロイダル型無段変速機２４ｂの
出力歯車１２ａと上記遊星歯車機構２５ａとを、この出
力歯車１２ａと噛合した歯車５２により構成する、第一
の動力伝達機構３２により結合している。これに対し
て、上記動力分割手段により分割された動力のうちの残
部を、図示を省略した歯車等の動力伝達部材により構成
する、第二の動力伝達手段３５により、上記遊星歯車機
構２５ａに伝達自在としている。尚、請求項に記載した
入力軸は、上記エンジン１９と上記動力分割手段との間
に存在する。又、本例の場合、上記遊星歯車機構２５ａ
を構成するリング歯車２８に、出力軸２３ａの基端部
（図１の左端部）を結合している。この出力軸２３ａの
先端部（図１の右端部）は、図示しない揚水ポンプ或は
補機等の回転軸に結合する。1 and 2 show an example of an embodiment of the present invention corresponding to both the first and second aspects.
The power of the engine 19, which is the driving source, is not shown.
The power is divided by a power splitting means such as a gear transmission mechanism or a chain transmission mechanism and input to the toroidal type continuously variable transmission 24b and the planetary gear mechanism 25a. That is, a part of the power divided by the power dividing means can be transmitted by the drive shaft 18 to the toroidal type continuously variable transmission 24b. The output gear 12a of the toroidal type continuously variable transmission 24b and the planetary gear mechanism 25a are connected by a first power transmission mechanism 32 constituted by a gear 52 meshed with the output gear 12a. On the other hand, the remainder of the power divided by the power dividing means is transmitted to the planetary gear mechanism 25a by the second power transmitting means 35, which is constituted by a power transmitting member such as a gear not shown. It is free. The input shaft described in the claims exists between the engine 19 and the power split device. In the case of this example, the planetary gear mechanism 25a
Is connected to the base end (the left end in FIG. 1) of the output shaft 23a. The distal end (the right end in FIG. 1) of the output shaft 23a is connected to a rotating shaft of a pump or an auxiliary machine (not shown).

【００４４】上記遊星歯車機構２５ａは、太陽歯車２７
と、この太陽歯車２７の周囲に配置したリング歯車２８
と、これら両歯車２７、２８同士の間に設けられ、それ
ぞれがこれら両歯車２７、２８と噛合した複数個の遊星
歯車３０、３０とを備える。本例の場合、これら遊星歯
車３０、３０は、単一のものが上記両歯車２７、２８に
噛合する、シングルピニオン型のものを採用している。
又、上記各遊星歯車３０、３０は、上記太陽歯車２７と
同心に且つ回転自在に支持したキャリア３１に回転自在
に支持している。The planetary gear mechanism 25a includes a sun gear 27
And a ring gear 28 disposed around the sun gear 27
And a plurality of planetary gears 30, 30 provided between the two gears 27, 28, each of which meshes with the two gears 27, 28. In the case of this example, a single pinion type planetary gear 30, 30 is employed, in which a single one meshes with the two gears 27, 28.
Each of the planetary gears 30, 30 is rotatably supported by a carrier 31 that is rotatably supported concentrically with the sun gear 27.

【００４５】そして、上記第一の動力伝達機構３２を通
じて送られる動力を、上記太陽歯車２７に入力してい
る。又、上記第二の動力伝達機構３５を通じて送られる
動力を、キャリア３１に入力している。更に、出力軸２
３ａを、上記リング歯車２８に結合している。The power transmitted through the first power transmission mechanism 32 is input to the sun gear 27. The power transmitted through the second power transmission mechanism 35 is input to the carrier 31. Further, output shaft 2
3a is connected to the ring gear 28.

