JP4204157B2

JP4204157B2 - Toroidal continuously variable transmission for four-wheel drive vehicles

Info

Publication number: JP4204157B2
Application number: JP34670399A
Authority: JP
Inventors: 尚町田; 寛加藤; アダミスパナジオティス; ペーターゼンライナー; ホフマンラース; テンベルゲペータ; エマンジョメネイザー; メーケルイエルグ
Original assignee: Volkswagen AG
Current assignee: Volkswagen AG
Priority date: 1999-12-06
Filing date: 1999-12-06
Publication date: 2009-01-07
Anticipated expiration: 2019-12-06
Also published as: JP2001165266A; DE10059781B4; DE10059781A1

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明に係る四輪駆動車用トロイダル型無段変速装置は、走行時に前後輪共に回転駆動する四輪駆動車の変速機として利用するもので、特に本発明は、トルクが大きな大排気量エンジンを搭載した大型自動車用の変速装置として有効な構造を提供するものである。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用変速機として、図５〜６に略示する様なトロイダル型無段変速機を使用する事が研究されている。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、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、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、ローディングカム装置１０を設け、このローディングカム装置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ローディングカム装置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５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６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５と図６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７〜８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１３、１３に、揺動並びに軸方向（図７の表裏方向、図８の左右方向）に亙る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上記各パワーローラ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８で左右逆方向）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の配設方向に亙る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１７、１７により、前記各枢軸６、６の軸方向に亙る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８の下側のパワーローラ９を同図の右側に、同図の上側のパワーローラ９を同図の左側に、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５〜６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】
上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速機の場合には、上記入力軸１１と出力歯車１２との間での動力伝達を２個のパワーローラ９、９により行なっている。従って、各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと入力側、出力側両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａとの間で伝達される単位面積当たりの力が大きくなり、伝達可能な動力に限界が生じる。この様な事情に鑑みて、トロイダル型無段変速機により伝達可能な動力を大きくすべく、パワーローラ９、９の数を増やす事も、従来から考えられている。
【００１６】
この様な目的でパワーローラ９、９の数を増やす為の構造の第１例として従来から、１組の入力側ディスク２と出力側ディスク４との間に３個のパワーローラ９、９を配置し、この３個のパワーローラ９、９によって動力の伝達を行なう事が、例えば特開平３−７４６６７号公報に記載されている様に、従来から知られている。この公報に記載された構造の場合には、図９に示す様に、固定のフレーム１８の円周方向等間隔の３個所位置に、それぞれが１２０度に折れ曲がった支持片１９、１９の中間部を枢支している。そして、隣り合う支持片１９、１９同士の間にそれぞれトラニオン７、７を、揺動並びに軸方向に亙る変位自在に支持している。
【００１７】
上記各トラニオン７、７は、それぞれ油圧式のアクチュエータ１７、１７により、それぞれの両端部に互いに同心に設けた枢軸６の軸方向に亙る変位自在としている。上記各アクチュエータ１７、１７を構成する各油圧シリンダ２０、２０は、制御弁２１を介して、油圧源であるポンプ２２の吐出口に通じている。この制御弁２１は、それぞれが軸方向（図９の左右方向）に亙って変位自在なスリーブ２３とスプール２４とを備える。
【００１８】
それぞれが上記各トラニオン７、７に、変位軸８、８により枢支されたパワーローラ９、９の傾斜角度を変える場合には、制御モータ２５により上記スリーブ２３を軸方向（図９の左右方向）に変位させる。この結果、上記ポンプ２２から吐出された圧油が、油圧配管を通じて上記各油圧シリンダ２０、２０に送り込まれる。そして、これら各油圧シリンダ２０、２０に嵌装された、上記各トラニオン７、７を枢軸の軸方向に亙り変位させる為の駆動ピストン２６、２６が、入力側ディスク２及び出力側ディスク４（図５〜７参照）の回転方向に関して同方向に変位する。又、上記各駆動ピストン２６、２６の変位に伴って上記各油圧シリンダ２０、２０から押し出された作動油は、やはり上記制御弁２１を含む油圧配管（一部図示せず）を通じて、油溜２７に戻される。
【００１９】
一方、上記圧油の送り込みに伴う駆動ピストン２６の変位は、カム２８、リンク２９を介して上記スプール２４に伝達され、このスプール２４を軸方向に変位させる。この結果、上記駆動ピストン２６が所定量変位した状態で、上記制御弁２１の流路が閉じられ、上記各油圧シリンダ２０、２０への圧油の給排が停止される。従って、上記各トラニオン７、７の軸方向に亙る変位量は、上記制御モータ２５によるスリーブ２３の変位量に応じただけのものとなる。
【００２０】
又、特開平４−６９４３９号公報には、トロイダル型無段変速機により伝達可能な動力を大きくすべく、パワーローラ９、９の数を増やす為の構造の第２例として、入力側ディスクと出力側ディスクとを２対設けた構造が記載されている。この第２例の構造では、図１０に示す様に、ケーシング５ａの内側に入力軸１１を、回転のみ自在に支持している。この入力軸１１は、クラッチの出力軸等に結合される前半部１１ａと、この前半部１１ａに対し若干の回転を自在とされた後半部１１ｂとから成る。そして、このうちの後半部１１ｂの軸方向（図１０の左右方向）両端部に１対の入力側ディスク２、２を、それぞれの内側面２ａ、２ａ同士を互いに対向させた状態で、ボールスプライン３０、３０を介して支持している。
【００２１】
上記後半部１１ｂの中間部周囲に回転自在に支承したスリーブ３１の両端部には１対の出力側ディスク４、４を、それぞれの内側面４ａ、４ａと上記各入力側ディスク２、２の内側面２ａ、２ａとを対向させた状態で支持している。又、複数のトラニオンに変位軸を介して回転自在に支持された複数のパワーローラ９、９を、上記各内側面２ａ、４ａの間に挟持している。又、上記ケーシング５ａの内側で上記前半部１１ａと反対側部分には出力軸３２を、上記入力軸１１の後半部１１ｂと同心に、且つこの後半部１１ｂとは独立して回転自在に支持している。そして、上記両出力側ディスク４、４の回転を、上記出力軸３２に伝達自在としている。
【００２２】
上述の様に構成するトロイダル型無段変速機の場合には、入力軸１１の回転に伴って１対の入力側ディスク２、２が同時に回転する。そして、この回転が１対の出力側ディスク４、４に同時に伝達されて、上記出力軸３２により取り出される。この際、回転力の伝達が互いに並列な２系統に分けて、合計４個のパワーローラ９、９により行なわれるので、大きな動力（トルク）を伝達自在となる。
