JP2005226841A

JP2005226841A - Traction drive continuously variable transmission

Info

Publication number: JP2005226841A
Application number: JP2005136408A
Authority: JP
Inventors: Tsuguto Nakaseki; 嗣人中関
Original assignee: NTN Corp; NTN Toyo Bearing Co Ltd
Current assignee: NTN Corp
Priority date: 2005-05-09
Filing date: 2005-05-09
Publication date: 2005-08-25

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a traction drive mechanism having compact construction for efficiently transmitting great torque. <P>SOLUTION: The traction drive continuously variable transmission comprises a first shaft 7 as an input shaft or an output shaft rotatably supported by a casing 10, a pair of pulley members 4 supported by the first shaft and having variable-width V-grooves, a second shaft 6 as an input shaft or an output shaft rotatably supported by the casing 10, a ring 3 for engaging with the pulley members 4 and the second shaft 6 to transmit torque between the first and second shafts, a mechanism for moving the ring 3 around the second shaft 6, and a sensor 64 for indirectly measuring the groove widths of the pulley members 4. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

この発明のトラクションドライブ式無段変速機は自動車や各種産業機械において利用される。 The traction drive type continuously variable transmission of the present invention is used in automobiles and various industrial machines.

無段変速機（ＣＶＴ：Continuously Variable Transmission）は昔から多くの考案がなされている。最近ではハーフトロイダル方式（図４）が注目を集めているが、実用化の方向は金属ベルト方式（図５）である。
町田，今西，「トラクションドライブ式無段変速機パワートロスユニットの開発第２報−ハーフトロイダルＣＶＴとフルトロイダルＣＶＴの比較−」，NSK Technical Journal No. 670 (2000)，日本精工株式会社 Many ideas have been devised for continuously variable transmissions (CVTs). Recently, the half-toroidal method (FIG. 4) has attracted attention, but the direction of practical use is the metal belt method (FIG. 5).
Machida, Imanishi, "Development of Traction Drive Type Continuously Variable Transmission Power Troth Unit 2nd Report-Comparison of Half Toroidal CVT and Full Toroidal CVT", NSK Technical Journal No. 670 (2000), NSK Ltd.

トラクションドライブ装置の課題は、コンパクトで大きなトルクを効率よく伝達することである。コンパクトで大きな伝達トルクを得るには、大きな接触力を与えればよいが、接触応力が大きすぎると寿命が短くなる。接触応力を下げるために、接触面積が大きくなるように設計すると、接触部のスピン成分が増え、伝達効率が低下する。 The problem of the traction drive device is to transmit a large torque efficiently with a compact size. In order to obtain a compact and large transmission torque, a large contact force may be applied. However, if the contact stress is too large, the life is shortened. If the contact area is designed to be large in order to reduce the contact stress, the spin component of the contact portion increases and the transmission efficiency decreases.

これらの課題をある程度解決しているのが、上述のハーフトロイダル式と金属ベルト方式である。しかし、完全ではなく、それぞれが欠点を持っている。ハーフトロイダル式は、パワーローラが入出力ディスク面に押し付けられた状態で揺動し変速する。ここには大きな接触圧力が作用し、油膜が形成されない場合、焼付きが生じる。これを避けるためには表面粗さを上げなければならないが、大きな球面を高精度に加工するには高コストとならざるを得ない。また、回転方向には凸同士の接触となるため、接触位置によっては大きなスピン成分が生じ、伝達効率が低下する。さらに、構造上軸方向に長く、ＦＦ車に搭載するには無理がある。一方、金属ベルト方式は、多くのエレメントを積み重ねて曲がりやすくし、Ｖプーリに押し付けてトルクを伝達する。基本的にはプーリとベルトは金属接触するため摩耗が避けられない。 The above-mentioned half toroidal type and metal belt type solve these problems to some extent. But not perfect, each has its own drawbacks. In the half toroidal type, the power roller swings and shifts while being pressed against the input / output disk surface. A large contact pressure acts here, and seizure occurs when an oil film is not formed. In order to avoid this, it is necessary to increase the surface roughness. However, in order to process a large spherical surface with high accuracy, the cost must be high. Further, since the projections are in contact with each other in the rotation direction, a large spin component is generated depending on the contact position, and the transmission efficiency is lowered. Furthermore, it is long in the axial direction because of its structure, and it is impossible to mount it on an FF vehicle. On the other hand, in the metal belt system, a large number of elements are stacked to facilitate bending, and the torque is transmitted by being pressed against the V pulley. Basically, wear is inevitable because the pulley and belt are in metal contact.

本発明の目的は、上述の問題点を解消した、コンパクトで大きなトルクを効率よく伝達することのできるトラクションドライブ式無段変速機を提供することにある。 An object of the present invention is to provide a traction drive type continuously variable transmission that solves the above-described problems and can efficiently transmit a large torque.

本発明は、心なし伝達リングとＶプーリの組合せによる変速装置であり、心なし伝達リングは外周からガイドローラにより保持される、従来にない構造のトラクションドライブ式無段変速機を提供する。 The present invention provides a transmission with a combination of a centerless transmission ring and a V pulley, and provides a traction drive type continuously variable transmission having an unconventional structure in which the centerless transmission ring is held by a guide roller from the outer periphery.

すなわち、本発明のトラクションドライブ式無段変速機は、ケーシング１０に回転自在に支持された入力軸又は出力軸となる第一の軸７と、第一の軸に支持され溝幅が可変のＶ型溝を形成した一対のプーリ部材４と、ケーシング１０に回転自在に支持された出力軸又は入力軸となる第二の軸６と、プーリ部材４及び第二の軸６にそれぞれ係合して第一及び第二の軸間でトルクを伝達するリング３と、リング３を第二の軸６回りに移動させるための機構と、プーリ部材４の溝幅を間接的に計測するセンサ６４とを有することを特徴とするものである。 That is, the traction drive type continuously variable transmission of the present invention includes a first shaft 7 that is an input shaft or an output shaft that is rotatably supported by the casing 10, and a V that is supported by the first shaft and has a variable groove width. A pair of pulley members 4 formed with a mold groove, a second shaft 6 serving as an output shaft or an input shaft rotatably supported by the casing 10, and a pulley member 4 and a second shaft 6 are respectively engaged. A ring 3 for transmitting torque between the first and second shafts, a mechanism for moving the ring 3 around the second shaft 6, and a sensor 64 for indirectly measuring the groove width of the pulley member 4. It is characterized by having.

本発明のトラクションドライブ式無段変速機はハーフトロイダル型に比べて次のような利点がある。接触面積を大きくしてもスピン成分が少なく、効率がよい。ハーフトロイダル型のような球面加工が不要である。ハーフトロイダル型より軸方向長さが短く、ＦＦ車への適用が容易である。また、金属ベルト式に比べて構造が簡単であり、プーリとの間に油膜ができて金属ベルト式に比べて摩耗がなく、したがって長寿命である。また、センサ６４からの信号でプーリ部材４の溝幅すなわち変速比を得ることができるから、目標変速比に向けてプーリ部材の溝幅を最適に制御することができる。 The traction drive type continuously variable transmission of the present invention has the following advantages over the half toroidal type. Even if the contact area is increased, the spin component is small and the efficiency is high. Spherical processing like the half toroidal type is unnecessary. The axial length is shorter than that of the half toroidal type, and it is easy to apply to FF vehicles. In addition, the structure is simple compared to the metal belt type, and an oil film is formed between the pulley and the belt, so there is no wear compared to the metal belt type, and therefore the life is long. Further, since the groove width of the pulley member 4, that is, the gear ratio can be obtained from the signal from the sensor 64, the groove width of the pulley member can be optimally controlled toward the target gear ratio.

