JP2007092946A - Toroidal continuously variable transmission - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a structure of a toroidal continuously variable transmission of double cavity type capable of realizing reduction of its size and weight, improvement of efficiency of transmission, and making them stand one by one at high dimension at the same time. <P>SOLUTION: In this toroidal continuously variable transmission, a pressing device for ensuring facial pressure of a traction part is constituted of a first pressing device 25 and a second pressing device 26. The first pressing device 25 among them is provided between an input rotary shaft 1 and an input side disc 2a on one side, and the input side disc 2a is pressed against an output side disc 11a on a front step side. The second pressing device 26 is provided between a pair of output side discs 11a and 11b, and these both output side discs 11a, 11b are pressed in the direction in which they leave from each other. Consequently, interference among each disc 2a, 2b, 11a, 11b and a trunnion is made difficult. <P>COPYRIGHT: (C)2007,JPO&INPIT

Description

この発明に係るトロイダル型無段変速機は、例えば自動車用自動変速装置を構成する変速ユニットとして、或はポンプ等の各種産業機械の運転速度を調節する為の変速装置として利用する。   The toroidal continuously variable transmission according to the present invention is used, for example, as a transmission unit constituting an automatic transmission for automobiles or as a transmission for adjusting the operating speed of various industrial machines such as pumps.

例えば特許文献１〜２等に記載されている様に、自動車用自動変速装置の変速ユニットとして、図６〜８に示す様なトロイダル型無段変速機を使用する事が研究され、一部で実施されている。又、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速ユニットとを組み合わせて、変速比の調節幅を広くした無段変速装置も、例えば特許文献３〜４に記載されている様に、従来から各種構造のものが知られている。このトロイダル型無段変速機は、ダブルキャビティ型と呼ばれるもので、特許請求の範囲に記載した回転軸である入力回転軸１の周囲に、それぞれが特許請求の範囲に記載した外側ディスクである１対の入力側ディスク２ａ、２ｂを支持している。これら両入力側ディスク２ａ、２ｂは上記入力回転軸１に対し、それぞれがトロイド曲面（断面円弧形の凹面）であって特許請求の範囲に記載した軸方向片側面に相当する入力側内側面３、３同士を互いに対向させた状態で、それぞれボールスプライン４、４を介して支持している。従って上記両入力側ディスク２ａ、２ｂは、互いに同心に、且つ、同期した回転を自在に支持されている。   For example, as described in Patent Documents 1 and 2, etc., the use of a toroidal continuously variable transmission as shown in FIGS. It has been implemented. In addition, continuously variable transmissions in which the adjustment range of the gear ratio is widened by combining a toroidal-type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission unit have also been variously disclosed, for example, as described in Patent Documents 3 to 4. Structures are known. This toroidal-type continuously variable transmission is called a double cavity type, and each is an outer disk 1 around the input rotary shaft 1 which is the rotary shaft described in the claims. The pair of input side disks 2a and 2b is supported. These input side disks 2a and 2b are each a toroidal curved surface (concave arc-shaped concave surface) with respect to the input rotation shaft 1, and the input side inner surface corresponding to one axial side surface recited in the claims. 3 and 3 are supported via ball splines 4 and 4 in a state of being opposed to each other. Therefore, both the input side disks 2a and 2b are supported concentrically and freely in a synchronized manner.

又、上記入力回転軸１の中間部は、トロイダル型無段変速機を収納したケーシング５内に設置した隔壁部６に設けた通孔７を挿通している。この通孔７の内径側には、円筒状の出力筒８を、１対の転がり軸受９、９により回転自在に支持しており、この出力筒８の中間部外周面に出力歯車１０を固設している。又、この出力筒８の両端部で上記隔壁部６の両外側面から突出した部分に、それぞれが特許請求の範囲に記載した内側ディスクに相当する出力側ディスク１１、１１を、スプライン係合により、上記出力筒８と同期した回転自在に支持している。この状態で、それぞれがトロイド曲面であって特許請求の範囲に記載した軸方向片側面に相当する、上記両出力側ディスク１１、１１の出力側内側面１２、１２が、上記両入力側内側面３、３に対向する。   Further, the intermediate portion of the input rotary shaft 1 is inserted through a through hole 7 provided in a partition wall portion 6 installed in a casing 5 housing a toroidal type continuously variable transmission. A cylindrical output cylinder 8 is rotatably supported by a pair of rolling bearings 9 and 9 on the inner diameter side of the through hole 7, and an output gear 10 is fixed to the outer peripheral surface of the intermediate portion of the output cylinder 8. Has been established. Further, the output side disks 11 and 11 corresponding to the inner disks described in the claims are respectively connected to the portions protruding from both outer side surfaces of the partition wall 6 at both ends of the output cylinder 8 by spline engagement. The output cylinder 8 is rotatably supported in synchronization with the output cylinder 8. In this state, the output side inner surfaces 12 and 12 of the both output side disks 11 and 11, each of which is a toroidal curved surface and corresponding to one axial side surface recited in the claims, are both input side inner side surfaces. 3 and 3 are opposed.

又、上記入力回転軸１の周囲で上記入力側、出力側両内側面３、１２同士の間部分（キャビティ）に、それぞれ複数個（一般的には２個又は３個）ずつのパワーローラ１３、１３を配置している。これら各パワーローラ１３、１３はそれぞれ、上記入力側、出力側両内側面３、１２に当接する周面１４、１４を球状凸面としたもので、特許請求の範囲に記載した支持部材に相当するトラニオン１５、１５の内側面に、支持軸１６、１６と、ラジアルニードル軸受１７、１７と、スラスト玉軸受１８、１８と、スラストニードル軸受１９、１９とにより、回転及び若干の揺動変位自在に支持されている。   In addition, a plurality (generally two or three) of power rollers 13 are provided in the portion (cavity) between the input side and output side inner side surfaces 3 and 12 around the input rotary shaft 1. , 13 are arranged. Each of the power rollers 13 and 13 has a spherical convex surface on the peripheral surfaces 14 and 14 contacting the input side and output side inner side surfaces 3 and 12, and corresponds to the support member described in the claims. Support shafts 16 and 16, radial needle bearings 17 and 17, thrust ball bearings 18 and 18 and thrust needle bearings 19 and 19 can be rotated and slightly oscillated and displaced on the inner side surfaces of the trunnions 15 and 15. It is supported.

即ち、上記各支持軸１６、１６は基半部と先半部とが互いに偏心した偏心軸であり、このうちの基半部を上記各トラニオン１５、１５の中間部に、別のラジアルニードル軸受２０、２０により、揺動変位自在に支持している。上記各パワーローラ１３、１３は、この様な支持軸１６、１６の先半部に、上記ラジアルニードル軸受１７、１７と上記スラスト玉軸受１８、１８とにより、回転自在に支持している。又、構成各部材の弾性変形に基づく、上記入力回転軸１の軸方向に関する上記各パワーローラ１３、１３の変位を、上記別のラジアルニードル軸受２０、２０と上記各スラストニードル軸受１９、１９とにより、自在としている。   That is, each of the support shafts 16 and 16 is an eccentric shaft in which the base half portion and the tip half portion are eccentric from each other, and the base half portion of the support shafts 16 and 16 is provided in the middle portion of the trunnions 15 and 15 as another radial needle bearing. 20 and 20 are supported so as to be swingable and displaceable. The power rollers 13 and 13 are rotatably supported on the front half portions of the support shafts 16 and 16 by the radial needle bearings 17 and 17 and the thrust ball bearings 18 and 18, respectively. Further, the displacement of each of the power rollers 13 and 13 with respect to the axial direction of the input rotary shaft 1 based on the elastic deformation of each constituent member is changed to the other radial needle bearings 20 and 20 and the thrust needle bearings 19 and 19. Because of this, it is free.

又、上記各トラニオン１５、１５は、それぞれの長さ方向（図７の表裏方向、図６、８の上下方向）両端部にこれら各トラニオン１５、１５毎に互いに同心に設けられた枢軸２１、２１を中心として揺動変位自在である。これら各トラニオン１５、１５を揺動（傾斜）させる動作は、油圧式のアクチュエータ２２、２２によりこれら各トラニオン１５、１５を上記各枢軸２１、２１の軸方向に変位させる事により行なう。変速時には、上記各アクチュエータ２２、２２への圧油の給排により、上記各トラニオン１５、１５を上記各枢軸２１、２１の軸方向に変位させる。この結果、上記各パワーローラ１３、１３の周面１４、１４と上記入力側、出力側各ディスク２ａ、２ｂ、１１の入力側、出力側各内側面３、１２との接触部（トラクション部）の接線方向に作用する力の方向が変化するので、上記各トラニオン１５、１５が上記各枢軸２１、２１を中心として揺動変位する。尚、総てのトラニオン１５、１５の揺動角度は、油圧式及び機械式に互いに同期させる。   Each trunnion 15, 15 has a pivot shaft 21 provided concentrically with each other for each trunnion 15, 15 at both ends in the length direction (front and back direction in FIG. 7, vertical direction in FIGS. 6 and 8). 21 can be oscillated and displaced freely. The operation of swinging (tilting) the trunnions 15 and 15 is performed by displacing the trunnions 15 and 15 in the axial direction of the pivots 21 and 21 by hydraulic actuators 22 and 22. At the time of shifting, the trunnions 15 and 15 are displaced in the axial direction of the pivots 21 and 21 by supplying and discharging pressure oil to and from the actuators 22 and 22, respectively. As a result, contact portions (traction portions) between the peripheral surfaces 14 and 14 of the power rollers 13 and 13 and the input and output inner surfaces 3 and 12 of the input and output disks 2a, 2b and 11 respectively. Since the direction of the force acting in the tangential direction changes, the trunnions 15 and 15 are oscillated and displaced about the pivots 21 and 21, respectively. Note that the swing angles of all the trunnions 15, 15 are synchronized with each other hydraulically and mechanically.

