JP4492007B2

JP4492007B2 - Toroidal continuously variable transmission and continuously variable transmission

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Publication number: JP4492007B2
Application number: JP2001246864A
Authority: JP
Inventors: 慎司宮田; 正美田中
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2001-06-19
Filing date: 2001-08-16
Publication date: 2010-06-30
Anticipated expiration: 2021-08-16
Also published as: JP2003074656A

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
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、自動車用自動変速装置を構成する変速ユニットとして、或はポンプ等の各種産業機械の運転速度を調節する為の変速機として利用する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用変速機として、図８〜９に略示する様なトロイダル型無段変速機を使用する事が研究され、一部で実施されている。このトロイダル型無段変速機は、例えば実開昭６２−７１４６５号公報に開示されている様に、入力軸１と同心に入力側ディスク２を支持し、この入力軸１と同心に配置された出力軸３の端部に出力側ディスク４を固定している。トロイダル型無段変速機を納めたケーシング５（後述する図１１参照）の内側には、上記入力軸１並びに出力軸３に対し捩れの位置にある枢軸６、６を中心として揺動するトラニオン７、７を設けている。
【０００３】
これら各トラニオン７、７は、両端部外側面に上記枢軸６、６を、各トラニオン７、７毎に互いに同心に、各トラニオン７、７毎に１対ずつ設けている。これら各枢軸６、６の中心軸は、上記各ディスク２、４の中心軸と交差する事はないが、これら各ディスク２、４の中心軸の方向に対しほぼ直角方向である、捩れの位置に存在する。又、上記各トラニオン７、７の中心部には変位軸８、８の基半部を支持し、上記枢軸６、６を中心として各トラニオン７、７を揺動させる事により、上記変位軸８、８の傾斜角度の調節を自在としている。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。そして、各パワーローラ９、９を、上記入力側、出力側両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａ同士の間に挟持している。
【０００４】
上記入力側、出力側両ディスク２、４の互いに対向する内側面２ａ、４ａは、それぞれ断面が、上記枢軸６を中心とする円弧若しくはこの様な円弧に近い曲線を回転させて得られる、断面円弧状の凹面をなしている。そして、球状凸面に形成された各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａを、上記内側面２ａ、４ａに当接させている。又、上記入力軸１と入力側ディスク２との間には、ローディングカム装置１０を設け、このローディングカム装置１０によって上記入力側ディスク２を、出力側ディスク４に向け弾性的に押圧しつつ、回転駆動自在としている。
【０００５】
上述の様に構成されるトロイダル型無段変速機の使用時、入力軸１の回転に伴って上記ローディングカム装置１０が上記入力側ディスク２を、上記複数のパワーローラ９、９に押圧しつつ回転させる。そして、この入力側ディスク２の回転が、上記複数のパワーローラ９、９を介して出力側ディスク４に伝達され、この出力側ディスク４に固定の出力軸３が回転する。
【０００６】
入力軸１と出力軸３との回転速度を変える場合で、先ず入力軸１と出力軸３との間で減速を行なう場合には、枢軸６、６を中心として前記各トラニオン７、７を揺動させ、各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａが図８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。
【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９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。これら各変位軸８、８の傾斜角度を図８と図９との中間にすれば、入力軸１と出力軸３との間で、中間の変速比を得られる。
【０００８】
更に、図１０〜１１は、実願昭６３−６９２９３号（実開平１−１７３５５２号）のマイクロフィルムに記載された、より具体化されたトロイダル型無段変速機を示している。入力側ディスク２と出力側ディスク４とは円管状の入力軸１１の周囲に、それぞれ回転自在に支持している。又、この入力軸１１の端部と上記入力側ディスク２との間に、ローディングカム装置１０を設けている。一方、上記出力側ディスク４には、出力歯車１２を結合し、これら出力側ディスク４と出力歯車１２とが同期して回転する様にしている。
【０００９】
１対のトラニオン７、７の両端部に互いに同心に設けた枢軸６、６は１対の支持板１３、１３に、揺動並びに軸方向（図１０の表裏方向、図１１の左右方向）の変位自在に支持している。そして、上記各トラニオン７、７の中間部に、変位軸８、８の基半部を支持している。これら各変位軸８、８は、基半部と先半部とを互いに偏心させている。そして、このうちの基半部を上記各トラニオン７、７の中間部に回転自在に支持し、それぞれの先半部にパワーローラ９、９を回転自在に支持している。
【００１０】
尚、上記１対の変位軸８、８は、上記入力軸１１に対して１８０度反対側位置に設けている。又、これら各変位軸８、８の基半部と先半部とが偏心している方向は、上記入力側、出力側両ディスク２、４の回転方向に関して同方向（図１１で左右逆方向）としている。又、偏心方向は、上記入力軸１１の配設方向に対してほぼ直交する方向としている。従って上記各パワーローラ９、９は、上記入力軸１１の配設方向に関する若干の変位自在に支持される。
【００１１】
又、上記各パワーローラ９、９の外側面と上記各トラニオン７、７の中間部内側面との間には、これら各パワーローラ９、９の外側面の側から順に、スラスト玉軸受１４、１４とスラストニードル軸受１５、１５とを設けている。このうちのスラスト玉軸受１４、１４は、上記各パワーローラ９、９に加わるスラスト方向の荷重を支承しつつ、これら各パワーローラ９、９の回転を許容する。又、上記各スラストニードル軸受１５、１５は、上記各パワーローラ９、９から上記各スラスト玉軸受１４、１４を構成する外輪１６、１６に加わるスラスト荷重を支承しつつ、上記各変位軸８、８の先半部及び上記外輪１６、１６が、これら各変位軸８、８の基半部を中心として揺動する事を許容する。更に、上記各トラニオン７、７は、油圧式のアクチュエータ１７、１７により、前記各枢軸６、６の軸方向の変位を自在としている。
【００１２】
上述の様に構成されるトロイダル型無段変速機の場合、入力軸１１の回転はローディングカム装置１０を介して入力側ディスク２に伝えられる。そして、この入力側ディスク２の回転が、１対のパワーローラ９、９を介して出力側ディスク４に伝えられ、更にこの出力側ディスク４の回転が、出力歯車１２より取り出される。
【００１３】
入力軸１１と出力歯車１２との間の回転速度比を変える場合には、上記各アクチュエータ１７、１７により上記１対のトラニオン７、７を、それぞれ逆方向に、例えば、図１１の下側のパワーローラ９を同図の右側に、同図の上側のパワーローラ９を同図の左側に、それぞれ変位させる。この結果、これら各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと上記入力側ディスク２及び出力側ディスク４の内側面２ａ、４ａとの当接部に作用する、接線方向の力の向きが変化する。そして、この力の向きの変化に伴って上記各トラニオン７、７が、支持板１３、１３に枢支された枢軸６、６を中心として、互いに逆方向に揺動する。この結果、前述の図８〜９に示した様に、上記各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと上記各内側面２ａ、４ａとの当接位置が変化し、上記入力軸１１と出力歯車１２との間の回転速度比が変化する。
【００１４】
トロイダル型無段変速機による動力伝達時には、構成各部の弾性変形に基づいて、上記各パワーローラ９、９が上記入力軸１１の軸方向に変位する。そして、これら各パワーローラ９、９を支持した前記各変位軸８、８が、それぞれの基半部を中心として僅かに回動する。この回動の結果、上記各スラスト玉軸受１４、１４の外輪１６、１６の外側面と上記各トラニオン７、７の内側面とが相対変位する。これら外側面と内側面との間には、前記各スラストニードル軸受１５、１５が存在する為、この相対変位に要する力は小さい。
【００１５】
上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速機の場合には、上記入力軸１１と出力歯車１２との間での動力伝達を２個のパワーローラ９、９により行なっている。従って、各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと入力側、出力側両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａとの間で伝達される単位面積当たりの力が大きくなり、伝達可能な動力に限界を生じる。この様な事情に鑑みて、トロイダル型無段変速機により伝達可能な動力を大きくすべく、パワーローラ９、９の数を増やす事も、従来から考えられている。
【００１６】
この様な目的でパワーローラ９、９の数を増やす為の構造の第１例として、１組の入力側ディスク２と出力側ディスク４との間に３個のパワーローラ９、９を配置し、この３個のパワーローラ９、９によって動力の伝達を行なう事が、例えば特開平３−７４６６７号公報に記載されている様に、従来から知られている。この公報に記載された構造の場合には、図１２に示す様に、固定のフレーム１８の円周方向等間隔の３個所位置に、それぞれが１２０度に折れ曲がった支持片１９、１９の中間部を枢支している。そして、隣り合う支持片１９、１９同士の間にそれぞれトラニオン７、７を、揺動並びに軸方向の変位を自在に支持している。
【００１７】
上記各トラニオン７、７は、それぞれ油圧式のアクチュエータ１７、１７により、それぞれの両端部に互いに同心に設けた枢軸６の軸方向の変位を自在としている。上記各アクチュエータ１７、１７を構成する各油圧シリンダ２０、２０は、制御弁２１を介して、油圧源であるポンプ２２の吐出口に通じている。この制御弁２１は、それぞれが軸方向（図１２の左右方向）に変位自在なスリーブ２３とスプール２４とを備える。
【００１８】
それぞれが上記各トラニオン７、７に、変位軸８、８により枢支されたパワーローラ９、９の傾斜角度を変える場合には、制御モータ２５により上記スリーブ２３を軸方向（図１２の左右方向）に変位させる。この結果、上記ポンプ２２から吐出された圧油が、油圧配管を通じて上記各油圧シリンダ２０、２０に送り込まれる。そして、これら各油圧シリンダ２０、２０に嵌装された、上記各トラニオン７、７を枢軸の軸方向に変位させる為の駆動ピストン２６、２６が、入力側ディスク２及び出力側ディスク４（図８〜９参照）の回転方向に関して同方向に変位する。又、上記各駆動ピストン２６、２６の変位に伴って上記各油圧シリンダ２０、２０から押し出された作動油は、やはり上記制御弁２１を含む油圧配管（一部図示せず）を通じて、油溜２７に戻される。
【００１９】
一方、上記圧油の送り込みに伴う駆動ピストン２６の変位は、プリセスカム２８、リンク２９を介して上記スプール２４に伝達され、このスプール２４を軸方向に変位させる。この結果、上記駆動ピストン２６が所定量変位した状態で、上記制御弁２１の流路が閉じられ、上記各油圧シリンダ２０、２０への圧油の給排が停止される。従って、上記各トラニオン７、７の軸方向に関する変位量は、上記制御モータ２５によるスリーブ２３の変位量に応じただけのものとなる。
【００２０】
更に、トロイダル型無段変速機により伝達可能な動力を大きくすべく、パワーローラ９、９の数を増やす為の構造の第２例として、図１３に示す様に、入力軸１１ａの周囲に入力側ディスク２Ａ、２Ｂと出力側ディスク４、４とを２個ずつ設け、これら２個ずつの入力側ディスク２Ａ、２Ｂと出力側ディスク４、４とを動力の伝達方向に関して互いに並列に配置する、所謂ダブルキャビティ型の構造も、従来から知られている。この図１３に示した構造は、上記入力軸１１ａの中間部周囲に出力歯車１２ａを、この入力軸１１ａに対する回転を自在として支持し、この出力歯車１２ａの中心部に設けた円筒部の両端部に上記各出力側ディスク４、４を、スプライン係合させている。又、上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂは、上記入力軸１１ａの両端部に、この入力軸１１ａと共に回転自在に支持している。この入力軸１１ａは、駆動軸１００により、ローディングカム装置１０を介して回転駆動する。この様なダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機の場合には、入力軸１１ａから出力歯車１２ａへの動力の伝達を、一方の入力側ディスク２Ａと出力側ディスク４との間と、他方の入力側ディスク２Ｂと出力側ディスク４との間との、２系統に分けて行なうので、大きな動力の伝達を行なえる。
【００２１】
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。即ち、低速走行時にはエンジンの駆動力をトロイダル型無段変速機のみで伝達し、高速走行時には上記駆動力を遊星歯車機構で伝達する事により、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機に加わるトルクの低減を図る様にしている。この様に構成する事により、上記トロイダル型無段変速機の構成各部材の耐久性を向上させる事ができる。
【００２２】
図１４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。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３０と遊星歯車機構３１とを組み合わせて成る。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３０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３１により伝達すると共に、この遊星歯車機構３１による変速比を、上記トロイダル型無段変速機３０の変速比を変える事により調節自在としている。
【００２３】
この為に、上記トロイダル型無段変速機３０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の先端部（図１４の右端部）と上記遊星歯車機構３１を構成するリング歯車３２を支持した支持板３３の中心部に固定した伝達軸３４とを、高速用クラッチ３５を介して結合している。尚、上記１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂのうち、先端側（図１４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１３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。これに対して基端側（図１４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１３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。何れにしても、上記トロイダル型無段変速機３０の構成は、次述する押圧装置３６の点を除き、前述の図１３に示した従来構造の場合と、実質的に同様である。
【００２４】
又、駆動源であるエンジン３７のクランクシャフト３８の出力側端部（図１４の右端部）と上記入力軸１１ａの入力側端部（＝基端部＝図１４の左端部）との間に、発進クラッチ３９と油圧式の押圧装置３６とを、動力の伝達方向に関して互いに直列に設けている。この押圧装置３６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３８から前記トロイダル型無段変速機３０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。
【００２５】
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４０を、この入力軸１１ａと同心に配置している。そして、この出力軸４０の周囲に前記遊星歯車機構３１を設けている。この遊星歯車機構３１を構成する太陽歯車４１は、上記出力軸４０の入力側端部（図１４の左端部）に固定している。従ってこの出力軸４０は、上記太陽歯車４１の回転に伴って回転する。この太陽歯車４１の周囲には前記リング歯車３２を、上記太陽歯車４１と同心に、且つ回転自在に支持している。そして、このリング歯車３２の内周面と上記太陽歯車４１の外周面との間に、それぞれが１対ずつの遊星歯車４２ａ、４２ｂを組み合わせて成る、複数の遊星歯車組４３、４３を設けている。これら１対ずつの遊星歯車４２ａ、４２ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車４２ａが上記リング歯車３２に噛合し、内径側に配置した遊星歯車４２ｂが上記太陽歯車４１に噛合している。この様な遊星歯車組４３、４３は、キャリア４４の片側面（図１４の左側面）に回転自在に支持している。又、このキャリア４４は、上記出力軸４０の中間部に、回転自在に支持している。
【００２６】
又、上記キャリア４４と、前記トロイダル型無段変速機３０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４５により、回転力の伝達を可能な状態に接続している。この第一の動力伝達機構４５は、上記入力軸１１ａ及び上記出力軸４０と平行な伝達軸４６と、この伝達軸４６の一端部（図１４の左端部）に固定したスプロケット４７ａと、上記各出力側ディスク４、４に固定したスプロケット４７ｂと、これら両スプロケット４７ａ、４７ｂ同士の間に掛け渡したチェン４８と、上記伝達軸４６の他端（図１４の右端）と上記キャリア４４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４９、５０とにより構成している。従って上記キャリア４４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４９、５０の歯数に応じた速度で回転する。尚、これは、上記１対のスプロケット４７ａ、４７ｂの歯数が互いに同じ場合である。
