JP2002054707A - トロイダル型無段変速機 - Google Patents
トロイダル型無段変速機Info
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- JP2002054707A JP2002054707A JP2000240838A JP2000240838A JP2002054707A JP 2002054707 A JP2002054707 A JP 2002054707A JP 2000240838 A JP2000240838 A JP 2000240838A JP 2000240838 A JP2000240838 A JP 2000240838A JP 2002054707 A JP2002054707 A JP 2002054707A
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H15/00—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members
- F16H15/02—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members without members having orbital motion
- F16H15/04—Gearings providing a continuous range of gear ratios
- F16H15/06—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B
- F16H15/32—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line
- F16H15/36—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface
- F16H15/38—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface with two members B having hollow toroid surfaces opposite to each other, the member or members A being adjustably mounted between the surfaces
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- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Friction Gearing (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】 ロー側変速比域及びハイ側変速比域における
総動力損失を低減することができるトロイダル型無段変
速機を提供すること。 【解決手段】 入力ディスク６１及び出力ディスク６２
とパワーローラ６３の接触点ＣＰでの相対滑り角速度、
すなわちスピン角速度をωｓとし、入力ディスク６１の
角速度をω１とし、その比ωｓ／ω１をスピンＳとし、
このスピンＳを下記の式で与えたとき、 Ｓ＝｛ｓｉｎθ・ｓｉｎφ−（１＋ｋ−ｃｏｓφ）・ｃ
ｏｓθ｝／ｓｉｎθ スピンＳが、ロー側変速比からハイ側変速比までの変速
比範囲において０以上になるようにθ，φ，ｋを設定し
た。
総動力損失を低減することができるトロイダル型無段変
速機を提供すること。 【解決手段】 入力ディスク６１及び出力ディスク６２
とパワーローラ６３の接触点ＣＰでの相対滑り角速度、
すなわちスピン角速度をωｓとし、入力ディスク６１の
角速度をω１とし、その比ωｓ／ω１をスピンＳとし、
このスピンＳを下記の式で与えたとき、 Ｓ＝｛ｓｉｎθ・ｓｉｎφ−（１＋ｋ−ｃｏｓφ）・ｃ
ｏｓθ｝／ｓｉｎθ スピンＳが、ロー側変速比からハイ側変速比までの変速
比範囲において０以上になるようにθ，φ，ｋを設定し
た。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、車両等に適用され
るトロイダル型無段変速機の技術分野に属する。
るトロイダル型無段変速機の技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】自動車に搭載される変速機のうち変速比
が無段階に変化する無段変速機は、その滑らかさ、運転
のしやすさ及び燃費向上の期待もあって近年研究開発が
進められていて、ベルト式無段変速機に続いて、油膜の
せん断によって動力を伝達するトラクションドライブ式
トロイダル型無段変速機（以下、トロイダル型ＣＶＴ）
が既に実用化されている。
が無段階に変化する無段変速機は、その滑らかさ、運転
のしやすさ及び燃費向上の期待もあって近年研究開発が
進められていて、ベルト式無段変速機に続いて、油膜の
せん断によって動力を伝達するトラクションドライブ式
トロイダル型無段変速機（以下、トロイダル型ＣＶＴ）
が既に実用化されている。
【０００３】トロイダル型ＣＶＴは、エンジン効率最良
点での運転が可能であり、燃費と動力性能の大幅な向上
が可能な技術として注目されている。ただし、その特徴
を最大限に活かすには、動力伝達効率を高めておくこと
が必要であり、フルトロイダル型ＣＶＴに比べて動力伝
達部の動力損失が小さく高い効率が得られるという理由
によりハーフトロイダル型ＣＶＴが選択されている。
点での運転が可能であり、燃費と動力性能の大幅な向上
が可能な技術として注目されている。ただし、その特徴
を最大限に活かすには、動力伝達効率を高めておくこと
が必要であり、フルトロイダル型ＣＶＴに比べて動力伝
達部の動力損失が小さく高い効率が得られるという理由
によりハーフトロイダル型ＣＶＴが選択されている。
【０００４】すなわち、ハーフトロイダル型ＣＶＴは、
入出力ディスクとパワーローラとの２つの接触点に引い
た接線が交点を持ち、その交点の軌跡が全変速範囲にお
いてディスク回転軸の近傍にあることから、スピン損失
がフルトロイダル型ＣＶＴに比べて小さい。
入出力ディスクとパワーローラとの２つの接触点に引い
た接線が交点を持ち、その交点の軌跡が全変速範囲にお
いてディスク回転軸の近傍にあることから、スピン損失
がフルトロイダル型ＣＶＴに比べて小さい。
【０００５】このハーフトロイダル型ＣＶＴにてスピン
損失を小さく抑える先行技術としては、特公平６−７２
６５３号公報に記載のものが知られている。
損失を小さく抑える先行技術としては、特公平６−７２
６５３号公報に記載のものが知られている。
【０００６】この従来公報には、図１１に示すように、
入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接触点
における法線と、パワーローラの回転軸がなす角が等し
く、その開き角をθとし、また、入出力ディスクの円弧
半径をＲ０とし、円弧中心から入出力ディスク回転軸ま
での距離とＲ０の差をｅとして、その比であるキャビテ
ィアスペクト比ｋをｅ／Ｒ０とし、入力ディスク及び出
力ディスクとパワーローラの接触面内におけるそれぞれ
の速度分布の差によって生じる相対滑りの角速度、すな
わちスピン角速度をωｓとし、入力ディスクの角速度を
ω１とし、その比であるωｓ／ω１をスピンＳとしたと
き、開き角θを５０°以上とし、キャビティアスペクト
比ｋを０．６以上とし、さらにスピンＳを±０．３の範
囲内になるように設定したものが記載されている。
入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接触点
における法線と、パワーローラの回転軸がなす角が等し
く、その開き角をθとし、また、入出力ディスクの円弧
半径をＲ０とし、円弧中心から入出力ディスク回転軸ま
での距離とＲ０の差をｅとして、その比であるキャビテ
ィアスペクト比ｋをｅ／Ｒ０とし、入力ディスク及び出
力ディスクとパワーローラの接触面内におけるそれぞれ
の速度分布の差によって生じる相対滑りの角速度、すな
わちスピン角速度をωｓとし、入力ディスクの角速度を
ω１とし、その比であるωｓ／ω１をスピンＳとしたと
き、開き角θを５０°以上とし、キャビティアスペクト
比ｋを０．６以上とし、さらにスピンＳを±０．３の範
囲内になるように設定したものが記載されている。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】しかしながら、従来の
トロイダル型無段変速機にあっては、スピンＳが０未満
となるロー側変速比域とハイ側変速比域において、動力
損失が増加するという問題点があり、この結果、ロー側
変速比域の使用頻度が高い市街地走行時や、ハイ側変速
比域の使用頻度の高い高速道路走行時において、トロイ
ダル型無段変速機の特徴を最大限引き出しての高い燃費
性能や動力性能を望めない。以下、その理由について詳
しく説明する。
トロイダル型無段変速機にあっては、スピンＳが０未満