上述の様なトロイダル型無段変速機の運転時には、エンジン等の動力源に繋がる駆動軸２３により一方（図６〜７の左方）の入力側ディスク２ａを、ローディングカム式の押圧装置２４を介して回転駆動する。この結果、前記入力回転軸１の両端部に支持された１対の入力側ディスク２ａ、２ｂが、互いに近づく方向に押圧されつつ同期して回転する。そして、この回転が、上記各パワーローラ１３、１３を介して上記両出力側ディスク１１、１１に伝わり、前記出力歯車１０から取り出される。   During operation of the toroidal-type continuously variable transmission as described above, the drive shaft 23 connected to the power source of the engine or the like is used to connect one input side disk 2a (to the left in FIGS. 6 to 7) with the loading cam type pressing device 24. To rotate through. As a result, the pair of input-side disks 2a and 2b supported at both ends of the input rotation shaft 1 rotate synchronously while being pressed in a direction approaching each other. Then, this rotation is transmitted to the output side disks 11 and 11 through the power rollers 13 and 13 and is taken out from the output gear 10.

この様な動力の伝達時に上記各パワーローラ１３、１３には、トロイダル型無段変速機の技術分野で２Ｆｔと呼ばれる、上記入力側、出力側各ディスク２ａ、２ｂ、１１の回転方向の力が加わる。即ち、上記両入力側内側面３、３と上記各周面１４、１４との転がり接触部である入力側トラクション部で、上記両入力側ディスク２ａ、２ｂから上記各パワーローラ１３、１３に、Ｆｔなる力が伝達され、これら各パワーローラ１３、１３に、このＦｔなる力が、上記各ディスク２ａ、２ｂ、１１の回転方向に加わる。又、上記各周面１４、１４と前記両出力側内側面１２、１２との転がり接触部である出力側トラクション部で、上記各パワーローラ１３、１３から（上記両入力側ディスク２ａ、２ｂと反対方向に回転する）上記両出力側ディスク１１、１１に、上記Ｆｔ分の力が伝達される。そして、上記出力側トラクション部での伝達の反作用として、上記各パワーローラ１３、１３に、Ｆｔ分の力が、上記入力側トラクション部で加わる力と同じ方向に加わる。この結果、上記各パワーローラ１３、１３には、上記２Ｆｔ分の力が加わる。   During the transmission of such power, each of the power rollers 13, 13 receives a force in the rotational direction of the input side and output side disks 2a, 2b, 11 called 2Ft in the technical field of toroidal continuously variable transmissions. Join. That is, at the input traction portion that is a rolling contact portion between the input side inner surfaces 3 and 3 and the peripheral surfaces 14 and 14, from the input discs 2a and 2b to the power rollers 13 and 13, The force Ft is transmitted, and the force Ft is applied to the power rollers 13 and 13 in the rotational direction of the disks 2a, 2b, and 11 respectively. In addition, in the output traction portion which is a rolling contact portion between the peripheral surfaces 14 and 14 and the output side inner surfaces 12 and 12, the power rollers 13 and 13 (the input discs 2a and 2b) The force corresponding to Ft is transmitted to the output side disks 11 and 11 that rotate in the opposite direction. And as reaction of the transmission in the said output side traction part, the force for Ft is added to each said power roller 13 and 13 in the same direction as the force added in the said input side traction part. As a result, the force of 2 Ft is applied to each of the power rollers 13 and 13.

上記入力回転軸１と出力歯車１０との回転速度の比を変える場合で、先ず入力回転軸１と出力歯車１０との間で減速を行なう場合には、上記各トラニオン１５、１５を図７に示す位置に揺動させ、上記各パワーローラ１３、１３の周面１４、１４をこの図７に示す様に、上記各入力側ディスク２ａ、２ｂの入力側内側面３、３の中心寄り部分と上記両出力側ディスク１１、１１の出力側内側面１２、１２の外周寄り部分とにそれぞれ当接させる。反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン１５、１５を図７と反対方向に揺動させ、上記各パワーローラ１３、１３の周面１４、１４を、図７に示した状態とは逆に、上記両入力側ディスク２ａ、２ｂの入力側内側面３、３の外周寄り部分と上記両出力側ディスク５、５の出力側内側面１２、１２の中心寄り部分とにそれぞれ当接させる。上記各トラニオン１５、１５の揺動角度を中間にすれば、上記入力回転軸１と出力歯車１０との間で、中間の速度比（変速比）を得られる。   When the ratio of the rotational speeds of the input rotary shaft 1 and the output gear 10 is changed, and when the deceleration is first performed between the input rotary shaft 1 and the output gear 10, the respective trunnions 15, 15 are shown in FIG. As shown in FIG. 7, the peripheral surfaces 14, 14 of the power rollers 13, 13 are swung to the positions shown in FIG. 7, and the portions near the center of the input side inner surfaces 3, 3 of the input disks 2a, 2b. The two output side disks 11 and 11 are brought into contact with the outer peripheral portions of the output side inner surfaces 12 and 12 respectively. On the contrary, when the speed is increased, the trunnions 15 and 15 are swung in the direction opposite to that shown in FIG. 7, and the peripheral surfaces 14 and 14 of the power rollers 13 and 13 are changed to the state shown in FIG. Conversely, the outer peripheral portions of the input side inner surfaces 3 and 3 of both the input side disks 2a and 2b and the central portions of the output side inner surfaces 12 and 12 of the both output side discs 5 and 5 respectively abut. Let An intermediate speed ratio (transmission ratio) can be obtained between the input rotary shaft 1 and the output gear 10 by setting the swing angles of the trunnions 15 and 15 to an intermediate position.

上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速機では、小型・軽量化と、伝達効率の向上と、伝達可能なトルクを向上させる高容量化とを高次元で並立させる面からは、改良の余地がある。この点に就いて、図９を参照しつつ説明する。尚、下記に述べる問題は、各パワーローラ１３、１３の周面１４、１４が両出力側ディスク１１、１１の出力側内側面１２、１２の外径寄り部分に転がり接触する、減速状態で最も顕著になる。従って、以下の説明は、図９に示した、減速状態を前提として説明する。   The toroidal-type continuously variable transmission constructed and operated as described above has been improved from the aspect of parallelizing high-capacity, which is reduced in size and weight, improved transmission efficiency, and increased capacity to increase transmittable torque. There is room for. This point will be described with reference to FIG. The problem described below is most significant in the deceleration state in which the peripheral surfaces 14 and 14 of the power rollers 13 and 13 are in rolling contact with the outer diameter portions of the output side inner surfaces 12 and 12 of the output side disks 11 and 11. Become prominent. Therefore, the following description will be made on the assumption of the deceleration state shown in FIG.

先ず、前段側（図９の左側）のキャビティ部分の挙動に就いて説明する。トロイダル型無段変速機の運転時には、押圧装置２４が前段側の入力側ディスク２ａを、矢印イに示す様に、図９の右方に押圧する。この様に右方に押圧された、この入力側ディスク２ａは、各パワーローラ１３、１３を、矢印ロで示す様に、出力側ディスク１１に向け押圧する。この結果、この出力側ディスク１１の外径寄り部分が、矢印ハで示す様に、上記入力側ディスク２ａから遠ざかる方向に弾性変形し、これに伴って上記各パワーローラ１３、１３も、上記矢印ロ方向に変位する。上記入力回転軸１の軸方向に関して、これら矢印イ〜ハの方向は同じである。   First, the behavior of the cavity portion on the front stage side (left side in FIG. 9) will be described. During operation of the toroidal continuously variable transmission, the pressing device 24 presses the input side disk 2a on the front stage side to the right in FIG. The input side disk 2a thus pressed to the right presses the power rollers 13 and 13 toward the output side disk 11 as indicated by arrows b. As a result, the portion near the outer diameter of the output side disk 11 is elastically deformed in the direction away from the input side disk 2a, as indicated by the arrow C, and the power rollers 13, 13 are also moved along the arrow. Displaces in the B direction. With respect to the axial direction of the input rotary shaft 1, the directions of the arrows A to C are the same.

要するに、上記前段側のキャビティを構成する、入力側、出力側両ディスク２ａ、１１及び各パワーローラ１３、１３は、上記押圧装置２４の押圧方向（図９の右方）に変位する。一方、後段側（図９の右側）のキャビティを構成する入力側ディスク２ｂに関しては、上記押圧装置２４の作動に伴って図９の左方に引っ張られる入力回転軸１により、矢印ニに示す様に、図９の左方に押される。この様に左方に押圧された、上記入力側ディスク２ｂは、各パワーローラ１３、１３を、矢印ホで示す様に、出力側ディスク１１に向け押圧する。この結果、この出力側ディスク１１の外径寄り部分が、矢印ヘで示す様に、上記入力側ディスク２ｂから遠ざかる方向に弾性変形し、これに伴って上記各パワーローラ１３、１３も、上記矢印ホ方向に変位する。上記入力回転軸１の軸方向に関して、これら矢印ニ〜ヘの方向は同じである。   In short, the input-side and output-side disks 2a and 11 and the power rollers 13 and 13 constituting the preceding-stage cavity are displaced in the pressing direction of the pressing device 24 (to the right in FIG. 9). On the other hand, with respect to the input side disk 2b constituting the cavity on the rear stage side (the right side in FIG. 9), the input rotating shaft 1 pulled to the left in FIG. Then, it is pushed to the left in FIG. The input side disk 2b pressed to the left in this way presses the power rollers 13 and 13 toward the output side disk 11 as indicated by arrows e. As a result, the portion near the outer diameter of the output side disk 11 is elastically deformed in the direction away from the input side disk 2b, as indicated by the arrow, and the power rollers 13, 13 are also moved along the arrow. Displaces in the direction of E. With respect to the axial direction of the input rotary shaft 1, the directions of these arrows D to F are the same.

