WO2012111562A1 - トロイダル型無段変速機 - Google Patents

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WO2012111562A1
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variable transmission
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English (en)
French (fr)
Inventor
晃大 福田
寛孝 岸田
Original Assignee
日本精工株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H15/00—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members
    • F16H15/02—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members without members having orbital motion
    • F16H15/04—Gearings providing a continuous range of gear ratios
    • F16H15/06—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B
    • F16H15/32—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line
    • F16H15/36—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface
    • F16H15/38—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface with two members B having hollow toroid surfaces opposite to each other, the member or members A being adjustably mounted between the surfaces
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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    • F16H15/38—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface with two members B having hollow toroid surfaces opposite to each other, the member or members A being adjustably mounted between the surfaces
    • F16H2015/383—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface with two members B having hollow toroid surfaces opposite to each other, the member or members A being adjustably mounted between the surfaces with two or more sets of toroid gearings arranged in parallel

Definitions

  • the present invention relates to a toroidal continuously variable transmission that can be used for transmissions of automobiles and various industrial machines.
  • an input shaft (center shaft) 1 is rotatably supported inside the casing 50, and two input side disks 2, 2 and two outputs are provided on the outer periphery of the input shaft 1.
  • Side disks 3 and 3 are attached.
  • An output gear 4 is rotatably supported on the outer periphery of the intermediate portion of the input shaft 1.
  • Output side disks 3 and 3 are connected to cylindrical flange portions 4a and 4a provided at the center of the output gear 4 by spline coupling.
  • the input shaft 1 is rotationally driven by a drive shaft 22 via a loading cam type pressing device 12 provided between an input side disk 2 and a cam plate 7 located on the left side in the drawing.
  • the output gear 4 is supported in the casing 50 via a partition wall 13 formed by coupling two members, so that the output gear 4 can rotate around the axis O of the input shaft 1 while the axis O. Directional displacement is prevented.
  • the output side disks 3 and 3 are supported by needle bearings 5 and 5 interposed between the input shaft 1 and rotatable about the axis O of the input shaft 1. Further, the left input side disk 2 in the figure is supported on the input shaft 1 via a ball spline 6, and the right side input disk 2 in the figure is splined to the input shaft 1. Rotates with the input shaft 1. Further, the power roller 11 (see FIG. 4) is rotatable between the inner side surfaces (concave surfaces) 2a, 2a of the input side disks 2, 2 and the inner side surfaces (concave surfaces) 3a, 3a of the output side disks 3, 3. It is sandwiched.
  • a step portion 2b is provided on the inner peripheral surface 2c of the input side disk 2 located on the right side in FIG. 3, and the step portion 1b provided on the outer peripheral surface 1a of the input shaft 1 is abutted against the step portion 2b.
  • the back surface (right surface in FIG. 3) of the input side disk 2 is abutted against the loading nut 9. Thereby, the displacement of the input side disk 2 in the direction of the axis O with respect to the input shaft 1 is substantially prevented.
  • a disc spring 8 is provided between the cam plate 7 and the flange 1d of the input shaft 1, and this disc spring 8 is a concave surface 2a, 2a, 3a of each disk 2, 2, 3, 3. , 3a and the contact surface between the peripheral surfaces 11a and 11a of the power rollers 11 and 11 are applied with a pressing force.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG.
  • a pair of trunnions 15, 15 that swing about a pair of pivots 14, 14 that are twisted with respect to the input shaft 1 are provided inside the casing 50.
  • the input shaft 1 is not shown.
  • Each trunnion 15, 15 has a pair of bent wall portions 20, 20 formed at both ends in the longitudinal direction (vertical direction in FIG. 4) of the support plate portion 16 so as to be bent toward the inner side surface of the support plate portion 16. have.
  • the bent wall portions 20 and 20 form concave pocket portions P for accommodating the power rollers 11 in the trunnions 15 and 15.
  • the pivot shafts 14 and 14 are concentrically provided on the outer side surfaces of the bent wall portions 20 and 20, respectively.
  • a circular hole 21 is formed at the center of the support plate 16, and a base end portion 23 a of the displacement shaft 23 is supported in the circular hole 21. Then, by swinging each trunnion 15, 15 about each pivot 14, 14, the inclination angle of the displacement shaft (shaft) 23 supported at the center of each trunnion 15, 15 can be adjusted. It has become.
  • each power roller 11 is rotatably supported via a radial needle bearing 99 around the distal end portion 23b of the displacement shaft 23 protruding from the inner surface of each trunnion 15, 15. 11 is sandwiched between the input disks 2 and 2 and the output disks 3 and 3.
  • tip part 23b of each displacement shaft 23 and 23 are mutually eccentric.
