JP5315225B2 - ベルト式無段変速機の潤滑構造 - Google Patents

Description

本発明は、ベルト式無段変速機の金属ベルトが巻き掛けられるドライブプーリおよびドリブンプーリ間に、潤滑油供給源に連なる潤滑油供給パイプを前記両プーリの軸方向に沿って配置し、前記潤滑油供給パイプに設けたノズル孔から前記両プーリと前記金属ベルトとの係合部に潤滑油を噴出するベルト式無段変速機の潤滑構造に関する。

かかるベルト式無段変速機の潤滑構造は、下記特許文献１により公知である。このものは、ベルト式無段変速機のケーシングの内面に潤滑油供給パイプの一端を片持ち支持し、ケーシングの油路から潤滑油供給パイプの内部に供給した潤滑油を、潤滑油供給パイプの他端に径方向に形成したノズル孔から噴出させることで、プーリと金属ベルトとの係合部を潤滑するようになっている。

特開２００５−１４７２８２号公報

ところで、潤滑油供給パイプのノズル孔から噴出した潤滑油を目的とする潤滑部に確実かつ効率的に供給するには、ノズル孔から噴出した潤滑油が広角に拡散しないことが必要であり、そのためにはノズル孔を細長く（直径に対する長さの比を大きく）することが望ましい。しかしながら、上記従来のものは、潤滑油供給パイプを径方向に貫通する孔でノズル孔を構成しているので、ノズル孔を充分に細長くすることができなかった。なぜならば、重量やスペースの制約から潤滑油供給パイプの肉厚の上限値には制限があり、かつ潤滑油の噴出量を確保するためにノズル孔の直径の下限値には制限があるからである。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、ベルト式無段変速機のプーリおよび金属ベルトの係合部に潤滑油を効率的に供給して潤滑効果を高めることを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、ベルト式無段変速機の金属ベルトが巻き掛けられるドライブプーリおよびドリブンプーリ間に、潤滑油供給源に連なる潤滑油供給パイプを前記両プーリの軸方向に沿って配置し、前記潤滑油供給パイプに設けたノズル孔から前記両プーリと前記金属ベルトとの係合部に潤滑油を噴出するベルト式無段変速機の潤滑構造において、前記潤滑油供給パイプはパイプ本体よりも径方向外側に膨出するノズル部材を備え、前記ノズル部材の内部には各一対の長辺および短辺より成る四角断面の潤滑油溜まりが形成され、この潤滑油溜まりを貫通する前記パイプ本体に、該潤滑油溜まりに連通する油孔が該潤滑油溜まりの前記短辺側の壁面を指向して形成され、前記ノズル部材の周壁には、該周壁を貫通して一端が前記潤滑油溜まりの前記長辺側の壁面に他端が該周壁の外周面にそれぞれ開口する前記ノズル孔が形成され、前記ノズル孔の長さは前記パイプ本体の肉厚よりも大きいことを特徴とするベルト式無段変速機の潤滑構造が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記潤滑油供給パイプは回転方向に遊びを有するように支持されており、前記ノズル孔の軸線は前記潤滑油供給パイプの中心から偏心しており、前記ノズル孔から噴出する潤滑油の反動によるモーメントで前記潤滑油供給パイプを回転方向に付勢して前記遊びを消滅させることで、前記ノズル孔の軸線を前記係合部に指向させることを特徴とするベルト式無段変速機の潤滑構造が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項２の構成に加えて、前記ノズル部材の重心位置は前記潤滑油供給パイプの中心から偏心しており、前記ノズル部材に作用する重力によるモーメントで前記反動によるモーメントを補助することを特徴とするベルト式無段変速機の潤滑構造が提案される。

また請求項４に記載された発明によれば、請求項１〜３の何れかの構成に加えて、前記ノズル部材は、変速比がＬＯＷであるときの前記ドライブプーリ及び前記金属ベルトの係合部を指向して潤滑油を噴出するドライブプーリ側ノズル孔と、変速比がＯＤであるときの前記ドリブンプーリ及び前記金属ベルトの係合部を指向して潤滑油を噴出するドリブンプーリ側ノズル孔とを備えることを特徴とするベルト式無段変速機の潤滑構造が提案される。

