JP3611968B2

JP3611968B2 - 金属ｖベルトの厚さ設定方法

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Publication number: JP3611968B2
Application number: JP17995998A
Authority: JP
Inventors: 宏藤岡; 耕平大薗
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 1998-06-26
Filing date: 1998-06-26
Publication date: 2005-01-19
Anticipated expiration: 2018-06-26
Also published as: US6217472B1; JP2000018337A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、Ｖベルト式無段変速機等に動力伝達用として用いられる金属Ｖベルトに関し、特に、これを構成する無端ベルト状の金属リング部材の構成に特徴を有する金属Ｖベルトに関する。
【０００２】
【従来の技術】
このような金属Ｖベルトは従来から公知となっており、例えば、実開昭６２−１３１１４３号公報、特開平２−２２５８４０号公報、特開平７−１２１７７号公報等に開示されている。このような従来から用いられている金属Ｖベルトは、無端ベルト状の金属リング部材と、この金属リング部材に沿って支持された多数の金属エレメント部材（金属コマとも称される）とから構成され、ドライブプーリおよびドリブンプーリ間に掛け渡されて動力伝達を行う。これら両プーリはそのＶ溝幅が可変制御できるようになっており、このＶ溝幅を可変制御することにより両プーリにおけるＶベルトの巻き掛け半径を変化させ、変速比を無段階に変化させることができるようになっている。
【０００３】
このような金属Ｖベルトにより両プーリ間で動力伝達を行うときに、金属エレメント部材が押されながら動力伝達がなされ、金属エレメント部材に作用する圧縮力により動力を伝達する。但し、このときに多数の金属エレメント部材をリング状に繋げる金属リング部材には引っ張り力が作用するとともに、両プーリに巻き掛けられて回転する間において回転に伴って変化する曲げ応力が作用し、これら引っ張りおよび曲げは両プーリ間での金属Ｖベルトの回転周期に応じて繰り返し作用する。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
このため、金属リング部材はこのように繰り返し作用する引っ張りおよび曲げ応力を考慮し、これら繰り返し応力に対して十分な強度および寿命を有するようにその材質、形状等を最適に設定する必要がある。この場合、金属リング部材は一般的に薄い無端ベルト状の金属リングシートを複数枚重ねて構成されており、最内周の金属リングシートは金属エレメント部材と接触した状態で動力伝達がなされるため、金属リングシート同士の摩擦力と金属リングシートおよび金属エレメント間での摩擦力とを考慮して考える必要がある。
【０００５】
ここで曲げ応力については両プーリの巻き掛け半径により一義的に決まるが、引っ張り応力については上記摩擦力により各金属リングシート毎に異なる。一般的に、金属リングシート同士の摩擦係数（リング−リング間摩擦係数）は、金属リングシートおよび金属エレメント（のサドル面）の間の摩擦係数（リング−エレメント間摩擦係数）より小さいため、最内周の金属リングシートの張力変化が最も大きく、金属リングシート厚さが全て等しい場合には、最内周の金属リングシートの引っ張り応力変化が最大となる。従来において、金属リングは同一材質で同一厚さの複数枚の金属リングシートを径方向に重ねて構成されていたため、上記の理由から最内周金属リングシートの応力条件が最も厳しく、最内周金属リングシートが強度および寿命の点で最も問題となっていた。
【０００６】
本発明はこのようなことに鑑み、引っ張り応力条件が厳しい最内周金属リングシートの厚さを薄くして曲げ応力を小さくすることにより、トータルとしての寿命をできるかぎり高め、寿命の高い金属Ｖベルトを得ることを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
