JP2002243010A - 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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Abstract
用した場合に特有の転動体及び内外輪軌道面の寿命が短
くなるという課題を解決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】 パワーローラ内輪93が入力ディスク1
8aと出力ディスク18bに押圧されて楕円状に変形
し、その変形によって生じる内輪軌道面92aと転動体
92cの接触荷重fcについて、荷重fcのパワーロー
ラ半径方向成分をfr、fcのパワーローラ軸方向成分
をftとしたとき、半径方向成分frよりも軸方向成分
ftが大きくなるように、円すいころ軸受92の内輪軌
道面92aが軸受回転軸となす角度である内輪軌道面9
2aの接触角αを、45°以上135°以下の角度に設
定した。
Description
るトロイダル型無段変速機の技術分野に属する。
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
発が進められている。このうち、入出力ディスクとパワ
ーローラとの間に形成される油膜のせん断によって動力
を伝達するものであり、先に実用化されたVベルト式無
段変速機に比べて大容量かつ応答性のよいトロイダル型
無段変速機(以下、トロイダル型CVT)が既に実用化
されるに至っている。
ルトロイダル型とハーフトロイダル型に分類できるが、
主としてハーフトロイダル型CVTの方がフルトロイダ
ル型CVTに比べ、入出力ディスクに対するパワーロー
ラのスピン損失が小さいという理由により、両型のう
ち、ハーフトロイダル型CVTが選択されている。
対向配置される入力ディスク及び出力ディスクと、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曲面
に挟持されるパワーローラと、パワーローラが入出力デ
ィスクから受ける荷重を支持すると共に、変速機ケース
に傾転可能に取り付けられるトラニオンとを有する構成
である。
応じた変速比を得る変速動作は、トラニオンをパワーロ
ーラ回転軸と直交する傾転軸方向に僅かに変位させるこ
とにより、パワーローラをディスク回転中心位置からオ
フセットさせ、このオフセットによりパワーローラと入
力ディスクとの接触部で発生するサイドスリップ力によ
りパワーローラを傾転させ、所定の傾転角となった時点
でトラニオンに与えた変位を元のディスク回転中心位置
に戻し、パワーローラの傾転動作を停止することでなさ
れる。
転運動するパワーローラは、入出力ディスクに摩擦接触
するパワーローラ内輪と、トラニオンに支持されたパワ
ーローラ外輪と、パワーローラ内輪とパワーローラ外輪
との間に介装されたパワーローラ軸受と、を有して構成
され、パワーローラ軸受として、玉軸受を採用するもの
が一般的に広く知られているが、パワーローラ軸受を玉
軸受にするとスピン損失があり、大きな荷重が作用した
ときにフリクションが高くなる。
2号公報には、パワーローラ内輪に形成された内輪軌道
面と、パワーローラ外輪に形成された外輪軌道面と、内
外輪軌道面間に挟持された円すい台形状の転動体により
構成された円すいころ軸受をパワーローラ軸受として採
用するものが提案されている。
円すいころ軸受をパワーローラ軸受として採用するトロ
イダル型無段変速機にあっては、実開昭58−1127
62号公報第2図から明らかなように、円すいころ軸受
の内輪軌道面が軸受回転軸となす角度である内輪軌道面
の接触角が45°以下である、いわゆる、ラジアル円す
いころ軸受を形成しているため、円すいころ軸受の転動
体及び内外輪軌道面の寿命が短くなるという問題があっ
た。
ては、入出力ディスクとパワーローラのトルク伝達が摩
擦によって行われるため、図11に示すように、伝達す
るトルクに応じた押付力Fcを必要とする。この押付力
Fcの大きさは、車両に搭載できるよう変速機を小型化
した場合、数10kNもの大きな荷重となる。
て角度を持っており、軸方向成分Ftと半径方向成分F
rに分けられる。軸方向成分Ftはパワーローラ軸受と
パワーローラ外輪を介してトラニオンで支持する。すな
わち、軸方向成分Ftはその大きさ全てが円すいころ軸
受の転動体に働く。
半径方向成分Frによってパワーローラ内輪は楕円状に
変形し、この変形によってパワーローラ内輪が転動体を
挟み込む。すなわち、半径方向成分Frは、パワーロー
ラ内輪の変形反力と、転動体と内輪軌道面の接触荷重と
に分担支持される。ただし、後者である転動体と内輪軌
道面の接触荷重の分担が大きいと、内外輪軌道面と転動
体の接触面圧が高くなり、円すいころ軸受の寿命が低下
する。
