JP3221271B2 - ベルト式無段変速機の潤滑装置 - Google Patents
ベルト式無段変速機の潤滑装置Info
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- F16H57/00—General details of gearing
- F16H57/04—Features relating to lubrication or cooling or heating
- F16H57/0434—Features relating to lubrication or cooling or heating relating to lubrication supply, e.g. pumps ; Pressure control
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16H57/00—General details of gearing
- F16H57/04—Features relating to lubrication or cooling or heating
- F16H57/048—Type of gearings to be lubricated, cooled or heated
- F16H57/0487—Friction gearings
- F16H57/0489—Friction gearings with endless flexible members, e.g. belt CVTs
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Description
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【産業上の利用分野】この発明はベルト式無段変速機の
潤滑装置に関するものである。
潤滑装置に関するものである。
【０００２】
【従来の技術とその解決すべき課題】従来のベルト式無
段変速機の潤滑装置としては、例えば実開昭６３−７５
６６１号公報に開示されているようなものがある。
段変速機の潤滑装置としては、例えば実開昭６３−７５
６６１号公報に開示されているようなものがある。
【０００３】この潤滑装置は、それまでのベルト式無段
変速機の給油ノズルが、入力プーリもしくは出力プーリ
のどちらか一方側にのみ付設されているにすぎず、入力
側と出力側の両方のベルト及びプーリを十分に潤滑する
ためには、実際に必要な潤滑流量よりも過剰な潤滑流量
が必要となり、駆動ポンプの大型化と駆動損失の増大が
避けられないという問題点を解消するためのものであ
り、このために入力プーリと出力プーリの各々の近傍に
給油ノズルを付設し、この２個の給油ノズルにより、ベ
ルト及びプーリに潤滑油を供給するようにしている。
変速機の給油ノズルが、入力プーリもしくは出力プーリ
のどちらか一方側にのみ付設されているにすぎず、入力
側と出力側の両方のベルト及びプーリを十分に潤滑する
ためには、実際に必要な潤滑流量よりも過剰な潤滑流量
が必要となり、駆動ポンプの大型化と駆動損失の増大が
避けられないという問題点を解消するためのものであ
り、このために入力プーリと出力プーリの各々の近傍に
給油ノズルを付設し、この２個の給油ノズルにより、ベ
ルト及びプーリに潤滑油を供給するようにしている。
【０００４】しかしながら、この潤滑装置では、潤滑油
の流量調整手段が設けられていないので各プーリへの潤
滑流量は常に一定となっており、この場合、入力側と出
力側の各々で最も摩擦状態の厳しい条件に合わせて独立
に、あるいは同一に潤滑流量を設定せざるをえず、設定
される潤滑流量の総和は、実際のベルト運転時に必要な
潤滑流量の総和に対して過剰となり、この結果、依然と
して駆動ポンプの大型化と駆動損失の増大が避けられな
いという問題があった。
の流量調整手段が設けられていないので各プーリへの潤
滑流量は常に一定となっており、この場合、入力側と出
力側の各々で最も摩擦状態の厳しい条件に合わせて独立
に、あるいは同一に潤滑流量を設定せざるをえず、設定
される潤滑流量の総和は、実際のベルト運転時に必要な
潤滑流量の総和に対して過剰となり、この結果、依然と
して駆動ポンプの大型化と駆動損失の増大が避けられな
いという問題があった。
【０００５】一方、車速もしくはエンジン回転数と負荷
の少なくとも何れか一方に応じて、潤滑流量を可変制御
するというものが、特開昭６０−９５２７３号として開
示されている。
の少なくとも何れか一方に応じて、潤滑流量を可変制御
するというものが、特開昭６０−９５２７３号として開
示されている。
【０００６】ただし、この装置では、ベルトに対して潤
滑ノズルは１個しか用意されていないため、入力側と出
力側の両方のベルト及びプーリを過不足なく潤滑するこ
とは不可能である。また、潤滑流量を可変としても、駆
動ポンプが固定容量ポンプであれば、ポンプの容積は最
大必要流量で決まってしまうため、可変流量制御のみに
よってポンプの駆動損失を低減することはできない。
滑ノズルは１個しか用意されていないため、入力側と出
力側の両方のベルト及びプーリを過不足なく潤滑するこ
とは不可能である。また、潤滑流量を可変としても、駆
