JP3603560B2

JP3603560B2 - Single cavity toroidal type continuously variable transmission

Info

Publication number: JP3603560B2
Application number: JP24245497A
Authority: JP
Inventors: 裕之伊藤
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 1997-09-08
Filing date: 1997-09-08
Publication date: 2004-12-22
Anticipated expiration: 2017-09-08
Also published as: JPH1182658A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、例えば自動車の変速機として使用されるシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
主に自動車用の変速機として従来より研究が進められているトロイダル型無段変速機は、互いに対向する面がそれぞれ円弧形状の凹断面を有する入力ディスク及び出力ディスクと、これらのディスク間に挟持される回転自在なパワーローラとを組み合わせた構造のトロイダル変速機構を備えている。入力ディスクは、トルク入力軸方向への移動が可能なようにトルク入力軸に対して駆動結合され、一方出力ディスクは、トルク入力軸に対して相対的に回転可能かつ入力ディスクから離れる方向への移動が制限されるように入力ディスクと対向して取り付けられる。
【０００３】
上述のようなトロイダル型変速機構では、入力ディスクが回転するとパワーローラを介して出力ディスクが逆回転するため、トルク入力軸に入力される回転運動は、逆方向の回転運動として出力ディスクへと伝達され、出力ディスクと一体的に回転する出力ギアから取り出される。この際、パワーローラの周面が入力ディスクの外周付近と出力ディスクの中心付近とにそれぞれ当接するようにパワーローラの回転軸の傾斜角度を変化させることでトルク入力軸から出力ギアへの増速が行なわれ、これとは逆に、パワーローラの周面が入力ディスクの中心付近と出力ディスクの外周付近とにそれぞれ当接するようにパワーローラの回転軸の傾斜角度を変化させることでトルク入力軸から出力ギアへの減速が行なわれる。さらに両者の中間の変速比についても、パワーローラの回転軸の傾斜角度を適当に調節することにより、ほぼ無段階に得ることができる。
【０００４】
入力ディスクとパワーローラの間及びパワーローラと出力ディスクの間に発生する摩擦力が常に適切な大きさになるよう調節するために、トルク入力軸の入力ディスク側端部に固定されたローディングナットと入力ディスクの間には、入力トルクに応じて入力軸方向への押圧力を増減させることができるローディングカム装置が配置される。ローディングカム装置は、円周方向に亘る凹凸形状を有したカム面が形成されておりトルク入力軸に係合していてトルク入力軸と一体的に回転するカムディスクと、同様のカム面がカムディスクのカム面と対向する面に設けられておりトルク入力軸と相対的に回転する入力ディスクと、これらの間に挟持される略円輪形状の保持器と、この保持器の円周方向に亘って複数箇所設けられた開口部にそれぞれ配設される転動体とから構成される。また、各転動体は、保持器の開口部において保持器の半径方向を中心軸として転動自在な状態で保持されており、各転動体の側面がカムディスク及び入力ディスクの両カム面の凹凸に当接するように組み込まれる。
【０００５】
トルク入力軸は、入力ディスク側の端部に設けられた軸受と、出力ディスク側の端部に設けられた入力側軸受とにより、トロイダル型無段変速機のケーシングに対して回転自在に支持されている。これとは別に、出力ギアも出力ギア背面に設けられた出力側軸受により、トロイダル型無段変速機のケーシングに対して回転自在に支持されている。出力側軸受及び入力側軸受は、それぞれトロイダル型無段変速機のケーシングに結合された支持部材によって背面合わせに保持されており、例えばアンギュラ軸受を用いる場合には、接触角の方向が互いに逆になるように組み合わされる。
【０００６】
トルク入力軸に入力される回転力を出力ギアへと伝達する際には、ローディングカム装置の働きにより、トルク入力軸が入力ディスク方向へ引き付けられ、また出力ギアが出力ディスク方向へと押し出される。このため、入力側軸受に対しては入力ディスク方向へのスラスト荷重が加わり、出力側軸受に対しては出力ディスク方向へのスラスト荷重が加わる。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
上述のようなトロイダル型変速機構を１つだけ備えるシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機では、入力ディスク及び出力ディスクの反力が大きく、出力側軸受及び入力側軸受に加わるスラスト荷重も大きいため、高トルクを伝達する場合等には軸受部の回転抵抗が著しく増大する。したがって動作時の動トルク損失が極めて大きくなることが避けられず、変速機としての伝達効率を十分に高く維持することができなかった。
【０００８】
本発明は以上の事情によりなされたものであり、本発明の目的は、出力側軸受及び入力側軸受の間にかかる荷重を反対方向の油圧力を作用させて減少させることによって、各軸受で生じる動トルク損失を軽減し、シングルキャビティ式トロイダル型無段変速機の伝達効率を向上させることにある。特に本発明では、回転負荷または変速ポジションに応じて圧力が増減する油を、専用のポンプを設けることなく油圧力発生部へと導入することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明は、トルク入力軸に対して駆動結合される入力ディスクと、前記トルク入力軸に対して相対的に回転可能かつ前記入力ディスクから離れる方向への移動が制限されるように前記入力ディスクと対向して取り付けられる出力ディスクと、それぞれ円弧形状の凹断面を有する前記入力ディスク及び前記出力ディスクの互いに対向する面に当接するようにこれらのディスク間に挟持される回転自在なパワーローラとから成る１組のトロイダル型変速機構と、前記出力ディスクと一体的に回転する出力ギアと、前記出力ギアの背後に設けられ前記出力ディスクから加わるスラスト荷重を支承する出力側軸受と、前記トルク入力軸の前記出力ディスク側端部に設けられ前記入力ディスクから加わるスラスト荷重を支承する入力側軸受とを備えるシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機に関するものであり、本発明の上記目的は、前記出力側軸受及び前記入力側軸受の各外輪が受ける反力と逆方向の油圧力を作用させて前記出力側軸受及び前記入力側軸受に入力されるスラスト荷重を軽減する油圧力発生部を前記出力側軸受と前記入力側軸受の間に配置し、前記油圧力発生部に変速制御用油圧回路で用いられる高圧の油を導入することで達成される。また、前記変速制御用油圧回路のライン圧を持つ油、前記変速制御用油圧回路のライン圧を調圧弁により調整した圧力を持つ油、トラクション力を受ける変速制御用高圧シリンダの圧力を持つ油、トラクション力を受ける変速制御用高圧シリンダの圧力を調圧弁により調整した圧力を持つ油、トラクション力を受ける変速制御用高圧シリンダの圧力と変速制御用低圧シリンダの圧力との差分を圧力として持つ油のいずれかを前記油圧力発生部に導入することにより、本発明の上記目的は、さらに効果的に達成される。
【００１０】
【発明の実施の形態】
本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機は、出力側軸受及び入力側軸受の取り付け部に油圧力発生部を設けた構造に特徴を有するものであり、トロイダル型変速機構を中心とする他の部分に関しては従来の装置と同様に構成することができる。
【００１１】
