JP3715055B2

JP3715055B2 - Continuously variable transmission

Info

Publication number: JP3715055B2
Application number: JP35122796A
Authority: JP
Inventors: 善昭塚田; 一彦中村; 博明鹿山
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1996-12-27
Filing date: 1996-12-27
Publication date: 2005-11-09
Anticipated expiration: 2016-12-27
Also published as: TW335434B; ITTO970408A0; CN1066527C; JPH10184841A; CN1186187A; ITTO970408A1; IT1292305B1

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、入力軸及び出力軸よりなる変速機主軸を有して入力軸の回転を無段変速して出力軸に伝達する主変速機と、出力軸の回転を更に減速する副変速機とをケーシングの内部に収納してなる無段変速機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
かかる無段変速機は、例えば特公平２−３９６６７号公報に記載されているように既に知られている。この無段変速機はベルト式の主変速機と、複数のギヤを含むギヤ列よりなる副変速機とをケーシングの内部に備えている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記従来のものは、副変速機が軸線の異なる３本の軸（即ち、主変速機の出力軸、中間軸及び車軸）を備えているため、変速機全体が大型化するだけでなく部品点数が増加してコスト面でも不利であった。
【０００４】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、主変速機及び副変速機を合理的に配置して無段変速機を小型化することを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１の発明は、入力軸及び出力軸よりなる変速機主軸を有して入力軸の回転を無段変速して出力軸に伝達する主変速機と、出力軸の回転を更に減速する副変速機とをケーシングの内部に収納してなる無段変速機において、副変速機は、変速機主軸の出力軸と並列して配置された減速軸を介して、出力軸の回転を該出力軸と同軸上に配置された最終出力ギヤに減速して伝達するものであり、副変速機の最終出力ギヤを第１ボールベアリングを介してケーシングに支持し、一端をケーシングに支持した出力軸の他端を、最終出力ギヤの軸線に沿って穿設した段付きの支持孔に、該孔の奥側に位置するニードルベアリングと、該孔の開口端側に位置していて該ニードルベアリングの外径及び第１ボールベアリングの内径よりも外径が大きい第２ボールベアリングとを介して支持すると共に、それらニードルベアリング及び第２ボールベアリングを最終出力ギヤの歯幅の範囲にオーバーラップさせ、出力軸には、その内部を軸方向に貫通して支持孔内の奥部空間に連通するオイル通路が形成され、更に第１ボールベアリングとニードルベアリングとを少なくとも一部において前記軸線方向にオーバーラップさせたことを特徴としている。
【０００６】
上記構成によれば、副変速機の最終出力ギヤが第１ボールベアリングを介してケーシングに支持され、この最終出力ギヤの軸線に沿って穿設した支持孔にニードルベアリング及び第２ボールベアリングを介して出力軸の端部が同軸上に支持されるので、部品点数が削減されるとともに無段変速機の半径方向の寸法が小型化される。しかも最終出力ギヤの支持孔に出力軸を支持するニードルベアリング及び第２ボールベアリングを最終出力ギヤの歯幅の範囲にオーバーラップさせたので、最終出力ギヤの内周のスペースを有効利用することができる。また第１ボールベアリング及びニードルベアリングの少なくとも一部が軸線方向にオーバーラップするので、無段変速機の軸線方向の寸法が小型化される。
【０００７】
また請求項２の発明は、請求項１の上記特徴に加えて、前記変速機主軸が入力軸及び出力軸を同軸上に備えることを特徴とし、この構成によれば、無段変速機を半径方向に更に小型化することができる。
【０００８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を、添付の図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。図１〜図５は本発明の第１実施例を示すもので、図１は車両用パワーユニットの縦断面図、図２は図１の要部拡大図、図３は図２の３−３線断面図、図４は図２の４−４線断面図、図５は図１の要部拡大図である。
【０００９】
図１に示すように、このパワーユニットＰは自動二輪車に搭載されるものであって、エンジンＥ及び無段変速機Ｔを収納するケーシング１を備える。ケーシング１は、センターケーシング２と、センターケーシング２の左側面に結合される左ケーシング３と、センターケーシング２の右側面に結合される右ケーシング４とに３分割される。センターケーシング２および左ケーシング３に一対のボールベアリング５，５を介して支持されたクランクシャフト６は、同じくセンターケーシング２及び左ケーシング３に支持されたシリンダブロック７に摺動自在に嵌合するピストン８にコネクティングロッド９を介して連接される。
【００１０】
クランクシャフト６の左端には発電機１０が設けられており、この発電機１０は左ケーシング３の左側面に結合された発電機カバー１１により覆われる。右ケーシング４の内部に延出するクランクシャフト６の右端外周にドライブギヤ１２が相対回転自在に支持されており、このドライブギヤ１２はクランクシャフト６の右端に設けた自動遠心クラッチ１３によって該クランクシャフト６に結合可能である。
【００１１】
次に、図２を併せて参照しながら無段変速機Ｔの主変速機Ｔ₁の構造を説明する。主変速機Ｔ₁の変速機主軸２１は内側の出力軸２２と、この出力軸２２の外周にニードルベアリング２４を介して相対回転自在に嵌合するスリーブ状の入力軸２３とから構成されており、出力軸２２の両端が左ケーシング３及び右ケーシング４間に架設される。入力軸２３に前記ドライブギヤ１２に噛合するドリブンギヤ２５が固定される。ドリブンギヤ２５は入力軸２３にスプライン結合された内側ギヤ半体２６と、この内側ギヤ半体２６に複数個のゴムダンパー２８…を介して僅かに相対回転し得るように結合されて前記ドライブギヤ１２に噛合する外側ギヤ半体２７とから構成される。ドライブギヤ１２からドリブンギヤ２５を経て入力軸２３に伝達されるエンジントルクが変動したとき、前記ゴムダンパー２８…の変形によりショックの発生が軽減される。
【００１２】
入力軸２３の外周には半径方向外側を向く環状の当接部２９₁を備えたドライブフェース２９がスプライン結合されるとともに、出力軸２２の外周には半径方向内側を向く環状の当接部３０₁を備えたドリブンフェース３０が相対回転自在に支持される。
