JP2006527829A - 無段変速機 - Google Patents

Abstract

無段変速機（１）であって、一次プーリ（２）と二次プーリ（３）とを備え、前記プーリの周囲に、プーリ（２，３）の２つの円錐形のプーリ円盤のうちの１つのほぼ軸方向に向いた接触面と接触するほぼ軸方向に向いた走行面をいずれの側にも備え、いわゆる一次ベルト角αｐ上部で、一次プーリ（２）のプーリ円盤間に締め付けられ、いわゆる二次ベルト角λｓ上部で、二次プーリ（３）のプーリ円盤間に締め付けられた駆動ベルト（１０）が配置され、駆動ベルト（１０）の走行面が、一次プーリ（２）の接触面および二次プーリ（３）の接触面と径方向に関してそれぞれ一次接触角λｐと二次接触角λｓをなして接触し、変速機（１）の少なくとも１つの速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐで、接触角λｐおよびλｓとベルト角αｐおよびαｓが式（Ａ）を少なくともほぼ満足する無段変速機（１）。

Description

本発明は、請求項１の前文による無段変速機に関する。このタイプの変速機は、一般に周知であり、変速機の一次プーリと二次プーリの間で機械動力を伝達するために使用され、偶力または回転速度が伝達される変速機の速度伝達比を一定の範囲内で連続的に変化させることができる。周知のように、それぞれのプーリのほぼ円錐台または円錐状の２つのプーリ円盤間に駆動ベルトが締め付けられている。本発明では、変速機の速度伝達比は、二次プーリ上の駆動ベルトの有効半径方向位置と一次プーリ上の駆動ベルトの有効半径方向位置との間の比率として定義されている。これらの位置は、それぞれ二次走行半径および一次走行半径とも呼ばれる。これらの走行半径、すなわち、速度伝達比を変化させるために、各プーリのプーリ円盤の少なくとも１つが軸方向に移動できるように配置される。

例えば、欧州特許出願第ＥＰ−Ａ−１ ２１８ ６５４号（特許文献１）では、以下にそれぞれ一次型締め力および二次型締め力と呼ぶ、駆動ベルトをプーリのプーリ円盤間に締め付ける２つの軸方向の力は、プーリと駆動ベルトの間の摩擦力を介してプーリ間で伝達可能なトルクを決定する際の極めて重要な要因を表す。一方、これらの型締め力間の比率は、速度伝達比を決定する際の極めて重要な要因である。供給されるトルクを伝達する各プーリに必要な最小型締め力は、下式で近似できることに留意されたい。

上式で、Ｋｐは、この一次プーリに供給される一次トルクＴｐが、接線または円周方向に駆動ベルトとそれぞれのプーリ円盤との間でほぼ滑ることなく伝達され、このプーリ円盤と駆動ベルトとの間の有効接点の位置のところのプーリ円盤上の接線が、径方向との間に接触角λを形成するための一次プーリのプーリ円盤によって駆動ベルト上にかかる最小型締め力であり、前記接点が、前記一次走行半径に対応するプーリ回転中心からの径方向の距離Ｒｐのところに位置し、駆動ベルトとプーリ円盤との間の摩擦μ_Ｔの有効係数が、この接線方向で優勢である。
必要な最小二次型締め力Ｋｓは、二次トルクＴｓと二次走行半径Ｒｓとから該当する方法で計算される。しかし、トルクと走行半径Ｔｐ／ＲｐおよびＴｓ／Ｒｓとの比率は、それぞれ、可能な損失を無視すると、２つのプーリについて等しくなるのが避けられないため、必要な最小二次型締め力は前記必要な最小一次型締め力に等しい。

