WO2010047205A1 - ベルト式無段変速機 - Google Patents

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continuously variable
variable transmission
type continuously
shaft
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和道 佃
陽一 村田
正一 佐用
羽渕　良司
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アイシン・エィ・ダブリュ株式会社
トヨタ自動車株式会社
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    • F16C2361/00—Apparatus or articles in engineering in general
    • F16C2361/63—Gears with belts and pulleys

Definitions

  • the present invention relates to a belt-type continuously variable transmission, and more specifically, a primary shaft to which power is input and power that is arranged in parallel to the primary shaft and is input to the primary shaft is steplessly changed via a belt.
  • a secondary shaft that is transmitted through the belt, and supports the primary shaft to the case via a first rolling bearing and supports the secondary shaft to the case via a second rolling bearing.
  • the present invention relates to a step transmission.
  • the belt-type continuously variable transmission In the belt-type continuously variable transmission described above, the power input to the primary shaft is transmitted to the secondary shaft via the belt. Therefore, the belt-type continuously variable transmission is arranged on the shaft center plane that is a plane passing through the shaft center of the primary shaft and the shaft center of the secondary shaft. Along with this, the tension of the belt and the centrifugal force accompanying the rotation of the belt are applied to the primary shaft and the secondary shaft. For this reason, the load acting on each rolling bearing becomes larger in the direction along the axial center plane. At this time, depending on the tightening position of the bolt for fixing the stopper plate, the stress applied to the outer race of each rolling bearing may be partially concentrated, and if the stress is excessively concentrated, the outer race will be deformed. As a result, problems such as a reduction in the life of rolling bearings may occur.
  • the main purpose of the belt-type continuously variable transmission of the present invention is to prevent excessive stress from acting on the rolling bearings in a partially concentrated manner.
  • the belt type continuously variable transmission according to the present invention employs the following means in order to achieve the above-mentioned main object.
  • the belt type continuously variable transmission of the present invention is A primary shaft to which power is input, and a secondary shaft that is arranged in parallel to the primary shaft and to which power that is input to the primary shaft is transmitted in a stepless manner via a belt.
  • a belt type continuously variable transmission that supports a case via a first rolling bearing and supports the secondary shaft to the case via a second rolling bearing; In the case, an even number of bolt holes are respectively formed in regions deviating from an axial center plane that is a plane passing through the axial center of the primary shaft and the axial center of the secondary shaft,
  • the first and second stopper plates that respectively press the outer races of the first and second rolling bearings are fixed to the case by bolts that are attached to the bolt holes.
  • the primary shaft to which the power is input is supported via the first rolling bearing and the secondary shaft is supported via the second rolling bearing.
  • First and second bolt holes are formed in each of the regions that are out of the axial center plane that is a plane that passes through the axial center of the axial center and the secondary shaft, and the outer races of the first and second rolling bearings are respectively pressed.
  • the stopper plate is fixed by a bolt attached to the bolt hole. As a result, the tightening position of the stopper plate fixing bolt can be set to a region deviated from the axial center plane.
  • the load received by each rolling bearing is It becomes larger in the area along the surface.
  • the force (restraint force) by which the stopper plate presses the outer race becomes larger in the region closer to the bolt tightening position, and restrains elastic deformation and minute movement (displacement) of the outer race.
  • the region where the load received by each rolling bearing is larger overlaps with the region where the restraining force applied to the outer race is larger, and the outer race is partially excessive. Stress may be concentrated.
  • the “first and second rolling bearings” may be ball bearings.
  • the “belt type continuously variable transmission” may be an in-vehicle belt type continuously variable transmission. In a belt-type continuously variable transmission for in-vehicle use, since the transmitted power is large, the load received by each rolling bearing tends to increase. On the other hand, there is a tendency for more compact rolling bearings to be used due to severe space constraints, and it is often difficult to ensure sufficient reserve against excessive stress. high.
  • the even-numbered bolt holes are formed in the case so as to be paired with the axial center of the primary shaft or the axial center of the secondary shaft as a symmetrical axis. It can also be formed in a region where an angle formed by a plane passing through the centers of the bolt holes and the axial center plane is within a range of approximately 70 degrees to approximately 110 degrees.
  • the restraining force acting on the outer race tends to be larger in a region along the plane passing through the centers of the bolt holes, but the angle formed by the plane passing through the centers of the bolt holes and the axial center plane is approximately 70.
  • the bolt holes may be formed in pairs at positions where the angle is approximately 90 degrees.
  • FIG. 3 It is a block diagram which shows the outline of a structure of the power transmission device 10 incorporating the belt-type continuously variable transmission 20 as one Example of this invention. It is an enlarged view of the attachment part of the bearings 24 and 34 in FIG. 3 is an external view showing an external appearance of a stopper plate 27.
  • FIG. It is explanatory drawing which shows a mode that the bearing 24 is pressed down by the stopper plate 27.
