JP3729627B2 - Belt tensioner mechanism and continuously variable transmission - Google Patents

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ベルトの張力を調整するベルトテンショナ機構およびこれを含む無段変速装置に関する。
【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や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、補機を必要以上の回転数で回転させることは、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、可変径プーリを用いて補機の回転数を調整し得るようにした無段変速機が提案されている（例えば、公表特許公報平２−５００２６１号）。
この公報の無段変速機では、ベルトに張力を負荷することにより可変径プーリの有効径を変化させる変速比設定用のテンショナを備えている。このテンショナでは、ベルトに係合する回転自在なプーリの動作位置を、油圧シリンダによって変位させて変位後の位置をロックすることにより、可変径プーリの有効径を変化させるようにしている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記の変速比設定用のテンショナは、変位させた後のプーリの位置をロックする、言わばスタティックなテンショナであり、ベルトに発生する振動を減衰させる機能を有していない。したがって、ベルトの振動が収まり難いという問題がある。
【０００５】
そこで、ばねや摩擦減衰手段等を含み、ベルトの振動を減衰させる機能を有する公知のベルトテンショナを新たに追加することも考えられるが、構造が複雑となる。また、このベルトテンショナを配置するスペースが必要となり、無段変速機が大型になる。
本発明の課題は、簡単な構造で省スペースを図りつつベルト振動の少ないベルトテンショナ機構および無段変速装置を提供することである。
【０００６】
【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記載の発明のベルトテンショナ機構は、無端状のベルトに係合し、ベルトの張力が増す第１の方向とその逆の第２の方向に変位自在なテンショナプーリと、このテンショナプーリを第１の方向へ付勢する弾性部材と、テンショナプーリを第１の方向へ駆動する流体圧アクチュエータと、テンショナプーリの動作位置を解除可能に固定するロック手段と、流体圧アクチュエータへの流体の流出入を制御する流体経路とを備え、この流体経路は、流体圧ポンプから逆止弁を介して流体圧アクチュエータへ流体を送るための第１の経路と、これに並列な第２の経路と、流体圧アクチュエータへの流体の少なくとも流入を絞り手段を介して許容する状態に切り換え可能な弁手段とを含み、上記弁手段は第２の経路に配置されていると共に第２の経路を介しての流体圧アクチュエータからの流体の流出を禁止する状態に切り換え可能であることを特徴とするものである。
【０００７】
この態様では、ロック手段によってテンショナプーリの動作位置の固定を解除し、且つ弁手段によって流体圧アクチュエータへの流体の流入を絞り手段を介して許容する状態に切り換えた場合、ベルトに振動が生じたときに、テンショナプーリはベルトに追従して変動すると共に弾性部材および流体圧アクチュエータを変動変位させることになる。変動変位する流体圧アクチュエータでは、上記絞り手段による絞り抵抗をもって流体を流入させるので、粘性減衰力が発生する。そして、弾性部材および流体経路が協働してダイナミックダンパとして働き、ベルト振動を減衰させる。
【０００８】
このように、変速比を設定するためのテンショナに、絞り手段および弁手段を追加する小変更で振動減衰機能を持たせたので、新たにベルトテンショナを設ける場合と比較して、簡単な構造でスペースをとらずに、ベルト振動を低減できる。
また、弁手段を切り換えて第２の経路を介する流体圧アクチュエータからの流体の流出を禁止した状態で、流体圧ポンプを運転し、第１の経路を介して流体アクチュエータに流体を送ることにより、流体圧アクチュエータを駆動してテンショナプーリをベルトの張り側である第１の方向に変位させることができる。この変位後に、流体圧ポンプを停止させると、第１の経路を介する流体圧アクチュエータからの流体の流出が逆止弁によって阻止されることから、流体圧アクチュエータを介してテンショナプーリの動作位置を固定することができる。
また、請求項２記載の発明のベルトテンショナ機構は、請求項１において、上記流体経路は、上記絞り手段に並列に配置された逆止弁を含み、この逆止弁はテンショナプーリの第１の方向への変位に伴う流体の流れのみを許容することを特徴とするものである。
【０００９】
この態様では、弁手段が流体圧アクチュエータへの流体の流出入を絞り手段を介して許容する状態にある場合において、テンショナプーリが第２の方向へ変位するときには、絞り手段による粘性減衰力を発生させる一方、テンショナプーリが第１の方向へ変位するときには、流体が絞り手段を回避して逆止弁を通して流れるので、絞り手段による粘性減衰力は発生しない。すなわち粘性減衰力が第１の方向への変位に関してのみ働く、いわゆる片効きとなる。その結果、第１の方向への変位に関しては、粘性減衰力の影響を受けずに弾性部材がテンショナプーリをベルト側へ付勢することができるので、テンショナプーリのベルトへの追従性を高めることができる。
【００１２】
また、請求項３記載の発明のベルトテンショナ機構は、請求項１又は２において、上記弁手段は電磁弁からなり、上記絞り手段を内蔵していることを特徴とするものである。この態様では、弁手段に絞り手段を内蔵したので、構造を簡素化することができる。
【００１３】
また、請求項４記載の発明のベルトテンショナ機構は、請求項１，２又は３において、上記流体圧アクチュエータはテンショナプーリの第２の方向への変位に伴って縮小される流体室を含み、この流体室に連通される経路に上記絞り手段が配置されていることを特徴とするものである。
この態様では、本ベルトテンショナ機構をダイナミックダンパとして機能させるときに、テンショナプーリがベルトに追従して変動するが、一般に、テンショナプーリがベルトの張力を受けて第２の方向へ移動するときの速度が、第１の方向へ移動するときの速度よりも相対的に速くなる。したがって、第２の方向への変位に伴って縮小される流体圧アクチュエータの流体室が高圧側となる。この高圧側の流体室に連通される経路に絞り手段を設けておけば、低圧側の流体室に連通される経路に絞り手段を設ける場合と比較して、キャビテーションが発生し難い。
【００１４】
また、請求項５記載の発明のベルトテンショナ機構は、無端状のベルトに係合し、ベルトの張力が増す第１の方向とその逆の第２の方向に変位自在なテンショナプーリと、このテンショナプーリを第１の方向へ付勢する弾性部材と、テンショナプーリを第１の方向へ駆動する流体圧アクチュエータと、テンショナプーリの動作位置を解除可能に固定するロック手段と、流体圧アクチュエータへの流体の流出入を制御する流体経路とを備え、この流体経路は、流体圧アクチュエータへの流体の流出入を絞り手段を介して許容する状態に切り換え可能な弁手段を含み、上記弁手段は、上記絞り手段と並列に配置され、且つ流体圧アクチュエータへの流体の流出入を絞り手段を回避しつつ許容する状態に切り換え可能であることを特徴とするものである。
この態様では、弁手段を切り換えて流体圧アクチュエータへの流体の流出入を絞り手段を回避しつつ許容する状態にすると、流体アクチュエータへの流体の流出入をスムーズに行える結果、迅速に変速比を変更することが可能となる。
【００１５】
また、請求項６記載の発明のベルトテンショナ機構は、請求項１ないし５の何れか一つにおいて、上記ロック手段は流体の流出入を禁止された流体圧アクチュエータにより構成されることを特徴とするものである。
この態様では、流体圧アクチュエータを利用してテンショナプーリの動作位置をロックするので、別途に機械式或いは油圧式のロック手段を設ける場合と比較して、構造を簡素化できる。
【００１６】
また、請求項７記載の発明のベルトテンショナ機構は、請求項１ないし６の何れか一つにおいて、ベルトの振動発生に関連する状態量を検出する状態量検出手段と、この状態量検出手段により検出された状態量に応じて、上記ロック手段および弁手段の動作を制御する制御手段とをさらに備えたことを特徴とするものである。
【００１７】
この態様では、状態量検出手段によってベルトに振動が発生し易い状態が検出されると、ロック手段によるテンショナプーリに対するロックを解除すると共に、弁手段を第１の状態にして、減衰機能を働かせる。例えば、ベルトへの張力が相対的に大きくてベルトの振動が発生し難い条件では、テンショナプーリの動作位置をロックする一方、ベルトの張力が相対的に低くてベルトの振動が発生し易い条件では、テンショナプーリの動作位置を可動として、ベルトの振動を吸収する。
【００１８】
ここで、ベルトの振動発生に関連する状態量としては、駆動源の回転数、すなわちベルトの走行速度、駆動プーリや従動プーリの回転速度等がある。本ベルトテンショナ機構が自動車のエンジン等の駆動源により補機を駆動する無段変速装置に適用された場合では、例えばエンジン回転数すなわち、ベルトの走行速度、可変径プーリの回転数、ベルトが巻き掛けられる他のプーリ類の回転数や、それに変わるアクセル開度などのこれらに関連する状態量がある。特にベルトはエンジン回転数が低く且つエンジンの負荷が高いときに振動を発生し易い。例えば、本無段変速装置を、原動機の出力プーリと原動機が駆動すべき補機類の入力プーリの少なくとも一つのプーリを上記可変径プーリにより構成した補機駆動システムに適用した場合において、上記ベルトの振動発生に関連する状態量としては、原動機回転数、アクセル開度を示すことができる。
【００１９】
また、請求項８記載の発明の無段変速装置は、請求項１ないし７の何れか一つに記載のベルトテンショナ機構と、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上記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を備えたことを特徴とするものである。
【００２０】
この態様では、油圧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第１の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第２の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。可変径プーリでは、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。
【００２１】
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共に、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。
【００２２】
ここで、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。
【００２３】
この態様では、可変径プーリの一対のプーリ主体の互いに対向する動力伝達面間に動力伝達リングが挟持されているので、両プーリ主体間の間隔は動力伝達リングが同心になったときに最も狭くなる。したがって、同心時には、上記プーリ主体を互いに近づくように付勢している弾性部材は、一方向にしか変形できない。このため、同心時においては、上記の弾性部材が、ベルト振動を吸収するための自由度が著しく制限されている。
【００２４】
これに対して、本発明では、動力伝達リングを常に偏心させてあるので、テンショナプーリの動作位置の変更により、ベルトテンショナ機構がベルト張力を相対的に弱めてベルトに振動が発生し易い状態になった場合でも、弾性部材は、動力伝達リングが同心となる側と、より偏心する側の双方向に変形可能となる。このように、弾性部材の自由度が高いので、ベルト振動を十分に吸収することができる。
【００２５】
また、請求項９記載の発明の無段変速装置は、請求項８において、車両の駆動源の駆動プーリおよび上記駆動源が駆動すべき補機類の従動プーリの少なくとも一つのプーリを上記可変径プーリにより構成したことを特徴とするものである。
車両の駆動源、例えば自動車のエンジンでは、各種の補機類をベルトで駆動するが、エンジンの回転数が増大したときに、補機類の回転速度を相対的に遅くしたいという要請があるので、本無段変速装置を好適に使用できる。特に、自動車では、エンジンのクランクシャフトの回転振動と補機類の慣性モーメントにより発生する張力変動によってベルトに振動が発生し易いが、本発明では、簡単な構造で省スペースを図りつつベルト振動を抑制できるので、より好ましい。
【００２６】
【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テンショナ機構、およびこれを含むベルト式の無段変速装置について説明する。第１の実施の形態では、本無段変速装置は、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、本無段変速装置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。
【００２７】
全体構成
図１を参照して、本無段変速装置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、変速比調整用のベルトテンショナ機構１００に含まれるベルトテンショナ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。
【００２８】
ベルトテンショナ機構１００は、上記のベルトテンショナ１０４と、このベルトテンショナ１０４のテンショナプーリ１０５をベルト１０２に張力を負荷する第１の方向へ付勢する弾性部材１３４と、テンショナプーリ１０５を上記第１の方向へ駆動する流体圧アクチュエータとしての油圧シリンダ１１０と、この油圧シリンダ１１０への流体の流出入を制御する流体経路としての油圧回路１３６と、状態量検出手段としての速度センサ１１５，１１６と、これら速度センサ１１５，１１６からの信号に基づいて上記油圧回路１３６に含まれる弁手段としての電磁弁１１３の動作を制御するコントローラ１１４とを備えている。
【００２９】
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。ベルトテンショナ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。
【００３０】
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。
【００３１】
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、油圧シリンダ１１０への作動油の流出入を制御する油圧回路１３６の詳細については、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（図３参照）と、油の双方向の流通を許容する状態（図４参照）とを択一的に選択する弁手段としての電磁弁である。
【００３２】
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（第１の方向）と減らす方向（第２の方向）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１３５に対して偏心する。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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への作動油の流出入を制御する油圧回路１３６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。
【００３６】
低圧側の油圧タンク１２０と上記第１の油室１１７とを連通する第１の経路としての供給側油路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の油圧１１７側にある部分１２４は、電磁弁１１３を配した第２の経路としての連通油路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。
【００３７】
電磁弁１１３は図３に示すように連通油路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する第２の状態で、油圧ポンプ１１２から第１の油室１１７への作動油供給を促す。これにより、油圧シリンダ１１０のロッド１１１を伸長させてテンショナプーリ１０５を第１の方向（ベルト１０２の張り側である）へ変位させることができる。また、この図３に示す第２の状態で、油圧ポンプ１１２を停止させると、油圧シリンダ１１０への作動油の流出入が完全に止められ、油圧シリンダ１１０がロックされる結果、テンショナプーリ１０５の動作位置がロックされることになる。すなわち、この状態で、電磁弁１１３は油圧シリンダ１１０を、テンショナプーリ１０５の動作位置を固定するためのロック手段として機能させることができる。
【００３８】
一方、電磁弁１１３は図４に示すように内蔵の連通路１３３によって連通油路１２５を双方向に開放した第１の状態で、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。すなわち、逆止弁１２８は、テンショナプーリ１０５の第１の方向への変位に伴う流れのみを許容することになる。可変絞り１３０を配した連通油路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】
以上のような油圧回路１３６では、図３に示すように、電磁弁１１３が第１の状態にて連通油路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が伸長して、テンショナプーリ１０５が第１の方向（ベルト１０２の張力が増す方向）へ変位され、さらに、この状態で油圧ポンプ１１２を停止させることにより、テンショナプーリ１０５の動作位置が固定される。これに伴い可変径プーリ１０７の後述する動力伝達リングは偏心側に変位し、偏心状態を保持されることになる。
【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を、連通油路１２５の双方向の作動油流通を許容する第１の状態にする。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に発生する振動をベルトテンショナ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１３５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、高強度を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が円周等配に形成され、各貫通孔には上記軸状部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、上述したベルトテンショナ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。
【００５９】
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。
【００６０】
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。
【００６１】
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。
【００６２】
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。
【００６３】
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。
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）ベルトテンショナ機構１００では、変速比を設定するための機能に加えて、可変絞り１３０および電磁弁１１３を追加する小変更で振動減衰機能を持たせたので、新たにオートテンショナを設ける場合と比較して、簡単な構造でスペースをとらずに、ベルト振動を低減できる。また、本ベルトテンショナ機構１００を含む無段変速装置１０１の構造を簡素化し、省スペース化を図ることができる。
