JP5189566B2 - 金属ベルト式無段変速機におけるプーリｖ面傾斜角度設定方法および金属ベルト式無段変速機 - Google Patents

Description

本発明は、ドライブシャフトに支持したドライブプーリのプーリＶ面とドリブンシャフトに支持したドリブンプーリのプーリＶ面とに、金属リング集合体に多数の金属エレメントを支持した金属ベルトを巻き掛け、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリの固定側プーリ半体に対して可動側プーリ半体を油圧で押し付けることで溝幅を変化させて変速を行う金属ベルト式無段変速機におけるプーリＶ面傾斜角度設定方法と、その方法を用いてプーリＶ面傾斜角度を設定した金属ベルト式無段変速機とに関する。

かかる金属ベルト式無段変速機において、金属エレメントに当接するプーリＶ面のプーリＶ面傾斜角度αは、プーリ回転面（回転軸に直交する平面）に対してプーリＶ面が成す角度として定義される（図１参照）。

かかる金属ベルト式無段変速機において、プーリＶ面と金属エレメントとの間の静摩擦係数をμｓとし、動摩擦係数をμａとしたとき、プーリＶ面傾斜角度αを、ｔａｎ^-1μａ＜α＜ｔａｎ^-1μｓを満たす範囲であって、かつ金属ベルト式無段変速機の伝達効率ηの低下が実用上支障のない範囲に設定するものが、下記特許文献１により公知である。

また、かかる金属ベルト式無段変速機において、Ｎｘをプーリの軸線方向の荷重とし、Ｒをプーリに巻き掛けられた金属ベルトの円弧の半径とし、λをプーリＶ面傾斜角度としたとき、最大加速比状態の４３００ｒｐｍの入力回転速度における最大伝達可能トルクＴと、有効摩擦係数μｔａｎとの関係が、μｔａｎ＝（Ｔ・ｃｏｓλ）／（Ｎｘ・２・Ｒ）であり、プーリＶ面傾斜角度λが１１°（０．１９ｒａｄ）よりも小さいときに、有効摩擦係数μｔａｎを、ｒａｄ単位のプーリＶ面傾斜角度λの０．７３６７倍の値の１０％の公差内にあり、かつ０．０６よりも大きく設定することで、金属ベルトの耐久性向上を図るものが、下記特許文献２により公知である。

特許第３６６００４７号公報 特許第３４５３３０７号公報

しかしながら上記特許文献１，２の何れに記載されたものも、プーリと金属エレメントとの間の摩擦係数と、プーリＶ面傾斜角度と、最大伝達可能トルクとの関係を開示するのみであり、プーリＶ面傾斜角度を変化させたときの伝達効率の変化についての考察がなされておらず、プーリＶ面傾斜角度を適切に設定することで伝達効率を向上させる余地を残していた。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、金属ベルト式無段変速機において、プーリＶ面傾斜角度を適切に設定することで、金属ベルトの耐久性を確保しながら伝達効率を向上させることを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、ドライブシャフトに支持したドライブプーリのプーリＶ面とドリブンシャフトに支持したドリブンプーリのプーリＶ面とに、金属リング集合体に多数の金属エレメントを支持した金属ベルトを巻き掛け、前記ドライブプーリおよび前記ドリブンプーリの固定側プーリ半体に対して可動側プーリ半体を油圧で押し付けることで溝幅を変化させて変速を行う金属ベルト式無段変速機において、前記固定側プーリ半体および前記可動側プーリ半体が相互に平行であって所定の溝幅を有するときの前記金属ベルトが前記プーリＶ面に巻き付く部分の軌道を幾何学的速度比の理論軌道としたとき、前記金属ベルトが前記プーリＶ面に噛み込む部分あるいは離脱する部分において、前記金属ベルトが前記理論軌道よりも外側に押し出される位置での軌道の最大半径と、前記金属ベルトが前記プーリＶ面に噛み込む部分と離脱する部分との中間部分において、前記金属ベルトが前記理論軌道よりも内側に引き込まれる位置での軌道の最小半径との差である最大軌道ずれ量が最小となるようにプーリＶ面傾斜角度を設定することを特徴とする金属ベルト式無段変速機におけるプーリＶ面傾斜角度設定方法が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記最大軌道ずれ量は、最大車速が得られる変速比ないし最小変速比における値であることを特徴とする金属ベルト式無段変速機におけるプーリＶ面傾斜角度設定方法が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項１または請求項２の方法により前記プーリＶ面傾斜角度を設定した金属ベルト式無段変速機であって、前記プーリＶ面傾斜角度が９°であることを特徴とする金属ベルト式無段変速機が提案される。

