(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
固定部と、無段変速のためのプーリを前記固定部に対して回転自在に支持する回転部と、を有するベルト式無段変速機のプーリ支持構造において、
前記回転部は、互いに平行に配置された入力側回転軸と出力側回転軸とを有し、前記入力側回転軸は、前記固定部に対して一対の転がり軸受を介して回転自在に支持されるとともに、当該一対の転がり軸受の間に位置する部分に、自身と同期して回転するとともに溝幅を拡縮自在な駆動側プーリが前記プーリとして配設され、前記出力側回転軸は、前記固定部に対して別の一対の転がり軸受を介して回転自在に支持されるとともに、当該別の一対の転がり軸受の間に位置する部分に、自身と同期して回転するとともに溝幅を拡縮自在な従動側プーリが前記プーリとして配設されており、前記駆動側プーリと前記従動側プーリとには無端ベルトが掛け渡されていて、
前記各転がり軸受は、互いに同心に設けられた外輪と内輪とをそれぞれ有し、前記外輪がその内周面に外輪軌道を、前記内輪がその外周面に内輪軌道をそれぞれ軌道面として有し、該軌道面間に複数の転動体が転動自在に介装され、その使用時の前記内輪及び前記外輪の軌道面と前記転動体との最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であり、
さらに、前記軌道面及び前記転動体表面の硬さがＨＲｃ６０以上且つ前記軌道面よりも前記転動体表面の硬さがＨＲｃで１以上硬くなっており、
さらに、少なくとも前記転動体の表面が窒化処理もしくは浸炭窒化処理されて、その表面の窒素濃度が０．２質量％以上２．０質量％以下であり、
さらに、その使用時におけるラジアル方向隙間が−３０μｍ以上１０μｍ以下であり、  さらに、前記各転がり軸受が玉軸受であり、その内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径が、前記転動体の直径の５０％超過５２％以下であり、
さらに、停止時の前記各転がり軸受は、アキシアル方向の荷重を受け且つアキシアル方向に微小振動することを特徴とするベルト式無段変速機のプーリ支持構造。
【請求項２】
前記各転がり軸受は、前記使用時におけるラジアル方向隙間が−２０μｍ以上０μｍ以下であることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機のプーリ支持構造。
【請求項３】
前記各転がり軸受は、前記使用時におけるラジアル方向隙間が−３０μｍ以上−３μｍ以下であることを特徴とする請求項１に記載のベルト式無段変速機のプーリ支持構造。
【請求項４】
前記軌道面よりも前記転動体表面の硬さがＨＲｃで１以上８以下硬くなっていることを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載のベルト式無段変速機のプーリ支持構造。
【請求項５】
固定部と、無段変速のためのプーリを前記固定部に対して回転自在に支持する回転部と、を有するベルト式無段変速機であって、
前記無段変速のためのプーリのプーリ支持構造として、請求項１〜４のいずれか一項に記載のベルト式無段変速機のプーリ支持構造を備えていることを特徴とするベルト式無段変速機。
【請求項６】
前記無端ベルトが金属製であることを特徴とする請求項５に記載のベルト式無段変速機。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、例えば自動車の自動変速機の変速ユニットとして用いられるベルト式無段変速機に係り、特に、ベルト式無段変速機の無段変速のためのプーリを回転自在に支持する回転部におけるプーリ支持構造に関する。
【背景技術】
【０００２】
この種のベルト式無段変速機は、例えば特許文献１〜３に記載されているように、種々提案され、また、その一部は実用されている。
この種のベルト式無段変速機は、固定部である変速機ケースと、この変速機ケースに対して無段変速のためのプーリを回転自在に支持する回転部と、を有している。
そして、回転部は、互いに平行に配置された入力側回転軸と出力側回転軸とを有している。この入力側回転軸は、変速機ケースに対して一対の転がり軸受を介して回転自在に支持されるとともに、これら一対の転がり軸受の間に位置する部分に、自身と同期して回転するとともに溝幅を拡縮自在な駆動側プーリが配設されている。【０００３】
