JP3698060B2 - トロイダル型無段変速機 - Google Patents
トロイダル型無段変速機 Download PDFInfo
- Publication number
- JP3698060B2 JP3698060B2 JP2001043243A JP2001043243A JP3698060B2 JP 3698060 B2 JP3698060 B2 JP 3698060B2 JP 2001043243 A JP2001043243 A JP 2001043243A JP 2001043243 A JP2001043243 A JP 2001043243A JP 3698060 B2 JP3698060 B2 JP 3698060B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- power roller
- inner ring
- outer ring
- continuously variable
- variable transmission
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Images
Landscapes
- Friction Gearing (AREA)
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両等に適用されるトロイダル型無段変速機の技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用無段変速機は、その滑らかさ、運転のしやすさ及び燃費向上の期待もあって近年研究開発が進められている。このうち、入出力ディスクとパワーローラとの間に形成される油膜のせん断によって動力を伝達するものであり、先に実用化されたＶベルト式無段変速機に比べて大容量かつ応答性のよいトロイダル型無段変速機（以下、トロイダル型ＣＶＴ）が既に実用化されるに至っている。
【０００３】
トロイダル型ＣＶＴは、その形状から、フルトロイダル型とハーフトロイダル型に分類できるが、主としてハーフトロイダル型ＣＶＴの方がフルトロイダル型ＣＶＴに比べ、入出力ディスクに対するパワーローラのスピン損失が小さいという理由により、両型のうち、ハーフトロイダル型ＣＶＴが選択されている。
【０００４】
このハーフトロイダル型ＣＶＴは、同軸に対向配置される入力ディスク及び出力ディスクと、入出力ディスクの対向面にそれぞれ形成されたトロイド曲面に挟持されるパワーローラと、パワーローラが入出力ディスクから受ける荷重を支持すると共に、変速機ケースに傾転可能に取り付けられるトラニオンとを有する構成である。
【０００５】
そして、パワーローラの傾転角の大きさに応じた変速比を得る変速動作は、トラニオンをパワーローラ回転軸と直交する傾転軸方向に僅かに変位させることにより、パワーローラをディスク回転中心位置からオフセットさせ、このオフセットによりパワーローラと入力ディスクとの接触部で発生するサイドスリップ力によりパワーローラを傾転させ、所定の傾転角となった時点でトラニオンに与えた変位を元のディスク回転中心位置に戻し、パワーローラの傾転動作を停止することでなされる。
【０００６】
この変速動作時にトルクを伝達しながら傾転運動するパワーローラは、入出力ディスクに摩擦接触するパワーローラ内輪と、トラニオンに支持されたパワーローラ外輪と、パワーローラ内輪とパワーローラ外輪との間に介装されたパワーローラ軸受と、を有して構成され、パワーローラ軸受として、玉軸受を採用するものが一般的に広く知られているが、パワーローラ軸受を玉軸受にするとスピン損失があり、大きな荷重が作用したときにフリクションが高くなる。
【０００７】
そこで、例えば、実開昭５８−１１２７６２号公報には、パワーローラ内輪に形成された内輪軌道面と、パワーローラ外輪に形成された外輪軌道面と、内外輪軌道面間に挟持された円すい台形状の転動体により構成された円すいころ軸受をパワーローラ軸受として採用するものが提案されている。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、従来の円すいころ軸受をパワーローラ軸受として採用するトロイダル型無段変速機にあっては、実開昭５８−１１２７６２号公報第２図から明らかなように、円すいころ軸受の内輪軌道面が軸受回転軸となす角度である内輪軌道面の接触角が４５°以下である、いわゆる、ラジアル円すいころ軸受を形成しているため、円すいころ軸受の転動体及び内外輪軌道面の寿命が短くなるという問題があった。
【０００９】
すなわち、トロイダル型無段変速機においては、入出力ディスクとパワーローラのトルク伝達が摩擦によって行われるため、図１１に示すように、伝達するトルクに応じた押付力Ｆｃを必要とする。この押付力Ｆｃの大きさは、車両に搭載できるよう変速機を小型化した場合、数１０ｋＮもの大きな荷重となる。
【００１０】
押付力Ｆｃはパワーローラの回転軸に対して角度を持っており、軸方向成分Ｆｔと半径方向成分Ｆｒに分けられる。軸方向成分Ｆｔはパワーローラ軸受とパワーローラ外輪を介してトラニオンで支持する。すなわち、軸方向成分Ｆｔはその大きさ全てが円すいころ軸受の転動体に働く。
【００１１】
一方、図１２に示すように、押付力Ｆｃの半径方向成分Ｆｒによってパワーローラ内輪は楕円状に変形し、この変形によってパワーローラ内輪が転動体を挟み込む。すなわち、半径方向成分Ｆｒは、パワーローラ内輪の変形反力と、転動体と内輪軌道面の接触荷重とに分担支持される。ただし、後者である転動体と内輪軌道面の接触荷重の分担が大きいと、内外輪軌道面と転動体の接触面圧が高くなり、円すいころ軸受の寿命が低下する。
【００１２】
ここで、半径方向成分Ｆｒの支持に関する、変形反力と転動体接触荷重の分担割合を考える。図１３に示すように、パワーローラ内輪の楕円状変形により、内輪軌道面が半径方向内側に移動したことによる転動体への荷重ｆｃは、接触面に垂直となる。この荷重ｆｃの軸方向成分ｆｔと半径方向成分ｆｒは、内輪接触角をαとすると、下記の式のようになる。
ｆｔ＝ｆｃ・｜ｓｉｎα｜
ｆｒ＝ｆｃ・｜ｃｏｓα｜
ここで、半径方向成分ｆｒは転動体を介してパワーローラ外輪を挟み込む荷重となるが、パワーローラ外輪は中実であるため剛性が高く、外輪軌道面はほとんど移動しない。一方、軸方向成分ｆｔは転動体とパワーローラ外輪を介してトラニオンを外側に押し出す荷重となるが、トラニオンは、両端２点で支持されているため、剛性が低く容易に変形する。
【００１３】
したがって、図１４に示すように、軸方向成分ｆｔによって、外輪軌道面が変速機外径側に移動し、その結果、荷重ｆｃを低下させる。すなわち、半径方向成分ｆｒが小さく軸方向成分ｆｔが大きいほど、押付力Ｆｃの半径方向成分Ｆｒに関する転動体接触荷重の分担割合が小さくなる。したがって、転動体及び内外輪軌道面の疲労寿命の観点から考えると、ｆｒ＜ｆｔの関係が望ましい。
【００１４】
ところが、従来のトロイダル型無段変速機に用いられるパワーローラ軸受は、内輪接触角αが４５°よりも小さいため、ｆｒ＞ｆｔとなり、軸方向成分ｆｔによる荷重ｆｃ（パワーローラ内輪の楕円状変形によって転動体に働く荷重）の低減代が小さくなるため、円すいころ軸受の転動体及び内外輪軌道面の寿命が短くなる。
【００１５】
本発明は、上記問題点に着目してなされたもので、その目的とするところは、パワーローラ軸受として円すいころ軸受を採用した場合に特有の転動体及び内外輪軌道面の寿命が短くなるという課題を解決することができるトロイダル型無段変速機を提供することにある。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、
同軸に対向配置される入力ディスク及び出力ディスクと、
前記入出力ディスクの対向面にそれぞれ形成されたトロイド曲面に挟持されるパワーローラと、
前記入力ディスク、或いは、出力ディスクのうち、一方のディスクを他方のディスクに向けて押圧する押圧力を発生するローディングカムと、
前記パワーローラが入出力ディスクから受ける荷重を支持すると共に、変速機ケースに傾転可能に取り付けられるトラニオンとを備え、
前記パワーローラは、入出力ディスクに摩擦接触するパワーローラ内輪と、前記トラニオンに支持されたパワーローラ外輪と、前記パワーローラ内輪とパワーローラ外輪との間に介装されたパワーローラ軸受と、を有して構成され、
前記パワーローラ軸受は、パワーローラ内輪に形成された内輪軌道面と、パワーローラ外輪に形成された外輪軌道面と、前記内外輪軌道面間に挟持された円すい台形状の転動体により構成された円すいころ軸受と、パワーローラ外輪の軸部に対し、パワーローラ内輪を回転可能に支持するラジアルニードル軸受であるトロイダル型無段変速機において、
前記パワーローラ内輪が入力ディスクと出力ディスクとの押圧によって生じる押圧力のうち、パワーローラ回転軸方向成分の全てを円すいころ軸受に働くよう前記パワーローラ軸受を構成し、
前記押圧力のうち、パワーローラ回転軸半径方向成分によるパワーローラ内輪の楕円状変形による内輪軌道面と転動体の接触荷重のパワーローラ半径方向成分が、パワーローラ軸方向成分よりも小さくなるように、円すいころ軸受の内輪軌道面が軸受回転軸となす角度である内輪軌道面の接触角を４５°以上９０°以下の角度に設定したことを特徴とする。
【００１９】
請求項２に記載の発明では、請求項１に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記内輪軌道面の接触角を、９０°の角度に設定したことを特徴とする。
【００２０】
請求項３に記載の発明では、請求項１に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記円すいころ軸受の円すい台形状の転動体を案内する大つばを、パワーローラ外輪に設けたことを特徴とする。
【００２１】
請求項４に記載の発明では、請求項１に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記円すいころ軸受の円すい台形状の転動体、若しくは、内外輪軌道面の少なくともいずれか一方の軸断面形状を、凸曲面としたことを特徴とする。
【００２３】
【発明の作用および効果】
請求項１記載の発明にあっては、入出力ディスクとパワーローラとの間の伝達トルクに応じた押付力Ｆｃによって、パワーローラ内輪が入力ディスクと出力ディスクに押圧されて楕円状に変形し、その変形によって内輪軌道面が半径方向内側に移動し、内輪軌道面と転動体の接触面に対し荷重ｆｃが作用する。この荷重ｆｃのパワーローラ半径方向成分をｆｒ、ｆｃのパワーローラ軸方向成分をｆｔとしたとき、半径方向成分ｆｒよりも軸方向成分ｆｔが大きくなるように、円すいころ軸受の内輪軌道面が軸受回転軸となす角度である内輪軌道面の接触角が４５°以上９０°以下の角度に設定される。