となるロー側変速比域とハイ側変速比域において、動力
損失が増加するという問題点があり、この結果、ロー側
変速比域の使用頻度が高い市街地走行時や、ハイ側変速
比域の使用頻度の高い高速道路走行時において、トロイ
ダル型無段変速機の特徴を最大限引き出しての高い燃費
性能や動力性能を望めない。以下、その理由について詳
しく説明する。
【０００８】まず、野口尚一著「機構学」（１９７６生
産技術センター発行）の２１９頁に記載されているよう
に、接触点にスピンがある状態で動力伝達を行うと、ス
ピンの方向、すなわち、スピンＳの値の正負にかかわら
ず動力損失を発生する。ここで、動力損失ｕ１は、スピ
ンＳによって接触点に発生するトルクをＴｓとすると、 ｕ１＝｜ωｓ｜・Ｔｓ …(1) となる。
産技術センター発行）の２１９頁に記載されているよう
に、接触点にスピンがある状態で動力伝達を行うと、ス
ピンの方向、すなわち、スピンＳの値の正負にかかわら
ず動力損失を発生する。ここで、動力損失ｕ１は、スピ
ンＳによって接触点に発生するトルクをＴｓとすると、 ｕ１＝｜ωｓ｜・Ｔｓ …(1) となる。
【０００９】Ｔｓは、図１２に示すように、接触面中心
からの距離ｒの位置にある微少面積ｄＡにおける接触応
力をｐ、摩擦係数をμとすると、これらの積を接触面積
内について積分したもの、すなわち、 Ｔｓ＝∫ｐμｒｄＡ …(2) となる。
からの距離ｒの位置にある微少面積ｄＡにおける接触応
力をｐ、摩擦係数をμとすると、これらの積を接触面積
内について積分したもの、すなわち、 Ｔｓ＝∫ｐμｒｄＡ …(2) となる。
【００１０】通常のトロイダル型無段変速機において、
入出力ディスクとパワーローラの接触点は油膜を介して
動力伝達を行う。よって、μを求めるには接触面内の各
位置における油膜の摩擦係数を、滑り速度や油温や面圧
等を考慮して求める必要があるが、ここでは簡単にする
ために一定とする。また、ｐはヘルツの接触理論によ
り、半楕円体状の分布をするが、簡単にするため接触面
内で一定とする。さらに、接触楕円の面積Ａは接触点へ
の荷重Ｆｃの大きさによって変化するが、ここでは一定
とすると、 Ｔｓ∝ｐ∝Ｆｃ …(3) となる。
入出力ディスクとパワーローラの接触点は油膜を介して
動力伝達を行う。よって、μを求めるには接触面内の各
位置における油膜の摩擦係数を、滑り速度や油温や面圧
等を考慮して求める必要があるが、ここでは簡単にする
ために一定とする。また、ｐはヘルツの接触理論によ
り、半楕円体状の分布をするが、簡単にするため接触面
内で一定とする。さらに、接触楕円の面積Ａは接触点へ
の荷重Ｆｃの大きさによって変化するが、ここでは一定
とすると、 Ｔｓ∝ｐ∝Ｆｃ …(3) となる。
【００１１】よって、上記(1),(3)式により、 ｕ１∝｜ωｓ｜・Ｆｃ …(4) となる。入力ディスクの角速度ω１を一定とすれば(4)
式は、 ｕ１∝｜Ｓ｜・Ｆｃ …(5) となる。
式は、 ｕ１∝｜Ｓ｜・Ｆｃ …(5) となる。
【００１２】従来例では、｜Ｓ｜≦０．３とすること
で、動力損失を小さく抑えることを目的としており、パ
ワーローラの傾転角度φに対してスピンＳが、図１３の
ような値となる例を示している。ここで、スピンＳは、
下記の式で与えられる。 Ｓ＝｛ｓｉｎθ・ｓｉｎφ−（１＋ｋ−ｃｏｓφ）・ｃｏｓθ｝／ｓｉｎθ …(6) また、接触点荷重Ｆｃは、ローディングカムが入力ディ
スクを押し付ける力をＦａ、パワーローラの数をｎとし
たとき、 Ｆｃ＝Ｆａ／（ｎ・ｓｉｎφ） …(7) で与えられるが（日本機械学会論文講演抜刷；論文Ｎ
ｏ．８６−１１８２Ａ「トロイダル形無段変速機に関す
る研究」参照）、入力トルクを一定、すなわち、Ｆａを
一定とした場合、パワーローラ傾転角度φに対して、図
１４に示すように、パワーローラ傾転角度φが小さくな
るほど、すなわちロー側ほど接触点荷重Ｆｃは大きくな
る。
で、動力損失を小さく抑えることを目的としており、パ
ワーローラの傾転角度φに対してスピンＳが、図１３の
ような値となる例を示している。ここで、スピンＳは、
下記の式で与えられる。 Ｓ＝｛ｓｉｎθ・ｓｉｎφ−（１＋ｋ−ｃｏｓφ）・ｃｏｓθ｝／ｓｉｎθ …(6) また、接触点荷重Ｆｃは、ローディングカムが入力ディ
スクを押し付ける力をＦａ、パワーローラの数をｎとし
たとき、 Ｆｃ＝Ｆａ／（ｎ・ｓｉｎφ） …(7) で与えられるが（日本機械学会論文講演抜刷；論文Ｎ
ｏ．８６−１１８２Ａ「トロイダル形無段変速機に関す
る研究」参照）、入力トルクを一定、すなわち、Ｆａを
一定とした場合、パワーローラ傾転角度φに対して、図
１４に示すように、パワーローラ傾転角度φが小さくな
るほど、すなわちロー側ほど接触点荷重Ｆｃは大きくな
る。
【００１３】ところが、図１４に示すように、スピンＳ
がロー側で負の値を取るので、φ＝θ（変速比ｉ＝１）
からロー側に向かって途中まではスピン絶対値｜Ｓ｜が
小さくなるが、Ｓ＝０よりもロー側ではパワーローラ傾
転角度φが小さいほどスピン絶対値｜Ｓ｜が大きくな
る。したがって、これらの積に比例する動力損失ｕ
１は、最ロー付近で極端に大きくなる。
がロー側で負の値を取るので、φ＝θ（変速比ｉ＝１）
からロー側に向かって途中まではスピン絶対値｜Ｓ｜が
小さくなるが、Ｓ＝０よりもロー側ではパワーローラ傾
転角度φが小さいほどスピン絶対値｜Ｓ｜が大きくな
る。したがって、これらの積に比例する動力損失ｕ
１は、最ロー付近で極端に大きくなる。
【００１４】以上の説明は、μ，ｐ及びＡを一定として
単純に計算しているが、これらの値を厳密に求めても同
じことが言える。図１５は田中らの手法（上記文献及び
日本機械学会論文講演抜刷；論文Ｎｏ．８９−０１４８
Ｂ「スラスト玉軸受のトラクション油中のスピンモーメ
ント」参照）により入出力ディスクとパワーローラの接
触点における動力損失ｕ１（以下、接触点動力損失ｕ１
という）及びパワーローラ軸受の動力損失ｕ２を（以
下、軸受動力損失ｕ２という）それぞれ求め、足し合わ
せた総動力損失Ｕを示している。この厳密な計算による
と、ロー側だけでなく、ハイ側の総動力損失Ｕも増大し
ている。これは、接触点荷重Ｆｃの低下がスピン絶対値
｜Ｓ｜の増大を相殺しきれなかった結果である。したが
って、Ｓ＜０の範囲のすべてで、総動力損失Ｕが増加す
る。
単純に計算しているが、これらの値を厳密に求めても同
じことが言える。図１５は田中らの手法（上記文献及び
日本機械学会論文講演抜刷；論文Ｎｏ．８９−０１４８
Ｂ「スラスト玉軸受のトラクション油中のスピンモーメ
ント」参照）により入出力ディスクとパワーローラの接
触点における動力損失ｕ１（以下、接触点動力損失ｕ１
という）及びパワーローラ軸受の動力損失ｕ２を（以
下、軸受動力損失ｕ２という）それぞれ求め、足し合わ
せた総動力損失Ｕを示している。この厳密な計算による
と、ロー側だけでなく、ハイ側の総動力損失Ｕも増大し
ている。これは、接触点荷重Ｆｃの低下がスピン絶対値
｜Ｓ｜の増大を相殺しきれなかった結果である。したが
って、Ｓ＜０の範囲のすべてで、総動力損失Ｕが増加す
る。
【００１５】本発明は、上記問題点に着目してなされた
もので、その目的とするところは、ロー側変速比域及び
ハイ側変速比域における総動力損失を低減することがで
きるトロイダル型無段変速機を提供することにある。
もので、その目的とするところは、ロー側変速比域及び
ハイ側変速比域における総動力損失を低減することがで
きるトロイダル型無段変速機を提供することにある。
【００１６】
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、請求項１記載の発明では、同軸に対向配置された入
力ディスク及び出力ディスクと、前記入力ディスクを入
力トルクに比例した荷重で押し付けるローディングカム
と、前記入出力ディスクの対向面にそれぞれ形成された
トロイド状の円弧面に動力伝達可能に挟持されるパワー
ローラと、該パワーローラを入出力ディスクの円弧中心
に対して傾転可能に支持するパワーローラ支持部材と、
前記パワーローラをパワーローラ支持部材に対して回転
可能に支持するパワーローラ軸受とを備えたトロイダル
型無段変速機において、前記入力ディスク及び出力ディ
スクとパワーローラの接触点での相対滑り角速度、すな
わちスピン角速度をωｓとし、入力ディスクの角速度を
ω１とし、その比ωｓ／ω１をスピンＳとし、このスピ
ンＳを下記の式で与えたとき、 Ｓ＝｛ｓｉｎθ・ｓｉｎφ−（１＋ｋ−ｃｏｓφ）・ｃ
ｏｓθ｝／ｓｉｎθ ただし、θ：入力ディスク及び出力ディスクとパワーロ
ーラの接触点における法線とパワーローラの回転軸がな
す角度 φ：パワーローラの傾転角度 ｋ：入出力ディスクの円弧半径をＲ０とし、円弧中心か
ら入出力ディスク回転軸までの距離とＲ０の差をｅとし
たときの比ｅ／Ｒ０ 上記式にて入力ディスク及び出力ディスクとパワーロー
ラの接触点におけるスピンＳが、ロー側変速比からハイ
側変速比までの変速比範囲において０以上になるように
θ，φ，ｋを設定したことを特徴とする。
に、請求項１記載の発明では、同軸に対向配置された入
