JP5044416B2 - 駆動ベルト - Google Patents

Description

本発明は、請求項１の前提部分に記載した、駆動ベルトに関する。

この種の変速機の構造と作動は、例えば特許文献１から知られている。この特許文献１は更に、公知の１種類の駆動ベルトまたはチェーンを開示している。開示された駆動ベルトはバンドールネ（Van Doorne）プッシュベルトとして一般的に知られており、例えば特許文献２に更に詳しく記載されている。このプッシュベルトはとりわけ、下側ボディ、中間ボディおよび上側ボディからなる一連の横方向エレメントによって特徴づけられる。この場合、下側ボディの側部は変速機の駆動プーリまたは一次プーリのシーブおよび被駆動プーリまたは二次プーリのシーブに接触するための接触面を備えている。上側ボディの方に向いた下側ボディの上側部分、すなわち径方向外側に向いた下側ボディの縁部は、連続引張要素のための支持面を形成している。この引張要素は平らで比較的薄く、互いに入れ子式に重ねられた多数の金属製リングの１つ以上のグループによって形成されている。ほぼ矢じりの形をした横方向エレメントの上側ボディは引張要素の径方向外側に配置され、引張要素を垂直方向において保持している。引張要素の高さに配置された中間ボディは下側ボディと上側ボディを互いに連結している。横方向エレメントは引張要素の周方向に移動可能に駆動ベルト内に収容されている。
バンドールネプッシュベルトは多数の横方向エレメントを備えている。この横方向エレメントは引張要素の全周一杯に配置されている。その結果として、変速機のプーリ間で駆動力を伝達可能であり、横方向エレメントは引張手段によって支持および案内されて前進する。同様に金属によって形成された公知のチェーンの場合または複合材料によって製作された公知のＶベルトの場合両方共、引張力によって駆動力を伝達するが、これらの場合とは違って、事実上連続する一連の横方向エレメントはプーリシーブの間で締付けられるので、作動中このプーリによって駆動ベルトに加えられる締付け力は、比較的多数の接触面にわたっておよそ均一に分配される。従って、締付け力の結果として駆動ベルトすなわちその横方向エレメントとプーリシーブとの間で生じる接触圧力は、比較的制限されたままである。

この種の駆動ベルトは一般的に２個のプーリを備えた変速機で使用される。このプーリは、プーリシーブ間の駆動ベルトの回転半径、従って変速機の変速比を変更するため、それぞれ２個のシーブとそれぞれ１つのプーリ軸を備え、このシーブは直線的円錐台の形をし、この２個のシーブのうちの１個だけがコスト上の理由から、他方のシーブ、すなわち固定されたシーブに対して軸方向に移動可能に取付けられ、変速比は２個のプーリの場所での回転半径の商によって与えられる。この駆動ベルトの不利な作用、すなわち、プーリの間において駆動ベルトが少なくとも数度の回転スキューで走行するという事実に打ち勝つために、種々の手段が知られている。この回転スキュー度は変速比と共に変化する。この種の手段は一般的に駆動ベルト自体で実現されているが、変速機の一部を形成していてもよい。後者の例は特許文献３に記載されている。この特許文献３によれば、変速機の２個の固定シーブの円錐面が球面状または凸形に形成されている。ここで、球面状または凸形は、プーリシーブの直線的な円錐形の表面が、やや凸形に湾曲している円錐によって置き換えられることを意味する。円錐面はプーリシーブの駆動ベルト走行面または短く走行面とも呼ばれる。
特許文献４と特許文献５と特許文献６はすべて本出願人の名前で出願され、特許文献５，６は本願の優先日前に公開されていない。この３つの特許文献は、種々の作用を達成するために、少なくとも１個のシーブの走行面を凸形に形成することを提案している。使用される凸形の正確な形状はその都度、達成すべき作用に依存している。凸形プーリシーブとの最適な相互作用を可能にするために、横方向エレメントの接触面を適切に湾曲させることが知られている。すなわち、変速機の４個のプーリシーブの凸形走行面のために使用される、プーリ軸に対して垂直な径方向に対して定められた、プーリ角度として知られている範囲が、前記接触面の凸形湾曲部において使用される。
欧州特許出願公開第１２１８６５４号 ＷＯ−Ａ−２００２／０６１３０４ 特開昭６３−５３３５２号公報 ＮＬ−Ａ−１０２２１５７ ＮＬ−Ａ−１０２３６６８ ＮＬ−Ａ−１０２４９１８

