JP4172889B2

JP4172889B2 - Toroidal continuously variable transmission

Info

Publication number: JP4172889B2
Application number: JP34670599A
Authority: JP
Inventors: 尚町田; 寛加藤; アダミスパナジオティス; ペーターゼンライナー; ホフマンラース; テンベルゲペータ; エマンジョメネイザー; メーケルイエルグ
Original assignee: Volkswagen AG
Current assignee: Volkswagen AG
Priority date: 1999-12-06
Filing date: 1999-12-06
Publication date: 2008-10-29
Anticipated expiration: 2019-12-06
Also published as: JP2001165263A; DE10059780A1

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明に係るトロイダル型無段変速機は、自動車用の自動変速機として利用する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用変速機として、図５〜６に略示する様なトロイダル型無段変速機を使用する事が研究されている。このトロイダル型無段変速機は、例えば実開昭６２−７１４６５号公報に開示されている様に、入力軸１と同心に入力側ディスク２を支持し、この入力軸１と同心に配置された出力軸３の端部に出力側ディスク４を固定している。トロイダル型無段変速機を納めたケーシング５（後述する図８参照）の内側には、上記入力軸１並びに出力軸３に対して捻れの位置にある枢軸６、６を中心として揺動するトラニオン７、７を設けている。
【０００３】
これら各トラニオン７、７は、両端部外側面に上記枢軸６、６を、各トラニオン７、７毎に互いに同心に、各トラニオン７、７毎に１対ずつ設けている。これら各枢軸６、６の中心軸は、上記各ディスク２、４の中心軸と交差する事はないが、これら各ディスク２、４の中心軸の方向に対して直角方向である、捩れの位置に存在する。又、上記各トラニオン７、７の中心部には変位軸８、８の基半部を支持し、上記枢軸６、６を中心として各トラニオン７、７を揺動させる事により、各変位軸８、８の傾斜角度の調節を自在としている。各トラニオン７、７に支持された変位軸８、８の先半部周囲には、それぞれパワーローラ９、９を回転自在に支持している。そして、各パワーローラ９、９を、上記入力側、出力側両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａ同士の間に挟持している。
【０００４】
上記入力側、出力側両ディスク２、４の互いに対向する内側面２ａ、４ａは、それぞれ断面が、上記枢軸６を中心とする円弧若しくはこの様な円弧に近い曲線を回転させて得られる、断面円弧状の凹面をなしている。そして、球状凸面に形成された各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａを、上記内側面２ａ、４ａに当接させている。又、上記入力軸１と入力側ディスク２との間には、ローディングカム装置１０を設け、このローディングカム装置１０によって上記入力側ディスク２を、出力側ディスク４に向け弾性的に押圧しつつ、回転駆動自在としている。
【０００５】
上述の様に構成されるトロイダル型無段変速機の使用時、入力軸１の回転に伴って上記ローディングカム装置１０が上記入力側ディスク２を、上記複数のパワーローラ９、９に押圧しつつ回転させる。そして、この入力側ディスク２の回転が、上記複数のパワーローラ９、９を介して出力側ディスク４に伝達され、この出力側ディスク４に固定の出力軸３が回転する。
【０００６】
入力軸１と出力軸３との回転速度を変える場合で、先ず入力軸１と出力軸３との間で減速を行なう場合には、枢軸６、６を中心として前記各トラニオン７、７を揺動させ、各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａが図５に示す様に、入力側ディスク２の内側面２ａの中心寄り部分と出力側ディスク４の内側面４ａの外周寄り部分とにそれぞれ当接する様に、各変位軸８、８を傾斜させる。
【０００７】
反対に、増速を行なう場合には、上記各トラニオン７、７を揺動させ、各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａが図６に示す様に、入力側ディスク２の内側面２ａの外周寄り部分と出力側ディスク４の内側面４ａの中心寄り部分とに、それぞれ当接する様に、各変位軸８、８を傾斜させる。各変位軸８、８の傾斜角度を図５と図６との中間にすれば、入力軸１と出力軸３との間で、中間の変速比を得られる。
【０００８】
更に、図７〜８は、実願昭６３−６９２９３号（実開平１−１７３５５２号）のマイクロフィルムに記載された、より具体化されたトロイダル型無段変速機を示している。入力側ディスク２と出力側ディスク４とは円管状の入力軸１１の周囲に、それぞれ回転自在に支持している。又、この入力軸１１の端部と上記入力側ディスク２との間に、ローディングカム装置１０を設けている。一方、上記出力側ディスク４には、出力歯車１２を結合し、これら出力側ディスク４と出力歯車１２とが同期して回転する様にしている。
【０００９】
１対のトラニオン７、７の両端部に互いに同心に設けた枢軸６、６は１対の支持板１３、１３に、揺動並びに軸方向（図７の表裏方向、図８の左右方向）に亙る変位自在に支持している。そして、上記各トラニオン７、７の中間部に、変位軸８、８の基半部を支持している。これら各変位軸８、８は、基半部と先半部とを互いに偏心させている。そして、このうちの基半部を上記各トラニオン７、７の中間部に回転自在に支持し、それぞれの先半部に上記各パワーローラ９、９を回転自在に支持している。
【００１０】
尚、上記１対の変位軸８、８は、上記入力軸１１に対して１８０度反対側位置に設けている。又、これら各変位軸８、８の基半部と先半部とが偏心している方向は、上記入力側、出力側両ディスク２、４の回転方向に関して同方向（図８で左右逆方向）としている。又、偏心方向は、上記入力軸１１の配設方向に対してほぼ直交する方向としている。従って上記各パワーローラ９、９は、上記入力軸１１の配設方向に亙る若干の変位自在に支持される。
【００１１】
又、上記各パワーローラ９、９の外側面と上記各トラニオン７、７の中間部内側面との間には、これら各パワーローラ９、９の外側面の側から順に、スラスト玉軸受１４、１４とスラストニードル軸受１５、１５とを設けている。このうちのスラスト玉軸受１４、１４は、上記各パワーローラ９、９に加わるスラスト方向の荷重を支承しつつ、これら各パワーローラ９、９の回転を許容する。又、上記各スラストニードル軸受１５、１５は、上記各パワーローラ９、９から上記各スラスト玉軸受１４、１４を構成する外輪１６、１６に加わるスラスト荷重を支承しつつ、上記各変位軸８、８の先半部及び上記外輪１６、１６が、これら各変位軸８、８の基半部を中心として揺動する事を許容する。更に、上記各トラニオン７、７は、油圧式のアクチュエータ１７、１７により、前記各枢軸６、６の軸方向に亙る変位自在としている。
【００１２】
上述の様に構成されるトロイダル型無段変速機の場合、入力軸１１の回転はローディングカム装置１０を介して入力側ディスク２に伝えられる。そして、この入力側ディスク２の回転が、１対のパワーローラ９、９を介して出力側ディスク４に伝えられ、更にこの出力側ディスク４の回転が、出力歯車１２より取り出される。
【００１３】
入力軸１１と出力歯車１２との間の回転速度比を変える場合には、上記各アクチュエータ１７、１７により上記１対のトラニオン７、７を、それぞれ逆方向に、例えば、図８の下側のパワーローラ９を同図の右側に、同図の上側のパワーローラ９を同図の左側に、それぞれ変位させる。この結果、これら各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと上記入力側ディスク２及び出力側ディスク４の内側面２ａ、４ａとの当接部に作用する、接線方向の力の向きが変化する。そして、この力の向きの変化に伴って上記各トラニオン７、７が、支持板１３、１３に枢支された枢軸６、６を中心として、互いに逆方向に揺動する。この結果、前述の図５〜６に示した様に、上記各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと上記各内側面２ａ、４ａとの当接位置が変化し、上記入力軸１１と出力歯車１２との間の回転速度比が変化する。
【００１４】
トロイダル型無段変速機による動力伝達時には、構成各部の弾性変形に基づいて、上記各パワーローラ９、９が上記入力軸１１の軸方向に変位する。そして、これら各パワーローラ９、９を支持した前記各変位軸８、８が、それぞれの基半部を中心として僅かに回動する。この回動の結果、上記各スラスト玉軸受１４、１４の外輪１６、１６の外側面と上記各トラニオン７、７の内側面とが相対変位する。これら外側面と内側面との間には、前記各スラストニードル軸受１５、１５が存在する為、この相対変位に要する力は小さい。
【００１５】
上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速機の場合には、上記入力軸１１と出力歯車１２との間での動力伝達を２個のパワーローラ９、９により行なっている。従って、各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａと入力側、出力側両ディスク２、４の内側面２ａ、４ａとの間で伝達される単位面積当たりの力が大きくなり、伝達可能な動力に限界が生じる。この様な事情に鑑みて、トロイダル型無段変速機により伝達可能な動力を大きくすべく、パワーローラ９、９の数を増やす事も、従来から考えられている。
【００１６】
この様な目的でパワーローラ９、９の数を増やす為の構造の第１例として従来から、１組の入力側ディスク２と出力側ディスク４との間に３個のパワーローラ９、９を配置し、この３個のパワーローラ９、９によって動力の伝達を行なう事が、例えば特開平３−７４６６７号公報に記載されている様に、従来から知られている。この公報に記載された構造の場合には、図９に示す様に、固定のフレーム１８の円周方向等間隔の３個所位置に、それぞれが１２０度に折れ曲がった支持片１９、１９の中間部を枢支している。そして、隣り合う支持片１９、１９同士の間にそれぞれトラニオン７、７を、揺動並びに軸方向に亙る変位自在に支持している。
【００１７】
上記各トラニオン７、７は、それぞれ油圧式のアクチュエータ１７、１７により、それぞれの両端部に互いに同心に設けた枢軸６の軸方向に亙る変位自在としている。上記各アクチュエータ１７、１７を構成する各油圧シリンダ２０、２０は、制御弁２１を介して、油圧源であるポンプ２２の吐出口に通じている。この制御弁２１は、それぞれが軸方向（図９の左右方向）に亙って変位自在なスリーブ２３とスプール２４とを備える。
【００１８】
それぞれが上記各トラニオン７、７に、変位軸８、８により枢支されたパワーローラ９、９の傾斜角度を変える場合には、制御モータ２５により上記スリーブ２３を軸方向（図９の左右方向）に変位させる。この結果、上記ポンプ２２から吐出された圧油が、油圧配管を通じて上記各油圧シリンダ２０、２０に送り込まれる。そして、これら各油圧シリンダ２０、２０に嵌装された、上記各トラニオン７、７を枢軸の軸方向に亙り変位させる為の駆動ピストン２６、２６が、入力側ディスク２及び出力側ディスク４（図５〜７参照）の回転方向に関して同方向に変位する。又、上記各駆動ピストン２６、２６の変位に伴って上記各油圧シリンダ２０、２０から押し出された作動油は、やはり上記制御弁２１を含む油圧配管（一部図示せず）を通じて、油溜２７に戻される。