請求項２の発明は、請求項１のトラクションドライブ式無段変速機において、プーリ部材４を軸方向に移動させて溝幅を変化させる送りねじ軸２８をモータで駆動するとともに、前記センサ６４からの信号に基づいて前記モータを制御するようにしたことを特徴とするものである。 According to a second aspect of the present invention, in the traction drive type continuously variable transmission according to the first aspect, the feed screw shaft 28 for changing the groove width by moving the pulley member 4 in the axial direction is driven by a motor, and from the sensor 64. The motor is controlled based on the above signal.

請求項３の発明は、請求項２のトラクションドライブ式無段変速機において、プーリ部材と、プーリ部材を軸方向に移動させて溝幅を変化させる送りねじ軸との間の軸方向すきまに、弾性部材を介在させたことを特徴とするものである。これにより変速応答性を向上させることができる。 According to a third aspect of the present invention, in the traction drive type continuously variable transmission according to the second aspect, in the axial clearance between the pulley member and the feed screw shaft that moves the pulley member in the axial direction to change the groove width, An elastic member is interposed. Thereby, the shift response can be improved.

本発明は、従来の技術と比較して次のような利点がある。ハーフトロイダル型に比べて接触面積を大きくしてもスピン成分が少なく、効率がよい。ハーフトロイダル型のような球面加工が不要であるため低コストである。ハーフトロイダル型より軸方向長さが短く、ＦＦ車への適用が容易である。また、金属ベルト式に比べて構造が簡単であり、低コストである。プーリとの間に油膜ができて金属ベルト式に比べて摩耗がない、したがって長寿命である。また、センサからの信号でプーリ部材の溝幅すなわち変速比を得ることができるから、目標変速比に向けてプーリ部材の溝幅を最適に制御することができる。 The present invention has the following advantages over the prior art. Compared to the half toroidal type, even if the contact area is increased, the spin component is small and the efficiency is good. Since spherical processing like the half toroidal type is unnecessary, the cost is low. The axial length is shorter than that of the half toroidal type, and it is easy to apply to FF vehicles. In addition, the structure is simpler and lower in cost than the metal belt type. An oil film is formed between the pulleys and there is no wear compared to the metal belt type, and therefore the life is long. Further, since the groove width of the pulley member, that is, the gear ratio can be obtained from the signal from the sensor, the groove width of the pulley member can be optimally controlled toward the target gear ratio.

以下、本発明の実施の形態を添付図面を参照して説明する。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.

図２は本発明の実施の形態を示すトラクションドライブ式無段変速機の断面図である。図から理解できるように、軸方向に可動の一対のプーリ部材４からなるＶ型プーリの溝にリング３を挟んだ構造である。この実施の形態ではリング３は外周に歯車の歯をもっているため、以下では歯付きリングと呼ぶこととする。図２に示すように、ケーシング１０内に、互いに平行な入力軸又は出力軸となる第一の軸７と第二の軸６がそれぞれ軸受を介して回転自在に支持されている。この実施の形態では、これらの両軸６，７間でトルク伝達を行い、一方の軸（６または７）を入力軸とすると、他方の軸（７または６）が出力軸となる関係にある。 FIG. 2 is a cross-sectional view of a traction drive type continuously variable transmission showing an embodiment of the present invention. As can be understood from the figure, the ring 3 is sandwiched between grooves of a V-shaped pulley composed of a pair of pulley members 4 movable in the axial direction. In this embodiment, since the ring 3 has gear teeth on the outer periphery, it is hereinafter referred to as a toothed ring. As shown in FIG. 2, a first shaft 7 and a second shaft 6, which are parallel input or output shafts, are rotatably supported in the casing 10 via bearings. In this embodiment, torque is transmitted between these two shafts 6 and 7, and when one shaft (6 or 7) is an input shaft, the other shaft (7 or 6) is an output shaft. .

第二の軸６には入力側又は出力側となる歯車２が固定してある。歯車２は歯付きリング３と噛み合っている。歯付きリング３の側面の断面形状はＶ型プーリ４の溝の断面形状と実質的に一致している。歯付きリング３は、歯車２の歯と噛み合う歯と、平滑な円筒状ガイド面８を有し、前記ガイド面８にてガイドローラ１と接する。歯付きリング３のガイドには、図示するように歯付きリング３の外周面と接して転動するガイドローラ１を採用するほか、歯付きリング３との接触荷重は小さいため、歯付きリング３と滑り接触する滑り軸受（シュー）を採用してもよい。図１に示すように、この実施の形態では四つのガイドローラ１を設けてあり、図２にそのうちの２つ、つまり、歯車２の両側に配置した一対の円板で構成されるガイドローラと図１において最上部のガイドローラの断面を示してある。歯車２の両側に配置した一対の円板で構成されるガイドローラは第二の軸６に回転自在に固定されている。それ以外のすべてのガイドローラ１はそれぞれ回転自在にアーム１３に支持されている。したがって、ガイドローラ１相互の位置関係は固定的である。これらのガイドローラ１のうち、図１の左端に現れているガイドローラ１は歯付きリング３の軸方向の振れ防止の役割も持たせる。アーム１３は第二の軸６と同軸に、ケーシング１０のスリーブ１７に旋回自在に支持されている。 The second shaft 6 is fixed with a gear 2 on the input side or output side. The gear 2 meshes with the toothed ring 3. The sectional shape of the side surface of the toothed ring 3 substantially matches the sectional shape of the groove of the V-type pulley 4. The toothed ring 3 has teeth that mesh with the teeth of the gear 2 and a smooth cylindrical guide surface 8, and contacts the guide roller 1 at the guide surface 8. The guide of the toothed ring 3 employs a guide roller 1 that rolls in contact with the outer peripheral surface of the toothed ring 3 as shown in the figure, and because the contact load with the toothed ring 3 is small, the toothed ring 3 A sliding bearing (shoe) that is in sliding contact with each other may be used. As shown in FIG. 1, in this embodiment, four guide rollers 1 are provided. In FIG. 2, two of them, that is, a guide roller constituted by a pair of disks arranged on both sides of the gear 2 and FIG. 1 shows a cross section of the uppermost guide roller. A guide roller composed of a pair of disks arranged on both sides of the gear 2 is fixed to the second shaft 6 so as to be freely rotatable. All the other guide rollers 1 are supported by the arm 13 so as to be rotatable. Therefore, the positional relationship between the guide rollers 1 is fixed. Among these guide rollers 1, the guide roller 1 appearing at the left end in FIG. 1 also serves to prevent the toothed ring 3 from swinging in the axial direction. The arm 13 is rotatably supported by the sleeve 17 of the casing 10 coaxially with the second shaft 6.