このような目的達成のため、本発明は、無端ベルト状の金属リング部材（例えば、実施例の金属リング３１）と、この金属リング部材に沿って支持された多数の金属エレメント部材（例えば、実施例の金属エレメント３２）とからなり、金属リング部材が複数の薄い無端ベルト状の金属製のリングシート（例えば、実施例の金属リングシート３３(1)〜３３(n)）を径方向に重ねて構成され、ドライブプーリおよびドリブンプーリ間に掛け渡されて動力を伝達する金属Ｖベルトにおいて、金属リングシートの厚さを設定する方法であって、最内周の金属リングシートの厚さｔ１およびその他の金属リングシートの厚さｔｎの比Ｒｔ（＝ｔ１／ｔｎ）が、最内周の金属リングシート（例えば、実施例の金属リングシート３３(1)）と金属エレメント部材との間の摩擦係数μｓおよびその他の金属リングシート（例えば、実施例の金属リングシート３３(2)〜３３(n)）の間の摩擦係数μssの比Ｍｒ（＝μｓ／μss）に基づいて設定され、この摩擦係数比Ｍｒ＞１．０であり、厚さ比Ｒｔ＜１．０に設定され、摩擦係数比１．０＜Ｍｒ＜１．３の場合には、最内周の金属リングシートの寿命とその他の金属リングシートの疲労寿命が等しくなるように、摩擦係数比Ｍｒが大きくなるに従って厚さ比Ｒｔが小さくなるように設定され、摩擦係数比Ｍｒ≧１．３の場合には、その他の金属リングシートの疲労寿命を上回らない範囲で最内周の金属リングシートの疲労寿命を最大にするように、摩擦係数比Ｍｒが大きくなるに従って厚さ比Ｒｔが大きくなるように設定されていることを特徴とする。
【０００８】
このように厚さ比Ｒｔ＜１．０として最内周の金属リングシート厚さを薄くすると、この金属リングシートの曲げ応力は小さくなる。但し、上記のように最内周の金属リングシートと金属エレメントの間の摩擦係数が大きいため、但し、上記のように最内周の金属リングシートと金属エレメントの間の摩擦係数が大きいため、張力変化に対する負担割合は内周金属リングシートが最も大きく、最内周の金属リングシートを薄くすることにより引っ張り応力変化が増加することを考慮する必要がある。このため、本発明においては、最内周の金属リングシートの厚さを薄くすることにより発生する、曲げ応力の低下と引っ張り応力の増加とを勘案して最適な厚さ比Ｒｔを設定する。このとき、曲げ応力は単純に厚さの変化に対応して低下するが、引っ張り応力の増加は最内周の金属リングシートと金属エレメント部材との間の摩擦係数（リング−エレメント間摩擦係数）およびその他の金属リングシートの間の摩擦係数（リング−リング間摩擦係数）に応じて変動するため、これら両摩擦係数の比に基づいて最適となるように厚さ比Ｒｔが設定される。
【０００９】
この場合に、この金属Ｖベルトがドライブプーリおよびドリブンプーリ間に掛け渡されて動力伝達を行うときに最内周の金属リングシートに加わる繰り返し応力振幅σａと平均応力σｍとを考慮し、これら応力振幅σａと平均応力σｍとを繰り返して受けるときの最内周の金属リングシートの疲労寿命が最大となるように厚さ比Ｒｔを設定するのが好ましい。なお、これら応力振幅σａおよび平均応力σｍは曲げ応力と引っ張り応力とを合算した応力であり、これにより、金属リングシートの厚さを薄くした場合の曲げ応力低減効果と引っ張り応力増加効果とをともに加味した最適な条件の下で厚さ設定を行うことができる。
【００１０】
但し、ドライブプーリおよびドリブンプーリ間に掛け渡されて動力伝達を行うときに作用する繰り返し荷重による最内周の金属リングシートの疲労寿命がその他の金属リングシートの疲労寿命以下となる範囲において、最内周の金属リングシートの疲労寿命が最大となるように厚さ比Ｒｔを設定するのが好ましい。最内周の金属リングシートを薄くすることによりその疲労寿命を高めることができるが、摩擦係数条件によっては、最内周金属リングシートの疲労寿命の方がその他の金属リングシートの疲労寿命より大きくなることがあるが、このような場合には、その他の金属リングシートの疲労寿命を上回らない範囲で最内周の金属リングシートの疲労寿命を最大にするような厚さ比Ｒｔの設定を行うのが最も好ましい。これにより、全ての金属リングシートの厚さを最適にして金属ベルト全体としての疲労寿命を最大にすることができる。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の好ましい実施形態について説明する。図１に本発明に係る金属Ｖベルトを有する金属ベルト式無段変速機Ｔの動力伝達経路を示している。エンジンＥのクランクシャフト１にダンパー２を介して接続されたインプットシャフト３は発進用クラッチ４を介して無段変速機Ｔのドライブシャフト５に接続される。ドライブシャフト５に設けられたドライブプーリ６は、ドライブシャフト５に固着された固定側プーリ半体７と、この固定側プーリ半体７に対向するとともに軸方向に移動可能で且つドライブシャフト５と一体回転するように設けられた可動側プーリ半体８とを備えており、可動側プーリ半体８は油室９に作用する油圧で固定側プーリ半体７に向けて付勢される。このため、両プーリ半体７，８の間にＶ溝が形成され、油室９に作用する油圧を受けて可動側プーリ半体８を軸方向に移動させることによりＶ溝幅が可変設定可能である。
【００１２】