【００１９】
一方、上記圧油の送り込みに伴う駆動ピストン２６の変位は、カム２８、リンク２９を介して上記スプール２４に伝達され、このスプール２４を軸方向に変位させる。この結果、上記駆動ピストン２６が所定量変位した状態で、上記制御弁２１の流路が閉じられ、上記各油圧シリンダ２０、２０への圧油の給排が停止される。従って、上記各トラニオン７、７の軸方向に亙る変位量は、上記制御モータ２５によるスリーブ２３の変位量に応じただけのものとなる。
【００２０】
又、特開平４−６９４３９号公報には、トロイダル型無段変速機により伝達可能な動力を大きくすべく、パワーローラ９、９の数を増やす為の構造の第２例として、入力側ディスクと出力側ディスクとを２対設けた構造が記載されている。この第２例の構造では、図１０に示す様に、ケーシング５ａの内側に入力軸１１を、回転のみ自在に支持している。この入力軸１１は、クラッチの出力軸等に結合される前半部１１ａと、この前半部１１ａに対し若干の回転を自在とされた後半部１１ｂとから成る。このうちの前半部１１ａは、トロイダル型無段変速機の前段部に設ける、トルクコンバータ等の発進クラッチの出力軸として機能する。又、後半部１１ｂが、トロイダル型無段変速機自身の入力軸として機能する。そして、このうちの後半部１１ｂの軸方向（図１０の左右方向）両端部に１対の入力側ディスク２、２を、それぞれの内側面２ａ、２ａ同士を互いに対向させた状態で、ボールスプライン３０、３０を介して支持している。
【００２１】
上記後半部１１ｂの中間部周囲に回転自在に支承したスリーブ３１の両端部には１対の出力側ディスク４、４を、それぞれの内側面４ａ、４ａと上記各入力側ディスク２、２の内側面２ａ、２ａとを対向させた状態で支持している。又、複数のトラニオンに変位軸を介して回転自在に支持された複数のパワーローラ９、９を、上記各内側面２ａ、４ａ同士の間に挟持している。又、上記ケーシング５ａの内側で上記前半部１１ａと反対側部分には出力軸３２を、上記入力軸１１の後半部１１ｂと同心に、且つこの後半部１１ｂとは独立して回転自在に支持している。そして、上記両出力側ディスク４、４の回転を、上記出力軸３２に伝達自在としている。
【００２２】
上述の様に構成するトロイダル型無段変速機の運転時には、上記前半部１１ａの回転を、この前半部１１ａの後端部に固設した駆動腕３３、３３とローディングカム装置１０を構成するカム板３５の背面に設けた係合突起３４、３４とを介して、このカム板３５に伝達し、このローディングカム装置１０を介して、上記後半部１１ｂを回転駆動する。そして、この後半部１１ｂの回転に伴って、上記１対の入力側ディスク２、２が同時に回転する。そして、この回転が１対の出力側ディスク４、４に同時に伝達されて、上記出力軸３２により取り出される。この際、回転力の伝達が互いに並列な２系統に分けて、合計４個のパワーローラ９、９により行なわれるので、大きな動力（トルク）を伝達自在となる。
【００２３】
【発明が解決しようとする課題】
上述した様な従来構造の場合、トロイダル型無段変速機の入力部の構造に起因して、小型化並びに動力の伝達ロスの低減が難しい。即ち、発進クラッチ等、トロイダル型無段変速機の前段に設ける動力伝達ユニットの出力部材とトロイダル型無段変速機の入力部とを、図１０に示す様に、出力部材である前半部１１ａ側に設けた駆動腕３３、３３と入力部側に設けた係合突起３４、３４との係合により結合していた。この為、この結合部の軸方向寸法（図１０の左右方向寸法）が嵩み、小型化を図りにくくなる。
【００２４】
又、入力部をローディングカム装置１０のカム板３５としている為、上記前半部１１ａの回転が入力側ディスク２に伝わる過程で、この入力側ディスク２が、入力軸１１の後半部１１ｂに対し軸方向に変位する。この様な変位に伴う摩擦力が、上記ローディングカム装置１０が発生する押し付け力を消費し、その分、各出力側ディスク４、４に対する上記各入力側ディスク２、２の押圧力が小さくなる。そして、この押圧力が過度に小さくなると、これら各ディスク２、４の内側面２ａ、４ａと各パワーローラ９、９の周面９ａ、９ａとの当接部（トラクション部）で滑りが発生して動力の伝達効率が低下する。更に著しい場合には、このトラクション部で著しい滑りが発生して動力の伝達を行なえない、所謂グロススリップの状態となる可能性もある。著しい滑りの発生は、上記ローディングカム装置１０を構成するカム板３５のカム面の傾斜角度を工夫する事で或る程度解決はできるが、動力の伝達効率を多少なりとも低下させる事は避けられない。
本発明のトロイダル型無段変速機は、上述の様な不都合を何れも解消し、小型化並びに動力の伝達ロスの低減を図れる構造を実現するものである。
【００２５】
【課題を解決するための手段】
本発明のトロイダル型無段変速機は、前進と後退とを切り換える為の前後進切り換えユニットと、入力部と出力部との間の変速比を連続的に変化させるトロイダル型無段変速ユニットと、このトロイダル型無段変速ユニットの出力部に設けて、このトロイダル型無段変速ユニットの出力を駆動輪に伝達する為の駆動軸とを備える。
このうちの前後進切り換えユニットは、駆動用エンジンの出力部と上記トロイダル型無段変速ユニットの入力部との間に、動力の伝達方向に関して直列に設けられている。
又、このトロイダル型無段変速ユニットは、入力軸と、それぞれが断面円弧状の凹面である内側面同士を対向させた状態でこの入力軸の両端部に、互いに同心に且つ互いに同期した回転自在に支持された第一、第二両入力側ディスクと、断面円弧状の凹面であるそれぞれの内側面を第一入力側ディスク又は第二入力側ディスクの内側面に対向させた状態で上記入力軸の中間部周囲に、これら第一、第二両入力側ディスクと同心に、且つこれら第一、第二両入力側ディスクとは独立した回転自在に支持された第一、第二両出力側ディスクと、このうちの第一入力側ディスクと第一出力側ディスクとの間部分で、これら各ディスクの中心軸に対し捻れの位置に存在する、４本以上で偶数本の第一枢軸と、これら各第一枢軸を中心として揺動する複数の第一トラニオンと、これら各第一トラニオンの内側面から突出した第一変位軸と、これら各第一変位軸の周囲に回転自在に支持された状態で上記第一入力側ディスクの内側面と第一出力側ディスクの内側面との間に挟持された、それぞれの周面を球状凸面とした複数個の第一パワーローラと、上記第二入力側ディスクと第二出力側ディスクとの間部分で、これら各ディスクの中心軸に対し捻れの位置に存在する、４本以上で偶数本の第二枢軸と、これら各第二枢軸を中心として揺動する複数の第二トラニオンと、これら各第二トラニオンの内側面から突出した第二変位軸と、これら各第二変位軸の周囲に回転自在に支持された状態で上記第二入力側ディスクの内側面と第二出力側ディスクの内側面との間に挟持された、それぞれの周面を球状凸面とした複数個の第二パワーローラと、上記第一、第二両入力側ディスク及び上記第一、第二両出力側ディスクと上記第一、第二各パワーローラとを挟んで、上記前後進切り換えユニットと反対側に設けられ、これら各ディスクの内側面とこれら各パワーローラの周面との当接圧を高めるべく、これら各ディスクを上記前後進切り換え用ユニットに向けて押圧する、油圧式のローディング装置とを備える。
又、上記駆動軸を上記第一、第二各出力側ディスクにより回転駆動自在とすると共に、上記前後進切り換えユニットを構成する遊星歯車機構のうち、この前後進切り換えユニットの出力を上記入力軸に伝達するキャリアと、上記第一入力側ディスクとを、上記入力軸の一端部に、互いに同期した回転を自在に結合支持している。
この為に、上記キャリアの基部を上記入力軸の一端部に、スプライン係合すると共にこの入力軸の一端側への軸方向移動を阻止した状態で外嵌支持し、上記第一入力側ディスクを上記キャリアの基部に、スプライン係合すると共に上記入力軸の一端側への軸方向移動を阻止した状態で外嵌支持している。
【００２６】
【作用】
上述の様に構成する本発明のトロイダル型無段変速機の運転時には、このトロイダル型無段変速機の前段側に設けた前後進切り換えユニットを構成する、遊星歯車機構のキャリアにより、入力軸と第一入力側ディスクとが、軸方向に変位する事なく回転駆動される。この際、上記キャリアからこれら入力軸及び第一入力側ディスクに伝えられる動力にロスが生じる事はない。又、これらキャリアと入力軸及び第一入力側ディスクとの接続部の為に、特に軸方向に亙る寸法が嵩む事がなく、トロイダル型無段変速機を組み込んだ自動変速装置全体としての小型・軽量化を図れる。
【００２７】
【発明の実施の形態】
図１〜４は、本発明の実施の形態の１例を示している。尚、図示の例は、本発明のトロイダル型無段変速機３６を、乗用車用としては大型で大きなトルクを発生するエンジンを組み込んだ四輪駆動車用の自動変速装置の変速ユニットとして利用した状態を示している。この為、上記トロイダル型無段変速機３６を構成する第一入力側ディスク３７と第一出力側ディスク３８との間に３個の第一パワーローラ３９、３９を、第二入力側ディスク４０と第二出力側ディスク４１との間に３個の第二パワーローラ４２を、それぞれ設けて、合計６個のパワーローラ３９、４２により、動力の伝達を行なう様に構成している。
【００２８】
動力の伝達方向に関して最も前段部には、発進クラッチであるトルクコンバータ４３を設け、このトルクコンバータ４３の出力部に、上記トロイダル型無段変速機３６を構成する入力軸１１の前半部１１ａを組み込んでいる。図示しない走行用エンジンの回転に伴ってこの前半部１１ａは、上記トルクコンバータ４３により回転駆動される。そして、この前半部１１ａの後端部に上記入力軸１１の後半部１１ｂを、１対のラジアルニードル軸受４４ａ、４４ｂを介して、互いに同心に且つ相対回転自在に支持している。
【００２９】
そして、上記前半部１１ａと後半部１１ｂとの間に、前進と後退とを切り換える為の前後進切り換えユニット４５を、動力の伝達方向に関して直列に設けている。遊星歯車機構である、この前後進切り換えユニット４５を構成する為に、上記前半部１１ａの後端部外周面には、太陽歯車４６を固定している。又、上記後半部１１ｂの前端部には、キャリア４７を結合固定している。即ち、このキャリア４７の基部に設けた円筒部４８を上記後半部１１ｂにスプライン係合させると共に、この円筒部４８の前端面（図１の左端面）を、上記後半部１１ｂの前端部外周面に形成した鍔部４９に突き当てている。又、上記円筒部４８には、前記第一入力側ディスク３７を結合固定している。即ち、この第一入力側ディスク３７を上記円筒部４８の後半部にスプライン係合させると共に、この第一入力側ディスク３７の前側面（図１の左側面）を上記キャリア４７の後側面（図１の右側面）に突き当てている。従って、これら第一入力側ディスク３７及びキャリア４７は上記入力軸１１の後半部１１ｂに対して、互いに同期した回転を自在に、且つ、この後半部１１ｂに対する前方への変位不能に結合固定されている。
【００３０】
又、上記キャリア４７に設けた複数本の遊星軸５０、５０に回転自在に支持した遊星歯車組５１、５１を、上記太陽歯車４６と噛合させている。又、上記キャリア４７の外周縁部にリング歯車５２を、回転自在に支持し、このリング歯車５２と上記各遊星歯車組５１、５１とを噛合させている。尚、これら各遊星歯車組５１、５１はそれぞれ、互いに噛合した１対の遊星歯車から成り、一方の遊星歯車を上記太陽歯車４６に、他方の遊星歯車を上記リング歯車５２に、それぞれ噛合させている。更に、上記前半部１１ａと上記キャリア４７との間には、湿式多板クラッチである前進用クラッチ５３を、図示しないケーシング内に固定するフレーム５４と上記リング歯車５２との間には後退用クラッチ５５を、それぞれ設けている。
