JP2003042254A - Toroidal continuously variable transmission and continuously variable transmission system - Google Patents
Toroidal continuously variable transmission and continuously variable transmission systemInfo
- Publication number
- JP2003042254A JP2003042254A JP2001229914A JP2001229914A JP2003042254A JP 2003042254 A JP2003042254 A JP 2003042254A JP 2001229914 A JP2001229914 A JP 2001229914A JP 2001229914 A JP2001229914 A JP 2001229914A JP 2003042254 A JP2003042254 A JP 2003042254A
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- continuously variable
- variable transmission
- input
- power
- cam
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Pending
Links
Landscapes
- Friction Gearing (AREA)
Abstract
Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】この発明に係るトロイダル型無段
変速機及び無段変速装置は、各種産業機械用の変速装置
として、或は自動車用自動変速装置を構成する変速ユニ
ットとして利用する。BACKGROUND OF THE INVENTION The toroidal type continuously variable transmission and continuously variable transmission according to the present invention are used as a transmission for various industrial machines or as a transmission unit constituting an automatic transmission for automobiles.
【０００２】[0002]
【従来の技術】自動車用自動変速装置を構成する為の変
速ユニットとして、図２〜３に略示する様なハーフトロ
イダル型無段変速機（以下、単にトロイダル型無段変速
機とする）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５〜
６参照）の内側には、上記入力軸１並びに出力軸３に対
し捩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 A half-toroidal type continuously variable transmission (hereinafter simply referred to as a toroidal type continuously variable transmission) as schematically shown in FIGS. , Partly implemented. This toroidal type continuously variable transmission supports the input side disk 2 concentrically with the input shaft 1 and is arranged concentrically with the input shaft 1, as disclosed in, for example, Japanese Utility Model Laid-Open No. 62-71465. The output disk 4 is fixed to the end of the output shaft 3. A casing 5 containing a toroidal type continuously variable transmission (see FIGS.
(See 6), trunnions 7 and 7 are provided inside the input shaft 1 and the output shaft 3 so as to swing around the pivot shafts 6 and 6 which are in a twisted position.
【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直角若しくはほぼ直角方向であ
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、上記変位軸８、８の傾斜角度の調節を自在と
している。上記各トラニオン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。The trunnions 7, 7 are provided with the pivots 6, 6 on the outer surfaces of both ends thereof, concentrically with each trunnion 7, 7 and one pair for each trunnion 7, 7.
The central axes of the pivots 6 and 6 are the discs 2 and 4 described above.
It does not intersect with the central axis of
4 exists at a twist position that is at a right angle or a substantially right angle with respect to the direction of the central axis of 4. In addition, each trunnion 7,
A base half of the displacement shafts 8, 8 is supported at the center of the displacement shafts 7, and the trunnions 7, 7 are swung about the pivots 6, 6 to adjust the inclination angles of the displacement shafts 8, 8. Is free. Power rollers 9 and 9 are provided around the first half of the displacement shafts 8 and 8 supported by the trunnions 7 and 7, respectively.
Is rotatably supported. The power rollers 9, 9 are sandwiched between the inner side surfaces 2a, 4a of the input side and output side disks 2, 4.
【０００４】上記入力側、出力側両ディスク２、４の互
いに対向する内側面２ａ、４ａは、それぞれ断面が、上
記枢軸６を中心とする円弧若しくはこの様な円弧に近い
曲線を回転させて得られる、断面円弧状の凹面をなして
いる。そして、球状凸面に形成された各パワーローラ
９、９の周面９ａ、９ａを、上記内側面２ａ、４ａに当
接させている。又、上記入力軸１と入力側ディスク２と
の間には、ローディングカム装置１０を設け、このロー
ディングカム装置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, 4a of the input side and output side disks 2 and 4 facing each other are obtained by rotating an arc centered on the pivot 6 or a curve close to such an arc. It has a concave surface with an arcuate cross section. Then, the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 formed in the spherical convex surface are brought into contact with the inner side surfaces 2a, 4a. Further, a loading cam device 10 is provided between the input shaft 1 and the input side disc 2 and the loading side cam 2 is used by the loading cam device 10.
While being elastically pressed toward the output side disk 4, it can be rotationally driven.
【０００５】上述の様に構成されるトロイダル型無段変
速機の使用時、入力軸１の回転に伴って上記ローディン
グカム装置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 loading cam device 10 causes the input side disk 2 to move to the plurality of power rollers 9 and 9 as the input shaft 1 rotates. Rotate while pressing. And
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、各パワーローラ９、９の周面９ａ、
９ａが図２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、上記各変位軸８、
８を傾斜させる。In the case of changing the rotational speeds of the input shaft 1 and the output shaft 3, first, when decelerating between the input shaft 1 and the output shaft 3, the trunnions 7 with the pivot shafts 6, 6 as the centers, 7 is rocked, and the peripheral surfaces 9a of the power rollers 9, 9 are
9a, as shown in FIG. 2, the inner surface 2a of the input side disk 2
Of the displacement shafts 8 so as to come into contact with the central portion of the output disk 4 and the outer peripheral portion of the inner side surface 4a of the output side disk 4, respectively.
Incline 8
【０００７】反対に、増速を行なう場合には、上記各ト
ラニオン７、７を揺動させ、各パワーローラ９、９の周
面９ａ、９ａが図３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４
ａ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２と図３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, when increasing the speed, the trunnions 7, 7 are swung so that the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 of the input side disk 2 are, as shown in FIG. The outer peripheral portion of the inner side surface 2a and the inner side surface 4 of the output side disk 4
The displacement axes 8 and 8 are tilted so that the displacement shafts 8 and 8 come into contact with the central portions of a. If the inclination angle of each of the displacement shafts 8, 8 is set in the middle between FIG. 2 and FIG. 3, an intermediate gear ratio can be obtained between the input shaft 1 and the output shaft 3.
【０００８】更に、図４〜５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、ローディングカム装置１０を設け
ている。一方、上記出力側ディスク４には、出力歯車１
２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。Further, FIGS. 4 to 5 show Japanese Utility Model Application No. 63-6929.
3 shows a more specific toroidal-type continuously variable transmission described in the microfilm of No. 3 (Actual Kaihei No. 1-173552). Input side disk 2 and output side disk 4
And are rotatably supported around the cylindrical input shaft 11. A loading cam device 10 is provided between the end of the input shaft 11 and the input side disk 2. On the other hand, the output side disk 4 has an output gear 1
2 are connected so that the output side disk 4 and the output gear 12 rotate in synchronism with each other.
【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１３、１３に、
揺動並びに軸方向（図４の表裏方向、図５の左右方向）
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。Pivots 6, 6 concentrically provided on both ends of the pair of trunnions 7, 7 are provided on the pair of support plates 13, 13.
Swing and axial direction (front and back direction in Figure 4, left and right direction in Figure 5)
It is supported so that it can be displaced. Then, the base half portions of the displacement shafts 8, 8 are supported by the intermediate portions of the trunnions 7, 7. The displacement shafts 8 and 8 decenter the base half portion and the front half portion from each other. The base half of these is rotatably supported by the middle of the trunnions 7, 7 and the power rollers 9, 9 are rotatably supported by the respective leading halves.
【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５で左右逆方向）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の配設方向に関する若干の変
位自在に支持される。The pair of displacement shafts 8 and 8 are provided 180 degrees opposite to the input shaft 11. or,
The directions in which the base half and the front half of these displacement shafts 8, 8 are eccentric are the same as the rotational directions of the input side and output side disks 2 and 4 (left and right opposite directions in FIG. 5). .
Further, the eccentric direction is a direction substantially orthogonal to the disposing direction of the input shaft 11. Therefore, the power rollers 9, 9 are supported so as to be slightly displaceable in the arrangement direction of the input shaft 11.
【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１７、１
７により、前記各枢軸６、６の軸方向の変位を自在とし
ている。Further, between the outer side surface of each of the power rollers 9 and 9 and the inner side surface of the intermediate portion of each of the trunnions 7 and 7, in order from the outer surface side of each of the power rollers 9 and 9, thrust ball bearings are provided. 14, 14 and thrust needle bearing 15, 1
And 5 are provided. Of these, thrust ball bearings 14, 1
The reference numeral 4 allows the power rollers 9, 9 to rotate while supporting the load in the thrust direction applied to the power rollers 9, 9. Further, each of the thrust needle bearings 15,
The reference numeral 15 designates a thrust load applied from the respective power rollers 9, 9 to the outer races 16, 16 constituting the respective thrust ball bearings 14, 14 while supporting the first half of the displacement shafts 8, 8 and the outer race 16 respectively. , 16 are allowed to oscillate around the base halves of these displacement shafts 8, 8. Further, the trunnions 7 and 7 are hydraulic actuators 17 and 1, respectively.
7, the axial movements of the pivots 6 and 6 are freely made.
【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 loading cam device 10. And
The rotation of the input side disk 2 is transmitted to the output side disk 4 via the pair of power rollers 9, 9, and the rotation of the output side disk 4 is taken out 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５の下側のパワーローラ９を同図の右
側に、同図の上側のパワーローラ９を同図の左側に、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２〜３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 actuators 17 and 1 are used.
7, the pair of trunnions 7 and 7 in opposite directions, for example, the lower power roller 9 of FIG. 5 is on the right side of the figure, the upper power roller 9 of FIG. 5 is on the left side of FIG. Displace each. As a result, the direction of the tangential force acting on the abutting portions between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner side surfaces 2a, 4a of the input side disk 2 and the output side disk 4 changes. To 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. As a result, as shown in FIGS. 2 to 3, the contact positions between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner side surfaces 2a, 4a change, and the input shaft 11 and 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, 9 are displaced in the axial direction of the input shaft 11 due to elastic deformation of the respective constituent parts. Then, the displacement shafts 8, 8 supporting the power rollers 9, 9 slightly rotate about their respective base halves. As a result of this rotation, the thrust ball bearings 14 and 1
4, the outer surface of the outer ring 16, 16 and the trunnions 7, 7
Relative to the inner surface of the. Since the thrust needle bearings 15, 15 are present between the outer side surface and the inner side surface, the force required for this relative displacement is small.