従来技術によれば、凸形プーリシーブの径方向寸法にわたる曲率半径またはそのプロファイルが、プーリシーブの規定された径方向寸法と、それぞれの凸部によって達成可能な作用とによって与えられ、横方向エレメントの接触面の形成には、相対的に小さな配慮しか払われなかった。従って、本発明の根底をなす分析は、この隙間を埋め、横方向エレメントの径方向曲率半径の定義を提供するという目的を有する。更に詳しくは、本発明は、変速機の関連する作動原理に関する洞察を提供し、そしてこの洞察に基づいて接触面の径方向における上記の曲率半径を最適に定めるための設計ルールに到達する。本発明による設計ルールは、機械工学設計者にとって明らかな解決策からそれている。この解決策では、一定でできるだけ高い値が使用され、接触面の得られる寸法、すなわち下側ボディの高さ寸法と、接触面内にまた存在する変速機のプーリ角度の範囲と、によって決定される。
この目的を達成するために、本発明は、以下の図に基づく説明において詳述する分析に従って、請求項１記載の手段の組み合わせを使用する変速機を提供する。この種の変速機において、駆動ベルトの接触面の径方向曲率半径またはそのプロファイルは、プーリシーブのために使用される接線方向の曲率半径のプロファイルとも適合している。ここで、駆動ベルトのプーリシーブに対するスリップの防止は、最も重要な設計基準である。その結果、特に作動中の接触面の摩耗は均一に分配され、一部分それに起因して、有利なことに小さい。

次に、添付の図を参照して本発明を詳細に説明する。
図１は、２個のプーリと駆動ベルトと備えた従来技術による無段変速機の断面を示す図である。
図２は図１の変速機の簡略化した側面図である。
図３は、本発明による変速機において駆動ベルトとして有利に使用可能である、プッシュベルトとして知られているベルトの断面図である。
図４は図３に示したプッシュベルトの横方向エレメントの側面図である。
図５は、本発明による変速機において図３のプッシュベルトと組み合わせて使用可能であるプーリシーブと特にその走行面を詳細に示す図である。
図６は、２個のプーリについて規定された一定のプーリ角度を有する変速機の変速比に対して、理論的な分析方法によって近似的に求めた変速機の平衡締付け力比を示す第１例のグラフである。
図７は、変速機の一次プーリについて規定された各々のプーリ角度の輪郭と変速機の二次プーリについて規定された各々のプーリ角度の輪郭を有する変速機の変速比に対して、理論的な分析方法によって近似的に求めた変速機の平衡締付け力比を示す第２例のグラフである。
図８は前記第２例について、二次プーリと駆動ベルトの間の接触圧力を示すグラフであり、この場合横方向エレメントの接触面は一定の径方向曲率半径を有するものである。
図９は図８に一致するグラフであるが、本発明に従って最適化された、横方向エレメントの接触面の径方向曲率半径を有するものである。

図１は従来技術による無段変速機１の断面を示している。公知の変速機１はエンジン（図示せず）によって偶力Ｔｐで駆動可能な一次プーリ２と、偶力Ｔｓで負荷（図示せず）を駆動可能な二次プーリ３を備えている。両プーリ２，３は各プーリ軸２０，３０に固定されたプーリシーブ２１，３１と、前記軸２０，３０に対し軸方向に変位可能なプーリシーブ２２，３２を備えている。駆動ベルト１０、特にプッシュベルト１０は、プーリシーブ２１，２２，３１，３２の間で挟んで締付けられ、２本の軸２０，３０の間で摩擦によって機械的な動力を伝達することができる。駆動ベルト１０がそれぞれのプーリ２，３により締付けられる軸方向の力は、以下でそれぞれ一次締付け力Ｋｐおよび二次締付け力Ｋｓと呼ぶ。この力は２個のプーリ２，３の各圧力室２４，３４に油圧を加えることによって得られる。変速機コントローラ（図示せず）は締付け力Ｋｐ，Ｋｓに所望な力レベルを決定および達成するために使用される。
変速機１の変速比Ｒｓ／Ｒｐは駆動ベルト１０の二次回転半径Ｒｓと一次回転半径Ｒｐとの比によって、すなわち各プーリ２，３のプーリシーブ２１，２２，３１，３２の間における駆動ベルトの有効径方向位置によって決定される。変速機１の前記回転半径Ｒｐ，Ｒｓと、本発明に従って定められた変速比Ｒｓ／Ｒｐは、変位可能なシーブ２２，３２を各プーリ軸２０，３０に沿って軸方向に移動させることによって変更可能である。図１は低い変速比Ｒｓ／Ｒｐを有する変速機１、すなわち一次回転半径Ｒｐが相対的に大きく、二次回転半径Ｒｓが相対的に小さい変速機１を一例として示している。

