JP4427778B2

JP4427778B2 - Belt type continuously variable transmission

Info

Publication number: JP4427778B2
Application number: JP2003062662A
Authority: JP
Inventors: 広行塩入; 隆次茨木; 岡田　　卓也
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2003-03-10
Filing date: 2003-03-10
Publication date: 2010-03-10
Anticipated expiration: 2023-03-10
Also published as: JP2004270804A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ベルトの巻き掛け半径を変化させることにより所望の変速比を得ることができるベルト式無段変速機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来から、車両用の変速装置として、ベルト式無段変速機が知られている（例えば、特許文献１参照。）。この種のベルト式無段変速機は、互いに平行に配列されたプライマリシャフト（駆動側回転軸）およびセカンダリシャフト（従動側回転軸）と、プライマリシャフトに装着されたプライマリプーリと、セカンダリシャフトに装着されたセカンダリプーリとを備える。プライマリプーリおよびセカンダリプーリは、何れも、固定シーブと、固定シーブに対して移動可能な可動シーブとを含むものである。
【０００３】
各可動シーブは、ボールスプライン等を介して、対応する回転軸に対して軸方向に移動可能かつ周方向に移動不能とされている。また、固定シーブと可動シーブとの間には、略Ｖ字形状のプーリ溝が形成され、プライマリプーリおよびセカンダリプーリそれぞれのプーリ溝には、無端ベルトが巻き掛けられる。更に、プライマリプーリおよびセカンダリプーリに対しては、それぞれの可動シーブを対応する固定シーブに対して接近離間させるための油室が設けられている。各油室の油圧は別個に制御され、これにより、プーリの溝幅が変更されてベルトの巻き掛け半径が変化し、変速比が所望の値に設定されると共に、ベルトの張力が調整される。
【０００４】
また、ベルト式無段変速機のプライマリシャフトは、一般に、油圧クラッチを含む前後進切り換え機構を介して、トルクコンバータの入力シャフトと連結される。そして、プライマリシャフトと入力シャフトとの間の動力伝達経路は、油圧クラッチを用いて接続または遮断される。この場合、プライマリシャフトと入力シャフトとの間で動力を断接するためには、油圧クラッチに作動油を供給する必要がある。油圧クラッチに対して作動油を供給する構成としては、様々な例が知られているが、一例として、プライマリシャフトの内部に配置された管状部材を介して、変速機等を収容するケーシングの外部から油圧クラッチに作動油を供給する手法も知られている（例えば、特許文献２参照。）。
【０００５】
【特許文献１】
特開２００１−３２３９７８号公報
【特許文献２】
特公昭６３−３１９０号公報
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上述のようなベルト式無段変速機は、近年、小型車両から高出力車両まで、幅広く普及しつつあるが、その普及に伴い、ベルト式無段変速機の一層のコンパクト化、低コスト化が求められるようになってきている。ここで、プライマリシャフト等の内部に油路を形成する管状部材を配置し、当該管状部材を介して油圧クラッチに作動油を供給する構成は、スペース効率を向上させ得るものであり、無段変速機のコンパクト化を図る上で好ましい。
【０００７】
しかしながら、ベルト式無段変速機の動作中、プライマリシャフトやセカンダリシャフトには各プーリを介してベルトの張力や推力が加えられる。従って、無段変速機の動作中、各シャフトは、ベルトの張力によって撓み、それに伴って、シャフト内部に配置されている管状部材にも、シャフトの撓みによる荷重が加わってしまう。このため、シャフト内で油路を形成する管状部材を用いる際には、管状部材やその支持部の耐久性が問題となる。この場合、管状部材や、その支持部周辺の耐久性を向上させるためには、例えば、管状部材やその支持部に表面硬化処理を施すこと等も考えられる。しかしながら、かかる手法は、明らかにコストアップを招くものであり、無段変速機の低コスト化という要請に反する。
【０００８】
そこで、本発明は、ベルト式無段変速機のコンパクト化、低コスト化を図りつつ、その耐久性を向上させることを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明によるベルト式無段変速機は、回転軸の外周に配置された可動シーブおよび固定シーブと、これら可動シーブおよび固定シーブに巻き掛けられるベルトとを含み、可動シーブを固定シーブに対して移動させてベルトの巻き掛け半径を変化させることにより所望の変速比を得ることができるベルト式無段変速機において、回転軸の内部に配置されており、所定の流路を形成する管状部材を備え、この管状部材の一端は、回転軸以外の第１の部材によって支持される一方、管状部材の他端は、回転軸以外の第２の部材によって支持され、少なくとも第１の部材と回転軸との間には、緩衝手段が設けられていることを特徴とする。
【００１０】
このベルト式無段変速機は、駆動側および従動側の回転軸の少なくとも何れか一方の内部に所定の油圧機器等に作動油等を供給するのに用いられる管状部材が配置されるものであり、コンパクトに構成可能なものである。そして、この無段変速機では、管状部材の一端が、回転軸以外の第１の部材によって支持される一方、管状部材の他端が、回転軸以外の第２の部材によって支持される。更に、少なくとも第１の部材と回転軸との間には、弾性体や隙間といった緩衝手段が設けられる。
【００１１】
これにより、この無段変速機では、ベルトの張力や推力によって回転軸が撓んでも、管状部材およびその支持部に対して回転軸の撓みによる大きな荷重が直接加わることはなく、しかも、回転軸からの荷重は、少なくとも第１の部材と回転軸との間に設けられている緩衝手段によって吸収・減衰される。この結果、管状部材およびその支持部における面圧の上昇が抑制されるので、管状部材やその支持部等に特別かつ高コストな表面硬化処理を施すことなく、管状部材やその支持部周辺の耐久性を向上させることができる。従って、本発明によれば、ベルト式無段変速機のコンパクト化、低コスト化を図りつつ、その耐久性を向上させることが可能となる。
【００１２】
また、回転軸は、可動シーブを移動させるために用いられる作動油を流通させる内部流路を有し、管状部材は、内部流路内に配置されており、内部流路を封止するためのシール部材が緩衝手段として機能すると好ましい。
【００１３】
このような構成のもとでは、可動シーブを移動させるための作動油を流通させる内部流路を封止するシール部材により、回転軸からの荷重が確実に吸収・減衰される。また、かかる構成のもとでは、回転軸の軽量化のために内部流路（孔部）の内径を大きくしても、管状部材の存在によって内部流路の断面積は実質的に増加しないことになるので、内部流路における流速の低下が抑制され、可動シーブを応答性よく動作させることができる。
【００１４】
更に、回転軸は、可動シーブを移動させるために用いられる作動油を流通させる内部流路を有し、管状部材は、内部流路内に配置されており、回転軸には、固定シーブの根元部付近で内部流路の内周面から径方向かつ内方に突出して管状部材の表面と対向する突部が形成されていると好ましい。
【００１５】
このような構成を採用すれば、回転軸の内部流路に管状部材を配置する際、突部を利用して、内部流路の中心に管状部材を正確かつ容易に位置決めすることができるので、無段変速機の組立性を向上させることが可能となる。また、管状部材の表面と突部との隙間を微小に保つことにより、内部流路を封止するためのシール部材の負担を軽減しつつ、良好なシール性能を得ることができる。更に、突部を固定シーブの根元部付近に配置することにより、固定シーブや回転軸の剛性を向上させることが可能となる。
【００１６】
また、回転軸に固定され、可動シーブに油圧を作用させるための油室を画成する隔壁部材を更に備え、回転軸は、隔壁部材を介して軸受によって支持されると好ましい。
【００１７】
このように、隔壁部材と回転軸とを径方向に重ねた状態で軸受によって支持することにより、無段変速機を回転軸の軸方向においてコンパクト化することができる。また、かかる構成のもとでは、回転軸の両端を支持する軸受同士の間隔を短くすることができるので、ベルトの張力による荷重が大きい固定シーブに近い側の軸受の負担を軽減させることが可能となる。
【００１８】
更に、回転軸を支持する軸受を更に備え、この軸受は、内輪と、当該内輪を受ける外輪とを含み、内輪が回転軸に一体化されていると好ましい。
【００１９】
このような構成を採用すれば、無段変速機をコンパクト化すると共に、回転軸の剛性を向上させることが可能となる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
以下、図面と共に本発明によるベルト式無段変速機の好適な実施形態について詳細に説明する。
【００２１】
