JP4378898B2 - Toroidal type continuously variable transmission and continuously variable transmission - Google Patents

Toroidal type continuously variable transmission and continuously variable transmission Download PDF

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尚 今西
宏史 石川
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日本精工株式会社
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Description

【0001】 [0001]
【産業上の利用分野】 BACKGROUND OF THE INVENTION
この発明に係るトロイダル型無段変速機及び無段変速装置は、各種産業機械用の変速装置として、或は自動車用自動変速装置を構成する変速ユニットとして利用する。 The present invention toroidal type continuously variable transmission and continuously variable transmission according to as transmission for various industrial machines, or used as a transmission unit constituting the automatic transmission for a motor vehicle.
【0002】 [0002]
【従来の技術】 BACKGROUND OF THE INVENTION
自動車用自動変速装置を構成する為の変速ユニットとして、図4〜5に略示する様なハーフトロイダル型無段変速機(以下、単にトロイダル型無段変速機とする)を使用する事が研究され、一部で実施されている。 As transmission unit for configuring the automatic transmission for a motor vehicle, toroidal type continuously variable transmission that such illustrated schematically in FIG. 4-5 (hereinafter, simply referred to as toroidal type continuously variable transmission) it is studied to use It is being implemented in some. 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。 The toroidal type continuously variable transmission, as disclosed in JP Utility Model 62-71465, an input side disk 2 is supported concentrically with the input shaft 1, which is arranged in a concentric input shaft securing the output side disk 4 to the end of the output shaft 3. 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7参照)の内側には、上記入力軸1並びに出力軸3に対し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。 Inside the casing 5 which dedicated a toroidal type continuously variable transmission (see FIG. 7 to be described later), a trunnion 7 to swing about a pivot 6, 6 in a position twisted relative to the input shaft 1 and output shaft 3 , it is provided with a 7.
【0003】 [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。 The trunnions 7, 7 the pivot 6, 6 at both ends outer side, concentric with each other for each trunnions 7, are provided in pairs for each trunnions 7. 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直角若しくはほぼ直角方向である、捩れの位置に存在する。 These central axis of each pivot 6, 6, but it will not intersect the central axis of the respective disks 2, is perpendicular or substantially perpendicular to these directions of the center axis of each disc 2,4, twist present in the position. 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、上記変位軸8、8の傾斜角度の調節を自在としている。 Further, in the center of the trunnions 7, 7 supports the base half portion of the displacement shafts 8, 8, by swinging the trunnions 7, 7 about the pivot 6, 6, the displacement shaft 8 , it is freely adjustable angle of inclination 8. 上記各トラニオン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。 Around preceding half portions of the displacement shafts 8, 8 which is supported on the trunnions 7, 7, and rotatably supports the power rollers 9, 9, respectively. 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。 Then, the power rollers 9, 9, the input side, the inner surface 2a of the output side disks 2, is sandwiched between 4a together.
【0004】 [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。 The input side, an inner surface 2a, which face each other, of the output side disks 2, 4, 4a, respectively cross-section, obtained by rotating an arc or curve close to such arc centered on the pivot shaft 6, cross section and an arc-shaped concave surface. 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。 Then, the peripheral surface 9a of the power rollers 9, 9 formed in the spherical convex surface, a 9a, which is abutted against the side surface 2a, in 4a above. 又、上記入力軸1と入力側ディスク2との間には、推力発生装置である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。 Also, between the input shaft 1 and the input-side disk 2, a loading cam device 10 is a thrust generating apparatus is provided, the input side disk 2 by this loading cam device 10, elastically toward the output side disk 4 while pressing the, and freely rotated.
【0005】 [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。 When using the toroidal type continuously variable transmission constructed as described above, the loading cam device 10 with the rotation of the input shaft 1 to the input side disk 2, while pressed against the plurality of power rollers 9, 9 rotate. 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。 The rotation of the input side disk 2 is transmitted to the output side disk 4 through the plurality of power rollers 9, the output shaft 3 fixed to the output side disk 4 rotates.
【0006】 [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、上記各変位軸8、8を傾斜させる。 In case of changing the rotational speed of the input shaft 1 and output shaft 3, when the first performing deceleration between the input shaft 1 and output shaft 3, the trunnions 7, 7 swinging around a pivot 6, 6 is dynamic, the peripheral surface 9a of the power rollers 9, 9, 9a is as shown in FIG. 4, in the center portion close and near the outer periphery portion of the inner surface 4a of the output side disk 4 of the inner surface 2a of the input side disk 2 so as to respectively abut, tilting the displacement shafts 8, 8.
【0007】 [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、上記各変位軸8、8を傾斜させる。 Conversely, in the case of speed increase is to oscillate the trunnions 7, 7, as the peripheral surface 9a of the power rollers 9, 9, 9a are shown in FIG. 5, the inner surface 2a of the input side disk 2 the outer peripheral portion close and the inboard portion of the inner surface 4a of the output side disk 4, so as to respectively abut, tilting the displacement shafts 8, 8. これら各変位軸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。 If these inclination angles of the displacement shafts 8, 8 intermediate the Figures 4 and 5, between the input shaft 1 and output shaft 3, obtained an intermediate gear ratio.
【0008】 [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。 Furthermore, Figure 6-7, described in the microfilm of JitsuganAkira No. 63-69293 (real-Open No. 1-173552) shows a more embodied toroidal type continuously variable transmission. 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。 Around the input shaft 11 of the circular tube and the input side disk 2 and the output side disk 4, it is rotatably supported, respectively. 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。 Further, between the end portion and the input side disk 2 of the input shaft 11 is provided with a loading cam device 10. 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。 On the other hand, the the output side disk 4, combines the output gear 12, these output side disk 4 and output gear 12 is in the manner to rotate synchronously.
【0009】 [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6の表裏方向、図7の左右方向)の変位自在に支持している。 The pivot 6, 6 a pair of support plates 13 and 13 provided coaxially with each other on both ends of a pair of trunnions 7, swinging and axial (front and back direction, the left-right direction in FIG. 7 in FIG. 6) It is displaced freely support. 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。 Then, the middle portion of the trunnions 7, 7, and supports the base half portion of the displacement shafts 8, 8. 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。 These displacement shafts 8, 8 are made eccentric with the base half portion and the leading half portion together. 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。 Then, the base half portion of the rotatably supported in an intermediate portion of the trunnions 7, 7, and rotatably supports the power rollers 9, 9 to the respective previous half.
【0010】 [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。 The displacement shafts 8, 8 of the pair is provided in 180-degree opposite positions with respect to the input shaft 11. 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で左右逆方向)としている。 The direction of these with base half portion and the preceding half portion of the displacement shafts 8, 8 are eccentric, said input side, the same direction with respect to the rotational direction of the output side disks 2 (lateral direction opposite to FIG. 7) It is set to. 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。 Further, the eccentric direction is in a direction substantially perpendicular to the laying direction of the input shaft 11. 従って上記各パワーローラ9、9は、上記入力軸11の配設方向に関する若干の変位自在に支持される。 Thus the power rollers 9, 9 are rotatably supported slightly displaced about laying direction of the input shaft 11.
【0011】 [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。 Further, between the middle portion side of the outer surface and the trunnions 7, 7 of the power rollers 9, 9, in this order from the side of the outer surfaces of the power rollers 9, 9, thrust ball bearings 14, 14 It is provided a thrust needle bearing 15, 15 and. 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。 Thrust ball bearing 14, 14 of this, while supporting the load in the thrust direction applied to the power rollers 9, 9, allows the rotation of the power rollers 9, 9. 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。 Further, each of the thrust needle bearings 15 and 15, while supporting the thrust load applied to the outer ring 16, 16 constituting the respective thrust ball bearings 14, 14 from the power rollers 9, 9, each of the displacement shafts 8, earlier half portion and the outer ring 16, 16 of 8, to allow it to swing about the base half portions of the displacement shafts 8, 8. 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の軸方向の変位を自在としている。 Further, the trunnions 7, 7 by an actuator 17 of hydraulic, are freely axial displacement of the pivot shafts 6,6.
【0012】 [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。 When the toroidal type continuously variable transmission constructed as described above, the rotation of the input shaft 11 is transmitted to the input side disk 2 via the loading cam device 10. 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。 The rotation of the input side disk 2 is transmitted through the power rollers 9, 9 a pair of the output side disk 4, further rotation of the output side disk 4 is taken out from the output gear 12.
【0013】 [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。 When changing the rotational speed ratio between the input shaft 11 and output gear 12, the trunnions 7 of the pair by the respective actuators 17, 17 in opposite directions, for example, the lower side in FIG. 7 the power rollers 9 on the right side of the figure, the power rollers 9 of the upper figure to the left of the figure, is respectively displaced. 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。 As a result, the peripheral surface 9a, the inner surface 2a of 9a and the input side disk 2 and the output side disk 4, acts on the contact portion between the 4a, the tangential force of the orientation change of the power rollers 9, 9 to. 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。 Then, the trunnions 7, 7 in accordance with the orientation change of the force, about a pivot 6, 6 which are pivotally supported on the support plate 13 is swung in opposite directions. 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。 As a result, as shown in FIGS. 4-5 described above, the peripheral surface 9a of the power rollers 9, 9, 9a and the inner surfaces 2a, contact position between 4a is changed, the input shaft 11 rotational speed ratio between the output gear 12 is changed.
【0014】 [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。 During power transmission by the toroidal type continuously variable transmission, on the basis of elastic deformation of the each component, the power rollers 9, 9 are displaced in the axial direction of the input shaft 11. 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。 Then, the supporting the respective power rollers 9 displacement shafts 8, 8, rotates slightly about their respective base half portion. 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。 The result of this rotation, the inner surface of the outer surface and the trunnions 7, 7 of the outer ring 16, 16 of each thrust ball bearing 14, 14 and is displaced relative. 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。 Between these outer surface and inner surface, since the each thrust needle bearing 15, 15 is present, the force required for the relative displacement is small.
【0015】 [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。 In the case of a toroidal type continuously variable transmission that acts it is constructed as described above is carried out power transmission between the input shaft 11 and the output gear 12 by means of two power rollers 9. 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を生じる。 Thus, the peripheral surface 9a of the power rollers 9, 9, 9a and the input side, the inner surface 2a of the output side disks 2, the force per unit area transmitted between the 4a is increased, which can be transmitted results in a limit to power. 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。 In view of such circumstances, in order to increase the available transmission power using the toroidal type continuously variable transmission, and it is also considered conventionally to increase the number of power rollers 9.
【0016】 [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1例として、図8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が、従来から知られ、更には実施されている。 As an example of a structure for increasing the number of power rollers 9, 9 in such a purpose, as shown in FIG. 8, the input side disk 2A around the input shaft 11a, and 2B and the output side disk 4, 4 by two provided, these two portions of the input side disks 2A, 2B and the output side disks 4,4 are arranged in parallel to each other with respect direction of transmission of motive power structure of a so-called double cavity type, conventionally known Sarani It has been carried out. この図8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。 The structure shown in FIG. 8, the output gear 12a to the intermediate portion around the input shaft 11a, and supports a freely rotating with respect to the input shaft 11a, both end portions of the cylindrical portion provided in the center of the output gear 12a the respective output side disks 4, 4 are splined to the. 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。 Also, the input side disks 2A, 2B are at both ends of the input shaft 11a, rotatably supported together with the input shaft 11a. この入力軸11aは、駆動軸18により、推力発生装置であるローディングカム装置10を介して回転駆動する。 The input shaft 11a is driven by shaft 18, rotationally driven via a loading cam device 10 is a thrust generator. 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。 In the case of such a double cavity type toroidal type continuously variable transmission, the transmission of power from the input shaft 11a to the output gear 12a, and between one of the input side disk 2A and the output side disk 4, the other and between the input side disk 2B and the output side disk 4, so carried out in two systems, allows the transmission of large power.
【0017】 [0017]
又、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。 Further, when incorporating the continuously variable transmission of the toroidal-type continuously variable transmission of the actual automobile acting configured as described above, it is possible to configure a continuously variable transmission in combination with a planetary gear mechanism, JP 1- 169169, JP same 1-312266, JP-same 10-196759 discloses, as is described in the 11-63146 Patent Publication, have been proposed. 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。 That is, the driving force of the engine transmitted only in the toroidal type continuously variable transmission at the time of low-speed running, applied to the driving force at the time of high speed running by transmitting a planetary gear mechanism, in the toroidal-type continuously variable transmission during high-speed traveling torque and in the manner it reduced. 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。 By constituting in this manner, it is possible to improve the durability of the structure members of the toroidal type continuously variable transmission.
