JP2004218769A

JP2004218769A - Toroidal-type continuously variable transmission and continuously variable transmission

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Publication number: JP2004218769A
Application number: JP2003008450A
Authority: JP
Inventors: Shinji Miyata; 慎司宮田; Eiji Inoue; 英司井上
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 2003-01-16
Filing date: 2003-01-16
Publication date: 2004-08-05
Anticipated expiration: 2023-01-16
Also published as: JP3882754B2

Abstract

【課題】必要とする性能を確保しつつ、耐久性並びに信頼性の向上を図る。
【解決手段】出力側ディスク１７ｃの軸方向両側面と各入力側ディスク２ａ、２ｂの軸方向片側面との間に、１対の支柱６４ａ、６４ｂを設ける。そして、この支柱６４ａ、６４ｂの中間部に設けた支持環部６６ａ、６６ｂに、入力回転軸１ａ並びに中空回転軸８５を挿通すると共に、これら各支持環部６６ａ、６６ｂに上記出力側ディスク１７ｃの軸方向両端部を、玉軸受６１ａ、６１ｂにより回転自在に支持する。又、これと共に、第一のキャリア８８と上記入力回転軸１ａとを、スプライン係合させる。そして、この入力回転軸１ａの先端部に設けた雄ねじ部１１６にローディングナット１１７を螺合、緊締する事により、この入力回転軸１ａに上記第一のキャリア８８を結合固定する。
【選択図】図２An object of the present invention is to improve durability and reliability while securing required performance.
A pair of support columns (64a, 64b) are provided between both axial side surfaces of an output side disk (17c) and one axial side surface of each input side disk (2a, 2b). The input rotary shaft 1a and the hollow rotary shaft 85 are inserted through the support ring portions 66a and 66b provided at the intermediate portions of the columns 64a and 64b, and the output side disk 17c is inserted into the support ring portions 66a and 66b. Both ends in the axial direction are rotatably supported by ball bearings 61a and 61b. At the same time, the first carrier 88 and the input rotary shaft 1a are spline-engaged. The first carrier 88 is connected and fixed to the input rotary shaft 1a by screwing and tightening a loading nut 117 to a male screw portion 116 provided at the distal end of the input rotary shaft 1a.
[Selection] Fig. 2

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
この発明に係るトロイダル型無段変速機及び無段変速装置は、自動車用自動変速装置として、或はポンプ等の各種産業機械の運転速度を調節する為の変速装置として利用する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用変速機を構成する変速機の一種としてトロイダル型無段変速機が知られ、一部で実施されている。この様な既に一部で実施されているトロイダル型無段変速機は、入力部から出力部への動力の伝達を互いに平列に設けられた２系統に分けて行なう、所謂ダブルキャビティ型と呼ばれているものである。この様なトロイダル型無段変速機は従来から、特許文献１〜３等、多数の刊行物に記載されて周知であるが、その基本構造に就いて、図１５により説明する。
【０００３】
この図１５に示したトロイダル型無段変速機は、特許請求の範囲に記載した回転軸に相当する入力回転軸１を有する。そして、この入力回転軸１の中間部基端寄り（図１５の左寄り）部分及び先端寄り（図１５の右寄り）部分の周囲に、それぞれが特許請求の範囲に記載した外側ディスクである入力側ディスク２ａ、２ｂを支持している。これら両入力側ディスク２ａ、２ｂは上記入力回転軸１に対し、それぞれが特許請求の範囲に記載した軸方向片側面であってトロイド曲面である入力側面３、３同士を互いに対向させた状態で、それぞれボールスプライン４、４を介して支持している。従って上記両入力側ディスク２ａ、２ｂは、上記入力回転軸１の周囲に、この入力回転軸１の軸方向の変位自在に、且つ、この入力回転軸１と同期した回転自在に支持されている。
【０００４】
又、上記入力回転軸１の基端部（図１５の左端部）と上記入力側ディスク２ａの外側面との間に、転がり軸受５と、ローディングカム式の押圧装置６とを設けている。そして、この押圧装置６を構成するカム板７を、駆動軸８により回転駆動自在としている。これに対して、上記入力回転軸１の先端部（図１５の右端部）と上記別の入力側ディスク２ｂの外側面との間に、ローディングナット９と、大きな弾力を有する皿板ばね１０とを設けている。
【０００５】
上記入力回転軸１の中間部は、トロイダル型無段変速機を収納したケーシング１１（本発明の実施の形態を示す図１〜３、５参照）内に設置した隔壁部１２に設けた通孔１３を挿通している。この通孔１３の内径側には円筒状の出力筒１４を、１対の転がり軸受１５、１５により回転自在に支持しており、この出力筒１４の中間部外周面に出力歯車１６を固設している。又、この出力筒１４の両端部で上記隔壁部１２の両外側面から突出した部分に、特許請求の範囲に記載した内側ディスクに相当する出力側ディスク１７ａ、１７ｂを、スプライン係合により、上記出力筒１４と同期した回転自在に支持している。
【０００６】
この状態で、特許請求の範囲に記載した軸方向両側面であってそれぞれがトロイド曲面である、上記各出力側ディスク１７ａ、１７ｂの出力側面１８、１８が、前記各入力側面３、３に対向する。又、これら両出力側ディスク１７ａ、１７ｂの内周面のうちで上記出力筒１４の端縁よりも突出した部分と上記入力回転軸１の中間部外周面との間に、それぞれニードル軸受１９、１９を設けている。そして、上記各出力側ディスク１７ａ、１７ｂに加わる荷重を支承しつつ、上記入力回転軸１に対するこれら各出力側ディスク１７ａ、１７ｂの回転及び軸方向変位を自在としている。
【０００７】
又、上記入力回転軸１の周囲で上記入力、出力両側面３、１８同士の間部分（キャビティ）に、それぞれ複数個（一般的には２個又は３個）ずつのパワーローラ２０、２０を配置している。これら各パワーローラ２０、２０はそれぞれ、上記入力、出力両側面３、１８に当接する周面２１、２１を球状凸面とされたもので、特許請求の範囲に記載した支持部材であるトラニオン２２、２２の側面部分に、支持軸２３、２３と、ラジアルニードル軸受２４、２４と、スラスト玉軸受２５、２５と、スラストニードル軸受２６、２６とにより、回転及び若干の揺動変位自在に支持されている。即ち、上記各支持軸２３、２３は、基半部と先半部とが互いに偏心した偏心軸であり、このうちの基半部を上記各トラニオン２２、２２の中間部に、図示しない別のラジアルニードル軸受により、揺動変位自在に支持している。
【０００８】
上記各パワーローラ２０、２０は、この様な支持軸２３、２３の先半部に、上記ラジアルニードル軸受２４、２４と上記スラスト玉軸受２５、２５とにより、回転自在に支持している。又、構成各部材の弾性変形に基づく、上記入力回転軸１の軸方向に関する上記各パワーローラ２０、２０の変位を、上記別のラジアルニードル軸受と上記各スラストニードル軸受２６、２６とにより、自在としている。
【０００９】
更に、上記各トラニオン２２、２２は、（図１５で表裏方向の）両端部に設けた枢軸２７、２７（本発明の実施の形態を示す図３参照）を、前記ケーシング１１内に設置した支持板２８ａ、２８ｂ（本発明の実施の形態を示す図１〜４参照）に、揺動並びに軸方向の変位自在に支持している。即ち、上記各トラニオン２２、２２は、図１５の時計方向及び反時計方向の揺動変位自在に支持すると共に、油圧式のアクチュエータ２９、２９（本発明の実施の形態を示す図３参照）により、上記各枢軸２７、２７の軸方向（図１〜４の上下方向、図１５の表裏方向）に変位させられる様にしている。
【００１０】
上述の様に構成するトロイダル型無段変速機の運転時には、前記駆動軸８により前記入力側ディスク２ａを、前記押圧装置６を介して回転駆動する。この押圧装置６は、軸方向の推力を発生させつつ上記入力側ディスク２ａを回転駆動するので、上記入力側ディスク２ａを含む１対の入力側ディスク２ａ、２ｂが、前記各出力側ディスク１７ａ、１７ｂに向け押圧されつつ、互いに同期して回転する。この結果、上記各入力側ディスク２ａ、２ｂの回転が、上記各パワーローラ２０、２０を介して上記各出力側ディスク１７ａ、１７ｂに伝わり、前記出力筒１４を介してこれら各出力側ディスク１７ａ、１７ｂと結合された、前記出力歯車１６が回転する。
【００１１】
運転時には上記押圧装置６が発生する推力により、上記各パワーローラ２０、２０の周面２１、２１と上記入力、出力両側面３、１８との各当接部の面圧が確保される。又、この面圧は、上記駆動軸８から上記出力歯車１６に伝達する動力（トルク）が大きくなる程高くなる。この為、トルク変化に関わらず、良好な伝達効率を得られる。又、伝達すべきトルクが０若しくは僅少の場合にも、前記皿板ばね１０及び上記押圧装置６の内径側に設けた予圧ばね３０により、上記各当接部の面圧を或る程度確保する。従って、上記各当接部でのトルク伝達は、起動直後から、過大な滑りを伴う事なく、円滑に行なわれる。
【００１２】
上記駆動軸８と上記出力歯車１６との間の変速比を変える場合には、前記アクチュエータ２９、２９により上記各トラニオン２２、２２を、図１５の表裏方向（図１〜４の上下方向）に変位させる。この場合、図１５の上半部のトラニオン２２、２２と下半部のトラニオン２２、２２とは、互いに逆方向に、同じ量だけ変位させる。この変位に伴って、上記各パワーローラ２０、２０の周面２１、２１と上記入力、出力両側面３、１８との当接部の接線方向に加わる力の向きが変化する。そして、この接線方向の力によって、上記各トラニオン２２、２２が、それぞれの両端部に設けた枢軸２７、２７を中心として揺動する。
【００１３】
この揺動に伴って、上記各パワーローラ２０、２０の周面２１、２１と上記入力、出力両側面３、１８との当接部の、これら両側面３、１８の径方向に関する位置が変化する。これら各当接部が、上記入力側面３の径方向外側に、上記出力側面１８の径方向内側に、それぞれ変化する程、上記変速比は増速側に変化する。これに対して、図１５に示す様に、上記各当接部が、上記入力側面３の径方向内側に、上記出力側面１８の径方向外側に、それぞれ変化する程、上記変速比は減速側に変化する。
【００１４】
更に、上述の様に構成され作用するトロイダル型無段変速機を実際の自動車用の無段変速機に組み込む場合、遊星歯車機構と組み合わせて無段変速装置を構成する事が、特許文献４〜７等に記載され、従来から提案されている。図１６は、この様な従来から提案されている無段変速装置のうちの、上記特許文献４に記載されたものを示している。この無段変速装置は、所謂ギヤード・ニュートラルと呼ばれ、入力軸を一方向に回転させたまま、出力軸の回転状態を、停止状態を挟んで正転、逆転に切り換えられるもので、トロイダル型無段変速機３１と遊星歯車式変速ユニット３２とを組み合わせて成る。このうちのトロイダル型無段変速機３１は、入力回転軸１と、１対の入力側ディスク２ａ、２ｂと、出力側ディスク１７ｃと、複数のパワーローラ２０、２０とを備える。図示の例では、この出力側ディスク１７ｃは、１対の出力側ディスクの外側面同士を突き合わせて一体とした如き構造を有する。
【００１５】
又、上記遊星歯車式変速ユニット３２は、上記入力回転軸１及び一方（図１６の右方）の入力側ディスク２ｂに結合固定されたキャリア３３を備える。このキャリア３３の径方向中間部に、その両端部にそれぞれ遊星歯車素子３４ａ、３４ｂを固設した第一の伝達軸３５を、回転自在に支持している。又、上記キャリア３３を挟んで上記入力回転軸１と反対側に、その両端部に太陽歯車３６ａ、３６ｂを固設した第二の伝達軸３７を、上記入力回転軸１と同心に、回転自在に支持している。そして、上記各遊星歯車素子３４ａ、３４ｂと、上記出力側ディスク１７ｃにその基端部（図１６の左端部）を結合した中空回転軸３８の先端部（図１６の右端部）に固設した太陽歯車３９又は上記第二の伝達軸３７の一端部（図１６の左端部）に固設した太陽歯車３６ａとを、それぞれ噛合させている。又、一方（図１６の左方）の遊星歯車素子３４ａを、別の遊星歯車素子４０を介して、上記キャリア３３の周囲に回転自在に設けたリング歯車４１に噛合させている。
【００１６】
一方、上記第二の伝達軸３７の他端部（図１６の右端部）に固設した太陽歯車３６ｂの周囲に設けた第二のキャリア４２に遊星歯車素子４３ａ、４３ｂを、回転自在に支持している。尚、この第二のキャリア４２は、上記入力回転軸１及び第二の伝達軸３７と同心に配置された、出力軸４４の基端部（図１６の左端部）に固設されている。又、上記各遊星歯車素子４３ａ、４３ｂは、互いに噛合すると共に、一方の遊星歯車素子４３ａが上記太陽歯車３６ｂに、他方の遊星歯車素子４３ｂが、上記第二のキャリア４２の周囲に回転自在に設けた第二のリング歯車４５に、それぞれ噛合している。又、上記リング歯車４１と上記第二のキャリア４２とを低速用クラッチ４６により係脱自在とすると共に、上記第二のリング歯車４５とケーシング１１等の固定の部分とを、高速用クラッチ４７により係脱自在としている。
【００１７】
上述の様な、図１６に示した無段変速装置の場合、上記低速用クラッチ４６を接続すると共に上記高速用クラッチ４７の接続を断った、所謂低速モード状態では、上記入力回転軸１の動力が上記リング歯車４１を介して上記出力軸４４に伝えられる。そして、前記トロイダル型無段変速機３１の変速比を変える事により、無段変速装置全体としての速度比、即ち、上記入力回転軸１と上記出力軸４４との間の速度比が変化する。この際のトロイダル型無段変速機３１の変速比（ＣＶＵ速度比）と無段変速装置全体としての速度比（Ｔ／Ｍ速度比）との関係は、図１７の線分αに示す様になる。この様な低速モード状態では、無段変速装置全体としての変速比は、無限大に変化する。即ち、上記トロイダル型無段変速機３１の変速比を調節する事により、上記入力回転軸１を一方向に回転させた状態のまま上記出力軸４４の回転状態を、停止状態を挟んで、正転、逆転の変換自在となる。
【００１８】
これに対して、上記低速用クラッチ４６の接続を断ち、上記高速用クラッチ４７を接続した、所謂高速モード状態では、上記入力回転軸１の動力が上記第一、第二の伝達軸３５、３７を介して上記出力軸４４に伝えられる。そして、上記トロイダル型無段変速機３１の変速比を変える事により、無段変速装置全体としての速度比が変化する。この際のトロイダル型無段変速機３１の変速比と無段変速装置全体としての速度比との関係は、図１７の線分βに示す様になる。この場合には、上記トロイダル型無段変速機３１の変速比を大きく（増速側に）する程、無段変速装置全体としての速度比が大きく（増速側に）なる。
【００１９】
上述の図１６に示した（特許文献４に記載された）無段変速装置の場合、出力側ディスク１７ｃ、中空回転軸３８及び太陽歯車３９を一体に形成している等、簡略図で示されており、実際に組み立てる事は考慮していない。これに対して特許文献８には、図１８に示す様に、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速ユニットとを組み合わせて成る無段変速装置の、多少具体的な構造が記載されている。この特許文献８に記載された構造の場合には、中空回転軸３８ａの基端部に太陽歯車３９ａを直接形成すると共に、この中空回転軸３８ａの先端部（図１８の左端部）に出力側ディスク１７ｃをスプライン係合させている。又、これと共に、この中空回転軸３８ａの周囲に一方（図１８の右方）の入力側ディスク２ｂを配置し、この入力側ディスク２ｂをケーシング１１に対し、円筒ころ軸受４８により回転自在に支持している。
【００２０】
又、入力回転軸１の他端部外周面にフランジ１１２を形成すると共に、この入力回転軸１の中間部外周面で上記一方の入力側ディスク２ｂと共に回転するキャリア３３の側面と整合する部分に凹溝１１３を設け、この凹溝１１３に止め輪１１４を係止している。そして、この止め輪１１４と上記フランジ１１２とにより、上記入力側、出力側各ディスク２ａ、２ｂ、１７ｃの入力側、出力側各面３、１８と各パワーローラ２０、２０の周面２１、２１との各当接部（トラクション部）に一定の押し付け力を付与した状態で、上記各入力側ディスク２ａ、２ａ同士が互いに離れる方向に変位するのを阻止している。尚、上記入力回転軸１と上記キャリア３３とは、スプライン係合により回転力の伝達を可能に結合している。
【００２１】
この様な特許文献８に記載された構造の場合、前述の図１５に示した構造の様に、押圧装置６により伝達トルクの大きさ応じた押し付け力をトラクション部に付与する事や、パワーローラ２０、２０を偏心軸である支持軸２３、２３により各トラニオン２２、２２に支持する事で、構成各部材の弾性変形に基づくこれら構成各部材の変位を吸収する事は、考慮していない。この為、上記特許文献８に記載された構造の場合には、上記各トラクション部に過大な押し付け力が付与されたり、逆に押し付け力不足でこれら各トラクション部で滑りが生じ易くなる可能性がある。そこで、この様な不都合を防止すべく、上記図１８に示す特許文献８に記載された構造に、上記図１５に示した様な押圧装置６及び支持軸２３、２３を採用した構造を考える。
【００２２】
即ち、他方（図１８の左方）の入力側ディスク２ａ及び出力側ディスク１７ｃを、入力回転軸１の軸方向に変位自在に支持すると共に、このうちの他方の入力側ディスク２ａと入力回転軸１との間に押圧装置６（図１５参照）を設ける。又、これと共に、各パワーローラ２０、２０を偏心軸である支持軸２３、２３（図１５参照）により支持する。この様な構造の場合には、上記各トラクション部に所定の押し付け力を付与しつつ、構成各部材の弾性変形に基づくこれら構成各部材の変位を吸収する為に、運転時に上記他方の入力側ディスク２ａ及び出力側ディスク１７ｃが、上記各パワーローラ２０、２０と共に、入力回転軸１の軸方向に関して若干の変位をする。尚、この様な各入力側ディスク２ａ、２ｂと出力側ディスク１７ｃとの軸方向の相対変位量は、構成各部材の剛性やトロイダル型無段変速機３１ａを通過するトルクにより異なるが、一般的には、２〜３ｍｍ程度となる。
【００２３】
【特許文献１】
特開平２−２８３９４９号公報
【特許文献２】
特開平８−４８６９号公報
【特許文献３】
