JPH11210762A - ダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受 - Google Patents
ダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受Info
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- JPH11210762A JPH11210762A JP10009023A JP902398A JPH11210762A JP H11210762 A JPH11210762 A JP H11210762A JP 10009023 A JP10009023 A JP 10009023A JP 902398 A JP902398 A JP 902398A JP H11210762 A JPH11210762 A JP H11210762A
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- F16H57/04—Features relating to lubrication or cooling or heating
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
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- F16C19/02—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows
- F16C19/14—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load
- F16C19/16—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with a single row of balls
- F16C19/163—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing balls essentially of the same size in one or more circular rows for both radial and axial load with a single row of balls with angular contact
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- F16H15/02—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members without members having orbital motion
- F16H15/04—Gearings providing a continuous range of gear ratios
- F16H15/06—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B
- F16H15/32—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line
- F16H15/36—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface
- F16H15/38—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B has a curved friction surface formed as a surface of a body of revolution generated by a curve which is neither a circular arc centered on its axis of revolution nor a straight line with concave friction surface, e.g. a hollow toroid surface with two members B having hollow toroid surfaces opposite to each other, the member or members A being adjustably mounted between the surfaces
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16C2240/70—Diameters; Radii
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- General Engineering & Computer Science (AREA)
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- Friction Gearing (AREA)
- Rolling Contact Bearings (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】 設計時にアンギュラ軸受各部の寸法及び潤滑
経路を最適化することで、軸受部の耐久性を向上させる
と共に駆動損失を低減させて、寿命の延長と変速効率の
向上を図ったダブルキャビティ式トロイダル型無段変速
機のアンギュラ軸受を提供する。 【解決手段】 トルク入力軸端部の顎部外周面に形成さ
れる軸側軌道溝と、カムディスク中央の取付穴内径部に
形成されるディスク側軌道溝と、前記軸側軌道溝及び前
記ディスク側軌道溝間に挟持されて前記カムディスクに
加わるスラスト荷重を受け止める複数個の玉とから構成
されるダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機のア
ンギュラ軸受において、前記玉と前記軸側軌道溝とのア
ンギュラ接触角及び前記玉と前記ディスク側軌道溝との
アンギュラ接触角をそれぞれ６０度以下とし、前記軸側
軌道溝の溝面の曲率半径及び前記ディスク側軌道溝の溝
面の曲率半径をそれぞれ前記玉の直径の５２％以上５５
％以下とする。
経路を最適化することで、軸受部の耐久性を向上させる
と共に駆動損失を低減させて、寿命の延長と変速効率の
向上を図ったダブルキャビティ式トロイダル型無段変速
機のアンギュラ軸受を提供する。 【解決手段】 トルク入力軸端部の顎部外周面に形成さ
れる軸側軌道溝と、カムディスク中央の取付穴内径部に
形成されるディスク側軌道溝と、前記軸側軌道溝及び前
記ディスク側軌道溝間に挟持されて前記カムディスクに
加わるスラスト荷重を受け止める複数個の玉とから構成
されるダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機のア
ンギュラ軸受において、前記玉と前記軸側軌道溝とのア
ンギュラ接触角及び前記玉と前記ディスク側軌道溝との
アンギュラ接触角をそれぞれ６０度以下とし、前記軸側
軌道溝の溝面の曲率半径及び前記ディスク側軌道溝の溝
面の曲率半径をそれぞれ前記玉の直径の５２％以上５５
％以下とする。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、例えば自動車の変
速機として使用されるダブルキャビティ式トロイダル型
無段変速機において、ローディングカム装置を構成する
カムディスクとトルク入力軸端部との接合部に設けられ
て、カムディスクに加わるスラスト方向の荷重を支承す
るアンギュラ軸受に関する。
速機として使用されるダブルキャビティ式トロイダル型
無段変速機において、ローディングカム装置を構成する
カムディスクとトルク入力軸端部との接合部に設けられ
て、カムディスクに加わるスラスト方向の荷重を支承す
るアンギュラ軸受に関する。
【０００２】
【従来の技術】主に自動車用の変速機として従来より研
究が進められているトロイダル型無段変速機は、互いに
対向する面がそれぞれ円弧形状の凹断面を有する入力デ
ィスク及び出力ディスクと、これらのディスク間に挟持
される回転自在な複数個のパワーローラとを組み合わせ
た構造のトロイダル変速機構を少なくとも１組備えてい
る。入力ディスクは、トルク入力軸に対して一体的に回
転可能かつトルク入力軸方向への移動が制限されるよう
に係止されて取り付けられ、一方出力ディスクは、トル
ク入力軸に対して相対的に回転可能かつ入力ディスクか
ら離れる方向への移動が制限されるように入力ディスク
