WO2014155835A1 - ベルト式無段変速機における軸支持構造 - Google Patents

ベルト式無段変速機における軸支持構造 Download PDF

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torque cam
shaft
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元樹 田淵
直之 柴田
彬 伊地知
一哉 荒川
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    • F16H9/16—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion using belts, V-belts, or ropes engaging a pulley built-up out of relatively axially-adjustable parts in which the belt engages the opposite flanges of the pulley directly without interposed belt-supporting members using two pulleys, both built-up out of adjustable conical parts
    • F16H9/18—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by endless flexible members without members having orbital motion using belts, V-belts, or ropes engaging a pulley built-up out of relatively axially-adjustable parts in which the belt engages the opposite flanges of the pulley directly without interposed belt-supporting members using two pulleys, both built-up out of adjustable conical parts only one flange of each pulley being adjustable

Definitions

  • the present invention relates to a shaft support structure in a belt-type continuously variable transmission in which a transmission torque capacity changes according to a pinching force for pinching a belt, and is particularly configured to suppress a shaft from being displaced by a load received from the belt.
  • the present invention relates to a shaft support structure in a belt type continuously variable transmission.
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. 2001-330089 describes a belt-type continuously variable transmission configured to generate a thrust for clamping a belt by a hydraulic actuator.
  • one end of the input shaft is formed in a hollow shape, and a rotating shaft integrated with a carrier constituting a forward / reverse switching mechanism is fitted in the hollow portion. It is configured. For this reason, the teeth formed on the inner wall surface of the hollow portion and the teeth formed on the outer peripheral surface of the rotating shaft mesh with each other, whereby power is transmitted from the forward / reverse switching mechanism to the input shaft.
  • An output gear is connected to one side of the output shaft via a spline.
  • a large gap is formed between the tooth tip and the tooth bottom where the input shaft and the carrier mesh with each other, and a large radial gap is formed on the spline connecting the output shaft and the output gear. . Therefore, even when the input shaft and the output shaft are bent and deformed by the belt tension as described above, the tilt of the carrier and the output gear is suppressed while allowing the input shaft and the output shaft to be bent and deformed.
  • the input shaft and the output shaft are generally supported by two bearings at both ends.
  • the bearing that supports the end portion on the primary pulley side is provided on the back side of the fixed sheave. It is provided so as to overlap with the fin in the axial direction.
  • the belt-type continuously variable transmission described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 61-079061 is configured such that a torque cam is connected to a secondary pulley, and a clamping pressure is generated by the torque cam.
  • the secondary sheave is configured by a movable sheave configured to be able to move to a fixed sheave and a torque cam that presses the movable sheave toward the fixed sheave in accordance with the input torque.
  • an output shaft and a torque cam are supported by bearings so as to be rotatable with respect to a case.
  • another bearing that supports the output shaft is provided so as to be concentric with the bearing that supports the torque cam and overlap in the axial direction.
  • Japanese Patent Application Laid-Open No. 05-118396 describes a configuration in which a torque cam mechanism is provided on a primary pulley in a belt type continuously variable transmission.
  • a torque cam groove is formed in a sleeve fitted to a cylindrical input shaft, and a torque pin engaged with the torque cam groove is formed on the outer peripheral surface of the sleeve. It is integrally formed with the boss portion of the movable sheave arranged so as to cover. Therefore, when a torque is input to the movable sheave, the movable sheave is pressed toward the fixed sheave by the load that the torque pin receives from the wall surface of the torque cam groove.
  • a bearing that supports the torque cam and a seal member that is provided to enclose the oil are concentrically provided so as to overlap in the axial direction.
  • Each of the belt-type continuously variable transmissions described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2011-226646 and Japanese Patent Application Laid-Open No. 05-118396 has at least one of the bearings supporting the input shaft and the output shaft in the axial direction. It is arranged so as to overlap with other members. Therefore, since the distance between the position where the load acts on the input shaft and the output shaft and the bearing is shortened, the rigidity of the input shaft and the output shaft is improved. However, even if the position of the bearing is changed so as to shorten the distance between the position where the load acts on the input shaft and the output shaft and the bearing, the input shaft and the output shaft are deformed to some extent. As a result, the length of the portion extending outwardly between the bearings in the axial direction becomes longer, and the amount of displacement of the portion in the radial direction may increase.
  • the present invention has been made paying attention to the above technical problem, and can reduce the length of the shaft on which the torque cam is provided, or a load acting on the rotating shaft due to belt tension. It is an object of the present invention to provide a shaft support structure in a belt-type continuously variable transmission that can prevent the rotating shaft from being bent and deformed.
  • the present invention provides a pulley constituted by a fixed sheave integrated with a rotating shaft and a movable sheave fitted to the outer peripheral side of the rotating shaft so as to move back and forth in the axial direction. And a belt wound around the pulley, and rotating on the rotating shaft on the same axis as the movable sheave on the back side of the movable sheave in order to generate axial thrust according to the transmitted torque
  • the shaft support structure of a belt-type continuously variable transmission comprising: a torque cam that can be fitted; and an output member that is fitted to the outer peripheral side of the torque cam so as to rotate integrally with the torque cam.
  • a single or a plurality of first bearings are provided between the outer peripheral surface of the shaft and the inner peripheral surface of the torque cam so as to relatively rotatably support the rotary shaft and the torque cam, and the radius of one of the first bearings is provided.
  • a second bearing that rotatably supports one end of the output member in the axial direction with respect to the case is formed between the outer peripheral surface of the torque cam and the second bearing.
  • a seal member fitted to the outer peripheral surface of the torque cam is disposed in the space.
  • the first bearing includes at least a third bearing and a fourth bearing arranged side by side in the axial direction, and any one of the third bearing and the fourth bearing is the output member in the axial direction. And may be arranged overlapping each other.
  • the fixed sheave includes a concave portion in which an inner peripheral portion on a back surface opposite to a pulley surface that contacts the belt is recessed in a direction in which the belt is wound in an axial direction from an outer peripheral portion; A first cylindrical portion protruding in the direction, and a fifth bearing that rotatably supports the rotating shaft with respect to the case may be provided on an inner peripheral side of the first cylindrical portion.
  • the present invention also includes a pulley comprising a fixed sheave integrated with the rotating shaft, a movable sheave fitted to the outer peripheral side of the rotating shaft so as to move back and forth in the axial direction, and wound around the pulley.
  • the movable sheave is rotatably fitted on the rotary shaft on the same axis as the movable sheave on the back side of the movable sheave.
  • a shaft support structure for a belt-type continuously variable transmission comprising: a torque cam; and an output member fitted to an outer peripheral side of the torque cam so as to rotate integrally with the torque cam.
  • An end is rotatably supported with respect to the case by a sixth bearing, and the torque cam is rotatable with respect to the case by a seventh bearing fitted to the outer peripheral surface of the torque cam.
  • the eighth bearing and the ninth bearing are supported by the inner surface of the torque cam and the outer peripheral surface of the rotating shaft so as to support the torque cam and the rotating shaft so as to be relatively rotatable and arranged side by side in the axial direction.
  • the eighth bearing is disposed between the sixth bearing and the seventh bearing in the axial direction, and the ninth bearing sandwiches the seventh bearing in the axial direction. It is arranged on the opposite side to the eight bearings.
  • the eighth bearing may be disposed so as to overlap the output member in the axial direction.
  • the fixed sheave includes a concave portion in which an inner peripheral portion on a back surface opposite to a pulley surface that contacts the belt is recessed in a direction in which the belt is wound in an axial direction from an outer peripheral portion; A second cylindrical portion protruding in the direction, and the sixth bearing may be disposed on an inner peripheral side of the second cylindrical portion.
  • the output member may further include a fitting portion that regulates an amount by which the torque cam is displaced in the radial direction.
  • the first bearing for supporting the fixed shaft and the torque cam so as to be relatively rotatable is provided between the outer peripheral surface of the rotating shaft and the inner peripheral surface of the torque cam integrated with the fixed sheave.
  • the 2nd bearing which is provided in the outer peripheral side in the radial direction of the 1st bearing and supports an output member rotatably with respect to a case is provided.
  • a seal member that is fitted to the outer peripheral surface of the torque cam is provided in a space formed on the inner peripheral side of the second bearing and on the outer peripheral side of the torque cam. Therefore, the first bearing, the second bearing, and the predetermined member can be arranged so as to overlap in the axial direction.
  • the shaft lengths of the rotating shaft and the torque cam can be shortened. Further, by shortening the shaft lengths of the rotary shaft and the torque cam, it is possible to suppress bending deformation of the rotary shaft and the torque cam due to a load acting on the pulley from the belt.
  • the end of the rotating shaft on the fixed sheave side is supported by the sixth bearing
  • the outer peripheral surface of the torque cam is supported by the seventh bearing
  • the torque cam and the rotating shaft are relatively rotatable by the eighth and ninth bearings. It is supported.