力ディスク及び出力ディスクと、前記入力ディスクを入
力トルクに比例した荷重で押し付けるローディングカム
と、前記入出力ディスクの対向面にそれぞれ形成された
トロイド状の円弧面に動力伝達可能に挟持されるパワー
ローラと、該パワーローラを入出力ディスクの円弧中心
に対して傾転可能に支持するパワーローラ支持部材と、
前記パワーローラをパワーローラ支持部材に対して回転
可能に支持するパワーローラ軸受とを備えたトロイダル
型無段変速機において、前記入力ディスク及び出力ディ
スクとパワーローラの接触点での相対滑り角速度、すな
わちスピン角速度をωｓとし、入力ディスクの角速度を
ω１とし、その比ωｓ／ω１をスピンＳとし、このスピ
ンＳを下記の式で与えたとき、 Ｓ＝｛ｓｉｎθ・ｓｉｎφ−（１＋ｋ−ｃｏｓφ）・ｃ
ｏｓθ｝／ｓｉｎθ ただし、θ：入力ディスク及び出力ディスクとパワーロ
ーラの接触点における法線とパワーローラの回転軸がな
す角度 φ：パワーローラの傾転角度 ｋ：入出力ディスクの円弧半径をＲ０とし、円弧中心か
ら入出力ディスク回転軸までの距離とＲ０の差をｅとし
たときの比ｅ／Ｒ０ 上記式にて入力ディスク及び出力ディスクとパワーロー
ラの接触点におけるスピンＳが、ロー側変速比からハイ
側変速比までの変速比範囲において０以上になるように
θ，φ，ｋを設定したことを特徴とする。
【００１７】請求項２記載の発明では、請求項１記載の
トロイダル型無段変速機において、前記入力ディスク及
び出力ディスクとパワーローラの接触点におけるスピン
Ｓを±０．３の範囲内になるようにθ，φ，ｋを設定し
たものに対し、開き角θを大きく変更すると共に、パワ
ーローラの曲率半径を小さく変更したことを特徴とす
る。
トロイダル型無段変速機において、前記入力ディスク及
び出力ディスクとパワーローラの接触点におけるスピン
Ｓを±０．３の範囲内になるようにθ，φ，ｋを設定し
たものに対し、開き角θを大きく変更すると共に、パワ
ーローラの曲率半径を小さく変更したことを特徴とす
る。
【００１８】請求項３記載の発明では、請求項１または
請求項２に記載のトロイダル型無段変速機において、前
記入出力ディスクに最大入力トルクが作用したときにも
入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接触点
におけるスピンＳが、ロー側変速比からハイ側変速比ま
での変速比範囲において０以上になるようにθ，φ，ｋ
を設定したことを特徴とする。
請求項２に記載のトロイダル型無段変速機において、前
記入出力ディスクに最大入力トルクが作用したときにも
入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接触点
におけるスピンＳが、ロー側変速比からハイ側変速比ま
での変速比範囲において０以上になるようにθ，φ，ｋ
を設定したことを特徴とする。
【００１９】請求項４記載の発明では、請求項１または
請求項２に記載のトロイダル型無段変速機において、前
記パワーローラの傾転範囲をハイ変速比側にだけ大きく
設定し、かつ、入力ディスク及び出力ディスクとパワー
ローラの接触点におけるスピンＳが、変速幅を拡大した
ハイ側変速比領域を除く変速比範囲において０以上にな
るようにθ，φ，ｋを設定したことを特徴とする。
請求項２に記載のトロイダル型無段変速機において、前
記パワーローラの傾転範囲をハイ変速比側にだけ大きく
設定し、かつ、入力ディスク及び出力ディスクとパワー
ローラの接触点におけるスピンＳが、変速幅を拡大した
ハイ側変速比領域を除く変速比範囲において０以上にな
るようにθ，φ，ｋを設定したことを特徴とする。
【００２０】請求項５記載の発明では、請求項１ないし
請求項４に記載のトロイダル型無段変速機において、前
記パワーローラが全変速範囲にわたって傾転したときの
入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接触点
におけるスピンＳの最小値が０．１以下になるように
θ，φ，ｋを設定したことを特徴とする。
請求項４に記載のトロイダル型無段変速機において、前
記パワーローラが全変速範囲にわたって傾転したときの
入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接触点
におけるスピンＳの最小値が０．１以下になるように
θ，φ，ｋを設定したことを特徴とする。
【００２１】
【発明の作用および効果】請求項１記載の発明にあって
は、入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接
触点におけるスピンＳが、ロー側変速比からハイ側変速
比までの変速比範囲において０以上になるようにθ，
φ，ｋが設定される。
は、入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接
触点におけるスピンＳが、ロー側変速比からハイ側変速
比までの変速比範囲において０以上になるようにθ，
φ，ｋが設定される。
【００２２】すなわち、スピンＳがロー側変速比からハ
イ側変速比までの変速比範囲にて正の値をとるため、常
にＳ＝｜Ｓ｜となり、変速比が１からロー側またはハイ
側に変化したときに、スピン絶対値｜Ｓ｜は単調減少す
る。
イ側変速比までの変速比範囲にて正の値をとるため、常
にＳ＝｜Ｓ｜となり、変速比が１からロー側またはハイ
側に変化したときに、スピン絶対値｜Ｓ｜は単調減少す
る。
【００２３】よって、スピン絶対値｜Ｓ｜と入出力ディ
スクとパワーローラの接触点荷重Ｆｃの増減がほぼ打ち
消し合うため、｜Ｓ｜とＦｃの積に比例する接触点動力
損失特性をみると、ロー側変速比域及びハイ側変速比域
における接触点動力損失ｕ１の増大が無い特性となり、
この結果、ロー側変速比域及びハイ側変速比域における
総動力損失Ｕを低減することができる。
スクとパワーローラの接触点荷重Ｆｃの増減がほぼ打ち
消し合うため、｜Ｓ｜とＦｃの積に比例する接触点動力
損失特性をみると、ロー側変速比域及びハイ側変速比域
における接触点動力損失ｕ１の増大が無い特性となり、
この結果、ロー側変速比域及びハイ側変速比域における
総動力損失Ｕを低減することができる。
【００２４】請求項２記載の発明にあっては、入力ディ
スク及び出力ディスクとパワーローラの接触点における
スピンＳを±０．３の範囲内になるようにθ，φ，ｋを
設定したもの（以下、従来例）に対し、開き角θが大き
く変更されると共に、パワーローラの曲率半径が小さく
変更される。
スク及び出力ディスクとパワーローラの接触点における
スピンＳを±０．３の範囲内になるようにθ，φ，ｋを
設定したもの（以下、従来例）に対し、開き角θが大き
く変更されると共に、パワーローラの曲率半径が小さく
変更される。
【００２５】すなわち、開き角θを大きくすることでパ
ワーローラの接触点荷重Ｆｃが低減し、入出力ディスク
及びパワーローラの転がり疲労寿命が延長される。
ワーローラの接触点荷重Ｆｃが低減し、入出力ディスク
及びパワーローラの転がり疲労寿命が延長される。
【００２６】そこで、パワーローラの曲率半径を小さく
することにより、入出力ディスクとパワーローラの接触
楕円の面積が小さくなり、これにより、疲労寿命を短く
することなく、接触点動力損失ｕ１が低減する。
することにより、入出力ディスクとパワーローラの接触
楕円の面積が小さくなり、これにより、疲労寿命を短く
することなく、接触点動力損失ｕ１が低減する。
【００２７】請求項３記載の発明にあっては、入出力デ
ィスクに最大入力トルクが作用したときにも入力ディス
ク及び出力ディスクとパワーローラの接触点におけるス
ピンＳが、ロー側変速比からハイ側変速比までの変速比
範囲において０以上になるようにθ，φ，ｋが設定され
る。
ィスクに最大入力トルクが作用したときにも入力ディス
ク及び出力ディスクとパワーローラの接触点におけるス
ピンＳが、ロー側変速比からハイ側変速比までの変速比
範囲において０以上になるようにθ，φ，ｋが設定され
る。
【００２８】すなわち、入力トルクが大きくなり、パワ
ーローラの接触点荷重Ｆｃが大きくなると、入出力ディ
スクやパワーローラ支持部材等の変形量が大きくなり、
これに伴って、入出力ディスクとパワーローラの接触点
がずれてスピンＳが小さくなる。
ーローラの接触点荷重Ｆｃが大きくなると、入出力ディ
スクやパワーローラ支持部材等の変形量が大きくなり、
これに伴って、入出力ディスクとパワーローラの接触点
がずれてスピンＳが小さくなる。
【００２９】よって、この入力トルクによるスピンＳの
低下を見越してスピンＳの最小値を０より少し大きな値
となるように設定しておくことで、入力トルクが大き
く、変速比がロー側またはハイ側の条件においても、ス
ピンＳが負の値をとることがなく、接触点動力損失ｕ１
の増大を防止することができる。
低下を見越してスピンＳの最小値を０より少し大きな値
となるように設定しておくことで、入力トルクが大き
く、変速比がロー側またはハイ側の条件においても、ス
ピンＳが負の値をとることがなく、接触点動力損失ｕ１
