JP2000018337A - 金属ｖベルト - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 引っ張り応力条件が厳しい最内周金属リング
シートの寿命が低くなりやすいのでこれの高い金属Ｖベ
ルトを得る。 【解決手段】 無端ベルト状の金属リング３１と、この
金属リングに沿って支持された多数の金属エレメント３
２とからなり、ドライブプーリ６およびドリブンプーリ
１１間に掛け渡されて動力を伝達する金属Ｖベルトにお
いて、金属リングを複数の薄い無端ベルト状の金属リン
グシート３３(1)〜３３(n)を径方向に重ねて構成し、こ
れらのうち、最内周の金属リングシート３３(1)のシー
ト厚さをその他の金属リングシート３３(2)〜３３(n)の
厚さより薄くする。このとき、最内周の金属リングシー
ト厚さを、最内周の金属リングシートと金属エレメント
部材との間の摩擦係数およびその他の金属リングシート
の間の摩擦係数の比に基づいて設定する。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明は、Ｖベルト式無段変
速機等に動力伝達用として用いられる金属Ｖベルトに関
し、特に、これを構成する無端ベルト状の金属リング部
材の構成に特徴を有する金属Ｖベルトに関する。

【０００２】

【従来の技術】このような金属Ｖベルトは従来から公知
となっており、例えば、実開昭６２−１３１１４３号公
報、特開平２−２２５８４０号公報、特開平７−１２１
７７号公報等に開示されている。このような従来から用
いられている金属Ｖベルトは、無端ベルト状の金属リン
グ部材と、この金属リング部材に沿って支持された多数
の金属エレメント部材（金属コマとも称される）とから
構成され、ドライブプーリおよびドリブンプーリ間に掛
け渡されて動力伝達を行う。これら両プーリはそのＶ溝
幅が可変制御できるようになっており、このＶ溝幅を可
変制御することにより両プーリにおけるＶベルトの巻き
掛け半径を変化させ、変速比を無段階に変化させること
ができるようになっている。

【０００３】このような金属Ｖベルトにより両プーリ間
で動力伝達を行うときに、金属エレメント部材が押され
ながら動力伝達がなされ、金属エレメント部材に作用す
る圧縮力により動力を伝達する。但し、このときに多数
の金属エレメント部材をリング状に繋げる金属リング部
材には引っ張り力が作用するとともに、両プーリに巻き
掛けられて回転する間において回転に伴って変化する曲
げ応力が作用し、これら引っ張りおよび曲げは両プーリ
間での金属Ｖベルトの回転周期に応じて繰り返し作用す
る。

【０００４】

【発明が解決しようとする課題】このため、金属リング
部材はこのように繰り返し作用する引っ張りおよび曲げ
応力を考慮し、これら繰り返し応力に対して十分な強度
および寿命を有するようにその材質、形状等を最適に設
定する必要がある。この場合、金属リング部材は一般的
に薄い無端ベルト状の金属リングシートを複数枚重ねて
構成されており、最内周の金属リングシートは金属エレ
メント部材と接触した状態で動力伝達がなされるため、
金属リングシート同士の摩擦力と金属リングシートおよ
び金属エレメント間での摩擦力とを考慮して考える必要
がある。

【０００５】ここで曲げ応力については両プーリの巻き
掛け半径により一義的に決まるが、引っ張り応力につい
ては上記摩擦力により各金属リングシート毎に異なる。
一般的に、金属リングシート同士の摩擦係数（リング−
リング間摩擦係数）は、金属リングシートおよび金属エ
レメント（のサドル面）の間の摩擦係数（リング−エレ
メント間摩擦係数）より小さいため、最内周の金属リン
グシートの張力変化が最も大きく、金属リングシート厚
さが全て等しい場合には、最内周の金属リングシートの
引っ張り応力変化が最大となる。従来において、金属リ
ングは同一材質で同一厚さの複数枚の金属リングシート
を径方向に重ねて構成されていたため、上記の理由から
最内周金属リングシートの応力条件が最も厳しく、最内
周金属リングシートが強度および寿命の点で最も問題と
なっていた。

【０００６】本発明はこのようなことに鑑み、引っ張り
応力条件が厳しい最内周金属リングシートの厚さを薄く
して曲げ応力を小さくすることにより、トータルとして
の寿命をできるかぎり高め、寿命の高い金属Ｖベルトを
得ることを目的とする。

【０００７】

【課題を解決するための手段】このような目的達成のた
め、本発明においては、無端ベルト状の金属リング部材
（例えば、実施例の金属リング３１）と、この金属リン
グ部材に沿って支持された多数の金属エレメント部材
（例えば、実施例の金属エレメント３２）とからなり、
ドライブプーリおよびドリブンプーリ間に掛け渡されて
動力を伝達する金属Ｖベルトにおいて、金属リング部材
を複数の薄い無端ベルト状の金属製のリングシート（例
えば、実施例の金属リングシート３３(1)〜３３(n)）を
径方向に重ねて構成し、これら複数の金属リングシート
のうち、最内周の金属リングシート（例えば、実施例の
金属リングシート３３(1)）のシート厚さをその他の金
属リングシート（例えば、実施例の金属リングシート３
３(2)〜３３(n)）の厚さより薄くしている。さらに、最
内周の金属リングシート厚さを、最内周の金属リングシ
ートと金属エレメント部材との間の摩擦係数およびその
他の金属リングシートの間の摩擦係数の比に基づいて設
定することを特徴とする。

