JPH094688A - Toroidal type continuously variable transmission - Google Patents
Toroidal type continuously variable transmissionInfo
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- JPH094688A JPH094688A JP15344295A JP15344295A JPH094688A JP H094688 A JPH094688 A JP H094688A JP 15344295 A JP15344295 A JP 15344295A JP 15344295 A JP15344295 A JP 15344295A JP H094688 A JPH094688 A JP H094688A
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Abstract
Description
【0001】[0001]
【産業上の利用分野】本発明は、車両等に用いられるト
ロイダル型無段変速機の入出力軸の軸受の改良に関す
る。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an improvement of a bearing for an input / output shaft of a toroidal type continuously variable transmission used in a vehicle or the like.
【0002】[0002]
【従来の技術】トロイダル型無段変速機の入出力軸を支
持する構造としては、特開昭63−130953号公報
に示すようなものが知られている。2. Description of the Related Art As a structure for supporting an input / output shaft of a toroidal-type continuously variable transmission, a structure as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. Sho 63-130953 is known.
【0003】これについて説明すると、図8に示すよう
に、一対のトロイダル状に形成された入力ディスク1
8、出力ディスク20を入力軸14と同軸上に配設した
もので、入力ディスク18及び出力ディスク20に押圧
される一対のパワーローラ22、22の傾斜角を変更す
ることで任意の変速比を無段階に設定可能とするもので
ある。This will be described below. As shown in FIG. 8, a pair of toroidal input disks 1 are provided.
8, the output disk 20 is arranged coaxially with the input shaft 14, and by changing the inclination angle of the pair of power rollers 22, 22 pressed against the input disk 18 and the output disk 20, an arbitrary transmission ratio can be obtained. It can be set in a stepless manner.
【0004】入力ディスク18は、カムローラ79、カ
ムフランジ77を介して入力軸14とほぼ一体となって
回転し、入力軸14は基端側(図中右側)の端部に設け
たアンギュラボールベアリング65と、カムフランジ7
7側の端部に設けたニードルベアリング66によってケ
ーシング67で回転自在に支持される。The input disk 18 rotates almost integrally with the input shaft 14 via the cam roller 79 and the cam flange 77, and the input shaft 14 is an angular ball bearing provided at the end portion on the base end side (right side in the drawing). 65 and the cam flange 7
It is rotatably supported by a casing 67 by a needle bearing 66 provided at the end on the 7 side.
【0005】一方、出力ディスク20は背面(図中右
側)で出力歯車26に結合されて入力軸14と相対回転
自在に支持されるもので、出力ディスク20の内周と入
力軸14との間に介装したニードルベアリング73と、
出力歯車26とケーシング67との間に介装されたアン
ギュラボールベアリング75によって軸支される。On the other hand, the output disk 20 is connected to the output gear 26 on the rear surface (right side in the drawing) and is supported so as to be rotatable relative to the input shaft 14, and is disposed between the inner circumference of the output disk 20 and the input shaft 14. A needle bearing 73 interposed in the
It is axially supported by an angular ball bearing 75 interposed between the output gear 26 and the casing 67.
【0006】入力軸14を軸支するアンギュラボールベ
アリング65と出力歯車26を軸支するアンギュラボー
ルベアリング75はスナップリング9を介して接離可能
な位置で同軸的に配設され、パワーローラ22を挟持す
る軸方向の力の反力を受ける。An angular ball bearing 65 that pivotally supports the input shaft 14 and an angular ball bearing 75 that axially supports the output gear 26 are coaxially arranged at a position where they can be brought into and out of contact with each other via a snap ring 9, and the power roller 22 It receives the reaction force of the axial force that it holds.
【0007】パワーローラ22を入力ディスク18と出
力ディスク20で挟持する圧力は、入力軸14の基端側
に設けた皿バネ70と、入力軸14の左端側に設けたカ
ムローラ79によって発生される。The pressure for holding the power roller 22 between the input disk 18 and the output disk 20 is generated by the disc spring 70 provided on the base end side of the input shaft 14 and the cam roller 79 provided on the left end side of the input shaft 14. .
【0008】皿バネ70は、入力軸14を軸支するアン
ギュラボールベアリング65のスペーサ68と、入力軸
14の端部に締結されたローディングナット69との間
に介装されてスペーサ68を図中左方へ付勢し、さら
に、スペーサ68と入力軸14は軸方向の変位を許容さ
れるため、入力軸14は皿バネ70の反力で図中右側へ
付勢されて、パワーローラ22を挟持する初期荷重を得
る。The disc spring 70 is interposed between the spacer 68 of the angular ball bearing 65 that supports the input shaft 14 and the loading nut 69 that is fastened to the end of the input shaft 14, and the spacer 68 is shown in the figure. Since the spacer 68 and the input shaft 14 are allowed to be displaced in the axial direction, the input shaft 14 is biased to the right side in the drawing by the reaction force of the disc spring 70, and the power roller 22 is biased to the right side. Get the initial load to clamp.
