JP2004257533A

JP2004257533A - Toroidal continuously variable transmission and its device

Info

Publication number: JP2004257533A
Application number: JP2003051643A
Authority: JP
Inventors: Toshiro Toyoda; 俊郎豊田; Eiji Inoue; 英司井上
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2003-02-27
Filing date: 2003-02-27
Publication date: 2004-09-16

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To impart proper preload to a pair of thrust angular ball bearings 43a, 43b rotatably supporting an output side disc 17c without increasing manufacturing costs. <P>SOLUTION: A spring 61 is provided between the outer end face of a protruded strip portion 58 provided on a bearing ring 57a of the thrust angular ball bearing 43a as one of the thrust angular ball bearings 43a, 43b and the side face of a protruded portion 60a provided al over the inner peripheral face of a supporting ring portion 47 of a supporting column 45a as one of supporting columns 45a, 45b. In accordance with the elastic force of the spring 61, desired preload is imparted to the thrust angular ball bearings 43a, 43b. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【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、自動車用自動変速装置として、或はポンプ等の各種産業機械の運転速度を調節する為の変速装置として利用する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用変速機を構成する変速機の一種としてトロイダル型無段変速機が知られ、一部で実施されている。この様な既に一部で実施されているトロイダル型無段変速機は、入力部から出力部への動力の伝達を互いに並列に設けられた２系統に分けて行なう、所謂ダブルキャビティ型と呼ばれているものである。この様なトロイダル型無段変速機は従来から、特許文献１、特許文献２、特許文献３等、多数の刊行物に記載されて周知であるが、その基本構造に就いて、図９により説明する。
【０００３】
この図９に示したトロイダル型無段変速機は、特許請求の範囲に記載した回転軸である入力回転軸１を有する。そして、この入力回転軸１の中間部基端寄り（図９の左寄り）部分及び先端寄り（図９の右寄り）部分の周囲に、それぞれ入力側ディスク２ａ、２ｂを支持している。これら両入力側ディスク２ａ、２ｂは上記入力回転軸１に対し、それぞれが特許請求の範囲に記載した軸方向片側面であってトロイド曲面である入力側面３、３同士を互いに対向させた状態で、それぞれボールスプライン４、４を介して支持している。従って上記両入力側ディスク２ａ、２ｂは、上記入力回転軸１の周囲に、この入力回転軸１の軸方向の変位自在に、且つ、この入力回転軸１と同期した回転自在に支持されている。
【０００４】
又、上記入力回転軸１の基端部（図９の左端部）と上記入力側ディスク２ａの外側面との間に、転がり軸受５と、ローディングカム式の押圧装置６とを設けている。そして、この押圧装置６を構成するカム板７を、駆動軸８により回転駆動自在としている。これに対して、上記入力回転軸１の先端部（図９の右端部）と上記別の入力側ディスク２ｂの外側面との間に、ローディングナット９と、大きな弾力を有する皿板ばね１０とを設けている。
【０００５】
上記入力回転軸１の中間部は、トロイダル型無段変速機を収納したケーシング１１（本発明の実施の形態を示す図１参照）内に設置した隔壁部１２に設けた通孔１３を挿通している。この通孔１３の内径側には円筒状の出力筒１４を、１対の転がり軸受１５、１５により回転自在に支持しており、この出力筒１４の中間部外周面に出力歯車１６を固設している。又、この出力筒１４の両端部で上記隔壁部１２の両外側面から突出した部分に、特許請求の範囲に記載した内側ディスクである出力側ディスク１７ａ、１７ｂを、スプライン係合により、上記出力筒１４と同期した回転自在に支持している。
【０００６】この状態で、特許請求の範囲に記載した軸方向両側面であってそれぞれがトロイド曲面である、上記各出力側ディスク１７ａ、１７ｂの出力側面１８、１８が、前記各入力側面３、３に対向する。又、これら両出力側ディスク１７ａ、１７ｂの内周面のうちで上記出力筒１４の端縁よりも突出した部分と上記入力回転軸１の中間部外周面との間に、それぞれニードル軸受１９、１９を設けている。そして、上記各出力側ディスク１７ａ、１７ｂに加わる荷重を支承しつつ、上記入力回転軸１に対するこれら各出力側ディスク１７ａ、１７ｂの回転及び軸方向変位を自在としている。
【０００７】
又、上記入力回転軸１の周囲で上記入力、出力両側面３、１８同士の間部分（キャビティ）に、それぞれ複数個（一般的には２個又は３個）ずつのパワーローラ２０、２０を配置している。これら各パワーローラ２０、２０はそれぞれ、上記入力、出力両側面３、１８に当接する周面２１、２１を球状凸面とされたもので、特許請求の範囲に記載した支持部材であるトラニオン２２、２２の内側面部分に、支持軸２３、２３と、ラジアルニードル軸受２４、２４と、スラスト玉軸受２５、２５と、スラストニードル軸受２６、２６とにより、回転及び若干の揺動変位自在に支持されている。即ち、上記各支持軸２３、２３は、基半部と先半部とが互いに偏心した偏心軸であり、このうちの基半部を上記各トラニオン２２、２２の中間部に、図示しない別のラジアルニードル軸受により、揺動変位自在に支持している。
【０００８】
上記各パワーローラ２０、２０は、この様な支持軸２３、２３の先半部に、上記ラジアルニードル軸受２４、２４と上記スラスト玉軸受２５、２５とにより、回転自在に支持している。又、構成各部材の弾性変形に基づく、上記入力回転軸１の軸方向に関する上記各パワーローラ２０、２０の変位を、上記別のラジアルニードル軸受と上記各スラストニードル軸受２６、２６とにより、自在としている。
【０００９】
更に、上記各トラニオン２２、２２は、（図９で表裏方向の）両端部に設けた枢軸２７、２７（本発明の実施の形態を示す図３参照）を、前記ケーシング１１内に設置した支持板２８、２８（本発明の実施の形態を示す図１〜３参照）に、揺動並びに軸方向の変位自在に支持している。即ち、上記各トラニオン２２、２２は、図９の時計方向及び反時計方向の揺動変位自在に支持すると共に、油圧式のアクチュエータ２９、２９（本発明の実施の形態を示す図３参照）により、上記各枢軸２７、２７の軸方向（図１、２、３の上下方向、図９の表裏方向）に変位させられる様にしている。
【００１０】
上述の様に構成するトロイダル型無段変速機の運転時には、前記駆動軸８により前記入力側ディスク２ａを、前記押圧装置６を介して回転駆動する。この押圧装置６は、軸方向の推力を発生させつつ上記入力側ディスク２ａを回転駆動するので、上記入力側ディスク２ａを含む１対の入力側ディスク２ａ、２ｂが、前記各出力側ディスク１７ａ、１７ｂに向け押圧されつつ、互いに同期して回転する。この結果、上記各入力側ディスク２ａ、２ｂの回転が、上記各パワーローラ２０、２０を介して上記各出力側ディスク１７ａ、１７ｂに伝わり、前記出力筒１４を介してこれら各出力側ディスク１７ａ、１７ｂと結合された、前記出力歯車１６が回転する。
【００１１】
運転時には上記押圧装置６が発生する推力により、上記各パワーローラ２０、２０の周面２１、２１と上記入力、出力両側面３、１８との各当接部の面圧が確保される。又、この面圧は、上記駆動軸８から上記出力歯車１６に伝達する動力（トルク）が大きくなる程高くなる。この為、トルク変化に拘らず、良好な伝達効率を得られる。又、伝達すべきトルクが０若しくは僅少の場合にも、前記皿板ばね１０及び上記押圧装置６の内径側に設けた予圧ばね３０により、上記各当接部の面圧を或る程度確保する。従って、上記各当接部でのトルク伝達は、起動直後から、過大な滑りを伴う事なく、円滑に行なわれる。
【００１２】
上記駆動軸８と上記出力歯車１６との間の変速比を変える場合には、図示しないアクチュエータにより上記各トラニオン２２、２２を、図１〜３の上下方向、図９の表裏方向に変位させる。この場合、図９の上半部のトラニオン２２、２２と下半部のトラニオン２２、２２とは、互いに逆方向に、同じ量だけ変位させる。この変位に伴って、上記各パワーローラ２０、２０の周面２１、２１と上記入力、出力両側面３、１８との当接部の接線方向に加わる力の向きが変化する。そして、この接線方向の力によって、上記各トラニオン２２、２２が、それぞれの両端部に設けた枢軸２７、２７を中心として揺動する。
【００１３】
この揺動に伴って、上記各パワーローラ２０、２０の周面２１、２１と上記入力、出力両側面３、１８との当接部の、これら両側面３、１８の径方向に関する位置が変化する。これら各当接部が、上記入力側面３の径方向外側に、上記出力側面１８の径方向内側に、それぞれ変化する程、上記変速比は増速側に変化する。これに対して、図９に示す様に、上記各当接部が、上記入力側面３の径方向内側に、上記出力側面１８の径方向外側に、それぞれ変化する程、上記変速比は減速側に変化する。
【００１４】
ところで、図９に示した従来構造の場合、１対の出力側ディスク１７ａ、１７ｂの外側面３１、３１同士の間に、出力歯車１６に加えて、１対の転がり軸受１５、１５、並びにこの転がり軸受１５、１５を支持する為の隔壁部１２を設置している為、上記両外側面３１、３１同士の間隔Ｄ_３１が大きくなる。この為、トロイダル型無段変速機の軸方向寸法が嵩み、このトロイダル型無段変速機が大型化し重量が増大する。この様な大型化及び重量の増大は、上記間隔Ｄ_３１の増大によるものだけでなく、上記各出力側ディスク１７ａ、１７ｂの軸方向の厚さが嵩む事でも生じる。この理由は、次の通りである。
【００１５】
図９に示した、トロイダル型無段変速機の減速状態で、各パワーローラ２０、２０の周面２１、２１は、上記各出力側ディスク１７ａ、１７ｂの出力側面１８、１８の外径寄り部分に当接した状態で、これら各出力側面１８、１８を押圧する。この為、上記各出力側ディスク１７ａ、１７ｂには、出力筒１４とのスプライン係合部を中心とする、大きなモーメントが加わる。この様な大きなモーメントに拘らず、変速比のずれを抑えると共に上記各出力側ディスク１７ａ、１７ｂの耐久性を確保する為には、これら各出力側ディスク１７ａ、１７ｂの弾性変形を抑える必要がある。そして、この為には、これら各出力側ディスク１７ａ、１７ｂの軸方向に関する厚さ寸法を大きくして、これら各出力側ディスク１７ａ、１７ｂの剛性を高くする必要がある。この様な理由により、これら各出力側ディスク１７ａ、１７ｂの軸方向に関する厚さ寸法を大きくすると、その分、上述の様にトロイダル型無段変速機が大型化する。
【００１６】
これに対して特許文献４には、一体型の出力側ディスクを入力側回転軸の中間部周囲に、それぞれ１対ずつのラジアルニードル軸受及びスラストニードル軸受により回転自在に支持する構造が記載されている。この様な特許文献４に記載された構造によれば、図９に示した従来構造から隔壁部１２を省略すると共に出力側ディスクの軸方向寸法の短縮化も可能になる為、トロイダル型無段変速機全体としての小型・軽量化を図れる。
【００１７】
但し、特許文献４に記載された構造に組み込まれるスラストニードル軸受は、各ニードルの転動面と相手軌道面との転がり接触部で滑り摩擦に基づく発熱が著しい等の理由により、予圧を付与した状態での使用が難しい。言い換えれば、上記スラストニードル軸受の寿命を十分に確保する事を考慮した場合には、このスラストニードル軸受を、正の隙間を有する状態で使用しなければならない。この為、出力側ディスクの軸方向位置を厳密に規制する事が難しく、この出力側ディスクに設けた出力側面と、各パワーローラの周面との当接位置が微妙にずれる可能性がある。
【００１８】
この様な原因で上記出力側面と上記周面との当接位置がずれると、これら両面同士の転がり接触部でサイドスリップが発生し、上記各パワーローラを支承したトラニオンが枢軸を中心として回動し、トロイダル型無段変速機の変速比が無用に変化する可能性がある。この様な状態は、運転者に違和感を与える為、好ましくない。特に、トロイダル型無段変速ユニットと遊星歯車式変速ユニットとを組み合わせて、無限大の変速比を実現する無段変速装置の場合、上記トロイダル型無段変速ユニットを大きなトルクが通過する状態で、微妙な変速比制御が必要になる。この為、上述の様な理由で変速比が無用に変化する事は、特に好ましくない。