【００２７】
一方、上記入力軸１１ａと上記リング歯車３２とは、この入力軸１１ａと同心に配置された前記伝達軸３４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。この伝達軸３４と上記入力軸１１ａとの間には、前記高速用クラッチ３５を、これら両軸３４、１１ａに対し直列に設けている。従って本例の場合には、請求項２に記載した第二の動力伝達機構５３は、上記伝達軸３４が構成する。そして、上記高速用クラッチ３５の接続時にこの伝達軸３４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。
【００２８】
又、無段変速装置は、請求項４に記載したモード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、上記高速用クラッチ３５と、上記キャリア４４の外周縁部と上記リング歯車３２の軸方向一端部（図１４の右端部）との間に設けた低速用クラッチ５１と、このリング歯車３２と無段変速装置のハウジング（図示省略）等、固定の部分との間設けた後退用クラッチ５２とから成る。各クラッチ３５、５１、５２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。
【００２９】
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５１を接続すると共に、上記高速用クラッチ３５及び後退用クラッチ５２の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ３９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３０のみが、この入力軸１１ａから上記出力軸４０に動力を伝達する。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１３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。
【００３０】
これに対して、高速走行時には、上記高速用クラッチ３５を接続すると共に、上記低速用クラッチ５１及び後退用クラッチ５２の接続を断つ。この状態で上記発進クラッチ３９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４０には、前記伝達軸３４と前記遊星歯車機構３１とが、動力を伝達する。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３５及び伝達軸３４を介してリング歯車３２に伝わる。そして、このリング歯車３２の回転が複数の遊星歯車組４３、４３を介して太陽歯車４１に伝わり、この太陽歯車４１を固定した上記出力軸４０を回転させる。この状態で、上記トロイダル型無段変速機３０の変速比を変える事により上記各遊星歯車組４３、４３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。
【００３１】
即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車組４３、４３が、上記リング歯車３２と同方向に公転する。そして、これら各遊星歯車組４３、４３の公転速度が遅い程、上記太陽歯車４１を固定した出力軸４０の回転速度が速くなる。例えば、上記公転速度とリング歯車３２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３２と出力軸４０の回転速度が同じになる。これに対して、上記公転速度がリング歯車３２の回転速度よりも遅ければ、上記リング歯車３２の回転速度よりも出力軸４０の回転速度が速くなる。反対に、上記公転速度がリング歯車３２の回転速度よりも速ければ、上記リング歯車３２の回転速度よりも出力軸４０の回転速度が遅くなる。
【００３２】
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３０の変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は増速側に変化する。この様な高速走行時の状態では、上記トロイダル型無段変速機３０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）。即ち、前記高速用クラッチ３５を接続した状態では、前記エンジン３７から入力軸１１ａに伝達されたトルクは、前記伝達軸３４を介して前記遊星歯車機構３１のリング歯車３２に伝達される。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。
【００３３】
一方、前記第二の動力伝達装置５３を介して前記遊星歯車機構３１のリング歯車３２に伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車組４３、４３から、キャリア４４及び第一の動力伝達機構４５を介して各出力側ディスク４、４に伝わる。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３０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３０の変速比を減速側に変化させる程小さくなる。この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機３０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３０の構成部品の耐久性向上を図れる。
【００３４】
更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸４０を逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ５１、３５の接続を断つと共に、前記後退用クラッチ５２を接続する。この結果、上記リング歯車３２が固定され、上記各遊星歯車組４３、４３が、このリング歯車３２並びに前記太陽歯車４１と噛合しつつ、この太陽歯車４１の周囲を公転する。そして、この太陽歯車４１並びにこの太陽歯車４１を固定した出力軸４０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。
【００３５】
尚、上述した無段変速装置は、高速走行時にトロイダル型無段変速機３０を通過するトルクを低減する事を目的とした、所謂パワー・スプリット式と呼ばれるものである。この方式の無段変速装置の場合には、入力軸１１ａを回転させたまま出力軸４０を停止させる事はできない為、発進クラッチ３９が必要になる。これに対して、遊星歯車機構の仕様並びにこの遊星歯車機構とトロイダル型無段変速機との組み合わせを工夫する事により、入力軸を回転させたまま出力軸を停止させられる、所謂ギヤード・ニュートラル式と呼ばれる無段変速装置も、例えば特開平１１−６３１４８号公報、英国特許公報ＧＢ２２５６０１５Ａ等に記載されている。このギヤード・ニュートラル式の無段変速装置の場合、出力軸の停止若しくは低速回転時にトロイダル型無段変速機を通過するトルクが大きくなる代わりに発進クラッチを省略できる。
【００３６】
【発明が解決しようとする課題】
前述した各従来技術のうち、図１４に示した無段変速装置が、耐久性を確保しつつ大きなトルクの伝達を可能にする点からは優れているが、十分な耐久性を確保しつつより大きなトルクを伝達可能にする事を考慮した場合、単に従来技術を組み合わせただけでは、十分に対応できない可能性がある。即ち、図１４に示した構造で大きなトルク伝達を行なう構造を実現する事を考慮した場合、発進クラッチ３９の出力部と入力軸１１ａとの間、この入力軸１１ａと高速用クラッチ３５との間で、それぞれ大きな動力を伝達する必要が生じる。これに対して従来は、これら各部で大きなトルクを伝達可能な、実用的な構造が知られていなかった。例えば、特開平１１−３０３９６１号公報には、出力側ディスクの外側面内径寄り部分とスリーブの端部とを凹凸係合させた構造が記載されているが、トルク伝達部の直径が小さい為、必ずしも大きなトルクの伝達を行なえない。
本発明の無段変速装置は、この様な事情に鑑みて発明したものである。
【００３７】
【課題を解決するための手段】
本発明のトロイダル型無段変速機及び無段変速装置のうち、請求項１に記載した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、入力側ディスクと、この入力側ディスクと同心に配置されてこの入力軸とは独立した回転を自在とされた出力側ディスクと、これら入力側ディスクと出力側ディスクとの間に設けられ、これら各ディスクの中心軸に対し捩れの位置にある枢軸を中心として揺動する複数個のトラニオンと、これら各トラニオンの内側面から突出した、これら各トラニオン毎に１本ずつの変位軸と、これら各変位軸に回転自在に支持された状態で、上記入力側ディスクと出力側ディスクとの内側面同士の間に挟持された、上記各トラニオン毎に１個ずつのパワーローラとを備える。
【００３８】
特に、請求項１に記載したトロイダル型無段変速機に於いては、上記入力側ディスクと出力側ディスクとのうちの少なくとも一方のディスクの外側面の一部で、この外側面の内周縁から、この外側面の径方向に関する幅寸法の丁度１／２だけ外径寄り位置として規定されるこの外側面の中央部よりも当該ディスクの外周縁寄り部分である、この外側面の外径寄り半部に突設した複数の凸部と、当該ディスクとの間でトルクの伝達を行なわせる伝達部材に設けた伝達用突片の先端部とを係合させる事で、当該ディスクと伝達部材との間でのトルク伝達を可能としている。更に、上記各凸部の外周面よりも径方向に関して外側に位置する、上記外側面の外径寄り部分に平坦部を形成している。
【００４０】
又、請求項２に記載した無段変速装置は、入力軸と、出力軸と、トロイダル型無段変速機と、遊星歯車機構と、第一の動力伝達機構と、第二の動力伝達機構とを備える。
このうちの入力軸は、駆動源につながってこの駆動源により回転駆動されるものである。
又、上記出力軸は、上記入力軸の回転に基づく動力を取り出す為のものである。
又、上記トロイダル型無段変速機は、上記入力軸の両端部に支持されてこの入力軸の回転に伴って回転する１対の入力側ディスクと、それぞれの内側面をこれら各入力側ディスクの内側面に対向させた状態で上記入力軸の中間部周囲にこれら各入力側ディスクと同心に配置され、これら各入力側ディスクとは独立した、且つ互いに同期した回転を自在とされた１対の出力側ディスクと、これら各入力側ディスクと各出力側ディスクとの間に設けられ、これら各ディスクの中心軸に対し捩れの位置にある枢軸を中心として揺動する、１対の入力側ディスク及び出力側ディスク毎に複数個ずつのトラニオンと、これら各トラニオンの内側面から突出した、これら各トラニオン毎に１本ずつの変位軸と、これら各変位軸に回転自在に支持された状態で、上記各入力側ディスクと各出力側ディスクとの内側面同士の間に挟持された、上記各トラニオン毎に１個ずつのパワーローラと、油圧に基づいて上記各入力側ディスクと上記各出力側ディスクとがこれら各パワーローラを挟持する力を、これら各入力側ディスクと各出力側ディスク同士の間で伝達する力の大きさに対応して付与する、動力の伝達方向に関して上記入力軸に対し並列に、且つこの入力軸の周囲に設けられた押圧装置とを備える。
又、前記遊星歯車機構は、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、前記第一の動力伝達機構を通じて送られる動力と前記第二の動力伝達機構を通じて送られる動力とを、上記太陽歯車と上記リング歯車と上記キャリアとのうちの２個の部材に伝達自在とすると共に、これら太陽歯車とリング歯車とキャリアとのうちの残りの１個の部材に上記出力軸を結合している。
又、上記第一の動力伝達機構は、前記入力軸に入力された動力を前記トロイダル型無段変速機を介して伝達するものである。
又、上記第二の動力伝達機構は、上記入力軸に入力された動力を上記トロイダル型無段変速機を介する事なく伝達するもので、伝達軸を有し、上記入力軸の一端部に支持された一方の入力側ディスクの外側面の一部で、この外側面の内周縁から、この外側面の径方向に関する幅寸法の丁度１／２だけ外径寄り位置として規定されるこの外側面の中央部よりも当該ディスクの外周縁寄り部分である、この外側面の外径寄り半部に突設した複数の凸部と上記伝達軸の端部から径方向外方に伸びた伝達用突片の先端部とを係合させる事で、上記一方の入力側ディスクから上記伝達軸への回転力の伝達を自在としている。
更に、上記各凸部の外周面よりも径方向に関して外側に位置する、上記外側面の外径寄り部分に平坦部を形成している。
【００４１】
又、好ましくは、請求項３に記載した様に、上記入力軸の他端部外周面に外向フランジ状の鍔部を備え、この鍔部の外周縁部に形成した複数の切り欠きと駆動軸の先端部に形成した駆動用凸部とを係合させる事により、この駆動軸により上記入力軸を回転駆動自在とする。
更に、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場合等、低速時に大きなトルクを必要としたり、回転方向を逆転する必要がある場合には、請求項４に記載した様に、上記入力軸に入力された動力が上記第一の動力伝達機構と上記第二の動力伝達機構とを通じて上記遊星歯車機構に送られる状態を切り換えるモード切換手段を設ける。
そして、このモード切換手段は、上記第一の動力伝達機構のみで動力の伝達を行なう第一のモードと、この第一の動力伝達機構と上記第二の動力伝達機構との双方で動力の伝達を行なう第二のモードと、この第一の動力伝達機構のみで動力の伝達を行なうと共に上記出力軸の回転方向を上記第一、第二のモードの場合とは逆にする第三のモードとの切換を行なう。
【００４２】
【作用】
上述の様に構成する本発明のトロイダル型無段変速機及び無段変速装置が、入力側ディスクと出力側ディスクとの間、或は入力軸と出力軸との間で動力を伝達すると共に、これら両ディスク同士或は両軸同士の間の変速比を変化させる場合に於ける基本的な作用は、前述の図８〜１４に示した、従来から知られているトロイダル型無段変速機或は無段変速装置の場合と同様である。
特に、本発明のトロイダル型無段変速機或は無段変速装置の場合には、ディスクの外側面の外径寄り半部に形成した複数の凸部とトルクの伝達を行なわせる伝達部材に設けた伝達用突片の先端部との係合により、動力伝達部で大きなトルク伝達を無理なく行なえる。
更に、当該ディスクの内側面の仕上加工時に、上記各凸部を形成したディスクの外側面の外径寄り部分に形成した平坦部を利用して、当該ディスクの外側面外径寄り部分を支えられる。
【００４３】
【発明の実施の形態】
図１〜７は、本発明の実施の形態の１例を示している。尚、図示の例は、トロイダル型無段変速機３０ａと遊星歯車機構３１ａとを組み合わせて無段変速装置を構成した場合に就いて示している。この無段変速装置は、入力軸１１ｂと、出力軸４０ａと、上記トロイダル型無段変速機３０ａと、上記遊星歯車機構３１ａと、第一の動力伝達機構４５ａと、第二の動力伝達機構５３とを備える。このうちの入力軸１１ｂは、エンジン３７（図１４参照）等の駆動源につながって、この駆動源により回転駆動される。又、上記出力軸４０ａは、上記入力軸１１ｂの回転に基づく動力を取り出す為のもので、図示しないデファレンシャルギヤ等を介して、やはり図示しない車輪駆動軸に接続される。
【００４４】
又、上記トロイダル型無段変速機３０ａは、前述の図１３〜１４に示した様なダブルキャビティ型で、且つ、各キャビティ内にトラニオン７、７及びパワーローラ９、９を３個ずつ、合計６個設けたものである。この様なトロイダル型無段変速機３０ａを構成する為に、上記入力軸１１ｂの両端部に１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂを、互いの内側面２ａ、２ａ同士を対向させた状態で、上記入力軸１１ｂと同期した回転自在に支持している。このうち、基端側（駆動源側で、図１〜２の左側）の入力側ディスク２Ａは上記入力軸１１ｂに、ボールスプライン５４を介して、軸方向の変位自在に支持している。これに対して、先端側（駆動源から遠い側で、図１、２の右側）の入力側ディスク２Ｂは、上記入力軸１１ｂの先端部にスプライン係合させた状態でその背面をローディングナット５５により抑える事により、上記入力軸１１ｂに固定している。
【００４５】
そして、この入力軸１１ｂの中間部周囲で上記１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂ同士の間部分に１対の出力側ディスク４、４を、それぞれの内側面４ａ、４ａを上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂの内側面２ａ、２ａに対向させた状態で、互いに同期した回転自在に支持している。そして、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との内側面２ａ、４ａ同士の間に、それぞれがトラニオン７、７の内側面に回転自在に支持されたパワーローラ９、９を挟持している。
【００４６】
これら各トラニオン７、７を支持する為に、ケーシング５ａの内面に設けた取付部５６にフレーム５７を、このフレーム５７の外径側端部３個所位置の取付孔５８、５８に挿通したスタッド５９、５９と、これら各スタッド５９、５９に螺合したナット６０、６０とにより結合固定している。図示の例では、これら各スタッド５９、５９及びナット６０、６０により、上記取付部５６とフレーム５７との間に、ギヤハウジング６１を固定している。このギヤハウジング６１の内径側には、上記１対の出力側ディスク４、４をその両端部に凹凸係合させた出力スリーブ６２を、１対の転がり軸受６３、６３により回転自在に支持すると共に、この出力スリーブ６２の中間部外周面に設けた出力歯車１２ｂを、上記ギヤハウジング６１の内部に収納している。
【００４７】
又、上記フレーム５７は全体を星形に形成すると共に、その径方向中間部乃至は外径側部分を二股に形成して、３個所の保持部６４、６４を、円周方向等間隔に形成している。そして、これら各保持部６４、６４の径方向中間部に、それぞれ支持片１９ａ、１９ａの中間部を、第二の枢軸６５、６５により枢支している。これら各支持片１９ａ、１９ａは、これら第二の枢軸６５、６５の周囲に配置される円筒状の取付部６６と、この取付部６６の外周面から径方向外方に突出した１対の支持板部６７、６７とから成る。これら１対の支持板部６７、６７同士の交差角度は１２０度である。従って、円周方向に隣り合う支持片１９ａ、１９ａの支持板部６７、６７同士は、互いに平行である。
