JPH01255758A

JPH01255758A - トロイダル型無段変速機

Info

Publication number: JPH01255758A
Application number: JP8299288A
Authority: JP
Inventors: Hideo Ogoshi; 大越　秀雄
Original assignee: NSK Ltd
Current assignee: NSK Ltd
Priority date: 1988-04-06
Filing date: 1988-04-06
Publication date: 1989-10-12
Anticipated expiration: 2012-03-19
Also published as: JP2591052B2

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】（産業上の利用分野）本発明は、転がり摩擦式動力伝達装置に関し、自動車、
廃業用トラクタ、その他各種産業機械に用いられ、入力
側か出力側の何れか一方に加圧装置の設けられた転がり
摩擦式動力伝達装置、特に無段変速機に関すると共に、
加圧装置の改良に関する。

（従来の技４Ｆｉ）従来転かり摩擦式無段変速機は、伝達するトルクに応し
て伝達要素間の加圧力を加減する加圧装置な備え、この
加圧装置によって、伝達装置が転がり摩擦面で滑ること
を防ぎ、所望の動力伝達機能を維持している。

これらの加圧Ｊｌｔ’ｌｌによる加圧力は、トルクの向
きに関係なく、巾にトルクの絶対値によって決定されて
いることか普通である。例えば、実開閉６２−７１４６
５号公報及び実開昭６２−１６４９６６号公報は、加圧
装置にカムを用い、このカムの形状をトルクの方向に対
し非対称として加圧特性を変えることを開示している。

しかしながら、これらの加圧装置は、あるトルク値を越
えるトルクに対してトルクと加圧力との関係に差を持た
せるものであって、常用範囲ではトルクの向きに無関係
に加圧力を発生させるものである。

また、入力軸が駆動源により駆動される場合（本明細占
中では以下「正方向トルク」と称する）と、出力軸が負
荷側から駆動される場合（同しく以ド「逆方向トルク」
と称する）とて、従来においては、カム面のり−１へ角
（傾斜角）か同じになっていた。

（＝？明か解決しようとする課題）ところか１以上のように、正方向トルクの場合と逆方向
トルクの場合とで、カム面のり一１〜角か回しであると
、例えば次のような問題点がある。

各種の転がり摩擦式無段変速機、とりわけ中でもハーフ
トロイダル型無段変速機は、転がり摩擦伝動面のスピン
摩擦損失が最小の形式であるか、それにも拘らず適正な
加圧力かトルクの正負により１５％も変化する。このた
め、従来は連方向トルク待ても滑らないように加圧力を
高めに加えているので、逆方向トルク時の滑りは防ぐこ
とができるか、正方向トルク時には、必要以上の摩擦力
や、軸受荷重か加えられることになって、摩擦損失を増
加させ、伝達効率が低下すると共に各部の寿命の低下を
来す。

従って１本発１］の目的は、逆方向トルク時の滑りを防
ぎ、更に正方向トルク時においても、伝達効率、引いて
は寿命を向上させることのできる転がり摩擦式動力伝達
装置を提供することである。

（課題を解決するための手段）Ｌ述の目的を達成するために、本発明の転がり摩擦式動
力伝達装置は。

駆動源により駆動される第１の軸（ｌまたは２）と、第
２の軸（２またはｌ）と、該第１の軸と第２の軸の間で
動力を伝達する動力伝達手段（５，６，９）と、該動力
伝達手段に所定の加圧力を与えるための加圧手段（３，
４，５）とから成る転がり摩擦式動力伝達装置において
、該加圧手段は、該第２の軸が該動力伝達手段を駆動する
時の加圧力を、該動力伝達手段が該第２の軸を駆動する
時の加圧力よりも大きくするように作動することを特徴
としている。

（作用）以上のように構成しであるので４本発明の転かり摩擦式
動力伝達装置においては、逆方向トルク蒔の滑りを防ぎ
、更に正方向トルク時においても、伝達効率を向上させ
ることがてきる。

