JP4899073B2 - 円錐形プーリ式巻掛け変速機、該円錐形プーリ式巻掛け変速機を製造するための方法ならびにこのような円錐形プーリ式巻掛け変速機を備えた車両 - Google Patents

Description

本発明は、たとえばドイツ連邦共和国特許第１０２００４号明細書、ドイツ連邦共和国特許第０１５２１５号明細書およびその他の刊行物に基づき公知であるような円錐形プーリ式巻掛け変速機の形の自動変速機ならびに該円錐形プーリ式巻掛け変速機を製造するための方法ならびにこのような円錐形プーリ式巻掛け変速機を備えた車両に関する。

広義の意味での自動変速機とは、パラメータ変換器（Kennungswandler）である。このパラメータ変換器の目下の変速比は目下の運転状態または予想され得る運転状態、たとえば部分負荷、エンジンブレーキおよび周辺パラメータ、たとえば温度、空気圧、空気湿度に関連して自動的に段階式または無段式に変化する。このようなパラメータ変換器には、電気的、ニューマチック的、ハイドロダイナミック的、ハイドロスタティック的な原理またはこれらの原理から混合された原理に基づいたパラメータ変換器が所属している。

自動化は、種々の機能、たとえば始動、変速比セレクト、種々の運転状況における変速比変更形式に関係する。この場合、「変速比変更形式」とは、たとえば個々の変速段の順次シフト、変速段の飛び越えシフトおよび調節の速度であると理解することができる。

快適性、安全性および許容可能な構成手間を求める要望は自動化度、つまりどれ程多くの機能が自動的に進行するのかを決定する。

一般に、運転者は自動的な進行にマニュアル式に干渉することができるか、または自動的な進行を個々の機能に関して制限することができる。

現在とりわけ車両製造において使用されるような狭義の意味での自動変速機とは、一般に以下のような構造を有している：
変速機の駆動側もしくは入力側には、制御可能なクラッチ、たとえば湿式または乾式の摩擦クラッチ、ハイドロダイナミック式のクラッチまたはハイドロダイナミック式のコンバータの形の始動ユニットが設けられている。

ハイドロダイナミック式のコンバータには、しばしばポンプ部分とタービン部分とに対して並列にロックアップクラッチが接続される。ロックアップクラッチは直接的な動力伝達により効率を向上させ、そして臨界的な回転数における規定されたスリップにより振動を減衰する。

この始動ユニットは機械的な無段式または段階式の変速装置を駆動する。この変速装置は前進／後退走行ユニット、メイントランスミッショングループ、レンジグループ、スプリッタグループおよび／またはバリエータ（Variator）を有していてよい。歯車伝動装置グループは、エンジン回転安定性、スペース事情および伝達手段に課せられた要求に応じて、直歯列または斜歯列を備えた平行軸歯車式（カウンタシャフト式）または遊星歯車式に設計される。

機械式の変速機の出力エレメントであるシャフトまたは歯車は直接にまたは間接的に中間シャフトもしくは中間段を介して一定の変速比を持ってディファレンシャル変速機へ駆動力を伝達する。このディファレンシャル変速機は別個の変速機として形成されていてよいか、または自動変速機に組み込まれた構成要素である。基本的に、この変速機は車両内での縦向き組込みおよび横向き組込みのために適している。

機械式の変速機における変速比を調節するためには、ハイドロスタティック式、ニューマチック式および／または電気式のアクチュエータが設けられている。押しのけ原理に基づいて作動するハイドロリックポンプは始動ユニット、特にハイドロダイナミック式のユニット、機械式の変速機のハイドロスタティック式の作動エレメントのために、かつシステムの潤滑および冷却のために圧力オイルを供給する。必要とされる圧力および圧送容量に応じて、歯車ポンプ、スクリュポンプ、ベーンポンプおよびピストンポンプ（ただしたいていはラジアル構造）が使用される。実際の使用では、歯車ポンプおよびラジアルピストンポンプがこの目的のために普及している。この場合、歯車ポンプはその僅かな構成手間に基づき、そしてラジアルピストンポンプは、より高い圧力レベルおよび一層良好な制御可能性に基づき、それぞれ利点を提供する。

ハイドロリックポンプは変速機の任意の個所で、駆動ユニットにより常時駆動されるメインシャフトまたはセカンダリシャフトに配置されていてよい。

始動ユニットと、前進／後進走行ユニットである遊星式前後進切換伝動装置と、ハイドロリックポンプと、バリエータと、中間シャフトと、ディファレンシャルとから成る無段式の自動変速機が知られている。バリエータは２つの円錐形プーリペアと、１つの巻掛け機構とから成っている。各円錐形プーリペアは軸方向にスライド可能な第２の円錐形プーリを有している。これらの円錐形プーリペアの間では、巻掛け機構、たとえば推進用コマ付ベルト、引張チェーンまたはベルトが走行する。第２の円錐形プーリの調節を介して、巻掛け機構の回転半径が変化し、ひいてはこの無段式の自動変速機の変速比が変化する。

無段式の自動変速機は、バリエータの円錐形プーリを全ての運転点において所望の速度で調節し得るようにし、さらに十分な基本押付け圧を用いて十分に摩耗なしにトルクを伝達するために高い圧力レベルを必要とする。

自動車の場合、快適性を求める要求は一般に極めて高く、特に音響特性に関しての要求も極めて高い。車両運転手および同乗者は特に高級クラスの自動車では、自動車の補機類の運転から発生する不快な騒音を望まない。しかし、内燃機関および変速機のようなその他の補機類は、十分に不快であると感じられる騒音を発生させる。すなわち、たとえば無段調節可能な変速機においてリンクプレートチェーンが使用される場合には騒音が発生し得る。なぜならば、このようなリンクプレートチェーンはリンクプレートとピンとを備えたその構造が原因となって、変速機の運転中に変速機の円錐形プーリへのピンの衝突による繰返し打撃を発生させるからである。音響的な効果は、ＣＶＴ変速機の場合、一般にこのピン走入（インパクト）に励起原因があるとされる。このような音響的な励起は次いで変速機ハウジング（ＦＥモード）またはシャフト（ねじりモード、曲げモード）の固有周波数において共振を発生させる。

別の音響的な効果はＣＶＴチェーンを起点としている。ＣＶＴチェーンは張設された張り側のチェーン区分において１つの面のように振動し得る。このことはたとえばスライドレールによって阻止可能である。ねじり摩擦振動は、たとえばクラッチからの１０Hｚの周波数におけるグラビング（Rupfen）として知られている。摩擦係数曲線がスリップ変化を受けて摩擦係数が低下するように経過すると、グラビングが励起される。この場合、自動変速機においては第１にスチール−ペーパ摩擦係数が重要となる。

本発明の根底を成す１つの部分課題は、このような変速機の音響特性を改善し、ひいてはこのような変速機を装備した車両の快適性、特に騒音に関する快適性を改善することにある。本発明の根底を成す別の部分課題は、高周波数の強力なＣＶＴ振動の分析により、ひいてはこれに関連した、相応する作用メカニズムの解明により、主として４００〜６００Ｈｚのオーダの音響範囲にあるこのような振動を最小限に抑えるか、またはできるだけ阻止するために適した対応手段を提供することにある。本発明のさらに別の部分課題は、各構成部分の運転強度を高め、ひいてはこのような自動変速機の寿命を延ばすことにある。本発明のさらに別の部分課題は、このような自動変速機のトルク伝達能力を高めるか、もしくは自動変速機の構成部分により、より大きな力を伝達し得るようにすることにある。さらに別の部分課題としては、このような自動変速機を経済的に製作することができるようにすることが挙げられる。