特開平８−６１４５３号公報
【特許文献４】
特開２０００−２２０７１９号公報
【特許文献５】
特開平６−１７４０３３号公報
【特許文献６】
米国特許第６０９９４３１号明細書
【特許文献７】
特開２００２−１３９１２４号公報
【特許文献８】
米国特許第５６０７３７２号明細書
【非特許文献１】
日本機械学会編／機械工学便覧／社団法人日本機械学会／１９９３年７月３０日／ｐ．Ｂ２−７１
【非特許文献２】
鶴田明監修／手塚敬三、外９名／溶接講座／溶接の理論と設計／東京電機大学出版局／１９７３年１２月１０日／ｐ２６０−２６１／ｐ３７６−３７７
【００２４】
【発明が解決しようとする課題】
前述の様に入力側ディスク２ａ、２ｂと出力側ディスク１７ｃとの軸方向に関する相対変位に基づき、各パワーローラ２０、２０が支持軸２３、２３の基半部を中心とする揺動に伴って円弧運動すると、これら各パワーローラ２０、２０は、上記入力回転軸１の軸方向に変位するだけでなく、これら各パワーローラ２０、２０を支持する各トラニオン２２、２２の枢軸２７、２７の軸方向にも変位する。この様な、各トラニオン２２、２２の枢軸２７、２７の軸方向に関する、上記各パワーローラ２０、２０の変位は、上記各トラニオン２２、２２を上記枢軸２７、２７を中心に揺動（傾斜）させる要因となる。
【００２５】
一方、前述の図１８に示した構造に前述の図１５に示した構造を採用した構造の場合、他方の入力側ディスク２ａと出力側ディスク１７ｃとが軸方向に変位すると、各パワーローラ２０、２０の上記支持軸２３、２３の基半部を中心とする円弧運動量が、前後のキャビティで異なってしまう。この理由は、上記各パワーローラ２０、２０を支持する各トラニオン２２、２２が、上記入力回転軸１の軸方向に変位しないのに対して、上記他方の入力側ディスク２ａと出力側ディスク１７ｃとが、本来中立位置（軸方向に関して、１対のキャビティ同士の間の中央位置）に存在すべき出力側ディスク１７ｃも含めて、軸方向に変位する為である。
【００２６】
この結果、前後のキャビティで上記各パワーローラ２０、２０の軸方向変位量が異なり、これに伴って上記各パワーローラ２０、２０の上記支持軸２３、２３の基半部を中心とする円弧運動量が異なる。そして、この様に前後のキャビティでパワーローラ２０、２０の円弧運動量が異なると、これら各パワーローラ２０、２０の、上記トラニオン２２、２２の枢軸２７、２７の軸方向に関する変位量も異なる。そして、この様にトラニオン２２、２２の枢軸２７、２７の軸方向に関する上記パワーローラ２０、２０の変位量が異なる結果、前後のキャビティで上記各トラニオン２２、２２の傾斜角度が異なって、トロイダル型無段変速機の効率が低下したり、変速比制御が不安定になる可能性がある。
【００２７】
しかも、前記入力側、出力側各ディスク２ａ、２ｂ、１７ｃの入力側、出力側各面３、１８と上記各パワーローラ２０、２０の周面２１、２１との各当接部（トラクション部）で滑りを生じさせる事なく所定の動力を伝達可能とする為には、これら各当接部に伝達動力の大きさに応じた適正な押し付け力を付与する必要がある。ところが、前述の図１８に示した様な、出力側ディスク１７ｃと中空回転軸３８ａとをスプライン係合させ、これら出力側ディスク１７ｃと中空回転軸３８ａとを軸方向に相対変位可能とした構造の場合、このスプライン係合部の摩擦（摺動）抵抗が大きく、上記出力側ディスク１７ｃの軸方向変位を滑らかに行なえない可能性がある。
【００２８】
そして、この様に出力側ディスク１７ｃの軸方向変位を滑らかに行なえないと、上記各当接部で押付け力が不足し、これら各当接部で滑りが生じる可能性がある。この様な不都合を防止すべく、上記中空回転軸３８ａと出力側ディスク１７ｃとのスプライン係合部に、摩擦（摺動）抵抗の小さいボールスプラインを用いる事が考えられる。但し、この様にボールスプラインを用いると、部品点数が増大すると共に組立作業が面倒になり、製造コストが増大する可能性がある。
【００２９】
又、前述の図１８に示した構造の場合、トロイダル型無段変速機３１ａを構成する入力回転軸１に遊星歯車式変速ユニット３２ａを構成するキャリア３３を、回転力の伝達を可能にスプライン係合させているのに対し、前記特許文献７に記載された無段変速装置の場合には、入力回転軸とキャリアとを締り嵌め或は溶接により結合固定していると考えられる。ところが、この様に入力回転軸とキャリアとを締り嵌め或は溶接により結合固定する場合、これら入力回転軸とキャリアとの間に加わる大きなトルクに基づいて、次の様な不都合が生じる可能性がある。
【００３０】
即ち、図７は、後述の図１に示す本発明の実施の形態の１例の無段変速装置に関する、無段変速装置全体としての速度比と、タイヤが路面でスリップしない限界での無段変速装置の出力軸５５の出力トルクと、この出力トルクを実現する場合に入力回転軸１ａとキャリア８８（後述の図１参照）との結合部に加わるトルクとの関係の１例を示している。尚、エンジンの最大定格トルクは、４５０Ｎｍとしている。上記図７の左側の縦軸は、上記入力回転軸１ａとキャリア８８との結合部に加わるトルクを、同じく右側の縦軸は上記出力軸５５のトルクを、同じく横軸は無段変速装置全体としての速度比を、それぞれ表している。尚、この横軸は、上記トロイダル型無段変速機の入力軸５４（後述の図１参照）を３５００ｍｉｎ^−１で回転させた場合の車速として表している。
【００３１】
又、図７の実線ａ_１、ａ_２が、上記入力回転軸１ａとキャリア８８との結合部に加わるトルクと無段変速装置全体としての速度比との関係を、同じく図７の鎖線ｂが上記出力軸５５のトルクと無段変速装置全体としての速度比との関係を、それぞれ表している。尚、上記入力回転軸１ａとキャリア８８との結合部に加わるトルクを表わす実線ａ_１、ａ_２のうち、低速モードでのトルクを示す左側の実線ａ_１は、高速モードでのトルクを示す右側の実線ａ_２のトルクを正のトルクとした場合に負のトルクとなるが、図示の都合上正のトルクとして表わしている。
【００３２】
この様な図７の実線ａ_１、ａ_２から明らかな通り、上記入力回転軸１ａとキャリア８８との結合部には、エンジンの駆動トルクとトロイダル型無段変速ユニット５０（後述の図１参照）を通過するトルクとが足されて加わる為、最大で７００Ｎｍ（−７００Ｎｍ）もの大きな値となる。この為、前述の特許文献７の構造の様に入力回転軸とキャリアとを締り嵌めにより結合した場合には、これら入力回転軸とキャリアとの結合部（嵌合部）で滑りが生じる可能性がある。又、同じくこれら入力回転軸とキャリアとを溶接により結合した場合にも、上述の様なトルクに十分耐えられず、溶接部が破損して、やはり滑りが生じる可能性がある。又、量産の際に溶接を安定して行なう為には、製造作業が面倒になると共に製造コストが嵩む可能性があり、好ましくない。
【００３３】
しかも、この様な溶接により上記入力回転軸とキャリアとを結合固定する場合、非特許文献１、２に記載されている様に、溶接性（溶接に適しているかの程度）を確保すべく、上記キャリアと入力回転軸に用いる材料を、炭素（Ｃ）含有量の低い鋼材、例えば低炭素鋼（Ｃの含有量が０．３重量％未満）にする必要がある。この為、炭素含有量の多い鋼材、例えば廉価で疲労強度を確保し易く、しかも浸炭処理等により表面に硬化層を形成する場合に熱処理時間を短くできる、中炭素鋼（Ｃの含有量が０．３〜０．７重量％）を採用できない可能性がある。
本発明のトロイダル型無段変速機及び無段変速装置は、この様な事情に鑑みて発明したものである。
【００３４】
【課題を解決するための手段】
本発明のトロイダル型無段変速機は、前述した従来から知られているトロイダル型無段変速機と同様に、ケーシングと、回転軸と、１対の外側ディスクと、内側ディスクと、複数個の支持部材と、複数個のパワーローラと、中空回転軸とを備える。
このうちの回転軸は、上記ケーシング内に回転自在に支持されている。
又、上記各外側ディスクは、それぞれが断面円弧形である互いの軸方向片側面同士を対向させた状態で上記回転軸の軸方向２個所位置に、この回転軸と同期した回転を自在として支持されている。
又、上記内側ディスクは、上記回転軸の中間部周囲に、断面円弧形である軸方向両側面を上記各外側ディスクの軸方向片側面に対向させた状態で、上記回転軸に対する相対回転を自在に支持されている。
又、上記各支持部材は、軸方向に関してこれら内側ディスクの軸方向両側面と各外側ディスクの軸方向片側面との間位置にそれぞれ複数個ずつ、上記回転軸に対し捩れの位置にある枢軸を中心とする揺動変位を自在に設けられている。
又、上記各パワーローラは、上記各支持部材に回転自在に支持され、球状凸面としたそれぞれの周面を、上記内側ディスクの軸方向両側面と各外側ディスクの軸方向片側面とに当接させている。
又、上記中空回転軸は、上記内側ディスクとの間での回転力の伝達を可能に結合した状態で上記回転軸の周囲に配置され、その中間部外周面に上記各外側ディスクのうちの一方の外側ディスクを回転自在に支持している。
そして、上記中空回転軸の一端部で上記一方の外側ディスクから突出した部分に設けた歯車を、上記各外側ディスクと共に回転する部材に回転自在に支持した別の歯車に噛合させている。
【００３５】
特に、本発明のトロイダル型無段変速機に於いては、上記内側ディスクの軸方向両側面と上記各外側ディスクの軸方向片側面との間に、それぞれの中間部に支持環部を有する１対の支柱を、この支持環部に上記回転軸を挿通した状態で配置し、これら両支柱の支持環部に上記内側ディスクの軸方向両端部を、玉軸受により回転自在に支持している。更には、上記各外側ディスクと共に回転する部材のうちの、上記回転軸に結合固定した状態で上記別の歯車を回転自在に支持する部材を、この回転軸にスプライン係合させると共に軸方向の相対変位を阻止した状態で結合固定している。
【００３６】
又、請求項５に記載した本発明の無段変速装置は、トロイダル型無段変速ユニットと遊星歯車式変速ユニットとを組み合わせると共に、このうちのトロイダル型無段変速ユニットの回転軸に繋がる入力軸と、上記遊星歯車式変速ユニットの構成部材に繋がる出力軸とを備える。
そして、このうちのトロイダル型無段変速ユニットは、上述の様なトロイダル型無段変速機である。
又、上記遊星歯車式変速ユニットは、上記トロイダル型無段変速ユニットの回転軸と内側ディスクとから動力を伝達されるものであって、動力の伝達経路を２系統に切り換える切換手段を有する。
【００３７】
又、好ましくは、請求項６に記載した様に、上記遊星歯車式変速ユニットは、キャリアと、複数の第一の遊星歯車と、第一の太陽歯車と、複数の第二の遊星歯車と、第二の太陽歯車と、リング歯車とを備えたものとする。
このうちのキャリアは、上記トロイダル型無段変速ユニットを構成する１対の外側ディスクにこれら両外側ディスクと同心に結合されて、これら両外側ディスクと共に回転する。
又、上記各第一の遊星歯車は、上記キャリアの軸方向両側面のうちで一方の外側ディスクに対向する軸方向片面に、回転自在に支持されている。
又、上記第一の太陽歯車は、上記トロイダル型無段変速ユニットを構成する回転軸の周囲に配置された中空回転軸により内側ディスクに結合された状態で、上記各ディスクと同心に且つ回転自在に設けられ、上記各第一の遊星歯車と噛合している。
又、上記各第二の遊星歯車は、上記キャリアの他面に回転自在に支持されている。
又、上記第二の太陽歯車は、上記各ディスクと同心に且つ回転自在に設けられて、上記各第二の遊星歯車と噛合している。
又、上記リング歯車は、上記各ディスクと同心に且つ回転自在に設けられて、上記各第一の遊星歯車と噛合している。
そして、切換手段は、上記リング歯車を通じて上記内側ディスクから取り出した動力を出力軸に伝達するモードと、上記第二の太陽歯車を通じてこの内側ディスクから取り出した動力を出力軸に伝達するモードとを選択するものである。
【００３８】
【作用】
上述の様に本発明のトロイダル型無段変速機及び無段変速装置の場合には、内側ディスクの軸方向両端部を玉軸受で支柱に支持する事により、この内側ディスクをケーシングに回転自在に且つ軸方向変位不能に支持する。即ち、この内側ディスクの軸方向両側面に対向する各外側ディスクが、この内側ディスクに向けて軸方向に変位する事により、トラクション部に所定の押し付け力を付与しつつ構成各部材の弾性変形に基づくこれら構成各部材の変位を吸収する。この為、前後のキャビティ同士で各パワーローラの揺動（回動）量をほぼ等しくできる結果、各支持部材の傾斜が前後のキャビティ同士で異なる事を防止でき、トロイダル型無段変速機の効率が低下したり、変速比制御が不安定になる事を防止できる。
【００３９】
又、上述の様に各外側ディスクが軸方向に変位する場合には、上記内側ディスクに結合した中空回転軸の端部に設けた歯車（第一の太陽歯車）と、上記各外側ディスクと共に回転する部材（キャリア）に回転自在に支持した別の歯車（第一の遊星歯車）とを軸方向に変位させる（噛合部を滑らせる）事ができる。この様な軸方向変位が行なわれる各歯車同士の噛合部は、前述の図１８に示した様な中空回転軸３８ａと出力側ディスク（内側ディスク）１７ｃとのスプライン係合部に比べ、径方向外方に位置する。この為、上記噛合部に加わるトルクに基づく円周方向の力（ｆ＝Ｔ／ｒ、Ｔ：トルク、ｒ：半径）が、同じく上記スプライン係合部に加わる円周方向の力に比べて小さくなり、この噛合部に作用する摩擦力（Ｆ＝μｆ、μ：摩擦係数）を小さくできる。従って、トルク急変動等の過渡応答時にも、上記内側ディスクと各外側ディスクとの軸方向に関する相対変位を滑らかに行なえ、トラクション部に所定の押し付け力を安定して付与する事ができて、このトラクション部で過大な滑りが生じる事を防止できる。
【００４０】
又、上記各外側ディスクと共に回転する部材を回転軸にスプライン係合させる為、これら各外側ディスクと共に回転する部材と回転軸との間に大きなトルクが加わる場合でも、これらの部材を締り嵌めや溶接により結合固定する場合に比べ、耐久性や信頼性を十分に確保できる。しかも、上記各外側ディスクと共に回転する部材と回転軸との中心合わせ（芯出し）、更にはこれら各外側ディスクと共に回転する部材に回転自在に支持した別の歯車同士と回転軸との中心合わせも容易に行なえる。又、溶接により結合固定する場合の様に、上記各外側ディスクと共に回転する部材及び回転軸を構成する材料が、炭素（Ｃ）含有量の低い鋼材、例えば低炭素鋼（Ｃの含有量が０．３重量％未満）に限定される事もない。この為、これらの部材に炭素含有量の多い鋼材、例えば中炭素鋼（Ｃの含有量が０．３〜０．７重量％、より好ましくはＣの含有量が０．３〜０．５重量％）を採用する事により、低廉化や疲労強度の確保、浸炭処理等により表面に硬化層を形成する場合の熱処理時間の短縮等による製造コストの低減を図れる。
【００４１】
【発明の実施の形態】
図１〜５は、本発明の実施の形態の１例を示している。尚、図１〜３には縦横比等の寸法関係を、実際の寸法関係で示している。又、図４〜５に就いても、実際の寸法関係に則して描いている。本例の無段変速装置は、請求項１〜４に記載したトロイダル型無段変速機に対応するトロイダル型無段変速ユニット５０と、第一〜第三の遊星歯車式変速ユニット５１〜５３とを組み合わせて成り、入力軸５４と出力軸５５とを有する。図示の例では、これら入力軸５４と出力軸５５との間に、上記トロイダル型無段変速ユニット５０の入力回転軸１ａと、伝達軸５６とを、これら両軸５４、５５と同心に、且つ、これら両軸５４、５５に対する相対回転を自在に設けている。そして、上記第一、第二の遊星歯車式変速ユニット５１、５２を上記入力回転軸１ａと上記伝達軸５６との間に掛け渡す状態で、上記第三の遊星歯車式変速ユニット５３をこの伝達軸５６と上記出力軸５５との間に掛け渡す状態で、それぞれ設けている。
【００４２】
このうちのトロイダル型無段変速ユニット５０は、それぞれが外側ディスクである１対の入力側ディスク２ａ、２ｂと、内側ディスクである一体型の出力側ディスク１７ｃと、複数のパワーローラ２０、２０とを備える。そして、上記１対の入力側ディスク２ａ、２ｂは、上記入力回転軸１ａを介して互いに同心に、且つ、同期した回転を自在として結合されている。又、上記出力側ディスク１７ｃは、上記両入力側ディスク２ａ、２ｂ同士の間に、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂと同心に、且つ、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂに対する相対回転を自在として支持されている。更に、上記各パワーローラ２０、２０は、上記出力側ディスク１７ｃの軸方向両側面と上記両入力側ディスク２ａ、２ｂの軸方向片側面との間に、それぞれ複数個（本例の場合は２個）ずつ挟持されている。そして、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂの回転に伴って回転しつつ、これら両入力側ディスク２ａ、２ｂから上記出力側ディスク１７ｃに動力を伝達する。
【００４３】
又、本例の場合、図３に示す様に、上記各パワーローラ２０、２０を支持するトラニオン２２、２２の長さ方向両端部に設けた、１対の折れ曲がり壁部５７、５７の先端部同士を、連結部材５８、５８により連結している。この様な連結部材５８は、上記パワーローラ２０を跨ぐ様に設けると共に、その両端面を上記トラニオン２２の各折れ曲がり壁部５７、５７の先端部内側面に突き当てた状態で、ねじ５９、５９により、上記各トラニオン２２、２２に結合固定している。この様な連結部材５８、５８を設けた本例の場合には、これら各トラニオン２２、２２の曲げ剛性の向上を図れ、これら各トラニオン２２、２２を弾性変形しにくくできる。この結果、これら各トラニオン２２、２２の変形に基づく支持軸２３ａの傾斜を防止し、この支持軸２３ａの先半部に支持した上記各パワーローラ２０、２０の位置がずれるのを抑える事ができるので、変速動作を安定させる事が
【００４４】
更に、本例の場合には、上記出力側ディスク１７ｃの軸方向両端部を、（第一、第二の）１対のスラストアンギュラ玉軸受６１ａ、６１ｂにより、回転自在に支持している。この為に本例の場合には、ケーシング１１の内側に、単一のアクチュエータボディー６２及び単一の連結板６３を介して、（第一、第二の）１対の支柱６４ａ、６４ｂを設けている。これら各支柱６４ａ、６４ｂはそれぞれ、前記入力回転軸１ａを挟んで径方向反対側に、互いに同心に設けられた１対の支持ポスト部６５ａ、６５ｂを、円環状の支持環部６６ａ、６６ｂにより連結して成る。上記入力回転軸１ａは、この支持環部６６ａ、６６ｂの内側を緩く挿通している。
【００４５】
又、上記各支柱６４ａ、６４ｂの下端部は、上記アクチュエータボディー６２の上面に、それぞれ複数本ずつのボルト６７、６７により結合固定している。この為に上記アクチュエータボディー６２の上面には、上記各支柱６４ａ、６４ｂの下端部を内嵌する為の凹部６８、６８を形成している。又、これら各支柱６４ａ、６４ｂの下端部には、下端面に開口する複数のねじ孔を形成している。これら各支柱６４ａ、６４ｂは、それぞれの下端部を上記各凹部６８、６８に内嵌した状態で、上記アクチュエータボディー６２を下方から挿通して上記各ねじ孔に螺合し、更に緊締した上記各ボルト６７、６７により、上記アクチュエータボディー６２の上面の所定位置に固定している。
【００４６】
これに対して上記各支柱６４ａ、６４ｂの上端部は、前記単一の連結板６３の下面に、それぞれボルト６９、６９により結合固定している。この為に上記連結板６３の下面には、上記各支柱６４ａ、６４ｂの上端部を内嵌する為の凹部７０、７０を形成している。又、これら各支柱６４ａ、６４ｂの上端部には、上端面中央部に開口する１個ずつのねじ孔を形成している。これら各支柱６４ａ、６４ｂは、それぞれの上端部を上記各凹部７０、７０に内嵌した状態で、上記連結板６３を上方から挿通して上記各ねじ孔に螺合し、更に緊締した上記各ボルト６９、６９により、上記連結板６３の下面に固定している。
【００４７】