の増大を防止することができる。
【００３０】請求項４記載の発明にあっては、パワーロ
ーラの傾転範囲がハイ変速比側にだけ大きく設定され、
かつ、入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの
接触点におけるスピンＳが、変速幅を拡大したハイ側変
速比領域を除く変速比範囲において０以上になるように
θ，φ，ｋが設定される。
ーラの傾転範囲がハイ変速比側にだけ大きく設定され、
かつ、入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの
接触点におけるスピンＳが、変速幅を拡大したハイ側変
速比領域を除く変速比範囲において０以上になるように
θ，φ，ｋが設定される。
【００３１】すなわち、パワーローラの傾転範囲をハイ
変速比側とロー変速比側に拡大することで変速幅を大き
くし、かつ、スピンＳを全変速比域において０以上にな
るように設定すると、変速比１におけるスピンＳが大き
くなって接触点動力損失ｕ１が増大する。また、スピン
Ｓが負である場合、ハイ変速比に向かうにしたがって接
触点荷重Ｆｃが低下するため、ハイ変速比側での接触点
動力損失ｕ１の増大はロー変速比側での接触点動力損失
ｕ１の増大より小さい。
変速比側とロー変速比側に拡大することで変速幅を大き
くし、かつ、スピンＳを全変速比域において０以上にな
るように設定すると、変速比１におけるスピンＳが大き
くなって接触点動力損失ｕ１が増大する。また、スピン
Ｓが負である場合、ハイ変速比に向かうにしたがって接
触点荷重Ｆｃが低下するため、ハイ変速比側での接触点
動力損失ｕ１の増大はロー変速比側での接触点動力損失
ｕ１の増大より小さい。
【００３２】よって、傾転範囲をハイ側のみに大きくす
ることで、ロー側での接触点動力損失ｕ１の増大を抑え
つつ、ハイ側の変速幅を拡大することができる。
ることで、ロー側での接触点動力損失ｕ１の増大を抑え
つつ、ハイ側の変速幅を拡大することができる。
【００３３】請求項５記載の発明にあっては、パワーロ
ーラが全変速範囲にわたって傾転したときの入力ディス
ク及び出力ディスクとパワーローラの接触点におけるス
ピンＳの最小値が０．１以下になるようにθ，φ，ｋが
設定される。
ーラが全変速範囲にわたって傾転したときの入力ディス
ク及び出力ディスクとパワーローラの接触点におけるス
ピンＳの最小値が０．１以下になるようにθ，φ，ｋが
設定される。
【００３４】すなわち、スピンＳが大きくなると、入力
ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接触点にお
ける油膜の温度が高くなり、動力伝達能力が低下する。
ちなみに、変速比ローにおける油膜の温度特性をみる
と、スピンＳが０．１を超えるとスピン増加に対する油
膜温度温度上昇の割合が大きくなる。
ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接触点にお
ける油膜の温度が高くなり、動力伝達能力が低下する。
ちなみに、変速比ローにおける油膜の温度特性をみる
と、スピンＳが０．１を超えるとスピン増加に対する油
膜温度温度上昇の割合が大きくなる。
【００３５】よって、スピンＳの最小値が０．１以下に
なるようにθ，φ，ｋを設定することで、使用頻度の高
い最ロー変速比側及び最ハイ変速比側での、入力ディス
ク及び出力ディスクとパワーローラの接触点における油
膜の温度上昇を抑えることができる。
なるようにθ，φ，ｋを設定することで、使用頻度の高
い最ロー変速比側及び最ハイ変速比側での、入力ディス
ク及び出力ディスクとパワーローラの接触点における油
膜の温度上昇を抑えることができる。
【００３６】
【発明の実施の形態】本発明の実施の形態を、第一実施
例〜第五実施例により説明する。
例〜第五実施例により説明する。
【００３７】（第一実施例）第一実施例は請求項１，２
に記載された発明に対応するトロイダル型無段変速機で
ある。
に記載された発明に対応するトロイダル型無段変速機で
ある。
【００３８】図１はデュアルキャビティによるハーフト
ロイダル型無段変速機（以下、トロイダル型ＣＶＴ）の
機械的構成を示すスケルトン図であり、このトロイダル
型ＣＶＴは、エンジン１の出力軸２にトーショナルダン
パ３を介して連結されたインプットシャフト４と、該シ
ャフト４の外側に遊嵌合された中空シャフト５を有し、
これらのシャフト４，５の軸線上には、第１トロイダル
ＣＶＴ６及び第２トロイダルＣＶＴ７と、入力ディスク
６１，７１を入力トルクに比例した荷重で押し付けるロ
ーディングカム８とが配設されている。
ロイダル型無段変速機（以下、トロイダル型ＣＶＴ）の
機械的構成を示すスケルトン図であり、このトロイダル
型ＣＶＴは、エンジン１の出力軸２にトーショナルダン
パ３を介して連結されたインプットシャフト４と、該シ
ャフト４の外側に遊嵌合された中空シャフト５を有し、
これらのシャフト４，５の軸線上には、第１トロイダル
ＣＶＴ６及び第２トロイダルＣＶＴ７と、入力ディスク
６１，７１を入力トルクに比例した荷重で押し付けるロ
ーディングカム８とが配設されている。
【００３９】上記第１，第２トロイダルＣＶＴ６，７
は、ほぼ同一の構成であり、いずれも、対向面がトロイ
ド状の円弧面とされた入力ディスク６１，７１と出力デ
ィスク６２，７２とを有し、これらの対向面間に、両デ
ィスク６１，６２間と両ディスク７１，７２間でそれぞ
れ動力を伝達するパワーローラ６３，７３が２つづつ介
設されている。
は、ほぼ同一の構成であり、いずれも、対向面がトロイ
ド状の円弧面とされた入力ディスク６１，７１と出力デ
ィスク６２，７２とを有し、これらの対向面間に、両デ
ィスク６１，６２間と両ディスク７１，７２間でそれぞ
れ動力を伝達するパワーローラ６３，７３が２つづつ介
設されている。
【００４０】そして、エンジン１から遠い方に配置され
た第１トロイダルＣＶＴ６は、入力ディスク６１が反エ
ンジン側に、出力ディスク６２がエンジン側に配置さ
れ、また、エンジン１に近い方に配置された第２トロイ
ダルＣＶＴ７は、入力ディスク７１がエンジン側に、出
力ディスク７２が反エンジン側に配置されており、か
つ、両トロイダルＣＶＴ６，７の入力ディスク６１，７
１は中空シャフト５の両端部にそれぞれ摺動可能に結合
され、また、出力ディスク６２，７２（以下、「一体化
出力ディスク６０」と記す）は一体化されて、該中空シ
ャフト５の中間部に回転自在に支持されている。
た第１トロイダルＣＶＴ６は、入力ディスク６１が反エ
ンジン側に、出力ディスク６２がエンジン側に配置さ
れ、また、エンジン１に近い方に配置された第２トロイ
ダルＣＶＴ７は、入力ディスク７１がエンジン側に、出
力ディスク７２が反エンジン側に配置されており、か
つ、両トロイダルＣＶＴ６，７の入力ディスク６１，７
１は中空シャフト５の両端部にそれぞれ摺動可能に結合
され、また、出力ディスク６２，７２（以下、「一体化
出力ディスク６０」と記す）は一体化されて、該中空シ
ャフト５の中間部に回転自在に支持されている。
【００４１】前記パワーローラ６３，７３は、トラニオ
ン６５，７５（パワーローラ支持部材）により、入出力
ディスク６１，６２の円弧中心と入出力ディスク７１，
７２の円弧中心に対しそれぞれ傾転可能に支持されてい
る。また、パワーローラ６３，７３とトラニオン６５，
７５との間には、パワーローラ６３，７３をトラニオン
６５，７５に対して回転可能に支持するパワーローラ軸
受６４，７４が設けられている。
ン６５，７５（パワーローラ支持部材）により、入出力
ディスク６１，６２の円弧中心と入出力ディスク７１，
７２の円弧中心に対しそれぞれ傾転可能に支持されてい
る。また、パワーローラ６３，７３とトラニオン６５，
７５との間には、パワーローラ６３，７３をトラニオン
６５，７５に対して回転可能に支持するパワーローラ軸
受６４，７４が設けられている。
【００４２】前記第１，第２トロイダルＣＶＴ６，７の
一体化出力ディスク６０の外周には出力ギア９が設けら
れ、この出力ギア９がディファレンシャル装置１１のド
ライブギア１０と噛み合い、ディファレンシャル装置１
１から左右に延びる駆動軸１２ａ，１２ｂを介して左右
の駆動輪に動力を伝達するようになっている。
一体化出力ディスク６０の外周には出力ギア９が設けら
れ、この出力ギア９がディファレンシャル装置１１のド
ライブギア１０と噛み合い、ディファレンシャル装置１
１から左右に延びる駆動軸１２ａ，１２ｂを介して左右
の駆動輪に動力を伝達するようになっている。
【００４３】図２はトロイダル型ＣＶＴの変速を管理す
る油圧系の機械的構成図であり、第１トロイダルＣＶＴ
６の変速系について説明する。第１トロイダルＣＶＴ６
での変速は、パワーローラ６３を支持するトラニオン６
５を平衡点から上下に変位させることにより行い、この
変位によりパワーローラ６３と入出力ディスク６１，６
２の回転方向ベクトルに差異が発生してパワーローラ６
３は傾転する。
る油圧系の機械的構成図であり、第１トロイダルＣＶＴ
６の変速系について説明する。第１トロイダルＣＶＴ６