【０００８】このように最内周の金属リングシート厚さ
を薄くすると、この金属リングシートの曲げ応力は小さ
くなる。但し、上記のように最内周の金属リングシート
と金属エレメントの間の摩擦係数が大きいため、張力変
化に対する負担割合は内周金属リングシートが最も大き
く、最内周の金属リングシートを薄くすることにより引
っ張り応力変化が増加することを考慮する必要がある。
このため、本発明においては、最内周の金属リングシー
トの厚さを薄くすることにより発生する、曲げ応力の低
下と引っ張り応力の増加とを勘案して最も最適な厚さを
設定する。このとき、曲げ応力は単純に厚さの変化に対
応して低下するが、引っ張り応力の増加は最内周の金属
リングシートと金属エレメント部材との間の摩擦係数
（リング−エレメント間摩擦係数）およびその他の金属
リングシートの間の摩擦係数（リング−リング間摩擦係
数）に応じて変動するため、これら両摩擦係数の比に基
づいて最適となるように厚さが設定される。

【０００９】この場合に、この金属Ｖベルトがドライブ
プーリおよびドリブンプーリ間に掛け渡されて動力伝達
を行うときに最内周の金属リングシートに加わる繰り返
し応力振幅σａと平均応力σｍとを考慮し、これら応力
振幅σａと平均応力σｍとを繰り返して受けるときの最
内周の金属リングシートの疲労寿命が最大となるように
最内周の金属リングシート厚さを設定するのが好まし
い。なお、これら応力振幅σａおよび平均応力σｍは曲
げ応力と引っ張り応力とを合算した応力であり、これに
より、金属リングシートの厚さを薄くした場合の曲げ応
力低減効果と引っ張り応力増加効果とをともに加味した
最適な条件の下で厚さ設定を行うことができる。

【００１０】但し、ドライブプーリおよびドリブンプー
リ間に掛け渡されて動力伝達を行うときに作用する繰り
返し荷重による最内周の金属リングシートの疲労寿命が
その他の金属リングシートの疲労寿命以下となる範囲に
おいて、最内周の金属リングシートの疲労寿命が最大と
なるように最内周の金属リングシート厚さを設定するの
が好ましい。最内周の金属リングシートを薄くすること
によりその疲労寿命を高めることができるが、摩擦係数
条件によっては、最内周金属リングシートの疲労寿命の
方がその他の金属リングシートの疲労寿命より大きくな
ることがあるが、このような場合には、その他の金属リ
ングシートの疲労寿命を上回らない範囲で最内周の金属
リングシートの疲労寿命を最大にするような厚さ設定を
行うのが最も好ましい。これにより、全ての金属リング
シートの厚さを最適にして金属ベルト全体としての疲労
寿命を最大にすることができる。

【００１１】

【発明の実施の形態】以下、図面を参照して本発明の好
ましい実施形態について説明する。図１に本発明に係る
金属Ｖベルトを有する金属ベルト式無段変速機Ｔの動力
伝達経路を示している。エンジンＥのクランクシャフト
１にダンパー２を介して接続されたインプットシャフト
３は発進用クラッチ４を介して無段変速機Ｔのドライブ
シャフト５に接続される。ドライブシャフト５に設けら
れたドライブプーリ６は、ドライブシャフト５に固着さ
れた固定側プーリ半体７と、この固定側プーリ半体７に
対向するとともに軸方向に移動可能で且つドライブシャ
フト５と一体回転するように設けられた可動側プーリ半
体８とを備えており、可動側プーリ半体８は油室９に作
用する油圧で固定側プーリ半体７に向けて付勢される。
このため、両プーリ半体７，８の間にＶ溝が形成され、
油室９に作用する油圧を受けて可動側プーリ半体８を軸
方向に移動させることによりＶ溝幅が可変設定可能であ
る。

【００１２】ドライブシャフト５と平行にドリブンシャ
フト１０が配置され、このドリブンシャフト１０に設け
られたドリブンプーリ１１は、ドリブンシャフト１０に
固着された固定側プーリ半体１２と、この固定側プーリ
半体１２に対向するとともに軸方向に移動可能で且つド
リブンシャフト１０と一体回転するように設けられた可
動側プーリ半体１３とを備えており、可動側プーリ半体
１３は油室１４に作用する油圧で固定側プーリ半体１２
に向けて付勢される。このため、両プーリ半体１２，１
３の間にＶ溝が形成され、油室１４に作用する油圧を受
けて可動側プーリ半体１３を軸方向に移動させることに
よりＶ溝幅が可変設定可能である。

【００１３】ドライブプーリ６およびドリブンプーリ１
１間に金属ベルト１５が巻き掛けられる。この状態を図
２に示しており、金属Ｖベルト１５は、無端ベルト状の
金属リング３１と、この金属リング３１に沿って支持さ
れた多数の金属エレメント（金属コマ）３２とから構成
され、それぞれＶ溝幅が可変となったドライブプーリ６
とドリブンプーリ１１とに掛け渡されて駆動力を伝達す
る。

【００１４】金属Ｖベルト１５がドライブプーリ６に巻
き掛けられた状態を図３に示しており、固定プーリ半体
７と可動プーリ半体８とから構成されるドライブプーリ
６のＶ溝内に金属エレメント３２が入り込んだ状態とな
る。可動プーリ半体８を軸方向（Ｘ方向）に移動させる
制御を行うことにより、金属エレメント３２を径方向
（Ｙ方向）に移動させ、金属Ｖベルト１５のドライブプ
ーリ６に対する巻き掛け半径を可変させることができ
る。ドリブンプーリ１１についても同様にして金属Ｖベ
ルトの巻き掛け半径を可変させることができ、両巻き掛
け半径を制御することにより、両プーリ６，１１間での
変速比を無段階に調節可能である。