上述の様に、トロイダル型無段変速機の運転時に入力側、出力側各ディスク２ａ、２ｂ、１１及び各パワーローラ１３、１３は、上記入力回転軸１の軸方向に変位する。この入力回転軸１の軸方向に関して、前段側、後段側両キャビティに配置された動力伝達用の部材（入力側、出力側各ディスク２ａ、２ｂ、１１及び各パワーローラ１３、１３）の変位方向は、上記両キャビティ毎に同じ（両キャビティ同士の間では互いに逆）になる。これに対して、これら各パワーローラ１３、１３を支持している各トラニオン１５、１５（図７〜８参照）は、変位する事なく、そのままの位置に留る。これら各パワーローラ１３、１３と各トラニオン１５、１５との相対変位は、前述の様に、各支持軸１６、１６（図７〜８参照）の揺動に基づいて吸収する。従って、上記入力側、出力側各ディスク２ａ、２ｂ、１１と上記各トラニオン１５、１５とは、上記入力回転軸１の軸方向に関して相対変位する。   As described above, the input-side and output-side disks 2 a, 2 b, 11 and the power rollers 13, 13 are displaced in the axial direction of the input rotary shaft 1 during operation of the toroidal-type continuously variable transmission. With respect to the axial direction of the input rotary shaft 1, the direction of displacement of the power transmission members (input side and output side disks 2a, 2b, 11 and power rollers 13, 13) disposed in both the front and rear cavities Is the same for both cavities (they are opposite to each other between the cavities). On the other hand, the trunnions 15 and 15 (see FIGS. 7 to 8) supporting the power rollers 13 and 13 remain in the same positions without being displaced. As described above, the relative displacement between the power rollers 13 and 13 and the trunnions 15 and 15 is absorbed based on the swinging of the support shafts 16 and 16 (see FIGS. 7 to 8). Accordingly, the input side and output side disks 2a, 2b, 11 and the trunnions 15, 15 are relatively displaced with respect to the axial direction of the input rotary shaft 1.

この様な相対変位に拘らず、上記入力側、出力側各ディスク２ａ、２ｂ、１１と上記各トラニオン１５、１５とが干渉する事を防止する為には、上記入力回転軸１の軸方向に関する、これら各トラニオン１５、１５の幅寸法を小さくしなければならない。この結果、これら各トラニオン１５、１５の強度及び剛性の確保が難しくなる。これら各トラニオン１５、１５の強度の不足は、これら各トラニオン１５、１５を組み込んだトロイダル型無段変速機の耐久性確保の面から不利になる。又、剛性の不足は、動力伝達時に於ける上記各トラニオン１５、１５の弾性変形量の増大に結び付き、上記各パワーローラ１３、１３の位置決め精度の悪化による、変速比制御の不安定化、トラクション部での滑りの増大による伝達効率の悪化の原因となる。   In order to prevent the input side and output side disks 2a, 2b, 11 and the trunnions 15, 15 from interfering with each other regardless of such relative displacement, the axial direction of the input rotary shaft 1 is concerned. The width dimension of each trunnion 15 must be reduced. As a result, it becomes difficult to ensure the strength and rigidity of the trunnions 15 and 15. The lack of strength of the trunnions 15 and 15 is disadvantageous in terms of ensuring the durability of the toroidal continuously variable transmission incorporating the trunnions 15 and 15. In addition, the lack of rigidity leads to an increase in the amount of elastic deformation of the trunnions 15 and 15 during power transmission, and the speed ratio control becomes unstable due to the deterioration of positioning accuracy of the power rollers 13 and 13, traction. This causes deterioration of transmission efficiency due to an increase in slippage at the part.

上述の様な問題に対応する技術として従来から、特許文献５、６に記載されたものが知られている。このうちの特許文献５に記載された従来技術は、パワーローラを回転自在に支持する為にトラニオンに設けるスラスト玉軸受の外輪や支持軸をこのトラニオンと一体にすると共に、入力側、出力側両ディスクを軸方向に変位自在とするものである。又、特許文献６に記載された従来技術は、入力側、出力側両ディスクを互いに近付く方向に押圧する１対の油圧式の押圧装置を設けたものである。これら特許文献５、６に記載された従来技術は、上記問題を低減乃至は解消できるものではあるが、何れも、入力側ディスクと出力側ディスクとを１個ずつ設けた、所謂シングルキャビティ型のトロイダル型無段変速機を対象としたものである。この様なシングルキャビティ型のトロイダル型無段変速機は、トロイダル型無段変速機の技術分野で周知の様に、伝達可能な動力が低い他、大きなスラスト荷重を支承する為の軸受が必要になり、この軸受部分での摩擦損失が大きい為、全体としての伝達効率が悪くなる。   Conventionally, techniques described in Patent Documents 5 and 6 are known as techniques for dealing with the above-described problems. Among these, the prior art described in Patent Document 5 integrates an outer ring and a support shaft of a thrust ball bearing provided on the trunnion to support the power roller in a rotatable manner, and both the input side and the output side. The disc can be displaced in the axial direction. Further, the prior art described in Patent Document 6 is provided with a pair of hydraulic pressing devices that press both the input side and output side disks in a direction approaching each other. The prior arts described in these Patent Documents 5 and 6 can reduce or eliminate the above-mentioned problems. However, both of them are so-called single cavity type in which one input side disk and one output side disk are provided. It is intended for toroidal type continuously variable transmissions. As is well known in the technical field of toroidal continuously variable transmissions, such single-cavity toroidal continuously variable transmissions require low power that can be transmitted and bearings for supporting large thrust loads. Therefore, since the friction loss in the bearing portion is large, the transmission efficiency as a whole is deteriorated.

特開平０２−２８３９４９号公報Japanese Patent Laid-Open No. 02-283949 特開平０６−２８０９５９号公報Japanese Patent Laid-Open No. 06-280959 特開２０００−２２０７１９号公報JP 2000-220719 A 特開２００３−３０７２６６号公報JP 2003-307266 A 特開２００５−３０４４５号公報JP 2005-30445 A 特開２００４−１６９８０１号公報JP 2004-169801 A

本発明は、上述の様な事情に鑑みて、ダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機を対象として、小型・軽量化と、伝達効率の向上と、伝達可能なトルクを向上させる高容量化とを、高次元で並立させる事が可能な構造を実現すべく発明したものである。   In view of the circumstances as described above, the present invention is directed to a double-cavity toroidal-type continuously variable transmission, and is reduced in size and weight, improved in transmission efficiency, and increased in capacity to improve transmittable torque. Are invented to realize a structure that can be arranged side by side in a high dimension.

本発明のトロイダル型無段変速機は、前述した図６〜９に示した構造と同様に、回転軸と、１対の外側ディスクと、１対の内側ディスクと、複数個の支持部材と、複数個のパワーローラと、押圧装置とを備える。
このうちの回転軸は、ケーシング内に、回転自在に支持されている。
又、上記両外側ディスクは、それぞれが断面円弧形の凹面である互いの軸方向片側面同士を対向させた状態で上記回転軸の軸方向２個所位置に、この回転軸と同期した回転を自在として支持されている。
又、上記両内側ディスクは、上記回転軸の中間部周囲に、それぞれが断面円弧形の凹面である軸方向片側面を上記両外側ディスクの軸方向片側面に対向させた状態で、上記回転軸に対する相対回転を自在に支持されている。
又、上記各支持部材は、軸方向に関して上記両外側ディスクの軸方向片側面と上記両内側ディスクの軸方向片側面との間位置にそれぞれ複数個ずつ、上記回転軸に対し捩れの位置にある枢軸を中心とする揺動変位を自在に設けられている。
又、上記各パワーローラは、上記各支持部材に回転自在に支持され、球状凸面としたそれぞれの周面を、上記両内側ディスクの軸方向片側面と上記両外側ディスクの軸方向片側面とに当接させている。
更に、上記押圧装置は、上記両外側ディスクと上記両内側ディスクとを互いに近付ける方向に押圧する。 The toroidal-type continuously variable transmission of the present invention has a rotating shaft, a pair of outer disks, a pair of inner disks, a plurality of support members, as in the structure shown in FIGS. A plurality of power rollers and a pressing device are provided.
Among these, the rotating shaft is rotatably supported in the casing.
In addition, the both outer disks rotate in synchronization with the rotation shaft at two axial positions of the rotation shaft in a state in which the respective axial one side surfaces, which are concave surfaces each having an arcuate cross section, are opposed to each other. It is supported as free.
Further, the both inner disks rotate around the middle part of the rotating shaft in a state in which one axial side surface, which is a concave surface having an arc cross section, is opposed to the one axial side surface of the outer disk. A relative rotation with respect to the shaft is supported freely.
Each of the supporting members is twisted with respect to the rotating shaft, and a plurality of each of the supporting members is located between the axial side surfaces of the outer disks and the axial side surfaces of the inner disks. Oscillating displacement about the pivot is freely provided.
Each of the power rollers is rotatably supported by the support member and has a spherical convex surface on each of the axial sides of the inner disks and the axial sides of the outer disks. It is in contact.
Further, the pressing device presses the both outer disks and the both inner disks in a direction approaching each other.

特に、本発明のトロイダル型無段変速機に於いては、上記押圧装置を、第一の押圧装置と第二の押圧装置とから構成している。
このうちの第一の押圧装置は、上記回転軸と上記両外側ディスクのうちの一方の外側ディスクとの間に設けている。そして、当該外側ディスクを、上記両内側ディスクのうちの当該外側ディスクが対向する内側ディスクに向けて押圧する。
又、上記第二の押圧装置は、上記両内側ディスク同士の間に設けている。そして、これら両内側ディスクを、互いに離れる方向に押圧する。 In particular, in the toroidal type continuously variable transmission according to the present invention, the pressing device includes a first pressing device and a second pressing device.
Of these, the first pressing device is provided between the rotating shaft and one of the outer disks. Then, the outer disk is pressed toward the inner disk facing the outer disk of the inner disks.
The second pressing device is provided between the inner disks. Then, both the inner disks are pressed away from each other.

