JP3661371B2 - トロイダル形無段変速機のパワーローラ軸受 - Google Patents
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- F16C2240/70—Diameters; Radii
- F16C2240/76—Osculation, i.e. relation between radii of balls and raceway groove
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、例えば自動車用の変速機として用いるトロイダル形無段変速機のパワーローラ軸受に関する。
【０００２】
【従来の技術】
トロイダル形無段変速機における入力ディスクと出力ディスクとの間に傾転自在に転接されたパワーローラを回転自在に支持するパワーローラ軸受は、一般の軸受とは使用される環境、状況が大きく異なるため、軸受とは違ってさらに十分な耐力が要求される部品である。
【０００３】
すなわち、パワーローラ軸受は、高回転、大きな押し付け力下での使用が必須条件となる。また従来の潤滑油とは異なり、動力を伝達することを目的として開発されたトラクション油を潤滑油として使用している結果、粘性が大きなトラクション油の使用が必須条件となる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このように従来の一般の軸受とは異なる特殊な条件下での使用においては、パワーローラ軸受における動トルク損失が非常に大きくなってしまう。トロイダル形無段変速機にとって非常に重要な要因である伝達効率を下げている要因の大半はこの動トルク損失であり、動トルク損失が大きいということは非常に大きな問題である。
【０００５】
また、トロイダル形無段変速機は大馬力を伝達する時は、一般の軸受と比較すると、曲げ応力が極めて高い部位が存在する。しかし、一般に軸受の場合には、玉数が１０個前後であり、それらが均等に荷重を受けており、軸受の内径部、外径部の肩部を軸、ハウジングで受ける構造となっているため、曲げ応力は極めて小さい。
【０００６】
それに対してトロイダル形無段変速機のディスクの場合にはディスクとパワーローラとの接触点が２または３か所のため２または３点押しとなり、またディスクを支持している部位が内径部とその内径部近傍端面の支持となるため、特に接触点がディスク外径寄りになった時には、軸受と比較して曲げ応力値は極めて高くなる。肉厚によっては１００ｋｇｆ／ｍｍ2 近くもの高い曲げ応力になってしまう場合もあり、早期破損にもつながる。したがって、応力が集中しないような形状になるよう設計することは必要であるが、高い応力値の部位での残留圧縮応力、硬度、面粗は重要な要素になってくる。
【０００７】
次にトロイダル形無段変速機におけるパワーローラ軸受の場合には、深い表面硬化層が必要になることが、一般の軸受とは異なる。通常、軸受の接触面圧はPmax＝２〜３Gpa 以下で使用するのに対し、ディスク、パワーローラ接触点のトラクション部接触面圧は通常Pmax＝２．５〜３．５Gpa 前後で使用し、特に最大減速時においてはPmax＝４Gpa に近いところで使用する。例えばディスク外径がほぼ同一の外径である２００ｍｍ以下の玉軸受において接触楕円の短径は１ｍｍに満たない。しかしながら、トロイダル形無段変速機のトラクション部において、接触楕円の短径は約１．５ｍｍにも及ぶ。したがって、トロイダル形無段変速機の場合には、接触楕円の短径が軸受と比較してかなり大きいため、最大せん断応力の部位の疲れ破損が無きように、深い表面硬化層が必要となる。
【０００８】
また、トロイダル形無段変速機はトラクションドライブで動力を伝達することにおいても軸受と大きく異なる。トロイダル形無段変速機は構造上、必ずスピンが存在するために熱が発生し、たった数ｍｍの小さな接触楕円で楕円一個当たり、高馬力のものでは５０ｋｗ前後の動力を伝達する。したがって、ディスク、パワーローラ接触点での耐力は軸受と比較して、数段に強固なものでなければならい。そして、パワーローラが高馬力の動力伝達するものであるゆえ、大きなスラスト荷重を受けるパワーローラ軸受においては、動トルク損失をできるだけ抑え、伝達効率を向上させ、かつ耐久性も十分満足させることが肝要になってくる。
【０００９】
この発明は、前記事情に着目してなされたもので、その目的とするところは、玉を転走する転走溝の曲率半径を設定することにより、動トルク損失が小さい領域を使用することができ、トルクの伝達効率の向上を図ることができるトロイダル形無段変速機のパワーローラ軸受を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
この発明は、前記目的を達成するために、請求項１は、入力ディスクと出力ディスクとの間に傾転自在に転接されたパワーローラを回転自在に支持しかつトラクション油によって潤滑されるトロイダル形無段変速機のパワーローラ軸受であって、外輪と前記入出力ディスクと接するトラクション部を有するパワーローラとの間に転動自在に保持された玉を有し、前記外輪及びパワーローラの前記玉との接触面に円環状で断面円弧状の転走溝を設けるとともに、前記転走溝の曲率半径を前記玉の直径の５４％以上、５９％以下にしたことを特徴とする。