【００１９】
【特許文献１】
特開平２−２８３９４９号公報
【特許文献２】
特開平８−４８６９号公報
【特許文献３】
特開平８−６１４５３号公報
【特許文献４】
特開２００１−１１６０９７号公報
【００２０】
【発明が解決しようとする課題】
上述の様な不都合を解消すべく、一体型の出力側（内側）ディスクを入力回転軸の中間部周囲に、それぞれが予圧を付与された１対のスラストアンギュラ型の玉軸受により、回転自在に支持する事が考えられる。より具体的には、ケーシングの内面に固定される部材と上記出力側ディスクの小径側端部との間に上記玉軸受を設け、この玉軸受により上記出力側ディスクを回転自在に支持する事が考えられる。そして、この玉軸受に所望の予圧を付与する為に、この玉軸受の軌道輪と上記ケーシングの内面に固定される部材若しくは上記出力側ディスクの小径側端部との間に、シム板を設ける事が考えられる。
【００２１】
この点に就いて、図１０により説明する。図１０（Ａ）に示す様な自由状態のスラストアンギュラ型の玉軸受３２の一方（図１０の左方）の軌道輪３３ａにスラスト方向の力Ｆａを、同じく他方（図１０の右方）の軌道輪３３ｂの変位を阻止した状態で加えた場合に就いて考える。この場合には、同図（Ｂ）に誇張して示す様に、この力Ｆａに基づいて上記玉軸受３２の構成各部材が弾性変形し、その分だけ上記一方の軌道輪３３ａがスラスト方向に変位する。そこで、この一方の軌道輪３３ａの変位量Ｔを保持できるだけの厚さを有するシム板３４を、上記玉軸受３２の一方の軌道輪３３ａと上記ケーシングの内面に固定される部材若しくは上記出力側ディスクの小径側端部との間に設け、上記玉軸受３２をこのシム板３４の厚さに見合う分だけ弾性変形させた状態で設置すれば、この玉軸受３２に上記Ｆａに見合う予圧を付与できる。
【００２２】
但し、このシム板３４の厚さが大き過ぎて上記玉軸受３２に過大な予圧が付与されると、この玉軸受３２の転がり寿命が低下すると共に、トロイダル型無段変速機の動力損失が増大（伝達効率が低下）する可能性がある。一方、上記シム板３４の厚さが小さ過ぎて上記玉軸受３２に付与される予圧が十分でない（不足する）場合には、この玉軸受３２に内部隙間が生じて、上記出力側ディスクの位置決め精度が低下したり、振動、騒音が増大する可能性がある。
【００２３】
ところで、上述の様にシム板３４により上記玉軸受３２に所望の予圧を付与する場合、次の様な理由で、このシム板３４の厚さを数μｍ単位で調節する必要があると考えられる。即ち、上述の様に出力側ディスクの小径側端部を玉軸受３２により支持する場合、この玉軸受３２の寸法、延いてはこの玉軸受３２を構成する各玉３５の外径は、上記出力側ディスクの小径側端部の大きさに応じて小さくなる。一方、この様に玉軸受３２の寸法や各玉３５の外径が小さくなる程、この玉軸受３２や各玉３５は弾性変形し易くなり、この玉軸受３２に付与される予圧の値が上記シム板３４の厚さの影響を受け易くなる。言い換えれば、このシム板３４の僅かな厚さの変化により、上記玉軸受３２に付与される予圧の値が大幅に変化し易くなる。
【００２４】
この結果、上記玉軸受３２に所望の予圧を付与する為に、上記シム板３４の厚さを数μｍ単位の精度で調節する事が必要となって、このシム板３４に関するコストが増大すると考えられる。しかも、所望の予圧を付与できる厚さのシム板３４を組み付ける為に、仮組み立て、寸法測定、分解、再組み立て等の作業が必要となる場合には、組立作業が面倒になり、製造コストが嵩む事が避けられない。しかも、仮組み立てや寸法測定、分解、再組み立ての際に、構成各部品に損傷が生じ易くなる可能性もある。尚、上記玉軸受３２の寸法を大きくする事も考えられるが、この玉軸受３２と共に出力側ディスク等の寸法も大きくなり、トロイダル型無段変速機の大型化並びに重量増大に繋がる為、好ましくない。
本発明のトロイダル型無段変速機及び無段変速装置は、この様な事情に鑑みて発明したものである。
【００２５】
【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、ケーシングと、回転軸と、１対の外側ディスクと、内側ディスクと、複数個の支持部材と、複数個のパワーローラとを備える。
このうちの回転軸は、上記ケーシング内に回転自在に支持されている。
又、上記各外側ディスクは、それぞれが断面円弧形である互いの軸方向片側面同士を対向させた状態で、この回転軸と同期した回転を自在として支持されている。
又、上記内側ディスクは、上記回転軸の中間部周囲に、断面円弧形である軸方向両側面を上記各外側ディスクの軸方向片側面に対向させた状態で、上記回転軸に対する相対回転を自在に支持されている。
又、上記各支持部材は、軸方向に関して、上記内側ディスクの軸方向両側面と各外側ディスクの軸方向片側面との間位置にそれぞれ複数個ずつ、上記回転軸に対し捩れの位置にある枢軸を中心とする揺動変位を自在に設けられている。
更に、上記各パワーローラは、上記各支持部材に回転自在に支持され、球状凸面としたそれぞれの周面を、上記内側ディスクの軸方向両側面と各外側ディスクの軸方向片側面とに当接させている。
【００２６】
特に、本発明のトロイダル型無段変速機に於いては、上記内側ディスクの小径側端部を上記ケーシングの内面に固定した部材に対し、スラストアンギュラ玉軸受により回転自在に支持すると共に、このスラストアンギュラ玉軸受に所望の予圧を、弾性材の弾性力に基づいて付与する。
尚、より好ましくは、この弾性材をばねとすると共に、このばねを、組み立て完了後に撓み切らない状態で設置する。そして、この撓み切っていないばねの弾性力に基づいて、上記スラストアンギュラ玉軸受に所望の予圧を付与する。
【００２７】
又、請求項４に記載した本発明の無段変速装置は、トロイダル型無段変速ユニットと遊星歯車式変速ユニットとを組み合わせると共に、このうちのトロイダル型無段変速ユニットの回転軸に繋がる入力軸と、上記遊星歯車式変速ユニットの構成部材に繋がる出力軸とを備える。
そして、このうちのトロイダル型無段変速ユニットは、上述の様なトロイダル型無段変速機である。
又、上記遊星歯車式変速ユニットは、上記トロイダル型無段変速ユニットの回転軸と内側ディスクとから動力を伝達されるものであって、動力の伝達経路を２系統に切り換える切換手段を有する。
【００２８】
又、好ましくは、請求項５に記載した様に、上記遊星歯車式変速ユニットは、キャリアと、複数の第一の遊星歯車と、第一の太陽歯車と、複数の第二の遊星歯車と、第二の太陽歯車と、リング歯車とを備えたものである。
このうちのキャリアは、上記トロイダル型無段変速ユニットを構成する１対の外側ディスクにこれら両外側ディスクと同心に結合固定されて、これら両外側ディスクと共に回転する。
又、上記各第一の遊星歯車は、上記キャリアの軸方向両側面のうちで一方の外側ディスクに対向する軸方向片面に、回転自在に支持されている。
又、上記第一の太陽歯車は、上記トロイダル型無段変速ユニットを構成する回転軸の周囲に配置された中空回転軸により内側ディスクに結合された状態で、上記各ディスクと同心に且つ回転自在に設けられ、上記各第一の遊星歯車と噛合している。
又、上記各第二の遊星歯車は、上記キャリアの他面に回転自在に支持されている。
又、上記第二の太陽歯車は、上記各ディスクと同心に且つ回転自在に設けられて、上記各第二の遊星歯車と噛合している。
又、上記リング歯車は、上記各ディスクと同心に且つ回転自在に設けられて、上記各第一の遊星歯車と噛合している。
そして、切換手段は、上記リング歯車を通じて上記内側ディスクから取り出した動力を出力軸に伝達するモードと、上記第二の太陽歯車を通じてこの内側ディスクから取り出した動力を出力軸に伝達するモードとを選択するものである。
【００２９】
【作用】
上述の様な本発明のトロイダル型無段変速機及び無段変速装置の場合には、前述した従来構造とは異なり、１対の内側ディスク同士の間に、転がり軸受、並びにこの転がり軸受を支持する為の隔壁部を設置する必要がなくなる。従って、これら両内側ディスク同士の間隔を縮めたり、内側ディスクを一体化する事も可能になって、トロイダル型無段変速機の小型・軽量化を図れる。
しかも、上記内側ディスクを支持するスラストアンギュラ玉軸受に適正な予圧を、製造コストを高くする事なく付与できる。即ち、このスラストアンギュラ玉軸受に所望の予圧を、弾性材により付与する為、上記内側ディスクの小径側端部若しくはケーシングの内面に固定した部材と上記スラストアンギュラ玉軸受を構成する軌道輪との間に設けるシム板の厚さを、数μｍの精度で調節する必要がなくなる。この為、このシム板に関するコストが嵩む事を防止できると共に、所望の予圧を付与できる厚さのシム板を組み付ける為に、仮組み立て、寸法測定、分解、再組み立て等の作業を行なう必要がなくなり、製造コストの大幅な低減を図れる。しかも、この様に仮組み立て、寸法測定、分解、再組み立て等の作業を省略できる結果、構成各部品に損傷を生じにくくできる。
【００３０】
【発明の実施の形態】
図１〜４、６は、本発明の実施の形態の第１例を示している。尚、図１〜３には縦横比等の寸法関係を、実際の寸法関係で示している。本例の無段変速装置は、特許請求の範囲に記載したトロイダル型無段変速機に対応するトロイダル型無段変速ユニット３６と、第一〜第三の遊星歯車式変速ユニット３７〜３９とを組み合わせて成り、入力軸４０と出力軸４１とを有する。図示の例では、これら入力軸４０と出力軸４１との間に、上記トロイダル型無段変速ユニット３６の入力回転軸１ａと、伝達軸４２とを、これら両軸４０、４１と同心に、且つ、これら両軸４０、４１に対する相対回転を自在に設けている。そして、上記第一、第二の遊星歯車式変速ユニット３７、３８を上記入力回転軸１ａと上記伝達軸４２との間に掛け渡す状態で、上記第三の遊星歯車式変速ユニット３９をこの伝達軸４２と上記出力軸４１との間に掛け渡す状態で、それぞれ設けている。
【００３１】
このうちのトロイダル型無段変速ユニット３６は、それぞれが特許請求の範囲に記載した外側ディスクである１対の入力側ディスク２ａ、２ｂと、同じく特許請求の範囲に記載した内側ディスクである一体型の出力側ディスク１７ｃと、複数のパワーローラ２０、２０とを備える。そして、上記１対の入力側ディスク２ａ、２ｂは、上記入力回転軸１ａを介して互いに同心に、且つ、同期した回転を自在として結合されている。又、上記出力側ディスク１７ｃは、上記両入力側ディスク２ａ、２ｂ同士の間に、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂと同心に、且つ、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂに対する相対回転を自在として支持されている。更に、上記各パワーローラ２０、２０は、上記出力側ディスク１７ｃの軸方向両側面と上記両入力側ディスク２ａ、２ｂの軸方向片側面との間に、それぞれ複数個（本例の場合は２個）ずつ挟持されている。そして、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂの回転に伴って回転しつつ、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂから上記出力側ディスク１７ｃに動力を伝達する。
【００３２】
更に、本例の場合には、上記出力側ディスク１７ｃの軸方向両端部を、１対のスラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂにより、回転自在に支持している。この為に本例の場合には、ケーシング１１の内側に１対の支柱４５ａ、４５ｂを、アクチュエータボディー４４を介して設けている。これら各支柱４５ａ、４５ｂはそれぞれ、上記各トラニオン２２、２２の両端部を支持する為の１対の支持板２８、２８を支持する為のもので、前記入力回転軸１ａを挟んで径方向反対側に、互いに同心に設けられた１対の支持ポスト部４６ａ、４６ｂを、環状の支持環部４７、４７により連結して成る。上記入力回転軸１ａは、この支持環部４７、４７の内側を緩く挿通している。
【００３３】
又、上記各支柱４５ａ、４５ｂの下端部は、上記アクチュエータボディー４４の上面に、それぞれ複数本ずつのボルト４８、４８により結合固定している。この為に上記アクチュエータボディー４４の上面には、上記各支柱４５ａ、４５ｂの下端部を内嵌する為の凹部４９、４９を形成している。又、これら各支柱４５ａ、４５ｂの下端部には、下端面に開口する複数のねじ孔を形成している。これら各支柱４５ａ、４５ｂは、それぞれの下端部を上記各凹部４９、４９に内嵌した状態で、上記アクチュエータボディー４４を下方から挿通して上記各ねじ孔に螺合し、更に緊締した上記各ボルト４８、４８により、上記アクチュエータボディー４４の上面の所定位置に固定している。
【００３４】
これに対して上記各支柱４５ａ、４５ｂの上端部は、連結板５０の下面に、それぞれボルト５１、５１により取付位置を規制した状態で結合固定している。この為に上記連結板５０の下面には、上記各支柱４５ａ、４５ｂの上端部を内嵌する為の凹部５２、５２を形成している。又、これら各支柱４５ａ、４５ｂの上端部には、上端面中央部に開口する１個ずつのねじ孔を形成している。これら各支柱４５ａ、４５ｂは、それぞれの上端部を上記各凹部５２、５２に内嵌した状態で、上記連結板５０を上方から挿通して上記各ねじ孔に螺合し、更に緊締した上記各ボルト５１、５１により、上記連結板５０の下面に固定している。
