JP2006132677A

JP2006132677A - Toroidal type continuously variable transmission

Info

Publication number: JP2006132677A
Application number: JP2004323139A
Authority: JP
Inventors: Shoji Yokoyama; 将司横山
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2004-11-08
Filing date: 2004-11-08
Publication date: 2006-05-25

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a toroidal type continuously variable transmission capable of improving a lubricating property of high-load area on an outer ring of a power roller. SOLUTION: In this toroidal type continuously variable transmission, an oil passage 104 is formed on a displacement shaft 23 in a state of being approximately radially penetrating through the displacement shaft 23 for supplying a lubricant to an outer ring 28 of a thrust ball bearing 24, an oil discharge opening of the oil passage 104 is directed to the direction opposite to the rotating direction R of the power roller 11 at a prescribed angle α of less than 90 degrees with respect to a tilt-rotating shaft O' direction of a trunnion 15. COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

本発明は、自動車や各種産業機械の変速機などに利用可能なトロイダル型無段変速機に関する。 The present invention relates to a toroidal continuously variable transmission that can be used for transmissions of automobiles and various industrial machines.

例えば自動車用変速機として用いるダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機は、図３および図４に示すように構成されている。図３に示すように、ケーシング５０の内側には入力軸（中心軸）１が回転自在に支持されており、この入力軸１の外周には、２つの入力側ディスク２，２と２つの出力側ディスク３，３とが取り付けられている。また、入力軸１の中間部の外周には出力歯車４が回転自在に支持されている。この出力歯車４の中心部に設けられた円筒状のフランジ部４ａ，４ａには、出力側ディスク３，３がスプライン結合によって連結されている。 For example, a double-cavity toroidal continuously variable transmission used as an automobile transmission is configured as shown in FIGS. As shown in FIG. 3, an input shaft (center shaft) 1 is rotatably supported inside the casing 50, and two input side disks 2, 2 and two outputs are provided on the outer periphery of the input shaft 1. Side disks 3 and 3 are attached. An output gear 4 is rotatably supported on the outer periphery of the intermediate portion of the input shaft 1. Output side disks 3 and 3 are connected to cylindrical flange portions 4a and 4a provided at the center of the output gear 4 by spline coupling.

入力軸１は、図中左側に位置する入力側ディスク２とカム板７との間に設けられたローディングカム式の押圧装置１２を介して、駆動軸２２により回転駆動されるようになっている。また、出力歯車４は、２つの部材の結合によって構成された仕切壁１３を介してケーシング５０内に支持されており、これにより、入力軸１の軸線Ｏを中心に回転できる一方で、軸線Ｏ方向の変位が阻止されている。 The input shaft 1 is rotationally driven by a drive shaft 22 via a loading cam type pressing device 12 provided between an input side disk 2 and a cam plate 7 located on the left side in the drawing. . The output gear 4 is supported in the casing 50 via a partition wall 13 formed by coupling two members, so that the output gear 4 can rotate around the axis O of the input shaft 1 while the axis O. Directional displacement is prevented.

出力側ディスク３，３は、入力軸１との間に介在されたニードル軸受５，５によって、入力軸１の軸線Ｏを中心に回転自在に支持されている。また、図中左側の入力側ディスク２は、入力軸１にボールスプライン６を介して支持され、図中右側の入力側ディスク２は、入力軸１にスプライン結合されており、これら入力側ディスク２は入力軸１と共に回転するようになっている。また、入力側ディスク２，２の内側面（凹面）２ａ，２ａと出力ディスク３，３の内側面（凹面）３ａ，３ａとの間には、パワーローラ１１（図８参照）が回転自在に挟持されている。 The output side disks 3 and 3 are supported by needle bearings 5 and 5 interposed between the input shaft 1 so as to be rotatable about the axis O of the input shaft 1. Further, the left input side disk 2 in the figure is supported on the input shaft 1 via a ball spline 6, and the right side input disk 2 in the figure is splined to the input shaft 1. Rotates with the input shaft 1. Further, the power roller 11 (see FIG. 8) is rotatable between the inner side surfaces (concave surfaces) 2a, 2a of the input side disks 2, 2 and the inner side surfaces (concave surfaces) 3a, 3a of the output disks 3, 3. It is pinched.

図３中右側に位置する入力側ディスク２の内周面２ｃには、段差部２ｂが設けられ、この段差部２ｂに、入力軸１の外周面１ａに設けられた段差部１ｂが突き当てられるとともに、入力側ディスク２の背面（図３の右面）がローディングナット９に突き当てられている。これによって、入力側ディスク２の入力軸１に対する軸線Ｏ方向の変位が実質的に阻止されている。また、カム板７と入力軸１の鍔部１ｂとの間には、皿ばね８が設けられており、この皿ばね８は、各ディスク２，２，３，３の凹面２ａ，２ａ，３ａ，３ａとパワーローラ１１，１１の周面１１ａ，１１ａとの当接部に押圧力を付与する。 A step portion 2b is provided on the inner peripheral surface 2c of the input side disk 2 located on the right side in FIG. 3, and the step portion 1b provided on the outer peripheral surface 1a of the input shaft 1 is abutted against the step portion 2b. At the same time, the back surface (right surface in FIG. 3) of the input side disk 2 is abutted against the loading nut 9. Thereby, the displacement of the input side disk 2 in the direction of the axis O with respect to the input shaft 1 is substantially prevented. Further, a disc spring 8 is provided between the cam plate 7 and the flange portion 1b of the input shaft 1, and this disc spring 8 is a concave surface 2a, 2a, 3a of each disk 2, 2, 3, 3. , 3a and the contact surface between the peripheral surfaces 11a and 11a of the power rollers 11 and 11 are applied with a pressing force.

図４は、図３のＣ−Ｃ線に沿う断面図である。図４に示すように、ケーシング５０の内側には、入力軸１に対し捻れの位置にある一対の枢軸（傾転軸）１４，１４を中心として揺動（傾転）する一対のトラニオン１５，１５が設けられている。なお、図４においては、入力軸１の図示は省略している。各トラニオン１５，１５は、支持板部１６の長手方向(図４の上下方向)の両端部に、この支持板部１６の内側面側に折れ曲がる状態で形成された一対の折れ曲がり壁部２０，２０を有している。そして、この折れ曲がり壁部２０，２０によって、各トラニオン１５，１５には、パワーローラ１１を収容するための凹状のポケット部Ｐが形成される。また、各折れ曲がり壁部２０，２０の外側面には、各枢軸１４，１４が互いに同心的に設けられている。 4 is a cross-sectional view taken along the line CC of FIG. As shown in FIG. 4, inside the casing 50, a pair of trunnions 15 that swing (tilt) about a pair of pivots (tilting shafts) 14, 14 that are twisted with respect to the input shaft 1, 15 is provided. In FIG. 4, the input shaft 1 is not shown. Each trunnion 15, 15 has a pair of bent wall portions 20, 20 formed at both ends in the longitudinal direction (vertical direction in FIG. 4) of the support plate portion 16 so as to be bent toward the inner side surface of the support plate portion 16. have. The bent wall portions 20, 20 form concave pocket portions P for accommodating the power rollers 11 in the trunnions 15, 15. Further, the pivot shafts 14 and 14 are concentrically provided on the outer side surfaces of the bent wall portions 20 and 20, respectively.