しかし、実際、略して型締め力比と呼ばれる一次および二次型締め力間の比は、規定の所望の速度伝達比を実現できるように、１よりかなり大きいか小さい必要がある。変速機の平衡状態に必要な型締め力比を、すなわち、一定の速度伝達比を、ここではＫｐＫｓ比で示してある平衡型締め力比と呼ぶことにする。上記周知の変速機では、平衡型締め力比は、速度伝達比が異なると値が異なり、この平衡型締め力比は、一般に、少なくとも数字が最も小さい速度伝達比、すなわち、オーバードライブで１を超え、また、少なくとも数字が最も大きい速度伝達比、すなわち、ローで１より小さい。変速機の速度伝達比と一定の速度伝達比の関連する平衡型締め力比の関係を以下、ＫｐＫｓ曲線と呼ぶ。速度伝達比が減少または増加する変速機の非平衡状態では、必要な型締め力比は前記平衡型締め力比に関してそれぞれ増加または減少し、ここでＦｐＦｓ比と呼ぶ実際に働く型締め力比の程度が、速度伝達比が変化する速度を決定する際に極めて重要な要因である平衡型締め力比からずれる。
したがって、変速機の平衡状態では、一次および二次型締め力のうち小さい方は、トルク伝達に必要な最小レベルに少なくとも等しくなければならないが、大きい方の型締め力は、平衡型締め力比、すなわち、ＫｐＫｓ比から求められる。したがって、ＫｐＫｓ比が１からずれると、少なくとも一方の型締め力は平衡状態を実現するために、前記最小の必要レベルより高いレベルを採用する。
型締め力は、油圧式ピストン／シリンダ・アセンブリまたは電気駆動式ねじ付き軸などのプーリの軸方向の可動円盤に通常作用する適切な、一般的に周知である作動手段の助けによって行われることに留意されたい。各プーリの型締め力は、それぞれのプーリ円盤間に締め付けられた駆動ベルトの一部の長さにわたって駆動ベルトに作用する。本発明の定義によれば、前記長さは、プーリごとに駆動ベルトのそれぞれの締め付けられた部分が囲む角度として定量化され、一次および二次ベルト角と呼ばれる。この場合、一次ベルト角と二次ベルト角との総計は、当然、２πに等しい。すなわち、各プーリの駆動ベルトが描く円弧を合わせると常に完全な円を形成する。

さらに、少なくともプーリの一方の、上記周知の変速機では、前記最小の必要な型締め力は究極的に望まれて実際に掛かる型締め力を定義する安全係数によって増加しおよび／または乗算される。この種の増加の効果は、式（１）のパラメータのいかなる誤差も、すなわち、例えば、供給されるトルクの過度に急速な増加によってプッシュ・ベルトおよびプーリの上記滑りを引き起こさないことである。また、安全係数は型締め力の最小の必要なレベルに対して一種のマージンを形成し、このマージンによって、速度伝達比が一定である前記平衡状態から速度伝達比が変動する非平衡状態に移行することができる。この移行は、それぞれの他方の型締め力を増加させずに、ＫｐＫｓ比によるこの力に必要な値に対して２つの型締め力のうちの一方を低減し、これにより上記滑りを直ちに引き起こさないことで実行される。この種の制御は、速度伝達比の所望の変化に比較的早く反応でき、さらに、変速機の速度伝達比が２つの型締め力の一方のみを制御することで双方向に制御できるという利点を有する。上記周知の変速機では、安全係数の数値１．３はこの計数の一般に適用可能な下限値と考えられる。
実際、上記周知の変速機は、特に、旅客輸送のための自動車のエンジンと駆動輪との間の確実で有効な自動変速機であることが分かっている。この種の用途では、駆動機構全体の効率、特に変速機の効率は、自動車の決定的とはいわずとも必須の特性であると一般に考えられる。
欧州特許出願第ＥＰ−Ａ−１ ２１８ ６５４号公報