ドライブシャフト５と平行にドリブンシャフト１０が配置され、このドリブンシャフト１０に設けられたドリブンプーリ１１は、ドリブンシャフト１０に固着された固定側プーリ半体１２と、この固定側プーリ半体１２に対向するとともに軸方向に移動可能で且つドリブンシャフト１０と一体回転するように設けられた可動側プーリ半体１３とを備えており、可動側プーリ半体１３は油室１４に作用する油圧で固定側プーリ半体１２に向けて付勢される。このため、両プーリ半体１２，１３の間にＶ溝が形成され、油室１４に作用する油圧を受けて可動側プーリ半体１３を軸方向に移動させることによりＶ溝幅が可変設定可能である。
【００１３】
ドライブプーリ６およびドリブンプーリ１１間に金属ベルト１５が巻き掛けられる。この状態を図２に示しており、金属Ｖベルト１５は、無端ベルト状の金属リング３１と、この金属リング３１に沿って支持された多数の金属エレメント（金属コマ）３２とから構成され、それぞれＶ溝幅が可変となったドライブプーリ６とドリブンプーリ１１とに掛け渡されて駆動力を伝達する。
【００１４】
金属Ｖベルト１５がドライブプーリ６に巻き掛けられた状態を図３に示しており、固定プーリ半体７と可動プーリ半体８とから構成されるドライブプーリ６のＶ溝内に金属エレメント３２が入り込んだ状態となる。可動プーリ半体８を軸方向（Ｘ方向）に移動させる制御を行うことにより、金属エレメント３２を径方向（Ｙ方向）に移動させ、金属Ｖベルト１５のドライブプーリ６に対する巻き掛け半径を可変させることができる。ドリブンプーリ１１についても同様にして金属Ｖベルトの巻き掛け半径を可変させることができ、両巻き掛け半径を制御することにより、両プーリ６，１１間での変速比を無段階に調節可能である。
【００１５】
この金属Ｖベルト１５を図４および図５に詳しく示しており、金属エレメント３２は、左右両端にＶ面３２ａ，３２ａを有したボディ部と、このボディ部の中央から上方に延びて左右に拡がったイヤー部３２ｂとを有した形状に作られている。ボディ部の左右上面には平らなサドル面３２ｃが形成されており、左右イヤー部３２ｂの下面にはそれぞれ平らな保持面３２ｄが形成されており、サドル面３２ｃと保持面３２ｄとに挟まれて左右一対のスロットが形成されている。このスロットル内に左右一対の金属リング３１が挿入されるようにして、金属リング３１に沿って多数の金属エレメント３２が配設されて金属Ｖベルト１５が構成されている。
【００１６】
ここで金属リング３１は、複数（例えば、１２枚）の薄い無端ベルト状の金属製のリングシート３３（１），３３（２）・・・３２（ｎ）を径方向に重ねて構成されている。これら金属リングシートのうち、最内周金属リングシート３２（１）の厚さは他の金属リングシート３２（２）〜３２（ｎ）より薄く形成されている。なお、他の金属リングシート３２（２）〜３２（ｎ）は同一厚さを有している。
【００１７】
図１に戻り、以上のようにして金属Ｖベルト１５により動力が伝達されるドリブンシャフト１０には前進用ドライブギヤ１６および後進用ドライブギヤ１７が相対回転自在に支持されており、これら前進用ドライブギヤ１６および後進用ドライブギヤ１７はセレクタ１８により選択的にドリブンシャフトに結合可能である。ドリブンシャフ１０ト平行に配置されたアウトプットシャフト１９には、前進用ドライブギヤ１６に噛合する前進用ドリブンギヤ２０と、後進用ドライブギヤ１７に後進用アイドルギヤ２１を介して噛合する後進用ドリブンギヤ２２とが固着されている。
【００１８】
アウトプットシャフト１９の回転はファイナルドライブギヤ２３およびファイナルドリブンギヤ２４を介してディファレンシャル２３に入力され、そこから左右のアクスル２６，２６を介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。
【００１９】
以上のように、エンジンＥの駆動力はクランクシャフト１、ダンパー２、インプットシャフト３、発進用クラッチ４、ドライブシャフト５、ドライブプーリ６、金属Ｖベルト１５およびドリブンプーリ１１を介してドリブンシャフト１０に伝達される。前進走行レンジが選択されているときは、ドリブンシャフト１０の駆動力は前進用ドライブギヤ１６および前進用ドリブンギヤ２０を介してアウトプットシャフト１９に伝達され、車両を前進走行させる。また、後進用走行レンジが選択されているとき、ドリブンシャフト１０の駆動力は後進用ドライブギヤ１７、後進用アイドルギヤ２１および後進用ドリブンギヤ２２を介してアウトプットシャフト１９に伝達され、車両を後進走行させる。
【００２０】
このとき、金属ベルト式無段変速機Ｔのドライブプーリ６の油室９およびドリブンプーリ１１の油室１４に作用する油圧を、電子制御ユニットＵ１からの指令で作動する油圧制御ユニットＵ２で制御することにより、その変速比が無段階に調整される。すなわち、ドライブプーリ６の油室９に作用する油圧に対してドリブンプーリ１１の油室１４に作用する油圧を相対的に増加させれば、ドリブンプーリ１１の溝幅が減少して巻き掛け半径（有効半径）が増加し、これに伴ってドライブプーリ６の溝幅が増加して巻き掛け半径が減少するため、金属ベルト式無段変速機Ｔの変速比はＬＯＷに向かって無段階に変化する。逆に、ドリブンプーリ１１の油室１４に作用する油圧に対してドライブプーリ６の油室９に作用する油圧を相対的に増加させれば、ドライブプーリ６の溝幅が減少して巻き掛け半径が増加し、これに伴ってドリブンプーリ１１の溝幅が増加して巻き掛け半径が減少するため、金属ベルト式無段変速機Ｔの変速比はＴＯＰに向かって無段階に変化する。