と対向して取り付けられる。
究が進められているトロイダル型無段変速機は、互いに
対向する面がそれぞれ円弧形状の凹断面を有する入力デ
ィスク及び出力ディスクと、これらのディスク間に挟持
される回転自在な複数個のパワーローラとを組み合わせ
た構造のトロイダル変速機構を少なくとも１組備えてい
る。入力ディスクは、トルク入力軸に対して一体的に回
転可能かつトルク入力軸方向への移動が制限されるよう
に係止されて取り付けられ、一方出力ディスクは、トル
ク入力軸に対して相対的に回転可能かつ入力ディスクか
ら離れる方向への移動が制限されるように入力ディスク
と対向して取り付けられる。
【０００３】上述のトロイダル型変速機構においては、
入力ディスクが回転するとパワーローラを介して出力デ
ィスクが逆回転するため、トルク入力軸に入力される回
転運動は、逆方向の回転運動として出力ディスクと結合
する出力ギアへと伝達され出力軸から取り出される。こ
の際、パワーローラの周面が入力ディスクの外周付近と
出力ディスクの中心付近とにそれぞれ当接するようにパ
ワーローラの回転軸の傾斜角度を変化させることでトル
ク入力軸から出力ギアへの増速が行なわれ、これとは逆
に、パワーローラの周面が入力ディスクの中心付近と出
力ディスクの外周付近とにそれぞれ当接するようにパワ
ーローラの回転軸の傾斜角度を変化させることでトルク
入力軸から出力ギアへの減速が行なわれる。さらに両者
の中間の変速比についても、パワーローラの回転軸の傾
斜角度を適当に調節することにより、ほぼ無段階に得る
ことができる。
入力ディスクが回転するとパワーローラを介して出力デ
ィスクが逆回転するため、トルク入力軸に入力される回
転運動は、逆方向の回転運動として出力ディスクと結合
する出力ギアへと伝達され出力軸から取り出される。こ
の際、パワーローラの周面が入力ディスクの外周付近と
出力ディスクの中心付近とにそれぞれ当接するようにパ
ワーローラの回転軸の傾斜角度を変化させることでトル
ク入力軸から出力ギアへの増速が行なわれ、これとは逆
に、パワーローラの周面が入力ディスクの中心付近と出
力ディスクの外周付近とにそれぞれ当接するようにパワ
ーローラの回転軸の傾斜角度を変化させることでトルク
入力軸から出力ギアへの減速が行なわれる。さらに両者
の中間の変速比についても、パワーローラの回転軸の傾
斜角度を適当に調節することにより、ほぼ無段階に得る
ことができる。
【０００４】また、より大きな入出力トルクに対応する
ために、上述したトロイダル型変速機構を同軸上に２組
配置して並列に接続したダブルキャビティ式のトロイダ
ル型無段変速機が考案されている。並列接続ダブルキャ
ビティ式トロイダル型無段変速機は、前後のトロイダル
型変速機構にそれぞれ備わる２枚の出力ディスクが１本
の出力ギアシャフトを介することによって背面合わせで
連結されたものであり、一方の入力ディスクとトルク入
力軸端部との間には、入力トルクの大きさに応じてトル
ク入力軸に沿った方向への押圧力を増減させることがで
きるローディングカム装置が配置されている。
ために、上述したトロイダル型変速機構を同軸上に２組
配置して並列に接続したダブルキャビティ式のトロイダ
ル型無段変速機が考案されている。並列接続ダブルキャ
ビティ式トロイダル型無段変速機は、前後のトロイダル
型変速機構にそれぞれ備わる２枚の出力ディスクが１本
の出力ギアシャフトを介することによって背面合わせで
連結されたものであり、一方の入力ディスクとトルク入
力軸端部との間には、入力トルクの大きさに応じてトル
ク入力軸に沿った方向への押圧力を増減させることがで
きるローディングカム装置が配置されている。
【０００５】ローディングカム装置は、カムディスクの
片面上及び入力ディスクのカムディスクと対向する面上
にそれぞれ設けられた２つのカム面と、保持板によって
これらのカム面間に転動自在な状態で挟持される複数個
の転動体とから構成され、転動体の転動に従ってカムデ
ィスクがパワーローラへと押し付けられることで、入力
ディスクとパワーローラ周面の間及びパワーローラ周面
と出力ディスクの間に常に適切な大きさの摩擦力を発生
させている。カムディスクは、トルク入力軸端部に周設
された凸形状の顎部にアンギュラ軸受を介して回転自在
に結合される。
片面上及び入力ディスクのカムディスクと対向する面上
にそれぞれ設けられた２つのカム面と、保持板によって
これらのカム面間に転動自在な状態で挟持される複数個
の転動体とから構成され、転動体の転動に従ってカムデ
ィスクがパワーローラへと押し付けられることで、入力
ディスクとパワーローラ周面の間及びパワーローラ周面
と出力ディスクの間に常に適切な大きさの摩擦力を発生
させている。カムディスクは、トルク入力軸端部に周設
された凸形状の顎部にアンギュラ軸受を介して回転自在
に結合される。
【０００６】アンギュラ軸受は、軸側及びディスク側の
２本の軌道溝と、これらの軌道溝間に挟持される複数個
の玉とを備えており、カムディスクに加わるスラスト荷
重を支承する。軸側軌道溝は、トルク入力軸端部に周設
された凸形状の顎部の外周面上に、トルク入力軸の円周
方向に亘って形成され、ディスク側軌道溝は、カムディ
スクの中央に設けられた取付穴の内径部に、カムディス
クの円周方向に沿って形成されている。さらに、複数個
の玉をそれぞれ適切な間隔で配置するための保持器が必
要に応じて組み合わされる。
２本の軌道溝と、これらの軌道溝間に挟持される複数個
の玉とを備えており、カムディスクに加わるスラスト荷
重を支承する。軸側軌道溝は、トルク入力軸端部に周設
された凸形状の顎部の外周面上に、トルク入力軸の円周
方向に亘って形成され、ディスク側軌道溝は、カムディ
スクの中央に設けられた取付穴の内径部に、カムディス
クの円周方向に沿って形成されている。さらに、複数個
の玉をそれぞれ適切な間隔で配置するための保持器が必
要に応じて組み合わされる。
【０００７】このような並列接続ダブルキャビティ式ト
ロイダル型無段変速機では、出力ギアシャフトと一体化
した１個の出力ギアが、２枚の出力ディスクによって両
側から同時に駆動されることになる。そこで、ローディ
ングカム装置と隣接する側の入力ディスクに直接加わる
押圧力と等しい大きさの入力ディスクからの反力が、ア
ンギュラ軸受及びトルク入力軸を介してもう一方の入力
ディスクへと同時に伝達されるようにして、２枚の出力
ディスクへの伝達トルクを同じ大きさに揃えている。
ロイダル型無段変速機では、出力ギアシャフトと一体化
した１個の出力ギアが、２枚の出力ディスクによって両
側から同時に駆動されることになる。そこで、ローディ
ングカム装置と隣接する側の入力ディスクに直接加わる
押圧力と等しい大きさの入力ディスクからの反力が、ア
ンギュラ軸受及びトルク入力軸を介してもう一方の入力
ディスクへと同時に伝達されるようにして、２枚の出力
ディスクへの伝達トルクを同じ大きさに揃えている。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】ここで、例えばカムデ
ィスクとトルク入力軸との間に配置されるアンギュラ軸
受の動作不良により、一方のトロイダル型変速機構の回
転抵抗のみが増加または減少すると、４個のパワーロー
ラの伝達トルクの平衡状態が失われて、前後のトロイダ
ル型変速機構間の変速同期性の乱れや各パワーローラの
ハンチング及び振動が発生するため、トロイダル型無段
変速機全体の変速性能及び耐久性の低下が引き起こされ
る。また、負担するトルクの大きさが設計時に想定され
たトルク限界値を越えるパワーローラも発生し、その場
合、グロススリップに対するトラクション部の安全度が
低下して、高温時のスリップ発生率を増大させる。上記
の各問題を回避するために、ダブルキャビティ式トロイ
ダル型無段変速機のアンギュラ軸受においては、軸受で
の回転摩擦損失をできる限り小さくして、前後のトロイ
ダル型変速機構に入力される伝達トルクの大きさが等し
くなるようにしなければならない。
ィスクとトルク入力軸との間に配置されるアンギュラ軸
受の動作不良により、一方のトロイダル型変速機構の回
転抵抗のみが増加または減少すると、４個のパワーロー
ラの伝達トルクの平衡状態が失われて、前後のトロイダ
ル型変速機構間の変速同期性の乱れや各パワーローラの
ハンチング及び振動が発生するため、トロイダル型無段
変速機全体の変速性能及び耐久性の低下が引き起こされ
る。また、負担するトルクの大きさが設計時に想定され
たトルク限界値を越えるパワーローラも発生し、その場
合、グロススリップに対するトラクション部の安全度が
低下して、高温時のスリップ発生率を増大させる。上記
