JP2018179222A

JP2018179222A - 車両用無段変速機

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Publication number: JP2018179222A
Application number: JP2017082410A
Authority: JP
Inventors: 純袴着; Jun Hakamagi; 範一赤松; Norikazu Akamatsu; 原嶋　照; Teru Harashima; 照原嶋
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2017-04-18
Filing date: 2017-04-18
Publication date: 2018-11-15

Abstract

【課題】車両用ベルト式無段変速機において、可動シーブの移動を規制する部材の磨耗による寿命の低下を抑制することによって、前記部材の小型化が可能となり、車両用ベルト式無段変速機を小型化にもつながる前記部材の構造を提供する。【解決手段】可動シーブ６６ｂ、７０ｂの位置決めに用いられるシリンダシート１００とシリンダ部材９６とを保持するナット９８の円筒状部分１０２の一部に外周溝１０８を形成する。これによって、ナット９８に掛かるモーメント荷重が軽減されることでシーブシャフト７８の雄ネジ８４およびナット９８の雌ネジ１０４への負荷が軽減されると共に、シリンダ部材９６と接触する座面１０６の面積を大きくすることができるため、ナット９８の小型化が可能となり、さらに無段変速機２４の小型化が可能となる。【選択図】図６

Description

本発明は、車両用無段変速機に係り、可動シーブの移動を規制するナットの磨耗による寿命の低下を抑制することのできる構造に関するものである。

車両の変速機において、シーブシャフトと一体に形成された固定シーブと前記固定シーブに対向した状態で前記シーブシャフトに軸方向の相対移動可能且つ軸まわりに相対回転不能にスプライン嵌合された可動シーブと前記シーブシャフトの端面側に前記可動シーブを前記軸方向に移動させるための油圧を供給する油圧室を形成するシリンダ部材とをそれぞれ有する一対の可変シーブと、前記一対の可変シーブに巻き掛けられた伝動ベルトとを備えた車両用無段変速機が良く知られている。特許文献１の車両用無段変速機においては、可動シーブのスラスト力すなわち伝動ベルトによって伝えられる荷重によって生じる可動シーブをシーブシャフトの軸方向の外側に移動させる力が、可動シーブを所定の位置に保持するためのナットのネジ部の一部、すなわち可動シーブ側の端部に集中することによって、ナットおよびシーブシャフトに形成されたネジ部の耐久性が低下する虞が生じている。これを避けるため、ナットの外径を可動シーブ側のみ小さくする切り込み部をナットの可動シーブ側に設け、このナットの切り込み部によって可動シーブから生じるスラスト力を受ける構造としている。これによってナットのネジ部の中央に近い部分でスラスト力を受けることとなり、ネジ部の端部に集中していたナットのネジ部からシーブシャフトのネジ部に伝達される力を分散することが可能となり、これによってナットおよびシーブシャフトに形成されたネジ部の耐久性の低下が抑制されている。

特開２０１０−２５５７００号公報

しかしながら、ナットの一部の外径を小さくして切り込み部を設け、この切り込み部でスラスト力を受ける場合、スラスト力を受ける面積すなわち座面が減少することとなる。伝動ベルトによって可変シーブに伝えられる力は、可変シーブの各部分において伝動ベルトとの接触時と非接触時とで周期的に変動する力であり、ナットの座面において磨耗が生じやすく、座面の面積が減少することによって前記座面の磨耗により寿命が低下する虞が生じる。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、ナットの座面における磨耗を抑制することが可能であり、また、ナットに入力する荷重を低減することが可能となる構造を提供することによって可動シーブの移動を規制するナットの小型化を図り、これによって車両用無段変速機の小型化に寄与することにある。

第１の発明の要旨とするところは、（ａ）シーブシャフトと一体に形成された固定シーブと前記固定シーブに対向した状態で前記シーブシャフトに軸方向の相対移動可能且つ軸まわりに相対回転不能にスプライン嵌合された可動シーブと前記シーブシャフトの軸端部側に前記可動シーブを前記軸方向に移動させるための油圧を供給する油圧室を形成するシリンダ部材とをそれぞれ有する一対の可変シーブと、前記一対の可変シーブに巻き掛けられた伝動ベルトと、前記シーブシャフトに形成された雄ネジに螺合され、前記可動シーブの前記シーブシャフトの軸端部側へのスラスト力を前記シリンダ部材を介して受けるナットとを、備える車両用ベルト式無段変速機であって、（ｂ）前記ナットは、前記雄ネジに螺合される雌ネジと前記シリンダ部材に当接する座面とを有し、前記ナットの中心軸線方向において前記座面と前記シリンダ部材とは反対側の端面との間の円筒状部分には周方向に連続する外周溝が形成されていることを特徴とする。