一般に、出力側軸受及び入力側軸受に作用させる油圧力を大きくするためには、油圧力発生部に高圧の油を導入する必要がある。しかしながら、この際に独立した油供給ポンプを備えた専用の油圧回路を新規配設することは、トロイダル型無段変速機全体の製造コスト削減及び軽量化の要求にそぐわないため適切ではない。
【００１２】
一方、トロイダル型無段変速機では、入力トルクの増大に伴って出力ディスク及び入力ディスクからの反力が大きくなり、また増速側よりも減速側により大きな反力が現れる傾向が見られる。さらに、出力ディスク及び入力ディスクからの反力が増加すると、これらの反力を受ける出力側軸受及び入力側軸受のスラスト荷重も増すため、入力トルクの増大にしたがって各軸受部分で発生する動力伝達損失が大きくなる。なお、入力ディスクからの反力の大きさは、入力トルクの大きさに比例するが、出力ディスクとの間の変速比の大小には一切関係しない。
【００１３】
以上の点より、油圧力発生部には、回転負荷に応じて、あるいは変速ポジションに応じて圧力値が増減する油を導入することが最も望ましい。そこで、本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機では、変速制御用油圧回路で用いられる高圧の油圧ラインを分岐させて、このラインの油の一部を油圧力発生部に導入することにより、動力伝達損失の発生を最小限に抑えつつ、常に適切な大きさの押圧力を出力側軸受及び入力側軸受に作用させることを可能にしている。
【００１４】
図１は、本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機の一実施例を示した軸断面図である。前述した従来のトロイダル型変速機構と同様、トルク入力軸１と、トロイダル型変速機構２と、出力ギア３と、ローディングカム装置４と、出力側軸受５と、入力側軸受６とが備わっており、出力側軸受５及び入力側軸受６として共にアンギュラ軸受が使用されている。また本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機では、各軸受の外輪５１、６１に外向きの油圧力を作用させるための油圧力発生部７を、出力側アンギュラ軸受５及び入力側アンギュラ軸受６に隣接させて設けている。
【００１５】
図２は、図１の実施例における出力側軸受５及び入力側軸受６の取り付け部付近の拡大図を示している。出力ディスク８から、出力ギア３、出力側アンギュラ軸受５、支持部材９、入力側アンギュラ軸受６、及びフランジ部材１０の順にトルク入力軸１に沿って各々の構成要素が配置されている。
【００１６】
支持部材９は、出力側アンギュラ軸受５と入力側アンギュラ軸受６の間に設けられ、トロイダル型無段変速機のケーシング１１の内壁面上に円周方向に沿って形成された円溝に嵌合していて回転しない。支持部材９の両端面の内周部には、それぞれがトルク入力軸１と同芯の円輪形状断面を持ち互いに対向する２つのシリンダ９１、９２が、トルク入力軸１方向に沿って穿設されている。各シリンダ９１、９２内には厚肉円盤形状をしたピストン２１、２２が１つづつ嵌装され、これらのピストン２１、２２の各ピストン面が、出力側アンギュラ軸受５及び入力側アンギュラ軸受６の各外輪５１、６１に当接している。
【００１７】
これらのシリンダ９１、９２及びピストン２１、２２によって油圧力発生部７が構成されており、トラクション力に応じて圧力上昇する高圧側の油圧回路（図３、後述）から導入した油、あるいはライン圧の油圧回路（図３、後述）から導入し調圧弁（図３、後述）によって調整した油が、ケーシング１１の供給孔１１０から支持部材９内に設けられた共通の油路９３を通じて導入され、各シリンダ９１、９２の底面に穿設された油穴９４、９５を介して各シリンダ９１、９２内へと供給される。油圧力発生部７は、シリンダ９１、９２内に供給される油が生成する油圧力に応じて各シリンダ９１、９２内に嵌装されたそれぞれのピストン２１、２２をトルク入力軸１方向に駆動することで、出力側アンギュラ軸受５及び入力側アンギュラ軸受６の各外輪５１、６１を押圧し、これらの外輪５１、６１にかかるスラスト荷重を軽減させる。したがって、各アンギュラ軸受５、６の外輪５１、６１が実際に受ける力は、入出力ディスクの反力からピストン２１、２２の油圧力を差し引いたものになるため、各アンギュラ軸受５、６の玉が外輪５１、６１から受けて内輪へと伝達するスラスト荷重は格段に減少する。両外輪５１、６１が受けるスラスト荷重は逆方向であって互いに一部相殺しあうため、それらの差分が支持部材９を介してトロイダル型無段変速機のケーシング１１へと伝達される。
【００１８】
図３は、油圧力発生部７に作動用の油を供給するための油圧回路の一構成例を示している。本油圧回路では、トロイダル型変速機構２の変速比制御において使用する油圧回路の主ライン７３の途中に分岐が設けられており、作動用油の一部を分岐ライン７４から取り出して導くことで油圧力発生部７に適切な油圧が発生するようにしている。作動用油は貯蔵タンク７０内に貯蔵されており、油供給ポンプ７１から送出され、調圧弁７２によって変速制御に必要なライン圧力に調整されてから主ライン７３へと送出される。
【００１９】
主ライン７３の先には、変速制御バルブ７５と変速制御用油圧シリンダ７６、７６とが設けられており、変速制御バルブ７５を開閉させることにより変速制御用油圧シリンダ７６、７６の高圧シリンダ及び低圧シリンダへの作動用油の供給がコントロールされる。これら２本の変速制御用油圧シリンダ７６、７６は、それぞれの高圧シリンダ及び低圧シリンダ内に供給される作動用油の圧力差に応じてトロイダル型変速機構２のパワーローラを互いに反対の方向（それぞれ図中のＦ_ｔで示している方向）へと駆動する。これによりパワーローラ回転軸の傾斜角度が調節され、トロイダル型無段変速機の変速比を制御することができる。なお本油圧回路では、２本の変速制御用油圧シリンダ７６、７６において、それぞれＰ_Ｈで示したシリンダ室が高圧シリンダとなっており、Ｐ_Ｌで示したシリンダ室が低圧シリンダとなっている。
【００２０】
さらに、高圧シリンダ内の圧力Ｐ_Ｈを持つ作動用油及び低圧シリンダ内の圧力Ｐ_Ｌを持つ作動用油を、図３の破線により示すフィードバックライン７７を通じて調圧弁７２へとフィードバックすることで、調圧弁７２によるライン圧力の調整が適切に行われるようにしている。これにより、分岐ライン７４から油圧力発生部７へと導入される油は、トロイダル型変速機構２の回転負荷又は変速ポジションに応じて増減するライン圧力を持つことになるため、出力側軸受及び入力側軸受のスラスト荷重を、入力トルクの増大に伴って大きくなる出力ディスク及び入力ディスクの反力に合わせて軽減することが可能である。
【００２１】
なお、調圧弁７２によって油圧の大きさを調節された高圧ラインの油の代わりに、高圧ラインの圧力を持つ油、トラクション力を受ける高圧シリンダの圧力を持つ油、トラクション力を受ける高圧シリンダの圧力を調圧弁７２によって調節した圧力を持つ油、高圧シリンダと低圧シリンダとの差分を圧力として持つ油のいずれかを油圧力発生部７に導入するようにしても上記例と同様の効果が得られる。
【００２２】
また、図１及び図２の実施例では、出力側アンギュラ軸受５が出力ギア３と一体化しており、出力ディスク８及び出力ギア３と共に一体回転する。本実施例では、出力ギア３の背面上に円環形状の窪みが設けられていて、出力側アンギュラ軸受５の外輪５１がこの窪みに嵌まり込むことにより出力側アンギュラ軸受５が出力ギア３の内径部に潜り込む構造となっているため、出力ギア３と出力側アンギュラ軸受５の結合部分の回転剛性を高めることができる。また、通常の直列配置よりもトルク入力軸１方向の寸法が短縮され、トロイダル型無段変速機全体の小型化に貢献する。
【００２３】
一方、入力側アンギュラ軸受６は、フランジ部材１０を介してトルク入力軸１と一体化しており、トルク入力軸１及びトルク入力軸１と結合したフランジ部材１０と共に一体回転する。本実施例では、入力側アンギュラ軸受６の外輪６１が円盤形状のフランジ部材１０に対して嵌合あるいは圧入結合しており、フランジ部材１０もまたトルク入力軸１の出力ギア３側端部に設けられたツバ部に対して嵌合しているが、フランジ部材１０とトルク入力軸１端部との結合は嵌合によるほか、圧入結合やスプライン結合を用いてもよい。これにより、入力側アンギュラ軸受６の取り付けに際し、フランジ部材１０を独立した部品として分離形成できるため、トルク入力軸１の端部をアンギュラ軸受６の外輪６１の案内に必要な複雑な形状に加工する必要がなくなり、製造コストの大幅な削減及び加工容易性の著しい向上が可能となる。
