JP4188887B2

JP4188887B2 - Toroidal continuously variable transmission

Info

Publication number: JP4188887B2
Application number: JP2004230750A
Authority: JP
Inventors: 幹夫南雲; 利文日比
Original assignee: JATCO Ltd
Current assignee: JATCO Ltd
Priority date: 2004-08-06
Filing date: 2004-08-06
Publication date: 2008-12-03
Anticipated expiration: 2024-08-06
Also published as: JP2006046573A

Description

本発明は、トロイダル型無段変速機に関し、特にパワーローラを回転及び傾転可能に支持するトラニオンを傾転軸方向に往復運動させるサーボピストンに関する。 The present invention relates to a toroidal-type continuously variable transmission, and more particularly to a servo piston that reciprocates a trunnion that supports a power roller so as to be rotatable and tiltable in the direction of a tilt axis.

従来、トロイダル型無段変速機は、同軸に対向配置された入出力ディスクと、この入出力ディスク間に挟持されたパワーローラと、変速機ケースに傾転可能に取り付けられ、パワーローラを回転可能に支持するトラニオンとを有する構成である。パワーローラの傾転角の大きさに応じた変速比を得る変速動作は、パワーローラをディスク中心からオフセットさせ、このオフセットによりパワーローラと入力ディスクとの接触部で発生するサイドスリップ力によりパワーローラを傾転させ、所定の傾転角となった時点でトラニオンに与えた変位を元の入出力ディスク回転中心位置に戻し、パワーローラの傾転動作を停止することでなされる。 Conventional toroidal-type continuously variable transmissions have an input / output disk coaxially arranged opposite to each other, a power roller sandwiched between the input / output disks, and a tiltable attachment to the transmission case so that the power roller can rotate. And a trunnion to be supported. The speed change operation for obtaining the speed ratio according to the tilt angle of the power roller is performed by offsetting the power roller from the center of the disk, and by this offset, the power roller is caused by the side slip force generated at the contact portion between the power roller and the input disk. And the displacement applied to the trunnion when the predetermined tilt angle is reached is returned to the original rotation center position of the input / output disk, and the tilting operation of the power roller is stopped.

トロイダル型無段変速機にあっては、トルク伝達は入出力ディスク及びパワーローラ間の油膜剪断により行われる。そのため、パワーローラは入出力ディスクにより強く押圧され、押圧に伴ってパワーローラは入出力ディスクから径方向外側に押し出されるスラスト力を受ける。このスラスト力によりパワーローラを支持するトラニオンが横方向に位置ずれすることを回避するため、トラニオンは上端間がアッパリンクにより横方向に拘束され、下端間がロアリンクにより横方向に拘束されている。 In the toroidal type continuously variable transmission, torque transmission is performed by oil film shear between the input / output disk and the power roller. Therefore, the power roller is strongly pressed by the input / output disk, and the power roller receives a thrust force that is pushed radially outward from the input / output disk. To avoid the lateral displacement of the trunnion that supports the power roller due to this thrust force, the trunnion is constrained laterally by the upper link between the upper ends and laterally constrained by the lower link between the lower ends. .

しかし、スラスト力に起因してトラニオン自体がアッパリンク及びロアリンクに連結した位置を支点として変形し、変形に伴ってサーボピストンもパワーローラ傾転軸に対し傾斜してしまう。これにより傾斜したサーボピストンがサーボピストンボディに接触し、サーボピストン挿通部がサーボピストン挿通孔内周面に干渉することで、サーボピストンの動きを阻害して変速における制御性及び制御精度が低下するという問題があった。 However, due to the thrust force, the trunnion itself is deformed with the position where it is connected to the upper link and the lower link as a fulcrum, and the servo piston is also tilted with respect to the power roller tilt axis along with the deformation. As a result, the tilted servo piston comes into contact with the servo piston body, and the servo piston insertion portion interferes with the inner peripheral surface of the servo piston insertion hole, thereby inhibiting the movement of the servo piston and reducing the controllability and control accuracy in shifting. There was a problem.

この問題を解決するため、従来技術にあっては、サーボピストン下部外径を縮径、またはサーボピストン挿通孔内径を拡径することでサーボピストン下部外周とサーボピストン挿通孔内周との間のクリアランスを拡大し、スラスト力によりサーボピストンが傾斜してもサーボピストン下部外周とサーボピストン挿通孔内周が干渉することを回避している。また、サーボピストン挿通孔内周にサーボピストンと同一部材を配設し、またはサーボピストン下部外周にサーボピストン挿通孔と同一部材を配設することで、同一部材同士を摺動させて挿通孔内周面を保護している（例えば、特許文献１参照。）。
特開２０００−２７９６１号公報 In order to solve this problem, in the prior art, the servo piston lower outer diameter is reduced, or the servo piston insertion hole inner diameter is increased so that the gap between the servo piston lower outer circumference and the servo piston insertion hole inner circumference is reduced. The clearance is enlarged, and even if the servo piston is inclined by the thrust force, the servo piston lower outer periphery and the servo piston insertion hole inner periphery are prevented from interfering with each other. Also, the same member as the servo piston is arranged on the inner periphery of the servo piston insertion hole, or the same member as the servo piston insertion hole is arranged on the outer periphery of the lower part of the servo piston, so that the same member slides inside the insertion hole. The peripheral surface is protected (for example, refer to Patent Document 1).
JP 2000-27961 A

しかしながら上記従来技術にあっては、サーボピストン下部外径を縮径したとしても、シールリングを保持するためにサーボピストンに設けられたシールリング溝の周辺部とサーボピストン挿通孔とのクリアランスは変わらない。そのためサーボピストンの傾斜が大きくなると、シールリング溝の周辺部がサーボピストン挿通孔内周面に干渉するという問題がある。 However, in the above prior art, even if the servo piston lower outer diameter is reduced, the clearance between the peripheral portion of the seal ring groove provided in the servo piston and the servo piston insertion hole for holding the seal ring is changed. Absent. Therefore, when the inclination of the servo piston increases, there is a problem that the peripheral portion of the seal ring groove interferes with the inner peripheral surface of the servo piston insertion hole.