（発明が解決しようとする課題）
したがって、本発明の目的は、効率を大幅に向上させることができる変速機の代替の設計を提供することである。

（課題を解決するための手段）
本発明によれば、この種の改良は、請求項１に記載の変速機内で実現される。本発明の変速機は、接触角、特に、一次プーリ上の接触角の正接と二次プーリ上の接触角の正接との少なくとも数字が最も小さい速度伝達比、すなわち、オーバードライブおよび／または少なくとも数字が最も大きい速度伝達比、すなわち、ローにおける比が、一次プーリおよび二次プーリ上のベルト角の比の逆数に対応する相互の関係にあることを特徴とする。
本発明の変速機では、変速機の効率および頑丈さが、上記周知の変速機と比べて大幅に向上していることを出願人は発見した。本発明によれば、請求対象の変速機はそのいくつかの機能要素に関して最適の設計を提示することもできる。この顕著な発見のための仮説である１つの可能な説明は、接触角とベルト角との上記関係が平衡型締め力比の好ましい変化に貢献し、より詳細には、少なくともほぼ１に等しい数値を有する平衡型締め力比に貢献することである。
本発明の型締め力のこの特定の平衡比、すなわち、ＫｐＫｓ比は、変速機の効率および頑丈さに肯定的な効果をもたらす。これは、特定の速度伝達比の型締め力の最大レベルが低減すると、それだけこれら２つの要素が向上するためである。例えば、型締め力レベルの低下と共に、駆動ベルトとプーリ間の摩擦損失が減少するのは、これらの構成要素の磨耗が減少するのと同様である。また、例えば、油圧的または電気的に型締め力を生成するのに必要な電力は、一般に、生成する力のレベルと共に減少する。したがって、変速機の効率は、型締め力の最大レベルに対して逆の関係になる。１に等しいＫｐＫｓ比は、型締め力間の最適な比を表し、２つのプーリの型締め力のレベルは、もっぱら供給されるトルクによって決定され、そのため型締め力の最大レベルは最小限にされる。
この場合、一方では、オーバードライブのＫｐＫｓ比の値は、変速機の最も重要な用途では、変速機は、大半の時間とは言わないまでも比較的長い時間にわたってオーバードライブであるかそれに近いのが一般的であるという事実のために、この用途を表す自動車の燃料消費の決定的な要因である。他方、ローのＫｐＫｓ比の値は、また、変速機の効率に関して重要である。これは、この速度伝達比では、一次走行半径が最小で、したがって、自動車に変速機を用いた場合と同様に、少なくとも、他のすべての速度伝達比で供給される最大トルクが等しいか小さい場合には、式（１）に従って必要な一次型締め力は最大であるという理由に基づく。

最適なシナリオでは、ＫｐＫｓ比は、また、ローとオーバードライブの間の変速機の速度伝達比の全範囲にわたってほぼ１に等しい。一定の速度伝達比を有する変速機の所与の平衡状態から始めて、式（１）によるこれに必要な最小値に関する一次および／または二次型締め力の、変速機制御によって加えられる増加は、非平衡状態へと導き、その結果、変速機の速度伝達比は、定義された速度で定義された方向に変化し始める。この結果、加えられた前記増加は再度打ち消される。
さらに、本発明によれば、より一般的に言えば、この比の数値に関わらず、多少一定のＫｐＫｓ比の値が有利である。これは、変速機が、一次および／または二次型締め力の変化にどの速度伝達比でもほぼ同じ方法で反応するからである。例えば、一定の数値を有する平衡型締め力比では、速度伝達比が変化する方向および速度などの非平衡状態での変速機の動的な性能が、加えられる上記変化の関数として、有利には多少一定であり、または少なくともこの速度伝達比に伴って小さい程度に変化する。このことは、変速機の制御を比較的簡単な方法で調整でき、変速機の動的な性能が瞬間的な速度伝達比からほぼ独立しているという利点を有する。これらの要素は、型締め力を加えるための変速機制御の簡単さと頑丈さにとって利益となる。
本発明は、前記平衡型締め力比が有利に実現される変速機のいくつかの例示としての実施形態を提供する。これらの例について、添付の例示としての図面を参照しながら以下に説明する。

（図面の簡単な説明）
図１は、従来技術の２つのプーリと１つの駆動ベルトを備える無段変速機の略断面図である。
図２は、図１に示す変速機の略側面図である。
図３は、本発明の無段変速機の駆動ベルトとして好ましくは用いられるプッシュ・ベルトの断面図である。
図４は、図３に示すプッシュ・ベルトの横断要素の側面図である。
図５は、本発明の無段変速機の図３に示すプッシュ・ベルトと併用可能なプーリ円盤の詳細、特にその接触面を示す図である。
図６は、速度伝達比の結果としての一次プーリと二次プーリの型締め力の差を示す図である。
図７は、湾曲した駆動ベルトの小さい部分を用いてその内部の引張力と内向きの径方向に働く力成分との関係を示す図である。
図８は、両方のプーリについて１１度の一定の接触角を有する上記周知の変速機の速度伝達比と対比して理論的に近似された平衡型締め力比を示す図である。
図９は、いわゆる、一次および二次プーリの接触角輪郭を速度伝達比と対比させて描いた図であり、理論的に近似された平衡型締め力比はこの速度伝達比に関わらず１に等しい。
図１０は、駆動ベルトとプーリとの接線方向の断面図において、作用する軸方向の型締め力の影響による両者の接触の力の作用を示す図である。

