JP2006300243A - ベルト式無段変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】可動シーブの滑らかな軸方向移動を阻害することなく、可動シーブの軸線に対する倒れや偏心による、ベルトの耐久性や伝達効率への悪影響を抑制し得るベルト式無段変速機を提供する。
【解決手段】 プーリ軸（ＳＰ、ＳＳ）に固定された固定シーブ（３７，４２）と、該プーリ軸に相対回動不能で軸方向移動可能に嵌合された可動シーブ（３８、４３）と、該可動シーブの背面側に配置され前記プーリ軸に固定された隔壁部材（７０、９０）とを含むベルト式無段変速機において、可動シーブ（３８、４３）を、最大変速比または最小変速比に対応する位置において、プーリ軸を含む固定部材（７０、９０）に対し楔作用で一体化させる構造（３８Ｅ、７０Ｅ、３８Ｆ、ＳＰＦ）が設けられている。
【選択図】 図２

Description

本発明は、ベルトの巻き掛け半径を変化させることにより所望の変速比を得ることができるベルト式無段変速機に関する。

従来から、車両用の変速装置として、ベルト式無段変速機が知られている。この種のベルト式無段変速機は、互いに平行に配列されたプライマリシャフト（駆動側回転軸）およびセカンダリシャフト（従動側回転軸）と、プライマリシャフトに装着されたプライマリプーリと、セカンダリシャフトに装着されたセカンダリプーリとを備える。プライマリプーリおよびセカンダリプーリは、何れも、固定シーブと、固定シーブに対して移動可能な可動シーブとを含むものである。また、各可動シーブは、ボールおよびボール溝（ボールスプライン）等を介して、対応するプーリ軸に対して軸方向に移動可能かつ周方向に移動不能とされている。固定シーブと可動シーブとの間には、略Ｖ字形状のプーリ溝が形成され、プライマリプーリおよびセカンダリプーリそれぞれのプーリ溝には、無端ベルトが巻き掛けられる。また、プライマリプーリおよびセカンダリプーリに対しては、それぞれの可動シーブを対応する固定シーブに対して接近離間させるためのプーリ油圧室が設けられている。各プーリ油圧室の油圧は別個に制御され、これにより、プーリの溝幅が変更されてベルトの巻き掛け半径が変化し、変速比が所望の値に設定されると共に、ベルトの張力が調整される。

かかるベルト式無段変速機において、組立を容易としたプーリの連結構造として、可動円錐板（可動シーブ）を軸線方向に移動させる流体圧シリンダ室を備え、該流体圧シリンダ室のシリンダ部材を、軸（プーリ軸）端に形成されたリング溝に嵌入されるリング部材で軸方向に拘束するようにした構造が特許文献１に開示されている。そして、組立に際しては、可動円錐板を軸に嵌合させた後、シリンダ部材を軸に外嵌させ、リング部材をリング溝に嵌入するようにしている。

特開平８−１４３４７号公報

ところで、一般に、可動シーブとプーリ軸とは、その軸方向の相対移動を滑らかに行なわせるために、「すきまばめ」されている。その結果として、可動シーブに加えられるベルト張力による荷重によって、可動シーブの軸線に対する倒れや偏心が生じ、ベルトの耐久性や伝達効率に悪影響を与えることが知られている。そこで、この「すきまばめ」の嵌合精度を上げれば、上述の可動シーブの倒れや偏心の問題は解決可能であるが、背反として、可動シーブの滑らかな移動が阻害され変速応答性が悪化するという問題や、製造コストの大幅な上昇が避けられないという新たな問題が生ずる。

なお、上述の特許文献１にはかかる問題についての記載はない。

そこで、本発明の目的は、かかる問題を解消し、可動シーブの滑らかな軸方向移動を阻害することなく、可動シーブの軸線に対する倒れや偏心による、ベルトの耐久性や伝達効率への悪影響を抑制し得るベルト式無段変速機を提供することにある。

上記目的を達成する本発明の一形態によるベルト式無段変速機は、プーリ軸に固定された固定シーブと、該プーリ軸に相対回動不能で軸方向移動可能に嵌合された可動シーブと、該可動シーブの背面側に配置され前記プーリ軸に固定された隔壁部材とを含むベルト式無段変速機において、前記可動シーブを、最大変速比または最小変速比に対応する位置において、前記プーリ軸を含む固定部材に対し楔作用で一体化させる構造が設けられていることを特徴とする。

ここで、前記最大変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造は、前記可動シーブと一体の内筒部の外周に形成された円錐面と、前記隔壁部材の内周に形成された円錐面とで構成されていることが好ましい。

また、前記最小変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造は、前記可動シーブの内周に形成された円錐面と、前記プーリ軸の外周に形成された円錐面とで構成されていることが好ましい。

さらに、前記最大変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造における円錐面のなす角度は、前記最小変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造における円錐面のなす角度よりも小さいことが好ましい。