【００１５】上述の様に構成され作用するトロイダル型
無段変速機の場合には、上記入力軸１１と出力歯車１２
との間での動力伝達を２個のパワーローラ９、９により
行なっている。従って、各パワーローラ９、９の周面９
ａ、９ａと入力側、出力側両ディスク２、４の内側面２
ａ、４ａとの間で伝達される単位面積当たりの力が大き
くなり、伝達可能な動力に限界を生じる。この様な事情
に鑑みて、トロイダル型無段変速機により伝達可能な動
力を大きくすべく、パワーローラ９、９の数を増やす事
も、従来から考えられている。In the case of the toroidal type continuously variable transmission constructed and operated as described above, the input shaft 11 and the output gear 12 are provided.
The power transmission between the two is performed by two power rollers 9, 9. Therefore, the peripheral surface 9 of each power roller 9, 9
a, 9a and the inner side surface 2 of both the input side and output side disks 2 and 4
The force per unit area transmitted between a and 4a becomes large, and the power that can be transmitted is limited. In view of such circumstances, it has been conventionally considered to increase the number of power rollers 9 in order to increase the power that can be transmitted by the toroidal type continuously variable transmission.
【００１６】この様な目的でパワーローラ９、９の数を
増やす為の構造の１例として、図６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
ャビティ型の構造が、従来から知られ、更には実施され
ている。この図６に示した構造は、上記入力軸１１ａの
中間部周囲に出力歯車１２ａを、この入力軸１１ａに対
する回転を自在として支持し、この出力歯車１２ａの中
心部に設けた円筒部の両端部に上記各出力側ディスク
４、４を、スプライン係合させている。又、上記各入力
側ディスク２Ａ、２Ｂは、上記入力軸１１ａの両端部
に、この入力軸１１ａと共に回転自在に支持している。
この入力軸１１ａは、駆動軸１８により、ローディング
カム装置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。As an example of the structure for increasing the number of the power rollers 9 and 9 for such a purpose, as shown in FIG. 6, the input side disks 2A and 2B and the output side disks 4 are provided around the input shaft 11a. A so-called double-cavity structure in which two input-side disks 2A and 2B and two output-side disks 4 and 4 are arranged in parallel with each other in the power transmission direction is known from the related art. And is being implemented. In the structure shown in FIG. 6, the output gear 12a is supported around the intermediate portion of the input shaft 11a so as to be rotatable with respect to the input shaft 11a, and both end portions of a cylindrical portion provided at the center of the output gear 12a are supported. The output side disks 4 and 4 are spline-engaged with each other. The input side disks 2A and 2B are rotatably supported at both ends of the input shaft 11a together with the input shaft 11a.
The input shaft 11a is rotationally driven by the drive shaft 18 via the loading cam device 10. In the case of such a double cavity type toroidal type continuously variable transmission, the 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. Between the input side disk 2B and the output side disk 4,
Since it is divided into two systems, large power can be transmitted.
【００１７】又、上述の様に構成され作用するトロイダ
ル型無段変速機を実際の自動車用の無段変速機に組み込
む場合、遊星歯車機構と組み合わせて無段変速装置を構
成する事が、特開平１−１６９１６９号公報、同１−３
１２２６６号公報、同１０−１９６７５９号公報、同１
１−６３１４６号公報、同１１−１０８１４７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。Further, when the toroidal type continuously variable transmission configured and functioning as described above is incorporated in an actual continuously variable transmission for an automobile, it is special to form a continuously variable transmission by combining with a planetary gear mechanism. Kaihei 1-169169 gazette, the same 1-3
No. 12266, No. 10-196759, No. 1
It has been conventionally proposed as described in JP-A-1-63146 and JP-A-11-108147. That is, the torque applied to the toroidal type continuously variable transmission during high speed traveling is transmitted by transmitting the engine driving force only by the toroidal type continuously variable transmission during low speed traveling and by transmitting the above driving force by the planetary gear mechanism during high speed traveling. Is being reduced. With such a configuration, the durability of each component of the toroidal type continuously variable transmission can be improved.
【００１８】図７は、上記各公報のうちの特開平１１−
６３１４６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、ダブルキャビティ型のトロイ
ダル型無段変速機１９と遊星歯車機構２０とを組み合わ
せて成る。そして、低速走行時には動力をこのトロイダ
ル型無段変速機１９のみで伝達し、高速走行時には動力
を、主として上記遊星歯車機構２０により伝達すると共
に、この遊星歯車機構２０による変速比を、上記トロイ
ダル型無段変速機１９の変速比を変える事により調節自
在としている。FIG. 7 shows Japanese Patent Laid-Open No. 11-
The continuously variable transmission described in Japanese Patent No. 63146 is shown. This continuously variable transmission is formed by combining a double cavity type toroidal type continuously variable transmission 19 and a planetary gear mechanism 20. The power is transmitted only by the toroidal type continuously variable transmission 19 at low speed traveling, and the power is mainly transmitted by the planetary gear mechanism 20 at high speed traveling, and the gear ratio by the planetary gear mechanism 20 is changed by the toroidal type continuously variable transmission 19. It is adjustable by changing the gear ratio of the continuously variable transmission 19.
【００１９】この為に、上記トロイダル型無段変速機１
９の中心部を貫通し、両端部に１対の入力側ディスク２
Ａ、２Ｂを支持した入力軸１１ａの先端部（図７の右端
部）と、上記遊星歯車機構２０を構成するリング歯車２
１を支持した支持板２２の中心部に固定した伝達軸２３
とを、高速用クラッチ２４を介して結合している。尚、
上記１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂのうち、先端側
（図７の右側）の入力側ディスク２Ｂは上記入力軸１１
ａに対し、例えば前述の図６に示した従来構造の場合と
同様にして、この入力軸１１ａと同期した回転並びにこ
の入力軸１１ａの軸方向に関する実質的な移動を阻止し
た状態で支持している。これに対して基端側（図７の左
側）の入力側ディスク２Ａは上記入力軸１１ａに対し、
例えばやはり図６に示した従来構造の場合と同様にし
て、この入力軸１１ａと同期した回転並びにこの入力軸
１１ａの軸方向に関する移動自在に支持している。何れ
にしても、上記トロイダル型無段変速機１９の構成は、
次述する押圧装置２５の点を除き、前述の図６に示した
従来構造の場合と、実質的に同様である。For this reason, the toroidal type continuously variable transmission 1 is provided.
9 a pair of input side disks 2 which penetrate the center part of
The tip end portion (the right end portion in FIG. 7) of the input shaft 11a supporting A and 2B and the ring gear 2 constituting the planetary gear mechanism 20.
1. A transmission shaft 23 fixed to the center of a support plate 22 supporting 1
And are connected via a high speed clutch 24. still,
Of the pair of input side disks 2A, 2B, the input side disk 2B on the tip side (right side in FIG. 7) is the input shaft 11
With respect to a, for example, in the same manner as in the case of the conventional structure shown in FIG. 6 described above, it is supported in a state in which rotation in synchronization with the input shaft 11a and substantial movement in the axial direction of the input shaft 11a are blocked. There is. On the other hand, the input side disk 2A on the base end side (left side in FIG. 7) is
For example, similarly to the case of the conventional structure shown in FIG. 6, it is rotatably supported in synchronization with the input shaft 11a and movable in the axial direction of the input shaft 11a. In any case, the structure of the toroidal type continuously variable transmission 19 is as follows.
Except for the pressing device 25 described below, the structure is substantially the same as that of the conventional structure shown in FIG.
【００２０】又、駆動源であるエンジン２６のクランク
シャフト２７の出力側端部（図７の右端部）と上記入力
軸１１ａの入力側端部（＝基端部＝図７の左端部）との
間に、発進クラッチ２８と油圧式の押圧装置２５とを、
動力の伝達方向に関して互いに直列に設けている。この
押圧装置２５には、図示しない制御器の信号に基づき、
上記クランクシャフト２７から前記トロイダル型無段変
速機１９に伝えられる動力の大きさ（トルク）に応じた
押圧力を発生できるだけの、所望の油圧を導入自在とし
ている。尚、油圧式の押圧装置２５に代えて、前述の図
２〜６に示す様なローディングカム装置１０を組み込ん
だ無段変速装置も、従来から知られている。The output side end (the right end in FIG. 7) of the crankshaft 27 of the engine 26, which is the drive source, and the input side end (= base end = the left end in FIG. 7) of the input shaft 11a. Between the starting clutch 28 and the hydraulic pressing device 25,
They are arranged in series with respect to the direction of power transmission. Based on a signal from a controller (not shown), the pressing device 25
A desired hydraulic pressure that can generate a pressing force according to the magnitude (torque) of the power transmitted from the crankshaft 27 to the toroidal type continuously variable transmission 19 can be freely introduced. A continuously variable transmission that incorporates the loading cam device 10 as shown in FIGS. 2 to 6 in place of the hydraulic pressing device 25 has been conventionally known.
【００２１】又、上記入力軸１１ａの回転に基づく動力
を取り出す為の出力軸２９を、この入力軸１１ａと同心
に配置している。そして、この出力軸２９の周囲に前記
遊星歯車機構２０を設けている。この遊星歯車機構２０
を構成する太陽歯車３０は、上記出力軸２９の入力側端
部（図７の左端部）に固定している。従ってこの出力軸
２９は、上記太陽歯車３０の回転に伴って回転する。こ
の太陽歯車３０の周囲には前記リング歯車２１を、上記
太陽歯車３０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２１の内周面と上記太陽歯車３
０の外周面との間に、それぞれが１対ずつの遊星歯車３
１ａ、３１ｂを組み合わせて成る、複数の遊星歯車組３
２、３２を設けている。これら１対ずつの遊星歯車３１
ａ、３１ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置し
た遊星歯車３１ａが上記リング歯車２１に噛合し、内径
側に配置した遊星歯車３１ｂが上記太陽歯車３０に噛合
している。この様な遊星歯車組３２、３２は、キャリア
３３の片側面（図７の左側面）に回転自在に支持してい
る。又、このキャリア３３は、上記出力軸２９の中間部
に、回転自在に支持している。Further, the output shaft 29 for taking out the power based on the rotation of the input shaft 11a is arranged concentrically with the input shaft 11a. The planetary gear mechanism 20 is provided around the output shaft 29. This planetary gear mechanism 20
Is fixed to the input side end of the output shaft 29 (the left end in FIG. 7). Therefore, the output shaft 29 rotates as the sun gear 30 rotates. Around the sun gear 30, the ring gear 21 is rotatably supported concentrically with the sun gear 30.
