JP2007040486A

JP2007040486A - Toroidal continuously variable transmission

Info

Publication number: JP2007040486A
Application number: JP2005227262A
Authority: JP
Inventors: Tomomi Yamaguchi; 智巳山口; Toshiro Toyoda; 俊郎豊田
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2005-08-04
Filing date: 2005-08-04
Publication date: 2007-02-15

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a compact and inexpensive toroidal continuously variable transmission which can suppress pressure loss of oil supplied from an oil pump and allows a control valve to be easily disassembled independently. <P>SOLUTION: In the toroidal continuously variable transmission, a cylinder body 31 is provided with an inflow oil path 403 through which the oil from the oil pump 190 inflows, a discharge oil path 402 for the control valve through which the oil is discharged to the control valve 200, and a power roller lubricating oil path 400 for supplying oil for lubricating a power roller 11. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

本発明は、自動車や各種産業機械の変速機などに利用可能なトロイダル型無段変速機に関する。 The present invention relates to a toroidal continuously variable transmission that can be used for transmissions of automobiles and various industrial machines.

図６および図７は、自動車用変速機として用いるダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機が組み込まれたギヤード・ニュートラル型の無段変速装置を示している（例えば、特許文献１ないし特許文献６参照）。この無段変速装置は、トロイダル型無段変速機４７と、第１〜第３遊星歯車式変速ユニット４８，４９，５０とを組み合わせて構成され、入力軸１８と、出力軸５１とを有する。これらの入力軸１８と出力軸５１との間には、伝達軸５２を、これらの両軸１８，５１と同心にかつこれら両軸１８，５１に対する相対回転を自在に設けている。そして、第１および第２遊星歯車式変速ユニット４８，４９は入力軸１８と伝達軸５２との間に掛け渡された状態で、第３遊星歯車式変速ユニット５０は出力軸５１と伝達軸５２との間に掛け渡された状態で、それぞれ設けられている。 6 and 7 show a geared neutral type continuously variable transmission in which a double cavity type toroidal continuously variable transmission used as a transmission for an automobile is incorporated (see, for example, Patent Document 1 to Patent Document 6). ). This continuously variable transmission is configured by combining a toroidal-type continuously variable transmission 47 and first to third planetary gear type transmission units 48, 49, 50, and has an input shaft 18 and an output shaft 51. Between the input shaft 18 and the output shaft 51, a transmission shaft 52 is provided concentrically with the shafts 18 and 51 and freely rotatable relative to the shafts 18 and 51. The first and second planetary gear type transmission units 48 and 49 are stretched between the input shaft 18 and the transmission shaft 52, and the third planetary gear type transmission unit 50 is provided with the output shaft 51 and the transmission shaft 52. Are provided in a state of being spanned between each.

このうちのトロイダル型無段変速機４７は、入力軸１８の周囲に、回転自在および軸方向に変位自在に支持された入力側ディスク２Ａ，２Ｂおよび一体型の出力側ディスク５３とを備えている。出力側ディスク５３の軸方向両端部は、一対のスラストアンギュラ玉軸受５７，５７等の転がり軸受により、回転自在に支持されている。 Of these, the toroidal-type continuously variable transmission 47 includes input-side disks 2A and 2B and an integrated output-side disk 53 supported around the input shaft 18 so as to be freely rotatable and axially displaceable. . Both ends of the output side disk 53 in the axial direction are rotatably supported by rolling bearings such as a pair of thrust angular ball bearings 57 and 57.

図７に示すように、トロイダル型無段変速機４７を納めたケーシング５９の内側には、入力軸１８に対し捻れの位置にある枢軸（傾転軸）５，５を中心として揺動する一対のトラニオン６，６が設けられている。各トラニオン６，６は、支持板部７の長手方向(図７において上下方向)の両端部に、この支持板部７の内側面側に折れ曲がる状態で形成された一対の折れ曲がり壁部８，８を有しており、これらの折れ曲がり壁部８，８の先端部同士は、連結部材５４，５４により連結されている。そして、この折れ曲がり壁部８，８によって、トラニオン６には、パワーローラ１１を収容するための凹状のポケット部Ｐが形成される。また、各折れ曲がり壁部８，８の外側面(支持板部７と反対側の面)には、各枢軸５，５が互いに同心的に設けられている。 As shown in FIG. 7, inside the casing 59 in which the toroidal-type continuously variable transmission 47 is housed, a pair that swings about pivots (tilting shafts) 5 and 5 that are twisted with respect to the input shaft 18. Trunnions 6 and 6 are provided. Each trunnion 6, 6 has a pair of bent wall portions 8, 8 formed at both ends in the longitudinal direction (vertical direction in FIG. 7) of the support plate portion 7 so as to be bent toward the inner surface side of the support plate portion 7. The end portions of these bent wall portions 8 and 8 are connected by connecting members 54 and 54. The bent wall portions 8 and 8 form a concave pocket portion P for accommodating the power roller 11 in the trunnion 6. Further, the pivots 5 and 5 are concentrically provided on the outer side surfaces (surfaces opposite to the support plate portion 7) of the bent wall portions 8 and 8, respectively.

支持板部７の中央部には円孔１０が形成され、この円孔１０には変位軸９の基端部９ａが支持されている。そして、各枢軸５，５を中心として各トラニオン６，６を揺動させることにより、これら各トラニオン６，６の中央部に支持された変位軸９の傾斜角度を調節できるようになっている。また、各トラニオン６，６の内側面から突出する変位軸９の先端部９ｂの周囲には、パワーローラ１１が回転自在に支持されており、各パワーローラ１１，１１は、入力側ディスク２Ａ，２Ｂと出力側の両ディスク４との間に挟持されている。なお、各変位軸９，９の基端部９ａと先端部９ｂは、互いに偏心している。 A circular hole 10 is formed in the central portion of the support plate portion 7, and the base end portion 9 a of the displacement shaft 9 is supported in the circular hole 10. Then, by swinging each trunnion 6, 6 about each pivot 5, 5, the inclination angle of the displacement shaft 9 supported at the center of each trunnion 6, 6 can be adjusted. Further, a power roller 11 is rotatably supported around the tip end portion 9b of the displacement shaft 9 protruding from the inner surface of each trunnion 6, 6, and each power roller 11, 11 is connected to the input side disk 2A, 2B and the both discs 4 on the output side. In addition, the base end part 9a and the front-end | tip part 9b of each displacement axis | shaft 9 and 9 are mutually eccentric.