支持板部１６の中央部には円孔２１が形成され、この円孔２１には変位軸２３の基端部（第１の軸部）２３ａが支持されている。そして、各枢軸１４，１４を中心として各トラニオン１５，１５を揺動させることにより、これら各トラニオン１５，１５の中央部に支持された変位軸２３の傾斜角度を調節できるようになっている。また、各トラニオン１５，１５の内側面から突出する変位軸２３の先端部（第２の軸部）２３ｂの周囲には、ニードル軸受９８を介して各パワーローラ１１が回転自在に支持されており、各パワーローラ１１，１１は、各入力側ディスク２，２および各出力側ディスク３，３の間に挟持されている。なお、各変位軸２３，２３の基端部２３ａと先端部２３ｂとは、互いに偏心している。 A circular hole 21 is formed in the center portion of the support plate portion 16, and a base end portion (first shaft portion) 23 a of the displacement shaft 23 is supported in the circular hole 21. Then, by swinging each trunnion 15, 15 about each pivot 14, 14, the inclination angle of the displacement shaft 23 supported at the center of each trunnion 15, 15 can be adjusted. In addition, each power roller 11 is rotatably supported via a needle bearing 98 around a distal end portion (second shaft portion) 23b of the displacement shaft 23 protruding from the inner surface of each trunnion 15, 15. The power rollers 11 and 11 are sandwiched between the input side disks 2 and 2 and the output side disks 3 and 3, respectively. In addition, the base end part 23a and the front-end | tip part 23b of each displacement shaft 23 and 23 are mutually eccentric.

また、各トラニオン１５，１５の枢軸１４，１４はそれぞれ、一対のヨーク２３Ａ，２３Ｂに対して揺動自在および軸方向(図４の上下方向)に変位自在に支持されており、各ヨーク２３Ａ，２３Ｂにより、トラニオン１５，１５はその水平方向の移動を規制されている。各ヨーク２３Ａ，２３Ｂは鋼等の金属のプレス加工あるいは鍛造加工により矩形状に形成されている。各ヨーク２３Ａ，２３Ｂの四隅には円形の支持孔１８が４つ設けられており、これら支持孔１８にはそれぞれ、トラニオン１５の両端部に設けた枢軸１４がラジアルニードル軸受３０を介して揺動自在に支持されている。また、ヨーク２３Ａ，２３Ｂの幅方向（図４の左右方向）の中央部には、円形の係止孔１９が設けられており、この係止孔１９の内周面は球状凹面として、球面ポスト６４，６８を内嵌している。すなわち、上側のヨーク２３Ａは、ケーシング５０に固定部材５２を介して支持されている球面ポスト６４によって揺動自在に支持されており、下側のヨーク２３Ａは、球面ポスト６８及びこれを支持する駆動シリンダ３１の上側シリンダボディ６１によって揺動自在に支持されている。 The pivot shafts 14 and 14 of the trunnions 15 and 15 are supported so as to be swingable and displaceable in the axial direction (vertical direction in FIG. 4) with respect to the pair of yokes 23A and 23B, respectively. The horizontal movement of the trunnions 15 and 15 is restricted by 23B. Each yoke 23A, 23B is formed in a rectangular shape by pressing or forging a metal such as steel. Four circular support holes 18 are provided at the four corners of each of the yokes 23 A and 23 B, and the pivot shafts 14 provided at both ends of the trunnion 15 swing through the radial needle bearings 30. It is supported freely. In addition, a circular locking hole 19 is provided in the central portion of the yokes 23A and 23B in the width direction (left-right direction in FIG. 4). 64 and 68 are fitted inside. That is, the upper yoke 23A is swingably supported by the spherical post 64 supported by the casing 50 via the fixing member 52, and the lower yoke 23A is the spherical post 68 and the drive for supporting the same. The upper cylinder body 61 of the cylinder 31 is swingably supported.

なお、各トラニオン１５，１５に設けられた各変位軸２３，２３は、入力軸１に対し、互いに１８０度反対側の位置に設けられている。また、これらの各変位軸２３，２３の先端部２３ｂが基端部２３ａに対して偏心している方向は、両ディスク２，２，３，３の回転方向に対して同方向(図４で上下逆方向)となっている。また、偏心方向は、入力軸１の配設方向に対して略直交する方向となっている。したがって、各パワーローラ１１，１１は、入力軸１の長手方向に若干変位できるように支持される。その結果、押圧装置１２が発生するスラスト荷重に基づく各構成部材の弾性変形等に起因して、各パワーローラ１１，１１が入力軸１の軸方向に変位する傾向となった場合でも、各構成部材に無理な力が加わらず、この変位が吸収される。 The displacement shafts 23 and 23 provided in the trunnions 15 and 15 are provided at positions 180 degrees opposite to the input shaft 1. Further, the direction in which the distal end portion 23b of each of the displacement shafts 23, 23 is eccentric with respect to the base end portion 23a is the same direction as the rotational direction of both the disks 2, 2, 3, 3 (in FIG. (Reverse direction). Further, the eccentric direction is a direction substantially orthogonal to the direction in which the input shaft 1 is disposed. Accordingly, the power rollers 11 and 11 are supported so that they can be slightly displaced in the longitudinal direction of the input shaft 1. As a result, even if each power roller 11, 11 tends to be displaced in the axial direction of the input shaft 1 due to elastic deformation of each component member based on the thrust load generated by the pressing device 12, each component This displacement is absorbed without applying an excessive force to the member.

