JP4158320B2

JP4158320B2 - Continuously variable transmission

Info

Publication number: JP4158320B2
Application number: JP2000181478A
Authority: JP
Inventors: 伸夫後藤; 功久小林
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2000-06-16
Filing date: 2000-06-16
Publication date: 2008-10-01
Anticipated expiration: 2020-06-16
Also published as: JP2002005258A

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明に係る無段変速装置は、自動車用の自動変速機として利用する。特に本発明は、小型・軽量化を図りつつ、予圧付与の為の皿板ばねの耐久性確保を図るものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用の自動変速機として、図４〜５に略示する様なトロイダル型無段変速機が、一部で実施されている。このトロイダル型無段変速機は、例えば実開昭６２−７１４６５号公報に開示されている様に、入力軸１と同心に入力側ディスク２を支持し、この入力軸１と同心に配置された出力軸３の端部に出力側ディスク４を固定している。トロイダル型無段変速機を納めたケーシング５（後述する図７〜８参照）の内側には、上記入力軸１並びに出力軸３に対して捻れの位置にある枢軸６、６を中心として揺動するトラニオン７、７を設けている。
【０００３】
これら各トラニオン７、７は、両端部外側面に上記枢軸６、６を、各トラニオン７、７毎に互いに同心に、各トラニオン７、７毎に１対ずつ設けている。これら各枢軸６、６の中心軸は、上記各ディスク２、４の中心軸と交差する事はないが、これら各ディスク２、４の中心軸の方向に対して直角方向若しくは直角に近い方向である、捩れの位置に存在する。又、上記各トラニオン７、７の中心部には変位軸８、８の基半部を支持し、上記枢軸６、６を中心として各トラニオン７、７を揺動させる事により、上記各変位軸８、８の傾斜角度の調節を自在としている。各トラニオン７、７に支持された変位軸８、８の先半部周囲には、それぞれパワーローラ９、９を回転自在に支持している。そして、これら各パワーローラ９、９を、上記入力側、出力側両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａ同士の間に挟持している。
【０００４】
上記入力側、出力側両ディスク２、４の互いに対向する内側面２ａ、４ａは、それぞれ断面が、上記枢軸６を中心とする円弧若しくはこの様な円弧に近い曲線を回転させて得られる、断面円弧状の凹面をなしている。そして、球状凸面に形成された各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａを、上記内側面２ａ、４ａに当接させている。又、上記入力軸１と入力側ディスク２との間には、ローディングカム式の押圧装置１０を設け、この押圧装置１０によって上記入力側ディスク２を、出力側ディスク４に向け弾性的に押圧しつつ、回転駆動自在としている。
【０００５】
上述の様に構成されるトロイダル型無段変速機の使用時、入力軸１の回転に伴って上記押圧装置１０が上記入力側ディスク２を、上記複数のパワーローラ９、９に押圧しつつ回転させる。そして、この入力側ディスク２の回転が、上記複数のパワーローラ９、９を介して出力側ディスク４に伝達され、この出力側ディスク４に固定の出力軸３が回転する。
【０００６】
入力軸１と出力軸３との回転速度を変える場合で、先ず入力軸１と出力軸３との間で減速を行なう場合には、枢軸６、６を中心として前記各トラニオン７、７を揺動させ、各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａが図４に示す様に、入力側ディスク２の内側面２ａの中心寄り部分と出力側ディスク４の内側面４ａの外周寄り部分とにそれぞれ当接する様に、各変位軸８、８を傾斜させる。
【０００７】
反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を揺動させ、各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａが図５に示す様に、入力側ディスク２の内側面２ａの外周寄り部分と出力側ディスク４の内側面４ａの中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、各変位軸８、８を傾斜させる。各変位軸８、８の傾斜角度を図４と図５との中間にすれば、入力軸１と出力軸３との間で、中間の変速比を得られる。
【０００８】
更に、図６〜７は、実願昭６３−６９２９３号（実開平１−１７３５５２号）のマイクロフィルムに記載された、より具体化されたトロイダル型無段変速機を示している。入力側ディスク２と出力側ディスク４とは円管状の入力軸１１の周囲に、それぞれ回転自在に支持している。又、この入力軸１１の端部と上記入力側ディスク２との間に、ローディングカム式の押圧装置１０を設けている。一方、上記出力側ディスク４には、出力歯車１２を結合し、これら出力側ディスク４と出力歯車１２とが同期して回転する様にしている。
【０００９】
１対のトラニオン７、７の両端部に互いに同心に設けた枢軸６、６は１対の支持板（ヨーク）１３、１３に、揺動並びに軸方向（図６の表裏方向、図７の上下方向）の変位自在に支持している。そして、上記各トラニオン７、７の中間部に、変位軸８、８の基半部を支持している。これら各変位軸８、８は、基半部と先半部とを互いに偏心させている。そして、このうちの基半部を上記各トラニオン７、７の中間部に回転自在に支持し、それぞれの先半部にパワーローラ９、９を回転自在に支持している。
【００１０】
尚、上記１対の変位軸８、８は、上記入力軸１１に対して１８０度反対側位置に設けている。又、これら各変位軸８、８の基半部と先半部とが偏心している方向は、上記入力側、出力側両ディスク２、４の回転方向に関して同方向（図７で上下逆方向）としている。又、偏心方向は、上記入力軸１１の配設方向に対してほぼ直交する方向としている。従って上記各パワーローラ９、９は、上記入力軸１１の配設方向に関して若干の変位自在に支持される。
【００１１】
又、上記各パワーローラ９、９の外側面と上記各トラニオン７、７の中間部内側面との間には、これら各パワーローラ９、９の外側面の側から順に、スラスト玉軸受１４、１４とスラストニードル軸受１５、１５とを設けている。このうちのスラスト玉軸受１４、１４は、上記各パワーローラ９、９に加わるスラスト方向の荷重を支承しつつ、これら各パワーローラ９、９の回転を許容する。又、上記各スラストニードル軸受１５、１５は、上記各パワーローラ９、９から上記各スラスト玉軸受１４、１４を構成する外輪１６、１６に加わるスラスト荷重を支承しつつ、上記各変位軸８、８の先半部及び上記外輪１６、１６が、これら各変位軸８、８の基半部を中心として揺動する事を許容する。更に、上記各トラニオン７、７は、油圧式のアクチュエータ（油圧シリンダ）１７、１７により、前記各枢軸６、６の軸方向に変位自在としている。
【００１２】
上述の様に構成されるトロイダル型無段変速機の場合、入力軸１１の回転は前記押圧装置１０を介して入力側ディスク２に伝えられる。そして、この入力側ディスク２の回転が、１対のパワーローラ９、９を介して出力側ディスク４に伝えられ、更にこの出力側ディスク４の回転が、出力歯車１２より取り出される。
【００１３】
入力軸１１と出力歯車１２との間の回転速度比を変える場合には、上記各アクチュエータ１７、１７により上記１対のトラニオン７、７を、それぞれ逆方向に、例えば、図７の右側のパワーローラ９を同図の下側に、同図の左側のパワーローラ９を同図の上側に、それぞれ変位させる。この結果、これら各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと上記入力側ディスク２及び出力側ディスク４の内側面２ａ、４ａとの当接部に作用する、接線方向の力の向きが変化する。そして、この力の向きの変化に伴って上記各トラニオン７、７が、支持板１３、１３に枢支された枢軸６、６を中心として、互いに逆方向に揺動する。この結果、前述の図４〜５に示した様に、上記各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと上記各内側面２ａ、４ａとの当接位置が変化し、上記入力軸１１と出力歯車１２との間の回転速度比が変化する。
【００１４】
トロイダル型無段変速機による動力伝達時には、構成各部の弾性変形に基づいて、上記各パワーローラ９、９が上記入力軸１１の軸方向に変位する。そして、これら各パワーローラ９、９を支持した前記各変位軸８、８が、それぞれの基半部を中心として僅かに回動する。この回動の結果、上記各スラスト玉軸受１４、１４の外輪１６、１６の外側面と上記各トラニオン７、７の内側面とが相対変位する。これら外側面と内側面との間には、前記各スラストニードル軸受１５、１５が存在する為、この相対変位に要する力は小さい。
【００１５】
更に、伝達可能なトルクを増大すべく、図８〜９に示す様に、入力軸１１ａの周囲に入力側ディスク２Ａ、２Ｂと出力側ディスク４、４とを２個ずつ設け、これら２個ずつの入力側ディスク２Ａ、２Ｂと出力側ディスク４、４とを動力の伝達方向に関して互いに並列に配置する、所謂ダブルキャビティ型の構造も、従来から知られている。この図８〜９に示した構造は、上記入力軸１１ａの中間部周囲に出力歯車１２ａを、この入力軸１１ａに対する回転を自在として支持し、この出力歯車１２ａの中心部に設けた円筒部の両端部に上記各出力側ディスク４、４を、スプライン係合させている。又、上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂは、上記入力軸１１ａの両端部に、この入力軸１１ａと共に回転自在に支持している。この入力軸１１ａは、駆動軸１８により、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。この様なダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機の場合には、入力軸１１ａから出力歯車１２ａへの動力の伝達を、一方の入力側ディスク２Ａと出力側ディスク４との間と、他方の入力側ディスク２Ｂと出力側ディスク４との間との、２系統に分けて行なうので、大きな動力の伝達を行なえる。
【００１６】
上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速機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、動力循環型の無段変速装置を構成する事が、特開平１−１６９１６９号公報、同１−３１２２６６号公報、同１０−１９６７５９号公報、同１１−６３１４６〜７号公報等に記載されている様に、従来から提案されている。即ち、低速走行時にはエンジンの駆動力をトロイダル型無段変速機のみで伝達し、高速走行時には上記駆動力を遊星歯車機構で伝達する事により、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機に加わるトルクの低減を図る様にしている。この様に構成する事により、上記トロイダル型無段変速機の構成各部材の耐久性を向上させる事ができる。
【００１７】
図１０は、上記各公報のうちの特開平１０−１９６７５９号公報に記載された無段変速装置を示している。この無段変速装置は、駆動源であるエンジン１９のクランクシャフト２０の出力側端部（図１０の右端部）と入力軸２１の入力側端部（図１０の左端部）との間に発進クラッチ２２を設けている。又、上記入力軸２１の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸２３を、この入力軸２１と平行に配置している。そして、この入力軸２１の周囲にトロイダル型無段変速機２４を、上記出力軸２３の周囲に遊星歯車機構２５を、それぞれ設けている。
【００１８】
上記トロイダル型無段変速機２４のローディングカム式の押圧装置１０を構成するカム板２６は、上記入力軸２１の中間部で出力側端部寄り（図１０の右寄り）部分に固定している。又、入力側ディスク２と出力側ディスク４とは、上記入力軸２１の周囲に、ニードル軸受等、図示しない軸受により、この入力軸２１に対し、互いに独立した回転を自在に支持している。そして、上記カム板２６と入力側ディスク２とにより、上記押圧装置１０を構成している。従って、上記入力側ディスク２は上記入力軸２１の回転に伴い、上記出力側ディスク４に向け押圧されつつ回転する。又、上記入力側ディスク２の内側面２ａと上記出力側ディスク４の内側面４ａとの間に複数個のパワーローラ９、９を挟持して、前述の図４〜７に示した如きトロイダル型無段変速機２４を構成している。
【００１９】
又、上記遊星歯車機構２５を構成する太陽歯車２７は、前記出力軸２３の入力側端部（図１０の右端部）に固定している。従ってこの出力軸２３は、上記太陽歯車２７の回転に伴って回転する。この太陽歯車２７の周囲にはリング歯車２８を、上記太陽歯車２７と同心に、且つ回転自在に支持している。そして、このリング歯車２８の内周面と上記太陽歯車２７の外周面との間に、複数個（通常は３〜４個）の遊星歯車組２９、２９を設けている。図示の例ではこれら各遊星歯車組２９、２９は、それぞれ１対ずつの遊星歯車３０ａ、３０ｂを組み合わせて成る。これら１対ずつの遊星歯車３０ａ、３０ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車３０ａを上記リング歯車２８に噛合させ、内径側に配置した遊星歯車３０ｂを上記太陽歯車２７に噛合させている。この様に各遊星歯車組２９、２９をそれぞれ１対ずつの遊星歯車３０ａ、３０ｂにより構成するのは、上記リング歯車２８と太陽歯車２７との回転方向を一致させる為である。従って、他の構成部分との関係で、これらリング歯車２８と太陽歯車２７との回転方向を一致させる必要がなければ、単一の遊星歯車をこれらリング歯車２８と太陽歯車２７との両方に噛合させても良い。上述の様な遊星歯車組２９、２９は、キャリア３１の片側面（図１０の右側面）に回転自在に支持している。又、このキャリア３１は、前記出力軸２３の中間部に、回転自在に支持している。
