JP3706729B2 - Belt type continuously variable transmission system - Google Patents

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【０００１】
【発明の属する技術分野】
巻き回されたベルトの有効径を変更することのできる可変径プーリを用いたベルト式無段変速システムに関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、ベルト伝動装置は、例えば、自動車のカーコンプレッサ、オルタネータ、ウォーターポンプ、オイルポンプ等の補機を駆動するために用いられている。
このベルト伝動装置では、エンジンのクランク軸からプーリ及びベルトを介して一定の変速比で駆動力が伝達されており、クランク軸の回転数の増加と共に各種補機の回転数が増加する。その回転数の増加と共に各種補機の効率も増加するが、ある回転数以上では逆に効率が低下する。
【０００３】
したがって、補機を必要以上に回転させることは、エネルギを無駄に消費し、補機の耐久性にも影響を与える。そこで、補機の回転数を調整し得るようにしたベルト伝動装置が提案されている。
例えば、公表特許公報平２−５００２６１号に示すベルト伝動装置がある。この公報のベルト伝動装置では、巻き掛けられたベルトに対する有効径を変化させる可変径プーリが用いられている。
【０００４】
この可変径プーリは、回転軸の回りに円形パターンに配列され且つ付勢手段によって径方向外方へ弾性的に付勢された多数のベルト係合棒を備えており、これら円形パターンの直径が可変径プーリの有効直径になっている。そして、上記多数のベルト係合棒を、付勢手段の付勢力に抗して径方向内方へ一括して移動させることにより、可変径プーリの有効径が変化されるようになっている。
【０００５】
具体的には、互いに対向した一対の回転板に、互いに逆向きの渦巻き状に延びる多数の放射状溝をそれぞれ形成し、両回転板の対応する放射溝によって、上記ベルト係合棒の両端部をそれぞれ支持するようにしている。これにより、各ベルト係合棒は、両回転板の相対回転に伴って、円形パターンの配列のまま、有効直径を変化させることができる。一方、上記付勢手段としては、両回転板同士の間に介在し、且つ有効直径を増加させる方向へ両回転板同士を回転付勢するねじりコイルばねが用いられている。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
このように、上記公報のベルト伝動装置では、その可変径プーリについて、上記多数のベルト係合棒を採用していて部品点数が多いうえに、これらベルト係合棒を円形パターンに配列した状態で円形パターンの直径を変化させねばならず、構造が複雑になる。このため、変速がスムーズに行えない。
【０００７】
例えば、円形パターンの直径を変化させるべく上記多数のベルト係合棒が移動するときに、各ベルト係合棒の両端部と対応する放射溝との間にそれぞれ摩擦抵抗を生じるが、１本のベルト係合棒に関して摩擦箇所が２箇所あって且つベルト係合棒が多数あるので、摩擦箇所が非常に多い。その結果、摩擦抵抗が大きくなり、変速がスムーズに行なえない。
【０００８】
本発明は上記課題に鑑みてなされたものであり、変速がスムーズなベルト式無段変速システムを提供することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するための課題解決手段として、請求項１記載の発明の態様は、回転軸の周囲を取り囲んで配置され軸方向に移動自在な一対のプーリ主体、これらのプーリ主体の互いの対向面に形成された一対のテーパ状の動力伝達面、これらの動力伝達面によって回転軸の軸心に対して偏心可能に挟持されると共に外周面に無端状のベルトが巻きかけられた動力伝達リング、および両プーリ主体を介して動力伝達リングを同心側へ付勢する付勢手段を含む可変径プーリと、変速比を調整するためにベルトの張力を調整するテンショナとを備え、このテンショナは、変位可能な支持部材によって回転自在に支持され且つベルトに係合するテンショナプーリと、このテンショナプーリを介してベルトに張力を付与する弾性部材と、ベルトの張力を調整するべく上記テンショナプーリの動作位置を上記支持部材を介して能動的に変更するアクチュエータとを含み、テンショナの弾性部材およびアクチュエータがベルトを介して動力伝達リングを偏心させようとする力と、可変径プーリの付勢部材が動力伝達リングを同心側へ付勢する力とが釣り合うことによって、上記動力伝達リングの位置が規定され、上記テンショナの弾性部材がベルトを介して動力伝達リングを偏心させようとする力が、可変径プーリの付勢部材が動力伝達リングを同心側へ付勢する力より小さくされ、上記アクチュエータは油圧アクチュエータからなり、上記テンショナは、テンショナプーリによって駆動されて油圧アクチュエータに作動油を供給する油圧ポンプと、テンショナプーリと油圧ポンプとの間の駆動連結を断続するクラッチとを含み、このクラッチの操作によって上記テンショナプーリの動作位置が変更されることを特徴とするものである。
【００１０】
本態様では、可変径プーリにおいてベルトと回転軸との間で動力伝達リングおよび両プーリ主体を介してトルクが伝達される。
また、テンショナの弾性部材およびアクチュエータがベルトを介して動力伝達リングを偏心させようとする合力と、可変径プーリの付勢部材が動力伝達リングを同心側へ付勢する力とが釣り合う位置に、上記動力伝達リングが変位することになる。例えば、アクチュエータによってテンショナプーリの動作位置がベルトの張力が増加する方向へ変更されると、動力伝達リングが付勢手段に抗して偏心側へ変位する結果、ベルトの有効径が小さくなる。一方、テンショナプーリの動作位置がベルトの張力が減少する方向へ変更されると、付勢手段の働きで動力伝達リングが同心側に変位する結果、ベルトの有効径が大きくなる。
【００１１】
さらに、動力伝達リングを用いるので、一対の動力伝達面によってベルトが直接挟持される場合と比較して、ベルトの寿命を増加させることができる。また、動力伝達リングとしては、ベルトとは別の材料、例えば耐久性に優れ且つ摩擦係数が高くて動力伝達ロスの少ない樹脂を用いることも可能となる。なお、上記ベルトがゴム製であり、ベルトの周回方向に沿って延びるリブが複数並設されているとともに、上記動力伝達リングの外周面には、上記リブを嵌め合わせる複数の周溝が形成されていれば好ましい。この場合、ゴム製のベルトが張力を受ける方向である周回方向に沿ってリブを形成したので、ベルトが張力を受ける方向に関して、ベルトの肉厚を均一にでき、しかも、リブを設けることによって小型でありながらベルトの断面係数を大きくでき、ベルトの寿命を長くできる。ひいては、小型で長寿命のベルト無段変速システムを得ることができる。
【００１２】
ここで、上記のアクチュエータとしては、油圧シリンダ、油圧モータ等の油圧アクチュエータが用いられる。
そして、クラッチを接続すると油圧ポンプが駆動され、この油圧ポンプから作動油を供給された油圧アクチュエータが、テンショナプーリを変位させる。これによりテンショナプーリの動作位置が変更されてベルトの張力が調整される。一方、クラッチを切ると、油圧ポンプおよび油圧アクチュエータが停止され、これにより、テンショナプーリが元の位置に戻され、ベルトの張力が変更前の元の状態に戻される。
このように変速比調整用のテンショナに内蔵した油圧ポンプを、必要時のみに駆動して不要時には停止させるので、省エネを達成できると共にポンプ寿命を長くすることができる。ここで、上記のクラッチとしては、電磁クラッチや遠心クラッチを用いることができる。また、エンジン負圧を用いて操作力を得るクラッチであっても良い。
また、上記可変径プーリに内蔵された付勢手段としては、プーリ主体を変位させるコイルスプリング、皿ばね等の弾性部材を用いる場合がある。また、遠心力によって旋回径を増大させてプーリ主体を変位させる慣性部材と、この慣性部材を収容し径方向外方へいくほど狭くなる収容空間を区画する部材とを用いる場合がある。さらに、油圧シリンダ、油圧モータ等の油圧アクチュエータを用いたり、或いは電動モータを用いる場合がある。
【００１３】
また、請求項１記載の発明の態様では、上記テンショナの弾性部材がベルトを介して動力伝達リングを偏心させようとする力が、可変径プーリの付勢部材が動力伝達リングを同心側へ付勢する力より小さいので、下記の効果を奏することができる。
すなわち、テンショナのアクチュエータが働かない時には、本願のような可変径プーリを伴わない従来仕様の定速ベルト伝達式補機駆動システムに用いられると同様に、テンテョナはばね等の弾性部材の力でもってベルトに張力を与えるのみである。テンショナの弾性部材の力、言い換えればベルトを介して動力伝達リングを偏心させようとする力は、可変径プーリの付勢部材が動力伝達リングを同心側へ付勢する力よりも小さい。よって動力伝達リングは回転軸の軸心と同心状態を保っている。
【００１４】
アクチュエータが働き、テンショナの弾性部材の力にさらにベルトに張力を与える力が付加され、その合力が、可変径プーリの付勢部材が動力伝達リングを同心側へ付勢する力（実際には動力伝達リングとプーリ主体の動力伝達面との間に摩擦抵抗力もあるので、それを付加した力）よりも大きくなると、動力伝達リングは回転軸の軸心に対し偏心し始め、付加された力に応じた偏心位置が規定され、動力伝達における所望の伝達（変速）比が得られる。この際、ベルトにはテンショナばかりか可変径プーリの付勢部材によっても張力が付与されることになり、張力付与が安定化し適切な張力が付与される。
【００１５】
請求項２記載の発明の態様は、請求項１において、上記可変径プーリは自動車の駆動源に連なる出力軸、および補機の駆動軸の何れか一方に設けられ、上記テンショナプーリはベルトの緩み側に係合していることを特徴とするものである。
本態様では、本ベルト式無段変速システムを自動車の補機駆動システムに適用することにより、補機を不必要な高速で回転させることを防止でき、補機の耐久性を向上できるとともに省エネを達成できる。
【００１６】
また、自動車の補機駆動システムは、各種の補機が密集しているエンジンルーム内に配置される関係上、できるだけ小型のものが望まれる。これに対して、本発明の変速比調整用のテンショナであれば、従来よりベルトの緩み側に配置されているオートテンショナと同様の配置にすることができるので、小型化を図ることができる。
【００１７】
請求項３記載の発明の態様は、請求項１又は２において、上記可変径プーリは、両プーリ主体が相等しい変位量で回転軸の軸方向に互いに逆向きに変位するように両プーリ主体同士を関連させる機構をさらに含むことを特徴とするものである。
本態様では、両プーリ主体が互いに逆向きに相等しい変位量で変位するので、ベルトの走行中心の位置を常に一定に維持できる。変速によってベルトに不必要な力が負荷されたりプーリから脱落したりするおそれがない。
【００１８】
請求項４記載の発明の態様は、請求項３において、上記両プーリ主体同士を関連させる機構は、両プーリ主体同士を互いの軸方向相対移動を許容しつつ一体回転可能に連結する第１の連結手段と、各プーリ主体をそれぞれ回転軸に動力伝達可能に連結する一対の第２の連結手段とを含み、上記一対の第２の連結手段は、それぞれ対応するプーリ主体の回転軸に対する相対回転を対応するプーリ主体の軸方向移動に変換する一対の変換機構を含むことを特徴とするものである。
【００１９】
本態様では、トルク変動等によってベルトの張り側部分の張力が増大すると、この張り側部分が動力伝達リングをプーリ主体の径方向内方へ移動させようとして、両プーリ主体を互いに遠ざけようとする力が働く。一方、伝達トルクが、変換機構によって、両プーリ主体を近接させようとする力に変換され、付勢手段による付勢力に付加されて、上記遠ざけようとする力と均衡する。
【００２０】
したがって、あるレベル以下のトルク変動があっても、可変径プーリの有効径が変化することがない。仮に両プーリ主体を近接させる力を付勢手段のみで得る場合には、付勢力を大きくすることが必要となって摩擦損失が大きくなるという欠点があるが、本発明では、負荷トルクに応じて両プーリ主体を互いに近接させる適切な力を得ることができ、結果として、付勢手段による付勢力を小さくできるので、摩擦損失を少なくすることができる。
【００２１】
請求項５記載の発明の態様は、請求項３において、上記両プーリ主体同士を関連させる機構は、内径部および外径部がそれぞれ対応するプーリ主体に一体回転可能に係合され且つ径方向中間の所定部が該所定部を支持する連結手段を介して回転軸に動力伝達可能に連結されたダイヤフラムスプリングを含み、このダイヤフラムスプリングは上記付勢手段を兼用していることを特徴とするものである。
【００２２】
本態様では、両プーリ主体、ダイヤフラムスプリングおよび連結部材を介してベルトと回転軸との間でトルクが伝達されることになる。両プーリ主体をダイヤフラムスプリングで直接付勢できるので、両プーリ主体をスムーズに動作させてスムーズな変速が可能となる。
また、連結手段により支持されるダイヤフラムスプリングの径方向中間の所定部は、ダイヤフラムスプリングの内径部と外径部とで互いに逆向きで等しい変位量を生じさせる位置に設定されており、これにより、両プーリ主体を軸方向に対称移動させてベルトの走行中心を一定に維持することができる。
【００２３】
さらに、ダイヤフラムスプリングは両プーリ主体を一体回転可能に連結する機能と、両プーリ主体を介して動力伝達リングを同心側へ付勢する機能を果たすので、構造を簡素化することができる。
【００２９】
【発明の実施の形態】
本発明の好ましい実施の形態について、添付図面を参照しつつ説明する。
第１の実施の形態
まず、図１〜図７を参照して、本発明の第１の実施の形態としてのベルト式無段変速システムについて説明する。第１の実施の形態では、本ベルト式無段変速システムは、自動車に搭載され、車両の駆動源にて補機を駆動するための補機駆動システムとして適用されている。第１の実施の形態では、一の補機、例えばスーパーチャージャー等の従動プーリを可変径プーリとしてある構成に即して説明していく。ただし、駆動プーリを可変径プーリとすることも可能である。補機としては、上記のスーパーチャージャーの他、エアーポンプ、オルタネータ、エアコンディショナ用コンプレッサ、パワーステアリング用油圧ポンプ及びウォータポンプ等を例示することができ、本システムを複数の補機を駆動するシステムとして構成することもできる。この場合、１のシステムにおいて、１ないし２つ以上の従動プーリを可変径プーリとすることも可能である。
【００３０】
全体構成
図１を参照して、本システム１０１では、無端状のベルト１０２を、車両の駆動源としてのエンジンのクランク軸に連なる駆動プーリ１０３、変速比調整用のテンショナ１０４のテンショナプーリ１０５、位置が固定されたアイドラプーリ１０６、および補機の回転軸に連なる可変径プーリ１０７に対して順次に巻き回している。
【００３１】
テンショナプーリ１０５は、駆動プーリ１０３とアイドラプーリ１０６との間のベルト１０２の緩み側部分をたぐり寄せるようにして配置されている。テンショナ１０４は、エンジンケース等の固定部に揺動自在に支持された揺動アームからなる支持部材１０８を備えている。この支持部材１０８の中央部には該支持部材１０８の揺動の中心となる回動軸線１０９が設けられており、この回動軸線１０９を挟んで対向するように、支持部材１０８の両端が配置されている。支持部材１０８の一端には、上記テンショナプーリ１０５が回転自在に支持されていると共に、他端には、支持部材１０８を揺動変位させるための油圧アクチュエータとしての油圧シリンダ１１０のロッド１１１の先端部が回転自在に連結されている。油圧シリンダ１１０のシリンダ端面とロッド１１１の先端部との間には、ロッド１１１を伸長方向に付勢する弾性部材としての圧縮コイルばね１３４が配置されている。この圧縮コイルばね１３４は支持部材１０８およびテンショナプーリ１０５を介してベルト１０２の緩み側部分を弾力的にたぐり寄せて張力を付与している。
【００３２】
上記の油圧シリンダ１１０には、車両に搭載される電動ポンプからなる油圧ポンプ１１２から所要時に作動油が供給され、また、所要時に油圧シリンダ１１０から低圧側へ作動油が戻されるようになっている。図１では、油圧シリンダ１１０および油圧ポンプ１１２に関する油路構成の主要部分のみを概略化して示してあるが、詳細については、図３および図４を用いて後述する。１１３は油圧ポンプ１１２からの作動油を油圧シリンダ１１０に供給する否かで、油の流通を一方向のみ許容する逆止弁の状態と、油の双方向の流通を許容する状態とを択一的に選択する電磁弁である。
【００３３】
テンショナプーリ１０５は、支持部材１０８の揺動変位に伴ってベルト１０２への張力を増す方向と減らす方向へ変位可能に設けられており、油圧シリンダ１１０によって、図１に示す第１の位置と図２に示す第２の位置との間に変位される。上記の第１の位置に対応して可変径プーリ１０７はベルト１０２に対して最大有効径となると共に、第２の位置に対応して可変径プーリ１０７は最小有効径となる。具体的には、本可変径プーリ１０７は、これに含まれる動力伝達リング（図２において２０６で示す）により代表して示されおり、この動力伝達リングが可変径プーリ１０７の中心となる回転軸線Ｋに対して偏心する。
【００３４】
一方、テンショナプーリ１０５の動作は、コントローラ１１４によって制御されている。このコントローラ１１４は、可変径プーリ１０７の回転速度を検出する状態量検出手段としての第１の速度センサ１１５の出力信号、及びアイドラプーリ１０６の回転速度を検出する状態量検出手段としての第２の速度センサ１１６の出力信号を入力している。
【００３５】
可変径プーリ１０７の回転速度は補機の回転軸の回転速度に等しく、アイドラプーリ９の回転速度はベルトの走行速度に相当（エンジンの回転速度に比例）している。
コントローラ１１４による制御としては、第２の速度センサ１１６からの出力信号を入力してエンジンの回転速度を検出し、例えば、エンジン回転数が所定レベルよりも低い状態でテンショナプーリ１０５を図２に示す第２の位置に変位させて動力伝達リングを偏心側に変位させておくことにより、エンジン回転数に対して補機の回転数を相対的に高くする。一方、エンジン回転数が所定レベル以上の状態では、テンショナプーリ１０５を図１に示す第１の位置に変位させて、動力伝達リングを同心側に変位させておくことにより、エンジン回転数に対して補機の回転数を相対的に低くすることができる。ここで、コントローラ１１４からの出力信号は電動ポンプからなる油圧ポンプ１１２（実際には油圧ポンプ１１２を駆動するモータ）および電磁弁１１３に出力され、これによりテンショナプーリ１０５の動作位置が変更されて、変速されるようになっている。また、コントローラ１１４は、第１の速度センサ１１５からの出力信号の入力により、可変径プーリ１０７の回転速度を検出し、この回転速度がエンジンの回転速度（すなわち、ベルト１０２の走行速度に相当）に対して所定の割合になるように、油圧シリンダ１１０によるテンショナプーリ２０の変位量を調整する。
【００３６】
油圧回路
次いで、図３および図４を参照して、油圧シリンダ１１０と油圧ポンプ１１２を含む油圧回路について説明する。油圧シリンダ１１０はロッド伸長時に拡張される第１の油室１１７と縮小される第２の油室１１８とを、ピストン１１９を挟んで有している。
【００３７】
低圧側の油圧タンク１２０と上記第１の油室１１７とを連通する供給側油路１２１には、モータ１２２により駆動される油圧ポンプ１１２と、第１の油室１１７側への作動油供給のみを許容する逆止弁１２３とが、油圧タンク１２０側からこの順で配置されている。
供給側油路１２１において逆止弁１２３よりも第１の油室１１７側にある部分１２４は、電磁弁１１３を配した第１の連通油路１２５と、リリーフ弁１２６を配した逃がし油路１２７とをそれぞれ介して油圧タンク１２０に連通されている。
【００３８】
電磁弁１１３は図３に示すように第１の連通油路１２５を、内蔵された逆止弁１３２によって油圧タンク１２０側への油の流れを阻止した状態で、油圧ポンプ１１２から第１の油室１１７への作動油供給を促す。また、電磁弁１１３は図４に示すように内蔵の連通路１３３によって第１の連通油路１２５を双方向に開放した状態で、第１の油室１１７と油圧タンク１２０との間の作動油の双方向の流通を許容する。リリーフ弁１２６は第１の油室１１７の圧が過度に高くなったときに、この圧を低圧の油圧タンク１２０側へ逃がすためのものである。
【００３９】
また、低圧側の油圧タンク１２０と上記第２の油室１１８とは、互いに並列に配置された、逆止弁１２８を有する戻し側油路１２９と、可変絞り１３０を配した第２の連通油路１３１とをそれぞれ介して互いに連通されている。戻し側油路１２９に設けられた逆止弁１２８は、油圧タンク１２０側への油の流れのみを許容する。可変絞り１３０を配した第２の連通油路１３１は、油圧タンク１２０と第２の油室１１８との間の双方向の作動油の流通を、可変絞り１３０による所定の絞り抵抗をもって許容する。なお、可変絞り１３０に代えて固定絞りを用いても良い。
【００４０】
以上のような油路構成では、図３に示すように、電磁弁１１３が第１の連通油路１２５を閉じることにより、油圧ポンプ１１２により第１の油室１１７に作動油を供給すると共に、第２の油室１１８からの作動油を戻し側油路１２９を介して油圧タンク１２０へ戻す。これにより、ロッド１１１が伸長すると共にこの伸長状態が保持される。これにより、ベルト張力が増大して可変径プーリ１０７の動力伝達リングが偏心側へ変位する。
【００４１】
一方、図４に示すように、モータ１２２を停止させて油圧ポンプ１１２を停止させると共に、電磁弁１１３が第１の連通油路１２５の双方向の作動油流通を許容する状態にする。そうすると、ベルト張力により油圧シリンダ１１０のロッド１１１が短縮され、ベルト張力が減少して可変径プーリ１０７の動力伝達リングが同心側へ変位する。この状態で、ベルト１０２に発生する振動をテンショナ１０４を従来のオートテンショナと同様に機能させて減衰させる。具体的には、ベルト１０２の振動に伴ってテンショナプーリ１０５が微小変位すると、支持部材１０８が揺動変位し油圧シリンダ１１０のロッド１１１が伸縮する。
【００４２】
ロッド１１１が伸長側へ（動力伝達リングが偏心側へ）変位する際には、この変位に対して、図４において破線矢符で示すように、第１の油室１１７への作動油の流入が第１の連通油路１２５を介して抵抗なく許容され、第２の油室１１８からの作動油の流出が戻し側油路１２９を介して抵抗なく許容される。また、弾性部材としての圧縮コイルばね１３４は縮められる。
【００４３】
また、ロッド１１１が短縮側へ（動力伝達リングが同心側へ）変位する際には、図４において実線矢符で示すように、第１の油室１１７からの作動油の流出が第１の連通油路１２５を介して抵抗なく許容されると共に、第１の油室１１７への作動油の流入が第２の連通油路１３１の可変絞り１３０による抵抗を与えられて許容される。したがって、ベルト１０２の振動に追従して作動するテンショナプーリ１０５に対して、可変絞り１３０を含む流体回路および圧縮コイルばね１３４が協働してダイナミックダンパとして機能し、ベルト１０２の振動が減衰されることになる。
【００４４】
上記の弾性部材としては、油圧シリンダ１１０に設けられる場合に限らず、支持部材１０８を弾力的に付勢するばね部材、例えばねじりコイルばね、引っ張りコイルばねおよび圧縮コイルばねを用いることもできる。
可変径プーリ
図５は可変径プーリ１０７の断面図である。図５を参照して、可変径プーリ１０７は、回転軸２０１の周囲に軸方向に移動自在な第１および第２の環状のプーリ主体２０２，２０３を備えており、これらプーリ主体２０２，２０３の互いの対向面にそれぞれ動力伝達面２０４，２０５を形成している。これら一対の動力伝達面２０４，２０５は互いに逆向きに傾斜したテーパ状にされており、両動力伝達面２０４，２０５によって、断面略台形形状の動力伝達リング２０６が、両プーリ主体２０２，２０３の軸心（回転軸２０１の回転軸線Ｋに相当）に対して偏心可能（図７参照）に挟持されている。
【００４５】
この動力伝達リング２０６の外周面にはベルト１０２への伝動面２０８が形成され、この伝動面２０８にベルト１０２が巻き掛けられている。伝動面２０８には、ベルト１０２の周回方向に沿って延びる複数の互いに平行なリブ２３６とそれぞれ噛み合う複数の周溝２３７が形成されている。リブ２３６は例えば断面略Ｖ字形形状をしている。動力伝達リング２０６の両側面はそれぞれ対応する動力伝達面２０４，２０５と接触してトルクを伝達するテーパ状の動力伝達面２０９，２１０を構成している。
【００４６】
ベルト１０２はゴム製のものが好ましく、また、動力伝達リング２０６としては、耐久性に優れ且つ摩擦係数が高い樹脂、例えば、フェノール樹脂に、炭素繊維、芳香族ポリアミド繊維およびグラファイトを配合した樹脂材料を成形してなるものが好ましい。本樹脂であれば、高強度で耐摩耗性に優れているにもかかわらず、相手部材への攻撃性が穏やかであり、しかも温度にかかわらず安定した摩擦係数を持つ。また、樹脂材料中における炭素繊維、芳香族ポリアミド繊維およびグラファイトの含有割合としては、炭素繊維５〜３０重量％、芳香族ポリアミド繊維５〜１５重量％、グラファイト１０〜１５重量％の範囲にあることが、耐摩耗性を向上させ、摩擦係数をより安定させる点で好ましい。
【００４７】
また、可変径プーリ１０７は、第１および第２のプーリ主体２０２，２０３を互いに近づく方向に付勢する付勢手段としてのダイヤフラムスプリング２１１を備えており、このダイヤフラムスプリング２１１は、回転軸２０１と連動回転する円板フランジ状の連結部２１２に複数の軸状部２１３を介して一体回転可能に連結されている。
【００４８】
上記のダイヤフラムスプリング２１１の内径部２１４および外径部２１５は、第１および第２のプーリ主体２０２，２０３にそれぞれ一体回転可能に係合されている。これにより、両プーリ主体２０２，２０３とダイヤフラムスプリング２１１が回転軸２０１と一体に回転するようになっている。従動プーリである本可変径プーリ１０７では、ベルト１０２から、動力伝達リング２０６、両プーリ主体２０２，２０３およびダイヤフラムスプリング２１１を介して回転軸２０１へトルクが伝達される。
【００４９】
図５および図６を参照して、ダイヤフラムスプリング２１１の内径部２１４および外径部２１５には、それぞれ円周等配に配置された放射状の連結溝２１６，２１７が形成されている。また、ダイヤフラムスプリング２１１の径方向の中間部において、上述した軸状部２１３を貫通させる支持孔２３１が円周等配に形成されている。
【００５０】
第１のプーリ主体２０２は、円錐状の円板部２１８とこの円板部２１８の内周に形成された円筒状のボス部２１９とを備えている。円板部２１８は上記の動力伝達面２０４を形成している。また、ボス部２１９は回転軸２０１の周面に滑り軸受としてのブッシュ２２０を介して軸方向にスライド自在に支持されている。２３４は第１のプーリ主体２０２が回転軸２０１から抜脱することを防止するストッパであり、回転軸２０１の端部の周溝に嵌め入れられたスナップリングからなる。
【００５１】
第２のプーリ主体２０３は、円錐状の円板部２２１とこの円板部２２１の内周に形成された円筒状のボス部２２２とを備えている。円板部２２１は上記の動力伝達面２０５を形成している。第２のプーリ主体２０３のボス部２２２は、第１のプーリ主体２０２のボス部２１９を取り囲み、この第１のプーリ主体２０２のボス部２１９によって滑り軸受としてのブッシュ２２３を介して軸方向にスライド自在に支持されている。
【００５２】
第２のプーリ主体２０３の動力伝達面２０５の背面２２４の外周縁部には、ダイヤフラムスプリング２１１の外径部２１５の複数の連結溝２１７にそれぞれ嵌め入れられる複数の板状の連結突起２３３が円周等配で放射状に形成されている。第２のプーリ主体２０３の背面２２４がダイヤフラムスプリング２１１の外径部２１５によって押圧されて、第２のプーリ主体２０３が第１のプーリ主体２０２へ近づく方向に付勢されている。
【００５３】
第１のプーリ主体２０２のボス部２１９は、第２のプーリ主体２０３のボス部２２２を貫通して第２のプーリ主体２０３の動力伝達面２０５の背面２２４側へ延びており、ボス部２１９が第２のプーリ主体２０３の背面側へ延びる部分を構成している。この背面側へ延びる部分としてのボス部２１９の端部には、当該端部とダイヤフラムスプリング２１１の内径部２１４とを一体回転可能に連結するための環状の連結部材２２５が設けられている。
【００５４】
この連結部材２２５の内周部はボス部２１９の端部にねじ結合されて一体回転可能に固定されている。この連結部材２２５を介して伝達されるトルクがねじ締め方向に働くようにされており、固定が緩むことがないようになっている。
この連結部材２２５はダイヤフラムスプリング２１１の内径部２１４を軸方向に押すための円板状の押圧板部２２６と、この押圧板部２２６に円周等配で放射状に形成された複数の連結突起２２７とを形成している。上記の押圧板部２２６がダイヤフラムスプリング２１１の内径部２１４によって押圧され、連結部材２２５を介して第１のプーリ主体２０２が第２のプーリ主体２０３へ近づく方向に付勢されている。また、複数の連結突起２２７は、ダイヤフラムスプリング２１１の内径部２１４の複数の連結溝２１６にそれぞれ嵌め入れられている。
【００５５】
上記の連結部２１２は、回転軸２０１に一体に形成された円板状のフランジ部２２８と、このフランジ部２２８の周囲を取り囲んで配置された環状部材２２９とを含んでいる。フランジ部２２８の外周面と環状部材２２９の内周面との間には、両者に例えば焼き付け等により接合されたゴム等の環状の弾性部材２３０が介在している。この弾性部材２３０は環状部材２２９とフランジ部２２８とを弾性的に連結してトルク伝達を可能にすると共に、環状部材２２９を回転方向に弾性支持することになる。
【００５６】
また、上記の環状部材２２９には、当該環状部材２２９を軸方向に貫通して複数の貫通孔２３５が円周等配に形成され、各貫通孔２３５には上記軸状部２１３が挿通されて固定されている。これら軸状部２１３がダイヤフラムスプリング２１１の支持孔２３１に嵌め入れられ、ダイヤフラムスプリング２１１と連結部２１２とを一体回転可能に連結する。
【００５７】
また、ダイヤフラムスプリング２１１は内径部２１４と外径部２１５とに互いに逆向きの集中荷重を受けた軸対称曲げの状態となるが、このとき各軸状部２１３によって、支持孔２３１の位置におけるダイヤフラムスプリング２１１の軸方向の変位が規制されることから、各軸状部２１３による支持半径ｄを所定に設定することにより、内径部２１４と外径部２１５とを相等しいストローク量で互いに逆向きに変位させることが可能となる。
【００５８】
そして、上述したテンショナ１０４がベルト１０２の張力を調整することにより、ダイヤフラムスプリング２１１の付勢力に抗して動力伝達リング２０６を、両プーリ主体２０２，２０３を互いに離反させつつ図７に示すように偏心させて、巻きかけられたベルト１０２対する有効径Ｄを変化させることができる。
また、環状の弾性部材２３０をトルク伝達経路に介装してあるので、本可変径プーリ１０７を仮に駆動プーリに適用した場合には、回転軸２０１からベルト１０２へ伝達される駆動系の回転変動を上記弾性部材２３０によって吸収でき、また、本第１の実施の形態のように従動プーリに適用した場合には、ベルト１０２から回転軸２０１に伝達される駆動系の回転変動を上記弾性部材２３０によって吸収することができる。何れの場合においても、ベルト伝動を受ける従動側の機器（エンジンの補機等）に、不連続な回転が伝達されることを防止することができ、ひいては従動側の機器での振動や騒音の発生を防止し、また従動側の機器の耐久性を向上させることができる。
【００５９】
特に、両プーリ主体２０２，２０３に一体回転可能に係合されたダイヤフラムスプリング２１１を介してトルクが伝達される。換言するとダイヤフラムスプリング２１１をトルク伝達経路に介装してあるので、ダイヤフラムスプリング２１１が上記弾性部材２３０と共働し、伝達されるトルクの変動を抑制することができる。したがって、不要な回転変動の伝達を抑制する効果が高い。
【００６０】
また、本第１の実施の形態のように、可変径プーリ１０７を従動プーリに適用した場合、駆動トルクの変動に伴ってベルトの張力変動があった場合に、これに応じて動力伝達リング２０６が偏心側および同心側に微小変位し、さらに動力伝達リング２０６とプーリ主体２０２，２０３の接触点が円周方向に変動することにより上記張力変動を吸収することができる。
【００６１】