図１は、従来技術の無段変速機の略断面図である。上記周知の変速機１は、いくつかの力Ｔｐでエンジン（図示せず）によって駆動できる一次プーリ２と、いくつかの力Ｔｓで負荷（図示せず）を駆動できる二次プーリ３とを備える。両方のプーリ２および３は、それぞれのプーリ軸２０、３０に固定されたプーリ円盤２１、３１と、前記軸２０、３０に関して軸方向にずらすことができるプーリ円盤２２、３２とを備える。駆動ベルト１０、より詳細には、プッシュ・ベルト１０は、プーリ円盤２１、２２、３１、３２間に締め付けられ、摩擦の助けを借りて機械動力を２つの軸２０および３０の間で伝達することができる。以下に、一次型締め力Ｋｐおよび二次型締め力Ｋｓと呼ぶ駆動ベルト１０が各プーリ２、３について所定位置に締め付けられる軸方向の力は、それぞれ、この場合、２つのプーリ２、３のそれぞれの圧力室２４、３４内に油圧を加えることで実現される。
変速機１の速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐは、駆動ベルト１０の二次走行半径Ｒｓと一次走行半径Ｒｐとの比、すなわち、それぞれのプーリ２および３のプーリ円盤２１、２２、３１、および３２間の有効半径方向位置によって決定される。本発明に従って定義される変速機１の前記走行半径ＲｐおよびＲｓ、したがって、速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐは、それぞれのプーリ軸２０、３０にわたって逆の軸方向に移動可能な円盤２２、３２によって変位可能である。図１には、小さい速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐ、すなわち、比較的大きい一次走行半径Ｒｐと比較的小さい二次走行半径Ｒｓとを有する変速機１が示されている。
速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐ、一次走行半径Ｒｐ、二次走行半径Ｒｓは、互いに明らかに定義され、幾何学的に決定された関係にあり、この関係は、とりわけ、駆動ベルト１０の長さと、それぞれのプーリ２、３の回転軸間距離と、最大および最小走行半径ＲｐおよびＲｓによって決定され、そのため、これらの変数は適宜他の変数から計算できることに留意されたい。

図２は、図の左側に一次軸２０を備える一次プーリ２と、図の右側に二次軸３０を備える二次プーリ３を備える上記周知の変速機１の側面図である。図１とは異なり、この図では、比較的大きい速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐを備え、一次走行半径Ｒｐが二次走行半径Ｒｓより小さく、その結果、動作時には、一次プーリ２が二次プーリ３よりも回転速度が小さい変速機１が示されている。図を見やすくするために、その２、３のみを示すほぼ連続する一連の横断要素１１と、いくつかの径方向に入れ子構造になった連続する平坦で薄い金属リングからなる少なくとも１つの組１２を備えるプッシュ・ベルト１０と呼ばれる駆動ベルト１０を示す。
このプッシュ・ベルト１０を、図３および４に詳細に示す。図３は、プッシュ・ベルト１０の断面図であり、図４は、その横断要素１１の側面図である。この断面図は、いずれの側にも凹部があり、その各々に一組のリング１２がある横断要素１１の正面図を示す。一組のリング１２と横断要素１１とは互いを径方向または高さ方向に保持するが、横断要素１１は、その円周方向にリング１２の複数の組に沿って動くことができる。さらに、横断要素１１は、プッシュ・ベルト１０の円周方向に突起部１３とも呼ばれる突出部と、要素１１の反対の主要な側に配置された凹部１４を有し、突起部１３と凹部１４はプッシュ・ベルト１０内の一連の横断要素１１を互いに安定させる働きをする。