【００１１】
転走溝の曲率半径が５２％未満では動トルク損失が急激に増加し、それとは逆に５２％以上では動トルク損失がそれ程変化しない。このようにトラクション油中における軸受においては転走溝の曲率半径の影響が顕著である。
【００１２】
また、転走溝の曲率半径が６０％以上の軸受は、接触楕円が小さくなることから、少しの衝撃で容易に転走面に打痕がつきやすく、取り扱いに時に注意が必要となるという問題もあり、転走溝の曲率半径が５９％を越えるパワーローラ軸受は現実的ではない。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の各実施の形態を図面に基づいて説明する。
図１はハーフトロイダル形無段変速機の一部を示し、図２は図１のＡ部を拡大して示す断面図である。図１に示すように、エンジン等の駆動源（図示しない）に連結される入力軸１には入力ディスク２と出力ディスク３がニードルベアリングを介して回転自在に支持されている。入力ディスク２の背面側にはカム板４が入力軸１に対してスプライン係合しており、カム板４と入力ディスク２との間にはローラ５が介在され、入力ディスク２を出力ディスク３側に押し付けるローディングカム式の押圧機構６が設けられている。
【００１４】
入力ディスク２と出力ディスク３との間には枢軸７を中心として揺動するトラニオン８が設けられ、トラニオン８の中心部には変位軸９が設けられている。そして、この変位軸９にはパワーローラ１０が回転自在に支持され、このパワーローラ１０は入力ディスク２及び出力ディスク３と接するトラクション部を有し、入力ディスク２と出力ディスク３との間に傾転自在に転接されている。
【００１５】
また、トラニオン８とパワーローラ１０との間にはパワーローラ軸受としてのスラスト玉軸受１１が設けられている。このスラスト玉軸受１１はパワーローラ１０に加わるスラスト方向の荷重を支承しつつ、パワーローラ１０の回転を許容するものである。このようなスラスト玉軸受１１の複数個の玉１２はトラニオン８側に設けられた円環状の外輪１３と回転部としてのパワーローラ１０との間に設けられた円環状の保持器１４によって保持されている。
【００１６】
さらに、外輪１３とパワーローラ１０には玉１２を転動自在に保持する転走溝１５，１６が設けられている。転走溝１５，１６は、外輪１３とパワーローラ１０の玉１２との接触面に円環状に設けられ、かつ断面円弧状に形成されている。そして、スラスト玉軸受１１の寿命及び動トルク損失を考慮して転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 は前記玉１２の直径Ｄの５２％以上、５９％以下に形成されている。さらに、好ましくは玉１２の直径Ｄの５４％以上、５７％以下に形成されている。
【００１７】
図３は、内径３０ｍｍのスラスト玉軸受１１の転走溝１５，１６の曲率半径 （横軸）を変化させた時の寿命（左縦軸）と動トルク損失（右縦軸）の関係を示すもので、曲線ａに示すように、転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 を玉１２の直径Ｄに対して大きくなるにつれて寿命が低下し、曲線ｂに示すように、逆に動トルク損失は小さくなる。
【００１８】
そして、転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 が５２％未満では動トルク損失が急激に増加し、それとは逆に５２％以上では動トルク損失がそれ程変化しない。このようにトラクション油中における軸受においては転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 の影響が顕著である。
【００１９】
一方、スラスト玉軸受１１の寿命は、それぞれのスラスト玉軸受１１の実験により得られた基本定格寿命を、大型車が１０万ｋｍを走行するのに必要となるスラスト玉軸受回転数で除した値である。つまり、１の値以上でなければ１０万ｋｍ走行を保証できないということになる。
【００２０】
さらに、転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 が６０％以上の軸受は、接触楕円が小さくなることから、少しの衝撃で容易に転走面に打痕がつきやすく、取り扱いに時に注意が必要となるという問題もあり、転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 が５９％を越えるスラスト玉軸受１１は現実的ではない。
【００２１】
したがって、スラスト玉軸受１１の寿命及び動トルク損失を考慮して転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 を玉１２の直径Ｄの５２％以上、５９％以下に形成することが有効である。
【００２２】
