WO2021220905A1 - トロイダル無段変速機 - Google Patents

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WO2021220905A1
WO2021220905A1 PCT/JP2021/016140 JP2021016140W WO2021220905A1 WO 2021220905 A1 WO2021220905 A1 WO 2021220905A1 JP 2021016140 W JP2021016140 W JP 2021016140W WO 2021220905 A1 WO2021220905 A1 WO 2021220905A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
shaft
bolt
rotating shaft
inner ring
transmission
Prior art date
Application number
PCT/JP2021/016140
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
賢司 小松
秀幸 今井
謙一郎 田中
Original Assignee
川崎重工業株式会社
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 川崎重工業株式会社 filed Critical 川崎重工業株式会社
Publication of WO2021220905A1 publication Critical patent/WO2021220905A1/ja

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    • 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
    • F16H15/00—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members
    • F16H15/02—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members without members having orbital motion
    • F16H15/04—Gearings providing a continuous range of gear ratios
    • F16H15/06—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B
    • F16H15/32—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line
    • F16H15/36—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface
    • F16H15/38—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface with two members B having hollow toroid surfaces opposite to each other, the member or members A being adjustably mounted between the surfaces

Definitions

  • This disclosure relates to a toroidal continuously variable transmission.
  • toroidal continuously variable transmissions used for generators for automobiles and aircraft are known.
  • the toroidal continuously variable transmission includes an input disc and an output disc, and a power roller sandwiched between these discs. Power is transmitted from the input disc to the output disc by rotating the power roller. At that time, the output can be decelerated or accelerated steplessly by changing the inclination of the power roller (that is, changing the contact radius with the input disk and the output disk).
  • Some toroidal continuously variable transmissions are provided with a loading cam type pressing device in order to urge the input disc and the output disc in a direction approaching each other.
  • Patent Document 1 discloses this type of toroidal continuously variable transmission.
  • a loading cam type pressing device is provided between the input disk and the input shaft.
  • This pressing device includes a cam plate that rotates with the input shaft, a plurality of rollers sandwiched between the input disc and the cam plate, and a support bearing that rotatably supports the cam plate on the rotation shaft.
  • the support bearing is a thrust angular contact ball bearing, and has an inner ring, an outer ring, and a rolling element sandwiched between the inner ring and the outer ring.
  • the support bearing is assembled to the rotating shaft by fitting the inner ring to the rotating shaft and screwing the nut into the portion protruding from the inner ring of the rotating shaft.
  • the present disclosure realizes a reduction in the shaft length of a rotating shaft to which a bearing (for example, a thrust ball bearing or a thrust angular contact ball bearing) that receives an axial load is assembled in a toroidal stepless transmission.
  • a bearing for example, a thrust ball bearing or a thrust angular contact ball bearing
  • the toroidal continuously variable transmission is Rotation axis and A pair of discs arranged around the axis of rotation and opposed to each other, At least one power roller sandwiched between the pair of discs so as to be tiltable, A bearing having an inner ring, an outer ring, and a rolling element sandwiched between the inner ring and the outer ring, which is assembled to the rotating shaft and receives a load in the axial direction from at least one of the pair of discs. It has a head and a shaft, and the shaft is provided with a bolt screwed into the shaft end face of the rotating shaft.
  • the bearing is characterized in that the inner ring is assembled to the rotating shaft by being sandwiched between the shaft end surface of the rotating shaft and the head of the bolt.
  • the shaft end of the rotating shaft to which the bearing is assembled does not protrude in the axial direction from the inner ring of the bearing. Therefore, the shaft length of the rotating shaft can be shortened as compared with the conventional case where the shaft end portion of the rotating shaft is projected from the inner ring of the bearing and a nut or a retaining ring is provided on the protruding portion. This can contribute to the miniaturization of the transmission.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a drive mechanism integrated power generation device including a toroidal continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is an enlarged view of the pressing device of the toroidal continuously variable transmission shown in FIG. 1 and its vicinity.
  • FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view of the rotating shaft and the support bearing assembled to the rotating shaft.
  • FIG. 4 is an enlarged cross-sectional view of the shaft end surface of the rotating shaft and its vicinity.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view of the bolt.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of a drive mechanism integrated power generation device 1 including the toroidal continuously variable transmission 10 according to the present embodiment.
  • the integrated drive generator 1 IDG
  • the casing 2 houses an input mechanism 3, a toroidal continuously variable transmission (hereinafter, simply referred to as “transmission 10”), a power transmission mechanism 7, and a generator 5.
  • the transmission 10 does not have to be a part of the power generation device integrated with the drive mechanism, and its use is not limited to the aircraft.
  • the transmission 10 includes a transmission input shaft 11 and a transmission output shaft 12 that are coaxially arranged and can rotate relative to each other.
  • rotational axis A1 the axis lines of the transmission input shaft 11 and the transmission output shaft 12 will be referred to as "rotational axis A1".
  • axis direction X the extending direction of the rotation axis A1 is referred to as "axis direction X”.
  • the transmission input shaft 11 is connected to an engine rotation shaft (not shown) via an input mechanism 3.
  • the input mechanism 3 includes a device input shaft 3a to which rotational power from the engine rotation shaft is input, and a gear 3b that rotates integrally with the device input shaft 3a.
  • the transmission input shaft 11 is provided with a gear 6 that rotates integrally with the transmission input shaft 11.
  • the transmission output shaft 12 is connected to the generator input shaft 5a of the generator 5 via the power transmission mechanism 7.
  • the rotational power taken out from the engine rotary shaft is input to the transmission input shaft 11 via the input mechanism 3, and the rotational power of the transmission input shaft 11 is transmitted to the input disk 13.
  • the transmission 10 shifts the rotation of the transmission input shaft 11 and outputs the rotation to the transmission output shaft 12.
  • the rotational power of the transmission output shaft 12 is transmitted to the generator input shaft 5a via the power transmission mechanism 7.
  • the generator input shaft 5a is rotationally driven, the generator 5 generates AC power.
  • the gear ratio of the transmission 10 is set so that the rotation speed of the generator input shaft 5a is kept at an appropriate value (a value corresponding to a frequency suitable for the operation of the electrical components of the aircraft) regardless of the fluctuation of the rotation speed of the engine rotation shaft. It changes continuously.
  • the transmission 10 is a half toroidal type and a double cavity type, and includes two sets of input discs 13 and 13 and output discs 14 and 15.
  • the transmission 10 is not limited to the double cavity type, and may be, for example, a single cavity type.
  • the input disks 13 and 13 are fitted to the transmission input shaft 11, and rotate around the rotation axis A1 integrally with the transmission input shaft 11.
  • the output discs 14 and 15 are fitted to the transmission output shaft 12, and rotate around the rotation axis A1 integrally with the transmission output shaft 12.
  • the input disc 13 has a concave surface 21a.
  • the output disks 14 and 15 have a concave surface 31a.
  • the input disc 13 and the output disc 14 are arranged so as to face each other in the axial direction X so that the concave surfaces 21a and 31a face each other.
  • the input disc 13 and the output disc 15 are arranged to face each other in the axial direction X so that the concave surfaces 21a and 31a face each other.
  • An annular cavity is formed around the rotation axis A1 by the concave surfaces 21a and 31a facing each other.
  • the transmission 10 is a central input type as an example.
  • the transmission output shaft 12 is inserted into the transmission input shaft 11 and projects from the transmission input shaft 11 on both sides in the axial direction X.
  • the pair of input discs 13 and 13 are central discs and are arranged back to back on the transmission input shaft 11.
  • the pair of output disks 14 and 15 are external disks, and are arranged outside the pair of input disks 13 and 13 in the axial direction X. Between the pair of input disks 13 and 13, a gear 6 provided on the outer peripheral surface of the transmission input shaft 11 and rotating integrally with the transmission input shaft 11 is arranged.
