JP4055593B2

JP4055593B2 - Continuously variable transmission

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Publication number: JP4055593B2
Application number: JP2003026834A
Authority: JP
Inventors: 慎司宮田; 英司井上; 大浦　　行雄
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2003-02-04
Filing date: 2003-02-04
Publication date: 2008-03-05
Anticipated expiration: 2023-02-04
Also published as: JP2004239302A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、自動車用自動変速機として、或は各種産業機械用の変速機して利用する無段変速装置の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用自動変速機として、図５に示す様なトロイダル型無段変速ユニットを使用する事が研究され、一部で実施されている。このトロイダル型無段変速ユニットは、ダブルキャビティ型と呼ばれるもので、入力軸１の両端部周囲に、それぞれが請求項１に記載した外側ディスクに相当する入力側ディスク２、２を、ボールスプライン３、３を介して支持している。従ってこれら両入力側ディスク２、２は、互いに同心に、且つ、同期した回転を自在に支持されている。又、上記入力軸１の中間部周囲に出力歯車４を、この入力軸１に対する相対回転を自在として支持している。そして、この出力歯車４の中心部に設けた円筒部の両端部に、請求項１に記載した内側ディスクに相当する出力側ディスク５、５を、スプライン係合させている。従ってこれら両出力側ディスク５、５は、上記出力歯車４と共に、同期して回転する。
【０００３】
又、上記各入力側ディスク２、２と上記各出力側ディスク５、５との間には、それぞれ複数個ずつ（通常２〜３個ずつ）のパワーローラ６、６を挟持している。これら各パワーローラ６、６は、それぞれトラニオン７、７の内側面に、支持軸８、８及び複数の転がり軸受を介して、回転自在に支持されている。上記各トラニオン７、７は、それぞれの長さ方向（図５の表裏方向）両端部に、これら各トラニオン７、７毎に互いに同心に設けられた枢軸（図示せず）を中心として揺動変位自在である。これら各トラニオン７、７を傾斜させる動作は、図示しない油圧式のアクチュエータによりこれら各トラニオン７、７を上記枢軸の軸方向に変位させる事により行なうが、総てのトラニオン７、７の傾斜角度は、油圧式及び機械式に互いに同期させる。
【０００４】
上述の様なトロイダル型無段変速ユニットの運転時には、エンジン等の動力源に繋がる駆動軸９により一方（図５の左方）の入力側ディスク２を、ローディングカム式の押圧装置１０を介して回転駆動する。この結果、前記入力軸１の両端部に支持された１対の入力側ディスク２、２が、互いに近づく方向に押圧されつつ同期して回転する。そして、この回転が、上記各パワーローラ６、６を介して上記各出力側ディスク５、５に伝わり、前記出力歯車４から取り出される。
【０００５】
上記入力軸１と出力歯車４との回転速度の比を変える場合で、先ず入力軸１と出力歯車４との間で減速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図５に示す位置に揺動させ、上記各パワーローラ６、６の周面をこの図５に示す様に、上記各入力側ディスク２、２の内側面の中心寄り部分と上記各出力側ディスク５、５の内側面の外周寄り部分とにそれぞれ当接させる。反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を図５と反対方向に揺動させ、上記各パワーローラ６、６の周面を、図５に示した状態とは逆に、上記各入力側ディスク２、２の内側面の外周寄り部分と上記各出力側ディスク５、５の内側面の中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、上記各トラニオン７、７を傾斜させる。これら各トラニオン７、７の傾斜角度を中間にすれば、入力軸１と出力歯車４との間で、中間の速度比（変速比）を得られる。
【０００６】
更に、上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速ユニットを実際の自動車用の無段変速機に組み込む場合、遊星歯車機構と組み合わせて無段変速装置を構成する事が、特許文献１〜５等に記載されて、従来から知られている。図６は、この様な従来から提案されている無段変速装置のうち、特許文献２に記載されたものを示している。この無段変速装置は、トロイダル型無段変速ユニット１１と遊星歯車式変速ユニット１２とを組み合わせて成る。このうちのトロイダル型無段変速ユニット１１は、入力軸１と、１対の入力側ディスク２、２と、出力側ディスク５ａと、複数のパワーローラ６、６とを備える。図示の例では、この出力側ディスク５ａは、１対の出力側ディスクの外側面同士を突き合わせて一体とした如き構造を有する。
【０００７】
又、上記遊星歯車式変速ユニット１２は、上記入力軸１及び一方（図６の右方）の入力側ディスク２に結合固定されたキャリア１３を備える。このキャリア１３の径方向中間部に、その両端部にそれぞれ遊星歯車素子１４ａ、１４ｂを固設した第一の伝達軸１５を、回転自在に支持している。又、上記キャリア１３を挟んで上記入力軸１と反対側に、その両端部に太陽歯車１６ａ、１６ｂを固設した第二の伝達軸１７を、上記入力軸１と同心に、回転自在に支持している。そして、上記第一の伝達軸１５の両端部に固設した上記各遊星歯車素子１４ａ、１４ｂと、上記出力側ディスク５ａにその基端部（図６の左端部）を結合した中空回転軸１８の先端部（図６の右端部）に固設した太陽歯車１９又は上記第二の伝達軸１７の一端部（図６の左端部）に固設した太陽歯車１６ａとを、それぞれ噛合させている。又、一方（図６の左方）の遊星歯車素子１４ａを、別の遊星歯車素子２０を介して、上記キャリア１３の周囲に回転自在に設けたリング歯車２１に噛合させている。
【０００８】
一方、上記第二の伝達軸１７の他端部（図６の右端部）に固設した太陽歯車１６ｂの周囲に設けた第二のキャリア２２に遊星歯車素子２３ａ、２３ｂを、回転自在に支持している。尚、この第二のキャリア２２は、上記入力軸１及び第二の伝達軸１７と同心に配置された、出力軸２４の基端部（図６の左端部）に固設されている。又、上記各遊星歯車素子２３ａ、２３ｂは、互いに噛合すると共に、一方の遊星歯車素子２３ａを上記太陽歯車１６ｂに、他方の遊星歯車素子２３ｂを、上記第二のキャリア２２の周囲に回転自在に設けた第二のリング歯車２５に、それぞれ噛合させている。又、上記リング歯車２１と上記第二のキャリア２２とを低速用クラッチ２６により係脱自在とすると共に、上記第二のリング歯車２５とハウジング等の固定の部分とを、高速用クラッチ２７により係脱自在としている。
【０００９】
上述の様な、図６に示した無段変速装置の場合、上記低速用クラッチ２６を接続すると共に上記高速用クラッチ２７の接続を断った、所謂低速モード状態では、上記入力軸１の動力が上記リング歯車２１を介して上記出力軸２４に伝えられる。そして、前記トロイダル型無段変速ユニット１１の変速比を変える事により、無段変速装置全体としての変速比、即ち、上記入力軸１と上記出力軸２４との間の変速比が変化する。この様な低速モード状態では、無段変速装置全体としての変速比は、無限大に変化する。即ち、上記トロイダル型無段変速ユニット１１の変速比を調節する事により、上記入力軸１を回転させた状態のまま上記出力軸２４の回転状態を、停止状態を挟んで、正転、逆転の変換自在となる。
【００１０】
尚、この様な低速モード状態での加速若しくは定速走行時に、上記トロイダル型無段変速ユニット１１を通過するトルクは、上記入力軸１からキャリア１３及び第一の伝達軸１５と太陽歯車１９と中空回転軸１８とを介して出力側ディスク５ａに加わり、更にこの出力側ディスク５ａから各パワーローラ６、６を介して各入力側ディスク２、２に加わる。即ち、加速若しくは定速走行時に上記トロイダル型無段変速ユニット１１を通過するトルクは、上記各入力側ディスク２、２が上記各パワーローラ６、６からトルクを受ける方向に循環する。
【００１１】
これに対して、上記低速用クラッチ２６の接続を断ち、上記高速用クラッチ２７を接続した、所謂高速モード状態では、上記入力軸１の動力が上記第一、第二の伝達軸１５、１７を介して上記出力軸２４に伝えられる。そして、上記トロイダル型無段変速ユニット１１の変速比を変える事により、無段変速装置全体としての変速比が変化する。この場合には、上記トロイダル型無段変速ユニット１１の変速比を大きくする程、無段変速装置全体としての変速比が大きくなる。
尚、この様な高速モード状態での加速若しくは定速走行時に、上記トロイダル型無段変速ユニット１１を通過するトルクは、各入力側ディスク２、２が各パワーローラ８、８にトルクを付加する方向に加わる。
【００１２】
図７は、上記トロイダル型無段変速ユニット１１の変速比（左縦軸）と、無段変速装置全体としての変速比（横軸）と、このトロイダル型無段変速ユニット１１を通過するトルク（右縦軸）との関係の１例を示している。上記図７のうちの実線ａは上記トロイダル型無段変速ユニット１１の変速比と無段変速装置全体としての変速比との関係を、破線ｂは無段変速装置全体としての変速比と上記トルクとの関係を、それぞれ示している。尚、この無段変速装置全体としての変速比は、入力軸が３４００min^-1 で回転すると仮定した場合に於ける車速として、上記トルクは、入力軸に加わるトルクが４５０Ｎ・ｍの一定値であると仮定した場合での値として、それぞれ示している。但し、無段変速装置全体としての変速比の絶対値が大きい（車速の絶対値が小さい）場合には、エンジンの出力制御を行なって、上記入力軸に加わるトルクを低く抑える様にしている。
【００１３】
【特許文献１】
特開平６−１７４０３３号公報
【特許文献２】