【００１５】この金属Ｖベルト１５を図４および図５に
詳しく示しており、金属エレメント３２は、左右両端に
Ｖ面３２ａ，３２ａを有したボディ部と、このボディ部
の中央から上方に延びて左右に拡がったイヤー部３２ｂ
とを有した形状に作られている。ボディ部の左右上面に
は平らなサドル面３２ｃが形成されており、左右イヤー
部３２ｂの下面にはそれぞれ平らな保持面３２ｄが形成
されており、サドル面３２ｃと保持面３２ｄとに挟まれ
て左右一対のスロットが形成されている。このスロット
ル内に左右一対の金属リング３１が挿入されるようにし
て、金属リング３１に沿って多数の金属エレメント３２
が配設されて金属Ｖベルト１５が構成されている。

【００１６】ここで金属リング３１は、複数（例えば、
１２枚）の薄い無端ベルト状の金属製のリングシート３
３(1),３３(2)・・・３２(n)を径方向に重ねて構成され
ている。これら金属リングシートのうち、最内周金属リ
ングシート３２(1)の厚さは他の金属リングシート３２
(2)〜３２(n)より薄く形成されている。なお、他の金属
リングシート３２(2)〜３２(n)は同一厚さを有してい
る。

【００１７】図１に戻り、以上のようにして金属Ｖベル
ト１５により動力が伝達されるドリブンシャフト１０に
は前進用ドライブギヤ１６および後進用ドライブギヤ１
７が相対回転自在に支持されており、これら前進用ドラ
イブギヤ１６および後進用ドライブギヤ１７はセレクタ
１８により選択的にドリブンシャフトに結合可能であ
る。ドリブンシャフ１０ト平行に配置されたアウトプッ
トシャフト１９には、前進用ドライブギヤ１６に噛合す
る前進用ドリブンギヤ２０と、後進用ドライブギヤ１７
に後進用アイドルギヤ２１を介して噛合する後進用ドリ
ブンギヤ２２とが固着されている。

【００１８】アウトプットシャフト１９の回転はファイ
ナルドライブギヤ２３およびファイナルドリブンギヤ２
４を介してディファレンシャル２３に入力され、そこか
ら左右のアクスル２６，２６を介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝
達される。

【００１９】以上のように、エンジンＥの駆動力はクラ
ンクシャフト１、ダンパー２、インプットシャフト３、
発進用クラッチ４、ドライブシャフト５、ドライブプー
リ６、金属Ｖベルト１５およびドリブンプーリ１１を介
してドリブンシャフト１０に伝達される。前進走行レン
ジが選択されているときは、ドリブンシャフト１０の駆
動力は前進用ドライブギヤ１６および前進用ドリブンギ
ヤ２０を介してアウトプットシャフト１９に伝達され、
車両を前進走行させる。また、後進用走行レンジが選択
されているとき、ドリブンシャフト１０の駆動力は後進
用ドライブギヤ１７、後進用アイドルギヤ２１および後
進用ドリブンギヤ２２を介してアウトプットシャフト１
９に伝達され、車両を後進走行させる。

【００２０】このとき、金属ベルト式無段変速機Ｔのド
ライブプーリ６の油室９およびドリブンプーリ１１の油
室１４に作用する油圧を、電子制御ユニットＵ１からの
指令で作動する油圧制御ユニットＵ２で制御することに
より、その変速比が無段階に調整される。すなわち、ド
ライブプーリ６の油室９に作用する油圧に対してドリブ
ンプーリ１１の油室１４に作用する油圧を相対的に増加
させれば、ドリブンプーリ１１の溝幅が減少して巻き掛
け半径（有効半径）が増加し、これに伴ってドライブプ
ーリ６の溝幅が増加して巻き掛け半径が減少するため、
金属ベルト式無段変速機Ｔの変速比はＬＯＷに向かって
無段階に変化する。逆に、ドリブンプーリ１１の油室１
４に作用する油圧に対してドライブプーリ６の油室９に
作用する油圧を相対的に増加させれば、ドライブプーリ
６の溝幅が減少して巻き掛け半径が増加し、これに伴っ
てドリブンプーリ１１の溝幅が増加して巻き掛け半径が
減少するため、金属ベルト式無段変速機Ｔの変速比はＴ
ＯＰに向かって無段階に変化する。

【００２１】図６は、車両が最高速度走行状態（ＴＯＰ
状態）にあって、ドライブプーリ６の巻き掛け半径がド
リブンプーリ１１の巻き掛け半径より大きくなった状態
を示しており、この図における金属ベルト１５の厚さは
金属リング３１に作用する引っ張り力の大小関係を模式
的に示している。この図に示すように、金属ベルト１５
がドリブンプーリ１１からドライブプーリ６に戻る戻り
部の弦部（Ａ領域）において引っ張り力は一定値ＴLOW
であり、金属ベルト１５がドライブプーリ６からドリブ
ンプーリ１１に送り出される往き側の弦部（Ｃ領域）に
おいて引っ張り力は一定値ＴHIGHである。ここで、Ａ領
域の引っ張り力ＴLOWはＣ領域の引っ張り力ＴHIGHより
も小さく、金属ベルト１５がドライブプーリ６に巻き付
く部分（Ｂ領域）において、その入口側から出口側にか
けて引っ張り力はＴLOWからＴHIGHまで徐々に増加し、
金属ベルト１５がドリブンプーリ１１に巻き付く部分
（Ｄ領域）において、その入口側から出口側にかけて引
っ張り力はＴHIGHからＴLOWまで徐々に減少する。

