WO2012017779A1 - 無段変速機のシール構造 - Google Patents

無段変速機のシール構造 Download PDF

Info

Publication number
WO2012017779A1
WO2012017779A1 PCT/JP2011/065661 JP2011065661W WO2012017779A1 WO 2012017779 A1 WO2012017779 A1 WO 2012017779A1 JP 2011065661 W JP2011065661 W JP 2011065661W WO 2012017779 A1 WO2012017779 A1 WO 2012017779A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
ring
cylinder
movable sheave
seal
seal member
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Ceased
Application number
PCT/JP2011/065661
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
泰樹 西澤
伊藤　慶
信行 江口
勝好 佐久間
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Nok Corp
Aisin AW Co Ltd
Original Assignee
Nok Corp
Aisin AW Co Ltd
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Nok Corp, Aisin AW Co Ltd filed Critical Nok Corp
Priority to DE112011101544T priority Critical patent/DE112011101544T5/de
Priority to CN2011800322813A priority patent/CN102959279A/zh
Publication of WO2012017779A1 publication Critical patent/WO2012017779A1/ja
Anticipated expiration legal-status Critical
Ceased legal-status Critical Current

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/32—Friction members
    • F16H55/52—Pulleys or friction discs of adjustable construction
    • F16H55/56—Pulleys or friction discs of adjustable construction of which the bearing parts are relatively axially adjustable
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J15/00—Sealings
    • F16J15/16—Sealings between relatively-moving surfaces
    • F16J15/32—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings
    • F16J15/3204—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings with at least one lip
    • F16J15/3208—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings with at least one lip provided with tension elements, e.g. elastic rings