一対のトラニオン６，６の両端部はそれぞれ、一対のヨーク２３Ａ，２３Ｂに対して揺動自在および軸方向（図７において上下方向）に変位自在に支持されている。これらのヨーク２３Ａ，２３Ｂは、一対の支柱６１，６１により支持されている。すなわち、上側のヨーク２３Ａは、支柱６１の球面ポスト６４およびこれを支持する連結板６５によって変位自在に支持されている。また、下側のヨーク２３Ｂは、支柱６１の球面ポスト６８およびこれを支持する上側シリンダボディ６０によって変位自在に支持されている。この支柱６１の中央部に形成された挿通孔６３には、入力軸１８が挿通されている。また、前述したように、各トラニオン６，６を構成する支持板部７の中央部に形成された円孔１０には、基端部９ａと先端部９ｂとが互いに平行で且つ偏心した変位軸９の基端部９ａが、回転自在に支持されている。また、各支持板部７の内側面から突出する各変位軸９の先端部９ｂの周囲には、パワーローラ１１が回転自在に支持されている。 Both ends of the pair of trunnions 6 and 6 are supported so as to be swingable and displaceable in the axial direction (vertical direction in FIG. 7) with respect to the pair of yokes 23A and 23B. These yokes 23A and 23B are supported by a pair of support columns 61 and 61. That is, the upper yoke 23 </ b> A is movably supported by the spherical post 64 of the support 61 and the connecting plate 65 that supports the post. The lower yoke 23B is movably supported by the spherical post 68 of the support 61 and the upper cylinder body 60 that supports the post. The input shaft 18 is inserted through the insertion hole 63 formed at the center of the column 61. Further, as described above, the circular hole 10 formed in the central portion of the support plate portion 7 constituting each trunnion 6, 6 has a displacement shaft in which the base end portion 9 a and the tip end portion 9 b are parallel to each other and eccentric. 9, a base end portion 9a is rotatably supported. A power roller 11 is rotatably supported around the distal end portion 9b of each displacement shaft 9 protruding from the inner side surface of each support plate portion 7.

なお、一対のトラニオン６，６毎に設けられた一対の変位軸９，９は、入力軸１８に対し、互いに１８０度反対側の位置に設けられている。また、これらの各変位軸９，９の先端部９ｂが基端部９ａに対して偏心している方向は、入力側ディスク２Ａ，２Ｂおよび出力側ディスク５３の回転方向に対して同方向(図７において上下逆方向)となっている。また、偏心方向は、入力軸１８の配設方向に対して略直交する方向となっている。したがって、各パワーローラ１１，１１は、入力軸１８の長手方向に若干変位できるように支持される。その結果、後述する押圧装置２３ａが発生するスラスト荷重に基づく各構成部材の弾性変形等に起因して、各パワーローラ１１，１１が入力軸１８の軸方向に変位する傾向となった場合でも、各構成部材に無理な力が加わらず、この変位が吸収される。 The pair of displacement shafts 9 and 9 provided for each pair of trunnions 6 and 6 are provided at positions 180 degrees opposite to the input shaft 18. Further, the direction in which the distal end portion 9b of each of the displacement shafts 9 and 9 is eccentric with respect to the base end portion 9a is the same as the rotation direction of the input side disks 2A and 2B and the output side disk 53 (FIG. In the upside down direction). The eccentric direction is a direction substantially orthogonal to the direction in which the input shaft 18 is disposed. Accordingly, the power rollers 11 and 11 are supported so that they can be slightly displaced in the longitudinal direction of the input shaft 18. As a result, even when each of the power rollers 11 and 11 tends to be displaced in the axial direction of the input shaft 18 due to elastic deformation of each component member based on a thrust load generated by the pressing device 23a described later, This displacement is absorbed without applying an excessive force to each component member.

また、各パワーローラ１１，１１の外側面と各トラニオン６，６を構成する支持板部７の内側面との間には、パワーローラ１１の外側面の側から順に、スラスト転がり軸受であるスラスト玉軸受２４と、スラストニードル軸受２５とが設けられている。このうち、スラスト玉軸受２４は、各パワーローラ１１に加わるスラスト方向の荷重を支承しつつ、これら各パワーローラ１１の回転を許容するものである。このようなスラスト玉軸受２４はそれぞれ、複数個ずつの玉２６，２６と、これら各玉２６，２６を転動自在に保持する円環状の保持器２７と、円環状の外輪２８とから構成されている。また、各スラスト玉軸受２４の内輪軌道は各パワーローラ１１の外側面に、外輪軌道は各外輪２８の内側面にそれぞれ形成されている。 In addition, a thrust rolling bearing is provided between the outer surface of each power roller 11, 11 and the inner surface of the support plate portion 7 constituting each trunnion 6, 6 in order from the outer surface side of the power roller 11. A ball bearing 24 and a thrust needle bearing 25 are provided. Among these, the thrust ball bearing 24 supports the rotation of each power roller 11 while supporting the load in the thrust direction applied to each power roller 11. Each of the thrust ball bearings 24 is composed of a plurality of balls 26, 26, an annular retainer 27 for holding the balls 26, 26 in a freely rolling manner, and an annular outer ring 28. ing. Further, the inner ring raceway of each thrust ball bearing 24 is formed on the outer side surface of each power roller 11, and the outer ring raceway is formed on the inner side surface of each outer ring 28.

また、スラストニードル軸受２５は、各トラニオン６，６を構成する支持板部７の内側面と外輪２８の外側面との間に挟持されている。このようなスラストニードル軸受２５は、各パワーローラ１１から各外輪２８に加わるスラスト荷重を支承しつつ、これら各パワーローラ１１および外輪２８が各変位軸９の基端部９ａを中心として揺動変位することを許容する。 Further, the thrust needle bearing 25 is sandwiched between the inner surface of the support plate portion 7 constituting each trunnion 6, 6 and the outer surface of the outer ring 28. Such a thrust needle bearing 25 supports the thrust load applied to each outer ring 28 from each power roller 11, and each power roller 11 and outer ring 28 swings and displaces around the base end portion 9 a of each displacement shaft 9. Allow to do.

更に、各トラニオン６，６の一端部(図７において下端部)にはそれぞれ駆動ロッド（トラニオン軸）２９が設けられており、各駆動ロッド２９の中間部外周面に駆動ピストン（油圧ピストン）３０が固設されている。そして、これら各駆動ピストン３０はそれぞれ、駆動シリンダ３１内に油密に嵌装されることにより油圧駆動装置を構成している。この場合、駆動シリンダ（以下、シリンダボディという。）３１は、上側シリンダボディ６０と下側シリンダボディ６２とによって形成されている。 Further, a drive rod (trunnion shaft) 29 is provided at one end portion (lower end portion in FIG. 7) of each trunnion 6, 6, and a drive piston (hydraulic piston) 30 is provided on the outer peripheral surface of the intermediate portion of each drive rod 29. Is fixed. Each of these drive pistons 30 is oil-tightly fitted in the drive cylinder 31 to constitute a hydraulic drive device. In this case, a drive cylinder (hereinafter referred to as a cylinder body) 31 is formed by an upper cylinder body 60 and a lower cylinder body 62.

また、トラニオン６，６の下部の駆動ロッド２９の外周には、ヨーク２３Ｂの近傍に、ケーブルサポート１００が一体に取り付けられている。また、このケーブルサポート１００の外周には、一方のトラニオン６の動作を他方のトラニオン６に伝達するための同期ケーブル１０２が襷掛け状に掛け渡されている。 A cable support 100 is integrally attached to the outer periphery of the drive rod 29 below the trunnions 6 and 6 in the vicinity of the yoke 23B. In addition, a synchronous cable 102 for transmitting the operation of one trunnion 6 to the other trunnion 6 is hung around the outer periphery of the cable support 100.

