JP5212075B2 - トロイダル型無段変速機 - Google Patents

Description

この発明に係るトロイダル型無段変速機は、自動車用の変速装置として、或いは、ポンプ等の各種産業機械の運転速度を調節する為の変速装置として利用する。

自動車用自動変速装置として使用されるトロイダル型無段変速機は、特許文献１、非特許文献１、２等の多くの刊行物に記載されると共に、一部で実施されており、周知である。この様なトロイダル型無段変速機は、例えば図７に示す様に、互いに対向する軸方向側面をトロイド曲面とした入力ディスク１、１と、同じく出力ディスク２、２との間に、複数個のパワーローラ３、３を挟持して成る。運転時には、上記入力ディスク１、１の回転が、これら各パワーローラ３、３を介して上記出力ディスク２、２に伝達される。これら各パワーローラ３、３は、それぞれトラニオン４、４に回転自在に支持されており、これら各トラニオン４、４は、それぞれ上記両ディスク１、２の中心軸に対し捩れの位置にある枢軸（図示省略）を中心とする揺動変位を自在に支持されている。上記両ディスク１、２同士の間の変速比を変える場合は、例えば図示しない油圧式のアクチュエータにより上記各トラニオン４、４を上記枢軸の軸方向に変位させる。

この結果、上記各パワーローラ３、３の周面と上記入力、出力各ディスク１、２の内側面との転がり接触部（トラクション部）に作用する、接線方向の力の向きが変化（転がり接触部にサイドスリップが発生）する。そして、この力の向きの変化に伴って上記各トラニオン４、４が上記枢軸を中心に揺動し、上記各パワーローラ３、３の周面と上記入力、出力各ディスク１、２の内側面との接触位置が変化する。これら各パワーローラ３、３の周面を、上記入力ディスク１、１の内側面の径方向外寄り部分と、上記出力ディスク２、２の内側面の径方向内寄り部分とに転がり接触させれば、上記両ディスク１、２同士の間の変速比が増速側になる。これに対して、上記各パワーローラ３、３の周面を、上記入力ディスク１、１の内側面の径方向内寄り部分と、上記出力ディスク２、２の内側面の径方向外寄り部分とに転がり接触させれば、上記両ディスク１、２同士の間の変速比が減速側になる。

上述の様なトロイダル型無段変速機の運転時、上記各パワーローラ３、３は、上記両ディスク１、２から大きなスラスト荷重を受けつつ高速で回転する。この為に、上記各パワーローラ３、３と上記各トラニオン４、４との間に、それぞれスラスト玉軸受５、５を設け、これら各スラスト玉軸受５、５により、上記各パワーローラ３、３に加わる上記スラスト荷重を支承自在としている。これら各スラスト玉軸受５、５は、図８にも詳示する様に、上記パワーローラ３の外側面（図８の下面）に形成された内輪軌道６と、上記各トラニオン４、４（図７参照）の内側面に設置された外輪７の内側面（図８の上面）に形成された外輪軌道８と、これら内輪軌道６と外輪軌道８との間に転動自在に設けられた、それぞれが転動体である玉９、９と、これら各玉９、９を保持する保持器１０とから成る。

この保持器１０は、直径方向に亙り肉厚が均一な円輪状の主体１１と、この主体１１の円周方向複数個所に間欠的に設けられたポケット１２、１２とを備える。そして、これら各ポケット１２、１２内に、上記各玉９、９を転動自在に保持している。尚、上記図８に示した構造の場合、前記図７に示した構造とは異なり、上記外輪７を、上記パワーローラ３を回転自在に支持する為の支持軸１３、並びに、このパワーローラ３を上記各トラニオン４、４に、入力、出力各ディスク１、２の軸方向に関する変位を許容した状態で支持する為の枢支軸１４と、一体に形成している。又、パワーローラ３の形状に関しても、図７の構造とは異ならせている。但し、これらの相違点は、本発明との関係では、重要ではない。

ところで、上述の様なスラスト玉軸受５、５は、トロイダル型無段変速機の運転時に、上記各パワーローラ３、３に加わるスラスト荷重を支承しつつ、高速で回転する。この為、運転時に上記各スラスト玉軸受５、５には、十分量の潤滑油を供給し、各部の潤滑及び冷却を行う必要がある。この為従来から、上記図８に示す様に、上記枢支軸１４の内部に形成した給油孔１５に潤滑油を送り込み、この給油孔１５から分岐した分岐孔１６を通じて、上記スラスト玉軸受５の内径側に潤滑油を供給（吐出）する事が行われている。この様にして供給された潤滑油は、上記パワーローラ３（及び保持器１０）の回転に伴う遠心力により、この保持器１０の軸方向両側面（内外両側面）と上記パワーローラ３の外側面及び上記外輪７の内側面との間の隙間を、それぞれ外径側に流動する。そして、転がり接触部等の各部を潤滑すると同時に冷却する。これにより、上記スラスト玉軸受５の一部が著しく摩耗したり、或いは焼き付いたりする事を防止する。