横断要素１１の底部１５は傾斜し、隣接する横断要素１１は互いに関して傾斜し、プッシュ・ベルト１０は、それぞれのプーリ２および３のプーリ円盤２１、２２、３１、３２間に締め付けられたような状態で円弧を描くことができる。上記の有効径方向位置、すなわち、プッシュ・ベルト１０の有効走行半径Ｒｐ、Ｒｓは、横断要素１１の底部１５の上側の径方向位置にほぼ対応し、前記上側は横断要素１０の傾斜線１７とも呼ばれ、この線に沿って横断要素１０が前記円弧内で互いに接触することに留意されたい。底部１５は、さらに、いずれの側にもいわゆる走行面１６を備え、それを介して横断要素１１は、プーリ円盤２１、２２；３１、３２間に締め付けられ、駆動プーリ２の回転は、摩擦を介して締め付けられた横断要素１１に伝達される。それにより、横断要素１１間に大幅な押し付け力が発生することがあり、その結果、それらは、リングの組１２上で被駆動プーリ３の方向に順次押し合う。次いで、プッシュ・ベルト１０が、被駆動プーリ３の円盤３１と３２との間に締め付けられた位置で、横断要素１１間に存在する押し付け力は、摩擦を介して被駆動プーリ３にほぼ完全に伝達される。最後に、横断要素１１は、被駆動プーリ３から駆動側プーリ２に順次押し付け、比較的小さい押し付け力を発生させる。この場合、リングの組１２によって、横断要素１１は、確実にプッシュ・ベルト１０のために意図された経路を引続きたどる。

図５は、接線方向から見た断面図に基づくプーリ円盤４３の詳細を示す図である。横断要素１１の走行面１６と接触するためのプーリ円盤４３のいわゆる接触面４０は、任意選択で可変の曲率半径Ｒ４０を有する曲率を備え、接触面４０上の点Ｒで接線４１と径方向４２との間に画定された接触角λが前記径方向から見て増加する。したがって、接線方向の断面から分かる変速機１の接触面４０は、変速機１のローカル接触角λと速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐの関係として定義できる輪郭を描く。プーリ２、３ごとに、前記輪郭は、それぞれ一次接触角輪郭λｐ（Ｒｓ／Ｒｐ）、二次接触角輪郭λｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）と呼ばれ、プーリ２、３の固定および可動円盤２１、２２、３１および３２は同じ輪郭を有する。また、２つのプーリ２および３は、好ましくは形が同じである、すなわち、互いに鏡面対称の接触角輪郭λｐ（Ｒｓ／Ｒｐ）およびλｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）を有する。
プーリ２、３の湾曲した接触面４０と最適に相互動作することができるようにするために、図３に示すプッシュ・ベルト１０の断面図から分かるように、横断要素１１の走行面１６は湾曲部を備える。この場合、プーリ２、３の接触面４０によって画定される接触角輪郭λｐ（Ｒｓ／Ｒｐ）およびλｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）に少なくとも対応する接触角λの範囲は走行面１６の輪郭内に画定される。

変速機１の平衡状態、すなわち、一定の速度伝達比に必要な型締め力比、すなわちＫｐＫｓ比は、プーリ２、３ごとに駆動ベルト１０のベルト・セット１２内で発生する引張力Ｆｔが互いに等しくなければならない平衡状態から生まれる。この平衡状態を図６に示す。各プーリ２および３について、引張力Ｆｔが、駆動ベルト１０の径方向に、それぞれ作用する径方向の力ＦｒｐおよびＦｒｓの結果として生成され、この力ＦｒｐおよびＦｒｓが、各プーリ２、３のローカル接触角λｐ、λｓと、それぞれ円盤２１および２２、３１および３２の間に加えられるほぼ軸方向を向いた型締め力Ｋｐ、Ｋｓとの結果として生成される。これを一次プーリ２について詳細に記述すると、以下の関係が成り立つ。

径方向の力ＦｒｐおよびＦｒｓは、それぞれ一次プーリ２および二次プーリ３のプーリ円盤２１、２２、３１、３２間に締め付けられた駆動ベルト１０の部分の長さにわたって横断要素１１の走行面１６上に作用する。前記長さは、ここで、一次ベルト角αｐおよび二次ベルト角αｓとしてそれぞれ示される駆動ベルト１０の締め付けられた部分によって囲まれる角度として各プーリ２、３について定量化できる。次に、平衡状態に必要な径方向の力ＦｒｐおよびＦｒｓが、それぞれのベルト角αｐおよびαｓ上で、ベルト角ｄαの単位あたりの引張力Ｆｔを総計することで決定される。これを一次プーリ２について詳細に記述すると、以下の関係が成り立つ。

図７は、式（３）の微分をベルトの組１２の小部分に基づいて示す。

式（２）および（３）は、二次プーリ３について、生成される引張応力Ｆｔが両方のプーリ２および３に適用される一定の速度伝達比の上記平衡状態で、対応する方法で微分でき、そのため平衡状態の型締め力比ＫｐＫｓに以下の関係が適用される。

