JP6493346B2

JP6493346B2 - 車両用無段変速機

Info

Publication number: JP6493346B2
Application number: JP2016186318A
Authority: JP
Inventors: 範一赤松; 原嶋　照; 照原嶋
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2016-09-23
Filing date: 2016-09-23
Publication date: 2019-04-03
Anticipated expiration: 2036-09-23
Also published as: JP2018048728A; CN107869568B; CN107869568A

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部材の磨耗によって生じる変速比の変動を抑制す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、前記シーブシャフトの軸方向に相対移動可能な可動シーブとから構成されるプライマリシーブと、前記プライマリシーブと同様の構造を持つセカンダリシーブと、これらの前記プライマリシーブと前記セカンダリシーブとの間に巻き掛けられるベルトとを含んで構成される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、前記可動シーブとともに油圧室を構成するシリンダ部材が、変速比の最大時もしくは最小時に、前記可動シーブに当接して前記可動シーブのシリンダ部材側への軸方向の移動を規制するストッパ部材としての機能を果たしている。

特開２００８−２０８８６１号公報

ところで、前記プライマリシーブと前記セカンダリシーブとの間の伝動トルクが大きくなると、対向して配置されている前記固定シーブおよび前記可動シーブにはそれぞれが設けられたシーブシャフトを外側に向かって湾曲させる力が生じることとなる。これによって、前記可動シーブとそれに隣接するストッパ部材とに局所的な接触が生じ、その接触部分における圧力すなわち接触面圧は、伝動トルクが大きいほど増加することとなる。この接触面圧の増加によって前記ストッパ部材の磨耗が生じ、これらの磨耗の増加によって変速比が変動する可能性があった。一方、前記車両用無段変速機は、搭載性の観点から可能な限り小さくすることが求められている。この小型化のためには固定シーブおよび可動シーブのシーブ面の角度を小さくすること、および前記可動シーブの軸方向寸法を小さくすることが有効ではあるが、いずれも前記可動シーブと前記ストッパ部材との接触面における力すなわち接触面圧の増加により上記の不都合が顕著となる。

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、前記可動シーブと前記ストッパ部材との接触面圧を低減することによって前記ストッパ部材および前記可動シーブの摩滅を軽減し、変速比の変動を抑制することにある。さらに前記ストッパ部材および前記可動シーブの接触面圧を軽減することによってシーブ面の角度を従来よりも小さくすること、および可動シーブとの軸方向寸法を従来よりも短くすることが可能となり、これによって車両用無段変速機の小型化にも寄与する構造を提供することにある。

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ベルト式無段変速機であって、（ｂ）前記可動シーブは、前記固定シーブとは反対側に位置する位置固定のストッパ部材に向かって突き出す円筒状のボス部を有し、（ｃ）前記ボス部の前記ストッパ部材に対向する環状の端面は、環状の外周側端面と、前記外周側端面よりも前記ストッパ部材から回転中心線方向に離れた環状の内周側端面と、前記環状の外周側端面の内周縁と前記環状の内周側端面の外周縁とを、前記固定シーブに向かうほど内周側へ向かうテーパ面で接続する環状接続面とを有し、（ｄ）前記外周側端面と前記環状接続面との境界線にＲ面取部を備えることを特徴とする。

このようにすれば、前記ボス部の前記ストッパ部材に対向する環状の端面は、環状の外周側端面と、前記外周側端面よりも前記ストッパ部材から回転中心線方向に離れた環状の内周側端面と、前記環状の外周側端面の内周縁と前記環状の内周側端面の外周縁とを、前記固定シーブに向かうほど内周側へ向かうテーパ面で接続する環状接続面とを有し、前記外周側端面と前記環状接続面との間の境界にＲ面取部が備えられていることから、このＲ面取部が前記ストッパ部材に当接するので、前記可動シーブと前記ストッパ部材との接触部分における接触面圧を軽減することが可能となり、前記ストッパ部材および前記可動シーブの磨耗が抑制されることによって、変速比の変動も抑制される。さらに前記ストッパ部材および前記可動シーブの摩滅を軽減することによってより強いベルトへの挟圧力を許容することとなり、シーブ面の角度を従来よりも小さくすること、および前記可動シーブの軸方向寸法を従来よりも短くすることが可能となり、これによって車両用ベルト式無段変速機の小型化も可能となる。

また第２発明の要旨とするところは、第１発明の車両用ベルト式無段変速機において、前記シーブシャフトと前記可動シーブとがインボリュートスプライン、ボールスプラインもしくはローラスプラインを含むスプライン嵌合によって前記シーブシャフトの軸方向に相対移動可能とされることを特徴とする。このようにすれば、前記シーブシャフトと一体に形成された固定シーブと、前記可動シーブとが前記シーブシャフトの軸方向に良好な相対移動を確保することが可能となる。