【００２１】
図６は、車両が最高速度走行状態（ＴＯＰ状態）にあって、ドライブプーリ６の巻き掛け半径がドリブンプーリ１１の巻き掛け半径より大きくなった状態を示しており、この図における金属ベルト１５の厚さは金属リング３１に作用する引っ張り力の大小関係を模式的に示している。この図に示すように、金属ベルト１５がドリブンプーリ１１からドライブプーリ６に戻る戻り部の弦部（Ａ領域）において引っ張り力は一定値ＴＬＯＷであり、金属ベルト１５がドライブプーリ６からドリブンプーリ１１に送り出される往き側の弦部（Ｃ領域）において引っ張り力は一定値ＴＨＩＧＨである。ここで、Ａ領域の引っ張り力ＴＬＯＷはＣ領域の引っ張り力ＴＨＩＧＨよりも小さく、金属ベルト１５がドライブプーリ６に巻き付く部分（Ｂ領域）において、その入口側から出口側にかけて引っ張り力はＴＬＯＷからＴＨＩＧＨまで徐々に増加し、金属ベルト１５がドリブンプーリ１１に巻き付く部分（Ｄ領域）において、その入口側から出口側にかけて引っ張り力はＴＨＩＧＨからＴＬＯＷまで徐々に減少する。
【００２２】
金属ベルト１５に作用する上記引っ張り力は左右の金属リング３１によって均等に分担され、且つ金属リング３１の張力はこれを構成する各金属リングシート３３（１）〜３３（ｎ）（なお、本例ではｎ＝１２）により分担される。このとき金属エレメント３２のサドル面３２ｃに接触する最内周の金属リングシート３３（１）を除く内側から第２枚目〜ｎ枚目（ｎ＝１２）の金属リングシート３３（２）〜３３（ｎ）の引っ張り応力は相互に等しくなるが、最内周の金属リングシート３３（１）の引っ張り応力は第２枚目〜ｎ枚目（ｎ＝１２）の金属リングシート３３（２）〜３３（ｎ）の引っ張り応力と異なった値になる。以下、その理由を図７を参照しながら説明する。
【００２３】
まず簡易モデルとして、図７に示すように、金属リングが三層の金属リングシートから構成される場合を考える。プーリ巻き付き部における最外周の第３層金属リングシートおよびその内側の第２層金属リングシートに作用する垂直抗力をＮとすると、第２層金属リングシートおよび第１層金属リングシート間に作用する垂直抗力は２Ｎとなり、さらに、第１層金属リングシートおよび金属エレメントのサドル面間に作用する垂直抗力は３Ｎとなる。ここで相互に接触する金属リング間の摩擦係数（以下、リング−リング間摩擦係数という）μｓｓとし、金属リングシートおよび金属エレメント間の摩擦係数（以下、リング−エレメント間摩擦係数という）μｓとし、第１層金属リングシート、第２層金属リングシートおよび第３層金属リングシートの分担引っ張り荷重をそれぞれＦ１，Ｆ２，Ｆ３とすると、各層の金属リングの張力変化量であるΔＴ１，ΔＴ２，ΔＴ３は、以下の式（１）〜（３）で与えられる。
【００２４】
【数１】
ΔＴ３＝Ｆ３＝μｓｓ・Ｎ・・・（１）
ΔＴ２＝Ｆ２−Ｆ３＝２μｓｓ・Ｎ−μｓｓ・Ｎ＝μｓｓ・Ｎ・・・（２）
ΔＴ１＝Ｆ１−Ｆ２＝３μｓ・Ｎ−２μｓｓ・Ｎ・・・（３）
【００２５】
これらの式から分かるように、内周面の摩擦係数μｓｓが等しい第２層金属リングシートおよび第３層金属リングシートの張力変化量ΔＴ２，ΔＴ３はいずれもμｓｓ・Ｎに等しくなるが、内周面の摩擦係数がμｓである第１層金属リングシートに作用する張力変化量ΔＴ１は、上記変化量ΔＴ２，ΔＴ３と異なる（３μｓ・Ｎ−２μｓｓ・Ｎ）となる。ΔＴ１とΔＴ２との比（ΔＴ１／ΔＴ２）は、下記式（４）で与えられ、この式（４）を金属リングシートの積層枚数がｎの場合に拡張すると下記式（５）となる。
【００２６】
【数２】
ΔＴ１／ΔＴ２＝（３μｓ・Ｎ−２μｓｓ・Ｎ）／（μｓｓ・Ｎ）・・・（４）
ΔＴ１／ΔＴ２＝｛ｎ・μｓ−（ｎ−１）・μｓｓ｝／μｓｓ・・・（５）
【００２７】
ここで、リング−エレメント間摩擦係数μｓとリング−リング間摩擦係数μｓｓとの比である摩擦係数比をＭｒ（＝μｓ／μｓｓ）とすると、上記式（５）は次の式（６）のように書き換えられる。
【００２８】
【数３】
ΔＴ１／ΔＴ２＝ｎ・Ｍｒ−（ｎ−１）＝ｎ（Ｍｒ−１）＋１・・・（６）
【００２９】
金属リングを構成するｎ枚の金属リングシートの張力変化量ΔＴ１〜ΔＴｎの総和ΔＴＡＬＬは、下記式（７）で与えられ、この式（７）と上記式（６）とからΔＴ２を消去すると、下記式（８）が得られる。
【００３０】
【数４】

【００３１】
上記式（８）によれば、金属リングに含まれる金属リングシートの積層枚数ｎが決まり、且つ、リング−エレメント間摩擦係数μｓとリング−リング間摩擦係数μｓｓとの比である摩擦係数比Ｍｒが決まれば、金属リング全体の張力変化ΔＴＡＬＬに対する最内周金属リングシートの張力変化量ΔＴ１の比率が決まることが分かる。