一方、出力側回転軸は、変速機ケースに対して別の一対の転がり軸受を介して回転自在に支持されるとともに、これら別の一対の転がり軸受の間に位置する部分に、自身と同期して回転するとともに溝幅を拡縮自在な従動側プーリが配設されている。そして、駆動側プーリと従動側プーリには、無端ベルトが掛け渡されている。入力側回転軸と出力側回転軸との間の変速比を変える場合には、駆動側プーリと従動側プーリの溝幅を互いに関連させつつ拡縮するようになっている。【０００４】
入力側回転軸は、エンジン等の駆動源により、トルクコンバータあるいは発進クラッチ（例えば電磁クラッチ）を介して回転駆動される。そして、駆動源から発進クラッチを介して入力側回転軸に伝達された動力は、駆動側プーリから無端ベルトを介して従動側プーリに伝達される。そして、従動側プーリに伝達された動力は、出力側回転軸から減速歯車列、デファレンシャルギヤ等を介して駆動輪に伝達される。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】日本国特許公告公報  平成８年第３０５２６号
【特許文献２】日本国特許公開公報  ２００４年第１８３７６５号
【特許文献３】日本国特許公開公報  ２００８年第２６７５０９号
【特許文献４】日本国特許公開公報  ２００９年第４１７４４号
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
この種のベルト式無段変速機のプーリ支持構造においては、例えば入力側回転軸と出力側回転軸とを支持する転がり軸受は、その停止時にも、無端ベルトのベルト張力により荷重を受けている。よって、その状態でエンジン等から振動が伝わると、転動体と軌道輪との間でフレッチング（ミンドリンスリップ）を生じる場合がある。
一般的に、ミンドリンスリップは、極微小な領域で繰り返し荷重変動を受けた場合に発生する。ラジアル方向（径方向）の繰り返しの微小振動や荷重変動によって、接触部の油膜が切れるため、軸受の場合であれば、転動体表面と軌道面とが金属接触した状態で、微小な凝着や、凝着の乖離を繰り返して、表面損傷が拡大していく。そして、軸受の回転によって、ミンドリンスリップによる損傷を受けた転動体が転動することにより、剥離等の損傷を引き起こすことになる。【０００７】
転動体と軌道輪との間でミンドリンスリップが生じた場合、ミンドリンスリップが生じた部分の転動面粗さ、軌道面粗さが悪化する。特に、転動体の表面性状が悪化すると転動体と軌道輪との間に作用する接線力が大きくなるため、軌道輪の寿命が短くなる。したがって、ベルト式無段変速機の更なる長寿命化を達成するためには、プーリ支持構造における、入力側回転軸と出力側回転軸とを支持する転がり軸受でのミンドリンスリップによる表面粗さの悪化を抑制することが重要である。【０００８】
ここで、ミンドリンスリップによる損傷を低減する一般的方法としては、以下のようなものがある。接触する物の材質をセラミック等に変更して、いわゆるトモガネ現象を低減し、油膜が切れた場合の微小な凝着を低減する方法や、より微細な領域まで侵入することのできる低粘度な潤滑剤、または、耐摩耗性の高い潤滑剤を使用する方法である。あるいは、鉄鋼材料であれば、表面に窒化処理等の硬化処理を施して、凝着の度合いを低減する方法である。【０００９】
しかし、ベルト式無断変速機に使用される転がり軸受においては、セラミック製の転動体は高価なため使用しにくい。また、転がり軸受は、プーリ部やギヤ部と共通のＣＶＴ（Continuously Variable Transmission）フルードにより潤滑されるため、潤滑剤を軸受用に最適化することはできない。
そこで、本発明は、このような問題点に着目してなされたものであって、ミンドリンスリップ自体の発生を抑制し、仮にミンドリンスリップが発生した場合でも、その影響を効果的に低減させ得るベルト式無段変速機のプーリ支持構造、およびベルト式無段変速機を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
本願が解決課題としているミンドリンスリップは、ベルト式無断変速機特有のアキシアル方向の微小振動によるミンドリンスリップである。