また、仮に、可変径プーリ１０７を駆動プーリに適用した場合には、動力伝達リング２０６、両プーリ主体２０２，２０３、ダイヤフラムスプリング２１１および環状部材２２９を重り部材とし、弾性部材２３０をばね部材として、回転軸２０１を駆動している駆動系のねじれ振動を抑制するダイナミックダンパを構成することができる。その結果、回転軸２０１を駆動している駆動系のねじれ振動を抑制することができる。しかも、このダイナミックダンパでは、本可変径プーリに必須の構成である両プーリ主体２０２，２０３を重り部材として利用できるので、上記駆動系のねじれ振動の抑制を、簡単な構造にて大型化を招くことなく達成することができる。
【００６２】
なお、本第１の実施の形態では、連結部２１２のフランジ部２２８を回転軸２０１と一体に形成したが、このフランジ部２２８を回転軸２０１とは別体に形成しスプライン結合等により回転軸２０１と一体回転可能に連結すると共にスナップリング等によって軸方向の移動を止めておいても良い。
本第１の実施の形態では、テンショナ１０４の弾性部材１３４および油圧アクチュエータとしての油圧シリンダ１１０がベルト１０２を介して動力伝達リング２０６を偏心させようとする合力と、可変径プーリ１０７の付勢部材としてのダイヤフラムスプリング２１１が動力伝達リング２０６を同心側へ付勢する付勢力（実際には動力伝達リングとプーリ主体の動力伝達面との間に摩擦抵抗力もあるので、それを付加した力）とが釣り合う位置に、上記動力伝達リング２０６が変位することになる。すなわち、油圧シリンダ１１０が働いて、前者の合力が後者の付勢力を上回ると、動力伝達リング２０６が偏心され、油圧シリンダ１１０が働かないときは、動力伝達リング２０６が同心位置に戻ることになる。
【００６３】
以上説明した第１の実施の形態では下記の利点がある。すなわち、
１）油圧シリンダ１１０を作動させ、テンショナプーリ１０５の動作位置の変更によるベルト１０２の張力の変更を通じて、動力伝達リング２０６を同心側又は偏心側に変位させ、これにより可変径プーリ１０７のベルト１０２の有効径を変更して、変速することができる。
【００６４】
特に、上記テンショナ１０４の弾性部材１３４がベルト１０２を介して動力伝達リング１０６を偏心させようとする力が、可変径プーリ１０７の付勢部材２１１が動力伝達リング２０６を同心側へ付勢する力より小さくしてあるので、下記の効果が得られる。すなわち、油圧シリンダ１１０が働かない時には、本願のような可変径プーリを伴わない従来仕様の定速ベルト伝達式補機駆動システムに用いられると同様に、テンテョナ１０４は弾性部材１３４の力でもってベルト１０２に張力を与えるのみであり、動力伝達リング２０６は回転軸２０１の回転軸線Ｋと同心状態を保つことになる。
【００６５】
一方、油圧シリンダ１１０が働き、テンショナ１０４の弾性部材１３４および油圧シリンダ１１０がベルト１０２を介して動力伝達リング２０６を偏心させようとする合力と、可変径プーリ１０７の付勢部材としてのダイヤフラムスプリング２１１が動力伝達リング２０６を同心側へ付勢する付勢力よりも大きくなると、動力伝達リング２０６は回転軸２０１の回転軸線Ｋに対し偏心し始め、油圧シリンダ１１０により付加された力に応じた偏心位置が規定され、動力伝達における所望の伝達（変速）比が得られる。この際、ベルト１０２にはテンショナ１０４ばかりか可変径プーリ１０７の付勢部材２１１によっても張力が付与されることになり、張力付与が安定化し適切な張力が付与される。すなわち、ベルト１０２を介する張力バランスを用いて変速するので、安定且つスムーズな変速が可能となる。
【００６６】
また、動力伝達リング２０６を用いることにより、ベルト１０２の寿命を増加させることができ、また、ベルト１０２と別材料で構成できる動力伝達リング２０６としては、耐久性に優れ且つ摩擦係数が高い樹脂を用いることも可能となり、耐久性および動力伝達効率を向上できる。
２）また、本実施の形態のように、本ベルト式無段変速システムを、自動車の補機駆動に適用することにより、補機を不必要な高速で回転させることを防止でき、補機の耐久性を向上できるとともに省エネを達成できる。
【００６７】
３）また、本実施の形態の変速比調整用のテンショナ１０４であれば、従来よりベルト１０２の緩み側に配置されているオートテンショナの代替として配置することができるので、小型化を図ることができる。特に、本実施の形態では、変速比調整用のテンナョテ１０４に、ベルト１０２を押圧付勢するための弾性部材としての圧縮コイルばね１３４を設けており、上記１）でも説明したように通常のオートテンショナとしての機能を果たさせることができる。また、テンショナ１０４に含まれる油圧シリンダ１１０を含む油圧回路に粘性抵抗を発生する可変絞り１３０を設けてあるので、該可変絞り１３０と上記圧縮コイルばね１３４とが協働してダイナミックダンパとして機能することができる。
【００６８】
４）また、ゴム製のベルト１０２が張力を受ける方向である周回方向に沿ってリブ２３６を形成したので、ベルト１０２が張力を受ける方向に関して、ベルト１０２の肉厚を均一にでき、しかも、リブ２３６を設けることによって小型でありながらベルト１０２の断面係数を大きくでき、ベルト１０２の寿命を長くできる。ひいては小型で長寿命のベルト式無段変速システムを得ることができる。
【００６９】
５）動力伝達リング２０６を偏心させるために必要な、テンショナプーリ１０５のベルト１０２に対する押圧力を、弾性部材としての圧縮コイルばね１３４と油圧シリンダ１１０とで得ることになるので、油圧シリンダ１１０のみで得る場合と比較して、油圧シリンダ１１０が負担すべき力が少なくて済む。したがって、油圧シリンダ１１０やこれに油圧を供給すべき油圧ポンプ１１２の小型化を図ることができる。
【００７０】
６）ダイヤフラムスプリング２１１の働きによって、両プーリ主体２０２，２０３が互いに逆向きに相等しい変位量で変位するので、ベルト１０２の走行中心の位置を常に一定に維持できる。変速によってベルト１０２に不必要な力が負荷されたりプーリから脱落したりするおそれがない。
７）両プーリ主体２０２，２０３をダイヤフラムスプリング２１１で直接付勢できるので、両プーリ主体２０２，２０３をスムーズに動作させてスムーズな変速が可能となる。また、ダイヤフラムスプリング２１１の内径部２１４と外径部２１５とで互いに逆向きに等しい変位量を生じさせるようにすることにより、両プーリ主体２０２，２０３を軸方向に対称移動させてベルト１０２の走行中心を一定に維持することができる。さらに、ダイヤフラムスプリング２１１は両プーリ主体２０２，２０３を一体回転可能に連結する機能と、両プーリ主体２０２，２０３を介して動力伝達リング２０６を同心側へ付勢する機能を果たすので、両機能を別部品で達成する場合と比較して構造を簡素化することができる。
【００７１】
８）油圧シリンダ１１０に油圧を供給する油圧ポンプ１１２が電動ポンプからなるので、該電動ポンプのオンオフによりテンショナプーリ１０４の動作位置の変更が可能となり、省エネを達成できる。また、本システムを自動車に搭載する場合において、自動車に既に搭載されている油圧ポンプ（例えば動力舵取装置のオイルポンプ等）を、本システムの油圧ポンプに兼用して用いることも可能であり、この場合、小型化や省スペース化を図ることができる。
第２の実施の形態
次いで、図８〜図１６は本発明の第２の実施形態に係るベルト式無段変速システムに用いられる可変径プーリ３００を示している。図８を参照して、本第２の実施の形態が図５の（すなわち第１の）実施の形態と主に異なる構成について要約的に示すと、下記のイ）〜ニ）である。
【００７２】
イ）第１の実施形態では、両プーリ主体を付勢する付勢手段としてダイヤフラムスプリング２１１を用いたが、本第２の実施の形態では、付勢手段として皿ばね３１０を用いたこと。したがって、本第２の実施の形態において、テンショナ１０４の弾性部材１３４および油圧シリンダ１１０がベルト１０２を介して動力伝達リング３０９を偏心させようとする合力と、本可変径プーリ３００の付勢部材としての皿ばね３１０が動力伝達リング３０９を同心側へ付勢する付勢力との関係を、油圧シリンダ１１０によって能動的に変更することによって、変速が達成される。
【００７３】
ロ）第１の実施形態では、付勢手段としてダイヤフラムスプリング２１１を介してトルク伝達したが、本第２の実施形態では、付勢手段としての複数の皿ばね３１０，３１０を介してトルク伝達されることがないこと。
ハ）本第２の実施形態では、両プーリ主体が回転軸の軸方向に互いに逆向きに相等しい変位量で変位するように、トルクカム機構Ｔ，Ｔを設けてあり、これらトルクカム機構Ｔ，Ｔは、回転軸３０１にトルク伝達可能に連結された第１および第２のプーリ主体３０５，３０６が回転軸３０１に対してそれぞれ生ずる回転角変位と軸方向変位とを変換する一対の変換機構からなる。
【００７４】
ニ） 本第２の実施形態では、可変径プーリ３００においてトルク変動を吸収するための弾性部材３４１を、回転軸３０１とこれの周囲を取り囲む中間部材３０２との間に介在させてあること。
詳述すると、図８を参照して、本可変径プーリは、補機の回転軸の同軸上に一体回転可能に連結された筒状の回転軸３０１の周囲に、焼き付けゴム等からなる環状の弾性部材３４１を介してトルク伝達可能に連結された筒状の中間部材３０２を備えている。この中間部材３０２には、一対の連結体３０３，３０４をそれぞれ介して第１および第２のプーリ主体３０５，３０６が連動回転可能に連結されている。
【００７５】
両プーリ主体３０５，３０６間に区画されるＶ溝３０７には、回転軸３０１の軸線３０８に対して偏心可能であって外周面にベルト１０２への伝動面３１３を形成した動力伝達リング３０９が嵌め入れられている。また、本可変径プーリは、両プーリ主体３０５，３０６を互いに近接する方向に付勢する付勢手段として複数対の環状の皿ばね３１０，３１０を備えており、これらの皿ばね３１０，３１０は、連結体３０３，３０４を介して両プーリ主体３０５，３０６を付勢する。
【００７６】
両プーリ主体３０５，３０６の互いの対向面からなる動力伝達面３１５，３１６同士の間に上記のＶ溝３０７が形成されている。動力伝達リング３０９の対向する周側面３１７，３１８が、これら動力伝達面３１５，３１６にそれぞれ接触して動力伝達するようになっている。
図８および図１０を参照して、プーリ主体３０５は、Ｖ溝３０７を区画するためのテーパ面からなる動力伝達面面３１５を有する円形環状の主体部３２１を有している。この主体部３２１の内周部分から軸方向一方（他方のプーリ主体３０６側）に延びる複数の円弧状の嵌合突起３２２が円周等配に形成されている。また、主体部３２１の内周面には、隣接する嵌合突起３２２同士間に対応して、円弧状の嵌合溝３２３が円周等配に形成されている。さらに、主体部３２１は、動力伝達面３１５と反対側の面に筒状部３２４を形成している。両プーリ主体３０５，３０６は、左右対称の形状とされている。プーリ主体３０６に関しても、プーリ主体３０５と同様の主体部３２１、嵌合突起３２２および筒状部３２４を有している。
【００７７】
図８，図９，図１０および図１１を参照して、筒状部３２４の内周には、両プーリ主体３０５，３０６同士の軸方向変位を案内する複数のガイド部材３２５が配置されている。これらのガイド部材３２５は、対応するプーリ主体３０５，３０６の嵌合突起３２２の外周を覆う円弧状のものからなり、筒状部３２４の内周面に円周等配に形成された複数の円弧状の保持溝３２６にそれぞれ嵌め入れられて保持されている。図１２に示すように、このガイド部材３２５は、摩擦係数の少ない円弧状板からなるガイド主体３２７と、このガイド主体３２７の縁部を取り囲む、例えばゴム製のシール部材３２８とを有している。
【００７８】
両プーリ主体３０５，３０６同士の相対的な軸方向変位を案内するガイド部材として、円筒状のブッシュ等の滑り軸受を設けることも考えられるが、そうした場合、ブッシュ内部に充填した潤滑油やグリースが漏れるおそれがあることの他、摺動する相手材のない部分にもブッシュを設けることになりスペースの無駄と強度不足の欠点があるので、本実施形態では、図１３に示すように、各嵌合突起３２２にそれぞれ外接する円弧状のガイド部材３２５を設けた。つまり、内部に充填してある潤滑油やグリスが、図１３において矢印３２９に示すように各嵌合突起３２２の縁部を伝わって、外部へ漏れださないように、各嵌合突起３２２の縁部にシール部材３２８が当接するようにしてあるので、上記の潤滑油等の漏れ出しを防止することができる。
【００７９】
図１４に示すように、両プーリ主体３０５，３０６は、互いの嵌合突起３２２を相手方の嵌合溝３２３に貫通させており、これにより、両プーリ主体３０５，３０６同士が互いに軸方向の相対移動を許容しつつ一体回転できるようにスプライン結合されている。各プーリ主体３０５，３０６の嵌合突起３２２，３２２が、互いに他方のプーリ主体３０６，３０５を貫通する部分を構成している。
【００８０】
図８において左側のプーリ主体３０６は、右側の連結体３０３とスプライン結合されて一体回転可能とされている。また、図において右側のプーリ主体３０５は左側の連結体３０４とスプライン結合されて一体回転可能とされている。すなわち、図１４を参照して、連結体３０３，３０４は、筒状部３３０の一端側外周に円周等配に複数の嵌合突起３３１を形成しており、この嵌合突起３３１を対応するプーリ主体３０５，３０６の嵌合突起３２２と互いに噛み合わせることにより、スプライン結合が達成されている。また、各連結体３０３，３０４は、プーリ主体３０５，３０６の嵌合突起３２２の内周面に係止されたスナップリングからなるストッパ３３３によって、軸方向に離脱することが防止されている。このストッパ３３３は、プーリ主体３０５，３０６の嵌合突起３３２の内周面に形成された溝に嵌められている。
【００８１】
一方、図１５を参照して、プーリ主体３０５，３０６の内周面と中間部材３０２の外周面との間に、両連結体３０３，３０４によって区画される収容空間３３４に、上記の皿ばね３１０，３１０が収容されている。これら環状の皿ばね３１０，３１０は、回転軸３０１と同心に配置されている。この収容空間３３４の外周は、各連結体３０３，３０４の外周面に嵌め込み固定された一対のシール部材としての薄肉円筒３３５，３３６によって区画されている。これらの薄肉円筒３３５，３３６は、互いにスライド自在に重合するように嵌め合わされており、連結体３０３，３０４同士の軸方向移動に伴って、互いの重合量を可変するようになっている。上記の薄肉円筒３３５，３３６は、例えばステンレス等の薄板からなる。
【００８２】
上記の薄肉円筒３３５，３３６によって、収容空間３３４を覆っているので、内部に充填された潤滑油等が外部へ漏れ出すことを確実に防止できる。加えて、前述したシール部材３２８の働きで潤滑油等の漏れ出しを一層確実に防止することができる。
上記の皿ばね３１０，３１０は、互いに逆向きに配置されており、両連結体３０３，３０４を介して、両プーリ主体３０５，３０６を互いに離れる方向に付勢している。すなわち、各連結体３０３，３０４は、皿ばね３１０，３１０の付勢力によって、対応するストッパ３３３に常に押しつけられている。このため、各連結体３０３，３０４は、皿ばね３１０，３１０を軸方向に伸縮させながら、対応するプーリ主体３０６，３０５と軸方向に一体移動する。このため、両プーリ主体３０５，３０６のＶ溝３０７の幅の変化量と、複数の皿ばね３１０，３１０の全ストローク量とが互いに等しくなっている。
【００８３】
図８を参照して、各連結体３０３，３０４は、中間部材３０２の外周面にそれぞれメタルブッシュ等の滑り軸受３４０を介して回転自在に支持されている。また、各連結体３０３，３０４は、中間部材３０２に対してカム結合している。すなわち、図１６を参照して、各連結体３０３，３０４の内周面には、円周等配に複数の嵌合突起３３２が形成されており、各嵌合突起３３２は、筒状の中間部材３０２の軸方向両端部にそれぞれ円周等配に複数形成された嵌合溝３３７にそれぞれ嵌められている。
【００８４】
これらの嵌合突起３３２と嵌合溝３３７は、互いに係合する傾斜状のカム面３３８，３３９によって接触している。そして、両連結体３０３，３０４同士でカム面３３８の傾斜方向が回転方向に関して逆向きに設定されている（同様に、中間部材３０２の両端同士でも、嵌合溝３３７のカム面３３９の向きが互いに逆向きに設定されている）ので、両連結体３０３，３０４が中間部材３０２に対して位相ずれを生ずると、両連結体３０３，３０４は互いに逆向きに等しい距離だけ軸方向変位するようにされている。その結果、両プーリ主体３０５，３０６同士が互いに等距離ずつ接近し或いは互いに等距離ずつ離れるようになっている。
【００８５】
上記した嵌合突起３２２と嵌合溝３２３によって一対のプーリ主体３０６，３０５同士を互いの軸方向相対移動を許容しつつ一体回転可能に連結する第１の連結手段が構成されている。また、各連結体３０３，３０４と中間部材３０２とをそれぞれ連結する各一対のカム面３３８，３３９によって、それぞれトルクカム機構Ｔが構成されている。各連結体３０３，３０４とそれぞれに対応するトルクカム機構Ｔとで、各プーリ主体３０６，３０５をそれぞれ回転軸３０１に動力伝達可能に連結する第２の連結手段が構成されている。
【００８６】
トルク伝達時に、互いに一体回転する両プーリ主体３０５，３０６が回転軸３０１に対する回転角変位を生じると、この回転角変位は、上記のトルクカム機構Ｔによって、両プーリ主体３０５，３０６を互いに等しい距離だけ近接又は離反させるような軸方向変位に変換されることになる。これにより、ベルト１０２の幅中心が常に一定に維持されることになる。
【００８７】
例えば従動プーリに適用された本可変径プーリ３００では、負荷トルクは、回転軸３０１に対してプーリ主体３０５，３０６を回転方向に位相ずれさせようとする力となる。この位相ずれさせようとする力は、上記のトルクカム機構Ｔによって変換されて、両プーリ主体３０５，３０６を互いに近接させようとする力となり、この力は、さらにテーパ面からなる動力伝達面３１５，３１６を介して、例えば図１６に示す状態の動力伝達リング３０９の被挟持部分を、可変径プーリ８の径方向外方へ変位させようとする力、ベルト１０２の有効径Ｄを大きくしようとする力に変換される。
【００８８】
そして、トルクの微小変動があった場合に、これに伴ってベルト２の張り側の部分に対応する動力伝達リング３０９が、両プーリ主体３０５，３０６間の間隔を拡げて可変径プーリ８の径方向内方へ入り込もうとするが、これを、上記皿ばね３１０，３１０による付勢力と、上記の動力伝達リング３０９を径方向外方へ変位させようとする力とによって抗して防止することができる。このように負荷トルクの変動によって有効径を小さくしようとする力が作用しても、これに抗する力をトルクカム機構Ｔによって生起できるので、負荷トルクの変動に起因した可変径プーリの有効径Ｄの変化を防止できる。
【００８９】
なお、トルクカム機構として、ねじ機構を採用しても良い。また、付勢手段として、上記の皿ばね３１０，３１０に代えて、回転軸３０１と同心の圧縮コイルばねを用いることもできる。
本第２の実施形態では、第１の実施の形態で示した利点１）〜５），８）と同様の利点が得られる。加えて下記の利点がある。すなわち、
９）トルクカム機構Ｔの働きで、両プーリ主体３０５，３０６が互いに逆向きに相等しい変位量で変位するので、ベルト１０２の走行中心を常に一定に維持できる。したがって、変速によってベルト１０２に不必要な力が負荷されたり、プーリから脱落したりするおそれがない。
【００９０】
１０）可変径プーリ３００への負荷トルクを、変速機構としてのトルクカム機構Ｔによって、両プーリ主体３０５，３０６を近接させようとする力に変換できるので、負荷トルクに応じて両プーリ主体３０５，３０６を互いに近接させる適切な力を得ることができ、結果として、付勢手段としての皿ばね３１０，３１１による付勢力を小さくできるので、摩擦損失を少なくすることができる。
【００９１】
１１）トルク伝達経路に介装した弾性部材３４１によって回転軸３０１とベルト７の間で伝達されるトルクの変動を抑制することができ、従動側の機器の振動、騒音を低減し、耐久性を向上させることができる。
また、本第２の実施形態の可変径プーリ３００を駆動プーリとして用いた場合には、弾性部材３４１をばね部材とし、この弾性部材３４１によって回転方向に弾性支持される部材（すなわち中間部材３０２、両連結体３０３，３０４および両プーリ主体３０５，３０６）を重り部材としたダイナミックダンパを構成することができる。これにより、回転軸３０１を駆動する駆動系のねじれ振動を効果的に抑制することができる。
なお、本第２の実施の形態において、例えば、トルク変動を抑制し或いはねじれ変動を抑制する弾性部材は、トルクを伝達するものであれば、トルク伝達経路のどの位置に配置されても良い。また、ダイナミックダンパとして用いるときに、重り部材として大型化を招かない範囲でダミーウェイトを取り付けて減衰すべき振動周波数に合わせることも可能である。
第３の実施の形態
図１７および図１８は本発明の第３の実施の形態に係るベルト式無段変速システムに用いられるテンショナ１０を示している。なお、図１８（ａ），（ｂ）は図１７のＶ−Ｖ線に沿う断面に相当している。また、図１８（ａ），（ｂ）においては、簡単化のため、ベルト１０２の巻き掛け態様を図１とは若干異なるように示してあるが、実際には図１と同様である。
【００９２】
これらの図を参照して、本第３の実施の形態が図１の（すなわち第１の）実施の形態と主に異なる構成は、本テンショナ１０が、テンショナプーリ２０とクラッチ８５を介して連結された油圧源としての油圧ポンプ２２と、この油圧ポンプ２２からの作動油供給を受けて、上記テンショナプーリ２０の動作位置を変更する油圧アクチュエータとしてのベーンモータ２１とを内蔵していることである。
【００９３】
テンショナプーリ２０の動作は、コントローラ１２によって制御されている。このコントローラ１２には、図１の実施の形態と同様にして、可変径プーリ４００の回転速度に関する第１の速度センサ１１５（図１８では示さず）からの出力信号、及びアイドラプーリ１０６の回転速度に関する第２の速度センサ１１６（図１８では示さず）からの出力信号が入力されるようになっている。
【００９４】
上記のクラッチ８５は、例えば電磁クラッチからなり、コントローラ１２から信号を受けることにより、テンショナプーリ２０と油圧ポンプ２２の両者を駆動連結する状態と、駆動連結を断つ状態とに切り換えるものである。
そして、コントローラ１２による制御としては、例えば、エンジン回転数が所定レベルよりも低い状態で、エンジン回転数に対して補機の回転数を相対的に高くし、また、エンジン回転数が所定レベル以上の状態で、エンジン回転数に対して補機の回転数を相対的に低くするように制御する。さらに、コントローラ１２は、第２の速度センサ１１６からの出力信号の入力により、ベルト１０２の走行速度を検出し、この走行速度がエンジンの回転数に対して所定の割合になるように、ベーンモータ２１によるテンショナプーリ２０の変位量を調整する。
【００９５】
テンショナ１０の概略断面図である図１７を参照して、このテンショナ１０は、車両の駆動源のボディ等に固定される固定部材２３と、この固定部材２３に基端部２５が回動軸線１０９の回りに揺動自在に支持された揺動部材２４とを備えている。この揺動部材２４の先端部２６に、上記のテンショナプーリ２０が、回転軸９１および転がり軸受９２を介して回動自在に支持されており、このテンショナプーリ２０がベルト１０２に係合している。
【００９６】
また、上記の回動軸線１０９と同心に配置されたねじりコイルばねからなる付勢部材２８が、固定部材２３と揺動部材２４とに係合している。この付勢部材２８は、テンショナプーリ２０がベルト１０２を弾力的に押圧する方向（図１８において時計回り）に上記揺動部材２４を回動付勢している。６０は揺動部材２４の揺動角度を所定範囲内に規制するストッパピンである。
【００９７】
上記の固定部材２３は、ボス２９を有する下部材３０と、この下部材３０にねじ３１により一体的に固定された二重筒状の上部材３２とを備えている。この上部材３２は、図において下向きに開いた内筒部３３と、図において上向きに開いた外筒部３４とを有している。また、外筒部３４には上記のねじりコイルばねからなる付勢部材２８が収容されている。一方、揺動部材２４の基端部２５には、回転軸線Ｋと同心の筒状部７１が形成されており、この筒状部７１も付勢部材２８の一部を収容している。
【００９８】
上記の内筒部３３は、筒状部３５とこの筒状部３５の上端に一体に形成された環状の第１の端面板３６とからなり、この第１の端面板３６の内面に隣接して、第２の端面板３７が配置されている。そして、この第２の端面板３７と上記固定部材２３の下部材３０および上部材３２の内筒部３３によって、ベーンモータ２１のケーシング７２が構成されている。
【００９９】
一方、固定部材２３の下部材３０のボス２９には、揺動部材２４の基端部にねじ３８によって一体回動自在に固定されたスリーブ３９が、揺動自在に嵌め合わされている。このスリーブ３９の内周面とボス２９の外周面との間には、軸方向に並ぶ一対の筒状の摺動部材５１が介在している。また、この摺動部材５１よりも下方で、スリーブ３９の内周面とボス２９の外周面との間を密封する一対のＯリング５２が、軸方向に距離を隔てて配置されている。そして上記のスリーブ３９がベーンモータ２１のロータを構成しており、このロータを構成するスリーブ３９の外周面には、径方向に延びる矩形板からなる複数のベーン４０が円周等配に一体に形成されている［図１８（ａ），（ｂ）参照］。
【０１００】
図１８（ａ），（ｂ）を参照して、ケーシング７２内に円周等配に配置された断面扇形の仕切部材４１によって複数の室に仕切られている。上記の仕切部材４１を貫通した固定軸４２（図１７参照）が、第２の端面板３６および仕切部材４１を、固定部材２３の下部材３０に固定している。そして、上記の複数の室の各々に、上記のベーン４０がそれぞれ収容されており、各室内がベーン４０によって一対の油室５４，５５に仕切られている。
【０１０１】
各油室５４，５５は、吐出側油路８０および戻り側油路８１を介して油圧ポンプ２２と接続されている。上記吐出側油路８０には、ベーンモータ２１側への作動油の流れのみを許容する逆止め弁８２が配置されている。この逆止め弁８２よりもベーンモータ２１側の吐出側油路８０は、絞り８４を有する連通路８３を介して戻り側油路８１に接続されている。
【０１０２】
そして、テンショナプーリ２０の動作位置を変更する場合には、図１８（ｂ）に示すように、油圧ポンプ２２から吐出側油路８０を通して高圧側の油室５４に作動油が供給され、低圧側の油室５５から戻り側油路８１を通して作動油が油圧ポンプ２２側へ排出されることにより、各ベーン４０がロータとしてのスリーブ３９と共に回転され、揺動部材２４およびテンショナプーリ２０を、ベルト張力を増す方向（図１８において時計回り方向）に揺動変位させる駆動力が得られるようになっている。
【０１０３】
再び図１７を参照して、上記のねじ３８は、フランジ付カラー４５を貫通して固定部材２３の下部材３０のボス２９にねじ込まれている。これにより、フランジ付カラー４５がねじ３８の頭部とボス２９の上端面との間で挟持された状態で回動不能に固定され、揺動部材２４の揺動を支持する支軸となっている。４６および４９は摺動部材である。また、４８はスリーブ３９と揺動部材２４とを一体回転可能に連結するピンである。
【０１０４】
第１および第２の端面板３６及び３７の各内周面とスリーブ３９の外周面との間には、それぞれＯリング６１及び６２が介在し、これにより、ロータとしてのスリーブ３９とケーシング７２の端面板３６，３７との間が密封されている。一方、固定部材２３の下部材３０と上部材３２との合わせ面は、シール部材７０によって密封されている。
【０１０５】
揺動部材２４の先端部にはハブ８６が設けられ、このハブ８６内に二重筒状のヨーク８７が嵌め込み固定されている。このヨーク８７の内筒８８と外筒８９との間には界磁コイル９０が固定されている。また、ヨーク８７の内筒８８は、テンショナプーリ２０と一体回転する回転軸９１を転がり軸受９２を介して回動自在に支持している。
【０１０６】
この回転軸９１の中間部には回転円板からなる入力側摩擦板９３が一体に形成されている。この入力側摩擦板９３には、回転円板からなる出力側摩擦板９４が所定のクリアランスを設けて対向している。この出力側摩擦板９４は、中央にボス部９５を有しており、このボス部９５は、揺動部材２４の支持孔内に軸受９６を介して回転自在で且つ軸方向に移動自在に支持されている。また、このボス部９５の内周には、上記回転軸９１の一端が挿入され、軸受９７を介して回転自在で軸方向に相対移動自在に支持されている。また、出力側摩擦板９４のボス部９５に突設された軸１００には、油圧ポンプ２２のロータ９９が一体回転可能に固定され、このロータ９９を収容したポンプハウジング９８が揺動部材２４の先端部の底部に液密的に固定されている。この油圧ポンプ２２の型式としては、例えばトロコイドポンプを示すことができる。
【０１０７】
上記のクラッチ８５は、ヨーク８７、界磁コイル９０および各摩擦板９３，９４によって構成されている。このクラッチ８５では、励磁電流が流されて界磁コイル９０が励磁されると、これにより生ずる磁界の作用によって、出力側摩擦板９４が入力側摩擦板９３に吸引され、両摩擦板９３，９４同士の連結によってクラッチ８５が接続状態となり、油圧ポンプ２２がテンショナプーリ２０に駆動連結される。
【０１０８】
これにより油圧ポンプ２２が駆動され、図１８（ｂ）に示すように、油圧ポンプ２２から逆止め弁８２を有する吐出側油路８０を介してベーンモータ２１側へ高圧の作動油が供給される一方、ベーンモータ２１から戻り側油路８１を介して油圧ポンプ２２に低圧の作動油が戻される。これにより、テンショナ１０の弾性部材２８と油圧アクチュエータとしての油圧ポンプ２２が動力伝達リング２０６を偏心させようとする合力が、可変径プーリ３００の付勢部材としてのダイヤフラムスプリング２１１が動力伝達リング２０６を同心側に付勢する付勢力よりも大きくなるので、ベーンモータ２１が揺動部材２４を図１８（ｂ）のように時計回りに揺動変位させてテンショナプーリ２０の動作位置を変更することにより、ベルト１０２の張力を変更する。その結果、可変径プーリ８の有効径が小さくなるように変更される。
【０１０９】
一方、クラッチ８５を切って油圧ポンプ２２を停止させると、ベーンモータ２１への作動油の供給が断たれてベーンモータ２１が停止され、このとき、弾性部材２８が動力伝達リング２０６を偏心させようとする力よりも付勢部材としてのダイヤフラムスプリング２１１が動力伝達リング２０６を同心位置へ付勢する付勢力のほうが大きいことから、図１８（ａ）に示すように、ベルト１０２によって揺動部材２４が元の状態に押し戻され、これにより、ベルト１０２の張力が変更前の元の状態に戻される。
【０１１０】
ここで、クラッチ８５が切られて油圧モータ２２およびベーンモータ２１が停止した際、図１８（ａ）に示すように、逆止め弁８２が閉じられて高圧の作動油が吐出側油路８０に滞留することになるが、この滞留している高圧の作動油は、図１８（ａ）に破線で示すように、絞り８４を有する連通路８３、および戻り側油路８１を経由して、油圧ポンプ２２に徐々に戻される。
【０１１１】
仮にクラッチ８５の切断時にベーンモータ２１の作動油が急激に油圧ポンプ２２側へ戻されると、これに伴って揺動部材２４が振動する結果、ベルト１０２に振動が発生するおそれがある。これに対して、本実施形態では、クラッチ８５の切断時に上述したように油圧が徐々に下げられるので、ベルト１０２の振動発生を防止することができる。
【０１１２】
本第３の実施形態では、第１の実施の形態の利点１）〜５）と同様の利点がある。加えて、下記の利点がある。すなわち、
１２）クラッチ８５の断続のみでベルト１０２の張力を変更できるので、従来必要であった複雑な油路構成や制御弁機構を用いることなく、構造を簡素化できる。
【０１１３】
１３）また、内蔵の油圧ポンプ２２を不要時に停止するので、省エネを達成できると共にポンプ寿命を長くすることができる。
１４）しかも、クラッチ切断時にもベルト１０２に不要な振動を発生させることがなく安定している。
本第３の実施形態では、クラッチ８５として電磁クラッチを用いたが、これに限らず、遠心クラッチを用いることができる。また、エンジン負圧を用いて操作力を得るクラッチを用いることもできる。
第４の実施の形態
次いで、図１９，図２０および図２１は、本発明の第４の実施の形態を示している。まず、
図１９（ａ），（ｂ）を参照して、本システム４００では、図１と同様に車両の駆動源の出力軸に連なる駆動プーリとしての可変径プーリ１０７（図５と同様の構成のもの）によって駆動される無端状のベルト１０２を、テンショナ４０１に含まれるテンショナプーリ４０３、位置が固定されたアイドラプーリ４０２、および上記可変径プーリ１０７に対して順次に巻き回している。ベルト１０２は、図示していないが、１ないし複数の補機の回転軸に設けられた従動プーリにも巻き回されている。補機としては、スーパーチャージャー、エアーポンプ、オルタネータ、エアコンディショナ用コンプレッサ、パワーステアリング用油圧ポンプおよびウオータポンプ等がある。
【０１１４】