また、パワーローラ１１の外側面（大端面）とトラニオン１５の支持板部１６の内側面との間には、パワーローラ１１の外側面の側から順に、スラスト転がり軸受であるスラスト玉軸受２４と、スラストニードル軸受２５とが設けられている。このうち、スラスト玉軸受２４は、各パワーローラ１１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１１の回転を許容するものである。このようなスラスト玉軸受２４はそれぞれ、複数個ずつの玉２６，２６と、これら各玉２６，２６を転動自在に保持する円環状の保持器２７と、円環状の外輪２８とから構成されている。また、各スラスト玉軸受２４の内輪軌道は各パワーローラ１１の外側面に、外輪軌道は各外輪２８の内側面にそれぞれ形成されている。 A thrust ball bearing 24 that is a thrust rolling bearing is disposed between the outer surface (large end surface) of the power roller 11 and the inner surface of the support plate 16 of the trunnion 15 in order from the outer surface side of the power roller 11. A thrust needle bearing 25 is provided. Among these, the thrust ball bearing 24 supports the rotation of each power roller 11 while supporting the load in the thrust direction applied to each power roller 11. Each of the thrust ball bearings 24 is composed of a plurality of balls 26, 26, an annular retainer 27 for holding the balls 26, 26 in a freely rolling manner, and an annular outer ring 28. ing. Further, the inner ring raceway of each thrust ball bearing 24 is formed on the outer side surface of each power roller 11, and the outer ring raceway is formed on the inner side surface of each outer ring 28.

また、スラストニードル軸受２５は、トラニオン１５の支持板部１６の内側面と外輪２８の外側面との間に挟持されている。このようなスラストニードル軸受２５は、パワーローラ１１から各外輪２８に加わるスラスト荷重を支承しつつ、これらパワーローラ１１および外輪２８が各変位軸２３の基端部２３ａを中心として揺動することを許容する。 The thrust needle bearing 25 is sandwiched between the inner surface of the support plate portion 16 of the trunnion 15 and the outer surface of the outer ring 28. Such a thrust needle bearing 25 supports the thrust load applied to each outer ring 28 from the power roller 11, while the power roller 11 and the outer ring 28 swing around the base end portion 23 a of each displacement shaft 23. Allow.

さらに、各トラニオン１５，１５の一端部(図４の下端部)にはそれぞれ駆動ロッド（トラニオン軸）２９，２９が設けられており、各駆動ロッド２９，２９の中間部外周面に駆動ピストン（油圧ピストン）３３，３３が固設されている。そして、これら各駆動ピストン３３，３３はそれぞれ、上側シリンダボディ６１と下側シリンダボディ６２とによって構成された駆動シリンダ３１内に油密に嵌装されている。これら各駆動ピストン３３，３３と駆動シリンダ３１とで、各トラニオン１５，１５を、これらトラニオン１５，１５の枢軸１４，１４の軸方向に変位させる駆動装置３２を構成している。 Further, driving rods (trunnion shafts) 29 and 29 are provided at one end portions (lower end portions in FIG. 4) of the trunnions 15 and 15, respectively, and a driving piston ( Hydraulic pistons) 33, 33 are fixed. Each of these drive pistons 33 and 33 is oil-tightly fitted in a drive cylinder 31 constituted by an upper cylinder body 61 and a lower cylinder body 62. The drive pistons 33 and 33 and the drive cylinder 31 constitute a drive device 32 that displaces the trunnions 15 and 15 in the axial direction of the pivots 14 and 14 of the trunnions 15 and 15.

このように構成されたトロイダル型無段変速機の場合、入力軸１の回転は、押圧装置１２を介して、各入力側ディスク２，２に伝えられる。そして、これら入力側ディスク２，２の回転が、一対のパワーローラ１１，１１を介して各出力側ディスク３，３に伝えられ、更にこれら各出力側ディスク３，３の回転が、出力歯車４より取り出される。 In the case of the toroidal continuously variable transmission configured as described above, the rotation of the input shaft 1 is transmitted to the input side disks 2 and 2 via the pressing device 12. Then, the rotation of the input side disks 2 and 2 is transmitted to the output side disks 3 and 3 via the pair of power rollers 11 and 11, and the rotation of the output side disks 3 and 3 is further transmitted to the output gear 4. It is taken out more.

入力軸１と出力歯車４との間の回転速度比を変える場合には、一対の駆動ピストン３３，３３を互いに逆方向に変位させる。これら各駆動ピストン３３，３３の変位に伴って、一対のトラニオン１５，１５が互いに逆方向に変位する。例えば、図４の左側のパワーローラ１１が同図の下側に、同図の右側のパワーローラ１１が同図の上側にそれぞれ変位する。その結果、これら各パワーローラ１１，１１の周面１１ａ，１１ａと各入力側ディスク２，２および各出力側ディスク３，３の内側面２ａ，２ａ，３ａ，３ａ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、各トラニオン１５，１５が、ヨーク２３Ａ，２３Ｂに枢支された枢軸１４，１４を中心として、互いに逆方向に揺動する。 When changing the rotational speed ratio between the input shaft 1 and the output gear 4, the pair of drive pistons 33, 33 are displaced in opposite directions. As the drive pistons 33 and 33 are displaced, the pair of trunnions 15 and 15 are displaced in directions opposite to each other. For example, the power roller 11 on the left side in FIG. 4 is displaced to the lower side in the figure, and the power roller 11 on the right side in the figure is displaced to the upper side in the figure. As a result, the peripheral surfaces 11a and 11a of the power rollers 11 and 11 act on contact portions of the input side disks 2 and 2 and the inner side surfaces 2a, 2a, 3a and 3a of the output side disks 3 and 3, respectively. The direction of the tangential force changes. As the force changes, the trunnions 15 and 15 swing in opposite directions around the pivots 14 and 14 pivotally supported by the yokes 23A and 23B.

その結果、各パワーローラ１１，１１の周面１１ａ，１１ａと各内側面２ａ，３ａとの当接位置が変化し、入力軸１と出力歯車４との間の回転速度比が変化する。また、これら入力軸１と出力歯車４との間で伝達するトルクが変動し、各構成部材の弾性変形量が変化すると、各パワーローラ１１，１１及びこれら各パワーローラ１１，１１に付属の外輪２８，２８が、各変位軸２３，２３の基端部２３ａ、２３ａを中心として僅かに回動する。これら各外輪２８，２８の外側面と各トラニオン１５，１５を構成する支持板部１６の内側面との間には、それぞれスラストニードル軸受２５，２５が存在するため、前記回動は円滑に行われる。したがって、前述のように各変位軸２３，２３の傾斜角度を変化させるための力が小さくて済む。 As a result, the contact position between the peripheral surfaces 11a and 11a of the power rollers 11 and 11 and the inner surfaces 2a and 3a changes, and the rotational speed ratio between the input shaft 1 and the output gear 4 changes. Further, when the torque transmitted between the input shaft 1 and the output gear 4 fluctuates and the amount of elastic deformation of each component changes, the power rollers 11 and 11 and the outer rings attached to the power rollers 11 and 11 will be described. 28 and 28 slightly rotate around the base end portions 23a and 23a of the displacement shafts 23 and 23, respectively. Since the thrust needle bearings 25 and 25 exist between the outer side surfaces of the outer rings 28 and 28 and the inner side surfaces of the support plate portions 16 constituting the trunnions 15 and 15, respectively, the rotation is performed smoothly. Is called. Therefore, as described above, the force for changing the inclination angle of each displacement shaft 23, 23 can be small.