  • the output disk 14 on one side is regulated to be displaced outward from the rotation axis A1 by the convex portion 12a provided at the end of the transmission output shaft 12.
  • the output disc 15 on the other side is urged toward the input disc 13 by the preload spring 64, and is urged toward the input disc 13 by the pressing device 17 during rotational drive.
  • the output disk 15 is connected to the power transmission mechanism 7 via a pressing device 17 so as to be able to transmit power.
  • the pressing device 17 will be described in detail later.
  • the transmission 10 includes a plurality of power rollers 18 arranged in the cavity and a plurality of trunnions 19 that support the plurality of power rollers 18 so as to be tiltable.
  • the trunnion 19 is supported by the casing 2 in a state where it can be tilted around the tilt axis A2 and can be displaced in the tilt axis A2 direction.
  • the tilt axis A2 is in a twisted position with the rotation axis A1.
  • the power roller 18 is rotatably supported by the trunnion 19 around a rotation axis (not shown) perpendicular to the tilt axis A2.
  • the trunnion 19 is connected to a hydraulic drive mechanism (not shown), and the hydraulic drive mechanism reciprocates the trunnion 19 together with the power roller 18 in the tilting axis A2 direction.
  • FIG. 2 is an enlarged view of the pressing device 17 of the toroidal continuously variable transmission 10 shown in FIG. 1 and its vicinity thereof.
  • the pressing device 17 has a cam plate 61 and a roller unit 60.
  • the cam plate 61 is loosely fitted to the transmission output shaft 12 so as to face the back surface of the output disk 15 (the surface opposite to the concave surface 31a).
  • the cam plate 61 integrally has a hollow disk-shaped cam portion 611 and a cylindrical tubular shaft portion 612 projecting from the outer peripheral edge portion of the cam portion 611 in the axial direction X.
  • the main surface of the cam unit 611 faces the back surface of the output disk 15.
  • the main surface of the cam portion 611 is the first cam surface 613, and irregularities are repeatedly formed over the circumferential direction.
  • a second cam surface 151 is provided on the back surface of the output disk 15 facing the first cam surface 613. Concavities and convexities are repeatedly formed on the second cam surface 151 in the circumferential direction so as to correspond to the first cam surface 613.
  • the roller unit 60 is provided between the first cam surface 613, the second cam surface 151, and the axial direction X.
  • the roller unit 60 includes a cage 62 and a plurality of rollers 63 held by the cage 62. Each roller 63 is sandwiched between the first cam surface 613 and the second cam surface 151, and its peripheral surface comes into contact with both the first cam surface 613 and the second cam surface 151.
  • the cage 62 holds a plurality of roller sets 63G arranged at substantially equal intervals in the circumferential direction around the rotation axis A1.
  • One set of roller sets 63G includes at least one roller 63 (three in this embodiment) arranged along the rotational axis extending in the radial direction.
  • Each roller 63 of the roller set 63G can rotate about the rotation axis of the roller set 63G.
  • the axial load received by the pressing device 17 from the output disk 15 is supported by the support bearing 4 fixed to the transmission output shaft 12.
  • the support bearing 4 is arranged on the back surface side of the cam plate 61 (that is, the side opposite to the cam portion 611) to support the cam plate 61 on the transmission output shaft 12 so as to be relatively rotatable.
  • the support bearing 4 has an inner ring 41, an outer ring 42, and a rolling element 43 rotatably sandwiched between the inner ring 41 and the outer ring 42.
  • the inner ring 41 is fixed to the transmission output shaft 12.
  • the outer ring 42 is rotatable with respect to the inner ring 41, and the outer ring 42 rotates integrally with the cam plate 61 about the rotation axis A1.
  • a preload spring 64 is arranged between the cam plate 61 and the support bearing 4.
  • the preload spring 64 applies a pressing force in the axial direction X toward the output disc 15 to the cam plate 61 so that the output disc 15 is pressed (preloaded) toward the input disc 13 even when the transmission output shaft 12 is not rotating. It is to be given.
  • the preload spring 64 according to the present embodiment is sandwiched between the cam portion 611 of the cam plate 61 and the outer ring 42 of the support bearing 4, and is compressed in the axial direction X.
  • the outer ring 42 of the support bearing 4 has a spring contact portion 47 and a stopper portion 48 located radially outside the spring contact portion 47.
  • the spring contact portion 47 is located inside the tubular shaft portion 612 in the radial direction and is in contact with the preload spring 64.
  • a shim plate 66 as an adjusting member is provided between the spring contact portion 47 and the preload spring 64, and more specifically, the spring contact portion 47 is in contact with the shim plate 66. ..
  • the shim plate 66 may be provided between the cam plate 61 and the preload spring 64.
  • the stopper portion 48 faces the tubular shaft portion 612 of the cam plate 61 in the axial direction X with a slight gap G.
  • the length of the gap G in the axial direction X is smaller than the amount of deformation in the axial direction X at the elastic limit of the preload spring 64. Therefore, when the cam plate 61 rotates and the output disk 15 and the cam plate 61 start to be relatively displaced in the axial direction X so as to be separated from each other by the cam action, the cam plate is kept within the elastic deformation range of the preload spring 64. 61 hits the stopper portion 48 and the gap G disappears. After the cam plate 61 hits the stopper portion 48, the pressing force on the output disk 15 due to the cam action increases as the rotation speed of the cam plate 61 increases.
  • the output disc 15 is pressed away from the cam plate 61 by the cam action, so that the input disc 13 and the output disc 15 are urged toward each other and the power roller is used. 18 is sandwiched between the input disk 13 and the output disk 15 with sufficient contact pressure.
  • External teeth 614 are formed on the outer peripheral surface of the tubular shaft portion 612 of the cam plate 61.
  • the external teeth 614 mesh with the internal teeth 711 provided in the first gear 71 of the power transmission mechanism 7 to form a dog clutch.
  • the power transmission mechanism 7 transmits the output from the transmission 10 to the generator 5 and the oil pump unit (not shown).
  • the power transmission mechanism 7 is composed of a plurality of gears including the first gear 71 to the fourth gear 74.
  • the first gear 71 is a hollow gear.
  • the first gear 71 has internal teeth 711 and external teeth 712.
  • the internal teeth 711 mesh with the external teeth 614 of the cam plate 61, and the external teeth 712 mesh with the second gear 72.
  • the second gear 72 has a main tooth 721 and an auxiliary tooth 722.
  • the main tooth 721 meshes with the outer teeth 712 of the first gear 71 and the third gear 73.
  • the auxiliary teeth 722 mesh with a gear (not shown) for transmitting the output of the transmission 10 to the oil pump unit (not shown).
  • the third gear 73 meshes with the main teeth 721 and the fourth gear 74 of the second gear 72.
  • the fourth gear 74 is fixed to the generator input shaft 5a of the generator 5.
  • the power roller 18 is sandwiched between the concave surface 21a of the input discs 13 and 13 and the concave surface 31a of the output discs 14 and 15 in a state where it can be tilted around the tilting axis A2, and exerts a rotational driving force of the input disc 13.
  • the speed is changed at a gear ratio according to the tilt angle and transmitted to the output discs 14 and 15.
  • the pressing device 17 presses the output disc 15 in a direction approaching the input disc 13, and the pressure between the input discs 13 and 13 and the output discs 14 and 15 increases to sandwich the power roller 18. do.
  • FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view of the rotating shaft 9 and the support bearing 4 assembled to the rotating shaft 9.
  • FIG. 4 is an enlarged cross-sectional view of the shaft end surface 91 of the rotating shaft 9 and its vicinity
  • FIG. 5 is a cross-sectional view of the bolt 8.