上式で、ベルト角αｐおよびαｓが、それぞれの走行半径Ｒｐ、Ｒｓの関数として、したがって、速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐの関数としても変化する。ベルト角αｐおよびαｓと走行半径ＲｓおよびＲｐとのこの種の関係は、変速機１の幾何学構造によって決定され、例えば、以下のように、比較的正確に近似できる。

Ｒｓ（Ｒｐ，Ｒｐ_ＭＩＮ，Ｒｐ_ＭＡＸ）で：

上式で、Ｒｐ_ＭＩＮは、出現する最小一次走行半径Ｒｐ、Ｒｐ_ＭＡＸは、出現する最大一次走行半径Ｒｐである。式（５）および（６）の微分において、例えば、図６のケースであるが自動車で一般に所望されるケースと同様に、２つのプーリ２および３が互いに径方向にできるだけ近くに位置するものとする。
図８は、速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐに関連するＫｐＫｓ比の、接触角λｐおよびλｓが一定の等しい値（この例では、１１度）を有する式（４）、（５）および（６）の反復的または数値的に決定できる解を示す。

偶然に駆動ベルト１０のタイプから独立した、すなわち、図２〜図４に示すプッシュ・ベルト１０だけでなくゴム製Ｖベルト、金属チェーンなどにも適用される上記の解析から、ＫｐＫｓ比は、互いに異なる一次接触角λｐおよび／または二次接触角λｓの値の選択によって影響を受けることがあるという結論が得られる。型締め力ＫｐおよびＫｓの平衡状態比（ＫｐＫｓ曲線と呼ばれる）が、有利にはすべての速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐについて１に等しい、変速機の速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐの関数としての接触角λｐ、λｓの比は、このケースでは、Ｋｐ／Ｋｓ＝１で式（４）を満足するはずである。

偶然に、式（７）から、ベルト角αｐおよびαｓ（したがって、また走行半径ＲｐおよびＲｓ）が互いに等しい速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐで接触角λｐ、λｓの値は同じになる。
図９は、式（７）の１つの可能な解を示す。図９には、一次プーリ２と二次プーリ３のそれぞれの接触角λｐ、λｓが、いわゆる接触角輪郭λｐ（Ｒｓ／Ｒｐ）、λｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）の形で速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐと対比して描かれている。したがって、理論的に近似されたＫｐＫｓ比は、このケースでは、すべての可能な速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐで１に等しい。図９に示す図は、等しい最小の可能な半径寸法を有するプーリ２および３と組み合わせた最小一次走行半径Ｒｐ_ＭＩＮが約３０ｍｍで最大一次走行半径Ｒｐ_ＭＡＸが約７５ｍｍの通常の変速機１に適用される。

式（７）を解くために必要な境界条件は、このケースでは、各プーリ２、３の接触角輪郭λｐ（Ｒｓ／Ｒｐ）およびλｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）が連続する曲線であり、それぞれ二次プーリ３上で連続的に上昇し、一次プーリ（２）上で連続的に下降するというものである。さらに、本発明によれば、一方では、接触角λｐ、λｓの下限値はできる限り小さいものを選択することが好ましい。これは、その結果、ベルトの組１２の径方向の力Ｆｒｐ、Ｆｒｓ、したがって、また引張力Ｆｔが有利には低いためである。結局、前記引張力Ｆｔは一定のレベルであるため、供給されるトルクＴｐの伝達には全く貢献しない。同時に、ベルトの組１２は、引張力Ｆｔによる機械負荷を受ける。本発明によれば、他方、すべての場合に、駆動ベルト１０をプーリ円盤２１、２２、３１、３２間で径方向に変位して速度伝達比Ｒｓ／Ｒｐを変更できなければならない。このために、前記径方向の力Ｆｒｐは駆動ベルト１０とプーリ２、３との間の摩擦Ｆｗに少なくとも打ち勝つことができなければならない。一次プーリ２について記述される以下の関係が適用される。