又、従来から、上記各スラスト玉軸受５に供給される潤滑油を、上記各ポケット１２、１２内に効率良く送り込む為に、上記図８及び図９に示した様に、上記主体１１の軸方向側面に凹溝１７を、この主体１１の直径方向に亙り、上記各ポケット１２、１２を横切る状態で形成する事が知られている（特許文献２参照）。この様な構成によれば、上記保持器１０が軸方向に変位した場合にも、上記各ポケット１２、１２内に十分量の潤滑油を供給できる。例えば上記図８及び図９に示した構造の場合には、上記主体１１の内周縁部分１８及び外周縁部分１９と、これら両周縁部分１８、１９に対向する、上記外輪７の内側面のうちの内径側、外径側両肩部２０ａ、２０ｂ（主体１１の内側面に凹溝１７を設ける場合には、パワーローラ３の外側面のうちの内径側、外径側両肩部２１ａ、２１ｂ）とが密接した場合にも、上記各凹溝１７を通じて、上記各ポケット１２、１２内に十分量の潤滑油を供給できる。

但し、上述した様な構成を有する保持器１０を含め、従来構造の保持器を使用した場合、スラスト転がり軸受の運転時に、潤滑油による攪拌抵抗（主体１１の軸方向両側面とパワーローラ３の外側面及び外輪７の内側面との間を流れる潤滑油の剪断力に基づく回転抵抗、剪断抵抗）が大きくなると言った問題を招く。この理由に就いて、以下、図８及び図９を参照しつつ説明する。

前述した様に、スラスト玉軸受５の内径側に吐出された潤滑油は、パワーローラ３（及び保持器１０）の回転に伴う遠心力により、この保持器１０を構成する主体１１の軸方向両側面と、上記パワーローラ３の外側面及び外輪７の内側面との間に形成される隙間を、それぞれ外径側に流動する。そして、この様にこれら各隙間を潤滑油が流動する際に、上記保持器１０と、上記パワーローラ３及び上記外輪７とは相対回転する。この為、上記主体１１の軸方向両側面、このパワーローラ３の外側面、及び、上記外輪７の内側面には、それぞれ潤滑油による剪断力が作用する。

ここで、潤滑油の粘性係数をμとし、上記保持器１０と上記パワーローラ３（並びに保持器１０と外輪７）との回転速度差（相対速度）を△Ｕとし、上記主体１１の軸方向片側面と上記パワーローラ３の外側面（並びに主体１１の軸方向他側面と外輪７の内側面）との間の隙間の軸方向厚さをｈとした場合に、この主体１１の軸方向片側面と上記パワーローラ３の外側面（並びに主体１１の軸方向他側面と外輪７の内側面）との間に作用する、潤滑油の剪断応力τは、次の（１）式で表される。

又、回転角速度をωとした場合に、上記主体１１の軸方向両側面、上記パワーローラ３の外側面、及び、上記外輪７の内側面は、何れも円輪状である為、回転中心からの任意の半径ｒの位置に於いて、上記△Ｕは、△Ｕ＝ｒ・ωと表す事ができるから、上記（１）式は、以下の（２）式で表される。

そして、この（２）式に、作用半径ｒ、及び、微小区間面積２πｒ・ｄｒを掛けると、微小区間に作用する潤滑油の剪断力に基づく回転抵抗（攪拌抵抗トルク、動トルク）となり、これを上記主体１１の軸方向側面（並びに、パワーローラ３の外側面、外輪７の内側面）に関して、内径側位置から外径側位置まで積分すると、潤滑油の剪断力に基づく回転抵抗（攪拌抵抗トルク、動トルク）Ｔは、次の（３）式で表される。

この様にして導かれた上記（３）式から明らかな通り、潤滑油の剪断力に基づく回転抵抗Ｔは、半径ｒの４乗に比例して大きくなり、隙間の軸方向厚さｈに反比例して小さくなる事が分かる。そこで、これらの点を踏まえた上で、前記図８及び図９に示した従来構造に就いて検討すると、前述した様に、上記保持器１０を構成する主体１１は、直径方向に亙り肉厚が均一である。この為、この保持器１０の中心軸が傾斜していない状態で、上記主体１１の軸方向片側面（内側面）と、上記パワーローラ３の外側面との間に形成される隙間に関して、内周縁部分１８と内径側肩部２１ａとの間に形成される隙間の軸方向厚さ（Ａ_in）と、外周縁部分１９と外径側肩部２１ｂとの間に形成される隙間の軸方向厚さ（Ｂ_in）とは同じになる（Ａ_in＝Ｂ_in）。又、上記主体１１の軸方向他側面（外側面）と、上記外輪７の内側面との間に形成される隙間に関しても、上記内周縁部分１８と内径側肩部２０ａとの間に形成される隙間の軸方向厚さ（Ａ_out ）と、上記外周縁部分１９と外径側肩部２０ｂとの間に形成される隙間の軸方向厚さ（Ｂ_out ）とは同じになる（Ａ_out ＝Ｂ_out ）。