  • An eighth bearing is provided between the sixth bearing and the seventh bearing
  • a ninth bearing is provided on the opposite side of the eighth bearing with the seventh bearing interposed therebetween. Therefore, the rigidity between the sixth bearing and the eighth bearing can be improved. As a result, it is possible to suppress the radial displacement of the rotating shaft and the torque cam due to the load received from the belt.
  • a plurality of bearings are provided between the outer peripheral surface of the rotating shaft and the inner peripheral surface of the torque cam so as to support the rotating shaft and the torque cam so as to be relatively rotatable, and one of the bearings in the axial direction is an output member.
  • the axial length of the rotary shaft and torque cam can be shortened. As a result, it is possible to prevent the output member and the torque cam from hitting each other due to the rotation shaft and the torque cam being displaced in the radial direction by the load received from the belt.
  • a concave portion is formed on the back surface of the fixed sheave and a cylindrical portion that protrudes in the axial direction from the back surface of the fixed sheave is provided, and a bearing that supports the rotary shaft is provided on the inner peripheral side of the cylindrical portion, so Can be shortened.
  • the output member with a fitting portion that restricts the amount of displacement of the torque cam in the radial direction, it is possible to suppress the displacement of the rotating shaft and the torque cam in the radial direction due to the load received from the belt.
  • FIG. 6 is a skeleton diagram for explaining an example of the configuration of the power transmission device.
  • the power transmission device shown in FIG. 6 has a power source 1 such as an engine or a motor. Further, a hybrid drive device including an engine and a motor may be used as the power source 1. In the example described below, the engine 1 is used as a power source.
  • the torque converter 3 is connected to the output shaft 2 of the engine 1.
  • the torque converter 3 is configured in the same manner as conventionally known, and transmits power by a fluid flow and is in a converter region where the rotational speed on the input side is larger than the rotational speed on the output side.
  • the torque can be amplified and output.
  • the torque converter 3 is provided with a lockup clutch 4 that directly outputs the torque inputted by engaging.
  • the forward / reverse switching mechanism 6 is connected to the output shaft 5 of the torque converter 3.
  • This forward / reverse switching mechanism 6 is configured in the same manner as conventionally known, and is engaged when the vehicle travels forward to input shaft 5 (output shaft 5 of torque converter 3).
  • a clutch C1 that integrally rotates the output shaft 7 and a brake B1 that is engaged when the vehicle travels backward to reverse the rotational direction of the input shaft 5 and the output shaft 7. Note that when the transmission of power between the engine 1 and the drive wheels 8 is interrupted, in other words, when the neutral state is established, both the clutch C1 and the brake B1 are released.
  • a belt type continuously variable transmission (hereinafter referred to as CVT) 9 is connected to the output shaft 7 of the forward / reverse switching mechanism 6.
  • the CVT 9 shown in FIG. 1 is arranged in parallel with the primary pulley 10 connected to the output shaft 7 of the forward / reverse switching mechanism 6 (hereinafter sometimes referred to as the input shaft 7 of the CVT 9) and the input shaft 7 of the CVT 9.
  • the CVT 9 is configured by the rotating shaft 11, the secondary pulley 12 connected to the rotating shaft 11, and the endless belt 13 wound around the pulleys 10 and 12.
  • the primary pulley 10 is provided with a slide mechanism 14 that changes the winding radius of the belt 13 by changing the width of the pulley groove.
  • a hydraulic actuator that generates a thrust corresponding to the hydraulic pressure an electric actuator that generates a thrust corresponding to the energized power, or the like can be used as the slide mechanism 14.
  • the secondary pulley 12 is provided with a torque cam 15 that changes the frictional force between the belt 13 and the pulleys 10 and 12 by generating a thrust according to the input torque. Therefore, the transmission torque capacity of the CVT 9 changes according to the frictional force between the belt 13 and the pulleys 10 and 12.
  • An output gear 16 is connected to the output side of the torque cam 15, and torque is transmitted to the drive wheels 8 through the output gear 16, the gear train portion 17 and the differential gear 18.
  • the shaft support structure in the CVT 9 prevents the input shaft 7 and the rotating shaft 11 of the CVT 9 from being bent and deformed by the tension of the belt 13 wound around the pulleys 10 and 12 as described above. It is configured as follows.
  • An example of the configuration is shown in FIG. FIG. 1 shows a torque cam 15 and an output gear 16 arranged concentrically on the same axis as the rotation axis of the secondary pulley 12.
  • the upper side of the central axis shows a state in which the groove width of the secondary pulley 12 is wide, that is, a state where the gear ratio is small, and the lower side of the central axis in FIG.
  • a state where the width is narrow, that is, a state where the gear ratio is large is shown.
  • the left side in FIG. 1 is referred to as an input side
  • the right side is referred to as an output side.
  • the secondary pulley 12 shown in FIG. 1 can be moved back and forth in the axial direction with respect to the rotating shaft 11 and can rotate integrally with the rotating shaft 11.
  • the conical fixed sheave 19 is integrally formed on the input side of the rotating shaft 11. It is comprised by the cone-shaped movable sheave 20 fitted.
  • the configuration of the movable sheave 20 will be described in detail.
  • the boss portion 22 of the conical portion 21 is connected to the rotary shaft 11 via a connecting mechanism 23 such as a spline or a key so as to be integrally rotatable.
  • a torque cam 15 is provided so as to press the movable sheave 20 toward the fixed sheave 19 according to the torque transmitted to the movable sheave 20.
  • the secondary pulley 12 shown in FIG. 1 is configured such that torque input from the belt 13 to the fixed sheave 19 is transmitted to the movable sheave 20 via the coupling mechanism 23. Accordingly, all of the torque transmitted from the belt 13 to the fixed sheave 19 and the movable sheave 20 is input to the torque cam 15.
  • a bush 24 is provided on the boss portion 22 in order to reduce sliding resistance between the outer peripheral surface of the rotating shaft 11 and the inner peripheral surface of the boss portion 22 in the axial direction.
  • the torque cam 15 is formed in a cylindrical shape so as to be fitted to the outer peripheral side of the boss portion 22.
  • the torque cam 15 When torque is input from the movable sheave 20, the torque cam 15 not only transmits the input torque to the output side, but also applies a thrust according to the input torque to the movable sheave 20. It is configured. Therefore, a plurality of concave portions 25 are formed at predetermined intervals in the circumferential direction on the outer peripheral surface of the boss portion 22 on the conical portion 21 side, and the side wall surfaces of the concave portions 25 are formed to be inclined. Then, it calls the inclined surface 25a.
  • a plurality of convex portions 26 are formed at predetermined intervals in the circumferential direction at the input side end portion of the torque cam 15 so as to transmit torque in contact with the inclined surface 25a.
  • the side wall surface of the convex portion 26 is formed to be inclined at the same angle as the inclined surface 25a of the concave portion 25, and will be referred to as an inclined surface 26a in the following description. Even when the movable sheave 21 is moved to the most input side in order to set the minimum speed ratio, the tip of the convex portion 26 and the bottom portion of the concave portion 25 are not in contact with each other.
  • a thrust to be applied to the movable sheave 20 is determined in advance so that the belt 13 and the pulley 12 do not slip when the assumed maximum torque is input to the torque cam 15, and the estimated maximum thrust is assumed.
  • the inclination angle is determined from the input torque.
  • a thrust bearing 27 is disposed between the output side end of the torque cam 15 and the nut 28.
  • the outer diameter of the torque cam 15 on the output side is formed smaller than the outer diameter on the input side.
  • An output gear 16 of an external gear corresponding to the output member in the present invention is fitted to the output side of the torque cam 15. Specifically, the outer peripheral surface on the output side of the torque cam 15 thus reduced in diameter and the inner peripheral surface of the output gear 16 are in spline engagement.
  • a portion where the torque cam 15 and the output gear 16 are engaged is referred to as a spline engaging portion 29.
  • the CVT 9 shown in FIG. 6 is a dry belt-type continuously variable transmission in which no lubricating oil is interposed between the belt 13 and the pulley surface. Therefore, the input side on which the secondary pulley 12 in FIG. 1 is disposed is maintained in a dry state, and the lubricating oil supplied to the output gear 16 and the like is prevented from flowing into the secondary pulley 12 side.
  • a seal member 30 such as an O-ring is provided between the inner peripheral surface of the central portion of the torque cam 15 and the outer peripheral surface of the rotary shaft 11 in the axial direction.
  • a seal member 32 such as an O-ring is provided between the outer peripheral surface of the torque cam 15 and the case 31.
  • the seal member 32 is provided at a location where the outer diameter is smaller than the location where the output gear 16 is connected to the torque cam 15 on the input side. Therefore, the lubricating oil can be supplied to the space on the output side from the seal members 30 and 32 in FIG. 1 where the members that require lubrication such as the output gear 16 are provided, and the secondary pulley 12 is provided. Inflow of lubricating oil to the input side is prevented by the seal members 30 and 32.