動ポンプが固定容量ポンプであれば、ポンプの容積は最
大必要流量で決まってしまうため、可変流量制御のみに
よってポンプの駆動損失を低減することはできない。
【０００７】なお、仮に入力プーリと出力プーリの各々
の近傍に給油ノズルを付設し、車速もしくはエンジン回
転数等に応じて潤滑流量を可変制御するようにしたとし
ても、車速とエンジン回転数等の情報からベルトの変速
比を正確に検知することはできないので各プーリでの必
要潤滑流量を設定することができず、したがって適切な
潤滑を行うことはできない。また、潤滑流量を車速もし
くはエンジン回転数等に応じて可変としても、駆動ポン
プが固定容量であれば、ポンプ容積は最大必要流量で決
まるため、可変流量制御のみによってポンプの駆動損失
を低減することはやはりできない。
の近傍に給油ノズルを付設し、車速もしくはエンジン回
転数等に応じて潤滑流量を可変制御するようにしたとし
ても、車速とエンジン回転数等の情報からベルトの変速
比を正確に検知することはできないので各プーリでの必
要潤滑流量を設定することができず、したがって適切な
潤滑を行うことはできない。また、潤滑流量を車速もし
くはエンジン回転数等に応じて可変としても、駆動ポン
プが固定容量であれば、ポンプ容積は最大必要流量で決
まるため、可変流量制御のみによってポンプの駆動損失
を低減することはやはりできない。
【０００８】この発明はこうした従来技術の問題点を解
消して、ベルト式無段変速機のベルト−プーリ間の潤滑
油供給量を最適化すると共に油圧ポンプの駆動損失を軽
減することを目的としている。
消して、ベルト式無段変速機のベルト−プーリ間の潤滑
油供給量を最適化すると共に油圧ポンプの駆動損失を軽
減することを目的としている。
【０００９】
【課題を解決するための手段】第１の発明は、入力プー
リ側と出力プーリ側の各々にベルトの潤滑油を供給する
給油ノズルを配設し、油圧ポンプからの吐出油を前記各
給油ノズルに供給する通路を備えたベルト式無段変速機
において、前記各給油ノズルに吐出油を供給する通路の
途中に各給油ノズルへの潤滑流量を相反的に増減する制
御弁を設けるとともに、無段変速機の変速比が大となる
ほど入力プーリ側の潤滑流量が増大し、出力プーリ側の
潤滑流量が減少するように前記制御弁を制御する手段を
設けたものとする。
リ側と出力プーリ側の各々にベルトの潤滑油を供給する
給油ノズルを配設し、油圧ポンプからの吐出油を前記各
給油ノズルに供給する通路を備えたベルト式無段変速機
において、前記各給油ノズルに吐出油を供給する通路の
途中に各給油ノズルへの潤滑流量を相反的に増減する制
御弁を設けるとともに、無段変速機の変速比が大となる
ほど入力プーリ側の潤滑流量が増大し、出力プーリ側の
潤滑流量が減少するように前記制御弁を制御する手段を
設けたものとする。
【００１０】第２の発明は、上記第１の発明の制御手段
を、入力プーリまたは出力プーリの可動プーリの位置を
検出して、当該可動プーリが変速比大となる位置に移動
するほど入力プーリ側の潤滑油供給割合が増大するよう
に制御弁を制御するものとする。
を、入力プーリまたは出力プーリの可動プーリの位置を
検出して、当該可動プーリが変速比大となる位置に移動
するほど入力プーリ側の潤滑油供給割合が増大するよう
に制御弁を制御するものとする。
【００１１】第３の発明は、上記第２の発明の制御手段
を、入力プーリまたは出力プーリの可動プーリの移動を
制御弁に伝達するリンク機構として構成したものとす
る。
を、入力プーリまたは出力プーリの可動プーリの移動を
制御弁に伝達するリンク機構として構成したものとす
る。
【００１２】第４の発明は、上記第１〜第３の発明の制
御弁を、油圧ポンプからの潤滑油を入力プーリ側の給油
ノズルに供給する第１のポートと出力プーリ側の給油ノ
ズルに供給する第２のポートと、これら２つのポート内
に相反的に進退する弁体とを備え、該弁体のポート内へ
の進入量が大となるほどポート開口面積が減じるように
形成したものとする。
御弁を、油圧ポンプからの潤滑油を入力プーリ側の給油
ノズルに供給する第１のポートと出力プーリ側の給油ノ
ズルに供給する第２のポートと、これら２つのポート内
に相反的に進退する弁体とを備え、該弁体のポート内へ
の進入量が大となるほどポート開口面積が減じるように
形成したものとする。
【００１３】
【作用】無段変速機のベルトとプーリとの間に生じる摩
擦熱は、詳細は後述するが、一般にベルトとプーリとの
接触周長が小さい側で比較的大となり、すなわち変速比
が大きくなるほど入力プーリ側の、変速比が小さくなる
ほど出力プーリ側の、熱負荷がそれぞれ増大する傾向が
ある。
擦熱は、詳細は後述するが、一般にベルトとプーリとの
接触周長が小さい側で比較的大となり、すなわち変速比
が大きくなるほど入力プーリ側の、変速比が小さくなる
ほど出力プーリ側の、熱負荷がそれぞれ増大する傾向が
ある。
【００１４】いま、第１の発明において、無段変速機の
入力プーリと出力プーリにはその変速比に応じて、変速
比が大となるほど入力プーリ側の給油ノズルへの流量が
増大するように潤滑油が供給される。このとき、制御弁
を介しての相反的な流量制御に基づき、出力プーリ側の
給油ノズルには相対的に少量の潤滑油が供給されること