上述の様に構成する本発明のトロイダル型無段変速機によれば、小型・軽量化と、伝達効率の向上と、伝達可能なトルクを向上させる高容量化とを、高次元で並立させる事が可能になる。
先ず、小型・軽量化は、外側、内側各ディスクの剛性を徒に高くする必要がない事により可能になる。即ち、前述の様な理由での、これら各ディスクと各支持部材との干渉防止は、これら各ディスクの剛性を向上させて、動力伝達時に於けるこれら各ディスクの弾性変形を抑える事によっても図れるが、小型・軽量化の面からは不利になる。これに対して本発明の場合には、第一、第二の押圧装置により一方の外側ディスクと当該外側ディスクが対向する内側ディスクとの両方のディスクを、互いに近付く方向に押圧する為、これら両ディスクの弾性変形に拘らず、これら両ディスク同士の間に挟持された各パワーローラの、回転軸の軸方向に関する変位を抑えられる。押圧装置の作用に基づくこれら各パワーローラの弾性変形に基づき、これら各パワーローラを挟持した外側、内側両ディスク同士が互いに近付くが、この際、これら両ディスクが上記各パワーローラの弾性変形量の半分ずつ移動する。従って、これら両ディスクの内側面と、これら両ディスク同士の間に配置された上記各支持部材との近づき量は、前述の図９で説明した従来構造の半分程度に抑えられる。この為、これら各支持部材と上記外側、内側各ディスクとの干渉防止を考慮しても、これら各ディスクの剛性を徒に高くする必要がなくなり、小型・軽量化を図り易くなる。 According to the toroidal-type continuously variable transmission of the present invention configured as described above, the reduction in size and weight, the improvement in transmission efficiency, and the increase in capacity to improve the torque that can be transmitted can be arranged side by side in a high dimension. Is possible.
First, miniaturization and weight reduction are possible because it is not necessary to increase the rigidity of the outer and inner disks. That is, for the reasons described above, the interference between each disk and each support member can be prevented by improving the rigidity of each disk and suppressing the elastic deformation of each disk during power transmission. However, it is disadvantageous in terms of size and weight reduction. On the other hand, in the case of the present invention, the first and second pressing devices press both the outer disk and the inner disk facing the outer disk in a direction approaching each other. Regardless of the elastic deformation of the discs, the displacement of each power roller sandwiched between these discs in the axial direction of the rotating shaft can be suppressed. Based on the elastic deformation of each of these power rollers based on the action of the pressing device, both the outer and inner disks sandwiching each of these power rollers approach each other. Move half by one. Therefore, the amount of approach between the inner side surfaces of these two disks and each of the support members arranged between these two disks can be suppressed to about half that of the conventional structure described with reference to FIG. For this reason, even if the prevention of interference between each of the support members and the outer and inner disks is taken into consideration, it is not necessary to increase the rigidity of each of the disks and it is easy to reduce the size and weight.

又、伝達効率の向上は、各支持部材の剛性を向上させて、動力伝達時に於けるこれら各支持部材の弾性変形を抑え、これら各支持部材に支持された各パワーローラの位置規制を精度良く行なえる事により図れる。即ち、動力伝達時に於ける上記各ディスクの軸方向に関する変位を抑えられる為、これら各ディスクとの干渉防止を図りつつ、この軸方向に関する上記各支持部材の幅寸法を大きくできる。この為、これら各支持部材の剛性を向上させて、これら各支持部材に支持された各パワーローラの位置規制を精度良く行なえる為、上記伝達効率の向上を図れる。   In addition, the improvement in transmission efficiency improves the rigidity of each support member, suppresses elastic deformation of each support member during power transmission, and accurately regulates the position of each power roller supported by each support member. You can plan by doing it. That is, since the displacement in the axial direction of each disk during power transmission can be suppressed, the width dimension of each support member in the axial direction can be increased while preventing interference with each disk. For this reason, since the rigidity of each of these support members is improved and the position of each power roller supported by each of these support members can be regulated with high accuracy, the transmission efficiency can be improved.

更に、高容量化は、ダブルキャビティ型の構造を採用する事により図れる。前述の特許文献３、４に記載されている様な、シングルキャビティ型の構造に比べて、２個ずつの外側ディスクと内側ディスクとを動力の伝達方向に関して互いに並列に配置するダブルキャビティ型の構造は、動力の伝達部分であるトラクション部を２倍に増やせる。この為、各トラクション部毎の負荷を低減して、耐久性を確保しつつ伝達可能な動力を大きくできる。   Furthermore, the capacity can be increased by adopting a double cavity type structure. Compared to the single cavity type structure as described in Patent Documents 3 and 4, the double cavity type structure in which two outer disks and two inner disks are arranged in parallel with each other in the power transmission direction. Can double the traction part, which is the power transmission part. For this reason, it is possible to reduce the load for each traction unit and increase the power that can be transmitted while ensuring durability.

本発明を実施する場合に好ましくは、請求項２に記載した様に、第一の押圧装置を、第一の油圧室内への油圧の導入に伴って当該外側ディスクを対向する内側ディスクに向けて押圧する、油圧式とする。又、第二の押圧装置を、第二の油圧室内への油圧の導入に伴って両内側ディスクを互いに離れる方向に押圧する、油圧式とする。
本発明を実施する場合に、第一、第二の押圧装置を、機械式のローディングカム装置とする事もできる。但し、ローディングカム装置の場合には、変速比の変更や、温度変化に伴うトラクションオイルのトラクション係数の変化等、トロイダル型無段変速機の運転状況の変化に対応して、最適の押圧力を得る事はできない。これに対して、油圧式の押圧装置を使用すれば、上記運転状況の変化に対応して、最適の押圧力を得られる。 In the case of carrying out the present invention, preferably, as described in claim 2, the first pressing device is directed toward the inner disk facing the outer disk as the hydraulic pressure is introduced into the first hydraulic chamber. Press and hydraulic. Further, the second pressing device is of a hydraulic type that presses both inner disks away from each other as the hydraulic pressure is introduced into the second hydraulic chamber.
In carrying out the present invention, the first and second pressing devices can be mechanical loading cam devices. However, in the case of a loading cam device, the optimum pressing force should be applied in response to changes in the operating conditions of the toroidal continuously variable transmission, such as changes in the gear ratio and changes in the traction coefficient of the traction oil due to temperature changes. I can't get it. On the other hand, if a hydraulic pressing device is used, an optimal pressing force can be obtained in response to the change in the operating condition.

上述の請求項２に記載した発明を実施する場合に、更に好ましくは、請求項３に記載した様に、上記第一の油圧室と上記第二の油圧室とに、互いに独立した油圧を導入自在とする。
この様に構成すれば、上記両油圧室に送り込む圧油の量を規制しなくても、これら両油圧室に導入する油圧を調整する事だけで、それぞれ１対ずつの外側、内側各ディスクの軸方向に関する位置決めを図れる。即ち、両外側ディスクと両内側ディスクとの間の変速比が１（等速伝達）でない限り、各パワーローラからこれら各ディスクに加わる力の大きさは、上記両外側ディスクと上記両内側ディスクとで互いに異なる。従って、上記変速比が１でない場合、上記各パワーローラがこれら各ディスクの軸方向に変位しない様にする為には、上記両油圧室に導入する油圧を、上記力の大きさの相違に対応して互いに異ならせる必要がある。上述の請求項３に記載した発明によれば、この様な要求に対応できる。 When the invention described in claim 2 is carried out, more preferably, as described in claim 3, independent hydraulic pressures are introduced into the first hydraulic chamber and the second hydraulic chamber. Make it free.
With this configuration, even if the amount of pressure oil fed into both the hydraulic chambers is not restricted, only one pair of the outer and inner disks are adjusted by adjusting the hydraulic pressure introduced into both the hydraulic chambers. Positioning in the axial direction can be achieved. That is, unless the transmission ratio between both outer disks and both inner disks is 1 (constant speed transmission), the magnitude of the force applied to each disk from each power roller is as follows. Are different from each other. Therefore, when the speed ratio is not 1, in order to prevent the power rollers from displacing in the axial direction of the disks, the hydraulic pressure introduced into the hydraulic chambers is adapted to the difference in the magnitude of the force. Need to be different from each other. According to the above-described third aspect of the invention, such a request can be met.

又、本発明を実施する場合に好ましくは、請求項４に記載した様に、各支持部材と、これら各支持部材に対し各パワーローラを回転自在に支持する為の各支持軸と、同じく各転がり軸受の軌道輪とを、互いに一体とする。
本発明の場合には、運転時に上記各パワーローラが各ディスクの軸方向に変位しない様にする事が可能になる為、これら各パワーローラを上記各支持部材に対し支持する為の各支持軸を、これら各パワーローラに対し揺動変位自在に組み合わせる必要はない。従って、上記各部材を一体とする事が可能になり、一体とした場合には、上記各支持部材自体の剛性を高くできる事に加えて、これら各支持部材に対する上記各パワーローラの支持剛性を高くできる。何れの剛性に関しても、高くする事は、これら各パワーローラの位置決め精度の向上により、トロイダル型無段変速機の耐久性及び伝達効率の向上の面から有利に働く。 In carrying out the present invention, preferably, as described in claim 4, each support member, each support shaft for rotatably supporting each power roller with respect to each support member, The bearing rings of the rolling bearing are integrated with each other.
In the case of the present invention, since it becomes possible to prevent the power rollers from being displaced in the axial direction of the disks during operation, the support shafts for supporting the power rollers with respect to the support members. It is not necessary to combine these with each of these power rollers so as to be swingable and displaceable. Accordingly, it is possible to integrate the above-mentioned members, and when integrated, in addition to being able to increase the rigidity of each of the support members themselves, the support rigidity of each of the power rollers with respect to each of these support members can be increased. Can be high. Increasing the rigidity of any of the above works advantageously from the viewpoint of improving the durability and transmission efficiency of the toroidal continuously variable transmission by improving the positioning accuracy of these power rollers.