これらの課題部分は、特許請求の範囲に記載されかつ明細書中で図面に関連しても説明された本発明の構成ならびにその改良形により解決される。

分析により、各可動プーリの傾倒および／または曲げと連動した巻掛け状態におけるチェーンの運動である振動形態の種類の、シミュレーションによる解明が得られた。振動の周波数を決定する要因はまずチェーン質量および可動プーリの全傾倒・曲げ剛性である。この剛性はプーリ自体の、皿ばね状の不可逆的な変形（Tellerung）、プーリの傾倒、シャフトの弾性に基づいたシャフトの撓みおよび軸受け剛性差に基づいたシャフトの傾斜を含めるものと解される。さらに、摩擦係数レベルおよび摩擦係数経過ならびに回転数および変速比が周波数を決定する要因となる。

これらの認識はこの限りでは意想外である。なぜならば、巻掛け円弧の形のチェーンの振動、つまりプーリセットにおけるチェーンの緊締時における振動は、これまで解明されておらず、また、円弧において円錐形プーリに対する摩擦接触がこのような振動を抑止するという、これまで支配的であった考えに矛盾するからである。

このような摩擦振動に及ぼすＣＶＴオイルの影響も、これまで解明されていなかった。したがって、ＣＶＴオイルはこれまで、時間的に安定的な高い摩擦係数ならびに小さな摩耗を目的にしてのみ開発されてきた。

スライド可能なＣＶＴ円錐形プーリ（可動プーリ）においてシャフトと可動プーリとの間の傾倒遊びが効率に影響を及ぼすことはたしかに知られているが、しかしこれまで可動プーリの振動性の曲げ運動、傾倒運動またはよろめき運動については解明されていなかった。

巻掛け手段、特にチェーンを備えた円錐形プーリ式巻掛け変速機の形のＣＶＴ変速機では、バリエータの円錐形プーリが巻掛け手段に対する押圧力によって変形させられる。このような押圧力は、一方ではトルク伝達時におけるチェーンの滑り抜けを阻止するために、他方ではバリエータの変速比、ひいては変速機の変速比を調節しかつ変更するために必要となる。両円錐形プーリ半部により形成される楔形ギャップはこの場合、荷重を受けて変えられる。円錐形プーリの形状付与および巻掛け手段の相応する荷重作用点の位置を考慮して、楔形ギャップは、巻掛け手段に対する押圧力から生ぜしめられる負荷が最大となり、かつ相応する力作用点が最も大きく半径方向外側に配置されている、つまりできるだけ大きな直径のところに配置されていると、負荷されていない状態から最も大きく変形させられる。円錐形プーリ式巻掛け変速機の形のＣＶＴでは、巻掛け手段もしくはチェーンまたは推進用コマ付きベルトの力作用点が、バリエータの変速比により決定される。さらに、力作用点が３６０゜の全周にわたって円錐形プーリに作用するのではなく、相応する変速比により限定された作用範囲、つまり小さな作用範囲においてのみ作用することが考慮されなければならない。このことから、あとで詳しく説明するような円錐形プーリ半部の非対称的な皿ばね状変形（Tellerung）が生ぜしめられる。

不均一な皿状変形および巻掛け手段内部での不均一な荷重分配に基づき、巻掛け手段には円錐形プーリにおける巻掛け部の通過時にシャフト中心に向けられた半径方向の運動が強制的に付与される。このことに対しては、回転方向も影響を与える。なぜならば、この関係は、当該チェーン部分が荷重側区分の構成要素であるのか、または緩み側区分の構成要素であるのかに関連しているからである。

荷重が大きくなればなるほど、このような変形はますます顕著に出現し、そしてこれにより生じる摩擦力および摩擦距離はますます大きくなる。この摩擦は効率損失および摩耗を招き、さらに摩擦振動のための励振メカニズムとして作用する。摩擦振動は、たとえば固体伝播音励起により騒音を発生させる恐れがある。

上で説明した効果に関する、設計のために臨界的となる事例は、円錐形プーリ式巻掛け変速機を用いた始動時に、出力側の円錐形プーリにおいて与えられている。すなわち、始動過程では、駆動装置による負荷が最大となり、また減速方向への相応する変速により巻掛け手段への押圧力も最大となる。このような変速により、巻掛け手段もしくはチェーンは出力側の円錐形プーリにおいて半径方向で最大に大きく外側に位置する。この負荷により、出力側の円錐形プーリは著しく変形されるか、もしくは互いに離れる方向に強力に押圧されるので、楔形ギャップは極めて大きくなり、このことから最大の摩擦距離および摩擦力が生ぜしめられる。

本発明によれば、上記課題を解決し、かつたとえば４つの円錐形プーリがジオメトリ的（幾何学的形状的）にディスク部形状および剛性に関して類似して形成されているような公知先行技術による変速機を改善するために、入力側の円錐形プーリペアと出力側の円錐形プーリペアとが設けられており、両円錐形プーリペアが、それぞれ１つの固定プーリと１つの可動プーリとを有しており、該固定プーリと該可動プーリとが、それぞれ入力側および出力側のシャフトに配置されていて、巻掛け手段を介して結合可能である形式の円錐形プーリ式巻掛け変速機が寄与する。この場合、円錐形プーリ式巻掛け変速機は剛性最適化されたバリエータを有している。

半径方向外側で作用する力に対する剛性が、出力側の円錐形プーリセットにおいて、入力側の円錐形プーリセットにおけるよりも著しく大きく形成されていると特に有利になり得る。この場合、出力側の円錐形プーリセットにおける剛性が１．２〜３倍だけ大きく形成されていると有利であることが判った。

出力側の可動プーリが、入力側の可動プーリよりも著しく高い剛性を有していても有利になり得る。

本発明による円錐形プーリ式巻掛け変速機では、出力側の円錐形プーリが、入力側の円錐形プーリよりもジオメトリ（幾何学的形状）的に著しく中実な円錐形プーリディスク部を有していると有利になり得る。

さらに、出力側の可動プーリが、入力側の可動プーリよりもジオメトリ的に著しく中実な円錐形プーリネック部を有していると有利になり得る。

出力側の可動プーリが、出力側の固定プーリよりもジオメトリ的に著しく中実な円錐形プーリディスク部を有していると有利であることが判った。

入力側の可動プーリが、入力側の固定プーリよりもジオメトリ的に著しく中実な円錐形プーリディスク部を有していると有利になり得る。

出力側の可動プーリが、入力側の可動プーリよりも平均して小さな案内遊びを有していても有利であることが判った。

さらに、出力側の可動プーリが、入力側の可動プーリよりも著しく長い大きなガイドシートを有していると有利になり得る。

少なくとも１つの可動プーリが、該可動プーリとワンピースに、つまり一体に形成された少なくとも１つのシール部材摺動路を有していると有利になり得る。

少なくとも１つの可動プーリが、直接に結合された２つのシール部材摺動路を有していても有利になり得る。

実施態様に応じて、シール部材摺動路を切削加工または非切削加工により製作することが有利になり得る。

さらに、組み立てられた状態では、前記少なくとも１つのシール個所の他に、汚染室として働くことのできる自由な範囲が設けられていてよい。

本発明による円錐形プーリ式巻掛け変速機では、出力側の可動プーリが円筒状の円錐形プーリネック部を有していて、該円錐形プーリネック部が、ばねセンタリング部として働くようになり、かつ／または円錐形プーリネック部が、ばね当て付け部として働くことのできる半円形の溝を有していると有利になり得る。