  • the movable sheave 20 moves relative to the torque cam 15 or the rotary shaft 11 in the axial direction as the speed ratio is changed. Therefore, in order to reduce the friction loss between the inclined surface 25a and the inclined surface 26a, a carbon material chip is attached to the side wall surface of the convex portion 26a of the torque cam 15.
  • the spline 23 connecting the movable sheave 20 and the rotary shaft 11 and the bush 24 provided in the gap are covered with a resin material.
  • the input side end portion of the rotary shaft 11 shown in FIG. 1 is rotatably supported by a first ball bearing 33 fixed to the case 31.
  • the first ball bearing 33 is disposed so that the side surface of the inner race 33 a to which the input side end of the rotating shaft 11 is fitted and the side surface on the inner peripheral side of the fixed sheave 19 are in contact with each other.
  • the torque cam 15 is rotatably fitted to the second ball bearing 34 at the center thereof.
  • the outer race 34 b of the second ball bearing 34 is fixed to the case 31, and the inner race 34 a is integrated with the torque cam 15 by the step portion between the large diameter portion and the small diameter portion of the torque cam 15 and the nut 35. It is pinched so as to rotate.
  • the second ball bearing 34 is provided on the input side with respect to the seal member 32. That is, each of the ball bearings 33 and 34 is provided in a dry space where no lubricating oil is supplied. Therefore, a lubricant is sealed between the inner race 33a and the outer race 33b of the bearing 33, and similarly, a lubricant is sealed between the inner race 34a and the outer race 34b of the radial bearing 34. .
  • the inclined surface 25a of the concave portion 25 of the movable sheave 20 and the inclined surface 26a of the convex portion 26 of the torque cam 15 are brought into contact with each other to slide with each other. And relative rotation.
  • the movable sheave 20 and the rotary shaft 11 are fitted by the spline 23 so as to be integrally rotatable. Therefore, the first cam in the present invention is provided between the inner peripheral surface of the torque cam 15 and the outer peripheral surface of the rotary shaft 11 so as to enable relative rotation between the torque cam 15 and the rotary shaft 11 when changing the gear ratio.
  • Two roller bearings 36 and 37 corresponding to the bearing, the third bearing, and the fourth bearing are provided.
  • each of the first roller bearing 36 and the second roller bearing 37 includes a plurality of rollers 38 (39) disposed at predetermined intervals in the circumferential direction on the outer peripheral surface of the rotary shaft 11, in the torque cam 15.
  • the first rotor bearing 36 and the second roller bearing 37 are arranged on the output side of the seal member 30 in the axial direction of the rotary shaft 11. They are arranged at a predetermined interval.
  • the first roller bearing 36 is disposed at a position overlapping the second ball bearing 34 and the nut 35 in the axial direction
  • the second roller bearing 37 is formed by the spline engaging portion 29 or the external teeth of the output gear 16. It is arrange
  • the first roller bearing 36, the seal member 32, and a third ball bearing 42 described later are arranged so as to partially overlap each other in the axial direction.
  • two roller bearings 36 and 37 are interposed between the torque cam 15 and the rotating shaft 11 so as to allow relative rotation between the torque cam 15 and the rotating shaft 11. 37 is subjected to a radial load from the torque cam 15 and a radial load from the rotary shaft 11.
  • the number of these roller bearings can be changed arbitrarily. For example, by using a bearing having a length from the first roller bearing 36 to the second roller bearing 37 shown in FIG. 1, the number of roller bearings can be reduced to one. Or you may arrange
  • the output gear 16 is connected to the torque cam 15 via the spline engaging portion 29, and both the input side and the output side are rotated by the third ball bearing 42 and the fourth ball bearing 43 in the axial direction. Supported as possible. Specifically, a cylindrical portion 16a protruding to the input side is formed on the outer peripheral side in the radial direction of the output gear 16. The inner race 42 a of the third ball bearing 42 is fixed to the outer peripheral surface of the cylindrical portion 16 a, and the outer race 42 b of the third ball bearing 42 is fixed to the case 31. On the other hand, on the inner peripheral side of the output gear 16, a cylindrical portion 16b protruding to the output side is formed.
  • the inner race 43 a of the fourth ball bearing 43 is fixed to the outer peripheral surface of the cylindrical portion 16 b, and the outer race 43 b of the fourth ball bearing 43 is fixed to the case 31.
  • the sealing member 32 described above is connected to the inner peripheral surface of the cylindrical portion 16a and the outer peripheral surface of the torque cam 15. Can be accommodated in a space formed between the two.
  • the first roller bearing 36 is also disposed so as to overlap the inner peripheral side of the third ball bearing 42 in the axial direction.
  • the third ball bearing 42 corresponds to the second bearing in the present invention.
  • the movable sheave 20 is fitted to the rotary shaft 11 via the bush 24, and the torque cam 15 is fitted to the rotary shaft 11 via the roller bearings 36 and 37. ing. Therefore, the rotating shaft 11, the movable sheave 20, and the torque cam 15 constitute one rotating shaft. Therefore, in the example shown in FIG. 1, the first ball bearing 33 and the second ball bearing 34 are configured to support the rotating shaft constituted by the rotating shaft 11, the movable sheave 20, and the torque cam 15. ing.
  • the rotation shaft constituted by the rotation shaft 11, the movable sheave 20, and the torque cam 15 may be referred to as “shaft assembly S”.
  • the portion of the shaft assembly S on the output side is displaced downward from the second ball bearing 34. Therefore, if the distance between the second ball bearing 34 and the output gear 16 is long, the output gear 16 will be greatly displaced. As a result, the meshing of the output gear 16 is deteriorated and noise, vibration, power loss, etc. are increased. There is a possibility that.
  • the cylindrical portion 16a into which the third ball bearing 42 is fitted is formed so as to protrude toward the input side, and the seal member 32 is disposed on the inner peripheral side of the cylindrical portion 16a.
  • the output gear 16 can be arranged on the input side.
  • the shaft length of the shaft assembly S itself can be shortened.
  • the CVT 9 can be reduced in size in the width direction.
  • the spline engaging portion 29 and the second roller bearing 37 are arranged so as to overlap in the axial direction, the shaft length of the shaft assembly S can be further shortened, and as a result, the CVT 9 can be further downsized. can do.
  • the seal member 32 is disposed between the rotating torque cam 15 and the fixed case 31, either the inner peripheral surface or the outer peripheral surface of the seal member 32 is relative to the torque cam 15 or the case 31. Rotate. Therefore, by disposing the seal member 32 at a position close to the center side, the relative peripheral speed can be reduced, so that a decrease in durability of the seal member 32 can be suppressed.
  • FIG. 2A is a diagram for explaining a state in which the shaft assembly S is bent and deformed by the load transmitted from the belt 13.
  • the shaft assembly S is rotatably supported by the first ball bearing 33 and the second ball bearing 34. Therefore, when a load directed upward in FIG. 2 acts on the shaft assembly S from the belt 13, the shaft assembly S bends as indicated by a broken line in FIG. Therefore, in the example shown in FIG. 2, the amount of deflection of the shaft assembly S between the first ball bearing 33 and the second ball bearing 34 is reduced by limiting the amount of displacement on the output side of the second ball bearing 34. Is configured to do.
  • FIG. 2A is a diagram illustrating an example of the bending deformation of the shaft assembly S when the amount of displacement on the output side of the second ball bearing 34 is restricted by the A portion.
  • the amount of displacement on the output side of the second ball bearing 34 can be limited, for example, by closing the gap of the spline engaging portion 29 in FIG.
  • the gap between the spline engaging portions 29, more specifically, the gap between the outer peripheral surface of the torque cam 15 and the inner peripheral surface of the output gear 16 is formed to be smaller than the calculated displacement amount. Therefore, even when a load is applied from the belt 13 to the shaft assembly S, the amount of displacement of the spline engaging portion 29 is suppressed in this way, so that the space between the first ball bearing 33 and the second ball bearing 34 is reduced. Can be suppressed.
  • the amount of displacement of the output side portion of the second ball bearing 34 reduces the gap between the inner peripheral surface of the cylindrical portion 16a and the outer peripheral surface of the torque cam 15 in the output gear 16, as shown in FIG. Or by contacting.
  • the spline engaging portion 29 corresponds to the fitting portion in the present invention. Further, in FIG. 2B, the seal member 32 is not provided, and a bearing that supports the output gear 16 is indicated as a fifth ball bearing 46.
  • FIG. 3 Another example of the shaft support structure in the CVT 9 according to the present invention is shown in FIG.
  • the same referential mark is attached
  • the input-side third roller bearing 47 disposed between the rotating shaft 11 and the torque cam 15 is disposed on the input side with respect to the second ball bearing 34 in the axial direction.
  • Other configurations can be the same as the example shown in FIG. 1, but in the example shown in FIG. 3, the output side roller bearing disposed between the rotating shaft 11 and the torque cam 15 is the fourth. This is referred to as a roller bearing 48.
  • the first ball bearing 33 corresponds to the sixth bearing in the present invention
  • the second ball bearing 34 corresponds to the seventh bearing in the present invention
  • the third roller bearing 47 corresponds to the eighth bearing in the present invention
  • the fourth roller bearing 48 corresponds to the ninth bearing in the present invention.