【0009】そして、入力軸14の図中左端部に設けた
カムローラ79は、入力軸14の回転に応じて入力ディ
スク18を図中右側へ付勢する推力を発生する。このた
め、パワーローラ22は皿バネ70による初期荷重とカ
ムローラ79が発生する軸方向の推力によって入力ディ
スク18と出力ディスク20に挟持されて滑ることなく
回転し、入力ディスク18からのトルクを出力ディスク
20へ伝達するのである。The cam roller 79 provided at the left end of the input shaft 14 in the drawing generates a thrust force for urging the input disk 18 to the right in the drawing in response to the rotation of the input shaft 14. Therefore, the power roller 22 is sandwiched between the input disk 18 and the output disk 20 by the initial load of the disc spring 70 and the axial thrust generated by the cam roller 79, and rotates without slipping, and the torque from the input disk 18 is output. It is transmitted to 20.
【0010】入力軸14及び出力歯車26を軸支するア
ンギュラボールベアリング65、75は、スペーサ9を
介して外輪同志を相互に押圧してパワーローラ22の挟
持圧力及びラジアル方向の荷重を支持している。Angular ball bearings 65 and 75, which support the input shaft 14 and the output gear 26, press the outer races against each other through the spacer 9 to support the clamping pressure of the power roller 22 and the radial load. There is.
【0011】[0011]
【発明が解決しようとする課題】ところで、上記のよう
なトロイダル型無段変速機では、パワーローラ22の滑
りによる伝達トルクの損失を防ぐため、パワーローラ2
2と入出力ディスク18、20を大きな力で押圧して接
触面圧(圧力)を高く保持し、さらに、圧力−粘度指数
αの高いオイル、例えばトラクションオイルを用いてい
る。By the way, in the toroidal type continuously variable transmission as described above, in order to prevent the loss of the transmission torque due to the slip of the power roller 22, the power roller 2 is prevented.
2 and the input / output disks 18 and 20 are pressed with a large force to maintain a high contact surface pressure (pressure), and oil having a high pressure-viscosity index α, for example, traction oil is used.
【0012】ここで、オイルの粘度ηは圧力に対して指
数関数的に増大し、次の(1)式のようになる。Here, the viscosity η of the oil exponentially increases with respect to the pressure, and is expressed by the following equation (1).
【0013】η=η0×exp(α×P) …(1) ただし、η0;常圧での粘度 P; パワーローラ22と入出力ディスク18、20の接触面
圧を1GPa等の高圧に設定することで、トラクションオ
イルは半固体状となり、トロイダル型無段変速機ではこ
の現象を利用して、パワーローラ22の滑りを防いでト
ルク伝達効率を確保しており、無段変速機の内部の潤滑
もこのトラクションオイルによって行われている。Η = η 0 × exp (α × P) (1) where η 0 ; viscosity at normal pressure P; contact pressure between the power roller 22 and the input / output disks 18, 20 is set to a high pressure such as 1 GPa. By setting, the traction oil becomes semi-solid, and in the toroidal type continuously variable transmission, this phenomenon is used to prevent the power roller 22 from slipping and ensure torque transmission efficiency. Lubrication is also done by this traction oil.
【0014】しかしながら、このような従来のトロイダ
ル型無段変速機においては、入力軸及び出力軸(出力歯
車)の軸受けとしてアンギュラボールベアリング65、
75にスピンが発生し、ボールとベアリングの溝の接触
面との法線まわりにボールが回転する。このスピンは、
図11に示すように、内輪及び外輪の回転軸OAとボー
ルの回転軸OBが交わる点Cで、外輪及び内輪の溝とボ
ールの接触面からの接線La、Lbが共に交わらないた
め、ボールの接触面を通る法線回りに回転するものであ
る。However, in such a conventional toroidal type continuously variable transmission, an angular ball bearing 65 is used as a bearing for the input shaft and the output shaft (output gear).
A spin occurs at 75, and the ball rotates about the normal line between the ball and the contact surface of the groove of the bearing. This spin is
Since as shown in FIG. 11, in the inner ring and the rotary shaft O A and the rotation axis O B intersects point C of the ball of the outer ring, the outer ring and the inner ring of the groove and the tangent La from the contact surface of the ball, Lb does not intersect both It rotates around a normal passing through the contact surface of the ball.
【0015】そして、上記したようにパワーローラ22
を挟持押圧する反力によってアンギュラボールベアリン
グに加わるスラスト方向の力は上記したように非常に大
きく、ボールと溝の接触面圧も非常に高くなって、例え
ば1GPaを越え、このような高圧ではトラクションオイ
ルが上記したように半固体状となり、ここで、ボールの
スピンが発生すると損失トルクは増大し、アンギュラボ
ールベアリングにおける損失トルクは、図9に示すよう
に、タービンオイルを用いた場合に比して大きく、さら
に入力トルクに応じて損失トルクは増大する。このた
め、トロイダル型無段変速機の全体の損失トルクのう
ち、入出力軸のアンギュラボールベアリングが占める割
合は図10に示すように非常に大きなものとなってお
り、トロイダル型無段変速機の効率を低下させ、特に高
負荷域ではさらに損失トルクが増大して効率がさらに低
下するという問題があった。Then, as described above, the power roller 22
As mentioned above, the thrust-direction force applied to the angular ball bearing by the reaction force that clamps and presses the ball is very large, and the contact surface pressure between the ball and the groove is also very high, for example, exceeding 1 GPa. The oil becomes semi-solid as described above, and when spin of the ball occurs, the loss torque increases, and the loss torque in the angular ball bearing is larger than that in the case where turbine oil is used, as shown in FIG. And the loss torque increases according to the input torque. Therefore, the ratio of the angular ball bearing of the input / output shaft to the total loss torque of the toroidal type continuously variable transmission is extremely large as shown in FIG. There is a problem that efficiency is reduced, and particularly in a high load region, loss torque is further increased and efficiency is further reduced.
