WO2010074285A1 - ベルト式無段変速機のプーリ支持構造、およびベルト式無段変速機 - Google Patents

ベルト式無段変速機のプーリ支持構造、およびベルト式無段変速機 Download PDF

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rolling
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光司 植田
進 田中
宣晶 三田村
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Definitions

  • the present invention relates to a belt-type continuously variable transmission used, for example, as a transmission unit of an automatic transmission of an automobile, and more particularly to a rotating unit that rotatably supports a pulley for continuously variable transmission of a belt-type continuously variable transmission.
  • the present invention relates to a pulley support structure.
  • This type of belt-type continuously variable transmission has a transmission case that is a fixed portion, and a rotating portion that rotatably supports a pulley for continuously variable transmission with respect to the transmission case.
  • the rotation part has the input side rotating shaft and output side rotating shaft which are mutually arrange
  • the input-side rotating shaft is rotatably supported with respect to the transmission case via a pair of rolling bearings, and rotates in synchronization with itself at a portion positioned between the pair of rolling bearings and a groove.
  • a driving pulley whose width can be freely expanded and contracted is disposed.
  • the output-side rotating shaft is rotatably supported with respect to the transmission case via another pair of rolling bearings, and is synchronized with itself at a portion located between the other pair of rolling bearings.
  • a driven pulley that can rotate and expand and contract the groove width.
  • An endless belt is stretched between the driving pulley and the driven pulley.
  • the input side rotation shaft is rotationally driven by a drive source such as an engine via a torque converter or a starting clutch (for example, an electromagnetic clutch).
  • a drive source such as an engine via a torque converter or a starting clutch (for example, an electromagnetic clutch).
  • the power transmitted from the driving source to the input side rotating shaft via the starting clutch is transmitted from the driving side pulley to the driven side pulley via the endless belt.
  • the power transmitted to the driven pulley is transmitted from the output-side rotating shaft to the drive wheels via a reduction gear train, a differential gear, and the like.
  • Japan Public Utility Model Bulletin No. 30526 1996 Japanese Patent Publication No. 2004 183765 Japanese Patent Publication No. 267509, 2008 Japanese Patent Publication No. 2009, No. 41744
  • the rolling bearing that supports the input-side rotating shaft and the output-side rotating shaft receives a load due to the belt tension of the endless belt even when the rolling bearing is stopped. . Therefore, if vibration is transmitted from the engine or the like in this state, fretting (mindling slip) may occur between the rolling elements and the race.
  • fretting mindling slip
  • a Mindlin slip occurs when a load change is repeatedly received in a very small region. The oil film at the contact area is cut by repeated minute vibrations and load fluctuations in the radial direction (radial direction). In the case of bearings, minute adhesion and The surface damage is expanded by repeating the separation of adhesion. Then, the rolling element that is damaged by the Mindlin slip rolls due to the rotation of the bearing, thereby causing damage such as peeling.
  • the pulley support structure for a belt-type continuously variable transmission has a fixed portion and a belt-type continuously variable rotation portion that rotatably supports a pulley for continuously variable transmission with respect to the fixed portion.
  • the rotating portion has an input side rotating shaft and an output side rotating shaft arranged in parallel to each other, and the input side rotating shaft is a pair of rolling members with respect to the fixed portion.
  • a drive-side pulley that is rotatably supported via a bearing and that rotates between the pair of rolling bearings and that can rotate in synchronization with itself and that can expand and contract the groove width is disposed as the pulley.
  • the output-side rotary shaft is rotatably supported with respect to the fixed portion via another pair of rolling bearings, and is synchronized with itself at a portion located between the other pair of rolling bearings. Rotating and expanding / contracting groove width
  • An existing driven pulley is disposed as the pulley, an endless belt is stretched over the driving pulley and the driven pulley, and the rolling bearings are provided with outer rings provided concentrically with each other.
  • the inner ring has an outer ring raceway on its inner peripheral surface, and the inner ring has an inner ring raceway on its outer peripheral surface, and a plurality of rolling elements can roll between the raceway surfaces.
  • the maximum contact surface pressure between the raceway surface of the inner ring and the outer ring and the rolling element when used is 2500 MPa or less, and the hardness of the raceway surface and the rolling element surface is HRc 60 or more and The surface of the rolling element is HRc 1 or more harder than the raceway surface.
  • the surface of the rolling element is nitrided or carbonitrided so that the nitrogen concentration on the surface is 0.2% by mass or more. 2.0% by mass A lower, further characterized in that radial clearance at the use time is 10 ⁇ m or less than -30 .mu.m.
  • each rolling bearing has a maximum contact surface pressure between the raceway surface of the inner ring and outer ring and the rolling element in use of 2500 MPa or less. Even if a drin slip occurs, it is possible to prevent an increase in damage due to subsequent rotation. In other words, if the maximum contact surface pressure between the raceway surface of the inner ring and outer ring and the rolling element in use is 2500 MPa or less, the rolling element will not roll with a high surface pressure on the damaged surface. Can be reduced.
  • each rolling bearing has a raceway surface
  • the surface hardness of the rolling element is HRc 60 or more
  • the surface hardness of the rolling element is one or more HRc higher than the rolling surface, so that the rolling element has a particularly significant influence.
  • the surface damage is suppressed, and the influence is effectively reduced. That is, when the rolling element is damaged by the Mindlin slip, the tangential force acting on the raceway is increased, and the inner ring and the outer ring are easily damaged by the subsequent rotation. Therefore, by making the surface hardness of the rolling element 1 or more higher than the raceway surface by HRc and giving a hardness difference to the contacting member, damage to the rolling element is suppressed as much as possible, and the influence is effectively reduced. Is possible.
  • the hardness difference between the raceway surface and the rolling element is preferably about 8 at maximum in HRc. This is because if the hardness difference is too large, damage to the raceway surface is likely to occur even if Mindlin slip does not occur. Moreover, in order to rotate a rolling bearing with sufficient precision, the hardness of HRc60 is required.
  • each rolling bearing has a nitriding treatment or carbonitriding treatment on the surface of the rolling element, and the nitrogen concentration on the surface is 0.2 mass% or more and 2.0 mass% or less.
  • a significant effect can be obtained in reducing the occurrence of mindlin slip.
  • this remarkable effect is more remarkable when the solid solution ratio of nitrogen is 0.2% by mass or more and 2.0% by mass or less. If the amount is less than 0.2% by mass, the above-described effect is poor. If the amount exceeds 2.0% by mass, the toughness of the rolling element is rapidly reduced.
  • each rolling bearing has a radial clearance of ⁇ 30 ⁇ m or more and 10 ⁇ m or less (more preferably ⁇ 20 ⁇ m or more and 0 ⁇ m or less, more preferably ⁇ 30 ⁇ m or more and ⁇ 3 ⁇ m or less) in use, the load in the axial direction is The occurrence of Mindlin slip due to fluctuations and vibrations is effectively prevented.
  • each rolling bearing is a ball bearing
  • the groove curvature radius of the raceway surface of the inner ring and the outer ring is 50% of the diameter of the rolling element.
  • the excess is preferably 52% or less.
  • the diameter of the rolling element is made larger than that of a general JIS (ISO) standard size
  • the groove curvature radius of the raceway surface of the inner ring and the outer ring Needs to be more than 50% of the diameter of the rolling element and not more than 52%.
  • the above-mentioned maximum contact surface pressure of 2500 MPa can be suitably realized, and the groove radius of curvature of the raceway surface of the inner ring and outer ring exceeds 50% of the diameter of the rolling element and is 52% or less.
  • the diameter of the rolling element is made 1.06 times larger than usual, the pitch circle diameter is correspondingly increased by 1.06 times, and the groove radius of curvature of the raceway surface of the inner ring and the outer ring is made 50 times the diameter of the rolling element. If the percentage exceeds 52% or less, in addition to the low surface pressure, radial / axial rigidity and moment rigidity are improved, and the occurrence of Mindlin slip can be remarkably suppressed.
  • a belt-type continuously variable transmission according to the present invention includes a fixed portion and a rotating portion that rotatably supports a pulley for continuously variable transmission with respect to the fixed portion.
  • the belt-type continuously variable transmission has a pulley support structure for a belt-type continuously variable transmission according to the present invention as a pulley support structure for a pulley for the continuously variable transmission.
  • the endless belt is preferably made of metal. According to the belt type continuously variable transmission according to the present invention, since the belt type continuously variable transmission according to the present invention has the pulley support structure, the occurrence of the Mindlin slip itself is suppressed, and the Mindlin slip is temporarily generated. Even in such a case, the influence can be effectively reduced.