【００１３】
概略円錐状に形成された第１コーンホルダー３１が、ドリブンフェース３０のボス部３０₂外周にニードルベアリング３２を介して相対回転可能且つ軸方向摺動可能に支持される。図３を併せて参照すると明らかなように、第１コーンホルダー３１をケーシング１に対して回り止めするトルクカム機構３３は、第１コーンホルダー３１の外周に半径方向に植設したピン３４と、このピン３４にボールベアリング３５を介して軸支したローラ３６と、このローラ３６を案内すべく右ケーシング４の内壁面に形成されたガイド溝４₁とから構成される。ガイド溝４₁の方向は変速機主軸２１の軸線Ｌに対して角度αだけ傾斜している。
【００１４】
第１コーンホルダー３１に形成された複数の窓孔３１₁…を横切るように複数のダブルコーン支持軸３７…が架設されており、各ダブルコーン支持軸３７にニードルベアリング３８，３８を介してダブルコーン３９が回転自在に支持される。ダブルコーン支持軸３７…は変速機主軸２１の軸線Ｌを中心線とする円錐母線上に配置されており、ドライブフェース２９の当接部２９₁とドリブンフェース３０の当接部３０₁との間を横切っている。各ダブルコーン３９は底面を共有する第１コーン４０及び第２コーン４１から構成されており、第１コーン４０にドライブフェース２９の当接部２９₁が当接するとともに、第２コーン４１にドリブンフェース３０の当接部３０₁が当接する。
【００１５】
クランクシャフト６に対向する第１コーンホルダー３１の上部に１個の窓孔３１₂が開設される。第１コーンホルダー３１の内部に収納されたドリブンギヤ２５の歯面は前記窓孔３１₂に臨んでおり、この窓孔３１₂を介してドライブギヤ１２とドリブンギヤ２５とが噛合する。
【００１６】
ドリブンギヤ２５の右側に、入力軸２３の回転数に応じて第１コーンホルダー３１を軸方向に摺動させることにより無段変速機Ｔの変速比を変更する遠心機構５１が設けられる。遠心機構５１は、入力軸２３の外周に固定されたスリーブ５２と、ブッシュ５３を介してスリーブ５２の外周に摺動自在に嵌合するカム部材５４と、ドリブンギヤ２５の内側ギヤ半体２６の右側面に形成した固定カム面２６₁及びカム部材５４の左側面に形成した可動カム面５４₁間に配置された複数の遠心ウエイト５５…とから構成される。第１コーンホルダー３１の右端には遠心機構５１を覆う第２コーンホルダー５６の外周がクリップ５７で固定されており、この第２コーンホルダー５６の内周はボールベアリング５８を介してカム部材５４に支持される。
【００１７】
第１コーンホルダー３１と第２コーンホルダー５６とは協働して変速機主軸２１を囲む空間を画成しており、その内部にドリブンギヤ２５、ドライブフェース２９及び遠心機構５１が収納される。前記空間はドリブンギヤ２５の歯面が臨む１個の窓孔３１₂とダブルコーン３９…を支持する窓孔３１₁…とを介してケーシング１の内部空間に連通する。
【００１８】
前記スリーブ５２の右端に嵌合する段付きのカラー５９はボールベアリング６０を介して出力軸２２の右端外周に支持されており、このボールベアリング６０の右側面はコッター６１により出力軸２２に固定される。出力軸２２及び入力軸２３よりなる変速機主軸２１は、入力軸２３の外周に嵌合するボールベアリング６２を介して右ケーシング４に支持される。前記ボールベアリング６２に支持したスプリングリテーナ６３と第２コーンホルダー５６との間にスプリング６４が縮設されており、このスプリング６４の弾発力で第２コーンホルダー５６及び第１コーンホルダー３１が左方向に付勢される。
【００１９】
而して、入力軸２３の回転数が増加すると遠心力で遠心ウエイト５５…が半径方向外側に移動して両カム面２６₁，５４₁を押圧するため、カム部材５４がスプリング６４の弾発力に抗して右方向に移動し、このカム部材５４にボールベアリング５８を介して接続された第２コーンホルダー５６及び第１コーンホルダー３１が右方向に摺動する。
【００２０】
出力軸２２の左端にスプライン結合されてコッター６５で固定された出力ギヤ６６の右端と、前記ドリブンフェース３０の左端との間に調圧カム機構６７が設けられる。図４から明らかなように、調圧カム機構６７は、出力ギヤ６６の右端に形成した複数の凹部６６₁…とドリブンフェース３０の左端に形成した複数の凹部３０₃…との間にボール６８…を挟持したものであり、出力ギヤ６６とドリブンフェース３０間にはドリブンフェース３０を右方向に付勢する予荷重を与えるように皿バネ６９が介装される。ドリブンフェース３０にトルクが作用して出力ギヤ６６との間に相対回転が生じると、調圧カム機構６７によりドリブンフェース３０が出力ギヤ６６から離反する方向（右方向）に付勢される。
【００２１】
図５から明らかなように、左ケーシング３にボールベアリング７０を介して第３減速ギヤ７１が回転自在に支持される。第３減速ギヤ７１の右端面には軸線Ｌに沿って形成された段付きの支持孔７１₁が開口しており、その支持孔７１₁ に、該孔７１ ₁ の奥側に位置するニードルベアリング７２と、該孔７１ ₁ の開口端側に位置していて該ニードルベアリング７２の外径及びボールベアリング７０の内径よりも外径が大きいボールベアリング７３とを介して出力軸２２の左端が同軸に支持される。前記ニードルベアリング７２及びボールベアリング７３は最終出力ギヤ７１の歯幅の範囲にオーバーラップしている。
【００２２】
左ケーシング３及び中央ケーシング２には一対のボールベアリング７４，７４を介して減速軸７５が支持されており、減速軸７５に設けた第１減速ギヤ７６及び第２減速ギヤ７７がそれぞれ前記出力ギヤ６６及び第３減速ギヤ７１に噛合する。左ケーシング４から外部に突出する第３減速ギヤ７１の軸部先端に、無端チェーン７８を巻き掛けた駆動スプロケット７９が設けられる。従って、出力軸２２の回転は出力ギヤ６６、第１減速ギヤ７６、第２減速ギヤ７７、第３減速ギヤ７１、駆動スプロケット７９及び無端チェーン７８を介して駆動輪に伝達される。出力ギヤ６６、第１減速ギヤ７６、第２減速ギヤ７７、第３減速ギヤ７１及び減速軸７５は副変速機Ｔ₂を構成する。
【００２３】
このように副変速機Ｔ₂の最終出力ギヤである第３減速ギヤ７１を、主変速機Ｔ₁の出力軸２２と同軸上に配置したので、主変速機Ｔ₁の出力軸２２及び入力軸２３を同軸上に配置したことと相俟って無段変速機Ｔの半径方向寸法を小型化することができる。また出力軸２２の左端を第３減速ギヤ７１の支持孔７１₁に支持するニードルベアリング７２と、第３減速ギヤ７１を左ケーシング３に支持する第１ボールベアリング７０とを、軸線Ｌ方向にオーバーラップして配置したので、無段変速機Ｔの軸線Ｌ方向の寸法を小型化することができる。
【００２４】
右ケーシング４の内部に穿設したオイル通路４₂は出力軸２２の内部を軸方向に貫通するオイル通路２２₁ の一端部に連通しており、このオイル通路２２₁から第１コーンホルダー３１及び第２コーンホルダー５６の内部空間に供給されたオイルにより無段変速機Ｔの各部が潤滑される。またそのオイル通路２２ ₁ の他端部は、前記支持孔７１ ₁ 内の奥部空間に連通している。
【００２５】
次に、前述の構成を備えた本発明の実施例の作用について説明する。
【００２６】