【００３１】
上述の様な前後進切り換えユニット４５は、前進時には上記前進用クラッチ５３を繋ぎ、上記後退用クラッチ５５の接続を断つ。この状態では、上記前半部１１ａと後半部１１ｂとが、上記前進用クラッチ５３と上記各遊星軸５０、５０と上記キャリア４７とを介して結合され、上記後半部１１ｂが、前記第一入力側ディスク３７と共に、上記前半部１１ａと同速で同方向に回転する。この際、上記後半部１１ｂ、キャリア４７、第一入力側ディスク３７は、何れも同期して回転するのみで、軸方向に変位する事はない。これに対して後退時には、上記後退用クラッチ５５を繋ぎ、上記前進用クラッチ５３の接続を断つ。この状態では、上記後半部１１ｂが上記前半部１１ａよりも低速で反対方向に回転する。この場合も、上記後半部１１ｂ、キャリア４７、第一入力側ディスク３７は、何れも同期して回転するのみで、軸方向に変位する事はない。尚、遊星歯車機構を使用した前後進切り換えユニットの構造及び作用は、従来から周知であり、又、構造自体図示のものに限らず、遊星歯車機構の他にも種々の構造が存在する為、詳しい説明は省略する。
【００３２】
動力の伝達方向に関して、上述の様な前後進切り換えユニット４５の後側には、この前後進切り換えユニット４５の出力部につながる入力部と、前輪用駆動軸６９及び後輪用駆動軸７４につながる出力部との間の変速比を連続的に変化させる、トロイダル型無段変速機３６を設けている。このトロイダル型無段変速機３６は、上記後半部１１ｂの周囲に設けている。この為に、この後半部１１ｂの前後両端部近傍には、前記第一、第二両入力側ディスク３７、４０を、それぞれが断面円弧状の凹面である内側面２ａ、２ａ同士を対向させた状態で、互いに同心に且つ互いに同期した回転自在に支持している。前側（図１の左側）に設けた第一入力側ディスク３７の支持構造は上述した通りである。一方、後側（図１の右側）に設けた第二入力側ディスク４０は、上記後半部１１ｂの後端部に、ボールスプライン３０を介して支持している。そして、油圧式のローディング装置５６により、上記第二入力側ディスク４０を上記第一入力側ディスク３７に向け、押圧自在としている。
【００３３】
図示の場合に、上記ローディング装置５６は、小径で大きな押圧力を発生させるべく、１対の油圧シリンダシリンダ５７ａ、５７ｂ及び油圧ピストン５８ａ、５８ｂを、軸方向に亙り互いに直列に、力の伝達方向に関して互いに並列に、それぞれ設けている。即ち、押圧力の発生時には、１対の油圧室５９ａ、５９ｂ内に圧油を導入する。すると、一方（図１の右方）の油圧室５９ａへの油圧導入に伴って上記第二入力側ディスク４０が、シリンダ筒６０を介して上記第一入力側ディスク３７に向け押圧される。同時に、他方（図１の左方）の油圧室５９ｂへの油圧導入に伴って上記第二入力側ディスク４０が、直接上記第一入力側ディスク３７に向け押圧される。上記両油圧室５９ａ、５９ｂ内への圧油導入に伴う力は、足し合わされた状態で上記第二入力側ディスク４０に加わる。従って上記ローディング装置５６は、小径で大きな押圧力を発生する。尚、上記他方の油圧室５９ｂ内には、皿板ばね等の予圧ばね６１を設けて、上記両油圧室５９ａ、５９ｂ内に油圧を導入していない状態でも、前記各ディスク３７、３８、４０、４１の内側面２ａ、４ａと前記各パワーローラ３９、４２の周面９ａ、９ａとの当接部の面圧を、最低限確保できる様にしている。
【００３４】
又、前記後半部１１ｂの中間部周囲には支持筒６２を、この後半部１１ｂと同心に設けている。この支持筒６２は、後述する支持環６３、６３にそれぞれの外径側端部を支持固定したステー６４、６４の内径側端部により、その両端部を支持固定されている。上記後半部１１ｂの中間部外周面と上記支持筒６２の両端部内周面との間には、それぞれラジアルニードル軸受６５、６５を設けて、上記後半部１１ｂを上記支持筒６２の内側に、回転及び軸方向に亙る変位自在に支持している。
【００３５】
これに対して、上記支持筒６２の周囲には、前記第一、第二両出力側ディスク３８、４１を、それぞれラジアルニードル軸受６６、６６により、回転及び軸方向に亙る変位自在に支持している。又、上記第一、第二両出力側ディスク３８、４１の互いに対向する端面同士の間には、スラストニードル軸受６７を設けて、これら両出力側ディスク３８、４１同士の間に加わるスラスト荷重を支承しつつ、これら両出力側ディスク３８、４１同士の相対回転を自在としている。
【００３６】
又、上記第一出力側ディスク３８の外側面側には第一出力歯車６８を固定し、この第一出力歯車６８と前記前輪用駆動軸６９とを、前輪用従動歯車７１を介して結合し、上記第一出力側ディスク３８によりこの前輪用駆動軸６９を回転駆動自在としている。又、この前輪用駆動軸６９の回転を、前輪用デファレンシャルギヤ７２を介して、図示しない前輪に伝達自在としている。
【００３７】
一方、上記第二出力側ディスク４１の外側面側には第二出力歯車７３を固定し、この第二出力歯車７３と前記後輪用駆動軸７４とを、後輪用従動歯車７５を介して結合し、上記第二出力側ディスク４１により上記後輪用駆動軸７４を回転駆動自在としている。又、この後輪用駆動軸７４の回転を、図示しない後輪用デファレンシャルギヤを介して、やはり図示しない後輪に伝達自在としている。上記前輪用駆動軸６９の中心軸と上記後輪用駆動軸７４の中心軸とは互いに不一致にしている。そして、これら両駆動軸６９、７４の配置を、スペース効率を考慮して、最適に選択できる様にしている。
【００３８】
又、前記第一入力側ディスク３７の内側面２ａと上記第一出力側ディスク３８の内側面４ａとの間には前記３個の第一パワーローラ３９、３９を、前記第二入力側ディスク４０の内側面２ａと上記第二出力側ディスク４１の内側面４ａとの間には前記３個の第二パワーローラ４２を、それぞれ挟持している。これら第一、第二各パワーローラ３９、４２は、それぞれ第一、第二各トラニオン７６、７７の内側面に回転自在に支持している。これら第一、第二各トラニオン７６、７７は、それぞれの両端部に互いに同心に設けた、上記各ディスク３７、３８、４０、４１の中心軸と交差する事はないが、これら各ディスク３７、３８、４０、４１の中心軸の方向に対して直角方向若しくは直角方向に近い方向となる捻れの位置に存在する第一、第二各枢軸７８（第二枢軸は図示せず）を中心に揺動する。又、上記第一、第二各トラニオン７６、７７は、それぞれ第一、第二各揺動フレーム７９、８０の両端部に、ラジアルニードル軸受８９、８９により、揺動変位自在に支持している。
【００３９】
そして、上記第一、第二各揺動フレーム７９、８０の中間部を前記支持環６３、６３に、上記各ディスク３７、３８、４０、４１の中心軸に対し平行な支持軸８１、８１を中心とする揺動変位自在に支持している。更に、上記第一、第二各揺動フレーム７９、８０を、これら各揺動フレーム７９、８０の両端部と上記各支持環６３、６３との間に設けた油圧シリンダ８２ａ、８２ｂにより、揺動変位自在としている。又、これら各油圧シリンダ８２ａ、８２ｂへの圧油の給排を制御する為の制御弁２１ａは、上記各支持環６３、６３に支持している。上記各油圧シリンダ８２ａ、８２ｂへの圧油の給排により上記各揺動フレーム７９、８０が揺動変位すると、これら各揺動フレーム７９、８０に支持したトラニオン７６、７７の外側面に設けたカム面８３が、上記制御弁２１ａの付属のプランジャ８４を介してこの制御弁２１ａのスプール２４ａを変位させ、上記制御弁２１ａの切り換えを行なう。
【００４０】
このスプール２４ａと共にこの制御弁２１ａを構成するスリーブ２３ａは、変速時には所望の変速比を実現できる様に、制御モータ２５ａにより、所定位置に変位させておく。この様な制御弁２１ａ及び制御モータ２５ａは、前記第一入力側ディスク３７及び第一出力側ディスク３８を含んで構成する第一キャビティ８５側に１個、前記第二入力側ディスク４０及び第二出力側ディスク４１を含んで構成する第二キャビティ８６側に１個、トロイダル型無段変速機３６全体で２個設けている。そして、第一キャビティ８５側の制御モータ２５ａによりこの第一キャビティ８５側の制御弁２１ａを、第二キャビティ８６側の制御モータ２５ａによりこの第二キャビティ８６側の制御弁２１ａを、マイクロコンピュータを内蔵した図示しない制御器からの指令信号に基づき、互いに同期して（直進状態の場合）、或は互いに独立して（旋回状態の場合）制御する。
【００４１】
変速時には、上記各揺動フレーム７９、８０毎に２対ずつ（各揺動フレーム毎に４個ずつ、トロイダル型無段変速機ユニット全体として合計２４個）設けた油圧シリンダ８２ａ、８２ｂのうちの、上記各揺動フレーム７９、８０の長さ方向一端側に設けた一方の油圧シリンダ８２ａ（８２ｂ）を伸長させると共に他方の油圧シリンダ８２ｂ（８２ａ）を収縮させて、上記各揺動フレーム７９、８０を所定方向に所定量だけ揺動変位させる。即ち、上記各揺動フレーム７９、８０は、それぞれ間隔をあけて互いに平行に配置した１対ずつの支持環６３、６３同士の間に掛け渡した上記各支持軸８１、８１に、揺動変位自在に支持している。上記各油圧シリンダ８２ａ、８２ｂは、それぞれ上記各支持環６３、６３の一部で上記各揺動フレーム７９、８０の両端部に整合する位置に設けている。そして、上記各油圧シリンダ８２ａ、８２ｂに嵌装したピストン８７ａ、８７ｂと、上記各揺動フレーム７９、８０の両端部に固定したロッド８８ａ、８８ｂを係合させている。
【００４２】
この様に構成する為、変速時には、上記各油圧シリンダ８２ａ、８２ｂへの圧油の給排に基づき、上記第一、第二各揺動フレーム７９、８０が、所定方向に所定量だけ揺動変位する。この結果、これら各揺動フレーム７９、８０に支持された上記第一、第二各トラニオン７６、７７が、ほぼ上記第一、第二枢軸７８の軸方向に変位（実際には、上記各支持軸８１、８１を中心とする円弧運動）する。そして、前述の図７〜８に示した従来構造の場合と同様に、前記各パワーローラ３９、４２の周面９ａ、９ａと上記各ディスク３７、３８、４０、４１の内側面２ａ、４ａとの当接部に作用する、接線方向の力の向きが変化する。そして、この力の向きの変化に伴って上記第一、第二各トラニオン７６、７７が、上記第一、第二各揺動フレーム７９、８０に枢支された第一、第二各枢軸７８を中心として、互いに逆方向に揺動し、前述の図５〜６に示した様に、上記第一、第二各パワーローラ３９、４２の周面９ａ、９ａと上記各内側面２ａ、４ａとの当接位置が変化して、第一、第二各入力側ディスク３７、４０と第一、第二各出力側ディスク３８、４１との間の回転速度比が変化する。
【００４３】
尚、図示の例では、上記第一、第二各トラニオン７６、７７に対して上記第一、第二各パワーローラ３９、４２を支持する為の変位軸８ａ、８ａを、基半部と先半部とを特に偏心させない、直線状のものを使用している。代わりに、上記各変位軸８ａ、８ａの先端部を、スラスト玉軸受１４ａ、１４ａを構成する外輪１６ａ、１６ａの中心から外れた位置に内嵌させている。又、上記第一、第二各パワーローラ３９、４２は、貫通孔を持たない丸鉢状に形成し、上記スラスト玉軸受１４ａ、１４ａに接触角を持たせる（アンギュラコンタクトとする）事で、上記スラスト玉軸受１４ａ、１４ａに加わるスラスト荷重の他、ラジアル荷重も支承自在としている。この様な構造によっても、上記第一、第二各パワーローラ３９、４２を所定位置に回転自在に、且つ上記各ディスク３７、３８、４０、４１の軸方向に亙る若干の変位自在に支持できる。尚、上記第一、第二各パワーローラ３９、４２を支持する部分の構造は、本発明の要旨ではない。この部分の構造は、図示の例に限らず、前述の図７〜１０に示した従来構造と同様に構成しても良い。
【００４４】