上記１対の支柱６４ａ、６４ｂは、上述の様に上記アクチュエータボディー６２の上面と上記連結板６３の下面との間に、掛け渡す様に連結固定している。この状態で、上記各支柱６４ａ、６４ｂの両端部近傍に設けた、前記各支持ポスト部６５ａ、６５ｂのうち、下側の支持ポスト部６５ａ、６５ａは、上記アクチュエータボディー６２の上面の直上位置に存在する。そして、上記両支柱６４ａ、６４ｂの支持ポスト部６５ａ、６５ａに、前記１対の支持板２８ａ、２８ｂのうちの下側の（第一の）支持板２８ａに形成した（第一の）支持孔７１ａ、７１ａを、がたつきなく外嵌している。又、上側の支持ポスト部６５ｂ、６５ｂは上記連結板６３の下面の直下位置に存在する。そして、上記両支柱６４ａ、６４ｂの支持ポスト部６５ｂ、６５ｂに、上記１対の支持板２８ａ、２８ｂのうちの上側の（第二の）支持板２８ｂに形成した（第二の）支持孔７１ｂ、７１ｂを、がたつきなく外嵌している。上記両支持板２８ａ、２８ｂにそれぞれ１対ずつ形成した、上記支持孔７１ａ、７１ｂ同士の、前記入力回転軸１ａの軸方向に関するピッチは、適正に規制されている。従って、上記各支持ポスト部６５ａ、６５ｂに上記各支持孔７１ａ、７１ｂをがたつきなく外嵌した状態で、上記１対の支柱６４ａ、６４ｂの上下両端部同士のピッチが適正に規制される。
【００４８】
尚、図示の例では、上記下側の支持板２８ａに、前記各トラニオン２２、２２の傾斜角度を制限する為のストッパとして機能する、凸部７２ａ、７２ｂ、７２ｃ（図４）を突設している。即ち、上記支持板２８ａの幅方向（図１〜２の表裏方向、図３の左右方向）両側縁部の、前後方向（図１〜２の左右方向、図３の表裏方向）両端部と中央部との３個所位置に、上記凸部７２ａ、７２ｂ、７２ｃを形成している。これら各凸部７２ａ、７２ｂ、７２ｃは、上記各トラニオン２２、２２が、それぞれの両端部に設けた枢軸２７、２７を中心として過度に傾斜する事を防止する為のストッパとして機能するものである。そして、上記各トラニオン２２、２２に支持したパワーローラ２０、２０の周面２１が、前記入力側ディスク２ａ、２ｂ、出力側ディスク１７ｃの入力側、出力側両面３、１８からこれら各ディスク２ａ、２ｂ、１７ｃの径方向外方に外れる事を防止する。
【００４９】
又、上記１対の支柱６４ａ、６４ｂにより互いに結合された、上記アクチュエータボディー６２と上記連結板６３とのうち、アクチュエータボディー６２は前記ケーシング１１の下部に、三次元方向の位置決めを図った状態で固定している。この為に、このケーシング１１を構成する１対の側壁部７３、７３の内面の下端開口寄り部分に段部７４ａ、７４ｂを、上記アクチュエータボディー６２の幅方向（図１〜２の表裏方向、図３の左右方向）両端寄り部分にボルト挿通孔７５、７５（図４）を、それぞれ形成している。上記アクチュエータボディー６２を上記ケーシング１１内に固定する際には、このアクチュエータボディー６２の上面幅方向両端寄り部分を上記各段部７４ａ、７４ｂに突き当てる。そして、上記各ボルト挿通孔７５、７５を下方から挿通した図示しないボルトを、上記各段部７４ａ、７４ｂに開口したねじ孔に螺合し更に緊締する。
【００５０】
上記三次元方向に関する位置決めのうち、長さ方向（図１、２、５の左右方向、図３の表裏方向）及び幅方向（図１、２の表裏方向、図３の左右方向、図５の上下方向）に関する位置決めは、上記アクチュエータボディー６２と上記各段部７４ａ、７４ｂとの間の２箇所以上に掛け渡す状態で設けたノックピン（図示せず）により図っている。又、上下方向（図１〜３の上下方向）に関する位置決めは、上記各段部７４ａ、７４ｂと前記各支柱６４ａ、６４ｂの支持環部６６ａ、６６ｂの中心との上下方向に関する距離を規制する事により実現する。
【００５１】
一方、上記連結板６３は上記ケーシング１１内に、凹凸係合に基づいて長さ方向及び幅方向の位置を規制した状態で設置されている。この位置規制を行なう為に、上記連結板６３の上面と、上記ケーシング１１の天板部７６の下面との、互いに対向する部分に、それぞれ位置決め凹部７７ａ、７７ｂを形成している。これら各位置決め凹部７７ａ、７７ｂは、それぞれ円形の平面形状を有する。上記アクチュエータボディー６２を上記ケーシング１１内に固定した状態で、上記連結板６３の上面に形成した各位置決め凹部７７ａ、７７ａと、上記天板部７６の下面に形成した位置決め凹部７７ｂ、７７ｂとの間に円筒状の位置決めスリーブ７８、７８を掛け渡している。この構造により、前記１対の支柱６４ａ、６４ｂの上下両端部を上記ケーシング１１に対し、長さ方向、幅方向、上下方向（三次元方向）に関する位置決めをした状態で支持固定している。
【００５２】
上述の様にして上記ケーシング１１内の所定位置に固定した１対の支柱６４ａ、６４ｂの中間部に設けられ、それぞれが前記入力側ディスク２ａ、２ｂと前記出力側ディスク１７ｃとの入力側、出力側両面３、１８同士の間に存在する各キャビティ（空間）の中央部に配置された、前記各支持環部６６ａ、６６ｂにより、上記出力側ディスク１７ｃを、回転自在に支持している。この為に、これら各支持環部６６ａ、６６ｂと、この出力側ディスク１７ｃの軸方向両端面、即ち、この出力側ディスク１７ｃの軸方向両側面に設けた出力側面１８、１８よりも内径側部分との間に、前記各スラストアンギュラ玉軸受６１ａ、６１ｂを設けている。図示の例の場合、これら各スラストアンギュラ玉軸受６１ａ、６１ｂを構成する１対の軌道輪７９ａ、７９ｂの外側面（互いに反対側の側面）の内径寄り部分に短円筒状の突条部８０、８０（図２）を、全周に亙って形成している。
【００５３】
そして、これら各突条部８０、８０を、上記各支持環部６６ａ、６６ｂ及び上記出力側ディスク１７ｃの両端部にそれぞれ設けた、他の部分よりも内径の大きい大径部８１ａ、８１ｂ（図２）にがたつきなく内嵌する事により、上記各スラストアンギュラ玉軸受６１ａ、６１ｂの径方向に関する位置決めを図っている。又、一方の軌道輪７９ａ、７９ａ（又は他方の軌道輪７９ｂ、７９ｂ）の外側面と上記各支持環部６６ａ、６６ｂ（又は出力側ディスク１７ｃの端面）との間にシム板８２、８２（図２）を挟持して、上記各スラストアンギュラ玉軸受６１ａ、６１ｂの軸方向に関する位置決めを図っている。又、この状態で、これら各スラストアンギュラ玉軸受６１ａ、６１ｂに、適切な予圧を付与している。従って上記出力側ディスク１７ｃは、各キャビティ内に１対ずつ設けた上記各支柱６４ａ、６４ｂ同士の間に、径方向及び軸方向に関する位置決めを図られた状態で、がたつきなく回転自在に支持されている。
【００５４】
又、図示の無段変速装置の場合、前記入力回転軸１ａの基端部（図１の左端部）を図示しないエンジンのクランクシャフトに、前記入力軸５４を介して結合し、このクランクシャフトにより上記入力回転軸１ａを回転駆動する様にしている。又、前記両入力側ディスク２ａ、２ｂの軸方向片側面（入力側面３、３）及び上記出力側ディスク１７ｃの軸方向両側面（出力側面１８、１８）と前記各パワーローラ２０、２０の周面２１、２１との転がり接触部（トラクション部）に適正な面圧を付与する為の押圧装置６ａとして、油圧式のものを使用している。又、ギヤポンプ等の油圧源により、この押圧装置６ａ及び変速の為に前記各トラニオン２２、２２を変位させる為の油圧式のアクチュエータ２９、２９、並びに後述する低速用クラッチ８３及び高速用クラッチ８４を断接させる為の油圧シリンダに、圧油を供給自在としている。
【００５５】
又、上記出力側ディスク１７ｃの中心孔に、中空回転軸８５の先端部（図１〜２の左端部）をスプライン係合させている。そして、この中空回転軸８５の外周面と出力側ディスク１７ｃの内周面のとの間に欠円環状の（第一、第二の）止め輪８６、８６（図２）を掛け渡す事により、これら中空回転軸８５と出力側ディスク１７ｃとを、軸方向の相対変位を阻止した状態で結合している。本例の場合、前述の様に上記出力側ディスク１７ｃの両端部内周面に他の部分よりも内径の大きい大径部８１ａ、８１ａを設け、この大径部８１ａ、８１ａの段差面と、上記中空回転軸８５の外周面でこれら各段差面と対向する部分に全周に亙って設けた凹溝との間に、上記各止め輪８６、８６を掛け渡している。
【００５６】
又、上記中空回転軸８５を、エンジンから遠い側（図１〜２の右側）の入力側ディスク２ｂの内側に挿通して、上記出力側ディスク１７ｃの回転力を取り出し自在としている。更に、上記中空回転軸８５の先端部（図１〜２の右端部）で上記入力側ディスク２ｂの外側面から突出した部分に、前記第一の遊星歯車式変速ユニット５１を構成する為の、第一の太陽歯車８７を直接形成（固設）している。本例の場合、この第一の太陽歯車８７が、特許請求の範囲に記載した一方の外側ディスクから突出した部分に設けた歯車に相当する。
【００５７】
一方、上記入力回転軸１ａの先端部（図１〜２の右端部）で上記中空回転軸８５から突出した部分と上記入力側ディスク２ｂとの間に、第一のキャリア８８を掛け渡す様に設けて、この入力側ディスク２ｂと上記入力回転軸１ａとが、互いに同期して回転する様にしている。即ち、本例の場合、上記第一のキャリア８８を構成する円筒部１１５の内周面と上記入力回転軸１ａの先端部外周面とを、スプライン係合させている。そして、この第一のキャリア８８の円筒部１１５の他端縁（図１〜２の左端縁）を、上記入力回転軸１ａの先端寄り部に全周に亙って設けた段差面に当接させると共に、この入力回転軸１ａの先端部に設けた雄ねじ部１１６にローディングナット１１７を螺合、緊締する事により、軸方向の相対変位を阻止した状態で結合固定している。又、上記中空回転軸８５の先端部内周面と、上記入力回転軸１ａにスプライン係合させた上記第一のキャリア８８の円筒部１１５の外周面との間に、ラジアルニードル軸受１１８を、上記第一の太陽歯車８７並びにスプライン係合部と径方向に関して重畳する状態で設けている。そして、上記第一のキャリア８８の軸方向両側面の円周方向等間隔位置（一般的には３〜４個所位置）に、それぞれがダブルピニオン型である前記第一、第二の遊星歯車式変速ユニット５１、５２を構成する為の遊星歯車８９〜９１を、回転自在に支持している。更に、上記第一のキャリア８８の片半部（図１〜２の右半部）周囲に第一のリング歯車９２を、回転自在に支持している。
【００５８】
上記各遊星歯車８９〜９１のうち、前記トロイダル型無段変速ユニット５０寄り（図１〜２の左寄り）で上記第一のキャリア８８の径方向に関して内側に設けた遊星歯車８９は、上記第一の太陽歯車８７に噛合している。本例の場合、この遊星歯車８９が、特許請求の範囲に記載した各外側ディスクと共に回転する部材に回転自在に支持した別の歯車に相当する。又、上記トロイダル型無段変速ユニット５０から遠い側（図１〜２の右側）で上記第一のキャリア８８の径方向に関して内側に設けた遊星歯車９０は、前記伝達軸５６の基端部（図１の左端部）に固設した第二の太陽歯車９３に噛合している。又、上記第一のキャリア８８の径方向に関して外側に設けた、残りの遊星歯車９１は、上記内側に設けた遊星歯車８９、９０よりも軸方向寸法を大きくして、これら両遊星歯車８９、９０に噛合させている。更に、上記残りの遊星歯車９１と上記第一のリング歯車９２とを噛合させている。尚、径方向外寄りの遊星歯車を、第一、第二の遊星歯車ユニット５１、５２同士の間で互いに独立させる代りに、幅広のリング歯車をこれら両遊星歯車に噛合させる構造も、採用可能である。
【００５９】
一方、前記第三の遊星歯車式変速ユニット５３を構成する為の第二のキャリア９４を、前記出力軸５５の基端部（図１の左端部）に結合固定している。そして、この第二のキャリア９４と上記第一のリング歯車９２とを、前記低速用クラッチ８３を介して結合している。又、上記伝達軸５６の先端寄り（図１〜２の右端寄り）部分に、第三の太陽歯車９５を固設している。又、この第三の太陽歯車９５の周囲に第二のリング歯車９６を配置し、この第二のリング歯車９６と前記ケーシング１１等の固定の部分との間に、前記高速用クラッチ８４を設けている。更に、上記第二のリング歯車９６と上記第三の太陽歯車９５との間に配置した復数組の遊星歯車９７、９８を、上記第二のキャリア９４に回転自在に支持している。これら各遊星歯車９７、９８は、互いに噛合すると共に、上記第二のキャリア９４の径方向に関して内側に設けた遊星歯車９７を上記第三の太陽歯車９５に、同じく外側に設けた遊星歯車９８を上記第二のリング歯車９６に、それぞれ噛合している。
【００６０】
上述の様に構成する本例の無段変速装置の場合、入力回転軸１ａから１対の入力側ディスク２ａ、２ｂ、各パワーローラ２０、２０を介して一体型の出力側ディスク１７ｃに伝わった動力は、前記中空回転軸８５を通じて取り出される。そして、上記低速用クラッチ８３を接続し、上記高速用クラッチ８４の接続を断った状態では、前記トロイダル型無段変速ユニット５０の変速比を変える事により、上記入力回転軸１ａの回転速度を一定にしたまま、前記出力軸５５の回転速度を、停止状態を挟んで正転、逆転に変換自在となる。
【００６１】
即ち、この状態では、上記入力回転軸１ａと共に正方向に回転する第一のキャリア８８と、上記中空回転軸８５と共に逆方向に回転する前記第一の太陽歯車８７との差動成分が、前記第一のリング歯車９２から、上記低速用クラッチ８３、上記第二のキャリア９４を介して、上記出力軸５５に伝達される。この状態では、上記トロイダル型無段変速ユニット５０の変速比を所定値にする事で上記出力軸５５を停止させられる他、このトロイダル型無段変速ユニット５０の変速比を上記所定値から増速側に変化させる事により上記出力軸５５を、車両を後退させる方向に回転させられる。これに対して、上記トロイダル型無段変速ユニット５０の変速比を上記所定値から減速側に変化させる事により上記出力軸５５を、車両を前進させる方向に回転させられる。
【００６２】
更に、上記低速用クラッチ８３の接続を断ち、上記高速用クラッチ８４を接続した状態では、上記出力軸５５を、車両を前進させる方向に回転させる。即ち、この状態では、上記入力回転軸１ａと共に正方向に回転する第一のキャリア８８と、上記中空回転軸８５と共にこの第一のキャリア８８と逆方向に回転する前記第一の太陽歯車８７との差動成分に応じて回転する、前記第一の遊星歯車式変速ユニット５１の遊星歯車８９の回転が、別の遊星歯車９１を介して、前記第二の遊星歯車式変速ユニット５２の遊星歯車９０に伝わり、前記第二の太陽歯車９３を介して、前記伝達軸５６を回転させる。そして、この伝達軸５６の先端部に設けた第三の太陽歯車９５と、この第三の太陽歯車９５と共に前記第三の遊星歯車式変速ユニット５３を構成する第二のリング歯車９６及び遊星歯車９７、９８との噛合に基づき、前記第二のキャリア９４及びこの第二のキャリア９４に結合した上記出力軸５５を、前進方向に回転させる。この状態では、上記トロイダル型無段変速ユニット５０の変速比を増速側に変化させる程、上記出力軸５５の回転速度を速くできる。
【００６３】
図６は、上記トロイダル型無段変速ユニット５０（Ｖａｒｉａｔｏｒ）の変速比（減速比）と、無段変速装置全体としての速度比と、このトロイダル型無段変速ユニット５０を通過するトルク（通過トルク）との関係の１例を示している。図６の左側の縦軸は、上記トロイダル型無段変速ユニット５０の変速比を、同じく右側の縦軸は通過トルクを、同じく横軸は無段変速装置全体としての速度比を、それぞれ表している。尚、この横軸は、上記トロイダル型無段変速ユニット５０の入力軸１ａを３５００ｍｉｎ^−１で回転させた場合の車速として表している。又、図６の実線ａが、上記トロイダル型無段変速ユニット５０の変速比と無段変速装置全体としての速度比との関係を表している。又、同じく図６の破線ｂ_１、ｂ_２が、無段変速装置の作動時に上記トロイダル型無段変速ユニット５０を通過するトルクと無段変速装置全体としての速度比との関係を表わしている。
【００６４】
この様な図６の実線ａから明らかな通り、前記低速用クラッチ８３を接続し、前記高速用クラッチ８４の接続を断った状態で、上記トロイダル型無段変速ユニット５０の変速比を０．６程度とする事により、上記入力軸１ａを回転させた状態のまま、前記出力軸５５を停止させる事ができる。又、上記トロイダル型無段変速ユニット５０の変速比を、０．６程度を境にして変化させる事により、車両を前進或は後退させる事ができる。更に、上記トロイダル型無段変速ユニット５０の変速比が２．２〜２．３程度を境に、上記低速用クラッチ８３の接続を断ち、上記高速用クラッチ８４を接続した状態で、上記トロイダル型無段変速ユニット５０の変速比を増速側に変化させる事により、車両の速度を速くできる。尚、上記通過トルクを表す曲線ｂ_１、ｂ_２の不連続部は、上記低速用クラッチ８３と上記高速用クラッチ８４との断接により、高速モードと低速モードとの切り換えを行なう事に伴って生じる。そして、上記不連続部では、上記トロイダル型無段変速ユニット５０を通過するトルク（通過トルク）の大きさと方向とが急変動する。
【００６５】
上述の様に構成し作用する、本例の無段変速装置の組立時には、上記トロイダル型無段変速ユニット５０及び前記第一、第二の遊星歯車式変速ユニット５１、５２を、これら各ユニット５０〜５２を前記ケーシング１１内に収納するのに先立って、図４に示す様に、予めこのケーシング１１外で組み立てる。即ち、前記アクチュエータボディー６２にそれぞれの下端を結合固定した１対の支柱６４ａ、６４ｂ（図１〜３参照）により、出力側ディスク１７ｃ及び中空回転軸８５（図１〜３参照）を回転自在に支持する。又、上記両支柱６４ａ、６４ｂの上下両端部に設けた各支持ポスト部６５ａ、６５ｂに外嵌支持した上下１対の支持板２８ａ、２８ｂにより、複数のトラニオン２２、２２及びパワーローラ２０、２０を所定位置に支持する。更に、上記中空回転軸８５を挿通した前記入力回転軸１ａに、前記押圧装置６ａ、前記１対の入力側ディスク２ａ、２ｂ、上記第一、第二の遊星歯車式変速ユニット５１、５２等を組み付けて、図４に示す様なモジュール９９とする。
【００６６】
尚、この様なモジュール９９を組み立てる際には、上記出力側ディスク１７ｃを上記入力回転軸１ａの中間部周囲に、がたつきなく回転自在に支持する事が重要である。そして、この為には、前記各スラストアンギュラ玉軸受６１ａ、６１ｂに適切な予圧を付与すべく、前記各シム板８２、８２として、適切な厚さ寸法を有するものを使用する事が重要である。そこで、これら各シム板８２、８２として適切な厚さ寸法を有するものを選択しつつ、前記トロイダル型無段変速ユニット５０を組み立てる手順に就いて、図８〜１４を参照しつつ説明する。
【００６７】
先ず、図８に示す様な治具１００を用意する。この治具１００は、作業台上に載置自在な基体１０１の中央部にボルト１０２を、その雄ねじ部１０３を上にして、下方から上方に挿通して成る。
第一工程では、図８に示す様に、この様な治具１００のボルト１０２に上記中空回転軸８５を、前記第一の太陽歯車８７を下にして、緩く外嵌する。そして、同図に示す様に、この中空回転軸８５の周囲に、上記第一の遊星歯車式変速ユニット５１の側に設ける一方の外側ディスク２ｂを、ニードル軸受１０４を介して、上記第一の太陽歯車８７を設けていない上側から外嵌する。
【００６８】
次いで、第二工程として、図９に示す様に、上記中空回転軸８５の中間部周囲に、前記出力側ディスク１７ｃの軸方向一端部を支持する為の第一の支柱６４ａの支持環部６６ａ及び第一のスラストアンギュラ玉軸受６１ａを外嵌する。この外嵌作業は、上記中空回転軸８５のうちで上記第一の太陽歯車８７を設けていない側である上側から、上記支持環部６６ａを上記一方の外側ディスク２ｂの側（下側）に位置させた状態で行なう。
そして、図９に示す様に、上記中空回転軸８５の中間部外周面で上記第一のスラストアンギュラ玉軸受６１ａよりも上側に露出している部分に、第一の止め輪８６を係止する。
【００６９】
次いで、第三工程として、図１０に示す様に、上記中空回転軸８５に上記出力側ディスク１７ｃを、スプライン係合させつつ外嵌する。そして、この中空回転軸８５の端部でこの出力側ディスク１７ｃよりも上側（上記第一の止め輪８６と反対側）に突出した部分の外周面に、第二の止め輪８６を係止する。この結果、上記出力側ディスク１７ｃが上記中空回転軸８５に対し、回転及び軸方向の変位を阻止した状態で外嵌固定される。
