JP2005226842A

JP2005226842A - トラクションドライブ式無段変速機

Info

Publication number: JP2005226842A
Application number: JP2005136414A
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

【課題】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装置を提供する。
【解決手段】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７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（７，６）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を有する。プーリ部材４に係合するリング３の側面に所定曲率半径の副曲率を付与したり、プーリ部材の側面傾斜角度を変化させることにより、プーリ部材４とリング３間の接触面圧を調整する。
【選択図】図１

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。

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

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。

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。

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。

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。

すなわち、請求項１の発明は、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７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（７，６）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を有し、プーリ部材４に係合するリング３の側面に所定曲率半径の副曲率を付与することによりプーリ部材４とリング３間の接触面圧を調整したことを特徴とするものである。

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、リングの側面に所定曲率半径の副曲率を付与することにより接触面圧を調整することができ、エッジロードの発生防止により接触面での早期剥離を防止し、トラクションドライブ式無段変速機の寿命延長を図ることができる。

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、プーリ部材とリング間の最大接触面圧を３．５〜４．５ＧＰａに調整したことを特徴とするものである。

リングの側面の曲率半径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反面、スピン成分が増加して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となるようにするのが適当である。

請求項３の発明は、ケーシング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と、ケーシング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と、プーリ部材及び第二の軸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と、リングを第二の軸回りに移動させるための機構とを有し、リングに係合するプーリ部材の側面傾斜角度を半径方向に変化させることによりプーリ部材とリング間の接触面圧を調整したことを特徴とするものである。

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。プーリ部材の角度が一定の場合、リングとの接触位置がプーリ部材の外径に近づくと、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、プーリ部材の側面傾斜角度を変化させるとよい。

請求項４の発明は、請求項３のトラクションドライブ式無段変速機において、プーリ部材とリング間の最低接触面圧を１ＧＰａに調整したことを特徴とするものである。

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。

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、リングの側面に所定曲率半径の副曲率を付与したり、プーリ部材の側面傾斜角度を変化させることにより、所定のトラクション係数を維持しつつリングとプーリ部材間の接触面圧を調整することができ、接触面での早期剥離を防止してトラクションドライブ式無段変速機の寿命延長を図ることができる。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

トラクションドライブ式無段変速機の構想図である。トラクションドライブ式無段変速機の断面図である。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。従来の技術を示す断面図である。ａは従来の技術を示す断面図、ｂは斜視図である。本発明の実施の形態を示す縦断面図である。横断面図である。幅ガイドを示す縦断面図である。ティルティングパッド軸受の断面図である。（ａ）は縦断面図、（ｂ）は（ａ）のｂ部拡大図である。弾性部材を介在させた変形例を示す縦断面図である。プーリ部材の変形例を示す縦断面図である。別の実施の形態を示す縦断面図である。変形例を示す縦断面図である。（ａ）は構想図、（ｂ）は拡大断面図である。トラクション係数とすべり率の関係を示す線図である。別の実施の形態を示す縦断面図である。横断面図である。変形例を示す断面図である。変形例を示す断面図である。

符号の説明

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

Claims

ケーシング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と、ケーシング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と、プーリ部材及び第二の軸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と、リングを第二の軸回りに移動させるための機構とを有し、プーリ部材に係合するリングの側面に所定曲率半径の副曲率を付与することによりプーリ部材とリング間の接触面圧を調整したことを特徴とするトラクションドライブ式無段変速機。
プーリ部材とリング間の最大接触面圧を３．５〜４．５ＧＰａに調整したことを特徴とする請求項１のトラクションドライブ式無段変速機。
ケーシング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と、ケーシング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と、プーリ部材及び第二の軸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と、リングを第二の軸回りに移動させるための機構とを有し、リングに係合するプーリ部材の側面傾斜角度を半径方向に変化させることによりプーリ部材とリング間の接触面圧を調整したことを特徴とするトラクションドライブ式無段変速機。
プーリ部材とリング間の最低接触面圧を１ＧＰａに調整したことを特徴とする請求項３のトラクションドライブ式無段変速機。