前記ナットは、前記雄ネジに螺合される雌ネジと前記シリンダ部材に当接する座面とを有し、前記ナットの中心軸線方向において前記座面と前記シリンダ部材とは反対側の端面との間の円筒状部分には周方向に連続する外周溝が形成されていることによって、外周溝の溝底径によって前記ナットに加えられる荷重モーメントを減少することが可能となる。これによって座面の面積、すなわち前記ナットの可動シーブのスラスト力を受ける端面の面積を大きくしても荷重モーメントを抑制することが可能となる。座面の面積を大きくすることによって、単位面積当たりの圧力が減少することから接触面における磨耗を抑制することができる。また、ナットの外周部に溝部を追加することにより溝部の存在によって荷重モーメントを減少することが可能となり、ナットの雌ネジとシーブシャフトの雄ネジとが受ける荷重モーメントを減少できる。このため、ナットの雌ネジの中心軸方向への長さを短くすることと、外径を小さくすることとが可能となり、ナットを小さくすることによって、無段変速機の小型化および軽量化も可能となる。

本発明が適用された車両を構成するエンジンから駆動輪までの動力伝達経路の概略構成を説明する図である。図１の車両における動力伝達装置の走行パターンの切り替わりを説明する図である。図１のベルト式無産変速機における1対の可動シーブと固定シーブと周辺部品との構造を説明する断面図である。図３の可動シーブの固定用のナットにフランジナットを用いた場合を拡大して示した断面図である。図３の可動シーブの固定用のナットに六角ナットを用いた場合を拡大して示した断面図である。図３の可動シーブの固定用のナットに前記円筒状部分において外周溝を設けたナットを用いた場合を拡大して示した断面図である。

好適には、前記外周溝の溝底径は前記ナットの前記円筒状部分の外径よりも小さい。このようにすれば外周溝の溝底径によって荷重モーメントが決定されることとなり、ナットが受ける荷重モーメントが減少する。このため、ナットの雌ネジ部のシーブシャフトの軸方向への長さを短くすることが可能となり、ナットを小さくすることによって、無段変速機の小型化および軽量化も可能となる。

また、好適には、前記ナットの前記座面側の前記円筒状部分の一部に他の前記円筒状部分の外径より大径であるフランジ状部分を有する。このようにすれば前記ナットの可動シーブのスラスト力を受ける径方向端部すなわち座面の面積を大きくすることが可能となり、単位面積当たりの圧力が減少することから接触面における磨耗を減少することができる。

以下、本発明の一実施例を図面を参照して詳細に説明する。

図１は、本発明が適用される車両１０の概略構成を説明する図である。図１において、車両１０は、走行用の駆動源として機能するガソリンエンジンやディーゼルエンジン等のエンジン１２と、駆動輪１４と、エンジン１２と駆動輪１４との間に設けられた動力伝達装置１６とを備えている。動力伝達装置１６は、非回転部材としてのハウジング１８内において、エンジン１２に連結された流体式伝動装置としてのトルクコンバータ２０、トルクコンバータ２０に連結された入力軸２２、入力軸２２に連結されたベルト式無段変速機２４（以降、無段変速機と呼ぶ）、同じく入力軸２２に連結された前後進切替装置２６、前後進切替装置２６を介して入力軸２２に連結されて無段変速機２４と並列に設けられたギヤ伝動部としてのギヤ伝動機構２８、無段変速機２４及びギヤ伝動機構２８の共通の出力回転部材である出力軸３０、カウンタ軸３２、出力軸３０及びカウンタ軸３２に各々相対回転不能に設けられて噛み合う一対のギヤから成る減速歯車装置３４、カウンタ軸３２に相対回転不能に設けられたギヤ３６に連結されたデフギヤ３８、デフギヤ３８に連結された１対の車軸４０等を備えている。このように構成された動力伝達装置１６において、エンジン１２の動力(特に区別しない場合にはトルクや力と同義)は、トルクコンバータ２０、無段変速機２４或いは前後進切替装置２６及びギヤ伝動機構２８、減速歯車装置３４、デフギヤ３８、及び車軸４０等を順次介して１対の駆動輪１４へ伝達される。また、エンジン１２の作動中は、エンジン１２の出力トルクは常時入力軸２２に入力される。