なお、前記実施形態においては、代表的な内径３０ｍｍのパワーローラ軸受としてのスラスト玉軸受１１の転走溝１５，１６の曲率半径（横軸）を変化させた時の寿命（左縦軸）と動トルク損失（右縦軸）の関係を示したが、他のパワーローラ軸受についても同様に適用できる。
【００２３】
なお、前記実施形態においては、シングルキャビティ式ハーフトロイダル形無段変速機について説明したが、この発明は、ダブルキャビティ式ハーフトロイダル無段変速機においても同様な効果があり、ダブルキャビティ式ハーフトロイダル無段変速機においても、この発明のパワーローラ軸受に適用できる。
【００２４】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１の発明によれば、トラクション油によって潤滑されるトロイダル形無段変速機のパワーローラ軸受の外輪とパワーローラとの間に転動自在に保持された玉を備え、外輪及びパワーローラの前記玉との接触面に円環状で断面円弧状の転走溝を設けるとともに、前記転走溝の曲率半径を前記玉の直径の５４％以上、５９％以下にしたことを特徴とする。したがって、動トルク損失が小さい領域を使用することができ、トルクの伝達効率の向上を図ることができるとともに、耐久性の向上を図ることができるという効果がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の第１の実施形態におけるトロイダル形無段変速機の一部を示す縦断側面図。
【図２】同実施形態を示し、図１のＡ部を拡大して示す断面図。
【図３】転走溝の曲率半径を変化させた時の寿命及び動トルク損失の関係を示す図。
【符号の説明】
１…入力軸
２…入力ディスク
３…出力ディスク
１０…パワーローラ
１１…スラスト玉軸受
１２…玉
１３…外輪
１５，１６…転走溝
【発明の属する技術分野】
この発明は、例えば自動車用の変速機として用いるトロイダル形無段変速機のパワーローラ軸受に関する。
【０００２】
【従来の技術】
トロイダル形無段変速機における入力ディスクと出力ディスクとの間に傾転自在に転接されたパワーローラを回転自在に支持するパワーローラ軸受は、一般の軸受とは使用される環境、状況が大きく異なるため、軸受とは違ってさらに十分な耐力が要求される部品である。
【０００３】
すなわち、パワーローラ軸受は、高回転、大きな押し付け力下での使用が必須条件となる。また従来の潤滑油とは異なり、動力を伝達することを目的として開発されたトラクション油を潤滑油として使用している結果、粘性が大きなトラクション油の使用が必須条件となる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このように従来の一般の軸受とは異なる特殊な条件下での使用においては、パワーローラ軸受における動トルク損失が非常に大きくなってしまう。トロイダル形無段変速機にとって非常に重要な要因である伝達効率を下げている要因の大半はこの動トルク損失であり、動トルク損失が大きいということは非常に大きな問題である。
【０００５】
また、トロイダル形無段変速機は大馬力を伝達する時は、一般の軸受と比較すると、曲げ応力が極めて高い部位が存在する。しかし、一般に軸受の場合には、玉数が１０個前後であり、それらが均等に荷重を受けており、軸受の内径部、外径部の肩部を軸、ハウジングで受ける構造となっているため、曲げ応力は極めて小さい。
【０００６】
それに対してトロイダル形無段変速機のディスクの場合にはディスクとパワーローラとの接触点が２または３か所のため２または３点押しとなり、またディスクを支持している部位が内径部とその内径部近傍端面の支持となるため、特に接触点がディスク外径寄りになった時には、軸受と比較して曲げ応力値は極めて高くなる。肉厚によっては１００ｋｇｆ／ｍｍ2 近くもの高い曲げ応力になってしまう場合もあり、早期破損にもつながる。したがって、応力が集中しないような形状になるよう設計することは必要であるが、高い応力値の部位での残留圧縮応力、硬度、面粗は重要な要素になってくる。
【０００７】
次にトロイダル形無段変速機におけるパワーローラ軸受の場合には、深い表面硬化層が必要になることが、一般の軸受とは異なる。通常、軸受の接触面圧はPmax＝２〜３Gpa 以下で使用するのに対し、ディスク、パワーローラ接触点のトラクション部接触面圧は通常Pmax＝２．５〜３．５Gpa 前後で使用し、特に最大減速時においてはPmax＝４Gpa に近いところで使用する。例えばディスク外径がほぼ同一の外径である２００ｍｍ以下の玉軸受において接触楕円の短径は１ｍｍに満たない。しかしながら、トロイダル形無段変速機のトラクション部において、接触楕円の短径は約１．５ｍｍにも及ぶ。したがって、トロイダル形無段変速機の場合には、接触楕円の短径が軸受と比較してかなり大きいため、最大せん断応力の部位の疲れ破損が無きように、深い表面硬化層が必要となる。
【０００８】