【００２４】
すなわち、半径方向成分ｆｒは、転動体を介してパワーローラ外輪を押し拡げる荷重や挟み込む荷重となるが、パワーローラ外輪は剛性が高く、外輪軌道面はほとんど移動しない。一方、軸方向成分ｆｔは、転動体とパワーローラ外輪を介してトラニオンを外側に押し出す荷重となるが、変速機に両端が支持されているトラニオンは、剛性が低く容易に変形するため、この軸方向成分ｆｔによって、外輪軌道面が変速機外径側に移動し、その結果、荷重ｆｃを低下させる。言い換えると、半径方向成分ｆｒが小さく軸方向成分ｆｔが大きいほど、円すいころ軸受の転動体に作用する荷重ｆｃの低減代が大きくなる。
【００２５】
よって、パワーローラ内輪の楕円状変形によって転動体に働く荷重ｆｃの半径方向成分ｆｒと軸方向成分ｆｔがｆｒ<ｆｔとなるように、内輪軌道面の接触角を４５°以上９０°以下の角度に設定することで、パワーローラ軸受として円すいころ軸受を採用した場合に特有の転動体及び内外輪軌道面の寿命が短くなるという課題を解決し、円すいころ軸受の転動体及び内外輪軌道面の寿命を向上し、パワーローラの耐久信頼性を高めることができる。
【００２８】
加えて、内輪軌道面の接触角が９０°以下であることで、パワーローラ内輪の入出力ディスクとの接触範囲が大きく確保される。すなわち、押付力Ｆｃ（法線力）が大きくなり、ヘルツ接触楕円が大きくなっても、接触楕円がはみ出すことがない。よって、内輪軌道面の接触角が９０°以上にする場合に比べ、より大きなトルクを伝達することができる。
【００２９】
請求項２に記載の発明にあっては、内輪軌道面の接触角を９０°の角度に設定したため、入出力ディスクとパワーローラとの間の伝達トルクに応じた押付力Ｆｃの半径方向成分Ｆｒによってパワーローラ内輪が楕円状に変形しても転動体を挟み込むことがない。
【００３０】
すなわち、転動体への荷重は押付力Ｆｃの軸方向成分Ｆｔによるものだけとなり、半径方向成分Ｆｒによる増加分は発生しない。
【００３１】
よって、転動体と内外輪軌道面との接触荷重は小さくなり、円すいころ軸受の転動体及び内外輪軌道面の寿命を高レベルで向上させることができる。
【００３２】
請求項３に記載の発明にあっては、円すいころ軸受の円すい台形状の転動体を案内する大つばが、パワーローラ外輪に設けられるため、パワーローラ内輪の楕円状変形によって大つばが半径方向に移動し、転動体の転がり運動が乱れることを防止することができる。
【００３３】
加えて、大つばと転動体端面はすべり接触しているが、焼き付きを防止するためには潤滑油を十分に供給する必要がある。これに対し、トラニオンを介してパワーローラ外輪に潤滑油を供給することは容易であり、簡単な構造で大つばと転動体端面の接触部に潤滑油を供給することができる。
【００３４】
請求項４に記載の発明にあっては、円すいころ軸受の円すい台形状の転動体、若しくは、内外輪軌道面の少なくともいずれか一方の軸断面形状が、凸曲面とされる。
【００３５】
すなわち、トラニオンは両端部の２点支持であり、荷重によって弓状に変形し、それに伴い、パワーローラ内輪とパワーローラ外輪も同様に変形し、内外輪軌道面と転動体は斜めに接触する。
【００３６】
しかし、転動体、若しくは、内外輪軌道面の少なくともいずれか一方を凸曲面形状としたため、内外輪軌道面と転動体との曲面接触が確保されることになり、転動体角部が内外輪軌道面と接触することによるエッジロードが発生せず、円すいころ軸受の転動体及び内外輪軌道面の寿命の低下を防止することができる。
【００４２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明におけるトロイダル型無段変速機を実現する実施の形態を、請求項１に対応する第１実施例と、請求項２に対応する第２実施例と、請求項３に対応する第３実施例と、請求項４に対応する第４実施例と、に基づいて説明する。
【００４３】
（第１参考例）
［全体構成について］
図１は第１参考例のトロイダル型無段変速機を示す全体構成図で、１０はトロイダル型無段変速機を示し、図外のエンジンからの回転駆動力がトルクコンバータ１２を介して入力される。トルクコンバータ１２は、ポンプインペラ１２ａ，タービンランナ１２ｂ，ステータ１２ｃ，ロックアップクラッチ１２ｄ，アプライ側油室１２ｅ，及びリリース側油室１２ｆ等からなり、その中心部をインプットシャフト１４が貫通している。
【００４４】
前記インプットシャフト１４は、前後進切換機構３６と連結され、該機構３６は、遊星歯車機構４２，前進用クラッチ４４及び後進用ブレーキ４６などを備える。遊星歯車機構４２は、ダブルピニオンを支持するピニオンキャリヤ４２ａとダブルピニオンの夫々と噛合するリングギヤ４２ｂ，サンギヤ４２ｃを有してなる。
【００４５】
前記遊星歯車機構４２のピニオンキャリヤ４２ａはトルク伝達軸１６に連結され、該トルク伝達軸１６には、第一無段変速機構１８及び第二無段変速機構２０が変速機ケース２２内の下流側にタンデム配置される（デュアルキャビティ型）。尚、符号６４で示すベースに、コントロールバルブ系のボディを配置する。
【００４６】
前記第一無段変速機構１８は、対向面がトロイド曲面に形成される一対の入力ディスク１８ａ及び出力ディスク１８ｂと、これら入出力ディスク１８ａ，１８ｂの対向面間に挟圧配置されると共にトルク伝達軸１６に関し対称配置される一対のパワーローラ１８ｃ，１８ｄと、これらパワーローラ１８ｃ，１８ｄをそれぞれ支持するトラニオン１７ａ，１７ｂ（図２）を備える。
【００４７】
第二無段変速機構２０も同様、対向面がトロイド曲面に形成される一対の入力ディスク２０ａ及び出力ディスク２０ｂと、一対のパワーローラ２０ｃ，２０ｄと、これらパワーローラ２０ｃ，２０ｄをそれぞれ支持するトラニオン２７ａ，２７ｂ（図２）を備える。
【００４８】
トルク伝達軸１６上において両無段変速機構１８，２０は、出力ディスク１８ｂ，２０ｂが対向するように互いに逆向きに配置され、第一無段変速機構１８の入力ディスク１８ａは、トルクコンバータ１２を経た入力トルクに応じた押圧力を発生するローディングカム装置３４によって図中軸方向右側に向かって押圧される。
【００４９】
前記ローディングカム装置３４は、ローディングカム３４ａを有し、スライドベアリング３８を介し軸１６に支持される。第二無段変速機構２０の入力ディスク２０ａは、皿ばね４０により図中軸方向左側に向かって押圧付勢されている。
【００５０】
各入力ディスク１８ａ，２０ａは、ボールスプライン２４，２６を介して伝達軸１６に回転可能かつ軸方向に移動可能に支持される。
【００５１】
上記機構において、各パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄは後述する作動により変速比に応じた傾転角が得られるようにそれぞれ傾転され、入力ディスク１８ａ，２０ａの入力回転を無段階（連続的）に変速して出力ディスク１８ｂ，２０ｂに伝達する。
【００５２】
出力ディスク１８ｂ，２０ｂは、トルク伝達軸１６上に相対回転可能に嵌合された出力ギヤ２８とスプライン結合され、伝達トルクは該出力ギヤ２８を介し、出力軸（カウンタシャフト）３０に結合したギヤ３０ａに伝達され、これらギヤ２８，３０ａはトルク伝達機構３２を構成する。また、出力軸３０，５０上に設けたギヤ５２，５６とこれらにそれぞれ噛合するアイドラギヤ５４とよりなる伝達機構４８を設け、出力軸５０はこれをプロペラシャフト６０に連結する。
【００５３】
［変速制御系の構成について］
上記パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄを変速比に応じた傾転角が得られるようにそれぞれ傾転させる変速制御系について、図２に示す概略図により説明する。
【００５４】
まず、各パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄは、トラニオン１７ａ，１７ｂ，２７ａ，２７ｂの一端に支持されていて、パワーローラ回転軸１５ａ，１５ｂ，２５ａ，２５ｂを中心として回転自在である。このトラニオン１７ａ，１７ｂ，２７ａ，２７ｂは、変速機ケース２２に両端部が傾転可能に支持され、そのシャフト部には、トラニオン１７ａ，１７ｂ，２７ａ，２７ｂを傾転軸方向に変位させる油圧アクチュエータとしてサーボピストン７０ａ，７０ｂ，７２ａ，７２ｂが設けられている。
【００５５】
前記サーボピストン７０ａ，７０ｂ，７２ａ，７２ｂを作動制御する油圧制御系として、ハイ側油室に接続されるハイ側油路７４と、ロー側油室に接続されるロー側油路７６と、ハイ側油路７４を接続するポート７８ａとロー側油路７６を接続するポート７８ｂを有する変速制御弁７８とが設けられている。
【００５６】
前記変速制御弁７８のライン圧ポート７８ｃには、オイルポンプ８０及びリリーフ弁８２を有する油圧源からのライン圧が供給される。前記変速制御弁７８の変速スプール７８ｄは、トラニオン１７ａの軸方向及び傾転方向を検知し、変速制御弁７８にフィードバックするレバー８４及びプリセスカム８６と連動する。前記変速制御弁７８の変速スリーブ７８ｅは、ステップモータ８８により軸方向に変位するように駆動される。
【００５７】
前記ステップモータ８８を駆動制御する電子制御系として、ＣＶＴコントローラ１１０が設けられ、このＣＶＴコントローラ１１０には、スロットル開度センサ１１２、エンジン回転センサ１１４、入力軸回転センサ１１６、出力軸回転センサ（車速センサ）１１８等からの入力情報が取り込まれる。
【００５８】
［パワーローラ構造について］
上記各パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄから代表として選んだパワーローラ１８ｃの構造について、図３によりその構成を説明する。尚、他のパワーローラ１８ｄ，２０ｃ，２０ｄについても同様の構造を採用する。
【００５９】
同軸に対向配置される入力ディスク１８ａ及び出力ディスク１８ｂの対向面にそれぞれ形成されたトロイド曲面に挟持される前記パワーローラ１８ｃは、入出力ディスク１８ａ，１８ｂに摩擦接触するパワーローラ内輪９３と、前記トラニオン１７ａに支持されたパワーローラ外輪９４と、前記パワーローラ内輪９３とパワーローラ外輪９４との間に介装された円すいころ軸受９２（パワーローラ軸受）とを有して構成されている。
【００６０】
前記円すいころ軸受９２は、パワーローラ内輪９３に形成された内輪軌道面９２ａと、パワーローラ外輪９４に形成された外輪軌道面９２ｂと、前記内外輪軌道面９２ａ，９２ｂ間に挟持された円すい台形状の転動体９２ｃにより構成されている。
【００６１】
前記パワーローラ内輪９３は、パワーローラ外輪９４の軸部９４ａに対しラジアルニードル軸受９５を介して回転可能に支持されている。
【００６２】