【００２２】金属ベルト１５に作用する上記引っ張り力
は左右の金属リング３１によって均等に分担され、且つ
金属リング３１の張力はこれを構成する各金属リングシ
ート３３(1)〜３３(n)（なお、本例ではｎ＝１２）によ
り分担される。このとき金属エレメント３２のサドル面
３２ｃに接触する最内周の金属リングシート３３(1)を
除く内側から第２枚目〜ｎ枚目（ｎ＝１２）の金属リン
グシート３３(2)〜３３(n)の引っ張り応力は相互に等し
くなるが、最内周の金属リングシート３３(1)の引っ張
り応力は第２枚目〜ｎ枚目（ｎ＝１２）の金属リングシ
ート３３(2)〜３３(n)の引っ張り応力と異なった値にな
る。以下、その理由を図７を参照しながら説明する。

【００２３】まず簡易モデルとして、図７に示すよう
に、金属リングが三層の金属リングシートから構成され
る場合を考える。プーリ巻き付き部における最外周の第
３層金属リングシートおよびその内側の第２層金属リン
グシートに作用する垂直抗力をＮとすると、第２層金属
リングシートおよび第１層金属リングシート間に作用す
る垂直抗力は２Ｎとなり、さらに、第１層金属リングシ
ートおよび金属エレメントのサドル面間に作用する垂直
抗力は３Ｎとなる。ここで相互に接触する金属リング間
の摩擦係数（以下、リング−リング間摩擦係数という）
μssとし、金属リングシートおよび金属エレメント間の
摩擦係数（以下、リング−エレメント間摩擦係数とい
う）μｓとし、第１層金属リングシート、第２層金属リ
ングシートおよび第３層金属リングシートの分担引っ張
り荷重をそれぞれＦ１，Ｆ２，Ｆ３とすると、各層の金
属リングの張力変化量であるΔＴ１，ΔＴ２，ΔＴ３
は、以下の式（１）〜（３）で与えられる。

【００２４】

【数１】 ΔＴ３＝Ｆ３＝μss・Ｎ ・・・（１） ΔＴ２＝Ｆ２−Ｆ３＝２μss・Ｎ−μss・Ｎ＝μss・Ｎ ・・・（２） ΔＴ１＝Ｆ１−Ｆ２＝３μｓ・Ｎ−２μss・Ｎ ・・・（３）

【００２５】これらの式から分かるように、内周面の摩
擦係数μssが等しい第２層金属リングシートおよび第３
層金属リングシートの張力変化量ΔＴ２，ΔＴ３はいず
れもμss・Ｎに等しくなるが、内周面の摩擦係数がμｓ
である第１層金属リングシートに作用する張力変化量Δ
Ｔ１は、上記変化量ΔＴ２，ΔＴ３と異なる（３μｓ・
Ｎ−２μss・Ｎ）となる。ΔＴ１とΔＴ２との比（ΔＴ
１／ΔＴ２）は、下記式（４）で与えられ、この式
（４）を金属リングシートの積層枚数がｎの場合に拡張
すると下記式（５）となる。

【００２６】

【数２】 ΔＴ１／ΔＴ２＝（３μｓ・Ｎ−２μss・Ｎ）／（μss・Ｎ）・・・（４） ΔＴ１／ΔＴ２＝｛ｎ・μｓ−（ｎ−１）・μss｝／μss ・・・（５）

【００２７】ここで、リング−エレメント間摩擦係数μ
ｓとリング−リング間摩擦係数μssとの比である摩擦係
数比をＭｒ（＝μｓ／μss）とすると、上記式（５）は
次の式（６）のように書き換えられる。

【００２８】

【数３】 ΔＴ１／ΔＴ２＝ｎ・Ｍｒ−（ｎ−１）＝ｎ（Ｍｒ−１）＋１ ・・・（６ ）

【００２９】金属リングを構成するｎ枚の金属リングシ
ートの張力変化量ΔＴ１〜ΔＴｎの総和ΔＴALLは、下
記式（７）で与えられ、この式（７）と上記式（６）と
からΔＴ２を消去すると、下記式（８）が得られる。

【００３０】

【数４】 ΔＴALL ＝ΔＴ１＋ΔＴ２＋・・・＋ΔＴｎ ＝（ｎ−１）・ΔＴ２＋ΔＴ１ ＝（ｎ−１）・ΔＴ２＋｛ｎ（Ｍｒ−１）＋１｝・ΔＴ２ ＝ｎ・Ｍｒ・ΔＴ２ ・・・（７） ΔＴ１／ΔＴALL ＝｛ｎ（Ｍｒ−１）＋１｝／（ｎ・Ｍｒ） ・・・（８ ）

【００３１】上記式（８）によれば、金属リングに含ま
れる金属リングシートの積層枚数ｎが決まり、且つ、リ
ング−エレメント間摩擦係数μｓとリング−リング間摩
擦係数μssとの比である摩擦係数比Ｍｒが決まれば、金
属リング全体の張力変化ΔＴALL に対する最内周金属リ
ングシートの張力変化量ΔＴ１の比率が決まることが分
かる。