【００３５】
上記１対の支柱４５ａ、４５ｂは、上述の様に上記アクチュエータボディー４４の上面と上記連結板５０の下面との間に、掛け渡す様に連結固定している。この状態で、上記各支柱４５ａ、４５ｂの両端部近傍に設けた、前記各支持ポスト部４６ａ、４６ｂのうち、下側の支持ポスト部４６ａ、４６ａは上記アクチュエータボディー４４の上面の直上位置に存在する。そして、上記両支柱４５ａ、４５ｂの支持ポスト部４６ａ、４６ａに、前記１対の支持板２８、２８のうちの下側の支持板２８に形成した支持孔５３ａ、５３ａを、がたつきなく外嵌している。又、上側の支持ポスト部４６ｂ、４６ｂは上記連結板５０の下面の直下位置に存在する。そして、上記両支柱４５ａ、４５ｂの支持ポスト部４６ｂ、４６ｂに、前記１対の支持板２８、２８のうちの上側の支持板２８に形成した支持孔５３ｂ、５３ｂを、がたつきなく外嵌している。
【００３６】
この様にして設けた上記両支持板２８、２８同士の間には、複数のトラニオン２２、２２と支持軸２３ａ、２３ａとを介して、パワーローラ２０、２０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２０、２０の周面２１、２１と、前記各入力側ディスク２ａ、２ｂの入力側面３、３及び前記出力側ディスク１７ｂの出力側面１８、１８とを、転がり接触させている。
【００３７】
又、上記１対の支柱４５ａ、４５ｂにより互いに結合された、上記アクチュエータボディー４４と上記連結板５０とのうち、アクチュエータボディー４４は前記ケーシング１１の下部に、上記連結板５０はこのケーシング１１内に、それぞれ長さ方向（図１〜２の左右方向、図３の表裏方向）及び幅方向の位置を規制した状態で支持固定されている。このうちの連結板５０の位置規制を行なう為に、この連結板５０の上面と、上記ケーシング１１の天板部５４の下面との、互いに対向する部分にそれぞれ形成した、位置決め凹部５５ａ、５５ｂ同士の間に、円筒状の位置決めスリーブ５６、５６を掛け渡している。又、上記連結板５０の位置決めは、図示しない複数本の位置決めピンにより図っている。
【００３８】
この様にして上記ケーシング１１内の所定位置に固定した１対の支柱４５ａ、４５ｂの中間部に設けられ、それぞれが前記入力側ディスク２ａ、２ｂと前記出力側ディスク１７ｃとの入力側、出力側両面３、１８同士の間の各キャビティ（空間）の中央部に存在する前記各支持環部４７、４７により、上記出力側ディスク１７ｃを、回転自在に支持している。この為に、これら各支持環部４７、４７とこの出力側ディスク１７ｃの軸方向両端部、即ち、この出力側ディスク１７ｃの軸方向両側面に設けた出力側面１８、１８よりも内径側部分との間に、前記各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂを設けている。図示の例の場合、これら各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂを構成する１対の軌道輪５７ａ、５７ｂ（図２、４、６）の外側面（互いに反対側の側面）の内径寄り部分に短円筒状の突条部５８、５８（図２、４、６）を、全周に亙って形成している。
【００３９】
そして、これら各突条部５８、５８を、上記各支持環部４７、４７及び上記出力側ディスク１７ｃの小径側端部にがたつきなく内嵌する事により、上記各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂの径方向に関する位置決めを図っている。又、本例の場合、これら各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂを構成する上記１対の軌道輪５７ａ、５７ｂのうちの外側（互いに反対となる側、支柱４５ａ、４５ｂ側）の軌道輪５７ａ、５７ａの外側面と上記各支持環部４７、４７との間にそれぞれ、シム板５９、５９（図２、４、６）を挟持している。又、これと共に、上記各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂのうちの一方（第一〜第三の遊星歯車式変速ユニット３７〜３９から遠い側）のスラストアンギュラ玉軸受４３ａの軌道輪５７ａの突条部５８の外端面と、上記各支柱４５ａ、４５ｂのうちの一方の支柱４５ａの支持環部４７の内周面に全周に亙って設けた凸部６０ａの側面との間に、図４に示す様に、弾性材であるばね６１を設けている。
【００４０】
このばね６１は、座金の如き欠円環状の金属製の薄板に、周方向に亙って凹凸を交互に形成した（圧縮）波形ばねであり、上記凸部６０ａの側面と上記突条部５８の外端面との間に挟持された状態で、これら側面と端面とに、互いに遠ざかる方向の弾性力を付与する。そして、この様なばね６１の弾性力により上記各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂに適正な予圧を付与した状態で、上記各支柱４５ａ、４５ｂ同士の間に上記出力側ディスク１７ｃを、径方向及び軸方向に関する位置決めを図った状態で、回転自在に支持している。
【００４１】
尚、上記ばね６１は、所定の弾性力を付与すべく、組み立て完了後に撓み切らない（縮み切らない）状態で設置している。即ち、上述の様な波形のばね６１は通常、撓み領域のうちの中央の約６０％の範囲内で使用すれば、設計値通りの所望の弾性力を得られる。逆に言えば、この撓み領域のうちの中央の約６０％の範囲から外れた領域で使用した場合には、所望の弾性力を得られない可能性がある。この為、組み立て完了後に上記ばね６１が撓み切っていると、このばね６１は早期にへたる等により、所定の弾性力を付与できなくなる可能性がある。例えば図５に示す様に、スラストアンギュラ玉軸受４３ａ´を構成する一方の軌道輪５７ａの軸方向に関する支持を、ばね６１´のみにより行なうと、組み立て完了後に上記スラストアンギュラ玉軸受４３ａ´が、このばね６１´が撓み切る位置にまで変位する可能性がある。そして、この様にばね６１´が撓み切った場合には、上述の様に所望の弾性力を得られなくなり、上記スラストアンギュラ玉軸受４３ａ´に所望の予圧を付与できなくなる。
【００４２】
これに対して本例の場合には、上記スラストアンギュラ玉軸受４３ａの軸方向に関する支持を、ばね６１だけでなくシム板５９を介しても行なっている。この為、このシム板５９を介して上記スラストアンギュラ玉軸受４３ａの軸方向変位を制限できる。この場合に就いて好ましくは、上記ばね６１の自由状態での軸方向の厚さをＸとし、このばね６１が撓み切った（縮み切った）状態での軸方向厚さをＹとし、このばね６１の組み立て完了後での軸方向厚さをＺとした場合に、（Ｘ＋Ｙ）／２−０．３（Ｘ−Ｙ）≦Ｚ≦（Ｘ＋Ｙ）／２＋０．３（Ｘ−Ｙ）となる様に（撓み領域の中央６０％の領域内に収まる様に）規制する。この結果、組み立て完了後の状態で上記スラストアンギュラ玉軸受４３ａが、上記ばね６１が撓み切る位置まで変位する事を防止できると共に、このばね６１の弾性力に基づいて上記各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂに所望の予圧を付与できる。
【００４３】
又、本例の場合、図６に示す様に、上記各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂのうちの他方（第一〜第三の遊星歯車式変速ユニット３７〜３９に近い側）のスラストアンギュラ玉軸受４３ｂの軌道輪５７ｂの突条部５８の外端面と、上記各支柱４５ａ、４５ｂのうちの他方の支柱４５ｂの支持環部４７の内周面に全周に亙って設けた凸部６０ｂの側面との間には、ばねを設けていない。但し、上記各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂに所望の予圧を付与する為に、必要に応じて、上記突条部５８の外端面と凸部６０ｂの側面との間にも上述の様なばね６１を設けて良い。
【００４４】
又、図示の無段変速装置の場合、前記入力回転軸１ａの基端部（図１の左端部）を図示しないエンジンのクランクシャフトに、前記入力軸４０を介して結合し、このクランクシャフトにより上記入力回転軸１ａを回転駆動する様にしている。又、前記両入力側ディスク２ａ、２ｂの軸方向片側面（入力側面３、３）及び上記出力側ディスク１７ｃの軸方向両側面（出力側面１８、１８）と前記各パワーローラ２０、２０の周面２１、２１との転がり接触部（トラクション部）に適正な面圧を付与する為の押圧装置６ａとして、油圧式のものを使用している。又、ギヤポンプ等の図示しない油圧源により、この押圧装置６ａ及び変速の為に前記各トラニオン２２、２２を変位させる為の油圧式のアクチュエータ２９、２９、並びに後述する低速用クラッチ６２及び高速用クラッチ６３を断接させる為の油圧シリンダに、圧油を供給自在としている。
【００４５】
又、上記出力側ディスク１７ｃに中空回転軸６４の基端部（図１〜２の左端部）をスプライン係合させている。そして、この中空回転軸６４を、エンジンから遠い側（図１〜２の右側）の入力側ディスク２ｂの内側に挿通して、上記出力側ディスク１７ｃの回転力を取り出し自在としている。更に、上記中空回転軸６４の先端部（図１〜２の右端部）で上記入力側ディスク２ｂの外側面から突出した部分に、前記第一の遊星歯車式変速ユニット３７を構成する為の、第一の太陽歯車６５を固設している。
【００４６】
一方、上記入力回転軸１ａの先端部（図１〜２の右端部）で上記中空回転軸６４から突出した部分と上記入力側ディスク２ｂとの間に、第一のキャリア６６を掛け渡す様に設けて、この入力側ディスク２ｂと上記入力回転軸１ａとが、互いに同期して回転する様にしている。そして、上記第一のキャリア６６の軸方向両側面の円周方向等間隔位置（一般的には３〜４個所位置）に、それぞれがダブルピニオン型である前記第一、第二の遊星歯車式変速ユニット３７、３８を構成する為の遊星歯車６７〜６９を、回転自在に支持している。更に、上記第一のキャリア６６の片半部（図１〜２の右半部）周囲に第一のリング歯車７０を、回転自在に支持している。
【００４７】
上記各遊星歯車６７〜６９のうち、前記トロイダル型無段変速ユニット３６寄り（図１〜２の左寄り）で上記第一のキャリア６６の径方向に関して内側に設けた遊星歯車６７は、上記第一の太陽歯車６５に噛合している。又、上記トロイダル型無段変速ユニット３６から遠い側（図１〜２の右側）で上記第一のキャリア６６の径方向に関して内側に設けた遊星歯車６８は、前記伝達軸４２の基端部（図１の左端部）に固設した第二の太陽歯車７１に噛合している。又、上記第一のキャリア６６の径方向に関して外側に設けた、残りの遊星歯車６９は、上記内側に設けた遊星歯車６７、６８よりも軸方向寸法を大きくして、これら両遊星歯車６７、６８に噛合させている。更に、上記残りの遊星歯車６９と上記第一のリング歯車７０とを噛合させている。尚、径方向外寄りの遊星歯車を、第一、第二の遊星歯車ユニット３７、３８同士の間で互いに独立させる代りに、幅広のリング歯車をこれら両遊星歯車に噛合させる構造も、採用可能である。
【００４８】
一方、前記第三の遊星歯車式変速ユニット３９を構成する為の第二のキャリア７２を、前記出力軸４１の基端部（図１の左端部）に結合固定している。そして、この第二のキャリア７２と上記第一のリング歯車７０とを、前記低速用クラッチ６２を介して結合している。又、上記伝達軸４２の先端寄り（図１〜２の右端寄り）部分に第三の太陽歯車７３を固設している。又、この第三の太陽歯車７３の周囲に第二のリング歯車７４を配置し、この第二のリング歯車７４と前記ケーシング１１等の固定の部分との間に、前記高速用クラッチ６３を設けている。更に、上記第二のリング歯車７４と上記第三の太陽歯車７３との間に配置した復数組の遊星歯車７５、７６を、上記第二のキャリア７２に回転自在に支持している。これら各遊星歯車７５、７６は、互いに噛合すると共に、上記第二のキャリア７２の径方向に関して内側に設けた遊星歯車７５を上記第三の太陽歯車７３に、同じく外側に設けた遊星歯車７６を上記第二のリング歯車７４に、それぞれ噛合している。
【００４９】
上述の様に構成する本例の無段変速装置の場合、入力回転軸１ａから１対の入力側ディスク２ａ、２ｂ、各パワーローラ２０、２０を介して一体型の出力側ディスク１７ｃに伝わった動力は、前記中空回転軸６４を通じて取り出される。そして、前記低速用クラッチ６２を接続し、前記高速用クラッチ６３の接続を断った状態では、前記トロイダル型無段変速ユニット３６の変速比を変える事により、上記入力回転軸１ａの回転速度を一定にしたまま、前記出力軸４１の回転速度を、停止状態を挟んで正転、逆転に変換自在となる。
【００５０】
即ち、この状態では、上記入力回転軸１ａと共に正方向に回転する第一のキャリア６６と、上記中空回転軸６４と共に逆方向に回転する前記第一の太陽歯車６５との差動成分が、前記第一のリング歯車７０から、前記低速用クラッチ６２、前記第二のキャリア７２を介して、上記出力軸４１に伝達される。この状態では、上記トロイダル型無段変速ユニット３６の変速比を所定値にする事で上記出力軸４１を停止させられる他、このトロイダル型無段変速ユニット３６の変速比を上記所定値から増速側に変化させる事により上記出力軸４１を、車両を後退させる方向に回転させられる。これに対して、上記トロイダル型無段変速ユニット３６の変速比を上記所定値から減速側に変化させる事により上記出力軸４１を、車両を前進させる方向に回転させられる。