になる。その反面、変速比が小となるほど出力プーリ側
への潤滑流量が増大するとともに入力プーリ側への潤滑
流量が減少する。
入力プーリと出力プーリにはその変速比に応じて、変速
比が大となるほど入力プーリ側の給油ノズルへの流量が
増大するように潤滑油が供給される。このとき、制御弁
を介しての相反的な流量制御に基づき、出力プーリ側の
給油ノズルには相対的に少量の潤滑油が供給されること
になる。その反面、変速比が小となるほど出力プーリ側
への潤滑流量が増大するとともに入力プーリ側への潤滑
流量が減少する。
【００１５】このようにして、熱的負担の大きくなる側
への潤滑流量は増大され、負担の小さくなる側への潤滑
流量が減少されることにより、各プーリへの潤滑流量は
熱的負担に対して過不足のない量に最適制御されるとと
もに、各プーリに供給される総潤滑流量は常に一定値に
抑えられるので、潤滑油を各給油ノズルに供給する油圧
ポンプの負担は常に必要最小限に抑えられる。
への潤滑流量は増大され、負担の小さくなる側への潤滑
流量が減少されることにより、各プーリへの潤滑流量は
熱的負担に対して過不足のない量に最適制御されるとと
もに、各プーリに供給される総潤滑流量は常に一定値に
抑えられるので、潤滑油を各給油ノズルに供給する油圧
ポンプの負担は常に必要最小限に抑えられる。
【００１６】第２の発明では、無段変速機の入力プーリ
または出力プーリを構成する可動プーリの位置に基づい
て変速比が判定され、可動プーリが変速比大となる位置
に移動するほど入力プーリ側の潤滑油供給割合が増大す
るように制御弁が制御されるので、無段変速機による変
速比変化に対し潤滑流量を正確に制御できる。さらに、
第３の発明では、前記変速比変化が可動プーリの位置変
化としてリンク機構を介して直接的に制御弁に伝達され
るので、簡潔な構成で変速比変化を潤滑流量に反映させ
ることができる。
または出力プーリを構成する可動プーリの位置に基づい
て変速比が判定され、可動プーリが変速比大となる位置
に移動するほど入力プーリ側の潤滑油供給割合が増大す
るように制御弁が制御されるので、無段変速機による変
速比変化に対し潤滑流量を正確に制御できる。さらに、
第３の発明では、前記変速比変化が可動プーリの位置変
化としてリンク機構を介して直接的に制御弁に伝達され
るので、簡潔な構成で変速比変化を潤滑流量に反映させ
ることができる。
【００１７】第４の発明では、それぞれ入力プーリ側給
油ノズルと出力プーリ側給油ノズルに連通する２つのポ
ート間での弁体の往復運動に基づいて相反的に各給油ノ
ズルへの潤滑流量が制御される。この場合、簡潔な構成
の制御弁にて容易に所期の流量制御を実現できる。
油ノズルと出力プーリ側給油ノズルに連通する２つのポ
ート間での弁体の往復運動に基づいて相反的に各給油ノ
ズルへの潤滑流量が制御される。この場合、簡潔な構成
の制御弁にて容易に所期の流量制御を実現できる。
【００１８】
【実施例】以下、この発明の実施例を図面に基づいて説
明する。
明する。
【００１９】図１（図４）において、１〜３はそれぞれ
ベルト式無段変速機構を構成する入力プーリ，出力プー
リ，及びベルトを示している。
ベルト式無段変速機構を構成する入力プーリ，出力プー
リ，及びベルトを示している。
【００２０】入力プーリ１は、トルクコンバータ４およ
びクラッチ５を介してエンジン６の出力軸６ａに連結さ
れる入力軸１ａと、この入力軸１ａに固定された固定プ
ーリ１ｂと、入力軸１ａ上を軸方向に摺動して前記入力
固定プーリ１ｂとの相対間隔が可変となるように油圧制
御される可動プーリ１ｃとからなっている。また、出力
プーリ２は、図示しない車両の駆動軸側に連結される出
力軸２ａと、この出力軸２ａに固定された固定プーリ２
ｂと、出力軸２ａ上を軸方向に摺動して前記固定プーリ
２ｂとの相対間隔が可変となるように油圧制御される可
動プーリ２ｃとからなっている。
びクラッチ５を介してエンジン６の出力軸６ａに連結さ
れる入力軸１ａと、この入力軸１ａに固定された固定プ
ーリ１ｂと、入力軸１ａ上を軸方向に摺動して前記入力
固定プーリ１ｂとの相対間隔が可変となるように油圧制
御される可動プーリ１ｃとからなっている。また、出力
プーリ２は、図示しない車両の駆動軸側に連結される出
力軸２ａと、この出力軸２ａに固定された固定プーリ２
ｂと、出力軸２ａ上を軸方向に摺動して前記固定プーリ
２ｂとの相対間隔が可変となるように油圧制御される可
動プーリ２ｃとからなっている。
【００２１】ベルト３は、図２および図３に示したよう
に、積層構造を有するリング３ａ上に多数のエレメント
３ｂを支持した構成を有しており、入出力プーリ１，３
間に巻き掛けた状態で前記エレメント３ｂの両側面とプ
ーリ円錐面との間に生じる接触摩擦力に基づいて回転力
を伝達する。
に、積層構造を有するリング３ａ上に多数のエレメント
３ｂを支持した構成を有しており、入出力プーリ１，３
間に巻き掛けた状態で前記エレメント３ｂの両側面とプ
ーリ円錐面との間に生じる接触摩擦力に基づいて回転力
を伝達する。
【００２２】この無段変速機構の変速比（＝入出軸回転
速度／出力軸回転速度）は、ベルト３が入力プーリ１と
出力プーリ２の各に接触する部分の半径をそれぞれの可
動プーリ１ｃ，２ｃの位置を相反的に油圧制御して変化