（実施例）以下１本発明の実施例を添付図面を参照して詳細に説明
する。尚１図面において同一部分は同一符号で説明しで
ある。

第４図は、本発明の実施例が適用できるハーフトロイダ
ル形無段変速機の一例である。こ＼では加圧装置として
カムを用いている。

ディスク５は、軸１に対してブツシュ１０を介して互い
に回転可能に遊嵌し、軸ｌにはカムディスク３がスプラ
イン２ａにより固定され、カムディスク３とディスク５
との対向面にはローラ４を挟んでそれぞれカム面３ａ及
び５ｂか形成されている。ディスク６は軸２にスプライ
ン２ａにより一体に回転するように固定されている。軸
重及び軸２はそれぞれ軸受１２および１３により外箱に
回転可能に支持されている。

ディスク５とディスク６のそれぞれのトロイダル面、す
なわち転がり伝動面５ａおよび６ａは共通の円弧をなし
トロイダルキャビティを形成しＣいる。

転がり伝動面５ａ及び６ａと接触して転がりながら動力
を伝達するパワーローラ９は軸受８と共にパワーローラ
９の支持軸受を形成し、軸受８の固定輪１４は摺動座金
１５を、軸受８は揺動軸７ａを介してトラニオン７に取
り付けられている。トラニオン７はパワーローラ９かト
ロイダルキャビティ内で転がり伝動面５ａおよび６ａと
の接触位置を変えて変速できるように傾動回部に支持さ
れている。

こ＼て、軸１を駆動源に、軸２を負荷に接続することに
し、軸ｌは入力軸、ディスク５は入力ディスク、ディス
ク６は出力ディスク、軸２は出力軸と仮定する。勿論、
軸１及び２は、入出力の関係か逆の場合でも良いことは
言うまてもない。

先ず始めに、第４図に示す無段変速機のトロイダルキャ
ビティーを示す：ｊｒｊＳ図を用いて、無段変速機の各
部にかかる力を、詳細に説明する。

第５１Δにおいて、入力軸ｌか駆動源により駆動される
場合（正方向トルク時）と、出力軸２が負荷側から駆動
される場合（逆方向トルク時）とに分けて以下説明する
。尚、出力軸と入力軸とは互いに入れ替わっても良いこ
とは言うまてもないであろう。

（ａ）　−ロトルクの。

入力軸ｌにトルクか加わると、カムディスク３のカム面
３ａとトロイダル面５ａを有する入力ディスク５の背面
に設けられたカム面５ｂとの相対位相角か変化し、ロー
ラ４かカム面３ａ及び５ｂを乗り上げて矢印て示す推力
ＦＡを発生し、入力ディスク５を図中右方向に押し出す
。推力ＦＡは、複数のパワーローラ９に分配されて、パ
ワーローラ９を力Ｆ１１て入出力軸ｌ、２の軸方向に押
す。転がり伝動面つまり、トロイダル面５ａ及び６ａは
、それぞれ円弧面であるから殆どの場合パワーローラ９
との接触点Ａては入出力軸の軸線に対して斜めに傾斜し
た面になっており、従って、接触点Ａには楔作用により
力Ｆ、、ｌより大きな接触力Ｆｃｌが働くことになる。

パワーローラ９は軸受８と摺動座金１５によって、半径
方向に摺動自在となっているので、接触力Ｆｃｌか加わ
るとパワーローラ９は出力ディスク６に向かって、トロ
イダル面６ａと接触点Ｂで接触して接触力ＦＣ２を生じ
る。

接触力Ｆ　ｅｌ＋　Ｆ　Ｃ２は共にパワーローラ９の軸
方向への分力Ｆ　ａｌｌｌ　＋　Ｆ　ａｐｔを含んでい
るのて、軸受８の固定輪１４の背面と摺動座金１５との
間にはこれらの軸方向分力Ｆ　ａｐｔ　ｔ　Ｆ　８０２
の和であるＦ　、２が垂直力として作用し、固定輪１４
か半径方向に移動する際に摩擦力Ｆ、、、が働く。