【００２３】
更に、図示は省略するが、上述の様な構成及び作用を有するトロイダル型無段変速機を使用した、走行時に常に前輪及び後輪を回転駆動する四輪駆動車、所謂フルタイム４ＷＤ車用の自動変速機として従来から、特許第２６８２０９０号公報に記載されたものが知られている。この公報に記載された四輪駆動車用トロイダル型無段変速装置は、駆動用エンジンの出力部と、上述した図１０に示す様なトロイダル型無段変速ユニットとの間に、前後進切り換えユニットである遊星歯車機構を、動力の伝達方向に関して直列に設けている。そして、１対の出力側ディスクと同期して回転する出力歯車から取り出した出力を、前輪用駆動軸と後輪用駆動軸とに分配する様に構成している。
【００２４】
【発明が解決しようとする課題】
特許第２６８２０９０号公報に記載された四輪駆動車用トロイダル型無段変速装置の場合には、旋回時に発生する前輪と後輪との速度差を吸収する為に、前輪用駆動軸と後輪用駆動軸との間にデファレンシャルギヤ（所謂センターデフ）に相当する機構を設ける必要があり、構造が複雑で大型化し、重量が嵩む事が避けられない。
本発明は、この様な事情に鑑み、前述の様な構成及び作用を有するトロイダル型無段変速機を使用して、フルタイム４ＷＤ車用の自動変速機として有用な変速装置を実現するものである。
より具体的には、センターデフを省略可能にし、しかも小型・軽量に構成できる四輪駆動車用トロイダル型無段変速装置の実現を図るものである。
【００２５】
【課題を解決するための手段】
本発明の四輪駆動車用トロイダル型無段変速装置は、前進と後退とを切り換える為の前後進切り換えユニットと、入力部と出力部との間の変速比を連続的に変化させるトロイダル型無段変速ユニットと、このトロイダル型無段変速ユニットの出力部に設けて、このトロイダル型無段変速ユニットの出力を前側駆動輪に伝達する為の前輪用駆動軸と、このトロイダル型無段変速ユニットの出力を後側駆動輪に伝達する為の後輪用駆動軸とを備える。
上記前後進切り換えユニットは、駆動用エンジンの出力部と上記トロイダル型無段変速ユニットの入力部との間に、動力の伝達方向に関して直列に設けている。
又、このトロイダル型無段変速ユニットは、それぞれが断面円弧状の凹面である内側面同士を対向させた状態で、互いに同心に且つ互いに同期した回転自在に支持された第一、第二両入力側ディスクと、断面円弧状の凹面であるその内側面を第一入力側ディスクの内側面に対向させた状態でこれら第一、第二両入力側ディスクと同心に、且つこれら第一、第二両入力側ディスクとは独立した回転自在に支持された第一出力側ディスクと、断面円弧状の凹面であるその内側面を第二入力側ディスクの内側面に対向させた状態で上記第一出力側ディスクと同心に、且つこの第一出力側ディスク及び上記第一、第二両入力側ディスクとは独立した回転自在に支持された第二出力側ディスクと、上記第一入力側ディスクと第一出力側ディスクとの間部分で、これら各ディスクの中心軸に対し捻れの位置に存在する、４本以上で偶数本の第一枢軸と、これら各第一枢軸を中心として揺動する複数の第一トラニオンと、これら各第一トラニオンの内側面から突出した第一変位軸と、これら各第一変位軸の周囲に回転自在に支持された状態で上記第一入力側ディスクの内側面と第一出力側ディスクの内側面との間に挟持された、それぞれの周面を球状凸面とした複数個の第一パワーローラと、上記第二入力側ディスクと第二出力側ディスクとの間部分で、これら各ディスクの中心軸に対し捻れの位置に存在する、４本以上で偶数本の第二枢軸と、これら各第二枢軸を中心として揺動する複数の第二トラニオンと、これら各第二トラニオンの内側面から突出した第二変位軸と、これら各第二変位軸の周囲に回転自在に支持された状態で上記第二入力側ディスクの内側面と第二出力側ディスクの内側面との間に挟持された、それぞれの周面を球状凸面とした複数個の第二パワーローラと、上記第一、第二両入力側ディスク及び上記第一、第二両出力側ディスクと上記第一、第二各パワーローラを挟んで、上記前後進切り換えユニットと反対側にのみ設けられ、これら各ディスクの内側面とこれら各パワーローラの周面との当接圧を高めるべく、これら各ディスクを上記前後進切り換えユニットに向けて押圧する、油圧式のローディング装置とを備えたものである。
このローディング装置は、上記前輪用駆動軸を介して上記前側駆動輪に分配するトルクと上記後輪用駆動軸を介して上記後側駆動輪に分配するトルクとに応じて上記各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の面圧の調整を行なうものである。
そして、上記前輪用駆動軸を上記第一出力側ディスクにより回転駆動自在とすると共に、上記後輪用駆動軸を上記第二出力側ディスクにより回転駆動自在としている。
【００２６】
【作用】
上述の様に構成する本発明の四輪駆動車用トロイダル型無段変速装置の運転時には、互いに同期して回転する第一、第二両入力側ディスクのうち、第一入力側ディスクから各第一パワーローラを介して第一出力側ディスクに伝わった動力により、前輪用駆動軸を回転駆動する。又、第二入力側ディスクから各第二パワーローラを介して第二出力側ディスクに伝わった動力により、後輪用駆動軸を回転駆動する。上記第一、第二両入力側ディスクと上記第一、第二両出力側ディスクとの間の伝達効率を確保すべく、これら各ディスクの内側面と各パワーローラの周面との当接部の面圧を調整するのは、前輪用駆動軸を介して前側駆動輪に分配するトルクと後輪用駆動軸を介して後側駆動輪に分配するトルクとに応じて、ローディング装置に導入する油圧を変える事により行なう。
【００２７】
自動車が直進状態で、前輪用駆動軸の回転速度と後輪用駆動軸の回転速度とを一致させる際には、第一、第二両トラニオンの傾斜角度を一致させ、第一入力側ディスクと第一出力側ディスクとの間の変速比と、第二入力側ディスクと第二出力側ディスクとの間の変速比とを一致させる。
これに対して、自動車が旋回状態で、前輪用駆動軸の回転速度と後輪用駆動軸の回転速度とを異ならせる際には、第一、第二両トラニオンの傾斜角度を異ならせて、第一入力側ディスクと第一出力側ディスクとの間の変速比と、第二入力側ディスクと第二出力側ディスクとの間の変速比とを、互いに異ならせる。
【００２８】
【発明の実施の形態】
図１〜４は、本発明の実施の形態の１例を示している。尚、図示の例は、乗用車用としては大型で大きなトルクを発生するエンジンを組み込んだ四輪駆動車用のトロイダル型無段変速装置として構成する為、第一入力側ディスク３３と第一出力側ディスク３４との間に３個の第一パワーローラ３５、３５を、第二入力側ディスク３６と第二出力側ディスク３７との間に３個の第二パワーローラ３８を、それぞれ設けて、合計６個のパワーローラ３５、３８により、動力の伝達を行なう様に構成している。
以下、構成各部の構造に就いて、具体的に説明する。
【００２９】
動力の伝達方向に関して最も前段部には、発進クラッチであるトルクコンバータ３９を設け、このトルクコンバータ３９の出力部に、トロイダル型無段変速ユニット４０を構成する入力軸１１の前半部１１ａを組み込んでいる。図示しない走行用エンジンの回転に伴ってこの前半部１１ａは、上記トルクコンバータ３９により回転駆動される。そして、この前半部１１ａの後端部に上記入力軸１１の後半部１１ｂを、１対のラジアルニードル軸受４１ａ、４１ｂを介して、互いに同心に且つ相対回転自在に支持している。
【００３０】
そして、上記前半部１１ａと後半部１１ｂとの間に、前進と後退とを切り換える為の前後進切り換えユニット４２を、動力の伝達方向に関して直列に設けている。遊星歯車機構である、この前後進切り換えユニット４２を構成する為に、上記前半部１１ａの後端部外周面には、太陽歯車４３を固定している。又、上記後半部１１ｂの前端部にはキャリア４４をスプライン係合により支持し、このキャリア４４に設けた複数本の遊星軸４５、４５に回転自在に支持した遊星歯車組４６、４６を、上記太陽歯車４３と噛合させている。又、上記キャリア４４の外周縁部にリング歯車４７を、回転自在に支持し、このリング歯車４７と上記各遊星歯車組４６、４６とを噛合させている。尚、これら各遊星歯車組４６、４６はそれぞれ、互いに噛合した１対の遊星歯車から成り、それぞれ一方の遊星歯車を上記太陽歯車４３に、他方の遊星歯車を上記リング歯車４７に、それぞれ噛合させている。更に、上記前半部１１ａと上記キャリア４４との間には、湿式多板クラッチである前進用クラッチ４８を、図示しないケーシング内に固定するフレーム５０と上記リング歯車４７との間には後退用クラッチ４９を、それぞれ設けている。
【００３１】
上述の様な前後進切り換えユニットは、前進時には上記前進用クラッチ４８を繋ぎ、上記後退用クラッチ４９の接続を断つ。この状態では、上記前半部１１ａと後半部１１ｂとが、上記前進用クラッチ４８と上記各遊星軸４５、４５と上記キャリア４４とを介して結合され、上記後半部１１ｂが上記前半部１１ａと同速で同方向に回転する。これに対して後退時には、上記後退用クラッチ４９を繋ぎ、上記前進用クラッチ４８の接続を断つ。この状態では、上記後半部１１ｂが上記前半部１１ａよりも低速で反対方向に回転する。尚、遊星歯車機構を使用した前後進切り換えユニットの構造及び作用は、従来から周知であり、又、構造自体図示のものに限らず、遊星歯車機構の他にも種々の構造が存在する為、詳しい説明は省略する。