  • a portion of a portion where the torque cam 15 is fitted to the rotary shaft 11 via a roller bearing is disposed between the ball bearings 33 and 34 that support the shaft assembly S.
  • the shaft assembly S is configured to improve the rigidity between the ball bearings 33 and 34.
  • one third roller bearing 47 is disposed on the input side of the second ball bearing 34. Since the rotary shaft 11 and the torque cam 15 are integrated via the third roller bearing 47 and the fourth roller bearing 48, the cross section of the shaft assembly S between the third roller bearing 47 and the fourth roller bearing 48. The second moment increases.
  • the portion where the cross-sectional secondary moment is increased is supported by the second ball bearing 34, when the load is applied from the belt 13, the portion where the cross-sectional secondary moment of the shaft assembly S is increased, Since it acts so as to improve the rigidity of the portion of the shaft assembly S that is bent and deformed between the first ball bearing 33 and the second ball bearing 34, the bending between the first ball bearing 33 and the second ball bearing 34. The amount of deformation can be reduced. As a result, the displacement amount of the shaft assembly S can be reduced.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining the structure.
  • the configuration other than the configuration of the fixed sheave 19 can be the same as the configuration of FIGS. 1 to 3.
  • the back surface of the fixed sheave 19 is also formed in a conical shape like the pulley surface. That is, the fixed sheave 19 is formed so that the conical portion has a uniform plate thickness. In other words, the inner peripheral portion of the back surface of the fixed sheave 19 is recessed.
  • a cylindrical portion 44 that protrudes toward the back side, that is, opens to the back side is formed on the outer peripheral side of the fixed sheave 19.
  • An annular protrusion 45 that protrudes toward the inner periphery is formed at the opening end of the cylindrical portion 44.
  • a bearing 49 that supports the rotating shaft 11 is disposed inside the cylindrical portion 44.
  • the distance between the position where the load acts on the shaft assembly S from the belt 13 and the sixth ball bearing 49 is shortened by forming the back side of the fixed sheave conically along the pulley surface. Can do.
  • the sixth ball bearing 49 can be disposed at a position close to the second ball bearing 34.
  • the cylindrical portion 44 is disposed on the outer peripheral side of the sixth ball bearing 49, even when the lubricating oil sealed in the sixth ball bearing 49 leaks from the sixth ball bearing 49, the lubricating oil Can be prevented from scattering to the outer peripheral side due to centrifugal force. More specifically, when increasing the gear ratio, the pulley groove of the primary pulley 10 becomes large as shown in FIG. 1, and therefore, although not particularly illustrated, the primary pulley is arranged on the outer peripheral side of the sixth ball bearing 49. Ten pulley surfaces may be located. Therefore, the configuration shown in FIG.
  • the cylindrical portion 44 and the protruding portion 45 may be formed integrally with the fixed sheave 19, and the cylindrical portion 44 and the protruding portion 45 are formed by other members as shown in FIG. It may be integrated with.
  • the cylindrical portion 44 formed integrally with the fixed sheave 19 as described above and the cylindrical portion 44 formed by other members as shown in FIG. 5 correspond to the first cylindrical portion and the second cylindrical portion in the present invention.
  • the sixth ball bearing 49 provided on the inner peripheral side of the cylindrical portion 44 corresponds to the fifth bearing and the sixth bearing in the present invention.
  • the movable sheave 20 is described as being connected to the rotating shaft 11 by the connecting mechanism 23 such as a spline.
  • the movable sheave 20 is slid in the axial direction of the rotating shaft 11. Therefore, the structure of the coupling mechanism 23 is not particularly limited.
  • the shaft to be supported is not limited to the rotating shaft 11 connected to the secondary pulley 12 but may be a shaft connected to the primary pulley 10.

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Abstract

