JP2009079699A - Continuously variable transmission - Google Patents
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Abstract
Description
この発明は、自動車用自動変速装置として、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無段変速装置の改良に関し、耐久性の確保と低コスト化との両立を図るものである。 The present invention relates to an improvement of a continuously variable transmission used as an automatic transmission for an automobile or a transmission for adjusting the operating speed of various industrial machines such as a pump. It is intended to achieve both.
自動車用自動変速装置としてトロイダル型無段変速機が研究され、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機とを組み合わせて、変速度比{変速比(減速比)、速度比(増速比)=1/変速比}の幅を広くする無段変速装置も、例えば特許文献1〜3に記載されている様に、従来から知られている。図2は、このうちの特許文献1に記載された、図3は、同じく特許文献2に記載された、図4は、同じく特許文献3、4に記載された、それぞれ無段変速装置を示している。何れの無段変速装置の場合も、トロイダル型無段変速機1A〜1Cと、特許請求の範囲に記載した遊星歯車式変速機に相当する第一遊星歯車式変速機2A〜2Cと、第二遊星歯車式変速機3A〜3Cとを組み合わせて成る。
Toroidal type continuously variable transmissions have been studied and partially implemented as automatic transmissions for automobiles. In addition, a continuously variable speed ratio {speed ratio (reduction ratio), speed ratio (speed increase ratio) = 1 / speed ratio} is continuously increased by combining a toroidal type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission. The transmission is also conventionally known as described in Patent Documents 1 to 3, for example. 2 shows a continuously variable transmission described in Patent Document 1, FIG. 3 is also described in Patent Document 2, and FIG. 4 is also described in Patent Documents 3 and 4, respectively. ing. In any of the continuously variable transmissions, the toroidal continuously
又、動力の伝達状態を高速モードと低速モードとに切り換える、高速用クラッチ4A〜4Cと低速用クラッチ5A〜5Cとを備える。そして、このうちの高速用クラッチ4A〜4Cの接続を断って低速用クラッチ5A〜5Cを接続した低速モード状態では、上記トロイダル型無段変速機1A〜1Cの変速度比の調節に基づいて、入力軸6A〜6Cを一方向に回転させた状態のまま出力軸7A〜7Cを、停止状態(ギヤードニュートラル状態)を挟んで両方向に回転駆動自在とする。これに対して、上記高速用クラッチ4A〜4Cを接続して上記低速用クラッチ5A〜5Cの接続を断った高速モード状態では、上記入力軸6A〜6Cに加えられた動力を、上記トロイダル型無段変速機1A〜1Cをバイパスして上記第一遊星歯車式変速機2A〜2Cに送る、所謂パワースプリット状態を実現する。そして、このトロイダル型無段変速機1A〜1Cの変速度比の調節に基づいて、上記第一遊星歯車式変速機2A〜2Cの変速度比を変更する。
Also, high-
上述の様な機能を持たせる為に、上記特許文献1に記載された無段変速装置(図2)の場合は、第一遊星歯車式変速機2Aを、ステップピニオンと呼ばれる、両端部にそれぞれ一端側、他端側各第一遊星歯車8、9を設けた、組み合わせ(第一)遊星歯車10を備えたものとしている。尚、一端側とは図1〜4で左(端)側に、他端側とは同じく右(端)側に、それぞれ対応する{駆動源(例えばエンジン)に近い側(入力側)を前側とすれば、一端側は前(端)側に、他端側が後(端)側に、それぞれ対応する}。又、第二遊星歯車式変速機3Aを、一端側第二遊星歯車式変速機11と他端側第二遊星歯車式変速機12とから構成している。これら一端側、他端側各第二遊星歯車式変速機11、12はそれぞれ、互いに同期して回転する一端側、他端側各第二太陽歯車13、14を備える。
In order to have the functions as described above, in the case of the continuously variable transmission described in Patent Document 1 (FIG. 2), the first planetary
そして、低速モード状態では、上記他端側第二遊星歯車式変速機12を構成する他端側第二キャリア15を介して、出力軸7Aに動力を送り出す様にしている。又、高速モード状態では、上記一端側第二遊星歯車式変速機11を構成する一端側第二リング歯車16を介して、上記出力軸7Aに動力を送り出す様にしている。尚、この様な特許文献1に記載された無段変速装置(図2)の場合は、上第一遊星歯車式変速機2Aを構成する、一端側第一太陽歯車17と他端側第一太陽歯車18との間の減速比(ギヤ比、歯数比)を規制する事で、高速モードの状態を、前述した様なパワースプリット状態の他、トロイダル型無段変速機1Aを通過する動力をそのまま出力軸7Aに伝達する、直結状態にする事もできる。
In the low speed mode state, power is sent to the
又、前記特許文献2に記載された無段変速装置(図3)の場合は、第一遊星歯車式変速機2Bを、ステップピニオンと呼ばれる、両端部にそれぞれ一端側、他端側各第一遊星歯車8a、9aを設けた、組み合わせ(第一)遊星歯車10aを備えたものとしている。又、これら各組み合わせ遊星歯車10aのうち、トロイダル型無段変速機1Bに近い側の一端側各第一遊星歯車8aを、それぞれ別の一端側各第一遊星歯車19と噛合させる事により、ダブルピニオンと呼ばれる、互いに噛合した1対ずつの(内径側、外径側各第一)遊星歯車8a、19により構成された(第一)遊星歯車組20を構成している。そして、低速モード状態では、上記別の(外径側の)一端側各第一遊星歯車19と噛合した一端側第一リング歯車21を通じて取り出した動力を、第二遊星歯車式変速機3Bを構成する第二キャリア22を介して、出力軸7Bに送り出す様にしている。又、高速モード状態では、上記組み合わせ遊星歯車10a(の他端側第一遊星歯車9a)と噛合する他端側第一太陽歯車23を通じて取り出した動力を、上記第二遊星歯車式変速機3Bを構成する第二太陽歯車24並びに上記第二キャリア22を介して、上記出力軸7Bに送り出す様にしている。
In the case of the continuously variable transmission (FIG. 3) described in Patent Document 2, the first planetary
又、前記特許文献3、4に記載された無段変速装置(図4)の場合は、第一遊星歯車式変速機2Cを、それぞれがダブルピニオンと呼ばれる、一端側、他端側各(第一)遊星歯車組25、26を備えたものとしている。これら各(第一)遊星歯車組25、26はそれぞれ、外径側に配置した軸方向寸法の長い第一遊星歯車27に、内径側に配置した一端側、他端側両第一遊星歯車28、29をそれぞれ噛合させる事により構成している。又、上記軸方向寸法の長い第一遊星歯車27に、幅寸法(軸方向寸法)の小さい他端側第一リング歯車30を噛合させている。低速モード状態では、この幅寸法の小さい他端側第一リング歯車30を通じて取り出した動力を、第二遊星歯車式変速機3Cを構成する第二キャリア22を介して、出力軸7Cに送り出す様にしている。又、高速モード状態では、トロイダル型無段変速機1Cから遠い側の他端側遊星歯車組26(の他端側第一遊星歯車29)に噛合する他端側第一太陽歯車31を通じて取り出した動力を、上記第二遊星歯車式変速機3Cを構成する第二太陽歯車24並びに上記第二キャリア22を介して、上記出力軸7Cに送り出す様にしている。
In the case of the continuously variable transmission described in Patent Documents 3 and 4 (FIG. 4), each of the first planetary
上述の様な、特許文献1〜4に記載された無段変速装置の場合には、低速モード状態では、前述の様に、入力軸6A〜6Cを一方向に回転させた状態のまま出力軸7A〜7Cを、停止状態を挟んで両方向に回転駆動自在である。従って、トルクコンバータ等の発進装置や、前後進切り換え機構を省略して、小型且つ軽量に構成できる。そして、車体の床下等の限られた空間部分への組み付け性が向上する他、発進装置部分での(トルクコンバータがロックアップする以前の状態での空転に基づく)回転力の低下を防止して、運転性能の向上(ダイレクト感の向上)を図れる。又、高速モード状態では、上記入力軸6A〜6Cに加えられた動力を、トロイダル型無段変速機1A〜1Cをバイパスさせる、パワースプリット状態を実現して、このトロイダル型無段変速機1A〜1Cを通過するトルクを低減できる。この為、このトロイダル型無段変速機1A〜1Cを大型化せずに、このトロイダル型無段変速機1A〜1Cの耐久性を確保できる。
In the case of the continuously variable transmission described in Patent Documents 1 to 4 as described above, in the low-speed mode state, as described above, the output shaft remains in a state where the
又、何れの構造の場合も、トロイダル型無段変速機1A〜1Cと第一、第二両遊星歯車式変速機2A〜2C、3A〜3Cとを、互いに同心(同軸上)に配置している。又、これと共に、上記トロイダル型無段変速機1A〜1Cを通過する動力を、このトロイダル型無段変速機1A〜1Cを構成する1対の外側ディスク32a、32bのうち、駆動源から遠い側の外側ディスク32bの内側に回転自在に設けた中空回転軸33A〜33Cを通じて、上記第一遊星歯車式変速機2A〜2C(の一端側第一太陽歯車17)に取り出す様にしている。この為、例えば動力を伝達する為の伝達軸を、上記トロイダル型無段変速機1A〜1C並びに第一、第二両遊星歯車式変速機2A〜2C、3A〜3Cと平行に設ける構造に比べ、小型に構成できる。
In any structure, the toroidal continuously