変速比Ｒｓ／Ｒｐ、一次回転半径Ｒｐおよび二次回転半径Ｒｓは、幾何学的に画定される一義的な関係にあることに注意すべきである。この関係はとりわけ、駆動ベルト１０の長さ、各プーリ２，３の回転軸線間の距離および最大および最小回転半径Ｒｐ，Ｒｓによって画定されるので、要求に応じて互いに算出可能である。
図２は軸方向に見た側面図の形態で公知の変速機１を示している。この場合、一次プーリ２は図の左側に一次軸２０を有し、二次プーリ３は図の右側に二次軸３０を有する。この図には、図１と異なり、比較的に高い変速比Ｒｓ／Ｒｐを有する変速機１が示してある。この変速比の場合、一次回転半径Ｒｐは二次回転半径Ｒｓよりも小さい。図示した駆動ベルト１０はプッシュベルト１０として知られているものである。このプッシュベルトは簡単化するために一部だけを示した実質的に連続する一連の横方向エレメント１１と、互いに入れ子式に径方向に重ねられた、連続する平らで薄い多数の金属リングの少なくとも１つのセット１２とからなっている。

このプッシュベルト１０は図３，４に詳しく示してある。図３はプッシュベルト１０の断面図であり、図４は横方向エレメント１１を軸方向に見た側面図である。断面図は横方向エレメント１１の正面を示し、この横方向エレメントは両側に切欠きを有し、この各々の切欠きにリング１２のセットが収容されている。リング１２のセットと横方向エレメント１１は径方向または高さ方向において互いに取り囲んでいるがしかし、横方向エレメント１１はリング１２のセットに沿ってこのリングの周方向に移動可能である。横方向エレメント１１は更に、プッシュベルト１０の周方向の突起、すなわちスタッド１３と、横方向エレメント１１の反対側の主側面に設けられたポケット１４を備えている。このスタッド１３とポケット１４はプッシュベルト１０内で横方向エレメント１１の列を互いに安定させるために使用される。
横方向エレメント１１の底区間１５は側方から見たとき、少なくとも実質的に径方向内側へ先細になっている。それによって、隣接する横方向エレメント１１が相対的に傾動可能であり、プッシュベルト１０が弧を描くことができる。例えばこの弧のところで、プッシュベルトは各プーリ２，３のプーリシーブ２１，２２，３１，３２の間に挟まれる。プッシュベルト１０の上記の有効径方向位置、すなわち有効回転半径Ｒｐは、横方向エレメント１１の底区間１５の上側部の径方向位置にほぼ一致している。この上側部は横方向エレメント１１の傾動ライン１７と呼ばれる。この傾動ラインに沿って、横方向エレメントは前記弧内で互いに接触している。底区間１５は両側に、所謂接触面１６を有する。この接触面を介して、横方向エレメント１１はプーリシーブ２１，２２；３１，３２の間で挟まれ、そして駆動プーリ２の回転が挟まれた横方向エレメント１１に摩擦によって伝達される。これにより、横方向エレメント１１の間にはかなり大きな押圧力が生じる。その結果、横方向エレメントはリングセット１２に沿って被駆動プーリ３の方へ進む。そして、プッシュベルト１０が被駆動プーリ３のシーブ３１，３２の間で挟まれている場所において、横方向エレメント１１の間に存在する押圧力は摩擦によってほとんど完全に伝達される。横方向エレメント１１は最後に互いに押し合って、被駆動プーリ３から駆動プーリ２へ比較的に小さな押圧力で戻る。これに関連して、リング１２のセットは、横方向エレメント１１がプッシュベルト１０に対し意図された経路に沿い続けることを確実にする。