【００４８】
この様な各支持板部６７、６７には、それぞれ円孔６８、６８を形成している。上記各支持片１９ａ、１９ａが中立状態にある場合、円周方向に隣り合う支持片１９ａ、１９ａの支持板部６７、６７に形成した円孔６８、６８同士は互いに同心である。そして、これら各円孔６８、６８内に、各トラニオン７、７の両端部に設けた枢軸６、６を、ラジアルニードル軸受６９、６９により支持している。これら各ラジアルニードル軸受６９、６９を構成する外輪７０、７０の外周面は、球状凸面としている。この様な外輪７０、７０は上記各円孔６８、６８内に、がたつきなく、且つ揺動変位自在に内嵌している。又、上記各支持板部６７、６７の一部には、上記各円孔６８、６８と同心で円弧状の長孔７１、７１を形成し、これら各長孔７１、７１に、上記各トラニオン７、７の端面（肩部）に突設したスタッド７２、７２を緩く係合させて、上記各枢軸６、６を中心とする上記各トラニオン７、７の傾斜角度を制限する為のストッパ機構を構成している。
【００４９】
この様にして前記ケーシング５ａ内に支持した上記各トラニオン７、７の内側面には、前述した従来構造と同様に、変位軸８を介してパワーローラ９、９を支持している。そして、これら各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと、前記各ディスク２Ａ、２Ｂ、４の内側面２ａ、４ａとを当接させている。又、基端側の入力側ディスク２Ａと前記入力軸１１ｂとの間に、油圧式の押圧装置３６ａを組み付けて、上記各面９ａ、２ａ、４ａ同士の当接部（トラクション部）の面圧を確保し、前記トロイダル型無段変速機３０ａによる動力の伝達を効率良く行なえる様にしている。
【００５０】
上記押圧装置３６ａを構成する為に、上記入力軸１１ｂの外周面の基端寄り部分に、外向フランジ状の鍔部７３を固設すると共に、上記基端側の入力側ディスク２Ａにシリンダ筒７４を、この入力側ディスク２Ａの外側面（図１、２の左面）から軸方向に突出する状態で、油密に外嵌支持している。上記シリンダ筒７４の内径は、軸方向中間部で小さく、両端部で大きくなっており、上記入力側ディスク２Ａは、このうちの先端側の大径部分に、油密に且つ軸方向の変位自在に内嵌されている。又、上記シリンダ筒７４の中間部内周面には、内向フランジ状の仕切板部７５を設けている。更に、上記シリンダ筒７４の内周面と上記入力軸１１ｂの外周面との間に、第一ピストン部材７６を設けている。
【００５１】
この第一ピストン部材７６は、上記入力軸１１ｂに外嵌自在な支持筒部７７の中間部外周面に、外向フランジ状の隔壁板７８を形成したもので、この隔壁板７８の外周縁を上記シリンダ筒７４の内周面中間部の小径部分に、油密に且つ軸方向の変位自在に摺接させている。又、この状態で上記仕切板部７５の内周縁を、上記支持筒部７７の外周面に、油密に且つ軸方向の変位自在に摺接させている。更に、上記支持筒部７７の基端部外周面と上記シリンダ筒７４の基端部内周面との間には、円輪状の第二ピストン部材７９を設けている。この第二ピストン部材７９は、その基端側側面を上記鍔部７３に当接させる事により軸方向の変位を阻止すると共に、内外両周縁と上記支持筒部７７の基端部外周面及び上記シリンダ筒７４の基端部内周面との間の油密を保持している。
【００５２】
又、上記仕切板部７５を備えた上記シリンダ筒７４は、この仕切板部７５と上記第二ピストン部材７９との間に設けた、皿板ばね８０等の予圧ばねにより、上記入力側ディスク２Ａに向け押圧している。従ってこの入力側ディスク２Ａは、少なくとも（前記押圧装置３６ａ内に圧油を導入していない状態でも）上記皿板ばね８０の弾力に見合う押圧力により押圧され、前記各面９ａ、２ａ、４ａ同士の当接部に、この弾力に見合う面圧を付与する。従って、この弾力は、前記トロイダル型無段変速機３０ａにより極く小さな動力の伝達を行なう際に、上記各面９ａ、２ａ、４ａ同士の各当接部で（不可避であるスピンを除く）滑りが生じない程度に規制する。
【００５３】
又、上記第二ピストン部材７９と上記仕切板部７５との間、並びに前記隔壁板７８と上記入力側ディスク２Ａとの間にそれぞれ存在する油圧室内に、前記入力軸１１ｂの中心孔８１を介して、油圧を導入自在としている。この中心孔８１は、図示しない油圧調整弁を介して、やはり図示しない、加圧ポンプ等の油圧源に通じている。上記トロイダル型無段変速機３０ａを含む無段変速装置の運転時には、伝達すべき動力の大きさに応じて上記油圧調整弁により調整された油圧を、上記各油圧室内に導入し、上記入力側ディスク２Ａを押圧して、上記各面９ａ、２ａ、４ａ同士の各当接部に、上記動力の大きさに見合う面圧を付与する。
【００５４】
この際に各当接部に付与される面圧は、油圧に基づくものと上記皿板ばね８０に基づくものとの合計となる。従って、動力伝達時に上記各当接部での滑り防止を図る為に必要とする油圧は、上記皿板ばね８０の弾力分だけ低くて済み、この皿板ばね８０を設けた分だけ、上記油圧源の駆動に基づく損失（ポンプロス）を低く抑えられる。又、図示の例では、前記押圧装置３６ａをダブルピストン型として、直径を大きくする事なく受圧面積を確保し、必要とする押圧力を確保する為の油圧を低く抑えている為、この面からもポンプロスを低く抑える事ができる。尚、上記油圧を調整する際に考慮する要素は、伝達すべき動力の大きさに加えて、変速比、トラクションオイルの温度等、上記トロイダル型無段変速機３０ａの運転に影響を及ぼす、各種要素を取り入れる事ができる。
【００５５】
又、駆動軸８２から前記入力軸１１ｂへの回転力の伝達を、前記鍔部７３を介して行なう様にしている。この為に、この鍔部７３の外周縁部複数個所に、図６〜７に示す様な切り欠き８３、８３を形成すると共に、これら各切り欠き８３、８３と、上記駆動軸８２の端部に形成した駆動用凸部８４、８４とを係合させている。この為に本例の場合には、上記駆動軸８２の端部に外向フランジ状の連結部８５を設け、この連結部８５の片面外径寄り端部に、上記各駆動用凸部８４、８４を突設している。
【００５６】
更に、前記各トラニオン７、７に油圧式のアクチュエータ１７ａ、１７ｂを設けて、これら各トラニオン７、７を、それぞれの両端部に設けた枢軸６、６の軸方向に変位駆動自在としている。このうち、図３の下側中央部のトラニオン７は、それぞれが（押し出し方向の力のみ得られる）単動型であり押圧方向を互いに反対方向とした１対のアクチュエータ１７ａ、１７ａにより、それぞれ梃子腕８６、８６を介して、両端部に設けた枢軸６、６の軸方向に変位駆動自在としている。上記トラニオン７を変位させる場合には、何れか一方のアクチュエータ１７ａの油圧室にのみ圧油を送り込み、他方のアクチュエータ１７ａの油圧室は解放状態とする。これに対して、図３の上部両側のトラニオン７、７は、それぞれ（圧油の給排方向の切換に基づいて押し出し方向又は引き込み方向の力を得られる）複動型のアクチュエータ１７ｂ、１７ｂにより、それぞれの両端部に設けた枢軸６、６の軸方向に変位駆動自在としている。
【００５７】
前記トロイダル型無段変速機３０ａに設けた、合計６個のトラニオン７、７の変位は、制御弁２１（図１２参照）により上記各アクチュエータ１７ａ、１７ｂに等量の圧油を給排する事により、互いに同期して、同じ長さずつ行なう。この為に、何れか（図示の例では図３の上部左側）のトラニオン７と共に変位するロッド８７の端部にプリセスカム２８を固定し、このトラニオン７の姿勢を、リンク２９を介して、上記制御弁２１のスプール２４に伝達自在としている。
【００５８】
上述の様に構成するトロイダル型無段変速機３０ａ単独での作用は、次の通りである。運転時には前記押圧装置３６ａにより基端側の入力側ディスク２Ａを押圧しつつ、前記入力軸１１ｂを回転させる。この結果、この入力軸１１ｂの両端部に設けられた１対の入力側ディスク２Ａ、２Ｂが、前記各出力側ディスク４、４に向け押圧されつつ回転する。この回転は、前記各パワーローラ９、９を介して上記各出力側ディスク４、４に伝わり、これら両出力側ディスク４、４の回転が、前記出力スリーブ６２と出力歯車１２ｂとを通じて取り出される。
【００５９】
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との間の変速比を変えるべく、上記各パワーローラ９、９を支持した上記各トラニオン７、７を揺動変位させる際には、前記各アクチュエータ１７ａ、１７ｂにより上記各トラニオン７、７を、それその両端部に設けた枢軸６、６の軸方向に、上記各入力側ディスク２Ａ、２Ｂ及び上記各出力側ディスク４、４の円周方向に関して、同方向に同じストローク分だけ変位させる。この様に上記各トラニオン７、７を変位させる事に伴って、前述した従来構造の場合と同様に、これら各トラニオン７、７に支持されたパワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと、入力側、出力側各ディスク２Ａ、２Ｂ、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し、前述の図８〜９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て、変速比が変化する。
【００６０】
一方、上記各アクチュエータ１７ａ、１７ｂへの圧油の給排に伴う、前記図３の上部左側のトラニオン７の変位は、前記プリセスカム２８とリンク２９とを介して前記スプール２４に伝達され、このスプール２４を軸方向に変位させる。この結果、上記各アクチュエータ１７ａ、１７ｂが所定量ストロークした状態で、前記制御弁２１の流路が閉じられ、上記各アクチュエータ１７ａ、１７ｂへの圧油の給排が停止される。従って、上記各トラニオン７、７の、枢軸６、６の軸方向の変位量は、制御モータ２５によるスリーブ２３（図１２参照）の変位量に応じただけのものとなる。
【００６１】
トロイダル型無段変速機３０ａの構造及び作用は、上述の通りであるが、このトロイダル型無段変速機３０ａと組み合わされる、前記遊星歯車機構３１ａは、太陽歯車４１と、リング歯車３２と、遊星歯車組４３、４３とを備える。このうちの太陽歯車４１は、前記出力軸４０ａの入力側端部（図１の左端部）に固定している。従ってこの出力軸４０ａは、上記太陽歯車４１の回転に伴って回転する。この太陽歯車４１の周囲には上記リング歯車３２を、上記太陽歯車４１と同心に、且つ回転自在に支持している。そして、このリング歯車３２の内周面と上記太陽歯車４１の外周面との間に、それぞれが１対ずつの遊星歯車４２ａ、４２ｂを組み合わせて成る、複数組の遊星歯車組４３、４３を設けている。そして、これら１対ずつの遊星歯車４２ａ、４２ｂは、互いに噛合すると共に、外径側に配置した遊星歯車４２ａを上記リング歯車３２に噛合させ、内径側に配置した遊星歯車４２ｂを上記太陽歯車４１に噛合させている。この様な遊星歯車組４３、４３は、キャリア４４の片側面（図１の左側面）に回転自在に支持している。又、このキャリア４４は、上記出力軸４０ａの中間部周囲に、回転自在に支持している。
【００６２】
又、上記キャリア４４と前記トロイダル型無段変速機３０ａを構成する１対の出力側ディスク４、４とを、前記第一の動力伝達機構４５ａにより、回転力の伝達を可能な状態に接続している。この第一の動力伝達機構４５ａを構成する為に、前記入力軸１１ｂ及び上記出力軸４０ａと平行な伝達軸４６ａを設け、この伝達軸４６ａの一端部（図１の左端部）に固定した歯車８８を、前記出力歯車１２ｂと噛合させている。又、上記出力軸４０ａの中間部周囲にスリーブ８９を回転自在に配置し、このスリーブ８９の外周面に支持した歯車９０と、上記伝達軸４６ａの他端部（図１の右端部）に固設した歯車９１とを、図示しないアイドラ歯車を介して噛合させている。更に、上記スリーブ８９の周囲に上記キャリア４４を、円環状の結合ブラケット１０１を介して、このスリーブ８９と同期した回転自在に支持している。従って上記キャリア４４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、上記各歯車１２ｂ、８８、９０、９１の歯数に応じた速度で回転する。又、上記キャリア４４と上記出力軸４０ａとの間に、低速用クラッチ５１ａを設けている。
【００６３】
一方、上記入力軸１１ｂと前記リング歯車３２とは、この入力軸１１ｂの先端部に支持した入力側ディスク２Ｂと、この入力軸１１ｂと同心に配置された伝達軸３４ａとを介して、回転力の伝達を可能な状態に接続自在としている。この為に、上記入力側ディスク２Ｂの外側面（図１、２の右側面）の一部で、径方向に関してこの外側面の中央部よりも外径寄り半部に、図４〜５に示す様に、複数の凸部９２、９２を突設している。本例の場合には、これら各凸部９２、９２は、それぞれ円弧状で、上記入力側ディスク２Ｂの中心軸をその中心とする同一円弧上に、間欠的に且つ等間隔に配置している。そして、円周方向に隣り合う凸部９２、９２の円周方向端面同士の間を、係止切り欠き９３、９３としている。言い換えれば、上記入力側ディスク２Ｂの外側面に突設した短円筒部を等間隔で除去する事により上記各係止切り欠き９３、９３を形成し、円周方向に隣り合う係止切り欠き９３、９３同士の間を、上記各凸部９２、９２としている。
【００６４】
一方、請求項１に記載した伝達部材である、上記伝達軸３４ａの基端部には、円すい筒状の伝達筒部９４を介して伝達フランジ９５を設けている。そして、この伝達フランジ９５の外周縁部に、上記各係止切り欠き９３、９３と同数の伝達用突片９６、９６を、円周方向に関して等間隔に形成している。そして、これら各伝達用突片９６、９６と上記各係止切り欠き９３、９３とを係合させて、上記入力側ディスク２Ｂと上記伝達軸３４ａとの間でのトルク伝達を可能にしている。上記各伝達用突片９６、９６と上記各係止切り欠き９３、９３との係合部の径は十分に大きいので、上記入力側ディスク２Ｂと上記伝達軸３４ａとの間で、十分に大きなトルクを伝達自在である。
【００６５】
尚、上記入力側ディスク２Ｂと上記伝達軸３４ａとの間で伝達可能なトルクを少しでも大きくする為には、上記各凸部９２、９２を、上記入力側ディスク２Ｂの外側面の外径寄り端部（外周縁部）に形成する事が好ましい。但し、上記各凸部９２、９２を上記入力側ディスク２Ｂの外側面の外径寄り端部に形成した場合、この入力側ディスク２Ｂの内側面２ａの仕上精度を確保する事が難しくなる。即ち、パワーローラ９の周面９ａとの転がり接触に基づいてトルク伝達を行なう、上記内側面２ａは、形状並びに寸法精度を厳密に仕上げる必要がある。この内側面２ａの仕上加工は、上記入力側ディスク２Ｂの外側面を支えつつ、この内側面２ａに砥石を強く押し付ける事により行なう。この際に、上記入力側ディスク２Ｂの弾性変形を抑え、上記形状並びに寸法精度を厳密に仕上げる為には、上記外側面の外径寄り部分を支える必要がある。
【００６６】
この為、上記各凸部９２、９２の外周面よりも径方向に関して外側に位置する、上記外側面の外径寄り部分に、例えば径方向に関する幅Ｗ₉₇が１０mm以上の平坦部９７を形成し、この平坦部９７を利用して、上記仕上加工時に上記入力側ディスク２Ｂの外側面外径寄り部分を支えられる様にしている。又、前記各伝達用突片９６、９６の円周方向に関する長さは、前記各係止切り欠き９３、９３の円周方向に関する幅とできるだけ近くして、これら各係止切り欠き９３、９３内に上記各伝達用突片９６、９６を、がたつきなく係合させられる様にしている。
【００６７】
又、前記伝達軸３４ａの先端部（図１の右端部）は、前記太陽歯車４１の中心部に、回転自在に支持している。更に、上記伝達軸３４ａの中間部周囲に前記リング歯車３２を、円環状の結合ブラケット９８と後述する高速用クラッチ３５ａとを介して、上記伝達軸３４ａと同期した回転自在に支持している。従って上記リング歯車３２は、上記高速用クラッチ３５ａの接続時には、上記入力軸１１ｂの回転に伴って、この入力軸１１ｂと同方向に同速で回転する。
【００６８】
又、無段変速装置は、請求項４に記載したモード切換手段を構成するクラッチ機構を備える。このクラッチ機構は、上記高速用クラッチ３５ａと、前記低速用クラッチ５１ａと、上記リング歯車３２と無段変速装置のハウジング内に設けた固定壁９９等、固定の部分との間に設けた後退用クラッチ５２ａとから成る。各クラッチ３５ａ、５１ａ、５２ａは、何れも湿式多板クラッチであって、それぞれに付属した油圧シリンダ内への圧油の給排に基づいて断接させられる。又、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。
【００６９】
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５１ａを接続すると共に、上記高速用クラッチ３５ａ及び後退用クラッチ５２ａの接続を断つ。この状態で前記入力軸１１ｂを回転させると、トロイダル型無段変速機３０ａのみが、この入力軸１１ｂから前記出力軸４０ａに動力を伝達する。即ち、この状態では、上記トロイダル型無段変速機３０ａの出力歯車１２ｂの回転が、前記第一の動力伝達機構４５ａを介して前記キャリア４４に伝わる。上記低速用クラッチ５１ａが接続される事により、このキャリア４４の回転は、そのまま上記出力軸４０ａに伝わり、太陽歯車４１を固設したこの出力軸４０ａが回転する。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１３に示した様な、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。尚、低速用クラッチは、前記遊星歯車機構３１ａを構成する各歯車３２、４１、４２ａ、４２ｂ同士の相対変位を不能にするものであれば良く、必ずしも上記キャリア４４と上記出力軸４０ａとの間に設ける必要はない。
【００７０】
但し、本例の無段変速装置の場合には、上記１対ずつの入力側ディスク２Ａ、２Ｂと出力側ディスク４、４との間に、それぞれ３個ずつ、合計６個のパワーローラ９、９を設けている為、これら各パワーローラ９、９毎に伝達する動力を低く抑える事ができる。この為、上記各ディスク２Ａ、２Ｂ、４の内側面２ａ、４ａと上記各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａとの当接部の面圧を低くしても、当接部に滑りを生じさせる事なく、動力の伝達を行なえる。尚、上記各当接部の面圧の調整は、前記油圧式の押圧装置３６ａ内に導入する油圧を調整する事により、容易且つ確実に行なえる。そして、上記各当接部の面圧を低く抑えられる事により、上記各面２ａ、４ａ、９ａの転がり疲れ寿命を向上させる事ができる。逆に、転がり疲れ寿命を同じとした場合には、より大きな動力の伝達が可能になる。
【００７１】