但し、上述の様に中空回転軸33A〜33Cを通じて動力を取り出す構造の場合、上記駆動源から遠い側の外側ディスク32bと入力軸6A〜6C(図4に示した構造の場合には、入力軸6Cにより回転駆動される入力回転軸34)とを直接接続する事ができない。そこで、上述した何れの構造の場合も、上記駆動源から遠い側の外側ディスク32bと上記入力軸6A〜6C(又は入力回転軸34)とを、上記第一遊星歯車式変速機2A〜2Cを構成する第一キャリア35により接続している。そして、この第一キャリア35並びに上記入力軸6A〜6C(又は入力回転軸34)を介して上記1対の外側ディスク32a、32b同士を、同期して回転する様にしている。
However, in the case where the power is taken out through the hollow
ところで、この様に第一キャリア35を介して入力軸6A〜6C(又は入力回転軸34)の回転を、駆動源から遠い側の外側ディスク32bに伝達する構造の場合、この第一キャリア35の回転速度が、必然的に上記入力軸6A〜6C(又は入力回転軸34)の回転速度と同じになる。これら入力軸6A〜6C(又は入力回転軸34)は、例えばエンジン(駆動源)のクランクシャフトと接続される為、上記入力軸6A〜6C(又は入力回転軸34)並びに上記第一キャリア35の回転速度は、一般的な乗用車の場合で最高6000min-1 程度、特別な高性能車の場合で、最高10000min-1 以上の高速になる。そして、この様に高速で回転する上記第一キャリア35、並びに、この第一キャリア35に支持される部材、即ち、各遊星歯車(一端側、他端側各第一遊星歯車8、8a、19、28、9、9a、29、第一遊星歯車27)、これら各遊星歯車8、8a、19、28、9、9a、29、27を回転自在に支持する為の遊星軸36、36(図4参照)及びラジアルニードル軸受37、37(図4参照)、上記第一キャリア35と上記各遊星歯車8、8a、19、28、9、9a、29、27との互いに対向する側面同士の間に挟持するスラストワッシャ38、38(図4参照)等には、大きな遠心力(F=mrω2 、m:質量、r:回転中心からの距離、ω:回転角速度)が加わる。この様な大きな遠心力が加わる事は、上記第一キャリア35並びにこの第一キャリア35に支持される部材8、8a、19、28、9、9a、29、27、36、37、38の耐久性を確保する面で、不利になる。例えば、必要な耐久性並びに強度を確保する為に、材料コストや製造コストが増大する可能性がある。
By the way, in the case of the structure in which the rotation of the
尚、前述の特許文献1に記載された構造(図2)の場合は、第一遊星歯車式変速機2Aをシングルピニオン型のものとしている。この為、前述の特許文献2〜4に記載された構造(図3、4)の様な、第一遊星歯車式変速機2B、2Cをダブルピニオン型のものとした構造に比べ、径方向外側に遊星歯車を配置する必要がない分、各遊星歯車{組み合わせ(第一)遊星歯車10(一端側、他端側各第一遊星歯車8、9)}に加わる遠心力を低減できる。但し、上記特許文献1には、図2に示した様に、無段変速装置の構成が模式的に表されているだけで、例えば上記第一遊星歯車式変速機2Aを構成する組み合わせ(第一)遊星歯車10の個数を幾つにするかと言った、この第一遊星歯車式変速機2Aの具体的な構成に関しては記載されていない。又、上記特許文献3、4には、図4に示した様に、より具体的(実用的)な構造が記載されてはいるが、第一遊星歯車式変速機2Cをダブルピニオン型のものとしている為、径方向外側に設けた遊星歯車(第一遊星歯車27)に大きな遠心力が加わり、必要な耐久性並びに強度を確保する事が厳しくなる。しかも、上記特許文献3に記載された構造の場合には、上記第一遊星歯車式変速機2Cを構成する一端側、他端側各(第一)遊星歯車組25、26の数を3組としており、伝達動力をこれら3組の遊星歯車組25、26で分担する。この様な場合、これら各一端側、他端側各(第一)遊星歯車組25、26の1組当たりの分担動力が大きくなり、この面からも必要な耐久性並びに強度を確保する事が厳しくなる可能性がある。
In the case of the structure described in Patent Document 1 (FIG. 2), the first planetary
本発明は、上述の様な事情に鑑みて、耐久性の確保と低コスト化との両立を図れる構造を実現すべく発明したものである。 The present invention has been invented to realize a structure capable of ensuring both durability and cost reduction in view of the above circumstances.
本発明の無段変速装置は、互いに同心に配置されたトロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速機(例えば第一遊星歯車式変速機)とを備える。又、このうちのトロイダル型無段変速機を構成する入力側ディスク{駆動源(例えばエンジン)からの動力が入力される側のディスク}と、上記遊星歯車式変速機を構成するキャリア(例えば第一キャリア)とを、軸方向に隣接させると共に、これら入力側ディスクとキャリアとを同期して回転する状態に組み合わせる。
特に、本発明の無段変速装置は、上記遊星歯車式変速機を構成する各遊星歯車{例えば、第一遊星歯車、組み合わせ第一遊星歯車(一端側第一遊星歯車、他端側第一遊星歯車)}を、それぞれがこの遊星歯車式変速機を構成する太陽歯車(例えば、第一太陽歯車、一端側第一太陽歯車、他端側第一太陽歯車)にのみ噛合する、又は、それぞれがこの遊星歯車式変速機を構成する太陽歯車とリング歯車(例えば、第一リング歯車、一端側第一リング歯車、他端側第一リング歯車)との両方に噛合する、シングルピニオン型のものとする。又、これと共に、上記各遊星歯車(組み合わせ遊星歯車)を、少なくとも4個(4組)設ける。
The continuously variable transmission of the present invention includes a toroidal continuously variable transmission and a planetary gear type transmission (for example, a first planetary gear type transmission) arranged concentrically with each other. Of these, the input side disk constituting the toroidal-type continuously variable transmission {the disk on the side to which power from the drive source (for example, engine) is input} and the carrier constituting the planetary gear type transmission (for example, the first gear). Are combined adjacently in the axial direction, and the input side disk and the carrier are rotated in synchronization with each other.
In particular, the continuously variable transmission of the present invention includes each planetary gear constituting the planetary gear type transmission (for example, a first planetary gear, a combined first planetary gear (one end-side first planetary gear, the other end-side first planetary gear). Gears)} are meshed only with the sun gears (for example, the first sun gear, the first sun gear on one end, the first sun gear on the other end) constituting each planetary gear type transmission, or A single pinion type gear that meshes with both the sun gear and the ring gear (for example, the first ring gear, the one end side first ring gear, the other end side first ring gear) constituting the planetary gear type transmission. To do. At the same time, at least four planetary gears (combined planetary gears) are provided.
尚、上記トロイダル型無段変速機は、駆動源(例えばエンジン)により回転駆動される上記入力側ディスクと、この入力側ディスクと同心に、且つ、この入力側ディスクに対する相対回転を可能に設けられた出力側ディスクと、これら両ディスクに設けられて互いに対向する、それぞれがトロイド曲面である軸方向側面同士の間に挟持された複数のパワーローラとを備える。
又、この様なトロイダル型無段変速機として、動力の伝達を、互いに並列な2系統で行なう、所謂ダブルキャビティ型のものを採用する事ができる。この様なダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機は、それぞれが上記入力側ディスクに対応する1対の外側ディスクと、(それぞれが)出力側ディスクに対応する(1対或は単一の)内側ディスクと、複数のパワーローラとを備える。
The toroidal-type continuously variable transmission is provided concentrically with the input side disk, which is rotationally driven by a drive source (for example, an engine), and capable of rotating relative to the input side disk. Output discs, and a plurality of power rollers provided on both discs and facing each other and sandwiched between axial side surfaces each of which is a toroidal curved surface.
In addition, as such a toroidal type continuously variable transmission, a so-called double cavity type that transmits power in two systems parallel to each other can be adopted. Such a double cavity type toroidal continuously variable transmission has a pair of outer disks each corresponding to the input side disk and (each) corresponding to the output side disk (one pair or a single). An inner disk and a plurality of power rollers are provided.