特開２０００−２２０７１９号公報
【特許文献３】
特開２００２−１３９１２４号公報
【特許文献４】
米国特許第５６０７３７２号明細書
【特許文献５】
米国特許第６０９９４３１号明細書
【００１４】
【発明が解決しようとする課題】
特許文献１〜５に記載される等により従来から知られている無段変速装置に関する発明は、この無段変速装置の基本構造に関するものであって、実際に自動車用自動変速機を構成する場合に就いて考慮した、具体的なものではない。これに対して、上記無段変速装置を実際に自動車用自動変速機として使用する場合に就いて考慮した場合には、十分な耐久性を確保する為に、遊星歯車式変速ユニット１２の構造を工夫する必要がある。この点に就いて、以下に説明する。
【００１５】
先ず第一に、上記無段変速装置に組み込む遊星歯車式変速ユニット１２の場合、各遊星歯車素子１４ａ、１４ｂ、２０、２３ａ、２３ｂの回転速度が、一般的な遊星歯車式の自動変速機を構成する遊星歯車素子の場合に比べて相当に早くなる。即ち、上記無段変速装置に組み込む遊星歯車式変速ユニット１２の場合、太陽歯車１６ａ（１６ｂ）とキャリア１３（第二のキャリア２２）とが逆方向に回転する。この事は、このキャリア１３に支持された各遊星歯車素子１４ａ、１４ｂ、２０の回転速度が早くなる原因となる。上記遊星歯車式の自動変速機を構成する遊星歯車素子の場合、遊星歯車素子の回転速度は、一般的には５０００min^-1 程度、特殊な場合でも１００００min^-1 程度が限度であるが、上記無段変速装置に組み込む遊星歯車式変速ユニット１２の場合、上記各遊星歯車素子１４ａ、１４ｂ、２０の回転速度は２００００min^-1 を越える場合もある。従って、それだけでも、これら各遊星歯車素子１４ａ、１４ｂ、２０を支持する為のラジアルニードル軸受の耐久性が１／２以下になる。
【００１６】
しかも、上記無段変速装置の運転時に上記各遊星歯車素子１４ａ、１４ｂ、２０には、上記太陽歯車１６ａ、１６ｂ及びリング歯車２１との噛合に基づくラジアル荷重が加わる。上記各遊星歯車素子１４ａ、１４ｂ、２０の配置を工夫しない限り、このラジアル荷重が相当に大きくなり、上記ラジアルニードル軸受の耐久性を過度に低下させてしまう。即ち、上記無段変速装置を自動車用の無段変速機として使用する場合、そのケーシングは、車体のフロアパネルに設けたフロアトンネル内に組み込める大きさにする必要がある。従って、上記リング歯車２１の直径をあまり大きくできず、このリング歯車２１の内周面と上記太陽歯車１６ａの外周面との間の環状空間の幅（径方向寸法）を大きくできない。従って、この環状空間内に、ダブルピニオン型の遊星歯車を構成する為の遊星歯車素子１４ａ、１４ｂを配置するには、これら各遊星歯車素子１４ａ、１４ｂをそれぞれの周囲に支持する遊星支持軸を、上記環状空間の周方向に関してずらせて配置する必要がある。この様に遊星支持軸をずらせて配置した場合、配置状態を工夫しない限り、各噛合部から上記各遊星歯車素子１４ａ、１４ｂに加わるラジアル荷重が足し合わされて、上記ラジアルニードル軸受の負荷が大きくなり、このラジアルニードル軸受の耐久性が損なわれる。
本発明の無段変速装置は、この様な事情に鑑みて発明したものである。
【００１７】
【課題を解決するための手段】
本発明の無段変速装置は、前述した従来から知られている無段変速機と同様に、入力軸と出力軸との間の減速比を調節すべく、互いに同心に配置したこれら入力軸と出力軸との間にトロイダル型無段変速ユニットと遊星歯車式変速ユニットとを、低速用クラッチ及び高速用クラッチを介して、互いの間での動力の伝達を行なわせる状態に組み合わせて成る。
このうちのトロイダル型無段変速ユニットは、上記入力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た１対の外側ディスクと、これら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た内側ディスクと、この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両外側ディスクとの間で動力を伝達する複数のパワーローラとを備えたものである。
又、上記各遊星歯車式変速ユニットは、上記１対の外側ディスクにこれら両外側ディスクと同心に結合固定されてこれら両外側ディスクと共に回転するキャリアと、このキャリアの両側面のうちで一方の外側ディスクに対向する片面に回転自在に支持された複数の第一の遊星歯車と、上記入力軸の周囲に配置された中空回転軸により上記内側ディスクに結合された状態で上記各ディスクと同心に且つ回転自在に設けられ、上記各第一の遊星歯車と噛合した第一の太陽歯車と、上記キャリアの他面に回転自在に支持された複数の第二の遊星歯車と、上記各ディスクと同心に且つ回転自在に設けられてこれら各第二の遊星歯車と噛合した第二の太陽歯車と、上記各ディスクと同心に且つ回転自在に設けられて上記各第一の遊星歯車と噛合したリング歯車とを備えたものである。
又、上記低速用クラッチは、減速比を大きくする場合に接続され、同じく小さくする場合に接続を断たれるものであって、接続に伴い、上記入力軸と共に回転する上記キャリアと、上記中空回転軸と共に逆方向に回転する上記第一の太陽歯車との差動成分を、上記第一の遊星歯車又は上記第二の遊星歯車と噛合したリング歯車から動力を取り出し自在とするものである。
更に、上記高速用クラッチは、減速比を大きくする場合に接続を断たれ、同じく小さくする場合に接続されるものであって、接続に伴い、上記入力軸と共に回転する上記キャリアと、上記中空回転軸と共に逆方向に回転する上記第一の太陽歯車との差動成分に応じて回転する、上記各遊星歯車の回転を取り出し自在とするものである。
特に、本発明の無段変速装置に於いては、上記遊星歯車式変速ユニットは、上記第一、第二の遊星歯車はそれぞれ、第一の太陽歯車又は第二の太陽歯車とリング歯車との間に配置する複数の遊星歯車が、互いに噛合した第一、第二の遊星歯車素子又は第三、第四の遊星歯車素子により構成され、このうちの第一の遊星歯車素子又は第三の遊星歯車素子を上記第一の太陽歯車又は第二の太陽歯車に、上記第二の遊星歯車素子又は第四の遊星歯車素子を上記リング歯車に、それぞれ噛合させたダブルピニオン型である。そして、これら第一〜第四の遊星歯車素子をそれぞれの周囲に支持する第一〜第四の遊星支持軸のうち、上記第一、第三の遊星歯車素子を支持する為の第一、第三の遊星支持軸を上記第二、第四の遊星歯車素子を支持する為の第二、第四の遊星支持軸よりも、上記両外側ディスクの回転方向に関して前側（上記第一、第二の太陽歯車の回転方向に関して後側）に位相をずらせて配置している。
【００１８】
【作用】
上述の様に構成する本発明の無段変速装置によれば、第一、第二の各遊星歯車素子同士の噛合部、第三、第四の各遊星歯車素子同士の噛合部、並びにこれら第一、第二の各遊星歯車素子と第一の太陽歯車又はリング歯車との噛合部、上記第三、第四の遊星歯車素子と第二の太陽歯車又はリング歯車との噛合部からこれら各遊星歯車素子に加わるラジアル荷重を互いに相殺する事ができる。この為、これら各遊星歯車素子を支持するラジアルニードル軸受の負荷を小さくして、これら各ラジアルニードル軸受の耐久性の確保を図れる。
【００１９】
【発明の実施の形態】
図１〜３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、トロイダル型無段変速ユニット１１ａと、第一〜第三の遊星歯車式変速ユニット２８〜３０とを組み合わせて成り、入力軸３１と出力軸２４ａとを有する。図示の例では、これら入力軸３１と出力軸２４ａとの間に伝達軸３２を、これら両軸３１、２４ａと同心に、且つ、これら両軸３１、２４ａに対する相対回転を自在に設けている。そして、上記第一、第二の遊星歯車式変速ユニット２８、２９を上記入力軸３１と上記伝達軸３２との間に掛け渡す状態で、上記第三の遊星歯車式変速ユニット３０をこの伝達軸３２と上記出力軸２４ａとの間に掛け渡す状態で、それぞれ設けている。
【００２０】
このうちのトロイダル型無段変速ユニット１１ａは、１対の入力側ディスク２ａ、２ｂと、一体型の出力側ディスク５ｂと、複数のパワーローラ６、６（図５、６参照）とを備える。そして、請求項１に記載した外側ディスクに相当する上記１対の入力側ディスク２ａ、２ｂは、上記入力軸３１を介して互いに同心に、且つ、同期した回転を自在として結合されている。又、請求項１に記載した内側ディスクに相当する上記出力側ディスク５ｂは、上記両入力側ディスク２ａ、２ｂ同士の間に、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂと同心に、且つ、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂに対する相対回転を自在として支持されている。更に、上記各パワーローラ６、６は、上記出力側ディスク５ｂの軸方向両側面と上記両入力側ディスク２ａ、２ｂの軸方向片側面との間に、それぞれ複数個ずつ挟持されている。そして、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂの回転に伴って回転しつつ、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂから上記出力側ディスク５ｂに動力を伝達する。
【００２１】
又、本例の場合には、上記出力側ディスク５ｂの軸方向両端部を、１対のスラストアンギュラ玉軸受３３、３３により、回転自在に支持している。この為に本例の場合には、各トラニオン７、７（図５参照）の両端部を支持する為の支持板３４ａ、３４ｂを支持する為にケーシング５７の内面に固設した支持ポスト３５ａ、３５ｂの構造を工夫している。即ち、前記入力軸３１を挟んで径方向反対側に、互いに同心に設けられた、各キャビティ毎に１対ずつの支持ポスト３５ａ、３５ｂを、円環状の保持環３６により連結している。上記入力軸３１は、この保持環３６の内側を挿通している。そして、各キャビティ毎に設けたこれら各保持環３６、３６と、上記出力側ディスク５ｂの軸方向両端面、即ち、この出力側ディスク５ｂの両側面に設けた出力側面３７、３７よりも内径側部分との間に、上記各スラストアンギュラ玉軸受３３、３３を設けている。そして、上記出力側ディスク５ｂを、各キャビティ内に設けた上記各保持環３６、３６同士の間に、径方向及び軸方向に関する位置決めを図った状態で、回転自在に支持している。