Definitions

  • a movable sheave and a fixed sheave are disposed opposite to each other, two pulleys respectively connected to an input shaft and an output shaft, a belt stretched between both pulleys, and a hydraulic chamber on the back of the movable sheave
  • a clearance between the movable sheave and the cylinder in a continuously variable transmission capable of changing the groove width of the pulley by moving the movable sheave by supplying and discharging an oil pressure in the cylinder.
  • the present invention relates to a seal structure of a continuously variable transmission that seals a shaft.
  • the pulley sandwiches the belt in a semicircular shape, the force to open the pulley by the belt and the belt are in contact with the pulley in the angular range in which the belt is engaged.
  • a bending force is generated by the product of the radius. The bending force acts once each time the pulley makes one rotation, deforms the movable sheave and the housing portion (cylinder), and periodically crushes the seal member provided in the gap between the movable sheave and the housing portion. The seal member may be worn out.
  • the seal structure of the continuously variable transmission according to the present invention is mainly intended to suppress the wear of the seal member and improve the seal performance without using an excessively rigid sheave or cylinder.
  • the seal structure of the continuously variable transmission of the present invention adopts the following means in order to achieve the above-mentioned main object.
  • the seal structure of the continuously variable transmission of the present invention is A movable sheave and a fixed sheave are disposed opposite to each other, two pulleys respectively connected to the input shaft and the output shaft, a belt stretched between both pulleys, and a cylinder forming a hydraulic chamber on the back of the movable sheave
  • It is a seal structure of a step transmission, An annular outer peripheral seal member disposed in an annular groove formed in one of the movable sheave and the cylinder; An annular inner circumferential seal member disposed in the annular groove in a layer on the inner circumferential side of the outer circumferential seal member and having a higher elasticity than the outer circumferential seal member; Equipped with The gist is that the outer peripheral side seal member is cham
  • the outer periphery side seal having a rectangular cross section and an annular outer periphery in an annular groove formed in one of the movable sheave and the cylinder forming the hydraulic chamber on the back surface of the movable sheave.
  • the side in contact with the inner peripheral seal member of the outer peripheral seal member is chamfered.
  • the “peripheral seal member” may be chamfered by plane removal.
  • the outer peripheral seal member is a seal ring having a rectangular cross section
  • the inner peripheral seal member is an O ring having a circular cross section. It can also be done.
  • the movable sheave is formed with a cylindrical portion axially extended from an outer peripheral portion, and the cylinder has an outer peripheral portion being an inner periphery of the cylindrical portion of the movable sheave
  • the seal member may be radially extended to the front of the surface, and the seal member may be mounted in a groove formed over the entire periphery of the outer peripheral edge of the cylinder.
  • FIG. 2 is a configuration diagram showing an outline of a configuration of a power transmission device 20.
  • FIG. 8 is an explanatory view showing a biting angle of the belt 40 with respect to the primary pulley 34. It is an explanatory view explaining a situation of modification of primary pulley 34 and primary cylinder 38 in CVT30 of an example. It is an explanatory view explaining a mode of modification of O ring 52 at the time of using seal ring 50 of an example. It is an explanatory view explaining a mode of modification of O ring 52 at the time of using seal ring 150 of a comparative example. It is explanatory drawing explaining the mode of a deformation
  • FIG. FIG. 8 is an explanatory view showing a relationship between a rotation angle of a pulley 34 and a crushing margin of an O-ring 52. It is explanatory drawing explaining the relationship between the gear ratio in CVT30 of an Example, an engine torque, and the amplitude of the crushing margin of O ring 52. As shown in FIG. It is explanatory drawing explaining the relationship between the gear ratio in a CVT of a comparative example, an engine torque, and the amplitude of the crushing margin of O ring 52.
  • FIG. It is sectional drawing of the seal ring 50B of a modification. It is a sectional view of seal ring 50C of a modification.
  • FIG. 1 is a block diagram schematically showing the configuration of a power transmission device 20.
  • the power transmission device 20, as shown in FIG. 1 transmits a motive power from a laterally mounted engine (not shown) whose crankshaft is disposed substantially parallel to the axles 64a, 64b to the axles 64a, 64b.
  • the torque converter 22 having a lockup clutch, which is configured as an axle device and includes an input-side pump impeller 22a connected to the engine crankshaft and an output-side turbine runner 22b, and a turbine runner 22b of the torque converter 22.
  • a forward / backward switching unit 24 which outputs the connected power input with switching between forward rotation and reverse rotation, a primary shaft 32 connected to the forward / backward switching unit 24, and a secondary disposed parallel to the primary shaft 32 And a shaft 42 having a motion input to the primary shaft 32
  • The comprises a continuously variable transmission (hereinafter referred to as "CVT") 30 for outputting to the secondary shaft 42 and steplessly, the.
  • CVT continuously variable transmission
  • the CVT 30 is hooked on a primary pulley 34 attached to the primary shaft 32, a secondary pulley 44 attached to the secondary shaft 42 disposed parallel to the primary shaft 32, a groove of the primary pulley 34 and a groove of the secondary pulley 44
  • the power input to the primary shaft 32 is steplessly shifted and output to the secondary shaft 42 by changing the groove widths of the primary pulley 34 and the secondary pulley 44.
  • the oil pump, the regulator valve for adjusting the oil pressure from the oil pump, and the oil pressure adjusted by the regulator valve are used. It is carried out by a hydraulic circuit comprising a control valve for connecting and disconnecting an oil passage for supplying and discharging hydraulic pressure to and from the primary cylinder 38 and the secondary cylinder 48, and a solenoid valve for driving the control valve. Since the secondary shaft 42 is connected to the left and right axles 64 a and 64 b via the gear mechanism 60 and the differential gear 62, power from the engine is torque converter 22, forward / reverse switching unit 24, CVT 40, and gear mechanism 60. , And the differential gear 62 sequentially transmits to the axles 64a and 64b.
  • the primary pulley 34 is composed of a fixed sheave 35 integrally formed with the primary shaft 32 and a movable sheave 36 axially slidably supported on the primary shaft 32 via a ball spline.
  • the secondary pulley 44 is configured by a fixed sheave 45 integrally formed with the secondary shaft 42, and a movable sheave 46 axially slidably supported on the secondary shaft 42 via a ball spline. .
  • the movable sheave 46 of the secondary pulley 44 is biased by the return spring 47 in the direction to narrow the groove width of the secondary pulley 44.
  • the movable sheave 36 of the primary pulley 34 is formed with a cylindrical portion 36 a so that the piston is integrated and extends in the axial direction on the cylinder 38 side from the outer peripheral portion.
  • the outer peripheral portion thereof is radially extended to the vicinity of the inner peripheral surface of the cylindrical portion 36a of the movable sheave 36, and between the outer peripheral edge thereof and the inner peripheral surface of the cylindrical portion 36a of the movable sheave 36 (piston) Gap is sealed.
  • the hydraulic pressure chamber 39 is formed.
  • the movable sheave 46 of the secondary pulley 44 also has a cylindrical portion so that the piston is integrated and extends in the axial direction from the outer peripheral portion to the secondary cylinder 48 side.
  • the outer peripheral portion thereof is radially extended to the vicinity of the inner peripheral surface of the cylindrical portion of the movable sheave 46, and the gap between the outer peripheral edge thereof and the inner peripheral surface of the cylindrical portion of the movable sheave 46 (piston) Is sealed.
  • the hydraulic pressure chamber 49 is formed.
  • a ring groove 38a is formed on the entire outer periphery of the primary cylinder 38, and a seal ring 50 is formed on the outer peripheral side of the ring groove 38a, and an O-ring 52 is formed on the inner peripheral side.
  • Seal ring 50 is formed in a rectangular shape in cross section by a resin (for example, a fluorocarbon resin or the like) material
  • O ring 52 is a rubber (for example, a fluororubber or the like) material having a higher elastic modulus than seal ring 50
  • the cross section is formed in a circular shape.