【００２４】
以上の構成により、出力側アンギュラ軸受５及び入力側アンギュラ軸受６の各外輪５１、６１はそれぞれ独立して回転可能に保持されるが、両軸受の各内輪は共に支持部材９の内側面に固着されており回転しない。
【００２５】
また、本実施例では、各ピストン２１、２２の外周部の径を出力側アンギュラ軸受５及び入力側アンギュラ軸受６の各外輪５１、６１の外径よりも大きく取っている。このように構成すると、シリンダ９１、９２内の油圧を受けるピストン面内壁の面積を広く確保できるため、大きな油圧力を発生させて出力側アンギュラ軸受５及び入力側アンギュラ軸受６に加わるスラスト荷重を一層減少させることが可能になる。
【００２６】
さらに本実施例では、出力側ピストン２１及び入力側ピストン２２とそれぞれが当接する各軸受外輪５１、６１とを結合して、一体回転するように構成している。図４はこのようなピストン２１、２２の正面図を示しており、図５は横断面図を示している。各ピストン面上の円周方向に亘る４か所には、凸形状をした張り出し部２００が形成されている。張り出し部２００には径方向の段差が設けられていて、各張り出し部２００の外周側の端面が内周側の端面よりも高くなっている。
【００２７】
図６は上記ピストン２１、２２と結合するアンギュラ軸受外輪５１、６１の正面図を示しており、図７は横断面図を示している。出力側アンギュラ軸受５及び入力側アンギュラ軸受６の各外輪５１、６１の縁上には、ピストンの各張り出し部２００に対応する位置に凹形状のスリット３００が４つ形成されている。ただし、張り出し部２００及びスリット３００の個数は本実施例に限定されるものではなく、例えば３か所あるいは６か所としてもよい。
【００２８】
ピストン２１、２２とアンギュラ軸受外輪５１、６１との結合時には、各ピストン面上の張り出し部２００が出力側アンギュラ軸受５及び入力側アンギュラ軸受５の各外輪５１、６１の縁上のスリット３００に嵌まり込み、張り出し部２００の低い方の端面がスリット３００の底面に突き当てられる。また、張り出し部２００に設けられた段の側面はスリット３００の外周面に当接し、アンギュラ軸受外輪５１、６１の案内面として機能する。このように、各ピストン２１、２２と出力側アンギュラ軸受５及び入力側アンギュラ軸受６の外輪５１、６１とがツバ結合することで、ピストン２１、２２と外輪５、６がそれぞれ印ろう嵌め合いとなって一体化されるため、各ピストン２１、２２は、出力側アンギュラ軸受５及び入力側アンギュラ軸受６の各外輪５１、６１の回転に応じて振れ回ることなく同芯回転される。また、ツバ結合により、シリンダ９１、９２で発生させた油圧力が確実にアンギュラ軸受外輪５１、６１へと加えられるようになる。
【００２９】
その際に、アンギュラ軸受外輪５１、６１とツバ結合して一体回転する各ピストン２１、２２は、高い回転トルクに耐えられるように硬度が高い素材を用いて形成するとよい。一方で、回転するピストン２１、２２をトルク入力軸１方向へしゅう動させるシリンダ９１、９２を有する支持部材９の素材硬度は、部品表面の損壊を生じさせるかじりやこじり等を防止するために、ピストン２１、２２の硬度よりも低くしておくとよい。例えば、ピストン２１、２２の素材には焼き入れした鉄を用い、一方支持部材９は鋳鉄、真鍮、黄銅、アルミニウム等により形成する。また、しゅう動が行われるピストン２１、２２及びシリンダ９１、９２の外径側接合面上及び内径側接合面上に、それぞれテフロン（登録商標）等の低摩擦材料を薄くコーティングしておくと、かじりやこじり等の発生を一層効果的に防止することができる。なお、アンギュラ軸受５１、６１の回転部への潤滑はツバ接合部以外から行われるため、軸受部の焼き付きが生じることはない。
【００３０】
上述のようにピストン２１、２２がシリンダ９１、９２内で回転する構造になっている場合には、シリンダ９１、９２外壁面及び内壁面とピストン２１、２２の外周面及び内周面との接合面にラビリンスを形成することで、両者の円滑な相対回転運動を許容しつつ、接合面の隙間からの油の漏出を防止して油密性を確保することができる。本実施例では、各ピストン２１、２２の外周面及び内周面上に２段の段付き構造が形成されており、また、これに合わせて、各シリンダ９１、９２の外径方向壁面及び内径方向壁面にも同様の段付き構造が形成されていて、これらの段付き構造の組み合わせによりラビリンスが構成される。それぞれの段付き構造では、外径及び内径がシリンダ底面方向からピストン面方向に向かって減少していくようにしている。
【００３１】
各シリンダ９１、９２内へのピストン２１、２２の嵌装を容易にするために、支持部材９の最外周部両端に円環形状の支持補助部材９ａ、９ｂを設けて外径方向壁面の段付き構造を分離構成し、ピストン２１、２２の外周面に形成された段付き構造の段の切り換え部分において両支持補助部材９ａ、９ｂと支持部材９とを接合する。支持部材９及び２つの支持補助部材９ａ、９ｂは共にケーシング１１に固着されていて回転せず、また支持部材９及び２つの支持補助部材９ａ、９ｂの外周面とケーシング１１の内側面との間はＯリング等によりシールされており、ケーシング１１への装着面からの油の漏出を防止している。なお、ピストン２１、２２とシリンダ９１、９２によってラビリンスを形成しない場合には、支持補助部材９ａ、９ｂは必要ないため、１つの支持部材９により連続したシリンダ壁面を形成すればよい。
【００３２】
図８及び図９は、出力側ピストン２１及びシリンダ９１によるラビリンスを拡大して示した図であり、図８は外径方向、図９は内径方向のものである。ラビリンスの隙間は、トルク入力軸１の径方向では狭く、トルク入力軸１に沿った方向では広くなっている。以下、回転中の出力側ピストン２１及びシリンダ９１間のラビリンスに貯留する油の振る舞いについて図８を用いて説明する。
【００３３】
このようなラビリンスでは、トロイダル型無段変速機の動作中にシリンダ９１内に供給された油の大部分は第一油溜まり５００内にとどまる。また第一油溜まり５００内の油のうち少量は、ピストン大径部の第一ランド隙間５１０を通じてトルク入力軸１に沿った方向へと移動するが、第二油溜まり５２０に漏れ出してとどまる。さらに第二油溜まり５２０内のごく少量の油だけがピストン小径部の第二ランド隙間５３０を通じてトルク入力軸１に沿った方向へと移動し、ピストン面方向に漏出して大気中へと開放される。
【００３４】
また、本実施例では、前述のようにラビリンスを構成する段付き構造の外径及び内径を油が漏出する方向に沿って順次縮小させている。トロイダル型無段変速機の動作中には、シリンダ９１内の油はピストン２１の回転による遠心力の影響を受けてトルク入力軸１から離れる方向に偏る傾向があるため、段差をこのように形成することで油が第一ランド隙間５１０及び第二ランド隙間５３０の各入り口に到達しにくくなり、油の大気中への開放をより効果的に防止できる。
【００３５】
以上のラビリンスによりシリンダ９１内に貯留する油の漏出を極力減少させることができるため、シリンダ９１内に十分な油圧が常時確保され、油を供給する駆動ポンプ（図示せず）が発生する動力損失を極めて小さく抑えられる。なお、図９に示した内径方向のラビリンスにおいても、同様の原理により出力側ピストン２１とシリンダ９１の接合面の油密性が十分に保たれる。また、ここでは図示していないが、入力側ピストン２２及びシリンダ９２によっても同様のラビリンスを形成することができ、同等の油漏出防止効果が得られる。
【００３６】
特に、ここで述べたラビリンスを、前述したピストン２１、２２と軸受外輪５１、６１とのツバ結合と組み合わせて用いると、各ピストン２１、２２とシリンダ９１、９２とのラビリンス隙間が常時適正な距離に保たれるようになり、接合部からの油の漏れを最小限に抑えられる。
【００３７】
【発明の効果】