【００６４】
２）また、本ベルトテンショナ機構１００では、ダイナミックダンパとして機能させる図４の場合において、テンショナプーリ１０５がベルト１０２の張り側（第１の方向）へ変位するときには、作動油が可変絞り１３０を回避して逆止弁１２８側へ流れるので、弾性部材としての圧縮コイルばね１３４が粘性減衰力の影響を受けずにテンショナプーリ１０５をベルト１０２側へ付勢することができる結果、テンショナプーリ１０５のベルト１０２への追従性を高めることができる。
【００６５】
３）電磁弁１１３を切り換えて連通油路１２５を介する油圧シリンダ１１０からの流体の流出を禁止した状態で、油圧ポンプ１１２を運転することにより、テンショナプーリ１０５をベルト１０２の張り側である第１の方向に変位させ、次いで、油圧ポンプ１１２を停止させることにより、テンショナプーリ１０５の動作位置を固定することができる。油圧ポンプ１１２の運転、停止により、テンショナプーリの動作位置の変更、固定を可能としたので、複雑な弁構成を用いる場合と比較して、構造を簡素化することができる。特に、油圧ポンプ１１２をモータ１２２により駆動される電動ポンプとしたので、運転、停止とその制御が容易である。また、電動ポンプを必要時以外にオフしておくことにより省エネを達成することができる。
【００６６】
なお、本ベルトテンショナ機構１００や無段変速装置１０１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。
４）本ベルトテンショナ機構１００では、テンショナプーリ１０５の動作位置を第１の方向（ベルト１０２の張り側）へ変更する際には、電磁弁１１３を逆止弁１３２の状態として油圧ポンプ１１２により第１の油室１１７に作動油を供給するが、このとき、第２の油室１１８の作動油は可変絞り１３０を回避し逆止弁１２８を介して排出される。その結果、油圧シリンダ１１０への流体の流出入がスムーズに行われるので、迅速に変速比を変更できる。
【００６７】
５）本ベルトテンショナ機構１００では、油圧シリンダ１１０を利用してロックするので、別途に機械式或いは油圧式のロック手段を設ける場合と比較して、構造を簡素化できる。
６）本ベルトテンショナ機構１００では、速度センサ１１５，１１６によってベルト１０２に振動が発生し易い状態、例えばエンジン回転数が所定値を超えたことが検出されると、テンショナプーリ１０５に対するロックを解除して、自動的に減衰機能を働かせることができる。その結果、振動発生を確実に防止することができる。
【００６８】
７）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。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。
【００６９】
８）また、本第１の実施の形態のように、本無段変速装置１０１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共に省エネを達成できる。
９）また、本第１の実施の形態の変速比調整用のベルトテンショナ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、本第１の実施の形態では、変速比調整用のベルトテンショナ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、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。
【００７０】
１０）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。
【００７１】
１１）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。
【００７２】
１２）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。
１３）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。
第２の実施の形態
次いで、図８から図１０までを参照しつつ本発明の第２の実施の形態について説明する。
【００７３】
本第２の実施の形態が第１の実施の形態と異なるのは、油路構成である。すなわち、本第２の実施の形態の油圧回路１３７では、低圧側の油圧タンク１２０と上記第２の油室１１８とは、逆止弁や絞りを持たない連通油路１３８を介して互いに連通されており、第２の油室１１８と油圧タンク１２０との間では抵抗なく双方向に作動油が流通される。また、第２の経路としての連通油路１２５に配置された弁手段としての電磁弁１３９が、連通路１３３，逆止弁１２３および固定絞り１４０を内蔵している。
【００７４】
以上のような油圧回路１３７では、図８に示すように、電磁弁１３９が第１の状態にて連通油路１２５を閉じた状態で、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からの作動油を連通油路１３８を介して油圧タンク１２０へ戻す。これにより、ロッド１１１が伸長して、テンショナプーリ１０５が第１の方向（ベルト１０２の張力が増す方向）へ変位され、さらに、この状態で油圧ポンプ１１２を停止させることにより、テンショナプーリ１０５の動作位置が固定される。これに伴い可変径プーリ１０７の動力伝達リング２０６は偏心側に変位し、偏心状態を保持されることになる。
【００７５】
一方、図９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１３９を、連通油路１２５の双方向の作動油流通を許容する第２の状態にする。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１０２が同心側へ変位する。このとき、連通油路１３８，１２５とも抵抗なく作動油を流通させることができるので、テンショナプーリ１０５の動作位置を迅速に変更することができる。
【００７６】
さらに、図１０に示すように、モータ１２２を停止させて油圧ポンプ１１２を停止させたままで、電磁弁１３９を、連通油路１２５の双方向の作動油流通を許容する第３の状態にする。そうすると、可変径プーリ１０７の動力伝達リングが同心側へ変位した状態で、ベルト１０２に発生する振動をベルトテンショナ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ことができる。
【００７７】
本第２の実施の形態においても、第１の実施の形態と同様に、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、絞り１４０を含む流体回路１３７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。
また、弁手段としての電磁弁１３９に絞り１４０を内蔵したので、構造を簡素化することができる。
【００７８】
さらに、ダイナミックダンパとして機能させるときに第１の油室１１７が高圧側となるが、この高圧側の第１の油室１１７に連通される連通油路１２５に絞り１４０を設けてあるので、キャビテーションの発生を防止することができる。
なお、電磁弁１３９をこれに連通する油路を択一的に選択する方向制御弁とし、絞りが配置された油路が選択されるようにすることも可能である。
第３の実施の形態
次いで、図１１から図２５までを参照しつつ本発明の第３の実施の形態について説明する。
【００７９】
全体構成
図１１は、ベルト２で駆動される一連の補機類（それら補機類とは、それらにそれぞれ備えられているプーリによって代表して表されている）を備えたエンジンの全体概略図である。それら補機類は、ここではあくまで具体例として提示したものであるが、例えば、エアーポンプ３、オルタネータ４、エアコンディショナ用コンプレッサ５、パワーステアリング用ポンプ６及びウォータポンプ７等を含むものであり、それら全てが、エンジンのクランクシャフトに連結してある可変径プーリ８によって駆動されている。
【００８０】
ベルト２、可変径プーリ８、各補機３〜７のプーリ、ベルト２への張力を調整可能な変速比調整用のベルトテンショナ機構２８０によって、補機に駆動力を伝達するための無段変速装置１が構成されている。ベルトテンショナ機構２８０は、テンショナプーリ１０を含むベルトテンショナ２７５、流体圧アクチュエータとしての後述する油圧シリンダ２６０、コントローラ１２及び速度センサ１３，１４を備えている。上記のベルトテンショナ機構２８０は図１１においては概念的に概略化して示してある。
【００８１】
また、オルタネータ４のプーリ及びエアーコンディショナ用コンプレッサ５のプーリの両者の間には、アイドラプーリ９が介在しており、このアイドラプーリ９を用いて、上記両者のプーリへのベルト２の巻き掛け角度（接触角度）を適当な大きさに調整することが行なわれることもある。
また、エアポンプ３のプーリとオルタネータ４のプーリとの間には、ベルト２への張力を調整する上記ベルトテンショナ２７５に含まれるテンショナプーリ１０が介在している。このテンショナプーリ１０は、ベルト２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２６０によって、図１１において、実線で示す第１の位置と破線で示す第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８はベルト２に対して最大接触径（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８は最小接触径（有効径）となり（具体的には、動力伝達リング２０が破線で示すように可変径プーリ８の中心に対して偏心する）、図２４を参照して、最大と最小の間の接触径（有効径）を所望に設定することにより、無段変速が達成されている。なお、テンショナプーリ１０の変位位置を予め複数段階に設定しておき、これら複数段階の変位に応じて複数段階の変速を行なっても良い。
【００８２】
一方、テンショナプーリ１０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は、可変径プーリ８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１３の出力信号、及びアイドラプーリ９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１４の出力信号を入力している。可変径プーリ８の回転速度はエンジン回転数に等しく、アイドラプーリ９の回転速度はベルト２の走行速度に相当している。
【００８３】
コントローラ１２による制御としては、第１の速度センサ１３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上記第１の位置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し、また、エンジン回転数が所定レベル以上の状態で上記第２の位置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。さらに、コントローラ１２は、第２の速度センサ１４からの出力信号の入力により、ベルト２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、油圧シリンダ２６０によるテンショナプーリ１０の変位量を調整する。これは、長期の使用によるベルト２の伸びに起因して、変速比が当初に設定したものからずれるおそれがあるので、これを防止し、変速比を当初設定したものに維持するためである。
【００８４】
ベルトテンショナ機構および油圧回路
図１２を参照して、ベルトテンショナ２７５に含まれベルト２によって駆動される上記のテンショナプーリ１０は、プーリ支持部材２６６に回転自在に取り付けられている。このテンショナプーリ１０が回転型のポンプＰを駆動するようになっている。このポンプＰとしては、例えば内接型ギアポンプの他、公知の回転型のポンプを用いることが可能である。
【００８５】
上記のプーリ支持部材２６６は、流体圧アクチュエータとしての油圧シリンダ２６０によって変位される。油圧シリンダ２６０は、その内部で作動するピストン２５７と、このピストン２５７に固定されたピストン・ロッド２５１とを備えている。このピストン・ロッド２５１の一端を上記のプーリ支持部材２６６に固定してあり、このプーリ支持部材２６６を一対のガイドロッド２５８によって摺動自在に支持している。それらガイドロッド２５８の各々は、その一端を油圧シリンダ２６０の上端に固定し、その他端をストッパ部材２６７に固定してある。油圧シリンダ２６０とプーリ支持部材２６６との間には、プーリ支持部材２６６をベルト２の張力を増大させる方向（ベルト押圧側）に付勢する、例えば圧縮コイルばねからなる弾性部材２７３が介在している。この弾性部材２７３としての圧縮コイルばねは、各ガイドロッド２５８に嵌められている。
【００８６】
油圧シリンダ２６０の油室２５９へ高圧の作動油が供給されるようになると、ピストン２５７及びロッド２５１はこの油圧シリンダ２６０の中で上方へ移動しはじめ、それによって、油圧シリンダ２６０は、プーリ支持部材２６６及びテンショナプーリ１０をガイドロッド２５８に沿って、図において実線矢印で示す右上方（油圧シリンダ２６０から離れる方向）へ移動させる。このようにテンショナプーリ１０が移動することによりベルト２をたぐり寄せ、可変径プーリ８の有効径が減少させられる。
【００８７】
上記テンショナプーリ１０で駆動されているポンプＰの吐出ポートと吸入ポートには、可撓性を有する作動油用の高圧ホース２６１と低圧ホース２６２の一端がそれぞれ接続され、これらホース２６１，２６２の他端は、固定されている油圧ブロック２６３に接続されている。
油圧ブロック２６３には、ソレノイド弁Ａおよびソレノイド弁Ｂが配置されている。また、この油圧ブロック２６３は一対の作動油配管２６４，２６５を介してそれぞれ油圧シリンダ２６０の一対の油室２５９，２６８に接続されている。また、作動油配管２６４には、ソレノイド弁Ｃを含むシリンダブロック２６９が配置されている。ソレノイド弁Ｃは、所要時に絞り２７２を働かせるように切り換えるための弁手段を提供する。そして、これらソレノイド弁Ａ，ＢおよびＣによって、テンショナプーリ１０で駆動されているポンプの圧力の発生を制御すると共に、作動油配管２６４及び２６５を介して油圧シリンダ２６０に対して流入する作動油の流れを制御している。
【００８８】
図１２においては示されていないが、シリンダブロック２６９には、これに配置されたソレノイド弁Ｃをバイパスする油路２７１（図１３（ａ）参照）が配置され、この油路２７１に絞り２７２が形成されている。
ソレノイド弁Ａは常開型（Ｎ／Ｏ）であり、ソレノイド弁Ｂは常閉型（Ｎ／Ｃ）であり、ソレノイド弁Ｃは常開型（Ｎ／Ｏ）である。
【００８９】
ベルトテンショナ機構の動作について、その油圧回路２８１における作動油の流れを示す図１３および図１４を参照して説明する。
まず、図１３（ａ）を参照して、ベルト係合手段としてのテンショナプーリ１０の動作位置を固定する場合の作動油の流れについて説明する。この場合、何れのソレノイド弁Ａ，Ｂ，Ｃも付勢されておらず、ソレノイド弁Ａ及びＣが開放し、ソレノイド弁Ｂは閉じている。ポンプから吐出される作動油は油圧シリンダ２６０へは導かれずにソレノイド弁Ａのみを通過して循環する。これにより、油圧シリンダ２６０は停止状態を維持でき、テンショナプーリ１０の動作位置が固定される。このようにソレノイド弁Ａ，Ｂの操作によって、油圧シリンダ２６０を、テンショナプーリ１０の動作位置を固定するロック手段として機能させる。
【００９０】
次いで、図１３（ｂ）はピストン２５７を突出側に移動させてテンショナプーリ１０をベルト側へ前進させる場合の作動油の流れを示している。ソレノイド弁Ａおよびソレノイド弁Ｂの双方を付勢すると、これによってソレノイド弁Ａは閉じ、ソレノイド弁Ｂ及びＣは開放している。その結果、高圧の作動油が、ソレノイド弁Ｂおよびソレノイド弁Ｃを介して油圧シリンダ２６０の油室２５９へ流入するようになる。これによって、ピストン２５７が突出側へ移動しはじめ、それにつれて油室２６８にあった作動油が排出されてポンプの吸入ポートへ還流して行く。リリーフ弁２７０は、好ましい圧力範囲内の最大圧力に設定してあり、過大な圧力が発生するのを防止している。
【００９１】
次いで、図１４（ａ）はピストン２５７を反突出側（原位置側）へ移動させてテンショナプーリ１０を後退させる場合の作動油の流れを示している。ソレノイド弁Ｂのみを付勢する。これにより、全てのソレノイド弁Ａ，Ｂ，Ｃを開放する。その結果、作動油が油室２５９からポンプの吐出側の作動油配管２６４へ流出できるようになる。これにより、ベルトに押されて、テンショナプーリ１０およびピストン２５７が後退する。
【００９２】
次いで、図１４（ｂ）はピストン２５７を原位置で所定のダンピングを持たせて自由変位させる場合の作動油の流れを示している。ソレノイド弁Ｂおよびソレノイド弁Ｃを付勢する。これにより、ソレノイド弁Ａおよびソレノイド弁Ｂを開放し、ソレノイド弁Ｃを閉じる。その結果、油室２５９からの作動油の流出および油室２５９への作動油の流入が、絞り２７２による所定の絞り抵抗を受けた状態で、許容されることになる。そして、ベルト２の振動に追従して作動するテンショナプーリ１０に対して、絞り２７２を含む流体経路および弾性部材２７３が協働してダイナミックダンパの機能を果たし、ベルト２の振動が減衰されることになる。
【００９３】
可変径プーリ
次いで、図１５を参照して、上記の可変径プーリ８は、▲１▼エンジンのクランク軸３０１の同軸上に一体回転可能に連結された筒状の回転軸３０２と、▲２▼この回転軸３０２と一対の連結体３０３，３０４をそれぞれ介して連動回転可能に連結され且つ互いに一体回転可能に連結された一対のプーリ主体３０５，３０６と、▲３▼両プーリ主体３０５，３０６間に区画されるＶ溝３０７に嵌められ、回転軸３０２の軸線３０８に対して偏心可能な動力伝達リング３０９と、▲４▼両プーリ主体３０５，３０６が互いに近接する方向に連結体３０３，３０４を介して両プーリ主体３０５，３０６を付勢する弾性部材としての複数対の環状の皿ばね３１０，３１０とを主要部として有している。
【００９４】
回転軸３０２は、クランク軸３０１にボルト３１２を介して締結されており、回転軸３０２はクランク軸３０１と一体回転する。
ベルト２は、その内周面２ａに接触面積を確保するために走行方向に延びる例えばＶ形等の山形のリブ２ｂを設けたいわゆるＶリブベルト等の平ベルトからなる。また、動力伝達リング３０９は、断面台形形状の円環状をしており、外周面にベルト２への伝動面３１３を形成している。この伝動面３１３には、ベルト２のリブ２ｂと噛み合う周溝３１４が形成されている。
【００９５】
両プーリ主体３０５，３０６の互いの対向面３１５，３１６（動力伝達面３１５，３１６ともいう）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、これら対向面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１５および図１７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。
【００９６】
図１５，図１７および図１８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１９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。
【００９７】
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の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２０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２０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。
【００９８】
図２１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。
図１５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２１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。
【００９９】