また、シールリング溝の周辺部とサーボピストン挿通孔とのクリアランスを大きくする場合、シールリングにおける受圧面積が増加してシールリングとシールリング溝の側面における面圧が上昇し、摩耗量が大きくなることでシール性の悪化を招いてしまう。また、サーボピストンが傾斜するとサーボピストンとサーボピストン挿通孔との間のクリアランス全周にわたって偏りが生じ、シールリングにかかる面圧が偏ることによってシールリングの偏摩耗が発生し、シール性を低下させるというおそれがある。 Also, when the clearance between the periphery of the seal ring groove and the servo piston insertion hole is increased, the pressure receiving area in the seal ring is increased, the surface pressure on the side surfaces of the seal ring and the seal ring groove is increased, and the amount of wear is increased. As a result, the sealing performance is deteriorated. In addition, when the servo piston is tilted, a bias occurs over the entire clearance between the servo piston and the servo piston insertion hole, and the surface pressure applied to the seal ring is biased, resulting in uneven wear of the seal ring and lowering the sealing performance. There is a risk.

さらに、サーボピストン挿通孔内周にサーボピストンと同一部材を配設し、またはサーボピストン下部外周にサーボピストン挿通孔と同一部材を配設する場合、別部材を配設するため部品点数及び工数増加を招くという問題があった。 Furthermore, when the same member as the servo piston is arranged on the inner periphery of the servo piston insertion hole, or when the same member as the servo piston insertion hole is arranged on the outer periphery of the lower portion of the servo piston, the number of parts and man-hours are increased due to the provision of another member. There was a problem of inviting.

本発明は上記問題に着目してなされたもので、その目的とするところは、サーボピストンが傾斜したとしても、部品点数及び工数増加を伴うことなくシール性を確保しつつ、サーボピストンとサーボピストンボディとの干渉を回避したトロイダル型無段変速機を提供することにある。 The present invention has been made paying attention to the above-mentioned problems, and the object of the present invention is to ensure the sealing performance without increasing the number of parts and man-hours even when the servo piston is inclined, and the servo piston and the servo piston. The object is to provide a toroidal continuously variable transmission that avoids interference with the body.

上記目的を達成するため、本発明では、回転軸上に対向配置された入力ディスク及び出力ディスクと、前記入力ディスク及び出力ディスクの対向面に挟圧されて傾転可能なパワーローラと、前記パワーローラをパワーローラ回転軸周りに回転可能、かつパワーローラ傾転軸方向に往復運動可能に支持するトラニオンと、前記トラニオンに連結され、前記トラニオンを前記パワーローラ傾転軸方向に往復運動させるサーボピストンと、前記サーボピストンの挿入部が挿通されるサーボピストン挿通孔を有し、前記サーボピストンを往復運動させる作動圧室を前記サーボピストンの挿通部とともに形成するサーボピストンボディとを備えるトロイダル型無段変速機において、前記サーボピストン挿通孔の孔中心を、前記サーボピストンの軸中心に対して、前記回転軸側に偏心して配置することとした。 In order to achieve the above object, in the present invention, an input disk and an output disk that are opposed to each other on a rotating shaft, a power roller that can be tilted by being sandwiched between opposed surfaces of the input disk and the output disk, and the power A trunnion that supports a roller around a rotation axis of a power roller and that can reciprocate in the direction of the tilting axis of the power roller, and a servo piston that is coupled to the trunnion and reciprocates the trunnion in the direction of the tilting axis of the power roller And a servo piston body having a servo piston insertion hole through which the insertion portion of the servo piston is inserted, and forming a working pressure chamber for reciprocating the servo piston together with the insertion portion of the servo piston. In the transmission, center the hole of the servo piston insertion hole to the axis center of the servo piston. There was a placing eccentrically on the rotary shaft side.

よって、サーボピストンが傾斜したとしても、部品点数及び工数増加を伴うことなくシール性を確保しつつ、サーボピストンとサーボピストンボディとの干渉を回避したトロイダル型無段変速機を提供することができる。 Therefore, even if the servo piston is inclined, it is possible to provide a toroidal continuously variable transmission that avoids interference between the servo piston and the servo piston body while ensuring sealing performance without increasing the number of parts and man-hours. .

以下、本発明のトロイダル型無段変速機及びその製造方法を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１に基づいて説明する。 DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS A best mode for realizing a toroidal continuously variable transmission and a manufacturing method thereof according to the present invention will be described below based on a first embodiment shown in the drawings.

［トロイダル型無段変速機の全体構成］
実施例１につき図１ないし図６に基づき説明する。図１は、本願トロイダル型無段変速機のスケルトン図である。トロイダル型無段変速機１は、トルクコンバータ２、インプットシャフト３、トルク伝達軸４、前後進切換機構１１、ローディングカム装置２１、及びトロイダル変速機構３０を有する。なお、図中ｘ軸はトロイダル型無段変速機１の軸方向と平行である。 [Overall configuration of toroidal-type continuously variable transmission]
Example 1 will be described with reference to FIGS. FIG. 1 is a skeleton diagram of the present toroidal continuously variable transmission. The toroidal continuously variable transmission 1 includes a torque converter 2, an input shaft 3, a torque transmission shaft 4, a forward / reverse switching mechanism 11, a loading cam device 21, and a toroidal transmission mechanism 30. In the drawing, the x-axis is parallel to the axial direction of the toroidal-type continuously variable transmission 1.

トルクコンバータ２には図外のエンジンから回転駆動力が入力され、インプットシャフト３に伝達される。インプットシャフト３に伝達された回転駆動力は前後進切換機構１１、ローディングカム装置２１、及びトルク伝達軸４を介してトロイダル変速機構３０に伝達される。 A rotational driving force is input to the torque converter 2 from an engine (not shown) and transmitted to the input shaft 3. The rotational driving force transmitted to the input shaft 3 is transmitted to the toroidal transmission mechanism 30 via the forward / reverse switching mechanism 11, the loading cam device 21, and the torque transmission shaft 4.

前後進切換機構１１は、遊星歯車機構１２、前進クラッチ１３及び後進ブレーキ１４を有する。遊星歯車機構１２は、ダブルピニオン１５を支持するピニオンキャリヤ１６とダブルピニオン１５とにそれぞれ噛み合うリングギヤ１７、サンギヤ１８を有し、サンギヤ１８にインプットシャフト３が連結している。また、ピニオンキャリヤ１６にはローディングカム装置２１が連結される。 The forward / reverse switching mechanism 11 includes a planetary gear mechanism 12, a forward clutch 13, and a reverse brake 14. The planetary gear mechanism 12 includes a pinion carrier 16 that supports the double pinion 15 and a ring gear 17 and a sun gear 18 that mesh with the double pinion 15, and the input shaft 3 is coupled to the sun gear 18. A loading cam device 21 is connected to the pinion carrier 16.