  • the pivot shafts 14 and 14 of the trunnions 15 and 15 are supported so as to be swingable and displaceable in the axial direction (vertical direction in FIG. 4) with respect to the pair of yokes 23A and 23B, respectively.
  • the horizontal movement of the trunnions 15 and 15 is restricted by 23B.
  • Each yoke 23A, 23B is formed in a rectangular shape by pressing or forging a metal such as steel.
  • Four circular support holes 18 are provided at the four corners of each of the yokes 23 ⁇ / b> A and 23 ⁇ / b> B, and the pivot shafts 14 provided at both ends of the trunnion 15 swing through the radial needle bearings 30. and it is rotatably supported.
  • a circular locking hole 19 is provided in the central portion of the yokes 23A and 23B in the width direction (left and right direction in FIG. 3).
  • 64 and 68 are fitted inside. That is, the upper yoke 23A is swingably supported by the spherical post 64 supported by the casing 50 via the fixing member 52, and the lower yoke 23B is supported by the spherical post 68 and the drive for supporting the same.
  • the upper cylinder body 61 of the cylinder 31 is swingably supported.
  • the displacement shafts 23 and 23 provided in the trunnions 15 and 15 are provided at positions 180 degrees opposite to the input shaft 1. Further, the direction in which the distal end portion 23b of each of the displacement shafts 23, 23 is eccentric with respect to the base end portion 23a is the same direction as the rotational direction of both the disks 2, 2, 3, 3 (in FIG. (Reverse direction). Further, the eccentric direction is a direction substantially orthogonal to the direction in which the input shaft 1 is disposed. Accordingly, the power rollers 11 and 11 are supported so that they can be slightly displaced in the longitudinal direction of the input shaft 1.
  • a thrust ball bearing 24 that is a thrust rolling bearing, and a thrust needle bearing, in order from the outer surface side of the power roller 11. It is provided and 25.
  • the thrust ball bearing 24 supports the rotation of each power roller 11 while supporting the load in the thrust direction applied to each power roller 11.
  • Each of such thrust ball bearings 24 includes a plurality of balls (hereinafter referred to as rolling elements) 26, 26, an annular retainer 27 that holds the rolling elements 26, 26 in a freely rolling manner, And an annular outer ring 28.
  • the inner ring raceway of each thrust ball bearing 24 is formed on the outer side surface (large end surface) of each power roller 11, and the outer ring raceway is formed on the inner side surface of each outer ring 28.
  • the thrust needle bearing 25 is sandwiched between the inner side surface of the support plate portion 16 of the trunnion 15 and the outer side surface of the outer ring 28.
  • Such a thrust needle bearing 25 supports the thrust load applied to each outer ring 28 from the power roller 11, while the power roller 11 and the outer ring 28 swing around the base end portion 23 a of each displacement shaft 23. Allow.
  • driving rods (trunnion shafts) 29 and 29 are provided at one end portions (lower end portions in FIG. 4) of the trunnions 15 and 15, respectively, and a driving piston ( Hydraulic pistons) 33, 33 are fixed.
  • Each of these drive pistons 33 and 33 is oil-tightly fitted in a drive cylinder 31 constituted by an upper cylinder body 61 and a lower cylinder body 62.
  • the drive pistons 33 and 33 and the drive cylinder 31 constitute a drive device 32 that displaces the trunnions 15 and 15 in the axial direction of the pivots 14 and 14 of the trunnions 15 and 15.
  • the rotation of the input shaft 1 is transmitted to the input side disks 2 and 2 via the pressing device 12. Then, the rotation of the input side disks 2 and 2 is transmitted to the output side disks 3 and 3 via the pair of power rollers 11 and 11, and the rotation of the output side disks 3 and 3 is further transmitted to the output gear 4. It is taken out more.
  • the pair of drive pistons 33, 33 are displaced in opposite directions.
  • the pair of trunnions 15 and 15 are displaced in directions opposite to each other.
  • the power roller 11 on the left side in FIG. 4 is displaced to the lower side in the figure
  • the power roller 11 on the right side in the figure is displaced to the upper side in the figure.
  • the peripheral surfaces 11a and 11a of the power rollers 11 and 11 act on contact portions of the input side disks 2 and 2 and the inner side surfaces 2a, 2a, 3a and 3a of the output side disks 3 and 3, respectively.
  • the direction of the tangential force changes.
  • the trunnions 15 and 15 swing (tilt) in opposite directions around the pivots 14 and 14 pivotally supported by the yokes 23A and 23B.
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is to provide a toroidal continuously variable transmission capable of reducing the loading pressure while avoiding the problem of over-pressing by centrifugal hydraulic pressure. To do.
