JP5312741B2 - 無段変速機 - Google Patents

Description

本発明は、請求項1の前段による無段変速機に関する。この種の変速機は一般に知られており、変速機の一次および二次プーリの間の機械的パワーを伝達するために使われ、変速機の変速比により、偶力または回転速度を伝達し、一定範囲内で連続的に変化させることができる。周知のように、駆動ベルトは各プーリの２個のプーリディスクの間にクランプされ、ディスクは実質的に円錐台または円錐形である。本発明では、変速機の変速比は二次プーリ上の駆動ベルトの有効半径方向位置と、一次プーリ上の駆動ベルトの有効半径方向位置との比率として定義され、これらの位置はそれぞれ二次走行半径および一次走行半径としても知られる。これら走行半径を、ひいては変速比を可変とするため、各プーリのプーリディスクの少なくとも一方は軸方向に可動とされる。

例として、特許文献１では、２個の軸方向を向いた力で駆動ベルトがプーリのプーリディスクの間でクランプされることが知られるが、これはそれぞれ下記で一次クランプ力および二次クランプ力と呼ばれるもので、プーリと駆動ベルトとの間の摩擦力を介してプーリ間で伝達することのできるトルクの決定にとって重大な要因である一方、これらクランプ力の比率は変速比の決定にとって重大な要因となる。尚、供給されるトルクの伝達のために各プーリが必要とする最小クランプ力は次の式によって近似できる。

この式において、Kpは、一次プーリのプーリディスクによって駆動ベルトにかかる最小クランプ力で、この一次プーリに供給される一次トルクTpを伝達せしめる。すなわち、駆動ベルトと各プーリディスクとの間に接線または周方向で実質的にスリップがなく、このプーリディスクと駆動ベルトとの間の有効接触点位置におけるプーリディスク上の接線が、半径方向で接触角度λを形成し、前記接触点がプーリの回転中心から半径方向距離Rpに位置し、この距離が前記一次走行半径に対応し、この接線方向での駆動ベルトとプーリディスクの間の有効摩擦係数μ_Tとする。
必要最小二次クランプ力Ksは、二次トルクTsおよび二次走行半径Rsから対応する方法で計算することができる。しかしながら、トルクと走行半径との間の比率Tp/RpおよびTs/Rsはそれぞれ、ロスを無視すると、必然的に2個のプーリで同等になるため、必要最小二次クランプ力は、前記必要最小一次クランプ力と等しい。

実際には、クランプ力比とも略称される一次および二次クランプ力の間の比率は、定義された望ましい変速比を実現せしめるためには、１より有意に大きいかまたは小さい必要がある。変速機平衡状態に必要なクランプ力比、すなわち、これより平衡クランプ力比と称する一定変速比は、ここではKpKs比とする。周知の変速機では、平衡クランプ力比は異なる変速比でそれぞれ異なる値を有し、この平衡クランプ力比は一般に、少なくとも数値的に最小変速比、すなわちオーバドライブでは１より大きく、少なくとも数値的に最大変速比、すなわちローでは１未満である。変速機の変速比と、関連する一定変速比の平衡クランプ力比との関係を、以下では短くKpKs曲線と称する。変速機の非平衡状態ではそれぞれ、変速比が増減し、必要なクランプ力比が前記平衡クランプ力比に対して上下し、実際に生じるクランプ力比の範囲をここでFpFs比と称するが、これが平衡クランプ力比から逸脱し、変速比が変化する速度を決定する際の重要な要因となる。

そのため、変速機の平衡状態では、一次および二次クランプ力の低い方が、トルク伝達に必要な最小レベルと少なくとも等しくなければならない一方、クランプ力の高い方は平衡クランプ力比、すなわち、KpKs比によって与えられる。そのため、KpKs比が１から逸脱すると、クランプ力の少なくとも一方は前記最小必要レベルより高いレベルを採用し、平衡状態を実現する。

クランプ力は、プーリの軸方向可動ディスクに作用し、油圧作動ピストン／シリンダアセンブリまたは電気駆動ネジ付きスピンドルなど、好適な、一般的に周知の起動手段を利用して通常一般的に周知の起動手段を利用して生じる。各プーリのクランプ力は、各プーリディスクの間のクランプされた駆動ベルトの一部の長さ全体に渡って駆動ベルトに作用する。本発明による定義では、前記長さはプーリ毎に、駆動ベルトの各クランプ部分によって囲まれた角度として定量化し、一次および二次ベルト角度と呼ばれる。この場合、一次ベルト角度と二次ベルト角度の合計は、当然ながら２πに等しく、すなわち、各プーリについて駆動ベルトによって表される円の円弧を合わせると常に完全な円を形成する。

さらに、周知の変速機では、プーリの少なくとも一方について、前記最小必要クランプ力は、安全係数によって増加および／または乗ぜられる。この安全係数は、究極的な場合に必要とされ実際に適用されるクランプ力を画定する。この種の増加効果によって、式（１）からのパラメータの誤差、または、例えば供給されるトルクの過度に急激な増加による、プッシュベルトおよびプーリに上記スリップが生じないようにする。

実際に広く用いられ、一般に（VDT）マスタースレーブ制御として知られる制御システムでは、出発点は、例えば式（１）を用いて計算した最小必要二次クランプ力Ksに安全係数Sfを乗じた、望ましい二次クランプ力Ks_DVである。

他の各クランプ力、この場合、望ましい一定変速比を実現するために必要な望ましい一次クランプ力Kp_DVは、望ましい二次クランプ力Ks_DVに変速比のKpKs曲線によって与えられた数値を乗じることによって求められる。すなわち、