での変速は、パワーローラ６３を支持するトラニオン６
５を平衡点から上下に変位させることにより行い、この
変位によりパワーローラ６３と入出力ディスク６１，６
２の回転方向ベクトルに差異が発生してパワーローラ６
３は傾転する。
【００４４】前記トラニオン６５は、油圧サーボ３０の
サーボピストン３１とつながっており、油圧サーボ３０
のＨｉ側シリンダ３０ａ内の油とロー側シリンダ３０ｂ
内の油の差圧で変位する。Ｈｉ側シリンダ３０ａの油圧
とロー側シリンダ３０ｂの油圧はシフトコントロールバ
ルブ４６で制御する。
サーボピストン３１とつながっており、油圧サーボ３０
のＨｉ側シリンダ３０ａ内の油とロー側シリンダ３０ｂ
内の油の差圧で変位する。Ｈｉ側シリンダ３０ａの油圧
とロー側シリンダ３０ｂの油圧はシフトコントロールバ
ルブ４６で制御する。
【００４５】前記シフトコントロールバルブ４６は、バ
ルブ内のスプール４６Ｓが変位することにより、ライン
圧ポート４６Ｌから供給される油をＨｉ側ポート４６Hi
又はロー側ポート４６Lowの一方に流し、他方のロー側
ポート４６Low又はＨｉ側ポート４６Hiからドレーンポ
ート４６Ｄへ油を流出させることで油圧サーボ３０内の
差圧を変化させる。
ルブ内のスプール４６Ｓが変位することにより、ライン
圧ポート４６Ｌから供給される油をＨｉ側ポート４６Hi
又はロー側ポート４６Lowの一方に流し、他方のロー側
ポート４６Low又はＨｉ側ポート４６Hiからドレーンポ
ート４６Ｄへ油を流出させることで油圧サーボ３０内の
差圧を変化させる。
【００４６】また、前記トラニオン６５の一つには、プ
リセスカム３５が取り付けられており、プリセスカム３
５には溝が切ってある。プリセスカム３５の溝はＬリン
ク３８の片端に接しており、Ｌリンク３８の片端はＩリ
ンク３７の片端に自由支持されている。そのためトラニ
オン４５の変位と傾転角がＩリンク３７にフィードバッ
クされる。Ｉリンク３７のもう片端はステップモータ３
６につながっており、先ほどのシフトコントロールバル
ブ４６のスプール４６ＳはＩリンク３７上に自由支持さ
れている。従って、ステップモータ３６の変位とプリセ
スカム３５からのフィードバックとからスプール４６Ｓ
の変位は決まる。
リセスカム３５が取り付けられており、プリセスカム３
５には溝が切ってある。プリセスカム３５の溝はＬリン
ク３８の片端に接しており、Ｌリンク３８の片端はＩリ
ンク３７の片端に自由支持されている。そのためトラニ
オン４５の変位と傾転角がＩリンク３７にフィードバッ
クされる。Ｉリンク３７のもう片端はステップモータ３
６につながっており、先ほどのシフトコントロールバル
ブ４６のスプール４６ＳはＩリンク３７上に自由支持さ
れている。従って、ステップモータ３６の変位とプリセ
スカム３５からのフィードバックとからスプール４６Ｓ
の変位は決まる。
【００４７】図３は第一実施例でのトロイダル型ＣＶＴ
の諸元設定を説明する図で、図３において、６は第１ト
ロイダルＣＶＴ、８はローディングカム、６１は入力デ
ィスク、６２は出力ディスク、６３はパワーローラ、６
４はパワーローラ軸受、ＣＰはパワーローラ接触点、Ｏ
は円弧中心、ＰＡはパワーローラ回転軸、ＤＡはディス
ク回転軸、ＣＲは２つの接触点ＣＰ，ＣＰに引いた接線
の交点、Ｓはスピン、ωｓはスピン角速度、ω１は入力
ディスク角速度、θはパワーローラ接触点ＣＰにおける
法線とパワーローラ回転軸ＰＡがなす開き角、φはパワ
ーローラ傾転角度、Ｒ０は入出力ディスク６１，６２の
円弧半径、ｅは円弧中心Ｃからディスク回転軸ＤＡまで
の距離とＲ０の差、Ｒ22はパワーローラ曲率半径、Ｆａ
はローディングカム８が入力ディスク６１を押し付ける
力、Ｆｃは接触点荷重、Ｆｔはパワーローラ軸受６４に
働くスラスト荷重である。なお、図示しないが第２トロ
イダルＣＶＴ７も同様の設定となっている。
の諸元設定を説明する図で、図３において、６は第１ト
ロイダルＣＶＴ、８はローディングカム、６１は入力デ
ィスク、６２は出力ディスク、６３はパワーローラ、６
４はパワーローラ軸受、ＣＰはパワーローラ接触点、Ｏ
は円弧中心、ＰＡはパワーローラ回転軸、ＤＡはディス
ク回転軸、ＣＲは２つの接触点ＣＰ，ＣＰに引いた接線
の交点、Ｓはスピン、ωｓはスピン角速度、ω１は入力
ディスク角速度、θはパワーローラ接触点ＣＰにおける
法線とパワーローラ回転軸ＰＡがなす開き角、φはパワ
ーローラ傾転角度、Ｒ０は入出力ディスク６１，６２の
円弧半径、ｅは円弧中心Ｃからディスク回転軸ＤＡまで
の距離とＲ０の差、Ｒ22はパワーローラ曲率半径、Ｆａ
はローディングカム８が入力ディスク６１を押し付ける
力、Ｆｃは接触点荷重、Ｆｔはパワーローラ軸受６４に
働くスラスト荷重である。なお、図示しないが第２トロ
イダルＣＶＴ７も同様の設定となっている。
【００４８】この第一実施例では、従来例の考え方を踏
襲し、スピンＳ（＝ωｓ／ω１）を下記の式で与えたと
き、 Ｓ＝｛ｓｉｎθ・ｓｉｎφ−（１＋ｋ−ｃｏｓφ）・ｃ
ｏｓθ｝／ｓｉｎθ 入力ディスク６１及び出力ディスク６２とパワーローラ
６３の接触点ＣＰ，ＣＰにおけるスピンＳが、ロー側変
速比からハイ側変速比までの変速比範囲（２〜０．５）
において±０．３の範囲内になるようにθ，φ，ｋを設
定した従来例に対し、開き角θを大きくする変更（５
３．６°→５５．９°）することにより、ロー側変速比
からハイ側変速比までの変速比範囲（２〜０．５）にお
いてスピンＳが０以上になるように設定したものであ
る。
襲し、スピンＳ（＝ωｓ／ω１）を下記の式で与えたと
き、 Ｓ＝｛ｓｉｎθ・ｓｉｎφ−（１＋ｋ−ｃｏｓφ）・ｃ
ｏｓθ｝／ｓｉｎθ 入力ディスク６１及び出力ディスク６２とパワーローラ
６３の接触点ＣＰ，ＣＰにおけるスピンＳが、ロー側変
速比からハイ側変速比までの変速比範囲（２〜０．５）
において±０．３の範囲内になるようにθ，φ，ｋを設
定した従来例に対し、開き角θを大きくする変更（５
３．６°→５５．９°）することにより、ロー側変速比
からハイ側変速比までの変速比範囲（２〜０．５）にお
いてスピンＳが０以上になるように設定したものであ
る。
【００４９】なお、上記式においてスピンＳが０以上の
正の値になる設定とは、パワーローラ６３の２つの接触
点ＣＰ，ＣＰに引いた接線の交点ＣＲが、図３に示すよ
うに、ディスク回転軸ＤＡよりも遠い位置に存在する設
定と同義である。ちなみに、交点ＣＲがディスク回転軸
ＤＡ上に存在する設定がスピンＳ＝０であり、交点ＣＲ
がディスク回転軸ＤＡよりも近い位置に存在するとスピ
ンＳは負の値となる。
正の値になる設定とは、パワーローラ６３の２つの接触
点ＣＰ，ＣＰに引いた接線の交点ＣＲが、図３に示すよ
うに、ディスク回転軸ＤＡよりも遠い位置に存在する設
定と同義である。ちなみに、交点ＣＲがディスク回転軸
ＤＡ上に存在する設定がスピンＳ＝０であり、交点ＣＲ
がディスク回転軸ＤＡよりも近い位置に存在するとスピ
ンＳは負の値となる。
【００５０】すなわち、第一実施例での諸元の設定は、
図４に示すように、開き角θを、従来例の５３．６°か
ら５５．９°へと大きくする設定とし、従来例と同じ変
速比ｉの範囲を得るためにパワーローラ傾転角度φを、
従来例の２７．４°〜７９．９°から３１°〜８１°へ
と範囲を大きい角度側にスライドして設定している。ま
た、ｋ＝０．６、ｉ＝２〜０．５、Ｒ０＝４０mm、Ｒ22
＝３０mmであり、これらの諸元に関しては、従来例と同
じである。ここで、変速比ｉは、入力ディスク回転数を
Ｎｉ、出力ディスク回転数をＮｏとしたとき、 ｉ＝Ｎｉ／Ｎｏ である。
図４に示すように、開き角θを、従来例の５３．６°か
ら５５．９°へと大きくする設定とし、従来例と同じ変
速比ｉの範囲を得るためにパワーローラ傾転角度φを、
従来例の２７．４°〜７９．９°から３１°〜８１°へ
と範囲を大きい角度側にスライドして設定している。ま
た、ｋ＝０．６、ｉ＝２〜０．５、Ｒ０＝４０mm、Ｒ22
＝３０mmであり、これらの諸元に関しては、従来例と同
じである。ここで、変速比ｉは、入力ディスク回転数を
Ｎｉ、出力ディスク回転数をＮｏとしたとき、 ｉ＝Ｎｉ／Ｎｏ である。
【００５１】次に、作用を説明する。
【００５２】スピンＳがロー側変速比からハイ側変速比
までの全変速比範囲にて正の値をとるため、常にＳ＝｜
Ｓ｜となり、図５のスピン絶対値特性に示すように、変
速比ｉがｉ＝１からロー側またはハイ側に変化したとき
に、スピン絶対値｜Ｓ｜はいずれの変化に対しても単調
に減少する。
までの全変速比範囲にて正の値をとるため、常にＳ＝｜
Ｓ｜となり、図５のスピン絶対値特性に示すように、変
速比ｉがｉ＝１からロー側またはハイ側に変化したとき
に、スピン絶対値｜Ｓ｜はいずれの変化に対しても単調
に減少する。
【００５３】よって、スピン絶対値｜Ｓ｜と入出力ディ
スク６１，６２とパワーローラ６３の接触点荷重Ｆｃの
増減がほぼ打ち消し合うため、｜Ｓ｜とＦｃの積に比例
する接触点動力損失特性をみると、ロー側変速比域及び
ハイ側変速比域における接触点動力損失ｕ１の増大が無
い特性となり、この結果、図５の総動力損失特性に示す