即ち、上記従来構造の場合には、回転半径の大小に拘わらず、上記主体１１の軸方向両側面と、上記パワーローラ３の外側面及び上記外輪７の内側面との間にそれぞれ形成される隙間の軸方向厚さ（隙間の軸方向厚さの和）を、上記内周縁部分１８と上記外周縁部分１９とで同じとしている。この為、上記外周縁部分１９と上記両外径側肩部２０ｂ、２１ｂとの間に作用する回転抵抗が、上記内周縁部分１８と上記両内径側肩部２０ａ、２１ａとの間に作用する回転抵抗に比べて、著しく大きくなる。この様に、上記従来構造の場合には、上記外周縁部分１９と上記両外径側肩部２０ｂ、２１ｂとの間に作用する回転抵抗が大きくなる為、潤滑油による攪拌抵抗が大きくなり、スラスト玉軸受５のトルク損失が大きくなる。

尚、本発明に関連する先行技術文献として、特許文献３に記載された発明がある。この特許文献３に記載された発明の場合、１対の保持器素子を軸方向に重ね合わせて成る合成樹脂製の保持器に関して、主体の内周縁部分の肉厚を、外周縁部分の肉厚よりも大きくしている。これにより、この主体の軸方向両側面と、パワーローラの外側面及び外輪の内側面との間に形成される隙間の軸方向厚さの和を、上記内周縁部分よりも上記外周縁部分で大きくしている。但し、上記特許文献３に記載された発明の場合には、この様な構成を採用することにより、上記保持器の中心軸が傾斜して、上記主体の軸方向側面と上記パワーローラの外側面或いは上記外輪の内側面とが摺接した場合の、摺接トルクを低減する事のみを目的としており、これら両側面が摺接していない状態で問題となる、潤滑油による攪拌抵抗を低減する事に就いては一切意図していない。

特開２００１−３１７６０１号公報 実開平７−３５８４７号公報 特開２００６−２５０２６４号公報 青山元男著、「別冊ベストカー赤バッジシリーズ２４５／クルマの最新メカがわかる本」、株式会社三雄社／株式会社講談社、平成１３年１２月２０日、ｐ．９２−９３ 田中裕久著、「トロイダルＣＶＴ」、株式会社コロナ社、２０００年７月１３日

本発明は、上述の様な事情に鑑みて、潤滑油による攪拌抵抗を低減して、スラスト転がり軸受のトルク損失を低減できる、トロイダル型無段変速機を実現すべく発明したものである。

本発明のトロイダル型無段変速機は何れも、例えば前述の図７に示した従来構造のトロイダル型無段変速機と同様に、入力ディスク及び出力ディスクと、複数個のトラニオンと、複数本の支持軸と、複数個のパワーローラと、複数組のスラスト転がり軸受とを備える。
このうちの入力ディスク及び出力ディスクは、相対回転を自在として互いに同心に支持されている。
又、上記各トラニオンは、上記両ディスクの軸方向に関してこれら両ディスクの間部分に設けられ、それぞれの両端部に互いに同心に、且つ、これら両ディスクの中心軸に対して捩れの位置に設けられた枢軸を中心とする揺動変位を自在とされている。
又、上記各支持軸は、上記各トラニオンの内側面から突出する状態で、これら各トラニオン毎に、１本ずつ設けられている。
又、上記各パワーローラは、上記各支持軸の周囲に回転自在に支持された状態で、上記両ディスク同士の間に挟持されている。
又、上記各スラスト転がり軸受は、それぞれ、上記各パワーローラの外側面と上記各トラニオンの内側面との間に設けられている。
そして、上記各スラスト転がり軸受は、それぞれ、上記各パワーローラの外側面に形成された内輪軌道と、上記各トラニオンの内側面に設置された外輪の内側面に形成された外輪軌道と、これら内輪軌道と外輪軌道との間に転動自在に設けられた複数個の転動体と、これら各転動体を保持する保持器とから成る。

特に、本発明のトロイダル型無段変速機にあっては、上記各保持器が、円輪状の主体と、この主体の円周方向複数個所に間欠的に形成され、それぞれの内側に上記各転動体を転動自在に保持するポケットとを備えたものである。
そして、上記各主体の軸方向両側面と、上記各パワーローラの外側面及び上記各外輪の内側面との間にそれぞれ形成される隙間の軸方向厚さの和を、上記各主体の内周縁部分よりも外周縁部分で大きくしている。
更に、上記各主体の軸方向側面に、これら各主体の内周縁と上記各ポケットとを連通する潤滑油流路を設けている。
尚、本発明を実施する場合に、上記外周縁部分での隙間の軸方向厚さの和は、上記内周縁部分での隙間の軸方向厚さの和に対して、好ましくは約３倍、より好ましくは約６倍程度に（３〜６倍の範囲で）大きくする。