【００７０】
次いで、第四工程として、図１０に示す様に、上記出力側ディスク１７ｃの上端部（軸方向他端部）に、この出力側ディスク１７ｃの軸方向他端部を支持する為の第二の支柱６４ｂの支持環部６６ｂ及び第二のスラストアンギュラ玉軸受６１ｂを配置する。この配置作業は、この第二のスラストアンギュラ玉軸受６１ｂを上記出力側ディスク１７ｃの側（下側）に位置させた状態で行なう。
【００７１】
次いで、第五工程として、前記ボルト１０２の上端部に設けた雄ねじ部１０３にナット１０５を螺合し、このナット１０５を所定のトルクで緊締して、座板１０６を介して上記第二の支柱６４ｂの支持環部６６ｂを、前記第一の支柱６４ａの支持環部６６ａに向け押圧する。そして、これら第一、第二の支柱６４ａ、６４ｂ同士の間に、上記第一、第二のスラストアンギュラ玉軸受６１ａ、６１ｂに適切な予圧を付与する為に必要な、互いに近付く方向の軸方向荷重を付与する。この状態で、上記第一、第二の支柱６４ａ、６４ｂのうちで、前記各支持板２８ａ、２８ｂにそれぞれ形成した第一、第二の支持孔７１ａ、７１ｂ（図１〜２参照）と当接すべき部分である、前記各支持ポスト部６５ａ、６５ｂの互いに反対側周面同士の間の軸方向距離Ｌ_１を測定する。尚、この軸方向距離Ｌ_１は、上記第一、第二の支柱６４ａ、６４ｂにそれぞれ１対ずつ設けた上記各支持ポスト部６５ａ、６５ｂ同士の間で（２個所の軸方向距離に就いて）行なう。この理由は、上記第一、第二の支柱６４ａ、６４ｂの傾斜による影響を排除する為である。
【００７２】
又、上記第一、第二の支柱６４ａ、６４ｂの両端部に設けた上記各支持ポスト部６５ａ、６５ｂを内嵌する為に、上記１対の支持板２８ａ、２８ｂにそれぞれ形成した、上記第一、第二の支持孔７１ａ、７１ｂの内周面同士の軸方向距離Ｌ_２（図２）を測定しておく。この軸方向距離Ｌ_２は、これら第一、第二の支持孔７１ａ、７１ｂの内周面のうちで上記各支持ポスト部６５ａ、６５ｂの外周面と当接すべき部分である、互いに反対側の内周面同士の間で測定する。尚、上記軸方向距離Ｌ_２は、上記両支持板２８ａ、２８ｂに就いて行なう。この理由は、これら両支持板２８ａ、２８ｂ同士の間での加工誤差の影響をなくす為である。
【００７３】
次いで、第六工程として、上記第一、第二の支持孔７１ａ、７１ｂに関する軸方向距離Ｌ_２と、上記第五工程で測定した軸方向距離Ｌ_１との差（Ｌ_２ −Ｌ_１）に基づいて、前記第二のスラストアンギュラ玉軸受６１ｂの軸方向端面と上記第二の支柱６４ｂの支持環部６６ｂの軸方向片面との間に挟持すべきシム板８２の厚さＴを計算する。他の部分に設けるシム板８２の厚さを変えない場合、この厚さＴは、上記両軸方向距離Ｌ_２、Ｌ_１の差「Ｌ_２ −Ｌ_１」となる。そして、この厚さＴを求めると共に、上記第二の支柱６４ｂを取り除く。上記両軸方向距離Ｌ_２、Ｌ_１を求めた後ならば、上記厚さＴを求める為の計算と上記第二の支柱６４ｂの取り除き作業との前後は問わない。
【００７４】
次いで、第七工程として、上記第六工程で計算した厚さＴを有するシム板８２（第四工程でシム板８２を仮取付した場合には、このシム板８２の厚さに上記Ｔを加えた厚さを有するシム板８２）を、上記第二のスラストアンギュラ玉軸受６１ｂの軸方向端面と上記第二の支柱６４ｂの支持環部６６ｂの軸方向片面との間に挟持する。そして、再び図１０に示す様に、上記第二の支柱６４ｂを組み付ける。
次いで、第八工程として、図１１〜１２に示す様に、上記第二の支柱６４ｂ及び前記第一の支柱６４ａの両端部に設けた各支持ポスト部６５ａ、６５ｂを、前記１対の支持板２８ａ、２８ｂの第一、第二の支持孔７１ａ、７１ｂに内嵌する。これと共に、これら両支持板２８ａ、２８ｂ同士の間に、前記複数のトラニオン２２、２２の両端部に設けた前記各枢軸２７、２７を、揺動及び軸方向の変位自在に組み付け支持する。又、上記第一、第二の支柱６４ａ、６４ｂの上端部を前記連結板６３に結合支持すると共に、図１３に示す様に、同じく下端部を前記アクチュエータボディー６２に結合支持する。
【００７５】
この様にして、第一、第二の支柱６４ａ、６４ｂの上下両端部に、上記アクチュエータボディー６２と上記連結板６３とを結合支持したならば、次いで、無段変速装置を構成する他の部材、即ち、前記トロイダル型無段変速ユニット５０及び前記第一、第二の遊星歯車式変速ユニット５１、５２の主要部を、前記ケーシング１１内に組み込む以前に、このケーシング１１外で組み立てる。即ち、図１３に示す様に、前記入力回転軸１ａに他方（図１３の左方）の入力側ディスク２ａを、この他方の入力側ディスク２ａの外側面に油圧式の押圧装置６ａを、それぞれ組み付けた状態で、この入力回転軸１ａを前記中空回転軸８５に挿通する。又、これと共に、前記第一のキャリア８８の軸方向両側面に、上記第一、第二の遊星歯車式変速ユニット５１、５２を構成する遊星歯車８９〜９１を組み付ける。
【００７６】
そして、図１４に示す様に、上記第一のキャリア８８を上記入力回転軸１ａの先端部にスプライン係合させつつ外嵌すると共に、この第一のキャリア８８の円筒部１１５の他端縁（図１４の左端縁）を、上記入力回転軸１ａの先端寄り部に全周に亙って設けた段差面に当接させた状態で、この入力回転軸１ａの先端部に設けた雄ねじ部１１６にローディングナット１１７を螺合、緊締する。この状態で、前述の図４に示す様な、上記無段変速装置の主要部となる、前記モジュール９９が組み立てられる。このモジュール９９の組立作業は、上記ケーシング１１に邪魔される事なく、広い空間で行なう事ができて、組立作業が容易になる。又、上記モジュール９９を組立後、上記ケーシング１１内に収納する以前に、このモジュール９９の作動状態を確認できる。そして、この作動状態が不良である場合には、上記ケーシング１１外の広い空間で、分解・再組立を容易に行なえる。
【００７７】
これに対して、上記モジュール９９の作動状態が適正であった場合には、このモジュール９９を、前記連結板６３を上にして上記ケーシング１１内に、図５に示した様な、このケーシング１１の下端開口から挿入する。そして、前記連結板６３の上面に形成した各位置決め凹部７７ａ、７７ａと前記天板部７６の下面に形成した位置決め凹部７７ｂ、７７ｂとの間に円筒状の位置決めスリーブ７８、７８を掛け渡すと共に、前記アクチュエータボディー６２の上面幅方向両端寄り部分を、前記各段部７４ａ、７４ｂに突き当てる。そして、上記アクチュエータボディー６２のボルト挿通孔７５、７５を下方から挿通した図示しないボルトを、上記各段部７４ａ、７４ｂに開口したねじ孔に螺合し更に緊締して、上記モジュール７９を上記ケーシング１１内に固定する。この状態で、前記各支柱６４ａ、６４ｂは、それぞれの上下両端部が上記ケーシング１１に対し、三次元方向の位置決めを厳密に図られた状態で固定される。そこで、この固定作業の後、このケーシング１１の下端開口は、オイルパン１０７により塞ぐ。
【００７８】
尚、前記第三の遊星歯車式変速ユニット５３等、上記モジュール９９に含まれない構成部分は、このモジュール９９を上記ケーシング１１内に組み付けた後、このケーシング１１内に組み付ける。又、図示の例では、上記各支柱６４ａ、６４ｂの上部に、前記トラクション部に潤滑油（トラクションオイル）を供給する為の給油ノズル１０８、１０８を設けている。これら各給油ノズル１０８、１０８には、上記天板部７６及び上記連結板６３内に設けた給油通路から、上記各位置決め凹部７７ａ、７７ｂと前記各ボルト６９、６９の中心孔とを通じて、上記潤滑油を送り込む。又、前記各トラニオン２２、２２の内部に、前記各パワーローラ２０、２０に関する転がり軸受部に潤滑油を送り込む為の給油通路１０９、１０９を設け、上記天板部７６内に設けた給油通路から上記各トラニオン２２、２２内の給油通路１０９、１０９に、潤滑油を送り込み自在としている。
【００７９】
これに合わせて上記連結板６３の下面に、上記各給油通路１０９、１０９に向け潤滑油を送り込む為の給油プラグ１１０、１１０を設け、上記ケーシング１１内への上記モジュール９９の組み込みに伴って、上記連結板６３側の給油通路と上記各トラニオン２２、２２側の給油通路１０９、１０９とを連通させる様にしている。又、本例の場合、出力側ディスク１７ｃの外周縁及び押圧装置６ａの外周縁に、径方向に関する凹凸を円周方向等間隔に設け、上記出力側ディスク１７ｃ及び入力側ディスク２ａ、２ｂの回転速度を検出自在としている。
【００８０】
上述の様にしてケーシング１１内に組み込まれるモジュール９９を構成する、前記トロイダル型無段変速ユニット５０の場合には、出力側ディスク１７ｃの軸方向両端部をスラストアンギュラ玉軸受６１ａ、６１ｂにより１対の支柱６４ａ、６４ｂに支持する事により、この出力側ディスク１７ｃをケーシング１１に回転自在に且つ軸方向の変位を阻止した状態で支持する。従って、動力伝達時には、上記出力側ディスク１７ｃの軸方向両側面に対向する各入力側ディスク２ａ、２ｂが、この出力側ディスク１７ｃに向けて軸方向に変位する事により、トラクション部に所定の押し付け力を付与しつつ構成各部材の弾性変形に基づくこれら構成各部材の変位を吸収する。この為、前後のキャビティで各パワーローラ２０、２０の揺動（回動）量をほぼ等しくできる。この結果、各トラニオン２２、２２の傾斜が前後キャビティで異なる事を防止でき、トロイダル型無段変速ユニット５０の効率が低下したり、変速比制御が不安定になる事を防止できる。
【００８１】
又、上述の様に各入力側ディスク２ａ、２ｂが軸方向に変位する場合には、上記出力側ディスク１７ｃに結合した中空回転軸８５の端部に設けた第一の太陽歯車８７と、上記各入力側ディスク２ａ、２ｂと共に回転する第一のキャリア８８に回転自在に支持した遊星歯車８９とが軸方向に変位する（滑る）。この様な軸方向変位が行なわれる各歯車８７、８９同士の噛合部のピッチ円直径は、前述の図１８に示した様な中空回転軸３８ａと出力側ディスク１７ｃとのスプライン係合部のピッチ円直径に比べて大きい。この為、上記噛合部に加わるトルクに基づく円周方向の力（ｆ＝Ｔ／ｒ、Ｔ：トルク、ｒ：半径）が、同じく上記スプライン係合部に加わる円周方向の力に比べて小さくなり、この噛合部に作用する摩擦力（Ｆ＝μｆ、μ：摩擦係数）を小さくできる。従って、トルク急変動等の過渡応答時にも、上記出力側ディスク１７ｃと各入力側ディスク２ａ、２ｂとの軸方向に関する相対変位を滑らかに行なえ、トラクション部に所定の押し付け力を安定して付与する事ができて、このトラクション部で滑りが生じる事を防止できる。
【００８２】
又、上記第一のキャリア８８を入力回転軸１ａにスプライン係合させる為、これら第一のキャリア８８と入力回転軸１ａとの間に大きなトルクが加わる場合でも、これらの部材を締り嵌めや溶接により結合固定する場合に比べ、耐久性や信頼性を十分に確保できる。即ち、図７は、前述した様に、無段変速装置全体としての速度比と、タイヤが路面でスリップしない限界での無段変速装置の出力軸５５の出力トルクと、この出力トルクを実現する場合に入力回転軸１ａと第一のキャリア８８との結合部に加わるトルクとの関係の１例を示している。尚、エンジンの最大定格トルクは、４５０Ｎｍとしている。上記図７の左側の縦軸は、上記入力回転軸１ａとキャリア８８との結合部に加わるトルクを、同じく右側の縦軸は上記出力軸５５のトルクを、同じく横軸は無段変速装置全体としての速度比を、それぞれ表している。尚、この横軸は、上記トロイダル型無段変速機の入力軸５４を３５００ｍｉｎ^−１で回転させた場合の車速として表している。
【００８３】
又、図７の実線ａ_１、ａ_２が、上記入力回転軸１ａと第一のキャリア８８との結合部に加わるトルクと無段変速装置全体としての速度比との関係を、同じく図７の鎖線ｂが上記出力軸５５のトルクと無段変速装置全体としての速度比との関係を、それぞれ表している。又、上記入力回転軸１ａと第一のキャリア８８との結合部に加わるトルクを表わす実線ａ_１、ａ_２のうち、低速モードでのトルクを示す左側の実線ａ_１は、高速モードでのトルクを示す右側の実線ａ_２のトルクを正のトルクとした場合に負のトルクとなるが、図示の都合上正のトルクとして表わしている。
【００８４】
この様な図７の実線ａ_１、ａ_２から明らかな通り、上記入力回転軸１ａと第一のキャリア８８との結合部には、エンジンの駆動トルクとトロイダル型無段変速ユニット５０（後述の図１参照）を通過するトルクとが足されて加わり、最大で７００Ｎｍ（−７００Ｎｍ）もの大きな値となる。これに対して本例の場合には、上述の様に第一のキャリア８８と入力回転軸１ａとをスプライン係合させている為、大きなトルクが加わる場合でも耐久性や信頼性を十分に確保できる。しかも、この様に第一のキャリア８８と入力回転軸１ａとをスプライン係合させる事により、これら第一のキャリア８８と入力回転軸１ａとの中心合わせ（芯出し）、更には、この第一のキャリア８８に回転自在に支持した遊星歯車８９〜９１と上記入力回転軸１ａとの中心合わせも容易に行なえる。又、これら第一のキャリア８８と入力回転軸１ａとを溶接により結合固定する場合の様に、これら第一のキャリア８８及び入力回転軸１ａを構成する材料が、炭素（Ｃ）含有量の低い鋼材、例えば低炭素鋼（Ｃの含有量が０．３重量％未満）に限定される事もない。この為、これらの第一のキャリア８８や入力回転軸１ａを構成する材料として、炭素含有量の多い鋼材、例えば中炭素鋼（Ｃの含有量が０．３〜０．７重量％、より好ましくはＣが０．３〜０．５重量％）を採用する事により、低廉化や疲労強度の確保、浸炭処理等により表面に硬化層を形成する場合の熱処理時間の短縮等による製造コストの低減を図れる。尚、この様に中炭素鋼を採用した場合には靭性が多少低くなる可能性があるが、上記第一のキャリア８８や入力回転軸１ａに亀裂（クラック）等の損傷が（製造時に）なければ、耐久性、信頼性等に問題が生じる事はない。
【００８５】
又、本例の様に、上記第一のキャリア８８の円筒部１１５の他端縁を、上記入力回転軸１ａの段差面に当接させた状態で、この入力回転軸１ａの雄ねじ部１１６にローディングナット１１７を螺合、緊締させれば、このローディングナット１１７の締め過ぎにより、１対の入力側ディスク２ａ、２ｂ同士の間隔が狭くなり過ぎる事もない。この為、この様なローディングナット１１７の締め過ぎにより、トラクション部に過大な押し付け力が付与される事もない。又、上記ローディングナット１１７の締め付けにより、このローディングナット１１７と当接する上記第一のキャリア８８を弾性変形させれば、このローディングナット１１７に弾性変形に基づく力が加わり、このローディングナット１１７の緩み防止も図れる。又、前記中空回転軸８５の先端部内周面と上記入力回転軸１ａにスプライン係合させた第一のキャリア８８の円筒部１１５外周面との間にラジアルニードル軸受１１８を、前記第一の太陽歯車８７並びにスプライン係合部と径方向に関して重畳する状態で設けている為、この第一の太陽歯車８７が径方向内方に弾性変形するのを防止できる。
【００８６】
【発明の効果】
本発明は、以上に述べた通り構成され作用するので、必要とする性能を確保しつつ耐久性並びに信頼性の向上を図れ、トロイダル型無段変速機を組み込んだ無段変速装置の実用化に寄与できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態の１例を示す断面図。
【図２】図１のＡ部拡大図。
【図３】図１のＢ−Ｂ断面図。
【図４】トロイダル型無段変速ユニットの主要部を組み立てたモジュールの斜視図。
【図５】ケーシングを下方から見た斜視図。
【図６】トロイダル型無段変速ユニットの変速比（減速比）及び通過トルクと車速（無段変速装置全体としての変速比）との関係を示す線図。
【図７】入力回転軸とキャリアとの結合部に加わるトルク及び出力軸のトルクと車速（無段変速装置全体としての変速比）との関係を示す線図。
【図８】トロイダル型無段変速機の組立作業の初期工程を、一部を切断して示す斜視図。
【図９】同じく続く工程を示す断面図。
【図１０】同じく続く工程を示す断面図。
【図１１】同じく続く工程を示す断面図。
【図１２】同じく続く工程を示す断面図。
【図１３】同じく続く工程を示す断面図。
【図１４】同じく終期工程を示す断面図。
【図１５】従来から広く知られているトロイダル型無段変速機の基本構成の１例を示す断面図。
【図１６】従来から知られている、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速ユニットとを組み合わせて成る無段変速装置の１例を示す略断面図。
【図１７】トロイダル型無段変速機の速度比と無段変速装置全体としての速度比との関係を示す線図。
【図１８】従来から知られている、トロイダル型無段変速機と遊星歯車式変速ユニットとを組み合わせて成る無段変速装置の別例を示す略断面図。
【符号の説明】
１、１ａ入力回転軸
２ａ、２ｂ入力側ディスク
３入力側面
４ボールスプライン
５転がり軸受
６、６ａ押圧装置
７カム板
８駆動軸
９ローディングナット
１０皿板ばね
１１ケーシング
１２隔壁部
１３通孔
１４出力筒
１５転がり軸受
１６出力歯車
１７ａ、１７ｂ、１７ｃ出力側ディスク
１８出力側面
１９ニードル軸受
２０パワーローラ
２１周面
２２トラニオン
２３、２３ａ支持軸
２４ラジアルニードル軸受
２５スラスト玉軸受
２６スラストニードル軸受
２７枢軸
２８ａ、２８ｂ支持板
２９アクチュエータ
３０予圧ばね
３１、３１ａトロイダル型無段変速機
３２、３２ａ遊星歯車式変速ユニット
３３キャリア
３４ａ、３４ｂ遊星歯車素子
３５第一の伝達軸
３６ａ、３６ｂ太陽歯車
３７第二の伝達軸
３８、３８ａ中空回転軸
３９、３９ａ太陽歯車
４０遊星歯車素子
４１リング歯車
４２第二のキャリア
４３ａ、４３ｂ遊星歯車素子
４４出力軸
４５第二のリング歯車
４６低速用クラッチ
４７高速用クラッチ
４８円筒ころ軸受
４９スラストニードル軸受
５０トロイダル型無段変速ユニット
５１第一の遊星歯車式変速ユニット
５２第二の遊星歯車式変速ユニット
５３第三の遊星歯車式変速ユニット
５４入力軸
５５出力軸
５６伝達軸
５７折れ曲がり壁部
５８連結部材
５９ねじ
６０外輪
６１ａ、６１ｂ玉軸受
６２アクチュエータボディー
６３連結板
６４ａ、６４ｂ支柱
６５ａ、６５ｂ支持ポスト部
６６ａ、６６ｂ支持環部
６７ボルト
６８凹部
６９ボルト
７０凹部
７１ａ、７１ｂ支持孔
７２ａ、７２ｂ、７２ｃ凸部
７３側壁部
７４ａ、７４ｂ段部
７５ボルト挿通孔
７６天板部
７７ａ、７７ｂ位置決め凹部
７８位置決めスリーブ
７９ａ、７９ｂ軌道輪
８０突条部
８１ａ、８１ｂ大径部
８２シム板
８３低速用クラッチ
８４高速用クラッチ
８５中空回転軸
８６止め輪
８７第一の太陽歯車
８８第一のキャリア
８９遊星歯車
９０遊星歯車
９１遊星歯車
９２第一のリング歯車
９３第二の太陽歯車
９４第二のキャリア
９５第三の太陽歯車
９６第二のリング歯車
９７遊星歯車
９８遊星歯車
９９モジュール
１００治具
１０１基体
１０２ボルト
１０３雄ねじ部
１０４ニードル軸受
１０５ナット
１０６座板
１０７オイルパン
１０８給油ノズル
１０９給油通路
１１０給油プラグ
１１１凸部
１１２フランジ
１１３凹溝
１１４止め輪
１１５円筒部
１１６雄ねじ部
１１７ローディングナット
１１８ラジアルニードル軸受[0001]
[Industrial applications]
INDUSTRIAL APPLICABILITY The toroidal-type continuously variable transmission and the continuously variable transmission according to the present invention are used as an automatic transmission for an automobile or as a transmission for adjusting the operating speed of various industrial machines such as a pump.