【0018】 [0018]
図9は、上記各公報のうちの特開平11−63146号公報に記載された無段変速装置を示している。 Figure 9 shows a continuously variable transmission (20) according to JP-A-11-63146 discloses one of the above publication. この無段変速装置は、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機19と遊星歯車機構20とを組み合わせて成る。 The continuously variable transmission, comprising a combination of a toroidal-type continuously variable transmission 19 of the double cavity type and the planetary gear mechanism 20. そして、低速走行時には動力をこのトロイダル型無段変速機19のみで伝達し、高速走行時には動力を、主として上記遊星歯車機構20により伝達すると共に、この遊星歯車機構20による変速比を、上記トロイダル型無段変速機19の変速比を変える事により調節自在としている。 Then, it transmits power during low-speed traveling in only the toroidal-type continuously variable transmission 19, the power at the time of high speed running, with mainly transmitted by the planetary gear mechanism 20, the gear ratio by the planetary gear mechanism 20, the toroidal type It is freely adjusted by changing the transmission ratio of the CVT 19.
【0019】 [0019]
この為に、上記トロイダル型無段変速機19の中心部を貫通し、両端部に1対の入力側ディスク2A、2Bを支持した入力軸11aの基端部(図9の右端部)と、上記遊星歯車機構20を構成するリング歯車21を支持した支持板22の中心部に固定した伝達軸23とを、高速用クラッチ24を介して結合している。 To this end, through the center portion of the toroidal type continuously variable transmission 19, the input side disk 2A of the pair at both ends, the proximal end portion of the input shaft 11a supporting the 2B and (right end in FIG. 9), a transmission shaft 23 fixed to the center of the support plate 22 supporting the ring gear 21 constituting the planetary gear mechanism 20, linked via a high-speed clutch 24. 尚、上記1対の入力側ディスク2A、2Bのうち、先端側(図9の右側)の入力側ディスク2Bは上記入力軸11aに対し、例えば前述の図8に示した従来構造の場合と同様にして、この入力軸11aと同期した回転並びにこの入力軸11aの軸方向に関する実質的な移動を阻止した状態で支持している。 Incidentally, the pair of input side disks 2A, among 2B, similarly to the input side disk 2B of the front end side (right side in FIG. 9) of the conventional construction shown to the input shaft 11a, for example, in Figure 8 of the aforementioned a manner, are supported in a state of preventing substantial movement in the axial direction of the rotation as well as the input shaft 11a is synchronized with the input shaft 11a. これに対して基端側(図9の左側)の入力側ディスク2Aは上記入力軸11aに対し、例えばやはり図8に示した従来構造の場合と同様にして、この入力軸11aと同期した回転並びにこの入力軸11aの軸方向に関する移動自在に支持している。 In contrast the base end side input side disk 2A (on the left in FIG. 9) whereas the input shaft 11a, for example also as in the case of the conventional construction shown in FIG. 8, rotated in synchronism with the input shaft 11a and it is movably supported in the axial direction of the input shaft 11a. 何れにしても、上記トロイダル型無段変速機19の構成は、次述する押圧装置25の点を除き、前述の図8に示した従来構造の場合と、実質的に同様である。 In any case, construction of the toroidal-type continuously variable transmission 19, except for the pressing device 25 which will be described next, in the case of the conventional construction shown in FIG. 8 described above, are substantially similar.
【0020】 [0020]
又、駆動源であるエンジン26のクランクシャフト27の出力側端部(図9の右端部)と上記入力軸11aの入力側端部(=基端部=図9の左端部)との間に、発進クラッチ28と油圧式の押圧装置25とを、動力の伝達方向に関して互いに直列に設けている。 Furthermore, between the output side end portion of the crankshaft 27 of the engine 26 is a drive source (right end in FIG. 9) and the input side end portion of the input shaft 11a (= base end = left end in FIG. 9) and a pressing device 25 of the starting clutch 28 and the hydraulic is provided in series with each other with respect to the transfer direction of the power. この押圧装置25には、図示しない制御器の信号に基づき、上記クランクシャフト27から前記トロイダル型無段変速機19に伝えられる動力の大きさ(トルク)に応じた押圧力を発生できるだけの、所望の油圧を導入自在としている。 The pressing device 25, based on a signal (not shown) controller, enough to generate a pressing force corresponding to the magnitude (torque) of the power delivered to the toroidal-type continuously variable transmission 19 from the crankshaft 27, the desired It is freely introduced hydraulic.
【0021】 [0021]
又、上記入力軸11aの回転に基づく動力を取り出す為の出力軸29を、この入力軸11aと同心に配置している。 Further, the output shaft 29 for taking out the power based on the rotation of the input shaft 11a, are arranged on the input shaft 11a concentric. そして、この出力軸29の周囲に前記遊星歯車機構20を設けている。 Then, and the planetary gear mechanism 20 around the output shaft 29 is provided. この遊星歯車機構20を構成する太陽歯車30は、上記出力軸29の入力側端部(図9の左端部)に固定している。 The sun gear 30 constituting the planetary gear mechanism 20 is fixed to the input end of the output shaft 29 (left end in FIG. 9). 従ってこの出力軸29は、上記太陽歯車30の回転に伴って回転する。 Thus the output shaft 29 is rotated with the rotation of the sun gear 30. この太陽歯車30の周囲には前記リング歯車21を、上記太陽歯車30と同心に、且つ回転自在に支持している。 The ring gear 21 around the sun gear 30, concentrically with the sun gear 30, and and rotatably supported. そして、このリング歯車21の内周面と上記太陽歯車30の外周面との間に、それぞれが1対ずつの遊星歯車31a、31bを組み合わせて成る、複数の遊星歯車組32、32を設けている。 Between the inner and outer circumferential surfaces of the sun gear 30 of the ring gear 21, each comprising a combination of planetary gears 31a, 31b of the in pairs, provided with a plurality of planetary gear sets 32, 32 there. これら1対ずつの遊星歯車31a、31bは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車31aが上記リング歯車21に噛合し、内径側に配置した遊星歯車31bが上記太陽歯車30に噛合している。 These one pair each of the planetary gears 31a, 31b is adapted to mesh with each other, the planetary gear 31a disposed on the outer diameter side is meshed with the ring gear 21, the planetary gear 31b is meshed with the sun gear 30 disposed on the inner diameter side are doing. この様な遊星歯車組32、32は、キャリア33の片側面(図9の左側面)に回転自在に支持している。 Such planetary gear set 32 ​​is rotatably supported on one side of the carrier 33 (the left side in FIG. 9). 又、このキャリア33は、上記出力軸29の中間部に、回転自在に支持している。 Further, the carrier 33 is in an intermediate portion of the output shaft 29 is rotatably supported.
【0022】 [0022]
又、上記キャリア33と、前記トロイダル型無段変速機19を構成する1対の出力側ディスク4、4とを、第一の動力伝達機構34により、回転力の伝達を可能な状態に接続している。 Further, the above carrier 33 connects the output side disk 4, 4 of a pair that constitute the toroidal-type continuously variable transmission 19, the first power transmission mechanism 34, the ready transmission of rotational force ing. この第一の動力伝達機構34は、上記入力軸11a及び上記出力軸29と平行な伝達軸35と、この伝達軸35の一端部(図9の左端部)に固定したスプロケット36aと上記各出力側ディスク4、4に固定したスプロケット36bとの間に掛け渡したチェン37と、上記伝達軸35の他端(図9の右端)と上記キャリア33とにそれぞれ固定されて互いに噛合した第一、第二の歯車38、39とにより構成している。 The first power transmission mechanism 34, the input shaft 11a and the output shaft 29 parallel to the transmission shaft 35, fixed sprocket 36a and the respective output end of the transmission shaft 35 (left end in FIG. 9) and Chen 37 spanned between the sprockets 36b fixed to the side disc 4,4, the other end of the transmission shaft 35 first in mesh with each other and are respectively fixed to the above carrier 33 (the right end in FIG. 9), It is constituted by a second gear 38 and 39. 従って上記キャリア33は、上記各出力側ディスク4、4の回転に伴って、これら出力側ディスク4、4と反対方向に、上記第一、第二の歯車38、39の歯数に応じた速度で回転する。 Speed ​​thus the carrier 33, with the rotation of the output side disks 4, 4, in the direction opposite to these output side disk 4, 4, in which the first, corresponding to the number of teeth of the second gear 38 and 39 in the rotation. 尚、これは、上記1対のスプロケット36a、36bの歯数が互いに同じ場合である。 Incidentally, this is the pair of sprockets 36a, the number of teeth of 36b are cases identical to each other.
【0023】 [0023]
一方、上記入力軸11aと上記リング歯車21とは、この入力軸11aと同心に配置された前記伝達軸23を介して、回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。 On the other hand, the input shaft 11a and the ring gear 21, via the transmission shaft 23 to the input shaft disposed 11a concentrically, is freely connected to transmission of rotational force to the state. この伝達軸23と上記入力軸11aとの間には、前記高速用クラッチ24を、これら両軸23、11aに対し直列に設けている。 Between the transmission shaft 23 and the input shaft 11a, the high speed clutch 24 is provided in series with respect to these two axes 23,11A. 従って本例の場合には、 請求項4に記載した第二の動力伝達機構42は、上記伝達軸23が構成する。 In the case of the present example therefore, the second power transmission mechanism 42 according to claim 4, the transmission shaft 23 constitutes. そして、上記高速用クラッチ24の接続時にこの伝達軸23は、上記入力軸11aの回転に伴って、この入力軸11aと同方向に同速で回転する。 Then, the transmission shaft 23 at the time of connection of the high speed clutch 24, with the rotation of the input shaft 11a, rotates at the same speed with the input shaft 11a in the same direction.
【0024】 [0024]
又、無段変速装置は、クラッチ機構を備える。 Further, continuously variable transmission, provided with clutches mechanism. このクラッチ機構は、上記高速用クラッチ24と、上記キャリア33の外周縁部と上記リング歯車21の軸方向一端部(図9の右端部)との間に設けた低速用クラッチ40と、このリング歯車21と無段変速装置のハウジング(図示省略)等の固定の部分との間に設けた後退用クラッチ41とから成る。 The clutch mechanism includes the aforementioned high speed clutch 24, low speed clutch 40 provided between the axial end portion of the outer peripheral edge and the ring gear 21 of the carrier 33 (the right end in FIG. 9), the ring consisting backward clutch 41. provided between the housing (not shown) fixed parts, such as gears 21 and the continuously variable transmission. 各クラッチ24、40、41は、何れか1個のクラッチが接続された場合には、残り2個のクラッチの接続が断たれる。 Each clutch 24,40,41, if any one of the clutch is connected, the connection of the remaining two clutches are disconnected.
【0025】 [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24及び後退用クラッチ41の接続を断つ。 Continuously variable transmission constructed as described above, first, at the time of low-speed running, thereby connecting the low speed clutch 40, disconnecting of the high-speed clutch 24 and the reverse clutch 41. この状態で上記発進クラッチ28を接続し、前記入力軸11aを回転させると、トロイダル型無段変速機19のみが、この入力軸11aから上記出力軸29に動力を伝達する。 Connect the starting clutch 28 in this state, when rotating the input shaft 11a, only the toroidal type continuously variable transmission 19 transmits power to the output shaft 29 from the input shaft 11a. この様な低速走行時には、それぞれ1対ずつの入力側ディスク2A、2Bと、出力側ディスク4、4との間の変速比を、前述の図8に示したトロイダル型無段変速機単独の場合と同様にして調節する。 During such low-speed, the input side disk 2A of one each pairs, 2B and the gear ratio between the output side disk 4, 4, in the case of a toroidal type continuously variable transmission alone shown in FIG. 8 of the above It is adjusted in the same manner as.
【0026】 [0026]
これに対して、高速走行時には、上記高速用クラッチ24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41の接続を断つ。 In contrast, at the time of high speed running, as well as connecting the high-speed clutch 24, disconnecting the low speed clutch 40 and the reverse clutch 41. この状態で上記発進クラッチ28を接続し、上記入力軸11aを回転させると、この入力軸11aから上記出力軸29には、前記伝達軸23と前記遊星歯車機構20とが、動力を伝達する。 Connect the starting clutch 28 in this state, when rotating the input shaft 11a, the above-described output shaft 29 from the input shaft 11a, and the transmission shaft 23 and the planetary gear mechanism 20, to transmit power. 即ち、上記高速走行時に上記入力軸11aが回転すると、この回転は上記高速用クラッチ24及び伝達軸23を介してリング歯車21に伝わる。 That is, when the input shaft 11a is rotated during the high speed running, the rotation transmitted to the ring gear 21 via the high-speed clutch 24 and the transmission shaft 23. そして、このリング歯車21の回転が複数の遊星歯車組32、32を介して太陽歯車30に伝わり、この太陽歯車30を固定した上記出力軸29を回転させる。 The rotation of the ring gear 21 is transmitted to the sun gear 30 via a plurality of planetary gear sets 32 and 32, rotating the output shaft 29 fixed to the sun gear 30. この状態で、上記トロイダル型無段変速機19の変速比を変える事により上記各遊星歯車組32、32の公転速度を変化させれば、上記無段変速装置全体としての変速比を調節できる。 In this state, if by changing the revolution speeds of the respective planetary gear sets 32, 32 by changing the transmission ratio of the toroidal type continuously variable transmission 19, it can be adjusted transmission ratio of the whole the continuously variable transmission apparatus.