更に、請求項１に記載した発明の場合には、上記各ポケットの開口部の内径寸法を、上記各転動体の直径よりも大きくしている。又、上記各潤滑油流路を、上記各主体の直径方向に対して、下流に向かう程上記各保持器の回転方向後方に向かう方向に傾斜させ、それぞれの下流端を、上記各ポケットのうちで、上記各保持器の回転方向前寄り部分（好ましくは回転方向前端部）に連通させる。
尚、本発明のトロイダル型無段変速機を自動車用の変速装置として用いる場合に、保持器の回転方向とは、自動車の前進時に於ける回転方向を言う。

これに対し、請求項２に記載した発明の場合には、上記各主体の外周縁部分に形成される隙間のうち、これら各主体の軸方向片側面（内側面）と上記各パワーローラの外側面との間に形成される隙間の軸方向厚さを、これら各主体の軸方向他側面（外側面）と上記各外輪の内側面との間に形成される隙間の軸方向厚さよりも大きくする。且つ、上記各主体の軸方向片側面に設けられた潤滑油流路の流路面積を、これら各主体の軸方向他側面に設けられた潤滑油流路の流路面積よりも大きくする。

更に、上述した様な請求項１、２に記載した発明を実施する場合には、請求項３に記載した発明の様に、上記各潤滑油流路を、上記各主体の内周縁と上記各ポケットとの間部分にのみ設ける（主体の外周縁部分には設けない）。

上述の様な構成を有する本発明のトロイダル型無段変速機によれば、潤滑油による攪拌抵抗を低減する事ができて、スラスト転がり軸受のトルク損失を低減できる。
即ち、本発明の場合には、主体の軸方向両側面と、パワーローラの外側面及び外輪の内側面との間にそれぞれ形成される隙間の軸方向厚さの和を、上記主体の内周縁部分よりも外周縁部分で大きくしている。この為、これら両周縁部分での隙間の軸方向厚さの和を同じとした場合に比べて、上記外周縁部分での隙間の軸方向厚さの和と、上記内周縁部分での隙間の軸方向厚さの和との差の分だけ、上記外周縁部分と上記パワーローラの外側面（外径側肩部）及び上記外輪の内側面（外径側肩部）との間に形成される隙間の軸方向厚さ大きくできる。従って、上記外周縁部分と上記両外径側肩部との間に作用する、潤滑油の剪断力に基づく回転抵抗を低減できる。この結果、本発明によれば、潤滑油による攪拌抵抗を低減する事ができて、スラスト転がり軸受のトルク損失を抑えられる。
更に、本発明の場合には、上記外周縁部分での隙間の軸方向厚さの和を大きく確保できる為、潤滑油の外部への排出性を向上する事もできる。この為、円周方向に隣り合う転動体同士の間に過剰な潤滑油が滞留する事を防止して、潤滑油による攪拌抵抗を低減できる。

又、本発明によれば、上記各ポケット内に潤滑油を効率良く送り込む事ができる為、転がり接触部等の各部を効率良く潤滑及び冷却できる。
又、請求項１に係る発明によれば、保持器の回転に伴うポンプ作用により、潤滑油流路内に多量の潤滑油を導く（引き込む）事ができると共に、この潤滑油を、上記各ポケットのうちで、上記保持器の回転方向前寄り部分に送り込む事ができる。即ち、各転動体の転動面と各ポケットの内面との面圧が高くなる部分であり、且つ、これら各転動体の転動面のうちで自転周速が大きくなる部分（転動体が玉の場合には、自転周速が最大となる所謂赤道部分付近）に、十分量の潤滑油を供給できる。この為、上記各転動体の転動面と上記各ポケットの内面との摺接部での発熱や摩耗を効果的に低減する事ができる。

更に、請求項２に係る発明によれば、上記主体の外周縁部分と上記パワーローラの外側面（外径側肩部）との間を流れる潤滑油量を、この外周縁部分と上記外輪の内側面（外径側肩部）との間を流れる潤滑油量に比べて増やす事ができる。この為、上記パワーローラの冷却熱量を効果的に大きくできて、このパワーローラの温度上昇を抑える事ができる。従って、パワーローラと各ディスクとの転がり接触部（トラクション部）に存在する潤滑油の温度上昇に伴う粘度低下を防止して、トラクション部での伝達効率に影響する、このトラクション部に存在する潤滑油のトラクション係数が低下する事を防止できる。この結果、トロイダル型無段変速機の運転時に於ける、トラクション係数を高く維持する事ができて、このトロイダル型無段変速機の動力伝達効率を向上させる事ができる。

［本発明に関する参考例］
図１〜３は、本発明に関する参考例を示している。本参考例の特徴は、潤滑油による攪拌抵抗を低減すべく、保持器１０ａを構成する主体１１ａの軸方向両側面と、パワーローラ３の外側面及び外輪７の内側面との間にそれぞれ形成される隙間の軸方向厚さの和を、上記主体１１ａの直径方向位置に応じて規制した点にある。その他の部分の構造及び作用は、前述の図７〜９に示した従来構造とほぼ同様である為、重複する図示並びに説明は省略若しくは簡略にし、以下、本参考例の特徴部分を中心に説明する。