以上のように、本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機によれば、軸受部にかかるスラスト荷重が軽減され、軸受部分で発生する伝達損失を減少させることができるため、トロイダル型無段変速機全体としての伝達効率が向上する。また、軸受にかかる荷重が減少することで、軸受部及び軸受周辺部材の小型化、軽量化が図れる。さらに、支持部材がケーシングに対して確実に位置決めされて、出力ディスク及び入力ディスクのうちの一方がケーシングに対して位置決めされることと、回転時の剛性を確保できることにより、変形が少なく安定性が高いシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機を構成できる。
【００３８】
また、本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機では、ピストンと軸受外輪とをツバ結合により一体回転させたり、ピストンとシリンダとの接合面にラビリンスを形成して漏れ油量の減少を図ったりしているため、軸受にかかるスラスト荷重の軽減効果が強化されると共に、伝達効率がより一層向上する。
【００３９】
特に本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機によれば、出力ディスク及び入力ディスクに加わる反力の増大に追従するように、出力側軸受及び入力側軸受に作用させる油圧力の大きさを調節できるため、あらゆる負荷条件の下で軸受にかかるスラスト荷重を軽減することが可能になり、トロイダル型無段変速機全体の動力伝達効率のさらなる向上に効果を発揮する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機の一実施例を示した軸断面図である。
【図２】図１に示した本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機の実施例における出力側軸受及び入力側軸受の取り付け部付近の拡大図である。
【図３】本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機で用いられる油圧回路の一実施例を示した模式図である。
【図４】本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機を構成するピストンの一実施例を示した正面図である。
【図５】図４に示したピストンの実施例の横断面図である。
【図６】本発明のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機を構成するアンギュラ軸受外輪の一実施例を示した正面図である。
【図７】図６に示したアンギュラ軸受外輪の実施例の横断面図である。
【図８】出力側ピストン及びシリンダによるラビリンスの一例を示した外径方向の拡大図である。
【図９】図８に示したラビリンスの例の内径方向の拡大図である。
【符号の説明】
１トルク入力軸
２トロイダル型変速機構
３出力ギア
４ローディングカム装置
５出力側（アンギュラ）軸受
６入力側（アンギュラ）軸受
７油圧力発生部
８出力ディスク
９支持部材
９ａ、９ｂ支持補助部材
１０フランジ部材
１１ケーシング
２１、２２ピストン
５１、６１外輪
７０貯蔵タンク
７１油供給ポンプ
７２調圧弁
７３主ライン
７４分岐ライン
７５変速制御バルブ
７６変速制御用シリンダ
７７フィードバックライン
９１、９２シリンダ
９３油路
９４、９５油穴
１１０供給孔
２００張り出し部
３００スリット
５００第一油溜まり
５１０第一ランド隙間
５２０第二油溜まり
５３０第二ランド隙間[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a single-cavity toroidal type continuously variable transmission used as a transmission of an automobile, for example.
[0002]
[Prior art]
The toroidal type continuously variable transmission, which has been studied mainly as a transmission for automobiles, has an input disk and an output disk each having an arc-shaped concave cross section facing each other, and is sandwiched between these disks. And a toroidal speed change mechanism having a structure combining a rotatable power roller. The input disk is drivingly coupled to the torque input shaft to allow movement in the direction of the torque input shaft, while the output disk is rotatable relative to the torque input shaft and away from the input disk. It is mounted opposite the input disk so that movement is restricted.
[0003]
In the toroidal transmission described above, when the input disk rotates, the output disk rotates in the reverse direction via the power roller, so that the rotational motion input to the torque input shaft is transmitted to the output disk as a rotational motion in the opposite direction. And is taken out of the output gear rotating integrally with the output disk. At this time, the speed from the torque input shaft to the output gear is increased by changing the inclination angle of the rotation shaft of the power roller so that the peripheral surface of the power roller comes into contact with the vicinity of the outer periphery of the input disk and the vicinity of the center of the output disk, respectively. On the contrary, the torque input shaft is changed by changing the inclination angle of the rotation shaft of the power roller so that the peripheral surface of the power roller comes into contact with the vicinity of the center of the input disk and the vicinity of the outer periphery of the output disk. From the gear to the output gear. Further, an intermediate speed ratio between the two can be obtained almost steplessly by appropriately adjusting the inclination angle of the rotating shaft of the power roller.