約１１度の接触角度で実際に広く用いられる変速機については、一般に最小値である約１．３の安全係数を用いた場合、変速比にもよるが、平衡クランプ力比は一般にローの約０．９からオーバドライブの１．８の間を変化することがわかっている。変速機の変速比と関連する平衡クランプ力またはKpKs比のこのような関係をKpKs曲線と呼ぶ。トルクレベルや一次アクスルの回転速度、温度等の他のパラメータもKpKs曲線に影響するが、本発明によると、これらパラメータは第１近似において、安全係数の影響に比べて無視できるものとみなす。
変速比を変更するには、実際に生じる一次クランプ力Kpを、望ましい値Kp_DVに対して増減させ、変速比をオーバドライブ（Kpの増加）またはロー（Kpの減少）に向けて変化させる。この例では、FpFs比がKpKs比から離れるほど、変速比は迅速に変化する。

式（２）および（３）から、マスタースレーブ制御においては、上記式（１）からのパラメータの誤差の可能性だけでなく、ローのKpKs曲線で与えられる「１」未満の数値も補償するには、安全係数が十分高くなければならないことがわかる。後者の側面は、式（２）に安全係数を用いない、すなわち、係数Sfを１に設定することによって説明できる。この場合、式（２）および（３）から、前記KpKs数値が「１」未満の場合、望ましい一次クランプ力Kp_DVは必要な最小二次クランプ力Ksより小さくなる。しかしながら、上述したように、供給されたトルクを伝達するのに必要な最小一次クランプ力Kpは、必要最小二次クランプ力Ksと一致するため、後者の望ましい一次クランプ力Kp_DVは不十分で、駆動ベルトは一次プーリに対しスリップする。言い換えると、所望一次クランプ力Kp_DVは必要な最小二次クランプ力Ksに少なくとも等しくなければならず、KpKs比が「１」未満の値を採ることができる場合、マスタースレーブ制御の安全係数Sfは、「１」を最小KpKs比、略して[KpKs]_LOWで除した値以上でなければならない。

さらに、マスタースレーブ制御における安全係数は、一次クランプ力Kpの最小必要レベルに加えてある種の予備を実現するため、このパラメータが、供給されるトルクの伝達に必要な最小一次クランプ力Kpより小さくなることなしに、すなわち、駆動ベルトが一次プーリに対しスリップすることなしに、一次クランプ力Kpを下げることによって変速比をローに変更することが可能になる。この予備力が大きいほど、実際に生じる比率、すなわち、FpFs比はKpKs比から大きく離れ、変速機の変速比をより迅速に変更することができる。FpFs比が１未満の値を採ることができる場合、マスタースレーブ制御における安全係数Sfは、１を最小FpFs比、略して[FpFs]_MINで除した値以上でなければならない。
この最小FpFs比は一般に、最小KpKs比より小さいため、制御は次の条件を満足しなければならない。

ここでCは、上記パラメータの誤差に関する補償のための安全係数Sfの成分である。
制御が変速機の平衡および非平衡状態の間を区別する場合、少なくとも平衡状態では、一般にやや厳しくない次の条件を満たさなければならない。

上記側面は、周知のマスタースレーブ制御においては、詳細にはローの一次クランプ力Kpの場合は、比較的高い安全係数、ひいては比較的高いクランプ力レベルを用いなければならないことを意味する。しかしながら、この制御では、変速機によって伝達可能なトルクが基本的に二次クランプ力レベルによって排他的に、すなわち、一次クランプ力レベルを利用した変速比制御とは別に、決定されるという重要な利点がある。その結果、マスタースレーブ制御はソフトウェアからでもハードウェアからでも比較的単純にセットアップすることができ、しかも伝達できるトルクまたは変速比を迅速かつ正確に所望に変更できる。

実際には、周知の変速機は特に、乗客輸送についてエンジンと車両の被駆動輪との間の、高信頼性かつ効率的な自動変速機であることが証明されている。このような用途において、駆動装置全体の効率、特に変速機の効率は、車両に欠かせない特徴とは言わないまでも、重要なものと考えられる。変速機の効率は、この例では、クランプ力の最高レベルに逆比例する。例えば、駆動ベルトとプーリとの間の摩擦損失は、前記の力レベルと共に増加し、これら構成部品、特に駆動ベルトの摩耗も同様である。また、例えば油圧または電気的手段によって力を生成するために必要なパワーは、一般にこの力のレベルと共に増加する。
欧州特許出願第EP-A-1 218 654号

本発明は、動作中に必要な２個のクランプ力の高い方のレベルを下げることにより、特に変速機の最も重要な機能側面と性能を少なくとも有意に減じることなく、変速機の効率を改善することを目的とする。
本発明によると、この種の改善は、請求項１による設計で実現される。本発明による変速機は、少なくとも約１．３の安全係数Sfを用いる時、ローにおけるKpKs比は「１」以上であるが、オーバドライブにおけるKpKs比以下であることを特徴とする。

周知の変速機より高いこのローのKpKs比は、必要な一次クランプ力レベルの低下をもたらし、有利である。結局、一次走行半径はローで最小であるため、式（１）によると、車両に用いる場合等のように、少なくとも他の変速比全てで供給される最高トルクがローの場合と同一かまたは低い場合、必要な一次クランプ力はローの時最高となる。言い換えると、ローにおけるKpKs比は、動作中に実現するクランプ力の絶対値の最高レベルの決定要因であり、それを基に変速比を計算する必要がある。この最大力レベルが低いほど、変速機の設計に機械的意味で課される要求は低くなり、変速機はより効果的かつ効率的に製造および動作できるようになる。