請求項１の構成によれば、金属ベルト式無段変速機において、プーリの固定側プーリ半体に対して可動側プーリ半体が油圧で押し付けられることで両半体が非平行になり、金属ベルトがプーリＶ面に巻き付く部分の軌道の半径が幾何学的速度比の理論軌道の半径に対して増加方向および減少方向に変化したとき、その最大半径と最小半径との差である最大軌道ずれ量が最小となるようにプーリＶ面傾斜角度を設定するので、プーリの両半体が非平行になって金属ベルトの軌道が理論軌道からずれる度合いを最小限に抑えることができ、これによりプーリＶ面に対して金属エレメントが強く擦れてエネルギー損失が発生するのを抑制し、金属ベルト式無段変速機の伝達効率を高めることができる。

また請求項２の構成によれば、最大軌道ずれ量を最大車速が得られる変速比（ＴＯＰ）ないし最小変速比（ＯＤ）における値としたので、車両の走行中に最も使用頻度が高い変速比の領域で伝達効率を高めることができる。

また請求項３の構成によれば、プーリＶ面傾斜角度を９°に設定したので、全ての変速比領域で最大の伝達効率を得ることができる。

金属ベルト式無段変速機の縦断面図。 プーリ半体の傾斜と金属ベルトの軌道との関係を示す模式図。 プーリＶ面傾斜角度と金属ベルトの耐久性との関係を示すグラフ。 金属ベルトの巻き付き角度と金属ベルトの軌道の半径との関係を示すグラフ。 Ｖ面傾斜角度と最大軌道ずれ量との関係を各入力トルクについて示すグラフ。 図５のグラフの要部拡大図。 Ｖ面傾斜角度と伝達効率差との関係を示すグラフ。

以下、図１〜図７に基づいて本発明の実施の形態を説明する。

図１に示すように、エンジンＥおよび電動モータＭを駆動源とするハイブリッド車両用の金属ベルト式無段変速機Ｔのミッションケース１１は、右ミッションケース１２と、右ミッションケース１２の左側面にボルト１３…で結合された左ミッションケース１４と、左ミッションケース１４の左側面に隔壁１５を挟んでボルト１６…で結合されたミッションケースカバー１７とを備える。

左ミッションケース１４および隔壁１５にそれぞれ設けたボールベアリング１８，１９によってドライブシャフト２０が支持されるとともに、インプットシャフト１０が間接的に支持され、左ミッションケース１４および隔壁１５にそれぞれ設けたローラベアリング２１およびボールベアリング２２によってドリブンシャフト２３が支持され、右ミッションケース１２および左ミッションケース１４にそれぞれ設けたボールベアリング２４，２５によってリダクションシャフト２６が支持され、右ミッションケース１２および左ミッションケース１４にそれぞれ設けたボールベアリング２７，２８によってディファレンシャルギヤ２９が支持される。

電動モータＭは、径方向外側に位置するステータ３０と、径方向内側に位置するロータ３１とを備えており、ステータ３０はボルト３２…でモータハウジング３３に固定され、ロータ３１はエンジンＥのクランクシャフト３４に結合されるとともに、フライホイール３５を介して右ミッションケース１２から右側に突出するインプットシャフト１０の右端にスプライン結合される。