る、変形反力と転動体接触荷重の分担割合を考える。図
13に示すように、パワーローラ内輪の楕円状変形によ
り、内輪軌道面が半径方向内側に移動したことによる転
動体への荷重fcは、接触面に垂直となる。この荷重f
cの軸方向成分ftと半径方向成分frは、内輪接触角
をαとすると、下記の式のようになる。 ft=fc・|sinα| fr=fc・|cosα| ここで、半径方向成分frは転動体を介してパワーロー
ラ外輪を挟み込む荷重となるが、パワーローラ外輪は中
実であるため剛性が高く、外輪軌道面はほとんど移動し
ない。一方、軸方向成分ftは転動体とパワーローラ外
輪を介してトラニオンを外側に押し出す荷重となるが、
トラニオンは、両端2点で支持されているため、剛性が
低く容易に変形する。
成分ftによって、外輪軌道面が変速機外径側に移動
し、その結果、荷重fcを低下させる。すなわち、半径
方向成分frが小さく軸方向成分ftが大きいほど、押
付力Fcの半径方向成分Frに関する転動体接触荷重の
分担割合が小さくなる。したがって、転動体及び内外輪
軌道面の疲労寿命の観点から考えると、fr<ftの関
係が望ましい。
に用いられるパワーローラ軸受は、内輪接触角αが45
°よりも小さいため、fr>ftとなり、軸方向成分f
tによる荷重fc(パワーローラ内輪の楕円状変形によ
って転動体に働く荷重)の低減代が小さくなるため、円
すいころ軸受の転動体及び内外輪軌道面の寿命が短くな
る。
もので、その目的とするところは、パワーローラ軸受と
して円すいころ軸受を採用した場合に特有の転動体及び
内外輪軌道面の寿命が短くなるという課題を解決するこ
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。
め、請求項1に記載の発明では、同軸に対向配置される
入力ディスク及び出力ディスクと、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曲面に挟持され
るパワーローラと、前記入力ディスク、或いは、出力デ
ィスクのうち、一方のディスクを他方のディスクに向け
て押圧する押圧力を発生するローディングカムと、前記
パワーローラが入出力ディスクから受ける荷重を支持す
ると共に、変速機ケースに傾転可能に取り付けられるト
ラニオンとを備え、前記パワーローラは、入出力ディス
クに摩擦接触するパワーローラ内輪と、前記トラニオン
に支持されたパワーローラ外輪と、前記パワーローラ内
輪とパワーローラ外輪との間に介装されたパワーローラ
軸受と、を有して構成され、前記パワーローラ軸受は、
パワーローラ内輪に形成された内輪軌道面と、パワーロ
ーラ外輪に形成された外輪軌道面と、前記内外輪軌道面
間に挟持された円すい台形状の転動体により構成された
円すいころ軸受であるトロイダル型無段変速機におい
て、前記パワーローラ内輪が入力ディスクと出力ディス
クとの押圧によって生じる内輪軌道面と転動体の接触荷
重のパワーローラ半径方向成分を、パワーローラ軸方向
成分よりも小さくなるように、円すいころ軸受の内輪軌
道面が軸受回転軸となす角度である内輪軌道面の接触角
を設定したことを特徴とする。
載のトロイダル型無段変速機において、前記内輪軌道面
の接触角を、45°以上135°以下の角度に設定した
ことを特徴とする。
載のトロイダル型無段変速機において、前記内輪軌道面
の接触角を、90°以下の角度に設定したことを特徴と
する。
載のトロイダル型無段変速機において、前記内輪軌道面
の接触角を、90°の角度に設定したことを特徴とす
る。
載のトロイダル型無段変速機において、前記円すいころ
軸受の円すい台形状の転動体を案内する大つばを、パワ
ーローラ外輪に設けたことを特徴とする。
載のトロイダル型無段変速機において、前記円すいころ
軸受の円すい台形状の転動体、若しくは、内外輪軌道面
の少なくともいずれか一方の軸断面形状を、凸曲面とし
たことを特徴とする。
載のトロイダル型無段変速機において、前記パワーロー
ラ内輪を中実形状とし、内輪軌道面の接触角を90°以
外の角度に設定したことを特徴とする。
は、入出力ディスクとパワーローラとの間の伝達トルク
に応じた押付力Fcによって、パワーローラ内輪が入力
ディスクと出力ディスクに押圧されて楕円状に変形し、
その変形によって内輪軌道面が半径方向内側に移動し、
内輪軌道面と転動体の接触面に対し荷重fcが作用す
る。この荷重fcのパワーローラ半径方向成分をfr、
fcのパワーローラ軸方向成分をftとしたとき、半径
方向成分frよりも軸方向成分ftが大きくなるよう
に、円すいころ軸受の内輪軌道面が軸受回転軸となす角
度である内輪軌道面の接触角が設定される。
介してパワーローラ外輪を押し拡げる荷重や挟み込む荷
重となるが、パワーローラ外輪は剛性が高く、外輪軌道
面はほとんど移動しない。一方、軸方向成分ftは、転
動体とパワーローラ外輪を介してトラニオンを外側に押