上述の様に構成する本発明の四輪駆動車用トロイダル型無段変速装置の運転時には、前記入力軸１１の後半部１１ｂと共に互いに同期して回転する第一、第二両入力側ディスク３７、４０のうち、第一入力側ディスク３７から上記各第一パワーローラ３９、３９を介して前記第一出力側ディスク３８に伝わった動力により、前記前輪用駆動軸６９を回転駆動する。又、第二入力側ディスク４０から上記各第二パワーローラ４２を介して前記第二出力側ディスク４１に伝わった動力により、後輪用駆動軸７４を回転駆動する。
【００４５】
上記第一、第二両入力側ディスク３７、４０と上記第一、第二両出力側ディスク３８、４１との間の伝達効率を確保すべく、これら各ディスク３７、３８、４０、４１の内側面２ａ、４ａと上記第一、第二各パワーローラ３９、４２の周面９ａ、９ａとの当接部の面圧は、前記油圧式のローディング装置５６を構成する各油圧室５９ａ、５９ｂに導入する油圧を変える事により、容易に調整できる。フルタイム４ＷＤ車用の変速装置の場合、走行条件により、前輪に分配するトルクと後輪に分配するトルクとが異なる場合が生じるが、本発明の場合には、上記面圧の調整を上記油圧式のローディング装置５６により行なう為、条件に応じて最適の面圧の付与を行なえる。
【００４６】
自動車が直進状態で、前輪の回転速度と後輪の回転速度とを一致させるべく、上記前輪用駆動軸６９の回転速度と上記後輪用駆動軸７４の回転速度とを一致させる際には、前記各油圧シリンダ８２ａ、８２ｂへの圧油の給排に基づく、前記支持軸８１、８１を中心とする前記第一、第二各揺動フレーム７９、８０の揺動角度、並びにこれら各揺動フレーム７９、８０に支持した、前記第一、第二各枢軸７８を中心とする第一、第二各トラニオン７６、７７の傾斜角度を一致させる。そして、上記第一入力側ディスク３７と上記第一出力側ディスク３８との間の変速比と、上記第二入力側ディスク４０と上記第二出力側ディスク４１との間の変速比とを一致させる。
【００４７】
これに対して、自動車が旋回状態で、上記前輪の回転速度に比べて上記後輪の回転速度を遅くすべく、上記前輪用駆動軸６９の回転速度に比べて上記後輪用駆動軸７４の回転速度を遅くする際には、上記各第一トラニオン７６、７６の傾斜角度と、上記各第二トラニオン７７の傾斜角度を異ならせる。具体的には、上記第一入力側ディスク３７と上記第一出力側ディスク３８との間の減速比に比べて、上記第二入力側ディスク４０と上記第二出力側ディスク４１との間の減速比を大きくする。この結果、センターデフを設けなくても、前輪及び後輪と路面との間に過大な滑りを発生する事なく、自動車の運行を安定して行なわせる事ができる。
【００４８】
特に、本発明のトロイダル型無段変速機３６の運転時には、このトロイダル型無段変速機３６の前段側に設けた、動力伝達ユニットである前後進切り換えユニット４５の出力部材として機能する、前記入力軸１１の前半部１１ａにより、この入力軸１１の後半部１１ｂと第一入力側ディスク３７とが、軸方向に変位する事なく回転駆動される。この為、上記前半部１１ａの動力が上記後半部１１ｂ及び第一入力側ディスク３７に、損失なく伝達される。前記各ディスク３７、３８、４０、４１の内側面２ａ、４ａと前記各パワーローラ３９、４２の周面９ａ、９ａとの当接部の面圧は、前記油圧式のローディング装置５６により適正に調整されるので、この当接部に過大な滑りが生じる事はなく、十分な伝達効率を確保できる。又、上記前半部１１ａと後半部１１ｂ及び第一入力側ディスク３７との接続部の為に、特に軸方向に亙る寸法が嵩む事がなく、上記トロイダル型無段変速機３６を組み込んだ自動変速装置全体としての小型・軽量化を図れる。
【００４９】
尚、図示の例は、本発明のトロイダル型無段変速機を、大型で大きなトルクを発生するエンジンを組み込んだ四輪駆動車用の自動変速装置用の変速ユニットとして組み込んだ場合に就いて説明した。但し、本発明のトロイダル型無段変速機は、四輪駆動車用に限らず、一般的な二輪駆動車の為の自動変速装置用の変速ユニットとしても使用できる。この場合には、１対の出力側ディスクを互いに同期した回転を自在に結合し、これら両出力側ディスクから１本の出力軸に出力を取り出す。又、あまり大きなトルクを発生しない、小型の自動車の為の自動変速装置用の変速ユニットとして使用する場合には、前述した図５〜８に示した従来構造の様に、入力側ディスク２と出力側ディスク４とを１個ずつ設けた、所謂シングルキャビティ型のトロイダル型無段変速機として構成する事もできる。更には、入力側ディスク２と出力側ディスク４との間に２個のパワーローラを設けた構造にも、本発明は適用できる。
【００５０】
【発明の効果】
本発明は、以上に述べた通り構成され作用するので、小型でしかも優れた伝達効率を発揮するトロイダル型無段変速機を実現して、このトロイダル型無段変速機を組み込んだ自動車の動力性能並びに燃費性能の向上に寄与できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の１例を示す要部断面図。
【図２】図１のＡ−Ａ断面図。
【図３】同Ｂ−Ｂ断面図。
【図４】図３とほぼ同じ部分を、第一トラニオンの両端部に設けた第一枢軸の中心軸を含む平面で切断した状態で示す断面図。
【図５】従来から知られたトロイダル型無段変速機の基本的構成を、最大減速時の状態で示す側面図。
【図６】同じく最大増速時の状態で示す側面図。
【図７】従来の具体的構造の１例を示す断面図。
【図８】図７のＣ−Ｃ断面図。
【図９】従来から知られた、伝達可能な動力を大きくする構造の第１例を、一部を切断した状態で示す要部正面図。
【図１０】同第２例を示す部分断面図。
【符号の説明】
１入力軸
２入力側ディスク
２ａ内側面
３出力軸
４出力側ディスク
４ａ内側面
５、５ａケーシング
６枢軸
７トラニオン
８、８ａ変位軸
９パワーローラ
９ａ周面
１０ローディングカム装置
１１入力軸
１１ａ前半部
１１ｂ後半部
１２出力歯車
１３支持板
１４、１４ａスラスト玉軸受
１５スラストニードル軸受
１６、１６ａ外輪
１７アクチュエータ
１８フレーム
１９支持片
２０油圧シリンダ
２１、２１ａ制御弁
２２ポンプ
２３、２３ａスリーブ
２４、２４ａスプール
２５、２５ａ制御モータ
２６駆動ピストン
２７油溜
２８カム
２９リンク
３０ボールスプライン
３１スリーブ
３２出力軸
３３駆動腕
３４係合突起
３５カム板
３６トロイダル型無段変速機
３７第一入力側ディスク
３８第一出力側ディスク
３９第一パワーローラ
４０第二入力側ディスク
４１第二出力側ディスク
４２第二パワーローラ
４３トルクコンバータ
４４ａ、４４ｂラジアルニードル軸受
４５前後進切り換えユニット
４６太陽歯車
４７キャリア
４８円筒部
４９鍔部
５０遊星軸
５１遊星歯車組
５２リング歯車
５３前進用クラッチ
５４フレーム
５５後退用クラッチ
５６ローディング装置
５７ａ、５７ｂ油圧シリンダ
５８ａ、５８ｂ油圧ピストン
５９ａ、５９ｂ油圧室
６０シリンダ筒
６１予圧ばね
６２支持筒
６３支持環
６４ステー
６５ラジアルニードル軸受
６６ラジアルニードル軸受
６７スラストニードル軸受
６８第一出力歯車
６９前輪用駆動軸
７１前輪用従動歯車
７２前輪用デファレンシャルギヤ
７３第二出力歯車
７４後輪用駆動軸
７５後輪用従動歯車
７６第一トラニオン
７７第二トラニオン
７８第一枢軸
７９第一揺動フレーム
８０第二揺動フレーム
８１支持軸
８２ａ、８２ｂ油圧シリンダ
８３カム面
８４プランジャ
８５第一キャビティ
８６第二キャビティ
８７ａ、８７ｂピストン
８８ａ、８８ｂロット
８９ラジアルニードル軸受[0001]
[Industrial application fields]
The toroidal type continuously variable transmission according to the present invention is used as an automatic transmission for an automobile.
[0002]
[Prior art]
The use of a toroidal continuously variable transmission as schematically shown in FIGS. This toroidal type continuously variable transmission supports an input disk 2 concentrically with an input shaft 1 and is arranged concentrically with the input shaft 1 as disclosed in, for example, Japanese Utility Model Publication No. 62-71465. An output side disk 4 is fixed to the end of the output shaft 3. A trunnion that swings around pivots 6 and 6 that are twisted with respect to the input shaft 1 and the output shaft 3 is disposed inside a casing 5 (see FIG. 8 described later) in which a toroidal continuously variable transmission is housed. 7 and 7 are provided.
[0003]
Each of these trunnions 7, 7 is provided with the pivots 6, 6 on the outer side surfaces of both ends concentrically with each other, each pair of trunnions 7, 7. The central axis of each of the pivots 6 and 6 does not intersect the central axis of each of the disks 2 and 4, but the twist position is perpendicular to the direction of the central axis of each of the disks 2 and 4. Exists. Further, the central portions of the respective trunnions 7 and 7 support the base half portions of the displacement shafts 8 and 8, and the respective trunnions 7 and 7 are swung around the pivot shafts 6 and 6, whereby the respective displacement shafts 8 and 8 are swung. , 8 can be adjusted freely. Power rollers 9 and 9 are rotatably supported around the front half of the displacement shafts 8 and 8 supported by the trunnions 7 and 7, respectively. And each power roller 9 and 9 is clamped between the inner side surfaces 2a and 4a of both the said input side and output side discs 2 and 4. As shown in FIG.