本参考例のスラスト玉軸受５ａに組み込む保持器１０ａは、銅又は真鍮（高力黄銅）等の銅系合金、構造用炭素鋼等の鉄系合金等の金属材料製、或いは、ポリアミド等の合成樹脂製で、図３に示す様に、円輪状の主体１１ａと、この主体１１ａの円周方向複数個所に間欠的に設けられたポケット１２、１２とから成る。又、この主体１１ａの軸方向両側面（内外両側面）には、この主体１１ａの内周縁と上記各ポケット１２、１２とを連通する、潤滑油流路となる凹溝１７、１７を設けている。

特に、本参考例の場合には、上記主体１１ａの外周縁部分１９ａの肉厚を、内周縁部分１８ａ乃至直径方向中間部の肉厚よりも十分に（図示の例では約７５％程度に）小さくしている。そして、この様な構成を有する保持器１０ａを、上記パワーローラ３の外側面及び上記外輪７の内側面との間に組み込み、この保持器１０ａの中心軸を傾斜させない状態で、上記主体１１ａの軸方向両側面と、上記パワーローラ３の外側面及び上記外輪７の内側面との間にそれぞれ形成される隙間の軸方向厚さを、以下の様に規制している。

先ず、上記主体１１ａの軸方向片側面（内側面）と、上記パワーローラ３の外側面との間に形成される隙間に関して、上記外周縁部分１９ａと外径側肩部２１ｂとの間に形成される隙間の軸方向厚さ（ｂ_in）を、上記内周縁部分１８ａと内径側肩部２１ａとの間に形成される隙間の軸方向厚さ（ａ_in）よりも大きしている（ｂ_in＞ａ_in）。又、上記主体１１ａの軸方向他側面（外側面）と、上記外輪７の内側面との間に形成される隙間に関しても、上記外周縁部分１９ａと外径側肩部２０ｂとの間に形成される隙間の軸方向厚さ（ｂ_out ）を、上記内周縁部分１８ａと内径側肩部２０ａとの間に形成される隙間の軸方向厚さ（ａ_out ）よりも大きくしている（ｂ_out ＞ａ_out ）。これにより、上記主体１１ａの外周縁部分１９ａと、上記両外径側肩部２０ｂ、２１ｂとの間にそれぞれ形成される隙間の軸方向厚さの和（ｂ_in ＋ｂ_out ＝Ｗ_o ）を、上記主体１１ａの内周縁部分１８ａと、上記両内径側肩部２０ａ、２１ａとの間にそれぞれ形成される隙間の軸方向厚さの和（ａ_in ＋ａ_out ＝Ｗ_i ）よりも大きく（図示の例では約６倍に）している（Ｗ_o ＞Ｗ_i ）。

又、本参考例の場合には、上記内周縁部分１８ａと上記パワーローラ３の内径側肩部２１ａとの間に形成される隙間の軸方向厚さ（ａ_in）と、上記内周縁部分１８ａと上記外輪７の内径側肩部２０ａとの間に形成される隙間の軸方向厚さ（ａ_out ）とを同じとしている（ａ_in＝ａ_out ）。更に、これら各隙間の軸方向厚さ（ａ_in、ａ_out ）を、前記図８及び図９に示した従来構造の場合の内周縁部分１８での隙間の軸方向厚さ（Ａ_in、Ａａ_out ）よりも、それぞれ僅かに小さくしている（ａ_in＜Ａ_in、ａ_out ＜Ａ_out ）。具体的には、上記内周縁部分１８ａに形成される隙間の軸方向厚さの和（Ｗ_i ）を、前記パワーローラ３に加わるスラスト荷重により各玉９、９及び各軌道６、８部分が弾性変形した場合にも、上記内周縁部分１８ａが上記両内径側肩部２０ａ、２１ａにより挟持されない程度にまで小さくしている。更に、本参考例の場合には、上記外周縁部分１９ａと上記パワーローラ３の外径側肩部２１ｂとの間に形成される隙間の軸方向厚さ（ｂ_in）と、上記外周縁部分１９ａと上記外輪７の外径側肩部２０ｂとの間に形成される隙間の軸方向厚さ（ｂ_out ）とを同じとしている（ｂ_in＝ｂ_out ）。