尚、実施の形態のオイルポンプ２８は本発明の潤滑油供給源に対応し、実施の形態のドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅおよびドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇは本発明のノズル孔に対応する。

請求項１の構成によれば、潤滑油供給パイプにパイプ本体よりも径方向外側に膨出するノズル部材を設け、ノズル部材の内部には各一対の長辺および短辺より成る四角断面の潤滑油溜まりを形成して、この潤滑油溜まりを貫通するパイプ本体に該潤滑油溜まりに連通する油孔を該潤滑油溜まりの短辺側の壁面を指向して形成するとともに、ノズル部材の周壁には、該周壁を貫通して一端が潤滑油溜まりの長辺側の壁面に他端が該周壁の外周面にそれぞれ開口するノズル孔を形成したので、潤滑油供給源からパイプ本体の内部に供給された潤滑油を潤滑油溜まりからノズル孔を経て噴出させ、プーリおよび金属ベルトの係合部を潤滑することができる。このとき、ノズル孔の長さはパイプ本体の肉厚よりも大きいので、ノズル孔の形状をオリフィス状ではなくチョーク状にして噴出する潤滑油の拡散を防止し、潤滑油を目的とする係合部に集中的に供給して潤滑効果を高めることができる。

また請求項２の構成によれば、潤滑油供給パイプが回転方向に遊びを有するように支持されているため、ノズル孔の軸線がプーリおよび金属ベルトの係合部を正しく指向しない場合でも、ノズル孔の軸線を潤滑油供給パイプの中心から偏心させることで、ノズル孔から噴出する潤滑油の反動によるモーメントで潤滑油供給パイプを回転方向に付勢して前記遊びを消滅させることで、ノズル孔の軸線を前記係合部に正しく指向させることができる。

また請求項３の構成によれば、ノズル部材の重心位置を潤滑油供給パイプの中心から偏心させたので、ノズル部材に作用する重力によるモーメントで潤滑油の反動によるモーメントを補助し、ノズル孔の軸線を一層精度良く係合部に指向させることができる。

また更に、請求項４の構成によれば、ノズル部材は、変速比がＬＯＷであるときのドライブプーリ及び金属ベルトの係合部を指向して潤滑油を噴出するドライブプーリ側ノズル孔と、変速比がＯＤであるときのドリブンプーリ及び金属ベルトの係合部を指向して潤滑油を噴出するドリブンプーリ側ノズル孔とを備えるので、最大の荷重を伝達する係合部に充分な量の潤滑油を供給して潤滑性能を確保することができる。

ベルト式無段変速機の縦断面図。 図１の２部拡大図。 図１の３−３線矢視図。 図３の４−４線断面図。 図４の５−５線断面図。 図４の６−６線断面図。 潤滑油供給パイプの分解斜視図。

以下、図１〜図７に基づいて本発明の実施の形態を説明する。

図１および図２に示すように、車両用のベルト式無段変速機Ｔは、右ケーシング１１、中間ケーシング１２および左ケーシング１３を備えており、中間ケーシング１２および左ケーシング１３にそれぞれボールベアリング１４，１５を介してドライブプーリシャフト１６が支持され、右ケーシング１１、中間ケーシング１２および左ケーシング１３にそれぞれローラベアリング１７、ボールベアリング１８およびローラベアリング１９を介してドリブンプーリシャフト２０が支持され、右ケーシング１１および中間ケーシング１２にそれぞれアンギュラローラベアリング２１，２２を介してセカンダリシャフト２３が支持される。ドライブプーリシャフト１６の右端内周に左端外周を相対回転自在に嵌合するインプットシャフト２４の右端は、右ケーシング１１の開口部においてエンジンＥのクランクシャフト２５の左端に同軸に対向する。

右ケーシング１１の内部には、インプットシャフト２４の右端外周を囲むようにトルクコンバータ２６が配置され、中間ケーシング１２の内部には、インプットシャフト２４およびドライブプーリシャフト１６の嵌合部の外周を囲むように前後進切替機構２７が配置されるとともに、前後進切替機構２７の径方向外側に隣接するようにオイルポンプ２８が配置される。