[0004]
The inner side surfaces 2a and 4a of the input side and output side discs 2 and 4 facing each other are each obtained by rotating a cross section of an arc centered on the pivot 6 or a curve close to such an arc. It has an arcuate concave surface. And the peripheral surface 9a, 9a of each power roller 9, 9 formed in the spherical convex surface is made to contact | abut to the said inner surface 2a, 4a. Further, a loading cam device 10 is provided between the input shaft 1 and the input side disc 2, and the input cam 2 is elastically pressed toward the output side disc 4 by the loading cam device 10. It can be freely rotated.
[0005]
When the toroidal continuously variable transmission configured as described above is used, the loading cam device 10 presses the input-side disk 2 against the plurality of power rollers 9 and 9 as the input shaft 1 rotates. Rotate. Then, the rotation of the input side disk 2 is transmitted to the output side disk 4 via the plurality of power rollers 9, 9, and the output shaft 3 fixed to the output side disk 4 rotates.
[0006]
When the rotational speeds of the input shaft 1 and the output shaft 3 are changed, and when the deceleration is first performed between the input shaft 1 and the output shaft 3, the trunnions 7, 7 are swung around the pivot shafts 6, 6. As shown in FIG. 5, the peripheral surfaces 9 a and 9 a of the power rollers 9 and 9 are formed on a portion near the center of the inner surface 2 a of the input side disk 2 and a portion near the outer periphery of the inner surface 4 a of the output side disk 4 The displacement shafts 8 and 8 are inclined so as to contact each other.
[0007]
On the contrary, when the speed is increased, the trunnions 7, 7 are swung so that the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 are as shown in FIG. Each of the displacement shafts 8 and 8 is inclined so as to come into contact with the outer peripheral portion and the central portion of the inner side surface 4a of the output disk 4 respectively. If the inclination angle of each of the displacement shafts 8 and 8 is set intermediate between those shown in FIGS. 5 and 6, an intermediate transmission ratio can be obtained between the input shaft 1 and the output shaft 3.
[0008]
7 to 8 show a more specific toroidal type continuously variable transmission described in the microfilm of Japanese Utility Model Application No. 63-69293 (Japanese Utility Model Laid-Open No. 1-173352). The input side disk 2 and the output side disk 4 are rotatably supported around a cylindrical input shaft 11. A loading cam device 10 is provided between the end of the input shaft 11 and the input side disk 2. On the other hand, an output gear 12 is coupled to the output side disk 4 so that the output side disk 4 and the output gear 12 rotate in synchronization.
[0009]
The pivot shafts 6 and 6 provided concentrically with each other at both ends of the pair of trunnions 7 and 7 are oscillated and axially (front and back in FIG. 7, left and right in FIG. 8) on the pair of support plates 13 and 13. It is supported to be freely displaceable. And the base half part of the displacement shafts 8 and 8 is supported by the intermediate part of each said trunnion 7 and 7. FIG. These displacement shafts 8 and 8 have the base half and the tip half eccentric with respect to each other. And the base half part of these is rotatably supported by the intermediate part of each said trunnion 7 and 7, Each said power roller 9 and 9 is rotatably supported by each front half part.
[0010]
The pair of displacement shafts 8 and 8 are provided at positions opposite to the input shaft 11 by 180 degrees. In addition, the direction in which the base half and the front half of each of the displacement shafts 8 and 8 are eccentric is the same as the rotation direction of the input side and output side disks 2 and 4 (reverse left and right in FIG. 8) It is said. The eccentric direction is a direction substantially perpendicular to the direction in which the input shaft 11 is disposed. Accordingly, the power rollers 9 are supported so as to be slightly displaceable in the direction in which the input shaft 11 is disposed.
[0011]
Further, thrust ball bearings 14 and 14 are arranged between the outer surface of each of the power rollers 9 and 9 and the inner surface of the intermediate portion of each of the trunnions 7 and 7 in order from the outer surface side of each of the power rollers 9 and 9. And thrust needle bearings 15 and 15 are provided. Of these, the thrust ball bearings 14 and 14 support the rotation of the power rollers 9 and 9 while supporting the load in the thrust direction applied to the power rollers 9 and 9. The thrust needle roller bearings 15, 15 support the thrust loads applied to the outer rings 16, 16 constituting the thrust ball bearings 14, 14 from the power rollers 9, 9, 8 and the outer rings 16 and 16 are allowed to swing around the base half of the displacement shafts 8 and 8. Further, the trunnions 7 and 7 are displaceable in the axial direction of the pivots 6 and 6 by hydraulic actuators 17 and 17, respectively.
[0012]
In the case of the toroidal continuously variable transmission configured as described above, the rotation of the input shaft 11 is transmitted to the input side disk 2 via the loading cam device 10. Then, the rotation of the input side disk 2 is transmitted to the output side disk 4 through a pair of power rollers 9, 9, and the rotation of the output side disk 4 is taken out from the output gear 12.
[0013]
When the rotational speed ratio between the input shaft 11 and the output gear 12 is changed, the pair of trunnions 7 and 7 are moved in opposite directions by the actuators 17 and 17, respectively, for example, on the lower side of FIG. The power roller 9 is displaced to the right side of the figure, and the upper power roller 9 of the figure is displaced to the left side of the figure. As a result, the direction of the tangential force acting on the contact portion between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner surfaces 2a, 4a of the input side disk 2 and the output side disk 4 changes. To do. As the force changes, the trunnions 7 and 7 swing in directions opposite to each other around the pivots 6 and 6 pivotally supported by the support plates 13 and 13. As a result, as shown in FIGS. 5 to 6 described above, the contact positions between the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 9 and 9 and the inner surfaces 2a and 4a change, and the input shaft 11 and The rotational speed ratio with the output gear 12 changes.
[0014]
At the time of power transmission by the toroidal continuously variable transmission, the power rollers 9 and 9 are displaced in the axial direction of the input shaft 11 based on elastic deformation of each component. The displacement shafts 8 and 8 that support the power rollers 9 and 9 are slightly rotated around the respective base halves. As a result of this rotation, the outer surfaces of the outer rings 16, 16 of the thrust ball bearings 14, 14 and the inner surfaces of the trunnions 7, 7 are relatively displaced. Since the thrust needle bearings 15, 15 exist between the outer surface and the inner surface, the force required for the relative displacement is small.
[0015]
In the case of the toroidal-type continuously variable transmission configured and operated as described above, power transmission between the input shaft 11 and the output gear 12 is performed by the two power rollers 9 and 9. Therefore, the force per unit area transmitted between the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9 and the inner surfaces 2a, 4a of both the input side and output side discs 2, 4 is increased and can be transmitted. Power is limited. In view of such circumstances, it has been conventionally considered to increase the number of power rollers 9 and 9 in order to increase the power that can be transmitted by the toroidal-type continuously variable transmission.
[0016]
Conventionally, as a first example of a structure for increasing the number of power rollers 9 and 9 for such a purpose, three power rollers 9 and 9 are conventionally provided between a pair of the input side disk 2 and the output side disk 4. Arrangement and transmission of power by the three power rollers 9 and 9 are conventionally known as described in, for example, Japanese Patent Laid-Open No. 3-74667. In the case of the structure described in this publication, as shown in FIG. 9, intermediate portions of support pieces 19, 19 that are bent at 120 degrees at three positions at equal intervals in the circumferential direction of the fixed frame 18. Is pivotally supported. The trunnions 7 and 7 are supported between the adjacent support pieces 19 and 19 so as to be swingable and displaceable in the axial direction.
[0017]
Each of the trunnions 7 and 7 can be displaced in the axial direction of the pivot 6 provided concentrically with each other by hydraulic actuators 17 and 17, respectively. The hydraulic cylinders 20 and 20 constituting the actuators 17 and 17 communicate with a discharge port of a pump 22 that is a hydraulic power source via a control valve 21. The control valve 21 includes a sleeve 23 and a spool 24 that can be displaced in the axial direction (left-right direction in FIG. 9).
[0018]
When changing the inclination angle of the power rollers 9 and 9 pivotally supported by the displacement shafts 8 and 8 on the trunnions 7 and 7 respectively, the control motor 25 causes the sleeve 23 to move in the axial direction (the horizontal direction in FIG. 9). ). As a result, the pressure oil discharged from the pump 22 is sent to the hydraulic cylinders 20 and 20 through the hydraulic piping. The drive pistons 26, 26 fitted to the hydraulic cylinders 20, 20 for displacing the trunnions 7, 7 in the axial direction of the pivot are provided on the input side disk 2 and the output side disk 4 (see FIG. 5-7)) in the same direction. The hydraulic oil pushed out from the hydraulic cylinders 20, 20 with the displacement of the drive pistons 26, 26 also passes through an oil reservoir 27 through a hydraulic pipe (not shown) including the control valve 21. Returned to
[0019]
On the other hand, the displacement of the drive piston 26 accompanying the feeding of the pressure oil is transmitted to the spool 24 via the cam 28 and the link 29, and the spool 24 is displaced in the axial direction. As a result, with the drive piston 26 displaced by a predetermined amount, the flow path of the control valve 21 is closed, and supply / discharge of the pressure oil to and from the hydraulic cylinders 20 and 20 is stopped. Therefore, the amount of displacement of the trunnions 7 and 7 in the axial direction is only in accordance with the amount of displacement of the sleeve 23 by the control motor 25.
[0020]
Japanese Patent Laid-Open No. 4-69439 discloses a second example of a structure for increasing the number of power rollers 9, 9 in order to increase the power that can be transmitted by the toroidal type continuously variable transmission. A structure in which two pairs of output side disks are provided is described. In the structure of this second example, as shown in FIG. 10, the input shaft 11 is supported inside the casing 5a so as to be rotatable only. The input shaft 11 includes a front half part 11a coupled to the output shaft of the clutch and the like, and a rear half part 11b that is slightly rotatable with respect to the front half part 11a. Among these, the front half part 11a functions as an output shaft of a starting clutch such as a torque converter provided at the front stage part of the toroidal type continuously variable transmission. Further, the latter half portion 11b functions as an input shaft of the toroidal type continuously variable transmission itself. Then, a pair of input side disks 2 and 2 are arranged at both ends in the axial direction (left and right direction in FIG. 10) of the latter half portion 11b, and the ball splines in a state where the inner side surfaces 2a and 2a face each other. 30 and 30 are supported.
[0021]
A pair of output side disks 4, 4 are attached to both ends of the sleeve 31 rotatably supported around the middle part of the latter half part 11 b, and the inner side surfaces 4 a, 4 a and the inner side of each of the input side disks 2, 2. The side surfaces 2a and 2a are supported facing each other. Further, a plurality of power rollers 9, 9 rotatably supported by a plurality of trunnions via a displacement shaft are sandwiched between the inner side surfaces 2a, 4a. An output shaft 32 is supported on the inner side of the casing 5a opposite to the front half portion 11a so as to be concentric with the rear half portion 11b of the input shaft 11 and independently of the rear half portion 11b. ing. The rotation of the output side disks 4 and 4 can be transmitted to the output shaft 32.