図１は、本発明によるベルト式無段変速機が適用された車両を示す概略構成図である。図１に示される車両１は、いわゆるＦＦ車両（フロントエンジンフロントドライブ：エンジン前置き前輪駆動車両）として構成されており、駆動源としてのエンジン２を備える。エンジン２としては、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジン、水素エンジン、あるいは、バイフューエルエンジン等が採用され得るが、ここでは、エンジン２としてガソリンエンジンが用いられるものとして説明する。
【００２２】
図１に示されるように、車両１は、横置きにされたエンジン２の側方に配置され、エンジン２のクランクシャフトＳＣと連結されるトランスアクスル３を有する。トランスアクスル３は、トランスアクスルハウジング４、トランスアクスルケース５およびトランスアクスルリヤカバー６とを含む。ハウジング４は、エンジン２の側方に配置され、ケース５は、ハウジング４のエンジン２とは反対側の開口端に固定されている。また、リヤカバー６は、ケース５のハウジング４とは反対側の開口端に固定されている。そして、トランスアクスルハウジング４の内部には、トルクコンバータ７が配置されており、トランスアクスルケース５およびトランスアクスルリヤカバー６の内部には、前後進切り換え機構８、本発明によるベルト式無段変速機（ＣＶＴ）９、最終減速機（差動装置）１０が配置されている。
【００２３】
トルクコンバータ７は、ドライブプレート１１と、ドライブプレート１１を介してエンジン２のクランクシャフトＳＣに固定されるフロントカバー１２とを有する。フロントカバー１２には、図１に示されるように、ポンプインペラ１４が取り付けられている。また、トルクコンバータ７は、ポンプインペラ１４と対向する状態で回転可能なタービンランナ１５を含む。
【００２４】
タービンランナ１５は、クランクシャフトＳＣと概ね同軸に延びる入力シャフトＳＩに固定されている。更に、ポンプインペラ１４およびタービンランナ１５の内側にはステータ１６が配置されており、ステータ１６の回転方向は、ワンウェイクラッチ１７によって一方向にのみ設定される。ステータ１６には、ワンウェイクラッチ１７を介して中空軸１８が固定されており、上述の入力シャフトＳＩは、この中空軸１８の内部に挿通されている。そして、入力シャフトＳＩのフロントカバー１２側の端部には、ダンパ機構１９を介してロックアップクラッチ２０が取り付けられている。
【００２５】
上述のポンプインペラ１４、タービンランナ１５およびステータ１６は、作動液室を画成し、この作動液室には、トルクコンバータ７と前後進切り換え機構８との間に配置されたオイルポンプ２１から作動液が供給される。そして、エンジン２が作動し、フロントカバー１２およびポンプインペラ１４が回転すると、作動液の流れによりタービンランナ１５が引きずられるようにして回転し始める。また、ステータ１６は、ポンプインペラ１４とタービンランナ１５との回転速度差が大きい時に、作動液の流れをポンプインペラ１４の回転を助ける方向に変換する。
【００２６】
これにより、トルクコンバータ７は、ポンプインペラ１４とタービンランナ１５との回転速度差が大きい時には、トルク増幅機として作動し、両者の回転速度差が小さくなると、流体継手として作動する。そして、車両１の発進後、車速が所定速度に達すると、ロックアップクラッチ２０が作動され、エンジン２からフロントカバー１２に伝えられた動力が入力シャフトＳＩに機械的かつ直接に伝達されるようになる。また、フロントカバー１２から入力シャフトＳＩに伝達されるトルクの変動は、ダンパ機構１９によって吸収される。
【００２７】
トルクコンバータ７と前後進切り換え機構８との間のオイルポンプ２１は、ロータ２２を有し、このロータ２２は、ハブ２３を介してポンプインペラ１４と接続されている。また、ハブ２３は、中空軸１８に対してスプライン嵌合されており、オイルポンプ２１の本体２４は、トランスアクスルケース５側に固定されている。従って、エンジン２の動力は、ポンプインペラ１４を介してロータ２２に伝達されることになり、これにより、オイルポンプ２１が駆動される。
【００２８】
また、前後進切り換え機構８は、入力シャフトＳＩとベルト式無段変速機９との間の動力伝達経路上に設けられており、遊星歯車機構２５を有している。遊星歯車機構２５は、入力シャフトＳＩと連結されたリングギア２６と、無段変速機９のプライマリシャフト（回転軸）ＳＰにリングギア２６と同心になるように取り付けられたサンギヤ２７と、リングギア２６およびサンギヤ２７の双方と噛合う複数のピニオンギヤ２８と、ピニオンギヤ２８をサンギヤ２７の周囲で一体的に公転可能な状態に保持するキャリヤ２９とを含む。更に、前後進切り換え機構８は、入力シャフトＳＩとプライマリシャフトＳＰとの動力伝達経路を接続・遮断するための油圧クラッチ（フォワードクラッチ）ＣＲと、ピニオンギヤ２８を保持するキャリヤ２９の回転・固定を制御するためのリバースブレーキＢＲとを有している。
【００２９】
一方、本発明の第１実施形態に係るベルト式無段変速機９は、入力シャフトＳＩと概ね同軸に延びる上述のプライマリシャフト（駆動側回転軸）ＳＰと、プライマリシャフトＳＰと平行をなすように配置されたセカンダリシャフト（従動側回転軸）ＳＳとを有する。プライマリシャフトＳＰは、軸受３１および３２によって回転自在に支持されており、セカンダリシャフトＳＳは、軸受３３および３４によって回転自在に支持されている。そして、プライマリシャフトＳＰには、プライマリプーリ３５が、セカンダリシャフトＳＳには、セカンダリプーリ３６がそれぞれ装備されている。
【００３０】
プライマリプーリ３５は、プライマリシャフトＳＰの外周に一体に形成された固定シーブ３７と、プライマリシャフトＳＰの外周に摺動自在に装着された可動シーブ３８とにより構成されている。固定シーブ３７と可動シーブ３８とは互いに対向し合い、両者間には、略Ｖ字形状のプーリ溝３９が形成される。また、可動シーブ３８は、固定シーブ３７に対してプライマリシャフトＳＰの軸方向に移動可能であり、無段変速機９は、可動シーブ３８をプライマリシャフトＳＰの軸方向に移動させて可動シーブ３８と固定シーブ３７とを接近・離間させる油圧アクチュエータ４０を有している。
【００３１】
同様に、セカンダリプーリ３６も、セカンダリシャフトＳＳの外周に一体に形成された固定シーブ４１と、セカンダリシャフトＳＳの外周に摺動自在に装着された可動シーブ４２とにより構成されている。固定シーブ４１と可動シーブ４２とは互いに対向し合い、両者間には、略Ｖ字形状のプーリ溝４４が形成される。また、可動シーブ４２も、固定シーブ４１に対してセカンダリシャフトＳＳの軸方向に移動可能であり、無段変速機９は、可動シーブ４２をセカンダリシャフトＳＳの軸方向に移動させて可動シーブ４２と固定シーブ４１とを接近・離間させる油圧アクチュエータ４５を有している。
【００３２】
上述のプライマリプーリ３５のプーリ溝３９と、セカンダリプーリ３６のプーリ溝４４とには、多数の金属製の駒および複数本のスチールリングにより構成されるベルトＢが巻き掛けられる。そして、各油圧アクチュエータ４０および４５による油圧が別個に制御され、これにより、プライマリプーリ３５およびセカンダリプーリ３６の溝幅が変更されてベルトＢの巻き掛け半径が変化する。この結果、無段変速機９による変速比が所望の値に設定されると共に、ベルトＢの張力が調整されることになる。なお、セカンダリシャフトＳＳを支持する軸受３４はトランスアクスルリヤカバー６に固定されており、軸受３４とセカンダリプーリ３６との間には、パーキングギヤＰＧが設けられている。
【００３３】
図１に示されるように、ベルト式無段変速機９のセカンダリシャフトＳＳには、軸受４６および４７によって支持されたシャフト４８が連結されている。シャフト４８には、カウンタドリブンギヤ４９が固定されており、このカウンタドリブンギヤ４９を介して、ベルト式無段変速機９から最終減速機１０に動力が伝達される。最終減速機１０は、セカンダリシャフトＳＳと平行をなすように配置されたインターミディエートシャフト５０を含む。インターミディエートシャフト５０は、軸受５１および５２によって支持されており、シャフト５０には、セカンダリシャフトＳＳのカウンタドリブンギヤ４９と噛み合うカウンタドリブンギヤ５３と、ファイナルドライブギヤ５４とが固定されている。
【００３４】
また、最終減速機１０は、中空のデフケース５５を有している。デフケース５５は、軸受５６および５７によって回転自在に支持されており、その外周には、リングギヤ５８が形成されている。このリングギヤ５８は、インターミディエートシャフト５０のファイナルドライブギヤ５４と噛み合っている。更に、デフケース５５は、その内部にピニオンシャフト５９を支持しており、ピニオンシャフト５９には、２体のピニオンギヤ６０が固定されている。各ピニオンギヤ６０には、２体のサイドギヤ６１が噛み合わされており、各サイドギヤ６１には、フロントドライブシャフト６２がそれぞれ別個に接続され、各フロントドライブシャフト６２には、車輪（前輪）ＦＷが固定されている。
【００３５】
図２は、上述の車両１に含まれる本発明によるベルト式無段変速機９の要部を示す拡大断面図であり、同図は、無段変速機９のプライマリプーリ３５およびプライマリシャフトＳＰに関連する構成を示している。図２に示されるように、ベルト式無段変速機９では、可動シーブ３８の内周面に複数（本実施形態では、例えば３０本）のスプライン（歯）３８ｓが形成されている。また、可動シーブ３８を摺動自在に支持するプライマリシャフトＳＰの外周面には、可動シーブ３８のスプライン３８ｓと噛み合う複数のスプライン溝ＳＰｇが形成されている。