図１〜３は、本発明の実施例１を示している。尚、本実施例の特徴は、ダブルキャビティ型の構造を前提として、トラクション部の面圧を確保する為の押圧装置の構造を工夫した点、及び、特許請求の範囲に記載した支持部材であるトラニオン１５ａに対しパワーローラ１３を回転自在に支持する為の構造を工夫した点にある。その他の部分の構造及び作用は、前述の図６〜８に示した従来構造、及び図９に示した構造と同様であるから、重複する図示及び説明を省略若しくは簡略にし、以下、本実施例の特徴部分を中心に説明する。   1-3 show Example 1 of the present invention. The feature of this embodiment is that the structure of the pressing device for securing the surface pressure of the traction part is devised on the premise of the double cavity type structure, and the support member described in the claims. This is because the structure for rotatably supporting the power roller 13 with respect to the trunnion 15a is devised. Since the structure and operation of other parts are the same as those of the conventional structure shown in FIGS. 6 to 8 and the structure shown in FIG. 9, overlapping illustrations and descriptions are omitted or simplified. The description will focus on the features of

本実施例の場合、上記押圧装置を、それぞれが油圧式の押圧装置である、第一の押圧装置２５と第二の押圧装置２６とから構成している。
このうちの第一の押圧装置２５は、特許請求の範囲に記載した回転軸である入力回転軸１と、特許請求の範囲に記載した両外側ディスクである両入力側ディスク２ａ、２ｂのうちの、前段側（エンジン側で図１〜２の左側）の入力側ディスク２ａとの間に設けている。即ち、上記入力回転軸１の中間部前端寄り部分にシリンダ筒２７を固定し、このシリンダ筒２７に、上記前段側の入力側ディスク２ａを、油密に嵌装している。そして、これらシリンダ筒２７と入力側ディスク２ａとにより囲まれた第一の油圧室２８内に油圧を導入する事により、この前段側の入力側ディスク２ａを、それぞれが特許請求の範囲に記載した内側ディスクである１対の出力側ディスク１１ａ、１１ｂのうちの、前側の出力側ディスク１１ａに向けて押圧する様に構成している。 In the case of the present embodiment, the pressing device includes a first pressing device 25 and a second pressing device 26, each of which is a hydraulic pressing device.
Of these, the first pressing device 25 includes the input rotary shaft 1 that is the rotary shaft described in the claims, and the two input side discs 2a and 2b that are both outer disks described in the claims. The input side disk 2a is provided between the front side (the engine side and the left side in FIGS. 1 and 2). That is, a cylinder cylinder 27 is fixed to a portion near the front end of the intermediate portion of the input rotating shaft 1, and the input disk 2 a on the front stage side is oil-tightly fitted into the cylinder cylinder 27. Then, by introducing the hydraulic pressure into the first hydraulic chamber 28 surrounded by the cylinder cylinder 27 and the input side disk 2a, each of the input side disks 2a on the preceding stage is described in the claims. Of the pair of output side disks 11a and 11b, which are inner disks, they are configured to be pressed toward the front side output side disk 11a.

これに対して、上記第二の押圧装置２６は、上記両出力側ディスク１１ａ、１１ｂ同士の間に設けている。即ち、後側（エンジンと逆側で図１〜２の右側）の出力側ディスク１１ｂの外側面外周縁部にシリンダ部２９を形成し、このシリンダ部２９に、上記前側の出力側ディスク１１ａを、油密に嵌装している。そして、これらシリンダ部２９と出力側ディスク１１ａとにより囲まれた第二の油圧室３０内に油圧を導入する事により、この前側の出力側ディスク１１ａを、上記前段側の入力側ディスク２ａに向けて押圧する様に構成している。   On the other hand, the second pressing device 26 is provided between the output side disks 11a and 11b. That is, a cylinder portion 29 is formed on the outer peripheral edge portion of the output side disk 11b on the rear side (opposite side of the engine and on the right side in FIGS. 1 and 2). It is oil tightly fitted. Then, by introducing the hydraulic pressure into the second hydraulic chamber 30 surrounded by the cylinder portion 29 and the output side disk 11a, the front side output side disk 11a is directed to the front side input side disk 2a. It is configured to press.

上記第一、第二の両油圧室２８、３０には、図２に示す様な構造により、上記入力回転軸１を介して、互いに独立した油圧を導入自在としている。この為に、この入力回転軸１の中心部に、通油路３１を形成している。この通油路３１の基端部は、この入力回転軸１の前端面に開口している。又、上記前段側の入力側ディスク２ａの入力側内側面３と上記前側の出力側ディスク１１ａの出力側内側面１２との間で、トラニオン１５ａ及びパワーローラ１３（図３参照）と干渉しない、円周方向にずれた位置に、給油ポスト３２を設けている。上記入力回転軸１は、この給油ポスト３２の中間部に形成した円環部３３を挿通している。この円環部３３の内周面の軸方向両端部と上記入力回転軸１の外周面との間に１対のシールリング３４、３４を設け、これら両シールリング３４、３４同士の間部分で、上記給油ポスト３２の内部に設けた給油路３５と、上記入力回転軸１の中心部の通油路３１とを連通させている。又、上記両出力側ディスク１１ａ、１１ｂの内周面と上記入力回転軸１の外周面との間に１対のシールリング３６、３６を設け、これら両シールリング３６、３６同士の間部分で、上記通油路３１と上記第二の油圧室３０とを連通させている。   In the first and second hydraulic chambers 28 and 30, independent hydraulic pressures can be introduced via the input rotary shaft 1 by the structure as shown in FIG. 2. For this purpose, an oil passage 31 is formed at the center of the input rotary shaft 1. The base end portion of the oil passage 31 is open to the front end surface of the input rotary shaft 1. Further, the trunnion 15a and the power roller 13 (see FIG. 3) do not interfere with each other between the input side inner surface 3 of the front input side disk 2a and the output side inner surface 12 of the front output side disk 11a. An oil supply post 32 is provided at a position shifted in the circumferential direction. The input rotary shaft 1 is inserted through an annular portion 33 formed at an intermediate portion of the oil supply post 32. A pair of seal rings 34, 34 are provided between both axial ends of the inner peripheral surface of the annular portion 33 and the outer peripheral surface of the input rotary shaft 1, and a portion between these seal rings 34, 34 is provided. The oil supply passage 35 provided inside the oil supply post 32 and the oil passage 31 at the center of the input rotary shaft 1 are communicated with each other. Also, a pair of seal rings 36, 36 are provided between the inner peripheral surfaces of the output side disks 11a, 11b and the outer peripheral surface of the input rotary shaft 1, and a portion between these seal rings 36, 36 is provided. The oil passage 31 and the second hydraulic chamber 30 are communicated with each other.

又、上記通油路３１の中間部で、上記入力回転軸１の軸方向に関する位置が、上記給油ポスト３２と上記第一の油圧室２８との間に位置する部分を、栓３７により塞いでいる。そして、給油ポンプ３８の吐出ポートから吐出される圧油を、上記給油ポスト３２の給油路３５に送り込み自在とすると共に、上記入力回転軸１の中心部の通油路３１に、前端開口部から送り込み自在としている。上記給油路３５に送り込まれた圧油は、上記通油路３１のうちで上記栓３７よりも奥側部分を通して上記第二の油圧室３０に、この通油路３１内に前端開口側から送り込まれた圧油は上記第一の油圧室２８に、それぞれ送り込まれる。又、上記給油ポンプ３８の吐出ポートと上記給油路３５との間、同じく通油路３１の前端開口部との間には、互いに独立した油圧制御弁３９ａ、３９ｂを設けている。従って、上記第一、第二の油圧室２８、３０に導入する油圧は、互いに独立して調節自在である。   Further, a plug 37 closes a portion where the position of the input rotary shaft 1 in the axial direction between the oil supply post 32 and the first hydraulic chamber 28 in the middle portion of the oil passage 31. Yes. Then, the pressure oil discharged from the discharge port of the oil supply pump 38 can be freely fed into the oil supply passage 35 of the oil supply post 32, and the oil passage 31 at the center of the input rotary shaft 1 is passed from the front end opening portion. It can be sent freely. The pressure oil sent to the oil supply passage 35 is sent to the second hydraulic chamber 30 through the back side of the plug 37 in the oil passage 31 and into the oil passage 31 from the front end opening side. The pressurized oil is sent to the first hydraulic chamber 28, respectively. In addition, hydraulic control valves 39 a and 39 b that are independent from each other are provided between the discharge port of the oil supply pump 38 and the oil supply passage 35 and between the front end opening of the oil passage 31. Accordingly, the hydraulic pressure introduced into the first and second hydraulic chambers 28 and 30 can be adjusted independently of each other.

更に、本実施例の場合には、図３に示す様に、支持部材であるトラニオン１５ａと、このトラニオン１５ａに対しパワーローラ１３を回転自在に支持する為の支持軸１６ａと、同じくスラスト玉軸受１８を構成する外輪４０とを、互いに一体としている。即ち、軸受鋼等の金属材料に鍛造加工等の塑性加工、及び切削加工、研磨加工等の仕上加工を施して上記トラニオン１５ａを形成するのと同時に、このトラニオン１５ａの内側面に上記支持軸１６ａを突設すると共に、この内側面の一部でこの支持軸１６ａの周囲部分に、スラスト外輪軌道４１を形成している。   Further, in this embodiment, as shown in FIG. 3, a trunnion 15a as a support member, a support shaft 16a for rotatably supporting the power roller 13 with respect to the trunnion 15a, and a thrust ball bearing are also used. The outer ring 40 constituting the shaft 18 is integrated with each other. That is, the support shaft 16a is formed on the inner surface of the trunnion 15a at the same time as the trunnion 15a is formed by subjecting a metal material such as bearing steel to plastic processing such as forging and finishing processing such as cutting and polishing. And a thrust outer ring raceway 41 is formed on a part of the inner surface around the support shaft 16a.