摩擦力Ｆ、は接触力Ｆｃｌの半径方向分力Ｆ　ｒｐｌに
は対抗する方向に働くので、接触点Ｂの接触力Ｆｅ２の
半径方向分力Ｆ　ｒｐ２は、Ｆ　ｒｐｌからＦ　ｒｐを
減した値に低減され、Ｆ　ｒｐ□により発生する接触力
ＦｃｔもＦｅ１に対し、同様に低減される。

カム装置を介して入力軸ｌから入力ディスク５にトルク
か加わると、接触点Ａに接線力（トラクション力）ＦＬ
Ｉを生じ、Ｆｔｌはパワーローラ９を経て出力ディスク
６とパワーローラ９との接触点Ｂに接線力（トラクショ
ン力）Ｆ、２として伝えられる。しかし、接触点Ａから
接触点Ｂに伝えられる過程て軸受８の摩擦トルクによる
損失や、接触点ＡおよびＢにおける転がり伝動面５ａお
よび６ａとパワーローラ９との間のスピン摩擦損失等に
よってＦｔ２はＦＬＩよりも低減された値になる。

従って接触力Ｆ。２かＦａＩに比べて低減されていても
、同時に接線力Ｆｔ２もＦｔｌに対して低減しているの
て、接触点Ａにおけるトラクション係数。

川、　＝Ｆｔ、／Ｆｃ。

と接触点Ｂにおけるトラクション係数ル２　＝Ｆｔ２／Ｆ、、２とは大差はない。

第３図は、パワーローラ９の軸受８のＷ！擦トルクや、
接触点Ａ、Ｂでのスピン摩擦損失等の実測イ１に基いて
μ＋、ｊＬ２を計算した例である。横軸はパワーローラ
の軸中心の傾動角θてあり、入出力軸と直交する速度比
ｌ：１の場合を０°、パワーローラ９か時計方向に傾動
した増速側を（＋）５反時計方向の減速側を（−）て表
わした。この例ではパワーローラ９が１０〜１３″減速
側に傾動した場合に縦軸に表わしたトラクション係数Ｃ
Ｔか最大になり、最も滑り易い状態にあることが判る。

（ｂ）　　　−μトルクの　− 正方向トルクの場合と同一回転方向で回転しながら負荷
側から駆動されるブレーキングの場合、無段変速機には
正方向トルクとは逆向きのトルクが加わり、カム面３ａ
および５ｂは正方向トルクの場合とは反対の傾斜角をも
った斜面上にパワーローラ９が乗りとげて推力ＦＡを発
生する。カム面３ａおよび５ｂの傾斜角が正方向、逆方
向共同しであれば、カムにより発生する推力ＦＡもトル
クの方向の正逆に対して回し関係になる。従って入力デ
ィスク５に加わるトルクの大きさをｉＥ方向トルクの場
合と同じとすれば、接触点ＡＢに生ずる接触力Ｆ　、１
．　Ｆ　＝ｔも正方向トルクの場合と同じである。

しかし、この場合の接触点Ｂに作用する接線力Ｆ、２′
は軸受８の摩擦トルクによる損失や、接触点ＡおよびＢ
におけるスピン摩擦損失等により失われる分たけＦｔｌ
よりも大きくなる。入力ディスク５に加わるトルクが正
方向トルクと同じ大きさであれば接線力Ｆｔ、も同じな
ので。

逆方向トルク時の接触点Ｂにおけるトラクション係数はｕ−ｘ　　’＝Ｆｔｚ′／Ｆｅ２＝ｇｚ＋（Ｆｔ２″−Ｆ　ｔ２）　／　Ｆ　ｅ２となり
、ＦＬ２′がＩ’ｔｔより増大した分たけトランジョン
係数も正方向トルク時よりも増大する。