インプットシャフト１０の左端にプラネタリギヤ式の正逆転切換機構４１が配置され、この正逆転切換機構４１により、インプットシャフト１０の外周に支持されたドライブシャフト２０が、該インプットシャフト１０に正転可能あるいは逆転可能に結合される。ドライブシャフト２０にはドライブプーリ４２が設けられている。ドリブンシャフト２３にはドリブンプーリ４３が設けられており、ドライブプーリ４２およびドリブンプーリ４３が金属ベルト４４で接続される。またドリブンシャフト２３の右端には湿式多板型の発進クラッチ４５が設けられており、ドリブンシャフト２３に相対回転自在に支持した第１リダクションギヤ４６が該ドリブンシャフト２３に結合あるいは結合解除される。

リダクションシャフト２６には、前記第１リダクションギヤ４６に噛合する第２リダクションギヤ４７と、ファイナルドライブギヤ４８とが設けられており、ファイナルドライブギヤ４８はディファレンシャルギヤ２９のファイナルドリブンギヤ４９に噛合する。ディファレンシャルギヤ２９から右ミッションケース１２および左ミッションケース１４を貫通して左右に延出する車軸５０，５０に図示せぬ駆動輪が接続される。

従って、エンジンＥの駆動力は、クランクシャフト３４→電動モータＭのロータ３１→フライホイール３５→インプットシャフト１０→正逆転切換機構４１→ドライブシャフト２０→ドライブプーリ４２→金属ベルト４４→ドリブンプーリ４３→ドリブンシャフト２３→係合した発進クラッチ４５→第１リダクションギヤ４６→第２リダクションギヤ４７→リダクションシャフト２６→ファイナルドライブギヤ４８→ファイナルドリブンギヤ４９→ディファレンシャルギヤ２９→車軸５０，５０の経路で駆動輪に伝達される。また電動モータＭを駆動すると、その駆動力がロータ３１からフライホイール３５を介してインプットシャフト１０に入力される。

その間、金属ベルト４４が巻き掛けられたドライブプーリ４２およびドリブンプーリ４３の有効径を油圧制御で変化させることで、金属ベルト式無段変速機Ｔの変速比を無段階に制御することができる。この金属ベルト式無段変速機Ｔの変速比の制御は周知技術であるため、ここでの詳しい説明は省略する。

図２はドライブシャフト２０に支持されたドライブプーリ４２を模式的に示すものである。金属ベルト４４は、多数の金属エレメント５１…を、複数枚の金属リングを積層してなる一対の金属リング集合体５２，５２に支持して構成されるもので、各金属エレメント５１のプーリ当接面Ｐｅ，Ｐｅがドライブプーリ４２の固定側プーリ半体４２ａおよび可動側プーリ半体４２ｂのプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐに当接する。

ドライブプーリ４２の固定側プーリ半体４２ａおよび可動側プーリ半体４２ｂは、本来はドライブシャフト２０に対して直交する方向に配置されるものであるが、固定側プーリ半体４２ａに対して可動側プーリ半体４２ｂが油圧で押し付けられたとき、金属ベルト４４が巻き付いている部分は溝幅が減少し難いのに対し、金属ベルト４４が巻き付いていない部分は溝幅が減少し易いため、ドライブシャフト２０が僅かに撓んで固定側プーリ半体４２ａおよび可動側プーリ半体４２ｂは非平行に傾斜する。

