JP4101525B2 - Cone type continuously variable transmission - Google Patents

Description

【０００９】
ここで、R_cx1：ダブルコーン１１の回転中心から円錐母線１１ｃとアウターリング１０との接触点までの半径寸法
R_cx2：ダブルコーン１１の回転中心から円錐母線１１ｄとサンローラ４との接触点までの半径寸法
R_ox：アウターリング１０の回転中心からアウターリング１０とダブルコーン１１の円錐母線１１ｃとの接触点までの半径寸法
R_sx：サンローラ４の回転中心からサンローラ４とダブルコーン１１の円錐母線１１ｄとの接触点までの半径寸法
ダブルコーン１１は、アウターリング１０と接する円錐母線１１ｃとサンローラ４と接する円錐母線１１ｄとが平行になるように成形される。このため、図２に示すように、ダブルコーン１１は円錐母線１１ｃ，１１ｄに沿って移動することが可能である。ダブルコーン１１が移動すると、上式（１）における半径寸法R_cx1およびR_cx2が変化するため、変速比ｅは連続的に可変となる。
【００１０】
図１および図２では、その移動を示すために、図の上半分ではアウターリング１０とダブルコーン１１の接触部が円錐母線１１ｃの最大半径近傍に位置し、図の下半分ではサンローラ４とダブルコーン１１の接触部が円錐母線１１ｄの最大半径近傍に位置している。
【００１１】
コーン型無段変速機では、ダブルコーン１１を支持するキャリア１２に取り付けたラック１５を変速軸に取り付けたピニオン歯車１６により駆動させることで、キャリア１２を入出力軸方向に移動させる。なお、このキャリア１２を入出力軸方向に移動させることによって、ダブルコーン１１は、コーン支持軸１４の軸心方向に沿ってスライドする。
【００１２】
カムディスク７とアウターリング１０には対抗するカム面が形成されており、このカム面同士（カムの凹部と凸部）が噛み合うことで、カムディスク７とアウターリング１０間で動力が伝達されると共に、伝達トルクに応じた軸方向加圧力がアウターリング１０に作用する加圧カム１７が構成されている。なお、図１に示すコーン型無段変速機の該カム面間には、摩擦を低減して軸方向加圧力の挙動を安定させるために、転動体（鋼球など）１９を介在させている。
【００１３】
図３（ａ）はこの加圧カム１７を模式的に表した無負荷時の要部拡大断面図である。カムディスク７とアウターリング１０とに、対抗する凹部からなるカム面１７ａ，１７ｂが形成され、カム面１７ａ，１７ｂの凹部間に転動体（鋼球）１９が設けられる。この加圧カム１７によって、カムディスク７とアウターリング１０間にトルクが伝達されれば（トルク負荷時）、図３（ｂ）に示すように、伝達トルクに応じた円周方向力F_tが作用し、さらに、円周方向力F_tやカム面形状等に依存する軸方向力F_aが作用する。
【００１４】
また、図１に示すコーン型無段変速機では、カムディスク７とアウターリング１０間に皿バネ１８が設けられている。前述した加圧カム１７による軸方向加圧力F_aと該皿バネ１８による軸方向力の合力がアウターリング１０に作用し、その結果、動力伝達に必要な法線力をトラクションドライブ接触部に生じさせることが可能となる。
【００１５】
図１に示すコーン型無段変速機のダブルコーン１１では、転走面となる２つの円錐面１１ａ，１１ｂは同一形状であるが、この２つの円錐面を相異なる形状としてもよい。図４に示すような大きな円錐面１１ｅと小さな円錐面１１ｆとを有するダブルコーン１１’形状とすることで、図1に示す対称形状の円錐面１１ａ，１１ｂを有するダブルコーン１１を用いたコーン型無段変速機よりも大きな変速比を得ることができる。
【００１６】
【発明が解決しようとする課題】
トラクションドライブは動力伝達に十分な法線力が接触部に作用しない場合、過大なすべり（グロススリップ）が生じ、負荷を低下させなければ焼付きに至る。また、過大な法線力は接触部における動力損失を増加させ、かつ、転動疲労寿命を低下させる。そのため、適切な法線力を設定することが重要である。
【００１７】
ばねのみを用いた加圧機構は構造が比較的簡単であるという長所を有するが、最大負荷に合わせてばね力が設定されるため、低負荷時には接触部に過大な法線力が作用し、その結果、伝達効率および転動疲労寿命が悪化する。一方、加圧カム１７（トルクカム）は伝達トルクに応じた法線力を各接触部に作用させることができるため、バネ加圧方式と比較して伝達効率および転動疲労寿命を向上させることができる。
【００１８】
本コーン型無段変速機ではダブルコーン１１の円錐母線１１ｃおよび円錐母線１１ｄは、図２に示すように、入出力軸心に対して角度αだけ傾斜している。この傾斜角度αによってアウターリング１０に作用する軸方向力F_a（図３参照）が増幅され、各接触部に大きな法線力F_Nが作用する。
【００１９】
前記軸方向力F_aと法線力F_Nの関係は次式（２）で表される。ここでｎはダブルコーン１１の個数である。
【００２０】
【数６】

【００２１】
また、法線力F_Nの作用により、アウターリング１０、ダブルコーン１１およびサンローラ４は弾性変形する。これらの弾性変形量の総和（半径分）をδとすれば、アウターリング１０はサンローラ４に対して次式（３）で表されるx₁だけ軸方向に変位する。
【００２２】
【数７】

【００２３】
法線力F_Nの要求値に対して傾斜角度αを小さくするほど軸方向力F_aを小さくすることができ、その結果、軸方向力F_aを受ける入出力軸の軸受３，６，９の耐久性を向上させることができる。その一方、傾斜角度αが小さくなるほど軸方向変位x₁が大きくなるという問題が生じる。
【００２４】
図５（ａ）はトルク非負荷時の状態を示し、転動体１９がアウターリング１０およびカムディスク７のカム面１７ａ，１７ｂとの凹部に収まっている。図５（ｂ）はトルク負荷条件時（正常時）の状態を示し、軸方向力F_aによってカム面１７ａとカム面１７ｂとがズレを生じてはいるが、転動体１９が未だ凹部に収まっている。図５（ｃ）は軸方向変位x₁が許容値を超えた状態を示し、加圧カム１７部において、転動体１９がアウターリング１０またはカムディスク７のカム面１７ａまたは１７ｂの凹部から外れて、平面部に乗り上げてしまう、所謂、カム乗り上げが生じ、コーン型無段変速機は作動不能となる。
【００２５】
したがって、本発明の主たる目的は、コーン型無段変速機において、上記のカム乗り上げの問題点を解決し、安定した変速作動を達成し得るコーン型無段変速機を提供することにある。
【００２６】
【課題を解決するための手段】
本発明の請求項１に記載されたコーン型無段変速機は、上記課題を解決するために、外周面が転走面であるサンローラおよび内周面が転走面であるアウターリングが同軸心上に設けられ、低速側の動力伝達部材とアウターリングとの間および高速側の動力伝達部材とサンローラとの間の少なくとも一方に、トルクを伝達しかつ軸方向に加圧力を発生させる加圧カムを設け、前記サンローラおよびアウターリングと押圧接触する複数個のダブルコーンがキャリアにより回転自在にかつ円周方向等間隔に保持され、入出力軸の軸心まわりの回転を規制されたキャリアを入出力軸方向に移動させることで無段変速が可能となるコーン型無段変速機において、前記アウターリング外周部の肉厚寸法ｔを、次式の範囲内に設定したことを特徴とするものである。
【００２７】
【数８】

【００２８】
ここで、Ｒ_ox：アウターリングの回転中心からアウターリングとダブルコーンの円錐 母線との接触点までの半径寸法
Ｂ，Ｃ，Ｄ：それぞれ材料や設計仕様によって決定される定数
【００２９】
【数９】

【００３０】
R_sx：サンローラの回転中心からサンローラとダブルコーンとの接触点までの半径寸法（距離）
ｎ：ダブルコーンの個数
h_c：加圧カムがカム乗り上げを起こさない軸方向変位の許容値
α：ダブルコーンの円錐母線と入出力軸との傾斜角度
本発明の請求項２に記載されたコーン型無段変速機は、外周面が転走面であるサンローラおよび内周面が転走面であるアウターリングが同軸心上に設けられ、低速側の動力伝達部材とアウターリングとの間および高速側の動力伝達部材とサンローラとの間の少なくとも一方に、トルクを伝達しかつ軸方向に加圧力を発生させる加圧カムを設け、前記サンローラおよびアウターリングと押圧接触する複数個のダブルコーンがキャリアにより回転自在にかつ円周方向等間隔に保持され、入出力軸の軸心まわりの回転を規制されたキャリアを入出力軸方向に移動させることで無段変速が可能となるコーン型無段変速機において、前記アウターリング外周部の肉厚寸法ｔを、次式の範囲内に設定したことを特徴とするものである。
【００３１】
【数１０】