【００４６】又、図示の例では、上記トロイダル型無段
変速機２４ｂとして、前述の図９〜１０に示した様な、
ダブルキャビティ型の構造のものを使用している。この
様なトロイダル型無段変速機２４ｂの構造及び作用は、
上記図９〜１０に示した、従来から知られているものと
同様である。特に、本発明の無段変速装置を構成するト
ロイダル型無段変速機２４ｂの場合には、前記出力歯車
１２ａを軸方向両側から挟む状態で設けた１対の出力側
ディスク４Ａ、４Ａの重量を、各入力側ディスク２Ａ、
２Ｂの重量よりも軽くしている。In the illustrated example, the toroidal-type continuously variable transmission 24b is configured as shown in FIGS.
Uses a double cavity type structure. The structure and operation of such a toroidal type continuously variable transmission 24b are as follows.
This is the same as the conventionally known one shown in FIGS. In particular, in the case of the toroidal type continuously variable transmission 24b constituting the continuously variable transmission of the present invention, the weight of the pair of output side disks 4A, 4A provided with the output gear 12a sandwiched from both sides in the axial direction is reduced. , Each input side disk 2A,
Lighter than 2B.

【００４７】この為に図示の例では、上記各出力側ディ
スク４Ａ、４Ａの外側面（図１〜２の互いに対向する側
面）の内径側半部に断面形状が略三角形である凹部５
３、５３を、それぞれの全周に亙って形成すると共に、
上記各出力側ディスク４Ａ、４Ａの内側面４ａ、４ａの
底部肉厚を、各入力側ディスク２Ａ、２Ｂの内側面２
ａ、２ａの底部肉厚よりも小さくしている。For this reason, in the example shown in the drawing, a concave portion 5 having a substantially triangular cross-sectional shape is formed on the inner diameter side half of the outer surface (the side surface facing each other in FIGS.
3, 53 are formed over the entire circumference of each,
The thickness of the bottom of the inner surfaces 4a, 4a of the output disks 4A, 4A is adjusted to the inner surface 2 of the input disks 2A, 2B.
a, 2a are smaller than the bottom wall thickness.

【００４８】ここで言う底部肉厚の概念に就いて、図３
〜４により説明する。先ず、上記入力側ディスク２Ａ、
２Ｂ及び出力側ディスク４Ａ、４Ａの内側面２ａ、４ａ
の断面形状を構成する円弧の一部で、相手ディスクの内
側面の断面形状を構成する円弧と各ディスク２Ａ、２
Ｂ、４Ａの軸方向（図３〜４の左右方向）に関する距離
が最も長くなる部分を、上記各ディスク２Ａ、２Ｂ、４
Ａの内側面２ａ、４ａの底部とする。例えば、図３に示
す様に、出力側ディスク４Ａの内側面４ａの曲率中心Ｏ
4aがこの出力側ディスク４Ａの外周縁よりも径方向内方
に存在する場合には、この出力側ディスク４Ａの軸方向
（図３〜４の左右方向）に関して上記曲率中心Ｏ4aと整
合する位置が、上記内側面４ａの底部となる。そして、
この底部と上記出力側ディスク４Ａの外側面との距離Ｔ
を、この出力側ディスク４Ａの底部肉厚とする。FIG. 3 shows the concept of the bottom wall thickness.
This will be described with reference to FIGS. First, the input side disk 2A,
2B and inner surfaces 2a, 4a of output side disks 4A, 4A
A part of the arc forming the cross-sectional shape of the disk, the arc forming the cross-sectional shape of the inner surface of the mating disk and each of the disks 2A, 2A,
The portions where the distances in the axial direction of B, 4A (left-right direction in FIGS. 3 and 4) are the longest are determined by the above-mentioned disks 2A, 2B,
A is the bottom of the inner side surfaces 2a, 4a. For example, as shown in FIG. 3, the center of curvature O of the inner side surface 4a of the output side disk 4A.
4a is if there radially inwardly from the outer peripheral edge of the output side disk 4A is a position aligned with the center of curvature O 4a in the axial direction of the output side disk 4A (left-right direction in FIGS. 3-4) Is the bottom of the inner side surface 4a. And
Distance T between the bottom and the outer surface of output side disk 4A
Is the bottom wall thickness of the output side disk 4A.