ように、ロー側変速比域及びハイ側変速比域における総
動力損失Ｕを従来例の総動力損失Ｕと比較して低減する
ことができる。
スク６１，６２とパワーローラ６３の接触点荷重Ｆｃの
増減がほぼ打ち消し合うため、｜Ｓ｜とＦｃの積に比例
する接触点動力損失特性をみると、ロー側変速比域及び
ハイ側変速比域における接触点動力損失ｕ１の増大が無
い特性となり、この結果、図５の総動力損失特性に示す
ように、ロー側変速比域及びハイ側変速比域における総
動力損失Ｕを従来例の総動力損失Ｕと比較して低減する
ことができる。
【００５４】なお、スピンＳを全変速比範囲において０
以上に設定していることで、変速比１付近では、図５の
スピン絶対値特性に示すように、スピン絶対値｜Ｓ｜が
従来例のスピン絶対値｜Ｓ｜よりも大きな値となり、｜
Ｓ｜とＦｃの積に比例する接触点動力損失ｕ１が増加す
る。
以上に設定していることで、変速比１付近では、図５の
スピン絶対値特性に示すように、スピン絶対値｜Ｓ｜が
従来例のスピン絶対値｜Ｓ｜よりも大きな値となり、｜
Ｓ｜とＦｃの積に比例する接触点動力損失ｕ１が増加す
る。
【００５５】しかしながら、軸受動力損失ｕ２について
考えると、パワーローラ軸受６４に働くスラスト荷重Ｆ
ｔは、 Ｆｔ＝２Ｆｃ・ｃｏｓθ で表されるため、従来例に対して開き角θを大きくする
ことでスラスト荷重Ｆｔは低減する。また、軸受動力損
失ｕ２はスラスト荷重Ｆｔにほぼ比例するため、軸受動
力損失ｕ２は従来例よりも低減する。ちなみに、図６は
開き角θを変えたときの接触点動力損失ｕ１と軸受動力
損失ｕ２と総動力損失Ｕの特性図であり、例えば、開き
角θをθ１からθ２まで大きくしたとき、接触点動力損
失ｕ１は増大するが、軸受動力損失ｕ２は減少し、総動
力損失Ｕについては、開き角がθ１のときと開き角がθ
２のときとではほとんど変化しない。
考えると、パワーローラ軸受６４に働くスラスト荷重Ｆ
ｔは、 Ｆｔ＝２Ｆｃ・ｃｏｓθ で表されるため、従来例に対して開き角θを大きくする
ことでスラスト荷重Ｆｔは低減する。また、軸受動力損
失ｕ２はスラスト荷重Ｆｔにほぼ比例するため、軸受動
力損失ｕ２は従来例よりも低減する。ちなみに、図６は
開き角θを変えたときの接触点動力損失ｕ１と軸受動力
損失ｕ２と総動力損失Ｕの特性図であり、例えば、開き
角θをθ１からθ２まで大きくしたとき、接触点動力損
失ｕ１は増大するが、軸受動力損失ｕ２は減少し、総動
力損失Ｕについては、開き角がθ１のときと開き角がθ
２のときとではほとんど変化しない。
【００５６】その結果、図５の総動力損失特性に示すよ
うに、接触点動力損失ｕ１と軸受動力損失ｕ２の和であ
る総動力損失Ｕは、変速比１付近においても従来例の総
動力損失Ｕとほとんど変わらない。
うに、接触点動力損失ｕ１と軸受動力損失ｕ２の和であ
る総動力損失Ｕは、変速比１付近においても従来例の総
動力損失Ｕとほとんど変わらない。
【００５７】また、スピンＳを設定する諸元θ，φ，ｋ
のうち、パワーローラ傾転角度φについては、僅かに変
更することで変速比範囲２〜０．５というように従来例
と変わらない変速比範囲を得ることができるし、また、
キャビティアスペクト比ｋ（＝ｅ／Ｒ０）の変更が無い
ことで変速機の寸法も従来例と変わらないものとなる。
のうち、パワーローラ傾転角度φについては、僅かに変
更することで変速比範囲２〜０．５というように従来例
と変わらない変速比範囲を得ることができるし、また、
キャビティアスペクト比ｋ（＝ｅ／Ｒ０）の変更が無い
ことで変速機の寸法も従来例と変わらないものとなる。
【００５８】したがって、第一実施例では、従来例に対
し開き角θの変更設定を行うだけで、スピンＳの最大値
は大きくなるが、変速比１付近における総動力損失Ｕは
従来例とほとんど変わらないまま、ロー側変速比域及び
ハイ側変速比域における総動力損失Ｕを低減することが
できる。
し開き角θの変更設定を行うだけで、スピンＳの最大値
は大きくなるが、変速比１付近における総動力損失Ｕは
従来例とほとんど変わらないまま、ロー側変速比域及び
ハイ側変速比域における総動力損失Ｕを低減することが
できる。
【００５９】加えて、パワーローラ傾転角度φの僅かな
変更調整により変速比範囲を従来例と同じにすることが
でき、さらに、キャビティアスペクト比ｋは何ら変更す
ることがないため、変速機寸法を従来例と同じにするこ
とができる。つまり、周辺部材との寸法関係を含めた大
幅な設計変更を要することがなく、容易に置き換えて採
用することができる。
変更調整により変速比範囲を従来例と同じにすることが
でき、さらに、キャビティアスペクト比ｋは何ら変更す
ることがないため、変速機寸法を従来例と同じにするこ
とができる。つまり、周辺部材との寸法関係を含めた大
幅な設計変更を要することがなく、容易に置き換えて採
用することができる。
【００６０】（第二実施例）第二実施例は請求項２に記
載された発明に対応するトロイダル型無段変速機であ
る。
載された発明に対応するトロイダル型無段変速機であ
る。
【００６１】この第二実施例は、上記従来例に対し、第
一実施例と同様に、開き角θを大きく変更設定（５３．
６°→５５．９°）し、パワーローラ傾転角度φを変更
設定（２７．４°〜７９．９°→３１°〜８１°）する
と共に、変速比１における動定格寿命（ＪＩＳ Ｂ１５
１８参照）が従来例と同じになるように、パワーローラ
６３の曲率半径Ｒ22を小さく変更設定（３０mm→２８．
９mm）したものである。
一実施例と同様に、開き角θを大きく変更設定（５３．
６°→５５．９°）し、パワーローラ傾転角度φを変更
設定（２７．４°〜７９．９°→３１°〜８１°）する
と共に、変速比１における動定格寿命（ＪＩＳ Ｂ１５
１８参照）が従来例と同じになるように、パワーローラ
６３の曲率半径Ｒ22を小さく変更設定（３０mm→２８．
９mm）したものである。
【００６２】すなわち、開き角θを大きくすることでパ
ワーローラ６３の接触点荷重Ｆｃが低減する。これは、
図４に示すように、変速比１での接触点荷重Ｆｃが３９
５４０Ｎから３８４６０Ｎに低下していることからも明
かである。
ワーローラ６３の接触点荷重Ｆｃが低減する。これは、
図４に示すように、変速比１での接触点荷重Ｆｃが３９
５４０Ｎから３８４６０Ｎに低下していることからも明
かである。
【００６３】よって、接触点荷重Ｆｃの低減により、入
出力ディスク６１，６２及びパワーローラ６３の転がり
疲労寿命が延長されるが、第一実施例では、開き角θと
パワーローラ傾転角度φ以外の諸元を変更していない。
出力ディスク６１，６２及びパワーローラ６３の転がり
疲労寿命が延長されるが、第一実施例では、開き角θと
パワーローラ傾転角度φ以外の諸元を変更していない。
【００６４】そこで、第二実施例では、変速比１におけ
る動定格寿命が従来例と同じになるように、パワーロー
ラ６３の曲率半径Ｒ22を小さくした。
る動定格寿命が従来例と同じになるように、パワーロー
ラ６３の曲率半径Ｒ22を小さくした。
【００６５】作用を説明すると、パワーローラ６３の曲
率半径Ｒ22を小さくすることにより、入出力ディスク６
１，６２とパワーローラ６３の接触楕円の面積が小さく
なり、これにより、接触点動力損失ｕ１が低減する。
率半径Ｒ22を小さくすることにより、入出力ディスク６
１，６２とパワーローラ６３の接触楕円の面積が小さく
なり、これにより、接触点動力損失ｕ１が低減する。
【００６６】この結果、図７の総動力損失特性の対比図
に示すように、従来例に比べロー側及びハイ側における
総動力損失Ｕの増大も無く、変速比１付近においても第
一実施例に比べさらに総動力損失Ｕを小さく抑えること
ができる。
に示すように、従来例に比べロー側及びハイ側における
総動力損失Ｕの増大も無く、変速比１付近においても第
一実施例に比べさらに総動力損失Ｕを小さく抑えること
ができる。
【００６７】（第三実施例）第三実施例は請求項３に記
載された発明に対応するトロイダル型無段変速機であ
る。
載された発明に対応するトロイダル型無段変速機であ
る。
【００６８】この第三実施例は、入出力ディスク６１，
６２に最大入力トルクが作用したときにも入力ディスク
６１及び出力ディスク６２とパワーローラ６３の接触点
ＣＰにおけるスピンＳが、ロー側変速比からハイ側変速
比までの全変速比範囲において０以上になるようにθ，
φ，ｋを設定したものである。
６２に最大入力トルクが作用したときにも入力ディスク
６１及び出力ディスク６２とパワーローラ６３の接触点
ＣＰにおけるスピンＳが、ロー側変速比からハイ側変速
比までの全変速比範囲において０以上になるようにθ，
φ，ｋを設定したものである。
【００６９】すなわち、図８のスピン特性に示すよう
に、入力トルクが０におけるスピンＳの最小値を０より
も大きく設定している。
に、入力トルクが０におけるスピンＳの最小値を０より
も大きく設定している。
【００７０】作用を説明すると、入力トルクが大きくな
り、パワーローラ６３の接触点荷重Ｆｃが大きくなる
と、入出力ディスク６１，６２の変形量やトラニオン６
５の変形量が大きくなり、これに伴って、入出力ディス