【００５１】
更に、上記低速用クラッチ６２の接続を断ち、上記高速用クラッチ６３を接続した状態では、上記出力軸４１を、車両を前進させる方向に回転させる。即ち、この状態では、上記入力回転軸１ａと共に正方向に回転する第一のキャリア６６と、上記中空回転軸６４と共にこの第一のキャリア６６と逆方向に回転する前記第一の太陽歯車６５との差動成分に応じて回転する、前記第一の遊星歯車式変速ユニット３７の遊星歯車６７の回転が、別の遊星歯車６９を介して、前記第二の遊星歯車式変速ユニット３８の遊星歯車６８に伝わり、前記第二の太陽歯車７１を介して、前記伝達軸４２を回転させる。そして、この伝達軸４２の先端部に設けた第三の太陽歯車７３と、この第三の太陽歯車７３と共に前記第三の遊星歯車式変速ユニット３９を構成する第二のリング歯車７４及び遊星歯車７５、７６との噛合に基づき、前記第二のキャリア７２及びこの第二のキャリア７２に結合した上記出力軸４１を、前進方向に回転させる。この状態では、上記トロイダル型無段変速ユニット３６の変速比を増速側に変化させる程、上記出力軸４１の回転速度を速くできる。
【００５２】
上述の様に構成し作用する本例の無段変速装置の場合には、前述の図９に示した従来構造の場合とは異なり、１対の出力側ディスク１７ａ、１７ｂ同士の間に転がり軸受１５、１５、並びにこの転がり軸受１５、１５を支持する為の隔壁部１２（図９参照）を設置する必要がなくなる。そして、一体型の出力側ディスク１７ｃを使用する等、この出力側ディスク１７ｃの設置部分の軸方向寸法を短縮する事ができる。この為、この様に軸方向寸法を短縮した分だけ、トロイダル型無段変速ユニット３６の小型・軽量化を図れる。
【００５３】
しかも、本例の場合には、上記出力側ディスク１７ｃを、軸方向両側面を出力側面１８、１８とした一体構造としているので、トロイダル型無段変速ユニット３６の運転時に上記各出力側面１８、１８に加わる力が、上記出力側ディスク１７ｃ内で互いに相殺される。この結果上記出力側ディスク１７ｃは、前記各パワーローラ２０、２０から加わるモーメント荷重に拘らず、弾性変形を抑えられる。この為、上記出力側ディスク１７ｃの軸方向に関する厚さ寸法の短縮化が可能になり、その面からもトロイダル型無段変速機の小型・軽量化が可能になる。
【００５４】
更に本例の場合には、上記出力側ディスク１７ｃを支持するスラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂに適正な予圧を、製造コストを高くする事なく付与できる。即ち、これら各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂに所望の予圧を、前記ばね６１により付与する為、前記各支柱４５ａ、４５ｂの支持環部４７、４７と上記スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂを構成する外側の軌道輪５７ａ、５７ｂとの間に設けるシム板５９、５９の厚さを、数μｍの精度で調節する必要がなくなる。この点に就いて、図７を用いて説明する。
【００５５】
この図７は、シム板５９、５９のみにより予圧を付与する場合のこのシム板５９、５９の厚さとスラストアンギュラ玉軸受４３ａ（４３ｂ）に付与される予圧との関係（実線α）、並びに、ばね６１により予圧を付与する場合の支持環部４７とスラストアンギュラ玉軸受４３ａ（４３ｂ）の軌道輪５７ａとの間に生じる隙間の軸方向距離とこのスラストアンギュラ玉軸受玉軸受４３ａ（４３ｂ）に付与される予圧との関係（鎖線β）を示している。尚、上記図７中横軸は、上記シム板５９、５９の厚さ並びに上記隙間の軸方向距離を、同じく縦軸は、上記スラストアンギュラ玉軸受４３ａ（４３ｂ）に付与される予圧の値を、それぞれ表わしている。
【００５６】
この様な図７から明らかな様に、シム板５９、５９のみにより予圧を付与する場合には、このシム板５９、５９の厚さの僅かな違いによって、上記スラストアンギュラ玉軸受４３ａ（４３ｂ）に付与される予圧の値が大きく変化する。これに対して、ばね６１により予圧を付与する場合には、支持環部４７とスラストアンギュラ玉軸受４３ａ（４３ｂ）の軌道輪５７ａとの間に生じる隙間の軸方向距離の大きさに拘らず、上記スラストアンギュラ玉軸受４３ａ（４３ｂ）に付与する予圧をほぼ一定の値にできる。この様にばね６１により予圧を付与する場合にこの予圧の値が変化しにくくなる（一定となる）理由は、上記ばね６１のばね定数が数百Ｎ／ｍｍ（数十ｋｇｆ／ｍｍ）程度である為である。
【００５７】
即ち、上記シム板５９、５９の加工誤差や許容寸法差に基づいて上記隙間が生じ、この隙間分（例えば数〜数十μｍ程度）だけ、上記ばね６１の軸方向厚さが所定の値から変化しても、このばね６１の弾性力の値は殆ど変化しない。この為、上記シム板５９、５９のみにより上記各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂに予圧を付与する場合に比べて、このシム板５９、５９の寸法精度を極端に高くする（数μｍ程度で調節する）必要がなくなる。尚、本例の様にばね６１と共にシム板５９、５９を設置する場合、これら各シム板５９、５９の厚さによっては（厚さが大き過ぎると）、これら各シム板５９、５９により上記各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂに（過大な）予圧が付与される可能性がある。この様にシム板５９、５９により予圧が付与される事を防止する為には、このシム板５９、５９の厚さを、上記隙間が０以上となる様に（この隙間が存在する様に）規制する。この様に規制する場合には、上記各シム板５９、５９の厚さを数十μｍ程度の精度で加工しても、上記ばね６１、６１の弾性力に基づいて所望の予圧を付与する事ができる。この為、シム板５９、５９の厚さを調節する事で所望の予圧を付与する場合に比べて、このシム板５９、５９の寸法精度を緩やかに（許容寸法差を大きく）でき、このシム板５９、５９の加工コストの低減を図れる。
【００５８】
又、この様にシム板５９、５９の寸法精度を緩やかにできれば、所望の予圧を付与できるシム板５９、５９を組み付けるべく、仮組み立て、寸法測定、分解、再組み立て等の作業をする必要もなくなり、製造コストの大幅な低減を図れる。しかも、この様に仮組み立て、寸法測定、分解、再組み立て等の作業を省略できる結果、構成各部品に損傷を生じにくくする事もできる。又、運転時の温度変化に基づく構成部材の熱膨張等に伴って、前記各支柱４５ａ、４５ｂの支持環部４７、４７と上記スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂを構成する軌道輪５７ａ、５７ｂとの間の距離が変化したり、上記シム板５９、５９の厚さが変化した場合でも、上記スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂに付与される予圧の値が大きく変化する事を防止できる。
【００５９】
又、本例の様に、弾性材として前述した様な波形のばね６１を使用する場合には、このばね６１の軸方向寸法を小さく（薄く）できる為、設置空間が制限される部分にも設置し易く、しかも設置部分の寸法が嵩む事も防止できる。尚、上記弾性材は、この様な波形のばね６１に限定するものではない。必要に応じて、他の形状のばねを使用しても良い。この様に他の形状のばねを使用する場合には、このばねの形状に応じて、上記支持環部４７、４７やスラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂを構成する軌道輪５７ａ、５７ａの形状を変える事は勿論である。又、本例の場合は、上記各シム板５９、５９を、上記各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂを構成する外側の軌道輪５７ａ、５７ａと上記各支持環部４７、４７との間に設けているが、前記出力側ディスク１７ｃの小径側端部と上記各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂを構成する内側の軌道輪５７ｂ、５７ｂとの間に設けても良い。
【００６０】
尚、図示は省略するが、一体型の出力側ディスクの外周縁部に出力歯車を一体に設ける事もできる。この様な構造を採用する場合には、上記出力側ディスクから動力を取り出す為の伝達軸を、入力回転軸と平行に設ける。そして、この伝達軸の端部に固設した別の歯車を、上記出力歯車に噛合させる。
【００６１】
次に、図８は、本発明の実施の形態の第２例を示している。前述した実施の形態の第１例の場合には、１対のスラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂのうちの一方｛第一〜第三の遊星歯車式変速ユニット３７〜３９（図１参照）から離れた側｝のスラストアンギュラ玉軸受４３ａの軌道輪５７ａの外側面と、この外側面に対向する支持環部４７の内側面との間に、シム板５９を挟持している。これに対して本例の場合には、この様なシム板５９を設けていない（省略している）。尚、上記各スラストアンギュラ玉軸受４３ａ、４３ｂのうちの他方（第一〜第三の遊星歯車式変速ユニット３７〜３９に近い側）のスラストアンギュラ玉軸受４３ａの軌道輪５７ａの外側面と、この外側面に対向する支持環部４７の内側面との間に関しては、特に限定しないが、出力側ディスク１７ｃ（図１〜２参照）の位置決め図る等の為に、必要に応じて、上述の様なシム板５９を設けても良い。その他の構成及び作用は、前述した第１例と同様であるから、重複する説明は省略する。
【００６２】
【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、軸方向寸法を短縮して、必要とする性能を確保しつつ、小型・軽量化が可能になり、より小型の車体に組み付け可能になる等、トロイダル型無段変速機の実用化に寄与できる。しかも、製造コストを高くする事なく、内側ディスクを回転自在に支持するスラストアンギュラ型玉軸受に適正な予圧を付与する事ができる為、高性能のトロイダル型無段変速機を低コストで実現できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の第１例を示す断面図。
【図２】図１の中央部拡大図。
【図３】図２のＡ−Ａ断面図。
【図４】図２のＢ部拡大図。
【図５】好ましくない例を示す、図４と同様の図。
【図６】図２のＣ部拡大図。
【図７】シム板により予圧を付与する場合及び弾性材（ばね）により予圧を付与する場合の、寸法精度が予圧の値に及ぼす影響を説明する為の線図。
【図８】本発明の実施の形態の第２例を示す、図４と同様の図。
【図９】従来から広く知られているトロイダル型無段変速機の基本構成の１例を示す断面図。
【図１０】スラストアンギュラ玉軸受に付与される予圧を説明する為の断面図。
【符号の説明】
１、１ａ入力回転軸
２ａ、２ｂ入力側ディスク
３入力側面
４ボールスプライン
５転がり軸受
６、６ａ押圧装置
７カム板
８駆動軸
９ローディングナット
１０皿板ばね
１１ケーシング
１２隔壁部
１３通孔
１４出力筒
１５転がり軸受
１６出力歯車
１７ａ、１７ｂ、１７ｃ出力側ディスク
１８出力側面
１９ニードル軸受
２０パワーローラ
２１周面
２２トラニオン
２３、２３ａ支持軸
２４ラジアルニードル軸受
２５スラスト玉軸受
２６スラストニードル軸受
２７枢軸
２８支持板
２９アクチュエータ
３０予圧ばね
３１外側面
３２玉軸受
３３ａ、３３ｂ軌道輪
３４シム板
３５玉
３６トロイダル型無段変速ユニット
３７第一の遊星歯車式変速ユニット
３８第二の遊星歯車式変速ユニット
３９第三の遊星歯車式変速ユニット
４０入力軸
４１出力軸
４２伝達軸
４３ａ、４３ａ´、４３ｂスラストアンギュラ玉軸受
４４アクチュエータボディー
４５ａ、４５ｂ支柱
４６ａ、４６ｂ支持ポスト部
４７支持環部
４８ボルト
４９凹部
５０連結板
５１ボルト
５２凹部
５３ａ、５３ｂ支持孔
５４天板部
５５ａ、５５ｂ位置決め凹部
５６位置決めスリーブ
５７ａ、５７ｂ軌道輪
５８突条部
５９シム板
６０ａ、６０ｂ凸部
６１、６１´ ばね
６２低速用クラッチ
６３高速用クラッチ
６４中空回転軸
６５第一の太陽歯車
６６第一のキャリア
６７遊星歯車
６８遊星歯車
６９遊星歯車
７０第一のリング歯車
７１第二の太陽歯車
７２第二のキャリア
７３第三の太陽歯車
７４第二のリング歯車
７５遊星歯車
７６遊星歯車[0001]
[Industrial applications]
INDUSTRIAL APPLICABILITY The toroidal-type continuously variable transmission and the continuously variable transmission according to the present invention are used as an automatic transmission for an automobile or as a transmission for adjusting the operating speed of various industrial machines such as a pump.