【００２２】
又、図示の無段変速装置の場合、上記入力軸３１の基端部（図１の左端部）を図示しないエンジンのクランクシャフトに、トーションダンパ３８を介して結合し、このクランクシャフトにより上記入力軸３１を回転駆動する様にしている。又、前記両入力側ディスク２ａ、２ｂの軸方向片側面及び上記出力側ディスク５ｂの両側面と上記各パワーローラ６、６の周面との転がり接触部（トラクション部）に適正な面圧を付与する為の押圧装置１０ａとして、油圧式のものを使用している。又、上記入力軸３１の基端部周囲にはギヤポンプ３９を設けて、上記押圧装置１０ａ及び変速の為にトラニオン７、７を変位させる為の油圧式のアクチュエータ（図示省略）、並びに後述する低速用クラッチ２６ａ及び高速用クラッチ２７ａを断接させる為の油圧シリンダに圧油を供給自在としている。
【００２３】
又、上記出力側ディスク５ｂに中空回転軸１８ａの基端部（図１の左端部）をスプライン係合させている。そして、この中空回転軸１８ａを、エンジンから遠い側（図１の右側）の入力側ディスク２ｂの内側に挿通して、上記出力側ディスク５ｂの回転力を取り出し自在としている。更に、上記中空回転軸１８ａの先端部（図１の右端部）で上記入力側ディスク２ｂの外側面から突出した部分に、前記第一の遊星歯車式変速ユニット２８を構成する為の、第一の太陽歯車４０を固設している。
【００２４】
一方、上記入力軸３１の先端部（図１の右端部）で上記中空回転軸１８ａから突出した部分と上記入力側ディスク２ｂとの間に、請求項１に記載したキャリアに相当する第一のキャリア４１を掛け渡す様に設けて、この入力側ディスク２ｂと上記入力軸３１とが、互いに同期して回転する様にしている。そして、上記第一のキャリア４１の軸方向両側面の円周方向等間隔位置（一般的には３〜４個所位置）に、それぞれがダブルピニオン型である前記第一、第二の遊星歯車式変速ユニット２８、２９を構成する為の第一〜第三の遊星歯車素子４２〜４４を、回転自在に支持している。更に、上記第一のキャリア４１の片半部（図１〜２の右半部）周囲に第一のリング歯車４５を、回転自在に支持している。上記第一のキャリア４１に対し上記各遊星歯車素子４２〜４４を回転自在に支持する為、この第一のキャリア４１の軸方向両側面に第一〜第三の遊星支持軸４７〜４９を設けている。そして、これら各遊星支持軸４７〜４９の周囲に上記各遊星歯車素子４２〜４４を、ラジアルニードル軸受５０を介して、回転自在に支持している。尚、これら各遊星歯車素子４２〜４４の軸方向両端面と相手面との間には、それぞれスラストニードル軸受５６、５６を設けて、それぞれがはすば歯車である、上記各遊星歯車素子４２〜４４に加わるスラスト荷重を支承自在としている。
【００２５】
上記各遊星歯車素子４２〜４４のうち、前記トロイダル型無段変速ユニット１１ａ寄り（図１の左寄り）で上記第一のキャリア４１の径方向に関して内側に設けた、請求項１に記載した第一の遊星歯車を構成する第一の遊星歯車素子４２は、上記第一の遊星支持軸４７に支持された状態で、図１、２に示す様に、上記第一の太陽歯車４０に噛合している。又、上記トロイダル型無段変速ユニット１１ａから遠い側（図１の右側）で上記第一のキャリア４１の径方向に関して内側に設けた、請求項１に記載した第二の遊星歯車を構成する第三の遊星歯車素子４４は、上記第三の遊星支持軸４９に支持された状態で、図１、３に示す様に、前記伝達軸３２の基端部（図１の左端部）に固設した第二の太陽歯車４６に噛合している。又、上記第一のキャリア４１の径方向に関して外側に設けた、請求項１に記載した第一、第二の遊星歯車を構成する残りの第二の遊星歯車素子４３は、上記内側に設けた遊星歯車素子４２、４３よりも軸方向寸法を大きくして、上記第二の遊星支持軸４８に支持された状態で、図１〜３に示す様に、これら両歯車４２、４３に噛合させている。従って、この第二の遊星歯車素子４３は、請求項１に記載した第二の遊星歯車素子及び第四の遊星歯車素子に相当する。又、上記第三の遊星支持軸４９は、請求項１に記載した第二の遊星支持軸及び第四の遊星支持軸に相当する。そして、上記残りの遊星歯車素子４３と請求項１に記載したリング歯車に相当する上記第一のリング歯車４５とを、図１、３に示す様に噛合させている。
【００２６】
特に、本例の無段変速装置の場合には、上記各第一〜第三の遊星歯車素子４２〜４４の配設方向を、前記入力軸３１の回転方向との関係で規制し、後述する高速モード時に、上記各遊星歯車素子４２〜４４に加わるラジアル荷重が過大にならない様にしている。
先ず、第一の遊星歯車式変速ユニット２８を構成する第一、第二の遊星歯車素子４２、４３に就いて、図２により説明する。本例の場合、上記入力軸３１は図１の左端部に矢印イで示す様に、同図の左方から見た場合に時計方向に回転し、前記各入力側ディスク２ａ、２ｂも同方向に回転する。そして、前記第一の太陽歯車４０は、前記出力側ディスク５ｂと共に、図２の反時計方向に回転する。この様な場合に、上記第一の遊星歯車素子４２を支持する為の第一の遊星支持軸４７を上記第二の遊星歯車素子４３を支持する為の第二の遊星支持軸４８よりも、上記入力軸３１の回転方向に関して前側（上記第一の太陽歯車４０の回転方向に関して後側）に位相をずらせて配置している。
【００２７】
即ち、本例の無段変速装置の場合には、各部の回転方向を適切に規制する為に、第一〜第三の遊星歯車式変速ユニット２８〜３０を何れもダブルピニオン型とした構造で、各遊星歯車素子の強度を確保すると共に回転速度を抑えるべく、これら各遊星歯車素子の直径を確保する為に、これら各遊星歯車素子を円周方向にずらせて配置している。本例の場合、上記第一の遊星歯車素子４２を支持する為の第一の遊星支持軸４７を上記第二の遊星歯車素子４３を支持する為の第二の遊星支持軸４８よりも、上記入力軸３１の回転方向に関して前側に、上記第一の太陽歯車４０の回転方向に関して後側に、配置している。
又、上記第二の遊星歯車式変速ユニット２９に関しても、図３に示す様に、第二、第三の遊星歯車素子４３、４４を、上記第一の遊星歯車式変速ユニット２８を構成する第一、第二の遊星歯車素子４２、４３と同方向に位相をずらせた状態で配置している。
【００２８】
一方、前記第三の遊星歯車式変速ユニット３０を構成する為の第二のキャリア５１を、前記出力軸２４ａの基端部（図１の左端部）に結合固定している。そして、この第二のキャリア５１と上記第一のリング歯車４５とを、前記低速用クラッチ２６ａを介して結合している。又、上記伝達軸３２の先端寄り（図１の右端寄り）部分に第三の太陽歯車５２を、スプライン係合等により固設している。又、この第三の太陽歯車５２の周囲に、第二のリング歯車５３を配置し、この第二のリング歯車５３と前記ケーシング５７等の固定の部分との間に、前記高速用クラッチ２７ａを設けている。更に、上記第二のリング歯車５３と上記第三の太陽歯車５２との間に配置した複数組の遊星歯車素子５４、５５を、上記第二のキャリア５１に回転自在に支持している。これら各遊星歯車素子５４、５５は、互いに噛合すると共に、上記第二のキャリア５１の径方向に関して内側に設けた遊星歯車素子５４を上記第三の太陽歯車５２に、同じく外側に設けた遊星歯車素子５５を上記第二のリング歯車５３に、それぞれ噛合している。
【００２９】
上述の様に構成する本例の無段変速装置の場合、前記入力軸３１から１対の入力側ディスク２ａ、２ｂ、各パワーローラ６、６を介して一体型の出力側ディスク５ｂに伝わった動力は、前記中空回転軸１８ａを通じて取り出される。そして、前記低速用クラッチ２６ａを接続し、前記高速用クラッチ２７ａの接続を断った低速モード状態では、前記トロイダル型無段変速ユニット１１ａの変速比を変える事により、上記入力軸３１の回転速度を一定にしたまま、前記出力軸２４ａの回転速度を、停止状態を挟んで正転、逆転に変換自在となる。
【００３０】
即ち、この状態では、上記入力軸３１から上記出力軸２４ａに向けて、図１の実線矢印ｘで示す様に動力が送られ、上記入力軸３１と共に正方向に回転する第一のキャリア４１と、上記中空回転軸１８ａと共に逆方向に回転する前記第一の太陽歯車４０との差動成分が、前記第一のリング歯車４５から、前記低速用クラッチ２６ａ、前記第二のキャリア５１を介して、上記出力軸２４ａに伝達される。この状態では、上記トロイダル型無段変速ユニット１１ａの変速比を所定値にする事で上記出力軸２４ａを停止させられる他、このトロイダル型無段変速ユニット１１ａの変速比を上記所定値から増速側に変化させる事により上記出力軸２４ａを、車両を後退させる方向に回転させられる。これに対して、上記トロイダル型無段変速ユニット１１ａの変速比を上記所定値から減速側に変化させる事により上記出力軸２４ａを、車両を前進させる方向に回転させられる。
【００３１】
更に、上記低速用クラッチ２６ａの接続を断ち、上記高速用クラッチ２７ａを接続した高速モード状態では、図１の実線矢印ｙで示す様に動力が送られ、上記出力軸２４ａを、車両を前進させる方向に回転させる。即ち、この状態では、上記入力軸３１と共に正方向に回転する第一のキャリア４１と、上記中空回転軸１８ａと共に逆方向に回転する前記第一の太陽歯車４０との差動成分に応じて回転する、前記第一の遊星歯車式変速ユニット２８の第一の遊星歯車素子４２の回転が、第二の遊星歯車素子４３を介して、前記第二の遊星歯車式変速ユニット２９の第三の遊星歯車素子４４に伝わり、前記第二の太陽歯車４６を介して、前記伝達軸３２を回転させる。そして、この伝達軸３２の先端部に設けた第三の太陽歯車５２と、この第三の太陽歯車５２と共に前記第三の遊星歯車式変速ユニット３０を構成する第二のリング歯車５３及び遊星歯車素子５４、５５との噛合に基づき、前記第二のキャリア５１及びこの第二のキャリア５１に結合した上記出力軸２４ａを、前進方向に回転させる。この状態では、上記トロイダル型無段変速ユニット１１ａの変速比を増速側に変化させる程、上記出力軸２４ａの回転速度を速くできる。
【００３２】