【００３２】
図８のグラフは、金属リングが１２枚の金属リングシートから構成される場合におけるΔＴ１／ΔＴＡＬＬの値を、種々の摩擦係数比Ｍｒについて計算した結果を示すものである。過去の経験および実験結果によれば、最内周の金属リングシートとその他の金属リングシートとを同一材料から作れば、リング−エレメント間摩擦係数μｓはリング−リング間摩擦係数μｓｓよりも大きな値になるため、摩擦係数比Ｍｒ＝μｓ／μｓｓは１．０よりも大きな値となる。
【００３３】
仮に、リング−エレメント間摩擦係数μｓおよびリング−リング間摩擦係数μｓｓを一致させたとすると、摩擦係数比Ｍｒ＝１．０になってΔＴ１／ΔＴＡＬＬ＝０．０８になり、最内周の金属リングシートは他の１１枚の金属リングシートと同じ変化量、すなわち、金属リング全体の張力変化量の総和ΔＴＡＬＬの約８％（すなわち１／１２）を受け持つことになる。しかしながら、実際には摩擦係数比Ｍｒは１．０よりも大きいため、最内周の金属リングシートの張力変化量ΔＴ１は、他の１１枚の金属リングシートのそれぞれの張力変化量ΔＴｎ（１１枚の金属リングシートについて一定）よりも大きくなる。
【００３４】
図９のグラフは、車両が図６で示した最高速度走行状態にあるときの、最内周の金属リングシートの引っ張り応力σＴ１の変化と、他の１１枚の金属リングシートの引っ張り応力σＴｎの変化とを示すものである。この図における二点鎖線Ａ１は最内周の金属リングシートの引っ張り応力σＴ１の変化を示し、一点鎖線Ａｎは最内周以外の１１枚の金属リングシートの引っ張り応力σＴｎの変化を示している。上述したリング−エレメント間摩擦係数μｓとリング−リング間摩擦係数μｓｓとの不一致により、最内周の金属リングシートの張力変化量ΔＴ１（つまり応力変化量ΔσＴ１）は他の金属リングの張力変化量ΔＴｎ（つまり応力変化量ΔσＴｎ）よりも大きくなる。この結果、戻り側弦部（Ａ領域）における最内周の金属リングシートの最小引っ張り応力σＴ１（ＬＯＷ）は、他の金属リングシートの最小引っ張り応力σＴｎ（ＬＯＷ）より小さくなり、往き側弦部（Ｃ領域）における最内周の金属リングシートの最大引っ張り応力σＴ１（ＨＩＧＨ）は、他の金属リングシートの最大引っ張り応力σＴｎ（ＨＩＧＨ）より大きくなる。
【００３５】
金属リングには上記のような張力に基づく引っ張り応力に加えて、金属リングシートに曲げに基づく応力が作用する。図１０に示すように、自由状態の金属リングシート３３は円形であるが、使用状態の金属リングシート３３は前記Ａ領域〜Ｄ領域を有する形状に変形する。戻り側弦部（Ａ領域）および往き側弦部（Ｃ領域）では自由状態でＲ０であった曲率半径が∞に増加し、ドライブプーリに巻き付くＢ領域では曲率半径がＲＤＲ（＜Ｒ０）に減少し、ドリブンプーリに巻き付くＤ領域では曲率半径がＲＤＮ（＜Ｒ０）に減少する。
【００３６】
このように金属リングシートの曲率半径が増加するＡ領域およびＣ領域では、金属リングシートの内周面に引っ張り曲げ応力が作用し、外周面に圧縮曲げ応力が作用する。一方、金属リングの曲率半径が減少するＢ領域およびＤ領域では、金属リングシートの内周面に圧縮曲げ応力が作用し、外周面に引っ張り曲げ応力が作用する。これら曲げに基づく圧縮および引っ張り曲げ応力は、最内周の金属リングシートを含め全金属リングシートについて同一である。
【００３７】
図１１のグラフは、車両が図６で説明した最高速度走行状態にあるときの、１２枚の金属リングシートのそれぞれの内周面に作用する曲げ応力を示すものである。このグラフから明らかなように、各金属リングシートの内周面には弦部（Ａ領域およびＣ領域）に一定の引っ張り曲げ応力σＶＳＴが作用し、曲率半径が大きい方のドライブプーリに巻き付くＢ領域では比較的小さな圧縮曲げ応力σＶＤＲが作用し、曲率半径が小さい方のドリブンプーリに巻き付くＤ領域では比較的大きな圧縮曲げ応力σＶＤＮが作用する。
【００３８】
図１２のグラフは、図９に示す金属リングシートの張力に基づいて作用する応力と、図１１に示す金属リングシートの曲げに基づいてこれら金属リングシートの内周面に作用する応力とを加算したもので、太い破線は最内周の金属リングシートの内周面に作用するトータルの応力変化を示しており、実線は他の金属リングシートの内周面に作用するトータルの応力の変化を示している。この図から明らかなように、最内周の金属リングシートの応力振幅の中心値σｍ１と、他の金属リングシートの応力振幅の中心値σｍｎとは一致しているが、最内周の金属リングシートの応力振幅σａ１は、他の金属リングシートの応力振幅σａｎよりも大きくなっている。これら応力振幅σａ１、σａｎの偏差は、図９で説明した最内周の金属リングシートの引っ張り応力変化量ΔσＴ１と他の金属リングシートの引っ張り応力変化量ΔσＴｎとの偏差に起因している。