中間ケーシング１２の内部において、ドライブプーリシャフト１６の外周に設けられたドライブプーリ２９とドリブンプーリシャフト２０の外周に設けられたドリブンプーリ３０とに、無端状の金属ベルト３１が巻き掛けられる。ドライブプーリ２９は固定側プーリ半体２９ａと、その固定側プーリ半体２９ａに対して接近・離間可能な可動側プーリ半体２９ｂとを備え、油室３２に作用する油圧により溝幅を制御可能である。同様に、ドリブンプーリ３０は固定側プーリ半体３０ａと、その固定側プーリ半体３０ａに対して接近・離間可能な可動側プーリ半体３０ｂとを備え、油室３３に作用する油圧により溝幅を制御可能である。

右ケーシング１１および中間ケーシング１２にそれぞれアンギュラローラベアリング３４，３５を介してディファレンシャルギヤ３６が支持される。ドリブンプーリシャフト２０に設けた第１リダクションギヤ３７がセカンダリシャフト２３に設けた第２リダクションギヤ３８に噛合し、セカンダリシャフト２３に設けたファイナルドライブギヤ３９がディファレンシャルギヤ３６の外周に設けたファイナルドリブンギヤ４０に噛合する。そしてディファレンシャルギヤ３６から左右に延出する左右のドライブシャフト４１，４２が左右の車輪に接続される。

トルクコンバータ２６はエンジンＥのクランクシャフト２５の左端にドライブプレート５１およびトルクコンバータカバー５２を介して接続されたポンプ５３と、ベルト式無段変速機Ｔのインプットシャフト２４の右端に接続されたタービン５４と、中間ケーシング１２に一方向クラッチ５５を介して支持されたステータ５６と、ポンプ５３およびタービン５４を一体に結合可能なロックアップクラッチ５７とを備える。

エンジンＥのクランクシャフト２５に接続されたポンプ５３が回転すると、ポンプ５３から押し出されたオイルがタービン５４に流入し、タービン５４にトルクを与えてベルト式無段変速機Ｔのインプットシャフト２４を回転させた後、ステータ５６を通過してポンプ５３に還流することで、クランクシャフト２５の回転が減速され、かつトルク増幅されてインプットシャフト２４に伝達される。

ロックアップクラッチ５７はトルクコンバータカバー５２の内面に当接可能なクラッチピストン５８を備えており、油圧でクラッチピストン５８がトルクコンバータカバー５２に当接するとロックアップクラッチ５７が係合し、クランクシャフト２５のトルクが直接インプットシャフト２４に伝達される。

トルクコンバータ２６のステータ５６を一方向クラッチ５５を介して支持する筒状のステータシャフト６１は、その左端外周に板状のステータシャフトフランジ６２の開口部６２ａが圧入により一体に結合されており、ステータシャフトフランジ６２はボルト６３…で中間ケーシング１２に締結される。トルクコンバータ２６のポンプ５３と一体の筒状のポンプシャフト６４がステータシャフト６１の外周に嵌合しており、ポンプシャフト６４の外周にスプライン結合された駆動スプロケット６５がボールベアリング８１を介してステータシャフトフランジ６２に回転自在に支持される。

中間ケーシング１２の内部に配置されたステータシャフトフランジ６２の一端部にオイルポンプ２８が固定されており、そのロータシャフト９１にスプライン結合した従動スプロケット６６と前記駆動スプロケット６５とが無端チェーン６７で接続される。従って、クランクシャフト２５に接続されたトルクコンバータ２６のポンプ５３の回転は、ポンプシャフト６４→駆動スプロケット６５→無端チェーン６７→従動スプロケット６６→ロータシャフト９１の経路でオイルポンプ２８に伝達される。

シングルピニオン型の遊星歯車機構からなる前後進切替機構２７は、リングギヤ７１と、サンギヤ７２と、プラネタリキャリヤ７３と、複数のピニオン７４…とを備え、リングギヤ７１はクラッチアウター７５を介してインプットシャフト２４の左端に結合され、サンギヤ７２はドライブプーリシャフト１６の右端に結合され、ピニオン７４…を支持するプラネタリキャリヤ７３はサンギヤ７２の外周にボールベアリング７６を介して相対回転自在に支持される。サンギヤ７２と一体のクラッチインナー７７と前記クラッチアウター７５とがフォワードクラッチ７８を介して結合可能であり、またプラネタリキャリヤ７３と中間ケーシング１２とがリバースブレーキ７９を介して結合可能である。