し出す荷重となるが、変速機に両端が支持されているト
ラニオンは、剛性が低く容易に変形するため、この軸方
向成分ftによって、外輪軌道面が変速機外径側に移動
し、その結果、荷重fcを低下させる。言い換えると、
半径方向成分frが小さく軸方向成分ftが大きいほ
ど、円すいころ軸受の転動体に作用する荷重fcの低減
代が大きくなる。
面の接触角を設定することで、パワーローラ軸受として
円すいころ軸受を採用した場合に特有の転動体及び内外
輪軌道面の寿命が短くなるという課題を解決し、円すい
ころ軸受の転動体及び内外輪軌道面の寿命を向上し、パ
ワーローラの耐久信頼性を高めることができる。
面の接触角を45°以上135°以下の角度に設定した
ため、パワーローラ内輪の楕円状変形によって転動体に
働く荷重fcの半径方向成分frと軸方向成分ftは、
fr<ftという関係にすることができ、その結果、円
すいころ軸受の転動体及び内外輪軌道面の寿命を向上
し、パワーローラの耐久信頼性を高めることができる。
道面の接触角を90°以下の角度に設定したため、パワ
ーローラ内輪の楕円状変形によって転動体に働く荷重f
cの半径方向成分frと軸方向成分ftは、fr<ft
という関係にすることができ、その結果、円すいころ軸
受の転動体及び内外輪軌道面の寿命を向上し、パワーロ
ーラの耐久信頼性を高めることができるという請求項2
に記載の発明と同じ効果を得ることができる。
であることで、パワーローラ内輪の入出力ディスクとの
接触範囲が大きく確保される。すなわち、押付力Fc
(法線力)が大きくなり、ヘルツ接触楕円が大きくなっ
ても、接触楕円がはみ出すことがない。よって、内輪軌
道面の接触角が90°以上にする場合に比べ、より大き
なトルクを伝達することができる。
道面の接触角を90°の角度に設定したため、入出力デ
ィスクとパワーローラとの間の伝達トルクに応じた押付
力Fcの半径方向成分Frによってパワーローラ内輪が
楕円状に変形しても転動体を挟み込むことがない。
軸方向成分Ftによるものだけとなり、半径方向成分F
rによる増加分は発生しない。
重は小さくなり、円すいころ軸受の転動体及び内外輪軌
道面の寿命を高レベルで向上させることができる。
ころ軸受の円すい台形状の転動体を案内する大つばが、
パワーローラ外輪に設けられるため、パワーローラ内輪
の楕円状変形によって大つばが半径方向に移動し、転動
体の転がり運動が乱れることを防止することができる。
しているが、焼き付きを防止するためには潤滑油を十分
に供給する必要がある。これに対し、トラニオンを介し
てパワーローラ外輪に潤滑油を供給することは容易であ
り、簡単な構造で大つばと転動体端面の接触部に潤滑油
を供給することができる。
ころ軸受の円すい台形状の転動体、若しくは、内外輪軌
道面の少なくともいずれか一方の軸断面形状が、凸曲面
とされる。
であり、荷重によって弓状に変形し、それに伴い、パワ
ーローラ内輪とパワーローラ外輪も同様に変形し、内外
輪軌道面と転動体は斜めに接触する。
の少なくともいずれか一方を凸曲面形状としたため、内
外輪軌道面と転動体との曲面接触が確保されることにな
り、転動体角部が内外輪軌道面と接触することによるエ
ッジロードが発生せず、円すいころ軸受の転動体及び内
外輪軌道面の寿命の低下を防止することができる。
ローラ内輪が中実形状とされ、内輪軌道面の接触角が9
0°以外の角度に設定される。
したので、パワーローラ内輪の剛性が高くなり、押付力
Fcの半径方向成分Frに対するパワーローラ内輪の変
形量が小さくなるため、内輪軌道面が転動体を挟み込む
量を小さくできる。
を除く設定としているため、fr<ftという関係にす
ることができ、パワーローラ内輪の楕円状変形によって
転動体に働く荷重fcが小さくなる。
低く抑えられるし、荷重fcの低下代も大きくなるとい
う相乗作用により、円すいころ軸受の転動体及び内外輪
軌道面の寿命を大幅に向上させることができる。
ため、入出力ディスクとパワーローラ内輪が動力を伝達
することによってパワーローラ内輪に働くラジアル力を
支持していたラジアルニードル軸受を配置することがで
きないが、内輪軌道面の接触角が90°ではないため、
円すいころ軸受でラジアル力を支持することができ、ラ
ジアルニードル軸受は配置する必要が無い。
型無段変速機を実現する実施の形態を、請求項1及び請
求項2に対応する第1実施例と、請求項3に対応する第
2実施例と、請求項4に対応する第3実施例と、請求項
5に対応する第4実施例と、請求項6に対応する第5実
施例と、請求項7に対応する第4実施例と、に基づいて
説明する。
無段変速機を示す全体構成図で、10はトロイダル型無
段変速機を示し、図外のエンジンからの回転駆動力がト
ルクコンバータ12を介して入力される。トルクコンバ
ータ12は、ポンプインペラ12a,タービンランナ1