【００３２】図８のグラフは、金属リングが１２枚の金
属リングシートから構成される場合におけるΔＴ１／Δ
ＴALL の値を、種々の摩擦係数比Ｍｒについて計算した
結果を示すものである。過去の経験および実験結果によ
れば、最内周の金属リングシートとその他の金属リング
シートとを同一材料から作れば、リング−エレメント間
摩擦係数μｓはリング−リング間摩擦係数μssよりも大
きな値になるため、摩擦係数比Ｍｒ＝μｓ／μssは１．
０よりも大きな値となる。

【００３３】仮に、リング−エレメント間摩擦係数μｓ
およびリング−リング間摩擦係数μssを一致させたとす
ると、摩擦係数比Ｍｒ＝１．０になってΔＴ１／ΔＴAL
L ＝０．０８になり、最内周の金属リングシートは他の
１１枚の金属リングシートと同じ変化量、すなわち、金
属リング全体の張力変化量の総和ΔＴALL の約８％（す
なわち１／１２）を受け持つことになる。しかしなが
ら、実際には摩擦係数比Ｍｒは１．０よりも大きいた
め、最内周の金属リングシートの張力変化量ΔＴ１は、
他の１１枚の金属リングシートのそれぞれの張力変化量
ΔＴｎ（１１枚の金属リングシートについて一定）より
も大きくなる。

【００３４】図９のグラフは、車両が図６で示した最高
速度走行状態にあるときの、最内周の金属リングシート
の引っ張り応力σＴ１の変化と、他の１１枚の金属リン
グシートの引っ張り応力σＴｎの変化とを示すものであ
る。この図における二点鎖線Ａ１は最内周の金属リング
シートの引っ張り応力σＴ１の変化を示し、一点鎖線Ａ
ｎは最内周以外の１１枚の金属リングシートの引っ張り
応力σＴｎの変化を示している。上述したリング−エレ
メント間摩擦係数μｓとリング−リング間摩擦係数μss
との不一致により、最内周の金属リングシートの張力変
化量ΔＴ１（つまり応力変化量ΔσＴ１）は他の金属リ
ングの張力変化量ΔＴｎ（つまり応力変化量ΔσＴｎ）
よりも大きくなる。この結果、戻り側弦部（Ａ領域）に
おける最内周の金属リングシートの最小引っ張り応力σ
Ｔ１(LOW)は、他の金属リングシートの最小引っ張り応
力σＴｎ(LOW)より小さくなり、往き側弦部（Ｃ領域）
における最内周の金属リングシートの最大引っ張り応力
σＴ１(HIGH)は、他の金属リングシートの最大引っ張り
応力σＴｎ(HIGH)より大きくなる。

【００３５】金属リングには上記のような張力に基づく
引っ張り応力に加えて、金属リングシートに曲げに基づ
く応力が作用する。図１０に示すように、自由状態の金
属リングシート３３は円形であるが、使用状態の金属リ
ングシート３３は前記Ａ領域〜Ｄ領域を有する形状に変
形する。戻り側弦部（Ａ領域）および往き側弦部（Ｃ領
域）では自由状態でＲ０であった曲率半径が∞に増加
し、ドライブプーリに巻き付くＢ領域では曲率半径がＲ
DR（＜Ｒ０）に減少し、ドリブンプーリに巻き付くＤ領
域では曲率半径がＲDN（＜Ｒ０）に減少する。

【００３６】このように金属リングシートの曲率半径が
増加するＡ領域およびＣ領域では、金属リングシートの
内周面に引っ張り曲げ応力が作用し、外周面に圧縮曲げ
応力が作用する。一方、金属リングの曲率半径が減少す
るＢ領域およびＤ領域では、金属リングシートの内周面
に圧縮曲げ応力が作用し、外周面に引っ張り曲げ応力が
作用する。これら曲げに基づく圧縮および引っ張り曲げ
応力は、最内周の金属リングシートを含め全金属リング
シートについて同一である。

【００３７】図１１のグラフは、車両が図６で説明した
最高速度走行状態にあるときの、１２枚の金属リングシ
ートのそれぞれの内周面に作用する曲げ応力を示すもの
である。このグラフから明らかなように、各金属リング
シートの内周面には弦部（Ａ領域およびＣ領域）に一定
の引っ張り曲げ応力σＶSTが作用し、曲率半径が大きい
方のドライブプーリに巻き付くＢ領域では比較的小さな
圧縮曲げ応力σＶDRが作用し、曲率半径が小さい方のド
リブンプーリに巻き付くＤ領域では比較的大きな圧縮曲
げ応力σＶDNが作用する。

【００３８】図１２のグラフは、図９に示す金属リング
シートの張力に基づいて作用する応力と、図１１に示す
金属リングシートの曲げに基づいてこれら金属リングシ
ートの内周面に作用する応力とを加算したもので、太い
破線は最内周の金属リングシートの内周面に作用するト
ータルの応力変化を示しており、実線は他の金属リング
シートの内周面に作用するトータルの応力の変化を示し
ている。この図から明らかなように、最内周の金属リン
グシートの応力振幅の中心値σm1と、他の金属リングシ
ートの応力振幅の中心値σmnとは一致しているが、最内
周の金属リングシートの応力振幅σa1は、他の金属リン
グシートの応力振幅σanよりも大きくなっている。これ
ら応力振幅σa1、σanの偏差は、図９で説明した最内周
の金属リングシートの引っ張り応力変化量ΔσＴ１と他
の金属リングシートの引っ張り応力変化量ΔσＴｎとの
偏差に起因している。