また、このようなトロイダル型無段変速機において、パワーローラ１１と入出力側ディスク２，３との動力伝達は、これらの部材表面の損傷を防止するべく、油膜を介したトラクション力により非接触で行なわれる。そのため、パワーローラ１１と入出力側ディスク２，３との間に形成されるトラクション面には、トルクを非接触で伝達するための油膜を形成できる十分な量の潤滑油（トラクション油）を供給する必要があるとともに、ディスク２，３やパワーローラ１１を回転可能に軸支する軸受等に対しても十分な潤滑を行なう必要がある（例えば、特許文献１および特許文献２参照）。 In such a toroidal-type continuously variable transmission, the power transmission between the power roller 11 and the input / output side disks 2 and 3 is non-contact by a traction force through an oil film in order to prevent damage to the surface of these members. Is done. Therefore, a sufficient amount of lubricating oil (traction oil) that can form an oil film for transmitting torque in a non-contact manner is supplied to the traction surface formed between the power roller 11 and the input / output side disks 2 and 3. In addition, it is necessary to sufficiently lubricate the bearings that rotatably support the disks 2 and 3 and the power roller 11 (see, for example, Patent Document 1 and Patent Document 2).

特開平１１−２１０８５４号公報JP-A-11-210854 特開平１０−１３２０４５号公報JP-A-10-132045

ところで、このような潤滑は、潤滑される部材における荷重分布等に応じて効果的になされることが望ましい。例えば、２枚のディスク２，３をパワーローラ１１に押し付けながら接線力を伝えることにより動力伝達を行なう前述したハーフトロイダル型無段変速機にあっては、その構造上、パワーローラ１１に大きなスラスト力Ｆが生じるため、パワーローラ１１を支持するトラニオン１５が図５に示すように撓む（変形する）。そのため、パワーローラ１１のスラスト荷重は、トラニオン１５においては図５に示すように両側の枢軸１４の部位Ｐ１，Ｐ２で支持され、また、外輪２８においては図６に示すようにトラニオン１５の支持位置Ｐ１，Ｐ２に対応する外輪２８の軌道面の部位、すなわち、傾転軸Ｏ’方向に沿う外輪軌道面の２箇所Ｐ１’，Ｐ２’で大部分が支持されることになる。つまり、スラスト荷重を外輪２８の軌道面全体で均等に支持することが難しい。したがって、外輪２８は、負荷の大きいこの２箇所（以下、高負荷領域という。）Ｐ１’，Ｐ２’で疲労の進行が早く、そのため、十分な寿命を確保するためには、これらの高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’に対して効果的に潤滑を行なう必要がある。 By the way, it is desirable that such lubrication is effectively performed according to the load distribution in the member to be lubricated. For example, in the above-described half-toroidal continuously variable transmission that transmits power by transmitting tangential force while pressing the two disks 2 and 3 against the power roller 11, a large thrust is applied to the power roller 11 due to its structure. Since the force F is generated, the trunnion 15 that supports the power roller 11 bends (deforms) as shown in FIG. Therefore, the thrust load of the power roller 11 is supported on the trunnion 15 by the parts P1 and P2 of the pivots 14 on both sides as shown in FIG. 5, and the outer ring 28 is supported on the trunnion 15 as shown in FIG. Most portions are supported by the portions of the raceway surface of the outer ring 28 corresponding to P1 and P2, that is, the two locations P1 ′ and P2 ′ on the raceway surface along the tilt axis O ′. That is, it is difficult to uniformly support the thrust load over the entire raceway surface of the outer ring 28. Therefore, the outer ring 28 is rapidly fatigued at these two places (hereinafter referred to as “high load areas”) P1 ′ and P2 ′ where the load is large. Therefore, in order to ensure a sufficient life, these high load areas It is necessary to effectively lubricate P1 ′ and P2 ′.

しかしながら、図６からも分かるように、従来において、外輪２８に対して潤滑油を供給する潤滑油路の吐出開口は、変位軸２３の偏心方向（傾転軸Ｏ’の方向）に対して垂直に方向付けられているため、高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’を効果的に潤滑することができない。以下、これについて、詳しく説明する。 However, as can be seen from FIG. 6, conventionally, the discharge opening of the lubricating oil passage for supplying the lubricating oil to the outer ring 28 is perpendicular to the eccentric direction of the displacement shaft 23 (direction of the tilt axis O ′). Therefore, the high load regions P1 ′ and P2 ′ cannot be effectively lubricated. This will be described in detail below.

図６の（ａ）に示すように、パワーローラ１１の周囲の軸受に対して潤滑油を供給するための油路は、トラニオン１５に形成され且つ駆動シリンダ３１内に通じる第１の油路１００と、第１の油路１００に連通し且つ外輪２８をその径方向と直交する方向に貫く複数の第２の油路１０２と、第１の油路１００に連通し且つ変位軸２３にその軸方向に沿って形成された第３の油路１０６と、第３の油路１０６と連通し且つ変位軸２３をその軸方向と直交する方向に貫く第４の油路１０４と、第３の油路１０６と連通し且つ変位軸２３をその軸方向と直交する方向に貫く第５の油路１０８とから成る。この場合、図６の（ｂ）に示すように、第２の油路１０２は、外輪２８の周方向に沿って略等間隔に設けられており、外輪２８に対して潤滑油を供給する。また、第４の油路１０４も、その両端が変位軸２３の両側でそれぞれ開口しており、外輪２８に対して潤滑油を供給する。一方、第５の油路１０８は、ニードル軸受９８に対して潤滑油を供給する。 As shown in FIG. 6A, the oil passage for supplying the lubricating oil to the bearings around the power roller 11 is formed in the trunnion 15 and communicates with the drive cylinder 31. A plurality of second oil passages 102 communicating with the first oil passage 100 and penetrating the outer ring 28 in a direction perpendicular to the radial direction, and communicating with the first oil passage 100 and connecting the shaft to the displacement shaft 23. A third oil passage 106 formed along the direction, a fourth oil passage 104 communicating with the third oil passage 106 and penetrating the displacement shaft 23 in a direction orthogonal to the axial direction, and a third oil The fifth oil passage 108 communicates with the passage 106 and penetrates the displacement shaft 23 in a direction orthogonal to the axial direction. In this case, as shown in FIG. 6B, the second oil passages 102 are provided at substantially equal intervals along the circumferential direction of the outer ring 28, and supply lubricating oil to the outer ring 28. Further, both ends of the fourth oil passage 104 are also open on both sides of the displacement shaft 23, and the lubricating oil is supplied to the outer ring 28. On the other hand, the fifth oil passage 108 supplies lubricating oil to the needle bearing 98.