  • chamfering is performed by chamfering at a chamfering angle of about 45 degrees. The reason for chamfering the seal ring 50 will be described later.
  • FIG. 2 is an explanatory view showing how the belt 40 bites into the primary pulley 34.
  • the belt 40 opens on one side to the primary pulley 34 in the range of the biting angle ⁇ at which the biting of the belt 40 occurs.
  • a bending force is exerted by the product of the applied force and the radius at which the belt 40 contacts the primary pulley 34. Since the bending force acts once each time the primary pulley 34 makes one rotation, the primary pulley 34 and the primary cylinder 38 are deformed with a cycle of once every one rotation.
  • FIG. 1 is an explanatory view showing how the belt 40 bites into the primary pulley 34.
  • FIG. 3 shows a state of deformation of the primary pulley 34 and the primary cylinder 38 in the CVT 30 of the embodiment.
  • the broken line of FIG. 3 shows the state before a deformation
  • the continuous line shows the state after a deformation
  • the primary pulley 34 (movable sheave 36) is deformed in a direction in which the cylindrical portion 36a approaches the axial center in a section in which the belt 40 is engaged, and in a section in which the belt 40 is not engaged It deforms in the direction away from the axis center.
  • primary cylinder 38 is deformed in the axial direction opposite to primary pulley 34 over the entire circumference.
  • the distance between the bottom surface of the ring groove 38a of the primary cylinder 38 and the inner circumferential surface (sliding surface) of the movable sheave 36 changes with a cycle of once per rotation due to the deformation of the primary pulley 34 and the primary cylinder 38 as described above.
  • the O-ring 52 having a modulus of elasticity higher than that of the seal ring 50 is squeezed in the radial direction. Considering that oil pressure is generated in the oil pressure chamber 39, the O ring 52 is radially pressed with the seal ring 50 and the side wall of the ring groove 38a of the primary cylinder 38 by the oil pressure of the oil pressure chamber 39. It will be crushed.
  • FIG. 4 shows the deformation of the O-ring 52 when the seal ring 50 of the embodiment is used
  • FIG. 5 shows the deformation of the O-ring 52 when the seal ring 150 of the comparative example is used.
  • the seal ring 50 of the embodiment in which two places on the side in contact with the O-ring 52 among the four corners having a rectangular cross section are chamfered is used, and in FIG. 5, it is not chamfered.
  • the seal ring 150 is used.
  • since the seal ring 50 chamfers two corners on the side in contact with the O-ring 52, between the side wall of the ring groove 38 a and the side surface of the seal ring 50. Form a V-shaped groove (see A in FIG.
  • the chamfering of two places on the side that is in contact with the O-ring 52 is the cycle of the O-ring 52 along with the deformation of the primary pulley 34 and the primary cylinder 38
  • By providing a relief space through which the O-ring 52 flows when being crushed it is possible to suppress the occurrence of drag wear on the O-ring 52.
  • FIG. 6 is an explanatory view for explaining how the primary pulley 134 and the primary cylinder 138 are deformed in the CVT of the comparative example.
  • the broken line in FIG. 6 indicates the state before deformation, and the solid line indicates the state after deformation.
  • the outer peripheral portion 138a of the primary cylinder 138 is formed in a cylindrical shape.
  • the outer peripheral portion thereof is radially extended to the vicinity of the inner peripheral surface of the outer peripheral portion 138a of the primary cylinder, and the seal ring 50 and the O ring are formed in the ring groove 136a formed over the entire outer periphery.
  • FIG. 7 shows the relationship between the rotation angle of the pulley 34 and the crushing margin of the O ring 52.
  • FIG. 8 shows the relationship between the gear ratio, the engine torque, and the amplitude of the crushing margin of the O ring 52 in the CVT 30 of the embodiment.
  • FIG. 9 shows the relationship between the transmission, the engine torque, and the amplitude of the crushing margin of the O-ring 52 in the continuously variable transmission of the comparative example.
  • the continuous line of FIG. 7 shows the crushing margin of O ring 52 in an Example
  • the dashed-dotted line shows the crushing margin of O ring 52 in a comparative example.
  • the amplitude of the crush margin of the O-ring 52 based on the deformation of the primary pulley 34 and the primary cylinder 38 tends to be larger in the embodiment than in the comparative example, as shown in FIGS. 7-9. That is, in the embodiment, since the drag wear of the O-ring 52 is easily generated as compared with the comparative example, the significance of applying the present invention becomes larger.
  • the seal ring having a rectangular cross section in the gap between the movable sheave 36 and the primary cylinder 38 forming the hydraulic chamber 39 on the back surface of the movable sheave 36
  • the seal is mounted by mounting the O-ring 52 having a circular cross-section on the inner peripheral side in a layered manner on the outer peripheral side of 50 and the O-ring 52 on the inner peripheral side, Therefore, even if the O-ring 52 is periodically crushed by deformation of the primary pulley 34 (movable sheave 36) and the primary cylinder 38 by the belt 40, the side wall and seal of the ring groove 38a are chamfered.
  • the O-ring 52 can be made to flow in the V-shaped groove formed between the side of the ring 50 and the O-ring 52, and the occurrence of the drag wear of the O-ring 52 is suppressed. It can be. As a result, the sealing performance can be secured without using the movable sheave 36 or the primary cylinder 38 having excessive rigidity.
  • a cylindrical portion 36a axially extended from the outer peripheral portion of the movable sheave 36 is formed, and the outer peripheral portion of the primary cylinder 38 is radially extended to near the inner peripheral surface of the cylindrical portion 36a.
  • a ring groove 38a is formed over the entire periphery of the outer periphery of the primary cylinder 38 by extending it, and the seal ring 50 and the O-ring 52 are respectively attached to the ring groove 38a in layers on the outer peripheral side and inner peripheral side
  • the hydraulic chamber 39 is formed, as shown in FIG.
  • the outer peripheral portion 138a of the primary cylinder 138 is formed in a cylindrical shape, and the outer peripheral portion of the movable sheave 136 is the inner peripheral of the outer peripheral portion 138a of the primary cylinder 138.
  • the ring groove 136a is formed along the entire periphery of the outer periphery of the movable sheave 136, and the ring ring 136a and the seal ring 50 are formed.
  • the outer peripheral side and inner peripheral side may be to form a hydraulic chamber 139.
  • the significance of applying the present invention becomes slightly smaller.
  • the chamfering of the seal ring 50 having a rectangular cross section is performed by planing with a chamfering angle of about 45 degrees, but the primary pulley 34 (movable sheave 36) and the primary cylinder
  • the plane take-up angle is not limited to 45 degrees, and other chamfering angles such as 30 degrees, 40 degrees, 50 degrees, 60 degrees, etc. may be used.
  • seal ring 50B of the modification of FIG. 10 It is not round, as shown in seal ring 50B of the modification of FIG. 10, or it is made round chamfer (R chamfering), as shown in seal ring 50C of the modification of FIG. Etc. or the type of L chamfer may as to any chamfered shape.
  • seal structure of the continuously variable transmission of the four corners of the seal ring 50 having a rectangular cross section, two corners on the side to which the O-ring 52 abuts are chamfered.
  • the seal ring 50 and the O-ring 52 are on the side wall of the ring groove 38 a of the primary cylinder 38 by the oil pressure of the oil pressure chamber 39 among the two places where the O ring 52 is in contact. It does not matter as what chamfers only one place of the side to be pressed.
  • the seal ring 50 corresponds to the “outer peripheral seal member”
  • the O-ring 52 corresponds to the “inner peripheral seal member”.
  • the correspondence between the main elements of the embodiment and the main elements of the invention described in the section of the summary of the invention specifically illustrates the best mode for carrying out the invention described in the section of the summary of the invention.
  • the invention is not limited to the elements of the invention described in the section of the summary of the invention, as it is an example to explain. That is, the interpretation of the invention described in the section of the summary of the invention should be made based on the description of the section, and the embodiment is only a specific example of the invention described in the section of the summary of the invention. It is.
  • the present invention is applicable to the continuously variable transmission manufacturing industry.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Transmissions By Endless Flexible Members (AREA)
  • Sealing Devices (AREA)