又、本実施例の場合には、前記両出力側ディスク１１ａ、１１ｂの回転を、後段側の入力側ディスク２ｂの内径側を挿通した中空回転軸４２により取り出す様にしている。即ち、この中空回転軸４２の中間部を、上記後側の入力側ディスク２ｂの内周面と前記入力回転軸１の外周面との間の環状隙間に位置させると共に、上記中空回転軸４２の基端部（図１〜２の左端部）外周面に上記両出力側ディスク１１ａ、１１ｂを、油密を保持した状態で、スプライン係合させている。又、上記中空回転軸４２の先端部（図１〜２の右端部）で、上記後段側の入力側ディスク２ｂの外側面から突出した部分に、遊星歯車式変速機構４３を構成する太陽歯車４４を固定している。この遊星歯車式変速機構４３は、トロイダル型無段変速機との組み合わせにより変速比を大きくする為に設けているが、前述の特許文献３〜４に記載される等により従来から広く知られている機構であり、本発明の要旨とも関係しない為、詳しい説明は省略する。   In the case of the present embodiment, the rotation of both the output side disks 11a and 11b is taken out by the hollow rotary shaft 42 inserted through the inner diameter side of the rear side input side disk 2b. That is, the intermediate portion of the hollow rotary shaft 42 is positioned in an annular gap between the inner peripheral surface of the rear input disk 2b and the outer peripheral surface of the input rotary shaft 1, and The output side disks 11a and 11b are spline engaged with the outer peripheral surface of the base end (left end in FIGS. 1 and 2) while maintaining oil tightness. Further, the sun gear 44 constituting the planetary gear type speed change mechanism 43 is formed at the tip of the hollow rotary shaft 42 (the right end in FIGS. 1 and 2) protruding from the outer surface of the input side disk 2b on the rear stage side. Is fixed. The planetary gear type speed change mechanism 43 is provided to increase the speed ratio by combination with a toroidal type continuously variable transmission, but has been widely known from the past, for example, as described in Patent Documents 3 to 4 described above. Since this mechanism is not related to the gist of the present invention, detailed description thereof is omitted.

上述の様に構成する本実施例のトロイダル型無段変速機の運転時には、前記給油ポンプ３８から吐出した圧油を、前記第一、第二の押圧装置２５、２６に設けた、第一、第二の油圧室２８、３０に送り込む。この際、前記両油圧制御弁３９ａ、３９ｂによりこれら両油圧室２８、３０に導入する油圧を、上記両入力側ディスク２ａ、２ｂと上記両出力側ディスク１１ａ、１１ｂとの間の変速比に応じて調節する。具体的には、第一の押圧装置２５が前記パワーローラ１３を上記入力回転軸１の軸方向に押圧する力の大きさと、上記第二の押圧装置２６がこのパワーローラ１３をこの入力回転軸１の軸方向に押圧する力の大きさとを互いに等しく（向きは逆に）する。この為に、上記両油圧制御弁３９ａ、３９ｂを制御する為の図示しない制御器が、上記変速比に応じて、上記両油圧室２８、３０に送り込む油圧を調節する。因に、この変速比が１の場合には、これら両油圧室２８、３０に送り込む油圧を等しくする（これら両油圧室２８、３０の受圧面積が等しい場合）。   When operating the toroidal type continuously variable transmission of the present embodiment configured as described above, the pressure oil discharged from the oil supply pump 38 is provided in the first and second pressing devices 25, 26, Feed into the second hydraulic chambers 28, 30. At this time, the hydraulic pressure introduced into the hydraulic chambers 28 and 30 by the hydraulic control valves 39a and 39b depends on the gear ratio between the input disks 2a and 2b and the output disks 11a and 11b. Adjust. Specifically, the magnitude of the force with which the first pressing device 25 presses the power roller 13 in the axial direction of the input rotating shaft 1 and the second pressing device 26 presses the power roller 13 with the input rotating shaft. The magnitudes of the pressing forces in the axial direction of 1 are equal to each other (the directions are reversed). For this purpose, a controller (not shown) for controlling both the hydraulic control valves 39a and 39b adjusts the hydraulic pressure fed into the both hydraulic chambers 28 and 30 according to the gear ratio. Incidentally, when the gear ratio is 1, the hydraulic pressures fed into the hydraulic chambers 28 and 30 are equalized (when the pressure receiving areas of the hydraulic chambers 28 and 30 are equal).

これら両油圧室２８、３０内への油圧の導入に伴って、上記両入力側ディスク２ａ、２ｂ及び上記両出力側ディスク１１ａ、１１ｂが、図１に矢印イ〜ニに示す方向に変位する。即ち、上記第一の油圧室２８内への油圧の導入に伴って上記第一の押圧装置２５が、前段側の入力側ディスク２ａを、矢印イで示す様に後方に押圧すると同時に、上記入力回転軸１を介して後段側の入力側ディスク２ｂを、矢印ロで示す様に、前方に引っ張る。又、上記第二の油圧室３０内への油圧の導入に伴って上記第二の押圧装置２６が、前段側の出力側ディスク１１ａを矢印ハに示す様に前方に押圧すると同時に、後段側の出力側ディスク１１ｂを矢印ニに示す様に後方に押圧する。これら各矢印イ〜ニから明らかな通り、互いに対となって前段側キャビティを構成する入力側ディスク２ａと出力側ディスク１１ａとは、互いに近づく方向（上記入力回転軸１の軸方向に関して逆方向）に変位する。又、互いに対となって後段側キャビティを構成する入力側ディスク２ｂと出力側ディスク１１ｂとも、互いに近づく方向に変位する。   As the hydraulic pressure is introduced into the hydraulic chambers 28 and 30, the input disks 2a and 2b and the output disks 11a and 11b are displaced in the directions indicated by arrows i to i in FIG. That is, as the hydraulic pressure is introduced into the first hydraulic chamber 28, the first pressing device 25 presses the input side disk 2a on the front side rearward as indicated by an arrow A, and at the same time, the input The rear input disk 2b is pulled forward via the rotary shaft 1 as indicated by the arrow b. As the hydraulic pressure is introduced into the second hydraulic chamber 30, the second pressing device 26 presses the output disk 11a on the front side forward as indicated by an arrow C, and at the same time, The output side disk 11b is pushed backward as indicated by an arrow D. As is clear from these arrows (i) to (d), the input-side disk 2a and the output-side disk 11a, which form a pair of cavities in the preceding stage, approach each other (the reverse direction with respect to the axial direction of the input rotary shaft 1). It is displaced to. Further, the input side disk 2b and the output side disk 11b constituting the rear side cavity as a pair with each other are displaced in a direction approaching each other.

前述の様に構成し、上述の様に作用する本実施例のトロイダル型無段変速機によれば、小型・軽量化と、伝達効率の向上と、伝達可能なトルクを向上させる高容量化とを、高次元で並立させる事が可能になる。
先ず、小型・軽量化は、上記両入力側ディスク２ａ、２ｂ及び上記両出力側ディスク１１ａ、１１ｂの剛性を徒に高くする必要がない事により可能になる。即ち、前述の様な理由での、これら各ディスク２ａ、２ｂ、１１ａ、１１ｂと前記各トラニオン１５ａとの干渉防止は、これら各ディスク２ａ、２ｂ、１１ａ、１１ｂの剛性を向上させて、動力伝達時に於けるこれら各ディスク２ａ、２ｂ、１１ａ、１１ｂの弾性変形を抑える事によっても図れるが、小型・軽量化の面からは不利になる。これに対して本実施例の場合には、図１の矢印イ〜ニから明らかな通り、前記第一、第二の押圧装置２５、２６により、上記両入力側ディスク２ａ、２ｂと、それぞれの入力側ディスク２ａ、２ｂが対向する上記両出力側ディスク１１ａ、１１ｂとの両方のディスク２ａ、２ｂ、１１ａ、１１ｂを、互いに近付く方向に押圧する。言い換えれば、動力伝達時に前記各パワーローラ１３の弾性変形に伴って互いに対向する入力側、出力側両ディスク２ａ、１１ａ（２ｂ、１１ｂ）同士を近づけ合う動作を、これら両ディスク２ａ、１１ａ（２ｂ、１１ｂ）を、必要とする近接量の半分ずつ変位させる事により行なう。 According to the toroidal type continuously variable transmission of the present embodiment configured as described above and acting as described above, it is possible to reduce the size and weight, improve the transmission efficiency, and increase the capacity to improve the transmittable torque. Can be arranged side by side in a high dimension.
First, it is possible to reduce the size and weight by eliminating the need to increase the rigidity of the input disks 2a and 2b and the output disks 11a and 11b. That is, for the reasons described above, the interference between the disks 2a, 2b, 11a and 11b and the trunnions 15a is improved by improving the rigidity of the disks 2a, 2b, 11a and 11b. Although it can also be achieved by suppressing the elastic deformation of each of these disks 2a, 2b, 11a, and 11b at times, it is disadvantageous from the viewpoint of miniaturization and weight reduction. On the other hand, in the case of the present embodiment, as is clear from the arrows i to d in FIG. 1, the first and second pressing devices 25 and 26 are used for both the input side disks 2a and 2b, Both the disks 2a, 2b, 11a, 11b of the output disks 11a, 11b facing each other are pressed in a direction approaching each other. In other words, the operation of bringing both the input side and output side disks 2a, 11a (2b, 11b) facing each other close together with the elastic deformation of each power roller 13 during power transmission is performed by both these disks 2a, 11a (2b). 11b) is performed by displacing half of the required proximity amount.

この為、上記両ディスク２ａ、１１ａ（２ｂ、１１ｂ）の弾性変形に拘らず、これら両ディスク２ａ、１１ａ（２ｂ、１１ｂ）同士の間に挟持された前記各パワーローラ１３の、上記入力回転軸１の軸方向に関する変位を抑えられる（これら各パワーローラ１３の中心がこの入力回転軸１の軸方向に変位するのを防止できる）。そして、上記両ディスク２ａ、１１ａ（２ｂ、１１ｂ）の入力側、出力側両内側面３、１２と、これら両ディスク２ａ、１１ａ（２ｂ、１１ｂ）同士の間に配置された上記各トラニオン１５ａとの近づき量を、前述の図９で説明した従来構造の半分程度に抑えられる。この為、これら各トラニオン１５ａと上記各ディスク２ａ、２ｂ、１１ａ、１１ｂとの干渉防止を考慮しても、これら各ディスク２ａ、２ｂ、１１ａ、１１ｂの剛性を徒に高くする必要がなくなり、小型・軽量化を図り易くなる。   Therefore, regardless of the elastic deformation of both the disks 2a and 11a (2b and 11b), the input rotation shaft of each of the power rollers 13 sandwiched between the disks 2a and 11a (2b and 11b). 1 is suppressed (the center of each power roller 13 can be prevented from being displaced in the axial direction of the input rotary shaft 1). And the input side and output side inner side surfaces 3 and 12 of both the disks 2a and 11a (2b and 11b) and the trunnions 15a arranged between the disks 2a and 11a (2b and 11b) Is reduced to about half that of the conventional structure described with reference to FIG. For this reason, even if the interference between the trunnions 15a and the disks 2a, 2b, 11a, and 11b is taken into consideration, it is not necessary to increase the rigidity of the disks 2a, 2b, 11a, and 11b.・ It is easy to reduce weight.