なお、本明細書において円錐面とは、プーリ軸に頂点を有する円錐の一側部面の意味で用いる。

本発明の一形態によるベルト式無段変速機によれば、プーリ軸に固定された固定シーブと、該プーリ軸に相対回動不能で軸方向移動可能に嵌合された可動シーブと、該可動シーブの背面側に配置され前記プーリ軸に固定された隔壁部材とを含むベルト式無段変速機において、前記可動シーブがその最大変速比または最小変速比に対応する位置に移動されると、その位置において設けられている構造により、前記プーリ軸を含む固定部材に対し楔作用で一体化される。この結果、可動シーブが固定部材に対してセンタリングされ可動シーブの軸線に対する倒れや偏心が抑制されるので、ベルトの耐久性や伝達効率への悪影響も抑制される。

ここで、前記最大変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造が、前記可動シーブと一体の内筒部の外周に形成された円錐面と、前記隔壁部材の内周に形成された円錐面とで構成されている形態によれば、コスト上昇を伴わずに簡単に形成可能である。

また、前記最小変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造が、前記可動シーブの内周に形成された円錐面と、前記プーリ軸の外周に形成された円錐面とで構成されている形態によれば、同様に、コスト上昇を伴わずに簡単に形成可能である。

さらに、前記最大変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造における円錐面のなす角度が、前記最小変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造における円錐面のなす角度よりも小さい形態によれば、最大変速比に対応する位置および最小変速比に対応する位置の両者において、同じ嵌合状態を得ることができる。

ここで、本発明に係るベルト式無段変速機の実施の形態を、図面を参照しながら具体的に説明する。

図１は、本発明に係るベルト式無段変速機が適用された車両の一部を示す概略構成図である。図１に示される車両１は、いわゆるＦＦ車（フロントエンジンフロントドライブ：エンジン前置き前輪駆動車両）として構成されており、駆動源としてのエンジン２を備える。エンジン２としては、ガソリンエンジン、ディーゼルエンジン、ＬＰＧエンジン、水素エンジン、あるいは、バイフューエルエンジン等が採用され得るが、ここでは、エンジン２としてガソリンエンジンが用いられるものとして説明する。

図１に示されるように、車両１は、横置きにされたエンジン２の側方に配置され、エンジン２のクランクシャフトＳＣと連結されるトランスアクスル３を有する。トランスアクスル３は、トランスアクスルハウジング４、トランスアクスルケース５およびトランスアクスルリヤカバー６を含む。ハウジング４は、エンジン２の側方に配置され、ケース５は、ハウジング４のエンジン２とは反対側の開口端に固定されている。また、リヤカバー６は、ケース５のハウジング４とは反対側の開口端に固定されている。そして、トランスアクスルハウジング４の内部には、トルクコンバータ７が配置されており、トランスアクスルケース５およびトランスアクスルリヤカバー６の内部には、前後進切り換え機構８、本発明に係るベルト式無段変速装置（ＣＶＴ）９、最終減速機（差動装置）１０が配置されている。

トルクコンバータ７は、ドライブプレート１１と、ドライブプレート１１を介してエンジン２のクランクシャフトＳＣに固定されるフロントカバー１２とを有する。フロントカバー１２には、図１に示されるように、ポンプインペラ１４が取り付けられている。また、トルクコンバータ７は、ポンプインペラ１４と対向する状態で回転可能なタービンランナ１５を含む。

タービンランナ１５は、クランクシャフトＳＣと概ね同軸に延びる入力シャフトＳＩに固定されている。更に、ポンプインペラ１４およびタービンランナ１５の内側にはステータ１６が配置されており、ステータ１６の回転方向は、ワンウェイクラッチ１７によって一方向にのみ設定される。ステータ１６は、ワンウェイクラッチ１７を介して中空軸１８に固定されており、上述の入力シャフトＳＩは、この中空軸１８の内部に挿通されている。そして、入力シャフトＳＩのフロントカバー１２側の端部には、ダンパ機構１９を介してロックアップクラッチ２０が取り付けられている。また、中空軸１８はケース５に固定されている。

上述のポンプインペラ１４、タービンランナ１５およびステータ１６は、作動液作動油室を画成し、この作動液作動油室には、トルクコンバータ７と前後進切り換え機構８との間に配置されたオイルポンプ２１から作動液作動油が供給される。そして、エンジン２が作動し、フロントカバー１２およびポンプインペラ１４が回転すると、作動液作動油の流れによりタービンランナ１５が引きずられるようにして回転し始める。また、ステータ１６は、ポンプインペラ１４とタービンランナ１５との回転速度差が大きい時に、作動液作動油の流れをポンプインペラ１４の回転を助ける方向に変換する。