【0027】 [0027]
即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車組32、32が、上記リング歯車21と同方向に公転する。 That is, the high speed running when the respective planetary gear sets 32, 32 revolves in the same direction as the ring gear 21. そして、これら各遊星歯車組32、32の公転速度が遅い程、上記太陽歯車30を固定した出力軸29の回転速度が速くなる。 Then, as the revolving speed of the planetary gear sets 32, 32 is slow, the rotational speed of the output shaft 29 fixed to the sun gear 30 is increased. 例えば、上記公転速度とリング歯車21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21と出力軸29の回転速度が同じになる。 For example, if the rotational speed of the revolving speed and the ring gear 21 (both angular velocity) is the same, the rotational speed of the ring gear 21 and the output shaft 29 are the same. これに対して、上記公転速度がリング歯車21の回転速度よりも遅ければ、上記リング歯車21の回転速度よりも出力軸29の回転速度が速くなる。 In contrast, the revolution speed as late than the rotational speed of the ring gear 21, the rotational speed of the output shaft 29 than the rotational speed of the ring gear 21 becomes faster. 反対に、上記公転速度がリング歯車21の回転速度よりも速ければ、上記リング歯車21の回転速度よりも出力軸29の回転速度が遅くなる。 Conversely, the revolution speed if Hayakere than the rotational speed of the ring gear 21, the rotational speed of the output shaft 29 than the rotational speed of the ring gear 21 is delayed.
【0028】 [0028]
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19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。 Therefore, during the high speed running, degree of changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 19 to the deceleration side, the transmission ratio of the entire continuously variable transmission is changed to the acceleration side. 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19に、入力側ディスク2A、2B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)。 In the state at the time of such high-speed driving, to the toroidal type continuously variable transmission 19, the input side disk 2A, not from 2B, when the output-side torque is applied from the disk 4 (torque applied during low speed was positive torque negative torque is applied to). 即ち、前記高速用クラッチ24を接続した状態では、前記エンジン26から入力軸11aに伝達されたトルクは、前記伝達軸23を介して前記遊星歯車機構20のリング歯車21に伝達される。 That is, in the state of connecting the high-speed clutch 24, the torque transmitted to the input shaft 11a from the engine 26 is transmitted to the ring gear 21 of the planetary gear mechanism 20 via the transmission shaft 23. 従って、入力軸11aの側から各入力側ディスク2A、2Bに伝達されるトルクは殆どなくなる。 Accordingly, the torque transmitted from the side of the input shaft 11a input side disks 2A, and 2B is almost eliminated.
【0029】 [0029]
一方、前記第二の動力伝達機構42を介して前記遊星歯車機構20のリング歯車21に伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車組32、32から、キャリア33及び第一の動力伝達機構34を介して各出力側ディスク4、4に伝わる。 Meanwhile, the part of the second torque transmitted to the ring gear 21 via the power transmission mechanism 42 wherein the planetary gear mechanism 20, from said respective planetary gear sets 32, 32, the carrier 33 and the first power transmission transmitted to the output side disk 4, 4 via the mechanism 34. この様に各出力側ディスク4、4からトロイダル型無段変速機19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19の変速比を減速側に変化させる程小さくなる。 Torque applied such from the output side disk 4, 4 in a toroidal type continuously variable transmission 19, to vary the transmission ratio of the entire continuously variable transmission speed increasing side, the transmission ratio of the toroidal type continuously variable transmission 19 the small enough to be changed to the deceleration side. この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機19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19の構成部品の耐久性向上を図れる。 As a result, by reducing the torque input to the toroidal-type continuously variable transmission 19 at the time of high speed running, thereby improving the durability of the components of the toroidal-type continuously variable transmission 19.
【0030】 [0030]
更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸29を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ40、24の接続を断つと共に、前記後退用クラッチ41を接続する。 Furthermore, in order to retract the car, when the reversely rotating the output shaft 29, for the low speed, the disconnecting of the high-speed double clutch 40,24, connecting the backward clutch 41. この結果、上記リング歯車21が固定され、上記各遊星歯車組32、32が、このリング歯車21並びに前記太陽歯車30と噛合しつつ、この太陽歯車30の周囲を公転する。 As a result, the ring gear 21 is fixed, each planet gear sets 32, 32 while meshing with the ring gear 21 and the sun gear 30, revolve around the sun gear 30. そして、この太陽歯車30並びにこの太陽歯車30を固定した出力軸29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。 Then, the sun gear 30 and the output shaft 29 fixed to the sun gear 30, the high-speed running of the time and above low speed described above rotates in the opposite direction.
【0031】 [0031]
ところで、前述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速機、或は上述の様に構成され作用する無段変速装置の運転時に、入力側ディスク2、2A、2Bを出力側ディスク4に押し付ける為、推力発生装置に要求される推力の大きさは、伝達すべきトルクの大きさにより変わるだけでなく、変速比によっても変化する。 Incidentally, the toroidal type continuously variable transmission which acts configured as described above, or during operation of the continuously variable transmission to act is constructed as described above, pressing the input side disk 2, 2A, and 2B to the output side disk 4 Therefore, the magnitude of the thrust required for the thrust generator is not only vary with the magnitude of the torque to be transmitted, also vary according to the gear ratio. 即ち、変速比を変えるべく枢軸6、6を中心としてトラニオン7、7を揺動変位させると、各パワーローラ9、9の周面9a、9aと上記各ディスク2、2A、2B、4の内側面2a、4aとの当接点であるトラクション部の位置が変化する。 That is, when the trunnions 7 is swingingly displaced about the pivot 6, 6 to vary the gear ratio, the peripheral surface 9a of the power rollers 9, 9, 9a and the respective disk 2, 2A, among 2B, 4 side 2a, the position of the traction portion is a contact point between 4a changes. そして、このトラクション部の位置変化に伴って、このトラクション部に必要な押し付け力を付与する為に必要とされる推力が変化する。 Then, with the change in position of the traction unit, the thrust required to impart a pressing force required for this traction unit is changed. 具体的には、伝達すべきトルクが一定であると仮定すると、図10に実線αで示す様に、上記入力側ディスク2、2A、2Bと上記出力側ディスク4との間で回転力をほぼ等速で伝達する(変速比が1の近傍である)場合に、上記必要とされる推力が最も大きくなる。 Specifically, substantially the torque to be transmitted is constant, as shown in FIG. 10 in solid line alpha, the input side disk 2, 2A, a rotational force between 2B and the output side disk 4 when transmitting at a constant speed (the speed ratio is near 1), the thrust that is the required becomes the largest. 一方、上記トラニオン7、7を前述の図4又は図5に示す様に傾斜させて、上記入力側ディスク2、2A、2Bと上記出力側ディスク4との間の減速比又は増速比が大きくなる程、上記必要とされる推力が小さくなる。 On the other hand, is inclined as shown the trunnions 7 in FIG. 4 or 5 described above, the speed reduction ratio or speed increasing ratio between the input side disk 2, 2A, 2B and the output side disk 4 is large It becomes enough, the thrust that is the required decreases.
【0032】 [0032]
これに対して、前述の図4〜5に示した従来構造に推力発生装置として組み込んでいるローディングカム装置10は、伝達すべきトルクの大きさに応じた推力を発生させるが、変速比を含め、トルクの変動以外の要素が変化しても、発生させる推力は変わらない。 In contrast, the loading cam device 10 incorporating the thrust generator in the conventional structure shown in FIGS. 4-5 described above, but to generate a thrust in accordance with the magnitude of the torque to be transmitted, including the gear ratio , the elements other than variations in torque changes, the thrust to be generated does not change. この為、推力発生装置としてローディングカム装置10のみを有する従来構造の場合、このローディングカム装置10が発生する推力を、図10に破線βで示す様に、最も大きな推力が必要とされる、変速比が1の近傍である場合に合わせて設定している。 Therefore, in the conventional structure with only loading cam device 10 as a thrust generating apparatus, the thrust which the loading cam device 10 is generated, as shown in FIG. 10 by dashed lines beta, it is required greatest thrust, speed the ratio is set according to the case in the vicinity of 1. 従ってこの様な従来構造の場合には、変速比が1の近傍以外の場合には、上記ローディングカム装置10が発生する推力が過剰になり、しかも過剰となる程度は、上記減速比又は増速比が大きくなる程著しくなる。 Thus in the case of such a conventional structure, when the gear ratio is not in the vicinity of 1, the degree of thrust which the loading cam device 10 is generated is excessive, the addition excessive, the speed reduction ratio or speed increasing significantly higher the ratio becomes large. 推力が過剰となり、上記トラクション部の押し付け力が過大になると、このトラクション部での伝達効率が悪化するだけでなく、このトラクション部を構成する前記各面2a、4a、9aの転がり疲れ寿命が短くなる。 Thrust is excessive, the pressing force of the traction unit is excessive, not only the transmission efficiency at the traction unit is deteriorated, the surfaces 2a constituting the traction unit, 4a, the rolling fatigue life of 9a short Become.
【0033】 [0033]
この様な事情に鑑みて特公平6−72652号公報には、トロイダル型無段変速機に組み込んで入力側ディスクと出力側ディスクとを互いに近づけ合う方向の推力を発生させる推力発生装置を、ローディングカム装置と油圧アクチュエータとで構成した構造が記載されている。 JP Kokoku 6-72652 in view of such circumstances, the thrust generating apparatus for generating a thrust in a direction mutually close to each other between the input-side disk and the output side disk incorporated in a toroidal type continuously variable transmission, the loading configuration structure with the cam device and the hydraulic actuator is described. これらローディングカム装置と油圧アクチュエータとは、何れも入力側ディスクと出力側ディスクとを互いに近づけ合う方向の推力を発生させるものである。 And these loading cam device and a hydraulic actuator, in which both generates a thrust in a direction mutually close to each other between the input-side disk and the output side disc. そして、このうちのローディングカム装置により、図10に鎖線γで示した、最低限必要な推力(変速比が1の近傍から大きくずれた場合に必要な推力)を発生させると共に、上記油圧アクチュエータにより、変速比が1の近傍に近づいた場合に不足する推力、即ち、図10に斜格子で表した部分の推力を発生させる様にしている。 Then, by the loading cam device of this, as shown by a chain line γ in FIG. 10, the minimum necessary thrust to generate (gear ratio thrust required when deviated from the vicinity of 1), by the hydraulic actuator , thrust insufficient if the gear ratio is close to the vicinity of 1, i.e., in the manner to generate a thrust of the portion represented by the cross hatching in FIG. 10. この図10に斜格子で示した部分に相当する、上記油圧アクチュエータが発生する推力の大きさは、上記変速比に応じて制御器からの信号により調節自在である。 In FIG. 10 corresponds to a portion indicated by cross hatching, the magnitude of the thrust which the hydraulic actuator is generated is adjustable by a signal from the controller in response to the gear ratio. この為、上記推力発生装置全体としての推力を、上記変速比に応じた適切なものにできて、トラクション部での伝達効率の向上と、このトラクション部を構成する上記各面2a、4a、9aの転がり疲れ寿命の確保とを図れる。 Therefore, the thrust of the whole the thrust generator, made as appropriate in accordance with the gear ratio, and improve the transmission efficiency of the traction unit, the surfaces 2a constituting the traction unit, 4a, 9a rolling fatigue attained and ensure the life of the.
【0034】 [0034]
【発明が解決しようとする課題】 [Problems that the Invention is to Solve
上述した、特公平6−72652号公報に記載された様な従来構造の場合、油圧アクチュエータ又はこの油圧アクチュエータへの給油回路の故障時に、トロイダル型無段変速機の機能が停止すると共に、重大な故障の原因となる可能性がある。 Described above, in the case of has been such a conventional structure described in Japanese Patent Kokoku 6-72652, when a failure of the oil supply circuit to the hydraulic actuator or a hydraulic actuator, the function of the toroidal type continuously variable transmission is stopped, severe there is a possibility that the cause of the failure. 即ち、上記油圧アクチュエータ自身の故障、或は上記給油回路を構成する給油ポンプや制御弁の故障、異物の噛み込み等、何らかの原因で上記油圧アクチュエータが必要とする推力を発生しなくなると、推力発生装置全体としての推力の値が、本来必要とされる値よりも小さくなる。 In other words, a failure of the hydraulic actuator itself, or a failure of the oil supply pump and control valve constituting the fuel supply circuit, biting or the like of foreign matter, the longer generate thrust to said hydraulic actuator is required for some reason, the thrust generated the value of the thrust of the apparatus as a whole is smaller than the value that is originally required. この結果、トラクション部の押し付け力が不足し、このトラクション部で著しい滑りが発生する可能性を生じる。 As a result, insufficient pressing force of the traction unit, raise the possibility that significant slip at this traction unit occurs.