【００３２】
動力の伝達方向に関して、上述の様な前後進切り換えユニット４２の後側には、この前後進切り換えユニット４２の出力部につながる入力部と、前輪用駆動軸５１及び後輪用駆動軸５２につながる出力部との間の変速比を連続的に変化させる、トロイダル型無段変速ユニット４０を設けている。このトロイダル型無段変速ユニット４０は、上記後半部１１ｂの周囲に設けている。この為に、この後半部１１ｂの前後両端部近傍には、第一、第二両入力側ディスク３３、３６を、それぞれが断面円弧状の凹面である内側面２ａ、２ａ同士を対向させた状態で、互いに同心に且つ互いに同期した回転自在に支持している。この為に図示の例では、前側（図１の左側）に設けた第一入力側ディスク３３を、前記キャリア４４の基端部にスプライン係合させると共に、前側への移動を阻止している。これに対して、後側（図１の右側）に設けた第二入力側ディスク３６は、上記後半部１１ｂの後端部に、ボールスプライン３０を介して支持している。そして、油圧式のローディング装置５３により、上記第二入力側ディスク３６を上記第一入力側ディスク３３に向け、押圧自在としている。
【００３３】
図示の場合に、上記ローディング装置５３は、小径で大きな押圧力を発生させるべく、１対の油圧シリンダ５４ａ、５４ｂ及び油圧ピストン５５ａ、５５ｂを、軸方向に亙り互いに直列に、力の伝達方向に関して互いに並列に、それぞれ設けている。即ち、押圧力の発生時には、１対の油圧室５６ａ、５６ｂ内に圧油を導入する。すると、一方（図１の右方）の油圧室５６ａへの油圧導入に伴って上記第二入力側ディスク３６が、シリンダ筒５７を介して上記第一入力側ディスク３３に向け押圧される。同時に、他方（図１の左方）の油圧室５６ｂへの油圧導入に伴って上記第二入力側ディスク３６が、直接上記第一入力側ディスク３３に向け押圧される。上記両油圧室５６ａ、５６ｂ内への圧油導入に伴う力は、足し合わされた状態で上記第二入力側ディスク３６に加わる。従って上記ローディング装置５３は、小径で大きな押圧力を発生する。尚、上記他方の油圧室５６ｂ内には、皿板ばね等の予圧ばね５８を設けて、上記両油圧室５６ａ、５６ｂ内に油圧を導入していない状態でも、前記各ディスク３３、３４、３６、３７の内側面２ａ、４ａと前記各パワーローラ３５、３８の周面９ａ、９ａとの当接部の面圧を、最低限確保できる様にしている。
【００３４】
又、前記後半部１１ｂの中間部周囲には支持筒５９を、この後半部１１ｂと同心に設けている。この支持筒５９は、後述する支持環６０、６０にそれぞれの外径側端部を支持固定したステー６１、６１の内径側端部により、その両端部を支持固定されている。上記後半部１１ｂの中間部外周面と上記支持筒５９の両端部内周面との間には、それぞれラジアルニードル軸受６２、６２を設けて、上記後半部１１ｂを上記支持筒５９の内側に、回転及び軸方向に亙る変位自在に支持している。
【００３５】
これに対して、上記支持筒５９の周囲には、前記第一、第二両出力側ディスク３４、３７を、それぞれラジアルニードル軸受６３、６３により、回転及び軸方向に亙る変位自在に支持している。又、上記第一、第二両出力側ディスク３４、３７の互いに対向する端面同士の間には、スラストニードル軸受６４を設けて、これら両出力側ディスク３４、３７同士の間に加わるスラスト荷重を支承しつつ、これら両出力側ディスク３４、３７同士の相対回転を自在としている。
【００３６】
又、上記第一出力側ディスク３４の外側面側には第一出力歯車６５を固定し、この第一出力歯車６５と前記前輪用駆動軸５１とを、前輪用従動歯車６７を介して結合し、上記第一出力側ディスク３４により上記前輪用駆動軸５１を回転駆動自在としている。又、この前輪用駆動軸５１の回転を、前輪用デファレンシャルギヤ６８を介して、図示しない前側駆動輪に伝達自在としている。
【００３７】
一方、上記第二出力側ディスク３７の外側面側には第二出力歯車６９を固定し、この第二出力歯車６９と前記後輪用駆動軸５２とを、後輪用従動歯車７０を介して結合し、上記第二出力側ディスク３７により上記後輪用駆動軸５２を回転駆動自在としている。又、この後輪用駆動軸５２の回転を、図示しない後輪用デファレンシャルギヤを介して、やはり図示しない後側駆動輪に伝達自在としている。上記前輪用駆動軸５１の中心軸と上記後輪用駆動軸５２の中心軸とは互いに不一致にしている。そして、これら両駆動軸５１、５２の配置を、スペース効率を考慮して、最適に選択できる様にしている。
【００３８】
又、前記第一入力側ディスク３３の内側面２ａと上記第一出力側ディスク３４の内側面４ａとの間には前記３個の第一パワーローラ３５、３５を、前記第二入力側ディスク３６の内側面２ａと上記第二出力側ディスク３７の内側面４ａとの間には前記３個の第二パワーローラ３８を、それぞれ挟持している。これら第一、第二各パワーローラ３５、３８は、それぞれ第一、第二各トラニオン７１、７２の内側面に回転自在に支持している。これら第一、第二各トラニオン７１、７２は、それぞれの両端部に互いに同心に設けた、上記各ディスク３３、３４、３６、３７の中心軸と交差する事はないが、これら各ディスク３３、３４、３６、３７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となる捻れの位置に存在する第一、第二各枢軸７３（第二枢軸は図示せず）を中心に揺動する。又、上記第一、第二各トラニオン７１、７２は、それぞれ第一、第二各揺動フレーム７４、７５の両端部に、ラジアルニードル軸受７６、７６により、揺動変位自在に支持している。
【００３９】
そして、上記第一、第二各揺動フレーム７４、７５の中間部を前記支持環６０、６０に、各ディスク３３、３４、３６、３７の中心軸に対し平行な支持軸７７、７７を中心とする揺動変位自在に支持している。更に、上記第一、第二各揺動フレーム７４、７５を、これら各揺動フレーム７４、７５の両端部と上記各支持環６０、６０との間に設けた油圧シリンダ７８ａ、７８ｂにより、揺動変位自在としている。又、これら各油圧シリンダ７８ａ、７８ｂへの圧油の給排を制御する為の制御弁２１ａは、上記各支持環６０、６０に支持している。上記各油圧シリンダ７８ａ、７８ｂへの圧油の給排により上記各揺動フレーム７４、７５が揺動変位すると、これら各揺動フレーム７４、７５に支持したトラニオン７１、７２の外側面に設けたカム面７９が、上記制御弁２１ａの付属のプランジャ８０を介してこの制御弁２１ａのスプール２４ａを変位させ、上記制御弁２１ａの切り換えを行なう。このスプール２４ａと共にこの制御弁２１ａを構成するスリーブ２３ａは、変速時には所望の変速比を実現できる様に、制御モータ２５ａにより、所定位置に変位させておく。この様な制御弁２１ａ及び制御モータ２５ａは、第一入力側ディスク３３及び第一出力側ディスク３４を含んで構成する第一キャビティ８３側に１個、第二入力側ディスク３６及び第二出力側ディスク３７を含んで構成する第二キャビティ８４側に１個、トロイダル型無段変速ユニット４０全体で２個設けている。そして、第一キャビティ８３側の制御モータ２５ａによりこの第一キャビティ８３側の制御弁２１ａを、第二キャビティ８４側の制御モータ２５ａによりこの第二キャビティ８４側の制御弁２１ａを、マイクロコンピュータを内蔵した図示しない制御器からの指令信号に基づき、互いに同期して（直進状態の場合）、或は互いに独立して（旋回状態の場合）制御する。
【００４０】
変速時には、上記各揺動フレーム７４、７５毎に２対ずつ（各揺動フレーム毎に４個ずつ、トロイダル型無段変速機ユニット全体として合計２４個）設けた油圧シリンダ７８ａ、７８ｂのうちの、上記各揺動フレーム７４、７５の長さ方向一端側に設けた一方の油圧シリンダ７８ａ（７８ｂ）を伸長させると共に他方の油圧シリンダ７８ｂ（７８ａ）を収縮させて、上記各揺動フレーム７４、７５を所定方向に所定量だけ揺動変位させる。即ち、上記各揺動フレーム７４、７５は、それぞれ間隔をあけて互いに平行に配置した１対ずつの支持環６０、６０同士の間に掛け渡した上記各支持軸７７、７７に、揺動変位自在に支持している。上記各油圧シリンダ７８ａ、７８ｂは、それぞれ上記各支持環６０、６０の一部で上記各揺動フレーム７４、７５の両端部に整合する位置に設けている。そして、上記各油圧シリンダ７８ａ、７８ｂに嵌装したピストン８１ａ、８１ｂと、上記各揺動フレーム７４、７５の両端部に固定したロッド８２ａ、８２ｂを係合させている。
【００４１】
この様に構成する為、変速時には、上記各油圧シリンダ７８ａ、７８ｂへの圧油の給排に基づき、上記第一、第二各揺動フレーム７４、７５が、所定方向に所定量だけ揺動変位する。この結果、これら各揺動フレーム７４、７５に支持された上記第一、第二各トラニオン７１、７２が、ほぼ上記第一、第二枢軸７３の軸方向に変位（実際には、上記各支持軸７７、７７を中心とする円弧運動）する。そして、前述の図７〜８に示した従来構造の場合と同様に、前記各パワーローラ３５、３８の周面９ａ、９ａと上記各ディスク３３、３４、３６、３７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第一、第二各トラニオン７１、７２が、上記第一、第二各揺動フレーム７４、７５に枢支された第一、第二各枢軸７３を中心として、互いに逆方向に揺動し、前述の図５〜６に示した様に、上記第一、第二各パワーローラ３５、３８の周面９ａ、９ａと上記各内側面２ａ、４ａとの当接位置が変化して、第一、第二各入力側ディスク３３、３６と第一、第二各出力側ディスク３４、３７との間の回転速度比が変化する。