以上の様な構成を有する本参考例の場合、潤滑油による攪拌抵抗を低減する事ができて、前記スラスト玉軸受５ａのトルク損失を低減できる。
即ち、本参考例の場合には、上記主体１１ａの軸方向両側面と、上記パワーローラ３の外側面及び上記外輪７の内側面との間にそれぞれ形成される隙間の軸方向厚さの和を、上記内周縁部分１８ａよりも上記外周縁部分１９ａで大きくしている（Ｗ_o ＞Ｗ_i ）。この為、この外周縁部分１９ａの肉厚を上記内周縁部分１８ａの肉厚と同じになるまで大きくして、これら両周縁部分１８ａ、１９ａでの隙間の軸方向厚さの和を同じとした場合に比べて、上記外周縁部分１９ａと上記両外径側肩部２０ｂ、２１ｂとの間にそれぞれ形成される隙間の軸方向厚さを、十分に（ｂ_in−ａ_in、ｂ_out −ａ_out 分だけ、約６倍）大きくできる。従って、前記（３）式からも明らかな通り、上記外周縁部分１９ａと上記両外径側肩部２０ｂ、２１ｂとの間に作用する、潤滑油の剪断力に基づく回転抵抗（攪拌抵抗トルク、動トルク）を低減できる。

特に、上記外周縁部分１９ａと上記両外径側肩部２０ｂ、２１ｂとの間に作用する回転抵抗（動トルク）は、回転半径が大きい事に起因して大きくなり易い為、上記外周縁部分１９ａでの隙間の軸方向厚さの和を大きくした事による、回転抵抗の低減量は大きくなる。この結果、本参考例の場合には、回転半径の大きさに起因して回転抵抗が大きくなり易い、上記外周縁部分１９ａと上記両外径側肩部２０ｂ、２１ｂとの間に作用する回転抵抗を、十分に低減できる。又、円周方向に隣り合う各玉９、９同士の間に過剰な潤滑油が入り込む事も抑えられる。この為、潤滑油による攪拌抵抗を低減する事もできて、上記スラスト玉軸受５ａのトルク損失を低減できる。

更に、本参考例の場合には、上記内周縁部分１８ａでの隙間の軸方向厚さの和（Ｗ_i ）を、上記従来構造の場合に比べて小さくしている為、上記スラスト玉軸受５ａの内径側に供給された潤滑油のうち、多くの潤滑油を前記各凹溝１７、１７内に効率良く流入させる事ができて、これら各凹溝１７、１７内に流入せずに排出される潤滑油量を少なくする事ができる。この為、上述の様に、円周方向に隣り合う各玉９、９同士の間に過剰な潤滑油が入り込むのを防止しつつ、前記各ポケット１２、１２内に供給される潤滑油量を増やす事ができる。そして、転がり接触部等の各部を効率良く潤滑及び冷却できる（冷却効率の向上を図れる）。又、上記スラスト玉軸受５ａの内径側に供給する潤滑油量を低減する事もできて、供給潤滑油量の低減によるポンプロスの低減を図れる。従って、トロイダル型無段変速機全体としての効率の向上を図れる。更に、本参考例の場合には、上記外周縁部分１９ａと上記両外径側肩部２０ｂ、２１ｂとの間にそれぞれ形成される隙間の軸方向厚さを大きく確保できる為、上記各ポケット１２、１２内に供給された潤滑油を、前記保持器１０ａの外径側に効率良く排出する事もできる。この為、この面からも潤滑油による攪拌抵抗の低減を図る事ができる。

尚、本参考例の場合には、上記内周縁部分１８ａでの隙間の軸方向厚さの和（Ｗ_i ）を、上記従来構造の場合に比べて小さくしている為、上記内周縁部分１８ａと上記両内径側肩部２０ａ、２１ａとの間に作用する回転抵抗（動トルク）は、上記従来構造の場合に比べて大きくなる。但し、上記内周縁部分１８ａと上記両内径側肩部２０ａ、２１ａとの間に作用する回転抵抗は、回転半径が小さい事に起因して大きくなりにくい為、本参考例の場合の様に、上記内周縁部分１８ａの隙間の軸方向厚さの和を僅かに小さくした程度では、その回転抵抗の増加量は限られたものとなる。又、本参考例の場合には、上記内周縁部分１８ａでの隙間の軸方向厚さの和（Ｗ_i ）を、前記各玉９、９の弾性変形量を考慮して規制（小さく）している為、トロイダル型無段変速機の運転時に、上記内周縁部分１８ａと上記両内径側肩部２０ａ、２１ｂとが干渉（金属接触）する事はない。

［本発明の実施の形態の第１例］
図４は、請求項１、３に対応する、本発明の実施の形態の第１例を示している。本例の特徴は、潤滑油流路である凹溝１７ａ、１７ａの形状を工夫した点にある。即ち、これら各凹溝１７ａ、１７ａを、主体１１ａの直径方向に対して、下流である各ポケット１２、１２側に向かう程、保持器１０ｂの回転方向後方に向かう方向に傾斜させている。更に、上記各凹溝１７ａ、１７ａの下流端を、上記各ポケット１２、１２のうちで、上記保持器１０ｂの回転方向前寄り部分に連通させている。尚、上記保持器１０の回転方向は、図中に矢印で示す方向である。