  • the present invention provides an input side disk coupled to an input shaft that receives rotational force and rotating integrally with the input shaft, and an input via a power roller provided between the input side disk.
  • An output-side disk that receives the rotational force of the side disk at a predetermined gear ratio, and a toroidal-type continuously variable transmission having a substantially constant output rotational speed.
  • a hydraulic pressing device for pressing in the direction is provided. Note that “the output rotational speed is substantially constant” means that it includes (allows) a fluctuation of about ⁇ 10% of the output rotational speed.
  • the pressing device since the pressing device is provided not on the input side disk side but on the output side disk side, as is clear from the graph of FIG. 2, (pressing force due to centrifugal hydraulic pressure generated by output rotation) ) + (The spring force exerted by the spring that applies a pressing force to the contact portion between the concave surface of each disk and the peripheral surface of the power roller) and the required thrust at the time of maximum deceleration (when the variator reduction ratio is maximum)
  • the loading pressure can be reduced. As a result, it is possible to increase the efficiency by reducing the weight of the loading piston, reducing the hydraulic loss, and the like. Further, since the pressing device is in a hydraulic loading form, the centrifugal hydraulic pressure increases at a high rotation.
  • the toroidal type continuously variable transmission of the present invention it is possible to avoid the problem of over-pressing due to centrifugal hydraulic pressure and to reduce the loading pressure.
  • FIG. 2 is a graph showing a relationship between a variator reduction ratio and required thrust / hydraulic pressure and thrust by centrifugal hydraulic pressure when a hydraulic pressing device is provided on the output side disk as shown in FIG.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view taken along line AA in FIG. 3. It is a graph which shows the relationship between a variator reduction ratio, input-output rotational speed, and input torque in case a toroidal type continuously variable transmission is used as a transmission for industrial machines driven at a fixed rotational speed. It is a graph which shows the relationship between the variator reduction ratio and the thrust by required thrust, hydraulic pressure, and centrifugal hydraulic pressure in the case where a hydraulic pressing device is provided on the input side disk side.
  • FIG. 1 schematically shows a main structure of a toroidal continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention.
  • this toroidal-type continuously variable transmission is used as a transmission for an industrial machine, for example, a transmission for a power generation machine, which has a constant output rotational speed. 1 and the input side disc 2 that rotates integrally with the input shaft 1 and a power roller 11 provided between the input side disc 2 and receives the rotational force of the input side disc 2 at a predetermined gear ratio.
  • the output side disk 3 is provided, the arrangement of the output side disk 3 and the input side disk 2 is opposite to the structure shown in FIGS. 3 and 4 described above. In this case, the principle of transmission of torque (rotational force) from the input to the output is the same as the structure shown in FIGS.
  • a hydraulic pressing device 12A that presses the output side disk 3 in the axial direction is disposed on the back surface of the output side disk 3 on one side.
  • the axial force which is the sum of the pressing force by the centrifugal hydraulic pressure generated by the output rotation and the spring force by the disc spring 8, is set to the required loading pressure.
  • the hydraulic pressing device 12A includes a first cylinder part 141 integrated with the end 40a of the output shaft 40, a second cylinder part 159 integrated with the input side disk 2, and a first annular body ( A first piston portion 161 and a second annular body (second piston portion) 160 are provided.
  • the first cylinder part 141 is engaged with the outer periphery of the output side disk 3 and is arranged in a state of facing the back surface 3b of the output side disk 3.
  • the second cylinder part 159 is formed in a cylindrical shape and extends from the outer peripheral edge of the output side disk 3 toward the first cylinder part 141.
  • the second annular body 160 has its inner peripheral surface fitted and fixed to the outer peripheral surface of the output shaft 40, and its outer peripheral surface is fitted to the inner peripheral surface of the second cylinder part 159.
  • the side disk 3 is arranged facing the back surface 3b.
  • the first annular body 161 has an inner peripheral surface fitted to the outer peripheral surface of the output shaft 40, and an outer peripheral surface fitted to the inner peripheral surface of the first cylinder part 141, The annular body 160 and the first cylinder portion 141 are disposed.
  • a space surrounded by the inner surface of the first cylinder portion 141, the first annular body 161, and a part of the outer peripheral surface of the output shaft 40 constitutes a first hydraulic chamber (oil chamber) 170.
  • the first hydraulic chamber 170 is kept fluid tight by a plurality of seal members 171.
  • the space surrounded by the inner peripheral surface of the second cylinder portion 159, the second annular body 160, the back surface 3b of the output side disk 3, and a part of the outer peripheral surface of the output shaft 40 is the second The hydraulic chamber (oil chamber) 167 is configured.