の各問題を回避するために、ダブルキャビティ式トロイ
ダル型無段変速機のアンギュラ軸受においては、軸受で
の回転摩擦損失をできる限り小さくして、前後のトロイ
ダル型変速機構に入力される伝達トルクの大きさが等し
くなるようにしなければならない。
【０００９】さらに、トロイダル型無段変速機のカムデ
ィスクに作用するスラスト方向及びラジアル方向の荷重
が増えてアンギュラ軸受の負荷が高くなると、玉のアン
ギュラ接触角が徐々に大きくなるため、玉と各軌道溝と
の接触点が軌道溝の肩部へと近付いてゆく。この結果、
カムディスクへの入力トルクが大きい場合には、軸受に
おいて、接触楕円が軌道溝の肩部に乗り上げてしまうい
わゆるエッジロード状態が発生し、玉と各軌道溝との接
触点での面圧が過大になって、軸受部の早期剥離を招く
恐れがある。加えて、このような大荷重入力時には、カ
ムディスクが外側に向かって反り返る変形を受けるため
に、ディスク中央に設けられた取付穴内径部のディスク
側軌道溝の形状に歪みが生じる。この影響により、前述
した接触楕円の軌道溝肩部への乗り上げが一層促進され
ると共に、摩擦損失が増大してトロイダル型変速機構で
スリップが発生するため変速機として機能できなくな
る。したがって、トロイダル型無段変速機のアンギュラ
軸受では、設計時のアンギュラ接触角や軸受荷重に予め
十分な余裕を見込んでおくことで、接触楕円の軸受溝肩
部への乗り上げをできる限り防止する必要がある。
ィスクに作用するスラスト方向及びラジアル方向の荷重
が増えてアンギュラ軸受の負荷が高くなると、玉のアン
ギュラ接触角が徐々に大きくなるため、玉と各軌道溝と
の接触点が軌道溝の肩部へと近付いてゆく。この結果、
カムディスクへの入力トルクが大きい場合には、軸受に
おいて、接触楕円が軌道溝の肩部に乗り上げてしまうい
わゆるエッジロード状態が発生し、玉と各軌道溝との接
触点での面圧が過大になって、軸受部の早期剥離を招く
恐れがある。加えて、このような大荷重入力時には、カ
ムディスクが外側に向かって反り返る変形を受けるため
に、ディスク中央に設けられた取付穴内径部のディスク
側軌道溝の形状に歪みが生じる。この影響により、前述
した接触楕円の軌道溝肩部への乗り上げが一層促進され
ると共に、摩擦損失が増大してトロイダル型変速機構で
スリップが発生するため変速機として機能できなくな
る。したがって、トロイダル型無段変速機のアンギュラ
軸受では、設計時のアンギュラ接触角や軸受荷重に予め
十分な余裕を見込んでおくことで、接触楕円の軸受溝肩
部への乗り上げをできる限り防止する必要がある。
【００１０】また、カムディスクはカム面上の隣り合う
２個のカム山に挟まれている限られた領域内を往復する
各転動体と当接した状態で揺動回転されるため、トルク
入力軸とカムディスクとの間に配置されたアンギュラ軸
受の玉は、常に一定の作動範囲内で転動を繰り返すこと
になる。加えて、玉と各軌道溝との接触点付近には接触
楕円が存在するため、玉にとっての運転条件は過酷なも
のとなっている。このような厳しい条件下で作動するト
ロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受に高い耐久性を
持たせるためには、軸受部の潤滑を十分に行う必要があ
る。
２個のカム山に挟まれている限られた領域内を往復する
各転動体と当接した状態で揺動回転されるため、トルク
入力軸とカムディスクとの間に配置されたアンギュラ軸
受の玉は、常に一定の作動範囲内で転動を繰り返すこと
になる。加えて、玉と各軌道溝との接触点付近には接触
楕円が存在するため、玉にとっての運転条件は過酷なも
のとなっている。このような厳しい条件下で作動するト
ロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受に高い耐久性を
持たせるためには、軸受部の潤滑を十分に行う必要があ
る。
【００１１】以上に述べた各要件を満たすためには、ア
ンギュラ軸受のアンギュラ接触角、軌道溝の半径、軸受
溝の肩部の形状、潤滑方法などについて、軸受の耐久性
の向上及び摩擦損失の低減を主眼とした設計を予め施し
ておかなければならない。ところが、従来のダブルキャ
ビティ式トロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受で
は、通常の軸受と同様の設計手法をそのまま適用してい
たことから、トロイダル型無段変速機、特に上述のよう
なダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機に特有の
問題の解消に寄与しなかった。
ンギュラ軸受のアンギュラ接触角、軌道溝の半径、軸受
溝の肩部の形状、潤滑方法などについて、軸受の耐久性
の向上及び摩擦損失の低減を主眼とした設計を予め施し
ておかなければならない。ところが、従来のダブルキャ
ビティ式トロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受で
は、通常の軸受と同様の設計手法をそのまま適用してい
たことから、トロイダル型無段変速機、特に上述のよう
なダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機に特有の
問題の解消に寄与しなかった。
【００１２】本発明は、上述の事情に応じてなされたも
のであり、設計時のアンギュラ軸受各部の寸法及び潤滑
経路を最適化することで、軸受部の耐久性を向上させる
と共に駆動損失を低減させて、寿命の延長と効率の向上
を図ったトロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受の提
供を目的とする。
のであり、設計時のアンギュラ軸受各部の寸法及び潤滑
経路を最適化することで、軸受部の耐久性を向上させる
と共に駆動損失を低減させて、寿命の延長と効率の向上
を図ったトロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受の提
供を目的とする。
【００１３】
【課題を解決するための手段】本発明は、トルク入力軸
端部に周設された凸形状の顎部の外周面に円周方向に亘
り形成される軸側軌道溝と、前記トルク入力軸端部に取
着されるローディングカム装置のカムディスク中央に設
けられた取付穴内径部に円周方向に亘り形成されるディ
スク側軌道溝と、前記軸側軌道溝及び前記ディスク側軌
道溝間に挟持されて前記カムディスクに加わるスラスト
荷重を受け止める複数個の玉とから構成されるダブルキ
ャビティ式トロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受に
関するものであり、本発明の上記目的は、前記玉と前記
軸側軌道溝とのアンギュラ接触角及び前記玉と前記ディ
スク側軌道溝とのアンギュラ接触角をそれぞれ６０度以
下とし、前記軸側軌道溝の溝面の曲率半径及び前記ディ
スク側軌道溝の溝面の曲率半径をそれぞれ前記玉の直径
の５２％以上５５％以下とすることにより効果的に達成
される。
端部に周設された凸形状の顎部の外周面に円周方向に亘
り形成される軸側軌道溝と、前記トルク入力軸端部に取
着されるローディングカム装置のカムディスク中央に設
けられた取付穴内径部に円周方向に亘り形成されるディ
スク側軌道溝と、前記軸側軌道溝及び前記ディスク側軌
道溝間に挟持されて前記カムディスクに加わるスラスト
荷重を受け止める複数個の玉とから構成されるダブルキ
ャビティ式トロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受に
関するものであり、本発明の上記目的は、前記玉と前記
軸側軌道溝とのアンギュラ接触角及び前記玉と前記ディ
スク側軌道溝とのアンギュラ接触角をそれぞれ６０度以
下とし、前記軸側軌道溝の溝面の曲率半径及び前記ディ
スク側軌道溝の溝面の曲率半径をそれぞれ前記玉の直径
の５２％以上５５％以下とすることにより効果的に達成
される。
【００１４】また、本発明の上記目的は、前記軸側軌道
溝に、前記複数個の玉の各中心から前記トルク入力軸の
周面に向かって下ろした垂線と交わる底部を備えさせ、
前記軸側軌道溝の前記トルク入力軸端部に近い側の肩部
の回転直径を、前記複数個の玉のＰＣＤ径よりも大きく
すると共に、前記軸側軌道溝の前記トルク入力軸端部か
ら遠い側の肩部の回転直径を、前記軸側軌道溝の底部の
ＰＣＤ寸法よりも小さくなくすること、前記ディスク側
軌道溝に、前記複数個の玉の各中心から前記トルク入力
軸の周面に向かって下ろした垂線の延長線と交わる底部
を備えさせ、前記ディスク側軌道溝の前記トルク入力軸