μ２　′の計算値は第３図に示すように、島。

と同様に１０〜１３°減速側に傾動した位置で最大値を
示し、ｕＬ２よりも１５％程度大きい。

従って使用する潤滑油（トラクション油ンのトラクショ
ン係数の最大値がｕＬｘの最大値より大きくμ、′の最
大値より小さければ正方向トルクの伝達時には異常なく
運転できても、逆方向トルク時にはル、′の大きい傾動
角の領域では接触点Ｂで滑り、トルク伝達か不能になる
と言う問題点を生ずる。

通常はこの逆方向トルク時での滑りの原因が不明のま＼
、軸受の摩擦トルク損失や、転がり伝動面の接触点での
スピン摩擦損失等を考慮しないで求めた所要加圧力に対
し、成る安全率を掛けて大きめの推力ＦＡを生ずるよう
にカム面３ａおよび５ｂのリード角（傾斜角）を正逆方
向共小さ目に設定する手段かとられている。その結果、
逆方向トルク時の滑りの問題は解消されるか正方向トル
ク時には必要以上の摩擦力や、軸受荷重が加えられるこ
とになって、Ｉｔ１ｍ損失を増加させ、伝達効率か低下
すると共に各部の寿命の低下を来す欠点があったのであ
る。

従って、本発明の実施例においては、加圧装置を有しな
い側の動力伝達要素とパワーローラとの間の接触力を加
圧袋このない動力伝達要素側からトルクか加わる逆方向
トルク時よりも加圧装置のある動力伝達要素側からトル
クか加わ、る正方向トルク時に小さくし、正方向トルク
時のトラクション係数用２と逆方向トルク時のトラクシ
ョン係数ル２　′とを同程度の値にしている。

以下、具体的に実施例を説明する。

第１図は、加圧手段としてカム装置を用いた例である。

軸の回転方向が常に同一であれば正方向トルクＴ、に対
応するカム面、例えば、カム面３ａｌ、逆方向トルクＴ
Ｒに対応するカム面、例えば、カム面３ａ２とは互いに
反対の傾Ａ角をもった面になるので、正方向トルクＴ２
に対応するカム面のリード角α１を逆方向トルクＴＲに
対応する面のリード角α２より大きくする。このように
、リート角を設けたカム而を有するカム装置を第４図に
示す変速機に用いれば、本発明の初期の目的か達成てき
る。

また、他の実施例としては、第２図に示すように加圧手
段としてカム装置を用いずにその他の加圧装置を用いる
場合かある。不図示の駆動源からの駆動力を受ける入力
軸２１には、加圧装置２４か設けられており、この加圧
装ご２４は、例えば、第４図に示すような動力伝達機構
２５に所定の加圧力を与える様に構成されている。動力
伝達機ａ２５は更に出力＠２２を介して負荷側に接続さ
れている。勿論、この入力軸２１と出力軸２２とは、逆
になるように構成することかてきることは言うまてもな
い。

入力軸２１には例えば、トルクの方向と大きさを検出す
るセンサ２３が設けられており、入力軸２１の回転に応
じてトルクの大きさ及び方向を検出して、その検出結果
に応じて電気的信号を発する。勿論、上記のように一部
材でトルクの大きさを検出し、かつトルクの方向を検出
することをしなくても良く、別部材で行なっても良い。