させることにより制御され、すなわち入力側のプーリ１
ｂ，１ｃの間隔を広げてベルト３の接触半径を小さくす
るとともに、出力側のプーリ２ｂ，２ｃの間隔を狭めて
接触半径を大きくするほど変速比は大となり、その反対
に入力側のプーリ１ｂ，１ｃの間隔を狭めるとともに出
力側のプーリ２ｂ，２ｃの間隔を広げるほど変速比は小
となる。
速度／出力軸回転速度）は、ベルト３が入力プーリ１と
出力プーリ２の各に接触する部分の半径をそれぞれの可
動プーリ１ｃ，２ｃの位置を相反的に油圧制御して変化
させることにより制御され、すなわち入力側のプーリ１
ｂ，１ｃの間隔を広げてベルト３の接触半径を小さくす
るとともに、出力側のプーリ２ｂ，２ｃの間隔を狭めて
接触半径を大きくするほど変速比は大となり、その反対
に入力側のプーリ１ｂ，１ｃの間隔を狭めるとともに出
力側のプーリ２ｂ，２ｃの間隔を広げるほど変速比は小
となる。
【００２３】このような入出力側のそれぞれのプーリ間
隔つまり可動プーリ１ｃ，２ｃの位置は、油圧ポンプ７
から各プーリ１ｃ，２ｃについて相反的に大きさが変化
するように調圧手段８を介して供給される油圧力によっ
て制御される。このような油圧制御は、車両の運転状態
に応じて所定の変速比となるように、予め定められた所
定の変速パターンにしたがって図示しない変速比制御手
段が実行する。
隔つまり可動プーリ１ｃ，２ｃの位置は、油圧ポンプ７
から各プーリ１ｃ，２ｃについて相反的に大きさが変化
するように調圧手段８を介して供給される油圧力によっ
て制御される。このような油圧制御は、車両の運転状態
に応じて所定の変速比となるように、予め定められた所
定の変速パターンにしたがって図示しない変速比制御手
段が実行する。
【００２４】以上の点は周知の無段自動変速機と同様で
あるが、この実施例では、入出力側の各プーリ１，２に
対する潤滑油の供給を行うべく、それぞれに給油ノズル
１１，１２を設けるとともに、各ノズル１１，１２に調
圧手段８からの潤滑油を供給する通路１３の途中に潤滑
流量を各ノズル１１，１２について相反的に制御する制
御弁１４を介装する。前記制御弁１４は、無段変速機の
変速比を検出して変速比が大となるほど、つまり変速比
がＬＯＷ側になるほど入力プーリ１側への潤滑油量が増
えるように制御手段１５により制御される。
あるが、この実施例では、入出力側の各プーリ１，２に
対する潤滑油の供給を行うべく、それぞれに給油ノズル
１１，１２を設けるとともに、各ノズル１１，１２に調
圧手段８からの潤滑油を供給する通路１３の途中に潤滑
流量を各ノズル１１，１２について相反的に制御する制
御弁１４を介装する。前記制御弁１４は、無段変速機の
変速比を検出して変速比が大となるほど、つまり変速比
がＬＯＷ側になるほど入力プーリ１側への潤滑油量が増
えるように制御手段１５により制御される。
【００２５】図４と図５に、上記制御手段１５と制御弁
１４の実施例をそれぞれ示す。図５に示した制御手段
は、可動プーリの位置変化に応じて潤滑流量が変化する
ようにリンク機構により制御弁開度を制御するようにし
ている。詳細には、この場合入力側の可動プーリ１ｃの
外周面に全周的に凹溝１ｄが形成されており、この凹溝
１ｄにプーリ位置検出子１５ａの先端部１５ｂが摺動可
能に係合している。プーリ位置検出子１５ａはプーリ軸
方向に摺動可能に支持されており、可動プーリ１ｃの移
動に伴って軸方向に移動する。この検出子１５ａの他端
部は、図５に示したように制御弁１４のスプール状の弁
体１４ａに連接されており、前記プーリ移動に伴って弁
体１４ａが開閉作動をするように構成されている。
１４の実施例をそれぞれ示す。図５に示した制御手段
は、可動プーリの位置変化に応じて潤滑流量が変化する
ようにリンク機構により制御弁開度を制御するようにし
ている。詳細には、この場合入力側の可動プーリ１ｃの
外周面に全周的に凹溝１ｄが形成されており、この凹溝
１ｄにプーリ位置検出子１５ａの先端部１５ｂが摺動可
能に係合している。プーリ位置検出子１５ａはプーリ軸
方向に摺動可能に支持されており、可動プーリ１ｃの移
動に伴って軸方向に移動する。この検出子１５ａの他端
部は、図５に示したように制御弁１４のスプール状の弁
体１４ａに連接されており、前記プーリ移動に伴って弁
体１４ａが開閉作動をするように構成されている。
【００２６】制御弁１４は、上記弁体１４ａとこれを摺
動自由に収装したハウジング１４ｂとからなり、前記ハ
ウジング１４ｂには調圧手段８を介して所定量に調整さ
れた油圧ポンプ７からの潤滑油が流入する入口ポート１
４ｃと、この流入潤滑油をそれぞれ入力プーリ１側の給
油ノズル１１と出力プーリ２側の給油ノズル１２に分流
する第１，第２のポート１４ｄ，１４ｅが設けられてい
る。前記各ポート１４ｄ，１４ｅはハウジング１４ｂ内
面に弁体１４ａを包囲するように環状路を形成してお
り、一方弁体１４ａの円筒面にはこの環状路に対抗する
ように、内側に対向的に傾斜した一対の平坦部１４ｆ，
１４ｇが形成されている。
動自由に収装したハウジング１４ｂとからなり、前記ハ
ウジング１４ｂには調圧手段８を介して所定量に調整さ
れた油圧ポンプ７からの潤滑油が流入する入口ポート１
４ｃと、この流入潤滑油をそれぞれ入力プーリ１側の給