このように、動力伝達装置１６は、エンジン１２(ここではエンジン１２の動力が伝達される入力回転部材である入力軸２２も同意)と駆動輪１４(ここでは駆動輪１４へエンジン１２の動力を出力する出力回転部材である出力軸３０も同意)との間に並列に設けられた、第１変速部としてのギヤ伝動機構２８及び第２変速部としての無段変速機２４を備えている。よって、動力伝達装置１６は、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ伝動機構２８を介して駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第１動力伝達経路ＰＴ１と、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機２４を介して駆動輪１４側(すなわち出力軸３０)へ伝達する第２動力伝達経路ＰＴ２との複数の動力伝達経路ＰＴを、入力軸２２と出力軸３０との間に並列に備えている。動力伝達装置１６は、車両１０の走行状態に応じてその第１動力伝達経路ＰＴ１とその第２動力伝達経路ＰＴ２とが切り替えられる。その為、動力伝達装置１６は、エンジン１２の動力を駆動輪１４側へ伝達する動力伝達経路ＰＴを、第１動力伝達経路ＰＴ１と第２動力伝達経路ＰＴ２とで選択的に切り替える複数の係合装置を備えている。この係合装置は、第１動力伝達経路ＰＴ１を断接する第１クラッチＣ１と、第２動力伝達経路ＰＴ２を断接する第２係合装置としての第２クラッチＣ２とを含んでいる。

トルクコンバータ２０は、入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に設けられており、エンジン１２に連結されたポンプ翼車２０ｐ、及び入力軸２２に連結されたタービン翼車２０ｔを備えている。ポンプ翼車２０ｐには、無段変速機２４を変速制御したり、前記複数の係合装置を作動したり、動力伝達装置１６の各部に潤滑油を供給したりする為の作動油圧をエンジン１２により回転駆動されることにより発生する機械式のオイルポンプ４２が連結されている。エンジン１２の作動中には、エンジン１２の出力トルクがトルクコンバータ２０を介して常時入力軸２２へ入力される。

前後進切替装置２６は、第１動力伝達経路ＰＴ１において入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心すなわち第１軸心ＲＣ１上に設けられており、ダブルピニオン型の遊星歯車装置２６ｐ、第１クラッチＣ１、及び第１ブレーキＢ１を備えている。遊星歯車装置２６ｐは、入力要素としてのキャリヤ２６ｃと、出力要素としてのサンギヤ２６ｓと、反力要素としてのリングギヤ２６ｒとの３つの回転要素を有する差動機構である。キャリヤ２６ｃは入力軸２２に一体的に連結され、リングギヤ２６ｒは第１ブレーキＢ１を介してハウジング１８に選択的に連結され、サンギヤ２６ｓは入力軸２２回りにその入力軸２２に対して同軸心に相対回転可能に設けられた小径ギヤ４４に連結されている。又、キャリヤ２６ｃとサンギヤ２６ｓとは、第１クラッチＣ１を介して選択的に連結される。よって、第１クラッチＣ１は、前進ギヤ走行のために前記３つの回転要素のうちの２つの回転要素を選択的に連結する係合装置であり、第１ブレーキＢ１は、後進進行のために前記反力要素としてのリングギヤ２６ｒをハウジング１８に選択的に連結する係合装置である。