ローディングカム装置２１は前後進切換機構１１を介してトルク伝達を受け、トルク伝達軸４にトルクを伝達する。また、入力トルクに応じた押圧力を発生させてトロイダル変速機構３０をｘ軸方向に押圧する。 The loading cam device 21 receives torque transmission via the forward / reverse switching mechanism 11 and transmits torque to the torque transmission shaft 4. Further, a pressing force corresponding to the input torque is generated to press the toroidal transmission mechanism 30 in the x-axis direction.

（トロイダル変速機構の詳細）
トロイダル変速機構３０は第１変速部３１及び第２変速部３２を有する。第１変速部３１はｘ軸負方向から順に第１入力ディスク３３、第１パワーローラ３９ａ、第１出力ディスク３５を有し、第１入力ディスク３３のｘ軸正方向面及び第１出力ディスク３５のｘ軸負方向面にはトロイド面３３ａ，３５ａが設けられている。 (Details of toroidal transmission mechanism)
The toroidal transmission mechanism 30 includes a first transmission unit 31 and a second transmission unit 32. The first transmission unit 31 includes a first input disk 33, a first power roller 39a, and a first output disk 35 in this order from the negative x-axis direction. Toroidal surfaces 33a and 35a are provided on the x-axis negative direction surface.

第１パワーローラ３９ａはこのトロイド面３３ａ，３５ａにおいて第１入力ディスク３３及び第１出力ディスク３５により挟持される。また、第１入力ディスク３３はトルク伝達軸４にボールスプライン３７ａを介して接続され、第１出力ディスク３５はトルク伝達軸４に回転自在に支持される。 The first power roller 39a is sandwiched between the first input disk 33 and the first output disk 35 on the toroid surfaces 33a and 35a. The first input disk 33 is connected to the torque transmission shaft 4 via a ball spline 37a, and the first output disk 35 is rotatably supported by the torque transmission shaft 4.

第２変速部３２はｘ軸負方向から順に第２出力ディスク３６、第２パワーローラ３９ｂ、第２入力ディスク３４を有する。第２変速部３２においても、第２入力ディスク３４のｘ軸負方向面及び第２出力ディスク３６のｘ軸正方向面にはトロイド面３４ａ，３６ａが設けられ、このトロイド面３４ａ，３６ａにおいて第２パワーローラ３９ｂは第２入出力ディスク３４，３６に挟持される。 The second transmission unit 32 includes a second output disk 36, a second power roller 39b, and a second input disk 34 in order from the negative x-axis direction. Also in the second transmission unit 32, toroid surfaces 34a and 36a are provided on the x-axis negative direction surface of the second input disk 34 and the x-axis positive direction surface of the second output disk 36, and the toroid surfaces 34a and 36a are provided with the first toroid surfaces 34a and 36a. The two power rollers 39b are sandwiched between the second input / output disks 34 and 36.

また、第２入力ディスク３４はトルク伝達軸４にボールスプライン３７ｂを介して接続され、第２出力ディスク３６はトルク伝達軸４に回転自在に支持される。さらに、トルク伝達軸４のｘ軸正方向端部には皿バネ２２が設けられて第２入力ディスク３４はｘ軸負方向に付勢される。 The second input disk 34 is connected to the torque transmission shaft 4 via a ball spline 37b, and the second output disk 36 is rotatably supported by the torque transmission shaft 4. Further, a disc spring 22 is provided at the end of the torque transmission shaft 4 in the x-axis positive direction, and the second input disk 34 is biased in the x-axis negative direction.

（トルク伝達経路）
トルクコンバータ２からのトルクは前後進切換機構１１及びローディングカム装置２１を介してトルク伝達軸４に伝達され、ボールスプライン３７ａ，３７ｂを介して第１、第２入力ディスク３３，３４へ伝達される。その際、ローディングカム装置２１は伝達トルクに応じた押圧力を発生する。 (Torque transmission path)
Torque from the torque converter 2 is transmitted to the torque transmission shaft 4 via the forward / reverse switching mechanism 11 and the loading cam device 21, and is transmitted to the first and second input disks 33 and 34 via the ball splines 37a and 37b. . At that time, the loading cam device 21 generates a pressing force according to the transmission torque.

ローディングカム装置２１は第１入力ディスク３３をｘ軸正方向に押圧するとともに、トルク伝達軸４、ローディングナット７２、及び皿バネ２２を介して第２入力ディスク３４をｘ軸負方向に押圧する。また、皿バネ２２はローディングナット７２が締めつけられることで予圧力を発生し、第２入力ディスク３４をｘ軸負方向へ押圧するとともに、ローディングナット７２、トルク伝達軸４及びローディングカム装置２１を介して第１入力ディスク３３をｘ軸正方向に押圧する。 The loading cam device 21 presses the first input disk 33 in the positive x-axis direction and presses the second input disk 34 in the negative x-axis direction via the torque transmission shaft 4, the loading nut 72, and the disc spring 22. The disc spring 22 generates a preload by tightening the loading nut 72 and presses the second input disk 34 in the negative x-axis direction, and also via the loading nut 72, the torque transmission shaft 4 and the loading cam device 21. The first input disk 33 is pressed in the positive x-axis direction.

したがって、トロイダル変速機構３０はローディングカム装置２１と皿バネ２２とにより押圧力を受け、第１、第２パワーローラ３９ａ，３９ｂは第１、第２入出力ディスク３３，３４及び３５，３６により挟持される。 Therefore, the toroidal speed change mechanism 30 receives a pressing force from the loading cam device 21 and the disc spring 22, and the first and second power rollers 39a and 39b are clamped by the first and second input / output disks 33, 34 and 35, 36. Is done.

挟持されることで各入出力ディスクと各パワーローラは油膜の剪断によりトルク伝達を行い、トルク伝達軸４の回転に伴って第１、第２入力ディスク３３，３４にトルクが伝達され、挟持された第１、第２パワーローラ３９ａ，３９ｂを回転させることで第１、第２出力ディスク３５，３６にトルクを伝達する。このとき各パワーローラの回転軸を傾け、各ディスクとの接触点の回転半径を入力側と出力側で異ならせることにより、変速を行う。 By being pinched, each input / output disk and each power roller transmit torque by shearing the oil film, and torque is transmitted to the first and second input disks 33 and 34 as the torque transmission shaft 4 rotates, and is pinched. Torque is transmitted to the first and second output disks 35 and 36 by rotating the first and second power rollers 39a and 39b. At this time, the rotational axis of each power roller is tilted, and the rotational radius of the contact point with each disk is made different between the input side and the output side, thereby performing a shift.

第１、第２出力ディスク３５，３６に伝達されたトルクは出力ギヤ５２、カウンターギヤ５５、及びカウンターシャフト５７を介して出力軸６０に伝達される。 Torque transmitted to the first and second output disks 35 and 36 is transmitted to the output shaft 60 via the output gear 52, the counter gear 55, and the counter shaft 57.