【0016】そこで本発明は、上記問題点に鑑みてなさ
れたもので、入出力軸の軸受によるトルク損失を低減し
て、トロイダル型無段変速機の効率を向上させることを
目的とする。Therefore, the present invention has been made in view of the above problems, and an object thereof is to reduce the torque loss due to the bearing of the input / output shaft to improve the efficiency of the toroidal type continuously variable transmission.
【0017】[0017]
【課題を解決するための手段】第1の発明は、入力軸に
結合された入力ディスクと、出力軸に結合された出力デ
ィスクと、これら入出力ディスクの対向面にそれぞれ形
成されたトロイド状の溝に挟持されるパワーローラと、
前記入力軸及び出力軸をケーシングの内部にそれぞれ軸
支する第1及び第2の軸受手段と、前記ケーシング内部
を潤滑するトラクションオイルとを備えたトロイダル型
無段変速機において、前記第1及び第2の軸受手段をテ
ーパーローラーベアリングで構成する。According to a first aspect of the present invention, there is provided an input disk connected to an input shaft, an output disk connected to an output shaft, and a toroidal shape formed on an opposing surface of the input / output disk. A power roller sandwiched between the grooves,
A toroidal type continuously variable transmission including first and second bearing means for axially supporting the input shaft and the output shaft inside a casing, and traction oil for lubricating the inside of the casing. The second bearing means is a tapered roller bearing.
【0018】また、第2の発明は、前記第1の発明にお
いて、前記入力軸を軸支する第1軸受手段の接触角を、
前記出力軸を軸支する第2軸受手段の接触角より大きく
設定する。A second aspect of the present invention is the same as the first aspect, wherein the contact angle of the first bearing means pivotally supporting the input shaft is
It is set to be larger than the contact angle of the second bearing means that supports the output shaft.
【0019】また、第3の発明は、前記第1または第2
の発明において、前記出力軸を軸支する第2軸受手段の
テーパーローラのピッチ径を、前記入力軸を軸支する第
1軸受手段のテーパーローラのピッチ径より小さく設定
する。A third invention is the first or second invention.
In the invention, the pitch diameter of the taper roller of the second bearing means that pivotally supports the output shaft is set smaller than the pitch diameter of the taper roller of the first bearing means that pivotally supports the input shaft.
【0020】また、第4の発明は、前記第1ないし第3
の発明のいずれかひとつにおいて、前記出力軸を軸支す
る第2軸受手段のテーパーローラの質量を、前記入力軸
を軸支する第1軸受手段のテーパーローラの質量より小
さく設定する。The fourth invention is the first to third inventions.
In any one of the inventions described above, the mass of the taper roller of the second bearing means axially supporting the output shaft is set smaller than the mass of the taper roller of the first bearing means axially supporting the input shaft.
【0021】[0021]
【作用】したがって、第1の発明は、第1及び第2軸受
手段にはパワーローラの挟持圧力に応じたスラスト荷重
が加わるのに加えて、ケーシング内部の潤滑をトラクシ
ョンオイルで行うため、第1及び第2軸受手段の転動体
の接触面の圧力が上昇するとトラクションオイルが半固
体状となるが、第1及び第2軸受手段をテーパーローラ
ーベアリングで構成したため、テーパーローラにスピン
が発生することはなく、アンギュラボールベアリングを
使用した場合に比して損失トルクを低減することができ
る。Therefore, according to the first aspect of the invention, the first and second bearing means are applied with the thrust load according to the clamping pressure of the power roller and the interior of the casing is lubricated with the traction oil. When the pressure on the contact surface of the rolling element of the second bearing means rises, the traction oil becomes semi-solid, but since the first and second bearing means are formed by the tapered roller bearing, spin is not generated in the tapered roller. Instead, the loss torque can be reduced as compared with the case where the angular ball bearing is used.
【0022】また、第2の発明は、入出力軸の回転数
は、車両の最高速度域で共に最高となり、このとき変速
比は増速状態にあるため、入力軸の回転数は出力軸より
も低く、入力軸側の第1軸受手段の接触角を、出力軸側
の第2軸受手段の接触角より大きく設定したため、第1
軸受手段のテーパーローラーベアリングではテーパーロ
ーラと大つばの摩擦による損失トルクを低減しながら、
軸受の許容回転数を最高回転数以上に保持することがで
きる。According to the second aspect of the invention, the rotation speed of the input / output shaft is the highest in the maximum speed range of the vehicle, and at this time, the gear ratio is in the speed increasing state. The contact angle of the first bearing means on the input shaft side is set to be larger than the contact angle of the second bearing means on the output shaft side.
In the tapered roller bearing of the bearing means, while reducing the torque loss due to the friction between the tapered roller and the large collar,
The allowable rotation speed of the bearing can be maintained above the maximum rotation speed.