[0002]
[Prior art]
A toroidal-type continuously variable transmission is known as one type of a transmission that constitutes a transmission for an automobile, and is partially implemented. Such a toroidal-type continuously variable transmission which is already partially implemented is called a so-called double-cavity type in which transmission of power from an input portion to an output portion is performed in two systems provided in parallel with each other. Is what it is. Such a toroidal-type continuously variable transmission has been described in a large number of publications such as Patent Document 1, Patent Document 2, and Patent Document 3, and is well known. The basic structure thereof will be described with reference to FIG. I do.
[0003]
The toroidal type continuously variable transmission shown in FIG. 9 has the input rotary shaft 1 which is the rotary shaft described in the claims. The input side disks 2a and 2b are supported around the middle portion (leftward in FIG. 9) and the forward portion (rightward in FIG. 9) of the input rotary shaft 1, respectively. These input side disks 2a, 2b are arranged in such a manner that the input side surfaces 3, 3, which are one side surface in the axial direction and are toroidal curved surfaces described in the claims, face each other with respect to the input rotary shaft 1. , Respectively, are supported via ball splines 4, 4. Accordingly, the input disks 2a and 2b are supported around the input rotary shaft 1 so as to be freely displaceable in the axial direction of the input rotary shaft 1 and to be rotatable in synchronization with the input rotary shaft 1. .
[0004]
A rolling bearing 5 and a loading cam type pressing device 6 are provided between the base end (the left end in FIG. 9) of the input rotary shaft 1 and the outer surface of the input side disk 2a. The cam plate 7 constituting the pressing device 6 is rotatably driven by a drive shaft 8. On the other hand, a loading nut 9 and a disc spring 10 having a large elasticity are provided between the tip of the input rotary shaft 1 (the right end in FIG. 9) and the outer surface of the other input side disk 2b. Is provided.
[0005]
An intermediate portion of the input rotary shaft 1 is inserted through a through hole 13 provided in a partition wall portion 12 installed in a casing 11 (see FIG. 1 showing an embodiment of the present invention) accommodating a toroidal type continuously variable transmission. ing. A cylindrical output cylinder 14 is rotatably supported by a pair of rolling bearings 15, 15 on the inner diameter side of the through hole 13, and an output gear 16 is fixed to an outer peripheral surface of an intermediate portion of the output cylinder 14. are doing. The output disks 17a and 17b, which are the inner disks described in the claims, are spline-engaged at the ends of both ends of the output cylinder 14 protruding from both outer surfaces of the partition wall 12 by spline engagement. It is rotatably supported in synchronization with the cylinder 14.
In this state, the output side surfaces 18, 18 of the output side disks 17a, 17b, which are both side surfaces in the axial direction described in the claims and are each a toroidal curved surface, correspond to the input side surfaces 3, 3. Needle bearings 19, between the inner peripheral surfaces of the output side disks 17a, 17b and the outer peripheral surface of the intermediate portion of the input rotary shaft 1 and the portion protruding from the end edge of the output cylinder 14, respectively. 19 are provided. The output disks 17a and 17b are allowed to rotate and axially displace with respect to the input rotary shaft 1 while supporting the load applied to the output disks 17a and 17b.
[0007]
A plurality (generally, two or three) of power rollers 20, 20 are provided around the input rotary shaft 1 between the input and output side surfaces 3, 18 (cavities). Are placed. Each of the power rollers 20, 20 has a peripheral surface 21, 21, which is in contact with the input and output side surfaces 3, 18, formed as a spherical convex surface, respectively, and a trunnion 22, which is a support member described in the claims. The support shafts 23, 23, radial needle bearings 24, 24, thrust ball bearings 25, 25, and thrust needle bearings 26, 26 are rotatably supported on the inner surface of the base 22 so as to freely rotate and slightly swing. ing. That is, each of the support shafts 23, 23 is an eccentric shaft in which a base half and a front half are eccentric to each other. It is supported by a radial needle bearing so that it can swing freely.
[0008]
The power rollers 20, 20 are rotatably supported by the radial needle bearings 24, 24 and the thrust ball bearings 25, 25 on the first half of the support shafts 23, 23. Further, the displacement of the power rollers 20, 20 in the axial direction of the input rotary shaft 1 based on the elastic deformation of the constituent members can be freely changed by the separate radial needle bearings and the thrust needle bearings 26, 26. And
[0009]
Further, each of the trunnions 22, 22 has a pivot 27, 27 (see FIG. 3 showing an embodiment of the present invention) provided at both ends (in the front-back direction in FIG. 9) installed inside the casing 11. The plates 28, 28 (see FIGS. 1 to 3 showing the embodiment of the present invention) support the swing and the axial displacement freely. That is, each of the trunnions 22, 22 is supported so as to be capable of swinging clockwise and counterclockwise in FIG. 9 and is driven by hydraulic actuators 29, 29 (see FIG. 3 showing an embodiment of the present invention). The shafts 27, 27 can be displaced in the axial direction (the vertical direction in FIGS. 1, 2, and 3 and the front and back directions in FIG. 9).
[0010]
During operation of the toroidal type continuously variable transmission configured as described above, the input side disk 2 a is rotationally driven by the drive shaft 8 via the pressing device 6. Since the pressing device 6 rotates the input disk 2a while generating an axial thrust, the pair of input disks 2a and 2b including the input disk 2a is connected to the output disks 17a, While being pressed toward 17b, they rotate in synchronization with each other. As a result, the rotation of the input disks 2a, 2b is transmitted to the output disks 17a, 17b via the power rollers 20, 20, and the output disks 17a, 17b, The output gear 16 coupled with 17b rotates.
[0011]
During operation, the thrust generated by the pressing device 6 ensures the surface pressure of the contact portions between the peripheral surfaces 21 and 21 of the power rollers 20 and the input and output side surfaces 3 and 18. The surface pressure increases as the power (torque) transmitted from the drive shaft 8 to the output gear 16 increases. Therefore, excellent transmission efficiency can be obtained regardless of the torque change. Further, even when the torque to be transmitted is zero or small, the surface pressure of each contact portion is secured to a certain extent by the disc spring 10 and the preload spring 30 provided on the inner diameter side of the pressing device 6. . Therefore, the torque transmission at each of the contact portions is performed smoothly immediately after the start without any excessive slippage.
[0012]
When changing the gear ratio between the drive shaft 8 and the output gear 16, the trunnions 22, 22 are displaced in the vertical direction in FIGS. 1 to 3 and the front and back direction in FIG. In this case, the upper half trunnions 22 and 22 and the lower half trunnions 22 and 22 in FIG. 9 are displaced by the same amount in directions opposite to each other. With this displacement, the direction of the force applied in the tangential direction of the contact portion between the peripheral surfaces 21 and 21 of the power rollers 20 and the input and output side surfaces 3 and 18 changes. The tangential forces cause the trunnions 22, 22 to swing about pivots 27, 27 provided at both ends.
[0013]
With this swing, the position of the contact portion between the peripheral surfaces 21 and 21 of the power rollers 20 and the input and output side surfaces 3 and 18 in the radial direction of the side surfaces 3 and 18 changes. I do. As the respective contact portions change radially outward of the input side surface 3 and radially inward of the output side surface 18, respectively, the gear ratio changes toward the speed increasing side. On the other hand, as shown in FIG. 9, the more the respective contact portions change radially inward of the input side surface 3 and radially outward of the output side surface 18, the more the speed ratio is reduced. Changes to
[0014]
By the way, in the case of the conventional structure shown in FIG. 9, between the outer surfaces 31, 31 of the pair of output-side disks 17a, 17b, in addition to the output gear 16, a pair of rolling bearings 15, 15, and Since the partition 12 for supporting the rolling bearings 15, 15 is provided, the distance D between the outer surfaces 31, 31 is set. ₃₁ Becomes larger. For this reason, the axial dimension of the toroidal type continuously variable transmission is increased, and the toroidal type continuously variable transmission is increased in size and weight. Such an increase in size and an increase in weight are caused by the above-mentioned distance D ₃₁ Not only due to an increase in the thickness of the output side disks 17a, 17b, but also due to an increase in the axial thickness. The reason is as follows.
[0015]
In the decelerating state of the toroidal-type continuously variable transmission shown in FIG. 9, the peripheral surfaces 21, 21 of the power rollers 20, 20 are close to the outer diameters of the output side surfaces 18, 18 of the output-side disks 17 a, 17 b. The respective output side surfaces 18, 18 are pressed in a state in which the output side surfaces 18, 18 are in contact. For this reason, a large moment is applied to each of the output side disks 17a and 17b about the spline engagement portion with the output cylinder 14. In spite of such a large moment, in order to suppress the shift of the gear ratio and secure the durability of the output disks 17a, 17b, it is necessary to suppress the elastic deformation of the output disks 17a, 17b. . For this purpose, it is necessary to increase the thickness of each of the output-side disks 17a and 17b in the axial direction so as to increase the rigidity of each of the output-side disks 17a and 17b. For this reason, when the thickness of each of the output side disks 17a and 17b in the axial direction is increased, the toroidal type continuously variable transmission is correspondingly enlarged as described above.
[0016]
On the other hand, Patent Document 4 discloses a structure in which an integrated output-side disk is rotatably supported around an intermediate portion of an input-side rotary shaft by a pair of radial needle bearings and a pair of thrust needle bearings. I have. According to such a structure described in Patent Document 4, since the partition wall portion 12 can be omitted from the conventional structure shown in FIG. 9 and the axial dimension of the output side disk can be shortened, the toroidal stepless type can be used. The size and weight of the entire transmission can be reduced.
[0017]
However, the thrust needle bearing incorporated in the structure described in Patent Literature 4 has a preload applied for the reason that heat generation based on sliding friction is remarkable at a rolling contact portion between a rolling surface of each needle and a mating raceway surface. Difficult to use in condition. In other words, in consideration of ensuring a sufficient life of the thrust needle bearing, the thrust needle bearing must be used in a state having a positive gap. For this reason, it is difficult to strictly regulate the axial position of the output disk, and there is a possibility that the contact position between the output side surface provided on the output disk and the peripheral surface of each power roller may be slightly shifted.
[0018]
If the contact position between the output side surface and the peripheral surface shifts due to such a cause, side slip occurs at the rolling contact portion between these two surfaces, and the trunnion supporting each of the power rollers rotates around the pivot axis. However, the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission may change unnecessarily. Such a state is not preferable because it gives the driver an uncomfortable feeling. In particular, in the case of a continuously variable transmission that realizes an infinite transmission ratio by combining a toroidal-type continuously variable transmission unit and a planetary gear-type transmission unit, in a state where a large torque passes through the toroidal-type continuously variable transmission unit, Fine gear ratio control is required. For this reason, it is not particularly preferable that the speed ratio is unnecessarily changed for the above-described reason.
[0019]
[Patent Document 1]
JP-A-2-283949
[Patent Document 2]
JP-A-8-4869
[Patent Document 3]
JP-A-8-61453
[Patent Document 4]
JP 2001-116097 A
[0020]
[Problems to be solved by the invention]
In order to solve the above-mentioned inconveniences, the integrated output side (inner) disk is rotatably rotated around a middle portion of the input rotary shaft by a pair of thrust angular type ball bearings each of which is preloaded. It is possible to support. More specifically, it is possible to provide the ball bearing between a member fixed to the inner surface of the casing and the small-diameter end portion of the output-side disk, and to rotatably support the output-side disk with the ball bearing. Conceivable. In order to apply a desired preload to the ball bearing, a shim plate is provided between the race of the ball bearing and a member fixed to the inner surface of the casing or a small-diameter end of the output-side disk. Things are possible.