ギヤ伝動機構２８は、小径ギヤ４４と、ギヤ機構カウンタ軸４６回りにそのギヤ機構カウンタ軸４６に対して同軸心に相対回転不能に設けられてその小径ギヤ４４と噛み合う大径ギヤ４８とを備えている。又、ギヤ伝動機構２８は、ギヤ機構カウンタ軸４６回りにそのギヤ機構カウンタ軸４６に対して同軸心に相対回転可能に設けられたアイドラギヤ５０と、出力軸３０回りにその出力軸３０に対して同軸心に相対回転不能に設けられてそのアイドラギヤ５０と噛み合う出力ギヤ５２とを備えている。出力ギヤ５２は、アイドラギヤ５０よりも大径である。従って、ギヤ伝動機構２８は、入力軸２２と出力軸３０との間の動力伝達経路ＰＴにおいて、所定の変速比(変速段)としての１つの変速比(変速段)が形成されるギヤ伝動機構である。ギヤ機構カウンタ軸４６回りには、更に、大径ギヤ４８とアイドラギヤ５０との間に、これらの間を選択的に断接する噛合式クラッチＤ１が設けられている。

具体的には、噛合式クラッチＤ１は、ギヤ機構カウンタ軸４６回りにそのギヤ機構カウンタ軸４６に対して同軸心に相対回転不能に設けられたクラッチハブ５４と、アイドラギヤ５０とクラッチハブ５４との間に配置されてそのアイドラギヤ５０に固設されたクラッチギヤ５６と、クラッチハブ５４に対してスプライン嵌合（係合）されることによりギヤ機構カウンタ軸４６の軸心回りの相対回転不能且つその軸心と平行な方向の相対移動可能に設けられた円筒状のスリーブ５８とを備えている。クラッチハブ５４と常に一体的に回転させられるスリーブ５８がクラッチギヤ５６側へ移動させられてそのクラッチギヤ５６と噛み合わされることで、アイドラギヤ５０とギヤ機構カウンタ軸４６とが接続される。更に、噛合式クラッチＤ１は、スリーブ５８とクラッチギヤ５６とを嵌合する際に回転を同期させる、同期機構としての公知のシンクロメッシュ機構Ｓ１を備えている。このように構成された噛合式クラッチＤ１では、フォークシャフト６０が油圧アクチュエータ６２によって作動させられることにより、フォークシャフト６０に固設されたシフトフォーク６４を介してスリーブ５８がギヤ機構カウンタ軸４６の軸心と平行な方向に摺動させられ、係合状態と解放状態とが切り替えられる。

第１動力伝達経路ＰＴ１は、噛合式クラッチＤ１と噛合式クラッチＤ１よりも入力軸２２側に設けられた第１クラッチＣ１(又は第１ブレーキＢ１)とが共に係合されることで形成される。動力伝達装置１６では、第１動力伝達経路ＰＴ１が形成されると、エンジン１２の動力を入力軸２２からギヤ伝動機構２８を経由して出力軸３０へ伝達することができる動力伝達可能状態とされる。一方で、第１動力伝達経路ＰＴ１は、少なくとも第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１が共に解放されるか、或いは少なくとも噛合式クラッチＤ１が解放されると、動力伝達を遮断するニュートラル状態(動力伝達遮断状態)とされる。

無段変速機２４は、トルクコンバータ２０を介してエンジンと連結されて第２クラッチＣ２が解放されているエンジン１２の作動中には車両停止中でも、エンジン１２と共に回転する入力軸２２に設けられた有効径が可変のプライマリシーブ（プライマリプーリ）６６と、出力軸３０と同軸心の回転軸６８に設けられた有効径が可変のセカンダリシーブ（セカンダリプーリ）７０と、それら各シーブ６６，７０の間に巻き掛けられた伝動ベルト７２とを備え、各シーブ６６，７０と伝動ベルト７２との間の摩擦力(ベルト挟圧力)を介して動力伝達が行われる。プライマリシーブ６６では、プライマリシーブ６６へ供給するシーブ油圧(すなわち油圧シリンダ６６ｃへ供給されるプライマリ圧Ｐin)が図示されていない油圧制御回路によって調圧制御されることにより、固定シーブ６６ａ，可動シーブ６６ｂ間のＶ溝幅を変更するプライマリ推力Ｗin(＝プライマリ圧Ｐin×受圧面積)が付与される。又、セカンダリシーブ７０では、セカンダリシーブ７０へ供給するシーブ油圧(すなわちセカンダリ側油圧アクチュエータ７０ｃへ供給されるセカンダリ圧Ｐout)が前記油圧制御回路によって調圧制御されることにより、固定シーブ７０ａ，可動シーブ７０ｂ間のＶ溝幅を変更するセカンダリ推力Ｗout(＝セカンダリ圧Ｐout×受圧面積)が付与される。無段変速機２４では、プライマリ推力Ｗin(プライマリ圧Ｐin)及びセカンダリ推力Ｗout(セカンダリ圧Ｐout)が各々制御されることで、各シーブ６６，７０のＶ溝幅が変化して伝動ベルト７２の掛かり径(有効径)が変更され、変速比γcvt(＝プライマリシーブ回転速度Ｎpri／セカンダリシーブ回転速度Ｎsec)が変化させられると共に、伝動ベルト７２が滑りを生じないように各シーブ６６，７０と伝動ベルト７２との間の摩擦力が制御される。