【0035】 [0035]
そして、著しい滑りが発生した場合には、入力側ディスクから出力側ディスクへの動力の伝達を行なえなくなるだけでなく、上記トラクション部を構成するこれら各ディスクの内側面とパワーローラの周面とに、金属接触に基づく早期剥離等の損傷が発生し易くなる。 When the significant slippage occurs, not only impossible the transmission of power from the input side disk to the output side disk, to the circumferential surface of the inner surface and the power rollers of each disk constituting the traction unit damage early flaking or the like based on the metal contact is likely to occur.
本発明は、この様な事情に鑑みて、変速比の変動に拘らず適正な推力を発生させる事ができ、しかも故障時にも最低限の機能を確保して、より重大な故障に結び付く事を防止できる構造を実現すべく発明したものである。 The present invention, in view of such circumstances, the proper thrust regardless of the change of the transmission ratio can be generated, and moreover to ensure the minimum of the function at the time of failure, that lead to a more serious failure it is obtained by the invention to realize prevention can structure.
【0036】 [0036]
【課題を解決するための手段】 In order to solve the problems]
本発明のトロイダル型無段変速機は、前述した従来から知られているトロイダル型無段変速機と同様に、入力側ディスク及び出力側ディスクと、複数のトラニオンと、変位軸と、パワーローラと、推力発生装置とを備える。 Toroidal type continuously variable transmission of the present invention, like the toroidal type continuously variable transmission known in the prior art described above, the input side disk and the output side disk, a plurality of trunnions, and the displacement shaft, and power rollers , and a thrust generating apparatus.
このうちの入力側ディスク及び出力側ディスクは、それぞれが断面円弧形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ている。 Input side disk and the output side disks of this, in a state where each has to face the inner surfaces of each other is a concave circular arc cross sectional shape, and is supported coaxially with each other, and rotatably.
又、上記各トラニオンは、上記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ものである。 Further, the trunnions is to swing about the pivot in a position twisted relative to the center axis of the input side disk and the output side disc.
又、上記変位軸は、上記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ものである。 Further, the displacement axis, the intermediate portions of the trunnions, is one which is supported in a state of protruding from the inner surface of the trunnions.
又、上記パワーローラは、上記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もので、その周面を球状凸面としている。 Also, the power rollers, while being sandwiched between the disposed on the inner surface side of the trunnions and the input side disk and the output side disk, one that is rotatably supported around said displacement shafts , and the peripheral surface of a spherical convex surface.
更に、上記推力発生装置は、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け合う方向の推力を発生させるものである。 Furthermore, the thrust generating apparatus is to generate a thrust in the direction of mutually close to each other and the input side disk and the output side disk.
【0037】 [0037]
特に、本発明のトロイダル型無段変速機に於いては、上記推力発生装置は、第一の推力発生ユニットと第二の推力発生ユニットとを組み合わせて成るものである。 In particular, at the toroidal type continuously variable transmission of the present invention, the thrust generating apparatus is formed by combining a first thrust generating unit and a second thrust generating unit.
そして、上記第一の推力発生ユニットは、ローディングカム装置の如く、上記入力側ディスクに入力されるトルクに関連させて、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け合う方向の推力を発生させるものである。 Then, the first thrust generating unit, as the loading cam device, in connection with the torque input to the input side disk, generate a thrust in the direction of mutually close to each other and the input side disk and the output side disk it is intended to be.
これに対して上記第二の推力発生ユニットは、油圧アクチュエータの如く、上記第一の推力発生ユニットが発生する推力とは別個に制御されて、上記入力側ディスクと上記出力側ディスクとを互いに遠ざける方向の推力を発生させるものである。 The second thrust generating unit on the other hand, as the hydraulic actuator, the thrust which the first thrust generating unit generates are separately controlled, away and the input side disk and the output side disk together it is intended to generate a thrust in the direction.
【0038】 [0038]
【作用】 [Action]
上述の様に構成する本発明のトロイダル型無段変速機が、入力側ディスクと出力側ディスクとの間で動力を伝達し、又、変速比を変える作用は、前述した従来から知られているトロイダル型無段変速機の場合と同様である。 Toroidal type continuously variable transmission of the present invention constructed as described above, power is transmitted between the input side disk and the output side disk, also acts to change the transmission ratio is known from the above-described conventional is the same as that of the toroidal type continuously variable transmission.
特に、本発明のトロイダル型無段変速機の場合には、変速比の変動に拘らず適正な推力を発生させ、しかも故障時にも最低限の機能を確保できる。 Particularly, in the case of the toroidal type continuously variable transmission of the present invention generates a proper thrust regardless variation of the gear ratio, moreover minimum functions can be secured even in the event of a fault.
【0039】 [0039]
即ち、本発明のトロイダル型無段変速機に組み込む推力発生装置が発生する、上記入力側ディスクと出力側ディスクとを互いに近づけ合う方向の推力は、第一の推力発生ユニットが発生する推力から第二の推力発生ユニットが発生する推力を減じたものとなる。 That is, the toroidal thrust generating apparatus generates incorporated in the continuously variable transmission, the direction of thrust mutually close together and the output side disk and the input side disk of the present invention, first the thrust first thrust generating unit generates the minus the thrust second thrust generating unit occurs.
このうちの第一の推力発生ユニットが発生する推力は、上記入力側ディスクから上記出力側ディスクに伝達する動力の大きさ(トルク)に応じたものであるのに対して、上記第二の推力発生ユニットが発生する推力は、上記動力の大きさとは独立させて調節自在である。 Thrust first thrust generating unit of this occurs with respect to the said input side disk of those corresponding to the magnitude of the power transmitted to the output side disk (torque), the second thrust thrust generating unit occurs, the magnitude of the power which is adjustable by independently.
従って、上記入力側ディスクと上記出力側ディスクとの間の変速比が1の近傍である場合に、上記第二の推力発生ユニットが発生する推力を0又は僅少にし、この変速比の1の近傍からのずれが大きくなるに従って上記第二の推力発生ユニットが発生する推力を大きくすれば、上記推力発生装置全体としての推力を、上記変速比が1の近傍である場合に最も大きく、この変速比が1の近傍からずれるに従って小さくできる。 Therefore, when the transmission ratio between the input side disk and the output side disc is in the vicinity of 1, the thrust which the second thrust generating unit generates the zero or negligible, near one of the gear ratio by increasing the thrust which the second thrust generating unit is generated according to the deviation increases from the thrust of the whole the thrust generator, the largest when the speed ratio is near 1, the transmission ratio There can be reduced in accordance deviates from the vicinity of 1.
この為、トラクション部の押し付け力を最適にできて、伝達効率並びに転がり疲れ寿命の向上を図れる。 Therefore, we can turn the pressing force of the traction unit optimally, thereby improving the rolling fatigue life in transmission efficiency line.
【0040】 [0040]
又、上記第二の推力発生ユニットが故障した場合でも、上記推力発生装置全体が発生する推力は、上記第一の推力発生ユニットが発生する推力となる。 Further, even when the second thrust generating unit fails, the thrust across the thrust generating apparatus is generated, the thrust which the first thrust generating unit occurs. この第一の推力発生ユニットが発生する推力は十分に大きいので、上記第二の推力発生ユニットが故障した場合でも、上記トラクション部の押し付け力は十分に確保され、このトラクション部で著しい滑りが発生する事を防止できる。 Since thrust the first thrust generating unit occurs sufficiently large, even if the second thrust generating unit fails, the pressing force of the traction portion is sufficiently secured, significant slip at this traction unit occurs that it can be prevented. この為、上記第二の推力発生ユニットの故障時にも、上記入力側ディスクから上記出力側ディスクへの動力伝達を行なうと同時に、トラクション部で金属接触による早期剥離等の損傷が発生する事を防止できる。 Therefore, preventing the even upon failure of the second thrust generating unit, it simultaneously performs the power transmission to the output side disk from the input side disk, damage to the premature peeling by a metal contact traction unit occurs it can.
【0041】 [0041]
【発明の実施の形態】 DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
図1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。 Figure 1 corresponds to claims 1 to 3 show a first example of an embodiment of the present invention. 尚、本発明の特徴は、各入力側ディスク2A、2B及び各出力側ディスク4、4の内側面2a、4aと各パワーローラ9、9の周面9a、9aとの当接部であるトラクション部の押し付け力を確保する為、一方(図1の左方)の入力側ディスク2Aを他方(図1の右方)の入力側ディスク2Bに向けて押圧する、推力発生装置43の構造にある。 The feature of the present invention is a contact portion between the input side disks 2A, 2B and the inner surface 2a of the output side disk 4, 4, 4a and the peripheral surface 9a of the power rollers 9, 9, 9a traction to ensure the pressing force of the parts, is pressed toward the other hand the input side disk 2A (left side in FIG. 1) on the input side disk 2B of the other (right side in FIG. 1), in the structure of a thrust generating apparatus 43 . その他の部分の構造及び作用は、前述の図8に示した従来の具体的構造の第2例の場合と同様であるから、同等部分には同一符号を付して、重複する説明は省略若しくは簡略にし、以下、本発明の特徴部分並びに先に説明しなかった部分を中心に説明する。 The construction and function of other portions are the same as in the second example of a conventional concrete structure shown in FIG. 8 described above, the equivalent parts are denoted by the same reference numerals and redundant description will be omitted or and brevity, will be mainly described below, wherein parts and parts have not been described previously to the present invention.
【0042】 [0042]
本発明のトロイダル型無段変速機に於いては、上記推力発生装置43は、第一の推力発生ユニットであるローディングカム装置10と、第二の推力発生ユニットである油圧アクチュエータ44とを、推力の発生方向に関して互いに直列に配置して成る。 Is in the toroidal type continuously variable transmission of the present invention, the thrust generating apparatus 43 includes a loading cam device 10 which is a first thrust generating unit, and a hydraulic actuator 44 is a second thrust generating unit, thrust comprising arranged in series with each other with respect to the generating direction. このうちのローディングカム装置10の構造及び機能は、前述した従来構造に組み込まれているローディングカム装置10と同様である。 Structure and function of the loading cam device 10 of this is similar to the loading cam device 10 incorporated in the conventional structure described above. 即ち、このローディングカム装置10は、駆動軸18により回転駆動されるカム板45を有する。 That is, the loading cam device 10 includes a cam plate 45 which is rotatably driven by a drive shaft 18. そして、互いに対向するこのカム板45の片面(図1の右面)と上記入力側ディスク2Aの外側面(図1の左面)とに、それぞれが円周方向に関する凹凸面であるカム面46a、46bを形成すると共に、これら両カム面46a、46b同士の間に複数個のローラ47、47を、それぞれこれら各カム面46a、46bの直径方向の(仮想の)軸を中心とする回転を自在に挟持している。 Then, facing each other with one surface of the cam plate 45 (right surface in FIG. 1) an outer surface of the input side disk 2A (left side in FIG. 1), the cam surfaces 46a respectively are irregular surface in the circumferential direction, 46b to form a, the both cam surfaces 46a, a plurality of rollers 47, 47 between 46b between each respective cam surfaces 46a, the 46b in the diameter direction of the rotation about the (virtual) axis freely sandwiching.
【0043】 [0043]
上記駆動軸18により上記カム板45を回転駆動すると、上記各ローラ47、47が上記各カム面46a、46bの凸部に乗り上げる傾向になって、上記入力側ディスク2Aを他方の入力側ディスク2Bに押圧しつつ回転駆動する。 When rotated the cam plate 45 by the drive shaft 18, the rollers 47 and 47 becomes tends to ride on the convex portions of the respective cam surfaces 46a, 46b, while the input side disk 2A of the input side disk 2B rotation driving while pressing the. 従って、上記ローディングカム装置10が上記入力側ディスク2Aを他方の入力側ディスク2Bに押圧する力、即ち推力は、上記駆動軸18が上記カム板45を回転駆動するトルクに関連して変化する。 Therefore, the force which the loading cam device 10 presses the input-side disk 2A to the other input side disk 2B, i.e. thrust, the drive shaft 18 is changed in relation to the torque for rotating the cam plate 45. 即ち、上記推力の大きさは、このトルクが大きくなる程大きくなる。 That is, the size of the thrust becomes larger as the torque increases. 尚、この様にして上記ローディングカム装置10が発生する推力の大きさは、上記両カム面46a、46bの傾斜角度を変える事により、所望値に調節自在である。 The size of the thrust which the loading cam device 10 in this manner occurs, the both cam surfaces 46a, by changing the inclination angle of 46b, which is adjustable to a desired value. 又、上記トルクの増大に伴って上記推力が増大する傾向は、上記両カム面46a、46bの形状を変える事により、適宜調節自在である。 Further, the tendency of the thrust is increased with increasing the torque, the both cam surfaces 46a, by changing the shape of the 46b, it is freely adjusted as appropriate. 何れにしても本例の場合には、上記ローディングカム装置10に、トロイダル型無段変速機の運転時に必要とされる最も大きな(変速比が1の近傍である場合に必要となる)推力を発生させる能力を持たせている。 The case of the present example in the any case, to the loading cam device 10, the most significant is required during operation of the toroidal type continuously variable transmission (transmission ratio is required in the case of near 1) thrust It is made to have the ability to generate.
