JP3951499B2 - Power roller bearing for toroidal type continuously variable transmission - Google Patents

Power roller bearing for toroidal type continuously variable transmission Download PDF

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  • Rolling Contact Bearings (AREA)
  • Friction Gearing (AREA)

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、例えば、自動車及び一般産業ならびに輸送機器用のトランスミッションに用いられるトロイダル形無段変速装置のパワーローラ軸受に関する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車及び一般産業ならびに輸送機器用のトランスミッションに用いられるトロイダル形無段変速装置は、互いに相対する入出力ディスクと、これらの入出力ディスクの間に設けられたパワーローラと、入出力ディスクを互いに近付ける方向に入出力ディスクのうち少くとも一方を押圧するローディングカム機構などを備えている。
【０００３】
入力ディスクは、エンジンなどの駆動源によって回転駆動される。出力ディスクは、入力ディスクの回転に基く動力をパワーローラなどを介して伝達される。
【０００４】
パワーローラは、入力ディスクと出力ディスクとの間に揺動自在に設けられている。パワーローラは、双方のディスクに転接するトラクション部を備えている。パワーローラは、スラスト軸受としてのパワーローラ軸受によってその回転が許容された状態で支持されている。
【０００５】
パワーローラ軸受は、内輪としての前述したパワーローラと、外輪と、外輪とパワーローラとの間に転動自在に設けられた転動体としての球状の玉と、を備えている。パワーローラは、トラニオンによって、前記入力ディスクと出力ディスクとの間に揺動自在に設けられている。パワーローラは、その傾き角度を変化させることでトロイダル形無段変速装置の変速比を変化させる。
【０００６】
このようなパワーローラ軸受の部材構成は、パワーローラを除けば、外見上では、スラスト荷重が作用する回転軸の支承に用いられるスラスト玉軸受とほとんど変わらない。
【０００７】
そこで、既存のスラスト玉軸受用に設計された部品を流用することで、トロイダル形無段変速装置のパワーローラ軸受を安価に生産することが研究されてきた。
【０００８】
しかし、パワーローラ軸受は、外観上では、スラスト玉軸受に部材構成が酷似するが、内輪としてのパワーローラの担う機能が一般のスラスト玉軸受とは全く異なっており、それに起因してパワーローラ自体に作用する荷重分布や、外輪とパワーローラとの間に介在する玉と、外輪及びパワーローラとの接触挙動が、一般のスラスト玉軸受とは大きく相違するため、その相違点を配慮した各種の改良が必要不可欠になる。
【０００９】
例えば、一般のスラスト玉軸受における内輪は、軸の支持部材であるが、パワーローラ軸受において、パワーローラは、入力ディスクから出力ディスクに回転を伝達する動力伝達部材で、ギヤ式の多段変速機における変速ギヤに相当する。そして、このようなパワーローラは、入力ディスクや出力ディスクから強い押圧力を受けた状態で高速回転されるため発熱が大きく、このパワーローラの発熱が玉などを加熱する。
【００１０】
そのため、外輪とパワーローラとの間に供給する潤滑油としては、動力伝達することを目的として開発された高粘度のトラクション油を用いることが必須となる。
【００１１】
また、パワーローラの入力ディスクと出力ディスクとに接触するトラクション部は、パワーローラの外周縁上で互いに１８０度離れた対向位置となり、入力ディスクや出力ディスクからの強い押圧力はこれらの対向位置（トラクション部）にラジアル荷重とスラスト荷重の合力として集中作用する。従って、入力ディスクや出力ディスクに接触するトラクション部には、非常に高い接触面圧が発生する。
【００１２】
例えば、一般の軸受は接触面圧が２〜３ＧＰａ（ギガパスカル）以下で使用されるのに対し、車両用のトロイダル形無段変速装置に使用されるパワーローラ軸受の場合は、通常の減速時では接触面圧が２．５〜３．５ＧＰａとなり、最大減速時においては接触面圧が４ＧＰａにも達する場合がある。
【００１３】
更に、入力ディスクや出力ディスクからの強い押圧力は、パワーローラのトラクション部上の１８０゜離間した対向位置にラジアル荷重として集中作用して、パワーローラに半径方向の圧縮変形を生じさせる。この圧縮変形によってパワーローラに反りを生じるため、パワーローラに作用するスラスト荷重を、パワーローラと外輪との間に介在する複数個の玉に均等に分担させることは、ほとんど不可能になる。即ち、玉に作用するスラスト荷重は、入力乃至出力ディスクとの接触位置（トラクション部）と９０度ずれた位置で大きくなり、その結果、玉の軌道溝に対する接触面圧にはばらつきが生じ、一部の玉は極めて高い接触圧で軌道溝を転動することになる。
【００１４】
従って、入力ディスクや出力ディスクに接触するトラクション部や、玉が接触するパワーローラ及び外輪それぞれの軌道溝は、高い接触面圧の局所的な作用に対する寿命低下を防止するために、材質や、表面の硬度、表面粗さの特別な調整が不可欠となる。
【００１５】