一方、図２２を参照して、プーリ主体３０５，３０６の内周面と回転軸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。
【０１００】
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。
【０１０１】
図１５を参照して、各連結体３０３，３０４は、回転軸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、回転軸３０２に対してカム結合している。すなわち、図２３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、筒状の回転軸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。
【０１０２】
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、回転軸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が回転軸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。
【０１０３】
上記の連結体３０３，３０４と、各連結体３０３，３０４と対応するプーリ主体３０６，３０５とを連結するスプライン機構を構成する嵌合突起３２２，３３１と、各連結体３０３，３０４と回転軸３０２とを連結するカム機構をそれぞれ構成する一対のカム面３３８，３３９とによって、それぞれトルクカム機構Ｔが構成されている。互いに一体回転する両プーリ主体３０５，３０６を回転軸３０２に対して相対回転させると、上記のトルクカム機構Ｔによって、両プーリ主体３０５，３０６は、互いに等しい距離だけ近接させるように又は離反させるように軸方向に変位されることになる。
【０１０４】
上記のトルクカム機構Ｔの意義は下記である。すなわち、本第３の実施の形態のように、駆動プーリに可変径プーリを採用した場合、負荷トルクは、回転軸３０２に対してプーリ主体３０５，３０６を反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２５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、すなわち接触径である有効径Ｄを大きくしようとする力に変換される。ここで、有効径Ｄは、動力伝達リング３０９がプーリ主体３０５，３０６の動力伝達面３１５，３１６と接触する部分の中央部と軸線３０８との距離（中心半径）である。
【０１０５】
そして、例えば、何れかの補機の駆動が開始された等により、トルク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。
【０１０６】
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８の有効径の変化を防止できる。
また、負荷トルクが大きいほど、両プーリ主体３０５，３０６を互いに近接させようとする力を大きくして、動力伝達リング３０９を強く挟持することができるので、動力伝達リング３０９と両プーリ主体３０５，３０６との間に滑りが発生することを防止でき、滑りに起因した伝達ロスを無くすことができる。
【０１０７】
特に、上記のように抗する力を負荷トルクに応じて生起できるので、皿ばね３１０，３１０による付勢力としては小さくしておくことができる結果、伝達トルクの摩擦ロスを少なくすることができる。
なお、負荷トルクを、動力伝達リング３０９を可変径プーリ８の径方向外方へ変位させようとする方向の力に変換する場合の効率は、テーパ面としての動力伝達面３１５，３１６の傾斜角度、動力伝達リング３０９と動力伝達面３１５，３１６との摩擦係数、及びトルクカム機構Ｔのカム機構の伝達効率等を適宜に設定することにより、ベルト２のどの程度の張力までであれば、動力伝達リング３０９の、径方向内方への変位に抗することができるかという限界値を予め調整することができる。そして、この限界値を超えて、上記テンショナプーリ１０がベルト張力を増大させることにより、可変径プーリ８の有効径が変更されるようになっている。上記のカム機構の伝達効率の設定については、カム面３３８，３３９の傾斜角の設定により容易に調整することができる。
【０１０８】
本第３の実施形態によれば、変速比を設定するためのベルトテンショナ２７５を動作させるための油圧回路２８１に、絞り２７２およびソレノイド弁Ｃを追加する小変更で振動減衰機能を持たせたので、新たにオートテンショナを設ける場合と比較して、簡単な構造でスペースをとらずに、ベルト振動を低減できる。
また、テンショナプーリ１０の動作位置のロックを、テンショナプーリ１０を動作させるための油圧シリンダ２６０を利用してロックするので、別途に機械式或いは油圧式のロック手段を設ける場合と比較して、構造を簡素化できる。
【０１０９】
また、テンショナプーリ１０の動作位置を変更する際には、図１３（ｂ）および図１４（ａ）に示すように、絞り２７２を回避しつつ油圧シリンダ２６０への作動油の流出入を許容するので、油圧シリンダ２６０への作動油の流出入がスムーズに行われる結果、迅速に変速比を変更できる。
また、速度センサ１３，１４からの回転速度信号によってベルト２に振動が発生し易い状態が検出されると、テンショナプーリ１０のロックを自動的に解除して、減衰機能を働かせる。可変径プーリを駆動プーリに適用した本第３の実施の形態では、一般にエンジン回転数が低いときは、最大有効径としているが、この状態では、動力伝達リング３０９が偏心していないためベルト張力が弱い結果、振動を発生し易い。そこで、本第３の実施形態では、エンジン回転数が低いレベルにあるときに、減衰機能を働かせるようにした。また、無段変速装置に通常装備されている速度センサを用いることができるので、構造を簡素化できる。
【０１１０】
また、弁手段としてのソレノイド弁Ｃを切り換えて油圧シリンダ２６０への作動油の流出入を絞り２７２を回避しつつ許容する状態にすると、テンショナプーリ１０の動作位置を図１３（ｂ）および図１４（ａ）のように変更する場合に、油圧シリンダ２６０への作動油の流出入をスムーズに行える結果、迅速に変速比を変更することが可能となる。
【０１１１】
さらに、本第３の実施の形態では、上述の第１の実施の形態の７）〜１１）と同様の作用効果を奏することができる。特に、本第３の実施形態の無段変速装置では、原動機、例えば自動車のエンジンに適用したので、好適に使用できる。というのは、自動車では、エンジン振動、車体振動、各補機類の負荷変動による張力変動によってベルトに振動が発生し易いのに対して、本実施形態では、簡単な構造で省スペースを図りつつベルト振動を抑制できるからである。
第４の実施の形態
次いで、図２６〜図２８を参照して本発明の第４の実施形態について説明する。本第４の実施形態が第３の実施の形態とまず異なるのは、下記のａ）および（ｂ）である。すなわち、
ａ）本第４の実施の形態では、ベルトテンショナ２７５がどのように変速比を設定しても、動力伝達リング３０９の偏心状態が維持されるようにした。すなわち、図２６に示すように、エンジン回転数が低い状態のときに、最大有効径とはならず、これより小さい有効径に設定されるようにした。
【０１１２】
ｂ）また、本第４の実施の形態では、図２７R>７および図２８に示すように、ベルトテンショナ機構に含まれる油圧回路２８２において、油路２７１、絞り２７２およびソレノイド弁Ｃを廃止してある。
他の構成については、前述の第３の実施形態と同様であるので、図および説明を省略する。なお、本第４の実施形態に関しては、油路２７１、絞り２７２およびソレノイド弁Ｃを廃止した関係上、前述の実施形態の図１４（ｂ）の状態はなくなる。また、図１３（ａ），（ｂ）及び図１４（ａ）に対応する状態では、油路２７１、絞り２７２およびソレノイド弁Ｃを省略したものとなる。
【０１１３】
本第４の実施形態では、第３の実施の形態と同様の作用効果を奏する。しかも、ベルトテンショナ２７５がベルト張力を相対的に弱めてベルトに振動が発生し易い状態になった場合でも、動力伝達リング３０９を偏心させてあるので、弾性部材としての皿ばね３１０，３１０は、動力伝達リング３０９が軸線３０８と同心になる方向と、軸線３０８に対して偏心度合いを強める方向の双方向に（伸縮）変形可能である。このように、弾性部材の自由度が高いので、ベルト振動を十分に吸収することができる。
【０１１４】
また、上記のように、油路２７１、絞り２７２およびソレノイド弁Ｃを廃止できるので、構造を非常に簡素化できる。
なお、本発明は上記各実施の形態に限定されるものではなく、例えば第２および第３の実施の形態の可変径プーリ８を従動側のプーリに適用する場合において、トルクカム機構のカム機構のカム面の傾斜方向は、プーリ主体３０５，３０６が回転軸３０２に対して回転方向に生ずる位相ずれを、両プーリ主体３０５，３０６同士を互いに近接させる移動に変換できる方向となる。すなわち、駆動側のプーリに用いる場合と、回転方向に関して逆向きとなる。
【０１１５】
さらに、各実施の形態において、動力伝達リングを廃止し、Ｖベルトを直接プーリ主体間に嵌めるようにしても良い。
その他、本発明の範囲で種々の設計変更を施すことができる。
【０１１６】
【発明の効果】
請求項１に係る発明のベルトテンショナ機構では、変速比を設定するためのテンショナに、絞り手段および弁手段を追加する小変更で振動減衰機能を持たせたので、新たにベルトテンショナを設ける場合と比較して、簡単な構造でスペースをとらずに、ベルト振動を低減できる。また、弁手段を切り換えて第２の経路を介する流体圧アクチュエータからの流体の流出を禁止した状態で、流体圧ポンプを運転した後、停止させることにより、テンショナプーリをベルトの張り側（第１の方向）に変位させた後、動作位置を固定することができる。
【０１１７】
請求項２に係る発明のベルトテンショナ機構では、テンショナプーリがベルトの張り側（第１の方向）へ変位する場合には、弾性部材が粘性減衰力の影響を受けずにテンショナプーリをベルト側へ付勢することができるので、テンショナプーリのベルトへの追従性を高めることができる。
【０１１８】
請求項３記載の発明のベルトテンショナ機構では、弁手段に絞り手段を内したので、構造を簡素化することができる。
請求項４記載の発明のベルトテンショナ機構では、本ベルトテンショナ機構をダイナミックダンパとして機能させるときに、高圧側となる流体室に連通される経路に絞り手段を設けてあるので、キャビテーションの発生を防止することができる。
【０１１９】
請求項５に係る発明のベルトテンショナ機構では、弁手段を切り換えて流体圧アクチュエータへの流体の流出入を絞り手段を回避しつつ許容する状態にすると、流体アクチュエータへの流体の流出入をスムーズに行える結果、迅速に変速比を変更することが可能となる。
請求項６に係る発明のベルトテンショナ機構では、流体圧アクチュエータを利用してロックするので、別途に機械式或いは油圧式のロック手段を設ける場合と比較して、構造を簡素化できる。
【０１２０】
請求項７に係る発明のベルトテンショナ機構では、状態量検出手段によってベルトに振動が発生し易い状態が検出されると、テンショナプーリに対するロックを解除して、自動的に減衰機能を働かせる。
請求項８に係る発明の無段変速装置では、油圧アクチュエータによってテンショナプーリの動作位置を変更させて、動力伝達リングを同心側および偏心側に変位させ、これにより可変径プーリの有効径を変更する。可変径プーリでは、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。動力伝達リングを用いることによりベルトの寿命を増加させることができる。また、ベルトと別材料で構成できる動力伝達リングとしては、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。
【０１２２】
請求項９に係る発明の無段変速装置では、原動機、例えば自動車のエンジンでは、各種の補機類をベルトで駆動するが、エンジンの回転数が増大したときに、補機類の回転速度を相対的に遅くしたいという要請があるので、本無段変速装置を好適に使用できる。特に、自動車では、エンジン振動、車体振動、各補機類の負荷変動による張力変動によってベルトに振動が発生し易いが、本発明では、簡単な構造で省スペースを図りつつベルト振動を抑制できるので、より好ましい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態に係るベルトテンショナ機構を含む無段変速装置の概略構成図であり、変速前の状態を示している。
【図２】第１の実施の形態に係る無段変速装置の概略構成図であり、変速後の状態を示している。
【図３】第１の実施の形態に係るベルトテンショナ機構において、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】第１の実施の形態に係るベルトテンショナ機構において、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】第１の実施の形態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】第２の実施の形態に係るベルトテンショナ機構において、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、油圧シリンダのロッドを伸長させて固定するときの状態に対応している。
【図９】第２の実施の形態に係るベルトテンショナ機構において、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、油圧シリンダのロッドを縮めるときの状態に対応している。
【図１０】第２の実施の形態に係るベルトテンショナ機構において、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、ダイナミックダンパとして機能させるときの状態に対応している。
【図１１】本発明の第３の実施形態のベルトテンショナ機構を含む無段変速装置の概略図である。
【図１２】第３の実施の形態に係るベルトテンショナ機構の要部の部分断面正面図である。
【図１３】第３の実施の形態に係るベルトテンショナ機構の流体経路を示す概略図であり、（ａ）はテンショナプーリの動作位置を固定する場合の作動油の流れを示しており、（ｂ）はテンショナプーリをベルト側へ前進させるときの作動油の流れを示している。
【図１４】第３の実施の形態に係るベルトテンショナ機構の流体経路を示す概略図であり、（ａ）はテンショナプーリを後退させる場合の作動油の流れを示しており、（ｂ）はテンショナプーリに減衰機能を持たせる場合の作動油の流れを示している。
【図１５】第３の実施の形態に係る本無段変速装置に用いられる可変径プーリの縦断面図であり、最大有効径となる状態を示している。
【図１６】図１５の可変径プーリの半側面図である。
【図１７】図１５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１８】図１５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１９】図１５の可変径プーリのガイド部材の一部破断斜視図である。
【図２０】図１５の可変径プーリの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２１】図１５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２２】図１５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２３】図１５の可変径プーリの連結体および回転軸の分解斜視図である。
【図２４】第３の実施の形態において、エンジン回転数と補機の回転数との関係を示す図である。
【図２５】第３の実施の形態において最小有効径となった可変径プーリの概略縦断面図である。
【図２６】本発明の第４の実施形態の無段変速装置における、エンジン回転数と補機の回転数との関係を示す図である。
【図２７】第４の実施の形態に係るベルトテンショナ機構の要部の部分断面正面図である。
【図２８】第４の実施の形態における流体経路の概略図である。
【符号の説明】
１ 無段変速装置
２ ベルト
８ 可変径プーリ
１０ テンショナプーリ
１２ コントローラ
１３ 第１の速度センサ（状態量検出手段）
１４ 第２の速度センサ（状態量検出手段）
Ｔ トルクカム機構
１００ ベルトテンショナ機構
１０１ 無段変速装置
１０２ ベルト
１０４ ベルトテンショナ
１０５ テンショナプーリ
１０７ 可変径プーリ
１１０ 油圧シリンダ（流体圧アクチュエータ，ロック手段）
１１２ 油圧ポンプ（流体圧ポンプ）
１１３ 電磁弁（弁手段）
１１４ コントローラ
１１５ 第１の速度センサ（状態量検出手段）
１１６ 第２の速度センサ（状態量検出手段）
１２１ 供給側油路（第１の経路）
１２３ 逆止弁
１２５ 連通油路（第２の経路）
１２８ 逆止弁
１３０ 可変絞り（絞り手段）
１３４ 圧縮コイルばね（弾性部材）
１３６，１３７ 油圧回路（流体経路）
１３８ 連通油路
１３９ 電磁弁（弁手段）
１４０ 絞り
２０１ 回転軸
２０２ 第１のプーリ主体
２０３ 第２のプーリ主体
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，弾性部材）
２６０ 油圧シリンダ（流体圧アクチュエータ，ロック手段）
２７１ 油路
２７２ 絞り
２７５，２７６ ベルトテンショナ
Ｃ ソレノイド弁（弁手段）
２８０ ベルトテンショナ機構
２８１，２８２ 油圧回路
３０５，３０６ プーリ主体
３０７ Ｖ溝
３０９ 動力伝達リング
３１０ 皿ばね（弾性部材，付勢部材））
３１５，３１６ 対向面（動力伝達面）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a belt tensioner mechanism for adjusting belt tension and a continuously variable transmission including the belt tensioner mechanism.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a belt transmission device has been used to drive auxiliary equipment such as an automobile car compressor and an oil pump.
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 at an unnecessarily high rotational speed consumes energy wastefully and affects the durability of the auxiliary machine. In view of this, a continuously variable transmission that can adjust the rotational speed of an auxiliary machine using a variable-diameter pulley has been proposed (for example, published Japanese Patent Application Laid-Open No. 2-5000261).
The continuously variable transmission of this publication includes a transmission ratio setting tensioner that changes the effective diameter of the variable diameter pulley by applying a tension to the belt. In this tensioner, the effective position of the variable diameter pulley is changed by displacing the operating position of the rotatable pulley engaged with the belt by a hydraulic cylinder and locking the position after the displacement.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