以上の様な構成を有する本例の場合、上記保持器１０ｂの回転に伴うポンプ作用により、上記各凹溝１７ａ、１７ａ内に、多量の潤滑油を導く（引き込む）事ができる。更に、この様にこれら各凹溝１７ａ、１７ａ内に導かれた潤滑油を、上記各ポケット１２、１２のうちで、上記保持器１０ｂの回転方向前寄り部分に送り込む事ができる。即ち、これら各ポケット１２、１２内に保持された各玉９、９の転動面と、これら各ポケット１２、１２の内面との面圧が高くなる部分であり、且つ、これら各玉９、９の転動面のうちで自転周速が最大となる所謂赤道部分付近に、十分量の潤滑油を供給する事ができる。この為、上述した参考例の場合の様に、上記各玉９、９の側方に潤滑油を送り込む場合に比べて、これら各玉９、９と上記各ポケット１２、１２の内面との摺接部での発熱や摩耗を効果的に低減する事ができる。
その他の構成及び作用効果に就いては、上述した参考例の場合と同様である。

［本発明の実施の形態の第２例］
図５、６は、請求項２、３に対応する、本発明の実施の形態の第２例を示している。本例の場合には、上述した実施の形態の第１例の構造に関して、主体１１ｂの外周縁部分１９ｂに形成される隙間のうち、この主体１１ｂの軸方向片側面とパワーローラ３の外側面（外径側肩部２１ｂ）との間に形成される隙間の軸方向厚さ（ｃ_in）を、上記主体１１ｂの軸方向他側面と外輪７の内側面（外径側肩部２０ｂ）との間に形成される隙間の軸方向厚さ（ｃ_out ）よりも大きくしている（ｃ_in＞ｃ_out ）。

更に、上記主体１１ｂの軸方向片側面に設けられた凹溝１７ｃ、１７ｃの深さ寸法（ｄ_in ）を、この主体１１ｂの軸方向他側面に設けられた凹溝１７ｄ、１７ｄの深さ寸法（ｄ_out ）よりも大きくしている（ｄ_in＞ｄ_out ）。これにより、上記主体１１ｂの軸方向片側面に設けられた凹溝１７ｃ、１７ｃの流路面積を、同じく軸方向他側面に設けられた凹溝１７ｄ、１７ｄの流路面積よりも大きくしている。尚、図示は省略するが、上記各凹溝１７ｃ、１７ｃの開口幅と、上記各凹溝１７ｄ、１７ｄの開口幅とは同じにしている。但し、これら各凹溝１７ｃ、１７ｃの開口幅を、これら各凹溝１７ｄ、１７ｄの開口幅よりも大きくして、深さ寸法に関しては同じとしても良いし、開口幅と深さ寸法との両方を、上記各凹溝１７ｃ、１７ｃ側で大きくしても良い。

この様な構成を有する本例の場合、上記主体１１ｂの外周縁部分１９ｂと上記パワーローラ３の外径側肩部２１ｂとの間を流れる潤滑油量を、この外周縁部分１９ｂと上記外輪７の外径側肩部２０ｂとの間を流れる潤滑油量に比べて増やす事ができる。この為、上記パワーローラ３の冷却熱量を効果的に大きくできて、このパワーローラ３の温度上昇を抑える事ができる。従って、このパワーローラ３と各ディスク１、２（図７参照）との転がり接触部（トラクション部）に存在する潤滑油の温度上昇に伴う粘度低下を防止して、トラクション部での伝達効率に影響する、このトラクション部に存在する潤滑油のトラクション係数が低下する事を防止できる。この結果、トロイダル型無段変速機の運転時に於ける、トラクション係数を高く維持する事ができて、トロイダル型無段変速機の動力伝達効率を向上させる事ができる。
その他の構成及び作用効果に就いては、前述した参考例及び実施の形態の第１例の構造の場合と同様である。

上述した実施の形態の各例は何れも、保持器を構成する主体の外周縁部分の肉厚を、内周縁部分の肉厚よりも小さくした例に就いて説明したが、本発明は、保持器として直径方向に亙る肉厚を均一としたものを使用する代りに、外径側肩部を内径側肩部よりも低くする事で、両外径側肩部同士の間の軸方向長さを、両内径側肩部同士の間の軸方向長さよりも大きくしても良い。又、保持器の肉厚と両肩部同士の軸方向長さとの両方を規制しても良い。更に、本発明は、転動体として玉を使用する構造に限らず、転動体として円すいころ（テーパころ）を使用する事もできる。

本発明に関する参考例を示す、パワーローラユニットの断面図。 同じく図１のＡ部拡大図。 同じく保持器を取り出して示す斜視図。 本発明の実施の形態の第１例を示す、図３と同様の図。 同じく第２例を示す、図１と同様の図。 同じく図５のＢ部拡大図。 従来構造の１例を示す断面図。 パワーローラユニットの別例を示す断面図。 同じく図８のＣ部拡大図。