第一の軸７はスプライン軸部１２を有し、このスプライン軸部１２に一対のプーリ部材４をスプライン嵌合させてある。プーリ部材４は第一の軸７の軸方向に移動可能である。各プーリ部材４は溝幅調節機構９を備えている。溝幅調節機構９は、第一の軸７と同軸に支持された一対のフェイスカム２１，２２と、スラスト軸受１５とを含む。一対のフェイスカムのうち、可動フェイスカム２１は第一の軸７の軸方向に移動可能で、かつ、スラスト軸受を介してプーリ部材４と接している。固定フェイスカム２２はケーシング１０に固定されている。 The first shaft 7 has a spline shaft portion 12, and a pair of pulley members 4 are fitted to the spline shaft portion 12 by spline. The pulley member 4 is movable in the axial direction of the first shaft 7. Each pulley member 4 includes a groove width adjusting mechanism 9. The groove width adjusting mechanism 9 includes a pair of face cams 21 and 22 that are supported coaxially with the first shaft 7, and a thrust bearing 15. Of the pair of face cams, the movable face cam 21 is movable in the axial direction of the first shaft 7 and is in contact with the pulley member 4 via a thrust bearing. The fixed face cam 22 is fixed to the casing 10.

一対のフェイスカムは、相対回転により、接近または離反するように、斜面で接触している。この斜面間にボールを介在させることにより移動が滑らかとなる。図３に例示したフェイスカム２１，２２はらせん状の斜面にて接触しており、可動フェイスカム２１が回転すると固定フェイスカム２２と接近または離反する。したがって、可動フェイスカム２１の回転に伴い、その回転方向によって、スラスト軸受１５を介してプーリ部材４を相互に接近する向きに移動させ、または、プーリ部材４が相互に離反する向きに移動するのを許容する。 The pair of face cams are in contact with each other so as to approach or separate from each other by relative rotation. Movement is smooth by interposing a ball between the slopes. The face cams 21 and 22 illustrated in FIG. 3 are in contact with each other on a helical slope, and approach or separate from the fixed face cam 22 when the movable face cam 21 rotates. Therefore, according to the rotation of the movable face cam 21, the pulley member 4 is moved in a direction approaching each other via the thrust bearing 15 depending on the rotation direction, or the pulley member 4 is moved in a direction away from each other. Is acceptable.

アーム１３に歯車２３を固定し、アーム１３の旋回軸と同軸に支持させてある。また、可動フェイスカム２１は外周に歯を有し、図２に符号２０で示す噛み合い部にて歯車２３と噛み合っている。したがって、可動フェイスカム２１はアーム１３の旋回と連動して回転する。ケーシング１０内のスリーブ１７上にあり、アーム１３の旋回に連動して回転する歯車２３が、噛み合い部２０を介して回転力を左右にある可動フェイスカム２１に伝える。この動作により、プーリ部材４の軸方向移動に連動して、ガイドローラ１群が中心Ｏ₁周りに旋回し、歯付きリング３をプーリ部材４に接触させながら接触点を移動させることができる。 A gear 23 is fixed to the arm 13 and is supported coaxially with the pivot axis of the arm 13. Further, the movable face cam 21 has teeth on the outer periphery, and meshes with the gear 23 at a meshing portion indicated by reference numeral 20 in FIG. Therefore, the movable face cam 21 rotates in conjunction with the turning of the arm 13. A gear 23 which is on the sleeve 17 in the casing 10 and rotates in conjunction with the turning of the arm 13 transmits the rotational force to the movable face cams 21 on the left and right via the meshing part 20. By this operation, in conjunction with the axial movement of the pulley member 4, the group of guide rollers can turn around the center O ₁ , and the contact point can be moved while the toothed ring 3 is in contact with the pulley member 4.

一対の歯車２３が連結部１８によって互いに一体化しており、したがって、一対の歯車２３は同期してのみ回転する。その結果、図２の左右の溝幅調節機構９における可動フェイスカム２１が同じ方向に回転する。図２の右側の溝幅調節機構９と左側の溝幅調節機構９とではフェイスカム２１，２２の配置が逆になっているため、可動フェイスカム２１が同じ方向に回転すると、それらは互いに逆方向に移動することになる。このようにして、一対のプーリ部材４が接近または離反する方向に移動し、溝幅が変化する。 The pair of gears 23 are integrated with each other by the connecting portion 18. Therefore, the pair of gears 23 rotate only in synchronization. As a result, the movable face cam 21 in the left and right groove width adjusting mechanisms 9 in FIG. 2 rotates in the same direction. The arrangement of the face cams 21 and 22 is reversed between the groove width adjusting mechanism 9 on the right side and the groove width adjusting mechanism 9 on the left side in FIG. 2, so that when the movable face cam 21 rotates in the same direction, they are opposite to each other. Will move in the direction. In this way, the pair of pulley members 4 moves in the direction of approaching or separating, and the groove width changes.

歯付きリング３は三つ以上のガイドローラ１で外周から拘束されているため、中心軸がなくても回転が可能である（心なしローラ）。ガイドローラ１はアーム１３で連結されており、アーム１３を旋回させることによって中心Ｏ₁回りに歯付きリング３の回転中心を移動させることができる。したがって、歯付きリング３の外周に切られた歯は歯車２と常に噛みあった状態にある。歯付きリング３とプーリ部材４間のすきまが生じないようにプーリ部材４とアーム１３を制御すれば、歯付きリング３が中心Ｏ₁回りに移動することにより、プーリ部材４との接触点が変化し、一定の歯車２の回転数に対し、プーリ部材４の速度を連続的に変えることができる。このようにして、いわゆるＣＶＴが構成される。 Since the toothed ring 3 is constrained from the outer periphery by three or more guide rollers 1, it can rotate without a central axis (centerless roller). The guide roller 1 is connected by an arm 13, and the rotation center of the toothed ring 3 can be moved around the center O ₁ by turning the arm 13. Therefore, the teeth cut on the outer periphery of the toothed ring 3 are always in mesh with the gear 2. If the pulley member 4 and the arm 13 are controlled so that the clearance between the toothed ring 3 and the pulley member 4 does not occur, the toothed ring 3 moves around the center O ₁ , so that the contact point with the pulley member 4 is changed. The speed of the pulley member 4 can be continuously changed with respect to a constant rotation speed of the gear 2. In this way, a so-called CVT is configured.

プーリ部材４を支持する第一の軸７を入力側とすると、歯付きリング３を押し込んだ状態が減速状態となる。伝達トルクが同じであれば、歯付きリング３を押し込んだときのプーリ部材４による挟みつけ力は大きくすべきで、逆に歯付きリング３とプーリ部材４との接触点大径側にあるときは小さくてもよい。挟み込み力によるプーリ部材４の曲げ応力を考えた場合、大径接触時の挟み込み力を軽減できる、プーリ部材４を入力とするこの方法が、出力とするよりもベターである。 When the first shaft 7 that supports the pulley member 4 is set as the input side, the state in which the toothed ring 3 is pushed in is a deceleration state. If the transmission torque is the same, the pinching force by the pulley member 4 when the toothed ring 3 is pushed in should be increased, and conversely, when the toothed ring 3 and the pulley member 4 are on the large diameter side of the contact point May be small. When considering the bending stress of the pulley member 4 due to the pinching force, this method using the pulley member 4 as an input, which can reduce the pinching force at the time of large diameter contact, is better than the output.

