JP6794754B2 - 摩擦伝動装置 - Google Patents
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Description
本発明の目的の一つは、振動の抑制とトルク応答性の確保とを両立できる摩擦伝動装置を提供することにある。
図1は実施形態1の摩擦伝動変速装置の概略図、図2は実施形態1の摩擦伝動変速装置の側面図である。
実施形態1の摩擦伝動変速装置は、エンジンにより駆動する車両の駆動系に設けた前進3速後進1速の変速装置である。この変速装置は、回転自在に支持された駆動ローラ(第2ローラ)1と従動ローラ(第1ローラ)2とを押圧接触させ、その接触部に生じる摩擦力によって、上記2個のローラ1,2のうち、一方のローラ1または2から他方のローラ2または1に動力を伝達する。両ローラ1,2は、トラクションオイルを介して互いに接触する。
駆動ローラ1は、1速用駆動ローラ11、2速用駆動ローラ12、3速用駆動ローラ13および偏心駆動ローラ軸14を有する。各駆動ローラ11,12,13のローラ径は、1速用駆動ローラ11が最小、3速用駆動ローラ13が最大である。各駆動ローラ11,12,13は、偏心駆動ローラ軸14上に、図1の左から1速用駆動ローラ11、2速用駆動ローラ12、3速用駆動ローラ13の順に並ぶ。
従動ローラ2は、1速用従動ローラ21、2速用従動ローラ22、3速用従動ローラ23および従動ローラ支持軸部17,18を有する。各従動ローラ21,22,23のローラ径は、1速用従動ローラ21が最大、3速用従動ローラ23が最小である。各従動ローラ21,22,23は、両従動ローラ支持軸部17,18間に、図1の左から1速用従動ローラ21、2速用従動ローラ22、3速用従動ローラ23の順に並ぶ。
3つの摩擦伝動装置は、従動ローラ支持軸部17,18に従動ローラ支持軸受け(回転支持部)5,6を設定し、これら従動ローラ支持軸受け5,6に、フレーム7に設定したカム(カム部材)8を当接させることで、両ローラ1,2間に押し付け力を付与している。
カム8は、駆動ローラ1と従動ローラ2との接触点における接線に対し角度(くさび角)αを持った2つのカム斜面8a,8b(図2参照)を有し、回転方向に応じて、カム斜面8aまたは8bを従動ローラ支持軸受け5,6のカムフォロア5a,6aに当接させることで両ローラ1,2を押圧接触させている。カム斜面8aは、正転トルク(車両前進時に伝達されるトルク)のときカムフォロア5a,6aに当接してローラ対を押圧接触させる正転カム斜面であり、カム斜面8bは、逆転トルク(車両後退時に伝達されるトルク)のときカムフォロア5a,6aに当接させて両ローラ1,2を押圧接触させる逆転カム斜面である。なお、従動ローラ支持軸受け5,6は、外輪としてのカムフォロア5a,6aと、転動体としてのニードル5b,6bとを有する。従動ローラ支持軸受け5とフレーム7との間には、圧縮ばね10を配置する。圧縮ばね10は、両ローラ1,2の接触点に初期与圧を付与する初期与圧付与部材であって、従動ローラ支持軸受け5を図2の右側から左側(逆転カム斜面8b側から正転カム斜面8a側)へ向かって付勢する。圧縮ばね10が従動ローラ2に与える荷重の方向は、押し付け力の方向に対して約90°の角度とする。ここで、初期与圧は、必要初期与圧よりも高くしている。必要初期与圧は、両ローラ間1,2で駆動力を伝達するために必要な最低の与圧であって、具体的には、カム8で設定した設計トラクション係数以上のトラクション力を、ローラ1,2間で得るためのローラ1,2間の物性値に定められた与圧である。
3つの摩擦伝動装置は、1速用摩擦伝動装置11,21、2速用摩擦伝動装置12,22および3速用摩擦伝動装置13,23であり、駆動ローラ1の両端の支持軸受けを、第1支持軸受け3と第2支持軸受け4としたとき、第1支持軸受け3と第2支持軸受け4との間に、第1支持軸受け3から順に、1速用駆動ローラ11と2速用駆動ローラ12と3速用駆動ローラ13とを並べて配置し、1速用駆動ローラ11と2速用駆動ローラ12と3速用駆動ローラ13とは、第1連結部31と第2連結部32により、径方向は互いに移動可能で、かつ、回転方向は一体に連結している。なお、摩擦伝動変速装置への駆動入力は、2速用駆動ローラ12から径方向あるいは軸方向になされ、摩擦伝動変速装置からの出力は、従動ローラ支持軸部17,18の一方からなされる。