　トルクカムが設けられている軸の軸長を短くすることができるベルト式無段変速機における軸支持構造を提供する。　回転軸（１１）の外周面とトルクカム（１５）の内周面との間にこれら回転軸（１１）とトルクカム（１５）とを相対回転可能に支持する第１軸受（３６）が設けられ、その第１軸受（３６）の半径方向で外周側に、出力部材（１６）の軸線方向での一方の端部をケース（３１）に対して回転可能に支持する第２軸受（４２）が設けられ、第２軸受（４２）の内周側でかつトルクカム（１５）の外周側にスペースが形成され、スペースにトルクカム（１５）の外周面に嵌合させられたシール部材（３２）が配置されている。

Description

ベルト式無段変速機における軸支持構造
　この発明は、ベルトを挟む挟圧力に応じて伝達トルク容量が変化するベルト式無段変速機における軸支持構造に関し、特に、ベルトから受ける荷重により軸が変位することを抑制するように構成されたベルト式無段変速機における軸支持構造に関するものである。
　特開２００１－３３００８９号公報には、油圧アクチュエータによってベルトを挟みつけるための推力を発生するように構成されたベルト式無段変速機が記載されている。このベルト式無段変速機は、入力軸の一方側の端部が中空状に形成され、前後進切替機構を構成するキャリヤと一体化された回転軸が前記中空部に嵌合されるように構成されている。そのため、中空部の内壁面に形成された歯と、回転軸の外周面に形成された歯とが噛み合うことにより、前後進切替機構から動力が入力軸に伝達される。また、出力軸の一方側に、スプラインを介して出力ギヤが連結されている。さらに、入力軸とキャリヤとが噛み合う歯の歯先と歯底との隙間が大きく形成され、また、出力軸と出力ギヤとを連結するスプラインに形成された半径方向の隙間が大きく形成されている。そのため、上述したようにベルトの張力によって入力軸および出力軸が撓み変形したときであっても、入力軸や出力軸の撓み変形を許容しつつ、キャリヤや出力ギヤの傾斜が抑制される。
　また、特開２０１１－２２６６４６号公報に記載されているように、一般的に上記入力軸や出力軸は、両端側を２つの軸受によって支持される。なお、特開２０１１－２２６６４６号公報に記載されたベルト式無段変速機は、入力軸を支持する軸受のうち、プライマリープーリ側の端部を支持する軸受は、固定シーブの背面側に設けられたフィンと軸線方向において重なるように設けられている。
　さらに、特開昭６１－０７９０６１号公報に記載されたベルト式無段変速機は、セカンダリープーリにトルクカムが連結されており、そのトルクカムによって挟圧力を発生させるように構成されている。具体的には、出力軸に一体化された固定シーブと、その固定シーブに対向して配置され、かつボールキーによって出力軸と動力伝達可能に連結されることにより軸線方向に沿って固定シーブ側に移動することができるように構成された可動シーブと、入力されるトルクに応じて可動シーブを固定シーブ側に押圧するトルクカムとによってセカンダリープーリが構成されている。また、特開昭６１－０７９０６１号公報に記載されたベルト式無段変速機は、ケースに対して回転可能に出力軸とトルクカムとが軸受によって支持されている。加えて、出力軸を支持する他の軸受が、トルクカムを支持する軸受と同心円状であって軸線方向において重なるように設けられている。
　そして、特開平０５－１１８３９６号公報には、ベルト式無段変速機におけるプライマリープーリにトルクカム機構を設けた構成が記載されている。この特開平０５－１１８３９６号公報に記載されたトルクカム機構は、円筒状の入力軸に嵌合したスリーブにトルクカム溝が形成されるとともに、そのトルクカム溝に係合するトルクピンが、スリーブの外周面を覆うように配置された可動シーブのボス部に一体に形成されている。そのため、可動シーブにトルクが入力されたときにトルクピンがトルクカム溝の壁面から受ける荷重によって、可動シーブを固定シーブ側に押圧される。そして、そのトルクカム溝およびトルクピンが接触する箇所を潤滑するために、ボス部とスリーブとの隙間にオイルが封入される。また、トルクカムを支持する軸受と、上記オイルを封入するために設けられたシール部材とが、同心円状であって軸線方向において重なるように設けられている。
　特開２００１－３３００８９号公報に記載されたベルト式無段変速機は、入力軸や出力軸の撓み変形を許容しつつ、その入力軸や出力軸に噛み合って動力が伝達される部材が傾いてしまうことを抑制するように構成されている。しかしながら、入力軸や出力軸にシーブが一体化されている場合には、入力軸や出力軸が撓み変形してしまうと、プーリ溝の幅が大きくなるようにシーブが傾斜させられることにより変速比が変化する可能性がある。または、ベルトがプーリ面に片当たりする可能性がある。
　上述の、特開２０１１－２２６６４６号公報ないし特開平０５－１１８３９６号公報に記載の各ベルト式無段変速機は、入力軸や出力軸を支持する軸受のうち少なくとも一つの軸受が、軸線方向において他の部材と重なって配置されている。したがって、入力軸や出力軸に荷重が作用する位置と軸受との距離が短縮されるため、入力軸や出力軸の剛性が向上させられている。しかしながら、このように入力軸や出力軸に荷重が作用する位置と軸受との距離を短縮するように軸受の位置を変更したとしても、少なからず入力軸や出力軸の撓み変形は生じる。その結果、軸線方向における各軸受間より外側に延伸している部分の長さが長くなり、その部分が半径方向に変位する量が大きくなる可能性がある。
　この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであって、トルクカムが設けられている軸の長さを短縮することができ、またはベルトの張力に起因して回転軸に作用する荷重によって回転軸が撓み変形してしまうことを抑制することができるベルト式無段変速機における軸支持構造を提供することを目的とするものである。
　上記の目的を達成するために、この発明は、回転軸に一体化されている固定シーブおよび前記回転軸の外周側に軸線方向に前後動できるように嵌合された可動シーブにより構成されたプーリと、前記プーリに巻き掛けられたベルトと、伝達されるトルクに応じて軸線方向の推力を発生させるために、前記可動シーブの背面側に該可動シーブと同一軸線上に、前記回転軸に回転可能に嵌合させられたトルクカムと、前記トルクカムと一体に回転するように前記トルクカムの外周側に嵌合させられた出力部材とを備えたベルト式無段変速機の軸支持構造において、前記回転軸の外周面と前記トルクカムの内周面との間にこれら回転軸とトルクカムとを相対回転可能に支持する単一もしくは複数の第１軸受が設けられ、一つの前記第１軸受の半径方向で外周側に、前記出力部材の軸線方向での一方の端部をケースに対して回転可能に支持する第２軸受が設けられ、前記トルクカムの外周面と前記第２軸受の間に形成されるスペースに前記トルクカムの外周面に嵌合させられたシール部材が配置されていることを特徴とするものである。
　前記第１軸受は、軸線方向に並んで配置された第３軸受と第４軸受とを少なくとも含み、前記第３軸受と前記第４軸受とのいずれか一方の軸受が、軸線方向において前記出力部材と重なって配置されていてもよい。
　前記固定シーブは、前記ベルトと接触するプーリ面とは反対側の背面における内周部分が、外周部分よりも軸線方向において前記ベルトが巻き掛けられている方向に窪んだ凹部と、前記背面から軸線方向に突出した第１円筒部とを有し、前記第１円筒部の内周側に、前記回転軸を前記ケースに対して回転可能に支持する第５軸受を備えていてもよい。
　また、この発明は、回転軸に一体化されている固定シーブおよび前記回転軸の外周側に軸線方向に前後動できるように嵌合された可動シーブにより構成されたプーリと、前記プーリに巻き掛けられたベルトと、伝達されるトルクに応じて軸線方向の推力を発生させるために、前記可動シーブの背面側に該可動シーブと同一軸線上に、前記回転軸に回転可能に嵌合させられたトルクカムと、前記トルクカムと一体に回転するように前記トルクカムの外周側に嵌合させられた出力部材とを備えたベルト式無段変速機の軸支持構造において、前記回転軸における前記固定シーブ側の端部が第６軸受によってケースに対して回転可能に支持され、前記トルクカムが該トルクカムの外周面に嵌合させられた第７軸受によって前記ケースに対して回転可能に支持され、前記トルクカムの内周面と前記回転軸の外周面との間にこれらトルクカムと回転軸とを相対回転可能に支持しかつ軸線方向に並んで配置された第８軸受と第９軸受とを少なくとも備え、前記第８軸受が、軸線方向において前記第６軸受と前記第７軸受との間に配置されるとともに、前記第９軸受が、軸線方向において前記第７軸受を挟んで前記第８軸受とは反対側に配置されていることを特徴とするものである。
　前記第８軸受は、軸線方向において前記出力部材と重なって配置されていてもよい。
　前記固定シーブは、前記ベルトと接触するプーリ面とは反対側の背面における内周部分が、外周部分よりも軸線方向において前記ベルトが巻き掛けられている方向に窪んだ凹部と、前記背面から軸線方向に突出した第２円筒部とを有し、前記第２円筒部の内周側に、前記第６軸受が配置されていてもよい。
　前記出力部材は、前記トルクカムが半径方向に変位する量を規制する嵌合部を更に備えていてもよい。
　この発明によれば、固定シーブが一体化された回転軸の外周面とトルクカムの内周面との間に固定軸とトルクカムとを相対回転可能に支持する第１軸受が設けられている。また、その第１軸受の半径方向で外周側に設けられ、出力部材をケースに対して回転可能に支持する第２軸受が設けられている。加えて、その第２軸受の内周側でかつトルクカムの外周側に形成されたスペースにトルクカムの外周面に嵌合させられるシール部材が設けられている。したがって、第１軸受と第２軸受と所定の部材とが軸線方向に重なるように配置することができる。その結果、回転軸やトルクカムの軸長を短くすることができる。また、それら回転軸やトルクカムの軸長を短縮することにより、ベルトからプーリに作用する荷重による回転軸やトルクカムの撓み変形を抑制することができる。
　また、回転軸における固定シーブ側の端部が第６軸受によって支持され、トルクカムの外周面が第７軸受によって支持され、かつトルクカムと回転軸とが第８軸受および第９軸受によって相対回転可能に支持されている。そして、第６軸受と第７軸受との間に第８軸受が設けられ、かつ第７軸受を挟んで上記第８軸受とは反対側に第９軸受が設けている。したがって、第６軸受と第８軸受との間の剛性を向上させることができる。その結果、ベルトから受ける荷重によって回転軸やトルクカムが半径方向に変位することを抑制することができる。