図１に矢印で示す方向にプーリ部材４から回転力が入力されると、プーリ部材４から歯付きリング３に力Ｆが作用し、ほぼ同じ大きさの力が歯車２から作用する。歯車２からの反力が歯付きリング３をプーリ部材４間に押し込む方向に働くため、伝達トルクの増大に伴い自動的に接触力が大きくなる。 When a rotational force is input from the pulley member 4 in the direction indicated by the arrow in FIG. 1, a force F acts on the toothed ring 3 from the pulley member 4, and a force of almost the same magnitude acts from the gear 2. Since the reaction force from the gear 2 acts in the direction in which the toothed ring 3 is pushed between the pulley members 4, the contact force automatically increases as the transmission torque increases.

続いて図６に示す実施の形態について説明する。上述の図２の実施の形態では、プーリ部材４をスラスト玉軸受１５で支持している。しかし、プーリ部材４にはラジアル荷重が作用するため、軸７に大きな曲げモーメントが作用する。これを避けるためには、深溝玉軸受、アンギュラ玉軸受、円すいころ軸受その他ラジアル荷重およびスラスト荷重のいずれも受けられる軸受を採用するのが望ましい。図６は深溝玉軸受２４を採用した実施の形態を示す。玉軸受２４の内輪はプーリ部材４の斜面近傍に取り付け、外輪は送りねじ軸２８に取り付けてある。送りねじ軸２８には台形ねじなどの雄ねじが切ってあり、一方、ケーシング１０には雌ねじを切ったナット２６が形成してある。これらのねじがかみ合って、送りねじ軸２８の回転運動を直線運動に変換する機構を構成している。送りねじ軸２８の径方向ガタは極めて小さく製作してあるので、プーリ部材４のラジアル荷重を高剛性で支えることが可能である。送りねじ軸２８としてボールねじを使うことは、回転抵抗も小さいことから本用途に適している。図６では、送りねじ軸２８の雄ねじとかみ合う雌ねじを切ったナット２６がケーシング１０に一体的に形成してあるように描いてあるが、別体であっても機能は同じである。ケーシング１０にアルミニウム合金を使い、ボールねじの場合にはねじ部を別体にすると共に高硬度材料が使われる。 Next, the embodiment shown in FIG. 6 will be described. In the embodiment of FIG. 2 described above, the pulley member 4 is supported by the thrust ball bearing 15. However, since a radial load acts on the pulley member 4, a large bending moment acts on the shaft 7. In order to avoid this, it is desirable to employ a deep groove ball bearing, an angular ball bearing, a tapered roller bearing, or any other bearing that can receive both a radial load and a thrust load. FIG. 6 shows an embodiment in which a deep groove ball bearing 24 is employed. The inner ring of the ball bearing 24 is attached in the vicinity of the inclined surface of the pulley member 4, and the outer ring is attached to the feed screw shaft 28. The feed screw shaft 28 is cut with a male screw such as a trapezoidal screw, while the casing 10 is formed with a nut 26 with a female screw cut. These screws are engaged to constitute a mechanism for converting the rotational motion of the feed screw shaft 28 into linear motion. Since the radial play of the feed screw shaft 28 is extremely small, the radial load of the pulley member 4 can be supported with high rigidity. The use of a ball screw as the feed screw shaft 28 is suitable for this application because of its low rotational resistance. In FIG. 6, the nut 26, which has a female thread that meshes with the male thread of the feed screw shaft 28, is depicted as being integrally formed with the casing 10. An aluminum alloy is used for the casing 10, and in the case of a ball screw, a threaded portion is separated and a high hardness material is used.

送りねじ軸２８には歯車３０を取り付けてある。そして、図示しない駆動手段により、歯車３０を介して送りねじ軸２８を回転駆動する。左右の送りねじ軸２８が対称に作動して一対のプーリ部材４の離間距離（溝幅）を変え、その結果変速比が変えられる。つまり、送りねじ軸２８の回転により、プーリ部材４の中心位置は変化せず、溝幅のみが変わる。このように、送りねじ軸２８は、軸方向に移動して一対のプーリ部材４の溝幅を変化させるという意味で、既述のプーリ幅調節機構９に相当する。なお、プーリ部材４と軸７とは、両者に形成した軸方向溝に共通に鋼球を介在させることにより、軸方向の滑らかな相対移動を可能にし、かつ、回転方向には回り止めをしてある。 A gear 30 is attached to the feed screw shaft 28. Then, the feed screw shaft 28 is rotationally driven through the gear 30 by a driving means (not shown). The left and right feed screw shafts 28 operate symmetrically to change the separation distance (groove width) between the pair of pulley members 4, and as a result, the gear ratio is changed. That is, due to the rotation of the feed screw shaft 28, the center position of the pulley member 4 does not change, and only the groove width changes. Thus, the feed screw shaft 28 corresponds to the pulley width adjusting mechanism 9 described above in the sense that it moves in the axial direction and changes the groove width of the pair of pulley members 4. The pulley member 4 and the shaft 7 have a steel ball in common in the axial groove formed on both, thereby enabling smooth relative movement in the axial direction and preventing rotation in the rotational direction. It is.

図７に示すように、歯付きリング３は変速用アーム機構３２により支持され、シューガイド３４を介して、制御された力Ｐでプーリ部材４に押し付けられている。アーム機構３２は、出力歯車２の両側に配置した円板１ｂからなるガイドローラと、このガイドローラと直径方向で対向する位置に転がり軸受を介して支持されたガイドローラ１と、これらと直交する方向で図中右側に現れているシューガイド３４とを具備し、これらによって歯付きリング３の中心位置が拘束される。これらガイドローラの位置は一例であり、必ず90度の角度に配置される必要はない。さらには、３つのガイドローラで決まる歯付きリングの中心位置とプーリ部材４の中心位置の関係は、図７の関係である必要はない。また、アーム機構３２は、一対のアームガイド５８によって軸方向の位置決めがなされている。また、図８に示すように、歯付きリング３の軸方向振れを抑える幅ガイド４２を設けることができる。図６から分かるように、ガイドローラ１は複列の玉軸受で支持されている。 As shown in FIG. 7, the toothed ring 3 is supported by a speed change arm mechanism 32 and is pressed against the pulley member 4 by a controlled force P through a shoe guide 34. The arm mechanism 32 includes a guide roller composed of discs 1b disposed on both sides of the output gear 2, a guide roller 1 supported via a rolling bearing at a position opposed to the guide roller in the diametrical direction, and orthogonal thereto. And a shoe guide 34 appearing on the right side in the figure, and the center position of the toothed ring 3 is constrained by these. The positions of these guide rollers are only examples, and need not be arranged at an angle of 90 degrees. Furthermore, the relationship between the center position of the toothed ring determined by the three guide rollers and the center position of the pulley member 4 need not be the relationship shown in FIG. The arm mechanism 32 is positioned in the axial direction by a pair of arm guides 58. Moreover, as shown in FIG. 8, the width guide 42 which suppresses the axial direction shake of the toothed ring 3 can be provided. As can be seen from FIG. 6, the guide roller 1 is supported by a double row ball bearing.