これら全ては特にマスタースレーブ制御を備えた変速機に関連するが、その場合、比較的高い安全係数が式（２）で用いられるためである。さらに、少なくともマスタースレーブ制御との組み合わせで、平衡状況においては、安全係数は、クランプ力の決定における上述の誤差など、補償すべき現象にのみ適合すればよく、上述の「１．３」の値は一般にこの係数として十分である。
ローにおけるKpKs比「１」は基本的に、一次クランプ力および二次クランプ力の両方の最小、従って最適レベルとなる。しかしながら、特にマスタースレーブ制御との組み合わせでは、「１」より大きいローにおけるKpKs比値も、動作中に発生するFpFs比の最小値が「１」未満か、最大でも「１」に等しい場合は有利である。ローのKpKs比の上限は、この例では、本発明によれば、最大でもオーバドライブのKpKs比に等しく、変速機行動の従来のシフトが維持されるように決定される。このことは、一定のFpFs比を用いる非平衡状態では、変速機の変速比が変化する速度は、正確に制御可能および予測可能なままであるか、少なくとも許容不可能な値を採る傾向はない、ことを意味する。オーバドライブのKpKs比は、変速機の安定した平衡状態が得られるように、少なくともわずかに、例えば少なくとも１０％だけローの比率より高いことが望ましく、その場合、クランプ力の一方の変動は変速比のわずかな変化によってひとりでに補償される。

本発明によると、KpKs比の値はまた、オーバドライブの変速機効率にとって重要である。本発明によるこの値の削減は変速機の効率と堅牢性にとってプラスの効果を持つが、それはこの２つの側面が必要な最高クランプ力、すなわち、オーバドライブにおける一次クランプ力の減少と共に改善されるためである。例えば、駆動ベルトとプーリとの間の摩擦損失はクランプ力レベルと共に減少し、これら構成部品に対する摩耗も同様である。また、例えば油圧または電気的手段によりクランプ力を生成するために必要なパワーも、一般に、生成される力レベルと共に減少する。そのため、オーバドライブにおける変速機の効率は一次クランプ力のレベルに逆比例する。この例では、特にオーバドライブのKpKs比の値が、変速機にとって最も重要な用途である車両の燃費にとって決定要因となるが、それはこのような用途では変速機は一般に、大半ではないとしても比較的長い時間、オーバドライブにあるか、オーバドライブに近いシフトにあるためである。そのため、本発明はまた、少なくとも約「１．３」の安全係数Sfを用いた場合、オーバドライブにおけるKpKs比は「１．８」とローにおけるKpKs比との間の範囲の値を有する変速機に関する。

本発明による変速機は、平衡クランプ力比に関する変速機パラメータ、すなわち、変速機のKpKs曲線を活用するのが有利である。本発明が基づくこの現象の分析から、プッシュベルトタイプとして知られる駆動ベルトを備えた変速機の場合は特に、KpKs曲線が不意に、当初の明らかな近似で予測できるものから大きく逸脱することがわかっている。さらに詳しくは、本発明による分析から、接触角度の前記KpKs曲線、すなわち、一次プーリの接触角度の正接と二次プーリの正接との比率と、プッシュベルトとプーリとの間の正接摩擦係数への影響が明らかになった。本発明のより詳しい改良では、平衡クランプ力比、すなわちKpKs曲線は、少なくとも約「１．３」の安全係数Sfを用いる場合、変速機の変速比の全範囲において「１．６」から「１．２」の範囲の数値、より望ましくは、実質的に線形プロフィールを有する。本発明の特に有利な利用法では、KpKs比は上記条件の下で実質的に一定で、ローで約「１．３」からオーバドライブで約「１．５」の値を有する。
特にこの種の変速機は、その機能に対する接触角度の絶対値の影響を考慮に入れるが、これについては以下でより詳しく説明する。この種の変速機は、最も重要な機能的側面とプッシュベルトを備えた変速機の性能を、少なくとも有意な程度には減じることなく、効率を大きく増加させることができる。この場合、各変速比において変速機が一次および／または二次クランプ力の変化に対して多かれ少なかれ同じように有利に反応できるため、本発明によるKpKs曲線の線形プロフィールは有利である。この側面は、望ましいクランプ力を制御する変速機制御の単純性と堅牢性にとって有利である。
本発明は前記平衡クランプ力比を有利な方法で実現する、変速機の多数の実施例を提供するが、その例について添付の説明図を参照しながら下記に説明する。

（図面の簡単な説明）
図１は、先行技術による２個のプーリと駆動ベルトを備えた無段変速機の断面の略図である。
図２は、図１に示す変速機の簡易化した側面図である。
図３は、本発明による無段変速機の駆動ベルトとして有利に用いることができるプッシュベルトの断面図である。
図４は、図３に示すプッシュベルトから見た横断要素の側面図である。
図５は、本発明による無段変速機の図３に示すプッシュベルトと組み合わせて用いることのできるプーリディスクの、特にその接触面の詳細図である。
図６は、変速比の結果としての一次および二次プーリの間のクランプ力の差を図解する。
図７は、曲線状の駆動ベルトの一部を用いて、その中の引張応力と、半径方向内向きに印加される力の成分との関係を示す。
図８は、両プーリについて１１度の一定の接触角度を有する周知の変速機の変速比に対して、理論的に近似させた平衡クランプ力比のプロット図である。
図９は、一次および二次プーリの接触角度輪郭として知られるものを、変速比に対してプロットしたものとこの変速比に関係なく１に等しい理論的に近似させた平衡クランプ力比を示す図である。
図１０は、プッシュベルトタイプの駆動ベルトを備えた変速機の力の遊びを示し、変速比の結果としての一次プーリと二次プーリとの間のクランプ力の差を示す。
図１１は、駆動ベルトとプーリの接線断面において、これらにかかる軸方向クランプ力の影響下でのこれらの接触における力の遊びを示す。
図１２は、周知の最適接触角度輪郭を、プッシュベルトタイプの駆動ベルトを備えた変速機に関して変速比に対して一次プーリと二次プーリについてプロットした図を示す。