以上から分かるように、外輪２８に対して潤滑油を供給する第２の油路１０２および第４の油路１０４の吐出開口は、変位軸２３の偏心方向（傾転軸Ｏ’の方向）に対して垂直に方向付けられている。そのため、これらの油路１０２，１０４から吐出した油は、図６の（ｂ）に矢印で示すように、パワーローラ１１の回転（回転方向Ｒ）によって誘導されることにより、外輪２８の高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’から周方向に略９０°ずれた部位を最も良く潤滑することとなり、高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’に対して十分に供給されない。したがって、従来においては、例えば外輪溝半径寸法を小さくしたり、玉径を大きくして面圧を小さくする等の対策を施すことにより、高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’にかかる負荷を軽減して、高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’に対する潤滑油不足の問題を部分的に解決しているが、外輪２８の径寸法を大きくすると、発熱量の増加や摩擦トルクの増加などといった新たな問題が生じてしまう。 As can be seen from the above, the discharge openings of the second oil passage 102 and the fourth oil passage 104 that supply lubricating oil to the outer ring 28 are in the eccentric direction of the displacement shaft 23 (the direction of the tilting axis O ′). It is oriented vertically with respect to it. Therefore, the oil discharged from these oil passages 102 and 104 is guided by the rotation (rotation direction R) of the power roller 11 as shown by the arrow in FIG. The portions that are shifted by approximately 90 ° in the circumferential direction from the regions P1 ′ and P2 ′ are best lubricated, and are not sufficiently supplied to the high load regions P1 ′ and P2 ′. Therefore, conventionally, by taking measures such as reducing the outer ring groove radius dimension or increasing the ball diameter to reduce the surface pressure, the load on the high load regions P1 ′ and P2 ′ is reduced. Although the problem of lack of lubricating oil for the high load regions P1 ′ and P2 ′ is partially solved, when the diameter of the outer ring 28 is increased, new problems such as an increase in heat generation and an increase in friction torque occur. End up.

本発明は、前記事情に鑑みて為されたもので、パワーローラの外輪における高負荷領域の潤滑性を向上させることができるトロイダル型無段変速機を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to provide a toroidal continuously variable transmission that can improve lubricity in a high load region in an outer ring of a power roller.

前記目的を達成するために、請求項１に記載のトロイダル型無段変速機は、回転トルクが入力される入力軸と、それぞれの内側面同士を互いに対向させた状態で互いに同心的に且つ回転自在に前記入力軸に支持された入力側ディスクおよび出力側ディスクと、前記入力側ディスクと前記出力側ディスクとの間に挟持されたパワーローラと、所定の傾転軸を中心に傾転可能で且つ軸部を介して前記パワーローラを回転自在に支持するトラニオンと、前記パワーローラと前記トラニオンとの間に介在され且つ前記パワーローラに加わるスラスト方向の荷重を支承しつつ前記パワーローラを回転可能に支持する軸受とを備えたトロイダル型無段変速機であって、前記軸部には、前記軸部をその略径方向で貫き且つ前記軸受の外輪に対して潤滑油を供給するための油路が設けられ、この油路の油吐出口は、前記トラニオンの傾転軸方向に対し、パワーローラの回転方向と逆方向に向かって９０度未満の所定の角度に方向付けられていることを特徴とする。 To achieve the above object, the toroidal continuously variable transmission according to claim 1 rotates concentrically and with an input shaft to which rotational torque is input and respective inner surfaces facing each other. The input disk and the output disk supported by the input shaft, the power roller sandwiched between the input disk and the output disk, and a predetermined tilt shaft can be tilted freely. A trunnion that rotatably supports the power roller via a shaft portion, and the power roller that is interposed between the power roller and the trunnion and that supports a thrust load applied to the power roller can be rotated. A toroidal continuously variable transmission having a bearing supported on the shaft, wherein the shaft portion penetrates the shaft portion in a substantially radial direction and supplies lubricating oil to the outer ring of the bearing. The oil discharge port of the oil passage is directed at a predetermined angle of less than 90 degrees in the direction opposite to the rotation direction of the power roller with respect to the direction of the tilt axis of the trunnion. It is characterized by.

この請求項１に記載された発明においては、油路の油吐出口が、トラニオンの傾転軸方向に対し、パワーローラの回転方向と逆方向に向かって９０度未満の所定の角度に方向付けられているため、油路から吐出された油は、パワーローラの回転に誘導されて、傾転軸方向に沿う軸受の外輪の２箇所の高負荷領域に最も多く供給され、この高負荷領域を十分に潤滑することができる。このように、高負荷領域への潤滑不足の問題を潤滑油供給形態の観点から抜本的に解決すれば、従来のように外輪溝半径寸法を小さくしたり、玉径を大きくして面圧を小さくする等の対策を施す必要がなく、したがって、それに伴う諸問題（発熱量の増加や摩擦トルクの増加などといった問題）を生じさせないで済む。なお、油路の油吐出口がトラニオンの傾転軸方向に対して成す角度は、５〜３０°であることが好ましい。 In the first aspect of the invention, the oil discharge port of the oil passage is oriented at a predetermined angle of less than 90 degrees in the direction opposite to the rotation direction of the power roller with respect to the direction of the trunnion tilting axis. Therefore, the oil discharged from the oil passage is guided by the rotation of the power roller and supplied most to the two high load areas of the outer ring of the bearing along the tilting axis direction. It can be sufficiently lubricated. In this way, if the problem of insufficient lubrication in the high load region is solved drastically from the viewpoint of the lubricating oil supply form, the outer ring groove radius dimension can be reduced or the ball diameter can be increased to reduce the surface pressure. There is no need to take measures such as reducing the size, and therefore various problems (problems such as an increase in heat generation and an increase in friction torque) can be avoided. The angle formed by the oil discharge port of the oil passage with respect to the direction of the tilt axis of the trunnion is preferably 5 to 30 °.

また、請求項２に記載のトロイダル型無段変速機は、請求項１に記載のトロイダル型無段変速機において、前記軸受の外輪は、前記軸部と一体化されるとともに、前記軸部の軸方向に向かって貫く複数の油穴を有し、前記油穴のうちの少なくとも２つは、その油吐出口と前記外輪の中心とを結ぶ線が、前記トラニオンの傾転軸方向に対し、パワーローラの回転方向と逆方向に向かって９０度未満の所定の角度に方向付けられていることを特徴とする。 The toroidal type continuously variable transmission according to claim 2 is the toroidal type continuously variable transmission according to claim 1, wherein the outer ring of the bearing is integrated with the shaft portion, and It has a plurality of oil holes penetrating in the axial direction, and at least two of the oil holes have a line connecting the oil discharge port and the center of the outer ring with respect to the direction of the tilt axis of the trunnion. It is oriented at a predetermined angle of less than 90 degrees in the direction opposite to the rotation direction of the power roller.