このような背景から、本願出願人は、接触面圧の局部的な作用に対する耐久性を向上させて軸受寿命を向上させることから、玉を中炭素鋼や高炭素鋼で形成すると共に、浸炭窒化処理や焼き入れ及び焼き戻し処理により玉の表面の硬度、強度を調整する技術を提案している（特開平７―２０８５６８号公報参照）。
【００１６】
また、本願出願人は、入力ディスク及び出力ディスクと、これらに接触するパワーローラとに、浸炭処理を施した後に研削仕上げ処理を施したり、あるいは、浸炭窒化処理を施した後に研削仕上げ処理を施して、これらの部材の表面の硬度や有効硬化層深さを、局部的な接触面圧の作用に耐える適正値（２ｍｍ以上で４ｍｍ以下）に調整する技術を提案している（特開平７―７１５５５号公報参照）。
【００１７】
【発明が解決しようとする課題】
ところが、前述したパワーローラと外輪との間に供給する潤滑油として専用のトラクション油の採用や、材質の選択や表面処理によるパワーローラと玉の硬度や有効硬化層深さや表面粗さの適正化などを実施しても、それだけでは、十分ではない。
【００１８】
パワーローラ軸受は、動力伝達が本来の目的であるから、軸受内での動トルク損失をできる限り低減して、トルクの伝達効率の向上を図ることが重要になるが、前述した改良だけでは、例えば、パワーローラ及び外輪それぞれの軌道溝や玉の寸法設定によっては、軸受内での動トルク損失の増大が発生して、トルク伝達効率の低下という問題が発生する場合があった。
【００１９】
また、前述したパワーローラなどの表面の硬度や有効硬化層深さの調整を行っていても、時には、軌道溝の縁や玉の早期破損や、軌道溝と玉との接触面の傷つき等によって、軸受寿命の低下という問題が発生する場合があった。
【００２０】
したがって、本発明の目的は、軸受寿命の低下を抑制できるトロイダル形無段変速装置のパワーローラ軸受を提供することにある。
【００２１】
【課題を解決するための手段】
前記目的を達成するため、本発明の一つの形態に係るトロイダル形無段変速装置のパワーローラ軸受は、駆動源により回転駆動される入力ディスクと、前記入力ディスクに対向して設けられた出力ディスクと、の間に揺動自在に設けられている。
前記パワーローラ軸受は、
前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間に位置する外輪と、
前記入力ディスク及び前記出力ディスクに転接するとともに、前記入力ディスクから前記出力ディスクにトルクを伝えるパワーローラと、
前記外輪と前記パワーローラとの間に転動自在に設けられた玉と、を備えており、
前記外輪及び前記パワーローラは、夫々円環状でかつ断面円弧状に形成されて前記玉が転動する軌道溝を有し、
前記外輪の軌道溝と前記パワーローラの軌道溝のうちの少なくとも一方を形成するワークの表面に熱処理、切削加工および超仕上げ加工を施した状態で、前記少なくとも一方の軌道溝の表面にショットピーニング加工を施すことにより、前記少なくとも一方の軌道溝の表面に残留圧縮応力層を形成するとともに、この残留圧縮応力層の表面に前記外輪と前記パワーローラとの間に供給される潤滑油を保持する凹部を形成したことを特徴としている。
【００２３】
このような構成によれば、残留圧縮応力層の存在により、玉が軌道溝を転動する際に生じる接触面圧が緩和される。それとともに、残留圧縮応力層の表面の凹部に潤滑油が保持されるので、パワーローラ軸受の潤滑不良を防止できる。したがって、パワーローラ軸受の疲れ寿命の低下を抑制することができる。
【００２４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の一実施形態を図１ないし図６を参照して説明する。
【００２５】
図１はトロイダル形無段変速装置としてのシングルキャビティ式ハーフトロイダル形無段変速装置２０を用いた自動車用トランスミッション２１の一部を示す断面図であり、図２はこのトロイダル形無段変速装置２０のスラスト軸受としてのパワーローラ軸受１１を示す断面図である。
【００２６】
図１に示すように、自動車用トランスミッション２１に用いられるシングルキャビティ式ハーフトロイダル形無段変速装置２０は、エンジン等を含む駆動源Ｅによって回転駆動される入力軸１と、入力ディスク２と、出力ディスク３と、パワーローラ１０と、押圧手段としてのローディングカム機構６とを備えている。
【００２７】
入力ディスク２は、入力軸１に支持されかつこの入力軸１と連動して回転する。出力ディスク３は、入力軸１に入力ディスク２と対向して支持されて設けられている。出力ディスク３は、入力軸１の回転に基く動力を取出す出力軸と連動して回転する。
【００２８】
パワーローラ１０は入力ディスク２と出力ディスク３との間に揺動自在に設けられかつ双方のディスク２，３に転接する。ローディングカム機構６は、入力ディスク２の背面側に設けられている。
【００２９】
ローディングカム機構６は、カムディスク４とカムローラ５とを備えている。カムディスク４は、入力軸１にスプライン係合し、入力軸１と連動して回転する。カムディスク４の入力ディスク２に相対する面には、周方向に沿って凹凸に形成されたカム面２２が形成されている。カムディスク４は駆動源Ｅと連動して回転する。
【００３０】
カムローラ５は、カムディスク４と入力ディスク２との間に設けられている。カムローラ５は、入力軸１の軸線Ｐに関し放射方向に沿った軸線Ｑ回りに回転自在に設けられている。カムローラ５は、入力軸１の軸線Ｐ回りに複数配されている。
【００３１】
