JP2005291444A - トラクションドライブ式無段変速装置 - Google Patents

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式無段変速装置を提供する。
【解決手段】 溝幅調整機構を持ったＶプーリ４と、Ｖプーリ４の溝に挟まれてトラクション力を伝達する歯付きリング３と、歯付きリング３の歯とかみ合う出力歯車２と、出力歯車２の中心Ｏ_OUT周りに歯付きリング３を回転させるアーム機構13とを有するトラクションドライブ式無段変速装置において、Ｖプーリ４の斜面の傾斜角θを径が大きくなるに従って大きくする。
【選択図】 図１

Description

この発明は自動車の動力伝達に利用されるトラクションドライブ式無段変速機装置に関する。

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９）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１０）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、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第一の入出力軸７と、ケーシング１０に回転自在に支持された第二の入出力軸６と、第一の入出力軸７に支持されたプーリ幅が可変のＶプーリ４と、Ｖプーリ４と係合し、外周を支えられたリング３と、第二の入出力軸６周りにリング３を移動させるための機構とを有し、Ｖプーリ４の斜面の傾斜角θを径が大きくなるに従って大きく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。

Ｖプーリ４の斜面の半径に対する傾斜角は、第一の入出力軸中心と第二の入出力軸中心とリング中心の相対位置より求めることができる。前記傾斜角は、より具体的には、（１）〜（６）式より算出することができる。

Ｖプーリ４の斜面の断面形状は、計算によって求めた傾斜角θを忠実に実現する必要は必ずしもなく、たとえば円弧と直線の組合せによって近似させることもできる。

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。

以下、本発明の実施の形態を添付図面に従って説明する。
自動車の燃費向上や加速感の向上に向け、ＡＴ（オートマチックトランスミッション）からＣＶＴに動力伝達機構が変わろうとしている。ＣＶＴ化に際しての課題は、低コストであることと伝達効率の向上である。この技術課題に対し、本発明者は、トラクションドライブ点が１箇所であるＣＶＴを先に提案した（特願２００３−０３２７０４）。この機構は、図１乃至図３に示すように、外径に歯車が切られたリング３を軸方向に移動可能なＶプーリ４で挟み、出力軸周りに移動させることを基本としている。出力軸周りに移動することにより、Ｖプーリ４の接触半径Ｒ_tが変化し、連続的に変速することが可能となる。

図２はトラクションドライブ式無段変速装置の縦断面図である。同図から理解できるように、軸方向に可動な一対のプーリ部材４ａ，４ｂでＶ溝をもったＶプーリ４を形成し、このＶ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は外周に歯車のような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、互いに平行な入出力軸６，７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、これらの入出力軸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。

第一の入出力軸６には入出力歯車２が固定してある。入出力歯車２は歯付きリング３とかみあっている。歯付きリング３の側面の断面形状はＶプーリ４のＶ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、入出力歯車２の歯とかみあう歯と、平滑な円筒状ガイド面８を有し、ガイド面８にてガイドローラ１，１ａ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１，１ａ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三つのガイドローラ１，１ａを設けてあり、そのうちの二つ、つまり、入出力歯車２の両側に配置した一対の円板１ｂで構成されるガイドローラ１ａと、図１の上部のガイドローラ１とが図２に現れている。ガイドローラ１ａは入出力軸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。アーム１３は入出力軸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。したがって、ガイドローラ相互の位置関係は固定的である。

第二の入出力軸７はスプライン軸部１２を有し、このスプライン軸部１２にＶプーリ４をスプライン嵌合させてある。Ｖプーリ４は入出力軸７の軸方向に移動可能である。各プーリ部材４ａ，４ｂはプーリ幅調節機構９を備えている。プーリ幅調節機構９は、入出力軸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は入出力軸７の軸方向に移動可能で、かつ、スラスト軸受を介してＶプーリ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８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４ａ，４ｂを相互に接近する向きに移動させ、または、プーリ部材４ａ，４ｂ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で示すかみあい部にて歯車２３とかみあっている。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上にあって、アーム１３の旋回に連動して回転する歯車２３が、かみあい部２０を介して可動フェイスカム２１に回転力を伝える。この動作により、プーリ部材４ａ，４ｂの軸方向移動に連動して、ガイドローラ群が中心Ｏ_OUT周りに旋回し（図１）、歯付きリング３をＶプーリ４に接触させながら接触点すなわちトラクションドライブ点Ｐ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の左右のプーリ幅調節機構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の右側のプーリ幅調節機構９と左側のプーリ幅調節機構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４ａ，４ｂが接近または離反する方向に移動し、Ｖ溝の幅つまりプーリ幅が変化する。

歯付きリング３は三つ以上のガイドローラ１，１ａ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Ｏ_OUT周りに歯付きリング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入出力歯車２と常にかみあった状態にある。歯付きリング３とＶプーリ４間のすきまが生じないようにＶプーリ４とアーム１３を制御すれば、歯付きリング３が中心Ｏ_OUT周りに移動することにより、Ｖプーリ４との接触点（トラクションドライブ点Ｐ）が変化し、一定の入出力歯車２の回転数に対し、Ｖプーリ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。

Ｖプーリ４を支持する入出力軸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Ｖプーリ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Ｖプーリ４との接触点（トラクションドライブ点Ｐ）よりも大径側にあるときは小さくてもよい。挟み込み力によるＶプーリ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、Ｖプーリ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。

入出力軸７が図１に矢印で示すように反時計方向に回転すると、Ｖプーリ４から歯付きリング３に力Ｆ₁が作用し、ほぼ同じ大きさの力が入出力歯車２から作用する。入出力歯車２からの反力Ｆ₃が歯付きリング３をＶプーリ４のＶ溝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。