図５は接線方向に見たときの断面に基づいて、プーリシーブ４３の一部を詳細に示している。プーリシーブ４３は所謂走行面４０によって横方向エレメント１１の接触面１６に接触する。この走行面は場合により可変の径方向曲率半径Ｒｒ_４０で径方向に曲がっている。プーリ角度λｐ，λｓは接線４１と径方向４２の間で定められ、この径方向に見たときに大きくなっている。この接線は走行面４０と接触面１６の間の接触点Ｐにおける接線である。従って、変速機１の走行面４０は、図５の接線方向断面で見たときに、局所的なプーリ角度λｐ，λｓと変速機１の変速比Ｒｓ／Ｒｐとの関係として定めることができる輪郭を描く。この変速比は瞬時の接触点Ｐの径方向位置Ｒｐ，Ｒｓを決定する。前記輪郭は各プーリ２，３の２個のプーリシーブ２１，２２；３１，２１についてほぼ同一であり、そして各プーリについてそれぞれ一次プーリ角度輪郭λｐ（Ｒｓ／Ｒｐ）および二次プーリ角度輪郭λｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）と呼ばれる。この一次と二次のプーリ角度輪郭は互いに異なっている。この場合、走行面４０の径方向曲率半径Ｒｒ_４０のプロファイルは、変速比Ｒｓ／Ｒｐに関連して定めることができ、径方向凸形輪郭Ｒｒ_４０（Ｒｓ／Ｒｐ）と呼ばれる。従って、変速機１の走行面４０は図５の接線方向断面で見たとき、局所的なプーリ角度λｐ，λｓと変速機１の変速比Ｒｓ／Ｒｐの間の関係として定めることができる輪郭を描く。この変速比は瞬時の接触点Ｐの径方向位置Ｒｐ，Ｒｓを定める。
更に、プーリシーブ４３の走行面４０は、円錐形状のため、曲率半径Ｒｔ_４０ で接線方向に湾曲している。この曲率半径はプーリシ−ブ４３における前記接触点Ｐの径方向位置Ｒｐ，Ｒｓ、すなわち駆動ベルト１０の各回転半径Ｒｐ，Ｒｓと共に変化する。従って、走行面４０の接線方向曲率半径Ｒｔ_４０は変速比Ｒｓ／Ｒｐに関連して定めることができる。次式（一例として二次プーリ３について書かれている）はこのいわゆる接線方向凸形輪郭Ｒｔ_４０（Ｒｓ／Ｒｐ）に当てはまる。

プーリ２，３の湾曲走行面４０との最適な相互作用を可能にするために、横方向エレメント１１の接触面１６は、図３に示すようなプッシュベルト１０を通る断面で見たときに湾曲している。この場合、プーリ２，３の走行面４０のプーリ角度輪郭λｐ（Ｒｓ／Ｒｐ），λｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）内にあるプーリ角度λの範囲に少なくとも一致する接触角度αの範囲は、接触面１６の輪郭内で径方向に定められている。
しかしながら、従来技術では、横方向エレメント１１の設計においてこの接触角度αの範囲をどの位にすべきであるかについて、すなわちどのような接触角度輪郭α（ｈ）に従って横方向エレメント１１の接触面１６を湾曲させるべきであるかについて詳細に論じられていない。ここで、接触角度輪郭α（ｈ）は図３，４に示した接触面１６の垂直方向寸法全体Ｈについて、接触面上の垂直方向または径方向の位置ｈに対する接触角度αの輪郭として定めることができる。更に詳しく言うと、従来技術は、径方向曲率半径Ｒｒ_１６または接触面１６に関するこの径方向曲率半径の輪郭について少しも開示していない。従って、当業者は一般的に、できるだけ大きな一定の径方向曲率半径Ｒｒ_１６を用いようとする。この曲率径によって、必要な接触角度αの範囲が、接触面１６の使用可能な垂直方向寸法全体Ｈ内で達成される。しかしながら、本発明によれば、この種の設計は一般的に最適な解決策ではない。

以下の記載では、この径方向曲率半径Ｒｒ_１６のプロファイルすなわち輪郭についての新しい定義を提供および正当化するための理論的な分析を行う。この径方向曲率半径は本発明では駆動ベルト１０と二次プーリ３との間の変速比Ｒｓ／Ｒｐに対して定められ、この変速比は走行面４０と接触面１６の間の接触点Ｐを決定する。この輪郭は側面輪郭Ｒｒ_１６（Ｒｓ／Ｒｐ）と呼び、同様に一次プーリ２との接触個所Ｐに対して定めることができる。
一般的に知られ、そして例えば特許文献６に記載されているように、必要な最小一次締付け力Ｋｐ、すなわち駆動ベルト１０と一次プーリ２間で供給偶力Ｔｐを伝達するのに充分な大きさの、この駆動ベルトと一次プーリ間の摩擦力を達成するために必要な最小の垂直力は、次式によって少なくとも近似的に求められる。