センサ２３からのトルクの大きさに関する信号Ｓ２と、
トルクの方向に関する信号Ｓｏは、それぞれ制御器２６
に入力される。

制御器２６は、センサ２３からの信号に応して、加圧装
置２４を制御して、最適の加圧力を動力伝達機構２５に
与える。

（発明の効果）以Ｊ＝、詳細に述べた本発明の転がり式動力伝達装置に
よれば、次のような効果か得られる。

加圧手段により、動力伝達手段に加える加圧力を、正方
向トルクの場合よりも逆方向トルクの場合に大きくする
ことによって、加圧手段のない側の動力伝達手段に生し
る接触力を正方向トルク時に小さく、逆方向トルク時に
大きくする。その結果、接触力の働く接触点にトルクに
よって作用する接線力か接触点におけるスピン摩擦損失
や、伝動ローラの支持軸受の摩擦トルク損失等によって
、正方向トルク時には小さく、逆方向トルク時には大き
くなっても、接触点での正方向トルクおよ汐逆方向トル
ク昨のトラクシコン係数を同程度にすることかできる。

すなわち、正逆両方向のトルクに対して必要十分、かつ
、過大にならない加圧力を与えられ、逆方向トルク時の
滑りを防ぎ、正方向トルク時の効率および耐久性を高め
ることがてきる。

特に、本発明をハーフトロイダル型無段変速機に適用し
た場合は、トロイダル型無段変速機が転がり伝動面のス
ピン摩擦損失が最小の形式であるにも拘らず、適正な加
圧力がトルクの正負により１５％も変化する。これに対
して従来は、逆方向トルク時ても滑らないように加圧力
を高目に加えているので、正方向トルク時に逆方向トル
ク時と同しトラクション係数になる迄加圧力を減じるこ
とは可能であり、その結果転がり伝動面や、軸受の寿命
は１．５倍位に延長されることになる。ハーフトロイタ
ル型よりもスピン摩擦損失の大きい他の形式の転がり摩
擦無段変速機においてはトルクの正逆による適正な加圧
力はこの鋼重上に異なることになるので、適正な加圧力
を与えることによりトロイタル型以上の効果を期待でき
る。

【図面の簡単な説明】

第１図は、本発明の一実施例を示すカム装置を示す図で
あり、第２図は、他の実施例を示す概略図であり、第３図は、
ハーフトロイダル型無段変速機におけるパワーローラの
傾動角と、トラクション係数との関係を示すグラフであ
り、第４図は、本発明の実施例か適用可能なトロイダル型無
段変速機の縦断面図であり、第５図は、第４図に示すト
ロイダル型無段変速機のトロイタルキャビティーにおい
て、パワーローラ、入力ディスク及び出力ディスクにか
かる力の関係を説明するための図である。［主要部分の符号の説明］ ■・・・　・・・　・・・入力軸２・・・　・・・　・・・出力軸３・・・　・・・　・・・カムディスク５・・・　・−
・　・・・入カディスク６・・・　・・・　・・・出力
ディスク９・・・　・・・　・・・パワーローラー〇

Claims

【特許請求の範囲】１、駆動源により駆動される第１の軸と、第２の軸と、
該第１の軸と第２の軸の間で動力を伝達する動力伝達手
段と、該動力伝達手段に所定の加圧力を与えるための加
圧手段とから成る転がり摩擦式動力伝達装置において、
該加圧手段は、該第２の軸が該動力伝達手段を駆動する時の加圧力を、該動力伝達手段が該第２の
軸を駆動する時の加圧力よりも大きくするように作動す
ることを特徴とする動力伝達装置。２、前記加圧手段は、トルクの方向を検出する第１検出
手段と、トルクの大きさを検出する第２検出手段と、該
第１及び第２検出手段による検出結果に応じて所定の加
圧力を発生するため、該第１の軸と該動力伝達手段との
間に設けられた加圧力発生手段とから成ることを特徴と
する請求項１に記載の動力伝達装置。３、前記加圧手段は、カム装置により構成され、前記第
１の軸がカムを介して前記動力伝達手段を駆動する時に
用いられるカム面のリード角が、該動力伝達手段が該第１の軸を駆動する時
に用いられるカム面のリード角よりも大きくされている
ことを特徴とする請求項１に記載に動力伝達装置。