また、トロイダル形無段変速機はトラクションドライブで動力を伝達することにおいても軸受と大きく異なる。トロイダル形無段変速機は構造上、必ずスピンが存在するために熱が発生し、たった数ｍｍの小さな接触楕円で楕円一個当たり、高馬力のものでは５０ｋｗ前後の動力を伝達する。したがって、ディスク、パワーローラ接触点での耐力は軸受と比較して、数段に強固なものでなければならい。そして、パワーローラが高馬力の動力伝達するものであるゆえ、大きなスラスト荷重を受けるパワーローラ軸受においては、動トルク損失をできるだけ抑え、伝達効率を向上させ、かつ耐久性も十分満足させることが肝要になってくる。
【０００９】
この発明は、前記事情に着目してなされたもので、その目的とするところは、玉を転走する転走溝の曲率半径を設定することにより、動トルク損失が小さい領域を使用することができ、トルクの伝達効率の向上を図ることができるトロイダル形無段変速機のパワーローラ軸受を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
この発明は、前記目的を達成するために、請求項１は、入力ディスクと出力ディスクとの間に傾転自在に転接されたパワーローラを回転自在に支持しかつトラクション油によって潤滑されるトロイダル形無段変速機のパワーローラ軸受であって、外輪と前記入出力ディスクと接するトラクション部を有するパワーローラとの間に転動自在に保持された玉を有し、前記外輪及びパワーローラの前記玉との接触面に円環状で断面円弧状の転走溝を設けるとともに、前記転走溝の曲率半径を前記玉の直径の５４％以上、５９％以下にしたことを特徴とする。
【００１１】
転走溝の曲率半径が５２％未満では動トルク損失が急激に増加し、それとは逆に５２％以上では動トルク損失がそれ程変化しない。このようにトラクション油中における軸受においては転走溝の曲率半径の影響が顕著である。
【００１２】
また、転走溝の曲率半径が６０％以上の軸受は、接触楕円が小さくなることから、少しの衝撃で容易に転走面に打痕がつきやすく、取り扱いに時に注意が必要となるという問題もあり、転走溝の曲率半径が５９％を越えるパワーローラ軸受は現実的ではない。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の各実施の形態を図面に基づいて説明する。
図１はハーフトロイダル形無段変速機の一部を示し、図２は図１のＡ部を拡大して示す断面図である。図１に示すように、エンジン等の駆動源（図示しない）に連結される入力軸１には入力ディスク２と出力ディスク３がニードルベアリングを介して回転自在に支持されている。入力ディスク２の背面側にはカム板４が入力軸１に対してスプライン係合しており、カム板４と入力ディスク２との間にはローラ５が介在され、入力ディスク２を出力ディスク３側に押し付けるローディングカム式の押圧機構６が設けられている。
【００１４】
入力ディスク２と出力ディスク３との間には枢軸７を中心として揺動するトラニオン８が設けられ、トラニオン８の中心部には変位軸９が設けられている。そして、この変位軸９にはパワーローラ１０が回転自在に支持され、このパワーローラ１０は入力ディスク２及び出力ディスク３と接するトラクション部を有し、入力ディスク２と出力ディスク３との間に傾転自在に転接されている。
【００１５】
また、トラニオン８とパワーローラ１０との間にはパワーローラ軸受としてのスラスト玉軸受１１が設けられている。このスラスト玉軸受１１はパワーローラ１０に加わるスラスト方向の荷重を支承しつつ、パワーローラ１０の回転を許容するものである。このようなスラスト玉軸受１１の複数個の玉１２はトラニオン８側に設けられた円環状の外輪１３と回転部としてのパワーローラ１０との間に設けられた円環状の保持器１４によって保持されている。
【００１６】
さらに、外輪１３とパワーローラ１０には玉１２を転動自在に保持する転走溝１５，１６が設けられている。転走溝１５，１６は、外輪１３とパワーローラ１０の玉１２との接触面に円環状に設けられ、かつ断面円弧状に形成されている。そして、スラスト玉軸受１１の寿命及び動トルク損失を考慮して転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 は前記玉１２の直径Ｄの５２％以上、５９％以下に形成されている。さらに、好ましくは玉１２の直径Ｄの５４％以上、５７％以下に形成されている。
【００１７】
図３は、内径３０ｍｍのスラスト玉軸受１１の転走溝１５，１６の曲率半径 （横軸）を変化させた時の寿命（左縦軸）と動トルク損失（右縦軸）の関係を示すもので、曲線ａに示すように、転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 を玉１２の直径Ｄに対して大きくなるにつれて寿命が低下し、曲線ｂに示すように、逆に動トルク損失は小さくなる。
【００１８】
そして、転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 が５２％未満では動トルク損失が急激に増加し、それとは逆に５２％以上では動トルク損失がそれ程変化しない。このようにトラクション油中における軸受においては転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 の影響が顕著である。