ここで、μ_Ｔは駆動ベルト１０と一次プーリ２間の接線方向の有効摩擦係数、すなわちトルク伝達率である。

必要最小二次締付け力Ｋｓは二次プーリ３に供給されるトルクＴｓと二次回転径Ｒｓとから適切な方法で計算可能である。しかしながら、起こり得る損失を無視すると、トルクＴｐ，Ｔｓと回転径Ｒｐ，Ｒｓの間の比Ｔｐ／ＲｐまたはＴｓ／Ｒｓが、両プーリ２，３について必ず等しくなるので、必要最小二次締付け力Ｋｓは必要最小一次締付け力Ｋｐに等しい。しかし、変速機１の作動中、所望される変速比Ｒｓ／Ｒｐを選定および／または維持するために、これらの２つの締付け力Ｋｐ，Ｋｓの一方は一般的に他方よりも大きくなければならない。
変速機１の平衡状況のため、すなわち一定の変速比のために必要とされ、平衡締付け力比ＫｐＫｓとして知られる締付け力Ｋｐ，Ｋｓ間の比は、次のような平衡状態で発生する。すなわち、各プーリ２，３について、引張力Ｆｔが駆動ベルト１０のリング１２のセット内で生じ、かつこの引張力が互いに等しい平衡状態で発生する。各プーリ２，３についての引張力Ｆｔは駆動ベルト１０に対して径方向に作用する径方向力Ｆｒｐ，Ｆｒｓの結果として生じる。この径方向力Ｆｒｐ，Ｆｒｓは局所接触角度λｐ，λｓと、各プーリ２，３のシーブ２１，２２と３１，３２の間に加えられる、ほぼ軸方向の締付け力Ｋｐ，Ｋｓとの結果として生じる。従って、平衡締付け力比ＫｐＫｓは、各変速機１に使用される固有の一次プーリ角度輪郭線λｐ（Ｒｓ／Ｒｐ）と、二次プーリ角度輪郭線λｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）によって影響を受ける。

上記を図示するために、特許文献６から転記した図６，７は、２つの変速機設計の所謂ＫｐＫｓ曲線を示している。この変速機設計はそこで使用されるプーリ角度輪郭線λｐ（Ｒｓ／Ｒｐ），λｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）によって特徴づけられる。これらの図において、前記平衡締付け力比ＫｐＫｓは、いわゆるローとオーバードライブの変速比Ｒｓ／Ｒｐの間の範囲内の変速機１の変速比Ｒｓ／Ｒｐに対して表示されている。図６，７は更に、各変速機設計の一次プーリ角度輪郭線λｐ（Ｒｓ／Ｒｐ）と二次プーリ角度輪郭線λｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）を示している。
図６からわかるように、２つのプーリ角度が一定で等しい１１°の値を有する少なくともこの変速機設計については、平衡締付け力比ＫｐＫｓがローの１よりも小さな値から、オーバードライブの１よりも大きな値まで変化する。それに対して、図７では、少なくとも、図示したプーリ角度分布λｐ（Ｒｓ／Ｒｐ），λｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）が使用される変速機設計について、平衡締付け力比ＫｐＫｓが常に１よりも大きいので、この場合一定の変速比Ｒｓ／Ｒｐのために必要な一次締付け力Ｋｐは、この目的のために必要な二次締付け力Ｋｓよりも常に大きい。

更に、少なくとも最初の近似の結果において、例えばトルクレベルが予期せぬほど増大する場合にその時に低すぎる締付け力Ｋｐ，Ｋｓの結果として互いに駆動ベルト１０とプーリ２，３が不所望なスリップを生じることが知られており、また自明なことである。このスリップは以下スリッププーリ２，３と呼ぶプーリ２，３の場所で起こる。この場所では、それぞれ最も小さな締付け力Ｋｐ，Ｋｓが加えられる。すなわち、平衡締付け力比ＫｐＫｓが１よりも小さい場合には一次プーリ２がスリップし、平衡締付け力比ＫｐＫｓが１よりも大きい場合には二次プーリ３がスリップする。
このスリップは一般的に短時間発生するが、その後、トルクレベルが再び低下するかまたは各締付け力Ｋｐ，Ｋｓが上昇したトルクレベルに合わせられるので、特に発生した熱により、特に駆動ベルト１０が接着摩耗することになる。これに関連して、特に、駆動ベルト１０と各プーリ２，３間の瞬間接触圧力は、摩耗の程度の決定要因である。変速機１、特に駆動ベルト１０の満足できる寿命を得るために、設計時に、前記接触圧力の最大値を順守する必要がある。原則的には、この許容最大値は効率から見て接触圧力のための最適値を形成するからである。というのは、この値が使用されると、一方では変速機１が最小の容積を有することができ、他方では少なくとも適用可能なトライポロジー法則によれば、前記トルク伝達率μ_Ｔが高い値を採り、その結果一定のトルクレベルで小さな締付け力Ｋｐ，Ｋｓが有利に使用可能である。