[0022]
When the toroidal-type continuously variable transmission configured as described above is operated, the rotation of the front half portion 11a is caused by the driving arms 33 and 33 fixed to the rear end portion of the front half portion 11a and the cam constituting the loading cam device 10 This is transmitted to the cam plate 35 through engagement protrusions 34 provided on the back surface of the plate 35, and the latter half portion 11 b is driven to rotate through the loading cam device 10. The pair of input disks 2 and 2 rotate simultaneously with the rotation of the latter half 11b. This rotation is simultaneously transmitted to the pair of output side disks 4, 4 and is taken out by the output shaft 32. At this time, the transmission of the rotational force is divided into two systems parallel to each other and is performed by a total of four power rollers 9 and 9, so that large power (torque) can be transmitted.
[0023]
[Problems to be solved by the invention]
In the case of the conventional structure as described above, it is difficult to reduce the size and reduce the power transmission loss due to the structure of the input portion of the toroidal-type continuously variable transmission. That is, the output member of the power transmission unit provided in the front stage of the toroidal type continuously variable transmission, such as a starting clutch, and the input part of the toroidal type continuously variable transmission, as shown in FIG. The drive arms 33 and 33 provided on the input portion and the engagement protrusions 34 and 34 provided on the input portion side are coupled to each other. For this reason, the axial dimension (the lateral dimension in FIG. 10) of the coupling portion increases, and it is difficult to reduce the size.
[0024]
In addition, since the input portion is the cam plate 35 of the loading cam device 10, the input side disc 2 is pivoted with respect to the rear half portion 11 b of the input shaft 11 in the process in which the rotation of the front half portion 11 a is transmitted to the input side disc 2. Displace in the direction. The frictional force accompanying such displacement consumes the pressing force generated by the loading cam device 10, and the pressing force of the input side disks 2, 2 against the output side disks 4, 4 is reduced accordingly. When the pressing force is excessively reduced, slip occurs at the contact portions (traction portions) between the inner surfaces 2a, 4a of the disks 2, 4 and the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 9, 9. As a result, power transmission efficiency decreases. Furthermore, in the case of remarkable, there is a possibility that a so-called gloss slip state in which a significant slip occurs in the traction portion and power cannot be transmitted. The occurrence of significant slip can be solved to some extent by devising the inclination angle of the cam surface of the cam plate 35 constituting the loading cam device 10, but it is unavoidable to reduce the power transmission efficiency to some extent. Absent.
The toroidal-type continuously variable transmission of the present invention eliminates all of the above-described disadvantages, and realizes a structure that can reduce the size and reduce power transmission loss.
[0025]
[Means for Solving the Problems]
  The toroidal continuously variable transmission of the present invention isA forward / reverse switching unit for switching between forward and reverse, a toroidal continuously variable transmission unit that continuously changes the gear ratio between the input section and the output section, and an output section of the toroidal continuously variable transmission unit And a drive shaft for transmitting the output of the toroidal type continuously variable transmission unit to the drive wheels.
  Among these, the forward / reverse switching unit is provided in series with respect to the power transmission direction between the output portion of the driving engine and the input portion of the toroidal-type continuously variable transmission unit.
  Further, this toroidal continuously variable transmission unit is rotatable freely concentrically and synchronized with each other at both ends of the input shaft in a state where the input shaft and the inner surfaces, each of which is a concave surface having an arcuate cross section, are opposed to each other. The input shaft in a state where the first and second input side disks supported on the inner surface of the first input side disk or the inner surface of the second input side disk are opposed to the inner surface of the concave surface having an arcuate cross section. The first and second output side discs are supported around the middle portion of the disc so as to be concentric with the first and second input side discs and independently of the first and second input side discs. And four or more even number of first pivots, which are present in a twisted position with respect to the central axis of each of the discs between the first input side disc and the first output side disc. A compound that swings around each primary axis The first trunnion, a first displacement shaft protruding from the inner surface of each of the first trunnions, and an inner surface of the first input side disk in a state of being rotatably supported around each of the first displacement shafts. A plurality of first power rollers sandwiched between the inner side surfaces of the first output side disk and having respective spherical surfaces as spherical convex surfaces, and a portion between the second input side disk and the second output side disk And four or more even number of second pivots, which are in a twisted position with respect to the central axis of each disk, a plurality of second trunnions swinging around each of these second pivots, A second displacement shaft projecting from the inner surface of the two trunnions, and an inner surface of the second input disk and an inner surface of the second output disk in a state of being rotatably supported around each second displacement shaft. Each peripheral surface sandwiched between A plurality of second power rollers having a convex surface, the first and second input disks, the first and second output disks, and the first and second power rollers, Provided on the opposite side of the forward / reverse switching unit, and press each disk toward the forward / reverse switching unit in order to increase the contact pressure between the inner surface of each disk and the peripheral surface of each power roller. And a hydraulic loading device.
  Further, the drive shaft can be driven to rotate by the first and second output side disks, and the output of the forward / reverse switching unit of the planetary gear mechanism constituting the forward / reverse switching unit is used as the input shaft. The carrier to be transmitted and the first input disk are coupled and supported at one end of the input shaft so as to freely rotate in synchronization with each other.
  For this purpose, the base of the carrier is spline-engaged with one end of the input shaft and is externally supported while preventing axial movement toward one end of the input shaft. The base of the carrier is externally supported by spline engagement while preventing axial movement toward one end of the input shaft.
[0026]
[Action]
  When the toroidal continuously variable transmission of the present invention configured as described above is operated, it is provided on the front side of the toroidal continuously variable transmission.Carrier of planetary gear mechanism that constitutes forward / reverse switching unitWith the input shaftfirstThe input side disk is rotationally driven without being displaced in the axial direction. At this time, the aboveCareerTo these input shafts andfirstThere is no loss in power transmitted to the input disk. Also theseCareerAnd input shaft andfirstBecause of the connecting portion with the input side disk, the size in the axial direction is not particularly large, and the entire automatic transmission incorporating the toroidal continuously variable transmission can be reduced in size and weight.
[0027]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
1 to 4 show an example of an embodiment of the present invention. In the illustrated example, the toroidal-type continuously variable transmission 36 of the present invention is used as a transmission unit of an automatic transmission for a four-wheel drive vehicle incorporating a large-sized engine for generating large torque for a passenger car. Is shown. For this reason, three first power rollers 39, 39 are provided between the first input side disk 37 and the first output side disk 38 constituting the toroidal type continuously variable transmission 36, and the second input side disk 40. Three second power rollers 42 are provided between the second output side disk 41 and the power is transmitted by a total of six power rollers 39 and 42.
[0028]
A torque converter 43, which is a starting clutch, is provided at the most front stage with respect to the power transmission direction, and a front half part 11a of the input shaft 11 constituting the toroidal-type continuously variable transmission 36 is incorporated in the output part of the torque converter 43. It is out. The front half portion 11a is rotationally driven by the torque converter 43 in accordance with the rotation of a travel engine (not shown). The rear half portion 11b of the input shaft 11 is supported concentrically and relatively rotatably via a pair of radial needle bearings 44a and 44b at the rear end portion of the front half portion 11a.
[0029]
And between the front half part 11a and the latter half part 11b, a forward / reverse switching unit 45 for switching between forward and backward movement is provided in series with respect to the power transmission direction. In order to constitute the forward / reverse switching unit 45, which is a planetary gear mechanism, a sun gear 46 is fixed to the outer peripheral surface of the rear end portion of the front half portion 11a. A carrier 47 is coupled and fixed to the front end portion of the latter half portion 11b. That is, the cylindrical portion 48 provided at the base portion of the carrier 47 is spline-engaged with the rear half portion 11b, and the front end surface (left end surface in FIG. 1) of the cylindrical portion 48 is connected to the outer peripheral surface of the front end portion of the rear half portion 11b. It is abutted against the flange 49 formed in the above. The first input side disk 37 is fixedly coupled to the cylindrical portion 48. That is, the first input side disk 37 is spline-engaged with the rear half of the cylindrical portion 48, and the front side surface (left side surface in FIG. 1) of the first input side disk 37 is connected to the rear side surface (see FIG. (Right side of 1). Accordingly, the first input side disk 37 and the carrier 47 are coupled and fixed to the latter half part 11b of the input shaft 11 so as to be able to rotate in synchronization with each other and not to be displaced forward relative to the latter half part 11b. Yes.
[0030]
Further, planetary gear sets 51 and 51 rotatably supported on a plurality of planetary shafts 50 and 50 provided on the carrier 47 are meshed with the sun gear 46. A ring gear 52 is rotatably supported on the outer peripheral edge of the carrier 47, and the ring gear 52 and the planetary gear sets 51, 51 are engaged with each other. Each of the planetary gear sets 51, 51 is composed of a pair of planetary gears meshed with each other, with one planetary gear meshed with the sun gear 46 and the other planetary gear meshed with the ring gear 52. Yes. Further, a forward clutch 53, which is a wet multi-plate clutch, is provided between the front half portion 11a and the carrier 47, and a reverse clutch is provided between a frame 54 that is fixed in a casing (not shown) and the ring gear 52. 55 are provided.
[0031]
The forward / reverse switching unit 45 as described above connects the forward clutch 53 and disconnects the reverse clutch 55 during forward travel. In this state, the front half part 11a and the rear half part 11b are coupled via the forward clutch 53, the planetary shafts 50 and 50, and the carrier 47, and the rear half part 11b is connected to the first input side. Together with the disk 37, it rotates in the same direction at the same speed as the front half part 11a. At this time, the latter half portion 11b, the carrier 47, and the first input side disk 37 all rotate synchronously and are not displaced in the axial direction. On the other hand, at the time of reverse, the reverse clutch 55 is connected and the forward clutch 53 is disconnected. In this state, the second half part 11b rotates in the opposite direction at a lower speed than the first half part 11a. Also in this case, the latter half portion 11b, the carrier 47, and the first input side disk 37 all rotate synchronously and are not displaced in the axial direction. The structure and operation of the forward / reverse switching unit using the planetary gear mechanism is well known, and the structure itself is not limited to that shown in the figure, and various other structures exist besides the planetary gear mechanism. Detailed description is omitted.
[0032]
With respect to the power transmission direction, on the rear side of the forward / reverse switching unit 45 as described above, an input unit connected to the output unit of the forward / reverse switching unit 45, and a front wheel drive shaft 69 and a rear wheel drive shaft 74 are connected. A toroidal continuously variable transmission 36 that continuously changes the gear ratio with the output unit is provided. This toroidal-type continuously variable transmission 36 is provided around the latter half portion 11b. Therefore, in the vicinity of both front and rear end portions of the rear half portion 11b, the first and second input side disks 37 and 40 are opposed to the inner side surfaces 2a and 2a, which are concave surfaces each having an arcuate cross section. In this state, they are rotatably supported concentrically with each other and synchronized with each other. The support structure of the first input side disk 37 provided on the front side (left side in FIG. 1) is as described above. On the other hand, the second input side disk 40 provided on the rear side (right side in FIG. 1) is supported via the ball spline 30 at the rear end portion of the latter half portion 11b. The second input disk 40 is pressed toward the first input disk 37 by a hydraulic loading device 56 so as to be freely pressed.