【００２０】
又、上記キャリア３１と前記出力側ディスク４とを、第一の動力伝達機構３２により、回転力の伝達を可能な状態に接続している。請求項１に記載した第一の動力伝達経路を構成する、上記第一の動力伝達機構３２は、互いに噛合した第一、第二の歯車３３、３４により構成している。従って上記キャリア３１は、上記出力側ディスク４の回転に伴って、この出力側ディスク４と反対方向に、上記第一、第二の歯車３３、３４の歯数に応じた速度で回転する。
【００２１】
一方、前記入力軸２１と上記リング歯車２８とは、第二の動力伝達機構３５により回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。請求項１に記載した第二の動力伝達経路を構成する、上記第二の動力伝達機構３５は、第一、第二のスプロケット３６、３７と、これら両スプロケット３６、３７同士の間に掛け渡したチェン３８とにより構成している。即ち、第一のスプロケット３６を上記入力軸２１の出力側端部（図１０の右端部）で前記カム板２６から突出した部分に固定すると共に、第二のスプロケット３７を伝達軸３９の入力側端部（図１０の右端部）に固定している。従ってこの伝達軸３９は、上記入力軸２１の回転に伴って、この入力軸２１と同方向に、上記第一、第二のスプロケット３６、３７の歯数に応じた速度で回転する。
【００２２】
又、無段変速装置は、請求項１に記載したモード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、上記キャリア３１と第二の動力伝達機構３５の構成部材である上記伝達軸３９との何れか一方のみを、上記リング歯車２８に接続する。図１０に示した構造の場合に、このクラッチ機構は、低速用クラッチ４０と高速用クラッチ４１とから成る。このうちの低速用クラッチ４０は、上記キャリア３１の外周縁部と上記リング歯車２８の軸方向一端部（図１０の左端部）との間に設けている。この様な低速用クラッチ４０は、接続時には、前記遊星歯車機構２５を構成する太陽歯車２７とリング歯車２８と遊星歯車組２９、２９との相対変位を阻止し、これら太陽歯車２７とリング歯車２８とを一体的に結合する。又、高速用クラッチ４１は、上記伝達軸３９と、上記リング歯車２８に支持板４２を介して固定した中心軸４３との間に設けている。これら低速用クラッチ４０と高速用クラッチ４１とは、何れか一方のクラッチが接続された場合には、他方のクラッチの接続が断たれる。
【００２３】
又、図１０の例では、上記リング歯車２８と、無段変速装置のハウジング（図示省略）等、固定の部分との間に、後退用クラッチ４４を設けている。この後退用クラッチ４４は、自動車を後退させるべく、上記出力軸２３を逆方向に回転させる為に設けている。この後退用クラッチ４４は、上記低速用クラッチ４０と高速用クラッチ４１との何れか一方が接続された状態では、接続が断たれる。又、この後退用クラッチ４４が接続された状態では、上記低速用クラッチ４０と高速用クラッチ４１とは、何れも接続が断たれる。
【００２４】
更に、図示の例では、上記出力軸２３とデファレンシャルギヤ４５とを、第三〜第五の歯車４６〜４８で構成する第三の動力伝達機構４９により接続している。従って、上記出力軸２３が回転すると、これら第三の動力伝達機構４９及びデファレンシャルギヤ４５を介して左右１対の駆動軸５０、５０が回転し、自動車の駆動輪を回転駆動させる。
【００２５】
上述の様に構成する無段変速装置は、先ず、低速走行時には、上記低速用クラッチ４０を接続すると共に、上記高速用クラッチ４１及び後退用クラッチ４４の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ２２を接続し、前記入力軸２１を回転させると、トロイダル型無段変速機２４のみが、この入力軸２１から上記出力軸２３に動力を伝達する。この様な低速走行時に、入力側、出力側両ディスク２、４同士の間の変速比を変える際の作用は、前述の図４〜７に示した従来のトロイダル型無段変速機の場合と同様である。勿論、この状態では、上記入力軸２１と出力軸２３との間の変速比、即ち、無段変速装置全体としての変速比は、トロイダル型無段変速機２４の変速比に比例する。又、この状態では、このトロイダル型無段変速機２４に入力されるトルクは、上記入力軸２１に加えられるトルクに等しくなる。
【００２６】
これに対して、高速走行時には、上記高速用クラッチ４１を接続すると共に、上記低速用クラッチ４０及び後退用クラッチ４４の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ２２を接続し、上記入力軸２１を回転させると、この入力軸２１から上記出力軸２３には、前記第二の動力伝達機構３５を構成する第一、第二のスプロケット３６、３７及びチェン３８と前記遊星歯車機構２５とが、動力を伝達する。
【００２７】
即ち、上記高速走行時に上記入力軸２１が回転すると、この回転は上記第二の動力伝達機構３５並びに高速用クラッチ４１を介して中心軸４３に伝わり、この中心軸４３を固定したリング歯車２８を回転させる。そして、このリング歯車２８の回転が複数の遊星歯車組２９、２９を介して太陽歯車２７に伝わり、この太陽歯車２７を固定した上記出力軸２３を回転させる。上記リング歯車２８が入力側となった場合に上記遊星歯車機構２５は、上記各遊星歯車組２９、２９が停止している（太陽歯車２７の周囲で公転しない）と仮定すれば、上記リング歯車２８と太陽歯車２７との歯数の比に応じた変速比で増速を行なう。但し、上記各遊星歯車組２９、２９は上記太陽歯車２７の周囲を公転し、無段変速装置全体としての変速比は、これら各遊星歯車組２９、２９の公転速度に応じて変化する。そこで、上記トロイダル型無段変速機２４の変速比を変えて、上記各遊星歯車組２９、２９の公転速度を変えれば、上記無段変速装置全体としての変速比を調節できる。
【００２８】
即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車組２９、２９が、上記リング歯車２８と同方向に公転する。そして、これら各遊星歯車組２９、２９の公転速度が遅い程、上記太陽歯車２７を固定した出力軸２３の回転速度が速くなる。例えば、上記公転速度とリング歯車２８の回転速度（何れも角速度）が同じになれば、上記リング歯車２８と出力軸２３の回転速度が同じになる。これに対して、上記公転速度がリング歯車２８の回転速度よりも遅ければ、上記リング歯車２８の回転速度よりも出力軸２３の回転速度が速くなる。反対に、上記公転速度がリング歯車２８の回転速度よりも速ければ、上記リング歯車２８の回転速度よりも出力軸２３の回転速度が遅くなる。
【００２９】
従って、上記高速走行時には、前記トロイダル型無段変速機２４の変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は増速側に変化する。この様な高速走行時の状態では、上記トロイダル型無段変速機２４に、入力側ディスク２からではなく、出力側ディスク４からトルクが加わる（低速時に加わるトルクをプラスのトルクとした場合にマイナスのトルクが加わる）。即ち、前記高速用クラッチ４１を接続した状態では、前記エンジン１９から入力軸２１に伝達されたトルクは、前記ローディングカム装置１０が前記入力側ディスク２を押圧する以前に、前記第二の動力伝達機構３５を介して前記遊星歯車機構２５のリング歯車２８に伝達される。従って、入力軸２１の側から上記ローディングカム装置１０を介して入力側ディスク２に伝達されるトルクは殆どなくなる。
【００３０】
一方、上記第二の動力伝達機構３５を介して前記遊星歯車機構２５のリング歯車２８に伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車組２９、２９から、キャリア３１及び第一の動力伝達機構３２を介して出力側ディスク４に伝わる。この様に出力側ディスク４からトロイダル型無段変速機２４に加わるトルクは、無段変速装置全体の変速比を増速側に変化させるべく、トロイダル型無段変速機２４の変速比を減速側に変化させる程小さくなる。この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機２４に入力されるトルクを小さくして、このトロイダル型無段変速機２４の構成部品の耐久性向上を図れる。
【００３１】
更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸２３を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ４０、４１の接続を断つと共に、前記後退用クラッチ４４を接続する。この結果、上記リング歯車２８が固定され、上記各遊星歯車組２９、２９が、このリング歯車２８並びに前記太陽歯車２７と噛合しつつ、この太陽歯車２７の周囲を公転する。そして、この太陽歯車２７並びにこの太陽歯車２７を固定した出力軸２３が、前述した低速走行時並びに上述した高速走行時とは逆方向に回転する。
【００３２】
図１１は、上述した図１０に示す様な無段変速装置全体としての変速比（itotal）を連続して変化させる場合に、トロイダル型無段変速機２４の変速比（icvt）と、このトロイダル型無段変速機２４に入力される入力トルク（Ｔ_in）と、無段変速装置の出力軸２３から取り出される出力トルク（Ｔ_s ）とが変化する状態の１例を示している。これら各変速比（itotal）（icvt）並びに各トルク（Ｔ_in）（Ｔ_s ）の関係は、トロイダル型無段変速機２４の変速幅、遊星歯車機構２５の構造並びに歯数比、第二の動力伝達機構３５の減速比等に応じて変わる。図１１に記載した各線を得る為の条件として、トロイダル型無段変速機２４の変速幅を凡そ４倍（０．５〜２．０）とし、遊星歯車機構２５はそれぞれが１対ずつの遊星歯車３０ａ、３０ｂから成る遊星歯車組２９、２９を備え、第二の動力伝達機構３５の減速比は凡そ２とした。又、低速用クラッチ４０と高速用クラッチ４１との切り換えは、無段変速装置全体としての変速比（itotal）が１の場合に行なうとした。
【００３３】
上述の様な条件で試算した結果を示す図１１で、縦軸は、トロイダル型無段変速機２４の変速比（icvt）並びに、トロイダル型無段変速機２４の入力トルク（Ｔ_in）、又は無段変速装置の出力トルク（Ｔ_s ）と前記エンジン１９から前記入力軸２１（図１０）に伝えられるトルク（Ｔ_e ）との比（Ｔ_in／Ｔ_e ）（Ｔ_s ／Ｔ_e ）を、横軸は、無段変速装置全体としての変速比（itotal）を、それぞれ表している。尚、トロイダル型無段変速機２４の変速比（icvt）を示す値がマイナスなのは、このトロイダル型無段変速機２４に組み込んだ出力側ディスク４（図１０）の回転方向が入力軸２１の回転方向と逆になる為である。又、実線ａは、上記トロイダル型無段変速機２４の変速比（icvt）を、破線ｂは、上記出力トルク（Ｔ_s ）と前記エンジン１９から前記入力軸２１に伝えられるトルク（Ｔ_e ）との比（Ｔ_s ／Ｔ_e ）を、鎖線ｃは、上記入力トルク（Ｔ_in）と前記エンジン１９から前記入力軸２１に伝えられるトルク（Ｔ_e ）との比（Ｔ_in／Ｔ_e ）を、それぞれ表している。この様な図１１の記載から明らかな通り、上述した図１０に示す様な無段変速装置によれば、高速走行時にトロイダル型無段変速機２４に加わるトルクを小さくできる。図１１を求めた条件では、上記入力トルク（Ｔ_in）を、最大限、上記エンジン１９から前記入力軸２１に伝えられるトルク（Ｔ_e ）の１４％程度にまで低減できる。
【００３４】
尚、上述の様な無段変速装置に組み込むトロイダル型無段変速機２４は、図１０及び図４〜７に示したシングルキャビティ型のものに限らず、前述した図８〜９に示す様なダブルキャビティ型のものでも良い。ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置は、前記特開平１１−６３１４６〜７号公報等に記載されている。例えば、図１２〜１３は、特開平１１−６３１４７号公報に記載された無段変速装置の２例を示している。このうち、図１２に示した構造は、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機２４ａの中心部に、前述の図１０に示した構造の場合と同様に入力軸２１ａを挿通し、上記トロイダル型無段変速機２４ａの軸方向に関して入力部と反対側で、このトロイダル型無段変速機２４ａと遊星歯車機構２５とに動力を分割したものである。これに対して図１３に示した構造は、トロイダル型無段変速機２４ａの側方に伝達軸５１を、このトロイダル型無段変速機２４ａと並列に配設し、このトロイダル型無段変速機２４ａの軸方向に関して入力部と同じ側で、このトロイダル型無段変速機２４ａと遊星歯車機構２５とに動力を分割したものである。
【００３５】
これら図１２〜１３に示した構造を比べた場合、図１２に示した様に、トロイダル型無段変速機２４ａの中心部に入力軸２１ａを挿通した構造の方が、図１３に示した様に、トロイダル型無段変速機２４ａの側方に伝達軸５１を設けた構造よりも、小型・軽量化を図り易い。これに対して、上記図１２に示した構造をそのまま採用した場合には、特開平７−１９８０１４号公報に記載されている様に、上記入力軸２１ａを通過する動力の大きさが嵩む。上記図１２に示した構造でこの入力軸２１ａを通過する動力を低減する為には、上記トロイダル型無段変速機に組み込む押圧装置１０を、このトロイダル型無段変速機２４ａの軸方向に関して入力部と反対側に設ける事が好ましい。
【００３６】