The inner peripheral surface of the ring gear 21 and the sun gear 3
0 to the outer peripheral surface, and each pair of planetary gears 3
Plural planetary gear sets 3 formed by combining 1a and 31b
2, 32 are provided. Each of these planetary gears 31
The a and 31b mesh with each other, the planetary gear 31a arranged on the outer diameter side meshes with the ring gear 21, and the planetary gear 31b arranged on the inner diameter side meshes with the sun gear 30. Such planetary gear sets 32, 32 are rotatably supported on one side surface (the left side surface in FIG. 7) of the carrier 33. The carrier 33 is rotatably supported on the intermediate portion of the output shaft 29.
【００２２】又、上記キャリア３３と、前記トロイダル
型無段変速機１９を構成する１対の出力側ディスク４、
４とを、請求項２に記載した第一の動力伝達機構３４に
より、回転力の伝達を可能な状態に接続している。この
第一の動力伝達機構３４は、上記入力軸１１ａ及び上記
出力軸２９と平行な伝達軸３５と、この伝達軸３５の一
端部（図７の左端部）に固定したスプロケット３６ａ
と、上記各出力側ディスク４、４に固定したスプロケッ
ト３６ｂと、これら両スプロケット３６ａ、３６ｂ同士
の間に掛け渡したチェン３７と、上記伝達軸３５の他端
（図７の右端）と上記キャリア３３とにそれぞれ固定さ
れて互いに噛合した第一、第二の歯車３８、３９とによ
り構成している。従って上記キャリア３３は、上記各出
力側ディスク４、４の回転に伴って、これら出力側ディ
スク４、４と反対方向に、上記１対のスプロケット３６
ａ、３６ｂの歯数、並びに、上記第一、第二の歯車３
８、３９の歯数に応じた速度で回転する。Further, the carrier 33 and a pair of output side disks 4 constituting the toroidal type continuously variable transmission 19,
4 are connected to each other by a first power transmission mechanism 34 described in claim 2 in a state capable of transmitting a rotational force. The first power transmission mechanism 34 includes a transmission shaft 35 parallel to the input shaft 11a and the output shaft 29, and a sprocket 36a fixed to one end portion (the left end portion in FIG. 7) of the transmission shaft 35.
A sprocket 36b fixed to each of the output side disks 4 and 4, a chain 37 spanned between the two sprockets 36a and 36b, the other end of the transmission shaft 35 (the right end in FIG. 7) and the carrier. 33 and first and second gears 38 and 39 which are fixed to each other and mesh with each other. Therefore, the carrier 33 is rotated in a direction opposite to the output discs 4 and 4 as the output discs 4 and 4 rotate, and the pair of sprockets 36 is rotated.
The number of teeth of a and 36b, and the first and second gears 3 described above.
It rotates at a speed corresponding to the number of teeth of 8 and 39.
【００２３】一方、上記入力軸１１ａと上記リング歯車
２１とは、この入力軸１１ａと同心に配置された前記伝
達軸２３を介して、回転力の伝達を可能な状態に接続自
在としている。この伝達軸２３と上記入力軸１１ａとの
間には、前記高速用クラッチ２４を、これら両軸２３、
１１ａに対し直列に設けている。従って本例の場合に
は、請求項２に記載した第二の動力伝達機構４２は、上
記伝達軸２３が構成する。そして、上記高速用クラッチ
２４の接続時にこの伝達軸２３は、上記入力軸１１ａの
回転に伴って、この入力軸１１ａと同方向に同速で回転
する。On the other hand, the input shaft 11a and the ring gear 21 can be freely connected to each other via the transmission shaft 23 arranged concentrically with the input shaft 11a so that the rotational force can be transmitted. The high speed clutch 24 is provided between the transmission shaft 23 and the input shaft 11a.
It is provided in series with 11a. Therefore, in the case of this example, the transmission shaft 23 constitutes the second power transmission mechanism 42 described in claim 2. When the high-speed clutch 24 is engaged, the transmission shaft 23 rotates in the same direction as the input shaft 11a at the same speed as the input shaft 11a rotates.
【００２４】又、無段変速装置は、クラッチ機構を備え
る。このクラッチ機構は、上記高速用クラッチ２４と、
上記キャリア３３の外周縁部と上記リング歯車２１の軸
方向一端部（図７の右端部）との間に設けた低速用クラ
ッチ４０と、このリング歯車２１と無段変速装置のハウ
ジング（図示省略）等の固定の部分との間に設けた後退
用クラッチ４１とから成る。各クラッチ２４、４０、４
１は、何れか１個のクラッチが接続された場合には、残
り２個のクラッチの接続が断たれる。Further, the continuously variable transmission has a clutch mechanism. This clutch mechanism includes the high speed clutch 24,
A low speed clutch 40 provided between the outer peripheral edge of the carrier 33 and one end of the ring gear 21 in the axial direction (the right end in FIG. 7), the ring gear 21 and the housing of the continuously variable transmission (not shown). ) Etc. and a fixed clutch 41 for reversing. Each clutch 24, 40, 4
In No. 1, when any one clutch is connected, the remaining two clutches are disconnected.
【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２４及び後退用クラッチ
４１の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ２８を
接続し、前記入力軸１１ａを回転させると、トロイダル
型無段変速機１９のみが、この入力軸１１ａから上記出
力軸２９に動力を伝達する。この様な低速走行時には、
それぞれ１対ずつの入力側ディスク２Ａ、２Ｂと、出力
側ディスク４、４との間の変速比を、前述の図６に示し
たトロイダル型無段変速機単独の場合と同様にして調節
する。In the continuously variable transmission constructed as described above, the low speed clutch 40 is connected and the high speed clutch 24 and the reverse clutch 41 are disconnected during low speed running. When the starting clutch 28 is connected in this state and the input shaft 11a is rotated, only the toroidal type continuously variable transmission 19 transmits power from the input shaft 11a to the output shaft 29. When driving at low speed like this,
The gear ratio between each pair of the input side disks 2A, 2B and the output side disks 4, 4 is adjusted in the same manner as in the case of the toroidal type continuously variable transmission alone shown in FIG.
【００２６】これに対して、高速走行時には、上記高速
用クラッチ２４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４１の接続を断つ。この状態で
上記発進クラッチ２８を接続し、上記入力軸１１ａを回
転させると、この入力軸１１ａから上記出力軸２９に
は、前記伝達軸２３と前記遊星歯車機構２０とが、動力
を伝達する。即ち、上記高速走行時に上記入力軸１１ａ
が回転すると、この回転は上記高速用クラッチ２４及び
伝達軸２３を介してリング歯車２１に伝わる。そして、
このリング歯車２１の回転が複数の遊星歯車組３２、３
２を介して太陽歯車３０に伝わり、この太陽歯車３０を
固定した上記出力軸２９を回転させる。この状態で、上
記トロイダル型無段変速機１９の変速比を変える事によ
り上記各遊星歯車組３２、３２の公転速度を変化させれ
ば、上記無段変速装置全体としての変速比を調節でき
る。On the other hand, during high speed traveling, the high speed clutch 24 is connected and the low speed clutch 40 and the reverse clutch 41 are disconnected. In this state, when the starting clutch 28 is connected and the input shaft 11a is rotated, the transmission shaft 23 and the planetary gear mechanism 20 transmit power from the input shaft 11a to the output shaft 29. That is, the input shaft 11a during high speed traveling
When is rotated, this rotation is transmitted to the ring gear 21 via the high speed clutch 24 and the transmission shaft 23. And
The rotation of the ring gear 21 causes a plurality of planetary gear sets 32, 3
It is transmitted to the sun gear 30 via 2 and rotates the output shaft 29 to which the sun gear 30 is fixed. In this state, if the revolution speed of each planetary gear set 32, 32 is changed by changing the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 19, the gear ratio of the continuously variable transmission as a whole can be adjusted.
【００２７】即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車組
３２、３２が、上記リング歯車２１と同方向に公転す
る。そして、これら各遊星歯車組３２、３２の公転速度
が遅い程、上記太陽歯車３０を固定した出力軸２９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
２１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２１と出力軸２９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２１の回転速
度よりも遅ければ、上記リング歯車２１の回転速度より
も出力軸２９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２１の回転速度よりも速ければ、上記
リング歯車２１の回転速度よりも出力軸２９の回転速度
が遅くなる。That is, the planetary gear sets 32, 32 revolve in the same direction as the ring gear 21 during the high speed running. Then, the slower the revolution speed of each planetary gear set 32, 32, the higher the rotation speed of the output shaft 29 to which the sun gear 30 is fixed. For example, if the revolution speed and the rotation speed of the ring gear 21 (both are angular velocities) are the same, the rotation speeds of the ring gear 21 and the output shaft 29 are the same.
On the other hand, if the revolution speed is slower than the rotation speed of the ring gear 21, the rotation speed of the output shaft 29 becomes faster than the rotation speed of the ring gear 21. On the contrary, if the revolution speed is higher than the rotation speed of the ring gear 21, the rotation speed of the output shaft 29 becomes slower than the rotation speed of the ring gear 21.
【００２８】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１９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、即ち、前記高速用クラッチ２
４を接続した状態では、前記エンジン２６から入力軸１
１ａに伝達されたトルクは、前記伝達軸２３を介して前
記遊星歯車機構２０のリング歯車２１に伝達される。従
って、入力軸１１ａの側から各入力側ディスク２Ａ、２
Ｂに伝達されるトルクは殆どなくなる。Therefore, when the vehicle is traveling at a high speed, as the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 19 is changed to the deceleration side, the gear ratio of the entire continuously variable transmission is changed to the speed increasing side. Such a state at the time of high speed running, that is, the high speed clutch 2
4 is connected to the input shaft 1 from the engine 26.
The torque transmitted to 1a is transmitted to the ring gear 21 of the planetary gear mechanism 20 via the transmission shaft 23. Therefore, from the input shaft 11a side, the respective input side disks 2A, 2
Almost no torque is transmitted to B.