上記課題を解決するために、本発明は次のような構成からなる。すなわち、本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造は、固定部と、無段変速のためのプーリを前記固定部に対して回転自在に支持する回転部と、を有するベルト式無段変速機のプーリ支持構造において、前記回転部は、互いに平行に配置された入力側回転軸と出力側回転軸とを有し、前記入力側回転軸は、前記固定部に対して一対の転がり軸受を介して回転自在に支持されるとともに、当該一対の転がり軸受の間に位置する部分に、自身と同期して回転するとともに溝幅を拡縮自在な駆動側プーリが前記プーリとして配設され、前記出力側回転軸は、前記固定部に対して別の一対の転がり軸受を介して回転自在に支持されるとともに、当該別の一対の転がり軸受の間に位置する部分に、自身と同期して回転するとともに溝幅を拡縮自在な従動側プーリが前記プーリとして配設されており、前記駆動側プーリと前記従動側プーリとには無端ベルトが掛け渡されていて、前記各転がり軸受は、互いに同心に設けられた外輪と内輪とをそれぞれ有し、前記外輪がその内周面に外輪軌道を、前記内輪がその外周面に内輪軌道をそれぞれ軌道面として有し、該軌道面間に複数の転動体が転動自在に介装され、その使用時の前記内輪及び前記外輪の軌道面と前記転動体との最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であり、さらに、前記軌道面及び前記転動体表面の硬さがＨＲｃ６０以上且つ前記軌道面よりも前記転動体表面の硬さがＨＲｃで１以上硬くなっており、さらに、前記転動体の表面が窒化処理もしくは浸炭窒化処理されて、その表面の窒素濃度が０．２質量％以上２．０質量％以下であり、さらに、その使用時におけるラジアル方向隙間が−３０μｍ以上１０μｍ以下であることを特徴としている。【００１１】
本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造によれば、各転がり軸受は、その使用時の内輪及び外輪の軌道面と転動体との最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であるので、ミンドリンスリップが発生したとしても、その後の回転による損傷の拡大を防ぐことが可能となる。つまり、使用時の内輪及び外輪の軌道面と転動体との最大接触面圧を２５００ＭＰａ以下とすれば、損傷した面を転動体が高面圧で転動することがないため、損傷の拡大を低減することができる。【００１２】
さらに、各転がり軸受は、その軌道面、転動体の表面硬さがＨＲｃ６０以上であり、転動体の表面硬さが転道面よりもＨＲｃで１以上硬いので、特に重大な影響を与える転動体の表面損傷が抑えられ、その影響が効果的に低減される。
つまり、転動体がミンドリンスリップによる損傷を受けると、軌道輪に作用する接線力が大きくなり、その後の回転による内輪及び外輪の損傷が発生しやすくなる。そこで、転動体の表面硬さを軌道面よりもＨＲｃで１以上硬くして、接触する部材に硬度差を与えることによって、転動体の損傷を極力抑制し、その影響を効果的に低減させることが可能となる。ただし、軌道面と転動体の硬度差は、ＨＲｃで最大８程度とすることが好ましい。硬度差が大きくなりすぎると、ミンドリンスリップが発生しない場合でも軌道面の損傷が発生しやすくなるからである。また、転がり軸受を精度良く回転させるためには、ＨＲｃ６０の硬さは必要である。【００１３】
さらに、各転がり軸受は、転動体の表面が窒化処理もしくは浸炭窒化処理されて、その表面の窒素濃度が０．２質量％以上２．０質量％以下とされているので、特に転動体表面におけるミンドリンスリップの発生の低減に顕著な効果が得られる。特に、この顕著な効果は、窒素の固溶率が０．２質量％以上２．０質量％以下のときにより顕著である。０．２質量％未満では前記効果が乏しく、２．０質量％を超えると転動体の靭性が急激に低下する。【００１４】
また、プーリ部がベルトによる荷重を受けると、転がり軸受には、モーメント荷重や僅かなアキシアル荷重が作用するため、アキシアル方向の荷重変動や振動もミンドリンスリップの発生を助長する。
各転がり軸受は、その使用時におけるラジアル方向隙間が−３０μｍ以上１０μｍ以下（より好ましくは−２０μｍ以上０μｍ以下、さらに好ましくは−３０μｍ以上−３μｍ以下の負隙間）であるので、アキシアル方向への荷重変動や振動によるミンドリンスリップの発生が効果的に防止される。【００１５】