力Ｐの制御方法として、最も簡単には、図７の場合がそうであるようにばね力を用いる方法があるが、油圧力やモータ（リニアモータを含む）による方法もある。後者は力Ｐのきめ細かい制御が可能である。図７において、符号３８で指してあるのは引張コイルばねである。シューガイド３４は、アーム機構３２に調心材３６を介して取り付けてある。これは、歯付きリング３の二つのガイド面の精度誤差を吸収するためである。調心材３６の配置によりティルティングパッド軸受を構成した例を図９に示す。図９に符号Ｌで示すように、シューガイド中心と調心材中心（支点）とをオフセットさせることにより、軸受すきま内の圧力分布の中心が偏心するので、シューガイド３４の負荷容量が向上する。 As a method of controlling the force P, the simplest method is a method using a spring force as in the case of FIG. 7, but there is also a method using an oil pressure or a motor (including a linear motor). The latter allows fine control of the force P. In FIG. 7, what is indicated by reference numeral 38 is a tension coil spring. The shoe guide 34 is attached to the arm mechanism 32 via an alignment material 36. This is because the accuracy error of the two guide surfaces of the toothed ring 3 is absorbed. FIG. 9 shows an example in which a tilting pad bearing is configured by the arrangement of the alignment material 36. 9, the center of the pressure distribution in the bearing clearance is decentered by offsetting the center of the shoe guide and the center of the aligning material (fulcrum), so that the load capacity of the shoe guide 34 is improved.

歯付きリング３とプーリ部材４の接触部は高面圧となる。したがって、エッジロードが生じると早期に剥離が発生する。これの対策として、図１０に示すように、歯付きリング３に曲率半径ｒの副曲率を与えるのが好ましい。曲率半径ｒが大きいと同じ接触力に対し接触面圧が低下し、寿命の低下は避けられる。しかし、スピン成分が増加し、伝達効率の低下を招く。そこで、一つの基準として、最大伝達トルクの作用時の面圧として３．５〜４．５ＧＰａとなるように副曲率を決めるのが適当である。また、トラクション部は高面圧下で、かつ、接線力が作用する。このような条件下で長寿命を得る材料組成は種々研究されており、トロイダル式の開発成果が利用できる。一般には浸炭鋼が使われるが、水素脆性にも考慮しなければならない。当然ではあるが、表面硬度や硬度分布は軸受と同様の設計技術を使うことになる。硬度としてはHRC60前後が好ましい。表面には200Mpa以上の圧縮応力があることが好ましい。 The contact portion between the toothed ring 3 and the pulley member 4 has a high surface pressure. Therefore, when edge load occurs, peeling occurs early. As a countermeasure against this, as shown in FIG. 10, it is preferable to give a sub-curvature having a radius of curvature r to the toothed ring 3. When the radius of curvature r is large, the contact surface pressure is reduced with respect to the same contact force, and a reduction in life is avoided. However, the spin component increases, leading to a decrease in transmission efficiency. Therefore, as one criterion, it is appropriate to determine the sub-curvature so that the surface pressure when the maximum transmission torque is applied is 3.5 to 4.5 GPa. Further, the traction portion is under high surface pressure and a tangential force acts. Various studies have been made on material compositions that can achieve a long life under such conditions, and the development results of the toroidal type can be used. In general, carburized steel is used, but hydrogen embrittlement must also be considered. Naturally, the surface hardness and hardness distribution use the same design technology as the bearing. The hardness is preferably around HRC60. The surface preferably has a compressive stress of 200 Mpa or more.

図１１に示すように、プーリ部材４と支持軸受２４の内輪端面との間に弾性部材４４を介在させることができる。図示していないが、ねじ軸２８と支持軸受２４の外輪端面との間に配置することも可能である。要するに、プーリ部材４と送りねじ軸２８との間の軸方向すきまに弾性部材４４を介在させるのである。図１１は弾性部材４４として皿ばねを採用した場合を例示したものである。本トラクションドライブ式無段変速機を搭載した自動車が一定速度で走行中からステップ上にアクセルが踏まれた場合、シフトダウンして加速が行なわれるのが理想であるが、変速機が応答するまでに遅れが生じる。この遅れを解消する役割を弾性部材４４が果たす。この意味で、弾性部材４４は応答向上ばねと呼ぶことができる。定常走行から加速されると、歯付きリング３にはプーリ部材４に押し込む力が瞬間的に大きくなる。これにより、伸びていた弾性部材４４に圧縮力が作用して弾性部材４４が変形し、一対のプーリ部材４の溝幅が広くなる。これは瞬時に高減速比を与えることになり、変速応答が向上する。本トラクションドライブ式無段変速機の変速比を大きく取ると、高減速比においてはプーリ部材４との接触半径が小さくなり、当然、伝達トルクの低下につながる。図示はしないが本トラクションドライブ式変速機を２段に直列に接続すると、この欠点が解消される。 As shown in FIG. 11, an elastic member 44 can be interposed between the pulley member 4 and the inner ring end face of the support bearing 24. Although not shown, it may be arranged between the screw shaft 28 and the outer ring end surface of the support bearing 24. In short, the elastic member 44 is interposed in the axial clearance between the pulley member 4 and the feed screw shaft 28. FIG. 11 illustrates a case where a disc spring is employed as the elastic member 44. If an automobile equipped with this traction drive type continuously variable transmission is running at a constant speed and the accelerator is stepped on, it is ideal to shift down and accelerate, but until the transmission responds Is delayed. The elastic member 44 plays the role of eliminating this delay. In this sense, the elastic member 44 can be called a response improving spring. When accelerated from steady running, the toothing ring 3 momentarily increases the force that pushes it into the pulley member 4. Thereby, a compressive force acts on the elastic member 44 that has been extended, the elastic member 44 is deformed, and the groove width of the pair of pulley members 4 is increased. This instantly gives a high reduction ratio, and the shift response is improved. If the speed ratio of the traction drive type continuously variable transmission is increased, the contact radius with the pulley member 4 becomes smaller at a high reduction ratio, and naturally the transmission torque is reduced. Although not shown in the drawings, this drawback is eliminated when the traction drive transmission is connected in series in two stages.

変速比設定センサ６４を設けて、歯車３０の端面位置を計測することにより、プーリ部材４の溝幅を間接的に計測することができる。プーリ部材４の溝幅は変速比と同等であり、よって、センサ６４の信号は変速比となるが、図示しない外部モータによって歯車３０を回すと変速が実現する。この外部モータの駆動力制御には目標変速比と実際の変速位置を知る必要がある。 By providing the transmission ratio setting sensor 64 and measuring the end face position of the gear 30, the groove width of the pulley member 4 can be indirectly measured. The groove width of the pulley member 4 is equal to the gear ratio, so the signal of the sensor 64 becomes the gear ratio, but the gear shift is realized when the gear 30 is turned by an external motor (not shown). In order to control the driving force of the external motor, it is necessary to know the target gear ratio and the actual shift position.

トラクションドライブに使われる潤滑油は、高トラクション係数を示すのは明らかであるが、接触面圧が低下するとトラクション係数も下がる。このためには最低限の接触面圧を維持する必要がある。プーリ部材４の角度θが一定の場合、歯付きリング３との接触位置がプーリ部材４の外径に近づくと、接触部の周方向長さが長くなり接触面圧が低下する。これを避けるためには、図１２に示すようにプーリ部材４の角度を変化させるとよい。トラクション油が高トラクション係数を発揮する最低面圧としておよび１ＧＰａを与えればよい。押し付け力Ｐとの関連でこの値も変化する。 It is clear that the lubricating oil used in the traction drive exhibits a high traction coefficient, but the traction coefficient decreases as the contact surface pressure decreases. For this purpose, it is necessary to maintain a minimum contact surface pressure. When the angle θ of the pulley member 4 is constant, when the contact position with the toothed ring 3 approaches the outer diameter of the pulley member 4, the circumferential length of the contact portion increases and the contact surface pressure decreases. In order to avoid this, the angle of the pulley member 4 may be changed as shown in FIG. What is necessary is just to give 1 GPa as the minimum surface pressure where traction oil exhibits a high traction coefficient. This value also changes in relation to the pressing force P.