端部から遠い側の肩部の回転直径を、前記複数個の玉の
ＰＣＤ径よりも小さくすると共に、前記ディスク側軌道
溝の前記トルク入力軸端部に近い側の肩部の回転直径
を、前記ディスク側軌道溝の底部のＰＣＤ寸法よりも大
きくなくすること、ならびに前記トルク入力軸の中心に
穿設されている油供給孔を通じて供給される潤滑油が、
前記油供給孔と前記軸側軌道溝近傍とを連通する複数個
の軸側油孔からアンギュラ軸受部へと導入され、さらに
前記ディスク側軌道溝近傍と前記カムディスクのカム面
とを連通する複数本のディスク側油孔から前記ローディ
ングカム装置のカム面へと送出されるようにすることに
より、さらに効果的に発揮される。
溝に、前記複数個の玉の各中心から前記トルク入力軸の
周面に向かって下ろした垂線と交わる底部を備えさせ、
前記軸側軌道溝の前記トルク入力軸端部に近い側の肩部
の回転直径を、前記複数個の玉のＰＣＤ径よりも大きく
すると共に、前記軸側軌道溝の前記トルク入力軸端部か
ら遠い側の肩部の回転直径を、前記軸側軌道溝の底部の
ＰＣＤ寸法よりも小さくなくすること、前記ディスク側
軌道溝に、前記複数個の玉の各中心から前記トルク入力
軸の周面に向かって下ろした垂線の延長線と交わる底部
を備えさせ、前記ディスク側軌道溝の前記トルク入力軸
端部から遠い側の肩部の回転直径を、前記複数個の玉の
ＰＣＤ径よりも小さくすると共に、前記ディスク側軌道
溝の前記トルク入力軸端部に近い側の肩部の回転直径
を、前記ディスク側軌道溝の底部のＰＣＤ寸法よりも大
きくなくすること、ならびに前記トルク入力軸の中心に
穿設されている油供給孔を通じて供給される潤滑油が、
前記油供給孔と前記軸側軌道溝近傍とを連通する複数個
の軸側油孔からアンギュラ軸受部へと導入され、さらに
前記ディスク側軌道溝近傍と前記カムディスクのカム面
とを連通する複数本のディスク側油孔から前記ローディ
ングカム装置のカム面へと送出されるようにすることに
より、さらに効果的に発揮される。
【００１５】
【発明の実施の形態】図１は、本発明のアンギュラ軸受
の一実施例を含んだ並列接続ダブルキャビティ式トロイ
ダル型無段変速機を示した全体図であり、従来の並列接
続ダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機と同様
に、前後のトロイダル型変速機構の出力ディスク１ｂ、
２ｂが背面合わせで連結されている。また、一方の入力
ディスク１ａとトルク入力軸３の端部との間にはローデ
ィングカム装置４が配置され、ローディングカム装置４
を構成するカムディスク８とトルク入力軸３の端部と
が、アンギュラ軸受６によって結合される。
の一実施例を含んだ並列接続ダブルキャビティ式トロイ
ダル型無段変速機を示した全体図であり、従来の並列接
続ダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機と同様
に、前後のトロイダル型変速機構の出力ディスク１ｂ、
２ｂが背面合わせで連結されている。また、一方の入力
ディスク１ａとトルク入力軸３の端部との間にはローデ
ィングカム装置４が配置され、ローディングカム装置４
を構成するカムディスク８とトルク入力軸３の端部と
が、アンギュラ軸受６によって結合される。
【００１６】図２は、本発明のアンギュラ軸受６付近を
拡大して示した図であり、従来のアンギュラ軸受と同様
に、カムディスク８の中央に設けられた取付穴の内径部
には、ディスク側軌道溝８０が形成されており、トルク
入力軸３の端部に周設されている凸形状の顎部７の外周
面上に形成された軸側軌道溝７０と共に複数個の玉９を
挟持する。また、軸側軌道溝７０とディスク側軌道溝８
０の間には、玉９をそれぞれ適切な間隔で配置するため
の保持器１０が配置されている。なお、図２中において
αで示されている角は、アンギュラ接触角である。
拡大して示した図であり、従来のアンギュラ軸受と同様
に、カムディスク８の中央に設けられた取付穴の内径部
には、ディスク側軌道溝８０が形成されており、トルク
入力軸３の端部に周設されている凸形状の顎部７の外周
面上に形成された軸側軌道溝７０と共に複数個の玉９を
挟持する。また、軸側軌道溝７０とディスク側軌道溝８
０の間には、玉９をそれぞれ適切な間隔で配置するため
の保持器１０が配置されている。なお、図２中において
αで示されている角は、アンギュラ接触角である。
【００１７】一般に、玉軸受の場合、軸受の耐久性を示
すための指標として用いられる基本静定格荷重は、４２
００ＭＰａ（４２８ｋｇｆ／ｍｍ2 ）の接触面圧が生じ
ている状態で入力される静荷重の大きさを指す。したが
って、揺動回転軸受である本発明のアンギュラ軸受にお
いては、最大荷重入力時の接触面圧がこの数値を越えな
いよう設計することで、軸受部の耐久性を確保できる。
すための指標として用いられる基本静定格荷重は、４２
００ＭＰａ（４２８ｋｇｆ／ｍｍ2 ）の接触面圧が生じ
ている状態で入力される静荷重の大きさを指す。したが
って、揺動回転軸受である本発明のアンギュラ軸受にお
いては、最大荷重入力時の接触面圧がこの数値を越えな
いよう設計することで、軸受部の耐久性を確保できる。
【００１８】図３は、３０ｋｇｆ・ｍ〜４０ｋｇｆ・ｍ
の範囲の入力トルクに対応する本発明のアンギュラ軸受
の一実施例において、設計時のアンギュラ接触角を変化
させたときの接触点における接触面圧との関係を、軸側
軌道溝の溝面の曲率半径と玉の直径との比率、またはデ
ィスク側軌道溝の溝面の曲率半径と玉の直径との比率
（以下、これら２つの比率を溝Ｒ比と総称する）ごとに
示したグラフである。図３のグラフによれば、５５％以
下の溝Ｒ比に設定されたアンギュラ軸受では、２０°〜
８０°の範囲内のアンギュラ接触角のうち少なくとも一
部において、接触面圧が４２８ｋｇｆ／ｍｍ2 （基本静
定格荷重）を下回っている。一方、溝Ｒ比が５６％及び
５７％のアンギュラ軸受では、２０°〜８０°の全ての
アンギュラ接触角において接触面圧が４２８ｋｇｆ／ｍ
ｍ2 （基本静定格荷重）を越えているため、アンギュラ
接触角をいかなる値に設定しても、アンギュラ軸受の軌
道溝や玉に圧痕が生じてしまう。したがって、溝Ｒ比を
５５％以下に設定することで、２０°〜８０°の範囲内
のいずれかのアンギュラ接触角について、圧痕の発生を
防ぐことができる。なお、ここでは図示していないが、
２０ｋｇｆ〜３０ｋｇｆの範囲の入力トルクに対応する
アンギュラ軸受においても、ほぼ同様の傾向が得られて
いる。
の範囲の入力トルクに対応する本発明のアンギュラ軸受
の一実施例において、設計時のアンギュラ接触角を変化
させたときの接触点における接触面圧との関係を、軸側
軌道溝の溝面の曲率半径と玉の直径との比率、またはデ
ィスク側軌道溝の溝面の曲率半径と玉の直径との比率
（以下、これら２つの比率を溝Ｒ比と総称する）ごとに
示したグラフである。図３のグラフによれば、５５％以
下の溝Ｒ比に設定されたアンギュラ軸受では、２０°〜
８０°の範囲内のアンギュラ接触角のうち少なくとも一
部において、接触面圧が４２８ｋｇｆ／ｍｍ2 （基本静
定格荷重）を下回っている。一方、溝Ｒ比が５６％及び
５７％のアンギュラ軸受では、２０°〜８０°の全ての
アンギュラ接触角において接触面圧が４２８ｋｇｆ／ｍ
ｍ2 （基本静定格荷重）を越えているため、アンギュラ
接触角をいかなる値に設定しても、アンギュラ軸受の軌
道溝や玉に圧痕が生じてしまう。したがって、溝Ｒ比を
５５％以下に設定することで、２０°〜８０°の範囲内
のいずれかのアンギュラ接触角について、圧痕の発生を
防ぐことができる。なお、ここでは図示していないが、
２０ｋｇｆ〜３０ｋｇｆの範囲の入力トルクに対応する
アンギュラ軸受においても、ほぼ同様の傾向が得られて
いる。
【００１９】また、並列接続された前後のトロイダル型
変速機構間の変速同期性を維持するためには、アンギュ
ラ軸受部の摩擦損失を減少させる必要がある。揺動回転
軸受であるトロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受に
おいては、アンギュラ軸受の起動時に最大の摩擦損失が
生じ、その値はアンギュラ軸受の起動トルクと等しいこ
とから、起動トルクをできる限り小さくすればよい。
変速機構間の変速同期性を維持するためには、アンギュ
ラ軸受部の摩擦損失を減少させる必要がある。揺動回転
軸受であるトロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受に
おいては、アンギュラ軸受の起動時に最大の摩擦損失が
生じ、その値はアンギュラ軸受の起動トルクと等しいこ