【００４９】これに対して、図４（Ａ）に示す様に、出
力側ディスク４Ａの内側面４ａの曲率中心Ｏ4aがこの出
力側ディスク４Ａの外周縁よりも径方向外方に存在する
場合には、図４（Ｂ）に鎖線で示す様に、上記出力側デ
ィスク４Ａの内側面４ａを径方向外方に、そのままの曲
率半径で延長した場合に就いて考える。そして、この延
長部分のうちで、上記軸方向に関して上記曲率中心Ｏ4a
と整合する位置が、上記内側面４ａの底部となる。そし
て、この底部と上記出力側ディスク４Ａの外側面との距
離Ｔ´を、この出力側ディスク４Ａの底部肉厚とする。
何れの場合でも、本発明の無段変速装置を構成するトロ
イダル型無段変速機２４ｂの場合には、上記各出力側デ
ィスク４Ａ、４Ａの底部肉厚が、上記各入力側ディスク
２Ａ、２Ｂの底部肉厚よりも小さい。On the other hand, as shown in FIG. 4A, the case where the center of curvature O 4a of the inner side surface 4a of the output side disk 4A exists radially outward from the outer peripheral edge of the output side disk 4A. 4B, the case where the inner side surface 4a of the output side disk 4A is extended radially outward with the same radius of curvature as shown by a chain line in FIG. Then, of the extended portion, the center of curvature O 4a in the axial direction is provided.
Is a bottom portion of the inner side surface 4a. The distance T 'between the bottom and the outer surface of the output disk 4A is defined as the thickness of the bottom of the output disk 4A.
In any case, in the case of the toroidal type continuously variable transmission 24b constituting the continuously variable transmission of the present invention, the bottom wall thickness of each of the output side disks 4A, 4A is smaller than that of each of the input side disks 2A, 2B. Smaller than bottom thickness.

【００５０】上述の様に構成する本発明の無段変速装置
により、前記図示を省略した入力軸と、前記出力軸２３
ａとの間の変速比を無段階に変換する際の作用は、前述
の図１１〜１３に示した様な、従来から知られている動
力循環式の無段変速装置で、高速用クラッチのみを接続
して他のクラッチの接続を断った状態での変速動作とほ
ぼ同様である。With the continuously variable transmission of the present invention configured as described above, the input shaft (not shown) and the output shaft 23
The operation of continuously changing the speed ratio between a and C is performed by a conventionally known power circulation type continuously variable transmission, as shown in FIGS. Is substantially the same as the speed change operation in a state in which the other clutches are disconnected.

【００５１】但し、図示の例では、前記第一、第二の動
力伝達機構３２、３５及び上記出力軸２３ａと、前記遊
星歯車機構２５ａの構成各部材との結合状態が上記図１
１〜１３に示した従来構造と異なるので、この遊星歯車
機構２５ａ部分での変速時の作用が異なる。即ち、図示
の例の場合には、太陽歯車２７とキャリア３１とが同方
向に回転しつつ、上記第二の動力伝達機構３５からこの
キャリア３１に伝達された動力を、（太陽歯車２７が停
止していると仮定した場合には）増速しつつ前記リング
歯車２８に伝達する。この結果上記出力軸２３ａが、上
記入力軸よりも高速で回転する。However, in the illustrated example, the connection between the first and second power transmission mechanisms 32 and 35 and the output shaft 23a and the members constituting the planetary gear mechanism 25a are shown in FIG.
Since the structure is different from the conventional structure shown in FIGS. 1 to 13, the operation of the planetary gear mechanism 25a during shifting is different. That is, in the case of the illustrated example, while the sun gear 27 and the carrier 31 rotate in the same direction, the power transmitted from the second power transmission mechanism 35 to the carrier 31 is reduced (when the sun gear 27 is stopped). (If it is assumed that it is running), it is transmitted to the ring gear 28 while increasing the speed. As a result, the output shaft 23a rotates at a higher speed than the input shaft.