次に、図１３および図１４に示す実施の形態について説明する。一対のプーリ部材４の離間距離（溝幅）は左右の送りねじ軸２８により決められる。高トルクが作用中に減速比を小さくする方向に動作させようとすると、送りねじ軸２８の駆動トルクも大きい。ボールねじを使用して、駆動トルクを下げるには、ボールねじの負荷容量の増大を図らなければならない。ねじ径が大きくなったり、長さが長くなる。また、駆動用のモータにも高トルクが要求され、大型化する。 Next, the embodiment shown in FIGS. 13 and 14 will be described. The separation distance (groove width) between the pair of pulley members 4 is determined by the left and right feed screw shafts 28. If an attempt is made to operate in a direction to reduce the reduction ratio while high torque is acting, the drive torque of the feed screw shaft 28 is also large. In order to reduce the driving torque using the ball screw, it is necessary to increase the load capacity of the ball screw. The screw diameter increases and the length increases. In addition, a high torque is required for the driving motor, which increases the size.

プーリ部材４と送りねじ軸２８の端面は共通の油圧室４６に面しており、油圧室４６はシールＳにより密閉してある。トラクションドライブ式無段変速機に使われる潤滑油が油圧ポンプにより加圧されて、左右の油圧室４６に供給される。送りねじ軸２８の受圧面積に比べてプーリ部材４の受圧面積は小さいので、軸受２４の負荷を軽減する効果は少ないが、送りねじ軸２８とナット２６との間のスラスト荷重の軽減には有効である。また、モータの小型化にも有効である。プーリ部材４を移動させるために、歯車装置により駆動歯車３０を介して送りねじ軸２８を回転駆動するが、このときの駆動力が減少するように供給される油圧がコントロールされる。駆動力の源として電動モータとすると、このモータ電流がトルクと等価であり制御への利用が容易である。 The end faces of the pulley member 4 and the feed screw shaft 28 face a common hydraulic chamber 46, and the hydraulic chamber 46 is sealed with a seal S. Lubricating oil used in the traction drive type continuously variable transmission is pressurized by a hydraulic pump and supplied to the left and right hydraulic chambers 46. Since the pressure receiving area of the pulley member 4 is smaller than the pressure receiving area of the feed screw shaft 28, the effect of reducing the load on the bearing 24 is small, but effective in reducing the thrust load between the feed screw shaft 28 and the nut 26. It is. It is also effective for miniaturization of the motor. In order to move the pulley member 4, the feed screw shaft 28 is rotationally driven by the gear device via the drive gear 30, and the hydraulic pressure supplied is controlled so that the driving force at this time decreases. When an electric motor is used as a source of driving force, this motor current is equivalent to torque and can be easily used for control.

図１４は、油圧力がプーリ部材４にのみ作用するようにした変形例を示す。この場合、軸受２４、送りねじ軸２８共にスラスト負荷の軽減が可能になる。しかし、油圧が高くなりすぎると、油圧力のみでプーリ部材４の位置が変化するため、油圧制御が複雑になる。 FIG. 14 shows a modification in which the oil pressure acts only on the pulley member 4. In this case, both the bearing 24 and the feed screw shaft 28 can reduce the thrust load. However, if the oil pressure becomes too high, the position of the pulley member 4 changes only by the oil pressure, so that the oil pressure control becomes complicated.

プーリ部材４に働く軸方向力は、トラクションドライブ式無段変速機の伝達トルクと変速位置によって決まる。高い減速位置では歯付きリング３がプーリ部材４間に押し込まれる力も大きくなる。入力トルクはエンジンの吸気マニフォールドの絶対圧にほぼ比例する。よって、センサ６４より得られるトラクションドライブ式無段変速機の変速位置と吸気圧を用いることにより、最適な油圧を演算することが可能である。 The axial force acting on the pulley member 4 is determined by the transmission torque and the shift position of the traction drive type continuously variable transmission. At a high deceleration position, the force with which the toothed ring 3 is pushed between the pulley members 4 also increases. The input torque is approximately proportional to the absolute pressure of the engine intake manifold. Therefore, the optimum hydraulic pressure can be calculated by using the shift position of the traction drive type continuously variable transmission obtained from the sensor 64 and the intake pressure.

図１５（ａ）は、図１と類似のトラクションドライブ式無段変速機の構想図であって、図７の構成を線図で表したものである。図７に示した方向にプーリ部材４から歯付きリング３へ回転力を伝達する場合、以下に示すように伝達力に比例した押し付け力を受動的に発生するように設計できる。歯付きリング３に作用するプーリ部材４、出力歯車２、ガイドローラ１からの主な力は図１５（ａ）のようになる。出力歯車への伝達力Ｆ₃は歯車の接触角をα（一般には２０度）、接触部の半径をそれぞれＲ_T、Ｒ_Gとすると、トルクの釣り合いより式１が得られる。
Ｆ₃Ｒ_Gcos２０°＝Ｆ₁Ｒ_T （１）
歯付きリング３をプーリ部材４間に押し込む力Ｐ_SUMは、ガイドローラ１からの押し付け力Ｐと式１から、cos２０°≒１として式２が得られる。
Ｐ_SUM＝Ｐ＋Ｆ₁Ｒ_T／Ｒ_G （２）
Ｐ_SUMによるプーリ部材４と歯付きリング３との接触力Ｑは、プーリ部材４の開き角を２θとすると、式３となる。
２Ｑsinθ＝Ｐ_sum （３）
トラクション係数をμとすると、２Ｑμ＝Ｆ₁であるから、式１、式２、式３より、式４が得られる。
Ｆ₁＝μ（Ｐ＋Ｆ₁Ｒ_T／Ｒ_G）／sinθ （４）
トラクション係数は潤滑油、温度、すべり率によって変化する。すべり率とトラクション係数の関係は図１６のようである。すべり率の増加に伴いトラクション係数は増大するが、数％で最大値μ_MAXに達する。トラクションドライブ装置ではμ_MAXになるすべり率以下で動作させる。 FIG. 15 (a) is a conceptual diagram of a traction drive type continuously variable transmission similar to FIG. 1, and is a diagram showing the configuration of FIG. When the rotational force is transmitted from the pulley member 4 to the toothed ring 3 in the direction shown in FIG. 7, it can be designed to passively generate a pressing force proportional to the transmitted force as described below. Main forces from the pulley member 4, the output gear 2, and the guide roller 1 acting on the toothed ring 3 are as shown in FIG. As for the transmission force F ₃ to the output gear, when the contact angle of the gear is α (generally 20 degrees) and the radius of the contact portion is R _T and R _G , Equation 1 is obtained from the balance of torque.
F ₃ _RG cos 20 ° = F ₁ R _T (1)
The force P _SUM for pushing the toothed ring 3 between the pulley members 4 is obtained from the pressing force P from the guide roller 1 and the equation 1, and cos 20 ° ≈1 and the equation 2 is obtained.
P _SUM = P + F ₁ R _T / R _G (2)
Contact force Q of the pulley member 4 and the toothed ring 3 by P _SUM, when the opening angle of the pulley member 4 and 2 [Theta], the equation 3.
2Qsinθ = P _sum (3)
Assuming that the traction coefficient is μ, 2Qμ = F ₁ , and therefore Equation 4 is obtained from Equation 1, Equation 2, and Equation 3.
F ₁ = μ (P + F ₁ R _T / R _G ) / sin θ (4)
The traction coefficient varies depending on the lubricating oil, temperature, and slip rate. The relationship between the slip rate and the traction coefficient is as shown in FIG. The traction coefficient increases as the slip ratio increases, but reaches the maximum value μ _MAX in several percent. The traction drive unit is operated at a sliding rate of μ _MAX or less.