【0023】また、第3の発明は、第2軸受手段のテー
パーローラのピッチ径を、第1軸受手段のテーパーロー
ラのピッチ径より小さく設定したため、入力軸より最高
回転数の高い第2軸受手段に加わる遠心力を低減し、第
2軸受手段のテーパーローラーベアリングではテーパー
ローラと大つばの摩擦による損失トルクを低減できる。According to the third aspect of the invention, the pitch diameter of the taper roller of the second bearing means is set smaller than the pitch diameter of the taper roller of the first bearing means. It is possible to reduce the centrifugal force applied to the roller bearing and the tapered roller bearing of the second bearing means to reduce the torque loss due to the friction between the tapered roller and the large collar.
【0024】また、第4の発明は、第2軸受手段のテー
パーローラの質量を、第1軸受手段のテーパーローラの
質量より小さく設定したため、入力軸より最高回転数の
高い出力軸を軸支する第2軸受手段に加わる遠心力を低
減して、第2軸受手段のテーパーローラーベアリングで
はテーパーローラと大つばの摩擦による損失トルクを低
減できる。According to the fourth aspect of the invention, since the mass of the taper roller of the second bearing means is set to be smaller than the mass of the taper roller of the first bearing means, the output shaft having a higher maximum rotation speed than the input shaft is pivotally supported. By reducing the centrifugal force applied to the second bearing means, it is possible to reduce the torque loss due to the friction between the taper roller and the large collar in the tapered roller bearing of the second bearing means.
【0025】[0025]
【実施例】以下、本発明の実施例を添付図面に基づいて
説明する。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.
【0026】図1に示すように、前記従来例の図8に示
したトロイダル型無段変速機に本発明を適用した場合を
示し、前記アンギュラボールベアリング65、75に代
わって、入力軸14を支持する第1軸受手段としてテー
パーローラーベアリング1を、出力軸としての出力歯車
26を支持する第1軸受手段としてテーパーローラーベ
アリング2をそれぞれ配設したもので、その他は前記従
来例と同様であり、同一のものに同一の符号を付して説
明を省略する。As shown in FIG. 1, a case where the present invention is applied to the toroidal type continuously variable transmission shown in FIG. 8 of the conventional example is shown, in which the input shaft 14 is replaced with the angular ball bearings 65 and 75. The taper roller bearing 1 is provided as the first bearing means for supporting, and the taper roller bearing 2 is provided as the first bearing means for supporting the output gear 26 as the output shaft. The same parts are designated by the same reference numerals and the description thereof will be omitted.
【0027】入力軸側のテーパーローラーベアリング1
と出力軸側のテーパーローラーベアリング2は外輪5、
6をスナップリング9を介して当接しており、入力軸側
テーパーローラーベアリング1はパワーローラ22方向
へのスラスト荷重を支持するように、テーパーローラ7
の小径部をパワーローラ22へ向けて配設される一方、
出力軸側テーパーローラーベアリング2は皿バネ70側
へ向かうスラスト荷重を支持するように、テーパーロー
ラ8の小径部を皿バネ70へ向けて配設される。Tapered roller bearing 1 on the input shaft side
And the tapered roller bearing 2 on the output shaft side is the outer ring 5,
6 are in contact with each other via a snap ring 9, and the input shaft side tapered roller bearing 1 supports the tapered roller 7 so as to support the thrust load in the direction of the power roller 22.
While the small-diameter portion of is disposed toward the power roller 22,
The output shaft side taper roller bearing 2 is arranged with the small diameter portion of the taper roller 8 facing the disc spring 70 so as to support the thrust load toward the disc spring 70 side.
【0028】入力軸14側のテーパーローラーベアリン
グ1は、図2にも示すように、テーパーローラ7の大径
部7bが内輪3に突設された大つば31と摺接する一
方、小径部7a側の内輪3にはテーパーローラ7の脱落
を防ぐ小つば7aが突設され、内輪軌道面30及び外輪
軌道面50の内径は小径部7a側で小となる。As shown in FIG. 2, the taper roller bearing 1 on the side of the input shaft 14 has a large diameter portion 7b of the taper roller 7 in sliding contact with a large collar 31 projecting from the inner ring 3 and a small diameter portion 7a. A small collar 7a is provided on the inner ring 3 to prevent the tapered roller 7 from falling off, and the inner diameters of the inner ring raceway surface 30 and the outer ring raceway surface 50 are small on the small diameter portion 7a side.
【0029】入力軸14と同軸の内輪3及び外輪5の回
転軸OAに対して、テーパーローラ7の自転軸OBが所定
の角度γで傾斜しており、自転軸OBは図1においてパ
ワーローラ22側の所定の点Cで回転軸OAと交わる。[0029] with respect to the rotation axis O A of the input shaft 14 coaxial with the inner ring 3 and the outer ring 5, the rotation axis O B of the taper roller 7 is inclined at a predetermined angle gamma, the rotation axis O B Figure 1 It intersects with the rotation axis O A at a predetermined point C on the power roller 22 side.
【0030】さらに、円錐状に形成されたテーパーロー
ラ7が転動する外輪軌道面50及び内輪軌道面30とテ
ーパーローラ7との接触面から引いた接戦L1、L2も上
記点Cで回転軸OA、自転軸OBと交わる。Further, the close races L 1 and L 2 drawn from the contact surfaces of the outer roller raceway surface 50 and the inner ring raceway surface 30 on which the tapered roller 7 formed in a conical shape rolls and the taper roller 7 also rotate at the point C. It intersects with axis O A and rotation axis O B.