[0002]
[Prior art]
A toroidal-type continuously variable transmission is known as one type of a transmission that constitutes a transmission for an automobile, and is partially implemented. Such a toroidal-type continuously variable transmission that is already partially implemented is a so-called double-cavity type in which transmission of power from an input portion to an output portion is performed in two systems provided in parallel with each other. It is what has been. Such a toroidal-type continuously variable transmission has been described in a number of publications such as Patent Documents 1 to 3, and is well known. The basic structure thereof will be described with reference to FIG.
[0003]
The toroidal-type continuously variable transmission shown in FIG. 15 has an input rotary shaft 1 corresponding to the rotary shaft described in the claims. An input disk, which is an outer disk described in the claims, is provided around an intermediate portion near the base end (to the left in FIG. 15) and a portion near the front end (to the right in FIG. 15) of the input rotary shaft 1. 2a and 2b are supported. These input side disks 2a, 2b are arranged in such a manner that the input side surfaces 3, 3, which are one side surface in the axial direction and are toroidal curved surfaces described in the claims, face each other with respect to the input rotary shaft 1. , Respectively, are supported via ball splines 4, 4. Accordingly, the input disks 2a and 2b are supported around the input rotary shaft 1 so as to be freely displaceable in the axial direction of the input rotary shaft 1 and to be rotatable in synchronization with the input rotary shaft 1. .
[0004]
Further, a rolling bearing 5 and a loading cam type pressing device 6 are provided between the base end (the left end in FIG. 15) of the input rotary shaft 1 and the outer surface of the input side disk 2a. The cam plate 7 constituting the pressing device 6 is rotatably driven by a drive shaft 8. On the other hand, a loading nut 9 and a disc spring 10 having a large elasticity are provided between the tip (the right end in FIG. 15) of the input rotary shaft 1 and the outer surface of the input disk 2b. Is provided.
[0005]
An intermediate portion of the input rotary shaft 1 is provided with a through hole provided in a partition wall portion 12 installed in a casing 11 (see FIGS. 1 to 3 showing an embodiment of the present invention) accommodating a toroidal type continuously variable transmission. 13 is inserted. A cylindrical output cylinder 14 is rotatably supported by a pair of rolling bearings 15, 15 on the inner diameter side of the through hole 13, and an output gear 16 is fixed to an outer peripheral surface of an intermediate portion of the output cylinder 14. are doing. Further, output side disks 17a and 17b corresponding to the inner disks described in the claims are spline-engaged at portions protruding from both outer surfaces of the partition wall portion 12 at both ends of the output cylinder 14 by spline engagement. It is rotatably supported in synchronization with the output cylinder 14.
[0006]
In this state, the output side surfaces 18, 18 of the output side disks 17a, 17b, which are both side surfaces in the axial direction described in the claims and are each a toroidal curved surface, face the input side surfaces 3, 3, respectively. I do. Needle bearings 19, between the inner peripheral surfaces of the output side disks 17a, 17b and the outer peripheral surface of the intermediate portion of the input rotary shaft 1 and the portion protruding from the end edge of the output cylinder 14, respectively. 19 are provided. The output disks 17a and 17b are allowed to rotate and axially displace with respect to the input rotary shaft 1 while supporting the load applied to the output disks 17a and 17b.
[0007]
A plurality (generally, two or three) of power rollers 20, 20 are provided around the input rotary shaft 1 between the input and output side surfaces 3, 18 (cavities). Are placed. Each of the power rollers 20, 20 has a peripheral surface 21, 21, which is in contact with the input and output side surfaces 3, 18, formed as a spherical convex surface, respectively, and a trunnion 22, which is a support member described in the claims. The support shafts 23, 23, radial needle bearings 24, 24, thrust ball bearings 25, 25, and thrust needle bearings 26, 26 are supported on the side surface portion 22 so as to freely rotate and slightly displace. I have. That is, each of the support shafts 23, 23 is an eccentric shaft in which a base half and a front half are eccentric to each other. It is supported by a radial needle bearing so that it can swing freely.
[0008]
The power rollers 20, 20 are rotatably supported by the radial needle bearings 24, 24 and the thrust ball bearings 25, 25 on the first half of the support shafts 23, 23. Further, the displacement of the power rollers 20, 20 in the axial direction of the input rotary shaft 1 based on the elastic deformation of the constituent members can be freely changed by the separate radial needle bearings and the thrust needle bearings 26, 26. And
[0009]
Further, each of the trunnions 22, 22 has a pivot 27, 27 (see FIG. 3 showing an embodiment of the present invention) provided at both ends (in the front-back direction in FIG. 15) installed in the casing 11 for support. Plates 28a and 28b (see FIGS. 1 to 4 showing an embodiment of the present invention) are supported so as to be able to swing and displace in the axial direction. That is, each of the trunnions 22, 22 is supported so as to be capable of swinging clockwise and counterclockwise in FIG. 15, and is controlled by hydraulic actuators 29, 29 (see FIG. 3 showing an embodiment of the present invention). The pivots 27, 27 can be displaced in the axial direction (the vertical direction in FIGS. 1 to 4 and the front and back directions in FIG. 15).
[0010]
During operation of the toroidal type continuously variable transmission configured as described above, the input side disk 2 a is rotationally driven by the drive shaft 8 via the pressing device 6. Since the pressing device 6 rotates the input disk 2a while generating an axial thrust, the pair of input disks 2a and 2b including the input disk 2a is connected to the output disks 17a, While being pressed toward 17b, they rotate in synchronization with each other. As a result, the rotation of the input disks 2a, 2b is transmitted to the output disks 17a, 17b via the power rollers 20, 20, and the output disks 17a, 17b, The output gear 16 coupled with 17b rotates.
[0011]
During operation, the thrust generated by the pressing device 6 ensures the surface pressure of the contact portions between the peripheral surfaces 21 and 21 of the power rollers 20 and the input and output side surfaces 3 and 18. The surface pressure increases as the power (torque) transmitted from the drive shaft 8 to the output gear 16 increases. Therefore, good transmission efficiency can be obtained regardless of the torque change. Further, even when the torque to be transmitted is zero or small, the surface pressure of each contact portion is secured to a certain extent by the disc spring 10 and the preload spring 30 provided on the inner diameter side of the pressing device 6. . Therefore, the torque transmission at each of the contact portions is performed smoothly immediately after the start without any excessive slippage.
[0012]
When changing the gear ratio between the drive shaft 8 and the output gear 16, the trunnions 22, 22 are moved by the actuators 29, 29 in the front and back directions in FIG. 15 (up and down directions in FIGS. 1 to 4). Displace. In this case, the trunnions 22, 22 in the upper half and the trunnions 22, 22 in the lower half of FIG. 15 are displaced by the same amount in directions opposite to each other. With this displacement, the direction of the force applied in the tangential direction of the contact portion between the peripheral surfaces 21 and 21 of the power rollers 20 and the input and output side surfaces 3 and 18 changes. The tangential forces cause the trunnions 22, 22 to swing about pivots 27, 27 provided at both ends.
[0013]
With this swing, the position of the contact portion between the peripheral surfaces 21 and 21 of the power rollers 20 and the input and output side surfaces 3 and 18 in the radial direction of the side surfaces 3 and 18 changes. I do. As the respective contact portions change radially outward of the input side surface 3 and radially inward of the output side surface 18, respectively, the gear ratio changes toward the speed increasing side. On the other hand, as shown in FIG. 15, the more the contact portions change radially inward of the input side surface 3 and radially outward of the output side surface 18, respectively, the more the gear ratio is reduced. Changes to
[0014]
Further, when the toroidal-type continuously variable transmission configured and operating as described above is incorporated in an actual continuously variable transmission for an automobile, it is known that the continuously variable transmission is configured in combination with a planetary gear mechanism. 7, etc., and have been conventionally proposed. FIG. 16 shows such a continuously variable transmission that has been proposed in Patent Document 4 among such conventionally proposed continuously variable transmissions. This continuously variable transmission is a so-called geared neutral, in which the rotation state of the output shaft can be switched between forward rotation and reverse rotation with the input shaft being rotated in one direction, with the stop state interposed, and is a toroidal type. A continuously variable transmission 31 and a planetary gear type transmission unit 32 are combined. The toroidal type continuously variable transmission 31 includes the input rotary shaft 1, a pair of input-side disks 2a and 2b, an output-side disk 17c, and a plurality of power rollers 20 and 20. In the illustrated example, the output-side disk 17c has a structure in which the outer surfaces of a pair of output-side disks are abutted and integrated.
[0015]
The planetary gear type speed change unit 32 includes the carrier 33 fixedly connected to the input rotation shaft 1 and one (the right side in FIG. 16) input side disk 2b. A first transmission shaft 35 in which planetary gear elements 34a and 34b are fixed to both ends of a radially intermediate portion of the carrier 33 is rotatably supported. A second transmission shaft 37 having sun gears 36a and 36b fixed at both ends thereof on the opposite side of the input rotation shaft 1 with the carrier 33 interposed therebetween is rotatable concentrically with the input rotation shaft 1. I support it. Then, the planetary gear elements 34a and 34b are fixed to the distal end (the right end in FIG. 16) of the hollow rotary shaft 38 in which the base end (the left end in FIG. 16) is connected to the output side disk 17c. The sun gear 39 or the sun gear 36a fixed to one end (the left end in FIG. 16) of the second transmission shaft 37 is meshed with each other. One planetary gear element 34a (left side in FIG. 16) is meshed with a ring gear 41 rotatably provided around the carrier 33 via another planetary gear element 40.
[0016]
On the other hand, the planetary gear elements 43a and 43b are rotatably supported by the second carrier 42 provided around the sun gear 36b fixed to the other end (the right end in FIG. 16) of the second transmission shaft 37. are doing. The second carrier 42 is fixed to the base end (the left end in FIG. 16) of the output shaft 44, which is arranged concentrically with the input rotation shaft 1 and the second transmission shaft 37. The planetary gear elements 43a and 43b mesh with each other, and one planetary gear element 43a is rotatable around the sun gear 36b and the other planetary gear element 43b is rotatable around the second carrier 42. It is in mesh with the second ring gear 45 provided. Further, the ring gear 41 and the second carrier 42 are detachable from each other by a low speed clutch 46, and the second ring gear 45 and a fixed part such as the casing 11 are connected by a high speed clutch 47. It can be freely disengaged.
[0017]
In the case of the continuously variable transmission shown in FIG. 16 as described above, in the so-called low-speed mode in which the low-speed clutch 46 is connected and the high-speed clutch 47 is disconnected, the power of the input rotary shaft 1 is changed. Is transmitted to the output shaft 44 via the ring gear 41. By changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 31, the speed ratio of the entire continuously variable transmission, that is, the speed ratio between the input rotary shaft 1 and the output shaft 44 changes. The relationship between the speed ratio (CVU speed ratio) of the toroidal type continuously variable transmission 31 and the speed ratio (T / M speed ratio) of the entire continuously variable transmission at this time is as shown by a line segment α in FIG. Become. In such a low-speed mode state, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes to infinity. That is, by adjusting the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 31, the rotation state of the output shaft 44 while the input rotation shaft 1 is rotated in one direction can be changed to the normal state with the stop state interposed therebetween. Inversion and inversion can be freely converted.
[0018]
On the other hand, in a so-called high-speed mode in which the low-speed clutch 46 is disconnected and the high-speed clutch 47 is connected, the power of the input rotary shaft 1 is reduced by the first and second transmission shafts 35 and 37. Through the output shaft 44. By changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 31, the speed ratio of the entire continuously variable transmission changes. At this time, the relationship between the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 31 and the speed ratio of the entire continuously variable transmission is as shown by a line segment β in FIG. In this case, as the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission 31 is increased (toward the speed increasing side), the speed ratio of the entire continuously variable transmission is increased (to the speed increasing side).
[0019]
In the case of the continuously variable transmission shown in FIG. 16 (described in Patent Document 4), the output side disk 17c, the hollow rotary shaft 38, and the sun gear 39 are formed in a simplified diagram, for example. And does not consider actual assembly. On the other hand, Patent Document 8 discloses a somewhat specific structure of a continuously variable transmission that is a combination of a toroidal type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission unit, as shown in FIG. . In the case of the structure described in Patent Document 8, the sun gear 39a is directly formed at the base end of the hollow rotary shaft 38a, and the output side is connected to the distal end (the left end in FIG. 18) of the hollow rotary shaft 38a. The disk 17c is in spline engagement. At the same time, one input disk 2b (right side in FIG. 18) is arranged around the hollow rotary shaft 38a, and the input disk 2b is rotatably supported by the cylindrical roller bearing 48 with respect to the casing 11 with respect to the casing 11. are doing.
[0020]
In addition, a flange 112 is formed on the outer peripheral surface of the other end of the input rotary shaft 1, and a portion of the outer peripheral surface of the intermediate portion of the input rotary shaft 1 that is aligned with the side surface of the carrier 33 that rotates together with the one input-side disk 2 b. A concave groove 113 is provided, and a retaining ring 114 is locked in the concave groove 113. Then, by the retaining ring 114 and the flange 112, the input side and output side surfaces 3 and 18 of the input side and output side disks 2a, 2b and 17c and the peripheral surfaces 21 and 21 of the power rollers 20 and 20 are formed. The input discs 2a, 2a are prevented from being displaced away from each other in a state in which a constant pressing force is applied to each contact portion (traction portion). Note that the input rotary shaft 1 and the carrier 33 are coupled to each other so as to transmit a rotational force by spline engagement.
[0021]
In the case of such a structure described in Patent Document 8, as in the structure shown in FIG. 15, the pressing device 6 applies a pressing force according to the magnitude of the transmission torque to the traction portion, No consideration is given to absorbing the displacements of the components due to the elastic deformation of the components by supporting the components 20, 20 on the trunnions 22, 22 by the support shafts 23, which are eccentric axes. For this reason, in the case of the structure described in Patent Document 8, there is a possibility that an excessive pressing force is applied to each of the traction portions, or conversely, slippage may easily occur in each of the traction portions due to insufficient pressing force. is there. Therefore, in order to prevent such inconvenience, a structure in which the pressing device 6 and the support shafts 23 as shown in FIG. 15 are employed in the structure described in Patent Document 8 shown in FIG. 18 is considered.
[0022]
That is, the other input side disk 2a and the output side disk 17c (left side in FIG. 18) are supported so as to be displaceable in the axial direction of the input rotary shaft 1, and the other of the input side disk 2a and the input rotary shaft 1, a pressing device 6 (see FIG. 15) is provided. At the same time, the power rollers 20, 20 are supported by support shafts 23, 23 (see FIG. 15) which are eccentric shafts. In the case of such a structure, while applying a predetermined pressing force to each of the traction portions, in order to absorb the displacement of these constituent members due to the elastic deformation of the constituent members, the other input side during operation is operated. The disk 2a and the output-side disk 17c, together with the power rollers 20, 20, slightly displace in the axial direction of the input rotary shaft 1. The axial relative displacement between each of the input-side disks 2a and 2b and the output-side disk 17c varies depending on the rigidity of each component and the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission 31a. Is about 2 to 3 mm.
[0023]
[Patent Document 1]
JP-A-2-283949
[Patent Document 2]
JP-A-8-4869
[Patent Document 3]
JP-A-8-61453
[Patent Document 4]
JP 2000-220719 A
[Patent Document 5]
JP-A-6-174033
[Patent Document 6]
U.S. Pat. No. 6,099,431
[Patent Document 7]
JP 2002-139124 A
[Patent Document 8]
U.S. Pat. No. 5,607,372
[Non-patent document 1]
The Japan Society of Mechanical Engineers / Handbook of Mechanical Engineering / The Japan Society of Mechanical Engineers / July 30, 1993 / p. B2-71
[Non-patent document 2]
Akira Tsuruta / Keizo Tezuka, 9 others / Welding course / Welding theory and design / Tokyo Denki University Press / December 10, 1973 / p260-261 / p376-377
[0024]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, based on the relative displacement of the input-side disks 2a, 2b and the output-side disk 17c in the axial direction, each of the power rollers 20, 20 is swung about the base half of the support shafts 23, 23. When the circular motion, the power rollers 20, 20 not only displace in the axial direction of the input rotary shaft 1, but also the axes of the pivots 27, 27 of the trunnions 22, 22, which support the power rollers 20, 20, respectively. Displaced also in the direction. Such displacement of the power rollers 20, 20 in the axial direction of the pivots 27, 27 of the trunnions 22, 22, causes the trunnions 22, 22 to swing (tilt) about the pivots 27, 27. It is a factor to make it.