【００５２】これら入力軸と出力軸２３ａとの増速比
は、上記太陽歯車２７の回転速度を遅くする程大きくな
る（入力軸の回転速度に対する出力軸２３ａの回転速度
が速くなる）。又、上記太陽歯車２７の回転速度は、図
１〜２に示す様に各トラニオン７、７を揺動変位させ、
これら各トラニオン７、７に回転自在に支持された各パ
ワーローラ９、９の周面９ａ、９ａを、各入力側ディス
ク２Ａ、２Ｂの内側面２ａ、２ａの内径寄り部分と、各
出力側ディスク４Ａ、４Ａの内側面４ａ、４ａの外径寄
り部分とに当接させた状態で遅くなる。The speed increase ratio between the input shaft and the output shaft 23a increases as the rotation speed of the sun gear 27 decreases (the rotation speed of the output shaft 23a increases with respect to the rotation speed of the input shaft). Further, the rotation speed of the sun gear 27 causes the trunnions 7, 7 to swing and displace as shown in FIGS.
The peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 rotatably supported by the trunnions 7, 7 are connected to the inner diameter portions of the inner surfaces 2a, 2a of the input disks 2A, 2B and the output disks. The speed is reduced in a state where the inner surfaces 4a, 4a of the inner surfaces 4a, 4a of the inner surfaces 4a, 4a are in contact with the outer diameter portions.

【００５３】前述の説明から明らかな通り、前記トロイ
ダル型無段変速機２４ｂを通過するトルクが一定である
と仮定した場合には、上記各出力側ディスク４Ａ、４Ａ
の内側面４ａ、４ａと各パワーローラ９、９の周面９
ａ、９ａとの当接部に働く押圧力は、図１〜２に示す様
な減速状態で最も大きくなる。一方、無段変速装置全体
としての変速比を増速側に変換させるべく、上記トロイ
ダル型無段変速機２４ｂの変速状態を減速側にした場合
には、前述の図１４の説明から明らかな通り、このトロ
イダル型無段変速機２４ｂを通過するトルクが小さくな
る。この為、このトロイダル型無段変速機２４ｂを減速
状態とした場合でも、上記内側面４ａ、４ａと各パワー
ローラ９、９の周面９ａ、９ａとの当接部に働く押圧力
は限られたものとなる（あまり大きくならない）。As is clear from the above description, when it is assumed that the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission 24b is constant, the output side disks 4A, 4A
Inner surface 4a, 4a and peripheral surface 9 of each power roller 9, 9
The pressing force acting on the abutting portions a and 9a becomes maximum in the decelerating state as shown in FIGS. On the other hand, when the speed change state of the toroidal type continuously variable transmission 24b is set to the deceleration side in order to convert the speed ratio of the entire continuously variable transmission to the speed increasing side, as described above with reference to FIG. The torque passing through the toroidal type continuously variable transmission 24b is reduced. Therefore, even when the toroidal type continuously variable transmission 24b is in the deceleration state, the pressing force acting on the contact portion between the inner side surfaces 4a, 4a and the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 is limited. (Not too large).

【００５４】この様に、本発明の無段変速装置の場合に
は、上記各出力側ディスク４Ａ、４Ａの内側面４ａ、４
ａに大きな押圧力が作用する状態では、上記トロイダル
型無段変速機２４ｂを通過するトルクが小さくなる。従
って、上記各出力側ディスク４Ａ、４Ａの肉厚を小さく
しても、これら各出力側ディスク４Ａ、４Ａに大きな応
力が加わる事がなくなって、これら各出力側ディスク４
Ａ、４Ａの耐久性を十分に確保できる。この為、本発明
の無段変速装置によれば、上記トロイダル型無段変速機
２４ｂを構成する上記各出力側ディスク４Ａ、４Ａの強
度並びに剛性を過剰に高くする事をなくせる。尚、本発
明の無段変速装置を実施する場合に、第一、第二の動力
伝達機構と遊星歯車機構との結合状態は、図１に示した
ものに限らず、前述の図１１〜１３に示したものでも良
い。As described above, in the case of the continuously variable transmission of the present invention, the inner surfaces 4a, 4a,
In a state in which a large pressing force acts on a, the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission 24b becomes small. Therefore, even if the thickness of each of the output side disks 4A, 4A is reduced, a large stress is not applied to each of the output side disks 4A, 4A.
A, 4A durability can be sufficiently secured. For this reason, according to the continuously variable transmission of the present invention, it is possible to prevent the strength and rigidity of the output side disks 4A, 4A constituting the toroidal type continuously variable transmission 24b from being excessively increased. When implementing the continuously variable transmission of the present invention, the coupling state between the first and second power transmission mechanisms and the planetary gear mechanism is not limited to that shown in FIG. May be used.