【００３２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明のコーン型無段変速機の実施形態について、その技術思想と共に、図面を参照して説明する。なお、本発明におけるコーン型無段変速機は、アウターリング外周部の肉厚寸法ｔの点を除けば、構成的には図１に示すコーン型無段変速機と同様であるので、前述の図１〜図５に加えて、図６〜図１７を参照して説明する。
【００３３】
本発明は、加圧カム方式を採用するコーン型無段変速機において、アウターリング外周部の肉厚寸法ｔに代表される剛性、加圧カムの軸方向変位の許容値h_cおよびダブルコーンの円錐母線の入出力軸に対する傾斜角度αなどの間に適切な関係を成立させることで、カム乗り上げを生じさせず、コーン型無段変速の安定した作動を達成するものである。
【００３４】
すなわち、ある力を受ける物体の荷重作用点における弾性変形量は、
（ａ）物体の断面の図心を通る軸線の変形量として評価される弾性変形量（以下、これをマクロ弾性変形量と称する）と、
（ｂ）Hertz弾性理論により評価される局部的弾性変形量に分けて考えることができる。
【００３５】
コーン型無段変速機において、法線力F_Nの作用によるアウターリング１０、ダブルコーン１１およびサンローラ４の弾性変形量の総和（半径分）δは、次式で表される。
【００３６】
【数１１】

【００３７】
ダブルコーン１１およびサンローラ４はほぼ中実構造であるため、δ₄およびδ₅はδ₃に比べ無視できる。そのためδは、下記の式で得られると見なすことができる。
【００３８】
【数１２】

【００３９】
（１）アウターリングのマクロ弾性変形量δ₃
円周方向等間隔なｎヶ所に均等な法線力が作用するアウターリング１０の半径方向弾性変形量をＦＥＭ解析により算出した例を、表１に示す。図６（ａ）は解析モデルNo.1におけるアウターリング１０の要部断面を示し、図６（ｂ）は解析モデルNo.2〜No.4におけるアウターリング１０の要部断面を示す。４つの解析モデルでは、入出力軸心からアウターリング１０とダブルコーン１１との接触点までの半径寸法R_oxおよびその接触点に作用する法線力Ｆ_Nは一定であり、また、図６（ｂ）に示す解析モデルNo.2〜No.4は、図６（ａ）に示す解析モデルNo.1に対して、２ヶ所の肉厚寸法をそれぞれΔt₁およびΔt₂だけ増加させて解析を実行している。
【００４０】
【表１】

【００４１】
表１に示される結果から、肉厚寸法ｔが増加するほどマクロ弾性変形量δ₃は減少すること、また、解析モデルNo.2とNo.4の結果に大きな差が無く、これはアウターリング１０を構成する最大外径円筒部以外の剛性が、マクロ弾性変形量δ₃に与える影響が小さいことを示している。
【００４２】
この結果は、図７（ａ）に示すアウターリング１０を、図７（ｂ）に示すような、アウターリング最大外径円筒部と同じ肉厚寸法および長さ寸法を有する円環１００に置き換えても、マクロ弾性変形量δ₃を近似的に算出できることを示している。このような近似的な評価は、実際よりもマクロ弾性変形量δ₃を幾分大きく評価することになるが、これは設計上、安全側に見積ることになるので、何ら問題になるものではない。
【００４３】
円周方向等間隔なｎヶ所において均等な半径方向荷重が作用する円環１００のマクロ弾性変形量δ₃は、円環１００を曲りはりと考えることで算出できる。まず、図８（ａ）に示すように、n=2の場合を考える。n=2の場合のマクロ弾性変形量δ₃は次式（４）で得ることができる。
【００４４】
【数１３】

【００４５】
ここで、E、AおよびR_oは、それぞれ縦弾性係数、横断面積および断面中心軸の曲率半径である。また、κは断面係数であり、図８（ａ）に示すように、肉厚寸法がｔで、長さ寸法がＬの長方形断面形状の場合、κは次式（５）で表される。
【００４６】
【数１４】

【００４７】
上式の関係を適用すれば、式（５）は、次式（６）のようになる。
【００４８】
【数１５】

【００４９】
また、式（６）からκ≪１と見なせるため、式（４）から次式（７）が得られる。
【００５０】
【数１６】

【００５１】
式（６）および式（７）を式（４）に代入すれば、n=2の場合におけるマクロ弾性変形量δ₃が、次の近似式（８）で得られる。
【００５２】
【数１７】

【００５３】
ここでＢは材料によって決まる定数である。
【００５４】
n≧３の場合においても、曲りはり理論により、円周方向等間隔なｎヶ所において均等な半径方向荷重が作用する円環１００のマクロ弾性変形量δ₃を算出できる。ただし、マクロ弾性変形量δ₃を、式（４）のように陽的に表現すること、すなわち、厳密解を式（４）のような関数式で表現することが困難である。そのため、式（８）で表されるマクロ弾性変形量δ₃に対するR_oおよびtの依存性が、図８（ｂ）のようなn≧３の場合にも拡張して適用できると仮定し、n≧３の場合のマクロ弾性変形量δ₃が次式（９）によって近似的に表されるとする。
【００５５】
【数１８】

【００５６】
上式（９）においてBは定数であり、また、式（８）から式（９）を導出する際、R_oをR_oxに置き換えている。
【００５７】
次に式（９）の妥当性を検討する。図９はアウターリング内径寸法−マクロ弾性変形量δ₃の特性図、図１０はアウターリング肉厚寸法−マクロ弾性変形量δ₃の特性図、図１１はダブルコーン個数−マクロ弾性変形量δ₃の特性図である。図９〜図１１における各プロット点は、軸方向力F_aが一定、すなわち法線力nF_Nが一定であるという条件の下で、曲りはり理論によって算出したマクロ弾性変形量δ₃である。
【００５８】
また、図９における曲線は、マクロ弾性変形量δ₃＝cR_ox ³に基づくカーブフィッティング（最小自乗法）により得られた曲線であり、また、図１０における曲線は、マクロ弾性変形量δ₃＝c／t³に基づくカーブフィッティング（最小自乗法）により得られた曲線である。ここで、cは定数である。図９および図１０ではプロット点とカーブフィッティング曲線は良く一致しており、マクロ弾性変形量δ₃∝R_ox ³かつマクロ弾性変形量δ₃∝1／t³が成立すると評価できる。
【００５９】
また、図１１における曲線は、マクロ弾性変形量δ₃＝c／n³に基づくカーブフィッティング（最小自乗法）により得られた曲線である。図１１においてもプロット点とカーブフィッティング曲線は良く一致している。これらの結果から、式（９）においてp=3とすることで、n≧３の場合における円環１００のマクロ弾性変形量δ₃を、十分な精度で評価できると見なすことが可能である。なお、定数Bは円環１００の形状などによって多少差が生じ、式（９）中の長さに関するパラメータの単位が［m］の場合、1.0×10^-11〜1.67×10^-11であるが、より安全側に考えるため、B=1.67×10^-11とする。
（２）２物体の接触におけるHertz弾性変形量
図１２に示すように、２物体Ａ，Ｂ間に押し付け荷重が作用する場合、２物体Ａ，Ｂは接触部Ｃにおける局部的弾性変形量だけ近接する。この局部的弾性変形量δ_mは、Hertz理論により次式（１０）で与えられる。
【００６０】
【数１９】

【００６１】
また、k=a/bであり、RおよびE'は等価曲率半径および等価縦弾性係数であり、それぞれ次式で与えられる。
【００６２】
【数２０】

【００６３】
ここで、νはポアソン比である。また、記号に添えられた下小文字において、１および２は物体Ａおよび物体Ｂを、xおよびyはx方向およびy方向を意味する。
【００６４】
同じ等価曲率半径および接触荷重であっても、線接触状態よりも点接触状態の方が局部的弾性変形量δ_mは大きい（図１３参照）。コーン型無段変速機では変速比の変化に伴いkは変化するが、より安全側すなわち局部的弾性変形量δ_mを大きめに評価するために、k=1として局部的弾性変形量δ_mの評価を進める。k=1の場合、I_F=I_E=π／２であり、局部的弾性変形量δ_mは次式（１１）で与えられる。
【００６５】
【数２１】

【００６６】
ここで、Cは材料によって決まる定数であり、鉄鋼（E=2.1×10¹¹［Pa］、ν=0.3）の場合、法線力F_Nの単位を［N］、局部的弾性変形量δ_mおよびRの単位を［m］とすると、C=2.76×10^-8となる。
【００６７】
式（９）および式（１１）より、弾性変形量の総和δは、次式（１２）で与えられる。
【００６８】
【数２２】