[0033]
In the illustrated case, the loading device 56 has a pair of hydraulic cylinders 57a and 57b and hydraulic pistons 58a and 58b in series in the axial direction so as to generate a large pressing force with a small diameter. Are provided in parallel with each other. That is, when the pressing force is generated, the pressure oil is introduced into the pair of hydraulic chambers 59a and 59b. Then, the second input side disk 40 is pressed toward the first input side disk 37 through the cylinder cylinder 60 with the introduction of the hydraulic pressure into one (right side in FIG. 1) hydraulic chamber 59a. At the same time, the second input side disk 40 is pressed directly toward the first input side disk 37 in accordance with the introduction of the hydraulic pressure into the other (left side in FIG. 1) hydraulic chamber 59b. The force accompanying the introduction of pressure oil into the hydraulic chambers 59a and 59b is applied to the second input side disk 40 in a state of being added together. Therefore, the loading device 56 generates a large pressing force with a small diameter. In addition, a preload spring 61 such as a disc spring is provided in the other hydraulic chamber 59b, and the disks 37, 38, 40 are provided even when no hydraulic pressure is introduced into the hydraulic chambers 59a, 59b. , 41 so that the surface pressure of the contact portion between the inner side surfaces 2a, 4a of the power rollers 39, 42 and the peripheral surfaces 9a, 9a of each of the power rollers 39, 42 can be secured at a minimum.
[0034]
Further, a support cylinder 62 is provided concentrically with the latter half part 11b around the middle part of the latter half part 11b. The support cylinder 62 is supported and fixed at both ends by stays 64 and 64 having inner diameter side ends supported and fixed to support rings 63 and 63, which will be described later. Radial needle bearings 65 and 65 are provided between the outer peripheral surface of the intermediate portion of the rear half portion 11b and the inner peripheral surfaces of both ends of the support cylinder 62, respectively, so that the rear half portion 11b rotates inside the support cylinder 62. And it is supported so as to be displaceable in the axial direction.
[0035]
On the other hand, around the support cylinder 62, the first and second output side disks 38 and 41 are supported by radial needle bearings 66 and 66, respectively, so that they can be rotated and displaced in the axial direction. Yes. In addition, a thrust needle bearing 67 is provided between the mutually opposing end surfaces of the first and second output side disks 38 and 41, and a thrust load applied between the both output side disks 38 and 41 is applied. The two output side disks 38 and 41 can be rotated relative to each other while being supported.
[0036]
  A first output gear 68 is fixed to the outer surface of the first output disk 38, and the first output gear 68 and the front wheel drive shaft 69 are coupled via a front wheel driven gear 71. , The first output side disk38Thus, the front wheel drive shaft 69 can be driven to rotate. The rotation of the front wheel drive shaft 69 can be transmitted to a front wheel (not shown) via a front wheel differential gear 72.
[0037]
On the other hand, a second output gear 73 is fixed to the outer surface side of the second output side disk 41, and the second output gear 73 and the rear wheel drive shaft 74 are connected via a rear wheel driven gear 75. The rear wheel drive shaft 74 is rotatably driven by the second output side disk 41. Further, the rotation of the rear wheel drive shaft 74 can be transmitted to a rear wheel (not shown) via a rear wheel differential gear (not shown). The center axis of the front wheel drive shaft 69 and the center axis of the rear wheel drive shaft 74 are inconsistent with each other. The arrangement of these drive shafts 69 and 74 can be optimally selected in consideration of space efficiency.
[0038]
Further, the three first power rollers 39, 39 are provided between the inner side surface 2 a of the first input side disk 37 and the inner side surface 4 a of the first output side disk 38, and the second input side disk 40. The three second power rollers 42 are sandwiched between the inner side surface 2a and the inner side surface 4a of the second output side disk 41, respectively. The first and second power rollers 39 and 42 are rotatably supported on the inner surfaces of the first and second trunnions 76 and 77, respectively. These first and second trunnions 76 and 77 do not intersect the central axis of each of the disks 37, 38, 40, and 41 provided concentrically with each other. The first and second pivots 78 (the second pivot is not shown) that are present at a twisted position in a direction perpendicular to or close to the direction perpendicular to the direction of the central axes of 38, 40, and 41. Move. The first and second trunnions 76 and 77 are supported by radial needle bearings 89 and 89 at both ends of the first and second swing frames 79 and 80, respectively, so as to be swingable and displaceable. .
[0039]
The intermediate portions of the first and second swing frames 79 and 80 are provided on the support rings 63 and 63, and support shafts 81 and 81 parallel to the central axes of the disks 37, 38, 40 and 41 are provided. It is supported so that it can swing and displace freely. Further, the first and second swing frames 79 and 80 are swung by hydraulic cylinders 82a and 82b provided between both ends of the swing frames 79 and 80 and the support rings 63 and 63, respectively. It can be moved freely. A control valve 21a for controlling the supply and discharge of pressure oil to and from each of the hydraulic cylinders 82a and 82b is supported by the support rings 63 and 63. When the swing frames 79 and 80 are swung and displaced by supplying and discharging pressure oil to and from the hydraulic cylinders 82a and 82b, they are provided on the outer surfaces of the trunnions 76 and 77 supported by the swing frames 79 and 80. The cam surface 83 displaces the spool 24a of the control valve 21a via the plunger 84 attached to the control valve 21a, thereby switching the control valve 21a.
[0040]
The sleeve 23a which constitutes the control valve 21a together with the spool 24a is displaced to a predetermined position by the control motor 25a so that a desired gear ratio can be realized at the time of shifting. One such control valve 21a and control motor 25a are provided on the first cavity 85 side including the first input side disk 37 and the first output side disk 38, and the second input side disk 40 and second control disk 25a. One is provided on the second cavity 86 side including the output side disk 41, and two are provided in the entire toroidal type continuously variable transmission 36. The control motor 21a on the first cavity 85 side controls the control valve 21a on the first cavity 85 side, the control motor 25a on the second cavity 86 side controls the control valve 21a on the second cavity 86 side, and the microcomputer is built in. Based on a command signal from a controller (not shown), the control is performed in synchronization with each other (in a straight traveling state) or independently of each other (in a turning state).
[0041]
Of the hydraulic cylinders 82a and 82b, two pairs are provided for each of the swing frames 79 and 80 (four for each swing frame, a total of 24 toroidal type continuously variable transmission units as a whole) at the time of shifting. The one hydraulic cylinder 82a (82b) provided on one end side in the longitudinal direction of each swing frame 79, 80 is extended and the other hydraulic cylinder 82b (82a) is contracted, so that each swing frame 79, 80 is oscillated and displaced by a predetermined amount in a predetermined direction. That is, the swing frames 79 and 80 are swung to the support shafts 81 and 81 spanned between a pair of support rings 63 and 63 arranged in parallel with each other at intervals. Supports freely. The hydraulic cylinders 82a and 82b are provided at positions that are aligned with both ends of the swing frames 79 and 80 at a part of the support rings 63 and 63, respectively. The pistons 87a and 87b fitted to the hydraulic cylinders 82a and 82b are engaged with rods 88a and 88b fixed to both ends of the swing frames 79 and 80, respectively.
[0042]
Because of this configuration, at the time of shifting, the first and second swing frames 79 and 80 swing by a predetermined amount in a predetermined direction based on the supply and discharge of pressure oil to and from the hydraulic cylinders 82a and 82b. Displace. As a result, the first and second trunnions 76 and 77 supported by the swing frames 79 and 80 are displaced in the axial direction of the first and second pivots 78 (actually, Arc motion about the axes 81, 81). As in the case of the conventional structure shown in FIGS. 7 to 8, the peripheral surfaces 9a and 9a of the power rollers 39 and 42 and the inner surfaces 2a and 4a of the disks 37, 38, 40, and 41 The direction of the tangential force acting on the abutment portion changes. The first and second trunnions 76 and 77 are pivotally supported by the first and second swing frames 79 and 80 in accordance with the change in the direction of the force. As shown in FIGS. 5 to 6, the peripheral surfaces 9a and 9a of the first and second power rollers 39 and 42 and the inner side surfaces 2a and 4a, respectively. Changes the rotational speed ratio between the first and second input disks 37 and 40 and the first and second output disks 38 and 41, respectively.
[0043]
In the example shown in the figure, the displacement shafts 8a and 8a for supporting the first and second power rollers 39 and 42 with respect to the first and second trunnions 76 and 77 are respectively connected to the base half and the tip. A straight line that does not decenter the half is used. Instead, the tip end portions of the displacement shafts 8a and 8a are fitted in the positions off the center of the outer rings 16a and 16a constituting the thrust ball bearings 14a and 14a. The first and second power rollers 39, 42 are formed in a round bowl shape having no through holes, and the thrust ball bearings 14a, 14a have a contact angle (angular contact), In addition to the thrust load applied to the thrust ball bearings 14a, 14a, a radial load can be supported. Even with such a structure, the first and second power rollers 39 and 42 can be supported so as to be rotatable to predetermined positions and to be slightly displaceable along the axial direction of the disks 37, 38, 40 and 41. . In addition, the structure of the part which supports said 1st, 2nd power rollers 39 and 42 is not the summary of this invention. The structure of this portion is not limited to the illustrated example, and may be configured similarly to the conventional structure shown in FIGS.
[0044]
During operation of the toroidal type continuously variable transmission for a four-wheel drive vehicle of the present invention configured as described above, the first and second input side disks 37 that rotate in synchronization with the latter half portion 11b of the input shaft 11; 40, the front wheel drive shaft 69 is rotationally driven by the power transmitted from the first input disk 37 to the first output disk 38 via the first power rollers 39, 39. Further, the rear wheel drive shaft 74 is rotationally driven by the power transmitted from the second input disk 40 to the second output disk 41 via the second power rollers 42.
[0045]
In order to ensure the transmission efficiency between the first and second input side disks 37 and 40 and the first and second output side disks 38 and 41, of these disks 37, 38, 40 and 41, respectively. The contact surface pressure between the side surfaces 2a and 4a and the peripheral surfaces 9a and 9a of the first and second power rollers 39 and 42 is applied to the hydraulic chambers 59a and 59b constituting the hydraulic loading device 56, respectively. It can be easily adjusted by changing the oil pressure to be introduced. In the case of a transmission for a full-time 4WD vehicle, the torque distributed to the front wheels and the torque distributed to the rear wheels may differ depending on the running conditions. In the present invention, the surface pressure is adjusted by adjusting the hydraulic pressure. Since it is performed by the loading device 56, the optimum surface pressure can be applied according to the conditions.
[0046]
In order to match the rotation speed of the front wheels and the rotation speed of the rear wheels in order to match the rotation speed of the front wheels and the rotation speed of the rear wheels when the vehicle is running straight, The swing angles of the first and second swing frames 79 and 80 around the support shafts 81 and 81 based on the supply and discharge of the pressure oil to and from the respective hydraulic cylinders 82a and 82b, and the swings thereof. The inclination angles of the first and second trunnions 76 and 77 centered on the first and second pivots 78 supported by the frames 79 and 80 are made to coincide. Then, the transmission ratio between the first input disk 37 and the first output disk 38 and the transmission ratio between the second input disk 40 and the second output disk 41 are matched. .
[0047]
On the other hand, when the vehicle is in a turning state, the rear wheel drive shaft 74 is compared with the rotation speed of the front wheel drive shaft 69 in order to make the rotation speed of the rear wheel slower than the rotation speed of the front wheel. When the rotation speed is decreased, the inclination angle of each of the first trunnions 76 and 76 and the inclination angle of each of the second trunnions 77 are made different. Specifically, the speed reduction between the second input side disk 40 and the second output side disk 41 compared to the speed reduction ratio between the first input side disk 37 and the first output side disk 38. Increase the ratio. As a result, even if a center differential is not provided, the operation of the automobile can be stably performed without causing excessive slip between the front and rear wheels and the road surface.