【0044】 [0044]
本例のトロイダル型無段変速機の場合、上記1対の入力側ディスク2A、2Bを入力軸11bの両端部に、それぞれボールスプライン48a、48bを介して、この入力軸11bと同期した回転並びにこの入力軸11bの軸方向の移動自在に支持している。 When the toroidal type continuously variable transmission of the present embodiment, the both ends of the input shaft 11b the pair of input side disks 2A, the 2B, ball spline 48a respectively, via 48b, rotating and synchronized with the input shaft 11b movement is rotatably supported in the axial direction of the input shaft 11b. この入力軸11bの両端部で上記各入力側ディスク2A、2Bの外側面から突出した部分には、それぞれローディングナット49a、49bを螺着している。 Both end portions in the respective input side disk 2A of the input shaft 11b, the portion projecting from the outer surface of 2B, are screwed loading nut 49a, and 49b, respectively.
【0045】 [0045]
そして、上記ローディングカム装置10側に設けたローディングナット49aと上記入力側ディスク2Aとの間に、このローディングナット49aの側から順に、内輪50と予圧ばね51とを設けている。 Between the loading nut 49a and the input side disk 2A provided on the loading cam device 10, in this order from the side of the loading nut 49a, it is provided with the inner ring 50 and the preload spring 51. このうちの内輪50は、上記カム板45と上記入力軸11bとの相対変位を許容する為の玉軸受52を構成するものである。 The inner ring 50 of this constitutes a ball bearing 52 for allowing relative displacement between the cam plate 45 and the input shaft 11b. 又、上記予圧ばね51は、上記ローディングカム装置10の非作動時にも上記入力側ディスク2Aを他方の入力側ディスク2Bに押圧する予圧を付与する為のものである。 Also, the preload spring 51 is for even during non-operation of the loading cam device 10 for applying a preload for pressing the input side disk 2A to the other input side disk 2B. 一方、上記ローディングカム装置10と反対側に設けたローディングナット49bと上記入力側ディスク2Bとの間には、皿板ばね53を設けている。 On the other hand, between the loading nut 49b and the input side disk 2B provided on the opposite side of the loading cam device 10 is provided with a disc plate spring 53. この皿板ばね53は、やはり上記予圧付与の役目を果たすと共に、上記入力側ディスク2Bにスラスト荷重が衝撃的に加わった場合にこれを緩和する為のもので、上記入力軸11bに対する上記入力側ディスク2Bの変位を小さく抑えられる程度に大きな弾力を有する。 The dish plate spring 53, as well as also serve the preloading, intended to alleviate this when thrust load on the input side disk 2B is applied to the impact, the input for the input shaft 11b It has a large elasticity to the extent that is suppressed to a small displacement of the disc 2B.
【0046】 [0046]
前記油圧アクチュエータ44は、上述の様に組み合わせた、上記入力軸11bの中間部外周面と、上記ローディングカム装置10側の入力側ディスク2Aとの間に設けている。 The hydraulic actuator 44, in combination as described above, the intermediate portion outer peripheral surface of the input shaft 11b, is provided between the input side disk 2A of the loading cam device 10 side. この為に本例の場合には、この入力側ディスク2Aの内周面を段付形状としている。 In the case of the present example for this purpose, it has a stepped shape inner peripheral surface of the input side disk 2A. この内周面のうちの外端部(図1の左端部)は、小径の円筒面とすると共に、軸方向中間部に形成した係止溝にOリング等のシールリングを装着している。 The outer end portion of the inner peripheral surface (left end in FIG. 1), together with the small-diameter cylindrical surface, wearing the sealing ring such as an O-ring in the locking groove formed in the axially intermediate portion. 言い換えれば、上記入力側ディスク2Aの内周面の外側面側端部に、内向フランジ状の鍔部54を形成し、この鍔部54の内周面中間部に、上記シールリングを装着している。 In other words, on the outer surface side end portion of the inner peripheral surface of the input side disk 2A, to form an inward facing flange-shaped collar portion 54, the inner peripheral surface middle portion of the flange portion 54, by mounting the seal ring there. 従って、上記入力側ディスク2Aの内周面外端部は上記入力軸11bの外周面に、油密に且つ軸方向(図1の左右方向)の変位自在に外嵌されている。 Accordingly, the inner circumferential surface outer ends of the input side disk 2A on the outer peripheral surface of the input shaft 11b, are fitted displaced freely outside the oil-tight and axially (lateral direction of FIG. 1).
【0047】 [0047]
一方、上記入力側ディスク2Aの内周面のうちの内端部(図1の右端部)は上記外端部に比べて大径にすると共に、前記ボールスプライン48aを構成する為の雌ボールスプライン溝を形成している。 On the other hand, the inner end portion of the inner peripheral surface of the input side disk 2A (right end in FIG. 1) is well as the large diameter compared to the outer end portion, a female ball spline for constituting the ball spline 48a to form a groove. 更に、上記入力側ディスク2Aの内周面のうちの中間部は、大径の円筒面としている。 Furthermore, the intermediate portion of the inner peripheral surface of the input side disk 2A is a cylindrical surface of large diameter. この中間部の内径は、上記雌ボールスプライン溝の溝底径以上と(好ましくはこの溝底径よりも大きく)している。 The inner diameter of the intermediate portion, the female ball spline groove of the groove bottom on the diameter or the (preferably the larger than the groove bottom diameter) are. 又、上記ボールスプライン48aを構成する為、上記入力軸11bの中間部で上記雌ボールスプライン溝と対向する部分に、軸方向に隣接する部分よりも少し径が大きくなった大径部55を形成し、この大径部55の外周面に、上記ボールスプライン48aを構成する為の雄ボールスプライン溝を形成している。 Moreover, for constituting the ball spline 48a, to the female ball spline groove and a portion facing the middle portion of the input shaft 11b, and the large-diameter portion 55 increases slightly in diameter than the portion adjacent to the axially formed and, the outer peripheral surface of the large diameter portion 55 forms a male ball spline grooves for constituting the ball spline 48a.
【0048】 [0048]
尚、この雄ボールスプライン溝の開口端部と上記雌ボールスプライン溝の開口端部とは、図1に示した様な、前記ローディングカム装置10の非作動時、即ち、前記各ローラ47、47が前記各カム面46a、46bを構成する凹部の底に存在する状態で、互いの軸方向位置が一致する様にしている。 Note that the open end of the open end portion and the female ball spline groove of the male ball spline grooves, such as shown in FIG. 1, during non-operation of the loading cam device 10, i.e., the respective rollers 47 and 47 there in the state they exist in the bottom of a recess constituting the respective cam surfaces 46a, the 46b, are in the manner the axial position of one another are identical. 少なくとも、トロイダル型無段変速機の作動状態の如何に拘らず、上記雌ボールスプライン溝の内端(図1の左端)位置が、上記雄ボールスプライン溝の内端位置よりも、上記入力側ディスク2Aの外側面側に突出する事がない様に、各部の寸法を規制している。 At least, irrespective of the operating state of the toroidal type continuously variable transmission, the inner end (left end in FIG. 1) position of the female ball spline grooves, than the inner end position of the male ball spline groove, the input side disk as is never protruding outside surface side of the 2A, it regulates the dimensions of each part. この理由は、次述する油圧アクチュエータ44を構成する為のシール板56の外径寄り部分が上記雌ボールスプライン溝の内端部で軸方向に押され、或はこのシール板56がこの雌ボールスプライン溝の内端部を押す事を防止する為である。 This is because the outer 径寄 Ri portion of the seal plate 56 for constituting the hydraulic actuator 44 which will be described next is pressed axially inner end portion of the female ball spline groove, or the seal plate 56 is the female ball This is to prevent the press the inner end of the spline groove. 尚、上記ローディングカム装置10が作動し、このローディングカム装置10が推力を発生すると、上記入力側ディスク2Aが上記入力軸11bに対し、図1の状態よりも右方に変位し、上記両ボールスプライン溝の開口端部位置が互いにずれる。 Incidentally, the loading cam device 10 is actuated, this loading cam device 10 generates a thrust, the input side disk 2A is to the input shaft 11b, displaced to the right of the state of FIG. 1, the both balls open end position of the spline grooves offset from each other. この状態では、上記シール板56と上記雌ボールスプライン溝の内端部とが離隔する。 In this state, the inner end of the sealing plate 56 and the female ball spline grooves are spaced apart.
【0049】 [0049]
又、前記鍔部54と対向する、上記大径部55の軸方向端面(図1の左端面)には、上記シール板56の径方向中間部及び内端部を突き当てている。 Also, opposite to the flange portion 54, the axial end surface of the large-diameter portion 55 (left end face in FIG. 1) is abutted against the radially intermediate portion and the inner end portion of the seal plate 56. このシール板56は、全体を円輪状に形成したもので、芯金により補強した耐油性ゴム等、十分な剛性及びシール性を有する。 The sealing plate 56 is made by forming the whole into a circular ring shape, it has been reinforced by the core metal oil resistance rubber or the like, a sufficient rigidity and sealability. 但し、外周縁部を弾性変形させつつ上記入力側ディスク2Aの内端部を通過させられる様に、適度の弾性を持たせている。 However, while the outer peripheral edge portion is elastically deformed so as is passed through the inner end of the input side disk 2A, it has to have a suitable elasticity. この様なシール板56は、片面内径寄り部分を上記大径部55の軸方向端面に全周に亙って当接させ、外周縁を上記入力側ディスク2Aの内周面の軸方向中間部に、全周に亙って摺接させている。 Such sealing plate 56, the one-sided inner diameter portion close over the entire circumference in the axial end surface of the large diameter portion 55 is brought into contact, the axially intermediate portion of the inner peripheral surface of the outer periphery of the input side disk 2A to, are brought into sliding contact over the entire circumference. 従って上記シール板56と上記鍔部54との間には、外部と遮断された油圧室57が設けられ、この油圧室57が、圧油の導入に伴って上記入力側ディスク2Aを前記カム板45に向け、図1で左方に押圧する、前記油圧アクチュエータ44を構成する。 Therefore, between the seal plate 56 and the flange portion 54, a hydraulic chamber 57 which is isolated from the outside is provided, the hydraulic chamber 57, the cam plate the input side disk 2A with the introduction of pressurized oil towards 45 is urged to the left in FIG. 1, constitutes the hydraulic actuator 44.
【0050】 [0050]
尚、この油圧アクチュエータ44を構成する上記鍔部54と上記シール板56との互いに対向する側面同士の距離Lは、上記ローディングカム装置10の作動状態に関わらず、これら両側面同士が突き当たらない様に、十分に確保している。 Note that the distance L of the side surfaces opposite to each other between the flange portion 54 and the seal plate 56 which constitutes the hydraulic actuator 44, regardless of the operating state of the loading cam device 10, not impinge these side surfaces to each other as it has been sufficiently secured. 即ち、上記ローディングカム装置10の作動に伴って上記入力側ディスク2Aが前記入力軸11bに対し、図1の右方に押されると、上記油圧室57内に油圧が導入されていない限り、上記鍔部54が上記シール板56に対し近づく。 That is, for the input side disk 2A is the input shaft 11b by the actuation of the loading cam device 10, is pushed to the right in FIG. 1, as long as the hydraulic pressure is not introduced into the hydraulic chamber 57, the the flange portion 54 comes close to the sealing plate 56. 後述する様に、上記油圧室57内には、変速比が1前後の場合に油圧を導入しない為、この様に鍔部54がシール板56に対し近づく状態は十分に起こり得る。 As described later, the above-mentioned hydraulic chamber 57, since the gear ratio does not introduce pressure in the case of around 1, the state in which the flange portion 54 in this manner is closer to the sealing plate 56 can occur sufficiently. そして、これら鍔部54とシール板56との互いに対向する側面同士が突き当たると、上記ローディングカム装置10によって、それ以上は上記入力側ディスク2Aを出力側ディスク4に向け押し付けられなくなる。 Then, when the side surfaces facing each other of these flange portions 54 and the sealing plate 56 abuts, by the loading cam device 10, more will not be pressed toward the output side disk 4 to the input side disk 2A. この様な場合には、この入力側ディスク2Aの押し付け力が不足する可能性がある。 In such a case, the pressing force of the input side disk 2A may be insufficient.