前述した構成によって、ローディングカム機構６は、エンジンを含む駆動源Ｅによってカムディスク４が連動して回転すると、カム面２２がカムローラ５を入力ディスク２に向かって押圧する。そして、入力ディスク２と出力ディスク３とが互いに近づく方向にカムローラ５を介して入力ディスク２が押圧される。また、押圧手段としてローディングカム機構６の代わりに油圧ピストン等の押付力発生機構を用いても良い。
【００３２】
入力ディスク２と出力ディスク３との間に、トラニオン８が設けられている。トラニオン８は枢軸７を中心として図１中の矢印Ｒで示す方向に揺動することができる。トラニオン８の中心部に変位軸９が設けられている。この変位軸９に、パワーローラ１０が回転自在に支持されている。
【００３３】
このパワーローラ１０は、入力ディスク２及び出力ディスク３とに転接するトラクション部１０ａを有している。パワーローラ１０は、入力ディスク２と出力ディスク３との間において、その傾き角度をトロイダル形無段変速装置２０の変速比に応じて変化させる。なお、パワーローラ１０は、後述するスラスト軸受としてのパワーローラ軸受１１の内輪をなしている。
【００３４】
トラニオン８とパワーローラ１０との間に、スラスト軸受としてのパワーローラ軸受１１が設けられている。パワーローラ軸受１１は、図２に示すように、内輪としての前述したパワーローラ１０と、外輪１３、複数の転動体としての玉１２と、保持器１４と、を備えている。
【００３５】
外輪１３は、円環状に形成されており、トラニオン８に支持される。玉１２は、それぞれ球状に形成されている。玉１２は、それぞれパワーローラ１０と外輪１３との間に転動自在に設けられている。保持器１４は、円環状に形成されており、外輪１３と、パワーローラ１０との間に設けられている。保持器１４は、複数個の玉１２を転動自在に保持している。
【００３６】
前述した構成によって、パワーローラ軸受１１は入力ディスク２と出力ディスク３との間に揺動自在に設けられている。ローディングカム機構６が入出力ディスク２，３を互いに近付ける方向に入力ディスク２を押圧することによって、駆動源Ｅによって回転される入力ディスク２の回転駆動力を、パワーローラ１０を介して出力ディスク３に伝達して、動力として取り出す。
【００３７】
パワーローラ１０には、ローディングカム機構６が入力ディスク２を押圧して入出力ディスク２，３双方と転接する際に、スラスト方向の荷重が加わる。パワーローラ軸受１１は、入力ディスク２及び出力ディスク３からパワーローラ１０に加わるスラスト方向の荷重を支承し、かつパワーローラ１０の回転を許容する。
【００３８】
また、外輪１３とパワーローラ１０は、図２ないし図４に示すように、それぞれ互いに相対する端面１７，１８に、軌道溝１５，１６を形成している。軌道溝１５，１６は、それぞれ、端面１７，１８に円環状に形成されている。軌道溝１５，１６は、それぞれ断面円弧状に形成されている。
【００３９】
軌道溝１５，１６の表面には、図３（Ａ）及び図４（Ａ）に示すように、それぞれ残留圧縮応力層２３，２４が形成されている。残留圧縮応力層２３，２４は、それぞれ、軌道溝１５，１６の表面にショットピーニング加工などが施されることによって形成される。これらの残留圧縮応力層２３，２４は、それぞれ、−２０ｋｇｆ／ｍｍ2から−１００ｋｇｆ／ｍｍ2までの範囲の残留圧縮応力を有している。
【００４０】
前述した構成の外輪１３及びパワーローラ１０は、以下に示す工程にしたがって得られる。まず、図５中のステップＳ１に示すように、素材としてのワークに鍛造加工を施して、完成品に近い形状に成形して、ステップＳ２に進む。ステップＳ２では、ワークに切削加工を施してステップＳ３に進む。ステップＳ３では、ワークに浸炭・浸炭窒化処理などの熱処理を施してステップＳ４に進む。
【００４１】
ステップＳ４では、ワークに研削加工を施し、略製品形状と同等の形状に成形してステップＳ５に進む。ステップＳ５では、軌道溝１５，１６の表面などに超仕上げ加工などを施してステップＳ６に進む。ステップＳ６では、軌道溝１５，１６の表面などにショットピーニング加工などを施して、所望の形状の外輪１３及びパワーローラ１０を得る。
【００４２】
前述した構成によれば、軌道溝１５，１６の残留圧縮応力層２３，２４の表面には、図６に示すように、ショットピーニング加工によって凹部２５と凸部２６とが形成されている。これらの凹部２５と凸部２６とに間に、潤滑油などが保持されることとなり、前記パワーローラ軸受１１の潤滑不良を防止する。したがって、パワーローラ軸受１１の寿命の低下を抑制できる。
【００４３】
また、本実施形態によれば、軌道溝１５，１６に研磨加工を施した後に、ショットピーニング加工を施す。このため、外輪１３及びパワーローラ１０の軌道溝１５，１６の表面から残留圧縮応力層２３，２４が取り除かれることなく形成される。この残留圧縮応力層２３，２４によって、玉１２が軌道溝１５，１６を転動する際に生じる接触面圧が緩和される。したがって。パワーローラ軸受１１の疲れ寿命の低下を抑制することができる。
【００４４】
また、本発明においては、外輪１３及びパワーローラ１０を成形する際に、図７に示した工程にしたがっても良い。図７に示した工程では、ステップＳ４で研削加工を施した後、ステップＳＴ５において、軌道溝１５，１６の表面にショットピーニング加工などを施す。そして、ステップＳＴ６において、軌道溝１５，１６の表面に超仕上げ加工を施す。なお、図７において、図５と同一の工程には同一符号を付して説明を省略する。
【００４５】
図７に示した工程にしたがって外輪１３及びパワーローラ１０を成形すると、軌道溝１５，１６の残留圧縮応力層２３，２４の表面には、図８に示すように、図６に示した場合の凸部２６が超仕上げ加工によって取り除かれて凹部２５のみが形成される。これらの凹部２５内に潤滑油などが保持されて、前記パワーローラ軸受１１の潤滑不良を防止する。したがって、この場合においても、パワーローラ軸受１１の寿命の低下を抑制できる。