【００４２】
尚、図示の例では、上記第一、第二各トラニオン７１、７２に対して上記第一、第二各パワーローラ３５、３８を支持する為の変位軸８ａ、８ａを、基半部と先半部とを特に偏心させない、直線状のものを使用している。代わりに、上記各変位軸８ａ、８ａの先端部を、スラスト玉軸受１４ａ、１４ａを構成する外輪１６ａ、１６ａの中心から外れた位置に内嵌させている。又、上記第一、第二各パワーローラ３５、３８は、貫通孔を持たない丸鉢状に形成し、上記スラスト玉軸受１４ａ、１４ａに接触角を持たせる（アンギュラコンタクトとする）事で、上記スラスト玉軸受１４ａ、１４ａに加わるスラスト荷重の他、ラジアル荷重も支承自在としている。この様な構造によっても、上記第一、第二各パワーローラ３５、３８を所定位置に回転自在に、且つ上記各ディスク３３、３４、３６、３７の軸方向に亙る若干の変位自在に支持できる。尚、上記第一、第二各パワーローラ３５、３８を支持する部分の構造は、本発明の要旨ではない。この部分の構造は、図示の例に限らず、前述の図７〜１０に示した従来構造と同様に構成しても良い。
【００４３】
上述の様に構成する本発明の四輪駆動車用トロイダル型無段変速装置の運転時には、前記入力軸１１の後半部１１ｂと共に互いに同期して回転する第一、第二両入力側ディスク３３、３６のうち、第一入力側ディスク３３から上記各第一パワーローラ３５、３５を介して前記第一出力側ディスク３４に伝わった動力により、前記前輪用駆動軸５１を回転駆動する。又、第二入力側ディスク３６から上記各第二パワーローラ３８を介して前記第二出力側ディスク３７に伝わった動力により、後輪用駆動軸５２を回転駆動する。
【００４４】
上記第一、第二両入力側ディスク３３、３６と上記第一、第二両出力側ディスク３４、３７との間の伝達効率を確保すべく、これら各ディスク３３、３４、３６、３７の内側面２ａ、４ａと上記第一、第二各パワーローラ３５、３８の周面９ａ、９ａとの当接部の面圧は、前記油圧式のローディング装置５３を構成する各油圧室５６ａ、５６ｂに導入する油圧を変える事により、容易に調整できる。即ち、上記ローディング装置５３は、上記前輪用駆動軸５１を介して前輪に分配するトルクと、上記後輪用駆動軸５２を介して後輪に分配するトルクとに応じて、上記各ディスク３３、３４、３６、３７の内側面２ａ、４ａと上記各パワーローラ３５、３８の周面９ａ、９ａとの当接部の面圧の調整を行なう。フルタイム４ＷＤ車用の変速装置の場合、走行条件により、前輪に分配するトルクと後輪に分配するトルクとが異なる場合が生じるが、本発明の場合には、上記面圧の調整を上記油圧式のローディング装置５３により行なう為、条件に応じて最適の面圧の付与を行なえる。
【００４５】
自動車が直進状態で、前輪の回転速度と後輪の回転速度とを一致させるべく、上記前輪用駆動軸５１の回転速度と上記後輪用駆動軸５２の回転速度とを一致させる際には、前記各油圧シリンダ７８ａ、７８ｂへの圧油の給排に基づく、前記支持軸７７、７７を中心とする前記第一、第二各揺動フレーム７４、７５の揺動角度、並びにこれら各揺動フレーム７４、７５に支持した、前記第一、第二各枢軸７３を中心とする第一、第二各トラニオン７１、７２の傾斜角度を一致させる。そして、上記第一入力側ディスク３３と上記第一出力側ディスク３４との間の変速比と、上記第二入力側ディスク３６と上記第二出力側ディスク３７との間の変速比とを一致させる。
【００４６】
これに対して、自動車が旋回状態で、上記前輪の回転速度に比べて上記後輪の回転速度を遅くすべく、上記前輪用駆動軸５１の回転速度に比べて上記後輪用駆動軸５２の回転速度を遅くする際には、上記各第一トラニオン７１、７１の変速比と、上記各第二トラニオン７２の傾斜角度を異ならせる。具体的には、上記第一入力側ディスク３３と上記第一出力側ディスク３４との間の減速比に比べて、上記第二入力側ディスク３６と上記第二出力側ディスク３７との間の減速比を大きくする。この結果、センターデフを設けなくても、前輪及び後輪と路面との間に過大な滑りを発生する事なく、自動車の運行を安定して行なわせる事ができる。
【００４７】
【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、四輪駆動用トロイダル型無段変速装置自体の小型・軽量化を図れるだけでなく、センターデフを不要にする事もできて、自動変速機付四輪駆動車の軽量化を図り、動力性能並びに燃費性能の向上に寄与できる。又、前後進切り換えユニット並びにローディング装置の配置を工夫する事で、各駆動軸の配置の自由度を高くできる為、自動車設計の容易化も図れる。更に、ローディング装置として油圧式のものを使用するので、荷重調整が複雑になる四輪駆動用トロイダル型無段変速装置でも最適な荷重調整を行なって、各種条件下でも効率の良い動力伝達と、構成各部材の転がり疲れ寿命の確保とを図れる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の１例を示す要部断面図。
【図２】図１のＡ−Ａ断面図。
【図３】同Ｂ−Ｂ断面図。
【図４】図３とほぼ同じ部分を、第一トラニオンの両端部に設けた第一枢軸の中心軸を含む平面で切断した状態で示す断面図。
【図５】従来から知られたトロイダル型無段変速機の基本的構成を、最大減速時の状態で示す側面図。
【図６】同じく最大増速時の状態で示す側面図。
【図７】従来の具体的構造の１例を示す断面図。
【図８】図７のＣ−Ｃ断面図。
【図９】従来から知られた、伝達可能な動力を大きくする構造の第１例を、一部を切断した状態で示す要部正面図。
【図１０】同第２例を示す部分断面図。
【符号の説明】
１入力軸
２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、５ａケーシング
６枢軸
７トラニオン
８、８ａ変位軸
９パワーローラ
９ａ周面
１０ローディングカム装置
１１入力軸
１１ａ前半部
１１ｂ後半部
１２出力歯車
１３支持板
１４、１４ａスラスト玉軸受
１５スラストニードル軸受
１６、１６ａ外輪
１７アクチュエータ
１８フレーム
１９支持片
２０油圧シリンダ
２１、２１ａ制御弁
２２ポンプ
２３、２３ａスリーブ
２４、２４ａスプール
２５、２５ａ制御モータ
２６駆動ピストン
２７油溜
２８カム
２９リンク
３０ボールスプライン
３１スリーブ
３２出力軸
３３第一入力側ディスク
３４第一出力側ディスク
３５第一パワーローラ
３６第二入力側ディスク
３７第二出力側ディスク
３８第二パワーローラ
３９トルクコンバータ
４０トロイダル型無段変速ユニット
４１ａ、４１ｂラジアルニードル軸受
４２前後進切り換えユニット
４３太陽歯車
４４キャリア
４５遊星軸
４６遊星歯車組
４７リング歯車
４８前進用クラッチ
４９後退用クラッチ
５０フレーム
５１前輪用駆動軸
５２後輪用駆動軸
５３ローディング装置
５４ａ、５４ｂ油圧シリンダ
５５ａ、５５ｂ油圧ピストン
５６ａ、５６ｂ油圧室
５７シリンダ筒
５８予圧ばね
５９支持筒
６０支持環
６１ステー
６２ラジアルニードル軸受
６３ラジアルニードル軸受
６４スラストニードル軸受
６５第一出力歯車
６７前輪用従動歯車
６８前輪用デファレンシャルギヤ
６９第二出力歯車
７０後輪用従動歯車
７１第一トラニオン
７２第二トラニオン
７３第一枢軸
７４第一揺動フレーム
７５第二揺動フレーム
７６ラジアルニードル軸受
７７支持軸
７８ａ、７８ｂ油圧シリンダ
７９カム面
８０プランジャ
８１ａ、８１ｂピストン
８２ａ、８２ｂロッド
８３第一キャビティ
８４第二キャビティ[0001]
[Industrial application fields]
The toroidal-type continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle according to the present invention is used as a transmission for a four-wheel drive vehicle in which both front and rear wheels are rotationally driven during traveling. In particular, the present invention is a large displacement engine having a large torque. The present invention provides a structure effective as a transmission for a large vehicle equipped with the.