  • the second hydraulic chamber 167 is kept fluid tight by a plurality of seal members 168.
  • a space 175 located between the second annular body 160 and the first annular body 161 is an air chamber.
  • the air chamber 175 is kept fluid tight by a plurality of seal members 168 and 171.
  • the second cylinder 159 has a gap s between the first annular body 161 that also functions as a communication groove that allows the air chamber 175 to communicate with the outside.
  • a disc spring 8 for applying a preload is inserted in the first hydraulic chamber 170.
  • An inner hole 40b is formed in the end 40a of the output shaft 40 along the longitudinal direction of the output shaft 40. Oil holes 180 and 181 extending in the radial direction of the output shaft 40 are connected to the inner hole 40b. Yes. These oil holes 180 and 181 connect the inner hole 40 b and the hydraulic chambers 167 and 170.
  • the pressing device 12A is provided on the output side disk 3 side instead of the input side disk 2 side, as is clear from the graph of FIG. At the time of the maximum deceleration (when the variator reduction ratio is maximum) Therefore, the loading pressure can be reduced. As a result, it is possible to increase the efficiency by reducing the weight of the loading piston, reducing the hydraulic loss, and the like. Further, since the pressing device 12A is in a hydraulic loading form, the centrifugal hydraulic pressure increases at a high rotation.
  • the output side disk 3 is provided outside the input side disk 2, and the outside output side disk 3 is pressed by the hydraulic pressing device 12A.
  • a pair of output side disks 3 may be provided inside 2, and a hydraulic pressing device 12 ⁇ / b> A may be provided between the pair of output side disks 3 to press the output side disk 3.
  • the present invention can be applied to various half-toroidal continuously variable transmissions such as a single cavity type and a double cavity type.

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Abstract

　遠心油圧で過押付けになる問題を回避して、ローディング圧を低圧にすることができるトロイダル型無段変速機を提供する。　このトロイダル型無段変速機は、回転力を受ける入力軸１に結合され且つ入力軸と一体で回転する入力側ディスク２と、入力側ディスク２との間に設けられたパワーローラ１１を介して入力側ディスク２の回転力を所定の変速比で受ける出力側ディスク３とを備え、出力回転数が一定で動作される。また、出力側ディスク３の背面には、出力側ディスク３を軸方向へ押圧する油圧式の押圧装置１２Ａが配置される。