  • the pulley support structure for a belt-type continuously variable transmission and the belt-type continuously variable transmission according to the present invention, the occurrence of a Mindlin slip itself is suppressed, and even if a Mindlin slip occurs, the effect is effective. Can be reduced.
  • FIG. 1 is an explanatory diagram schematically showing the basic structure of the belt type continuously variable transmission.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing the structure of each rolling bearing for rotatably supporting a pulley for continuously variable transmission.
  • the belt-type continuously variable transmission includes a rotating unit 30 that rotatably supports pulleys 12 and 15 for continuously variable transmission inside a transmission case (not shown) that is a fixed unit. have.
  • the rotating unit 30 includes an input side rotating shaft 1 and an output side rotating shaft 2 arranged in parallel to each other.
  • the rotary shafts 1 and 2 are rotatably supported in the transmission case via a pair of rolling bearings 3A, 3B, 3C, and 3D, respectively.
  • each rolling bearing 3 ⁇ / b> A, 3 ⁇ / b> B, 3 ⁇ / b> C, 3 ⁇ / b> D has an outer ring 4 and an inner ring 5 provided concentrically with each other.
  • the outer ring 4 has an outer ring raceway 6 on the inner peripheral surface
  • the inner ring 5 has an inner ring raceway 7 on the outer peripheral surface, respectively.
  • a plurality of rolling elements 8, 8 are interposed between the outer ring raceway 6 and the inner ring raceway 7 so as to be able to roll while being held by a cage 9.
  • each rolling bearing 3A, 3B, 3C, 3D supports these rotary shafts 1 and 2 rotatably inside the transmission case.
  • each rolling bearing 3A, 3B, 3C, 3D is a deep groove ball bearing (reference number 6210) in the example of this embodiment.
  • the surfaces of the outer ring raceway 6, the inner ring raceway 7 and the plurality of rolling elements 8, 8 are subjected to nitriding treatment or carbonitriding treatment, and the nitrogen concentration on the surface is 0.2 mass% or more and 2.0 mass% or less. is there.
  • the surface hardness of the outer ring raceway 6, the inner ring raceway 7 and the rolling elements 8, 8 is HRc 60 or more
  • the surface hardness of the rolling elements 8, 8 is HRc of 1 than the outer ring raceway 6 and the inner ring raceway 7. It is harder.
  • each rolling bearing 3A, 3B, 3C, 3D is incorporated so that the maximum contact surface pressure between the outer ring raceway 6, the inner ring raceway 7, and the rolling elements 8, 8 becomes 2500 MPa or less when used. Furthermore, each rolling bearing 3A, 3B, 3C, 3D has a radial clearance of ⁇ 30 ⁇ m or more and 10 ⁇ m or less when used.
  • the groove radius of curvature of the outer ring 4 and inner ring raceway 7 of the outer ring 4 and inner ring 5 of the deep groove ball bearing (nominal number 6210) exceeds 50% of the diameter of the rolling elements 8 and 52 by 52%. It is as follows.
  • the belt-type continuously variable transmission includes a starting clutch 11 (for example, an electromagnetic clutch) in which an input-side rotating shaft 1 of both rotating shafts 1 and 2 is driven by a drive source 10 such as an engine. It is driven to rotate through A torque converter may be used instead of the starting clutch 11.
  • the input side rotary shaft 1 is provided with a drive side pulley 12 at a portion located between the pair of rolling bearings 3A and 3B at the intermediate portion thereof.
  • the shaft 1 rotates in synchronization.
  • the distance between the pair of drive side pulley plates 13a and 13b constituting the drive side pulley 12 is adjusted by displacing one drive side pulley plate 13a in the axial direction by the drive side actuator 14 (left side in FIG. 1). It is free. That is, the groove width of the driving pulley 12 can be expanded and contracted by the driving actuator 14.
  • the output side rotary shaft 2 is provided with a driven pulley 15 at a portion located between the pair of rolling bearings 3C and 3D at an intermediate portion thereof.
  • the driven side pulley 15 and the output side rotary shaft are arranged. 2 are rotated in synchronization with each other.
  • the distance between the pair of driven pulley plates 16a, 16b constituting the driven pulley 15 is determined by displacing one (right side in FIG. 1) driven pulley plate 16a in the axial direction by the driven actuator 17. It is adjustable. That is, the groove width of the driven pulley 15 can be expanded and contracted by the driven actuator 17.
  • An endless belt 18 is stretched between the driven pulley 15 and the driving pulley 12.
  • the endless belt 18 is made of metal.
  • the operation of this belt type continuously variable transmission and its operation and effect will be described.
  • the power transmitted from the driving source 10 to the input side rotating shaft 1 via the starting clutch 11 is transmitted from the driving side pulley 12 via the endless belt 18 to the driven side pulley. 15 is transmitted.
  • the power transmitted to the driven pulley 15 is transmitted from the output-side rotating shaft 2 to the drive wheels 21 and 21 via the reduction gear train 19 and the differential gear 20 (see FIG. 1).
  • the groove widths of both pulleys 12 and 15 are expanded and contracted while being associated with each other.
  • the groove width of the driving pulley 12 is increased and the groove width of the driven pulley 15 is decreased.
  • the diameter of the part of the endless belt 18 that spans the pulleys 12 and 15 is small at the driving pulley 12 and large at the driven pulley 15, Deceleration is performed with the output-side rotating shaft 2.
  • the groove width of the driving pulley 12 is decreased and the driven pulley 15 Increase the groove width.
  • the diameter of the portion of the endless belt 18 that spans the pulleys 12 and 15 is large at the driving pulley 12 portion and small at the driven pulley 15 portion. The speed is increased with the output side rotating shaft 2.
  • lubricating oil is supplied to each movable part to lubricate each movable part.
  • CVT fluid ATF (Automatic Transmission Transmission Fluid) combined oil
  • the reason for this is to increase and stabilize the friction coefficient of the frictional engagement portion between the metal endless belt 18 and the drive side and driven side pulleys 12 and 15.
  • the CVT fluid is circulated through the friction part at a flow rate of 300 mL / min or more to lubricate the friction part.
  • each rolling bearing 3A, 3B, 3C, 3D passes through the inside of each rolling bearing 3A, 3B, 3C, 3D (for example, at a flow rate of 20 mL / min or more), and the rolling contact portion of each rolling bearing 3A, 3B, 3C, 3D.
  • Lubricate for example, at a flow rate of 20 mL / min or more
  • the maximum contact surface pressure between the outer ring raceway 6, the inner ring raceway 7, and the rolling elements 8, 8 of each rolling bearing 3 ⁇ / b> A, 3 ⁇ / b> B, 3 ⁇ / b> C, 3 ⁇ / b> D at the time of use is 2500 MPa or less. Therefore, even if a Mindlin slip occurs, it is possible to prevent the damage from expanding due to subsequent rotation. In the belt-type continuously variable transmission, even if surface damage such as Mindlin slip occurs in the rolling element, the maximum contact surface pressure that can effectively prevent damage due to subsequent rotation is obtained. It was found to be 2500 MPa or less.
  • the rolling elements 8 and 8 may roll at a high surface pressure on the damaged surface. Therefore, the expansion of damage can be reduced.
  • each of the rolling bearings 3A, 3B, 3C, 3D the outer ring raceway 6, the inner ring raceway 7, and the rolling elements 8, 8 have a surface hardness of HRc 60 or more, and the rolling elements 8, 8 have a surface hardness of the outer ring raceway 6. Since the surface hardness of the inner ring raceway 7 is 1 or more higher than the surface hardness of the inner ring raceway 7, surface damage due to the Mindlin slip can be effectively reduced. Further, each of the rolling bearings 3A, 3B, 3C, 3D has the surfaces of the outer ring raceway 6, the inner ring raceway 7 and the rolling elements 8, 8 subjected to nitriding treatment or carbonitriding treatment, so that the nitrogen concentration on the surface is 0.2. Since it is set as the mass% or more and 2.0 mass% or less, generation
  • each rolling bearing 3A, 3B, 3C, 3D has a radial clearance of ⁇ 30 ⁇ m or more and 10 ⁇ m or less when in use, the rigidity is improved and the occurrence of a Mindlin slip due to vibration in the axial direction is prevented. It is possible.
  • the pulley support structure of the belt-type continuously variable transmission and the belt-type continuously variable transmission according to the present invention the occurrence of the Mindlin slip itself is suppressed, and if the Mindlin slip occurs. However, the influence can be effectively reduced.