とから、起動トルクをできる限り小さくすればよい。
【００２０】図４は、図３と同様に３０ｋｇｆ・ｍ〜４
０ｋｇｆ・ｍの範囲の入力トルクに対応する本発明のア
ンギュラ軸受の一実施例において、設計時の溝Ｒ比を変
化させたときの起動トルクとの関係を、各アンギュラ接
触角ごとに示したグラフである。図４のグラフによれ
ば、各アンギュラ接触角間では、起動トルクの変化傾向
にほとんど差が見られない。すなわち、溝Ｒ比が５２％
未満の範囲では、全てのアンギュラ接触角において起動
トルクの増加が著しく、特に５１％、５０．５％の溝Ｒ
比では、全アンギュラ接触角の起動トルクが極めて急激
な増加傾向を示していることが読み取れる。したがっ
て、溝Ｒ比を５２％以上にすれば、軸受部で発生する摩
擦損失を最小限できる。なお、ここでは図示していない
が、２０ｋｇｆ〜３０ｋｇｆの範囲の入力トルクに対応
するアンギュラ軸受においても、ほぼ同様の傾向が得ら
れている。以上で得られた２つの条件を同時に満たすた
めには、トロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受にお
ける溝Ｒ比が、５２％〜５５％の範囲内に収まっている
必要がある。
０ｋｇｆ・ｍの範囲の入力トルクに対応する本発明のア
ンギュラ軸受の一実施例において、設計時の溝Ｒ比を変
化させたときの起動トルクとの関係を、各アンギュラ接
触角ごとに示したグラフである。図４のグラフによれ
ば、各アンギュラ接触角間では、起動トルクの変化傾向
にほとんど差が見られない。すなわち、溝Ｒ比が５２％
未満の範囲では、全てのアンギュラ接触角において起動
トルクの増加が著しく、特に５１％、５０．５％の溝Ｒ
比では、全アンギュラ接触角の起動トルクが極めて急激
な増加傾向を示していることが読み取れる。したがっ
て、溝Ｒ比を５２％以上にすれば、軸受部で発生する摩
擦損失を最小限できる。なお、ここでは図示していない
が、２０ｋｇｆ〜３０ｋｇｆの範囲の入力トルクに対応
するアンギュラ軸受においても、ほぼ同様の傾向が得ら
れている。以上で得られた２つの条件を同時に満たすた
めには、トロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受にお
ける溝Ｒ比が、５２％〜５５％の範囲内に収まっている
必要がある。
【００２１】さらに、アンギュラ軸受では、アンギュラ
接触角が大きいほど、ラジアル方向の許容荷重が小さく
なって、ラジアル剛性が減少することが知られている。
円周方向に亘って連続的に形成されたカム面のために円
周方向の対称性が明確ではなく、その影響で良好な回転
バランスが得られないローディングカム装置のカムディ
スクでは、アンギュラ軸受部におけるラジアル剛性の不
足により正しい回転を得られなくなり、振れや振動が増
加する。
接触角が大きいほど、ラジアル方向の許容荷重が小さく
なって、ラジアル剛性が減少することが知られている。
円周方向に亘って連続的に形成されたカム面のために円
周方向の対称性が明確ではなく、その影響で良好な回転
バランスが得られないローディングカム装置のカムディ
スクでは、アンギュラ軸受部におけるラジアル剛性の不
足により正しい回転を得られなくなり、振れや振動が増
加する。
【００２２】図５は、３０°〜８０°の範囲のアンギュ
ラ接触角を有する本発明のアンギュラ軸受の一実施例に
ついて、それぞれローディングカム装置の作動中にカム
ディスクが生じさせる振れの大きさ、トロイダル型無段
変速機の振動の有無、及び耐久試験の結果を示した表で
ある。アンギュラ接触角が７０°及び８０°のアンギュ
ラ軸受では、カムディスクに０．０４〜０．０７ｍｍも
の大きさの振れ回りが生じてトロイダル型無段変速機を
振動させ、この結果生じた早期摩耗や早期剥離の影響に
よって運転時間が目標時間に達しなかった。特に、アン
ギュラ接触角が８０°のアンギュラ軸受では、ローディ
ングカム装置からの押圧力不足によりトロイダル型変速
機構部のスリップが発生している。
ラ接触角を有する本発明のアンギュラ軸受の一実施例に
ついて、それぞれローディングカム装置の作動中にカム
ディスクが生じさせる振れの大きさ、トロイダル型無段
変速機の振動の有無、及び耐久試験の結果を示した表で
ある。アンギュラ接触角が７０°及び８０°のアンギュ
ラ軸受では、カムディスクに０．０４〜０．０７ｍｍも
の大きさの振れ回りが生じてトロイダル型無段変速機を
振動させ、この結果生じた早期摩耗や早期剥離の影響に
よって運転時間が目標時間に達しなかった。特に、アン
ギュラ接触角が８０°のアンギュラ軸受では、ローディ
ングカム装置からの押圧力不足によりトロイダル型変速
機構部のスリップが発生している。
【００２３】図６は、この耐久試験によって得られた、
アンギュラ接触角とカムディスクの振れの大きさとの関
係について示したグラフである。６０°以下のアンギュ
ラ接触角範囲では、カムディスクの振れの大きさにあま
り変化が見られないが、アンギュラ接触角が６０°を越
えると、振れが急激に増大する。このため、トロイダル
型無段変速機のアンギュラ軸受では、アンギュラ接触角
を６０°以下にする必要がある。
アンギュラ接触角とカムディスクの振れの大きさとの関
係について示したグラフである。６０°以下のアンギュ
ラ接触角範囲では、カムディスクの振れの大きさにあま
り変化が見られないが、アンギュラ接触角が６０°を越
えると、振れが急激に増大する。このため、トロイダル
型無段変速機のアンギュラ軸受では、アンギュラ接触角
を６０°以下にする必要がある。
【００２４】したがって、これら３つの条件を統合する
と、玉と軸側軌道溝とのアンギュラ接触角及び玉とディ
スク側軌道溝とのアンギュラ接触角をそれぞれ６０度以
下とし、かつ軸側軌道溝の溝面の曲率半径及びディスク
側軌道溝の溝面の曲率半径をそれぞれ玉の直径の５２％
以上５５％以下として設計したときに、最も効率的で耐
久性の高いアンギュラ軸受が得られる。
と、玉と軸側軌道溝とのアンギュラ接触角及び玉とディ
スク側軌道溝とのアンギュラ接触角をそれぞれ６０度以
下とし、かつ軸側軌道溝の溝面の曲率半径及びディスク
側軌道溝の溝面の曲率半径をそれぞれ玉の直径の５２％
以上５５％以下として設計したときに、最も効率的で耐
久性の高いアンギュラ軸受が得られる。
【００２５】また図７は、図２に示した本発明のアンギ
ュラ軸受の実施例における軸側軌道溝７０を拡大した図
である。軸側軌道溝７０は、トルク入力軸３の端部に周
設された凸形状の顎部７の外周面に形成されており、円
周方向に亘ってトルク入力軸３のまわりを一周してい
る。軸側軌道溝７０の溝面は、トルク入力軸３とほぼ平
行な方向からトルク入力軸３とほぼ直交する方向に至る
およそ９０°の中心角度を持った円弧を、トルク入力軸
３のまわりで回転させて得られる曲面形状をしており、
トルク入力軸３の端部に近い側の縁及びトルク入力軸３
の端部から遠い側の縁にそれぞれ肩部７１、７２を有す
る。また軸側軌道溝７０には、複数個の玉９の各中心か
らトルク入力軸３の周面に向かって下ろした垂線と直角
に交わる底部７３が備わっている。
ュラ軸受の実施例における軸側軌道溝７０を拡大した図
である。軸側軌道溝７０は、トルク入力軸３の端部に周
設された凸形状の顎部７の外周面に形成されており、円
周方向に亘ってトルク入力軸３のまわりを一周してい
る。軸側軌道溝７０の溝面は、トルク入力軸３とほぼ平
行な方向からトルク入力軸３とほぼ直交する方向に至る
およそ９０°の中心角度を持った円弧を、トルク入力軸
３のまわりで回転させて得られる曲面形状をしており、
トルク入力軸３の端部に近い側の縁及びトルク入力軸３
の端部から遠い側の縁にそれぞれ肩部７１、７２を有す
る。また軸側軌道溝７０には、複数個の玉９の各中心か
らトルク入力軸３の周面に向かって下ろした垂線と直角
に交わる底部７３が備わっている。
【００２６】図７中の符号φＤ1aはトルク入力軸３の端
部に近い側の肩部７１の回転直径を、符号φＤ1bは底部
７３の回転直径（底部７３のＰＣＤ寸法）を、符号φＤ
1cはトルク入力軸３の端部から遠い側の肩部７２の回転
直径を、また符号φＤR は複数個の玉９の中心を結んで
得られる玉軌跡の直径（玉９のＰＣＤ径）をそれぞれ示
している。本発明のアンギュラ軸受の軸側軌道溝では、
φＤ1aの値がφＤR の値よりも大きく、かつφＤ1cの値
がφＤ1bの値と等しいかまたはφＤ1bの値よりも大きく
なるように各部の寸法を規定している。このような設計
により、軸受への入力トルクの増大に伴って、アンギュ
ラ接触角が大きくなる場合にも、接触楕円がトルク入力
軸３の端部に近い側の肩部７１へと乗り上げることがな