又、伝達効率の向上は、上記各トラニオン１５ａの剛性を向上させて、動力伝達時に於けるこれら各トラニオン１５ａの弾性変形を抑え、これら各トラニオン１５ａに支持された上記各パワーローラ１３の位置規制を精度良く行なえる事により図れる。即ち、動力伝達時に於ける上記各ディスク２ａ、２ｂ、１１ａ、１１ｂの軸方向に関する変位を抑えられる為、これら各ディスク２ａ、２ｂ、１１ａ、１１ｂとの干渉防止を図りつつ、上記軸方向に関する上記各トラニオン１５ａの幅寸法を大きくできる。この為、これら各トラニオン１５ａの剛性を向上させて、これら各トラニオン１５ａに支持された各パワーローラ１３の位置規制を精度良く行なえる為、上記伝達効率の向上を図れる。   Also, the improvement in transmission efficiency improves the rigidity of each trunnion 15a, suppresses elastic deformation of each trunnion 15a during power transmission, and restricts the position of each power roller 13 supported by each trunnion 15a. Can be achieved with high accuracy. That is, since the displacement in the axial direction of each of the disks 2a, 2b, 11a, 11b during power transmission can be suppressed, the above-described in the axial direction is prevented while preventing interference with each of the disks 2a, 2b, 11a, 11b. The width dimension of each trunnion 15a can be increased. For this reason, since the rigidity of each trunnion 15a is improved and the position of each power roller 13 supported by each trunnion 15a can be regulated with high accuracy, the transmission efficiency can be improved.

特に、本実施例の場合には、図３に示す様に、上記各トラニオン１５ａと、これら各トラニオン１５ａに対し上記各パワーローラ１３を回転自在に支持する為の各支持軸１６ａと、スラスト玉軸受１８を構成する外輪４０とを、互いに一体としている。即ち、本実施例の構造の場合には、運転時に上記各パワーローラ１３が各ディスク２ａ、２ｂ、１１ａ、１１ｂの軸方向に変位しない様にする事が可能になる。この為、これら各パワーローラ１３を上記各トラニオン１５ａに対し支持する為の各支持軸１６ａを、これら各パワーローラ１３に対し揺動変位自在に組み合わせる必要はない。従って、上記図３に示した様に、上記各部材１５ａ、１６ａ、４０を一体とする事が可能になる。そして、この様に一体とした場合には、上記各トラニオン１５ａ自体の剛性を高くできる事に加えて、前述した２Ｆｔの力に関して、これら各トラニオン１５ａに対する上記各パワーローラ１３の支持剛性を高くできる。何れの剛性に関しても、高くする事は、これら各パワーローラ１３の位置決め精度の向上により、トロイダル型無段変速機の耐久性及び伝達効率の向上の面から有利に働く。尚、別体に加工した上記各部材１５ａ、１６ａ、４０をそれぞれ組み付けて一体化する事もできるが、剛性確保の面からは、一体形成する事が好ましい。又、スラスト玉軸受１８を構成するスラスト外輪軌道４１等の転送面の硬度は、Ｈ_R Ｃ５０以上確保する事が好ましい。 In particular, in the case of the present embodiment, as shown in FIG. 3, each trunnion 15a, each support shaft 16a for rotatably supporting each power roller 13 with respect to each trunnion 15a, and a thrust ball The outer ring 40 constituting the bearing 18 is integrated with each other. That is, in the case of the structure of the present embodiment, it is possible to prevent the power rollers 13 from being displaced in the axial direction of the disks 2a, 2b, 11a, 11b during operation. Therefore, it is not necessary to combine the support shafts 16a for supporting the power rollers 13 with respect to the trunnions 15a so as to be swingable and displaceable with respect to the power rollers 13. Therefore, as shown in FIG. 3, the members 15a, 16a and 40 can be integrated. When integrated in this way, the rigidity of each trunnion 15a itself can be increased, and the supporting rigidity of each power roller 13 with respect to each trunnion 15a can be increased with respect to the force of 2Ft described above. . Increasing the rigidity of any of the above works advantageously from the viewpoint of improving the durability and transmission efficiency of the toroidal-type continuously variable transmission by improving the positioning accuracy of each power roller 13. In addition, although each said member 15a, 16a, 40 processed into the separate body can also be assembled | attached and integrated, respectively, it is preferable to form integrally from the surface of ensuring rigidity. Further, it is preferable that the hardness of the transfer surface of the thrust outer ring raceway 41 or the like constituting the thrust ball bearing 18 is secured to H _R C50 or more.

更に、高容量化は、ダブルキャビティ型の構造を採用する事により図れる。シングルキャビティ型の構造に比べて、２個ずつの入力側ディスク２ａ、２ｂと出力側ディスク１１ａ、１１ｂとを動力の伝達方向に関して互いに並列に配置するダブルキャビティ型の構造は、動力の伝達部分であるトラクション部を２倍に増やせる。この為、各トラクション部毎の負荷を低減して、耐久性を確保しつつ伝達可能な動力を大きくできる。   Furthermore, the capacity can be increased by adopting a double cavity type structure. Compared to the single-cavity structure, the double-cavity structure in which two input-side disks 2a and 2b and two output-side disks 11a and 11b are arranged in parallel with each other in the power transmission direction is a power transmission portion. A traction section can be doubled. For this reason, it is possible to reduce the load for each traction unit and increase the power that can be transmitted while ensuring durability.

尚、本実施例の場合には、運転時に、前記各シールリング３４、３６が、例えば前記入力回転軸１の外周面に対し摺動する。この摺動部分で摩擦損失が生じる事は避けられないが、この摺動部の直径は小さい為、この摩擦損失は小さく抑えられる。即ち、前述の特許文献６に記載された構造の様に、入力側、出力側両ディスクの外周面とケーシングの内周面との間にシールリングを設けた場合に比べて、摺動部の直径が遥かに小さいので、上記摩擦損失を低く抑えて、トロイダル型無段変速機全体としての効率を高くできる。   In the case of the present embodiment, during operation, the seal rings 34 and 36 slide, for example, with respect to the outer peripheral surface of the input rotary shaft 1. Although it is inevitable that a friction loss occurs in the sliding portion, the friction loss can be suppressed small because the diameter of the sliding portion is small. That is, as in the structure described in the above-mentioned Patent Document 6, the sliding portion is compared with the case where a seal ring is provided between the outer peripheral surface of both the input side and output side discs and the inner peripheral surface of the casing. Since the diameter is much smaller, the friction loss can be kept low and the overall efficiency of the toroidal continuously variable transmission can be increased.

図４は、本発明の実施例２を示している。本実施例の場合には、１対の出力側ディスク１１、１１ａの回転を、出力歯車１０と従動歯車４５と伝達軸４６とを介して取り出す様にしている。第二の押圧装置２６ａを構成する為のシリンダ部２９ａは、上記出力歯車１０の内周縁部に形成したスリーブ４７の軸方向端部に固設している。
上記両出力側ディスク１１、１１ａの回転を取り出す為の構造が異なる点以外の構造及び作用は、上述した実施例１と同様であるから、同等部分に関する図示並びに説明は、省略若しくは簡略にする。 FIG. 4 shows a second embodiment of the present invention. In the case of the present embodiment, the rotation of the pair of output side disks 11 and 11a is taken out via the output gear 10, the driven gear 45, and the transmission shaft 46. The cylinder portion 29a for constituting the second pressing device 26a is fixed to the axial end portion of the sleeve 47 formed on the inner peripheral edge portion of the output gear 10.
Since the structure and operation other than the difference in structure for taking out the rotation of the output side disks 11 and 11a are the same as those in the first embodiment, the illustration and description regarding the equivalent parts are omitted or simplified.

図５は、本発明の実施例３を示している。本実施例の場合には、前段側のキャビティ部分の変速比と後段側のキャビティ部分の変速比とを、互いに独立して調節可能にすると共に、１対の出力側ディスク１１、１１ａの回転を、互いに独立して取り出せる様にしている。この為に本実施例の場合には、これら両出力側ディスク１１、１１ａの外側面中心部に円筒状部４８ａ、４８ｂを（前段側の出力側ディスク１１ａは第二の押圧装置２６ａのシリンダ部２９ａに）固設すると共に、これら両円筒状部４８ａ、４８ｂの外周面に、それぞれ出力歯車１０ａ、１０ｂを固設している。又、これら両円筒状部４８ａ、４８ｂ同士の間にはスラスト転がり軸受４９を設けて、上記両出力側ディスク１１、１１ａ同士の間に加わるスラスト荷重を支承しつつ、これら両出力側ディスク１１、１１ａの相対回転を可能にしている。又、上記両出力歯車１０ａ、１０ｂの回転は、それぞれ従動歯車４５ａ、４５ｂを介して、互いに独立した伝達軸４６ａ、４６ｂに取り出す様にしている。   FIG. 5 shows a third embodiment of the present invention. In the case of the present embodiment, the transmission ratio of the cavity portion on the front stage side and the transmission ratio of the cavity part on the rear stage side can be adjusted independently of each other and the rotation of the pair of output side disks 11 and 11a can be performed. , So that they can be taken out independently of each other. For this reason, in the case of the present embodiment, cylindrical portions 48a and 48b are provided at the center portions of the outer surfaces of these output side disks 11 and 11a (the output side disk 11a on the front stage side is the cylinder portion of the second pressing device 26a). 29a), and the output gears 10a and 10b are fixed to the outer peripheral surfaces of the cylindrical portions 48a and 48b, respectively. Further, a thrust rolling bearing 49 is provided between the two cylindrical portions 48a and 48b so that the thrust load applied between the two output side disks 11 and 11a is supported, and both the output side disks 11 and The relative rotation of 11a is enabled. Further, the rotation of both the output gears 10a and 10b is taken out to the transmission shafts 46a and 46b independent of each other via the driven gears 45a and 45b, respectively.