この様な高速モード状態では、上記第一の遊星歯車式変速ユニット２８を構成する第一、第二の各遊星歯車素子４２、４３同士の噛合部、並びにこれら第一、第二の各遊星歯車素子４２、４３と第一の太陽歯車４０又は第一のリング歯車４５との噛合部からこれら第一、第二の遊星歯車素子４２、４３に加わるラジアル荷重を互いに相殺する事ができる。この為、これら第一、第二の遊星歯車素子４２、４３を支持するラジアルニードル軸受５０、５０の負荷を小さくして、これら各ラジアルニードル軸受５０、５０の耐久性の確保を図れる。この点に就いて、図４により説明する。
【００３３】
上記高速モード時には、第一のキャリア４１（図１〜３）に支持された上記第一、第二の遊星歯車素子４２、４３及び上記第一の太陽歯車４０が駆動側となり、上記第一のリング歯車４５が被駆動側となる。この状態で、図４（Ａ）に示す様に、上記第一のキャリア４１が時計方向に、上記第一の太陽歯車４０が反時計方向に、それぞれ駆動され、上記第一のリング歯車４５が時計方向に回転すると、上記各噛合部に、動力の伝達に基づく作用、反作用により、或は傾斜面同士の噛合に基づく径方向の反力により、上記第一の遊星歯車素子４２に、図４（Ａ）に矢印ａ₁ 〜ａ₄ に示す方向の力が加わる。このうち、上記第一の太陽歯車４０から上記第一の遊星歯車素子４２に加わる矢印ａ₁ 方向の力と、上記第一、第二の遊星歯車素子４２、４３同士の噛合部からこのうちの第一の遊星歯車素子４２の径方向に加わる矢印ａ₂ 方向の力とが、互いに相殺し合う。又、上記第一の太陽歯車４０と上記第一の遊星歯車素子４２との噛合部からこのうちの第一の遊星歯車素子４２の径方向に加わる矢印ａ₃ 方向の力と、上記第一、第二の遊星歯車素子４２、４３同士の噛合部からこの噛合部の接線方向に加わる矢印ａ₄ 方向の力とが互いに相殺し合う。この為、上記高速モード時に上記第一の遊星歯車素子４２に加わるラジアル荷重を小さく抑える事ができて、この第一の遊星歯車素子４２を前記第一の遊星支持軸４７に対し支持する為のラジアルニードル軸受５０の耐久性を確保できる。
【００３４】
これに対して、本発明とは逆に、図４（Ｂ）に示す様に、第一の遊星歯車素子４２を第二の遊星歯車素子４３よりも、入力軸３１の回転方向に関して後側に、上記第一の太陽歯車４０の回転方向に関して前側に、配置すると、上記第一の遊星歯車素子４２に加わるラジアル荷重が大きくなる。即ち、上記両素子４２、４３を図４（Ｂ）に示す様に配置すると、上記高速モード状態で上記第一の遊星歯車素子４２に矢印ｂ₁ 〜ｂ₄ に示す方向の力が足し合わされる。この結果、この第一の遊星歯車素子４２に加わるラジアル荷重が大きくなり、この第一の遊星歯車素子４２を第一の遊星支持軸４７に対し支持する為のラジアルニードル軸受５０の耐久性確保が難しくなる。
【００３５】
尚、第二の遊星歯車式変速ユニット２９に関しては、上記第一の遊星歯車式変速ユニット２８と同様に考える事ができる。即ち、前述の図３に示す様に、第二、第三の遊星歯車素子４３、４４を、上記第一の遊星歯車式変速ユニット２８を構成する第一、第二の遊星歯車素子４２、４３と同方向に位相をずらせる。上記両素子４３、４４をこの様に配置する事で、前記第一のキャリア４１の内径側に設けた第三の遊星歯車素子４４に大きなラジアル荷重が加わる事を防止して、この第三の遊星歯車素子４４を前記第三の遊星支持軸４９に支持する為のラジアルニードル軸受５０の耐久性を確保できる。
【００３６】
又、上記第一、第二の遊星歯車式変速ユニット２８、２９を構成する第二の遊星歯車素子４３に関しては、次の様な理由により、大きなラジアル荷重が加わる事はない。高速モード状態では、上記第二の遊星歯車素子４３と、第一、第三の遊星歯車素子４２、４４との噛合に基づいて上記第二の遊星歯車素子４３に加わるラジアル方向の力は、次の▲１▼▲２▼である。
▲１▼ 上記第一、第三の遊星歯車素子４２、４４との噛合部での動力伝達に基づいて、各噛合部の接線方向に加わる力。
▲２▼ 傾斜面同士の係合に基づき、同じく径方向に加わる力。
【００３７】
このうちの▲１▼の力は、上記第一の遊星歯車素子４２との噛合部と、上記第三の遊星歯車素子４４との噛合部とで、互いに逆方向に加わる。この為、これら両噛合部で上記第二の遊星歯車素子４３に加わる力が互いに相殺する。又、上記▲２▼の力は上記両噛合部で発生する力が足し合わされるが、この▲２▼の力は小さいので、特に問題とはならない。
【００３８】
上述の様に本例の無段変速装置によれば、高速モード状態で、第一、第二、第三の各遊星歯車素子４２、４３、４４同士の噛合部、並びにこれら各遊星歯車素子４２、４３、４４と第一、第二の太陽歯車４０、４６又は第一のリング歯車４５との噛合部から上記各遊星歯車素子４２、４３、４４に加わるラジアル荷重を互いに相殺する事ができる。この為、これら各遊星歯車素子４２、４３、４４を支持するラジアルニードル軸受５０、５０の負荷を小さくして、これら各ラジアルニードル軸受５０、５０の耐久性の確保を図れる。
【００３９】
尚、本例の無段変速装置の運転時、前記低速モードの状態では、上記第一、第三の各遊星歯車素子４２、４４に関して、各噛合部から加わるラジアル荷重が足し合わされる。この結果、これら各遊星歯車素子４２、４４を支承したラジアルニードル軸受５０、５０に加わる荷重が大きくなる。但し、本例の無段変速装置の場合、上記低速モードで運転される頻度は上記高速モードで運転される頻度に比べて遥かに低い。従って、高速モード状態で上記各ラジアルニードル軸受５０、５０に加わるラジアル荷重を低く抑えれば、低速モード状態でこれら各ラジアルニードル軸受５０、５０に加わるラジアル荷重が高くなっても、全体としてこれら各ラジアルニードル軸受５０、５０の耐久性向上を図れる。
【００４０】
但し、上記低速モード状態での運転を考慮した場合、上記第一の太陽歯車４０を含む、前記第一の遊星歯車式変速ユニット２８の構造を工夫して、この第一の太陽歯車４０と前記第一のキャリア４１との干渉を防止する事が好ましい。即ち、上記低速モード状態での運転時には前記トロイダル型無段変速ユニット１１ａを通過するトルクが非常に大きくなり、その結果、前記押圧装置１０ａが発生する推力が非常に大きくなる。そして、この推力に基づいて前記入力軸３１が図１の左方に引かれ、この入力軸３１の先端部（図１の右端部）に支持した上記第一のキャリア４１が、前記出力側ディスク５ｂに近づく方向に変位する。これに対して、この出力側ディスク５ｂ及び前記中空回転軸１８ａを介してこの出力側ディスク５ｂに結合された上記第一の太陽歯車４０の軸方向位置は変化しない。この為、この第一の太陽歯車４０と上記第一のキャリア４１との間の隙間を大きくしない限り、上記低速モード状態での運転時に、これら第一の太陽歯車４０と上記第一のキャリア４１とが干渉する可能性がある。但し、上記隙間を大きくする事は、無段変速装置の大型化を招く為に好ましくない。
【００４１】
一方、上記第一の太陽歯車４０を含め、第一の遊星歯車式変速ユニット２８（及び第二、第三の遊星歯車式変速ユニット２９、３０）を構成する歯車は、運転時の騒音低減の為に、はすば歯車としている。そこで、上記第一の太陽歯車４０を含め、第一の遊星歯車式変速ユニット２８を構成する歯車のはすばの傾斜方向を規制する事により、上記第一の太陽歯車４０と前記第一の遊星歯車素子４２との噛合部で、この第一の太陽歯車４０を上記出力側ディスク５ｂに向け押し付ける方向のスラスト力を発生させる。そして、このスラスト力によって上記第一の太陽歯車４０を、上記出力側ディスク５ｂと上記中空回転軸１８ａとの組み付け隙間分だけ、上記第一の太陽歯車４０を上記第一のキャリア４１から遠ざける。この結果、これら第一の太陽歯車４０と第一のキャリア４１との間の隙間を小さくしても、これら第一の太陽歯車４０と第一のキャリア４１とが干渉しにくくして、無段変速装置の小型化を図れる。
【００４２】
【発明の効果】
本発明は、以上に述べた通り構成され作用するので、特にコストを上昇させたり、大型化する事なく、無段変速装置の耐久性向上を図れる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の１例を示す断面図。
【図２】図１の略Ａ−Ａ断面図。
【図３】同略Ｂ−Ｂ断面図。
【図４】遊星歯車素子に加わるラジアル荷重を低くできる理由を説明する為の部分略断面図。
【図５】従来から知られているトロイダル型無段変速ユニットの１例を示す断面図。
【図６】従来から知られている無段変速装置の１例を示す略断面図。
【図７】無段変速装置全体としての変速比（車速）と、トロイダル型無段変速ユニットの変速比及びこのトロイダル型無段変速ユニットを通過するトルクとの関係を示す線図。
【符号の説明】
１入力軸
２、２ａ、２ｂ入力側ディスク
３ボールスプライン
４出力歯車
５、５ａ、５ｂ出力側ディスク
６パワーローラ
７トラニオン
８支持軸
９駆動軸
１０、１０ａ押圧装置
１１、１１ａトロイダル型無段変速ユニット
１２遊星歯車式変速ユニット
１３キャリア
１４ａ、１４ｂ遊星歯車素子
１５第一の伝達軸
１６ａ、１６ｂ太陽歯車
１７第二の伝達軸
１８、１８ａ中空回転軸
１９太陽歯車
２０遊星歯車素子
２１リング歯車
２２第二のキャリア
２３ａ、２３ｂ遊星歯車素子
２４、２４ａ出力軸
２５第二のリング歯車
２６、２６ａ低速用クラッチ
２７、２７ａ高速用クラッチ
２８第一の遊星歯車式変速ユニット
２９第二の遊星歯車式変速ユニット
３０第三の遊星歯車式変速ユニット
３１入力軸
３２伝達軸
３３スラストアンギュラ玉軸受
３４ａ、３４ｂ支持板
３５ａ、３５ｂ支持ポスト
３６保持環
３７出力側面
３８トーションダンパ
３９ギヤポンプ
４０第一の太陽歯車
４１第一のキャリア
４２第一の遊星歯車素子
４３第二の遊星歯車素子
４４第三の遊星歯車素子
４５第一のリング歯車
４６第二の太陽歯車
４７第一の遊星支持軸
４８第二の遊星支持軸
４９第三の遊星支持軸
５０ラジアルニードル軸受
５１第二のキャリア
５２第三の太陽歯車
５３第二のリング歯車
５４遊星歯車素子
５５遊星歯車素子
５６スラストニードル軸受
５７ケーシング[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an improvement of a continuously variable transmission used as an automatic transmission for automobiles or as a transmission for various industrial machines.