The transmission ratio setting tensioner is a static tensioner that locks the position of the pulley after being displaced, and does not have a function of attenuating vibration generated in the belt. Therefore, there is a problem that the vibration of the belt is difficult to settle.
[0005]
Therefore, it may be possible to add a known belt tensioner that includes a spring, friction damping means and the like and has a function of damping the vibration of the belt, but the structure becomes complicated. Further, a space for arranging the belt tensioner is required, and the continuously variable transmission becomes large.
An object of the present invention is to provide a belt tensioner mechanism and a continuously variable transmission that have a simple structure and save space while reducing belt vibration.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
  As a means for solving the above-described problems, the belt tensioner mechanism according to the first aspect of the present invention is engaged with the endless belt, and the first direction in which the belt tension increases and the second direction opposite thereto. A tensioner pulley that is freely displaceable, an elastic member that urges the tensioner pulley in the first direction, a fluid pressure actuator that drives the tensioner pulley in the first direction, and an operating position of the tensioner pulley that is releasably fixed. Locking means;FlowA fluid path that controls the flow of fluid into and out of the body pressure actuator, the fluid path comprising:A first path for sending fluid from the fluid pressure pump through the check valve to the fluid pressure actuator, and a second path in parallel therewith;Fluid to fluid pressure actuatorAt least inflowAnd valve means that can be switched to a permissible state via the throttle means.The valve means is arranged in the second path and can be switched to a state in which the outflow of fluid from the fluid pressure actuator through the second path is prohibited.It is characterized by this.
[0007]
  In this aspect, the locking position unlocks the operating position of the tensioner pulley, and the valve means releases the fluid to the fluid pressure actuator.InflowWhen the belt is vibrated through the throttle means, when the belt is vibrated, the tensioner pulley fluctuates following the belt, and the elastic member and the fluid pressure actuator are variably displaced. In a fluid pressure actuator that fluctuates and displaces, the fluid is supplied with the throttle resistance by the throttle means.InflowAs a result, a viscous damping force is generated. The elastic member and the fluid path work together as a dynamic damper to attenuate the belt vibration.
[0008]
  In this way, the tensioner for setting the transmission gear ratio has a vibration damping function with a small change by adding a throttle means and a valve means, so it has a simple structure compared to the case where a belt tensioner is newly provided. Belt vibration can be reduced without taking up space.
  Further, by switching the valve means and prohibiting the outflow of fluid from the fluid pressure actuator via the second path, the fluid pressure pump is operated and the fluid is sent to the fluid actuator via the first path, The fluid pressure actuator can be driven to displace the tensioner pulley in the first direction, which is the tension side of the belt. When the fluid pressure pump is stopped after this displacement, since the check valve prevents the fluid from flowing out from the fluid pressure actuator via the first path, the operating position of the tensioner pulley is fixed via the fluid pressure actuator. can do.
  A belt tensioner mechanism according to a second aspect of the present invention is the belt tensioner mechanism according to the first aspect, wherein the fluid path includes a check valve arranged in parallel with the throttle means, and the check valve is a first tensioner pulley. Only the flow of the fluid accompanying the displacement in the direction is allowed.
[0009]
In this aspect, when the valve means is in a state of allowing the fluid to flow into and out of the fluid pressure actuator via the throttle means, when the tensioner pulley is displaced in the second direction, a viscous damping force is generated by the throttle means. On the other hand, when the tensioner pulley is displaced in the first direction, the fluid flows through the check valve while avoiding the throttle means, so that a viscous damping force is not generated by the throttle means. That is, a so-called single effect occurs in which the viscous damping force works only with respect to the displacement in the first direction. As a result, regarding the displacement in the first direction, the elastic member can urge the tensioner pulley toward the belt without being affected by the viscous damping force, so that the followability of the tensioner pulley to the belt is improved. Can do.
[0012]
  Claims3The belt tensioner mechanism according to the invention described in claim1 or 2The valve means is composed of an electromagnetic valve, and the throttle means is built in. In this aspect, since the throttle means is built in the valve means, the structure can be simplified.
[0013]
  Claims4The belt tensioner mechanism according to the present invention is described in claim 1.2 or 3The fluid pressure actuator includes a fluid chamber that is reduced in accordance with the displacement of the tensioner pulley in the second direction, and the throttle means is disposed in a path that communicates with the fluid chamber. Is.
  In this aspect, when the belt tensioner mechanism functions as a dynamic damper, the tensioner pulley fluctuates following the belt, but generally the speed at which the tensioner pulley moves in the second direction due to the belt tension. However, it becomes relatively faster than the speed when moving in the first direction. Therefore, the fluid chamber of the fluid pressure actuator that is reduced in accordance with the displacement in the second direction becomes the high pressure side. If the throttle means is provided in the path communicating with the high-pressure side fluid chamber, cavitation is less likely to occur than when the throttle means is provided in the path communicated with the low-pressure side fluid chamber.
[0014]
  Claims5The belt tensioner mechanism of the described invention isA tensioner pulley that engages with an endless belt and is displaceable in a first direction in which the belt tension increases and a second direction opposite thereto, and an elastic member that urges the tensioner pulley in the first direction; A fluid pressure actuator for driving the tensioner pulley in the first direction; a lock means for releasably fixing the operation position of the tensioner pulley; and a fluid path for controlling the flow of fluid into and out of the fluid pressure actuator. The path includes valve means switchable to a state allowing fluid flow into and out of the fluid pressure actuator through the throttle means;The valve means is arranged in parallel with the throttle means, and can be switched to a state in which the flow of fluid into and out of the fluid pressure actuator is allowed while avoiding the throttle means.
  In this aspect, when the valve means is switched to allow the fluid flow into and out of the fluid pressure actuator while allowing the fluid to flow while avoiding the throttle means, the fluid can smoothly flow into and out of the fluid actuator. It becomes possible to change.
[0015]
  Claims6The belt tensioner mechanism according to the invention described in claims 1 to5In any one of the above, the locking means is constituted by a fluid pressure actuator that is prohibited from flowing in and out of fluid.
  In this aspect, since the operation position of the tensioner pulley is locked using the fluid pressure actuator, the structure can be simplified as compared with the case where a mechanical or hydraulic lock means is provided separately.
[0016]
  Claims7The belt tensioner mechanism according to the invention described in claims 1 to6In any one of the above, state quantity detection means for detecting a state quantity related to the occurrence of belt vibration, and the operation of the locking means and valve means is controlled according to the state quantity detected by the state quantity detection means. And a control means for further comprising.
[0017]
In this aspect, when the state quantity detecting means detects that the belt is likely to vibrate, the lock means releases the lock on the tensioner pulley and sets the valve means to the first state to activate the damping function. For example, under conditions where tension on the belt is relatively high and belt vibration is difficult to occur, the operating position of the tensioner pulley is locked, while conditions where belt tension is relatively low and belt vibration is likely to occur. The operating position of the tensioner pulley is made movable to absorb the vibration of the belt.