これに対して、高速走行時には、前記高速用クラッチ３５ａを接続すると共に、前記低速用クラッチ５１ａ及び後退用クラッチ５２ａの接続を断つ。この状態で前記入力軸１１ｂを回転させると、この入力軸１１ｂから前記出力軸４０ａには、前記伝達軸３４ａを含む前記第二の動力伝達機構５３と、前記遊星歯車機構３１ａとが、動力を伝達する。即ち、上記高速走行時に上記入力軸１１ａが回転すると、この回転は上記伝達軸３４ａと前記結合ブラケット９８と上記高速用クラッチ３５ａとを介して、前記リング歯車３２に伝わる。そして、このリング歯車３２の回転が複数の遊星歯車組４３、４３を介して太陽歯車４１に伝わり、この太陽歯車４１を固定した上記出力軸４０ａを回転させる。この状態で、上記トロイダル型無段変速機３０ａの変速比を変える事により上記各遊星歯車組４３、４３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。
【００７２】
即ち、上記高速走行時に上記各遊星歯車組４３、４３が、上記リング歯車３２と同方向に公転する。そして、これら各遊星歯車組４３、４３の公転速度が遅い程、上記太陽歯車４１を固定した出力軸４０ａの回転速度が速くなる。例えば、上記公転速度とリング歯車３２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３２と出力軸４０ａの回転速度が同じになる。これに対して、上記公転速度がリング歯車３２の回転速度よりも遅ければ、上記リング歯車３２の回転速度よりも出力軸４０の回転速度が速くなる。反対に、上記公転速度がリング歯車３２の回転速度よりも速ければ、上記リング歯車３２の回転速度よりも出力軸４０の回転速度が遅くなる。
【００７３】
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３０ａの変速比を減速側に変化させる程、無段変速装置全体の変速比は増速側に変化する。この様な高速走行時の状態では、上記トロイダル型無段変速機３０ａに、入力側ディスク２Ａ、２Ｂからではなく、出力側ディスク４、４からトルクが加わる（低速時に加わるトルクをプラスのトルクとした場合にマイナスのトルクが加わる）。即ち、前記高速用クラッチ３５ａを接続した状態では、前記入力軸１１ｂに伝達されたトルクは、前記伝達軸３４ａを介して前記遊星歯車機構３１ａのリング歯車３２に伝達される。従って、入力軸１１ｂ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。
【００７４】
一方、前記第二の動力伝達機構５３を介して上記遊星歯車機構３１ａのリング歯車３２に伝達されたトルクの一部は、前記各遊星歯車組４３、４３から、キャリア４４及び前記第一の動力伝達機構４５ａを介して各出力側ディスク４、４に伝わる。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３０ａ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３０ａの変速比を減速側に変化させる程小さくなる。この結果、高速走行時に上記トロイダル型無段変速機３０ａ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３０ａの構成部品の耐久性向上を図れる。又、この様な高速走行時にも、このトロイダル型無段変速機３０ａを通過する動力の大きさが変化するが、前記押圧装置３６ａ内に導入する油圧を調整する事により、前記各面２ａ、４ａ、９ａ同士の当接部の面圧を適正値にする。
【００７５】
更に、自動車を後退させるべく、前記出力軸４０ａを逆回転させる際には、前記低速用、高速用両クラッチ５１ａ、３５ａの接続を断つと共に、前記後退用クラッチ５２ａを接続する。この結果、上記リング歯車３２が固定され、上記各遊星歯車組４３、４３が、このリング歯車３２並びに前記太陽歯車４１と噛合しつつ、この太陽歯車４１の周囲を公転する。そして、この太陽歯車４１並びにこの太陽歯車４１を固定した上記出力軸４０ａ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。
【００７６】
尚、本発明の無段変速装置を自動車用の自動変速機として使用する場合には、駆動源であるエンジンと前記入力軸１１ｂとの間に、トルクコンバータ或は電磁クラッチ等の発進クラッチを設ける。但し、前記低速用クラッチ５１ａに発進クラッチとしての機構を持たせ、独立した発進クラッチを省略する事もできる。この場合には、自動車の停止状態では、上記低速用クラッチ５１ａの他、前記高速用クラッチ３５ａ及び上記後退用クラッチ５２ａの接続を何れも断っておく。この状態では、前記トロイダル型無段変速機３０ａ及び前記第一、第二の動力伝達機構４５ａ、５３が空回りし、上記出力軸４０ａには動力が伝達されない。この状態から、上記低速用クラッチ５１ａを徐々に接続すれば、停止状態にある自動車を円滑に発進させる事ができる。
【００７７】
又、図示の例は、本発明の無段変速装置を自動車用の自動変速機として使用する事を前提としている為、上記高速用、低速用、後退用の各クラッチ３５ａ、５１ａ、５２ａを設けている。これに対して、本発明の無段変速装置を、例えばポンプ等の各種産業機械の運転速度を、駆動源の運転速度を一定とした状態のまま調節する為の変速機として使用する場合には、上記無段変速装置を、上述した説明の高速走行時の状態でのみ運転すれば足りる。従って、本発明の無段変速装置をこの様な用途に使用する場合には、図１に示した伝達軸３４ａとリング歯車３２とを、（上記高速用クラッチ３５ａを介する事なく）同期した回転自在に結合固定する。又、遊星歯車機構３１ａのロック状態を実現する為の上記低速用クラッチ５１ａ、及び、上記リング歯車３２をケーシング５ａに対し固定する為の後退用クラッチ５２ａを省略する。
【００７８】
【発明の効果】
本発明は、以上に述べた通り構成され作用するので、構成部材同士の間で大きなトルク伝達を行なえる構造を、特にトロイダル型無段変速機やこのトロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置を大型化する事なく行なえる。これらにより、大きな動力の伝達が可能で、しかもより優れた耐久性を有し、しかも小型且つ軽量なトロイダル型無段変速機及び無段変速装置を実現できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の１例を示す要部断面図。
【図２】図１の左半部拡大図。
【図３】図１のＡ−Ａ断面図。
【図４】伝達軸との間でトルク伝達を行なう入力側ディスクを取り出して図１と同方向から見た断面図。
【図５】図４の右方から見た図。
【図６】入力軸を取り出して図１と同方向から見た側面図。
【図７】図６の左方から見た図。
【図８】従来から知られたトロイダル型無段変速機の基本的構成を、最大減速時の状態で示す側面図。
【図９】同じく最大増速時の状態で示す側面図。
【図１０】従来の具体的構造の１例を示す断面図。
【図１１】図１０のＢ−Ｂ断面図。
【図１２】従来から知られた、伝達可能な動力を大きくする構造の第１例を、一部を切断した状態で示す要部正面図。
【図１３】同第２例を示す部分断面図。
【図１４】トロイダル型無段変速機と遊星歯車機構とを組み合わせた無段変速装置の１例を示す略断面図。
【符号の説明】
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、５ａ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、１７ａ、１７ｂアクチュエータ
１８フレーム
１９、１９ａ支持片
２０油圧シリンダ
２１制御弁
２２ポンプ
２３スリーブ
２４スプール
２５制御モータ
２６駆動ピストン
２７油溜
２８プリセスカム
２９リンク
３０、３０ａトロイダル型無段変速機
３１、３１ａ遊星歯車機構
３２リング歯車
３３支持板
３４、３４ａ伝達軸
３５、３５ａ高速用クラッチ
３６、３６ａ押圧装置
３７エンジン
３８クランクシャフト
３９発進クラッチ
４０、４０ａ出力軸
４１太陽歯車
４２ａ、４２ｂ遊星歯車
４３遊星歯車組
４４キャリア
４５、４５ａ第一の動力伝達機構
４６、４６ａ伝達軸
４７ａ、４７ｂスプロケット
４８チェン
４９第一の歯車
５０第二の歯車
５１、５１ａ低速用クラッチ
５２、５２ａ後退用クラッチ
５３第二の動力伝達機構
５４ボールスプライン
５５ローディングナット
５６取付部
５７フレーム
５８取付孔
５９スタッド
６０ナット
６１ギヤハウジング
６２出力スリーブ
６３転がり軸受
６４保持部
６５第二の枢軸
６６取付部
６７支持板部
６８円孔
６９ラジアルニードル軸受
７０外輪
７１長孔
７２スタッド
７３鍔部
７４シリンダ筒
７５仕切板部
７６第一ピストン部材
７７支持筒部
７８隔壁板
７９第二ピストン部材
８０皿板ばね
８１中心孔
８２駆動軸
８３切り欠き
８４駆動用凸部
８５連結部
８６挺子腕
８７ロッド
８８歯車
８９スリーブ
９０歯車
９１歯車
９２凸部
９３係止切り欠き
９４伝達筒部
９５伝達フランジ
９６伝達用突片
９７平坦部
９８結合ブラケット
９９固定壁
１００駆動軸
１０１結合ブラケット[0001]
[Industrial application fields]
The toroidal continuously variable transmission and continuously variable transmission according to the present invention are used as a transmission unit constituting an automatic transmission for automobiles or as a transmission for adjusting the operating speed of various industrial machines such as pumps. .
[0002]
[Prior art]
The use of a toroidal continuously variable transmission as schematically shown in FIGS. 8 to 9 has been studied and partially implemented as a transmission for automobiles. This toroidal type continuously variable transmission supports an input disk 2 concentrically with an input shaft 1 and is arranged concentrically with the input shaft 1 as disclosed in, for example, Japanese Utility Model Publication No. 62-71465. An output side disk 4 is fixed to the end of the output shaft 3. Inside a casing 5 (see FIG. 11 described later) in which a toroidal continuously variable transmission is housed, a trunnion 7 that swings about pivots 6, 6 that are twisted with respect to the input shaft 1 and the output shaft 3. 7 are provided.
[0003]
Each of these trunnions 7, 7 is provided with the pivots 6, 6 on the outer side surfaces of both ends concentrically with each other, each pair of trunnions 7, 7. The center axis of each of the pivots 6 and 6 does not intersect the center axis of each of the disks 2 and 4, but the twist position is substantially perpendicular to the direction of the center axis of each of the disks 2 and 4. Exists. Further, the central portions of the trunnions 7 and 7 support the base halves of the displacement shafts 8 and 8, and the trunnions 7 and 7 are swung around the pivots 6 and 6 to swing the displacement shafts 8 and 8. , 8 can be adjusted freely. Power rollers 9 and 9 are rotatably supported around the front half of the displacement shafts 8 and 8 supported by the trunnions 7 and 7, respectively. And each power roller 9 and 9 is clamped between the inner side surfaces 2a and 4a of both the said input side and output side discs 2 and 4. As shown in FIG.
[0004]
The inner side surfaces 2a and 4a of the input side and output side discs 2 and 4 facing each other are each obtained by rotating a cross section of an arc centered on the pivot 6 or a curve close to such an arc. It has an arcuate concave surface. And the peripheral surface 9a, 9a of each power roller 9, 9 formed in the spherical convex surface is made to contact | abut to the said inner surface 2a, 4a. Further, a loading cam device 10 is provided between the input shaft 1 and the input side disc 2, and the input cam 2 is elastically pressed toward the output side disc 4 by the loading cam device 10. It can be freely rotated.
[0005]
When the toroidal continuously variable transmission configured as described above is used, the loading cam device 10 presses the input-side disk 2 against the plurality of power rollers 9 and 9 as the input shaft 1 rotates. Rotate. Then, the rotation of the input side disk 2 is transmitted to the output side disk 4 via the plurality of power rollers 9, 9, and the output shaft 3 fixed to the output side disk 4 rotates.
[0006]
When the rotational speeds of the input shaft 1 and the output shaft 3 are changed, and when the deceleration is first performed between the input shaft 1 and the output shaft 3, the trunnions 7, 7 are swung around the pivot shafts 6, 6. As shown in FIG. 8, the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 9 and 9 are formed on a portion near the center of the inner side surface 2a of the input side disk 2 and a portion near the outer periphery of the inner side surface 4a of the output side disk 4. The displacement shafts 8 and 8 are inclined so as to contact each other.
[0007]
On the contrary, when the speed is increased, the trunnions 7, 7 are swung so that the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 are as shown in FIG. Each of the displacement shafts 8 and 8 is inclined so as to abut the outer peripheral portion and the central portion of the inner side surface 4a of the output disk 4 respectively. If the inclination angles of these displacement shafts 8 and 8 are set in the middle between those shown in FIGS. 8 and 9, an intermediate gear ratio can be obtained between the input shaft 1 and the output shaft 3.