図２に示すように、変速機主軸２１の軸線Ｌから測ったドライブフェース２９の当接部２９₁の距離Ａは一定値となり、ダブルコーン支持軸３７から測ったドライブフェース２９の当接部２９₁の距離Ｂは可変値（Ｂ_L，Ｂ_T）となる。また、ダブルコーン支持軸３７から測ったドリブンフェース３０の当接部３０₁の距離Ｃは可変値（Ｃ_L，Ｃ_T）となり、変速機主軸２１の軸線Ｌから測ったドリブンフェース３０の当接部３０₁の距離Ｄは一定値となる。
【００２７】
ドライブフェース２９の回転数をＮ_DRとし、ドリブンフェース３０の回転数をＮ_DNとして変速比ＲをＲ＝Ｎ_DR／Ｎ_DNで定義すると、変速比Ｒは、
Ｒ＝Ｎ_DR／Ｎ_DN＝（Ｂ／Ａ）×（Ｄ／Ｃ）
により与えられる。
【００２８】
さて、図２の上半部に示すように、エンジンＥの低速回転時にはドライブギヤ１２により駆動されるドリブンギヤ２５の回転数が低いため、遠心機構５１の遠心ウエイト５５…に作用する遠心力も小さくなり、第２コーンホルダー５６及び第１コーンホルダー３１はスプリング６４の弾発力で左方向に移動する。第１コーンホルダー３１が左方向に移動すると、ドライブフェース２９の当接部２９₁がダブルコーン３９の第１コーン４０の底面側に移動して距離Ｂは最大値Ｂ_Lに増加するとともに、ドリブンフェース３０の当接部３０₁がダブルコーン３９の第２コーン４１の頂点側に移動して距離Ｃが最小値Ｃ_Lに減少する。
【００２９】
このとき、前記距離Ａ，Ｄは一定値であるため、距離Ｂが最大値Ｂ_Lに増加し、距離Ｃが最小値Ｃ_Lに減少すると、前記変速比Ｒが大きくなってＬＯＷレシオに変速される。
【００３０】
一方、図２の下半部に示すように、エンジンＥの高速回転時にはドライブギヤ１２により駆動されるドリブンギヤ２５の回転数が高いため、遠心機構５１の遠心ウエイト５５…に作用する遠心力も大きくなり、第２コーンホルダー５６及び第１コーンホルダー３１は遠心力で半径方向外側に移動する遠心ウエイト５５…の作用でスプリング６４の弾発力に抗して右方向に移動する。第１コーンホルダー３１が右方向に移動すると、ドライブフェース２９の当接部２９₁がダブルコーン３９の第１コーン４０の頂点側に移動して距離Ｂが最小値Ｂ_Tに減少するとともに、ドリブンフェース３０の当接部３０₁がダブルコーン３９の第２コーン４１の底面側に移動して距離Ｃが最大値Ｃ_Tに増加する。
【００３１】
このとき、前記距離Ａ，Ｄは一定値であるため、距離Ｂが最小値Ｂ_Tに減少し、距離Ｃが最大値Ｃ_Tに増加すると、前記変速比Ｒが小さくなってＴＯＰレシオに変速される。
【００３２】
而して、エンジンＥの回転数に応じて無段変速機Ｔの変速比をＬＯＷとＴＯＰ側との間で無段階に変化させることができる。しかも前記変速比制御は遠心機構５１により自動的に行われるため、ケーシング１の外部から手動により変速操作を行う変速制御装置を設ける場合や、電子的な変速制御装置を設ける場合に比べて、構造の簡略化によるコストの削減と無段変速機Ｔの小型化とを図ることができる。
【００３３】
上述のようにしてドライブフェース２９の回転はダブルコーン３９…を介してドリブンフェース３０に所定の変速比Ｒで伝達され、更にドリブンフェース３０の回転は調圧カム機構６７を介して出力ギヤ６６に伝達される。このとき、ドリブンフェース３０に作用するトルクで出力ギヤ６６との間に相対回転が生じると、調圧カム機構６７によりドリブンフェース３０が出力ギヤ６６から離反する方向に付勢される。この付勢力は皿バネ６９による付勢力と協働して、ドライブフェース２９の当接部２９₁をダブルコーン３９の第１コーン４０に圧接する面圧と、ドリブンフェース３０の当接部３０₁をダブルコーン３９の第２コーン４１に圧接する面圧とを発生させる。
【００３４】
ところで、前記調圧カム機構６７による付勢力は出力ギヤ６６を左方向に押圧するが、出力ギヤ６６の左端はコッター６５で出力軸２２の左端に固定されているため、前記左方向の押圧力は出力軸２２に伝達される。また前記調圧カム機構６７による付勢力はドリブンフェース３０を右方向に押圧するが、その押圧力はドリブンフェース３０からダブルコーン３９…、ドライブフェース２９、内側ギヤ半体２６、スリーブ５２、ボールベアリング６２、カラー５９、ボールベアリング６０及びコッター６１を介して出力軸２２の右端に伝達される。
【００３５】
従って、調圧カム機構６７が出力ギヤ６６及びドリブンフェース３０を左右方向に押圧する荷重は出力軸２２の引張荷重として作用し、その引張荷重は出力軸２２の内部応力によりキャンセルされることになり、調圧カム機構６７の押圧荷重がケーシング１に伝達されることはない。これにより、ケーシング１の強度を前記押圧荷重に耐えるように強化する必要がなくなり、無段変速機Ｔの軽量化に寄与することができる。しかも、１個の調圧カム機構６７でドライブフェース２９及びドリブンフェース３０の両方を付勢しているので、ドライブフェース２９及びドリブンフェース３０をそれぞれ別個の調圧カム機構６７で付勢する場合に比べて部品点数及びコストを削減することができる。
【００３６】
また、無段変速機Ｔが変速を行っているとき、第１コーンホルダー３１はドライブフェース２９の伝達トルク反力によって変速機主軸２１回りに回転しようとするが、その伝達トルク反力は第１コーンホルダー３１に支持したトルクカム機構３３のローラ３６が右ケーシング４に形成したガイド溝４₁に係合することにより受け止められ、第１コーンホルダー３１は回転することなく軸方向に摺動することができる。
【００３７】
さて、車両の走行中に急加速しようとしてエンジントルクを急増させた場合、前記エンジントルクの急増に伴って第１コーンホルダー３１に作用する伝達トルク反力も増大する。その結果、図３に示すように、ローラ３６が傾斜したガイド溝４₁の壁面に荷重Ｆで圧接され、その荷重Ｆのガイド溝４₁方向の成分Ｆ₁によって第１コーンホルダー３１は図２の左側（ＬＯＷレシオ側）に付勢される。即ち、トルクカム機構３３の作用によって変速比が自動的にＬＯＷレシオ側に変化するため、所謂キックダウン効果が発揮されて車両を効果的に加速することができる。
【００３８】
しかも前記キックダウン時の変速比制御は、特別の変速制御装置を設けることなく、トルクカム機構３３がエンジントルクの変化に応じて自動的に行うため、構造の簡略化によるコストの削減と無段変速機Ｔの小型化とを達成することができる。またトルクカム機構３３のガイド溝４₁の形状を変化させるだけで、変速比の変化特性を容易に調整することができる。
【００３９】
更に、無段変速機Ｔの第１コーンホルダー３１及び第２コーンホルダー５６の下部はケーシング１の底部に溜まったオイルに浸かっているが、ダブルコーン３９…を支持する窓孔３１₁…及びドリブンギヤ２５の歯面が臨む窓孔３２₂はオイルの油面ＯＬよりも高い位置にあるため（図２参照）、第１コーンホルダー３１及び第２コーンホルダー５６の内部空間にケーシング１の底部から多量のオイルが浸入することはない。また出力軸２２の内部を貫通するオイル通路２２₁から第１コーンホルダー３１及び第２コーンホルダー５６の内部空間に潤滑用のオイルが供給されても、そのオイルはドリブンギヤ２５の回転による遠心力で外部に撥ね飛ばされてしまうため、第１コーンホルダー３１及び第２コーンホルダー５６の内部空間には潤滑に必要な最小限のオイルだけが保持される。