【００６９】
式（１２）において、R₁およびR₂はそれぞれ、接触部２０ａ（アウターリング１０とダブルコーン１１との接触部）および接触部２０ｂ（サンローラ４とダブルコーン１１との接触部）における等価曲率半径である。R₁およびR₂はそれぞれ次式で表される（図１４参照）。
【００７０】
【数２３】

【００７１】
コーン型無段変速機ではR_cy1＝R_cy2＝∞であり、さらに簡単のためにR_ox ^*＝R_oy、R_sx ^*＝R_syとする。変速比の変化に伴いR_cx1 ^*およびR_cx2 ^*は変化するが、本考察ではその代表値として、R_cx1 ^*＝R_cx2 ^*＝R_cx ^*とし、さらに簡単のためにR_sx ^*＝R_cx ^*とする。これらの仮定を用いれば、R₁およびR₂はそれぞれ次式（１３）によって与えられる。
【００７２】
【数２４】

【００７３】
次に、コーン型無段変速機の接触部において作用する法線力F_Nの限界許容値について検討する。Hertz理論により、k=1の場合の最大ヘルツ接触面圧Ｐ_maxは、次式で与えられる。
【００７４】
【数２５】

【００７５】
接触部Cにおいて過大な荷重が作用して大きな圧痕が生じれば、トラクションドライブは円滑な運転が不能となる。転がり軸受では転動体と軌道輪との接触部において転動体直径の1/10,000となる永久変形が生じる荷重を限界荷重とし、この荷重を基本静定格荷重と定義している。一般には、最大ヘルツ接触面圧Ｐ_maxが許容面圧P_cとなる荷重として評価される（玉軸受ではP_c=4.2GPa、ころ軸受ではP_c=4.0GPa）。
【００７６】
この考えを本コーン型無段変速機に適用すれば、許容される法線力F_Nの上限値F_N,maxは、次式（１４）で与えられる。
【００７７】
【数２６】

【００７８】
なお、Ｄは材料によってきまる定数で、材料が鉄鋼の場合、Ｐ_c＝４．２ＧＰａとすると、Ｄ＝１．１５×１０⁸である。ただし、法線力Ｆ_Nの上限値Ｆ_N,maxおよびＲの単位はそれぞれ、［Ｎ］および［ｍ］である。
【００７９】
本コーン型無段変速機では接触部１と接触部２での法線力F_Nは等しく、さらに式（１３）に示されるように、R₁＞R₂である。そのため、接触部２０ｂの方がより高面圧であり、法線力F_Nの上限値F_N,maxは接触部２０ｂでの接触面圧によって決まると言える。よって、法線力F_Nの上限値F_N,maxは、式（１４’）で与えられる。
【００８０】
【数２７】

【００８１】
式（１３）と(１４’)を式（１２）に代入すれば、法線力F_Nの上限値F_N,maxが作用する場合の弾性変形量δの最大値δ_maxが、次式（１５）で得られる。
【００８２】
【数２８】

【００８３】
上記の半径方向弾性変形δ_maxによるアウターリング１０の軸方向変位δ_max/tanαを、加圧カム１７の形状によって決まるカム乗り上げを起こさない許容値ｈ_c以下にすることが必要となる（δ _max ＜ｈ _c tan α）。これを満たす肉厚寸法ｔは、次式（１６）で与えられる。すなわち、式（１５）を式δ _max ＜ｈ _c tan αに代入し、ｔに関して開くと、式（１６）が得られる。
【００８４】
【数２９】

【００８５】
簡単のためL≒R_cx ^*とすると、
【００８６】
【数３０】

【００８７】
ここでＣ ₁およびＣ₂は、式（１７）中の長さに関する次元のパラメータの単位が［ｍ］である場合、それぞれＣ₁＝２．２１×１０^-4、Ｃ₂＝３．８２×１０^-3である。
【００８８】
上式（１７）を満たすアウターリング１０の肉厚寸法ｔを設定することで、図５（ｃ）に示すような、加圧カム１７における転動体１９の乗り上げを防止でき、コーン型無段変速機を安定に変速作動させることが可能となる。さらに、式（１７）によってアウターリング１０の肉厚寸法ｔの下限値が設定できるが、大きすぎるｔは加工コストの上昇および重量の増加を招くため、上限値を設定するのが好ましい。また、式（１７）の導出の際、L≒R_cx ^*としたが、Lは設計上ある程度変化する。これらの理由より、より良いアウターリング１０の肉厚寸法ｔの値を設定する式として、次式（１８）を導入する。
【００８９】
【数３１】

【００９０】
前述のように、アウターリング１０の肉厚寸法ｔの値を、上式（１８）の範囲内に設定するコーン型無段変速機が、本発明の請求項２に記載されたコーン型無段変速機に該当する。
【００９１】
次に、アウターリング１０の肉厚寸法ｔおよび加圧カム１７の形状によって決まるカム乗り上げを起こさない許容値h_cに関して、説明の補足を行なう。図１５（ａ）に示すように、アウターリング１０の肉厚寸法ｔはダブルコーン１１との接触部２０ａを通る軸方向垂直断面における肉厚寸法と定義する。図１５（ｂ）に示すように、この断面におけるアウターリング外周形状が円形状である場合は、ｔ=（外径半径）−（内径半径）である。また、図１５（ｃ）に示すように、この断面におけるアウターリング１０’の外周形状が非円形状の場合は、この肉厚寸法の円周方向にわたった平均値をｔとする。
【００９２】
アウターリング１０（またはカムディスク７）に設けられた加圧カム１７部の軸方向矢視図を図１６（ａ）に示す。この図では円周方向等間隔な６ヶ所にカム面（凹部）１７ａ，１７ｂが設けられ、さらに転動体としてローラ１９ａが設けられている。図１６（ｂ）は図１６（ａ）におけるＰＣＤ線Ａ−Ａ線上の断面図（ＰＣＤ線上展開図）である。カム面１７ａ，１７ｂは一定な角度θcを有するカム作動面１７ｃから成る。カム乗り上げを起こさない許容値h_cは、単にカム凹部の深さ（カム底部１７ｄまでの深さ）ではなく、トルク非負荷状態，すなわち転動体１９ａがカム面１７ａ（１７ｂ）に最も深く押し込まれた状態での、転動体１９ａとカム作動面１７ｃの接触部からカム面終端部までの距離として定義する。
【００９３】
図１６（ｃ）および図１６（ｄ）は転動体（１９ａ）を設けず、アウターリング１０およびカムディスク７のいずれか一方に設けたカム面凹部と、他方に設けたカム面凸部とが直接に接触する異なった実施形態の加圧カム（フェイスカム）を示し、図１６（ｃ）はカム面凹部１７ａに接する半球状または半円柱状のカム面凸部１７ｅの場合を、また、図１６（ｄ）は截頭円錐形状または台形状のカム面凸部１７ｆの場合を示している。このような加圧カム（フェイスカム）でも同様に、トルク非負荷状態，すなわちカム面凸部１７ｅ，１７ｆがカム面凹部１７ａに最も深く押し込まれた状態で、カム面凸部１７ｅ，１７ｆとカム面凹部１７ａの作動面との接触部の最奥部からカム面凹部の終端部までの距離を、カム乗り上げを起こさない許容値h_cとして定義する。
［実施例］
t*の算出の実施例を表２に示す。
【００９４】
【表２】