[0004]
In order to adjust the frictional force generated between the input disk and the power roller and between the power roller and the output disk always to an appropriate level, a loading nut fixed to the input disk side end of the torque input shaft is used. A loading cam device that can increase or decrease the pressing force in the input shaft direction according to the input torque is provided between the input disks. The loading cam device has a cam surface having an uneven shape extending in a circumferential direction, is engaged with a torque input shaft and rotates integrally with the torque input shaft, and a similar cam surface has a cam. An input disk provided on the surface facing the cam surface of the disk and rotating relative to the torque input shaft, a substantially annular-shaped retainer sandwiched therebetween, and a circumferential direction of the retainer And rolling elements respectively disposed in the openings provided at a plurality of locations over the rolling elements. In addition, each rolling element is held in the opening of the retainer so as to be rotatable around the radial direction of the retainer as a center axis, and the side surface of each rolling element is uneven on both cam surfaces of the cam disk and the input disk. It is incorporated so as to abut.
[0005]
The torque input shaft is rotatably supported on a casing of the toroidal type continuously variable transmission by a bearing provided at an end on the input disk side and an input side bearing provided on an end on the output disk side. ing. Apart from this, the output gear is also rotatably supported by a casing of the toroidal-type continuously variable transmission by an output-side bearing provided on the back surface of the output gear. The output-side bearing and the input-side bearing are held back-to-back by support members coupled to the casing of the toroidal-type continuously variable transmission.For example, when an angular bearing is used, the directions of the contact angles are opposite to each other. Are combined so that
[0006]
When transmitting the torque input to the torque input shaft to the output gear, the torque input shaft is attracted toward the input disk and the output gear is pushed toward the output disk by the operation of the loading cam device. For this reason, a thrust load in the direction of the input disk is applied to the input side bearing, and a thrust load in the direction of the output disk is applied to the output side bearing.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
In the single-cavity toroidal-type continuously variable transmission including only one toroidal-type transmission mechanism as described above, the reaction force of the input disk and the output disk is large, and the thrust load applied to the output-side bearing and the input-side bearing is large. When high torque is transmitted, the rotational resistance of the bearing portion increases significantly. Therefore, it is inevitable that the dynamic torque loss during operation becomes extremely large, and the transmission efficiency of the transmission cannot be maintained sufficiently high.
[0008]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to generate in each bearing by reducing the load applied between the output-side bearing and the input-side bearing by applying hydraulic pressure in opposite directions. An object of the present invention is to reduce the dynamic torque loss and improve the transmission efficiency of a single-cavity toroidal type continuously variable transmission. In particular, an object of the present invention is to introduce oil whose pressure increases or decreases in accordance with a rotational load or a shift position to an oil pressure generating unit without providing a dedicated pump.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
The present invention relates to an input disk that is drivingly coupled to a torque input shaft, and the input disk that is rotatable relative to the torque input shaft and is restricted from moving in a direction away from the input disk. It comprises an output disk mounted oppositely, and a rotatable power roller sandwiched between the input disk and the output disk, each having an arcuate concave cross section, so as to abut against the mutually facing surfaces of the input disk and the output disk. A set of toroidal transmission mechanisms, an output gear that rotates integrally with the output disk, an output bearing provided behind the output gear to support a thrust load applied from the output disk, and a torque input shaft. An input-side bearing provided at an end of the output disk and supporting a thrust load applied from the input disk. An object of the present invention is to provide a toroidal-type continuously variable transmission having a glue cavity type, wherein an oil pressure in a direction opposite to a reaction force received by outer rings of the output side bearing and the input side bearing acts on the output side. A hydraulic pressure generator for reducing a thrust load input to the bearing and the input-side bearing is disposed between the output-side bearing and the input-side bearing, and the hydraulic pressure generator includes a high-pressure hydraulic circuit used in a shift control hydraulic circuit. This is achieved by introducing oil. An oil having a line pressure of the shift control hydraulic circuit, an oil having a pressure adjusted by adjusting a line pressure of the shift control hydraulic circuit by a pressure regulating valve, an oil having a pressure of a shift control high pressure cylinder receiving traction force, Oil with pressure adjusted by a pressure regulating valve to adjust the pressure of the shift control high pressure cylinder receiving traction force, and oil with pressure equal to the difference between the pressure of the shift control high pressure cylinder receiving traction force and the pressure of the shift control low pressure cylinder The above object of the present invention is more effectively achieved by introducing any one of the components into the hydraulic pressure generating section.
[0010]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
The single-cavity toroidal-type continuously variable transmission according to the present invention is characterized by a structure in which a hydraulic pressure generating portion is provided at a mounting portion of an output-side bearing and an input-side bearing, and mainly includes a toroidal-type transmission mechanism. Can be configured similarly to the conventional device.
[0011]
Generally, in order to increase the oil pressure acting on the output-side bearing and the input-side bearing, it is necessary to introduce high-pressure oil into the oil pressure generating section. However, at this time, it is not appropriate to newly provide a dedicated hydraulic circuit having an independent oil supply pump because it does not meet the demands for reducing the manufacturing cost and weight of the entire toroidal-type continuously variable transmission.
[0012]
On the other hand, in the toroidal type continuously variable transmission, the reaction force from the output disk and the input disk increases as the input torque increases, and a larger reaction force appears on the deceleration side than on the speed increase side. Further, when the reaction force from the output disk and the input disk increases, the thrust load of the output bearing and the input bearing which receive the reaction force also increases, so that the power transmission loss generated in each bearing portion as the input torque increases. Becomes larger. The magnitude of the reaction force from the input disk is proportional to the magnitude of the input torque, but has no relation to the magnitude of the speed ratio with the output disk.
[0013]
From the above points, it is most desirable to introduce the oil whose pressure value increases or decreases according to the rotational load or the shift position into the hydraulic pressure generating unit. Therefore, in the single-cavity toroidal-type continuously variable transmission of the present invention, the high-pressure hydraulic line used in the shift control hydraulic circuit is branched, and a part of the oil in this line is introduced into the hydraulic pressure generating section. Thus, it is possible to always apply an appropriate amount of pressing force to the output-side bearing and the input-side bearing while minimizing the occurrence of power transmission loss.
[0014]
FIG. 1 is an axial sectional view showing an embodiment of a single-cavity toroidal type continuously variable transmission according to the present invention. Similar to the above-mentioned conventional toroidal transmission mechanism, it includes a torque input shaft 1, a toroidal transmission mechanism 2, an output gear 3, a loading cam device 4, an output bearing 5, and an input bearing 6. An angular bearing is used as each of the output bearing 5 and the input bearing 6. Further, in the single-cavity toroidal type continuously variable transmission according to the present invention, the hydraulic pressure generating section 7 for applying an outward hydraulic pressure to the outer rings 51 and 61 of each bearing is provided with the output-side angular bearing 5 and the input-side angular bearing. 6 is provided adjacent thereto.
[0015]
FIG. 2 shows an enlarged view of the vicinity of the mounting portion of the output bearing 5 and the input bearing 6 in the embodiment of FIG. From the output disk 8, the respective components are arranged along the torque input shaft 1 in the order of the output gear 3, the output-side angular bearing 5, the support member 9, the input-side angular bearing 6, and the flange member 10.