このうちの両外側ディスクは、入力軸(又は、この入力軸により回転駆動される入力回転軸)を介して互いに同心に、且つ、同期した回転を自在として結合される。又、上記内側ディスクは、上記両外側ディスク同士の間に、これら両外側ディスクと同心に、且つ、これら両外側ディスクとは独立した回転を自在として支持される。又、上記各パワーローラは、上記内側ディスクの両側面と上記両外側ディスクの側面との間にそれぞれ複数個ずつ挟持されて、これら内側ディスクと外側ディスクとの間で動力を伝達する。
そして、この様なダブルキャビティ型のトロイダル型無段変速機を構成する上記内側ディスクと、上記遊星歯車式変速機を構成する上記太陽歯車とを、これら内側ディスク並びに太陽歯車と同心に設けた部材(例えば中空回転軸)を介して、回転力を伝達可能に連結する。又、これと共に、上記両外側ディスクのうち、上記内側ディスク並びに太陽歯車と同心に設けた部材(中空回転軸)を内側に挿通する外側ディスクと、上記遊星歯車式変速機を構成する上記キャリアとを結合する(同期して回転する状態に組み合わせる)。
Both of these outer disks are concentrically connected to each other via an input shaft (or an input rotation shaft that is driven to rotate by this input shaft) and are coupled so as to freely rotate in synchronization. The inner disc is supported between the outer discs so as to be concentric with the outer discs and rotatable independently of the outer discs. Further, a plurality of each of the power rollers is sandwiched between both side surfaces of the inner disk and side surfaces of the outer disks, and transmits power between the inner disk and the outer disk.
And the member which provided the above-mentioned inner side disk which constitutes such a double cavity type toroidal type continuously variable transmission, and the above-mentioned sun gear which constitutes the above-mentioned planetary gear type transmission concentrically with these inner side disk and sun gear Via a rotating shaft (for example, a hollow rotating shaft), the rotational force can be transmitted. Along with this, an outer disk through which a member (hollow rotating shaft) provided concentrically with the inner disk and the sun gear among the both outer disks is inserted, and the carrier constituting the planetary gear type transmission. Are combined (combined to rotate synchronously).
又、上述の様な本発明の無段変速装置を実施する場合に好ましくは、請求項2に記載した様に、上記キャリアの一部と上記入力側ディスク(ダブルキャビティ型であれば、中空回転軸を内側に挿通する外側ディスク)の背面(外側面)とを当接させる。この為に、例えば、上記キャリアを、上記入力軸(又は入力回転軸)に支持固定された支持板と、この支持板と同心に且つ軸方向に間隔をあけた状態で配置され、その片側面を上記入力側ディスク(中空回転軸を内側に挿通する外側ディスク)の背面(外側面)に対向させた円輪状である連結板と、この連結板と上記支持板(又はこの支持板を挟んで入力側ディスクの反対側に設けられた別の連結板)とにそれぞれの両端部を支持された複数の遊星軸とを備えたものとする。そして、上記遊星歯車式変速機を構成する上記各遊星歯車を、上記各遊星軸の周囲に、例えばラジアルジードル軸受を介して回転自在に支持する。又、これと共に、上記キャリアを構成する上記連結板の片側面と上記入力側ディスク(中空回転軸を内側に挿通する外側ディスク)の背面(外側面)とを、互いに軸方向に当接させる。 Further, when the continuously variable transmission of the present invention as described above is implemented, preferably, as described in claim 2, a part of the carrier and the input side disk (in the case of a double cavity type, a hollow rotation) The rear surface (outer surface) of the outer disk that is inserted through the shaft is brought into contact with the rear surface. For this purpose, for example, the carrier is disposed on a support plate that is supported and fixed to the input shaft (or input rotation shaft), concentric with the support plate, and spaced apart in the axial direction. A connecting plate that is in the shape of a ring facing the back side (outer side surface) of the input side disc (outer disc that passes through the hollow rotating shaft inside), and the connecting plate and the supporting plate (or sandwiching the supporting plate) And a plurality of planetary shafts supported at both ends by another connecting plate provided on the opposite side of the input side disk. Then, the planetary gears constituting the planetary gear type transmission are rotatably supported around the planetary shafts through, for example, radial girdle bearings. At the same time, one side surface of the connecting plate constituting the carrier and the back surface (outer surface) of the input side disk (outer disk through which the hollow rotating shaft is inserted inside) are brought into contact with each other in the axial direction.
そして、この様に当接させると共に、上記遊星歯車式変速機の各遊星歯車の個数を、上記キャリアと当接する上記入力側ディスク(中空回転軸を内側に挿通する外側ディスク)とこの入力側ディスクに対向する前記出力側ディスク(例えば内側ディスク)との間のキャビティ{ダブルキャビティ型の場合、キャリアに近い側のキャビティ}内に存在する、上記各パワーローラの個数の整数倍とする。例えば、これら各パワーローラの個数が2であれば、上記各遊星歯車の個数を、4、6、8・・・とする。又、例えば上記各パワーローラの個数が3であれば、上記各遊星歯車の個数を、6、9・・・とする。尚、最も好ましくは、請求項3に記載した様に、上記各パワーローラの個数を2とすると共に、上記各遊星歯車の個数を4又は6とする(必要に応じて、パワーローラの個数を3とすると共に、各遊星歯車の個数を6とする事もできる)。 The input side disk (outer disk through which the hollow rotating shaft is inserted inside) and the input side disk are brought into contact with the carrier and the number of each planetary gear of the planetary gear type transmission is in contact with the carrier. Is an integral multiple of the number of each of the power rollers present in a cavity {a cavity on the side closer to the carrier in the case of a double cavity type} between the output side disk (for example, the inner disk) facing the disk. For example, if the number of these power rollers is 2, the number of the planetary gears is 4, 6, 8,. For example, if the number of the power rollers is 3, the number of the planetary gears is 6, 9,. Most preferably, as described in claim 3, the number of each of the power rollers is 2 and the number of the planetary gears is 4 or 6 (if necessary, the number of the power rollers is 3 and the number of planetary gears can be 6).
上述の様に構成する本発明の無段変速装置によれば、耐久性の確保と低コスト化との両立を図れる。
即ち、遊星歯車式変速機をシングルピニオン型のものとしている為、ダブルピニオン型のものの様に、径方向内側に配置した遊星歯車の径方向外側に更に別の遊星歯車を配置する必要がなくなる。この為、上記遊星歯車式変速機を構成する総ての遊星歯車を径方向内方に配置する事ができ、その分{遠心力F=mrω2 のうちのr(回転中心からの距離)が小さくなる分}、上記各遊星歯車、並びに、これら各遊星歯車を回転自在に支持する遊星軸及びラジアルニードル軸受、これら各遊星歯車とキャリアとの互いに対向する側面同士の間に挟持するスラストワッシャ等に加わる遠心力を低減できる。しかも、上記遊星歯車式変速機を構成する上記各遊星歯車(組み合わせ遊星歯車)を少なくとも4個(4組)設ける為、これら各遊星歯車を3個(乃至は3組)以下とした場合に比べ、これら各遊星歯車(組み合わせ遊星歯車)が分担する伝達動力を小さくできる。この為、その分、これら各遊星歯車(組み合わせ遊星歯車)を小型に(例えば軸方向寸法や径方向寸法を小さく)できる。
According to the continuously variable transmission of the present invention configured as described above, it is possible to achieve both durability and cost reduction.
That is, since the planetary gear type transmission is of a single pinion type, there is no need to dispose another planetary gear on the radially outer side of the planetary gear disposed on the radially inner side as in the double pinion type. For this reason, all the planetary gears constituting the planetary gear type transmission can be arranged radially inward, and accordingly {r of the centrifugal force F = mrω 2 (the distance from the rotation center) is The smaller planetary gears}, the planetary gears, the planetary shafts and radial needle bearings that rotatably support the planetary gears, the thrust washers that are sandwiched between the opposite side surfaces of the planetary gears and the carrier, etc. The centrifugal force applied to can be reduced. Moreover, since at least four planetary gears (combined planetary gears) constituting the planetary gear type transmission are provided, the number of planetary gears is three (or three) or less. The transmission power shared by these planetary gears (combined planetary gears) can be reduced. For this reason, each of these planetary gears (combined planetary gears) can be reduced in size (for example, the axial dimension and the radial dimension can be reduced).