【００９５】
表２から、ダブルコーン１１の円錐母線１１ｃ（１１ｄ）の傾斜角度αが小さくなるほど、また、ダブルコーン１１の個数ｎが少なくなるほど、アウターリング１０の肉厚寸法ｔを大きくすることが必要であることが分かる。表２のNo.1の条件の場合、アウターリング１０の肉厚寸法はt＞16.2mmを満たすことが必要である。さらに式（１８）を適用すれば、ｔ=16.2〜35.6mmとするのが望ましい。
【００９６】
図１に示すコーン型無段変速機では、加圧カム１７はアウターリング１０とカムディスク（低速側）７との間にのみ設けられているが、本発明はこの構造のコーン型無段変速機に限定されるものではない。例えば図１７に示すように、アウターリング３０と低速側カムディスク２７との間およびサンローラ２４と高速側カムディスク４０との間の両方に、加圧カム３７，４１が設けられても良い。
【００９７】
なお、この図１７においては、図面の簡易化のためにケーシングを省略している。また、上記のアウターリング３０、低速側カムディスク２７、サンローラ２４、高速側カムディスク４０、加圧カム３７，４１のほかの、高速回転軸２２、軸受２３、低速回転軸２５、ダブルコーン３１、キャリア３２、コーン支持軸３４、ラック３５、ピニオン歯車３６は、いずれも、図１のそれぞれ対応する構成要素における符号の１０位の桁に２０を加算して示しており（例えば、図１のダブルコーン１１に対して、図１７ではダブルコーン３１）、その説明を省略する。
【００９８】
図１および図１７において、低速回転軸５およびカムディスク７との間、高速回転軸２２とカムディスク４０との間、および低速回転軸２５とカムディスク２７との間の動力伝達は、キーまたはスプライン等の動力伝達手段によってなされるか、または、低速回転軸５とカムディスク７、高速回転軸２２とカムディスク４０、および低速回転軸２５とカムディスク２７は一体に成形される。本発明はアウターリングと低速側カムディスクとの間、またはサンローラと高速側カムディスクとの間の少なくともどちらかに加圧カムが設けられているコーン型無段変速機に適用できる。高速側および低速側の両側に加圧カムが設けられている場合は、両方の加圧カムのカム乗り上げを起こさない許容値h_cのうち、小さい方を許容値h_cとしてアウターリングの肉厚寸法tを決定すればよい。
【００９９】
【発明の効果】
本発明の請求項１に記載された発明は、以上のように、外周面が転走面であるサンローラおよび内周面が転走面であるアウターリングが同軸心上に設けられ、低速側の動力伝達部材とアウターリングとの間および高速側の動力伝達部材とサンローラとの間の少なくとも一方に、トルクを伝達しかつ軸方向に加圧力を発生させる加圧カムを設け、前記サンローラおよびアウターリングと押圧接触する複数個のダブルコーンがキャリアにより回転自在にかつ円周方向等間隔に保持され、入出力軸の軸心まわりの回転を規制されたキャリアを入出力軸方向に移動させることで無段変速が可能となるコーン型無段変速機において、前記アウターリング外周部の肉厚寸法ｔを前述の式（１７）で設定される範囲内に設定したことを特徴とするコーン型無段変速機であるから、トルク負荷時に加圧カムの凹部に収容された転動体が凹部から外れて凹部の周辺部に乗り上げてコーン型変速機の動作不能になる、カム乗り上げを防止することができる。
【０１００】
また、本発明の請求項２に記載された発明は、コーン型無段変速機において、アウターリング外周部の肉厚寸法ｔを前述の式（１８）を満足する範囲内に設定したことを特徴とするコーン型無段変速機であるから、トルク負荷時に加圧カムの凹部に収容された転動体が凹部から外れて凹部の周辺部に乗り上げてコーン型変速機の動作不能になる、カム乗り上げを防止することができるのみならず、特に、アウターリングの円筒部の長さ寸法Ｌに応じて、アウターリングのより良い肉厚寸法を設定することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】典型的なダブルコーンを有するコーン型無段変速機の断面図である。
【図２】図１のコーン型無段変速機における無段変速の動作を説明する要部断面図である。
【図３】（ａ）は図１のコーン型無段変速機における加圧カムのトルク非負荷時の要部断面図、
（ｂ）はトルク負荷時の要部断面図である。
【図４】コーン型無段変速機における異なる形態のダブルコーンの側面図である。
【図５】（ａ）は図１のコーン型無段変速機における加圧カムのトルク非負荷時の要部断面図、
（ｂ）はトルク負荷条件時（正常負荷時）の要部断面図、
（ｃ）はカム乗り上げ時の要部断面図である。
【図６】（ａ）はアウターリングの解析モデルNo.1の要部断面図、
（ｂ）はアウターリングの解析モデルNo.2〜No.4の要部断面図である。
【図７】（ａ）はアウターリングの断面図、
（ｂ）はアウターリングの円筒部を円環とみなした場合の断面図である。
【図８】（ａ）は図7の円環が２点で変形する場合を示した変形説明図、
（ｂ）は図7の円環が４点で変形する場合を示した変形説明図である。
【図９】アウターリング内径寸法−マクロ弾性変形量δ₃の特性図である。
【図１０】アウターリング肉厚寸法−マクロ弾性変形量δ₃の特性図である。
【図１１】ダブルコーン個数−マクロ弾性変形量δ₃の特性図である。
【図１２】（ａ）は半球状の２物体が接触する場合について説明する概略斜視図、
（ｂ）は２物体の接触部が変形した場合について説明する概略正面図、
（ｃ）は２物体の接触面の形状について説明する接触部の拡大平面図である。
【図１３】２物体の接触部の接触楕円半径比−弾性変形量の特性図である。
【図１４】ダブルコーンの円錐母線とアウターリングおよびサンローラとの接触部の動作を説明する要部の一部断面図である。
【図１５】（ａ）はアウターリングの接触部を示す縦断面図、
（ｂ）は円形状アウターリングにおける（ａ）の接触部を通るＡ−Ａ線に沿った断面図、
（ｃ）は非円形状アウターリングにおける（ａ）の接触部を通るＡ−Ａ線に沿った断面図である。
【図１６】（ａ）はコーン型無断変速機における加圧カム面の正面図、
（ｂ）は円柱状の転動体を有する加圧カム面の（ａ）のＡ−Ａ線に沿った断面図、
（ｃ）は加圧カム面の一方がカム凹部を有し他方が半球状または半円柱状のカム凸部を有する加圧カム面の（ａ）のＡ−Ａ線に沿った断面図、
（ｄ）は加圧カム面の一方がカム凹部を有し他方が截頭円錐状または台形状のカム凸部を有する加圧カム面の（ａ）のＡ−Ａ線に沿った断面図である。
【図１７】低速側カムディスクとアウターリングとの間、およびサンローラと高速側カムディスクグとの間の２箇所に加圧カムを有するコーン型無段変速機の断面図である。
【符号の説明】
１ ケーシング
２，２２ 高速回転軸
３，６，９，１３，２３ 軸受
４，２４ サンローラ
５，２５ 低速回転軸
７，２７ 低速側カムディスク
８ スプライン
１０，３０ アウターリング
１０’ 非円形状のアウターリング
１１，３１ ダブルコーン
１１ａ，１１ｂ，１１ｅ，１１ｆ 円錐面
１１ｃ，１１ｄ 円錐母線
１２，３２ キャリア
１４，３４ コーン支持軸
１５，３５ ラック
１６，３６ ピニオン歯車
１７，３７，４１ 加圧カム
１７ａ，１７ｂ カム面（凹部）
１７ｃ カム作動面
１７ｄ カム底部
１７ｅ カム面凸部（半球状または半円柱状）
１７ｆ カム面凸部（截頭円錐状または台形状）
１８ 皿ばね
１９，１９ａ 転動体
２０ａ，２０ｂ 接触部
４０ 高速側カムディスク
１００ 円環
Ａ 物体１
Ｂ 物体２
Ｃ 接触面
Ｌ アウターリングの最大外径円筒部の長さ寸法
ｔ アウターリング外周部の肉厚寸法[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a traction drive type cone-type continuously variable transmission used for an industrial machine or a vehicle transmission.
[0002]
[Prior art]
A traction drive is a kind of friction transmission device, and power is transmitted through an oil film formed between two surfaces having a smooth surface. Such a traction drive has the following characteristics.
(1) The vibration and noise levels are lower than those of gears.
(2) A continuously variable transmission (CVT) can be constructed.
Transmissions using a traction drive are classified into a fixed transmission ratio type having a constant transmission ratio and a continuously variable transmission ratio type having a continuous transmission ratio. A typical example of a traction drive (fixed gear ratio type) having a constant gear ratio is a planetary roller type power transmission device. In this configuration, each gear constituting the planetary gear is replaced with a roller or a ring-shaped member having a smooth rolling surface.
[0003]
A continuously variable transmission can be realized by continuously changing the rotation radius of the power transmission member constituting the traction drive (the distance from the rotation axis to the contact portion with another power transmission member). Various types of traction drive type continuously variable transmissions have been developed by changing the turning radius, and one of the typical examples is a cone type continuously variable transmission.
[0004]
FIG. 1 shows an example of a cone type continuously variable transmission. A high-speed rotary shaft 2 is rotatably disposed at one end (right side in the figure) of the casing 1 by support of a bearing 3, and a sun roller 4 having a rolling surface is formed at the inner end of the high-speed rotary shaft 2. The A low speed rotating shaft 5 is rotatably supported by the bearing 6 at the other end (left side in the figure) of the casing 1 and coaxial with the high speed rotating shaft 2. A cam disk 7 is inserted into the low-speed rotating shaft 5 by power transmission means such as a spline 8 and an outer ring 10 is inserted through a bearing 9. Power is transmitted between the cam disk 7 and the low-speed rotating shaft 5 by power transmission means such as a spline 8. On the other hand, the outer ring 10 has a rolling surface that is in press contact with the double cone on the inner peripheral portion thereof, and is provided rotatably with respect to the low-speed rotating shaft 5 via a bearing 9. In addition, you may shape | mold the cam disk 7 and the low speed rotating shaft 5 integrally.
[0005]
Between the sun roller 4 and the outer ring 10, double cones 11 are arranged at equal intervals in the circumferential direction by a carrier 12 and rotatably by a bearing 13. The carrier 12 has two flange portions 12 a (flange A) and 12 b (flange B), and a cone support shaft 14 is press-fitted and integrated with the carrier 12. The double cone 11 has two conical surfaces 11a and 11b which are rolling surfaces, and is in press contact with the outer ring 10 and the sun roller 4 on the conical surfaces 11a and 11b, respectively. A rack 15 is attached to the carrier 12, and a pinion gear 16 that meshes with the rack 15 is provided. A pressure cam 17 is provided between the cam disk 7 and the outer ring 10. Reference numeral 18 denotes a disc spring.
[0006]
In the cone type continuously variable transmission having the above configuration, when the pinion gear 16 is rotationally driven by a drive motor (not shown), the carrier 12 moves in the input / output axis direction via the rack 15 meshed with the pinion gear 16. As a result, the gear ratio changes continuously. Therefore, for example, when this cone type continuously variable transmission is used as a speed increaser, the low speed rotating shaft 5 is an input shaft and the high speed rotating shaft 2 is an output shaft. When this cone type continuously variable transmission is used as a speed reducer, the high speed rotating shaft 2 is an input shaft and the low speed rotating shaft 5 is an output shaft.
[0007]
The shift mechanism of the cone type continuously variable transmission will be described with reference to FIG. The carrier 12 that holds the double cone 11 at equal intervals in the circumferential direction is restricted from rotating around the input / output axis. That is, the double cone 11 is restricted from revolving around the input / output axis, and can only rotate around the axis of the cone support shaft 14. In this case, the speed ratio e (= high-speed rotation shaft rotation speed / low-speed rotation shaft rotation speed) is given by the following equation (1).
[0008]
[Equation 5]