【0031】出力軸側テーパーローラーベアリング2も
入力軸側と同様に構成される 以上のように構成され、次に作用について説明する。The output shaft side taper roller bearing 2 is also constructed in the same manner as the input shaft side, and the operation will be described below.
【0032】テーパーローラ7が転動する外輪軌道面5
0及び内輪軌道面30とテーパーローラ7との接触面か
ら引いた接戦L1、L2は、テーパーローラ7の自転軸O
Bと内輪3、外輪5の回転軸OAの交点Cですべてが交わ
るため、テーパーローラ7に前記従来例のように接触面
の法線まわりにスピンが発生することはない。なお、出
力軸側のテーパーローラーベアリング2についても、詳
述はしないが同様である。Outer ring raceway surface 5 on which the taper roller 7 rolls
0 and the close battles L 1 and L 2 drawn from the contact surface between the inner ring raceway surface 30 and the taper roller 7 are the rotation axis O of the taper roller 7.
Since all intersect at the intersection C of the rotation axis O A of B with the inner ring 3 and the outer ring 5, the taper roller 7 does not generate spin around the normal line of the contact surface as in the conventional example. The taper roller bearing 2 on the output shaft side is the same although not described in detail.
【0033】したがって、テーパーローラーベアリング
1、2をトラクションオイルで潤滑を行っても損失トル
クの増大を抑制することができ、図3に示すように、テ
ーパーローラーベアリング1、2による損失トルクはア
ンギュラボールベアリングに比して低減することがで
き、トロイダル型無段変速機の効率を向上させることが
可能となるのである。Therefore, even if the tapered roller bearings 1 and 2 are lubricated with traction oil, the increase in loss torque can be suppressed, and as shown in FIG. 3, the loss torque due to the tapered roller bearings 1 and 2 is an angular ball. It can be reduced compared to the bearing, and the efficiency of the toroidal type continuously variable transmission can be improved.
【0034】図4は第2の実施例を示し、入力軸側テー
パーローラーベアリング1の接触角φiを出力軸側テー
パーローラーベアリング2の接触角φoより大きく設定
したもので、その他の構成は前記第1実施例と同様であ
る。ここで、接触角γi、γoは、テーパーローラ7、8
の力の作用線と軸受の回転軸OAと直交する軸がなす角
で、テーパーローラーベアリングの場合、テーパーロー
ラの自転軸OBと軸受の回転軸OAがなす角に等しい。FIG. 4 shows a second embodiment in which the contact angle φ i of the input shaft side taper roller bearing 1 is set to be larger than the contact angle φ o of the output shaft side taper roller bearing 2 and other configurations are the same. This is similar to the first embodiment. Here, the contact angles γi and γo are the taper rollers 7 and 8
In eggplant axis angle perpendicular to the rotation axis O A line of action and the bearing force, when the tapered roller bearing, the rotation axis O A of the rotation axis O B and the bearing of the taper roller is equal to the angle.
【0035】テーパーローラーベアリングによる損失ト
ルクは、図5に示すように、主にテーパーローラ7と大
つば31の摩擦による損失がほとんどで、テーパーロー
ラ7と大つば31が発生する損失トルクは次式で表され
る。As shown in FIG. 5, the loss torque due to the taper roller bearing is mainly due to the friction between the taper roller 7 and the large collar 31, and the loss torque generated by the taper roller 7 and the large collar 31 is as follows. It is represented by.
【0036】M=μ・e・cos(β・Fa) …(2) ただし、M;テーパーローラーベアリングの損失トルク μ;すべり摩擦係数 e;大つばの底から作用点までの高さ β;テーパーローラの開き角 Fa;アキシャル荷重 したがって、上記(2)式からテーパーローラ7の開き
角βが小さいほど損失トルクMを小さくすることができ
る。M = μ · e · cos (β · Fa) (2) where M is the loss torque of the tapered roller bearing μ; the coefficient of sliding friction is e; the height from the bottom of the large brim is β; the taper. Roller opening angle Fa; Axial load Therefore, from the above formula (2), the loss torque M can be made smaller as the opening angle β of the taper roller 7 becomes smaller.
【0037】ここで、開き角βは、次式のように表すこ
とができる。Here, the opening angle β can be expressed by the following equation.
【0038】 β=arc tan (Da/dm・sin γi) …(3) ただし、Da;テーパーローラーの平均直径 dm;テーパーローラのピッチ径 γi;テーパーローラの自転軸OBとベアリングの回転軸
OAのなす角=接触角 この(3)式より、自転軸OBと回転軸OAがなす角=接
触角γiを大きくすれば損失トルクMを小さくすること
ができるが、γiを大きく設定すると、テーパーローラ
7に加わる遠心力を大つば31で受ける割合が増大する
ため、テーパーローラーベアリング1の許容回転数が低
下する。[0038] β = arc tan (Da / dm · sin γi) ... (3) However, Da; the average of the tapered roller diameter dm; rotation axis O B and the rotation axis O of the bearing of the tapered roller; pitch diameter .gamma.i tapered roller than angle = contact angle the (3) of a, it is possible to reduce the rotation axis O B and the rotation axis O a loss by increasing the angle = contact angle γi torque M, when setting a large γi Since the ratio of the centrifugal force applied to the taper roller 7 to the large collar 31 increases, the allowable rotation speed of the taper roller bearing 1 decreases.