[0025]
On the other hand, in the case where the structure shown in FIG. 15 described above is adopted in the structure shown in FIG. 18, when the other input side disk 2a and output side disk 17c are displaced in the axial direction, each power roller 20, The circular momentum centered on the base half of the support shafts 23 differs between the front and rear cavities. The reason is that the trunnions 22, 22 supporting the power rollers 20, 20 are not displaced in the axial direction of the input rotation shaft 1, whereas the other input side disk 2a and the output side disk 17c However, the displacement is caused in the axial direction, including the output side disk 17c, which should originally be at the neutral position (the center position between the pair of cavities in the axial direction).
[0026]
As a result, the axial displacement of each of the power rollers 20, 20 differs between the front and rear cavities, and accordingly, the circular momentum of each of the power rollers 20, 20 around the base half of the support shafts 23, 23 is generated. Are different. If the circular motion amounts of the power rollers 20, 20 differ between the front and rear cavities, the displacement amounts of the power rollers 20, 20 in the axial direction of the pivots 27, 27 of the trunnions 22, 22 also differ. As a result, the amount of displacement of the power rollers 20, 20 in the axial direction of the pivots 27, 27 of the trunnions 22, 22 is different. As a result, the inclination angles of the trunnions 22, 22 in the front and rear cavities are different, and the toroidal type There is a possibility that the efficiency of the continuously variable transmission is reduced and the speed ratio control becomes unstable.
[0027]
Moreover, each contact portion (traction portion) between the input side and output side surfaces 3 and 18 of the input side and output side disks 2a, 2b and 17c and the peripheral surfaces 21 and 21 of the power rollers 20 and 20. In order to transmit a predetermined power without causing slippage, it is necessary to apply an appropriate pressing force according to the magnitude of the transmission power to each of the contact portions. However, as shown in FIG. 18, the output side disk 17c and the hollow rotary shaft 38a are spline-engaged, and the output side disk 17c and the hollow rotary shaft 38a are relatively displaceable in the axial direction. In this case, the friction (sliding) resistance of the spline engagement portion is large, and there is a possibility that the axial displacement of the output side disk 17c cannot be performed smoothly.
[0028]
If the axial displacement of the output side disk 17c cannot be performed smoothly in this way, the pressing force at each of the contact portions becomes insufficient, and there is a possibility that slippage occurs at each of the contact portions. In order to prevent such inconvenience, it is conceivable to use a ball spline having low frictional (sliding) resistance in a spline engagement portion between the hollow rotary shaft 38a and the output side disk 17c. However, when the ball spline is used in this manner, the number of parts increases, and the assembling work becomes troublesome, and the manufacturing cost may increase.
[0029]
In the case of the structure shown in FIG. 18 described above, the carrier 33 constituting the planetary gear type transmission unit 32a is attached to the input rotary shaft 1 constituting the toroidal type continuously variable transmission 31a by a spline coupling so as to transmit the rotational force. On the other hand, in the case of the continuously variable transmission described in Patent Document 7, it is considered that the input rotary shaft and the carrier are connected and fixed by tight fitting or welding. However, when the input rotary shaft and the carrier are joined and fixed by tight fitting or welding in this manner, the following inconvenience may occur due to a large torque applied between the input rotary shaft and the carrier. is there.
[0030]
That is, FIG. 7 shows a speed ratio of the continuously variable transmission as a whole and a continuously variable transmission at a limit at which the tire does not slip on the road surface with respect to the continuously variable transmission according to the embodiment of the present invention shown in FIG. An example of the relationship between the output torque of the output shaft 55 of the transmission and the torque applied to the joint between the input rotary shaft 1a and the carrier 88 (see FIG. 1 described later) when realizing this output torque is shown. . The maximum rated torque of the engine is 450 Nm. 7, the left vertical axis represents the torque applied to the joint between the input rotary shaft 1a and the carrier 88, the right vertical axis represents the torque of the output shaft 55, and the horizontal axis represents the entire continuously variable transmission. , Respectively. Note that the horizontal axis moves the input shaft 54 (see FIG. 1 described later) of the toroidal-type continuously variable transmission for 3500 minutes. ^-1 And the vehicle speed when rotated.
[0031]
Also, the solid line a in FIG. ₁ , A ₂ 7 shows the relationship between the torque applied to the coupling portion between the input rotary shaft 1a and the carrier 88 and the speed ratio of the entire continuously variable transmission. Similarly, the dashed line b in FIG. 7 shows the torque of the output shaft 55 and the continuously variable transmission. The relationship with the speed ratio as a whole is shown respectively. The solid line a representing the torque applied to the joint between the input rotary shaft 1a and the carrier 88. ₁ , A ₂ Among them, the solid line a on the left side showing the torque in the low-speed mode ₁ Is the right solid line a indicating the torque in the high-speed mode. ₂ The negative torque becomes a negative torque when the positive torque is used as the positive torque, but is expressed as a positive torque for convenience of illustration.
[0032]
Such a solid line a in FIG. ₁ , A ₂ As is apparent from FIG. 1, the driving torque of the engine and the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 (see FIG. 1 described later) are added to the connection between the input rotary shaft 1a and the carrier 88, so that they are added. , The maximum value is as large as 700 Nm (−700 Nm). For this reason, when the input rotary shaft and the carrier are connected by interference fitting as in the structure of the above-mentioned Patent Document 7, slipping may occur at the connecting portion (fitting portion) between the input rotary shaft and the carrier. There is. Similarly, when the input rotary shaft and the carrier are joined by welding, the input torque cannot sufficiently withstand the above-mentioned torque, and the welded portion may be damaged, which may cause slippage. In addition, in order to stably perform welding during mass production, the manufacturing operation is troublesome and the manufacturing cost may increase, which is not preferable.
[0033]
In addition, when the input rotary shaft and the carrier are connected and fixed by such welding, as described in Non-Patent Documents 1 and 2, in order to ensure weldability (the degree of suitability for welding), The material used for the carrier and the input rotary shaft needs to be a steel material having a low carbon (C) content, for example, low carbon steel (C content is less than 0.3% by weight). Therefore, a steel material having a high carbon content, for example, a medium-carbon steel (with a C content of 0, in which the heat treatment time can be shortened when a hardened layer is formed on the surface by carburizing treatment or the like because of its low cost and easy to secure fatigue strength). (3 to 0.7% by weight).
The toroidal type continuously variable transmission and the continuously variable transmission according to the present invention have been invented in view of such circumstances.
[0034]
[Means for Solving the Problems]
The toroidal-type continuously variable transmission according to the present invention has a casing, a rotating shaft, a pair of outer disks, an inner disk, and a plurality of similar to the above-described conventionally known toroidal-type continuously variable transmissions. The vehicle includes a support member, a plurality of power rollers, and a hollow rotating shaft.
The rotating shaft is rotatably supported in the casing.
In addition, each of the outer disks is free to rotate synchronously with the rotating shaft at two positions in the axial direction of the rotating shaft in a state where the respective axial side surfaces each having an arc-shaped cross section are opposed to each other. Supported.
Further, the inner disk rotates relative to the rotating shaft in a state in which both axial side surfaces having an arc-shaped cross section are opposed to one axial side surface of each of the outer disks around an intermediate portion of the rotating shaft. It is freely supported.
In addition, each of the support members includes a plurality of pivots at positions between the axially opposite side surfaces of the inner disk and the axially one side surface of each of the outer disks in the axial direction, each of which has a pivot axis which is twisted with respect to the rotation axis. The swing displacement about the center is freely provided.
Each of the power rollers is rotatably supported by each of the support members, and each of the spherical convex surfaces is brought into contact with both axial sides of the inner disk and one axial side of each outer disk. Let me.
Further, the hollow rotary shaft is disposed around the rotary shaft in a state where the hollow rotary shaft is coupled to the inner disk so as to be capable of transmitting a rotational force, and one of the outer disks is provided on an outer peripheral surface of an intermediate portion thereof. The outer disk is rotatably supported.
A gear provided at a portion protruding from the one outer disk at one end of the hollow rotary shaft is meshed with another gear rotatably supported by a member that rotates with each of the outer disks.
[0035]
In particular, in the toroidal type continuously variable transmission according to the present invention, a support ring portion is provided between the axially opposite side surfaces of the inner disk and the axially one side surface of each of the outer disks at a middle portion thereof. A pair of columns are arranged with the rotation shaft inserted through the support ring, and both ends of the inner disk in the axial direction of the inner disk are rotatably supported by ball rings on the support rings of both columns. Further, of the members that rotate together with the outer disks, a member that rotatably supports the another gear while being fixedly coupled to the rotation shaft is spline-engaged with the rotation shaft, and the member is rotated relative to the axial direction. It is connected and fixed with displacement prevented.
[0036]
According to a fifth aspect of the present invention, the continuously variable transmission according to the present invention combines a toroidal type continuously variable transmission unit and a planetary gear type transmission unit, and an input shaft connected to a rotating shaft of the toroidal type continuously variable transmission unit. And an output shaft connected to the constituent members of the planetary gear type transmission unit.
The toroidal type continuously variable transmission unit is a toroidal type continuously variable transmission as described above.
The planetary gear type transmission unit receives power from the rotating shaft and the inner disk of the toroidal-type continuously variable transmission unit, and has a switching means for switching the power transmission path to two systems.
[0037]
Also preferably, as described in claim 6, the planetary gear type transmission unit includes a carrier, a plurality of first planetary gears, a first sun gear, a plurality of second planetary gears, It is assumed that a second sun gear and a ring gear are provided.
The carrier is concentrically coupled to the pair of outer disks constituting the toroidal-type continuously variable transmission unit, and rotates together with the outer disks.
Each of the first planetary gears is rotatably supported on one axial side of one of the axially opposite side faces of the carrier that faces one outer disk.
The first sun gear is rotatable concentrically with each of the disks while being coupled to the inner disk by a hollow rotary shaft disposed around a rotary shaft constituting the toroidal-type continuously variable transmission unit. And meshes with each of the first planetary gears.
Each of the second planetary gears is rotatably supported on the other surface of the carrier.
The second sun gear is rotatably provided concentrically with each of the disks, and meshes with each of the second planetary gears.
The ring gear is rotatably provided concentrically with each of the disks, and meshes with each of the first planetary gears.
The switching means selects between a mode in which the power taken out from the inner disk is transmitted to the output shaft through the ring gear and a mode in which the power taken out from the inner disk is transmitted to the output shaft through the second sun gear. Is what you do.
[0038]
[Action]
As described above, in the case of the toroidal-type continuously variable transmission and the continuously variable transmission according to the present invention, the inner disk is rotatably supported on the casing by supporting the axially opposite ends of the inner disk with the ball bearings. And it is supported so that it cannot be displaced in the axial direction. In other words, the outer disks facing the axially opposite side surfaces of the inner disk are displaced in the axial direction toward the inner disk, so that a predetermined pressing force is applied to the traction portion and the elastic deformation of the constituent members is achieved. The displacement of these constituent members based on the above is absorbed. For this reason, the swinging (rotating) amount of each power roller can be made substantially equal between the front and rear cavities, so that the inclination of each support member can be prevented from being different between the front and rear cavities, and the efficiency of the toroidal type continuously variable transmission can be prevented. Can be prevented, and the speed ratio control can be prevented from becoming unstable.
[0039]
When the outer disks are displaced in the axial direction as described above, the gear (first sun gear) provided at the end of the hollow rotary shaft connected to the inner disk and the outer disk rotate together with the outer disks. The other gear (first planetary gear) rotatably supported by the member (carrier) to be displaced can be displaced in the axial direction (sliding the meshing portion). The meshing portion between the gears in which such axial displacement is performed is more radial than the spline engaging portion between the hollow rotary shaft 38a and the output side disk (inner disk) 17c as shown in FIG. Located outside. Therefore, the circumferential force (f = T / r, T: torque, r: radius) based on the torque applied to the meshing portion is smaller than the circumferential force applied to the spline engaging portion. Therefore, the frictional force (F = μf, μ: friction coefficient) acting on the meshing portion can be reduced. Therefore, even during a transient response such as a sudden change in torque, relative displacement in the axial direction between the inner disk and each outer disk can be smoothly performed, and a predetermined pressing force can be stably applied to the traction portion. Excessive slippage at the traction portion can be prevented.
[0040]
Further, since the members rotating with the outer disks are spline-engaged with the rotating shaft, even when a large torque is applied between the members rotating with the outer disks and the rotating shaft, these members are tightly fitted or welded. As a result, the durability and reliability can be sufficiently ensured as compared with the case of fixing by coupling. In addition, the center (centering) of the member rotating with the outer disks and the rotating shaft, and the center of the rotating shaft with another gear rotatably supported by the members rotating with the outer disks are also required. Easy to do. Further, as in the case of fixing by welding, a member rotating together with each of the outer disks and a material forming a rotating shaft are made of a steel material having a low carbon (C) content, for example, low carbon steel (C content is 0%). 0.3% by weight). Therefore, these members are made of a steel material having a high carbon content, for example, a medium carbon steel (C content is 0.3 to 0.7% by weight, more preferably C content is 0.3 to 0.5% by weight. %), It is possible to reduce the manufacturing cost by reducing the cost, securing the fatigue strength, shortening the heat treatment time when forming a hardened layer on the surface by carburizing, or the like.
[0041]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
1 to 5 show an example of an embodiment of the present invention. Note that FIGS. 1 to 3 show the dimensional relationship such as the aspect ratio by the actual dimensional relationship. 4 and 5 are drawn in accordance with the actual dimensional relationship. The continuously variable transmission according to the present embodiment includes a toroidal-type continuously variable transmission unit 50 corresponding to the toroidal-type continuously variable transmission described in claims 1 to 4, and first to third planetary gear-type transmission units 51 to 53. And has an input shaft 54 and an output shaft 55. In the illustrated example, between the input shaft 54 and the output shaft 55, the input rotation shaft 1a of the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 and the transmission shaft 56 are concentric with the two shafts 54 and 55, and , Relative rotation with respect to these two shafts 54, 55 is freely provided. Then, with the first and second planetary gear type transmission units 51 and 52 being bridged between the input rotation shaft 1a and the transmission shaft 56, the third planetary gear type transmission unit 53 is transmitted through the transmission unit. Each is provided in a state of being bridged between the shaft 56 and the output shaft 55.
[0042]
The toroidal-type continuously variable transmission unit 50 includes a pair of input disks 2a and 2b, each of which is an outer disk, an integrated output disk 17c which is an inner disk, and a plurality of power rollers 20, 20. Is provided. The pair of input-side disks 2a and 2b are coupled to each other via the input rotation shaft 1a so as to be concentric and free to rotate in a synchronized manner. The output side disk 17c is located between the input side disks 2a and 2b, concentric with the input side disks 2a and 2b, and freely rotates relative to the input side disks 2a and 2b. Supported. Further, each of the power rollers 20, 20 is provided in a plural number (2 in this example) between both axial side surfaces of the output side disk 17c and one axial side surface of both the input side disks 2a, 2b. Each). The power is transmitted from the input disks 2a and 2b to the output disk 17c while rotating with the rotation of the input disks 2a and 2b.
[0043]
In the case of the present example, as shown in FIG. 3, the end portions of a pair of bent wall portions 57, 57 provided at both longitudinal ends of the trunnions 22, 22, which support the power rollers 20, 20, respectively. Are connected to each other by connecting members 58, 58. Such a connecting member 58 is provided so as to straddle the power roller 20, and is screwed with screws 59, 59 in a state where both end surfaces of the connecting member 58 abut against the inner surfaces of the bent wall portions 57, 57 of the trunnion 22. , Are fixedly connected to the respective trunnions 22, 22. In the case of the present example in which such connecting members 58, 58 are provided, the bending stiffness of the trunnions 22, 22 can be improved, and the trunnions 22, 22 can be hardly elastically deformed. As a result, the inclination of the support shaft 23a due to the deformation of the trunnions 22, 22 can be prevented, and the position of the power rollers 20, 20 supported on the first half of the support shaft 23a can be suppressed from shifting. Therefore, it is possible to stabilize the shifting operation
[0044]
Further, in the case of this example, both ends in the axial direction of the output side disk 17c are rotatably supported by a pair of (first and second) thrust angular ball bearings 61a and 61b. Therefore, in the case of the present example, a pair of (first and second) columns 64a and 64b are provided inside the casing 11 via a single actuator body 62 and a single connecting plate 63. ing. Each of the columns 64a and 64b has a pair of support posts 65a and 65b provided concentrically with each other on the radially opposite side of the input rotation shaft 1a by annular support rings 66a and 66b. Combine. The input rotation shaft 1a loosely penetrates inside the support ring portions 66a and 66b.
[0045]
The lower ends of the columns 64a, 64b are fixed to the upper surface of the actuator body 62 by a plurality of bolts 67, 67, respectively. To this end, recesses 68, 68 are formed in the upper surface of the actuator body 62 to fit the lower ends of the columns 64a, 64b. In addition, a plurality of screw holes that are open at the lower end surface are formed at the lower end of each of the columns 64a and 64b. Each of the columns 64a and 64b is inserted into the actuator body 62 from below and screwed into each of the screw holes, with the lower ends thereof being fitted in the recesses 68 and 68, respectively, and further tightened. It is fixed to a predetermined position on the upper surface of the actuator body 62 by bolts 67,67.
[0046]
On the other hand, the upper ends of the columns 64a and 64b are fixed to the lower surface of the single connecting plate 63 by bolts 69 and 69, respectively. For this purpose, recesses 70, 70 are formed in the lower surface of the connecting plate 63 for fitting the upper ends of the columns 64a, 64b therein. Further, one screw hole is formed at the upper end of each of the columns 64a and 64b, and is opened at the center of the upper end surface. Each of the columns 64a, 64b is inserted into the connection plate 63 from above, screwed into the screw holes, and further tightened, with the upper ends thereof being fitted in the recesses 70, 70, respectively. It is fixed to the lower surface of the connecting plate 63 by bolts 69,69.
[0047]
The pair of columns 64a and 64b are connected and fixed between the upper surface of the actuator body 62 and the lower surface of the connection plate 63 as described above. In this state, of the support posts 65a, 65b provided near the both ends of the columns 64a, 64b, the lower support post 65a, 65a is located just above the upper surface of the actuator body 62. Exists. The (first) support holes formed in the lower (first) support plate 28a of the pair of support plates 28a, 28b are formed in the support post portions 65a, 65a of the both columns 64a, 64b. 71a, 71a are fitted outside without play. The upper support posts 65b, 65b are located immediately below the lower surface of the connecting plate 63. The (second) support holes 71b formed in the upper (second) support plate 28b of the pair of support plates 28a, 28b are formed in the support posts 65b, 65b of the both columns 64a, 64b. , 71b are fitted outside without play. The pitch in the axial direction of the input rotation shaft 1a between the support holes 71a, 71b formed in a pair on each of the support plates 28a, 28b is appropriately regulated. Therefore, the pitch between the upper and lower ends of the pair of columns 64a, 64b is properly regulated in a state where the support holes 71a, 71b are fitted to the support posts 65a, 65b without looseness. .
[0048]
In the example shown in the figure, convex portions 72a, 72b, 72c (FIG. 4) functioning as stoppers for limiting the inclination angles of the trunnions 22, 22 are protruded from the lower support plate 28a. ing. That is, both ends of the support plate 28a in the width direction (front and back directions in FIGS. 1 and 2; left and right directions in FIG. 3) are opposite to the front and rear directions (left and right directions in FIGS. The convex portions 72a, 72b, 72c are formed at three positions with the portion. These projections 72a, 72b, 72c function as stoppers for preventing the trunnions 22, 22 from excessively tilting around the pivots 27, 27 provided at both ends thereof. . Then, the peripheral surfaces 21 of the power rollers 20, 20 supported by the trunnions 22, 22, are moved from the input side disks 2a, 2b, the input side of the output side disk 17c, and the output side both sides 3, 18 to these disk 2a, 2b and 17c are prevented from coming off radially outward.