　さらに、回転軸の外周面とトルクカムの内周面との間に設けられ回転軸とトルクカムとを相対回転可能に支持する軸受を複数を備え、軸線方向においてその軸受のうち一つの軸受を出力部材と重なるように設けることにより、回転軸やトルクカムの軸長を短くすることができる。その結果、ベルトから受ける荷重によって回転軸やトルクカムが半径方向に変位して出力部材とトルクカムとが片当たりすることを抑制することができる。
　また、固定シーブの背面に凹部を形成しかつ固定シーブの背面から軸線方向に突出した円筒部を設け、その円筒部の内周側に回転軸を支持する軸受を設けることにより、回転軸やトルクカムの軸長を短くすることができる。
　そして、トルクカムが半径方向に変位する量を規制する嵌合部を出力部材に設けることにより、ベルトから受ける荷重によって回転軸やトルクカムが半径方向に変位することを抑制することができる。
この発明に係るベルト式無段変速機における軸支持構造の一例を説明するための図である。 軸受よりも出力側における軸部材の変位量を規制する構成の一例を説明するための図である。 軸部材を支持する軸受同士の間に、トルクカムと回転軸部材との間に配置された軸受が設けられた構成の一例を説明するための図である。 ベルトから軸部材に作用する荷重に基づくモーメントを小さくして軸部材の撓み変形を抑制する構成の一例を説明するための図である。 固定シーブの外周側に軸受から潤滑油が飛散することを抑制する構成の一例を説明するための図である。 この発明で対象とするベルト式無段変速機を有する動力伝達装置の構成の一例を説明するためのスケルトン図である。
　つぎに、この発明で対象とするベルト式無段変速機を有する動力伝達装置の構成について説明する。図６は、その動力伝達装置の構成の一例を説明するためのスケルトン図である。図６に示す動力伝達装置は、エンジンやモータなどの動力源１を有している。また、エンジンとモータとを備えたハイブリッド駆動装置を動力源１として使用してもよい。なお、以下に説明する例では、動力源としてエンジン１が使用される。
　エンジン１の出力軸２には、トルクコンバータ３が連結されている。このトルクコンバータ３は、従来知られているものと同様に構成されたものであって、流体流によって動力を伝達するとともに、入力側の回転数が出力側の回転数よりも大きいコンバータ領域のときに、トルクを増幅して出力することができるように構成されている。また、上記トルクコンバータ３には、係合することによって入力されたトルクを直接出力するロックアップクラッチ４が設けられている。
　そして、図６に示す例では、トルクコンバータ３の出力軸５に前後進切替機構６が連結されている。この前後進切替機構６は、従来知られているものと同様に構成されたものであって、車両が前進走行するときに係合されることにより入力軸５（トルクコンバータ３の出力軸５）と出力軸７とを一体回転させるクラッチＣ１と、後進走行するときに係合されることにより入力軸５と出力軸７との回転方向を反転させるブレーキＢ１と、を有している。なお、エンジン１と駆動輪８との間の動力伝達を遮断する場合、言い換えると、ニュートラル状態とする場合には、クラッチＣ１とブレーキＢ１とが共に解放される。
　前後進切替機構６の出力軸７には、ベルト式無段変速機（以下、ＣＶＴと称する）９が連結されている。図１に示すＣＶＴ９は、前後進切替機構６の出力軸７（以下、ＣＶＴ９の入力軸７と記す場合がある）に連結されたプライマリープーリ１０と、ＣＶＴ９の入力軸７と平行に配置された回転軸１１と、その回転軸１１に連結されたセカンダリープーリ１２と、各プーリ１０，１２に巻き掛けられた無端状のベルト１３とによってＣＶＴ９が構成されている。また、プライマリープーリ１０には、プーリ溝の幅を変化させてベルト１３の巻き掛け半径を変化させるスライド機構１４が設けられている。例えば、油圧に応じた推力を発生させる油圧アクチュエータや、通電される電力に応じた推力を発生させる電動アクチュエータなどがスライド機構１４として使用することができる。さらに、セカンダリープーリ１２には、入力されるトルクに応じた推力を発生させることにより、ベルト１３と各プーリ１０，１２との摩擦力を変化させるトルクカム１５が設けられている。従って、ＣＶＴ９の伝達トルク容量はベルト１３と各プーリ１０，１２との摩擦力に応じて変化する。トルクカム１５の出力側には出力ギヤ１６が連結されており、その出力ギヤ１６、ギヤトレーン部１７およびデファレンシャルギヤ１８を介して駆動輪８にトルクが伝達される。
　この発明に係るＣＶＴ９における軸支持構造は、上述したように各プーリ１０，１２に巻き掛けられたベルト１３の張力によって、ＣＶＴ９の入力軸７や回転軸１１が撓み変形してしまうことを抑制するように構成されている。その構成の一例を図１に示している。なお、図１には、セカンダリープーリ１２の回転軸線と同軸線上において同心円上に配置されたトルクカム１５と出力ギヤ１６とを示している。なお、図１において中心軸線よりも上側が、セカンダリープーリ１２の溝幅が広がっている状態、すなわち変速比が小さい状態を示しており、図１における中心軸線よりも下側が、セカンダリープーリ１２の溝幅が狭い状態、すなわち変速比が大きい状態を示している。また、以下の説明では、図１における左側を入力側と記し、右側を出力側と記す。
　図１に示すセカンダリープーリ１２は、回転軸１１の入力側に一体に形成された円錐状の固定シーブ１９と、回転軸１１に軸線方向に前後動可能で、かつ回転軸１１と一体回転可能に嵌合された円錐状の可動シーブ２０とによって構成されている。可動シーブ２０の構成を具体的に説明すると、ベルト１３と接触してトルクが伝達される円錐部２１と、その円錐部２１の回転中心側から出力側に突出した円筒状のボス部２２とによって構成されている。なお、円錐部２１のボス部２２は、回転軸１１とスプラインやキーなどの連結機構２３を介して一体回転可能に連結されている。また、可動シーブ２０に伝達されたトルクに応じて可動シーブ２０を固定シーブ１９側に押圧するようにトルクカム１５が設けられている。このように、図１に示すセカンダリープーリ１２は、ベルト１３から固定シーブ１９に入力されるトルクが連結機構２３を介して可動シーブ２０に伝達されるように構成されている。したがって、ベルト１３から固定シーブ１９および可動シーブ２０に伝達されるトルクの全てがトルクカム１５に入力される。加えて、回転軸１１の外周面とボス部２２の内周面との軸線方向における摺動抵抗を低減するため、ボス部２２にはブッシュ２４が設けられている。
　上記のトルクカム１５は、ボス部２２の外周側に嵌合されるように円筒状に形成されている。このトルクカム１５は、可動シーブ２０からトルクが入力されたときに、その入力されるトルクを出力側に伝達するだけでなく、その入力されるトルクに応じた推力を可動シーブ２０に作用させるように構成されている。そのため、ボス部２２の円錐部２１側の外周面には、円周方向に所定の間隔で複数の凹部２５が形成され、その凹部２５の側壁面は傾斜して形成されており、以下の説明では傾斜面２５ａと称する。また、傾斜面２５ａと接触してトルクを伝達するようにトルクカム１５における入力側の端部に、円周方向に所定の間隔で複数の凸部２６が形成されている。一方、凸部２６の側壁面は、凹部２５の傾斜面２５ａと同一角度傾斜して形成されており、以下の説明では傾斜面２６ａと称する。なお、最小変速比を設定するために可動シーブ２１が最も入力側に移動した場合であっても、凸部２６の先端部と凹部２５の底部とが接触しないように形成されている。加えて、想定される最大のトルクがトルクカム１５に入力される際にベルト１３とプーリ１２とが滑ることがないように、可動シーブ２０に作用させる推力を予め定め、その推力と想定される最大入力トルクとから傾斜角度を定めている。
　上述のように、可動シーブ２０における凹部２５の傾斜面２５ａとトルクカム１５における凸部２６の傾斜面２６ａとが接触しているため、可動シーブ２０からトルクカム１５にトルクが伝達されると、トルクカム１５自体が軸線方向における出力側に押圧される。そのため、トルクカム１５の軸線方向における出力側の移動を制限するためのストッパーとしてのナット２８が回転軸１１の出力側の端部に締め付けられている。また、ＣＶＴ９の変速比が変化することにより可動シーブ２０とトルクカム１５とが相対回転する。その結果、回転軸１１に締め付けられたナット２８とトルクカム１５とが相対回転する。そのため、ナット２８とトルクカム１５との摺動抵抗を低減するために、トルクカム１５の出力側の端部とナット２８との間にスラスト軸受２７が配置されている。なお、トルクカム１５の出力側の外径は入力側の外径よりも小さく形成されている。また、トルクカム１５の出力側には、この発明における出力部材に相当する外歯歯車の出力ギヤ１６が嵌合されている。具体的には、このように縮径されたトルクカム１５の出力側の外周面と出力ギヤ１６の内周面とがスプライン係合している。なお、以下の説明では、トルクカム１５と出力ギヤ１６とが係合している箇所を、スプライン係合部２９と記す。
　一方、図６に示すＣＶＴ９は、ベルト１３とプーリ面との間に潤滑油を介在させない乾式のベルト式無段変速機である。したがって、図１におけるセカンダリプーリ１２が配置されている入力側はドライ状態に維持されており、出力ギヤ１６などに供給される潤滑油が上記セカンダリプーリ１２側に流入することを防止するように構成されている。そのため、図１に示す例では、軸線方向におけるトルクカム１５の中央部の内周面と回転軸１１の外周面との間にＯリングなどのシール部材３０が設けられている。また、トルクカム１５の外周面とケース３１との間にＯリングなどのシール部材３２が設けられている。このシール部材３２は、トルクカム１５に出力ギヤ１６が連結されている箇所よりは入力側でかつ外径が小さく形成された箇所に設けられている。したがって、出力ギヤ１６など、潤滑を必要とする部材が設けられている図１におけるシール部材３０，３２より出力側の空間には潤滑油を供給することができ、セカンダリプーリ１２が設けられている入力側に対する潤滑油の流入はシール部材３０，３２により防止される。