【0039】ここで、トロイダル型無段変速機の入出力
軸の回転数は、車両の最高速度域で共に最高となり、こ
のような最高速度域ではトロイダル型無段変速機の変速
比が増速状態にあり、出力ディスク20は入力ディスク
18よりも回転数が高く、すなわち、入力軸側テーパー
ローラーベアリング1は出力軸側テーパーローラーベア
リング2よりも最高回転数が低くなり、入出力軸のテー
パーローラーベアリングに同一のものを使用した場合、
入力軸側の方が最高回転数に余裕を持つことになる。Here, the number of rotations of the input / output shaft of the toroidal type continuously variable transmission becomes highest in the maximum speed range of the vehicle, and the gear ratio of the toroidal type continuously variable transmission is increased in such maximum speed range. In this state, the output disk 20 has a higher rotation speed than the input disk 18, that is, the input shaft side tapered roller bearing 1 has a lower maximum rotation speed than the output shaft side tapered roller bearing 2, and the input / output shaft taper roller If the same bearing is used,
The input shaft side has a margin for the maximum rotation speed.
【0040】したがって、入力軸側テーパーローラーベ
アリング1の接触角γiを大きく設定しても許容回転数
が最高回転数より低下することはなく、入出力軸のテー
パーローラーベアリングの接触角を同一に設定した場合
に比して損失トルクを低減して、トロイダル型無段変速
機の効率を向上させることができるのである。Therefore, even if the contact angle γi of the tapered roller bearing 1 on the input shaft side is set to a large value, the allowable rotational speed does not fall below the maximum rotational speed, and the contact angle of the tapered roller bearing of the input / output shaft is set to the same value. The torque loss can be reduced and the efficiency of the toroidal-type continuously variable transmission can be improved as compared with the above case.
【0041】図6は第3の実施例を示し、出力軸側テー
パーローラーベアリング2のテーパーローラ8のピッチ
径dmoを、入力軸側テーパーローラーベアリング1のテ
ーパーローラ7のピッチ径dmiより小さく設定したもの
で、その他は前記第1実施例と同様である。FIG. 6 shows a third embodiment, in which the pitch diameter dmo of the taper roller 8 of the taper roller bearing 2 on the output shaft side is set smaller than the pitch diameter dmi of the taper roller 7 of the taper roller bearing 1 on the input shaft side. Others are the same as those in the first embodiment.
【0042】前記第2実施例にも示したように、入出力
軸の最高回転数は車両の最高速度域などで変速比が増速
状態にあり、出力軸側テーパーローラーベアリング2は
入力軸側テーパーローラーベアリング1よりも最高回転
数が高い。As shown in the second embodiment, the maximum number of revolutions of the input / output shaft is such that the gear ratio is increasing in the maximum speed region of the vehicle, and the output shaft side taper roller bearing 2 is on the input shaft side. The maximum rotation speed is higher than that of the tapered roller bearing 1.
【0043】そこで、出力軸側のテーパーローラ8のピ
ッチ径dmoを入力軸側のピッチ径dmiより小さく設定す
ることで、テーパーローラ8の遠心力を低減してテーパ
ーローラーベアリング2の内輪4に形成された大つば3
1との摩擦による損失トルクを低減して、トロイダル型
無段変速機の効率を向上させることができるのである。Therefore, by setting the pitch diameter dmo of the taper roller 8 on the output shaft side smaller than the pitch diameter dmi on the input shaft side, the centrifugal force of the taper roller 8 is reduced to form the inner ring 4 of the taper roller bearing 2. Large spit 3
The torque loss due to friction with No. 1 can be reduced, and the efficiency of the toroidal type continuously variable transmission can be improved.
【0044】図7は第4の実施例を示し、出力軸側テー
パーローラーベアリング2のテーパーローラ8の平均直
径Dbを、入力軸側テーパーローラーベアリング1のテ
ーパーローラ7の平均直径Daより小さく設定したもの
で、その他は前記第1実施例と同様である。FIG. 7 shows a fourth embodiment in which the average diameter Db of the taper roller 8 of the taper roller bearing 2 on the output shaft side is set smaller than the average diameter Da of the taper roller 7 of the taper roller bearing 1 on the input shaft side. Others are the same as those in the first embodiment.
【0045】前記第2実施例にも示したように、入出力
軸の最高回転数は車両の最高速度域などで変速比が増速
状態にあり、出力軸側テーパーローラーベアリング2は
入力軸側テーパーローラーベアリング1よりも最高回転
数が高いので、出力軸側のテーパーローラ8の平均直径
Dbを入力軸側の平均直径Daより小さく設定すること
で質量を低減し、テーパーローラ8の遠心力を低減して
テーパーローラーベアリング2の内輪4に形成された大
つば31との摩擦による損失トルクを低減して、トロイ
ダル型無段変速機の効率を向上させることができるので
ある。As shown in the second embodiment, the maximum rotation speed of the input / output shaft is such that the gear ratio is in the maximum speed range of the vehicle, and the output shaft side taper roller bearing 2 is on the input shaft side. Since the maximum rotation speed is higher than that of the taper roller bearing 1, the mass is reduced by setting the average diameter Db of the taper roller 8 on the output shaft side smaller than the average diameter Da on the input shaft side, and the centrifugal force of the taper roller 8 is reduced. By reducing the torque loss due to friction with the large collar 31 formed on the inner ring 4 of the tapered roller bearing 2, the efficiency of the toroidal type continuously variable transmission can be improved.