また、入力軸１８の基端部（図６において左端部）には、図示しない駆動源であるエンジンのクランクシャフトが、駆動軸７２を介して結合され、このクランクシャフトにより入力軸１８が回転駆動するようになっている。また、両入力側ディスク２Ａ，２Ｂの内側面２ａ，２ｂおよび出力側ディスク５３の軸方向両側面（内側面）５３ａ，５３ａと各パワーローラ１１，１１の周面１１ａとの転がり接触部（トラクション部）に、適正な面圧を付与するための押圧装置２３ａとして、油圧式のものを使用している。また、ケーシング５９の前端壁７３に内蔵した油圧源であるオイルポンプ１９０により、押圧装置２３ａおよび変速のためにトラニオン６，６を変位させるためのシリンダボディ３１、低速用クラッチ４４ａおよび高速用クラッチ４５ａを断接させるための油圧シリンダに、圧油を供給するとともに、ディスク２Ａ，２Ｂ，５３のトラクション面およびパワーローラ１１に潤滑油を供給するようにしている（例えば、特許文献７ないし特許文献９参照）。 An engine crankshaft (not shown), which is a driving source (not shown), is coupled to a base end portion (left end portion in FIG. 6) of the input shaft 18 via a drive shaft 72, and the input shaft 18 is rotationally driven by the crankshaft. It is supposed to be. Further, rolling contact portions (traction) between the inner side surfaces 2a and 2b of both the input side disks 2A and 2B and both axial side surfaces (inner side surfaces) 53a and 53a of the output side disk 53 and the peripheral surface 11a of the power rollers 11 and 11 As the pressing device 23a for applying an appropriate surface pressure to the part), a hydraulic device is used. In addition, the oil pump 190, which is a hydraulic source built in the front end wall 73 of the casing 59, causes the pressing device 23a and the cylinder body 31 for displacing the trunnions 6 and 6 for shifting, the low speed clutch 44a and the high speed clutch 45a. Pressure oil is supplied to a hydraulic cylinder for connecting and disconnecting, and lubricating oil is supplied to the traction surfaces of the disks 2A, 2B, 53 and the power roller 11 (for example, Patent Documents 7 to 9). reference).

また、出力側ディスク５３に、中空回転軸７５の基端部（図６において左側）をスプライン結合させている。そして、この中空回転軸７５を、エンジンから遠い側（図６において右側）の入力側ディスク２Ｂの内側に挿通して、出力側ディスク５３の回転力を取り出し自在としている。中空回転軸７５の先端部（図６において右端部）で上記入力ディスク２Ｂの外側面から突出した部分に、第１遊星歯車式変速ユニット４８を構成するための第１太陽歯車７６を固設している。 Further, the base end portion (left side in FIG. 6) of the hollow rotary shaft 75 is spline-coupled to the output side disk 53. The hollow rotary shaft 75 is inserted inside the input side disk 2B on the side far from the engine (right side in FIG. 6) so that the rotational force of the output side disk 53 can be taken out freely. A first sun gear 76 for constituting the first planetary gear type transmission unit 48 is fixed to a portion protruding from the outer surface of the input disk 2B at the tip end portion (right end portion in FIG. 6) of the hollow rotary shaft 75. ing.

また、入力軸１８の先端部（図６において右端部）で中空回転軸７５から突出した部分と入力ディスク２Ｂとの間に、第１キャリア７７を掛けて渡すように設けて、この入力側ディスク２Ｂと入力軸１８とが、互いに同期して回転するようにしている。そして、第１キャリア７７の軸方向両側面の円周方向等間隔位置（一般的には３〜４箇所位置）に、それぞれがダブルピニオン型である第１および第２遊星歯車式変速ユニット４８,４９を構成するための遊星歯車７８，７９，８０を回転自在に支持している。さらに、第１キャリア７７の片半分（図６において右半分）周囲に、第１リング歯車８１を回転自在に支持している。 Further, the input side disk is provided so that the first carrier 77 is passed between the input disk 2B and a portion protruding from the hollow rotary shaft 75 at the tip end portion (right end portion in FIG. 6) of the input shaft 18. 2B and the input shaft 18 rotate in synchronization with each other. Then, first and second planetary gear type transmission units 48, each of which is a double pinion type, are disposed at equal circumferentially spaced positions (generally 3 to 4 positions) on both axial sides of the first carrier 77. 49, planetary gears 78, 79, 80 for constituting 49 are rotatably supported. Further, a first ring gear 81 is rotatably supported around one half of the first carrier 77 (right half in FIG. 6).

上記各遊星歯車７８，７９，８０のうち、トロイダル型無段変速機４７寄り（図６において左寄り）で第１キャリア７７の径方向の内側に設けた遊星歯車７８は、第１太陽歯車７６に噛合している。また、トロイダル型無段変速機４７から遠い側（図６において右側）で第１キャリア７７の径方向の内側に設けた遊星歯車７９は、伝達軸５２の基端部（図６において左端部）に固設した、第２太陽歯車８２に噛合している。また、第１キャリア７７の径方向の外側に設けた、残りの遊星歯車８０は、内側に設けた遊星歯車７８，７９よりも軸方向寸法を大きくして、これら両遊星歯車７８，７９に噛合させている。さらには、残りの遊星歯車８０と第１リング歯車８１とを噛合させている。なお、径方向外寄りの遊星歯車を、第１、第２の遊星歯車式変速ユニット４８，４９同士の間で互いに独立させる代わりに、幅広のリング歯車をこれら両遊星歯車に噛合させる構造も採用可能である。 Among the planetary gears 78, 79, 80, the planetary gear 78 provided on the inner side in the radial direction of the first carrier 77 near the toroidal type continuously variable transmission 47 (leftward in FIG. 6) is connected to the first sun gear 76. Meshed. Further, the planetary gear 79 provided on the inner side in the radial direction of the first carrier 77 on the side far from the toroidal-type continuously variable transmission 47 (right side in FIG. 6) is a base end portion (left end portion in FIG. 6) of the transmission shaft 52. Is engaged with the second sun gear 82. Further, the remaining planetary gear 80 provided on the outer side in the radial direction of the first carrier 77 has a larger axial dimension than the planetary gears 78 and 79 provided on the inner side, and meshes with both the planetary gears 78 and 79. I am letting. Further, the remaining planetary gear 80 and the first ring gear 81 are engaged with each other. Instead of making the radially outward planetary gears independent of each other between the first and second planetary gear type transmission units 48 and 49, a structure in which a wide ring gear is engaged with both planetary gears is also adopted. Is possible.