　一方、変速比を変化させることに伴い、可動シーブ２０はトルクカム１５あるいは回転軸１１に対して軸線方向に相対的に移動する。したがって、傾斜面２５ａと傾斜面２６ａとの摩擦損失を低減するために、トルクカム１５における凸部２６ａの側壁面には、カーボン材料のチップが取り付けられている。また、可動シーブ２０と回転軸１１とが連結するスプライン２３およびその隙間に設けられたブッシュ２４は、表面を樹脂材料によって被覆されている。
　つぎに、図１に示す各回転軸を支持する構造について説明する。まず、図１に示す回転軸１１における入力側の端部は、ケース３１に固定された第１ボール軸受３３によって回転可能に支持されている。この第１ボール軸受３３は、回転軸１１の入力側の端部が嵌合させられるインナーレース３３ａの側面と固定シーブ１９の内周側の側面とが接触するように配置されている。一方、トルクカム１５は、その中央部において第２ボール軸受３４に回転可能に嵌合させられている。具体的に、第２ボール軸受３４のアウターレース３４ｂはケース３１に固定されており、インナーレース３４ａはトルクカム１５の大径部と小径部分との間の段差部とナット３５とによりトルクカム１５と一体回転するように挟持されている。この第２ボール軸受３４は、上記シール部材３２よりも入力側に設けられている。すなわち、上記各ボール軸受３３，３４は、共に潤滑油が供給されないドライ状態の空間に設けられている。そのため、軸受３３のインナーレース３３ａとアウターレース３３ｂとの間には潤滑剤が封入されており、同様にラジアル軸受３４のインナーレース３４ａとアウターレース３４ｂとの間には潤滑剤が封入されている。
　また、変速比が変化する際には、可動シーブ２０における凹部２５の傾斜面２５ａとトルクカム１５における凸部２６の傾斜面２６ａとが接触することにより互いに摺動するため、トルクカム１５と可動シーブ２０とが相対回転する。一方、上述のように可動シーブ２０と回転軸１１とはスプライン２３によって一体回転可能に嵌合されている。そのため、変速比を変化させる際にトルクカム１５と回転軸１１との間の相対回転を可能にするよう、トルクカム１５の内周面と回転軸１１の外周面との間に、この発明における第１軸受、第３軸受、第４軸受に相当する２つのローラ軸受３６，３７が設けられている。具体的に、第１ローラ軸受３６および第２ローラ軸受３７は、それぞれ回転軸１１の外周面に円周方向に所定の間隔を空けて配置された複数のローラ３８（３９）をトルクカム１５の内周面に固定されたカバー４０（４１）により回転可能に保持することにより構成され、第１ロータ軸受３６と第２ローラ軸受３７とは回転軸１１の軸線方向においてシール部材３０よりも出力側に所定の間隔を空けて配置されている。また、第１ローラ軸受３６は、上記第２ボール軸受３４およびナット３５と軸線方向において重なる位置に配置され、第２ローラ軸受３７は、上記スプライン係合部２９もしくは出力ギヤ１６の外歯が形成されている箇所と軸線方向において重なる位置に配置されている。さらに、第１ローラ軸受３６とシール部材３２と後述する第３ボール軸受４２とが軸線方向において互いに部分的に重なるように配置されている。
　このように、図１に示す例では、トルクカム１５と回転軸１１との間の相対回転を可能にするために２つのローラ軸受３６，３７がそれらの間に介在させられ、各ローラ軸受３６，３７にはトルクカム１５からの半径方向の荷重と回転軸１１からの半径方向の荷重とがかかることになる。なお、これらのローラ軸受の数は任意に変更可能である。例えば、図１に示す第１ローラ軸受３６から第２ローラ軸受３７までの長さを有する軸受を使用することにより、ローラ軸受の数を一つに減らすことができる。あるいは、必要に応じて３つ以上のローラ軸受を配置してもよい。
　上述の通り、出力ギヤ１６はトルクカム１５にスプライン係合部２９を介して連結されており、その軸線方向において入力側と出力側との双方が第３ボール軸受４２および第４ボール軸受４３によって回転可能に支持されている。具体的には、出力ギヤ１６の半径方向における外周側には、入力側に突出した円筒部１６ａが形成されている。その円筒部１６ａの外周面には第３ボール軸受４２のインナーレース４２ａが固定され、第３ボール軸受４２のアウターレース４２ｂはケース３１に固定されている。一方、出力ギヤ１６の内周側には、出力側に突出した円筒部１６ｂが形成されている。その円筒部１６ｂの外周面には第４ボール軸受４３のインナーレース４３ａが固定され、第４ボール軸受４３のアウターレース４３ｂはケース３１に固定されている。このように、円筒部１６ａが出力ギヤ１６の外周側から入力側に向けて突出するように形成されているため、上述のシール部材３２を円筒部１６ａの内周面とトルクカム１５の外周面との間に形成されるスペースに収容することができる。加えて、上述の通り、第１ローラ軸受３６も第３ボール軸受４２の内周側に軸線方向で重なるように配置されている。なお、第３ボール軸受４２が、この発明における第２軸受に相当する。
　上述の通り、図１に示す例では、可動シーブ２０はブッシュ２４を介して回転軸１１に嵌合しており、トルクカム１５は、各ローラ軸受３６，３７を介して回転軸１１に嵌合している。したがって、回転軸１１と、可動シーブ２０と、トルクカム１５とは、一つの回転軸を構成している。そのため、図１に示す例では、第１ボール軸受３３と第２ボール軸受３４とによって、それら回転軸１１と、可動シーブ２０と、トルクカム１５とによって構成された回転軸を支持するように構成されている。なお、以下の説明では、回転軸１１と、可動シーブ２０と、トルクカム１５とによって構成された回転軸を、「軸アッセンブリＳ」と記す場合がある。
　そして、図１に示す例では、軸アッセンブリＳにベルト１３から荷重が作用すると、軸線方向における第１ボール軸受３３と第２ボール軸受３４との間では、軸アッセンブリＳがその荷重に応じた方向に撓み変形する。その結果、軸アッセンブリＳにおける第２ボール軸受３４から出力側の部分は、第２ボール軸受３４を支点として上記荷重が軸アッセンブリＳに作用する方向とは逆方向に変位する。具体的には、図１に示す下方側からベルト１３の荷重が軸アッセンブリＳに作用した場合、軸アッセンブリＳの第１ボール軸受３３と第２ボール軸受３４との間の部分が上方側に略円弧状に撓み変形し、その結果、軸アッセンブリＳの第２ボール軸受３４から出力側の部分は下方側に変位させられる。したがって、第２ボール軸受３４と出力ギヤ１６までの距離が長いと出力ギヤ１６が大きく変位させられることになり、その結果、出力ギヤ１６の噛み合いが悪化してノイズや振動あるいは動力損失などが増大してしまう可能性がある。
　そのため、この発明に係る軸支持構造は、第３ボール軸受４２が嵌合させられる円筒部１６ａを入力側に突出するように形成し、その円筒部１６ａの内周側にシール部材３２を配置することにより、出力ギヤ１６をより入力側に配置させることができるように構成されている。その結果、出力ギヤ１６と第２ボール軸受３４との距離を短縮することができるので、出力ギヤ１６が配置されている位置での軸アッセンブリＳの変位量を小さくすることができる。加えて、軸アッセンブリＳ自体の軸長を短縮することができる。さらに、軸アッセンブリＳの軸長をこのように短縮することにより、ＣＶＴ９を幅方向において小型化することができる。また、スプライン係合部２９と第２ローラ軸受３７とが、軸線方向において重なるように配置されているため、軸アッセンブリＳの軸長を更に短縮することができ、その結果、ＣＶＴ９を更に小型化することができる。
　また、シール部材３２は、回転するトルクカム１５と固定されたケース３１との間に配置されるため、シール部材３２の内周面と外周面とのいずれか一方が、トルクカム１５またはケース３１と相対回転する。そのため、シール部材３２を中心側に近い位置に配置することにより、その相対的な周速を小さくすることができるので、シール部材３２の耐久性の低下を抑制することができる。
　つぎに、第１ボール軸受３３と第２ボール軸受３４との間の撓み変形量を抑制するための構成について説明する。図２（ａ）は、ベルト１３から伝達される荷重によって、軸アッセンブリＳが撓み変形した状態を説明するための図を示している。上述のように軸アッセンブリＳは、第１ボール軸受３３と第２ボール軸受３４とによって回転自在に支持されている。したがって、ベルト１３から軸アッセンブリＳに図２における上方側に向けた荷重が作用すると、軸アッセンブリＳは図２（ａ）に破線で示すように撓んでしまう。そのため、図２に示す例では、第２ボール軸受３４よりも出力側の変位量を制限することによって、第１ボール軸受３３と第２ボール軸受３４との間における軸アッセンブリＳの撓み量を減少するように構成されている。具体的には、図２（ａ）におけるＡ部のように軸アッセンブリＳの撓みを規制するように構成されている。なお、図２（ａ）における実線は、第２ボール軸受３４よりも出力側の変位量をＡ部によって規制したときの、軸アッセンブリＳの撓み変形の一例を示す図である。
　第２ボール軸受３４の出力側の変位量は、例えば図１におけるスプライン係合部２９の隙間を詰めることにより制限することができる。なお、ＣＶＴ９が最大のトルクを伝達する際にベルト１３から軸アッセンブリＳに作用する荷重や軸アッセンブリＳの強度あるいは構造などから、２つのボール軸受３３，３４で支持したときにおける各ボール軸受３３，３４の間の変位量を求め、荷重が作用する位置と第２ボール軸受３４の位置との距離、その荷重が作用する位置での変位量、および第２ボール軸受３４とスプライン係合部２９との距離とから、スプライン係合部２９の変位量を算出することができる。
　したがって、スプライン係合部２９の隙間、より具体的には、トルクカム１５の外周面と出力ギヤ１６の内周面との隙間が、上記算出された変位量よりも小さく形成されている。そのため、ベルト１３から軸アッセンブリＳに荷重が作用したときであっても、このようにスプライン係合部２９の変位量を抑制することによって、第１ボール軸受３３と第２ボール軸受３４との間の変位量を抑制することができる。なお、第２ボール軸受３４の出力側の部分の変位量は、図２（ｂ）に示すように、出力ギヤ１６における円筒部１６ａの内周面とトルクカム１５の外周面との隙間を小さくすることにより、あるいは接触させることにより制限することができる。また、上記スプライン係合部２９が、この発明における嵌合部に相当する。さらに、図２（ｂ）では、シール部材３２を設けておらず、また、出力ギヤ１６を支持する軸受を、第５ボール軸受４６と示している。
