JP2009079699A - Continuously variable transmission - Google Patents

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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To make the durability and reduction of cost compatible. <P>SOLUTION: This continuously variable transmission is constituted of a toroidal type continuously variable transmission 43, first and second respective planetary gear type transmissions 44 and 45, and respective high speed and low speed clutches 46 and 47. The first planetary gear type transmission 44 is of a single pinion type. At least four (four sets) of each combined (first) planetary gear 54 constituting the first planetary gear type transmission 44 are provided. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

この発明は、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無段変速装置の改良に関し、耐久性の確保と低コスト化との両立を図るものである。   The present invention relates to an improvement of a continuously variable transmission used as an automatic transmission for an automobile or a transmission for adjusting the operating speed of various industrial machines such as a pump. It is intended to achieve both.

自動車用自動変速装置としてトロイダル型無段変速機が研究され、一部で実施されている。又、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速機とを組み合わせて、変速度比｛変速比（減速比）、速度比（増速比）＝１／変速比｝の幅を広くする無段変速装置も、例えば特許文献１〜３に記載されている様に、従来から知られている。図２は、このうちの特許文献１に記載された、図３は、同じく特許文献２に記載された、図４は、同じく特許文献３、４に記載された、それぞれ無段変速装置を示している。何れの無段変速装置の場合も、トロイダル型無段変速機１Ａ〜１Ｃと、特許請求の範囲に記載した遊星歯車式変速機に相当する第一遊星歯車式変速機２Ａ〜２Ｃと、第二遊星歯車式変速機３Ａ〜３Ｃとを組み合わせて成る。   Toroidal type continuously variable transmissions have been studied and partially implemented as automatic transmissions for automobiles. In addition, a continuously variable speed ratio {speed ratio (reduction ratio), speed ratio (speed increase ratio) = 1 / speed ratio} is continuously increased by combining a toroidal type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission. The transmission is also conventionally known as described in Patent Documents 1 to 3, for example. 2 shows a continuously variable transmission described in Patent Document 1, FIG. 3 is also described in Patent Document 2, and FIG. 4 is also described in Patent Documents 3 and 4, respectively. ing. In any of the continuously variable transmissions, the toroidal continuously variable transmissions 1A to 1C, the first planetary gear type transmissions 2A to 2C corresponding to the planetary gear type transmissions recited in the claims, the second The planetary gear type transmissions 3A to 3C are combined.

又、動力の伝達状態を高速モードと低速モードとに切り換える、高速用クラッチ４Ａ〜４Ｃと低速用クラッチ５Ａ〜５Ｃとを備える。そして、このうちの高速用クラッチ４Ａ〜４Ｃの接続を断って低速用クラッチ５Ａ〜５Ｃを接続した低速モード状態では、上記トロイダル型無段変速機１Ａ〜１Ｃの変速度比の調節に基づいて、入力軸６Ａ〜６Ｃを一方向に回転させた状態のまま出力軸７Ａ〜７Ｃを、停止状態（ギヤードニュートラル状態）を挟んで両方向に回転駆動自在とする。これに対して、上記高速用クラッチ４Ａ〜４Ｃを接続して上記低速用クラッチ５Ａ〜５Ｃの接続を断った高速モード状態では、上記入力軸６Ａ〜６Ｃに加えられた動力を、上記トロイダル型無段変速機１Ａ〜１Ｃをバイパスして上記第一遊星歯車式変速機２Ａ〜２Ｃに送る、所謂パワースプリット状態を実現する。そして、このトロイダル型無段変速機１Ａ〜１Ｃの変速度比の調節に基づいて、上記第一遊星歯車式変速機２Ａ〜２Ｃの変速度比を変更する。   Also, high-speed clutches 4A to 4C and low-speed clutches 5A to 5C that switch the power transmission state between a high-speed mode and a low-speed mode are provided. In the low speed mode state in which the high speed clutches 4A to 4C are disconnected and the low speed clutches 5A to 5C are connected, based on the adjustment of the variable speed ratio of the toroidal continuously variable transmissions 1A to 1C, While the input shafts 6A to 6C are rotated in one direction, the output shafts 7A to 7C can be driven to rotate in both directions with a stopped state (geared neutral state) interposed therebetween. On the other hand, in the high speed mode state in which the high speed clutches 4A to 4C are connected and the low speed clutches 5A to 5C are disconnected, the power applied to the input shafts 6A to 6C is transmitted to the toroidal type A so-called power split state is realized in which the step transmissions 1A to 1C are bypassed and sent to the first planetary gear type transmissions 2A to 2C. And based on adjustment of the variable speed ratio of this toroidal type continuously variable transmission 1A-1C, the variable speed ratio of said 1st planetary gear type transmission 2A-2C is changed.

上述の様な機能を持たせる為に、上記特許文献１に記載された無段変速装置（図２）の場合は、第一遊星歯車式変速機２Ａを、ステップピニオンと呼ばれる、両端部にそれぞれ一端側、他端側各第一遊星歯車８、９を設けた、組み合わせ（第一）遊星歯車１０を備えたものとしている。尚、一端側とは図１〜４で左（端）側に、他端側とは同じく右（端）側に、それぞれ対応する｛駆動源（例えばエンジン）に近い側（入力側）を前側とすれば、一端側は前（端）側に、他端側が後（端）側に、それぞれ対応する｝。又、第二遊星歯車式変速機３Ａを、一端側第二遊星歯車式変速機１１と他端側第二遊星歯車式変速機１２とから構成している。これら一端側、他端側各第二遊星歯車式変速機１１、１２はそれぞれ、互いに同期して回転する一端側、他端側各第二太陽歯車１３、１４を備える。   In order to have the functions as described above, in the case of the continuously variable transmission described in Patent Document 1 (FIG. 2), the first planetary gear type transmission 2A is called a step pinion at both ends. A combination (first) planetary gear 10 provided with first planetary gears 8 and 9 on one end side and the other end side is provided. 1 to 4 are on the left (end) side in FIGS. 1 to 4, and the other end side is on the right (end) side, respectively {the side (input side) close to the drive source (for example, engine) is the front side Then, one end side corresponds to the front (end) side, and the other end side corresponds to the rear (end) side}. The second planetary gear type transmission 3 </ b> A includes a first planetary gear type transmission 11 on one end side and a second planetary gear type transmission 12 on the other end side. The second planetary gear type transmissions 11 and 12 on the one end side and the other end side are respectively provided with second sun gears 13 and 14 on the one end side and the other end side that rotate in synchronization with each other.

そして、低速モード状態では、上記他端側第二遊星歯車式変速機１２を構成する他端側第二キャリア１５を介して、出力軸７Ａに動力を送り出す様にしている。又、高速モード状態では、上記一端側第二遊星歯車式変速機１１を構成する一端側第二リング歯車１６を介して、上記出力軸７Ａに動力を送り出す様にしている。尚、この様な特許文献１に記載された無段変速装置（図２）の場合は、上第一遊星歯車式変速機２Ａを構成する、一端側第一太陽歯車１７と他端側第一太陽歯車１８との間の減速比（ギヤ比、歯数比）を規制する事で、高速モードの状態を、前述した様なパワースプリット状態の他、トロイダル型無段変速機１Ａを通過する動力をそのまま出力軸７Ａに伝達する、直結状態にする事もできる。   In the low speed mode state, power is sent to the output shaft 7A through the other end side second carrier 15 constituting the other end side second planetary gear type transmission 12. Further, in the high speed mode state, power is sent to the output shaft 7A via the one end side second ring gear 16 constituting the one end side second planetary gear type transmission 11. In the case of such a continuously variable transmission (FIG. 2) described in Patent Document 1, one end-side first sun gear 17 and the other end-side first constituting the upper first planetary gear type transmission 2A. By restricting the reduction ratio (gear ratio, gear ratio) with the sun gear 18, the high-speed mode is switched to the power split state as described above, as well as the power passing through the toroidal continuously variable transmission 1A. Can be directly transmitted to the output shaft 7A.

又、前記特許文献２に記載された無段変速装置（図３）の場合は、第一遊星歯車式変速機２Ｂを、ステップピニオンと呼ばれる、両端部にそれぞれ一端側、他端側各第一遊星歯車８ａ、９ａを設けた、組み合わせ（第一）遊星歯車１０ａを備えたものとしている。又、これら各組み合わせ遊星歯車１０ａのうち、トロイダル型無段変速機１Ｂに近い側の一端側各第一遊星歯車８ａを、それぞれ別の一端側各第一遊星歯車１９と噛合させる事により、ダブルピニオンと呼ばれる、互いに噛合した１対ずつの（内径側、外径側各第一）遊星歯車８ａ、１９により構成された（第一）遊星歯車組２０を構成している。そして、低速モード状態では、上記別の（外径側の）一端側各第一遊星歯車１９と噛合した一端側第一リング歯車２１を通じて取り出した動力を、第二遊星歯車式変速機３Ｂを構成する第二キャリア２２を介して、出力軸７Ｂに送り出す様にしている。又、高速モード状態では、上記組み合わせ遊星歯車１０ａ（の他端側第一遊星歯車９ａ）と噛合する他端側第一太陽歯車２３を通じて取り出した動力を、上記第二遊星歯車式変速機３Ｂを構成する第二太陽歯車２４並びに上記第二キャリア２２を介して、上記出力軸７Ｂに送り出す様にしている。   In the case of the continuously variable transmission (FIG. 3) described in Patent Document 2, the first planetary gear type transmission 2B is referred to as a step pinion. The planetary gears 8a and 9a are provided, and a combination (first) planetary gear 10a is provided. Further, among these combined planetary gears 10a, the first planetary gears 8a on one end side closer to the toroidal-type continuously variable transmission 1B are engaged with the first planetary gears 19 on the other end side, respectively. A (first) planetary gear set 20 is constituted by a pair of meshing gears (first inner diameter side and outer diameter side first) planetary gears 8a and 19 each called a pinion. In the low-speed mode state, the second planetary gear type transmission 3B is constituted by using the power extracted through the one end-side first ring gear 21 meshed with the other one end-side first planetary gear 19 (on the outer diameter side). The second carrier 22 is fed out to the output shaft 7B. Further, in the high speed mode state, the second planetary gear type transmission 3B receives the power extracted through the other end side first sun gear 23 meshing with the combined planetary gear 10a (the other end side first planetary gear 9a). It sends out to the said output shaft 7B via the 2nd sun gear 24 and the said 2nd carrier 22 which comprise.

又、前記特許文献３、４に記載された無段変速装置（図４）の場合は、第一遊星歯車式変速機２Ｃを、それぞれがダブルピニオンと呼ばれる、一端側、他端側各（第一）遊星歯車組２５、２６を備えたものとしている。これら各（第一）遊星歯車組２５、２６はそれぞれ、外径側に配置した軸方向寸法の長い第一遊星歯車２７に、内径側に配置した一端側、他端側両第一遊星歯車２８、２９をそれぞれ噛合させる事により構成している。又、上記軸方向寸法の長い第一遊星歯車２７に、幅寸法（軸方向寸法）の小さい他端側第一リング歯車３０を噛合させている。低速モード状態では、この幅寸法の小さい他端側第一リング歯車３０を通じて取り出した動力を、第二遊星歯車式変速機３Ｃを構成する第二キャリア２２を介して、出力軸７Ｃに送り出す様にしている。又、高速モード状態では、トロイダル型無段変速機１Ｃから遠い側の他端側遊星歯車組２６（の他端側第一遊星歯車２９）に噛合する他端側第一太陽歯車３１を通じて取り出した動力を、上記第二遊星歯車式変速機３Ｃを構成する第二太陽歯車２４並びに上記第二キャリア２２を介して、上記出力軸７Ｃに送り出す様にしている。   In the case of the continuously variable transmission described in Patent Documents 3 and 4 (FIG. 4), each of the first planetary gear type transmissions 2C is called a double pinion. 1) The planetary gear sets 25 and 26 are provided. Each of these (first) planetary gear sets 25 and 26 has a first planetary gear 27 having a long axial dimension arranged on the outer diameter side and a first planetary gear 28 on one end side and the other end side arranged on the inner diameter side. , 29 are engaged with each other. In addition, the first planetary gear 27 having a long axial dimension meshes with the first ring gear 30 on the other end side having a small width dimension (axial dimension). In the low speed mode state, the power extracted through the first ring gear 30 on the other end side with the small width is sent to the output shaft 7C through the second carrier 22 constituting the second planetary gear type transmission 3C. ing. In the high speed mode state, the other end side planetary gear set 26 far from the toroidal type continuously variable transmission 1C (the other end side first planetary gear 29) is taken out through the other end side first sun gear 31. Power is sent to the output shaft 7C via the second sun gear 24 and the second carrier 22 constituting the second planetary gear type transmission 3C.