【００３６】
本実施形態では、可動シーブ３８のスプライン３８ｓと、プライマリシャフトＳＰのスプライン溝ＳＰｇとは、歯面または溝表面がインボリュート曲線をなすように形成されている。これにより、ベルト式無段変速機９では、スプライン３８ｓおよびスプライン溝ＳＰｇとによって、可動シーブ３８がプライマリシャフト（回転軸）ＳＰに対し軸方向に移動可能とされる一方、プライマリシャフトＳＰの周方向には移動不能とされる。
【００３７】
更に、ベルト式無段変速機９は、環状の隔壁部材（ピストン）７０を含む。隔壁部材７０は、図２からわかるように、プライマリシャフトＳＰの径方向に延びる基端部７１と、この基端部７１から可動シーブ３８の背面３８ａに沿うようにして外方に延びる外周部７２とを有する。外周部７２の外縁部には、可動シーブ３８の外周に形成されている筒状部３８ｂの内周面と摺接するようにシールリング７３が配置されている。これにより、可動シーブ３８の背面３８ａ、筒状部３８ｂおよび隔壁部材７０によって、上述の油圧アクチュエータ４０を構成する油室４０ａが画成される。
【００３８】
一方、プライマリシャフトＳＰの内部には、その一端から他端まで軸方向に延びる貫通孔が形成されており、この貫通孔は、可動シーブ３８を移動させるために用いられる作動油を流通させる内部流路ＳＰａとして利用される。また、プライマリシャフトＳＰには、内部流路ＳＰａと連通する２本の径方向油路ＳＰｂおよびＳＰｃが軸方向に所定の間隔をおいて形成されている。更に、可動シーブ３８には、プライマリシャフトＳＰの径方向油路ＳＰｂおよびＳＰｃと連通可能な１本の油路３８ｃが形成されている。これにより、可動シーブ３８の背面３８ａ、筒状部３８ｂおよび隔壁部材７０によって画成される油室４０ａは、可動シーブ３８の油路３８ｃと、プライマリシャフトＳＰの径方向油路ＳＰｂおよびＳＰｃの何れか一方とを介して、プライマリシャフトＳＰの内部流路ＳＰａと連通する。
【００３９】
プライマリシャフトＳＰの内部流路ＳＰａには、トランスアクスルリヤカバー６に形成されている油路６ａ等を介して、外部の油圧装置（図示省略）から作動油が供給される。そして、外部の油圧装置により、プライマリシャフトＳＰの内部流路ＳＰａ、径方向油路ＳＰｂおよび可動シーブ３８の油路３８ｃ、あるいは、内部流路ＳＰａ、径方向油路ＳＰｃおよび油路３８ｃを介して、油室４０ａ内の油圧を制御することにより、可動シーブ３８を固定シーブ３７に対して移動させてベルトＢの巻き掛け半径を変化させることにより、所望の変速比を得ることができる。
【００４０】
ところで、上述の隔壁部材７０は、プライマリシャフトＳＰに固定されるが、この際、基端部７１に形成されている孔部には、プライマリシャフトＳＰの先端（軸受３２側の端部）の縮径部が圧入され、隔壁部材７０は、ロックナット７５を用いてプライマリシャフトＳＰに固定される。そして、隔壁部材７０の基端部７１の外周面は、支持部材７６等によってトランスアクスルリヤカバー６に固定されている軸受３２によって回転自在に支持される。すなわち、無段変速機９では、プライマリシャフトＳＰの一端が隔壁部材７０（基端部７１）を介して軸受３２により回転自在に支持される。
【００４１】
このように、隔壁部材７０（基端部７１）とプライマリシャフトＳＰとを径方向に重ねた状態で軸受３２によって支持することにより、隔壁部材７０と軸受３２とをプライマリシャフトＳＰの軸方向に並設した場合と比較して、無段変速機９をプライマリシャフトＳＰの軸方向においてコンパクト化することができる。また、かかる構成のもとでは、プライマリシャフトＳＰの両端を支持する軸受３１と軸受３２との間隔を短くすることができる。従って、ベルトＢの張力による荷重が大きい固定シーブ３７に近い側の軸受３１の負担を軽減させることが可能となる。
【００４２】
また、このような構成を採用することにより、隔壁部材７０の基端部７１の肉厚を増加させてその剛性を高めることができる。これにより、油室４０ａの油圧を高めた際の隔壁部材７０の変形を低減させることが可能となり、外周部７２（シールリング７３）と筒状部３８ｂの内周面との隙間を常に適正な状態に保つことができる。
【００４３】
なお、本実施形態では、隔壁部材７０の基端部７１は、ロックナット７５を用いてプライマリシャフトＳＰの縮径部付近の段部ＳＰｄに密着させられ、軸受３２は、ロックナット７５によって隔壁部材７０に密着させられる。
【００４４】
更に、隔壁部材７０の基端部７１の孔部は、プライマリシャフトＳＰの縮径部の外径よりも小さい内径を有するものとして形成されると好ましい。これにより、ベルトＢの張力によって基端部７１の孔部の内径が広げられても、圧入代が残されることになり、隔壁部材７０をプライマリシャフトＳＰに固定するためのロックナット７５の負担を軽減させることが可能となり、ロックナット７５の軸方向長さを低減させることできる。
【００４５】
また、プライマリシャフトＳＰを支持する軸受３１および３２のうち、プライマリプーリ３５の固定シーブ３７に近い側の軸受３１は、内輪３１ａと外輪３１ｂとにより構成されるものであるが、無段変速機９では、図２に示されるように、軸受３１の内輪３１ａがプライマリシャフトＳＰに一体化されている（内輪３１ａがプライマリシャフトＳＰに直接形成されている）。そして、内輪３１ａは、ローラ３１ｃを介してトランスアクスルケース５等に固定された外輪３１ｂによって回転自在に支持されている。
【００４６】
そして、無段変速機９において、かかる構成は、図３に示されるように、セカンダリシャフトＳＳを支持する軸受３３および３４のうち、セカンダリプーリ３６の固定シーブ４１側に位置する軸受３４に対しても適用されている。すなわち、セカンダリシャフトＳＳを固定シーブ４１側（リヤカバー６側）で支持する軸受３４の内輪３４ａは、セカンダリシャフトＳＳに一体化されており、内輪３４ａは、ローラ３４ｃを介してトランスアクスルリヤカバー６に固定された外輪３４ｂによって回転自在に支持されている。すなわち、内輪３４ａは、セカンダリシャフトＳＳに直接形成されている。
【００４７】
ここで、本実施形態では、セカンダリプーリ３６の固定シーブ４１が、セカンダリシャフトＳＳから別体化されており、セカンダリシャフトＳＳに対して圧入により固定される。このような場合、セカンダリシャフトＳＳを固定シーブ４１側で支持する軸受３４を上述のように構成すると、次のような点で有利となる。
【００４８】
すなわち、軸受３４の内輪３４ａをセカンダリシャフトＳＳと一体化させることにより、図３に示されるように、セカンダリシャフトＳＳの内輪３４ａを一体化させる部位周辺を外径が大きい拡径部ＳＳａとして構成可能となり、この拡径部ＳＳａを固定シーブ４１のストッパとして利用することができる。これにより、別体の固定シーブ４１をセカンダリシャフトＳＳに固定するためのロックナットが不要となり、無段変速機９をセカンダリシャフトＳＳの軸方向においてコンパクト化することができる。また、内輪３４ａの周辺においてセカンダリシャフト（回転軸）ＳＳの外径を大きくすることが可能となり、かつ、セカンダリシャフトＳＳにロックナットを螺合させるネジを切る必要がなくなるので、セカンダリシャフトＳＳの剛性を向上させることができる。
【００４９】
さて、上述のように、ベルト式無段変速機９の駆動側回転軸であるプライマリシャフトＳＰと、トルクコンバータ７の入力シャフトＳＩとの間の動力伝達経路は、前後進切り換え機構８の油圧クラッチＣＲによって接続または遮断される。この場合、油圧クラッチＣＲに作動油を供給する必要があるが、本実施形態の車両１では、プライマリシャフトＳＰの内部流路ＳＰａ内に、油路を形成する作動油供給管（管状部材）８０が配置されており、可動シーブ３８を挟んで油圧クラッチＣＲの反対側の位置から、作動油が油圧クラッチＣＲに供給される。
【００５０】
このように、油圧クラッチＣＲに作動油を供給するための油路を形成する作動油供給管８０をプライマリシャフトＳＰ内の内部流路ＳＰａ内に配置することにより、無段変速機９ひいてはトランスアクスル３全体のスペース効率を向上させることができる。また、かかる構成のもとでは、プライマリシャフトＳＰの軽量化のために内部流路ＳＰａの内径を大きくしても、そこに配置された作動油供給管８０の存在によって内部流路ＳＰａの断面積は実質的に増加しないことになる。これにより、内部流路ＳＰａにおける流速の低下が抑制され、プライマリプーリ３５の可動シーブ３８を応答性よく動作させることができる。
【００５１】
作動油供給管８０は、図２に示されるように、プライマリシャフトＳＰの可動シーブ３８側の端部から固定シーブ３７の内側付近まで達するように形成されている。そして、作動油供給管８０の一端部（可動シーブ３８側の端部）は、弾性を有するシールリング（Ｏリング）８１を介して、プライマリシャフトＳＰ以外の部材であるトランスアクスルリヤケース（第２の部材）６により支持されている。また、作動油供給管８０の一端部には、位置決めプレート８２が固定されている。位置決めプレート８２は、本実施形態では、複数（本実施形態では、１８０°おきに２つ）の突出部８２ａを有し、各突出部８２ａは、リテーナ７７と係合する。
【００５２】