[0008]
10 to 11 show a more specific toroidal type continuously variable transmission described in the microfilm of Japanese Utility Model Application No. 63-69293 (Japanese Utility Model Laid-Open No. 1-173552). The input side disk 2 and the output side disk 4 are rotatably supported around a cylindrical input shaft 11. A loading cam device 10 is provided between the end of the input shaft 11 and the input side disk 2. On the other hand, an output gear 12 is coupled to the output side disk 4 so that the output side disk 4 and the output gear 12 rotate in synchronization.
[0009]
The pivots 6, 6 provided concentrically with each other at both ends of the pair of trunnions 7, 7 are oscillated on the pair of support plates 13, 13 in the axial direction (front-back direction in FIG. 10, left-right direction in FIG. 11). Supports displaceability. And the base half part of the displacement shafts 8 and 8 is supported by the intermediate part of each said trunnion 7 and 7. FIG. These displacement shafts 8 and 8 have the base half and the tip half eccentric with respect to each other. And the base half part of these is rotatably supported by the intermediate part of each said trunnion 7 and 7, and the power rollers 9 and 9 are rotatably supported by each front half part.
[0010]
The pair of displacement shafts 8 and 8 are provided at positions opposite to the input shaft 11 by 180 degrees. Further, the direction in which the base half and the front half of each of the displacement shafts 8 and 8 are decentered is the same as the rotational direction of the input side and output side disks 2 and 4 (reverse left and right direction in FIG. 11). It is said. The eccentric direction is a direction substantially perpendicular to the direction in which the input shaft 11 is disposed. Accordingly, the power rollers 9 are supported so as to be slightly displaceable with respect to the direction in which the input shaft 11 is disposed.
[0011]
Further, thrust ball bearings 14 and 14 are arranged between the outer surface of each of the power rollers 9 and 9 and the inner surface of the intermediate portion of each of the trunnions 7 and 7 in order from the outer surface side of each of the power rollers 9 and 9. And thrust needle bearings 15 and 15 are provided. Of these, the thrust ball bearings 14 and 14 support the rotation of the power rollers 9 and 9 while supporting the load in the thrust direction applied to the power rollers 9 and 9. The thrust needle roller bearings 15, 15 support the thrust loads applied to the outer rings 16, 16 constituting the thrust ball bearings 14, 14 from the power rollers 9, 9, 8 and the outer rings 16 and 16 are allowed to swing around the base half of the displacement shafts 8 and 8. Further, the trunnions 7 and 7 can be freely displaced in the axial direction of the pivots 6 and 6 by hydraulic actuators 17 and 17, respectively.
[0012]
In the case of the toroidal continuously variable transmission configured as described above, the rotation of the input shaft 11 is transmitted to the input side disk 2 via the loading cam device 10. Then, the rotation of the input side disk 2 is transmitted to the output side disk 4 through a pair of power rollers 9, 9, and the rotation of the output side disk 4 is taken out from the output gear 12.
[0013]
When the rotational speed ratio between the input shaft 11 and the output gear 12 is changed, the pair of trunnions 7 and 7 are moved in opposite directions by the actuators 17 and 17, respectively, for example, on the lower side of FIG. The power roller 9 is displaced to the right side of the figure, and the upper power roller 9 of the figure is displaced to the left side of the figure. As a result, the direction of the tangential force acting on the contact portion between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner surfaces 2a, 4a of the input side disk 2 and the output side disk 4 changes. To do. As the force changes, the trunnions 7 and 7 swing in directions opposite to each other around the pivots 6 and 6 pivotally supported by the support plates 13 and 13. As a result, as shown in FIGS. 8 to 9 described above, the contact positions of the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner side surfaces 2a, 4a change, and the input shaft 11 The rotational speed ratio with the output gear 12 changes.
[0014]
At the time of power transmission by the toroidal continuously variable transmission, the power rollers 9 and 9 are displaced in the axial direction of the input shaft 11 based on elastic deformation of each component. The displacement shafts 8 and 8 that support the power rollers 9 and 9 are slightly rotated around the respective base halves. As a result of this rotation, the outer surfaces of the outer rings 16, 16 of the thrust ball bearings 14, 14 and the inner surfaces of the trunnions 7, 7 are relatively displaced. Since the thrust needle bearings 15, 15 exist between the outer surface and the inner surface, the force required for the relative displacement is small.
[0015]
In the case of the toroidal-type continuously variable transmission configured and operated as described above, power transmission between the input shaft 11 and the output gear 12 is performed by the two power rollers 9 and 9. Therefore, the force per unit area transmitted between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner surfaces 2a, 4a of both the input side and output side discs 2, 4 is increased and can be transmitted. Limit the power. In view of such circumstances, it has been conventionally considered to increase the number of power rollers 9 and 9 in order to increase the power that can be transmitted by the toroidal-type continuously variable transmission.
[0016]
As a first example of a structure for increasing the number of power rollers 9 and 9 for such a purpose, three power rollers 9 and 9 are arranged between a pair of the input side disk 2 and the output side disk 4. It has been conventionally known that power is transmitted by the three power rollers 9 and 9 as described in, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 3-74667. In the case of the structure described in this publication, as shown in FIG. 12, intermediate portions of support pieces 19 and 19 that are bent at 120 degrees at three positions at equal intervals in the circumferential direction of the fixed frame 18, respectively. Is pivotally supported. The trunnions 7 and 7 are supported between the adjacent support pieces 19 and 19 so as to freely swing and displace in the axial direction.
[0017]
Each of the trunnions 7 and 7 can be displaced in the axial direction of the pivot 6 provided concentrically with each other by hydraulic actuators 17 and 17, respectively. The hydraulic cylinders 20 and 20 constituting the actuators 17 and 17 communicate with a discharge port of a pump 22 that is a hydraulic power source via a control valve 21. The control valve 21 includes a sleeve 23 and a spool 24, each of which is displaceable in the axial direction (left-right direction in FIG. 12).
[0018]
When changing the inclination angle of the power rollers 9 and 9 pivotally supported by the displacement shafts 8 and 8 on the trunnions 7 and 7 respectively, the control motor 25 causes the sleeve 23 to move in the axial direction (the horizontal direction in FIG. 12). ). As a result, the pressure oil discharged from the pump 22 is sent to the hydraulic cylinders 20 and 20 through the hydraulic piping. The drive pistons 26, 26 fitted in the hydraulic cylinders 20, 20 for displacing the trunnions 7, 7 in the axial direction of the pivot are provided on the input side disk 2 and the output side disk 4 (FIG. 8). To 9)) in the same direction. The hydraulic oil pushed out from the hydraulic cylinders 20, 20 with the displacement of the drive pistons 26, 26 also passes through an oil reservoir 27 through a hydraulic pipe (not shown) including the control valve 21. Returned to
[0019]
On the other hand, the displacement of the drive piston 26 accompanying the feeding of the pressure oil is transmitted to the spool 24 via the recess cam 28 and the link 29, and the spool 24 is displaced in the axial direction. As a result, with the drive piston 26 displaced by a predetermined amount, the flow path of the control valve 21 is closed, and supply / discharge of the pressure oil to and from the hydraulic cylinders 20 and 20 is stopped. Accordingly, the displacement amount of each trunnion 7, 7 in the axial direction is only in accordance with the displacement amount of the sleeve 23 by the control motor 25.
[0020]
Furthermore, as shown in FIG. 13, as a second example of a structure for increasing the number of power rollers 9, 9 in order to increase the power that can be transmitted by the toroidal type continuously variable transmission, an input is made around the input shaft 11a. The two side disks 2A and 2B and the two output side disks 4 and 4 are provided, and the two input side disks 2A and 2B and the output side disks 4 and 4 are arranged in parallel with each other in the power transmission direction. A so-called double cavity type structure is also conventionally known. In the structure shown in FIG. 13, the output gear 12a is supported around the intermediate portion of the input shaft 11a so as to be rotatable with respect to the input shaft 11a, and both end portions of a cylindrical portion provided at the center of the output gear 12a. The output side disks 4 and 4 are spline-engaged. The input disks 2A and 2B are supported at both ends of the input shaft 11a so as to be rotatable together with the input shaft 11a. The input shaft 11 a is rotationally driven by the drive shaft 100 via the loading cam device 10. In the case of such a double cavity type toroidal continuously variable transmission, power is transmitted from the input shaft 11a to the output gear 12a between the one input side disk 2A and the output side disk 4 and the other side. Since it is divided into two systems, between the input side disk 2B and the output side disk 4, large power can be transmitted.
[0021]
When a toroidal continuously variable transmission constructed and operated as described above is incorporated into an actual continuously variable transmission for an automobile, a continuously variable transmission is configured in combination with a planetary gear mechanism. As described in Japanese Laid-Open Patent Publication No. 1-312266, No. 10-196759, No. 11-63146, etc., it has been conventionally proposed. That is, the torque applied to the toroidal continuously variable transmission during high speed traveling is transmitted by the toroidal type continuously variable transmission only at low speeds and by the planetary gear mechanism during high speed traveling. We try to reduce it. By comprising in this way, durability of each member which comprises the said toroidal type continuously variable transmission can be improved.
[0022]
FIG. 14 shows a continuously variable transmission described in Japanese Patent Laid-Open No. 11-63146 among the above-mentioned publications. This continuously variable transmission comprises a combination of a double cavity type toroidal continuously variable transmission 30 and a planetary gear mechanism 31. Then, power is transmitted only by the toroidal type continuously variable transmission 30 during low speed travel, and power is transmitted mainly by the planetary gear mechanism 31 during high speed travel, and the gear ratio by the planetary gear mechanism 31 is transmitted to the toroidal type continuously variable transmission. It is adjustable by changing the gear ratio of the continuously variable transmission 30.
[0023]
For this purpose, the tip of the input shaft 11a (the right end in FIG. 14) passing through the center of the toroidal-type continuously variable transmission 30 and supporting a pair of input-side disks 2A, 2B at both ends and the planet A transmission shaft 34 fixed to the central portion of a support plate 33 that supports a ring gear 32 constituting the gear mechanism 31 is coupled via a high-speed clutch 35. Of the pair of input side disks 2A and 2B, the input side disk 2B on the front end side (right side in FIG. 14) is the same as the case of the conventional structure shown in FIG. 13, for example, with respect to the input shaft 11a. Thus, the rotation in synchronization with the input shaft 11a and the substantial movement in the axial direction of the input shaft 11a are supported. On the other hand, the input side disk 2A on the base end side (left side in FIG. 14) rotates with respect to the input shaft 11a in synchronization with the input shaft 11a, for example, in the same manner as in the conventional structure shown in FIG. The input shaft 11a is supported so as to be movable in the axial direction. In any case, the configuration of the toroidal continuously variable transmission 30 is substantially the same as that of the conventional structure shown in FIG. 13 except for the point of the pressing device 36 described below.
[0024]
Further, between the output side end portion (right end portion in FIG. 14) of the crankshaft 38 of the engine 37 as a driving source and the input side end portion (= base end portion = left end portion in FIG. 14) of the input shaft 11a. The starting clutch 39 and the hydraulic pressing device 36 are provided in series with each other in the power transmission direction. The pressing device 36 is capable of generating a pressing force corresponding to the magnitude (torque) of power transmitted from the crankshaft 38 to the toroidal continuously variable transmission 30 based on a signal from a controller (not shown). The oil pressure can be introduced freely.
[0025]
An output shaft 40 for extracting power based on the rotation of the input shaft 11a is disposed concentrically with the input shaft 11a. The planetary gear mechanism 31 is provided around the output shaft 40. The sun gear 41 constituting the planetary gear mechanism 31 is fixed to the input side end portion (left end portion in FIG. 14) of the output shaft 40. Therefore, the output shaft 40 rotates as the sun gear 41 rotates. Around the sun gear 41, the ring gear 32 is supported concentrically with the sun gear 41 and rotatably. Between the inner peripheral surface of the ring gear 32 and the outer peripheral surface of the sun gear 41, there are provided a plurality of planetary gear sets 43, 43 each formed by combining a pair of planetary gears 42a, 42b. Yes. The planetary gears 42a and 42b of each pair are meshed with each other, the planetary gear 42a disposed on the outer diameter side meshes with the ring gear 32, and the planetary gear 42b disposed on the inner diameter side meshes with the sun gear 41. is doing. Such planetary gear sets 43 and 43 are rotatably supported on one side surface (left side surface in FIG. 14) of the carrier 44. The carrier 44 is rotatably supported at the intermediate portion of the output shaft 40.
[0026]
Further, the carrier 44 and the pair of output side disks 4, 4 constituting the toroidal-type continuously variable transmission 30 are connected by a first power transmission mechanism 45 to a state in which a rotational force can be transmitted. ing. The first power transmission mechanism 45 includes a transmission shaft 46 parallel to the input shaft 11a and the output shaft 40, a sprocket 47a fixed to one end portion (left end portion in FIG. 14) of the transmission shaft 46, A sprocket 47b fixed to the output side disks 4 and 4, a chain 48 spanned between the two sprockets 47a and 47b, the other end of the transmission shaft 46 (the right end in FIG. 14), and the carrier 44, respectively. The first and second gears 49 and 50 are fixed and meshed with each other. Accordingly, the carrier 44 rotates in the direction opposite to the output side disks 4 and 4 in accordance with the rotation of the output side disks 4 and 4 according to the number of teeth of the first and second gears 49 and 50. Rotate with. This is the case where the number of teeth of the pair of sprockets 47a and 47b is the same.
[0027]
  On the other hand, the input shaft 11a and the ring gear 32 can be freely connected to each other through a transmission shaft 34 disposed concentrically with the input shaft 11a. Between the transmission shaft 34 and the input shaft 11a, the high-speed clutch 35 is provided in series with the shafts 34 and 11a. Therefore, in this example,Claim 2The second power transmission mechanism 53 described in 1 is configured by the transmission shaft 34. When the high speed clutch 35 is connected, the transmission shaft 34 rotates at the same speed in the same direction as the input shaft 11a as the input shaft 11a rotates.
[0028]
  The continuously variable transmission isClaim 4The clutch mechanism which comprises the mode switching means described in 1 is provided. The clutch mechanism includes a high-speed clutch 35, a low-speed clutch 51 provided between the outer peripheral edge of the carrier 44 and one axial end of the ring gear 32 (the right end in FIG. 14), and the ring. It comprises a reverse clutch 52 provided between a fixed portion such as a gear 32 and a continuously variable transmission housing (not shown). When one of the clutches 35, 51, 52 is connected, the remaining two clutches are disconnected.
[0029]
The continuously variable transmission configured as described above first connects the low speed clutch 51 and disconnects the high speed clutch 35 and the reverse clutch 52 during low speed traveling. In this state, when the starting clutch 39 is connected and the input shaft 11a is rotated, only the toroidal continuously variable transmission 30 transmits power from the input shaft 11a to the output shaft 40. When traveling at such a low speed, the transmission ratio between the pair of input side disks 2A and 2B and the output side disks 4 and 4 is set to the toroidal type continuously variable transmission shown in FIG. Adjust in the same way.
[0030]
On the other hand, during high speed travel, the high speed clutch 35 is connected and the low speed clutch 51 and the reverse clutch 52 are disconnected. When the starting clutch 39 is connected and the input shaft 11a is rotated in this state, the transmission shaft 34 and the planetary gear mechanism 31 transmit power from the input shaft 11a to the output shaft 40. That is, when the input shaft 11 a rotates during the high speed traveling, the rotation is transmitted to the ring gear 32 via the high speed clutch 35 and the transmission shaft 34. Then, the rotation of the ring gear 32 is transmitted to the sun gear 41 through the plurality of planetary gear sets 43, 43, and the output shaft 40 to which the sun gear 41 is fixed is rotated. In this state, if the revolution speed of each planetary gear set 43, 43 is changed by changing the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 30, the gear ratio of the continuously variable transmission as a whole can be adjusted.