上述の様な、特許文献１〜４に記載された無段変速装置の場合には、低速モード状態では、前述の様に、入力軸６Ａ〜６Ｃを一方向に回転させた状態のまま出力軸７Ａ〜７Ｃを、停止状態を挟んで両方向に回転駆動自在である。従って、トルクコンバータ等の発進装置や、前後進切り換え機構を省略して、小型且つ軽量に構成できる。そして、車体の床下等の限られた空間部分への組み付け性が向上する他、発進装置部分での（トルクコンバータがロックアップする以前の状態での空転に基づく）回転力の低下を防止して、運転性能の向上（ダイレクト感の向上）を図れる。又、高速モード状態では、上記入力軸６Ａ〜６Ｃに加えられた動力を、トロイダル型無段変速機１Ａ〜１Ｃをバイパスさせる、パワースプリット状態を実現して、このトロイダル型無段変速機１Ａ〜１Ｃを通過するトルクを低減できる。この為、このトロイダル型無段変速機１Ａ〜１Ｃを大型化せずに、このトロイダル型無段変速機１Ａ〜１Ｃの耐久性を確保できる。   In the case of the continuously variable transmission described in Patent Documents 1 to 4 as described above, in the low-speed mode state, as described above, the output shaft remains in a state where the input shafts 6A to 6C are rotated in one direction. 7A to 7C can be driven to rotate in both directions across the stop state. Therefore, a starting device such as a torque converter and a forward / reverse switching mechanism can be omitted, and the configuration can be reduced in size and weight. In addition to improving the ease of assembly in a limited space such as under the floor of the vehicle body, it also prevents a reduction in rotational force (based on idling in a state before the torque converter locks up) in the starting device portion. , Driving performance (direct feeling) can be improved. In the high speed mode state, the power applied to the input shafts 6A to 6C is bypassed to the toroidal continuously variable transmissions 1A to 1C, and a power split state is realized, and the toroidal continuously variable transmissions 1A to 1C are realized. Torque passing through 1C can be reduced. Therefore, the durability of the toroidal continuously variable transmissions 1A to 1C can be secured without increasing the size of the toroidal continuously variable transmissions 1A to 1C.

又、何れの構造の場合も、トロイダル型無段変速機１Ａ〜１Ｃと第一、第二両遊星歯車式変速機２Ａ〜２Ｃ、３Ａ〜３Ｃとを、互いに同心（同軸上）に配置している。又、これと共に、上記トロイダル型無段変速機１Ａ〜１Ｃを通過する動力を、このトロイダル型無段変速機１Ａ〜１Ｃを構成する１対の外側ディスク３２ａ、３２ｂのうち、駆動源から遠い側の外側ディスク３２ｂの内側に回転自在に設けた中空回転軸３３Ａ〜３３Ｃを通じて、上記第一遊星歯車式変速機２Ａ〜２Ｃ（の一端側第一太陽歯車１７）に取り出す様にしている。この為、例えば動力を伝達する為の伝達軸を、上記トロイダル型無段変速機１Ａ〜１Ｃ並びに第一、第二両遊星歯車式変速機２Ａ〜２Ｃ、３Ａ〜３Ｃと平行に設ける構造に比べ、小型に構成できる。   In any structure, the toroidal continuously variable transmissions 1A to 1C and the first and second planetary gear type transmissions 2A to 2C and 3A to 3C are arranged concentrically (coaxially). Yes. At the same time, the power passing through the toroidal continuously variable transmissions 1A to 1C is transmitted from the pair of outer disks 32a and 32b constituting the toroidal continuously variable transmissions 1A to 1C on the side far from the drive source. The first planetary gear type transmissions 2A to 2C (one end side first sun gear 17) are taken out through hollow rotary shafts 33A to 33C that are rotatably provided inside the outer disk 32b. For this reason, for example, compared to a structure in which a transmission shaft for transmitting power is provided in parallel with the toroidal continuously variable transmissions 1A to 1C and the first and second planetary gear type transmissions 2A to 2C and 3A to 3C. Can be configured in a small size.

但し、上述の様に中空回転軸３３Ａ〜３３Ｃを通じて動力を取り出す構造の場合、上記駆動源から遠い側の外側ディスク３２ｂと入力軸６Ａ〜６Ｃ（図４に示した構造の場合には、入力軸６Ｃにより回転駆動される入力回転軸３４）とを直接接続する事ができない。そこで、上述した何れの構造の場合も、上記駆動源から遠い側の外側ディスク３２ｂと上記入力軸６Ａ〜６Ｃ（又は入力回転軸３４）とを、上記第一遊星歯車式変速機２Ａ〜２Ｃを構成する第一キャリア３５により接続している。そして、この第一キャリア３５並びに上記入力軸６Ａ〜６Ｃ（又は入力回転軸３４）を介して上記１対の外側ディスク３２ａ、３２ｂ同士を、同期して回転する様にしている。   However, in the case where the power is taken out through the hollow rotary shafts 33A to 33C as described above, the outer disk 32b far from the drive source and the input shafts 6A to 6C (in the case of the structure shown in FIG. It is not possible to directly connect the input rotary shaft 34) that is rotationally driven by 6C. Therefore, in any of the structures described above, the outer disk 32b far from the drive source and the input shafts 6A to 6C (or the input rotation shaft 34) are connected to the first planetary gear type transmissions 2A to 2C. The first carrier 35 is connected. The pair of outer disks 32a and 32b are rotated in synchronization with each other via the first carrier 35 and the input shafts 6A to 6C (or the input rotation shaft 34).

ところで、この様に第一キャリア３５を介して入力軸６Ａ〜６Ｃ（又は入力回転軸３４）の回転を、駆動源から遠い側の外側ディスク３２ｂに伝達する構造の場合、この第一キャリア３５の回転速度が、必然的に上記入力軸６Ａ〜６Ｃ（又は入力回転軸３４）の回転速度と同じになる。これら入力軸６Ａ〜６Ｃ（又は入力回転軸３４）は、例えばエンジン（駆動源）のクランクシャフトと接続される為、上記入力軸６Ａ〜６Ｃ（又は入力回転軸３４）並びに上記第一キャリア３５の回転速度は、一般的な乗用車の場合で最高６０００min-1 程度、特別な高性能車の場合で、最高１００００min-1 以上の高速になる。そして、この様に高速で回転する上記第一キャリア３５、並びに、この第一キャリア３５に支持される部材、即ち、各遊星歯車（一端側、他端側各第一遊星歯車８、８ａ、１９、２８、９、９ａ、２９、第一遊星歯車２７）、これら各遊星歯車８、８ａ、１９、２８、９、９ａ、２９、２７を回転自在に支持する為の遊星軸３６、３６（図４参照）及びラジアルニードル軸受３７、３７（図４参照）、上記第一キャリア３５と上記各遊星歯車８、８ａ、１９、２８、９、９ａ、２９、２７との互いに対向する側面同士の間に挟持するスラストワッシャ３８、３８（図４参照）等には、大きな遠心力（Ｆ＝ｍｒω2 、ｍ：質量、ｒ：回転中心からの距離、ω：回転角速度）が加わる。この様な大きな遠心力が加わる事は、上記第一キャリア３５並びにこの第一キャリア３５に支持される部材８、８ａ、１９、２８、９、９ａ、２９、２７、３６、３７、３８の耐久性を確保する面で、不利になる。例えば、必要な耐久性並びに強度を確保する為に、材料コストや製造コストが増大する可能性がある。 By the way, in the case of the structure in which the rotation of the input shafts 6A to 6C (or the input rotation shaft 34) is transmitted to the outer disk 32b on the side far from the drive source through the first carrier 35 in this way, The rotational speed is necessarily the same as the rotational speed of the input shafts 6A to 6C (or the input rotational shaft 34). Since these input shafts 6A to 6C (or input rotation shaft 34) are connected to, for example, a crankshaft of an engine (drive source), the input shafts 6A to 6C (or input rotation shaft 34) and the first carrier 35 are connected. The rotational speed is about 6000 min −1 at maximum for a general passenger car, and is about 10,000 min −1 at maximum for a special high-performance car. The first carrier 35 rotating at high speed and the members supported by the first carrier 35, that is, the planetary gears (the first planetary gears 8, 8a, 19 on one end side and the other end side). , 28, 9, 9a, 29, first planetary gear 27), planetary shafts 36, 36 for rotatably supporting the planetary gears 8, 8a, 19, 28, 9, 9a, 29, 27 (see FIG. 4) and radial needle bearings 37, 37 (see FIG. 4), between the mutually facing side surfaces of the first carrier 35 and the planetary gears 8, 8a, 19, 28, 9, 9a, 29, 27. A large centrifugal force (F = mrω 2 , m: mass, r: distance from the center of rotation, ω: rotational angular velocity) is applied to the thrust washers 38, 38 (see FIG. 4) sandwiched between the two . Such a large centrifugal force is applied to the durability of the first carrier 35 and the members 8, 8a, 19, 28, 9, 9a, 29, 27, 36, 37, 38 supported by the first carrier 35. It is disadvantageous in terms of ensuring sex. For example, in order to ensure the required durability and strength, there is a possibility that material costs and manufacturing costs will increase.

尚、前述の特許文献１に記載された構造（図２）の場合は、第一遊星歯車式変速機２Ａをシングルピニオン型のものとしている。この為、前述の特許文献２〜４に記載された構造（図３、４）の様な、第一遊星歯車式変速機２Ｂ、２Ｃをダブルピニオン型のものとした構造に比べ、径方向外側に遊星歯車を配置する必要がない分、各遊星歯車｛組み合わせ（第一）遊星歯車１０（一端側、他端側各第一遊星歯車８、９）｝に加わる遠心力を低減できる。但し、上記特許文献１には、図２に示した様に、無段変速装置の構成が模式的に表されているだけで、例えば上記第一遊星歯車式変速機２Ａを構成する組み合わせ（第一）遊星歯車１０の個数を幾つにするかと言った、この第一遊星歯車式変速機２Ａの具体的な構成に関しては記載されていない。又、上記特許文献３、４には、図４に示した様に、より具体的（実用的）な構造が記載されてはいるが、第一遊星歯車式変速機２Ｃをダブルピニオン型のものとしている為、径方向外側に設けた遊星歯車（第一遊星歯車２７）に大きな遠心力が加わり、必要な耐久性並びに強度を確保する事が厳しくなる。しかも、上記特許文献３に記載された構造の場合には、上記第一遊星歯車式変速機２Ｃを構成する一端側、他端側各（第一）遊星歯車組２５、２６の数を３組としており、伝達動力をこれら３組の遊星歯車組２５、２６で分担する。この様な場合、これら各一端側、他端側各（第一）遊星歯車組２５、２６の１組当たりの分担動力が大きくなり、この面からも必要な耐久性並びに強度を確保する事が厳しくなる可能性がある。   In the case of the structure described in Patent Document 1 (FIG. 2), the first planetary gear type transmission 2A is a single pinion type. For this reason, as compared with the structure in which the first planetary gear type transmissions 2B and 2C are of the double pinion type, such as the structures described in Patent Documents 2 to 4 (FIGS. 3 and 4), the outer side in the radial direction. Therefore, the centrifugal force applied to each planetary gear {combination (first) planetary gear 10 (first planetary gears 8 and 9 on one end side and each other on the other end side)} can be reduced. However, as shown in FIG. 2, the above-mentioned Patent Document 1 only schematically shows the configuration of a continuously variable transmission, and for example, a combination of the first planetary gear type transmission 2 </ b> A (first 1) The specific configuration of the first planetary gear type transmission 2A, which indicates how many planetary gears 10 are to be used, is not described. Moreover, although the more specific (practical) structure is described in Patent Documents 3 and 4 as shown in FIG. 4, the first planetary gear type transmission 2C is of a double pinion type. Therefore, a large centrifugal force is applied to the planetary gear (first planetary gear 27) provided on the outer side in the radial direction, and it is difficult to ensure necessary durability and strength. In addition, in the case of the structure described in Patent Document 3, three sets of (first) planetary gear sets 25 and 26 on one end side and the other end side constituting the first planetary gear type transmission 2C are provided in three sets. The transmission power is shared by these three planetary gear sets 25 and 26. In such a case, the shared power per one set of each of the one end side and the other end side (first) planetary gear sets 25 and 26 is increased, and the necessary durability and strength can be secured from this aspect as well. It can be severe.

米国特許第５６０７３７２号明細書US Pat. No. 5,607,372 特開２０００−２２０７１９号公報JP 2000-220719 A 特開２００４−２３９３０２号公報JP 2004-239302 A 特開２００６−２５０１９６号公報JP 2006-250196 A

本発明は、上述の様な事情に鑑みて、耐久性の確保と低コスト化との両立を図れる構造を実現すべく発明したものである。   The present invention has been invented to realize a structure capable of ensuring both durability and cost reduction in view of the above circumstances.