Description

トロイダル型無段変速機
　本発明は、自動車や各種産業機械の変速機などに利用可能なトロイダル型無段変速機に関する。
　例えば自動車用変速機として用いるダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機は、図３および図４に示すように構成されている。図３に示すように、ケーシング５０の内側には入力軸（中心軸）１が回転自在に支持されており、この入力軸１の外周には、２つの入力側ディスク２，２と２つの出力側ディスク３，３とが取り付けられている。また、入力軸１の中間部の外周には出力歯車４が回転自在に支持されている。この出力歯車４の中心部に設けられた円筒状のフランジ部４ａ，４ａには、出力側ディスク３，３がスプライン結合によって連結されている。
　入力軸１は、図中左側に位置する入力側ディスク２とカム板７との間に設けられたローディングカム式の押圧装置１２を介して、駆動軸２２により回転駆動されるようになっている。また、出力歯車４は、２つの部材の結合によって構成された仕切壁１３を介してケーシング５０内に支持されており、これにより、入力軸１の軸線Ｏを中心に回転できる一方で、軸線Ｏ方向の変位が阻止されている。
　出力側ディスク３，３は、入力軸１との間に介在されたニードル軸受５，５によって、入力軸１の軸線Ｏを中心に回転自在に支持されている。また、図中左側の入力側ディスク２は、入力軸１にボールスプライン６を介して支持され、図中右側の入力側ディスク２は、入力軸１にスプライン結合されており、これら入力側ディスク２は入力軸１と共に回転するようになっている。また、入力側ディスク２，２の内側面（凹面）２ａ，２ａと出力側ディスク３，３の内側面（凹面）３ａ，３ａとの間には、パワーローラ１１（図４参照）が回転自在に挟持されている。
　図３中右側に位置する入力側ディスク２の内周面２ｃには、段差部２ｂが設けられ、この段差部２ｂに、入力軸１の外周面１ａに設けられた段差部１ｂが突き当てられるとともに、入力側ディスク２の背面（図３の右面）がローディングナット９に突き当てられている。これによって、入力側ディスク２の入力軸１に対する軸線Ｏ方向の変位が実質的に阻止されている。また、カム板７と入力軸１の鍔部１ｄとの間には、皿ばね８が設けられており、この皿ばね８は、各ディスク２，２，３，３の凹面２ａ，２ａ，３ａ，３ａとパワーローラ１１，１１の周面１１ａ，１１ａとの当接部に押圧力を付与する。
　図４は、図３のＡ－Ａ線に沿う断面図である。図４に示すように、ケーシング５０の内側には、入力軸１に対し捻れの位置にある一対の枢軸１４，１４を中心として揺動する一対のトラニオン１５，１５が設けられている。なお、図４においては、入力軸１の図示は省略している。各トラニオン１５，１５は、支持板部１６の長手方向(図４の上下方向)の両端部に、この支持板部１６の内側面側に折れ曲がる状態で形成された一対の折れ曲がり壁部２０，２０を有している。そして、この折れ曲がり壁部２０，２０によって、各トラニオン１５，１５には、パワーローラ１１を収容するための凹状のポケット部Ｐが形成される。また、各折れ曲がり壁部２０，２０の外側面には、各枢軸１４，１４が互いに同心的に設けられている。
　支持板部１６の中央部には円孔２１が形成され、この円孔２１には変位軸２３の基端部２３ａが支持されている。そして、各枢軸１４，１４を中心として各トラニオン１５，１５を揺動させることにより、これら各トラニオン１５，１５の中央部に支持された変位軸（軸部）２３の傾斜角度を調節できるようになっている。また、各トラニオン１５，１５の内側面から突出する変位軸２３の先端部２３ｂの周囲には、ラジアルニードル軸受９９を介して各パワーローラ１１が回転自在に支持されており、各パワーローラ１１，１１は、各入力側ディスク２，２および各出力側ディスク３，３の間に挟持されている。なお、各変位軸２３，２３の基端部２３ａと先端部２３ｂとは、互いに偏心している。
　また、各トラニオン１５，１５の枢軸１４，１４はそれぞれ、一対のヨーク２３Ａ，２３Ｂに対して揺動自在および軸方向(図４の上下方向)に変位自在に支持されており、各ヨーク２３Ａ，２３Ｂにより、トラニオン１５，１５はその水平方向の移動を規制されている。各ヨーク２３Ａ，２３Ｂは鋼等の金属のプレス加工あるいは鍛造加工により矩形状に形成されている。各ヨーク２３Ａ，２３Ｂの四隅には円形の支持孔１８が４つ設けられており、これら支持孔１８にはそれぞれ、トラニオン１５の両端部に設けた枢軸１４がラジアルニードル軸受３０を介して揺動自在に支持されている。また、ヨーク２３Ａ，２３Ｂの幅方向（図３の左右方向）の中央部には、円形の係止孔１９が設けられており、この係止孔１９の内周面は球状凹面として、球面ポスト６４，６８を内嵌している。すなわち、上側のヨーク２３Ａは、ケーシング５０に固定部材５２を介して支持されている球面ポスト６４によって揺動自在に支持されており、下側のヨーク２３Ｂは、球面ポスト６８およびこれを支持する駆動シリンダ３１の上側シリンダボディ６１によって揺動自在に支持されている。