　さらに、この発明に係るＣＶＴ９における軸支持構造の他の例を図３に示している。なお、図３に示す例と図１に示す例とで同様の構成については、同一の参照符号を付してその詳細な説明を省略する。図３に示す例は、回転軸１１とトルクカム１５との間に配置された入力側の第３ローラ軸受４７が、軸線方向において第２ボール軸受３４よりも入力側に配置されている。他の構成については、図１に示す例と同様の構成とすることができるが、図３に示す例では、回転軸１１とトルクカム１５との間に配置された出力側のローラ軸受を第４ローラ軸受４８と記す。なお、第１ボール軸受３３がこの発明における第６軸受に相当し、第２ボール軸受３４がこの発明における第７軸受に相当し、第３ローラ軸受４７がこの発明における第８軸受に相当し、第４ローラ軸受４８がこの発明における第９軸受に相当する。
　この図３に示す例は、軸アッセンブリＳを支持する各ボール軸受３３，３４の間に、トルクカム１５がローラ軸受を介して回転軸１１に嵌合された部分の一部を配置することにより、軸アッセンブリＳとして各ボール軸受３３，３４の間での剛性を向上させるように構成されている。具体的には、一方の第３ローラ軸受４７が第２ボール軸受３４の入力側に配置されている。回転軸１１とトルクカム１５とが第３ローラ軸受４７と第４ローラ軸受４８とを介して一体化されているため、第３ローラ軸受４７と第４ローラ軸受４８との間における軸アッセンブリＳの断面二次モーメントが増大する。その断面二次モーメントが増大している部分を第２ボール軸受３４によって支持しているので、ベルト１３から荷重が作用した場合に、軸アッセンブリＳの断面二次モーメントが増大している部分が、軸アッセンブリＳの第１ボール軸受３３と第２ボール軸受３４との間で撓み変形する部分の剛性を向上させるように作用するので、第１ボール軸受３３と第２ボール軸受３４との間の撓み変形量を低減することができる。その結果、軸アッセンブリＳの変位量を低減することができる。
　つぎに、軸アッセンブリＳを短縮するとともに、軸アッセンブリＳにベルト１３から作用する荷重に基づくモーメントを小さくすることにより軸アッセンブリＳの撓み変形を抑制するように構成された構造の一例について説明する。図４はその構造を説明するための図である。なお、固定シーブ１９の構成以外は、図１ないし図３の構成と同様の構成とすることができる。図４に示す例では、固定シーブ１９の背面もプーリ面と同様に円錐状に形成されている。すなわち、固定シーブ１９は、円錐状に形成された部分が均一の板厚となるように形成されている。言い換えると、固定シーブ１９の背面の内周部分が窪んで形成されている。また、固定シーブ１９の外周側には、背面側に突出した、すなわち、背面側に開口した円筒部４４が形成されている。なお、円筒部４４の開口端部には、内周側に突出した環状の突起部４５が形成されている。また、その円筒部４４の内部に回転軸１１を支持する軸受４９が配置されている。なお、上述したように固定シーブ１９の内周側の背面が、ベルト１３が巻き掛けられている方向に窪んで形成されている箇所が、この発明における凹部に相当する。
　図４に示すように固定シーブの背面側をプーリ面に沿って円錐状に形成することによって、ベルト１３から軸アッセンブリＳに荷重が作用する位置と第６ボール軸受４９との距離を短縮することができる。言い換えると、第６ボール軸受４９を第２ボール軸受３４に近い位置に配置することができる。その結果、軸アッセンブリＳに作用するモーメントを小さくすることができるので、軸アッセンブリＳの剛性を向上させることができる。すなわち、軸アッセンブリＳの変位を抑制することができる。さらに、第６ボール軸受４９の外周側に円筒部４４が配置されているため、第６ボール軸受４９に封入された潤滑油が第６ボール軸受４９から漏洩したときであっても、その潤滑油が遠心力によって外周側に飛散してしまうことを抑制することができる。より具体的には、変速比を増大させる際には、図１に示すようにプライマリープーリ１０のプーリ溝が大きくなるため、特に図示していないが、第６ボール軸受４９の外周側にプライマリープーリ１０のプーリ面が位置することがある。そのため、図４に示す構成は、固定シーブ１９の背面側に円筒部４４を形成することによって、第６ボール軸受４９から漏洩した潤滑油がプライマリープーリ１０のプーリ面に飛散してしまうことを抑制することができる。さらに、その円筒部４４の開口部に突起部４５を形成することによって、円筒部４４の内面に付着した潤滑油が、更に外周側に向けて飛散してしまうことを抑制することができる。
　なお、その円筒部４４および突起部４５は、固定シーブ１９と一体に形成してもよく、それら円筒部４４や突起部４５を図５に示すように他の部材によって形成して、固定シーブ１９に一体化させてもよい。このように固定シーブ１９と一体に形成された円筒部４４や図５に示すように他の部材によって形成された円筒部４４が、この発明における第１円筒部や第２円筒部に相当する。また、図４や図５に示すように円筒部４４の内周側に設けられた第６ボール軸受４９が、この発明における第５軸受や第６軸受に相当する。
　なお、上述した図１ないし図５に示す支持構造は、任意に組み合わせてもよい。また、上述した例では、可動シーブ２０が、スプラインなどの連結機構２３によって回転軸１１に連結された例を挙げて説明したが、可動シーブ２０は、回転軸１１の軸線方向に摺動することができるように構成されていればよく、したがって、連結機構２３の構成は特に限定されない。さらに、支持する軸は、セカンダリープーリ１２に連結された回転軸１１に限らず、プライマリープーリ１０に連結された軸であってもよい。

Claims (7)

  1. 　回転軸に一体化されている固定シーブおよび前記回転軸の外周側に軸線方向に前後動できるように嵌合された可動シーブにより構成されたプーリと、前記プーリに巻き掛けられたベルトと、伝達されるトルクに応じて軸線方向の推力を発生させるために、前記可動シーブの背面側に該可動シーブと同一軸線上に、前記回転軸に回転可能に嵌合させられたトルクカムと、前記トルクカムと一体に回転するように前記トルクカムの外周側に嵌合させられた出力部材とを備えたベルト式無段変速機の軸支持構造において、
    　前記回転軸の外周面と前記トルクカムの内周面との間にこれら回転軸とトルクカムとを相対回転可能に支持する単一もしくは複数の第１軸受が設けられ、
    　一つの前記第１軸受の半径方向で外周側に、前記出力部材の軸線方向での一方の端部をケースに対して回転可能に支持する第２軸受が設けられ、
    　前記トルクカムの外周面と前記第２軸受の間に形成されるスペースに前記トルクカムの外周面に嵌合させられたシール部材が配置されている
    ことを特徴とするベルト式無段変速機の軸支持構造。
  2. 　前記第１軸受は、軸線方向に並んで配置された第３軸受と第４軸受とを少なくとも含み、
    　前記第３軸受と前記第４軸受とのいずれか一方の軸受が、軸線方向において前記出力部材と重なって配置されている
    ことを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機の軸支持構造。
  3. 　前記固定シーブは、前記ベルトと接触するプーリ面とは反対側の背面における内周部分が、外周部分よりも軸線方向において前記ベルトが巻き掛けられている方向に窪んだ凹部と、前記背面から軸線方向に突出した第１円筒部とを有し、
    　前記第１円筒部の内周側に、前記回転軸を前記ケースに対して回転可能に支持する第５軸受を備えている
    ことを特徴とする請求項１または２に記載のベルト式無段変速機の軸支持構造。
  4. 　回転軸に一体化されている固定シーブおよび前記回転軸の外周側に軸線方向に前後動できるように嵌合された可動シーブにより構成されたプーリと、前記プーリに巻き掛けられたベルトと、伝達されるトルクに応じて軸線方向の推力を発生させるために、前記可動シーブの背面側に該可動シーブと同一軸線上に、前記回転軸に回転可能に嵌合させられたトルクカムと、前記トルクカムと一体に回転するように前記トルクカムの外周側に嵌合させられた出力部材とを備えたベルト式無段変速機の軸支持構造において、
    　前記回転軸における前記固定シーブ側の端部が第６軸受によってケースに対して回転可能に支持され、
    　前記トルクカムが該トルクカムの外周面に嵌合させられた第７軸受によって前記ケースに対して回転可能に支持され、
    　前記トルクカムの内周面と前記回転軸の外周面との間にこれらトルクカムと回転軸とを相対回転可能に支持しかつ軸線方向に並んで配置された第８軸受と第９軸受とを少なくとも備え、
    　前記第８軸受が、軸線方向において前記第６軸受と前記第７軸受との間に配置されるとともに、前記第９軸受が、軸線方向において前記第７軸受を挟んで前記第８軸受とは反対側に配置されている
    ことを特徴とするベルト式無段変速機の軸支持構造。
  5. 　前記第８軸受は、軸線方向において前記出力部材と重なって配置されている
    ことを特徴とする請求項４に記載のベルト式無段変速機の軸支持構造。
  6. 　前記固定シーブは、前記ベルトと接触するプーリ面とは反対側の背面における内周部分が、外周部分よりも軸線方向において前記ベルトが巻き掛けられている方向に窪んだ凹部と、前記背面から軸線方向に突出した第２円筒部とを有し、
    　前記第２円筒部の内周側に、前記第６軸受が配置されている
    ことを特徴とする請求項４または５に記載のベルト式無段変速機の軸支持構造。
  7. 　前記出力部材は、前記トルクカムが半径方向に変位する量を規制する嵌合部を更に備えていることを特徴とする請求項１ないし６のいずれかに記載のベルト式無段変速機の軸支持構造。
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