リテーナ７７は、円筒部７７ａと、円筒部７７ａの一端に形成されたフランジ部７７ｂとを有する。リテーナ７７の円筒部７７ａは、プライマリシャフトＳＰの内部流路ＳＰａ内に嵌め込まれ、円筒部７７ａと内部流路ＳＰａの内周面との間には、内部流路ＳＰａを封止して作動油が外部に流出するのを防止するシールリング７８が配置される。また、リテーナ７７のフランジ部７７ｂは、ボルト等を介してトランスアクスルリヤカバー６に固定され、図４に示されるように、フランジ部７７ｂのリヤカバー６側の面には、位置決めプレート８２の突出部８２ａと係合する突起７７ｃが複数形成されている。更に、フランジ部７７ｂのリヤカバー６側の面には、傾斜部７７ｄが形成されており、傾斜部７７ｄ周辺の領域を介してリヤカバー６の油路６ａとプライマリシャフトＳＰの内部流路ＳＰａとが連通される。
【００５３】
図２に示されるように、作動油供給管８０に固定された位置決めプレート８２は、リテーナ７７とリヤカバー６とにより挟持され、これにより、作動油供給管８０がプライマリシャフトＳＰの軸方向に位置決めされると共に、作動油供給管８０の回転が規制されることになる。そして、このようなリテーナ７７と位置決めプレート８２を用いることにより、コンパクト化を図りつつ、作動油の流れ等に支障を与えないようにして、作動油供給管８０を内部流路ＳＰａ内に位置決めすることが可能となる。
【００５４】
更に、かかる構成を採用することにより、作動油供給管８０を支持するシールリング８１をできるだけリヤカバー６に寄せた状態で配置可能となる。これにより、作動油供給管８０の両端部の支持部間隔をより大きくすることができるので、プライマリシャフトＳＰの撓み等によって作動油供給管８０の両端の支持部間で同軸度にズレが生じたとしても、作動油供給管８０の傾きは小さくなり、作動油供給管８０や、その支持部の劣化等が抑制されることになる。
【００５５】
一方、作動油供給管８０の他方の端部（固定シーブ３７側の端部）は、プライマリシャフトＳＰ以外の部材である入力シャフト（第１の部材）ＳＩによって支持される。図２および図５に示されるように、入力シャフトＳＩは、リヤカバー６側で開口する孔部を有し、プライマリシャフトＳＰの内部流路ＳＰａ（貫通孔）内に固定シーブ３７側から挿入される。そして、作動油供給管８０は、円筒状のスリーブ８３を介して入力シャフトＳＩの孔部内に支持される。なお、作動油供給管８０内を流通する作動油は、スリーブ８３および入力シャフトＳＩに形成されている孔部や、所定の油路を経て油圧クラッチＣＲへと導かれる。
【００５６】
ここで、図５に示されるように、入力シャフトＳＩは、内部流路ＳＰａ（貫通孔）の内周面との間に隙間Ｇｂが形成されるようにして、プライマリシャフトＳＰに挿入され、入力シャフトＳＩとプライマリシャフトＳＰの内周面との間には、弾性を有するシールリング８４が配置される。本実施形態では、入力シャフトＳＩとプライマリシャフトＳＰとの隙間Ｇｂは、入力シャフトＳＩの全周において、およそ０．１〜０．３ｍｍ程度に設定される。
【００５７】
また、図２および図５に示されるように、プライマリシャフトＳＰには、内部流路ＳＰａの内周面から径方向かつ内方に突出する突部ＳＰｅが形成されている。突部ＳＰｅは、固定シーブ３７の根元部付近、すなわち、固定シーブ３７の内側に形成されており、内部流路ＳＰａの内周面の全周にわたって延在する。そして、突部ＳＰｅの内周面は、作動油供給管８０の表面と対向し、突部ＳＰｅの内周面と作動油供給管８０との間にも、微小な隙間が形成される。
【００５８】
このように、プライマリシャフトＳＰの内部流路ＳＰａに突部ＳＰｅを形成しておくことにより、作動油供給管８０を内部流路ＳＰａ内に配置する際、突部ＳＰｅを利用して、内部流路ＳＰａの中心に作動油供給管８０を正確かつ容易に位置決めすることが可能となり、無段変速機９の組立性を向上させることができる。また、作動油供給管８０の表面と突部ＳＰｅの内周面との隙間を微小に保つことにより、内部流路ＳＰａを封止するためのシールリング８４の負担を軽減しつつ、良好なシール性能を得ることができる。更に、突部ＳＰｅを固定シーブ３７の根元部付近に配置することにより、固定シーブ３７付近でプライマリシャフトＳＰの肉厚が増加することになるので、固定シーブ３７やプライマリシャフトＳＰの剛性を向上させることが可能となる。
【００５９】
上述のように構成されるベルト式無段変速機９の動作中、プライマリシャフトＳＰは、ベルトＢの張力や推力等により撓むことになるが、ベルト式無段変速機９では、内部流路ＳＰａ内の作動油供給管８０がプライマリシャフトＳＰ以外の部材であるトランスアクスルリヤカバー６と入力シャフトＳＩとによって支持されている。従って、ベルトＢの張力や推力によってプライマリシャフトＳＰが撓んだとしても、作動油供給管８０や、その支持部（入力シャフトＳＩの作動油供給管８０と当接する部位およびトランスアクスルリヤカバー６の作動油供給管８０と当接する部位）に対してプライマリシャフトＳＰの撓みによる大きな荷重が直接加わることはない。
【００６０】
すなわち、作動油供給管８０を支持する入力シャフトＳＩと、プライマリシャフトＳＰとの間には、上述の隙間Ｇｂが形成されていることから、この隙間ＧｂによってプライマリシャフトＳＰから入力シャフトＳＩへの荷重が概ね遮断される。そして、無段変速機９では、内部流路ＳＰａを封止して作動油が外部に流出するのを防止するシールリング８４が、プライマリシャフトＳＰからの荷重を吸収・減衰する緩衝手段として機能し、このシールリング８４によって、プライマリシャフトＳＰから入力シャフトＳＩへの荷重が吸収・減衰される。更に、トランスアクスルリヤカバー６側においても、プライマリシャフトＳＰからの荷重がシールリング７８，８１によって吸収・減衰される。
【００６１】
この結果、無段変速機９では、作動油供給管８０およびその支持部（入力シャフトＳＩの作動油供給管８０と当接する部位およびトランスアクスルリヤカバー６の作動油供給管８０と当接する部位）における面圧の上昇が抑制されるので、作動油供給管８０や、その支持部等に特別かつ高コストな表面硬化処理を施すことなく、作動油供給管８０やその支持部周辺の耐久性を向上させることが可能となる。従って、本発明によれば、ベルト式無段変速機９のコンパクト化、低コスト化を図りつつ、その耐久性を向上させることが可能となる。
【００６２】
なお、上記構成のうち、プライマリプーリ３５およびプライマリシャフトＳＰに対して適用されるものとして説明された構成が、セカンダリプーリ３６およびセカンダリシャフトＳＳにも適用され得るものであることはいうまでもない。
【００６３】
【発明の効果】
以上説明されたように、本発明によれば、ベルト式無段変速機のコンパクト化、低コスト化を図りつつ、その耐久性を向上させることが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明による無段変速機が適用された車両を示す概略構成図である。
【図２】本発明による無段変速機の要部を示す拡大断面図である。
【図３】本発明による無段変速機を説明するための断面図である。
【図４】本発明による無段変速機における管状部材の支持構造を説明するための模式図である。
【図５】本発明による無段変速機の要部を示す拡大断面図である。
【符号の説明】
１車両
２エンジン
３トランスアクスル
６トランスアクスルリヤカバー
６ａ油路
７トルクコンバータ
８前後進切り換え機構
９ベルト式無段変速機
１０最終減速機
３１，３２，３３，３４軸受
３１ａ，３４ａ内輪
３１ｂ，３４ｂ外輪
３５プライマリプーリ
３６セカンダリプーリ
３７，４１固定シーブ
３８，４２可動シーブ
３９，４４プーリ溝
４０，４５油圧アクチュエータ
４０ａ油室
７０隔壁部材
７１基端部
７５ロックナット
７７リテーナ
７８，８１，８３，８４シールリング
８０作動油供給管
８２位置決めプレート
Ｂベルト
ＣＲ油圧クラッチ
Ｇｂ隙間
ＳＩ入力シャフト
ＳＰプライマリシャフト
ＳＰａ内部流路
ＳＰｅ突部
ＳＳセカンダリシャフト
ＳＳａ拡径部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a belt-type continuously variable transmission that can obtain a desired gear ratio by changing a winding radius of a belt.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a belt-type continuously variable transmission is known as a transmission for a vehicle (see, for example, Patent Document 1). This type of belt-type continuously variable transmission is mounted on a primary shaft (drive side rotating shaft) and a secondary shaft (driven side rotating shaft) arranged in parallel to each other, a primary pulley mounted on the primary shaft, and a secondary shaft. Secondary pulley. Each of the primary pulley and the secondary pulley includes a fixed sheave and a movable sheave movable with respect to the fixed sheave.