2b,ステータ12c,ロックアップクラッチ12d,
アプライ側油室12e,及びリリース側油室12f等か
らなり、その中心部をインプットシャフト14が貫通し
ている。
換機構36と連結され、該機構36は、遊星歯車機構4
2,前進用クラッチ44及び後進用ブレーキ46などを
備える。遊星歯車機構42は、ダブルピニオンを支持す
るピニオンキャリヤ42aとダブルピニオンの夫々と噛
合するリングギヤ42b,サンギヤ42cを有してな
る。
42aはトルク伝達軸16に連結され、該トルク伝達軸
16には、第一無段変速機構18及び第二無段変速機構
20が変速機ケース22内の下流側にタンデム配置され
る(デュアルキャビティ型)。尚、符号64で示すベー
スに、コントロールバルブ系のボディを配置する。
ロイド曲面に形成される一対の入力ディスク18a及び
出力ディスク18bと、これら入出力ディスク18a,
18bの対向面間に挟圧配置されると共にトルク伝達軸
16に関し対称配置される一対のパワーローラ18c,
18dと、これらパワーローラ18c,18dをそれぞ
れ支持するトラニオン17a,17b(図2)を備え
る。
ロイド曲面に形成される一対の入力ディスク20a及び
出力ディスク20bと、一対のパワーローラ20c,2
0dと、これらパワーローラ20c,20dをそれぞれ
支持するトラニオン27a,27b(図2)を備える。
構18,20は、出力ディスク18b,20bが対向す
るように互いに逆向きに配置され、第一無段変速機構1
8の入力ディスク18aは、トルクコンバータ12を経
た入力トルクに応じた押圧力を発生するローディングカ
ム装置34によって図中軸方向右側に向かって押圧され
る。
ィングカム34aを有し、スライドベアリング38を介
し軸16に支持される。第二無段変速機構20の入力デ
ィスク20aは、皿ばね40により図中軸方向左側に向
かって押圧付勢されている。
スプライン24,26を介して伝達軸16に回転可能か
つ軸方向に移動可能に支持される。
c,18d,20c,20dは後述する作動により変速
比に応じた傾転角が得られるようにそれぞれ傾転され、
入力ディスク18a,20aの入力回転を無段階(連続
的)に変速して出力ディスク18b,20bに伝達す
る。
達軸16上に相対回転可能に嵌合された出力ギヤ28と
スプライン結合され、伝達トルクは該出力ギヤ28を介
し、出力軸(カウンタシャフト)30に結合したギヤ3
0aに伝達され、これらギヤ28,30aはトルク伝達
機構32を構成する。また、出力軸30,50上に設け
たギヤ52,56とこれらにそれぞれ噛合するアイドラ
ギヤ54とよりなる伝達機構48を設け、出力軸50は
これをプロペラシャフト60に連結する。
ローラ18c,18d,20c,20dを変速比に応じ
た傾転角が得られるようにそれぞれ傾転させる変速制御
系について、図2に示す概略図により説明する。
0c,20dは、トラニオン17a,17b,27a,
27bの一端に支持されていて、パワーローラ回転軸1
5a,15b,25a,25bを中心として回転自在で
ある。このトラニオン17a,17b,27a,27b
は、変速機ケース22に両端部が傾転可能に支持され、
そのシャフト部には、トラニオン17a,17b,27
a,27bを傾転軸方向に変位させる油圧アクチュエー
タとしてサーボピストン70a,70b,72a,72
bが設けられている。
a,72bを作動制御する油圧制御系として、ハイ側油
室に接続されるハイ側油路74と、ロー側油室に接続さ
れるロー側油路76と、ハイ側油路74を接続するポー
ト78aとロー側油路76を接続するポート78bを有
する変速制御弁78とが設けられている。
cには、オイルポンプ80及びリリーフ弁82を有する
油圧源からのライン圧が供給される。前記変速制御弁7
8の変速スプール78dは、トラニオン17aの軸方向
及び傾転方向を検知し、変速制御弁78にフィードバッ
クするレバー84及びプリセスカム86と連動する。前
記変速制御弁78の変速スリーブ78eは、ステップモ
ータ88により軸方向に変位するように駆動される。
子制御系として、CVTコントローラ110が設けら
れ、このCVTコントローラ110には、スロットル開
度センサ112、エンジン回転センサ114、入力軸回
転センサ116、出力軸回転センサ(車速センサ)11
8等からの入力情報が取り込まれる。
ーローラ18c,18d,20c,20dから代表とし
て選んだパワーローラ18cの構造について、図3によ
りその構成を説明する。尚、他のパワーローラ18d,
20c,20dについても同様の構造を採用する。
及び出力ディスク18bの対向面にそれぞれ形成された
トロイド曲面に挟持される前記パワーローラ18cは、
入出力ディスク18a,18bに摩擦接触するパワーロ
ーラ内輪93と、前記トラニオン17aに支持されたパ
ワーローラ外輪94と、前記パワーローラ内輪93とパ