従って、フォワードクラッチ７８およびリバースブレーキ７９を共に係合解除するとインプットシャフト２４およびドライブプーリシャフト１６は切り離されるが、フォワードクラッチ７８を係合すると、インプットシャフト２４の回転がクラッチアウター７５→フォワードクラッチ７８→クラッチインナー７７→サンギヤ７２の経路でドライブプーリシャフト１６に伝達され、ドライブプーリシャフト１６はインプットシャフト２４と同一回転数で同一方向に回転する。

一方、リバースブレーキ７９を係合するとプラネタリキャリヤ７３が中間ケーシング１２に回転不能に拘束されるため、インプットシャフト２４の回転がクラッチアウター７５→リングギヤ７１→ピニオン７４…→サンギヤ７２の経路でドライブプーリシャフト１６に伝達され、ドライブプーリシャフト１６はインプットシャフト２４に対して増速されて逆方向に回転する。

しかして、エンジンＥのクランクシャフト２５の回転がトルクコンバータ２６からインプットシャフト２４および前後進切替機構２７を介してドライブプーリシャフト１６に伝達されると、ドライブプーリシャフト１６の回転がドライブプーリ２９、金属ベルト３１およびドリブンプーリ３０を介してドリブンプーリシャフト２０に伝達される。このとき、ドライブプーリ２９の溝幅を広げてドリブンプーリ３０の溝幅を狭めると、変速比がＬＯＷ側に連続的に変化し、逆にドライブプーリ２９の溝幅を狭めてドリブンプーリ３０の溝幅を広げると、変速比がＯＤ側に連続的に変化する。

そしてドリブンプーリシャフト２０の回転は、第１リダクションギヤ３７→第２リダクションギヤ３８→セカンダリシャフト２３→ファイナルドライブギヤ３９→ファイナルドリブンギヤ４０→ディファレンシャルギヤ３６→ドライブシャフト４１，４２の経路で左右の車輪に伝達される。

ベーンポンプよりなる可変吐出容量のオイルポンプ２８の外郭は、ポンプケース８４にポンプカバー８５を重ね合わせてボルト８６…で締結して構成される。ポンプケース８４およびポンプカバー８５の内部には一対のサイドプレート８７，８８に挟まれたカムリング８９が配置されており、カムリング８９の内部に複数のベーン（不図示）を出没自在に備えたロータ９０が配置される。ロータ９０を貫通するロータシャフト９１はポンプケース８４およびポンプカバー８５に回転自在に支持される。

ポンプケース８４に突設した嵌合部８４ａをステータシャフトフランジ６２のポンプ取付部６２ｂにインロー嵌合した状態で、ステータシャフトフランジ６２を貫通する図示せぬボルトをポンプケース８４に螺合することで、オイルポンプ２８がステータシャフトフランジ６２に固定される。ステータシャフトフランジ６２のポンプ取付部６２ｂの近傍に従動スプロケット６６がボールベアリング９３を介して回転自在に支持されており、駆動スプロケット６５および従動スプロケット６６に無端チェーン６７が巻き掛けられる。

図３〜図７から明らかなように、ドライブプーリ２９およびドリブンプーリ３０の間に、潤滑油供給パイプ９５の円形断面のパイプ本体９６がドライブプーリシャフト１６およびドリブンプーリシャフト２０と平行に配置される。パイプ本体９６の一端は中間ケーシング１２の壁面に形成した支持孔１２ａに嵌合して支持され、パイプ本体９６の他端は左ケーシング１３の壁面に形成した支持孔１３ａに嵌合して支持される。切欠き９６ａが形成されたパイプ本体９６の一端が嵌合する中間ケーシング１２の支持孔１２ａには油路１２ｂが連通しており、オイルポンプ２８からの潤滑油は中間ケーシング１２の油路１２ｂから切欠き９６ａを経てパイプ本体９６の内部に供給される。