[0021]
This point will be described with reference to FIG. A thrust direction force Fa is applied to one (left side in FIG. 10) raceway 33a of the thrust angular type ball bearing 32 in a free state as shown in FIG. 10 (A), and the other (right side in FIG. 10). Consider a case in which the bearing ring 33b is added in a state where the displacement is prevented. In this case, as shown in an exaggerated manner in FIG. 7B, the constituent members of the ball bearing 32 are elastically deformed based on this force Fa, and the one orbital ring 33a is moved in the thrust direction by that amount. Displace. Therefore, a shim plate 34 having a thickness enough to hold the displacement amount T of the one bearing ring 33a is fixed to a member fixed to the one bearing ring 33a of the ball bearing 32 and the inner surface of the casing or the output side disk. If the ball bearing 32 is installed in a state of being elastically deformed by an amount corresponding to the thickness of the shim plate 34, a preload suitable for the above Fa can be applied to the ball bearing 32. .
[0022]
However, if the thickness of the shim plate 34 is too large and an excessive preload is applied to the ball bearing 32, the rolling life of the ball bearing 32 is reduced, and the power loss of the toroidal type continuously variable transmission increases. (Transmission efficiency may decrease). On the other hand, when the thickness of the shim plate 34 is too small and the preload applied to the ball bearing 32 is not sufficient (insufficient), an internal gap is generated in the ball bearing 32 to position the output-side disk. Accuracy may decrease, and vibration and noise may increase.
[0023]
By the way, when a desired preload is applied to the ball bearing 32 by the shim plate 34 as described above, it is considered necessary to adjust the thickness of the shim plate 34 in a unit of several μm for the following reasons. . That is, when the small-diameter end of the output-side disk is supported by the ball bearings 32 as described above, the dimensions of the ball bearings 32 and, consequently, the outer diameters of the balls 35 constituting the ball bearings 32 are determined by the output power. It becomes smaller in accordance with the size of the small-diameter end of the side disk. On the other hand, as the size of the ball bearing 32 and the outer diameter of each ball 35 become smaller, the ball bearing 32 and each ball 35 are more likely to be elastically deformed. It is easily affected by the thickness of the shim plate 34. In other words, the slight change in the thickness of the shim plate 34 greatly changes the value of the preload applied to the ball bearing 32.
[0024]
As a result, in order to apply a desired preload to the ball bearing 32, it is necessary to adjust the thickness of the shim plate 34 with an accuracy of a few μm unit, and it is considered that the cost related to the shim plate 34 increases. Can be In addition, in the case where work such as temporary assembly, dimension measurement, disassembly, and reassembly is required to assemble the shim plate 34 having a thickness capable of providing a desired preload, the assembling work becomes troublesome and the manufacturing cost is reduced. Inevitably increases. In addition, the components may be easily damaged during temporary assembly, dimension measurement, disassembly, and reassembly. Although it is conceivable to increase the size of the ball bearing 32, the size of the output side disk and the like increases with the ball bearing 32, which leads to an increase in the size and weight of the toroidal type continuously variable transmission, which is not preferable. .
The toroidal type continuously variable transmission and the continuously variable transmission according to the present invention have been invented in view of such circumstances.
[0025]
[Means for Solving the Problems]
The toroidal-type continuously variable transmission according to the present invention has a casing, a rotating shaft, a pair of outer disks, an inner disk, and a plurality of similar to the above-described conventionally known toroidal-type continuously variable transmissions. The vehicle includes a support member and a plurality of power rollers.
The rotating shaft is rotatably supported in the casing.
Each of the outer disks is supported so as to be freely rotatable in synchronization with the rotating shaft in a state in which one side surface in the axial direction having an arc-shaped cross section is opposed to each other.
Further, the inner disk rotates relative to the rotating shaft in a state in which both axial side surfaces having an arc-shaped cross section are opposed to one axial side surface of each of the outer disks around an intermediate portion of the rotating shaft. It is freely supported.
Further, in the axial direction, a plurality of the support members are respectively provided at positions between both axial side surfaces of the inner disk and one axial side surface of each outer disk, and pivot shafts which are twisted with respect to the rotation shaft are provided. The swing displacement about the center is freely provided.
Further, each of the power rollers is rotatably supported by each of the support members, and abuts the respective peripheral surfaces of the spherical convex surfaces with the axially both side surfaces of the inner disk and the axially one side surface of each outer disk. Let me.
[0026]
In particular, in the toroidal type continuously variable transmission according to the present invention, a thrust angular contact ball bearing rotatably supports a member having the small-diameter end of the inner disk fixed to the inner surface of the casing, and the thrust. A desired preload is applied to the angular ball bearing based on the elastic force of the elastic material.
More preferably, the elastic member is a spring, and the spring is installed so as not to bend completely after the assembly is completed. Then, a desired preload is applied to the thrust angular ball bearing based on the elastic force of the unbent spring.
[0027]
According to a fourth aspect of the present invention, the continuously variable transmission according to the present invention combines a toroidal type continuously variable transmission unit and a planetary gear type transmission unit, and further comprises an input shaft connected to a rotating shaft of the toroidal type continuously variable transmission unit. And an output shaft connected to the constituent members of the planetary gear type transmission unit.
The toroidal type continuously variable transmission unit is a toroidal type continuously variable transmission as described above.
The planetary gear type transmission unit receives power from the rotating shaft and the inner disk of the toroidal-type continuously variable transmission unit, and has a switching means for switching the power transmission path to two systems.
[0028]
Also preferably, as set forth in claim 5, the planetary gear type transmission unit includes a carrier, a plurality of first planetary gears, a first sun gear, a plurality of second planetary gears, It comprises a second sun gear and a ring gear.
The carrier is fixedly coupled to a pair of outer disks constituting the toroidal-type continuously variable transmission unit and concentrically with the outer disks, and rotates together with the outer disks.
Each of the first planetary gears is rotatably supported on one axial side of one of the axially opposite side faces of the carrier that faces one outer disk.
The first sun gear is rotatable concentrically with each of the disks while being coupled to the inner disk by a hollow rotary shaft disposed around a rotary shaft constituting the toroidal-type continuously variable transmission unit. And meshes with each of the first planetary gears.
Each of the second planetary gears is rotatably supported on the other surface of the carrier.
The second sun gear is rotatably provided concentrically with each of the disks, and meshes with each of the second planetary gears.
The ring gear is rotatably provided concentrically with each of the disks, and meshes with each of the first planetary gears.
The switching means selects between a mode in which the power taken out from the inner disk is transmitted to the output shaft through the ring gear and a mode in which the power taken out from the inner disk is transmitted to the output shaft through the second sun gear. Is what you do.
[0029]
[Action]
In the case of the toroidal type continuously variable transmission and the continuously variable transmission according to the present invention as described above, unlike the conventional structure described above, the rolling bearing and the rolling bearing are supported between the pair of inner disks. There is no need to install a partition wall for the operation. Therefore, it is also possible to reduce the distance between the inner disks and to integrate the inner disks, thereby reducing the size and weight of the toroidal type continuously variable transmission.
In addition, an appropriate preload can be applied to the thrust angular contact ball bearing that supports the inner disk without increasing the manufacturing cost. That is, in order to apply a desired preload to the thrust angular ball bearing by an elastic material, the thrust angular contact ball bearing is provided between a member fixed to the small-diameter end of the inner disk or the inner surface of the casing and a raceway constituting the thrust angular ball bearing. It is no longer necessary to adjust the thickness of the shim plate provided at a precision of several μm. Therefore, it is possible to prevent the cost of the shim plate from increasing, and it is not necessary to perform operations such as temporary assembly, dimension measurement, disassembly, and reassembly in order to assemble a shim plate having a thickness capable of providing a desired preload. In addition, the manufacturing cost can be significantly reduced. In addition, as a result of omitting such operations as temporary assembly, dimension measurement, disassembly, and reassembly, damage to each component can be suppressed.
[0030]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
1 to 4 and 6 show a first example of an embodiment of the present invention. Note that FIGS. 1 to 3 show the dimensional relationship such as the aspect ratio by the actual dimensional relationship. The continuously variable transmission according to the present embodiment includes a toroidal type continuously variable transmission unit 36 corresponding to the toroidal type continuously variable transmission described in the claims, and first to third planetary gear type transmission units 37 to 39. It has an input shaft 40 and an output shaft 41. In the illustrated example, between the input shaft 40 and the output shaft 41, the input rotation shaft 1a of the toroidal-type continuously variable transmission unit 36 and the transmission shaft 42 are concentric with the two shafts 40 and 41, and , Relative rotation with respect to these two shafts 40, 41 is provided freely. Then, with the first and second planetary gear type transmission units 37 and 38 being bridged between the input rotation shaft 1a and the transmission shaft 42, the third planetary gear type transmission unit 39 is transmitted through the transmission unit. Each is provided in a state of being bridged between the shaft 42 and the output shaft 41.
[0031]
The toroidal-type continuously variable transmission unit 36 includes a pair of input-side disks 2a and 2b, each of which is an outer disk described in the claims, and an integrated type, which is an inner disk also described in the claims. , And a plurality of power rollers 20, 20. The pair of input-side disks 2a and 2b are coupled to each other via the input rotation shaft 1a so as to be concentric and free to rotate in a synchronized manner. The output side disk 17c is located between the input side disks 2a and 2b, concentric with the input side disks 2a and 2b, and freely rotates relative to the input side disks 2a and 2b. Supported. Further, each of the power rollers 20, 20 is provided in a plural number (2 in this example) between both axial side surfaces of the output side disk 17c and one axial side surface of both the input side disks 2a, 2b. Each). The power is transmitted from the input disks 2a and 2b to the output disk 17c while rotating with the rotation of the input disks 2a and 2b.
[0032]
Further, in the case of this example, both ends in the axial direction of the output side disk 17c are rotatably supported by a pair of thrust angular ball bearings 43a and 43b. For this reason, in the case of this example, a pair of columns 45 a and 45 b are provided inside the casing 11 via the actuator body 44. These columns 45a, 45b support a pair of support plates 28, 28 for supporting both ends of the trunnions 22, 22, respectively, and are radially opposite to each other across the input rotation shaft 1a. On the side, a pair of support posts 46a, 46b provided concentrically with each other are connected by annular support rings 47, 47. The input rotation shaft 1a is loosely inserted inside the support ring portions 47, 47.
[0033]
The lower ends of the columns 45a, 45b are connected and fixed to the upper surface of the actuator body 44 by a plurality of bolts 48, 48, respectively. For this purpose, recesses 49, 49 are formed in the upper surface of the actuator body 44 for fitting the lower ends of the columns 45a, 45b. In addition, a plurality of screw holes that are opened at the lower end surface are formed at the lower end of each of the columns 45a and 45b. Each of the columns 45a and 45b is inserted into the actuator body 44 from below and screwed into each of the screw holes, with the lower end portions thereof being fitted in the recesses 49 and 49, respectively, and further tightened. It is fixed to a predetermined position on the upper surface of the actuator body 44 by bolts 48,48.
[0034]
On the other hand, the upper ends of the columns 45a and 45b are fixedly connected to the lower surface of the connecting plate 50 with the mounting positions regulated by bolts 51 and 51, respectively. For this purpose, recesses 52, 52 are formed in the lower surface of the connecting plate 50 for fitting the upper ends of the columns 45a, 45b. In addition, one screw hole is formed at the upper end of each of the columns 45a and 45b, and is opened at the center of the upper end surface. Each of the columns 45a and 45b is inserted into the connection plate 50 from above with the upper ends thereof fitted in the recesses 52 and 52, screwed into the screw holes, and further tightened. It is fixed to the lower surface of the connecting plate 50 by bolts 51, 51.
[0035]
The pair of columns 45a and 45b are connected and fixed between the upper surface of the actuator body 44 and the lower surface of the connection plate 50 as described above. In this state, of the support posts 46a, 46b provided near the both ends of the columns 45a, 45b, the lower support post 46a, 46a is located directly above the upper surface of the actuator body 44. I do. Then, the support holes 53a, 53a formed in the lower support plate 28 of the pair of support plates 28, 28 are formed in the support posts 46a, 46a of the both columns 45a, 45b without looseness. It is fitting. The upper support posts 46b are located immediately below the lower surface of the connecting plate 50. Then, the support holes 53b, 53b formed in the upper support plate 28 of the pair of support plates 28, 28 are fitted to the support post portions 46b, 46b of the both columns 45a, 45b without looseness. are doing.
[0036]
The power rollers 20, 20 are rotatably supported between the support plates 28, 28 provided in this manner via a plurality of trunnions 22, 22, and support shafts 23a, 23a. Then, the peripheral surfaces 21 and 21 of the power rollers 20 and 20 are brought into rolling contact with the input side surfaces 3 and 3 of the input side disks 2a and 2b and the output side surfaces 18 and 18 of the output side disk 17b. I have.