[0003]
Each movable sheave is movable in the axial direction and immovable in the circumferential direction with respect to the corresponding rotating shaft via a ball spline or the like. A substantially V-shaped pulley groove is formed between the fixed sheave and the movable sheave, and an endless belt is wound around the pulley grooves of the primary pulley and the secondary pulley. Furthermore, the primary pulley and the secondary pulley are provided with an oil chamber for approaching and separating each movable sheave from the corresponding fixed sheave. The oil pressure in each oil chamber is controlled separately, whereby the groove width of the pulley is changed to change the belt winding radius, the transmission ratio is set to a desired value, and the belt tension is adjusted. .
[0004]
The primary shaft of the belt-type continuously variable transmission is generally connected to the input shaft of the torque converter via a forward / reverse switching mechanism including a hydraulic clutch. The power transmission path between the primary shaft and the input shaft is connected or disconnected using a hydraulic clutch. In this case, in order to connect and disconnect the power between the primary shaft and the input shaft, it is necessary to supply hydraulic oil to the hydraulic clutch. Various examples are known as configurations for supplying hydraulic oil to the hydraulic clutch. As an example, the exterior of a casing that houses a transmission or the like is provided via a tubular member disposed inside the primary shaft. A method of supplying hydraulic oil from a hydraulic clutch to a hydraulic clutch is also known (see, for example, Patent Document 2).
[0005]
[Patent Document 1]
JP 2001-323978 A
[Patent Document 2]
Japanese Patent Publication No. 63-3190
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
In recent years, belt-type continuously variable transmissions such as those described above have become widespread, ranging from small vehicles to high-power vehicles. However, with the spread, belt-type continuously variable transmissions are becoming more compact and cost-effective. It is getting demanded. Here, the configuration in which a tubular member that forms an oil passage is arranged inside the primary shaft and the like, and the hydraulic oil is supplied to the hydraulic clutch through the tubular member can improve space efficiency, and is therefore a continuously variable transmission. This is preferable for reducing the size of the machine.
[0007]
However, during operation of the belt-type continuously variable transmission, belt tension and thrust are applied to the primary shaft and the secondary shaft via each pulley. Accordingly, during the operation of the continuously variable transmission, each shaft is bent by the tension of the belt, and accordingly, a load due to the bending of the shaft is also applied to the tubular member disposed inside the shaft. For this reason, when using the tubular member which forms an oil path in a shaft, durability of a tubular member or its support part becomes a problem. In this case, in order to improve the durability around the tubular member and its support portion, for example, a surface hardening treatment may be performed on the tubular member and its support portion. However, such a method obviously increases the cost and goes against the request for cost reduction of the continuously variable transmission.
[0008]
Therefore, an object of the present invention is to improve the durability of the belt-type continuously variable transmission while reducing the size and cost.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
A belt type continuously variable transmission according to the present invention includes a movable sheave and a fixed sheave disposed on the outer periphery of a rotating shaft, and a belt wound around the movable sheave and the fixed sheave, and moves the movable sheave relative to the fixed sheave. In the belt-type continuously variable transmission that can obtain a desired transmission ratio by changing the belt winding radius, the belt-type continuously variable transmission includes a tubular member that is disposed inside the rotating shaft and forms a predetermined flow path. One end of the tubular member is supported by a first member other than the rotating shaft, while the other end of the tubular member is supported by a second member other than the rotating shaft, and at least the first member and the rotating shaft A buffer means is provided between the two.
[0010]
In this belt-type continuously variable transmission, a tubular member used for supplying hydraulic oil or the like to a predetermined hydraulic device or the like is disposed inside at least one of the drive-side and driven-side rotary shafts. It can be configured compactly. In this continuously variable transmission, one end of the tubular member is supported by a first member other than the rotating shaft, and the other end of the tubular member is supported by a second member other than the rotating shaft. Furthermore, a buffer means such as an elastic body or a gap is provided at least between the first member and the rotating shaft.
[0011]
As a result, in this continuously variable transmission, even if the rotating shaft is bent due to the tension or thrust of the belt, a large load due to the bending of the rotating shaft is not directly applied to the tubular member and its support portion. Is absorbed and attenuated by the buffer means provided at least between the first member and the rotating shaft. As a result, an increase in surface pressure at the tubular member and its supporting portion is suppressed, so that the durability of the tubular member and its supporting portion is not required without subjecting the tubular member or its supporting portion to a special and high-cost surface hardening treatment. Can be improved. Therefore, according to the present invention, it is possible to improve the durability of the belt-type continuously variable transmission while reducing the size and cost.
[0012]
Further, the rotating shaft has an internal flow path for circulating hydraulic oil used for moving the movable sheave, and the tubular member is disposed in the internal flow path for sealing the internal flow path. It is preferable that the seal member functions as a buffer means.
[0013]
Under such a configuration, the load from the rotating shaft is reliably absorbed and attenuated by the seal member that seals the internal flow path through which the working oil for moving the movable sheave is circulated. Also, under such a configuration, even if the inner diameter of the internal flow path (hole) is increased to reduce the weight of the rotating shaft, the cross-sectional area of the internal flow path does not substantially increase due to the presence of the tubular member. Therefore, a decrease in the flow rate in the internal flow path is suppressed, and the movable sheave can be operated with good responsiveness.
[0014]
Furthermore, the rotating shaft has an internal flow path for circulating hydraulic oil used for moving the movable sheave, the tubular member is disposed in the internal flow path, and the rotating shaft has a root of the fixed sheave. It is preferable that a protrusion that protrudes radially inward from the inner peripheral surface of the internal flow path and faces the surface of the tubular member is formed in the vicinity of the portion.
[0015]
If such a configuration is adopted, when the tubular member is arranged in the internal flow path of the rotating shaft, the tubular member can be accurately and easily positioned at the center of the internal flow path using the protrusion, It becomes possible to improve the assembly of the continuously variable transmission. In addition, by keeping the gap between the surface of the tubular member and the protrusion minute, good sealing performance can be obtained while reducing the burden on the sealing member for sealing the internal flow path. Furthermore, the rigidity of the fixed sheave and the rotating shaft can be improved by arranging the protrusion near the root of the fixed sheave.
[0016]
In addition, it is preferable that a partition member fixed to the rotating shaft and defining an oil chamber for applying hydraulic pressure to the movable sheave is further provided, and the rotating shaft is supported by a bearing via the partition member.
[0017]
In this way, the continuously variable transmission can be made compact in the axial direction of the rotary shaft by supporting the partition wall member and the rotary shaft with the bearings in a state where they are overlapped in the radial direction. Also, with this configuration, the distance between the bearings that support both ends of the rotating shaft can be shortened, so it is possible to reduce the load on the bearing near the fixed sheave where the load due to the belt tension is large. It becomes.
[0018]
Further, the bearing further includes a bearing that supports the rotating shaft, and the bearing preferably includes an inner ring and an outer ring that receives the inner ring, and the inner ring is integrated with the rotating shaft.
[0019]
If such a configuration is adopted, the continuously variable transmission can be made compact and the rigidity of the rotating shaft can be improved.
[0020]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of a belt type continuously variable transmission according to the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0021]
FIG. 1 is a schematic diagram showing a vehicle to which a belt type continuously variable transmission according to the present invention is applied. A vehicle 1 shown in FIG. 1 is configured as a so-called FF vehicle (front engine front drive: front-wheel drive vehicle in front of the engine), and includes an engine 2 as a drive source. As the engine 2, a gasoline engine, a diesel engine, an LPG engine, a hydrogen engine, a bi-fuel engine, or the like can be adopted. Here, a description will be given assuming that a gasoline engine is used as the engine 2.
[0022]
As shown in FIG. 1, the vehicle 1 has a transaxle 3 that is disposed on the side of a horizontally placed engine 2 and connected to a crankshaft SC of the engine 2. The transaxle 3 includes a transaxle housing 4, a transaxle case 5, and a transaxle rear cover 6. The housing 4 is disposed on the side of the engine 2, and the case 5 is fixed to the opening end of the housing 4 on the side opposite to the engine 2. The rear cover 6 is fixed to the opening end of the case 5 on the side opposite to the housing 4. A torque converter 7 is disposed inside the transaxle housing 4. Inside the transaxle case 5 and the transaxle rear cover 6, a forward / reverse switching mechanism 8, a belt type continuously variable transmission according to the present invention ( CVT) 9 and final reduction gear (differential device) 10 are arranged.