一般に、出力側の可動プーリが、半径方向で大きく外側に位置する圧縮ばねを有していると有利になり得る。

さらに、出力側の可動プーリが、少なくとも１つのシール部材のためのシール部材摺動路として働くことのできる少なくとも１つの装着された金属薄板部分を有していると有利になり得る。

たとえばバリエータの構造に関連して、前記ばねは円筒状、くびれ状または円錐状に形成されていてよい。

一般に、出力側の固定プーリが、入力側の固定プーリよりも著しく高い剛性を有していると有利になり得る。

バリエータが、たとえばＤＥ１０３５４７２０．７に記載されているようなデュアルピストン原理により形成されていると特に有利である。

前記問題を解決するためには、影響因子になり得る１つよりも多いパラメータを考慮し、こうしてたとえばオイルの特定の特性を特定の機械的な構成と組み合わせることが必要となり得る。

前記課題を解決するためには、入力側の円錐形プーリペアと出力側の円錐形プーリペアとが設けられており、両円錐形プーリペアが、それぞれ１つの固定プーリと１つの可動プーリとを有しており、該固定プーリと該可動プーリとが、それぞれ入力側および出力側のシャフトに配置されていて、トルク伝達のための巻掛け手段を介して結合可能である形式の円錐形プーリ式巻掛け変速機において、挙げられたファクタのうちの少なくとも１つのファクタが、当該変速機の音響特性に関して最適化される：
−オイルの形の粘性媒体もしくはハイドロリック媒体、
−円錐形プーリと巻掛け手段との間の接触範囲の表面性質、
−少なくとも１つの円錐形プーリのジオメトリ（幾何学的形状）、
−少なくとも１つの円錐形プーリの減衰、
−少なくとも１つの円錐形プーリの案内、
ことを特徴とする円錐形プーリ式巻掛け変速機も寄与し得る。

この場合、摩擦速度に鈍感な摩擦係数を有するオイルが使用されると有利になり得る。さらに、円錐形プーリと巻掛け手段との間の接触面を、たとえばそのトポグラフィ（Toporgaphie）に関して最適化することが有利になり得る。

さらに、剛性最適化された少なくとも１つの円錐形プーリおよび／または減衰された少なくとも１つの円錐形プーリを設けることが有利になり得る。また、半径方向外側に案内された少なくとも１つの円錐形プーリを変速機に組み込むことも、有利であることが判った。

さらに本発明は、本発明による変速機を備えた車両に関する。

以下に、本発明の実施例を図面につき詳しく説明する。

図１は、円錐形プーリ式巻掛け変速機の一部を示す断面図であり、
図２は、円錐形プーリ式巻掛け変速機の別の実施例を示す、図１にほぼ相当する図面であり、
図３および図４は、摩擦係数の関係を示す線図であり、
図５および図６は、可動プーリの種々の実施例ａを示す概略図であり、
図７は、可動プーリの非対称的な皿状変形を示す概略図であり、
図８ａは、ジオメトリ的に類似した円錐形プーリセットを備えた円錐形プーリ式巻掛け変速機を示す概略図であり、
図８ｂは、剛性最適化された円錐形プーリセットを備えた円錐形プーリ式巻掛け変速機を示す概略図であり、
図９および図１０は、出力側の円錐形プーリペアの種々の実施例を示す概略図である。

図１には、円錐形プーリ式巻掛け変速機の一部、つまり円錐形プーリ式巻掛け変速機１の、原動機、たとえば内燃機関により駆動される駆動側または入力側の部分しか図示されていない。完全に構成された円錐形プーリ式巻掛け変速機においては、この入力側の部分に、無段調節可能な円錐形プーリ式巻掛け変速機の、相補的に形成された対応する出力側の部分が対応しており、この場合、両部分は、トルク伝達のための、たとえばリンクプレートチェーン２の形の巻掛け手段を介して互いに結合されている。円錐形プーリ式巻掛け変速機１は入力側にシャフト３を有しており、このシャフト３は図示の実施例では、定位置の円錐形プーリまたは固定プーリ４とワンピースに、つまり一体に形成されている。この軸方向位置固定の円錐形プーリ４はシャフト３の軸方向長手方向で、軸方向スライド可能な円錐形プーリまたは可動プーリ５に隣接して向かい合って位置している。

図１には、リンクプレートチェーン２が入力側の円錐形プーリペア４，５において半径方向外側の位置で図示されている。この半径方向外側の位置は、軸方向移動可能な円錐形プーリ５が図面で見て右側へ向かって移動させられて、軸方向移動可能な円錐形プーリ５のこの移動運動が、半径方向外側へ向かうリンクプレートチェーン２の運動を生ぜしめることにより得られる。これにより、増速方向への変速機の変速比変更が生ぜしめられる。

軸方向移動可能な円錐形プーリ５は自体公知の形式で図平面で見て左側へ向かっても移動され得る。この場合、この位置ではリンクプレートチェーン２が半径方向内側の位置に位置する（符号２ａで示す）。この半径方向内側の位置では、減速方向への円錐形プーリ式巻掛け変速機１の変速が生ぜしめられる。

原動機（図示しない）により提供されたトルクは、円錐形プーリ式巻掛け変速機１の図１に示した入力側の部分において、シャフト３に支承された歯車６を介して導入される。この歯車６はシャフト３に、軸方向の力と半径方向の力とを受け止める玉軸受け７の形の転がり軸受けを介して支承されている。この玉軸受け７はシャフト３に、ディスク８とシャフトナット９とを介して位置固定される。歯車６と、軸方向移動可能な円錐形プーリ５との間には、トルクセンサ１０が配置されている。このトルクセンサ１０には、軸方向で定位置の拡開ディスク１１と、軸方向移動可能な拡開ディスク１２とを備えた拡開ディスク機構１３が対応している。両拡開ディスク１１，１２の間には、転動体が、たとえば図示のボール１４の形で配置されている。

歯車６を介して導入されたトルクは、軸方向で定位置の拡開ディスク１１と、軸方向移動可能な拡開ディスク１２との間の回転角度の形成をもたらす。このことは、拡開ディスク１２に配置された転動斜面に基づいて拡開ディスク１２の軸方向移動を生ぜしめる。この場合、転動斜面に沿ってボール１４が転動し、こうして両拡開ディスク１１，１２の互いに相対的な軸方向のずれを生ぜしめる。

トルクセンサ１０は２つの圧力室１５，１６を有している。両圧力室１５，１６のうち第１の圧力室１５は導入されたトルクに関連した圧力媒体による負荷のために設けられており、第２の圧力室１６には、変速機の変速比に関連して圧力媒体が供給される。