くなる。なお、図７（Ａ）は、φＤ1cの値をφＤ1bの値
よりも大きくした例を、図７（Ｂ）はφＤ1cの値とφＤ
1bの値とを等しくした例をそれぞれ示している。
部に近い側の肩部７１の回転直径を、符号φＤ1bは底部
７３の回転直径（底部７３のＰＣＤ寸法）を、符号φＤ
1cはトルク入力軸３の端部から遠い側の肩部７２の回転
直径を、また符号φＤR は複数個の玉９の中心を結んで
得られる玉軌跡の直径（玉９のＰＣＤ径）をそれぞれ示
している。本発明のアンギュラ軸受の軸側軌道溝では、
φＤ1aの値がφＤR の値よりも大きく、かつφＤ1cの値
がφＤ1bの値と等しいかまたはφＤ1bの値よりも大きく
なるように各部の寸法を規定している。このような設計
により、軸受への入力トルクの増大に伴って、アンギュ
ラ接触角が大きくなる場合にも、接触楕円がトルク入力
軸３の端部に近い側の肩部７１へと乗り上げることがな
くなる。なお、図７（Ａ）は、φＤ1cの値をφＤ1bの値
よりも大きくした例を、図７（Ｂ）はφＤ1cの値とφＤ
1bの値とを等しくした例をそれぞれ示している。
【００２７】図８は、図２に示した本発明のアンギュラ
軸受の実施例におけるディスク側軌道溝８０を拡大した
図である。ディスク側軌道溝８０は、カムディスク８の
中央に設けられた取付穴内径部の周面に形成されてお
り、円周方向に亘ってトルク入力軸３のまわりを一周し
ている。ディスク側軌道溝８０の溝面は、トルク入力軸
３とほぼ平行な方向からトルク入力軸３とほぼ直交する
方向に至るおよそ９０°の中心角度を持った円弧を、ト
ルク入力軸３のまわりで回転させて得られた曲面形状を
しており、トルク入力軸３の端部から遠い側の縁及びト
ルク入力軸３の端部に近い側の縁にそれぞれ肩部８１、
８２を有する。またディスク側軌道溝８０には、複数個
の玉９の各中心からトルク入力軸３の周面に向かって下
ろした垂線の延長線と直角に交わる底部８３が備わって
いる。
軸受の実施例におけるディスク側軌道溝８０を拡大した
図である。ディスク側軌道溝８０は、カムディスク８の
中央に設けられた取付穴内径部の周面に形成されてお
り、円周方向に亘ってトルク入力軸３のまわりを一周し
ている。ディスク側軌道溝８０の溝面は、トルク入力軸
３とほぼ平行な方向からトルク入力軸３とほぼ直交する
方向に至るおよそ９０°の中心角度を持った円弧を、ト
ルク入力軸３のまわりで回転させて得られた曲面形状を
しており、トルク入力軸３の端部から遠い側の縁及びト
ルク入力軸３の端部に近い側の縁にそれぞれ肩部８１、
８２を有する。またディスク側軌道溝８０には、複数個
の玉９の各中心からトルク入力軸３の周面に向かって下
ろした垂線の延長線と直角に交わる底部８３が備わって
いる。
【００２８】図８中の符号φＤ2aはトルク入力軸３の端
部から遠い側の肩部８１の回転直径を、符号φＤ2bは底
部８３の回転直径（底部８３のＰＣＤ寸法）を、符号φ
Ｄ2cはトルク入力軸３の端部に近い側の縁８２の回転直
径を、また符号φＤR は複数個の玉９の中心を結んで得
られる玉軌跡の直径（玉９のＰＣＤ寸法）をそれぞれ示
している。本発明のアンギュラ軸受のディスク側軌道溝
８０では、φＤ2aの値がφＤR の値よりも小さく、かつ
φＤ2cの値がφＤ2bの値と等しいかまたはφＤ2bの値よ
りも小さくなるように各部の寸法を規定している。この
ため、ディスク側軌道溝８０においても、先述の軸側軌
道溝７０と全く同様の理由により、軸受への入力トルク
が増大した場合の接触楕円の肩部８１への乗り上げが防
止される。なお、図８（Ａ）は、φＤ2cの値をφＤ2bの
値よりも小さくした例を、図８（Ｂ）は、φＤ2cの値と
φＤ2bの値とを等しくした例をそれぞれ示している。
部から遠い側の肩部８１の回転直径を、符号φＤ2bは底
部８３の回転直径（底部８３のＰＣＤ寸法）を、符号φ
Ｄ2cはトルク入力軸３の端部に近い側の縁８２の回転直
径を、また符号φＤR は複数個の玉９の中心を結んで得
られる玉軌跡の直径（玉９のＰＣＤ寸法）をそれぞれ示
している。本発明のアンギュラ軸受のディスク側軌道溝
８０では、φＤ2aの値がφＤR の値よりも小さく、かつ
φＤ2cの値がφＤ2bの値と等しいかまたはφＤ2bの値よ
りも小さくなるように各部の寸法を規定している。この
ため、ディスク側軌道溝８０においても、先述の軸側軌
道溝７０と全く同様の理由により、軸受への入力トルク
が増大した場合の接触楕円の肩部８１への乗り上げが防
止される。なお、図８（Ａ）は、φＤ2cの値をφＤ2bの
値よりも小さくした例を、図８（Ｂ）は、φＤ2cの値と
φＤ2bの値とを等しくした例をそれぞれ示している。
【００２９】上述の本発明のアンギュラ軸受において
は、軸側軌道溝７０及びディスク側軌道溝８０がそれぞ
れ底部７３、８３まで延びていなてとも、各軌道溝の溝
面と玉９との接触点は、アンギュラ接触角の増大に伴っ
て外径側へと移動してゆくため、アンギュラ軸受の動作
時に問題となることはない。ただし、底部７３、８３が
あることにより、各溝面の曲率半径の値を触針により計
測する際の誤差が少なくなるため、この値に基づいて求
芯される各溝面の中心位置をより正確に得ることができ
る。その結果、適切な寸法及び公差に基づいた設計が可
能になると共に、製品間のばらつきをある程度予測でき
るため、製品保証を確実に行える。
は、軸側軌道溝７０及びディスク側軌道溝８０がそれぞ
れ底部７３、８３まで延びていなてとも、各軌道溝の溝
面と玉９との接触点は、アンギュラ接触角の増大に伴っ
て外径側へと移動してゆくため、アンギュラ軸受の動作
時に問題となることはない。ただし、底部７３、８３が
あることにより、各溝面の曲率半径の値を触針により計
測する際の誤差が少なくなるため、この値に基づいて求
芯される各溝面の中心位置をより正確に得ることができ
る。その結果、適切な寸法及び公差に基づいた設計が可
能になると共に、製品間のばらつきをある程度予測でき
るため、製品保証を確実に行える。
【００３０】なお、図２で示した本発明のアンギュラ軸
受６の実施例においては、トルク入力軸３の顎部７に近
い壁面に、トルク入力軸３の中心部に穿設されている油
供給孔と軸側軌道溝７０近傍との間を結ぶ軸側油孔７４
が複数個設けられていると共に、カムディスク８に、デ
ィスク側軌道溝８０近傍とカムディスク８のカム面との
間を結ぶディスク側油孔８４が複数個設けられている。
これらの油孔７４、８４により、トロイダル型無段変速
機の外部あるいは内部に設けられた図示しない油供給ポ
ンプから圧送され、トルク入力軸３中心の油供給孔を通
じてトロイダル型無段変速機の各部へと供給される潤滑
油は、トルク入力軸３の顎部７付近において、まず各軸
側油孔７４からアンギュラ軸受６へと導入され、次いで
各ディスク側油孔８４からローディングカム装置４のカ
ム面へと順に送出される。
受６の実施例においては、トルク入力軸３の顎部７に近
い壁面に、トルク入力軸３の中心部に穿設されている油
供給孔と軸側軌道溝７０近傍との間を結ぶ軸側油孔７４
が複数個設けられていると共に、カムディスク８に、デ
ィスク側軌道溝８０近傍とカムディスク８のカム面との
間を結ぶディスク側油孔８４が複数個設けられている。
これらの油孔７４、８４により、トロイダル型無段変速
機の外部あるいは内部に設けられた図示しない油供給ポ
ンプから圧送され、トルク入力軸３中心の油供給孔を通
じてトロイダル型無段変速機の各部へと供給される潤滑
油は、トルク入力軸３の顎部７付近において、まず各軸
側油孔７４からアンギュラ軸受６へと導入され、次いで
各ディスク側油孔８４からローディングカム装置４のカ
ム面へと順に送出される。
【００３１】軸側油孔７４からアンギュラ軸受６へと導
入された潤滑油は、最初に軸側軌道溝７０と玉９との接
触点付近を潤滑し、さらに玉９と保持器１０との接触部
分を潤滑した後、遠心力にしたがってカムディスク８方
向へと送られて、ディスク側軌道溝８０と玉９との接触
点付近を潤滑する。また、ディスク側軌道溝８０と玉９
との接触点付近の潤滑を終えた潤滑油は、ディスク側油
孔８４を通じてローディングカム装置４のカム面近傍へ
と送出され、カムディスク８のカム面と転動体との接触
部、転動体同士の接触部、転動体と保持版との接触部を
それぞれ潤滑した後、保持板の内径部に穿設された複数
箇所のスリット（図示せず）を通じて入力ディスクのカ
ム面付近へと導入されて、入力ディスクのカム面と転動
体との接触部を潤滑する。
入された潤滑油は、最初に軸側軌道溝７０と玉９との接
触点付近を潤滑し、さらに玉９と保持器１０との接触部
分を潤滑した後、遠心力にしたがってカムディスク８方
向へと送られて、ディスク側軌道溝８０と玉９との接触