[0002]
[Prior art]
The use of a toroidal continuously variable transmission as schematically shown in FIGS. 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. A trunnion that swings around pivots 6 and 6 that are twisted with respect to the input shaft 1 and the output shaft 3 is disposed inside a casing 5 (see FIG. 8 described later) in which a toroidal continuously variable transmission is housed. 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 axis of each of the pivots 6 and 6 does not intersect the central axis of each of the disks 2 and 4, but the twist position is perpendicular to the direction of the central axis of each of the disks 2 and 4. Exists. Further, the central portions of the respective trunnions 7 and 7 support the base half portions of the displacement shafts 8 and 8, and the respective trunnions 7 and 7 are swung around the pivot shafts 6 and 6, whereby the respective displacement shafts 8 and 8 are swung. , 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. And each power roller 9 and 9 is clamped between the inner side surfaces 2a and 4a of both the said input side and output side discs 2 and 4. As shown in FIG.
[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. Further, a loading cam device 10 is provided between the input shaft 1 and the input side disc 2, and the input cam 2 is elastically pressed toward the output side disc 4 by the loading cam device 10. It can be freely rotated.
[0005]
When the toroidal continuously variable transmission configured as described above is used, the loading cam device 10 presses the input-side disk 2 against the plurality of power rollers 9 and 9 as the input shaft 1 rotates. Rotate. 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. 5, 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 surface 2 a of the input side disk 2 and a portion near the outer periphery of the inner 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 intermediate between those shown in FIGS. 5 and 6, an intermediate transmission ratio can be obtained between the input shaft 1 and the output shaft 3.
[0008]
7 to 8 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. 1-173352). The input side disk 2 and the output side disk 4 are rotatably supported around a cylindrical input shaft 11. A loading cam 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 and 6 provided concentrically with each other at both ends of the pair of trunnions 7 and 7 are oscillated and axially (front and back in FIG. 7, left and right in FIG. 8) on the pair of support plates 13 and 13. It is supported to be freely displaceable. 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, Each said power roller 9 and 9 is 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. In addition, 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 rotation direction of the input side and output side disks 2 and 4 (reverse left and right direction in FIG. 8). 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 in the direction in which the input shaft 11 is disposed.
[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 are displaceable in the axial direction of the pivots 6 and 6 by hydraulic actuators 17 and 17, respectively.
[0012]
In the case of the toroidal continuously variable transmission configured as described above, the rotation of the input shaft 11 is transmitted to the input side disk 2 via the loading cam 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 pair of trunnions 7 and 7 are moved in opposite directions by the actuators 17 and 17, respectively, for example, on the lower side of FIG. The power roller 9 is displaced to the right side of the figure, and the upper power roller 9 of the figure is displaced to the left 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. 5 to 6 described above, the contact positions between the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 9 and 9 and the inner surfaces 2a and 4a change, 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]
In the case of the toroidal-type continuously variable transmission configured and operated as described above, power transmission between the input shaft 11 and the output gear 12 is performed by the two power rollers 9 and 9. Therefore, the force per unit area transmitted between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner surfaces 2a, 4a of both the input side and output side discs 2, 4 is increased and can be transmitted. Power is limited. In view of such circumstances, it has been conventionally considered to increase the number of power rollers 9 and 9 in order to increase the power that can be transmitted by the toroidal-type continuously variable transmission.
[0016]
Conventionally, as a first example of a structure for increasing the number of power rollers 9 and 9 for such a purpose, three power rollers 9 and 9 are conventionally provided between a pair of the input side disk 2 and the output side disk 4. Arrangement and transmission of power by the three power rollers 9 and 9 are conventionally known as described in, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 3-74667. In the case of the structure described in this publication, as shown in FIG. 9, intermediate portions of support pieces 19, 19 that are bent at 120 degrees at three positions at equal intervals in the circumferential direction of the fixed frame 18. Is pivotally supported. The trunnions 7 and 7 are supported between the adjacent support pieces 19 and 19 so as to be swingable and displaceable in the axial direction.
[0017]
Each of the trunnions 7 and 7 can be displaced in the axial direction of the pivot 6 provided concentrically with each other by hydraulic actuators 17 and 17, respectively. The hydraulic cylinders 20 and 20 constituting the actuators 17 and 17 communicate with a discharge port of a pump 22 that is a hydraulic power source via a control valve 21. The control valve 21 includes a sleeve 23 and a spool 24 that can be displaced in the axial direction (left-right direction in FIG. 9).
[0018]
When changing the inclination angle of the power rollers 9 and 9 pivotally supported by the displacement shafts 8 and 8 on the trunnions 7 and 7 respectively, the control motor 25 causes the sleeve 23 to move in the axial direction (the horizontal direction in FIG. 9). ). As a result, the pressure oil discharged from the pump 22 is sent to the hydraulic cylinders 20 and 20 through the hydraulic piping. The drive pistons 26, 26 fitted to the hydraulic cylinders 20, 20 for displacing the trunnions 7, 7 in the axial direction of the pivot are provided on the input side disk 2 and the output side disk 4 (see FIG. 5-7)) in the same direction. The hydraulic oil pushed out from the hydraulic cylinders 20, 20 with the displacement of the drive pistons 26, 26 also passes through an oil reservoir 27 through a hydraulic pipe (not shown) including the control valve 21. Returned to
[0019]
On the other hand, the displacement of the drive piston 26 accompanying the feeding of the pressure oil is transmitted to the spool 24 via the cam 28 and the link 29, and the spool 24 is displaced in the axial direction. As a result, with the drive piston 26 displaced by a predetermined amount, the flow path of the control valve 21 is closed, and supply / discharge of the pressure oil to and from the hydraulic cylinders 20 and 20 is stopped. Therefore, the amount of displacement of the trunnions 7 and 7 in the axial direction is only in accordance with the amount of displacement of the sleeve 23 by the control motor 25.
[0020]
Japanese Patent Laid-Open No. 4-69439 discloses a second example of a structure for increasing the number of power rollers 9, 9 in order to increase the power that can be transmitted by the toroidal type continuously variable transmission. A structure in which two pairs of output side disks are provided is described. In the structure of this second example, as shown in FIG. 10, the input shaft 11 is supported inside the casing 5a so as to be rotatable only. The input shaft 11 includes a front half part 11a coupled to the output shaft of the clutch and the like, and a rear half part 11b that is slightly rotatable with respect to the front half part 11a. Then, a pair of input side disks 2 and 2 are arranged at both ends in the axial direction (left and right direction in FIG. 10) of the latter half portion 11b, and the ball splines in a state where the inner side surfaces 2a and 2a face each other. 30 and 30 are supported.
[0021]
A pair of output side disks 4, 4 are attached to both ends of the sleeve 31 rotatably supported around the middle part of the latter half part 11 b, and the inner side surfaces 4 a, 4 a and the inner side of each of the input side disks 2, 2. The side surfaces 2a and 2a are supported facing each other. Further, a plurality of power rollers 9, 9 rotatably supported by a plurality of trunnions via a displacement shaft are sandwiched between the inner side surfaces 2a, 4a. An output shaft 32 is supported on the inner side of the casing 5a opposite to the front half portion 11a so as to be concentric with the rear half portion 11b of the input shaft 11 and independently of the rear half portion 11b. ing. The rotation of the output side disks 4 and 4 can be transmitted to the output shaft 32.
[0022]
In the case of the toroidal continuously variable transmission configured as described above, the pair of input side disks 2 and 2 rotate simultaneously with the rotation of the input shaft 11. This rotation is simultaneously transmitted to the pair of output side disks 4, 4 and is taken out by the output shaft 32. At this time, the transmission of the rotational force is divided into two systems parallel to each other and is performed by a total of four power rollers 9 and 9, so that large power (torque) can be transmitted.
[0023]
Further, although not shown in the drawings, for a so-called full-time 4WD vehicle, which uses a toroidal continuously variable transmission having the above-described configuration and operation, and always drives the front and rear wheels to rotate during traveling. Conventionally, an automatic transmission described in Japanese Patent No. 2682090 is known. The toroidal continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle described in this publication is a forward / reverse switching unit between the output portion of the driving engine and the toroidal continuously variable transmission unit as shown in FIG. Are arranged in series in the power transmission direction. The output extracted from the output gear rotating in synchronization with the pair of output side disks is distributed to the front wheel drive shaft and the rear wheel drive shaft.
[0024]
[Problems to be solved by the invention]
In the case of the toroidal type continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle described in Japanese Patent No. 2668290, in order to absorb the speed difference between the front wheel and the rear wheel that occurs during turning, the front wheel drive shaft and the rear wheel It is necessary to provide a mechanism corresponding to a differential gear (so-called center differential) between the driving shaft and the structure, the structure is complicated, the size is increased, and the weight is inevitable.
In view of such circumstances, the present invention realizes a transmission that is useful as an automatic transmission for a full-time 4WD vehicle by using the toroidal continuously variable transmission having the above-described configuration and operation. is there.
More specifically, the present invention aims to realize a toroidal type continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle that can omit a center differential and can be configured to be small and light.