パイプ本体９６の一端側にはステー９７が溶接されており、このステー９７の係止部９７ａが、中間ケーシング１２の支持孔１２ａに連設した溝状の被係止部１２ｃに係合する（図４および図６参照）。ステー９７の係止部９７ａと中間ケーシング１２の被係止部１２ｃとの間には若干の遊びα（図６参照）があり、従ってパイプ本体９６は回転方向に拘束されておらず、潤滑油供給パイプ９５は前記遊びαの範囲で所定角度（例えば、１．５°程度）回転可能である。

潤滑油供給パイプ９５は、パイプ本体９６の長手方向中間部に設けられたノズル部材９８を備える。ノズル部材９８は概略円筒状のハウジング９９と、その軸方向両端を閉塞してパイプ本体９６に溶接される円環状のカバー１００，１００とで構成される。ハウジング９９の内部には各一対の長辺および短辺より成る四角断面の潤滑油溜まり９９ａが形成されており、この潤滑油溜まり９９ａを貫通するパイプ本体９６に２個の油孔９６ｂ，９６ｂが潤滑油溜まり９９ａの短辺側の壁面を指向して形成される。ハウジング９９は、潤滑油溜まり９９ａを挟んで一方側が中実で重いウエイト部９９ｂを構成し、潤滑油溜まり９９ａを挟んで他方側に軽量化のための肉抜き部９９ｃが形成される。

図５から明らかなように、ノズル部材９８のハウジング９９の一方側（肉抜き部９９ｃ側）には、ドライブプーリ２９と金属ベルト３１との係合部を指向する２個のドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅが、ハウジング９９の周壁を貫通して一端が潤滑油溜まり９９ａに他端が該周壁の外周面にそれぞれ開口するように形成される。またノズル部材９８のハウジング９９の他方側（ウエイト部９９ｂ側）には、ドリブンプーリ３０と金属ベルト３１との係合部を指向する２個のドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇが、ハウジング９９の周壁を貫通して一端が潤滑油溜まり９９ａの長辺側の壁面に他端が該周壁の外周面にそれぞれ開口するように形成される。

ドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅおよびドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇの直径ａおよび長さｂは、次のように設定される。即ち、長さｂはパイプ本体９６の肉厚ｔよりも大きく、かつ直径ａよりも例えば３倍以上大きく設定される。つまりドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅおよびドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇはオリフィスではなくチョークを構成する。このことは、ハウジング９９の肉厚がパイプ本体９６の肉厚ｔよりも大きいことで可能になる。

２個のドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅおよび２個のドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇの軸線Ｌは、パイプ本体９６の中心Ｏに対して偏心している。従って、各ノズル孔９９ｄ，９９ｅ，９９ｆ，９９ｇから潤滑油が噴出すると、その反作用でノズル部材９８を図５の時計方向に付勢するモーメントＭが発生する。またノズル部材９８のハウジング９９の一方側に肉抜き部９９ｃを形成したことで、ノズル部材９８の重心位置Ｇはパイプ本体９６の中心Ｏに対して他方側（ウエイト部９９ｂ側）に偏心しており、よってノズル部材９８に作用する重力により、潤滑油の噴出に伴う前記モーメントＭと同方向のモーメンとが発生する。

次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。

オイルポンプ２８が吐出する潤滑油は、中間ケーシング１２の油路１２ｂからパイプ本体９６の切欠き９６ａを経て該パイプ本体９６の内部に供給され、そこからパイプ本体９６の２個の油孔９６ｂ，９６ｂおよびノズル部材９８の内部の潤滑油溜まり９９ａを経て、ドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅおよびドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇから噴出する。

ところで、図３〜図５から明らかなように、ドライブプーリ２９およびドリブンプーリ３０と金属ベルト３１の接触部を効果的に潤滑するには、回転する両プーリ２９，３０に金属ベルト３１が噛み込む位置（係合部）を狙って潤滑油を供給するのが望ましい。レシオがＬＯＷ側でドライブプーリ２９の有効半径は最小になり、ドリブンプーリ３０側の有効半径は最大になる。逆にレシオがＯＤ側でドリブンプーリ３０の有効半径は最小になり、ドライブプーリ２９側の有効半径は最大になるため、係合部の位置はレシオの変化に応じて径方向に移動する。またドライブプーリ２９は固定側プーリ半体２９ａに対して可動側プーリ半体２９ｂが軸方向に移動し、ドリブンプーリ３０は固定側プーリ半体３０ａに対して可動側プーリ半体３０ｂが軸方向に移動するため、係合部の位置はレシオの変化に応じて軸方向に移動する。