本発明の無段変速装置は、互いに同心に配置されたトロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速機（例えば第一遊星歯車式変速機）とを備える。又、このうちのトロイダル型無段変速機を構成する入力側ディスク｛駆動源（例えばエンジン）からの動力が入力される側のディスク｝と、上記遊星歯車式変速機を構成するキャリア（例えば第一キャリア）とを、軸方向に隣接させると共に、これら入力側ディスクとキャリアとを同期して回転する状態に組み合わせる。
特に、本発明の無段変速装置は、上記遊星歯車式変速機を構成する各遊星歯車｛例えば、第一遊星歯車、組み合わせ第一遊星歯車（一端側第一遊星歯車、他端側第一遊星歯車）｝を、それぞれがこの遊星歯車式変速機を構成する太陽歯車（例えば、第一太陽歯車、一端側第一太陽歯車、他端側第一太陽歯車）にのみ噛合する、又は、それぞれがこの遊星歯車式変速機を構成する太陽歯車とリング歯車（例えば、第一リング歯車、一端側第一リング歯車、他端側第一リング歯車）との両方に噛合する、シングルピニオン型のものとする。又、これと共に、上記各遊星歯車（組み合わせ遊星歯車）を、少なくとも４個（４組）設ける。 The continuously variable transmission of the present invention includes a toroidal continuously variable transmission and a planetary gear type transmission (for example, a first planetary gear type transmission) arranged concentrically with each other. Of these, the input side disk constituting the toroidal-type continuously variable transmission {the disk on the side to which power from the drive source (for example, engine) is input} and the carrier constituting the planetary gear type transmission (for example, the first gear). Are combined adjacently in the axial direction, and the input side disk and the carrier are rotated in synchronization with each other.
In particular, the continuously variable transmission of the present invention includes each planetary gear constituting the planetary gear type transmission (for example, a first planetary gear, a combined first planetary gear (one end-side first planetary gear, the other end-side first planetary gear). Gears)} are meshed only with the sun gears (for example, the first sun gear, the first sun gear on one end, the first sun gear on the other end) constituting each planetary gear type transmission, or A single pinion type gear that meshes with both the sun gear and the ring gear (for example, the first ring gear, the one end side first ring gear, the other end side first ring gear) constituting the planetary gear type transmission. To do. At the same time, at least four planetary gears (combined planetary gears) are provided.

尚、上記トロイダル型無段変速機は、駆動源（例えばエンジン）により回転駆動される上記入力側ディスクと、この入力側ディスクと同心に、且つ、この入力側ディスクに対する相対回転を可能に設けられた出力側ディスクと、これら両ディスクに設けられて互いに対向する、それぞれがトロイド曲面である軸方向側面同士の間に挟持された複数のパワーローラとを備える。
又、この様なトロイダル型無段変速機として、動力の伝達を、互いに並列な２系統で行なう、所謂ダブルキャビティ型のものを採用する事ができる。この様なダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機は、それぞれが上記入力側ディスクに対応する１対の外側ディスクと、（それぞれが）出力側ディスクに対応する（１対或は単一の）内側ディスクと、複数のパワーローラとを備える。 The toroidal-type continuously variable transmission is provided concentrically with the input side disk, which is rotationally driven by a drive source (for example, an engine), and capable of rotating relative to the input side disk. Output discs, and a plurality of power rollers provided on both discs and facing each other and sandwiched between axial side surfaces each of which is a toroidal curved surface.
In addition, as such a toroidal type continuously variable transmission, a so-called double cavity type that transmits power in two systems parallel to each other can be adopted. Such a double cavity type toroidal continuously variable transmission has a pair of outer disks each corresponding to the input side disk and (each) corresponding to the output side disk (one pair or a single). An inner disk and a plurality of power rollers are provided.

このうちの両外側ディスクは、入力軸（又は、この入力軸により回転駆動される入力回転軸）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る。又、上記内側ディスクは、上記両外側ディスク同士の間に、これら両外側ディスクと同心に、且つ、これら両外側ディスクとは独立した回転を自在として支持される。又、上記各パワーローラは、上記内側ディスクの両側面と上記両外側ディスクの側面との間にそれぞれ複数個ずつ挟持されて、これら内側ディスクと外側ディスクとの間で動力を伝達する。
そして、この様なダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機を構成する上記内側ディスクと、上記遊星歯車式変速機を構成する上記太陽歯車とを、これら内側ディスク並びに太陽歯車と同心に設けた部材（例えば中空回転軸）を介して、回転力を伝達可能に連結する。又、これと共に、上記両外側ディスクのうち、上記内側ディスク並びに太陽歯車と同心に設けた部材（中空回転軸）を内側に挿通する外側ディスクと、上記遊星歯車式変速機を構成する上記キャリアとを結合する（同期して回転する状態に組み合わせる）。 Both of these outer disks are concentrically connected to each other via an input shaft (or an input rotation shaft that is driven to rotate by this input shaft) and are coupled so as to freely rotate in synchronization. The inner disc is supported between the outer discs so as to be concentric with the outer discs and rotatable independently of the outer discs. Further, a plurality of each of the power rollers is sandwiched between both side surfaces of the inner disk and side surfaces of the outer disks, and transmits power between the inner disk and the outer disk.
And the member which provided the above-mentioned inner side disk which constitutes such a double cavity type toroidal type continuously variable transmission, and the above-mentioned sun gear which constitutes the above-mentioned planetary gear type transmission concentrically with these inner side disk and sun gear Via a rotating shaft (for example, a hollow rotating shaft), the rotational force can be transmitted. Along with this, an outer disk through which a member (hollow rotating shaft) provided concentrically with the inner disk and the sun gear among the both outer disks is inserted, and the carrier constituting the planetary gear type transmission. Are combined (combined to rotate synchronously).

又、上述の様な本発明の無段変速装置を実施する場合に好ましくは、請求項２に記載した様に、上記キャリアの一部と上記入力側ディスク（ダブルキャビティ型であれば、中空回転軸を内側に挿通する外側ディスク）の背面（外側面）とを当接させる。この為に、例えば、上記キャリアを、上記入力軸（又は入力回転軸）に支持固定された支持板と、この支持板と同心に且つ軸方向に間隔をあけた状態で配置され、その片側面を上記入力側ディスク（中空回転軸を内側に挿通する外側ディスク）の背面（外側面）に対向させた円輪状である連結板と、この連結板と上記支持板（又はこの支持板を挟んで入力側ディスクの反対側に設けられた別の連結板）とにそれぞれの両端部を支持された複数の遊星軸とを備えたものとする。そして、上記遊星歯車式変速機を構成する上記各遊星歯車を、上記各遊星軸の周囲に、例えばラジアルジードル軸受を介して回転自在に支持する。又、これと共に、上記キャリアを構成する上記連結板の片側面と上記入力側ディスク（中空回転軸を内側に挿通する外側ディスク）の背面（外側面）とを、互いに軸方向に当接させる。   Further, when the continuously variable transmission of the present invention as described above is implemented, preferably, as described in claim 2, a part of the carrier and the input side disk (in the case of a double cavity type, a hollow rotation) The rear surface (outer surface) of the outer disk that is inserted through the shaft is brought into contact with the rear surface. For this purpose, for example, the carrier is disposed on a support plate that is supported and fixed to the input shaft (or input rotation shaft), concentric with the support plate, and spaced apart in the axial direction. A connecting plate that is in the shape of a ring facing the back side (outer side surface) of the input side disc (outer disc that passes through the hollow rotating shaft inside), and the connecting plate and the supporting plate (or sandwiching the supporting plate) And a plurality of planetary shafts supported at both ends by another connecting plate provided on the opposite side of the input side disk. Then, the planetary gears constituting the planetary gear type transmission are rotatably supported around the planetary shafts through, for example, radial girdle bearings. At the same time, one side surface of the connecting plate constituting the carrier and the back surface (outer surface) of the input side disk (outer disk through which the hollow rotating shaft is inserted inside) are brought into contact with each other in the axial direction.

そして、この様に当接させると共に、上記遊星歯車式変速機の各遊星歯車の個数を、上記キャリアと当接する上記入力側ディスク（中空回転軸を内側に挿通する外側ディスク）とこの入力側ディスクに対向する前記出力側ディスク（例えば内側ディスク）との間のキャビティ｛ダブルキャビティ型の場合、キャリアに近い側のキャビティ｝内に存在する、上記各パワーローラの個数の整数倍とする。例えば、これら各パワーローラの個数が２であれば、上記各遊星歯車の個数を、４、６、８・・・とする。又、例えば上記各パワーローラの個数が３であれば、上記各遊星歯車の個数を、６、９・・・とする。尚、最も好ましくは、請求項３に記載した様に、上記各パワーローラの個数を２とすると共に、上記各遊星歯車の個数を４又は６とする（必要に応じて、パワーローラの個数を３とすると共に、各遊星歯車の個数を６とする事もできる）。   The input side disk (outer disk through which the hollow rotating shaft is inserted inside) and the input side disk are brought into contact with the carrier and the number of each planetary gear of the planetary gear type transmission is in contact with the carrier. Is an integral multiple of the number of each of the power rollers present in a cavity {a cavity on the side closer to the carrier in the case of a double cavity type} between the output side disk (for example, the inner disk) facing the disk. For example, if the number of these power rollers is 2, the number of the planetary gears is 4, 6, 8,. For example, if the number of the power rollers is 3, the number of the planetary gears is 6, 9,. Most preferably, as described in claim 3, the number of each of the power rollers is 2 and the number of the planetary gears is 4 or 6 (if necessary, the number of the power rollers is 3 and the number of planetary gears can be 6).

上述の様に構成する本発明の無段変速装置によれば、耐久性の確保と低コスト化との両立を図れる。
即ち、遊星歯車式変速機をシングルピニオン型のものとしている為、ダブルピニオン型のものの様に、径方向内側に配置した遊星歯車の径方向外側に更に別の遊星歯車を配置する必要がなくなる。この為、上記遊星歯車式変速機を構成する総ての遊星歯車を径方向内方に配置する事ができ、その分｛遠心力Ｆ＝ｍｒω2 のうちのｒ（回転中心からの距離）が小さくなる分｝、上記各遊星歯車、並びに、これら各遊星歯車を回転自在に支持する遊星軸及びラジアルニードル軸受、これら各遊星歯車とキャリアとの互いに対向する側面同士の間に挟持するスラストワッシャ等に加わる遠心力を低減できる。しかも、上記遊星歯車式変速機を構成する上記各遊星歯車（組み合わせ遊星歯車）を少なくとも４個（４組）設ける為、これら各遊星歯車を３個（乃至は３組）以下とした場合に比べ、これら各遊星歯車（組み合わせ遊星歯車）が分担する伝達動力を小さくできる。この為、その分、これら各遊星歯車（組み合わせ遊星歯車）を小型に（例えば軸方向寸法や径方向寸法を小さく）できる。 According to the continuously variable transmission of the present invention configured as described above, it is possible to achieve both durability and cost reduction.
That is, since the planetary gear type transmission is of a single pinion type, there is no need to dispose another planetary gear on the radially outer side of the planetary gear disposed on the radially inner side as in the double pinion type. For this reason, all the planetary gears constituting the planetary gear type transmission can be arranged radially inward, and accordingly {r of the centrifugal force F = mrω 2 (the distance from the rotation center) is The smaller planetary gears}, the planetary gears, the planetary shafts and radial needle bearings that rotatably support the planetary gears, the thrust washers that are sandwiched between the opposite side surfaces of the planetary gears and the carrier, etc. The centrifugal force applied to can be reduced. Moreover, since at least four planetary gears (combined planetary gears) constituting the planetary gear type transmission are provided, the number of planetary gears is three (or three) or less. The transmission power shared by these planetary gears (combined planetary gears) can be reduced. For this reason, each of these planetary gears (combined planetary gears) can be reduced in size (for example, the axial dimension and the radial dimension can be reduced).

そして、この様に各遊星歯車を小型にできる分、これら各遊星歯車を軽量にでき、その分｛遠心力Ｆ＝ｍｒω2 のうちのｍ（質量）が小さくなる分｝、上記各遊星歯車に加わる遠心力を低減できる。又、この様に各遊星歯車が分担する伝達動力が小さくなると共に、これら各遊星歯車を小型にできる分、上記遊星軸及びラジアルニードル軸受、スラストワッシャ等の小型・軽量化も図れる。そして、この様な軽量化を図れる分｛遠心力Ｆ＝ｍｒω2 のうちのｍ（質量）が小さくなる分｝、これら遊星軸及びラジアルニードル軸受、スラストワッシャに加わる遠心力も低減できる。又、上述の様に各遊星歯車を小型にできる分、これら各遊星歯車、遊星軸、ラジアルニードル軸受、スラストワッシャ等を内径側に配置できる。この為、この面｛遠心力Ｆ＝ｍｒω2 のうちのｒ（回転中心からの距離）を小さくできる面｝からも、上記各遊星歯車、遊星軸、ラジアルニードル軸受、スラストワッシャ等に加わる遠心力を低減できる。そして、この様に遠心力を低減できる分、これら各遊星歯車、遊星軸、ラジアルニードル軸受、スラストワッシャの耐久性の確保と低コスト化との両立を図れる。具体的には、次の通りである。 Thus, each planetary gear can be reduced in size in this way, and each planetary gear can be reduced in weight, and accordingly, {m (mass) of centrifugal force F = mrω 2 is reduced}, The applied centrifugal force can be reduced. In addition, the transmission power shared by the planetary gears is reduced in this way, and the planetary shafts, radial needle bearings, thrust washers, and the like can be reduced in size and weight as the planetary gears can be made smaller. Then, the centrifugal force applied to the planetary shaft, the radial needle bearing, and the thrust washer can be reduced by the amount that can achieve such weight reduction (the amount of m (mass) of the centrifugal force F = mrω 2 decreases). Further, as described above, the planetary gears, the planetary shaft, the radial needle bearing, the thrust washer, and the like can be arranged on the inner diameter side as much as each planetary gear can be reduced in size. Therefore, from this aspect {plane can reduce the r (distance from the rotation center) of the centrifugal force F = mrω 2}, centrifugal force applied above the planetary gear, the planetary shaft, the radial needle bearing, a thrust washer or the like Can be reduced. As the centrifugal force can be reduced in this way, it is possible to achieve both durability and cost reduction of each planetary gear, planetary shaft, radial needle bearing, and thrust washer. Specifically, it is as follows.