【００３９】
金属リングシートには図１２に示すようなパターンで繰り返し荷重が作用するため、応力振幅が大きな最内周の金属リングシートの疲労寿命が他の金属リングシートの疲労寿命より短くなる。これを図１３に示す疲労限線図により示しており、平均応力（応力中心値）σｍ１＝σｍｎであるが、大きな応力振幅（σａ１）が作用する最内周金属リングシートの疲労寿命Ｌ１は小さな応力振幅（σａｎ）が作用するその他の金属リングシートの疲労寿命Ｌｎより小さくなる。
【００４０】
以上においては、全ての金属リングシートの厚さが等しいものとして説明したが、本発明では最内周の金属リングシート３３（１）の厚さのみを薄くしている。但し、その他の金属リングシート３３（２）〜３３（ｎ）の厚さを全て等しくするとともに、金属リング３１のトータル厚さは変更しないように各厚さを設定している。このようにすることにより、最内周金属リングシートの曲げ応力を小さくして応力振幅σａ１を小さくしてその疲労寿命を増加させることができる。これについて以下に説明する。
【００４１】
ここで、前述したように摩擦係数比Ｍｒは通常は１．０より大きいため、最内周の金属リングシート３３（１）が負担する張力変化はその他の金属リングシート３３（２）〜３３（ｎ）より大きい（図８参照）。このため、最内周の金属リングシート３３（１）の厚さを薄くすると張力変化により生じる引っ張り応力変化量ΔσＴ１は増加する。このように最内周の金属リングシート３３（１）の厚さを薄くすると、曲げ応力は小さくなるが引っ張り応力変化量は大きくなるため、両者を勘案した上で金属リング全体としての疲労寿命を増加できるような厚さ設定を行う必要がある。例えば、図１３において、点Ｐ１の応力条件から点Ｐ１’で示すような応力条件となるように最内周の金属リングシートの厚さを薄くし、疲労寿命をＬ１からＬ１’まで増加させるような厚さ設定を行う必要がある。
【００４２】
そこで、まず摩擦係数比Ｍｒ＝１．１の場合に、所定条件で駆動した場合での金属Ｖベルトの各金属リングシートに作用する平均応力（σｍ）および応力振幅（σａ）を、最内周の金属リングシート３３（１）の厚さを変化させて演算した。その結果をまとめて図１４のグラフに示している。なお、この演算に用いた駆動条件は、ドライブプーリ６において、回転速度６０００ｒｐｍ、駆動トルク１４．３ｋｇ−ｍである。このグラフにおいて、縦軸左側スケールが応力振幅σａを示し、横軸が平均応力σｍを示し、縦軸右側スケールが金属リングシートの厚さ比Ｒｔ（＝ｔ１／ｔｎ但し、ｔ１：最内周の金属リングシートの厚さ、ｔｎ：その他の金属リングシートの厚さ）を示す。
【００４３】
厚さ比Ｒｔを変化させたときに、最内周の金属リングシート３３（１）に発生する応力振幅σａおよび平均応力σｍの変化の計算結果をプロットしたのが破線Ｂ１であり、同様にその他の金属リングシート３３（ｎ）に発生する応力振幅σａおよび平均応力σｍの変化の計算結果をプロットしたのが実線Ｂｎである。なお、正確にはその他の金属リングシートを代表して内側から二番目の金属リングシート３３（２）について計算を行った。そして、厚さ比Ｒｔと破線Ｂ１の各点との関係を鎖線Ｃ１により示しており、厚さ比Ｒｔと実線Ｂｎの各点との関係を鎖線Ｃｎにより示している。このため、破線Ｂ１上の点Ｐ１から下ろした垂線と鎖線Ｃ１との交点Ｐ２の位置が厚さ比Ｒｔを示しており、この場合にはＲｔ＝０．３６である。さらに、この厚さ比Ｒｔ＝０．３６を示す線と鎖線Ｃｎとの交点Ｐ３がその他の金属リングシートの応力と厚さ比との関係を示しており、この点Ｐ３を通る垂線と実線Ｂｎとの交点Ｐ４がその他の金属リングシートの応力を示す。
【００４４】
本例では金属リングシートを全てマレージング鋼で作っており、この場合において、図１３に示した疲労限線図における等寿命直線Ｌ１，Ｌｎの傾きは（−１／４）である。そこで、この等寿命直線と同一の傾きを有するとともに破線Ｂ１の下部と接する等寿命曲線Ｌ１１を引くと、この接点Ｐ１の応力条件で最内周の金属リングシート３３（１）の疲労寿命が最大になる。上述のようにこの時の厚さ比Ｒｔ＝０．３６であるので、この厚さ比を設定すれば最内周の金属リングシートの疲労寿命は最大となる。
【００４５】
但し、このときのその他の金属リングシートの応力条件は点Ｐ４で示す条件であり、この点Ｐ４を通る等寿命直線Ｌｎ１がその他の金属リングシートの疲労寿命である。これら等寿命直線Ｌ１１とＬｎ１を比較すれば分かるように、厚さ比Ｒｔ＝０．３６とすると、その他の金属リングシートの疲労寿命が最内周の金属リングシートの疲労寿命より短くなり、この厚さ比設定は好ましくない。そこで、ほぼ同一の疲労寿命となる点を試行錯誤して求めると、図に示す等寿命直線Ｌ１１’が求まり、この場合には各点Ｐ１１，Ｐ１２，Ｐ１３，Ｐ１４を追えば分かるように、厚さ比Ｒｔ＝０．８５となる。すなわち、摩擦係数比Ｍｒ＝１．１の場合には、厚さ比Ｒｔ＝０．８５に設定すれば、金属リング３１全体としての寿命を最大にすることができる。