【００５５】[0055]

【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、十分な耐久性を確保しつつ、小型・軽量な
無段変速装置の実現に寄与できる。Since the present invention is constructed and operates as described above, it can contribute to the realization of a small and lightweight continuously variable transmission while ensuring sufficient durability.

【図面の簡単な説明】[Brief description of the drawings]

【図１】本発明の実施の形態の１例を、一部を省略して
示す断面図。FIG. 1 is a cross-sectional view partially showing an example of an embodiment of the present invention;

【図２】トロイダル型無段変速機部分のみを取り出して
示す断面図。FIG. 2 is a sectional view showing only a toroidal type continuously variable transmission portion.

【図３】底部肉厚の概念を説明する為、出力側ディスク
を取り出して示す断面図。FIG. 3 is a cross-sectional view showing the output side disk taken out for explaining the concept of the bottom wall thickness.

【図４】別形状での底部肉厚の概念を説明する為の図
で、（Ａ）は図３と同様の、（Ｂ）は（Ａ）の上部のみ
を拡大して示す、それぞれ断面図。4A and 4B are diagrams for explaining the concept of the bottom wall thickness in another shape, wherein FIG. 4A is similar to FIG. 3, and FIG. 4B is an enlarged sectional view of only the upper portion of FIG. .

【図５】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。FIG. 5 is a schematic side view showing a basic structure of the toroidal-type continuously variable transmission in a state of maximum deceleration.

【図６】同じく最大増速時の状態で示す略側面図。FIG. 6 is a schematic side view similarly showing a state at the time of maximum acceleration.

【図７】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。FIG. 7 is an essential part cross-sectional view showing a first example of a specific structure of the toroidal-type continuously variable transmission.

【図８】図７のＡ−Ａ断面図。FIG. 8 is a sectional view taken along line AA of FIG. 7;

【図９】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。FIG. 9 is an essential part cross-sectional view showing a second example of the specific structure of the toroidal-type continuously variable transmission.

【図１０】図９のＢ−Ｂ断面図。FIG. 10 is a sectional view taken along line BB of FIG. 9;

【図１１】トロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変
速装置の第１例を示す略断面図。FIG. 11 is a schematic sectional view showing a first example of a continuously variable transmission incorporating a toroidal-type continuously variable transmission.

【図１２】同第２例を示す略断面図。FIG. 12 is a schematic sectional view showing the second example.

【図１３】同第３例を示す略断面図。FIG. 13 is a schematic sectional view showing the third example.

【図１４】無段変速装置全体の変速比（エンジン回転数
が一定の場合の車速）と、エンジンのトルクに対する入
力側ディスクに加わるトルクの割合との関係を示す線
図。FIG. 14 is a diagram showing the relationship between the speed ratio of the entire continuously variable transmission (vehicle speed when the engine speed is constant) and the ratio of the torque applied to the input side disk to the engine torque.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