軸方向で定位置の円錐形プーリ４と、軸方向移動可能な円錐形プーリ５との間でリンクプレートチェーン２を法線力（Normalkraft）によって負荷するために用いられる押圧力を形成するためには、ピストンシリンダユニット１７が設けられている。このピストンシリンダユニット１７は２つの圧力室１８，１９を有している。第１の圧力室１８はリンクプレートチェーン２の負荷を変速比に関連して変えるために働き、第２の圧力室１９はトルクセンサ１０の、トルクに関連して制御される圧力室１５と相まって、両円錐形プーリ４，５の間でリンクプレートチェーン２を負荷するために用いられる押圧力を増大させるか、または減少させるために働く。

シャフト３は前記圧力室への圧力媒体供給のために３つの通路２０を有している。これらの通路２０を介して、ポンプ（図示しない）によって前記圧力室内に圧力媒体が供給される。流出側の通路２１を介して圧力媒体はシャフト３から流出して、循環路に再び供給され得る。

圧力室１５，１６，１８，１９を負荷することにより、軸方向移動可能な円錐形プーリ５はシャフト３に沿ってトルクおよび変速比に関連してスライドさせられる。シャフト３は軸方向移動可能な円錐形プーリ５を装着するためにセンタリング面２２を有している。これらのセンタリング面２２は軸方向移動可能な円錐形プーリ５のためのスライドシート（滑り嵌め）として働く。

図１から容易に判るように、円錐形プーリ式巻掛け変速機１はシャフト３における円錐形プーリ５の支承個所の範囲にそれぞれ１つの騒音減衰装置２３を有している。このためには、騒音減衰装置２３が環状体と、減衰性の封入物とを有しているか、または減衰性の封入物からのみ成っていてよい。

図１で使用された符号は、別の図面の比較可能な特徴にも適用される。すなわち、図面はこの点では単一体であるとみなされ得る。図面を見易くするために、別の図面では、図１における符号を越える符号しか使用されていない。

図２に示した実施例では、３つの通路２０のうちの真ん中の通路が、図１に示した実施例に対して変えられた形で形成されている。図面から判るように、図１および図２で見て右側から盲孔として製作される、真ん中の通路２０を形成する孔２４は、図１の実施例におけるよりも著しく短く形成されている。このような盲孔は製造に手間がかかり、しかも製作において極めて高い精度を要求する。この場合、製造手間ならびにプロセス確実性に関する要求は長さと共に過比例的に増大する。すなわち、このような孔を短くすることは、たとえば製造コストに好都合に作用する。

この孔２４の底部の範囲では、横方向孔２５が分岐している。複数の横方向孔２５が全周にわたり分配されて配置されていてよい。図示の事例では、この横方向孔２５が半径方向の孔として図示されているが、しかし別の角度で斜孔としても製作され得る。横方向孔２５はシャフト３の外周面を、運転状態とは無関係に、つまりたとえば調節された変速比とは無関係に、可動プーリ５によって常時カバーリングされる範囲に位置している個所において貫通している。

横方向孔２５を可動プーリ５のカバーリング範囲へ移すことにより、シャフト３を軸方向で一層短く形成することができる。これにより構成スペースを節約することができる。さらに、シャフト３の短縮によって負荷低減を得ることもできる。

通路もしくは横方向孔２５の開口部は、たとえば旋削加工部２６の、シャフトに設けられたセンタリング面２２に隣接した範囲に配置され得る。このことは、可動プーリ５を軸方向移動可能に、ただし相対回動不能にシャフト３に結合している歯列２７が、たとえばトルク伝達によって高度に負荷されている場合に特に有利になり得る。

しかし多くの場合には、歯列２７の負荷は臨界的な設計基準にはならないので、図２に図示されているように横方向孔２５の開口部をこの歯列２７の範囲に設置することができる。横方向孔２５を旋削加工部２６ではなく歯列２７に配置することにより、より大きな抵抗モーメントが提供されるという利点が得られる。これにより、縁面（Randfaser）、つまり断面の最上層もしくは最下層における曲げ応力が減じられる。さらに、この個所における断面二次モーメントは一層大きくなり、それに対して、横方向孔２５により妨げられている臨界的な面はほぼ不変の半径に留まっている。これにより、歯列２７の各歯の間での横方向孔２５の開口部周辺の臨界的な範囲における応力の著しい低減が得られる。ハイドロリック流体の供給は図１の実施例の場合と図２の実施例の場合とでは同一である。なぜならば、圧力室１５，１９が互いに接続されていて、可動プーリ５が、歯列２７の範囲と圧力室１９とを接続する接続孔２８を有しているからである。図面では、可動プーリ５が、始動変速比もしくはアンダドライブに相当する最も左側の位置で図示されている。可動プーリ５が図面で見て右側へ向かって固定プーリ４の方向に移動させられても、中空室の一部もしくはチャンバ２９の一部は常に横方向孔２５もしくは通路の開口部に被さって位置するので、図１に示した実施例の場合と同様に所要の流体供給が常に保証されている。図１に示した実施例の場合と同様に、圧力室１６のためには、可動プーリ５の軸方向位置に関連した２つの切換状態が存在する。図示の位置では、制御孔３０が露出されているので、この制御孔３０に接続された、栓体３１によって軸方向で閉鎖された通路２０と、この通路２０に、図示されていない別の通路を介して接続された圧力室１６とは無圧状態であるか、もしくは周辺圧しか有していない。次いで可動プーリ５が固定プーリ４に接近する方向に運動させられると、可動プーリ５は制御孔３０に乗り上げ、この場合、規定のストロークを越えるとチャンバ２９が制御孔３０の開口部に重なる。しかし、チャンバ２９内には、トルクに関連した高い圧力が形成されており、この圧力は次いで制御孔３０と通路２０とを介して圧力室１６内へももたらされるので、圧力室１６内にも高い圧力が加えられる。こうして、変速比に関連して押圧力を制御する２つの切換状態が実現される。

さらに図２に示した実施例では、皿ばね３２が設けられている。この皿ばね３２は円錐形プーリ式巻掛け変速機１の無圧状態において可動プーリ５を、予め規定された軸方向位置へもたらす。これにより、たとえば車両のレッカ移動等の牽引時における過剰負荷を阻止する円錐形プーリ式巻掛け変速機１の変速比を調節することができる。

図３には、摩擦係数の経過を、接触圧（Kontaktpressung）に関連した滑り速度との関係で示す２つの線図が図示されている。この場合、それぞれ横軸には滑り速度が、縦軸には摩擦係数がとられている。鎖線は基準値とみなすことができ、この場合、たとえばμ＝０．１２であってよい摩擦係数を表している。両線図から判るように、摩擦係数は滑り速度の関数であり、この場合、摩擦係数は滑り速度が増大するにつれて減少傾向を示す。

上で既に述べたように、たとえばクラッチにおいては、滑り速度増大と共に低下する摩擦係数はグラビングを生ぜしめ、ひいては快適性の低下を招いてしまう。したがって、滑り速度に関連したこの摩擦係数低下をできるだけ少なく保持することが目標とされなければならない。