図１は、先行技術による無段変速機１の断面を略図で示す。周知の変速機１は、エンジン（図示せず）による偶力Tpで駆動されうる一次プーリ２、偶力Tsで負荷（図示せず）を駆動できる二次プーリ３とからなる。両プーリ２および３は、各プーリアクスル２０、３０に固定されるプーリディスク２１、３１と、前記アクスル２０、３０に対して軸方向に可動なプーリディスク２２、３２とを備える。駆動ベルト１０、より詳しくは、プッシュベルト１０は、プーリディスク２１、２２、３１、３２の間にクランプされ、摩擦の助けにより、機械的パワーを２本のアクスル２０および３０の間に伝達することができる。駆動ベルト１０を各プーリ２、３についてその場でクランプする軸方向を向く力は、これよりそれぞれ、一次クランプ力Kp、二次クランプ力Ksと呼ぶが、この場合、２個のプーリ２および３の各圧力室２４、３４における油圧の適用によって実現する。

変速機１の変速比Rs/Rpは、駆動ベルト１０の二次走行半径Rsおよび一次走行半径Rpの間の比率、すなわち、各プーリ２および３のプーリディスク２１、２２、３１および３２の間のその有効半径位置によって画定される。変速機１の前記走行半径RpおよびRsと、従って本発明により定義される変速比Rs/Rpは、各プーリアクスル２０、３０上で対向する軸方向に移動する可動ディスク２２、３２によって変化させることができる。図１において、変速機１を小さい変速比Rs/Rp、すなわち、比較的大きい一次走行半径Rpと比較的小さい二次走行半径Rsを持たせて図示する。
尚、変速比Rs/Rp、一次走行半径Rpと二次走行半径Rsは、互いに明確に定義され、幾何学的に決定された関係にあり、この関係は、特に駆動ベルト１０の長さと、各プーリ２、３の回転軸の間の距離と、最大および最小走行半径RpおよびRsとによって決定され、これら変数は必要に応じて互いから計算することができる。

図２は、周知の変速機１の側面図で、図の左側に一次アクスル２０上の一次プーリ２と、図の右側に二次アクスル３０の二次プーリ３を示す。図１と異なり、この図において、変速機１はここでは比較的高い変速比Rs/Rpで表され、一次走行半径Rpは二次走行半径Rsより小さく、その結果、動作中、一次プーリ２は二次プーリ３より回転速度が低くなる。プッシュベルト１０として知られる図示の駆動ベルト１０は、単純化のためその一部のみを示す実質的に連続する一連の横要素１１と、入れ子で連続的で平坦かつ薄い多数の金属リング１２の少なくとも１セットとからなる。
このプッシュベルト１０は、図３および図４により詳しく示すが、図３は、プッシュベルト１０の断面図、図４は、プッシュベルトから横要素１１を見た側面図である。この断面図は、横要素１１の正面図を示し、これは両側に凹部を設けられ、その中にリング１２のセットがある。リング１２のセットと横要素１１は、半径または高さ方向で互いを保持するが、横要素１１はその周方向でリング１２のセットに沿って移動可能である。さらに、横要素１１はプッシュベルト１０の周方向に、突起部１３とも称する突起と、要素１１の対向する主要側に配置した凹部１４を備え、突起部１３と凹部１４は、互いに関してプッシュベルト１０で一連の横要素１１を安定させる。
横要素１１の底部１５は先細で、隣接する横要素１１が互いに対して傾斜でき、プッシュベルト１０は、各プーリ２および３のプーリディスク２１、２２、３１、３２の間にクランプされる場所で円弧を描けるようになっている。尚、前述の有効半径位置、すなわち、プッシュベルト１０の有効走行半径Rp、Rsは実質的に横要素１１の底部１５の上側の半径方向位置に対応し、上側は横要素１０の傾斜線１７とも称し、これに沿って後者が前記円弧で互いと接触する。底部１５はさらに、両側に走行面１６として知られるものを備え、横要素１１はこれを介してプーリディスク２１、２２、３１、３２の間にクランプされ、駆動プーリ２の回転が摩擦によりクランプされた横要素１１に伝達される。これにより、横要素１１の間に相当な押力が生じることがあり、その結果、これらが被駆動プーリ３の方向にリング１２のセットに対して互いを前向きに押すことになる。すると、プッシュベルト１０が被駆動プーリ３のディスク３１および３２の間にクランプされる場所で、横要素１１の間に存在する押力が被駆動プーリ３へ摩擦によって実質的に完全に伝達される。最終的に、横要素１１は、比較的低い押力を印加して、被駆動プーリ３から駆動プーリ２へ互いを押し戻す。リング１２のセットは、この場合、横要素１１がプッシュベルト１０に意図された経路に沿い続けることを確実にする。