ワーローラ外輪94との間に介装された円すいころ軸受
92(パワーローラ軸受)とを有して構成されている。
内輪93に形成された内輪軌道面92aと、パワーロー
ラ外輪94に形成された外輪軌道面92bと、前記内外
輪軌道面92a,92b間に挟持された円すい台形状の
転動体92cにより構成されている。
ラ外輪94の軸部94aに対しラジアルニードル軸受9
5を介して回転可能に支持されている。
18aと出力ディスク18bに押圧されて楕円状に変形
し、その変形によって生じる内輪軌道面92aと転動体
92cの接触荷重fcについて、荷重fcのパワーロー
ラ半径方向成分をfr、fcのパワーローラ軸方向成分
をftとしたとき、半径方向成分frよりも軸方向成分
ftが大きくなるように、円すいころ軸受92の内輪軌
道面92aが軸受回転軸(=パワーローラ回転軸15
a)となす角度である内輪軌道面92aの接触角α(以
下、内輪接触角αという。)を、90°以上135°以
下の角度に設定している。
は、トラニオン17a,17b,27a,27bを傾転
軸19aの方向に変位し、パワーローラ18c,18
d,20c,20dを傾転させることによって変速比を
変える。
標変速比が得られる駆動指令によりステップモータ88
を回転させるとによって変速スリーブ78eが変位する
と、サーボピストン70a,70b,72a,72bの
一方のサーボピストン室に作動油が導かれ、他方のサー
ボピストン室から作動油が排出され、トラニオン17
a,17b,27a,27bが傾転軸19aの方向に変
位する。
d,20c,20dの回転中心がディスク回転中心位置
に対してオフセットする。このオフセットによりパワー
ローラ18c,18d,20c,20dと入出力ディス
ク18a,18b,20a,20bとの接触部で発生す
るサイドスリップ力によりパワーローラ18c,18
d,20c,20dが傾転する。
スカム86及びレバー84を介して変速スプール78d
に伝達され、ステップモータ88により変位している変
速スリーブ78eとの釣り合い位置で静止し、所定の傾
転角となった時点でトラニオントラニオン17a,17
b,27a,27bに与えた変位が元のディスク回転中
心位置に戻され、パワーローラ18c,18d,20
c,20dの傾転動作を停止することでなされる。変速
比は、パワーローラ18c,18d,20c,20dの
傾転角により決まる。
について]パワーローラ18cを代表例として、パワー
ローラ18cのパワーローラ内輪93のスライド作用に
ついて説明する。なお、他のパワーローラ18d,20
c,20dも同様の作用を示す。
ク18a,18bとパワーローラ18cのトルク伝達が
摩擦によって行われるため、図3に示すように、伝達す
るトルクに応じた押付力Fcを必要とする。
回転軸に対して角度を持っており、軸方向成分Ftと半
径方向成分Frに分けられる。軸方向成分Ftは円すい
ころ軸受92とパワーローラ外輪94を介してトラニオ
ン17aで支持する。すなわち、軸方向成分Ftはその
大きさ全てが円すいころ軸受92の転動体92cに働
く。
ーラ内輪93は楕円状に変形し(図12参照)、このパ
ワーローラ内輪93の楕円状変形により、内輪軌道面9
2aが半径方向内側に移動したことによる転動体92c
への荷重fcは、接触面に垂直となる。この荷重fcの
軸方向成分ftと半径方向成分frは、内輪接触角をα
とすると、下記の式のようになる。 ft=fc・|sinα| fr=fc・|cosα| ここで、半径方向成分frは転動体92cを介してパワ
ーローラ外輪94を押し拡げる荷重となるが、パワーロ
ーラ外輪94は中実であるため剛性が高く、外輪軌道面
92bはほとんど移動しない。一方、軸方向成分ftは
転動体92cとパワーローラ外輪94を介してトラニオ
ン17aを外側に押し出す荷重となるが、トラニオン1
7aは、変速機ケース22に対し両端2点で支持されて
いるため、剛性が低く容易に変形する。
輪軌道面92bが変速機外径側に移動し(図14参
照)、その結果、荷重fcを低下させる。言い換える
と、半径方向成分frが小さく軸方向成分ftが大きい
ほど、円すいころ軸受92の転動体92cに作用する荷
重fcの低減代が大きくなる。
αを、90°以上135°以下の角度に設定しているた
め、|cosα|<|sinα|となり、よって、半径
方向成分frと軸方向成分ftとの関係は、fr<ft
となり、荷重fcの低減代を大きくすることができる。
っては、内輪接触角αを、90°以上135°以下の角
度に設定したため、パワーローラ内輪93の楕円状変形
によって転動体92cに働く荷重fcの半径方向成分f
rと軸方向成分ftは、fr<ftという関係にするこ
とができ、その結果、円すいころ軸受92の転動体92
c及び内外輪軌道面92a,92bの寿命を向上し、パ
ワーローラ18cの耐久信頼性を高めることができる。