仮に、ドライブプーリ４２の固定側プーリ半体４２ａおよび可動側プーリ半体４２ｂが平行であると仮定すると、各金属エレメント５１のプーリ当接面Ｐｅ，Ｐｅが固定側プーリ半体４２ａおよび可動側プーリ半体４２ｂのプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐに当接する部分の軌道半径は一定値のＲ０（幾何学的速度比の理論軌道の半径）となるはずである。しかしながら、実際には、ドライブシャフト２０の撓みによって固定側プーリ半体４２ａおよび可動側プーリ半体４２ｂが非平行になるため、金属ベルト４４がプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐに噛み込む部分（あるいは、プーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐから離脱する部分）において、固定側プーリ半体４２ａおよび可動側プーリ半体４２ｂの溝幅は比較的に小さいＷ１となり、金属エレメント５１が半径Ｒ０の理論軌道の外側に押し出されることで、その軌道半径は最大値のＲ１まで増加する。逆に、金属ベルト４４がプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐに噛み込む部分とプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐから離脱する部分との間の中間位置において、固定側プーリ半体４２ａおよび可動側プーリ半体４２ｂの溝幅は比較的に大きいＷ２となり、金属エレメント５１が半径Ｒ０の理論軌道の内側に引き込まれることで、その軌道半径は最小値のＲ２まで減少する。

ところで、固定側プーリ半体４２ａ，４３ａおよび可動側プーリ半体４２ｂ，４３ｂが相互に平行であるとき、金属ベルト式無段変速機Ｔの変速比はドライブプーリ４２およびドリブンプーリ４３の溝幅により一義的に決定される。幾何学的速度比の理論軌道とは、固定側プーリ半体４２ａ，４３ａおよび可動側プーリ半体４２ｂ，４３ｂが相互に平行であって所定の溝幅を有するときの、金属ベルト４４がプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐに係合する部分の軌道として定義される。理論軌道は正確な円弧であり、その半径はＲ０とされる。

図２において、白矢印は、各金属エレメント５１のプーリ当接面Ｐｅ，Ｐｅと固定側プーリ半体４２ａおよび可動側プーリ半体４２ｂのプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐとの当接部が、理論軌道の外側にずれる状態を示している。また黒矢印は、前記当接部が理論軌道の内側にずれる状態を示している。このように、プーリ当接面Ｐｅ，ＰｅおよびプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐの当接部が理論軌道に対して外側あるいは内側にずれると、プーリ当接面Ｐｅ，ＰｅおよびプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐの当接部に大きな摩擦力が作用して金属ベルト式無段変速機Ｔの伝達効率が低下する問題がある。

その理由は、金属ベルト４４がドライブプーリ４２に巻き付く部分で金属エレメント５１…の軌道が径方向に変化すると、軌道の半径が小さい部分のプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐの周速は小さくなり、軌道の半径が大きい部分のプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐの周速は大きくなるのにも関わらず、金属エレメント５１…の移動速度は金属ベルト４４の移動速度と同じ一定速度であるため、プーリ当接面Ｐｅ，ＰｅがプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐに対して強く擦れ合ってエネルギー損失が発生するためと考えられる。

本願発明は、固定側プーリ半体４２ａおよび可動側プーリ半体４２ｂのプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐがドライブシャフト２０に直交する平面に対して成す角度（以下、プーリＶ面傾斜角度αという：図１参照）を適切に設定することで、固定側プーリ半体４２ａおよび可動側プーリ半体４２ｂを可及的に平行状態に維持してベルト式無段変速機Ｔの伝達効率を高めるものである。

図３はプーリＶ面傾斜角度αと金属ベルト４４の耐久性との関係を示すグラフであり、プーリＶ面傾斜角度αを小さくするほど金属ベルト４４の耐久性が向上することがわかる。但し、プーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐおよびプーリ当接面Ｐｅ，Ｐｅ間の摩擦係数と、プーリＶ面傾斜角度αと、最大伝達トルクとから最適のプーリＶ面傾斜角度αを決定する従来の手法では、金属ベルト４４の耐久性を高めることは可能であっても、必ずしも金属ベルト式無段変速機Ｔの伝達効率を高めることはできなかった。