これにより、トルクコンバータ７は、ポンプインペラ１４とタービンランナ１５との回転速度差が大きい時には、トルク増幅機として作動し、両者の回転速度差が小さくなると、流体継手として作動する。そして、車両１の発進後、車速が所定速度に達すると、ロックアップクラッチ２０が作動され、エンジン２からフロントカバー１２に伝えられた動力が入力シャフトＳＩに機械的かつ直接に伝達されるようになる。また、フロントカバー１２から入力シャフトＳＩに伝達されるトルクの変動は、ダンパ機構１９によって吸収される。

トルクコンバータ７と前後進切り換え機構８との間のオイルポンプ２１は、ロータ２２を有し、このロータ２２は、ハブ２３を介してポンプインペラ１４と接続されている。なおまた、ハブ２３は、中空軸１８に対してスプライン嵌合されており、オイルポンプ２１の本体２４は、トランスアクスルケース５側に回転可能に支持されている。従って、エンジン２の動力は、ポンプインペラ１４を介してロータ２２に伝達されることになり、これにより、オイルポンプ２１が駆動される。

前後進切り換え機構８は、ダブルピニオン形式の遊星歯車機構２５を有している。遊星歯車機構２５は、入力シャフトＳＩの無段変速装置９側の端部に取り付けられたサンギヤ２６と、サンギヤ２６の外周側に同心状に配置されたリングギヤ２７と、サンギヤ２６と噛み合う複数のピニオンギヤ２８と、リングギヤ２７およびピニオンギヤ２８の双方と噛み合う複数のピニオンギヤ２９と、各ピニオンギヤ２８を自転可能に保持し、かつ、ピニオンギヤ２８をサンギヤ２６の周囲で一体的に公転可能な状態に保持するキャリヤ３０とを含む。

前後進切り換え機構８のキャリヤ３０は、ベルト式無段変速装置９に含まれるプライマリシャフトＳＰに固定され、キャリヤ３０と入力シャフトＳＩとの間の動力伝達経路は、フォワードクラッチＣＬを用いて接続または遮断される。また、前後進切り換え機構８は、リングギヤ２７の回転・固定を制御するリバースブレーキＢＲを有している。

一方、本発明に係るベルト式無段変速装置９は、入力シャフトＳＩと概ね同軸に延びる上述のプライマリシャフト（駆動側回転軸）ＳＰと、プライマリシャフトＳＰと平行をなすように配置されたセカンダリシャフト（従動側回転軸）ＳＳとを有する。プライマリシャフトＳＰは、軸受３１および３２によって回転自在に支持されており、セカンダリシャフトＳＳは、軸受３３および３４によって回転自在に支持されている。そして、プライマリシャフトＳＰには、プライマリプーリ３５が、セカンダリシャフトＳＳには、セカンダリプーリ３６がそれぞれ装備されている。

プライマリプーリ３５は、プライマリシャフトＳＰの外周に一体に形成された固定シーブ３７と、プライマリシャフトＳＰの外周に摺動自在に装着された可動シーブ３８とにより構成されている。固定シーブ３７と可動シーブ３８とは互いに対向し合い、両者間には、略Ｖ字形状のプーリ溝３９が形成される。また、可動シーブ３８は、固定シーブ３７に対してプライマリシャフトＳＰの軸方向に移動可能であり、ベルト式無段変速装置９は、可動シーブ３８をプライマリシャフトＳＰの軸方向に移動させて可動シーブ３８と固定シーブ３７とを接近・離間させる油圧アクチュエータ４０を有している。

同様に、セカンダリプーリ３６も、セカンダリシャフトＳＳの外周に一体に形成された固定シーブ４２と、セカンダリシャフトＳＳの外周に摺動自在に装着された可動シーブ４３とにより構成されている。固定シーブ４２と可動シーブ４３とは互いに対向し合い、両者間には、略Ｖ字形状のプーリ溝４４が形成される。また、可動シーブ４３も、固定シーブ４２に対してセカンダリシャフトＳＳの軸方向に移動可能であり、ベルト式無段変速装置９は、可動シーブ４３をセカンダリシャフトＳＳの軸方向に移動させて可動シーブ４３と固定シーブ４２とを接近・離間させる油圧アクチュエータ４５を有している。

上述のプライマリプーリ３５のプーリ溝３９と、セカンダリプーリ３６のプーリ溝４４とには、多数の金属製の駒および複数本のスチールリングにより構成されるベルトＢが巻き掛けられる。そして、各油圧アクチュエータ４０および４５による油圧が別個に制御され、これにより、プライマリプーリ３５およびセカンダリプーリ３６の溝幅が変更されてベルトＢの巻き掛け半径が変化する。この結果、ベルト式無段変速装置９による変速比が所望の値に設定されると共に、ベルトＢの張力が調整されることになる。なお、セカンダリシャフトＳＳを支持する軸受３４はトランスアクスルリヤカバー６に固定されており、軸受３４とセカンダリプーリ３６との間には、パーキングギヤＰＧが設けられている。