また、第３発明の要旨とするところは、第１発明または第２発明の車両用ベルト式無段変速機において、前記ボス部の前記環状の端面の外径と内径との差の半分以下の内径側の範囲に前記Ｒ面取部が形成されていることを特徴とする。このようにすれば、伝動トルクが大きくなることによって、前記可動シーブと前記固定シーブとが前記シーブシャフトの軸方向に平行に広げられる力が生じたとしても、前記Ｒ面取部が所定の部分に限定して形成されることによって、隣接する前記ストッパ部品と接触する前記ボス端部の接触面が充分に確保される。大きい接触面が確保されることによって前記ボス端部から前記ストッパ部品への平均面圧が抑制される。これによって、前記ストッパ部材および前記可動シーブの磨耗が抑制され、さらに変速比の変動もまた抑制される。さらに前記ストッパ部材および前記可動シーブの摩滅が軽減されることによってシーブ面の角度を従来よりも小さくすること、および前記可動シーブの軸方向寸法を従来よりも短くすることが可能となり、これによって車両用ベルト式無段変速機の小型化も可能となる。

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の可動シーブとシーブシャフトとを拡大して示した断面図である。図３の１対の可動シーブと固定シーブと周辺部品との変形モードの一例を示した断面図である。図４をさらに拡大した図に相当する、従来構造における可動シーブのボス端部とスプライン端部との詳細を示した断面図である。図４をさらに拡大し、本発明が適用されたボス端部にＲ面取部を持つ可動シーブの詳細を示した断面図である。Ｒ面取部があるボス端部とＲ面取部がないボス端部とにおいてそれぞれ接触面で生じる接触面圧を、対向するシーブとの相対位置に基づいて示す圧力分布図である。図３の可動シーブとシーブシャフトとのスプライン嵌合にボールスプラインが用いられた場合の断面図である。図７におけるボス端部のＲ面取部が形成される領域を軸方向から見た図である。

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。噛合式クラッチＤ１は、動力伝達装置１６に備えられて、前後進切替装置２６(第１摩擦クラッチＣ１も同意)と出力軸３０との間の動力伝達経路に配設された(換言すれば第１クラッチＣ１よりも出力軸３０側に設けられた)、第１動力伝達経路ＰＴ１を断接する第３係合装置(換言すれば前記第１クラッチＣ１と共に係合されることで第１動力伝達経路ＰＴ１を形成する第３係合装置)として機能するものであり、前記複数の係合装置に含まれる。

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の段差部と軸受５２との間で軸方向に挟まれた状態で、ナット９８が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当接相手部品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において楕円形状の破線で囲まれる部分すなわち可動シーブ６６ｂのボス部８８およびシリンダシート１００とその周辺であるＡ部の拡大図である。円筒形状であるボス部８８の内径側には内周スプライン歯が形成されており、ボス部８８は、内径スプライン歯の頂部を通るボス部内周面８８ｉを持つとともに、一定の外径からなるボス部外周面８８ｏをシリンダシート１００側に持っている。

図５は、プライマリシーブ６６からセカンダリシーブ７０への伝達トルクが大きい場合に生じる、変形モードの一例を理解を容易にするために変形を誇張して示す図である。図５に示されているのは、プライマリシーブ６６であり、第１軸心ＲＣ１よりも上側の第１プーリ溝８０の開きが通常の位置より大きく、また第１軸心ＲＣ１よりも下側の第１プーリ溝８０の開きが通常の位置より小さくなっている。これとともに第１軸心ＲＣ１は、図５の上に向かって湾曲を示している。

図６は、図４において円形の破線に囲まれＢとして示された領域に相当し、すなわちボス部８８とシリンダシート１００とが接触する部分およびボス部８８のボス部内周面８８ｉとを含む拡大図Ｂ１である。拡大図Ｂ１は、従来の端面を示す図であり、ボス部８８のシリンダシート１００に対向する端面１０２は、内径側にＣ面取り加工された環状の内周側端面１０８と、内周側端面１０８から径方向外径側および軸方向外側に形成されシリンダシート１００と接触する環状の外周側端面１０４と、内周側端面１０８と外周側端面１０４とを接続する環状接続面１０６とを持っている。また内周側端面１０８と環状接続面１０６とは、たとえば所定の曲率半径Ｒ１で形成されたＲ形状もしくはなだらかな曲線で接続されている。

図６の拡大図Ｂ１に示すように、外周側端面１０４と環状接続面１０６との境界は、断面において直線で結ばれた稜線を形成し外周側端面１０４の内周縁はシリンダシート１００と接触する。したがって、プライマリシーブ６６からセカンダリシーブ７０への伝達トルクが大きい等の理由によって、図５に示した変形すなわちセカンダリシーブ７０から離れるほど第１プーリ溝８０が通常の位置より広がる変形が固定シーブ６６ａと可動シーブ６６ｂとに生じた場合、図６における従来の端面においては、外周側端面１０４と環状接続面１０８との間の稜線が局所的にシリンダシート１００と接触し、接触部分において大きな接触面圧（ＭＰａ）を生じることとなる。

本実施例の図７の拡大図Ｂ２と図６の拡大図Ｂ１との違いは、外周側端面１０４と環状接続面１０６との間に略Ｒ２の曲率で形成されたＲ形状部１１０を有することであり、Ｒ形状部１１０以外は拡大図Ｂ１と同じ断面形状を有している。プライマリシーブ６６からセカンダリシーブ７０への伝達トルクが大きい等の理由によって、固定シーブ６６ａと可動シーブ６６ｂとに図５に示した変形が生じた場合、図７における、外周側端面１０４と環状接続面１０８との境界すなわちＲ形状部１１０が所定の曲率半径Ｒ２を持つことによって、拡大図Ｂ１の断面形状と比較してシリンダシート１００との接触部分の面積が拡大するとともに、接触面圧が低減される。接触面圧が低減されることによって互いに接触するシリンダシート１００と可動シーブ６６ｂの外周側端面１０４との磨耗を減少することが可能となるとともに変速比γcvtの変動が減少される。なおＲ形状部１１０は所定の曲率半径Ｒ２を持つとしたが、特にこれに係わらず固定シーブ６６ａと可動シーブ６６ｂとに図５に示した変形が生じた場合、外周側端面１０４のシリンダシート１００への接触面圧を減少することのできる曲線もしくは複数の面から成る多角形等で形成されていれば良い。

図８は、外周側端面１０４と環状接続面１０６との境界にＲ形状部１１０がない場合（図８にＲなしと記載）、および外周側端面１０４と環状接続面１０６との境界にＲ形状部１１０を有する場合（図８にＲ追加と記載）における接触面圧を比較した図である。横軸として示した位相（ｄｅｇ）は、プライマリシーブ６６の回転角（回転位相）を示しており、プライマリシーブ６６と一対をなすセカンダリシーブ７０から最も離れた角度を０°および３６０°とし、セカンダリシーブ７０から最も近い角度を１８０°として外周側端面１０４からシリンダシート１００へ加えられる周方向における接触面圧の分布の一例を示している。接触面圧は面圧センサで測定されたもので、伝動ベルト７２によってプライマリシーブ６６に同一の力を加えた条件で測定されている。測定された条件において接触面圧は、外周側端面１０４と環状接続面１０６との境界にＲ形状部１１０がない場合は、Ｒ形状部１１０がある場合と比較して、１．６倍から１．８倍程度の値を示しており、Ｒ形状部１１０を有することによって互いに接触するシリンダシート１００と可動シーブ６６ｂの外周側端面１０４との磨耗を減少することが可能となり変速比γcvtの変動が抑制される。また、径方向の接触面圧は、もっとも大きい０°もしくは３６０°すなわちプライマリシーブ６６と一対をなすセカンダリシーブ７０から最も離れた位置における接触面圧は、１８０°すなわちセカンダリシーブ７０から最も近い位置における接触面圧と比較して、３．８倍から４．１倍程度の値を示しており、プライマリシーブ６６がセカンダリシーブ７０から最も離れた位置において互いに接触するシリンダシート１００と可動シーブ６６ｂの外周側端面１０４との磨耗が大きくなっている。

本実施例によれば、無段変速機２４のシーブシャフト７８の軸方向に相対移動可能な可動シーブ６６ｂの軸方向外側の端部において、内径側に面取り加工された内周側端面１０８と、内周側端面１０８より径方向外径側および軸方向外側に形成された外周側端面１０４と、内周側端面１０８と外周側端面１０４とを接続する環状接続面１０８と、外周側端面１０４の内周縁をＲ形状とするＲ形状部１１０とを有している。プライマリシーブ６６からセカンダリシーブ７０への伝達トルクが大きく、セカンダリシーブ７０から離れるほど第１プーリ溝８０が通常の位置より広がる変形が固定シーブ６６ａと可動シーブ６６ｂとに生じた場合においても、外周側端面１０４の内周縁にＲ形状とするＲ形状部１１０を形成することによって、外周側端面１０４からシリンダシート１００へ加えられる接触面圧を軽減することが可能となり、外周側端面１０４およびシリンダシート１００の磨耗が抑制され、これにより変速比γcvtの変動も抑制される。また、摩滅を軽減することによってより強いベルトへの挟圧力を許容することとなり、固定シーブ６６ａおよび固定シーブ６６ｂのテーパ面８２、９４の角度を従来よりも小さくすること、および可動シーブ６６ｂの軸方向寸法を従来よりも短くすることが可能となり、これによって無段変速機２４の小型化も可能となる。

つぎに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

図９は、プライマリシーブ６６を回転軸である第１軸心ＲＣ１の上側のみ示した断面図である。図３で示したプライマリシーブ６６においては、シーブシャフト７８と可動シーブ６６ｂとがインボリュート曲線を持つ溝どうし、すなわちインボリュートスプラインによってスプライン嵌合（係合）されている。一方、図９においてはシーブシャフト７８と可動シーブ６６ｂとに半月円の断面形状の溝を形成し、溝の内部に鋼球からなる複数のボールを封入することによって、径方向にトルク伝達を行いつつ、軸方向に高い滑動能力を備えるボールスプラインによってスプライン嵌合すなわちボールスプライン嵌合が行われている。このほか、複数のボールの代わりに円柱形状のローラを円柱の軸方向に上記の溝の内部で摺動させることによってスプライン嵌合すなわちローラスプライン嵌合を行っても良い。このようにすれば、シーブシャフト７８と一体に形成された固定シーブ６６ａと、可動シーブ６６ｂとが第１軸心ＲＣ１まわりの相対回転不能且つシーブシャフト７８の軸方向に良好な相対移動を確保することができる。

さらに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。

図１０は、ボス部８８をシリンダシート１００側から見た図であり、外周側端面１０４において、Ｒ形状部１１０が形成される範囲を設定している。ボス部外周面８８ｏすなわち外周側端面１０４の外径とボス部内周面８８ｉすなわち内周側端面１０８の内径との中央値を中央線８８ｃとし、中央線８８ｃとボス部内周面８８ｉとの間の範囲、すなわちボス部８８の環状の端面１０２の外径と内径との差の半分以下の内径側の領域にのみＲ形状部１１０を形成することとする。このようにすれば、伝動トルクが大きくなることによって、固定シーブ６６ａと可動シーブ６６ｂとが第１軸心ＲＣ１と平行な方向に広げられる力が生じたとしても、Ｒ形状部１１０が所定の範囲に制限されて形成されているため、シリンダシート１００と外周側端面１０４との接触面積が確実に確保される。これによって接触部における平均面圧が低減され、シリンダシート１００と外周側端面１０４との接触による磨耗が抑制され、磨耗が抑制されることによって変速比の変動もまた減少される。さらにシリンダシート１００と外周側端面１０４との接触による磨耗が抑制されることによってテーパ面８２、９４の角度を従来よりも小さくすること、および可動シーブ６６ｂの軸方向寸法を従来よりも短くすることが可能となり、これによって無段変速機２４の小型化も可能となる。

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。

例えば、前述の実施例では、プライマリシーブ６６の可動シーブ６６ｂの外周側端面１０４にＲ面取部１０８を有することとしたが、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の外周側端面１０４にＲ面取部１０８を有することとしてもよく、これによってセカンダリシーブ７０に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２、３においては、いずれもプライマリシーブ６６を用いて説明したが、特にプライマリシーブ６６に限らずセカンダリシーブ７０に適用することもできる。

さらに前述の実施例においては、シリンダシート１００が外周側端面１０４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一体に形成するものであれば良い。

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
８８：ボス部
１００：シリンダシート（ストッパ部材）
１０４：外周側端面
１０６：環状接続面
１０８：内周側端面
１１０：Ｒ形状部（Ｒ面取部）

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ベルト式無段変速機であって、
前記可動シーブは、前記固定シーブとは反対側に位置するストッパ部材に向かって突き出す円筒状のボス部を有し、
前記ボス部の前記ストッパ部材に対向する環状の端面は、環状の外周側端面と、前記外周側端面よりも前記ストッパ部材から回転中心線方向に離れた環状の内周側端面と、前記環状の外周側端面の内周縁と前記環状の内周側端面の外周縁とを、前記固定シーブに向かうほど内周側へ向かうテーパ面で接続する環状接続面とを有し、
前記外周側端面と前記環状接続面との境界線にＲ面取部を備える
ことを特徴とする車両用ベルト式無段変速機。
前記シーブシャフトと前記可動シーブとがインボリュートスプライン、ボールスプラインもしくはローラスプラインを含むスプライン嵌合によって前記シーブシャフトの軸方向に相対移動可能とされる
ことを特徴とする請求項１の車両用ベルト式無段変速機。
前記ボス部の前記環状の端面の外径と内径との差の半分以下の内径側の範囲に前記Ｒ面取部が形成されている
ことを特徴とする請求項１または２の車両用ベルト式無段変速機。