この請求項２に記載された発明においては、軸受の外輪が軸部と一体化されている。外輪と軸部とが別体である場合には、運転条件の変化により、外輪が軸部（トラニオン）に対して少しずつ回転するため、高負荷領域が外輪の軌道面上を移動していく（高負荷領域は、傾転軸Ｏ’方向に沿う領域であるため、回転する外輪側から見ると、高負荷領域が外輪の軌道面上を移動していく）のに対し、外輪と軸部とが一体である場合には、外輪が軸部（トラニオン）に対して動かず、したがって、高負荷領域が外輪に対して常に一定の場所にある。そのため、本請求項のように、軸部の軸方向に向かって貫く複数の油穴を外輪に対して設ける場合、油穴のうちの少なくとも２つは、その油吐出口と外輪の中心とを結ぶ線が、トラニオンの傾転軸方向に対し、パワーローラの回転方向と逆方向に向かって９０度未満の所定の角度に方向付けられる。それにより、油穴から吐出された油は、パワーローラの回転に誘導されて、傾転軸方向に沿う前記外輪の２箇所の高負荷領域に最も多く供給され、この高負荷領域を十分に潤滑することができる。 In the invention described in claim 2, the outer ring of the bearing is integrated with the shaft portion. When the outer ring and the shaft are separate, the outer ring rotates little by little with respect to the shaft (trunnion) due to changes in operating conditions, so the high load area moves on the raceway surface of the outer ring. (Since the high load region is a region along the direction of the tilt axis O ′, the high load region moves on the raceway surface of the outer ring when viewed from the rotating outer ring side), whereas the outer ring and the shaft portion Are integrated with each other, the outer ring does not move with respect to the shaft portion (the trunnion), and therefore, the high load region is always in a constant place with respect to the outer ring. Therefore, as in the present claim, when a plurality of oil holes penetrating in the axial direction of the shaft portion are provided in the outer ring, at least two of the oil holes have an oil discharge port and a center of the outer ring. The connecting line is oriented at a predetermined angle of less than 90 degrees in the direction opposite to the rotation direction of the power roller with respect to the direction of the tilt axis of the trunnion. As a result, the oil discharged from the oil hole is guided to the rotation of the power roller and supplied most to the two high load areas of the outer ring along the tilting axis direction, and this high load area is sufficiently lubricated. can do.

本発明のトロイダル型無段変速機においては、軸受の外輪を潤滑するための油路の油吐出口が、トラニオンの傾転軸方向に対し、パワーローラの回転方向と逆方向に向かって９０度未満の所定の角度に方向付けられているため、パワーローラの外輪における高負荷領域の潤滑性を向上させることができる。 In the toroidal continuously variable transmission of the present invention, the oil discharge port of the oil passage for lubricating the outer ring of the bearing is 90 degrees in the direction opposite to the rotation direction of the power roller with respect to the direction of the tilt axis of the trunnion. Since it is oriented at a predetermined angle less than, it is possible to improve the lubricity of the high load region in the outer ring of the power roller.

以下、図面を参照しながら、本発明の実施形態について説明する。なお、本発明の特徴は、トラニオンの外輪に対する潤滑油の供給形態にあり、その他の構成および作用は前述した従来の構成および作用と同様であるため、以下においては、本発明の特徴部分についてのみ言及し、それ以外の部分については、図３ないし図６と同一の符号を付して簡潔に説明するに留める。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. The feature of the present invention lies in the supply form of lubricating oil to the outer ring of the trunnion, and the other configurations and operations are the same as the conventional configurations and operations described above. Therefore, only the features of the present invention will be described below. Reference is made to the other parts, and the same reference numerals as those in FIGS.

図１は本発明の第１の実施形態を示している。図示のように、本実施形態では、スラスト玉軸受２４の外輪２８と変位軸２３とが一体に形成されている。また、パワーローラ１１の周囲の軸受に対して潤滑油を供給するため、トラニオン１５から外輪２８および変位軸２３にわたって一連の油路（油穴）が設けられている。具体的には、トラニオン１５には、駆動シリンダ３１内に通じる第１の油路１００が形成されている。また、外輪２８には、第１の油路１００に連通し且つ外輪２８の径方向と直交する方向に貫く複数（本実施形態では、４つ）の第２の油路（油穴）１０２が形成されている。また、変位軸２３には、第１の油路１００に連通し且つ変位軸２３の軸方向に沿って延びる第３の油路１０６が形成されている。更に、変位軸２３には、第３の油路１０６と連通し且つ変位軸２３の径方向に貫く第４および第５の油路１０４，１０８が形成されている。 FIG. 1 shows a first embodiment of the present invention. As illustrated, in this embodiment, the outer ring 28 and the displacement shaft 23 of the thrust ball bearing 24 are integrally formed. A series of oil passages (oil holes) are provided from the trunnion 15 to the outer ring 28 and the displacement shaft 23 in order to supply lubricating oil to the bearings around the power roller 11. Specifically, the trunnion 15 is formed with a first oil passage 100 communicating with the drive cylinder 31. The outer ring 28 has a plurality of (four in this embodiment) second oil passages (oil holes) 102 that communicate with the first oil passage 100 and penetrate in a direction perpendicular to the radial direction of the outer ring 28. Is formed. The displacement shaft 23 is formed with a third oil passage 106 that communicates with the first oil passage 100 and extends along the axial direction of the displacement shaft 23. Further, the displacement shaft 23 is formed with fourth and fifth oil passages 104 and 108 that communicate with the third oil passage 106 and penetrate in the radial direction of the displacement shaft 23.

図１の（ｂ）に示すように、第２の油路１０２は、外輪２８の周方向に沿って略等間隔に設けられており、外輪２８に対して潤滑油を供給する。また、第２の油路１０２のうちの２つ（第２の油路１０２の数および配置形態によっては、３つ以上であっても良い）は、その油吐出口と外輪２９の中心とを結ぶ線Ｌが、トラニオン１５の傾転軸Ｏ’方向に対し、パワーローラ１１の回転方向Ｒと逆方向に向かって９０度未満の所定の角度α（本実施形態では、α＝１５°）に方向付けられている（Ｌは、トラニオン１５の傾転軸Ｏ’方向よりもパワーローラ１１の回転方向Ｒと逆側に傾いた方向に延びている）。 As shown in FIG. 1B, the second oil passages 102 are provided at substantially equal intervals along the circumferential direction of the outer ring 28, and supply lubricating oil to the outer ring 28. In addition, two of the second oil passages 102 (may be three or more depending on the number and arrangement of the second oil passages 102) have an oil discharge port and a center of the outer ring 29. The connecting line L is at a predetermined angle α (α = 15 ° in the present embodiment) of less than 90 degrees in the direction opposite to the rotation direction R of the power roller 11 with respect to the direction of the tilt axis O ′ of the trunnion 15. (L extends in a direction inclined to the opposite side of the rotation direction R of the power roller 11 from the direction of the tilt axis O ′ of the trunnion 15).