[0018]
Here, the state quantity related to the vibration generation of the belt includes the rotational speed of the drive source, that is, the running speed of the belt, the rotational speed of the drive pulley and the driven pulley, and the like. When this belt tensioner mechanism is applied to a continuously variable transmission that drives an accessory by a driving source such as an automobile engine, for example, the engine speed, that is, the running speed of the belt, the rotational speed of the variable diameter pulley, the belt winding There are state quantities related to these, such as the number of rotations of other pulleys to be applied, and the accelerator opening degree to be changed. In particular, the belt tends to generate vibration when the engine speed is low and the engine load is high. For example, when the continuously variable transmission is applied to an accessory drive system in which at least one of an output pulley of a prime mover and an input pulley of an accessory to be driven by the prime mover is configured by the variable diameter pulley, the belt As the state quantities related to the occurrence of vibration, the engine speed and the accelerator opening can be indicated.
[0019]
  Claims8The continuously variable transmission according to the invention described in claims 1 to7The belt tensioner mechanism according to any one of the above, a pair of pulley main bodies arranged around the rotating shaft and movable in the axial direction, and a pair of tapered shapes formed on the mutually opposing surfaces of the pulley main bodies Power transmission surfaces, a power transmission ring sandwiched between the power transmission surfaces so as to be eccentric with respect to the axis of the rotary shaft and the belt is wound around the outer peripheral surface, and a power transmission ring via both pulley main bodies And a variable diameter pulley including an urging means for urging the shaft toward the concentric side.
[0020]
In this aspect, when the operation position of the tensioner pulley is changed by the hydraulic actuator in the first direction in which the belt tension increases, the power transmission ring is displaced to the eccentric side against the biasing means, so that the belt is effectively The diameter becomes smaller. On the other hand, when the operating position of the tensioner pulley is changed in the second direction in which the belt tension decreases, the power transmission ring is displaced concentrically by the action of the urging means, so that the effective diameter of the belt increases. 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.
[0021]
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.
[0022]
  Here, as the urging means, an elastic member such as a coil spring or a disc spring for displacing the pulley main body may be used. Further, there may be used 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 divides an accommodation space that becomes narrower outward in the radial direction..
[0023]
In this aspect, since the power transmission ring is sandwiched between the mutually opposing power transmission surfaces of the pair of pulley main bodies of the variable diameter pulley, the distance between both pulley main bodies is the narrowest when the power transmission rings are concentric. Become. Therefore, at the time of concentricity, the elastic member that urges the pulley main bodies toward each other can be deformed only in one direction. For this reason, at the time of concentricity, the degree of freedom for the elastic member to absorb belt vibration is significantly limited.
[0024]
On the other hand, in the present invention, since the power transmission ring is always eccentric, the belt tensioner mechanism relatively weakens the belt tension and easily generates vibration in the belt by changing the operating position of the tensioner pulley. Even in this case, the elastic member can be deformed in both directions, ie, the side where the power transmission ring is concentric and the side where the power transmission ring is more eccentric. As described above, since the degree of freedom of the elastic member is high, the belt vibration can be sufficiently absorbed.
[0025]
  Claims9The continuously variable transmission according to the invention described in claim8In this case, at least one of a drive pulley of a vehicle drive source and a driven pulley of auxiliary equipment to be driven by the drive source is constituted by the variable diameter pulley.
  In a vehicle drive source, for example, an automobile engine, various auxiliary machines are driven by a belt, but when the engine speed increases, there is a demand for relatively slowing down the rotational speed of the auxiliary machines. The continuously variable transmission can be suitably used. In particular, in automobiles, the belt tends to vibrate due to the fluctuation of tension generated by the rotational vibration of the crankshaft of the engine and the inertial moment of the auxiliary machinery, but in the present invention, the belt vibration is reduced while saving space with a simple structure. Since it can suppress, it is more preferable.
[0026]
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 tensioner mechanism as a first embodiment of the present invention and a belt-type continuously variable transmission including the belt tensioner mechanism will be described with reference to FIGS. In the first embodiment, the continuously variable transmission 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 supercharger described above. It can also be configured as a driving system. In this case, in one system, one or more driven pulleys may be variable diameter pulleys.
[0027]
overall structure
Referring to FIG. 1, in this continuously variable transmission 101, an endless belt 102 is included in a drive pulley 103 connected to an engine crankshaft as a vehicle drive source and a belt tensioner mechanism 100 for adjusting a gear ratio. The belt tensioner 104 is wound around a tensioner pulley 105, an idler pulley 106, the position of which is fixed, and a variable diameter pulley 107 connected to the rotation shaft of the auxiliary machine.
[0028]
The belt tensioner mechanism 100 includes the belt tensioner 104, an elastic member 134 that urges the tensioner pulley 105 of the belt tensioner 104 in a first direction in which tension is applied to the belt 102, and the tensioner pulley 105 with the first tensioner pulley 105. A hydraulic cylinder 110 as a fluid pressure actuator driven in the direction, a hydraulic circuit 136 as a fluid path for controlling the flow of fluid into and out of the hydraulic cylinder 110, speed sensors 115 and 116 as state quantity detection means, and these And a controller 114 for controlling the operation of the electromagnetic valve 113 as valve means included in the hydraulic circuit 136 based on signals from the speed sensors 115 and 116.
[0029]
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 belt 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.
[0030]
The tensioner pulley 105 is rotatably supported at one end of the support member 108, and the tip end portion of the rod 111 of the hydraulic cylinder 110 for swinging and displacing the support member 108 is rotatable at the other end. It is 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.
[0031]
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, but details of the hydraulic circuit 136 that controls the flow of hydraulic oil into and out of the hydraulic cylinder 110 are illustrated in FIG. 3 and FIG. 4 to be described later. Reference numeral 113 indicates whether or not the hydraulic oil from the hydraulic pump 112 is supplied to the hydraulic cylinder 110, and allows a check valve state (see FIG. 3) that allows oil to flow in only one direction and allows oil to flow in both directions. It is a solenoid valve as a valve means for alternatively selecting a state (see FIG. 4).
[0032]
The tensioner pulley 105 is provided so as to be displaceable in a direction (first direction) and a direction (second direction) in which the tension on the belt 102 increases with the swinging displacement of the support member 108. Thus, the first position shown in FIG. 1 and the second position shown in FIG. 2 are displaced. 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 about which the power transmission ring is the center of the variable-diameter pulley 107. Eccentric with respect to 135.
[0033]
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.
[0034]
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.
[0035]
Hydraulic circuit
Next, the hydraulic circuit 136 that controls the flow of hydraulic oil into and out of the hydraulic cylinder 110 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.
[0036]
A supply-side oil passage 121 serving as a first passage communicating the low-pressure side hydraulic tank 120 and the first oil chamber 117 includes a hydraulic pump 112 driven by a motor 122 and the first oil chamber 117 side. A check valve 123 that allows only hydraulic oil to be supplied to the hydraulic tank 120 is disposed in this order from the hydraulic tank 120 side.
In the supply-side oil passage 121, a portion 124 that is closer to the first hydraulic pressure 117 than the check valve 123 has a communication oil passage 125 as a second passage in which the electromagnetic valve 113 is arranged, and a relief oil in which the relief valve 126 is arranged. The hydraulic tank 120 is communicated with each other via a path 127.
[0037]
As shown in FIG. 3, the electromagnetic valve 113 is connected to the first oil from the hydraulic pump 112 in the second state where the communication oil path 125 is blocked by the built-in check valve 132 to prevent the oil from flowing toward the hydraulic tank 120. Encourage the supply of hydraulic oil to the chamber 117. As a result, the rod 111 of the hydraulic cylinder 110 can be extended to displace the tensioner pulley 105 in the first direction (which is the tension side of the belt 102). Further, when the hydraulic pump 112 is stopped in the second state shown in FIG. 3, the flow of hydraulic oil into and out of the hydraulic cylinder 110 is completely stopped and the hydraulic cylinder 110 is locked. As a result, the tensioner pulley 105 The operating position will be locked. That is, in this state, the electromagnetic valve 113 can cause the hydraulic cylinder 110 to function as a locking unit for fixing the operating position of the tensioner pulley 105.
[0038]
On the other hand, as shown in FIG. 4, the solenoid valve 113 is a hydraulic oil between the first oil chamber 117 and the hydraulic tank 120 in a first state in which the 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 communication oil passage 131 provided with a variable throttle 130. Are in communication with each other. The check valve 128 provided in the return side oil passage 129 allows only the oil flow to the hydraulic tank 120 side. That is, the check valve 128 allows only the flow accompanying the displacement of the tensioner pulley 105 in the first direction. The communication oil passage 131 provided with the variable throttle 130 allows the flow of bidirectional hydraulic oil 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 hydraulic circuit 136 as described above, as shown in FIG. 3, hydraulic oil is supplied to the first oil chamber 117 by the hydraulic pump 112 when the solenoid valve 113 closes the communication oil passage 125 in the first state. At the same time, 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 the tensioner pulley 105 is displaced in the first direction (the direction in which the tension of the belt 102 increases). Further, the hydraulic pump 112 is stopped in this state, whereby the tensioner pulley 105 operates. The position is fixed. Accordingly, a power transmission ring (to be described later) of the variable diameter pulley 107 is displaced to the eccentric side, and the eccentric state is maintained.
[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 set to a first state in which bidirectional hydraulic oil flow in the communication oil passage 125 is allowed. 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 belt 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 through the communication oil passage 125, and the outflow of hydraulic oil from the second oil chamber 118 is allowed without resistance through 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 hydraulic oil outflow from the first oil chamber 117 is communicated with the communication oil path. The hydraulic fluid is allowed to flow through the first oil chamber 117 through the first oil chamber 117 and is allowed to be given resistance by the variable throttle 130 of the 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 as to be eccentric with respect to the shaft center 135 (see FIG. 7).
[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, the aggressiveness to the mating member is moderate despite having high strength and excellent wear resistance, and has a stable coefficient of friction regardless of 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 are formed in the annular member 229 in the axial direction through the annular member 229 in the axial direction, and the shaft-like portion 213 is inserted and fixed in each through hole. ing. 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 belt tensioner 104 described above adjusts the tension of the belt 102, so that the power transmission ring 206 and the pulley main bodies 202 and 203 are separated from each other against the urging force of the diaphragm spring 211 as shown in FIG. Thus, the effective diameter D of the wound belt 102 can be changed.
[0059]
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.
[0060]
In particular, torque is transmitted through a diaphragm spring 211 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.
[0061]
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.
[0062]
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.
[0063]
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.
The first embodiment described above has the following advantages. That is,
1) In the belt tensioner mechanism 100, in addition to the function for setting the gear ratio, the vibration damping function is provided by a small change in which the variable throttle 130 and the electromagnetic valve 113 are added, so that a new auto tensioner is provided. In comparison, belt vibration can be reduced with a simple structure without taking up space. Further, the structure of the continuously variable transmission 101 including the belt tensioner mechanism 100 can be simplified and space saving can be achieved.
[0064]
2) Further, in the belt tensioner mechanism 100, in the case of FIG. 4 that functions as a dynamic damper, when the tensioner pulley 105 is displaced to the tension side (first direction) of the belt 102, the hydraulic oil avoids the variable throttle 130. As a result, the compression coil spring 134 as an elastic member can urge the tensioner pulley 105 toward the belt 102 without being affected by the viscous damping force. As a result, the belt of the tensioner pulley 105 The followability to 102 can be improved.
[0065]
3) By operating the hydraulic pump 112 in a state in which the solenoid valve 113 is switched to prohibit the outflow of fluid from the hydraulic cylinder 110 via the communication oil passage 125, the tensioner pulley 105 is placed on the first side of the belt 102. Then, the operating position of the tensioner pulley 105 can be fixed by stopping the hydraulic pump 112. Since the operation position of the tensioner pulley can be changed and fixed by operating and stopping the hydraulic pump 112, the structure can be simplified as compared with the case of using a complicated valve configuration. In particular, since the hydraulic pump 112 is an electric pump driven by the motor 122, operation, stop, and control thereof are easy. Further, energy saving can be achieved by turning off the electric pump when it is not necessary.
[0066]
When the belt tensioner mechanism 100 and the continuously variable transmission 101 are mounted on a vehicle, a hydraulic pump (for example, an oil pump of a power steering device) already mounted on the vehicle is also used as the hydraulic pump of the system. In this case, downsizing and space saving can be achieved.
4) In the belt tensioner mechanism 100, when the operating position of the tensioner pulley 105 is changed in the first direction (the tension side of the belt 102), the solenoid valve 113 is set to the check valve 132 and the hydraulic pump 112 performs the first operation. The hydraulic oil is supplied to the first oil chamber 117. At this time, the hydraulic oil in the second oil chamber 118 is discharged through the check valve 128 while avoiding the variable throttle 130. As a result, since the fluid flows into and out of the hydraulic cylinder 110 smoothly, the gear ratio can be changed quickly.
[0067]
5) Since the belt tensioner mechanism 100 is locked using the hydraulic cylinder 110, the structure can be simplified as compared with the case where a mechanical or hydraulic locking means is provided separately.
6) In the belt tensioner mechanism 100, when it is detected by the speed sensors 115 and 116 that the belt 102 is likely to vibrate, for example, when the engine speed exceeds a predetermined value, the tensioner pulley 105 is unlocked. The damping function can be activated automatically. As a result, vibration can be reliably prevented.