[0025]
[Means for Solving the Problems]
A toroidal type continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle according to the present invention is a toroidal type continuously variable device that continuously changes a speed ratio between a forward / reverse switching unit for switching between forward and reverse, and an input unit and an output unit. A step transmission unit, a front wheel drive shaft for transmitting the output of the toroidal type continuously variable transmission unit to the front drive wheels, provided at the output of the toroidal type continuously variable transmission unit, and the toroidal type continuously variable transmission unit And a rear wheel drive shaft for transmitting the output to the rear drive wheel.
The forward / reverse switching unit is provided in series between the output portion of the driving engine and the input portion of the toroidal-type continuously variable transmission unit in the power transmission direction.
The toroidal continuously variable transmission unit has both first and second inputs that are rotatably supported concentrically and synchronized with each other, with the inner surfaces each having a concave surface having an arcuate cross section facing each other. Side discs and concentric with the first and second input side discs, with the inner side of the concave surface having an arcuate cross section facing the inner side surface of the first input side disc, and the first and second side discs. A first output side disk that is rotatably supported independent of both input side disks, and the first output in a state in which the inner side surface, which is a concave surface having an arcuate cross section, faces the inner side surface of the second input side disk. A second output disk that is concentrically supported by the side disk and is rotatably supported independently of the first output disk and the first and second input disks, and the first input disk and the first disk. Between output disk The four or more even number of first pivots that exist at a twisted position with respect to the central axis of each of these disks, a plurality of first trunnions that swing around these first pivots, A first displacement shaft projecting from the inner surface of one trunnion, and an inner surface of the first input disk and an inner surface of the first output disk in a state of being rotatably supported around each of the first displacement shafts. A plurality of first power rollers each having a spherical convex surface sandwiched between them, and a portion between the second input side disk and the second output side disk at the central axis of each of these disks There are four or more second pivots that exist at the twisted position, a plurality of second trunnions that swing around the second pivots, and a second projecting from the inner surface of each second trunnion. Two displacement axes and each of these second displacement axes A plurality of second surfaces, each of which is sandwiched between the inner side surface of the second input side disk and the inner side surface of the second output side disk and is spherically convex. On the opposite side of the forward / reverse switching unit across the power roller, the first and second input disks and the first and second output disks and the first and second power rollers only Provided with a hydraulic loading device that presses the discs toward the forward / reverse switching unit in order to increase the contact pressure between the inner side surfaces of the discs and the peripheral surfaces of the power rollers. Is.
The loading device includes an inner surface of each of the disks according to a torque distributed to the front drive wheel via the front wheel drive shaft and a torque distributed to the rear drive wheel via the rear wheel drive shaft. And the surface pressure of the abutting portion with the peripheral surface of each of the power rollers is adjusted.
The front wheel drive shaft is rotatable by the first output disk, and the rear wheel drive shaft is rotatable by the second output disk.
[0026]
[Action]
During operation of the toroidal-type continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle of the present invention configured as described above, the first and second input-side discs that rotate in synchronization with each other from the first input-side disc. The front wheel drive shaft is rotationally driven by the power transmitted to the first output side disk via one power roller. Further, the rear wheel drive shaft is rotationally driven by the power transmitted from the second input disk to the second output disk via the second power rollers. In order to ensure transmission efficiency between the first and second input-side disks and the first and second output-side disks, a contact portion between the inner surface of each disk and the peripheral surface of each power roller The surface pressure of the According to the torque distributed to the front drive wheel via the front wheel drive shaft and the torque distributed to the rear drive wheel via the rear wheel drive shaft, This is done by changing the hydraulic pressure introduced into the loading device.
[0027]
When the vehicle is running straight and the rotational speed of the front wheel drive shaft and the rotational speed of the rear wheel drive shaft are matched, the tilt angles of both the first and second trunnions are matched, The transmission ratio between the first output side disk and the transmission ratio between the second input side disk and the second output side disk are matched.
On the other hand, when the vehicle is turning, when the rotational speed of the front wheel drive shaft and the rotational speed of the rear wheel drive shaft are different, the inclination angles of the first and second trunnions are different, The transmission ratio between the first input disk and the first output disk and the transmission ratio between the second input disk and the second output disk are made different from each other.
[0028]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
1 to 4 show an example of an embodiment of the present invention. The illustrated example is configured as a toroidal-type continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle incorporating a large-sized engine that generates a large torque for passenger cars. Three first power rollers 35, 35 are provided between the disk 34 and three second power rollers 38 are provided between the second input side disk 36 and the second output side disk 37. Six power rollers 35 and 38 are configured to transmit power.
Hereinafter, the structure of each component will be specifically described.
[0029]
A torque converter 39, which is a starting clutch, is provided at the most front stage with respect to the power transmission direction, and a front half part 11a of the input shaft 11 constituting the toroidal type continuously variable transmission unit 40 is incorporated in the output part of the torque converter 39. Yes. The front half portion 11a is rotationally driven by the torque converter 39 in accordance with the rotation of a traveling engine (not shown). The rear half portion 11b of the input shaft 11 is supported concentrically and relatively rotatably via a pair of radial needle bearings 41a and 41b at the rear end portion of the front half portion 11a.
[0030]
A forward / reverse switching unit 42 for switching between forward and backward movement is provided in series between the front half part 11a and the rear half part 11b in the power transmission direction. In order to constitute the forward / reverse switching unit 42 which is a planetary gear mechanism, a sun gear 43 is fixed to the outer peripheral surface of the rear end portion of the front half portion 11a. Further, the carrier 44 is supported by spline engagement at the front end portion of the latter half portion 11b, and the planetary gear sets 46, 46 that are rotatably supported by a plurality of planetary shafts 45, 45 provided on the carrier 44 are provided as described above. The sun gear 43 is engaged. A ring gear 47 is rotatably supported on the outer peripheral edge of the carrier 44, and the ring gear 47 and the planetary gear sets 46, 46 are engaged with each other. Each of the planetary gear sets 46 and 46 is composed of a pair of planetary gears meshed with each other. One planetary gear is meshed with the sun gear 43 and the other planetary gear is meshed with the ring gear 47. ing. Further, a forward clutch 48, which is a wet multi-plate clutch, is provided between the front half portion 11a and the carrier 44, and a reverse clutch is provided between the frame 50, which is fixed in a casing (not shown), and the ring gear 47. 49 are provided.
[0031]
The forward / reverse switching unit as described above connects the forward clutch 48 and disconnects the reverse clutch 49 during forward travel. In this state, the front half part 11a and the rear half part 11b are coupled via the forward clutch 48, the planetary shafts 45 and 45, and the carrier 44, and the rear half part 11b is the same as the front half part 11a. Rotate in the same direction at high speed. On the other hand, at the time of reverse, the reverse clutch 49 is connected, and the forward clutch 48 is disconnected. In this state, the second half part 11b rotates in the opposite direction at a lower speed than the first half part 11a. The structure and operation of the forward / reverse switching unit using the planetary gear mechanism is well known, and the structure itself is not limited to that shown in the figure, and various other structures exist besides the planetary gear mechanism. Detailed description is omitted.
[0032]
With respect to the direction of power transmission, on the rear side of the forward / reverse switching unit 42 as described above, an input part connected to the output part of the forward / reverse switching unit 42, and a front wheel drive shaft 51 and a rear wheel drive shaft 52 are connected. A toroidal-type continuously variable transmission unit 40 that continuously changes the gear ratio with the output unit is provided. The toroidal type continuously variable transmission unit 40 is provided around the latter half portion 11b. Therefore, in the vicinity of both front and rear end portions of the rear half portion 11b, the first and second input side disks 33 and 36 are opposed to the inner side surfaces 2a and 2a, which are concave surfaces each having an arcuate cross section. Thus, they are rotatably supported concentrically and synchronized with each other. Therefore, in the illustrated example, the first input side disk 33 provided on the front side (left side in FIG. 1) is spline-engaged with the base end portion of the carrier 44 and is prevented from moving to the front side. On the other hand, the second input side disk 36 provided on the rear side (right side in FIG. 1) is supported via the ball spline 30 at the rear end portion of the latter half portion 11b. The second input side disk 36 is directed toward the first input side disk 33 by a hydraulic loading device 53 so as to be freely pressed.
[0033]
In the illustrated case, the loading device 53 has a pair of hydraulic cylinders 54a and 54b and hydraulic pistons 55a and 55b in series with each other in the axial direction so as to generate a large pressing force with a small diameter, with respect to the force transmission direction. They are provided in parallel with each other. That is, when the pressing force is generated, the pressure oil is introduced into the pair of hydraulic chambers 56a and 56b. Then, the second input side disk 36 is pressed toward the first input side disk 33 through the cylinder cylinder 57 with the introduction of the hydraulic pressure into one (right side in FIG. 1) hydraulic chamber 56 a. At the same time, the second input side disk 36 is pressed directly toward the first input side disk 33 as the hydraulic pressure is introduced into the other (left side in FIG. 1) hydraulic chamber 56b. The force accompanying the introduction of the pressure oil into the hydraulic chambers 56a and 56b is applied to the second input side disk 36 in a state of being added together. Therefore, the loading device 53 generates a large pressing force with a small diameter. In addition, a preload spring 58 such as a disc spring is provided in the other hydraulic chamber 56b, and the disks 33, 34, 36 are provided even when no hydraulic pressure is introduced into the hydraulic chambers 56a, 56b. , 37 and the inner surfaces 2a, 4a of the power rollers 35, 38 and the peripheral surfaces 9a, 9a of the abutting portions, the surface pressure can be ensured to a minimum.