[0049]
Also, of the actuator body 62 and the connecting plate 63 coupled to each other by the pair of columns 64a and 64b, the actuator body 62 is positioned below the casing 11 in a state where three-dimensional positioning is achieved. It is fixed. For this purpose, steps 74a, 74b are provided in the inner surfaces of the pair of side walls 73, 73 constituting the casing 11 near the lower end opening, in the width direction of the actuator body 62 (the front and back directions in FIGS. Bolt insertion holes 75, 75 (FIG. 4) are formed near both ends (in the left-right direction of 3). When fixing the actuator body 62 in the casing 11, portions of the actuator body 62 near both ends in the upper surface width direction are abutted against the step portions 74a and 74b. Then, bolts (not shown) inserted through the bolt insertion holes 75, 75 from below are screwed into the screw holes opened in the step portions 74a, 74b and further tightened.
[0050]
Among the positioning in the three-dimensional direction, the length direction (the left-right direction in FIGS. 1, 2, and 5; the front-back direction in FIG. 3) and the width direction (the front-back direction in FIGS. Positioning with respect to the vertical direction is performed by knock pins (not shown) provided in a state of being bridged at two or more positions between the actuator body 62 and the step portions 74a and 74b. Positioning in the vertical direction (vertical direction in FIGS. 1 to 3) is performed by regulating the distance in the vertical direction between the steps 74a, 74b and the centers of the support rings 66a, 66b of the columns 64a, 64b. It is realized by.
[0051]
On the other hand, the connecting plate 63 is installed in the casing 11 in a state in which the positions in the length direction and the width direction are regulated based on the concave and convex engagement. In order to perform this position regulation, positioning concave portions 77a and 77b are formed in opposing portions of the upper surface of the connection plate 63 and the lower surface of the top plate portion 76 of the casing 11, respectively. Each of the positioning recesses 77a and 77b has a circular planar shape. With the actuator body 62 fixed in the casing 11, between the positioning recesses 77a, 77a formed on the upper surface of the connecting plate 63 and the positioning recesses 77b, 77b formed on the lower surface of the top plate portion 76. And cylindrical positioning sleeves 78, 78 are stretched. With this structure, the upper and lower ends of the pair of columns 64a and 64b are supported and fixed to the casing 11 while being positioned in the length direction, the width direction, and the vertical direction (three-dimensional direction).
[0052]
Provided in the middle of a pair of columns 64a, 64b fixed at a predetermined position in the casing 11 as described above, the input side and the output of the input side disks 2a, 2b and the output side disk 17c, respectively. The output side disk 17c is rotatably supported by the support ring portions 66a and 66b arranged at the center of each cavity (space) existing between the side surfaces 3 and 18. For this reason, each of these support ring portions 66a, 66b and both axial end surfaces of the output side disk 17c, that is, a portion on the inner diameter side than the output side surfaces 18, 18 provided on both axial side surfaces of the output side disk 17c. , The thrust angular ball bearings 61a and 61b are provided. In the case of the illustrated example, a short cylindrical ridge 80 is provided at a portion closer to the inner diameter of the outer side surfaces (side surfaces opposite to each other) of the pair of races 79a, 79b constituting each of the thrust angular ball bearings 61a, 61b. 80 (FIG. 2) are formed over the entire circumference.
[0053]
The projecting ridges 80, 80 are provided at both ends of the support ring portions 66a, 66b and the output side disk 17c, respectively, and have large diameter portions 81a, 81b (FIG. 2) The thrust angular ball bearings 61a, 61b are positioned in the radial direction by being fitted inside without rattling. Also, shim plates 82, 82 (between the outer surfaces of the one orbital rings 79a, 79a (or the other orbital rings 79b, 79b) and the support ring portions 66a, 66b (or the end surface of the output side disk 17c)). 2), the thrust angular ball bearings 61a and 61b are positioned in the axial direction. In this state, an appropriate preload is applied to each of the thrust angular ball bearings 61a and 61b. Therefore, the output-side disk 17c is rotatably supported without backlash between the columns 64a and 64b provided in the respective cavities in a state where positioning in the radial direction and the axial direction is achieved. Have been.
[0054]
In the case of the continuously variable transmission shown in the figure, the base end (the left end in FIG. 1) of the input rotary shaft 1a is connected to the crankshaft of an engine (not shown) via the input shaft 54, and this crankshaft is used. The input rotary shaft 1a is driven to rotate. Also, one side surface (input side surfaces 3 and 3) in the axial direction of the input side disks 2a and 2b and both side surfaces (output side surfaces 18 and 18) in the axial direction of the output side disk 17c and the circumference of each of the power rollers 20 and 20. A hydraulic pressure device is used as the pressing device 6a for applying an appropriate surface pressure to a rolling contact portion (traction portion) with the surfaces 21 and 21. Further, the pressing device 6a and hydraulic actuators 29, 29 for displacing the trunnions 22, 22 for shifting, and a low-speed clutch 83 and a high-speed clutch 84, which will be described later, are driven by a hydraulic source such as a gear pump. Pressure oil can be freely supplied to the hydraulic cylinder for disconnecting and connecting.
[0055]
Further, the front end (left end in FIGS. 1 and 2) of the hollow rotary shaft 85 is spline-engaged with the center hole of the output side disk 17c. Then, a loop-shaped (first and second) retaining rings 86, 86 (FIG. 2) are extended between the outer peripheral surface of the hollow rotary shaft 85 and the inner peripheral surface of the output side disk 17c. The hollow rotary shaft 85 and the output side disk 17c are connected in a state where relative displacement in the axial direction is prevented. In the case of the present example, as described above, large-diameter portions 81a, 81a having an inner diameter larger than other portions are provided on the inner peripheral surfaces of both ends of the output-side disk 17c, and the step surfaces of the large-diameter portions 81a, 81a and Each of the retaining rings 86 is bridged between the outer peripheral surface of the hollow rotary shaft 85 and a concave groove provided over the entire periphery in a portion facing each of the step surfaces.
[0056]
Further, the hollow rotary shaft 85 is inserted through the inside of the input side disk 2b on the far side (right side in FIGS. 1 and 2) from the engine so that the rotational force of the output side disk 17c can be taken out. Further, a portion of the hollow rotary shaft 85 (the right end in FIGS. 1 and 2) protruding from the outer surface of the input-side disc 2b is provided at the portion protruding from the outer surface of the input-side disc 2b. The first sun gear 87 is directly formed (fixed). In the case of this example, the first sun gear 87 corresponds to a gear provided at a portion protruding from one of the outer disks described in the claims.
[0057]
On the other hand, a first carrier 88 is bridged between a portion protruding from the hollow rotary shaft 85 at the tip (the right end in FIGS. 1 and 2) of the input rotary shaft 1a and the input side disk 2b. The input side disk 2b and the input rotation shaft 1a rotate in synchronization with each other. That is, in the case of the present example, the inner peripheral surface of the cylindrical portion 115 constituting the first carrier 88 and the outer peripheral surface of the distal end portion of the input rotary shaft 1a are spline-engaged. The other end (the left end in FIGS. 1 and 2) of the cylindrical portion 115 of the first carrier 88 is brought into contact with a step surface provided over the entire periphery near the tip of the input rotary shaft 1a. At the same time, the loading nut 117 is screwed into a male screw portion 116 provided at the end of the input rotary shaft 1a, and tightened, so that the relative displacement in the axial direction is prevented and fixed. The radial needle bearing 118 is provided between the inner peripheral surface of the distal end portion of the hollow rotary shaft 85 and the outer peripheral surface of the cylindrical portion 115 of the first carrier 88 which is spline-engaged with the input rotary shaft 1a. The first sun gear 87 and the spline engagement portion are provided so as to overlap with each other in the radial direction. The first and second planetary gear types, each of which is a double pinion type, are provided at circumferentially equally spaced positions (generally 3 to 4 positions) on both axial side surfaces of the first carrier 88. Planet gears 89 to 91 for constituting the transmission units 51 and 52 are rotatably supported. Further, a first ring gear 92 is rotatably supported around one half (the right half in FIGS. 1 and 2) of the first carrier 88.
[0058]
Among the planetary gears 89 to 91, the planetary gear 89 provided radially inward of the first carrier 88 near the toroidal type continuously variable transmission unit 50 (leftward in FIGS. 1 and 2) is the first planetary gear 89. Of the sun gear 87. In the case of the present example, the planetary gear 89 corresponds to another gear rotatably supported by a member that rotates together with each outer disk described in the claims. A planetary gear 90 provided on the side remote from the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 (on the right side in FIGS. 1 and 2) in the radial direction of the first carrier 88 is a base end portion of the transmission shaft 56 ( (The left end in FIG. 1). Further, the remaining planetary gears 91 provided on the outer side in the radial direction of the first carrier 88 are larger in axial dimension than the planetary gears 89 and 90 provided on the inner side, and these two planetary gears 89, 90 are provided. 90. Further, the remaining planetary gear 91 and the first ring gear 92 are meshed. Note that, instead of making the radially outward planetary gears independent of each other between the first and second planetary gear units 51 and 52, a structure in which a wide ring gear meshes with both planetary gears can also be adopted. It is.
[0059]
On the other hand, a second carrier 94 for constituting the third planetary gear type transmission unit 53 is fixedly connected to a base end (the left end in FIG. 1) of the output shaft 55. The second carrier 94 and the first ring gear 92 are connected via the low-speed clutch 83. Further, a third sun gear 95 is fixedly provided near the tip of the transmission shaft 56 (close to the right end in FIGS. 1 and 2). Further, a second ring gear 96 is disposed around the third sun gear 95, and the high-speed clutch 84 is provided between the second ring gear 96 and a fixed portion such as the casing 11. ing. Further, a plurality of sets of planetary gears 97 and 98 arranged between the second ring gear 96 and the third sun gear 95 are rotatably supported by the second carrier 94. These planetary gears 97 and 98 mesh with each other, and a planetary gear 97 provided on the inner side in the radial direction of the second carrier 94 is provided on the third sun gear 95, and a planetary gear 98 provided on the outer side is provided. The second ring gear 96 is in mesh with each other.
[0060]
In the case of the continuously variable transmission of the present embodiment configured as described above, the power is transmitted from the input rotation shaft 1a to the integrated output disk 17c via the pair of input disks 2a, 2b and the power rollers 20, 20. Power is taken out through the hollow rotary shaft 85. When the low speed clutch 83 is connected and the high speed clutch 84 is disconnected, the rotational speed of the input rotary shaft 1a is kept constant by changing the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 50. , The rotation speed of the output shaft 55 can be freely converted into forward rotation and reverse rotation with the stop state interposed.
[0061]
That is, in this state, the differential component between the first carrier 88 rotating in the forward direction with the input rotation shaft 1a and the first sun gear 87 rotating in the reverse direction with the hollow rotation shaft 85 is The power is transmitted from the first ring gear 92 to the output shaft 55 via the low speed clutch 83 and the second carrier 94. In this state, the output shaft 55 is stopped by setting the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 50 to a predetermined value, and the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 50 is increased from the predetermined value. The output shaft 55 is rotated in the direction of reversing the vehicle by changing the output shaft 55 to the side. On the other hand, by changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 from the predetermined value to the deceleration side, the output shaft 55 is rotated in a direction in which the vehicle moves forward.
[0062]
Further, when the connection of the low-speed clutch 83 is disconnected and the high-speed clutch 84 is connected, the output shaft 55 is rotated in a direction in which the vehicle moves forward. That is, in this state, the first carrier 88 that rotates in the forward direction together with the input rotation shaft 1a, and the first sun gear 87 that rotates in the opposite direction to the first carrier 88 together with the hollow rotation shaft 85, The rotation of the planetary gear 89 of the first planetary gear-type transmission unit 51, which rotates according to the differential component of the second planetary gear-type transmission unit 51, is transmitted via another planetary gear 91 to the planetary gear of the second planetary gear-type transmission unit 52. 90, and rotates the transmission shaft 56 via the second sun gear 93. Then, a third sun gear 95 provided at the end of the transmission shaft 56, a second ring gear 96 and a planetary gear together with the third sun gear 95 that constitute the third planetary gear type transmission unit 53. The second carrier 94 and the output shaft 55 connected to the second carrier 94 are rotated in the forward direction based on the engagement with the first and second carriers 97 and 98. In this state, the rotational speed of the output shaft 55 can be increased as the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 is changed to the speed increasing side.
[0063]
FIG. 6 shows the speed ratio (reduction ratio) of the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 (Variator), the speed ratio of the entire continuously-variable transmission device, and the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 (passing torque). ) Is shown. The left vertical axis in FIG. 6 represents the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 50, the right vertical axis represents the passing torque, and the horizontal axis represents the speed ratio of the entire continuously variable transmission. I have. Note that the horizontal axis corresponds to the input shaft 1a of the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 for 3500 minutes. ^-1 And the vehicle speed when rotated. The solid line a in FIG. 6 represents the relationship between the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 and the speed ratio of the entire continuously variable transmission. The broken line b in FIG. ₁ , B ₂ Shows the relationship between the torque passing through the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 when the continuously variable transmission operates and the speed ratio of the entire continuously variable transmission.
[0064]
As is clear from the solid line a in FIG. 6, the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission unit 50 is set to 0.6 with the low speed clutch 83 connected and the high speed clutch 84 disconnected. With this setting, the output shaft 55 can be stopped while the input shaft 1a is being rotated. The vehicle can be moved forward or backward by changing the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 at about 0.6. Further, when the speed ratio of the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 is about 2.2 to 2.3, the low-speed clutch 83 is disconnected, and the high-speed clutch 84 is connected. By changing the speed ratio of the continuously variable transmission unit 50 to the speed increasing side, the speed of the vehicle can be increased. The curve b representing the passing torque ₁ , B ₂ Is caused by switching between the high-speed mode and the low-speed mode due to the connection / disconnection of the low-speed clutch 83 and the high-speed clutch 84. In the discontinuous portion, the magnitude and direction of the torque (passing torque) passing through the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 fluctuate.
[0065]
At the time of assembling the continuously variable transmission of this embodiment, which is constructed and operates as described above, the toroidal type continuously variable transmission unit 50 and the first and second planetary gear type transmission units 51 and 52 are connected to each of these units 50. Prior to the housing of .about.52 in the casing 11, as shown in FIG. That is, the output side disk 17c and the hollow rotary shaft 85 (see FIGS. 1 to 3) are rotatable by a pair of columns 64a and 64b (see FIGS. 1 to 3) whose lower ends are connected and fixed to the actuator body 62. To support. Further, a plurality of trunnions 22, 22 and power rollers 20, 20 are formed by a pair of upper and lower support plates 28a, 28b externally supported on respective support posts 65a, 65b provided at the upper and lower ends of both columns 64a, 64b. At a predetermined position. Further, the pressing device 6a, the pair of input-side disks 2a, 2b, the first and second planetary gear type speed change units 51, 52, and the like are provided on the input rotary shaft 1a through which the hollow rotary shaft 85 is inserted. By assembling, a module 99 as shown in FIG. 4 is obtained.
[0066]
When assembling such a module 99, it is important that the output-side disk 17c is rotatably supported around the intermediate portion of the input rotary shaft 1a without play. For this purpose, it is important to use the shim plates 82, 82 having an appropriate thickness in order to apply an appropriate preload to the thrust angular ball bearings 61a, 61b. . The procedure for assembling the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 while selecting the shim plates 82 and 82 having appropriate thickness dimensions will be described with reference to FIGS.
[0067]
First, a jig 100 as shown in FIG. 8 is prepared. The jig 100 is formed by inserting a bolt 102 into the center of a base 101 that can be placed on a worktable, and inserting the bolt 102 from below with its male thread 103 up.
In the first step, as shown in FIG. 8, the hollow rotary shaft 85 is loosely fitted to the bolt 102 of such a jig 100 with the first sun gear 87 facing downward. Then, as shown in the figure, around the hollow rotary shaft 85, one outer disk 2b provided on the side of the first planetary gear type transmission unit 51 is connected via the needle bearing 104 to the first outer disk 2b. Externally fitted from the upper side where the sun gear 87 is not provided.
[0068]
Next, as a second step, as shown in FIG. 9, the support ring 66a of the first support 64a for supporting one axial end of the output side disk 17c around the intermediate portion of the hollow rotary shaft 85. And the first thrust angular contact ball bearing 61a is externally fitted. The outer fitting operation is performed by moving the support ring 66a from the upper side of the hollow rotary shaft 85 where the first sun gear 87 is not provided to the side (lower side) of the one outer disk 2b. Perform in the position.
Then, as shown in FIG. 9, the first retaining ring 86 is locked to a portion exposed above the first thrust angular ball bearing 61a on the outer peripheral surface of the intermediate portion of the hollow rotary shaft 85. .
[0069]
Next, as a third step, as shown in FIG. 10, the output side disk 17c is fitted around the hollow rotary shaft 85 while being spline-engaged. Then, the second retaining ring 86 is locked to the outer peripheral surface of a portion protruding above the output side disk 17c (on the side opposite to the first retaining ring 86) at the end of the hollow rotary shaft 85. . As a result, the output side disk 17c is externally fixed to the hollow rotary shaft 85 in a state where rotation and axial displacement are prevented.
[0070]
Next, as a fourth step, as shown in FIG. 10, a second end for supporting the other end in the axial direction of the output side disk 17c on the upper end (the other end in the axial direction) of the output side disk 17c. The support ring 66b of the support column 64b and the second thrust angular ball bearing 61b are arranged. This arrangement work is performed in a state where the second thrust angular ball bearing 61b is positioned on the side (lower side) of the output side disk 17c.
[0071]
Next, as a fifth step, a nut 105 is screwed into a male screw portion 103 provided at the upper end of the bolt 102, and the nut 105 is tightened with a predetermined torque. The support ring 66b of the first support 64a is pressed toward the support ring 66a of the first support 64a. Then, between these first and second support columns 64a and 64b, axial directions in directions approaching each other necessary for applying an appropriate preload to the first and second thrust angular ball bearings 61a and 61b. Apply a load. In this state, of the first and second support columns 64a and 64b, the first and second support holes 71a and 71b (see FIGS. 1 and 2) formed in the support plates 28a and 28b, respectively. The axial distance L between the peripheral surfaces of the support post portions 65a and 65b, which are the portions to be contacted, on the opposite side of each other ₁ Is measured. Note that this axial distance L ₁ Is carried out (for two axial distances) between the support posts 65a, 65b provided in pairs on the first and second columns 64a, 64b, respectively. The reason for this is to eliminate the influence of the inclination of the first and second columns 64a and 64b.
[0072]
In order to fit the support posts 65a and 65b provided at both ends of the first and second support columns 64a and 64b, the support posts 28a and 28b are formed on the pair of support plates 28a and 28b, respectively. The axial distance L between the inner peripheral surfaces of the first and second support holes 71a and 71b. ₂ (FIG. 2) is measured. This axial distance L ₂ Are the portions of the inner peripheral surfaces of the first and second support holes 71a and 71b that are to be brought into contact with the outer peripheral surfaces of the support post portions 65a and 65b. Measure between. The axial distance L ₂ Is performed on both the support plates 28a and 28b. The reason for this is to eliminate the effect of processing errors between the two support plates 28a and 28b.
[0073]
Next, as a sixth step, the axial distance L for the first and second support holes 71a and 71b is determined. ₂ And the axial distance L measured in the fifth step. ₁ Difference (L ₂ -L ₁ ), The thickness T of the shim plate 82 to be sandwiched between the axial end surface of the second thrust angular ball bearing 61b and one axial surface of the support ring 66b of the second support 64b is calculated. I do. When the thickness of the shim plate 82 provided in other parts is not changed, the thickness T ₂ , L ₁ Difference "L ₂ -L ₁ ". Then, the thickness T is obtained, and the second support 64b is removed. The distance L in both axial directions ₂ , L ₁ Is obtained, the calculation for obtaining the thickness T and the operation of removing the second support 64b may be performed before or after.