示すように、パワーローラ内輪93が入力ディスク18
aと出力ディスク18bに押圧されて楕円状に変形し、
その変形によって生じる内輪軌道面92aと転動体92
cの接触荷重fcについて、荷重fcのパワーローラ半
径方向成分をfr、fcのパワーローラ軸方向成分をf
tとしたとき、半径方向成分frよりも軸方向成分ft
が大きくなるように、円すいころ軸受92の内輪軌道面
92aが軸受回転軸となす角度である内輪接触角αを、
45°以上90°以下の角度に設定した例である。
同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明
を省略する。
する荷重に関しては、第1実施例と同様に、作用半径方
向成分frが小さく軸方向成分ftが大きいほど、円す
いころ軸受92の転動体92cに作用する荷重fcの低
減代が大きくなる。
αを、45°以上90°以下の角度に設定しているた
め、|cosα|<|sinα|となり、よって、半径
方向成分frと軸方向成分ftとの関係は、fr<ft
となり、荷重fcの低減代が大きくすることができる。
っては、内輪接触角αを、45°以上90°以下の角度
に設定したため、パワーローラ内輪93の楕円状変形に
よって転動体92cに働く荷重fcの半径方向成分fr
と軸方向成分ftは、fr<ftという関係にすること
ができ、その結果、円すいころ軸受92の転動体92c
及び内外輪軌道面92a,92bの寿命を向上し、パワ
ーローラ18cの耐久信頼性を高めることができる。
ラ内輪93と入出力ディスク18a,18bとが接触す
る部分の範囲を大きくすることができる。すなわち、押
付力Fc(法線力)が大きくなり、ヘルツ接触楕円が大
きくなっても、接触楕円がはみ出すことがない。よっ
て、内輪接触角αを、90°以上135°以下の角度に
設定した第1実施例に比べ、より大きなトルクを伝達す
ることができる。
示すように、円すいころ軸受92の内輪軌道面92aが
軸受回転軸となす角度である内輪接触角αを90°の角
度に設定した例である。
同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明
を省略する。
°の角度に設定したため、図6に示すように、入出力デ
ィスク18a,18bとパワーローラ18cとの間の伝
達トルクに応じた押付力Fcの半径方向成分Frによっ
てパワーローラ内輪93が楕円状に変形しても転動体9
2cを挟み込むことがない。
軸方向成分Ftによるものだけとなり、半径方向成分F
rによる増加分は発生しない。
っては、内輪接触角αを90°の角度に設定したため、
転動体92cと内外輪軌道面92a,92bとの接触荷
重は小さくなり、円すいころ軸受92の転動体92c及
び内外輪軌道面92a,92bの寿命を高レベルで向上
させることができる。
示すように、基本的な構成は第3実施例と同様であり、
円すいころ軸受92の円すい台形状の転動体92cを案
内する大つば92dを、パワーローラ外輪94に設けて
いる。また、大つば92dの根元部に開通する潤滑穴9
6をパワーローラ外輪94に形成し、トラニオン17a
に形成された潤滑油路97と潤滑穴96とを連通し、ト
ラニオン17a内より潤滑油を供給できる構造とした例
である。
同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明
を省略する。
4は中実であるため、転動体92cからの荷重による半
径方向の変形はほとんど無い。したがって、大つば92
dが半径方向に移動することがないので、これに案内さ
れる転動体92cは円周上で安定した転がり運動を実現
することができる。
面はすべり接触しているが、焼き付きを防止するために
は潤滑油を十分に供給する必要があり、そのためには、
大つば92dの根元部に潤滑穴96を設けることが有効
である。トロイダル型無段変速機において、パワーロー
ラ外輪94は回転しておらず、トラニオン17aに支持
されているので、トラニオン17aを介してパワーロー
ラ外輪94に潤滑油を供給することは容易である。
っては、円すいころ軸受92の円すい台形状の転動体9
2cを案内する大つば92dを、剛性が高いパワーロー
ラ外輪94に設けたため、転動体92cの安定した転が
り運動を実現することができる。
6を設け、かつ、該潤滑穴96をトラニオン17aに形
成された潤滑油路97に連通させたため、簡単な構造で
大つば92dと転動体92cの端面のすべり接触部に十
分な潤滑油を供給することができる。
示すように、円すいころ軸受92の転動体を、曲率半径
rによる凸曲面の軸断面形状を有する転動体92c’と
した例である。
同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明
を省略する。
り、図9に示すように、荷重によって弓状に変形し、そ