図１に示されるように、ベルト式無段変速装置９のセカンダリシャフトＳＳには、軸受４６および４７によって支持されたシャフト４８が連結されている。シャフト４８には、ドライブギヤ４９が固定されており、このドライブギヤ４９を介して、ベルト式無段変速装置９から最終減速機１０に動力が伝達される。最終減速機１０は、セカンダリシャフトＳＳと平行をなすように配置されたインターミディエイトシャフト５０を含む。インターミディエイトシャフト５０は、軸受５１および５２によって支持されており、シャフト５０には、セカンダリシャフトＳＳのドライブギヤ４９と噛み合うカウンタドリブンギヤ５３と、ファイナルドライブギヤ５４とが固定されている。

また、最終減速機１０は、中空のデフケース５５を有している。デフケース５５は、軸受５６および５７によって回転自在に支持されており、その外周には、リングギヤ５８が形成されている。このリングギヤ５８は、インターミディエイトシャフト５０のファイナルドライブギヤ５４と噛み合っている。更に、デフケース５５は、その内部にピニオンシャフト５９を支持しており、ピニオンシャフト５９には、２体のピニオンギヤ６０が固定されている。各ピニオンギヤ６０には、２体のサイドギヤ６１が噛み合わされており、各サイドギヤ６１には、フロントドライブシャフト６２がそれぞれ別個に接続され、各フロントドライブシャフト６２には、車輪（前輪）ＦＷが固定されている。

さて、図２および図３は、上述の本発明によるベルト式無段変速装置９の要部を示す拡大断面図であり、その上側にベルト式無段変速装置９のプライマリプーリ３５およびプライマリシャフトＳＰに関連する上半分の構成、および下側にセカンダリプーリ３６およびセカンダリシャフトＳＳに関連する下半分の構成をそれぞれ示し、図２は最大変速比位置、図３は最小変速比位置にある状態を示している。

プライマリシャフトＳＰは軸線を中心として回転可能であり、プライマリシャフトＳＰの一端には固定シーブ３７が一体に形成され、内部には軸線方向に油路ＳＰＡが形成されている。そして、プライマリシャフトＳＰは固定シーブ３７より外側で、上述のトランスアクスルケース５に固定された軸受３１により回転自在に支持されている。プライマリシャフトＳＰの内部に軸線方向に形成された油路ＳＰＡは、不図示の油圧制御装置の油圧回路に連通されている。さらに、プライマリシャフトＳＰには、その外周面に向け半径方向に伸ばされ、かつ、油路ＳＰＡに連通された油路ＳＰＢが設けられている。

一方、可動シーブ３８は、プライマリシャフトＳＰの外周面に沿ってスライドする内筒部３８Ａと、内筒部３８Ａの固定シーブ３７側の端部から外周側に向けて連続された半径方向部３８Ｂと、半径方向部３８Ｂの外周端に連続され、かつ、軸受３２側に向けて軸線方向に伸ばされた外筒部３８Ｃとを有している。そして、内筒部３８Ａには、その内周面から外周面に亘って貫通する油路３８Ｄが形成されている。この油路３８Ｄと油路ＳＰＢとはプライマリシャフトＳＰの外周面に形成された後述のスプライン部を介して連通されている。

すなわち、可動シーブ３８の内筒部３８Ａの内周面には複数のスプライン歯（溝）３８Ｓが形成されている。他方、可動シーブ３８を摺動自在に支持するプライマリシャフトＳＰの外周面には、複数のスプライン溝（歯）ＳＰＧが形成されている。スプライン歯３８Ｓおよびスプライン溝ＳＰＧは、歯面または溝表面がインボリュート曲線をなすように形成されており、プライマリシャフトＳＰと可動シーブ３８とは軸方向に滑らかに相対移動可能であるが、プライマリシャフトＳＰと可動シーブ３８とが円周方向には相対移動が不可能な状態とされている。

なお、径方向の油路ＳＰＢは、プライマリシャフトＳＰに形成されたスプライン溝ＳＰＧより軸方向の外側に形成されている。このようにすると、ベルトＢから可動シーブ３８を介してプライマリシャフトＳＰに伝達されるトルクの伝達経路外に、径方向の油路ＳＰＢが位置されることになるので、径方向油路ＳＰＢへの応力集中が生じず、プライマリシャフトＳＰの強度を確保することができる。

更に、ベルト式無段変速装置９は、環状の隔壁部材であるシリンダ部材７０を含む。シリンダ部材７０は、図２および図３からわかるように、プライマリシャフトＳＰの径方向に延びる第一径方向部７０Ａと、第一径方向部７０ＡからプライマリシャフトＳＰの軸線と概ね平行に延びる第一筒状部７０Ｂと、第一筒状部７０Ｂから可動シーブ３８の背面に沿ってプライマリシャフトＳＰの径方向に延びる第二径方向部７０Ｃと、さらにこの第二径方向部７０ＣからプライマリシャフトＳＰの軸線と概ね平行に延びる第二筒状部７０Ｄとを有している。