【００４６】
次に、発明者らは、本発明のパワーローラ軸受１１の作用を確かめるために、前述した外輪１３及びパワーローラ１０を備えたトロイダル形無段変速装置２０の耐久試験を行った。試験結果を次の表１に示す。
【００４７】
【表１】

Figure 0003951499
【００４８】
なお、試験においては、入力軸１の回転数を４０００ｒｐｍとし、駆動源Ｅからの入力トルクを３９０Ｎｍとし、潤滑油として合成トラクションオイルを用い、この潤滑油の温度を１００℃として行った。
【００４９】
また、表１中の本発明品Ａ及び本発明品Ｂは、図７に示した工程にしたがって得ているとともに、本発明品Ｃは、図５に示した工程にしたがって得ている。また、比較例Ａ、比較例Ｂ及び比較例Ｃは、軌道溝の表面にショットピーニング加工を施していない。
【００５０】
表１に示した試験結果によると、ショットピーニング加工を施した本発明品Ａないし本発明品Ｃは、いずれも１００時間の試験時間内では、破損することはなかった。比較例ＡないしＣは、いずれも試験時間６０時間前後で、軌道溝の表面にはくりが生じた。
【００５１】
このように、軌道溝１５，１６の表面にショットピーニング加工を施して、残留圧縮応力層２３，２４を形成することによって、高寿命なトロイダル形無段変速装置２０のパワーローラ軸受１１を得ることができるのが明らかとなった。
【００５２】
また、前記残留圧縮応力層２３，２４が−１００ｋｇｆ／ｍｍ2などの比較的高い残留圧縮応力を有するように形成するために、軌道溝１５，１６の表面を比較的強く打ちつけると、これらの軌道溝１５，１６の表面に微細なクラックが生じることがある。この場合、図７に示した工程にしたがってショットピーニング加工を施した後に超仕上げ加工を施すことによって、前述した微細なクラックを取り除くことができる。
【００５３】
また、本実施形態では、外輪１３の軌道溝１５の表面と、パワーローラ１０の軌道溝１６の表面との両方に残留圧縮応力層２３，２４を形成したが、これらの軌道溝１５，１６のうち何れか一方に残留圧縮応力層２３，２４を形成しても良い。この場合においても、パワーローラ軸受１１の寿命の低下を確実に抑制することができる。このように、前記残留圧縮応力層２３，２４を、外輪１３の軌道溝１５の表面と、パワーローラ１０の軌道溝１６の表面とのうち少なくとも一方に形成することによって、トロイダル形無段変速装置２０のパワーローラ軸受１１の寿命の低下を抑制できる。
【００５４】
さらに、前述した軌道溝１５，１６以外にも、ショットピーニング加工を施しても勿論良く、このショットピーニング加工の他にバレル加工などを施して、前述した残留圧縮応力層２３，２４を形成しても良い。
【００５５】
以上のショットピーニングによる転がり疲れ寿命の向上はトロイダル形無段変速装置２０のトラクション面にも適用できる。すなわち、高温・高速・高面圧・スピンの存在・トラクション油の使用等の条件はパワーローラ軸受１１と類似しており、この技術がトラクション面にも有効である。表１に示す実験結果は、この技術がトラクション面にも有効であることを示している。図１に示すようなハーフトロイダル形無段変速装置２０はもちろんフルトロイダル形無段変速装置にも適用できる。すなわち、ディスク２，３及びパワーローラ１０それぞれのトラクション面のうち少なくとも一つにショットピーニングを施すことで長寿命化を図る。
【００５６】
【発明の効果】
本発明のトロイダル形無段変速装置のパワーローラ軸受によれば、軌道溝の表面から残留圧縮応力層が取り除かれることがないので、この残留圧縮応力層の存在により、玉が軌道溝を転動する際に生じる接触面圧が緩和される。それとともに、残留圧縮応力層の表面の凹部に保持された潤滑油によりパワーローラ軸受の潤滑不良を防止できる。したがって、パワーローラ軸受の疲れ寿命の低下を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態のシングルキャビティ式ハーフトロイダル形無段変速装置の一部を示す縦断面図。
【図２】同実施形態のパワーローラ軸受を示す断面図。
【図３】同実施形態のパワーローラ軸受の外輪を示す図。
【図４】同実施形態のパワーローラ軸受のパワーローラを示す図。
【図５】同実施形態のパワーローラ軸受の外輪及びパワーローラの製造方法の一部を示す工程説明図。
【図６】図５に示した製造方法によって得られた外輪及びパワーローラの軌道溝の表面を拡大して示す断面図。
【図７】本発明のパワーローラ軸受の外輪及びパワーローラの製造方法の変形例の一部を示す工程説明図。
【図８】図７に示した製造方法によって得られた外輪及びパワーローラの軌道溝の表面を拡大して示す断面図。
【符号の説明】
２…入力ディスク、３…出力ディスク、１０…パワーローラ、１１…パワーローラ軸受、１２…玉、１３…外輪、１５，１６…軌道溝、２０…トロイダル形無段変速装置（シングルキャビティ式トロイダル形無段変速装置）、２３，２４…残留圧縮応力層、２５…凹部。 [0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a power roller bearing of a toroidal-type continuously variable transmission used in, for example, a transmission for automobiles and general industries and transportation equipment.