【００４０】
而して、ドリブンギヤ２５は少量のオイルを攪拌するだけであり、不必要なオイル攪拌による動力損失を最小限に抑えることができる。しかも第１コーンホルダー３１及び第２コーンホルダー５６によってオイルの阻止を行っているので、特別のオイル阻止部材を設ける必要がなくなって部品点数が削減される。
【００４１】
上述したように、第１コーンホルダー３１及び第２コーンホルダー５６によって画成された空間内にドリブンギヤ２５を配置したことにより、そのドリブンギヤ２５を前記空間外に配置した場合に比べてオイル攪拌抵抗を減少させることができるだけでなく、ドリブンギヤ２５の左右両側にドライブフェース２９及び遠心機構５１を振り分けて配置したので、前記空間の容積を有効利用して無段変速機Ｔをコンパクト化することができる。
【００４２】
次に、図６に基づいて本発明の第２実施例を説明する。
【００４３】
第２実施例は、第１実施例の無段変速機Ｔの副変速機Ｔ₂に、ドライブポジション及びニュートラルポジションを切り換えるシフト機構を付加したものである。出力ギヤ６６と第１減速ギヤ７６とは直接噛合しておらず、シフトギヤ８１を介して間接的に噛合可能である。即ち、シフトギヤ８１は前記出力ギヤ６６に噛合可能な外歯８１₁と、前記第１減速ギヤ７６に噛合可能な内歯８１₂とを備えており、フォーク８２によって減速軸７５上を摺動する。左ケーシング３及びセンターケーシング２に回転自在に支持されたシフト軸８３に、外周にカム溝８４₁を有する円柱状のシフトドラム８４が固定される。シフトドラム８４の外周に嵌合するフォーク８２の基端には、前記カム溝８４₁に係合するピン８５が植設される。シフト軸８３はスプリング８６及びボール８７を備えたディテント機構８８により、ドライブポジション及びニュートラルポジションに対応する２位置において安定的に停止する。
【００４４】
而して、図示せぬシフトレバーの操作によりシフト軸８３を一方向に回転させると、シフトドラム８４のカム溝８４₁にピン８５を案内されてシフトフォークが図示した左位置に移動し、シフトギヤ８１を介して出力ギヤ６６が第１減速ギヤ７６に噛合してドライブポジションが確立される。逆に、シフト軸８３を他方向に回転させると、シフトドラム８４のカム溝８４₁にピン８５を案内されてシフトフォークが右位置に移動し、シフトギヤ８１が第１減速ギヤ７６から離反してニュートラルポジションが確立される。
【００４５】
次に、図７に基づいて本発明の参考例を説明する。
【００４６】
参考例は副変速機Ｔ₂に遊星歯車機構を用いたものである。遊星歯車機構の最終出力部材としてのプラネタリキャリヤ９１がボールベアリング７０を介して左ケーシング３に支持されており、このプラネタリキャリヤ９１の軸線Ｌに沿って穿設した支持孔９１₁に設けたニードルベアリング７２及びボールベアリング７３に出力軸２２の左端が同軸に支持される。左ケーシング３の内面にリングギヤ９２がボルト９３で固定されるとともに、出力軸２２にサンギヤ９４が固定される。そしてプラネタリキャリヤ９１に設けた複数のピニオン９５…が、前記リングギヤ９２及びサンギヤ９４に噛合する。而して、出力軸２２の回転は減速されて最終出力部材としてのプラネタリキャリヤ９１に伝達される。
【００４７】
この参考例によっても、主変速機Ｔ₁の出力軸２２と副変速機Ｔ₂のプラネタリキャリヤ９１とが同軸上に配置されて無段変速機Ｔの半径方向寸法が小型化され、またプラネタリキャリヤ９１を左ケーシング３に支持するボールベアリング７０と、出力軸２２をプラネタリキャリヤ９１の支持孔９１₁に支持するニードルベアリング７２とが軸線Ｌ方向にオーバーラップして配置されるので、無段変速機Ｔの軸方向寸法が小型化される。
【００４８】
以上、本発明の実施例を詳述したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
【００４９】
例えば、実施例ではコーン式の無段変速機Ｔを例示したが、本発明のベルト式等の他の無段変速機に対しても適用可能である。
【００５０】
【発明の効果】
以上のように本発明によれば、主変速機の出力軸と並列して配置された副変速機の減速軸を介して前記出力軸の回転を副変速機の最終出力ギヤに減速して伝達する際に、副変速機の最終出力ギヤを第１ボールベアリングを介してケーシングに支持し、一端をケーシングに支持した主変速機の出力軸の他端を、最終出力ギヤの軸線に沿って穿設した段付きの支持孔に、該孔の奥側に位置するニードルベアリングと、該孔の開口端側に位置していて該ニードルベアリングの外径及び第１ボールベアリングの内径よりも外径が大きい第２ボールベアリングとを介して支持したので、副変速機の最終出力ギヤを主変速機の出力軸と同一軸線上に配置して無段変速機の半径方向寸法をコンパクトに構成することができ、しかも最終出力ギヤの支持孔に出力軸を支持するニードルベアリング及び第２ボールベアリングを最終出力ギヤの歯幅の範囲にオーバーラップさせたので、最終出力ギヤの内周のスペースを有効利用することができる。また出力軸には、その内部を軸方向に貫通して支持孔内の奥部空間に連通するオイル通路が形成される。更に第１ボールベアリングおよびニードルベアリングを少なくとも一部において軸線方向にオーバーラップさせたので、無段変速機の軸線方向の寸法をコンパクト化することができる。
【００５１】
また請求項２の発明によれば、変速機主軸は入力軸及び出力軸を同軸上に備えるので、無段変速機を半径方向に小型化することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】車両用パワーユニットの縦断面図
【図２】図１の要部拡大図
【図３】図２の３−３線断面図
【図４】図２の４−４線断面図
【図５】図１の要部拡大図
【図６】第２実施例に係る、前記図５に対応する図
【図７】参考例に係る、前記図５に対応する図
【符号の説明】
１ケーシング
２１変速機主軸
２２出力軸
２２ ₁ オイル通路
２３入力軸
７０，７３ボールベアリング（第１，第２ボールベアリング）
７１第３減速ギヤ（最終出力ギヤ）
７１₁ 支持孔
７２ニードルベアリング
Ｌ軸線
Ｔ₁ 主変速機
Ｔ₂ 副変速機[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention includes a main transmission that has a transmission main shaft including an input shaft and an output shaft, continuously transmits the rotation of the input shaft to the output shaft, and a sub-transmission that further decelerates the rotation of the output shaft. The present invention relates to a continuously variable transmission that is housed in a casing.