本実施の形態では、ノズル部材９８の二つのドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅが、ドライブプーリ２９のＬＯＷ時の係合部およびＯＤ時の係合部をそれぞれ指向し、かつノズル部材９８の二つのドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇが、ドリブンプーリ３０のＯＤ時の係合部およびＬＯＷ時の係合部をそれぞれ指向する。このように、ＬＯＷ時およびＯＤ時の係合部の両方を指向して潤滑油を供給することで、移動する係合部に全てのレシオにおいて潤滑油を効果的に供給することができる。

ドライブプーリ２９の有効半径はＬＯＷ時に最小になり、有効半径が最小のときにドライブプーリ２９および金属ベルト３１間で伝達される荷重は最大になる。よって、少なくとも一つのドライブプーリ側ノズル孔９９ｄがＬＯＷ時の係合部を指向することで、最大の荷重を伝達する係合部に充分な量の潤滑油を供給して潤滑性能を確保することができる。またドリブンプーリ３０の有効半径はＯＤ時に最小になり、有効半径が最小のときにドリブンプーリ３０および金属ベルト３１間で伝達される荷重は最大になる。よって、少なくとも一つのドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆがＯＤ時の係合部を指向することで、最大の荷重を伝達する係合部に充分な量の潤滑油を供給して潤滑性能を確保することができる。

ところで、潤滑油供給パイプ９５のパイプ本体９６はステー９７の係止部９７ａが中間ケーシング１２の被係止部１２ｃに係合してまわり止めされるが、パイプ本体９６は前記遊びαの範囲で所定角度（例えば、１．５°程度）回転可能であるため、潤滑油の噴出方向が不安定になって目的の部位を指向して潤滑油を噴出させることが難しくなる。

そこで、本実施の形態では、ドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅおよびドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇの軸線Ｌをパイプ本体９６の中心Ｏに対して偏心させることで、ドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅおよびドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇから噴出する潤滑油の反作用で潤滑油供給パイプ９５にモーメントＭ（図５および図６参照）を作用させ、ステー９７の係止部９７ａを被係止部１２ｃの円周方向一端に押し付けて位置決めする。これにより、ドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅおよびドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇを正しく所定の方向を位置決めすることができる。

このとき、ノズル部材９８のハウジング９９の一方側に肉抜き部９９ｃを形成したことで、パイプ本体９６の中心Ｏに対して偏心したノズル部材９８の重心位置Ｇに作用する重力により、潤滑油の噴出に伴う前記モーメントＭと同方向のモーメントが発生するため、ドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅおよびドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇの方向を一層確実に位置決めすることができる。

さて、潤滑油供給パイプ９５から潤滑油を噴射するとき、噴射した潤滑油が広い角度で拡散してしまうと、目的とする潤滑部に潤滑油を効率的に供給することが難しくなる。必要な潤滑油の噴出量が決まっているとノズル孔の直径ａの最小値も決められてしまうが、仮にパイプ本体９６に直接ノズル孔を形成すると、ノズル孔の長さｂをパイプ本体９６の肉厚ｔ以上に長くすることができず、ノズル孔がオリフィス状になって噴射した潤滑油が広い角度で拡散してしまう問題がある。

しかしながら、本実施の形態によれば、パイプ本体９６の外周を囲む厚肉のハウジング９９にドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅおよびドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇを形成したので、そのドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅおよびドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇを、直径ａに対する長さｂが充分に長いチョーク状とすることができ、噴出する潤滑油の拡散を防止して目的とする潤滑部に効率的に供給することができる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、実施の形態ではドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅおよびドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇの数は各２個であるが、それらの数は任意である。

また実施の形態では各２個のドライブプーリ側ノズル孔９９ｄ，９９ｅおよびドリブンプーリ側ノズル孔９９ｆ，９９ｇが異なる位置を指向しているが、それらが同じ位置を指向しても良い。この場合、各プーリ２９，３０の有効半径が最小になるときの係合部を指向するのが有利である。