  • the rotating shaft 9 is a hollow shaft, and an oil passage 90 is formed inside. At least one shaft end surface 91 of the rotating shaft 9 is provided with an end opening 92 that opens in the axial direction X.
  • a female screw portion 93, a tapered portion 94, and a centering portion 95 are formed on the rotating shaft 9 in this order from one shaft end surface 91 toward the opposite shaft end surface.
  • the female screw portion 93 has a hollow cylindrical shape, and a female screw 931 is formed on the inner peripheral surface of the female screw portion 93.
  • the centering portion 95 has a hollow tubular shape that is thicker than the female screw portion 93.
  • the inner diameter D95 of the centering portion 95 is smaller than the inner diameter D93 of the female screw portion 93.
  • the inner diameter of the tapered portion 94 changes in the axial direction X so as to connect the female screw portion 93 having a different inner diameter and the centering portion 95.
  • the support bearing 4 is an angular contact ball bearing, and rolls between the inner ring 41 having an inner ring raceway, the outer ring 42 having an outer ring raceway facing the inner ring raceway, and the inner ring raceway and the outer ring raceway. It has a plurality of rolling elements 43 that are movably arranged.
  • the outer ring 42 is rotatably fitted to the transmission output shaft 12 and receives a pressing force in the axial direction X from the output disc 15 via the cam plate 61.
  • the inner ring 41 of the support bearing 4 is fixed to the rotating shaft 9.
  • the inner ring 41 has a portion that bulges toward the inner circumference side of the inner ring track that supports the rolling element 43, and a shaft seat 413 facing the axial direction X is formed in the portion.
  • the inner diameter D41 of the inner ring 41 is the same as or larger than the inner diameter D92 of the end opening 92 of the rotating shaft 9, and is smaller than the outer diameter D91 of the shaft end surface 91 of the rotating shaft 9 (D92 ⁇ D41 ⁇ D91).
  • a flat bolt seat 414 is formed on the surface of the inner ring 41 opposite to the shaft seat 413.
  • An annular protrusion 412 protruding in the axial direction X is formed around the bolt seat 414.
  • the bolt 8 integrally has a head portion 81, a shaft portion 83, and a neck portion 82 connecting the head portion 81 and the shaft portion 83.
  • the head 81 is used to operate the bolt 8. Further, the head 81 sandwiches the inner ring 41 with the shaft end surface 91.
  • the shaft portion 83 is inserted (screwed) inward from the end opening 92 of the rotating shaft 9.
  • the head 81 has a short cylindrical shape.
  • a plurality of operation holes 812 are formed on the main surface 811 of the head 81.
  • the plurality of operation holes 812 are arranged in an annular shape on the main surface 811.
  • the outer diameter of the head 81 corresponds to the inner diameter of the annular protrusion 412 of the inner ring 41.
  • the head 81 fits into the annular protrusion 412, and the outer peripheral surface of the head 81 and the inner peripheral surface of the annular protrusion 412 come into contact with each other to center the bolt 8 and the inner ring 41.
  • a flat seat surface 814 having a hollow disk shape is formed on the peripheral edge of the back surface 813 of the head 81.
  • the seat surface 814 is seated on the bolt seat 414 of the inner ring 41.
  • the shaft portion 83 has a male screw portion 831 and a cylindrical portion 832 in this order from the head 81 side.
  • the male screw portion 831 has a cylindrical shape and has an outer diameter D831 corresponding to the inner diameter D93 of the female screw portion 93 of the rotating shaft 9 (D93 ⁇ D831).
  • a male screw 833 to be screwed with the female screw 931 is formed on the outer peripheral surface of the male screw portion 831.
  • the cylindrical portion 832 has a cylindrical shape and has an outer diameter D832 corresponding to the inner diameter D95 of the centering portion 95 of the rotating shaft 9 (D95 ⁇ D832).
  • the cylindrical portion 832 is inserted into the centering portion 95, and the outer peripheral surface of the cylindrical portion 832 and the inner peripheral surface of the centering portion 95 come into contact with each other to center the rotating shaft 9 and the bolt 8.
  • the neck portion 82 smoothly connects the back surface 813 of the head portion 81 and the end portion of the male screw portion 831 of the shaft portion 83.
  • a "thick throat portion 821" is provided at a corner.
  • the volume of the inner peripheral edge corner of the inner ring 41 of the support bearing 4 is cut out so as to correspond to the overhang of the thick throat portion 821, and the chamfered portion 411 is formed on the inner ring 41.
  • the contact point P1 between the rolling element 43 and the inner ring 41 is located radially inside the rotation axis A1 with respect to the outer peripheral edge of the head 81 of the bolt 8.
  • the head portion 81 and the neck portion 82 (particularly, the throat thickness portion 821) of the bolt 8 can be portions that support the pressing force transmitted from the inner ring 41.
  • the contact angle of the support bearing 4 is an angle formed by a straight line connecting the contact points between the rolling element 43 and the outer ring 42 and the inner ring 41 in the radial direction.
  • the head 81 and the neck 82 are provided with a sufficient wall thickness. Further, the chamfered portion 411 of the support bearing 4 and at least a part of the throat thickness portion 821 of the bolt 8 come into contact with each other. As a result, the bolt 8 can receive the load at the head 81 and the neck 82.
  • the shaft center of the bolt 8 is provided with a through hole 85 that penetrates the head 81, the neck 82, and the shaft 83.
  • the inside of the through hole 85 communicates with the oil passage 90 in the rotating shaft 9.
  • the through hole 85 has a small diameter hole portion 851 on the head 81 side and a large diameter hole portion 852 having a larger diameter than the small diameter hole portion 851 on the shaft portion 83 side.
  • the small-diameter hole portion 851 functions as a throttle that gives resistance to the hydraulic oil that is about to be discharged from the oil passage 90 through the through hole 85.
  • the rotating shaft 9 is provided with at least one oil hole 96 that communicates the oil passage 90 at the center of the shaft with the outer circumference.
  • the hydraulic oil in the oil passage 90 is ejected to the outer peripheral side of the rotary shaft 9 through the oil holes 96 by centrifugal force, and the ejected hydraulic oil lubricates the parts exteriored to the rotary shaft 9.
  • the oil level of the oil passage 90 can rise to the upper limit height of the oil level.
  • the upper limit height of the oil level of the oil passage 90 is determined by the inner diameter of the small diameter hole portion 851 of the through hole 85 of the bolt 8. That is, the smaller the inner diameter of the small-diameter hole portion 851, the higher the oil level upper limit height.
  • the shaft seat 413 is pressed against the shaft end surface 91 of the rotating shaft 9 via the shim 49, and the bolt seat 414 is bolted. It is pressure-welded to the seat surface 814 of 8. In this way, the inner ring 41 is sandwiched between the rotating shaft 9 and the bolt 8 in the axial direction X, so that the inner ring 41 is assembled to the rotating shaft 9 so as to be relatively immovable.
  • the outer peripheral surface of the cylindrical portion 832 of the bolt 8 is in contact with the inner peripheral surface of the centering portion 95 of the rotating shaft 9, whereby the bolt 8 and the rotating shaft 9 are centered. Further, the outer peripheral surface of the head 81 of the bolt 8 is in contact with the inner peripheral surface of the annular protrusion 412 of the inner ring 41, whereby the bolt 8 and the support bearing 4 are centered. In this way, the rotating shaft 9 and the support bearing 4 are centered via the bolt 8.
  • the transmission 10 is a pair of discs 13 arranged around the rotating shaft 9 (transmission output shaft 12 in the present embodiment) and the rotating shaft 9 and facing each other. , 15 and at least one power roller 18 tiltably sandwiched between the pair of discs 13 and 15, and a load in the axial direction from at least one of the pair of discs 13 and 15 assembled to the rotating shaft 9.