そして、この様に各遊星歯車を小型にできる分、これら各遊星歯車を軽量にでき、その分{遠心力F=mrω2 のうちのm(質量)が小さくなる分}、上記各遊星歯車に加わる遠心力を低減できる。又、この様に各遊星歯車が分担する伝達動力が小さくなると共に、これら各遊星歯車を小型にできる分、上記遊星軸及びラジアルニードル軸受、スラストワッシャ等の小型・軽量化も図れる。そして、この様な軽量化を図れる分{遠心力F=mrω2 のうちのm(質量)が小さくなる分}、これら遊星軸及びラジアルニードル軸受、スラストワッシャに加わる遠心力も低減できる。又、上述の様に各遊星歯車を小型にできる分、これら各遊星歯車、遊星軸、ラジアルニードル軸受、スラストワッシャ等を内径側に配置できる。この為、この面{遠心力F=mrω2 のうちのr(回転中心からの距離)を小さくできる面}からも、上記各遊星歯車、遊星軸、ラジアルニードル軸受、スラストワッシャ等に加わる遠心力を低減できる。そして、この様に遠心力を低減できる分、これら各遊星歯車、遊星軸、ラジアルニードル軸受、スラストワッシャの耐久性の確保と低コスト化との両立を図れる。具体的には、次の通りである。 Thus, each planetary gear can be reduced in size in this way, and each planetary gear can be reduced in weight, and accordingly, {m (mass) of centrifugal force F = mrω 2 is reduced}, The applied centrifugal force can be reduced. In addition, the transmission power shared by the planetary gears is reduced in this way, and the planetary shafts, radial needle bearings, thrust washers, and the like can be reduced in size and weight as the planetary gears can be made smaller. Then, the centrifugal force applied to the planetary shaft, the radial needle bearing, and the thrust washer can be reduced by the amount that can achieve such weight reduction (the amount of m (mass) of the centrifugal force F = mrω 2 decreases). Further, as described above, the planetary gears, the planetary shaft, the radial needle bearing, the thrust washer, and the like can be arranged on the inner diameter side as much as each planetary gear can be reduced in size. Therefore, from this aspect {plane can reduce the r (distance from the rotation center) of the centrifugal force F = mrω 2}, centrifugal force applied above the planetary gear, the planetary shaft, the radial needle bearing, a thrust washer or the like Can be reduced. As the centrifugal force can be reduced in this way, it is possible to achieve both durability and cost reduction of each planetary gear, planetary shaft, radial needle bearing, and thrust washer. Specifically, it is as follows.
(A)遊星歯車に関して
遠心力(キャリアの径方向に関する力)に基づく遊星歯車自身の変形を低減でき、ラジアルニードル軸受を構成する各ニードルとの片当たり(偏当たり)を防止できる。従来は、この様な片当たり(偏当たり)をしても、十分な耐久性を確保できる様に、上記遊星歯車やラジアルニードル軸受の素材や熱処理等を工夫する必要があったが、この様な工夫の必要性が薄れる分、材料コストや製造コストの低減を図れる。
(B)ラジアルニードル軸受に関して
ラジアルニードル軸受を構成する保持器の、遠心力(キャリアの径方向に関する力)に基づく変形を低減できる。そして、この保持器の強度を低減できる分、材料コストや製造コストの低減を図れる。又、この保持器の変形に基づく、この保持器の周面と遊星歯車の内周面又は遊星軸の外周面との摺接を防止でき、この様な摺接に伴う力(回転抵抗となる力)が遊星歯車に加わる事を低減できる。又、遠心力が大きいと、上記保持器がキャリアの径方向外側に変位する傾向となり、この保持器の周面と遊星歯車の内周面或は遊星軸の外周面とが摺接し、この摺接に基づき上記保持器が摩耗し易くなるが、この様な摩耗の低減も図れ、この保持器、延いては、ラジアルニードル軸受の耐久性(寿命)の確保を図れる。又、耐久性を確保する為に従来必要であった、上記保持器表面に施す特殊な処理も必要なくなり、その分、製造コストの低減も図れる。
(A) Regarding planetary gears Deformation of the planetary gear itself based on centrifugal force (force in the radial direction of the carrier) can be reduced, and contact with each needle constituting the radial needle bearing can be prevented. Conventionally, it has been necessary to devise materials for the planetary gears and radial needle bearings, heat treatment, etc. so that sufficient durability can be secured even if such contact (deviation contact) is performed. The material cost and the manufacturing cost can be reduced as much as the need for special devices is reduced.
(B) Regarding the radial needle bearing It is possible to reduce the deformation of the cage constituting the radial needle bearing based on the centrifugal force (force in the radial direction of the carrier). And since the intensity | strength of this holder | retainer can be reduced, reduction of material cost and manufacturing cost can be aimed at. Further, sliding contact between the circumferential surface of the cage and the inner circumferential surface of the planetary gear or the outer circumferential surface of the planetary shaft based on the deformation of the cage can be prevented. Force) applied to the planetary gear can be reduced. Further, when the centrifugal force is large, the cage tends to be displaced radially outward of the carrier, and the circumferential surface of the cage and the inner circumferential surface of the planetary gear or the outer circumferential surface of the planetary shaft are in sliding contact with each other. Although the cage is likely to wear due to contact, such wear can be reduced, and the durability (life) of the cage and thus the radial needle bearing can be ensured. In addition, the special treatment applied to the surface of the cage, which has been conventionally required to ensure durability, is no longer necessary, and the manufacturing cost can be reduced accordingly.
(C)遊星軸に関して
遠心力に基づく遊星軸の変形(曲がり)を低減できる。即ち、この遊星軸は、自身の質量と回転とに基づく遠心力が加わるだけでなく、遊星歯車、ラジアルニードル軸受、スラストワッシャに加わる遠心力{キャリアの径方向外側に変位する(逃げる)力}も支持する必要があり、上記遠心力に基づく変形(曲がり)を抑える必要があった。この理由は、例えば、この様な変形(曲がり)により、上記遊星軸の外周面とラジアルニードル軸受を構成する各ニードルとが片当たり(偏当たり)し、このラジアルニードル軸受の耐久性(寿命)確保の阻害要因となっていた為である。そして、従来は、この耐久性(寿命)を確保すべく、熱処理等の工夫をする必要があったが、この様な工夫の必要性が薄れる分、製造コスト等の低減を図れる。
(D)スラストワッシャに関して
スラストワッシャに加わる遠心力(キャリアの径方向に関する力)に基づく、このスラットワッシャの内周面と遊星軸の外周面との摺接部の摩耗を低減でき、このスラストワッシャ並びに遊星軸の耐久性(寿命)を確保できる。
(C) Regarding planetary axis The deformation (bending) of the planetary axis based on centrifugal force can be reduced. That is, this planetary shaft is not only applied with centrifugal force based on its own mass and rotation, but also centrifugal force applied to planetary gears, radial needle bearings and thrust washers {force that displaces (escapes) radially outward of the carrier} Also, it is necessary to suppress deformation (bending) based on the centrifugal force. This is because, for example, the deformation (bending) causes the outer peripheral surface of the planetary shaft and the needles constituting the radial needle bearing to come into contact with each other (deviation), and the durability (life) of the radial needle bearing This is because it was a hindrance to securing. Conventionally, it has been necessary to devise heat treatment or the like in order to ensure this durability (life), but the manufacturing cost can be reduced as the necessity of such a device is reduced.
(D) Thrust washer The wear of the sliding contact portion between the inner peripheral surface of the slat washer and the outer peripheral surface of the planetary shaft based on the centrifugal force (force in the radial direction of the carrier) applied to the thrust washer can be reduced. In addition, the durability (life) of the planetary shaft can be secured.
又、前述の請求項2に記載した構成を採用した場合には、キャリアの一部(例えばキャリアを構成する連結板の片側面)と入力側ディスク(中空回転軸を内側に挿通する外側ディスク)の背面との当接部のフレッチング摩耗の低減を図れると共に、この入力側ディスクの側面と各パワーローラの周面とのトラクション部の面圧を互いに等しくできる(それぞれのトラクション部で面圧を同じにできる)。即ち、各遊星歯車の個数を、隣接するキャビティ内のパワーローラの個数の整数倍にする事で、これら各遊星歯車並びに各パワーローラを、それぞれ円周方向に関して等間隔に配置できる。そして、前述の特許文献4にも記載されている様に、上記キャリアの回転に拘わらず、このキャリアのうちで剛性が同じになる部分を、上記各パワーローラと軸方向に常に重畳させられる。 Further, when the configuration described in claim 2 is adopted, a part of the carrier (for example, one side surface of the connecting plate constituting the carrier) and the input side disk (the outer disk through which the hollow rotating shaft is inserted inside). The fretting wear of the abutting portion with the back surface of the roller can be reduced, and the surface pressure of the traction portion between the side surface of the input side disk and the peripheral surface of each power roller can be made equal to each other (the surface pressure is the same in each traction portion). Can). That is, by making the number of planetary gears an integral multiple of the number of power rollers in the adjacent cavities, the planetary gears and the power rollers can be arranged at equal intervals in the circumferential direction. As described in the above-mentioned Patent Document 4, a portion of the carrier having the same rigidity is always superimposed on each power roller in the axial direction regardless of the rotation of the carrier.