[0034]
A support tube 59 is provided concentrically with the latter half part 11b around the middle part of the latter half part 11b. The support cylinder 59 is supported and fixed at both ends by stays 61 and 61 having inner diameter side ends supported and fixed to support rings 60 and 60, which will be described later. Radial needle bearings 62 and 62 are provided between the outer peripheral surface of the intermediate portion of the latter half portion 11b and the inner peripheral surfaces of both end portions of the support tube 59, respectively, so that the latter half portion 11b rotates inside the support tube 59. And it is supported so as to be displaceable in the axial direction.
[0035]
On the other hand, around the support cylinder 59, the first and second output side disks 34 and 37 are supported by radial needle bearings 63 and 63, respectively, so as to be freely rotatable and axially displaceable. Yes. Further, a thrust needle bearing 64 is provided between the opposing end surfaces of the first and second output side disks 34 and 37, and a thrust load applied between the both output side disks 34 and 37 is applied. The two output side disks 34 and 37 can be rotated relative to each other while being supported.
[0036]
A first output gear 65 is fixed on the outer surface side of the first output side disk 34, and the first output gear 65 and the front wheel drive shaft 51 are coupled via a front wheel driven gear 67. The front output shaft 51 can be driven to rotate by the first output disk 34. Further, the rotation of the front wheel drive shaft 51 is not shown via the front wheel differential gear 68. Front drive wheel It can be transmitted freely.
[0037]
On the other hand, a second output gear 69 is fixed to the outer surface side of the second output side disk 37, and the second output gear 69 and the rear wheel drive shaft 52 are connected via a rear wheel driven gear 70. The rear wheel drive shaft 52 is rotatably driven by the second output side disk 37. Further, the rotation of the rear wheel drive shaft 52 is not shown through a rear wheel differential gear (not shown). Rear drive wheel It can be transmitted freely. The center axis of the front wheel drive shaft 51 and the center axis of the rear wheel drive shaft 52 are not coincident with each other. The arrangement of the drive shafts 51 and 52 can be optimally selected in consideration of space efficiency.
[0038]
Further, the three first power rollers 35, 35 are provided between the inner side surface 2 a of the first input side disk 33 and the inner side surface 4 a of the first output side disk 34, and the second input side disk 36. The three second power rollers 38 are respectively sandwiched between the inner side surface 2a and the inner side surface 4a of the second output side disk 37. These first and second power rollers 35 and 38 are rotatably supported on the inner surfaces of the first and second trunnions 71 and 72, respectively. The first and second trunnions 71 and 72 do not intersect the central axes of the disks 33, 34, 36, and 37 provided concentrically with each other at both ends. Oscillates about first and second pivots 73 (second pivots not shown) that exist at twisted positions that are perpendicular or nearly perpendicular to the direction of the central axes of 34, 36, and 37. To do. The first and second trunnions 71 and 72 are supported at both end portions of the first and second swing frames 74 and 75 by radial needle bearings 76 and 76, respectively, so as to be swingable and displaceable. .
[0039]
The intermediate portions of the first and second swing frames 74, 75 are centered on the support rings 60, 60 around support shafts 77, 77 parallel to the center axes of the disks 33, 34, 36, 37. It is supported so that it can be swung freely. Further, the first and second swing frames 74 and 75 are swung by hydraulic cylinders 78a and 78b provided between both ends of the swing frames 74 and 75 and the support rings 60 and 60, respectively. It can be moved freely. A control valve 21a for controlling the supply and discharge of pressure oil to and from each of the hydraulic cylinders 78a and 78b is supported by the support rings 60 and 60. When the swing frames 74 and 75 are swung and displaced by supply and discharge of the hydraulic oil to and from the hydraulic cylinders 78a and 78b, they are provided on the outer surfaces of the trunnions 71 and 72 supported by the swing frames 74 and 75, respectively. The cam surface 79 displaces the spool 24a of the control valve 21a via the plunger 80 attached to the control valve 21a, thereby switching the control valve 21a. The sleeve 23a which constitutes the control valve 21a together with the spool 24a is displaced to a predetermined position by the control motor 25a so that a desired gear ratio can be realized at the time of shifting. Such a control valve 21a and a control motor 25a are provided on the first cavity 83 side including the first input side disk 33 and the first output side disk 34, the second input side disk 36 and the second output side. One is provided on the second cavity 84 side including the disk 37, and two are provided in the entire toroidal type continuously variable transmission unit 40. Then, the control motor 21a on the first cavity 83 side is provided by the control motor 25a on the first cavity 83 side, the control valve 21a on the second cavity 84 side is provided by the control motor 25a on the second cavity 84 side, and a microcomputer is incorporated. Based on the command signal from the controller (not shown), the control is performed in synchronization with each other (in a straight traveling state) or independently of each other (in a turning state).
[0040]
Of the hydraulic cylinders 78a and 78b provided at the time of shifting, two pairs are provided for each of the swing frames 74 and 75 (four for each swing frame, a total of 24 toroidal-type continuously variable transmission units). The one hydraulic cylinder 78a (78b) provided on one end in the longitudinal direction of each of the swing frames 74, 75 is extended and the other hydraulic cylinder 78b (78a) is contracted, so that each of the swing frames 74, 75 is oscillated and displaced by a predetermined amount in a predetermined direction. That is, the swing frames 74 and 75 are swung to the support shafts 77 and 77 spanned between a pair of support rings 60 and 60 that are arranged in parallel to each other with a space therebetween. Supports freely. The hydraulic cylinders 78a and 78b are provided at positions that align with both ends of the swing frames 74 and 75 at a part of the support rings 60 and 60, respectively. And piston 81a, 81b fitted to each said hydraulic cylinder 78a, 78b, and each said rocking | fluctuation frame 74, 75 The rods 82a and 82b fixed to the both ends are engaged.
[0041]
With this configuration, at the time of shifting, the first and second swing frames 74 and 75 swing by a predetermined amount in a predetermined direction based on the supply and discharge of pressure oil to the hydraulic cylinders 78a and 78b. Displace. As a result, the first and second trunnions 71 and 72 supported by the swing frames 74 and 75 are displaced substantially in the axial direction of the first and second pivot shafts 73 (in practice, the respective support Arc motion about the axes 77 and 77). As in the case of the conventional structure shown in FIGS. 7 to 8, the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 35 and 38 and the inner surfaces 2a and 4a of the disks 33, 34, 36, and 37 The direction of the tangential force acting on the abutment portion changes. The first and second trunnions 71 and 72 are pivotally supported by the first and second swing frames 74 and 75 with the change in the direction of the force. As shown in FIGS. 5-6, the peripheral surfaces 9a, 9a of the first and second power rollers 35, 38 and the inner surfaces 2a, 4a Changes the rotational speed ratio between the first and second input disks 33 and 36 and the first and second output disks 34 and 37.
[0042]
In the example shown in the figure, the displacement shafts 8a and 8a for supporting the first and second power rollers 35 and 38 with respect to the first and second trunnions 71 and 72 are respectively connected to the base half and the tip. A straight line that does not decenter the half is used. Instead, the tip end portions of the displacement shafts 8a and 8a are fitted in the positions deviating from the centers of the outer rings 16a and 16a constituting the thrust ball bearings 14a and 14a. The first and second power rollers 35 and 38 are formed in a round bowl shape having no through holes, and the thrust ball bearings 14a and 14a have a contact angle (angular contact). In addition to the thrust load applied to the thrust ball bearings 14a, 14a, a radial load can be supported. Even with such a structure, the first and second power rollers 35 and 38 can be supported so as to be rotatable to predetermined positions and to be slightly displaceable along the axial direction of the disks 33, 34, 36 and 37. . In addition, the structure of the part which supports said 1st, 2nd power rollers 35 and 38 is not the summary of this invention. The structure of this portion is not limited to the illustrated example, and may be configured similarly to the conventional structure shown in FIGS.
[0043]
During operation of the toroidal type continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle of the present invention configured as described above, the first and second input side disks 33 that rotate in synchronization with the latter half portion 11b of the input shaft 11; 36, the front wheel drive shaft 51 is rotationally driven by the power transmitted from the first input disk 33 to the first output disk 34 via the first power rollers 35, 35. Further, the rear wheel drive shaft 52 is rotationally driven by the power transmitted from the second input disk 36 to the second output disk 37 through the second power rollers 38.