点付近を潤滑する。また、ディスク側軌道溝８０と玉９
との接触点付近の潤滑を終えた潤滑油は、ディスク側油
孔８４を通じてローディングカム装置４のカム面近傍へ
と送出され、カムディスク８のカム面と転動体との接触
部、転動体同士の接触部、転動体と保持版との接触部を
それぞれ潤滑した後、保持板の内径部に穿設された複数
箇所のスリット（図示せず）を通じて入力ディスクのカ
ム面付近へと導入されて、入力ディスクのカム面と転動
体との接触部を潤滑する。
【００３２】このように、本発明のアンギュラ軸受で
は、アンギュラ軸受及びローディングカム装置に関し
て、各回転部や摩擦接触部を巡る潤滑油の油圧回路が１
系統に統合されている。その結果、循環のために必要と
なる潤滑油の流量が減少するため、油供給ポンプの駆動
損失を削減することができ、トロイダル型無段変速機全
体の効率の向上が図れる。また上述の潤滑経路によれ
ば、アンギュラ軸受やローディングカム装置のうち、特
に激しい揺動回転運動が行われる部位である、アンギュ
ラ軸受の玉との接触点及びローディングカム装置のカム
面に対して、潤滑油の供給が重点的に行われるため、こ
れらの構成要素の耐久性能が向上する。なお、潤滑油の
循環をより円滑に行うためには、軸側油孔の軸側軌道溝
側への開口部を、保持器の近傍または保持器よりもトル
ク入力軸の顎部に近い地点に位置させることが望まし
い。
は、アンギュラ軸受及びローディングカム装置に関し
て、各回転部や摩擦接触部を巡る潤滑油の油圧回路が１
系統に統合されている。その結果、循環のために必要と
なる潤滑油の流量が減少するため、油供給ポンプの駆動
損失を削減することができ、トロイダル型無段変速機全
体の効率の向上が図れる。また上述の潤滑経路によれ
ば、アンギュラ軸受やローディングカム装置のうち、特
に激しい揺動回転運動が行われる部位である、アンギュ
ラ軸受の玉との接触点及びローディングカム装置のカム
面に対して、潤滑油の供給が重点的に行われるため、こ
れらの構成要素の耐久性能が向上する。なお、潤滑油の
循環をより円滑に行うためには、軸側油孔の軸側軌道溝
側への開口部を、保持器の近傍または保持器よりもトル
ク入力軸の顎部に近い地点に位置させることが望まし
い。
【００３３】図９は、本発明のアンギュラ軸受の玉付近
をさらに拡大して示した図である。この実施例では、デ
ィスク側油孔８４のディスク側軌道溝側８０への開口部
に油溜まり８５を設けてあり、油溜まり８５内に常時一
定量の潤滑油を蓄えておくことができる。このため、カ
ムディスクの回転数の急激な上昇に起因して、潤滑油の
受ける遠心力が短時間で増大するような場合にも、ロー
ディングカム装置のカム面への潤滑油供給が途切れるこ
とはない。
をさらに拡大して示した図である。この実施例では、デ
ィスク側油孔８４のディスク側軌道溝側８０への開口部
に油溜まり８５を設けてあり、油溜まり８５内に常時一
定量の潤滑油を蓄えておくことができる。このため、カ
ムディスクの回転数の急激な上昇に起因して、潤滑油の
受ける遠心力が短時間で増大するような場合にも、ロー
ディングカム装置のカム面への潤滑油供給が途切れるこ
とはない。
【００３４】
【発明の効果】以上説明したように、本発明のトロイダ
ル型無段変速機のアンギュラ軸受によれば、設計時に各
部の寸法及び潤滑経路を最適化することで、軸受部の耐
久性が向上すると共に駆動損失が低減されるため、寿命
の延長と効率の向上を図ることができる。
ル型無段変速機のアンギュラ軸受によれば、設計時に各
部の寸法及び潤滑経路を最適化することで、軸受部の耐
久性が向上すると共に駆動損失が低減されるため、寿命
の延長と効率の向上を図ることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明のアンギュラ軸受の一実施例を含んだ並
列接続ダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機の軸
断面図である。
列接続ダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機の軸
断面図である。
【図２】本発明のアンギュラ軸受の一実施例の拡大軸断
面図である。
面図である。
【図３】本発明のアンギュラ軸受の一実施例について、
設計時のアンギュラ接触角を変化させたときの接触点に
おける接触面圧との関係を示すグラフである。、
設計時のアンギュラ接触角を変化させたときの接触点に
おける接触面圧との関係を示すグラフである。、
【図４】本発明のアンギュラ軸受の一実施例について、
設計時の溝Ｒ比を変化させたときの起動トルクとの関係
を示すグラフである。
設計時の溝Ｒ比を変化させたときの起動トルクとの関係
を示すグラフである。
【図５】本発明のアンギュラ軸受の一実施例について、
ローディングカム装置の作動中に生じる振れの大きさ、
振動の有無、及び耐久試験の結果を示す表である。
ローディングカム装置の作動中に生じる振れの大きさ、
振動の有無、及び耐久試験の結果を示す表である。
【図６】図５の表のアンギュラ接触角とカムディスクの
振れの大きさとの関係について示すグラフである。
振れの大きさとの関係について示すグラフである。
【図７】図２に示した本発明のアンギュラ軸受の一実施
例における軸側軌道溝の拡大軸断面図である。
例における軸側軌道溝の拡大軸断面図である。
【図８】図２に示した本発明のアンギュラ軸受の一実施
例におけるディスク側軌道溝の拡大軸断面図である。
例におけるディスク側軌道溝の拡大軸断面図である。
【図９】本発明のアンギュラ軸受の一実施例における玉
付近の拡大軸断面図である。
付近の拡大軸断面図である。
１ａ、２ａ 入力ディスク １ｂ、２ｂ 出力ディスク ３ トルク入力軸 ４ ローディングカム装置 ６ アンギュラ軸受 ７ 顎部 ８ カムディスク ９ 玉 １０ 保持器 ７０ 軸側軌道溝 ７１、７２ 肩部 ７３ 底部 ７４ 軸側油孔 ８０ ディスク側軌道溝 ８１、８２ 肩部 ８３ 底部 ８４ ディスク側油孔 ８５ 油溜まり
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 加藤 寛 神奈川県藤沢市鵠沼神明一丁目５番50号 日本精工株式会社内
Claims (4)
- 【請求項１】 トルク入力軸端部に周設された凸形状の
顎部の外周面に円周方向に亘り形成される軸側軌道溝
と、前記トルク入力軸端部に取着されるローディングカ
ム装置のカムディスク中央に設けられた取付穴内径部に
円周方向に亘り形成されるディスク側軌道溝と、前記軸
側軌道溝及び前記ディスク側軌道溝間に挟持されて前記
カムディスクに加わるスラスト荷重を受け止める複数個
の玉とから構成されるダブルキャビティ式トロイダル型
無段変速機のアンギュラ軸受において、前記玉と前記軸
側軌道溝とのアンギュラ接触角及び前記玉と前記ディス
ク側軌道溝とのアンギュラ接触角がそれぞれ６０度以下
であり、前記軸側軌道溝の溝面の曲率半径及び前記ディ
スク側軌道溝の溝面の曲率半径がそれぞれ前記玉の直径
の５２％以上５５％以下であることを特徴とするダブル
キャビティ式トロイダル型無段変速機のアンギュラ軸
受。 - 【請求項２】 トルク入力軸端部に周設された凸形状の
顎部の外周面に円周方向に亘り形成される軸側軌道溝
と、前記トルク入力軸端部に取着されるローディングカ
ム装置のカムディスク中央に設けられた取付穴内径部に
円周方向に亘り形成されるディスク側軌道溝と、前記軸
側軌道溝及び前記ディスク側軌道溝間に挟持されて前記
カムディスクに加わるスラスト荷重を受け止める複数個
の玉とから構成されるダブルキャビティ式トロイダル型
無段変速機のアンギュラ軸受において、前記軸側軌道溝
が、前記複数個の玉の各中心から前記トルク入力軸の周
面に向かって下ろした垂線と交わる底部を備えており、
前記軸側軌道溝の前記トルク入力軸端部に近い側の肩部
の回転直径が、前記複数個の玉のＰＣＤ径よりも大きい
と共に、前記軸側軌道溝の前記トルク入力軸端部から遠
い側の肩部の回転直径が、前記軸側軌道溝の底部のＰＣ
Ｄ寸法よりも小さくないことを特徴とするダブルキャビ
ティ式トロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受。 - 【請求項３】トルク入力軸端部に周設された凸形状の顎
部の外周面に円周方向に亘り形成される軸側軌道溝と、
前記トルク入力軸端部に取着されるローディングカム装
置のカムディスク中央に設けられた取付穴内径部に円周
方向に亘り形成されるディスク側軌道溝と、前記軸側軌
道溝及び前記ディスク側軌道溝間に挟持されて前記カム
ディスクに加わるスラスト荷重を受け止める複数個の玉