図５は、接線方向から見たプーリディスク４３の断面の詳細を示す。プーリディスク４３のいわゆる接触面４０は、横要素１１の走行面１６と接触するが、場合により可変の曲率半径R４０の曲面を有し、接触面４０上のポイントRにおける接線４１と半径方向４２との間で画定された、前記半径方向で見て増加する、接触角度λを有する。そのため、接線方向断面から見た変速機１の接触面４０は、局所的接触角度λと変速機１の変速比Rs/Rpとの間の関係として定義できる輪郭を表す。各プーリ２，３について、前記輪郭はそれぞれ、一次接触角度輪郭λp（Rs/Rp）および二次接触角度輪郭λs（Rs/Rp）と称し、プーリ２、３の固定および可動ディスク２１、２２、３１、および３２は、同一の輪郭を備える。２個のプーリ２および３はまた、形状が同一、すなわち、互いに関して鏡面対称である接触角度輪郭λp（Rs/Rp）およびλs（Rs/Rp）を備えることが望ましい。
プーリ２および３の湾曲した接触面４０と最適に相互作用できるようにするため、横要素１１の走行面１６は、図３に示すプッシュベルト１０の断面で見て、曲面を有する。この場合、プーリ２および３の接触面４０によって画定される接触角度輪郭λp（Rs/Rp）およびλs（Rs/Rp）に少なくとも一致する接触角度λの範囲は、走行面１６の輪郭により画定される。

変速機１の平衡状態、すなわち一定の変速比に必要なクランプ力比、KpKs比は、平衡状態から発生し、これにより、各プーリ２，３について駆動ベルト１０のベルトセット１２に生じる引張力Ftは互いに等しくなければならない。この平衡状態を図６に示す。各プーリ２および３について、引張力Ftは、駆動ベルト１０に半径方向で作用するそれぞれ半径方向の力のFrpおよびFrsの結果として生じ、力FrpおよびFrsは、局所的接触角度λp、λsと、各プーリ２、３についてディスク２１および２２、３１および３２の間にそれぞれかかる、実質的に軸方向を向く、クランプ力Kp、Ksの結果として生じる。これを一次プーリ２について書くと、次の関係が適用される。

半径方向の力FrpおよびFrsは、各一次プーリ２および二次プーリ３のプーリディスク２１、２２、３１、３２の間にクランプされた駆動ベルト１０の部分の全長において、横要素１１の走行面１６に作用する。前記長さは、各プーリ２、３について、駆動ベルト１０がクランプされた部分に挟まれた角度として定量化することが可能で、ここではそれぞれ、一次ベルト角度αpおよび二次ベルト角度αsと指定する。平衡に必要な半径方向の力FrpおよびFrsは、すると、各ベルト角度αpおよびαsについて、単位あたり又はベルト角度dαあたりの引張力Ftを合計することによって画定される。よって、一次プーリ２について書くと、次の関係が適用される。

式（３）の導出を、ベルトセット１２の小部分を基に図７に図解する。
式（６）および（７）は、一定の変速比の前記平衡状態によって、二次プーリ３について対応する方法で導くことができる。これにより、生成された引張応力Ftを両プーリ２および３に適用し、次の関係が平衡クランプ力比KpKsに適用される。

ここで、ベルト角度αpおよびαsは、各走行半径Rp、Rsの関数として、故に変速比Rs/Rpの関数として変化する。ベルト角度αpおよびαsと走行半径RsおよびRpとの間のこの性質の関係は変速機１の幾何形状によって画定され、例えば次のように比較的正確に近似することができる。

Rs(Rp、Rp_MIN、Rp_MAX）では次の通りである。

但し、Rp_MINは最小一次走行半径Rp、Rp_MAXは、最大一次走行半径Rpである。式（９）および（１０）の導出において、２個のプーリ２および３は共に、例えば、図６に示す場合のように、一般に車両において所望であるよう半径方向で出来るだけ近くに位置するものと想定した。
接触角度λpおよびλsが一定の等しい値、この場合は１１度だが、を持つ場合の、変速比Rs/Rpに対するKpKs比率の、式（８）、（９）および（１０）の解、繰り返し、あるいは数的に決定されるが、を図８に示す。
上記分析から、駆動ベルト１０の種類と無関係に、すなわち、図２から図４に示すプッシュベルト１０のみでなく、ゴム製Vベルト、金属チェーン等についても、互いに異なる一次接触角度λpおよび／または二次接触角度λsの値を選択することによって、KpKs比が影響されうると結論できる。変速機の変速比Rs/Rpの関数としての接触角度λp、λs間の比率は、KpKs曲線と称するクランプ力KpおよびKsの平衡比率が、全ての変速比Rs/Rpについて有利に１に等しいとして、この場合はKp/Ks=1で式（４）を満たさなければならない。

ちなみに、式（１１）から、接触角度λp、λsは、ベルト角度αpおよびαs、したがって走行半径RpおよびRsが互いに等しい変速比Rs/Rpにおいて値が等しくなければならない。
式（１１）に考えられる解を図９に示すが、ここで一次プーリ２および二次プーリ３の各接触角度λp、λsを、いわゆる接触角度輪郭λp（Rs/Rp)およびλs（Rs/Rp)において、変速比Rs/Rpに対してプロットする。そのため、理論的に近似したKpKs比はこの場合、考えられる全ての変速比Rs/Rpにおいて１に等しくなる。図９に示す図は、プーリ２および３の最小可能半径と組み合わされた、最小一次走行半径Rp_MIN約３０ｍｍ、最大一次走行半径Rp_MAX約７５mmの代表的な変速機１の場合を示す。