油ノズル１１と出力プーリ２側の給油ノズル１２に分流
する第１，第２のポート１４ｄ，１４ｅが設けられてい
る。前記各ポート１４ｄ，１４ｅはハウジング１４ｂ内
面に弁体１４ａを包囲するように環状路を形成してお
り、一方弁体１４ａの円筒面にはこの環状路に対抗する
ように、内側に対向的に傾斜した一対の平坦部１４ｆ，
１４ｇが形成されている。
【００２７】図５は可動プーリ１ｃが最ＬＯＷ位置とな
ったときの制御弁位置を示している。このとき、出力プ
ーリ側のポート１４ｅは弁体１４ａの円筒面により大部
分が塞がれ、出力プーリ側の潤滑油量Ｌｓは非常に絞ら
れて小流量となる。一方、入力プーリ側のポート１４ｄ
は、弁体平坦部１４ｆとの間隔つまり流路断面積が最大
となるので、入力プーリ側の潤滑流量Ｌｐは比較的大流
量に制御される。同様に、可動プーリ１ｃが最ＨＩ位置
となったときには、弁体１４ａが図５で右方向に移動し
て前記と逆の流量の設定状態になる。
ったときの制御弁位置を示している。このとき、出力プ
ーリ側のポート１４ｅは弁体１４ａの円筒面により大部
分が塞がれ、出力プーリ側の潤滑油量Ｌｓは非常に絞ら
れて小流量となる。一方、入力プーリ側のポート１４ｄ
は、弁体平坦部１４ｆとの間隔つまり流路断面積が最大
となるので、入力プーリ側の潤滑流量Ｌｐは比較的大流
量に制御される。同様に、可動プーリ１ｃが最ＨＩ位置
となったときには、弁体１４ａが図５で右方向に移動し
て前記と逆の流量の設定状態になる。
【００２８】図６はこのような入力プーリ位置つまり変
速比の変化に伴う各プーリ１，２側への潤滑油量Ｌｐ，
Ｌｓの流量制御特性を示したもので、図示したようにＬ
ｐとＬｓは一方が増大すると他方が減少するという具合
に相反的に制御され、変速比＝１のときには互いに等流
量となる。また、ＬｐとＬｓによる総流量は変速比にか
かわらず常に一定である。
速比の変化に伴う各プーリ１，２側への潤滑油量Ｌｐ，
Ｌｓの流量制御特性を示したもので、図示したようにＬ
ｐとＬｓは一方が増大すると他方が減少するという具合
に相反的に制御され、変速比＝１のときには互いに等流
量となる。また、ＬｐとＬｓによる総流量は変速比にか
かわらず常に一定である。
【００２９】次に上記実施例の作用を説明するにあた
り、まず無段変速機のＶベルトとプーリ間で摩擦熱が発
生する原理について説明する。
り、まず無段変速機のＶベルトとプーリ間で摩擦熱が発
生する原理について説明する。
【００３０】図２は、ベルト式無段変速機に用いられる
金属Ｖベルトの構成例を示したものであり、このＶベル
ト３は、既述したとおり複数の無端リングからなる積層
リング３ａと、このリング３ａの長手方向に隙間なく配
列される多数のエレメント３ｂからなっている。各エレ
メント３ｂは前面下半部に形成されたテーパ面３ｃによ
りエレメント列としての内側への屈曲が許容され、これ
によりプーリ１，２への巻かけを可能にしている。
金属Ｖベルトの構成例を示したものであり、このＶベル
ト３は、既述したとおり複数の無端リングからなる積層
リング３ａと、このリング３ａの長手方向に隙間なく配
列される多数のエレメント３ｂからなっている。各エレ
メント３ｂは前面下半部に形成されたテーパ面３ｃによ
りエレメント列としての内側への屈曲が許容され、これ
によりプーリ１，２への巻かけを可能にしている。
【００３１】ところで、エレメント同士の接触点Ａは、
リング３ａとエレメント３ｂとの接触面Ｂから半径方向
にｒほど内側に離れている。この径差ｒは１mm程度であ
るが、これがあるためプーリに巻き付いた屈曲部分で外
側を移動するベルト３ａのほうが内側を移動するエレメ
ント３ｂよりも角速度が小さくなって滑りを生じること
になる。このとき、例えば図８の（ａ）で示したよう
に、変速比が大きいＬＯＷ側にある場合、ベルト３の巻
き掛け角度ないしプーリへの接触周長は入力プーリ１側
よりも出力プーリ２側のほうが大きく、それだけリング
３ａとエレメント３ｂとの間の摩擦力も大きいので、滑
りは比較的摩擦力の小さい入力プーリ１側で起きること
になる。その反対に、図８の（ｂ）で示したように、変
速比が小さいＨＩ側にある場合には、ベルトの巻き掛け
角度が大きい入力プーリ１側ではリング３ａとエレメン
ト３ｂとは略一体的に回転し、リング３ａとエレメント
３ｂとの間の相対滑りは主として出力プーリ２側にて発
生することになる。
リング３ａとエレメント３ｂとの接触面Ｂから半径方向
にｒほど内側に離れている。この径差ｒは１mm程度であ
るが、これがあるためプーリに巻き付いた屈曲部分で外
側を移動するベルト３ａのほうが内側を移動するエレメ
ント３ｂよりも角速度が小さくなって滑りを生じること
になる。このとき、例えば図８の（ａ）で示したよう
に、変速比が大きいＬＯＷ側にある場合、ベルト３の巻
き掛け角度ないしプーリへの接触周長は入力プーリ１側
よりも出力プーリ２側のほうが大きく、それだけリング
３ａとエレメント３ｂとの間の摩擦力も大きいので、滑
りは比較的摩擦力の小さい入力プーリ１側で起きること
になる。その反対に、図８の（ｂ）で示したように、変
速比が小さいＨＩ側にある場合には、ベルトの巻き掛け
角度が大きい入力プーリ１側ではリング３ａとエレメン
ト３ｂとは略一体的に回転し、リング３ａとエレメント
３ｂとの間の相対滑りは主として出力プーリ２側にて発