シリンダ部材７０の第一径方向部７０Ａに形成されている中心孔部には、プライマリシャフトＳＰの先端部が圧入され、シリンダ部材７０は、軸受３２と共に不図示のロックナットを用いてプライマリシャフトＳＰの段部との間に固定されている。

そして、隔壁部材であるシリンダ部材７０の第一筒状部７０Ｂには、その内周に軸線に対し角度θ２をなすテーパ面ないしは円錐面７０Ｅが形成されている。一方、上述の可動シーブ３８には、その内筒部３８Ａの外周に軸線に対し角度θ２をなすテーパ面ないしは円錐面３８Ｅが形成されている。かくて、シリンダ部材７０の円錐面７０Ｅと可動シーブ３８の円錐面３８Ｅとで、図２に示す可動シーブ３８の最大変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造が構成されている。

また、可動シーブ３８の外筒部３８Ｃの外縁部には、シリンダ部材７０の第二筒状部７０Ｄの内周面と摺接するようにシール部材７２が配置されている。かくて、可動シーブ３８の内筒部３８Ａ、半径方向部３８Ｂ、外筒部３８Ｃおよびシリンダ部材７０によって、上述の油圧アクチュエータ４０を構成する第一油圧室４０Ａが画成されている。一方、シリンダ部材７０の第一径方向部７０Ａ、第一筒状部７０Ｂ、可動シーブ３８の内筒部３８Ａにおける軸方向端部およびプライマリシャフトＳＰによって、上述の油圧アクチュエータ４０を構成する第二油圧室４０Ｂが画成されている。この第一油圧室４０Ａおよび第二油圧室４０Ｂ内の油圧を制御して、可動シーブ３８を固定シーブ３７に対して移動させてベルトＢの巻き掛け半径を変化させることにより、所望の変速比を得ることができる。

また、可動シーブ３８の内筒部３８Ａの内周には、軸線に対し角度θ１をなすテーパ面ないしは円錐面３８Ｆが形成されている。一方、上述のプライマリシャフトＳＰには、その外周に軸線に対し角度θ１をなすテーパ面ないしは円錐面ＳＰＦが形成されている。かくて、可動シーブ３８の円錐面３８ＥとプライマリシャフトＳＰの円錐面ＳＰＦとで、図３に示す可動シーブ３８の最小変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造が構成されている。

一方、図２および図３の下側に示すセカンダリシャフトＳＳは軸線を中心として回転可能であり、セカンダリシャフトＳＳの一端には固定シーブ４２が一体に形成され、内部には軸線方向に油路ＳＳＡおよびＳＳＢが形成されている。そして、セカンダリシャフトＳＳは固定シーブ４２より外側で、上述のトランスアクスルリヤカバー６に固定された軸受３４により、回転自在に支持されていること前述の通りである。セカンダリシャフトＳＳの内部に軸線方向に形成された油路ＳＳＡおよびＳＳＢは、後述のように油圧制御装置の油圧回路に連通されている。さらに、セカンダリシャフトＳＳには、その外周面に向け半径方向に伸ばされ油路ＳＳＡに連通された油路ＳＳＣと、同様にして油路ＳＳＢに連通された油路ＳＳＤとが設けられている。

一方、可動シーブ４３は、セカンダリシャフトＳＳの外周面に沿ってスライドする内側筒状部４３Ａと、内側筒状部４３Ａの固定シーブ４２側の端部から外周側に向けて連続された半径方向部４３Ｂと、半径方向部４３Ｂの外周端に連続され、かつ、軸受３３側に向けて軸線方向に伸ばされた外側筒状部４３Ｃとを有している。なお、可動シーブ４３の内側筒状部４３Ａの内周面には複数のスプライン歯（溝）が形成され、他方、可動シーブ４３を摺動自在に支持するセカンダリシャフトＳＳの外周面には、複数のスプライン溝（歯）が形成されている。スプライン歯およびスプライン溝は、歯面または溝表面が例えばインボリュート曲線をなすように形成されており、セカンダリシャフトＳＳと可動シーブ４３とは軸方向に滑らかに相対移動可能であるが、セカンダリシャフトＳＳと可動シーブ４３とが円周方向には相対移動が不可能な状態とされている。

なお、この可動シーブ４３は、本実施の形態では、略椀形をした隔壁部材８０を有している。この隔壁部材８０は径方向に延在する半径方向部８０Ａと、この半径方向部８０Ａの内周端に連続され、かつ、軸受３３側に向けて傾斜して延ばされた傾斜部８０Ｂとを有している。そして、この半径方向部８０Ａが可動シーブ４３の外側筒状部４３Ｃに係合されると共に、不図示のスナップリングにより可動シーブ４３に固定されている。