前記パワーローラ内輪９３が入力ディスク１８ａと出力ディスク１８ｂに押圧されて楕円状に変形し、その変形によって生じる内輪軌道面９２ａと転動体９２ｃの接触荷重ｆｃについて、荷重ｆｃのパワーローラ半径方向成分をｆｒ、ｆｃのパワーローラ軸方向成分をｆｔとしたとき、半径方向成分ｆｒよりも軸方向成分ｆｔが大きくなるように、円すいころ軸受９２の内輪軌道面９２ａが軸受回転軸（＝パワーローラ回転軸１５ａ）となす角度である内輪軌道面９２ａの接触角α（以下、内輪接触角αという。）を、９０°以上１３５°以下の角度に設定している。
【００６３】
次に、作用を説明する。
【００６４】
［変速比制御作用］
トロイダル型ＣＶＴは、トラニオン１７ａ，１７ｂ，２７ａ，２７ｂを傾転軸１９ａの方向に変位し、パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄを傾転させることによって変速比を変える。
【００６５】
つまり、ＣＶＴコントローラ９０からの目標変速比が得られる駆動指令によりステップモータ８８を回転させるとによって変速スリーブ７８ｅが変位すると、サーボピストン７０ａ，７０ｂ，７２ａ，７２ｂの一方のサーボピストン室に作動油が導かれ、他方のサーボピストン室から作動油が排出され、トラニオン１７ａ，１７ｂ，２７ａ，２７ｂが傾転軸１９ａの方向に変位する。
【００６６】
これにより、パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄの回転中心がディスク回転中心位置に対してオフセットする。このオフセットによりパワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄと入出力ディスク１８ａ，１８ｂ，２０ａ，２０ｂとの接触部で発生するサイドスリップ力によりパワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄが傾転する。
【００６７】
この傾転運動およびオフセットは、プリセスカム８６及びレバー８４を介して変速スプール７８ｄに伝達され、ステップモータ８８により変位している変速スリーブ７８ｅとの釣り合い位置で静止し、所定の傾転角となった時点でトラニオントラニオン１７ａ，１７ｂ，２７ａ，２７ｂに与えた変位が元のディスク回転中心位置に戻され、パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄの傾転動作を停止することでなされる。変速比は、パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄの傾転角により決まる。
【００６８】
［円すいころ軸受の転動体に作用する荷重について］
パワーローラ１８ｃを代表例として、パワーローラ１８ｃのパワーローラ内輪９３のスライド作用について説明する。なお、他のパワーローラ１８ｄ，２０ｃ，２０ｄも同様の作用を示す。
【００６９】
トロイダル型無段変速機は、入出力ディスク１８ａ，１８ｂとパワーローラ１８ｃのトルク伝達が摩擦によって行われるため、図３に示すように、伝達するトルクに応じた押付力Ｆｃを必要とする。
【００７０】
この押付力Ｆｃは、パワーローラ１８ｃの回転軸に対して角度を持っており、軸方向成分Ｆｔと半径方向成分Ｆｒに分けられる。軸方向成分Ｆｔは円すいころ軸受９２とパワーローラ外輪９４を介してトラニオン１７ａで支持する。すなわち、軸方向成分Ｆｔはその大きさ全てが円すいころ軸受９２の転動体９２ｃに働く。
【００７１】
一方、半径方向成分Ｆｒによってパワーローラ内輪９３は楕円状に変形し（図１２参照）、このパワーローラ内輪９３の楕円状変形により、内輪軌道面９２ａが半径方向内側に移動したことによる転動体９２ｃへの荷重ｆｃは、接触面に垂直となる。この荷重ｆｃの軸方向成分ｆｔと半径方向成分ｆｒは、内輪接触角をαとすると、下記の式のようになる。
ｆｔ＝ｆｃ・｜ｓｉｎα｜
ｆｒ＝ｆｃ・｜ｃｏｓα｜
ここで、半径方向成分ｆｒは転動体９２ｃを介してパワーローラ外輪９４を押し拡げる荷重となるが、パワーローラ外輪９４は中実であるため剛性が高く、外輪軌道面９２ｂはほとんど移動しない。一方、軸方向成分ｆｔは転動体９２ｃとパワーローラ外輪９４を介してトラニオン１７ａを外側に押し出す荷重となるが、トラニオン１７ａは、変速機ケース２２に対し両端２点で支持されているため、剛性が低く容易に変形する。
【００７２】
したがって、軸方向成分ｆｔによって、外輪軌道面９２ｂが変速機外径側に移動し（図１４参照）、その結果、荷重ｆｃを低下させる。言い換えると、半径方向成分ｆｒが小さく軸方向成分ｆｔが大きいほど、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃに作用する荷重ｆｃの低減代が大きくなる。
【００７３】
これに対し、第１参考例では、内輪接触角αを、９０°以上１３５°以下の角度に設定しているため、｜ｃｏｓα｜<｜ｓｉｎα｜となり、よって、半径方向成分ｆｒと軸方向成分ｆｔとの関係は、ｆｒ<ｆｔとなり、荷重ｆｃの低減代を大きくすることができる。
【００７４】
次に、効果を説明する。
【００７５】
第１参考例のトロイダル型無段変速機にあっては、内輪接触角αを、９０°以上１３５°以下の角度に設定したため、パワーローラ内輪９３の楕円状変形によって転動体９２ｃに働く荷重ｆｃの半径方向成分ｆｒと軸方向成分ｆｔは、ｆｒ<ｆｔという関係にすることができ、その結果、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃ及び内外輪軌道面９２ａ，９２ｂの寿命を向上し、パワーローラ１８ｃの耐久信頼性を高めることができる。
【００７６】
（第１実施例）
この第１実施例は、図４に示すように、パワーローラ内輪９３が入力ディスク１８ａと出力ディスク１８ｂに押圧されて楕円状に変形し、その変形によって生じる内輪軌道面９２ａと転動体９２ｃの接触荷重ｆｃについて、荷重ｆｃのパワーローラ半径方向成分をｆｒ、ｆｃのパワーローラ軸方向成分をｆｔとしたとき、半径方向成分ｆｒよりも軸方向成分ｆｔが大きくなるように、円すいころ軸受９２の内輪軌道面９２ａが軸受回転軸となす角度である内輪接触角αを、４５°以上９０°以下の角度に設定した例である。
【００７７】
なお、他の構成は図３に示す第１参考例と同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明を省略する。
【００７８】
次に、作用を説明する。
【００７９】
円すいころ軸受９２の転動体９２ｃに作用する荷重に関しては、第１参考例と同様に、作用半径方向成分ｆｒが小さく軸方向成分ｆｔが大きいほど、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃに作用する荷重ｆｃの低減代が大きくなる。
【００８０】
これに対し、第１実施例では、内輪接触角αを、４５°以上９０°以下の角度に設定しているため、｜ｃｏｓα｜<｜ｓｉｎα｜となり、よって、半径方向成分ｆｒと軸方向成分ｆｔとの関係は、ｆｒ<ｆｔとなり、荷重ｆｃの低減代が大きくすることができる。
【００８１】
次に、効果を説明する。
【００８２】
第１実施例のトロイダル型無段変速機にあっては、内輪接触角αを、４５°以上９０°以下の角度に設定したため、パワーローラ内輪９３の楕円状変形によって転動体９２ｃに働く荷重ｆｃの半径方向成分ｆｒと軸方向成分ｆｔは、ｆｒ<ｆｔという関係にすることができ、その結果、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃ及び内外輪軌道面９２ａ，９２ｂの寿命を向上し、パワーローラ１８ｃの耐久信頼性を高めることができる。
【００８３】
加えて、この第１実施例では、パワーローラ内輪９３と入出力ディスク１８ａ，１８ｂとが接触する部分の範囲を大きくすることができる。すなわち、押付力Ｆｃ（法線力）が大きくなり、ヘルツ接触楕円が大きくなっても、接触楕円がはみ出すことがない。よって、内輪接触角αを、９０°以上１３５°以下の角度に設定した第１参考例に比べ、より大きなトルクを伝達することができる。
【００８４】
（第２実施例）
この第２実施例は、図５に示すように、円すいころ軸受９２の内輪軌道面９２ａが軸受回転軸となす角度である内輪接触角αを９０°の角度に設定した例である。
【００８５】
なお、他の構成は図３に示す第１参考例と同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明を省略する。
【００８６】
次に、作用を説明する。
【００８７】
この第２実施例では、内輪接触角αを９０°の角度に設定したため、図６に示すように、入出力ディスク１８ａ，１８ｂとパワーローラ１８ｃとの間の伝達トルクに応じた押付力Ｆｃの半径方向成分Ｆｒによってパワーローラ内輪９３が楕円状に変形しても転動体９２ｃを挟み込むことがない。
【００８８】
すなわち、転動体への荷重は押付力Ｆｃの軸方向成分Ｆｔによるものだけとなり、半径方向成分Ｆｒによる増加分は発生しない。
【００８９】
次に、効果を説明する。
【００９０】
第２実施例のトロイダル型無段変速機にあっては、内輪接触角αを９０°の角度に設定したため、転動体９２ｃと内外輪軌道面９２ａ，９２ｂとの接触荷重は小さくなり、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃ及び内外輪軌道面９２ａ，９２ｂの寿命を高レベルで向上させることができる。
【００９１】
（第３実施例）
この第３実施例は、図７に示すように、基本的な構成は第２実施例と同様であり、円すいころ軸受９２の円すい台形状の転動体９２ｃを案内する大つば９２ｄを、パワーローラ外輪９４に設けている。また、大つば９２ｄの根元部に開通する潤滑穴９６をパワーローラ外輪９４に形成し、トラニオン１７ａに形成された潤滑油路９７と潤滑穴９６とを連通し、トラニオン１７ａ内より潤滑油を供給できる構造とした例である。
【００９２】
なお、他の構成は図５に示す第２実施例と同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明を省略する。
【００９３】
次に、作用を説明する。
【００９４】
この第３実施例では、パワーローラ外輪９４は中実であるため、転動体９２ｃからの荷重による半径方向の変形はほとんど無い。したがって、大つば９２ｄが半径方向に移動することがないので、これに案内される転動体９２ｃは円周上で安定した転がり運動を実現することができる。
【００９５】
さらに、大つば９２ｄと転動体９２ｃの端面はすべり接触しているが、焼き付きを防止するためには潤滑油を十分に供給する必要があり、そのためには、大つば９２ｄの根元部に潤滑穴９６を設けることが有効である。トロイダル型無段変速機において、パワーローラ外輪９４は回転しておらず、トラニオン１７ａに支持されているので、トラニオン１７ａを介してパワーローラ外輪９４に潤滑油を供給することは容易である。