生することになる。
【００３２】つまり、このような無段変速機用のＶベル
トにおいては、リング３ａとエレメント３ｂとが、変速
比が１よりも大きいＬＯＷ側では入力プーリ１側で、変
速比が１よりも小さいＨＩ側では出力プーリ２側で相対
滑りを発生する。そして、この相対滑りによってリング
３ａとエレメント３ｂとの接触面に摩擦熱が発生する。
図９は、ベルト周長＝７００mm、プーリ軸間距離＝１６
０mmのベルト式無段変速機において、入力軸回転速度＝
４０００rpmで運転して変速比を変化させたときに生じ
るエレメントとリング間の相対滑り速度の計算結果を示
したものである。変速比＝１を境に滑りの発生が入れ替
わること、変速比がＬＯＷ側もしくはＨＩ側になるほど
相対滑り速度は増大し、発熱量も増大することが分か
る。
トにおいては、リング３ａとエレメント３ｂとが、変速
比が１よりも大きいＬＯＷ側では入力プーリ１側で、変
速比が１よりも小さいＨＩ側では出力プーリ２側で相対
滑りを発生する。そして、この相対滑りによってリング
３ａとエレメント３ｂとの接触面に摩擦熱が発生する。
図９は、ベルト周長＝７００mm、プーリ軸間距離＝１６
０mmのベルト式無段変速機において、入力軸回転速度＝
４０００rpmで運転して変速比を変化させたときに生じ
るエレメントとリング間の相対滑り速度の計算結果を示
したものである。変速比＝１を境に滑りの発生が入れ替
わること、変速比がＬＯＷ側もしくはＨＩ側になるほど
相対滑り速度は増大し、発熱量も増大することが分か
る。
【００３３】ここで、仮に最ＬＯＷで必要な潤滑流量を
（入力，出力）＝（２，１）、最ＨＩレシオで必要な潤
滑流量を（入力／出力）＝（１，２）とするとき、入力
プーリと出力プーリの各々の近傍に設けた給油ノズルに
よりベルトおよびプーリに潤滑油を一定流量で供給する
従来技術の場合、運転条件の全域で十分な潤滑を達成す
るためには、既に述べたように、潤滑流量を入力側と出
力側の各々で、最も摩擦状態の厳しい条件に合わせて独
立に、あるいは同一に設定する必要があるから、入力プ
ーリ側は最ＬＯＷ時に必要な２を、出力プーリ側は最Ｈ
Ｉ時に必要な２を常時供給しなければならず、したがっ
て必要な総潤滑流量は４となる。ここで、最ＬＯＷの運
転条件を考えると、入力プーリ側は必要十分な潤滑流量
２であるが、出力プーリ側では１で済むにもかかわらず
２の潤滑流量のままであり、明らかに過剰供給というこ
とになる。同様に、最ＨＩの運転条件を考えると、入力
プーリ側では１だけ過剰供給となる。すなわち、従来装
置では潤滑油の過剰供給は、結局すべての運転条件にお
いて１の分だけ生じることになり、これがそのまま油圧
ポンプの駆動損失分となっている。
（入力，出力）＝（２，１）、最ＨＩレシオで必要な潤
滑流量を（入力／出力）＝（１，２）とするとき、入力
プーリと出力プーリの各々の近傍に設けた給油ノズルに
よりベルトおよびプーリに潤滑油を一定流量で供給する
従来技術の場合、運転条件の全域で十分な潤滑を達成す
るためには、既に述べたように、潤滑流量を入力側と出
力側の各々で、最も摩擦状態の厳しい条件に合わせて独
立に、あるいは同一に設定する必要があるから、入力プ
ーリ側は最ＬＯＷ時に必要な２を、出力プーリ側は最Ｈ
Ｉ時に必要な２を常時供給しなければならず、したがっ
て必要な総潤滑流量は４となる。ここで、最ＬＯＷの運
転条件を考えると、入力プーリ側は必要十分な潤滑流量
２であるが、出力プーリ側では１で済むにもかかわらず
２の潤滑流量のままであり、明らかに過剰供給というこ
とになる。同様に、最ＨＩの運転条件を考えると、入力
プーリ側では１だけ過剰供給となる。すなわち、従来装
置では潤滑油の過剰供給は、結局すべての運転条件にお
いて１の分だけ生じることになり、これがそのまま油圧
ポンプの駆動損失分となっている。
【００３４】これに対して、上記実施例においては、図
６に示したような特性で潤滑流量が制御される。無段変
速機がＬＯＷからＨＩにシフトするほど入力プーリ１側
の相対滑りすなわち発熱量は減少し、ＨＩからＬＯＷに
シフトするほど出力プーリ２側の発熱量が減少するか
ら、このような流量制御特性により、それぞれのプーリ
１，２に必要な流量を過不足なく供給することができる
ことがわかる。そして、この場合の必要な総潤滑油流量
は常に３である。したがって、従来技術と比較して必要
潤滑流量を１だけ低減することが可能であり、この潤滑
流量の低減により駆動ポンプの小型化ないし駆動損失の
低減が図れるのである。
６に示したような特性で潤滑流量が制御される。無段変
速機がＬＯＷからＨＩにシフトするほど入力プーリ１側
の相対滑りすなわち発熱量は減少し、ＨＩからＬＯＷに
シフトするほど出力プーリ２側の発熱量が減少するか
ら、このような流量制御特性により、それぞれのプーリ
１，２に必要な流量を過不足なく供給することができる
ことがわかる。そして、この場合の必要な総潤滑油流量
は常に３である。したがって、従来技術と比較して必要
潤滑流量を１だけ低減することが可能であり、この潤滑
流量の低減により駆動ポンプの小型化ないし駆動損失の
低減が図れるのである。
【００３５】なお、上記実施例においては無段変速機の
変速比を可動プーリ位置で代表させ、当該位置に応動す