軸方向に関して、押圧装置を入力部と反対側に設けた構造で、前述の様な動力循環型の無段変速装置を構成する為に利用できるトロイダル型無段変速機としては、ドイツ特許公報ＤＥ１９７５４７２５Ａ１に記載されたものが知られている。このドイツ特許公報に記載されたトロイダル型無段変速機２４ｂは、図１４に示す様に構成されている。このトロイダル型無段変速機２４ｂを構成する入力軸１１ｂは、その基端部（図１４の左端部）を、連結ブラケット５２を介して、エンジン等の図示しない駆動源の駆動軸に連結される。又、上記入力軸１１ｂの中間部先端寄り（図１４の右寄り）部分には、ローディングカム式の押圧装置１０を構成する為のカム板５３を、ボールスプライン５４を介して支持している。更に、このカム板５３の背面（図１４の右面）と、上記入力軸１１ｂの先端寄り部分に形成した係止鍔部５５との間に皿板ばね５６を設けて、上記押圧装置１０に予圧を付与している。
【００３７】
又、上記入力軸１１ｂの中間部周囲には、円管状の入力側スリーブ５７を、この入力軸１１ｂと同心に、且つ、この入力軸１１ｂに対する相対回転を自在に配置している。そして、上記入力側スリーブ５７の基端部（図１４の左端部）に入力側ディスク２Ａをボールスプライン５８を介して、先端部（図１４の右端部）に別の入力側ディスク２Ｂをスプライン５９を介して、それぞれ支持している。又、上記基端部側の入力側ディスク２Ａと上記連結ブラケット５２との間には、アンギュラ型玉軸受の如き、ラジアル荷重及びスラスト荷重を支承自在な転がり軸受６０を設けている。又、上記先端側の入力側ディスク２Ｂと上記入力軸１１ｂの中間部外周面との間には、ニードル軸受の如き、ラジアル荷重のみを支承自在な転がり軸受６１を設けている。
【００３８】
又、上記先端側の入力側ディスク２Ｂの外側面（図１４の右側面）と前記カム板５３の前面（図１４の左面）とには、それぞれ円周方向に亙る凹凸面であるカム面６２、６３を形成している。そして、これら両カム面６２、６３同士の間に複数個のローラ６４、６４を挟持して、前記押圧装置１０を構成している。従って上記入力軸１１ｂの回転に伴って上記１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂは、互いに近づく方向の力を付与されつつ、上記入力軸１１ｂの周囲で、互いに同期して回転する。
【００３９】
更に、上記入力側スリーブ５７の中間部周囲には出力側スリーブ６５を、この入力側スリーブ５７と同心に、且つ、この入力側スリーブ５７に対する相対回転を自在に配置している。そして、上記出力側スリーブ６５の両端部に１対の出力側ディスク４、４の基半部を、スプライン係合させている。又、これら各出力側ディスク４、４の先半部内周面と上記入力側スリーブ５７の中間部外周面との間には、ニードル軸受の如き、ラジアル荷重のみを支承自在な転がり軸受６６、６６を設けている。従って上記１対の出力側ディスク４、４は、上記入力軸１１ｂ及び上記入力側スリーブ５７の周囲に、これら入力軸１１ｂ及び上記入力側スリーブ５７に対する互いに同期した回転及び軸方向の変位自在に支持されている。又、上記出力側スリーブ６５は、ハウジングの内部に設けた支持壁部６７に、４点接触式の玉軸受等、ラジアル荷重及びスラスト荷重を支承自在な転がり軸受６８により、回転のみ自在に支持している。又、上記出力側スリーブ６５の外周面中間部で上記支持壁部６７の側方一部分には、出力歯車１２ｂを固設している。
【００４０】
上述の様に設置した、上記各出力側ディスク４、４の内側面４ａ、４ａと、前述の様に設置した前記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂの内側面２ａ、２ａとの間には、それぞれ複数個ずつのパワーローラ９、９（図９参照）を、それぞれ傾斜角度の調節自在に挟持している。前記入力軸１１ｂの回転時には、上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂの回転が上記各パワーローラ９、９を介して上記各出力側ディスク４、４に伝わり、上記出力歯車１２ｂから回転力が取り出される。この様にして上記入力軸１１ｂの回転を出力歯車１２ｂに伝達する際、前記押圧装置１０が発生するスラスト力に基づいて上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂが、上記各出力側ディスク４、４に向け押し付けられる。この状態では、前記予圧付与の為の皿板ばね５６が押し潰されたり、或は構成各部材が弾性変形する事により、構成各部材が軸方向に相対変位するが、この相対変位は、前記各ボールスプライン５４、５８や、スラスト荷重を支承しない転がり軸受６１、６６の存在に基づき、円滑に許容される。
【００４１】
上述の様に、上記入力軸１１ｂの回転を出力歯車１２ｂに伝達すると同時に、上記入力軸１１ｂの回転は、この入力軸１１ｂの先端部（図１４の右端部）に、この入力軸１１ｂと同心に配置された取り出しブラケット６９を通じて取り出し自在としている。この取り出しブラケット６９は、上記入力軸１１ｂの先端部に転がり軸受７０により支持した状態で、その外周縁部に形成した被駆動側突片７１、７１と、前記カム板５３の背面に形成した駆動側突片７２、７２とを係合させている。従って、上記入力軸１１ｂの回転は、上記取り出しブラケット６９を介して、前記トロイダル型無段変速機２４ｂを介する事なく、取り出し自在である。
【００４２】
この様なトロイダル型無段変速機２４ｂを、前述の図１２に示した動力循環型の無段変速装置に組み込めば、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機２４ｂに加わるトルクの低減を図り、このトロイダル型無段変速機２４ｂの構成各部材の耐久性を向上させる事ができる。又、図１２に示す様に、押圧装置１０を入力側に配置している構造に比べて、上記入力軸１１ｂで伝達される動力を小さくして、この入力軸１１ｂの小径化を図れる。
【００４３】
【発明が解決しようとする課題】
図１４に示した従来構造の場合、予圧付与の為の皿板ばね５６の耐久性確保が難しいだけでなく、部品加工が面倒でコストが嵩む。しかも、軸方向寸法の短縮と軽量化とを両立させる事が難しい。この理由は、次の通りである。
【００４４】
先ず、上記皿板ばね５６の耐久性確保が難しい理由は、押圧装置１０の作動時に、この皿板ばね５６が完全に押し潰される事による。即ち、この皿板ばね５６の弾力は、トロイダル型無段変速機２４ｂの非作動時に、入力側、出力側各ディスク２Ａ、２Ｂ、４の内側面２ａ、４ａと各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａとの当接部に予圧を付与できるだけの、比較的小さなものであるのに対して、上記トロイダル型無段変速機２４ｂの作動時に上記押圧装置１０が発生するスラスト力は、上記各当接部が滑らない様にする為のものであり、相当に大きい。この為に上記皿板ばね５６のたわみ量は、上記トロイダル型無段変速機２４ｂの運転、停止に伴って、初期設定値と最大値との間で繰り返し変化する。この状態は、皿板ばね５６にとって過酷な使用条件となり、十分な耐久性確保が難しい。
【００４５】
又、部品加工が面倒でコストが嵩む理由は、上記押圧装置１０を構成するカム板５３を入力軸１１ｂに対し、ボールスプライン５４を介して支持している為である。これらカム板５３及び入力軸１１ｂは、同期して回転する構造にする必要があるが、図１４に示した従来構造の場合、上記カム板５３を上記皿板ばね５６により押圧している為、このカム板５３の軸方向変位も円滑化する必要があり、上記ボールスプライン５４を設けている。ボールスプラインの加工は、一般的なスプラインに比べ面倒で、その分、コストが嵩んでしまう。
【００４６】
更に、軸方向寸法の短縮と軽量化とを両立させる事が難しい理由は、次の通りである。先ず、上記トロイダル型無段変速機２４ｂの軸方向寸法を短縮する為には、図１４の右部に示す様に、入力側ディスク２Ｂの外側面内径寄り部分に凹部７３を設け、上記カム板５３の内径寄り部分をこの凹部７３内に入り込ませる必要がある。これに対して、上記入力側ディスク２Ｂの内周面の軸方向長さは、前記転がり軸受６１及び前記入力側スリーブ５７とのスプライン係合部を設ける必要上、或る程度以上確保する必要がある。この為に図１４に示した従来構造の場合には、上記凹部７３を設ける事に伴う内周面の軸方向長さの減少分を、内側面２ａ側の内径部分を延長する事により補っている。但し、図１４に斜格子で示したこの延長部分は、上記入力側ディスク２Ｂと上記入力側スリーブ５７との結合の為にのみ設け、動力の伝達等に寄与しない部分であ。この様な部分が存在する事は、トロイダル型無段変速機２４ｂの重量を増大させる原因となる。
本発明の無段変速装置は、この様な不都合のうち、少なくとも面倒なボールスプラインの加工を少なくして、コスト低減を図るべく発明したものである。
【００４７】
【課題を解決するための手段】
本発明の無段変速装置は、前述の従来から知られている無段変速装置と同様に、連結ブラケットを介して駆動源につながって、この駆動源により回転駆動される入力軸と、この入力軸の回転に基づく動力を取り出す為の出力軸と、遊星歯車機構と、この遊星歯車機構と同心に配置されたトロイダル型無段変速機と、上記入力軸に入力された動力を上記トロイダル型無段変速機を介して伝達する第一の動力伝達経路と、上記入力軸に入力された動力を上記トロイダル型無段変速機を介する事なく伝達する第二の動力伝達経路とを備える。
【００４８】
そして、上記遊星歯車機構は、太陽歯車とこの太陽歯車の周囲に配置したリング歯車との間に設けられ、上記太陽歯車と同心に且つ回転自在に支持したキャリアに回転自在に支持された遊星歯車を、上記太陽歯車とリング歯車とに噛合させて成るものである。
又、上記第一の動力伝達経路を通じて送られる動力と上記第二の動力伝達経路を通じて送られる動力とを、上記太陽歯車と上記リング歯車と上記キャリアとのうちの２個の部材に伝達自在とすると共に、これら太陽歯車とリング歯車とキャリアとのうちの残りの１個の部材に上記出力軸を結合している。
又、上記入力軸に入力された動力が上記第一の動力伝達経路と上記第二の動力伝達経路とを通じて上記遊星歯車機構に送られる状態を切り換えるモード切換手段を設けている。そして、このモード切換手段は、少なくとも上記第一の動力伝達経路のみで動力の伝達を行なう第一のモードと、この第一の動力伝達経路と上記第二の動力伝達経路との双方で動力の伝達を行なう第二のモードとの切換を行なうものである。
又、上記トロイダル型無段変速機は、それぞれが断面円弧状の凹面である互いの内側面同士を対向させた状態で、互いに同心に、且つ回転自在に支持された入力側ディスク及び出力側ディスクと、これら入力側ディスク及び出力側ディスクの中心軸に対し捻れの位置にある枢軸を中心として揺動する複数のトラニオンと、これら各トラニオンの中間部に、これら各トラニオンの内側面から突出する状態で支持された変位軸と、これら各トラニオンの内側面側に配置され且つ上記入力側ディスク及び出力側ディスクの間に挟持された状態で、上記各変位軸の周囲に回転自在に支持された、その周面を球状凸面としたパワーローラと、上記入力軸の回転に伴って上記入力側ディスクを、上記出力側ディスクに向けて押圧しつつ回転駆動する押圧装置と、この押圧装置の非作動時に上記入力側ディスクと上記出力側ディスクとを互いに近づく方向に押圧してこれら両ディスクの内側面と上記各パワーローラの周面との当接部に予圧を付与する皿板ばねとを備えたものである。
【００４９】
特に、本発明の無段変速装置に於いては、上記押圧装置を、上記トロイダル型無段変速機の軸方向両端部のうち、上記連結ブラケットとは反対側の端部に設けている。
又、上記皿板ばねを、上記トロイダル型無段変速機の軸方向両端部のうち、上記押圧装置とは反対側の端部に設けている。
又、本発明の場合には、上記連結ブラケットと上記入力側ディスクとの間に、これら連結ブラケットと入力側ディスクとの間に加わるラジアル荷重及びスラスト荷重を支承する為の転がり軸受を設ける為、上記入力側ディスクの外側面の内径側半部に形成した円環状の支持凹部に外輪素子の先半部を、軸方向の摺動自在に内嵌している。そして、この外輪素子と上記入力側ディスクとの間に、上記押圧装置の作動に伴って上記皿板ばねが圧縮された場合に、この皿板ばねが完全に圧縮されない様にする為のストッパ機構を設けている。
又、請求項２に記載した発明の場合に、上記トロイダル型無段変速機は、入力軸の両端部に互いの内側面を対向させた状態で、且つ、互いに同期した回転を自在として支持された１対の入力側ディスクと、上記入力軸の中間部周囲に、それぞれの内側面をこれら両入力側ディスクの内側面に対向させた状態で、互いに同期した、且つ、上記入力軸に対する回転を自在に支持された１対の出力側ディスクを備えたものである。そして、上記両入力側ディスクのうちの連結ブラケット側の入力側ディスクはこの入力軸に対し、ボールスプラインを介して軸方向の移動を自在に支持されており、上記連結ブラケットと反対側の入力側ディスクは上記入力軸に対し、スプラインにより支持されている。
上述の様な請求項１〜２に記載した発明を実施する場合に、例えば請求項３、４に記載した発明の様に、外輪素子の外周面基端部に形成した外向フランジ状の係止鍔部と入力側ディスクの外側面径方向中間部との間に、内径側の軸方向寸法が外径側の軸方向寸法よりも大きい、予圧付与の為の皿板ばねを、軸方向に弾性的に圧縮した状態で設ける。
そして、請求項３に記載した発明の場合には、上記外輪素子の先端面と上記支持凹部の奥面との間に存在する第一の隙間の軸方向寸法を、上記皿板ばねの内径側部分に存在する第二の隙間の軸方向寸法よりも小さくする事により、上記ストッパ機構を構成する。
或いは、請求項４に記載した発明の場合には、上記外輪素子の中間部外周面に形成した、上記入力側ディスク側の小径部と上記係止鍔部側の大径部とを連続させる段部と、上記入力側ディスクの外側面径方向中間部との間の隙間の軸方向寸法を、上記皿板ばねの内径側部分に存在する第二の隙間の軸方向寸法よりも小さくする事により、上記ストッパ機構を構成する。
【００５０】
【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、トロイダル型無段変速機をバイパスさせる為の第二の動力伝達経路を設けても小型且つ軽量に構成できる構造で、部品加工が容易でコストの低廉化を図れ、軸方向寸法の短縮と軽量化とを両立させる事が容易となる。更に、必要に応じて、予圧付与の為の皿板ばねの耐久性確保が容易となる。