さらに、ベルト式無段変速装置９は、隔壁部材としての環状のピストン部材９０を含む。ピストン部材９０は、図２および図３からわかるように、セカンダリシャフトＳＳの径方向に延びる第一径方向基部９０Ａと、第一径方向基部９０Ａから傾斜して延ばされた傾斜部９０Ｂと、傾斜部９０Ｂから可動シーブ４３の背面に沿いつつセカンダリシャフトＳＳの径方向に延びる第二径方向部９０Ｃとを有している。そして、第二径方向部９０Ｃの外周端には、可動シーブ４３の外側筒状部４３Ｃの内周面と摺接するようにシール部材９２が配置されている。そして、ピストン部材９０の第一径方向基部９０Ａの端面には、前述の油路ＳＳＤと後述する遠心油圧キャンセル油室に連通する複数個の油路溝９０Ｄが放射状に形成されている。

そして、上述のピストン部材９０は、ピストン部材９０の第一径方向基部９０Ａに形成されている中心孔に対し、セカンダリシャフトＳＳの先端の小径部が圧入され、不図示のロックナットを用いてセカンダリシャフトＳＳの段部との間に、軸受３３と共に固定されている。

かくて、可動シーブ４３の内側筒状部４３Ａ、半径方向部４３Ｂ、外側筒状部４３Ｃおよびピストン部材９０によって、上述の油圧アクチュエータ４５の一部を構成する制御油圧室４５Ａが画成されている。一方、ピストン部材９０と隔壁部材８０によって、上述の油圧アクチュエータ４５の他部を構成する遠心油圧キャンセル油室４５Ｂが画成されている。この制御油圧室４５Ａには、セカンダリシャフトＳＳの軸方向に形成された油路ＳＳＡ、同じく半径方向に形成された油路ＳＳＣを介して油圧制御装置の油圧回路から制御された油圧の作動油が供給される。一方、遠心油圧キャンセル油室４５Ｂには、セカンダリシャフトＳＳの軸方向に形成された油路ＳＳＢ、同じく半径方向に形成された油路ＳＳＤ、ピストン部材９０に形成された油路溝９０Ｅを介して作動油が供給される。

ここで、本発明の実施形態において、最大変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造を構成しているシリンダ部材７０の円錐面７０Ｅおよび可動シーブ３８の円錐面３８Ｅのなす角度θ２と、最小変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造を構成している可動シーブ３８の円錐面３８ＦおよびプライマリシャフトＳＰの円錐面ＳＰＦのなす角度θ１との関係について、さらに図４以下をも参照して説明する。

図４は、一般的なＶベルトＢが一対のプライマリプーリ３５とセカンダリプーリ３６とに巻き掛けられている状態とそれぞれに作用している力の釣り合い関係を示す模式図であり、図４（Ａ）は、変速比γが最大（以下、γmaxと称す）の状態、図４（Ｂ）は、変速比γが最小（以下、γminと称す）の状態を示している。ここで、ＦｊはベルトＢから加えられるプーリ軸間力であり、αｐはプライマリプーリ３５の巻き掛け角度、αｓはセカンダリプーリ３６の巻き掛け角度である。また、図２および図３に示すように、プライマリプーリ３５の可動シーブ３８に加えられるプライマリプーリ推力をＦｐ、セカンダリプーリ３６の可動シーブ４３に加えられるセカンダリプーリ推力をＦｓ、プーリ溝３９、４４を形成するプーリコーン面の角度をβおよびベルトＢとプーリコーン面との間の摩擦係数をμｂとする。

ここで、可動シーブ３８が固定部材に対してセンタリングされる条件を、プライマリプーリ３５における可動シーブ３８の最大変速比対応位置についてモデル化した図５の力線図に基づいて説明する。図５において、ＭＳは角度θの凸状円錐面（３８Ｅ）を有する可動シーブ（３８）相当部材であり、ＢＨは角度θの凹状円錐面（７０Ｅ）を有する隔壁（７０）相当部材である。なお、図５には、可動シーブ相当部材ＭＳと隔壁相当部材ＢＨの中心軸が若干偏心（オフセット）した状態で示されており、このオフセットを解消すべくセンタリングが行なわれる。まず、可動シーブ相当部材ＭＳの円錐面が隔壁相当部材ＢＨの円錐面に当接した後、センタリングが行なわれるには、可動シーブ相当部材ＭＳがオフセット分移動されねばならない。可動シーブ相当部材ＭＳには軸方向の推力Ｆｐが作用しており、これの円錐面に沿う方向の分力は「Ｆｐ×cosθ」と表される。次に、可動シーブ相当部材ＭＳにはベルトＢから加えられるプーリ軸間力Ｆｊが作用しており、これは軸線に直交し偏心を助長する方向の力であり、これの円錐面に沿う方向の分力は「Ｆｊ×sinθ」と表される。また、円錐面上に発生する垂直抗力は「Ｆｐ×sinθ＋Ｆｊ×cosθ」である。そこで、円錐面の摩擦係数をμとすると、円錐面上の摩擦力はμ（Ｆｐ×sinθ＋Ｆｊ×cosθ）となる。従って、センタリングが行なわれる条件は下式（１）を満たすことである。