[0002]
[Prior art]
A toroidal-type continuously variable transmission used in transmissions for automobiles, general industries, and transportation equipment, has an input / output disk facing each other, a power roller provided between these input / output disks, and an input / output disk. A loading cam mechanism for pressing at least one of the input / output disks in the direction is provided.
[0003]
The input disk is rotationally driven by a drive source such as an engine. The output disk receives power based on the rotation of the input disk via a power roller or the like.
[0004]
The power roller is swingably provided between the input disk and the output disk. The power roller includes a traction section that is in rolling contact with both disks. The power roller is supported in a state where its rotation is allowed by a power roller bearing as a thrust bearing.
[0005]
The power roller bearing includes the above-described power roller as an inner ring, an outer ring, and a spherical ball as a rolling element provided so as to roll freely between the outer ring and the power roller. The power roller is swingably provided between the input disk and the output disk by a trunnion. The power roller changes the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission by changing its inclination angle.
[0006]
Except for the power roller, the member configuration of such a power roller bearing is almost the same as that of a thrust ball bearing used for supporting a rotating shaft on which a thrust load acts.
[0007]
Therefore, it has been studied to inexpensively produce power roller bearings for toroidal-type continuously variable transmissions by diverting components designed for existing thrust ball bearings.
[0008]
However, the power roller bearing is similar in appearance to the thrust ball bearing in terms of appearance, but the function of the power roller as the inner ring is completely different from that of a general thrust ball bearing. The load distribution acting on the outer ring and the contact behavior between the outer ring and the power roller with the ball interposed between the outer ring and the power roller are greatly different from those of general thrust ball bearings. Improvement becomes essential.
[0009]
For example, an inner ring in a general thrust ball bearing is a shaft support member. In a power roller bearing, a power roller is a power transmission member that transmits rotation from an input disk to an output disk, and in a gear-type multi-stage transmission. It corresponds to a transmission gear. Such a power roller is rotated at a high speed while receiving a strong pressing force from the input disk or the output disk, and therefore generates a large amount of heat, and the heat generated by the power roller heats the balls.
[0010]
Therefore, as the lubricating oil supplied between the outer ring and the power roller, it is essential to use a high-viscosity traction oil developed for the purpose of transmitting power.
[0011]
Further, the traction portions that contact the input disk and the output disk of the power roller are opposed positions that are 180 degrees apart from each other on the outer peripheral edge of the power roller, and a strong pressing force from the input disk and the output disk is applied to these opposed positions ( It acts on the traction section as a resultant force of radial load and thrust load. Therefore, a very high contact surface pressure is generated in the traction portion that contacts the input disk and the output disk.
[0012]
For example, a general bearing is used at a contact surface pressure of 2 to 3 GPa (gigapascal) or less, whereas a power roller bearing used in a toroidal-type continuously variable transmission for a vehicle has a normal deceleration. Then, the contact surface pressure is 2.5 to 3.5 GPa, and the contact surface pressure may reach 4 GPa at the time of maximum deceleration.
[0013]
Further, the strong pressing force from the input disk or the output disk concentrates as a radial load on the opposing positions spaced apart by 180 ° on the traction portion of the power roller, causing the power roller to undergo radial compression deformation. Since the power roller is warped by this compression deformation, it is almost impossible to evenly distribute the thrust load acting on the power roller to a plurality of balls interposed between the power roller and the outer ring. That is, the thrust load acting on the ball becomes large at a position shifted by 90 degrees from the contact position (traction portion) with the input or output disk, and as a result, the contact surface pressure with respect to the raceway groove of the ball varies. The ball of the part rolls in the raceway groove with a very high contact pressure.
[0014]
Therefore, the traction section that contacts the input disk and output disk, and the raceway grooves of the power roller and outer ring that contact the balls are made of different materials and surfaces to prevent a decrease in the service life due to local effects of high contact surface pressure. Special adjustment of hardness and surface roughness is essential.
[0015]
From such a background, the applicant of the present application improves the durability against the local action of the contact surface pressure to improve the bearing life, so that the ball is formed of medium carbon steel or high carbon steel and carbonitrided. A technique for adjusting the hardness and strength of the surface of a ball by treatment, quenching and tempering has been proposed (see JP-A-7-208568).
[0016]
In addition, the applicant of the present invention performs a grinding finishing process after performing a carburizing process on the input disk and the output disk, and a power roller in contact therewith, or a grinding finishing process after performing a carbonitriding process. Thus, a technique for adjusting the surface hardness and effective hardened layer depth of these members to an appropriate value (2 mm or more and 4 mm or less) that can withstand the action of local contact surface pressure is proposed (JP-A-7- No. 71555).
[0017]
[Problems to be solved by the invention]
However, the use of special traction oil as the lubricating oil supplied between the power roller and the outer ring described above, and optimization of the power roller and ball hardness, effective hardened layer depth, and surface roughness by material selection and surface treatment Even if it is implemented, it is not enough.
[0018]
In power roller bearings, power transmission is the original purpose, so it is important to reduce the dynamic torque loss in the bearing as much as possible to improve the torque transmission efficiency. For example, depending on the size setting of the raceway grooves and balls of each of the power roller and the outer ring, the dynamic torque loss in the bearing may increase, resulting in a problem of a decrease in torque transmission efficiency.