図３に示した経過は、チェーンのロッカピンと、これらのロッカピンと協働する、円錐形プーリの接触面との間の接触個所において生じる。チェーンもしくは巻掛け手段はこの場合、走行方向において、伝達されるべきトルクにより負荷されていると共に、走行方向に対して直交する方向においても主として圧着力もしくは押圧力により負荷されている。この押圧力はこの場合、伝達されるべきトルクが、滑り抜けを十分に防止されて別のプーリセットへもたらされ得るように設定されなければならない。

縦軸方向における曲線の各間隔は、圧着もしくは接触圧に関連した摩擦係数のばらつき幅を表している。この場合、下側の線は低い接触圧を表し、それぞれ上側の線は高い接触圧を表す。

上側の線図に示した従来の構成と、下側の線図に示した本発明の構成とを比較した場合、まずそれぞれ２つの曲線により仕切られたばらつき範囲が本発明の構成における方が小さいことが判る。このことから、摩擦係数と、目下加えられている接触圧もしくは圧着力との関連性が小さくなっていることが判る。言い換えれば、本発明の構成（下側の線図）は接触圧変化に対して敏感ではないと云える。

さらに図３から判るように、下側の線図における曲線の方がフラットに延びており、このことから、摩擦係数と滑り速度との関連性が小さくなっていることが判る。滑り速度との関係における摩擦係数のこのような一層フラットな負の勾配に基づき、摩擦係数の一層安定した特性が達成される。この場合、曲線が準平行に上方から下方へまたは下方から上方へ移動することは、曲線の傾き自体が変化してしまう場合に比べればあまり問題にならない。なぜならば、いかなる傾き変化も摩擦係数と滑り速度との、より大きな関連性を表すからである。

図３の下側の線図に示されているような、滑り速度および接触圧との関係における、このように明確に規定された摩擦係数経過は、ベルトもしくはチェーンと円錐形プーリとの間のスチール−スチール接触の摩擦係数経過により励起される振動の抑制をもたらす。このような摩擦係数経過を有する相応するオイルの使用により、振動を直接にその発生個所で抑制することができる。

図４に示した線図は、ほぼ図３に示した線図と同様に形成されているが、ただし図４の線図は使用されたオイルとの関係ではなく、表面特性値との関係を示している。図３につき解釈および改善に関して述べたことは図４にも云える。すなわち、下側の線図は特性の著しい改善を示している。

図４の上側の線図は、研磨された表面における特性を示しており、図４の下側の線図は本発明による表面特性値における摩擦係数と滑り速度および接触圧との関係を示している。これらの表面特性値は、たとえば仕上げプロセスにより形成可能であり、この場合、摩擦パラメータは適正な経過を有していて、しかもより長い走行時間にわたってこの経過を維持する。すなわち、たとえば騒音現象は平滑な表面においてすぐに発生するのに対して、粗い表面においてはあとで発生するか、最も好都合な場合には全く発生しない。騒音特性に関するこのような改善は、圧着力もしくは接触圧の低減によっても得られる。

シミュレーションおよび測定を伴う実験により、軸方向可動のプーリまたは可動プーリの高められた傾倒剛性によって振動特性に、ひいては騒音特性に、有利な影響が与えられることが判った。このことは、特に、ただし限定的ではないが、被駆動側もしくは出力側の可動プーリに関して云える。一般に、特に出力側の円錐形プーリセットの円錐形プーリの口開け（Aufklaffen）を減少させる、高められた曲げ剛性が、騒音に関して重要となる振動振幅を減少させることが判った。この個所における高められた減衰によっても、比較可能な効果を達成することができる。

図５および図６には、各１つの可動プーリの概略的なプロファイル（横断面輪郭）しか図示されていない。この場合、それぞれ回転対称的なプロファイルの上側の半部しか図示されていない。

図５には、概略的な実施例ａ）、ｂ）、ｃ）、ｄ）およびｅ）においてそれぞれプーリ自体の補剛が示されている。この場合、図５および図６には、それぞれ被駆動側もしくは出力側の軸方向可動のプーリもしくは可動プーリ３３の一部が概略的に図示されている。この場合、駆動側もしくは入力側の可動プーリ５にも比較可能な構成を転用することができる。

図５のａ）に示した可動プーリ３３は、その巻掛け手段２とは反対の側の範囲に、全周にわたって分配されて配置された複数の補剛リブ３４を有している。これらの補剛リブ３４は軸方向荷重を受けた可動プーリ３３の、半径方向外側へ向かって突出した部分の押しずらしを減少させるか、または最も好都合な場合には阻止する。これにより、プーリセットの口開きが阻止される。

図５のｂ）に示した可動プーリ３３の構成では、可動プーリ３３の半径方向外側へ突出した範囲が厚肉化されており、この場合、この範囲の肉厚さは半径方向外側へ向かって増大している。このことは、可動プーリ３３の、巻掛け手段２とは反対の側の輪郭の相応する形成により達成される。この輪郭は図５のｂ）にはなだらかに描かれているが、しかし肉厚さが複数の段階で増大するように変えることもできる。

軸方向において可動プーリ３３を補剛するためには、図５のｃ）に示したように半径方向外側にも補剛つば３５が設けられていてよい。図５のｄ）には、半径方向外側に配置された補剛つば３５に対して付加的に別の補剛つば３６が示されている。この補剛つば３６は半径方向でさらに内側に配置されており、したがって場合によっては２つの圧力室の間の隔壁としても働くことができる。

図５のｃ）および図５のｄ）には、補剛つば３５，３６が、可動プーリ３３に結合され得る別個の部分もしくは別個の円環体として図示されている。図５のｅ）には、補剛つば３５および／または補剛つば３６を可動プーリ３３とワンピースに、つまり一体に形成する実施例が図示されている。この場合、製作に適した設計を考慮することができるので有利である。

図５のｆ）および図５のｇ）には、シャフトにおけるプーリの結合部の補剛が図示されている。この場合、まず最初に可動プーリ３３のハブ３７が、可動プーリ３３の半径方向外側へ突出した部分に補剛リング３８を介して結合されているので、この範囲の変形が少なくとも減じられる。さらに、複数の補剛リブ３４が設けられており、これらの補剛リブ３４は一方では補剛リング３８に、他方では可動プーリ３３のハブ３７にそれぞれ結合されている。

図６のａ）、ｂ）、ｃ）、ｄ）およびｅ）には、出力側の軸方向可動のプーリまたは可動プーリ３３のための原理的な減衰手段が図示されている。しかし、これらの減衰手段は入力側の軸方向可動のプーリまたは可動プーリ５に対しても適用可能である。

図６のａ）には、まずハブ３７が個々の摩擦板に分割されている実施例が示されている。この場合、この摩擦板ユニットは、ハイドロリック媒体を介して加えられる圧着圧により押し合わされ、ひいては減衰を生ぜしめる。

図６のｂ）に示した実施例では、付加的に補剛つば３５が摩擦板ユニットとして形成されている。この摩擦板ユニットはやはり圧着圧により押し合わされる。図６のｃ）に示した実施例では、半径方向でさらに内側に位置する補剛つば３６も摩擦板ユニットとして形成されていてよい。この場合、この補剛つば３６はやはり互いに異なる圧力室の間の分離部もしくは隔壁として利用され得る。図６のｃ）の実施例においては、択一的にハブ３７も再び個々の摩擦板に分割されていてよい。