　なお、各トラニオン１５，１５に設けられた各変位軸２３，２３は、入力軸１に対し、互いに１８０度反対側の位置に設けられている。また、これらの各変位軸２３，２３の先端部２３ｂが基端部２３ａに対して偏心している方向は、両ディスク２，２，３，３の回転方向に対して同方向(図４で上下逆方向)となっている。また、偏心方向は、入力軸１の配設方向に対して略直交する方向となっている。したがって、各パワーローラ１１，１１は、入力軸１の長手方向に若干変位できるように支持される。その結果、押圧装置１２が発生するスラスト荷重に基づく各構成部材の弾性変形等に起因して、各パワーローラ１１，１１が入力軸１の軸方向に変位する傾向となった場合でも、各構成部材に無理な力が加わらず、この変位が吸収される。
　また、パワーローラ１１の外側面とトラニオン１５の支持板部１６の内側面との間には、パワーローラ１１の外側面の側から順に、スラスト転がり軸受であるスラスト玉軸受２４と、スラストニードル軸受２５とが設けられている。このうち、スラスト玉軸受２４は、各パワーローラ１１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１１の回転を許容するものである。このようなスラスト玉軸受２４はそれぞれ、複数個ずつの玉（以下、転動体という）２６，２６と、これら各転動体２６，２６を転動自在に保持する円環状の保持器２７と、円環状の外輪２８とから構成されている。また、各スラスト玉軸受２４の内輪軌道は各パワーローラ１１の外側面（大端面）に、外輪軌道は各外輪２８の内側面にそれぞれ形成されている。
　また、スラストニードル軸受２５は、トラニオン１５の支持板部１６の内側面と外輪２８の外側面との間に挟持されている。このようなスラストニードル軸受２５は、パワーローラ１１から各外輪２８に加わるスラスト荷重を支承しつつ、これらパワーローラ１１および外輪２８が各変位軸２３の基端部２３ａを中心として揺動することを許容する。
　さらに、各トラニオン１５，１５の一端部(図４の下端部)にはそれぞれ駆動ロッド（トラニオン軸）２９，２９が設けられており、各駆動ロッド２９，２９の中間部外周面に駆動ピストン（油圧ピストン）３３，３３が固設されている。そして、これら各駆動ピストン３３，３３はそれぞれ、上側シリンダボディ６１と下側シリンダボディ６２とによって構成された駆動シリンダ３１内に油密に嵌装されている。これら各駆動ピストン３３，３３と駆動シリンダ３１とで、各トラニオン１５，１５を、これらトラニオン１５，１５の枢軸１４，１４の軸方向に変位させる駆動装置３２を構成している。
　このように構成されたトロイダル型無段変速機の場合、入力軸１の回転は、押圧装置１２を介して、各入力側ディスク２，２に伝えられる。そして、これら入力側ディスク２，２の回転が、一対のパワーローラ１１，１１を介して各出力側ディスク３，３に伝えられ、更にこれら各出力側ディスク３，３の回転が、出力歯車４より取り出される。
　入力軸１と出力歯車４との間の回転速度比を変える場合には、一対の駆動ピストン３３，３３を互いに逆方向に変位させる。これら各駆動ピストン３３，３３の変位に伴って、一対のトラニオン１５，１５が互いに逆方向に変位する。例えば、図４の左側のパワーローラ１１が同図の下側に、同図の右側のパワーローラ１１が同図の上側にそれぞれ変位する。その結果、これら各パワーローラ１１，１１の周面１１ａ，１１ａと各入力側ディスク２，２および各出力側ディスク３，３の内側面２ａ，２ａ，３ａ，３ａ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、各トラニオン１５，１５が、ヨーク２３Ａ，２３Ｂに枢支された枢軸１４，１４を中心として、互いに逆方向に揺動（傾転）する。
　その結果、各パワーローラ１１，１１の周面１１ａ，１１ａと各内側面２ａ，３ａとの当接位置が変化し、入力軸１と出力歯車４との間の変速比が変化する。また、これら入力軸１と出力歯車４との間で伝達するトルクが変動し、各構成部材の弾性変形量が変化すると、各パワーローラ１１，１１およびこれら各パワーローラ１１，１１に付属の外輪２８，２８が、各変位軸２３，２３の基端部２３ａ、２３ａを中心として僅かに回動する。これら各外輪２８，２８の外側面と各トラニオン１５，１５を構成する支持板部１６の内側面との間には、それぞれスラストニードル軸受２５，２５が存在するため、前記回動は円滑に行われる。したがって、前述のように各変位軸２３，２３の傾斜角度を変化させるための力が小さくて済む。
　ところで、一定回転数で駆動される産業機械用（例えば、発電機械用）の変速機としてトロイダル型無段変速機が使用される場合（例えば、特許文献１参照）には、出力回転数Ｎoutが一定となるように制御される（図５の破線参照）。そのため、図５に示されるように、最減速時（バリエータ減速比が最大のとき）に、入力回転数Ｎinが最高になるとともに、入力トルクＴinが低くなる。
特開平１１－２１０８６９号公報