[0037]
Also, of the actuator body 44 and the connection plate 50 connected to each other by the pair of columns 45a and 45b, the actuator body 44 is located below the casing 11, and the connection plate 50 is located inside the casing 11. Are supported and fixed in a state where their positions in the length direction (the left-right direction in FIGS. 1 and 2 and the front-back direction in FIG. 3) and the width direction are regulated. In order to regulate the position of the connecting plate 50, the positioning recesses 55a and 55b formed on the upper surface of the connecting plate 50 and the lower surface of the top plate portion 54 of the casing 11, respectively, are formed at opposing portions. Between them, cylindrical positioning sleeves 56, 56 are stretched. The positioning of the connecting plate 50 is achieved by a plurality of positioning pins (not shown).
[0038]
In this manner, provided at an intermediate portion between the pair of columns 45a and 45b fixed at predetermined positions in the casing 11, the input side and the output side of the input side disks 2a and 2b and the output side disk 17c are respectively provided. The output side disk 17c is rotatably supported by the support ring portions 47, 47 located at the center of each cavity (space) between the two surfaces 3, 18. Therefore, each of the support ring portions 47, 47 and both ends in the axial direction of the output side disk 17c, that is, the output side surfaces 18 provided on both axial side surfaces of the output side disk 17c, the inner diameter side portion than the output side surfaces 18, 18 The thrust angular contact ball bearings 43a and 43b are provided between them. In the case of the illustrated example, a short portion is formed near the inner diameter of the outer side surfaces (side surfaces opposite to each other) of the pair of races 57a, 57b (FIGS. 2, 4, and 6) constituting the respective thrust angular ball bearings 43a, 43b. Cylindrical ridges 58, 58 (FIGS. 2, 4, and 6) are formed over the entire circumference.
[0039]
Then, by fitting each of these ridges 58, 58 into each of the support ring portions 47, 47 and the small-diameter side end of the output side disk 17c without looseness, each of the thrust angular ball bearings 43a, 43b is positioned in the radial direction. In the case of the present example, the outer races 57a, 57b of the pair of races 57a, 57b constituting the respective thrust angular ball bearings 43a, 43b (opposite sides, columns 45a, 45b), Shim plates 59, 59 (FIGS. 2, 4, and 6) are sandwiched between the outer side surface of 57a and the support ring portions 47, 47, respectively. At the same time, the ridge of the raceway 57a of the thrust angular ball bearing 43a of one of the thrust angular ball bearings 43a, 43b (farther from the first to third planetary gear type transmission units 37 to 39). 4 between the outer end surface of the portion 58 and the inner periphery of the support ring 47 of one of the columns 45a and 45b. As shown in FIG. 7, a spring 61 which is an elastic material is provided.
[0040]
The spring 61 is a (compression) wave spring in which irregularities are alternately formed in the circumferential direction on a thin annular metal plate such as a washer, and the side surface of the convex portion 60a and the ridge portion 58 are formed. In the state of being sandwiched between the outer side surface and the outer end surface, an elastic force in a direction away from each other is applied to the side surface and the end surface. Then, in a state in which an appropriate preload is applied to each of the thrust angular ball bearings 43a and 43b by the elastic force of the spring 61, the output-side disk 17c is moved radially and between the columns 45a and 45b. It is rotatably supported while positioning in the axial direction.
[0041]
The spring 61 is installed in such a state that it does not bend completely (does not shrink) after assembly is completed in order to apply a predetermined elastic force. That is, if the spring 61 having the above-described waveform is used within a range of about 60% of the center of the bending area, a desired elastic force as designed can be obtained. Conversely, when used in a region out of the range of about 60% of the center of the bending region, a desired elastic force may not be obtained. Therefore, if the spring 61 is completely bent after the assembly is completed, there is a possibility that the spring 61 may not be able to apply a predetermined elastic force due to, for example, early setting. For example, as shown in FIG. 5, when the support in the axial direction of one raceway ring 57a constituting the thrust angular contact ball bearing 43a 'is performed only by the spring 61', the thrust angular contact ball bearing 43a 'after assembly is completed. There is a possibility that the spring 61 'is displaced to a position where it is completely bent. When the spring 61 'is bent as described above, a desired elastic force cannot be obtained as described above, and a desired preload cannot be applied to the thrust angular ball bearing 43a'.
[0042]
On the other hand, in the case of this example, the axial support of the thrust angular ball bearing 43a is performed not only by the spring 61 but also by the shim plate 59. Therefore, the axial displacement of the thrust angular ball bearing 43a can be limited through the shim plate 59. In this case, preferably, the thickness in the axial direction of the spring 61 in the free state is X, and the thickness in the axial direction of the spring 61 in the fully bent (shrinked) state is Y. Assuming that the thickness in the axial direction after the completion of the assembling of 61 is Z, (X + Y) /2−0.3 (XY) ≦ Z ≦ (X + Y) /2+0.3 (XY) (So as to fall within the area of 60% of the center of the bending area). As a result, it is possible to prevent the thrust angular ball bearing 43a from being displaced to a position where the spring 61 is completely bent after the assembly is completed, and based on the elastic force of the spring 61, the thrust angular ball bearings 43a, A desired preload can be applied to 43b.
[0043]
In the case of this example, as shown in FIG. 6, the other of the above-described thrust angular ball bearings 43a and 43b (the side closer to the first to third planetary gear type speed change units 37 to 39) is the thrust angular ball. A convex portion 60b provided over the entire circumference on the outer end surface of the ridge portion 58 of the bearing ring 57b of the bearing 43b and on the inner peripheral surface of the support ring portion 47 of the other column 45b of the columns 45a and 45b. No spring is provided between the side surface of the spring. However, in order to apply a desired preload to each of the thrust angular ball bearings 43a and 43b, if necessary, the above-described spring is also provided between the outer end surface of the ridge 58 and the side surface of the projection 60b. 61 may be provided.
[0044]
In the case of the continuously variable transmission shown in the figure, the base end (the left end in FIG. 1) of the input rotary shaft 1a is connected to a crankshaft of an engine (not shown) via the input shaft 40. The input rotary shaft 1a is driven to rotate. Also, one side surface (input side surfaces 3 and 3) in the axial direction of both the input side disks 2a and 2b and both side surfaces (output side surfaces 18 and 18) in the axial direction of the output side disk 17c and the circumference of each of the power rollers 20 and 20. A hydraulic pressure device is used as a pressing device 6a for applying an appropriate surface pressure to a rolling contact portion (traction portion) between the surfaces 21 and 21. Also, a hydraulic source such as a gear pump or the like, a hydraulic actuator 29, 29 for displacing the pressing device 6a and the trunnions 22, 22 for shifting, and a low-speed clutch 62 and a high-speed clutch Pressure oil can be freely supplied to a hydraulic cylinder for connecting and disconnecting 63.
[0045]
The base end (left end in FIGS. 1 and 2) of the hollow rotary shaft 64 is spline-engaged with the output side disk 17c. Then, this hollow rotary shaft 64 is inserted into the inside of the input side disk 2b on the far side (right side in FIGS. 1 and 2) from the engine so that the rotational force of the output side disk 17c can be taken out. Further, the first planetary gear type transmission unit 37 is formed at a portion protruding from an outer surface of the input side disk 2b at a tip end portion (right end portion in FIGS. 1 and 2) of the hollow rotary shaft 64. The first sun gear 65 is fixed.
[0046]
On the other hand, the first carrier 66 is bridged between a portion protruding from the hollow rotary shaft 64 at the tip (the right end in FIGS. 1 and 2) of the input rotary shaft 1a and the input side disk 2b. The input side disk 2b and the input rotation shaft 1a rotate in synchronization with each other. The first and second planetary gear types, each of which is of a double pinion type, are provided at circumferentially equally spaced positions (generally 3 to 4 positions) on both axial side surfaces of the first carrier 66. Planet gears 67 to 69 constituting the transmission units 37 and 38 are rotatably supported. Further, a first ring gear 70 is rotatably supported around one half (the right half in FIGS. 1 and 2) of the first carrier 66.
[0047]
Among the planetary gears 67 to 69, the planetary gear 67 provided radially inside the first carrier 66 near the toroidal-type continuously variable transmission unit 36 (leftward in FIGS. 1 and 2) is the first planetary gear 67. Of the sun gear 65. A planetary gear 68 provided on the side remote from the toroidal-type continuously variable transmission unit 36 (on the right side in FIGS. 1 and 2) in the radial direction of the first carrier 66 is a base end portion of the transmission shaft 42 ( (The left end in FIG. 1). Further, the remaining planetary gears 69 provided on the outer side in the radial direction of the first carrier 66 are larger in axial size than the planetary gears 67 and 68 provided on the inner side, and these two planetary gears 67, 68. Further, the remaining planetary gear 69 and the first ring gear 70 are meshed. It should be noted that a structure in which a wide ring gear meshes with both planetary gears instead of making the planetary gears located radially outwardly independent of each other between the first and second planetary gear units 37 and 38 can also be adopted. It is.
[0048]
On the other hand, a second carrier 72 for constituting the third planetary gear type transmission unit 39 is fixedly connected to a base end (the left end in FIG. 1) of the output shaft 41. The second carrier 72 and the first ring gear 70 are connected via the low-speed clutch 62. Further, a third sun gear 73 is fixed to a portion near the tip of the transmission shaft 42 (near the right end in FIGS. 1 and 2). Further, a second ring gear 74 is disposed around the third sun gear 73, and the high-speed clutch 63 is provided between the second ring gear 74 and a fixed portion such as the casing 11. ing. Further, a plurality of sets of planetary gears 75 and 76 disposed between the second ring gear 74 and the third sun gear 73 are rotatably supported by the second carrier 72. These planetary gears 75 and 76 mesh with each other, and a planetary gear 75 provided on the inner side in the radial direction of the second carrier 72 is provided on the third sun gear 73, and a planetary gear 76 provided on the outer side is provided. The second ring gear 74 is in mesh with each other.
[0049]
In the case of the continuously variable transmission of the present embodiment configured as described above, the power is transmitted from the input rotation shaft 1a to the integrated output disk 17c via the pair of input disks 2a, 2b and the power rollers 20, 20. Power is taken out through the hollow rotary shaft 64. When the low speed clutch 62 is connected and the high speed clutch 63 is disconnected, the speed of the input rotary shaft 1a is kept constant by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 36. , The rotation speed of the output shaft 41 can be freely converted into forward rotation and reverse rotation with the stop state interposed.
[0050]
That is, in this state, the differential component between the first carrier 66 that rotates in the forward direction with the input rotation shaft 1a and the first sun gear 65 that rotates in the reverse direction with the hollow rotation shaft 64 is The power is transmitted from the first ring gear 70 to the output shaft 41 via the low speed clutch 62 and the second carrier 72. In this state, the output shaft 41 is stopped by setting the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 36 to a predetermined value, and the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 36 is increased from the predetermined value. The output shaft 41 is rotated in the direction of moving the vehicle backward by changing the output shaft 41 to the side. On the other hand, by changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 36 from the predetermined value to the deceleration side, the output shaft 41 is rotated in a direction for moving the vehicle forward.
[0051]
Further, when the connection of the low-speed clutch 62 is disconnected and the high-speed clutch 63 is connected, the output shaft 41 is rotated in a direction for moving the vehicle forward. That is, in this state, the first carrier 66 that rotates in the forward direction together with the input rotation shaft 1a and the first sun gear 65 that rotates in the opposite direction to the first carrier 66 together with the hollow rotation shaft 64 The rotation of the planetary gear 67 of the first planetary gear type transmission unit 37, which rotates according to the differential component of the second planetary gear type transmission unit 37, is transmitted via another planetary gear 69 to the planetary gear of the second planetary gear type transmission unit 38. 68, and rotates the transmission shaft 42 via the second sun gear 71. Then, a third sun gear 73 provided at the end of the transmission shaft 42, a second ring gear 74 and a planetary gear together with the third sun gear 73, which constitute the third planetary gear type transmission unit 39. Based on the engagement with 75 and 76, the second carrier 72 and the output shaft 41 connected to the second carrier 72 are rotated in the forward direction. In this state, the rotational speed of the output shaft 41 can be increased as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 36 is increased.
[0052]
In the case of the continuously variable transmission according to the present embodiment configured and operated as described above, unlike the conventional structure shown in FIG. 9, the rolling bearing is provided between the pair of output side disks 17a and 17b. It is not necessary to install the partition 15 (see FIG. 9) for supporting the rolling bearings 15 and 15. Then, the axial dimension of the installation portion of the output side disk 17c can be shortened, for example, by using the integrated output side disk 17c. Therefore, the size and weight of the toroidal-type continuously variable transmission unit 36 can be reduced by the reduced axial dimension.