れに伴い、パワーローラ内輪93とパワーローラ外輪9
4も同様に変形する。
と転動体は斜めに接触しようとするが、第5実施例で
は、転動体を、凸曲面を有する転動体92c’としたた
め、内外輪軌道面92a,92bと転動体92c’との
曲面接触が確保される。
っては、円すいころ軸受92の転動体を、曲率半径rに
よる凸曲面の軸断面形状を有する転動体92c’とした
ため、転動体92’の角部が内外輪軌道面92a,92
bと接触することによるエッジロードが発生せず、円す
いころ軸受92の転動体92c’及び内外輪軌道面92
a,92bの寿命の低下を防止することができる。
に示すように、パワーローラ内輪を、内径部に配置され
ていたラジアルニードル軸受95を廃止し、中実形状の
パワーローラ内輪93’とし、内輪接触角αを、45°
以上90°未満(90°を除く)の角度に設定した例で
ある。
同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明
を省略する。
ので、パワーローラ内輪93’の剛性が高くなり、押付
力Fcの半径方向成分Frに対するパワーローラ内輪9
3’の変形量が小さくなるため、内輪軌道面92aが転
動体92cを挟み込む量を小さくすることができる。
満に設定しているため、fr<ftという関係にするこ
とができ、第2実施例と同様に、パワーローラ内輪9
3’の楕円状変形によって転動体92cに働く荷重fc
が小さくなる。
ップにより転動体92cに働く荷重fcそのものが低く
抑えられるし、内輪接触角αの45°以上90°未満の
設定により、荷重fcの低下代も大きくなるという相乗
作用を示す。
っては、パワーローラ内輪を中実形状のパワーローラ内
輪93’とし、内輪接触角αを、45°以上90°未満
の角度に設定したため、第2実施例に比べ、円すいころ
軸受92の転動体92c及び内外輪軌道面92a,92
bの寿命を向上させることができる。
としたため、入出力ディスク18a,18bとパワーロ
ーラ内輪93’が動力を伝達することによってパワーロ
ーラ内輪93’に働くラジアル力を支持していたラジア
ルニードル軸受95を配置することができないが、内輪
接触角αが90°ではないため、円すいころ軸受92で
ラジアル力を支持することができ、ラジアルニードル軸
受95は配置する必要が無い。
型無段変速機を第1実施例〜第6実施例に基づき説明し
てきたが、具体的な構成については、これらの実施例に
限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に記
載された本発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や
追加等は許容される。
の転動体の軸断面形状を凸曲面とする例を示したが、円
すいころ軸受の内外輪軌道面の軸断面形状を凸曲面とし
ても良いし、また、円すいころ軸受の転動体と内外輪軌
道面の軸断面形状をいずれも凸曲面としても良い。
体システム図である。
速制御系システム図である。
パワーローラ構造を示す断面図である。
パワーローラ構造を示す断面図である。
パワーローラ構造を示す断面図である。
の半径方向成分によるパワーローラ内輪の変形状態を示
す図である。
パワーローラ構造を示す断面図である。
パワーローラ構造を示す断面図である。
ローラ内外輪の変形状態を示す図である。
るパワーローラ構造を示す断面図である。
いころ軸受をパワーローラ軸受として用いたパワーロー
ラに働く荷重を示す図である。
でのパワーローラ内輪の楕円状変形を示す図である。
での転動体に働く荷重を示す図である。
でトラニオンの変形による転動体の移動を示す図であ
る。
Claims (7)
- 【請求項1】 同軸に対向配置される入力ディスク及び
出力ディスクと、 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
イド曲面に挟持されるパワーローラと、 前記入力ディスク、或いは、出力ディスクのうち、一方
のディスクを他方のディスクに向けて押圧する押圧力を
発生するローディングカムと、 前記パワーローラが入出力ディスクから受ける荷重を支
持すると共に、変速機ケースに傾転可能に取り付けられ
るトラニオンとを備え、 前記パワーローラは、入出力ディスクに摩擦接触するパ
ワーローラ内輪と、前記トラニオンに支持されたパワー
ローラ外輪と、前記パワーローラ内輪とパワーローラ外
輪との間に介装されたパワーローラ軸受と、を有して構
成され、 前記パワーローラ軸受は、パワーローラ内輪に形成され
た内輪軌道面と、パワーローラ外輪に形成された外輪軌
道面と、前記内外輪軌道面間に挟持された円すい台形状
の転動体により構成された円すいころ軸受であるトロイ
ダル型無段変速機において、 前記パワーローラ内輪が入力ディスクと出力ディスクと
の押圧によって生じる内輪軌道面と転動体の接触荷重の