ク６１，６２とパワーローラ６３の接触点ＣＰがずれて
スピンＳが小さくなる。
り、パワーローラ６３の接触点荷重Ｆｃが大きくなる
と、入出力ディスク６１，６２の変形量やトラニオン６
５の変形量が大きくなり、これに伴って、入出力ディス
ク６１，６２とパワーローラ６３の接触点ＣＰがずれて
スピンＳが小さくなる。
【００７１】よって、この入力トルクによるスピンＳの
低下を見越してスピンＳの最小値を０より少し大きな値
となるように設定しておくことで、入力トルクが大き
く、変速比がロー側またはハイ側の条件においても、ス
ピンＳが負の値をとることがなく、接触点動力損失ｕ１
の増大を防止することができる。
低下を見越してスピンＳの最小値を０より少し大きな値
となるように設定しておくことで、入力トルクが大き
く、変速比がロー側またはハイ側の条件においても、ス
ピンＳが負の値をとることがなく、接触点動力損失ｕ１
の増大を防止することができる。
【００７２】（第四実施例）第四実施例は請求項４に記
載された発明に対応するトロイダル型無段変速機であ
る。
載された発明に対応するトロイダル型無段変速機であ
る。
【００７３】この第四実施例は、パワーローラ６３の傾
転範囲をハイ変速比側にだけ大きく設定し、かつ、入力
ディスク６１及び出力ディスク６２とパワーローラ６３
の接触点ＣＰにおけるスピンＳを、図９に示すように、
変速幅を拡大したハイ側変速比領域では負の値になる
が、ハイ側変速比領域を除くロー側変速比範囲において
は０以上の正の値になるようにθ，φ，ｋを設定したも
のである。
転範囲をハイ変速比側にだけ大きく設定し、かつ、入力
ディスク６１及び出力ディスク６２とパワーローラ６３
の接触点ＣＰにおけるスピンＳを、図９に示すように、
変速幅を拡大したハイ側変速比領域では負の値になる
が、ハイ側変速比領域を除くロー側変速比範囲において
は０以上の正の値になるようにθ，φ，ｋを設定したも
のである。
【００７４】作用を説明すると、例えば、パワーローラ
６３の傾転範囲をハイ変速比側とロー変速比側に拡大す
ることで変速幅を大きくし、かつ、スピンＳを全変速比
域において０以上になるように設定すると、スピン特性
からも明らかなように、変速比全域で上方に移動する特
性となり、最大値となる変速比１におけるスピンＳが大
きくなって接触点動力損失ｕ１が増大する。
６３の傾転範囲をハイ変速比側とロー変速比側に拡大す
ることで変速幅を大きくし、かつ、スピンＳを全変速比
域において０以上になるように設定すると、スピン特性
からも明らかなように、変速比全域で上方に移動する特
性となり、最大値となる変速比１におけるスピンＳが大
きくなって接触点動力損失ｕ１が増大する。
【００７５】しかしながら、第四実施例では、パワーロ
ーラ６３の傾転範囲をハイ側のみに大きくしており、ｉ
＜０．５のハイ変速比範囲では、スピンＳが０以下の負
の値となり、スピン絶対値｜Ｓ｜が増加してゆくが、こ
れまで説明してきたように、接触点荷重Ｆｃも変速比が
ハイ側になるほど低下するため、ハイ変速比側での接触
点動力損失ｕ１の増大はそれほど大きなものとはならな
い。
ーラ６３の傾転範囲をハイ側のみに大きくしており、ｉ
＜０．５のハイ変速比範囲では、スピンＳが０以下の負
の値となり、スピン絶対値｜Ｓ｜が増加してゆくが、こ
れまで説明してきたように、接触点荷重Ｆｃも変速比が
ハイ側になるほど低下するため、ハイ変速比側での接触
点動力損失ｕ１の増大はそれほど大きなものとはならな
い。
【００７６】よって、パワーローラ６３の傾転範囲をハ
イ側のみに大きくすることで、ロー側での接触点動力損
失ｕ１の増大を抑えつつ、ハイ側の変速幅を拡大するこ
とができる。
イ側のみに大きくすることで、ロー側での接触点動力損
失ｕ１の増大を抑えつつ、ハイ側の変速幅を拡大するこ
とができる。
【００７７】（第五実施例）第五実施例は請求項５に記
載された発明に対応するトロイダル型無段変速機であ
る。
載された発明に対応するトロイダル型無段変速機であ
る。
【００７８】この第五実施例は、パワーローラ６３が全
変速範囲にわたって傾転したときの入力ディスク６１及
び出力ディスク６２とパワーローラ６３の接触点ＣＰに
おけるスピンＳの最小値が０．１以下になるようにθ，
φ，ｋを設定した例である。
変速範囲にわたって傾転したときの入力ディスク６１及
び出力ディスク６２とパワーローラ６３の接触点ＣＰに
おけるスピンＳの最小値が０．１以下になるようにθ，
φ，ｋを設定した例である。
【００７９】作用を説明すると、パワーローラ軸受６４
へのスラスト荷重Ｆｔを低減するために開き角θを大き
くすると、スピンＳが大きくなるため、入力ディスク６
１及び出力ディスク６２とパワーローラ６３の接触点Ｃ
Ｐにおける油膜の温度が高くなり、動力伝達能力が低下
する。
へのスラスト荷重Ｆｔを低減するために開き角θを大き
くすると、スピンＳが大きくなるため、入力ディスク６
１及び出力ディスク６２とパワーローラ６３の接触点Ｃ
Ｐにおける油膜の温度が高くなり、動力伝達能力が低下
する。
【００８０】ちなみに、図１０はｋとθを変えた場合
の、変速比ローにおける油膜の温度特性を示したもので
ある。図１０をみると、スピンＳが０．１を超えるとス
ピン増加に対する油膜温度温度上昇の割合が大きくな
る。よって、発進時の動力伝達能力を悪化させないため
には、ロー変速比におけるスピンＳを０．１以下にする
必要がある。
の、変速比ローにおける油膜の温度特性を示したもので
ある。図１０をみると、スピンＳが０．１を超えるとス
ピン増加に対する油膜温度温度上昇の割合が大きくな
る。よって、発進時の動力伝達能力を悪化させないため
には、ロー変速比におけるスピンＳを０．１以下にする
必要がある。
【００８１】よって、スピンＳの最小値が０．１以下に
なるようにθ，φ，ｋを設定することで、使用頻度の高
い最ロー変速比側及び最ハイ変速比側での、入力ディス
ク６１及び出力ディスク６２とパワーローラ６３の接触
点ＣＰにおける油膜の温度上昇を抑えることができる。
なるようにθ，φ，ｋを設定することで、使用頻度の高
い最ロー変速比側及び最ハイ変速比側での、入力ディス
ク６１及び出力ディスク６２とパワーローラ６３の接触
点ＣＰにおける油膜の温度上昇を抑えることができる。
【００８２】以上、従来例をベースにスピンＳを設定す
るようにした第一実施例〜第五実施例について説明して
きたが、入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラ
の接触点におけるスピンＳが、ロー側変速比からハイ側
変速比までの変速比範囲において０以上になるように
θ，φ，ｋの値を設定したものであれば本発明に含まれ
る。
るようにした第一実施例〜第五実施例について説明して
きたが、入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラ
の接触点におけるスピンＳが、ロー側変速比からハイ側
変速比までの変速比範囲において０以上になるように
θ，φ，ｋの値を設定したものであれば本発明に含まれ
る。
【００８３】また、変速比無限大無段変速機（ＩＶＴ）
の無段変速機構として採用されるトロイダル型無段変速
機にも本発明を適用することができる。
の無段変速機構として採用されるトロイダル型無段変速
機にも本発明を適用することができる。
【図１】第一実施例のトロイダル型無段変速機を示すス
ケルトン図である。
ケルトン図である。
【図２】第一実施例のトロイダル型無段変速機の変速制
御系を示す図である。
御系を示す図である。
【図３】第一実施例のトロイダル型無段変速機の諸元設
定を説明する図である。
定を説明する図である。
【図４】従来例と第一実施例と第二実施例の諸元設定の
対比表を示す図である。
対比表を示す図である。
【図５】第一実施例と従来例のトロイダル型無段変速機
におけるスピン絶対値特性と総動力損失特性の対比特性
図である。
におけるスピン絶対値特性と総動力損失特性の対比特性
図である。
【図６】第一実施例のトロイダル型無段変速機において
開き角を変化させたときの接触点動力損失特性と軸受動
力損失特性と総動力損失特性を示す特性図である。
開き角を変化させたときの接触点動力損失特性と軸受動
力損失特性と総動力損失特性を示す特性図である。
【図７】第二実施例のトロイダル型無段変速機における
総動力損失特性を従来例の総動力損失特性及び第一実施
例の総動力損失特性と対比した比較特性図である。
総動力損失特性を従来例の総動力損失特性及び第一実施
例の総動力損失特性と対比した比較特性図である。
【図８】第三実施例のトロイダル型無段変速機における
スピン特性図である。
スピン特性図である。
【図９】第四実施例のトロイダル型無段変速機における
スピン特性図である。
スピン特性図である。
【図１０】第五実施例のトロイダル型無段変速機におけ
るｋとθを変えた場合の変速比ローにおける油膜の温度
特性図である。
るｋとθを変えた場合の変速比ローにおける油膜の温度
特性図である。
【図１１】従来例のトロイダル型無段変速機の諸元設定