[0044]
In order to ensure the transmission efficiency between the first and second input-side disks 33 and 36 and the first and second output-side disks 34 and 37, The contact surface pressure between the side surfaces 2a and 4a and the peripheral surfaces 9a and 9a of the first and second power rollers 35 and 38 is applied to the hydraulic chambers 56a and 56b constituting the hydraulic loading device 53, respectively. It can be easily adjusted by changing the oil pressure to be introduced. That is, the loading device 53 is configured so that each of the disks 33, the torque is distributed to the front wheels via the front wheel drive shaft 51 and the torque is distributed to the rear wheels via the rear wheel drive shaft 52. The contact pressure between the inner side surfaces 2a, 4a of 34, 36, 37 and the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 35, 38 is adjusted. In the case of a transmission for a full-time 4WD vehicle, the torque distributed to the front wheels and the torque distributed to the rear wheels may differ depending on the running conditions. In the present invention, the surface pressure is adjusted by adjusting the hydraulic pressure. Since it is performed by the loading device 53, the optimum surface pressure can be applied according to the conditions.
[0045]
When the vehicle is running straight and the rotational speed of the front wheel and the rotational speed of the rear wheel are matched with each other so that the rotational speed of the front wheels and the rotational speed of the rear wheels are matched, The swing angles of the first and second swing frames 74 and 75 around the support shafts 77 and 77 based on the supply and discharge of the pressure oil to and from the respective hydraulic cylinders 78a and 78b, and the swings thereof. The inclination angles of the first and second trunnions 71 and 72 centered on the first and second pivots 73 supported by the frames 74 and 75 are made to coincide with each other. Then, the transmission ratio between the first input disk 33 and the first output disk 34 is matched with the transmission ratio between the second input disk 36 and the second output disk 37. .
[0046]
On the other hand, when the vehicle is turning, the rear wheel drive shaft 52 is compared with the front wheel drive shaft 51 so that the rear wheel rotation speed is slower than the front wheel rotation speed. When the rotation speed is decreased, the transmission ratio of the first trunnions 71 and 71 and the inclination angle of the second trunnions 72 are made different. Specifically, the speed reduction between the second input side disk 36 and the second output side disk 37 is smaller than the speed reduction ratio between the first input side disk 33 and the first output side disk 34. Increase the ratio. As a result, even if a center differential is not provided, the operation of the automobile can be stably performed without causing excessive slip between the front and rear wheels and the road surface.
[0047]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured and operates as described above, not only can the four-wheel drive toroidal continuously variable transmission itself be reduced in size and weight, but also can eliminate the need for a center differential. This can reduce the weight of a four-wheel drive vehicle with a machine and contribute to the improvement of power performance and fuel efficiency. In addition, by devising the arrangement of the forward / reverse switching unit and the loading device, the degree of freedom of arrangement of the drive shafts can be increased, so that the automobile design can be facilitated. In addition, since a hydraulic device is used as the loading device, optimal load adjustment is performed even in a toroidal type continuously variable transmission for four-wheel drive, which makes load adjustment complicated, and efficient power transmission under various conditions, It is possible to ensure the rolling fatigue life of each constituent member.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of an essential part showing an example of an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
FIG. 3 is a sectional view taken along the line BB in FIG.
4 is a cross-sectional view showing a substantially same part as FIG. 3 cut along a plane including a central axis of a first pivot provided at both ends of the first trunnion. FIG.
FIG. 5 is a side view showing a basic configuration of a conventionally known toroidal continuously variable transmission in a state of maximum deceleration.
FIG. 6 is a side view showing the same state at the maximum speed increase.
FIG. 7 is a cross-sectional view showing an example of a conventional specific structure.
8 is a cross-sectional view taken along the line CC of FIG.
FIG. 9 is a front view of an essential part showing a first example of a conventionally known structure for increasing the power that can be transmitted in a partially cut state.
FIG. 10 is a partial sectional view showing the second example.
[Explanation of symbols]
1 Input shaft
2 Input disk
2a inner surface
3 Output shaft
4 Output disk
4a inner surface
5, 5a Casing
6 Axis
7 Trunnion
8, 8a Displacement axis
9 Power roller
9a circumference
10 Loading cam device
11 Input shaft
11a first half
11b Second half
12 Output gear
13 Support plate
14, 14a Thrust ball bearing
15 Thrust needle bearing
16, 16a Outer ring
17 Actuator
18 frames
19 Support piece
20 Hydraulic cylinder
21, 21a Control valve
22 Pump
23, 23a Sleeve
24, 24a Spool
25, 25a Control motor
26 Driving piston
27 Oil sump
28 cams
29 links
30 ball spline
31 sleeve
32 output shaft
33 First input disk
34 First output disk
35 First Power Roller
36 Second input disk
37 Second output disk
38 Second Power Roller
39 Torque converter
40 Toroidal type continuously variable transmission unit
41a, 41b radial needle bearings
42 Forward / reverse switching unit
43 Sun Gear
44 Career
45 Planetary axis
46 Planetary Gear Set
47 Ring gear
48 Forward clutch
49 Reverse clutch
50 frames
51 Front wheel drive shaft
52 Drive axle for rear wheels
53 Loading device
54a, 54b Hydraulic cylinder
55a, 55b Hydraulic piston
56a, 56b Hydraulic chamber
57 cylinder cylinder
58 Preload spring
59 Support tube
60 Support ring
61 stay
62 Radial needle bearings
63 Radial needle bearings
64 Thrust needle bearing
65 First output gear
67 Front wheel driven gear
68 Differential gear for front wheels
69 Second output gear
70 Driven gear for rear wheel
71 1st trunnion
72 Second trunnion
73 First Axis
74 First swing frame
75 Second swing frame
76 radial needle bearings
77 Support shaft
78a, 78b Hydraulic cylinder
79 Cam surface
80 plunger
81a, 81b Piston
82a, 82b Rod
83 1st cavity
84 Second cavity

Claims

A forward / reverse switching unit for switching between forward and reverse, a toroidal continuously variable transmission unit that continuously changes the gear ratio between the input section and the output section, and an output section of the toroidal continuously variable transmission unit A front wheel drive shaft for transmitting the output of the toroidal type continuously variable transmission unit to the front drive wheel, and a rear wheel drive for transmitting the output of the toroidal type continuously variable transmission unit to the rear drive wheel. With a shaft,
The forward / reverse switching unit is provided in series between the output portion of the driving engine and the input portion of the toroidal-type continuously variable transmission unit with respect to the transmission direction of power,
This toroidal-type continuously variable transmission unit includes first and second input-side disks that are rotatably supported concentrically and in synchronization with each other, with the inner surfaces each having a concave surface having an arcuate cross section facing each other. And both the first and second inputs are concentric with the first and second input disks while the inner surface, which is a concave surface having an arcuate cross section, is opposed to the inner surface of the first input disk. A first output-side disk that is rotatably supported independently of the side disk, and the first output-side disk in a state in which the inner side surface, which is a concave surface having an arcuate cross section, faces the inner side surface of the second input-side disk And a first output side disk and a first output side disk, and a first output side disk and a first output side disk that are rotatably supported independently of the first output side disk and the first and second input side disks. In the part between the disc There are four or more first pivots that are twisted with respect to the central axis of each of these disks, a plurality of first trunnions that swing around these first pivots, and each of these first trunnions Between the inner surface of the first input disk and the inner surface of the first output disk in a state of being rotatably supported around each of the first displacement axes. Twisted with respect to the central axis of each of the plurality of first power rollers sandwiched between the plurality of first power rollers each having a spherical convex surface and between the second input side disk and the second output side disk. At least four and even number of second pivots, a plurality of second trunnions oscillating around each second pivot, and a second displacement projecting from the inner surface of each second trunnion Axis and the circumference of each of these second displacement axes A plurality of second power rollers sandwiched between the inner side surface of the second input side disk and the inner side surface of the second output side disk in a state of being rotatably supported, each having a spherical convex surface. And the first and second both input side disks and the first and second output side disks and the first and second power rollers, respectively, provided only on the opposite side of the forward / reverse switching unit, In order to increase the contact pressure between the inner surface of each disk and the peripheral surface of each power roller, a hydraulic loading device that presses each disk toward the forward / reverse switching unit is provided. ,
The loading device includes an inner surface of each of the disks according to a torque distributed to the front drive wheel via the front wheel drive shaft and a torque distributed to the rear drive wheel via the rear wheel drive shaft. And adjustment of the surface pressure of the abutting portion with the peripheral surface of each of the power rollers,
A toroidal-type continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle in which the front wheel drive shaft is rotatable by the first output disk and the rear wheel drive shaft is rotatable by the second output disk. .

The toroidal continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle according to claim 1, wherein the center axis of the front-wheel drive shaft and the center axis of the rear-wheel drive shaft are not matched.