【００５１】
【発明の実施の形態】
図１〜２は、請求項１〜３に対応する、本発明の実施の形態の第１例を示している。尚、本発明の無段変速装置の特徴は、動力循環型の無段変速装置を構成するトロイダル型無段変速機２４ｃの構成部材の配置を工夫する事により、このトロイダル型無段変速機２４ｃの小型・軽量化と、予圧付与の為の皿板ばね５６ａの耐久性確保とを図った点にある。その他の部分の構造及び作用に関しては、無段変速装置全体としての構造及び作用は前述の図１２に示した従来構造と、トロイダル型無段変速機２４ｃの基本的な構造及び作用に就いては前述の図１４に示した従来構造と、それぞれ同様であるから、同等部分に関する説明は省略若しくは簡略にし、以下、本発明の特徴部分を中心に説明する。
【００５２】
上記トロイダル型無段変速機２４ｃを構成する入力軸１１ｃの中間部先端寄り（図１の右寄り）部分に、ローディングカム式の押圧装置１０を構成する為のカム板５３ａを、スプライン７４を介して支持している。このスプライン７４は、前述の図１４に示した従来構造の様なボールスプライン５４とは異なり、単なるスプラインとしている。そして、上記カム板５３ａの背面（図１の右面）内径寄り部分を、上記入力軸１１ｃの先端寄り部分に形成した係止鍔部５５ａに、直接突き合わせている。この様に、上記カム板５３ａを上記入力軸１１ｃに支持する部分を、（ボールスプラインではなく）単なるスプライン７４とする事により、この部分の加工を容易にしてコスト低減を図れる。
【００５３】
又、上記カム板５３ａと共に上記押圧装置１０を構成する入力側ディスク２Ｂ´の外側面（図１の右側面）には、前述の図１４に示した従来構造の様な凹部７３を形成していない。この為、上記入力側ディスク２Ｂ´の外側面は、外径側半部に形成したカム面６２部分を除き、単なる平坦面としている。この様な入力側ディスク２Ｂ´は、その内周面の内側面（図１の左側面）側半部を入力側スリーブ５７の端部にスプライン係合させると共に、その内周面の外側面側半部と上記入力軸１１ｃの中間部外周面との間に転がり軸受６１を設けている。この転がり軸受６１の設置部分を上記カム板５３ａの設置部分に寄らせた事に伴い、上記入力側ディスク２Ｂ´全体の軸方向寸法は、上記図１４に示した従来構造に組み込んだ入力側ディスク２Ｂよりも短くしている。即ち、本例に組み込む入力側ディスク２Ｂ´の内径側で内側面側端部には、図１４に斜格子で示した様な延長部分は存在しない。この為、前述の図１４に示した従来構造に比べて、上記入力側ディスク２Ｂ´の軸方向寸法を短くし、この入力側ディスク２Ｂ´を含んで構成するトロイダル型無段変速機２４ｃの軽量化を図れる。
【００５４】
又、上記入力側スリーブ５７の基端部にボールスプライン５８を介して支持した入力側ディスク２Ａ´の外側面（図１〜２の左側面）の内径側半部に円環状の支持凹部７５を形成し、この支持凹部７５に外輪素子７６の先半部（図１〜２の右半部）を、がたつきなく、且つ軸方向（図１〜２の左右方向）の摺動自在に内嵌している。この外輪素子７６は、上記入力側ディスク２Ａ´を上記入力軸１１ｃの基端部（図１の左端部）に固定した連結ブラケット５２に対し、ラジアル荷重及びスラスト荷重を支承自在に支持する為の転がり軸受６０ａを構成する為のものである。
【００５５】
この様な外輪素子７６は、その内周面先端寄り部分にアンギュラ型の外輪軌道７７を、その外周面基端部に外向フランジ状の係止鍔部７８を、それぞれ形成している。そして、この係止鍔部７８と上記入力側ディスク２Ａ´の外側面径方向中間部との間に、予圧付与の為の皿板ばね５６ａを、所定量（予圧付与に必要な量）だけ圧縮した状態で設けている。この様に皿板ばね５６ａを設けた状態で、上記外輪素子７６の先端面と上記支持凹部７５との間には第一の隙間７９が、上記皿板ばね５６ａの内径側部分には第二の隙間８０が、それぞれ形成される。
【００５６】
前記押圧装置１０の作動に伴って上記入力側ディスク２Ａ´に大きなスラスト力が加わると、上記皿板ばね５６ａが弾性的に圧縮され、上記第一、第二の隙間７９、８０の軸方向寸法が小さくなるが、この場合でも、上記皿板ばね５６ａが完全には圧縮されない様に、言い換えれば、上記第二の隙間８０が消滅しない様にしている。この為に、上記第一の隙間７９の軸方向寸法Ｌ₇₉を上記第二の隙間Ｌ₈₀よりも小さく（Ｌ₇₉＜Ｌ₈₀）し、上記支持凹部７５の奥面と上記外輪素子７６の先端面とが当接した状態でも、上記第二の隙間８０が存在する様にしている。即ち、本例の場合には、上記支持凹部７５の奥面と上記外輪素子７６の先端面とにより、上記皿板ばね５６ａが完全に圧縮されない様にする為のストッパ機構を構成している。
【００５７】
この様にして皿板ばね５６ａを完全に圧縮されない様にする事により、この皿板ばね５６ａに加わる応力を緩和して、この皿ばね５６ａの耐久性を確保する為の設計が容易になる。又、図示の例の場合には、この皿ばね５６ａを設置する空間が、前述の図１４に示した従来構造で皿板ばね５６を設置する空間に比べて広い為、上記皿板ばね５６ａの選択の自由度が増し、この面からも、この皿板ばね５６ａの耐久性を確保する為の設計が容易になる。更に、前記押圧装置１０の作動に伴って上記入力側ディスク２Ａ´に大きなスラスト力が加わった場合には、前記外輪素子７６の先端面と前記支持凹部７５の奥面とが当接し、この外輪素子７６が上記入力側ディスク２Ａ´をバックアップする状態となる。この為、パワーローラ９、９（例えば図９参照）から上記入力側ディスク２Ａ´に加わるスラスト荷重に拘らず、この入力側ディスク２Ａ´の内部での応力の上昇を抑える事ができる。
【００５８】
次に、図３は、請求項１、２、４に対応する、本発明の実施の形態の第２例を示している。本例の場合には、外輪素子７６ａの中間部外周面に、入力側ディスク２Ａ´側の小径部と係止鍔部７８側の大径部とを連続させる段部８１を形成し、この段部８１と上記入力側ディスク２Ａ´の外側面径方向中間部との間の隙間８２を規制する事により、皿板ばね５６ａが完全に圧縮されない様にする為のストッパ機構を構成している。その他の部分の構造及び作用は、上述した第１例の場合と同様である。
【００５９】
【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、小型・軽量の無段変速装置を低コストで実現でき、必要に応じて耐久性の向上を図れる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の第１例を示す、無段変速装置に組み込むトロイダル型無段変速機の半部切断面図。
【図２】一部を省略して示す、図１のＡ部拡大図。
【図３】本発明の実施の形態の第２例を示す、図２と同様の図。
【図４】トロイダル型無段変速機の基本構造を、最大減速時の状態で示す略側面図。
【図５】同じく最大増速時の状態で示す略側面図。
【図６】トロイダル型無段変速機の具体的構造の第１例を示す要部断面図。
【図７】図６のＢ−Ｂ断面図。
【図８】トロイダル型無段変速機の具体的構造の第２例を示す要部断面図。
【図９】図８のＣ−Ｃ断面図。
【図１０】トロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置の第１例を示す略断面図。
【図１１】この無段変速装置全体としての変速比と、トロイダル型無段変速機のみの変速比と、各部のトルクの比との関係を示す線図。
【図１２】トロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置の第２例を示す略断面図。
【図１３】同第３例を示す略断面図。
【図１４】トロイダル型無段変速機の具体的構造の第３例を示す要部断面図。
【符号の説明】
１入力軸
２、２Ａ、２Ｂ、２Ａ´、２Ｂ´ 入力側ディスク
２ａ内側面
３出力軸
４出力側ディスク
４ａ内側面
５ケーシング
６枢軸
７トラニオン
８変位軸
９パワーローラ
９ａ周面
１０押圧装置
１１、１１ａ、１１ｂ、１１ｃ入力軸
１２、１２ａ、１２ｂ出力歯車
１３支持板
１４スラスト玉軸受
１５スラストニードル軸受
１６外輪
１７アクチュエータ
１８駆動軸
１９エンジン
２０クランクシャフト
２１、２１ａ入力軸
２２発進クラッチ
２３出力軸
２４、２４ａ、２４ｂ、２４ｃトロイダル型無段変速機
２５遊星歯車機構
２６カム板
２７太陽歯車
２８リング歯車
２９遊星歯車組
３０ａ、３０ｂ遊星歯車
３１キャリア
３２第一の動力伝達機構
３３第一の歯車
３４第二の歯車
３５第二の動力伝達機構
３６第一のスプロケット
３７第二のスプロケット
３８チェン
３９伝達軸
４０低速用クラッチ
４１高速用クラッチ
４２支持板
４３中心軸
４４後退用クラッチ
４５デファレンシャルギヤ
４６第三の歯車
４７第四の歯車
４８第五の歯車
４９第三の動力伝達機構
５０駆動軸
５１伝達軸
５２連結ブラケット
５３、５３ａカム板
５４ボールスプライン
５５、５５ａ係止鍔部
５６、５６ａ皿板ばね
５７入力側スリーブ
５８ボールスプライン
５９スプライン
６０、６０ａ転がり軸受
６１転がり軸受
６２カム面
６３カム面
６４ローラ
６５出力側スリーブ
６６転がり軸受
６７支持壁部
６８転がり軸受
６９取り出しブラケット
７０転がり軸受
７１被駆動側突片
７２駆動側突片
７３凹部
７４スプライン
７５支持凹部
７６、７６ａ外輪素子
７７外輪軌道
７８係止鍔部
７９第一の隙間
８０第二の隙間
８１段部
８２隙間[0001]
[Industrial application fields]
The continuously variable transmission according to the present invention is used as an automatic transmission for automobiles. In particular, the present invention aims to ensure the durability of the disc spring for preloading while reducing the size and weight.
[0002]
[Prior art]
As an automatic transmission for automobiles, a toroidal continuously variable transmission as schematically shown in FIGS. 4 to 5 is partially implemented. This toroidal type continuously variable transmission supports an input disk 2 concentrically with an input shaft 1 and is arranged concentrically with the input shaft 1 as disclosed in, for example, Japanese Utility Model Publication No. 62-71465. An output side disk 4 is fixed to the end of the output shaft 3. The casing 5 (see FIGS. 7 to 8 described later) containing the toroidal-type continuously variable transmission swings around the pivot shafts 6 and 6 that are twisted with respect to the input shaft 1 and the output shaft 3. Trunnions 7 and 7 are provided.
[0003]
Each of these trunnions 7, 7 is provided with the pivots 6, 6 on the outer side surfaces of both ends concentrically with each other, each pair of trunnions 7, 7. The central axes of the pivots 6 and 6 do not intersect with the central axes of the disks 2 and 4, but are perpendicular to or perpendicular to the direction of the central axes of the disks 2 and 4. It exists in a certain twisted position. Further, the central portions of the trunnions 7 and 7 support the base half portions of the displacement shafts 8 and 8, and the trunnions 7 and 7 are swung around the pivot shafts 6 and 6, so that the respective displacement shafts are supported. 8 and 8 can be adjusted freely. Power rollers 9 and 9 are rotatably supported around the front half of the displacement shafts 8 and 8 supported by the trunnions 7 and 7, respectively. These power rollers 9, 9 are sandwiched between the inner side surfaces 2a, 4a of both the input side and output side disks 2, 4.