【００３９】金属リングシートには図１２に示すような
パターンで繰り返し荷重が作用するため、応力振幅が大
きな最内周の金属リングシートの疲労寿命が他の金属リ
ングシートの疲労寿命より短くなる。これを図１３に示
す疲労限線図により示しており、平均応力（応力中心
値）σm1＝σmnであるが、大きな応力振幅（σa1）が作
用する最内周金属リングシートの疲労寿命Ｌ１は小さな
応力振幅（σan）が作用するその他の金属リングシート
の疲労寿命Ｌｎより小さくなる。

【００４０】以上においては、全ての金属リングシート
の厚さが等しいものとして説明したが、本発明では最内
周の金属リングシート３３(1)の厚さのみを薄くしてい
る。但し、その他の金属リングシート３３(2)〜３３(n)
の厚さを全て等しくするとともに、金属リング３１のト
ータル厚さは変更しないように各厚さを設定している。
このようにすることにより、最内周金属リングシートの
曲げ応力を小さくして応力振幅σa1を小さくしてその疲
労寿命を増加させることができる。これについて以下に
説明する。

【００４１】ここで、前述したように摩擦係数比Ｍｒは
通常は１．０より大きいため、最内周の金属リングシー
ト３３(1)が負担する張力変化はその他の金属リングシ
ート３３(2)〜３３(n)より大きい（図８参照）。このた
め、最内周の金属リングシート３３(1)の厚さを薄くす
ると張力変化により生じる引っ張り応力変化量ΔσＴ１
は増加する。このように最内周の金属リングシート３３
(1)の厚さを薄くすると、曲げ応力は小さくなるが引っ
張り応力変化量は大きくなるため、両者を勘案した上で
金属リング全体としての疲労寿命を増加できるような厚
さ設定を行う必要がある。例えば、図１３において、点
Ｐ１の応力条件から点Ｐ１’で示すような応力条件とな
るように最内周の金属リングシートの厚さを薄くし、疲
労寿命をＬ１からＬ１’まで増加させるような厚さ設定
を行う必要がある。

【００４２】そこで、まず摩擦係数比Ｍｒ＝１．１の場
合に、所定条件で駆動した場合での金属Ｖベルトの各金
属リングシートに作用する平均応力（σｍ）および応力
振幅（σａ）を、最内周の金属リングシート３３(1)の
厚さを変化させて演算した。その結果をまとめて図１４
のグラフに示している。なお、この演算に用いた駆動条
件は、ドライブプーリ６において、回転速度６０００ｒ
ｐｍ、駆動トルク１４．３ｋｇ−ｍである。このグラフ
において、縦軸左側スケールが応力振幅σａを示し、横
軸が平均応力σｍを示し、縦軸右側スケールが金属リン
グシートの厚さ比Ｒｔ（＝ｔ１／ｔｎ 但し、ｔ１：
最内周の金属リングシートの厚さ、ｔｎ：その他の金属
リングシートの厚さ）を示す。

【００４３】厚さ比Ｒｔを変化させたときに、最内周の
金属リングシート３３(1)に発生する応力振幅σａおよ
び平均応力σｍの変化の計算結果をプロットしたのが破
線Ｂ１であり、同様にその他の金属リングシート３３
(n)に発生する応力振幅σａおよび平均応力σｍの変化
の計算結果をプロットしたのが実線Ｂｎである。なお、
正確にはその他の金属リングシートを代表して内側から
二番目の金属リングシート３３(2)について計算を行っ
た。そして、厚さ比Ｒｔと破線Ｂ１の各点との関係を鎖
線Ｃ１により示しており、厚さ比Ｒｔと実線Ｂｎの各点
との関係を鎖線Ｃｎにより示している。このため、破線
Ｂ１上の点Ｐ１から下ろした垂線と鎖線Ｃ１との交点Ｐ
２の位置が厚さ比Ｒｔを示しており、この場合にはＲｔ
＝０．３６である。さらに、この厚さ比Ｒｔ＝０．３６
を示す線と鎖線Ｃｎとの交点Ｐ３がその他の金属リング
シートの応力と厚さ比との関係を示しており、この点Ｐ
３を通る垂線と実線Ｂｎとの交点Ｐ４がその他の金属リ
ングシートの応力を示す。

【００４４】本例では金属リングシートを全てマレージ
ング鋼で作っており、この場合において、図１３に示し
た疲労限線図における等寿命直線Ｌ１，Ｌｎの傾きは
（−１／４）である。そこで、この等寿命直線と同一の
傾きを有するとともに破線Ｂ１の下部と接する等寿命曲
線Ｌ11を引くと、この接点Ｐ１の応力条件で最内周の金
属リングシート３３(1)の疲労寿命が最大になる。上述
のようにこの時の厚さ比Ｒｔ＝０．３６であるので、こ
の厚さ比を設定すれば最内周の金属リングシートの疲労
寿命は最大となる。

【００４５】但し、このときのその他の金属リングシー
トの応力条件は点Ｐ４で示す条件であり、この点Ｐ４を
通る等寿命直線Ｌn1がその他の金属リングシートの疲労
寿命である。これら等寿命直線Ｌ11とＬn1を比較すれば
分かるように、厚さ比Ｒｔ＝０．３６とすると、その他
の金属リングシートの疲労寿命が最内周の金属リングシ
ートの疲労寿命より短くなり、この厚さ比設定は好まし
くない。そこで、ほぼ同一の疲労寿命となる点を試行錯
誤して求めると、図に示す等寿命直線Ｌ11’が求まり、
この場合には各点Ｐ11，Ｐ12，Ｐ13，Ｐ14を追えば分か
るように、厚さ比Ｒｔ＝０．８５となる。すなわち、摩
擦係数比Ｍｒ＝１．１の場合には、厚さ比Ｒｔ＝０．８
５に設定すれば、金属リング３１全体としての寿命を最
大にすることができる。