るように制御弁１４の開度を検出子１５ａ等からなるリ
ンク機構を介して機械的に制御するようにしているが、
制御弁１４の制御手段はこのようなものに限られず、例
えば無段変速機の変速比を変速制御回路の指令値やプー
リ比の制御油圧から検出し、この検出結果に基づいて電
磁的に制御弁の開度を制御するものとすることもでき
る。
変速比を可動プーリ位置で代表させ、当該位置に応動す
るように制御弁１４の開度を検出子１５ａ等からなるリ
ンク機構を介して機械的に制御するようにしているが、
制御弁１４の制御手段はこのようなものに限られず、例
えば無段変速機の変速比を変速制御回路の指令値やプー
リ比の制御油圧から検出し、この検出結果に基づいて電
磁的に制御弁の開度を制御するものとすることもでき
る。
【００３６】
【発明の効果】以上説明したように、第１の発明によれ
ば、無段変速機の入力プーリと出力プーリに変速比が大
となるほど入力プーリ側の給油ノズルへの流量が増大す
るように相反的に潤滑油を供給するようにしたので、各
プーリへの潤滑流量を熱的負担に対して過不足のない適
切な流量に制御しつつ、各プーリに供給する総潤滑流量
を常に一定値に抑えられるので、油圧ポンプの駆動損失
を必要最小限に抑制して駆動系の効率を改善することが
できる。
ば、無段変速機の入力プーリと出力プーリに変速比が大
となるほど入力プーリ側の給油ノズルへの流量が増大す
るように相反的に潤滑油を供給するようにしたので、各
プーリへの潤滑流量を熱的負担に対して過不足のない適
切な流量に制御しつつ、各プーリに供給する総潤滑流量
を常に一定値に抑えられるので、油圧ポンプの駆動損失
を必要最小限に抑制して駆動系の効率を改善することが
できる。
【００３７】第２の発明では、上記第１の発明におい
て、無段変速機の入力プーリまたは出力プーリを構成す
る可動プーリの位置に基づいて変速比を判定するように
したので、無段変速機による変速比変化に対し潤滑流量
をより正確に制御することができる。
て、無段変速機の入力プーリまたは出力プーリを構成す
る可動プーリの位置に基づいて変速比を判定するように
したので、無段変速機による変速比変化に対し潤滑流量
をより正確に制御することができる。
【００３８】さらに、第３の発明では、上記第１の発明
の変速比変化を可動プーリの位置変化としてリンク機構
を介して直接的に制御弁に伝達するようにしたので、簡
潔な構成で所期の潤滑流量制御を行うことができる。
の変速比変化を可動プーリの位置変化としてリンク機構
を介して直接的に制御弁に伝達するようにしたので、簡
潔な構成で所期の潤滑流量制御を行うことができる。
【００３９】第４の発明では、上記各発明の制御弁を、
それぞれ入力プーリ側給油ノズルと出力プーリ側給油ノ
ズルに連通する２つのポート間での弁体の往復運動に基
づいて相反的に各給油ノズルへの潤滑流量を制御するも
のとしたので、簡潔な構成の制御弁にて容易に所期の流
量制御を実現することができる。
それぞれ入力プーリ側給油ノズルと出力プーリ側給油ノ
ズルに連通する２つのポート間での弁体の往復運動に基
づいて相反的に各給油ノズルへの潤滑流量を制御するも
のとしたので、簡潔な構成の制御弁にて容易に所期の流
量制御を実現することができる。
【図１】本発明の一実施例の概略構成図。
【図２】ベルトの正面断面図。
【図３】ベルトの要部側面図。
【図４】上記実施例の制御手段の概略構成図。
【図５】上記実施例の制御弁の概略構成断面図。
【図６】上記制御弁の流量特性を示す特性線図。
【図７】従来の潤滑装置による流量制御特性を示す特性
線図。
線図。
【図８】ベルトのエレメント〜リング間の相対滑りが発
生する原理を示す説明図。
生する原理を示す説明図。
【図９】ベルトのエレメント〜リング間の相対滑り速度
の変化をプーリ比との関係において示した特性線図。
の変化をプーリ比との関係において示した特性線図。
１ 入力側のプーリ １ａ 入力軸 １ｂ 固定プーリ １ｃ 可動プーリ ２ 出力側のプーリ ２ａ 出力軸 ２ｂ 固定プーリ ２ｃ 可動プーリ ３ ベルト ３ａ リング ３ｂ エレメント ６ エンジン ７ 油圧ポンプ ８ 調圧手段 １１ 入力プーリ側の給油ノズル １２ 出力プーリ側の給油ノズル １４ 制御弁 １４ａ 制御弁の弁体 １４ｄ 制御弁の第１のポート １４ｅ 制御弁の第２のポート １５ 制御手段（リンク機構） １５ａ プーリ位置検出子
フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭60−132161（ＪＰ，Ａ) 特開 昭63−275847（ＪＰ，Ａ) 特開 昭60−95273（ＪＰ，Ａ) 特開 平１−269760（ＪＰ，Ａ) 特開 平６−50400（ＪＰ，Ａ) 実開 平５−34352（ＪＰ，Ｕ) 実開 平５−12831（ＪＰ，Ｕ) 実開 平４−119655（ＪＰ，Ｕ) (58)調査した分野(Int.Cl.7，ＤＢ名) F16H 57/00 - 57/04 F16H 9/00 - 9/26
Claims (4)
- 【請求項１】 入力プーリ側と出力プーリ側の各々にベ
ルトの潤滑油を供給する給油ノズルを配設し、油圧ポン
プからの吐出油を前記各給油ノズルに供給する通路を備
えたベルト式無段変速機において、 前記各給油ノズルに吐出油を供給する通路の途中に各給