【0051】 [0051]
そこで、図1に示す様に、上記ローディングカム装置10の非作動時の状態での上記距離Lを、上記ローディングカム装置10のストロークよりも大きくしている。 Therefore, as shown in FIG. 1, the distance L in the inoperative state at which the loading cam device 10, is made larger than the stroke of the loading cam device 10. 尚、このローディングカム装置10のストロークとは、前記各ローラ47、47が前記各カム面46a、46bを構成する凹部の底に存在する状態から同じく凸部の頂部に存在する状態にまで変化した場合に生じる、上記入力側ディスク2Aと前記カム板45との軸方向変位量である。 It should be noted that the stroke of the loading cam device 10, changes to the state each of the rollers 47 and 47 present the the top of the similarly projecting portion from the conditions present on the bottoms of the recesses constituting respective cam surfaces 46a, and 46b occurs when an axial displacement of the said cam plate 45 and the input side disk 2A. この場合に、各部の弾性変形量が無視できない場合には、この軸方向変位量は、この弾性変形量も考慮して規制する。 In this case, when the elastic deformation amount of each part can not be ignored, this axial displacement, the amount of elastic deformation restricting consider.
【0052】 [0052]
この様な油圧アクチュエータ44の油圧室57には、前記駆動軸18の中心部及び上記入力軸11bの端部内側に設けた給排路58を通じて、圧油を給排自在としている。 The hydraulic chamber 57 of such a hydraulic actuator 44, through the central portion and the supply and discharge passage 58 provided in the end portion inner side of the input shaft 11b of the drive shaft 18 to freely supplying and discharging pressure oil. この為に本例の場合には、上記駆動軸18を中空管状に構成すると共に、この駆動軸18の先端部(図1の右端部)を、上記入力軸11bの端部に設けた中心孔59に挿入している。 In the case of the present example in this order, thereby constituting the drive shaft 18 to the hollow tubular distal end portion of the drive shaft 18 (the right end in FIG. 1), the central hole provided in the end of the input shaft 11b It is inserted into the 59. この中心孔59の内周面と上記駆動軸18の先端部外周面との間には、滑り軸受、シールリング付ニードル軸受等の、シール機能を備えたラジアル軸受60を設けて、上記駆動軸18と上記入力軸11bとの相対回転及び上記中心孔59内外の油密保持を図っている。 Between the inner circumferential surface and the tip outer peripheral surface of the drive shaft 18 of the center hole 59, sliding bearings, seal rings and the like with a needle bearing, provided with a radial bearing 60 having a sealing function, the drive shaft 18 and thereby achieving the relative rotation and the center hole 59 and out of the oil-tight holding of the input shaft 11b. 更に、この中心孔59と上記油圧室57とを、分岐路61、61により互いに連通させている。 Further, a the center hole 59 and the hydraulic chamber 57, are communicated with each other by the branch passage 61. 上記給排路58は、図示しない圧力調整弁を介して、やはり図示しない、給油ポンプ等の油圧源に通じさせている。 The paper discharge passage 58 via a pressure regulating valve (not shown), are also not shown, vented to a hydraulic source such as oil supply pump.
【0053】 [0053]
この圧力調整弁は、トロイダル型無段変速機の変速比や上記駆動軸18に伝達されるトルク等、このトロイダル型無段変速機の運転状況に応じて制御される油圧を、上記給排路58を通じて上記油圧室57に導入する。 The pressure regulating valve, the torque or the like to be transmitted to the gear ratio and the drive shaft 18 of the toroidal type continuously variable transmission, the hydraulic pressure is controlled according to the operating conditions of the toroidal type continuously variable transmission, the supply and discharge passage introduced into the hydraulic chamber 57 through 58. そして、この油圧室57内に油圧を導入する事により上記油圧アクチュエータ44に、前記ローディングカム装置10とは逆向きの推力を発生させる。 And this by introducing a hydraulic pressure to the hydraulic chamber 57 to the hydraulic actuator 44, to generate a thrust in the opposite direction from said loading cam device 10. 言い換えれば、上記油圧アクチュエータ44は、上記油圧室57内への圧油の導入に伴い、上記ローディングカム装置10が発生する推力の一部を打ち消して、その分、前記推力発生装置43全体としての推力を小さくする。 In other words, the hydraulic actuator 44, with the introduction of pressurized oil to the hydraulic chamber 57, to cancel a portion of the thrust which the loading cam device 10 is generated, correspondingly, the thrust generating apparatus 43 as a whole to reduce the thrust.
【0054】 [0054]
上述の様に構成する本発明のトロイダル型無段変速機の場合には、変速比の変動に拘らず適正な推力を発生させ、しかも故障時にも最低限の機能を確保できる。 In the case of a toroidal type continuously variable transmission of the present invention constructed as described above generates a proper thrust regardless variation of the gear ratio, moreover minimum functions can be secured even in the event of a fault. 即ち、本発明のトロイダル型無段変速機に組み込む上記推力発生装置43が発生する、1対の入力側ディスク2A、2B同士を互いに近づけ合い、延いてはこれら両入力側ディスク2A、2Bとそれぞれが対向する出力側ディスク4、4とを互いに近づけ合う方向の推力は、上記ローディングカム装置10が発生する推力から上記油圧アクチュエータ44が発生する推力を減じたものとなる。 That is, the thrust generating apparatus 43 generates incorporated into a toroidal-type continuously variable transmission of the present invention, a pair of input side disks 2A, and 2B together mutually close together, extend have are these two input side disks 2A, 2B respectively There thrust direction mutually close together and the output side disk 4, 4 opposite to it becomes that the hydraulic actuator 44 from the thrust which the loading cam device 10 is generated by subtracting the thrust generated.
【0055】 [0055]
このうちのローディングカム装置10が発生する推力は、前記駆動軸18からトロイダル型無段変速機に入力され、更に上記各入力側ディスク2A、2Bから上記各出力側ディスク4、4に伝達される動力の大きさ(トルク)に応じたものであるのに対して、上記油圧アクチュエータ44が発生する推力は、上記動力の大きさに関連付ける事はあっても、この動力の大きさとは独立して調節自在である。 Thrust loading cam device 10 is generated within this is input to the toroidal type continuously variable transmission from the drive shaft 18 is transmitted further said input side disks 2A, from 2B to the output side disks 4, 4 whereas those corresponding to the magnitude of the power (torque), thrust the hydraulic actuator 44 occurs, that relate to the magnitude of the power is even, independent of the magnitude of the power it is adjustable. 例えば、上記動力の大きさが一定であると仮定した場合には、上記ローディングカム装置10が発生する推力は、図2に鎖線イで示す様に一定であるのに対して、上記油圧アクチュエータ44が発生する推力は、同図に斜格子で示す様に、上記各入力側ディスク2A、2Bと上記各出力側ディスク4、4との間の変速比に応じて変化する。 For example, if the magnitude of the power is assumed to be constant, the thrust which the loading cam device 10 is generated, whereas a constant as shown by a chain line b in FIG. 2, the hydraulic actuator 44 thrust but that occurs, as shown by cross hatching in the figure, varies in accordance with the transmission ratio between the input side disks 2A, 2B and the output side disks 4,4.
【0056】 [0056]
即ち、本発明のトロイダル型無段変速機の場合には、前述した従来構造の場合とは逆に、上記変速比が1の近傍である場合に、上記油圧アクチュエータ44が発生する推力を0又は僅少にし、この変速比の1の近傍からのずれが大きくなるに従って、上記油圧アクチュエータ44が発生する推力を大きくする。 That is, in the case of the toroidal type continuously variable transmission of the present invention, contrary to the case of the conventional structure described above, when the speed ratio is near 1, the thrust which the hydraulic actuator 44 occurs 0 or the slight, according deviation from 1 near the speed ratio increases, the hydraulic actuator 44 to increase the thrust generated. 従って、前記推力発生装置43全体としての推力は、図2に実線ロで示す様に、上記変速比が1の近傍である場合に最も大きく、この変速比が1の近傍からずれるに従って小さくなる。 Thus, the thrust of the entire thrust generating device 43, as shown in FIG. 2 by the solid line B, the largest when the speed ratio is near 1, decreases as the speed ratio is shifted from the vicinity of 1. この為、トラクション部の押し付け力を最適にできて、伝達効率並びに転がり疲れ寿命の向上を図れる。 Therefore, we can turn the pressing force of the traction unit optimally, thereby improving the rolling fatigue life in transmission efficiency line.
【0057】 [0057]
尚、上記図2は、前記駆動軸18から上記入力側ディスク2Aに入力されるトルクが一定であると仮定して描いているが、実際の場合にはこのトルクは頻繁に変動する。 Incidentally, FIG. 2, the torque inputted to the input side disk 2A from the drive shaft 18 is drawn assuming a constant in the actual case the torque varies frequently. そして、このトルクが変動した場合には、上記ローディングカム10が発生する推力を表す上記鎖線イが図2の上下方向に移動する事は勿論、上記斜格子で表した、上記油圧アクチュエータ44が発生する推力も変化する。 When the torque is varied, it to the chain line b representing the thrust which the loading cam 10 is generated to move in the vertical direction in FIG. 2, of course, expressed in the cross hatching, the hydraulic actuator 44 occurs thrust is also changed. 即ち、上記トルクが大きくなり、上記鎖線イが図2の上方に移動した場合には、上記斜格子部分は、この鎖線イと共に上方に移動するだけでなく、この斜格子自体の高さも上記トルクの増大に伴って大きくなる。 That is, the torque is increased, when the dashed line b is moved upward in FIG. 2, the oblique grid portion not only move with the chain line b upwardly, a height also the torque of the swash grid itself It increases with the increase. 反対に、このトルクが小さくなった場合には、上記鎖線イ及び斜格子が図2の下方に移動するだけでなく、この斜格子の高さが小さくなる。 Conversely, if this torque is reduced, not only the chain line b, and cross hatching is moved downward in FIG. 2, the height of the cross hatching is reduced. 要するに、変速比の1の近傍からのずれが大きく、又、上記トルクが大きい程、上記ローディングカム装置10が発生した推力を相殺すべく、上記油圧アクチュエータ44が発生する逆向きの推力を大きくする。 In short, the deviation from 1 near the gear ratio is large, also, as the torque is large, in order to offset the thrust which the loading cam device 10 has occurred, increasing the thrust in the opposite direction to the hydraulic actuator 44 occurs .
【0058】 [0058]
又、上記油圧アクチュエータ44が故障した場合でも、上記推力発生装置43全体が発生する推力は、前記図2に鎖線イで示した、上記ローディングカム装置10が発生する推力となる。 Further, even if the hydraulic actuator 44 fails, the thrust across the thrust generating apparatus 43 is generated, indicated by a chain line b in FIG. 2, the thrust which the loading cam device 10 is generated. 前述した様に、このローディングカム装置10が発生する推力は十分に大きく、トロイダル型無段変速機の運転時に必要とされる最も大きな推力以上の大きさを有するので、上記油圧アクチュエータ44が故障した場合でも、上記トラクション部の押し付け力は十分に確保される。 As mentioned above, the thrust is sufficiently large that the loading cam device 10 occurs, because it has the greatest thrust size greater than that required during operation of the toroidal type continuously variable transmission, the hydraulic actuator 44 fails even if the pressing force of the traction portion can be sufficiently ensured. 従って、このトラクション部で著しい滑りが発生する事を防止できる。 Therefore, it is possible to prevent the significant slippage occurs in the traction unit. この為、上記油圧アクチュエータ44の故障時にも、前記各入力側ディスク2A、2Bから前記各出力側ディスク4、4への動力伝達を行なうと同時に、トラクション部で金属接触による早期剥離等の損傷が発生する事を防止できる。 Therefore, even when a failure of the hydraulic actuator 44, the input side disks 2A, at the same time performs the power transmission from 2B the to the output side disk 4, 4, damage of early flaking due metallic contact traction unit it is possible to prevent that occurring.
【0059】 [0059]
尚、上記油圧アクチュエータ44の故障時には、上記変速比が1の近傍からずれる場合に、上記トラクション部の押し付け力が必要以上に大きくなる。 Incidentally, at the time of failure of the hydraulic actuator 44, when the gear ratio deviates from the vicinity of 1, the pressing force of the traction portion is increased more than necessary. 但し、その場合でも、変速比の変動に基づく推力の調整を行なわない、前述した従来構造と同じ状態になるのであって、伝達効率及び耐久性が多少低下するにしても、トロイダル型無段変速機としての基本的な性能が損なわれる事はない。 However, even in this case, not adjusted thrust based on the variation of the gear ratio, a than in the same state as the conventional structure described above, even if the transmission efficiency and durability is lowered slightly, the toroidal type continuously variable transmission It will not be impaired basic performance of the machine. 従って、トラクション部で著しい滑りが生じて動力の伝達を行なえなくなったり、金属接触に基づく著しい摩耗が生じる事を防止できる事の効果が遥かに大きくなる。 Therefore, it becomes no longer possible transmission of power, the effect of being able to prevent the significant wear occurs based on metal contact becomes much larger caused significant slippage traction unit.