  • the pulley support structure for a belt-type continuously variable transmission and the belt-type continuously variable transmission according to the present invention are not limited to the above-described embodiments, and various modifications can be made without departing from the spirit of the present invention. Is possible.
  • the radial clearance when the rolling bearings 3A, 3B, 3C, and 3D are used is set to ⁇ 30 ⁇ m or more and 10 ⁇ m or less.
  • the present invention is not limited to this, and for example, the radial clearance when using the rolling bearings 3A, 3B, 3C, 3D may be set to ⁇ 20 ⁇ m or more and 0 ⁇ m or less. By doing so, it is possible to further prevent the occurrence of a Mindlin slip due to the vibration in the axial direction.
  • test bearings having different nitrogen concentrations on the surface of the rolling elements and groove curvature radii of the raceways of the inner ring and the outer ring were prepared, and the performance of suppressing the Mindlin slip was evaluated. First, the specifications of each test bearing will be described.
  • the inner ring, the outer ring, and the rolling element of these nine types of test bearings are all composed of two types of high carbon chrome bearing steel (JIS standard SUJ2).
  • the test bearing 1 is a ball bearing having a nominal number 6210.
  • the inner ring, the outer ring, and the rolling element are subjected to normal bright quenching and tempering as heat treatment, and the nitrogen concentration of the inner ring, the raceway surface of the outer ring, and the surface of the rolling element is 0% by mass. Further, the groove curvature radii of the raceways of the inner ring and the outer ring are 50.5% and 53% of the diameter of the rolling element, respectively, thereby adjusting the maximum contact surface pressure of the test bearing 1.
  • the test bearing 2 is a ball bearing having a nominal number 6210.
  • the inner ring, outer ring, and rolling element are subjected to carbonitriding, oil quenching, and tempering as heat treatment, and the nitrogen concentration on the inner ring, the raceway surface of the outer ring, and the surface of the rolling element is 0.1% by mass. ing. Further, the groove curvature radii of the raceways of the inner ring and the outer ring are 50.5% and 53% of the diameter of the rolling element, respectively, so that the maximum contact surface pressure of the test bearing 2 is adjusted.
  • the test bearing 3 is a ball bearing having the same specifications as the test bearing 2. However, the carbonitriding conditions are different, and the nitrogen concentration on the surface of the rolling element is 0.2% by mass.
  • the test bearing 4 is a ball bearing having the same specifications as the test bearing 3 except that the groove curvature radii of the raceways of the inner ring and the outer ring are 50.5% and 52% of the diameter of the rolling element, respectively ( The diameter of the rolling element is the same as that of the test bearing 3).
  • the test bearing 5 is a ball bearing having the same specifications as the test bearing 3 except that the groove curvature radii of the raceways of the inner ring and the outer ring are 50.5% and 51.8% of the diameter of the rolling element, respectively. (The diameter of the rolling element is the same as that of the test bearing 3).
  • the diameter of the rolling element is 1.06 times that of the test bearing 1, and the groove curvature radius of the raceway surface of the inner ring and the outer ring is 50.5% and 52% of the diameter of the rolling element, respectively.
  • the ball bearing has the same specifications as the test bearing 1 except for certain points.
  • the rolling element diameter is 1.06 times that of the test bearing 2
  • the groove radius of curvature of the raceway surface of the inner ring and the outer ring is 50.5% and 52% of the diameter of the rolling element, respectively.
  • the ball bearing has the same specifications as the test bearing 2 except for certain points.
  • the diameter of the rolling element is 1.06 times that of the test bearing 3, and the groove curvature radii of the raceways of the inner ring and the outer ring are 50.5% and 52% of the diameter of the rolling element, respectively.
  • the ball bearing has the same specifications as the test bearing 3 except for certain points.
  • the test bearing 9 is a ball bearing having a nominal number 6212.
  • the inner ring, the outer ring, and the rolling element are subjected to carbonitriding, oil quenching, and tempering as heat treatment, and the nitrogen concentration on the surface of the rolling element is set to 0.2% by mass. Further, the groove curvature radii of the raceways of the inner ring and the outer ring are 50.5% and 52% of the diameter of the rolling element, respectively, thereby adjusting the maximum contact surface pressure of the test bearing 9.
  • FIG. 4 For the evaluation of the performance, a test apparatus shown in FIG. 4 was used, which was prepared by taking out the endless belt and the pulley support portion from the belt type continuously variable transmission. Since the structure of this test apparatus is the same as that of the pulley support portion of the belt type continuously variable transmission of FIG. 1, its description is omitted.
  • FIG. 4 the same reference numerals as those in FIG. 1 are assigned to the same or corresponding parts as in FIG.
  • the test bearing was incorporated in the test apparatus of FIG. That is, the test bearing was used as the rolling bearing 3A that supports the input-side rotating shaft 1 in the test apparatus of FIG.
  • the test apparatus was operated using a dynamo capable of outputting torque up to 300 Nm as a drive source. At that time, by changing the pulley ratio between 0.5 and 2.0, the gear ratio between the input side rotating shaft 1 and the output side rotating shaft 2 is 2000 rpm / sec during acceleration and during deceleration. The operation was performed while repeatedly changing at 500 rpm / sec. First, the depth of the Mindlin slip generated on the raceway surfaces of the test bearings 1 to 9 is shown in Table 1 and FIG. 5, and the maximum contact surface pressure acting on each of the test bearings 1 to 9 during the operation of the test apparatus is shown. 1 and FIG.
  • test bearing 5 when the test bearing 5 was adjusted by changing the groove radius of curvature of the raceway surface of the test bearing 4 to adjust the maximum contact surface pressure to 2500 MPa, the operating time reached the rated theoretical life, and the raceway surface. No peeling was observed on the surfaces of the rolling elements and the rolling elements, and the operation was possible.
  • the test contact 6 has a maximum contact surface pressure of 2500 MPa or less, the nitrogen concentration on the surface of the rolling element is 0% by mass, so that the test bearing 6 was damaged before the operating time reached the rated theoretical life.
  • the test bearing 7 has a maximum contact surface pressure of 2500 MPa or less and was able to be operated until the rated theoretical life, but the nitrogen concentration on the surface of the rolling element was insufficient at 0.1% by mass.
  • a minute separation was found on the raceway surface of the outer ring and the surface of the rolling element.
  • test bearing 8 since the test bearing 8 has a nitrogen concentration of 0.2% by mass on the surface of the rolling element, it can be seen that the depth of the Mindlin slip is smaller than that of the test bearings 6 and 7. The operation time reached the rated theoretical life, and no peeling was observed on the surface of the rolling element, and the continuous operation was possible. As a result, the maximum contact surface pressure of the test bearing 8 is the same level as that of the test bearings 6 and 7, but the influence of the Mindlin slip is suppressed by setting the nitrogen concentration on the surface of the rolling element to 0.2% by mass. It shows that it is possible.
  • the nitrogen concentration on the surface of the rolling element exhibits the effect of reducing the Mindlin slip, but it is also known that the toughness decreases when the nitrogen concentration becomes too high. Therefore, in rolling bearings used in transmissions that receive impact loads such as stalls, it is necessary to take into account the effect of reduced toughness.
  • the influence of toughness reduction from the “Relationship between surface nitrogen concentration and absorbed energy” disclosed in the above-mentioned Patent Document 4 (Japanese Patent Publication No. 2009, No. 41744), the influence of toughness as the nitrogen concentration increases. This is considered to reduce the impact strength of the rolling elements. And when nitrogen concentration exceeds 2.0 mass%, it is thought that impact strength falls rapidly. Therefore, the nitrogen concentration on the surface of the rolling element of the rolling bearing incorporated in the pulley support structure of the belt type continuously variable transmission needs to be 0.2% by mass or more. It is necessary to make the mass% or less.
  • Example 2 since the surface hardness of the rolling element is equivalent to the hardness of the raceway surfaces of the inner ring and the outer ring, in Example 2, a test for confirming the influence due to the difference in these hardnesses was performed.
  • Test bearings in which the surface hardness of the rolling elements and the hardness of the raceways of the inner ring and the outer ring were variously prepared in the test bearing 5 were prepared, and the same performance evaluation as in Example 1 was performed.
  • the hardness of the raceway surfaces of the inner and outer rings of the test bearings 5A to 5L used in the test is HRc 58.0, 59.0, 60.0, or 61.0.
  • the surface hardness of the rolling element is HR, which is ⁇ 1, the same as or +1 of the hardness of the raceway surface (see Table 2).
  • the depth of the Mindlin slip was measured in the same manner as in Example 1.