[0016]
The support member 9 is provided between the output-side angular bearing 5 and the input-side angular bearing 6 and fits in a circular groove formed along the circumferential direction on the inner wall surface of the casing 11 of the toroidal-type continuously variable transmission. Does not rotate. Two cylinders 91 and 92, each having an annular cross section concentric with the torque input shaft 1 and facing each other, are bored in the inner peripheral portions of both end surfaces of the support member 9 along the direction of the torque input shaft 1. Have been. Thick disc-shaped pistons 21 and 22 are fitted into the cylinders 91 and 92 one by one, and the piston faces of the pistons 21 and 22 are respectively connected to the output-side angular bearing 5 and the input-side angular bearing 6. The outer rings 51 and 61 are in contact with each other.
[0017]
The cylinders 91 and 92 and the pistons 21 and 22 constitute an oil pressure generating unit 7, and oil introduced from a high pressure side hydraulic circuit (FIG. 3, described later) that increases in pressure according to traction force, or a line pressure The oil introduced from the hydraulic circuit (FIG. 3, described later) and adjusted by a pressure regulating valve (FIG. 3, described later) is introduced from a supply hole 110 of the casing 11 through a common oil passage 93 provided in the support member 9, The oil is supplied into the cylinders 91 and 92 through oil holes 94 and 95 formed in the bottom surfaces of the cylinders 91 and 92. The hydraulic pressure generating unit 7 drives the respective pistons 21 and 22 fitted in the cylinders 91 and 92 in the direction of the torque input shaft 1 according to the hydraulic pressure generated by the oil supplied to the cylinders 91 and 92. Thus, the outer rings 51 and 61 of the output-side angular bearing 5 and the input-side angular bearing 6 are pressed, and the thrust load applied to these outer rings 51 and 61 is reduced. Therefore, the force actually received by the outer rings 51, 61 of the angular bearings 5, 6 is obtained by subtracting the hydraulic pressure of the pistons 21, 22 from the reaction force of the input / output disk. The thrust load transmitted from the outer races 51 and 61 to the inner race is significantly reduced. Since the thrust loads received by the outer rings 51 and 61 are in opposite directions and partially cancel each other, the difference therebetween is transmitted to the casing 11 of the toroidal-type continuously variable transmission via the support member 9.
[0018]
FIG. 3 shows an example of a configuration of a hydraulic circuit for supplying operating oil to the hydraulic pressure generating section 7. In this hydraulic circuit, a branch is provided in the middle of the main line 73 of the hydraulic circuit used in the speed ratio control of the toroidal type transmission mechanism 2, and a part of the operating oil is taken out from the branch line 74 and guided to allow the oil to flow. Appropriate hydraulic pressure is generated in the pressure generating section 7. The operating oil is stored in a storage tank 70, is sent out from an oil supply pump 71, is adjusted to a line pressure necessary for speed change control by a pressure regulating valve 72, and is sent out to a main line 73.
[0019]
A shift control valve 75 and shift control hydraulic cylinders 76, 76 are provided at the end of the main line 73. When the shift control valve 75 is opened and closed, a high-pressure cylinder and a low-pressure cylinder of the shift control hydraulic cylinders 76, 76 are provided. The supply of operating oil to the cylinder is controlled. These two shift control hydraulic cylinders 76, 76 move the power rollers of the toroidal transmission mechanism 2 in opposite directions (respectively, depending on the pressure difference between the operating oil supplied to the high-pressure cylinder and the low-pressure cylinder). (The direction indicated by _Ft in the figure). Thereby, the inclination angle of the power roller rotating shaft is adjusted, and the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission can be controlled. In the present hydraulic circuit, the two shift control hydraulic cylinder 76, the cylinder chamber indicated by P _H each has a high-pressure cylinder, the cylinder chamber indicated by P _L is a low-pressure cylinder.
[0020]
Moreover, the working oil having the pressure P _L in the actuating fluid and a low pressure cylinder with pressure P _H in the high pressure cylinder, by feedback into the pressure regulating valve 72 via a feedback line 77 shown by a broken line in FIG. 3, adjustment Adjustment of the line pressure by the pressure valve 72 is appropriately performed. As a result, the oil introduced from the branch line 74 to the oil pressure generating unit 7 has a line pressure that increases or decreases in accordance with the rotational load or the shift position of the toroidal transmission mechanism 2, so that the output side bearing and the input It is possible to reduce the thrust load of the side bearings in accordance with the reaction force of the output disk and the input disk that increases with an increase in the input torque.
[0021]
In place of the oil in the high pressure line whose hydraulic pressure is adjusted by the pressure regulating valve 72, oil having the pressure of the high pressure line, oil having the pressure of the high pressure cylinder receiving the traction force, and the pressure of the high pressure cylinder receiving the traction force The same effect as in the above example can be obtained by introducing any one of the oil having the pressure adjusted by the pressure regulating valve 72 and the oil having the difference between the high-pressure cylinder and the low-pressure cylinder as the pressure into the oil pressure generation unit 7. .
[0022]
1 and 2, the output side angular bearing 5 is integrated with the output gear 3, and rotates together with the output disk 8 and the output gear 3. In this embodiment, a ring-shaped depression is provided on the back surface of the output gear 3, and the outer ring 51 of the output-side angular bearing 5 fits into this depression, so that the output-side angular bearing 5 is connected to the output gear 3. Since the structure is such that it sinks into the inner diameter portion, the rotational rigidity of the joint between the output gear 3 and the output-side angular bearing 5 can be increased. Further, the dimension in the direction of the torque input shaft 1 is reduced as compared with the normal serial arrangement, which contributes to downsizing of the entire toroidal-type continuously variable transmission.
[0023]
On the other hand, the input-side angular bearing 6 is integrated with the torque input shaft 1 via the flange member 10 and rotates integrally with the torque input shaft 1 and the flange member 10 coupled to the torque input shaft 1. In the present embodiment, the outer ring 61 of the input-side angular bearing 6 is fitted or press-fitted to the disk-shaped flange member 10, and the flange member 10 is also provided at the end of the torque input shaft 1 on the output gear 3 side. Although the flange member 10 is fitted to the flange portion, the flange member 10 and the end of the torque input shaft 1 may be connected by press-fitting or spline connection instead of fitting. Accordingly, when the input-side angular bearing 6 is attached, the flange member 10 can be formed separately as an independent component, so that the end of the torque input shaft 1 is processed into a complicated shape necessary for guiding the outer ring 61 of the angular bearing 6. This eliminates the necessity, and makes it possible to greatly reduce the manufacturing cost and significantly improve the ease of processing.
[0024]
With the above configuration, the outer rings 51 and 61 of the output-side angular bearing 5 and the input-side angular bearing 6 are independently rotatably held, but the inner rings of both bearings are both fixed to the inner surface of the support member 9. It does not rotate.
[0025]
In the present embodiment, the diameter of the outer peripheral portion of each of the pistons 21 and 22 is set to be larger than the outer diameter of each of the outer rings 51 and 61 of the output-side angular bearing 5 and the input-side angular bearing 6. With this configuration, a large area of the inner wall of the piston surface receiving the hydraulic pressure in the cylinders 91 and 92 can be ensured, so that a large hydraulic pressure is generated to further reduce the thrust load applied to the output-side angular bearing 5 and the input-side angular bearing 6. It becomes possible to decrease.