図６のｄ）および図６のｅ）には、それぞればね３９が示されている。これらのばね３９は付加的な半径方向の押圧によって個々の摩擦板円筒体の間の摩擦を高める。これにより、同時に減衰作用も増大される。図６のｅ）に示した実施例においても、ハブ３７を摩擦板ユニットとして形成することが可能となる。

図６のｆ）および図６のｇ）には、別の解決手段が示されている。この解決手段は、可動プーリの傾倒方向を変えることにある。可動プーリの半径方向内側の範囲もしくはそのハブ３７を介して行われる可動プーリの汎用の案内形式の場合、この可動プーリの半径方向外側の範囲が傾倒方向における最大変位量を示す。このことを阻止するために原理的には可動プーリを外側で案内することが可能である。これにより、可動プーリは半径方向外側の範囲で外側案内部４０に接触し、ひいてはこの半径方向外側の範囲では変位し得なくなる。傾倒はその場合、可動プーリ３３の半径方向内側の範囲に生じる恐れがあるが、このことを防止するためには再び上で説明したような手段を講じることができる。ただしこの場合、両案内部の間での可動プーリ３３のひっかかりもしくは歪みが回避されるように配慮しなければならない。

図７には、出力側の可動プーリ３３が概略的に図示されている。この場合、入力側の可動プーリ５にも比較可能な効果が生じる。したがって、出力側の可動プーリ３３に関して云えることは入力側の可動プーリ５にも適用される。図面を見易くするために、以下においては可動プーリ３３についてのみ過程および特徴を説明する。

可動プーリ３３は２つの主範囲、つまり皿形の円錐形プーリディスク部４２と円錐形プーリネック部もしくはハブ３７とから成っている。可動プーリ３３は出力側のシャフト４１に相対回動不能ではあるが軸方向スライド可能に装着支承されており、こうして巻掛け手段２により導入されたトルクを被駆動部へ伝達し、つまりたとえばディファレンシャル変速機と、このディファレンシャル変速機にフランジ締結されたドライブシャフトとを介して最終的に自動車の駆動輪へトルクを伝達する。

図７には、縮尺通りではないが可動プーリ３３の２つの輪郭が描かれている。すなわち、変形されていない、負荷されていない状態に相当する輪郭Ａと、力Ｆの作用を受けて生ぜしめられた、変形された状態に相当する輪郭Ｂとが描かれている。この場合、輪郭Ａに対応する、負荷されていない、変形されていない状態は、図面から明らかであるように回転対称的であることが判る。

上部で半径方向外側に配置された矢印により示された力Ｆは、変速機のトルク伝達および変速比調節のための圧着力の、上で説明した総和に対する巻掛け手段の反動力である。すなわち、図示の力Ｆの作用点において、かつ可動プーリ３３の全周の一部にわたって延びる円弧形のセグメントに沿って、巻掛け手段２が接触しており、それに対して、反対の側（下部に図示）では巻掛け手段２は可動プーリ３３によって接触されない。なぜならば、巻掛け手段２は相補的なプーリセットへ向かって延びているからである。

図７から判るように、輪郭Ａから輪郭Ｂへの輪郭変化は円錐形プーリディスク部４２の変形から生ぜしめられるだけではなく、可動プーリ３３全体の傾倒からも生ぜしめられる。もしも円錐形プーリディスク部４２の変形しか生じないのであれば、輪郭Ａと輪郭Ｂとは下部に図示した、負荷されていない側では実質的に合致するはずである。

しかし図面から判るように、変形された輪郭Ｂは負荷された側では、この側に作用する力Ｆの方向に変位させられ（図面で見て右側へ向かって）、それに対して負荷されていない側では、力Ｆとは逆の方向（図７で見て左側へ向かって）へ変位させられる。

この変位は可動プーリ３３全体の傾倒から生ぜしめられる。なぜならば、第１には円錐形プーリネック部もしくはハブ３７が、制限された剛性しか有しておらず、そして第２には円錐形プーリもしくは可動プーリ３３の軸方向スライド可能性に基づき、この可動プーリ３３はシャフト４１と協働する長さ全体にわたって案内され得ないからである。さらに、この軸方向可動性のためには、ハブ３７とシャフト４１との間にある程度の案内遊びが必要となり、しかしこの案内遊びが他方では可動プーリ３３の傾倒を助成してしまう結果となっている。この場合、この案内遊びが大きく形成されればされるほど、傾倒はますます顕著になる。

変形も傾倒も、力Fから生ぜしめられた、各円錐形プーリに関して循環する曲げモーメントから生ぜしめられる。この曲げモーメントは（力が等しいままであれば）、巻掛け手段２が走行する半径が増大するにつれて高まる。

可動プーリ３３のこのような傾倒および不均一な変形ならびに巻掛け手段２の内部での不均一な荷重分配に基づき、巻掛け手段２には、巻き掛けられた状態で円錐形プーリを通過する際に半径方向の運動が付与される。この場合、チェーンもしくは巻掛け手段２は半径方向内側へ向かってシャフト４１の方向に運動する。荷重および変形に関連して、このときに生じる摩擦力および摩擦距離は著しく増大する。これにより、一層悪い効率ならびに協働し合う表面における高められた摩耗が生ぜしめられる。さらに、このことが、やはり固体伝播音励起により騒音を発生させる恐れのある摩擦振動に関する励起メカニズムであることが判った。

図８ａおよび図８ｂには、それぞれバリエータ４３が図示されている。このバリエータ４３は入力側の円錐形プーリセット４４と、出力側の円錐形プーリセット４５とを備えている。この場合、図８ｂには、図８ａに示したバリエータ４３に比べて剛性最適化されたバリエータ４３が図示されている。

入力側の円錐形プーリセット４４はそれぞれ１つの固定プーリ４と可動プーリ５とを有しており、両プーリ４，５はリンクプレートチェーン２の形の巻掛け手段を介して出力側の円錐形プーリセット４５の可動プーリ３３と固定プーリ４６とに結合されている。

図８ａおよび図８ｂにおいて使用される符号４７〜５６は以下の意味を持っている：
４７−入力側の可動プーリネック部直径
４８−出力側の可動プーリネック部直径
４９−入力側の可動プーリディスク部幅
５０−入力側の固定プーリディスク部幅
５１−出力側の固定プーリディスク部幅
５２−出力側の可動プーリディスク部幅
５３−入力側の小さなスライドシートの長さ
５４−入力側の大きなスライドシートの長さ
５５−出力側の大きなスライドシートの長さ
５６−出力側の小さなスライドシートの長さ。