[0023]
The torque converter 7 includes a drive plate 11 and a front cover 12 fixed to the crankshaft SC of the engine 2 via the drive plate 11. As shown in FIG. 1, a pump impeller 14 is attached to the front cover 12. The torque converter 7 includes a turbine runner 15 that can rotate while facing the pump impeller 14.
[0024]
The turbine runner 15 is fixed to an input shaft SI that extends substantially coaxially with the crankshaft SC. Further, a stator 16 is disposed inside the pump impeller 14 and the turbine runner 15, and the rotation direction of the stator 16 is set only in one direction by the one-way clutch 17. A hollow shaft 18 is fixed to the stator 16 via a one-way clutch 17, and the above-described input shaft SI is inserted into the hollow shaft 18. A lockup clutch 20 is attached to the end of the input shaft SI on the front cover 12 side via a damper mechanism 19.
[0025]
The pump impeller 14, the turbine runner 15, and the stator 16 described above define a hydraulic fluid chamber, and this hydraulic fluid chamber is operated from an oil pump 21 disposed between the torque converter 7 and the forward / reverse switching mechanism 8. Liquid is supplied. Then, when the engine 2 is operated and the front cover 12 and the pump impeller 14 are rotated, the turbine runner 15 starts to be dragged by the flow of the hydraulic fluid. Further, the stator 16 converts the flow of the hydraulic fluid into a direction that assists the rotation of the pump impeller 14 when the rotational speed difference between the pump impeller 14 and the turbine runner 15 is large.
[0026]
Thus, the torque converter 7 operates as a torque amplifier when the rotational speed difference between the pump impeller 14 and the turbine runner 15 is large, and operates as a fluid coupling when the rotational speed difference between the two becomes small. When the vehicle speed reaches a predetermined speed after the vehicle 1 starts, the lockup clutch 20 is operated so that the power transmitted from the engine 2 to the front cover 12 is mechanically and directly transmitted to the input shaft SI. Become. Further, the fluctuation of the torque transmitted from the front cover 12 to the input shaft SI is absorbed by the damper mechanism 19.
[0027]
The oil pump 21 between the torque converter 7 and the forward / reverse switching mechanism 8 has a rotor 22, and the rotor 22 is connected to the pump impeller 14 via a hub 23. The hub 23 is spline-fitted to the hollow shaft 18, and the main body 24 of the oil pump 21 is fixed to the transaxle case 5 side. Accordingly, the power of the engine 2 is transmitted to the rotor 22 via the pump impeller 14, thereby driving the oil pump 21.
[0028]
The forward / reverse switching mechanism 8 is provided on a power transmission path between the input shaft SI and the belt-type continuously variable transmission 9 and has a planetary gear mechanism 25. The planetary gear mechanism 25 includes a ring gear 26 connected to the input shaft SI, a sun gear 27 attached to the primary shaft (rotary shaft) SP of the continuously variable transmission 9 so as to be concentric with the ring gear 26, and a ring gear. 26 and a plurality of pinion gears 28 that mesh with both of the sun gear 27 and a carrier 29 that holds the pinion gear 28 in an integrally revolving state around the sun gear 27. Further, the forward / reverse switching mechanism 8 controls the rotation / fixation of the hydraulic clutch (forward clutch) CR for connecting / disconnecting the power transmission path between the input shaft SI and the primary shaft SP and the carrier 29 holding the pinion gear 28. A reverse brake BR.
[0029]
On the other hand, the belt-type continuously variable transmission 9 according to the first embodiment of the present invention is parallel to the primary shaft SP (driving side rotating shaft) SP and the primary shaft SP, which extend substantially coaxially with the input shaft SI. It has the arranged secondary shaft (driven side rotating shaft) SS. The primary shaft SP is rotatably supported by the bearings 31 and 32, and the secondary shaft SS is rotatably supported by the bearings 33 and 34. The primary shaft SP is equipped with a primary pulley 35, and the secondary shaft SS is equipped with a secondary pulley 36.
[0030]
The primary pulley 35 includes a fixed sheave 37 that is integrally formed on the outer periphery of the primary shaft SP, and a movable sheave 38 that is slidably mounted on the outer periphery of the primary shaft SP. The fixed sheave 37 and the movable sheave 38 face each other, and a substantially V-shaped pulley groove 39 is formed between them. Further, the movable sheave 38 is movable in the axial direction of the primary shaft SP with respect to the fixed sheave 37, and the continuously variable transmission 9 moves the movable sheave 38 in the axial direction of the primary shaft SP to move with the movable sheave 38. A hydraulic actuator 40 is provided to approach and separate the fixed sheave 37.
[0031]
Similarly, the secondary pulley 36 also includes a fixed sheave 41 that is integrally formed on the outer periphery of the secondary shaft SS, and a movable sheave 42 that is slidably mounted on the outer periphery of the secondary shaft SS. The fixed sheave 41 and the movable sheave 42 face each other, and a substantially V-shaped pulley groove 44 is formed between them. The movable sheave 42 is also movable in the axial direction of the secondary shaft SS with respect to the fixed sheave 41, and the continuously variable transmission 9 moves the movable sheave 42 in the axial direction of the secondary shaft SS to move with the movable sheave 42. A hydraulic actuator 45 that moves the fixed sheave 41 toward and away from the fixed sheave 41 is provided.
[0032]
Around the pulley groove 39 of the primary pulley 35 and the pulley groove 44 of the secondary pulley 36, a belt B composed of a number of metal pieces and a plurality of steel rings is wound. Then, the hydraulic pressures by the hydraulic actuators 40 and 45 are separately controlled, whereby the groove widths of the primary pulley 35 and the secondary pulley 36 are changed, and the winding radius of the belt B is changed. As a result, the speed ratio of the continuously variable transmission 9 is set to a desired value, and the tension of the belt B is adjusted. The bearing 34 that supports the secondary shaft SS is fixed to the transaxle rear cover 6, and a parking gear PG is provided between the bearing 34 and the secondary pulley 36.
[0033]
As shown in FIG. 1, a shaft 48 supported by bearings 46 and 47 is connected to the secondary shaft SS of the belt type continuously variable transmission 9. A counter driven gear 49 is fixed to the shaft 48, and power is transmitted from the belt type continuously variable transmission 9 to the final reduction gear 10 via the counter driven gear 49. The final reduction gear 10 includes an intermediate shaft 50 that is arranged in parallel with the secondary shaft SS. The intermediate shaft 50 is supported by bearings 51 and 52, and a counter driven gear 53 that meshes with the counter driven gear 49 of the secondary shaft SS and a final drive gear 54 are fixed to the shaft 50.
[0034]
Further, the final reduction gear 10 has a hollow differential case 55. The differential case 55 is rotatably supported by bearings 56 and 57, and a ring gear 58 is formed on the outer periphery thereof. The ring gear 58 meshes with the final drive gear 54 of the intermediate shaft 50. Further, the differential case 55 supports a pinion shaft 59 therein, and two pinion gears 60 are fixed to the pinion shaft 59. Each of the pinion gears 60 is engaged with two side gears 61. Each side gear 61 is connected to a front drive shaft 62 separately. A wheel (front wheel) FW is fixed to each front drive shaft 62. ing.
[0035]
FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing a main part of the belt-type continuously variable transmission 9 according to the present invention included in the vehicle 1 described above. The figure shows the primary pulley 35 and the primary shaft SP of the continuously variable transmission 9. A related configuration is shown. As shown in FIG. 2, in the belt-type continuously variable transmission 9, a plurality of (for example, 30 in this embodiment) splines (teeth) 38 s are formed on the inner peripheral surface of the movable sheave 38. A plurality of spline grooves SPg that mesh with the splines 38s of the movable sheave 38 are formed on the outer peripheral surface of the primary shaft SP that slidably supports the movable sheave 38.
[0036]
In the present embodiment, the spline 38s of the movable sheave 38 and the spline groove SPg of the primary shaft SP are formed such that the tooth surface or the groove surface forms an involute curve. Thus, in the belt-type continuously variable transmission 9, the movable sheave 38 is movable in the axial direction with respect to the primary shaft (rotating shaft) SP by the spline 38s and the spline groove SPg, while the circumferential direction of the primary shaft SP It is considered impossible to move.
[0037]
Further, the belt type continuously variable transmission 9 includes an annular partition member (piston) 70. As can be seen from FIG. 2, the partition member 70 includes a base end portion 71 extending in the radial direction of the primary shaft SP, and an outer peripheral portion 72 extending outward from the base end portion 71 along the back surface 38 a of the movable sheave 38. And have. A seal ring 73 is disposed on the outer edge portion of the outer peripheral portion 72 so as to be in sliding contact with the inner peripheral surface of the cylindrical portion 38 b formed on the outer periphery of the movable sheave 38. As a result, the oil chamber 40 a constituting the hydraulic actuator 40 described above is defined by the back surface 38 a of the movable sheave 38, the tubular portion 38 b and the partition member 70.