[0002]
[Prior art]
  The use of a toroidal-type continuously variable transmission unit as shown in FIG. 5 as an automatic transmission for automobiles has been studied and implemented in part. This toroidal type continuously variable transmission unit is called a double cavity type., Input shaft 1Around each end of theClaim 1The input side discs 2 and 2 corresponding to the outer discs described in (1) are supported via the ball splines 3 and 3. Therefore, both the input side disks 2 and 2 are supported concentrically and freely in a synchronized manner. An output gear 4 is supported around the intermediate portion of the input shaft 1 so as to be freely rotatable relative to the input shaft 1. And at both ends of the cylindrical portion provided at the center of the output gear 4,Claim 1The output side disks 5 and 5 corresponding to the inner disk described in the above are spline-engaged. Accordingly, both the output side disks 5 and 5 rotate in synchronism with the output gear 4.
[0003]
A plurality (usually 2 to 3) of power rollers 6 and 6 are sandwiched between the input disks 2 and 2 and the output disks 5 and 5, respectively. Each of these power rollers 6 and 6 is rotatably supported by inner surfaces of trunnions 7 and 7 via support shafts 8 and 8 and a plurality of rolling bearings, respectively. The trunnions 7 and 7 are oscillated and displaced around the pivots (not shown) provided concentrically with the trunnions 7 and 7 at both ends in the length direction (front and back direction in FIG. 5). It is free. The operation of inclining each of the trunnions 7 and 7 is performed by displacing each of the trunnions 7 and 7 in the axial direction of the pivot by a hydraulic actuator (not shown). The inclination angles of all the trunnions 7 and 7 are as follows. Synchronize hydraulically and mechanically with each other.
[0004]
During operation of the toroidal-type continuously variable transmission unit as described above, one input side disk 2 (on the left side in FIG. 5) is driven via a loading cam type pressing device 10 by a drive shaft 9 connected to a power source such as an engine. Rotating drive. As a result, the pair of input side disks 2 and 2 supported at both ends of the input shaft 1 rotate synchronously while being pressed toward each other. Then, the rotation is transmitted to the output side disks 5 and 5 through the power rollers 6 and 6 and is taken out from the output gear 4.
[0005]
When the ratio of the rotational speeds of the input shaft 1 and the output gear 4 is changed, and when deceleration is first performed between the input shaft 1 and the output gear 4, the trunnions 7 and 7 are positioned as shown in FIG. As shown in FIG. 5, the peripheral surfaces of the power rollers 6 and 6 are located near the center of the inner surface of the input disks 2 and the inner surfaces of the output disks 5 and 5, respectively. It is made to contact | abut to the outer periphery side part of a side, respectively. On the contrary, when the speed is increased, the trunnions 7 and 7 are swung in the direction opposite to that shown in FIG. 5, and the peripheral surfaces of the power rollers 6 and 6 are opposite to the state shown in FIG. The trunnions 7 and 7 are inclined so as to abut the outer peripheral portions of the inner side surfaces of the input side disks 2 and 2 and the central portions of the inner side surfaces of the output side disks 5 and 5, respectively. . If the inclination angles of these trunnions 7 and 7 are set to the middle, an intermediate speed ratio (transmission ratio) can be obtained between the input shaft 1 and the output gear 4.
[0006]
Furthermore, when the toroidal continuously variable transmission unit configured and acting as described above is incorporated in an actual continuously variable transmission for an automobile, it is possible to configure a continuously variable transmission in combination with a planetary gear mechanism. 5 and so on, and is conventionally known. FIG. 6 shows the one described in Patent Document 2 among such conventionally proposed continuously variable transmissions. This continuously variable transmission comprises a combination of a toroidal type continuously variable transmission unit 11 and a planetary gear type transmission unit 12. The toroidal type continuously variable transmission unit 11 includes an input shaft 1, a pair of input side disks 2 and 2, an output side disk 5 a, and a plurality of power rollers 6 and 6. In the illustrated example, the output side disk 5a has a structure such that the outer surfaces of a pair of output side disks are brought into contact with each other and integrated.
[0007]
  The planetary gear type transmission unit 12 includes a carrier 13 coupled and fixed to the input shaft 1 and the input side disk 2 on one side (right side in FIG. 6). A first transmission shaft 15 having planetary gear elements 14a and 14b fixed to both ends of the carrier 13 in the radial direction is supported rotatably. Further, on the opposite side of the input shaft 1 across the carrier 13, a second transmission shaft 17 having sun gears 16a and 16b fixed at both ends thereof is supported concentrically with the input shaft 1 so as to be rotatable. is doing. And each said planetary gear element 14a, 14b fixed to the both ends of said 1st transmission shaft 15, and the base end part (left end part of FIG. 6) in said output side disk 5aJoinA sun gear 19 fixed to the tip of the hollow rotary shaft 18 (right end of FIG. 6) or a sun gear 16a fixed to one end of the second transmission shaft 17 (left end of FIG. 6), Each is meshed. One planetary gear element 14a (on the left side in FIG. 6) is engaged with a ring gear 21 that is rotatably provided around the carrier 13 via another planetary gear element 20.
[0008]
On the other hand, the planetary gear elements 23a and 23b are rotatably supported by the second carrier 22 provided around the sun gear 16b fixed to the other end portion (the right end portion in FIG. 6) of the second transmission shaft 17. is doing. The second carrier 22 is fixed to the proximal end portion (left end portion in FIG. 6) of the output shaft 24 that is disposed concentrically with the input shaft 1 and the second transmission shaft 17. The planetary gear elements 23a and 23b mesh with each other, and one planetary gear element 23a is rotatable around the sun gear 16b and the other planetary gear element 23b is rotatable around the second carrier 22. The second ring gear 25 provided is meshed with each other. The ring gear 21 and the second carrier 22 can be freely engaged and disengaged by a low speed clutch 26, and the second ring gear 25 and a fixed part such as a housing are engaged by a high speed clutch 27. It is considered to be removable.
[0009]
In the case of the continuously variable transmission shown in FIG. 6 as described above, in the so-called low speed mode state in which the low speed clutch 26 is connected and the high speed clutch 27 is disconnected, the power of the input shaft 1 is This is transmitted to the output shaft 24 via the ring gear 21. By changing the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 11, the gear ratio of the continuously variable transmission, that is, the gear ratio between the input shaft 1 and the output shaft 24 changes. In such a low speed mode state, the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole changes to infinity. In other words, by adjusting the transmission ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 11, the rotation state of the output shaft 24 can be changed between forward rotation and reverse rotation with the input shaft 1 rotated while the stop state is interposed. Conversion is possible.
[0010]
  The torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission unit 11 during acceleration or constant speed traveling in such a low speed mode is obtained from the input shaft 1.Career13 and the first transmission shaft 15, the sun gear 19, and the hollow rotary shaft 18 are added to the output-side disk 5a, and further from the output-side disk 5a to the input-side disks 2 through the power rollers 6 and 6, respectively. Join 2 That is, the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission unit 11 during acceleration or constant speed circulation circulates in a direction in which the input disks 2 and 2 receive torque from the power rollers 6 and 6.
[0011]
On the other hand, in the so-called high speed mode state in which the low speed clutch 26 is disconnected and the high speed clutch 27 is connected, the power of the input shaft 1 causes the first and second transmission shafts 15 and 17 to be connected. Via the output shaft 24. And the gear ratio as the whole continuously variable transmission changes by changing the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 11. In this case, the greater the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 11, the greater the gear ratio of the continuously variable transmission as a whole.
Incidentally, the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission unit 11 during acceleration or constant speed running in such a high speed mode state is that each input disk 2, 2 applies torque to each power roller 8, 8. Join the direction.
[0012]
FIG. 7 shows the transmission ratio (left vertical axis) of the toroidal-type continuously variable transmission unit 11, the transmission ratio (horizontal axis) of the continuously variable transmission as a whole, and the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission unit 11 ( An example of the relationship with the right vertical axis) is shown. In FIG. 7, the solid line a represents the relationship between the transmission ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 11 and the transmission ratio of the continuously variable transmission, and the broken line b represents the transmission ratio and torque of the continuously variable transmission. The relationship is shown respectively. Note that the gear ratio of the continuously variable transmission as a whole is such that the input shaft is 3400 min.^-1 As for the vehicle speed when it is assumed that the vehicle is rotating at the above, the above torque is shown as a value when it is assumed that the torque applied to the input shaft is a constant value of 450 N · m. However, when the absolute value of the gear ratio of the continuously variable transmission as a whole is large (the absolute value of the vehicle speed is small), engine output control is performed to keep the torque applied to the input shaft low.
[0013]
[Patent Document 1]
JP-A-6-174033
[Patent Document 2]
JP 2000-220719 A
[Patent Document 3]
JP 2002-139124 A
[Patent Document 4]
US Pat. No. 5,607,372
[Patent Document 5]
US Pat. No. 6,099,431
[0014]
[Problems to be solved by the invention]
The invention relating to the continuously variable transmission that has been conventionally known, as described in Patent Documents 1 to 5, etc., relates to the basic structure of the continuously variable transmission, and actually constitutes an automatic transmission for an automobile. It is not a concrete thing that was taken into consideration. On the other hand, when considering the case where the continuously variable transmission is actually used as an automatic transmission for automobiles, the structure of the planetary gear type transmission unit 12 is designed to ensure sufficient durability. It is necessary to devise. This point will be described below.