（１） Ｆｐ×cosθ−Ｆｊ×sinθ−μ（Ｆｐ×sinθ＋Ｆｊ×cosθ）≧０
ここで、（１）式を変形して、プライマリプーリ３５の可動シーブ３８に加えられるプライマリプーリ推力Ｆｐとプーリ軸間力Ｆｊとの比Ｆｐ／Ｆｊで表すと、下式（２）が得られる。

（２） Ｆｐ／Ｆｊ≧tan（θ＋atan（μ））
今、可動シーブ相当部材ＭＳおよび隔壁相当部材ＢＨとして、鉄系の材料（代表的にμ＝０．１４）を用いた場合、比Ｆｐ／Ｆｊと円錐面角度θとの関係は、図６に示すように表される。図６において、曲線Ａはセンタリング発生限界線であり、これより右下側の領域はセンタリング作用が生じない「ＮＧ領域」、左上側の領域は「センタリング発生領域」を示している。なお、ここで、「センタリング発生領域」では、何処にあってもセンタリング作用が得られる。しかし、この曲線Ａから離れる程、楔作用が強固に発揮され、場合によっては可動シーブ相当部材ＭＳが隔壁相当部材ＢＨから抜け難くなることがある。従って、実用化するに際しては、センタリング発生限界線Ａ上か、その左上近傍域で円錐面角度θを設定するのが好ましい。

しかしながら、上述の可動シーブ相当部材ＭＳの最大変速比対応位置における円錐面角度θを、可動シーブ３８の最大変速比対応位置における円錐面角度θ２および最小変速比対応位置における円錐面角度θ１として、単に、同一の角度に設定するのでは、最大変速比対応位置と最小変速比対応位置とでベルトＢの巻き掛け角度αｐが異なることから、両位置において同一の嵌合状態を得るためには好ましくない。そこで、かかる可動シーブ３８の最大変速比対応位置における円錐面角度θ２と最小変速比対応位置における円錐面角度θ１との好適な関係についてさらに説明する。

ここで、上述の図４（Ａ）に示す最大変速比γmax対応位置および図４（Ｂ）に示す最小変速比γmin対応位置においては、一対のプライマリプーリ３５とセカンダリプーリ３６とこれらに巻き掛けられているベルトＢに作用している力の釣り合いから、下式（３）が成立する。

（３） Ｆｊ＝４×tan（β＋atan（μｂ））×Ｆｐ×sin（αｐ／２）／αｐ
この（３）式から、比Ｆｐ／Ｆｊの算出式（４）が以下のように求められる。

（４） Ｆｐ／Ｆｊ＝αｐ／｛４×tan（β＋atan（μｂ））×sin（αｐ／２）｝
すなわち、比Ｆｐ／Ｆｊはプーリコーン面の角度βとプライマリプーリ３５の巻き掛け角度αｐとベルトＢとプーリコーン面との間の摩擦係数μｂとの関数であり、この比Ｆｐ／Ｆｊと変速比γとの関係は図７に示すように表される。図７から理解されるように、比Ｆｐ／Ｆｊは変速比γの変化に対応して変動し、最大変速比γmax対応位置における比Ｆｐ／Ｆｊは、必ず最小変速比γmin対応位置における比Ｆｐ／Ｆｊよりも小さくなる。

次に、上述した比Ｆｐ／Ｆｊと円錐面角度θとの関係を表した図６のグラフのセンタリング発生限界線である曲線Ａに、上で求めた最大変速比γmax対応位置における比Ｆｐ／Ｆｊおよび最小変速比γmin対応位置における比Ｆｐ／Ｆｊを対応させて、最大変速比対応位置における円錐面角度θ２および最小変速比対応位置における円錐面角度θ１を求める。すると、図８に示すように、最大変速比対応位置における円錐面角度θ２は最小変速比対応位置における円錐面角度θ１よりも必ず小さくなる。この関係は、最大変速比γmaxおよび最小変速比γminや、プーリコーン面角度βおよびベルトＢとプーリコーン面との間の摩擦係数μｂをどのように設定したとしても必ず成立する。これは、前述のように、プライマリプーリ３５においては、その最大変速比対応位置における巻き掛け角度αｐは図４（Ａ）に示すように１８０°よりも小さく、また、最小変速比対応位置における巻き掛け角度αｐは図４（Ｂ）に示すように１８０°よりも大きいからである。