【００２９】一方、前記第二の動力伝達機構４２を介し
て前記遊星歯車機構２０のリング歯車２１に伝達された
トルクの一部は、前記各遊星歯車組３２、３２から、キ
ャリア３３及び第一の動力伝達機構３４を介して各出力
側ディスク４、４に伝わる。この様に各出力側ディスク
４、４からトロイダル型無段変速機１９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１９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１９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１９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 21 of the planetary gear mechanism 20 via the second power transmission mechanism 42 is partially transferred from the planetary gear sets 32, 32 to the carrier 33 and the first. Is transmitted to each of the output side disks 4 and 4 via the power transmission mechanism 34. Thus, the torque applied to the toroidal type continuously variable transmission 19 from each of the output side disks 4 and 4 changes the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 19 so as to change the gear ratio of the entire continuously variable transmission to the speed increasing side. Becomes smaller as is changed to the deceleration side. As a result, the torque input to the toroidal type continuously variable transmission 19 at the time of high speed traveling can be reduced, and the durability of the components of the toroidal type continuously variable transmission 19 can be improved.
【００３０】更に、自動車を後退させるべく、前記出力
軸２９を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両ク
ラッチ４０、２４の接続を断つと共に、前記後退用クラ
ッチ４１を接続する。この結果、上記リング歯車２１が
固定され、上記各遊星歯車組３２、３２が、このリング
歯車２１並びに前記太陽歯車３０と噛合しつつ、この太
陽歯車３０の周囲を公転する。そして、この太陽歯車３
０並びにこの太陽歯車３０を固定した出力軸２９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 29 is reversely rotated in order to move the vehicle backward, the low speed clutch 40 and the high speed clutch 40 are disconnected, and the reverse clutch 41 is connected. As a result, the ring gear 21 is fixed, and the planetary gear sets 32, 32 revolve around the sun gear 30 while meshing with the ring gear 21 and the sun gear 30. And this sun gear 3
0 and the output shaft 29 to which the sun gear 30 is fixed rotate in the opposite direction to the above-described low speed traveling and the above high speed traveling.
【００３１】ところで、前述の様に構成され作用するト
ロイダル型無段変速機の運転時には、ローディングカム
装置１０の発生する推力（押圧力）に基づいて、入力
側、出力側両ディスク２、２Ａ、２Ｂ、４の内側面２
ａ、４ａと各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａとの
当接点であるトラクション部に押し付け力が付与され
る。そして、このトラクション部に付与される押し付け
力に基づいて、上記入力側ディスク２、２Ａ、２Ｂの回
転が、上記パワーローラ９、９を介して上記出力側ディ
スク４に伝達される。By the way, during operation of the toroidal type continuously variable transmission constructed and operated as described above, based on the thrust (pressing force) generated by the loading cam device 10, both the input side and output side disks 2, 2A ,. 2B, inner surface 2 of 4
A pressing force is applied to the traction portion, which is the contact point between the a and 4a and the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 9 and 9. The rotation of the input side disks 2, 2A, 2B is transmitted to the output side disk 4 via the power rollers 9, 9 based on the pressing force applied to the traction portion.
【００３２】この様なローディングカム装置１０の推力
に基づいてトラクション部に付与される押し付け力は、
上記トロイダル型無段変速機の減速比が大きくなる程
（各パワーローラが減速側に傾斜する程）、必要とされ
る押し付け力よりも過剰になる事が、１９９０年５月に
発行された『日本機械学会論文集（Ｃ編）５６巻５２５
号』の第２０４〜２１０頁等に記載されている様に、従
来から知られている。即ち、図８に示す様な一定の傾斜
角度（リード角）θを有する駆動側、被駆動側カム面４
３、４４と複数個のローラ４６とにより構成するローデ
ィングカム装置１０の場合、このローディングカム装置
１０の発生する推力に基づいて上記トラクション部に付
与される押し付け力は、減速比が大きくなる程、即ち減
速側になる程、必要とされる押し付け力に比べて過剰と
なる事が、従来から知られている。しかも、上記トロイ
ダル型無段変速機の伝達すべきトルクが増大すると、こ
のトルクの増大に基づいて上記トラクション部に付与さ
れる押し付け力も増大する。この為、上述の様に減速比
が大きい状態で、しかも伝達すべきトルクが大きい場合
には、このトルクの増大に基づく押し付け力の増大と相
まって、上記トラクション部に付与される押し付け力が
過大になる事が避けられない。この様に押し付け力が過
大になると、上記トラクション部を構成する上記入力
側、出力側各ディスク２、２Ａ、２Ｂ、４の内側面２
ａ、４ａ及び各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａの
転がり疲れ寿命の確保を図りにくくなり、好ましくな
い。The pressing force applied to the traction portion based on the thrust of the loading cam device 10 is
It was issued in May 1990 that the greater the reduction ratio of the toroidal type continuously variable transmission (the more each power roller inclines toward the deceleration side), the more the pressing force becomes necessary. Proceedings of the Japan Society of Mechanical Engineers, Volume 56, Volume 525
No. pp. 204-210 and the like. That is, the driving-side and driven-side cam surfaces 4 having a constant inclination angle (lead angle) θ as shown in FIG.
In the case of the loading cam device 10 composed of 3, 44 and the plurality of rollers 46, the pressing force applied to the traction portion based on the thrust generated by the loading cam device 10 becomes larger as the reduction ratio becomes larger. That is, it is conventionally known that the deceleration side becomes excessive as compared with the required pressing force. Moreover, when the torque to be transmitted by the toroidal type continuously variable transmission increases, the pressing force applied to the traction portion also increases due to the increase in the torque. Therefore, as described above, when the reduction ratio is large and the torque to be transmitted is large, the pressing force applied to the traction portion becomes excessive due to the increase in the pressing force due to the increase in the torque. It cannot be avoided. When the pressing force becomes excessive as described above, the inner side surface 2 of each of the input side and output side disks 2, 2A, 2B, 4 which constitute the traction portion.
a, 4a and the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 are difficult to secure the rolling fatigue life, which is not preferable.
【００３３】この様な事情に鑑みて特開平１０−１４１
４６１号公報には、ローディングカム装置１０を構成す
る駆動側、被駆動側各カム面４３、４４の構造を工夫す
る事により、このローディングカム装置１０の発生する
推力に基づいてトラクション部に付与される押し付け力
が、過大となる事を防止する発明が記載されている。図
９は、この公報に記載された、ローディングカム装置１
０を構成する駆動側、被駆動側各カム面４３、４４とロ
ーラ４６との係合部分の構造を示している。このローデ
ィングカム装置１０を構成する駆動側、被駆動側各カム
面４３、４４は、その傾斜角度を途中で変化させてい
る。即ち、これら駆動側、被駆動側各カム面４３、４４
を構成する各凹部４５、４５の内面のうちの動力伝達時
にローラ４６と係合する各係合面４７を、減速比が大き
く、しかも伝達すべきトルクが大きい状態で上記各ロー
ラ４６と係合する部分となる第一係合面４８と、同じく
他の部分である第二係合面４９とにより構成している。
そして、このうちの第一係合面４８の傾斜角度θ1 を、
上記第二係合面４９の傾斜角度θ2 よりも急に（大き
く）している。In view of such circumstances, Japanese Patent Laid-Open No. 10-141
In Japanese Patent Laid-Open No. 461, by devising the structure of each of the driving-side and driven-side cam surfaces 43 and 44 constituting the loading cam device 10, the driving cam device 10 is provided with a traction portion based on the thrust generated by the loading cam device 10. The invention that prevents the pressing force from becoming excessive is described. FIG. 9 shows a loading cam device 1 described in this publication.
The structure of the engaging portion between the driving-side and driven-side cam surfaces 43 and 44 and the roller 46, which form 0, is shown. The driving-side and driven-side cam surfaces 43 and 44 of the loading cam device 10 have their inclination angles changed in the middle. That is, these driving-side and driven-side cam surfaces 43, 44
Of the inner surfaces of the recesses 45, 45, which engage with the rollers 46 at the time of power transmission, the engagement surfaces 47 are engaged with the rollers 46 in a state where the reduction ratio is large and the torque to be transmitted is large. The first engaging surface 48, which is a portion to be formed, and the second engaging surface 49, which is also another portion, are configured.
Then, of these, the inclination angle θ 1 of the first engagement surface 48 is
The inclination angle θ 2 of the second engagement surface 49 is steeper (larger).
【００３４】この様な構造の場合、上記各ローラ４６が
上記第一係合面４８と係合すると、上記駆動側カム面４
３を設けたカム板５０に加わるトルクＴに基づいて発生
する、この駆動側カム面４３から上記被駆動側カム面４
４を軸方向（図９の上下方向）に遠ざける力Ｆ、即ち、
上記ローディングカム装置１０の発生する推力Ｆが、同
じく上記各ローラ４６が上記第二係合面４９と係合した
場合に比べて小さくなる。この為、減速比が大きく、し
かも伝達すべきトルクが大きい状態で、上記ローディン
グカム装置１０の発生する推力Ｆに基づいてトラクショ
ン部に付与される押し付け力が、過大になる事を防止で
きる。この結果、このトラクション部を構成する入力
側、出力側各ディスク２、２Ａ、２Ｂ、４の内側面２
ａ、４ａ及び各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａ
（図２〜６参照）の転がり疲れ寿命の確保を図れる。In the case of such a structure, when each of the rollers 46 is engaged with the first engaging surface 48, the driving side cam surface 4 is formed.
3 from the driving side cam surface 43 to the driven side cam surface 4 generated based on the torque T applied to the cam plate 50 provided with
4, which is a force F that moves 4 away from each other in the axial direction (vertical direction in FIG. 9),
The thrust F generated by the loading cam device 10 is smaller than that when each roller 46 is engaged with the second engagement surface 49. Therefore, it is possible to prevent the pressing force applied to the traction unit based on the thrust F generated by the loading cam device 10 from becoming excessive in a state where the reduction ratio is large and the torque to be transmitted is large. As a result, the inner surface 2 of each of the input-side and output-side disks 2, 2A, 2B, 4 that constitute this traction portion
a, 4a and peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9
(See FIGS. 2 to 6) The rolling fatigue life can be secured.