次に、金属ベルト式無段変速機Ｔの最大の伝達効率が得られるプーリＶ面傾斜角度αを設定する手法を説明する。

図４はドライブプーリ４２に対する金属ベルト４４の巻き付き角（プーリ入口で０°、プーリ出口で２１０°）の各位置における、金属ベルト４４の理論軌道に対する実軌道のずれ量を示すものである。プーリ入口では実軌道の半径は最大軌道半径Ｒ１であって理論軌道半径Ｒ０に対してプラス側にずれており、そこから実軌道の半径は次第に減少して理論軌道の半径Ｒ０をマイナス側へと下回り、最小軌道半径Ｒ２となる。その後に実軌道の半径は最小軌道半径Ｒ２から次第に増加して理論軌道の半径Ｒ０を上回り、プーリ出口において実軌道の半径は最大軌道半径Ｒ１となる。

理論軌道半径Ｒ０に対する最大軌道半径Ｒ１のずれ量（絶対値）をＧ１とし、理論軌道半径Ｒ０に対する最小軌道半径Ｒ２のずれ量（絶対値）をＧ２としたとき、最大軌道ずれ量Ｇは、Ｇ＝Ｇ１＋Ｇ２により定義される。

図５はＶ面傾斜角度αに対する最大軌道ずれ量Ｇの変化を、金属ベルト式無段変速機Ｔの入力トルクＴｉｎ毎に示すものである。何れの入力トルクＴｉｎにおいても、Ｖ面傾斜角度αが９°のときに最大軌道ずれ量Ｇが最小になっていることがわかる。９°というＶ面傾斜角度αは、基準となる従来の一般的なＶ面傾斜角度αである１１°よりも小さい値であり、Ｖ面傾斜角度α＝１１°のものに比べて金属ベルト４４の耐久性は向上する（図３参照）。そして最大軌道ずれ量Ｇが最小になるということは、ドライブプーリ４２に巻き付く部分での金属エレメント５１…の軌道が理論軌道に近づくことを意味しており、これによりプーリ当接面Ｐｅ，ＰｅがプーリＶ面Ｐｐ，Ｐｐに対して強く擦れ合うことによるエネルギー損失を最小限に抑え、一般的なＶ面傾斜角度αである１１°を含む他のＶ面傾斜角度αを採用する場合に比べて、金属ベルト式無段変速機Ｔの伝達効率を高めることができる。

図６は図５の一部（Ｖ面傾斜角度α＝８°〜１１°の部分）を拡大して示すもので、入力トルクＴｉｎが９８Ｎｍの場合には、Ｖ面傾斜角度αが８．４°以上１１．０°未満の範囲で、その最大軌道ずれ量Ｇが基準となるＶ面傾斜角度α＝１１°の場合の最大軌道ずれ量Ｇよりも小さくなり、金属ベルト式無段変速機Ｔの伝達効率向上が可能になる。また入力トルクＴｉｎが１２８Ｎｍあるいは１４７Ｎｍの場合には、共にＶ面傾斜角度αが８．４°以上１１．０°未満の範囲で、その最大軌道ずれ量Ｇが基準となるＶ面傾斜角度α＝１１°の場合の最大軌道ずれ量Ｇよりも小さくなり、金属ベルト式無段変速機Ｔの伝達効率の向上が可能になる。

よって、Ｖ面傾斜角度αを８．４°以上１１．０°未満の範囲に設定することにより、入力トルクＴｉｎの値に関わらずに、最大軌道ずれ量Ｇを従来よりも小さく抑えて金属ベルト式無段変速機Ｔの伝達効率を高めることができる。

図７はＶ面傾斜角度αに対する伝達効率差を金属ベルト式無段変速機Ｔの各変速比について示すものである。変速比がＬＯＷ（ロー）、ＭＩＤ（ミディアム）、ＴＯＰ（トップ）およびＯＤ（オーバドライブ）の何れの場合にも、Ｖ面傾斜角度α＝９°のときに伝達効率が最大になっている。Ｖ面傾斜角度αが９°を上回る領域では、ＴＯＰおよびＭＩＤでの伝達効率が最大になり、ＬＯＷおよびＯＤでの伝達効率は殆ど一致している。またＶ面傾斜角度αが９°を下回る領域では、ＯＤでの伝達効率が最大になり、ＴＯＰ、ＬＯＷおよびＭＩＤに向けて伝達効率は次第に低下している。