上述の分析はこれを示唆するが、上述の明らかに最適の接触角度輪郭λp（Rs/Rp)およびλs（Rs/Rp)は、平衡クランプ力比KpKsに影響することにより、変速機１の効率改善にとって全ての場合に最も理想的な解とは限らず、少なくともプッシュベルト１０を備えた本変速機１についてはそうではない。
さらに、特にマスタースレーブ制御との組み合わせでは、上述のように、１より大きいKpKS比率を選択した方が非常に有利である。第２に、出願者は、本発明の基となるこの現象の分析により、プッシュベルト１０を備えた変速機１の特定の場合には、この変速機の動作中、プッシュベルト１０に独自の力の遊びが生成され、これがクランプ力KpおよびKsの平衡比に相当な影響を与えることを発見した。さらに、この点において、接触角度λpとλsが適応された結果としての平衡クランプ力比KpKsに影響を与えることにより変速機１の効率を改善するための試みにおいて、プッシュベルト１０にかかる機械的負荷と、特にそのリング１２のセットの疲労負荷、また、例えば変速機１の動的性能も、影響されることがわかった。
この現象とその相互作用の複雑性から見て、分析的記述は実現不可能か、できるとしても非常に困難である。しかしながら、本発明によると、定性的分析で十分であり、それを基に改良された変速機設計が提案される。

本発明による定性的分析は、横要素１１の押力Fdと、リングの引張力Ftと、プーリ２および３上での個々の横要素１１とリング１２のセットとの間の半径方向の法線力Frとに基づく。この記載では、押力Fdが実質的にプーリ２および３の間のトルクの伝達を担い、リング１２のセットと横要素１１は共に保持され、プーリ２および３と共に望ましい経路に送り込まれる。本発明によると、次の式（ここでは一次プーリについて書く）が各プーリ２、３に適用される。

または、２個のプーリ２、３の間の平衡については次の通りである。

これらの式から、プッシュベルト１０の場合、平衡クランプ力比KpKsは、接触角度λp、λsだけでなく、押力Fdとさらに詳細にはベルト角度αp、αsに亘る押力Fdの分布にも影響されることがわかる。本発明によると、式（１１）に基づき、押力Fｄは各クランプ力Kp、Ksの生成する半径方向の力FrpおよびFrsを部分的に補償する。さらに、横要素１１とリング１２のセットは互いと摩擦接触しており、これらの速度の違いにより、リングには引張力Ftの増加または減少が生じ、プッシュベルト１０の場合では、この現象がさらに平衡クランプ力比KpKsの分析的解を複雑化する。そのため本発明は定性的分析を提案する。

定性的効果を図１０に示すが、これは変速機１の動作中、トルクTpがプーリ２および３の間を伝達される時、各プーリ２、３についてベルト角度αp、αsは２個の連続する部分からなるという知識に基づくものである。クリープ角度Kとして知られるベルト角度の第１部分では、プッシュベルト１０の横要素１１の間の押力Fdは、プーリ２、３との摩擦接触で増加または減少する。レスト角度Rとして知られるベルト角度の第２部分では、押力Fdはほぼ一定で、少なくとも実質的に駆動プーリ、この場合は一次プーリ２上でゼロに等しく、被駆動プーリ、この場合は二次プーリ３上で最大値Fd-maxに等しい。同一条件、すなわち、横要素１１と各プーリ２、３との間の同一摩擦係数および同一の法線力において、増加または減少するクリープ角度Kは、ほぼ対応する長さであり、比較的高いクランプ力ではクリープ角度Kは、ベルト角度αp、αsに対して比較的小さい。最小変速比、すなわちオーバドライブについてこれを図１０に示すが、両側の矢印は、プッシュベルト１０の隣接する横要素１１間に局所的に存在する押力Fdのレベルを示すが、押力Fdはプッシュベルト１０の長手方向を向いており、矢印は押力Fdの方向ではない。この図はまた、プッシュベルト１０の周回り全体におけるリングセットの引張力Ftの可能な曲線も示し、この例ではトルクTpの転送に対抗している。結局、引張力は、最大の押力Fd-maxが存在するプッシュベルト１０の側では最大のFt-maxを、最小の押力Fd、特に実質的に押力のないプッシュベルト１０の側では最小レベルFt-minを有する。引張力Ftの曲線は、特にトルクTpのレベルにより、正確に反対の場合もある。

定性的には、図１０から、少なくともオーバドライブでは、プッシュベルトの場合の平衡クランプ力比KpKsが、式（８）により予測される値とは有意に異なることがわかる。結局、一次ベルト角度αpに亘る累積押力Fdは、二次ベルト角度αsに亘る累積押力Fdより有意に小さい。この結果、上記から導かれる最適接触角度輪郭λｐ（Rs/Rp)とλs（Rs/Rp）は、プッシュベルト１０を備える変速機１には適用されない。
さらに、上記分析から、平衡クランプ力比KpKsが一次および二次接触角度λpおよびλsの間の比率に影響されるだけでなく、２個のプーリ２、３の少なくとも一方におけるレスト角度Rの縮小、またはクリープ角度Kの延長により、オーバドライブにおいて減少されうることがわかる。二次プーリ３については、このことが二次ベルト角度αsに亘る累積押力Fdの減少につながる一方、一次プーリ２については、このことは累積押力の増加につながり、その両方の場合において、式（１２）によれば平衡クランプ力比KpKsの減少につながる。オーバドライブでは、二次プーリ３上の縮小されたレスト角度Rは最も有利な選択肢ではない。何故ならばこの場合、これは望ましい安全係数Sfで決まり、本発明の文脈では所与の境界条件とみなされるためである。一方、本発明によると、一次プーリ２上のクリープ角度Rを、オーバドライブにおいて、少なくとも一次走行半径Rpに対して延長することにより、KpKsに有利な影響を与えることが可能である。