【００３５】尚、特開２０００−１４５９１１号公報に
も、ローディングカム装置を構成する駆動側、被駆動側
各カム面の傾斜角度を途中で変化させた構造が記載され
ている。但し、この公報に記載された構造は、上述した
特開平１０−１４１４６１号公報に記載された構造とは
逆に、動力伝達時に各ローラと係合する各係合面のうち
の、伝達すべきトルクが大きい状態でこれら各ローラと
係合する部分となる第一係合面の傾斜角度を、他の部分
である第二係合面の傾斜角度に比べて緩く（小さく）し
ている。そしてこの様な構成により、伝達トルクが小さ
い状態でのトラクション部の押し付け力を増大する事な
く、同じく伝達トルクが大きい状態での押し付け力を確
保している。Japanese Patent Laid-Open No. 2000-145911 also describes a structure in which the inclination angles of the driving-side and driven-side cam surfaces constituting the loading cam device are changed midway. However, contrary to the structure described in Japanese Unexamined Patent Application Publication No. 10-141461, the structure described in this publication should be transmitted among the engagement surfaces that engage with each roller during power transmission. The inclination angle of the first engagement surface, which is a portion that engages with each roller when the torque is large, is set to be smaller (smaller) than the inclination angle of the second engagement surface, which is the other portion. With this structure, the pressing force of the traction portion is not increased when the transmission torque is small, and the pressing force when the transmission torque is large is secured.
【００３６】[0036]
【発明が解決しようとする課題】前述の図９に示す様
に、特開平１０−１４１４６１号公報に記載された構造
の場合、駆動側、被駆動側各カム面４３、４４を構成す
る各凹部４５、４５の内面のうちの動力伝達時にローラ
４６と係合する各係合面４７を、傾斜角度の異なる第
一、第二係合面４８、４９により構成している。ところ
が、この様に傾斜角度の異なる第一、第二係合面４８、
４９により各係合面４７を構成した場合、動力伝達時に
上記各ローラ４６が、傾斜角度の大きい上記第一係合面
４８と同じく傾斜角度の小さい上記第二係合面４９とに
同時に係合（接触）する可能性がある。この様に各ロー
ラ４６が傾斜角度の異なる第一、第二係合面４８、４９
に同時に係合すると、所望の推力が得られなくなり、入
力側、出力側各ディスク２、２Ａ、２Ｂ、４の内側面２
ａ、４ａと各パワーローラ９、９の周面９ａ（図２〜７
参照）との接触点であるトラクション部に付与される押
し付け力が、低下或は増大する可能性がある。この様な
トラクション部に付与される押し付け力の低下或は増大
は、このトラクション部に滑りを生じさて伝達効率を低
下させたり、このトラクション部を構成する上記各部材
２、２Ａ、２Ｂ、４、９に損傷等を生じさせる為、好ま
しくない。As shown in FIG. 9 described above, in the case of the structure described in Japanese Patent Laid-Open No. 10-141461, the concave portions forming the cam surfaces 43, 44 on the driving side and the driven side, respectively. Of the inner surfaces of 45, 45, the respective engagement surfaces 47 that engage with the roller 46 during power transmission are formed by first and second engagement surfaces 48, 49 having different inclination angles. However, in this way, the first and second engaging surfaces 48 having different inclination angles,
When the respective engaging surfaces 47 are constituted by 49, the respective rollers 46 are simultaneously engaged with the first engaging surface 48 having a large inclination angle and the second engaging surface 49 having a small inclination angle at the time of power transmission. There is a possibility of (contact). In this way, each roller 46 has the first and second engagement surfaces 48, 49 with different inclination angles.
If they are simultaneously engaged with, the desired thrust cannot be obtained, and the inner side surface 2 of each of the input side and output side disks 2, 2A, 2B, 4
a, 4a and the peripheral surface 9a of each power roller 9, 9 (see FIGS.
There is a possibility that the pressing force applied to the traction portion, which is the contact point with the contact point (see), may be reduced or increased. Such a decrease or increase in the pressing force applied to the traction part causes slippage in the traction part to reduce the transmission efficiency, and the above-mentioned members 2, 2A, 2B, 4, which constitute the traction part. This is not preferable, because it causes damage to 9 and the like.
【００３７】又、上述の様な傾斜角度の異なる第一、第
二係合面４８、４９を有する構造の場合、駆動側、被駆
動側各カム面４３、４４を加工する際に、これら第一、
第二係合面４８、４９の切削作業や研削作業が面倒にな
る事が避けられない。即ち、これら第一係合面４８と第
二係合面４９とが不連続につながっている為、これら各
面４８、４９を連続して加工しようとすると、当該不連
続部分で工具の相対速度が急激に増減する可能性があ
る。この様に工具の相対速度が急激に増減すると、この
工具並びに被加工面に衝撃的な荷重が加わり、これら工
具や被加工面が傷付いたり、この工具の摩耗が著しくな
ったりする可能性がある。この様な工具や被加工面に加
わる荷重を低減すべく、当該不連続部分を加工する際に
切削速度や研削速度を増減させて、上記各係合面４８、
４９毎に加工速度を最適な値に規制する事が考えられる
が、加工作業が面倒になる他、加工時間も長くなる為、
好ましくない。本発明は、この様な事情に鑑みて、加工
作業が面倒になる事なく、トラクション部に適正な押し
付け力を付与できる構造を実現すべく発明したものであ
る。Further, in the case of the structure having the first and second engaging surfaces 48 and 49 having different inclination angles as described above, when machining the driving-side and driven-side cam surfaces 43 and 44, these one,
It is inevitable that the cutting work and the grinding work of the second engagement surfaces 48, 49 are troublesome. That is, since the first engagement surface 48 and the second engagement surface 49 are discontinuously connected, when it is attempted to continuously machine these surfaces 48, 49, the relative speed of the tool at the discontinuous portion. May increase or decrease rapidly. When the relative speed of the tool suddenly increases or decreases in this way, a shocking load is applied to this tool and the surface to be processed, and these tools and the surface to be processed may be damaged or wear of this tool may become remarkable. is there. In order to reduce the load applied to such a tool or the surface to be processed, the cutting speed or the grinding speed is increased or decreased when processing the discontinuous portion, and the engagement surfaces 48,
It is conceivable to regulate the machining speed to the optimum value for each 49, but since the machining work becomes troublesome and the machining time becomes long,
Not preferable. In view of such circumstances, the present invention has been devised to realize a structure that can apply an appropriate pressing force to a traction portion without making the machining work troublesome.
【００３８】[0038]
【課題を解決するための手段】本発明のトロイダル型無
段変速機は、前述した従来から知られているトロイダル
型無段変速機と同様に、それぞれが断面円弧形の凹面で
ある互いの内側面同士を対向させた状態で、互いに同心
に、且つ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
クの中心軸に対し捩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、上記入力側ディスクと上記出力側ディスクとを互い
に近づけ合う方向の推力を発生させるローディングカム
装置とを備える。そして、このローディングカム装置
は、上記入力側ディスクと出力側ディスクとのうちの一
方のディスクと同心に配置されて回転するカム板と、こ
れら一方のディスクとカム板との互いに対向する面に、
円周方向に関する凹凸として形成された１対のカム面
と、これら各カム面と係合する状態で上記一方のディス
クとカム板との間に挟持された複数個の中間部材とを備
えたものである。The toroidal type continuously variable transmission of the present invention is similar to the above-mentioned conventionally known toroidal type continuously variable transmission in that each of them is a concave surface having an arcuate cross section. With the inner side surfaces facing each other, an input side disk and an output side disk that are concentrically and rotatably supported with each other, and a pivot that is in a twisted position with respect to the center axes of the input side disk and the output side disk are provided. A plurality of trunnions swinging as a center, a displacement shaft supported in an intermediate portion of each of the trunnions in a state of protruding from the inner side surface of each of the trunnions, and an inner side surface of each of the trunnions arranged on the input side. While being sandwiched between the disc and the output side disc, the power roller rotatably supported around each of the displacement shafts and having a spherical convex surface on the peripheral surface thereof, and the input side disc And a loading cam device for generating thrust in a direction mutually closer disk and the the output side disk together. Further, this loading cam device is provided with a cam plate which is arranged concentrically with one of the input side disc and the output side disc and rotates, and the surfaces of the one side disc and the cam plate facing each other.
A pair of cam surfaces formed as unevenness in the circumferential direction, and a plurality of intermediate members sandwiched between the one disk and the cam plate in a state of engaging with the respective cam surfaces. Is.
【００３９】特に、本発明のトロイダル型無段変速機に
於いては、上記各カム面のうちの少なくとも一方のカム
面を、当該カム面の底部から頂部に向かう程傾斜角度が
次第に大きくなる方向に滑らかに変化させた曲面とす
る。Particularly, in the toroidal type continuously variable transmission according to the present invention, the inclination angle of at least one of the cam surfaces is gradually increased from the bottom to the top of the cam surface. A curved surface that changes smoothly.
【００４０】[0040]
【作用】上述の様に構成する本発明のトロイダル型無段
変速機が、入力側ディスクと出力側ディスクとの間で動
力を伝達し、又、変速比を変える作用は、前述した従来
から知られているトロイダル型無段変速機の場合と同様
である。特に、本発明のトロイダル型無段変速機の場合
には、ローディングカム装置を構成する各カム面の加工
作業が面倒になる事なく、上記入力側、出力側両ディス
クの内側面と各パワーローラの周面との接触部であるト
ラクション部に適正な押し付け力を付与できる。The operation of the toroidal type continuously variable transmission of the present invention configured as described above to transmit power between the input side disc and the output side disc and to change the gear ratio is known from the above-mentioned prior art. This is the same as the case of the conventional toroidal type continuously variable transmission. In particular, in the case of the toroidal type continuously variable transmission of the present invention, the inner side surfaces of both the input side and output side disks and the power rollers do not have to be troublesome for machining the cam surfaces constituting the loading cam device. An appropriate pressing force can be applied to the traction portion, which is the contact portion with the peripheral surface of the.