[0068]
7) Displace the power transmission ring 206 concentrically or eccentrically through a change in the tension of the belt 102 by changing the operating position of the tensioner pulley 105, thereby changing the effective diameter of the belt 102 of the variable diameter pulley 107; You can shift. By using the power transmission ring 206, the life of the belt 102 can be increased, and as the power transmission ring 206 that can be formed of a material different from the belt 102, a resin having excellent durability and a high friction coefficient is used. The durability and power transmission efficiency can be improved.
[0069]
8) Further, as in the first embodiment, the continuously variable transmission 101 is applied to the driving of an auxiliary machine of an automobile, so that the auxiliary machine can be prevented from rotating at an unnecessary high speed. The durability of the machine can be improved and energy saving can be achieved.
9) Further, the belt tensioner 104 for adjusting the transmission gear ratio according to the first embodiment can be arranged as an alternative to the auto tensioner arranged on the loose side of the belt 102 as compared with the prior art, so that the size can be reduced. Can be achieved. In particular, in the first embodiment, the belt tensioner 104 for adjusting the transmission gear ratio is provided with a compression coil spring 134 as an elastic member for pressing and urging the belt 102, and functions as a normal auto tensioner. Can be fulfilled.
[0070]
10) 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. 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 having a small size and a long life can be obtained.
[0071]
11) 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.
[0072]
12) Since the pulley main bodies 202 and 203 are displaced by the equal displacement amounts 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.
13) 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 equal displacement amounts 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.
Second embodiment
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
[0073]
The second embodiment is different from the first embodiment in the oil passage configuration. That is, in the hydraulic circuit 137 of the second embodiment, the low-pressure side hydraulic tank 120 and the second oil chamber 118 are communicated with each other via a communication oil passage 138 having no check valve or throttle. The hydraulic oil is circulated bidirectionally between the second oil chamber 118 and the hydraulic tank 120 without resistance. In addition, an electromagnetic valve 139 as valve means arranged in the communication oil passage 125 as the second route incorporates the communication passage 133, the check valve 123 and the fixed throttle 140.
[0074]
In the hydraulic circuit 137 as described above, as shown in FIG. 8, the hydraulic pump 112 supplies hydraulic oil to the first oil chamber 117 with the solenoid valve 139 closed in the first state and the communication oil passage 125 closed. At the same time, the hydraulic oil from the second oil chamber 118 is returned to the hydraulic tank 120 via the communication oil path 138. As a result, the rod 111 extends, and the tensioner pulley 105 is displaced in the first direction (the direction in which the tension of the belt 102 increases). Further, the hydraulic pump 112 is stopped in this state, whereby the tensioner pulley 105 operates. The position is fixed. Along with this, the power transmission ring 206 of the variable diameter pulley 107 is displaced to the eccentric side, and the eccentric state is maintained.
[0075]
On the other hand, as shown in FIG. 9, the motor 122 is stopped to stop the hydraulic pump 112, and the electromagnetic valve 139 is set to a second state in which bidirectional hydraulic fluid circulation in the communication oil passage 125 is allowed. 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 102 of the variable diameter pulley 107 is displaced concentrically. At this time, since the hydraulic oil can be circulated without resistance in the communication oil paths 138 and 125, the operating position of the tensioner pulley 105 can be quickly changed.
[0076]
Furthermore, as shown in FIG. 10, the motor 122 is stopped and the hydraulic pump 112 is stopped, and the electromagnetic valve 139 is set to the third state in which the bidirectional hydraulic oil flow in the communication oil passage 125 is allowed. Then, in a state where the power transmission ring of the variable diameter pulley 107 is displaced concentrically, the vibration generated in the belt 102 can be attenuated by functioning the belt tensioner 104 in the same manner as a conventional auto tensioner.
[0077]
Also in the second embodiment, as in the first embodiment, the fluid circuit 137 including the throttle 140 and the compression coil spring 134 are provided for the tensioner pulley 105 that operates following the vibration of the belt 102. It cooperates as a dynamic damper and the vibration of the belt 102 is damped.
Further, since the restriction 140 is built in the electromagnetic valve 139 as the valve means, the structure can be simplified.
[0078]
Furthermore, the first oil chamber 117 becomes the high-pressure side when functioning as a dynamic damper. Since the throttle 140 is provided in the communication oil passage 125 communicating with the first oil chamber 117 on the high-pressure side, the cavitation Can be prevented.
The electromagnetic valve 139 may be a directional control valve that selectively selects an oil passage communicating with the solenoid valve 139 so that the oil passage in which the throttle is disposed is selected.
Third embodiment
Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
[0079]
overall structure
FIG. 11 is an overall schematic view of an engine provided with a series of auxiliary machines driven by the belt 2 (the auxiliary machines are represented by pulleys respectively provided on the auxiliary machines). . These auxiliary machines have been presented here as specific examples, but include, for example, an air pump 3, an alternator 4, an air conditioner compressor 5, a power steering pump 6, a water pump 7, and the like. All of which are driven by a variable diameter pulley 8 connected to the crankshaft of the engine.
[0080]
Continuously variable transmission for transmitting driving force to the auxiliary machine by the belt 2, the variable diameter pulley 8, the pulleys of the auxiliary machines 3 to 7, and the belt tensioner mechanism 280 for adjusting the transmission ratio that can adjust the tension to the belt 2. A device 1 is configured. The belt tensioner mechanism 280 includes a belt tensioner 275 including a tensioner pulley 10, a hydraulic cylinder 260, which will be described later, as a fluid pressure actuator, a controller 12, and speed sensors 13 and 14. The belt tensioner mechanism 280 is schematically illustrated in FIG.
[0081]
Further, an idler pulley 9 is interposed between the pulley of the alternator 4 and the pulley of the air conditioner compressor 5, and the belt 2 is wound around both pulleys by using the idler pulley 9. The angle (contact angle) may be adjusted to an appropriate size.
A tensioner pulley 10 included in the belt tensioner 275 for adjusting the tension on the belt 2 is interposed between the pulley of the air pump 3 and the pulley of the alternator 4. The tensioner pulley 10 is provided so as to be displaceable in a direction to increase or decrease the tension on the belt 2, and a first position indicated by a solid line and a second position indicated by a broken line in FIG. 11 by a hydraulic cylinder 260. Is displaced between. The variable diameter pulley 8 has a maximum contact diameter (maximum effective diameter) with respect to the belt 2 corresponding to the first position, and the variable diameter pulley 8 has a minimum contact diameter (effective) corresponding to the second position. (Specifically, the power transmission ring 20 is eccentric with respect to the center of the variable diameter pulley 8 as indicated by a broken line), and referring to FIG. 24, the contact diameter between the maximum and minimum (effective diameter) ) Is set as desired to achieve a continuously variable transmission. Note that the displacement position of the tensioner pulley 10 may be set in advance in a plurality of stages, and a plurality of stages of gear shifting may be performed in accordance with the plurality of stages of displacement.
[0082]
On the other hand, the operation of the tensioner pulley 10 is controlled by the controller 12. The controller 12 outputs an output signal of the first speed sensor 13 as a state quantity detecting means for detecting the rotational speed of the variable diameter pulley 8 and a second quantity as a state quantity detecting means for detecting the rotational speed of the idler pulley 9. The output signal of the speed sensor 14 is input. The rotational speed of the variable diameter pulley 8 is equal to the engine speed, and the rotational speed of the idler pulley 9 corresponds to the traveling speed of the belt 2.
[0083]
As the control by the controller 12, an output signal from the first speed sensor 13 is input to detect the rotational speed of the engine. For example, the engine 12 is displaced to the first position in a state where the rotational speed is lower than a predetermined level. By setting the rotational speed of the auxiliary machine relatively higher than the rotational speed of the engine, and by displacing the auxiliary machine to the second position with the engine rotational speed exceeding a predetermined level, The rotational speed of the auxiliary machine can be made relatively low with respect to the number. Further, the controller 12 detects the traveling speed of the belt 2 by the input of the output signal from the second speed sensor 14, and the hydraulic cylinder so that the traveling speed becomes a predetermined ratio with respect to the engine speed. The amount of displacement of the tensioner pulley 10 by 260 is adjusted. This is to prevent the gear ratio from deviating from the initial setting due to the elongation of the belt 2 due to long-term use, so that this is prevented and the gear ratio is maintained at the initial setting.
[0084]
Belt tensioner mechanism and hydraulic circuit
Referring to FIG. 12, the tensioner pulley 10 included in the belt tensioner 275 and driven by the belt 2 is rotatably attached to the pulley support member 266. The tensioner pulley 10 drives the rotary pump P. As the pump P, for example, a known rotary pump can be used in addition to the inscribed gear pump.
[0085]
The pulley support member 266 is displaced by a hydraulic cylinder 260 as a fluid pressure actuator. The hydraulic cylinder 260 includes a piston 257 that operates inside the hydraulic cylinder 260 and a piston rod 251 that is fixed to the piston 257. One end of the piston rod 251 is fixed to the pulley support member 266, and the pulley support member 266 is slidably supported by a pair of guide rods 258. Each of the guide rods 258 has one end fixed to the upper end of the hydraulic cylinder 260 and the other end fixed to the stopper member 267. Between the hydraulic cylinder 260 and the pulley support member 266, an elastic member 273 made of, for example, a compression coil spring is disposed to urge the pulley support member 266 in the direction in which the tension of the belt 2 is increased (belt pressing side). Yes. A compression coil spring as the elastic member 273 is fitted to each guide rod 258.
[0086]
When high-pressure hydraulic oil is supplied to the oil chamber 259 of the hydraulic cylinder 260, the piston 257 and the rod 251 begin to move upward in the hydraulic cylinder 260, whereby the hydraulic cylinder 260 is connected to the pulley support member. 266 and the tensioner pulley 10 are moved along the guide rod 258 in the upper right direction (in the direction away from the hydraulic cylinder 260) indicated by a solid line arrow in the drawing. As the tensioner pulley 10 moves in this manner, the belt 2 is dragged and the effective diameter of the variable diameter pulley 8 is reduced.
[0087]
One end of a flexible hydraulic oil high pressure hose 261 and low pressure hose 262 is connected to the discharge port and suction port of the pump P driven by the tensioner pulley 10, respectively. The end is connected to a fixed hydraulic block 263.
Solenoid valve A and solenoid valve B are arranged in hydraulic block 263. The hydraulic block 263 is connected to a pair of oil chambers 259 and 268 of the hydraulic cylinder 260 via a pair of hydraulic oil pipes 264 and 265, respectively. In addition, a cylinder block 269 including a solenoid valve C is disposed in the hydraulic oil pipe 264. Solenoid valve C provides valve means for switching to activate throttle 272 when required. The solenoid valves A, B, and C control the generation of pressure of the pump driven by the tensioner pulley 10 and the hydraulic oil flowing into the hydraulic cylinder 260 via the hydraulic oil pipes 264 and 265. The flow is controlled.
[0088]
Although not shown in FIG. 12, the cylinder block 269 is provided with an oil passage 271 (see FIG. 13A) that bypasses the solenoid valve C disposed therein, and a throttle 272 is provided in the oil passage 271. Is formed.
Solenoid valve A is normally open (N / O), solenoid valve B is normally closed (N / C), and solenoid valve C is normally open (N / O).
[0089]
The operation of the belt tensioner mechanism will be described with reference to FIGS. 13 and 14 showing the flow of hydraulic oil in the hydraulic circuit 281.
First, with reference to FIG. 13A, the flow of hydraulic oil when the operating position of the tensioner pulley 10 as the belt engaging means is fixed will be described. In this case, none of the solenoid valves A, B, C is energized, the solenoid valves A and C are opened, and the solenoid valve B is closed. The hydraulic oil discharged from the pump is not guided to the hydraulic cylinder 260 but circulates only through the solenoid valve A. Thereby, the hydraulic cylinder 260 can be maintained in a stopped state, and the operating position of the tensioner pulley 10 is fixed. Thus, by operating the solenoid valves A and B, the hydraulic cylinder 260 is caused to function as a locking means for fixing the operating position of the tensioner pulley 10.
[0090]
Next, FIG. 13B shows the flow of hydraulic oil when the piston 257 is moved to the protruding side and the tensioner pulley 10 is advanced to the belt side. When both the solenoid valve A and the solenoid valve B are energized, the solenoid valve A is closed and the solenoid valves B and C are opened. As a result, high-pressure hydraulic oil flows into the oil chamber 259 of the hydraulic cylinder 260 via the solenoid valve B and the solenoid valve C. As a result, the piston 257 starts to move to the protruding side, and the hydraulic oil in the oil chamber 268 is discharged along with that and flows back to the suction port of the pump. The relief valve 270 is set to a maximum pressure within a preferable pressure range, and prevents excessive pressure from being generated.
[0091]
Next, FIG. 14A shows the flow of hydraulic oil when the piston 257 is moved to the opposite side (original position side) to retract the tensioner pulley 10. Only solenoid valve B is energized. Thereby, all the solenoid valves A, B, and C are opened. As a result, the hydraulic oil can flow out from the oil chamber 259 to the hydraulic oil pipe 264 on the discharge side of the pump. Accordingly, the tensioner pulley 10 and the piston 257 are moved backward by being pushed by the belt.
[0092]
Next, FIG. 14B shows the flow of hydraulic oil when the piston 257 is freely displaced with a predetermined damping at the original position. The solenoid valve B and the solenoid valve C are energized. Thereby, the solenoid valve A and the solenoid valve B are opened, and the solenoid valve C is closed. As a result, the outflow of the hydraulic oil from the oil chamber 259 and the inflow of the hydraulic oil to the oil chamber 259 are allowed in a state where the predetermined throttle resistance by the throttle 272 is received. The fluid path including the restrictor 272 and the elastic member 273 cooperate with the tensioner pulley 10 that operates following the vibration of the belt 2 to perform the function of a dynamic damper, and the vibration of the belt 2 is attenuated. become.