[0031]
That is, the planetary gear sets 43 and 43 revolve in the same direction as the ring gear 32 during the high-speed traveling. And the rotational speed of the output shaft 40 which fixed the said sun gear 41 becomes quick, so that the revolution speed of each of these planetary gear groups 43 and 43 is slow. For example, if the revolution speed and the rotational speed (both angular speeds) of the ring gear 32 are the same, the rotational speeds of the ring gear 32 and the output shaft 40 are the same. On the other hand, if the revolution speed is slower than the rotation speed of the ring gear 32, the rotation speed of the output shaft 40 becomes faster than the rotation speed of the ring gear 32. On the contrary, if the revolution speed is higher than the rotation speed of the ring gear 32, the rotation speed of the output shaft 40 becomes slower than the rotation speed of the ring gear 32.
[0032]
Therefore, during the high speed traveling, the speed ratio of the continuously variable transmission changes to the speed increasing side as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 30 is changed to the speed reducing side. In such a state at high speed, torque is applied to the toroidal type continuously variable transmission 30 from the output side disk 4 instead of the input side disks 2A and 2B (when the torque applied at low speed is a positive torque) Negative torque is applied to the That is, when the high speed clutch 35 is connected, the torque transmitted from the engine 37 to the input shaft 11 a is transmitted to the ring gear 32 of the planetary gear mechanism 31 via the transmission shaft 34. Therefore, almost no torque is transmitted from the input shaft 11a side to each of the input side disks 2A and 2B.
[0033]
On the other hand, a part of the torque transmitted to the ring gear 32 of the planetary gear mechanism 31 through the second power transmission device 53 is transmitted from the planetary gear sets 43 and 43 to the carrier 44 and the first power transmission. It is transmitted to the output side disks 4 and 4 via the mechanism 45. Thus, the torque applied from the output side disks 4 and 4 to the toroidal continuously variable transmission 30 changes the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 30 in order to change the speed ratio of the entire continuously variable transmission to the speed increasing side. It becomes smaller as the value is changed to the deceleration side. As a result, the torque input to the toroidal continuously variable transmission 30 during high-speed traveling can be reduced, and the durability of the components of the toroidal continuously variable transmission 30 can be improved.
[0034]
Further, when the output shaft 40 is reversely rotated in order to reverse the automobile, both the low speed and high speed clutches 51 and 35 are disconnected and the reverse clutch 52 is connected. As a result, the ring gear 32 is fixed, and the planetary gear sets 43 and 43 revolve around the sun gear 41 while meshing with the ring gear 32 and the sun gear 41. And this sun gear 41 and the output shaft 40 which fixed this sun gear 41 rotate in the reverse direction at the time of the above-mentioned low speed driving | running | working and the above-mentioned high speed driving | running | working.
[0035]
The continuously variable transmission described above is a so-called power split type for the purpose of reducing torque passing through the toroidal type continuously variable transmission 30 during high-speed traveling. In the case of this type of continuously variable transmission, since the output shaft 40 cannot be stopped while the input shaft 11a is rotated, the starting clutch 39 is required. On the other hand, by devising the planetary gear mechanism specifications and the combination of the planetary gear mechanism and the toroidal type continuously variable transmission, the output shaft can be stopped while the input shaft is rotated. Also, a continuously variable transmission device referred to as Japanese Patent Laid-Open No. 11-63148, British Patent Publication GB2 256 015 A, etc. is also described. In the case of this geared neutral type continuously variable transmission, the starting clutch can be omitted instead of increasing the torque passing through the toroidal continuously variable transmission when the output shaft stops or rotates at a low speed.
[0036]
[Problems to be solved by the invention]
Among the above-described conventional technologies, the continuously variable transmission shown in FIG. 14 is superior in that it can transmit a large torque while ensuring durability, but it can be achieved while ensuring sufficient durability. When considering that a large torque can be transmitted, there is a possibility that it is not possible to cope with it simply by combining conventional techniques. That is, in consideration of realizing a structure for transmitting a large torque with the structure shown in FIG. 14, between the output portion of the start clutch 39 and the input shaft 11a, between the input shaft 11a and the high speed clutch 35. Therefore, it is necessary to transmit a large amount of power. On the other hand, conventionally, a practical structure that can transmit a large torque at each of these parts has not been known. For example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 11-303961 describes a structure in which a portion closer to the inner diameter of the outer side surface of the output side disk and an end portion of the sleeve are unevenly engaged, but because the diameter of the torque transmission portion is small, A large torque cannot always be transmitted.
The continuously variable transmission of the present invention has been invented in view of such circumstances.
[0037]
[Means for Solving the Problems]
  Of the toroidal type continuously variable transmission and continuously variable transmission of the present invention,Claim 1The toroidal type continuously variable transmission, like the previously known toroidal type continuously variable transmission, is arranged concentrically with the input side disk and the input side disk and rotates independently of the input shaft. A plurality of trunnions which are provided between the output side discs made freely and which are provided between the input side discs and the output side discs and swing around a pivot which is in a twisted position with respect to the central axis of each disc; One displacement shaft for each trunnion projecting from the inner surface of each trunnion, and the inner surfaces of the input side disk and the output side disk in a state of being rotatably supported by each displacement shaft. And one power roller for each trunnion sandwiched between the two trunnions.
[0038]
  In particular, in the toroidal type continuously variable transmission according to claim 1, a part of the outer surface of at least one of the input side disk and the output side disk,From the inner peripheral edge of this outer surface, it is defined as a position closer to the outer diameter by exactly ½ of the width dimension in the radial direction of this outer surface.Than the center of this outer surfaceThis outer surface, which is the outer peripheral edge of the discBy engaging the plurality of convex portions projecting on the outer half closer to the outer diameter and the tip of the transmission projecting piece provided on the transmission member for transmitting torque between the disc and the disc, Torque can be transmitted to and from the transmission member.Further, a flat portion is formed in a portion near the outer diameter of the outer surface, which is located on the outer side in the radial direction from the outer peripheral surface of each convex portion.
[0040]
  or,Claim 2The continuously variable transmission described in 1 includes an input shaft, an output shaft, a toroidal continuously variable transmission, a planetary gear mechanism, a first power transmission mechanism, and a second power transmission mechanism.
  Of these, the input shaft is connected to a drive source and is rotationally driven by this drive source.
  The output shaft is for taking out power based on the rotation of the input shaft.
  The toroidal-type continuously variable transmission includes a pair of input disks that are supported at both ends of the input shaft and rotate in accordance with the rotation of the input shaft, and inner surfaces of the pair of input disks. A pair of discs arranged concentrically with the respective input-side disks around the intermediate portion of the input shaft in a state of being opposed to the inner surface, and independent of these input-side discs and capable of being rotated in synchronization with each other. A pair of input-side disks which are provided between the output-side disks, and which are provided between the respective input-side disks and the respective output-side disks and swing around a pivot which is in a twisted position with respect to the central axis of each of these disks; Multiple trunnions for each output disk, one displacement shaft protruding from the inner surface of each trunnion, and a state of being rotatably supported by each displacement shaft One power roller for each trunnion sandwiched between the inner surfaces of each input side disk and each output side disk, and each input side disk and each output side based on hydraulic pressure. A force that the disc holds the power rollers in correspondence with the magnitude of the force transmitted between the input side discs and the output side discs is applied to the input shaft with respect to the direction of power transmission. A pressing device provided in parallel and around the input shaft.
  The planetary gear mechanism is a planetary gear that is rotatably supported by a carrier that is provided between a sun gear and a ring gear disposed around the sun gear, and is concentrically and rotatably supported by the sun gear. Is engaged with the sun gear and the ring gear, and the power transmitted through the first power transmission mechanism and the power transmitted through the second power transmission mechanism are combined with the sun gear and the ring. Transmission to two members of the gear and the carrier is possible, and the output shaft is coupled to the remaining one of the sun gear, ring gear and carrier.
  The first power transmission mechanism transmits power input to the input shaft via the toroidal continuously variable transmission.
  The second power transmission mechanism transmits power input to the input shaft without passing through the toroidal continuously variable transmission, and has a transmission shaft and is supported at one end of the input shaft. Part of the outer surface of one of the input disksFrom the inner peripheral edge of this outer surface, it is defined as a position closer to the outer diameter by exactly ½ of the width dimension in the radial direction of this outer surface.Than the center of this outer surfaceThis outer surface, which is the outer peripheral edge of the discBy engaging a plurality of convex portions projecting on the outer half closer to the outer diameter and the tip of the transmission protrusion extending radially outward from the end of the transmission shaft, The transmission of the rotational force to the transmission shaft is made free.
  Further, a flat portion is formed in a portion near the outer diameter of the outer surface, which is located on the outer side in the radial direction from the outer peripheral surface of each convex portion.
[0041]
  Also preferably,Claim 3As described above, the outer peripheral surface of the other end of the input shaft is provided with an outward flange-shaped flange, and a plurality of notches formed on the outer peripheral edge of the flange and a drive shaft formed at the tip of the drive shaft By engaging the projection, the input shaft can be driven to rotate by this drive shaft.
  Furthermore, when using as a transmission unit constituting an automobile automatic transmission, such as when a large torque is required at low speed or when the rotation direction needs to be reversed,Claim 4As described above, there is provided mode switching means for switching the state in which the power input to the input shaft is sent to the planetary gear mechanism through the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism.
  The mode switching means transmits power in both the first mode in which power is transmitted only by the first power transmission mechanism, and in both the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism. And a third mode in which power is transmitted only by the first power transmission mechanism and the rotation direction of the output shaft is reversed from that in the first and second modes. Is switched.
[0042]
[Action]
  The toroidal type continuously variable transmission and continuously variable transmission of the present invention configured as described above transmit power between the input side disk and the output side disk, or between the input shaft and the output shaft, The basic action in changing the gear ratio between these two disks or between the two shafts is the conventional toroidal type continuously variable transmission shown in FIGS. Is the same as in the case of the continuously variable transmission.
  In particular, in the case of the toroidal-type continuously variable transmission or continuously variable transmission according to the present invention, a plurality of convex portions formed on the outer diameter half of the outer surface of the disk are provided on a transmission member for transmitting torque. With the tip of the transmission tipPower transmission part by engagementWith this, large torque can be transmitted without difficulty.
  Further, when finishing the inner surface of the disk, the outer surface of the disk near the outer diameter can be supported by using a flat portion formed on the outer diameter of the outer surface of the disk on which the convex portions are formed. .
[0043]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
1 to 7 show an example of an embodiment of the present invention. In the illustrated example, the continuously variable transmission is configured by combining the toroidal type continuously variable transmission 30a and the planetary gear mechanism 31a. This continuously variable transmission includes an input shaft 11b, an output shaft 40a, the toroidal continuously variable transmission 30a, the planetary gear mechanism 31a, a first power transmission mechanism 45a, and a second power transmission mechanism 53. With. Of these, the input shaft 11b is connected to a drive source such as the engine 37 (see FIG. 14) and is rotationally driven by this drive source. The output shaft 40a is for taking out power based on the rotation of the input shaft 11b, and is connected to a wheel drive shaft (not shown) via a differential gear (not shown).
[0044]
The toroidal-type continuously variable transmission 30a is a double cavity type as shown in FIGS. 13 to 14, and three trunnions 7, 7 and three power rollers 9, 9 are provided in each cavity. Six are provided. In order to configure such a toroidal-type continuously variable transmission 30a, a pair of input side disks 2A, 2B are placed at both ends of the input shaft 11b, with the inner side surfaces 2a, 2a facing each other, It is rotatably supported in synchronization with the input shaft 11b. Among these, the input side disk 2A on the base end side (on the drive source side, the left side in FIGS. 1 and 2) is supported on the input shaft 11b via a ball spline 54 so as to be axially displaceable. On the other hand, the input side disk 2B on the front end side (the side far from the drive source, the right side in FIGS. 1 and 2) is spline-engaged with the front end portion of the input shaft 11b, and the back surface of the input side disk 2B is loaded with the loading nut 55. By being suppressed by this, it is fixed to the input shaft 11b.
[0045]
Then, a pair of output side disks 4 and 4 are arranged between the pair of input side disks 2A and 2B around the intermediate portion of the input shaft 11b, and the inner side surfaces 4a and 4a are connected to the respective input side disks. In a state of being opposed to the inner side surfaces 2a and 2a of 2A and 2B, they are rotatably supported in synchronization with each other. The power rollers 9 are rotatably supported on the inner side surfaces of the trunnions 7 and 7 between the inner side surfaces 2a and 4a of the input side discs 2A and 2B and the output side discs 4 and 4, respectively. , 9 is sandwiched.
[0046]
In order to support each trunnion 7, 7, a frame 57 is inserted into a mounting portion 56 provided on the inner surface of the casing 5 a, and a stud 59 is inserted through mounting holes 58, 58 at three outer diameter side end portions of the frame 57. , 59 and nuts 60, 60 screwed to the studs 59, 59, respectively. In the illustrated example, the gear housing 61 is fixed between the mounting portion 56 and the frame 57 by the studs 59 and 59 and the nuts 60 and 60. On the inner diameter side of the gear housing 61, an output sleeve 62 in which the pair of output side disks 4, 4 are engaged with the opposite ends thereof is supported rotatably by a pair of rolling bearings 63, 63. The output gear 12 b provided on the outer peripheral surface of the intermediate portion of the output sleeve 62 is accommodated in the gear housing 61.
[0047]
Further, the frame 57 is formed in a star shape as a whole, and its radial intermediate portion or outer diameter side portion is formed in a bifurcated manner to form three holding portions 64 and 64 at equal intervals in the circumferential direction. is doing. The intermediate portions of the support pieces 19a and 19a are pivotally supported by the second pivots 65 and 65 at the radial intermediate portions of the holding portions 64 and 64, respectively. Each of these support pieces 19a, 19a includes a cylindrical mounting portion 66 disposed around the second pivots 65, 65 and a pair of supports protruding radially outward from the outer peripheral surface of the mounting portion 66. It consists of plate portions 67 and 67. The crossing angle between the pair of support plate portions 67 and 67 is 120 degrees. Accordingly, the support plate portions 67 and 67 of the support pieces 19a and 19a adjacent in the circumferential direction are parallel to each other.
[0048]
Circular holes 68 and 68 are formed in the support plate portions 67 and 67, respectively. When the support pieces 19a and 19a are in a neutral state, the circular holes 68 and 68 formed in the support plate portions 67 and 67 of the support pieces 19a and 19a adjacent in the circumferential direction are concentric with each other. In each of these circular holes 68, 68, pivots 6, 6 provided at both ends of each trunnion 7, 7 are supported by radial needle bearings 69, 69. The outer peripheral surfaces of the outer rings 70 and 70 constituting the radial needle bearings 69 and 69 are spherical convex surfaces. Such outer rings 70 and 70 are fitted in the respective circular holes 68 and 68 so as not to rattle and to be swingable and displaceable. Further, arc-shaped long holes 71, 71 concentric with the circular holes 68, 68 are formed in a part of the support plate portions 67, 67, and the trunnions are formed in the long holes 71, 71, respectively. A stopper mechanism for restricting the inclination angle of the trunnions 7 and 7 around the pivots 6 and 6 by loosely engaging the studs 72 and 72 projecting on the end surfaces (shoulders) of Is configured.