トラクションドライブ点Ｐに作用する接線力Ｆ₁は歯車を介して出力されるために、歯車伝達部の力Ｆ₃はおよそ、（１）式で表される。正確には歯車の圧力角を考慮しなければならないが、以降の計算においても、簡単のため圧力角を０として扱うことにする。

力Ｆ₃は出力歯車にトルクを伝達するとともに、リング３をＶプーリ４に押し込む作用もする。この押し込み力Ｆ₃により生じる接触力Ｑ（図３参照）は（２）式で表される。ここに、θはＶプーリ４の斜面の傾斜角、２θはＶプーリ４のＶ溝の開き角である。

トラクション係数をμとすると（３）式が成り立つ。（３）式の関係が成り立つようにＶプーリ４の斜面の傾斜角θを設計すれば、外部からリング３を押す必要がなく、最適な調圧機構となる。

図１に示すように、リング３の中心Ｏ_gと入出力歯車２の中心Ｏ_OUTとを結ぶ線分Ｏ_gＯ_OUTとリング３の中心Ｏ_gとＶプーリ４の中心Ｏ_INとを結ぶ線分Ｏ_gＯ_INとが直交する関係にあるときは、リング３のみの幾何学的関係とトラクション係数μでＶプーリ４の斜面の最適傾斜角θを決定することができる。しかし、リング３の入出力軸６（中心Ｏ_OUT）周りの移動（回転）により、図４および図５に示すように、線分Ｏ_gＯ_OUTと線分Ｏ_gＯ_INが直交しなくなる。トラクションドライブ点Ｐは線分Ｏ_gＯ_INの延長線上にあるため、（２）式の関係は使えなくなる。

図４は低減速（トップギヤ位置）になるようにリング３が移動した場合を示す。トラクション力Ｆ₁によりリング３をＶプーリ４に押し込む成分Ｆ₄が発生する。したがって、リング３をＶプーリ４に押し込む合力Ｆ₅はＦ₃＋Ｆ₄である。図５は高減速側での力の関係を示し、この場合Ｆ₅＝Ｆ₃−Ｆ₄である。
線分Ｏ_gＯ_OUTと線分Ｏ_gＯ_INのなす角を図４のように９０°＋ψととると、これらの図より、押し込み力Ｆ₅による接触力Ｑは（４）式で表される。

２μＱ＝Ｆ₁を（４）式にいれると、ψに対する最適なＶプーリ４の斜面の傾斜角θがψの関数として（５）式で求められる。

つまり、リング３が出力軸周りに回転したとき、ψとトラクション係数μとリング３の形状より決定されるＶプーリ４の斜面の傾斜角θを（５）式の関係にしておけば、最も効率のよいＣＶＴを得ることができる。

なお、角度ψ、リング３の中心Ｏ_gから入出力歯車２の中心Ｏ_OUTまでの距離ａ、リング３の中心Ｏ_gからトラクションドライブ点Ｐまでの距離Ｒ_t、入出力歯車２の中心Ｏ_OUTからＶプーリ４の中心Ｏ_INまでの距離ｂ、Ｖプーリ４の中心Ｏ_INからトラクションドライブ点Ｐまでの距離ｒの関係は余弦定理を用いて（６）式で表される。つまり、ψはＣＶＴの設計緒元から求まる。

計算例として、Ｒ_t＝３０、Ｒ_t／Ｒ_g＝０．８５、μ＝０．０７、ａ＝５４、ｂ＝５７のときのＶプーリ４の半径ｒと最適傾斜角θの関係を図６に示す。

このような複雑な形状は必ずしも必要ではなく、単一の円弧（球面）で近似させたり、円弧と直線（円すい面）との組み合わせで近似させたりすることが可能である。図７はＶプーリ４の断面を示し、左半分は斜面の母線を曲率半径Ｒの単一の円弧とした場合、右半分は斜面の母線を曲率半径Ｒの円弧と直線との組合せとした場合である。

本発明のトラクションドライブ式無段変速装置の構想図である。 本発明の実施の形態を示す縦断面図である。 トラクションドライブ点付近の断面図である。 低減速側に歯付きリングが移動した場合の力関係を示す略図である。 高減速側に歯付きリングが移動した場合の力関係を示す略図である。 Ｖプーリの半径と斜面の傾斜角との関係を示すグラフである。 Ｖプーリの縦断面図である。 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。

符号の説明

１ ガイドローラ
２ 入出力歯車
３ 歯付きリング
４ Ｖプーリ
４ａ，４ｂ プーリ部材
５ 接触部
６ 入出力軸
７ 入出力軸
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 かみあい部
２１ 可動フェイスカム
２２ 固定フェイスカム
２３ 歯車

Claims (4)

1. ケーシングに回転自在に支持された第一の入出力軸と、ケーシングに回転自在に支持された第二の入出力軸と、第一の入出力軸に支持されたプーリ幅が可変のＶプーリと、Ｖプーリと係合し、外周を支えられたリングと、第二の入出力軸周りにリングを移動させるための機構とを有し、Ｖプーリの斜面の傾斜角を径が大きくなるに従って大きく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装置。
2. Ｖプーリの斜面の半径に対する傾斜角を、第一の入出力軸中心と第二の入出力軸中心とリング中心の相対位置より求め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装置。
3. 前記傾斜角が（１）〜（６）式より算出されることを特徴とする請求項１または２のトラクションドライブ式無段変速装置。
   
4. Ｖプーリの斜面の断面形状を円弧と直線の組合せとしたことを特徴とする請求項１のいずれかのトラクションドライブ式無段変速装置。