[0004]
The inner side surfaces 2a and 4a of the input side and output side discs 2 and 4 facing each other are each obtained by rotating a cross section of an arc centered on the pivot 6 or a curve close to such an arc. It has an arcuate concave surface. And the peripheral surface 9a, 9a of each power roller 9, 9 formed in the spherical convex surface is made to contact | abut to the said inner surface 2a, 4a. Also, a loading cam type pressing device 10 is provided between the input shaft 1 and the input side disc 2, and the input side disc 2 is elastically pressed toward the output side disc 4 by the pressing device 10. However, it can be freely rotated.
[0005]
When the toroidal continuously variable transmission configured as described above is used, the pressing device 10 rotates while pressing the input side disk 2 against the plurality of power rollers 9 and 9 as the input shaft 1 rotates. Let Then, the rotation of the input side disk 2 is transmitted to the output side disk 4 via the plurality of power rollers 9, 9, and the output shaft 3 fixed to the output side disk 4 rotates.
[0006]
When the rotational speeds of the input shaft 1 and the output shaft 3 are changed, and when the deceleration is first performed between the input shaft 1 and the output shaft 3, the trunnions 7, 7 are swung around the pivot shafts 6, 6. As shown in FIG. 4, the peripheral surfaces 9 a and 9 a of the power rollers 9 and 9 are formed on a portion near the center of the inner side surface 2 a of the input side disk 2 and a portion near the outer periphery of the inner side surface 4 a of the output side disk 4. The displacement shafts 8 and 8 are inclined so as to contact each other.
[0007]
On the contrary, when the speed is increased, the trunnions 7, 7 are swung so that the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 are as shown in FIG. Each of the displacement shafts 8 and 8 is inclined so as to come into contact with the outer peripheral portion and the central portion of the inner side surface 4a of the output disk 4 respectively. If the inclination angle of each of the displacement shafts 8 and 8 is set in the middle between FIG. 4 and FIG. 5, an intermediate gear ratio can be obtained between the input shaft 1 and the output shaft 3.
[0008]
6 to 7 show a more specific toroidal type continuously variable transmission described in the microfilm of Japanese Utility Model Application No. 63-69293 (Japanese Utility Model Laid-Open No. 1-173552). The input side disk 2 and the output side disk 4 are rotatably supported around a cylindrical input shaft 11. A loading cam type pressing device 10 is provided between the end of the input shaft 11 and the input side disk 2. On the other hand, an output gear 12 is coupled to the output side disk 4 so that the output side disk 4 and the output gear 12 rotate in synchronization.
[0009]
The pivot shafts 6, 6 provided concentrically with each other at both ends of the pair of trunnions 7, 7 are oscillated and axially moved in the pair of support plates (yokes) 13, 13 (front and back direction in FIG. Direction). And the base half part of the displacement shafts 8 and 8 is supported by the intermediate part of each said trunnion 7 and 7. FIG. These displacement shafts 8 and 8 have the base half and the tip half eccentric with respect to each other. And the base half part of these is rotatably supported by the intermediate part of each said trunnion 7 and 7, and the power rollers 9 and 9 are rotatably supported by each front half part.
[0010]
The pair of displacement shafts 8 and 8 are provided at positions opposite to the input shaft 11 by 180 degrees. Further, the direction in which the base half and the front half of each of the displacement shafts 8 and 8 are eccentric is the same as the direction of rotation of the input side and output side disks 2 and 4 (upward and downward directions in FIG. 7). It is said. The eccentric direction is a direction substantially perpendicular to the direction in which the input shaft 11 is disposed. Accordingly, the power rollers 9 are supported so as to be slightly displaceable with respect to the arrangement direction of the input shaft 11.
[0011]
Further, thrust ball bearings 14 and 14 are arranged between the outer surface of each of the power rollers 9 and 9 and the inner surface of the intermediate portion of each of the trunnions 7 and 7 in order from the outer surface side of each of the power rollers 9 and 9. And thrust needle bearings 15 and 15 are provided. Of these, the thrust ball bearings 14 and 14 support the rotation of the power rollers 9 and 9 while supporting the load in the thrust direction applied to the power rollers 9 and 9. The thrust needle roller bearings 15, 15 support the thrust loads applied to the outer rings 16, 16 constituting the thrust ball bearings 14, 14 from the power rollers 9, 9, 8 and the outer rings 16 and 16 are allowed to swing around the base half of the displacement shafts 8 and 8. Further, the trunnions 7 and 7 can be displaced in the axial direction of the pivots 6 and 6 by hydraulic actuators (hydraulic cylinders) 17 and 17, respectively.
[0012]
In the case of the toroidal type continuously variable transmission configured as described above, the rotation of the input shaft 11 is transmitted to the input side disk 2 via the pressing device 10. Then, the rotation of the input side disk 2 is transmitted to the output side disk 4 through a pair of power rollers 9, 9, and the rotation of the output side disk 4 is taken out from the output gear 12.
[0013]
When the rotational speed ratio between the input shaft 11 and the output gear 12 is changed, the actuators 17 and 17 cause the pair of trunnions 7 and 7 to move in the opposite directions, for example, the power on the right side of FIG. The roller 9 is displaced to the lower side of the figure, and the power roller 9 on the left side of the figure is displaced to the upper side of the figure. As a result, the direction of the tangential force acting on the contact portion between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner surfaces 2a, 4a of the input side disk 2 and the output side disk 4 changes. To do. As the force changes, the trunnions 7 and 7 swing in directions opposite to each other around the pivots 6 and 6 pivotally supported by the support plates 13 and 13. As a result, as shown in FIGS. 4 to 5 described above, the contact position between the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 9 and 9 and the inner surfaces 2a and 4a changes, and the input shaft 11 and The rotational speed ratio with the output gear 12 changes.
[0014]
At the time of power transmission by the toroidal continuously variable transmission, the power rollers 9 and 9 are displaced in the axial direction of the input shaft 11 based on elastic deformation of each component. The displacement shafts 8 and 8 that support the power rollers 9 and 9 are slightly rotated around the respective base halves. As a result of this rotation, the outer surfaces of the outer rings 16, 16 of the thrust ball bearings 14, 14 and the inner surfaces of the trunnions 7, 7 are relatively displaced. Since the thrust needle bearings 15, 15 exist between the outer surface and the inner surface, the force required for the relative displacement is small.
[0015]
Further, in order to increase the torque that can be transmitted, two input side disks 2A, 2B and two output side disks 4, 4 are provided around the input shaft 11a as shown in FIGS. A so-called double cavity type structure in which the input side disks 2A, 2B and the output side disks 4, 4 are arranged in parallel with each other in the power transmission direction is also known. 8 to 9, the output gear 12a is supported around the intermediate portion of the input shaft 11a so as to be rotatable with respect to the input shaft 11a, and a cylindrical portion provided at the center of the output gear 12a is supported. The output side disks 4 and 4 are splined to both ends. The input disks 2A and 2B are supported at both ends of the input shaft 11a so as to be rotatable together with the input shaft 11a. The input shaft 11 a is rotationally driven by a drive shaft 18 via a loading cam type pressing device 10. In the case of such a double cavity type toroidal continuously variable transmission, power is transmitted from the input shaft 11a to the output gear 12a between the one input side disk 2A and the output side disk 4 and the other side. Since it is divided into two systems, between the input side disk 2B and the output side disk 4, large power can be transmitted.
[0016]
When a toroidal continuously variable transmission configured and operated as described above is incorporated into an actual continuously variable transmission for an automobile, a power circulation type continuously variable transmission device can be configured in combination with a planetary gear mechanism. As described in Kaihei 1-169169, 1-312266, 10-196759, 11-63146-7, etc., it has been proposed conventionally. That is, the torque applied to the toroidal continuously variable transmission during high speed traveling is transmitted by the toroidal type continuously variable transmission only at low speeds and by the planetary gear mechanism during high speed traveling. We try to reduce it. By comprising in this way, durability of each member which comprises the said toroidal type continuously variable transmission can be improved.
[0017]
FIG. 10 shows a continuously variable transmission described in Japanese Patent Laid-Open No. 10-196759 among the above-mentioned publications. This continuously variable transmission starts between an output side end (right end in FIG. 10) of the crankshaft 20 of the engine 19 as a drive source and an input side end (left end in FIG. 10) of the input shaft 21. A clutch 22 is provided. An output shaft 23 for taking out power based on the rotation of the input shaft 21 is disposed in parallel with the input shaft 21. A toroidal continuously variable transmission 24 is provided around the input shaft 21, and a planetary gear mechanism 25 is provided around the output shaft 23.
[0018]
The cam plate 26 constituting the loading cam type pressing device 10 of the toroidal-type continuously variable transmission 24 is fixed to an intermediate portion of the input shaft 21 at an output side end portion (right side in FIG. 10). Further, the input side disk 2 and the output side disk 4 freely support independent rotation with respect to the input shaft 21 by a bearing (not shown) such as a needle bearing around the input shaft 21. The cam plate 26 and the input side disk 2 constitute the pressing device 10. Accordingly, the input side disk 2 rotates while being pressed toward the output side disk 4 as the input shaft 21 rotates. Further, a plurality of power rollers 9 are sandwiched between the inner side surface 2a of the input side disk 2 and the inner side surface 4a of the output side disk 4, so that the toroidal type as shown in FIGS. A continuously variable transmission 24 is configured.
[0019]
The sun gear 27 constituting the planetary gear mechanism 25 is fixed to the input side end portion (the right end portion in FIG. 10) of the output shaft 23. Therefore, the output shaft 23 rotates as the sun gear 27 rotates. Around the sun gear 27, a ring gear 28 is supported concentrically with the sun gear 27 and rotatably. A plurality (usually 3 to 4) of planetary gear sets 29 and 29 are provided between the inner peripheral surface of the ring gear 28 and the outer peripheral surface of the sun gear 27. In the illustrated example, each of the planetary gear sets 29, 29 is formed by combining a pair of planetary gears 30a, 30b. The planetary gears 30a and 30b of each pair are meshed with each other, and the planetary gear 30a disposed on the outer diameter side is meshed with the ring gear 28, and the planetary gear 30b disposed on the inner diameter side is meshed with the sun gear 27. I am letting. The reason why each planetary gear set 29, 29 is constituted by a pair of planetary gears 30a, 30b in this way is to make the rotational directions of the ring gear 28 and the sun gear 27 coincide. Therefore, if it is not necessary to match the rotational directions of the ring gear 28 and the sun gear 27 in relation to other components, a single planetary gear meshes with both the ring gear 28 and the sun gear 27. You may let them. The planetary gear sets 29 and 29 as described above are rotatably supported on one side surface (the right side surface in FIG. 10) of the carrier 31. The carrier 31 is rotatably supported at the intermediate portion of the output shaft 23.
[0020]
  Further, the carrier 31 and the output side disk 4 are connected to each other by a first power transmission mechanism 32 so as to be able to transmit rotational force.Claim 1The first power transmission mechanism 32 constituting the first power transmission path described in (1) is configured by first and second gears 33 and 34 meshing with each other. Accordingly, the carrier 31 rotates in the opposite direction to the output side disk 4 at a speed corresponding to the number of teeth of the first and second gears 33 and 34 as the output side disk 4 rotates.
[0021]
  On the other hand, the input shaft 21 and the ring gear 28 can be freely connected to each other by a second power transmission mechanism 35 so that rotational force can be transmitted.Claim 1The second power transmission mechanism 35 that constitutes the second power transmission path described in 1) is composed of first and second sprockets 36 and 37, and a chain 38 spanned between the two sprockets 36 and 37. It consists of. That is, the first sprocket 36 is fixed to a portion protruding from the cam plate 26 at the output side end portion (right end portion in FIG. 10) of the input shaft 21, and the second sprocket 37 is fixed to the input side of the transmission shaft 39. It is fixed to the end (the right end in FIG. 10). Accordingly, the transmission shaft 39 rotates in the same direction as the input shaft 21 at a speed corresponding to the number of teeth of the first and second sprockets 36 and 37 as the input shaft 21 rotates.
[0022]
  The continuously variable transmission isClaim 1The clutch mechanism which comprises the mode switching means described in 1 is provided. This clutch mechanism connects only one of the carrier 31 and the transmission shaft 39 which is a constituent member of the second power transmission mechanism 35 to the ring gear 28. In the case of the structure shown in FIG. 10, the clutch mechanism includes a low speed clutch 40 and a high speed clutch 41. Among these, the low speed clutch 40 is provided between the outer peripheral edge of the carrier 31 and one axial end of the ring gear 28 (left end in FIG. 10). Such a low speed clutch 40 prevents relative displacement between the sun gear 27, the ring gear 28, and the planetary gear sets 29, 29 constituting the planetary gear mechanism 25 at the time of connection. And are integrally coupled. The high speed clutch 41 is provided between the transmission shaft 39 and a central shaft 43 fixed to the ring gear 28 via a support plate 42. When either one of the low speed clutch 40 and the high speed clutch 41 is connected, the other clutch is disconnected.