[0009]
Where R_cx1: Radial dimension from the rotation center of the double cone 11 to the contact point between the cone bus 11c and the outer ring 10
R_cx2: Radial dimension from the rotation center of the double cone 11 to the contact point between the cone bus 11d and the sun roller 4
R_ox: Radial dimension from the rotation center of the outer ring 10 to the contact point between the outer ring 10 and the conical bus 11c of the double cone 11
R_sx: Radial dimension from the rotation center of the sun roller 4 to the contact point between the sun roller 4 and the conical bus bar 11d of the double cone 11
The double cone 11 is formed such that a conical bus 11 c in contact with the outer ring 10 and a conical bus 11 d in contact with the sun roller 4 are parallel to each other. For this reason, as shown in FIG. 2, the double cone 11 can move along the cone buses 11c and 11d. When the double cone 11 moves, the radius dimension R in the above equation (1)_cx1And R_cx2Changes, the speed ratio e is continuously variable.
[0010]
In FIG. 1 and FIG. 2, in order to show the movement, the contact part of the outer ring 10 and the double cone 11 is located in the vicinity of the maximum radius of the cone bus 11c in the upper half of the figure, and the sun roller 4 and the double roller are shown in the lower half of the figure. The contact portion of the cone 11 is located near the maximum radius of the cone bus 11d.
[0011]
In the cone type continuously variable transmission, the carrier 15 is moved in the input / output axis direction by driving a rack 15 attached to the carrier 12 supporting the double cone 11 by a pinion gear 16 attached to the transmission shaft. The double cone 11 slides along the axial direction of the cone support shaft 14 by moving the carrier 12 in the input / output axis direction.
[0012]
Cam surfaces that oppose each other are formed on the cam disk 7 and the outer ring 10, and power is transmitted between the cam disk 7 and the outer ring 10 by engaging the cam surfaces (a concave portion and a convex portion of the cam). At the same time, a pressure cam 17 is configured in which an axial pressure according to the transmission torque acts on the outer ring 10. A rolling element (such as a steel ball) 19 is interposed between the cam surfaces of the cone type continuously variable transmission shown in FIG. 1 in order to reduce friction and stabilize the behavior of the axial pressure force. .
[0013]
FIG. 3A is an enlarged cross-sectional view of the main part at the time of no load schematically showing the pressure cam 17. Cam surfaces 17a and 17b made of opposing recesses are formed on the cam disk 7 and the outer ring 10, and rolling elements (steel balls) 19 are provided between the recesses of the cam surfaces 17a and 17b. If torque is transmitted between the cam disk 7 and the outer ring 10 by the pressure cam 17 (when torque is applied), as shown in FIG. 3B, a circumferential force F corresponding to the transmitted torque is obtained._tActs, and in addition, circumferential force F_tAnd axial force F depending on the cam surface shape, etc._aWorks.
[0014]
In the cone type continuously variable transmission shown in FIG. 1, a disc spring 18 is provided between the cam disk 7 and the outer ring 10. Axial pressure F by the aforementioned pressure cam 17_aThe resultant force of the axial force by the disc spring 18 acts on the outer ring 10, and as a result, a normal force necessary for power transmission can be generated in the traction drive contact portion.
[0015]
In the double cone 11 of the cone type continuously variable transmission shown in FIG. 1, the two conical surfaces 11 a and 11 b serving as rolling surfaces have the same shape, but the two conical surfaces may have different shapes. By adopting a double cone 11 'shape having a large conical surface 11e and a small conical surface 11f as shown in FIG. 4, a cone type using the double cone 11 having symmetrical conical surfaces 11a and 11b shown in FIG. A gear ratio larger than that of the continuously variable transmission can be obtained.
[0016]
[Problems to be solved by the invention]
In the case of a traction drive, when a normal force sufficient for power transmission does not act on the contact portion, an excessive slip (gross slip) occurs, and seizure occurs unless the load is reduced. Moreover, an excessive normal force increases the power loss at the contact portion and decreases the rolling fatigue life. Therefore, it is important to set an appropriate normal force.
[0017]
The pressurizing mechanism using only a spring has the advantage that the structure is relatively simple, but since the spring force is set according to the maximum load, an excessive normal force acts on the contact part at low load, As a result, transmission efficiency and rolling fatigue life are deteriorated. On the other hand, since the pressure cam 17 (torque cam) can apply a normal force corresponding to the transmission torque to each contact portion, the transmission efficiency and the rolling fatigue life can be improved as compared with the spring pressure method. it can.
[0018]
In the present cone type continuously variable transmission, the cone bus 11c and the cone bus 11d of the double cone 11 are inclined by an angle α with respect to the input / output axis as shown in FIG. An axial force F acting on the outer ring 10 by this inclination angle α._a(See Fig. 3) is amplified and a large normal force F is applied to each contact portion._NWorks.
[0019]
Said axial force F_aAnd normal force F_NIs represented by the following equation (2). Here, n is the number of double cones 11.
[0020]
[Formula 6]

[0021]
Also, normal force F_NAs a result, the outer ring 10, the double cone 11 and the sun roller 4 are elastically deformed. If the total sum (the radius) of these elastic deformation amounts is δ, the outer ring 10 is expressed by the following expression (3) with respect to the sun roller 4.₁Only axial displacement.
[0022]
[Expression 7]

[0023]
Normal force F_NThe axial force F becomes smaller as the tilt angle α becomes smaller than the required value._aAs a result, the axial force F_aIt is possible to improve the durability of the bearings 3, 6 and 9 of the input / output shaft that receives them. On the other hand, as the tilt angle α decreases, the axial displacement x₁The problem arises that becomes large.
[0024]
FIG. 5A shows a state in which no torque is applied, and the rolling element 19 is accommodated in the recesses between the outer ring 10 and the cam surfaces 17 a and 17 b of the cam disk 7. FIG. 5 (b) shows a state under a torque load condition (normal state), and the axial force F_aAs a result, the cam surface 17a and the cam surface 17b are displaced, but the rolling element 19 is still in the recess. FIG. 5C shows the axial displacement x.₁In which the rolling element 19 is disengaged from the concave portion of the cam surface 17a or 17b of the outer ring 10 or the cam disk 7 in the pressurizing cam 17 portion and rides on the flat portion. As a result, the cone type continuously variable transmission becomes inoperable.
[0025]
Therefore, a main object of the present invention is to provide a cone type continuously variable transmission that can solve the above-mentioned problem of cam riding and can achieve a stable speed change operation in a cone type continuously variable transmission.
[0026]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-mentioned problem, a cone type continuously variable transmission according to claim 1 of the present invention has a sun roller whose outer peripheral surface is a rolling surface and an outer ring whose inner peripheral surface is a rolling surface are coaxial. A pressure cam that is provided above and transmits torque and generates axial pressure between at least one of the low-speed power transmission member and the outer ring and between the high-speed power transmission member and the sun roller. A plurality of double cones that are in press contact with the sun roller and the outer ring are rotatably held by the carrier at equal intervals in the circumferential direction, and the carrier whose rotation about the axis of the input / output shaft is restricted is input / output In a cone-type continuously variable transmission capable of continuously variable transmission by moving in the axial direction, the thickness t of the outer peripheral portion of the outer ring is set within the range of the following equation: A.
[0027]
[Equation 8]