【００４６】次に、摩擦係数比Ｍｒ＝１．３の場合で
の、上記と同様な演算結果を図１５に示す。この図にお
いても、厚さ比Ｒｔを変化させたときに、最内周の金属
リングシート３３(1)に発生する応力振幅σａおよび平
均応力σｍの変化の計算結果をプロットしたのが破線Ｂ
１であり、その他の金属リングシート３３(n)に発生す
る応力振幅σａおよび平均応力σｍの変化の計算結果を
プロットしたのが実線Ｂｎである。さらに、厚さ比Ｒｔ
と破線Ｂ１の各点との関係を鎖線Ｃ１により示し、厚さ
比Ｒｔと実線Ｂｎの各点との関係を鎖線Ｃｎにより示し
ている。

【００４７】ここでも、図１３に示した疲労限線図にお
ける等寿命直線Ｌ１，Ｌｎの傾き（−１／４）と同一の
傾きを有するとともに破線Ｂ１の下部と接する等寿命曲
線Ｌ12を引くと、この接点Ｐ１の応力条件で最内周の金
属リングシート３３(1)の疲労寿命が最大になる。図示
のようにこの時の厚さ比Ｒｔ＝０．５１であり、この厚
さ比を設定すれば最内周の金属リングシートの疲労寿命
は最大となる。

【００４８】なお、このときのその他の金属リングシー
トの応力条件は点Ｐ４で示す条件であり、上記等寿命直
線Ｌ12の上に位置する（点Ｐ４を通る等寿命直線Ｌn2が
等寿命直線Ｌ12と重なる）。すなわち、摩擦係数比Ｍｒ
＝１．３の場合には、厚さ比Ｒｔ＝０．５１に設定すれ
ば、最内周の金属リングシートの疲労寿命は最大とな
り、その他の金属リングシートの疲労寿命もこれと同一
の寿命となる。

【００４９】さらに、摩擦係数比Ｍｒ＝１．６の場合で
の、上記と同様な演算結果を図１６に示す。ここでも、
図１３に示した疲労限線図における等寿命直線Ｌ１，Ｌ
ｎの傾き（−１／４）と同一の傾きを有するとともに破
線Ｂ１の下部と接する等寿命曲線Ｌ13を引くと、この接
点Ｐ１の応力条件で最内周の金属リングシート３３(1)
の疲労寿命が最大になる。図示のようにこの時の厚さ比
Ｒｔ＝０．７４であり、この厚さ比を設定すれば最内周
の金属リングシートの疲労寿命は最大とすることができ
る。

【００５０】なお、このときのその他の金属リングシー
トの応力条件は点Ｐ４で示す条件であり、この点Ｐ４を
通る等寿命直線Ｌn3がその他の金属リングシートの疲労
寿命を示す。これら等寿命直線Ｌ13，Ｌn3を比較すれば
良く分かるように、この条件ではその他の金属リングシ
ートの寿命の方が大きい。一方、最内周の金属リングシ
ートは最大寿命が得られる厚さ比設定であるため、この
場合には、厚さ比Ｒｔ＝０．７４が最適な厚さ比設定と
なる。

【００５１】以上のようにして、摩擦係数比Ｍｒ毎に最
適な厚さ比Ｒｔを計算した結果をまとめると図１７のよ
うになる。摩擦係数比Ｍｒ＜１．３の場合には、最内周
の金属リングシートの寿命が最大となる厚さ比設定では
その他の金属リングシートの寿命が最内周の金属リング
シートの寿命より小さくなるため、これを阻止するよう
な厚さ設定が必要であり、線Ｄ１で示すような厚さ比Ｒ
ｔの設定が行われる。一方、摩擦係数比Ｍｒ≧１．３の
場合には、最内周の金属リングシートの寿命が最大とな
る厚さ比設定でその他の金属リングシートの寿命はこれ
より大きくなるため、最内周の金属リングシートの寿命
が最大となる厚さ比設定がなされ、これは線Ｄ２で示す
ように設定される。なお、最内周の金属リングシートを
含め全金属リングシートの厚さを等しくする場合（すな
わち、従来の厚さ設定の場合）を、線Ｅで示している。

【００５２】

【発明の効果】以上説明したように、本発明によれば、
最内周の金属リングシート厚さを、最内周の金属リング
シートと金属エレメント部材との間の摩擦係数およびそ
の他の金属リングシートの間の摩擦係数の比に基づいて
薄くなるように設定しており、このように最内周の金属
リングシート厚さを薄くすると、この金属リングシート
の曲げ応力は小さくなり、最内周の金属リングシートの
疲労寿命を増大させることが可能となる。なお、本発明
においては、最内周の金属リングシートの厚さを薄くす
ることにより発生する、曲げ応力の低下と引っ張り応力
の増加とを勘案して最も最適な厚さを設定するため、最
内周の金属リングシートと金属エレメント部材との間の
摩擦係数（リング−エレメント間摩擦係数）およびその
他の金属リングシートの間の摩擦係数（リング−リング
間摩擦係数）の比に基づいて最適厚さが設定される。