出力軸３０は、回転軸６８回りにその回転軸６８に対して同軸心に相対回転可能に配置されている。第２クラッチＣ２は、無段変速機２４よりも駆動輪１４(ここでは出力軸３０も同意)側に設けられており(すなわちセカンダリシーブ７０と出力軸３０との間に設けられており)、セカンダリシーブ７０(回転軸６８)と出力軸３０との間を選択的に断接する。第２動力伝達経路ＰＴ２は、第２クラッチＣ２が係合されることで形成される。動力伝達装置１６では、第２動力伝達経路ＰＴ２が形成されると、エンジン１２の動力を入力軸２２から無段変速機２４を経由して出力軸３０へ伝達することができる動力伝達可能状態とされる。一方で、第２動力伝達経路ＰＴ２は、第２クラッチＣ２が解放されると、ニュートラル状態とされる。

図２は、動力伝達装置１６の各走行パターン(走行モード)毎の係合装置の係合表を用いて、その走行パターンの切り替わりを説明する為の図である。図２において、Ｃ１は第１クラッチＣ１の作動状態に対応し、Ｃ２は第２クラッチＣ２の作動状態に対応し、Ｂ１は第１ブレーキＢ１の作動状態に対応し、Ｄ１は噛合式クラッチＤ１の作動状態に対応し、「○」は係合(接続)を示し、「×」は解放(遮断)を示している。

図２において、ギヤ伝動機構２８を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行モード(すなわちギヤ伝動機構２８を介した第１動力伝達経路ＰＴ１を用いる走行モード)であるギヤ走行モードでは、第１クラッチＣ１及び噛合式クラッチＤ１が係合され且つ第２クラッチＣ２及び第１ブレーキＢ１が解放される。このギヤ走行モードでは前進走行が可能となる。尚、第１ブレーキＢ１及び噛合式クラッチＤ１が係合され且つ第２クラッチＣ２及び第１クラッチＣ１が解放されると、後進走行が可能となる。

又、無段変速機２４を介してエンジン１２の動力が出力軸３０に伝達される走行モード(すなわち無段変速機２４を介した第２動力伝達経路ＰＴ２を用いる走行モード)であるＣＶＴ走行モード(ベルト走行モードともいう)では、第２クラッチＣ２が係合され且つ第１クラッチＣ１及び第１ブレーキＢ１が解放される。このＣＶＴ走行モードでは前進走行が可能となる。このＣＶＴ走行モードのうちでＣＶＴ走行(中車速)モードでは噛合式クラッチＤ１が係合される一方で、ＣＶＴ走行(高車速)モードでは噛合式クラッチＤ１が解放される。噛合式クラッチＤ１は、駆動輪１４側からの入力を遮断する被駆動入力遮断クラッチとして機能する。

ギヤ走行モードは、例えば車両停止中を含む低車速領域において選択される。動力伝達装置１６では、ギヤ伝動機構２８を介した第１動力伝達経路ＰＴ１にて形成される変速比γgear(変速比ＥＬともいう)は、無段変速機２４を介した第２動力伝達経路ＰＴ２にて形成できる最大変速比(すなわち最低車速側の変速比である最ロー変速比)γmaxよりも大きな値(すなわちロー側の変速比)に設定されている。つまり、第２動力伝達経路ＰＴ２は、第１動力伝達経路ＰＴ１にて形成される変速比ＥＬよりも高車速側(ハイ側)の変速比γcvtが形成される。例えば変速比ＥＬは、動力伝達装置１６における第１速変速段の変速比γである第１速変速比γ１に相当し、無段変速機２４の最ロー変速比γmaxは、動力伝達装置１６における第２速変速段の変速比γである第２速変速比γ２に相当する。その為、ギヤ走行モードとＣＶＴ走行モードとは、例えば有段変速機の変速マップにおける第１速変速段と第２速変速段とを切り替える為の変速線に従って切り替えられる。又、ＣＶＴ走行モードにおいては、例えばアクセル開度や車速などの走行状態に基づいて変速比γcvtが変化させられる変速が実行される。