（Ａ）遊星歯車に関して
遠心力（キャリアの径方向に関する力）に基づく遊星歯車自身の変形を低減でき、ラジアルニードル軸受を構成する各ニードルとの片当たり（偏当たり）を防止できる。従来は、この様な片当たり（偏当たり）をしても、十分な耐久性を確保できる様に、上記遊星歯車やラジアルニードル軸受の素材や熱処理等を工夫する必要があったが、この様な工夫の必要性が薄れる分、材料コストや製造コストの低減を図れる。
（Ｂ）ラジアルニードル軸受に関して
ラジアルニードル軸受を構成する保持器の、遠心力（キャリアの径方向に関する力）に基づく変形を低減できる。そして、この保持器の強度を低減できる分、材料コストや製造コストの低減を図れる。又、この保持器の変形に基づく、この保持器の周面と遊星歯車の内周面又は遊星軸の外周面との摺接を防止でき、この様な摺接に伴う力（回転抵抗となる力）が遊星歯車に加わる事を低減できる。又、遠心力が大きいと、上記保持器がキャリアの径方向外側に変位する傾向となり、この保持器の周面と遊星歯車の内周面或は遊星軸の外周面とが摺接し、この摺接に基づき上記保持器が摩耗し易くなるが、この様な摩耗の低減も図れ、この保持器、延いては、ラジアルニードル軸受の耐久性（寿命）の確保を図れる。又、耐久性を確保する為に従来必要であった、上記保持器表面に施す特殊な処理も必要なくなり、その分、製造コストの低減も図れる。 (A) Regarding planetary gears Deformation of the planetary gear itself based on centrifugal force (force in the radial direction of the carrier) can be reduced, and contact with each needle constituting the radial needle bearing can be prevented. Conventionally, it has been necessary to devise materials for the planetary gears and radial needle bearings, heat treatment, etc. so that sufficient durability can be secured even if such contact (deviation contact) is performed. The material cost and the manufacturing cost can be reduced as much as the need for special devices is reduced.
(B) Regarding the radial needle bearing It is possible to reduce the deformation of the cage constituting the radial needle bearing based on the centrifugal force (force in the radial direction of the carrier). And since the intensity | strength of this holder | retainer can be reduced, reduction of material cost and manufacturing cost can be aimed at. Further, sliding contact between the circumferential surface of the cage and the inner circumferential surface of the planetary gear or the outer circumferential surface of the planetary shaft based on the deformation of the cage can be prevented. Force) applied to the planetary gear can be reduced. Further, when the centrifugal force is large, the cage tends to be displaced radially outward of the carrier, and the circumferential surface of the cage and the inner circumferential surface of the planetary gear or the outer circumferential surface of the planetary shaft are in sliding contact with each other. Although the cage is likely to wear due to contact, such wear can be reduced, and the durability (life) of the cage and thus the radial needle bearing can be ensured. In addition, the special treatment applied to the surface of the cage, which has been conventionally required to ensure durability, is no longer necessary, and the manufacturing cost can be reduced accordingly.

（Ｃ）遊星軸に関して
遠心力に基づく遊星軸の変形（曲がり）を低減できる。即ち、この遊星軸は、自身の質量と回転とに基づく遠心力が加わるだけでなく、遊星歯車、ラジアルニードル軸受、スラストワッシャに加わる遠心力｛キャリアの径方向外側に変位する（逃げる）力｝も支持する必要があり、上記遠心力に基づく変形（曲がり）を抑える必要があった。この理由は、例えば、この様な変形（曲がり）により、上記遊星軸の外周面とラジアルニードル軸受を構成する各ニードルとが片当たり（偏当たり）し、このラジアルニードル軸受の耐久性（寿命）確保の阻害要因となっていた為である。そして、従来は、この耐久性（寿命）を確保すべく、熱処理等の工夫をする必要があったが、この様な工夫の必要性が薄れる分、製造コスト等の低減を図れる。
（Ｄ）スラストワッシャに関して
スラストワッシャに加わる遠心力（キャリアの径方向に関する力）に基づく、このスラットワッシャの内周面と遊星軸の外周面との摺接部の摩耗を低減でき、このスラストワッシャ並びに遊星軸の耐久性（寿命）を確保できる。 (C) Regarding planetary axis The deformation (bending) of the planetary axis based on centrifugal force can be reduced. That is, this planetary shaft is not only applied with centrifugal force based on its own mass and rotation, but also centrifugal force applied to planetary gears, radial needle bearings and thrust washers {force that displaces (escapes) radially outward of the carrier} Also, it is necessary to suppress deformation (bending) based on the centrifugal force. This is because, for example, the deformation (bending) causes the outer peripheral surface of the planetary shaft and the needles constituting the radial needle bearing to come into contact with each other (deviation), and the durability (life) of the radial needle bearing This is because it was a hindrance to securing. Conventionally, it has been necessary to devise heat treatment or the like in order to ensure this durability (life), but the manufacturing cost can be reduced as the necessity of such a device is reduced.
(D) Thrust washer The wear of the sliding contact portion between the inner peripheral surface of the slat washer and the outer peripheral surface of the planetary shaft based on the centrifugal force (force in the radial direction of the carrier) applied to the thrust washer can be reduced. In addition, the durability (life) of the planetary shaft can be secured.

又、前述の請求項２に記載した構成を採用した場合には、キャリアの一部（例えばキャリアを構成する連結板の片側面）と入力側ディスク（中空回転軸を内側に挿通する外側ディスク）の背面との当接部のフレッチング摩耗の低減を図れると共に、この入力側ディスクの側面と各パワーローラの周面とのトラクション部の面圧を互いに等しくできる（それぞれのトラクション部で面圧を同じにできる）。即ち、各遊星歯車の個数を、隣接するキャビティ内のパワーローラの個数の整数倍にする事で、これら各遊星歯車並びに各パワーローラを、それぞれ円周方向に関して等間隔に配置できる。そして、前述の特許文献４にも記載されている様に、上記キャリアの回転に拘わらず、このキャリアのうちで剛性が同じになる部分を、上記各パワーローラと軸方向に常に重畳させられる。   Further, when the configuration described in claim 2 is adopted, a part of the carrier (for example, one side surface of the connecting plate constituting the carrier) and the input side disk (the outer disk through which the hollow rotating shaft is inserted inside). The fretting wear of the abutting portion with the back surface of the roller can be reduced, and the surface pressure of the traction portion between the side surface of the input side disk and the peripheral surface of each power roller can be made equal to each other (the surface pressure is the same in each traction portion). Can). That is, by making the number of planetary gears an integral multiple of the number of power rollers in the adjacent cavities, the planetary gears and the power rollers can be arranged at equal intervals in the circumferential direction. As described in the above-mentioned Patent Document 4, a portion of the carrier having the same rigidity is always superimposed on each power roller in the axial direction regardless of the rotation of the carrier.

言い換えれば、上記キャリアの回転中に、上記各パワーローラのうちの一部のパワーローラが、このキャリアのうちの剛性の小さい部分（遊星歯車を収納する空間部分）と軸方向に重畳し、同じく残りのパワーローラが、同じく剛性の大きい部分（遊星歯車同士の間の充実部分）と軸方向に重畳する事がなくなる。逆に言えば、上記キャリアの回転に拘わらず、上記各パワーローラが、上記剛性の小さい部分と大きい部分とのうちの何れかに、同時に重畳する様にできる。この場合に、上記キャリアのうちの剛性の小さい部分は、このキャリアと当接する上記入力側ディスクと共に、軸方向に関し上記各パワーローラを設けた側と反対側に大きく弾性変形する傾向となり、同じく剛性の大きい部分は同じく小さく弾性変形する傾向となる。但し、上記各パワーローラは、常にキャリアのうちの剛性が同じ部分と軸方向に重畳する為、このキャリアと隣接する上記入力側ディスクのうちで、上記各パワーローラの周面とトラクション接触する部分に対応する部分の弾性変形量を互いに同じにできる。この結果、上記入力側ディスクの背面とキャリア（キャリアを構成する連結板の片側面）との当接部のフレッチング摩耗が過大になったり、上記各トラクション部の面圧が互いに異なってしまう事を防止できる。   In other words, during the rotation of the carrier, some of the power rollers are superposed in the axial direction with a portion of the carrier having a small rigidity (a space portion for storing the planetary gear), The remaining power rollers do not overlap in the axial direction with a portion having high rigidity (a solid portion between the planetary gears). In other words, regardless of the rotation of the carrier, each of the power rollers can be simultaneously superimposed on either one of the small rigidity portion and the large rigidity portion. In this case, the low rigidity portion of the carrier tends to be greatly elastically deformed on the side opposite to the side where the power rollers are provided in the axial direction together with the input side disk in contact with the carrier. Similarly, the large portion tends to be elastically deformed small. However, since each power roller always overlaps with the same rigidity of the carrier in the axial direction, a portion of the input side disk adjacent to the carrier that is in traction contact with the peripheral surface of each power roller. The amount of elastic deformation of the portions corresponding to can be made the same. As a result, the fretting wear of the contact portion between the back surface of the input side disk and the carrier (one side surface of the connecting plate constituting the carrier) becomes excessive, or the surface pressures of the traction portions differ from each other. Can be prevented.

又、前述の請求項３に記載した構成を採用した場合、即ち、上記各パワーローラの個数を２とすると共に、上記各遊星歯車の個数を４又は６とすれば、上記キャリアの剛性を確保しつつ、上述した遠心力の低減による効果を高次元で得られる。即ち、前述した様に、上記各遊星歯車の個数を多くすれば、その分、これら各遊星歯車の１個当たりの分担動力を小さくでき、これら各遊星歯車の小型・軽量化、延いてはこれら各遊星歯車に加わる遠心力の低減を図れる。但し、これら各遊星歯車の個数が多くなり過ぎると、上記キャリアのうちで、これら各遊星歯車を収納する空間部分から外れた部分、即ち、これら各遊星歯車同士の間の充実部分が小さくなり（細くなり）、このキャリアの剛性を確保しにくくなる。一方、このキャリアは、このキャリアと隣接する入力側ディスクを、押圧装置の発生する押圧力（軸力）に基づき出力側ディスクに向けて押圧する。この押圧力（軸力）は、これら入力側ディスク及び出力側ディスクと各パワーローラの周面とのトラクション部で動力伝達を可能とする為に必須のものであるが、その大きさは、大きいもので１４７ｋＮ（１５ｔｆ、１５０００ｋｇｆ）程度に達する（特にギヤードニュートラル状態を実現できる無段変速装置の場合に大きくなる）。そこで、上述の様に、上記各パワーローラの個数を２とすると共に、上記各遊星歯車の個数を４又は６とする。尚、これら各遊星歯車の個数が６を超えた場合には、上記キャリアの剛性を確保しにくくなるだけでなく、これら各遊星歯車と太陽歯車との歯数比の設定を行なえなくなる可能性がある。   Further, when the configuration described in claim 3 is adopted, that is, when the number of the power rollers is 2 and the number of the planetary gears is 4 or 6, the rigidity of the carrier is ensured. However, the effect of reducing the centrifugal force described above can be obtained at a high level. That is, as described above, if the number of the planetary gears is increased, the shared power per one of the planetary gears can be reduced accordingly. The centrifugal force applied to each planetary gear can be reduced. However, if the number of these planetary gears increases too much, the portion of the carrier that is out of the space where the planetary gears are housed, that is, the solid portion between the planetary gears becomes smaller ( It becomes difficult to ensure the rigidity of this carrier. On the other hand, the carrier presses the input side disk adjacent to the carrier toward the output side disk based on the pressing force (axial force) generated by the pressing device. This pressing force (axial force) is indispensable in order to enable power transmission at the traction portion between the input side disk and output side disk and the peripheral surface of each power roller, but the magnitude is large. It reaches about 147 kN (15 tf, 15000 kgf) (particularly in the case of a continuously variable transmission capable of realizing a geared neutral state). Therefore, as described above, the number of each power roller is set to 2, and the number of each planetary gear is set to 4 or 6. If the number of these planetary gears exceeds 6, not only is it difficult to ensure the rigidity of the carrier, but there is a possibility that the gear ratio between these planetary gears and the sun gear cannot be set. is there.