　しかしながら、図５に示される適用形態で、前述したように入力側ディスク２の側に押圧装置１２が設けられていると、図６に示されるように、最減速時（バリエータ減速比が最大のとき；入力回転数Ｎinが最高のとき）に近づくにつれ、遠心油圧による推力Ｆ２が増大して遠心油圧による推力Ｆ２と必要推力Ｆ１との間の差が大きくなる。すなわち、遠心油圧で過押付けになる（図６中、遠心油圧で過押付けとなる範囲が斜線Ｓで示されている）。また、この場合、バリエータ減速比が最小のとき（入力回転が低速になるとき）に、必要油圧Ｐが高くなる（高油圧が必要になる）といった問題も生じる。
　本発明は、前記事情に鑑みて為されたもので、遠心油圧で過押付けになる問題を回避して、ローディング圧を低圧にすることができるトロイダル型無段変速機を提供することを目的とする。
　前記目的を達成するために、本発明は、回転力を受ける入力軸に結合され且つ入力軸と一体で回転する入力側ディスクと、入力側ディスクとの間に設けられたパワーローラを介して入力側ディスクの回転力を所定の変速比で受ける出力側ディスクとを備え、出力回転数が略一定のトロイダル型無段変速機において、前記出力側ディスクの背面に配置され且つ前記出力側ディスクを軸方向へ押圧する油圧式の押圧装置を備えることを特徴とする。
　なお、「出力回転数が略一定」とは、出力回転数の±１０％程度の変動を含む（許容する）ことを意味する。
　上記構成によれば、押圧装置が入力側ディスクの側ではなく出力側ディスクの側に設けられているため、図２のグラフからも明らかなように、（出力回転により発生する遠心油圧による押圧力）＋（各ディスクの凹面とパワーローラの周面との当接部に押圧力を付与するばねによるばね力）から成る軸力を最減速時（バリエータ減速比が最大のとき）の必要推力とでき、ローディング圧を低圧にすることができる。これにより、ローディングピストン面積を小さくできるなど、軽量化や油圧ロスの低減などにより、高効率化等を図ることができる。また、押圧装置が油圧ローディング形態であるため、高回転で遠心油圧が大きくなる。
　本発明のトロイダル型無段変速機によれば、遠心油圧で過押付けになる問題を回避して、ローディング圧を低圧にすることができる。
本発明の実施形態に係るハーフトロイダル型無段変速機の具体的構造の一例を示す断面図である。 図１のごとく出力側ディスクの側に油圧式の押圧装置が設けられる場合におけるバリエータ減速比と必要推力・油圧および遠心油圧による推力との間の関係を示すグラフ図である。 従来から知られているハーフトロイダル型無段変速機の具体的構造の一例を示す断面図である。 図３のＡ－Ａ線に沿う断面図である。 一定回転数で駆動される産業機械用の変速機としてトロイダル型無段変速機が使用される場合におけるバリエータ減速比と入出力回転数および入力トルクとの間の関係を示すグラフ図である。 入力側ディスクの側に油圧式の押圧装置が設けられる場合におけるバリエータ減速比と必要推力・油圧および遠心油圧による推力との間の関係を示すグラフ図である。
　以下、本発明の実施の形態を図面を参照して説明する。
　なお、本発明の特徴は、押圧装置の配置形態にあり、その他の構成および作用は前述した従来の構成および作用と同様であるため、以下においては、本発明の特徴部分についてのみ言及し、それ以外の部分については、図３および図４と同一の符号を付して簡潔に説明するに留める。
　図１には、本発明の実施形態に係るトロイダル型無段変速機の要部構造が概略的に示されている。図示のように、このトロイダル型無段変速機は、出力回転数が一定の例えば産業機械用の変速機として、特に発電機械用の変速機として使用されるものであり、回転力を受ける入力軸１に結合され且つ入力軸１と一体で回転する入力側ディスク２と、入力側ディスク２との間に設けられたパワーローラ１１を介して入力側ディスク２の回転力を所定の変速比で受ける出力側ディスク３とを備えるが、出力側ディスク３と入力側ディスク２の配置形態が前述した図３および図４の構造と逆になっている。この場合、入力から出力へ至るトルク（回転力）の伝達原理は前述した図３および図４の構造と同じである。
　また、本実施形態のトロイダル型無段変速機では、一方側の出力側ディスク３の背面に、出力側ディスク３を軸方向へ押圧する油圧式の押圧装置１２Ａが配置されている。そして、出力回転により発生する遠心油圧による押圧力と皿ばね８によるばね力との和から成る軸力が必要とするローディング圧となるように設定されている。
　ここで、油圧式の押圧装置１２Ａは、出力軸４０の端部４０ａと一体の第１のシリンダ部１４１と、入力側ディスク２と一体の第２のシリンダ部１５９と、第１の環状体（第１のピストン部）１６１と、第２の環状体（第２のピストン部）１６０とを備えている。
　第１のシリンダ部１４１は、出力側ディスク３の外周に係合しており、出力側ディスク３の背面３ｂと対向した状態で配されている。また、第２のシリンダ部１５９は、筒状に形成されており、出力側ディスク３の外周縁から第１のシリンダ部１４１に向けて延びている。
　第２の環状体１６０は、その内周面が出力軸４０の外周面に嵌合されて固定されるとともに、その外周面が第２シリンダ部１５９の内周面に嵌合されており、出力側ディスク３の背面３ｂに対向した状態で配されている。また、第１の環状体１６１は、その内周面が出力軸４０の外周面に嵌合されるとともに、その外周面が第１シリンダ部１４１の内周面に嵌合されており、第２の環状体１６０と第１のシリンダ部１４１との間に配されている。