油ノズルへの潤滑流量を相反的に増減する制御弁を設け
るとともに、無段変速機の変速比が大となるほど入力プ
ーリ側の潤滑流量が増大し、出力プーリ側の潤滑流量が
減少するように前記制御弁を制御する手段を設けたこと
を特徴とするベルト式無段変速機の潤滑装置。 - 【請求項２】 制御手段は、入力プーリまたは出力プー
リの可動プーリの位置を検出して、当該可動プーリが変
速比大となる位置に移動するほど入力プーリ側の潤滑油
供給割合が増大するように制御弁を制御するものとした
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
の潤滑装置。 - 【請求項３】 制御手段は、入力プーリまたは出力プー
リの可動プーリの移動を制御弁に伝達するリンク機構と
して構成されることを特徴とする請求項２に記載のベル
ト式無段変速機の潤滑装置。 - 【請求項４】 制御弁は、油圧ポンプからの潤滑油を入
力プーリ側の給油ノズルに供給する第１のポートと出力
プーリ側の給油ノズルに供給する第２のポートと、これ
ら２つのポート内に相反的に進退する弁体とを備え、該
弁体のポート内への進入量が大となるほどポート開口面
積が減じるように形成されていることを特徴とする請求
項１から請求項３の何れかに記載のベルト式無段変速機
の潤滑装置。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP05851795A JP3221271B2 (ja) | 1995-03-17 | 1995-03-17 | ベルト式無段変速機の潤滑装置 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP05851795A JP3221271B2 (ja) | 1995-03-17 | 1995-03-17 | ベルト式無段変速機の潤滑装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH08254260A JPH08254260A (ja) | 1996-10-01 |
| JP3221271B2 true JP3221271B2 (ja) | 2001-10-22 |
Family
ID=13086629
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP05851795A Expired - Fee Related JP3221271B2 (ja) | 1995-03-17 | 1995-03-17 | ベルト式無段変速機の潤滑装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3221271B2 (ja) |
Families Citing this family (7)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH10141459A (ja) | 1996-11-05 | 1998-05-29 | Nissan Motor Co Ltd | ベルト式無段変速機の潤滑装置 |
| DE60015738T2 (de) * | 2000-06-20 | 2005-11-10 | Van Doorne's Transmissie B.V. | Stufenloses Getriebe mit Schmierungsdüsen in Abtriebsrichtung auf eine Radialposition maximaler Leistungsübertragung des Riemens |
| JP2003097677A (ja) * | 2001-09-21 | 2003-04-03 | Toyota Motor Corp | 動力伝達機構の潤滑装置 |
| KR100692125B1 (ko) * | 2003-10-30 | 2007-03-12 | 현대자동차주식회사 | 무단 변속기의 벨트 윤활 제어장치 |
| JP4826440B2 (ja) * | 2006-11-17 | 2011-11-30 | トヨタ自動車株式会社 | ベルト式無段変速機 |
| JP5055324B2 (ja) * | 2009-05-19 | 2012-10-24 | ジヤトコ株式会社 | ベルト式無段変速機 |
| BE1025361B9 (nl) * | 2017-07-05 | 2019-03-11 | Punch Powertrain Nv | Smeer- en/of koelinrichting voor, en een continu variabele transmissie systeem met een dergelijke smeer- en/of koelinrichting |
-
1995
- 1995-03-17 JP JP05851795A patent/JP3221271B2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH08254260A (ja) | 1996-10-01 |
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