従って、プライマリプーリ３５において、最大変速比対応位置における円錐面角度θ２および最小変速比対応位置における円錐面角度θ１は、前述の図６のグラフにおいて、センタリング発生領域に設定する限り、本発明の楔作用による効果を享受し得ることは当然であるが、少なくとも、センタリング発生限界線Ａ上で両者を設定するときは、最大変速比対応位置における円錐面角度θ２を最小変速比対応位置における円錐面角度θ１よりも所定角度小さくすることが、同じ嵌合状態を得る上で好ましい。

なお、上の説明においては、最大変速比または最小変速比に対応する位置において、プーリ軸を含む固定部材に対し楔作用で一体化させる構造をプライマリプーリ３５にのみ設けた実施形態について説明したが、かかる構造をセカンダリプーリ３６側に設けてもよいことはいうまでもない。セカンダリプーリ３６側に設ける場合には、最大変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造は、可動シーブ４３の内周に形成された円錐面と、セカンダリプーリ軸ＳＳの外周に形成された円錐面とで構成され、最小変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造は、可動シーブ４３と一体の内筒部の外周に形成された円錐面と、隔壁部材としてのピストン部材９０の内周に形成された円錐面とで構成されることになる。

さらに、可動シーブが楔作用で一体化される隔壁部材としては、プーリ油圧室を形成する隔壁部材に限られず、可動シーブが電動モータ等で駆動される形態の場合には、かかる電動モータ等のケーシングを形成する隔壁部材であってもよい。

本発明に係る無段変速機が適用された車両の一部を示す概略構成図である。 本発明の要部を示す拡大断面図であり、その上側にベルト式無段変速装置のプライマリプーリ側の上半分の構成、および下側にセカンダリプーリ側の下半分の構成であって最大変速比位置にある状態を示している。 本発明の要部を示す拡大断面図であり、その上側にベルト式無段変速装置のプライマリプーリ側の上半分の構成、および下側にセカンダリプーリ側の下半分の構成であって最小変速比位置にある状態を示している。 ベルトＢが一対のプライマリプーリとセカンダリプーリとに巻き掛けられている状態とそれぞれに作用している力の釣り合い関係を示す模式図であり、（Ａ）は、変速比γが最大（γmax）の状態、（Ｂ）は、変速比γが最小（γmin）の状態を示している。 プライマリプーリにおける可動シーブの最大変速比対応位置についてモデル化した力線図である。 プライマリプーリ推力Ｆｐとプーリ軸間力Ｆｊとの比Ｆｐ／Ｆｊと円錐面角度θとの関係を示すグラフである。 プライマリプーリ推力Ｆｐとプーリ軸間力Ｆｊとの比Ｆｐ／Ｆｊと変速比γとの関係を示すグラフである。 最大変速比γmax対応位置における比Ｆｐ／Ｆｊおよび最小変速比γmin対応位置における比Ｆｐ／Ｆｊを対応させて、最大変速比対応位置における円錐面角度θ２および最小変速比対応位置における円錐面角度θ１を求める過程を説明するための図６と同じグラフである。

符号の説明

３５ プライマリプーリ
３６ セカンダリプーリ
３７、４２ 固定シーブ
３８、４３ 可動シーブ
３８Ｅ、３８Ｆ 円錐面
７０ シリンダ部材（隔壁部材）
７０Ｅ 円錐面
９０ ピストン部材（隔壁部材）
ＳＰ プライマリシャフト
ＳＰＦ 円錐面
ＳＳ セカンダリシャフト
Ｆｐ プライマリプーリ推力
Ｆｓ セカンダリプーリ推力
Ｆｊ プーリ軸間力
αｐ プライマリプーリの巻き掛け角度
αｓ セカンダリプーリの巻き掛け角度
β プーリコーン面角度
θ１ 最小変速比対応位置における円錐面角度
θ２ 最大変速比対応位置における円錐面角度

Claims (4)

1. プーリ軸に固定された固定シーブと、該プーリ軸に相対回動不能で軸方向移動可能に嵌合された可動シーブと、該可動シーブの背面側に配置され前記プーリ軸に固定された隔壁部材とを含むベルト式無段変速機において、
   前記可動シーブを、最大変速比または最小変速比に対応する位置において、前記プーリ軸を含む固定部材に対し楔作用で一体化させる構造が設けられていることを特徴とするベルト式無段変速機。
2. 前記最大変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造は、前記可動シーブと一体の内筒部の外周に形成された円錐面と、前記隔壁部材の内周に形成された円錐面とで構成されていることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機。
3. 前記最小変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造は、前記可動シーブの内周に形成された円錐面と、前記プーリ軸の外周に形成された円錐面とで構成されていることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機。
4. 前記最大変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造における円錐面のなす角度は、前記最小変速比に対応する位置において楔作用で一体化させる構造における円錐面のなす角度よりも小さいことを特徴とする請求項２または３に記載のベルト式無段変速機。
   

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