Abstract

可動シーブとシリンダとの隙間を、断面が矩形状のシールリング５０を外周側に、断面が円形状のＯリング５２を内周側にそれぞれ装着することによりシールする。シールリング５０は、４箇所の角のうちＯリング５２が当接している側の２箇所を面取りする。これにより、ベルトによるプーリとシリンダとの変形に伴ってＯリング５２が周期的に押し潰されるものとしても、面取りによりリング溝３８ａの側壁とシールリング５０の側面との間に形成されるＶ字溝にＯリング５２を流動させることができ、Ｏリング５２の引き摺り摩耗の発生を抑制することができる。

Description

無段変速機のシール構造
　本発明は、可動シーブと固定シーブとが対向して配置され入力軸と出力軸にそれぞれ連結された２つのプーリと、両プーリ間に掛け渡されたベルトと、前記可動シーブの背面に油圧室を形成するシリンダとを備え、前記シリンダ内に油圧を給排することにより前記可動シーブを移動させて前記プーリの溝幅を変更可能な無段変速機における、前記可動シーブと前記シリンダとの隙間をシールする無段変速機のシール構造に関する。
　従来、この種の無段変速機のシール構造としては、ベルト式の無段変速機において、プライマリプーリの可動シーブとハウジング部との間の隙間に密閉構造のシール部材を設けたものが提案されている（例えば、特許文献１参照）。この無段変速機では、ハウジング部をシリンダとして可動シーブの背面に配置し、可動シーブとハウジング部との間の隙間をシールすることにより、可動シーブを油圧により背面側から押し付けるための油圧室を形成している。
特開２００９－２７５７１８号公報
　ところで、ベルト式の無段変速機は、プーリが半円状にベルトを挟んでいるため、ベルトが噛み込んでいる角度範囲ではベルトによりプーリを開こうとする力とベルトがプーリに接している半径との積による曲げ力が生じる。この曲げ力は、プーリが１回転する毎に１回作用し、可動シーブやハウジング部（シリンダ）を変形させて可動シーブとハウジング部との隙間に設けられたシール部材を周期的に押し潰すため、シール部材が摩耗する場合が生じる。これに対して、シーブやハウジング部の変形を抑えるために、その剛性を高めることも考えられるが、変速機が大型化したり、重量が増加してしまう。
　本発明の無段変速機のシール構造は、過剰な剛性のシーブやシリンダを用いることなく、シール部材の摩耗を抑制してシール性能の向上を図ることを主目的とする。
　本発明の無段変速機のシール構造は、上述の主目的を達成するために以下の手段を採った。
　本発明の無段変速機のシール構造は、
　可動シーブと固定シーブとが対向して配置され入力軸と出力軸にそれぞれ連結された２つのプーリと、両プーリ間に掛け渡されたベルトと、前記可動シーブの背面に油圧室を形成するシリンダとを備え、前記シリンダ内に油圧を給排することにより前記可動シーブを移動させて前記プーリの溝幅を変更可能な無段変速機における、前記可動シーブと前記シリンダとの隙間をシールする無段変速機のシール構造であって、
　前記可動シーブと前記シリンダの一方に形成された環状の溝に配置される環状の外周側シール部材と、
　前記環状の溝に前記外周側シール部材よりも内周側に層状に配置され、前記外周側シール部材よりも高弾性の環状の内周側シール部材と、
　を備え、
　前記外周側シール部材は、前記内周側シール部材と当接している側が面取りされてなる
　ことを要旨とする。
　この本発明の無段変速機のシール構造では、可動シーブと可動シーブの背面に油圧室を形成するシリンダとの一方に形成された環状の溝に、断面が矩形状で且つ環状の外周側シール部材と、外周側シール部材よりも高弾性の環状の内周側シール部材とをそれぞれ層状に配置したものにおいて、外周側シール部材の内周側シール部材と当接している側を面取りする。これにより、ベルトの噛み込みによるシーブやシリンダの変形によって、シーブとシリンダとの隙間が変化し内周側シール部材が周期的に変形するものとしても、面取りにより環状の溝の側壁と外周側シール部材との間に形成される空間（逃げ場）に内周側シール部材を流動させることができるから、内周側シール部材の引き摺り摩耗を抑制することができる。この結果、過剰な剛性のシーブやシリンダを用いることなく、シール性能を確保することができる。ここで、「外周側シール部材」は、平面取りにより面取りされてなるものとすることもできる。
　こうした本発明の無段変速機のシール構造において、前記外周側シール部材は、断面が矩形状のシールリングであり、前記内周側シール部材は、断面が円形状のＯリングであるものとすることもできる。
　また、本発明の無段変速機のシール構造において、前記可動シーブは、外周部から軸方向に延伸された円筒部が形成され、前記シリンダは、外周部が前記可動シーブの円筒部の内周面手前まで径方向に延伸され、前記シール部材は、前記シリンダの外周縁に全周に亘って形成された溝に装着されてなるものとすることもできる。このタイプの無段変速機では、可動シーブとシリンダとの隙間の変形が比較的大きく、シール部材の変形の振幅が比較的大きなものとなるため、本発明の効果がより顕著なものとなる。
動力伝達装置２０の構成の概略を示す構成図である。 プライマリプーリ３４に対するベルト４０の噛み込み角度を示す説明図である。 実施例のＣＶＴ３０におけるプライマリプーリ３４とプライマリシリンダ３８の変形の様子を説明する説明図である。 実施例のシールリング５０を用いた場合のＯリング５２の変形の様子を説明する説明図である。 比較例のシールリング１５０を用いた場合のＯリング５２の変形の様子を説明する説明図である。 比較例のＣＶＴにおけるプライマリプーリ１３４とプライマリシリンダ１３８の変形の様子を説明する説明図である。 プーリ３４の回転角とＯリング５２の潰し代との関係を示す説明図である 実施例のＣＶＴ３０における変速比とエンジントルクとＯリング５２の潰し代の振幅との関係を説明する説明図である。 比較例のＣＶＴにおける変速比とエンジントルクとＯリング５２の潰し代の振幅との関係を説明する説明図である。 変形例のシールリング５０Ｂの断面図である。 変形例のシールリング５０Ｃの断面図である。
　次に、本発明の実施の形態を実施例を用いて説明する。