[0038]
On the other hand, a through-hole extending in the axial direction from one end to the other end is formed inside the primary shaft SP, and this through-hole is an internal flow through which hydraulic oil used for moving the movable sheave 38 circulates. Used as road SPa. The primary shaft SP is formed with two radial oil passages SPb and SPc communicating with the internal flow passage SPa at predetermined intervals in the axial direction. Further, the movable sheave 38 is formed with one oil passage 38c that can communicate with the radial oil passages SPb and SPc of the primary shaft SP. As a result, the oil chamber 40a defined by the back surface 38a of the movable sheave 38, the cylindrical portion 38b, and the partition wall member 70 is either an oil passage 38c of the movable sheave 38 or a radial oil passage SPb or SPc of the primary shaft SP. It communicates with the internal flow path SPa of the primary shaft SP via either of them.
[0039]
Hydraulic fluid is supplied to the internal flow path SPa of the primary shaft SP from an external hydraulic device (not shown) through an oil passage 6a formed in the transaxle rear cover 6 and the like. Then, by an external hydraulic device, the internal passage SPa of the primary shaft SP, the radial oil passage SPb and the oil passage 38c of the movable sheave 38, or the internal passage SPa, the radial oil passage SPc and the oil passage 38c. By controlling the hydraulic pressure in the oil chamber 40a, the movable sheave 38 is moved with respect to the fixed sheave 37 and the winding radius of the belt B is changed, so that a desired gear ratio can be obtained.
[0040]
By the way, the partition member 70 described above is fixed to the primary shaft SP. At this time, the hole formed in the base end portion 71 has a contraction of the tip of the primary shaft SP (end on the bearing 32 side). The diameter portion is press-fitted, and the partition member 70 is fixed to the primary shaft SP using a lock nut 75. And the outer peripheral surface of the base end part 71 of the partition member 70 is rotatably supported by the bearing 32 currently fixed to the transaxle rear cover 6 by the support member 76 grade | etc.,. That is, in the continuously variable transmission 9, one end of the primary shaft SP is rotatably supported by the bearing 32 via the partition member 70 (base end portion 71).
[0041]
In this way, the partition wall member 70 and the bearing 32 are aligned in the axial direction of the primary shaft SP by supporting the partition wall member 70 (base end portion 71) and the primary shaft SP by the bearing 32 in a state of being overlapped in the radial direction. Compared with the case where it is provided, the continuously variable transmission 9 can be made compact in the axial direction of the primary shaft SP. Further, under such a configuration, the distance between the bearing 31 and the bearing 32 that support both ends of the primary shaft SP can be shortened. Therefore, it is possible to reduce the load on the bearing 31 near the fixed sheave 37 where the load due to the tension of the belt B is large.
[0042]
Further, by adopting such a configuration, the thickness of the base end portion 71 of the partition wall member 70 can be increased and the rigidity thereof can be increased. Thereby, it becomes possible to reduce the deformation of the partition member 70 when the oil pressure of the oil chamber 40a is increased, and the gap between the outer peripheral portion 72 (seal ring 73) and the inner peripheral surface of the cylindrical portion 38b is always appropriate. Can be kept in a state.
[0043]
In this embodiment, the base end portion 71 of the partition wall member 70 is brought into close contact with the stepped portion SPd near the reduced diameter portion of the primary shaft SP using the lock nut 75, and the bearing 32 is fixed to the partition wall member by the lock nut 75. 70.
[0044]
Furthermore, it is preferable that the hole portion of the base end portion 71 of the partition wall member 70 is formed to have an inner diameter smaller than the outer diameter of the reduced diameter portion of the primary shaft SP. Thereby, even if the inner diameter of the hole portion of the base end portion 71 is widened by the tension of the belt B, a press-fitting allowance remains, and the load of the lock nut 75 for fixing the partition wall member 70 to the primary shaft SP is left. It becomes possible to reduce, and the axial direction length of the lock nut 75 can be reduced.
[0045]
Of the bearings 31 and 32 that support the primary shaft SP, the bearing 31 on the side close to the fixed sheave 37 of the primary pulley 35 is constituted by an inner ring 31a and an outer ring 31b. 2, the inner ring 31a of the bearing 31 is integrated with the primary shaft SP (the inner ring 31a is directly formed on the primary shaft SP). And the inner ring | wheel 31a is rotatably supported by the outer ring | wheel 31b fixed to the transaxle case 5 etc. via the roller 31c.
[0046]
And in the continuously variable transmission 9, this structure is shown with respect to the bearing 34 located in the fixed sheave 41 side of the secondary pulley 36 among the bearings 33 and 34 which support the secondary shaft SS, as FIG. 3 shows. Has also been applied. That is, the inner ring 34a of the bearing 34 that supports the secondary shaft SS on the fixed sheave 41 side (rear cover 6 side) is integrated with the secondary shaft SS, and the inner ring 34a is fixed to the transaxle rear cover 6 via the roller 34c. The outer ring 34b is rotatably supported. That is, the inner ring 34a is directly formed on the secondary shaft SS.
[0047]
Here, in this embodiment, the fixed sheave 41 of the secondary pulley 36 is separated from the secondary shaft SS, and is fixed to the secondary shaft SS by press-fitting. In such a case, if the bearing 34 that supports the secondary shaft SS on the fixed sheave 41 side is configured as described above, it is advantageous in the following points.
[0048]
That is, by integrating the inner ring 34a of the bearing 34 with the secondary shaft SS, as shown in FIG. 3, the periphery of the part where the inner ring 34a of the secondary shaft SS is integrated can be configured as a large-diameter enlarged portion SSa. Thus, the enlarged diameter portion SSa can be used as a stopper for the fixed sheave 41. Thereby, the lock nut for fixing the separate fixed sheave 41 to the secondary shaft SS becomes unnecessary, and the continuously variable transmission 9 can be made compact in the axial direction of the secondary shaft SS. Further, the outer diameter of the secondary shaft (rotating shaft) SS can be increased around the inner ring 34a, and it is not necessary to cut a screw for screwing the lock nut into the secondary shaft SS. Can be improved.
[0049]
As described above, the power transmission path between the primary shaft SP that is the drive side rotation shaft of the belt-type continuously variable transmission 9 and the input shaft SI of the torque converter 7 is the hydraulic clutch of the forward / reverse switching mechanism 8. Connected or disconnected by CR. In this case, it is necessary to supply hydraulic oil to the hydraulic clutch CR, but in the vehicle 1 of the present embodiment, a hydraulic oil supply pipe (tubular member) 80 that forms an oil passage in the internal flow path SPa of the primary shaft SP. The hydraulic oil is supplied to the hydraulic clutch CR from a position on the opposite side of the hydraulic clutch CR across the movable sheave 38.
[0050]
In this way, by disposing the hydraulic oil supply pipe 80 that forms an oil passage for supplying hydraulic oil to the hydraulic clutch CR in the internal flow path SPa in the primary shaft SP, the continuously variable transmission 9 and thus the transaxle. The space efficiency of the entire 3 can be improved. Further, under such a configuration, even if the inner diameter of the internal flow path SPa is increased in order to reduce the weight of the primary shaft SP, the cross-sectional area of the internal flow path SPa is caused by the presence of the hydraulic oil supply pipe 80 disposed there. Will not increase substantially. Thereby, the fall of the flow velocity in the internal flow path SPa is suppressed, and the movable sheave 38 of the primary pulley 35 can be operated with high responsiveness.
[0051]
As shown in FIG. 2, the hydraulic oil supply pipe 80 is formed so as to reach from the end of the primary shaft SP on the movable sheave 38 side to the vicinity of the inside of the fixed sheave 37. Then, one end of the hydraulic oil supply pipe 80 (end on the movable sheave 38 side) is a transaxle rear case (second member) that is a member other than the primary shaft SP via an elastic seal ring (O-ring) 81. Member 6). A positioning plate 82 is fixed to one end of the hydraulic oil supply pipe 80. In this embodiment, the positioning plate 82 has a plurality of protrusions 82a (two in this embodiment every 180 °), and each protrusion 82a engages with the retainer 77.
[0052]
The retainer 77 has a cylindrical portion 77a and a flange portion 77b formed at one end of the cylindrical portion 77a. The cylindrical portion 77a of the retainer 77 is fitted into the internal flow path SPa of the primary shaft SP, and the internal flow path SPa is sealed between the cylindrical portion 77a and the inner peripheral surface of the internal flow path SPa to obtain hydraulic oil. A seal ring 78 for preventing the liquid from flowing out is disposed. Further, the flange portion 77b of the retainer 77 is fixed to the transaxle rear cover 6 via bolts or the like, and as shown in FIG. A plurality of protrusions 77c are formed to engage with. Further, an inclined portion 77d is formed on the surface of the flange portion 77b on the rear cover 6 side, and the oil passage 6a of the rear cover 6 and the internal flow passage SPa of the primary shaft SP communicate with each other through a region around the inclined portion 77d. Is done.