[0015]
First, in the case of the planetary gear type transmission unit 12 incorporated in the continuously variable transmission, the rotational speed of each planetary gear element 14a, 14b, 20, 23a, 23b is a general planetary gear type automatic transmission. This is considerably faster than the case of the planetary gear element to be constructed. That is, in the case of the planetary gear type transmission unit 12 incorporated in the continuously variable transmission, the sun gear 16a (16b) and the carrier 13 (second carrier 22) rotate in opposite directions. This causes the rotational speed of each planetary gear element 14a, 14b, 20 supported on the carrier 13 to increase. In the case of the planetary gear element constituting the planetary gear type automatic transmission, the rotational speed of the planetary gear element is generally 5000 min.^-1 10000min even in special cases^-1 In the case of the planetary gear type transmission unit 12 incorporated in the continuously variable transmission, the rotational speed of each planetary gear element 14a, 14b, 20 is 20000 min.^-1 May exceed. Therefore, the durability of the radial needle bearing for supporting each of the planetary gear elements 14a, 14b, and 20 is reduced to 1/2 or less by itself.
[0016]
Moreover, a radial load based on the meshing with the sun gears 16a, 16b and the ring gear 21 is applied to the planetary gear elements 14a, 14b, 20 during the operation of the continuously variable transmission. Unless the arrangement of the planetary gear elements 14a, 14b, and 20 is devised, the radial load is considerably increased, and the durability of the radial needle bearing is excessively lowered. That is, when the continuously variable transmission is used as a continuously variable transmission for an automobile, the casing needs to be sized to be incorporated into a floor tunnel provided on a floor panel of a vehicle body. Therefore, the diameter of the ring gear 21 cannot be increased so much, and the width (radial dimension) of the annular space between the inner peripheral surface of the ring gear 21 and the outer peripheral surface of the sun gear 16a cannot be increased. Therefore, in order to arrange the planetary gear elements 14a and 14b for constituting the double pinion type planetary gear in the annular space, planetary support shafts for supporting the planetary gear elements 14a and 14b around the respective planetary gear elements 14a and 14b are provided. Therefore, it is necessary to displace the annular space in the circumferential direction. When the planetary support shafts are arranged so as to be shifted in this way, unless the arrangement state is devised, the radial loads applied to the planetary gear elements 14a and 14b from the meshing portions are added to increase the load on the radial needle bearing. The durability of the radial needle bearing is impaired.
The continuously variable transmission of the present invention has been invented in view of such circumstances.
[0017]
[Means for Solving the Problems]
  The continuously variable transmission of the present invention is similar to the previously known continuously variable transmission,To adjust the reduction ratio between the input shaft and the output shaft,Placed concentrically with each othertheseA toroidal-type continuously variable transmission unit and a planetary gear type transmission unit are connected between the input shaft and the output shaft.Between the low speed clutch and the high speed clutchCombined with the state where power is transmitted.
  Of these, the toroidal continuously variable transmission unit includes a pair of outer disks coupled concentrically and synchronously via the input shaft, and the outer disks between the outer disks. A plurality of inner disks that are concentrically supported so as to freely rotate independently of the outer disks, and a plurality of inner disks are sandwiched between both side surfaces of the inner disks and the side surfaces of the outer disks. And a plurality of power rollers that transmit power to both outer disks.
  Each of the planetary gear type transmission units includes a carrier that is coupled and fixed to the pair of outer disks concentrically with the outer disks, and rotates with the outer disks, and one outer side of both sides of the carrier. A plurality of first planetary gears rotatably supported on one side facing the disk, and concentric with each of the disks in a state of being coupled to the inner disk by a hollow rotating shaft disposed around the input shaft; A first sun gear that is rotatably provided and meshed with each of the first planetary gears, a plurality of second planetary gears rotatably supported on the other surface of the carrier, and concentric with the disks. And a second sun gear that is rotatably provided and meshed with each of the second planetary gears, and a ring that is provided concentrically and rotatably with each of the first planetary gears. It is obtained by a gear.
  The low speed clutch is connected when the reduction ratio is increased, and is disconnected when the reduction ratio is also decreased. The carrier rotates together with the input shaft along with the connection, and the hollow rotation. The differential component with the first sun gear rotating in the opposite direction together with the shaft can freely extract power from the ring gear meshed with the first planetary gear or the second planetary gear.
  Further, the high-speed clutch is disconnected when the reduction ratio is increased, and is connected when the reduction ratio is decreased, and the carrier that rotates together with the input shaft along with the connection, and the hollow rotation The rotation of each planetary gear that rotates according to a differential component with the first sun gear that rotates in the opposite direction together with the shaft can be freely extracted.
  In particular, in the continuously variable transmission of the present invention, the planetary gear type transmission unit isThe first and second planetary gears are respectively first and second planetary gear elements in which a plurality of planetary gears arranged between the first sun gear or the second sun gear and the ring gear mesh with each other. Or a third or fourth planetary gear element, of which the first planetary gear element or the third planetary gear element is used as the first sun gear or the second sun gear, and the second planetary gear element. A double pinion type in which a gear element or a fourth planetary gear element is engaged with the ring gear. Of the first to fourth planetary support shafts that support the first to fourth planetary gear elements around each of them, the first and second planetary gear elements for supporting the first and third planetary gear elements are provided. The third planetary support shaft is more forward than the second and fourth planetary support shafts for supporting the second and fourth planetary gear elements with respect to the rotational direction of the outer disks (the first and second planetary gears). The phase is shifted to the rear side in the rotation direction of the sun gear.
[0018]
[Action]
  According to the continuously variable transmission of the present invention configured as described above, the meshing portion between the first and second planetary gear elements,Meshing portions between the third and fourth planetary gear elements,And the first and second planetary gear elementsFirstMeshing part with sun gear or ring gear,The meshing part of the third and fourth planetary gear elements and the second sun gear or ring gearTherefore, the radial loads applied to these planetary gear elements can be offset each other. For this reason, the load of the radial needle bearing which supports each of these planetary gear elements can be reduced, and the durability of each of the radial needle bearings can be ensured.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
1 to 3 show an example of an embodiment of the present invention. The continuously variable transmission of this example is a combination of a toroidal-type continuously variable transmission unit 11a and first to third planetary gear transmission units 28 to 30, and has an input shaft 31 and an output shaft 24a. In the illustrated example, a transmission shaft 32 is provided between the input shaft 31 and the output shaft 24a so as to be concentric with the shafts 31 and 24a and to be relatively rotatable with respect to the shafts 31 and 24a. The third planetary gear type transmission unit 30 is connected to the transmission shaft in a state where the first and second planetary gear type transmission units 28 and 29 are bridged between the input shaft 31 and the transmission shaft 32. 32 and the output shaft 24a.
[0020]
  Of these, the toroidal-type continuously variable transmission unit 11a includes a pair of input side disks 2a and 2b, an integrated output side disk 5b, and a plurality of power rollers 6 and 6 (see FIGS. 5 and 6). AndClaim 1The pair of input-side disks 2a and 2b corresponding to the outer disk described in 1)The input shaft 31And are concentrically connected to each other and can be freely rotated synchronously. or,Claim 1The output side disk 5b corresponding to the inner side disk described above is concentric with the input side disks 2a, 2b and between the input side disks 2a, 2b. The relative rotation with respect to is supported. Further, a plurality of each of the power rollers 6 and 6 are sandwiched between both axial side surfaces of the output side disk 5b and one axial side surface of the both input side disks 2a and 2b. Then, power is transmitted from the input disks 2a, 2b to the output disk 5b while rotating with the rotation of the input disks 2a, 2b.
[0021]
In the case of this example, both axial ends of the output side disk 5b are rotatably supported by a pair of thrust angular ball bearings 33, 33. For this reason, in the case of this example, support posts 35a fixed to the inner surface of the casing 57 for supporting the support plates 34a, 34b for supporting both ends of each trunnion 7, 7 (see FIG. 5), The structure of 35b is devised. That is, a pair of support posts 35 a and 35 b provided concentrically with each other on the opposite side in the radial direction across the input shaft 31 are connected by an annular holding ring 36. The input shaft 31 is inserted through the inside of the holding ring 36. The holding rings 36 and 36 provided for the respective cavities and the axially opposite end faces of the output side disk 5b, that is, the inner diameter side of the output side faces 37 and 37 provided on both side faces of the output side disk 5b. The thrust angular ball bearings 33, 33 are provided between the portions. The output disk 5b is rotatably supported between the holding rings 36 and 36 provided in the cavities in a state where positioning in the radial direction and the axial direction is achieved.
[0022]
In the case of the continuously variable transmission shown in the figure, the base end portion (left end portion in FIG. 1) of the input shaft 31 is coupled to a crankshaft of an engine (not shown) via a torsion damper 38, and the input is made by this crankshaft. The shaft 31 is driven to rotate. Further, an appropriate surface pressure is applied to rolling contact portions (traction portions) between the axial side surfaces of the input side disks 2a and 2b and both side surfaces of the output side disk 5b and the peripheral surfaces of the power rollers 6 and 6. As the pressing device 10a for applying, a hydraulic device is used. Further, a gear pump 39 is provided around the base end portion of the input shaft 31, a hydraulic actuator (not shown) for displacing the trunnions 7 and 7 for shifting, and a low speed described later. The pressure oil can be freely supplied to a hydraulic cylinder for connecting / disconnecting the clutch 26a and the high-speed clutch 27a.
[0023]
Further, the base end portion (left end portion in FIG. 1) of the hollow rotary shaft 18a is spline-engaged with the output side disk 5b. The hollow rotary shaft 18a is inserted inside the input side disk 2b on the side far from the engine (right side in FIG. 1) so that the rotational force of the output side disk 5b can be taken out. Further, a first planetary gear type speed change unit 28 for constituting the first planetary gear type transmission unit 28 is formed at a portion protruding from the outer surface of the input side disk 2b at the tip end portion (right end portion in FIG. 1) of the hollow rotary shaft 18a. The sun gear 40 is fixed.