　図１は、動力伝達装置２０の構成の概略を示す構成図である。動力伝達装置２０は、図１に示すように、クランクシャフトが車軸６４ａ，６４ｂに対して略平行に配置された横置きのエンジン（図示せず）からの動力を車軸６４ａ，６４ｂに伝達するトランスアクスル装置として構成されており、エンジンのクランクシャフトに接続された入力側のポンプインペラ２２ａと出力側のタービンランナ２２ｂとからなるロックアップクラッチ付きのトルクコンバータ２２と、トルクコンバータ２２のタービンランナ２２ｂに接続され入力された動力を正転と逆転との切り換えを伴って出力する前後進切換ユニット２４と、前後進切換ユニット２４に接続されたプライマリシャフト３２とこのプライマリシャフト３２に平行に配置されたセカンダリシャフト４２とを有しプライマリシャフト３２に入力された動力を無段階に変速してセカンダリシャフト４２に出力する無段変速機（以下「ＣＶＴ」という）３０と、を備える。
　ＣＶＴ３０は、プライマリシャフト３２に取り付けられたプライマリプーリ３４と、プライマリシャフ３２と平行に配置されたセカンダリシャフト４２に取り付けられたセカンダリプーリ４４と、プライマリプーリ３４の溝とセカンダリプーリ４４の溝とに掛け渡されたベルト４０と、プライマリプーリ３４の溝幅を変更するための油圧式のアクチュエータとしてのプライマリシリンダ３８と、セカンダリプーリ４４の溝幅を変更するための油圧式のアクチュエータとしてのセカンダリシリンダ４８とを備え、プライマリプーリ３４とセカンダリプーリ４４の溝幅を変更することによりプライマリシャフト３２に入力された動力を無段階に変速してセカンダリシャフト４２に出力する。プライマリシリンダ３８内の油圧の給排とセカンダリシリンダ４８内の油圧の給排は、図示しないが、オイルポンプや、オイルポンプからの油圧を調圧するレギュレータバルブ，レギュレータバルブにより調圧した油圧を用いてプライマリシリンダ３８やセカンダリシリンダ４８に対して油圧の給排を行なうための油路の継断を司るコントロールバルブ，コントロールバルブを駆動するソレノイドバルブなどからなる油圧回路により行なわれる。セカンダリシャフト４２は、ギヤ機構６０と、デファレンシャルギヤ６２とを介して左右の車軸６４ａ，６４ｂに連結されているから、エンジンからの動力はトルクコンバータ２２，前後進切換ユニット２４，ＣＶＴ４０，ギヤ機構６０，デファレンシャルギヤ６２を順に介して車軸６４ａ，６４ｂに伝達されることになる。
　プライマリプーリ３４は、プライマリシャフト３２と一体に形成された固定シーブ３５と、プライマリシャフト３２にボールスプラインを介して軸方向に摺動自在に支持される可動シーブ３６とにより構成されている。また、セカンダリプーリ４４は、セカンダリシャフト４２と一体に形成された固定シーブ４５と、セカンダリシャフト４２にボールスプラインを介して軸方向に摺動自在に支持される可動シーブ４６と、により構成されている。なお、セカンダリプーリ４４の可動シーブ４６は、リターンスプリング４７によりセカンダリプーリ４４の溝幅を狭める方向に付勢されている。
　プライマリプーリ３４の可動シーブ３６は、ピストンが一体化されると共に外周部からシリンダ３８側の軸方向に延伸するよう円筒部３６ａが形成されている。一方、プライマリシリンダ３８は、外周部が可動シーブ３６の円筒部３６ａの内周面付近まで径方向に延伸され、その外周縁と可動シーブ３６（ピストン）の円筒部３６ａの内周面との間の隙間がシールされている。これにより、油圧室３９を形成する。また、セカンダリプーリ４４の可動シーブ４６も、ピストンが一体化されると共に外周部からセカンダリシリンダ４８側の軸方向に延伸するよう円筒部が形成されている。一方、セカンダリシリンダ４８は、外周部が可動シーブ４６の円筒部の内周面付近まで径方向に延伸され、その外周縁と可動シーブ４６（ピストン）の円筒部の内周面との間の隙間がシールされている。これにより、油圧室４９を形成する。
　プライマリシリンダ３８の外周縁には、全周に亘ってリング溝３８ａが形成されており、このリング溝３８ａには、外周側にシールリング５０が、内周側にＯリング５２がそれぞれ層をなすように装着されている。シールリング５０は、樹脂（例えば、フッ素樹脂など）系の材料により断面が矩形状に形成され、Ｏリング５２は、シールリング５０よりも弾性率が高いゴム（例えば、フッ素ゴムなど）系の材料により断面が円形状に形成されている。シールリング５０は、４箇所の角のうちＯリング５２が当接している側の２箇所が面取りされている。本実施例では、略４５度の面取り角度をもって平面取りにより面取りするものとした。シールリング５０を面取りする理由については後述する。
　図２は、プライマリプーリ３４に対するベルト４０の噛み込みの様子を示す説明図である。図２に示すように、プライマリプーリ３４は半円状にベルト４０を挟んでいるため、ベルト４０の噛み込みが生じている噛み込み角度θの範囲ではプライマリプーリ３４にはベルト４０により片側に開こうとする力とベルト４０がプライマリプーリ３４に接する半径の積による曲げ力が作用する。この曲げ力は、プライマリプーリ３４が１回転する毎に１回作用するため、プライマリプーリ３４とプライマリシリンダ３８とを１回転毎に１回の周期をもって変形させる。図３に、実施例のＣＶＴ３０におけるプライマリプーリ３４とプライマリシリンダ３８の変形の様子を示す。なお、図３の破線は変形前の状態を示し、実線は変形後の状態を示す。図示するように、プライマリプーリ３４（可動シーブ３６）は、ベルト４０が噛み込んでいる区間では円筒部３６ａが軸中心に近づく方向に変形し、ベルト４０が噛み込んでいない区間では円筒部３６ａが軸中心から離れる方向に変形する。一方、プライマリシリンダ３８は、全周に亘ってプライマリプーリ３４とは反対側の軸方向に変形する。こうしたプライマリプーリ３４とプライマリシリンダ３８の変形により、プライマリシリンダ３８のリング溝３８ａの底面と可動シーブ３６の内周面（摺動面）との間隔が１回転毎に１回の周期をもって変化するため、シールリング５０よりも弾性率の高いＯリング５２が径方向に押し潰される。油圧室３９内に油圧が生じていることを考えると、Ｏリング５２は、油圧室３９の油圧によってシールリング５０と共にプライマリシリンダ３８のリング溝３８ａの側壁に軸方向に押し付けられた状態で径方向に押し潰されるものとなる。
　図４は、実施例のシールリング５０を用いた場合のＯリング５２の変形の様子を示し、図５は、比較例のシールリング１５０を用いた場合のＯリング５２の変形の様子を示す。ここで、図４では断面が矩形状の４箇所の角のうちＯリング５２に当接している側の２箇所を面取りした実施例のシールリング５０を用いるものとし、図５では面取りされていないシールリング１５０を用いるものとした。実施例では、図４に示すように、シールリング５０はＯリング５２と当接している側の２箇所の角を面取りしているから、リング溝３８ａの側壁とシールリング５０の側面との間にＶ字溝を形成し（図４中のＡ部分参照）、Ｏリング５２が押し潰されたときにＶ字溝内に流動する。一方、比較例では、シールリング１５０は面取りされていないから、Ｏリング５２が押し潰されても、Ｏリング５２が流動する逃げ場がなく（図５中のＢ部分参照）、Ｏリング５２の１回転毎に１回の周期的な押し潰しにより、引き摺り摩耗が生じる。断面が矩形状のシールリング５０を４箇所の角のうちＯリング５２に当接している側の２箇所を面取りするのは、プライマリプーリ３４とプライマリシリンダ３８の変形に伴ってＯリング５２が周期的に押し潰されたときにＯリング５２が流動する逃げ場を設けることにより、Ｏリング５２に引き摺り摩耗が発生するのを抑制するためである。