　第１のシリンダ部１４１の内面と、第１の環状体１６１と、出力軸４０の外周面の一部とによって囲まれた空間は、第１の油圧室（油室）１７０を構成している。この第１の油圧室１７０は、複数のシール部材１７１によって、流体密に保たれている。また、第２のシリンダ部１５９の内周面と、第２の環状体１６０と、出力側ディスク３の背面３ｂと、出力軸４０の外周面の一部とによって囲まれた空間は、第２の油圧室（油室）１６７を構成している。この第２の油圧室１６７は、複数のシール部材１６８によって、流体密に保たれている。また、第２のシリンダ部１５９の内周側において、第２の環状体１６０と第１の環状体１６１との間に位置する空間１７５は空気室となっている。空気室１７５は、複数のシール部材１６８，１７１によって流体密に保たれている。また、第２のシリンダ１５９は、空気室１７５を外部に連通させる連通溝としても機能する隙間ｓを第１の環状体１６１との間に有している。また、第１の油圧室１７０には、予圧を付与するための皿バネ８が介挿されている。
　出力軸４０の端部４０ａには内孔４０ｂが出力軸４０の長手方向に沿って形成されており、この内孔４０ｂには出力軸４０の径方向に延びる油孔１８０，１８１が接続されている。これらの油孔１８０，１８１は、内孔４０ｂと油圧室１６７，１７０とを繋いでいる。
　この油圧式の押圧装置１２Ａにおいては、第１の油圧室１７０に圧油を供給して油圧をかけると、出力軸４０に固定された第１のシリンダ部１４１に対して、出力軸４０の軸方向に移動自在な第１の環状体１６１が軸方向に沿って出力側ディスク３に向かって移動する。そして、第２のシリンダ部１５９に当接する第１の環状体１６１により、第２のシリンダ部１５９が設けられたこの出力側ディスク３を他方の出力側ディスク３に向かって押圧する押圧力を付与する。
　また、第２の油圧室１６７に圧油を供給して油圧をかけると、出力軸４０に固定された第２の環状体１６０に対して、出力軸４０の軸方向に沿って移動自在な出力側ディスク３に設けられた第２のシリンダ部１５９が、この出力側ディスク３とともに、他方の出力側ディスク３に向かう方向に移動し、この出力側ディスク３を他方の出力側ディスク３に向かって押圧する押圧力を付与する。
　また、第１の油圧室１７０および第２の油圧室１６７に油圧をかけていない状態でも、予圧ばねとしての皿ばね８により、第１の環状体１６１が出力側ディスク３に向かって付勢され、これによりこの出力側ディスク３を他方の出力側ディスク３に向かって押圧する押圧力を付与される。
　上記構成によれば、押圧装置１２Ａが入力側ディスク２の側ではなく出力側ディスク３の側に設けられているため、図２のグラフからも明らかなように、（出力回転により発生する遠心油圧による押圧力）＋（各ディスクの凹面とパワーローラの周面との当接部に押圧力を付与するばね８によるばね力）から成る軸力を最減速時（バリエータ減速比が最大のとき）の必要推力とでき、ローディング圧を低圧にすることができる。これにより、ローディングピストン面積を小さくできるなど、軽量化や油圧ロスの低減などにより、高効率化等を図ることができる。また、押圧装置１２Ａが油圧ローディング形態であるため、高回転で遠心油圧が大きくなる。
　なお、前述の実施の形態では、入力側ディスク２の外側に出力側ディスク３を設け、この外側の出力側ディスク３を油圧式の押圧装置１２Ａで押圧するようにしたが、一対の入力側ディスク２の内側に一対の出力側ディスク３を設け、この一対の出力側ディスク３の間に油圧式の押圧装置１２Ａを設けて、出力側ディスク３を押圧するようにしてもよい。
　本発明は、シングルキャビティ型やダブルキャビティ型などの様々なハーフトロイダル型無段変速機に適用することができる。
１　入力軸
２　入力側ディスク
３　出力側ディスク
８　皿ばね
１１　パワーローラ
１２，１２Ａ　押圧装置

Claims (3)

  1. 　回転力を受ける入力軸に結合され且つ入力軸と一体で回転する入力側ディスクと、入力側ディスクとの間に設けられたパワーローラを介して入力側ディスクの回転力を所定の変速比で受ける出力側ディスクとを備え、出力回転数が略一定のトロイダル型無段変速機において、
    　前記出力側ディスクの背面に配置され且つ前記出力側ディスクを軸方向へ押圧する油圧式の押圧装置を備えることを特徴とするトロイダル型無段変速機。
  2. 　前記各ディスクの凹面と前記パワーローラの周面との当接部に押圧力を付与するばねを更に備え、
    　出力回転により発生する遠心油圧による押圧力と前記ばねによるばね力との和から成る軸力が必要とする軸力となる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。
  3. 　発電機械用の変速機である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。
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