[0002]
[Prior art]
Such a continuously variable transmission is already known as described in, for example, Japanese Patent Publication No. 2-36667. The continuously variable transmission includes a belt-type main transmission and a sub-transmission including a gear train including a plurality of gears in a casing.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the above-mentioned conventional one, the sub-transmission has three shafts having different axes (that is, the output shaft of the main transmission, the intermediate shaft, and the axle). The number of parts increased, which was disadvantageous in terms of cost.
[0004]
The present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object thereof is to downsize a continuously variable transmission by rationally arranging a main transmission and a sub-transmission.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, an invention according to claim 1 includes a main transmission that has a transmission main shaft including an input shaft and an output shaft, continuously transmits the rotation of the input shaft to the output shaft, and outputs In the continuously variable transmission in which the auxiliary transmission that further decelerates the rotation of the shaft is housed in the casing, the auxiliary transmission is arranged via a reduction shaft that is arranged in parallel with the output shaft of the transmission main shaft. The rotation of the output shaft is decelerated and transmitted to a final output gear arranged coaxially with the output shaft . The final output gear of the auxiliary transmission is supported on the casing via the first ball bearing, and one end is The other end of the output shaft supported by the casing is provided in a stepped support hole drilled along the axis of the final output gear, the needle bearing located on the back side of the hole, and the opening end side of the hole. The outer diameter of the needle bearing and the first ball bearing. Supporting via a second ball bearing having an outer diameter larger than the diameter, the needle bearing and the second ball bearing are overlapped within the range of the tooth width of the final output gear. An oil passage that penetrates in the direction and communicates with the inner space in the support hole is formed, and the first ball bearing and the needle bearing are at least partially overlapped in the axial direction.
[0006]
According to the above configuration, the final output gear of the sub-transmission is supported by the casing via the first ball bearing, and the support hole formed along the axis of the final output gear via the needle bearing and the second ball bearing. Thus, the end of the output shaft is supported coaxially, so that the number of parts is reduced and the radial dimension of the continuously variable transmission is reduced. Moreover, since the needle bearing and the second ball bearing that support the output shaft in the support hole of the final output gear overlap each other within the range of the tooth width of the final output gear, the inner peripheral space of the final output gear can be used effectively. I can . At least a portion of the first ball bearing and a needle bearing was or because overlap axially, the axial dimension of the continuously variable transmission is made compact.
[0007]
According to a second aspect of the present invention, in addition to the above feature of the first aspect, the transmission main shaft is coaxially provided with an input shaft and an output shaft. Further miniaturization in the direction can be achieved .
[0008]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below based on examples of the present invention shown in the accompanying drawings. 1 to 5 show a first embodiment of the present invention. FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a vehicle power unit, FIG. 2 is an enlarged view of a main part of FIG. 1, and FIG. 3 is a line 3-3 in FIG. 4 is a cross-sectional view taken along line 4-4 of FIG. 2, and FIG. 5 is an enlarged view of a main part of FIG.
[0009]
As shown in FIG. 1, the power unit P is mounted on a motorcycle and includes a casing 1 that houses an engine E and a continuously variable transmission T. The casing 1 is divided into three parts: a center casing 2, a left casing 3 coupled to the left side surface of the center casing 2, and a right casing 4 coupled to the right side surface of the center casing 2. A crankshaft 6 supported on the center casing 2 and the left casing 3 via a pair of ball bearings 5, 5 is slidably fitted to a cylinder block 7 supported on the center casing 2 and the left casing 3. 8 is connected via a connecting rod 9.
[0010]
A generator 10 is provided at the left end of the crankshaft 6, and the generator 10 is covered with a generator cover 11 coupled to the left side surface of the left casing 3. A drive gear 12 is supported on the outer periphery of the right end of the crankshaft 6 extending inside the right casing 4 so as to be relatively rotatable. The drive gear 12 is supported by an automatic centrifugal clutch 13 provided at the right end of the crankshaft 6. 6 can be combined.
[0011]
Next, the main transmission T ₁ of the structure of the continuously variable transmission T will be described with reference also to FIG. The transmission main shaft 21 of the main transmission T ₁ includes an inner output shaft 22 and a sleeve-like input shaft 23 that is fitted to the outer periphery of the output shaft 22 via a needle bearing 24 so as to be relatively rotatable. Both ends of the output shaft 22 are installed between the left casing 3 and the right casing 4. A driven gear 25 that meshes with the drive gear 12 is fixed to the input shaft 23. The driven gear 25 is coupled to the input gear 23 by spline coupling to the inner gear half 26 and the inner gear half 26 through a plurality of rubber dampers 28 so as to be slightly rotatable relative to the drive gear 12. And an outer gear half 27 meshing with the outer gear. When the engine torque transmitted from the drive gear 12 through the driven gear 25 to the input shaft 23 fluctuates, the occurrence of shock is reduced by the deformation of the rubber dampers 28.
[0012]
A drive face 29 having an annular contact portion 29 ₁ facing radially outward is splined to the outer periphery of the input shaft 23, and an annular contact portion 30 facing radially inward to the outer periphery of the output shaft 22. A driven face 30 having ₁ is supported so as to be relatively rotatable.
[0013]
The first cone holder 31 formed in the schematic conical is relatively rotatable and axially slidably supported via a needle bearing 32 in the boss 30 ₂ outer periphery of the driven face 30. As is clear from FIG. 3, the torque cam mechanism 33 that prevents the first cone holder 31 from rotating relative to the casing 1 includes a pin 34 that is radially installed on the outer periphery of the first cone holder 31, a roller 36 which is rotatably supported through a ball bearing 35 to the pin 34, and this roller 36 is formed on an inner wall surface of the right casing 4 to guide the guide groove 4 ₁ Tokyo. Guide grooves 4 _first direction is inclined by an angle α with respect to the axis L of the main transmission shaft 21.
[0014]
A plurality of double cone support shafts 37 are laid across the plurality of window holes 31 ₁ formed in the first cone holder 31, and each double cone support shaft 37 is doubled via needle bearings 38, 38. The cone 39 is rotatably supported. Double cone supporting shaft 37 ... are arranged on a conical generatrix to the center line of the axis L of the main transmission shaft 21, between the contact portion 30 ₁ of the contact portion 29 ₁ and the driven face 30 of the drive face 29 Across. Each double cone 39 is composed of the first cone 40 and the second cone 41 to share the bottom, together with the contact portion 29 ₁ of the drive face 29 to the first cone 40 abuts, driven face the second cone 41 abutment 30 ₁ 30 abuts.