  • FIG. It is explanatory drawing which shows the positional relationship of the stopper plates 27 and 37, the primary shaft 22, and the secondary shaft 32.
  • FIG. 4 is an explanatory diagram schematically showing the positional relationship between the tightening positions of the bolts 28 and 38 and the primary pulley 23 and the secondary pulley 33.
  • FIG. 1 is a configuration diagram showing an outline of a configuration of a power transmission device 10 incorporating a belt type continuously variable transmission 20 as an embodiment of the present invention.
  • the power transmission device 10 is mounted on a vehicle and configured to transmit power from an engine (not shown) to left and right axles 19a and 19b. As shown in the figure, the power transmission device 10 is a lockup connected to the output shaft of the engine.
  • the belt 21 that is stretched between the differential shaft 18 and the secondary shaft 32 connected to the secondary shaft 32 via the gear mechanism 16 is steplessly shifted to output the power on the primary shaft 22 side to the secondary shaft 32 side.
  • a step transmission (hereinafter referred to as “CVT”) 20, which It is housed in a case 11 made of a Managing 11a and transaxle housing 11b and the rear case 11c. Note that between the torque converter 12 and the forward / reverse switching unit 14, oil that pumps hydraulic oil stored in an oil pan (not shown) using power from the engine to an oil passage provided in the power transmission device 10.
  • a pump 13 is arranged.
  • the CVT 20 has a primary shaft 22 that is rotatably supported at both ends by bearings 24 and 25, a primary pulley 23 whose groove width can be changed and connected to the primary shaft 22, and bearings 34 and 35 at both ends.
  • a secondary shaft 32 rotatably supported, a secondary pulley 33 connected to the secondary shaft 32, the groove width of which can be changed, and the primary pulley 23 and the groove of the secondary pulley 33 are stretched in tension.
  • a hydraulic cylinder 42 for changing the groove width of the primary pulley 23 that holds the belt 21
  • a hydraulic cylinder 44 for changing the groove width of the secondary pulley 33 that holds the belt 21.
  • FIG. 2 is an enlarged view of a mounting portion of the bearings 24 and 34 in FIG.
  • the bearing 24 includes an inner race 24a, balls 24b, and an outer race 24c. Note that illustration of a cage for holding the ball 24b is omitted.
  • the bearing 24 has an inner race 24a fitted to the primary shaft 22 and an outer race 24c fitted to the rear case 11c. At the end of the primary shaft 22, a stepped portion 22a having a smaller outer diameter is formed in accordance with the inner diameter of the inner race 24a, and the inner race 24a is fitted to the stepped portion 22a. Further, an end portion of the primary shaft 22 is formed with a screw portion (not shown) that is exposed to the end portion in a state where the inner race 24a is fitted, and a lock nut is attached to the screw portion after the bearing 24 is attached. 29 is tightened.
  • the inner race 24a is positioned by contacting the stepped portion 22a with the surface on the right side of the inner race 24a via the hydraulic cylinder 42, and the surface on the left side of the inner race 24a contacts the lock nut 29. It is fixed by.
  • the rear case 11c is formed with a stepped recess 11c1 having a large inner diameter portion corresponding to the outer diameter of the outer race 24c and a small inner diameter portion having an inner diameter smaller by one step than the outer race 24c.
  • the outer race 24c is fitted to the large inner diameter portion.
  • the rear case 11c is formed with a bolt hole 28a outward from the recess 11c1, and a stopper plate 27 (shown by hatching in the figure) that holds the outer race 24c after the bearing 24 is attached to the recess 11c1. It is fastened and fixed by a bolt 28 inserted into the bolt hole 28a from the outside of 11c. Accordingly, the outer race 24c is positioned by positioning the left side surface in the drawing in contact with the step of the recess 11c1 and fixing the outer side surface 24c in contact with the stopper plate 27 in the axial direction. . The same applies to the configuration and mounting structure of the bearing 34. Here, the appearance of the stopper plate 27 is shown in FIG.
  • the stopper plate 27 is formed with a shaft hole 27a through which the primary shaft 22 passes in the central portion, and a pair of positions at which the stopper plate 27 is point-symmetric with respect to the center point of the shaft hole 27a (illustrated by x). Screw holes 27b, 27b are formed, and bolts 28 are fastened to the screw holes 27b.
  • a state in which the outer race 24c of the bearing 24 is pressed by the stopper plate 27 is shown in FIG.
  • the stopper plate 27 presses the outer race 24c by covering a part of the outer race 24c with the edge of the shaft hole 27a.
  • the binding force acting on the outer race 24c due to tightening of the bolt 28 is large, and within the mounting tolerance range of the outer race 24c. May be excessively restrained from minute elastic deformation and movement (displacement).
  • the outer race 24c is not covered with a shape in which the edge of the shaft hole 27a in this region is partially cut away.
  • the restraining force acting on the outer race 24c is larger than in other regions.
  • FIG. 5 shows the positional relationship between the stopper plates 27 and 37 attached in this way and the primary shaft 22 and the secondary shaft 32.