【００１９】
一方、スラスト玉軸受１１の寿命は、それぞれのスラスト玉軸受１１の実験により得られた基本定格寿命を、大型車が１０万ｋｍを走行するのに必要となるスラスト玉軸受回転数で除した値である。つまり、１の値以上でなければ１０万ｋｍ走行を保証できないということになる。
【００２０】
さらに、転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 が６０％以上の軸受は、接触楕円が小さくなることから、少しの衝撃で容易に転走面に打痕がつきやすく、取り扱いに時に注意が必要となるという問題もあり、転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 が５９％を越えるスラスト玉軸受１１は現実的ではない。
【００２１】
したがって、スラスト玉軸受１１の寿命及び動トルク損失を考慮して転走溝１５，１６の曲率半径ｒ1 ，ｒ2 を玉１２の直径Ｄの５２％以上、５９％以下に形成することが有効である。
【００２２】
なお、前記実施形態においては、代表的な内径３０ｍｍのパワーローラ軸受としてのスラスト玉軸受１１の転走溝１５，１６の曲率半径（横軸）を変化させた時の寿命（左縦軸）と動トルク損失（右縦軸）の関係を示したが、他のパワーローラ軸受についても同様に適用できる。
【００２３】
なお、前記実施形態においては、シングルキャビティ式ハーフトロイダル形無段変速機について説明したが、この発明は、ダブルキャビティ式ハーフトロイダル無段変速機においても同様な効果があり、ダブルキャビティ式ハーフトロイダル無段変速機においても、この発明のパワーローラ軸受に適用できる。
【００２４】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１の発明によれば、トラクション油によって潤滑されるトロイダル形無段変速機のパワーローラ軸受の外輪とパワーローラとの間に転動自在に保持された玉を備え、外輪及びパワーローラの前記玉との接触面に円環状で断面円弧状の転走溝を設けるとともに、前記転走溝の曲率半径を前記玉の直径の５４％以上、５９％以下にしたことを特徴とする。したがって、動トルク損失が小さい領域を使用することができ、トルクの伝達効率の向上を図ることができるとともに、耐久性の向上を図ることができるという効果がある。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の第１の実施形態におけるトロイダル形無段変速機の一部を示す縦断側面図。
【図２】同実施形態を示し、図１のＡ部を拡大して示す断面図。
【図３】転走溝の曲率半径を変化させた時の寿命及び動トルク損失の関係を示す図。
【符号の説明】
１…入力軸
２…入力ディスク
３…出力ディスク
１０…パワーローラ
１１…スラスト玉軸受
１２…玉
１３…外輪
１５，１６…転走溝
Claims (1)
- 入力ディスクと出力ディスクとの間に傾転自在に転接されたパワーローラを回転自在に支持しかつトラクション油によって潤滑されるトロイダル形無段変速機のパワーローラ軸受であって、外輪と前記入出力ディスクと接するトラクション部を有するパワーローラとの間に転動自在に保持された玉を有し、前記外輪及びパワーローラの前記玉との接触面に円環状で断面円弧状の転走溝を設けるとともに、前記転走溝の曲率半径を前記玉の直径の５４％以上、５９％以下にしたことを特徴とするトロイダル形無段変速機のパワーローラ軸受。
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP30062197A JP3661371B2 (ja) | 1997-10-31 | 1997-10-31 | トロイダル形無段変速機のパワーローラ軸受 |
| US09/181,667 US6375593B2 (en) | 1997-10-31 | 1998-10-29 | Power roller bearing and a troidal type continuously variable transmission system |
| DE19850135A DE19850135C2 (de) | 1997-10-31 | 1998-10-30 | Stufenlos verstellbares Toroidgetriebesystem |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP30062197A JP3661371B2 (ja) | 1997-10-31 | 1997-10-31 | トロイダル形無段変速機のパワーローラ軸受 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
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| JPH11132301A JPH11132301A (ja) | 1999-05-21 |
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