[0024]
  On the other hand, between the portion of the input shaft 31 protruding from the hollow rotary shaft 18a at the tip (right end in FIG. 1) and the input side disk 2b,Claim 1The input disk 2b and the input shaft 31 are rotated in synchronization with each other. Then, the first and second planetary gear types each having a double pinion type at circumferentially equidistant positions (generally 3 to 4 positions) on both axial sides of the first carrier 41. First to third planetary gear elements 42 to 44 for constituting the transmission units 28 and 29 are rotatably supported. Further, a first ring gear 45 is rotatably supported around one half of the first carrier 41 (the right half in FIGS. 1 and 2). In order to rotatably support the planetary gear elements 42 to 44 with respect to the first carrier 41, first to third planetary support shafts 47 to 49 are provided on both side surfaces in the axial direction of the first carrier 41. ing. The planetary gear elements 42 to 44 are rotatably supported around the planetary support shafts 47 to 49 via radial needle bearings 50. The planetary gear elements 42 to 44 are provided with thrust needle bearings 56 and 56 between the opposite end faces in the axial direction of the planetary gear elements 42 to 44, respectively, and each is a helical gear. The thrust load applied to .about.44 is freely supported.
[0025]
  Among the planetary gear elements 42 to 44, provided near the toroidal-type continuously variable transmission unit 11a (leftward in FIG. 1) and inward in the radial direction of the first carrier 41,Claim 1The first planetary gear element 42 constituting the first planetary gear described in FIG. 1 is supported by the first planetary support shaft 47 as shown in FIGS. 40. Also, provided on the inner side with respect to the radial direction of the first carrier 41 on the side farther from the toroidal-type continuously variable transmission unit 11a (the right side in FIG. 1),Claim 1The third planetary gear element 44 constituting the second planetary gear described in FIG. 1 is supported by the third planetary support shaft 49, as shown in FIGS. It meshes with a second sun gear 46 fixed at the end (left end in FIG. 1). Also, provided on the outside in the radial direction of the first carrier 41,Claim 1The remaining second planetary gear elements 43 constituting the first and second planetary gears described in 1) have a larger axial dimension than the planetary gear elements 42, 43 provided on the inner side, and While being supported by the planetary support shaft 48, these gears 42 and 43 are engaged with each other as shown in FIGS. Therefore, this second planetary gear element 43 isClaim 1It corresponds to the second planetary gear element and the fourth planetary gear element described in the above. The third planetary support shaft 49 isClaim 1This corresponds to the second planetary support shaft and the fourth planetary support shaft described in 1). And the remaining planetary gear elements 43 andClaim 11 and 3, the first ring gear 45 corresponding to the ring gear described in FIG.
[0026]
In particular, in the case of the continuously variable transmission of this example, the arrangement direction of the first to third planetary gear elements 42 to 44 is restricted in relation to the rotation direction of the input shaft 31 and will be described later. In the high speed mode, the radial load applied to each of the planetary gear elements 42 to 44 is prevented from becoming excessive.
First, the first and second planetary gear elements 42 and 43 constituting the first planetary gear type transmission unit 28 will be described with reference to FIG. In the case of this example, the input shaft 31 rotates clockwise as viewed from the left in FIG. 1, as indicated by an arrow A at the left end of FIG. 1, and the input side disks 2a, 2b are also in the same direction. Rotate to. The first sun gear 40 rotates in the counterclockwise direction in FIG. 2 together with the output side disk 5b. In such a case, the first planetary support shaft 47 for supporting the first planetary gear element 42 is more than the second planetary support shaft 48 for supporting the second planetary gear element 43. The phase is shifted to the front side with respect to the rotation direction of the input shaft 31 (the rear side with respect to the rotation direction of the first sun gear 40).
[0027]
That is, in the case of the continuously variable transmission of this example, the first to third planetary gear type transmission units 28 to 30 are all configured as a double pinion type in order to appropriately regulate the rotation direction of each part. In order to ensure the strength of each planetary gear element and suppress the rotation speed, these planetary gear elements are arranged in a circumferential direction in order to ensure the diameter of each planetary gear element. In the case of this example, the first planetary support shaft 47 for supporting the first planetary gear element 42 is more preferable than the second planetary support shaft 48 for supporting the second planetary gear element 43. It arrange | positions in the front side regarding the rotation direction of the input shaft 31, and the rear side regarding the rotation direction of the said 1st sun gear 40. As shown in FIG.
As for the second planetary gear type transmission unit 29, as shown in FIG. 3, the second and third planetary gear elements 43, 44 are connected to the second planetary gear type transmission unit 28 constituting the first planetary gear type transmission unit 28. The first and second planetary gear elements 42 and 43 are arranged in a state shifted in phase in the same direction.
[0028]
  On the other hand, a second carrier 51 for constituting the third planetary gear type transmission unit 30 is coupled and fixed to the base end portion (left end portion in FIG. 1) of the output shaft 24a. The second carrier 51 and the first ring gear 45 are coupled via the low speed clutch 26a. Further, a third sun gear 52 is fixed to the transmission shaft 32 near the tip (near the right end in FIG. 1) by spline engagement or the like. A second ring gear 53 is disposed around the third sun gear 52, and the high-speed clutch 27a is disposed between the second ring gear 53 and a fixed portion such as the casing 57. Provided. Furthermore, it is arranged between the second ring gear 53 and the third sun gear 52.Multiple setsPlanetary gear elements 54 and 55 are rotatably supported on the second carrier 51. The planetary gear elements 54 and 55 mesh with each other, and the planetary gear element 54 provided on the inner side with respect to the radial direction of the second carrier 51 is provided on the third sun gear 52 and also on the outer side. The element 55 is meshed with the second ring gear 53.
[0029]
In the case of the continuously variable transmission of this example configured as described above, it is transmitted from the input shaft 31 to the integrated output side disk 5b via the pair of input side disks 2a, 2b and the power rollers 6, 6. Power is extracted through the hollow rotary shaft 18a. In the low speed mode state in which the low speed clutch 26a is connected and the high speed clutch 27a is disconnected, the rotational speed of the input shaft 31 is changed by changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 11a. The rotation speed of the output shaft 24a can be freely converted into forward rotation and reverse rotation with the stop state kept constant.
[0030]
That is, in this state, power is sent from the input shaft 31 toward the output shaft 24a as shown by a solid arrow x in FIG. The differential component with the first sun gear 40 rotating in the opposite direction together with the hollow rotary shaft 18a is transferred from the first ring gear 45 through the low speed clutch 26a and the second carrier 51. Are transmitted to the output shaft 24a. In this state, the output shaft 24a is stopped by setting the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission unit 11a to a predetermined value, and the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission unit 11a is increased from the predetermined value. By changing to the side, the output shaft 24a is rotated in the direction in which the vehicle moves backward. On the other hand, the output shaft 24a is rotated in the direction of moving the vehicle forward by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 11a from the predetermined value to the deceleration side.
[0031]
Further, in the high speed mode state in which the low speed clutch 26a is disconnected and the high speed clutch 27a is connected, power is sent as shown by the solid line arrow y in FIG. 1 to advance the output shaft 24a forward. Rotate in the direction. That is, in this state, the first carrier 41 that rotates in the forward direction together with the input shaft 31 and the first sun gear 40 that rotates in the opposite direction together with the hollow rotation shaft 18a rotate according to the differential component. The rotation of the first planetary gear element 42 of the first planetary gear type transmission unit 28 is caused to rotate via the second planetary gear element 43 through the third planetary gear type transmission unit 29. The transmission shaft 32 is transmitted to the gear element 44 and rotates through the second sun gear 46. And the 3rd sun gear 52 provided in the front-end | tip part of this transmission shaft 32, the 2nd ring gear 53 and planetary gear which comprise the said 3rd planetary gear type transmission unit 30 with this 3rd sun gear 52 Based on the meshing with the elements 54 and 55, the second carrier 51 and the output shaft 24a coupled to the second carrier 51 are rotated in the forward direction. In this state, the rotational speed of the output shaft 24a can be increased as the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 11a is changed to the speed increasing side.
[0032]
In such a high speed mode state, the meshing portions of the first and second planetary gear elements 42 and 43 constituting the first planetary gear type transmission unit 28, and the first and second planetary gears. The radial loads applied to the first and second planetary gear elements 42 and 43 from the meshing portions of the elements 42 and 43 and the first sun gear 40 or the first ring gear 45 can be offset each other. Therefore, it is possible to reduce the load on the radial needle bearings 50 and 50 that support the first and second planetary gear elements 42 and 43 and to ensure the durability of the radial needle bearings 50 and 50. This point will be described with reference to FIG.
[0033]
In the high speed mode, the first and second planetary gear elements 42 and 43 supported by the first carrier 41 (FIGS. 1 to 3) and the first sun gear 40 are on the drive side, and the first The ring gear 45 is on the driven side. In this state, as shown in FIG. 4A, the first carrier 41 is driven clockwise, the first sun gear 40 is driven counterclockwise, and the first ring gear 45 is driven. When rotating in the clockwise direction, the first planetary gear element 42 is caused to act on the first planetary gear element 42 by the action and reaction based on the transmission of power, or the radial reaction force based on the meshing of the inclined surfaces. (A) with arrow a₁ ~ A_Four The force in the direction shown in FIG. Among these, the arrow a applied from the first sun gear 40 to the first planetary gear element 42₁ Direction force and an arrow a applied to the radial direction of the first planetary gear element 42 from the meshing portion of the first and second planetary gear elements 42 and 43.₂ Directional forces cancel each other. Further, an arrow a applied in a radial direction of the first planetary gear element 42 from the meshing portion of the first sun gear 40 and the first planetary gear element 42._Three Direction force and an arrow a applied from the meshing portion of the first and second planetary gear elements 42 and 43 to the tangential direction of the meshing portion._Four Directional forces cancel each other. For this reason, the radial load applied to the first planetary gear element 42 in the high-speed mode can be kept small, and the first planetary gear element 42 is supported to the first planetary support shaft 47. The durability of the radial needle bearing 50 can be ensured.