言い換えれば、上記キャリアの回転中に、上記各パワーローラのうちの一部のパワーローラが、このキャリアのうちの剛性の小さい部分(遊星歯車を収納する空間部分)と軸方向に重畳し、同じく残りのパワーローラが、同じく剛性の大きい部分(遊星歯車同士の間の充実部分)と軸方向に重畳する事がなくなる。逆に言えば、上記キャリアの回転に拘わらず、上記各パワーローラが、上記剛性の小さい部分と大きい部分とのうちの何れかに、同時に重畳する様にできる。この場合に、上記キャリアのうちの剛性の小さい部分は、このキャリアと当接する上記入力側ディスクと共に、軸方向に関し上記各パワーローラを設けた側と反対側に大きく弾性変形する傾向となり、同じく剛性の大きい部分は同じく小さく弾性変形する傾向となる。但し、上記各パワーローラは、常にキャリアのうちの剛性が同じ部分と軸方向に重畳する為、このキャリアと隣接する上記入力側ディスクのうちで、上記各パワーローラの周面とトラクション接触する部分に対応する部分の弾性変形量を互いに同じにできる。この結果、上記入力側ディスクの背面とキャリア(キャリアを構成する連結板の片側面)との当接部のフレッチング摩耗が過大になったり、上記各トラクション部の面圧が互いに異なってしまう事を防止できる。 In other words, during the rotation of the carrier, some of the power rollers are superposed in the axial direction with a portion of the carrier having a small rigidity (a space portion for storing the planetary gear), The remaining power rollers do not overlap in the axial direction with a portion having high rigidity (a solid portion between the planetary gears). In other words, regardless of the rotation of the carrier, each of the power rollers can be simultaneously superimposed on either one of the small rigidity portion and the large rigidity portion. In this case, the low rigidity portion of the carrier tends to be greatly elastically deformed on the side opposite to the side where the power rollers are provided in the axial direction together with the input side disk in contact with the carrier. Similarly, the large portion tends to be elastically deformed small. However, since each power roller always overlaps with the same rigidity of the carrier in the axial direction, a portion of the input side disk adjacent to the carrier that is in traction contact with the peripheral surface of each power roller. The amount of elastic deformation of the portions corresponding to can be made the same. As a result, the fretting wear of the contact portion between the back surface of the input side disk and the carrier (one side surface of the connecting plate constituting the carrier) becomes excessive, or the surface pressures of the traction portions differ from each other. Can be prevented.
又、前述の請求項3に記載した構成を採用した場合、即ち、上記各パワーローラの個数を2とすると共に、上記各遊星歯車の個数を4又は6とすれば、上記キャリアの剛性を確保しつつ、上述した遠心力の低減による効果を高次元で得られる。即ち、前述した様に、上記各遊星歯車の個数を多くすれば、その分、これら各遊星歯車の1個当たりの分担動力を小さくでき、これら各遊星歯車の小型・軽量化、延いてはこれら各遊星歯車に加わる遠心力の低減を図れる。但し、これら各遊星歯車の個数が多くなり過ぎると、上記キャリアのうちで、これら各遊星歯車を収納する空間部分から外れた部分、即ち、これら各遊星歯車同士の間の充実部分が小さくなり(細くなり)、このキャリアの剛性を確保しにくくなる。一方、このキャリアは、このキャリアと隣接する入力側ディスクを、押圧装置の発生する押圧力(軸力)に基づき出力側ディスクに向けて押圧する。この押圧力(軸力)は、これら入力側ディスク及び出力側ディスクと各パワーローラの周面とのトラクション部で動力伝達を可能とする為に必須のものであるが、その大きさは、大きいもので147kN(15tf、15000kgf)程度に達する(特にギヤードニュートラル状態を実現できる無段変速装置の場合に大きくなる)。そこで、上述の様に、上記各パワーローラの個数を2とすると共に、上記各遊星歯車の個数を4又は6とする。尚、これら各遊星歯車の個数が6を超えた場合には、上記キャリアの剛性を確保しにくくなるだけでなく、これら各遊星歯車と太陽歯車との歯数比の設定を行なえなくなる可能性がある。 Further, when the configuration described in claim 3 is adopted, that is, when the number of the power rollers is 2 and the number of the planetary gears is 4 or 6, the rigidity of the carrier is ensured. However, the effect of reducing the centrifugal force described above can be obtained at a high level. That is, as described above, if the number of the planetary gears is increased, the shared power per one of the planetary gears can be reduced accordingly. The centrifugal force applied to each planetary gear can be reduced. However, if the number of these planetary gears increases too much, the portion of the carrier that is out of the space where the planetary gears are housed, that is, the solid portion between the planetary gears becomes smaller ( It becomes difficult to ensure the rigidity of this carrier. On the other hand, the carrier presses the input side disk adjacent to the carrier toward the output side disk based on the pressing force (axial force) generated by the pressing device. This pressing force (axial force) is indispensable in order to enable power transmission at the traction portion between the input side disk and output side disk and the peripheral surface of each power roller, but the magnitude is large. It reaches about 147 kN (15 tf, 15000 kgf) (particularly in the case of a continuously variable transmission capable of realizing a geared neutral state). Therefore, as described above, the number of each power roller is set to 2, and the number of each planetary gear is set to 4 or 6. If the number of these planetary gears exceeds 6, not only is it difficult to ensure the rigidity of the carrier, but there is a possibility that the gear ratio between these planetary gears and the sun gear cannot be set. is there.
図1は、本発明の実施の形態の1例を示している。本例の無段変速装置は、前述の図2に示した構造に関して、耐久性の確保と低コスト化との両立を図れる様にしたものである(前述の図2に示した構造に本発明を適用したものである)。この様な本例の無段変速装置は、入力軸39と、出力軸40と、中空回転軸41と、中空円管状の伝達軸42と、トロイダル型無段変速機43と、このトロイダル型無段変速機43と同心に配置された第一、第二各遊星歯車式変速機44、45と、これら各遊星歯車式変速機44、45を通過する動力の伝達経路を切り換える為の高速用クラッチ46及び低速用クラッチ47とを組み合わせて成る。尚、このうちの第一遊星歯車式変速機44が、特許請求の範囲に記載した遊星歯車式変速機に相当する。
FIG. 1 shows an example of an embodiment of the present invention. The continuously variable transmission of this example is designed to achieve both durability and cost reduction with respect to the structure shown in FIG. 2 (the present invention is applied to the structure shown in FIG. 2 described above). Applied). Such a continuously variable transmission of this example includes an