一方、第４の油路１０４は、その両端が変位軸２３の両側でそれぞれ開口しており、外輪２８に対して潤滑油を供給する。また、第４の油路１０４の開口（油吐出口）は、トラニオン１５の傾転軸Ｏ’方向よりもパワーローラ１１の回転方向Ｒと逆側に傾いた方向に向けられている。具体的には、第４の油路１０４の油吐出口は、トラニオン１５の傾転軸Ｏ’方向に対し、パワーローラ１１の回転方向Ｒと逆方向に向かって９０度未満の所定の角度α（本実施形態では、α＝１５°）に方向付けられている。 On the other hand, both ends of the fourth oil passage 104 are opened on both sides of the displacement shaft 23, and the lubricating oil is supplied to the outer ring 28. Further, the opening (oil discharge port) of the fourth oil passage 104 is directed in a direction inclined to the opposite side of the rotation direction R of the power roller 11 from the direction of the tilt axis O ′ of the trunnion 15. Specifically, the oil discharge port of the fourth oil passage 104 has a predetermined angle α of less than 90 degrees in the direction opposite to the rotation direction R of the power roller 11 with respect to the direction of the tilt axis O ′ of the trunnion 15. (In this embodiment, α = 15 °).

さらに、第５の油路１０８は、第４の油路１０４よりも変位軸２３の先端側に位置しており、ニードル軸受９８に対して潤滑油を供給する。また、第５の油路１０８の吐出開口は、変位軸２３の高負荷領域Ｓを効果的に潤滑できるように、傾転軸Ｏ’の方向に対して垂直に方向付けられている（第５の油路１０８が傾転軸Ｏ’方向に向けられていると、領域Ｓで応力集中が生じ、早期剥離の原因になる）。 Further, the fifth oil passage 108 is located closer to the distal end side of the displacement shaft 23 than the fourth oil passage 104, and supplies lubricating oil to the needle bearing 98. The discharge opening of the fifth oil passage 108 is oriented perpendicular to the direction of the tilt axis O ′ so that the high load region S of the displacement shaft 23 can be effectively lubricated (fifth). If the oil passage 108 is directed in the direction of the tilt axis O ′, stress concentration occurs in the region S, causing early peeling).

以上のように、本実施形態では、第４の油路１０４の油吐出口が、トラニオン１５の傾転軸Ｏ’方向に対し、パワーローラ１１の回転方向Ｒと逆方向に向かって９０度未満の所定の角度αに方向付けられているので、第４の油路１０４から吐出された油は、パワーローラ１１の回転に誘導されて、傾転軸Ｏ’方向に沿う外輪２８の２箇所の高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’に最も多く供給され、この高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’を十分に潤滑することができる。このように、高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’への潤滑不足の問題を潤滑油供給形態の観点から抜本的に解決すれば、従来のように外輪２８の溝半径寸法を小さくしたり、玉径を大きくして面圧を小さくする等の対策を施す必要がなく、したがって、それに伴う諸問題（発熱量の増加や摩擦トルクの増加などといった問題）を生じさせないで済む。 As described above, in the present embodiment, the oil discharge port of the fourth oil passage 104 is less than 90 degrees in the direction opposite to the rotation direction R of the power roller 11 with respect to the direction of the tilt axis O ′ of the trunnion 15. Therefore, the oil discharged from the fourth oil passage 104 is guided by the rotation of the power roller 11 and is provided at two locations on the outer ring 28 along the direction of the tilt axis O ′. A large amount is supplied to the high load regions P1 ′ and P2 ′, and the high load regions P1 ′ and P2 ′ can be sufficiently lubricated. As described above, if the problem of insufficient lubrication to the high load regions P1 ′ and P2 ′ is drastically solved from the viewpoint of the lubricating oil supply form, the groove radius size of the outer ring 28 can be reduced or the ball diameter can be reduced as in the prior art. Therefore, it is not necessary to take measures such as increasing the surface pressure to reduce the surface pressure, and therefore, problems associated therewith (problems such as an increase in heat generation and an increase in friction torque) do not occur.

なお、本実施形態では、外輪２８が変位軸２３と一体化されている。外輪２８と変位軸２３とが別体である場合には、運転条件の変化により、外輪２８が変位軸２３（トラニオン１５）に対して少しずつ回転するため、高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’が外輪２８の軌道面上を移動していくのに対し、本実施形態のように外輪２８と変位軸２３とが一体である場合には、外輪２８が変位軸２３（トラニオン１５）に対して動かず、したがって、高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’が外輪２８に対して常に一定の場所にある。そのため、本実施形態のように、変位軸２３の軸方向に向かって貫く複数の油穴１０２を外輪２８に対して設ける場合、油穴１０２のうちの少なくとも２つは、その油吐出口と外輪２８の中心とを結ぶ線Ｌが、トラニオン１５の傾転軸Ｏ’方向に対し、パワーローラ１１の回転方向Ｒと逆方向に向かって９０度未満の所定の角度に方向付けることが重要である。それにより、これらの油穴１０２から吐出された油は、パワーローラ１１の回転に誘導されて、傾転軸Ｏ’方向に沿う外輪２８の２箇所の高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’に最も多く供給され、この高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’を十分に潤滑することができる。 In the present embodiment, the outer ring 28 is integrated with the displacement shaft 23. When the outer ring 28 and the displacement shaft 23 are separate bodies, the outer ring 28 rotates little by little with respect to the displacement shaft 23 (trunnion 15) due to a change in operating conditions, so that the high load regions P1 ′ and P2 ′ While the outer ring 28 moves on the raceway surface, when the outer ring 28 and the displacement shaft 23 are integrated as in this embodiment, the outer ring 28 moves with respect to the displacement shaft 23 (trunnion 15). Therefore, the high load regions P1 ′ and P2 ′ are always at a fixed position with respect to the outer ring 28. Therefore, when a plurality of oil holes 102 penetrating in the axial direction of the displacement shaft 23 are provided in the outer ring 28 as in the present embodiment, at least two of the oil holes 102 have an oil discharge port and an outer ring. It is important that the line L connecting the center of 28 is oriented at a predetermined angle of less than 90 degrees in the direction opposite to the rotation direction R of the power roller 11 with respect to the direction of the tilt axis O ′ of the trunnion 15. . As a result, the oil discharged from these oil holes 102 is guided to the rotation of the power roller 11 and is the most in the two high load regions P1 ′ and P2 ′ of the outer ring 28 along the tilt axis O ′ direction. The high load regions P1 ′ and P2 ′ can be sufficiently lubricated.