[0074]
Next, as a seventh step, a shim plate 82 having a thickness T calculated in the sixth step (when the shim plate 82 is temporarily attached in the fourth step, the above T is added to the thickness of the shim plate 82). A shim plate 82) having a reduced thickness is sandwiched between the axial end face of the second thrust angular ball bearing 61b and one axial face of the support ring 66b of the second support 64b. Then, as shown in FIG. 10 again, the second support 64b is assembled.
Next, as an eighth step, as shown in FIGS. 11 to 12, the support posts 65a and 65b provided at both ends of the second support 64b and the first support 64a are combined with the pair of support plates. The first and second support holes 71a and 71b of the first and second support members 28a and 28b are fitted inside. At the same time, the pivots 27, 27 provided at both ends of the plurality of trunnions 22, 22 are assembled and supported between these two support plates 28a, 28b so as to swing and displace in the axial direction. The upper ends of the first and second columns 64a and 64b are connected to and supported by the connecting plate 63, and the lower ends are also connected to and supported by the actuator body 62 as shown in FIG.
[0075]
If the actuator body 62 and the connecting plate 63 are connected and supported at the upper and lower ends of the first and second columns 64a and 64b in this manner, then, the other members constituting the continuously variable transmission will be described. That is, the main parts of the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 and the first and second planetary gear-type transmission units 51 and 52 are assembled outside the casing 11 before being incorporated into the casing 11. That is, as shown in FIG. 13, the other input disk 2a (left side in FIG. 13) is provided on the input rotation shaft 1a, and a hydraulic pressing device 6a is provided on the outer surface of the other input disk 2a. In the assembled state, the input rotary shaft 1a is inserted through the hollow rotary shaft 85. At the same time, planetary gears 89 to 91 constituting the first and second planetary gear type transmission units 51 and 52 are attached to both axial side surfaces of the first carrier 88.
[0076]
Then, as shown in FIG. 14, the first carrier 88 is externally fitted to the distal end of the input rotary shaft 1a while being spline-engaged, and the other end of the cylindrical portion 115 of the first carrier 88 ( A male screw portion 116 provided at the distal end of the input rotary shaft 1a with the left end edge of FIG. , And screw the loading nut 117 into place. In this state, the module 99 which is a main part of the continuously variable transmission as shown in FIG. 4 is assembled. The assembling work of the module 99 can be performed in a wide space without being disturbed by the casing 11, thereby facilitating the assembling work. Further, after assembling the module 99 and before storing it in the casing 11, the operating state of the module 99 can be confirmed. If the operating state is poor, disassembly and reassembly can be easily performed in a large space outside the casing 11.
[0077]
On the other hand, when the operating state of the module 99 is proper, the module 99 is placed in the casing 11 as shown in FIG. Insert from the lower end opening of. The cylindrical positioning sleeves 78, 78 are bridged between the positioning recesses 77a, 77a formed on the upper surface of the connecting plate 63 and the positioning recesses 77b, 77b formed on the lower surface of the top plate portion 76, The portions of the actuator body 62 near both ends in the width direction of the upper surface abut against the step portions 74a and 74b. Then, bolts (not shown) inserted through the bolt insertion holes 75, 75 of the actuator body 62 from below are screwed into the screw holes opened in the step portions 74a, 74b, and further tightened. 11 is fixed. In this state, the upper and lower ends of each of the columns 64a and 64b are fixed to the casing 11 in a state where positioning in the three-dimensional direction is strictly performed. Then, after this fixing work, the lower end opening of the casing 11 is closed by the oil pan 107.
[0078]
The components not included in the module 99, such as the third planetary gear type transmission unit 53, are assembled in the casing 11 after the module 99 is assembled in the casing 11. Further, in the illustrated example, oil supply nozzles 108, 108 for supplying lubricating oil (traction oil) to the traction portion are provided above the columns 64a, 64b. These lubricating nozzles 108, 108 are provided with lubricating lubrication through lubricating passages provided in the top plate portion 76 and the connecting plate 63 through the positioning recesses 77a, 77b and the center holes of the bolts 69, 69. Pump in oil. Further, inside each of the trunnions 22, 22, there are provided oil supply passages 109, 109 for feeding lubricating oil to the rolling bearings relating to the respective power rollers 20, 20, and from the oil supply passages provided in the top plate portion 76. Lubricating oil can be freely fed into the oil supply passages 109, 109 in the trunnions 22, 22, respectively.
[0079]
In accordance with this, on the lower surface of the connection plate 63, oil supply plugs 110, 110 for feeding lubricating oil toward the oil supply passages 109, 109 are provided, and with the incorporation of the module 99 into the casing 11, The oil supply passage on the connection plate 63 side is connected to the oil supply passages 109 on the trunnions 22, 22 side. In the case of this example, irregularities in the radial direction are provided at equal intervals in the circumferential direction on the outer peripheral edge of the output-side disk 17c and the outer peripheral edge of the pressing device 6a, and the rotation of the output-side disk 17c and the input-side disks 2a, 2b The speed can be detected freely.
[0080]
In the case of the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 which constitutes the module 99 incorporated in the casing 11 as described above, the axially opposite ends of the output side disk 17c are paired by thrust angular ball bearings 61a and 61b. The output side disk 17c is rotatably supported by the casing 11 while being prevented from being displaced in the axial direction. Therefore, at the time of power transmission, the input disks 2a and 2b opposed to both axial sides of the output disk 17c are displaced in the axial direction toward the output disk 17c, so that a predetermined pressing force is applied to the traction portion. While applying force, the displacement of these constituent members due to the elastic deformation of the constituent members is absorbed. For this reason, the swinging (rotating) amounts of the power rollers 20 can be made substantially equal between the front and rear cavities. As a result, it is possible to prevent the inclination of each trunnion 22, 22 from being different between the front and rear cavities, and prevent the efficiency of the toroidal-type continuously variable transmission unit 50 from being lowered and the speed ratio control from becoming unstable.
[0081]
When the input disks 2a and 2b are displaced in the axial direction as described above, the first sun gear 87 provided at the end of the hollow rotary shaft 85 connected to the output disk 17c, A planetary gear 89 rotatably supported by a first carrier 88 that rotates together with each of the input-side disks 2a and 2b is displaced (slids) in the axial direction. The pitch circle diameter of the meshing portion between the gears 87 and 89 where such axial displacement is performed is the pitch of the spline engaging portion between the hollow rotary shaft 38a and the output side disk 17c as shown in FIG. Larger than the circular diameter. Therefore, the circumferential force (f = T / r, T: torque, r: radius) based on the torque applied to the meshing portion is smaller than the circumferential force applied to the spline engaging portion. Therefore, the frictional force (F = μf, μ: friction coefficient) acting on the meshing portion can be reduced. Therefore, even during a transient response such as a sudden change in torque, the relative displacement between the output side disk 17c and each of the input side disks 2a and 2b in the axial direction can be smoothly performed, and a predetermined pressing force can be stably applied to the traction portion. Can prevent slippage at the traction portion.
[0082]
Further, since the first carrier 88 is spline-engaged with the input rotary shaft 1a, even when a large torque is applied between the first carrier 88 and the input rotary shaft 1a, these members are tightly fitted or welded. As a result, the durability and reliability can be sufficiently ensured as compared with the case where the connection is fixed. That is, FIG. 7, as described above, realizes the speed ratio of the continuously variable transmission as a whole, the output torque of the output shaft 55 of the continuously variable transmission at the limit where the tire does not slip on the road surface, and realizes this output torque. An example of the relationship between the torque applied to the joint between the input rotation shaft 1a and the first carrier 88 in the case is shown. The maximum rated torque of the engine is 450 Nm. 7, the left vertical axis represents the torque applied to the joint between the input rotary shaft 1a and the carrier 88, the right vertical axis represents the torque of the output shaft 55, and the horizontal axis represents the entire continuously variable transmission. , Respectively. The horizontal axis is the input shaft 54 of the toroidal type continuously variable transmission for 3500 minutes. ^-1 And the vehicle speed when rotated.
[0083]
Also, the solid line a in FIG. ₁ , A ₂ 7 shows the relationship between the torque applied to the connection between the input rotary shaft 1a and the first carrier 88 and the speed ratio of the entire continuously variable transmission. Similarly, the chain line b in FIG. The relationship with the speed ratio of the entire step transmission is shown. Also, a solid line a representing a torque applied to a coupling portion between the input rotation shaft 1a and the first carrier 88 ₁ , A ₂ Among them, the solid line a on the left side showing the torque in the low-speed mode ₁ Is the right solid line a indicating the torque in the high-speed mode. ₂ The negative torque becomes a negative torque when the positive torque is used as the positive torque, but is expressed as a positive torque for convenience of illustration.
[0084]
Such a solid line a in FIG. ₁ , A ₂ As is clear from FIG. 2, the driving torque of the engine and the torque passing through the toroidal type continuously variable transmission unit 50 (see FIG. 1 described later) are added to the joint between the input rotary shaft 1a and the first carrier 88. And the maximum value is as large as 700 Nm (-700 Nm). On the other hand, in the case of this example, since the first carrier 88 and the input rotary shaft 1a are spline-engaged as described above, sufficient durability and reliability are ensured even when a large torque is applied. it can. In addition, the first carrier 88 and the input rotary shaft 1a are spline-engaged in this manner, so that the first carrier 88 and the input rotary shaft 1a are centered (centered). The center of the planetary gears 89 to 91 rotatably supported by the carrier 88 and the input rotary shaft 1a can be easily adjusted. Further, as in the case where the first carrier 88 and the input rotary shaft 1a are joined and fixed by welding, the material forming the first carrier 88 and the input rotary shaft 1a has a low carbon (C) content. It is not limited to steel materials, for example, low carbon steel (C content is less than 0.3% by weight). Therefore, as a material constituting the first carrier 88 and the input rotary shaft 1a, a steel material having a high carbon content, for example, a medium carbon steel (C content is 0.3 to 0.7% by weight, more preferably Is 0.3 to 0.5% by weight), thereby reducing manufacturing costs by reducing costs and securing fatigue strength, shortening the heat treatment time when forming a hardened layer on the surface by carburizing treatment, etc. Can be achieved. When medium carbon steel is used in this manner, the toughness may be slightly reduced, but the first carrier 88 and the input rotary shaft 1a are not damaged (at the time of manufacture) such as cracks (cracks). Thus, there is no problem in durability, reliability, and the like.
[0085]
Further, as in the present example, the other end of the cylindrical portion 115 of the first carrier 88 is brought into contact with the stepped surface of the input rotary shaft 1a, and then the male screw portion 116 of the input rotary shaft 1a is If the loading nut 117 is screwed and tightened, the gap between the pair of input side disks 2a and 2b does not become too narrow due to excessive tightening of the loading nut 117. Therefore, an excessive pressing force is not applied to the traction portion due to such an excessive tightening of the loading nut 117. Further, if the first carrier 88 contacting the loading nut 117 is elastically deformed by tightening the loading nut 117, a force based on the elastic deformation is applied to the loading nut 117 to prevent the loading nut 117 from loosening. Can also be planned. A radial needle bearing 118 is provided between the inner peripheral surface of the distal end portion of the hollow rotary shaft 85 and the outer peripheral surface of the cylindrical portion 115 of the first carrier 88 that is spline-engaged with the input rotary shaft 1a. Since the first sun gear 87 is provided so as to overlap with the gear 87 and the spline engaging portion in the radial direction, the first sun gear 87 can be prevented from being elastically deformed inward in the radial direction.
[0086]
【The invention's effect】
Since the present invention is configured and operates as described above, it is possible to improve durability and reliability while securing required performance, and to commercialize a continuously variable transmission incorporating a toroidal type continuously variable transmission. Can contribute.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view illustrating an example of an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an enlarged view of a portion A in FIG.
FIG. 3 is a sectional view taken along line BB of FIG. 1;
FIG. 4 is a perspective view of a module in which main parts of a toroidal-type continuously variable transmission unit are assembled.
FIG. 5 is a perspective view of the casing viewed from below.
FIG. 6 is a diagram showing a relationship between a speed ratio (reduction ratio) and a passing torque of a toroidal type continuously variable transmission unit and a vehicle speed (speed ratio of the entire continuously variable transmission).
FIG. 7 is a diagram showing a relationship between a torque applied to a coupling portion between an input rotary shaft and a carrier, a torque of an output shaft, and a vehicle speed (speed ratio of the continuously variable transmission as a whole).
FIG. 8 is a partially cutaway perspective view showing an initial step of an assembling operation of the toroidal-type continuously variable transmission.
FIG. 9 is a cross-sectional view showing a subsequent step.
FIG. 10 is a cross-sectional view showing a subsequent step.
FIG. 11 is a cross-sectional view showing a subsequent step.
FIG. 12 is a cross-sectional view showing a subsequent step.
FIG. 13 is a cross-sectional view showing a subsequent step.
FIG. 14 is a sectional view showing the final step.
FIG. 15 is a cross-sectional view showing an example of a basic configuration of a conventionally known toroidal-type continuously variable transmission.
FIG. 16 is a schematic cross-sectional view showing an example of a conventionally known continuously variable transmission including a combination of a toroidal type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission unit.
FIG. 17 is a diagram showing the relationship between the speed ratio of the toroidal type continuously variable transmission and the speed ratio of the entire continuously variable transmission.
FIG. 18 is a schematic cross-sectional view showing another example of a conventionally known continuously variable transmission including a combination of a toroidal type continuously variable transmission and a planetary gear type transmission unit.
[Explanation of symbols]
1, 1a Input rotary shaft
2a, 2b Input side disk
3 Input side
4 Ball spline
5 Rolling bearing
6, 6a pressing device
7 cam plate
8 Drive shaft
9 Loading nut
10 Disc spring
11 Casing
12 Partition
13 Through hole
14 Output tube
15 Rolling bearing
16 Output gear
17a, 17b, 17c Output side disk
18 Output side
19 Needle bearing
20 Power roller
21 Perimeter
22 trunnion
23, 23a Support shaft
24 Radial needle bearing
25 Thrust ball bearing
26 Thrust needle bearing
27 Axis
28a, 28b support plate
29 Actuator
30 preload spring
31, 31a Toroidal-type continuously variable transmission
32, 32a planetary gear type transmission unit
33 career
34a, 34b planetary gear element
35 First transmission shaft
36a, 36b Sun gear
37 Second transmission shaft
38, 38a Hollow rotating shaft
39, 39a Sun gear
40 planetary gear element
41 Ring gear
42 Second Career
43a, 43b planetary gear element
44 Output shaft
45 Second ring gear
46 Low speed clutch
47 High speed clutch
48 Cylindrical roller bearing
49 Thrust Needle Bearing
50 toroidal type continuously variable transmission unit
51 First planetary gear type transmission unit
52 Second planetary gear type transmission unit
53 Third planetary gear type transmission unit
54 input shaft
55 output shaft
56 Transmission shaft
57 Bent wall
58 Connecting member
59 screw
60 Outer ring
61a, 61b ball bearing
62 Actuator body
63 Connecting plate
64a, 64b prop
65a, 65b Support post
66a, 66b Support ring
67 volts
68 recess
69 volts
70 recess
71a, 71b Support holes
72a, 72b, 72c convex part
73 Side wall
74a, 74b step
75 Bolt insertion hole
76 Top plate
77a, 77b Positioning recess
78 Positioning sleeve
79a, 79b raceway
80 ridges
81a, 81b Large diameter part
82 shim plate
83 clutch for low speed
84 High speed clutch
85 hollow rotary shaft
86 retaining ring
87 First Sun Gear
88 First Career
89 planetary gear
90 planetary gear
91 planetary gear
92 First ring gear
93 Second Sun Gear
94 Second Career
95 Third Sun Gear
96 Second ring gear
97 planetary gear
98 planetary gear
99 modules
100 jig
101 Substrate
102 volts
103 Male thread
104 Needle bearing
105 nut
106 Seat plate
107 oil pan
108 Refueling nozzle
109 Refueling passage
110 Lubrication plug
111 convex
112 flange
113 Groove
114 retaining ring
115 cylindrical part
116 Male thread
117 Loading nut
118 radial needle bearing

Claims

The casing, a rotating shaft rotatably supported in the casing, and two axially one sides of each rotating shaft each having an arc-shaped cross section are positioned at two axial positions of the rotating shaft. A pair of outer disks supported so as to be freely rotatable in synchronization with the rotating shaft, and, in the vicinity of an intermediate portion of the rotating shaft, opposite axial side surfaces having an arc-shaped cross section facing one axial side surface of each of the outer disks; In this state, a plurality of inner disks, each of which is rotatably supported relative to the rotation shaft, and a plurality of inner disks, each of which is located between the axial side surfaces of these inner disks and the axial one side surface of each outer disk in the axial direction. A support member that is freely rotatable about a pivot axis that is in a torsional position with respect to the rotation axis, and each peripheral surface that is rotatably supported by each of these support members and has a spherical convex surface, Above Around the rotation shaft in a state where the power roller is brought into contact with the axial side surfaces of the disk and the axial one side surface of each outer disk and the rotational force can be transmitted between the inner disk and the power roller. A hollow rotary shaft rotatably supporting one of the outer disks on an intermediate portion outer peripheral surface thereof, and a portion protruding from the one outer disk at one end of the hollow rotary shaft. In the toroidal-type continuously variable transmission in which the gear provided in the above is meshed with another gear rotatably supported by a member that rotates with each of the outer disks, the axially opposite side surfaces of the inner disk and the outer disks A pair of struts each having a support ring portion at each intermediate portion is disposed between the support ring portions and the one axial side surface thereof, with the rotation shaft being inserted through the support ring portions. The inside di above The two axially opposite ends of the gear are rotatably supported by ball bearings, and the other gears rotatably support the other gears in a state of being fixedly coupled to the rotating shaft among the members rotating together with the respective outer disks. A toroidal-type continuously variable transmission characterized in that members are spline-engaged with the rotating shaft and fixedly connected while preventing relative displacement in the axial direction.

A member for rotatably supporting another gear is connected to a rotating shaft, and a nut is screwed into a male screw portion provided on the rotating shaft and tightened to prevent the relative displacement in the axial direction from being connected and fixed. 2. The toroidal-type continuously variable transmission according to 1.

3. The toroidal-type continuously variable transmission according to claim 1, wherein a hydraulic pressing device that presses the pair of outer disks toward each other is provided on an outer surface of the other outer disk.

The radial needle bearing is provided between the inner peripheral surface of the hollow rotary shaft and the outer peripheral surface of the rotary shaft so as to overlap with a gear provided on the hollow rotary shaft in the radial direction, according to any one of claims 1 to 3. The toroidal-type continuously variable transmission described.

Along with combining the toroidal type continuously variable transmission unit and the planetary gear type radial transmission, the input shaft connected to the rotation shaft of the toroidal type continuously variable transmission unit and the output shaft connected to the constituent members of the planetary gear type transmission unit are included. Prepare
Among them, the toroidal type continuously variable transmission unit is the toroidal type continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 4,
The planetary gear type transmission unit receives power from the rotating shaft and the inner disk of the toroidal type continuously variable transmission unit, and has switching means for switching the power transmission path to two systems. Step transmission.

The planetary gear-type transmission unit includes a pair of outer disks constituting a toroidal type continuously variable transmission unit, a carrier concentrically coupled to the outer disks and rotating together with the outer disks, and a pair of axially opposite side surfaces of the carrier. A plurality of first planetary gears rotatably supported on one surface in the axial direction facing one outer disk, and a hollow rotating shaft arranged around a rotating shaft constituting the toroidal-type continuously variable transmission unit. A first sun gear meshed with each of the first planetary gears and rotatably supported on the other surface of the carrier, provided concentrically and rotatably with the respective disks in a state of being coupled to the inner disk. A plurality of second planetary gears; a second sun gear concentrically and rotatably provided with each of the disks and meshing with each of the second planetary gears; Concentric and rotatably mounted on it are those having a ring gear meshed with the respective first planetary gears,
The switching means selects between a mode in which the power taken out from the inner disk is transmitted to the output shaft through the ring gear and a mode in which the power taken out from the inner disk is transmitted to the output shaft through the second sun gear. Is,
A continuously variable transmission according to claim 5.