伝達トルクに比例して、プーリ部材４の挟みつけ力が変化することで、摩擦ロスの低減には最適であるから、Ｐ＝０のときに式４が成り立つことが理想状態である。よって、式４から最適プーリ角度は式５の関係が成り立つときである。ただし、ここでのμはμ_MAXを採用する。
sinθ＝μ（Ｒ_T／Ｒ_G）（５）
θが式５の関係よりも小さすぎると、必要以上に接触面圧が上昇し、寿命低下やトルクロスが増える。逆に大きすぎるとトラクション部ですべりが増加し、ここでもトルクロスが増加する。 Since the pinching force of the pulley member 4 changes in proportion to the transmission torque, it is optimal for reducing the friction loss. Therefore, the ideal state is that Equation 4 holds when P = 0. Therefore, the optimum pulley angle from Equation 4 is when the relationship of Equation 5 holds. However, μ _MAX is adopted as μ here.
sinθ = μ (R _T / R _G ) (5)
If θ is too smaller than the relationship of Equation 5, the contact surface pressure will increase more than necessary, resulting in a decrease in life and torque loss. On the other hand, if it is too large, slip will increase in the traction area, and torcross will increase here.

一般に、潤滑油の最大トラクション係数は潤滑油の種類や温度により変わるが、実用的な最大値μ_MAXは0.1〜0.07の範囲であり、１＞Ｒ_T／Ｒ_G＞０．８程度であるから、式５より伝達トルクに比例した挟み込み力を与えるプーリ部材４の角度θは７度〜３度となる。 In general, the maximum traction coefficient of the lubricating oil varies depending on the type and temperature of the lubricating oil, but the practical maximum value μ _MAX is in the range of 0.1 to 0.07, and 1> R _T / R _G > 0.8. From Equation 5, the angle θ of the pulley member 4 that gives the clamping force proportional to the transmission torque is 7 degrees to 3 degrees.

アクセルペダルの踏み込みを戻した場合や車速が上昇した場合には、駆動力（Ｆ３）が減少する。このとき、プーリ部材４の溝幅を狭める方向（シフトアップ）に運動すると、Ｑが増加して歯付きリング３をプーリ部材４の外周へ押し出し、減速比が小さい方向にシフトする。 When the accelerator pedal is depressed or the vehicle speed increases, the driving force (F3) decreases. At this time, when the pulley member 4 moves in the direction of narrowing the groove width (shift up), Q increases and the toothed ring 3 is pushed out to the outer periphery of the pulley member 4 to shift in a direction in which the reduction ratio is small.

歯付きリング３は最低３個のガイドローラ１で保持されている。このガイドローラ１によって最低限の力で歯付きリング３をプーリ部材４に押し付けておく必要がある。なぜなら、伝達トルクゼロのときに歯付きリング３が不安定になるからである。この押し付け方法として、ばね力や油圧や電磁力（モータ等）が考えられる。本トラクションドライブ式無段変速機を自動車に適用した場合、プーリ部材４の角度を適切に設計することにより、駆動時には自己予圧が可能であることを示した。しかし、エンジンブレーキ時には、出力歯車２から歯付きリング３に作用する力は、プーリ部材４から離す方向に作用する。この力は主には変速位置によって変わるために、エンジンブレーキが作用中は別の制御機構により制御される。 The toothed ring 3 is held by at least three guide rollers 1. The guide roller 1 needs to press the toothed ring 3 against the pulley member 4 with a minimum force. This is because the toothed ring 3 becomes unstable when the transmission torque is zero. As this pressing method, spring force, hydraulic pressure, electromagnetic force (motor, etc.) can be considered. When this traction drive type continuously variable transmission is applied to an automobile, it is shown that self-preloading is possible during driving by appropriately designing the angle of the pulley member 4. However, during engine braking, the force acting on the toothed ring 3 from the output gear 2 acts in a direction away from the pulley member 4. Since this force mainly changes depending on the shift position, it is controlled by another control mechanism while the engine brake is operating.

エンジンブレーキ時には、出力歯車２から歯付きリング３に作用する力は、プーリ部材４から離す方向に作用する。この大きさは駆動時の最大値の１／Ｂであり、Ｂの値は５〜１０である。エンジンブレーキ時はこの２倍に相当する押し付け力を油圧、他の機構で発生させなければならない。つまり、式４において、Ｐ≒２Ｆ₁Ｒ_T／ＢＲ_G≒２Ｆ₁Ｒ_T／ＢＲ_G、Ｒ_T≒Ｒ_Gとすると、Ｐ＝２Ｆ₁／Ｂとなる。Ｆ₁は変速位置により変化し、高減速側で大きくなる。 During engine braking, the force acting on the toothed ring 3 from the output gear 2 acts in the direction away from the pulley member 4. This magnitude is 1 / B of the maximum value during driving, and the value of B is 5-10. At the time of engine braking, a pressing force equivalent to twice this must be generated by hydraulic pressure and other mechanisms. That is, in Equation _{_{4, P ≒ 2F 1 R T}} / BR G ≒ 2F 1 R T / BR G, When R _T ≒ R _G, the P = 2F ₁ / B. F ₁ changes depending on the shift position and increases on the high deceleration side.

変速比がＤレンジにあるときには積極的なエンジンブレーキが求められていないことになる。よって、このときのＰの値は変速比がトップに相当する位置でのＦ₁を採用する。 When the gear ratio is in the D range, aggressive engine braking is not required. Therefore, F ₁ at the position where the gear ratio corresponds to the top is adopted as the value of P at this time.

積極的なエンジンブレーキが求められる場合、たとえば、３速、２速にシフトがある場合には変速レバー位置によるＰを付加することになる。 When aggressive engine braking is required, for example, when there is a shift between the 3rd speed and the 2nd speed, P based on the shift lever position is added.

２００Ｎｍの最大トルクが本トラクションドライブ式無段変速機に入力される場合を考える。Ｒ_T＝１００ｍｍとすると、Ｆ₁＝２０００Ｎとなる。Ｂ＝１０、Ｒ_T≒Ｒ_GとするとＰ＝２０００×０．２＝４００Ｎ。 Consider a case where a maximum torque of 200 Nm is input to the traction drive type continuously variable transmission. When R _T = 100 mm, F ₁ = 2000N. When B = 10 and R _T ≈R _G , P = 2000 × 0.2 = 400N.