  • It includes a bearing 4, a head portion 81, a shaft portion 83, and a bolt 8 in which the shaft portion 83 is screwed into the shaft end surface 91 of the rotating shaft 9.
  • the bearing 4 has an inner ring 41, an outer ring 42, and a rolling element 43 sandwiched between the inner ring 41 and the outer ring 42.
  • the bearing 4 is characterized in that the inner ring 41 is assembled to the rotating shaft 9 by being sandwiched between the shaft end surface 91 of the rotating shaft 9 and the head 81 of the bolt 8.
  • the shaft end portion of the rotating shaft 9 to which the bearing 4 is assembled does not protrude in the axial direction from the inner ring 41 of the bearing 4. Therefore, the shaft length of the rotating shaft 9 is shortened as compared with the case where the shaft end portion of the rotating shaft 9 is projected from the inner ring 41 of the bearing 4 and a nut or a retaining ring is provided on the protruding portion as in the conventional case. be able to. This can contribute to the miniaturization of the transmission 10.
  • the shaft portion 83 of the bolt 8 is provided with a male screw portion 831 having a male screw 833 formed on the outer peripheral surface thereof and a male screw portion 831 provided on the tip side of the male screw portion 831. It has a cylindrical portion 832 having a diameter smaller than that of the screw portion 831.
  • the shaft end of the rotating shaft 9 has a cylindrical shape centered on the rotating axis A1, and has a female screw portion 93 having a female screw 931 screwed with a male screw 833 formed on the inner peripheral surface, and an inner peripheral surface. Has a centering portion 95 in contact with the outer peripheral surface of the cylindrical portion 832.
  • the bolt 8 is screwed into the shaft end surface 91 of the rotating shaft 9, and the outer peripheral surface of the cylindrical portion 832 comes into contact with the inner peripheral surface of the centering portion 95, whereby the rotating shaft 9 and the bolt 8 are formed. Is centered.
  • the inner ring 41 of the bearing 4 has a bolt seat 414 on which the seat surface 814 of the bolt 8 is seated, and an annular protrusion 412 provided around the bolt seat 414. , The outer peripheral surface of the head 81 of the bolt 8 and the inner peripheral surface of the annular protrusion 412 come into contact with each other.
  • the bolt 8 is screwed into the shaft end surface 91 of the rotating shaft 9, the seat surface 814 of the bolt 8 is seated on the bolt seat 414, and the outer peripheral surface of the head 81 of the bolt 8 and the annular protrusion 412.
  • the bolt 8 and the bearing 4 are aligned by the contact with the inner peripheral surface of the bolt 8.
  • the contact point P1 between the rolling element 43 and the inner ring 41 is located radially inside the outer peripheral edge of the head 81 of the bolt 8.
  • the axial load received by the inner ring 41 can be received by the head 81 of the bolt 8.
  • the inner ring 41 can be thinned, and in the present embodiment, the inner peripheral side corner portion of the inner ring 41 is shaved to form a thin chamfered portion 411.
  • a thick throat portion 821 is provided between the head 81 and the neck 82 of the bolt 8 to increase the wall thickness and increase the strength.
  • the rotating shaft 9 has an oil passage 90 extending in the axial direction X inside the rotating shaft 9, and the bolt 8 has a head portion 81 at the axial center of the bolt 8. It has a through hole 85 that penetrates the shaft portion 83 and communicates with the oil passage 90.
  • the oil level height of the oil passage 90 of the rotating shaft 9 can be adjusted by the inner diameter of the through hole 85 of the bolt 8.