  • the axial center plane ⁇ the tightening positions of the bolts 28 and 38 for fixing the stopper plates 27 and 37 are the axial center. It can be seen that the region is out of the plane ⁇ .
  • the bolt holes 28a, 38a formed in the rear case 11c are formed in a region deviating from the axial center plane ⁇ , and the reason for this will be described below.
  • FIG. 6 is an explanatory view schematically showing the positional relationship between the tightening positions of the bolts 28 and 38 and the primary pulley 23 (primary shaft 22) and the secondary pulley 33 (secondary shaft 32).
  • FIG. 6A shows the positional relationship in the CVT 20 of the example
  • FIG. 6B shows the positional relationship in the CVT of the comparative example.
  • the axial center plane ⁇ described above is illustrated as an axial center line ⁇ ′ (dashed line) with the axial centers of the primary pulley 23 and the secondary pulley 33 as the center points C1 and C2, respectively, and the centers of the bolts 28 are illustrated.
  • angle a1 is about 70 to 80 degrees and the angle a2 is about 90 degrees
  • angle a1 is 0 degrees and the angle a2 is about 10 to 20 degrees.
  • the tightening positions of the bolts 28 and 38 are subject to layout constraints of each component in the power transmission device 10, for example, layout constraints of an oil passage through which hydraulic oil from the oil pump 13 is pumped. May not be at the same angle.
  • the axis center line ⁇ ′, the axis center plane ⁇ , the line connecting the centers of the bolts 28 and 38, and the plane passing through the centers of the bolts 28 and 38 are synonymous.
  • the belt 21 spanned between the primary pulley 23 and the secondary pulley 33 is illustrated by dotted lines.
  • tension is applied to the belt 21 in addition to the clamping force from both pulleys, and centrifugal force is applied to the belt 21 because the belt 21 moves so as to draw an arc.
  • the resultant force F of these tensions and centrifugal forces acts along the axial center line ⁇ ′ as indicated by the arrows in the figure.
  • the bearings 24 and 34 receive an excessive load, the outer races 24c and 34c are restrained from minute elastic deformation and movement (displacement) within the mounting tolerance range, and are partially excessive. Stress may concentrate on the outer races 24c and 34c. As a result, defects such as deformation of the outer races 24c and 34c may occur.
  • the outer races 24c and 34c can be allowed to be elastically deformed and moved (displaced), and excessive stress is partially concentrated on the outer races 24c and 34c. Can be prevented.
  • the bolt holes 28a, 38a are formed in the rear case 11c in the region deviating from the region along the axial center line ⁇ ′, an excessive force acts along the axial center line ⁇ ′. This prevents the region from overlapping the region where the restraining force acting on the outer races 24c, 34c is increased from the stopper plates 27, 37 and prevents excessive stress from being concentrated on the bearings 24, 34. be able to.
  • the bolt holes 28a and 38a are formed in the rear case 11c in the region deviating from the axial center plane ⁇ passing through the axial centers of the primary shaft 22 and the secondary shaft 32, and the primary shaft 22 and the secondary shaft are formed. Since the stopper plates 27 and 37 that hold the bearings 24 and 34 that support the bearing 32 are fastened and fixed by the bolts 28 and 38 that are inserted into the bolt holes 28a and 38a, the restraints that act on the bearings 24 and 34 from the stopper plates 27 and 37 are fixed.
  • the angles a1 and a2 formed by the line connecting the bolts 28 and 38 and the axial center line ⁇ ′ are set to 90 degrees or 70 to 80 degrees, but the angle is not limited to this.
  • 38 and the axis center line ⁇ ′ may cross each other at an angle exceeding 0 degrees so that they do not overlap.
  • the angles a1 and a2 are preferably in the range of 70 to 110 degrees, and more preferably 90 degrees.
  • the stopper plates 27 and 37 are fixed to the rear case 11c by two bolts 28 and 38, respectively.
  • the present invention is not limited to this, and a plurality of pairs of bolt holes are formed in the rear case 11c and the stoppers are formed.
  • the same number of screw holes corresponding to the plates 27 and 37 may be formed and fixed with four or six or more even bolts.
  • the screw holes 27a and 37a are formed in the stopper plates 27 and 37.
  • the present invention is not limited to this, and a through hole through which a bolt is passed is formed in the stopper plates 27 and 37 and separately prepared nuts.
  • Bolts 28 and 38 may be fastened to the stopper plates 27 and 37, and through holes for passing the bolts may be formed, and screw holes for tightening the bolts may be formed in the bolt holes of the rear case 11c. The bolts 28 and 38 may be tightened.
  • the shaft holes 27a, 38a of the stopper plates 27, 37 are not simply circular but partially cut out, but the present invention is not limited to this, and the primary shaft 22 and the secondary shaft 32 can be passed.