スリッププーリ２，３と最適な接触圧力に対する前記の２つの洞察は、完全に新しい洞察を提供するために意外にも有利に組み合わせ可能である。この新しい洞察は、駆動ベルト１０の横方向エレメント１１の接触面１６の径方向曲率半径Ｒｒ_１６のための指針を生じる。この場合、本発明によれば、この径方向曲率半径Ｒｒ_１６の最適値が、変速機１のすべての変速比Ｒｓ／Ｒｐにおいて、各スリッププーリ２，３の回転半径の局所的径方向および接線方向曲率半径Ｒｒ_４０，Ｒｔ_４０に適合させられる。これは特に、それらの間の接触圧力が少なくともほぼ一定値を有するように行われる。この一定値は好ましくは前記のその最大値に少なくともほぼ一致している。
この場合、接触面１６の高さＨにわたる最適な径方向曲率半径Ｒｒ_１６の輪郭は、実験によって経験的に決定されるがしかし、接触面１６と走行面４０の局所的接触点における接触圧力について、ヘルツ（Hertzian)の楕円点接触モデルに基づいて計算により決定可能である。このモデルは、プーリ２，３と駆動ベルト１０の間の点接触に適用すると、次の法則ａ〜ｅを生じる。
ａ）局所的接触点における低下した半径Ｒ［ｍ］として知られていること：

ここで、添字４０，１６は接触する２つの物体、すなわち各々のスリッププーリ２，３の走行面４０と横方向エレメント１１の接触面１６を示す。Ｒｒは走行面４０の径方向または接触面１６の幅方向に測定した各物体４０，１６の局所的曲率半径であり、Ｒｔは走行面４０の接線方向または周方向または接触面１６の幅方向、すなわち接触面の高さ方向ｈに対して横方向に測定した各物体４０，１６の局所的曲率半径である。

ここで、横方向エレメント１１の接触面１６が前記幅方向、駆動ベルト１０の長手方向に一致する、に有意に丸められていないとき、これは一般的であるが、には、１／Ｒｔ_１６が零に等しいことに注意すべきである。更に、実際には多くの場合、式（３）において因数１／Ｒｒ_４０は因数１／Ｒｔ_４０に対して無視可能である。すなわち、径方向におけるプーリ走行面４０の丸み付け半径Ｒｒ_４０は一般的に、接線方向におけるプーリ走行面の丸み付け半径Ｒｔ_４０よりも有意に大きい。詳細には約５倍以上である。
上記の２つの実用的な情報項目からわかるように、接触面１６の前記の最適な径方向曲率径Ｒｒ_１６は一般的に、それを走行面４０の接線方向丸み付け半径Ｒｔ_４０に単純に適合させることにより、すなわち次式（３’）

に従って前記減少した半径Ｒを決定することにより、充分な精度で近似値を求めることが可能である。
ｂ）所謂減少ヤング弾性係数Ｅ′［Ｎ／ｍ^２］：

ここで、ｖは各物体４０，１６の材料の横方向収縮係数を示す。
ｃ）各横方向エレメント１１の局所的接触点に加えられる所謂垂直力Ｆ：

ここで、ｎ_Ｅｐ（Ｒｓ／Ｒｐ）とｎ_Ｅｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）は、所定の変速比Ｒｓ／Ｒｐで各締付け力Ｋｐ，Ｋｓが支持される横方向エレメント１１の数、すなわち、各一次または二次プーリ２，３によって締付けられる駆動ベルト１０の部分の長さを駆動ベルト１０の長手方向における横方向エレメント１１の寸法で除した値を示す。この場合もちろん、変速機１の作動中に所定の変速比Ｒｓ／Ｒｐで使用される最大締付け力Ｋｐ（Ｒｓ／Ｒｐ）またはＫｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）が考慮されている。