変速比を調整するためのテンショナ４０１は、車両の駆動源のボディ等に固定される固定部材４０４と、この固定部材４０４に対して回動軸線４０５の回りに揺動変位自在な可動部材としての揺動部材４０６とを備えており、この揺動部材４０６の先端にテンショナプーリ４０３を回転自在に支持している。上記の固定部材４０４には、揺動部材４０６を駆動伝達機構４０７を介して駆動する駆動源としてのステッピングモータ４０８が支持されている。駆動伝達機構４０７は、ステッピングモー夕４０８の回転軸４１８の同軸上に一体回転可能に取り付けられたウォーム４０９と、このウォーム４０９と噛み合い且つ上記の回転軸線４０５の回りに回動自在に支持されたウォームホイール４１０とを含んでいる。
【０１１５】
４１９は車両の駆動源の回転速度に係わる信号Ｓを入力し該信号Ｓに基づいてステッピングモー夕４０６の動作を制御するコントローラである。具体的には、車両の駆動源の回転速度が所定値よりも遅い場合は、図１９（ａ）に示すように揺動部材４０６を時計回り（テンショナプーリ４０３がベルト１０２に張力を与える第１の方向）に回動させて、駆動プーリとしての可変径プーリ１０７の有効径を小さくして、補機の回転速度を相対的に速くする。一方、車両の駆動源の回転速度が所定値よりも速い場合は、図１９（ｂ）に示すように揺動部材４０６を反時計回り（第１の方向の逆方向）に回動させて、ベルト１０２をたぐり寄せることにより、可変径プーリ１０７の有効径を相対的に大きくする。
【０１１６】
図２０を参照して、ウオームホイール４１０は、上記回動軸線４０５を中心とする円周の等配に複数の連結孔４１１，…を貫通形成している一方、揺動部材４０６と一体回転可能に連結される後述する回動部材４３３は、上記回動軸線４０５を中心とする円周の等配に、上記複数の連結孔４１１，…内にそれぞれ遊嵌される複数の円柱状の連結突起４１２，…を一体に形成している。これにより、揺動部材４０６と一体回動する回動部材４３３と、ウォームホイール４１０とは回転方向に所定の遊び領域４１３を有して互いに駆動連結されている。すなわちウォームホイール４１０と揺動部材４０６とが遊び領域４１３を有して互いに駆動連結されている。
【０１１７】
図１９および図２０では図示していないが、テンショナ４０１は、テンショナプーリ４０３がベルト１０２に張力を与える方向に揺動部材４０６を付勢するねじりコイルばねからなる弾性部材４１４（図２１参照）と、揺動部材４０６の揺動に摩擦抵抗を与える減衰力発生部材としての摩擦部材４３６（図２１参照）とを含んでいる。
【０１１８】
本第４の実施の形態では、テンショナ４０１の弾性部材４１４およびアクチュエータとしてのステッピングモータ４０８が動力伝達リング２０６をベルト１０２を介して偏心させようとする力と、可変径プーリ１０７の付勢部材としてのダイヤフラムスプリング２１１が動力伝達リング２０６を同心位置へ付勢する力との関係を、ステッピングモータ４０８によって能動的に変更することにより、変速が達成される。
【０１１９】
図１９（ａ）に対応する図２０に示す状態では、連結突起４１２の両側に遊び領域４１３，４１３が形成されており、揺動部材４０６およびテンショナプーリ４０３が、ウォームホイール４１０側への連結を解かれている。一方、図１９（ｂ）に対応する図２２に示す状態では、ウォームホイール４１０が時計回りに回動することにより、連結孔４１２の反回動側端部に回動部材４３３の連結突起４１１が係合され、両者に遊びがない状態で回動部材４３３、揺動部材４０６およびテンショナプーリ４０３を時計回りに回動させる。
【０１２０】
図２１を参照して、上記揺動部材４０６の先端部４３１には、転がり軸受４３２を介してテンショナプーリ４０３が回動自在に支持されている。上記の固定部材４０４は、ボス４１６を有する下部材４１７を備えている。また、下部材４１７には、上記の回動軸線４０５と同心に配置されると共に一端および他端が固定部材４０４および揺動部材４０６にそれぞれ係合された上記のねじりコイルばねからなる弾性部材４１４が収容されている。
【０１２１】
一方、揺動部材４０６の基端部４２２には、回動軸線４０５と同心の筒状部４２３が形成されており、この筒状部４２３も弾性部材４１４の一部を収容している。弾性部材４１４はテンショナプーリ４０３がベルト１０２を弾力的に押圧する方向（図２１において時計回り）に上記揺動部材４０６を回動付勢している。４２４は揺動部材４０６の揺動角度を所定範囲内に規制するストッパピンである。
【０１２２】
フランジ付カラー４３５と基端部４２２とで区画される収容空間４２７内に、上記の駆動伝達機構４０７としての、ウォーム４０９およびウオームホイール４１０、並びに上記の回動部材４３３が収容されている。
一方、固定部材４０４の下部材４１７のボス４１６には、揺動部材４０６の基端部４２２の内径側に配置されるスリーブ４２９が、揺動自在に嵌め合わされている。このスリーブ４２９の内周面とボス４１６の外周面との間には、軸方向に並ぶ一対の筒状の摺動部材４３０，４３０が介在している。
【０１２３】
上記の基端部４２２には、スラストブッシュ４４１、ウォームホイール４１０、スラストブッシュ４４２、フランジ付カラー４３５が、図における下方から順に嵌め合わされている。回動部材４３３は、基端部４２２に一体回動可能に連結されている。また、上記のスラストブッシュ４４１，４４２によって環状のウオームホイール４１０が回動自在に支持されている。そして、上述した如く、ウォームホイール４１０の連結孔４１１に回動部材４３３が遊嵌されている。
【０１２４】
ねじ４２８は、フランジ付カラー４３５を貫通して固定部材４０４の下部材４１７のボス４１６にねじ込まれている。これにより、フランジ付カラー４３５がねじ４２８の頭部とボス４１６の上端面との間で挟持された状態で回動不能に固定され、揺動部材４０６の揺動を支持している。
フランジ付カラー４３５のフランジ下面と揺動部材４０６の基端部４２２の間には、上記の摩擦部材４３６は挟持されている。摩擦部材４３６は揺動部材４０６の揺動に摩擦抵抗を与える減衰力発生部材として機能する。
【０１２５】
本実施の形態によれは、ステッピングモータ４０８によってテンショナプーリ４０３を時計回りに揺動変位させててベルト１０２をたぐり寄せることにより、可変径プーリ１０７のダイヤフラムスプリング２１１の付勢力に抗して動力伝達リング２０６を、両プーリ主体２０２，２０３を互いに離反させつつ図１９（ｂ）に示すように偏心させて、巻きかけられたベルト１０２に対する有効径を変化させることができる。一方、テンショナ４０１がステッピングモータ４０８によってテンショナプーリ４０３を反時計回りに揺動変位させてベルト１０２のたぐり寄せを解除すると、ダイヤフラムスプリング２１１の付勢力によって図１９（ａ）に示すように動力伝達リング２０６は同心位置に戻されることになる。
【０１２６】
また、この状態で、テンショナ４０１において、揺動部材４０６の連結突起４１２とウォームホイール４１０の連結孔４１１との間に、揺動部材４０６の双方向の回動に対して遊び領域４１３，４１３が生じる。この状態では、可変径プーリ１０７側の弾性部材としてのダイヤフラムスプリング２１１が動力伝達リング２０６およびベルト１０２を介してテンショナプーリ４０３を反時計回りに付勢しようとする付勢力と、テンショナ４０１に内蔵した弾性部材４１４が揺動部材４０６を介してテンショナプーリ４０３を時計回りに付勢しようとする力とがバランスする位置にテンショナプーリ４０３が変位することになる。すなわち、テンショナ４０１の弾性部材４１４が揺動部材４０６およびテンショナプーリ４０３を弾性支持することにより、通常のオートテンショナと同様の機能も果たすことができ、ベルトの振動や張力変動を抑制することができる。
【０１２７】
特に、弾性部材４１４および摩擦部材４３６が協働してダイナミックダンパとして機能するので、ベルトの振動やベルトの張力変動を効果的に抑え、ベルトのスリップや鳴き等の発生を確実に防止することができる。
また、テンショナプーリ４０３が揺動するタイプにおいて駆動伝達機構４０７としてウォームギア機構を用いたので、テンショナプーリ４０３側からの逆入力の影響を駆動源としてのステッピングモータ４０８が受け難くなる結果、テンショナプーリ４０３の位置をより確実に保持することができる。
【０１２８】
また、ステッピングモータ４０８であれば停止により回転位置を保持できるので、位置決めが容易であると共に、回転位置を保持するための機構を別途に設ける必要がなく、サーボモータ等を用いる場合と比較して製造コストを安くすることができる。
第５の実施の形態
図２３および図２４は本発明の第５の実施の形態に係るシステムのテンショナを示している。本第５の実施の形態が第４の（図２０の）実施の形態と主に異なるのは下記である。すなわち、図２０の実施の形態では、可動部材を固定部材に対して揺動する揺動部材により構成したが、本第５の実施の形態では、可動部材を、固定部材に対して直線移動する直線動部材により構成した。また、図２０の実施の形態では、駆動源としてのステッピングモー夕４０８の駆動力を可動部材に伝達するための駆動伝達機構をウォームギア機構により構成したが、本実施の形態では、ラックアンドピニオン機構により構成した。
【０１２９】
具体的に説明すると、本テンショナ４５０は、固定部材４５５と、この固定部材４５５に直線動可能に設けられた直線動部材４５６とを備えており、この直線動部材４５６の先端にテンショナプーリ４０３が回動自在に支持されている。上記の固定部材４５５には、上記の直線動部材４５６を駆動伝達機構４５１を介して駆動する駆動源としのステッピングモー夕４０８が支持されている。駆動伝達機構４５１は、スナッピングモータ４０８の回転軸４１８に一体回転可能に取り付けられたピニオン４５７と、このピニオン４５７と噛み合うラック歯を有し、直線動部材４５６の移動方向に延びて直線動部材４５６を押すことのできるラックバー４５８とを含んでいる。
【０１３０】
固定部材４５５は、直線動部材４５６のー部を収容してこれを進退自在に支持するシリンダ部４５９を有しており、このシリンダ部４５９の奥部に上記ラックバー４５８を収容して進退自在に支持する支持孔４６０を有している。
シリンダ部４５９の内周面には、直線動部材４５６を進退自在に支持する一対のブツシュ４６１，４６１が固定されている。また、シリンダ部４５７の最奥側の内周面には、直線動部材４５６の外周面に摺接して直線勤部材４５６の移動に摩擦抵抗を与える減衰力発生手段としての筒状の摩擦部材４６２が固定されている。
【０１３１】
また、固定部材４５５の支持孔４６０の内周面には、ラックバー４５８の一端４５２側をスライド自在に支持する一対のブッシュ４６３，４６３が固定されている。一方、ラックバー４５８の他端４５３側は、直線動部材４５６に形成された支持孔４６４内に導入され、支持孔４６４の内周面に固定されたブッシュ４６５によってスライド自在に支持されている。４６６はラックバー４５８の他端４５３との接触時の衝撃を緩衝する例えば樹脂製の緩衝部材である。
【０１３２】
直線動部材４５６の中間部外周にはフランジ部４６７が形成されており、このフランジ部４６７と、固定部材４５５に形成された環状段部４６８との間に、直線勤部材４５６をテンショナプーリ４０３がベルトに張力を与える方向（図において左方）に付勢する圧縮コイルばねからなる弾性部材４６９が介在している。本第５の実施の形態では、テンショナ４５０の弾性部材４６９およびアクチュエータとしてのステッピングモータ４０８がベルト１０２を介して動力伝達リング２０６を偏心させようとする力と、可変径プーリ１０７の付勢部材としてのダイヤフラムスプリング２１１が動力伝達リング２０６を同心位置に付勢する力との関係を、ステッピングモータ４０８によって能動的に変更することにより、変速が達成される。
【０１３３】
直線動部材４５６が固定部材４５５側へ後退した状態を示す図２３が、図１９（ａ）に示す動力伝達リング２０６が同心である状態に対応している。この状態では、図２３に示すように、ラックバー４５８の他端４５３と緩衝部材４６６との間に所定の遊び領域４７０が形成されている。
また、直線動部材４５６がベルト１０２をたぐり寄せるように進出した状態を示す図２４が、図１９（ｂ）に示す動力伝達リング２０６が偏心された状態に対応している。この状態では、ラックバー４５８の他端４５３と緩衝部材４６６が接触し、ラックバー４５８と直線動部材４５６は図において左方へ一体移動する。
【０１３４】
本第５の実施の形態では、動力伝達リング２０６が同心のときに、図２３に示すように本テンショナ４５０に遊び領域４７０が設けられることから、テンショナプーリ４０３および直線動部材４５６が弾性部材４６９によって弾性支持される結果、通常のオートテンショナとしての機能を果たすことができる。ベルト１０２の振動や張力変動を抑制することができる。
【０１３５】
また、弾性部材４６９および摩擦部材４６２が協働してダイナミックダンパとして機能するので、ベルト１０２の振動やベルト１０２の張力変動を効果的に抑え、ベルト１０２のスリップや鳴き等の発生を確実に防止することができる。
また、テンショナプーリ４０３が直線動するタイプにおいて駆動伝達機構４５１としてラックアンドピニオン機構を用いたので、上述の揺動タイプと比べ駆動源とプーリとの間を離隔させうる自由度が大きいので、レイアウトによっては取付位置の自由度が増す。しかも、上述のウォームギア機構に比べ、さらに速度効率を高くとれるので、相対的に駆動源としての出力の小さいものが使用可能となる。
【０１３６】
また、ステッピングモー夕４０８であれば停止により回転位置を保持できるので、位置決めが容易であると共に、回転位置を保持するための機構を別途に設ける必要がなく、サーボモータ等を用いる場合と比較して製造コストを安くすることができる。
第６の実施の形態
次いで、図２５は本発明の第６の実施の形態に係るシステムのテンショナを示している。本第６の実施の形態が第５の（図２３の）実施の形態と異なるのは、駆動源としてステッピングモータに代えて油圧モータを用いたことである。
【０１３７】
具体的に説明すると、テンショナ４９０では、油圧モータ４７１として、例えば一対のギアを噛み合わせて構成されるギアモータを用いることができる。油圧モータ４７１の出力軸４７２から、第１ピニオン４７３、第１平歯車４７４、第２ピニオン４７５および第２平歯車４７６を介して、駆動伝達機構４５１（ラックアンドピニオン機構）のピニオン４５７が駆動されるようになっている。
【０１３８】
第１ピニオン４７３は、油圧モータ４７１の出力軸４７２に一体回転可能に固定されている。第１平歯車４７４と第２ピニオン４７５は一体回転可能に連結される共に、固定部材４５５によって回転自在に支持されている。ラックバー４５８と噛み合うピニオン４５７と、第２平歯車４７６とは一体回転可能に連結されている共に、これらは、第１ピニオン４７３に対して相対回転自在に固定部材４５５によって支持されている。
【０１３９】
また、油圧モー夕７１の吸込口４７７および吐出口４７８にそれぞれ接続される一対の油路４７９，４８０は、例えは車両に搭載されるエンジンオイルの供給源４８１および低圧側４８２にそれぞれ接続される一対の油路４８３，４８４と方向制御弁４８５を介して接続されるようになっている。
この方向制御弁４８５は、供給源４８１を油圧モータ４７１の吸込口４７７に接続し、吐出口４７８を低圧側４８２に接続する第１の状態と、その逆の接続となる第２の状態と、吸込口４７７および吐出口４７８への接続を絶つ第３の状態（図２５の状態に相当）とに切り替えるものである。他の構成については図２３の実施の形態と同様であるので、図に同一符号を付してその説明を省略する。
【０１４０】
本第６の実施の形態では、テンショナ４９０の弾性部材４６９およびアクチュエータとしての油圧モータ４７１が動力伝達リング２０６を偏心させようとする力と、可変径プーリ１０７の付勢部材としてのダイヤフラムスプリング２１１が動力伝達リング２０６を同心位置に付勢する力との関係を、油圧モータ４７１によって能動的に変更することにより、変速が達成される。
【０１４１】
そして、本第６の実施の形態では、第５の（図２３の）実施の形態と同様の作用効果を奏することに加えて、低圧の油圧源を用いても油圧モータ４７１により高いトルクを得ることができるので、例えば車両に組み込まれてエンジンオイル等の低圧の動力源を用いる場合に適している。
また、駆動源として仮に油圧シンリダのような直線往復運動型を用いた場合、低圧の動力源を用いるとシリンダ径を大きくしなければならず、シリンダ径を小さくするには別途高圧の動力源を必要とする問題があるが、本実施の形態のように回転型の駆動源である油圧モータ４７１を用いた場合には、省スペースを図ることができる。
第７の実施の形態
次いで、図２６，図２７および図２８は本発明の第７の実施の形態を示している。
【０１４２】
本第７の実施の形態のシステム５００では、テンショナ５０３と、このテンショナ５０３のテンショナプーリ５０４を伝動部材としてワイヤ５０５を介して駆動する駆動部材としての油圧シリンダ５０６とを備えている。テンショナプーリ５０４は、固定部材５０７に対して変位自在な可動部材５０８によって回転自在に支持されている。５０９はベルト１０２に張力を付与する方向にテンショナプーリ５０４を付勢する、例えば圧縮コイルばねからなる弾性部材である。
【０１４３】
油圧シリンダ５０６は車両の固定部、例えばエンジンルーム内でスペースに余裕のある位置に固定されている。油圧シリンダ５０６のロッド５０１の先端部にはワイヤ５０５の端部が固定されている。油圧シリンダ５０６へは、車両に搭載される油圧源としての油圧ポンプ５５３から圧油が供給される。また、油圧シリンダ５０６への作動油の給排を司る電磁弁５５４は、駆動源の回転速度に係わる信号Ｓ（例えばアイドラプーリ４０２の回転速度を検出する速度センサからの検出信号であっても良い）を入力するコントローラ５５５により制御される。他の主たる構成については、第４の（図１９の）実施の形態と同様である。
【０１４４】
すなわち、テンショナ５０３の弾性部材５０９およびアクチュエータとしての油圧シリンダ５０６が動力伝達リング２０６を偏心させようとする力と、可変径プーリ１０７の付勢部材としてのダイヤフラムスプリング２１１が動力伝達リング２０６を同心位置に付勢する力との関係を、油圧シリンダ５０６によって能動的に変更することにより、変速が達成される。
【０１４５】
具体的には、駆動源の回転速度が所定値よりも遅い場合は、図２６（ａ）に示すように油圧シリンダ５０６のロッド５０１を伸長させ、駆動プーリとしての可変径プーリ１０７の有効径を大きくして、補機の回転速度を相対的に速くする。一方、駆動源の回転速度が所定値よりも速い場合は、図２６（ｂ）に示すように油圧シリンダ５０６のロッド５０１を短縮して、ベルト１０２をたぐり寄せることにより、可変径プーリ１０７の有効径を相対的に小さくする。
【０１４６】
図２７および図２８を参照して、テンショナ５０３は、固定部材５０７と、この固定部材５０７に直線往復動自在に支持された可動部材５０８とを備えている。この可動部材５０８は、ベルト１０２が巻き回されるテンショナプーリ５０４を回動自在に支持しており、固定部材５０７と可動部材５０８によって、テンショナプーリ５０４をベルト１０２に張力を与える第１の方向Ｘとその逆の第２の方向Ｙに変位可能に支持するための支持部を構成している。また、テンショナ５０３は、可動部材５０８を介してテンショナプーリ５０４を第１の方向Ｘに付勢する圧縮コイルばね等からなる一対の弾性部材５０９を備えている。
【０１４７】
上記可動部材５０８は、一端にテンショナプーリ５０４を玉軸受等の転がり軸受５１０を介して回転自在に支持する支軸５１１と、この支軸５１１の他端を貫通させて固定した支持体５１２と、一端が支持体５１２に貫通されて固定された一対の支持棒５１３，５１３とを備えている。
これら支持捧５１３，５１３は、第１の方向Ｘへ延びており、固定部材５０７の後述する支持筒部５１４に内嵌された滑り軸受としてのブッシュ５２６に挿通されて第１および第２の方向Ｘ，Ｙへの直線往復動を案内されるようになっている。各支持捧５１３の他端にはフランジ状のストッパ５１５が設けられ、両ストッパ５１５に一体的に係合される座板部材５１６と、固定部材５０７の後述するブラケット部５１７との間に上記弾性部材５０９がそれぞれ介在している。これにより、一対の弾性部材５０９は、一対の支持棒５１３，５１３を介して可動部材５０８およびテンショナプーリ５０４を一体的に第１の方向Ｘへ弾性付勢している。
【０１４８】
上記の支軸５１１の他端面は、上記のワイヤ５０５の一端に固定された大径のエンド部材５０２を収容して保持する保持孔５１８を形成しており、また、支軸５１１および支持体５１２は、上記の保持孔５１８に横から連通してワイヤ５０５を貫通させる貫通孔５１９を有している。
上記の座板部材５１６は各支持棒５１３，５１３を貫通させる一対の貫通孔５２０，５２０と、これら一対の貫通孔５２０，５２０間の中央部に、ワイヤ５０５を進退自在に収容するケーブル５２１を遊嵌状態で貫通させる貫通孔５２２とを有している。
【０１４９】
上記の固定部材５０７は、ねじ５２３により固定対象物５２４に固定されるべース部５２５と、このべース部５２５のテンショナプーリ５０４側の端縁から垂直に立ち上がるブラケット部５１７とを備えている。このブラケット部５１７は、可動部材５０８の一対の支持棒５１３，５１３をそれぞれ貫通させる一対のブッシュ５２６，５２６を嵌め入れた一対の支持筒部５１４，５１４を第１の第１の方向Ｘへ延びるように形成している。
【０１５０】
ワイヤ５０５はケーブル５２１内に収容されており、ケーブル５２１の一端５２７はブラケット部５１７のケーブル端固定孔５２８に嵌め入れられ、固定されている。油圧シリンダ５０６によってワイヤ５０５の他端側が引かれると、ケーブル５２１の上記一端５２７からのワイヤ５０５の露出長が減少し、可動部材５０８と共にテンショナプーリ５０４が第１の方向Ｘへ引っ張られ、ベルト１０２がたぐり寄せられることになる。
【０１５１】
本第７の実施の形態では、テンショナ５０４を含むベルト式の無段変速システム５００において、駆動部材としての油圧シリンダ５０６をテンショナ５０３から離れた位置であってスペースに余裕のある位置に配置し、該油圧シリンダ５０６が伝動部材としてのワイヤ５０５を介してテンショナプーリ５０４を遠隔操作するようにしたので、テンショナ５０３周辺の構造を簡素化でき、その結果、狭いスペースであっても、テンショナ５０３を自由にレイアウトすることが可能となる。 なお、本第７の実施の形態では、伝動部材としてワイヤを用いたが、リンク機構を用いることも可能である。
第８の実施の形態
図２９に示す本第８の実施の形態は、図２６に示した上記の第７の実施の形態の変更例を示している。第７の実施の形態では駆動部材として油圧アクチュエータを用いたが、本第８の実施の形態では、図２９に示すようにコントローラ５５５からの信号により回転角変位を制御することのできるステッピングモータ等の電動モータ５３０を用いている。この場合、ワイヤ５０５の他方のエンド部材５２９を周上の所定位置に係止した状態でワイヤ５０５を巻き取るドラム５３１を設け、このドラム５３１を上記電動モータ５３０により回転駆動するようにしても良い。
第９の実施の形態
図３０に示す本第９の実施の形態は、図２６に示した第７の実施の形態の変更例を示している。上記第７の実施の形態では駆動部材として油圧アクチュエータを用いたが、本第９の実施の形態では、駆動部材として、図３０に示すように、エンジンの吸気負圧により作動する受圧部材５３２を有するものを用いている。具体的に説明すると、第１および第２のケーシング５３３，５３４を組み合わせて内部に区画される空間が、受圧部材５３２と可撓性のメンブレン５３５によって第１室５３６および第２室５３７に仕切られており、第２室５３７は管路５３８を介してエンジンの吸気マニホールド５４７側と連通されている。この管路５３８には、当該管路５３８を開閉する電磁弁５３９が配置されており、この電磁弁５３９がコントローラ５５５によって制御される。
【０１５２】
受圧部材５３２は第１室５３６側にロッド５４０を一体に形成しており、このロッド５４０は第１ケーシング５３３のボス部５４１を貫通し、ロッド５４０の端部にワイヤ５０５のエンド部材５２９が固定されている。５４２はボス部５４１に固定されたスリーブ部材であり、スリーブ部材５４２とロッド５４０の間には、ロッド５４０を摺動自在に支持するための滑り軸受としてのブッシュ５４３と、シール部材５４４が配置されている。５４５は上記スリーブ部材５４２に固定されたステーであり、このステー５４５はワイヤ５０５のケーブル５２１の端部を固定する固定孔５４６を有している。
【０１５３】
メンブレン５３５は環状をしており、内周部は、受圧部材５３２の第１室５３６側の面に気密的に固定されると共に、径方向途中で折り返され、外周部が両ケーシング５３３，５３４の結合部分に気密的に固定されている。このメンブレン５３５は第１室５３６と第２室５３７とを仕切りつつ受圧部材５３２の変位を許容する。
【０１５４】
電磁弁５３９が開放されて、第２室５３７にエンジンの吸気負圧が導かれると、受圧板５３２が図において右方（図において白抜矢符で示す）へ変位し、これによりロッド５４０を介してワイヤ５０５がケーブル５２１から引き出されることになる。
本第９の実施の形態では、駆動源としてエンジンの吸気負圧を用いるので、油圧ポンプ等が不要となり、製造コストを安価にすることができると共に、油圧ポンプを駆動するための動力を削減することができ、省エネ上も好ましい。
第１０の実施の形態
図３１〜図３６を参照して、本発明の第１０の実施の形態のベルト式無段変速システムを説明する。
【０１５５】
図３１は本システム６００に用いられる可変径プーリの断面図である。図３２（ａ），（ｂ）は本システム６００の要部を示す模式的構成図である。
本可変径プーリ６５９は、軸心となる回転軸線Ｋに対して図２（ａ）に示すように偏心した状態から図２（ｂ）に示すように同心となる状態まで変位可能な動力伝達リング６０６を有しており、この動力伝達リング６０６に巻き掛けられたベルト１０２の有効径を変化させることのできるものである。
【０１５６】
この動力伝達リング６０６は第１および第２のプーリ主体６０２，６０３間に挟持されている。
本可変径プーリ６５９は駆動プーリおよび従動プーリの少なくとも一方に適用することができるが、本実施の形態では、従動プーリに適用された例に則して説明する。本システム６００では、無端状のベルト１０２がテンショナ６５５の変位自在なテンショナプーリ６５６および固定式のアイドラプーリ６５８を介して可変径プーリ６５９の動力伝達リング６０６に巻き回されている。テンショナ６５５は、テンショナプーリ６５６がベルト１０２をたぐり寄せる方向へ付勢する弾性部材６５７を備えており、この弾性部材６５７はベルト１０２を介して動力伝達リング６０６を偏心させようとする。
【０１５７】
一方、可変径プーリ６５９は、後に詳述するが、動力伝達リング６０６をプーリ主体６０２，６０３を介して同心位置側へ付勢する付勢部材が備えられている。この付勢部材としては、両プーリ主体６０２，６０３同士の軸方向相対変位に応じて動力伝達リング６０６を介してベルト１０２に緩み側張力Ｇを発生させる弾性部材（図３１ではダイヤフラムスプリング６１１に相当）と、可変径プーリ６５９の回転速度に応じて動力伝達リング６０６を介してベルト１０２に緩み側張力Ｈを発生させる慣性部材（図３１では慣性部材６４７に相当）が含まれている。
【０１５８】
そして、これら可変径プーリ６５９の弾性部材および慣性部材がそれぞれ発生させる張力Ｇ，Ｈの合力（Ｇ＋Ｈ）と、テンショナ６５５の弾性部材６５７により発生されるベルト１０２の張力Ｆとが釣り合う位置に、動力伝達リング６０６およびテンショナ６５５の弾性部材６５７が変位する。
上記慣性部材は回転速度に応じて遠心方向に変位し、プーリ主体６０２，６０３を介して動力伝達リング６０６を同心位置側へ付勢するものであり、回転速度に応じて変速比を調整する遠心式の変速比自動調整機構として機能する。
【０１５９】
すなわち、ベルト１０２の走行速度が比較的遅い状態では、慣性部材による張力Ｈが小さい。このため、図３２（ａ）に示すように、テンショナ６５５の弾性部材６５７が縮み側に変位し、且つ動力伝達リング６０６が偏心側に変位した状態で、上記張力Ｆと張力Ｇ＋Ｈとが釣り合うことになる。したがって、可変径プーリ６５９に関してベルト１０２の有効径が小さくなり、可変径プーリ６５９が設けられた回転軸の回転速度は駆動プーリの回転速度に比して相対的に早くなる。
【０１６０】
逆に、ベルト１０２の走行速度が速い状態では、慣性部材による張力Ｈが大きい。このため、図３２（ｂ）に示すように、テンショナ６５５の弾性部材６５７が伸び側に変位し、且つ動力伝達リング６０６が同心側に変位した状態で、上記張力Ｆと張力Ｇ＋Ｈとが釣り合うことになる。したがって、可変径プーリ６５９に関してベルト１０２の有効径が大きく、可変径プーリ６５９が設けられた回転軸の回転速度は駆動プーリの回転速度に比して相対的に遅くなる。
【０１６１】
図３３は駆動プーリの回転速度と、可変径プーリの回転速度との関係を示すグラフ図であり、同図において、駆動プーリの回転速度が回転速度Ｖ１に達するまでの領域▲１▼では動力伝達リング６０６が最大の偏心量で偏心しており、可変径プーリ６５９の回転速度は一定の増加割合で増大していく。回転速度Ｖ１から回転速度Ｖ２までの領域▲２▼では、次第に動力伝達リング６０６の偏心量を減少させて可変径プーリ６５９の有効径が増大していくので、可変径プーリ６５９の回転速度は領域▲１▼より増加の割合が低下する。そして、回転速度Ｖ３に達すると動力伝達リング６が同心状態となり、可変径プーリ６５９が最大有効径となり、回転速度Ｖ３以上の領域▲３▼では、領域▲１▼より少し少ない増加割合で可変径プーリ６５９の回転速度が増大する。
【０１６２】
図３１および図３４を参照して、本可変径プーリ６５９は、例えば自動車の補機の回転軸に一体回転可能に連結される回転軸３０１を備えており、上記した第１および第２のプーリ主体６０２，６０３は、この回転軸６０１の軸方向に移動自在であり環状をしている。これらプーリ主体６０２，６０３の互いの対向面にはそれぞれ円錐テーパ状の動力伝達面６０４，６０５が形成されている。これら一対の動力伝達面６０４，６０５は互いに逆向きに傾斜したテーパ状にされており、両動力伝達面６０４，６０５によって、上記した動力伝達リング６０６が、両プーリ主体６０２，６０３の軸心となる回転軸線Ｋに対して偏心可能に挟持されている。動力伝達リング６０６は断面略台形形状をしている。図３１は動力伝達リング６０６が最大の偏心量で偏心した状態を示しており、図３４は動力伝達リング６０６が同心位置にある状態を示している。動力伝達リング６０６の変位に応じてベルト１０２の有効径Ｄが変化される。Ｌはベルト１０２の幅中心の位置（以下、ベルトセンタＬという）である。
【０１６３】
上記動力伝達リング６０６の外周面にはベルト１０２への伝動面６０８が形成され、この伝動面６０８にベルト１０２が巻き掛けられている。伝動面６０８にはベルト１０２のリブ１３６と噛み合う周溝１３７が形成されている。動力伝達リング６０６の両側面はそれぞれ対応する動力伝達面６０４，６０５と接触してトルクを伝達する動力伝達面６０９，６１０を構成している。
【０１６４】
また、可変径プーリは、第１および第２のプーリ主体６０２，６０３を互いに近づく方向に付勢する付勢手段としての、また両プーリ主体６０２，６０３を一体回転可能に連結する第１の連結手段としてのダイヤフラムスプリング６１１を備えており、このダイヤフラムスプリング６１１は、回転軸６０１と連動回転する円錐状の環状板からなる連結部６１２に複数の連結軸６１３を介して一体回転可能に連結されている。連結部６１２および複数の連結軸６１３により第２の連結手段が構成されている。連結部６１２の内周部は、回転軸６０１に一体に形成されたフランジ部１３８の外周部に、スプライン結合により一体回転可能に連結されており、また、図示していないスナップリングによって軸方向の移動を止められている。
【０１６５】
上記のダイヤフラムスプリング６１１の内径部６１４および外径部６１５は、第１および第２のプーリ主体６０２，６０３にそれぞれ一体回転可能に係合されている。これにより、両プーリ主体６０２，６０３とダイヤフラムスプリング６１１が回転軸６０１と一体に回転するようになっている。例えば本実施の形態のように本可変径プーリを従動プーリに適用した場合には、ベルト１０２から、動力伝達リング６０６、両プーリ主体６０２，６０３、ダイヤフラムスプリング６１１および回転軸６０１を介して補機の回転軸へトルクが伝達される。
【０１６６】
図３１および図３５を参照して、ダイヤフラムスプリング６１１の内径部６１４および外径部６１５には、それぞれ円周等配に配置された放射状の連結溝６１６，６１７が形成されている。また、ダイヤフラムスプリング６１１の径方向の中間部において、上述した連結軸６１３を貫通させてダイヤフラムスプリング６１１と連結部６１２とをトルク伝達可能に連結する連結孔６３１が円周等配に形成されている。