  • the outer races 24c and 34c of the bearings 24 and 34 can be reliably pressed, and it may be formed in a simple circular shape. However, it is preferable that the outer races 24c and 34c be shaped so as not to be pressed in a region on a straight line connecting the centers of the bolt holes in order to avoid excessive binding force acting on the outer races 24c and 34c.
  • the bearings 24 and 34 are configured as ball bearings (deep groove ball bearings) whose rolling elements are balls.
  • ball bearings deep groove ball bearings
  • the present invention is not limited to this, and for example, roller bearings whose rolling elements are rollers. Other rolling bearings may be used.
  • the present invention can be used in the automobile industry and the like.

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Abstract

　ベルト式無段変速機を収容するリヤケース１１ｃに、プライマリシャフト２２およびセカンダリシャフト３２の軸中心を通る軸中心面αから外れた領域にボルト孔を形成し、各シャフトを支持するベアリングのアウタレースを押さえるストッパプレート２７，３７をボルト孔に挿入されるボルト２８，３８により締め付けて固定するから、ストッパプレート２７，３７からベアリングのアウタレースに作用する拘束力がより大きくなるボルト締付位置近傍の領域と軸中心面αに沿ってベルトの張力や遠心力による力が作用する領域とが重なるのを防止して、ベアリングが過大な力を受けるときでもアウタレースの取付公差範囲内での微小な弾性変形や移動を許容することができる。

Description

ベルト式無段変速機
　本発明は、ベルト式無段変速機に関し、詳しくは、動力が入力されるプライマリ軸と、該プライマリ軸に平行に配置され該プライマリ軸に入力される動力がベルトを介して無段階に変速されて伝達されるセカンダリ軸とを有し、前記プライマリ軸を第１の転がり軸受けを介してケースに支持すると共に前記セカンダリ軸を第２の転がり軸受けを介して該ケースに支持してなるベルト式無段変速機に関する。
　従来、この種のベルト式無段変速機としては、エンジンからの動力が入力されるプライマリ軸とプライマリ軸に入力される動力が環状のベルトを介して無段階に変速されて伝達されるセカンダリ軸とを備える変速機をケースに収容してなるものが提案されている。（例えば、特許文献１参照）。この変速機では、ケースにプライマリ軸とセカンダリ軸とを支持するための転がり軸受けが嵌め込まれると共に各転がり軸受けのアウタレースを押さえるストッパプレートをボルトによってケースに固定するものとしている。
特開２００７－１１３６３５号公報
　上述したベルト式無段変速機では、プライマリ軸に入力された動力をベルトを介してセカンダリ軸に伝達するため、プライマリ軸の軸中心とセカンダリ軸の軸中心とを通る平面である軸中心面に沿ってプライマリ軸とセカンダリ軸とにベルトの張力やベルトの回転に伴う遠心力が掛かることになる。このため、各転がり軸受けに作用する負荷は、軸中心面に沿った方向により大きなものとなる。このとき、ストッパプレートを固定するためのボルトの締付位置によっては各転がり軸受けのアウタレースに掛かる応力が部分的に集中して作用することがあり、応力が過度に集中するとアウタレースの変形が引き起こされて転がり軸受けの寿命が低下するなどの問題が発生することがあった。
　本発明のベルト式無段変速機は、転がり軸受けに過大な応力が部分的に集中して作用するのを防止することを主目的とする。
　本発明のベルト式無段変速機は、上述の主目的を達成するために以下の手段を採った。
　本発明のベルト式無段変速機は、
　動力が入力されるプライマリ軸と、該プライマリ軸に平行に配置され該プライマリ軸に入力される動力がベルトを介して無段階に変速されて伝達されるセカンダリ軸とを有し、前記プライマリ軸を第１の転がり軸受けを介してケースに支持すると共に前記セカンダリ軸を第２の転がり軸受けを介して該ケースに支持してなるベルト式無段変速機であって、