更に、次のような事例がある。供給される最大一次トルクＴｐが実質的に変速比Ｒｓ／Ｒｐに依存しない自動車で、変速機１が使用されるときに、少なくとも二次プーリ３について、式（５）による、横方向エレメント１１を経て加えられる最大垂直力Ｆと横方向エレメントの前記数ｎ_Ｅｓ（Ｒｓ／Ｒｐ）との商が、一次近似によって、二次回転半径Ｒｓに比例している。この場合、式（５）における余弦因数の影響は最小である。
ｄ）楕円点接触の所謂ヘルツの式：

ｅ）ヘルツの接触圧力ｐ_Ｈ［Ｎ／ｍ^２］は：

上記の式（１）〜（１２）は、各変速比Ｒｓ／Ｒｐについて、ヘルツの接触圧力ｐ_Ｈ の一定の所望な値、好ましくは最大許容値を用いて、横方向エレメント１１の接触面１６の径方向曲率半径Ｒｒ_１６に従って解かれる。それによって、最終的に最適な側面輪郭全体Ｒｒ_１６（Ｒｓ／Ｒｐ）が発見される。
この場合、本発明を用いるときに実施すべき計算および／または試験の簡単化と実際の適用のため、接触面１６の径方向曲率半径Ｒｒ_１６のプロファイルは、充分な精度で近似値を求めることが可能である。これは、制限された数、例えば１０個の不連続変速比Ｒｓ／Ｒｐの中でプロファイルにとって最適値を決定し、そして少なくとも４次の多項式関数に計算値を合わせて側面輪郭Ｒｒ_１６（Ｒｓ／Ｒｐ）全体を決定することによって行われる。この４次の多項式関数は、境界条件として接触角度αと現在の径方向曲率半径Ｒｒ_１６についての２つの限界値、すなわち変速機１の変速比Ｒｓ／Ｒｐ範囲の最高と最低の値（ロー；オーバードライブ）において接触点Ｐの位置で必要な限界値を用いる。

側面輪郭Ｒｒ_１６（Ｒｓ／Ｒｐ）を決定するための上記方法を図示するために、本発明が図７のＫｐＫｓ曲線を有する変速機の設計に適用された。この変速機設計では、二次プーリ３は常に、すなわちあらゆる一定変速比Ｒｓ／Ｒｐで、スリップするプーリ３であり、従って式（３）〜（５）だけをこのプーリ３について解けばよい。
図８は、変速比Ｒｓ／Ｒｐに対する、二次プーリ３の走行面の接線方向曲率半径Ｒｔ_４０の、関連する変速機設計によって規定されたプロファイル、すなわち前記接線方向凸形輪郭Ｒｔ_４０（Ｒｓ／Ｒｐ）を示している。この図は更に、ヘルツの接触圧力ｐ_Ｈを示している。この接触圧力は接触面１６の径方向曲率半径Ｒｒ_１６の最大可能な一定値を有するこの側面輪郭Ｒｒ_１６（Ｒｓ／Ｒｐ）が使用される場合に生じる。この値は本例では６３ｍｍであり、接触面１６の有効高さＨと接触角度αの範囲（すなわち、図７によれば約７．２〜１０．１°）によって定められる。

図８からわかるように、ヘルツの接触圧力ｐ_Ｈは最大で約２７５Ｎ／ｍｍ^２の比較的大きな値をとり、更に変速比Ｒｓ／Ｒｐに関連してかなり変化する。しかしながら、本発明が基づいている洞察では、この種の側面輪郭Ｒｒ_１６（Ｒｓ／Ｒｐ）は最適からかけ離れており、有利な低い最高ヘルツ接触圧力ｐ_Ｈは接触面１６の高さＨと接触角度αの範囲の境界条件内で達成可能である。このようにして、極端ではなく、種々の変速比Ｒｓ／Ｒｐの間でより一定である摩擦状態が得られる。

図９は、図７のＫｐＫｓ曲線による変速機設計のための側面輪郭Ｒｒ_１６（Ｒｓ／Ｒｐ）と、図８の二次プーリ３の関連する接線方向凸形輪郭Ｒｔ_４０（Ｒｓ／Ｒｐ）とを決定するための上記の最適化方法の結果を示している。図９は、駆動ベルト１０の横方向エレメント１１の接触面１６の理論的に計算された曲率径Ｒｒ_１６、すなわち前記側面輪郭Ｒｒ_１６（Ｒｓ／Ｒｐ）と、変速機１の作動中に結果として生じるヘルツの接触圧力ｐ_Ｈをもたらす。図からわかるように、ヘルツ接触圧力ｐ_Ｈは図８の慣用の変速機設計と比べて約２５％低減された約２０５Ｎｍｍ^２の比較的に低い値をとり、そして更に本発明が基づいている試みに従って一定の値をとった。