[0053]
In addition, in the case of this example, the output side disk 17c has an integral structure with the output side surfaces 18 and 18 on both sides in the axial direction. The forces applied to each other are offset in the output side disk 17c. As a result, the output side disk 17c can suppress elastic deformation regardless of the moment load applied from the power rollers 20, 20. Therefore, the thickness of the output side disk 17c in the axial direction can be reduced, and the toroidal-type continuously variable transmission can be reduced in size and weight from that aspect as well.
[0054]
Further, in the case of this example, an appropriate preload can be applied to the thrust angular ball bearings 43a and 43b supporting the output side disk 17c without increasing the manufacturing cost. That is, in order to apply a desired preload to each of the thrust angular ball bearings 43a, 43b by the spring 61, the support ring portions 47, 47 of the columns 45a, 45b and the thrust angular ball bearings 43a, 43b are formed. It is not necessary to adjust the thickness of the shim plates 59 provided between the outer races 57a and 57b with an accuracy of several μm. This point will be described with reference to FIG.
[0055]
FIG. 7 shows the relationship between the thickness of the shim plates 59 and 59 and the preload applied to the thrust angular contact ball bearings 43a (43b) when the preload is applied only by the shim plates 59 and 59 (solid line α), and When the preload is applied by the spring 61, the axial distance of the gap generated between the support ring portion 47 and the raceway ring 57a of the thrust angular ball bearing 43a (43b) and the thrust angular ball bearing ball bearing 43a (43b). The relationship with the applied preload (dashed line β) is shown. 7, the horizontal axis represents the thickness of the shim plates 59, 59 and the axial distance of the gap, and the vertical axis represents the value of the preload applied to the thrust angular ball bearing 43a (43b). , Respectively.
[0056]
As is apparent from FIG. 7, when the preload is applied only by the shim plates 59, 59, the thrust angular ball bearings 43a (43b) are caused by a slight difference in the thickness of the shim plates 59, 59. The value of the preload applied to is greatly changed. On the other hand, when the preload is applied by the spring 61, regardless of the size of the axial distance of the gap generated between the support ring portion 47 and the bearing ring 57a of the thrust angular ball bearing 43a (43b). The preload applied to the thrust angular ball bearings 43a (43b) can be set to a substantially constant value. When the preload is applied by the spring 61 in this manner, the value of the preload is difficult to change (becomes constant) because the spring constant of the spring 61 is about several hundred N / mm (several tens kgf / mm). Because there is.
[0057]
That is, the gap is generated based on the processing error and the allowable dimensional difference between the shim plates 59, 59, and the axial thickness of the spring 61 is reduced from a predetermined value by the gap (for example, about several to several tens of μm). Even if it changes, the value of the elastic force of the spring 61 hardly changes. For this reason, the dimensional accuracy of the shim plates 59, 59 is made extremely high (adjustment at about several μm) as compared with the case where preload is applied to the thrust angular ball bearings 43a, 43b only by the shim plates 59, 59. No need). When the shim plates 59 and 59 are installed together with the spring 61 as in this example, depending on the thickness of each of the shim plates 59 and 59 (if the thickness is too large), the shim plates 59 and 59 may be used. (Excessive) preload may be applied to each thrust angular ball bearing 43a, 43b. In order to prevent the preload from being applied by the shim plates 59, 59, the thickness of the shim plates 59, 59 should be adjusted so that the gap is 0 or more (so that the gap exists). )regulate. In this case, even if the thickness of each of the shim plates 59, 59 is processed with an accuracy of about several tens of micrometers, a desired preload should be applied based on the elastic force of the springs 61, 61. Can be. Therefore, the dimensional accuracy of the shim plates 59, 59 can be made gentler (allowable dimensional difference is large) as compared with the case where a desired preload is applied by adjusting the thickness of the shim plates 59, 59. The processing cost of the plates 59, 59 can be reduced.
[0058]
Also, if the dimensional accuracy of the shim plates 59, 59 can be moderated in this way, it is necessary to perform operations such as temporary assembly, dimension measurement, disassembly, reassembly, etc., in order to assemble the shim plates 59, 59 capable of applying a desired preload. And the production cost can be greatly reduced. In addition, as a result of omitting operations such as temporary assembly, dimension measurement, disassembly, and reassembly, damage to each component can be suppressed. Also, with the thermal expansion of the constituent members based on the temperature change during operation, the support rings 47, 47 of the columns 45a, 45b, and the race rings 57a, 57b forming the thrust angular ball bearings 43a, 43b, , Or the thickness of the shim plates 59, 59 can be prevented from greatly changing the value of the preload applied to the thrust angular ball bearings 43a, 43b.
[0059]
Further, when the spring 61 having the above-described waveform is used as the elastic material as in this example, the axial dimension of the spring 61 can be reduced (thinned). It is easy to install, and it is possible to prevent the size of the installation portion from increasing. The elastic material is not limited to the spring 61 having such a waveform. Other shaped springs may be used if desired. When a spring having another shape is used as described above, the shape of the bearing rings 57a, 57a constituting the support ring portions 47, 47 and the thrust angular ball bearings 43a, 43b is changed according to the shape of the spring. Of course. In the case of the present example, the shim plates 59, 59 are provided between the outer races 57a, 57a constituting the respective thrust angular ball bearings 43a, 43b and the support ring portions 47, 47. However, it may be provided between the small-diameter end of the output-side disk 17c and the inner races 57b, 57b constituting the thrust angular ball bearings 43a, 43b.
[0060]
Although not shown, an output gear may be integrally provided on the outer peripheral edge of the integrated output disk. When such a structure is employed, a transmission shaft for extracting power from the output side disk is provided in parallel with the input rotation shaft. Then, another gear fixed to the end of the transmission shaft is meshed with the output gear.
[0061]
Next, FIG. 8 shows a second example of the embodiment of the present invention. In the case of the first example of the embodiment described above, one of the pair of thrust angular contact ball bearings 43a and 43b is separated from the first to third planetary gear type transmission units 37 to 39 (see FIG. 1). A shim plate 59 is sandwiched between the outer surface of the bearing ring 57a of the thrust angular ball bearing 43a on the other side and the inner surface of the support ring portion 47 facing the outer surface. On the other hand, in the case of the present example, such a shim plate 59 is not provided (omitted). The outer surface of the raceway 57a of the thrust angular ball bearing 43a on the other of the thrust angular ball bearings 43a, 43b (closer to the first to third planetary gear type transmission units 37 to 39). Although there is no particular limitation on the space between the support ring portion 47 and the inner surface of the support ring portion 47 facing the outer surface, as described above, if necessary, for positioning the output side disk 17c (see FIGS. 1 and 2). A simple shim plate 59 may be provided. Other configurations and operations are the same as those of the above-described first example, and thus redundant description will be omitted.
[0062]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured and operates as described above, it is possible to reduce the axial dimension, secure the required performance, reduce the size and weight, and assemble it into a smaller body. This can contribute to the practical use of toroidal-type continuously variable transmissions. Moreover, it is possible to apply an appropriate preload to the thrust angular type ball bearing that rotatably supports the inner disk without increasing the manufacturing cost, thereby realizing a high-performance toroidal type continuously variable transmission at low cost. .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a sectional view showing a first example of an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an enlarged view of a central portion of FIG.
FIG. 3 is a sectional view taken along line AA of FIG. 2;
FIG. 4 is an enlarged view of a portion B in FIG. 2;
FIG. 5 is a view similar to FIG. 4, showing an undesirable example.
FIG. 6 is an enlarged view of a portion C in FIG. 2;
FIG. 7 is a diagram for explaining the effect of dimensional accuracy on the value of preload when a preload is applied by a shim plate and when a preload is applied by an elastic material (spring).
FIG. 8 is a view similar to FIG. 4, showing a second example of the embodiment of the present invention.
FIG. 9 is a cross-sectional view showing an example of a basic configuration of a conventionally known toroidal-type continuously variable transmission.
FIG. 10 is a sectional view for explaining a preload applied to a thrust angular ball bearing.
[Explanation of symbols]
1, 1a Input rotary shaft
2a, 2b Input side disk
3 Input side
4 Ball spline
5 Rolling bearing
6, 6a pressing device
7 cam plate
8 Drive shaft
9 Loading nut
10 Disc spring
11 Casing
12 Partition
13 Through hole
14 Output tube
15 Rolling bearing
16 Output gear
17a, 17b, 17c Output side disk
18 Output side
19 Needle bearing
20 Power roller
21 Perimeter
22 trunnion
23, 23a Support shaft
24 Radial needle bearing
25 Thrust ball bearing
26 Thrust needle bearing
27 Axis
28 Support plate
29 Actuator
30 preload spring
31 Outside surface
32 ball bearing
33a, 33b race
34 shim plate
35 balls
36 Toroidal type continuously variable transmission unit
37 First planetary gear type transmission unit
38 Second planetary gear type transmission unit
39 Third planetary gear type transmission unit
40 input shaft
41 Output shaft
42 Transmission shaft
43a, 43a ', 43b thrust angular contact ball bearings
44 Actuator body
45a, 45b prop
46a, 46b Support post part
47 Support ring
48 volts
49 recess
50 Connecting plate
51 volts
52 recess
53a, 53b Support holes
54 Top panel
55a, 55b Positioning recess
56 Positioning Sleeve
57a, 57b race
58 Ridge
59 shim plate
60a, 60b convex part
61, 61 'spring
62 Low speed clutch
63 High speed clutch
64 hollow shaft
65 First Sun Gear
66 First Career
67 planetary gear
68 planetary gear
69 planetary gear
70 First ring gear
71 Second Sun Gear
72 Second Career
73 Third Sun Gear
74 Second ring gear
75 planetary gear
76 planetary gear

Claims

A casing, a rotating shaft rotatably supported in the casing, and a rotating shaft that is rotatable in synchronization with the rotating shaft in a state in which one axial side having an arc-shaped cross section is opposed to each other. A pair of outer discs and a pair of outer discs are disposed around an intermediate portion of the rotary shaft, with both axial side faces having an arc-shaped cross section facing one axial side face of each of the outer discs. A plurality of inner disks rotatably supported, and a plurality of disks at positions between both axial side surfaces of these inner disks and one axial surface of each outer disk with respect to the axial direction; A supporting member that is freely rotatable about a certain pivot and a rotatably supported spherical surface on each of these supporting members, and a peripheral surface that is a spherical convex surface is formed on each side of the inner disk in the axial direction. Outside In a toroidal-type continuously variable transmission having a power roller abutting on one axial side of a disk, a thrust angular contact member is provided with a small-diameter end of the inner disk fixed to the inner surface of the casing. A toroidal-type continuously variable transmission characterized by being rotatably supported by a ball bearing and applying a desired preload to the thrust angular ball bearing based on the elastic force of an elastic material.

The toroidal stepless step according to claim 1, wherein a desired preload is applied to the thrust angular ball bearing based on an elastic force of the spring, which is installed in a state where the elastic material is not bent after assembly is completed. transmission.

A member fixed to the inner surface of the casing is disposed between the axially opposite side surfaces of the inner disk and the axially one side surface of each of the outer disks, with the rotation shaft being inserted through a support ring portion provided at each intermediate portion. The toroidal type according to any one of claims 1 to 2, wherein a pair of columns are supported, and both axial ends of the inner disk are rotatably supported by thrust angular ball bearings on support rings of both columns. Continuously variable transmission.

A combination of a toroidal-type continuously variable transmission unit and a planetary gear-type transmission unit, and an input shaft connected to the rotation shaft of the toroidal-type continuously variable transmission unit and an output shaft connected to the constituent members of the planetary gear-type transmission unit. Prepare,
Among these, the toroidal-type continuously variable transmission unit is the toroidal-type continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 3,
The planetary gear type transmission unit receives power from the rotating shaft and the inner disk of the toroidal type continuously variable transmission unit, and has switching means for switching the power transmission path to two systems. Step transmission.

The planetary gear-type transmission unit includes a pair of outer disks constituting a toroidal type continuously variable transmission unit, a carrier concentrically coupled to the outer disks and rotating together with the outer disks, and a pair of axially opposite side surfaces of the carrier. A plurality of first planetary gears rotatably supported on one surface in the axial direction facing one outer disk, and a hollow rotating shaft arranged around a rotating shaft constituting the toroidal-type continuously variable transmission unit. A first sun gear meshed with each of the first planetary gears and rotatably supported on the other surface of the carrier, provided concentrically and rotatably with the respective disks in a state of being coupled to the inner disk. A plurality of second planetary gears; a second sun gear concentrically and rotatably provided with each of the disks and meshing with each of the second planetary gears; Concentric and rotatably mounted on it are those having a ring gear meshed with the respective first planetary gears,
The switching means selects between a mode in which the power taken out from the inner disk is transmitted to the output shaft through the ring gear and a mode in which the power taken out from the inner disk is transmitted to the output shaft through the second sun gear. Is,
The continuously variable transmission according to claim 4.