上式で、μ_Ｒは、駆動ベルト１０の走行面１６とプーリ円盤４３の接触面４０との接触における径方向に測定した摩擦係数である。Ｆｎは、その接触における通常の力である。式（８）の概略を図１０に示す。図１０は、前記接触内で活動状態である力（Ｋｐ，Ｆｗ，Ｆｒｐ，Ｆｎ）を示す。式（８）は、接触角λが摩擦μ_Ｒの径方向の係数の逆正接より大きくなければならないという条件を生む。変速機のプーリ２、３と駆動ベルト１０との間の潤滑された金属と金属との接触において、μ_Ｒには、最大値約０．１２が通常適用される。したがって、本発明によれば、ローの一次接触角λｐとオーバードライブの二次接触角λｓは、好ましくは少なくとも７度に等しい。これで、式（４）、（５）、（６）および（７）を用いて完全な接触角輪郭λｐ（Ｒｓ／Ｒｐ）およびλｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）を繰り返し近似することができる。
さらに別の適した境界条件は、プーリの円盤２１、２２、３１および３２が同じ形状であり、特に生産および組み立て技術を考慮する際に有利であるということである。

従来技術の２つのプーリと１つの駆動ベルトを備える無段変速機の略断面図である。 図１に示す変速機の略側面図である。 本発明の無段変速機の駆動ベルトとして好ましくは用いられるプッシュ・ベルトの断面図である。 図３に示すプッシュ・ベルトの横断要素の側面図である。 本発明の無段変速機の図３に示すプッシュ・ベルトと併用可能なプーリ円盤の詳細、特にその接触面を示す図である。 速度伝達比の結果としての一次プーリと二次プーリの型締め力の差を示す図である。 湾曲した駆動ベルトの小さい部分を用いてその内部の引張力と内向きの径方向に働く力成分との関係を示す図である。 両方のプーリについて１１度の一定の接触角を有する上記周知の変速機の速度伝達比と対比して理論的に近似された平衡型締め力比を示す図である。 いわゆる、一次および二次プーリの接触角輪郭を速度伝達比と対比させて描いた図であり、理論的に近似された平衡型締め力比はこの速度伝達比に関わらず１に等しい。 駆動ベルトとプーリとの接線方向の断面図において、作用する軸方向の型締め力の影響による両者の接触の力の作用を示す図である。

符号の説明

１ 無段変速機 ２ 一次プーリ ３ 二次プーリ １０ ベルト
１１ 横断要素 １２ リング １６ 走行面 ２０ プーリ軸
２１ プーリ円盤 ２２ プーリ円盤 ２４ 圧力室 ３０ プーリ軸
３１ プーリ円盤 ３２ プーリ円盤 ３４ 圧力室 ４０ 接触面

Claims (9)

1. 特に自動車において可変速度伝達比を有するいくつかの力（Ｔｐ）を伝達するための無段変速機（１）であって、一次プーリ（２）と二次プーリ（３）とを備え、前記プーリの周囲に、各プーリ（２；３）の２つの円錐形のプーリ円盤（２１，２２；３１，３２）のうちの１つのほぼ軸方向に向いた接触面（４０）と接触するほぼ軸方向に向いた走行面（１６）をいずれの側にも備え、いわゆる一次ベルト角（αｐ）上部で、一次プーリ（２）のプーリ円盤（２１，２２）間に軸方向に向いた一次型締め力（Ｋｐ）で締め付けられ、いわゆる二次ベルト角（αｓ）上部で、前記二次プーリ（３）の前記プーリ円盤（３１，３２）間に軸方向に向いた二次型締め力（Ｋｓ）で締め付けられた駆動ベルトが配置され、前記一次プーリ（２）の前記プーリ円盤（２１，２２）間の駆動ベルト（１０）の有効半径方向位置（Ｒｐ）と前記二次プーリ（３）の前記プーリ円盤（３１，３２）間の有効半径方向位置（Ｒｓ）が逆方向に変化でき、その結果、前記変速機（１）の速度伝達比（Ｒｓ／Ｒｐ）がローと呼ばれる最大値とオーバードライブと呼ばれる最小値との間で変化でき、前記駆動ベルト（１０）の少なくとも１つの走行面（１６）が、前記一次プーリ（２）の接触面（４０）および前記二次プーリ（３）の接触面（４０）と径方向に関してそれぞれ一次接触角（λｐ）と二次接触角（λｓ）をなして接触し、少なくともオーバードライブまたはローで、前記接触角（λｐ，λｓ）および前記ベルト角（αｐ，αｓ）が下式を少なくともほぼ満足することを特徴とする無段変速機（１）。
   