【００５３】この場合に、この金属Ｖベルトがドライブ
プーリおよびドリブンプーリ間に掛け渡されて動力伝達
を行うときに最内周の金属リングシートに加わる繰り返
し応力振幅σａと平均応力σｍとを考慮し、これら応力
振幅σａと平均応力σｍとを繰り返して受けるときでの
最内周の金属リングシートの疲労寿命が最大となるよう
に最内周の金属リングシート厚さを設定するのが好まし
い。なお、これら応力振幅σａおよび平均応力σｍは曲
げ応力と引っ張り応力とを合算した応力であり、これに
より、金属リングシートの厚さを薄くした場合の曲げ応
力低減効果と引っ張り応力増加効果とをともに加味した
最適な条件の下で厚さ設定を行うことができる。

【００５４】但し、ドライブプーリおよびドリブンプー
リ間に掛け渡されて動力伝達を行うときに作用する繰り
返し荷重による最内周の金属リングシートの疲労寿命が
その他の金属リングシートの疲労寿命以下となる範囲に
おいて、最内周の金属リングシートの疲労寿命が最大と
なるように最内周の金属リングシート厚さを設定するの
が好ましい。最内周の金属リングシートを薄くすること
によりその疲労寿命を高めることができるが、摩擦係数
条件によっては、最内周金属リングシートの疲労寿命の
方がその他の金属リングシートの疲労寿命より大きくな
ることがあるが、このような場合には、その他の金属リ
ングシートの疲労寿命を上回らない範囲で最内周の金属
リングシートの疲労寿命を最大にするような厚さ設定を
行うのが最も好ましい。これにより、全ての金属リング
シートの厚さを最適にして金属ベルト全体としての疲労
寿命を最大にすることができる。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明に係る金属Ｖベルトを用いたベルト式無
段変速機の動力伝達系路を示す模式図である。

【図２】この金属Ｖベルトをドライブおよびドリブンプ
ーリ間に掛け渡した状態を示す概略図である。

【図３】ドライブプーリに巻き掛けた状態の金属Ｖベル
トを示す断面図である。

【図４】金属Ｖベルトの正面断面図である。

【図５】金属Ｖベルトの斜視図である。

【図６】金属リングに作用する引っ張り応力の説明図で
ある。

【図７】金属リングに作用する力の釣合を示す説明図で
ある。

【図８】摩擦係数比Ｍｒに対するΔＴ１／ΔＴALLの変
化を示すグラフである。

【図９】金属リングシートの内周面に作用する引っ張り
応力の変化を示すグラフである。

【図１０】金属リングシートの自由状態および使用状態
の形状の説明図である。

【図１１】金属リングシートの内周面に作用する曲げ応
力の変化を示すグラフである。

【図１２】金属リングシートの内周面に作用する全応力
の変化を示すグラフである。

【図１３】金属リングシートの疲労限線図である。

【図１４】摩擦係数比Ｍｒ＝１．１のときの疲労限線図
と厚さ比Ｒｔの関係を示すグラフである。

【図１５】摩擦係数比Ｍｒ＝１．３のときの疲労限線図
と厚さ比Ｒｔの関係を示すグラフである。

【図１６】摩擦係数比Ｍｒ＝１．６のときの疲労限線図
と厚さ比Ｒｔの関係を示すグラフである。

【図１７】厚さ比Ｒｔと摩擦係数比Ｍｒとの関係を示す
グラフである。

【符号の説明】

６ ドライブプーリ １１ ドリブンプーリ １５ 金属Ｖベルト ３１ 金属リング ３２ 金属エレメント ３３ 金属リングシート

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 無端ベルト状の金属リング部材と、この
   金属リング部材に沿って支持された多数の金属エレメン
   ト部材とからなり、ドライブプーリおよびドリブンプー
   リ間に掛け渡されて動力を伝達する金属Ｖベルトにおい
   て、 前記金属リング部材が複数の薄い無端ベルト状の金属製
   のリングシートを径方向に重ねて構成され、これら複数
   の金属リングシートのうち、最内周の金属リングシート
   のシート厚さがその他の金属リングシート厚さより薄
   く、 前記最内周の金属リングシート厚さが、前記最内周の金
   属リングシートと前記金属エレメント部材との間の摩擦
   係数および前記その他の金属リングシートの間の摩擦係
   数の比に基づいて設定されることを特徴とする金属Ｖベ
   ルト。
2. 【請求項２】 前記ドライブプーリおよび前記ドリブン
   プーリ間に掛け渡されて動力伝達を行うときに前記最内
   周の金属リングシートに加わる繰り返し応力振幅σａと
   平均応力σｍとを考慮し、これら応力振幅σａと平均応
   力σｍとを繰り返して受けるときにおける前記最内周の
   金属リングシートの疲労寿命が最大となるように前記最
   内周の金属リングシート厚さが設定されることを特徴と
   する請求項１に記載の金属Ｖベルト。
3. 【請求項３】 前記ドライブプーリおよび前記ドリブン
   プーリ間に掛け渡されて動力伝達を行うときに作用する
   繰り返し荷重による前記最内周の金属リングシートの疲
   労寿命が前記その他の金属リングシートの疲労寿命以下
   となる範囲で前記最内周の金属リングシートの疲労寿命
   が最大となるように前記最内周の金属リングシート厚さ
   が設定されることを特徴とする請求項２に記載の金属Ｖ
   ベルト。