[0026]
Further, in the present embodiment, the output-side piston 21 and the input-side piston 22 are connected to the respective bearing outer rings 51 and 61 that are in contact with each other, and are configured to rotate integrally. FIG. 4 shows a front view of such pistons 21 and 22, and FIG. 5 shows a cross-sectional view. Projection portions 200 having a convex shape are formed at four positions on the surface of each piston in the circumferential direction. The overhang portion 200 is provided with a step in the radial direction, and the outer end surface of each overhang portion 200 is higher than the inner end surface.
[0027]
FIG. 6 shows a front view of the angular bearing outer rings 51 and 61 connected to the pistons 21 and 22, and FIG. 7 shows a cross-sectional view. On the edges of the outer rings 51 and 61 of the output-side angular bearing 5 and the input-side angular bearing 6, four concave slits 300 are formed at positions corresponding to the projecting portions 200 of the piston. However, the numbers of the overhang portions 200 and the slits 300 are not limited to the present embodiment, and may be, for example, three or six.
[0028]
When the pistons 21 and 22 are connected to the angular bearing outer rings 51 and 61, the projecting portions 200 on the respective piston surfaces are fitted into the slits 300 on the edges of the outer rings 51 and 61 of the output-side angular bearing 5 and the input-side angular bearing 5. The lower end face of the bulge 200 is abutted against the bottom of the slit 300. Further, the side surface of the step provided in the overhang portion 200 abuts on the outer peripheral surface of the slit 300, and functions as a guide surface for the angular bearing outer rings 51 and 61. As described above, the respective pistons 21, 22 and the outer rings 51, 61 of the output-side angular bearing 5 and the input-side angular bearing 6 are flange-coupled to each other, so that the pistons 21, 22 and the outer rings 5, 6 are respectively fitted to each other by soldering. Therefore, the pistons 21 and 22 are concentrically rotated without swinging according to the rotation of the outer rings 51 and 61 of the output-side angular bearing 5 and the input-side angular bearing 6. Further, the flange connection ensures that the hydraulic pressure generated in the cylinders 91 and 92 is applied to the angular bearing outer rings 51 and 61 without fail.
[0029]
At this time, each of the pistons 21 and 22 that are integrally connected to the angular bearing outer races 51 and 61 and that are integrally rotated may be formed of a material having high hardness so as to withstand high rotational torque. On the other hand, the material hardness of the support member 9 having the cylinders 91 and 92 for sliding the rotating pistons 21 and 22 in the direction of the torque input shaft 1 in order to prevent galling or prying which may cause damage to the component surface. It is preferable that the hardness is lower than the hardness of the pistons 21 and 22. For example, hardened iron is used as the material of the pistons 21 and 22, while the support member 9 is formed of cast iron, brass, brass, aluminum, or the like. In addition, if the low friction material such as Teflon (registered trademark) is thinly coated on the outer and inner joint surfaces of the pistons 21 and 22 and the cylinders 91 and 92 on which the sliding is performed, The occurrence of galling, prying, and the like can be more effectively prevented. Since the lubrication of the rotating portions of the angular bearings 51 and 61 is performed from a portion other than the brim joint, seizure of the bearing portion does not occur.
[0030]
When the pistons 21 and 22 are structured to rotate in the cylinders 91 and 92 as described above, the outer and inner wall surfaces of the cylinders 91 and 92 and the outer and inner peripheral surfaces of the pistons 21 and 22 are joined. By forming a labyrinth on the surface, it is possible to prevent oil from leaking from a gap between the joining surfaces and to secure oil tightness while allowing a smooth relative rotational movement between the two. In this embodiment, a two-step structure is formed on the outer peripheral surface and the inner peripheral surface of each of the pistons 21 and 22, and the outer radial wall surface and the inner diameter of each of the cylinders 91 and 92 are correspondingly formed. A similar step structure is also formed on the direction wall surface, and a labyrinth is formed by a combination of these step structures. In each stepped structure, the outer diameter and the inner diameter decrease from the cylinder bottom surface direction toward the piston surface direction.
[0031]
In order to facilitate the fitting of the pistons 21 and 22 into the cylinders 91 and 92, annular supporting auxiliary members 9a and 9b are provided at both ends of the outermost peripheral portion of the supporting member 9 so that a step on the outer radial wall surface is provided. The supporting structures 9a and 9b and the supporting member 9 are joined at a step switching portion of the stepped structure formed on the outer peripheral surface of the pistons 21 and 22. The support member 9 and the two support auxiliary members 9a and 9b are both fixed to the casing 11 and do not rotate, and between the outer peripheral surface of the support member 9 and the two support auxiliary members 9a and 9b and the inner side surface of the casing 11. Is sealed by an O-ring or the like to prevent oil from leaking from the mounting surface to the casing 11. When the labyrinth is not formed by the pistons 21 and 22 and the cylinders 91 and 92, the support members 9a and 9b are not required, so that a single support member 9 may be used to form a continuous cylinder wall surface.
[0032]
8 and 9 are enlarged views of the labyrinth by the output-side piston 21 and the cylinder 91. FIG. 8 shows the labyrinth direction and FIG. 9 shows the labyrinth direction. The labyrinth gap is narrow in the radial direction of the torque input shaft 1 and wide in the direction along the torque input shaft 1. Hereinafter, the behavior of the oil stored in the labyrinth between the output-side piston 21 and the cylinder 91 during rotation will be described with reference to FIG.
[0033]
In such a labyrinth, most of the oil supplied to the cylinder 91 during operation of the toroidal type continuously variable transmission stays in the first oil sump 500. A small amount of the oil in the first oil sump 500 moves in the direction along the torque input shaft 1 through the first land gap 510 in the large-diameter portion of the piston, but leaks and stays in the second oil sump 520. Further, only a very small amount of oil in the second oil reservoir 520 moves in the direction along the torque input shaft 1 through the second land gap 530 of the piston small diameter portion, leaks in the direction of the piston surface, and is released to the atmosphere. You.
[0034]
Further, in the present embodiment, the outer diameter and the inner diameter of the stepped structure forming the labyrinth are sequentially reduced along the direction in which the oil leaks as described above. During operation of the toroidal-type continuously variable transmission, the oil in the cylinder 91 tends to be deviated in a direction away from the torque input shaft 1 under the influence of the centrifugal force due to the rotation of the piston 21, and thus a step is formed. By doing so, it becomes difficult for the oil to reach the respective entrances of the first land gap 510 and the second land gap 530, and the release of the oil to the atmosphere can be more effectively prevented.
[0035]
Since the leakage of oil stored in the cylinder 91 can be reduced as much as possible by the above labyrinth, sufficient hydraulic pressure is always ensured in the cylinder 91, and a power loss generated by a drive pump (not shown) for supplying oil is generated. Can be kept extremely small. In the labyrinth in the radial direction shown in FIG. 9, the oil-tightness of the joint surface between the output-side piston 21 and the cylinder 91 is sufficiently maintained by the same principle. Although not shown here, a similar labyrinth can be formed by the input side piston 22 and the cylinder 92, and the same oil leakage prevention effect can be obtained.