  • the depth of the Mindlin slip generated on the raceway surfaces of the test bearings 5A to 5L is shown in Table 2 and FIG. 7, and the depth of the Mindlin slip generated on the surface of the rolling elements of the test bearings 5A to 5L is It shows in Table 2 and FIG.
  • the performance of the test bearings 5A to 5L was evaluated using the test apparatus shown in FIG. The results are shown in Table 2.
  • the surface of the rolling element of the rolling bearing incorporated in the pulley support structure of the belt type continuously variable transmission has a hardness of one or more HRc higher than the hardness of the raceway surface of the inner ring and the outer ring, thereby damaging the rolling element. It is necessary to make it smaller.
  • Example 1 the radial clearances of the test bearings 1 to 9 and 5A to 5L incorporated in the test apparatus of FIG. 4 are used in order to examine the effect and hardness of the groove curvature radius of the raceways of the inner ring and the outer ring. It was set to +5 ⁇ m.
  • Example 3 the following test bearings were prepared and the same performance evaluation as in Examples 1 and 2 was performed in order to confirm the influence of the radial gap.
  • the test bearing 5I used in Example 2 nine types of test bearings 11 to 19 were prepared in which the bearing dimensions were adjusted so that the radial clearance during use was a predetermined value. These test bearings 11 to 19 differ only in the radial clearance, and all other specifications such as groove curvature radius, heat treatment conditions, and hardness are the same.
  • Example 3 For these test bearings 11 to 19, the depth of the Mindlin slip was measured in the same manner as in Example 1. In the same manner as in Example 1, the performance of the test bearings 11 to 19 was evaluated using the test apparatus shown in FIG. The depth of the Mindlin slip generated on the raceway surfaces of the test bearings 11 to 19 is shown in Table 3 and FIG. 9, and the maximum contact surface pressure acting on each of the test bearings 11 to 19 during operation of the test apparatus is shown in Table 3 and As shown in FIG.
  • the maximum contact surface pressure is increased if the negative gap is too small even under the condition where the axial load is applied, even on the negative gap side where the depth of the Mindlin slip becomes small.
  • the maximum contact surface pressure exceeds 2500MPa, so operation was possible up to the rated theoretical life of each test bearing. Delamination and minor damage were observed.
  • the radial clearance of the rolling bearing is preferably ⁇ 30 ⁇ m or more and 10 ⁇ m or less, and more preferably ⁇ 20 ⁇ m or more and 0 ⁇ m or less where no damage is observed in the test bearing.

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Abstract

　ミンドリンスリップ自体の発生を抑制し、仮にミンドリンスリップが発生した場合でも、その影響を効果的に低減させ得るベルト式無段変速機のプーリ支持構造、およびベルト式無段変速機を提供する。このベルト式無段変速機のプーリ支持構造においては、無段変速のためのプーリを回転自在に支持するための各転がり軸受は、その使用時の内輪及び外輪の軌道面と転動体との最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下とされている。さらに、その転動体表面の硬さがＨＲｃ６０以上、且つ、軌道面よりも転動体表面の硬さがＨＲｃで１以上硬くなっている。さらに、その転動体の表面は窒化処理もしくは浸炭窒化処理されて、その表面の窒素濃度が０．２質量％以上２．０質量％以下とされている。さらに、各転がり軸受の使用時におけるラジアル方向隙間が、－３０μｍ以上１０μｍ以下である。

Description

ベルト式無段変速機のプーリ支持構造、およびベルト式無段変速機
　本発明は、例えば自動車の自動変速機の変速ユニットとして用いられるベルト式無段変速機に係り、特に、ベルト式無段変速機の無段変速のためのプーリを回転自在に支持する回転部におけるプーリ支持構造に関する。
　この種のベルト式無段変速機は、例えば特許文献１～３に記載されているように、種々提案され、また、その一部は実用されている。
　この種のベルト式無段変速機は、固定部である変速機ケースと、この変速機ケースに対して無段変速のためのプーリを回転自在に支持する回転部と、を有している。
　そして、回転部は、互いに平行に配置された入力側回転軸と出力側回転軸とを有している。この入力側回転軸は、変速機ケースに対して一対の転がり軸受を介して回転自在に支持されるとともに、これら一対の転がり軸受の間に位置する部分に、自身と同期して回転するとともに溝幅を拡縮自在な駆動側プーリが配設されている。
　一方、出力側回転軸は、変速機ケースに対して別の一対の転がり軸受を介して回転自在に支持されるとともに、これら別の一対の転がり軸受の間に位置する部分に、自身と同期して回転するとともに溝幅を拡縮自在な従動側プーリが配設されている。そして、駆動側プーリと従動側プーリには、無端ベルトが掛け渡されている。入力側回転軸と出力側回転軸との間の変速比を変える場合には、駆動側プーリと従動側プーリの溝幅を互いに関連させつつ拡縮するようになっている。
　入力側回転軸は、エンジン等の駆動源により、トルクコンバータあるいは発進クラッチ（例えば電磁クラッチ）を介して回転駆動される。そして、駆動源から発進クラッチを介して入力側回転軸に伝達された動力は、駆動側プーリから無端ベルトを介して従動側プーリに伝達される。そして、従動側プーリに伝達された動力は、出力側回転軸から減速歯車列、デファレンシャルギヤ等を介して駆動輪に伝達される。
日本国公告実用新案公報　平成８年第３０５２６号 日本国特許公開公報　２００４年第１８３７６５号 日本国特許公開公報　２００８年第２６７５０９号 日本国特許公開公報　２００９年第４１７４４号
　この種のベルト式無段変速機のプーリ支持構造においては、例えば入力側回転軸と出力側回転軸とを支持する転がり軸受は、その停止時にも、無端ベルトのベルト張力により荷重を受けている。よって、その状態でエンジン等から振動が伝わると、転動体と軌道輪との間でフレッチング（ミンドリンスリップ）を生じる場合がある。