[0019]
Even if the surface hardness and effective hardened layer depth of the power roller, etc., described above are adjusted, sometimes due to premature damage to the edges of the raceway grooves or balls, or damage to the contact surfaces between the raceway grooves and balls. In some cases, the bearing life is reduced.
[0020]
Accordingly, an object of the present invention is to provide a power roller bearing for a toroidal-type continuously variable transmission that can suppress a decrease in bearing life.
[0021]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a power roller bearing of a toroidal-type continuously variable transmission according to one embodiment of the present invention includes an input disk that is rotationally driven by a drive source, and an output disk that faces the input disk. Are provided so as to be swingable.
The power roller bearing is
An outer ring positioned between the input disk and the output disk;
A power roller that is in rolling contact with the input disk and the output disk and transmits torque from the input disk to the output disk;
A ball rotatably provided between the outer ring and the power roller,
Each of the outer ring and the power roller has a raceway groove that is formed in an annular shape and has an arc shape in section, and the ball rolls.
A shot peening process is performed on the surface of the at least one raceway groove in a state where heat treatment, cutting and superfinishing are performed on the surface of the workpiece forming at least one of the raceway groove of the outer ring and the raceway groove of the power roller. To form a residual compressive stress layer on the surface of the at least one raceway groove, and to hold a lubricating oil supplied between the outer ring and the power roller on the surface of the residual compressive stress layer. It is characterized by having formed.
[0023]
According to such a configuration, due to the presence of the residual compressive stress layer, the contact surface pressure generated when the ball rolls on the raceway groove is relieved . At the same time, since the lubricating oil is held in the recesses on the surface of the residual compressive stress layer, it is possible to prevent poor lubrication of the power roller bearing. Therefore, it is possible to suppress a decrease in fatigue life of the power roller bearing.
[0024]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
[0025]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing a part of an automobile transmission 21 using a single cavity half-toroidal continuously variable transmission 20 as a toroidal continuously variable transmission. FIG. 2 shows this toroidal continuously variable transmission 20. It is sectional drawing which shows the power roller bearing 11 as this thrust bearing.
[0026]
As shown in FIG. 1, a single cavity half-toroidal continuously variable transmission 20 used for an automobile transmission 21 includes an input shaft 1 that is rotationally driven by a drive source E including an engine, an input disk 2, and an output. A disk 3, a power roller 10, and a loading cam mechanism 6 as pressing means are provided.
[0027]
The input disk 2 is supported by the input shaft 1 and rotates in conjunction with the input shaft 1. The output disk 3 is provided on the input shaft 1 so as to be opposed to the input disk 2. The output disk 3 rotates in conjunction with an output shaft that extracts power based on the rotation of the input shaft 1.
[0028]
The power roller 10 is swingably provided between the input disk 2 and the output disk 3 and is in rolling contact with both the disks 2 and 3. The loading cam mechanism 6 is provided on the back side of the input disk 2.
[0029]
The loading cam mechanism 6 includes a cam disk 4 and a cam roller 5. The cam disk 4 is spline-engaged with the input shaft 1 and rotates in conjunction with the input shaft 1. On the surface of the cam disk 4 facing the input disk 2, a cam surface 22 is formed so as to be uneven along the circumferential direction. The cam disk 4 rotates in conjunction with the drive source E.
[0030]
The cam roller 5 is provided between the cam disk 4 and the input disk 2. The cam roller 5 is provided so as to be rotatable about an axis Q along the radial direction with respect to the axis P of the input shaft 1. A plurality of cam rollers 5 are arranged around the axis P of the input shaft 1.
[0031]
With the configuration described above, in the loading cam mechanism 6, when the cam disk 4 rotates in conjunction with the drive source E including the engine, the cam surface 22 presses the cam roller 5 toward the input disk 2. Then, the input disk 2 is pressed through the cam roller 5 in a direction in which the input disk 2 and the output disk 3 approach each other. Further, instead of the loading cam mechanism 6, a pressing force generating mechanism such as a hydraulic piston may be used as the pressing means.
[0032]
A trunnion 8 is provided between the input disk 2 and the output disk 3. The trunnion 8 can swing in the direction indicated by the arrow R in FIG. A displacement shaft 9 is provided at the center of the trunnion 8. A power roller 10 is rotatably supported on the displacement shaft 9.
[0033]
The power roller 10 has a traction portion 10 a that is in rolling contact with the input disk 2 and the output disk 3. The power roller 10 changes the inclination angle between the input disk 2 and the output disk 3 in accordance with the gear ratio of the toroidal-type continuously variable transmission 20. The power roller 10 forms an inner ring of a power roller bearing 11 as a thrust bearing described later.
[0034]
A power roller bearing 11 as a thrust bearing is provided between the trunnion 8 and the power roller 10. As shown in FIG. 2, the power roller bearing 11 includes the above-described power roller 10 as an inner ring, an outer ring 13, balls 12 as a plurality of rolling elements, and a cage 14.
[0035]
The outer ring 13 is formed in an annular shape and is supported by the trunnion 8. Each ball 12 is formed in a spherical shape. Each ball 12 is provided between the power roller 10 and the outer ring 13 so as to be freely rollable. The retainer 14 is formed in an annular shape, and is provided between the outer ring 13 and the power roller 10. The cage 14 holds a plurality of balls 12 so as to roll freely.
[0036]
With the configuration described above, the power roller bearing 11 is swingably provided between the input disk 2 and the output disk 3. When the loading cam mechanism 6 presses the input disk 2 in the direction in which the input / output disks 2 and 3 are brought closer to each other, the rotational driving force of the input disk 2 rotated by the drive source E is output via the power roller 10 to the output disk 3. To be taken out as power.