　前記ケースに、前記プライマリ軸の軸中心および前記セカンダリ軸の軸中心を通る平面である軸中心面から外れた領域にボルト孔をそれぞれ偶数箇所ずつ形成し、
　前記第１および第２の転がり軸受けのアウタレースをそれぞれ押さえる第１および第２のストッパプレートが、前記ボルト孔に取り付けられるボルトによって前記ケースに固定されてなる
　ことを特徴とする。
　この本発明のベルト式無段変速機では、動力が入力されるプライマリ軸を第１の転がり軸受けを介して支持すると共にセカンダリ軸を第２の転がり軸受けを介して支持するケースに、プライマリ軸の軸中心およびセカンダリ軸の軸中心を通る平面である軸中心面から外れた領域にボルト孔をそれぞれ偶数箇所ずつ形成し、第１および第２の転がり軸受けのアウタレースをそれぞれ押さえる第１および第２のストッパプレートが、ボルト孔に取り付けられるボルトによって固定される。これにより、ストッパプレート固定用のボルトの締付位置を軸中心面から外れた領域とすることができる。ここで、ベルト式無段変速機においては、軸中心面に沿ってプライマリ軸とセカンダリ軸とにベルトの張力やベルトの回転に伴う遠心力が掛かるため、各転がり軸受けが受ける負荷は、軸中心面に沿った領域においてより大きなものとなる。一方、ストッパプレートがアウタレースを押さえる力（拘束力）は、ボルトの締付位置に近い領域ほどより大きなものとなり、アウタレースの弾性変形や微小な移動（ズレ）を拘束することになる。このため、ストッパプレート固定用のボルトの締付位置によっては、各転がり軸受けの受ける負荷がより大きくなる領域とアウタレースに掛かる拘束力がより大きくなる領域とが重なって、アウタレースに部分的に過大な応力が集中して作用することがある。そこで、ストッパプレート固定用のボルトの締付位置を軸中心面から外れた領域とすることにより、各転がり軸受けの受ける負荷がより大きくなる領域とアウタレースに作用する拘束力がより大きくなる領域とが重なるのを防止することができる。この結果、転がり軸受けに部分的に過大な応力が集中して作用するのを防止することができる。ここで、「第１および第２の転がり軸受け」は、ボールベアリングであるものとすることもできる。また、「ベルト式無段変速機」は、車載用のベルト式無段変速機であるものとすることもできる。車載用のベルト式無段変速機においては、伝達される動力が大きいために各転がり軸受けの受ける負荷が大きくなる傾向にある。一方で、スペース制約が厳しいためによりコンパクトな転がり軸受けが使用される傾向にあり、過大な応力に対して十分な余力を確保することが困難となる場合が多いから、本発明を適用する意義が高い。
　こうした本発明のベルト式無段変速機において、前記ケースに、前記偶数箇所のボルト孔を前記プライマリ軸の軸中心または前記セカンダリ軸の軸中心を対称軸として対となるよう形成すると共に対となるボルト孔同士の中心を通る平面と前記軸中心面とのなす角度が略７０度から略１１０度の範囲内となる領域に形成してなるものとすることもできる。ここで、アウタレースに作用する拘束力はボルト孔同士の中心を通る平面に沿った領域においてより大きくなる傾向にあるが、ボルト孔同士の中心を通る平面と軸中心面とのなす角度を略７０度から略１１０度とすることにより、各転がり軸受けの受ける負荷がより大きくなる領域とアウタレースに作用する拘束力がより大きくなる領域とが重なるのを確実に防止することができる。この態様の本発明のベルト式無段変速機において、前記ボルト孔を前記角度が略９０度となる位置に一対ずつ形成してなるものとすることもできる。
本発明の一実施例としてのベルト式無段変速機２０が組み込まれた動力伝達装置１０の構成の概略を示す構成図である。 図１中のベアリング２４，３４の取付部分の拡大図である。 ストッパプレート２７の外観を示す外観図である。 ストッパプレート２７によりベアリング２４を押さえる様子を示す説明図である。 ストッパプレート２７，３７とプライマリシャフト２２およびセカンダリシャフト３２との位置関係を示す説明図である。 ボルト２８，３８の締付位置とプライマリプーリ２３およびセカンダリプーリ３３との位置関係を模式的に表した説明図である。
　次に、本発明を実施するための最良の形態を実施例を用いて説明する。
　図１は、本発明の一実施例としてのベルト式無段変速機２０が組み込まれた動力伝達装置１０の構成の概略を示す構成図である。動力伝達装置１０は、車両に搭載されて図示しないエンジンからの動力を左右輪の車軸１９ａ，１９ｂに伝達するものとして構成されており、図示するように、エンジンの出力軸に接続されたロックアップ機構付きのトルクコンバータ１２と、トルクコンバータ１２の出力軸の回転方向を前進方向と後進方向とに切り換える前後進切換ユニット１４と、前後進切換ユニット１４の出力軸であるプライマリシャフト２２と車軸１９ａ，１９ｂにデファレンシャルギヤ１８およびギヤ機構１６を介して連結されるセカンダリシャフト３２とに架け渡されたベルト２１によりプライマリシャフト２２側の動力を無段階に変速してセカンダリシャフト３２側に出力するベルト式無段変速機（以下、「ＣＶＴ」）２０とを備え、これらは、コンバータハウジング１１ａとトランスアクスルハウジング１１ｂとリヤケース１１ｃとからなるケース１１に収容されている。なお、トルクコンバータ１２と前後進切換ユニット１４との間には、エンジンからの動力を用いて図示しないオイルパンに貯留されている作動油を動力伝達装置１０内に設けられる油路に圧送するオイルポンプ１３が配置されている。