[0015]
Window holes 31 ₂ top to one of the first cone holder 31 which faces the crankshaft 6 is opened. Tooth surface of the driven gear 25, which is housed inside the first cone holder 31 faces the said window hole 31 _2, and the drive gear 12 and the driven gear 25 via the window hole 31 ₂ is engaged.
[0016]
A centrifugal mechanism 51 is provided on the right side of the driven gear 25 to change the gear ratio of the continuously variable transmission T by sliding the first cone holder 31 in the axial direction according to the rotational speed of the input shaft 23. The centrifugal mechanism 51 includes a sleeve 52 fixed to the outer periphery of the input shaft 23, a cam member 54 slidably fitted to the outer periphery of the sleeve 52 via the bush 53, and the right side of the inner gear half 26 of the driven gear 25. The fixed cam surface 26 ₁ formed on the surface and a plurality of centrifugal weights 55 disposed between the movable cam surface 54 ₁ formed on the left side surface of the cam member 54. The outer periphery of the second cone holder 56 covering the centrifugal mechanism 51 is fixed to the right end of the first cone holder 31 with a clip 57, and the inner periphery of the second cone holder 56 is connected to the cam member 54 via a ball bearing 58. Supported.
[0017]
The first cone holder 31 and the second cone holder 56 cooperate to define a space surrounding the transmission main shaft 21, and the driven gear 25, the drive face 29, and the centrifugal mechanism 51 are accommodated therein. The space communicates with the internal space of the casing 1 through _one window hole 31 ₂ facing the tooth surface of the driven gear 25 and the window holes 31 ₁ supporting the double cones 39.
[0018]
A stepped collar 59 fitted to the right end of the sleeve 52 is supported on the outer periphery of the right end of the output shaft 22 via a ball bearing 60, and the right side surface of the ball bearing 60 is fixed to the output shaft 22 by a cotter 61. The A transmission main shaft 21 including an output shaft 22 and an input shaft 23 is supported by the right casing 4 via a ball bearing 62 that fits to the outer periphery of the input shaft 23. A spring 64 is contracted between the spring retainer 63 supported by the ball bearing 62 and the second cone holder 56, and the second cone holder 56 and the first cone holder 31 are moved to the left by the elastic force of the spring 64. Biased in the direction.
[0019]
Accordingly, when the rotational speed of the input shaft 23 increases, the centrifugal weights 55... Move radially outward by the centrifugal force and press the cam surfaces 26 ₁ , 54 _1. The second cone holder 56 and the first cone holder 31 connected to the cam member 54 via the ball bearing 58 slide in the right direction against the force.
[0020]
A pressure adjusting cam mechanism 67 is provided between the right end of the output gear 66 splined to the left end of the output shaft 22 and fixed by the cotter 65 and the left end of the driven face 30. As is apparent from FIG. 4, the pressure adjusting cam mechanism 67 includes a ball 68 between a plurality of recesses 66 ₁ formed at the right end of the output gear 66 and a plurality of recesses 30 ₃ formed at the left end of the driven face 30. Are sandwiched between the output gear 66 and the driven face 30 so as to apply a preload for urging the driven face 30 in the right direction. When torque is applied to the driven face 30 and relative rotation occurs between the driven face 30 and the output gear 66, the pressure adjusting cam mechanism 67 urges the driven face 30 away from the output gear 66 (right direction).
[0021]
As apparent from FIG. 5, the third reduction gear 71 is rotatably supported on the left casing 3 via a ball bearing 70. Supporting hole 71 ₁ of the stepped formed along the axis L to the right end surface of the third reduction gear 71 is open, its supporting hole 71 _1, needle bearing located on the far side of the hole 71 ₁ 72, the left end of the hole 71 ₁ of the outer diameter and ball ball outer diameter than the inner diameter of the bearing 70 is large bearing 73 and via the output shaft 22 of located on the open end side the needle bearing 72 is coaxially Supported. The needle bearing 72 and the ball bearing 73 overlap the range of the tooth width of the final output gear 71.
[0022]
The left casing 3 and the central casing 2 has reduction shaft 75 via a pair of ball bearings 74 and 74 are supported, each of the first reduction gear 76 and the second reduction gear 77 provided on the reduction shaft 75 is the output gear 66 and the third reduction gear 71. A drive sprocket 79 around which an endless chain 78 is wound is provided at the tip of the shaft portion of the third reduction gear 71 projecting outward from the left casing 4. Accordingly, the rotation of the output shaft 22 is transmitted to the drive wheels via the output gear 66, the first reduction gear 76, the second reduction gear 77, the third reduction gear 71, the drive sprocket 79, and the endless chain 78. Output gear 66, first reduction gear 76, second reduction gear 77, the third reduction gear 71 and the reduction shaft 75 constitutes a sub transmission T _2.
[0023]
Thus the third reduction gear 71 is a final output gear auxiliary transmission T _2, the main transmission since disposed on the output shaft 22 coaxially of T _1, a main transmission T ₁ output shaft 22 and the input shaft Combined with the fact that 23 is arranged on the same axis, the radial dimension of the continuously variable transmission T can be reduced. Also the needle bearing 72 supporting the left end of the output shaft 22 into the supporting hole 71 ₁ of the third reduction gear 71, and a first ball bearing 70 that supports the third reduction gear 71 to the left casing 3, over to the direction of the axis L Since it is arranged in a wrapping manner, the dimension of the continuously variable transmission T in the direction of the axis L can be reduced.
[0024]
The oil passage 4 ₂ drilled in the right casing 4 communicates with one end of an oil passage 22 ₁ that penetrates the output shaft 22 in the axial direction. From the oil passage 22 ₁ , the first cone holder 31 and Each part of the continuously variable transmission T is lubricated by the oil supplied to the internal space of the second cone holder 56. The other end of the oil passage 22 ₁ communicates with the inner space in the support hole 71 ₁ .
[0025]
Next, the operation of the embodiment of the present invention having the above-described configuration will be described.
[0026]
As shown in FIG. 2, the distance A of the contact portion 29 ₁ of the drive face 29 measured from the axis L of the transmission main shaft 21 is a constant value, and the contact portion 29 of the drive face 29 measured from the double cone support shaft 37. The distance B of ₁ is a variable value (B _L , B _T ). Further, the contact portions 30 ₁ of the distance C is a variable value of the driven face 30 measured from the double-cone support shaft 37 (C _L, C _T), and the abutment of the driven face 30 as measured from the axis L of the main transmission shaft 21 distance D of parts 30 ₁ becomes a constant value.
[0027]
The rotational speed of the drive face 29 and N _DR, when the gear ratio R to the rotational speed of the driven face 30 as N _DN defined in R = N _DR / N _DN, the transmission gear ratio R is
R = N _DR / N _DN = (B / A) × (D / C)
Given by.