従って、車両の運転中に最も使用する頻度が高いＴＯＰからＯＤの変速比において最大軌道ずれ量Ｇが最小になるようにＶ面傾斜角度αを決定しても、その値は９°となる。そしてＶ面傾斜角度αを９°に設定すれば、全ての変速比領域で最大の伝達効率を得ることができる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、実施の形態では主としてドライブシャフト２０に支持したドライブプーリ４２について説明したが、本発明はドリブンシャフト２３に支持したドリブンプーリ４３に対しても同様に適用可能である。

また図１に示す金属ベルト式無段変速機Ｔの構造は一例にすぎず、本発明は任意の構造の金属ベルト式無段変速機Ｔに対して適用することができる。

また金属ベルト４４の構造も実施の形態の２本の金属リング集合体５２に多数の金属エレメント５１…を支持したものに限定されず、１本の金属リング集合体５２に多数の金属エレメント５１…を支持したものであっても良い。

２０ ドライブシャフト
２３ ドリブンシャフト
４２ ドライブプーリ
４２ａ 固定側プーリ半体
４２ｂ 可動側プーリ半体
４３ ドリブンプーリ
４３ａ 固定側プーリ半体
４３ｂ 可動側プーリ半体
４４ 金属ベルト
５１ 金属エレメント
５２ 金属リング集合体
Ｇ 最大軌道ずれ量
Ｐｐ プーリＶ面
Ｒ１ 軌道の最大半径
Ｒ２ 軌道の最小半径
α プーリＶ面傾斜角度

Claims (3)

1. ドライブシャフト（２０）に支持したドライブプーリ（４２）のプーリＶ面（Ｐｐ）とドリブンシャフト（２３）に支持したドリブンプーリ（４３）のプーリＶ面（Ｐｐ）とに、金属リング集合体（５２）に多数の金属エレメント（５１）を支持した金属ベルト（４４）を巻き掛け、前記ドライブプーリ（４２）および前記ドリブンプーリ（４３）の固定側プーリ半体（４２ａ，４３ａ）に対して可動側プーリ半体（４２ｂ，４３ｂ）を油圧で押し付けることで溝幅を変化させて変速を行う金属ベルト式無段変速機において、
   前記固定側プーリ半体（４２ａ，４３ａ）および前記可動側プーリ半体（４２ｂ，４３ｂ）が相互に平行であって所定の溝幅を有するときの前記金属ベルト（４４）が前記プーリＶ面（Ｐｐ）に巻き付く部分の軌道を幾何学的速度比の理論軌道としたとき、
   前記金属ベルト（４４）が前記プーリＶ面（Ｐｐ）に噛み込む部分あるいは離脱する部分において、前記金属ベルト（４４）が前記理論軌道よりも外側に押し出される位置での軌道の最大半径（Ｒ１）と、前記金属ベルト（４４）が前記プーリＶ面（Ｐｐ）に噛み込む部分と離脱する部分との中間部分において、前記金属ベルト（４４）が前記理論軌道よりも内側に引き込まれる位置での軌道の最小半径（Ｒ２）との差である最大軌道ずれ量（Ｇ）が最小となるようにプーリＶ面傾斜角度（α）を設定することを特徴とする金属ベルト式無段変速機におけるプーリＶ面傾斜角度設定方法。
2. 前記最大軌道ずれ量（Ｇ）は、最大車速が得られる変速比ないし最小変速比における値であることを特徴とする、請求項１に記載の金属ベルト式無段変速機におけるプーリＶ面傾斜角度設定方法。
3. 請求項１または請求項２の方法により前記プーリＶ面傾斜角度（α）を設定した金属ベルト式無段変速機であって、
   前記プーリＶ面傾斜角度（α）が９°であることを特徴とする金属ベルト式無段変速機。

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