　ＣＶＴ２０は、図示するように、両端がベアリング２４，２５により回転自在に支持されたプライマリシャフト２２と、溝幅が変更可能でプライマリシャフト２２に接続されたプライマリプーリ２３と、両端がベアリング３４，３５，３６により回転自在に支持されたセカンダリシャフト３２と、溝幅が変更可能でセカンダリシャフト３２に接続されたセカンダリプーリ３３と、プライマリプーリ２３およびセカンダリプーリ３３の溝に張力を掛けた状態で架け渡されたベルト２１と、ベルト２１を挟持するプライマリプーリ２３の溝幅を変更するための油圧シリンダ４２と、ベルト２１を挟持するセカンダリプーリ３３の溝幅を変更するための油圧シリンダ４４とを備える。このＣＶＴ２０では、オイルポンプ１３からの油圧を用いて油圧シリンダ４２，４４を駆動してベルト２１を挟持しながらプライマリプーリ２３およびセカンダリプーリ３３の溝幅を変更することにより、プライマリシャフト２２の動力を無段階に変速してセカンダリシャフト３２に出力する。なお、ベルト２１が架け渡されるプライマリプーリ２３およびセカンダリプーリ３３の近傍を支持するベアリング２４，２５，３４は、主としてラジアル荷重を受けることができる深溝玉軸受けとして構成され、ベアリング３５，３６は主としてアキシアル荷重を受けることができる円錐ころ軸受けとして構成されている。これらのベアリングのうち、ベアリング２４，３４の取付構造について説明する。図２は、図１中のベアリング２４，３４の取付部分の拡大図である。
　ベアリング２４は、図２に示すように、インナレース２４ａとボール２４ｂとアウタレース２４ｃとから構成されている。なお、ボール２４ｂを保持する保持器の図示は省略した。ベアリング２４は、インナレース２４ａがプライマリシャフト２２に嵌合されると共にアウタレース２４ｃがリヤケース１１ｃに嵌合されている。プライマリシャフト２２の端部には、インナレース２４ａの内径に合わせて外径が小さくなった段差部２２ａが形成されており、この段差部２２ａにインナレース２４ａが嵌合されている。また、プライマリシャフト２２の端部には、インナレース２４ａが嵌合された状態で端部側に露出する図示しないネジ部が形成されており、ベアリング２４が取り付けられてからこのネジ部にロックナット２９が締め付けられる。これにより、インナレース２４ａは、その軸方向の面のうち図中右側の面が油圧シリンダ４２を介して段差部２２ａに当接して位置決めされると共に図中左側の面がロックナット２９に当接することにより固定される。また、リヤケース１１ｃには、アウタレース２４ｃの外径に合わせた内径の大内径部とそれよりも一段小さな内径の小内径部とからなる段付きの窪み部１１ｃ１が形成されており、この窪み部１１ｃ１の大内径部にアウタレース２４ｃが嵌合されている。また、リヤケース１１ｃには、窪み部１１ｃ１より外方にボルト孔２８ａが形成されており、ベアリング２４が窪み部１１ｃ１に取り付けられてからアウタレース２４ｃを押さえるストッパプレート２７（図中斜線で図示）がリヤケース１１ｃの外側からボルト孔２８ａに挿入されるボルト２８によって締め付けられて固定される。これにより、アウタレース２４ｃは、その軸方向の面のうち図中左側の面が窪み部１１ｃ１の段差に当接して位置決めされると共に図中右側の面がストッパプレート２７に当接することにより固定される。なお、ベアリング３４の構成および取付構造についても同様である。ここで、ストッパプレート２７の外観を図３に示す。図示するように、ストッパプレート２７は、中央部分にプライマリシャフト２２が通るための軸孔２７ａが形成されると共に軸孔２７ａの中心点（×印で図示）に対して点対称となる位置に一対のネジ孔２７ｂ，２７ｂが形成されており、このネジ孔２７ｂにボルト２８が締め付けられる。このストッパプレート２７によりベアリング２４のアウタレース２４ｃを押さえる様子を図４に示す。図示するように、ストッパプレート２７は、軸孔２７ａの縁でアウタレース２４ｃの一部を覆うことによりアウタレース２４ｃを押さえている。ここで、ボルト孔２７ｂに近い領域、例えば、ボルト孔２７ｂ同士の中心を結ぶ直線に沿った領域ではボルト２８の締付によりアウタレース２４ｃに作用する拘束力が大きく、アウタレース２４ｃの取付公差範囲内での微小な弾性変形や移動（ズレ）を過剰に拘束することがある。この過剰な拘束を緩和するため、この領域内の軸孔２７ａの縁を部分的に切り欠いた形状としてアウタレース２４ｃを覆わないようにしている。