［トロイダル変速機構の詳細断面］
図２は、図１に示すトロイダル変速機構１における第１変速部３１の径方向断面図（Ａ−Ａ断面図）である。第２変速部３２は第１変速部３１と同様の構成であるため、第１変速部３１についてのみ説明する。また、第１変速部３１はＢ−Ｂ線に対しほぼ対称であるため、Ｂ−Ｂ線よりもｚ軸負方向の領域についてのみ説明する。 [Detailed section of toroidal transmission mechanism]
FIG. 2 is a radial cross-sectional view (AA cross-sectional view) of the first transmission unit 31 in the toroidal transmission mechanism 1 shown in FIG. Since the 2nd transmission part 32 is the structure similar to the 1st transmission part 31, only the 1st transmission part 31 is demonstrated. Moreover, since the 1st transmission part 31 is substantially symmetrical with respect to the BB line, only the area | region of a z-axis negative direction rather than a BB line is demonstrated.

第１パワーローラ３９ａは第１トラニオン４０に回転可能に支持され、第１トラニオン４０のｙ軸負方向端部には、第１サーボピストン６１が設けられている。第１パワーローラ３９ａは軸Ｏ２を回転軸とし、ｙ軸と平行な軸Ｏ３を傾転軸として傾転を行う。この回転軸Ｏ２と傾転軸Ｏ３は直交し、第１サーボピストン６１は傾転軸Ｏ３と同軸に設けられている。 The first power roller 39a is rotatably supported by the first trunnion 40, and a first servo piston 61 is provided at the end of the first trunnion 40 in the negative y-axis direction. The first power roller 39a tilts with the axis O2 as the rotation axis and the axis O3 parallel to the y axis as the tilt axis. The rotation axis O2 and the tilt axis O3 are orthogonal to each other, and the first servo piston 61 is provided coaxially with the tilt axis O3.

第１サーボピストン６１はアッパリンク７１及びロアリンク７０により位置決めされる。また、径方向に延出する第３サーボピストン挿通孔画成部６１ａを有し、第１サーボピストンボディ６２内に摺動自在に嵌合される。第１サーボピストンボディ６２は第１サーボピストン６１の第３サーボピストン挿通孔画成部６１ａを収装する第３サーボピストン挿通孔６７を有し、この第３サーボピストン挿通孔６７は第３サーボピストン挿通孔画成部６１ａにより画成されて第１、第２作動圧室６８，６９が形成される。 The first servo piston 61 is positioned by the upper link 71 and the lower link 70. In addition, it has a third servo piston insertion hole defining portion 61 a extending in the radial direction, and is slidably fitted into the first servo piston body 62. The first servo piston body 62 has a third servo piston insertion hole 67 for accommodating the third servo piston insertion hole defining portion 61a of the first servo piston 61, and the third servo piston insertion hole 67 is a third servo piston. The first and second working pressure chambers 68 and 69 are defined by the piston insertion hole defining portion 61a.

この第１サーボピストン６１には複数の周方向溝が設けられ、それぞれにＯリング６４が嵌め込まれる。このＯリング６４が第１サーボピストンボディ６２に設けられた第１、第２サーボピストン挿通孔６５，６６の内周面と当接する。また、第３サーボピストン挿通孔画成部６１ａの外径端部にも溝が設けられ、この溝に嵌め込まれたＯリング６４を介して第３サーボピストン挿通孔６７の外径端面と当接することで、第１、第２作動圧室６８，６９を液密に保持する。 The first servo piston 61 is provided with a plurality of circumferential grooves, and an O-ring 64 is fitted in each groove. The O-ring 64 comes into contact with the inner peripheral surfaces of first and second servo piston insertion holes 65 and 66 provided in the first servo piston body 62. Also, a groove is provided at the outer diameter end portion of the third servo piston insertion hole defining portion 61a, and comes into contact with the outer diameter end surface of the third servo piston insertion hole 67 through an O-ring 64 fitted in the groove. As a result, the first and second working pressure chambers 68 and 69 are kept liquid-tight.

第１トラニオン４０をｙ軸方向移動させる際は、この第１，第２作動圧室６８，６９にオイルを導入し、第３サーボピストン挿通孔の容積を変化させることで第１サーボピストン６１をｙ軸方向移動させ、トラニオン４０の移動を行う。このように第１、第２変速部３１，３２の各トラニオンを同位相で駆動させることで、各パワーローラと各入出力ディスクの径方向接触位置を変化させることにより、各入出力ディスク間の回転速度比すなわち変速比を連続的に変化させて変速を行う。 When the first trunnion 40 is moved in the y-axis direction, oil is introduced into the first and second working pressure chambers 68 and 69, and the volume of the third servo piston insertion hole is changed to change the first servo piston 61. The trunnion 40 is moved by moving in the y-axis direction. Thus, by driving the trunnions of the first and second transmission units 31 and 32 in the same phase, the radial contact position between each power roller and each input / output disk is changed, so Shifting is performed by continuously changing the rotation speed ratio, that is, the gear ratio.

［ロー変速時におけるパワーローラ断面図］
図３は、最ロー変速時すなわち第１パワーローラ３９ａの傾転角が最小のときの第１変速部３１の傾転軸周り断面図、図４はパワーローラ傾転軸線Ｏ３に対する第１、第２サーボピストン挿通孔６５の孔中心６５ａ，６６ａ、及び第３サーボピストン挿通孔６７の孔中心６７ａの位置の模式図である。第１、第２変速部３１，３２は対称であるため、第１変速部３１についてのみ説明する。 [Cross section of power roller at low speed]
FIG. 3 is a sectional view around the tilt axis of the first transmission unit 31 at the time of the lowest shift, that is, when the tilt angle of the first power roller 39a is minimum, and FIG. It is a schematic diagram of the positions of the hole centers 65a and 66a of the second servo piston insertion hole 65 and the hole center 67a of the third servo piston insertion hole 67. Since the first and second transmission units 31 and 32 are symmetrical, only the first transmission unit 31 will be described.