【００９６】
次に、効果を説明する。
【００９７】
第３実施例のトロイダル型無段変速機にあっては、円すいころ軸受９２の円すい台形状の転動体９２ｃを案内する大つば９２ｄを、剛性が高いパワーローラ外輪９４に設けたため、転動体９２ｃの安定した転がり運動を実現することができる。
【００９８】
加えて、大つば９２ｄの根元部に潤滑穴９６を設け、かつ、該潤滑穴９６をトラニオン１７ａに形成された潤滑油路９７に連通させたため、簡単な構造で大つば９２ｄと転動体９２ｃの端面のすべり接触部に十分な潤滑油を供給することができる。
【００９９】
（第４実施例）
この第４実施例は、図８に示すように、円すいころ軸受９２の転動体を、曲率半径ｒによる凸曲面の軸断面形状を有する転動体９２ｃ’とした例である。
【０１００】
なお、他の構成は図５に示す第２実施例と同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明を省略する。
【０１０１】
次に、作用を説明する。
【０１０２】
トラニオン１７ａは両端部の２点支持であり、図９に示すように、荷重によって弓状に変形し、それに伴い、パワーローラ内輪９３とパワーローラ外輪９４も同様に変形する。
【０１０３】
したがって、内外輪軌道面９２ａ，９２ｂと転動体は斜めに接触しようとするが、第４実施例では、転動体を、凸曲面を有する転動体９２ｃ’としたため、内外輪軌道面９２ａ，９２ｂと転動体９２ｃ’との曲面接触が確保される。
【０１０４】
次に、効果を説明する。
【０１０５】
第４実施例のトロイダル型無段変速機にあっては、円すいころ軸受９２の転動体を、曲率半径ｒによる凸曲面の軸断面形状を有する転動体９２ｃ’としたため、転動体９２’の角部が内外輪軌道面９２ａ，９２ｂと接触することによるエッジロードが発生せず、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃ’及び内外輪軌道面９２ａ，９２ｂの寿命の低下を防止することができる。
【０１０６】
（第２参考例）
この第２参考例は、図１０に示すように、パワーローラ内輪を、内径部に配置されていたラジアルニードル軸受９５を廃止し、中実形状のパワーローラ内輪９３’とし、内輪接触角αを、４５°以上９０°未満（９０°を除く）の角度に設定した例である。
【０１０７】
なお、他の構成は図４に示す第１実施例と同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明を省略する。
【０１０８】
次に、作用を説明する。
【０１０９】
パワーローラ内輪９３’を中実形状としたので、パワーローラ内輪９３’の剛性が高くなり、押付力Ｆｃの半径方向成分Ｆｒに対するパワーローラ内輪９３’の変形量が小さくなるため、内輪軌道面９２ａが転動体９２ｃを挟み込む量を小さくすることができる。
【０１１０】
一方、内輪接触角αを４５°以上９０°未満に設定しているため、ｆｒ<ｆｔという関係にすることができ、第１実施例と同様に、パワーローラ内輪９３’の楕円状変形によって転動体９２ｃに働く荷重ｆｃが小さくなる。
【０１１１】
つまり、パワーローラ内輪９３’の剛性アップにより転動体９２ｃに働く荷重ｆｃそのものが低く抑えられるし、内輪接触角αの４５°以上９０°未満の設定により、荷重ｆｃの低下代も大きくなるという相乗作用を示す。
【０１１２】
次に、効果を説明する。
【０１１３】
第２参考例のトロイダル型無段変速機にあっては、パワーローラ内輪を中実形状のパワーローラ内輪９３’とし、内輪接触角αを、４５°以上９０°未満の角度に設定したため、第１実施例に比べ、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃ及び内外輪軌道面９２ａ，９２ｂの寿命を向上させることができる。
【０１１４】
なお、パワーローラ内輪９３’を中実形状としたため、入出力ディスク１８ａ，１８ｂとパワーローラ内輪９３’が動力を伝達することによってパワーローラ内輪９３’に働くラジアル力を支持していたラジアルニードル軸受９５を配置することができないが、内輪接触角αが９０°ではないため、円すいころ軸受９２でラジアル力を支持することができ、ラジアルニードル軸受９５は配置する必要が無い。
【０１１５】
（他の実施例）
以上、本発明のトロイダル型無段変速機を第１実施例〜第４実施例に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に記載された本発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。
【０１１６】
例えば、第４実施例では、円すいころ軸受の転動体の軸断面形状を凸曲面とする例を示したが、円すいころ軸受の内外輪軌道面の軸断面形状を凸曲面としても良いし、また、円すいころ軸受の転動体と内外輪軌道面の軸断面形状をいずれも凸曲面としても良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】 第１参考例のトロイダル型無段変速機を示す全体システム図である。
【図２】 第１参考例のトロイダル型無段変速機を示す変速制御系システム図である。
【図３】 第１参考例のトロイダル型無段変速機におけるパワーローラ構造を示す断面図である。
【図４】 第１実施例のトロイダル型無段変速機におけるパワーローラ構造を示す断面図である。
【図５】 第２実施例のトロイダル型無段変速機におけるパワーローラ構造を示す断面図である。
【図６】 第２実施例のパワーローラ構造において押付力の半径方向成分によるパワーローラ内輪の変形状態を示す図である。
【図７】 第３実施例のトロイダル型無段変速機におけるパワーローラ構造を示す断面図である。
【図８】 第４実施例のトロイダル型無段変速機におけるパワーローラ構造を示す断面図である。
【図９】 第４実施例のパワーローラ構造においてパワーローラ内外輪の変形状態を示す図である。
【図１０】 第２参考例のトロイダル型無段変速機におけるパワーローラ構造を示す断面図である。
【図１１】 従来のトロイダル型無段変速機において円すいころ軸受をパワーローラ軸受として用いたパワーローラに働く荷重を示す図である。
【図１２】 従来の円すいころ軸受を備えたパワーローラでのパワーローラ内輪の楕円状変形を示す図である。
【図１３】 従来の円すいころ軸受を備えたパワーローラでの転動体に働く荷重を示す図である。
【図１４】 従来の円すいころ軸受を備えたパワーローラでトラニオンの変形による転動体の移動を示す図である。
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両等に適用されるトロイダル型無段変速機の技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車用無段変速機は、その滑らかさ、運転のしやすさ及び燃費向上の期待もあって近年研究開発が進められている。このうち、入出力ディスクとパワーローラとの間に形成される油膜のせん断によって動力を伝達するものであり、先に実用化されたＶベルト式無段変速機に比べて大容量かつ応答性のよいトロイダル型無段変速機（以下、トロイダル型ＣＶＴ）が既に実用化されるに至っている。
【０００３】
トロイダル型ＣＶＴは、その形状から、フルトロイダル型とハーフトロイダル型に分類できるが、主としてハーフトロイダル型ＣＶＴの方がフルトロイダル型ＣＶＴに比べ、入出力ディスクに対するパワーローラのスピン損失が小さいという理由により、両型のうち、ハーフトロイダル型ＣＶＴが選択されている。
【０００４】
このハーフトロイダル型ＣＶＴは、同軸に対向配置される入力ディスク及び出力ディスクと、入出力ディスクの対向面にそれぞれ形成されたトロイド曲面に挟持されるパワーローラと、パワーローラが入出力ディスクから受ける荷重を支持すると共に、変速機ケースに傾転可能に取り付けられるトラニオンとを有する構成である。
【０００５】
そして、パワーローラの傾転角の大きさに応じた変速比を得る変速動作は、トラニオンをパワーローラ回転軸と直交する傾転軸方向に僅かに変位させることにより、パワーローラをディスク回転中心位置からオフセットさせ、このオフセットによりパワーローラと入力ディスクとの接触部で発生するサイドスリップ力によりパワーローラを傾転させ、所定の傾転角となった時点でトラニオンに与えた変位を元のディスク回転中心位置に戻し、パワーローラの傾転動作を停止することでなされる。
【０００６】
この変速動作時にトルクを伝達しながら傾転運動するパワーローラは、入出力ディスクに摩擦接触するパワーローラ内輪と、トラニオンに支持されたパワーローラ外輪と、パワーローラ内輪とパワーローラ外輪との間に介装されたパワーローラ軸受と、を有して構成され、パワーローラ軸受として、玉軸受を採用するものが一般的に広く知られているが、パワーローラ軸受を玉軸受にするとスピン損失があり、大きな荷重が作用したときにフリクションが高くなる。
【０００７】
そこで、例えば、実開昭５８−１１２７６２号公報には、パワーローラ内輪に形成された内輪軌道面と、パワーローラ外輪に形成された外輪軌道面と、内外輪軌道面間に挟持された円すい台形状の転動体により構成された円すいころ軸受をパワーローラ軸受として採用するものが提案されている。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、従来の円すいころ軸受をパワーローラ軸受として採用するトロイダル型無段変速機にあっては、実開昭５８−１１２７６２号公報第２図から明らかなように、円すいころ軸受の内輪軌道面が軸受回転軸となす角度である内輪軌道面の接触角が４５°以下である、いわゆる、ラジアル円すいころ軸受を形成しているため、円すいころ軸受の転動体及び内外輪軌道面の寿命が短くなるという問題があった。
【０００９】
すなわち、トロイダル型無段変速機においては、入出力ディスクとパワーローラのトルク伝達が摩擦によって行われるため、図１１に示すように、伝達するトルクに応じた押付力Ｆｃを必要とする。この押付力Ｆｃの大きさは、車両に搭載できるよう変速機を小型化した場合、数１０ｋＮもの大きな荷重となる。
【００１０】
押付力Ｆｃはパワーローラの回転軸に対して角度を持っており、軸方向成分Ｆｔと半径方向成分Ｆｒに分けられる。軸方向成分Ｆｔはパワーローラ軸受とパワーローラ外輪を介してトラニオンで支持する。すなわち、軸方向成分Ｆｔはその大きさ全てが円すいころ軸受の転動体に働く。
【００１１】