[0093]
Variable diameter pulley
Next, referring to FIG. 15, the variable-diameter pulley 8 includes: (1) a cylindrical rotary shaft 302 that is coaxially connected to the crankshaft 301 of the engine so as to be integrally rotatable; and (2) this rotary shaft. 302, and a pair of pulley main bodies 305 and 306 that are coupled to each other via a pair of coupling bodies 303 and 304 so as to be capable of interlocking rotation, and are coupled to each other so as to rotate together. A power transmission ring 309 that is fitted in the V-shaped groove 307 and can be eccentric with respect to the axis 308 of the rotating shaft 302, and (4) both pulley main bodies 305 and 306 are connected to each other through the coupling bodies 303 and 304 in the direction of approaching each other. A plurality of pairs of annular disc springs 310 and 310 as elastic members for urging the pulley main bodies 305 and 306 are included as main parts.
[0094]
The rotating shaft 302 is fastened to the crankshaft 301 via a bolt 312, and the rotating shaft 302 rotates integrally with the crankshaft 301.
The belt 2 is a flat belt such as a so-called V-rib belt provided with a mountain-shaped rib 2b such as a V-shape extending in the traveling direction in order to secure a contact area on the inner peripheral surface 2a. The power transmission ring 309 has an annular shape with a trapezoidal cross section, and a power transmission surface 313 to the belt 2 is formed on the outer peripheral surface. A circumferential groove 314 that meshes with the rib 2 b of the belt 2 is formed on the transmission surface 313.
[0095]
The V groove 307 is formed between the opposing surfaces 315 and 316 (also referred to as power transmission surfaces 315 and 316) 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 opposing surfaces 315 and 316, respectively, to transmit power.
Referring to FIGS. 15 and 17, the pulley main body 305 has a circular annular main body portion 321 having a power transmission surface 315 including 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.
[0096]
Referring to FIGS. 15, 17, and 18, 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. 19, 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. .
[0097]
As a guide member for guiding the relative axial displacement between the two pulley main bodies 305 and 306, it is conceivable to provide a sliding bearing such as a cylindrical bush. In such a case, the lubricating oil or grease filled in the bush is considered. In addition to the possibility of leakage, bushes will be provided even in parts where there is no mating material to slide, and there are disadvantages of wasted space and insufficient strength, so in this embodiment, as shown in FIG. Arc-shaped guide members 325 circumscribing the fitting protrusions 322 are provided. That is, the lubricating oil or grease filled in the interior of each fitting protrusion 322 is prevented from leaking outside through the edge of each fitting protrusion 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.
[0098]
As shown in FIG. 21, both pulley main bodies 305 and 306 have their mating projections 322 penetrated into the mating fitting groove 323, so that both pulley main bodies 305 and 306 are axially relative to each other. It is spline-coupled so that it can rotate integrally while allowing movement.
In FIG. 15, 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, referring to FIG. 21, 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 that the fitting protrusions 331 correspond to the fitting protrusions 331. 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.
[0099]
On the other hand, referring to FIG. 22, the above-described disc spring 310 is placed in the accommodating space 334 defined by both 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 rotating shaft 302. , 310 are accommodated. The outer periphery of the accommodation space 334 is partitioned by a pair of thin cylinders 335 and 336 that are 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.
[0100]
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.
[0101]
Referring to FIG. 15, each of the coupling bodies 303 and 304 is rotatably supported on the outer peripheral surface of the rotating shaft 302 via a sliding bearing 340 such as a metal bush. Each of the coupling bodies 303 and 304 is cam-coupled to the rotation shaft 302. That is, referring to FIG. 23, a plurality of fitting protrusions 332 are formed on the inner peripheral surface of each of the coupling bodies 303 and 304 so as to be circumferentially equidistant, and each fitting protrusion 332 has a cylindrical rotation. The shaft 302 is fitted in fitting grooves 337 formed in a plurality at equal circumferential circumferences at both ends in the axial direction.
[0102]
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 the two coupling bodies 303 and 304 (similarly, the direction of the cam surface 339 of the fitting groove 337 is also at both ends of the rotation shaft 302. Therefore, when the coupling bodies 303 and 304 are out of phase with respect to the rotating shaft 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.
[0103]
Fitting protrusions 322 and 331 constituting a spline mechanism for connecting the above-described connecting bodies 303 and 304 and the pulley main bodies 306 and 305 corresponding to the connecting bodies 303 and 304, the connecting bodies 303 and 304, and the rotating shaft 302. A torque cam mechanism T is constituted by a pair of cam surfaces 338 and 339 constituting cam mechanisms respectively connecting the two. When the pulley main bodies 305 and 306 that rotate integrally with each other are rotated relative to the rotating shaft 302, the pulley main bodies 305 and 306 are brought close to or separated from each other by an equal distance by the torque cam mechanism T. It will be displaced in the axial direction.
[0104]
The significance of the torque cam mechanism T is as follows. That is, as in the third embodiment, when a variable diameter pulley is used as the drive pulley, the load torque tends to cause the pulley main bodies 305 and 306 to be out of phase in the counter-rotating direction with respect to the rotating shaft 302. It becomes power. 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, the effective diameter D, which is the contact diameter, is increased through 316, for example, the force to displace the clamped portion of the power transmission ring 309 in the state shown in FIG. It is converted into a force. Here, the effective diameter D is the distance (center radius) between the central portion of the portion where the power transmission ring 309 contacts the power transmission surfaces 315 and 316 of the pulley main bodies 305 and 306 and the axis 308.
[0105]
Then, for example, when torque fluctuation occurs due to the start of driving of any of the auxiliary machines, the power transmission ring 309 corresponding to the tension side portion of the belt 2 is accompanied by the pulley main body 305. , 306 to increase the distance between them and enter the radially inward of the variable-diameter pulley 8, and the urging force of the disc springs 310, 310 and the power transmission ring 309 are displaced radially outward. This can be prevented by the force to be caused.
[0106]
Thus, even if a force for reducing the effective diameter due to the variation of the load torque acts, a force against this can be generated by the torque cam mechanism T. Therefore, the effective diameter of the variable diameter pulley 8 caused by the variation of the load torque. Can prevent changes.
Further, as the load torque is larger, the force for bringing the pulley main bodies 305 and 306 closer to each other can be increased and the power transmission ring 309 can be strongly clamped, so that the power transmission ring 309 and the two pulley main bodies 305, It is possible to prevent the occurrence of slippage between the 306 and the transmission loss due to the slippage.
[0107]
In particular, since the force resisting as described above can be generated according to the load torque, the biasing force by the disc springs 310 and 310 can be kept small, so that the friction loss of the transmission torque can be reduced.
The efficiency in converting the load torque into a force in a direction in which the power transmission ring 309 is displaced radially outward of the variable-diameter pulley 8 is the inclination angle of the power transmission surfaces 315 and 316 as tapered surfaces. By appropriately setting the coefficient of friction between the power transmission ring 309 and the power transmission surfaces 315 and 316, the transmission efficiency of the cam mechanism of the torque cam mechanism T, etc. The limit value of whether the ring 309 can resist the radially inward displacement can be adjusted in advance. When the tensioner pulley 10 increases the belt tension beyond the limit value, the effective diameter of the variable diameter pulley 8 is changed. The setting of the transmission efficiency of the cam mechanism can be easily adjusted by setting the inclination angles of the cam surfaces 338 and 339.
[0108]
  Book number3According to the embodiment, since the hydraulic circuit 281 for operating the belt tensioner 275 for setting the gear ratio is provided with a vibration damping function by a small change in which the throttle 272 and the solenoid valve C are added, Compared with the case where an auto tensioner is provided, belt vibration can be reduced with a simple structure and without taking up space.
  Further, since the lock of the operating position of the tensioner pulley 10 is locked by using the hydraulic cylinder 260 for operating the tensioner pulley 10, the structure is compared with the case where a mechanical or hydraulic lock means is separately provided. Can be simplified.
[0109]
  Further, when the operating position of the tensioner pulley 10 is changed, as shown in FIG. 13B and FIG. 14A, the hydraulic oil 260 is allowed to flow into and out of the hydraulic cylinder 260 while avoiding the restriction 272. Therefore, as a result of the smooth flow of hydraulic oil into and out of the hydraulic cylinder 260, the gear ratio can be changed quickly.
  Further, when a state in which vibration is likely to occur in the belt 2 is detected by the rotational speed signals from the speed sensors 13 and 14, the tensioner pulley 10 is automatically unlocked and the damping function is activated. In the third embodiment in which the variable diameter pulley is applied to the drive pulley, the maximum effective diameter is generally set when the engine speed is low. However, in this state, the belt tension is not adjusted because the power transmission ring 309 is not eccentric. As a result of weakness, vibration is likely to occur. So this book3In the embodiment, the damping function is activated when the engine speed is at a low level. Moreover, since the speed sensor normally equipped in the continuously variable transmission can be used, the structure can be simplified.
[0110]
When the solenoid valve C as the valve means is switched to allow the hydraulic oil to flow into and out of the hydraulic cylinder 260 while avoiding the restriction 272, the operating position of the tensioner pulley 10 is shown in FIGS. When the change is made as shown in (a), the hydraulic oil can smoothly flow into and out of the hydraulic cylinder 260, so that the gear ratio can be changed quickly.
[0111]
Furthermore, in the third embodiment, it is possible to achieve the same operational effects as the above-described first embodiment 7) to 11). In particular, the continuously variable transmission of the third embodiment can be suitably used because it is applied to a prime mover, for example, an automobile engine. This is because in an automobile, vibration is likely to occur in the belt due to engine vibration, vehicle body vibration, and tension fluctuations due to load fluctuations of each auxiliary machine, whereas in this embodiment, while saving space with a simple structure. This is because belt vibration can be suppressed.
Fourth embodiment
Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. The fourth embodiment differs from the third embodiment in the following a) and (b). That is,
a) In the fourth embodiment, the eccentric state of the power transmission ring 309 is maintained regardless of how the belt tensioner 275 sets the gear ratio. That is, as shown in FIG. 26, when the engine speed is low, the maximum effective diameter is not set, but an effective diameter smaller than this is set.
[0112]
  b) In the fourth embodiment, as shown in FIG. 27> 7 and FIG. 28, the oil passage 271, the restrictor 272, and the solenoid valve C are eliminated in the hydraulic circuit 282 included in the belt tensioner mechanism. is there.
  Other configurations are the same as those of the third embodiment described above, and thus the drawings and description are omitted. This book4With respect to the embodiment, the state of FIG. 14B in the above-described embodiment disappears because the oil passage 271, the throttle 272, and the solenoid valve C are eliminated. In the state corresponding to FIGS. 13A, 13B, and 14A, the oil passage 271, the throttle 272, and the solenoid valve C are omitted.
[0113]
In the fourth embodiment, the same operational effects as in the third embodiment are obtained. Moreover, even when the belt tensioner 275 relatively weakens the belt tension and the belt is likely to generate vibrations, the power transmission ring 309 is eccentric, so that the disc springs 310 and 310 as elastic members are The power transmission ring 309 can be deformed (stretched) in both directions, ie, a direction in which the power transmission ring 309 is concentric with the axis 308 and a direction in which the degree of eccentricity is increased with respect to the axis 308. As described above, since the degree of freedom of the elastic member is high, the belt vibration can be sufficiently absorbed.
[0114]
Further, as described above, the oil passage 271, the throttle 272, and the solenoid valve C can be eliminated, so that the structure can be greatly simplified.
The present invention is not limited to the above-described embodiments. For example, when the variable diameter pulley 8 of the second and third embodiments is applied to a driven pulley, the cam mechanism of the torque cam mechanism The inclination direction of the cam surface is a direction in which the phase shift that occurs in the rotation direction of the pulley main bodies 305 and 306 with respect to the rotation shaft 302 can be converted into a movement that brings the pulley main bodies 305 and 306 closer to each other. That is, the direction of rotation is opposite to that of the driving pulley.
[0115]
Further, in each embodiment, the power transmission ring may be eliminated and the V belt may be directly fitted between the pulley main bodies.
In addition, various design changes can be made within the scope of the present invention.
[0116]
【The invention's effect】
  In the belt tensioner mechanism according to the first aspect of the present invention, the tensioner for setting the transmission gear ratio is provided with a vibration damping function with a small change by adding a throttle means and a valve means. In comparison, belt vibration can be reduced with a simple structure without taking up space.In addition, the hydraulic pressure pump is operated and then stopped in a state in which the valve means is switched to prohibit the outflow of the fluid from the fluid pressure actuator via the second path, thereby stopping the tensioner pulley on the tension side of the belt (first ), The operating position can be fixed.
[0117]
  In the belt tensioner mechanism according to the second aspect of the present invention, when the tensioner pulley is displaced toward the belt tension side (first direction), the elastic member is not affected by the viscous damping force, and the tensioner pulley is moved toward the belt. Since it can be urged, the followability of the tensioner pulley to the belt can be improved..
[0118]
  Claim3In the belt tensioner mechanism of the described invention, the throttle means is included in the valve means, so that the structure can be simplified.
  Claim4In the belt tensioner mechanism according to the invention described above, when the belt tensioner mechanism is caused to function as a dynamic damper, the throttling means is provided in the path communicating with the fluid chamber on the high pressure side, so that the occurrence of cavitation can be prevented. it can.