一方、第３遊星歯車式変速ユニット５０を構成するための第２キャリア８３を、出力軸５１の基端部（図６において左端部）に結合固定している。そして、この第２キャリア８３と第１リング歯車８１とを、低速用クラッチ４４ａを介して結合している。また、伝達軸５２の先端寄り（図６において右端寄り）部分に第３太陽歯車８４を固設している。この第３太陽歯車８４の周囲に、第２リング歯車８５を配置し、この第２リング歯車８５とケーシング５９等の固定の部分との間に、高速用クラッチ４５ａを設けている。さらには、第２リング歯車８５と第３太陽歯車８４との問に配置した復数組の遊星歯車８６，８７を、第２キャリア８３に回転自在に支持している。これら各遊星歯車８６，８７は、互いに噛合するとともに、第２キャリア８３の径方向の内側に設けた遊星歯車８６を第３太陽歯車８４に、同じく外側に設けた遊星歯車８７を第２リング歯車８５に、それぞれ噛合している。 On the other hand, the second carrier 83 for constituting the third planetary gear type transmission unit 50 is coupled and fixed to the base end portion (left end portion in FIG. 6) of the output shaft 51. The second carrier 83 and the first ring gear 81 are coupled via a low speed clutch 44a. Further, a third sun gear 84 is fixedly provided at a portion near the tip of the transmission shaft 52 (near the right end in FIG. 6). A second ring gear 85 is disposed around the third sun gear 84, and a high speed clutch 45a is provided between the second ring gear 85 and a fixed portion such as the casing 59. Further, a reciprocal set of planetary gears 86 and 87 arranged between the second ring gear 85 and the third sun gear 84 are rotatably supported by the second carrier 83. These planetary gears 86 and 87 mesh with each other, the planetary gear 86 provided on the inner side in the radial direction of the second carrier 83 is used as the third sun gear 84, and the planetary gear 87 provided on the outer side is used as the second ring gear. 85, respectively.

このように構成された無段変速装置の場合、入力軸１８から一対の入力側ディスク２Ａ，２Ｂ、各パワーローラ１１，１１を介して一体型の出力側ディスク５３に伝わった動力は、中空回転軸７５を通じて取り出される。そして、低速用クラッチ４４ａを接続し、高速用クラッチ４５ａの接続を断った状態では、トロイダル型無段変速ユニット４７の変速比を変えることにより、入力軸１８の回転速度を一定にしたまま、出力軸５１の回転速度を、停止状態を挟んで正転、逆転に変換自在となる。すなわち、この状態では、入力軸１８とともに正方向に回転する第１キャリア７７と、中空回転軸７５とともに逆方向に回転する第１太陽歯車７６との差動成分が、第１リング歯車８１から、低速用クラッチ４４ａ、第２キャリア８３を介して、出力軸５１に伝達される。この状態では、トロイダル型無段変速機４７の変速比を所定値にすることで出力軸５１が停止させられる他、このトロイダル型無段変速機４７の変速比を上記所定値から増速側に変化させることにより、出力軸５１が車両を後退させる方向に回転させられる。これに対して、トロイダル型無段変速機４７の変速比を上記所定値から減速側に変化させることにより、出力紬５１が車両を前進させる方向に回転させられる。 In the case of the continuously variable transmission configured as described above, the power transmitted from the input shaft 18 to the integrated output-side disk 53 via the pair of input-side disks 2A and 2B and the power rollers 11 and 11 is a hollow rotation. It is taken out through the shaft 75. In the state where the low speed clutch 44a is connected and the high speed clutch 45a is disconnected, the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 47 is changed so that the rotational speed of the input shaft 18 remains constant. The rotational speed of the shaft 51 can be freely converted into forward rotation and reverse rotation with the stop state interposed therebetween. That is, in this state, the differential component between the first carrier 77 that rotates in the forward direction together with the input shaft 18 and the first sun gear 76 that rotates in the reverse direction together with the hollow rotation shaft 75 is generated from the first ring gear 81. It is transmitted to the output shaft 51 through the low speed clutch 44 a and the second carrier 83. In this state, the output shaft 51 is stopped by setting the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission 47 to a predetermined value, and the transmission ratio of the toroidal continuously variable transmission 47 is increased from the predetermined value to the speed increasing side. By changing it, the output shaft 51 is rotated in the direction in which the vehicle moves backward. On the other hand, by changing the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission 47 from the predetermined value to the deceleration side, the output rod 51 is rotated in the direction of moving the vehicle forward.

さらに、低速用クラッチ４４ａの接続を断ち、高速用クラッチ４５ａを接続した状態では、出力軸５１を、車両を前進させる方向に回転させる。すなわち、この状態では、入力軸１８と共に正方向に回転する第１キャリア７７と、中空回転軸７５とともにこの第１キャリア７７と逆方向に回転する第１太陽歯車７６との差動成分に応じて回転する、第１遊星歯車式変速ユニット４８の遊星歯車７８の回転が、別の遊星歯車８０を介して、第２遊星歯車式変速ユニット４９の遊星歯車７９に伝わり、第２太陽歯車８２を介して、伝達軸５２を回転させる。そして、この伝達軸５２の先端部に設けた第３太陽歯車８４と、この第３太陽歯車８４とともに第３遊星歯車式変速ユニット５０を構成する第２リング歯車８５および遊星歯車８６，８７との噛合に基づき、第２キャリア８３およびこの第２キャリア８３に結合した出力軸５１を、前進方向に回転させる。この状態では、トロイダル型無段変速機４７の変速比を増速側に変化させるほど、出力軸５１の回転速度を速くすることができる。 Further, in a state where the low speed clutch 44a is disconnected and the high speed clutch 45a is connected, the output shaft 51 is rotated in the direction of moving the vehicle forward. That is, in this state, according to the differential component between the first carrier 77 rotating in the forward direction together with the input shaft 18 and the first sun gear 76 rotating in the opposite direction to the first carrier 77 together with the hollow rotating shaft 75. The rotation of the planetary gear 78 of the rotating first planetary gear type transmission unit 48 is transmitted to the planetary gear 79 of the second planetary gear type transmission unit 49 via another planetary gear 80 and via the second sun gear 82. Then, the transmission shaft 52 is rotated. The third sun gear 84 provided at the tip of the transmission shaft 52, and the second ring gear 85 and the planetary gears 86 and 87 that constitute the third planetary gear type transmission unit 50 together with the third sun gear 84. Based on the meshing, the second carrier 83 and the output shaft 51 coupled to the second carrier 83 are rotated in the forward direction. In this state, the rotational speed of the output shaft 51 can be increased as the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 47 is changed to the speed increasing side.

このような無段変速装置に組み込まれたトロイダル型無段変速機４７において、入力軸１８と出力歯車との間の回転速度比を変える場合には、一対の駆動ピストン３０，３０を互いに逆方向に変位させる。これら各駆動ピストン３０，３０の変位に伴って、一対のトラニオン６，６が互いに逆方向に変位する。例えば、図７の左側のパワーローラ１１が同図の下側に、同図の右側のパワーローラ１１が同図の上側にそれぞれ変位する。その結果、これら各パワーローラ１１，１１の周面１１ａ，１１ａと入力側ディスク２Ａ，２Ｂの内側面２ａ，２ｂおよび出力側ディスク５３の軸方向両側面５３ａ，５３ａとの当接部に作用する接線方向の力の向きが変化する。そして、この力の向きの変化に伴って、各トラニオン６，６が、支持板２３，２３に枢支された枢軸５，５を中心として、互いに逆方向に揺動する。 In the toroidal type continuously variable transmission 47 incorporated in such a continuously variable transmission, when changing the rotational speed ratio between the input shaft 18 and the output gear, the pair of drive pistons 30 and 30 are moved in opposite directions. Displace to. As the drive pistons 30 and 30 are displaced, the pair of trunnions 6 and 6 are displaced in directions opposite to each other. For example, the power roller 11 on the left side of FIG. 7 is displaced downward in the figure, and the power roller 11 on the right side of FIG. 7 is displaced upward in the figure. As a result, the peripheral surfaces 11a and 11a of the power rollers 11 and 11 act on the abutting portions between the inner side surfaces 2a and 2b of the input side disks 2A and 2B and the axial side surfaces 53a and 53a of the output side disk 53. The direction of the tangential force changes. As the force changes, the trunnions 6 and 6 swing in directions opposite to each other about the pivots 5 and 5 pivotally supported by the support plates 23 and 23.