２８ オイルポンプ（潤滑油供給源）
２９ ドライブプーリ
３０ ドリブンプーリ
３１ 金属ベルト
９５ 潤滑油供給パイプ
９６ パイプ本体
９８ ノズル部材
９９ａ 潤滑油溜まり
９９ｄ ドライブプーリ側ノズル孔（ノズル孔）
９９ｅ ドライブプーリ側ノズル孔（ノズル孔）
９９ｆ ドリブンプーリ側ノズル孔（ノズル孔）
９９ｇ ドリブンプーリ側ノズル孔（ノズル孔）
ｂ ノズル孔の長さ
Ｇ ノズル部材の重心位置
Ｌ ノズル孔の軸線
Ｏ パイプ本体の中心
ｔ パイプ本体の肉厚
Ｔ ベルト式無段変速機
α 潤滑油供給パイプの回転方向の遊び

Claims (4)

1. ベルト式無段変速機（Ｔ）の金属ベルト（３１）が巻き掛けられるドライブプーリ（２９）およびドリブンプーリ（３０）間に、潤滑油供給源（２８）に連なる潤滑油供給パイプ（９５）を前記両プーリ（２９，３０）の軸方向に沿って配置し、前記潤滑油供給パイプ（９５）に設けたノズル孔（９９ｄ〜９９ｇ）から前記両プーリ（２９，３０）と前記金属ベルト（３１）との係合部に潤滑油を噴出するベルト式無段変速機の潤滑構造において、
   前記潤滑油供給パイプ（９５）はパイプ本体（９６）よりも径方向外側に膨出するノズル部材（９８）を備え、前記ノズル部材（９８）の内部には各一対の長辺および短辺より成る四角断面の潤滑油溜まり（９９ａ）が形成され、この潤滑油溜まり（９９ａ）を貫通する前記パイプ本体（９６）に、該潤滑油溜まり（９９ａ）に連通する油孔（９６ａ，９６ｂ）が該潤滑油溜まり（９９ａ）の前記短辺側の壁面を指向して形成され、前記ノズル部材（９８）の周壁には、該周壁を貫通して一端が前記潤滑油溜まり（９９ａ）の前記長辺側の壁面に他端が該周壁の外周面にそれぞれ開口する前記ノズル孔（９９ｄ〜９９ｇ）が形成され、前記ノズル孔（９９ｄ〜９９ｇ）の長さ（ｂ）は前記パイプ本体（９６）の肉厚（ｔ）よりも大きいことを特徴とするベルト式無段変速機の潤滑構造。
2. 前記潤滑油供給パイプ（９５）は回転方向に遊び（α）を有するように支持されており、前記ノズル孔（９９ｄ〜９９ｇ）の軸線（Ｌ）は前記パイプ本体（９６）の中心（Ｏ）から偏心しており、前記ノズル孔（９９ｄ〜９９ｇ）から噴出する潤滑油の反動によるモーメントで前記潤滑油供給パイプ（９５）を回転方向に付勢して前記遊び（α）を消滅させることで、前記ノズル孔（９９ｄ〜９９ｇ）の軸線（Ｌ）を前記係合部に指向させることを特徴とする、請求項１に記載のベルト式無段変速機の潤滑構造。
3. 前記ノズル部材（９８）の重心位置（Ｇ）は前記パイプ本体（９６）の中心（Ｏ）から偏心しており、前記ノズル部材（９８）に作用する重力によるモーメントで前記反動によるモーメントを補助することを特徴とする、請求項２に記載のベルト式無段変速機の潤滑構造。
4. 前記ノズル部材（９８）は、変速比がＬＯＷであるときの前記ドライブプーリ（２９）及び前記金属ベルト（３１）の係合部を指向して潤滑油を噴出するドライブプーリ側ノズル孔（９９ｄ）と、変速比がＯＤであるときの前記ドリブンプーリ（３０）及び前記金属ベルト（３１）の係合部を指向して潤滑油を噴出するドリブンプーリ側ノズル孔（９９ｆ）とを備えることを特徴とする、請求項１〜３の何れかに記載のベルト式無段変速機の潤滑構造。

Images