ローディングカム装置２１による押圧力が発生しておらず、かつローディングナット７２が締め付けられていないため皿バネ２２による予圧力が発生していない状態、すなわち第１パワーローラ３９ａに対するスラスト力が発生していない状態において、第１、第２サーボピストン挿通孔６５，６６の孔中心６５ａ，６６ａ、及び第３サーボピストン挿通孔６７の孔中心６７ａは、最ロー変速時において第１入出力ディスク３３，３４から第１パワーローラ３９ａにかかるスラスト力Ｆと逆向きに偏心して設けられている。 No pressing force is generated by the loading cam device 21 and no preload is generated by the disc spring 22 because the loading nut 72 is not tightened, that is, a thrust force is generated on the first power roller 39a. In such a state, the hole centers 65a and 66a of the first and second servo piston insertion holes 65 and 66 and the hole center 67a of the third servo piston insertion hole 67 are the first input / output disks 33 and 34 at the lowest speed. To the first power roller 39a is provided in an eccentric direction opposite to the thrust force F applied thereto.

このスラスト力Ｆは第１パワーローラ３９ａの法線方向すなわち回転軸Ｏ２方向に作用するため、第１、第２サーボピストン挿通孔６５の孔中心６５ａ，６６ａ、及び第３サーボピストン挿通孔６７の孔中心６７ａは回転軸Ｏ２上であってスラスト力Ｆと反対方向、すなわちトルク伝達軸４側であって第１出力ディスク３５側に偏心することとなる。 Since this thrust force F acts in the normal direction of the first power roller 39 a, that is, in the direction of the rotation axis O 2, the hole centers 65 a and 66 a of the first and second servo piston insertion holes 65 and the third servo piston insertion hole 67. The hole center 67a is eccentric on the rotation axis O2 in the direction opposite to the thrust force F, that is, on the torque transmission shaft 4 side and on the first output disk 35 side.

各孔中心の偏心量は、第１、第２サーボピストン挿通孔６５の孔中心６５ａ，６６ａの偏心量をｔ１及びｔ２、第３サーボピストン挿通孔６７の孔中心６７ａの偏心量をｔ３として
ｔ１ > ｔ３ > ｔ２
となるよう設定される。すなわち、第１パワーローラ３９ａから遠ざかるほど偏心量を大きくする。 The amount of eccentricity at the center of each hole is defined by t1 and t2 as the amount of eccentricity of the hole centers 65a and 66a of the first and second servo piston insertion holes 65, and t3 as the amount of eccentricity of the hole center 67a of the third servo piston insertion hole 67. >t3> t2
Is set to be That is, the amount of eccentricity is increased as the distance from the first power roller 39a increases.

スラスト力により第１サーボピストン６１が傾斜した際、第１サーボピストン６１は第１パワーローラ３９ａから離れた部分ほど大きく移動する。したがって、第１パワーローラ３９ａから遠ざかるほど偏心量を大きくすることで、第１サーボピストン６１が傾斜した際、第１サーボピストン６１の軸中心と、第１サーボピストンボディ６２における第１、第２サーボピストン挿通孔６５，６６及び第３サーボピストン挿通孔６７の孔中心６５ａ，６６ａ、及び６７ａとを接近させ、Ｏリング６４にかかる面圧の偏りを緩和することで偏摩耗によるシール性の低下を回避する。 When the first servo piston 61 is tilted by the thrust force, the first servo piston 61 moves larger as it is away from the first power roller 39a. Therefore, when the first servo piston 61 is inclined by increasing the amount of eccentricity as it is farther from the first power roller 39a, the first and second axes of the first servo piston 61 and the first servo piston body 62 are first and second. Decreasing the sealing performance due to uneven wear by reducing the bias of the surface pressure applied to the O-ring 64 by bringing the servo piston insertion holes 65, 66 and the third servo piston insertion holes 67 close to the hole centers 65a, 66a, 67a. To avoid.

また、これらの偏心量は、第１サーボピストン６１の傾斜角が最大となった際においても、第１サーボピストン６１と第１サーボピストンボディ６２と干渉しないような値に設定されている。 These eccentric amounts are set to values that do not interfere with the first servo piston 61 and the first servo piston body 62 even when the inclination angle of the first servo piston 61 becomes maximum.

［パワーローラ傾転角とスラスト力の関係］
図５は、第１パワーローラ３９ａに作用する力の関係を示す図であり、図６は第１パワーローラ３９ａの傾転角φとスラスト力Ｆの関係を示す図である。パワーローラ回転軸線Ｏ２とパワーローラ傾転軸線Ｏ３との交点をＱとし、第１入出力ディスク３３，３５と第１パワーローラ３９ａとの接点をそれぞれＡ，Ｂとすれば、パワーローラ半頂角θは
２θ ＝ ∠ＡＱＢ
により求められる。したがって、接点Ａ，Ｂにおける法線方向の力をＦｃとすれば、第１入出力ディスク３３，３５から第１パワーローラ３９ａに作用するスラスト力Ｆは
Ｆ＝２Ｆｃ・cosθ ・・・(1)
である。ここで、ローディングカム装置２１による第１入力ディスク３３への押圧力をＦａとすれば
Ｆａ＝２Ｆｃ・sinφ ・・・(2)
であるから、上記(1)、(2)式から
Ｆ＝Ｆａ・（cosθ／sinφ）・・・(3)
となる。パワーローラ半頂角θは一定値であるため、(3)式より押圧力Ｆａが同一の値であれば、スラスト力Ｆは傾転角φの関数となる。したがって、図６に示すように、スラスト力Ｆは傾転角φが小さいほど大きくなり、傾転角φが最小となる最ロー変速時においてスラスト力Ｆは最大となる。 [Relationship between power roller tilt angle and thrust force]
FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the forces acting on the first power roller 39a, and FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the tilt angle φ of the first power roller 39a and the thrust force F. If the intersection of the power roller rotation axis O2 and the power roller tilting axis O3 is Q and the contact points of the first input / output disks 33 and 35 and the first power roller 39a are A and B, respectively, the power roller half apex angle θ is 2θ = ∠AQB
Is required. Therefore, if the force in the normal direction at the contacts A and B is Fc, the thrust force F acting on the first power roller 39a from the first input / output disks 33 and 35 is F = 2Fc · cosθ (1)
It is. If the pressing force applied to the first input disk 33 by the loading cam device 21 is Fa, Fa = 2Fc · sinφ (2)
Therefore, from the above equations (1) and (2), F = Fa · (cosθ / sinφ) (3)
It becomes. Since the power roller half apex angle θ is a constant value, the thrust force F is a function of the tilt angle φ if the pressing force Fa is the same value from the equation (3). Therefore, as shown in FIG. 6, the thrust force F increases as the tilt angle φ decreases, and the thrust force F becomes maximum at the lowest shift where the tilt angle φ is minimum.