【0060】 [0060]
又、図示の例では、上記油圧アクチュエータ44を構成する為に、前記入力軸11bの中間部で前記ボールスプライン部48aを構成する雄ボールスプラインを形成した部分を大径にした事に伴って、前述の図8に示した従来構造の場合とは異なり、上記各入力側ディスク2A、2Bを上記入力軸11bに対し、軸方向反対側端部から外嵌する様にしている。 Further, in the illustrated example, in order to constitute the hydraulic actuator 44, with the fact that the part forming the male ball spline constituting the ball spline portion 48a at an intermediate portion of the input shaft 11b with a larger diameter, Unlike the conventional construction shown in FIG. 8 described above, the respective input side disks 2A, with respect to the input shaft 11b and 2B, which in the manner externally fitted from the axial opposite end. この為、この入力軸11bの両端部に雄ねじ部を形成し、これら各雄ねじ部に前記各ローディングナット49a、49bを螺着している。 Therefore, to form a male screw portion at both ends of the input shaft 11b, the the respective male threaded portions each loading nut 49a, are screwed 49b. 但し、この部分の構造は、雄ねじ部とローディングナット49a、49bとの組み合わせに代えて、係止溝とコッタとの組み合わせ等、軸方向変位を抑えられる他の構造であれば、各種構造を採用できる。 However, the structure of this portion, the male screw portion and the loading nut 49a, in place of the combination of 49b, combination of a locking groove and cotter, if other structures are suppressed axial displacement, adopt various structures it can. この場合に、上記入力軸11bの両端部の構造は、同じであっても良いが、異なっても構わない。 In this case, the structure of both ends of the input shaft 11b may be the same, may be different.
【0061】 [0061]
又、図示の例では、上記各入力側ディスク2A、2Bと出力側ディスク4、4との間にパワーローラを2個ずつ、合計4個設けた構造に就いて示したが、3個ずつ合計6個設ける構造を採用する事もできる。 Further, in the illustrated example, the respective input side disks 2A, 2B and two each of the power rollers between an output side disk 4, 4, is shown concerning the total of four provided a structure, in triplicate total it is also possible to adopt a six providing structure. 又、前述の図6に示した様な、シングルキャビティ型の構造で実施する事もできる。 Also, like shown in FIG. 6 above, it can also be carried by the structure of the single-cavity mold. 又、図示の例では、推力発生装置43と反対側の入力側ディスク2Bに関しても、皿板ばね53により押圧して予圧付与を行なう様にしている。 Further, in the illustrated example, also with respect to the input side disk 2B of the thrust generator 43 and the opposite side, in the manner it performs preloading presses the disc plate spring 53. この場合に、上記推力発生装置43側の入力側ディスク2Aに関する予圧ばね51は省略する事もできる。 In this case, the preload spring 51 with respect to the input side disk 2A of the thrust generating apparatus 43 side can also be omitted. 反対に、この予圧ばね51を設けるのであれば、上記皿板ばね53は省略しても良い。 Conversely, if the provision of the pre-load spring 51, the dish-plate spring 53 may be omitted. そして、この皿板ばね53を省略する場合には、上記推力発生装置43と反対側の入力側ディスク2Bは上記入力軸11bの端部に、ボールスプラインではなく、インボリュートスプラインにより、回転力の伝達自在に支持すれば足りる。 When omitting the dish plate spring 53, the input side disk 2B of the thrust generating apparatus 43 opposite to the end portion of the input shaft 11b, instead of a ball spline, the involute splines, transmission of rotational force it is sufficient to freely support.
【0062】 [0062]
更に、前述の説明では、前記油圧アクチュエータ44の油圧室57内に導入する油圧を、変速比により調節する場合に就いてのみ述べたが、この油圧の調節は、変速比以外の要素も合わせて勘案しつつ行なう事もできる。 Further, in the above description, the hydraulic pressure introduced into the hydraulic actuator 44 hydraulic chamber 57 has been described only concerning the case of adjusting the transmission ratio, adjustment of the hydraulic pressure, also combined elements other than the gear ratio It can also be carried out taking into account. 例えば、前記トラクション部で伝達可能な動力の大きさは、このトラクション部に存在するトラクションオイルの粘度により変化する。 For example, the size of the power can be transmitted by the traction unit changes the viscosity of the traction oil present in the traction unit. 温度が低くこの粘度が低い場合には、比較的小さな押し付け力で必要な動力伝達を行なえるのに対して、温度が高く上記粘度が低い場合には、必要な動力の伝達を行なわせる為には、上記押し付け力を高くする必要が生じる。 If the temperature is this viscosity low low, relatively small pressing power transmission required force whereas performed, when the temperature is high the viscosity is low, in order to perform the transmission of power required It is necessary to increase the pressing force. そこで、上記油圧の調節を、上記変速比に加えて油温によっても制御すれば、より適切な押し付け力を得られる。 Therefore, adjustment of the hydraulic, be controlled by the oil temperature in addition to the above speed ratio, obtain a more appropriate pressing force. 即ち、別途設けた油温センサが検出する油温が低い場合には、上記油圧室57内に導入する油圧を高くして前記推力発生装置43全体としての推力を低くする。 That is, when the oil temperature detected by the separate oil temperature sensor disposed low, by increasing the hydraulic pressure introduced into the hydraulic chamber 57 to lower the thrust of the entire thrust generator 43. 反対に油温が高い場合には、油圧室57内に導入する油圧を低くして上記推力発生装置43全体としての推力を高くする。 If the oil temperature is high on the contrary, by lowering the oil pressure to be introduced into the hydraulic chamber 57 to increase the thrust of the entire the thrust generator 43. この様に構成する事により、より適切な制御が可能になって、トロイダル型無段変速機の伝達効率及び耐久性をより高次元で確保できる。 By constituting in this manner, more appropriate control is enabled, can be secured in a higher dimensional transmission efficiency and durability of the continuously variable transmission.
【0063】 [0063]
次に、 図3も、請求項1〜3に対応する、本発明の実施の形態の第2例を示している。 Next, FIG. 3 also corresponds to claims 1 to 3 show a second example of the embodiment of the present invention. 本例の場合には、ローディングカム装置10と共に推力発生装置43aを構成する油圧アクチュエータ44aの受圧面積を大きくする事により、この油圧アクチュエータ44aの油圧室57a内に導入する油圧を低く抑えて、この油圧を発生させる為のポンプを駆動する事に伴う動力損失の低減を図っている。 In the case of this example, by increasing the pressure receiving area of ​​the hydraulic actuator 44a which constitutes the thrust generating apparatus 43a with a loading cam device 10, the hydraulic pressure introduced into the hydraulic chamber 57a of the hydraulic actuator 44a is kept low, the and thereby reducing the power loss caused by driving the pump for generating a hydraulic pressure. この為に本例の場合には、上記ローディングカム装置10と入力側ディスク2Aとの間に、上記油圧アクチュエータ44aを設けている。 Therefore in the case of this example, the between the input side disk 2A and the loading cam device 10, it is provided with the hydraulic actuator 44a.
【0064】 [0064]
具体的には、上記入力側ディスク2Aの外側面側に、断面L字形で全体を円輪状としたシリンダハウジング62を突き当てる共に、これらシリンダハウジング62と入力側ディスク2Aとの間にスプラインチューブ63を掛け渡している。 More specifically, on the outer surface of the input side disk 2A, both when abutted the cylinder housing 62 with a circular ring shape as a whole by L-shaped cross section, spline tube between the cylinder housing 62 and the input side disk 2A It is passing over the 63. これらシリンダハウジング62及び入力側ディスク2Aの外周面とスプラインチューブ63の内周面とは、互いにスプライン係合している。 The inner peripheral surface of the outer peripheral surface and the spline tube 63 of the cylinder housing 62 and the input-side disks 2A, are splined to each other. 従って、これらシリンダハウジング62と入力側ディスク2Aとは、互いに同期して回転する。 Therefore, the input side disk 2A and these cylinder housing 62, to rotate in synchronization with each other. 又、上記ローディングカム装置10を構成する1対のカム面46a、46bのうち、上記入力ディスク2A側のカム面46bは、上記シリンダハウジング62の外側面(図3の左側面)の外径側半部に形成している。 Also, among the pair of cam surfaces 46a, 46b constituting the loading cam device 10, the cam surface 46b of the input disc 2A side, the outer diameter side of the outer surface of the cylinder housing 62 (left side in FIG. 3) It is formed in halves.
【0065】 [0065]
本例の場合、前記推力発生装置43aは、入力軸11cの基端寄り(図3の左寄り)部分に軸方向の変位自在に外嵌したスリーブ64の周囲に配置している。 In this example, the thrust generating apparatus 43a is proximally of the input shaft 11c is disposed around the sleeve 64 externally fitted displaced freely in the axial direction in the portion (left side in FIG. 3). そして、上記油圧アクチュエータ44aを構成するピストン板65を、上記スリーブ64の先端部(図3の右端部)に固設している。 Then, the piston plate 65 which constitutes the hydraulic actuator 44a, is fixed to the front end of the sleeve 64 (right end in FIG. 3). このピストン板65の外周縁部と上記シリンダハウジング62の内周面との間、並びに、このシリンダハウジング62の内周縁と上記スリーブ64の外周面との間は、それぞれシールリングにより油密に塞いでいる。 Between the inner peripheral surface of the outer circumferential edge portion and the cylinder housing 62 of the piston plate 65 as well as between the inner and outer circumferential surface of the sleeve 64 of the cylinder housing 62 is closed in an oil-tight by the respective seal rings They are out. 又、このスリーブ64の内周面の軸方向に離隔した2個所位置で、圧油給排用の分岐路61、61の開口部を挟む位置にもシールリングを装着して、上記スリーブ64の内周面と上記入力軸11cの外周面との間の油密保持を図っている。 Further, the inner peripheral surface at two locations spaced in the axial direction of the sleeve 64, also mounted a seal ring at a position sandwiching the opening portion of the branch passage 61 for pressurized oil supply and discharge, of the sleeve 64 thereby achieving an oil-tight holding between the inner and outer circumferential surfaces of the input shaft 11c. これらの構成により、上記ピストン板65と上記シリンダハウジング62との間に前記油圧室57aを形成し、更に上記各分岐路61、61を通じてこの油圧室57a内に、圧油を給排自在としている。 These arrangements of the hydraulic chamber 57a is formed between the piston plate 65 and the cylinder housing 62, the further the hydraulic chamber 57a through each branch passage 61, are freely supplying and discharging pressure oil . 尚、本例の場合には、この油圧室57a内に圧油を給排自在とする為、上記入力軸11cと駆動軸18との嵌合部に、ラジアル軸受60aとは独立したシールリング66を設けている。 Incidentally, in the case of this example, the hydraulic chamber for freely supplying and discharging pressure oil in 57a, the fitting portion between the input shaft 11c and the drive shaft 18, separate sealing ring and the radial bearing 60a 66 a is provided.
【0066】 [0066]
又、上記ローディングカム装置10を構成するカム板45を支承する玉軸受52を構成する内輪50は、上記スリーブ64に外嵌した状態で、止め輪67により、上記シリンダハウジング62から離れる方向への変位を阻止されている。 Further, the inner ring 50 constituting the ball bearing 52 for supporting the cam plate 45 constituting the loading cam device 10, while fitted on the sleeve 64, the retaining ring 67, in a direction away from the cylinder housing 62 It has been prevented from displacement. 又、本例の場合には、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(図1参照。図3には省略。)との当接部に予圧を付与する為の予圧ばね51aを、上記入力軸11cの基端部に形成した鍔部68と、上記内輪50との間に設けている。 Further, in the case of this example, those of the respective disk 2A, 2B, 4 of the inner surfaces 2a, 4a and the peripheral surface 9a of the power rollers 9, 9, 9a (omitted in FIG. 1 by reference. FIG.) the preload spring 51a for applying a preload to the contact portion, the flange portion 68 formed in the proximal end of the input shaft 11c, is provided between the inner ring 50. 又、本例の場合には、この内輪50と上記シリンダハウジング62との間にも、別の予圧ばね51bとスリーブ69とを、互いに直列に設けている。 Further, in the case of this example, also between the inner ring 50 and the cylinder housing 62, and another of the preload spring 51b and the sleeve 69 is provided in series with each other.