[0028]
    Where R_ox: Radial dimension from the center of rotation of the outer ring to the contact point between the outer ring and the cone bus of the double cone
            B, C, D: Constants determined by materials and design specifications
[0029]
[Equation 9]

[0030]
R_sx: Radial dimension (distance) from the rotation center of the sun roller to the contact point between the sun roller and the double cone
n: Number of double cones
h_c: Allowable value of axial displacement that does not cause the cam to climb on the pressure cam
α: Inclination angle between the conical bus of the double cone and the input / output axis
In the cone-type continuously variable transmission according to claim 2 of the present invention, a sun roller whose outer peripheral surface is a rolling surface and an outer ring whose inner peripheral surface is a rolling surface are provided on the same axis, A pressure cam that transmits torque and generates axial pressure is provided between at least one of the power transmission member and the outer ring and between the high-speed side power transmission member and the sun roller. A plurality of double cones that are in pressure contact with each other are held rotatably at equal intervals in the circumferential direction by the carrier, and the carrier whose rotation about the axis of the input / output shaft is restricted is moved in the input / output axis direction. In the cone type continuously variable transmission capable of step shifting, the wall thickness t of the outer peripheral portion of the outer ring is set within the range of the following equation.
[0031]
[Expression 10]

[0032]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Embodiments of a cone type continuously variable transmission according to the present invention will be described below with reference to the drawings together with the technical idea thereof. The cone type continuously variable transmission according to the present invention is structurally similar to the cone type continuously variable transmission shown in FIG. 1 except for the thickness t of the outer ring outer peripheral portion. In addition to FIGS. 1-5, it demonstrates with reference to FIGS. 6-17.
[0033]
The present invention provides a cone type continuously variable transmission that employs a pressure cam system, a rigidity represented by a wall thickness dimension t of the outer peripheral portion of the outer ring, and an allowable value h of the axial displacement of the pressure cam._cBy establishing an appropriate relationship between the inclination angle α of the double cone cone bus with respect to the input / output shaft, etc., stable operation of the cone type continuously variable transmission can be achieved without causing cam climbing.
[0034]
That is, the amount of elastic deformation at the load application point of an object that receives a certain force is
(A) the amount of elastic deformation evaluated as the amount of deformation of the axis passing through the centroid of the cross section of the object (hereinafter referred to as the macro elastic deformation amount);
(B) It can be divided into local elastic deformation amounts evaluated by Hertz elasticity theory.
[0035]
Normal force F in cone type continuously variable transmission_NThe total amount (radius) δ of the elastic deformation amount of the outer ring 10, the double cone 11 and the sun roller 4 by the action of is expressed by the following equation.
[0036]
## EQU11 ##

[0037]
Since the double cone 11 and the sun roller 4 have a substantially solid structure, δ_FourAnd δ_FiveIs δ_ThreeCan be ignored. Therefore, it can be considered that δ is obtained by the following equation.
[0038]
[Expression 12]

[0039]
(1) Macro elastic deformation δ of the outer ring_Three
Table 1 shows an example in which the amount of elastic deformation in the radial direction of the outer ring 10 in which a uniform normal force is applied to n circumferentially equal intervals is calculated by FEM analysis. 6A shows a cross section of the main part of the outer ring 10 in the analysis model No. 1, and FIG. 6B shows a cross section of the main part of the outer ring 10 in the analysis models No. 2 to No. 4. In the four analysis models, the radial dimension R from the input / output axis to the contact point between the outer ring 10 and the double cone 11_oxAnd the normal force F acting on the contact point_N6 is constant, and the analysis models No. 2 to No. 4 shown in FIG. 6 (b) are different from the analysis model No. 1 shown in FIG.₁And Δt₂The analysis is executed only by increasing.
[0040]
[Table 1]

[0041]
From the results shown in Table 1, the macro elastic deformation amount δ increases as the wall thickness dimension t increases._ThreeAnd there is no significant difference between the results of the analysis models No. 2 and No. 4, which means that the rigidity other than the maximum outer diameter cylindrical portion constituting the outer ring 10 is the macro elastic deformation amount δ._ThreeIt shows that the influence on the is small.
[0042]
As a result, the outer ring 10 shown in FIG. 7A is replaced with an annular ring 100 having the same thickness and length as the outer ring maximum outer diameter cylindrical portion as shown in FIG. 7B. The macro elastic deformation δ_ThreeIt can be calculated approximately. Such approximate evaluation is based on the macroelastic deformation amount δ_ThreeHowever, this is not a problem because it is estimated on the safe side in terms of design.
[0043]
Macro elastic deformation amount δ of annulus 100 in which a uniform radial load is applied at n circumferentially equal intervals._ThreeCan be calculated by considering the ring 100 as a curved beam. First, consider the case of n = 2 as shown in FIG. Macro elastic deformation δ when n = 2_ThreeCan be obtained by the following equation (4).
[0044]
[Formula 13]

[0045]
Where E, A and R_oAre the longitudinal elastic modulus, the cross-sectional area, and the radius of curvature of the cross-sectional central axis. Further, κ is a section coefficient. As shown in FIG. 8A, in the case of a rectangular cross-sectional shape having a wall thickness dimension t and a length dimension L, κ is expressed by the following equation (5).
[0046]
[Expression 14]

[0047]
Applying the relationship of the above formula, the formula (5) becomes the following formula (6).
[0048]
[Expression 15]

[0049]
Further, since it can be considered that κ << 1 from the equation (6), the following equation (7) is obtained from the equation (4).
[0050]
[Expression 16]

[0051]
Substituting Equation (6) and Equation (7) into Equation (4), the macro elastic deformation amount δ in the case of n = 2_ThreeIs obtained by the following approximate expression (8).
[0052]
[Expression 17]

[0053]
Here, B is a constant determined by the material.
[0054]
Even in the case of n ≧ 3, according to the bending beam theory, the macro elastic deformation amount δ of the annular ring 100 in which a uniform radial load is applied at n circumferentially equal intervals._ThreeCan be calculated. However, macro elastic deformation δ_ThreeIs expressed explicitly as in equation (4), that is, it is difficult to express an exact solution with a functional equation as in equation (4). Therefore, the macro elastic deformation amount δ represented by the equation (8)_ThreeR against_oIt is assumed that the dependency of t and t can be extended and applied even when n ≧ 3 as shown in FIG. 8B, and the macro elastic deformation amount δ when n ≧ 3._ThreeIs approximately expressed by the following equation (9).
[0055]
[Formula 18]

[0056]
In the above equation (9), B is a constant, and when deriving equation (9) from equation (8), R_oR_oxHas been replaced.
[0057]
Next, the validity of equation (9) is examined. FIG. 9 shows the inner diameter of the outer ring−the amount of macro elastic deformation δ_ThreeFig. 10 shows the outer ring wall thickness-macro elastic deformation δ_ThreeFIG. 11 shows the number of double cones—the amount of macro elastic deformation δ._ThreeFIG. Each plot point in FIGS. 9 to 11 represents an axial force F_aIs constant, ie normal force nF_NThe amount of macro elastic deformation δ calculated by the bending beam theory under the condition that is constant_ThreeIt is.
[0058]
Further, the curve in FIG. 9 indicates the macro elastic deformation amount δ._Three= CR_ox ^Three10 is a curve obtained by curve fitting (least square method), and the curve in FIG._Three= C / t^ThreeIs a curve obtained by curve fitting (least square method) based on Here, c is a constant. In FIG. 9 and FIG. 10, the plot points and the curve fitting curves are in good agreement, and the macro elastic deformation amount δ_Three∝R_ox ^ThreeAnd macro elastic deformation δ_Three∝1 / t^ThreeCan be evaluated.
[0059]
Further, the curve in FIG. 11 indicates the macro elastic deformation amount δ._Three= C / n^ThreeIs a curve obtained by curve fitting (least square method) based on Also in FIG. 11, the plot points and the curve fitting curves are in good agreement. From these results, by setting p = 3 in Equation (9), the macro elastic deformation amount δ of the annular ring 100 when n ≧ 3 is obtained._ThreeCan be considered to be evaluated with sufficient accuracy. The constant B is slightly different depending on the shape of the annular ring 100 and the like. When the unit of the parameter relating to the length in the formula (9) is [m], 1.0 × 10^-11~ 1.67 × 10^-11However, in order to think more safely, B = 1.67 × 10^-11And
(2) Hertz elastic deformation in contact of two objects
As shown in FIG. 12, when a pressing load is applied between the two objects A and B, the two objects A and B are close to each other by the amount of local elastic deformation at the contact portion C. This local elastic deformation δ_mIs given by the following equation (10) according to the Hertz theory.
[0060]
[Equation 19]