　図６は、比較例のＣＶＴにおけるプライマリプーリ１３４とプライマリシリンダ１３８の変形の様子を説明する説明図である。なお、図６の破線は変形前の状態を示し、実線は変形後の状態を示す。この比較例では、図示するように、プライマリシリンダ１３８は、その外周部１３８ａが円筒状に形成されている。一方、可動シーブ１３６は、その外周部がプライマリシリンダの外周部１３８ａの内周面付近まで径方向に延伸され、外周縁に全周に亘って形成されたリング溝１３６ａにシールリング５０とＯリング５２とがそれぞれ外周側と内周側とに層状に装着されて、油圧室１３９を形成している。こうして構成された比較例のＣＶＴでは、プライマリプーリ１３４（可動シーブ１３６）は、プライマリシリンダ１３８にベルト４０が噛み込んでいる区間ではプライマリシリンダ１３８側の軸方向に変形し、ベルト４０が噛み込んでいない区間では外周部が軸中心から離れる方向に変形する。一方、プライマリシリンダ１３８は、外周部１３８ａが全周に亘って軸中心から離れる方向に変形する。図７に、プーリ３４の回転角とＯリング５２の潰し代との関係を示し、図８に、実施例のＣＶＴ３０における変速比とエンジントルクとＯリング５２の潰し代の振幅との関係を示し、図９に、比較例の無段変速機における変速機とエンジントルクとＯリング５２の潰し代の振幅との関係を示す。なお、図７の実線は実施例におけるＯリング５２の潰し代を示し、一点鎖線は比較例におけるＯリング５２の潰し代を示す。プライマリプーリ３４とプライマリシリンダ３８との変形に基づくＯリング５２の潰し代の振幅は、図７～図９に示すように、実施例の方が比較例よりも大きくなる傾向にある。即ち、実施例では、比較例に比して、Ｏリング５２の引き摺り摩耗が発生し易くなるから、本発明を適用する意義がより大きなものとなる。
　以上説明した実施例の無段変速機のシール構造によれば、可動シーブ３６と可動シーブ３６の背面に油圧室３９を形成するプライマリシリンダ３８との間の隙間に、断面が矩形状のシールリング５０を外周側に、断面が円形状のＯリング５２を内周側にそれぞれ層状に装着することによりシールするものにおいて、シールリング５０を４箇所の角のうちＯリング５２が当接している側の２箇所を面取りするから、ベルト４０によるプライマリプーリ３４（可動シーブ３６）とプライマリシリンダ３８の変形により、Ｏリング５２が周期的に押し潰されるものとしても、面取りによりリング溝３８ａの側壁とシールリング５０の側面との間に形成されるＶ字溝にＯリング５２を流動させることができ、Ｏリング５２の引き摺り摩耗の発生を抑制することができる。この結果、過剰な剛性の可動シーブ３６やプライマリシリンダ３８を用いることなく、シール性能を確保することができる。
　実施例の無段変速機のシール構造では、可動シーブ３６の外周部から軸方向に延伸した円筒部３６ａを形成し、プライマリシリンダ３８の外周部を円筒部３６ａの内周面付近まで径方向に延伸させ、プライマリシリンダ３８の外周縁に全周に亘ってリング溝３８ａを形成し、このリング溝３８ａにシールリング５０とＯリング５２とをそれぞれ外周側と内周側に層状に装着することにより、油圧室３９を形成するものとしたが、図６に示すように、プライマリシリンダ１３８の外周部１３８ａを円筒状に形成し、可動シーブ１３６の外周部をプライマリシリンダ１３８の外周部１３８ａの内周面付近まで径方向に延伸させ、可動シーブ１３６の外周縁に全周に亘ってリング溝１３６ａを形成し、このリング溝１３６ａにシールリング５０とＯリング５２とをそれぞれ外周側と内周側に層状に装着することにより、油圧室１３９を形成するものとしてもよい。この場合、前述したように、プーリ１３４の回転に伴うＯリング５２の潰し代の振幅は、実施例に比して、小さくなるから、本発明を適用する意義は若干小さなものとなる。
　実施例の無段変速機のシール構造では、断面が矩形状のシールリング５０の面取りを略４５度の面取り角度をもって平面取りにより行なうものとしたが、プライマリプーリ３４（可動シーブ３６）とプライマリシリンダ３８との隙間の変化によってＯリング５２が押し潰されたときに、プライマリシリンダ３８のリング溝３８ａの側壁とシールリング５０の側面との間にＯリング５２が流動するための隙間（逃げ場）が形成されていればよいから、平面取り角度は４５度のものに限られず、３０度や４０度，５０度，６０度などの他の面取り角度としてもよく、また、面取り形状も平面取りに限られず、図１０の変形例のシールリング５０Ｂに示すように丸面取り（Ｒ面取り）としたり、図１１の変形例のシールリング５０Ｃに示すようにＬ型のＬ面取りとしたりするなど如何なる面取り形状とするものとしてもよい。
　実施例の無段変速機のシール構造では、断面が矩形状に形成されたシールリング５０の４箇所の角のうちＯリング５２が当接する側の２箇所を面取りするものとしたが、これに限られず、Ｏリング５２が当接している側の２箇所のうち油圧室３９とは反対側（油圧室３９の油圧によりシールリング５０とＯリング５２とがプライマリシリンダ３８のリング溝３８ａの側壁に押し付けられる側）の１箇所だけを面取りするものとしても構わない。
　ここで、実施例の主要な要素と発明の概要の欄に記載した発明の主要な要素との対応関係について説明する。実施例では、シールリング５０が「外周側シール部材」に相当し、Ｏリング５２が「内周側シール部材」に相当する。なお、実施例の主要な要素と発明の概要の欄に記載した発明の主要な要素との対応関係は、実施例が発明の概要の欄に記載した発明を実施するための最良の形態を具体的に説明するための一例であることから、発明の概要の欄に記載した発明の要素を限定するものではない。即ち、発明の概要の欄に記載した発明についての解釈はその欄の記載に基づいて行なわれるべきものであり、実施例は発明の概要の欄に記載した発明の具体的な一例に過ぎないものである。
　以上、本発明を実施するための最良の形態について実施例を用いて説明したが、本発明はこうした実施例に何等限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。
　本発明は、無段変速機の製造産業に利用可能である。