又、上記トロイダル型無段変速機43は、前述の特許文献1〜4に記載される等により従来から知られている、ダブルキャビティ型のもので、1対の入力側ディスク(外側ディスク)48a、48bと、1個の出力側ディスク(内側ディスク)49と、複数のパワーローラ50、50とを備える。このうちの両入力側ディスク48a、48bは、上記入力軸39を介して互いに同心に、且つ、同期した回転を自在に組み合わせている。この為に本例の場合には、前段側(エンジンのクランクシャフトと接続される入力側で、図1の左側)の入力側ディスク48aを上記入力軸39の前端部に、例えば図示しないボールスプラインを介して、この入力軸39と同期した回転及びこの入力軸39に対する軸方向の変位を可能に支持する。
The toroidal-type continuously variable transmission 43 is a double-cavity type, which has been conventionally known as described in Patent Documents 1 to 4 described above, and is a pair of input side disks (outer disks) 48a. , 48b, one output side disk (inner disk) 49, and a plurality of
又、この入力軸39と上記前段側の入力側ディスク48aとの間には、例えば油圧式の押圧装置(図示省略)を設ける。そして、無段変速装置の運転時には、この押圧装置に圧油を供給する事により、上記前段側の入力側ディスク48aを後段側(上記エンジンから遠い側で、図1の右側)の入力側ディスク48bに押圧しつつ、回転駆動する。又、この後段側の入力側ディスク48bは上記入力軸39に対し、上記第一遊星歯車式変速機44を構成する第一キャリア51により、結合固定している。従って、上記両入力側ディスク48a、48bは、上記ボールスプラインと、上記入力軸39と、上記第一キャリア51とを介して結合されており、互いに同期して回転する。この様な両入力側ディスク48a、48bの互いに対向する内側面は、それぞれトロイド曲面としている。
Further, for example, a hydraulic pressing device (not shown) is provided between the
又、上記出力側ディスク49は、軸方向両側面をトロイド曲面とした一体型のものとしており、上記入力軸39の中間部前寄り部分で上記両入力側ディスク48a、48b同士の間部分の周囲に、これら両入力側ディスク48a、48bと同心に、且つ、これら両入力側ディスク48a、48bとは独立した回転を自在として支持されている。又、上記出力側ディスク49の中心部には、上記入力軸39の中間部周囲に、この入力軸39に対する相対回転を自在に支持した中空回転軸41の基端部を、回転力の伝達を自在に、且つ、上記出力側ディスク49と同心に結合している。又、上記中空回転軸41は、上記後段側の入力側ディスク48bの内周面と上記入力軸39の外周面との間の円筒状隙間を挿通してこの入力側ディスク48bの背面(外側面)側に突出させ、上記出力側ディスク49の回転力を取り出し自在としている。
Further, the
又、前記各パワーローラ50、50は、それぞれの周面を部分球面状の凸面としたもので、図示しない支持部材(トラニオン)の内側面に、それぞれ支持軸及び複数の転がり軸受により、回転自在に支持されている。この状態で上記各パワーローラ50、50は、上記出力側ディスク49の両側面と上記両入力側ディスク48a、48bの内側面との間に、それぞれ複数個ずつ挟持されている。言い換えれば、上記各パワーローラ50、50の周面と上記各ディスク48a、48b、49の側面とを転がり接触(トラクション接触)させている。無段変速装置の運転時には、上記各パワーローラ50、50が上記支持部材(トラニオン)に対し、上記支持軸を中心として回転しつつ、上記両入力側ディスク48a、48bと上記出力側ディスク49との間で動力を伝達する。又、上記各支持部材(トラニオン)の傾斜角度を変える事により、前記トロイダル型無段変速機43の変速度比を調節する。
Each of the
又、前記第一、第二各遊星歯車式変速機44、45のうち、上記トロイダル型無段変速機43に近い側である、前段側に設けた第一遊星歯車式変速機44は、特許請求の範囲に記載したキャリアに相当する前記第一キャリア51に加えて、同じく太陽歯車に相当する一端側第一太陽歯車52と、同じく他端側第一太陽歯車53と、同じく遊星歯車に相当する複数の(第一)組み合わせ遊星歯車54とを備える。このうちの一端側第一太陽歯車52は、上記中空回転軸41の先端部に、この中空回転軸41と同心に結合している。従って、上記一端側第一太陽歯車52は、上記出力側ディスク49に対し同心に結合されて、この出力側ディスク49と共に回転する。一方、上記他端側第一太陽歯車53は、上記一端側第一太陽歯車52と同心に、且つ、この一端側第一太陽歯車52に対する相対回転を自在に支持されている。この為に、本例の場合は、上記第一、第二各遊星歯車式変速機44、45同士の間で、これら各遊星歯車式変速機44、45と同心に設けられた、前記伝達軸42の一端部(図1の左端部)に、上記他端側第一太陽歯車53を(直接)設けている。
The first planetary gear type transmission 44 provided on the front stage side, which is the side close to the toroidal type continuously variable transmission 43 among the first and second planetary
又、上記各(第一)組み合わせ遊星歯車54は、ステップピニオンと呼ばれるもので、軸方向に長い遊星軸の両端部にそれぞれ一端側第一遊星歯車55と他端側第一遊星歯車56とを設けて成り、上記第一キャリア51に回転自在に支持されている。これら一端側第一遊星歯車55と他端側第一遊星歯車56とは、互いに同期して回転するもので、このうちの一端側各第一遊星歯車55を上記一端側第一太陽歯車52に、同じく他端側各第一遊星歯車56を上記他端側第一太陽歯車53に、それぞれ噛合させている。尚、本例の場合は、第一遊星歯車式変速機44を、リング歯車を有しないものとしているが、必要に応じて、上記一端側第一遊星歯車55或は上記他端側第一遊星歯車56と噛合する一端側或は他端側第一リング歯車を設け、この一端側或は他端側第一リング歯車を通じて動力を取り出す様に構成する事もできる。但し、何れの場合も、上記第一遊星歯車式変速機44を構成する上記各(第一)組み合わせ遊星歯車54(一端側第一遊星歯車55、他端側第一遊星歯車56)は、それぞれがこの第一遊星歯車式変速機44を構成する上記一端側、他端側第一太陽歯車52、53にのみ噛合する、又は、この一端側、他端側第一太陽歯車52、53と上記一端側或は他端側第一リング歯車との両方に噛合する、シングルピニオン型のものとする。又、上記各(第一)組み合わせ遊星歯車54(一端側第一遊星歯車55、他端側第一遊星歯車56)は、少なくとも4個(4組)設ける。
Each (first) combination
一方、前記トロイダル型無段変速機43から遠い側である、後段側に設けた第二遊星歯車式変速機45は、一端側第二遊星歯車式変速機57と他端側第二遊星歯車式変速機58とを備える。このうちの一端側第二遊星歯車式変速機57は、一端側第二キャリア59と、一端側第二太陽歯車60と、複数の一端側第二遊星歯車61と、一端側第二リング歯車62とを備える。このうちの一端側第二キャリア59は、無段変速装置を収納したケーシング63等の固定の部分に対し、回転不能に支持されている。又、上記一端側第二太陽歯車60は、前記伝達軸42の中間部外周面に(直接)設けられている。又、上記各一端側第二遊星歯車61を、上記一端側第二太陽歯車60と上記一端側第二リング歯車62との両方に噛合させ、上記一端側第二遊星歯車式変速機57を、シングルピニオン型のものとしている。又、上記一端側第二リング歯車62は、上記一端側第二太陽歯車60と同心に設けられ、前記高速用クラッチ46の断接(係脱)に基づいて、前記出力軸40との間で動力が伝達される状態と同じく伝達されない状態とを切り換えられる。
On the other hand, the second planetary
又、上記他端側第二遊星歯車式変速機58は、他端側第二キャリア64と、他端側第二太陽歯車65と、複数の他端側第二遊星歯車66と、他端側第二リング歯車67とを備える。このうちの他端側第二太陽歯車65は、上記伝達軸42の後端部に(直接)設けられている。又、上記他端側第二キャリア64は上記他端側第二太陽歯車65と同心に設けられ、前記低速用クラッチ47の断接(係脱)に基づいて、上記出力軸40との間で動力が伝達される状態と同じく伝達されない状態とを切り換えられる。又、上記各他端側第二遊星歯車66を、上記他端側第二太陽歯車65と上記他端側第二リング歯車67との両方に噛合させ、上記他端側第二遊星歯車式変速機58を、シングルピニオン型のものとしている。又、上記他端側第二リング歯車67は、前記入力軸39の後端部に設けたフランジ部68を介して、この入力軸39と同期した回転を自在に結合されている。
The other end side second planetary
更に、上記高速用クラッチ46及び低速用クラッチ47のうちの低速用クラッチ47を、上述の様に出力軸40と他端側第二遊星歯車式変速機58の他端側第二キャリア64との間に設けている。そして、この様な低速用クラッチ47により、これら出力軸40と他端側第二キャリア64との間で動力が伝達される状態(低速モードを実現する状態)と、同じく伝達されない状態とを切り換える。一方、上記高速用クラッチ46を、上述の様に出力軸40と一端側第二遊星歯車式変速機57の一端側第二リング歯車62との間に設けている。そして、この様な高速用クラッチ46により、これら出力軸40と一端側第二リング歯車62との間で動力が伝達される状態(高速モードを実現する状態)と、同じく伝達されない状態とを切り換える。尚、上記高速用、低速用両クラッチ46、47は、一方が接続された場合には他方の接続が断たれる。
Further, the low speed clutch 47 of the
例えば、上記高速用クラッチ46の接続を断つと共に、上記低速用クラッチ47を接続した低速モードを選択した状態では、前記トロイダル型無段変速機43の出力側ディスク49の回転を、前記第一遊星歯車式変速機44並びに前記伝達軸42、前記第二遊星歯車式変速機45を構成する上記他端側第二遊星歯車式変速機58、上記低速用クラッチ47を通じて、上記出力軸40に取り出す。
即ち、上記出力側ディスク49の回転を、
出力側ディスク49→中空回転軸41→一端側第一太陽歯車52→組み合わせ(第一)遊星歯車54(一端側第一遊星歯車55、他端側第一遊星歯車56)→他端側第一太陽歯車53→伝達軸42→他端側第二太陽歯車65→他端側第二遊星歯車66→他端側第二キャリア64→低速用クラッチ47→出力軸40
の順番で、この出力軸40に伝達する。