[0023]
In the example of FIG. 10, a reverse clutch 44 is provided between the ring gear 28 and a fixed part such as a housing (not shown) of the continuously variable transmission. The reverse clutch 44 is provided to rotate the output shaft 23 in the reverse direction to reverse the automobile. The reverse clutch 44 is disconnected when either the low speed clutch 40 or the high speed clutch 41 is connected. Further, when the reverse clutch 44 is connected, the low speed clutch 40 and the high speed clutch 41 are both disconnected.
[0024]
Further, in the illustrated example, the output shaft 23 and the differential gear 45 are connected by a third power transmission mechanism 49 configured by third to fifth gears 46 to 48. Therefore, when the output shaft 23 rotates, the pair of left and right drive shafts 50, 50 rotate via the third power transmission mechanism 49 and the differential gear 45, and the drive wheels of the automobile are rotated.
[0025]
The continuously variable transmission configured as described above first connects the low speed clutch 40 and disconnects the high speed clutch 41 and the reverse clutch 44 during low speed traveling. In this state, when the starting clutch 22 is connected and the input shaft 21 is rotated, only the toroidal continuously variable transmission 24 transmits power from the input shaft 21 to the output shaft 23. During such low speed running, the action of changing the gear ratio between the input and output disks 2 and 4 is the same as that of the conventional toroidal continuously variable transmission shown in FIGS. It is the same. Of course, in this state, the gear ratio between the input shaft 21 and the output shaft 23, that is, the gear ratio of the continuously variable transmission as a whole is proportional to the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 24. In this state, the torque input to the toroidal continuously variable transmission 24 is equal to the torque applied to the input shaft 21.
[0026]
On the other hand, during high speed running, the high speed clutch 41 is connected and the low speed clutch 40 and the reverse clutch 44 are disconnected. When the starting clutch 22 is connected in this state and the input shaft 21 is rotated, the first and second sprockets constituting the second power transmission mechanism 35 are transferred from the input shaft 21 to the output shaft 23. 36, 37 and the chain 38 and the planetary gear mechanism 25 transmit power.
[0027]
That is, when the input shaft 21 rotates during the high speed traveling, the rotation is transmitted to the central shaft 43 via the second power transmission mechanism 35 and the high speed clutch 41, and the ring gear 28 to which the central shaft 43 is fixed is transmitted. Rotate. The rotation of the ring gear 28 is transmitted to the sun gear 27 via a plurality of planetary gear sets 29, 29, and the output shaft 23 to which the sun gear 27 is fixed is rotated. When the ring gear 28 is on the input side, the planetary gear mechanism 25 assumes that the planetary gear sets 29 and 29 are stopped (does not revolve around the sun gear 27). The speed is increased at a gear ratio corresponding to the ratio of the number of teeth of the sun gear 27 and the sun gear 27. However, the planetary gear sets 29 and 29 revolve around the sun gear 27, and the gear ratio of the continuously variable transmission as a whole changes in accordance with the revolution speed of the planetary gear sets 29 and 29. Therefore, the speed ratio of the entire continuously variable transmission can be adjusted by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 24 and changing the revolution speed of the planetary gear sets 29 and 29.
[0028]
That is, the planetary gear sets 29 and 29 revolve in the same direction as the ring gear 28 during the high-speed traveling. The lower the revolution speed of each planetary gear set 29, 29, the faster the rotation speed of the output shaft 23 to which the sun gear 27 is fixed. For example, if the revolution speed and the rotational speed (both angular speeds) of the ring gear 28 are the same, the rotational speeds of the ring gear 28 and the output shaft 23 are the same. On the other hand, if the revolution speed is slower than the rotation speed of the ring gear 28, the rotation speed of the output shaft 23 becomes faster than the rotation speed of the ring gear 28. On the contrary, if the revolution speed is higher than the rotation speed of the ring gear 28, the rotation speed of the output shaft 23 becomes slower than the rotation speed of the ring gear 28.
[0029]
Accordingly, during the high speed traveling, the speed ratio of the continuously variable transmission changes to the speed increasing side as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 24 is changed to the speed reducing side. In such a state during high speed running, torque is applied to the toroidal continuously variable transmission 24 from the output side disk 4 instead of the input side disk 2 (minus when the torque applied at low speed is a positive torque). Torque). That is, when the high speed clutch 41 is connected, the torque transmitted from the engine 19 to the input shaft 21 is the second power transmission before the loading cam device 10 presses the input side disk 2. It is transmitted to the ring gear 28 of the planetary gear mechanism 25 through the mechanism 35. Therefore, almost no torque is transmitted from the input shaft 21 side to the input side disk 2 via the loading cam device 10.
[0030]
On the other hand, a part of the torque transmitted to the ring gear 28 of the planetary gear mechanism 25 through the second power transmission mechanism 35 is transmitted from the planetary gear sets 29 and 29 to the carrier 31 and the first power transmission. It is transmitted to the output side disk 4 via the mechanism 32. Thus, the torque applied to the toroidal type continuously variable transmission 24 from the output side disk 4 reduces the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 24 to the speed reduction side in order to change the speed ratio of the entire continuously variable transmission to the speed increasing side. The smaller it is, the smaller it becomes. As a result, the torque input to the toroidal-type continuously variable transmission 24 during high-speed traveling can be reduced, and the durability of the components of the toroidal-type continuously variable transmission 24 can be improved.
[0031]
Further, when the output shaft 23 is reversely rotated to reverse the automobile, both the low speed and high speed clutches 40 and 41 are disconnected and the reverse clutch 44 is connected. As a result, the ring gear 28 is fixed, and the planetary gear sets 29 and 29 revolve around the sun gear 27 while meshing with the ring gear 28 and the sun gear 27. The sun gear 27 and the output shaft 23 to which the sun gear 27 is fixed rotate in the opposite direction to the low speed travel described above and the high speed travel described above.
[0032]
FIG. 11 shows the transmission ratio (icvt) of the toroidal continuously variable transmission 24 and the toroidal when the transmission ratio (itotal) of the continuously variable transmission as shown in FIG. 10 is continuously changed. Input torque (T_in) And output torque (T) taken out from the output shaft 23 of the continuously variable transmission_s ) Shows an example of a state in which changes occur. Each gear ratio (itotal) (icvt) and each torque (T_in) (T_s ) Varies depending on the speed change width of the toroidal type continuously variable transmission 24, the structure and the gear ratio of the planetary gear mechanism 25, the speed reduction ratio of the second power transmission mechanism 35, and the like. As a condition for obtaining each line shown in FIG. 11, the transmission width of the toroidal-type continuously variable transmission 24 is approximately four times (0.5 to 2.0), and the planetary gear mechanisms 25 each have a pair of planets. The planetary gear sets 29 and 29 including the gears 30a and 30b are provided, and the reduction ratio of the second power transmission mechanism 35 is about 2. The switching between the low speed clutch 40 and the high speed clutch 41 is performed when the transmission ratio (itotal) of the continuously variable transmission as a whole is 1.
[0033]
In FIG. 11 showing the results of the trial calculation under the above-described conditions, the vertical axis represents the transmission ratio (icvt) of the toroidal type continuously variable transmission 24 and the input torque (T_in) Or the output torque (T_s ) And torque (T) transmitted from the engine 19 to the input shaft 21 (FIG. 10)._e ) And the ratio (T_in/ T_e ) (T_s / T_e ), And the horizontal axis represents the speed ratio (itotal) of the continuously variable transmission as a whole. The negative value of the transmission ratio (icvt) of the toroidal type continuously variable transmission 24 is that the rotation direction of the output disk 4 (FIG. 10) incorporated in the toroidal type continuously variable transmission 24 is the rotation of the input shaft 21. This is to reverse the direction. The solid line a represents the transmission ratio (icvt) of the toroidal continuously variable transmission 24, and the broken line b represents the output torque (T_s ) And torque transmitted from the engine 19 to the input shaft 21 (T_e ) And the ratio (T_s / T_e ), The chain line c indicates the input torque (T_in) And torque transmitted from the engine 19 to the input shaft 21 (T_e ) And the ratio (T_in/ T_e ) Respectively. As is clear from the description of FIG. 11 described above, according to the continuously variable transmission as shown in FIG. 10 described above, the torque applied to the toroidal continuously variable transmission 24 during high speed traveling can be reduced. In the condition for obtaining FIG. 11, the input torque (T_in) Is transmitted to the input shaft 21 from the engine 19 to the maximum (T_e ) To about 14%.
[0034]
The toroidal type continuously variable transmission 24 incorporated in the continuously variable transmission as described above is not limited to the single cavity type shown in FIGS. 10 and 4 to 7, but as shown in FIGS. 8 to 9 described above. A double cavity type may be used. A continuously variable transmission incorporating a double cavity type toroidal continuously variable transmission is described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-63146-7. For example, FIGS. 12 to 13 show two examples of continuously variable transmissions described in JP-A-11-63147. Among these, in the structure shown in FIG. 12, the input shaft 21a is inserted into the center of the double cavity type toroidal continuously variable transmission 24a as in the case of the structure shown in FIG. The power is divided into the toroidal continuously variable transmission 24a and the planetary gear mechanism 25 on the side opposite to the input portion with respect to the axial direction of the continuously variable transmission 24a. On the other hand, in the structure shown in FIG. 13, a transmission shaft 51 is disposed in the side of the toroidal continuously variable transmission 24a in parallel with the toroidal continuously variable transmission 24a. The power is divided into the toroidal type continuously variable transmission 24a and the planetary gear mechanism 25 on the same side as the input unit with respect to the axial direction of 24a.
[0035]
When comparing the structures shown in FIGS. 12 to 13, as shown in FIG. 12, the structure in which the input shaft 21a is inserted in the center of the toroidal type continuously variable transmission 24a is as shown in FIG. In addition, it is easier to reduce the size and weight than the structure in which the transmission shaft 51 is provided on the side of the toroidal-type continuously variable transmission 24a. On the other hand, when the structure shown in FIG. 12 is employed as it is, the magnitude of the power passing through the input shaft 21a increases as described in JP-A-7-198814. In order to reduce the power passing through the input shaft 21a with the structure shown in FIG. 12, the pressing device 10 incorporated in the toroidal continuously variable transmission is input with respect to the axial direction of the toroidal continuously variable transmission 24a. It is preferable to provide it on the opposite side to the part.
[0036]
With respect to the axial direction, a toroidal continuously variable transmission having a structure in which a pressing device is provided on the side opposite to the input portion and can be used to construct a power circulation type continuously variable transmission as described above is described in German Patent Publication DE197554725A1. Those described in (1) are known. The toroidal type continuously variable transmission 24b described in this German patent publication is configured as shown in FIG. The input shaft 11b constituting the toroidal-type continuously variable transmission 24b is connected at its base end (left end in FIG. 14) to a drive shaft of a drive source (not shown) such as an engine via a connection bracket 52. . Further, a cam plate 53 for constituting the loading cam type pressing device 10 is supported via a ball spline 54 near the tip of the intermediate portion of the input shaft 11b (rightward in FIG. 14). Further, a disc spring 56 is provided between the back surface of the cam plate 53 (the right surface in FIG. 14) and a locking collar portion 55 formed near the tip of the input shaft 11b to preload the pressing device 10. Is granted.
[0037]
Further, around the intermediate portion of the input shaft 11b, a circular input side sleeve 57 is disposed concentrically with the input shaft 11b and freely rotatable relative to the input shaft 11b. Then, the input side disk 2A is connected to the base end part (left end part of FIG. 14) of the input side sleeve 57 via the ball spline 58, and another input side disk 2B is connected to the front end part (right end part of FIG. 14) of the spline 59. Support each through. Further, a rolling bearing 60 capable of supporting a radial load and a thrust load, such as an angular ball bearing, is provided between the input side disk 2A on the base end side and the connection bracket 52. Further, a rolling bearing 61 capable of supporting only a radial load, such as a needle bearing, is provided between the input side disk 2B on the distal end side and the outer peripheral surface of the intermediate portion of the input shaft 11b.
[0038]
Further, the outer surface (right side surface in FIG. 14) of the input side disk 2B on the front end side and the front surface (left surface in FIG. 14) of the cam plate 53 are cam surfaces 62 which are uneven surfaces extending in the circumferential direction. , 63 are formed. The pressing device 10 is configured by sandwiching a plurality of rollers 64, 64 between the cam surfaces 62, 63. Accordingly, as the input shaft 11b rotates, the pair of input side disks 2A and 2B rotate in synchronization with each other around the input shaft 11b while being given a force in a direction approaching each other.