【0046】[0046]
【発明の効果】以上説明したように第1の発明は、第1
及び第2軸受手段をテーパーローラーベアリングで構成
したため、テーパーローラにスピンが発生することはな
く、圧力−粘性指数αの高いトラクションオイルで潤滑
を行っても、アンギュラボールベアリングを使用した場
合に比して損失トルクを低減することができ、トロイダ
ル型無段変速機の効率を向上させることが可能となる。As described above, the first invention is the first invention.
Since the second bearing means is composed of a tapered roller bearing, spin does not occur in the tapered roller, and even if lubrication is performed with traction oil having a high pressure-viscosity index α, compared to the case where an angular ball bearing is used. As a result, the loss torque can be reduced, and the efficiency of the toroidal type continuously variable transmission can be improved.
【0047】また、第2の発明は、入出力軸の最高回転
数の差を利用して、入力軸側の第1軸受手段の接触角
を、出力軸側の第2軸受手段の接触角より大きく設定し
たため、第1軸受手段のテーパーローラーベアリングで
はテーパーローラと大つばの摩擦による損失トルクを低
減しながら、軸受の許容回転数を入力軸の最高回転数以
上に保持することができ、トラクションオイルで内部の
潤滑を行うトロイダル型無段変速機の効率を向上させる
ことが可能となる。Further, in the second invention, the contact angle of the first bearing means on the input shaft side is made smaller than the contact angle of the second bearing means on the output shaft side by utilizing the difference in the maximum rotational speeds of the input and output shafts. Because of the large setting, the tapered roller bearing of the first bearing means can reduce the torque loss due to the friction between the tapered roller and the large collar, while maintaining the allowable rotational speed of the bearing at or above the maximum rotational speed of the input shaft. It is possible to improve the efficiency of the toroidal type continuously variable transmission that lubricates the inside.
【0048】また、第3の発明は、入出力軸の最高回転
数の差を利用して、第2軸受手段のテーパーローラのピ
ッチ径を、第1軸受手段のテーパーローラのピッチ径よ
り小さく設定したため、入力軸より最高回転数の高い第
2軸受手段に加わる遠心力を低減し、第2軸受手段のテ
ーパーローラーベアリングではテーパーローラと大つば
の摩擦による損失トルクを低減でき、トラクションオイ
ルで潤滑を行うトロイダル型無段変速機の効率を向上さ
せることが可能となる。According to the third aspect of the invention, the pitch diameter of the taper roller of the second bearing means is set smaller than the pitch diameter of the taper roller of the first bearing means by utilizing the difference in the maximum rotational speeds of the input and output shafts. Therefore, the centrifugal force applied to the second bearing means having a higher maximum rotation speed than the input shaft can be reduced, and the torque loss due to the friction between the taper roller and the large collar can be reduced in the tapered roller bearing of the second bearing means, and the traction oil can be used for lubrication. It is possible to improve the efficiency of the toroidal type continuously variable transmission that is performed.
【0049】また、第4の発明は、入出力軸の最高回転
数の差を利用して、第2軸受手段のテーパーローラの質
量を、第1軸受手段のテーパーローラの質量より小さく
設定したため、入力軸より最高回転数の高い出力軸を軸
支する第2軸受手段に加わる遠心力を低減して、第2軸
受手段のテーパーローラーベアリングではテーパーロー
ラと大つばの摩擦による損失トルクを低減でき、トラク
ションオイルで潤滑を行うトロイダル型無段変速機の効
率を向上させることが可能となる。Further, in the fourth aspect of the invention, the mass of the taper roller of the second bearing means is set to be smaller than the mass of the taper roller of the first bearing means by utilizing the difference in the maximum rotational speeds of the input and output shafts. By reducing the centrifugal force applied to the second bearing means that supports the output shaft having the highest rotation speed higher than that of the input shaft, the tapered roller bearing of the second bearing means can reduce the loss torque due to the friction between the tapered roller and the large collar. It is possible to improve the efficiency of the toroidal-type continuously variable transmission that lubricates with traction oil.
【図1】本発明の実施例を示すトロイダル型無段変速機
の要部断面図。FIG. 1 is a sectional view of a main part of a toroidal type continuously variable transmission showing an embodiment of the present invention.
【図2】同じくテーパーローラベアリングを示す断面
図。FIG. 2 is a sectional view showing a tapered roller bearing of the same.
【図3】アキシャル荷重と損失トルクの関係を示すグラ
フで、実線は本発明を示し、一点鎖線は従来例を示す。FIG. 3 is a graph showing the relationship between axial load and loss torque, where the solid line indicates the present invention and the alternate long and short dash line indicates a conventional example.
【図4】テーパーローラベアリングの損失トルクを示
し、損失トルクと回転数の関係を示すグラフである。FIG. 4 is a graph showing a loss torque of a tapered roller bearing and showing a relationship between the loss torque and a rotation speed.