ただし、このような形状としてもボルト孔２７ｂ同士の中心を結ぶ直線に近い領域（例えば、図中網掛け領域）では、他の領域に比してアウタレース２４ｃに作用する拘束力がより大きなものとなる。なお、ベアリング３４を押さえるストッパプレート３７の構造についてもストッパプレート２７と同様である。このようにして取り付けられるストッパプレート２７，３７とプライマリシャフト２２およびセカンダリシャフト３２との位置関係を図５に示す。図示するように、プライマリシャフト２２の軸中心およびセカンダリシャフト３２の軸中心を通る平面を軸中心面αとしたときに、ストッパプレート２７，３７を固定するボルト２８，３８の締付位置は軸中心面αから外れた領域にあることがわかる。言い換えれば、リヤケース１１ｃに形成されるボルト孔２８ａ，３８ａは、軸中心面αから外れた領域に形成されており、以下、この理由について説明する。
　図６は、ボルト２８，３８の締付位置とプライマリプーリ２３（プライマリシャフト２２）およびセカンダリプーリ３３（セカンダリシャフト３２）との位置関係を模式的に表した説明図である。図６（ａ）には実施例のＣＶＴ２０における位置関係を示し、図６（ｂ）には比較例のＣＶＴにおける位置関係を示す。図６においては、プライマリプーリ２３およびセカンダリプーリ３３の軸中心をそれぞれ中心点Ｃ１，Ｃ２として上述した軸中心面αを単に軸中心線α’（一点鎖線）として図示し、ボルト２８同士の中心を結ぶ線（二点鎖線）と軸中心線α’とのなす角度を角度ａ１，ボルト３８同士の中心を結ぶ線（二点鎖線）と軸中心線α’とのなす角度を角度ａ２とした。ここで、実施例においては、角度ａ１を約７０～８０度，角度ａ２を約９０度とし、比較例においては、角度ａ１を０度，角度ａ２を約１０～２０度とした。なお、ボルト２８，３８の締付位置は、動力伝達装置１０における各構成部品のレイアウト制約、例えば、オイルポンプ１３からの作動油が圧送される油路のレイアウト制約を受けるため、角度ａ１，ａ２を同一の角度にできないことがある。なお、以下の説明では、軸中心線α’と軸中心面α、ボルト２８，３８同士の中心を結ぶ線とボルト２８，３８同士の中心を通る平面とは、それぞれ同義のものとする。また、図６には、プライマリプーリ２３とセカンダリプーリ３３とに架け渡されるベルト２１を点線で図示した。ここで、ベルト２１には、両プーリからの挟持力以外に張力が掛かり、また、両プーリに挟持される部分では円弧を描くように移動するため遠心力が掛かる。これらの張力や遠心力の合力Ｆは、図中矢印で示すように軸中心線α’に沿って作用する。このため、ＣＶＴ２０が動力を伝達している場合において、特に変速時や一時的に大きな動力が掛かった場合に合力Ｆの反力を受け持つための過大な力が軸中心線α’に沿った内側の領域（図中斜線部参照）に作用することがあり、これに伴ってベアリング２４，３４が過大な負荷を受けることがある。ここで、図６（ｂ）に示した比較例では、実施例に比して角度ａ１，ａ２が小さく、軸中心線α’に沿って過大な力が作用する領域とストッパプレート２７，３７によってアウタレース２４ｃ，３４ｃに作用する拘束力がより大きくなる領域（図４参照）とが重なることになる。このため、ベアリング２４，３４が過大な負荷を受けたときにアウタレース２４ｃ，３４ｃはその取付公差範囲内での微小な弾性変形や移動（ズレ）が拘束されることになり、部分的に過大な応力がアウタレース２４ｃ，３４ｃに集中して作用することがある。この結果、アウタレース２４ｃ，３４ｃの変形などの不具合が生じる場合がある。一方、実施例においては、角度ａ１，ａ２が大きく、軸中心線α’に沿って過大な力が作用する領域とストッパプレート２７，３７からアウタレース２４ｃ，３４ｃに作用する拘束力がより大きくなる領域とが重なることがない。このため、ベアリング２４，３４が過大な負荷を受けたときでもアウタレース２４ｃ，３４ｃの微小な弾性変形や移動（ズレ）を許容することができ、アウタレース２４ｃ，３４ｃに部分的に過大な応力が集中して作用するのを防止することができる。このように、実施例においては、リヤケース１１ｃにボルト孔２８ａ，３８ａを軸中心線α’に沿った領域から外れた領域に形成するから、軸中心線α’に沿って過大な力が作用する領域とストッパプレート２７，３７からアウタレース２４ｃ，３４ｃに作用する拘束力がより大きくなる領域とが重なるのを防いでベアリング２４，３４に部分的に過大な応力が集中して作用するのを防止することができる。
　以上説明した実施例のＣＶＴ２０によれば、リヤケース１１ｃにプライマリシャフト２２およびセカンダリシャフト３２の軸中心を通る軸中心面αから外れた領域にボルト孔２８ａ，３８ａを形成し、プライマリシャフト２２およびセカンダリシャフト３２を支持するベアリング２４，３４を押さえるストッパプレート２７，３７をボルト孔２８ａ，３８ａに挿入されるボルト２８，３８により締め付けて固定するから、ストッパプレート２７，３７からベアリング２４，３４に作用する拘束力がより大きくなる領域と軸中心面αに沿って過大な力が作用する領域とが重なるのを防止してベアリング２４，３４が過大な力を受けるときでもアウタレース２４ｃ，３４ｃの取付公差範囲内での微小な弾性変形や移動を許容することができる。この結果、ベアリング２４，３４に部分的に過大な応力が集中して作用するのを防止することができる。