本発明によると、クリープ角度は、一次プーリ２とプッシュベルト１０との間の力の伝達を、驚くべきことに少なくともより非効率にすること、例えば、これらの間の有効摩擦係数μ低い方を選択する（式（１）も参照）ことにより長くすることができる。受容されている理論によると、本変速機に通常用いられるような潤滑摩擦接触の摩擦係数μは、プーリ２の設計により、例えば、プッシュベルト１０とプーリ２との間の接触圧を、例えば一次プーリディスクに比較的大きい曲率半径R40を用いることにより、またはプーリディスク２１および２２の表面粗さを下げることにより、下げることができる。
上述の方法は、特に変速比Rs/Rpが１未満のプッシュベルト１０と一次プーリ２との間の接触点、すなわち、比較的大きい一次走行半径Rp、より詳しくは、オーバドライブの変速比を画定する最大一次走行半径Rpに関する。変速機１の他の位置、すなわち、例えばローの一次走行半径Rpなど、比較的小さい一次走行半径Rpと、二次プーリ３のあらゆる望ましい走行半径Rsでは、これとは対照的に、上述の方法を使わず、プッシュベルト１０とプーリ２、３との間の力の伝達を出来る限り効率的にすることが有利である。一方、上述の比較的小さい一次走行半径Rpと関連する比較的大きい二次走行半径Rs、すなわち、ローの変速比に近いかこれに等しい変速比Rs/Rpでは、平衡クランプ力比KpKsは実質的に１に等しいままで、効率の増加は比較的低く、その一方で、力の伝達効率は、あるクランプ力KpまたはKsで伝達可能な最大トルクにとって、上述の比較的小さい一次走行半径Rpだけでなく、比較的小さい二次走行半径Rsにおいて重要なためである。

上述の方法は、接触角度輪郭λp（Rs/Rp）およびλs（Rs/Rp）の適用から独立して、あるいはこれに加えて採用することができる。しかしながら本発明によると、より詳細な分析から、平衡クランプ力比が常に１に等しい、伝達効率に関して原則として最適であるKpKs曲線は、変速機１の他の機能的側面を低下させる接触角度輪郭λp（Rs/Rp）とλs（Rs/Rp）を必要とすることがわかった。より詳しくは、最小および最大接触角度λp、λsの間の必要な差の合計は、不利に大きくなる場合がある。一方、必要な最小接触角度λp、λsは、例えば小さすぎて、クランプ力Kp、Ksの半径方向成分Frが小さくなりすぎ、プッシュベルト１０とプーリ２、３との間の半径方向摩擦を克服できなくなる結果、変速機１の変速比を変更することが不可能になる。一方で、必要な最大接触角度λp、λsは、例えば大きすぎてリング１２のセットがクランプ力Kp、Ksの半径方向成分Frによって過度の負荷を与えられる。このような現象の説明は、例えば、出願者の名前によるＥＰ-０ ７９８ ４９２およびオランダ特許出願第１０２２１５７号にあるが、これは本出願の優先日前には公開されていない。

必要な最小および最大接触角度λp、λsの差が大きいことによるさらに別の不利な結果は、この性質の差を限定された寸法以内で実現できるようにするため、プーリ２および３の接触面４０と、横要素１１の走行面１６を比較的強く湾曲させなければならないことである。その結果、これらの間の接触応力が、望ましくない、あるいは許容不可能な値を取ってしまうことがある。前述のように、変速機１の配置も接触角度輪郭λｐ（Rs/Rp）およびλｓ（Rs/Rp）によって決まり、そのためこれは限定的要因となる。
これら側面を組み込んだ本発明による実験的近似では、少なくともオーバドライブにおける接触角度は、次の条件を満たさなければならない。

より詳しくは、ローにおける比率はさらに次の条件を満たす。

上述の分析は単に、接触角度λpとλsとの間の比率の条件を述べたもので、これらパラメータの最適値を与えるものではない。本発明によると、これら最適値は次のよう発見される。

本発明によると、一方で、接触角度λpおよびλsの下限はできるだけ低く選択することが望ましく、その結果、半径方向の力Frp、Frs、ひいてはリング１２のセットの引張力Ftも有利に低くなるためである。結局、前記引張力Ftは供給されるトルクTpの伝達にまったく貢献しないか、貢献したとしてもわずかである一方、リング１２のセットは引張力Ftによる機械的負荷を受けることになる。その一方、本発明によると、変速比Rs/Rpを変更するためには、あらゆる状況で、駆動ベルト１０がプーリディスク２１、２２、３１、３２の間で半径方向に変位できなければならない。このため、前記半径方向の力Frpは、駆動ベルト１０とプーリ２、３との間の少なくとも摩擦Fwを克服できなければならない。一次プーリ２に対しては次の関係が適用される。

但し、μ_Rは駆動ベルト１０の走行面１６とプーリディスク４３の接触面４０との間の接触の半径方向で測定した摩擦係数、Fnは、その接触における法線力である。式（１６）を図１１に略図で示すが、これは、前記接触においてアクティブなKp、Fw、Frp、Fnの力を示す。式（１６）は、接触角度λが半径方向摩擦係数μ_Rの逆正接より大きくなければならないという条件を生じる。変速機のプーリ２および３と駆動ベルト１０との間の金属と金属の潤滑された接触では、一般に約０．１２の最大値がμ_Rに適用される。そのため、本発明によると、ローにおける一次接触角度λpとオーバドライブにおける二次接触角度λsは７度にほぼ等しいことが望ましい。すると、完全な接触角度輪郭λp(Rs／Rp)およびλs（Rs/Rp）は式（１３）を用いて反復的に近似できる。