又、低速モード状態では、同時に、上述の様な経路中に含まれる、上記組み合わせ(第一)遊星歯車54(一端側第一遊星歯車55、他端側第一遊星歯車56)を、前記入力軸39と共に回転する前記第一キャリア51により公転運動させる。
For example, in the state where the
That is, the rotation of the
Are transmitted to the
In the low-speed mode state, the combination (first) planetary gear 54 (one end-side first
この様な経路で動力を伝達する低速モード状態の場合に、上記他端側第二キャリア64に伝達される動力の速度は、上記他端側第二遊星歯車式変速機58を構成する、上記他端側第二太陽歯車65の回転速度と上記他端側第二リング歯車67の回転速度との関係で決まる。即ち、上記他端側第二キャリア64には、上記他端側第二太陽歯車65の回転速度と上記他端側第二リング歯車67の回転速度との差動分が取り出される。上記入力軸39の回転速度を一定とした場合、上記他端側第二リング歯車67の回転速度並びに上記第一キャリア51の回転速度は、上記入力軸39と同じ一定のままである。これに対して、上記他端側第二太陽歯車65の回転速度は、上記トロイダル型無段変速機43の変速度比(速度比eV )を変える事により調節できる。
In the low-speed mode state in which power is transmitted through such a path, the speed of power transmitted to the other end-side
即ち、後述する高速モードに関する説明部分でも説明する様に、上記他端側第二太陽歯車65と共に回転する、上記第一遊星歯車式変速機44を構成する他端側第一太陽歯車53は、同じくこの第一遊星歯車式変速機44を構成する組み合わせ(第一)遊星歯車54の他端側第一遊星歯車56との噛合により、これら各他端側第一遊星歯車56の公転運動と自転運動とを合成した回転速度で回転駆動される。そして、上記入力軸39(第一キャリア51)の回転速度を一定とした場合、このうちの公転運動の回転速度は一定であるが、自転運動の回転速度は、上記トロイダル型無段変速機43の出力側ディスク49の回転速度に応じて変化する。この為、このトロイダル型無段変速機43の変速度比(速度比eV )を変える事により、上記他端側第一太陽歯車53、延いては、上記他端側第二太陽歯車65の回転速度を調節できる。従って、上記他端側第二遊星歯車式変速機58を構成する他端側各第二歯車65、66、67の歯数、並びに、上記第一遊星歯車式変速機44を構成する各(一端側、他端側)第一歯車52、53、55、56の歯数を、上記トロイダル型無段変機43で実現可能な変速度比eV との関係で適切に規制すれば、このトロイダル型無段変速機43の変速度比eV の調節に基づいて、上記入力軸39を一方向に回転させた状態のまま上記出力軸40を、停止状態(ギヤードニュートラル状態)を挟んで両方向に回転駆動自在にできる。
That is, as will be described in the explanation section regarding the high-speed mode described later, the other-end-side
上述の様な低速モード状態に対して、高速用クラッチ46を接続すると共に、低速用クラッチ47の接続を断った高速モードを選択した状態では、上記入力軸39と共に回転する第一キャリア51の回転を、上記第一遊星歯車式変速機44を構成する組み合わせ(第一)遊星歯車54の他端側第一遊星歯車56から取り出して、この第一遊星歯車式変速機44並びに前記伝達軸42、前記第二遊星歯車式変速機45を構成する前記一端側第二遊星歯車式変速機57、上記高速用クラッチ46を通じて、上記出力軸40に取り出す。
即ち、上記第一キャリア51の公転運動を、
第一キャリア51→組み合わせ(第一)遊星歯車54の他端側第一遊星歯車56→他端側第一太陽歯車53→伝達軸42→一端側第二太陽歯車60→一端側第二遊星歯車61→一端側第二リング歯車62→高速用クラッチ46→出力軸40
の順番で、この出力軸40に伝達する。
When the
That is, the revolution movement of the
Are transmitted to the
又、高速モード状態では、同時に、上述の様な経路中に含まれる、上記組み合わせ(第一)遊星歯車54の他端側第一遊星歯車56を、次の経路で回転(自転)させる。
出力側ディスク49→中空回転軸41→一端側第一太陽歯車52→組み合わせ(第一)遊星歯車54の一端側第一遊星歯車55→組み合わせ(第一)遊星歯車54の他端側第一遊星歯車56
前述の低速モードに関する説明部分にも記載した様に、上記他端側第一太陽歯車53は、上記組み合わせ(第一)遊星歯車54の他端側第一遊星歯車56との噛合により、これら各他端側第一遊星歯車56の公転運動と自転運動とを合成した回転速度で回転駆動される。上記入力軸39の回転速度が一定とした場合、このうちの公転運動の回転速度は一定であるが、自転運動の回転速度は、前記トロイダル型無段変速機43の出力側ディスク49の回転速度に応じて変化する。従って、このトロイダル型無段変速機43の変速度比eV を調節すれば、上記入力軸39と上記出力軸40との間(無段変速装置全体として)の変速度比を調節できる。
In the high speed mode state, the other end side first
As described in the above description regarding the low-speed mode, the other-end-side
上述の様に、高速モードを選択した状態では、上記入力軸39に加えられた動力を、上記トロイダル型無段変速機43をバイパスして、上記第一遊星歯車式変速機44を構成する上記第一キャリア51に送る。そして、同じく第一遊星歯車式変速機44を構成する他端側第一太陽歯車53により取り出した動力を、前記第二遊星歯車式変速機45を構成する一端側第二遊星歯車式変速機57介して(一端側第二太陽歯車60、一端側第二遊星歯車61、一端側第二リング歯車62を通じて)上記出力軸40に伝達する。これと共に、上記トロイダル型無段変速機43の変速度比eV の調節に基づいて、上記第一遊星歯車式変速機44部分の変速比を変更する。
As described above, when the high-speed mode is selected, the power applied to the
前述した様に、本例の無段変速装置の場合には、上記第一遊星歯車式変速機44をシングルピニオン型のものとすると共に、この第一遊星歯車式変速機44を構成する各組み合わせ(第一)遊星歯車54を、少なくとも4個(4組)設けている。又、これと共に、この第一遊星歯車式変速機44を構成する第一キャリア51の一部と、上記トロイダル型無段変速機44を構成する入力側ディスク48b(中空回転軸41を内側に挿通する入力側ディスク48b)の背面(外側面)とを当接させている。この為に、上記第一キャリア51を、例えば、前述の図4に示した第一キャリア35と同様のものとする。即ち、上記第一キャリア51を、支持板70(図1、図4)と、連結板71(図4)と、複数の遊星軸36、36(図4)とを備えたものとする。このうちの支持板70は、入力軸39(図4の入力回転軸69に対応)に支持固定する。又、上記連結板71は、円輪状のもので、上記支持板70と同心に且つ軸方向に間隔をあけた状態で配置され、その片側面を上記入力側ディスク48b(32b)の背面(外側面)に対向させる。又、上記各遊星軸36、36は、上記連結板71と、上記支持板70を挟んで上記入力側ディスク48b(32b)の反対側に設けられた別の連結板72(図4)とに、それぞれの両端部を支持する。そして、上記組み合わせ(第一)遊星歯車54を、上記各遊星軸36、36の周囲に、ラジアルジードル軸受37、37(図4参照)を介して回転自在に支持する。又、これと共に、上記第一キャリア51を構成する上記連結板71の片側面と上記入力側ディスク48b(32b)の背面(外側面)とを、互いに軸方向に当接させる。
As described above, in the case of the continuously variable transmission of the present example, the first planetary gear type transmission 44 is of a single pinion type, and each combination constituting the first planetary gear type transmission 44 is made. (First) At least four (four sets)
尚、上記第一遊星歯車式変速機44を構成する上記各組み合わせ(第一)遊星歯車54の具体的な個数は、上記第一キャリア51と当接する上記入力側ディスク48bとこの入力側ディスク48bに対向する前記出力側ディスク49との間のキャビティ(図1の右側のキャビティ)内に存在する、各パワーローラ50の個数の整数倍とする。例えば、これら各パワーローラ50の個数が2であれば、上記各組み合わせ(第一)遊星歯車54の個数を、4、6、8・・・とする。又、例えば上記各パワーローラ50の個数が3であれば、上記各組み合わせ(第一)遊星歯車54の個数を、6、9・・・とする。尚、最も好ましくは、上記各パワーローラ50の個数を2とすると共に、上記各組み合わせ(第一)遊星歯車54の個数を4又は6とする(必要に応じて、パワーローラの個数を3とすると共に、各組み合わせ(第一)遊星歯車54の個数を6とする事もできる)。
The specific number of the combination (first)
上述の様に構成する本例の無段変速装置によれば、耐久性の確保と低コスト化との両立を図れる。
即ち、上述の様に第一遊星歯車式変速機44をシングルピニオン型のものとしている為、例えば図3に示したダブルピニオン型のものの様に、径方向内側に配置した一端側第一遊星歯車8aの径方向外側に更に別の一端側第一遊星歯車19(図3参照)を配置する必要がなくなる。この為、上記第一遊星歯車式変速機44を構成する総ての遊星歯車、即ち、組み合わせ(第一)遊星歯車54(一端側第一遊星歯車55、他端側第一遊星歯車56)を径方向内方に配置する事ができ、その分{遠心力F=mrω2 のうちのr(回転中心からの距離)が小さくなる分}、上記各組み合わせ(第一)遊星歯車54、並びに、これら各組み合わせ(第一)遊星歯車54を回転自在に支持する遊星軸36、36及びラジアルニードル軸受37、37、これら組み合わせ(第一)遊星歯車54と第一キャリア51との互いに対向する側面同士の間に挟持するスラストワッシャ38、38(図4参照)等に加わる遠心力を低減できる。しかも、上記各組み合わせ(第一)遊星歯車54を少なくとも4個(4組)設けている為、3個(乃至は3組)以下とした場合に比べ、これら各組み合わせ(第一)遊星歯車54が分担する伝達動力を小さくできる。この為、その分、これら各組み合わせ(第一)遊星歯車54を小型に(例えば軸方向寸法や径方向寸法を小さく)できる。
According to the continuously variable transmission of this example configured as described above, it is possible to achieve both durability and cost reduction.