[0061]
Further, k = a / b, and R and E ′ are an equivalent radius of curvature and an equivalent longitudinal elastic modulus, which are given by the following equations, respectively.
[0062]
[Expression 20]

[0063]
Here, ν is a Poisson's ratio. Further, in lowercase letters attached to the symbols, 1 and 2 mean the object A and the object B, and x and y mean the x direction and the y direction.
[0064]
Even with the same equivalent radius of curvature and contact load, the amount of local elastic deformation δ in the point contact state than in the line contact state_mIs large (see FIG. 13). In a cone type continuously variable transmission, k changes with a change in the gear ratio, but the safer side, that is, the local elastic deformation amount δ._mIn order to evaluate the_mAdvance evaluation of. If k = 1, I_F= I_E= π / 2, and local elastic deformation δ_mIs given by the following equation (11).
[0065]
[Expression 21]

[0066]
Here, C is a constant determined by the material, steel (E = 2.1 × 10¹¹[Pa], ν = 0.3), normal force F_NUnit of [N], local elastic deformation δ_mAnd R = [m], C = 2.76 × 10^-8It becomes.
[0067]
From the equations (9) and (11), the total elastic deformation amount δ is given by the following equation (12).
[0068]
[Expression 22]

[0069]
In formula (12), R₁And R₂Are equivalent radiuses of curvature at the contact portion 20a (the contact portion between the outer ring 10 and the double cone 11) and the contact portion 20b (the contact portion between the sun roller 4 and the double cone 11), respectively. R₁And R₂Are represented by the following equations (see FIG. 14).
[0070]
[Expression 23]

[0071]
R for cone type continuously variable transmission_cy1= R_cy2= ∞ and R for simplicity_ox ^*= R_oy, R_sx ^*= R_syAnd R as the gear ratio changes_cx1 ^*And R_cx2 ^*However, as a representative value in this discussion, R_cx1 ^*= R_cx2 ^*= R_cx ^*And R for even easier_sx ^*= R_cx ^*And Using these assumptions, R₁And R₂Is given by the following equation (13).
[0072]
[Expression 24]

[0073]
Next, the normal force F acting at the contact part of the cone type continuously variable transmission_NConsider the limit tolerance of. According to Hertz theory, the maximum Hertz contact pressure P when k = 1_maxIs given by:
[0074]
[Expression 25]

[0075]
If an excessive load acts on the contact portion C and a large indentation is generated, the traction drive cannot be smoothly operated. In rolling bearings, the load that causes permanent deformation of 1 / 10,000 of the rolling element diameter at the contact portion between the rolling element and the raceway is defined as the critical load, and this load is defined as the basic static load rating. Generally, maximum Hertz contact surface pressure P_maxAllowable surface pressure P_cIs evaluated as a load (P for ball bearings_c= 4.2GPa, P for roller bearings_c= 4.0GPa).
[0076]
If this idea is applied to this cone type continuously variable transmission, the allowable normal force F_NUpper limit value F_{N, max}Is given by the following equation (14).
[0077]
[Equation 26]

[0078]
  In addition,D is a constant determined by the material,Material is steelin the case of, P_c= 4.2 GPa, D = 1.15 × 10⁸It is. However, normal force F_NUpper limit F_{N, max}And the units of R are [N] and [m], respectively.
[0079]
In this cone type continuously variable transmission, the normal force F at contact part 1 and contact part 2_NAre equal, and as shown in equation (13), R₁> R₂It is. Therefore, the contact portion 20b has a higher surface pressure, and the normal force F_NUpper limit value F_{N, max}Can be said to be determined by the contact pressure at the contact portion 20b. Therefore, normal force F_NUpper limit value F_{N, max}Is given by equation (14 ').
[0080]
[Expression 27]

[0081]
Substituting Equations (13) and (14 ') into Equation (12) gives the normal force F_NUpper limit value F_{N, max}The maximum value δ of the elastic deformation δ when_maxIs obtained by the following equation (15).
[0082]
[Expression 28]

[0083]
  Above radial elastic deformation δ_maxThe axial displacement δ of the outer ring 10 due to_max/ tanα is an allowable value h that does not cause cam climbing determined by the shape of the pressure cam 17_cIt will be necessary to(Δ _max <H _c tan α). A wall thickness t satisfying this is given by the following equation (16).That is, equation (15) is transformed into equation δ _max <H _c tan Substituting into α and opening with respect to t yields equation (16).
[0084]
[Expression 29]

[0085]
L ≒ R for simplicity_cx ^*Then,
[0086]
[30]

[0087]
  hereAt C ₁And C₂Respectively, when the unit of the dimension parameter regarding the length in the equation (17) is [m],₁= 2.21 × 10^-Four, C₂= 3.82 × 10^-3It is.
[0088]
By setting the wall thickness t of the outer ring 10 that satisfies the above equation (17), it is possible to prevent the rolling element 19 from riding on the pressure cam 17 as shown in FIG. It is possible to stably shift the machine. Furthermore, although the lower limit value of the wall thickness t of the outer ring 10 can be set by the equation (17), it is preferable to set the upper limit value because too large t causes an increase in processing cost and an increase in weight. In addition, when derivation of Equation (17), L≈R_cx ^*However, L changes to some extent in design. For these reasons, the following formula (18) is introduced as a formula for setting a better value of the thickness t of the outer ring 10.
[0089]
[31]

[0090]
As described above, the cone type continuously variable transmission in which the value of the wall thickness t of the outer ring 10 is set within the range of the above equation (18) is the cone type continuously variable transmission according to claim 2 of the present invention. Corresponds to transmission.
[0091]
Next, the allowable value h that does not cause the cam climbing determined by the thickness t of the outer ring 10 and the shape of the pressure cam 17._cThe supplementary explanation will be given. As shown in FIG. 15A, the wall thickness dimension t of the outer ring 10 is defined as the wall thickness dimension in the axial vertical cross section passing through the contact portion 20 a with the double cone 11. As shown in FIG. 15B, when the outer ring outer peripheral shape in this section is circular, t = (outer radius) − (inner radius). Further, as shown in FIG. 15C, when the outer peripheral shape of the outer ring 10 'in this cross section is a non-circular shape, the average value of the thickness dimension in the circumferential direction is t.
[0092]
FIG. 16A shows an axial view of the pressure cam 17 provided on the outer ring 10 (or cam disk 7). In this figure, cam surfaces (concave portions) 17a and 17b are provided at six locations equally spaced in the circumferential direction, and a roller 19a is provided as a rolling element. FIG. 16B is a cross-sectional view (development on the PCD line) on the PCD line AA in FIG. The cam surfaces 17a and 17b are composed of a cam operating surface 17c having a constant angle θc. Allowable value h that does not cause cam climbing_cIs not simply the depth of the cam recess (the depth up to the cam bottom 17d), but is the torque non-load state, that is, the rolling element 19a in the state where the rolling element 19a is most deeply pushed into the cam surface 17a (17b). It is defined as the distance from the contact portion of the cam operating surface 17c to the cam surface end portion.
[0093]
In FIG. 16C and FIG. 16D, no rolling element (19a) is provided, and a cam surface recess provided in one of the outer ring 10 and the cam disk 7 and a cam surface protrusion provided in the other are provided. FIG. 16 (c) shows a pressure cam (face cam) of a different embodiment in direct contact, and FIG. 16 (c) shows a case of a cam surface convex portion 17e in a hemispherical or semi-cylindrical shape in contact with the cam surface concave portion 17a. 16 (d) shows a case of a cam surface convex portion 17f having a truncated cone shape or a trapezoidal shape. Similarly, even in such a pressure cam (face cam), the cam surface convex portions 17e and 17f and the cam are in a torque non-load state, that is, in a state where the cam surface convex portions 17e and 17f are pushed most deeply into the cam surface concave portion 17a. The distance from the innermost part of the contact portion of the surface recess 17a with the operating surface to the terminal end of the cam surface recess is an allowable value h that does not cause the cam to rise._cDefine as
[Example]
Examples of t * calculation are shown in Table 2.
[0094]
[Table 2]