１ 入力軸 ２、２Ａ、２Ｂ 入力側ディスク ２ａ 内側面 ３ 出力軸 ４、４Ａ 出力側ディスク ４ａ 内側面 ５ 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 入力軸 １２、１２ａ 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 駆動軸 １９ エンジン ２０ クランクシャフト ２１、２１ａ 入力軸 ２２ 発進クラッチ ２３、２３ａ 出力軸 ２４、２４ａ、２４ｂ トロイダル型無段変速機 ２５、２５ａ 遊星歯車機構 ２６ カム板 ２７ 太陽歯車 ２８ リング歯車 ２９ 遊星歯車組 ３０、３０ａ、３０ｂ 遊星歯車 ３１ キャリア ３２ 第一の動力伝達機構 ３３ 第一の歯車 ３４ 第二の歯車 ３５ 第二の動力伝達機構 ３６ 第一のスプロケット ３７ 第二のスプロケット ３８ チェン ３９ 伝達軸 ４０ 低速用クラッチ ４１ 高速用クラッチ ４２ 支持板 ４３ 中心軸 ４４ 後退用クラッチ ４５ デファレンシャルギヤ ４６ 第三の歯車 ４７ 第四の歯車 ４８ 第五の歯車 ４９ 第三の動力伝達機構 ５０ 駆動軸 ５１ 伝達軸 ５２ 歯車 ５３ 凹部 Reference Signs List 1 input shaft 2, 2A, 2B input side disk 2a inner surface 3 output shaft 4, 4A output side disk 4a inner surface 5 casing 6 pivot 7 trunnion 8 displacement shaft 9 power roller 9a peripheral surface 10 pressing device 11, 11a input shaft 12 , 12a Output gear 13 Support plate 14 Thrust ball bearing 15 Thrust needle bearing 16 Outer ring 17 Actuator 18 Drive shaft 19 Engine 20 Crankshaft 21, 21a Input shaft 22 Starting clutch 23, 23a Output shaft 24, 24a, 24b Toroidal stepless speed change Machine 25, 25a planetary gear mechanism 26 cam plate 27 sun gear 28 ring gear 29 planetary gear set 30, 30a, 30b planetary gear 31 carrier 32 first power transmission mechanism 33 first gear 34 second gear 35 second Power transmission mechanism 36 First sprocket G 37 Second sprocket 38 Chain 39 Transmission shaft 40 Low speed clutch 41 High speed clutch 42 Support plate 43 Center shaft 44 Reverse clutch 45 Differential gear 46 Third gear 47 Fourth gear 48 Fifth gear 49 Third Power transmission mechanism 50 drive shaft 51 transmission shaft 52 gear 53 recess

Claims (2)