その結果、各パワーローラ１１，１１の周面１１ａ，１１ａと各内側面２ａ，２ｂ，５３ａとの当接位置が変化し、入力軸１８と出力歯車との間の回転速度比が変化する。また、これら入力軸１８と出力歯車との間で伝達するトルクが変動し、各構成部材の弾性変形量が変化すると、各パワーローラ１１，１１およびこれら各パワーローラ１１に付属の外輪２８が、各変位軸９の基端部９ａを中心として僅かに回動する。これら各外輪２８の外側面と各トラニオン６を構成する支持板部７の内側面との間には、各スラストニードル軸受２５が存在するため、前記回動は円滑に行なれる。したがって、前述のように各変位軸９，９の傾斜角度を変化させるための力が小さくて済む。 As a result, the contact positions between the peripheral surfaces 11a, 11a of the power rollers 11, 11 and the inner surfaces 2a, 2b, 53a change, and the rotational speed ratio between the input shaft 18 and the output gear changes. When the torque transmitted between the input shaft 18 and the output gear fluctuates and the amount of elastic deformation of each component changes, the power rollers 11 and 11 and the outer ring 28 attached to the power rollers 11 The displacement shaft 9 is slightly rotated around the base end portion 9a. Since each thrust needle bearing 25 exists between the outer side surface of each outer ring 28 and the inner side surface of the support plate portion 7 constituting each trunnion 6, the rotation can be performed smoothly. Therefore, as described above, the force for changing the inclination angle of each displacement shaft 9, 9 can be small.

特開平６−１７４０３３号公報JP-A-6-174033 特開２０００−２２０７１９号公報JP 2000-220719 A 特開２００２−１３９１２４号公報JP 2002-139124 A 米国特許第６３５８１７８号明細書US Pat. No. 6,358,178 米国特許第５６０７３７２号明細書US Pat. No. 5,607,372 米国特許第６０５９６８５号明細書US Pat. No. 6,059,658 特開平１１−２１０８５５号公報JP-A-11-210855 実開平１−１６９６５３号公報Japanese Utility Model Publication No. 1-169653 特開平１０−１３２０４５号公報JP-A-10-132045

ところで、図６に示すような同軸レイアウト構造においては、モジュール化されたバリエータ部（パワーローラ１１とディスク２Ａ，２Ｂ，５３とから構成されるバリエータモジュール）およびシリンダボディ３１をケーシング５９に対して組み付けた後、変速制御やクラッチ制御を行なう制御バルブ２００を組み付け、次に前述したオイルポンプ１９０をケーシング５９に対して組み込むといった手順で組み立てが行なわれる。また、この組み立てにおいて、オイルポンプ１９０は、制御バルブ２００に組み付けられたコネクティングボディ２２０およびコネクティングブッシュに接続される。そして、オイルポンプ１９０からの油は、オイルポンプ１９０とシリンダボディ３１との間の取付部（すなわちコネクティングボディ２２０および前記コネクティングブッシュ）に設けられた油路３０１（３０２）に供給された後、制御バルブ２００を介して、オイルポンプ１９０と連結板６５との間の取付部に設けられた油路３５０等を経由し、前記バリエータ部に供給されるようになっている。 Incidentally, in the coaxial layout structure as shown in FIG. 6, the modularized variator section (variator module including the power roller 11 and the disks 2A, 2B, 53) and the cylinder body 31 are assembled to the casing 59. After that, the control valve 200 for performing the shift control and the clutch control is assembled, and then the assembly is performed by the procedure of incorporating the oil pump 190 described above into the casing 59. In this assembly, the oil pump 190 is connected to the connecting body 220 and the connecting bush assembled to the control valve 200. Then, the oil from the oil pump 190 is supplied to an oil passage 301 (302) provided in a mounting portion (that is, the connecting body 220 and the connecting bush) between the oil pump 190 and the cylinder body 31, and then controlled. Via the valve 200, the oil is supplied to the variator part via an oil passage 350 provided in an attachment part between the oil pump 190 and the connecting plate 65.

図８は、オイルポンプ１９０からの油を制御バルブ２００を介して各種の駆動機構へと送る従来の油供給形態を概略的に示している。図示のように、オイルポンプ１９０からの油は、油路である低圧ライン（潤滑油用のライン）３０１および高圧ライン（押圧装置２３ａ等へ供給されるローディング圧用のライン）を介して、コネクティングボディ２２０に送られ、このコネクティングボディ２２０から更に制御バルブ２００へと送られて、ここからシリンダボディ３１、クラッチ等３０５、ディスク２Ａ，２Ｂ，５３のトラクション面およびパワーローラ１１へと供給される。 FIG. 8 schematically shows a conventional oil supply configuration in which oil from the oil pump 190 is sent to various drive mechanisms via the control valve 200. As shown in the figure, the oil from the oil pump 190 is connected to the connecting body via a low pressure line (lubricating oil line) 301 and a high pressure line (loading pressure line supplied to the pressing device 23a and the like) which are oil passages. 220 is further sent from the connecting body 220 to the control valve 200, where it is supplied to the cylinder body 31, the clutch 305, the traction surfaces of the disks 2 A, 2 B, 53 and the power roller 11.

ところが、このようにオイルポンプ１９０からの油がコネクティングボディ２２０およびコネクティングブッシュを経由して制御バルブ２００へと送られる場合には、以下のような問題が生じる。 However, when the oil from the oil pump 190 is sent to the control valve 200 via the connecting body 220 and the connecting bush in this way, the following problems occur.

（１）オイルポンプ１９０は、前述したように数種類の油路（ローディング圧用、潤滑用、制御用）へと油を吐出している。また、オイルポンプ１９０の真横にシリンダボディ３１が存在し、その下側に制御バルブ２００が配置されている。そのため、オイルポンプ１９０から吐出された油は、スペース上、曲率半径の非常に小さい油路３０３，３０２が形成されたコネクティングボディ２２０を経由して制御バルブ２００に供給されることになる。その結果、圧力損失が発生し、オイルポンプ１９０の駆動トルクが大きくなってしまう。 (1) The oil pump 190 discharges oil to several types of oil passages (for loading pressure, for lubrication, and for control) as described above. Further, the cylinder body 31 is present beside the oil pump 190, and the control valve 200 is disposed below the cylinder body 31. Therefore, the oil discharged from the oil pump 190 is supplied to the control valve 200 via the connecting body 220 in which oil passages 303 and 302 having very small curvature radii are formed in space. As a result, pressure loss occurs and the driving torque of the oil pump 190 increases.