［従来例と本願実施例における作用効果の対比］
従来技術にあっては、サーボピストン下部外径を縮径、またはサーボピストン挿通孔内径を拡径することでサーボピストン下部外周とサーボピストン挿通孔内周との間のクリアランスを拡大し、スラスト力によりサーボピストンが傾斜してもサーボピストン下部外周とサーボピストン挿通孔内周が干渉することを回避している。また、サーボピストン挿通孔内周にサーボピストンと同一部材を配設し、またはサーボピストン下部外周にサーボピストン挿通孔と同一部材を配設することで、同一部材同士を摺動させて挿通孔内周面を保護している。 [Contrast of the effects of the conventional example and the embodiment of the present application]
In the prior art, the servo piston lower outer diameter is reduced, or the servo piston insertion hole inner diameter is increased to increase the clearance between the servo piston lower outer periphery and the servo piston insertion hole inner periphery. Thus, even if the servo piston is inclined, interference between the lower outer periphery of the servo piston and the inner periphery of the servo piston insertion hole is avoided. Also, the same member as the servo piston is arranged on the inner periphery of the servo piston insertion hole, or the same member as the servo piston insertion hole is arranged on the outer periphery of the lower part of the servo piston, so that the same member slides inside the insertion hole. The peripheral surface is protected.

しかしながら上記従来技術にあっては、シールリングの存在によりサーボピストン挿通孔とのクリアランスを十分に確保することが困難であり、サーボピストンの傾斜が大きくなるとシールリング溝の周辺部がサーボピストン挿通孔内周面に干渉するという問題がある。また、シールリング溝の周辺部とサーボピストン挿通孔とのクリアランスを大きくする場合、シールリングにおける受圧面積が増加してシールリングとシールリング溝の側面における面圧が上昇し、摩耗量が大きくなるとともに、サーボピストンが傾くことによって発生するシールリング受圧面の偏摩耗は、シール性を低下させる大きな要因となる。さらに、サーボピストン挿通孔内周にサーボピストンと同一部材を配設し、またはサーボピストン下部外周にサーボピストン挿通孔と同一部材を配設する場合は部品点数及び工数増加を招くという問題があった。 However, in the above prior art, it is difficult to ensure a sufficient clearance from the servo piston insertion hole due to the presence of the seal ring. When the inclination of the servo piston becomes large, the periphery of the seal ring groove becomes the servo piston insertion hole. There is a problem of interference with the inner peripheral surface. Also, when the clearance between the periphery of the seal ring groove and the servo piston insertion hole is increased, the pressure receiving area in the seal ring is increased, the surface pressure on the side surfaces of the seal ring and the seal ring groove is increased, and the amount of wear is increased. At the same time, the uneven wear of the seal ring pressure-receiving surface caused by the tilting of the servo piston is a major factor for reducing the sealing performance. Furthermore, when the same member as the servo piston is disposed on the inner periphery of the servo piston insertion hole, or when the same member as the servo piston insertion hole is disposed on the outer periphery of the lower portion of the servo piston, there is a problem that the number of parts and man-hours increase. .

これに対し本願実施例では、第１入出力ディスク３３，３５から第１パワーローラ３９ａに対しスラスト力Ｆが発生していない状態において、第１サーボピストン６１における第１、第２サーボピストン挿通孔６５，６６及び第３サーボピストン挿通孔６７の孔中心６５ａ，６６ａ及び６７ａを、スラスト力の発生方向と反対方向となるよう、傾転軸Ｏ３に対しトルク伝達軸４側に偏心して設けた。これにより、スラスト力により第１サーボピストン６１が傾斜したとしても、第１サーボピストン６１と第１サーボピストンボディ６２の干渉を確実に回避することができる。 On the other hand, in the embodiment of the present application, the first and second servo piston insertion holes in the first servo piston 61 in a state where the thrust force F is not generated from the first input / output disks 33 and 35 to the first power roller 39a. The hole centers 65a, 66a, and 67a of the 65, 66 and the third servo piston insertion hole 67 are provided eccentric to the torque transmission shaft 4 side with respect to the tilt axis O3 so as to be in the direction opposite to the thrust force generation direction. Thereby, even if the first servo piston 61 is inclined by the thrust force, it is possible to reliably avoid the interference between the first servo piston 61 and the first servo piston body 62.

また、各孔中心６５ａ，６６ａ及び６７ａを傾転軸Ｏ３に対しトルク伝達軸４側に偏心させることで、第１サーボピストン６１が傾斜した際に第１サーボピストン６１の軸心と各孔中心６５ａ，６６ａ及び６７ａとを接近させることが可能となり、Ｏリング６４にかかる面圧の偏りを緩和して偏摩耗によるシール性の悪化を回避することができる。また、別途他の部材を設ける必要がないため、部品点数の減少と工数低減を図ることができる。上記効果は第１サーボピストン６１及び第１サーボピストンボディ６２についての効果であるが、他のサーボピストン及びサーボピストンボディについても同じ構成とすることにより、同様の作用効果を得ることができる（請求項１に対応。）。 Further, by decentering each hole center 65a, 66a, and 67a toward the torque transmission shaft 4 with respect to the tilt axis O3, when the first servo piston 61 is inclined, the axis of the first servo piston 61 and the center of each hole 65a, 66a and 67a can be brought close to each other, and the unevenness of the surface pressure applied to the O-ring 64 can be alleviated to prevent the deterioration of the sealing performance due to uneven wear. Moreover, since it is not necessary to provide another member separately, it is possible to reduce the number of parts and man-hours. The above effect is an effect on the first servo piston 61 and the first servo piston body 62, but the same effect can be obtained by adopting the same configuration for the other servo pistons and servo piston bodies. Corresponds to item 1.)

また、第１、第２サーボピストン挿通孔６５の孔中心６５ａ，６６ａ、及び第３サーボピストン挿通孔６７の孔中心６７ａは、傾転軸Ｏ３に対し第１出力ディスク３５側に偏心して設けられることとした。これにより、第１パワーローラ３９ａの傾転角φに応じてスラスト力が変化し、第１サーボピストン６１の傾斜量が変化したとしても、第１サーボピストン６１と第１サーボピストンボディ６２との干渉を確実に回避することができる。 Further, the hole centers 65a and 66a of the first and second servo piston insertion holes 65 and the hole center 67a of the third servo piston insertion hole 67 are provided eccentric to the first output disk 35 side with respect to the tilt axis O3. It was decided. As a result, even if the thrust force changes according to the tilt angle φ of the first power roller 39a and the tilt amount of the first servo piston 61 changes, the first servo piston 61 and the first servo piston body 62 may Interference can be reliably avoided.