式（１３）が必要な境界条件を解決するためのさらに別の好適な境界条件は、各プーリ２、３の接触角度輪郭λp(Rs／Rp)およびλs（Rs/Rp）が、それぞれ二次プーリ３で連続して立ち上がり、一次プーリ２で連続して下がる連続的曲線である。最後に、プーリのディスク２１、２２、３１および３２の形状が同一である場合、特に生産および組立工学の観点から有利である。

約１．３の安全係数を用いる場合、上述の側面および要因、例えば接触角度の最大および最小許容可能値、接触面４０の曲率半径R40と走行面１６の曲率半径R16の最小許容可能値、並びに変速機の配置などが、接触角度輪郭λp(Rs／Rp)およびλs（Rs/Rp）について最適KpKs曲線の決定の際に考慮されるとき、最適KpKs曲線はオーバドライブにおける１．５からローにおける１．３まで多かれ少なかれ線形の曲線を有する。図１２に示す図は、この最適KpKs曲線と対応する最適接触角度輪郭λp(Rs／Rp)およびλs（Rs/Rp）の両方を変速比Rs/Rpに対してプロットしたものである。図は、プッシュベルトタイプの駆動ベルト１０を備えた変速機１の上述の全ての特徴および特性を考慮して、実験的ルートによって近似している。この図から、一次プーリλpと二次プーリλsの両方の最小接触角度が共に７度よりわずかに大きく、詳しくは約７．３度であり、最大１次接触角度λpが約１０度で、最大２次接触角度λsが約９度であることがわかる。そのため、接触角度λp、λsの接線の最適比率はオーバドライブにおいて約１．４、ローにおいて約０．８となる。

既存技術による２個のプーリと駆動ベルトを備えた無段変速機の断面の略図である。 図１に示す変速機の簡易化した側面図である。 本発明による無段変速機の駆動ベルトとして有利に用いることができるプッシュベルトの断面図である。 図３に示すプッシュベルトから見た横断要素の側面図である。 本発明による無段変速機の図３に示すプッシュベルトと組み合わせて用いることのできるプーリディスクの特にその接触面の詳細図である。 変速比の結果としての一次および二次プーリの間のクランプ力の差を図解する。 曲線駆動ベルトの一部を用いて、曲線駆動ベルトの中の引張応力と、半径方向内向きにかかる力の成分との関係を示す。 両プーリについて１１度の一定の接触角度を有する周知の変速機の変速比に対して理論的に近似させた平衡クランプ力の比のプロット図である。 一次および二次プーリの接触角度輪郭として知られるものを、変速比に対してプロットした図とこの変速比に関係なく１に等しい理論的に近似させた平衡クランプ力の比を示す。 プッシュベルトタイプの駆動ベルトを備えた変速機の力の遊びを示し、変速比の結果としての一次プーリと二次プーリとの間のクランプ力の差を示す。 駆動ベルトとプーリの接線断面において、これらにかかる軸方向クランプ力の影響下でのこれらの接触における力の遊びを示す。 周知の最適接触角度輪郭を、プッシュベルトタイプの駆動ベルトを備えた変速機に関して変速比に対して一次プーリと二次プーリについてプロットした図を示す。

１ 変速機 ２ 一次プーリ ３ 二次プーリ
１０ 駆動ベルト １１ 横要素 ２１、３１、２２、３２ プーリディスク

Claims (3)

1. 一次プーリ（２）と二次プーリ（３）とを備え、その周囲に駆動ベルト（１０）が配置され、前記駆動ベルト（１０）は、
   少なくとも変速機（１）が動作中、一次クランプ力（Ｋｐ）を持つ一次プーリ（２）の２個の円錐形プーリディスク（２１、２２）の間と、二次クランプ力（Ｋｓ）を持つ二次プーリ（３）の２個の円錐形プーリディスク（３１、３２）の間で、駆動ベルト（１０）の両側に配置された実質的に軸方向を向く走行面（１６）を介してクランプされ、
   それにより前記一次プーリ（２）から前記二次プーリ（３）へ摩擦力により供給されたトルク（Ｔｐ）を伝達する車両用無段変速機（１）において、
   少なくとも前記変速機（１）が動作中、前記一次プーリ（２）と前記駆動ベルト（１０）との間の接触点の半径方向位置（Ｒｐ）に関する摩擦係数が、前記接触点の半径方向最外側位置において最小値であり、
   少なくとも接線方向断面から見て、前記一次プーリ（２）と前記駆動ベルト（１０）との間の接触点の半径方向最外側位置における前記一次プーリディスク（２１、２２）は、比較的大きい曲率半径（Ｒ４０）および／または比較的低い表面粗さを備え、
   かつ前記一次プーリディスク（２１、２２）は、放射状の溝を持たず、それにより前記駆動ベルト（１０）の前記走行面（１６）との摩擦相互作用のための平らな表面を前記一次プーリディスク（２１、２２）の周縁に沿って提供する、
   ことを特徴とする変速機。
2. 前記摩擦係数は、前記二次プーリ（２）と前記駆動ベルト（１０）との間の接触点の半径方向最外側位置におけるそれらの間の摩擦係数より小さい、ことを特徴とする請求項１記載の無段変速機（１）。
3. エンジンと駆動される負荷とを有し、その間に請求項１〜２のいずれか１項に記載の無段変速機（１）が組み込まれ、
   前記エンジンによって生成されるパワーは、前記駆動ベルト（１０）によって前記一次プーリ（２）から前記二次プーリ（３）へ伝達され、前記二次プーリ（３）によって負荷側に出力される、ことを特徴とする車両。

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