一方、図１２に示すように、押付力Ｆｃの半径方向成分Ｆｒによってパワーローラ内輪は楕円状に変形し、この変形によってパワーローラ内輪が転動体を挟み込む。すなわち、半径方向成分Ｆｒは、パワーローラ内輪の変形反力と、転動体と内輪軌道面の接触荷重とに分担支持される。ただし、後者である転動体と内輪軌道面の接触荷重の分担が大きいと、内外輪軌道面と転動体の接触面圧が高くなり、円すいころ軸受の寿命が低下する。
【００１２】
ここで、半径方向成分Ｆｒの支持に関する、変形反力と転動体接触荷重の分担割合を考える。図１３に示すように、パワーローラ内輪の楕円状変形により、内輪軌道面が半径方向内側に移動したことによる転動体への荷重ｆｃは、接触面に垂直となる。この荷重ｆｃの軸方向成分ｆｔと半径方向成分ｆｒは、内輪接触角をαとすると、下記の式のようになる。
ｆｔ＝ｆｃ・｜ｓｉｎα｜
ｆｒ＝ｆｃ・｜ｃｏｓα｜
ここで、半径方向成分ｆｒは転動体を介してパワーローラ外輪を挟み込む荷重となるが、パワーローラ外輪は中実であるため剛性が高く、外輪軌道面はほとんど移動しない。一方、軸方向成分ｆｔは転動体とパワーローラ外輪を介してトラニオンを外側に押し出す荷重となるが、トラニオンは、両端２点で支持されているため、剛性が低く容易に変形する。
【００１３】
したがって、図１４に示すように、軸方向成分ｆｔによって、外輪軌道面が変速機外径側に移動し、その結果、荷重ｆｃを低下させる。すなわち、半径方向成分ｆｒが小さく軸方向成分ｆｔが大きいほど、押付力Ｆｃの半径方向成分Ｆｒに関する転動体接触荷重の分担割合が小さくなる。したがって、転動体及び内外輪軌道面の疲労寿命の観点から考えると、ｆｒ＜ｆｔの関係が望ましい。
【００１４】
ところが、従来のトロイダル型無段変速機に用いられるパワーローラ軸受は、内輪接触角αが４５°よりも小さいため、ｆｒ＞ｆｔとなり、軸方向成分ｆｔによる荷重ｆｃ（パワーローラ内輪の楕円状変形によって転動体に働く荷重）の低減代が小さくなるため、円すいころ軸受の転動体及び内外輪軌道面の寿命が短くなる。
【００１５】
本発明は、上記問題点に着目してなされたもので、その目的とするところは、パワーローラ軸受として円すいころ軸受を採用した場合に特有の転動体及び内外輪軌道面の寿命が短くなるという課題を解決することができるトロイダル型無段変速機を提供することにある。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、
同軸に対向配置される入力ディスク及び出力ディスクと、
前記入出力ディスクの対向面にそれぞれ形成されたトロイド曲面に挟持されるパワーローラと、
前記入力ディスク、或いは、出力ディスクのうち、一方のディスクを他方のディスクに向けて押圧する押圧力を発生するローディングカムと、
前記パワーローラが入出力ディスクから受ける荷重を支持すると共に、変速機ケースに傾転可能に取り付けられるトラニオンとを備え、
前記パワーローラは、入出力ディスクに摩擦接触するパワーローラ内輪と、前記トラニオンに支持されたパワーローラ外輪と、前記パワーローラ内輪とパワーローラ外輪との間に介装されたパワーローラ軸受と、を有して構成され、
前記パワーローラ軸受は、パワーローラ内輪に形成された内輪軌道面と、パワーローラ外輪に形成された外輪軌道面と、前記内外輪軌道面間に挟持された円すい台形状の転動体により構成された円すいころ軸受と、パワーローラ外輪の軸部に対し、パワーローラ内輪を回転可能に支持するラジアルニードル軸受であるトロイダル型無段変速機において、
前記パワーローラ内輪が入力ディスクと出力ディスクとの押圧によって生じる押圧力のうち、パワーローラ回転軸方向成分の全てを円すいころ軸受に働くよう前記パワーローラ軸受を構成し、
前記押圧力のうち、パワーローラ回転軸半径方向成分によるパワーローラ内輪の楕円状変形による内輪軌道面と転動体の接触荷重のパワーローラ半径方向成分が、パワーローラ軸方向成分よりも小さくなるように、円すいころ軸受の内輪軌道面が軸受回転軸となす角度である内輪軌道面の接触角を４５°以上９０°以下の角度に設定したことを特徴とする。
【００１９】
請求項２に記載の発明では、請求項１に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記内輪軌道面の接触角を、９０°の角度に設定したことを特徴とする。
【００２０】
請求項３に記載の発明では、請求項１に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記円すいころ軸受の円すい台形状の転動体を案内する大つばを、パワーローラ外輪に設けたことを特徴とする。
【００２１】
請求項４に記載の発明では、請求項１に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記円すいころ軸受の円すい台形状の転動体、若しくは、内外輪軌道面の少なくともいずれか一方の軸断面形状を、凸曲面としたことを特徴とする。
【００２３】
【発明の作用および効果】
請求項１記載の発明にあっては、入出力ディスクとパワーローラとの間の伝達トルクに応じた押付力Ｆｃによって、パワーローラ内輪が入力ディスクと出力ディスクに押圧されて楕円状に変形し、その変形によって内輪軌道面が半径方向内側に移動し、内輪軌道面と転動体の接触面に対し荷重ｆｃが作用する。この荷重ｆｃのパワーローラ半径方向成分をｆｒ、ｆｃのパワーローラ軸方向成分をｆｔとしたとき、半径方向成分ｆｒよりも軸方向成分ｆｔが大きくなるように、円すいころ軸受の内輪軌道面が軸受回転軸となす角度である内輪軌道面の接触角が４５°以上９０°以下の角度に設定される。
【００２４】
すなわち、半径方向成分ｆｒは、転動体を介してパワーローラ外輪を押し拡げる荷重や挟み込む荷重となるが、パワーローラ外輪は剛性が高く、外輪軌道面はほとんど移動しない。一方、軸方向成分ｆｔは、転動体とパワーローラ外輪を介してトラニオンを外側に押し出す荷重となるが、変速機に両端が支持されているトラニオンは、剛性が低く容易に変形するため、この軸方向成分ｆｔによって、外輪軌道面が変速機外径側に移動し、その結果、荷重ｆｃを低下させる。言い換えると、半径方向成分ｆｒが小さく軸方向成分ｆｔが大きいほど、円すいころ軸受の転動体に作用する荷重ｆｃの低減代が大きくなる。
【００２５】
よって、パワーローラ内輪の楕円状変形によって転動体に働く荷重ｆｃの半径方向成分ｆｒと軸方向成分ｆｔがｆｒ<ｆｔとなるように、内輪軌道面の接触角を４５°以上９０°以下の角度に設定することで、パワーローラ軸受として円すいころ軸受を採用した場合に特有の転動体及び内外輪軌道面の寿命が短くなるという課題を解決し、円すいころ軸受の転動体及び内外輪軌道面の寿命を向上し、パワーローラの耐久信頼性を高めることができる。
【００２８】
加えて、内輪軌道面の接触角が９０°以下であることで、パワーローラ内輪の入出力ディスクとの接触範囲が大きく確保される。すなわち、押付力Ｆｃ（法線力）が大きくなり、ヘルツ接触楕円が大きくなっても、接触楕円がはみ出すことがない。よって、内輪軌道面の接触角が９０°以上にする場合に比べ、より大きなトルクを伝達することができる。
【００２９】
請求項２に記載の発明にあっては、内輪軌道面の接触角を９０°の角度に設定したため、入出力ディスクとパワーローラとの間の伝達トルクに応じた押付力Ｆｃの半径方向成分Ｆｒによってパワーローラ内輪が楕円状に変形しても転動体を挟み込むことがない。
【００３０】
すなわち、転動体への荷重は押付力Ｆｃの軸方向成分Ｆｔによるものだけとなり、半径方向成分Ｆｒによる増加分は発生しない。
【００３１】
よって、転動体と内外輪軌道面との接触荷重は小さくなり、円すいころ軸受の転動体及び内外輪軌道面の寿命を高レベルで向上させることができる。
【００３２】
請求項３に記載の発明にあっては、円すいころ軸受の円すい台形状の転動体を案内する大つばが、パワーローラ外輪に設けられるため、パワーローラ内輪の楕円状変形によって大つばが半径方向に移動し、転動体の転がり運動が乱れることを防止することができる。
【００３３】
加えて、大つばと転動体端面はすべり接触しているが、焼き付きを防止するためには潤滑油を十分に供給する必要がある。これに対し、トラニオンを介してパワーローラ外輪に潤滑油を供給することは容易であり、簡単な構造で大つばと転動体端面の接触部に潤滑油を供給することができる。
【００３４】
請求項４に記載の発明にあっては、円すいころ軸受の円すい台形状の転動体、若しくは、内外輪軌道面の少なくともいずれか一方の軸断面形状が、凸曲面とされる。
【００３５】
すなわち、トラニオンは両端部の２点支持であり、荷重によって弓状に変形し、それに伴い、パワーローラ内輪とパワーローラ外輪も同様に変形し、内外輪軌道面と転動体は斜めに接触する。
【００３６】
しかし、転動体、若しくは、内外輪軌道面の少なくともいずれか一方を凸曲面形状としたため、内外輪軌道面と転動体との曲面接触が確保されることになり、転動体角部が内外輪軌道面と接触することによるエッジロードが発生せず、円すいころ軸受の転動体及び内外輪軌道面の寿命の低下を防止することができる。
【００４２】
【発明の実施の形態】
以下、本発明におけるトロイダル型無段変速機を実現する実施の形態を、請求項１に対応する第１実施例と、請求項２に対応する第２実施例と、請求項３に対応する第３実施例と、請求項４に対応する第４実施例と、に基づいて説明する。
【００４３】
（第１参考例）
［全体構成について］
図１は第１参考例のトロイダル型無段変速機を示す全体構成図で、１０はトロイダル型無段変速機を示し、図外のエンジンからの回転駆動力がトルクコンバータ１２を介して入力される。トルクコンバータ１２は、ポンプインペラ１２ａ，タービンランナ１２ｂ，ステータ１２ｃ，ロックアップクラッチ１２ｄ，アプライ側油室１２ｅ，及びリリース側油室１２ｆ等からなり、その中心部をインプットシャフト１４が貫通している。
【００４４】
前記インプットシャフト１４は、前後進切換機構３６と連結され、該機構３６は、遊星歯車機構４２，前進用クラッチ４４及び後進用ブレーキ４６などを備える。遊星歯車機構４２は、ダブルピニオンを支持するピニオンキャリヤ４２ａとダブルピニオンの夫々と噛合するリングギヤ４２ｂ，サンギヤ４２ｃを有してなる。
【００４５】
前記遊星歯車機構４２のピニオンキャリヤ４２ａはトルク伝達軸１６に連結され、該トルク伝達軸１６には、第一無段変速機構１８及び第二無段変速機構２０が変速機ケース２２内の下流側にタンデム配置される（デュアルキャビティ型）。尚、符号６４で示すベースに、コントロールバルブ系のボディを配置する。
【００４６】
前記第一無段変速機構１８は、対向面がトロイド曲面に形成される一対の入力ディスク１８ａ及び出力ディスク１８ｂと、これら入出力ディスク１８ａ，１８ｂの対向面間に挟圧配置されると共にトルク伝達軸１６に関し対称配置される一対のパワーローラ１８ｃ，１８ｄと、これらパワーローラ１８ｃ，１８ｄをそれぞれ支持するトラニオン１７ａ，１７ｂ（図２）を備える。