[0049]
In this way, the power rollers 9 and 9 are supported on the inner side surfaces of the trunnions 7 and 7 supported in the casing 5a through the displacement shaft 8 in the same manner as the conventional structure described above. The peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner surfaces 2a, 4a of the disks 2A, 2B, 4 are brought into contact with each other. Further, a hydraulic pressure device 36a is assembled between the input side disk 2A on the base end side and the input shaft 11b, and the surface pressure of the contact portion (traction portion) between the surfaces 9a, 2a, 4a. And the transmission of power by the toroidal type continuously variable transmission 30a can be performed efficiently.
[0050]
In order to constitute the pressing device 36a, an outward flange-like flange 73 is fixed to a portion near the base end of the outer peripheral surface of the input shaft 11b, and a cylinder cylinder 74 is provided on the input side disk 2A on the base end side. Are externally fitted and supported in an oil-tight manner in a state of protruding in the axial direction from the outer surface (the left surface in FIGS. 1 and 2) of the input side disk 2A. The inner diameter of the cylinder cylinder 74 is small at the intermediate portion in the axial direction and large at both ends, and the input side disk 2A is oil-tightly and freely displaceable in the axial direction at the large diameter portion on the tip side. It is fitted inside. Further, an inward flange-shaped partition plate portion 75 is provided on the inner peripheral surface of the intermediate portion of the cylinder cylinder 74. Further, a first piston member 76 is provided between the inner peripheral surface of the cylinder cylinder 74 and the outer peripheral surface of the input shaft 11b.
[0051]
The first piston member 76 is formed by forming an outward flange-shaped partition plate 78 on the outer peripheral surface of the intermediate portion of the support cylinder portion 77 that can be fitted onto the input shaft 11b. The cylinder cylinder 74 is slidably contacted with an oil-tight and axially displaceable portion at a small-diameter portion in the middle portion of the inner peripheral surface. In this state, the inner peripheral edge of the partition plate portion 75 is slidably contacted with the outer peripheral surface of the support cylinder portion 77 in an oil-tight manner and in an axially displaceable manner. Further, an annular second piston member 79 is provided between the outer peripheral surface of the base end portion of the support tube portion 77 and the inner peripheral surface of the base end portion of the cylinder tube 74. The second piston member 79 prevents axial displacement by bringing its base end side surface into contact with the flange 73, and both inner and outer peripheral edges, the base end outer peripheral surface of the support cylinder 77, and the above Oil tightness with the inner peripheral surface of the base end portion of the cylinder cylinder 74 is maintained.
[0052]
The cylinder cylinder 74 having the partition plate portion 75 is connected to the input side disk 2A by a preload spring such as a plate spring 80 provided between the partition plate portion 75 and the second piston member 79. It is pushing toward. Accordingly, the input side disk 2A is pressed by a pressing force corresponding to the elasticity of the disc leaf spring 80 at least (even when pressure oil is not introduced into the pressing device 36a), and the surfaces 9a, 2a, 4a are A surface pressure commensurate with this elasticity is applied to the contact portion. Therefore, this elastic force slips at each contact portion between the surfaces 9a, 2a and 4a (except for the inevitable spin) when transmitting extremely small power by the toroidal type continuously variable transmission 30a. Regulation to the extent that does not occur.
[0053]
Further, through the center hole 81 of the input shaft 11b, the hydraulic chambers exist between the second piston member 79 and the partition plate portion 75 and between the partition plate 78 and the input side disk 2A. Therefore, hydraulic pressure can be introduced freely. The center hole 81 communicates with a hydraulic source such as a pressure pump (not shown) through a hydraulic pressure adjusting valve (not shown). When the continuously variable transmission including the toroidal continuously variable transmission 30a is operated, the hydraulic pressure adjusted by the hydraulic pressure adjusting valve according to the magnitude of power to be transmitted is introduced into each hydraulic chamber, and the input side The disk 2A is pressed, and a surface pressure corresponding to the magnitude of the power is applied to each contact portion between the surfaces 9a, 2a, and 4a.
[0054]
At this time, the surface pressure applied to each contact portion is the sum of the pressure based on the hydraulic pressure and the pressure based on the plate spring 80. Accordingly, the hydraulic pressure necessary to prevent slippage at each of the contact portions during power transmission can be reduced by the elasticity of the disc leaf spring 80, and the hydraulic pressure can be reduced by the amount provided by the disc leaf spring 80. Loss (pump loss) due to driving of the source can be kept low. Further, in the illustrated example, the pressing device 36a is a double piston type to secure the pressure receiving area without increasing the diameter, and the hydraulic pressure to secure the necessary pressing force is kept low. The pump loss can be kept low. The factors to be considered when adjusting the hydraulic pressure include various factors that affect the operation of the toroidal continuously variable transmission 30a, such as the gear ratio, the temperature of the traction oil, etc., in addition to the magnitude of power to be transmitted. You can incorporate elements.
[0055]
Further, the rotational force is transmitted from the drive shaft 82 to the input shaft 11b through the flange 73. For this purpose, notches 83 and 83 as shown in FIGS. 6 to 7 are formed at a plurality of positions on the outer peripheral edge of the flange 73, and the notches 83 and 83 and the end of the drive shaft 82 are formed. The driving convex portions 84 and 84 formed in the above are engaged. For this reason, in the case of this example, an outward flange-like connecting portion 85 is provided at the end of the drive shaft 82, and the driving convex portions 84, 84 are provided at one end of the connecting portion 85 near the outer diameter. Is protruding.
[0056]
Further, the trunnions 7 and 7 are provided with hydraulic actuators 17a and 17b so that the trunnions 7 and 7 can be driven to be displaced in the axial directions of the pivots 6 and 6 provided at both ends. Of these, the trunnion 7 in the lower central part of FIG. 3 is a single-acting type (obtains only the force in the pushing direction), and is a lever by a pair of actuators 17a and 17a whose pressing directions are opposite to each other. Displacement drive is possible in the axial direction of the pivots 6 and 6 provided at both ends via the arms 86 and 86. When the trunnion 7 is displaced, the pressure oil is fed only to the hydraulic chamber of one of the actuators 17a, and the hydraulic chamber of the other actuator 17a is released. On the other hand, the trunnions 7 and 7 on both sides of the upper part of FIG. 3 are respectively provided by double-acting actuators 17b and 17b (which can obtain a force in the pushing direction or the drawing direction based on switching of the pressure oil supply / discharge direction). The axial movements of the pivots 6 and 6 provided at both ends of each of them can be displaced and driven.
[0057]
The displacement of a total of six trunnions 7, 7 provided in the toroidal-type continuously variable transmission 30a is caused by supplying and discharging an equal amount of pressure oil to the actuators 17a, 17b by the control valve 21 (see FIG. 12). Thus, the same length is performed in synchronization with each other. For this purpose, a precess cam 28 is fixed to the end of the rod 87 which is displaced together with any one of the trunnions 7 (in the illustrated example, the upper left side in FIG. 3), Transmission to the spool 24 of the valve 21 is possible.
[0058]
The operation of the toroidal-type continuously variable transmission 30a alone configured as described above is as follows. During operation, the input shaft 11b is rotated while the input device 2a on the proximal end side is pressed by the pressing device 36a. As a result, the pair of input side disks 2A, 2B provided at both ends of the input shaft 11b rotate while being pressed toward the output side disks 4, 4. The rotation is transmitted to the output side disks 4 and 4 through the power rollers 9 and 9, and the rotations of the output side disks 4 and 4 are taken out through the output sleeve 62 and the output gear 12b.
[0059]
When the trunnions 7 and 7 that support the power rollers 9 and 9 are oscillated and displaced in order to change the gear ratio between the input disks 2A and 2B and the output disks 4 and 4, respectively. The respective trunnions 7 and 7 are moved by the respective actuators 17a and 17b in the axial direction of the pivots 6 and 6 provided at both ends thereof, and the respective input side disks 2A and 2B and the respective output side disks 4 and 4 Is displaced by the same stroke in the same direction. As described above, with the displacement of the trunnions 7 and 7, the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 9 and 9 supported by the trunnions 7 and 7, The direction of the tangential force acting on the abutting portions of the input side and output side disks 2A, 2B, 4 with the inner side surfaces 2a, 4a changes, and as shown in FIGS. The contact position between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner side surfaces 2a, 4a changes, and the gear ratio changes.
[0060]
On the other hand, the displacement of the trunnion 7 on the upper left side in FIG. 3 accompanying the supply and discharge of the pressure oil to the actuators 17a and 17b is transmitted to the spool 24 through the recess cam 28 and the link 29. 24 is displaced in the axial direction. As a result, the flow path of the control valve 21 is closed while the actuators 17a and 17b are stroked by a predetermined amount, and the supply and discharge of pressure oil to the actuators 17a and 17b is stopped. Therefore, the amount of displacement of the trunnions 7 and 7 in the axial direction of the pivots 6 and 6 is only in accordance with the amount of displacement of the sleeve 23 (see FIG. 12) by the control motor 25.
[0061]
  Toroidal continuously variable transmissionThe structure and operation of 30a are as described above. The planetary gear mechanism 31a combined with the toroidal-type continuously variable transmission 30a includes a sun gear 41, a ring gear 32, planetary gear sets 43 and 43, and Is provided. Among these, the sun gear 41 is fixed to the input side end portion (left end portion in FIG. 1) of the output shaft 40a. Therefore, the output shaft 40a rotates as the sun gear 41 rotates. Around the sun gear 41, the ring gear 32 is supported concentrically with the sun gear 41 and rotatably. A plurality of planetary gear sets 43, 43 each including a pair of planetary gears 42 a, 42 b are provided between the inner peripheral surface of the ring gear 32 and the outer peripheral surface of the sun gear 41. ing. The planet gears 42a and 42b of each pair are meshed with each other, the planet gear 42a disposed on the outer diameter side is meshed with the ring gear 32, and the planet gear 42b disposed on the inner diameter side is meshed with the sun gear 41. Is engaged. Such planetary gear sets 43 and 43 are rotatably supported on one side surface (left side surface in FIG. 1) of the carrier 44. The carrier 44 is rotatably supported around the intermediate portion of the output shaft 40a.
[0062]
Further, the carrier 44 and the pair of output side disks 4 and 4 constituting the toroidal-type continuously variable transmission 30a are connected by the first power transmission mechanism 45a so as to be able to transmit rotational force. ing. In order to constitute the first power transmission mechanism 45a, a transmission shaft 46a parallel to the input shaft 11b and the output shaft 40a is provided, and a gear fixed to one end portion (left end portion in FIG. 1) of the transmission shaft 46a. 88 is meshed with the output gear 12b. Further, a sleeve 89 is rotatably arranged around the intermediate portion of the output shaft 40a, and is fixed to the gear 90 supported on the outer peripheral surface of the sleeve 89 and the other end portion (the right end portion in FIG. 1) of the transmission shaft 46a. The provided gear 91 is meshed with an idler gear (not shown). Further, the carrier 44 is rotatably supported around the sleeve 89 in synchronization with the sleeve 89 via an annular coupling bracket 101. Therefore, the carrier 44 rotates in the direction opposite to the output side disks 4 and 4 with the rotation of the output side disks 4 and 4 at a speed corresponding to the number of teeth of the gears 12b, 88, 90, and 91. Rotate. A low speed clutch 51a is provided between the carrier 44 and the output shaft 40a.
[0063]
On the other hand, the input shaft 11b and the ring gear 32 are provided with a rotational force via an input disk 2B supported at the tip of the input shaft 11b and a transmission shaft 34a disposed concentrically with the input shaft 11b. Can be connected in a possible state. For this purpose, a part of the outer side surface (the right side surface in FIGS. 1 and 2) of the input side disk 2B is shown in FIGS. Similarly, a plurality of convex portions 92 and 92 are provided in a projecting manner. In the case of this example, each of these convex portions 92, 92 is in an arc shape, and is arranged intermittently and at equal intervals on the same arc centered on the central axis of the input side disk 2B. . And between the circumferential direction end surfaces of the convex parts 92 and 92 adjacent to the circumferential direction are set as the locking notches 93 and 93. In other words, the respective locking notches 93, 93 are formed by removing the short cylindrical portion protruding from the outer surface of the input side disk 2B at equal intervals, and the locking notches 93 adjacent in the circumferential direction are formed. , 93 are the convex portions 92, 92.
[0064]
On the other hand, a transmission flange 95 is provided at the base end portion of the transmission shaft 34a, which is the transmission member described in claim 1, via a conical cylinder-shaped transmission cylinder portion 94. Further, on the outer peripheral edge portion of the transmission flange 95, the same number of transmission protrusions 96, 96 as the respective locking notches 93, 93 are formed at equal intervals in the circumferential direction. The transmission protrusions 96, 96 and the locking notches 93, 93 are engaged to enable torque transmission between the input side disk 2B and the transmission shaft 34a. . Since the diameter of the engaging portion between each of the transmission protrusions 96, 96 and the respective locking notches 93, 93 is sufficiently large, it is sufficiently large between the input side disk 2B and the transmission shaft 34a. Torque can be transmitted freely.
[0065]
In order to increase the torque that can be transmitted between the input side disk 2B and the transmission shaft 34a as much as possible, the convex portions 92, 92 are moved closer to the outer diameter of the outer side surface of the input side disk 2B. It is preferable to form at the end (outer peripheral edge). However, when the convex portions 92 are formed on the outer diameter end portion of the outer side surface of the input side disk 2B, it is difficult to ensure the finishing accuracy of the inner side surface 2a of the input side disk 2B. That is, the inner surface 2a that transmits torque based on the rolling contact with the peripheral surface 9a of the power roller 9 needs to be precisely finished in shape and dimensional accuracy. The finishing process of the inner side surface 2a is performed by strongly pressing a grindstone against the inner side surface 2a while supporting the outer side surface of the input side disk 2B. At this time, in order to suppress the elastic deformation of the input side disk 2B and precisely finish the shape and dimensional accuracy, it is necessary to support the outer diameter portion of the outer side surface.
[0066]
  For this reason, the outer peripheral surface of each said convex part 92,92Than outside with respect to radial directionFor example, the width W in the radial direction at the outer diameter portion of the outer surface located at₉₇Is formed with a flat portion 97 of 10 mm or more, and the flat portion 97 is used to support a portion near the outer surface outer diameter of the input side disk 2B during the finishing process. Further, the length of each of the transmission protrusions 96, 96 in the circumferential direction is as close as possible to the width of each of the locking notches 93, 93 in the circumferential direction, so that each of the locking notches 93, 93. The transmission projecting pieces 96, 96 can be engaged with each other without rattling.
[0067]
The tip end portion (the right end portion in FIG. 1) of the transmission shaft 34a is rotatably supported at the center portion of the sun gear 41. Further, the ring gear 32 is rotatably supported around the intermediate portion of the transmission shaft 34a in synchronism with the transmission shaft 34a via an annular coupling bracket 98 and a high-speed clutch 35a described later. Accordingly, when the high speed clutch 35a is connected, the ring gear 32 rotates at the same speed in the same direction as the input shaft 11b as the input shaft 11b rotates.
[0068]
  The continuously variable transmission isClaim 4The clutch mechanism which comprises the mode switching means described in 1 is provided. This clutch mechanism is for reverse movement provided between a fixed portion such as the high speed clutch 35a, the low speed clutch 51a, the ring gear 32 and a fixed wall 99 provided in the housing of the continuously variable transmission. A clutch 52a. Each of the clutches 35a, 51a, 52a is a wet multi-plate clutch and is connected / disconnected based on supply / discharge of pressure oil to / from a hydraulic cylinder attached to each clutch. When any one of the clutches is connected, the remaining two clutches are disconnected.