パワーローラ半径方向成分を、パワーローラ軸方向成分
よりも小さくなるように、円すいころ軸受の内輪軌道面
が軸受回転軸となす角度である内輪軌道面の接触角を設
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に記載のトロイダル型無段変速
機において、 前記内輪軌道面の接触角を、45°以上135°以下の
角度に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3】 請求項2に記載のトロイダル型無段変速
機において、 前記内輪軌道面の接触角を、90°以下の角度に設定し
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2に記載のトロイダル型無段変速
機において、 前記内輪軌道面の接触角を、90°の角度に設定したこ
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2に記載のトロイダル型無段変速
機において、 前記円すいころ軸受の円すい台形状の転動体を案内する
大つばを、パワーローラ外輪に設けたことを特徴とする
トロイダル型無段変速機。 - 【請求項6】 請求項2に記載のトロイダル型無段変速
機において、 前記円すいころ軸受の円すい台形状の転動体、若しく
は、内外輪軌道面の少なくともいずれか一方の軸断面形
状を、凸曲面としたことを特徴とするトロイダル型無段
変速機。 - 【請求項7】 請求項2に記載のトロイダル型無段変速
機において、 前記パワーローラ内輪を中実形状とし、内輪軌道面の接
触角を90°以外の角度に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 (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2001043243A JP3698060B2 (ja) | 2001-02-20 | 2001-02-20 | トロイダル型無段変速機 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
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JP2001043243A JP3698060B2 (ja) | 2001-02-20 | 2001-02-20 | トロイダル型無段変速機 |
Publications (2)
Publication Number | Publication Date |
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JP2002243010A true JP2002243010A (ja) | 2002-08-28 |
JP3698060B2 JP3698060B2 (ja) | 2005-09-21 |
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ID=18905443
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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JP2001043243A Expired - Fee Related JP3698060B2 (ja) | 2001-02-20 | 2001-02-20 | トロイダル型無段変速機 |
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JP (1) | JP3698060B2 (ja) |
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
EP1316743A3 (en) * | 2001-12-03 | 2005-07-06 | Nissan Motor Company, Limited | Toroidal continuously variable transmission |
JP2015206425A (ja) * | 2014-04-22 | 2015-11-19 | 本田技研工業株式会社 | ハーフトロイダル型無段変速機 |
-
2001
- 2001-02-20 JP JP2001043243A patent/JP3698060B2/ja not_active Expired - Fee Related
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JP3698060B2 (ja) | 2005-09-21 |
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