　一般的に、ミンドリンスリップは、極微小な領域で繰り返し荷重変動を受けた場合に発生する。ラジアル方向（径方向）の繰り返しの微小振動や荷重変動によって、接触部の油膜が切れるため、軸受の場合であれば、転動体表面と軌道面とが金属接触した状態で、微小な凝着や、凝着の乖離を繰り返して、表面損傷が拡大していく。そして、軸受の回転によって、ミンドリンスリップによる損傷を受けた転動体が転動することにより、剥離等の損傷を引き起こすことになる。
　転動体と軌道輪との間でミンドリンスリップが生じた場合、ミンドリンスリップが生じた部分の転動面粗さ、軌道面粗さが悪化する。特に、転動体の表面性状が悪化すると転動体と軌道輪との間に作用する接線力が大きくなるため、軌道輪の寿命が短くなる。したがって、ベルト式無段変速機の更なる長寿命化を達成するためには、プーリ支持構造における、入力側回転軸と出力側回転軸とを支持する転がり軸受でのミンドリンスリップによる表面粗さの悪化を抑制することが重要である。
　ここで、ミンドリンスリップによる損傷を低減する一般的方法としては、以下のようなものがある。接触する物の材質をセラミック等に変更して、いわゆるトモガネ現象を低減し、油膜が切れた場合の微小な凝着を低減する方法や、より微細な領域まで侵入することのできる低粘度な潤滑剤、または、耐摩耗性の高い潤滑剤を使用する方法である。あるいは、鉄鋼材料であれば、表面に窒化処理等の硬化処理を施して、凝着の度合いを低減する方法である。
　しかし、ベルト式無断変速機に使用される転がり軸受においては、セラミック製の転動体は高価なため使用しにくい。また、転がり軸受は、プーリ部やギヤ部と共通のＣＶＴ（Continuously Variable Transmission）フルードにより潤滑されるため、潤滑剤を軸受用に最適化することはできない。
　そこで、本発明は、このような問題点に着目してなされたものであって、ミンドリンスリップ自体の発生を抑制し、仮にミンドリンスリップが発生した場合でも、その影響を効果的に低減させ得るベルト式無段変速機のプーリ支持構造、およびベルト式無段変速機を提供することを目的としている。
　本願が解決課題としているミンドリンスリップは、ベルト式無断変速機特有のアキシアル方向の微小振動によるミンドリンスリップである。
　上記課題を解決するために、本発明は次のような構成からなる。すなわち、本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造は、固定部と、無段変速のためのプーリを前記固定部に対して回転自在に支持する回転部と、を有するベルト式無段変速機のプーリ支持構造において、前記回転部は、互いに平行に配置された入力側回転軸と出力側回転軸とを有し、前記入力側回転軸は、前記固定部に対して一対の転がり軸受を介して回転自在に支持されるとともに、当該一対の転がり軸受の間に位置する部分に、自身と同期して回転するとともに溝幅を拡縮自在な駆動側プーリが前記プーリとして配設され、前記出力側回転軸は、前記固定部に対して別の一対の転がり軸受を介して回転自在に支持されるとともに、当該別の一対の転がり軸受の間に位置する部分に、自身と同期して回転するとともに溝幅を拡縮自在な従動側プーリが前記プーリとして配設されており、前記駆動側プーリと前記従動側プーリとには無端ベルトが掛け渡されていて、前記各転がり軸受は、互いに同心に設けられた外輪と内輪とをそれぞれ有し、前記外輪がその内周面に外輪軌道を、前記内輪がその外周面に内輪軌道をそれぞれ軌道面として有し、該軌道面間に複数の転動体が転動自在に介装され、その使用時の前記内輪及び前記外輪の軌道面と前記転動体との最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であり、さらに、前記軌道面及び前記転動体表面の硬さがＨＲｃ６０以上且つ前記軌道面よりも前記転動体表面の硬さがＨＲｃで１以上硬くなっており、さらに、前記転動体の表面が窒化処理もしくは浸炭窒化処理されて、その表面の窒素濃度が０．２質量％以上２．０質量％以下であり、さらに、その使用時におけるラジアル方向隙間が－３０μｍ以上１０μｍ以下であることを特徴としている。
　本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造によれば、各転がり軸受は、その使用時の内輪及び外輪の軌道面と転動体との最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であるので、ミンドリンスリップが発生したとしても、その後の回転による損傷の拡大を防ぐことが可能となる。つまり、使用時の内輪及び外輪の軌道面と転動体との最大接触面圧を２５００ＭＰａ以下とすれば、損傷した面を転動体が高面圧で転動することがないため、損傷の拡大を低減することができる。
　さらに、各転がり軸受は、その軌道面、転動体の表面硬さがＨＲｃ６０以上であり、転動体の表面硬さが転道面よりもＨＲｃで１以上硬いので、特に重大な影響を与える転動体の表面損傷が抑えられ、その影響が効果的に低減される。
　つまり、転動体がミンドリンスリップによる損傷を受けると、軌道輪に作用する接線力が大きくなり、その後の回転による内輪及び外輪の損傷が発生しやすくなる。そこで、転動体の表面硬さを軌道面よりもＨＲｃで１以上硬くして、接触する部材に硬度差を与えることによって、転動体の損傷を極力抑制し、その影響を効果的に低減させることが可能となる。ただし、軌道面と転動体の硬度差は、ＨＲｃで最大８程度とすることが好ましい。硬度差が大きくなりすぎると、ミンドリンスリップが発生しない場合でも軌道面の損傷が発生しやすくなるからである。また、転がり軸受を精度良く回転させるためには、ＨＲｃ６０の硬さは必要である。
　さらに、各転がり軸受は、転動体の表面が窒化処理もしくは浸炭窒化処理されて、その表面の窒素濃度が０．２質量％以上２．０質量％以下とされているので、特に転動体表面におけるミンドリンスリップの発生の低減に顕著な効果が得られる。特に、この顕著な効果は、窒素の固溶率が０．２質量％以上２．０質量％以下のときにより顕著である。０．２質量％未満では前記効果が乏しく、２．０質量％を超えると転動体の靭性が急激に低下する。
　また、プーリ部がベルトによる荷重を受けると、転がり軸受には、モーメント荷重や僅かなアキシアル荷重が作用するため、アキシアル方向の荷重変動や振動もミンドリンスリップの発生を助長する。
　各転がり軸受は、その使用時におけるラジアル方向隙間が－３０μｍ以上１０μｍ以下（より好ましくは－２０μｍ以上０μｍ以下、さらに好ましくは－３０μｍ以上－３μｍ以下の負隙間）であるので、アキシアル方向への荷重変動や振動によるミンドリンスリップの発生が効果的に防止される。
　つまり、ベルト式無段変速機では、プーリの溝幅を可動させるため、どうしても駆動側プーリと従動側プーリとの間にアキシアル方向のずれが生じ、転がり軸受にアキシアル方向の力が作用することが多い。そして、このアキシアル方向に力を受けた転がり軸受が、静止した状態でエンジン等の振動を受けると、アキシアル方向に微小振動し、ミンドリンスリップを発生することになる。そこで、ラジアル方向隙間をマイナス（負隙間）にする、つまり、ラジアル方向に軸受内部応力を発生させておくと、このアキシアル方向の振動を低減することが可能となる。ただし、上記規定した範囲を超えて、負隙間が小さすぎると、面圧上昇を招くので好ましくない。
　また、本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造においては、例えば、各転がり軸受が玉軸受であり、その内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径が、転動体の直径の５０％超過５２％以下であることが好ましい。このような構成であれば、上記したアキシアル方向のミンドリンスリップをより効果的に低減することができる。
　具体的には、上記構成を各転がり軸受で実現するためには、一般的なＪＩＳ（ＩＳＯ）規格サイズのものよりも転動体の直径を大きくして、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径を、転動体の直径の５０％超過５２％以下にする必要がある。ここで、各転がり軸受全体を大きくしてしまうと、ベルト式無断変速機自体も大きくなってしまうため好ましくない。
　転動体の直径を大きくすることで、上述の最大接触面圧２５００ＭＰａを好適に実現可能であることに加え、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径を転動体の直径の５０％超過５２％以下にすることで、ラジアル／アキシアル剛性及びモーメント剛性が向上し、荷重変動時のミンドリンスリップによる損傷を効果的に抑制できるという効果もある。
　例えば、転動体の直径を通常よりも１．０６倍大きくし、これに対応してピッチ円径を１．０６倍にし、さらに内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径を転動体の直径の５０％超過５２％以下にすると、低面圧に加えて、ラジアル／アキシアル剛性及びモーメント剛性が向上し、ミンドリンスリップの発生を著しく抑制することができる。
　さらに、上記課題を解決するために、本発明に係るベルト式無段変速機は、固定部と、無段変速のためのプーリを前記固定部に対して回転自在に支持する回転部と、を有するベルト式無段変速機であって、前記無段変速のためのプーリのプーリ支持構造として、本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造を備えていることを特徴としている。なお、本発明に係るベルト式無段変速機においては、前記無端ベルトが金属製であることが好ましい。
　本発明に係るベルト式無段変速機によれば、本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造を備えているので、ミンドリンスリップ自体の発生を抑制し、仮にミンドリンスリップが発生した場合でも、その影響を効果的に低減させることができる。
　本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造、およびベルト式無段変速機によれば、ミンドリンスリップ自体の発生を抑制し、仮にミンドリンスリップが発生した場合でも、その影響を効果的に低減させることができる。