【００４１】即ち、上記ローディングカム装置を構成す
る各カム面のうちの少なくとも一方のカム面を、底部か
ら頂部に亙り滑らかな曲面としている為、前述の図９に
示す様な異なる傾斜角度の係合面を有する構造の場合の
様に、トラクション部に適正な押し付け力が付与されな
くなって伝達効率が低下する事がない。更には、上記各
カム面を加工する際に工具の相対速度が急激に増減する
事がなくなる為、これら工具や被加工面が傷付いたり、
この工具の摩耗が著しくなったりする事も防止できる。
この為、加工作業の容易化並びに加工時間の短縮化を図
れる他、これら加工作業の容易化並びに加工時間の短縮
化による製造コストの低廉化も図れる。That is, since at least one of the cam surfaces constituting the loading cam device is a smooth curved surface from the bottom to the top, the relationship between the different inclination angles as shown in FIG. 9 is set. As in the case of the structure having the mating surface, the transmission force does not decrease because the proper pressing force is not applied to the traction portion. Furthermore, since the relative speed of the tool does not suddenly increase or decrease when processing each of the above cam surfaces, these tools and the surface to be processed are damaged,
It is possible to prevent the tool from being significantly worn.
Therefore, it is possible to facilitate the working work and shorten the working time, and also to reduce the manufacturing cost by facilitating the working work and shortening the working time.
【００４２】しかも、上記カム面の傾斜角度を、当該カ
ム面の底部から頂部に向かう程次第に大きくしている
為、上記ローディングカム装置の発生する推力（上記各
カム面同士が軸方向に遠ざかろうとする力）、即ち、上
記トラクション部に付与される押し付け力を、減速比が
大きく（各パワーローラが減速側に傾斜し）、しかも伝
達すべきトルクが大きい場合でも、過大になる事を防止
できる。勿論、減速比が大きい場合以外でも、伝達トル
クの増大に基づいて上記押し付け力が増大する場合に、
上記トラクション部に必要以上の押し付け力が付与され
る事を防止できる。この為、このトラクション部を構成
する上記入力側、出力側各ディスクの内側面及び各パワ
ーローラの周面の転がり疲れ寿命の確保を図れる他、こ
のトラクション部の押し付け力の低減化に伴って、これ
らトラクション部を構成する入力側、出力側各ディスク
や各パワーローラを支持する各部材の小型化も図れる。Moreover, since the inclination angle of the cam surface is gradually increased from the bottom to the top of the cam surface, the thrust generated by the loading cam device (when the cam surfaces are separated from each other in the axial direction). Force), that is, the pressing force applied to the traction portion, can be prevented from becoming excessive even when the reduction ratio is large (each power roller is inclined toward the deceleration side) and the torque to be transmitted is large. . Of course, even when the reduction ratio is large, when the pressing force increases due to the increase of the transmission torque,
It is possible to prevent an excessive pressing force from being applied to the traction portion. Therefore, in addition to ensuring the rolling fatigue life of the inner surface of each of the input side and output side disks and the peripheral surface of each power roller that constitute the traction section, with the reduction of the pressing force of the traction section, It is also possible to reduce the size of each member that supports each of the input side and output side disks and each power roller that form these traction units.
【００４３】[0043]
【発明の実施の形態】図１は、本発明の実施の形態の１
例を示している。尚、本発明の特徴は、入力側ディスク
２、２Ａ、２Ｂ及び出力側ディスク４の内側面２ａ、４
ａと各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａ（図２〜７
参照）との当接部であるトラクション部の押し付け力を
適正な値に規制すべく、ローディングカム装置１０ａを
構成するカム面４３ａ、４４ａの形状を工夫した点にあ
る。その他の部分の構造及び作用は、前述の従来構造と
同様であるから、同等部分には同一符号を付して、重複
する図示並びに説明は省略若しくは簡略にし、以下、本
発明の特徴部分を中心に説明する。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS FIG. 1 shows a first embodiment of the present invention.
An example is shown. Incidentally, the feature of the present invention is that the inner side surfaces 2a, 4a of the input side disks 2, 2A, 2B and the output side disk 4 are
a and the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 9 and 9 (see FIGS. 2 to 7).
This is because the shapes of the cam surfaces 43a and 44a forming the loading cam device 10a have been devised in order to regulate the pressing force of the traction portion, which is the contacting portion with the reference cam), to an appropriate value. Since the structure and operation of the other parts are the same as those of the above-mentioned conventional structure, the same parts are designated by the same reference numerals, and overlapping drawings and explanations are omitted or simplified. Explained.
【００４４】上記ローディングカム装置１０ａは、入力
側ディスク２（２Ａ）と、この入力側ディスク２（２
Ａ）と同心に配置されて入力軸１、１１、１１ａ（図２
〜７参照）等の入力部材と共に回転するカム板５０と、
図示しない保持器により転動自在に保持した複数個（例
えば４個）の中間部材５１とから構成している。上記カ
ム板５０の片側面（図１の上側面）には、円周方向に関
する凹凸面である駆動側カム面４３ａを形成し、上記入
力側ディスク２（２Ａ）の外側面（図１の下側面）にも
同様の形状を有する被駆動側カム面４４ａを形成してい
る。そして、上記複数個の中間部材５１を、上記カム板
５０並びに入力側ディスク２（２Ａ）の中心に対し放射
方向の軸を中心とする回転自在に支持している。尚、こ
れら各中間部材５１は、鉄系金属若しくはセラミックに
より造られた玉或はローラ、若しくは前述の図４、６に
示す様な複数個のローラ素子を軸方向に複数個設けて成
るローラ等、方斜方向の中心軸と直角方向の断面が円形
である、各種形状のものを使用できる。The loading cam device 10a includes an input side disc 2 (2A) and the input side disc 2 (2A).
A) is arranged concentrically with the input shaft 1, 11, 11a (see FIG. 2).
Cam plate 50 that rotates together with an input member such as
It is composed of a plurality of (for example, four) intermediate members 51 rotatably held by a holder (not shown). A drive side cam surface 43a, which is an uneven surface in the circumferential direction, is formed on one side surface (upper side surface in FIG. 1) of the cam plate 50, and the outer side surface (lower side in FIG. 1) of the input side disk 2 (2A) is formed. The driven side cam surface 44a having a similar shape is also formed on the side surface). The plurality of intermediate members 51 are rotatably supported around the radial axis with respect to the center of the cam plate 50 and the input side disk 2 (2A). Each of the intermediate members 51 is a ball or roller made of iron-based metal or ceramic, or a roller provided with a plurality of roller elements as shown in FIGS. 4 and 6 in the axial direction. Various shapes having a circular cross section perpendicular to the central axis in the oblique direction can be used.
【００４５】そして、上記駆動側、被駆動側各カム面４
３ａ、４４ａを、底部から頂部に向かう程傾斜角度が次
第に大きくなる方向に滑らかに変化させた曲面としてい
る。即ち、これら駆動側、被駆動側各カム面４３ａ、４
４ａを構成する各凹部４５ａの内面のうちの動力伝達時
（運転時）に上記各中間部材５１と係合する各係合面４
７ａとこれら各中間部材５１との接線の傾斜角度を、上
記各カム面４３ａ、４４ａ同士の軸方向（図１の上下方
向）間隔Ｗが広くなる程漸増させている。Then, the cam surfaces 4 on the driving side and the driven side, respectively.
The curved surfaces 3a and 44a are smoothly changed in a direction in which the inclination angle gradually increases from the bottom to the top. That is, these driving-side and driven-side cam surfaces 43a, 4
Of the inner surfaces of the recesses 45a forming the 4a, the engagement surfaces 4 that engage with the intermediate members 51 during power transmission (during operation).
The inclination angle of the tangent line between 7a and each intermediate member 51 is gradually increased as the axial distance (vertical direction in FIG. 1) W between the cam surfaces 43a and 44a becomes wider.
【００４６】尚、本例の場合、上記各凹部４５ａの底部
に曲面同士が不連続につながった部分が存在する。但
し、この様に各凹部４５ａの底部に不連続部分が存在し
ても、この不連続部分に起因して上記中間部材５１に損
傷に結び付く程に大きなエッジロードが発生したり、伝
達効率が低下する事は殆どない。即ち、トロイダル型無
段変速機の動力伝達時（運転時）に上記中間部材５１
は、動力伝達を行なっていない図１（Ａ）に示す状態か
ら、各係合面４７ａと係合して動力伝達を行なう同図
（Ｂ）（Ｃ）に示す状態へ、上記各凹部４５ａ内を変位
する。言い換えれば、伝達すべきトルクが小さい状態
（駆動側カム面４３ａと被駆動側カム面４４ａとの軸方
向間隔Ｗが狭い状態）を示す図１（Ｂ）や、同じく伝達
すべきトルクが大きい状態（駆動側カム面４３ａと被駆
動側カム面４４ａとの軸方向間隔Ｗが広い状態）を示す
同図（Ｃ）に示す様に、上記各中間部材５１は上記不連
続部分から外れた部分で係合する。従って、これら各中
間部材５１が不連続部分に接触（係合）した状態で動力
伝達が行なわれる事はなく、この不連続部分により上記
各中間部材５１にエッジロード等の損傷が生じたり、伝
達効率が低下したりする事は殆どない。勿論、図示は省
略するが、必要に応じてこの不連続部分を連続した滑ら
かな曲面若しくは中心軸に対し直角方向の平坦面とする
事により、上記エッジロード等の損傷をより確実に生じ
にくくする事もできる。In the case of this example, there is a portion where the curved surfaces are discontinuously connected to each other at the bottom of each recess 45a. However, even if there is a discontinuous portion at the bottom of each recess 45a as described above, a large edge load is generated due to the discontinuous portion and damage to the intermediate member 51 occurs, or the transmission efficiency decreases. There is almost nothing to do. That is, when the power of the toroidal type continuously variable transmission is transmitted (during operation), the intermediate member 51
1A in which the power is not transmitted to the state shown in FIGS. 1B and 1C in which the power is transmitted by engaging with the engagement surfaces 47a. To displace. In other words, FIG. 1B showing a state where the torque to be transmitted is small (a state in which the axial distance W between the driving side cam surface 43a and the driven side cam surface 44a is narrow), or a state where the torque to be transmitted is also large. As shown in the same drawing (C) showing a state where the axial distance W between the driving side cam surface 43a and the driven side cam surface 44a is wide, each of the intermediate members 51 is a portion separated from the discontinuous portion. Engage. Therefore, the power transmission is not performed in a state where these intermediate members 51 are in contact with (engaged with) the discontinuous portions, and the discontinuous portions cause damage such as edge load or the like to the intermediate members 51 and the transmission. There is almost no decrease in efficiency. Of course, although not shown, if necessary, the discontinuity may be formed as a continuous smooth curved surface or a flat surface in a direction perpendicular to the central axis so that the damage such as the edge load is less likely to occur. You can also do things.