図１７〜図２０に示す実施の形態は、歯付きリング３の支持に転がり軸受を利用したものである。図１７および図１８に示すように、歯付きリング３の外周には、出力歯車２とかみ合うための複数の歯と、玉が転動するための軌道が設けてある。歯付きリング３を転がり軸受を介して外側から支持するためにひょうたん形（図１８）の支持外輪４８を使用する。支持外輪４８は大小二つの貫通孔を有し、それぞれの貫通孔の内周面には軌道が設けてある。支持外輪４８の大径の貫通孔には複数の玉を介して歯付きリング３が回転自在に収容される。支持外輪４８の小径の貫通孔には複数の玉を介して内輪５０が回転自在に収容される。内輪５０は出力軸６に嵌合させてある。図１７から分かるように、支持外輪４８は、一対のガイドプレート５４により軸方向の両側から位置決めされている。なお、軸７の外周にはトラクションドライブ点に強制的に潤滑油を供給するためのらせん状の給油溝５６が形成してある。 The embodiment shown in FIGS. 17 to 20 uses a rolling bearing for supporting the toothed ring 3. As shown in FIGS. 17 and 18, a plurality of teeth for meshing with the output gear 2 and a track for rolling balls are provided on the outer periphery of the toothed ring 3. In order to support the toothed ring 3 from the outside through a rolling bearing, a gourd-shaped support outer ring 48 (FIG. 18) is used. The support outer ring 48 has two large and small through holes, and a track is provided on the inner peripheral surface of each through hole. The toothed ring 3 is rotatably accommodated in a large-diameter through hole of the support outer ring 48 via a plurality of balls. The inner ring 50 is rotatably accommodated in the small diameter through hole of the support outer ring 48 via a plurality of balls. The inner ring 50 is fitted to the output shaft 6. As can be seen from FIG. 17, the support outer ring 48 is positioned from both sides in the axial direction by a pair of guide plates 54. A spiral oil supply groove 56 for forcibly supplying lubricating oil to the traction drive point is formed on the outer periphery of the shaft 7.

図１７では、歯付きリング３の軌道と内輪５０の軌道を歯付きリング３の中心線上に整列させてあるが、図１９に示すように、歯付きリング３の歯と軌道を、歯付きリング３の中心線の両側に振り分けて配置することにより、オフセットを与えてもよい。また、図２０は、支持外輪４８の支持部を転がり軸受からすべり軸受に変更した例を示す。たとえば、出力軸６と同軸状のスリーブ５２を設け、このスリーブ５２の外周に回転自在に支持外輪４８を嵌合させる。出力軸６上で回転させる場合には転がり軸受機能が必要であるが、スリーブ５２上で回転させる場合には摺動速度が遅いのですべり接触で十分である。 In FIG. 17, the raceway of the toothed ring 3 and the raceway of the inner ring 50 are aligned on the center line of the toothed ring 3, but as shown in FIG. An offset may be given by distributing the positions on both sides of the center line of 3. FIG. 20 shows an example in which the support portion of the support outer ring 48 is changed from a rolling bearing to a slide bearing. For example, a sleeve 52 coaxial with the output shaft 6 is provided, and a support outer ring 48 is fitted to the outer periphery of the sleeve 52 so as to be freely rotatable. When rotating on the output shaft 6, a rolling bearing function is necessary. However, when rotating on the sleeve 52, the sliding speed is slow, so sliding contact is sufficient.

トラクションドライブ式無段変速機の構想図である。It is a conceptual diagram of a traction drive type continuously variable transmission. トラクションドライブ式無段変速機の断面図である。It is sectional drawing of a traction drive type continuously variable transmission. ａはフェイスクラッチを例示する分解斜視図、ｂはフェイスクラッチの作動要領を示す側面図である。a is an exploded perspective view illustrating the face clutch, and b is a side view showing the operating point of the face clutch. 従来の技術を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the prior art. ａは従来の技術を示す断面図、ｂは斜視図である。a is a sectional view showing the prior art, and b is a perspective view. 本発明の実施の形態を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows embodiment of this invention. 横断面図である。It is a cross-sectional view. 幅ガイドを示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows a width guide. ティルティングパッド軸受の断面図である。It is sectional drawing of a tilting pad bearing. （ａ）は縦断面図、（ｂ）は（ａ）のｂ部拡大図である。(A) is a longitudinal cross-sectional view, (b) is an enlarged view of part b of (a). 弾性部材を介在させた変形例を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the modification which interposed the elastic member. プーリ部材の変形例を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows the modification of a pulley member. 別の実施の形態を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows another embodiment. 変形例を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows a modification. （ａ）は構想図、（ｂ）は拡大断面図である。(A) is a conceptual diagram, (b) is an enlarged sectional view. トラクション係数とすべり率の関係を示す線図である。It is a diagram which shows the relationship between a traction coefficient and a slip ratio. 別の実施の形態を示す縦断面図である。It is a longitudinal cross-sectional view which shows another embodiment. 横断面図である。It is a cross-sectional view. 変形例を示す断面図である。It is sectional drawing which shows a modification. 変形例を示す断面図である。It is sectional drawing which shows a modification.

Explanation of symbols

１ガイドローラ
２歯車
３歯付きリング
４プーリ部材
５接触部
６第二の軸
７第一の軸
８ガイド面
９プーリ幅調節機構
１０ケーシング
１２スプライン
１３アーム
１５スラスト軸受
１７スリーブ
１８連結部
２０噛み合い部
２１可動フェイスカム
２２固定フェイスカム
２３歯車
２４アンギュラ玉軸受
２６ナット
２８送りねじ軸
３０歯車
３２アーム機構
３４シューガイド
３６ころ
３８引張コイルばね
４０調芯材
４２幅ガイド
４４弾性部材（応答向上ばね）
４６油圧室
４８支持外輪
５０内輪
５２スリーブ
５４ガイドプレート
５６給油溝
５８変速レバーガイド
６０変速位置センサ
６２圧力センサ
６４変速比設定センサ
Ｓシール DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Guide roller 2 Gear 3 Toothed ring 4 Pulley member 5 Contact part 6 2nd axis | shaft 7 1st axis | shaft 8 Guide surface 9 Pulley width adjustment mechanism 10 Casing 12 Spline 13 Arm 15 Thrust bearing 17 Sleeve 18 Connection part 20 Engagement part 21 movable face cam 22 fixed face cam 23 gear 24 angular ball bearing 26 nut 28 feed screw shaft 30 gear 32 arm mechanism 34 shoe guide 36 roller 38 tension coil spring 40 alignment material 42 width guide 44 elastic member (response improvement spring)
46 Hydraulic chamber 48 Support outer ring 50 Inner ring 52 Sleeve 54 Guide plate 56 Oil supply groove 58 Shift lever guide 60 Shift position sensor 62 Pressure sensor 64 Gear ratio setting sensor S Seal

Claims

A first shaft that is an input shaft or an output shaft that is rotatably supported by the casing, a pair of pulley members that are supported by the first shaft and that have a V-shaped groove with a variable groove width, and are rotatable by the casing A second shaft serving as a supported output shaft or input shaft, a ring that engages with the pulley member and the second shaft, respectively, and transmits torque between the first and second shafts; A traction drive type continuously variable transmission having a mechanism for moving around an axis and a sensor for indirectly measuring a groove width of a pulley member.

2. The traction according to claim 1, wherein the feed screw shaft for changing the groove width by moving the pulley member in the axial direction is driven by a motor, and the motor is controlled based on a signal from the sensor. Drive type continuously variable transmission.

3. A traction drive type continuously variable motor according to claim 2, wherein an elastic member is interposed in an axial clearance between the pulley member and a feed screw shaft that changes the groove width by moving the pulley member in the axial direction. transmission.