[0034]
On the other hand, contrary to the present invention, as shown in FIG. 4 (B), the first planetary gear element 42 is located behind the second planetary gear element 43 with respect to the rotational direction of the input shaft 31. If the first sun gear 40 is disposed on the front side in the rotational direction, the radial load applied to the first planetary gear element 42 is increased. That is, when both the elements 42 and 43 are arranged as shown in FIG. 4B, the arrow b appears on the first planetary gear element 42 in the high speed mode state.₁ ~ B_Four The forces in the direction indicated by As a result, the radial load applied to the first planetary gear element 42 is increased, and the durability of the radial needle bearing 50 for supporting the first planetary gear element 42 to the first planetary support shaft 47 is ensured. It becomes difficult.
[0035]
The second planetary gear type transmission unit 29 can be considered in the same manner as the first planetary gear type transmission unit 28. That is, as shown in FIG. 3 described above, the second and third planetary gear elements 43 and 44 are replaced with the first and second planetary gear elements 42 and 43 constituting the first planetary gear type transmission unit 28. The phase is shifted in the same direction as. By arranging both the elements 43 and 44 in this way, it is possible to prevent a large radial load from being applied to the third planetary gear element 44 provided on the inner diameter side of the first carrier 41, and this third The durability of the radial needle bearing 50 for supporting the planetary gear element 44 on the third planetary support shaft 49 can be ensured.
[0036]
Further, the second planetary gear element 43 constituting the first and second planetary gear type transmission units 28 and 29 is not subjected to a large radial load for the following reason. In the high speed mode state, the radial force applied to the second planetary gear element 43 based on the meshing of the second planetary gear element 43 with the first and third planetary gear elements 42 and 44 is as follows. (1) and (2).
(1) A force applied in a tangential direction of each meshing portion based on power transmission at the meshing portions with the first and third planetary gear elements 42 and 44.
(2) Force applied in the radial direction based on the engagement of the inclined surfaces.
[0037]
Of these, the force (1) is applied in the opposite direction between the meshing portion with the first planetary gear element 42 and the meshing portion with the third planetary gear element 44. For this reason, the forces applied to the second planetary gear element 43 at these meshing portions cancel each other. Further, although the force (2) is the sum of the forces generated at both the meshing portions, the force (2) is small, so it is not a problem.
[0038]
As described above, according to the continuously variable transmission of this example, in the high speed mode state, the meshing portions of the first, second, and third planetary gear elements 42, 43, and 44, and the planetary gear elements 42, respectively. , 43, 44 and the first and second sun gears 40, 46 or the first ring gear 45 can cancel the radial loads applied to the planetary gear elements 42, 43, 44 from each other. Therefore, it is possible to reduce the load on the radial needle bearings 50, 50 that support the planetary gear elements 42, 43, 44, and to ensure the durability of the radial needle bearings 50, 50.
[0039]
During the operation of the continuously variable transmission of this example, in the low speed mode, the radial loads applied from the meshing portions are added to the first and third planetary gear elements 42 and 44. As a result, the load applied to the radial needle bearings 50 and 50 that support the planetary gear elements 42 and 44 increases. However, in the case of the continuously variable transmission of this example, the frequency of operation in the low speed mode is much lower than the frequency of operation in the high speed mode. Therefore, if the radial load applied to each of the radial needle bearings 50, 50 in the high speed mode state is kept low, even if the radial load applied to each of the radial needle bearings 50, 50 is increased in the low speed mode state, The durability of the radial needle bearings 50, 50 can be improved.
[0040]
However, in consideration of the operation in the low speed mode state, the structure of the first planetary gear type transmission unit 28 including the first sun gear 40 is devised, and the first sun gear 40 and the It is preferable to prevent interference with the first carrier 41. That is, during operation in the low speed mode, the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission unit 11a becomes very large, and as a result, the thrust generated by the pressing device 10a becomes very large. The input shaft 31 is pulled to the left in FIG. 1 based on this thrust, and the first carrier 41 supported at the tip end portion (the right end portion in FIG. 1) of the input shaft 31 Displacement in a direction approaching 5b. On the other hand, the axial position of the first sun gear 40 coupled to the output side disk 5b via the output side disk 5b and the hollow rotary shaft 18a does not change. Therefore, unless the gap between the first sun gear 40 and the first carrier 41 is increased, the first sun gear 40 and the first carrier 41 are operated during the operation in the low-speed mode state. May interfere. However, increasing the gap is not preferable because it leads to an increase in the size of the continuously variable transmission.
[0041]
On the other hand, the gears constituting the first planetary gear type transmission unit 28 (and the second and third planetary gear type transmission units 29 and 30) including the first sun gear 40 described above reduce noise during operation. Therefore, it is a helical gear. Therefore, the first sun gear 40 and the first sun gear 40 and the first sun gear 40 and the first sun gear 40 are controlled by restricting the inclination direction of the helical gears of the gears constituting the first planetary gear type transmission unit 28. A thrust force is generated in a direction in which the first sun gear 40 is pressed against the output side disk 5b at the meshing portion with the planetary gear element 42. Then, by this thrust force, the first sun gear 40 is moved away from the first carrier 41 by the assembling gap between the output-side disk 5b and the hollow rotary shaft 18a. As a result, even if the gap between the first sun gear 40 and the first carrier 41 is reduced, the first sun gear 40 and the first carrier 41 are less likely to interfere with each other, and the steplessly. The transmission can be downsized.
[0042]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured and operates as described above, the durability of the continuously variable transmission can be improved without particularly increasing the cost or increasing the size.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing an example of an embodiment of the present invention.
2 is a schematic cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
FIG. 3 is a cross-sectional view of the same BB.
FIG. 4 is a partial schematic cross-sectional view for explaining the reason why the radial load applied to the planetary gear element can be reduced.
FIG. 5 is a sectional view showing an example of a conventionally known toroidal type continuously variable transmission unit.
FIG. 6 is a schematic sectional view showing an example of a conventionally known continuously variable transmission.
FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the transmission ratio (vehicle speed) of the continuously variable transmission as a whole, the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission unit, and the torque passing through the toroidal continuously variable transmission unit.
[Explanation of symbols]
1 Input shaft
2, 2a, 2b Input side disk
3 Ball spline
4 Output gear
5, 5a, 5b Output disk
6 Power roller
7 Trunnion
8 Support shaft
9 Drive shaft
10, 10a Pressing device
11, 11a Toroidal-type continuously variable transmission unit
12 Planetary gear type transmission unit
13 Career
14a, 14b Planetary gear element
15 First transmission shaft
16a, 16b Sun gear
17 Second transmission shaft
18, 18a Hollow rotating shaft
19 Sun gear
20 planetary gear elements
21 Ring gear
22 Second career
23a, 23b Planetary gear element
24, 24a Output shaft
25 Second ring gear
26, 26a Low speed clutch
27, 27a High speed clutch
28 First planetary gear type transmission unit
29 Second planetary gear type transmission unit
30 Third planetary gear type transmission unit
31 Input shaft
32 Transmission shaft
33 Thrust angular contact ball bearings
34a, 34b Support plate
35a, 35b Support post
36 retaining ring
37 Output side
38 Torsion damper
39 Gear pump
40 The first sun gear
41 First career
42 First planetary gear element
43 Second planetary gear element
44 Third planetary gear element
45 First ring gear
46 Second Sun Gear
47 First planetary support shaft
48 Second planetary support shaft
49 Third planetary support shaft
50 radial needle bearings
51 Second career
52 Third Sun Gear
53 Second ring gear
54 Planetary Gear Element
55 Planetary Gear Element
56 Thrust needle bearing
57 casing

Claims

In order to adjust the reduction ratio between the input shaft and the output shaft, a toroidal-type continuously variable transmission unit and a plurality of planetary gear transmission units are combined through a low speed clutch and a high speed clutch . The toroidal-type continuously variable transmission unit includes a pair of outer disks that are concentrically coupled to each other via the input shaft so as to be freely rotatable, and concentric with the outer disks between the outer disks. A plurality of inner disks that are supported so as to be rotatable independently from the outer disks, and a plurality of inner disks and both outer disks are sandwiched between both side surfaces of the inner disks and the side surfaces of the outer disks. A plurality of power rollers that transmit power to each other, and each of the planetary gear type transmission units includes the pair of outer discs. A carrier that is concentrically coupled and fixed to the outer disks and rotates together with the outer disks, and a plurality of first supports rotatably supported on one side of the carrier facing one outer disk. A planetary gear and a hollow rotary shaft disposed around the input shaft are coupled to the inner disk in a state where the planetary gear is coupled to the inner disk, and are rotatably provided concentrically with the first planetary gear. One sun gear, a plurality of second planetary gears rotatably supported on the other surface of the carrier, and concentrically and rotatably provided with the disks, and meshed with the second planetary gears. a second sun gear state, and are by and rotatably provided in the respective disc and concentric one with a ring gear in mesh with the respective first planetary gears, the low speed clutch is, the reduction ratio It is connected when it is enlarged, and is disconnected when it is also reduced, and the carrier that rotates together with the input shaft and the first that rotates in the opposite direction together with the hollow rotation shaft are connected. When the differential component with the sun gear allows the power to be taken out from the ring gear meshed with the first planetary gear or the second planetary gear, and the high speed clutch has a large reduction ratio. And the first sun gear that rotates in the opposite direction together with the hollow rotation shaft in connection with the connection. In the continuously variable transmission that rotates in accordance with the differential component of the planetary gear , the first and second planetary gears are respectively the first sun gear or A plurality of planetary gears arranged between the second sun gear and the ring gear are constituted by first, second planetary gear elements, or third and fourth planetary gear elements meshed with each other, of which One planetary gear element or a third planetary gear element is meshed with the first sun gear or the second sun gear, and the second planetary gear element or the fourth planetary gear element is meshed with the ring gear. In order to support the first and third planetary gear elements among the first to fourth planetary support shafts that support the first to fourth planetary gear elements around each of them. The first and third planetary support shafts of the second and fourth planetary support shafts for supporting the second and fourth planetary gear elements are phased forward with respect to the rotational direction of the outer disks. A continuously variable transmission characterized by being shifted.

The continuously variable transmission according to claim 1 , wherein the second and fourth planetary gear elements are integrated, and a ring gear is meshed with the integrated planetary gear element.