図１は、本発明の実施の形態の１例を示している。本例の無段変速装置は、前述の図２に示した構造に関して、耐久性の確保と低コスト化との両立を図れる様にしたものである（前述の図２に示した構造に本発明を適用したものである）。この様な本例の無段変速装置は、入力軸３９と、出力軸４０と、中空回転軸４１と、中空円管状の伝達軸４２と、トロイダル型無段変速機４３と、このトロイダル型無段変速機４３と同心に配置された第一、第二各遊星歯車式変速機４４、４５と、これら各遊星歯車式変速機４４、４５を通過する動力の伝達経路を切り換える為の高速用クラッチ４６及び低速用クラッチ４７とを組み合わせて成る。尚、このうちの第一遊星歯車式変速機４４が、特許請求の範囲に記載した遊星歯車式変速機に相当する。   FIG. 1 shows an example of an embodiment of the present invention. The continuously variable transmission of this example is designed to achieve both durability and cost reduction with respect to the structure shown in FIG. 2 (the present invention is applied to the structure shown in FIG. 2 described above). Applied). Such a continuously variable transmission of this example includes an input shaft 39, an output shaft 40, a hollow rotary shaft 41, a hollow circular transmission shaft 42, a toroidal continuously variable transmission 43, and the toroidal type continuously variable transmission. First and second planetary gear type transmissions 44 and 45 arranged concentrically with the stage transmission 43, and a high speed clutch for switching the power transmission path passing through the planetary gear type transmissions 44 and 45 46 and the low speed clutch 47 are combined. Of these, the first planetary gear type transmission 44 corresponds to the planetary gear type transmission described in the claims.

又、上記トロイダル型無段変速機４３は、前述の特許文献１〜４に記載される等により従来から知られている、ダブルキャビティ型のもので、１対の入力側ディスク（外側ディスク）４８ａ、４８ｂと、１個の出力側ディスク（内側ディスク）４９と、複数のパワーローラ５０、５０とを備える。このうちの両入力側ディスク４８ａ、４８ｂは、上記入力軸３９を介して互いに同心に、且つ、同期した回転を自在に組み合わせている。この為に本例の場合には、前段側（エンジンのクランクシャフトと接続される入力側で、図１の左側）の入力側ディスク４８ａを上記入力軸３９の前端部に、例えば図示しないボールスプラインを介して、この入力軸３９と同期した回転及びこの入力軸３９に対する軸方向の変位を可能に支持する。   The toroidal-type continuously variable transmission 43 is a double-cavity type, which has been conventionally known as described in Patent Documents 1 to 4 described above, and is a pair of input side disks (outer disks) 48a. , 48b, one output side disk (inner disk) 49, and a plurality of power rollers 50, 50. Of these, both the input side disks 48a and 48b are concentrically connected to each other via the input shaft 39 and are freely combined for synchronized rotation. For this reason, in this example, the input side disk 48a on the front stage side (the input side connected to the crankshaft of the engine and the left side in FIG. 1) is placed at the front end of the input shaft 39, for example, a ball spline (not shown). Through this, the rotation synchronized with the input shaft 39 and the displacement in the axial direction with respect to the input shaft 39 are supported.

又、この入力軸３９と上記前段側の入力側ディスク４８ａとの間には、例えば油圧式の押圧装置（図示省略）を設ける。そして、無段変速装置の運転時には、この押圧装置に圧油を供給する事により、上記前段側の入力側ディスク４８ａを後段側（上記エンジンから遠い側で、図１の右側）の入力側ディスク４８ｂに押圧しつつ、回転駆動する。又、この後段側の入力側ディスク４８ｂは上記入力軸３９に対し、上記第一遊星歯車式変速機４４を構成する第一キャリア５１により、結合固定している。従って、上記両入力側ディスク４８ａ、４８ｂは、上記ボールスプラインと、上記入力軸３９と、上記第一キャリア５１とを介して結合されており、互いに同期して回転する。この様な両入力側ディスク４８ａ、４８ｂの互いに対向する内側面は、それぞれトロイド曲面としている。   Further, for example, a hydraulic pressing device (not shown) is provided between the input shaft 39 and the input disk 48a on the preceding stage side. During operation of the continuously variable transmission, pressure oil is supplied to the pressing device, so that the input side disk 48a on the front stage side is changed to the input side disk on the rear stage side (the side far from the engine and the right side in FIG. 1). While being pressed against 48b, it is rotationally driven. Further, the rear input side disk 48 b is coupled and fixed to the input shaft 39 by a first carrier 51 constituting the first planetary gear type transmission 44. Therefore, both the input side disks 48a and 48b are coupled via the ball spline, the input shaft 39, and the first carrier 51, and rotate in synchronization with each other. The inner surfaces of the two input side disks 48a and 48b facing each other are toroidal curved surfaces.

又、上記出力側ディスク４９は、軸方向両側面をトロイド曲面とした一体型のものとしており、上記入力軸３９の中間部前寄り部分で上記両入力側ディスク４８ａ、４８ｂ同士の間部分の周囲に、これら両入力側ディスク４８ａ、４８ｂと同心に、且つ、これら両入力側ディスク４８ａ、４８ｂとは独立した回転を自在として支持されている。又、上記出力側ディスク４９の中心部には、上記入力軸３９の中間部周囲に、この入力軸３９に対する相対回転を自在に支持した中空回転軸４１の基端部を、回転力の伝達を自在に、且つ、上記出力側ディスク４９と同心に結合している。又、上記中空回転軸４１は、上記後段側の入力側ディスク４８ｂの内周面と上記入力軸３９の外周面との間の円筒状隙間を挿通してこの入力側ディスク４８ｂの背面（外側面）側に突出させ、上記出力側ディスク４９の回転力を取り出し自在としている。   Further, the output side disk 49 is an integral type in which both side surfaces in the axial direction are toroidal curved surfaces, and the periphery of the portion between the input side disks 48a and 48b at the front portion of the intermediate portion of the input shaft 39. In addition, both the input side disks 48a and 48b are supported concentrically and freely rotatable independently of the both input side disks 48a and 48b. Further, at the central portion of the output side disk 49, a base end portion of a hollow rotary shaft 41 that freely supports relative rotation with respect to the input shaft 39 is provided around the intermediate portion of the input shaft 39 to transmit a rotational force. It is freely coupled to the output side disk 49 concentrically. The hollow rotary shaft 41 is inserted through a cylindrical gap between the inner peripheral surface of the input side disk 48b on the rear stage side and the outer peripheral surface of the input shaft 39, and the rear surface (outer side surface) of the input side disk 48b. ) Side, so that the rotational force of the output side disk 49 can be taken out freely.

又、前記各パワーローラ５０、５０は、それぞれの周面を部分球面状の凸面としたもので、図示しない支持部材（トラニオン）の内側面に、それぞれ支持軸及び複数の転がり軸受により、回転自在に支持されている。この状態で上記各パワーローラ５０、５０は、上記出力側ディスク４９の両側面と上記両入力側ディスク４８ａ、４８ｂの内側面との間に、それぞれ複数個ずつ挟持されている。言い換えれば、上記各パワーローラ５０、５０の周面と上記各ディスク４８ａ、４８ｂ、４９の側面とを転がり接触（トラクション接触）させている。無段変速装置の運転時には、上記各パワーローラ５０、５０が上記支持部材（トラニオン）に対し、上記支持軸を中心として回転しつつ、上記両入力側ディスク４８ａ、４８ｂと上記出力側ディスク４９との間で動力を伝達する。又、上記各支持部材（トラニオン）の傾斜角度を変える事により、前記トロイダル型無段変速機４３の変速度比を調節する。   Each of the power rollers 50, 50 has a partially spherical convex surface, and can be freely rotated by a support shaft and a plurality of rolling bearings on the inner surface of a support member (trunnion) (not shown). It is supported by. In this state, a plurality of each of the power rollers 50 and 50 are sandwiched between both side surfaces of the output side disk 49 and the inner side surfaces of the both input side disks 48a and 48b. In other words, the peripheral surfaces of the power rollers 50 and 50 and the side surfaces of the disks 48a, 48b, and 49 are in rolling contact (traction contact). During operation of the continuously variable transmission, the power rollers 50 and 50 rotate about the support shaft with respect to the support member (trunnion), while the both input side disks 48a and 48b and the output side disk 49 Transmit power between. Further, the variable speed ratio of the toroidal continuously variable transmission 43 is adjusted by changing the inclination angle of each of the support members (trunnions).

又、前記第一、第二各遊星歯車式変速機４４、４５のうち、上記トロイダル型無段変速機４３に近い側である、前段側に設けた第一遊星歯車式変速機４４は、特許請求の範囲に記載したキャリアに相当する前記第一キャリア５１に加えて、同じく太陽歯車に相当する一端側第一太陽歯車５２と、同じく他端側第一太陽歯車５３と、同じく遊星歯車に相当する複数の（第一）組み合わせ遊星歯車５４とを備える。このうちの一端側第一太陽歯車５２は、上記中空回転軸４１の先端部に、この中空回転軸４１と同心に結合している。従って、上記一端側第一太陽歯車５２は、上記出力側ディスク４９に対し同心に結合されて、この出力側ディスク４９と共に回転する。一方、上記他端側第一太陽歯車５３は、上記一端側第一太陽歯車５２と同心に、且つ、この一端側第一太陽歯車５２に対する相対回転を自在に支持されている。この為に、本例の場合は、上記第一、第二各遊星歯車式変速機４４、４５同士の間で、これら各遊星歯車式変速機４４、４５と同心に設けられた、前記伝達軸４２の一端部（図１の左端部）に、上記他端側第一太陽歯車５３を（直接）設けている。   The first planetary gear type transmission 44 provided on the front stage side, which is the side close to the toroidal type continuously variable transmission 43 among the first and second planetary gear type transmissions 44, 45, is patented. In addition to the first carrier 51 corresponding to the carrier described in the claims, one end-side first sun gear 52, also corresponding to the sun gear, the other end-side first sun gear 53, and also corresponding to the planetary gear. A plurality of (first) combination planetary gears 54. Of these, the one end-side first sun gear 52 is coupled to the tip of the hollow rotary shaft 41 concentrically with the hollow rotary shaft 41. Therefore, the one end side first sun gear 52 is concentrically coupled to the output side disk 49 and rotates together with the output side disk 49. On the other hand, the other end-side first sun gear 53 is supported concentrically with the one end-side first sun gear 52 and freely rotatable relative to the one end-side first sun gear 52. Therefore, in this example, the transmission shaft provided concentrically with the planetary gear type transmissions 44 and 45 between the first and second planetary gear type transmissions 44 and 45. The other end side first sun gear 53 is (directly) provided at one end portion (left end portion in FIG. 1) of 42.

又、上記各（第一）組み合わせ遊星歯車５４は、ステップピニオンと呼ばれるもので、軸方向に長い遊星軸の両端部にそれぞれ一端側第一遊星歯車５５と他端側第一遊星歯車５６とを設けて成り、上記第一キャリア５１に回転自在に支持されている。これら一端側第一遊星歯車５５と他端側第一遊星歯車５６とは、互いに同期して回転するもので、このうちの一端側各第一遊星歯車５５を上記一端側第一太陽歯車５２に、同じく他端側各第一遊星歯車５６を上記他端側第一太陽歯車５３に、それぞれ噛合させている。尚、本例の場合は、第一遊星歯車式変速機４４を、リング歯車を有しないものとしているが、必要に応じて、上記一端側第一遊星歯車５５或は上記他端側第一遊星歯車５６と噛合する一端側或は他端側第一リング歯車を設け、この一端側或は他端側第一リング歯車を通じて動力を取り出す様に構成する事もできる。但し、何れの場合も、上記第一遊星歯車式変速機４４を構成する上記各（第一）組み合わせ遊星歯車５４（一端側第一遊星歯車５５、他端側第一遊星歯車５６）は、それぞれがこの第一遊星歯車式変速機４４を構成する上記一端側、他端側第一太陽歯車５２、５３にのみ噛合する、又は、この一端側、他端側第一太陽歯車５２、５３と上記一端側或は他端側第一リング歯車との両方に噛合する、シングルピニオン型のものとする。又、上記各（第一）組み合わせ遊星歯車５４（一端側第一遊星歯車５５、他端側第一遊星歯車５６）は、少なくとも４個（４組）設ける。   Each (first) combination planetary gear 54 is called a step pinion, and one end-side first planetary gear 55 and the other end-side first planetary gear 56 are respectively connected to both ends of the planetary shaft that is long in the axial direction. The first carrier 51 is rotatably supported. The one end-side first planetary gear 55 and the other end-side first planetary gear 56 rotate in synchronization with each other, and one end-side first planetary gear 55 is connected to the one end-side first sun gear 52. Similarly, each first planetary gear 56 on the other end side is meshed with the first sun gear 53 on the other end side. In the case of this example, the first planetary gear type transmission 44 is not provided with a ring gear, but if necessary, the one end side first planetary gear 55 or the other end side first planetary gear is used. A first ring gear on one end side or the other end side meshing with the gear 56 may be provided, and power may be taken out through the first ring gear on one end side or the other end side. However, in any case, the (first) combination planetary gears 54 (one end-side first planetary gear 55 and the other end-side first planetary gear 56) constituting the first planetary gear type transmission 44 are respectively Meshes with only the one end side and the other end side first sun gears 52 and 53 constituting the first planetary gear type transmission 44, or the one end side and the other end side first sun gears 52 and 53 and the above A single pinion type that meshes with both the one end side or the other end side first ring gear. The (first) combination planetary gears 54 (one end side first planetary gear 55 and the other end side first planetary gear 56) are provided at least four (four sets).