【０１６７】
図３１を参照して、第１のプーリ主体６０２は、上記動力伝達面６０４を形成した円板部６１８と、この円板部６１８の内周に一体回転可能に固定され且つ回転軸６０１と同心に配置された軸部６１９とを備えている。この軸部６１９の一端にはテーパ部６２０が形成され、このテーパ部６２０に上記円板部６１８が嵌め込まれナット６２１により固定されている。
【０１６８】
また、軸部６１９の他端には、回転軸６０１と同心であって軸部６１９よりも径の大きい円筒伏のボス部６２２が一体に形成されている。このボス部６２２は、回転軸６０１の周面に滑り軸受としてのブッシュ６２３を介して軸方向にスライド自在に支持されている。
第２のプーリ主体６０３は、上記動力伝達面６０５を形成した円錐状の円板部６２４と、この円板部６２４の内周に形成された円筒状のボス部６２５とを備えている。第２のプーリ主体６０３のボス部６２５は、第１のプーリ主体６０２の軸部６１９およびボス部６２２の一部を取り囲み、これら第１のプーリ主体６０２の軸部６１９およびボス部６２２によってそれぞれ滑り軸受としてのブッシュ６２６，６２７を介して軸方向にスライド自在に支持されている。
【０１６９】
第２のプーリ主体６０３の動力伝達面６０５の背面６２８は動力伝達面６０５に平行な母線を持つ円錐状のテーパ面からなる。第２のプーリ主体６０３の外周縁部には断面Ｌ字形形状の環状フランジ部６３２が一体に延設されており、この環状フランジ部６３２のダイヤフラムスプリング６１１側の面には、ダイヤフラムスプリング６１１の外径部６１５の複数の連結溝６１７にそれぞれ嵌め入れられる複数の板状の連結突起６２９が円周等配で放射状に形成されている。第２のプーリ主体６０３の環状フランジ部６３２がダイヤフラムスプリング６１１の外径部６１５によって押圧されて、第２のプーリ主体６０３が第１のプーリ主体６０２へ近づく方向へ（図３１において左方へ）付勢されている。
【０１７０】
第１のプーリ主体６０２の軸部６１９およびボス部６２２は、第２のプーリ主体６０３のボス部６２５を貫通して第２のプーリ主体６０３の動力伝達面６０５の背面６２８側へ延びており、ボス部６２２が第２のプーリ主体６０３の背面側へ延びる部分を構成している。この背面側へ延びる部分としてのボス部６２２の端部には、当該端部とダイヤフラムスプリング６１１の内径部６１４とを一体回転可能に連結するための環状フランジからなる連結部６３０が一体に形成されている。
【０１７１】
この連結部６３０の内周部はボス部６２２の端部にねじ結合されて一体回転可能に固定されている。この連結部６３０を介して伝達されるトルクがねじ締め方向に働くようにされており、固定が緩むことがないようになっている。
この連結部６３０はダイヤフラムスプリング６１１の内径部６１４を軸方向に押すための押圧面６３３と、この押圧面６３３に円周等配で放射状に形成された複数の連結突起６３４とを形成している。上記の押圧面６３３がダイヤフラムスプリング６１１の内径部６１４によって押圧され、連結部６３０、ボス部６２２および軸部６１９を介して第１のプーリ主体６０２が第２のプーリ主体６０３へ近づく方向へ（図３１において右方へ）付勢されている。また、複数の連結突起６３４は、ダイヤフラムスプリング６１１の内径部６１４の複数の連結溝６１６にそれぞれ嵌め入れられている。
【０１７２】
上記の連結部６１２は、軸方向に貫通する複数の貫通孔６３５を円周等配に形成しており、各貫通孔６３５にはワッシャ部材６４０およびダイヤフラムスプリング６１１の連結孔６３１を貫通した上記連結軸６１３が挿通されて固定されている。すなわちダイヤフラムスプリング６１１は連結孔６３１の周辺部において、ワッシャ部材６４０と連結部６１２とによって挟持された状態となっており、これらワッシャ部材６４０および連結部６１２がダイヤフラムスプリング６１１と対向する部分は、ダイヤフラムスプリング６１１の変位時の傾斜を許容するように、連結軸６１３を中心とする円錐テーパ状の傾斜面６４１，６４２に形成されている。また、各連結軸６１３は回転軸６０１の軸方向に平行に形成されており、ダイヤフラムスプリング６１１の連結孔６３１に嵌め入れられてダイヤフラムスプリング６１１と連結部６１２とをトルク伝達可能に連結する。連結軸６１３としては、例えば頭付きリベットを用いることができ、リベットを用いた場合、先端をかしめて拡径させることにより、容易に固定が行える。
【０１７３】
図３６を参照して、連結孔６３１は径方向に沿って長い長孔からなり、図３６に示すように、その内面に径方向に沿って長い互いに平行な一対の係合面６３６，６３７を形成している。一方、上記連結軸６１３はいわゆる二面幅をとった断面形状をしており、連結孔６３１の一対の係合面６３６，６３７にそれぞれ係合する一対の係合面６３８，６３９を有している。
連結孔６３１の一対の係合面６３６，６３７は、対応する連結軸６１３の一対の係合面６３８，６３９よりも、ダイヤフラムスプリング６１１の径方向に長くなるように設定されている。また、各係合面６３６〜６３９は、ダイヤフラムスプリング６１１の軸方向（図３６において紙面に垂直な方向）および径方向（図３６において上下方向）に平行な面となっている。連結孔６３１の両係合面６３６，６３７間の幅は、連結軸６１３の両係合面６３８，６３９間の幅と略等しく設定されている。このようにして、上記連結軸６１３はダイヤフラムスプリング６１１の周方向Ｒの変位のみを規制するように連結孔６３１の内面に係合されていることになる。
【０１７４】
連結孔６３１の径方向位置（図３１および図３４において回転軸線Ｋからの距離ｄで示す）は、仮に連結軸６１３によって連結孔６３１の位置におけるダイヤフラムスプリング６１１の軸方向変位を規制した場合に、内径部６１４と外径部６１５とを相等しいストローク量で互いに逆向きに変位させることが可能となる位置である。
【０１７５】
再び図３１および図３４を参照して、第１のプーリ主体６０２のボス部６２２の外周には、第２のプーリ主体６０３の背面６２８と対向する対向面６４３を有する対向部材６４４が一体回転可能に固定されている。この対向部材６４４は円板部６４５とボス部６４６を有しており、ボス部６４６が第１のプーリ主体６０２のボス部６２２の外周に嵌められている。
【０１７６】
第２のプーリ主体６０３の背面６２８と、これに対向する対向部材６４４の対向面６４３との間に、慣性部材６４７を収容する環状の収容空間６４８が区画されている。この収容空間６４８の外方は、第２のプーリ主体６０３の断面Ｌ字形形状の環状フランジ部６３２によって区画され、また、収容空間６４８の内方は、第２のプーリ主体６０３のボス部６２５によって区画されている。第２のプーリ主体６０３の背面６２８がテーパ状に傾斜していることから、収容空間６４８は径方向外方にいくにしたがって幅が狭くなる断面くさび形形状をしている。
【０１７７】
慣性部材６４７は、上記収容空間６４８内を遠心方向に（図３１に示す状態から図３４に示す状態へと）変位することにより、ダイヤフラムスプリング６１１と協働して両プーリ主体６０２，６０３を介して動力伝達リング６０６を上記回転軸線Ｋと同心位置に付勢するものである。図３１，図３４および図３７を参照して、慣性部材６４７は、転動部材としての円筒からなるころ６４９と、このころ６４９を軸方向に貫通する支軸部材６５０とを備えている。また、慣性部材６４７は、支軸部材６５０ところ６４９との間に介在してころ６４９と支軸部材６５０との相対回転を許容する、例えばメタル製のブッシュからなる軸受６５１を備えている。
【０１７８】
対向部材６４４の対向面６４３には、その縁部６５３，６５４に支軸部材６５０の両端部を支持した状態で、ころ６４９の転がり移動を案内する案内溝６５２が放射方向に形成されている。ころ６４９の外周面には軸方向に沿ってクラウニングを施すようにしても良い。慣性部材６４７は両プーリ主体６０２，６０３と連れ回りし、回転速度の増大に伴って増大する遠心力を発生する。この遠心力によって慣性部材６４７が旋回径を増大させ、収容空間６４８の狭い側（径方向外方）へ移動すると、両プーリ主体６０２，６０３が互いに近接され、動力伝達リング６０６が同心位置側へ変位することになる。
【０１７９】
本第１０の実施の形態では、内蔵した慣性部材６４７の遠心力を用いる簡単な構造にて、可変径プーリ６５９の有効径Ｄを自動的に変更して、自動的に変速することができる。ひいては、本可変径プーリ６５９を用いたベルト式無段変速システム６００において、変速比調整用のテンショナ、このテンショナを駆動させる駆動機構およびこの駆動機構の動作を制御するためのコントローラ等の機構を用いることは必要なく、一般的な受動型のテンショナ６５５（いわゆるオートテンショナ）を用いれば十分であるので、構造を格段に簡素化でき、製造コストや配置スペースを削減することができる。
【０１８０】
また、慣性部材６４７が収容空間６４８を区画する第２のプーリ主体６０３の背面６２８に転動するころ６４９を有しているので、慣性部材６４７をスムーズに変位させることができる結果、慣性部材６４７が収容空間６４８内に挟持されて動かなくなるといった事態の発生を未然に防止できる。
さらに、第２の連結手段としての連結部６１２が、両プーリ主体６０２，６０３を第１の連結手段としてのダイヤフラムスプリング６１１を介して一括して回転軸６０１に連結するので、各プーリ主体６０２，６０３を個別に回転軸６０１に連結する場合と比較して、構造を簡素化することができる。
【０１８１】
また、両プーリ主体６０２，６０３を一体回転可能に連結するダイヤフラムスプリング６１１が付勢部材を兼用するので、構造を簡素化できる。また、ダイヤフラムスプリング６１１が両プーリ主体６０２，６０３を直接付勢できるので、両プーリ主体６０２，６０３をスムーズに変位させることができる結果、スムーズな変速が可能となる。
【０１８２】
また、ダイヤフラムスプリング６１１の内径部６１４および外径部６１５に連結された両プーリ主体６０２，６０３を、相等しい変位量で対称に軸方向変位させることができるので、簡単な構造にてスムーズな変速を図りつつ、ベルトセンタＬを一定に維持することができる。
両プーリ主体６０２，６０３の変位に伴ってダイヤフラムスプリング６１１が撓むが、仮に内径部６１４と外径部６１５とで軸方向変位が異なっていても、連結軸６１３がダイヤフラムスプリング６１１の連結孔６３１の部分の軸方向変位を許容するので、連結孔６１３の周辺に過大な応力が生じることかない。その結果、ダイヤフラムスプリング６１１の耐久性を向上することができる。また、動力伝達リング６０６の中心は常にベルトセンタの位置と一致するため、動力伝達リング６０６に振動や異常摩耗の発生はなくなる。
【０１８３】
特に、本実施の形態では、連結軸６１３が連結孔６３１の径方向に沿って長い一対の係合面６３６，６３７に接触するので、接触面積を広く確保でき、ダイヤフラムスプリング６１１に負荷される応力を一層軽減することができる。その結果、耐久性をより向上することができる。
また、両プーリ主体６０２，６０３はベルト１０２の幅方向変位に追随して、実際のベルトセンタＬに見合う位置に変位することになり、簡単な構造でスムーズな変速が可能となる。
【０１８４】
上記の接触面積確保のために連結軸６１３の二面幅を広く確保すると、副次的に連結軸６１３の曲げ剛性を増大させることになり、これによりトルク負荷時の連結軸６１３の倒れを防止することができる結果、この倒れがダイヤフラムスプリング６１１やその連結孔６３１に及ぼす悪影響を防止することができる。
なお、本実施の形態において、ダイヤフラムスプリング６１１の連結孔６３１の周辺の軸方向変位を、連結軸６１３によって規制するようにすることもできる。この場合、連結軸６１３と連結孔６３１との間にユニバーサルジョイントを介在させても良い。
第１１の実施の形態
次いで、図３８，図３９および図４０は本発明の第１１の実施の形態を示している。図３８を参照して、本システムの可変径プーリ６６０が第１０の実施形態の図３１の可変径プーリと主に異なるのは、下記の１）〜３）である。すなわち、
１）図３１の実施の形態では両プーリ主体６０２，６０３を一体回転可能に連結する第１の連結手段を、ダイヤフラムスプリング６１１により構成し、該ダイヤフラムスプリング６１１によって両プーリ主体６０２，６０３が互いに近づく方向に付勢する弾性部材を兼用するようにしたが、本第１１の実施の形態では、第１の連結手段を、第１のプーリ主体６６２に固定された対向部材６６９と、第２のプーリ主体６６２とを連結する複数の連結軸６８９，６９０により構成する一方、弾性部材を第２のプーリ主体６６２と対向部材６６９との間に介在する圧縮コイルばね６８５により構成した。
【０１８５】
２）また、図３１の実施の形態では、両プーリ主体６０２，６０３が互いに対称に軸方向に変位させることを、ダイヤフラムスプリング６１１の連結孔６３１の径方向位置ｄを所要に設定することにより達成したが、本第１１の実施の形態では、第１の連結手段に含まれる連結軸６９０の両端に設けたローラ６９７，６９７を、第１のプーリ主体６６２および対向部材６６９にそれぞれ形成されたカム面７００，７０１にそれぞれ係合させることにより達成した。各カム面７００，７０１と、対応するカム面７００，７０１にそれぞれ係合されるカムフォロワとしてのローラ６９７，６９７によって、各プーリ主体６６２，６６３の回転軸６６１に対する回転角変位を互いに逆向きの軸方向変位にそれぞれ変換する一対の変換機構Ｔ，Ｔ（トルクカム機構とも呼ぶ）が構成されている。
【０１８６】
３）本第１１の実施の形態では、慣性部材および転動部材をボール６８２により構成した。
より具体的に説明すると、図３８を参照して、可変径プーリ６６０は、回転軸６６１の周囲に回転自在で且つ軸方向に移動自在な第１および第２の環状のプーリ主体６６２，６６３を備えており、これらプーリ主体６６２，６６３の互いの対向面にそれぞれ動力伝達面６６４，６５を形成している。これら一対の動力伝達面６６４，６６５は互いに逆向きに傾斜したテーパ状にされており、両動力伝達面６６４，６６５によって、断面略台形形状の動力伝達リング６０６が、両プーリ主体６６２，６６３の軸心Ｋに対して偏心可能に挟持されている。なお、図３８は、動力伝達リング６０６が軸心Ｋに対して同心となった状態を示している。
【０１８７】
第１のプーリ主体６６２は、円錐状の円板部６６６と、この円板部６６６の内周に形成された円筒状のボス部６６７とを備えている。円板部６６６は上記の動力伝達面６６４を形成している。また、ボス部６６７は回転軸６６１の周面に滑り軸受としてのブッシュ６６８，６６８を介して軸方向にスライド自在に支持されている。ボス部６６７の端部は後述する対向部材６６９にねじ６７０により一体に結合されている。６７１は第１のプーリ主体６６２が回転軸６６１から抜脱することを防止するストッパであり、このストッパ６７１は、回転軸６６１の端部にねじ込まれるナット６７２により回転軸６６１に固定されている。
【０１８８】
第２のプーリ主体６６３は、孔付き円錐板の外周に円板を延設した形状の環状板部６７３と、この環状板部６７３の内周に延設された内筒部としてのボス部６７４と、環状板部６７３の外周に延設された外筒部６７５と、環状板部６７３の径方向中間部に形成された中間筒部６７６とを備えている。ボス部６７４、外筒部６７５および中間筒部６７６は何れも、第２のプーリ主体６６３の動力伝達面６６５の背面６７７側へ延びるように形成されている。第２のプーリ主体６６３のボス部６７４は、第１のプーリ主体６６２のボス部６６７の外周面に滑り軸受としてのブッシュ６７８を介して軸方向に移動自在に支持されている。
【０１８９】
上記の対向部材６６９は、環状の部材からなり、第２のプーリ主体６６３の背面６７７のテーパ状部分６７９に対向するテーパ状の対向面６８０を有している。そして、第２のプーリ主体６６３のボス部６７４と中間筒部６７６との間に、上記背面６７７のテーパ状部分６７９および対向部材６６９の対向面６８０とによって、収容空間６８１が形成されており、この収容空間６８１に、慣性部材および転動部材としての複数のボール６８２が収容されている。収容空間６８１は径方向外方へいくほど幅が狭くなる断面くさび形形状をしており、遠心力の増大に伴ってボール６８２が遠心方向へ変位することにより、両プーリ主体６０２，６０３を互いに近づけさせることができるようになっている。
【０１９０】
また、対向部材６６９は、上記対向面６８０よりも径方向内方に、内筒部６８３を有しており、この内筒部６８３の環状の端面部６８４は、ねじ６７０によって、第１のプーリ主体２のボス部６６７の端部に固定されている。これにより、対向部材６６９は第１のプーリ主体６６２と一体回転し且つ軸方向に一体移動するようになっている。
【０１９１】
対向部材６６９の内筒部６８３内には、両プーリ主体６６２，６６３が互いに近づく方向に付勢する弾性部材として、圧縮コイルばね６８５が収容されている。この圧縮コイルばね６８５の一端（図においての左端）は、第２のプーリ主体６６３のボス部６７４の先端の小径部６８６に嵌められた状態で、ボス部６７４の段付部６８７に係合しており、段付部６８７を介して第２のプーリ主体６６３を、第１のプーリ主体６６２側へ押圧付勢する。一方、圧縮コイルばね６８５の他端（図においての右端）は、対向部材６６９の内筒部６８３の端面部６８４に係合しており、端面部６８４を介して第１のプーリ主体６６２を、第２のプーリ主体６６３側へ押圧付勢する。また、圧縮コイルばね６８５は、対向部材６６９の内筒部６８３、および第２のプーリ主体６６３のボス部６７４の小径部６８６によって、伸縮を案内されるので、スムーズに変位できるようになっている。
【０１９２】
対向部材６６９の外周部６８８と、第２のプーリ主体６６３の外筒部６７５とは、第１の連結手段としての、放射方向に沿って配置された複数の連結軸６８９，６９０を介して、一体回転可能に連結されている。連結軸６８９は、一端が対向部材６６９の外周部６８８に固定されると共に、他端にブッシュ６９１を介してローラ６９２を回転自在に支持している（図３９参照）。このローラ６９２は、第２のプーリ主体６６３の外筒部６７５に形成された、回転軸６６１と平行であって一端が開放した案内溝６９３に転動可能に嵌め入れられ係合している。
【０１９３】
一方、連結軸６９０の中間部は、回転軸６６１の周囲に一体に形成された二段筒状をした、第２の連結手段としての連結部６９４の外筒部６９５を径方向に貫通して固定されている。図３８および図４０（ａ），（ｂ）を参照して、連結軸６９０の両端には、それぞれブッシュ６９６を介してローラ６９７が回転自在に支持されている。各ローラ６９７は、第２のプーリ主体６６３の外筒部６７５に形成された案内溝６９８、および対向部材６６９の外筒部６９５に形成された案内溝６９９にそれぞれ転動可能に嵌め入れられ係合されている。
【０１９４】
これらの案内溝６９８，６９９は、図４０（ａ），（ｂ）に示すように、互いに逆向きに傾斜しており、これら案内溝６９８，６９９の内面によってそれぞれカム面７００，７０１が構成されている。これらのカム面７００，７０１は、本可変径プーリ６６０への負荷トルクに応じて両プーリ主体６６２，６６３が回転軸６６１に対して回転角変位を生ずると、この回転角変位を両プーリ主体６６２，６６３の軸方向変位に変換し、図４０（ａ），（ｂ）に示すように、両プーリ主体６６２，６６３が互いに逆向きで相等しい変位量で軸方向変位するようにする（いわゆるトルクカム機構である。）。これにより、ベルトセンタＬの位置が変速にかかわらず一定に維持されることになる。なお、図４０（ａ）が、動力伝達リング６０６が同心位置となる図３８の状態に対応して、図４０（ｂ）は動力伝達リング６０６が偏心した状態に対応している。
【０１９５】
なお、本第１１の実施の形態において第１０の（図３１の）実施の形態と同様の構成については、図に同一符号を付して、その説明を省略した。
本実施の形態によれば、図３１の実施の形態と同様にして、弾性部材としての圧縮コイルばね６８５および慣性部材としてのボール６８２がベルト１０２に与える張力の合力（Ｇ＋Ｈ）と、テンショナ６５５の弾性部材６５７がベルト１０２に与える張力Ｆとが釣り合う位置に、動力伝達リング６０６が自動的に変位されることになり、内蔵のボール６８２からなる慣性部材の遠心力を利用した簡単な構造にて、自動的に可変径プーリ６６０の有効径Ｄを変更して自動変速を達成することができる。
【０１９６】
また、慣性部材として転動部材を兼用するボール６８２を用いたので、より構造を簡素化することができると共に、慣性部材が収容空間６８１内で挟持されて動かなくなるといった事態の発生を未然に防止できる。
また、負荷トルクが作用したときに、変換機構（トルクカム機構）Ｔに含まれるカム面７００，７０１の働きで両プーリ主体６６２，６６３が互いに近づけられ、動力伝達リング６０６をクランプする力を増大できるので、動力伝達リング６０６と両プーリ主体６６２，６６３の動力伝達面６６４，６６５との間に滑りが発生することを防止することができる。その結果、効率の高い動力伝達が可能となる。
【０１９７】
さらに、上記のカム面７００，７０１を案内溝６９８，６９９の内面に設けて、連結軸６９０の両端のローラ６９７，６９７を転動させるようにしたので、両プーリ主体６６２，６６３の回転軸６６１に対する相対回転を軸方向変位にスムーズに変換させることができる。その結果、変速をスムーズに行うことができる。
【０１９８】
また、上記のカム面７００，７０１の働きで、両プーリ主体６６２，６６３を軸方向に対称に変位させることができるので、変速にかかわらず、ベルトセンタＬを一定に維持することができる。
本発明は上記各実施形態に限定されるものではなく、例えば、本発明を自動車に搭載するものの他、一般機械のベルト式無段変速システムとしても使用することが可能である。
【０１９９】
【発明の効果】
請求項１記載の発明では、テンショナの弾性部材およびアクチュエータがベルトを介して動力伝達リングを偏心させようとする合力と、可変径プーリの付勢部材が動力伝達リングを同心側へ付勢する力とが釣り合う位置に、動力伝達リングが変位して当該動力伝達リングの偏心位置が規定され、ベルトの有効径が変更される。ベルトを介する力のバランスを用いて変速するので、安定且つスムーズな変速が可能となる。
【０２００】
アクチュエータが働かない時には従来仕様の定速ベルト伝達式補機駆動システムに用いられると同様に、テンテョナはばね等の弾性部材の力でもってベルトに張力を与えるのみである。この弾性部材の力は可変径プーリの付勢部材が動力伝達リングを同心側へ付勢する力よりも小さいので、動力伝達リングは回転軸の軸心と同心状態を保つ。一方、アクチュエータが働き、その分のベルト張力がテンショナの弾性部材がベルトに与える張力に付加され、その合力が、可変径プーリの付勢部材が動力伝達リングを同心側へ付勢する力よりも大きくなると、動力伝達リングが付加された力に応じた偏心位置へと変位し、所望の変速比が得られる。この際、ベルトにはテンショナばかりか可変径プーリの付勢部材によっても張力が付与されることになり、張力付与が安定化し適切な張力が付与される。
また、クラッチの断続のみでベルト張力を変更でき構造を簡素化することができる。内蔵の油圧ポンプを不要時には停止するので、省エネを達成できると共にポンプ寿命を長くすることができる。
【０２０１】
請求項２記載の発明では、自動車の補機駆動において、補機を不必要な高速で回転させることを防止でき、補機の耐久性を向上できると共に省エネを達成できる。また、本発明の変速比調整用のテンショナであれば、従来よりベルトの緩み側に配置されているオートテンショナの代替として配置することができるので、小型化を図ることができる。
【０２０２】
請求項３記載の発明では、両プーリ主体が互いに逆向きに相等しい変位量で変位するので、ベルトの走行中心の位置を常に一定に維持できる。変速によってベルトに不必要な力が負荷されたりプーリから脱落したりするおそれがない。請求項５記載の発明では、可変径プーリへの負荷トルクを、変換機構によって、両プーリ主体を近接させようとする力に変換できるので、負荷トルクに応じて両プーリ主体を互いに近接させる適切な力を得ることができ、結果として、付勢手段による付勢力を小さくできるので、摩擦損失を少なくすることができる。
【０２０３】
請求項５記載の発明では、両プーリ主体をダイヤフラムスプリングで直接付勢できるので、両プーリ主体をスムーズに動作させてスムーズな変速が可能となる。また、ダイヤフラムスプリングの内径部と外径部とで互いに逆向きで等しい変位量を生じさせるようにすることにより、両プーリ主体を軸方向に対称移動させてベルトの走行中心を一定に維持することができる。さらに、ダイヤフラムスプリングは両プーリ主体を一体回転可能に連結する機能と、両プーリ主体を介して動力伝達リングを同心側へ付勢する機能を果たすので、構造を簡素化することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態のベルト式無段変速システムの概略構成図であり、変速前の状態を示している。
【図２】図１のシステムの概略構成図であり、変速後の状態を示している。
【図３】図１のシステムにおいて、油圧シリンダを働かせるための油圧回路の概略図であり、変速後の状態に対応している。
【図４】図１のシステムにおいて、油圧シリンダを働かせるための油圧回路の概略図であり、変速前の状態に対応している。
【図５】図１のシステムにおける可変径プーリの縦断面図であり、動力伝達リングが回転軸と同心の位置にある状態を示している。
【図６】図５の可変径プーリのダイヤフラムスプリングの正面図である。
【図７】図５の可変径プーリの縦断面図であり、動力伝達リングが偏心した状態を示している。
【図８】本発明の第２の実施の形態のベルト式無段変速システムの可変径プーリの縦断面図であり、動力伝達リングが同心位置にある状態を示している。
【図９】図８の可変径プーリの半側面図である。
【図１０】図８の可変径プーリのプーリ主体とガイド部材の分解斜視図である。
【図１１】図８の可変径プーリのプーリ主体の嵌合突起の外周面にガイド部材が嵌められる状態を示す分解斜視図である。
【図１２】図１１のガイド部材の一部破断斜視図である。
【図１３】図８の可変径プーリにおいて、プーリ主体の嵌合突起にガイド部材および連結体が組み合わされた状態を示す概略斜視図である。
【図１４】図８の可変径プーリにおいて、互いに組み合わされた状態の両プーリ主体に連結体が組み合わされる状態を示す分解斜視図である。
【図１５】図８の可変径プーリの内周近傍の部分の拡大断面図である。
【図１６】図８の可変径プーリにおいて連結体および回転軸の分解斜視図である。
【図１７】本発明の第３の実施の形態に係るベルト式無段変速システムのテンショナの断面図である。
【図１８】（ａ）および（ｂ）は図１７のテンショナの動作を説明する一部断面を含む模式的平面図である。断面は図１７のＶ−Ｖ線に沿う断面に相当する。
【図１９】本発明の第４の実施の形態に係るベルト式無段変速システムの要部の概略構成図であり、（ａ）は変速前の状態を示し（ｂ）は変速後の状態を示している。
【図２０】図１９のシステムに含まれるテンショナの部分断面正面図である。
【図２１】図２０のテンショナの縦断面図である。
【図２２】図２０のテンショナがベルトをたぐり寄せた状態を示すテンショナの部分断面正面図である。
【図２３】本発明の第５の実施の形態に係るベルト式無段変速システムのテンショナの部分断面正面図である。
【図２４】図２３のテンショナがベルトをたぐり寄せた状態を示すテンショナの部分断面正面図である。
【図２５】本発明の第６の実施の形態に係るベルト式無段変速システムのテンショナの部分断面正面図である。
【図２６】本発明の第７の実施の形態に係るベルト式無段変速システムの概略構成図であり、（ａ）は変速前の状態を示し、（ｂ）は変速後の状態を示している。
【図２７】図２６のシステムに含まれるテンショナの部分断面正面図である。
【図２８】図２７のテンショナの要部の縦断面図である。
【図２９】本発明の第８の実施の形態に係るベルト式無段変速システムのテンショナの要部の概略図である。
【図３０】本発明の第９の実施の形態に係るベルト式無段変速システムのテンショナの要部の部分断面側面図である。
【図３１】本発明の第１０の実施の形態のベルト式無段変速システムに含まれる可変径プーリの断面図であり、動力伝達リングが偏心した状態を示している。
【図３２】図３１の可変径プーリが従動プーリに適用されたベルト式無段変速システムの要部の概略図である。
【図３３】駆動プーリと図３１の可変径プーリとの回転速度の関係を示すグラフ図である。
【図３４】図３１の可変径プーリにおいて、動力伝達リングが同心にある状態を示す断面図である。
【図３５】図３１の可変径プーリのダイヤフラムスプリングの正面図である。
【図３６】図３１の可変径プーリのダイヤフラムスプリングの連結孔と連結軸の組み合わせ状態を示す略図である。
【図３７】図３１の可変径プーリにおいて第２のプーリ主体に固定される対向部材の要部を示す一部破断斜視図である。
【図３８】本発明の第１０の実施の形態のベルト式無段変速システムに含まれる可変径プーリの断面図であり、動力伝達リングが同心位置にある状態を示している。
【図３９】図３８の可変径プーリにおいて、第２のプーリ主体の外周面の一部を示す側面図である。
【図４０】図３８の可変径プーリにおいて、第２のプーリ主体、対向部材およびこれらを連結するローラ付の連結軸を示す概略図であって、（ａ）は動力伝達リングが同心位置にある状態に対応し、（ｂ）は動力伝達リングが偏心した状態に対応する。
【符号の説明】
１０ テンショナ
１２ コントローラ
２０ テンショナプーリ
２１ ベーンモータ
２２ 油圧ポンプ（油圧アクチュエータ）
２３ 固定部材
２４ 揺動部材（支持部材）
２８ 弾性部材
８５ クラッチ
１０１ ベルト式無段変速システム
１０２ ベルト
１０４ テンショナ
１０５ テンショナプーリ
１０７ 可変径プーリ
１１０ 油圧シリンダ（油圧アクチュエータ）
１１２ 油圧ポンプ
１１４ コントローラ
１３４ 圧縮コイルばね（弾性部材）
２０１ 回転軸
２０２，２０３ プーリ主体
２０４，２０５ 動力伝達面
２０６ 動力伝達リング
２１１ ダイヤフラムスプリング（付勢部材）
３００ 可変径プーリ
３０１ 回転軸
３０３，３０４ 連結体
３０５，３０６ プーリ主体
３０９ 動力伝達リング
３１０ 皿ばね（付勢部材）
３１５，３１６ 動力伝達面
３２２ 嵌合突起
３３８，３３９ カム面
Ｔ トルクカム機構
４００ ベルト式無段変速システム
４０１ テンショナ
４０３ テンショナプーリ
４０８ ステッピングモータ（アクチュエータ）
４１４ 弾性部材
４１９ コントローラ
４５０ テンショナ
４６９ 弾性部材
４７１ 油圧モータ（油圧アクチュエータ）
４９０ テンショナ
５００ ベルト式無段変速システム
５０３ テンショナ
５０４ テンショナプーリ
５０５ ワイヤ（伝動部材）
５０６ 油圧シリンダ（油圧アクチュエータ）
５０９ 弾性部材
５３０ 電動モータ（アクチュエータ）
５３２ 受圧部材
５４７ 吸気マニホールド
５５３ 油圧ポンプ（油圧アクチュエータ）
５５５ コントローラ[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a belt type continuously variable transmission system using a variable diameter pulley capable of changing the effective diameter of a wound belt.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a belt transmission device has been used to drive auxiliary equipment such as a car compressor, an alternator, a water pump, and an oil pump of an automobile.
In this belt transmission device, the driving force is transmitted from the crankshaft of the engine through a pulley and a belt at a constant gear ratio, and the rotational speed of various auxiliary machines increases as the rotational speed of the crankshaft increases. As the number of rotations increases, the efficiency of various auxiliary machines also increases.