  • the hydraulic oil exceeding the oil level is discharged from the oil passage 90 to the outside through the through hole 85 of the bolt 8.
  • the amount of hydraulic oil ejected from the oil passage 90 through the oil hole 96 penetrating the rotating shaft 9 in the radial direction can be adjusted according to the oil level height of the oil passage 90 of the rotating shaft 9. That is, the amount of hydraulic oil ejected from the rotating shaft 9 to the outer peripheral side through the oil hole 96 can be adjusted by the size of the inner diameter of the through hole 85 of the bolt 8.
  • the transmission 10 is not limited to the central input type, but may be a central output type.
  • the central output type the positional relationship between the input disk 13 and the output disk 14 described above is reversed, the output disk becomes the central disk (second disk), and the input disk becomes the outer disk (first disk).
  • the pressing device 17 is configured to press the input disc toward the output disc, and rotation is input to the cam plate 61 from a gear that meshes with the external teeth 614.

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Abstract

トロイダル無段変速機は、回転軸と、一対のディスクと、少なくとも１つのパワーローラと、内輪、外輪、及び内輪と外輪との間に挟まれた転動体を有し、回転軸に組み付けられて一対のディスクからアキシャル方向の荷重を受ける軸受と、頭部及び軸部を有し、軸部が回転軸の軸端面に螺入されたボルトとを備える。内輪が回転軸の軸端面とボルトの頭部との間に挟み込まれることにより、軸受が回転軸に組み付けられている。

Description

トロイダル無段変速機
　本開示は、トロイダル無段変速機に関する。
　従来、自動車や航空機用発電機等に用いられるトロイダル無段変速機が知られている。トロイダル無段変速機は、入力ディスク及び出力ディスクと、これらのディスクの間に挟まれたパワーローラとを備える。パワーローラが回転することによって、動力が入力ディスクから出力ディスクへ伝達される。その際、パワーローラの傾きを変化させる（即ち、入力ディスク及び出力ディスクとの接触半径を変化させる）ことにより、出力を無段階で減速又は増速することができる。トロイダル無段変速機には、入力ディスクと出力ディスクとを互いに近づく向きに付勢するために、ローディングカム式の押圧装置が設けられたものがある。特許文献１は、この種のトロイダル無段変速機を開示する。
　特許文献１のトロイダル無段変速機では、入力ディスクと入力軸との間に、ローディングカム式の押圧装置が設けられている。この押圧装置は、入力軸とともに回転するカム板と、入力ディスクとカム板との間に挟まれた複数のローラと、カム板を回転軸に回動可能に支持させるサポート軸受とを備える。サポート軸受はスラストアンギュラ玉軸受であって、内輪と、外輪と、内輪及び外輪に挟まれた転動体とを有する。回転軸に内輪が嵌められたうえ、回転軸の内輪よりも突出した部分にナットが螺嵌されることによって、サポート軸受けが回転軸に組み付けられている。
特開２０１８－０７１６０９号公報
　特許文献１のトロイダル無段変速機では、サポート軸受の内輪を回転軸に組み付けるために、ナットが用いられている。そのため、ナットのねじ込み量だけ回転軸は内輪から突出していなければならない。トロイダル無段変速機では更なる小型化が求められており、回転軸の軸長の短縮という観点で改良の余地が残されている。
　以上に鑑み、本開示は、トロイダル無段変速機において、アキシャル荷重を受ける軸受（例えば、スラスト玉軸受やスラストアンギュラ玉軸受）が組み付けられた回転軸の軸長の短縮化を実現する、軸受の組付構造を提案する。
　本開示の一態様に係るトロイダル無段変速機は、
回転軸と、
前記回転軸の周りに配置され、互いに対向配置された一対のディスクと、
前記一対のディスクの間に傾転可能に挟まれた少なくとも１つのパワーローラと、
内輪、外輪、及び前記内輪と前記外輪に挟まれた転動体を有し、前記回転軸に組み付けられて前記一対のディスクのうち少なくとも一方からアキシャル方向の荷重を受ける軸受と、
頭部及び軸部を有し、前記軸部が前記回転軸の軸端面に螺入されたボルトとを備え、
前記軸受は、前記内輪が前記回転軸の前記軸端面と前記ボルトの前記頭部との間に挟み込まれることによって前記回転軸に組み付けられていることを特徴としている。
　上記構成の変速機では、軸受が組付けられる回転軸の軸端部は、軸受の内輪よりも軸線方向に突出していない。よって、従来のように、回転軸の軸端部を軸受の内輪より突出させて、当該突出部分にナットや止め輪を設ける場合と比較して、回転軸の軸長を短縮することができる。これにより、変速機の小型化に寄与することができる。
　本開示によれば、トロイダル無段変速機において、アキシャル荷重を受ける軸受が組み付けられた回転軸の軸長を短縮化するものを提案できる。
図１は、本発明の一実施形態に係るトロイダル無段変速機を備える駆動機構一体型発電装置の断面図である。 図２は、図１に示すトロイダル無段変速機の押圧装置及びその近傍の拡大図である。 図３は、回転軸及びそれに組み付けられたサポート軸受の拡大断面図である。 図４は、回転軸の軸端面及びその近傍の拡大断面図である。 図５は、ボルトの断面図である。
　以下、図面を参照して実施形態を説明する。
　図１は、本実施形態に係るトロイダル無段変速機１０を備える駆動機構一体型発電装置１の断面図である。図１に示すように、駆動機構一体型発電装置１（Integrated Drive Generator：ＩＤＧ）は、航空機の交流電源に用いられるものであって、航空機のエンジンに取り付けられるケーシング２を備える。ケーシング２には、入力機構３と、トロイダル無段変速機（以下、単に「変速機１０」と称する）と、動力伝達機構７と、発電機５とが収容されている。なお、変速機１０は、駆動機構一体型発電装置の一部とした構成でなくてもよく、用途も航空機に限られない。
〔変速機１０の概略構成〕
　変速機１０は、同軸上に配置されて相対回転可能な変速機入力軸１１及び変速機出力軸１２を備える。以下、変速機入力軸１１及び変速機出力軸１２の軸線を「回転軸線Ａ１」と称する。また、回転軸線Ａ１の延伸方向を「軸線方向Ｘ」と称する。変速機入力軸１１は、入力機構３を介してエンジン回転軸（図示せず）に接続されている。入力機構３は、エンジン回転軸からの回転動力が入力される装置入力軸３ａと、装置入力軸３ａと一体回転するギヤ３ｂとを含む。変速機入力軸１１には、それと一体回転するギヤ６が設けられている。変速機出力軸１２は、動力伝達機構７を介して発電機５の発電機入力軸５ａに接続されている。
　エンジン回転軸から取り出された回転動力は、入力機構３を介して変速機入力軸１１に入力され、変速機入力軸１１の回転動力が入力ディスク１３に伝達される。変速機１０は、変速機入力軸１１の回転を変速して変速機出力軸１２に出力する。変速機出力軸１２の回転動力は、動力伝達機構７を介して発電機入力軸５ａに伝達される。発電機入力軸５ａが回転駆動されると、発電機５が交流電力を発生する。変速機１０の変速比は、エンジン回転軸の回転速度の変動に関わらず発電機入力軸５ａの回転速度を適値（航空機の電装品の作動に適した周波数に対応する値）に保つように連続的に変更される。