一方、前記トロイダル型無段変速機４３から遠い側である、後段側に設けた第二遊星歯車式変速機４５は、一端側第二遊星歯車式変速機５７と他端側第二遊星歯車式変速機５８とを備える。このうちの一端側第二遊星歯車式変速機５７は、一端側第二キャリア５９と、一端側第二太陽歯車６０と、複数の一端側第二遊星歯車６１と、一端側第二リング歯車６２とを備える。このうちの一端側第二キャリア５９は、無段変速装置を収納したケーシング６３等の固定の部分に対し、回転不能に支持されている。又、上記一端側第二太陽歯車６０は、前記伝達軸４２の中間部外周面に（直接）設けられている。又、上記各一端側第二遊星歯車６１を、上記一端側第二太陽歯車６０と上記一端側第二リング歯車６２との両方に噛合させ、上記一端側第二遊星歯車式変速機５７を、シングルピニオン型のものとしている。又、上記一端側第二リング歯車６２は、上記一端側第二太陽歯車６０と同心に設けられ、前記高速用クラッチ４６の断接（係脱）に基づいて、前記出力軸４０との間で動力が伝達される状態と同じく伝達されない状態とを切り換えられる。   On the other hand, the second planetary gear type transmission 45 provided on the rear stage side, which is the side far from the toroidal type continuously variable transmission 43, is composed of one end side second planetary gear type transmission 57 and the other end side second planetary gear type. And a transmission 58. Among these, the one end side second planetary gear type transmission 57 includes one end side second carrier 59, one end side second sun gear 60, a plurality of one end side second planetary gears 61, and one end side second ring gear 62. With. Of these, the one end side second carrier 59 is supported in a non-rotatable manner with respect to a fixed part such as the casing 63 housing the continuously variable transmission. The one end side second sun gear 60 is (directly) provided on the outer peripheral surface of the intermediate portion of the transmission shaft 42. The one end-side second planetary gear 61 is engaged with both the one end-side second sun gear 60 and the one end-side second ring gear 62, and the one end-side second planetary gear transmission 57 is It is a single pinion type. The one end side second ring gear 62 is provided concentrically with the one end side second sun gear 60, and is connected to the output shaft 40 based on the connection / disengagement (engagement / disengagement) of the high speed clutch 46. It is possible to switch between a state where power is transmitted and a state where power is not transmitted.

又、上記他端側第二遊星歯車式変速機５８は、他端側第二キャリア６４と、他端側第二太陽歯車６５と、複数の他端側第二遊星歯車６６と、他端側第二リング歯車６７とを備える。このうちの他端側第二太陽歯車６５は、上記伝達軸４２の後端部に（直接）設けられている。又、上記他端側第二キャリア６４は上記他端側第二太陽歯車６５と同心に設けられ、前記低速用クラッチ４７の断接（係脱）に基づいて、上記出力軸４０との間で動力が伝達される状態と同じく伝達されない状態とを切り換えられる。又、上記各他端側第二遊星歯車６６を、上記他端側第二太陽歯車６５と上記他端側第二リング歯車６７との両方に噛合させ、上記他端側第二遊星歯車式変速機５８を、シングルピニオン型のものとしている。又、上記他端側第二リング歯車６７は、前記入力軸３９の後端部に設けたフランジ部６８を介して、この入力軸３９と同期した回転を自在に結合されている。   The other end side second planetary gear type transmission 58 includes the other end side second carrier 64, the other end side second sun gear 65, a plurality of other end side second planetary gears 66, and the other end side. A second ring gear 67. Among these, the other end side second sun gear 65 is provided (directly) at the rear end portion of the transmission shaft 42. The other end side second carrier 64 is provided concentrically with the other end side second sun gear 65, and is connected to the output shaft 40 based on the connection / disengagement (engagement / disengagement) of the low speed clutch 47. It is possible to switch between a state where power is transmitted and a state where power is not transmitted. The other end side second planetary gear 66 is meshed with both the other end side second sun gear 65 and the other end side second ring gear 67, and the other end side second planetary gear type gear shift. The machine 58 is of a single pinion type. Further, the second ring gear 67 on the other end side is freely coupled to rotate in synchronization with the input shaft 39 via a flange portion 68 provided at the rear end portion of the input shaft 39.

更に、上記高速用クラッチ４６及び低速用クラッチ４７のうちの低速用クラッチ４７を、上述の様に出力軸４０と他端側第二遊星歯車式変速機５８の他端側第二キャリア６４との間に設けている。そして、この様な低速用クラッチ４７により、これら出力軸４０と他端側第二キャリア６４との間で動力が伝達される状態（低速モードを実現する状態）と、同じく伝達されない状態とを切り換える。一方、上記高速用クラッチ４６を、上述の様に出力軸４０と一端側第二遊星歯車式変速機５７の一端側第二リング歯車６２との間に設けている。そして、この様な高速用クラッチ４６により、これら出力軸４０と一端側第二リング歯車６２との間で動力が伝達される状態（高速モードを実現する状態）と、同じく伝達されない状態とを切り換える。尚、上記高速用、低速用両クラッチ４６、４７は、一方が接続された場合には他方の接続が断たれる。   Further, the low speed clutch 47 of the high speed clutch 46 and the low speed clutch 47 is connected to the output shaft 40 and the other end side second carrier 64 of the other end side second planetary gear type transmission 58 as described above. In between. The low-speed clutch 47 switches between a state where power is transmitted between the output shaft 40 and the second carrier 64 on the other end (a state where the low-speed mode is realized) and a state where the power is not transmitted. . On the other hand, the high speed clutch 46 is provided between the output shaft 40 and the one end side second ring gear 62 of the one end side second planetary gear type transmission 57 as described above. The high-speed clutch 46 switches between a state where power is transmitted between the output shaft 40 and the one end side second ring gear 62 (a state where the high-speed mode is realized) and a state where the power is not transmitted. . When one of the high-speed and low-speed clutches 46 and 47 is connected, the other is disconnected.

例えば、上記高速用クラッチ４６の接続を断つと共に、上記低速用クラッチ４７を接続した低速モードを選択した状態では、前記トロイダル型無段変速機４３の出力側ディスク４９の回転を、前記第一遊星歯車式変速機４４並びに前記伝達軸４２、前記第二遊星歯車式変速機４５を構成する上記他端側第二遊星歯車式変速機５８、上記低速用クラッチ４７を通じて、上記出力軸４０に取り出す。
即ち、上記出力側ディスク４９の回転を、
出力側ディスク４９→中空回転軸４１→一端側第一太陽歯車５２→組み合わせ（第一）遊星歯車５４（一端側第一遊星歯車５５、他端側第一遊星歯車５６）→他端側第一太陽歯車５３→伝達軸４２→他端側第二太陽歯車６５→他端側第二遊星歯車６６→他端側第二キャリア６４→低速用クラッチ４７→出力軸４０
の順番で、この出力軸４０に伝達する。
又、低速モード状態では、同時に、上述の様な経路中に含まれる、上記組み合わせ（第一）遊星歯車５４（一端側第一遊星歯車５５、他端側第一遊星歯車５６）を、前記入力軸３９と共に回転する前記第一キャリア５１により公転運動させる。 For example, in the state where the high speed clutch 46 is disconnected and the low speed mode in which the low speed clutch 47 is connected is selected, the rotation of the output side disk 49 of the toroidal continuously variable transmission 43 is caused to rotate. It is taken out to the output shaft 40 through the gear type transmission 44, the transmission shaft 42, the second planetary gear type transmission 58 constituting the second planetary gear type transmission 45, and the low speed clutch 47.
That is, the rotation of the output side disk 49 is
Output side disk 49 → hollow rotary shaft 41 → one end side first sun gear 52 → combination (first) planetary gear 54 (one end side first planetary gear 55, the other end side first planetary gear 56) → the other end side first Sun gear 53 → transmission shaft 42 → second end side second sun gear 65 → second end side second planetary gear 66 → second end side second carrier 64 → low speed clutch 47 → output shaft 40
Are transmitted to the output shaft 40 in this order.
In the low-speed mode state, the combination (first) planetary gear 54 (one end-side first planetary gear 55, the other end-side first planetary gear 56) included in the path as described above is simultaneously input to the input. Revolving motion is performed by the first carrier 51 rotating together with the shaft 39.

この様な経路で動力を伝達する低速モード状態の場合に、上記他端側第二キャリア６４に伝達される動力の速度は、上記他端側第二遊星歯車式変速機５８を構成する、上記他端側第二太陽歯車６５の回転速度と上記他端側第二リング歯車６７の回転速度との関係で決まる。即ち、上記他端側第二キャリア６４には、上記他端側第二太陽歯車６５の回転速度と上記他端側第二リング歯車６７の回転速度との差動分が取り出される。上記入力軸３９の回転速度を一定とした場合、上記他端側第二リング歯車６７の回転速度並びに上記第一キャリア５１の回転速度は、上記入力軸３９と同じ一定のままである。これに対して、上記他端側第二太陽歯車６５の回転速度は、上記トロイダル型無段変速機４３の変速度比（速度比ｅV ）を変える事により調節できる。 In the low-speed mode state in which power is transmitted through such a path, the speed of power transmitted to the other end-side second carrier 64 constitutes the other end-side second planetary gear transmission 58, It is determined by the relationship between the rotational speed of the second sun gear 65 at the other end and the rotational speed of the second ring gear 67 at the other end. That is, the differential part between the rotational speed of the other end side second sun gear 65 and the rotational speed of the other end side second ring gear 67 is taken out to the other end side second carrier 64. When the rotational speed of the input shaft 39 is constant, the rotational speed of the second ring gear 67 on the other end side and the rotational speed of the first carrier 51 remain the same as those of the input shaft 39. On the other hand, the rotational speed of the second sun gear 65 on the other end side can be adjusted by changing the variable speed ratio (speed ratio e V ) of the toroidal continuously variable transmission 43.

即ち、後述する高速モードに関する説明部分でも説明する様に、上記他端側第二太陽歯車６５と共に回転する、上記第一遊星歯車式変速機４４を構成する他端側第一太陽歯車５３は、同じくこの第一遊星歯車式変速機４４を構成する組み合わせ（第一）遊星歯車５４の他端側第一遊星歯車５６との噛合により、これら各他端側第一遊星歯車５６の公転運動と自転運動とを合成した回転速度で回転駆動される。そして、上記入力軸３９（第一キャリア５１）の回転速度を一定とした場合、このうちの公転運動の回転速度は一定であるが、自転運動の回転速度は、上記トロイダル型無段変速機４３の出力側ディスク４９の回転速度に応じて変化する。この為、このトロイダル型無段変速機４３の変速度比（速度比ｅV ）を変える事により、上記他端側第一太陽歯車５３、延いては、上記他端側第二太陽歯車６５の回転速度を調節できる。従って、上記他端側第二遊星歯車式変速機５８を構成する他端側各第二歯車６５、６６、６７の歯数、並びに、上記第一遊星歯車式変速機４４を構成する各（一端側、他端側）第一歯車５２、５３、５５、５６の歯数を、上記トロイダル型無段変機４３で実現可能な変速度比ｅV との関係で適切に規制すれば、このトロイダル型無段変速機４３の変速度比ｅV の調節に基づいて、上記入力軸３９を一方向に回転させた状態のまま上記出力軸４０を、停止状態（ギヤードニュートラル状態）を挟んで両方向に回転駆動自在にできる。 That is, as will be described in the explanation section regarding the high-speed mode described later, the other-end-side first sun gear 53 that constitutes the first planetary gear type transmission 44 that rotates together with the other-end-side second sun gear 65, Similarly, the revolving motion and rotation of each first planetary gear 56 on the other end side by meshing with the first planetary gear 56 on the other end side of the combination (first) planetary gear 54 constituting the first planetary gear type transmission 44. It is rotationally driven at a rotational speed that combines motion. When the rotational speed of the input shaft 39 (first carrier 51) is constant, the rotational speed of the revolving motion is constant, but the rotational speed of the rotational motion is the toroidal continuously variable transmission 43. The output side disc 49 changes in accordance with the rotational speed. Therefore, by changing the variable speed ratio (speed ratio e V ) of the toroidal type continuously variable transmission 43, the other end side first sun gear 53 and the other end side second sun gear 65 The rotation speed can be adjusted. Accordingly, the number of teeth of each of the second gears 65, 66, 67 on the other end side constituting the second planetary gear transmission 58 on the other end, and each (one end of the first planetary gear transmission 44) constituting the first planetary gear transmission 44 on the other end side. If the number of teeth of the first gear 52, 53, 55, 56 is appropriately regulated in relation to the speed ratio e V that can be realized by the toroidal-type continuously variable machine 43, this toroidal Based on the adjustment of the variable speed ratio e V of the continuously variable transmission 43, the output shaft 40 is moved in both directions with the input shaft 39 rotated in one direction with the stopped state (geared neutral state) interposed therebetween. It can be freely rotated.