【００４６】
次に、摩擦係数比Ｍｒ＝１．３の場合での、上記と同様な演算結果を図１５に示す。この図においても、厚さ比Ｒｔを変化させたときに、最内周の金属リングシート３３（１）に発生する応力振幅σａおよび平均応力σｍの変化の計算結果をプロットしたのが破線Ｂ１であり、その他の金属リングシート３３（ｎ）に発生する応力振幅σａおよび平均応力σｍの変化の計算結果をプロットしたのが実線Ｂｎである。さらに、厚さ比Ｒｔと破線Ｂ１の各点との関係を鎖線Ｃ１により示し、厚さ比Ｒｔと実線Ｂｎの各点との関係を鎖線Ｃｎにより示している。
【００４７】
ここでも、図１３に示した疲労限線図における等寿命直線Ｌ１，Ｌｎの傾き（−１／４）と同一の傾きを有するとともに破線Ｂ１の下部と接する等寿命曲線Ｌ１２を引くと、この接点Ｐ１の応力条件で最内周の金属リングシート３３（１）の疲労寿命が最大になる。図示のようにこの時の厚さ比Ｒｔ＝０．５１であり、この厚さ比を設定すれば最内周の金属リングシートの疲労寿命は最大となる。
【００４８】
なお、このときのその他の金属リングシートの応力条件は点Ｐ４で示す条件であり、上記等寿命直線Ｌ１２の上に位置する（点Ｐ４を通る等寿命直線Ｌｎ２が等寿命直線Ｌ１２と重なる）。すなわち、摩擦係数比Ｍｒ＝１．３の場合には、厚さ比Ｒｔ＝０．５１に設定すれば、最内周の金属リングシートの疲労寿命は最大となり、その他の金属リングシートの疲労寿命もこれと同一の寿命となる。
【００４９】
さらに、摩擦係数比Ｍｒ＝１．６の場合での、上記と同様な演算結果を図１６に示す。ここでも、図１３に示した疲労限線図における等寿命直線Ｌ１，Ｌｎの傾き（−１／４）と同一の傾きを有するとともに破線Ｂ１の下部と接する等寿命曲線Ｌ１３を引くと、この接点Ｐ１の応力条件で最内周の金属リングシート３３（１）の疲労寿命が最大になる。図示のようにこの時の厚さ比Ｒｔ＝０．７４であり、この厚さ比を設定すれば最内周の金属リングシートの疲労寿命は最大とすることができる。
【００５０】
なお、このときのその他の金属リングシートの応力条件は点Ｐ４で示す条件であり、この点Ｐ４を通る等寿命直線Ｌｎ３がその他の金属リングシートの疲労寿命を示す。これら等寿命直線Ｌ１３，Ｌｎ３を比較すれば良く分かるように、この条件ではその他の金属リングシートの寿命の方が大きい。一方、最内周の金属リングシートは最大寿命が得られる厚さ比設定であるため、この場合には、厚さ比Ｒｔ＝０．７４が最適な厚さ比設定となる。
【００５１】
以上のようにして、摩擦係数比Ｍｒ毎に最適な厚さ比Ｒｔを計算した結果をまとめると図１７のようになる。摩擦係数比Ｍｒ＜１．３の場合には、最内周の金属リングシートの寿命が最大となる厚さ比設定ではその他の金属リングシートの寿命が最内周の金属リングシートの寿命より小さくなるため、これを阻止するような厚さ設定が必要であり、線Ｄ１で示すような厚さ比Ｒｔの設定が行われる。一方、摩擦係数比Ｍｒ≧１．３の場合には、最内周の金属リングシートの寿命が最大となる厚さ比設定でその他の金属リングシートの寿命はこれより大きくなるため、最内周の金属リングシートの寿命が最大となる厚さ比設定がなされ、これは線Ｄ２で示すように設定される。なお、最内周の金属リングシートを含め全金属リングシートの厚さを等しくする場合（すなわち、従来の厚さ設定の場合）を、線Ｅで示している。
【００５２】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、最内周の金属リングシート厚さを、最内周の金属リングシートと金属エレメント部材との間の摩擦係数およびその他の金属リングシートの間の摩擦係数の比に基づいて薄くなるように設定しており、このように最内周の金属リングシート厚さを薄くすると、この金属リングシートの曲げ応力は小さくなり、最内周の金属リングシートの疲労寿命を増大させることが可能となる。なお、本発明においては、最内周の金属リングシートの厚さを薄くすることにより発生する、曲げ応力の低下と引っ張り応力の増加とを勘案して最も最適な厚さを設定するため、最内周の金属リングシートと金属エレメント部材との間の摩擦係数（リング−エレメント間摩擦係数）およびその他の金属リングシートの間の摩擦係数（リング−リング間摩擦係数）の比に基づいて最適厚さが設定される。
【００５３】
この場合に、この金属Ｖベルトがドライブプーリおよびドリブンプーリ間に掛け渡されて動力伝達を行うときに最内周の金属リングシートに加わる繰り返し応力振幅σａと平均応力σｍとを考慮し、これら応力振幅σａと平均応力σｍとを繰り返して受けるときでの最内周の金属リングシートの疲労寿命が最大となるように最内周の金属リングシート厚さを設定するのが好ましい。なお、これら応力振幅σａおよび平均応力σｍは曲げ応力と引っ張り応力とを合算した応力であり、これにより、金属リングシートの厚さを薄くした場合の曲げ応力低減効果と引っ張り応力増加効果とをともに加味した最適な条件の下で厚さ設定を行うことができる。