図３は、図１の無段変速機２４のプライマリシーブ６６の断面図である。プライマリシーブ６６は、軸受７４および軸受７６を介して図１のハウジング１８に回転可能に支持されているシーブシャフト７８に一体成形されている円盤状の固定シーブ６６ａと、その固定シーブ６６ａとの間にＶ字形状の第１プーリ溝８０を形成するように、シーブシャフト７８に相対回転不能且つ軸方向の相対移動可能である可動シーブ６６ｂと、供給される油圧に応じて可動シーブ６６ｂを軸方向に移動させて、固定シーブ６６ａと可動シーブ６６ｂとを軸方向に接近または離間させることにより、第１プーリ溝８０の溝幅を変化させる油圧シリンダ６６ｃとを備えている。シーブシャフト７８は、その外周両端がハウジング１８に嵌め着けられている軸受け７４および軸受け７６によって第１軸心ＲＣ１周りに回転可能に支持されている。可動シーブ６６ｂの内径には側面がインボリュート曲線をもつ溝が形成され、可動シーブ６６ｂに形成された溝とシーブシャフト７８の外径に形成された溝とでインボリュートスプライン嵌合（以降、スプライン嵌合とする）することで、可動シーブ６６ｂとシーブシャフト７８が相対回転不能かつ相対移動可能とされている。

プライマリシーブ６６の固定シーブ６６ａは、シーブシャフト７８の外周面から径方向に突き出す円盤状の部材である。この固定シーブ６６ａには、径方向に向かうに従って可動シーブ６６ｂから離間する方向に形成される円錐状のテーパ面８２が形成されている。

プライマリシーブ６６の可動シーブ６６ｂは、内周部がシーブシャフト７８に対して軸方向の相対移動可能且つ第１軸心ＲＣ１まわりの相対回転不能にスプライン嵌合されているボス部８８と、そのボス部８８の軸方向において固定シーブ６６ａ側の端部から径方向に突き出す円盤部９０と、その円盤部９０の外周部から軸方向において固定シーブ６６ａから遠ざかる方向に第１軸心ＲＣ１と並行に伸びる外周筒部９２と、から構成されている。円盤部９０には、径方向に向かうに従って固定シーブ６６ａから離間する方向に形成される円錐状のテーパ面９４が形成されている。この可動シーブ６６ｂに形成されるテーパ面９４と、固定シーブ６６ａに形成されるテーパ面８２によって、前記第１プーリ溝８０が形成される。

油圧シリンダ６６ｃは、可動シーブ６６ｂの軸方向においてテーパ面９４の背面側に配設されている有底円筒状のシリンダ部材９６を備えている。シリンダ部材９６は、その内周部がストッパ部材として機能する円盤状のシリンダシート１００を介してシーブシャフト７８の段差部７８ａとナット９８との間で軸方向に挟まれた状態で、ナット９８がシーブシャフト７８の軸端部に形成された雄ネジ８４に締結されることで軸方向への移動不能に固定されている。可動シーブ６６ｂは、第１軸心ＲＣ１方向に位置固定に設けられたストッパであるシリンダシート１００に接触することで、可動シーブ６６ｂと固定シーブ６６aとの距離が最も大きくなる、変速比γcvtが最ローすなわち最低車速側の変速比を形成する。シリンダ部材９６は屈曲形状を有し、そのシリンダ部材９６の外周側には、第１軸心ＲＣ１と同心の円筒部が形成されている。この円筒部の内周面と可動シーブ６６ｂの外周筒部９２の外周端部とがオイルシールを介して摺動可能に構成されている。これにより、シリンダ部材９６と可動シーブ６６ｂとの間に、油密な油圧室９７が形成される。なお、油圧室９７には、シーブシャフト７８に形成された油路や可動シーブ６６ｂに形成された油路を介して、図示しない油圧制御回路から油圧が供給される。