　変速機１０は、一例として、ハーフトロイダル型且つダブルキャビティ型であり、二組の入力ディスク１３，１３及び出力ディスク１４，１５を備える。但し、変速機１０は、ダブルキャビティ型に限定されず、例えば、シングルキャビティ型でもよい。
　入力ディスク１３，１３は変速機入力軸１１に嵌合されており、変速機入力軸１１と一体的に回転軸線Ａ１を中心として回転する。出力ディスク１４，１５は変速機出力軸１２に嵌合されており、変速機出力軸１２と一体的に回転軸線Ａ１を中心として回転する。
　入力ディスク１３は凹面２１ａを有する。出力ディスク１４，１５は凹面３１ａを有する。入力ディスク１３と出力ディスク１４とは、互いの凹面２１ａ，３１ａが対向するように、軸線方向Ｘに対向配置されている。同様に、入力ディスク１３と出力ディスク１５とは、互いの凹面２１ａ，３１ａが対向するように、軸線方向Ｘに対向配置されている。対向する凹面２１ａ，３１ａによって回転軸線Ａ１回りに円環状のキャビティが形成されている。
　変速機１０は、一例として、中央入力型である。変速機出力軸１２は、変速機入力軸１１内に挿通されて、変速機入力軸１１から軸線方向Ｘの両側に突出する。一対の入力ディスク１３，１３は、中央ディスクであって、変速機入力軸１１上で背中合わせに配置されている。一対の出力ディスク１４，１５は、外ディスクであって、一対の入力ディスク１３，１３の軸線方向Ｘの外側に配置されている。一対の入力ディスク１３，１３間には、変速機入力軸１１の外周面上に設けられて当該変速機入力軸１１と一体回転するギヤ６が配置されている。
　一方側の出力ディスク１４は、変速機出力軸１２の端部に設けられた凸部１２ａによって、回転軸線Ａ１外方への変位が規制されている。他方側の出力ディスク１５は、予圧バネ６４によって入力ディスク１３に向けて付勢され、且つ、回転駆動時には押圧装置１７によって入力ディスク１３に向けて付勢される。出力ディスク１５は、押圧装置１７を介して動力伝達機構７に動力伝達可能に接続されている。押圧装置１７については、後ほど詳細に説明する。
　変速機１０は、キャビティ内に配置された複数のパワーローラ１８と、複数のパワーローラ１８をそれぞれ傾転可能に支持する複数のトラニオン１９とを備える。トラニオン１９は、傾転軸線Ａ２周りに傾転可能かつ傾転軸線Ａ２方向に変位可能な状態でケーシング２に支持される。傾転軸線Ａ２は、回転軸線Ａ１とねじれの位置にある。パワーローラ１８は、傾転軸線Ａ２に対して垂直な回転軸線（図示略）回りに回転自在にトラニオン１９に支持される。トラニオン１９は、油圧駆動機構（図示略）に接続されており、その油圧駆動機構がトラニオン１９をパワーローラ１８とともに傾転軸線Ａ２方向に往復変位させる。
〔押圧装置１７の構成〕
　図２は、図１に示すトロイダル無段変速機１０の押圧装置１７及びその近傍の拡大図である。図２に示すように、押圧装置１７は、カム板６１と、ローラユニット６０とを有する。
　カム板６１は、出力ディスク１５の背面（凹面３１ａと反対側の面）と対向するように、変速機出力軸１２に遊嵌されている。カム板６１は中空円盤状のカム部６１１と、カム部６１１の外周縁部分から軸線方向Ｘに突出する円筒状の筒軸部６１２とを一体的に有する。
　カム部６１１の主面は、出力ディスク１５の背面と対峙している。カム部６１１の主面は第１カム面６１３であり、凹凸が円周方向に亘って繰り返し形成されている。第１カム面６１３と対峙する出力ディスク１５の背面には、第２カム面１５１が設けられている。第２カム面１５１にも、第１カム面６１３と対応するように、凹凸が円周方向に亘って繰り返し形成されている。
　ローラユニット６０は、第１カム面６１３と第２カム面１５１と軸線方向Ｘの間に設けられている。ローラユニット６０は、保持器６２と、保持器６２に保持された複数のローラ６３とからなる。各ローラ６３は第１カム面６１３及び第２カム面１５１に挟まれており、その周面は第１カム面６１３及び第２カム面１５１の双方と接触する。
　保持器６２に、回転軸線Ａ１を中心として円周方向に略等間隔に並ぶ複数のローラ組６３Ｇが保持されている。１組のローラ組６３Ｇは、径方向に延びる自転軸線上に並ぶ少なくとも１つのローラ６３（本実施形態では３つ）を含む。ローラ組６３Ｇの各ローラ６３は、ローラ組６３Ｇの自転軸線を中心として回転可能である。
　押圧装置１７が出力ディスク１５から受けるアキシャル方向の荷重は、変速機出力軸１２に固定されたサポート軸受４によって支持される。サポート軸受４は、カム板６１の背面側（即ち、カム部６１１と反対側）に配置されて当該カム板６１を変速機出力軸１２に相対回転可能に支持させる。具体的には、サポート軸受４は内輪４１と、外輪４２と、内輪４１と外輪４２との間に回転自在に挟まれた転動体４３とを有する。内輪４１は変速機出力軸１２に固定されている。外輪４２は内輪４１に対し回転自在であり、外輪４２はカム板６１と一体的に回転軸線Ａ１を中心として回転する。
　カム板６１とサポート軸受４との間には予圧バネ６４が配置されている。予圧バネ６４は、変速機出力軸１２の非回転時にも出力ディスク１５が入力ディスク１３へ向けて押圧（予圧）されるように、カム板６１に出力ディスク１５へ向かう軸線方向Ｘの押圧力を付与するものである。本実施形態に係る予圧バネ６４は、カム板６１のカム部６１１とサポート軸受４の外輪４２との間に挟まれて、軸線方向Ｘに圧縮されている。
　サポート軸受４の外輪４２は、バネ当接部４７と、バネ当接部４７よりも径方向外側に位置するストッパ部４８とを有する。バネ当接部４７は筒軸部６１２の径方向内側に位置し、予圧バネ６４と当接している。本実施形態では、バネ当接部４７と予圧バネ６４との間には調整部材としてのシム板６６が設けられており、より詳細にはバネ当接部４７はシム板６６と当接している。シム板６６は、カム板６１と予圧バネ６４との間に設けられていてもよい。ストッパ部４８は、カム板６１の筒軸部６１２と僅かな間隙Ｇを空けて軸線方向Ｘに対峙している。
　カム板６１が非回転の状態において、間隙Ｇの軸線方向Ｘの長さは、予圧バネ６４の弾性限度における軸線方向Ｘの変形量よりも小さい。よって、カム板６１が回転して、カム作用により出力ディスク１５とカム板６１とが互いに離れるように軸線方向Ｘに相対変位し始めると、予圧バネ６４が弾性変形範囲内にあるうちにカム板６１がストッパ部４８に当たって間隙Ｇが無くなる。カム板６１がストッパ部４８に当たった後は、カム板６１の回転速度の増加に伴って、カム作用による出力ディスク１５への押圧力が増加していく。このように、伝達トルクの増加に伴ってカム作用によって出力ディスク１５がカム板６１から離れるように押圧されることで、入力ディスク１３と出力ディスク１５とが互いに近づく向きに付勢され、パワーローラ１８が入力ディスク１３と出力ディスク１５との間で十分な接触圧で挟まれる。
　カム板６１の筒軸部６１２の外周面には、外歯６１４が形成されている。この外歯６１４は、動力伝達機構７の第１ギヤ７１に設けられた内歯７１１と噛合して、ドッグクラッチを構成している。出力ディスク１５から複数のローラ６３を介して回転力を受けてカム板６１が回転すると、カム板６１の回転が動力伝達機構７の第１ギヤ７１へ伝達される。動力伝達機構７は、変速機１０からの出力を発電機５及びオイルポンプユニット（図示略）へ伝達する。
〔動力伝達機構７の構成〕
　図１に示すように、動力伝達機構７は、第１ギヤ７１～第４ギヤ７４を含む複数のギヤで構成される。第１ギヤ７１は、中空ギヤである。第１ギヤ７１は、内歯７１１と外歯７１２とを有する。内歯７１１はカム板６１の外歯６１４と噛合し、外歯７１２は第２ギヤ７２と噛合している。
　第２ギヤ７２は、主歯７２１と副歯７２２とを有する。主歯７２１は、第１ギヤ７１の外歯７１２及び第３ギヤ７３と噛合している。副歯７２２は、変速機１０の出力をオイルポンプユニット（図示略）へ伝達するためのギヤ（図示略）と噛合している。第３ギヤ７３は、第２ギヤ７２の主歯７２１及び第４ギヤ７４と噛合している。第４ギヤ７４は、発電機５の発電機入力軸５ａに固定されている。
〔変速機１０の動作方法〕