（２）上記従来の構成では、制御バルブ２００に不具合が発生した場合、制御バルブ２００を分解するためには、オイルポンプ１９０も分解する必要があり、分解・組立作業に時間が必要となる。 (2) In the conventional configuration described above, when a malfunction occurs in the control valve 200, in order to disassemble the control valve 200, it is necessary to disassemble the oil pump 190, which requires time for disassembling / assembling work.

（３）パワーローラ１１への潤滑では、制御バルブ２００のドレイン油がケーシング５９に形成された油路を通ってパワーローラ１１へと供給される。そのため、ケーシング５９に潤滑油路３５０を形成する必要があり、コストが高くなる要因にもなっていた。 (3) In lubrication to the power roller 11, the drain oil of the control valve 200 is supplied to the power roller 11 through an oil passage formed in the casing 59. Therefore, it is necessary to form the lubricating oil passage 350 in the casing 59, which has been a factor in increasing the cost.

本発明は、前記事情に鑑みて為されたもので、オイルポンプから供給される油の圧力損失を抑えることができるとともに、制御バルブの単独分解を容易に行なうことができる小型で安価なトロイダル型無段変速機を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of the above circumstances, and can reduce the pressure loss of oil supplied from an oil pump, and can be easily disassembled separately from a control valve. An object is to provide a continuously variable transmission.

前記目的を達成するために、請求項１に記載のトロイダル型無段変速機は、それぞれの内側面同士を互いに対向させた状態で互いに同心的に且つ回転自在に支持された入力側ディスクおよび出力側ディスクと、前記入力側ディスクと前記出力側ディスクとの間に挟持されたパワーローラとから成るバリエータ部と、バリエータ部に対して油を供給するためのオイルポンプと、前記オイルポンプからの油の供給制御を行なうための制御バルブとを備え、前記バリエータ部は、前記入力側ディスクおよび前記出力側ディスクの中心軸に対して捻れの位置にあり且つ互いに同心的に設けられた一対の枢軸を中心に揺動するとともに、前記パワーローラを回転自在に支持するトラニオンと、前記トラニオンを前記枢軸の軸方向に変位させる油圧駆動装置と、前記油圧駆動装置の油圧室を形成するシリンダボディとを有し、前記シリンダボディには、前記オイルポンプからの油が流入する流入油路と、前記制御バルブに対して油を吐出するための制御バルブ吐出油路と、前記パワーローラを潤滑する油を供給するためのパワーローラ潤滑用油路とが設けられていることを特徴とする。 In order to achieve the above object, the toroidal continuously variable transmission according to claim 1 is characterized in that an input side disk and an output that are supported concentrically and rotatably with their respective inner surfaces facing each other. A variator unit comprising a side disc, a power roller sandwiched between the input side disc and the output side disc, an oil pump for supplying oil to the variator unit, and an oil from the oil pump And a control valve for performing supply control, and the variator portion is provided with a pair of pivots that are twisted with respect to the central axis of the input side disk and the output side disk and are provided concentrically with each other. A trunnion that swings in the center and rotatably supports the power roller, and a hydraulic drive device that displaces the trunnion in the axial direction of the pivot. And a cylinder body that forms a hydraulic chamber of the hydraulic drive device, and in order to discharge oil to the cylinder body, an inflow oil passage through which oil from the oil pump flows, and the control valve The control valve discharge oil passage and a power roller lubrication oil passage for supplying oil for lubricating the power roller are provided.

また、請求項２に記載のトロイダル型無段変速機は、請求項１に記載の発明において、前記オイルポンプから前記流入油路に流入した油が前記制御バルブ吐出油路と前記パワーローラ潤滑用油路とに対してそれぞれ供給されることを特徴とする。 According to a second aspect of the present invention, the toroidal-type continuously variable transmission according to the first aspect of the present invention is the oil that flows into the inflow oil passage from the oil pump into the control valve discharge oil passage and the power roller lubrication. It is characterized by being supplied to each oil passage.

本発明のトロイダル型無段変速機において、シリンダボディには、オイルポンプからの油が流入する流入油路と、制御バルブに対して油を吐出するための制御バルブ吐出油路と、パワーローラを潤滑する油を供給するためのパワーローラ潤滑用油路とが設けられている。すなわち、オイルポンプを制御バルブを介すことなく直接にシリンダボディに対して結合することができ、オイルポンプからの油を、制御バルブを介すことなく直接にシリンダボディに流入させ、このシリンダボディから制御バルブおよびバリエータ部へと振り分けることができる。そのため、オイルポンプから供給される油の圧力損失を抑えることが可能になり、また制御バルブの容易な単独分解も可能になるとともに、ケーシングへの組立作業において従来のＡＴの組立ラインの使用も可能となり、さらに形成するべき油路の数も削減できる（したがって、コストの低減を図ることができる）。また、圧力損失を低減できることから、オイルポンプの小型化も可能なる。 In the toroidal continuously variable transmission of the present invention, the cylinder body includes an inflow oil passage through which oil from the oil pump flows, a control valve discharge oil passage for discharging oil to the control valve, and a power roller. A power roller lubricating oil passage for supplying oil to be lubricated is provided. In other words, the oil pump can be directly coupled to the cylinder body without going through the control valve, and the oil from the oil pump can flow directly into the cylinder body without going through the control valve. To control valves and variator sections. Therefore, it is possible to suppress the pressure loss of the oil supplied from the oil pump, and the control valve can be easily disassembled, and the conventional AT assembly line can be used for the assembly work to the casing. Further, the number of oil passages to be formed can be reduced (thus, cost can be reduced). In addition, since the pressure loss can be reduced, the oil pump can be downsized.

以下、図面を参照しながら、本発明の実施形態について説明する。なお、本発明の特徴は、オイルポンプからバリエータ部に対する油の供給形態にあり、その他の構成および作用は前述した従来の構成および作用と同様であるため、以下においては、本発明の特徴部分についてのみ言及し、それ以外の部分については、図６ないし図８と同一の符号を付して簡潔に説明するに留める。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. The feature of the present invention lies in the form of oil supply from the oil pump to the variator unit, and the other configurations and functions are the same as the conventional configurations and functions described above. Therefore, the features of the present invention will be described below. Only the other parts are referred to, and the same reference numerals as those in FIGS.

図１および図２は本発明の実施形態を示している。図示のように、本実施形態では、オイルポンプ（ケーシング５９の前端壁７３）が制御バルブ２００を介すことなく直接に（具体的には、図２に示すようにコネクティングブッシュ５００を介して）シリンダボディ３１に対して結合されている。そして、シリンダボディ３１には、オイルポンプ１９０からの油が流入する流入油路４０３と、制御バルブ２００に対して油を吐出するための制御バルブ吐出油路４０２と、パワーローラ１１を潤滑する油を供給するためのパワーローラ潤滑用油路４００とが設けられている。 1 and 2 show an embodiment of the present invention. As shown in the figure, in this embodiment, the oil pump (front end wall 73 of the casing 59) does not directly pass through the control valve 200 (specifically, via the connecting bush 500 as shown in FIG. 2). Coupled to the cylinder body 31. The cylinder body 31 has an inflow oil passage 403 into which oil from the oil pump 190 flows, a control valve discharge oil passage 402 for discharging oil to the control valve 200, and an oil that lubricates the power roller 11. And a power roller lubricating oil passage 400 for supplying the oil.