[0039]
Further, an output sleeve 65 is arranged around the intermediate portion of the input side sleeve 57 so as to be concentric with the input side sleeve 57 and relatively rotatable with respect to the input side sleeve 57. The base half portions of the pair of output side disks 4 and 4 are spline-engaged with both ends of the output side sleeve 65. Further, between the inner peripheral surface of the front half of each of the output side disks 4 and 4 and the outer peripheral surface of the intermediate part of the input side sleeve 57, rolling bearings 66 and 66 capable of supporting only a radial load such as a needle bearing. Is provided. Accordingly, the pair of output side disks 4 and 4 are supported around the input shaft 11b and the input side sleeve 57 so as to be rotatable and axially displaceable in synchronization with each other with respect to the input shaft 11b and the input side sleeve 57. Has been. Further, the output side sleeve 65 is supported on a support wall portion 67 provided inside the housing by a rolling bearing 68 capable of supporting a radial load and a thrust load, such as a four-point contact ball bearing, so that only the rotation is possible. ing. Further, an output gear 12b is fixed to a part of the side of the support wall 67 at the middle portion of the outer peripheral surface of the output side sleeve 65.
[0040]
  The inner surface of each output side disk 4, 4 installed as described above4a, 4aAnd a plurality of power rollers 9 and 9 (see FIG. 9) between the inner side surfaces 2a and 2a of the input side disks 2A and 2B installed as described above, respectively, and adjusting the inclination angle. It is clamped freely. When the input shaft 11b rotates, the rotation of the input disks 2A and 2B is transmitted to the output disks 4 and 4 through the power rollers 9 and 9, and the rotational force is extracted from the output gear 12b. . In this way, when the rotation of the input shaft 11b is transmitted to the output gear 12b, the input side disks 2A, 2B are transferred to the output side disks 4, 4 based on the thrust force generated by the pressing device 10. Pressed toward. In this state, the plate spring 56 for applying the preload is crushed or the constituent members are elastically deformed, whereby the constituent members are relatively displaced in the axial direction. The ball splines 54 and 58 and the rolling bearings 61 and 66 that do not support the thrust load are allowed smoothly.
[0041]
As described above, the rotation of the input shaft 11b is transmitted to the output gear 12b, and at the same time, the rotation of the input shaft 11b is concentric with the input shaft 11b at the distal end portion (the right end portion in FIG. 14) of the input shaft 11b. It can be taken out through a take-out bracket 69 arranged in the position. The take-out bracket 69 is supported by a rolling bearing 70 at the tip end of the input shaft 11b, and driven-side projecting pieces 71 and 71 formed on the outer peripheral edge thereof, and a drive formed on the back surface of the cam plate 53. The side protrusions 72 and 72 are engaged. Therefore, the rotation of the input shaft 11b can be taken out via the take-out bracket 69 without going through the toroidal continuously variable transmission 24b.
[0042]
If such a toroidal-type continuously variable transmission 24b is incorporated in the power circulation type continuously variable transmission shown in FIG. 12, the torque applied to the toroidal-type continuously variable transmission 24b during high-speed running is reduced. The durability of each member constituting the toroidal type continuously variable transmission 24b can be improved. Further, as shown in FIG. 12, the power transmitted by the input shaft 11b can be reduced and the diameter of the input shaft 11b can be reduced as compared with the structure in which the pressing device 10 is arranged on the input side.
[0043]
[Problems to be solved by the invention]
In the case of the conventional structure shown in FIG. 14, not only is it difficult to ensure the durability of the disc spring 56 for applying a preload, but the processing of the parts is troublesome and the cost is increased. In addition, it is difficult to achieve both reduction in axial dimension and weight reduction. The reason for this is as follows.
[0044]
First, the reason why it is difficult to ensure the durability of the disk spring 56 is that the disk spring 56 is completely crushed when the pressing device 10 is operated. That is, the elastic force of the disc spring 56 is generated when the toroidal-type continuously variable transmission 24b is not in operation and the inner surfaces 2a and 4a of the input and output disks 2A and 2B and the power rollers 9 and 9 are rotated. The thrust force generated by the pressing device 10 when the toroidal-type continuously variable transmission 24b is operated is relatively small so that a preload can be applied to the contact portions with the surfaces 9a and 9a. It is for preventing each abutment portion from slipping and is considerably large. For this reason, the amount of deflection of the disc leaf spring 56 repeatedly changes between the initial set value and the maximum value as the toroidal continuously variable transmission 24b is operated and stopped. This state is a severe use condition for the plate spring 56, and it is difficult to ensure sufficient durability.
[0045]
The reason why the parts processing is troublesome and the cost is increased is that the cam plate 53 constituting the pressing device 10 is supported on the input shaft 11b via the ball spline 54. The cam plate 53 and the input shaft 11b need to have a structure that rotates synchronously. However, in the case of the conventional structure shown in FIG. 14, the cam plate 53 is pressed by the disc spring 56. It is necessary to smooth the axial displacement of the cam plate 53, and the ball spline 54 is provided. The processing of the ball spline is more troublesome than a general spline, and the cost increases accordingly.
[0046]
  Furthermore, the reason why it is difficult to achieve both reduction in axial dimension and weight reduction is as follows. First, in order to shorten the axial dimension of the toroidal-type continuously variable transmission 24b, as shown in the right part of FIG. 14, a recess 73 is provided near the inner diameter of the outer surface of the input side disk 2B, and the cam plate It is necessary to allow the portion closer to the inner diameter of 53 to enter the recess 73. On the other hand, the axial length of the inner peripheral surface of the input side disk 2B needs to be secured to some extent because it is necessary to provide a spline engaging portion between the rolling bearing 61 and the input side sleeve 57. is there. For this reason, in the case of the conventional structure shown in FIG. 14, the decrease in the axial length of the inner peripheral surface due to the provision of the recess 73 is compensated by extending the inner diameter portion on the inner surface 2a side. Yes. However, this extended portion indicated by a diagonal lattice in FIG. 14 is provided only for coupling the input side disk 2B and the input side sleeve 57 and does not contribute to power transmission or the like. The presence of such a part increases the weight of the toroidal type continuously variable transmission 24b.
  The continuously variable transmission of the present invention has such disadvantages.Among them, at least troublesome ball spline processing should be reduced to reduce costsInvented.
[0047]
[Means for Solving the Problems]
  The continuously variable transmission of the present invention is similar to the previously known continuously variable transmission,Through the connecting bracketConnected to the drive source,An input shaft that is rotationally driven by the drive source, an output shaft for extracting power based on the rotation of the input shaft, a planetary gear mechanism,Arranged concentrically with this planetary gear mechanismA toroidal-type continuously variable transmission, a first power transmission path for transmitting power input to the input shaft via the toroidal-type continuously variable transmission, and power input to the input shaft to the toroidal-type continuously variable transmission. And a second power transmission path for transmission without passing through the step transmission.
[0048]
  The planetary gear mechanism is provided between a sun gear and a ring gear arranged around the sun gear, and is a planetary gear rotatably supported on a carrier concentrically and rotatably supported by the sun gear. Is engaged with the sun gear and the ring gear.
  Further, the power transmitted through the first power transmission path and the power transmitted through the second power transmission path can be freely transmitted to two members of the sun gear, the ring gear, and the carrier. In addition, the output shaft is coupled to the remaining one member of the sun gear, the ring gear, and the carrier.
  Further, mode switching means is provided for switching the state in which the power input to the input shaft is sent to the planetary gear mechanism through the first power transmission path and the second power transmission path. The mode switching means transmits power in at least the first mode in which power is transmitted only through the first power transmission path, and in both the first power transmission path and the second power transmission path. Switching to the second mode in which transmission is performed is performed.
  Further, the toroidal continuously variable transmission includes an input side disk and an output side disk that are supported concentrically and rotatably in a state where the inner side surfaces, which are concave surfaces each having an arcuate cross section, are opposed to each other. A plurality of trunnions that swing around a pivot that is twisted with respect to the center axis of the input side disk and the output side disk, and a state that protrudes from the inner side surface of each trunnion at an intermediate portion of each trunnion In the state where the displacement shaft is supported on the inner surface of each trunnion and is sandwiched between the input-side disk and the output-side disk, the shaft is rotatably supported around each displacement shaft. A power roller having a spherical convex surface, and the input side disk as the input shaft rotates.Output diskA pressing device that rotates while pressing toward the head, and when the pressing device is not in operation, the input-side disk and the output-side disk are pressed in a direction approaching each other so that the inner surfaces of both the disks and the power rollers A disc spring that applies preload to the contact portion with the peripheral surface is provided.
[0049]
  In particular, in the continuously variable transmission of the present invention, the pressing device is provided at the end of the toroidal continuously variable transmission in the axial direction opposite to the connection bracket.
  Moreover, the said disc spring is provided in the edge part on the opposite side to the said press apparatus among the axial direction both ends of the said toroidal type continuously variable transmission.
  Further, in the case of the present invention, in order to provide a rolling bearing for supporting the radial load and the thrust load applied between the connection bracket and the input side disk between the connection bracket and the input side disk, The front half of the outer ring element is fitted in an annular support recess formed in the inner half of the outer surface of the input side disk so as to be slidable in the axial direction. A stopper mechanism for preventing the disc spring from being completely compressed between the outer ring element and the input disk when the disc spring is compressed in accordance with the operation of the pressing device. Is provided.
  Further, in the case of the invention described in claim 2, the toroidal continuously variable transmission is supported in such a manner that the inner side surfaces of the input shaft are opposed to each other and the rotation is synchronized with each other. The pair of input side disks and the intermediate part of the input shaft are synchronized with each other and rotated with respect to the input shaft with the inner side surfaces thereof facing the inner side surfaces of the two input side disks. It is provided with a pair of output-side disks that are freely supported. Of the two input side disks, the input side disk on the connecting bracket side is supported by the input shaft so as to be freely movable in the axial direction via a ball spline, and the input side on the opposite side of the connecting bracket. The disc is splined to the input shaftIt is supported.
  Claims 1 and 2 as described aboveWhen carrying out the described invention,For example, claims 3 and 4As in the invention described in the above, the axial dimension on the inner diameter side is between the outward flange-like locking collar formed on the outer peripheral surface proximal end portion of the outer ring element and the outer surface radial intermediate portion of the input side disk. A plate spring for preloading, which is larger than the axial dimension on the outer diameter side, is provided in a state of being elastically compressed in the axial direction.
  AndClaim 3In the case of the invention described in the above, the axial dimension of the first gap existing between the distal end surface of the outer ring element and the inner surface of the support recess is the first dimension existing on the inner diameter side portion of the disc spring. The stopper mechanism is configured by making it smaller than the axial dimension of the second gap.
  OrClaim 4In the case of the invention described in the above, the step portion formed on the outer peripheral surface of the intermediate portion of the outer ring element and continuing the small-diameter portion on the input side disk side and the large-diameter portion on the locking collar portion side, and the input By making the axial dimension of the gap between the outer side radial direction intermediate part of the side disc smaller than the axial dimension of the second gap existing in the inner diameter side part of the disc spring, the stopper mechanism Constitute.
[0050]
[Action]
  According to the continuously variable transmission of the present invention configured as described above, even if a second power transmission path for bypassing the toroidal continuously variable transmission is provided, it can be configured to be small and lightweight.Structure, parts processingEasy and low costReduction of axial dimensionsIt is easy to achieve both weight reduction and weight reduction.Furthermore, if necessary, it is easy to ensure the durability of the plate spring for preloading.
[0051]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  1 and 2Claims 1-3The 1st example of embodiment of this invention corresponding to is shown. The feature of the continuously variable transmission of the present invention is that the toroidal continuously variable transmission 24c is devised by devising the arrangement of the components of the toroidal continuously variable transmission 24c constituting the power circulation type continuously variable transmission. The size and weight of the plate spring 56a and the durability of the disc spring 56a for preloading are ensured. Regarding the structure and operation of the other parts, the structure and operation of the continuously variable transmission as a whole are the same as the conventional structure shown in FIG. 12 and the basic structure and operation of the toroidal continuously variable transmission 24c. Since the structure is the same as that of the conventional structure shown in FIG. 14 described above, description of equivalent parts will be omitted or simplified.
[0052]
A cam plate 53a for constituting the loading cam type pressing device 10 is provided via a spline 74 at a portion near the tip of the intermediate portion of the input shaft 11c constituting the toroidal continuously variable transmission 24c (rightward in FIG. 1). I support it. Unlike the ball spline 54 having the conventional structure shown in FIG. 14, the spline 74 is a simple spline. A portion closer to the inner diameter of the back surface (right surface in FIG. 1) of the cam plate 53a is directly butted against a locking collar portion 55a formed at a portion closer to the tip of the input shaft 11c. In this manner, the portion that supports the cam plate 53a on the input shaft 11c is a simple spline 74 (not a ball spline), so that this portion can be easily processed and the cost can be reduced.