   
2. 特に自動車において可変速度伝達比を有するいくつかの力（Ｔｐ）を伝達するための無段変速機（１）であって、一次プーリ（２）と二次プーリ（３）とを備え、前記プーリの周囲に、各プーリ（２；３）の２つの円錐形のプーリ円盤（２１，２２；３１，３２）のうちの１つのほぼ軸方向に向いた接触面（４０）と接触するほぼ軸方向に向いた走行面（１６）をいずれの側にも備え、いわゆる一次ベルト角（αｐ）上部で、前記一次プーリ（２）の前記プーリ円盤（２１，２２）間に軸方向に向いた一次型締め力（Ｋｐ）で締め付けられ、いわゆる二次ベルト角（αｓ）上部で、前記二次プーリ（３）の前記プーリ円盤（３１，３２）間に軸方向に向いた二次型締め力（Ｋｓ）で締め付けられた駆動ベルトが配置され、前記一次プーリ（２）の前記プーリ円盤（２１，２２）間の駆動ベルト（１０）の有効半径方向位置（Ｒｐ）と前記二次プーリ（３）の前記プーリ円盤（３１，３２）間の有効半径方向位置（Ｒｓ）が逆方向に変化でき、その結果、前記変速機（１）の速度伝達比（Ｒｓ／Ｒｐ）がローと呼ばれる最大値とオーバードライブと呼ばれる最小値との間で変化でき、前記駆動ベルト（１０）の少なくとも１つの走行面（１６）が前記一次プーリ（２）の接触面（４０）および前記二次プーリ（３）の接触面（４０）と径方向に関して、それぞれ一次接触角（λｐ）と二次接触角（λｓ）をなして接触し、少なくともオーバードライブまたはローで、前記接触角（λｐ，λｓ）が異なる値を有し、この場合に、前記それぞれの速度伝達比（Ｒｓ／Ｒｐ）に必要な前記一次型締め力（Ｋｐ）および二次型締め力（Ｋｓ）が少なくともほぼ等しいことを特徴とする無段変速機（１）。
3. オーバードライブまたはローで、前記接触角（λｐ，λｓ）の正接の比が１．４〜１．５または１．４^−１〜１．５^−１の範囲内にあることを特徴とする請求項１または２に記載の変速機（１）。
4. すべての速度伝達比（Ｒｓ／Ｒｐ）で、前記接触角（λｐ，λｓ）および前記ベルト角（αｐ，αｓ）が少なくともほぼ下式を満足することを特徴とする請求項１、２または３に記載の変速機（１）。
   

   
5. すべての速度伝達比（Ｒｓ／Ｒｐ）で、前記一次型締め力（Ｋｐ）と前記二次型締め力（Ｋｓ）とが少なくともほぼ等しいことを特徴とする前記請求項のいずれか１項に記載の変速機（１）。
6. 前記接触角（λｐ，λｓ）の最小値の正接が、前記駆動ベルト（１０）と前記それぞれのプーリ（２，３）の前記プーリ円盤（２１，２２；３１，３２）との間の径方向の摩擦係数に等しいかまたはそれより大きく、好ましくはこれらの正接の少なくとも１つが前記摩擦係数にほぼ等しいことを特徴とする前記請求項のいずれか１項に記載の変速機（１）。
7. 前記接触角（λｐ，λｓ）が７〜１１度の範囲の値を有することを特徴とする前記請求項のいずれか１項に記載の変速機（１）。
8. 前記型締め力（Ｋｐ，Ｋｓ）の少なくとも１つについて、実際に前記変速機（１）で掛かる型締め力のレベルが、供給される偶力を伝達するのに必要な最小型締め力のレベルの少なくともほぼ１．３倍に等しいことを特徴とする前記請求項のいずれか１項に記載の変速機（１）。
9. 前記駆動ベルト（１０）が、いわゆるプッシュ・ベルト（１０）であり、プッシュ・ベルト（１０）が、ほぼ連続する一連の横断要素（１１）と少なくとも１つの連続するリング（１２）とを含み、前記横断要素（１１）が、前記リング（１２）の円周方向に移動できるようにリング（１２）上に配置されていることを特徴とする前記請求項のいずれか１項に記載の変速機（１）。
   

Images