　実施例のＣＶＴ２０では、ボルト２８，３８同士を結ぶ線と軸中心線α’とのなす角度ａ１，ａ２を９０度や７０～８０度としたが、この角度に限られるものではなく、ボルト２８，３８同士を結ぶ線と軸中心線α’とが重なることのないよう０度を超えるある角度をもって交差していればよい。但し、軸中心線α’に沿った領域とアウタレース２４ｃ，３４ｃに作用する拘束力がより大きくなる領域との重なりを避けるため、動力伝達装置１０の構成部品のレイアウト制約の許容範囲内でできるだけ大きな角度とすることが好ましく、例えば、角度ａ１，ａ２をそれぞれ７０～１１０度の範囲内とすることが好ましく、その中でも９０度とすることがさらに好ましい。
　実施例のＣＶＴ２０では、ストッパプレート２７，３７をそれぞれ２本ずつのボルト２８，３８でリヤケース１１ｃに固定するものとしたが、これに限られず、リヤケース１１ｃに複数対のボルト孔を形成すると共にストッパプレート２７，３７に対応するネジ孔を同数形成しておき、４本や６本以上の偶数本のボルトで固定するものとしてもよい。
　実施例のＣＶＴ２０では、ストッパプレート２７，３７にネジ孔２７ａ，３７ａを形成するものとしたが、これに限られず、ストッパプレート２７，３７にボルトを通す貫通孔を形成しておき別途用意したナットにボルト２８，３８を締め付けるものとしてもよいし、ストッパプレート２７，３７にボルトを通す貫通孔を形成すると共にリヤケース１１ｃのボルト孔にボルト締付用のネジ溝を形成しておきリヤケース１１ｃの内側からボルト２８，３８を締め付けるものとしてもよい。
　実施例のＣＶＴ２０では、ストッパプレート２７，３７の軸孔２７ａ，３８ａを単なる円形状ではなく部分的に切り欠いた形状としたが、これに限られず、プライマリシャフト２２およびセカンダリシャフト３２を通すことができ且つベアリング２４，３４のアウタレース２４ｃ，３４ｃを確実に押さえることができる形状であればよく、単なる円形状に形成するものとしてもよい。ただし、アウタレース２４ｃ，３４ｃに作用する拘束力を過剰なものとしないためにボルト孔同士の中心を結ぶ直線上の領域ではアウタレース２４ｃ，３４ｃを押さえないような形状とすることが好ましい。
　実施例のＣＶＴ２０では、ベアリング２４，３４は転動体がボール（玉）であるボールベアリング（深溝玉軸受け）として構成するものとしたが、これに限られず、例えば、転動体がころであるころ軸受けなどの他の転がり軸受けとしてもよい。
　以上、本発明を実施するための最良の形態について実施例を用いて説明したが、本発明はこうした実施例に何ら限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。
　本出願は、２００８年１０月２０日に出願された日本国特許第２００８－２７００５５号を優先権主張の基礎としており、引用によりその内容の全てが本明細書に含まれる。
　本発明は、自動車産業などに利用可能である。

Claims (5)

  1. 　動力が入力されるプライマリ軸と、該プライマリ軸に平行に配置され該プライマリ軸に入力される動力がベルトを介して無段階に変速されて伝達されるセカンダリ軸とを有し、前記プライマリ軸を第１の転がり軸受けを介してケースに支持すると共に前記セカンダリ軸を第２の転がり軸受けを介して該ケースに支持してなるベルト式無段変速機であって、
    　前記ケースに、前記プライマリ軸の軸中心および前記セカンダリ軸の軸中心を通る平面である軸中心面から外れた領域にボルト孔をそれぞれ偶数箇所ずつ形成し、
    　前記第１および第２の転がり軸受けのアウタレースをそれぞれ押さえる第１および第２のストッパプレートが、前記ボルト孔に取り付けられるボルトによって前記ケースに固定されてなる
    　ことを特徴とするベルト式無段変速機。
  2. 　前記ケースに、前記偶数箇所のボルト孔を前記プライマリ軸の軸中心または前記セカンダリ軸の軸中心を対称軸として対となるよう形成すると共に対となるボルト孔同士の中心を通る平面と前記軸中心面とのなす角度が略７０度から略１１０度の範囲内となる領域に形成してなる請求項１記載のベルト式無段変速機。
  3. 　前記ケースに、前記ボルト孔を前記角度が略９０度となる位置に一対ずつ形成してなる請求項２記載のベルト式無段変速機。
  4. 　前記第１および第２の転がり軸受けは、ボールベアリングである請求項１ないし３いずれか１項に記載のベルト式無段変速機。
  5. 　前記ベルト式無段変速機は、車載用のベルト式無段変速機である請求項１ないし４いずれか１項に記載のベルト式無段変速機。
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