[0053]
As shown in FIG. 2, the positioning plate 82 fixed to the hydraulic oil supply pipe 80 is sandwiched between the retainer 77 and the rear cover 6, whereby the hydraulic oil supply pipe 80 is positioned in the axial direction of the primary shaft SP. At the same time, the rotation of the hydraulic oil supply pipe 80 is restricted. By using the retainer 77 and the positioning plate 82 as described above, the hydraulic oil supply pipe 80 is positioned in the internal flow path SPa without reducing the size of the hydraulic oil while hindering the flow of the hydraulic oil. It becomes possible.
[0054]
Further, by adopting such a configuration, the seal ring 81 that supports the hydraulic oil supply pipe 80 can be arranged as close to the rear cover 6 as possible. Thereby, since the support part space | interval of the both ends of the hydraulic oil supply pipe | tube 80 can be enlarged more, the deviation | shift produced in the coaxiality between the support parts of the both ends of the hydraulic oil supply pipe | tube 80 by the bending | flexion etc. of the primary shaft SP Even so, the inclination of the hydraulic oil supply pipe 80 is reduced, and deterioration of the hydraulic oil supply pipe 80 and its support portion is suppressed.
[0055]
On the other hand, the other end (the end on the fixed sheave 37 side) of the hydraulic oil supply pipe 80 is supported by an input shaft (first member) SI that is a member other than the primary shaft SP. As shown in FIGS. 2 and 5, the input shaft SI has a hole opening on the rear cover 6 side, and is inserted into the internal flow path SPa (through hole) of the primary shaft SP from the fixed sheave 37 side. . The hydraulic oil supply pipe 80 is supported in the hole of the input shaft SI through a cylindrical sleeve 83. The hydraulic oil flowing through the hydraulic oil supply pipe 80 is guided to the hydraulic clutch CR through a hole formed in the sleeve 83 and the input shaft SI and a predetermined oil passage.
[0056]
Here, as shown in FIG. 5, the input shaft SI is inserted into the primary shaft SP so that a gap Gb is formed between the input shaft SI and the inner peripheral surface of the internal flow path SPa (through hole). An elastic seal ring 84 is disposed between the shaft SI and the inner peripheral surface of the primary shaft SP. In the present embodiment, the gap Gb between the input shaft SI and the primary shaft SP is set to about 0.1 to 0.3 mm on the entire circumference of the input shaft SI.
[0057]
As shown in FIGS. 2 and 5, the primary shaft SP is formed with a protrusion SPe that protrudes radially inward from the inner peripheral surface of the internal flow passage SPa. The protrusion SPe is formed near the root of the fixed sheave 37, that is, inside the fixed sheave 37, and extends over the entire circumference of the inner peripheral surface of the internal flow path SPa. The inner peripheral surface of the protrusion SPe faces the surface of the hydraulic oil supply pipe 80, and a minute gap is formed between the inner peripheral surface of the protrusion SPe and the hydraulic oil supply pipe 80.
[0058]
In this way, by forming the protrusion SPe in the internal flow path SPa of the primary shaft SP, when the hydraulic oil supply pipe 80 is arranged in the internal flow path SPa, the internal flow is utilized by using the protrusion SPe. The hydraulic oil supply pipe 80 can be accurately and easily positioned at the center of the path SPa, and the assemblability of the continuously variable transmission 9 can be improved. In addition, by maintaining a small gap between the surface of the hydraulic oil supply pipe 80 and the inner peripheral surface of the protrusion SPe, a good seal is achieved while reducing the burden on the seal ring 84 for sealing the internal flow path SPa. Performance can be obtained. Furthermore, since the thickness of the primary shaft SP increases in the vicinity of the fixed sheave 37 by arranging the protrusion SPe near the base portion of the fixed sheave 37, the rigidity of the fixed sheave 37 and the primary shaft SP is improved. It becomes possible.
[0059]
During the operation of the belt-type continuously variable transmission 9 configured as described above, the primary shaft SP bends due to the tension or thrust of the belt B, but the belt-type continuously variable transmission 9 has an internal flow path. The hydraulic oil supply pipe 80 in SPa is supported by the transaxle rear cover 6 and the input shaft SI which are members other than the primary shaft SP. Therefore, even if the primary shaft SP is bent due to the tension or thrust of the belt B, the hydraulic oil supply pipe 80 or its support portion (the portion that contacts the hydraulic oil supply pipe 80 of the input shaft SI and the operation of the transaxle rear cover 6). A large load due to the bending of the primary shaft SP is not directly applied to the portion in contact with the oil supply pipe 80.
[0060]
That is, since the above-mentioned gap Gb is formed between the input shaft SI that supports the hydraulic oil supply pipe 80 and the primary shaft SP, the load from the primary shaft SP to the input shaft SI by this gap Gb. Is largely blocked. In the continuously variable transmission 9, the seal ring 84 that seals the internal flow path SPa and prevents the hydraulic oil from flowing outside functions as a buffer means that absorbs and attenuates the load from the primary shaft SP. The seal ring 84 absorbs and attenuates the load from the primary shaft SP to the input shaft SI. Further, on the transaxle rear cover 6 side, the load from the primary shaft SP is absorbed and attenuated by the seal rings 78 and 81.
[0061]
As a result, in the continuously variable transmission 9, the hydraulic oil supply pipe 80 and its supporting portion (the part that contacts the hydraulic oil supply pipe 80 of the input shaft SI and the part that contacts the hydraulic oil supply pipe 80 of the transaxle rear cover 6). Since the increase in surface pressure is suppressed, the durability of the hydraulic oil supply pipe 80 and its supporting part is improved without subjecting the hydraulic oil supply pipe 80 and its supporting part to a special and expensive surface hardening treatment. It becomes possible to make it. Therefore, according to the present invention, it is possible to improve the durability of the belt-type continuously variable transmission 9 while reducing the size and cost.
[0062]
In addition, it cannot be overemphasized that the structure demonstrated as what is applied with respect to the primary pulley 35 and primary shaft SP among the said structures can be applied also to the secondary pulley 36 and secondary shaft SS.
[0063]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, it is possible to improve the durability of the belt type continuously variable transmission while reducing the size and cost.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a vehicle to which a continuously variable transmission according to the present invention is applied.
FIG. 2 is an enlarged sectional view showing a main part of a continuously variable transmission according to the present invention.
FIG. 3 is a cross-sectional view for explaining a continuously variable transmission according to the present invention.
FIG. 4 is a schematic view for explaining a support structure of a tubular member in a continuously variable transmission according to the present invention.
FIG. 5 is an enlarged sectional view showing a main part of a continuously variable transmission according to the present invention.
[Explanation of symbols]
1 vehicle
2 Engine
3 Transaxle
6 Transaxle rear cover
6a Oil passage
7 Torque converter
8 Forward / reverse switching mechanism
9 Belt type continuously variable transmission
10 Final reduction gear
31, 32, 33, 34 Bearing
31a, 34a inner ring
31b, 34b Outer ring
35 Primary pulley
36 Secondary pulley
37, 41 Fixed sheave
38, 42 Movable sheave
39, 44 Pulley groove
40, 45 Hydraulic actuator
40a Oil chamber
70 Bulkhead member
71 Base end
75 Lock nut
77 Retainer
78, 81, 83, 84 Seal ring
80 Hydraulic oil supply pipe
82 Positioning plate
B belt
CR hydraulic clutch
Gb gap
SI input shaft
SP Primary shaft
SPa internal flow path
SPe protrusion
SS Secondary shaft
SSa Expanded part

Claims

A movable sheave and a fixed sheave disposed on the outer periphery of the rotating shaft; and a belt wound around the movable sheave and the fixed sheave. The movable sheave is moved with respect to the fixed sheave so that a winding radius of the belt is increased. In a belt-type continuously variable transmission that can obtain a desired gear ratio by changing,
The tubular member is disposed inside the rotating shaft and includes a tubular member that forms a predetermined flow path. One end of the tubular member is supported by a first member other than the rotating shaft, while the other tubular member. The end is supported by a second member other than the rotating shaft, and at least a buffer means is provided between the first member and the rotating shaft,
The rotary shaft has an internal flow path for circulating hydraulic oil used to move the movable sheave, the tubular member is disposed in the internal flow path, and the rotary shaft includes the A belt-type continuously variable transmission characterized in that a protrusion is formed in the vicinity of the root of the fixed sheave in the radial direction and inward from the inner peripheral surface of the internal flow path so as to face the surface of the tubular member. .

The rotating shaft has an internal flow path for circulating hydraulic oil used for moving the movable sheave, and the tubular member is disposed in the internal flow path and seals the internal flow path The belt-type continuously variable transmission according to claim 1 , wherein a sealing member for functioning as the buffer means.

A partition member fixed to the rotating shaft and defining an oil chamber for applying hydraulic pressure to the movable sheave is further provided, and the rotating shaft is supported by a bearing through the partition member. The belt-type continuously variable transmission according to claim 1 or 2 .

Further comprising a bearing for supporting the rotary shaft, the bearing, the inner ring includes an outer ring receiving the inner ring, the inner ring is of claims 1 to 3, characterized in that it is integrated with the rotating shaft The belt type continuously variable transmission according to any one of the above.