図３は、オイルポンプ１９０からの油をシリンダボディ３１を介して各種の駆動機構へと送る本実施形態の油供給形態を概略的に示している。図示のように、オイルポンプ１９０からの油は、油路である低圧ライン（潤滑油用のライン）３０１および高圧ライン（押圧装置２３ａ等へ供給されるローディング圧用のライン）を介してシリンダボディ３１の流入油路４０３に送られ、このシリンダボディ３１から更に、制御バルブ吐出油路４０２を介して制御バルブ２００に送られるとともに、パワーローラ潤滑用油路４００を介してディスク２Ａ，２Ｂ，５３のトラクション面およびパワーローラ１１へと供給される。また、制御バルブ２００に供給された油は更にクラッチ等３０５へと送られる。 FIG. 3 schematically shows an oil supply form of the present embodiment in which oil from the oil pump 190 is sent to various drive mechanisms via the cylinder body 31. As shown in the figure, oil from the oil pump 190 is supplied to the cylinder body 31 via a low pressure line (lubricating oil line) 301 and a high pressure line (loading pressure line supplied to the pressing device 23a and the like) which are oil passages. From the cylinder body 31 to the control valve 200 via the control valve discharge oil passage 402 and to the discs 2A, 2B, 53 via the power roller lubricating oil passage 400. Supplied to the traction surface and the power roller 11. The oil supplied to the control valve 200 is further sent to the clutch 305 and the like.

このように、本実施形態において、シリンダボディ３１には、オイルポンプ１９０からの油が流入する流入油路４０３と、制御バルブ２００に対して油を吐出するための制御バルブ吐出油路４０２と、パワーローラ１１を潤滑する油を供給するためのパワーローラ潤滑用油路４００とが設けられている。すなわち、オイルポンプ１９０を制御バルブ２００を介すことなく直接にシリンダボディ３１に対して結合し、オイルポンプ１９０からの油を、制御バルブ２００を介すことなく直接にシリンダボディ３１に流入させ、このシリンダボディ３１から制御バルブ２００およびバリエータ部へと振り分けるようにしている。そのため、以下のような作用効果を得ることができる。 Thus, in this embodiment, the cylinder body 31 has an inflow oil passage 403 into which oil from the oil pump 190 flows, a control valve discharge oil passage 402 for discharging oil to the control valve 200, A power roller lubricating oil passage 400 for supplying oil for lubricating the power roller 11 is provided. That is, the oil pump 190 is directly coupled to the cylinder body 31 without passing through the control valve 200, and the oil from the oil pump 190 is caused to flow directly into the cylinder body 31 without passing through the control valve 200. The cylinder body 31 is distributed to the control valve 200 and the variator unit. Therefore, the following effects can be obtained.

（１）オイルポンプ１０９からの油は、シリンダボディに対して直接に流入するため、ライン３０１，３０２から流入油路４０３へと延びる一連の油路の曲率半径を大きく確保でき、圧力損失を小さく抑えることができる。 (1) Since oil from the oil pump 109 flows directly into the cylinder body, a large radius of curvature of a series of oil passages extending from the lines 301 and 302 to the inflow oil passage 403 can be secured, and pressure loss can be reduced. Can be suppressed.

（２）従来は、オイルポンプ１０９からの油を制御バルブ２００の前側から流入させる必要があり、制御バルブ２００の設計に自由度がなかったが、本実施形態のようにシリンダボディ３１を経由して油を制御バルブ２００に供給することで、コネクティングボディ２２０が不要となり、制御バルブ２００のサイズを大きくでき、制御バルブ２００の設計の自由度が高まる。また、オイルポンプ１９０が直接に制御バルブ２００に取り付けられていないため、制御バルブ２００に不具合が発生した場合、制御バルブ２００を単独で分解することも可能になる。 (2) Conventionally, the oil from the oil pump 109 needs to flow from the front side of the control valve 200, and there was no degree of freedom in the design of the control valve 200. However, as in the present embodiment, the control valve 200 passes through the cylinder body 31. By supplying oil to the control valve 200, the connecting body 220 becomes unnecessary, the size of the control valve 200 can be increased, and the degree of freedom in designing the control valve 200 is increased. Further, since the oil pump 190 is not directly attached to the control valve 200, when a malfunction occurs in the control valve 200, the control valve 200 can be disassembled alone.

（３）また、従来においては、オイルポンプ１９０を直接に制御バルブ２００に取り付けるので、ケーシング５９を縦向きにしてモジュール化したバリエータ部をケーシング５９のフロント側からケーシング５９に組み込み、次いでケーシング５９を横向き変えて制御バルブ２００をケーシング５９の横側からケーシング５９に取り付け、次いでケーシング５９を縦向きに変えてオイルポンプ１９０をケーシング５９のフロント側からケーシング５９に組み込みため、ケーシング５９を横向きに変えてから再び縦向きに変える必要がある。そのため、組立性が劣っているとともに、従来のＡＴ（オートマチックトランスミッション）の組立ラインを使用できない。これに対し、本実施の形態では、オイルポンプ１９０が直接に制御バルブ２００に取り付けられていないので、ケーシング５９を縦向きにしてモジュール化したバリエータ部をケーシング５９のフロント側からケーシング５９に組み込み、次いでオイルポンプ１９０をケーシング５９のフロント側からケーシング５９に組み込み、次いでケーシング５９を横向き変えて制御バルブ２００をケーシング５９の横側からケーシング５９に取り付けるため、ケーシング５９を横向きに変えてから再び縦向きに変える必要がない。そのため、組立性が優れているとともに、従来のＡＴの組立ラインを使用でき、組立ラインを増設する必要がない。 (3) Conventionally, since the oil pump 190 is directly attached to the control valve 200, a modularized variator section with the casing 59 oriented vertically is incorporated into the casing 59 from the front side of the casing 59, and then the casing 59 is mounted. The control valve 200 is attached to the casing 59 from the lateral side of the casing 59 by changing the sideways direction, and then the casing 59 is changed to the vertical direction so that the oil pump 190 is incorporated into the casing 59 from the front side of the casing 59. It is necessary to change to vertical orientation again. Therefore, the assembling property is inferior and the conventional AT (automatic transmission) assembly line cannot be used. On the other hand, in the present embodiment, since the oil pump 190 is not directly attached to the control valve 200, a modularized variator section with the casing 59 oriented vertically is incorporated into the casing 59 from the front side of the casing 59, Next, the oil pump 190 is assembled into the casing 59 from the front side of the casing 59, and then the casing 59 is turned sideways so that the control valve 200 is attached to the casing 59 from the side of the casing 59. There is no need to change it. Therefore, the assembly property is excellent and the conventional AT assembly line can be used, and there is no need to add an assembly line.