【００４７】上述の様に構成する本発明のトロイダル型
無段変速機の場合には、ローディングカム装置１０ａを
構成する駆動側、被駆動側各カム面４３ａ、４４ａの加
工作業が面倒になる事なく、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との接触部であるトラクション部に
適正な押し付け力を付与できる。即ち、上記ローディン
グカム装置１０ａを構成する駆動側、被駆動側各カム面
４３ａ、４４ａを、底部から頂部に亙り滑らかな曲面と
している為、前述の図９に示す様な異なる傾斜角度の係
合面４８、４９を有する構造の場合の様に、トラクショ
ン部に適正な押し付け力が付与されなくなって伝達効率
が低下したり、この係合面４８、４９やローラ４６の転
がり寿命を確保しにくくなったりする事はない。更に
は、上記駆動側、被駆動側各カム面４３ａ、４４ａを加
工する際に工具の相対速度が急激に増減する事がなくな
る為、これら工具や被加工面が傷付いたり、この工具の
摩耗が著しくなったりする事も防止できる。この為、加
工作業の容易化並びに加工時間の短縮化を図れる他、こ
れら加工作業の容易化並びに加工時間の短縮化による製
造コストの低廉化も図れる。In the case of the toroidal type continuously variable transmission of the present invention constructed as described above, the working work of the driving-side and driven-side cam surfaces 43a, 44a constituting the loading cam device 10a becomes troublesome. Instead, an appropriate pressing force can be applied to the traction portion, which is the contact portion between the inner side surfaces 2a and 4a of the input side and output side disks 2, 2A, 2B and 4 and the peripheral surface 9a of the power rollers 9 and 9. That is, since the driving-side and driven-side cam surfaces 43a and 44a constituting the loading cam device 10a have a smooth curved surface from the bottom to the top, the engagement with different inclination angles as shown in FIG. 9 is performed. As in the case of the structure having the surfaces 48 and 49, an appropriate pressing force is not applied to the traction portion to reduce the transmission efficiency, and it becomes difficult to secure the rolling life of the engagement surfaces 48 and 49 and the roller 46. There is nothing to do. Furthermore, since the relative speed of the tool does not suddenly increase or decrease when machining the drive-side and driven-side cam surfaces 43a, 44a, these tools and the surface to be machined are damaged, and the tool wears. It can also be prevented from becoming noticeable. Therefore, it is possible to facilitate the working work and shorten the working time, and also to reduce the manufacturing cost by facilitating the working work and shortening the working time.
【００４８】しかも、上記駆動側、被駆動側各カム面４
３ａ、４４ａの傾斜角度を、当該カム面４３ａ、４４ａ
の底部から頂部に向かう程次第に大きくしている為、上
記ローディングカム装置１０ａの発生する推力（上記各
カム面４３ａ、４４ａ同士が軸方向に遠ざかろうとする
力）、即ち、上記トラクション部に付与される押し付け
力を、減速比が大きく（各パワーローラ９、９が減速側
に傾斜し）、しかも伝達すべきトルクが大きい場合で
も、過大になる事を防止できる。勿論、減速比が大きい
場合以外でも、伝達トルクの増大に基づいて上記押し付
け力が増大する場合に、上記トラクション部に必要以上
の押し付け力が付与される事も防止できる。この為、こ
のトラクション部を構成する上記入力側、出力側各ディ
スク２、２Ａ、２Ｂ、４の内側面２ａ、４ａ及び各パワ
ーローラ９、９の周面９ａの転がり疲れ寿命の確保を図
れる他、このトラクション部の押し付け力の低減化によ
る、これらトラクション部を構成する入力側、出力側各
ディスク２、２Ａ、２Ｂ、４や各パワーローラ９、９を
支持する各部材、例えばトラニオン７、７等の小型化も
図れる。Moreover, the cam surfaces 4 on the driving side and the driven side, respectively.
The inclination angles of 3a and 44a are set to the cam surfaces 43a and 44a.
Is gradually increased from the bottom to the top, the thrust generated by the loading cam device 10a (the force that the cam surfaces 43a and 44a try to move away from each other in the axial direction), that is, the thrust is applied to the traction portion. The pressing force can be prevented from becoming excessive even when the reduction ratio is large (the power rollers 9, 9 are inclined toward the deceleration side) and the torque to be transmitted is large. Of course, even when the reduction ratio is not large, it is possible to prevent an excessive pressing force from being applied to the traction portion when the pressing force increases due to an increase in the transmission torque. Therefore, the rolling fatigue life of the inner side surfaces 2a, 4a of the input side and output side disks 2, 2A, 2B, 4 and the peripheral surface 9a of the power rollers 9, 9 constituting the traction portion can be ensured. By reducing the pressing force of the traction portion, each member for supporting the input side and output side disks 2, 2A, 2B, 4 and the power rollers 9, 9 constituting the traction portion, for example, the trunnion 7, 7. It is also possible to reduce the size.
【００４９】尚、本例は、入力軸１、１１、１１ａ等の
入力部材に結合したカム板５０と入力側ディスク２（２
Ａ）とによりローディングカム装置１０ａを構成した場
合に就いて示したが、出力軸３や出力歯車１２、１２ａ
（図２〜７参照）等の出力部材に結合したカム板と出力
側ディスクとにより上記ローディングカム装置１０ａを
構成しても良い。又、本例は、駆動側カム面４３ａと被
駆動側両カム面４４ａとのうちの両方のカム面４３ａ、
４４ａの構造を工夫した場合に就いて示した。但し、こ
れら駆動側、被駆動側各カム面４３ａ、４４ａのうちの
何れか一方のカム面４３ａ（４４ａ）の構造のみを工夫
しても良い。この場合には、駆動側カム面４３ａの構造
を工夫する事がより好ましい。この理由は、中間部材５
１に加わる荷重を、被駆動側カム面４４ａの構造のみを
工夫する場合に比べて抑え易くできる為である。In this example, the cam plate 50 and the input side disk 2 (2) connected to the input members such as the input shafts 1, 11, and 11a.
Although the case where the loading cam device 10a is configured with A) is shown, the output shaft 3 and the output gears 12, 12a are shown.
The loading cam device 10a may be configured by a cam plate coupled to an output member (see FIGS. 2 to 7) and the output side disk. Further, in this example, both the cam surfaces 43a of the driving side cam surface 43a and the driven side cam surfaces 44a,
The case where the structure of 44a is devised is shown. However, only one of the cam surfaces 43a (44a) of the driving side and the driven side may be devised. In this case, it is more preferable to devise the structure of the drive side cam surface 43a. The reason for this is that the intermediate member 5
This is because the load applied to 1 can be suppressed more easily than in the case where only the structure of the driven side cam surface 44a is devised.
【００５０】尚、上述の説明は、トロイダル型無段変速
機単独の場合に就いて説明したが、このトロイダル型無
段変速機を前述の図７に示した様な無段変速装置に組み
込んで実施する事もできる。即ち、この図７に示す様な
無段変速装置を構成するトロイダル型無段変速機１９の
押圧装置２５を、上述したローディングカム装置１０ａ
とすれば、この無段変速装置の変速動作の安定化を図れ
る。即ち、この様な無段変速装置は、高速用クラッチ２
４を繋げて低速用クラッチ４０の接続を断つ際、或はこ
れとは逆に低速用クラッチ４０を繋げて高速用クラッチ
２４の接続を断つ際等に、上記トロイダル型無段変速機
１９に加わる動力（伝達トルク）が急変動する。この
為、この無段変速装置に本発明を適用すれば、この様な
動力の急変動時にも、上記ローディングカム装置１０ａ
の発生する推力、即ち、前記トラクション部に付与され
る押し付け力を適切な値に規制できる為、上記トロイダ
ル型無段変速機単独で運転する場合に比べて、より顕著
な効果を得る事ができる。The above description has been made for the case of the toroidal type continuously variable transmission alone. However, this toroidal type continuously variable transmission is incorporated in the continuously variable transmission as shown in FIG. It can also be implemented. That is, the pressing device 25 of the toroidal type continuously variable transmission 19 which constitutes the continuously variable transmission as shown in FIG.
If so, it is possible to stabilize the shifting operation of the continuously variable transmission. That is, such a continuously variable transmission is provided in the high speed clutch 2
4 is connected to disconnect the low speed clutch 40, or conversely, the low speed clutch 40 is connected to disconnect the high speed clutch 24, and the like, which is added to the toroidal continuously variable transmission 19. Power (transmission torque) suddenly changes. Therefore, if the present invention is applied to this continuously variable transmission, the loading cam device 10a can be operated even in such a sudden change in power.
Since the thrust force generated by, i.e., the pressing force applied to the traction section can be regulated to an appropriate value, a more remarkable effect can be obtained as compared with the case where the toroidal type continuously variable transmission is operated alone. .
【００５１】[0051]
【発明の効果】本発明は、以上に述べた通り、加工作業
の容易化を図りつつ、トラクション部に適正な押し付け
力を付与できる為、優れた耐久性及び伝達効率を有する
トロイダル型無段変速機及び無段変速装置を、廉価に提
供できる。As described above, according to the present invention, since a proper pressing force can be applied to the traction portion while facilitating the machining work, a toroidal type continuously variable transmission having excellent durability and transmission efficiency is provided. The machine and the continuously variable transmission can be provided at a low price.
【図１】本発明の実施の形態の１例を示すローディング
カム装置の部分断面図で、（Ａ）は動力伝達を行なって
いない状態を、（Ｂ）（Ｃ）は動力伝達を行なっている
状態を、それぞれ示す図８と同様の図。FIG. 1 is a partial cross-sectional view of a loading cam device showing an example of an embodiment of the present invention, (A) showing a state in which power transmission is not performed, and (B) and (C) showing power transmission. The figure similar to FIG. 8 which respectively shows a state.
【図２】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. 2 is a schematic side view showing a basic structure of a toroidal type continuously variable transmission in a state of maximum deceleration.
【図３】同じく最大増速時の状態で示す略側面図。FIG. 3 is a schematic side view similarly showing a state at the time of maximum acceleration.