[0003]
Therefore, rotating the auxiliary machine more than necessary consumes energy wastefully and affects the durability of the auxiliary machine. Accordingly, a belt transmission device has been proposed that can adjust the rotational speed of the auxiliary machine.
For example, there is a belt transmission device disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 2-5000261. In the belt transmission device of this publication, a variable-diameter pulley that changes the effective diameter of the wound belt is used.
[0004]
This variable-diameter pulley includes a plurality of belt engaging rods arranged in a circular pattern around a rotation shaft and elastically biased radially outward by a biasing means. The effective diameter of the variable diameter pulley. The effective diameter of the variable-diameter pulley is changed by collectively moving the plurality of belt engagement rods radially inward against the urging force of the urging means.
[0005]
Specifically, a plurality of radial grooves extending in opposite spiral shapes are formed on a pair of rotating plates facing each other, and the opposite ends of the belt engaging rod are formed by corresponding radial grooves on both rotating plates. I try to support each one. Thereby, each belt engaging rod can change an effective diameter with the circular pattern arrangement | sequence with the relative rotation of both rotary plates. On the other hand, as the urging means, a torsion coil spring that is interposed between the two rotating plates and urges the rotating plates to rotate in the direction of increasing the effective diameter is used.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
As described above, in the belt transmission device of the above publication, the variable-diameter pulley employs the above-described many belt engagement rods and has a large number of parts, and the belt engagement rods are arranged in a circular pattern. The diameter of the circular pattern must be changed, which complicates the structure. For this reason, shifting cannot be performed smoothly.
[0007]
For example, when the plurality of belt engaging rods move to change the diameter of the circular pattern, a frictional resistance is generated between both ends of each belt engaging rod and the corresponding radial groove. Since there are two friction points on the belt engagement rod and there are many belt engagement rods, there are very many friction points. As a result, the frictional resistance increases and the gear shift cannot be performed smoothly.
[0008]
The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a belt-type continuously variable transmission system in which shifting is smooth.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
  As a problem-solving means for achieving the above object, an embodiment of the invention according to claim 1 is a pair of pulley main bodies arranged around the rotating shaft and movable in the axial direction, and these pulley main bodies are opposed to each other. A pair of tapered power transmission surfaces formed on the surface, a power transmission ring sandwiched between these power transmission surfaces so as to be eccentric with respect to the axis of the rotating shaft and an endless belt wound around the outer peripheral surface And a variable-diameter pulley including a biasing means that biases the power transmission ring concentrically through both pulley main bodies, and a tensioner that adjusts the tension of the belt in order to adjust the transmission ratio. A tensioner pulley rotatably supported by a displaceable support member and engaged with the belt, an elastic member for applying tension to the belt via the tensioner pulley, and a belt tension And an actuator that actively changes the operating position of the tensioner pulley via the support member for adjustment, and the elastic member of the tensioner and the force that causes the actuator to decenter the power transmission ring via the belt are variable. The position of the power transmission ring is defined by the balance between the biasing member of the diameter pulley and the force that biases the power transmission ring concentrically, and the elastic member of the tensioner causes the power transmission ring to be eccentric via the belt. The force to be applied is smaller than the force with which the biasing member of the variable diameter pulley biases the power transmission ring to the concentric side.The actuator is a hydraulic actuator, and the tensioner includes a hydraulic pump that is driven by a tensioner pulley and supplies hydraulic oil to the hydraulic actuator, and a clutch that intermittently connects the drive connection between the tensioner pulley and the hydraulic pump. In addition, the operation position of the tensioner pulley is changed by the operation of the clutch.It is characterized by this.
[0010]
In this aspect, in the variable diameter pulley, torque is transmitted between the belt and the rotating shaft via the power transmission ring and both pulley main bodies.
Further, the tension member's elastic member and actuator are located at a position where the resultant force that causes the power transmission ring to be eccentric via the belt and the force that the biasing member of the variable diameter pulley biases the power transmission ring to the concentric side are balanced. The power transmission ring is displaced. For example, when the operating position of the tensioner pulley is changed by the actuator in the direction in which the belt tension increases, the power transmission ring is displaced toward the eccentric side against the biasing means, and the effective diameter of the belt is reduced. On the other hand, when the operating position of the tensioner pulley is changed in the direction in which the belt tension decreases, the power transmission ring is displaced concentrically by the action of the biasing means, so that the effective diameter of the belt increases.
[0011]
Further, since the power transmission ring is used, the life of the belt can be increased compared to the case where the belt is directly sandwiched between the pair of power transmission surfaces. Further, as the power transmission ring, it is also possible to use a material other than the belt, for example, a resin having excellent durability and a high friction coefficient and less power transmission loss. The belt is made of rubber, and a plurality of ribs extending in the circumferential direction of the belt are provided side by side, and a plurality of circumferential grooves for fitting the ribs are formed on the outer peripheral surface of the power transmission ring. If it is, it is preferable. In this case, since the rib is formed along the circumferential direction, which is the direction in which the rubber belt receives the tension, the thickness of the belt can be made uniform in the direction in which the belt receives the tension. However, the sectional modulus of the belt can be increased and the life of the belt can be extended. As a result, a belt continuously variable transmission system having a small size and a long life can be obtained.
[0012]
  Here, the actuator is a hydraulic actuator such as a hydraulic cylinder or a hydraulic motor.Is used.
  When the clutch is connected, the hydraulic pump is driven, and the hydraulic actuator supplied with hydraulic oil from the hydraulic pump displaces the tensioner pulley. As a result, the operating position of the tensioner pulley is changed to adjust the belt tension. On the other hand, when the clutch is disengaged, the hydraulic pump and the hydraulic actuator are stopped, whereby the tensioner pulley is returned to the original position, and the belt tension is returned to the original state before the change.
  As described above, the hydraulic pump built in the tensioner for adjusting the transmission gear ratio is driven only when necessary and stopped when not required, so that energy saving can be achieved and the pump life can be extended. Here, an electromagnetic clutch or a centrifugal clutch can be used as the clutch. Further, it may be a clutch that obtains operating force using engine negative pressure.
  As the biasing means built in the variable diameter pulley, an elastic member such as a coil spring or a disc spring for displacing the pulley main body may be used. In some cases, an inertia member that displaces the pulley main body by increasing the turning diameter by centrifugal force and a member that accommodates the inertia member and defines an accommodation space that becomes narrower outward in the radial direction. Furthermore, a hydraulic actuator such as a hydraulic cylinder or a hydraulic motor may be used, or an electric motor may be used.
[0013]
  Also, Claims1Aspects of the described inventionThenThe force that the elastic member of the tensioner tries to decenter the power transmission ring via the belt is smaller than the force that the biasing member of the variable diameter pulley biases the power transmission ring concentrically.Therefore, the following effects can be achieved.
  IeWhen the tensioner actuator does not work, the tensioner is a belt with the force of an elastic member such as a spring, as used in a conventional constant speed belt transmission auxiliary machine drive system without a variable diameter pulley as in the present application. It only applies tension to the. The force of the elastic member of the tensioner, in other words, the force to decenter the power transmission ring via the belt is smaller than the force of the biasing member of the variable diameter pulley urging the power transmission ring concentrically. Therefore, the power transmission ring is kept concentric with the axis of the rotating shaft.
[0014]
The actuator works to add a force that tensions the belt to the force of the elastic member of the tensioner, and the resultant force is the force that the biasing member of the variable diameter pulley urges the power transmission ring concentrically (actually the power Since there is also frictional resistance between the transmission ring and the power transmission surface of the pulley, the power transmission ring begins to be eccentric with respect to the axis of the rotating shaft. A corresponding eccentric position is defined, and a desired transmission (transmission) ratio in power transmission is obtained. At this time, tension is applied to the belt not only by the tensioner but also by the urging member of the variable diameter pulley, so that the application of tension is stabilized and appropriate tension is applied.
[0015]
  Claim2Aspects of the described invention are claimed.1The variable diameter pulley is provided on either the output shaft connected to the drive source of the automobile or the drive shaft of the auxiliary machine, and the tensioner pulley is engaged with the loose side of the belt. Is.
  In this aspect, the belt-type continuously variable transmission system can be applied to an auxiliary drive system for an automobile, thereby preventing the auxiliary machine from rotating at an unnecessary high speed, improving the durability of the auxiliary machine and saving energy. Can be achieved.
[0016]
In addition, an automobile accessory drive system is desired to be as small as possible because it is arranged in an engine room where various accessories are densely packed. On the other hand, the speed ratio adjusting tensioner of the present invention can be arranged in the same manner as the auto tensioner that has been conventionally arranged on the loose side of the belt, so that the size can be reduced.
[0017]
  Claim3Aspects of the described invention are claimed.1 or 2The variable diameter pulley further includes a mechanism for associating the two pulley main bodies with each other so that the two pulley main bodies are displaced in the opposite directions in the axial direction of the rotating shaft with the same displacement amount. .
  In this aspect, since both pulley main bodies are displaced in equal amounts of displacement in opposite directions, the position of the running center of the belt can always be maintained constant. There is no risk of unnecessary force being applied to the belt or falling off the pulleys due to the speed change.
[0018]
  Claim4Aspects of the described invention are claimed.3The mechanism for associating the two pulley main bodies includes a first connecting means for connecting the two pulley main bodies so as to be integrally rotatable while allowing relative movement of each pulley in the axial direction; A pair of second coupling means coupled so as to be capable of transmission, wherein the pair of second coupling means respectively convert a relative rotation of the corresponding pulley main body with respect to the rotation shaft into a corresponding axial movement of the pulley main body. The conversion mechanism is included.
[0019]
In this aspect, when the tension of the tension side portion of the belt increases due to torque fluctuation or the like, this tension side portion tries to move the power transmission ring inward in the radial direction of the pulley main body, and tries to move both pulley main bodies away from each other. Power works. On the other hand, the transmission torque is converted by the conversion mechanism into a force for bringing both pulley main bodies close to each other, added to the urging force by the urging means, and balanced with the force to move away.
[0020]
Therefore, even if there is a torque fluctuation below a certain level, the effective diameter of the variable diameter pulley does not change. If the force for bringing both pulley main bodies close is obtained only by the biasing means, it is necessary to increase the biasing force and there is a disadvantage that the friction loss increases. An appropriate force for bringing both pulley main bodies close to each other can be obtained, and as a result, the urging force by the urging means can be reduced, so that the friction loss can be reduced.
[0021]
  Claim5Aspects of the described invention are claimed.3The mechanism for associating the two pulley main bodies includes a coupling means in which the inner diameter portion and the outer diameter portion are engaged with the corresponding pulley main body so as to be integrally rotatable, and the predetermined portion in the radial direction supports the predetermined portion. The diaphragm spring is connected to the rotary shaft so as to be capable of transmitting power, and the diaphragm spring also serves as the urging means.
[0022]
In this aspect, torque is transmitted between the belt and the rotating shaft via both pulley main bodies, the diaphragm spring, and the connecting member. Since both pulley main bodies can be directly urged by the diaphragm spring, both pulley main bodies can be operated smoothly to enable smooth speed change.
Further, the predetermined portion in the radial direction of the diaphragm spring supported by the connecting means is set at a position where the inner diameter portion and the outer diameter portion of the diaphragm spring are opposite to each other and generate an equal amount of displacement. Both pulley main bodies can be moved symmetrically in the axial direction to keep the belt running center constant.
[0023]
  Further, the diaphragm spring has a function of connecting both pulley main bodies so as to be integrally rotatable, and a function of urging the power transmission ring to the concentric side via both pulley main bodies, so that the structure can be simplified..
[0029]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
First embodiment
First, a belt-type continuously variable transmission system as a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the first embodiment, the belt-type continuously variable transmission system is mounted on an automobile and applied as an auxiliary machine drive system for driving an auxiliary machine with a drive source of the vehicle. In the first embodiment, a description will be given according to a configuration in which a driven pulley such as a supercharger is used as a variable diameter pulley. However, the driving pulley can be a variable diameter pulley. Examples of auxiliary machines include air pumps, alternators, air conditioner compressors, power steering hydraulic pumps, water pumps, and the like in addition to the above supercharger, and this system is a system for driving a plurality of auxiliary machines. It can also be configured as. In this case, in one system, one or more driven pulleys may be variable diameter pulleys.
[0030]
overall structure
Referring to FIG. 1, in this system 101, an endless belt 102 is fixed in position, a drive pulley 103 connected to a crankshaft of an engine as a vehicle drive source, a tensioner pulley 105 of a tensioner 104 for adjusting a gear ratio. The idler pulley 106 and the variable-diameter pulley 107 connected to the rotating shaft of the accessory are sequentially wound.
[0031]
The tensioner pulley 105 is disposed so as to draw a loose side portion of the belt 102 between the drive pulley 103 and the idler pulley 106. The tensioner 104 includes a support member 108 including a swing arm that is swingably supported by a fixed portion such as an engine case. A central axis of the support member 108 is provided with a rotation axis 109 that is the center of swinging of the support member 108, and both ends of the support member 108 are arranged so as to face each other with the rotation axis 109 interposed therebetween. Has been. The tensioner pulley 105 is rotatably supported at one end of the support member 108, and the tip of the rod 111 of the hydraulic cylinder 110 as a hydraulic actuator for swinging and displacing the support member 108 at the other end. Are rotatably connected. A compression coil spring 134 is disposed between the cylinder end surface of the hydraulic cylinder 110 and the tip of the rod 111 as an elastic member that urges the rod 111 in the extending direction. The compression coil spring 134 elastically pulls the loose side portion of the belt 102 through the support member 108 and the tensioner pulley 105 to apply tension.
[0032]
The hydraulic cylinder 110 is supplied with hydraulic oil when necessary from a hydraulic pump 112 that is an electric pump mounted on the vehicle, and is returned from the hydraulic cylinder 110 to the low pressure side when necessary. . In FIG. 1, only the main part of the oil passage configuration relating to the hydraulic cylinder 110 and the hydraulic pump 112 is schematically shown, and details will be described later with reference to FIGS. 3 and 4. Reference numeral 113 indicates whether the hydraulic oil from the hydraulic pump 112 is supplied to the hydraulic cylinder 110, and the state of the check valve that allows the oil to flow only in one direction and the state that allows the bidirectional oil flow are selected. It is a solenoid valve to select automatically.
[0033]
The tensioner pulley 105 is provided so as to be displaceable in a direction in which the tension on the belt 102 is increased or decreased in accordance with the swinging displacement of the support member 108, and the first position shown in FIG. 2 is displaced between the second position shown in FIG. The variable diameter pulley 107 has a maximum effective diameter with respect to the belt 102 corresponding to the first position, and the variable diameter pulley 107 has a minimum effective diameter corresponding to the second position. Specifically, the variable-diameter pulley 107 is represented by a power transmission ring (indicated by 206 in FIG. 2) included in the variable-diameter pulley 107, and the rotational axis that is the center of the variable-diameter pulley 107. Eccentric with respect to K.
[0034]
On the other hand, the operation of the tensioner pulley 105 is controlled by the controller 114. The controller 114 outputs an output signal of the first speed sensor 115 as a state quantity detecting means for detecting the rotational speed of the variable diameter pulley 107 and a second quantity as a state quantity detecting means for detecting the rotational speed of the idler pulley 106. The output signal of the speed sensor 116 is input.
[0035]
The rotational speed of the variable diameter pulley 107 is equal to the rotational speed of the rotating shaft of the auxiliary machine, and the rotational speed of the idler pulley 9 is equivalent to the traveling speed of the belt (proportional to the rotational speed of the engine).
As the control by the controller 114, an output signal from the second speed sensor 116 is input to detect the rotational speed of the engine. For example, the tensioner pulley 105 is shown in FIG. 2 in a state where the engine rotational speed is lower than a predetermined level. By displacing to the second position and displacing the power transmission ring to the eccentric side, the rotational speed of the auxiliary machine is made relatively higher than the engine rotational speed. On the other hand, when the engine speed is equal to or higher than a predetermined level, the tensioner pulley 105 is displaced to the first position shown in FIG. The rotational speed of the auxiliary machine can be made relatively low. Here, an output signal from the controller 114 is output to a hydraulic pump 112 (actually a motor that drives the hydraulic pump 112) including an electric pump and the electromagnetic valve 113, whereby the operating position of the tensioner pulley 105 is changed, The gear is changed. Further, the controller 114 detects the rotational speed of the variable-diameter pulley 107 in response to the input of the output signal from the first speed sensor 115, and this rotational speed corresponds to the rotational speed of the engine (that is, the traveling speed of the belt 102). The displacement amount of the tensioner pulley 20 by the hydraulic cylinder 110 is adjusted so as to be a predetermined ratio.
[0036]
Hydraulic circuit
Next, a hydraulic circuit including the hydraulic cylinder 110 and the hydraulic pump 112 will be described with reference to FIGS. 3 and 4. The hydraulic cylinder 110 has a first oil chamber 117 that is expanded when the rod is extended and a second oil chamber 118 that is contracted with the piston 119 interposed therebetween.
[0037]
A supply-side oil passage 121 that connects the low-pressure side hydraulic tank 120 and the first oil chamber 117 includes only a hydraulic pump 112 driven by a motor 122 and hydraulic oil supply to the first oil chamber 117 side. Are arranged in this order from the hydraulic tank 120 side.
In the supply-side oil passage 121, a portion 124 closer to the first oil chamber 117 than the check valve 123 includes a first communication oil passage 125 in which the electromagnetic valve 113 is arranged and a relief oil passage 127 in which the relief valve 126 is arranged. Are communicated with the hydraulic tank 120 through the two.
[0038]
As shown in FIG. 3, the electromagnetic valve 113 is connected to the first oil passage 125 from the hydraulic pump 112 in a state where oil flow to the hydraulic tank 120 side is blocked by a built-in check valve 132. Encourage the supply of hydraulic oil to the chamber 117. Further, as shown in FIG. 4, the electromagnetic valve 113 is a hydraulic oil between the first oil chamber 117 and the hydraulic tank 120 in a state where the first communication oil passage 125 is opened in both directions by the built-in communication passage 133. Allow bi-directional distribution. The relief valve 126 is for releasing the pressure to the low-pressure hydraulic tank 120 when the pressure in the first oil chamber 117 becomes excessively high.
[0039]
Further, the low-pressure side hydraulic tank 120 and the second oil chamber 118 are arranged in parallel with each other, a return-side oil passage 129 having a check valve 128 and a second communication oil provided with a variable throttle 130. They are in communication with each other via the paths 131. The check valve 128 provided in the return side oil passage 129 allows only the oil flow to the hydraulic tank 120 side. The second communication oil passage 131 provided with the variable throttle 130 allows bidirectional hydraulic oil flow between the hydraulic tank 120 and the second oil chamber 118 with a predetermined throttle resistance by the variable throttle 130. Note that a fixed aperture may be used instead of the variable aperture 130.
[0040]
In the oil path configuration as described above, as shown in FIG. 3, the electromagnetic valve 113 closes the first communication oil path 125 to supply the hydraulic oil to the first oil chamber 117 by the hydraulic pump 112, The hydraulic oil from the second oil chamber 118 is returned to the hydraulic tank 120 via the return side oil passage 129. As a result, the rod 111 extends and this extended state is maintained. Thereby, belt tension increases and the power transmission ring of the variable diameter pulley 107 is displaced to the eccentric side.
[0041]
On the other hand, as shown in FIG. 4, the motor 122 is stopped to stop the hydraulic pump 112, and the electromagnetic valve 113 is allowed to flow in both directions through the first communication oil passage 125. Then, the rod 111 of the hydraulic cylinder 110 is shortened by the belt tension, the belt tension is reduced, and the power transmission ring of the variable diameter pulley 107 is displaced concentrically. In this state, the vibration generated in the belt 102 is attenuated by causing the tensioner 104 to function in the same manner as a conventional auto tensioner. Specifically, when the tensioner pulley 105 is slightly displaced along with the vibration of the belt 102, the support member 108 is oscillated and displaced, and the rod 111 of the hydraulic cylinder 110 expands and contracts.
[0042]
When the rod 111 is displaced to the extension side (the power transmission ring is eccentric), the hydraulic oil flows into the first oil chamber 117 in response to this displacement, as indicated by broken line arrows in FIG. Is allowed without resistance via the first communication oil passage 125, and the outflow of hydraulic oil from the second oil chamber 118 is allowed without resistance via the return side oil passage 129. Further, the compression coil spring 134 as an elastic member is contracted.
[0043]
Further, when the rod 111 is displaced to the shortened side (the power transmission ring is concentric), as shown by a solid line arrow in FIG. 4, the outflow of the hydraulic oil from the first oil chamber 117 is the first. The hydraulic oil is allowed to pass through the communication oil passage 125 without resistance, and the inflow of the hydraulic oil into the first oil chamber 117 is allowed by being given resistance by the variable throttle 130 of the second communication oil passage 131. Therefore, the fluid circuit including the variable throttle 130 and the compression coil spring 134 cooperate with the tensioner pulley 105 that operates following the vibration of the belt 102 to function as a dynamic damper, and the vibration of the belt 102 is attenuated. It will be.
[0044]
The elastic member is not limited to being provided in the hydraulic cylinder 110, and a spring member that elastically urges the support member 108, such as a torsion coil spring, a tension coil spring, and a compression coil spring, can also be used.
Variable diameter pulley
FIG. 5 is a sectional view of the variable diameter pulley 107. Referring to FIG. 5, the variable-diameter pulley 107 includes first and second annular pulley main bodies 202 and 203 that are movable in the axial direction around the rotating shaft 201. Power transmission surfaces 204 and 205 are formed on opposite surfaces, respectively. The pair of power transmission surfaces 204 and 205 are tapered in opposite directions, and the power transmission ring 206 having a substantially trapezoidal cross section is formed by the two power transmission surfaces 204 and 205. It is clamped so that it can be eccentric (see FIG. 7) with respect to the axis (corresponding to the rotation axis K of the rotation shaft 201).
[0045]
A transmission surface 208 to the belt 102 is formed on the outer peripheral surface of the power transmission ring 206, and the belt 102 is wound around the transmission surface 208. The transmission surface 208 is formed with a plurality of circumferential grooves 237 that mesh with a plurality of parallel ribs 236 extending along the circumferential direction of the belt 102. The rib 236 has, for example, a substantially V-shaped cross section. Both side surfaces of the power transmission ring 206 constitute tapered power transmission surfaces 209 and 210 that contact the corresponding power transmission surfaces 204 and 205 to transmit torque.
[0046]
The belt 102 is preferably made of rubber, and the power transmission ring 206 is a resin material in which carbon fiber, aromatic polyamide fiber and graphite are blended with a resin having excellent durability and high friction coefficient, for example, phenol resin. Those formed by molding are preferred. With this resin, despite the high strength and excellent wear resistance, the aggressiveness to the mating member is moderate, and it has a stable coefficient of friction regardless of the temperature. Further, the content ratio of carbon fiber, aromatic polyamide fiber and graphite in the resin material is in the range of 5 to 30% by weight of carbon fiber, 5 to 15% by weight of aromatic polyamide fiber and 10 to 15% by weight of graphite. However, it is preferable in terms of improving wear resistance and further stabilizing the friction coefficient.
[0047]
The variable-diameter pulley 107 includes a diaphragm spring 211 as an urging unit that urges the first and second pulley main bodies 202 and 203 toward each other. The diaphragm spring 211 is connected to the rotating shaft 201. A plurality of shaft-shaped portions 213 are coupled to a disk flange-shaped coupling portion 212 that rotates in an interlocking manner so as to be integrally rotatable.
[0048]
The inner diameter portion 214 and the outer diameter portion 215 of the diaphragm spring 211 are engaged with the first and second pulley main bodies 202 and 203 so as to be integrally rotatable. Thereby, both pulley main bodies 202 and 203 and the diaphragm spring 211 rotate integrally with the rotating shaft 201. In the variable diameter pulley 107 which is a driven pulley, torque is transmitted from the belt 102 to the rotating shaft 201 through the power transmission ring 206, both pulley main bodies 202 and 203, and the diaphragm spring 211.
[0049]
Referring to FIGS. 5 and 6, radial connecting grooves 216 and 217 are formed in the inner diameter portion 214 and the outer diameter portion 215 of the diaphragm spring 211 so as to be arranged at equal circumferences, respectively. In addition, support holes 231 through which the above-described shaft-shaped portion 213 passes are formed in a circumferentially uniform manner in the radial intermediate portion of the diaphragm spring 211.
[0050]
The first pulley main body 202 includes a conical disc portion 218 and a cylindrical boss portion 219 formed on the inner periphery of the disc portion 218. The disc portion 218 forms the power transmission surface 204 described above. The boss portion 219 is supported on the peripheral surface of the rotating shaft 201 so as to be slidable in the axial direction via a bush 220 as a sliding bearing. Reference numeral 234 denotes a stopper that prevents the first pulley main body 202 from being detached from the rotating shaft 201, and includes a snap ring fitted in a circumferential groove at the end of the rotating shaft 201.
[0051]
The second pulley main body 203 includes a conical disc portion 221 and a cylindrical boss portion 222 formed on the inner periphery of the disc portion 221. The disc portion 221 forms the power transmission surface 205 described above. The boss portion 222 of the second pulley main body 203 surrounds the boss portion 219 of the first pulley main body 202 and is slid in the axial direction by the boss portion 219 of the first pulley main body 202 via a bush 223 as a slide bearing. It is supported freely.
[0052]
A plurality of plate-like connection protrusions 233 that are respectively fitted into the plurality of connection grooves 217 of the outer diameter portion 215 of the diaphragm spring 211 are circularly formed on the outer peripheral edge portion of the back surface 224 of the power transmission surface 205 of the second pulley main body 203. It is formed radially around the circumference. The back surface 224 of the second pulley main body 203 is pressed by the outer diameter portion 215 of the diaphragm spring 211, and the second pulley main body 203 is urged in a direction approaching the first pulley main body 202.
[0053]
The boss portion 219 of the first pulley main body 202 passes through the boss portion 222 of the second pulley main body 203 and extends to the back surface 224 side of the power transmission surface 205 of the second pulley main body 203. A portion extending to the back side of the second pulley main body 203 is formed. An annular connecting member 225 for connecting the end portion and the inner diameter portion 214 of the diaphragm spring 211 so as to be integrally rotatable is provided at an end portion of the boss portion 219 as a portion extending to the back side.
[0054]
An inner peripheral portion of the connecting member 225 is screwed to an end portion of the boss portion 219 and is fixed so as to be integrally rotatable. The torque transmitted through the connecting member 225 is made to work in the screw tightening direction so that the fixing is not loosened.
The connecting member 225 includes a disk-shaped pressing plate portion 226 for pressing the inner diameter portion 214 of the diaphragm spring 211 in the axial direction, and a plurality of connecting protrusions 227 formed radially on the pressing plate portion 226 in a circumferential manner. And form. The pressing plate portion 226 is pressed by the inner diameter portion 214 of the diaphragm spring 211, and the first pulley main body 202 is biased in a direction approaching the second pulley main body 203 via the connecting member 225. Further, the plurality of connection protrusions 227 are respectively fitted into the plurality of connection grooves 216 of the inner diameter portion 214 of the diaphragm spring 211.
[0055]
The connecting portion 212 includes a disc-shaped flange portion 228 formed integrally with the rotating shaft 201, and an annular member 229 arranged so as to surround the flange portion 228. Between the outer peripheral surface of the flange part 228 and the inner peripheral surface of the annular member 229, an annular elastic member 230 such as rubber joined by, for example, baking is interposed. The elastic member 230 elastically connects the annular member 229 and the flange portion 228 to enable torque transmission, and elastically supports the annular member 229 in the rotational direction.
[0056]
In addition, a plurality of through holes 235 are formed in the annular member 229 in the axial direction so as to penetrate the annular member 229 in the axial direction, and the shaft-like portion 213 is inserted into each through hole 235. It is fixed. These shaft-like portions 213 are fitted into the support holes 231 of the diaphragm spring 211, and connect the diaphragm spring 211 and the connecting portion 212 so as to be integrally rotatable.
[0057]
The diaphragm spring 211 is in an axially symmetric bending state in which concentrated loads in opposite directions are applied to the inner diameter part 214 and the outer diameter part 215. At this time, the diaphragms 211 at the positions of the support holes 231 are caused by the respective shaft-like parts 213. Since the displacement of the spring 211 in the axial direction is restricted, the inner radius portion 214 and the outer radius portion 215 are made opposite to each other with the same stroke amount by setting the support radius d by each shaft-like portion 213 to a predetermined value. It can be displaced.
[0058]
Then, the tensioner 104 described above adjusts the tension of the belt 102, so that the power transmission ring 206 and the pulley main bodies 202, 203 are separated from each other against the urging force of the diaphragm spring 211, as shown in FIG. The effective diameter D with respect to the wound belt 102 can be changed by being eccentric.
Further, since the annular elastic member 230 is interposed in the torque transmission path, if this variable diameter pulley 107 is applied to the drive pulley, the rotational fluctuation of the drive system transmitted from the rotary shaft 201 to the belt 102 is changed. Can be absorbed by the elastic member 230, and when applied to a driven pulley as in the first embodiment, the rotational fluctuation of the drive system transmitted from the belt 102 to the rotating shaft 201 can be absorbed by the elastic member 230. Can be absorbed by. In any case, it is possible to prevent discontinuous rotation from being transmitted to a driven device (such as an engine auxiliary machine) that receives belt transmission, and thus vibration and noise in the driven device can be prevented. Generation | occurrence | production can be prevented and durability of the apparatus of a driven side can be improved.
[0059]
In particular, torque is transmitted through a diaphragm spring 211 that is engaged with both pulley main bodies 202 and 203 so as to be integrally rotatable. In other words, since the diaphragm spring 211 is interposed in the torque transmission path, the diaphragm spring 211 cooperates with the elastic member 230, and the fluctuation of the transmitted torque can be suppressed. Therefore, the effect of suppressing transmission of unnecessary rotation fluctuation is high.
[0060]
In addition, when the variable diameter pulley 107 is applied to the driven pulley as in the first embodiment, when the belt tension varies with the variation of the driving torque, the power transmission ring 206 is changed accordingly. Is slightly displaced toward the eccentric side and the concentric side, and the contact point between the power transmission ring 206 and the pulley main bodies 202 and 203 varies in the circumferential direction, so that the above tension variation can be absorbed.
[0061]
Further, if the variable diameter pulley 107 is applied to the drive pulley, the power transmission ring 206, both pulley main bodies 202 and 203, the diaphragm spring 211 and the annular member 229 are used as weight members, and the elastic member 230 is used as a spring member. A dynamic damper that suppresses torsional vibration of the drive system that drives the rotating shaft 201 can be configured. As a result, the torsional vibration of the drive system driving the rotating shaft 201 can be suppressed. In addition, in this dynamic damper, both pulley main bodies 202 and 203, which are indispensable components for the variable diameter pulley, can be used as weight members, so that the torsional vibration of the drive system can be suppressed with a simple structure and an increase in size. Can be achieved without.
[0062]
In the first embodiment, the flange portion 228 of the connecting portion 212 is formed integrally with the rotary shaft 201. However, the flange portion 228 is formed separately from the rotary shaft 201 and is connected to the rotary shaft by spline coupling or the like. It may be connected to 201 so as to be integrally rotatable, and axial movement may be stopped by a snap ring or the like.
In the first embodiment, the elastic member 134 of the tensioner 104 and the hydraulic cylinder 110 serving as a hydraulic actuator cause a resultant force that causes the power transmission ring 206 to be eccentric via the belt 102, and the biasing member of the variable diameter pulley 107. The diaphragm spring 211 as a biasing force for biasing the power transmission ring 206 to the concentric side (actually, there is a frictional resistance force between the power transmission ring and the power transmission surface of the pulley main body, and a force added thereto) The power transmission ring 206 is displaced to a position where the two are balanced. That is, when the hydraulic cylinder 110 operates and the former resultant force exceeds the latter urging force, the power transmission ring 206 is decentered, and when the hydraulic cylinder 110 does not operate, the power transmission ring 206 returns to the concentric position. .
[0063]
The first embodiment described above has the following advantages. That is,
1) The hydraulic cylinder 110 is operated, and the power transmission ring 206 is displaced concentrically or eccentrically through a change in the tension of the belt 102 due to a change in the operating position of the tensioner pulley 105, whereby the belt 102 of the variable diameter pulley 107 is displaced. The effective diameter can be changed to change the speed.
[0064]
In particular, the force by which the elastic member 134 of the tensioner 104 attempts to decenter the power transmission ring 106 via the belt 102 is the force by which the biasing member 211 of the variable diameter pulley 107 biases the power transmission ring 206 concentrically. Since it is made smaller, the following effects can be obtained. In other words, when the hydraulic cylinder 110 does not work, the tenter 104 is belted by the force of the elastic member 134 as used in the conventional constant speed belt transmission auxiliary machine drive system without a variable diameter pulley as in the present application. Only the tension is applied to 102, and the power transmission ring 206 is kept concentric with the rotation axis K of the rotation shaft 201.