図８ａに示したバリエータ４３においては、入力側の可動プーリネック部直径４７および出力側の可動プーリネック部直径４８が実質的に等しく形成されていて、すなわち比較可能な直径を有しており、ひいては比較可能な強度を有している。さらに、入力側の可動プーリディスク部幅４９と、入力側の固定プーリディスク部幅５０と、出力側の固定プーリディスク部幅５１と、出力側の可動プーリディスク部幅５２とは、ほぼ比較可能な大きさであるので、各円錐形プーリ４，５，３３，４６のジオメトリ的な構成、ひいてはその強度も、比較可能なオーダにあることが判る。また、入力側の小さなスライドシートの長さ５３と、入力側の大きなスライドシートの長さ５４と、出力側の大きなスライドシートの長さ５５と、出力側の小さなスライドシートの長さ５６とも、その長さの点で比較可能に形成されているので、このことに関してもジオメトリ的に比較可能な特性が生ぜしめられており、特にこのことは各可動プーリに結合されたシャフトにおける各可動プーリの支持に関する。

図８ａに示した実施例とは異なり、図８ｂには剛性最適化されたバリエータ４３が形成されている。出力側の可動プーリネック部直径４８は入力側の可動プーリネック部直径４７よりも著しく大きく形成されており、この場合、出力側の可動プーリネック部直径４８は同時に、この可動プーリネック部に装着配置された圧縮ばね５７のための案内直径としても形成されている。この圧縮ばね５７は図８ｂには円筒状に描かれているが、図８ａに示したように、くびれ状に絞られた輪郭を持って形成されていてもよい。圧縮ばね５７を円錐状に形成することも可能である。

拡大された出力側の可動プーリネック部直径４８からは、出力側の可動プーリ３３の高められた剛性が得られる。なぜならば、これにより曲げに対する高められた抵抗モーメントが達成されるからである。

さらに、図８ｂから判るように、出力側の円錐形プーリセット４５は入力側の円錐形プーリセット４４よりも著しく剛性的に形成されている。比較から判るように、出力側の固定プーリディスク部幅５１は入力側の固定プーリディスク部幅５０よりも大きく形成されている。さらに、出力側の可動プーリディスク部幅５２は入力側の可動プーリディスク部幅４９よりもかなり大きく形成されている。また、それぞれ大きなスライドシートおよび小さなスライドシートの出力側のスライドシート長さ５５，５６も、入力側の円錐形プーリセット４４の、符号５３，５４で示した対応するスライドシートの長さを大きく上回っている。

このことから、第１に出力側の円錐形プーリ３３，４６の厚肉な寸法設定に基づいたこれらの円錐形プーリ３３，４６の強度から、入力側の円錐形プーリセット４４に対する出力側の円錐形プーリセット４５の高められた剛性が得られる。第２に、増大されたスライドシート長さ５５，５６にわたる改善された支持に基づき、引張手段２による負荷を受けての傾倒を防止するための改善された傾倒防止が得られる。

傾倒剛性を一層高めるためには、遊び、つまり可動プーリ３３をスライドシート５５，５６に沿ってシャフトに軸方向スライド可能であるが相対回動不能に支承するために用いられる遊びを最小限に抑えることができ、これによりやはり可動プーリ３３の傾倒傾向を阻止することができる。

総括すると、バリエータ４３の剛性最適化のためには以下の構成が役立つ：
−出力側の円錐形プーリセット４５が、円錐形プーリ３３，４６のジオメトリ（幾何学的形状）により入力側の円錐形プーリセット４４に比べて補強され、
−可動プーリ３３，５が、固定プーリ４，４６に比べて補強され、
−スライドシートの長さ５５，５６が、出力側において、入力側のスライドシート長さ５４，５３に比べて増大され、
−出力側の可動プーリネック部直径４８が、入力側の可動プーリネック部直径４７に比べて拡大され、
−可動プーリ３３の出力側の大きなスライドシート５５が、アンダドライブ位置（巻掛け手段２が半径方向外側を走行する場合）においてできるだけ大きな案内長さを有するように前記スライドシート５５が形成される。

原理的にはたしかに、バリエータ４３全体を相応して改良すること、つまり一層中実な円錐形プーリと、増大されたスライドシート長さ等を装備することが可能であるが、しかし、たとえば提供されている構成スペースおよび変速機の重量によって制限が加えられる。

図９には、出力側の円錐形プーリセット４５の２つの構成可能性が示されている。この場合、下側の半部には、シングルピストン原理により形成されたプーリセットが図示されており、上側の半部には、デュアルピストン原理により形成されたプーリセットが図示されている（たとえばＤＥ１０３５４７２０．７参照）。

デュアルピストン原理の場合には、押圧と調節とのために別個のピストンが提供されており、それに対してシングルピストン原理の場合には、単に１つのピストンシリンダユニットが円錐形プーリセット内へ相応する力を導入する。

図９に示した円錐形プーリセット４５の基礎を成す構造は、これまで特に図８ｂに関連して説明した通りである。強度最適化に関する構成についても、既に上で説明した通りである。

これまで説明した実施態様に比べて、この場合には圧縮ばね５７が、より大きな直径を有している。これにより、圧縮ばね５７の、可動プーリ３３における作用点は半径方向でさらに外側に位置するようになる。このような配置形式に基づいて、とりわけ次のような利点が得られる。すなわち、円錐形プーリネック部もしくはハブ３７を厚肉化するか、もしくはジオメトリ的により厚肉に形成し、かつ直径を拡大させるために、より多くの構成スペースが提供されている。このことから得られる強度利益は既に上で説明した通りである。図９の上側に図示したデュアルピストン原理の場合、このことから圧縮ばね５７の配置形式が変更され、この場合、この圧縮ばね５７は半径方向内側の圧力室から半径方向外側の圧力室へ移される。圧縮ばね５７を半径方向内側で支持する金属薄板部分５８は可動プーリ３３に固く結合されており、この金属薄板部分５８の、圧縮ばね５７とは反対の側は、シール部材５９のためのシール部材摺動路として働く。しかし、このシール部材摺動路は、たとえば図８につき説明したように、可動プーリ３３とワンピースに形成されていてもよい。その場合、可動プーリ３３とワンピースに形成されたこの部分は、やはりその半径方向外側の範囲で圧縮ばね５７を半径方向内側で保持する。圧縮ばね５７が内側に位置する場合、この部分は半径方向内側と外側とでそれぞれシール部材摺動路を形成することができる。

図１０には、出力側の円錐形プーリセット４５のさらに別の構成可能性が示されている。この円錐形プーリセット４５には、特に剛性最適化の点でやはりこれまで説明した事項が該当する。出力側の可動プーリ３３はこれまで説明したように、まず２つのスライドシート５５，５６を介してシャフト４１に支持されている。これまで示した実施態様に比べて、遠心オイルフード６０が著しく厚肉化されてかつ一層中実に形成されているので、この可動プーリ３３は付加的にスライドシート６２を介してフランジ部分６１に支持されている。このスライドシート６２の範囲においてシールが必要である場合、このことはシール部材６３（図１０上部）により行うことができる。したがって、可動プーリ３３は３つのスライドシート５５，５６，６２を有しており、これら３つのスライドシート５５，５６，６２を介して可動プーリ３３はシャフト４１に対して支持されている。このような支持は、さらに高められた剛性を有しているので、このような構成も、本発明の根底を成す課題を解決するために寄与する。