That is, since the first planetary gear type transmission 44 is of a single pinion type as described above, for example, one end side first planetary gear arranged radially inward like the double pinion type shown in FIG. It is not necessary to arrange another one end side first planetary gear 19 (see FIG. 3) on the radially outer side of 8a. Therefore, all the planetary gears constituting the first planetary gear type transmission 44, that is, the combination (first) planetary gear 54 (the first
そして、この様に小型にできる分、これら各組み合わせ(第一)遊星歯車54を軽量にでき、その分{遠心力F=mrω2 のうちのm(質量)が小さくなる分}、これら各組み合わせ(第一)遊星歯車54に加わる遠心力を低減できる。又、この様に各組み合わせ(第一)遊星歯車54が分担する伝達動力が小さくなると共に、これら各組み合わせ(第一)遊星歯車54を小型にできる分、上記遊星軸36、36及びラジアルニードル軸受37、37、スラストワッシャ38、38等の小型・軽量化も図れる。そして、この様に軽量化を図れる分{遠心力F=mrω2 のうちのm(質量)が小さくなる分}、これら遊星軸36、36及びラジアルニードル軸受37、37、スラストワッシャ38、38に加わる遠心力も低減できる。又、上述の様に各組み合わせ(第一)遊星歯車54を小型にできる分、これら各組み合わせ(第一)遊星歯車54、遊星軸36、36、ラジアルニードル軸受37、37、スラストワッシャ38、38等を内径側に配置できる。この為、この面{遠心力F=mrω2 のうちのr(回転中心からの距離)を小さくできる面}からも、これら各組み合わせ(第一)遊星歯車54、遊星軸36、36、ラジアルニードル軸受37、37、スラストワッシャ38、38等に加わる遠心力を低減できる。そして、この様に遠心力を低減できる分、これら各組み合わせ(第一)遊星歯車54、遊星軸36、36、ラジアルニードル軸受37、37、スラストワッシャ38、38の耐久性の確保と低コスト化との両立を図れる。
Each of these combinations (first)
本発明を実施する場合に利用するトロイダル型無段変速機は、図1に示す様なハーフトロイダル型のものに限らず、フルトロイダル型のものも利用できる。 The toroidal type continuously variable transmission used when implementing the present invention is not limited to the half toroidal type as shown in FIG. 1, but a full toroidal type can also be used.
1A〜1C トロイダル型無段変速機
2A〜2C 第一遊星歯車式変速機
3A〜3C 第二遊星歯車式変速機
4A〜4C 高速用クラッチ
5A〜5C 低速用クラッチ
6A〜6C 入力軸
7A〜7C 出力軸
8、8a 一端側第一遊星歯車
9、9a 他端側第一遊星歯車
10、10a 組み合わせ遊星歯車
11 一端側第二遊星歯車式変速機
12 他端側第二遊星歯車式変速機
13 一端側第二太陽歯車
14 他端側第二太陽歯車
15 他端側第二キャリア
16 一端側第二リング歯車
17 一端側第一太陽歯車
18 他端側第一太陽歯車
19 別の一端側第一遊星歯車
20 遊星歯車組
21 一端側第一リング歯車
22 第二キャリア
23 他端側第一太陽歯車
24 第二太陽歯車
25 一端側遊星歯車組
26 他端側遊星歯車組
27 第一遊星歯車
28 一端側第一遊星歯車
29 他端側第一遊星歯車
30 他端側第一リング歯車
31 他端側第一太陽歯車
32a、32b 外側ディスク
33A〜33C 中空回転軸
34 入力回転軸
35 第一キャリア
36 遊星軸
37 ラジアルニードル軸受
38 スラストワッシャ
39 入力軸
40 出力軸
41 中空回転軸
42 伝達軸
43 トロイダル型無段変速機
44 第一遊星歯車式変速機
45 第二遊星歯車式変速機
46 高速用クラッチ
47 低速用クラッチ
48a、48b 入力側ディスク
49 出力側ディスク
50 パワーローラ
51 第一キャリア
52 一端側第一太陽歯車
53 他端側第一太陽歯車
54 組み合わせ遊星歯車
55 一端側第一遊星歯車
56 他端側第一遊星歯車
57 一端側第二遊星歯車式変速機
58 他端側第二遊星歯車式変速機
59 一端側第二キャリア
60 一端側第二太陽歯車
61 一端側第二遊星歯車
62 一端側第二リング歯車
63 ケーシング
64 他端側第二キャリア
65 他端側第二太陽歯車
66 他端側第二遊星歯車
67 他端側第二リング歯車
68 フランジ部
70 支持板
71 連結板
72 別の連結板
1A to 1C Toroidal type continuously variable transmission 2A to 2C First planetary gear type transmission 3A to 3C Second planetary gear type transmission 4A to 4C High speed clutch 5A to 5C Low speed clutch 6A to 6C Input shaft 7A to 7C Output Shaft 8, 8a One end side first planetary gear 9, 9a Other end side first planetary gear 10, 10a Combination planetary gear 11 One end side second planetary gear type transmission 12 Other end side second planetary gear type transmission 13 One end side Second sun gear 14 Other end side second sun gear 15 Other end side second carrier 16 One end side second ring gear 17 One end side first sun gear 18 Other end side first sun gear 19 Another one end first planetary gear 20 planetary gear set 21 one end side first ring gear 22 second carrier 23 other end side first sun gear 24 second sun gear 25 one end side planetary gear set 26 other end side planetary gear set 27 first planetary gear 28 one end Side first planetary gear 29 other end side first planetary gear 30 other end side first ring gear 31 other end side first sun gear 32a, 32b outer disk 33A-33C hollow rotating shaft 34 input rotating shaft 35 first carrier 36 planet Shaft 37 Radial needle bearing 38 Thrust washer 39 Input shaft 40 Output shaft 41 Hollow rotating shaft 42 Transmission shaft 43 Toroidal continuously variable transmission 44 First planetary gear type transmission 45 Second planetary gear type transmission 46 High speed clutch 47 Low speed Clutch 48a, 48b Input side disk 49 Output side disk 50 Power roller 51 First carrier 52 One end side first sun gear 53 Other end side first sun gear 54 Combination planetary gear 55 One end side first planetary gear 56 Other end side first One planetary gear 57 One end side second planetary gear type transmission 58 Other end side second planetary gear type transmission 59 Side second carrier 60 one end side second sun gear 61 one end side second planetary gear 62 one end side second ring gear 63 casing 64 other end side second carrier 65 other end side second sun gear 66 other end side second planetary gear 67 Second ring gear on the other end 68 Flange 70 Support plate 71 Connection plate 72 Another connection plate
Claims (3)
上記遊星歯車式変速機を構成する各遊星歯車を、それぞれがこの遊星歯車式変速機を構成する太陽歯車にのみ噛合する、又は、それぞれがこの遊星歯車式変速機を構成する太陽歯車とリング歯車との両方に噛合する、シングルピニオン型のものとすると共に、上記各遊星歯車を少なくとも4個設けた
事を特徴とする無段変速装置。 A toroidal continuously variable transmission and a planetary gear type transmission arranged concentrically with each other, an input side disk constituting the toroidal type continuously variable transmission, a carrier constituting the planetary gear type transmission, and In the continuously variable transmission in which the input side disk and the carrier are rotated in synchronization with each other in the axial direction.
Each planetary gear constituting the planetary gear type transmission is meshed only with the sun gear constituting the planetary gear type transmission, or the sun gear and the ring gear each constituting the planetary gear type transmission. A continuously variable transmission characterized in that it is of a single pinion type and is provided with at least four planetary gears.
請求項1に記載した無段変速装置。 A part of the carrier is brought into contact with the back surface of the input side disk, and the number of each planetary gear is set in a cavity between the input side disk in contact with the carrier and the output side disk facing the input side disk. An integer multiple of the number of existing power rollers
The continuously variable transmission according to claim 1.
請求項2に記載した無段変速装置。 While the number of power rollers is 2, the number of planetary gears is 4 or 6,
The continuously variable transmission according to claim 2.
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