【図４】従来から知られている具体的構造の第１例を示
す断面図。FIG. 4 is a cross-sectional view showing a first example of a conventionally known specific structure.
【図５】図４のＡ−Ａ断面図。5 is a cross-sectional view taken along the line AA of FIG.
【図６】従来から知られている具体的構造の第２例を示
す断面図。FIG. 6 is a cross-sectional view showing a second example of a conventionally known specific structure.
【図７】トロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速
装置の１例を示す略断面図。FIG. 7 is a schematic cross-sectional view showing an example of a continuously variable transmission incorporating a toroidal type continuously variable transmission.
【図８】従来から知られているローディングカム装置の
部分断面図で、各カム面とローラとが係合した状態を示
している。FIG. 8 is a partial cross-sectional view of a conventionally known loading cam device, showing a state where each cam surface and a roller are engaged with each other.
【図９】従来から知られているローディングカム装置の
別例を示す、図８と同様の図。FIG. 9 is a view similar to FIG. 8 showing another example of a conventionally known loading cam device.
１ 入力軸 ２、２Ａ、２Ｂ 入力側ディスク ２ａ 内側面 ３ 出力軸 ４ 出力側ディスク ４ａ 内側面 ５ 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、１０ａ ローディングカム装置 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 トロイダル型無段変速機 ２０ 遊星歯車機構 ２１ リング歯車 ２２ 支持板 ２３ 伝達軸 ２４ 高速用クラッチ ２５ 押圧装置 ２６ エンジン ２７ クランクシャフト ２８ 発進クラッチ ２９ 出力軸 ３０ 太陽歯車 ３１ａ、３１ｂ 遊星歯車 ３２ 遊星歯車組 ３３ キャリア ３４ 第一の動力伝達機構 ３５ 伝達軸 ３６ａ、３６ｂ スプロケット ３７ チェン ３８ 第一の歯車 ３９ 第二の歯車 ４０ 低速用クラッチ ４１ 後退用クラッチ ４２ 第二の動力伝達機構 ４３、４３ａ 駆動側カム面 ４４、４４ａ 被駆動側カム面 ４５、４５ａ 凹部 ４６ ローラ ４７、４７ａ 係合面 ４８ 第一係合面 ４９ 第二係合面 ５０ カム板 ５１ 中間部材 1 input axis 2, 2A, 2B Input side disc 2a Inside surface 3 output axes 4 Output side disc 4a inner surface 5 casing 6 Axis 7 trunnions 8 displacement axes 9 power rollers 9a peripheral surface 10, 10a loading cam 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 Toroidal type continuously variable transmission 20 Planetary gear mechanism 21 ring gear 22 Support plate 23 Transmission shaft 24 High speed clutch 25 Pressing device 26 engine 27 crankshaft 28 Starting clutch 29 Output shaft 30 sun gear 31a, 31b Planetary gears 32 planetary gear set 33 career 34 First power transmission mechanism 35 transmission shaft 36a, 36b sprockets 37 Chain 38 first gear 39 Second gear 40 low speed clutch 41 Reverse clutch 42 Second power transmission mechanism 43, 43a Drive side cam surface 44, 44a Driven side cam surface 45, 45a recess 46 Laura 47, 47a Engaging surface 48 First engagement surface 49 Second engagement surface 50 cam plate 51 Intermediate member
Claims (2)
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
軸に対し捩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、上記
入力側ディスクと上記出力側ディスクとを互いに近づけ
合う方向の推力を発生させるローディングカム装置とを
備え、このローディングカム装置は、上記入力側ディス
クと出力側ディスクとのうちの一方のディスクと同心に
配置されて回転するカム板と、これら一方のディスクと
カム板との互いに対向する面に、円周方向に関する凹凸
として形成された１対のカム面と、これら各カム面と係
合する状態で上記一方のディスクとカム板との間に挟持
された複数個の中間部材とを備えたものであるトロイダ
ル型無段変速機に於いて、上記各カム面のうちの少なく
とも一方のカム面を、当該カム面の底部から頂部に向か
う程傾斜角度が次第に大きくなる方向に滑らかに変化さ
せた曲面とした事を特徴とするトロイダル型無段変速
機。1. An input side disk and an output side disk that are concentrically and rotatably supported in a state in which inner side surfaces, which are concave surfaces each having an arcuate cross section, are opposed to each other, and these input side disks. A plurality of trunnions swinging around a pivot that is in a twisted position with respect to the center axes of the disc and the output side disc, and a displacement supported by an intermediate portion of each trunnion in a state of protruding from the inner surface of each trunnion. The shaft and the trunnion are arranged on the inner surface side and sandwiched between the input side disc and the output side disc, and are rotatably supported around the respective displacement shafts. This load roller is provided with a convex power roller and a loading cam device for generating thrust in a direction in which the input side disc and the output side disc are brought close to each other. The ring cam device has a cam plate which is arranged concentrically with one of the input side disc and the output side disc and rotates, and a circumferential direction on the surfaces of the one side disc and the cam plate facing each other. A toroidal type having a pair of cam surfaces formed as irregularities and a plurality of intermediate members sandwiched between the one disk and the cam plate in a state of engaging with the cam surfaces. In the continuously variable transmission, at least one of the cam surfaces is a curved surface smoothly changed in a direction in which the inclination angle gradually increases from the bottom to the top of the cam surface. A characteristic toroidal type continuously variable transmission.
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、請求項１に記載したトロイダ
ル型無段変速機と、遊星歯車機構と、上記入力軸に入力
された動力をこのトロイダル型無段変速機を介して伝達
する第一の動力伝達機構と、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
の間に設けられてこの太陽歯車と同心に且つ回転自在に
支持したキャリアに回転自在に支持された遊星歯車を、
上記太陽歯車とリング歯車とに噛合させて成るものであ
り、上記第一の動力伝達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無段変速装置。2. An input shaft connected to a drive source and driven to rotate by the drive source, an output shaft for extracting power based on the rotation of the input shaft, and the toroidal type continuously variable transmission according to claim 1. A planetary gear mechanism, a first power transmission mechanism for transmitting the power input to the input shaft via the toroidal type continuously variable transmission, and the power input to the input shaft to the toroidal type continuously variable transmission. A second power transmission mechanism that transmits without passing through a transmission, wherein the planetary gear mechanism comprises:
A planetary gear rotatably supported by a carrier which is provided between the sun gear and a ring gear arranged around the sun gear and is concentrically and rotatably supported by the sun gear,
The sun gear and the ring gear are meshed with each other, and the power transmitted through the first power transmission mechanism and the power transmitted through the second power transmission mechanism are the sun gear and the ring gear. 2 of the above carriers
A continuously variable transmission in which the output shaft is connected to the remaining one member of the sun gear, the ring gear, and the carrier while being transmittable to the individual members.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2001229914A JP2003042254A (en) | 2001-07-30 | 2001-07-30 | Toroidal continuously variable transmission and continuously variable transmission system |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2001229914A JP2003042254A (en) | 2001-07-30 | 2001-07-30 | Toroidal continuously variable transmission and continuously variable transmission system |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2003042254A true JP2003042254A (en) | 2003-02-13 |
Family
ID=19062204
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2001229914A Pending JP2003042254A (en) | 2001-07-30 | 2001-07-30 | Toroidal continuously variable transmission and continuously variable transmission system |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2003042254A (en) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2011112104A (en) * | 2009-11-25 | 2011-06-09 | Nsk Ltd | Toroidal type continuously variable transmission and vehicle mounted therewith |
| JP2015206425A (en) * | 2014-04-22 | 2015-11-19 | 本田技研工業株式会社 | Half-toroidal type continuously variable transmission |
| WO2024128066A1 (en) * | 2022-12-15 | 2024-06-20 | 川崎重工業株式会社 | Toroidal continuously variable transmission |
-
2001
- 2001-07-30 JP JP2001229914A patent/JP2003042254A/en active Pending
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2011112104A (en) * | 2009-11-25 | 2011-06-09 | Nsk Ltd | Toroidal type continuously variable transmission and vehicle mounted therewith |
| JP2015206425A (en) * | 2014-04-22 | 2015-11-19 | 本田技研工業株式会社 | Half-toroidal type continuously variable transmission |
| WO2024128066A1 (en) * | 2022-12-15 | 2024-06-20 | 川崎重工業株式会社 | Toroidal continuously variable transmission |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP2003028257A (en) | Toroidal type continuously variable transmission and continuously variable transmission device | |
| JP4190117B2 (en) | Toroidal continuously variable transmission | |
| JP2006312973A (en) | Loading cam apparatus, toroidal-type continuously variable transmission and friction transmission | |
| JP2003042254A (en) | Toroidal continuously variable transmission and continuously variable transmission system | |
| JP3674264B2 (en) | Continuously variable transmission | |
| JP5786367B2 (en) | Drive device having speed change function and rotation direction conversion function | |
| JP5234015B2 (en) | Continuously variable transmission | |
| JP4204157B2 (en) | Toroidal continuously variable transmission for four-wheel drive vehicles | |
| JP4029706B2 (en) | Continuously variable transmission | |
| JP4007136B2 (en) | Continuously variable transmission | |
| JP5126206B2 (en) | Toroidal continuously variable transmission | |
| JP4978557B2 (en) | Friction wheel type continuously variable transmission | |
| JP2003021210A (en) | Toroidal type continuously variable transmission and continuously variable transmission device | |
| JP4492007B2 (en) | Toroidal continuously variable transmission and continuously variable transmission | |
| JP4144166B2 (en) | Continuously variable transmission for pumping pump or generator | |
| JP3395467B2 (en) | Toroidal type continuously variable transmission | |
| JP2003074658A (en) | Toroidal type continuously variable transmission | |
| JP2006002882A (en) | Toroidal continuously variable transmission | |
| JPH06229452A (en) | Toroidal-type continuously variable transmission | |
| JPH0942400A (en) | Toroidal type continuously variable transmission | |
| JP2001289303A (en) | Continuously variable transmission | |
| JP5229582B2 (en) | Continuously variable transmission | |
| JP4561126B2 (en) | Toroidal continuously variable transmission | |
| JP2007092946A (en) | Toroidal continuously variable transmission | |
| JPH0328556A (en) | Friction-type continuously variable transmission |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20061207 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20091015 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20091020 |
|
| A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20100309 |