[0069]
The continuously variable transmission configured as described above first connects the low speed clutch 51a and disconnects the high speed clutch 35a and the reverse clutch 52a during low speed traveling. When the input shaft 11b is rotated in this state, only the toroidal continuously variable transmission 30a transmits power from the input shaft 11b to the output shaft 40a. That is, in this state, the rotation of the output gear 12b of the toroidal-type continuously variable transmission 30a is transmitted to the carrier 44 through the first power transmission mechanism 45a. When the low speed clutch 51a is connected, the rotation of the carrier 44 is transmitted to the output shaft 40a as it is, and the output shaft 40a fixed with the sun gear 41 rotates. When traveling at such a low speed, the transmission ratio between the pair of input side disks 2A, 2B and the output side disks 4, 4 is set to the toroidal type continuously variable transmission as shown in FIG. Adjust as if alone. The low speed clutch may be any clutch that disables relative displacement between the gears 32, 41, 42a, and 42b constituting the planetary gear mechanism 31a, and is not necessarily between the carrier 44 and the output shaft 40a. There is no need to provide it.
[0070]
However, in the case of the continuously variable transmission of this example, a total of six power rollers 9, 3 each between the pair of input disks 2A and 2B and the output disks 4 and 4, respectively. 9 is provided, the power transmitted to each of these power rollers 9 and 9 can be kept low. Therefore, even if the contact pressure between the inner surfaces 2a, 4a of the respective disks 2A, 2B, 4 and the peripheral surfaces 9a, 9a of the respective power rollers 9, 9 is lowered, the discs slide on the contact portions. The power can be transmitted without causing any problems. The surface pressure of each contact portion can be adjusted easily and reliably by adjusting the hydraulic pressure introduced into the hydraulic pressing device 36a. And the rolling fatigue life of each said surface 2a, 4a, 9a can be improved by suppressing the surface pressure of each said contact part low. On the contrary, when the rolling fatigue life is the same, larger power can be transmitted.
[0071]
On the other hand, during high speed running, the high speed clutch 35a is connected and the low speed clutch 51a and the reverse clutch 52a are disconnected. When the input shaft 11b is rotated in this state, the second power transmission mechanism 53 including the transmission shaft 34a and the planetary gear mechanism 31a transmit power from the input shaft 11b to the output shaft 40a. introduce. That is, when the input shaft 11a rotates during the high speed traveling, the rotation is transmitted to the ring gear 32 through the transmission shaft 34a, the coupling bracket 98, and the high speed clutch 35a. Then, the rotation of the ring gear 32 is transmitted to the sun gear 41 through the plurality of planetary gear sets 43, 43, and the output shaft 40a to which the sun gear 41 is fixed is rotated. In this state, if the revolution speed of each planetary gear set 43, 43 is changed by changing the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 30a, the gear ratio of the continuously variable transmission as a whole can be adjusted.
[0072]
That is, the planetary gear sets 43 and 43 revolve in the same direction as the ring gear 32 during the high-speed traveling. And the rotational speed of the output shaft 40a which fixed the said sun gear 41 becomes quick, so that the revolution speed of each of these planetary gear groups 43 and 43 is slow. For example, if the revolution speed and the rotational speed (both angular speeds) of the ring gear 32 are the same, the rotational speeds of the ring gear 32 and the output shaft 40a are the same. On the other hand, if the revolution speed is slower than the rotation speed of the ring gear 32, the rotation speed of the output shaft 40 becomes faster than the rotation speed of the ring gear 32. On the contrary, if the revolution speed is higher than the rotation speed of the ring gear 32, the rotation speed of the output shaft 40 becomes slower than the rotation speed of the ring gear 32.
[0073]
Therefore, during the high speed traveling, the speed ratio of the continuously variable transmission changes to the speed increasing side as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 30a is changed to the speed reducing side. In such a high-speed running state, torque is applied to the toroidal type continuously variable transmission 30a from the output-side disks 4 and 4 instead of from the input-side disks 2A and 2B (the torque applied at low speed is referred to as a positive torque). Negative torque will be applied. That is, in a state where the high speed clutch 35a is connected, the torque transmitted to the input shaft 11b is transmitted to the ring gear 32 of the planetary gear mechanism 31a via the transmission shaft 34a. Therefore, almost no torque is transmitted from the input shaft 11b side to the input side disks 2A and 2B.
[0074]
On the other hand, a part of the torque transmitted to the ring gear 32 of the planetary gear mechanism 31a through the second power transmission mechanism 53 is transferred from the planetary gear sets 43 and 43 to the carrier 44 and the first power. It is transmitted to the output side disks 4 and 4 via the transmission mechanism 45a. In this way, the torque applied from the output side disks 4 and 4 to the toroidal continuously variable transmission 30a causes the gear ratio of the toroidal continuously variable transmission 30a to change the speed ratio of the entire continuously variable transmission to the speed increasing side. It becomes smaller as the value is changed to the deceleration side. As a result, the torque input to the toroidal-type continuously variable transmission 30a during high-speed traveling can be reduced, and the durability of the components of the toroidal-type continuously variable transmission 30a can be improved. Further, even during such high speed running, the magnitude of the power passing through the toroidal type continuously variable transmission 30a changes, but by adjusting the hydraulic pressure introduced into the pressing device 36a, each surface 2a, The surface pressure of the contact portion between 4a and 9a is set to an appropriate value.
[0075]
Further, when the output shaft 40a is reversely rotated to reverse the automobile, both the low speed and high speed clutches 51a and 35a are disconnected and the reverse clutch 52a is connected. As a result, the ring gear 32 is fixed, and the planetary gear sets 43 and 43 revolve around the sun gear 41 while meshing with the ring gear 32 and the sun gear 41. And this sun gear 41 and the said output shaft 40a which fixed this sun gear 41 rotate in the reverse direction at the time of the above-mentioned low speed driving | running | working and the above-mentioned high speed driving | running | working.
[0076]
When the continuously variable transmission of the present invention is used as an automatic transmission for an automobile, a starting clutch such as a torque converter or an electromagnetic clutch is provided between the engine as a driving source and the input shaft 11b. . However, the low speed clutch 51a can be provided with a mechanism as a starting clutch, and an independent starting clutch can be omitted. In this case, when the automobile is stopped, the high speed clutch 35a and the reverse clutch 52a are all disconnected in addition to the low speed clutch 51a. In this state, the toroidal-type continuously variable transmission 30a and the first and second power transmission mechanisms 45a and 53 idle, and no power is transmitted to the output shaft 40a. From this state, if the low speed clutch 51a is gradually connected, the vehicle in a stopped state can be started smoothly.
[0077]
The illustrated example is based on the assumption that the continuously variable transmission according to the present invention is used as an automatic transmission for automobiles. Therefore, the clutches 35a, 51a and 52a for high speed, low speed and reverse are provided. ing. On the other hand, when the continuously variable transmission of the present invention is used as a transmission for adjusting the operating speed of various industrial machines such as pumps while keeping the operating speed of the drive source constant. It is sufficient to drive the continuously variable transmission only in the above-described state during high-speed traveling. Therefore, when the continuously variable transmission according to the present invention is used for such an application, the transmission shaft 34a and the ring gear 32 shown in FIG. 1 are rotated synchronously (without the high-speed clutch 35a). Freely connect and fix. Further, the low speed clutch 51a for realizing the locked state of the planetary gear mechanism 31a and the reverse clutch 52a for fixing the ring gear 32 to the casing 5a are omitted.
[0078]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured and operates as described above, a structure capable of transmitting a large torque between the constituent members, in particular, a toroidal continuously variable transmission or a continuously variable motor incorporating this toroidal continuously variable transmission. This can be done without increasing the size of the transmission. As a result, it is possible to realize a toroidal continuously variable transmission and continuously variable transmission that can transmit a large amount of power, have superior durability, and are small and light.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of an essential part showing an example of an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an enlarged view of the left half part of FIG.
3 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
4 is a cross-sectional view taken from the same direction as FIG. 1 with an input disk that transmits torque to and from a transmission shaft taken out.
5 is a diagram viewed from the right side of FIG. 4;
6 is a side view of the input shaft taken out and viewed from the same direction as FIG.
7 is a view from the left side of FIG. 6;
FIG. 8 is a side view showing a basic configuration of a conventionally known toroidal continuously variable transmission in a state of maximum deceleration.
FIG. 9 is a side view showing the same state at the maximum speed increase.
FIG. 10 is a cross-sectional view showing an example of a conventional specific structure.
11 is a sectional view taken along line BB in FIG.
FIG. 12 is a front view of an essential part showing a first example of a conventionally known structure for increasing the power that can be transmitted, with a part thereof cut;
FIG. 13 is a partial sectional view showing the second example.
FIG. 14 is a schematic cross-sectional view showing an example of a continuously variable transmission that combines a toroidal-type continuously variable transmission and a planetary gear mechanism.
[Explanation of symbols]
1 Input shaft
2, 2A, 2B input disk
2a Inner side
3 Output shaft
4 Output disk
4a inner surface
5, 5a Casing
6 Axis
7 Trunnion
8 Displacement axis
9 Power roller
9a circumference
10 Loading cam device
11, 11a, 11b Input shaft
12, 12a, 12b Output gear
13 Support plate
14 Thrust ball bearing
15 Thrust needle bearing
16 Outer ring
17, 17a, 17b Actuator
18 frames
19, 19a Support piece
20 Hydraulic cylinder
21 Control valve
22 Pump
23 sleeve
24 spool
25 Control motor
26 Driving piston
27 Oil sump
28 Precess Come
29 links
30, 30a Toroidal continuously variable transmission
31, 31a Planetary gear mechanism
32 Ring gear
33 Support plate
34, 34a Transmission shaft
35, 35a High speed clutch
36, 36a Pressing device
37 engine
38 Crankshaft
39 Starting clutch
40, 40a Output shaft
41 Sun Gear
42a, 42b planetary gear
43 Planetary Gear Set
44 Career
45, 45a First power transmission mechanism
46, 46a Transmission shaft
47a, 47b Sprocket
48 Chen
49 First gear
50 Second gear
51, 51a Low speed clutch
52, 52a Reverse clutch
53 Second power transmission mechanism
54 Ball spline
55 Loading nut
56 Mounting part
57 frames
58 Mounting hole
59 Stud
60 nuts
61 Gear housing
62 Output sleeve
63 Rolling bearing
64 Holding part
65 Second Axis
66 Mounting part
67 Support plate
68 hole
69 Radial needle bearings
70 outer ring
71 long hole
72 Stud
73
74 Cylinder tube
75 Partition plate
76 First piston member
77 Support tube
78 Bulkhead plate
79 Second piston member
80 Plate spring
81 Center hole
82 Drive shaft
83 Notch
84 Driven convex part
85 connecting part
86 Lion Arm
87 Rod
88 gears
89 sleeve
90 gears
91 Gear
92 Convex
93 Locking notch
94 Transmission tube
95 Transmission flange
96 Protrusion for transmission
97 Flat part
98 Bonding bracket
99 fixed wall
100 Drive shaft
101 Connecting bracket

Claims

An input-side disk, an output-side disk that is arranged concentrically with the input-side disk and is rotatable independently of the input shaft, and is provided between the input-side disk and the output-side disk. A plurality of trunnions that swing about a pivot that is twisted with respect to the central axis of the disk, a displacement shaft that protrudes from the inner surface of each trunnion, and a displacement axis that is one for each trunnion. A toroidal-type steplessly provided with one power roller for each trunnion sandwiched between inner surfaces of the input-side disk and the output-side disk in a state of being rotatably supported by a shaft in transmission, a part of the outer surface of at least one disk of the output side disk and the input side disk, Seki from the inner periphery of the outer surface, in the radial direction of the outer surface That than the central portion of the outer surface just defined as the outer径寄Ri position by half the width dimension which is an outer peripheral edge portion close to the disc, a plurality of projecting from the outer径寄Ri half of the outer surface Torque can be transmitted between the disc and the transmission member by engaging the convex portion with the tip of the transmission protrusion provided on the transmission member that transmits torque between the disc. A toroidal-type continuously variable transmission, characterized in that a flat portion is formed in a portion near the outer diameter of the outer surface, which is located on the outer side in the radial direction than the outer peripheral surface of each convex portion .

An input shaft connected to the drive source and driven to rotate by the drive source, an output shaft for extracting power based on the rotation of the input shaft, a toroidal continuously variable transmission, a planetary gear mechanism, and the input shaft A first power transmission mechanism for transmitting input power via the toroidal continuously variable transmission; and a second power transmission mechanism for transmitting power input to the input shaft without passing through the toroidal continuously variable transmission. The toroidal continuously variable transmission includes a pair of input-side disks that are supported at both ends of the input shaft and rotate with the rotation of the input shaft, and inner surfaces of the pair of input-side disks. It is arranged concentrically with each of the input side disks around the intermediate portion of the input shaft in a state of being opposed to the inner surface of each input side disk, and the input side disks can be rotated independently of each other and in synchronization with each other. Was A pair of output side disks, and a pair of input sides provided between each of these input side disks and each of the output side disks, and swinging about a pivot that is twisted with respect to the central axis of each of these disks A plurality of trunnions for each disk and output side disk, one displacement shaft for each trunnion projecting from the inner surface of each trunnion, and a state of being rotatably supported by each displacement shaft One power roller for each trunnion sandwiched between the inner surfaces of each input side disk and each output side disk, and each input side disk and each output side based on hydraulic pressure. The force with which the disc clamps each of these power rollers is applied according to the magnitude of the force transmitted between each of the input-side discs and each of the output-side discs. And a pressing device provided in parallel to the input shaft and around the input shaft, and the planetary gear mechanism includes a sun gear and a ring gear disposed around the sun gear. A planetary gear that is rotatably supported by a carrier that is provided between and concentrically and rotatably supported by the sun gear is engaged with the sun gear and the ring gear, and the first power The power transmitted through the transmission mechanism and the power transmitted through the second power transmission mechanism can be freely transmitted to two members of the sun gear, the ring gear, and the carrier. The output shaft is coupled to the remaining one of the ring gear and the carrier, and the second power transmission mechanism has a transmission shaft and is supported by one end of the input shaft. Input side A part of the outer surface of the disc, and the disc is more than the central portion of the outer surface, which is defined as a position closer to the outer diameter by exactly 1/2 of the width dimension in the radial direction of the outer surface from the inner peripheral edge of the outer surface. A plurality of protrusions projecting from the outer peripheral edge portion of the outer surface near the outer diameter, and a tip end portion of the transmission protrusion extending radially outward from the end portion of the transmission shaft. By combining them, it is possible to freely transmit the rotational force from the one input side disk to the transmission shaft, and the outer side of the outer surface is located closer to the outer diameter than the outer peripheral surface of each convex portion. A continuously variable transmission in which a flat portion is formed in the portion .

Provided with an outward flange-shaped flange on the outer peripheral surface of the other end of the input shaft, and engages a plurality of notches formed on the outer peripheral edge of the flange with a driving convex formed on the tip of the drive shaft The continuously variable transmission according to claim 2 , wherein the input shaft is rotatably driven by the drive shaft.

Mode switching means is provided for switching the state in which the power input to the input shaft is sent to the planetary gear mechanism through the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism. A first mode in which power is transmitted only by the power transmission mechanism, a second mode in which power is transmitted by both the first power transmission mechanism and the second power transmission mechanism, and the first mode. the power transmission mechanism only in the first rotational direction of the output shaft with performing transmission power, and when the second mode is intended for switching between a third mode to reverse, claim 2-3 A continuously variable transmission described in any of the above.