１ 入力ディスク
２ 出力ディスク
３ パワーローラ
４ トラニオン
５、５ａ スラスト玉軸受
６ 内輪軌道
７ 外輪
８ 外輪軌道
９ 玉
１０、１０ａ、１０ｂ 保持器
１１、１１ａ、１１ｂ 主体
１２ ポケット
１３ 支持軸
１４ 枢支軸
１５ 給油孔
１６ 分岐孔
１７、１７ａ〜１７ｄ 凹溝
１８、１８ａ 内周縁部分
１９、１９ａ、１９ｂ 外周縁部分
２０ａ 内径側肩部
２０ｂ 外径側肩部
２１ａ 内径側肩部
２１ｂ 外径側肩部

Claims (3)

1. 相対回転を自在として互いに同心に支持された入力ディスク及び出力ディスクと、これら両ディスクの軸方向に関してこれら両ディスクの間部分に設けられ、それぞれの両端部に互いに同心に、且つ、これら両ディスクの中心軸に対して捩れの位置に設けられた枢軸を中心とする揺動変位を自在とされた複数個のトラニオンと、これら各トラニオンの内側面から突出する状態で、これら各トラニオン毎に１本ずつ設けられた支持軸と、これら各支持軸の周囲に回転自在に支持された状態で上記両ディスク同士の間に挟持された複数個のパワーローラと、これら各パワーローラの外側面と上記各トラニオンの内側面との間に設けられたスラスト転がり軸受とを備え、これら各スラスト転がり軸受は、上記各パワーローラの外側面に形成された内輪軌道と、上記各トラニオンの内側面に設置された外輪の内側面に形成された外輪軌道と、これら内輪軌道と外輪軌道との間に転動自在に設けられた複数個の転動体と、これら各転動体を保持する保持器とから成るものであるトロイダル型無段変速機に於いて、
   これら各保持器が、円輪状の主体と、この主体の円周方向複数個所に間欠的に形成され、それぞれの内側に上記各転動体を転動自在に保持するポケットとを備えたものであり、
   上記各主体の軸方向両側面と、上記各パワーローラの外側面及び上記各外輪の内側面との間にそれぞれ形成される隙間の軸方向厚さの和が、上記各主体の内周縁部分よりも外周縁部分で大きいものであり、
   上記各ポケットの開口部の内径寸法が、上記各転動体の直径よりも大きいものであり、
   上記各主体の軸方向側面に、これら各主体の内周縁と上記各ポケットとを連通する潤滑油流路が設けられており、これら各潤滑油流路は、上記各主体の直径方向に対して、下流に向かう程上記各保持器の回転方向後方に向かう方向に傾斜しており、その下流端を、上記各ポケットのうちでこれら各保持器の回転方向前寄り部分に連通させている事を特徴とするトロイダル型無段変速機。
2. 相対回転を自在として互いに同心に支持された入力ディスク及び出力ディスクと、これら両ディスクの軸方向に関してこれら両ディスクの間部分に設けられ、それぞれの両端部に互いに同心に、且つ、これら両ディスクの中心軸に対して捩れの位置に設けられた枢軸を中心とする揺動変位を自在とされた複数個のトラニオンと、これら各トラニオンの内側面から突出する状態で、これら各トラニオン毎に１本ずつ設けられた支持軸と、これら各支持軸の周囲に回転自在に支持された状態で上記両ディスク同士の間に挟持された複数個のパワーローラと、これら各パワーローラの外側面と上記各トラニオンの内側面との間に設けられたスラスト転がり軸受とを備え、これら各スラスト転がり軸受は、上記各パワーローラの外側面に形成された内輪軌道と、上記各トラニオンの内側面に設置された外輪の内側面に形成された外輪軌道と、これら内輪軌道と外輪軌道との間に転動自在に設けられた複数個の転動体と、これら各転動体を保持する保持器とから成るものであるトロイダル型無段変速機に於いて、
   これら各保持器が、円輪状の主体と、この主体の円周方向複数個所に間欠的に形成され、それぞれの内側に上記各転動体を転動自在に保持するポケットとを備えたものであり、
   上記各主体の軸方向両側面と、上記各パワーローラの外側面及び上記各外輪の内側面との間にそれぞれ形成される隙間の軸方向厚さの和が、上記各主体の内周縁部分よりも外周縁部分で大きいものであり、
   上記各主体の軸方向側面に、これら各主体の内周縁と上記各ポケットとを連通する潤滑油流路が設けられており、
   上記各主体の外周縁部分に形成される隙間のうち、これら各主体の軸方向片側面と上記各パワーローラの外側面との間に形成される隙間の軸方向厚さが、これら各主体の軸方向他側面と上記各外輪の内側面との間に形成される隙間の軸方向厚さよりも大きく、且つ、これら各主体の軸方向片側面に設けられた潤滑油流路の流路面積が、これら各主体の軸方向他側面に設けられた潤滑油流路の流路面積よりも大きい事を特徴とするトロイダル型無段変速機。
3. 潤滑油流路が、主体の内周縁と各ポケットとの間部分にのみ設けられている、請求項１〜２のうちの何れか１項に記載したトロイダル型無段変速機。

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