図２は本発明の第２の実施形態を示している。図示のように、本実施形態では、スラスト玉軸受２４の外輪２８と変位軸２３とが別体で形成されている。したがって、前述したように、運転条件の変化により、外輪２８が変位軸２３（トラニオン１５）に対して少しずつ回転するため、高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’が外輪２８の軌道面上を移動していく。そのため、油穴１０２は、第１の実施形態と異なり、その油吐出口と外輪２８の中心とを結ぶ線が、トラニオン１５の傾転軸Ｏ’方向に対し、パワーローラ１１の回転方向Ｒと逆方向に向かって９０度未満の所定の角度に方向付けられていない。すなわち、油穴１０２のうちの２つは、傾転軸Ｏ’方向に沿って配置され、残る２つは、傾転軸Ｏ’方向と直交する方向に沿って配置されている。なお、それ以外の構成は、第１の実施形態と同じである。 FIG. 2 shows a second embodiment of the present invention. As illustrated, in this embodiment, the outer ring 28 and the displacement shaft 23 of the thrust ball bearing 24 are formed separately. Therefore, as described above, the outer ring 28 rotates little by little with respect to the displacement shaft 23 (the trunnion 15) due to a change in the operating condition, so that the high load areas P1 ′ and P2 ′ move on the raceway surface of the outer ring 28. To go. Therefore, the oil hole 102 differs from the first embodiment in that the line connecting the oil discharge port and the center of the outer ring 28 is the rotation direction R of the power roller 11 with respect to the direction of the tilt axis O ′ of the trunnion 15. It is not oriented at a predetermined angle of less than 90 degrees in the reverse direction. That is, two of the oil holes 102 are arranged along the direction of the tilt axis O ′, and the remaining two are arranged along a direction orthogonal to the direction of the tilt axis O ′. Other configurations are the same as those in the first embodiment.

このように、本実施形態においても、第４の油路１０４の油吐出口が、トラニオン１５の傾転軸Ｏ’方向に対し、パワーローラ１１の回転方向Ｒと逆方向に向かって９０度未満の所定の角度αに方向付けられているため、第４の油路１０４から吐出された油は、パワーローラ１１の回転に誘導されて、傾転軸Ｏ’方向に沿う外輪２８の２箇所の高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’に最も多く供給され、この高負荷領域Ｐ１’，Ｐ２’を十分に潤滑することができる。 Thus, also in this embodiment, the oil discharge port of the fourth oil passage 104 is less than 90 degrees in the direction opposite to the rotation direction R of the power roller 11 with respect to the direction of the tilt axis O ′ of the trunnion 15. Therefore, the oil discharged from the fourth oil passage 104 is guided by the rotation of the power roller 11 and is provided at two locations on the outer ring 28 along the tilt axis O ′ direction. A large amount is supplied to the high load regions P1 ′ and P2 ′, and the high load regions P1 ′ and P2 ′ can be sufficiently lubricated.

本発明は、シングルキャビティ型やダブルキャビティ型などの様々なハーフトロイダル型無段変速機に適用することができる。 The present invention can be applied to various half-toroidal continuously variable transmissions such as a single cavity type and a double cavity type.

（ａ）は本発明の第１の実施形態に係るトロイダル型無段変速機の要部断面図、（ｂ）は（ａ）のＡ方向矢視図である。(A) is principal part sectional drawing of the toroidal type continuously variable transmission which concerns on the 1st Embodiment of this invention, (b) is an A direction arrow directional view of (a). （ａ）は本発明の第２の実施形態に係るトロイダル型無段変速機の要部断面図、（ｂ）は（ａ）のＢ方向矢視図である。(A) is principal part sectional drawing of the toroidal type continuously variable transmission which concerns on the 2nd Embodiment of this invention, (b) is a B direction arrow directional view of (a). 従来から知られているハーフトロイダル型無段変速機の具体的構造の一例を示す断面図である。It is sectional drawing which shows an example of the specific structure of the half toroidal type continuously variable transmission conventionally known. 図３のＣ−Ｃ線に沿う断面図である。It is sectional drawing which follows the CC line of FIG. スラスト方向の力によってトラニオンが変形した状態を示す概略図である。It is the schematic which shows the state which the trunnion deform | transformed with the force of the thrust direction. （ａ）は従来のトロイダル型無段変速機の要部断面図、（ｂ）は（ａ）のＤ方向矢視図である。(A) is principal part sectional drawing of the conventional toroidal type continuously variable transmission, (b) is a D direction arrow directional view of (a).

Explanation of symbols

１入力軸
２入力側ディスク
３出力側ディスク
１１パワーローラ
１５トラニオン
２３変位軸（軸部）
２４スラスト玉軸受（軸受）
２８外輪
１０２第２の油路（油穴）
１０４第４の油路（油路） DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Input shaft 2 Input side disk 3 Output side disk 11 Power roller 15 Trunnion 23 Displacement shaft (shaft part)
24 Thrust ball bearing (bearing)
28 Outer ring 102 Second oil passage (oil hole)
104 Fourth oil passage (oil passage)

Claims

An input shaft to which rotational torque is input, an input-side disk and an output-side disk that are supported concentrically and rotatably by the input shaft in a state in which the respective inner surfaces face each other, and the input-side disk And a power roller sandwiched between the output side disk, a trunnion that is tiltable about a predetermined tilting shaft and that rotatably supports the power roller via a shaft portion, and the power roller; In a toroidal continuously variable transmission comprising a bearing interposed between the trunnion and supporting the power roller in a rotatable manner while supporting a load in the thrust direction applied to the power roller.
The shaft portion is provided with an oil passage that penetrates the shaft portion in a substantially radial direction and supplies lubricating oil to the outer ring of the bearing, and an oil discharge port of the oil passage is an inclination of the trunnion. A toroidal continuously variable transmission characterized in that it is oriented at a predetermined angle of less than 90 degrees in the direction opposite to the direction of rotation of the power roller with respect to the direction of rotation.

The outer ring of the bearing is integrated with the shaft portion, and has a plurality of oil holes penetrating in the axial direction of the shaft portion,
At least two of the oil holes have a line connecting the oil discharge port and the center of the outer ring of less than 90 degrees in the direction opposite to the rotation direction of the power roller with respect to the direction of the tilt axis of the trunnion. The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 1, wherein the toroidal-type continuously variable transmission is oriented at a predetermined angle.