[0037]
A thrust load is applied to the power roller 10 when the loading cam mechanism 6 presses the input disk 2 to make rolling contact with both the input / output disks 2 and 3. The power roller bearing 11 supports a load in the thrust direction applied from the input disk 2 and the output disk 3 to the power roller 10 and allows the power roller 10 to rotate.
[0038]
Moreover, the outer ring | wheel 13 and the power roller 10 form the track grooves 15 and 16 in the end surfaces 17 and 18 mutually opposed as shown in FIG. 2 thru | or FIG. The raceway grooves 15 and 16 are formed in an annular shape on the end surfaces 17 and 18, respectively. The raceway grooves 15 and 16 are each formed in a circular arc shape in cross section.
[0039]
Residual compressive stress layers 23 and 24 are formed on the surfaces of the raceway grooves 15 and 16 as shown in FIGS. 3 (A) and 4 (A), respectively. The residual compressive stress layers 23 and 24 are formed by subjecting the surfaces of the raceway grooves 15 and 16 to shot peening and the like, respectively. These residual compressive stress layers 23 and 24 each have a residual compressive stress in a range from −20 kgf / mm 2 to −100 kgf / mm 2 .
[0040]
The outer ring 13 and the power roller 10 configured as described above are obtained according to the following steps. First, as shown in step S1 in FIG. 5, a workpiece as a material is forged to form a shape close to a finished product, and the process proceeds to step S2. In step S2, the workpiece is cut and the process proceeds to step S3. In step S3, the workpiece is subjected to heat treatment such as carburizing / carbonitriding, and the process proceeds to step S4.
[0041]
In step S4, the workpiece is ground and formed into a shape substantially equivalent to the product shape, and the process proceeds to step S5. In step S5, super finishing or the like is performed on the surfaces of the raceway grooves 15 and 16, and the process proceeds to step S6. In step S6, the surface of the raceway grooves 15 and 16 is subjected to shot peening or the like to obtain the outer ring 13 and the power roller 10 having desired shapes.
[0042]
According to the above-described configuration, the concave portions 25 and the convex portions 26 are formed on the surfaces of the residual compressive stress layers 23 and 24 of the raceway grooves 15 and 16 by shot peening as shown in FIG. Lubricating oil or the like is held between the concave portion 25 and the convex portion 26, thereby preventing poor lubrication of the power roller bearing 11. Therefore, it is possible to suppress a decrease in the life of the power roller bearing 11.
[0043]
Further, according to the present embodiment, the shot peening is performed after the raceway grooves 15 and 16 are polished. Therefore, the residual compressive stress layers 23 and 24 are formed without being removed from the outer ring 13 and the surfaces of the raceway grooves 15 and 16 of the power roller 10. The residual compressive stress layers 23 and 24 alleviate the contact surface pressure generated when the ball 12 rolls on the raceway grooves 15 and 16. Therefore. A decrease in fatigue life of the power roller bearing 11 can be suppressed.
[0044]
In the present invention, when the outer ring 13 and the power roller 10 are formed, the steps shown in FIG. 7 may be followed. In the process shown in FIG. 7, after grinding is performed in step S4, shot peening is performed on the surfaces of the raceway grooves 15 and 16 in step ST5. In step ST6, the surface of the raceway grooves 15 and 16 is superfinished. In FIG. 7, the same steps as those in FIG.
[0045]
When the outer ring 13 and the power roller 10 are formed according to the process shown in FIG. 7, the surfaces of the residual compressive stress layers 23 and 24 of the raceway grooves 15 and 16 are as shown in FIG. The convex part 26 is removed by superfinishing, and only the concave part 25 is formed. Lubricating oil or the like is held in these recesses 25 to prevent poor lubrication of the power roller bearing 11. Therefore, in this case as well, it is possible to suppress a decrease in the life of the power roller bearing 11.
[0046]
Next, in order to confirm the operation of the power roller bearing 11 of the present invention, the inventors conducted a durability test of the toroidal continuously variable transmission 20 including the outer ring 13 and the power roller 10 described above. The test results are shown in Table 1 below.
[0047]
[Table 1]
Figure 0003951499
[0048]
In the test, the rotation speed of the input shaft 1 was 4000 rpm, the input torque from the drive source E was 390 Nm, synthetic traction oil was used as the lubricating oil, and the temperature of this lubricating oil was 100 ° C.
[0049]
In addition, the invention product A and the invention product B in Table 1 are obtained according to the process shown in FIG. 7, and the invention product C is obtained according to the process shown in FIG. In Comparative Example A, Comparative Example B, and Comparative Example C, the surface of the raceway groove is not subjected to shot peening.
[0050]
According to the test results shown in Table 1, none of the products A to C of the present invention subjected to shot peening were damaged within the test time of 100 hours. In Comparative Examples A to C, the test time was around 60 hours, and the surface of the raceway groove was cut.
[0051]
In this way, by performing shot peening on the surfaces of the raceway grooves 15 and 16 to form the residual compressive stress layers 23 and 24, the power roller bearing 11 of the toroidal continuously variable transmission 20 having a long life is obtained. It became clear that it was possible.