本発明に係るベルト式無段変速機の基本構造を略示した説明図である。 本発明に係るベルト式無段変速機が備える各転がり軸受の構造を示す断面図である。 試験軸受にミンドリンスリップを発生させる方法を説明する断面図である。 試験軸受の性能を評価する試験装置の構造を示す斜視図である。 試験軸受に発生したミンドリンスリップの深さを示すグラフである。 試験軸受に作用する最大接触面圧を示すグラフである。 試験軸受の軌道輪に発生したミンドリンスリップの深さを示すグラフである。 試験軸受の転動体に発生したミンドリンスリップの深さを示すグラフである。 使用時におけるラジアル方向隙間とミンドリンスリップの深さとの関係を示すグラフである。 使用時におけるラジアル方向隙間と試験軸受に作用する最大接触面圧を示すグラフである。
　以下、本発明の一実施形態について、図面を適宜参照しつつ説明する。なお、図１は、このベルト式無段変速機の基本構造を略示した説明図である。また、図２は、無段変速のためのプーリを回転自在に支持するための各転がり軸受の構造を示す断面図である。
　図１に示すように、このベルト式無段変速機は、固定部である変速機ケース（不図示）の内側に、無段変速のためのプーリ１２，１５を回転自在に支持する回転部３０を有している。この回転部３０は、互いに平行に配置された入力側回転軸１と出力側回転軸２とを有する。各回転軸１、２は、変速機ケース内に、それぞれ１対ずつの転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄを介して回転自在に支持されている。
　図２に示すように、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、互いに同心に設けられた外輪４と内輪５とをそれぞれ有する。このうちの外輪４は内周面に外輪軌道６を、内輪５は外周面に内輪軌道７を、それぞれ軌道面として有する。そして、外輪軌道６と内輪軌道７との間には、複数の転動体８、８が、保持器９により保持された状態で転動自在に介装されている。
　そして、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄの外輪４は、変速機ケースの一部に内嵌支持され、内輪５は入力側回転軸１または出力側回転軸２に外嵌支持されている。よって、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、これら両回転軸１、２を上記変速機ケースの内側に回転自在に支持している。
　ここで、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、本実施形態の例では、深溝玉軸受（呼び番号６２１０）である。そして、その外輪軌道６、内輪軌道７及び複数の転動体８、８の表面が窒化処理もしくは浸炭窒化処理されており、その表面の窒素濃度が０．２質量％以上２．０質量％以下である。さらに、その外輪軌道６、内輪軌道７及び転動体８、８表面の硬さがＨＲｃ６０以上で、且つ、外輪軌道６及び内輪軌道７よりも転動体８、８の表面の硬さがＨＲｃで１以上硬くなっている。
　また、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、その使用時に、その外輪軌道６と内輪軌道７と転動体８、８との最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下になるように組み込まれている。さらに、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、その使用時におけるラジアル方向隙間が－３０μｍ以上１０μｍ以下になっている。なお、本実施形態の例では、深溝玉軸受（呼び番号６２１０）の外輪４及び内輪５の外輪軌道６と内輪軌道７の溝曲率半径は、転動体８、８の直径の５０％超過５２％以下である。
　そして、図１に示すように、このベルト式無段変速機は、両回転軸１、２のうちの入力側回転軸１が、エンジン等の駆動源１０により、発進クラッチ１１（例えば電磁クラッチ）を介して回転駆動されるようになっている。なお、発進クラッチ１１の代わりにトルクコンバータを用いてもよい。また、入力側回転軸１には、その中間部で１対の転がり軸受３Ａ，３Ｂの間に位置する部分に、駆動側プーリ１２が配設されており、この駆動側プーリ１２と入力側回転軸１とが同期して回転するようになっている。この駆動側プーリ１２を構成する一対の駆動側プーリ板１３ａ、１３ｂ同士の間隔は、駆動側アクチュエータ１４で一方（図１の左方）の駆動側プーリ板１３ａを軸方向に変位させることにより調節自在である。すなわち、駆動側プーリ１２の溝幅は、駆動側アクチュエータ１４により拡縮自在である。
　また、出力側回転軸２には、その中間部で一対の転がり軸受３Ｃ，３Ｄの間に位置する部分に、従動側プーリ１５が配設されており、この従動側プーリ１５と出力側回転軸２とが同期して回転するようになっている。この従動側プーリ１５を構成する１対の従動側プーリ板１６ａ、１６ｂ同士の間隔は、従動側アクチュエータ１７で一方（図１の右方）の従動側プーリ板１６ａを軸方向に変位させることにより調節自在である。すなわち、従動側プーリ１５の溝幅は、従動側アクチュエータ１７により拡縮自在である。そして、この従動側プーリ１５と駆動側プーリ１２とに、無端ベルト１８を掛け渡している。なお、この無端ベルト１８としては、金属製のものを使用している。
　次に、このベルト式無段変速機の動作、およびその作用・効果について説明する。
　上述の構成を有するベルト式無段変速機では、駆動源１０から発進クラッチ１１を介して入力側回転軸１に伝達された動力は、駆動側プーリ１２から無端ベルト１８を介して、従動側プーリ１５に伝達される。そして、従動側プーリ１５に伝達された動力は、出力側回転軸２から減速歯車列１９、デファレンシャルギヤ２０を介して駆動輪２１、２１に伝達される（図１を参照）。
　入力側回転軸１と出力側回転軸２との間の変速比を変える場合には、両プーリ１２、１５の溝幅を互いに関連させつつ拡縮する。例えば、入力側回転軸１と出力側回転軸２との間の減速比を大きくする場合には、駆動側プーリ１２の溝幅を大きくすると共に、従動側プーリ１５の溝幅を小さくする。この結果、無端ベルト１８の一部でこれら両プーリ１２、１５に掛け渡された部分の径が、駆動側プーリ１２部分で小さく、従動側プーリ１５部分で大きくなるため、入力側回転軸１と出力側回転軸２との間で減速が行なわれる。
　反対に、入力側回転軸１と出力側回転軸２との間の増速比を大きく（減速比を小さく）する場合には、駆動側プーリ１２の溝幅を小さくすると共に、従動側プーリ１５の溝幅を大きくする。この結果、無端ベルト１８の一部でこれら両プーリ１２、１５に掛け渡された部分の径が、駆動側プーリ１２部分で大きく、従動側プーリ１５部分で小さくなるため、入力側回転軸１と出力側回転軸２との間で増速が行なわれる。
　なお、このベルト式無段変速機の運転時には、各可動部に潤滑油を供給して、各可動部を潤滑する。ベルト式無段変速機の場合に使用する潤滑油としては、ＣＶＴフルード（ＡＴＦ（Automatic Transmission Fluid）兼用油）を使用している。この理由は、金属製の無端ベルト１８と駆動側、従動側両プーリ１２、１５との摩擦係合部の摩擦係数を増大し且つ安定させるためである。そして、このＣＶＴフルードを３００ｍＬ／ｍｉｎ以上の流量で上記摩擦部に循環させて、この摩擦部を潤滑している。また、ＣＶＴフルードの一部は、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄの内部を（例えば２０ｍＬ／ｍｉｎ以上の流量で）通過して、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄの転がり接触部を潤滑する。
　ここで、このベルト式無段変速機は、その使用時における各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄの外輪軌道６と内輪軌道７と転動体８、８との最大接触面圧を２５００ＭＰａ以下としたので、ミンドリンスリップが発生したとしても、その後の回転による損傷の拡大を防ぐことが可能となっている。本発明者らは、ベルト式無段変速機において、転動体にミンドリンスリップのような表面損傷が発生しても、その後の回転による損傷を効果的に防止することができる最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であることを見出した。つまり、使用時の外輪軌道６と内輪軌道７と転動体８、８との最大接触面圧を２５００ＭＰａ以下とすれば、損傷した面を転動体８、８が高面圧で転動することがないため、損傷の拡大を低減することができる。
　また、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、その外輪軌道６と内輪軌道７と転動体８、８の表面硬さをＨＲｃ６０以上とし、転動体８、８の表面硬さを外輪軌道６と内輪軌道７の表面硬さよりもＨＲｃで１以上硬くしたので、ミンドリンスリップによる表面損傷を効果的に低減させることができる。
　さらに、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、その外輪軌道６、内輪軌道７及び転動体８、８の表面が、窒化処理もしくは浸炭窒化処理されて、その表面の窒素濃度が０．２質量％以上２．０質量％以下とされているので、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄを構成する鋼製部材間のミンドリンスリップの発生を顕著に低減させることができる。
　さらに、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、その使用時におけるラジアル方向隙間を－３０μｍ以上１０μｍ以下としたので、剛性が向上し、アキシアル方向への振動によるミンドリンスリップの発生を防止することが可能である。