[0028]
As shown in the upper half of FIG. 2, when the engine E rotates at a low speed, the rotational speed of the driven gear 25 driven by the drive gear 12 is low, so that the centrifugal force acting on the centrifugal weights 55 of the centrifugal mechanism 51 is also reduced. The second cone holder 56 and the first cone holder 31 move to the left by the elastic force of the spring 64. Together with the first cone holder 31 when moved to the left, the distance B moved abutment 29 ₁ on the bottom side of the first cone 40 of the double-cone 39 of the drive face 29 is increased to the maximum value B _L, driven distance C moves the vertex side of the second cone 41 of the contact portion 30 ₁ is double-cone 39 of the face 30 is reduced to a minimum value C _L.
[0029]
At this time, since the distances A and D are constant values, when the distance B increases to the maximum value B _L and the distance C decreases to the minimum value C _L , the gear ratio R increases and the gear ratio is shifted to the LOW ratio. The
[0030]
On the other hand, as shown in the lower half of FIG. 2, when the engine E rotates at high speed, the rotational speed of the driven gear 25 driven by the drive gear 12 is high, so that the centrifugal force acting on the centrifugal weights 55 of the centrifugal mechanism 51 also increases. The second cone holder 56 and the first cone holder 31 move to the right against the elastic force of the spring 64 by the action of the centrifugal weights 55 that move radially outward by centrifugal force. When the first cone holder 31 moves to the right, the contact portion 29 ₁ of the drive face 29 moves to the apex side of the first cone 40 of the double cone 39, the distance B decreases to the minimum value B _T , and the driven distance C moves to the bottom side of the second cone 41 of the contact portion 30 ₁ is double-cone 39 of the face 30 is increased to the maximum value C _T.
[0031]
At this time, since the distances A and D are constant values, when the distance B decreases to the minimum value B _T and the distance C increases to the maximum value C _T , the speed ratio R decreases and the gear ratio is shifted to the TOP ratio. The
[0032]
Thus, the gear ratio of the continuously variable transmission T can be changed steplessly between LOW and TOP according to the rotational speed of the engine E. In addition, since the gear ratio control is automatically performed by the centrifugal mechanism 51, the structure is compared with the case where a shift control device for manually performing a shift operation from the outside of the casing 1 is provided or when an electronic shift control device is provided. Thus, the cost can be reduced and the continuously variable transmission T can be reduced in size.
[0033]
As described above, the rotation of the drive face 29 is transmitted to the driven face 30 via the double cones 39 at a predetermined speed ratio R, and the rotation of the driven face 30 is further transmitted to the output gear 66 via the pressure adjusting cam mechanism 67. Communicated. At this time, if relative rotation is generated between the output gear 66 and the torque acting on the driven face 30, the driven face 30 is urged away from the output gear 66 by the pressure adjusting cam mechanism 67. This urging force cooperates with the urging force by the disc spring 69, and the surface pressure that presses the contact portion 29 ₁ of the drive face 29 against the first cone 40 of the double cone 39 and the contact portion 30 ₁ of the driven face 30. To generate a surface pressure against the second cone 41 of the double cone 39.
[0034]
By the way, the urging force by the pressure adjusting cam mechanism 67 presses the output gear 66 in the left direction. The left end of the output gear 66 is fixed to the left end of the output shaft 22 by the cotter 65. Is transmitted to the output shaft 22. Further, the urging force of the pressure adjusting cam mechanism 67 presses the driven face 30 to the right. The pressing force from the driven face 30 to the double cone 39..., Drive face 29, inner gear half 26, sleeve 52, ball bearing 62, the collar 59, the ball bearing 60, and the cotter 61 are transmitted to the right end of the output shaft 22.
[0035]
Therefore, the load by which the pressure adjusting cam mechanism 67 presses the output gear 66 and the driven face 30 in the left-right direction acts as a tensile load of the output shaft 22, and the tensile load is canceled by the internal stress of the output shaft 22. The pressing load of the pressure adjusting cam mechanism 67 is not transmitted to the casing 1. Thereby, it is not necessary to reinforce the strength of the casing 1 so as to withstand the pressing load, which can contribute to the weight reduction of the continuously variable transmission T. In addition, since both the drive face 29 and the driven face 30 are urged by the single pressure adjusting cam mechanism 67, when the drive face 29 and the driven face 30 are urged by the separate pressure adjusting cam mechanisms 67, respectively. Compared with this, the number of parts and the cost can be reduced.
[0036]
Further, when the continuously variable transmission T is shifting, the first cone holder 31 tries to rotate around the transmission main shaft 21 by the transmission torque reaction force of the drive face 29, but the transmission torque reaction force is the first torque. is received by the rollers 36 of the torque cam mechanism 33 which is supported on the cone holder 31 is engaged with the guide grooves 4 ₁ formed in the right casing 4, that the first cone holder 31 slides in the axial direction without rotating it can.
[0037]
Now, when the engine torque is suddenly increased in order to accelerate rapidly while the vehicle is running, the transmitted torque reaction force acting on the first cone holder 31 increases with the rapid increase of the engine torque. As a result, as shown in FIG. 3, it is pressed by the load F in the guide groove 4 ₁ of wall rollers 36 is inclined, the first cone holder 31 by the guide grooves 4 ₁ direction component F ₁ of the load F 2 Is biased to the left side (LOW ratio side). In other words, the gear ratio is automatically changed to the LOW ratio side by the action of the torque cam mechanism 33, so that a so-called kick-down effect is exhibited and the vehicle can be effectively accelerated.
[0038]
In addition, the gear ratio control at the time of kick-down is automatically performed according to the change of the engine torque without providing a special speed change control device. The size reduction of the machine T can be achieved. Further, only by changing the guide grooves 4 ₁ of the shape of the torque cam mechanism 33, the variation characteristics of the gear ratio can be easily adjusted.
[0039]
Further, the lower portions of the first cone holder 31 and the second cone holder 56 of the continuously variable transmission T are immersed in the oil accumulated at the bottom of the casing 1, but the window holes 31 ₁ that support the double cones 39. the window hole 32 ₂ facing the tooth surface 25 due to a position higher than the oil level OL of the oil (see FIG. 2), a large amount from the bottom of the casing 1 in the internal space of the first cone holder 31 and the second cone holder 56 The oil will not penetrate. Also be supplied with lubricant oil in the internal space of the oil passage 22 from ₁ first cone holder 31 and the second cone holder 56 passing through the interior of the output shaft 22, the oil in the centrifugal force by the rotation of the driven gear 25 Since it is splashed to the outside, only the minimum oil necessary for lubrication is held in the internal space of the first cone holder 31 and the second cone holder 56.
[0040]
Thus, the driven gear 25 only agitates a small amount of oil, and power loss due to unnecessary oil agitation can be minimized. In addition, since the oil is blocked by the first cone holder 31 and the second cone holder 56, it is not necessary to provide a special oil blocking member, and the number of parts is reduced.
[0041]
As described above, by arranging the driven gear 25 in the space defined by the first cone holder 31 and the second cone holder 56, the oil agitation resistance is reduced compared to the case where the driven gear 25 is arranged outside the space. Not only can it be reduced, but the drive face 29 and the centrifugal mechanism 51 are arranged separately on the left and right sides of the driven gear 25, so that the capacity of the space can be effectively used to make the continuously variable transmission T compact.