【0067】 [0067]
更に、本例の場合には、各出力側ディスク4、4の外側面内径寄り部分に形成した凹部70、70と、出力歯車12bを固設したスリーブ71の軸方向両端部に突設した凸部72、72とを係合させる事により、上記各出力側ディスク4、4と上記出力歯車12bとを、回転力の伝達自在に組み合わせている。 Further, in the case of this example, the recess 70, 70 formed on the outer surface inner diameter portion closer to the output side disk 4, 4, projecting from the axial ends of the sleeve 71 fixedly provided an output gear 12b projecting by engaging the part 72, and the respective output side disk 4, 4 and the output gear 12b, it is combined freely transmission of rotational force. 更に、前記推力発生装置43aと反対側の入力側ディスク2Bを上記入力軸11cの先端寄り(図3の右寄り)部分に、(ボールスプラインではない)通常のスプラインにより、回転力の伝達自在に外嵌している。 Further, the input side disk 2B of the thrust generating apparatus 43a opposite to the tip-sided (right side in FIG. 3) portion of the input shaft 11c, (not a ball spline) by conventional splines, transmission of the rotational force freely outside It is fitted. そして、上記入力軸11cの先端部で上記入力側ディスク2Bの外側面から突出した部分に外嵌した抑えリング73をコッタ74により抑え付けて、上記入力側ディスク2Bが上記入力軸11cから抜け出ない様にしている。 Then, the presser ring 73 that is fitted to the portion projecting from the outer surface of the input side disk 2B at the distal end of the input shaft 11c put suppressed by cotter 74, the input side disk 2B is not come out of the input shaft 11c You have to like. 尚、上記入力側ディスク2Bの抜け止め構造は、上記抑えリング73とコッタ74との組み合わせに限らず、従来構造或は前述の第1例と同様のローディングナットによるものでも良い。 Incidentally, retaining structure of the input side disk 2B is not limited to a combination of the presser ring 73 and the cotter 74, the conventional structure or may be by the same loading nut and the above-mentioned first example.
【0068】 [0068]
上述の様に構成する本例の場合も、上記第1例の場合と同様に、上記推力発生装置43aにより発生させる推力を図2に示す様に規制する事により、変速比の変動に拘らず適正な推力を発生させ、しかも故障時にも最低限の機能を確保できる。 Also in this embodiment constructed as described above, as in the case of the first example, by regulating as shown thrust be generated by the thrust generating apparatus 43a in FIG. 2, regardless of variations in the speed ratio to generate a proper thrust, yet the minimum of the function can be ensured even in the event of a fault. 特に、本例の構造の場合には、上記推力発生装置43aを構成する油圧アクチュエータ44aの受圧面積を上記第1例の場合よりも広くできる。 Particularly, in the case of the construction of this embodiment, the pressure receiving area of ​​the hydraulic actuators 44a constituting the thrust generating apparatus 43a can be wider than the case of the first example. この為、上記図2に斜格子で示した部分に相当する推力を得る為に必要な油圧を低く抑えられる。 Therefore, it is kept low hydraulic pressure required to obtain a thrust corresponding to the part shown by cross hatching in FIG. 2. この結果、この油圧を発生させる為のポンプを駆動する為に要するトルクが小さくて済み、ポンプ損失に伴うトロイダル型無段変速機の効率の低下を低く抑えられる。 As a result, only a small torque required to drive the pump for generating the hydraulic pressure is kept low reduction in efficiency of the toroidal type continuously variable transmission with the pump loss.
【0069】 [0069]
尚、上述の説明は、トロイダル型無段変速機単独の場合に就いて説明したが、図1又は図3に示した様なトロイダル型無段変速機を、前述の図9に示した様な無段変速装置に組み込んで実施する事もできる。 Incidentally, the above description has been described with regard to the case of the toroidal type continuously variable transmission itself, the kind of toroidal continuously variable transmission shown in FIG. 1 or FIG. 3, such as shown in FIG. 9 described above It can also be carried out by incorporating the continuously variable transmission. 前述した通り、無段変速装置に組み込んだトロイダル型無段変速機19を通過する動力は、高速用クラッチ24を繋いで低速用、後退用両クラッチ40、41の接続を断った場合に、トロイダル型無段変速機単独で運転する場合に比べて大幅に小さくなる。 As described above, the power passing through the toroidal type continuously variable transmission 19 that incorporates a continuously variable transmission, for low speed connect the high-speed clutch 24, when turned down connections retreating both clutches 40 and 41, the toroidal reduced significantly as compared with the case of operating at a type non-stage transmission alone. 従って、上記無段変速装置に本発明を適用する事による効果は大きい。 Therefore, the effect of applying the present invention to the continuously variable transmission is large. この場合に、上記図2に斜格子で示した部分の推力が大きくなる為、図3に示した第2例の構造を適用する事が、ポンプ損失の低減を図る面から好ましい。 In this case, since the thrust of the portion indicated by cross hatching in FIG. 2 is increased, applying the structure of the second example shown in FIG. 3 is preferable from the viewpoint of reduced pumping loss.
【0070】 [0070]
【発明の効果】 【Effect of the invention】
本発明のトロイダル型無段変速機は、以上に述べた通り、優れた伝達効率及び耐久性を有し、しかも油圧アクチュエータの故障時にも動力伝達を確実に行なえてしかも著しい摩耗の発生を抑える事ができる。 Toroidal type continuously variable transmission of the present invention, as mentioned above, which has excellent transfer efficiency and durability, yet suppressing the occurrence of reliably performed by addition significant wear power transmission even when the hydraulic actuator failure can. この為、トロイダル型無段変速機の信頼性を確保しつつ、伝達効率及び耐久性を確保する事が可能になる。 Therefore, while ensuring the reliability of the toroidal-type continuously variable transmission, it becomes possible to ensure the transmission efficiency and durability.
【図面の簡単な説明】 BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS
【図1】本発明の実施の形態の第1例を示す断面図。 Sectional view showing a first example of embodiment of the present invention; FIG.
【図2】推力発生装置の作用を説明する為、この推力発生装置が発生する推力の大きさと変速比との関係を示す線図。 [Figure 2] for explaining the action of a thrust generating apparatus, a line diagram showing the relationship between the size and the speed ratio of thrust the thrust generator is generated.
【図3】本発明の実施の形態の第2例を示す断面図。 Sectional view showing a second example of embodiment of the present invention; FIG.
【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。 [4] The basic structure of the toroidal type continuously variable transmission, schematic side view showing a state at the maximum deceleration.
【図5】同じく最大増速時の状態で示す略側面図。 [5] Also schematic side view showing a state at the maximum acceleration.
【図6】従来から知られている具体的構造の第1例を示す断面図。 6 is a sectional view showing a first example of a specific structure known from the prior art.
【図7】図6のA−A断面図。 [7] A-A cross-sectional view of FIG.
【図8】従来から知られている具体的構造の第2例を示す断面図。 8 is a cross-sectional view showing a second example of a specific structure known from the prior art.
【図9】トロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置の1例を示す略断面図。 [9] a schematic cross-sectional view showing an example of a toroidal type continuously variable transmission continuously variable transmission incorporating.
【図10】従来から知られている改良された推力発生装置の作用を説明する為の、図2と同様の線図。 [Figure 10] for explaining the operation of the conventional improved are known from been thrust generating apparatus, similar to the diagram and FIG.
【符号の説明】 DESCRIPTION OF SYMBOLS
1 入力軸2、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 ローディングカム装置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 トロイダル型無段変速機20 遊星歯車機構21 リング歯車22 支持板23 伝達軸24 高速用クラッチ25 押圧装置26 エンジン27 クランクシャフト28 発進クラッチ29 出力軸30 太陽歯車31a、31b 遊星歯車32 遊星歯車組33 キャリア34 第一の動力伝達機構35 伝達軸36a、36b スプロケット37 チェン38 第一の歯車39 第二の歯車40 1 the input shaft 2, 2A, 2B input side disks 2a inner surface 3 output shaft 4 output side disk 4a inner surface 5 casing 6 Axis 7 trunnion 8 displacement shaft 9 power rollers 9a peripheral surface 10 a loading cam device 11, 11a, 11b, 11c the input shaft 12, 12a, 12b output gear 13 supporting plate 14 thrust ball bearing 15 a thrust needle bearing 16 outer ring 17 actuator 18 drive shaft 19 toroidal type continuously variable transmission 20 planetary gear mechanism 21 ring gear 22 support plate 23 transmission shaft 24 for high speed clutch 25 pressing device 26 engine 27 crankshaft 28 starting clutch 29 output shaft 30 a sun gear 31a, 31b planetary gear 32 planetary gearset 33 carrier 34 first power transmission mechanism 35 transmitting shaft 36a, 36b sprocket 37 chain 38 first gear 39 second gear 40 低速用クラッチ41 後退用クラッチ42 第二の動力伝達機構43、43a 推力発生装置44、44a 油圧アクチュエータ45 カム板46a、46b カム面47 ローラ48a、48b ボールスプライン49a、49b ローディングナット50 内輪51、51a、51b 予圧ばね52 玉軸受53 皿板ばね54 鍔部55 大径部56 シール板57、57a 油圧室58 給排路59 中心孔60、60a ラジアル軸受61 分岐路62 シリンダハウジング63 スプラインチューブ64 スリーブ65 ピストン板66 シールリング67 止め輪68 鍔部69 スリーブ70 凹部71 スリーブ72 凸部73 抑えリング74 コッタ Low speed clutch 41 backward clutch 42 second power transmission mechanism 43,43a thrust generator 44,44a hydraulic actuator 45 cam plates 46a, 46b cam surface 47 roller 48a, 48b ball spline 49a, 49b the loading nut 50 inner ring 51,51a , 51b preload spring 52 ball bearing 53 servings plate spring 54 the flange portion 55 large diameter portion 56 seal plate 57,57a hydraulic chambers 58 supply and discharge passage 59 central hole 60,60a radial bearing 61 branch passage 62 cylinder housing 63 splined tube 64 sleeve 65 The piston plate 66 sealing ring 67 sealing ring 68 flange portion 69 the sleeve 70 recess 71 sleeve 72 protrusion 73 presser ring 74 cotter

Claims (4)

  1. それぞれが断面円弧形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、上記入力側ディスクと上記出力側ディスクとを互いに近づけ合う方向の推力を発生させる推力発生装置とを備えたトロイダル型無段変速機に於いて、 In a state that each has to face the inner surfaces of each other is a concave circular arc cross sectional shape, concentric to each other, and a rotatably supported input side disk and the output side disc, these input side disks and the output side disks a plurality of trunnions which swings about a pivot at a position twisted relative to the center axis of the intermediate portion of the trunnions, a displacement shaft which is supported in a state of protruding from the inner surface of the trunnions, each of these in a state of being sandwiched between the trunnion disposed on the inner surface side and the input side disk and the output side disc, which is rotatably supported around said displacement shafts, the power rollers that its peripheral surface and a spherical convex surface When, in the toroidal type continuously variable transmission that includes a thrust generating apparatus for generating a thrust in the direction of mutually close to each other and the input side disk and the output side disk, の推力発生装置は、上記入力側ディスクに入力されるトルクに関連させて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け合う方向の推力を発生させる第一の推力発生ユニットと、この第一の推力発生ユニットが発生する推力とは別個に制御されて、上記入力側ディスクと上記出力側ディスクとを互いに遠ざける方向の推力を発生させる第二の推力発生ユニットとを組み合わせて成るものである事を特徴とするトロイダル型無段変速機。 The thrust generating apparatus, a first thrust generating unit for generating a thrust force in a direction in relation to the torque inputted to the input side disk mutually close together and the input side disk and the output side disk, the first is controlled separately from the thrust thrust generating unit generates things, those comprising a combination of a second thrust generating unit for generating a thrust in the direction away and the input side disk and the output side disk together toroidal type continuously variable transmission according to claim.
  2. 第一の推力発生ユニットがローディングカム装置であり、第二の推力発生ユニットが油圧アクチュエータである、請求項1に記載したトロイダル型無段変速機。 First thrust generating unit is the loading cam device, the second thrust generating unit is a hydraulic actuator, a toroidal-type continuously variable transmission according to claim 1.
  3. 第一の推力発生ユニットが発生する推力の大きさは、運転時に推力発生装置に要求される最も大きな推力の大きさ以上である、 請求項1〜2の何れかに記載したトロイダル型無段変速機。 The size of the thrust first thrust generating unit occurs is greatest thrust than the magnitude required for the thrust generating device during operation, the toroidal type continuously variable transmission as set forth in any one of claims 1-2 machine.
  4. 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、 請求項1〜3の何れかに記載したトロイダル型無段変速機と、遊星歯車機構と、上記入力軸に入力された動力をこの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機構と、上記入力軸に入力された動力をこの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機構とを備え、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てこの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り、上記第一の動力伝達機構を通じて送られる動力と上記第二の動力伝達機 An input shaft rotationally driven by the drive source connected to the drive source, and an output shaft for taking out power based on the rotation of the input shaft, a toroidal-type continuously variable transmission as set forth in claim 1 When the planetary gear mechanism, the first power transmission mechanism for transmitting through the toroidal type continuously variable transmission the power inputted to the input shaft, the toroidal type continuously variable power input to the input shaft and a second power transmission mechanism for transmitting without via the transmission, the planetary gear mechanism, the sun gear concentrically disposed between the ring gear disposed around the sun gear with the sun gear and a rotatably supporting a rotatably supported planet gear carrier, which made by mesh with the sun gear and the ring gear, the power and the second sent through the first power transmission mechanism power transmission equipment 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無段変速装置。 Remaining one member of a power, as well as freely transmitted to the two members of the aforementioned sun gear and the ring gear and the carrier, these sun gear and the ring gear and the carrier to be sent through continuously variable transmission is coupled to the output shaft.
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