【００４７】
第二無段変速機構２０も同様、対向面がトロイド曲面に形成される一対の入力ディスク２０ａ及び出力ディスク２０ｂと、一対のパワーローラ２０ｃ，２０ｄと、これらパワーローラ２０ｃ，２０ｄをそれぞれ支持するトラニオン２７ａ，２７ｂ（図２）を備える。
【００４８】
トルク伝達軸１６上において両無段変速機構１８，２０は、出力ディスク１８ｂ，２０ｂが対向するように互いに逆向きに配置され、第一無段変速機構１８の入力ディスク１８ａは、トルクコンバータ１２を経た入力トルクに応じた押圧力を発生するローディングカム装置３４によって図中軸方向右側に向かって押圧される。
【００４９】
前記ローディングカム装置３４は、ローディングカム３４ａを有し、スライドベアリング３８を介し軸１６に支持される。第二無段変速機構２０の入力ディスク２０ａは、皿ばね４０により図中軸方向左側に向かって押圧付勢されている。
【００５０】
各入力ディスク１８ａ，２０ａは、ボールスプライン２４，２６を介して伝達軸１６に回転可能かつ軸方向に移動可能に支持される。
【００５１】
上記機構において、各パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄは後述する作動により変速比に応じた傾転角が得られるようにそれぞれ傾転され、入力ディスク１８ａ，２０ａの入力回転を無段階（連続的）に変速して出力ディスク１８ｂ，２０ｂに伝達する。
【００５２】
出力ディスク１８ｂ，２０ｂは、トルク伝達軸１６上に相対回転可能に嵌合された出力ギヤ２８とスプライン結合され、伝達トルクは該出力ギヤ２８を介し、出力軸（カウンタシャフト）３０に結合したギヤ３０ａに伝達され、これらギヤ２８，３０ａはトルク伝達機構３２を構成する。また、出力軸３０，５０上に設けたギヤ５２，５６とこれらにそれぞれ噛合するアイドラギヤ５４とよりなる伝達機構４８を設け、出力軸５０はこれをプロペラシャフト６０に連結する。
【００５３】
［変速制御系の構成について］
上記パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄを変速比に応じた傾転角が得られるようにそれぞれ傾転させる変速制御系について、図２に示す概略図により説明する。
【００５４】
まず、各パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄは、トラニオン１７ａ，１７ｂ，２７ａ，２７ｂの一端に支持されていて、パワーローラ回転軸１５ａ，１５ｂ，２５ａ，２５ｂを中心として回転自在である。このトラニオン１７ａ，１７ｂ，２７ａ，２７ｂは、変速機ケース２２に両端部が傾転可能に支持され、そのシャフト部には、トラニオン１７ａ，１７ｂ，２７ａ，２７ｂを傾転軸方向に変位させる油圧アクチュエータとしてサーボピストン７０ａ，７０ｂ，７２ａ，７２ｂが設けられている。
【００５５】
前記サーボピストン７０ａ，７０ｂ，７２ａ，７２ｂを作動制御する油圧制御系として、ハイ側油室に接続されるハイ側油路７４と、ロー側油室に接続されるロー側油路７６と、ハイ側油路７４を接続するポート７８ａとロー側油路７６を接続するポート７８ｂを有する変速制御弁７８とが設けられている。
【００５６】
前記変速制御弁７８のライン圧ポート７８ｃには、オイルポンプ８０及びリリーフ弁８２を有する油圧源からのライン圧が供給される。前記変速制御弁７８の変速スプール７８ｄは、トラニオン１７ａの軸方向及び傾転方向を検知し、変速制御弁７８にフィードバックするレバー８４及びプリセスカム８６と連動する。前記変速制御弁７８の変速スリーブ７８ｅは、ステップモータ８８により軸方向に変位するように駆動される。
【００５７】
前記ステップモータ８８を駆動制御する電子制御系として、ＣＶＴコントローラ１１０が設けられ、このＣＶＴコントローラ１１０には、スロットル開度センサ１１２、エンジン回転センサ１１４、入力軸回転センサ１１６、出力軸回転センサ（車速センサ）１１８等からの入力情報が取り込まれる。
【００５８】
［パワーローラ構造について］
上記各パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄから代表として選んだパワーローラ１８ｃの構造について、図３によりその構成を説明する。尚、他のパワーローラ１８ｄ，２０ｃ，２０ｄについても同様の構造を採用する。
【００５９】
同軸に対向配置される入力ディスク１８ａ及び出力ディスク１８ｂの対向面にそれぞれ形成されたトロイド曲面に挟持される前記パワーローラ１８ｃは、入出力ディスク１８ａ，１８ｂに摩擦接触するパワーローラ内輪９３と、前記トラニオン１７ａに支持されたパワーローラ外輪９４と、前記パワーローラ内輪９３とパワーローラ外輪９４との間に介装された円すいころ軸受９２（パワーローラ軸受）とを有して構成されている。
【００６０】
前記円すいころ軸受９２は、パワーローラ内輪９３に形成された内輪軌道面９２ａと、パワーローラ外輪９４に形成された外輪軌道面９２ｂと、前記内外輪軌道面９２ａ，９２ｂ間に挟持された円すい台形状の転動体９２ｃにより構成されている。
【００６１】
前記パワーローラ内輪９３は、パワーローラ外輪９４の軸部９４ａに対しラジアルニードル軸受９５を介して回転可能に支持されている。
【００６２】
前記パワーローラ内輪９３が入力ディスク１８ａと出力ディスク１８ｂに押圧されて楕円状に変形し、その変形によって生じる内輪軌道面９２ａと転動体９２ｃの接触荷重ｆｃについて、荷重ｆｃのパワーローラ半径方向成分をｆｒ、ｆｃのパワーローラ軸方向成分をｆｔとしたとき、半径方向成分ｆｒよりも軸方向成分ｆｔが大きくなるように、円すいころ軸受９２の内輪軌道面９２ａが軸受回転軸（＝パワーローラ回転軸１５ａ）となす角度である内輪軌道面９２ａの接触角α（以下、内輪接触角αという。）を、９０°以上１３５°以下の角度に設定している。
【００６３】
次に、作用を説明する。
【００６４】
［変速比制御作用］
トロイダル型ＣＶＴは、トラニオン１７ａ，１７ｂ，２７ａ，２７ｂを傾転軸１９ａの方向に変位し、パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄを傾転させることによって変速比を変える。
【００６５】
つまり、ＣＶＴコントローラ９０からの目標変速比が得られる駆動指令によりステップモータ８８を回転させるとによって変速スリーブ７８ｅが変位すると、サーボピストン７０ａ，７０ｂ，７２ａ，７２ｂの一方のサーボピストン室に作動油が導かれ、他方のサーボピストン室から作動油が排出され、トラニオン１７ａ，１７ｂ，２７ａ，２７ｂが傾転軸１９ａの方向に変位する。
【００６６】
これにより、パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄの回転中心がディスク回転中心位置に対してオフセットする。このオフセットによりパワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄと入出力ディスク１８ａ，１８ｂ，２０ａ，２０ｂとの接触部で発生するサイドスリップ力によりパワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄが傾転する。
【００６７】
この傾転運動およびオフセットは、プリセスカム８６及びレバー８４を介して変速スプール７８ｄに伝達され、ステップモータ８８により変位している変速スリーブ７８ｅとの釣り合い位置で静止し、所定の傾転角となった時点でトラニオントラニオン１７ａ，１７ｂ，２７ａ，２７ｂに与えた変位が元のディスク回転中心位置に戻され、パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄの傾転動作を停止することでなされる。変速比は、パワーローラ１８ｃ，１８ｄ，２０ｃ，２０ｄの傾転角により決まる。
【００６８】
［円すいころ軸受の転動体に作用する荷重について］
パワーローラ１８ｃを代表例として、パワーローラ１８ｃのパワーローラ内輪９３のスライド作用について説明する。なお、他のパワーローラ１８ｄ，２０ｃ，２０ｄも同様の作用を示す。
【００６９】
トロイダル型無段変速機は、入出力ディスク１８ａ，１８ｂとパワーローラ１８ｃのトルク伝達が摩擦によって行われるため、図３に示すように、伝達するトルクに応じた押付力Ｆｃを必要とする。
【００７０】
この押付力Ｆｃは、パワーローラ１８ｃの回転軸に対して角度を持っており、軸方向成分Ｆｔと半径方向成分Ｆｒに分けられる。軸方向成分Ｆｔは円すいころ軸受９２とパワーローラ外輪９４を介してトラニオン１７ａで支持する。すなわち、軸方向成分Ｆｔはその大きさ全てが円すいころ軸受９２の転動体９２ｃに働く。
【００７１】
一方、半径方向成分Ｆｒによってパワーローラ内輪９３は楕円状に変形し（図１２参照）、このパワーローラ内輪９３の楕円状変形により、内輪軌道面９２ａが半径方向内側に移動したことによる転動体９２ｃへの荷重ｆｃは、接触面に垂直となる。この荷重ｆｃの軸方向成分ｆｔと半径方向成分ｆｒは、内輪接触角をαとすると、下記の式のようになる。
ｆｔ＝ｆｃ・｜ｓｉｎα｜
ｆｒ＝ｆｃ・｜ｃｏｓα｜
ここで、半径方向成分ｆｒは転動体９２ｃを介してパワーローラ外輪９４を押し拡げる荷重となるが、パワーローラ外輪９４は中実であるため剛性が高く、外輪軌道面９２ｂはほとんど移動しない。一方、軸方向成分ｆｔは転動体９２ｃとパワーローラ外輪９４を介してトラニオン１７ａを外側に押し出す荷重となるが、トラニオン１７ａは、変速機ケース２２に対し両端２点で支持されているため、剛性が低く容易に変形する。
【００７２】
したがって、軸方向成分ｆｔによって、外輪軌道面９２ｂが変速機外径側に移動し（図１４参照）、その結果、荷重ｆｃを低下させる。言い換えると、半径方向成分ｆｒが小さく軸方向成分ｆｔが大きいほど、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃに作用する荷重ｆｃの低減代が大きくなる。
【００７３】
これに対し、第１参考例では、内輪接触角αを、９０°以上１３５°以下の角度に設定しているため、｜ｃｏｓα｜<｜ｓｉｎα｜となり、よって、半径方向成分ｆｒと軸方向成分ｆｔとの関係は、ｆｒ<ｆｔとなり、荷重ｆｃの低減代を大きくすることができる。
【００７４】
次に、効果を説明する。
【００７５】
第１参考例のトロイダル型無段変速機にあっては、内輪接触角αを、９０°以上１３５°以下の角度に設定したため、パワーローラ内輪９３の楕円状変形によって転動体９２ｃに働く荷重ｆｃの半径方向成分ｆｒと軸方向成分ｆｔは、ｆｒ<ｆｔという関係にすることができ、その結果、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃ及び内外輪軌道面９２ａ，９２ｂの寿命を向上し、パワーローラ１８ｃの耐久信頼性を高めることができる。