[0065]
On the other hand, the hydraulic cylinder 110 is operated, and the elastic member 134 of the tensioner 104 and the resultant force that the hydraulic cylinder 110 tries to decenter the power transmission ring 206 via the belt 102 and the diaphragm spring 211 as an urging member of the variable diameter pulley 107. Becomes larger than the urging force that urges the power transmission ring 206 to the concentric side, the power transmission ring 206 starts to be eccentric with respect to the rotation axis K of the rotating shaft 201, and an eccentric position corresponding to the force applied by the hydraulic cylinder 110. And a desired transmission (transmission) ratio in power transmission is obtained. At this time, tension is applied to the belt 102 not only by the tensioner 104 but also by the urging member 211 of the variable-diameter pulley 107, and the tension is stabilized and an appropriate tension is applied. That is, since the speed is changed using the tension balance via the belt 102, a stable and smooth speed change is possible.
[0066]
Further, the use of the power transmission ring 206 can increase the life of the belt 102, and the power transmission ring 206 that can be made of a material different from the belt 102 is made of a resin having excellent durability and a high friction coefficient. It can also be used, and durability and power transmission efficiency can be improved.
2) Further, as in this embodiment, by applying this belt type continuously variable transmission system to the driving of an auxiliary machine of an automobile, it is possible to prevent the auxiliary machine from rotating at an unnecessary high speed. It can improve durability and achieve energy saving.
[0067]
3) Further, the transmission ratio adjusting tensioner 104 according to the present embodiment can be disposed as an alternative to the auto tensioner that is disposed on the loose side of the belt 102 as compared with the related art, so that the size can be reduced. it can. In particular, in the present embodiment, a compression coil spring 134 as an elastic member for pressing and energizing the belt 102 is provided on the transmission ratio adjusting tenute 104, and as described in the above 1), The function as a tensioner can be fulfilled. Further, since the variable throttle 130 for generating viscous resistance is provided in the hydraulic circuit including the hydraulic cylinder 110 included in the tensioner 104, the variable throttle 130 and the compression coil spring 134 cooperate to function as a dynamic damper. be able to.
[0068]
4) Since the rib 236 is formed along the circumferential direction, which is the direction in which the rubber belt 102 receives tension, the thickness of the belt 102 can be made uniform in the direction in which the belt 102 receives tension, and the rib 102 By providing 236, the sectional modulus of the belt 102 can be increased while being small, and the life of the belt 102 can be extended. As a result, a belt-type continuously variable transmission system with a small size and a long life can be obtained.
[0069]
5) Since the pressing force with respect to the belt 102 of the tensioner pulley 105 required to decenter the power transmission ring 206 is obtained by the compression coil spring 134 and the hydraulic cylinder 110 as elastic members, the hydraulic cylinder 110 alone Compared with the case where it obtains, the force which hydraulic cylinder 110 should bear can be lessened. Therefore, it is possible to reduce the size of the hydraulic cylinder 110 and the hydraulic pump 112 that should supply hydraulic pressure thereto.
[0070]
6) Since the pulley main bodies 202 and 203 are displaced by the same amount of displacement in opposite directions by the action of the diaphragm spring 211, the position of the running center of the belt 102 can always be maintained constant. There is no possibility of unnecessary force being applied to the belt 102 or falling off the pulley due to the speed change.
7) Since both the pulley main bodies 202 and 203 can be directly urged by the diaphragm spring 211, the both pulley main bodies 202 and 203 can be operated smoothly to enable smooth shifting. Further, by causing the inner diameter portion 214 and the outer diameter portion 215 of the diaphragm spring 211 to generate the same amount of displacement in opposite directions, both the pulley main bodies 202 and 203 are moved symmetrically in the axial direction so that the belt 102 travels. The center can be kept constant. Further, the diaphragm spring 211 has a function of connecting the pulley main bodies 202 and 203 so as to be integrally rotatable, and a function of urging the power transmission ring 206 to the concentric side via the pulley main bodies 202 and 203. The structure can be simplified compared with the case where it is achieved with separate parts.
[0071]
8) Since the hydraulic pump 112 that supplies hydraulic pressure to the hydraulic cylinder 110 is an electric pump, the operating position of the tensioner pulley 104 can be changed by turning on and off the electric pump, and energy saving can be achieved. In addition, when this system is installed in an automobile, a hydraulic pump already installed in the automobile (for example, an oil pump of a power steering device) can also be used as the hydraulic pump of this system. In this case, downsizing and space saving can be achieved.
Second embodiment
8 to 16 show a variable-diameter pulley 300 used in a belt-type continuously variable transmission system according to the second embodiment of the present invention. Referring to FIG. 8, the configuration of the second embodiment mainly different from that of FIG. 5 (ie, the first) is summarized as follows:
[0072]
A) In the first embodiment, the diaphragm spring 211 is used as the urging means for urging both pulley main bodies, but in the second embodiment, the disc spring 310 is used as the urging means. Therefore, in the second embodiment, the elastic member 134 of the tensioner 104 and the hydraulic cylinder 110 serve as a resultant force that causes the power transmission ring 309 to be eccentric via the belt 102 and the biasing member of the variable diameter pulley 300. Shifting is achieved by actively changing the relationship between the disc spring 310 and the biasing force that biases the power transmission ring 309 concentrically by the hydraulic cylinder 110.
[0073]
B) In the first embodiment, torque is transmitted through the diaphragm spring 211 as the biasing means. In the second embodiment, torque is transmitted through the plurality of disc springs 310, 310 as the biasing means. There is nothing to do.
C) In the second embodiment, the torque cam mechanisms T, T are provided so that both pulley main bodies are displaced in the axial direction of the rotary shaft in the same amount of displacement in opposite directions, and these torque cam mechanisms T, T Is composed of a pair of conversion mechanisms for converting the rotational angular displacement and axial displacement respectively generated by the first and second pulley main bodies 305 and 306 connected to the rotating shaft 301 so as to transmit torque. .
[0074]
D) In the second embodiment, the elastic member 341 for absorbing the torque fluctuation in the variable diameter pulley 300 is interposed between the rotary shaft 301 and the intermediate member 302 surrounding the periphery thereof.
Specifically, referring to FIG. 8, this variable-diameter pulley has an annular shape made of baked rubber or the like around a cylindrical rotating shaft 301 that is connected coaxially with the rotating shaft of the auxiliary machine so as to be integrally rotatable. A cylindrical intermediate member 302 is connected via an elastic member 341 so that torque can be transmitted. First and second pulley main bodies 305 and 306 are coupled to the intermediate member 302 so as to be capable of interlocking rotation through a pair of coupling bodies 303 and 304, respectively.
[0075]
The V-groove 307 defined between the pulley main bodies 305 and 306 is fitted with a power transmission ring 309 that can be eccentric with respect to the axis 308 of the rotating shaft 301 and has a transmission surface 313 for the belt 102 formed on the outer peripheral surface. It is put. The variable-diameter pulley includes a plurality of pairs of annular disc springs 310 and 310 as biasing means for biasing both pulley main bodies 305 and 306 in directions close to each other. The pulley main bodies 305 and 306 are biased through the coupling bodies 303 and 304.
[0076]
The V-groove 307 is formed between the power transmission surfaces 315 and 316 formed by opposing surfaces of the pulley main bodies 305 and 306. Opposing peripheral side surfaces 317 and 318 of the power transmission ring 309 are in contact with the power transmission surfaces 315 and 316 to transmit power.
8 and 10, the pulley main body 305 has a circular annular main body portion 321 having a power transmission surface 315 formed of a tapered surface for partitioning the V groove 307. A plurality of arc-shaped fitting protrusions 322 extending in the axial direction from the inner peripheral portion of the main body portion 321 (on the other pulley main body 306 side) are formed in a uniform circumference. In addition, arcuate fitting grooves 323 are formed on the inner peripheral surface of the main body portion 321 so as to correspond to each other between the adjacent fitting protrusions 322 in a circumferentially uniform manner. Further, the main body portion 321 forms a cylindrical portion 324 on the surface opposite to the power transmission surface 315. Both pulley main bodies 305 and 306 have a symmetrical shape. The pulley main body 306 also has a main body portion 321, a fitting protrusion 322, and a cylindrical portion 324 similar to the pulley main body 305.
[0077]
Referring to FIGS. 8, 9, 10, and 11, a plurality of guide members 325 for guiding the axial displacement of both pulley main bodies 305 and 306 are arranged on the inner periphery of the cylindrical portion 324. . These guide members 325 are formed in an arc shape covering the outer periphery of the fitting protrusions 322 of the corresponding pulley main bodies 305 and 306, and a plurality of circles formed on the inner peripheral surface of the cylindrical portion 324 at equal circumferences. Each of the arc-shaped holding grooves 326 is fitted and held. As shown in FIG. 12, the guide member 325 has a guide main body 327 made of an arc-shaped plate having a small friction coefficient, and a seal member 328 made of, for example, rubber surrounding the edge of the guide main body 327. .
[0078]
As a guide member for guiding the relative axial displacement between the pulley main bodies 305 and 306, it may be possible to provide a sliding bearing such as a cylindrical bush. In such a case, lubricating oil or grease filled in the bush is used. In addition to the possibility of leakage, bushes are also provided in the parts where there is no mating material to slide, and there is a disadvantage of wasted space and insufficient strength. Therefore, in this embodiment, as shown in FIG. Arc-shaped guide members 325 circumscribing the mating protrusions 322 are provided. That is, the lubricating oil or grease filled in the interior of each fitting projection 322 is prevented from leaking outside through the edge of each fitting projection 322 as shown by an arrow 329 in FIG. Since the seal member 328 is in contact with the edge portion, leakage of the lubricating oil or the like can be prevented.
[0079]
As shown in FIG. 14, both pulley main bodies 305 and 306 have their mating protrusions 322 penetrated into the mating fitting groove 323, so that both pulley main bodies 305 and 306 are relative to each other in the axial direction. It is spline-coupled so that it can rotate integrally while allowing movement. The fitting protrusions 322 and 322 of each pulley main body 305 and 306 constitute a portion that penetrates the other pulley main body 306 and 305.
[0080]
In FIG. 8, the left pulley main body 306 is spline-coupled with the right connecting body 303 so as to be integrally rotatable. In the figure, the right pulley main body 305 is spline-coupled to the left connecting body 304 so as to be integrally rotatable. That is, with reference to FIG. 14, the coupling bodies 303 and 304 are formed with a plurality of fitting protrusions 331 on the outer circumference of one end side of the cylindrical portion 330 so as to be equidistant from the circumference. Spline coupling is achieved by engaging the fitting protrusions 322 of the pulley main bodies 305 and 306 with each other. Further, the coupling bodies 303 and 304 are prevented from being detached in the axial direction by a stopper 333 formed of a snap ring locked to the inner peripheral surface of the fitting protrusion 322 of the pulley main bodies 305 and 306. The stopper 333 is fitted in a groove formed on the inner peripheral surface of the fitting protrusion 332 of the pulley main bodies 305 and 306.
[0081]
On the other hand, referring to FIG. 15, the above-described disc spring 310 is placed in the accommodating space 334 defined by both the coupling bodies 303 and 304 between the inner peripheral surface of the pulley main bodies 305 and 306 and the outer peripheral surface of the intermediate member 302. , 310 are accommodated. These annular disc springs 310 and 310 are disposed concentrically with the rotating shaft 301. The outer periphery of the accommodation space 334 is partitioned by a pair of thin cylinders 335 and 336 as seal members fitted and fixed to the outer peripheral surfaces of the coupling bodies 303 and 304. These thin cylinders 335 and 336 are fitted so as to be slidably superposed with each other, and the superposition amounts of the coupling bodies 303 and 304 are changed as the linking bodies 303 and 304 move in the axial direction. The thin-walled cylinders 335 and 336 are made of a thin plate such as stainless steel.
[0082]
Since the accommodating space 334 is covered by the thin cylinders 335 and 336, it is possible to reliably prevent the lubricating oil or the like filled therein from leaking out. In addition, leakage of lubricating oil or the like can be more reliably prevented by the action of the sealing member 328 described above.
The disc springs 310 and 310 are arranged in opposite directions, and urge the pulley main bodies 305 and 306 in a direction away from each other via the coupling bodies 303 and 304. That is, each coupling body 303, 304 is always pressed against the corresponding stopper 333 by the urging force of the disc springs 310, 310. For this reason, each coupling body 303, 304 moves integrally with the corresponding pulley main bodies 306, 305 in the axial direction while expanding and contracting the disc springs 310, 310 in the axial direction. For this reason, the amount of change in the width of the V groove 307 of both pulley main bodies 305 and 306 and the total stroke amount of the plurality of disc springs 310 and 310 are equal to each other.
[0083]
Referring to FIG. 8, each of the coupling bodies 303 and 304 is rotatably supported on the outer peripheral surface of the intermediate member 302 via a sliding bearing 340 such as a metal bush. Each of the coupling bodies 303 and 304 is cam-coupled to the intermediate member 302. That is, referring to FIG. 16, a plurality of fitting protrusions 332 are formed on the inner peripheral surface of each of the coupling bodies 303, 304 at equal circumferences, and each of the fitting protrusions 332 has a cylindrical intermediate shape. A plurality of fitting grooves 337 are formed on both ends of the member 302 in the axial direction, respectively.
[0084]
The fitting protrusion 332 and the fitting groove 337 are in contact with each other by inclined cam surfaces 338 and 339 that engage with each other. And the inclination direction of the cam surface 338 is set in the opposite direction with respect to the rotation direction between both the coupling bodies 303 and 304 (similarly, the direction of the cam surface 339 of the fitting groove 337 is also between both ends of the intermediate member 302. Therefore, when the coupling bodies 303 and 304 are out of phase with respect to the intermediate member 302, the coupling bodies 303 and 304 are axially displaced by an equal distance in the opposite directions. Has been. As a result, both pulley main bodies 305 and 306 come closer to each other at equal distances or are separated from each other by equal distances.
[0085]
The above-described fitting protrusion 322 and fitting groove 323 constitute a first connecting means for connecting the pair of pulley main bodies 306 and 305 so as to be integrally rotatable while allowing relative movement in the axial direction of each other. In addition, a torque cam mechanism T is configured by the pair of cam surfaces 338 and 339 that respectively connect the coupling bodies 303 and 304 and the intermediate member 302. The coupling bodies 303 and 304 and the corresponding torque cam mechanisms T constitute second coupling means for coupling the pulley main bodies 306 and 305 to the rotating shaft 301 so that power can be transmitted.
[0086]
When the two pulley main bodies 305 and 306 that rotate integrally with each other at the time of torque transmission cause a rotational angular displacement with respect to the rotating shaft 301, the rotational angular displacement is caused by the torque cam mechanism T to cause both pulley main bodies 305 and 306 to be equal to each other. It will be converted into an axial displacement that makes it approach or separate. Thereby, the width center of the belt 102 is always maintained constant.
[0087]
For example, in the variable diameter pulley 300 applied to a driven pulley, the load torque is a force that causes the pulley main bodies 305 and 306 to shift in phase in the rotation direction with respect to the rotation shaft 301. The force for shifting the phase is converted by the torque cam mechanism T and becomes a force for bringing the pulley main bodies 305 and 306 closer to each other. The force is further transmitted to a power transmission surface 315 including a tapered surface. For example, a force for displacing the clamped portion of the power transmission ring 309 in the state shown in FIG. Converted into force.
[0088]
Then, when there is a slight change in torque, the power transmission ring 309 corresponding to the tension side portion of the belt 2 increases the distance between the pulley main bodies 305 and 306 to increase the diameter of the variable diameter pulley 8. Although it tries to enter inward in the direction, this can be prevented against the biasing force by the disc springs 310 and 310 and the force to displace the power transmission ring 309 radially outward. it can. Thus, even if a force for reducing the effective diameter due to fluctuations in the load torque acts, a force against this can be generated by the torque cam mechanism T. Therefore, the effective diameter D of the variable-diameter pulley caused by the fluctuations in the load torque. Can prevent changes.
[0089]
A screw mechanism may be employed as the torque cam mechanism. Further, as the biasing means, a compression coil spring concentric with the rotating shaft 301 can be used in place of the disc springs 310 and 310 described above.
In the second embodiment, advantages similar to the advantages 1) to 5) and 8) shown in the first embodiment can be obtained. In addition, there are the following advantages. That is,
9) Since the pulley main bodies 305 and 306 are displaced by the equal displacement amounts in opposite directions by the action of the torque cam mechanism T, the running center of the belt 102 can always be kept constant. Therefore, there is no possibility of unnecessary force being applied to the belt 102 due to the speed change or dropping from the pulley.
[0090]
10) Since the load torque applied to the variable-diameter pulley 300 can be converted into a force that causes both pulley main bodies 305 and 306 to approach each other by the torque cam mechanism T as a speed change mechanism, both pulley main bodies 305 and 306 are adapted to the load torque. As a result, the urging force by the disc springs 310 and 311 as the urging means can be reduced, so that the friction loss can be reduced.
[0091]
11) The fluctuation of the torque transmitted between the rotating shaft 301 and the belt 7 can be suppressed by the elastic member 341 interposed in the torque transmission path, and the vibration and noise of the driven device are reduced, and the durability is improved. Can be improved.
Further, when the variable diameter pulley 300 of the second embodiment is used as a drive pulley, the elastic member 341 is a spring member, and the elastic member 341 is a member that is elastically supported in the rotational direction (that is, the intermediate member 302, A dynamic damper using both the coupling bodies 303 and 304 and both pulley main bodies 305 and 306) as weight members can be configured. Thereby, the torsional vibration of the drive system which drives the rotating shaft 301 can be suppressed effectively.
In the second embodiment, for example, the elastic member that suppresses torque fluctuation or torsional fluctuation may be disposed at any position on the torque transmission path as long as it transmits torque. In addition, when used as a dynamic damper, it is possible to adjust the vibration frequency to be damped by attaching a dummy weight as long as the weight member does not increase in size.
Third embodiment
17 and 18 show a tensioner 10 used in a belt-type continuously variable transmission system according to a third embodiment of the present invention. 18A and 18B correspond to a cross section taken along line VV in FIG. 18 (a) and 18 (b), for the sake of simplicity, the winding state of the belt 102 is shown to be slightly different from that in FIG. 1, but in practice it is the same as in FIG.
[0092]
Referring to these drawings, the third embodiment is different from the first embodiment shown in FIG. 1 (that is, the first embodiment) in that the tensioner 10 is connected to the tensioner pulley 20 via a clutch 85. A hydraulic pump 22 as a hydraulic source and a vane motor 21 as a hydraulic actuator that changes the operating position of the tensioner pulley 20 in response to the supply of hydraulic oil from the hydraulic pump 22 are incorporated.
[0093]
The operation of the tensioner pulley 20 is controlled by the controller 12. As in the embodiment of FIG. 1, the controller 12 outputs an output signal from the first speed sensor 115 (not shown in FIG. 18) regarding the rotational speed of the variable diameter pulley 400 and the rotational speed of the idler pulley 106. An output signal from the second speed sensor 116 (not shown in FIG. 18) is input.
[0094]
The clutch 85 is composed of, for example, an electromagnetic clutch, and switches between a state in which both the tensioner pulley 20 and the hydraulic pump 22 are drivingly connected and a state in which the driving connection is disconnected by receiving a signal from the controller 12.
As the control by the controller 12, for example, in a state where the engine speed is lower than a predetermined level, the rotation speed of the auxiliary machine is made relatively higher than the engine speed, and the engine speed is equal to or higher than the predetermined level In this state, control is performed so that the rotational speed of the auxiliary machine is relatively low with respect to the engine rotational speed. Further, the controller 12 detects the traveling speed of the belt 102 by the input of the output signal from the second speed sensor 116, and the vane motor 21 so that the traveling speed becomes a predetermined ratio with respect to the engine speed. The amount of displacement of the tensioner pulley 20 is adjusted.
[0095]
Referring to FIG. 17, which is a schematic sectional view of the tensioner 10, the tensioner 10 includes a fixing member 23 that is fixed to a body or the like of a driving source of a vehicle, and a base end portion 25 of the fixing member 23 that has a rotation axis 109. And a swinging member 24 supported so as to be swingable around. The tensioner pulley 20 is supported on the tip end portion 26 of the swinging member 24 via a rotary shaft 91 and a rolling bearing 92 so as to be rotatable. The tensioner pulley 20 is engaged with the belt 102. .
[0096]
A biasing member 28 made of a torsion coil spring disposed concentrically with the rotation axis 109 is engaged with the fixing member 23 and the swinging member 24. The urging member 28 urges the oscillating member 24 in a direction in which the tensioner pulley 20 elastically presses the belt 102 (clockwise in FIG. 18). Reference numeral 60 denotes a stopper pin that regulates the swing angle of the swing member 24 within a predetermined range.
[0097]
The fixing member 23 includes a lower member 30 having a boss 29 and a double cylindrical upper member 32 that is integrally fixed to the lower member 30 with a screw 31. The upper member 32 has an inner cylinder portion 33 that opens downward in the drawing and an outer cylinder portion 34 that opens upward in the drawing. The outer cylinder portion 34 accommodates the biasing member 28 made of the torsion coil spring. On the other hand, a cylindrical portion 71 concentric with the rotation axis K is formed at the base end portion 25 of the swing member 24, and this cylindrical portion 71 also accommodates a part of the urging member 28.
[0098]
The inner cylindrical portion 33 includes a cylindrical portion 35 and an annular first end face plate 36 integrally formed at the upper end of the cylindrical portion 35, and is adjacent to the inner surface of the first end face plate 36. The second end face plate 37 is arranged. A casing 72 of the vane motor 21 is configured by the second end face plate 37 and the lower cylindrical member 30 of the fixing member 23 and the inner cylindrical portion 33 of the upper member 32.
[0099]
On the other hand, a sleeve 39 fixed to a base end portion of the swing member 24 by a screw 38 so as to be integrally rotatable is fitted to the boss 29 of the lower member 30 of the fixed member 23 so as to be swingable. A pair of cylindrical sliding members 51 arranged in the axial direction are interposed between the inner peripheral surface of the sleeve 39 and the outer peripheral surface of the boss 29. In addition, a pair of O-rings 52 that seal between the inner peripheral surface of the sleeve 39 and the outer peripheral surface of the boss 29 are disposed below the sliding member 51 at a distance in the axial direction. The sleeve 39 constitutes the rotor of the vane motor 21, and a plurality of vanes 40 made of rectangular plates extending in the radial direction are integrally formed on the outer circumference of the sleeve 39 constituting the rotor. [See FIGS. 18A and 18B].
[0100]
Referring to FIGS. 18A and 18B, the chamber 72 is partitioned into a plurality of chambers by a partition member 41 having a fan-shaped cross section that is arranged in the casing 72 at an equal circumference. A fixed shaft 42 (see FIG. 17) penetrating the partition member 41 fixes the second end face plate 36 and the partition member 41 to the lower member 30 of the fixing member 23. Each of the plurality of chambers accommodates the vane 40, and each chamber is partitioned into a pair of oil chambers 54 and 55 by the vane 40.
[0101]
Each oil chamber 54, 55 is connected to the hydraulic pump 22 via a discharge side oil passage 80 and a return side oil passage 81. The discharge side oil passage 80 is provided with a check valve 82 that allows only the flow of hydraulic oil to the vane motor 21 side. The discharge side oil passage 80 closer to the vane motor 21 than the check valve 82 is connected to the return side oil passage 81 via a communication passage 83 having a throttle 84.
[0102]
When the operating position of the tensioner pulley 20 is changed, as shown in FIG. 18B, hydraulic oil is supplied from the hydraulic pump 22 through the discharge-side oil passage 80 to the high-pressure side oil chamber 54, and the low-pressure side. The hydraulic oil is discharged from the oil chamber 55 through the return side oil passage 81 to the hydraulic pump 22 side, whereby each vane 40 is rotated together with the sleeve 39 as a rotor, and the swing member 24 and the tensioner pulley 20 are made to have belt tension. A driving force for oscillating and displacing in a direction to increase the angle (clockwise in FIG. 18) can be obtained.
[0103]
Referring to FIG. 17 again, the screw 38 passes through the flanged collar 45 and is screwed into the boss 29 of the lower member 30 of the fixing member 23. Thus, the flanged collar 45 is fixed in a non-rotatable state while being sandwiched between the head of the screw 38 and the upper end surface of the boss 29, and serves as a support shaft that supports the swinging of the swinging member 24. Yes. 46 and 49 are sliding members. Reference numeral 48 denotes a pin for connecting the sleeve 39 and the swing member 24 so as to be integrally rotatable.
[0104]
O-rings 61 and 62 are interposed between the inner peripheral surfaces of the first and second end face plates 36 and 37 and the outer peripheral surface of the sleeve 39, respectively. The space between the end face plates 36 and 37 is sealed. On the other hand, the mating surfaces of the lower member 30 and the upper member 32 of the fixing member 23 are sealed by a seal member 70.
[0105]
A hub 86 is provided at the distal end of the swing member 24, and a double cylindrical yoke 87 is fitted and fixed in the hub 86. A field coil 90 is fixed between the inner cylinder 88 and the outer cylinder 89 of the yoke 87. Further, the inner cylinder 88 of the yoke 87 supports a rotating shaft 91 that rotates integrally with the tensioner pulley 20 via a rolling bearing 92 so as to be rotatable.
[0106]
An input side friction plate 93 made of a rotating disk is integrally formed at an intermediate portion of the rotating shaft 91. The input side friction plate 93 is opposed to an output side friction plate 94 made of a rotating disk with a predetermined clearance. This output side friction plate 94 has a boss 95 at the center, and this boss 95 is supported in a support hole of the swing member 24 via a bearing 96 so as to be rotatable and movable in the axial direction. Has been. One end of the rotating shaft 91 is inserted into the inner periphery of the boss portion 95 and is supported via a bearing 97 so as to be rotatable and relatively movable in the axial direction. Further, a rotor 99 of the hydraulic pump 22 is fixed to the shaft 100 protruding from the boss portion 95 of the output side friction plate 94 so as to be integrally rotatable, and a pump housing 98 containing the rotor 99 is attached to the swing member 24. It is liquid-tightly fixed to the bottom of the tip. As a model of the hydraulic pump 22, for example, a trochoid pump can be shown.
[0107]
The clutch 85 includes a yoke 87, a field coil 90, and friction plates 93 and 94. In this clutch 85, when an exciting current is applied and the field coil 90 is excited, the output side friction plate 94 is attracted to the input side friction plate 93 by the action of the magnetic field generated thereby, and both the friction plates 93, 94 are attracted. The clutch 85 is in a connected state due to the connection between them, and the hydraulic pump 22 is drivingly connected to the tensioner pulley 20.
[0108]
As a result, the hydraulic pump 22 is driven, and high-pressure hydraulic oil is supplied from the hydraulic pump 22 to the vane motor 21 side through the discharge-side oil passage 80 having the check valve 82 as shown in FIG. The low-pressure hydraulic oil is returned from the vane motor 21 to the hydraulic pump 22 via the return side oil passage 81. As a result, the resultant force by which the elastic member 28 of the tensioner 10 and the hydraulic pump 22 as the hydraulic actuator attempt to decenter the power transmission ring 206 causes the diaphragm spring 211 as the biasing member of the variable diameter pulley 300 to move the power transmission ring 206. Since the biasing force is greater than the biasing force biased to the concentric side, the vane motor 21 swings and displaces the swinging member 24 clockwise as shown in FIG. 18B, thereby changing the operating position of the tensioner pulley 20. The tension of the belt 102 is changed. As a result, the effective diameter of the variable diameter pulley 8 is changed to be small.
[0109]
On the other hand, when the clutch 85 is disengaged and the hydraulic pump 22 is stopped, the supply of hydraulic oil to the vane motor 21 is cut off and the vane motor 21 is stopped. At this time, the elastic member 28 tries to decenter the power transmission ring 206. Since the diaphragm spring 211 as the urging member urges the power transmission ring 206 to the concentric position rather than the force, the oscillating member 24 is moved back by the belt 102 as shown in FIG. Thus, the tension of the belt 102 is returned to the original state before the change.
[0110]
Here, when the clutch 85 is disengaged and the hydraulic motor 22 and the vane motor 21 are stopped, the check valve 82 is closed and the high-pressure hydraulic oil stays in the discharge-side oil passage 80 as shown in FIG. However, the retained high-pressure hydraulic oil passes through a communication passage 83 having a throttle 84 and a return-side oil passage 81 as shown by a broken line in FIG. It is gradually returned to 22.
[0111]
If the hydraulic oil of the vane motor 21 is suddenly returned to the hydraulic pump 22 side when the clutch 85 is disengaged, the swing member 24 vibrates accordingly, and the belt 102 may be vibrated. On the other hand, in the present embodiment, since the hydraulic pressure is gradually lowered as described above when the clutch 85 is disengaged, the occurrence of vibration of the belt 102 can be prevented.
[0112]
The third embodiment has the same advantages as the advantages 1) to 5) of the first embodiment. In addition, there are the following advantages. That is,
12) Since the tension of the belt 102 can be changed only by the engagement / disengagement of the clutch 85, the structure can be simplified without using a complicated oil passage configuration and control valve mechanism which are conventionally required.
[0113]
13) Since the built-in hydraulic pump 22 is stopped when not required, energy saving can be achieved and the pump life can be extended.
14) Moreover, the belt 102 is stable without causing unnecessary vibration even when the clutch is disengaged.
Although the electromagnetic clutch is used as the clutch 85 in the third embodiment, the present invention is not limited to this, and a centrifugal clutch can be used. A clutch that obtains operating force using engine negative pressure can also be used.
Fourth embodiment
Next, FIGS. 19, 20 and 21 show a fourth embodiment of the present invention. First,
Referring to FIGS. 19A and 19B, in this system 400, similarly to FIG. 1, a variable-diameter pulley 107 (with the same configuration as FIG. 5) as a drive pulley connected to the output shaft of the drive source of the vehicle. ) Is driven around a tensioner pulley 403 included in the tensioner 401, an idler pulley 402 with a fixed position, and the variable diameter pulley 107. Although not shown, the belt 102 is also wound around a driven pulley provided on the rotation shaft of one or more auxiliary machines. Auxiliary machines include superchargers, air pumps, alternators, air conditioner compressors, power steering hydraulic pumps and water pumps.
[0114]
A tensioner 401 for adjusting a transmission gear ratio is a fixed member 404 fixed to a body or the like of a vehicle drive source, and a movable member that is swingable and displaceable around a rotation axis 405 with respect to the fixed member 404. A swing member 406 is provided, and a tensioner pulley 403 is rotatably supported at the tip of the swing member 406. The fixing member 404 supports a stepping motor 408 as a drive source that drives the swing member 406 via a drive transmission mechanism 407. The drive transmission mechanism 407 is a worm 409 that is mounted on the same axis as the rotation shaft 418 of the stepping motor 408 so as to rotate integrally therewith. The drive transmission mechanism 407 meshes with the worm 409 and is rotatably supported around the rotation axis 405. And a worm wheel 410.
[0115]
Reference numeral 419 denotes a controller that inputs a signal S related to the rotational speed of the driving source of the vehicle and controls the operation of the stepping motor 406 based on the signal S. Specifically, when the rotational speed of the drive source of the vehicle is slower than a predetermined value, the swing member 406 is rotated clockwise as shown in FIG. 19A (the first tensioner pulley 403 applies tension to the belt 102). ) To reduce the effective diameter of the variable diameter pulley 107 as a drive pulley, and relatively increase the rotational speed of the auxiliary machine. On the other hand, when the rotational speed of the drive source of the vehicle is faster than a predetermined value, the swinging member 406 is rotated counterclockwise (the reverse direction of the first direction) as shown in FIG. By dragging the belt 102, the effective diameter of the variable diameter pulley 107 is relatively increased.
[0116]
Referring to FIG. 20, the worm wheel 410 has a plurality of connecting holes 411,... Formed in a uniform manner around the rotation axis 405 and can rotate integrally with the swing member 406. A rotating member 433, which will be described later, is connected to a plurality of columnar connecting projections loosely fitted in the plurality of connecting holes 411,... At equal intervals around the rotating axis 405. .. Are integrally formed. Accordingly, the rotating member 433 that rotates integrally with the swinging member 406 and the worm wheel 410 are drivingly connected to each other with the predetermined play area 413 in the rotation direction. That is, the worm wheel 410 and the swinging member 406 have a play area 413 and are connected to each other.
[0117]
Although not shown in FIGS. 19 and 20, the tensioner 401 includes an elastic member 414 (see FIG. 21) composed of a torsion coil spring that urges the swing member 406 in a direction in which the tensioner pulley 403 applies tension to the belt 102. , And a friction member 436 (see FIG. 21) as a damping force generating member that gives a frictional resistance to the swing of the swing member 406.
[0118]
In the fourth embodiment, the elastic member 414 of the tensioner 401 and the stepping motor 408 as an actuator cause the power transmission ring 206 to be eccentric via the belt 102 and the biasing member of the variable diameter pulley 107. Shifting is achieved by actively changing the relationship between the force of the diaphragm spring 211 urging the power transmission ring 206 to the concentric position by the stepping motor 408.