[0052]
Further, when the surfaces of the raceway grooves 15 and 16 are struck relatively strongly in order to form the residual compressive stress layers 23 and 24 so as to have a relatively high residual compressive stress such as −100 kgf / mm 2 , these raceways are formed. Fine cracks may occur on the surfaces of the grooves 15 and 16. In this case, the fine cracks described above can be removed by performing super-finishing after performing shot peening according to the process shown in FIG.
[0053]
In this embodiment, the residual compressive stress layers 23 and 24 are formed on both the surface of the raceway groove 15 of the outer ring 13 and the surface of the raceway groove 16 of the power roller 10. Residual compressive stress layers 23 and 24 may be formed on either one of them. Even in this case, a decrease in the life of the power roller bearing 11 can be reliably suppressed. As described above, the residual compressive stress layers 23 and 24 are formed on at least one of the surface of the raceway groove 15 of the outer ring 13 and the surface of the raceway groove 16 of the power roller 10, thereby providing a toroidal continuously variable transmission. A reduction in the life of the 20 power roller bearings 11 can be suppressed.
[0054]
Further, in addition to the raceway grooves 15 and 16, the shot peening process may be performed. In addition to the shot peening process, the barrel process is performed to form the residual compressive stress layers 23 and 24. Also good.
[0055]
The improvement of the rolling fatigue life by the above shot peening can be applied to the traction surface of the toroidal-type continuously variable transmission 20. That is, conditions such as high temperature, high speed, high surface pressure, presence of spin, use of traction oil are similar to those of the power roller bearing 11, and this technique is also effective for the traction surface. The experimental results shown in Table 1 show that this technique is also effective for the traction surface. The present invention can be applied not only to the half toroidal continuously variable transmission 20 as shown in FIG. 1 but also to a full toroidal continuously variable transmission. That is, the life is extended by performing shot peening on at least one of the traction surfaces of the disks 2 and 3 and the power roller 10.
[0056]
【The invention's effect】
According to the power roller bearing of the toroidal-type continuously variable transmission of the present invention, the residual compressive stress layer is not removed from the surface of the raceway groove. The contact surface pressure generated during the process is relieved . At the same time , the lubricating oil retained in the recesses on the surface of the residual compressive stress layer can prevent poor lubrication of the power roller bearing. Therefore, it is possible to suppress a decrease in fatigue life of the power roller bearing.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a part of a single cavity half toroidal continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing the power roller bearing of the embodiment.
FIG. 3 is a view showing an outer ring of the power roller bearing of the embodiment.
FIG. 4 is a view showing a power roller of the power roller bearing of the embodiment.
FIG. 5 is a process explanatory view showing a part of a manufacturing method of the outer ring of the power roller bearing and the power roller of the embodiment.
6 is an enlarged cross-sectional view of the outer ring and the surface of the raceway groove of the power roller obtained by the manufacturing method shown in FIG. 5;
FIG. 7 is a process explanatory view showing a part of a modification of the method for manufacturing the outer ring of the power roller bearing and the power roller of the present invention.
8 is an enlarged cross-sectional view showing the outer ring and the surface of the raceway groove of the power roller obtained by the manufacturing method shown in FIG. 7;
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 2 ... Input disc, 3 ... Output disc, 10 ... Power roller, 11 ... Power roller bearing, 12 ... Ball, 13 ... Outer ring, 15, 16 ... Track groove, 20 ... Toroidal continuously variable transmission (single cavity type toroidal type Continuously variable transmission), 23, 24... Residual compressive stress layer, 25.

Claims (1)

駆動源により回転駆動される入力ディスクと、前記入力ディスクに対向して設けられた出力ディスクと、の間に揺動自在に設けられたトロイダル形無段変速装置のパワーローラ軸受において、
前記入力ディスクと前記出力ディスクとの間に位置する外輪と、
前記入力ディスク及び前記出力ディスクに転接するとともに、前記入力ディスクから前記出力ディスクにトルクを伝えるパワーローラと、
前記外輪と前記パワーローラとの間に転動自在に設けられた玉と、を備え、
前記外輪及び前記パワーローラは、夫々円環状でかつ断面円弧状に形成されて前記玉が転動する軌道溝を有し、
前記外輪の軌道溝と前記パワーローラの軌道溝のうちの少なくとも一方を形成するワークの表面に熱処理、切削加工および超仕上げ加工を施した状態で、前記少なくとも一方の軌道溝の表面にショットピーニング加工を施すことにより、前記少なくとも一方の軌道溝の表面に残留圧縮応力層を形成するとともに、この残留圧縮応力層の表面に前記外輪と前記パワーローラとの間に供給される潤滑油を保持する凹部を形成したことを特徴とするトロイダル形無段変速装置のパワーローラ軸受。In a power roller bearing of a toroidal-type continuously variable transmission that is swingably provided between an input disk that is rotationally driven by a drive source and an output disk that is provided facing the input disk.
An outer ring positioned between the input disk and the output disk;
A power roller that is in rolling contact with the input disk and the output disk and transmits torque from the input disk to the output disk;
A ball that is freely rollable between the outer ring and the power roller,
Each of the outer ring and the power roller has a raceway groove that is formed in an annular shape and has an arc shape in section, and the ball rolls.
Shot peening is performed on the surface of the at least one raceway groove in a state in which heat treatment, cutting and superfinishing are performed on the surface of the work forming at least one of the raceway groove of the outer ring and the raceway groove of the power roller. To form a residual compressive stress layer on the surface of the at least one raceway groove, and to hold a lubricating oil supplied between the outer ring and the power roller on the surface of the residual compressive stress layer. A power roller bearing for a toroidal-type continuously variable transmission, characterized in that.
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