[0119]
  Claim5In the belt tensioner mechanism according to the invention, when the valve means is switched to allow the fluid to flow into and out of the fluid pressure actuator while avoiding the throttle means, the fluid can smoothly flow into and out of the fluid actuator. It becomes possible to change the gear ratio quickly.
  Claim6In the belt tensioner mechanism according to the invention, since the fluid pressure actuator is used for locking, the structure can be simplified as compared with the case where a mechanical or hydraulic locking means is provided separately.
[0120]
  Claim7In the belt tensioner mechanism according to the invention, when the state quantity detecting means detects that the belt is likely to vibrate, the tensioner pulley is unlocked and the damping function is automatically activated.
  Claim8In the continuously variable transmission according to the invention, the operating position of the tensioner pulley is changed by the hydraulic actuator to displace the power transmission ring to the concentric side and the eccentric side, thereby changing the effective diameter of the variable diameter pulley. 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. The life of the belt can be increased by using the power transmission ring. In addition, as a power transmission ring that can be formed of a material different from the belt, it is possible to use a resin having excellent durability and a high friction coefficient, and durability and power transmission efficiency can be improved.
[0122]
  Claim9In the continuously variable transmission according to the invention, in a prime mover, for example, an automobile engine, various auxiliary machines are driven by a belt. When the engine speed increases, the rotational speed of the auxiliary machines is relatively set. Since there is a request for slowing down, the continuously variable transmission can be suitably used. In particular, in automobiles, vibrations are likely to occur in the belt due to engine vibration, vehicle body vibration, and tension fluctuations due to load fluctuations of each auxiliary machine, but the present invention can suppress belt vibration while saving space with a simple structure. More preferable.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a continuously variable transmission including a belt tensioner mechanism according to a first embodiment of the present invention, showing a state before shifting.
FIG. 2 is a schematic configuration diagram of a continuously variable transmission according to the first embodiment, showing a state after a shift.
FIG. 3 is a schematic diagram of a hydraulic circuit for operating a hydraulic cylinder in the belt tensioner mechanism according to the first embodiment, corresponding to a state after shifting.
FIG. 4 is a schematic diagram of a hydraulic circuit for operating a hydraulic cylinder in the belt tensioner mechanism according to the first embodiment, corresponding to a state before shifting.
FIG. 5 is a longitudinal sectional view of the variable diameter pulley according to the first embodiment, showing a state where the power transmission ring is concentric with the 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 schematic diagram of a hydraulic circuit for operating the hydraulic cylinder in the belt tensioner mechanism according to the second embodiment, corresponding to a state when the rod of the hydraulic cylinder is extended and fixed.
FIG. 9 is a schematic diagram of a hydraulic circuit for operating the hydraulic cylinder in the belt tensioner mechanism according to the second embodiment, corresponding to a state when the rod of the hydraulic cylinder is contracted.
FIG. 10 is a schematic diagram of a hydraulic circuit for operating a hydraulic cylinder in the belt tensioner mechanism according to the second embodiment, corresponding to a state when functioning as a dynamic damper.
FIG. 11 is a schematic view of a continuously variable transmission including a belt tensioner mechanism according to a third embodiment of the present invention.
FIG. 12 is a partial cross-sectional front view of an essential part of a belt tensioner mechanism according to a third embodiment.
FIG. 13 is a schematic diagram showing a fluid path of a belt tensioner mechanism according to a third embodiment, wherein (a) shows the flow of hydraulic oil when the operating position of the tensioner pulley is fixed; ) Shows the flow of hydraulic oil when the tensioner pulley is advanced to the belt side.
14A and 14B are schematic views showing a fluid path of a belt tensioner mechanism according to a third embodiment, wherein FIG. 14A shows the flow of hydraulic oil when the tensioner pulley is moved backward, and FIG. 14B is a tensioner. The flow of hydraulic oil when the pulley has a damping function is shown.
FIG. 15 is a longitudinal sectional view of a variable diameter pulley used in the continuously variable transmission according to the third embodiment, showing a state in which the maximum effective diameter is obtained.
16 is a half side view of the variable diameter pulley of FIG. 15;
17 is an exploded perspective view of a pulley main body and a guide member of the variable diameter pulley of FIG.
18 is an exploded perspective view showing a state in which the guide member is fitted to the outer peripheral surface of the fitting projection mainly of the pulley of the variable diameter pulley of FIG. 15;
19 is a partially broken perspective view of a guide member of the variable diameter pulley of FIG.
20 is a schematic perspective view showing a state in which a guide member and a coupling body are combined with a fitting projection mainly of a pulley of the variable diameter pulley of FIG. 15;
FIG. 21 is an exploded perspective view showing a state in which a connecting body is combined with both pulley main bodies in a state of being combined with each other in the variable diameter pulley of FIG. 15;
22 is an enlarged cross-sectional view of a portion near the inner periphery of the variable diameter pulley of FIG.
23 is an exploded perspective view of the coupling body and the rotating shaft of the variable diameter pulley of FIG.
FIG. 24 is a diagram showing the relationship between the engine speed and the auxiliary machine speed in the third embodiment;
FIG. 25 is a schematic longitudinal sectional view of a variable diameter pulley having a minimum effective diameter in the third embodiment.
FIG. 26 is a diagram showing a relationship between an engine speed and an auxiliary machine speed in a continuously variable transmission according to a fourth embodiment of the present invention.
FIG. 27 is a partial cross-sectional front view of an essential part of a belt tensioner mechanism according to a fourth embodiment.
FIG. 28 is a schematic view of a fluid path in the fourth embodiment.
[Explanation of symbols]
1 continuously variable transmission
2 belts
8 Variable diameter pulley
10 Tensioner pulley
12 Controller
13 First speed sensor (state quantity detection means)
14 Second speed sensor (state quantity detection means)
T Torque cam mechanism
100 Belt tensioner mechanism
101 continuously variable transmission
102 belt
104 Belt tensioner
105 Tensioner pulley
107 Variable diameter pulley
110 Hydraulic cylinder (fluid pressure actuator, locking means)
112 Hydraulic pump (fluid pressure pump)
113 Solenoid valve (valve means)
114 controller
115 1st speed sensor (state quantity detection means)
116 Second speed sensor (state quantity detection means)
121 Supply-side oil passage (first route)
123 Check valve
125 communication oil passage (second route)
128 Check valve
130 Variable aperture (aperture means)
134 Compression coil spring (elastic member)
136,137 Hydraulic circuit (fluid path)
138 Communication oil passage
139 Solenoid valve (valve means)
140 aperture
201 Rotating shaft
202 First pulley main body
203 Second pulley main body
204, 205 Power transmission surface
206 Power transmission ring
211 Diaphragm spring (biasing member, elastic member)
260 Hydraulic cylinder (fluid pressure actuator, locking means)
271 Oilway
272 aperture
275,276 Belt tensioner
C Solenoid valve (valve means)
280 Belt tensioner mechanism
281,282 Hydraulic circuit
305,306 Pulley main
307 V groove
309 Power transmission ring
310 disc spring (elastic member, biasing member))
315, 316 Opposing surface (power transmission surface)

Claims (9)

無端状のベルトに係合し、ベルトの張力が増す第１の方向とその逆の第２の方向に変位自在なテンショナプーリと、
このテンショナプーリを第１の方向へ付勢する弾性部材と、
テンショナプーリを第１の方向へ駆動する流体圧アクチュエータと、
テンショナプーリの動作位置を解除可能に固定するロック手段と、
流体圧アクチュエータへの流体の流出入を制御する流体経路とを備え、
この流体経路は、流体圧ポンプから逆止弁を介して流体圧アクチュエータへ流体を送るための第１の経路と、これに並列な第２の経路と、流体圧アクチュエータへの流体の少なくとも流入を絞り手段を介して許容する状態に切り換え可能な弁手段とを含み、
上記弁手段は第２の経路に配置されていると共に第２の経路を介しての流体圧アクチュエータからの流体の流出を禁止する状態に切り換え可能であることを特徴とするベルトテンショナ機構。A tensioner pulley that engages with an endless belt and is displaceable in a first direction in which the belt tension increases and in a second direction opposite thereto,
An elastic member for urging the tensioner pulley in the first direction;
A fluid pressure actuator for driving the tensioner pulley in a first direction;
Locking means for releasably fixing the operating position of the tensioner pulley;
A fluid path for controlling the flow of fluid into and out of the fluid pressure actuator,
The fluid path includes a first path for sending fluid from the fluid pressure pump to the fluid pressure actuator via the check valve, a second path parallel thereto, and at least inflow of fluid to the fluid pressure actuator. Valve means switchable to a permissible state via the throttle means,
The belt tensioner mechanism characterized in that the valve means is disposed in the second path and can be switched to a state in which the outflow of the fluid from the fluid pressure actuator through the second path is prohibited. 上記流体経路は、上記絞り手段に並列に配置された逆止弁を含み、
この逆止弁はテンショナプーリの第１の方向への変位に伴う流体の流れのみを許容することを特徴とする請求項１記載のベルトテンショナ機構。The fluid path includes a check valve disposed in parallel with the throttle means;
2. The belt tensioner mechanism according to claim 1, wherein the check valve allows only a fluid flow accompanying displacement of the tensioner pulley in the first direction. 上記弁手段は電磁弁からなり、上記絞り手段を内蔵していることを特徴とする請求項１又は２記載のベルトテンショナ機構。  The belt tensioner mechanism according to claim 1 or 2, wherein the valve means comprises an electromagnetic valve and incorporates the throttle means. 上記流体圧アクチュエータはテンショナプーリの第２の方向への変位に伴って縮小される流体室を含み、この流体室に連通される経路に上記絞り手段が配置されていることを特徴とする請求項１，２又は３の何れか一つに記載のベルトテンショナ機構。  The fluid pressure actuator includes a fluid chamber that is reduced in accordance with a displacement of the tensioner pulley in the second direction, and the throttle means is disposed in a path that communicates with the fluid chamber. The belt tensioner mechanism according to any one of 1, 2, and 3. 無端状のベルトに係合し、ベルトの張力が増す第１の方向とその逆の第２の方向に変位自在なテンショナプーリと、このテンショナプーリを第１の方向へ付勢する弾性部材と、テンショナプーリを第１の方向へ駆動する流体圧アクチュエータと、テンショナプーリの動作位置を解除可能に固定するロック手段と、流体圧アクチュエータへの流体の流出入を制御する流体経路とを備え、
この流体経路は、流体圧アクチュエータへの流体の流出入を絞り手段を介して許容する状態に切り換え可能な弁手段を含み、
上記弁手段は、上記絞り手段と並列に配置され、且つ流体圧アクチュエータへの流体の流出入を絞り手段を回避しつつ許容する状態に切り換え可能であることを特徴とするベルトテンショナ機構。A tensioner pulley that engages with an endless belt and is displaceable in a first direction in which the belt tension increases and a second direction opposite thereto, and an elastic member that urges the tensioner pulley in the first direction; A fluid pressure actuator for driving the tensioner pulley in the first direction, a lock means for releasably fixing the operating position of the tensioner pulley, and a fluid path for controlling the flow of fluid into and out of the fluid pressure actuator,
The fluid path includes valve means that can be switched to a state in which fluid is allowed to flow into and out of the fluid pressure actuator through the throttle means.
The belt tensioner mechanism characterized in that the valve means is arranged in parallel with the throttle means and can be switched to a state in which the flow of fluid into and out of the fluid pressure actuator is allowed while avoiding the throttle means. 上記ロック手段は流体の流出入を禁止された流体圧アクチュエータにより構成されることを特徴とする請求項１ないし５の何れか一つに記載のベルトテンショナ機構。  The belt tensioner mechanism according to any one of claims 1 to 5, wherein the lock means is constituted by a fluid pressure actuator that is prohibited from flowing in and out of fluid. ベルトの振動発生に関連する状態量を検出する状態量検出手段と、この状態量検出手段により検出された状態量に応じて、上記弁手段の動作を制御する制御手段とをさらに備えたことを特徴とする請求項１ないし６の何れか一つに記載のベルトテンショナ機構。  A state quantity detecting unit for detecting a state quantity related to the occurrence of vibration of the belt, and a control unit for controlling the operation of the valve unit according to the state quantity detected by the state quantity detecting unit; The belt tensioner mechanism according to any one of claims 1 to 6, characterized in that 請求項１ないし７の何れか一つに記載のベルトテンショナ機構と、巻き掛けられたベルトに対する有効径を変更することのできる可変径プーリとを備え、この可変径プーリは、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上記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ことを特徴とする無段変速装置。  A belt tensioner mechanism according to any one of claims 1 to 7, and a variable-diameter pulley capable of changing an effective diameter with respect to the wound belt, the variable-diameter pulley around the rotating shaft. A pair of pulley main bodies arranged in a surrounding manner and freely movable in the axial direction, a pair of tapered power transmission surfaces formed on opposite surfaces of these pulley main bodies, and the shaft center of the rotating shaft by these power transmission surfaces Including a power transmission ring that is clamped so as to be eccentric and the belt is wound around the outer peripheral surface, and a biasing means that biases the power transmission ring concentrically via both pulley main bodies. Step transmission. 車両の駆動源の駆動プーリおよび上記駆動源が駆動すべき補機類の従動プーリの少なくとも一つのプーリを上記可変径プーリにより構成したことを特徴とする請求項８記載の無段変速装置。At least one pulley of claim 8 Symbol mounting stepless transmission, characterized by being configured by the variable diameter pulley of the driven pulley of the auxiliary devices driven pulley and the drive source of the drive source to be driven vehicle.
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