　上記構成の変速機１０において、入力ディスク１３，１３が回転駆動されると、パワーローラ１８を介して出力ディスク１４，１５が回転駆動され、変速機出力軸１２が回転駆動される。トラニオン１９及びパワーローラ１８が傾転軸線Ａ２方向に変位すると、パワーローラ１８の傾転軸線Ａ２周りの傾転角が変更され、変速機１０の変速比が傾転角に応じて連続的に変更される。パワーローラ１８は、傾転軸線Ａ２回りに傾転可能な状態で、入力ディスク１３，１３の凹面２１ａと出力ディスク１４，１５の凹面３１ａとの間に挟まれ、入力ディスク１３の回転駆動力を傾転角に応じた変速比で変速して出力ディスク１４，１５に伝達する。出力ディスク１４，１５の回転トルクが増加すると、押圧装置１７によって出力ディスク１５が入力ディスク１３に近づく向きに押圧され、入力ディスク１３，１３及び出力ディスク１４，１５がパワーローラ１８を挟む圧力が増加する。
　出力ディスク１５が回転すると、カム面１５１によって複数のローラ６３がカム板６１のカム面６１３に押し付けられる。この結果、出力ディスク１５がパワーローラ１８に押圧されると同時に、一対のカム面１５１，６１３と複数のローラ６３との噛合に基づいて、カム板６１が回転する。そして、このカム板６１の回転がドッグクラッチ（カム板６１の外歯６１４と第１ギヤ７１の内歯７１１）の噛合によって動力伝達機構７へ入力され、発電機入力軸５ａが回転する。
〔サポート軸受４の組付構造〕
　ここで、サポート軸受４の変速機出力軸１２への組付構造について詳細に説明する。以下では、本実施形態に係る変速機出力軸１２のことを、説明の便宜を図って「回転軸９」と呼ぶ。図３は、回転軸９及びそれに組み付けられたサポート軸受４の拡大断面図である。図４は、回転軸９の軸端面９１及びその近傍の拡大断面図であり、図５は、ボルト８の断面図である。
　図３及び図４に示すように、回転軸９は中空軸であって、内部に油路９０が形成されている。回転軸９の少なくとも一方の軸端面９１には軸線方向Ｘに向かって開口する端部開口９２が設けられている。回転軸９には、一方の軸端面９１から反対側の軸端面に向かって順に、雌ネジ部９３、テーパ部９４、及び、調心部９５が形成されている。雌ネジ部９３は中空筒状を呈し、雌ネジ部９３の内周面には雌ネジ９３１が形成されている。調心部９５は、雌ネジ部９３よりも肉厚の中空筒状を呈する。つまり、調心部９５の内径Ｄ９５は、雌ネジ部９３の内径Ｄ９３よりも小さい。テーパ部９４は、内径の異なる雌ネジ部９３と調心部９５とを接続するように軸線方向Ｘに内径が変化する。
　図３に示すように、サポート軸受４は、アンギュラ玉軸受であって、内輪軌道を有する内輪４１と、内輪軌道と対向する外輪軌道を有する外輪４２と、内輪軌道と外輪軌道との間に転動自在に配置された複数の転動体４３とを有する。外輪４２は、変速機出力軸１２に回転自在に嵌められて、出力ディスク１５からカム板６１を介して軸線方向Ｘの押圧力を受ける。
　サポート軸受４のうち内輪４１が回転軸９に固定される。内輪４１は転動体４３を支持する内輪軌道よりも内周側に膨出した部分を有し、当該部分に軸線方向Ｘを向いた軸座４１３が形成されている。内輪４１の内径Ｄ４１は、回転軸９の端部開口９２の内径Ｄ９２と同じ又はそれよりも大きく、且つ、回転軸９の軸端面９１の外径Ｄ９１よりも小さい（Ｄ９２≦Ｄ４１＜Ｄ９１）。従って、回転軸９と内輪４１とを心合わせをしたときに、回転軸９の端部開口９２の周囲（軸端面９１）の少なくとも一部分は内輪４１の軸座４１３と軸線方向Ｘに重複する。
　内輪４１の軸座４１３と反対側の面には、平らなボルト座４１４が形成されている。そして、ボルト座４１４の周囲には、軸線方向Ｘに突出する環状の環状突部４１２が形成されている。
　図３及び図５に示すように、ボルト８は、頭部８１、軸部８３、及び、頭部８１と軸部８３とを接続する首部８２とを一体的に有する。頭部８１は、ボルト８の操作に利用される。また、頭部８１は、軸端面９１との間に内輪４１を挟み込む。軸部８３は回転軸９の端部開口９２から内部へ挿入（螺入）される。
　頭部８１は、短円筒状を呈する。頭部８１の主面８１１には複数の操作用穴８１２が形成されている。複数の操作用穴８１２は主面８１１において円環状に並んでいる。ボルト８の軸部８３を回転軸９の軸端面９１に螺入する際には、複数の操作用穴８１２に嵌入する複数のピンを有する工具（図示略）が用いられる。
　頭部８１の外径は、内輪４１の環状突部４１２の内径と対応している。頭部８１が環状突部４１２に嵌って、頭部８１の外周面と環状突部４１２の内周面とが接触することにより、ボルト８と内輪４１との心出しが行われる。
　頭部８１の背面８１３の周縁部には、中空円盤形状を呈する平らな座面８１４が形成されている。座面８１４は内輪４１のボルト座４１４に着座する。
　軸部８３は、頭部８１側から順に雄ネジ部８３１と円筒部８３２とを有する。雄ネジ部８３１は、円筒状を呈し、回転軸９の雌ネジ部９３の内径Ｄ９３と対応する外径Ｄ８３１を有する（Ｄ９３≒Ｄ８３１）。雄ネジ部８３１の外周面には、雌ネジ９３１と螺合する雄ネジ８３３が形成されている。
　円筒部８３２は、円筒状を呈し、回転軸９の調心部９５の内径Ｄ９５と対応する外径Ｄ８３２を有する（Ｄ９５≒Ｄ８３２）。円筒部８３２が調心部９５に挿入されて、円筒部８３２の外周面と調心部９５の内周面とが接触することにより、回転軸９とボルト８との心出しが行われる。
　首部８２は、頭部８１の背面８１３と、軸部８３の雄ネジ部８３１の端部とを滑らかに接続している。首部８２と頭部８１との接続部では、隅に「のど厚部８２１」が設けられている。のど厚部８２１が設けられることにより、設けられていない場合と比較して首部８２の強度が高められている。こののど厚部８２１の張り出しと対応するようにサポート軸受４の内輪４１の内周縁角部のボリュームが切り欠かれて、内輪４１に面取部４１１が形成されている。このように内輪４１（面取部４１１）が薄肉化されることにより、ボルト８の首部８２に十分な肉厚を持たせるための空間が確保されるとともに、応力の集中しやすい内周縁角部が除かれるので応力集中が緩和される。
　内輪４１が薄肉化されることから、転動体４３から内輪４１が受ける荷重をボルト８で積極的に支持するように構成されている。具体的には、転動体４３と内輪４１との接触点Ｐ１が、ボルト８の頭部８１の外周縁よりも回転軸線Ａ１を中心とする径方向内側に位置する。サポート軸受４の接触角を考慮すれば、ボルト８のうち頭部８１及び首部８２（特に、のど厚部８２１）が内輪４１から伝わる押圧力を支持する部分となり得る。なお、サポート軸受４の接触角は、転動体４３と外輪４２及び内輪４１との接触点を結ぶ直線とラジアル方向とのなす角度である。そこで、頭部８１及び首部８２には、十分な肉厚が備えられている。更に、サポート軸受４の面取部４１１と、ボルト８ののど厚部８２１の少なくとも一部分とが接触する。これによりボルト８は頭部８１及び首部８２で荷重を受けることができる。
　ボルト８の軸心部には、頭部８１、首部８２、及び軸部８３を貫通する貫通孔８５が設けられている。貫通孔８５の内部は、回転軸９内の油路９０と連通されている。貫通孔８５は、頭部８１側が小径孔部８５１、軸部８３側が小径孔部８５１よりも大径の大径孔部８５２となっている。小径孔部８５１は、油路９０から貫通孔８５を通じて排出されようとする作動油に抵抗を与える絞りとして機能する。
　回転軸９には、軸心部の油路９０と外周とを連通する少なくとも１つの油孔９６が設けられている。回転軸９が回転すると、遠心力によって油路９０の作動油が油孔９６を通じて回転軸９の外周側へ噴出し、噴出した作動油によって回転軸９に外装された部品が潤滑される。油路９０の油面は油面上限高さまで上昇可能である。油路９０の油面上限高さは、ボルト８の貫通孔８５の小径孔部８５１の内径によって決まる。つまり、小径孔部８５１の内径が小さくなるほど油面上限高さが高くなる。油路９０内の油面高さが油面上限高さを超えると、余剰の作動油はボルト８の貫通孔８５を通じて外部へ排出される。油路９０の油面高さが高いほど、油路９０内で圧縮される作動油量が増えるので、油路９０内の作動油が受ける遠心圧力が大きくなって、油孔９６から噴出する作動油の量が増加する。このように、ボルト８に設けられた貫通孔８５の径（特に、小径孔部８５１の内径）の大きさによって、油孔９６から噴出する作動油の量を調整することができる。
〔サポート軸受４の組付手順〕
　ここで、回転軸９にサポート軸受４を組み付ける手順を説明する。先ず、回転軸９にサポート軸受４を外輪４２、転動体４３、及び内輪４１の順に嵌める。内輪４１を嵌める前に、回転軸９の軸端面９１の端面に予圧調整用のシム４９が配置されてもよい。次に、ボルト８の軸部８３を回転軸９の端部開口９２から内部へ挿入し、ボルト８を回転させて雄ネジ部８３１を回転軸９の雌ネジ部９３へ螺入する。ボルト８の座面８１４が内輪４１のボルト座４１４と当接して、ボルト８がこれ以上回転軸９の奥へ進まなく回らなくなったところで、回転軸９にサポート軸受４が組み付けられる。