Claims (4)

  1. 　可動シーブと固定シーブとが対向して配置され入力軸と出力軸にそれぞれ連結された２つのプーリと、両プーリ間に掛け渡されたベルトと、前記可動シーブの背面に油圧室を形成するシリンダとを備え、前記シリンダ内に油圧を給排することにより前記可動シーブを移動させて前記プーリの溝幅を変更可能な無段変速機における、前記可動シーブと前記シリンダとの隙間をシールする無段変速機のシール構造であって、
    　前記可動シーブと前記シリンダの一方に形成された環状の溝に配置される環状の外周側シール部材と、
    　前記環状の溝に前記外周側シール部材よりも内周側に層状に配置され、前記外周側シール部材よりも高弾性の環状の内周側シール部材と、
    　を備え、
    　前記外周側シール部材は、前記内周側シール部材と当接している側が面取りされてなる
    　ことを特徴とする無段変速機のシール構造。
  2. 　請求項１記載のシール構造であって、
    　前記外周側シール部材は、平面取りにより面取りされてなる
    　ことを特徴とする無段変速機のシール構造。
  3. 　請求項１または２記載のシール構造であって、
    　前記外周側シール部材は、断面が矩形状のシールリングであり、
    　前記内周側シール部材は、断面が円形状のＯリングである
    　無段変速機のシール構造。
  4. 　請求項１ないし３いずれか１項に記載のシール構造であって、
    　前記可動シーブは、外周部から軸方向に延伸された円筒部が形成され、
    　前記シリンダは、外周部が前記可動シーブの円筒部の内周面手前まで径方向に延伸され、
    　前記シール部材は、前記シリンダの外周縁に全周に亘って形成された溝に装着されてなる
    　無段変速機のシール構造。
PCT/JP2011/065661 2010-08-06 2011-07-08 無段変速機のシール構造 Ceased WO2012017779A1 (ja)

Priority Applications (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE112011101544T DE112011101544T5 (de) 2010-08-06 2011-07-08 Dichtanordnung für ein stetig variables Getriebe
CN2011800322813A CN102959279A (zh) 2010-08-06 2011-07-08 无级变速器的密封结构

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2010-177178 2010-08-06
JP2010177178A JP2012036962A (ja) 2010-08-06 2010-08-06 無段変速機のシール構造

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2012017779A1 true WO2012017779A1 (ja) 2012-02-09

Family

ID=45555578

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2011/065661 Ceased WO2012017779A1 (ja) 2010-08-06 2011-07-08 無段変速機のシール構造

Country Status (5)

Country Link
US (1) US20120032405A1 (ja)
JP (1) JP2012036962A (ja)
CN (1) CN102959279A (ja)
DE (1) DE112011101544T5 (ja)
WO (1) WO2012017779A1 (ja)

Families Citing this family (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8871699B2 (en) 2012-09-13 2014-10-28 Ecolab Usa Inc. Detergent composition comprising phosphinosuccinic acid adducts and methods of use
KR101721347B1 (ko) * 2012-12-20 2017-03-29 쟈트코 가부시키가이샤 유압 액추에이터 장치
JP5942227B2 (ja) * 2012-12-20 2016-06-29 ジヤトコ株式会社 油圧アクチュエータ装置の製造方法
EP2980459B1 (en) * 2013-03-27 2018-04-25 Kabushiki Kaisha Riken Seal device
CN105889516A (zh) * 2015-01-22 2016-08-24 贵州航空发动机研究所 一种液压作动筒的密封装置
DE202015103420U1 (de) 2015-06-29 2016-06-30 Reinz-Dichtungs-Gmbh Getriebesteuervorrichtung
CN112639330B (zh) * 2018-10-22 2024-12-13 加特可株式会社 车辆用的无级变速器
CN109812581A (zh) * 2019-02-26 2019-05-28 浙江兰天机械密封件有限公司 一种干磨式组合密封装置

Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH11257446A (ja) * 1997-12-22 1999-09-21 Luk Getriebe Syst Gmbh 伝動装置
JP2003501598A (ja) * 1999-06-08 2003-01-14 ドベルドベー．エス．シャムバン ヨーロッパ アクティーゼルスカブ シール機構およびそのためのシール部材