　以上説明したように、本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造、およびベルト式無段変速機によれば、ミンドリンスリップ自体の発生を抑制し、仮にミンドリンスリップが発生した場合でも、その影響を効果的に低減させることができる。
　なお、本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造、およびベルト式無段変速機は、上記実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しなければ種々の変形が可能である。
　例えば、上記実施形態では、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄの使用時におけるラジアル方向隙間を－３０μｍ以上１０μｍ以下とした例で説明した。しかし、本発明はこれに限定されず、例えば、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄの使用時におけるラジアル方向隙間を、－２０μｍ以上０μｍ以下としてもよい。そうすれば、アキシアル方向への振動によるミンドリンスリップの発生を、より防止することができる。
　転動体の表面の窒素濃度、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径などが異なる９種の試験軸受を用意して、ミンドリンスリップを抑制する性能について評価した。
　まず、各試験軸受の仕様について説明する。なお、これら９種の試験軸受の内輪、外輪、及び転動体は、いずれも高炭素クロム軸受鋼二種（ＪＩＳ規格ＳＵＪ２）で構成されている。
　試験軸受１は、呼び番号６２１０の玉軸受である。その内輪、外輪、及び転動体には、熱処理として通常の光輝焼入れ及び焼戻しが施されており、内輪、外輪の軌道面及び転動体の表面の窒素濃度は０質量％である。また、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径は、それぞれ転動体の直径の５０．５％及び５３％となっていて、これにより試験軸受１の最大接触面圧が調整されている。
　試験軸受２は、呼び番号６２１０の玉軸受である。その内輪、外輪、及び転動体には、熱処理として浸炭窒化処理、油焼入れ、及び焼戻しが施されており、内輪、外輪の軌道面及び転動体の表面の窒素濃度は０．１質量％とされている。また、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径は、それぞれ転動体の直径の５０．５％及び５３％となっていて、これにより試験軸受２の最大接触面圧が調整されている。
　試験軸受３は、試験軸受２と同様の仕様の玉軸受である。ただし、浸炭窒化処理の条件が異なり、転動体の表面の窒素濃度は０．２質量％とされている。
　試験軸受４は、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径がそれぞれ転動体の直径の５０．５％及び５２％である点を除いては、試験軸受３と同様の仕様の玉軸受である（転動体の直径は試験軸受３と同一である）。
　試験軸受５は、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径がそれぞれ転動体の直径の５０．５％及び５１．８％である点を除いては、試験軸受３と同様の仕様の玉軸受である（転動体の直径は試験軸受３と同一である）。
　試験軸受６は、転動体の直径が試験軸受１の場合の１．０６倍である点と、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径がそれぞれ転動体の直径の５０．５％及び５２％である点とを除いては、試験軸受１と同様の仕様の玉軸受である。
　試験軸受７は、転動体の直径が試験軸受２の場合の１．０６倍である点と、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径がそれぞれ転動体の直径の５０．５％及び５２％である点とを除いては、試験軸受２と同様の仕様の玉軸受である。
　試験軸受８は、転動体の直径が試験軸受３の場合の１．０６倍である点と、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径がそれぞれ転動体の直径の５０．５％及び５２％である点とを除いては、試験軸受３と同様の仕様の玉軸受である。
　試験軸受９は、呼び番号６２１２の玉軸受である。その内輪、外輪、及び転動体には、熱処理として浸炭窒化処理、油焼入れ、及び焼戻しが施されており、転動体の表面の窒素濃度は０．２質量％とされている。また、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径は、それぞれ転動体の直径の５０．５％及び５２％となっていて、これにより試験軸受９の最大接触面圧が調整されている。
　これら９種の試験軸受１～９に振幅荷重を付与して、内輪及び外輪の軌道面にミンドリンスリップを発生させた。すなわち、図３に示すように、２個の試験軸受Ｂでシャフトの両端を支持し、該シャフトの外周面に直径１０ｍｍの鋼球を載置した。そして、図示しないサーボパルサーを使用して、強度が１２０００Ｎから１５０００Ｎの間で周期的に変化するラジアル方向の振幅荷重Ｆを、鋼球に１００万サイクル付与した。なお、振幅荷重Ｆの周波数は５０Ｈｚである。そして、上記のようにして内輪及び外輪の軌道面に発生させたミンドリンスリップの深さ（摩耗量）を測定した。
　次に、上記のようにしてミンドリンスリップを発生させた試験軸受１～９の性能を評価した。性能の評価には、ベルト式無断変速機から無端ベルト及びプーリ支持部分を取り出して作製した、図４に示す試験装置を用いた。この試験装置の構造は、図１のベルト式無断変速機のプーリ支持部分と同様であるので、その説明は省略する。なお、図４においては、図１と同一又は相当する部分には、図１と同一の符号を付してある。
　図４の試験装置に上記試験軸受を組み込んだ。すなわち、図４の試験装置において入力側回転軸１を支持する転がり軸受３Ａとして、上記試験軸受を用いた。そして、トルク３００Ｎｍまで出力できるダイナモを駆動源として使用して、この試験装置を運転した。その際には、プーリ比を０．５～２．０の間で変化させることにより、入力側回転軸１と出力側回転軸２との間の変速比を、加速時２０００ｒｐｍ／ｓｅｃ、減速時５００ｒｐｍ／ｓｅｃで繰り返し変化させつつ運転を行った。
　まず、試験軸受１～９の軌道面に発生させたミンドリンスリップの深さを表１及び図５に示し、前記試験装置の運転時に各試験軸受１～９に作用する最大接触面圧を表１及び図６に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
　表１及び図５，６から、試験軸受１～４においては、転動体の表面の窒素濃度が高いほど、ミンドリンスリップの深さが小さいことが分かる。また、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径が小さいほど、ミンドリンスリップの深さが小さいことが分かる。しかしながら、最大接触面圧が２５００ＭＰａを超えているため、試験軸受１～３は、運転時間が各試験軸受の定格理論寿命に到達する以前に破損した。また、試験軸受４は、定格理論寿命まで運転ができたものの、運転終了後の分解調査にて外輪の軌道面に微小な剥離が認められた。
　そこで、試験軸受４の軌道面の溝曲率半径を変更することにより、最大接触面圧を２５００ＭＰａに調整した試験軸受５の試験を実施したところ、運転時間が定格理論寿命に到達し、しかも軌道面や転動体の表面などに剥離は認められず、さらに継続運転可能な状態であった。
　しかしながら、試験軸受６は、最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であるものの、転動体の表面の窒素濃度が０質量％であるため、運転時間が定格理論寿命に到達する以前に破損した。また、試験軸受７は、最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であり、定格理論寿命まで運転ができたものの、転動体の表面の窒素濃度が０．１質量％と不十分であるため、運転終了後の分解調査にて外輪の軌道面と転動体の表面に微小な剥離が認められた。
　これに対して、試験軸受８は、転動体の表面の窒素濃度が０．２質量％であるため、ミンドリンスリップの深さが試験軸受６，７よりも小さいことが分かる。そして、運転時間が定格理論寿命に到達し、しかも転動体の表面などに剥離は認められず、さらに継続運転可能な状態であった。
　この結果は、試験軸受８の最大接触面圧は試験軸受６，７と同レベルであるが、転動体の表面の窒素濃度を０．２質量％とすることにより、ミンドリンスリップの影響を抑制可能であることを示している。
　したがって、ミンドリンスリップの深さが大きいと、損傷を受けた転動体と内輪、外輪の軌道面との接触によって接線力の影響が大きくなり、それが軸受寿命に大きな影響を及ぼしていると考えられる。そこで、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径を小さくすることによって荷重変動時の接触楕円径の変化率を低減するとともに、浸炭窒化処理もしくは窒化処理を施すことによって鋼製部材間のミンドリンスリップの影響を抑制して、転動体と軌道面の損傷を小さくすることにより、軸受寿命の向上を図ることが可能となる。
　上記のように、転動体の表面の窒素濃度がミンドリンスリップの低減に効果を発揮することは確認されたが、窒素濃度が高くなり過ぎると靭性が低下することも知られている。よって、ストール等の衝撃荷重も受けるトランスミッションに使用される転がり軸受においては、靭性低下の影響を考慮に入れておく必要がある。
　靭性低下の影響については、前述の特許文献４（日本国特許公開公報　２００９年第４１７４４号）に開示されている「表面窒素濃度と吸収エネルギーの関係」から、窒素濃度が高くなるにつれて靭性の影響により転動体の衝撃強度が低下すると考えられる。そして、窒素濃度が２．０質量％を超えると、急激に衝撃強度が低下すると考えられる。したがって、ベルト式無段変速機のプーリ支持構造に組み込まれる転がり軸受の転動体の表面の窒素濃度は、０．２質量％以上であることが必要であるが、上記の公知文献から２．０質量％以下にする必要がある。