図４は、図３に示したプライマリシーブ６６を構成する可動シーブ６６ｂとシリンダ部材９６との一部を拡大した従来の図である。可動シーブ６６ｂは、ストッパであるシリンダシート１００に接触しており、可動シーブ６６ｂと固定シーブ６６ａとの距離が最も大きくなっている状況、すなわちシーブシャフト７８の軸心ＲＣ１方向へのスラスト力がシリンダシート１００とシリンダ部材９６とを介してナット９８ａに加えられており、変速比γcvtが最ローすなわち最低車速側の変速比が形成されている状況が示されている。図４のナット９８ａは、フランジ付き六角ナット９８ａ（以降、フランジナットという）であり、図３のシーブシャフト７８の雄ネジ８４に螺合されている。前述のようにフランジナット９８ａは、シリンダシート１００とシリンダ部材９６とをシーブシャフト７８の一部である段差部７８との間に挟圧することで固定しており、伝動ベルト７２によって可動シーブ６６ｂに伝えられる力は、可変シーブ６６ｂの各部分において伝動ベルト７２との接触時と非接触時とで周期的に変動する力であることから、フランジナット９８ａの座面１０６において磨耗が生じやすい。フランジナット９８ａは、図４に矢印で示され外周を形成している円筒状部分１０２および円筒状部分１０２の一部分であるフランジ状部分１０３、内周に形成されている雌ネジ１０４、シリンダ部材９６と接触している座面１０６とシリンダ部材９６とは反対側の端面とを持っている。またフランジナット９８ａには、たとえばフランジナット９８ａの端部が塑性変形されることでゆるみ止めが行われている。フランジナット９８ａは、フランジ状部分１０３があることから座面１０６すなわちシリンダ部材９６との接触面を大きくとり易く、接触面を大きくすることで単位面積当たりの面圧を下げて耐磨耗性を向上させることが可能である。一方、破線の矢印で示したように座面１０６の径方向寸法Ｌａすなわちシリンダ部材９６とシーブシャフトとの接触面からフランジナット９８ａまでの距離（モーメントアーム）Ｌａが長くなることによって、可動シーブ６６ｂから第１軸心ＲＣ１方向にスラスト力を受けた場合、荷重モーメントとしては大きい力を受けることなり、フランジナット９８ａの雌ネジ１０４およびシーブシャフト７８の雄ネジ８４に加わる負荷が増加するため雌ネジ１０４および雄ネジ８４の耐久性が低下することとなる。

図５は、図４において示された部分と同じく従来のプライマリシーブ６６を構成する可動シーブ６６ｂとシリンダ部材９６との一部が拡大して示されている。図５においては、図４において用いられているナット９８は、フランジナット９８ａではなく、六角ナット９８ｂが用いられている。六角ナット９８ｂは、フランジが無いことからフランジナット９８ａを用いた場合と比較して、全体の大きさを小さくしたい場合、座面１０６すなわちシリンダ部材９６との接触面を大きくすることが難しい。このため、単位面積当たりの面圧を下げることが難しく、周期的に変動するスラスト力を受けた場合の耐磨耗性を向上させることが難しい。一方、破線の矢印で示したように座面１０６の端部Ｌｂすなわちシリンダ部材９６とシーブシャフトとの接触面からフランジナット９８ａの端部までの距離（モーメントアーム）Ｌｂはフランジナット９８ａと比較して小さくすることが可能となるため荷重モーメントが減少され、ナット９８ｂの雌ネジ１０４およびシリンダシャフト７８の雄ネジ８４の耐久性を改善することが可能となる。

図６では、本実施例のナット９８が図４および図５において示された部分と同じくプライマリシーブ６６を構成する可動シーブ６６ｂとシリンダ部材９６との一部を拡大して示されている。図６において用いられているナット９８は、フランジナット９８ａにおける円筒状部分１０２の一部に形成されたフランジ状部分１０３とフランジ状部分からとは反対側の端面との間、好適にはフランジ部分１０３と内周面に雌ネジ１０４が形成された円筒状部分１０２との間に外周溝１０８が形成されている。これによって、座面１０６すなわちシリンダ部材９６との接触面は、フランジナット９８ａと同様の面積を確保することが可能となり、六角ナット９８ｂと比較して単位面積当たりの面圧を下げることが可能となる。また、外周溝１０８が形成されたことによって、破線の矢印で示したように座面１０６の端部Ｌｃすなわちシリンダ部材９６とシーブシャフトとの接触面から外周溝１０８の溝底までの径方向寸法Ｌｃが短くなることによって、荷重モーメントが減少する構造となっている。