[0119]
In the state shown in FIG. 20 corresponding to FIG. 19A, the play areas 413 and 413 are formed on both sides of the connection protrusion 412, and the swinging member 406 and the tensioner pulley 403 are connected to the worm wheel 410 side. It has been solved. On the other hand, in the state shown in FIG. 22 corresponding to FIG. 19B, the connecting protrusion 411 of the rotating member 433 is formed at the end of the connecting hole 412 opposite to the rotating side by rotating the worm wheel 410 clockwise. The rotating member 433, the swinging member 406, and the tensioner pulley 403 are rotated clockwise in a state where both are engaged and there is no play.
[0120]
Referring to FIG. 21, a tensioner pulley 403 is rotatably supported by a tip portion 431 of the swing member 406 via a rolling bearing 432. The fixing member 404 includes a lower member 417 having a boss 416. In addition, the lower member 417 is arranged concentrically with the rotation axis 405 and has an elastic member 414 made of the torsion coil spring with one end and the other end engaged with the fixing member 404 and the swinging member 406, respectively. Is housed.
[0121]
On the other hand, a cylindrical portion 423 concentric with the rotation axis 405 is formed at the base end portion 422 of the swing member 406, and this cylindrical portion 423 also accommodates a part of the elastic member 414. The elastic member 414 urges the swinging member 406 to rotate in the direction in which the tensioner pulley 403 elastically presses the belt 102 (clockwise in FIG. 21). Reference numeral 424 denotes a stopper pin that regulates the swing angle of the swing member 406 within a predetermined range.
[0122]
A worm 409 and a worm wheel 410 as the drive transmission mechanism 407 and the rotating member 433 are accommodated in the accommodating space 427 defined by the flanged collar 435 and the base end 422.
On the other hand, a sleeve 429 disposed on the inner diameter side of the base end portion 422 of the swing member 406 is fitted to the boss 416 of the lower member 417 of the fixed member 404 so as to be swingable. Between the inner peripheral surface of the sleeve 429 and the outer peripheral surface of the boss 416, a pair of cylindrical sliding members 430 and 430 arranged in the axial direction are interposed.
[0123]
A thrust bush 441, a worm wheel 410, a thrust bush 442, and a flanged collar 435 are fitted into the base end portion 422 in order from the lower side in the drawing. The rotation member 433 is coupled to the base end portion 422 so as to be integrally rotatable. Further, the annular worm wheel 410 is rotatably supported by the thrust bushes 441 and 442. As described above, the rotation member 433 is loosely fitted in the connection hole 411 of the worm wheel 410.
[0124]
The screw 428 passes through the flanged collar 435 and is screwed into the boss 416 of the lower member 417 of the fixing member 404. Thus, the flanged collar 435 is fixed in a non-rotatable state while being sandwiched between the head of the screw 428 and the upper end surface of the boss 416, and supports the swing of the swing member 406.
The friction member 436 is sandwiched between the flange lower surface of the flanged collar 435 and the base end portion 422 of the swinging member 406. The friction member 436 functions as a damping force generating member that gives a frictional resistance to the swing of the swing member 406.
[0125]
According to the present embodiment, power is transmitted against the biasing force of the diaphragm spring 211 of the variable-diameter pulley 107 by causing the stepper motor 408 to swing and displace the tensioner pulley 403 in the clockwise direction and draw the belt 102. The ring 206 can be eccentric as shown in FIG. 19B while the pulley main bodies 202 and 203 are separated from each other, so that the effective diameter of the wound belt 102 can be changed. On the other hand, when the tensioner 401 swings and displaces the tensioner pulley 403 counterclockwise by the stepping motor 408 to release the belt 102, the power transmission ring is urged by the urging force of the diaphragm spring 211 as shown in FIG. 206 will be returned to the concentric position.
[0126]
In this state, in the tensioner 401, play areas 413 and 413 are provided between the connection protrusion 412 of the swing member 406 and the connection hole 411 of the worm wheel 410 with respect to the two-way rotation of the swing member 406. Arise. In this state, the diaphragm spring 211 as an elastic member on the variable-diameter pulley 107 side has a biasing force for biasing the tensioner pulley 403 counterclockwise via the power transmission ring 206 and the belt 102 and the tensioner 401 has a built-in force. The tensioner pulley 403 is displaced to a position where the elastic member 414 balances the force to bias the tensioner pulley 403 clockwise via the swing member 406. That is, since the elastic member 414 of the tensioner 401 elastically supports the swing member 406 and the tensioner pulley 403, the function similar to that of a normal auto tensioner can be achieved, and belt vibration and tension fluctuation can be suppressed. .
[0127]
In particular, since the elastic member 414 and the friction member 436 function as a dynamic damper in cooperation, it is possible to effectively suppress belt vibrations and belt tension fluctuations, and reliably prevent belt slipping and squealing. it can.
In addition, since the worm gear mechanism is used as the drive transmission mechanism 407 in the type in which the tensioner pulley 403 swings, the stepping motor 408 as a drive source is less likely to be affected by the reverse input from the tensioner pulley 403 side. The position of can be held more reliably.
[0128]
In addition, the stepping motor 408 can hold the rotational position by stopping, so positioning is easy, and it is not necessary to provide a separate mechanism for maintaining the rotational position. Compared to the case where a servo motor or the like is used. Manufacturing cost can be reduced.
Fifth embodiment
23 and 24 show a system tensioner according to a fifth embodiment of the present invention. The fifth embodiment is mainly different from the fourth (FIG. 20) embodiment as follows. That is, in the embodiment of FIG. 20, the movable member is configured by a swinging member that swings with respect to the fixed member, but in the fifth embodiment, the movable member is linearly moved with respect to the fixed member. The linear moving member is used. Further, in the embodiment of FIG. 20, the drive transmission mechanism for transmitting the driving force of the stepping motor 408 as a drive source to the movable member is configured by the worm gear mechanism. However, in this embodiment, the rack and pinion mechanism Consists of.
[0129]
More specifically, the tensioner 450 includes a fixed member 455 and a linear motion member 456 provided on the fixed member 455 so as to be linearly movable. A tensioner pulley 403 is attached to the tip of the linear motion member 456. It is supported rotatably. The fixing member 455 supports a stepping motor 408 as a drive source for driving the linear motion member 456 via the drive transmission mechanism 451. The drive transmission mechanism 451 includes a pinion 457 that is attached to a rotation shaft 418 of the snapping motor 408 so as to be integrally rotatable, and rack teeth that mesh with the pinion 457, and extends in the moving direction of the linear motion member 456 to extend the linear motion member 456. And a rack bar 458 that can be pressed.
[0130]
The fixed member 455 has a cylinder portion 459 that accommodates a portion of the linear motion member 456 and supports the portion so as to advance and retreat. The rack bar 458 is accommodated in the inner portion of the cylinder portion 459 and can advance and retreat. A support hole 460 for supporting.
A pair of bushes 461 and 461 for supporting the linear motion member 456 so as to be able to advance and retreat are fixed to the inner peripheral surface of the cylinder portion 459. In addition, a cylindrical friction member 462 as a damping force generating means that slidably contacts the outer peripheral surface of the linear motion member 456 and provides frictional resistance to the movement of the linear duty member 456 on the innermost peripheral surface of the cylinder portion 457. Is fixed.
[0131]
A pair of bushes 463 and 463 that slidably support one end 452 side of the rack bar 458 are fixed to the inner peripheral surface of the support hole 460 of the fixing member 455. On the other hand, the other end 453 side of the rack bar 458 is introduced into a support hole 464 formed in the linear motion member 456 and slidably supported by a bush 465 fixed to the inner peripheral surface of the support hole 464. Reference numeral 466 denotes, for example, a resin-made buffer member that cushions an impact at the time of contact with the other end 453 of the rack bar 458.
[0132]
A flange portion 467 is formed on the outer periphery of the intermediate portion of the linear motion member 456. Between the flange portion 467 and the annular step portion 468 formed on the fixed member 455, the tension member pulley 403 is connected to the linear duty member 456. An elastic member 469 made of a compression coil spring that biases the belt in the direction of applying tension (leftward in the figure) is interposed. In the fifth embodiment, the elastic member 469 of the tensioner 450 and the stepping motor 408 as an actuator force the power transmission ring 206 to be eccentric via the belt 102 and the biasing member of the variable diameter pulley 107. Shifting is achieved by actively changing the relationship between the force of the diaphragm spring 211 urging the power transmission ring 206 to the concentric position by the stepping motor 408.
[0133]
FIG. 23 showing a state in which the linear motion member 456 is retracted toward the fixed member 455 corresponds to a state in which the power transmission ring 206 shown in FIG. 19A is concentric. In this state, as shown in FIG. 23, a predetermined play area 470 is formed between the other end 453 of the rack bar 458 and the buffer member 466.
Further, FIG. 24 showing a state where the linear movement member 456 has advanced so as to draw the belt 102 corresponds to a state where the power transmission ring 206 shown in FIG. 19B is eccentric. In this state, the other end 453 of the rack bar 458 and the buffer member 466 come into contact with each other, and the rack bar 458 and the linear motion member 456 move integrally to the left in the drawing.
[0134]
In the fifth embodiment, when the power transmission ring 206 is concentric, a play area 470 is provided in the tensioner 450 as shown in FIG. 23, so that the tensioner pulley 403 and the linear motion member 456 are elastic members 469. As a result, it can function as a normal auto tensioner. The vibration and tension fluctuation of the belt 102 can be suppressed.
[0135]
Further, since the elastic member 469 and the friction member 462 cooperate to function as a dynamic damper, the vibration of the belt 102 and the tension fluctuation of the belt 102 are effectively suppressed, and the occurrence of slipping and squealing of the belt 102 is surely prevented. can do.
In addition, since the rack and pinion mechanism is used as the drive transmission mechanism 451 in the type in which the tensioner pulley 403 moves linearly, the degree of freedom in which the drive source and the pulley can be separated is greater than that in the above-described swing type. Depending on the case, the degree of freedom of the mounting position increases. In addition, since the speed efficiency can be further increased as compared with the above-described worm gear mechanism, it is possible to use a relatively small output as a drive source.
[0136]
In addition, the stepping motor 408 can hold the rotational position by stopping, so positioning is easy, and it is not necessary to provide a separate mechanism for maintaining the rotational position. Compared to the case where a servo motor or the like is used. Manufacturing costs can be reduced.
Sixth embodiment
Next, FIG. 25 shows a tensioner of a system according to a sixth embodiment of the present invention. The sixth embodiment is different from the fifth (FIG. 23) embodiment in that a hydraulic motor is used as a drive source instead of a stepping motor.
[0137]
Specifically, in the tensioner 490, for example, a gear motor configured by meshing a pair of gears can be used as the hydraulic motor 471. The pinion 457 of the drive transmission mechanism 451 (rack and pinion mechanism) is driven from the output shaft 472 of the hydraulic motor 471 through the first pinion 473, the first spur gear 474, the second pinion 475, and the second spur gear 476. It has become so.
[0138]
The first pinion 473 is fixed to the output shaft 472 of the hydraulic motor 471 so as to be integrally rotatable. The first spur gear 474 and the second pinion 475 are coupled so as to be integrally rotatable, and are rotatably supported by a fixing member 455. The pinion 457 that meshes with the rack bar 458 and the second spur gear 476 are coupled so as to be integrally rotatable, and are supported by a fixing member 455 so as to be relatively rotatable with respect to the first pinion 473.
[0139]
The pair of oil passages 479 and 480 connected to the suction port 477 and the discharge port 478 of the hydraulic motor 71 are connected to the supply source 481 and the low-pressure side 482 of the engine oil mounted on the vehicle, for example. A pair of oil passages 483 and 484 are connected to each other via a direction control valve 485.
This directional control valve 485 has a first state in which the supply source 481 is connected to the suction port 477 of the hydraulic motor 471 and the discharge port 478 is connected to the low pressure side 482, and a second state in which the connection is reversed. The connection to the suction port 477 and the discharge port 478 is switched to the third state (corresponding to the state in FIG. 25). Since other configurations are the same as those of the embodiment of FIG. 23, the same reference numerals are given to the drawings and the description thereof is omitted.
[0140]
In the sixth embodiment, the elastic member 469 of the tensioner 490 and the hydraulic motor 471 as the actuator try to decenter the power transmission ring 206, and the diaphragm spring 211 as the biasing member of the variable diameter pulley 107 includes Shifting is achieved by actively changing the relationship with the force that urges the power transmission ring 206 to the concentric position by the hydraulic motor 471.
[0141]
In the sixth embodiment, in addition to the same effects as the fifth (FIG. 23) embodiment, high torque is obtained by the hydraulic motor 471 even when a low pressure hydraulic source is used. Therefore, it is suitable for a case where a low-pressure power source such as engine oil is used in a vehicle.
Also, if a linear reciprocating motion type such as a hydraulic cylinder is used as the drive source, if a low pressure power source is used, the cylinder diameter must be increased. To reduce the cylinder diameter, a separate high pressure power source is required. Although there is a necessary problem, space can be saved when the hydraulic motor 471 which is a rotary drive source is used as in the present embodiment.
Seventh embodiment
26, 27 and 28 show a seventh embodiment of the present invention.
[0142]
The system 500 according to the seventh embodiment includes a tensioner 503 and a hydraulic cylinder 506 as a drive member that drives the tensioner pulley 504 of the tensioner 503 through a wire 505 as a transmission member. The tensioner pulley 504 is rotatably supported by a movable member 508 that is displaceable with respect to the fixed member 507. Reference numeral 509 denotes an elastic member made of, for example, a compression coil spring that biases the tensioner pulley 504 in a direction in which tension is applied to the belt 102.
[0143]
The hydraulic cylinder 506 is fixed to a fixed part of the vehicle, for example, a position having a sufficient space in the engine room. The end of the wire 505 is fixed to the tip of the rod 501 of the hydraulic cylinder 506. Pressure oil is supplied to the hydraulic cylinder 506 from a hydraulic pump 553 as a hydraulic source mounted on the vehicle. Further, the solenoid valve 554 that controls supply / discharge of hydraulic oil to / from the hydraulic cylinder 506 may be a signal S related to the rotational speed of the drive source (for example, a detection signal from a speed sensor that detects the rotational speed of the idler pulley 402). ) Is input by the controller 555. Other main configurations are the same as those in the fourth embodiment (FIG. 19).
[0144]
That is, the elastic member 509 of the tensioner 503 and the hydraulic cylinder 506 as an actuator attempt to decenter the power transmission ring 206, and the diaphragm spring 211 as the biasing member of the variable diameter pulley 107 concentrically positions the power transmission ring 206. Shifting is achieved by actively changing the relationship with the force that is urged by the hydraulic cylinder 506.
[0145]
Specifically, when the rotational speed of the drive source is slower than a predetermined value, the rod 501 of the hydraulic cylinder 506 is extended as shown in FIG. 26 (a), and the effective diameter of the variable diameter pulley 107 as the drive pulley is increased. Increase the speed of the auxiliary machine relatively faster. On the other hand, when the rotational speed of the drive source is higher than a predetermined value, the rod 501 of the hydraulic cylinder 506 is shortened and the belt 102 is moved toward the effective diameter pulley 107 as shown in FIG. Reduce the diameter relatively.
[0146]
27 and 28, the tensioner 503 includes a fixed member 507 and a movable member 508 supported by the fixed member 507 so as to be linearly reciprocable. The movable member 508 rotatably supports a tensioner pulley 504 around which the belt 102 is wound, and a first direction X that applies tension to the belt 102 by the fixed member 507 and the movable member 508. And the support part for supporting displaceably in the 2nd direction Y opposite to it is comprised. The tensioner 503 includes a pair of elastic members 509 including a compression coil spring that urges the tensioner pulley 504 in the first direction X via the movable member 508.
[0147]
The movable member 508 includes a support shaft 511 that rotatably supports the tensioner pulley 504 at one end via a rolling bearing 510 such as a ball bearing, and a support body 512 that is fixed through the other end of the support shaft 511. One end is provided with a pair of support rods 513 and 513 which are penetrated and fixed to the support body 512.
These support elements 513 and 513 extend in the first direction X, and are inserted into bushes 526 serving as sliding bearings fitted in support cylinder portions 514 (to be described later) of the fixing member 507 to be in the first and second directions. The linear reciprocation to X and Y is guided. A flange-like stopper 515 is provided at the other end of each support 513, and the elastic member is interposed between a seat plate member 516 integrally engaged with both stoppers 515 and a bracket portion 517 described later of the fixing member 507. Each member 509 is interposed. Thereby, the pair of elastic members 509 elastically urges the movable member 508 and the tensioner pulley 504 in the first direction X through the pair of support bars 513 and 513.
[0148]
The other end surface of the support shaft 511 forms a holding hole 518 for receiving and holding a large-diameter end member 502 fixed to one end of the wire 505, and the support shaft 511 and the support body 512. Has a through hole 519 that communicates with the holding hole 518 from the side and allows the wire 505 to pass therethrough.
The seat plate member 516 includes a pair of through holes 520 and 520 through which the support rods 513 and 513 penetrate, and a cable 521 that accommodates the wire 505 in a central portion between the pair of through holes 520 and 520. It has a through hole 522 that penetrates in a loosely fitted state.
[0149]
The fixing member 507 includes a base portion 525 that is fixed to the fixed object 524 by a screw 523, and a bracket portion 517 that rises vertically from an end edge of the base portion 525 on the tensioner pulley 504 side. Yes. The bracket portion 517 extends in the first first direction X through a pair of support cylinder portions 514 and 514 fitted with a pair of bushings 526 and 526 that respectively penetrate the pair of support rods 513 and 513 of the movable member 508. It is formed as follows.
[0150]
The wire 505 is accommodated in the cable 521, and one end 527 of the cable 521 is fitted into the cable end fixing hole 528 of the bracket portion 517 and fixed. When the other end side of the wire 505 is pulled by the hydraulic cylinder 506, the exposed length of the wire 505 from the one end 527 of the cable 521 is reduced, and the tensioner pulley 504 is pulled together with the movable member 508 in the first direction X, so that the belt 102 Will be gathered.
[0151]
In the seventh embodiment, in the belt-type continuously variable transmission system 500 including the tensioner 504, the hydraulic cylinder 506 as a driving member is disposed at a position away from the tensioner 503 and having a sufficient space. Since the hydraulic cylinder 506 remotely operates the tensioner pulley 504 via the wire 505 as a transmission member, the structure around the tensioner 503 can be simplified. As a result, the tensioner 503 can be freely moved even in a narrow space. Can be laid out. In the seventh embodiment, a wire is used as the transmission member, but a link mechanism can also be used.
Eighth embodiment
The eighth embodiment shown in FIG. 29 shows a modification of the seventh embodiment shown in FIG. In the seventh embodiment, a hydraulic actuator is used as a driving member. However, in the eighth embodiment, as shown in FIG. 29, a stepping motor capable of controlling the rotational angular displacement by a signal from the controller 555 or the like. The electric motor 530 is used. In this case, a drum 531 for winding the wire 505 in a state where the other end member 529 of the wire 505 is locked at a predetermined position on the circumference may be provided, and the drum 531 may be rotationally driven by the electric motor 530. .
Ninth embodiment
The ninth embodiment shown in FIG. 30 shows a modification of the seventh embodiment shown in FIG. In the seventh embodiment, a hydraulic actuator is used as the driving member. However, in the ninth embodiment, as shown in FIG. 30, a pressure receiving member 532 that operates by negative intake air pressure of the engine is used as the driving member. Use what you have. More specifically, a space defined by combining the first and second casings 533 and 534 is partitioned into a first chamber 536 and a second chamber 537 by a pressure receiving member 532 and a flexible membrane 535. The second chamber 537 communicates with the intake manifold 547 side of the engine via a pipe line 538. In this pipe line 538, an electromagnetic valve 539 for opening and closing the pipe line 538 is disposed, and this electromagnetic valve 539 is controlled by the controller 555.
[0152]
The pressure receiving member 532 is integrally formed with a rod 540 on the first chamber 536 side. The rod 540 passes through the boss 541 of the first casing 533, and the end member 529 of the wire 505 is fixed to the end of the rod 540. Has been. Reference numeral 542 denotes a sleeve member fixed to the boss portion 541. Between the sleeve member 542 and the rod 540, a bush 543 as a sliding bearing for slidably supporting the rod 540 and a seal member 544 are arranged. ing. Reference numeral 545 denotes a stay fixed to the sleeve member 542, and the stay 545 has a fixing hole 546 for fixing the end of the cable 521 of the wire 505.
[0153]
The membrane 535 has an annular shape, and the inner peripheral portion is hermetically fixed to the surface of the pressure receiving member 532 on the first chamber 536 side and is folded back in the radial direction, and the outer peripheral portion is formed between the casings 533 and 534. Airtightly fixed to the connecting part. The membrane 535 allows the pressure receiving member 532 to be displaced while partitioning the first chamber 536 and the second chamber 537.
[0154]
When the electromagnetic valve 539 is opened and the intake negative pressure of the engine is introduced into the second chamber 537, the pressure receiving plate 532 is displaced rightward (indicated by white arrows in the figure) in the drawing, thereby causing the rod 540 to move. Then, the wire 505 is pulled out from the cable 521.
In the ninth embodiment, since the intake negative pressure of the engine is used as a drive source, a hydraulic pump or the like is not necessary, the manufacturing cost can be reduced, and the power for driving the hydraulic pump is reduced. It is possible to save energy.
Tenth embodiment
A belt type continuously variable transmission system according to a tenth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
[0155]
FIG. 31 is a cross-sectional view of a variable diameter pulley used in the present system 600. FIGS. 32A and 32B are schematic configuration diagrams showing the main part of the system 600. FIG.
The variable-diameter pulley 659 is a power transmission ring that can be displaced from a state of being eccentric as shown in FIG. 2A to a state of being concentric as shown in FIG. 606. The effective diameter of the belt 102 wound around the power transmission ring 606 can be changed.
[0156]
The power transmission ring 606 is sandwiched between the first and second pulley main bodies 602 and 603.
The variable diameter pulley 659 can be applied to at least one of a driving pulley and a driven pulley. In the present embodiment, the variable diameter pulley 659 will be described based on an example applied to a driven pulley. In the present system 600, an endless belt 102 is wound around a power transmission ring 606 of a variable diameter pulley 659 via a tensioner pulley 656 that is displaceable by a tensioner 655 and a fixed idler pulley 658. The tensioner 655 includes an elastic member 657 that urges the tensioner pulley 656 in the direction in which the belt 102 is dragged, and the elastic member 657 attempts to decenter the power transmission ring 606 via the belt 102.
[0157]
On the other hand, the variable-diameter pulley 659 is provided with a biasing member that biases the power transmission ring 606 to the concentric position side via the pulley main bodies 602 and 603, which will be described in detail later. As this urging member, an elastic member (corresponding to the diaphragm spring 611 in FIG. 31) that generates a slack side tension G in the belt 102 via the power transmission ring 606 according to the axial relative displacement between the pulley main bodies 602 and 603. ) And an inertia member (corresponding to the inertia member 647 in FIG. 31) that generates a slack side tension H in the belt 102 via the power transmission ring 606 according to the rotational speed of the variable diameter pulley 659.
[0158]
The resultant force (G + H) of the tensions G and H generated by the elastic member and the inertia member of the variable-diameter pulley 659 and the tension F of the belt 102 generated by the elastic member 657 of the tensioner 655 are balanced. The transmission ring 606 and the elastic member 657 of the tensioner 655 are displaced.
The inertia member is displaced in the centrifugal direction according to the rotational speed, and urges the power transmission ring 606 to the concentric position side via the pulley main bodies 602 and 603, and is a centrifugal that adjusts the gear ratio according to the rotational speed. Functions as an automatic gear ratio adjustment mechanism.
[0159]
That is, when the running speed of the belt 102 is relatively low, the tension H due to the inertia member is small. Therefore, as shown in FIG. 32A, the tension F and the tension G + H are balanced in a state where the elastic member 657 of the tensioner 655 is displaced toward the contraction side and the power transmission ring 606 is displaced toward the eccentric side. become. Accordingly, the effective diameter of the belt 102 is reduced with respect to the variable diameter pulley 659, and the rotational speed of the rotary shaft provided with the variable diameter pulley 659 is relatively faster than the rotational speed of the drive pulley.
[0160]
On the contrary, when the running speed of the belt 102 is high, the tension H due to the inertia member is large. For this reason, as shown in FIG. 32B, the tension F and the tension G + H are balanced in a state where the elastic member 657 of the tensioner 655 is displaced to the extension side and the power transmission ring 606 is displaced to the concentric side. become. Therefore, the effective diameter of the belt 102 is large with respect to the variable diameter pulley 659, and the rotational speed of the rotary shaft provided with the variable diameter pulley 659 is relatively slower than the rotational speed of the drive pulley.
[0161]
FIG. 33 is a graph showing the relationship between the rotational speed of the drive pulley and the rotational speed of the variable-diameter pulley. In FIG. 33, in the region {circle around (1)} until the rotational speed of the drive pulley reaches the rotational speed V1, power is transmitted. The ring 606 is eccentric with the maximum eccentric amount, and the rotational speed of the variable diameter pulley 659 increases at a constant increase rate. In the region (2) from the rotational speed V1 to the rotational speed V2, the effective diameter of the variable diameter pulley 659 is gradually increased by decreasing the amount of eccentricity of the power transmission ring 606. Therefore, the rotational speed of the variable diameter pulley 659 is in the region. The rate of increase decreases from (1). Then, when the rotational speed V3 is reached, the power transmission ring 6 becomes concentric, the variable diameter pulley 659 becomes the maximum effective diameter, and in the region (3) where the rotational speed is V3 or higher, the variable diameter has a slightly smaller increase rate than the region (1). The rotational speed of the pulley 659 increases.
[0162]
Referring to FIGS. 31 and 34, this variable-diameter pulley 659 includes, for example, a rotary shaft 301 that is connected to a rotary shaft of an auxiliary machine of an automobile so as to be integrally rotatable, and the first and second pulleys described above. The main bodies 602 and 603 are movable in the axial direction of the rotating shaft 601 and have an annular shape. Conical tapered power transmission surfaces 604 and 605 are formed on the mutually opposing surfaces of the pulley main bodies 602 and 603, respectively. The pair of power transmission surfaces 604 and 605 are tapered in the opposite directions, and the power transmission ring 606 is connected to the shaft centers of the pulley main bodies 602 and 603 by the two power transmission surfaces 604 and 605. It is clamped so as to be eccentric with respect to the rotation axis K. The power transmission ring 606 has a substantially trapezoidal cross section. FIG. 31 shows a state where the power transmission ring 606 is eccentric with the maximum amount of eccentricity, and FIG. 34 shows a state where the power transmission ring 606 is in a concentric position. The effective diameter D of the belt 102 is changed according to the displacement of the power transmission ring 606. L is the position of the width center of the belt 102 (hereinafter referred to as a belt center L).
[0163]
A transmission surface 608 to the belt 102 is formed on the outer peripheral surface of the power transmission ring 606, and the belt 102 is wound around the transmission surface 608. A circumferential groove 137 that meshes with the rib 136 of the belt 102 is formed on the transmission surface 608. Both side surfaces of the power transmission ring 606 constitute power transmission surfaces 609 and 610 that contact the corresponding power transmission surfaces 604 and 605 to transmit torque.
[0164]
The variable-diameter pulley is a first coupling that serves as a biasing means that biases the first and second pulley main bodies 602 and 603 toward each other, and connects both pulley main bodies 602 and 603 so as to be integrally rotatable. A diaphragm spring 611 as a means is provided, and this diaphragm spring 611 is connected to a connecting portion 612 formed of a conical annular plate that rotates in conjunction with the rotating shaft 601 via a plurality of connecting shafts 613 so as to be integrally rotatable. Yes. The connecting portion 612 and the plurality of connecting shafts 613 constitute second connecting means. An inner peripheral portion of the connecting portion 612 is connected to an outer peripheral portion of a flange portion 138 formed integrally with the rotary shaft 601 so as to be integrally rotatable by spline coupling, and is axially connected by a snap ring (not shown). The movement is stopped.
[0165]
The inner diameter portion 614 and the outer diameter portion 615 of the diaphragm spring 611 are engaged with the first and second pulley main bodies 602 and 603, respectively, so as to be integrally rotatable. Thereby, both pulley main bodies 602 and 603 and the diaphragm spring 611 rotate integrally with the rotating shaft 601. For example, when this variable-diameter pulley is applied to a driven pulley as in the present embodiment, the auxiliary machine from the belt 102 via the power transmission ring 606, both pulley main bodies 602 and 603, the diaphragm spring 611, and the rotating shaft 601. Torque is transmitted to the rotating shaft.
[0166]
Referring to FIG. 31 and FIG. 35, radial connection grooves 616 and 617 are formed on the inner diameter portion 614 and the outer diameter portion 615 of the diaphragm spring 611 so as to be arranged at equal circumferences, respectively. Further, in the intermediate portion in the radial direction of the diaphragm spring 611, connection holes 631 that penetrate the connection shaft 613 described above and connect the diaphragm spring 611 and the connection portion 612 so as to be able to transmit torque are formed at equal circumferences. .
[0167]
Referring to FIG. 31, the first pulley main body 602 is fixed to the disc portion 618 formed with the power transmission surface 604 and to the inner periphery of the disc portion 618 so as to be integrally rotatable, and concentric with the rotation shaft 601. And a shaft portion 619 disposed on the surface. A tapered portion 620 is formed at one end of the shaft portion 619, and the disk portion 618 is fitted into the tapered portion 620 and fixed by a nut 621.
[0168]
Also, a cylindrical boss portion 622 that is concentric with the rotation shaft 601 and has a diameter larger than that of the shaft portion 619 is integrally formed at the other end of the shaft portion 619. The boss portion 622 is supported on the peripheral surface of the rotating shaft 601 via a bush 623 serving as a sliding bearing so as to be slidable in the axial direction.
The second pulley main body 603 includes a conical disc portion 624 in which the power transmission surface 605 is formed, and a cylindrical boss portion 625 formed on the inner periphery of the disc portion 624. The boss portion 625 of the second pulley main body 603 surrounds a part of the shaft portion 619 and the boss portion 622 of the first pulley main body 602, and slides by the shaft portion 619 and the boss portion 622 of the first pulley main body 602, respectively. It is slidably supported in the axial direction via bushes 626 and 627 as bearings.
[0169]
The back surface 628 of the power transmission surface 605 of the second pulley main body 603 is formed of a conical tapered surface having a generatrix parallel to the power transmission surface 605. An annular flange portion 632 having an L-shaped cross section is integrally extended on the outer peripheral edge portion of the second pulley main body 603, and the diaphragm spring 611 side surface of the annular flange portion 632 is arranged outside the diaphragm spring 611. A plurality of plate-like connection protrusions 629 that are respectively fitted into the plurality of connection grooves 617 of the diameter portion 615 are radially formed with equal circumferences. The annular flange portion 632 of the second pulley main body 603 is pressed by the outer diameter portion 615 of the diaphragm spring 611 so that the second pulley main body 603 approaches the first pulley main body 602 (to the left in FIG. 31). It is energized.
[0170]
The shaft portion 619 and the boss portion 622 of the first pulley main body 602 extend through the boss portion 625 of the second pulley main body 603 to the back surface 628 side of the power transmission surface 605 of the second pulley main body 603. The boss portion 622 constitutes a portion extending to the back side of the second pulley main body 603. A connecting portion 630 formed of an annular flange for integrally connecting the end portion and the inner diameter portion 614 of the diaphragm spring 611 is integrally formed at the end portion of the boss portion 622 as a portion extending to the back side. ing.
[0171]
The inner peripheral portion of the connecting portion 630 is screwed to the end portion of the boss portion 622 and is fixed to be integrally rotatable. The torque transmitted through the connecting portion 630 is made to work in the screw tightening direction so that the fixing is not loosened.
The connecting portion 630 includes a pressing surface 633 for pressing the inner diameter portion 614 of the diaphragm spring 611 in the axial direction, and a plurality of connecting protrusions 634 that are radially formed on the pressing surface 633 with a uniform circumference. . The pressing surface 633 is pressed by the inner diameter portion 614 of the diaphragm spring 611, and the first pulley main body 602 approaches the second pulley main body 603 via the connecting portion 630, the boss portion 622, and the shaft portion 619 (see FIG. (To the right at 31). Further, the plurality of connection protrusions 634 are fitted in the plurality of connection grooves 616 of the inner diameter portion 614 of the diaphragm spring 611, respectively.
[0172]
The connecting portion 612 is formed with a plurality of through holes 635 extending in the axial direction at equal intervals in the circumference, and the through holes 635 pass through the connecting holes 631 of the washer member 640 and the diaphragm spring 611. A shaft 613 is inserted and fixed. That is, the diaphragm spring 611 is sandwiched between the washer member 640 and the connecting portion 612 at the peripheral portion of the connecting hole 631, and the portion where the washer member 640 and the connecting portion 612 are opposed to the diaphragm spring 611 is the diaphragm. The springs 611 are formed on conical tapered inclined surfaces 641 and 642 with the connecting shaft 613 as the center so as to allow inclination when the spring 611 is displaced. Each connecting shaft 613 is formed in parallel to the axial direction of the rotating shaft 601 and is fitted into the connecting hole 631 of the diaphragm spring 611 so as to connect the diaphragm spring 611 and the connecting portion 612 so that torque can be transmitted. As the connecting shaft 613, for example, a rivet with a head can be used. When a rivet is used, it can be easily fixed by caulking the tip and expanding the diameter.