【００７６】
（第１実施例）
この第１実施例は、図４に示すように、パワーローラ内輪９３が入力ディスク１８ａと出力ディスク１８ｂに押圧されて楕円状に変形し、その変形によって生じる内輪軌道面９２ａと転動体９２ｃの接触荷重ｆｃについて、荷重ｆｃのパワーローラ半径方向成分をｆｒ、ｆｃのパワーローラ軸方向成分をｆｔとしたとき、半径方向成分ｆｒよりも軸方向成分ｆｔが大きくなるように、円すいころ軸受９２の内輪軌道面９２ａが軸受回転軸となす角度である内輪接触角αを、４５°以上９０°以下の角度に設定した例である。
【００７７】
なお、他の構成は図３に示す第１参考例と同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明を省略する。
【００７８】
次に、作用を説明する。
【００７９】
円すいころ軸受９２の転動体９２ｃに作用する荷重に関しては、第１参考例と同様に、作用半径方向成分ｆｒが小さく軸方向成分ｆｔが大きいほど、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃに作用する荷重ｆｃの低減代が大きくなる。
【００８０】
これに対し、第１実施例では、内輪接触角αを、４５°以上９０°以下の角度に設定しているため、｜ｃｏｓα｜<｜ｓｉｎα｜となり、よって、半径方向成分ｆｒと軸方向成分ｆｔとの関係は、ｆｒ<ｆｔとなり、荷重ｆｃの低減代が大きくすることができる。
【００８１】
次に、効果を説明する。
【００８２】
第１実施例のトロイダル型無段変速機にあっては、内輪接触角αを、４５°以上９０°以下の角度に設定したため、パワーローラ内輪９３の楕円状変形によって転動体９２ｃに働く荷重ｆｃの半径方向成分ｆｒと軸方向成分ｆｔは、ｆｒ<ｆｔという関係にすることができ、その結果、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃ及び内外輪軌道面９２ａ，９２ｂの寿命を向上し、パワーローラ１８ｃの耐久信頼性を高めることができる。
【００８３】
加えて、この第１実施例では、パワーローラ内輪９３と入出力ディスク１８ａ，１８ｂとが接触する部分の範囲を大きくすることができる。すなわち、押付力Ｆｃ（法線力）が大きくなり、ヘルツ接触楕円が大きくなっても、接触楕円がはみ出すことがない。よって、内輪接触角αを、９０°以上１３５°以下の角度に設定した第１参考例に比べ、より大きなトルクを伝達することができる。
【００８４】
（第２実施例）
この第２実施例は、図５に示すように、円すいころ軸受９２の内輪軌道面９２ａが軸受回転軸となす角度である内輪接触角αを９０°の角度に設定した例である。
【００８５】
なお、他の構成は図３に示す第１参考例と同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明を省略する。
【００８６】
次に、作用を説明する。
【００８７】
この第２実施例では、内輪接触角αを９０°の角度に設定したため、図６に示すように、入出力ディスク１８ａ，１８ｂとパワーローラ１８ｃとの間の伝達トルクに応じた押付力Ｆｃの半径方向成分Ｆｒによってパワーローラ内輪９３が楕円状に変形しても転動体９２ｃを挟み込むことがない。
【００８８】
すなわち、転動体への荷重は押付力Ｆｃの軸方向成分Ｆｔによるものだけとなり、半径方向成分Ｆｒによる増加分は発生しない。
【００８９】
次に、効果を説明する。
【００９０】
第２実施例のトロイダル型無段変速機にあっては、内輪接触角αを９０°の角度に設定したため、転動体９２ｃと内外輪軌道面９２ａ，９２ｂとの接触荷重は小さくなり、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃ及び内外輪軌道面９２ａ，９２ｂの寿命を高レベルで向上させることができる。
【００９１】
（第３実施例）
この第３実施例は、図７に示すように、基本的な構成は第２実施例と同様であり、円すいころ軸受９２の円すい台形状の転動体９２ｃを案内する大つば９２ｄを、パワーローラ外輪９４に設けている。また、大つば９２ｄの根元部に開通する潤滑穴９６をパワーローラ外輪９４に形成し、トラニオン１７ａに形成された潤滑油路９７と潤滑穴９６とを連通し、トラニオン１７ａ内より潤滑油を供給できる構造とした例である。
【００９２】
なお、他の構成は図５に示す第２実施例と同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明を省略する。
【００９３】
次に、作用を説明する。
【００９４】
この第３実施例では、パワーローラ外輪９４は中実であるため、転動体９２ｃからの荷重による半径方向の変形はほとんど無い。したがって、大つば９２ｄが半径方向に移動することがないので、これに案内される転動体９２ｃは円周上で安定した転がり運動を実現することができる。
【００９５】
さらに、大つば９２ｄと転動体９２ｃの端面はすべり接触しているが、焼き付きを防止するためには潤滑油を十分に供給する必要があり、そのためには、大つば９２ｄの根元部に潤滑穴９６を設けることが有効である。トロイダル型無段変速機において、パワーローラ外輪９４は回転しておらず、トラニオン１７ａに支持されているので、トラニオン１７ａを介してパワーローラ外輪９４に潤滑油を供給することは容易である。
【００９６】
次に、効果を説明する。
【００９７】
第３実施例のトロイダル型無段変速機にあっては、円すいころ軸受９２の円すい台形状の転動体９２ｃを案内する大つば９２ｄを、剛性が高いパワーローラ外輪９４に設けたため、転動体９２ｃの安定した転がり運動を実現することができる。
【００９８】
加えて、大つば９２ｄの根元部に潤滑穴９６を設け、かつ、該潤滑穴９６をトラニオン１７ａに形成された潤滑油路９７に連通させたため、簡単な構造で大つば９２ｄと転動体９２ｃの端面のすべり接触部に十分な潤滑油を供給することができる。
【００９９】
（第４実施例）
この第４実施例は、図８に示すように、円すいころ軸受９２の転動体を、曲率半径ｒによる凸曲面の軸断面形状を有する転動体９２ｃ’とした例である。
【０１００】
なお、他の構成は図５に示す第２実施例と同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明を省略する。
【０１０１】
次に、作用を説明する。
【０１０２】
トラニオン１７ａは両端部の２点支持であり、図９に示すように、荷重によって弓状に変形し、それに伴い、パワーローラ内輪９３とパワーローラ外輪９４も同様に変形する。
【０１０３】
したがって、内外輪軌道面９２ａ，９２ｂと転動体は斜めに接触しようとするが、第４実施例では、転動体を、凸曲面を有する転動体９２ｃ’としたため、内外輪軌道面９２ａ，９２ｂと転動体９２ｃ’との曲面接触が確保される。
【０１０４】
次に、効果を説明する。
【０１０５】
第４実施例のトロイダル型無段変速機にあっては、円すいころ軸受９２の転動体を、曲率半径ｒによる凸曲面の軸断面形状を有する転動体９２ｃ’としたため、転動体９２’の角部が内外輪軌道面９２ａ，９２ｂと接触することによるエッジロードが発生せず、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃ’及び内外輪軌道面９２ａ，９２ｂの寿命の低下を防止することができる。
【０１０６】
（第２参考例）
この第２参考例は、図１０に示すように、パワーローラ内輪を、内径部に配置されていたラジアルニードル軸受９５を廃止し、中実形状のパワーローラ内輪９３’とし、内輪接触角αを、４５°以上９０°未満（９０°を除く）の角度に設定した例である。
【０１０７】
なお、他の構成は図４に示す第１実施例と同様であるので、対応する構成に同一符号を付して説明を省略する。
【０１０８】
次に、作用を説明する。
【０１０９】
パワーローラ内輪９３’を中実形状としたので、パワーローラ内輪９３’の剛性が高くなり、押付力Ｆｃの半径方向成分Ｆｒに対するパワーローラ内輪９３’の変形量が小さくなるため、内輪軌道面９２ａが転動体９２ｃを挟み込む量を小さくすることができる。
【０１１０】
一方、内輪接触角αを４５°以上９０°未満に設定しているため、ｆｒ<ｆｔという関係にすることができ、第１実施例と同様に、パワーローラ内輪９３’の楕円状変形によって転動体９２ｃに働く荷重ｆｃが小さくなる。
【０１１１】
つまり、パワーローラ内輪９３’の剛性アップにより転動体９２ｃに働く荷重ｆｃそのものが低く抑えられるし、内輪接触角αの４５°以上９０°未満の設定により、荷重ｆｃの低下代も大きくなるという相乗作用を示す。
【０１１２】
次に、効果を説明する。
【０１１３】
第２参考例のトロイダル型無段変速機にあっては、パワーローラ内輪を中実形状のパワーローラ内輪９３’とし、内輪接触角αを、４５°以上９０°未満の角度に設定したため、第１実施例に比べ、円すいころ軸受９２の転動体９２ｃ及び内外輪軌道面９２ａ，９２ｂの寿命を向上させることができる。
【０１１４】
なお、パワーローラ内輪９３’を中実形状としたため、入出力ディスク１８ａ，１８ｂとパワーローラ内輪９３’が動力を伝達することによってパワーローラ内輪９３’に働くラジアル力を支持していたラジアルニードル軸受９５を配置することができないが、内輪接触角αが９０°ではないため、円すいころ軸受９２でラジアル力を支持することができ、ラジアルニードル軸受９５は配置する必要が無い。
【０１１５】
（他の実施例）
以上、本発明のトロイダル型無段変速機を第１実施例〜第４実施例に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に記載された本発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。
【０１１６】
例えば、第４実施例では、円すいころ軸受の転動体の軸断面形状を凸曲面とする例を示したが、円すいころ軸受の内外輪軌道面の軸断面形状を凸曲面としても良いし、また、円すいころ軸受の転動体と内外輪軌道面の軸断面形状をいずれも凸曲面としても良い。
【図面の簡単な説明】
【図１】 第１参考例のトロイダル型無段変速機を示す全体システム図である。
【図２】 第１参考例のトロイダル型無段変速機を示す変速制御系システム図である。
【図３】 第１参考例のトロイダル型無段変速機におけるパワーローラ構造を示す断面図である。
【図４】 第１実施例のトロイダル型無段変速機におけるパワーローラ構造を示す断面図である。
【図５】 第２実施例のトロイダル型無段変速機におけるパワーローラ構造を示す断面図である。
【図６】 第２実施例のパワーローラ構造において押付力の半径方向成分によるパワーローラ内輪の変形状態を示す図である。
【図７】 第３実施例のトロイダル型無段変速機におけるパワーローラ構造を示す断面図である。