図3は、従動ローラ2の軸方向断面図である。従動ローラ2は、外周部40、軸固定部41および接続部42を有する。外周部40は軸方向に沿って延びる円筒形状を有する。軸固定部41は外周部40の内周側に位置し、外周部40よりも小径の円筒形状を有する。軸固定部41の内周側には、両端が従動ローラ支持軸部17,18となる図外の従動ローラ支持軸が貫通する。従動ローラ2は従動ローラ支持軸と一体に回転する。接続部42は、径方向に延び、外周部40と軸固定部41とを接続する。接続部42の両側面(軸方向両側面)には、軸方向から見て環状の肉抜き部42a,42bを形成する。両肉抜き部42a,42bは同一形状である。つまり、従動ローラ2は、両側面が均等に肉抜きされた(切り欠かれた)肉抜き構造を有する。
本願発明者らは、2つのローラを押圧接触させ摩擦伝達力により動力を伝達する摩擦伝動装置において、特定の条件下で図5に示すような自励振動が発生することを発見した。そして、本願発明者らは、下記の条件式(1)を満たすように2つのローラを設計することにより、振動の抑制とトルク応答性の確保との両立を実現できることを見出した。
(i) 運動方程式の導出
図4に示したモデルの運動方程式は、下記の式(2)のように表せる。なお、以降の計算を簡単に行うために、固定フリクション、荷重比例フリクション等の計算式を省くこととする。なお、「'」は1階微分、「"」は2階微分を表す。
mx"+fspx'+Kbxsin2α-Ka(x0-x) = Kbμxsinαcosα
I1・θ1" = M1-Ft・r1
I2・θ2" = ηt・Ft・r2-M2
Ft = μ[ΔV]Kbxsinα
μ[ΔV] =β(r1θ1'-x'cosα-r2θ2') …(2)
ここで、xは従動ローラ2の位置、x0は従動ローラ2の変位量、fspは従動ロ−ラ2の粘性係数、βは駆動ローラ1と従動ローラ2の間のμ?V摩擦特性の傾き(β>0)、ΔVは駆動ローラ1と従動ローラ2の速度差、αはくさび角、M1は駆動ローラ1への入力トルク、M2は従動ローラ3の負荷トルク、r1は駆動ローラ1の半径、r2は従動ローラ2の半径、I1は駆動ローラ1のイナーシャ、I2は従動ローラ2のイナーシャ、ηtは駆動ローラ1から従動ローラ2へのトルク伝達効率、θ1"は駆動ローラ1の角加速度、θ2"は従動ローラ2の角加速度、θ1'は駆動ローラ1の角速度、θ2'は従動ローラの角速度、μは駆動ローラ1および従動ローラ2間の摩擦係数、Ftは駆動ローラ1および従動ローラ2間の摩擦力である。
式(2)から状態行列式を算出すると下記の式(3)のような状態変数同士の掛け算が存在する。そこで、代表点周りで1次のテイラー展開を用いて近似を行う。
Ft = μ[ΔV]Kbxsinα =β(r1θ1'-x'cosα-r2θ2')Kbxsinα
=βr1θ1'Kbxsinα-βKbxx'cosαsinα-βr2θ2'Kbxsinα …(3)
1次のテイラー展開より、
f(x,y) = f(a,b)+fx(a,b)(x-a)+fy(a,b)(y-b)
代表点x=a, x'=b, θ2'=c, θ1'=dとすると
βr1θ1'Kbxsinα =βr1Kbsinα[ac+c(x-a)+a(θ1'-c)]
βKbxx'cosαsinα = βKbsinαcosα[ab+b(x-a)+a(x'-b)]
βr2θ2'Kbxsinα = βr2Kbsinα[ad+d(x-a)+a(θ2'-d)]
となる。したがって、状態行列は、状態変数を[θ1;θ1';θ2;θ2';x;x']とおき、式(2),(3)より下記の式(4)のようになる。
式(4)より固有値を算出する。
det(SI-P) = I1I2ms6+βKbxsinα(I2mr1 2+I1mr2 2+I1I2cos2α)s5+(I1I2Ka-DI1I2cosα+I1I2Kbsin2α)s4+βKbxsinα(I2Kar1 2+I1Kar2 2+I2Kbr1 2sin2α+I1Kbr2 2sin2α)s3 …(5)
ここで振動要素を持っている状態変数は、x,x'であるため、これらに関わる固有値を安定化できれば自励振動を抑制できることになる。したがって、少なくとも式(5)のs=0の項は全てx,x'とは無関係の項であるため、下記の式(6)のように考えられる。