[0048]
In particular, during operation of the toroidal continuously variable transmission 36 of the present invention, the input functioning as an output member of the forward / reverse switching unit 45, which is a power transmission unit, provided on the front stage side of the toroidal continuously variable transmission 36. By the front half part 11a of the shaft 11, the rear half part 11b of the input shaft 11 and the first input side disk 37 are rotationally driven without being displaced in the axial direction. Therefore, the power of the front half part 11a is transmitted to the latter half part 11b and the first input side disk 37 without loss. The contact pressure between the inner surfaces 2a, 4a of the disks 37, 38, 40, 41 and the peripheral surfaces 9a, 9a of the power rollers 39, 42 is appropriately adjusted by the hydraulic loading device 56. Since the adjustment is performed, excessive sliding does not occur in the contact portion, and sufficient transmission efficiency can be ensured. Further, since the front half portion 11a, the rear half portion 11b, and the first input side disk 37 are connected to each other, there is no particular increase in the size in the axial direction, and the automatic transmission incorporating the toroidal type continuously variable transmission 36 is incorporated. The entire device can be reduced in size and weight.
[0049]
In the illustrated example, the toroidal-type continuously variable transmission according to the present invention is described when it is incorporated as a transmission unit for an automatic transmission for a four-wheel drive vehicle incorporating a large-sized engine that generates a large torque. did. However, the toroidal-type continuously variable transmission of the present invention is not limited to a four-wheel drive vehicle but can be used as a transmission unit for an automatic transmission for a general two-wheel drive vehicle. In this case, a pair of output side disks are freely coupled to synchronize with each other, and outputs are output from both output side disks to one output shaft. Also, when used as a transmission unit for an automatic transmission for a small automobile that does not generate a large torque, the input side disk 2 and the output are output as in the conventional structure shown in FIGS. It can also be configured as a so-called single cavity type toroidal continuously variable transmission in which one side disk 4 is provided. Furthermore, the present invention can be applied to a structure in which two power rollers are provided between the input side disk 2 and the output side disk 4.
[0050]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured and operates as described above, it realizes a toroidal type continuously variable transmission that is small and exhibits excellent transmission efficiency, and power performance of an automobile incorporating the toroidal type continuously variable transmission. In addition, it can contribute to the improvement of fuel efficiency.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of an essential part showing an example of an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
FIG. 3 is a sectional view taken along the line BB in FIG.
4 is a cross-sectional view showing a substantially same part as FIG. 3 cut along a plane including a central axis of a first pivot provided at both ends of the first trunnion. FIG.
FIG. 5 is a side view showing a basic configuration of a conventionally known toroidal continuously variable transmission in a state of maximum deceleration.
FIG. 6 is a side view showing the same state at the maximum speed increase.
FIG. 7 is a cross-sectional view showing an example of a conventional specific structure.
8 is a cross-sectional view taken along the line CC of FIG.
FIG. 9 is a front view of an essential part showing a first example of a conventionally known structure for increasing the power that can be transmitted in a partially cut state.
FIG. 10 is a partial sectional view showing the second example.
[Explanation of symbols]
1 Input shaft
2 Input disk
2a inner surface
3 Output shaft
4 Output disk
4a inner surface
5, 5a Casing
6 Axis
7 Trunnion
8, 8a Displacement axis
9 Power roller
9a circumference
10 Loading cam device
11 Input shaft
11a first half
11b Second half
12 Output gear
13 Support plate
14, 14a Thrust ball bearing
15 Thrust needle bearing
16, 16a Outer ring
17 Actuator
18 frames
19 Support piece
20 Hydraulic cylinder
21, 21a Control valve
22 Pump
23, 23a Sleeve
24, 24a Spool
25, 25a Control motor
26 Driving piston
27 Oil sump
28 cams
29 links
30 ball spline
31 sleeve
32 output shaft
33 Driving arm
34 Engagement protrusion
35 cam plate
36 Toroidal continuously variable transmission
37 First input disk
38 First output disk
39 1st Power Roller
40 Second input disk
41 Second output disk
42 Second Power Roller
43 Torque converter
44a, 44b Radial needle bearings
45 Forward / backward switching unit
46 Sun Gear
47 Career
48 Cylindrical part
49 Buttocks
50 planetary axis
51 planetary gear set
52 Ring gear
53 Forward clutch
54 frames
55 Reverse clutch
56 Loading device
57a, 57b Hydraulic cylinder
58a, 58b Hydraulic piston
59a, 59b Hydraulic chamber
60 cylinder cylinder
61 Preload spring
62 Support tube
63 Support ring
64 stays
65 Radial needle bearings
66 Radial Needle Bearing
67 Thrust needle bearing
68 First output gear
69 Front Wheel Drive Shaft
71 Front wheel driven gear
72 Differential Gear for Front Wheel
73 Second output gear
74 Rear wheel drive shaft
75 Driven gear for rear wheel
76 First trunnion
77 Second trunnion
78 First Axis
79 First swing frame
80 Second swing frame
81 Support shaft
82a, 82b Hydraulic cylinder
83 Cam surface
84 Plunger
85 First cavity
86 Second cavity
87a, 87b Piston
88a, 88b lot
89 Radial needle bearings

Claims

前進と後退とを切り換える為の前後進切り換えユニットと、入力部と出力部との間の変速比を連続的に変化させるトロイダル型無段変速ユニットと、このトロイダル型無段変速ユニットの出力部に設けて、このトロイダル型無段変速ユニットの出力を駆動輪に伝達する為の駆動軸とを備え、
上記前後進切り換えユニットは、駆動用エンジンの出力部と上記トロイダル型無段変速ユニットの入力部との間に、動力の伝達方向に関して直列に設けられており、
このトロイダル型無段変速ユニットは、入力軸と、それぞれが断面円弧状の凹面である内側面同士を対向させた状態でこの入力軸の両端部に、互いに同心に且つ互いに同期した回転自在に支持された第一、第二両入力側ディスクと、断面円弧状の凹面であるそれぞれの内側面を第一入力側ディスク又は第二入力側ディスクの内側面に対向させた状態で上記入力軸の中間部周囲に、これら第一、第二両入力側ディスクと同心に、且つこれら第一、第二両入力側ディスクとは独立した回転自在に支持された第一、第二両出力側ディスクと、このうちの第一入力側ディスクと第一出力側ディスクとの間部分で、これら各ディスクの中心軸に対し捻れの位置に存在する、４本以上で偶数本の第一枢軸と、これら各第一枢軸を中心として揺動する複数の第一トラニオンと、これら各第一トラニオンの内側面から突出した第一変位軸と、これら各第一変位軸の周囲に回転自在に支持された状態で上記第一入力側ディスクの内側面と第一出力側ディスクの内側面との間に挟持された、それぞれの周面を球状凸面とした複数個の第一パワーローラと、上記第二入力側ディスクと第二出力側ディスクとの間部分で、これら各ディスクの中心軸に対し捻れの位置に存在する、４本以上で偶数本の第二枢軸と、これら各第二枢軸を中心として揺動する複数の第二トラニオンと、これら各第二トラニオンの内側面から突出した第二変位軸と、これら各第二変位軸の周囲に回転自在に支持された状態で上記第二入力側ディスクの内側面と第二出力側ディスクの内側面との間に挟持された、それぞれの周面を球状凸面とした複数個の第二パワーローラと、上記第一、第二両入力側ディスク及び上記第一、第二両出力側ディスクと上記第一、第二各パワーローラとを挟んで、上記前後進切り換えユニットと反対側に設けられ、これら各ディスクの内側面とこれら各パワーローラの周面との当接圧を高めるべく、これら各ディスクを上記前後進切り換え用ユニットに向けて押圧する、油圧式のローディング装置とを備えたものであり、
上記駆動軸を上記第一、第二各出力側ディスクにより回転駆動自在とすると共に、
上記前後進切り換えユニットを構成する遊星歯車機構のうち、この前後進切り換えユニットの出力を上記入力軸に伝達するキャリアと、上記第一入力側ディスクとを、上記入力軸の一端部に、互いに同期した回転を自在に結合支持する為に、上記キャリアの基部を上記入力軸の一端部に、スプライン係合すると共にこの入力軸の一端側への軸方向移動を阻止した状態で外嵌支持しており、上記第一入力側ディスクを上記キャリアの基部に、スプライン係合すると共に上記入力軸の一端側への軸方向移動を阻止した状態で外嵌支持している事を特徴とするトロイダル型無段変速機。 A forward / reverse switching unit for switching between forward and reverse, a toroidal continuously variable transmission unit that continuously changes the gear ratio between the input section and the output section, and an output section of the toroidal continuously variable transmission unit And a drive shaft for transmitting the output of the toroidal type continuously variable transmission unit to the drive wheels,
The forward / reverse switching unit is provided in series between the output portion of the driving engine and the input portion of the toroidal-type continuously variable transmission unit with respect to the transmission direction of power,
This toroidal continuously variable transmission unit is rotatably supported concentrically and synchronized with each other at both ends of the input shaft in a state where the input shaft and the inner surfaces, each of which is a concave surface having an arcuate cross section, are opposed to each other. The first and second input side discs and the inner side surfaces of the concave surfaces having an arcuate cross section are opposed to the first input side disc or the inner side surface of the second input side disc. First and second output side discs, which are concentrically supported by the first and second input side discs, and are rotatably supported independently of the first and second input side discs, Among these, at least four or more first pivots, which are present in a twisted position with respect to the central axis of each of these disks, between the first input disk and the first output disk, A plurality of swinging around a pivot A trunnion, a first displacement shaft projecting from the inner surface of each of the first trunnions, and an inner surface of the first input side disk and a first one in a state of being rotatably supported around each of the first displacement shafts. A plurality of first power rollers sandwiched between the inner side surfaces of the output side discs, each having a spherical convex surface, and a portion between the second input side disc and the second output side disc, Four or more even number of second pivots that exist at a twisted position with respect to the central axis of each disk, a plurality of second trunnions that swing around these second pivots, and each of these second trunnions Between the inner surface of the second input side disk and the inner surface of the second output side disk in a state of being rotatably supported around each of the second displacement axes. Each peripheral surface sandwiched between A plurality of second power rollers formed as a surface, the first and second input disks, the first and second output disks, and the first and second power rollers, Hydraulic pressure is provided on the side opposite to the forward / reverse switching unit, and presses the discs toward the forward / reverse switching unit to increase the contact pressure between the inner surface of each disc and the peripheral surface of each power roller. And a loading device of the type
The drive shaft is rotatable by the first and second output disks, and
Of the planetary gear mechanism constituting the forward / reverse switching unit, the carrier for transmitting the output of the forward / reverse switching unit to the input shaft and the first input side disk are synchronized with each other at one end of the input shaft. In order to freely couple and support the rotation, the base portion of the carrier is spline-engaged with one end portion of the input shaft and is externally supported in a state where axial movement to one end side of the input shaft is prevented. And the first input side disk is spline-engaged with the base of the carrier and is externally supported in a state in which axial movement toward one end of the input shaft is prevented. Step transmission.