[0053]
Further, on the outer side surface (the right side surface in FIG. 1) of the input side disk 2B ′ constituting the pressing device 10 together with the cam plate 53a, a concave portion 73 like the conventional structure shown in FIG. 14 is formed. Absent. For this reason, the outer side surface of the input side disk 2B ′ is simply a flat surface except for the cam surface 62 portion formed in the outer diameter side half. Such an input side disk 2B ′ has the inner side surface (left side surface in FIG. 1) side half of the inner peripheral surface thereof spline-engaged with the end portion of the input side sleeve 57 and the outer peripheral side of the inner peripheral surface. A rolling bearing 61 is provided between the half portion and the outer peripheral surface of the intermediate portion of the input shaft 11c. As the installation portion of the rolling bearing 61 is moved closer to the installation portion of the cam plate 53a, the axial dimension of the entire input side disc 2B 'is the input side disc incorporated in the conventional structure shown in FIG. It is shorter than 2B. That is, there is no extended portion as shown by the oblique lattice in FIG. 14 at the inner surface side end portion on the inner diameter side of the input side disk 2B ′ incorporated in this example. Therefore, compared with the conventional structure shown in FIG. 14, the axial dimension of the input side disk 2B ′ is shortened, and the toroidal continuously variable transmission 24c configured to include the input side disk 2B ′ is light. Can be realized.
[0054]
An annular support recess 75 is formed on the inner diameter side half of the outer side surface (left side surface in FIGS. 1 and 2) of the input side disk 2A ′ supported by the base end portion of the input side sleeve 57 via the ball spline 58. The front half of the outer ring element 76 (the right half in FIGS. 1 and 2) is formed in the support recess 75 so that it does not rattle and is slidable in the axial direction (left and right in FIGS. 1 and 2). It is fitted. The outer ring element 76 supports a radial load and a thrust load so that the input side disk 2A 'is fixed to the base end portion (left end portion in FIG. 1) of the input shaft 11c. This is for constituting the rolling bearing 60a.
[0055]
Such an outer ring element 76 is formed with an angular outer ring raceway 77 at a portion near the distal end of the inner peripheral surface and an outward flange-like locking collar 78 at the proximal end portion of the outer peripheral surface. Then, a disc spring 56a for applying a preload is compressed by a predetermined amount (an amount necessary for applying the preload) between the engaging hook 78 and the intermediate portion of the input side disk 2A 'in the outer surface radial direction. Provided. With the disc leaf spring 56a provided in this manner, a first gap 79 is provided between the distal end surface of the outer ring element 76 and the support recess 75, and a second gap is provided on the inner diameter side portion of the disc leaf spring 56a. The gaps 80 are respectively formed.
[0056]
When a large thrust force is applied to the input side disk 2A ′ as the pressing device 10 is operated, the disc spring 56a is elastically compressed, and the axial dimensions of the first and second gaps 79, 80 are compressed. However, even in this case, the plate spring 56a is not completely compressed, in other words, the second gap 80 is not lost. For this purpose, the axial dimension L of the first gap 79 is₇₉The second gap L₈₀Smaller than (L₇₉<L₈₀However, the second gap 80 is also present even when the inner surface of the support recess 75 is in contact with the front end surface of the outer ring element 76. That is, in the case of this example, the back surface of the support recess 75 and the distal end surface of the outer ring element 76 constitute a stopper mechanism for preventing the disc spring 56a from being completely compressed.
[0057]
By preventing the disc spring 56a from being completely compressed in this way, the stress applied to the disc spring 56a is relaxed, and the design for ensuring the durability of the disc spring 56a is facilitated. In the illustrated example, the space for installing the disc spring 56a is wider than the space for installing the disc spring 56 in the conventional structure shown in FIG. The degree of freedom of selection increases, and also from this aspect, the design for securing the durability of the disc leaf spring 56a is facilitated. Further, when a large thrust force is applied to the input side disk 2A ′ with the operation of the pressing device 10, the front end surface of the outer ring element 76 and the inner surface of the support recess 75 come into contact with each other. The element 76 is in a state of backing up the input side disk 2A ′. Therefore, it is possible to suppress an increase in stress inside the input side disk 2A ′ regardless of the thrust load applied to the input side disk 2A ′ from the power rollers 9, 9 (see, for example, FIG. 9).
[0058]
  Next, FIG.Claims 1, 2, 4The 2nd example of embodiment of this invention corresponding to is shown. In the case of this example, a step portion 81 is formed on the outer peripheral surface of the intermediate portion of the outer ring element 76a so that the small diameter portion on the input side disk 2A 'side and the large diameter portion on the locking collar portion 78 side are continuous. By restricting the gap 82 between the portion 81 and the intermediate portion in the outer surface radial direction of the input side disk 2A ′, a stopper mechanism is configured to prevent the disc spring 56a from being completely compressed. The structure and operation of the other parts are the same as in the case of the first example described above.
[0059]
【The invention's effect】
  Since the present invention is constructed and operates as described above,A compact and lightweight continuously variable transmission can be realized at low cost, and durability can be improved as needed..
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a half sectional view of a toroidal continuously variable transmission incorporated in a continuously variable transmission, showing a first example of an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an enlarged view of a part A in FIG.
FIG. 3 is a view similar to FIG. 2, showing a second example of an embodiment of the present invention.
FIG. 4 is a schematic side view showing a basic structure of a toroidal-type continuously variable transmission in a state at the time of maximum deceleration.
FIG. 5 is a schematic side view showing the maximum speed increase state.
FIG. 6 is a cross-sectional view of a main part showing a first example of a specific structure of a toroidal-type continuously variable transmission.
7 is a cross-sectional view taken along line BB in FIG.
FIG. 8 is a cross-sectional view of an essential part showing a second example of a specific structure of a toroidal-type continuously variable transmission.
9 is a cross-sectional view taken along the line CC of FIG.
FIG. 10 is a schematic cross-sectional view showing a first example of a continuously variable transmission incorporating a toroidal type continuously variable transmission.
FIG. 11 is a diagram showing the relationship among the transmission ratio of the continuously variable transmission as a whole, the transmission ratio of the toroidal type continuously variable transmission, and the torque ratio of each part;
FIG. 12 is a schematic cross-sectional view showing a second example of a continuously variable transmission incorporating a toroidal type continuously variable transmission.
FIG. 13 is a schematic sectional view showing the third example.
FIG. 14 is a cross-sectional view of an essential part showing a third example of a specific structure of a toroidal-type continuously variable transmission.
[Explanation of symbols]
1 Input shaft
2, 2A, 2B, 2A ', 2B' Input side disk
2a inner surface
3 Output shaft
4 Output disk
4a inner surface
5 Casing
6 Axis
7 Trunnion
8 Displacement axis
9 Power roller
9a circumference
10 Pressing device
11, 11a, 11b, 11c Input shaft
12, 12a, 12b Output gear
13 Support plate
14 Thrust ball bearing
15 Thrust needle bearing
16 Outer ring
17 Actuator
18 Drive shaft
19 Engine
20 Crankshaft
21, 21a Input shaft
22 Starting clutch
23 Output shaft
24, 24a, 24b, 24c Toroidal type continuously variable transmission
25 Planetary gear mechanism
26 Cam plate
27 Sun Gear
28 Ring gear
29 Planetary Gear Set
30a, 30b planetary gear
31 Career
32 First power transmission mechanism
33 First gear
34 Second gear
35 Second power transmission mechanism
36 First sprocket
37 Second sprocket
38 Chen
39 Transmission shaft
40 Low speed clutch
41 High speed clutch
42 Support plate
43 Central axis
44 Reverse clutch
45 Differential gear
46 Third gear
47 Fourth gear
48 Fifth gear
49 Third power transmission mechanism
50 Drive shaft
51 Transmission shaft
52 Connecting bracket
53, 53a Cam plate
54 Ball spline
55, 55a Locking collar
56, 56a Plate spring
57 Input side sleeve
58 Ball spline
59 Spline
60, 60a Rolling bearing
61 Rolling bearings
62 Cam surface
63 Cam surface
64 Laura
65 Output sleeve
66 Rolling bearings
67 Support wall
68 Rolling bearings
69 Removal bracket
70 Rolling bearing
71 Driven side protrusion
72 Drive side protrusion
73 recess
74 Spline
75 Support recess
76, 76a Outer ring element
77 Outer ring raceway
78 Locking collar
79 First gap
80 Second gap
81 steps
82 Clearance

Claims

An input shaft connected to a drive source via a coupling bracket and rotated by the drive source, an output shaft for extracting power based on the rotation of the input shaft, a planetary gear mechanism, and a concentricity with the planetary gear mechanism A toroidal-type continuously variable transmission disposed on the first shaft, a first power transmission path for transmitting the power input to the input shaft via the toroidal-type continuously variable transmission, and the power input to the input shaft. A second power transmission path that transmits without passing through the toroidal-type continuously variable transmission, and the planetary gear mechanism is provided between a sun gear and a ring gear arranged around the sun gear, A planetary gear rotatably supported by a carrier concentrically and rotatably supported by the sun gear is meshed with the sun gear and the ring gear, and is sent through the first power transmission path. Power and power transmitted through the second power transmission path can be freely transmitted to two members of the sun gear, the ring gear, and the carrier, and the sun gear, ring gear, and carrier The output shaft is coupled to the remaining one of the members, and the power input to the input shaft is transmitted through the first power transmission path and the second power transmission path to the planetary gear. Mode switching means for switching the state sent to the mechanism is provided. The mode switching means includes at least a first mode for transmitting power only through the first power transmission path, and the first power transmission path. Switching to the second mode in which power is transmitted both with the second power transmission path, and the toroidal continuously variable transmissions are each a concave surface having an arcuate cross section. With the side surfaces facing each other, the input side disk and the output side disk supported concentrically and rotatably, and the pivot that is twisted with respect to the central axis of the input side disk and the output side disk is centered. A plurality of trunnions that oscillate as follows, a displacement shaft supported in a state of projecting from the inner side surface of each trunnion at the intermediate portion of each trunnion, and the input side disk disposed on the inner side surface of each trunnion And a power roller that is rotatably supported around each displacement shaft in a state of being sandwiched between the output side disks and a spherical convex surface on the peripheral surface thereof, and the input side as the input shaft rotates. A pressing device that rotates the disk while pressing the disk toward the output-side disk, and the input-side disk and the output-side disk when the pressing device is not operated. In the continuously variable transmission, which is provided with a disc spring that applies a preload to the abutting portion between the inner side surface of each of these disks and the peripheral surface of each of the power rollers by pressing in a direction approaching the disk, Of the both ends in the axial direction of the toroidal continuously variable transmission, the pressing device is connected to the end opposite to the connecting bracket, and the disc springs are connected to both ends in the axial direction of the toroidal continuously variable transmission. of, the end opposite to the above pressing apparatus, each provided Rutotomoni, between the connecting bracket and the input side disk, the radial load and thrust load exerted between these connection bracket to the input side disk In order to provide a rolling bearing for supporting the outer ring element, the front half of the outer ring element is fitted in an annular support recess formed in the inner half of the outer surface of the input disk so as to be slidable in the axial direction. And with this outer ring element Between the input side disk, when the dish-plate spring is compressed by the actuation of the pressing apparatus, and characterized in that the disc plate spring is provided with a stopper mechanism for so as not fully compressed Continuously variable transmission.

A toroidal-type continuously variable transmission has a pair of input-side disks that are supported so as to be able to rotate in synchronization with each other, with the inner surfaces facing each other at both ends of the input shaft, and between the input shafts. A pair of output-side disks that are synchronized with each other and that are freely supported for rotation with respect to the input shaft are provided around the unit, with the respective inner side surfaces facing the inner side surfaces of the two input-side disks. Of the two input side disks, the input side disk on the connection bracket side is supported by the input shaft so as to be freely movable in the axial direction via a ball spline, and is opposite to the connection bracket. The continuously variable transmission according to claim 1, wherein the input side disk is supported by a spline with respect to the input shaft.

The axial dimension on the inner diameter side is larger than the axial dimension on the outer diameter side between the outward flange-shaped locking collar formed at the proximal end portion of the outer ring surface of the outer ring element and the outer surface radial intermediate portion of the input side disk. A plate spring for applying a preload is provided in a state of being elastically compressed in the axial direction, and a first gap existing between the tip surface of the outer ring element and the inner surface of the support recess is provided. 3. The stopper mechanism according to claim 1 , wherein a stopper mechanism is configured by making an axial dimension smaller than an axial dimension of a second gap existing in an inner diameter side portion of the disc spring. Continuously variable transmission.

The axial dimension on the inner diameter side is larger than the axial dimension on the outer diameter side between the outward flange-shaped locking collar formed at the proximal end portion of the outer ring surface of the outer ring element and the outer surface radial intermediate portion of the input side disk. A large plate spring for preloading is provided in an axially elastically compressed state, formed on the outer peripheral surface of the intermediate portion of the outer ring element, and the small diameter portion on the input side disk side and the engagement. The axial dimension of the gap between the stepped portion that connects the large-diameter portion on the stop portion side and the intermediate portion on the outer surface radial direction of the input-side disk is set in the inner-diameter side portion of the disc spring. The continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 2 , wherein the stopper mechanism is configured to be smaller than an axial dimension of the second gap.