とから構成されるダブルキャビティ式トロイダル型無段
変速機のアンギュラ軸受において、前記ディスク側軌道
溝が、前記複数個の玉の各中心から前記トルク入力軸の
周面に向かって下ろした垂線の延長線と交わる底部を備
えており、前記ディスク側軌道溝の前記トルク入力軸端
部から遠い側の肩部の回転直径が、前記複数個の玉のＰ
ＣＤ径よりも小さいと共に、前記ディスク側軌道溝の前
記トルク入力軸端部に近い側の肩部の回転直径が、前記
ディスク側軌道溝の底部のＰＣＤ寸法よりも大きくない
ことを特徴とするダブルキャビティ式トロイダル型無段
変速機のアンギュラ軸受。 - 【請求項４】 トルク入力軸端部に周設された凸形状の
顎部の外周面に円周方向に亘り形成される軸側軌道溝
と、前記トルク入力軸端部に取着されるローディングカ
ム装置のカムディスク中央に設けられた取付穴内径部に
円周方向に亘り形成されるディスク側軌道溝と、前記軸
側軌道溝及び前記ディスク側軌道溝間に挟持されて前記
カムディスクに加わるスラスト荷重を受け止める複数個
の玉とから構成されるダブルキャビティ式トロイダル型
無段変速機のアンギュラ軸受において、前記トルク入力
軸の中心に穿設されている油供給孔を通じて供給される
潤滑油が、前記油供給孔と前記軸側軌道溝近傍とを連通
する複数個の軸側油孔からアンギュラ軸受部へと導入さ
れ、さらに前記ディスク側軌道溝近傍と前記カムディス
クのカム面とを連通する複数本のディスク側油孔から前
記ローディングカム装置のカム面へと送出されることを
特徴とするダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機
のアンギュラ軸受。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10009023A JPH11210762A (ja) | 1998-01-20 | 1998-01-20 | ダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受 |
| US09/288,812 US6176805B1 (en) | 1998-01-20 | 1999-04-09 | Angular bearing of dual cavity toroidal type continuously variable transmission |
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP10009023A JPH11210762A (ja) | 1998-01-20 | 1998-01-20 | ダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受 |
| US09/288,812 US6176805B1 (en) | 1998-01-20 | 1999-04-09 | Angular bearing of dual cavity toroidal type continuously variable transmission |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH11210762A true JPH11210762A (ja) | 1999-08-03 |
Family
ID=26343667
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP10009023A Pending JPH11210762A (ja) | 1998-01-20 | 1998-01-20 | ダブルキャビティ式トロイダル型無段変速機のアンギュラ軸受 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US6176805B1 (ja) |
| JP (1) | JPH11210762A (ja) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2013184656A (ja) * | 2012-03-09 | 2013-09-19 | Honda Motor Co Ltd | 動力伝達装置 |
| JP2014098455A (ja) * | 2012-11-15 | 2014-05-29 | Ntn Corp | 深みぞ玉軸受 |
| JP2016516969A (ja) * | 2013-05-08 | 2016-06-09 | シェフラー テクノロジーズ アー・ゲー ウント コー． カー・ゲーＳｃｈａｅｆｆｌｅｒ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｉｅｓ ＡＧ ＆ Ｃｏ． ＫＧ | グリース潤滑式のアンギュラ玉軸受 |
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| JP2004084778A (ja) * | 2002-08-27 | 2004-03-18 | Nissan Motor Co Ltd | トロイダル型無段変速機 |
| AU2005294611B2 (en) * | 2004-10-05 | 2011-10-06 | Fallbrook Intellectual Property Company Llc | Continuously variable transmission |
| FR2918425B1 (fr) * | 2007-07-04 | 2010-03-05 | Skf Ab | Dispositif de butee a roulement |
| JP2015075185A (ja) * | 2013-10-10 | 2015-04-20 | 日本精工株式会社 | シングルキャビティ式トロイダル型無段変速機 |
| US20160327093A1 (en) * | 2015-05-06 | 2016-11-10 | Michael D. Johns | Bearing for use in directional drilling |
| WO2018174099A1 (ja) * | 2017-03-21 | 2018-09-27 | 日本精工株式会社 | トロイダル無段変速機用押圧装置 |
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| US4400042A (en) * | 1980-10-14 | 1983-08-23 | Keystone Engineering Company | High performance low torque anti-friction bearing assembly |
| JPH0672656B2 (ja) * | 1989-03-31 | 1994-09-14 | 日産自動車株式会社 | トロイダル無段変速機のローディングカム装置 |
| JPH04122848U (ja) * | 1991-04-23 | 1992-11-05 | 日産自動車株式会社 | トロイダル型無段変速機 |
-
1998
- 1998-01-20 JP JP10009023A patent/JPH11210762A/ja active Pending
-
1999
- 1999-04-09 US US09/288,812 patent/US6176805B1/en not_active Expired - Lifetime
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|---|---|---|---|---|
| JP2013184656A (ja) * | 2012-03-09 | 2013-09-19 | Honda Motor Co Ltd | 動力伝達装置 |
| JP2014098455A (ja) * | 2012-11-15 | 2014-05-29 | Ntn Corp | 深みぞ玉軸受 |
| JP2016516969A (ja) * | 2013-05-08 | 2016-06-09 | シェフラー テクノロジーズ アー・ゲー ウント コー． カー・ゲーＳｃｈａｅｆｆｌｅｒ Ｔｅｃｈｎｏｌｏｇｉｅｓ ＡＧ ＆ Ｃｏ． ＫＧ | グリース潤滑式のアンギュラ玉軸受 |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| US6176805B1 (en) | 2001-01-23 |
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