　上記の条件を満たした上で、さらに転動体の直径を大きくして最大接触面圧を２５００ＭＰａ以下とすることにより、ミンドリンスリップが仮に発生しても転動体と内輪、外輪の軌道面の損傷を効果的に低減させることが可能である。その結果、ベルト式無断変速機のプーリ支持構造に組み込まれる転がり軸受の早期剥離を防止することができる。
　実施例１では、転動体の表面硬さを内輪、外輪の軌道面の硬さと同等としているので、実施例２では、これらの硬さの相違による影響を確認する試験を行った。試験軸受５において転動体の表面硬さと内輪、外輪の軌道面の硬さとを種々変更した試験軸受を用意して、実施例１と同様の性能評価を行った。
　該試験に使用した試験軸受５Ａ～５Ｌの内輪、外輪の軌道面の硬さは、ＨＲｃ５８．０、５９．０、６０．０、又は６１．０である。また、転動体の表面硬さは、ＨＲｃで前記軌道面の硬さの－１、同一、又は＋１である（表２を参照）。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　これらの試験軸受５Ａ～５Ｌについて、実施例１と同様にしてミンドリンスリップの深さを測定した。試験軸受５Ａ～５Ｌの軌道面に発生させたミンドリンスリップの深さを、表２及び図７に示し、試験軸受５Ａ～５Ｌの転動体の表面に発生させたミンドリンスリップの深さを、表２及び図８に示す。また、実施例１と同様にして、図４に示す試験装置を用いて試験軸受５Ａ～５Ｌの性能の評価を行った。結果を表２に示す。
　表２及び図７、８から、軌道面及び転動体の表面の硬さが高いほど、ミンドリンスリップの深さが小さくなることがわかる。しかしながら、軌道面の硬さ又は転動体の表面の硬さがＨＲｃ６０未満の試験軸受５Ａ～５Ｇと、軌道面の硬さ及び転動体の表面の硬さがＨＲｃ６０以上であっても転動体の表面の硬さが軌道面の硬さ以下である試験軸受５Ｈ，５Ｊ，５Ｋとは、各試験軸受の定格理論寿命まで運転ができたものの、運転終了後の分解調査にて外輪の軌道面に剥離や微小な損傷が認められた。これは、軌道面や転動体の表面がミンドリンスリップによる影響を受けたことにより、軸受寿命に影響が出たことが考えられる。
　特に転動体の場合は、ミンドリンスリップによる損傷を受けると、その後の回転による損傷の拡大度合いが内輪、外輪に比べて大きくなりやすい。また、転動体の表面が損傷することにより軌道面との接触面にて接線力が増大し、外輪、内輪の軌道面の寿命に大きな影響を及ぼすことになる。
　一方、軌道面の硬さ及び転動体の表面の硬さがＨＲｃ６０以上で、且つ、転動体の表面の硬さが軌道面の硬さよりもＨＲｃで１以上硬い試験軸受５Ｉ，５Ｌは、運転時間が定格理論寿命に到達し、しかも転動体の表面などに剥離は認められず、さらに継続運転可能な状態であった。
　これらの結果から分かるように、転動体の表面の硬さを軌道面の硬さよりもＨＲｃで１以上硬くすることにより、ミンドリンスリップが発生しても転動体の表面の損傷を小さくでき、しかも接線力の影響を抑止することができるので、転がり軸受の軌道面の寿命を向上させることが可能となる。よって、ベルト式無段変速機のプーリ支持構造に組み込まれる転がり軸受の転動体の表面の硬さは、内輪、外輪の軌道面の硬さよりもＨＲｃで１以上硬くして、転動体の損傷を小さくすることが必要となる。
　実施例１、２では、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径の作用と硬さをみるために、図４の試験装置に組み込まれた試験軸受１～９、５Ａ～５Ｌのラジアル方向隙間を＋５μｍに設定した。実施例３では、ラジアル方向隙間による影響を確認するために、下記の試験軸受を用意して、実施例１、２と同様の性能評価を行った。
　実施例２で使用した試験軸受５Ｉにおいて、使用時におけるラジアル方向隙間が所定値となるように、軸受の寸法を調節した９種類の試験軸受１１～１９を用意した。これらの試験軸受１１～１９は、ラジアル方向隙間のみが異なるもので、溝曲率半径、熱処理条件、硬さ等の他の仕様は全て同一である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
　これらの試験軸受１１～１９について、実施例１と同様にしてミンドリンスリップの深さを測定した。また、実施例１と同様にして、図４に示す試験装置を用いて試験軸受１１～１９の性能の評価を行った。試験軸受１１～１９の軌道面に発生させたミンドリンスリップの深さを表３及び図９に示し、前記試験装置の運転時に各試験軸受１１～１９に作用する最大接触面圧を表３及び図１０に示す。
　図９に示すように、ラジアル方向隙間が大きいほど、ミンドリンスリップの深さは大きくなり、負隙間に向かうほど、ミンドリンスリップの深さは小さいことがわかる。実際に図４の試験装置にて評価したところ、ラジアル方向隙間が＋１０μｍ以上の場合は試験軸受が破損した。
　しかしながら、図４の試験装置においては、ベルト張力のみによるラジアル方向の負荷のみが試験軸受に作用するが、実際のベルト式無段変速機のプーリ支持軸受においては、転がり軸受にアキシアル荷重が負荷される場合もある。よって、最大接触面圧が図４の試験装置の荷重条件と同じになるように、試験軸受に予めアキシアル荷重（予圧）を負荷させた場合についても、同様に性能評価を行った。
　図１０に示すように、アキシアル荷重が負荷される条件下では、ミンドリンスリップの深さが小さくなる負隙間側でも、負隙間が小さすぎると最大接触面圧が上昇することがわかる。そして、ラジアル方向隙間が－３０μｍ以下の場合は、最大接触面圧が２５００ＭＰａを超えるため、各試験軸受の定格理論寿命まで運転ができたものの、運転終了後の分解調査にて外輪の軌道面に剥離や微小な損傷が認められた。
　このように、転がり軸受のラジアル方向隙間を負隙間に設定することにより、アキシアル方向の振動を低減させ、ミンドリンスリップを更に低減させることは可能となるが、アキシアル荷重が負荷される部位においては、逆に最大接触面圧が上昇する。そして、最大接触面圧が２５００ＭＰａを超えると、軸受寿命に影響を及ぼすことになる。
　そのため、ベルト式無段変速機のプーリ支持構造に組み込まれる転がり軸受においては、アキシアル荷重が負荷される場合も想定して、ミンドリンスリップの影響の低減と最大接触面圧の上昇の両方を考慮することが好ましい。すなわち、図１０から分かるように、ラジアル方向隙間は－３０μｍ以上１０μｍ以下とすることが好ましく、試験軸受に破損が認められない－２０μｍ以上０μｍ以下とすることがより好ましい。
　　　１、２　　回転軸
　　　３Ａ～３Ｄ　　転がり軸受
　　　４　　外輪
　　　５　　内輪
　　　６　　外輪軌道（軌道面）
　　　７　　内輪軌道（軌道面）
　　　８　　転動体
　　　９　　保持器
　　１０　　駆動源
　　１１　　発進クラッチ
　　１２　　駆動側プーリ（プーリ）
　　１５　　従動側プーリ（プーリ）
　　３０　　回転部

Claims (5)

  1. 　固定部と、無段変速のためのプーリを前記固定部に対して回転自在に支持する回転部と、を有するベルト式無段変速機のプーリ支持構造において、
    　前記回転部は、互いに平行に配置された入力側回転軸と出力側回転軸とを有し、前記入力側回転軸は、前記固定部に対して一対の転がり軸受を介して回転自在に支持されるとともに、当該一対の転がり軸受の間に位置する部分に、自身と同期して回転するとともに溝幅を拡縮自在な駆動側プーリが前記プーリとして配設され、前記出力側回転軸は、前記固定部に対して別の一対の転がり軸受を介して回転自在に支持されるとともに、当該別の一対の転がり軸受の間に位置する部分に、自身と同期して回転するとともに溝幅を拡縮自在な従動側プーリが前記プーリとして配設されており、前記駆動側プーリと前記従動側プーリとには無端ベルトが掛け渡されていて、
    　前記各転がり軸受は、互いに同心に設けられた外輪と内輪とをそれぞれ有し、前記外輪がその内周面に外輪軌道を、前記内輪がその外周面に内輪軌道をそれぞれ軌道面として有し、該軌道面間に複数の転動体が転動自在に介装され、その使用時の前記内輪及び前記外輪の軌道面と前記転動体との最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であり、
    　さらに、前記軌道面及び前記転動体表面の硬さがＨＲｃ６０以上且つ前記軌道面よりも前記転動体表面の硬さがＨＲｃで１以上硬くなっており、
    　さらに、少なくとも前記転動体の表面が窒化処理もしくは浸炭窒化処理されて、その表面の窒素濃度が０．２質量％以上２．０質量％以下であり、
    　さらに、その使用時におけるラジアル方向隙間が－３０μｍ以上１０μｍ以下であることを特徴とするベルト式無段変速機のプーリ支持構造。
  2. 　前記各転がり軸受は、前記使用時におけるラジアル方向隙間が－２０μｍ以上０μｍ以下であ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プーリ支持構造。
  3. 　前記各転がり軸受が玉軸受であり、その内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径が、前記転動体の直径の５０％超過５２％以下であることを特徴とする請求項１または請求項２に記載のベルト式無段変速機のプーリ支持構造。
  4. 　固定部と、無段変速のためのプーリを前記固定部に対して回転自在に支持する回転部と、を有するベルト式無段変速機であって、
    　前記無段変速のためのプーリのプーリ支持構造として、請求項１～３のいずれか一項に記載のベルト式無段変速機のプーリ支持構造を備えていることを特徴とするベルト式無段変速機。
  5. 　前記無端ベルトが金属製であることを特徴とする請求項４に記載のベルト式無段変速機。
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