Family Cites Families (31)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP3223241B2 (ja) * 1997-03-17 2001-10-29 本田技研工業株式会社 ベルト式無段変速機
US3642248A (en) * 1969-05-07 1972-02-15 Allen & Co Fof Proprietary Fun Sealing mechanism
DE3320515C1 (de) * 1983-06-07 1988-12-01 Christensen, Inc., 84115 Salt Lake City, Utah Hochdruckdichtung fuer laengsverschieblich gegeneinander bewegbare Teile von Tiefbohrwerkzeugen
GB2177464B (en) * 1985-06-29 1988-06-02 Dowty Seals Ltd Sealing assembly
FR2590641B1 (fr) * 1985-11-25 1989-07-13 Snecma Dispositif composite d'etancheite
JPS62190160U (ja) * 1986-05-26 1987-12-03
US5149107A (en) * 1989-03-29 1992-09-22 W. S. Shamban & Company Elastomer energized sealing and exclusion device
US5071142A (en) * 1989-03-31 1991-12-10 Leber Corporation Bi-directional substantially zero leakage path sealing assembly
US5197746A (en) * 1989-03-31 1993-03-30 Leber Corporation Substantially zero leakage path sealing assembly with expander void
DE4140833C3 (de) * 1991-04-30 1995-03-16 Busak & Luyken Gmbh & Co Dichtungsanordnung
CA2076912C (en) * 1991-08-28 1999-05-04 Jerry F. Carlin Hydraulic cylinder and improved wear ring assembly for use therein
US5291974A (en) * 1992-08-24 1994-03-08 Livernois Automation Company High pressure self-contained gas spring or die cylinder and sealing arrangement therefor
JP3961039B2 (ja) * 1994-12-06 2007-08-15 ルーク ゲトリーベ−ジステーメ ゲゼルシャフト ミット ベシュレンクテル ハフツング トルクセンサ及び円錐形プーリー巻掛け式伝動装置
US5725221A (en) * 1994-12-27 1998-03-10 Ford Global Technologies, Inc. Two piece seal
DE19739472A1 (de) * 1997-09-09 1999-03-18 Freudenberg Carl Fa Dichtungsanordnung
DE19909347B4 (de) * 1998-03-10 2012-03-29 Schaeffler Technologies Gmbh & Co. Kg Getriebe
US6454272B1 (en) * 1999-06-08 2002-09-24 W. S. Shamban Europa A/S Sealing arrangement and a sealing member therefor
DE10117662C1 (de) * 2001-04-09 2003-01-16 Freudenberg Carl Kg Stangen- oder Kolbenprimärdichtung
DE10145914A1 (de) * 2001-09-18 2003-05-08 Busak & Shamban Gmbh Hochdruckdichtungsanordnung
DE50306264D1 (de) * 2002-06-17 2007-02-22 Luk Lamellen & Kupplungsbau Kegelscheibenumschlingungsgetriebe
US20040084850A1 (en) * 2002-11-04 2004-05-06 Brian Lang Annular seal
US6905144B2 (en) * 2003-07-02 2005-06-14 Delaware Capital Formation Spring-loaded ‘L’-shaped seal ring
DE10354704A1 (de) * 2003-11-22 2005-06-16 Zf Transmission Technologies L.L.C., Batavia Verfahren zur Montage eines Kegelscheibenumschlingungsgetriebes
DE102006009491A1 (de) * 2006-02-27 2007-09-06 Busak + Shamban Deutschland Gmbh Dichtungssystem mit Druckentlastungselementen und Verwendung eines Dichtungssystems zur Einstellung einer Zwischenraumdruckkaskade
DE102006023157B3 (de) * 2006-05-16 2008-01-24 Trelleborg Sealing Solutions Germany Gmbh Dichtungsanordnung zur Druckentlastung
JP2008190650A (ja) * 2007-02-06 2008-08-21 Ntn Corp シールリング
US7828301B2 (en) * 2008-01-25 2010-11-09 Intelliserv, Llc Self-energized backup ring for annular seals
JP5072671B2 (ja) * 2008-03-18 2012-11-14 ダイハツ工業株式会社 ベルト式無段変速機の組立構造
JP2009275718A (ja) 2008-05-12 2009-11-26 Toyota Motor Corp 無段変速機
JP4670904B2 (ja) * 2008-05-30 2011-04-13 トヨタ自動車株式会社 無段変速機
CN201265652Y (zh) * 2008-08-13 2009-07-01 广州机械科学研究院 孔用异形密封圈

Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH11257446A (ja) * 1997-12-22 1999-09-21 Luk Getriebe Syst Gmbh 伝動装置
JP2003501598A (ja) * 1999-06-08 2003-01-14 ドベルドベー．エス．シャムバン ヨーロッパ アクティーゼルスカブ シール機構およびそのためのシール部材

Also Published As

Publication number Publication date
DE112011101544T5 (de) 2013-03-07
CN102959279A (zh) 2013-03-06
US20120032405A1 (en) 2012-02-09
JP2012036962A (ja) 2012-02-23

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2012017779A1 (ja) 無段変速機のシール構造
JP3248615B2 (ja) ベルト式無段変速機のプーリ用シリンダ構造
CN105264268B (zh) 带式无级变速装置
CN104334917B (zh) 金属带用元件
CN103459890B (zh) 带式无级变速器
US8864610B2 (en) Belt type continuously variable transmission for vehicle
JP7001837B2 (ja) 無段変速機
JP7036944B2 (ja) 車両用の無段変速機
CN105492801B (zh) 变速器的定子轴固定结构
CN104334918B (zh) 金属带用元件
CN105051423A (zh) 带式无级变速器中的轴支承构造
JP2012097867A (ja) 回転軸のシール構造
EP1582773A2 (en) Pulley structure
JP6552382B2 (ja) 動力分割式無段変速機
JP6708102B2 (ja) 車両用シンクロメッシュ機構の油圧装置
JP7382380B2 (ja) 変速機
CN107869568B (zh) 用于车辆的带式无级变速器
JP6858454B2 (ja) 変速機
JP2018071746A (ja) 車両用無段変速機
JP6537844B2 (ja) 無段変速機
WO2012131965A1 (ja) 無段変速機
JP6277026B2 (ja) プーリ機構，プーリ機構を有する変速機及びこれを備えた車両
JP6381394B2 (ja) 動力分割式無段変速機
JP6654931B2 (ja) 可動装置および無段変速機
JP2019078379A (ja) 無段変速機

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 201180032281.3

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 11814409

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 112011101544

Country of ref document: DE

Ref document number: 1120111015445

Country of ref document: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 11814409

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1