上述の様な構成を有する本実施例の場合、上記両伝達軸４６ａ、４６ｂのうちの一方の伝達軸４６ａにより前輪を、他方の伝達軸４６ｂにより後輪を、それぞれ回転駆動する。直進時には上記前段側、後段側両キャビティ部分の変速比を一致させるが、進路変更時には、旋回半径に応じて、これら両キャビティ部分の変速比を互いに異ならせる。
上記両出力側ディスク１１、１１ａの回転を取り出す為の構造が異なる点以外の構造及び作用は、前述した実施例２と同様であるから、同等部分に関する説明は省略する。 In this embodiment having the above-described configuration, the front wheel is rotated by one of the transmission shafts 46a and 46b, and the rear wheel is rotated by the other transmission shaft 46b. When traveling straight, the gear ratios of both the front-stage and rear-stage cavities are matched, but when changing the course, the gear ratios of the two cavities are made different from each other according to the turning radius.
Since the structure and operation other than the difference in structure for taking out the rotations of the two output side disks 11 and 11a are the same as those in the above-described second embodiment, description of equivalent parts is omitted.

本発明は、図示の様なハーフトロイダル型に限らず、フルトロイダル型無段変速機でも実施できる。   The present invention is not limited to the half toroidal type as shown in the figure, but can be implemented by a full toroidal type continuously variable transmission.

本発明の実施例１を示す略断面図。1 is a schematic cross-sectional view showing Example 1 of the present invention. 第一、第二の油圧式押圧装置の油圧室内への油圧導入回路の１例を示す略回路図。The schematic circuit diagram which shows one example of the oil_pressure | hydraulic introduction circuit into the hydraulic chamber of a 1st, 2nd hydraulic press. 本発明で利用可能となる、トラニオンによるパワーローラの回転支持部分の１例を示す、図８と同方向から見た断面図。Sectional drawing which shows an example of the rotation support part of the power roller by a trunnion which can be utilized by this invention seen from the same direction as FIG. 本発明の実施例２を示す略断面図。FIG. 6 is a schematic cross-sectional view showing Example 2 of the present invention. 同実施例３を示す略断面図。FIG. 6 is a schematic cross-sectional view showing the third embodiment. 従来構造の第１例を示す断面図。Sectional drawing which shows the 1st example of a conventional structure. 図６のＡ−Ａ断面図。AA sectional drawing of FIG. 同Ｂ−Ｂ断面図。BB sectional drawing. 動力伝達時に各部が弾性変形する状態を説明する為の、一部を省略して示す断面図。Sectional drawing which abbreviate | omits one part for demonstrating the state which each part elastically deforms at the time of power transmission.

符号の説明Explanation of symbols

１ 入力回転軸
２ａ、２ｂ 入力側ディスク
３ 入力側内側面
４ ボールスプライン
５ ケーシング
６ 隔壁部
７ 通孔
８ 出力筒
９ 転がり軸受
１０、１０ａ、１０ｂ 出力歯車
１１、１１ａ、１１ｂ 出力側ディスク
１２ 出力側内側面
１３ パワーローラ
１４ 周面
１５、１５ａ トラニオン
１６、１６ａ 支持軸
１７ ラジアルニードル軸受
１８ スラスト玉軸受
１９ スラストニードル軸受
２０ ラジアルニードル軸受
２１ 枢軸
２２ アクチェータ
２３ 駆動軸
２４ 押圧装置
２５ 第一の押圧装置
２６、２６ａ 第二の押圧装置
２７ シリンダ筒
２８ 第一の油圧室
２９、２９ａ シリンダ部
３０ 第二の油圧室
３１ 通油路
３２ 給油ポスト
３３ 円環部
３４ シールリング
３５ 給油路
３６ シールリング
３７ 栓
３８ 給油ポンプ
３９ａ、３９ｂ 油圧制御弁
４０ 外輪
４１ スラスト外輪軌道
４２ 中空回転軸
４３ 遊星歯車式変速機構
４４ 太陽歯車
４５、４５ａ、４５ｂ 従動歯車
４６、４６ａ、４６ｂ 伝達軸
４７ スリーブ
４８ａ、４８ｂ 円筒状部
４９ スラスト転がり軸受 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Input rotating shaft 2a, 2b Input side disk 3 Input side inner surface 4 Ball spline 5 Casing 6 Partition part 7 Through-hole 8 Output cylinder 9 Rolling bearing 10, 10a, 10b Output gear 11, 11a, 11b Output side disk 12 Output side Inner surface 13 Power roller 14 Circumferential surface 15, 15a Trunnion 16, 16a Support shaft 17 Radial needle bearing 18 Thrust ball bearing 19 Thrust needle bearing 20 Radial needle bearing 21 Pivot 22 Actuator 23 Drive shaft 24 Press device 25 First press device 26 , 26a Second pressing device 27 Cylinder cylinder 28 First hydraulic chamber 29, 29a Cylinder portion 30 Second hydraulic chamber 31 Oil passage 32 Oil supply post 33 Ring portion 34 Seal ring 35 Oil supply passage 36 Seal ring 37 Plug 38 Oil pump 39a, 39b Control valve 40 outer ring 41 thrust ring raceway 42 hollow rotation shaft 43 the planetary gear transmission mechanism 44 sun gear 45, 45a, 45b driven gear 46, 46a, 46b transmission shaft 47 sleeve 48a, 48b cylindrical portion 49 thrust rolling bearing

Claims (4)

ケーシング内に回転自在に支持された回転軸と、それぞれが断面円弧形の凹面である互いの軸方向片側面同士を対向させた状態でこの回転軸の軸方向２個所位置に、この回転軸と同期した回転を自在として支持された１対の外側ディスクと、この回転軸の中間部周囲に、それぞれが断面円弧形の凹面である軸方向片側面をこれら両外側ディスクの軸方向片側面に対向させた状態で、上記回転軸に対する相対回転を自在に支持された１対の内側ディスクと、軸方向に関してこれら両内側ディスクの軸方向片側面と上記両外側ディスクの軸方向片側面との間位置にそれぞれ複数個ずつ、上記回転軸に対し捩れの位置にある枢軸を中心とする揺動変位を自在に設けられた支持部材と、これら各支持部材に回転自在に支持され、球状凸面としたそれぞれの周面を、上記両内側ディスクの軸方向片側面と上記両外側ディスクの軸方向片側面とに当接させたパワーローラと、これら両内側ディスクとこれら両外側ディスクとを互いに近付ける方向に押圧する押圧装置とを備えたトロイダル型無段変速機に於いて、この押圧装置が、上記回転軸と上記両外側ディスクのうちの一方の外側ディスクとの間に設けられて、当該外側ディスクを上記両内側ディスクのうちの当該外側ディスクが対向する内側ディスクに向けて押圧する第一の押圧装置と、上記両内側ディスク同士の間に設けられて、これら両内側ディスクを互いに離れる方向に押圧する第二の押圧装置とから成る事を特徴とするトロイダル型無段変速機。   The rotating shaft is supported at two positions in the axial direction of the rotating shaft in a state where the rotating shafts rotatably supported in the casing are opposed to each other in the axial direction. A pair of outer disks supported so as to freely rotate in synchronization with each other, and axial one side surfaces, each of which is a concave surface having an arc-shaped cross section, around the middle part of the rotating shaft A pair of inner disks that are supported to freely rotate relative to the rotating shaft, and one axial side surface of both inner disks and one axial side surface of the outer disks in the axial direction. A plurality of support members each provided at a position between them, and a support member that is freely swingable about a pivot that is twisted with respect to the rotary shaft, and a spherical convex surface that is rotatably supported by each of the support members. It was And a power roller with the circumferential surfaces of the inner disks abutting on one axial side surface of the inner disks and the axial one side surface of the outer disks, and pressing the inner disks and the outer disks toward each other. In the toroidal-type continuously variable transmission including the pressing device, the pressing device is provided between the rotating shaft and one of the outer disks, and the outer disk is used as the outer disk. A first pressing device that presses the outer disk of the inner disks toward the opposing inner disk, and a first pressing device that is provided between the inner disks and presses the inner disks in a direction away from each other. A toroidal-type continuously variable transmission comprising a second pressing device. 第一の押圧装置が、第一の油圧室内への油圧の導入に伴って当該外側ディスクを対向する内側ディスクに向けて押圧する油圧式であり、第二の押圧装置が、第二の油圧室内への油圧の導入に伴って両内側ディスクを互いに離れる方向に押圧する油圧式である、請求項１に記載したトロイダル型無段変速機。   The first pressing device is a hydraulic type that presses the outer disk toward the opposing inner disk as the hydraulic pressure is introduced into the first hydraulic chamber, and the second pressing device is the second hydraulic chamber. The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 1, which is of a hydraulic type that presses both inner discs in a direction away from each other in accordance with the introduction of hydraulic pressure to the vehicle. 第一の油圧室と第二の油圧室とに、互いに独立した油圧を導入自在とした、請求項２に記載したトロイダル型無段変速機。   The toroidal continuously variable transmission according to claim 2, wherein independent hydraulic pressures can be introduced into the first hydraulic chamber and the second hydraulic chamber. 各支持部材と、これら各支持部材に対し各パワーローラを回転自在に支持する為の各支持軸と、同じく各転がり軸受の軌道輪とを、互いに一体とした、請求項１〜３のうちの何れか１項に記載したトロイダル型無段変速機。   The support members, the support shafts for rotatably supporting the power rollers with respect to the support members, and the races of the respective rolling bearings are integrated with each other. The toroidal type continuously variable transmission described in any one of the items.

Images