【図８】 第４実施例のトロイダル型無段変速機におけるパワーローラ構造を示す断面図である。
【図９】 第４実施例のパワーローラ構造においてパワーローラ内外輪の変形状態を示す図である。
【図１０】 第２参考例のトロイダル型無段変速機におけるパワーローラ構造を示す断面図である。
【図１１】 従来のトロイダル型無段変速機において円すいころ軸受をパワーローラ軸受として用いたパワーローラに働く荷重を示す図である。
【図１２】 従来の円すいころ軸受を備えたパワーローラでのパワーローラ内輪の楕円状変形を示す図である。
【図１３】 従来の円すいころ軸受を備えたパワーローラでの転動体に働く荷重を示す図である。
【図１４】 従来の円すいころ軸受を備えたパワーローラでトラニオンの変形による転動体の移動を示す図である。
Claims (4)
- 同軸に対向配置される入力ディスク及び出力ディスクと、
前記入出力ディスクの対向面にそれぞれ形成されたトロイド曲面に挟持されるパワーローラと、
前記入力ディスク、或いは、出力ディスクのうち、一方のディスクを他方のディスクに向けて押圧する押圧力を発生するローディングカムと、
前記パワーローラが入出力ディスクから受ける荷重を支持すると共に、変速機ケースに傾転可能に取り付けられるトラニオンとを備え、
前記パワーローラは、入出力ディスクに摩擦接触するパワーローラ内輪と、前記トラニオンに支持されたパワーローラ外輪と、前記パワーローラ内輪とパワーローラ外輪との間に介装されたパワーローラ軸受と、を有して構成され、
前記パワーローラ軸受は、パワーローラ内輪に形成された内輪軌道面と、パワーローラ外輪に形成された外輪軌道面と、前記内外輪軌道面間に挟持された円すい台形状の転動体により構成された円すいころ軸受と、パワーローラ外輪の軸部に対し、パワーローラ内輪を回転可能に支持するラジアルニードル軸受であるトロイダル型無段変速機において、
前記パワーローラ内輪が入力ディスクと出力ディスクとの押圧によって生じる押圧力のうち、パワーローラ回転軸方向成分の全てを円すいころ軸受に働くよう前記パワーローラ軸受を構成し、
前記押圧力のうち、パワーローラ回転軸半径方向成分によるパワーローラ内輪の楕円状変形による内輪軌道面と転動体の接触荷重のパワーローラ半径方向成分が、パワーローラ軸方向成分よりも小さくなるように、円すいころ軸受の内輪軌道面が軸受回転軸となす角度である内輪軌道面の接触角を４５°以上９０°以下の角度に設定したことを特徴とするトロイダル型無段変速機。 - 請求項１に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記内輪軌道面の接触角を、９０°の角度に設定したことを特徴とするトロイダル型無段変速機。 - 請求項１に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記円すいころ軸受の円すい台形状の転動体を案内する大つばを、パワーローラ外輪に設けたことを特徴とするトロイダル型無段変速機。 - 請求項１に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記円すいころ軸受の円すい台形状の転動体、若しくは、内外輪軌道面の少なくともいずれか一方の軸断面形状を、凸曲面としたことを特徴とするトロイダル型無段変速機。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2001043243A JP3698060B2 (ja) | 2001-02-20 | 2001-02-20 | トロイダル型無段変速機 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2001043243A JP3698060B2 (ja) | 2001-02-20 | 2001-02-20 | トロイダル型無段変速機 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2002243010A JP2002243010A (ja) | 2002-08-28 |
| JP3698060B2 true JP3698060B2 (ja) | 2005-09-21 |
Family
ID=18905443
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2001043243A Expired - Fee Related JP3698060B2 (ja) | 2001-02-20 | 2001-02-20 | トロイダル型無段変速機 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3698060B2 (ja) |
Families Citing this family (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP2003166610A (ja) * | 2001-12-03 | 2003-06-13 | Nissan Motor Co Ltd | トロイダル型無段変速機 |
| JP6090634B2 (ja) * | 2014-04-22 | 2017-03-08 | 本田技研工業株式会社 | ハーフトロイダル型無段変速機 |
-
2001
- 2001-02-20 JP JP2001043243A patent/JP3698060B2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2002243010A (ja) | 2002-08-28 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US6251038B1 (en) | Continuously variable transmission unit | |
| JP3698048B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP3692945B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP3541764B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP3752587B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP3624367B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JPH10281269A (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP3506230B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP4026801B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP3211970B2 (ja) | トロイダル無段変速機 | |
| JP3698060B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP3656490B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| WO1999008020A1 (fr) | Transmission a changement de vitesses continu et de type toroidal | |
| JP3498906B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP3506225B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP3709418B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP4055562B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP4457448B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP2003090403A (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP2002031205A (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP2003294099A (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP6729105B2 (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP2000304116A (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP2003090406A (ja) | トロイダル型無段変速機 | |
| JP2785524B2 (ja) | トロイダル無段変速機のパワーローラ支持構造 |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| RD04 | Notification of resignation of power of attorney |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A7424 Effective date: 20041116 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20050121 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20050302 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20050422 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20050614 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20050627 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090715 Year of fee payment: 4 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |