JP5592896B2 - 無段変速機 - Google Patents

Description

本発明は、駆動シャフトに係合した１次プーリと被駆動シャフトに係合した２次プーリとからなり、前記それぞれのプーリは、周縁の溝を画定する傾斜したシーブ面を持つ２つの円錐形プーリシーブを有し、前記溝の中に無端変速機ベルトが可変の径方向位置において保持される、無段（連続可変）変速機に関するものである。

このタイプの変速機の設計及び動作は、例えば特許文献１において周知であり、その文献は無端変速機ベルトの１つの公知のタイプを記載している。この無端変速機ベルトはファンドーネルズプッシュベルトとして一般的に知られ、例えば特許文献２に詳細に記載されている。

このような無段変速機の更なる事例は、特許文献３に開示されている。この特に自動車用に意図された公知の変速機では、所望の変速比が、１つのプーリのＶ字型溝が広がり、他の１つのプーリのＶ字型溝が狭まるように、同時に１次プーリと２次プーリのＶ字型溝の幅を変化させることにより調整可能である。この結果無端変速機ベルトの径方向位置が両方のプーリで変化し、それにより変速比が変化する。無端変速機ベルトの径方向位置の変化は、無端変速機ベルトの軸方向の偏移を伴う。

一般的に１次プーリにおける無端変速機ベルトの軸方向の偏移は、２次プーリにおけるそれとは、変速機の幾何学的構成と無端変速機ベルトの固定の長さに起因して同一ではない。その結果無端変速機ベルトは、特定の変速比又は変速機ベルトが一直線になる２−３の変速比、即ち、１次プーリと２次プーリのＶ字型溝の中心が一直線上にアライメントされる変速比、を除き常に一直線上のアライメントから外れる。

前述の特許文献３は更に、アライメントのずれは、変速機と無端変速機ベルトの負荷と寿命の観点から望ましくないと教えている。この特許文献３において、１：１即ち中間変速比において、１次プーリのＶ字型溝の中心を２次プーリのＶ字型溝の中心に対して軸方向に、２次プーリの可動ディスクの方向に既定の距離だけ偏移させ、それにより中間変速比と，変速機により提供される最大の変速比（ｉ＝ｉ_ｍａｘ）即ちロー変速比との本質的に中間のある変速比において中央線のアライメントが起こるようにさせることにより、発生する最大のアライメントずれの値を制限することが提案されている。

しかし、この既知のプーリアライメントの修正が変速機全体と別個の無端変速機ベルトの両方の負荷と寿命に不十分な効果しかもたらさないため、異なるプーリアライメントの修正が特許文献４で提案されている。この文献では１次プーリの中心線の軸方向偏移の距離は、所謂「トップ」変速比即ち、作動中１次プーリから２次プーリに最大の力が伝達される変速比（ｉ）でアライメントが起こるように設定される。この方策は、動作寿命の中の大部分では動作中の変速機は、中間変速比（ｉ＝１）と変速機に提供される最小変速比（ｉ＝ｉ_ｍｉｎ，即ちオーバードライブ変速比；変速比（ｉ）は無端変速機ベルトの１次プーリにおける駆動シャフトからの径方向距離に対する無端変速機ベルトの２次プーリにおける被駆動シャフトからの径方向距離により定義される）との間の変速比にあり，そしてこの範囲特に上記「トップ」変速比でのアライメントは、変速機と無端変速機ベルトの改善された負荷パターンとより長い寿命をもたらす、ということが判ったため実施された。

上記の従前の変速機では、それぞれのプーリは直線的なシーブ面（即ち、シーブ面は径方向に対し一定の鋭角で伸長する）を持つプーリシーブからなる。しかし近年の無段可変変速機の開発によって、変速機ベルト、詳細にはプッシュベルトがその間に挟まれるプーリシーブの表面が曲面である、例えば凸面に曲がったプーリシーブ面をもつプーリシーブが適用されている。一般的にプーリシーブ面は、１次プーリと２次プーリのシーブ面の間に形成される溝の間のアライメントのずれを最小化し、完全に除去するという観点で、径方向に曲がっている。適切に設計された場合、シーブ面の曲面はアライメントのずれを減少させる。しかし、変速機ベルトの摩耗、特にプッシュベルトタイプの変速機ベルトの横断要素の摩耗、及び／又はプーリシーブ面の摩耗は、曲面のプーリシーブ面を持つ後者のタイプの変速機設計に関しては問題があり、それらの寿命を短くすることが判った。

欧州特許 ＥＰ１２１８６５４Ｂ１ 欧州特許 ＥＰ１２２１５６３Ａ１ 米国特許 ＵＳ４５９６５３６ 欧州特許 ＥＰ０２９１１２９Ａ１

本発明の１つの目的は、曲面のプーリシーブ面を持つ無段可変変速機を更に開発することである。
本発明の更なる目的は、より長寿命の、摩耗し難い改良された無段可変変速機を提供することである。
本発明の第１の局面によれば、本発明の上記目的の少なくとも１つは、
無段可変変速機であって、
駆動シャフトに係合された１次プーリと、被駆動シャフトに係合された２次プーリとからなり、
それぞれのプーリは、径方向に湾曲したシーブ面を持つ２つの円錐形のプーリシーブを有し、
シーブ面は、シーブ面の周縁からなる溝を画定し、
溝の中に無端変速機ベルトが径方向可変位置で支持され；
１次プーリは、駆動シャフトに固定された第１シーブと、駆動シャフトに対し軸方向に可動な第２シーブとを有し、それにより第１シーブと第２シーブは第１中心線を持つ溝を取り囲み；
２次プーリは、被駆動シャフトに固定された第１シーブと、被駆動シャフトに対し軸方向に可動な第２シーブとを有し、それにより２つのシーブは第２中心線を持つ湾曲した溝を取り囲み；
ここにおいて駆動シャフトと被駆動シャフトは、ある径方向距離離れて軸方向に平行に位置し、
ここにおいて１次プーリの第１シーブと２次プーリの第１シーブとの相対的軸方向位置は、変速機ベルトが最大の力を１次プーリから２次プーリに転送可能である最大力変速比より小さい変速比で変速機が作動している場合に、第１中心線と第２中心線とはアライメントがずれており、
変速比は、１次プーリ内の無端変速機ベルトの駆動シャフトからの径方向距離に対する２次プーリ内の無端変速機ベルト（１１）の被駆動シャフトからの径方向距離として定義される、
ことを特徴とする変速機、において達成される。

上記の従来技術は、耐摩耗性を改良し、変速機ベルトとプーリの寿命を延長するため、１次プーリと２次プーリの中心線の間のアライメントのずれを防止することを教授しているが、本発明の局面によれば、変速機の作動中に最も頻繁に使用される変速比の範囲において、及び／又はベルトが最大の負荷を印加され、即ち、変速機が最大力変速比（「トップ」）より小さな（及び最小変速比（オーバードライブ）より大きい）変速比で作動する場合において、プーリは意図的にアライメントを外される。変速機は例えば中間変速比、即ち、無端変速機ベルトの１次プーリにおける駆動シャフトからの径方向距離と無端変速機ベルトの２次プーリにおける被駆動シャフトからの径方向距離が等しい無端変速機ベルトの位置、でアライメントされてよい。

発明者は驚くべきことに、特定の条件下では１次プーリと２次プーリのアライメントを維持することは、変速機ベルトの、より詳細には、横断要素の、及び／又はプーリシーブの、摩耗の減少よりむしろ増加につながることを発見した。この摩耗の増加の原因は完全には判明していない。可能性のある１つの説明は、アライメントされた状態で走行する変速機ベルトの横断要素は、プーリの可動シーブの接触面と固定シーブの接触面に同時に、又は少なくとも極端に速い継承で接触するという事実によって、増加した摩耗が引き起こされるという説明である。変速機ベルトの１つ以上の横断要素の僅かな偏移、又は回転した位置、例えば横断要素の変速機ベルトの中心に対する小さな軸方向偏移、及び／又は横断要素の変速機ベルトの径方向及び／又は長手（径）方向に対する小さな回転、は幾分瞬間的なものであり、可動と固定の両方のプーリシーブの接触面によって強制的に修正される。横断要素のこのような偏移と回転した位置が上記接触により完全には修正されず、溝内に位置しプーリシーブによりクランプされている時にでも、アライメントされない位置にある、ことさえ起こり得る。このことは比較的大きな摩擦力をもたらし、摩耗の速度を速める原因となりうる。

駆動ベルト内に発生した増加した摩耗は、一定の、典型的には１１°の角度のプーリシーブ面と横断要素のプーリ接触面を備える従来型設計の変速機ベルトには存在しない（又は有意に少ない）ことを述べておく。このような従来型の変速機ベルトでは、横断要素とプーリシーブ面の間には点接触よりはむしろ線接触が存在する。横断要素とプーリシーブ面の間の線接触は、横断要素を、少なくとも長手方向に自動的にアライメントさせる。

更に駆動ベルト内に発生した増加した摩耗はまた、変速機チェーンには存在しない（又は有意に少ない）。一般的に変速機チェーンには、チェーンの他の部分に対し軸方向に偏移し又は回転するタイプの横断要素はない。

また更に発明者は、変速機ベルトがアライメントから外れた状態で作動する場合、変速機ベルト及び／又は変速機のプーリの摩耗が有意に減少することを発見した。これは恐らく、走行する変速機ベルトの１つ以上の横断要素のこのような僅かに偏移又は回転した位置は、シーブの接触面の一方だけに接触するようになった横断要素により最初に修正されるという現象に起因する。この片方での接触により、横断要素が他方の接触面とも接触する前に、従ってプーリのシーブ間にしっかりとクランプされる前に、横断要素の位置がより徐々に修正される。

好ましい実施形態では、変速機は、１次プーリ（１）の第１シーブ（２）と２次プーリ（６）の第１シーブ（７）との相対的軸方向位置によって、アライメントのずれ即ち第１中心線と第２中心線の間のずれの量が、変速比が最小変速比又はオーバードライブから最大力変速比（トップ）に向かって増加するに従って、減少するように設計される。この実施形態では、最大力変速比（「トップ」）でのアライメントのずれは相対的に小さい。このことは特に変速機ベルトが最大限度まで負荷を掛けられた場合の変速比において、一方では上記の耐摩耗性を向上させ、他方では変速機ベルトの耐負荷性能を増大させる。

ある実施形態では、変速機が１：１変速比（「中間」）より小さな変速比で作動する場合、第１プーリの第１シーブと第２プーリの第１シーブの相対的軸方向位置は、第１中心線と第２中心線がアライメントからずれた位置にある。この実施形態によれば、変速機ベルトの速度が速い、従って摩耗レベルが高いリスクが相対的に大きい、これらの変速比では、変速機はアライメントされない。結果的に変速機ベルト及び／又はシーブの摩耗は更に減少可能である。

ある実施形態では、１次プーリの第１シーブと２次プーリの第１シーブとの相対的軸方向位置は、全ての変速比においてアライメントからずれている、即ち無端変速機ベルトの１次プーリの駆動シャフトからの径方向距離が最大であり、無端変速機ベルトの２次プーリの被駆動シャフトからの径方向距離は最小である、最小変速比又はオーバードライブと、無端変速機ベルトの１次プーリの駆動シャフトからの径方向距離が最小であり、無端変速機ベルトの２次プーリの被駆動シャフトからの径方向距離が最大である、最大変速比又はローの間の可能な全ての変速比に対してアライメントから外れている。どのような変速比でも完全なアライメントが起こらない。最大変速比（ロー）でも変速機はアライメントからずれたままである。
結果的にこの実施形態では、変速機ベルトの横断要素の偏移及び／又は回転によりもたらされる摩耗の減少が、最小変速比（オーバードライブ）と最大変速比（ロー
との間の変速比で実現可能である。

ある実施形態では、変速機がアライメントからずれている場合、１次プーリと２次プーリの溝の中心線の相対的軸方向偏移が閾値を超える。
更なる実施形態では、閾値は約０．０５ｍｍであり、また別の実施形態では０．１ｍｍである。アライメントのずれがこの閾値より小さい場合、変速機ベルトの横断要素の偏移又は回転位置は十分に修正されない可能性が有り、従って摩耗のレベルは比較的大きいままである。しかし、アライメントのずれがこの閾値を超えると、横断要素の偏移又は回転位置はより良く修正されるため、明確な（更なる）摩耗レベルの減少がある。

ある実施形態では、変速機がアライメントからずれている場合、１次プーリと２次プーリの周縁からなる溝の中心線の相対的軸方向偏移が約０．７５ｍｍ以下であり、少なくとも最大力変速比（トップ）において、約０．４ｍｍ以下である。
本発明の実施形態では、変速機ベルトは横断要素を有するプッシュベルト型変速機ベルトであり、その横断要素は、駆動ベルトの引張要素に沿って可動可能に保持され、少なくとも変速機の作動中、第１プーリと第２プーリのプーリシーブの間で順番にクランプされる。

本発明の更なる利点、特性及び詳細は以下の好適な実施形態の記載により明確になるであろう。記載においては以下の図が参照される。
本発明による、アライメント修正幅Ｃの、中間位置にある無段可変変速機の概略図である。 既存技術による実施形態の、横断要素の正面図である。 図２Ａによる２つの連続する横断要素の側面図である。 変速機が第１の実施形態に従ってアライメントされた場合の、変速機のアライメントのずれ（Ｓ）の傾向を変速比（ｉ）の関数としてしめす図である。 変速機が第２の実施形態に従ってアライメントされた場合の、変速機のアライメントのずれ（Ｓ）の傾向を変速比（ｉ）の関数としてしめす図である。 変速機が第３の実施形態に従ってアライメントされた場合の、変速機のアライメントのずれ（Ｓ）の傾向を変速比（ｉ）の関数としてしめす図である。 変速機が第４の実施形態に従ってアライメントされた場合の、変速機のアライメントのずれ（Ｓ）の傾向を変速比（ｉ）の関数としてしめす図である。 変速機が第５の実施形態に従ってアライメントされた場合の、変速機のアライメントのずれ（Ｓ）の傾向を変速比（ｉ）の関数としてしめす図である。

図１の無段可変変速機は、駆動シャフト５、例えば自動車又は他の車両の駆動シャフト、に係合する１次プーリ１を有する。１次プーリ１は、シャフト５に固定された１つの第１円錐形円板又はシーブ２と、シャフト上を軸方向に移動可能な第２円錐形円板又はシーブ３を有する。軸方向に可動な円板３は、シャフト５に固定されたプレート４と共に、密閉されたシリンダ室４’を有するシリンダ−ピストン組立体を形成する。変速機１はまた、被駆動シャフト１０を伴う２次プーリ６を有する。２次プーリ６は、シャフト１０に固定された１つの円錐形円板又はシーブ７と、シャフト上を軸方向に移動可能な１つの円錐形円板又はシーブ８を有する。軸方向に可動な円板８は、シャフト１０に固定されたプレート９と共に、密閉されたシリンダ室９’を有するシリンダ−ピストン組立体を形成する。

それぞれのシーブ２，３；７，８の円錐シーブ傾斜面１４−１７は断面で見て湾曲している、より詳細には、径方向に凸面をなしている。
さらにシャフト５と１０は、既定の径方向距離で軸方向に平行に配置される。１次プーリ１と２次プーリ６の円錐形円板は、それぞれ溝を有し、その中に無端変速機ベルト１１が配置される。無端変速機ベルト１１は、従来型のプッシュベルトでよい。従来型のプッシュベルトの例を図２に示す。プッシュ型変速機ベルトは、横断要素２８及び１つの無端キャリア２９からなる。横断要素は、そのキャリアに沿って滑動自由に配置され、先き細りの径方向内側の要素部分３０と、ノッチ状突起２０を持つ前側主要面１８と穴状窪み２１を持つ後側主要面１９とを有する、径方向に傾斜した要素部分３１と、前側主要面と後側主要面との遷移部分を形成し、隣り合う横断要素が相互に揺動縁２２上の接触線２６の周りを回転する、揺動縁２２と、からなる。前側主要面１８から伸長するノッチ状突起２０は、穴状窪み２１と相互作用し、２つの隣接する横断要素２８を相互に整列させ、及び／又は位置決めする。横断要素２８は更に、横方向側面２７を有し、それは作動中１次プーリと２次プーリのそれぞれのシーブ１４−１７にクランプされかつ摩擦接触する。

無段変速機の変速比は、２次プーリ６の溝内の無端変速機ベルト１１の径方向位置と、１次プーリ１の溝内の無端変速機ベルト１１の径方向位置との間の比率に依存する。詳細には、変速比は、ベルトと２次プーリ６のシャフト１０の中心線との距離（Ｒ_２）をベルトと１次プーリ１のシャフト５の中心線との距離（Ｒ_１）で除した値で定義される。

変速機の変速比は、一方のプーリの溝の幅を増加させ、他方のプーリの溝の幅を減少させることにより、変更可能である。その後無端変速機ベルト１１は溝内を径方向に移動し、その結果、変速比が変更される。溝の拡大と縮小は通常、シリンダ室４´内の油圧媒体の制御圧を減少又は増大させることにより行われ、一方シリンダ室９´では、それぞれ高めの及び低めの引張圧が油圧媒体により印加される。圧は十分な引張力が常に無端変速機ベルト１１に印加されることを確実にする。

上記のように、変速機の特定の幾何学的構成、詳細には、プーリのシーブの形状は、無端変速機ベルト１１が径方向に移動した場合、ベルトに軸方向の偏移をもたらす。
一般的に、無端変速機ベルトの軸方向偏移は１次プーリ１と２次プーリ６で異なり、無端変速機ベルトは、変速機がアライメントされる変速比、即ち、１次プーリ１の溝の中心線１２が２次プーリ６の中心線１３と一直線上に並ぶ変速比を除き、常にアライメントから外れる。

本発明の第１の実施形態における、変速比（ｉ）の関数としてのアライメントずれＳを表わす曲線４０の１つの事例が図３に示される。図３は、変速比（ｉ）が、最小変速比又はオーバードライブ比から、変速機で伝達される力が最大のトップ変速比を経由し、ベルト１１とシャフト５の中心線との径方向距離とベルト１１とシャフト１０の中心線の径方向距離が等しい、中間変速比を経由し、ローとも呼ばれる最大変速比までの値をとることを示す。線４１はアライメント線であり、１次プーリと２次プーリが完全にアライメントされている状態（即ち、アライメントずれがゼロ）を表わす。図は、この特定の実施例においては、変速機はトップ変速比でアライメントされるように構成されることを示す、何故ならばアライメント線４１が曲線４０をトップ変速比において横切っているからである。

作動中の変速機は、作動時間の大部分が、中間（ｉ＝１）と、一般的にマニュアル変速機の３番目、４番目及び５番目のギアに相当するオーバードライブの位置の間の変速比にあることが判っている。従って、上述の、変速機がアライメントから外れた場合に変速機ベルト及び／又はプーリシーブの摩耗が減少するという観点から、図３の実施形態では、オーバードライブ変速比とトップ変速比の間の変速比範囲で、変速機はアライメントから外れるように構成される。言い換えれば、アライメントはオーバードライブ変速比とトップ変速比の間を除くどの変速比でも起こってもよい。

このことは、図３において、「禁止領域（Ｐ）」と「許容領域（Ａ）」で示される。この実施例では、２つの許容領域（Ａ１，Ａ２）が存在し、１つの領域はアライメント線４１以下であり、他の１つはアライメント線４２より上方にある。変速機は、図３に示すように、変速比の禁止領域（Ｐ）にアライメントが無い限り、例えばトップ変速比でアライメントされていてもよく、又はより高い変速比、例えば中間変速比でアライメントされていてもよい。言い換えれば、アライメント線４１は、曲線４０を禁止領域（Ｐ）で横切らない限り、上方又は下方に偏移可能である。プーリ１，６をシャフト５，１０上に搭載し、そして例えば中間位置からスタートする場合、必要なアライメントずれを得るためには、完全なアライメントの線が２つの許容領域（Ａ１，Ａ２）のいずれかに留まる限り、第１プーリ１の溝の第１中心線１２を第２プーリ６の溝の中心線１３に対して軸方向に移動さればよい。

図４では、他の実施形態におけるアライメントずれ（Ｓ）が示されている。この実施例では、最小変速比（オーバードライブ）と最大変速比（ロー）の間の可能な全ての変速比において、第１中心線１２と第２中心線１３がアライメントを外れている。図４は１つの禁止領域（Ｐ２）と２つの許容領域Ａ３，Ａ４を示す。結果としてこの実施例では、変速機ベルトの横断要素の偏移及び／又は回転によりもたらされる摩耗の減少が全ての変速比に対して得られ、それにより変速機のさらなる寿命の延長がもたらされる。

図５ではまたさらに異なる実施形態におけるアライメントずれ（Ｓ）が示されている。この実施例では、第１中心線１２と第２中心線１３がアライメントを外れ、オーバードライブ変速比とトップ変速比の間の領域でのアライメントずれ（Ｓ）は既定の閾値、例えば０．０５ｍｍ又は０．１ｍｍより大きい。図３と図５を比べると、図５の禁止領域Ｐ３は図３の禁止領域Ｐより大きい。

図６では別の実施形態におけるアライメントずれ（Ｓ）が示されている。ある実施形態では第１中心線１２と第２中心線１３がアライメントを外れ、最小と最大の変速比間の全ての変速比においてアライメントずれ（Ｓ）が閾値、例えば０．７５ｍｍよりも小さい。図６は結果としての禁止領域Ｐ４，Ｐ５を示す。もし他の実施形態において、追加としてオーバードライブ変速比とトップ変速比の間の領域Ｐ（図３）でアライメントずれが起こらない場合、２つの（１つの代わりに）許容領域Ａ７，Ａ８が存在する。

図６と図７では他の１つの実施形態におけるアライメントずれ（Ｓ）が示されている。図６で示された実施形態から出発して、更なる必要条件として、最大力（トップ）変速比においてアライメントずれが、更なる閾値、例えば破線４５で示すように０．４よりも小さくなければならない。線４５が禁止領域Ｐ４を定める線４４より上に位置する場合、許容領域は変わらない、即ちＡ７である。この状況は図６に示される。図７に示すように線４５が線４４より下に位置すると、許容領域はＡ９に制限される。

本発明は特定の実施形態に関して記載されているが、本発明はこれら実施形態に限定されない。またここに記載されたシステムや方法の変更及び修正は、本発明から離脱することなく可能である。請求される権利は請求項に記載される。

１：１次プーリ ２：第１シーブ ３：第２シーブ
４：プレート ５：シャフト ６：２次プーリ
７：固定シーブ ８：可動シーブ ９：固定プレート
１０：シャフト １１：無端変速機ベルト
１２：１次プーリの中心線 １３：２次プーリの中心線
１８：前側主要面 １９：後側主要面 ２０：ノッチ状突起
２１：穴状窪み ２２：揺動縁 ２６：接触線
２７：横方向側面 ２８：横断要素 ３０：径方向内側の要素部分
３１：径方向に傾斜した要素部分
４’，９’：シリンダ室

Claims (10)

1. 無段可変変速機であって、
   駆動シャフト（５）に係合された１次プーリ（１）と、被駆動シャフト（１０）に係合された２次プーリ（６）とからなり、
   それぞれの前記プーリは、径方向に湾曲したシーブ面（１４−１７）を持つ２つの円錐形のプーリシーブ（２，３；７，８）を有し、
   前記シーブ面は、前記シーブ面の周縁からなる溝を画定し、
   前記溝の中に無端変速機ベルト（１１）が径方向に可変な位置で支持され；
   前記１次プーリ（１）は、前記駆動シャフトに固定された第１シーブ（２）と、前記駆動シャフトに対し軸方向に可動な第２シーブ（３）とを有し、それにより前記第１シーブと前記第２シーブは第１中心線（１２）を持つ溝を取り囲み；
   前記２次プーリ（６）は、前記被駆動シャフトに固定された第１シーブ（７）と、前記被駆動シャフトに対し軸方向に可動な第２シーブ（８）とを有し、それにより前記２つのシーブは第２中心線（１３）を持つ湾曲した溝を取り囲み；
   ここにおいて前記駆動シャフト（５）と前記被駆動シャフト（１０）は、ある径方向距離離れて軸方向に平行に位置し、
   ここにおいて前記１次プーリ（１）の前記第１シーブと前記２次プーリ（６）の前記第１シーブとの相対的軸方向位置は、前記変速機ベルト（１１）が最大の力を前記１次プーリ（１）から前記２次プーリ（６）に転送可能である最大力変速比（トップ）より小さい変速比で変速機が作動している場合に、前記第１中心線と前記第２中心線とがアライメントから外れており、
   前記変速比（ｉ）は、前記１次プーリ内の前記無端変速機ベルト（１１）の前記駆動シャフトからの径方向距離に対する前記２次プーリ内の前記無端変速機ベルト（１１）の前記被駆動シャフトからの径方向距離として定義される、
   ことを特徴とする変速機。
2. 前記１次プーリ（１）の前記第１シーブ（２）と前記２次プーリ（６）の前記第１シーブ（７）との相対的軸方向位置は、全ての変速比においてアライメントから外れている、ことを特徴とする請求項１に記載の変速機。
3. 前記１次プーリ（１）の前記第１シーブ（２）と前記２次プーリ（６）の前記第１シーブ（７）との相対的軸方向位置は、前記変速比が最小変速比から前記最大力変速比（トップ）に向かって増加するに従って、前記アライメントのずれの量が減少する、ことを特徴とする請求項１又は２に記載の変速機。
4. 前記変速機がアライメントから外れている場合、前記１次プーリと前記２次プーリの前記周縁からなる溝の前記中心線の間の相対的軸方向偏移の値が閾値を超える、ことを特徴とする請求項１−３のいずれかに記載の変速機。
5. 前記１次プーリの前記第１シーブと前記２次プーリの前記第１シーブとの相対的軸方向位置は、前記変速機の最小変速比であるオーバードライブ変速比と前記最大力変速比（トップ）との間の変速比領域で作動する場合、前記第１中心線と前記第２中心線が閾値より大きい値だけアライメントを外れる、ことを特徴とする請求項１−４のいずれかに記載の変速機。
6. 前記閾値は０．０５ｍｍである、ことを特徴とする請求項４又は５に記載の変速機。
7. 前記変速機がアライメントから外れている場合、前記１次プーリと前記２次プーリの前記周縁からなる溝の前記中心線の間の相対的軸方向偏移が０．７５ｍｍ以下である、ことを特徴とする請求項１−６のいずれかに記載の変速機。
8. 少なくとも前記最大力変速比（トップ）において、前記相対的軸方向偏移が０．４ｍｍ以下である、ことを特徴とする請求項７に記載の変速機。
9. 前記駆動シャフト上の前記固定シーブと前記可動シーブの軸方向位置関係は、前記被駆動シャフト上の前記固定シーブと前記可動シーブの軸方向位置関係と逆の関係にある、ことを特徴とする請求項１−８のいずれかに記載の変速機。
10. 前記無端変速機ベルト（１１）は、横断要素（２８）を有し、前記横断要素は、前記無端変速機ベルト（１１）の引張要素に沿って移動可能に保持され、少なくとも前記変速機の作動中に、前記横断要素の横側面の場所において前記１次プーリ（１）と前記２次プーリ（６）のプーリシーブの間に順番にクランプされる、ことを特徴とする請求項１−９のいずれかに記載の変速機。

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