また、各孔中心６５ａ，６６ａ及び６７ａを傾転軸Ｏ３に対し第１出力ディスク３５側に偏心させることで、第１サーボピストン６１が傾斜した際に第１サーボピストン６１の軸心と各孔中心６５ａ，６６ａ及び６７ａとを接近させることが可能となり、Ｏリング６４にかかる面圧の偏りを緩和して偏摩耗によるシール性の悪化を回避することができる。他のサーボピストン及びサーボピストンボディについても同じ構成とすることにより、同様の効果を得ることができる（請求項２に対応。）。 Further, by decentering each hole center 65a, 66a and 67a toward the first output disk 35 with respect to the tilt axis O3, when the first servo piston 61 is inclined, the axis of the first servo piston 61 and each hole The centers 65a, 66a, and 67a can be brought close to each other, and the uneven surface pressure applied to the O-ring 64 can be alleviated to prevent deterioration of the sealing performance due to uneven wear. The same effect can be obtained by adopting the same configuration for other servo pistons and servo piston bodies (corresponding to claim 2).

また、第１、第２サーボピストン挿通孔６５の孔中心６５ａ，６６ａの偏心量をｔ１及びｔ２、第３サーボピストン挿通孔６７の孔中心６７ａの偏心量をｔ３として、ｔ１ > ｔ２となるよう設定されることとした。これにより、第１サーボピストン６１が傾斜した際、第１サーボピストン６１の軸心と、第１サーボピストンボディ６２における第１、第２サーボピストン挿通孔６５，６６の孔中心６５ａ，６６ａとを接近させることが可能となり、Ｏリング６４にかかる面圧の偏りを緩和し、偏摩耗によるシール性の悪化を回避することができる。同じ構成とすることで、他のサーボピストン及びサーボピストンボディについても同様の効果を得ることができる（請求項３に対応。）。 Further, assuming that the eccentric amounts of the hole centers 65a and 66a of the first and second servo piston insertion holes 65 are t1 and t2, and the eccentric amount of the hole center 67a of the third servo piston insertion hole 67 is t3, t1> t2. It was decided to be set. Thus, when the first servo piston 61 is inclined, the axial center of the first servo piston 61 and the hole centers 65a and 66a of the first and second servo piston insertion holes 65 and 66 in the first servo piston body 62 are obtained. It becomes possible to approach, the unevenness of the surface pressure applied to the O-ring 64 can be reduced, and the deterioration of the sealing performance due to uneven wear can be avoided. By adopting the same configuration, the same effect can be obtained for other servo pistons and servo piston bodies (corresponding to claim 3).

さらに本願実施例においては、第３サーボピストン挿通孔６７の孔中心６７ａの偏心量をｔ３として、ｔ１ > ｔ３ > ｔ２となるよう設定されることとした。これにより、第１パワーローラ３９ａから遠ざかるほど順次偏心量を大きくし、第１サーボピストン６１が傾斜した際、第１サーボピストン６１の軸心と、第１サーボピストンボディ６２における第１、第２サーボピストン挿通孔６５，６６及び第３サーボピストン挿通孔６７の孔中心６５ａ，６６ａ，及び６７ａとをさらに接近させることが可能となり、請求項３における効果をより確実なものとすることができる。 Further, in the embodiment of the present application, the eccentric amount of the hole center 67a of the third servo piston insertion hole 67 is set to t3, and t1> t3> t2 is set. Accordingly, the eccentric amount is sequentially increased as the distance from the first power roller 39a is increased, and when the first servo piston 61 is inclined, the first and second shafts of the first servo piston 61 and the first and second servo piston bodies 62 are arranged. The servo piston insertion holes 65 and 66 and the third servo piston insertion holes 67 can be made closer to the hole centers 65a, 66a, and 67a, and the effect of claim 3 can be further ensured.

（他の実施例）
以上、本発明を実施するための最良の形態を、実施例１に基づいて説明してきたが、本発明の具体的な構成は各実施例に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても、本発明に含まれる。 (Other examples)
Although the best mode for carrying out the present invention has been described based on the first embodiment, the specific configuration of the present invention is not limited to each embodiment and does not depart from the gist of the present invention. Any changes in the design of the range are included in the present invention.

本願実施例では、ローディングカム装置により押圧されるディスクは入力ディスクであるが、出力ディスクを押圧することとしてもよい。この場合、各サーボピストン挿通孔の各孔中心を入力ディスク側に偏心させることにより、本願実施例と同様の作用効果が得られる。 In the present embodiment, the disk pressed by the loading cam device is the input disk, but the output disk may be pressed. In this case, the same operation and effect as in the present embodiment can be obtained by decentering each hole center of each servo piston insertion hole toward the input disk.

本願実施例では第１、第２サーボピストン挿通孔６５，６６及び第３サーボピストン挿通孔６７の孔中心６７ａの偏心量ｔ１、ｔ２、ｔ３の関係がｔ１ > ｔ３ > ｔ２となるよう設定したが、ｔ１＝ｔ３またはｔ２＝ｔ３であってもよい。他のサーボピストンにあっても同様である。 In the present embodiment, the relationship between the eccentric amounts t1, t2, and t3 of the hole centers 67a of the first and second servo piston insertion holes 65 and 66 and the third servo piston insertion hole 67 is set to satisfy t1> t3> t2. T1 = t3 or t2 = t3. The same applies to other servo pistons.

本願トロイダル型無段変速機を適用した自動変速機のスケルトン図である。It is a skeleton figure of an automatic transmission to which the present toroidal type continuously variable transmission is applied. トロイダル変速機構における第１変速部の径方向断面図である。It is radial direction sectional drawing of the 1st transmission part in a toroidal transmission mechanism. 第１パワーローラの傾転角が最小のときの第１変速部の傾転軸周り断面図である。FIG. 6 is a sectional view around the tilt axis of the first transmission unit when the tilt angle of the first power roller is minimum. 第１パワーローラ傾転軸線に対する第１、第２サーボピストン挿通孔の孔中心及び第３サーボピストン挿通孔の孔中心の位置の模式図である。It is a schematic diagram of the position of the hole center of the 1st, 2nd servo piston insertion hole with respect to a 1st power roller tilting axis, and the hole center of a 3rd servo piston insertion hole. 第１パワーローラに作用する力の関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship of the force which acts on a 1st power roller. 第１パワーローラの傾転角とスラスト力の関係を示す図である。It is a figure which shows the relationship between the tilt angle of a 1st power roller, and thrust force.