I1I2ms3+βKbxsinα(I2mr1 2+I1mr2 2+I1I2cos2α)s2+(I1I2Ka-DI1I2cosα+I1I2Kbsin2α)s+βKbxsinα(I2Kar1 2+I1Kar2 2+I2Kbr1 2sin2α+I1Kbr2 2sin2α) …(6)
本来ならば式(6)の解実部にて安定化を判別し虚部にて周波数を算出するのであるが、解が複雑すぎるためラウス・フルビッツの安定化判別法を用いることとする。
多項式、
p(s) = a0sn+a1sn-1+a2sn-2+a3sn-3…+an …(7)
に当てはめると、式(6)のそれぞれは以下のようになる。
a0 = I1I2m
a1 = βKbxsinα(I2mr1 2+I1mr2 2+I1I2cos2α)
a2 = (I1I2Ka-DI1I2cosα+I1I2Kbsin2α)
a3 = βKbxsinα(I2Kar1 2+I1Kar2 2+I2Kbr1 2sin2α+I1Kbr2 2sin2α)
第1条件
Δ1(p) = a0 = I1I2m > 0
これは常に満たすため無視できる。
第2条件
Δ2(p) = a2a1-a0a3 = (I1I2Ka-DI1I2cosα+I1I2Kbsin2α)βKbxsinα(I2mr1 2+I1mr2 2+I1I2cos2α)-I1I2mβKbxsinα(I2Kar1 2+I1Kar2 2+I2Kbr1 2sin2α+I1Kbr2 2sin2α) > 0
したがって、
また、条件式(1)は減衰項を持たないため、実施形態1の摩擦伝動装置では、自励振動の発生を抑えつつ、素早いトルク応答を実現できる。さらに、ダンパが不要であるから、燃費の悪化やコスト上昇も抑制できる。図7は実施形態1のカム応答を示すタイムチャートである。従来の摩擦伝動装置では、減衰により車両の目標駆動力に応じた目標応答に対し実際のカム応答に大きな遅れが生じているが、実施形態1の摩擦伝動装置では、従来装置よりもカム応答が向上しているのがわかる。
以上、本発明を実施するための形態を、実施形態に基づいて説明したが、本発明の具体的な構成は、実施形態に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても本発明に含まれる。
例えば、実施形態では、従動ローラ2をカム8と当接させる例を示したが、駆動ローラ1をカム8と当接させてもよい。
圧縮ばね10に代えて、初期与圧調整用のねじを設けてもよい。
本発明は、摩擦伝動変速装置以外にも適用可能であり、実施形態と同様の作用効果を奏する。
1a 駆動ローラ回転軸
2 従動ローラ(第1ローラ)
5,6 従動ローラ支持軸受け(回転支持部)
7 フレーム
8 カム(カム部材)
8a 正転カム斜面
8b 逆転カム斜面
10 圧縮ばね(初期与圧付与部材)
11,21 1速用摩擦伝動装置
12,22 2速用摩擦伝動装置
13,23 3速用摩擦伝動装置
Claims (4)
- フレームに回転可能に支持された第1ローラおよび第2ローラと、両ローラの接触点における接線に対し所定のくさび角を持ったカム斜面を有するカム部材とを有し、前記カム斜面を前記第1ローラの回転支持部に当接することでローラ同士を押圧接触させ、前記ローラ間で動力を伝達させる摩擦伝動装置であって、
前記第1ローラおよび前記第2ローラは、下記の条件式、
Kb:両ローラ間径方向押し付け反力に対するフレームのばね定数
α:くさび角
m:第2ローラの質量
r1:第2ローラの半径
r2:第1ローラの半径
I1:第2ローラのイナーシャ
I2:第1ローラのイナーシャ
μ^:平行点での摩擦係数
を満たす摩擦伝動装置。 - 請求項1に記載の摩擦伝動装置において、
前記第1ローラは、肉抜き構造を有する摩擦伝動装置。 - 請求項2に記載の摩擦伝動装置において、
前記第1ローラは、両側面が均等に肉抜きされている摩擦伝動装置。 - 請求項1ないし3のいずれかに記載の摩擦伝動装置において、
前記初期与圧は、両ローラ間で駆動力を伝達するために必要な最低の与圧である必要初期与圧よりも大きい摩擦伝動装置。
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