上述の様な低速モード状態に対して、高速用クラッチ４６を接続すると共に、低速用クラッチ４７の接続を断った高速モードを選択した状態では、上記入力軸３９と共に回転する第一キャリア５１の回転を、上記第一遊星歯車式変速機４４を構成する組み合わせ（第一）遊星歯車５４の他端側第一遊星歯車５６から取り出して、この第一遊星歯車式変速機４４並びに前記伝達軸４２、前記第二遊星歯車式変速機４５を構成する前記一端側第二遊星歯車式変速機５７、上記高速用クラッチ４６を通じて、上記出力軸４０に取り出す。
即ち、上記第一キャリア５１の公転運動を、
第一キャリア５１→組み合わせ（第一）遊星歯車５４の他端側第一遊星歯車５６→他端側第一太陽歯車５３→伝達軸４２→一端側第二太陽歯車６０→一端側第二遊星歯車６１→一端側第二リング歯車６２→高速用クラッチ４６→出力軸４０
の順番で、この出力軸４０に伝達する。 When the high speed clutch 46 is connected to the low speed mode as described above and the high speed mode is selected in which the low speed clutch 47 is disconnected, the rotation of the first carrier 51 that rotates together with the input shaft 39 is selected. Is taken out from the first planetary gear 56 on the other end side of the combination (first) planetary gear 54 constituting the first planetary gear type transmission 44, and the first planetary gear type transmission 44 and the transmission shaft 42, The second planetary gear type transmission 45 is taken out to the output shaft 40 through the one end side second planetary gear type transmission 57 and the high speed clutch 46.
That is, the revolution movement of the first carrier 51 is
First carrier 51 → combination (first) planetary gear 54 on the other end side first planetary gear 56 → other end side first sun gear 53 → transmission shaft 42 → one end side second sun gear 60 → one end side second planetary gear 61 → second ring gear 62 at one end → high speed clutch 46 → output shaft 40
Are transmitted to the output shaft 40 in this order.

又、高速モード状態では、同時に、上述の様な経路中に含まれる、上記組み合わせ（第一）遊星歯車５４の他端側第一遊星歯車５６を、次の経路で回転（自転）させる。
出力側ディスク４９→中空回転軸４１→一端側第一太陽歯車５２→組み合わせ（第一）遊星歯車５４の一端側第一遊星歯車５５→組み合わせ（第一）遊星歯車５４の他端側第一遊星歯車５６
前述の低速モードに関する説明部分にも記載した様に、上記他端側第一太陽歯車５３は、上記組み合わせ（第一）遊星歯車５４の他端側第一遊星歯車５６との噛合により、これら各他端側第一遊星歯車５６の公転運動と自転運動とを合成した回転速度で回転駆動される。上記入力軸３９の回転速度が一定とした場合、このうちの公転運動の回転速度は一定であるが、自転運動の回転速度は、前記トロイダル型無段変速機４３の出力側ディスク４９の回転速度に応じて変化する。従って、このトロイダル型無段変速機４３の変速度比ｅV を調節すれば、上記入力軸３９と上記出力軸４０との間（無段変速装置全体として）の変速度比を調節できる。 In the high speed mode state, the other end side first planetary gear 56 of the combination (first) planetary gear 54 included in the above-described path is simultaneously rotated (rotated) in the next path.
Output side disk 49 → hollow rotary shaft 41 → one end side first sun gear 52 → one end side first planetary gear 55 of combination (first) planetary gear 54 → one end side first planetary gear of combination (first) planetary gear 54 Gear 56
As described in the above description regarding the low-speed mode, the other-end-side first sun gear 53 is engaged with the other-end-side first planetary gear 56 of the combination (first) planetary gear 54, thereby The other end side first planetary gear 56 is rotationally driven at a rotational speed obtained by combining the revolution motion and the rotation motion of the first planetary gear 56. When the rotational speed of the input shaft 39 is constant, the rotational speed of the revolving motion is constant, and the rotational speed of the rotational motion is the rotational speed of the output side disk 49 of the toroidal continuously variable transmission 43. It changes according to. Accordingly, by adjusting the variable speed ratio e V of the toroidal-type continuously variable transmission 43, the variable speed ratio between the input shaft 39 and the output shaft 40 (as the entire continuously variable transmission) can be adjusted.

上述の様に、高速モードを選択した状態では、上記入力軸３９に加えられた動力を、上記トロイダル型無段変速機４３をバイパスして、上記第一遊星歯車式変速機４４を構成する上記第一キャリア５１に送る。そして、同じく第一遊星歯車式変速機４４を構成する他端側第一太陽歯車５３により取り出した動力を、前記第二遊星歯車式変速機４５を構成する一端側第二遊星歯車式変速機５７介して（一端側第二太陽歯車６０、一端側第二遊星歯車６１、一端側第二リング歯車６２を通じて）上記出力軸４０に伝達する。これと共に、上記トロイダル型無段変速機４３の変速度比ｅV の調節に基づいて、上記第一遊星歯車式変速機４４部分の変速比を変更する。 As described above, when the high-speed mode is selected, the power applied to the input shaft 39 bypasses the toroidal type continuously variable transmission 43 and constitutes the first planetary gear type transmission 44. Send to first carrier 51. Similarly, the power extracted by the first sun gear 53 at the other end constituting the first planetary gear type transmission 44 is used as the second planetary gear type transmission 57 at the one end side constituting the second planetary gear type transmission 45. (Through one end-side second sun gear 60, one end-side second planetary gear 61, and one end-side second ring gear 62). At the same time, based on the adjustment of the variable speed ratio e V of the toroidal continuously variable transmission 43, the gear ratio of the first planetary gear type transmission 44 portion is changed.

前述した様に、本例の無段変速装置の場合には、上記第一遊星歯車式変速機４４をシングルピニオン型のものとすると共に、この第一遊星歯車式変速機４４を構成する各組み合わせ（第一）遊星歯車５４を、少なくとも４個（４組）設けている。又、これと共に、この第一遊星歯車式変速機４４を構成する第一キャリア５１の一部と、上記トロイダル型無段変速機４４を構成する入力側ディスク４８ｂ（中空回転軸４１を内側に挿通する入力側ディスク４８ｂ）の背面（外側面）とを当接させている。この為に、上記第一キャリア５１を、例えば、前述の図４に示した第一キャリア３５と同様のものとする。即ち、上記第一キャリア５１を、支持板７０（図１、図４）と、連結板７１（図４）と、複数の遊星軸３６、３６（図４）とを備えたものとする。このうちの支持板７０は、入力軸３９（図４の入力回転軸６９に対応）に支持固定する。又、上記連結板７１は、円輪状のもので、上記支持板７０と同心に且つ軸方向に間隔をあけた状態で配置され、その片側面を上記入力側ディスク４８ｂ（３２ｂ）の背面（外側面）に対向させる。又、上記各遊星軸３６、３６は、上記連結板７１と、上記支持板７０を挟んで上記入力側ディスク４８ｂ（３２ｂ）の反対側に設けられた別の連結板７２（図４）とに、それぞれの両端部を支持する。そして、上記組み合わせ（第一）遊星歯車５４を、上記各遊星軸３６、３６の周囲に、ラジアルジードル軸受３７、３７（図４参照）を介して回転自在に支持する。又、これと共に、上記第一キャリア５１を構成する上記連結板７１の片側面と上記入力側ディスク４８ｂ（３２ｂ）の背面（外側面）とを、互いに軸方向に当接させる。   As described above, in the case of the continuously variable transmission of the present example, the first planetary gear type transmission 44 is of a single pinion type, and each combination constituting the first planetary gear type transmission 44 is made. (First) At least four (four sets) planetary gears 54 are provided. At the same time, a part of the first carrier 51 constituting the first planetary gear type transmission 44 and the input side disk 48b constituting the toroidal continuously variable transmission 44 (the hollow rotary shaft 41 is inserted inside). The input side disk 48b) is in contact with the back surface (outer surface). For this purpose, the first carrier 51 is, for example, the same as the first carrier 35 shown in FIG. That is, the first carrier 51 includes a support plate 70 (FIGS. 1 and 4), a connection plate 71 (FIG. 4), and a plurality of planetary shafts 36 and 36 (FIG. 4). Of these, the support plate 70 is supported and fixed to the input shaft 39 (corresponding to the input rotation shaft 69 in FIG. 4). The connecting plate 71 is in the shape of a ring and is arranged concentrically with the support plate 70 and spaced in the axial direction. One side surface of the connecting plate 71 is the back side (outside of the input side disk 48b (32b)). Face to the side). The planetary shafts 36 and 36 are connected to the connecting plate 71 and another connecting plate 72 (FIG. 4) provided on the opposite side of the input side disk 48b (32b) with the support plate 70 in between. , Support both ends. Then, the combination (first) planetary gear 54 is rotatably supported around the planetary shafts 36 and 36 via radial siedle bearings 37 and 37 (see FIG. 4). At the same time, one side surface of the connecting plate 71 constituting the first carrier 51 and the back surface (outer surface) of the input side disk 48b (32b) are brought into contact with each other in the axial direction.

尚、上記第一遊星歯車式変速機４４を構成する上記各組み合わせ（第一）遊星歯車５４の具体的な個数は、上記第一キャリア５１と当接する上記入力側ディスク４８ｂとこの入力側ディスク４８ｂに対向する前記出力側ディスク４９との間のキャビティ（図１の右側のキャビティ）内に存在する、各パワーローラ５０の個数の整数倍とする。例えば、これら各パワーローラ５０の個数が２であれば、上記各組み合わせ（第一）遊星歯車５４の個数を、４、６、８・・・とする。又、例えば上記各パワーローラ５０の個数が３であれば、上記各組み合わせ（第一）遊星歯車５４の個数を、６、９・・・とする。尚、最も好ましくは、上記各パワーローラ５０の個数を２とすると共に、上記各組み合わせ（第一）遊星歯車５４の個数を４又は６とする（必要に応じて、パワーローラの個数を３とすると共に、各組み合わせ（第一）遊星歯車５４の個数を６とする事もできる）。   The specific number of the combination (first) planetary gears 54 constituting the first planetary gear type transmission 44 includes the input side disk 48b in contact with the first carrier 51 and the input side disk 48b. 1 is an integral multiple of the number of power rollers 50 existing in the cavity (the right-side cavity in FIG. 1) between the output-side disk 49 and the output-side disk 49. For example, if the number of each of these power rollers 50 is 2, the number of each of the combination (first) planetary gears 54 is 4, 6, 8,. For example, if the number of the power rollers 50 is 3, the number of the combination (first) planetary gears 54 is 6, 9,. Most preferably, the number of each of the power rollers 50 is 2, and the number of the combination (first) planetary gears 54 is 4 or 6 (the number of power rollers is 3 if necessary. In addition, the number of each combination (first) planetary gear 54 can be six).