[0173]
Referring to FIG. 36, the connecting hole 631 is a long hole extending in the radial direction. As shown in FIG. 36, a pair of engaging surfaces 636 and 637 which are long and parallel to each other in the radial direction are formed on the inner surface. Forming. On the other hand, the connecting shaft 613 has a cross-sectional shape having a so-called two-surface width, and has a pair of engaging surfaces 638 and 639 that respectively engage with the pair of engaging surfaces 636 and 637 of the connecting hole 631. Yes.
The pair of engaging surfaces 636 and 637 of the connecting hole 631 are set to be longer in the radial direction of the diaphragm spring 611 than the pair of engaging surfaces 638 and 639 of the corresponding connecting shaft 613. Each of the engagement surfaces 636 to 639 is a surface parallel to the axial direction of the diaphragm spring 611 (a direction perpendicular to the paper surface in FIG. 36) and the radial direction (the vertical direction in FIG. 36). The width between the engaging surfaces 636 and 637 of the connecting hole 631 is set to be approximately equal to the width between the engaging surfaces 638 and 639 of the connecting shaft 613. Thus, the connecting shaft 613 is engaged with the inner surface of the connecting hole 631 so as to restrict only the displacement of the diaphragm spring 611 in the circumferential direction R.
[0174]
The radial position (indicated by the distance d from the rotation axis K in FIGS. 31 and 34) of the connecting hole 631 is assumed when the axial displacement of the diaphragm spring 611 at the position of the connecting hole 631 is restricted by the connecting shaft 613. This is a position where the inner diameter portion 614 and the outer diameter portion 615 can be displaced in the opposite directions with the same stroke amount.
[0175]
Referring to FIGS. 31 and 34 again, a counter member 644 having a counter surface 643 facing the back surface 628 of the second pulley main body 603 is integrally rotatable on the outer periphery of the boss portion 622 of the first pulley main body 602. It is fixed to. The opposing member 644 has a disc portion 645 and a boss portion 646, and the boss portion 646 is fitted on the outer periphery of the boss portion 622 of the first pulley main body 602.
[0176]
An annular accommodation space 648 that accommodates the inertia member 647 is defined between the back surface 628 of the second pulley main body 603 and the facing surface 643 of the facing member 644 facing the second pulley main body 603. The outside of the housing space 648 is partitioned by an annular flange portion 632 having an L-shaped cross section of the second pulley main body 603, and the inside of the housing space 648 is formed by a boss portion 625 of the second pulley main body 603. It is partitioned. Since the back surface 628 of the second pulley main body 603 is inclined in a tapered shape, the accommodation space 648 has a wedge-shaped cross section in which the width becomes narrower outward in the radial direction.
[0177]
The inertia member 647 is displaced in the accommodating space 648 in the centrifugal direction (from the state shown in FIG. 31 to the state shown in FIG. 34), thereby cooperating with the diaphragm spring 611 via both pulley main bodies 602 and 603. Thus, the power transmission ring 606 is urged to a position concentric with the rotational axis K. Referring to FIGS. 31, 34, and 37, inertia member 647 includes a roller 649 made of a cylinder as a rolling member, and a support shaft member 650 that penetrates roller 649 in the axial direction. The inertia member 647 includes a bearing 651 made of, for example, a metal bush, which is interposed between the support shaft members 650 and 649 and allows relative rotation between the rollers 649 and the support shaft member 650.
[0178]
A guide groove 652 that guides the rolling movement of the roller 649 is formed in the radial direction on the facing surface 643 of the facing member 644 in a state where both ends of the support shaft member 650 are supported by the edge portions 653 and 654. The outer peripheral surface of the roller 649 may be crowned along the axial direction. The inertia member 647 rotates with the two pulley main bodies 602 and 603, and generates a centrifugal force that increases as the rotational speed increases. When the inertia member 647 increases the turning diameter by the centrifugal force and moves toward the narrow side (radially outward) of the accommodation space 648, the pulley main bodies 602 and 603 are brought close to each other, and the power transmission ring 606 is moved to the concentric position side. Will be displaced.
[0179]
In the tenth embodiment, the effective diameter D of the variable diameter pulley 659 can be automatically changed and automatically shifted with a simple structure using the centrifugal force of the built-in inertia member 647. As a result, in the belt type continuously variable transmission system 600 using the variable diameter pulley 659, a mechanism such as a tensioner for adjusting the transmission ratio, a driving mechanism for driving the tensioner, and a controller for controlling the operation of the driving mechanism are used. This is not necessary, and it is sufficient to use a general passive tensioner 655 (so-called auto tensioner). Therefore, the structure can be greatly simplified, and the manufacturing cost and the arrangement space can be reduced.
[0180]
In addition, since the inertia member 647 includes the roller 649 that rolls on the back surface 628 of the second pulley main body 603 that defines the accommodation space 648, the inertia member 647 can be smoothly displaced. It is possible to prevent the occurrence of a situation in which the material is held in the accommodation space 648 and cannot move.
Further, since the connecting portion 612 as the second connecting means connects both the pulley main bodies 602 and 603 to the rotating shaft 601 collectively via the diaphragm spring 611 as the first connecting means, each pulley main body 602 Compared with the case where 603 is individually connected to the rotating shaft 601, the structure can be simplified.
[0181]
Further, since the diaphragm spring 611 that couples the pulley main bodies 602 and 603 so as to be integrally rotatable is also used as the urging member, the structure can be simplified. In addition, since the diaphragm spring 611 can directly bias both the pulley main bodies 602 and 603, the both pulley main bodies 602 and 603 can be smoothly displaced, so that a smooth shift can be achieved.
[0182]
In addition, since both pulley main bodies 602 and 603 connected to the inner diameter portion 614 and the outer diameter portion 615 of the diaphragm spring 611 can be axially displaced symmetrically with the same amount of displacement, smooth shifting can be achieved with a simple structure. Thus, the belt center L can be kept constant.
The diaphragm spring 611 bends as the pulley main bodies 602 and 603 are displaced. Even if the axial displacement is different between the inner diameter portion 614 and the outer diameter portion 615, the connection shaft 613 is connected to the diaphragm spring 611 in the connection hole 631. Since the axial displacement of this portion is allowed, excessive stress is not generated around the connection hole 613. As a result, the durability of the diaphragm spring 611 can be improved. Further, since the center of the power transmission ring 606 always coincides with the position of the belt center, the power transmission ring 606 is free from vibration and abnormal wear.
[0183]
In particular, in the present embodiment, the connecting shaft 613 contacts the pair of long engaging surfaces 636 and 637 along the radial direction of the connecting hole 631, so that a wide contact area can be secured and the stress applied to the diaphragm spring 611. Can be further reduced. As a result, durability can be further improved.
Further, both pulley main bodies 602 and 603 follow the displacement in the width direction of the belt 102 and are displaced to a position corresponding to the actual belt center L, so that smooth transmission can be achieved with a simple structure.
[0184]
If the two-sided width of the connecting shaft 613 is ensured to ensure the contact area, the bending rigidity of the connecting shaft 613 is secondarily increased, thereby preventing the connecting shaft 613 from collapsing during torque loading. As a result, it is possible to prevent an adverse effect of this falling on the diaphragm spring 611 and its connecting hole 631.
In the present embodiment, the axial displacement around the connection hole 631 of the diaphragm spring 611 can be restricted by the connection shaft 613. In this case, a universal joint may be interposed between the connecting shaft 613 and the connecting hole 631.
Eleventh embodiment
Next, FIG. 38, FIG. 39 and FIG. 40 show an eleventh embodiment of the present invention. Referring to FIG. 38, the variable diameter pulley 660 of the present system is mainly different from the variable diameter pulley of FIG. 31 of the tenth embodiment in the following 1) to 3). That is,
1) In the embodiment of FIG. 31, the first connecting means for connecting both pulley main bodies 602 and 603 so as to be integrally rotatable is constituted by a diaphragm spring 611, and both pulley main bodies 602 and 603 approach each other by the diaphragm spring 611. In the eleventh embodiment, the first connecting means includes an opposing member 669 fixed to the first pulley main body 662 and a second pulley. A plurality of connecting shafts 689 and 690 that connect the main body 662 are configured, and an elastic member is configured by a compression coil spring 685 that is interposed between the second pulley main body 662 and the opposing member 669.
[0185]
2) Further, in the embodiment of FIG. 31, the pulley main bodies 602 and 603 are axially displaced symmetrically by setting the radial position d of the connecting hole 631 of the diaphragm spring 611 as required. However, in the eleventh embodiment, the rollers 697 and 697 provided at both ends of the connecting shaft 690 included in the first connecting means are formed on the first pulley main body 662 and the opposing member 669, respectively. Achieved by engaging surfaces 700 and 701 respectively. Each of the cam surfaces 700 and 701 and rollers 697 and 697 serving as cam followers engaged with the corresponding cam surfaces 700 and 701 respectively rotate the rotational angular displacements of the pulley main bodies 662 and 663 with respect to the rotation shaft 661. A pair of conversion mechanisms T and T (also referred to as torque cam mechanisms) that convert to directional displacements are configured.
[0186]
3) In the eleventh embodiment, the inertia member and the rolling member are constituted by the balls 682.
More specifically, with reference to FIG. 38, the variable-diameter pulley 660 includes first and second annular pulley main bodies 662 and 663 that are rotatable around the rotation shaft 661 and movable in the axial direction. Power transmission surfaces 664 and 65 are formed on the mutually opposing surfaces of the pulley main bodies 662 and 663, respectively. The pair of power transmission surfaces 664 and 665 are tapered in directions opposite to each other, and the power transmission ring 606 having a substantially trapezoidal cross section is formed by the two power transmission surfaces 664 and 665. The shaft K is clamped so as to be eccentric. FIG. 38 shows a state where the power transmission ring 606 is concentric with the axis K.
[0187]
The first pulley main body 662 includes a conical disc portion 666 and a cylindrical boss portion 667 formed on the inner periphery of the disc portion 666. The disc portion 666 forms the power transmission surface 664 described above. The boss portion 667 is supported on the peripheral surface of the rotating shaft 661 through bushes 668 and 668 as sliding bearings so as to be slidable in the axial direction. The end portion of the boss portion 667 is integrally coupled to a counter member 669 described later by a screw 670. Reference numeral 671 denotes a stopper that prevents the first pulley main body 662 from being detached from the rotating shaft 661, and this stopper 671 is fixed to the rotating shaft 661 by a nut 672 that is screwed into an end portion of the rotating shaft 661.
[0188]
The second pulley main body 663 includes an annular plate portion 673 having a circular shape extending from the outer periphery of the holed conical plate, and a boss portion 674 as an inner cylindrical portion extending from the inner periphery of the annular plate portion 673. And an outer cylinder part 675 extending on the outer periphery of the annular plate part 673 and an intermediate cylinder part 676 formed at the radial intermediate part of the annular plate part 673. The boss portion 674, the outer cylinder portion 675, and the intermediate cylinder portion 676 are all formed to extend toward the back surface 677 side of the power transmission surface 665 of the second pulley main body 663. The boss portion 674 of the second pulley main body 663 is supported on the outer peripheral surface of the boss portion 667 of the first pulley main body 662 via a bush 678 as a slide bearing so as to be movable in the axial direction.
[0189]
The facing member 669 is an annular member, and has a tapered facing surface 680 that faces the tapered portion 679 of the back surface 677 of the second pulley main body 663. An accommodation space 681 is formed between the boss portion 674 of the second pulley main body 663 and the intermediate cylinder portion 676 by the tapered portion 679 of the back surface 677 and the facing surface 680 of the facing member 669. A plurality of balls 682 as an inertia member and a rolling member are accommodated in the accommodation space 681. The accommodating space 681 has a wedge-shaped cross section that becomes narrower as it goes outward in the radial direction. As the centrifugal force increases, the ball 682 is displaced in the centrifugal direction, so that both pulley main bodies 602 and 603 are mutually connected. It can be made closer.
[0190]
The opposing member 669 has an inner cylindrical portion 683 radially inward of the opposing surface 680, and the annular end surface portion 684 of the inner cylindrical portion 683 is connected to the first pulley by a screw 670. It is fixed to the end of the boss 667 of the main body 2. As a result, the opposing member 669 rotates integrally with the first pulley main body 662 and moves integrally in the axial direction.
[0191]
A compression coil spring 685 is housed in the inner cylinder portion 683 of the facing member 669 as an elastic member that urges the pulley main bodies 662 and 663 toward each other. One end (the left end in the figure) of the compression coil spring 685 is engaged with the stepped portion 687 of the boss portion 674 while being fitted to the small diameter portion 686 of the tip of the boss portion 674 of the second pulley main body 663. The second pulley main body 663 is pressed and urged toward the first pulley main body 662 via the stepped portion 687. On the other hand, the other end (right end in the drawing) of the compression coil spring 685 is engaged with the end surface portion 684 of the inner cylinder portion 683 of the opposing member 669, and the first pulley main body 662 is connected via the end surface portion 684. Pressing and urging toward the second pulley main body 663 side. Further, since the compression coil spring 685 is guided in expansion and contraction by the inner cylindrical portion 683 of the opposing member 669 and the small diameter portion 686 of the boss portion 674 of the second pulley main body 663, it can be displaced smoothly. .
[0192]
The outer peripheral portion 688 of the opposing member 669 and the outer cylinder portion 675 of the second pulley main body 663 are connected via a plurality of connecting shafts 689 and 690 arranged along the radial direction as the first connecting means. It is connected so that it can rotate integrally. One end of the connecting shaft 689 is fixed to the outer peripheral portion 688 of the opposing member 669, and the other end rotatably supports a roller 692 via a bush 691 (see FIG. 39). The roller 692 is rotatably fitted in and engaged with a guide groove 693 formed in the outer cylinder portion 675 of the second pulley main body 663 and parallel to the rotation shaft 661 and having one end opened.
[0193]
On the other hand, the intermediate portion of the connecting shaft 690 has a two-stage cylindrical shape integrally formed around the rotating shaft 661 and penetrates the outer cylindrical portion 695 of the connecting portion 694 as the second connecting means in the radial direction. It is fixed. Referring to FIGS. 38 and 40 (a), 40 (b), rollers 697 are rotatably supported at both ends of the connecting shaft 690 via bushes 696, respectively. Each roller 697 is fitted into a guide groove 698 formed in the outer cylinder portion 675 of the second pulley main body 663 and a guide groove 699 formed in the outer cylinder portion 695 of the opposing member 669 so as to be able to roll. Are combined.
[0194]
These guide grooves 698 and 699 are inclined in opposite directions as shown in FIGS. 40A and 40B, and cam surfaces 700 and 701 are formed by inner surfaces of the guide grooves 698 and 699, respectively. ing. These cam surfaces 700, 701, when both pulley main bodies 662, 663 generate a rotational angular displacement with respect to the rotary shaft 661 in accordance with the load torque applied to the variable diameter pulley 660, , 663 are converted into axial displacements, and as shown in FIGS. 40A and 40B, both pulley main bodies 662, 663 are axially displaced in opposite directions and with equal displacement amounts (so-called torque cams). Mechanism.) As a result, the position of the belt center L is maintained constant regardless of the speed change. 40A corresponds to the state of FIG. 38 where the power transmission ring 606 is in the concentric position, and FIG. 40B corresponds to the state where the power transmission ring 606 is eccentric.
[0195]
Note that in the eleventh embodiment, identical symbols are assigned to the configurations similar to those in the tenth (FIG. 31) embodiment and descriptions thereof are omitted.
According to the present embodiment, similar to the embodiment of FIG. 31, the resultant tension (G + H) applied to the belt 102 by the compression coil spring 685 as the elastic member and the ball 682 as the inertia member, and the tensioner 655 The power transmission ring 606 is automatically displaced at a position where the tension F applied to the belt 102 by the elastic member 657 is balanced, and a simple structure using the centrifugal force of the inertia member made of the built-in ball 682 is used. The automatic transmission can be achieved by automatically changing the effective diameter D of the variable diameter pulley 660.
[0196]
In addition, since the ball 682 that also serves as a rolling member is used as the inertia member, the structure can be further simplified, and the occurrence of a situation in which the inertia member is pinched in the accommodation space 681 and cannot move is prevented. it can.
Further, when load torque is applied, both pulley main bodies 662 and 663 are brought closer to each other by the action of the cam surfaces 700 and 701 included in the conversion mechanism (torque cam mechanism) T, and the force for clamping the power transmission ring 606 can be increased. Therefore, it is possible to prevent slippage between the power transmission ring 606 and the power transmission surfaces 664 and 665 of the pulley main bodies 662 and 663. As a result, highly efficient power transmission becomes possible.
[0197]
Further, the cam surfaces 700 and 701 are provided on the inner surfaces of the guide grooves 698 and 699 so that the rollers 697 and 697 at both ends of the connecting shaft 690 roll, so that the rotation shafts 661 of both pulley main bodies 662 and 663 are rotated. Relative rotation with respect to can be smoothly converted to axial displacement. As a result, shifting can be performed smoothly.
[0198]
Further, the pulley surfaces 662 and 663 can be displaced symmetrically in the axial direction by the action of the cam surfaces 700 and 701, so that the belt center L can be kept constant regardless of the speed change.
The present invention is not limited to the above-described embodiments. For example, the present invention can be used as a belt-type continuously variable transmission system for a general machine, in addition to the present invention mounted on an automobile.
[0199]
【The invention's effect】
In the first aspect of the present invention, the resultant force of the tensioner's elastic member and actuator to decenter the power transmission ring via the belt, and the force of the variable diameter pulley biasing member biasing the power transmission ring concentrically. The power transmission ring is displaced to a position where the power transmission ring balances to define the eccentric position of the power transmission ring, and the effective diameter of the belt is changed. Since the speed is changed using the balance of the force through the belt, stable and smooth speed change is possible.
[0200]
  When the actuator does not work, the tensioner only applies tension to the belt with the force of an elastic member such as a spring, as used in a conventional constant speed belt transmission auxiliary machine drive system. Since the force of the elastic member is smaller than the force of the urging member of the variable diameter pulley urging the power transmission ring to the concentric side, the power transmission ring keeps the concentric state with the axis of the rotating shaft. On the other hand, the actuator works and the belt tension is added to the tension applied to the belt by the elastic member of the tensioner, and the resultant force is greater than the force by which the biasing member of the variable diameter pulley biases the power transmission ring concentrically. When it becomes larger, the power transmission ring is displaced to an eccentric position corresponding to the applied force, and a desired gear ratio is obtained. At this time, tension is applied to the belt not only by the tensioner but also by the urging member of the variable diameter pulley, so that the application of tension is stabilized and appropriate tension is applied.
  Further, the belt tension can be changed only by engaging / disengaging the clutch, and the structure can be simplified. Since the built-in hydraulic pump is stopped when not needed, energy saving can be achieved and the pump life can be extended.
[0201]
  Claim2In the described invention, it is possible to prevent the auxiliary machine from rotating at an unnecessary high speed in the driving of the auxiliary machine of the automobile, thereby improving the durability of the auxiliary machine and achieving energy saving. In addition, the speed ratio adjusting tensioner of the present invention can be arranged as an alternative to the auto tensioner that is conventionally arranged on the loose side of the belt, so that the size can be reduced.
[0202]
  Claim3In the described invention, both pulley main bodies are displaced in equal amounts of displacement in opposite directions, so that the position of the belt running center can always be maintained constant. There is no risk of unnecessary force being applied to the belt or falling off the pulleys due to the speed change. In the invention according to claim 5, since the load torque to the variable diameter pulley can be converted to a force for bringing both pulley main bodies close by the conversion mechanism, the two pulley main bodies can be brought close to each other according to the load torque. As a result, the urging force by the urging means can be reduced, so that the friction loss can be reduced.
[0203]
  Claim5In the described invention, both the pulley main bodies can be directly urged by the diaphragm spring, so that both pulley main bodies can be operated smoothly and a smooth shift can be achieved. Further, by causing the inner diameter portion and the outer diameter portion of the diaphragm spring to generate equal displacements in opposite directions, both pulley main bodies are moved symmetrically in the axial direction to maintain the belt running center constant. Can do. In addition, the diaphragm spring has a function of connecting both pulley main bodies so as to be integrally rotatable and a function of urging the power transmission ring to the concentric side via both pulley main bodies, so that the structure can be simplified.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a belt-type continuously variable transmission system according to a first embodiment of the present invention, showing a state before shifting.
FIG. 2 is a schematic configuration diagram of the system of FIG. 1, showing a state after shifting.
3 is a schematic diagram of a hydraulic circuit for operating a hydraulic cylinder in the system of FIG. 1, corresponding to a state after a shift.
4 is a schematic diagram of a hydraulic circuit for operating a hydraulic cylinder in the system of FIG. 1, and corresponds to a state before shifting.
5 is a longitudinal sectional view of a variable diameter pulley in the system of FIG. 1, showing a state in which a power transmission ring is concentric with a rotating shaft.
6 is a front view of a diaphragm spring of the variable diameter pulley of FIG. 5. FIG.
7 is a longitudinal sectional view of the variable diameter pulley of FIG. 5, showing a state in which the power transmission ring is eccentric. FIG.
FIG. 8 is a longitudinal sectional view of a variable diameter pulley of a belt-type continuously variable transmission system according to a second embodiment of the present invention, showing a state where a power transmission ring is in a concentric position.
9 is a half side view of the variable diameter pulley of FIG.
10 is an exploded perspective view of a pulley main body and a guide member of the variable diameter pulley of FIG.
11 is an exploded perspective view showing a state in which a guide member is fitted to an outer peripheral surface of a fitting projection mainly of a pulley of the variable diameter pulley of FIG. 8;
12 is a partially broken perspective view of the guide member of FIG. 11. FIG.
13 is a schematic perspective view showing a state in which the guide member and the coupling body are combined with the fitting protrusion mainly of the pulley in the variable diameter pulley of FIG.
14 is an exploded perspective view showing a state in which a coupling body is combined with both pulley main bodies in a state of being combined with each other in the variable diameter pulley of FIG. 8. FIG.
15 is an enlarged cross-sectional view of a portion near the inner periphery of the variable diameter pulley of FIG.
16 is an exploded perspective view of a coupling body and a rotating shaft in the variable diameter pulley of FIG.
FIG. 17 is a sectional view of a tensioner of a belt type continuously variable transmission system according to a third embodiment of the present invention.
18 (a) and 18 (b) are schematic plan views including a partial cross section for explaining the operation of the tensioner of FIG. The cross section corresponds to the cross section taken along the line VV in FIG.
FIG. 19 is a schematic configuration diagram of a main part of a belt-type continuously variable transmission system according to a fourth embodiment of the present invention, where (a) shows a state before shifting and (b) shows a state after shifting. Show.
20 is a partial cross-sectional front view of a tensioner included in the system of FIG.
21 is a longitudinal sectional view of the tensioner of FIG.
22 is a partial cross-sectional front view of the tensioner showing a state in which the tensioner of FIG.
FIG. 23 is a partial sectional front view of a tensioner of a belt-type continuously variable transmission system according to a fifth embodiment of the present invention.
24 is a partial cross-sectional front view of the tensioner showing a state in which the tensioner of FIG.
FIG. 25 is a partial sectional front view of a tensioner of a belt type continuously variable transmission system according to a sixth embodiment of the present invention.
FIG. 26 is a schematic configuration diagram of a belt-type continuously variable transmission system according to a seventh embodiment of the present invention, where (a) shows a state before shifting, and (b) shows a state after shifting. Yes.
27 is a partial cross-sectional front view of a tensioner included in the system of FIG. 26. FIG.
28 is a longitudinal sectional view of a main part of the tensioner of FIG. 27. FIG.
FIG. 29 is a schematic view of a main part of a tensioner of a belt type continuously variable transmission system according to an eighth embodiment of the present invention.
FIG. 30 is a partial sectional side view of a main part of a tensioner of a belt type continuously variable transmission system according to a ninth embodiment of the present invention.
FIG. 31 is a sectional view of a variable diameter pulley included in a belt type continuously variable transmission system according to a tenth embodiment of the present invention, showing a state where a power transmission ring is eccentric.
32 is a schematic view of the main part of a belt-type continuously variable transmission system in which the variable diameter pulley of FIG. 31 is applied to a driven pulley.
33 is a graph showing the relationship between the rotational speeds of the drive pulley and the variable diameter pulley of FIG. 31. FIG.
34 is a cross-sectional view showing a state where the power transmission ring is concentric in the variable diameter pulley of FIG. 31. FIG.
35 is a front view of a diaphragm spring of the variable diameter pulley of FIG. 31. FIG.
36 is a schematic view showing a combined state of a connection hole and a connection shaft of a diaphragm spring of the variable diameter pulley of FIG. 31. FIG.
37 is a partially broken perspective view showing a main part of an opposing member fixed to the second pulley main body in the variable diameter pulley of FIG. 31. FIG.
FIG. 38 is a cross-sectional view of a variable diameter pulley included in a belt type continuously variable transmission system according to a tenth embodiment of the present invention, showing a state where a power transmission ring is in a concentric position.
39 is a side view showing a part of the outer peripheral surface of the second pulley main body in the variable diameter pulley of FIG. 38. FIG.
40 is a schematic diagram showing the second pulley main body, the opposing member, and a connecting shaft with a roller for connecting them, in the variable diameter pulley of FIG. 38, wherein (a) shows the power transmission ring in a concentric position. Corresponding to the state, (b) corresponds to the state where the power transmission ring is eccentric.
[Explanation of symbols]
10 Tensioner
12 Controller
20 Tensioner pulley
21 Vane motor
22 Hydraulic pump (hydraulic actuator)
23 Fixing member
24 Swing member (support member)
28 Elastic members
85 clutch
101 Belt type continuously variable transmission system
102 belt
104 Tensioner
105 Tensioner pulley
107 Variable diameter pulley
110 Hydraulic cylinder (hydraulic actuator)
112 Hydraulic pump
114 controller
134 Compression coil spring (elastic member)
201 Rotating shaft
202, 203 Pulley main
204, 205 Power transmission surface
206 Power transmission ring
211 Diaphragm spring (biasing member)
300 Variable diameter pulley
301 Rotating shaft
303,304 Concatenated body
305,306 Pulley main
309 Power transmission ring
310 Disc spring (biasing member)
315, 316 Power transmission surface
322 Mating protrusion
338, 339 Cam face
T Torque cam mechanism
400 Belt type continuously variable transmission system
401 Tensioner
403 Tensioner pulley
408 Stepping motor (actuator)
414 Elastic member
419 Controller
450 Tensioner
469 Elastic member
471 Hydraulic motor (hydraulic actuator)
490 Tensioner
500 Belt type continuously variable transmission system
503 Tensioner
504 Tensioner pulley
505 Wire (Transmission member)
506 Hydraulic cylinder (hydraulic actuator)
509 Elastic member
530 Electric motor (actuator)
532 Pressure receiving member
547 Intake manifold
553 Hydraulic Pump (Hydraulic Actuator)
555 controller

Claims (5)

回転軸の周囲を取り囲んで配置され軸方向に移動自在な一対のプーリ主体、これらのプーリ主体の互いの対向面に形成された一対のテーパ状の動力伝達面、これらの動力伝達面によって回転軸の軸心に対して偏心可能に挟持されると共に外周面に無端状のベルトが巻きかけられた動力伝達リング、および両プーリ主体を介して動力伝達リングを同心側へ付勢する付勢手段を含む可変径プーリと、
変速比を調整するためにベルトの張力を調整するテンショナとを備え、
このテンショナは、変位可能な支持部材によって回転自在に支持され且つベルトに係合するテンショナプーリと、このテンショナプーリを介してベルトに張力を付与する弾性部材と、ベルトの張力を調整するべく上記テンショナプーリの動作位置を上記支持部材を介して能動的に変更するアクチュエータとを含み、
テンショナの弾性部材およびアクチュエータがベルトを介して動力伝達リングを偏心させようとする力と、可変径プーリの付勢部材が動力伝達リングを同心側へ付勢する力とが釣り合うことによって、上記動力伝達リングの位置が規定され、
上記テンショナの弾性部材がベルトを介して動力伝達リングを偏心させようとする力が、可変径プーリの付勢部材が動力伝達リングを同心側へ付勢する力より小さくされ、
上記アクチュエータは油圧アクチュエータからなり、
上記テンショナは、テンショナプーリによって駆動されて油圧アクチュエータに作動油を供給する油圧ポンプと、テンショナプーリと油圧ポンプとの間の駆動連結を断続するクラッチとを含み、
このクラッチの操作によって上記テンショナプーリの動作位置が変更されることを特徴とするベルト式無段変速システム。A pair of pulley main bodies that are arranged around the rotation shaft and are movable in the axial direction, a pair of tapered power transmission surfaces formed on opposite surfaces of these pulley main bodies, and the rotation shaft by these power transmission surfaces A power transmission ring sandwiched in an eccentric manner with respect to the shaft center and having an endless belt wound around the outer peripheral surface, and a biasing means for biasing the power transmission ring concentrically via both pulley main bodies Including variable diameter pulleys,
A tensioner that adjusts the belt tension to adjust the gear ratio,
The tensioner includes a tensioner pulley that is rotatably supported by a displaceable support member and engages the belt, an elastic member that applies tension to the belt via the tensioner pulley, and the tensioner that adjusts the tension of the belt. An actuator for actively changing the operating position of the pulley via the support member,
The force of the tensioner's elastic member and actuator that causes the power transmission ring to be eccentric via the belt and the force that the biasing member of the variable-diameter pulley biases the power transmission ring concentrically balances the power. The position of the transmission ring is defined,
Force the elastic member of the tensioner to try to offset the power transmission ring through the belt, rot smaller than the force biasing member of the variable diameter pulley to urge the power transmission ring into concentric side,
The actuator is a hydraulic actuator,
The tensioner includes a hydraulic pump that is driven by the tensioner pulley and supplies hydraulic oil to the hydraulic actuator, and a clutch that intermittently connects the drive connection between the tensioner pulley and the hydraulic pump.
A belt type continuously variable transmission system characterized in that the operating position of the tensioner pulley is changed by operation of the clutch . 上記可変径プーリは自動車の駆動源に連なる出力軸、および補機の駆動軸の何れか一方に設けられ、上記テンショナプーリはベルトの緩み側に係合していることを特徴とする請求項１記載のベルト式無段変速システム。  2. The variable diameter pulley is provided on one of an output shaft connected to a driving source of an automobile and a driving shaft of an auxiliary machine, and the tensioner pulley is engaged with a loose side of the belt. The belt-type continuously variable transmission system described. 上記可変径プーリは、両プーリ主体が回転軸の軸方向に互いに逆向きに相等しい変位量で変位するように両プーリ主体同士を関連させる機構をさらに含むことを特徴とする請求項１又は２記載のベルト式無段変速システム。  3. The variable diameter pulley further includes a mechanism for associating both pulley main bodies such that both pulley main bodies are displaced in the axial direction of the rotating shaft in opposite directions with equal displacement amounts. The belt-type continuously variable transmission system described. 上記両プーリ主体同士を関連させる機構は、両プーリ主体同士を互いの軸方向相対移動を許容しつつ一体回転可能に連結する第１の連結手段と、各プーリ主体をそれぞれ回転軸に動力伝達可能に連結する一対の第２の連結手段とを含み、
上記一対の第２の連結手段は、それぞれ対応するプーリ主体の回転軸に対する相対回転を対応するプーリ主体の軸方向移動に変換する一対の変換機構を含むことを特徴とする請求項３記載のベルト式無段変速システム。The mechanism for associating the two pulley main bodies with each other is capable of transmitting power to each of the rotation shafts, and a first connecting means for connecting the pulley main bodies so as to be integrally rotatable while allowing relative movement in the axial direction of each other. A pair of second coupling means coupled to
4. The belt according to claim 3, wherein the pair of second coupling means includes a pair of conversion mechanisms that convert relative rotation of the corresponding pulley main body with respect to the rotation shaft of the corresponding pulley main body into axial movement of the corresponding pulley main body. Type continuously variable transmission system. 上記両プーリ主体同士を関連させる機構は、内径部および外径部がそれぞれ対応するプーリ主体に一体回転可能に係合され且つ径方向中間の所定部が連結手段を介して回転軸に動力伝達可能に連結されたダイヤフラムスプリングを含み、
このダイヤフラムスプリングは上記付勢手段を兼用していることを特徴とする請求項３記載のベルト式無段変速システム。 In the mechanism for associating the two pulley main bodies with each other, the inner diameter portion and the outer diameter portion are engaged with the corresponding pulley main body so as to be integrally rotatable, and a predetermined portion in the middle in the radial direction can transmit power to the rotating shaft via the connecting means. Including a diaphragm spring connected to
4. The belt-type continuously variable transmission system according to claim 3, wherein the diaphragm spring also serves as the urging means .
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