【特許請求の範囲】[Claims] 【請求項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、遊星歯車機構と、トロイダル
型無段変速機と、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
機構と、上記入力軸に入力された動力をこのトロイダル
型無段変速機を介する事なく伝達する第二の動力伝達機
構とを備え、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、上
記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
伝達機構を通じて送られる動力と上記第二の動力伝達機
構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、上記トロイダル型無段変速機は、それぞれが断面円
弧状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、且つ回転自在に支持された入力側デ
ィスク及び出力側ディスクと、これら入力側ディスク及
び出力側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入力側ディスク及び出
力側ディスク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
たパワーローラとを備えたものである無段変速装置に於
いて、上記第一の動力伝達機構及び上記第二の動力伝達
機構を、何れも、常に上記入力軸から入力された動力の
伝達を行なう状態に組み合わせると共に、上記出力側デ
ィスクの重量を上記入力側ディスクの重量よりも軽くし
た事を特徴とする無段変速装置。An input shaft connected to a drive source and rotationally driven by the drive source, an output shaft for extracting power based on the rotation of the input shaft, a planetary gear mechanism, a toroidal-type continuously variable transmission, and the like. A first power transmission mechanism for transmitting the power input to the input shaft through the toroidal-type continuously variable transmission, and a power input to the input shaft without passing through the toroidal-type continuously variable transmission. A second power transmission mechanism for transmitting, the planetary gear mechanism is provided between a sun gear and a ring gear disposed around the sun gear, and is rotatably supported concentrically with the sun gear. The planetary gear rotatably supported by the carrier is meshed with the sun gear and the ring gear, and is transmitted through the first power transmission mechanism and transmitted through the second power transmission mechanism. The power can be transmitted to two members of the sun gear, the ring gear, and the carrier, and the power is transmitted to the remaining one of the sun gear, the ring gear, and the carrier. The toroidal-type continuously variable transmission is configured such that the input sides are concentrically and rotatably supported with each other in a state where the inner surfaces, each of which is a concave surface having an arc-shaped cross section, face each other. Discs and output discs, a plurality of trunnions swinging about a pivot that is twisted with respect to the center axis of the input discs and output discs, and an intermediate portion between the trunnions, A displacement shaft supported in a state protruding from the side surface, disposed on the inner surface side of each of these trunnions, and sandwiched between the input side disk and the output side disk, A stepless transmission having a power roller rotatably supported around each of the displacement shafts and having a spherical surface as a convex surface, wherein the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism are provided. Characterized in that the power transmission mechanism is always combined with a state in which the power input from the input shaft is always transmitted, and the weight of the output side disk is made smaller than the weight of the input side disk. Step transmission. 【請求項２】 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、遊星歯車機構と、トロイダル
型無段変速機と、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
機構と、上記入力軸に入力された動力をこのトロイダル
型無段変速機を介する事なく伝達する第二の動力伝達機
構とを備え、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、上
記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
伝達機構を通じて送られる動力と上記第二の動力伝達機
構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、上記トロイダル型無段変速機は、それぞれが断面円
弧状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、且つ回転自在に支持された入力側デ
ィスク及び出力側ディスクと、これら入力側ディスク及
び出力側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入力側ディスク及び出
力側ディスク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
たパワーローラとを備えたものである無段変速装置に於
いて、上記第一の動力伝達機構及び上記第二の動力伝達
機構を、何れも、常に上記入力軸から入力された動力の
伝達を行なう状態に組み合わせると共に、上記入力側デ
ィスク及び出力側ディスクの内側面の断面形状を構成す
る円弧の一部で、相手ディスクの内側面の断面形状を構
成する円弧と各ディスクの軸方向に関する距離が最も長
くなる部分を、上記各ディスクの内側面の底部とし、こ
の底部と当該ディスクの外側面との距離を底部肉厚とし
た場合に、出力側ディスクの底部肉厚が入力側ディスク
の底部肉厚よりも小さい事を特徴とする無段変速装置。2. An input shaft connected to a drive source and rotationally driven by the drive source, an output shaft for extracting power based on rotation of the input shaft, a planetary gear mechanism, a toroidal-type continuously variable transmission, A first power transmission mechanism for transmitting the power input to the input shaft through the toroidal-type continuously variable transmission, and a power input to the input shaft without passing through the toroidal-type continuously variable transmission. A second power transmission mechanism for transmitting, the planetary gear mechanism is provided between a sun gear and a ring gear disposed around the sun gear, and is rotatably supported concentrically with the sun gear. The planetary gear rotatably supported by the carrier is meshed with the sun gear and the ring gear, and is transmitted through the first power transmission mechanism and transmitted through the second power transmission mechanism. The power can be transmitted to two members of the sun gear, the ring gear, and the carrier, and the power is transmitted to the remaining one of the sun gear, the ring gear, and the carrier. The toroidal-type continuously variable transmission is configured such that the input sides are concentrically and rotatably supported with each other in a state where the inner surfaces, each of which is a concave surface having an arc-shaped cross section, face each other. Discs and output discs, a plurality of trunnions swinging about a pivot that is twisted with respect to the center axis of the input discs and output discs, and an intermediate portion between the trunnions, A displacement shaft supported in a state of protruding from the side surface, disposed on the inner surface side of each of these trunnions, and sandwiched between the input side disk and the output side disk, A stepless transmission having a power roller rotatably supported around each of the displacement shafts and having a spherical surface as a convex surface, wherein the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism are provided. All of the power transmission mechanisms are always combined with a state in which the power input from the input shaft is transmitted, and a part of an arc constituting the cross-sectional shape of the inner surface of the input disk and the output disk, The part where the distance in the axial direction of each disk and the arc forming the cross-sectional shape of the inner surface of the other disk is the longest is defined as the bottom of the inner surface of each disk, and the distance between this bottom and the outer surface of the disk is the bottom. A continuously variable transmission, wherein the bottom thickness of the output-side disk is smaller than the bottom thickness of the input-side disk when the thickness is made thicker.
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