上述の様に構成する本例の無段変速装置によれば、耐久性の確保と低コスト化との両立を図れる。
即ち、上述の様に第一遊星歯車式変速機４４をシングルピニオン型のものとしている為、例えば図３に示したダブルピニオン型のものの様に、径方向内側に配置した一端側第一遊星歯車８ａの径方向外側に更に別の一端側第一遊星歯車１９（図３参照）を配置する必要がなくなる。この為、上記第一遊星歯車式変速機４４を構成する総ての遊星歯車、即ち、組み合わせ（第一）遊星歯車５４（一端側第一遊星歯車５５、他端側第一遊星歯車５６）を径方向内方に配置する事ができ、その分｛遠心力Ｆ＝ｍｒω2 のうちのｒ（回転中心からの距離）が小さくなる分｝、上記各組み合わせ（第一）遊星歯車５４、並びに、これら各組み合わせ（第一）遊星歯車５４を回転自在に支持する遊星軸３６、３６及びラジアルニードル軸受３７、３７、これら組み合わせ（第一）遊星歯車５４と第一キャリア５１との互いに対向する側面同士の間に挟持するスラストワッシャ３８、３８（図４参照）等に加わる遠心力を低減できる。しかも、上記各組み合わせ（第一）遊星歯車５４を少なくとも４個（４組）設けている為、３個（乃至は３組）以下とした場合に比べ、これら各組み合わせ（第一）遊星歯車５４が分担する伝達動力を小さくできる。この為、その分、これら各組み合わせ（第一）遊星歯車５４を小型に（例えば軸方向寸法や径方向寸法を小さく）できる。 According to the continuously variable transmission of this example configured as described above, it is possible to achieve both durability and cost reduction.
That is, since the first planetary gear type transmission 44 is of a single pinion type as described above, for example, one end side first planetary gear arranged radially inward like the double pinion type shown in FIG. It is not necessary to arrange another one end side first planetary gear 19 (see FIG. 3) on the radially outer side of 8a. Therefore, all the planetary gears constituting the first planetary gear type transmission 44, that is, the combination (first) planetary gear 54 (the first planetary gear 55 on the one end side and the first planetary gear 56 on the other end side) are used. Can be arranged radially inward, and accordingly, {of the centrifugal force F = mrω 2 (the amount from which the distance from the center of rotation) becomes small}, each of the combinations (first) planetary gear 54, and The planetary shafts 36 and 36 and the radial needle bearings 37 and 37 that rotatably support each combination (first) planetary gear 54, and the side surfaces of the combination (first) planetary gear 54 and the first carrier 51 facing each other. The centrifugal force applied to the thrust washers 38, 38 (see FIG. 4) and the like sandwiched between them can be reduced. In addition, since each of the combinations (first) planetary gears 54 is provided at least four (four sets), these combinations (first) planetary gears 54 are compared with the case where the number is three (or three sets) or less. The transmission power shared by can be reduced. For this reason, each of these combination (first) planetary gears 54 can be reduced in size accordingly (for example, the axial dimension and the radial dimension can be reduced).

そして、この様に小型にできる分、これら各組み合わせ（第一）遊星歯車５４を軽量にでき、その分｛遠心力Ｆ＝ｍｒω2 のうちのｍ（質量）が小さくなる分｝、これら各組み合わせ（第一）遊星歯車５４に加わる遠心力を低減できる。又、この様に各組み合わせ（第一）遊星歯車５４が分担する伝達動力が小さくなると共に、これら各組み合わせ（第一）遊星歯車５４を小型にできる分、上記遊星軸３６、３６及びラジアルニードル軸受３７、３７、スラストワッシャ３８、３８等の小型・軽量化も図れる。そして、この様に軽量化を図れる分｛遠心力Ｆ＝ｍｒω2 のうちのｍ（質量）が小さくなる分｝、これら遊星軸３６、３６及びラジアルニードル軸受３７、３７、スラストワッシャ３８、３８に加わる遠心力も低減できる。又、上述の様に各組み合わせ（第一）遊星歯車５４を小型にできる分、これら各組み合わせ（第一）遊星歯車５４、遊星軸３６、３６、ラジアルニードル軸受３７、３７、スラストワッシャ３８、３８等を内径側に配置できる。この為、この面｛遠心力Ｆ＝ｍｒω2 のうちのｒ（回転中心からの距離）を小さくできる面｝からも、これら各組み合わせ（第一）遊星歯車５４、遊星軸３６、３６、ラジアルニードル軸受３７、３７、スラストワッシャ３８、３８等に加わる遠心力を低減できる。そして、この様に遠心力を低減できる分、これら各組み合わせ（第一）遊星歯車５４、遊星軸３６、３６、ラジアルニードル軸受３７、３７、スラストワッシャ３８、３８の耐久性の確保と低コスト化との両立を図れる。 Each of these combinations (first) planetary gear 54 can be reduced in weight by the amount that can be reduced in this way, and the amount corresponding to each {the amount of m (mass) of centrifugal force F = mrω 2 is reduced}. (First) The centrifugal force applied to the planetary gear 54 can be reduced. In addition, the transmission power shared by each combination (first) planetary gear 54 is reduced in this way, and the planetary shafts 36 and 36 and the radial needle bearings can be reduced by the size of each combination (first) planetary gear 54. 37, 37, thrust washers 38, 38, etc. can be reduced in size and weight. Thus, the weight can be reduced {the amount of m (mass) of the centrifugal force F = mrω 2 is reduced}, and the planetary shafts 36 and 36, the radial needle bearings 37 and 37, and the thrust washers 38 and 38 The applied centrifugal force can also be reduced. Further, as described above, each combination (first) planetary gear 54 can be reduced in size, so that each combination (first) planetary gear 54, planetary shafts 36, 36, radial needle bearings 37, 37, thrust washers 38, 38 Etc. can be arranged on the inner diameter side. For this reason, from this surface {surface of centrifugal force F = mrω 2 (surface from which the distance from the rotation center) can be reduced}, each combination (first) planetary gear 54, planetary shafts 36 and 36, radial needle Centrifugal force applied to the bearings 37 and 37, the thrust washers 38 and 38, etc. can be reduced. As much as the centrifugal force can be reduced in this way, the durability of each combination (first) planetary gear 54, planetary shafts 36, 36, radial needle bearings 37, 37, thrust washers 38, 38 is ensured and the cost is reduced. Can be achieved.

本発明を実施する場合に利用するトロイダル型無段変速機は、図１に示す様なハーフトロイダル型のものに限らず、フルトロイダル型のものも利用できる。   The toroidal type continuously variable transmission used when implementing the present invention is not limited to the half toroidal type as shown in FIG. 1, but a full toroidal type can also be used.

本発明の実施の形態の１例を示す半部略断面図。The half part schematic sectional drawing which shows an example of embodiment of this invention. 従来構造の第１例を示す略断面図。FIG. 6 is a schematic cross-sectional view showing a first example of a conventional structure. 同第２例を示す略断面図。The schematic sectional drawing which shows the 2nd example. 同第３例を示す断面図。Sectional drawing which shows the 3rd example.

符号の説明Explanation of symbols

１Ａ〜１Ｃ トロイダル型無段変速機
２Ａ〜２Ｃ 第一遊星歯車式変速機
３Ａ〜３Ｃ 第二遊星歯車式変速機
４Ａ〜４Ｃ 高速用クラッチ
５Ａ〜５Ｃ 低速用クラッチ
６Ａ〜６Ｃ 入力軸
７Ａ〜７Ｃ 出力軸
８、８ａ 一端側第一遊星歯車
９、９ａ 他端側第一遊星歯車
１０、１０ａ 組み合わせ遊星歯車
１１ 一端側第二遊星歯車式変速機
１２ 他端側第二遊星歯車式変速機
１３ 一端側第二太陽歯車
１４ 他端側第二太陽歯車
１５ 他端側第二キャリア
１６ 一端側第二リング歯車
１７ 一端側第一太陽歯車
１８ 他端側第一太陽歯車
１９ 別の一端側第一遊星歯車
２０ 遊星歯車組
２１ 一端側第一リング歯車
２２ 第二キャリア
２３ 他端側第一太陽歯車
２４ 第二太陽歯車
２５ 一端側遊星歯車組
２６ 他端側遊星歯車組
２７ 第一遊星歯車
２８ 一端側第一遊星歯車
２９ 他端側第一遊星歯車
３０ 他端側第一リング歯車
３１ 他端側第一太陽歯車
３２ａ、３２ｂ 外側ディスク
３３Ａ〜３３Ｃ 中空回転軸
３４ 入力回転軸
３５ 第一キャリア
３６ 遊星軸
３７ ラジアルニードル軸受
３８ スラストワッシャ
３９ 入力軸
４０ 出力軸
４１ 中空回転軸
４２ 伝達軸
４３ トロイダル型無段変速機
４４ 第一遊星歯車式変速機
４５ 第二遊星歯車式変速機
４６ 高速用クラッチ
４７ 低速用クラッチ
４８ａ、４８ｂ 入力側ディスク
４９ 出力側ディスク
５０ パワーローラ
５１ 第一キャリア
５２ 一端側第一太陽歯車
５３ 他端側第一太陽歯車
５４ 組み合わせ遊星歯車
５５ 一端側第一遊星歯車
５６ 他端側第一遊星歯車
５７ 一端側第二遊星歯車式変速機
５８ 他端側第二遊星歯車式変速機
５９ 一端側第二キャリア
６０ 一端側第二太陽歯車
６１ 一端側第二遊星歯車
６２ 一端側第二リング歯車
６３ ケーシング
６４ 他端側第二キャリア
６５ 他端側第二太陽歯車
６６ 他端側第二遊星歯車
６７ 他端側第二リング歯車
６８ フランジ部
７０ 支持板
７１ 連結板
７２ 別の連結板 1A to 1C Toroidal type continuously variable transmission 2A to 2C First planetary gear type transmission 3A to 3C Second planetary gear type transmission 4A to 4C High speed clutch 5A to 5C Low speed clutch 6A to 6C Input shaft 7A to 7C Output Shaft 8, 8a One end side first planetary gear 9, 9a Other end side first planetary gear 10, 10a Combination planetary gear 11 One end side second planetary gear type transmission 12 Other end side second planetary gear type transmission 13 One end side Second sun gear 14 Other end side second sun gear 15 Other end side second carrier 16 One end side second ring gear 17 One end side first sun gear 18 Other end side first sun gear 19 Another one end first planetary gear 20 planetary gear set 21 one end side first ring gear 22 second carrier 23 other end side first sun gear 24 second sun gear 25 one end side planetary gear set 26 other end side planetary gear set 27 first planetary gear 28 one end Side first planetary gear 29 other end side first planetary gear 30 other end side first ring gear 31 other end side first sun gear 32a, 32b outer disk 33A-33C hollow rotating shaft 34 input rotating shaft 35 first carrier 36 planet Shaft 37 Radial needle bearing 38 Thrust washer 39 Input shaft 40 Output shaft 41 Hollow rotating shaft 42 Transmission shaft 43 Toroidal continuously variable transmission 44 First planetary gear type transmission 45 Second planetary gear type transmission 46 High speed clutch 47 Low speed Clutch 48a, 48b Input side disk 49 Output side disk 50 Power roller 51 First carrier 52 One end side first sun gear 53 Other end side first sun gear 54 Combination planetary gear 55 One end side first planetary gear 56 Other end side first One planetary gear 57 One end side second planetary gear type transmission 58 Other end side second planetary gear type transmission 59 Side second carrier 60 one end side second sun gear 61 one end side second planetary gear 62 one end side second ring gear 63 casing 64 other end side second carrier 65 other end side second sun gear 66 other end side second planetary gear 67 Second ring gear on the other end 68 Flange 70 Support plate 71 Connection plate 72 Another connection plate

Claims (3)

互いに同心に配置されたトロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速機とを備え、このうちのトロイダル型無段変速機を構成する入力側ディスクと、上記遊星歯車式変速機を構成するキャリアとを、軸方向に隣接させると共に、これら入力側ディスクとキャリアとを同期して回転する状態に組み合わせた無段変速装置に於いて、
上記遊星歯車式変速機を構成する各遊星歯車を、それぞれがこの遊星歯車式変速機を構成する太陽歯車にのみ噛合する、又は、それぞれがこの遊星歯車式変速機を構成する太陽歯車とリング歯車との両方に噛合する、シングルピニオン型のものとすると共に、上記各遊星歯車を少なくとも４個設けた
事を特徴とする無段変速装置。 A toroidal continuously variable transmission and a planetary gear type transmission arranged concentrically with each other, an input side disk constituting the toroidal type continuously variable transmission, a carrier constituting the planetary gear type transmission, and In the continuously variable transmission in which the input side disk and the carrier are rotated in synchronization with each other in the axial direction.
Each planetary gear constituting the planetary gear type transmission is meshed only with the sun gear constituting the planetary gear type transmission, or the sun gear and the ring gear each constituting the planetary gear type transmission. A continuously variable transmission characterized in that it is of a single pinion type and is provided with at least four planetary gears. キャリアの一部と入力側ディスクの背面とを当接させると共に、各遊星歯車の個数を、このキャリアと当接する入力側ディスクとこの入力側ディスクに対向する出力側ディスクとの間のキャビティ内に存在するパワーローラの個数の整数倍とした、
請求項１に記載した無段変速装置。 A part of the carrier is brought into contact with the back surface of the input side disk, and the number of each planetary gear is set in a cavity between the input side disk in contact with the carrier and the output side disk facing the input side disk. An integer multiple of the number of existing power rollers
The continuously variable transmission according to claim 1. パワーローラの個数を２とすると共に、遊星歯車の個数を４又は６とした、
請求項２に記載した無段変速装置。 While the number of power rollers is 2, the number of planetary gears is 4 or 6,
The continuously variable transmission according to claim 2.
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