【００５４】
但し、ドライブプーリおよびドリブンプーリ間に掛け渡されて動力伝達を行うときに作用する繰り返し荷重による最内周の金属リングシートの疲労寿命がその他の金属リングシートの疲労寿命以下となる範囲において、最内周の金属リングシートの疲労寿命が最大となるように最内周の金属リングシート厚さを設定するのが好ましい。最内周の金属リングシートを薄くすることによりその疲労寿命を高めることができるが、摩擦係数条件によっては、最内周金属リングシートの疲労寿命の方がその他の金属リングシートの疲労寿命より大きくなることがあるが、このような場合には、その他の金属リングシートの疲労寿命を上回らない範囲で最内周の金属リングシートの疲労寿命を最大にするような厚さ設定を行うのが最も好ましい。これにより、全ての金属リングシートの厚さを最適にして金属ベルト全体としての疲労寿命を最大にすることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る金属Ｖベルトを用いたベルト式無段変速機の動力伝達系路を示す模式図である。
【図２】この金属Ｖベルトをドライブおよびドリブンプーリ間に掛け渡した状態を示す概略図である。
【図３】ドライブプーリに巻き掛けた状態の金属Ｖベルトを示す断面図である。
【図４】金属Ｖベルトの正面断面図である。
【図５】金属Ｖベルトの斜視図である。
【図６】金属リングに作用する引っ張り応力の説明図である。
【図７】金属リングに作用する力の釣合を示す説明図である。
【図８】摩擦係数比Ｍｒに対するΔＴ１／ΔＴＡＬＬの変化を示すグラフである。
【図９】金属リングシートの内周面に作用する引っ張り応力の変化を示すグラフである。
【図１０】金属リングシートの自由状態および使用状態の形状の説明図である。
【図１１】金属リングシートの内周面に作用する曲げ応力の変化を示すグラフである。
【図１２】金属リングシートの内周面に作用する全応力の変化を示すグラフである。
【図１３】金属リングシートの疲労限線図である。
【図１４】摩擦係数比Ｍｒ＝１．１のときの疲労限線図と厚さ比Ｒｔの関係を示すグラフである。
【図１５】摩擦係数比Ｍｒ＝１．３のときの疲労限線図と厚さ比Ｒｔの関係を示すグラフである。
【図１６】摩擦係数比Ｍｒ＝１．６のときの疲労限線図と厚さ比Ｒｔの関係を示すグラフである。
【図１７】厚さ比Ｒｔと摩擦係数比Ｍｒとの関係を示すグラフである。
【符号の説明】
６ドライブプーリ
１１ドリブンプーリ
１５金属Ｖベルト
３１金属リング
３２金属エレメント
３３金属リングシート

Claims

無端ベルト状の金属リング部材と、この金属リング部材に沿って支持された多数の金属エレメント部材とからなり、前記金属リング部材が複数の薄い無端ベルト状の金属製のリングシートを径方向に重ねて構成され、ドライブプーリおよびドリブンプーリ間に掛け渡されて動力を伝達する金属Ｖベルトにおいて、前記金属リングシートの厚さを設定する方法であって、
前記最内周の金属リングシートの厚さｔ１およびその他の金属リングシートの厚さｔｎの比Ｒｔ（＝ｔ１／ｔｎ）が、前記最内周の金属リングシートと前記金属エレメント部材との間の摩擦係数μｓおよびその他の金属リングシートの間の摩擦係数μssの比Ｍｒ（＝μｓ／μss）に基づいて設定され、
前記摩擦係数比Ｍｒ＞１．０であり、前記厚さ比Ｒｔ＜１．０に設定され、
前記摩擦係数比１．０＜Ｍｒ＜１．３の場合には、前記最内周の金属リングシートの寿命と前記その他の金属リングシートの寿命が等しくなるように、前記摩擦係数比Ｍｒが大きくなるにしたがって前記厚さ比Ｒｔが小さくなるように設定され、
前記摩擦係数比Ｍｒ≧１．３の場合には、前記最内周の金属リングシートの寿命が最大となるように、前記摩擦係数比Ｍｒが大きくなるに従って前記厚さ比Ｒｔが大きくなるように設定されることを特徴とする金属Ｖベルトの厚さ設定方法。
前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリ間に掛け渡されて動力伝達を行うときに前記最内周の金属リングシートに加わる繰り返し応力振幅σａと平均応力σｍとを考慮し、これら応力振幅σａと平均応力σｍとを繰り返して受けるときにおける前記最内周の金属リングシートの疲労寿命が最大となるように前記厚さ比Ｒｔが設定されることを特徴とする請求項１に記載の金属Ｖベルトの厚さ設定方法。
前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリ間に掛け渡されて動力伝達を行うときに作用する繰り返し荷重による前記最内周の金属リングシートの疲労寿命が前記その他の金属リングシートの疲労寿命以下となる範囲で前記最内周の金属リングシートの疲労寿命が最大となるように前記厚さ比Ｒｔが設定されることを特徴とする請求項２に記載の金属Ｖベルトの厚さ設定方法。