符号の説明Explanation of symbols

１トロイダル変速機構
２トルクコンバータ
３インプットシャフト
４トルク伝達軸
１１前後進切換機構
１２遊星歯車機構
１３前進クラッチ
１４後進ブレーキ
１５ダブルピニオン
１６ピニオンキャリヤ
１７リングギヤ
１８サンギヤ
２１ローディングカム装置
２２皿バネ
３０トロイダル変速機構
３１第１変速部
３２第２変速部
３３第１入力ディスク
３４第２入力ディスク
３５第１出力ディスク
３６第２出力ディスク
３３ａ〜３６ａトロイド面
３７ａ，３７ｂボールスプライン
３９ａ第１パワーローラ
３９ｂ第２パワーローラ
４０第１トラニオン
５２出力ギヤ
５５カウンターギヤ
５７カウンターシャフト
６０出力軸
６１第１サーボピストン
６１ａ第３サーボピストン挿通孔画成部
６２第１サーボピストンボディ
６４Ｏリング
６５第１サーボピストン挿通孔
６５ａ第１サーボピストン挿通孔中心
６６第２サーボピストン挿通孔
６６ａ第２サーボピストン挿通孔中心
６７第３サーボピストン挿通孔
６７ａ第３サーボピストン挿通孔中心
６８第１作動圧室
６９第２作動圧室
７０ロアリンク
７１アッパリンク
７２ローディングナット DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Toroidal transmission mechanism 2 Torque converter 3 Input shaft 4 Torque transmission shaft 11 Forward / reverse switching mechanism 12 Planetary gear mechanism 13 Forward clutch 14 Reverse brake 15 Double pinion 16 Pinion carrier 17 Ring gear 18 Sun gear 21 Loading cam device 22 Belleville spring 30 Toroidal transmission mechanism 31 1st transmission part 32 2nd transmission part 33 1st input disk 34 2nd input disk 35 1st output disk 36 2nd output disk 33a-36a Toroid surface 37a, 37b Ball spline 39a 1st power roller 39b 2nd power roller 40 first trunnion 52 output gear 55 counter gear 57 counter shaft 60 output shaft 61 first servo piston 61a third servo piston insertion hole defining portion 62 first servo piston body 64 O-ring 6 5 First servo piston insertion hole 65a First servo piston insertion hole center 66 Second servo piston insertion hole 66a Second servo piston insertion hole center 67 Third servo piston insertion hole 67a Third servo piston insertion hole center 68 First operating pressure Chamber 69 Second working pressure chamber 70 Lower link 71 Upper link 72 Loading nut

Claims

回転軸上に対向配置された入力ディスク及び出力ディスクと、
前記入力ディスク及び出力ディスクの対向面に挟圧されて傾転可能なパワーローラと、
前記パワーローラをパワーローラ回転軸周りに回転可能、かつパワーローラ傾転軸方向に往復運動可能に支持するトラニオンと、
前記トラニオンに連結され、前記トラニオンを前記パワーローラ傾転軸方向に往復運動させるサーボピストンと、
前記サーボピストンの挿入部が挿通されるサーボピストン挿通孔を有し、前記サーボピストンを往復運動させる作動圧室を前記サーボピストンの挿通部とともに形成するサーボピストンボディと、
を備えるトロイダル型無段変速機において、
前記サーボピストン挿通孔の孔中心を、前記サーボピストンの軸中心に対して、前記回転軸側に偏心して配置することを特徴とするトロイダル型無段変速機。 An input disk and an output disk arranged opposite to each other on the rotation axis;
A power roller capable of being tilted by being sandwiched between opposing surfaces of the input disk and the output disk;
A trunnion that supports the power roller so as to be rotatable around a power roller rotation axis and to be capable of reciprocating in the direction of the power roller tilting axis;
A servo piston coupled to the trunnion and reciprocating the trunnion in the direction of the power roller tilt axis;
A servo piston body having a servo piston insertion hole through which the insertion portion of the servo piston is inserted, and forming a working pressure chamber for reciprocating the servo piston together with the insertion portion of the servo piston;
Toroidal-type continuously variable transmission comprising
A toroidal continuously variable transmission, characterized in that the hole center of the servo piston insertion hole is eccentrically arranged on the rotating shaft side with respect to the axis center of the servo piston.

請求項１に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記パワーローラを挟圧する押圧力を、前記入力ディスクまたは前記出力ディスクのうちいずれか一方のディスクに付勢する押圧力付勢手段を備え、
前記サーボピストン挿通孔の孔中心を、前記サーボピストンの軸中心に対して、前記一方のディスクとは異なる他方のディスク側に偏心して配置することを特徴とするトロイダル型無段変速機。 The toroidal continuously variable transmission according to claim 1,
A pressing force urging means for urging the pressing force for clamping the power roller to either the input disk or the output disk;
A toroidal continuously variable transmission characterized in that the hole center of the servo piston insertion hole is eccentrically arranged on the other disk side different from the one disk with respect to the axis center of the servo piston.

請求項１または請求項２に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記作動圧室は、前記トラニオンを往方向に作動させる第１作動圧室と、前記トラニオンを復方向に作動させる第２作動圧室とで形成され、
前記サーボピストン挿通孔は、
前記サーボピストンの挿通部との間に、前記第１作動圧室と外部とを液密に画成するシール部材が設けられる第１サーボピストン挿通孔と、
前記サーボピストンの挿通部との間に、前記第２作動圧室と外部とを液密に画成するシール部材が設けられる第２サーボピストン挿通孔と、
前記サーボピストン挿通部との間に、前記第１作動圧室と前記第２作動圧室とを液密に画成するシール部材が設けられる第３サーボピストン挿通孔とで形成され、
前記サーボピストンの軸中心に対する前記第１サーボピストン挿通孔の孔中心の偏心量は、前記サーボピストンの軸中心に対する前記第２サーボピストン挿通孔の孔中心の偏心量よりも大きいことを特徴とするトロイダル型無段変速機。 In the toroidal continuously variable transmission according to claim 1 or 2,
The working pressure chamber is formed of a first working pressure chamber that operates the trunnion in the forward direction and a second working pressure chamber that operates the trunnion in the backward direction,
The servo piston insertion hole is
A first servo piston insertion hole provided with a seal member that fluidly defines the first working pressure chamber and the outside between the insertion portion of the servo piston;
A second servo piston insertion hole provided with a seal member that fluidly defines the second working pressure chamber and the outside between the insertion portion of the servo piston;
Between the servo piston insertion portion, a third servo piston insertion hole provided with a seal member that fluidly defines the first working pressure chamber and the second working pressure chamber,
The eccentric amount of the hole center of the first servo piston insertion hole with respect to the axial center of the servo piston is larger than the eccentric amount of the hole center of the second servo piston insertion hole with respect to the axial center of the servo piston. Toroidal continuously variable transmission.