実際には、悪影響を及ぼす多数の要因および／または誤りが通常生じる。その結果、理論的に決定された最適な解決は近似的にのみ達成される。そのため、ヘルツの式自体の近似と、特に横方向エレメント１１のために使用される製造工具の有限の測定精度を考慮することができる。そのため、図９の破線は、実際の状態を考慮して本出願人によって得られた、一方では駆動ベルト１０の横方向エレメント１１の接触面のために実際に使用される曲率径Ｒｒ１６′と、他方では変速機１の作動中に結果として実際に生じるヘルツ接触圧力ｐ_Ｈ′との結果を示している。図９から推定されるように、理論上理想的な結果は約５％の余裕誤差内で得られた。
上記において提案した本発明による方法の単純化、すなわち多項式を有する側面輪郭Ｒｒ_１６（Ｒｓ／Ｒｐ）の概算、式（３）における因子１／Ｒｒ_４０の無視可能性および／または式（５）の垂直力Ｆの概算が行われる場合、実際に生じるヘルツ接触圧力ｐ_Ｈは、この圧力の平均値を中心にして約１０％の誤差で変化する。この誤差はまだ、図８の従来設計された変速機１の誤差よりも常に精度が２倍もよい。更に、本発明は上述のように、ヘルツ接触圧力ｐＨの（最高）レベルのかなりの低下あるいはその代わりに接触面１６の要求高さＨの有利な低下をもたらす。

最後に、本発明は更に、請求項９，１０記載の変速機１に関する。この変速機の設計では、図７，８および９に示した上記の洞察が具体的な形で具現化されている。それ以外では、この変速機は従来技術の代表的な形をしている。

２個のプーリと駆動ベルトと備えた従来技術による無段変速変速機の断面を示す図である。 図１の変速機の簡略化した側面図である。 本発明による変速機において駆動ベルトとして有利に使用可能である、プッシュベルトとして知られているベルトの断面図である。 図３に示したプッシュベルトの横方向エレメントの側面図である。 本発明による変速機において図３のプッシュベルトと組み合わせて使用可能であるプーリシーブと特にその走行面を詳細に示す図である。 ２個のプーリについて規定された一定のプーリ角度を有する変速機の変速比に対して、理論的な分析方法によって近似的に求めた変速機の平衡締付け力比を示す第１例のグラフである。 変速機の一次プーリについて規定された各々のプーリ角度の輪郭と変速機の二次プーリについて規定された各々のプーリ角度の輪郭を有する変速機の変速比に対して、理論的な分析方法によって近似的に求めた変速機の平衡締付け力比を示す第２例のグラフである。 前記第２例について、二次プーリと駆動ベルトの間の接触圧力を示すグラフであり、この場合横方向エレメントの接触面は一定の径方向曲率半径を有するものである。 図８に一致するグラフであるが、本発明に従って最適化された、横方向エレメントの接触面の径方向曲率半径を有するものである。

１ 変速機、２ 一次プーリ、３ 二次プーリ、１０ 駆動ベルト、１１ 横方向エレメント、１２ リング、１６ 接触面、２１，２２，３１，３２ プーリシーブ、４０ 走行面

Claims (1)

1. 一連の横方向エレメント（１１）と１組のリング（１２）を備え、前記横方向エレメントが両側に接触面（１６）を有し、前記接触面が径方向輪郭（Ｒｒ_１６（Ｒｓ／Ｒｐ））を備え、前記リングが前記横方向エレメント（１１）の切欠き内に収容され、前記横方向エレメント（１１）が前記１組のリング（１２）の周方向に沿って移動できるように駆動ベルト（１０）内に収容されている、無段変速機（１）用の駆動ベルトにおいて、
   前記接触面（１６）の前記径方向輪郭（Ｒｒ_１６（Ｒｓ／Ｒｐ））の局所的曲率半径（Ｒｒ_１６）が、径方向内側に向かって、最初は急速に縮小し、その後、それよりゆっくりと縮小するか、又は、一定に維持される、
   ことを特徴とする駆動ベルト。

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