【図5】第2の実施例を示すテーパーローラベアリング
の断面図。FIG. 5 is a sectional view of a tapered roller bearing showing a second embodiment.
【図6】第3の実施例を示すテーパーローラベアリング
の断面図。FIG. 6 is a cross-sectional view of a tapered roller bearing showing a third embodiment.
【図7】第4の実施例を示すテーパーローラベアリング
の断面図。FIG. 7 is a sectional view of a tapered roller bearing showing a fourth embodiment.
【図8】従来のトロイダル型無段変速機を示す要部断面
図。FIG. 8 is a cross-sectional view of essential parts showing a conventional toroidal type continuously variable transmission.
【図9】潤滑油の違いによるアンギュラボールベアリン
グの損失トルクとアンギュラ荷重の関係を示し、実線は
トラクションオイルを、一点鎖線はタービンオイルを示
す。FIG. 9 shows the relationship between the loss torque and angular load of an angular ball bearing due to the difference in lubricating oil, the solid line indicates traction oil, and the alternate long and short dash line indicates turbine oil.
【図10】トロイダル型無段変速機の損失トルクと入力
トルクの関係を示すグラフ。FIG. 10 is a graph showing the relationship between the loss torque and the input torque of the toroidal continuously variable transmission.
【図11】アンギュラボールベアリングにおけるスピン
の様子を示す説明図。FIG. 11 is an explanatory diagram showing a spin state in the angular ball bearing.
1 テーパーローラベアリング 2 テーパーローラベアリング 3、4 内輪 5、6 外輪 7、8 テーパローラ 30、50 軌道面 31 大つば 14 入力軸 18 入力ディスク 20 出力ディスク 22 パワーローラ 26 出力歯車 67 ケーシング 1 taper roller bearing 2 taper roller bearing 3, 4 inner ring 5, 6 outer ring 7, 8 taper roller 30, 50 raceway surface 31 large collar 14 input shaft 18 input disc 20 output disc 22 power roller 26 output gear 67 casing
Claims (4)
力軸に結合された出力ディスクと、これら入出力ディス
クの対向面にそれぞれ形成されたトロイド状の溝に挟持
されるパワーローラと、前記入力軸及び出力軸をケーシ
ングの内部にそれぞれ軸支する第1及び第2の軸受手段
と、前記ケーシング内部を潤滑するトラクションオイル
とを備えたトロイダル型無段変速機において、前記第1
及び第2の軸受手段をテーパーローラーベアリングで構
成したことを特徴とするトロイダル型無段変速機。1. An input disk connected to an input shaft, an output disk connected to an output shaft, a power roller sandwiched between toroidal grooves formed on opposing surfaces of the input and output disks, respectively. A toroidal type continuously variable transmission including first and second bearing means for axially supporting an input shaft and an output shaft inside a casing, and traction oil for lubricating the inside of the casing.
And a toroidal type continuously variable transmission characterized in that the second bearing means is constituted by a tapered roller bearing.
触角を、前記出力軸を軸支する第2軸受手段の接触角よ
り大きく設定したことを特徴とする請求項1に記載のト
ロイダル型無段変速機。2. The contact angle of the first bearing means pivotally supporting the input shaft is set to be larger than the contact angle of the second bearing means pivotally supporting the output shaft. Toroidal type continuously variable transmission.
ーパーローラのピッチ径を、前記入力軸を軸支する第1
軸受手段のテーパーローラのピッチ径より小さく設定し
たことを特徴とする請求項1または請求項2に記載のト
ロイダル型無段変速機。3. The pitch diameter of the taper roller of the second bearing means for rotatably supporting the output shaft is the first for rotatably supporting the input shaft.
The toroidal type continuously variable transmission according to claim 1 or 2, wherein the pitch diameter of the tapered roller of the bearing means is set smaller than the pitch diameter.
ーパーローラの質量を、前記入力軸を軸支する第1軸受
手段のテーパーローラの質量より小さく設定したことを
特徴とする請求項1ないし請求項3のいずれかひとつに
記載のトロイダル型無段変速機。4. The mass of the taper roller of the second bearing means pivotally supporting the output shaft is set smaller than the mass of the taper roller of the first bearing means pivotally supporting the input shaft. The toroidal type continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 3.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
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JPH094688A true JPH094688A (en) | 1997-01-07 |
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Cited By (5)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
US6514171B2 (en) | 2000-05-12 | 2003-02-04 | Nissan Motor Co., Ltd. | Toroidal continuously variable transmission |
CN103858005A (en) * | 2011-10-06 | 2014-06-11 | 韦斯全球有限公司 | Ultrasound system for measuring both flow rate and density using |
JP2015075185A (en) * | 2013-10-10 | 2015-04-20 | 日本精工株式会社 | Single cavity type toroidal type continuously variable transmission |
US9995341B2 (en) | 2013-04-04 | 2018-06-12 | Nsk Ltd. | Resin cage for tapered roller bearing and tapered roller bearing including the resin cage |
US10302131B2 (en) | 2012-12-25 | 2019-05-28 | Nsk Ltd. | Tapered roller bearing |
-
1995
- 1995-06-20 JP JP15344295A patent/JP3473187B2/en not_active Expired - Fee Related
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EP3056764A4 (en) * | 2013-10-10 | 2017-12-20 | NSK Ltd. | Single-cavity toroidal continuously variable transmission |
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