[0095]
From Table 2, it is necessary to increase the wall thickness t of the outer ring 10 as the inclination angle α of the conical bus bar 11c (11d) of the double cone 11 decreases and as the number n of the double cones 11 decreases. I understand that. In the case of No. 1 in Table 2, the thickness of the outer ring 10 needs to satisfy t> 16.2 mm. Furthermore, if Formula (18) is applied, it is desirable that t = 16.2 to 35.6 mm.
[0096]
In the cone type continuously variable transmission shown in FIG. 1, the pressure cam 17 is provided only between the outer ring 10 and the cam disk (low speed side) 7, but the present invention is a cone type continuously variable transmission of this structure. It is not limited to the machine. For example, as shown in FIG. 17, pressure cams 37 and 41 may be provided both between the outer ring 30 and the low speed cam disk 27 and between the sun roller 24 and the high speed cam disk 40.
[0097]
In FIG. 17, the casing is omitted for simplification of the drawing. In addition to the outer ring 30, the low-speed cam disk 27, the sun roller 24, the high-speed cam disk 40, and the pressure cams 37 and 41, the high-speed rotation shaft 22, the bearing 23, the low-speed rotation shaft 25, the double cone 31, The carrier 32, the cone support shaft 34, the rack 35, and the pinion gear 36 are all shown by adding 20 to the 10th digit of the reference numerals in the corresponding components in FIG. In contrast to the cone 11, the double cone 31) in FIG.
[0098]
1 and 17, power transmission between the low-speed rotating shaft 5 and the cam disk 7, between the high-speed rotating shaft 22 and the cam disk 40, and between the low-speed rotating shaft 25 and the cam disk 27 is performed by a key or The power transmission means such as a spline is used, or the low-speed rotation shaft 5 and the cam disk 7, the high-speed rotation shaft 22 and the cam disk 40, and the low-speed rotation shaft 25 and the cam disk 27 are integrally formed. The present invention can be applied to a cone type continuously variable transmission in which a pressure cam is provided between at least one of an outer ring and a low speed cam disk or between a sun roller and a high speed cam disk. When pressure cams are provided on both the high speed side and the low speed side, the allowable value h that does not cause the cams to rise on both pressure cams h_cThe smaller of the allowable values h_cThe wall thickness dimension t of the outer ring may be determined as follows.
[0099]
【The invention's effect】
In the invention described in claim 1 of the present invention, as described above, the sun roller whose outer peripheral surface is the rolling surface and the outer ring whose inner peripheral surface is the rolling surface are provided on the coaxial core, A pressure cam that transmits torque and generates axial pressure is provided between at least one of the power transmission member and the outer ring and between the high-speed side power transmission member and the sun roller. A plurality of double cones that are in pressure contact with each other are held rotatably at equal intervals in the circumferential direction by the carrier, and the carrier whose rotation about the axis of the input / output shaft is restricted is moved in the input / output axis direction. In a cone type continuously variable transmission capable of step shifting, the thickness t of the outer peripheral portion of the outer ring is set within the range set by the above-described equation (17). Since it is a transmission, it is possible to prevent the rolling of the rolling element accommodated in the concave portion of the pressurizing cam from getting off the concave portion and riding on the peripheral portion of the concave portion when the torque is loaded, thereby preventing the cone type transmission from operating. .
[0100]
Further, the invention described in claim 2 of the present invention is characterized in that, in the cone type continuously variable transmission, the thickness t of the outer peripheral portion of the outer ring is set within a range satisfying the above-described formula (18). Because the cone type continuously variable transmission is used, the rolling element housed in the concave portion of the pressurizing cam disengages from the concave portion and rides on the peripheral portion of the concave portion when torque is applied, and the cone type transmission becomes inoperable. In addition, it is possible to set a better thickness dimension of the outer ring according to the length dimension L of the cylindrical portion of the outer ring.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of a cone-type continuously variable transmission having a typical double cone.
2 is a cross-sectional view of the main part for explaining the operation of continuously variable transmission in the cone type continuously variable transmission of FIG. 1; FIG.
3A is a cross-sectional view of the main part of the cone-type continuously variable transmission of FIG. 1 when no torque is applied to the pressure cam;
(B) is principal part sectional drawing at the time of torque load.
FIG. 4 is a side view of a double cone of a different form in a cone type continuously variable transmission.
FIG. 5A is a cross-sectional view of the main part when the torque of the pressure cam in the cone type continuously variable transmission of FIG. 1 is not loaded;
(B) is a cross-sectional view of the main part under torque load conditions (normal load),
(C) is principal part sectional drawing at the time of cam riding.
FIG. 6A is a cross-sectional view of the main part of the analysis model No. 1 of the outer ring,
(B) is principal part sectional drawing of the analysis model No. 2-No. 4 of an outer ring.
FIG. 7A is a cross-sectional view of an outer ring,
(B) is sectional drawing at the time of considering the cylindrical part of an outer ring as a ring.
8A is a modified explanatory view showing a case where the ring of FIG. 7 is deformed at two points;
(B) is a modified explanatory view showing a case where the ring of FIG. 7 is deformed at four points.
FIG. 9: Outer ring inner diameter dimension—macro elastic deformation amount δ_ThreeFIG.
FIG. 10: Outer ring wall thickness dimension—macro elastic deformation δ_ThreeFIG.
FIG. 11: Number of double cones-macro elastic deformation δ_ThreeFIG.
FIG. 12A is a schematic perspective view illustrating a case where two hemispherical objects are in contact with each other;
(B) is a schematic front view illustrating a case where the contact portion of two objects is deformed,
(C) is an enlarged plan view of the contact part explaining the shape of the contact surface of two objects.
FIG. 13 is a characteristic diagram of a contact ellipse radius ratio-elastic deformation amount of a contact portion of two objects.
FIG. 14 is a partial cross-sectional view of the main part for explaining the operation of the contact portion between the conical bus of the double cone and the outer ring and sun roller.
FIG. 15A is a longitudinal sectional view showing a contact portion of the outer ring,
(B) is a cross-sectional view along the line AA passing through the contact portion of (a) in the circular outer ring,
(C) is sectional drawing along the AA line which passes along the contact part of (a) in a non-circular outer ring.
FIG. 16 (a) is a front view of a pressure cam surface in a cone type continuously variable transmission;
(B) is a sectional view taken along line AA of (a) of the pressure cam surface having a cylindrical rolling element,
(C) is a cross-sectional view taken along line AA of (a) of the pressure cam surface, one of the pressure cam surfaces having a cam concave portion and the other having a hemispherical or semi-cylindrical cam convex portion,
(D) is a sectional view taken along line AA of (a) of the pressure cam surface in which one of the pressure cam surfaces has a cam concave portion and the other has a frustoconical or trapezoidal cam convex portion. is there.
FIG. 17 is a cross-sectional view of a cone type continuously variable transmission having pressure cams at two positions between a low speed cam disk and an outer ring and between a sun roller and a high speed cam disk.
[Explanation of symbols]
1 casing
2,22 High speed rotating shaft
3, 6, 9, 13, 23 Bearing
4,24 San Rolla
5,25 Low speed rotating shaft
7,27 Low speed cam disc
8 splines
10,30 Outer ring
10 'non-circular outer ring
11,31 double cone
11a, 11b, 11e, 11f Conical surface
11c, 11d conical bus
12,32 carriers
14,34 Cone support shaft
15,35 racks
16, 36 pinion gear
17, 37, 41 Pressure cam
17a, 17b Cam surface (concave)
17c Cam working surface
17d cam bottom
17e Cam surface convex part (hemispherical or semi-cylindrical)
17f Cam surface convex part (a frustoconical or trapezoidal shape)
18 Belleville spring
19, 19a rolling element
20a, 20b contact part
40 High-speed cam disk
100 ring
A Object 1
B Object 2
C Contact surface
L Length of outer ring cylindrical part with maximum outer diameter
t Outer ring outer peripheral wall thickness

Claims (2)

A sun roller whose outer peripheral surface is a rolling surface and an outer ring whose inner peripheral surface is a rolling surface are provided on the same axis, and between the low-speed power transmission member and the outer ring and between the high-speed power transmission member and the sun roller. A pressure cam that transmits torque and generates axial pressure is provided on at least one of the two rollers, and a plurality of double cones that are in press contact with the sun roller and the outer ring are rotatably and circumferentially provided by the carrier. In a cone type continuously variable transmission that is continuously variable by moving a carrier that is held at equal intervals in the direction and whose rotation about the axis of the input / output shaft is restricted in the input / output axis direction,
A cone type continuously variable transmission characterized in that a wall thickness t of the outer peripheral portion of the outer ring is set within the range of the following equation.

A sun roller whose outer peripheral surface is a rolling surface and an outer ring whose inner peripheral surface is a rolling surface are provided on the same axis, and between the low-speed power transmission member and the outer ring and between the high-speed power transmission member and the sun roller. A pressure cam that transmits torque and generates axial pressure is provided on at least one of the two rollers, and a plurality of double cones that are in press contact with the sun roller and the outer ring are rotatably and circumferentially provided by the carrier. In a cone type continuously variable transmission that is continuously variable by moving a carrier that is held at equal intervals in the direction and whose rotation about the axis of the input / output shaft is restricted in the input / output axis direction,
A cone type continuously variable transmission characterized in that a wall thickness t of the outer peripheral portion of the outer ring is set within the range of the following equation.

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