　図３に示すように、上記の手順で回転軸９に組み付けられたサポート軸受４では、軸座４１３がシム４９を介して回転軸９の軸端面９１に圧接されており、ボルト座４１４がボルト８の座面８１４に圧接されている。このように、内輪４１が回転軸９とボルト８との間で軸線方向Ｘに挟圧されることによって、内輪４１が回転軸９に相対移動不能に組み付けられる。
　また、ボルト８の円筒部８３２の外周面が回転軸９の調心部９５の内周面と接触しており、これによりボルト８と回転軸９との心出しが成されている。更に、ボルト８の頭部８１の外周面が内輪４１の環状突部４１２の内周面と接触しており、これによりボルト８とサポート軸受４との心出しが成されている。このようにして、ボルト８を介して回転軸９とサポート軸受４との心出しが成されている。
　以上に説明した通り、本実施形態に係る変速機１０は、回転軸９（本実施形態では変速機出力軸１２）と、回転軸９の周りに配置され、互いに対向配置された一対のディスク１３，１５と、一対のディスク１３，１５の間に傾転可能に挟まれた少なくとも１つのパワーローラ１８と、回転軸９に組み付けられて一対のディスク１３，１５うち少なくとも一方からアキシャル方向の荷重を受ける軸受４と、頭部８１及び軸部８３を有し、軸部８３が回転軸９の軸端面９１に螺入されたボルト８とを備える。軸受４は、内輪４１、外輪４２、及び内輪４１と外輪４２との間に挟まれた転動体４３を有する。そして、軸受４が、内輪４１が回転軸９の軸端面９１とボルト８の頭部８１との間に挟み込まれることによって回転軸９に組み付けられていることを特徴としている。
　上記構成によれば、軸受４が組付けられる回転軸９の軸端部は、軸受４の内輪４１よりも軸線方向に突出していない。よって、従来のように、回転軸９の軸端部を軸受４の内輪４１より突出させて、当該突出部分にナットや止め輪を設ける場合と比較して、回転軸９の軸長を短縮することができる。これにより、変速機１０の小型化に寄与することができる。
　また、本実施形態に係る変速機１０において、ボルト８の軸部８３は、外周面に雄ネジ８３３が形成された雄ネジ部８３１と、雄ネジ部８３１よりも先端側に設けられて当該雄ネジ部８３１よりも小径の円筒部８３２とを有する。そして、回転軸９の軸端部は回転軸線Ａ１を中心とする円筒状であって、内周面に雄ネジ８３３と螺合する雌ネジ９３１が形成された雌ネジ部９３と、内周面が円筒部８３２の外周面と接触する調心部９５とを有する。
　上記構成によれば、ボルト８が回転軸９の軸端面９１に螺入されて、円筒部８３２の外周面が調心部９５の内周面と接触することにより、回転軸９とボルト８との調心が行われる。
　また、本実施形態に係る変速機１０において、軸受４の内輪４１は、ボルト８の座面８１４が着座するボルト座４１４と、ボルト座４１４の周囲に設けられた環状突部４１２とを有し、ボルト８の頭部８１の外周面と環状突部４１２の内周面とが接触する。
　上記構成によれば、ボルト８が回転軸９の軸端面９１に螺入されて、ボルト８の座面８１４がボルト座４１４に着座し、ボルト８の頭部８１の外周面と環状突部４１２の内周面とが接触することにより、ボルト８と軸受４との調心が行われる。
　また、本実施形態に係る変速機１０では、転動体４３と内輪４１との接触点Ｐ１が、ボルト８の頭部８１の外周縁よりも径方向内側に位置する。
　上記構成によれば、内輪４１が受けるアキシャル荷重を、ボルト８の頭部８１で受けることができる。その結果、内輪４１を薄肉化することが可能となり、本実施形態では内輪４１の内周側角部の肉が削られて薄肉の面取部４１１となっている。そして、内輪４１が薄肉された分、ボルト８の頭部８１と首部８２との間にのど厚部８２１が設けられて厚肉化されて強度が高められている。
　また、本実施形態に係る変速機１０では、回転軸９は、回転軸９の内部に軸線方向Ｘへ延びる油路９０を有し、ボルト８は、ボルト８の軸心部において頭部８１と軸部８３を貫通し、油路９０と連通する貫通孔８５を有する。
　上記構成によれば、回転軸９の油路９０の油面高さを、ボルト８の貫通孔８５の内径で調整することができる。油面高さを超えた作動油は、ボルト８の貫通孔８５を通じて油路９０から外部へ排出される。回転軸９の油路９０の油面高さに応じて、油路９０から回転軸９を径方向に貫く油孔９６を通じて外周側へ噴出する作動油の量を調整することができる。つまり、ボルト８の貫通孔８５の内径の大きさによって、回転軸９から油孔９６を通じて外周側へ噴出する作動油の量を調整することができる。
　以上に本発明の好適な実施の形態を説明したが、本発明の思想を逸脱しない範囲で、上記実施形態の具体的な構造及び／又は機能の詳細を変更したものも本発明に含まれ得る。上記の構成は、以下のように変更することができる。
　例えば、変速機１０は、中央入力型に限定されず、中央出力型でもよい。中央出力型の場合には、前述した入力ディスク１３と出力ディスク１４との位置関係が逆転し、出力ディスクが中央ディスク（第２ディスク）となり、入力ディスクが外ディスク（第１ディスク）となる。この場合、押圧装置１７は入力ディスクを出力ディスクに向けて押圧するように構成され、カム板６１には外歯６１４と噛合するギヤから回転が入力される。
４　　　　：サポート軸受
８　　　　：ボルト
９　　　　：回転軸
１０　　　：トロイダル無段変速機
１０　　　：変速機
１３　　　：入力ディスク
１４，１５　　　：出力ディスク
１８　　　：パワーローラ
４１　　　：内輪
４２　　　：外輪
４３　　　：転動体
６３　　　：ローラ
８１　　　：頭部
８２　　　：首部
８３　　　：軸部
８５　　　：貫通孔
９０　　　：油路
９１　　　：軸端面
９３　　　：雌ネジ部
９５　　　：調心部
４１２　　：環状突部
４１３　　：軸座
４１４　　：ボルト座
８１４　　：座面
８２１　　：のど厚部
８３１　　：雄ネジ部
８３２　　：円筒部
８３３　　：雄ネジ
８５１　　：小径孔部
８５２　　：大径孔部
９３１　　：雌ネジ
Ａ１　　　：回転軸線
Ｐ１　　　：接触点

Claims (5)

  1. 　回転軸と、
    　前記回転軸の周りに配置され、互いに対向配置された一対のディスクと、
    　前記一対のディスクの間に傾転可能に挟まれた少なくとも１つのパワーローラと、
    　内輪、外輪、及び前記内輪と前記外輪に挟まれた転動体を有し、前記回転軸に組み付けられて前記一対のディスクのうち少なくとも一方からアキシャル方向の荷重を受ける軸受と、
    　頭部及び軸部を有し、前記軸部が前記回転軸の軸端面に螺入されたボルトとを備え、
    　前記軸受は、前記内輪が前記回転軸の前記軸端面と前記ボルトの前記頭部との間に挟み込まれることによって前記回転軸に組み付けられている、
    トロイダル無段変速機。
  2. 　前記ボルトの前記軸部は、外周面に雄ネジが形成された雄ネジ部と、前記雄ネジ部よりも先端側に設けられて前記雄ネジ部よりも小径の円筒部とを有し、
    　前記回転軸の軸端部は回転軸線を中心とする円筒状であって、前記雄ネジと螺合する雌ネジが内周面に形成された雌ネジ部と、内周面が前記円筒部の外周面と接触する調心部とを有する、
    請求項１に記載のトロイダル無段変速機。
  3. 　前記軸受の前記内輪は、前記ボルトの座面が着座するボルト座と、前記ボルト座の周囲に設けられた環状突部とを有し、
    　前記ボルトの前記頭部の外周面と前記環状突部の内周面とが接触する、
    請求項１又は２に記載のトロイダル無段変速機。
  4. 　前記転動体と前記内輪との接触点が、前記ボルトの前記頭部の外周縁よりも径方向内側に位置する、
    請求項１～３のいずれか一項に記載のトロイダル無段変速機。
  5. 　前記回転軸は、前記回転軸の内部に軸線方向へ延びる油路を有し、
    　前記ボルトは、前記ボルトの軸心部において前記頭部と前記軸部を貫通し、前記油路と連通する貫通孔を有する、
    請求項１～４のいずれか一項に記載のトロイダル無段変速機。
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US2112763A (en) * 1933-12-28 1938-03-29 Cloudsley John Leslie Variable speed power transmission mechanism
JP2018071609A (ja) * 2016-10-27 2018-05-10 川崎重工業株式会社 トロイダル無段変速機

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