[0036]
In particular, when the labyrinth described here is used in combination with the above-mentioned collar connection between the pistons 21 and 22 and the bearing outer rings 51 and 61, the labyrinth gap between each of the pistons 21 and 22 and the cylinders 91 and 92 always has an appropriate distance. And oil leakage from the joint is minimized.
[0037]
【The invention's effect】
As described above, according to the single-cavity toroidal-type continuously variable transmission of the present invention, the thrust load applied to the bearing portion is reduced, and the transmission loss generated in the bearing portion can be reduced. The transmission efficiency of the entire transmission is improved. Further, since the load applied to the bearing is reduced, the size and weight of the bearing portion and the bearing peripheral members can be reduced. Furthermore, since the support member is reliably positioned with respect to the casing, one of the output disk and the input disk is positioned with respect to the casing, and rigidity during rotation can be secured, so that deformation is small and stability is reduced. A high single-cavity toroidal-type continuously variable transmission can be configured.
[0038]
In the single-cavity toroidal type continuously variable transmission according to the present invention, the piston and the bearing outer ring are integrally rotated by a flange connection, or a labyrinth is formed on a joint surface between the piston and the cylinder to reduce the amount of leaked oil. As a result, the effect of reducing the thrust load applied to the bearing is enhanced, and the transmission efficiency is further improved.
[0039]
In particular, according to the single-cavity toroidal-type continuously variable transmission of the present invention, the magnitude of the hydraulic pressure applied to the output-side bearing and the input-side bearing is adjusted so as to follow the increase in the reaction force applied to the output disk and the input disk. Since the adjustment can be performed, the thrust load applied to the bearing under all load conditions can be reduced, which is effective in further improving the power transmission efficiency of the entire toroidal-type continuously variable transmission.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an axial sectional view showing an embodiment of a single-cavity toroidal type continuously variable transmission according to the present invention.
FIG. 2 is an enlarged view of the vicinity of a mounting portion of an output side bearing and an input side bearing in the embodiment of the single-cavity toroidal type continuously variable transmission according to the present invention shown in FIG.
FIG. 3 is a schematic diagram showing one embodiment of a hydraulic circuit used in the single-cavity toroidal type continuously variable transmission according to the present invention.
FIG. 4 is a front view showing an embodiment of a piston constituting the single-cavity toroidal type continuously variable transmission according to the present invention.
5 is a cross-sectional view of the embodiment of the piston shown in FIG.
FIG. 6 is a front view showing one embodiment of an angular bearing outer ring constituting the single-cavity toroidal type continuously variable transmission according to the present invention.
FIG. 7 is a cross-sectional view of the embodiment of the angular bearing outer ring shown in FIG. 6;
FIG. 8 is an enlarged view in the outer diameter direction showing an example of a labyrinth by an output side piston and a cylinder.
FIG. 9 is an enlarged view of the example of the labyrinth shown in FIG. 8 in the inner diameter direction.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Torque input shaft 2 Toroidal transmission mechanism 3 Output gear 4 Loading cam device 5 Output side (angular) bearing 6 Input side (angular) bearing 7 Hydraulic pressure generating part 8 Output disk 9 Supporting members 9a, 9b Supporting auxiliary member 10 Flange member 11 Casing 21, 22 Piston 51, 61 Outer ring 70 Storage tank 71 Oil supply pump 72 Pressure regulating valve 73 Main line 74 Branch line 75 Transmission control valve 76 Transmission control cylinder 77 Feedback line 91, 92 Cylinder 93 Oil passage 94, 95 Oil hole 110 supply hole 200 projecting part 300 slit 500 first oil reservoir 510 first land gap 520 second oil pool 530 second land gap

Claims

トルク入力軸に対して駆動結合される入力ディスクと、前記トルク入力軸に対して相対的に回転可能かつ前記入力ディスクから離れる方向への移動が制限されるように前記入力ディスクと対向して取り付けられる出力ディスクと、それぞれ円弧形状の凹断面を有する前記入力ディスク及び前記出力ディスクの互いに対向する面に当接するようにこれらのディスク間に挟持される回転自在なパワーローラとから成る１組のトロイダル型変速機構と、前記出力ディスクと一体的に回転する出力ギアと、前記出力ギアの背後に設けられ前記出力ディスクから加わるスラスト荷重を支承する出力側軸受と、前記トルク入力軸の前記出力ディスク側端部に設けられ前記入力ディスクから加わるスラスト荷重を支承する入力側軸受とを備えるシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機において、前記出力側軸受及び前記入力側軸受の各外輪が受ける反力と逆方向の油圧力を作用させて前記出力側軸受及び前記入力側軸受に入力されるスラスト荷重を軽減する油圧力発生部が前記出力側軸受と前記入力側軸受の間に配置されており、前記油圧力発生部に変速制御用油圧回路で用いられる高圧の油が導入されるようにしたことを特徴とするシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機。An input disk that is drivingly coupled to the torque input shaft, and is mounted opposite to the input disk so as to be rotatable relative to the torque input shaft and restricted from moving away from the input disk; And a rotatable power roller sandwiched between the input disk and the output disk, each having an arcuate concave cross section, so as to abut against the opposing surfaces of the input disk and the output disk. A type transmission mechanism, an output gear that rotates integrally with the output disk, an output bearing provided behind the output gear to support a thrust load applied from the output disk, and an output disk side of the torque input shaft. An input-side bearing provided at an end portion for supporting a thrust load applied from the input disk. In a T-type toroidal-type continuously variable transmission, a thrust input to the output-side bearing and the input-side bearing by applying a hydraulic pressure in a direction opposite to a reaction force received by each outer ring of the output-side bearing and the input-side bearing. A hydraulic pressure generating unit for reducing a load is disposed between the output bearing and the input bearing, and high-pressure oil used in a shift control hydraulic circuit is introduced to the hydraulic pressure generating unit. A single-cavity toroidal-type continuously variable transmission characterized by the above-mentioned.

前記油圧力発生部に導入される油が、前記変速制御用油圧回路のライン圧を持つ油、前記変速制御用油圧回路のライン圧を調圧弁により調整した圧力を持つ油、トラクション力を受ける変速制御用高圧シリンダの圧力を持つ油、トラクション力を受ける変速制御用高圧シリンダの圧力を調圧弁により調整した圧力を持つ油、トラクション力を受ける変速制御用高圧シリンダの圧力と変速制御用低圧シリンダの圧力との差分を圧力として持つ油のいずれかである請求項１に記載のシングルキャビティ式トロイダル型無段変速機。The oil introduced into the hydraulic pressure generating unit is oil having a line pressure of the shift control hydraulic circuit, oil having a pressure adjusted by adjusting a line pressure of the shift control hydraulic circuit by a pressure regulating valve, and a shift receiving traction force. Oil with the pressure of the control high-pressure cylinder, oil with the pressure adjusted by the pressure regulating valve of the shift control high-pressure cylinder receiving the traction force, pressure of the shift control high-pressure cylinder receiving the traction force and low-pressure cylinder of the shift control The single-cavity toroidal-type continuously variable transmission according to claim 1, wherein the single-cavity toroidal-type continuously variable transmission is any one of oils having a pressure difference from the pressure.