円錐形プーリ式巻掛け変速機の一部を示す断面図である。 円錐形プーリ式巻掛け変速機の別の実施例を示す、図１にほぼ相当する図面である。 摩擦係数と滑り速度との関係を、それぞれ従来の構成（上側の線図）と本発明の構成（下側の線図）とにつき示した示す線図である。 表面特性値における摩擦係数と滑り速度との関係を、それぞれ従来の構成（上側の線図）と本発明の構成（下側の線図）とにつき示した示す線図である。 可動プーリの種々の実施例ａ）〜ｇ）を示す概略図である。 可動プーリのさらに別の種々の実施例ａ）〜ｇ）を示す概略図である。 可動プーリの２種の輪郭を示す概略図である。 ジオメトリ的に類似した円錐形プーリセットを備えた円錐形プーリ式巻掛け変速機を示す概略図である。 剛性最適化された円錐形プーリセットを備えた円錐形プーリ式巻掛け変速機を示す概略図である。 出力側の円錐形プーリペアの１実施例を示す概略図である。 出力側の円錐形プーリペアの別の実施例を示す概略図である。

符号の説明

１ 円錐形プーリ式巻掛け変速機
２ リンクプレートチェーン
２ａ リンクプレートチェーンの半径方向内側の位置
３ シャフト
４ 固定プーリ
５ 可動プーリ
６ 歯車
７ 玉軸受け
８ ディスク
９ シャフトナット
１０ トルクセンサ
１１ 軸方向で定位置の拡開ディスク
１２ 軸方向で移動可能な拡開ディスク
１３ 拡開ディスク機構
１４ ボール
１５ 第１の圧力室
１６ 第２の圧力室
１７ ピストンシリンダユニット
１８ 第１の圧力室
１９ 第２の圧力室
２０（３つの）通路（供給部）
２１ 通路（流出側）
２２ センタリング面
２３ 騒音減衰装置
２４ （真ん中の）孔
２５ 横方向孔
２６ 旋削加工部
２７ 歯列
２８ 接続孔
２９ 中空室／チャンバ
３０ 制御孔
３１ 栓体
３２ 皿ばね
３３ 可動プーリ（出力側）
３４ 補剛リブ
３５ 補剛つば（外側）
３６ 補剛つば（内側）
３７ ハブ
３８ 補剛リング
３９ ばね
４０ 外側案内部
４１ シャフト（出力側）
４２ 円錐形プーリディスク部
４３ バリエータ
４４ 入力側の（円錐形）プーリセット
４５ 出力側の（円錐形）プーリセット
４６ 固定プーリ 出力側
４７ 可動プーリネック部直径 入力側
４８ 可動プーリネック部直径 出力側
４９ 可動プーリディスク部の幅 入力側
５０ 固定プーリディスク部の幅 入力側
５１ 固定プーリディスク部の幅 出力側
５２ 可動プーリディスク部の幅 出力側
５３ スライドシート長さ 小 入力側
５４ スライドシート長さ 大 入力側
５５ スライドシート長さ 大 出力側
５６ スライドシート長さ 小 出力側
５７ 圧縮ばね
５８ 金属薄板部分（シール部材摺動路）
５９ シール部材
６０ 遠心オイルフード
６１ フランジ部分
６２ スライドシート
６３ シール部材

Claims (27)

1. 円錐形プーリ式巻掛け変速機（１）であって、入力側の円錐形プーリペアと出力側の円錐形プーリペアとが設けられており、両円錐形プーリペアが、それぞれ１つの固定プーリ（４，４６）と１つの可動プーリ（５，３３）とを有しており、該固定プーリ（４，４６）と該可動プーリ（５，３３）とが、それぞれ入力側および出力側のシャフト（３，４１）に配置されていて、トルク伝達のための巻掛け手段（２）を介して結合可能である形式のものにおいて、剛性最適化されたバリエータ（４３）が設けられており、半径方向外側で作用する力に対する剛性が、出力側の円錐形プーリセット（４５）において、入力側の円錐形プーリセット（４４）におけるよりも大きく形成されていることを特徴とする円錐形プーリ式巻掛け変速機。
2. 出力側の円錐形プーリセットにおける剛性が１．２〜３倍だけ大きく形成されている、請求項１記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
3. 出力側の可動プーリ（３３）が、入力側の可動プーリ（５）よりも高い剛性を有している、請求項１または２記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
4. 出力側の円錐形プーリ（３３，４６）が、入力側の円錐形プーリ（４，５）よりもジオメトリ（幾何学的形状）的に厚肉な円錐形プーリディスク部を有している、請求項１から３までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
5. 出力側の可動プーリ（３３）が、入力側の可動プーリ（５）よりもジオメトリ的に厚肉な円錐形プーリネック部（３７）を有している、請求項１から４までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
6. 出力側の可動プーリ（３３）が、出力側の固定プーリ（４６）よりもジオメトリ的に厚肉な円錐形プーリディスク部を有している、請求項１から５までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
7. 入力側の可動プーリ（５）が、入力側の固定プーリ（４）よりもジオメトリ的に厚肉な円錐形プーリディスク部を有している、請求項１から６までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
8. 出力側の可動プーリ（３３）が、入力側の可動プーリ（５）よりも小さな案内遊びを有している、請求項１から７までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
9. 出力側の可動プーリ（３３）が、入力側の可動プーリ（５）よりも長いガイドシートを有している、請求項１から８までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
10. 少なくとも１つの可動プーリ（５，３３）が、該可動プーリとワンピースに、つまり一体に形成された少なくとも１つのシール部材摺動路を有している、請求項１から９までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
11. 少なくとも１つの可動プーリ（５，３３）が、直接に結合された２つのシール部材摺動路を有している、請求項１から１０までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
12. シール部材摺動路が切削加工により製作されている、請求項１０または１１記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
13. シール部材摺動路が非切削加工により製作されている、請求項１０または１１記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
14. 組み立てられた状態で、前記少なくとも１つのシール個所の他に、汚染室として働く自由な範囲が設けられている、請求項１０から１３までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
15. 出力側の可動プーリ（３３）が円筒状の円錐形プーリネック部（３７）を有している、請求項１から１４までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
16. 前記円錐形プーリネック部（３７）が、ばねセンタリング部として働く、請求項１５記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
17. 前記円錐形プーリネック部（３７）が、半円形の溝を有している、請求項１５または１６記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
18. 前記溝がばね当て付け部として働く、請求項１７記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
19. 出力側の可動プーリ（３３）が、半径方向で外側に位置する圧縮ばね（５７）を有している、請求項１から１８までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
20. 前記ばね（５７）が円筒状に形成されている、請求項１９記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
21. 前記ばね（５７）がくびれ状に形成されている、請求項１９記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
22. 前記ばね（５７）が円錐状に形成されている、請求項１９記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
23. 出力側の可動プーリ（３３）が、少なくとも１つの装着された金属薄板部分（５８）を有している、請求項１から２２までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
24. 前記金属薄板部分（５８）が、少なくとも１つのシール部材のためのシール部材摺動路として働く、請求項２３記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
25. 出力側の固定プーリ（４６）が、入力側の固定プーリ（４）よりも高い剛性を有している、請求項１から２４までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
26. バリエータ（４３）が、デュアルピストン原理により形成されている、請求項１から２５までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機。
27. 請求項１から２６までのいずれか１項記載の円錐形プーリ式巻掛け変速機が設けられていることを特徴とする車両。

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