（４）前述したように、従来においては、トラクション面およびパワーローラ１１の潤滑は、オイルポンプ１９０内で低圧ラインを２系統に分岐し、オイルポンプ１９０の上部よりケーシング５９の油路３５０を通じて潤滑している。これに対し、本実施形態では、シリンダボディ３１にトラクション面およびパワーローラを潤滑するための油路を設けているため、ケーシング５９の油路３５０が不要となり、コストを低減できるとともに、圧力損失が小さくなり、オイルポンプ１９０の小型化（オイルポンプの径Ｒ（図１参照）を小さくできる）、重量の低減、ケーシング５９のサイズダウンを図ることができる。 (4) As described above, conventionally, the traction surface and the power roller 11 are lubricated by branching the low-pressure line into two systems in the oil pump 190 and lubricating from the upper part of the oil pump 190 through the oil passage 350 of the casing 59. is doing. On the other hand, in the present embodiment, since the oil passage for lubricating the traction surface and the power roller is provided in the cylinder body 31, the oil passage 350 of the casing 59 becomes unnecessary, the cost can be reduced, and the pressure loss can be reduced. As a result, the oil pump 190 can be downsized (the diameter R of the oil pump (see FIG. 1) can be reduced), the weight can be reduced, and the casing 59 can be downsized.

（５）シリンダボディ３１に油路を設けているため、従来において制御バルブ２００に形成していたパワーローラ潤滑用の油路が不要となり、制御バルブ２００の設計の自由度が増すとともに、コストを低減できる。 (5) Since the oil passage is provided in the cylinder body 31, the oil passage for power roller lubrication which has been conventionally formed in the control valve 200 becomes unnecessary, and the degree of freedom in designing the control valve 200 is increased and the cost is reduced. Can be reduced.

なお、前述の実施の形態では、オイルポンプ（ケーシング５９の前端壁７３）がコネクティングブッシュ５００を介して液密にシリンダボディ３１に対して結合されているが、図４に示すように、Ｏリング５０２を介して液密にオイルポンプ１９０をシリンダボディ３１に結合しても良く、あるいは、図５に示すように、シート５０４を介して液密にオイルポンプ１９０をシリンダボディ３１に結合しても良い。 In the above-described embodiment, the oil pump (the front end wall 73 of the casing 59) is liquid-tightly connected to the cylinder body 31 via the connecting bush 500. However, as shown in FIG. The oil pump 190 may be liquid-tightly coupled to the cylinder body 31 via 502, or the oil pump 190 may be coupled to the cylinder body 31 via a seat 504 as shown in FIG. good.

本発明は、シングルキャビティ型やダブルキャビティ型などの様々なハーフトロイダル型無段変速機に適用できる。 The present invention can be applied to various half-toroidal continuously variable transmissions such as a single cavity type and a double cavity type.

本発明の実施形態の要部断面図である。It is principal part sectional drawing of embodiment of this invention. 図１の要部拡大断面図である。It is a principal part expanded sectional view of FIG. 本発明の実施形態にしたがってオイルポンプからの油をシリンダボディを介して各種の駆動機構へと送る油供給形態を概略的に示すブロック図である。It is a block diagram which shows roughly the oil supply form which sends the oil from an oil pump to various drive mechanisms via a cylinder body according to embodiment of this invention. 図２の第１の変形例を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the 1st modification of FIG. 図２の第２の変形例を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the 2nd modification of FIG. 従来のダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機が組み込まれたギヤード・ニュートラル型の無段変速装置の要部断面図である。It is principal part sectional drawing of the geared neutral type continuously variable transmission in which the conventional double cavity type toroidal type continuously variable transmission was incorporated. 図６のＡ−Ａ線に沿う断面図である。It is sectional drawing which follows the AA line of FIG. オイルポンプからの油を制御バルブを介して各種の駆動機構へと送る従来の油供給形態を概略的に示すブロック図である。It is a block diagram which shows roughly the conventional oil supply form which sends the oil from an oil pump to various drive mechanisms via a control valve.

符号の説明Explanation of symbols

６トラニオン
２Ａ，２Ｂ入力側ディスク
１１パワーローラ
３０駆動ピストン（油圧駆動装置）
３１駆動シリンダ（シリンダボディ；油圧駆動装置）
５３出力側ディスク
１９０オイルポンプ
２００制御バルブ
４００パワーローラ潤滑用油路
４０２制御バルブ吐出油路
４０３流入油路 6 trunnion 2A, 2B input side disk 11 power roller 30 driving piston (hydraulic driving device)
31 Drive cylinder (cylinder body; hydraulic drive)
53 Output side disk 190 Oil pump 200 Control valve 400 Oil path for power roller lubrication 402 Control valve discharge oil path 403 Inflow oil path

Claims

それぞれの内側面同士を互いに対向させた状態で互いに同心的に且つ回転自在に支持された入力側ディスクおよび出力側ディスクと、前記入力側ディスクと前記出力側ディスクとの間に挟持されたパワーローラとから成るバリエータ部と、
バリエータ部に対して油を供給するためのオイルポンプと、
前記オイルポンプからの油の供給制御を行なうための制御バルブと、
を備え、
前記バリエータ部は、
前記入力側ディスクおよび前記出力側ディスクの中心軸に対して捻れの位置にあり且つ互いに同心的に設けられた一対の枢軸を中心に揺動するとともに、前記パワーローラを回転自在に支持するトラニオンと、
前記トラニオンを前記枢軸の軸方向に変位させる油圧駆動装置と、
前記油圧駆動装置の油圧室を形成するシリンダボディと、
を有し、
前記シリンダボディには、前記オイルポンプからの油が流入する流入油路と、前記制御バルブに対して油を吐出するための制御バルブ吐出油路と、前記パワーローラを潤滑する油を供給するためのパワーローラ潤滑用油路とが設けられていることを特徴とするトロイダル型無段変速機。 An input side disk and an output side disk that are supported concentrically and rotatably with the respective inner side surfaces facing each other, and a power roller sandwiched between the input side disk and the output side disk A variator section consisting of
An oil pump for supplying oil to the variator,
A control valve for controlling the supply of oil from the oil pump;
With
The variator section is
A trunnion that swings about a pair of pivots that are concentrically provided with respect to a central axis of the input side disk and the output side disk and that rotatably supports the power roller; ,
A hydraulic drive device for displacing the trunnion in the axial direction of the pivot;
A cylinder body forming a hydraulic chamber of the hydraulic drive device;
Have
In order to supply the cylinder body with an inflow oil passage through which oil from the oil pump flows, a control valve discharge oil passage for discharging oil to the control valve, and oil for lubricating the power roller A toroidal-type continuously variable transmission characterized in that a power roller lubricating oil passage is provided.

前記オイルポンプから前記流入油路に流入した油が前記制御バルブ吐出油路と前記パワーローラ潤滑用油路とに対してそれぞれ供給されることを特徴とする請求項１に記載のトロイダル型無段変速機。 2. The toroidal-type continuously variable oil according to claim 1, wherein oil flowing into the inflow oil passage from the oil pump is supplied to the control valve discharge oil passage and the power roller lubrication oil passage. transmission.