[0042]
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
[0043]
Second embodiment, the auxiliary transmission T ₂ of the continuously variable transmission T of the first embodiment is obtained by adding a shift mechanism for switching the drive position and a neutral position. The output gear 66 and the first reduction gear 76 are not meshed directly, but can be meshed indirectly via the shift gear 81. That is, the shift gear 81 includes an external tooth 81 ₁ that can mesh with the output gear 66 and an internal tooth 81 ₂ that can mesh with the first reduction gear 76, and slides on the reduction shaft 75 by the fork 82. . The shift shaft 83 is rotatably supported by the left casing 3 and the center casing 2, a cylindrical shift drum 84 having a cam groove 84 ₁ is fixed to the outer periphery. A pin 85 that engages with the cam groove 84 ₁ is implanted at the base end of the fork 82 that fits on the outer periphery of the shift drum 84. The shift shaft 83 is stably stopped at two positions corresponding to the drive position and the neutral position by a detent mechanism 88 including a spring 86 and a ball 87.
[0044]
And Thus, to rotate the shift shaft 83 in one direction by manipulation of a shift lever (not shown), moved to the left position is guided pin 85 in the cam groove 84 ₁ a shift fork is shown the shift drum 84, shift gear The output gear 66 is engaged with the first reduction gear 76 via 81 to establish a drive position. Conversely, rotating the shift shaft 83 in the other direction, is guided pin 85 in the cam groove 84 ₁ of the shift drum 84 to move the shift fork to the right position, the shift gear 81 is moved away from the first reduction gear 76 A neutral position is established.
[0045]
Next, a reference example of the present invention will be described based on FIG.
[0046]
Reference Example are those employing a planetary gear mechanism in the sub transmission T _2. Planetary carrier 91 as the final output member of the planetary gear mechanism is supported by the left casing 3 via ball bearings 70, needle bearing provided on the supporting hole 91 ₁ bored along the axis L of the planetary carrier 91 72 and the ball bearing 73 support the left end of the output shaft 22 coaxially. A ring gear 92 is fixed to the inner surface of the left casing 3 with bolts 93, and a sun gear 94 is fixed to the output shaft 22. A plurality of pinions 95 provided on the planetary carrier 91 mesh with the ring gear 92 and the sun gear 94. Thus, the rotation of the output shaft 22 is decelerated and transmitted to the planetary carrier 91 as the final output member.
[0047]
Also in this reference example, the output shaft 22 of the main transmission T ₁ and the planetary carrier 91 of the sub-transmission T ₂ are coaxially arranged to reduce the radial dimension of the continuously variable transmission T, and the planetary carrier. Since the ball bearing 70 that supports 91 on the left casing 3 and the needle bearing 72 that supports the output shaft 22 in the support hole 91 ₁ of the planetary carrier 91 are disposed so as to overlap in the direction of the axis L, the continuously variable transmission The axial dimension of T is reduced.
[0048]
As mentioned above, although the Example of this invention was explained in full detail, this invention can perform a various design change in the range which does not deviate from the summary.
[0049]
For example, although the corn type continuously variable transmission T is illustrated in the embodiment, the present invention can be applied to other continuously variable transmissions such as a belt type of the present invention.
[0050]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the rotation of the output shaft is decelerated and transmitted to the final output gear of the sub-transmission via the reduction shaft of the sub-transmission arranged in parallel with the output shaft of the main transmission. In this case, the final output gear of the sub-transmission is supported by the casing via the first ball bearing, and the other end of the output shaft of the main transmission having one end supported by the casing is drilled along the axis of the final output gear. In the stepped support hole provided, there is a needle bearing located on the back side of the hole, and the outer diameter of the needle bearing located on the opening end side of the hole and the inner diameter of the first ball bearing. Since it is supported via a large second ball bearing, the final output gear of the sub-transmission can be arranged on the same axis as the output shaft of the main transmission to make the radial dimension of the continuously variable transmission compact. can, yet out of the supporting hole of the final output gear Since the needle bearing and a second ball bearing supporting the shaft is a range overlap the tooth width of the final output gear, it is possible to effectively utilize the inner peripheral space of the final output gear. The output shaft is formed with an oil passage that penetrates the inside of the output shaft in the axial direction and communicates with the inner space in the support hole. Furthermore, since the first ball bearing and the needle bearing are at least partially overlapped in the axial direction, the dimension in the axial direction of the continuously variable transmission can be made compact.
[0051]
According to the invention of claim 2, the transmission main shaft is so provided with an input shaft and an output shaft coaxially, Ru can be miniaturized CVT radially.
[Brief description of the drawings]
1 is a longitudinal sectional view of a power unit for a vehicle. FIG. 2 is an enlarged view of a main part of FIG. 1. FIG. 3 is a sectional view taken along line 3-3 in FIG. FIG. 6 is a diagram corresponding to FIG. 5 according to a second embodiment. FIG. 7 is a diagram corresponding to FIG. 5 according to a reference example.
1 Casing 21 Transmission main shaft 22 Output shaft
22 ₁ Oil passage 23 Input shafts 70 and 73 ball bearings (first and second ball bearings)
71 3rd reduction gear (final output gear)
71 ₁ support hole 72 needle bare-ring L axis T ₁ main transmission T ₂ auxiliary transmission

Claims

A main transmission (T ₁ ) having a transmission main shaft (21) composed of an input shaft (23) and an output shaft (22), and continuously rotating the input shaft (23) to transmit it to the output shaft (22). And a sub-transmission (T ₂ ) that further decelerates the rotation of the output shaft (22) in the casing (1),
The auxiliary transmission (T ₂ ) rotates the output shaft (22) via the reduction shaft (75) arranged in parallel with the output shaft (22) of the transmission main shaft (21). ) And transmitted to the final output gear (71) arranged coaxially,
The final output gear (71) of the auxiliary transmission (T ₂ ) is supported on the casing (1) via the first ball bearing (70),
An output shaft which is supported at one end thereof to the casing (1) and the other end of (22), the stepped support hole formed along the axis (L) of the final output gear (71) (71 _1), the hole ( 71 ₁ ) on the back side of the needle bearing (72), and on the opening end side of the hole (71 ₁ ), the outer diameter of the needle bearing (72) and the inner diameter of the first ball bearing (70) And the needle bearing (72) and the second ball bearing ( 73) overlap the range of the tooth width of the final output gear (71). Let
The output shaft (22 ) is formed with an oil passage (22 ₁ ) penetrating the inside in the axial direction and communicating with the inner space in the support hole (71 ₁ ) .
Further, the continuously variable transmission is characterized in that the first ball bearing (70) and the needle bearing (72) are at least partially overlapped in the direction of the axis (L) .

Before Symbol main transmission shaft (21) is characterized by comprising an input shaft (23) and an output shaft (22) coaxially, continuously variable transmission according to claim 1.