を説明する図である。
を説明する図である。
【図１２】スピンによって接触点に発生するトルクを説
明する図である。
明する図である。
【図１３】従来例のトロイダル型無段変速機におけるス
ピン特性図である。
ピン特性図である。
【図１４】従来例のトロイダル型無段変速機におけるス
ピン絶対値特性と接触点動力損失特性と接触点荷重特性
を示す図である。
ピン絶対値特性と接触点動力損失特性と接触点荷重特性
を示す図である。
【図１５】従来例のトロイダル型無段変速機におけるス
ピン絶対値特性と総動力損失特性を示す図である。
ピン絶対値特性と総動力損失特性を示す図である。
１ エンジン ２ 出力軸 ３ トーショナルダンパ ４ インプットシャフト ５ 中空シャフト ６ 第１トロイダルＣＶＴ ６１ 入力ディスク ６２ 出力ディスク ６３ パワーローラ ６４ パワーローラ軸受 ６５ トラニオン（パワーローラ支持部材） ７ 第２トロイダルＣＶＴ ７１ 入力ディスク ７２ 出力ディスク ７３ パワーローラ ７４ パワーローラ軸受 ７５ トラニオン（パワーローラ支持部材） ８ ローディングカム ＣＰ パワーローラ接触点 Ｏ 円弧中心 ＰＡ パワーローラ回転軸 ＤＡ ディスク回転軸 ＣＲ 交点 Ｓ スピン ωｓ スピン角速度 ω１ 入力ディスク角速度 θ 開き角 φ パワーローラ傾転角度 Ｒ０ 円弧半径 ｅ 円弧中心Ｃからディスク回転軸ＤＡまでの距離とＲ
０の差 ｋ キャビティアスペクト比（＝ｅ／Ｒ０） Ｒ22 パワーローラ曲率半径 Ｆａ 入力ディスク押し付け力 Ｆｃ 接触点荷重 Ｆｔ スラスト荷重 ｉ 変速比
０の差 ｋ キャビティアスペクト比（＝ｅ／Ｒ０） Ｒ22 パワーローラ曲率半径 Ｆａ 入力ディスク押し付け力 Ｆｃ 接触点荷重 Ｆｔ スラスト荷重 ｉ 変速比
Claims (5)
- 【請求項１】 同軸に対向配置された入力ディスク及び
出力ディスクと、 前記入力ディスクを入力トルクに比例した荷重で押し付
けるローディングカムと、 前記入出力ディスクの対向面にそれぞれ形成されたトロ
イド状の円弧面に動力伝達可能に挟持されるパワーロー
ラと、 該パワーローラを入出力ディスクの円弧中心に対して傾
転可能に支持するパワーローラ支持部材と、 前記パワーローラをパワーローラ支持部材に対して回転
可能に支持するパワーローラ軸受とを備えたトロイダル
型無段変速機において、 前記入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接
触点での相対滑り角速度、すなわちスピン角速度をωｓ
とし、入力ディスクの角速度をω１とし、その比ωｓ／
ω１をスピンＳとし、このスピンＳを下記の式で与えた
とき、 Ｓ＝｛ｓｉｎθ・ｓｉｎφ−（１＋ｋ−ｃｏｓφ）・ｃ
ｏｓθ｝／ｓｉｎθ ただし、θ：入力ディスク及び出力ディスクとパワーロ
ーラの接触点における法線とパワーローラの回転軸がな
す角度 φ：パワーローラの傾転角度 ｋ：入出力ディスクの円弧半径をＲ０とし、円弧中心か
ら入出力ディスク回転軸までの距離とＲ０の差をｅとし
たときの比ｅ／Ｒ０ 上記式にて入力ディスク及び出力ディスクとパワーロー
ラの接触点におけるスピンＳが、ロー側変速比からハイ
側変速比までの変速比範囲において０以上になるように
θ，φ，ｋを設定したことを特徴とするトロイダル型無
段変速機。 - 【請求項２】 請求項１記載のトロイダル型無段変速機
において、 前記入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接
触点におけるスピンＳを±０．３の範囲内になるように
θ，φ，ｋを設定したものに対し、開き角θを大きく変
更すると共に、パワーローラの曲率半径を小さく変更し
たことを特徴とするトロイダル型無段変速機。 - 【請求項３】 請求項１または請求項２に記載のトロイ
ダル型無段変速機において、 前記入出力ディスクに最大入力トルクが作用したときに
も入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接触
点におけるスピンＳが、ロー側変速比からハイ側変速比
までの変速比範囲において０以上になるようにθ，φ，
ｋを設定したことを特徴とするトロイダル型無段変速
機。 - 【請求項４】 請求項１または請求項２に記載のトロイ
ダル型無段変速機において、 前記パワーローラの傾転範囲をハイ変速比側にだけ大き
く設定し、かつ、入力ディスク及び出力ディスクとパワ
ーローラの接触点におけるスピンＳが、変速幅を拡大し
たハイ側変速比領域を除く変速比範囲において０以上に
なるようにθ，φ，ｋを設定したことを特徴とするトロ
イダル型無段変速機。 - 【請求項５】 請求項１ないし請求項４に記載のトロイ
ダル型無段変速機において、 前記パワーローラが全変速範囲にわたって傾転したとき
の入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接触
点におけるスピンＳの最小値が０．１以下になるように
θ，φ，ｋを設定したことを特徴とするトロイダル型無
段変速機。
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000240838A JP3498909B2 (ja) | 2000-08-09 | 2000-08-09 | トロイダル型無段変速機 |
| US09/908,890 US6565478B2 (en) | 2000-08-09 | 2001-07-20 | Toroidal continuously variable transmission |
| EP01119127A EP1180616B1 (en) | 2000-08-09 | 2001-08-08 | Toroidal continuously variable transmission |
| DE60103708T DE60103708T2 (de) | 2000-08-09 | 2001-08-08 | Stufenloses Toroidgetriebe |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2000240838A JP3498909B2 (ja) | 2000-08-09 | 2000-08-09 | トロイダル型無段変速機 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2002054707A true JP2002054707A (ja) | 2002-02-20 |
| JP3498909B2 JP3498909B2 (ja) | 2004-02-23 |
Family
ID=18732129
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2000240838A Expired - Fee Related JP3498909B2 (ja) | 2000-08-09 | 2000-08-09 | トロイダル型無段変速機 |
Country Status (4)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US6565478B2 (ja) |
| EP (1) | EP1180616B1 (ja) |
| JP (1) | JP3498909B2 (ja) |
| DE (1) | DE60103708T2 (ja) |
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- 2000-08-09 JP JP2000240838A patent/JP3498909B2/ja not_active Expired - Fee Related
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2001
- 2001-07-20 US US09/908,890 patent/US6565478B2/en not_active Expired - Lifetime
- 2001-08-08 DE DE60103708T patent/DE60103708T2/de not_active Expired - Lifetime
- 2001-08-08 EP EP01119127A patent/EP1180616B1/en not_active Expired - Lifetime
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| DE60103708T2 (de) | 2009-10-08 |
| JP3498909B2 (ja) | 2004-02-23 |
| US6565478B2 (en) | 2003-05-20 |
| DE60103708D1 (de) | 2004-07-15 |
| EP1180616A1 (en) | 2002-02-20 |
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