本実施例の無段変速機２４によれば、シーブシャフト７８に形成された雄ネジ８４に螺合され、可動シーブ６６ｂのシーブシャフト７８の軸端部側へのスラスト力をシリンダ部材９６を介して受けるナット９８は、雄ネジ８４に螺合される雌ネジ１０４とシリンダ部材９６に当接する座面１０６とを有し、ナット９８の中心軸線方向において座面１０６とシリンダ部材９６とは反対側の端面との間の円筒状部分１０２には周方向に連続する外周溝１０８が形成されている。これによって、外周溝１０８の溝底径によって荷重モーメントが決定されることとなる。これによって、荷重モーメントを増加させること無く、座面１０６の面積すなわちナット９８が可動シーブ６６ｂのスラスト力を受けるシリンダ部材９６との接触面を大きくすることが可能となり、単位面積当たりの圧力が減少することから接触面すなわち座面１０６における磨耗を減少することができる。また、ナット９８の円筒状部分１０２に外周溝１０８を追加することにより外周溝１０８の溝底径によって荷重モーメントが決定されるため、ナット９８が受ける荷重モーメントを減少することが可能となり、ナット９８を小さくすることができる。これによって、無段変速機２４の小型化および軽量化も可能となる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。

前述の実施例では、プライマリシーブ６６の可動シーブ６６ｂを保持するナット９８に外周溝１０８を設けるものとしたが、プライマリシーブ６６に限らずセカンダリシーブ７０の可動シーブ７０ｂをナット９８で保持する場合においてもプライマリシーブ６６と同様の効果が期待できる。

また、前述の実施例においては、シリンダシート１００が可動シーブ６６ｂと接触してストッパ部材としての機能を果たすこととしたが、特にシリンダシート１００に限らず、第１軸心ＲＣ１方向に位置固定用のストッパ部材として機能する部材たとえば油圧シリンダ６６ｃ、７０ｃ等をストッパとして用いても良い。

前述の実施例の無段変速機は２４は、伝動ベルト７２によって動力が伝達されるものであったが、必ずしも伝動ベルトに限定されず、例えばチェーンなど各プーリに巻き掛け可能な構成であれば特に限定されない。

さらに、前述の実施例では、固定シーブ６６ａは、シーブシャフト７８と一体に形成されていたが、特に一体成型する必要はなく剛性が確保されるものであれば機械的な方法によって組み合わされ一体として用いられるものであっても良い。

上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

２４：無段変速機（ベルト式無段変速機）
６６ａ、７０ａ：固定シーブ
６６ｂ、７０ｂ：可動シーブ
７２：伝動ベルト
７８：シーブシャフト
８４：雄ネジ
９６：シリンダ部材
９７：油圧室
９８：ナット
１０２：円筒状部分
１０４：雌ネジ
１０６：座面
１０８：外周溝

Claims

シーブシャフトと一体に形成された固定シーブと前記固定シーブに対向した状態で前記シーブシャフトに軸方向の相対移動可能且つ軸まわりに相対回転不能にスプライン嵌合された可動シーブと前記シーブシャフトの軸端部側に前記可動シーブを前記軸方向に移動させるための油圧を供給する油圧室を形成するシリンダ部材とをそれぞれ有する一対の可変シーブと、前記一対の可変シーブに巻き掛けられた伝動ベルトと、前記シーブシャフトに形成された雄ネジに螺合され、前記可動シーブの前記シーブシャフトの軸端部側へのスラスト力を前記シリンダ部材を介して受けるナットとを、備える車両用ベルト式無段変速機であって、
前記ナットは、前記雄ネジに螺合される雌ネジと前記シリンダ部材に当接する座面とを有し、前記ナットの中心軸線方向において前記座面と前記シリンダ部材とは反対側の端面との間の円筒状部分には周方向に連続する外周溝が形成されている
ことを特徴とする車両用ベルト式無段変速機。