つまり、ベルト式無段変速機では、プーリの溝幅を可動させるため、どうしても駆動側プーリと従動側プーリとの間にアキシアル方向のずれが生じ、転がり軸受にアキシアル方向の力が作用することが多い。そして、このアキシアル方向に力を受けた転がり軸受が、静止した状態でエンジン等の振動を受けると、アキシアル方向に微小振動し、ミンドリンスリップを発生することになる。そこで、ラジアル方向隙間をマイナス（負隙間）にする、つまり、ラジアル方向に軸受内部応力を発生させておくと、このアキシアル方向の振動を低減することが可能となる。ただし、上記規定した範囲を超えて、負隙間が小さすぎると、面圧上昇を招くので好ましくない。【００１６】
また、本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造においては、例えば、各転がり軸受が玉軸受であり、その内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径が、転動体の直径の５０％超過５２％以下であることが好ましい。このような構成であれば、上記したアキシアル方向のミンドリンスリップをより効果的に低減することができる。
具体的には、上記構成を各転がり軸受で実現するためには、一般的なＪＩＳ（ＩＳＯ）規格サイズのものよりも転動体の直径を大きくして、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径を、転動体の直径の５０％超過５２％以下にする必要がある。ここで、各転がり軸受全体を大きくしてしまうと、ベルト式無断変速機自体も大きくなってしまうため好ましくない。【００１７】
転動体の直径を大きくすることで、上述の最大接触面圧２５００ＭＰａを好適に実現可能であることに加え、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径を転動体の直径の５０％超過５２％以下にすることで、ラジアル／アキシアル剛性及びモーメント剛性が向上し、荷重変動時のミンドリンスリップによる損傷を効果的に抑制できるという効果もある。
例えば、転動体の直径を通常よりも１．０６倍大きくし、これに対応してピッチ円径を１．０６倍にし、さらに内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径を転動体の直径の５０％超過５２％以下にすると、低面圧に加えて、ラジアル／アキシアル剛性及びモーメント剛性が向上し、ミンドリンスリップの発生を著しく抑制することができる。【００１８】
さらに、上記課題を解決するために、本発明に係るベルト式無段変速機は、固定部と、無段変速のためのプーリを前記固定部に対して回転自在に支持する回転部と、を有するベルト式無段変速機であって、前記無段変速のためのプーリのプーリ支持構造として、本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造を備えていることを特徴としている。なお、本発明に係るベルト式無段変速機においては、前記無端ベルトが金属製であることが好ましい。
本発明に係るベルト式無段変速機によれば、本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造を備えているので、ミンドリンスリップ自体の発生を抑制し、仮にミンドリンスリップが発生した場合でも、その影響を効果的に低減させることができる。
【発明の効果】
【００１９】
本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造、およびベルト式無段変速機によれば、ミンドリンスリップ自体の発生を抑制し、仮にミンドリンスリップが発生した場合でも、その影響を効果的に低減させることができる。
【図面の簡単な説明】
【００２０】
【図１】本発明に係るベルト式無段変速機の基本構造を略示した説明図である。
【図２】本発明に係るベルト式無段変速機が備える各転がり軸受の構造を示す断面図である。
【図３】試験軸受にミンドリンスリップを発生させる方法を説明する断面図である。
【図４】試験軸受の性能を評価する試験装置の構造を示す斜視図である。
【図５】試験軸受に発生したミンドリンスリップの深さを示すグラフである。
【図６】試験軸受に作用する最大接触面圧を示すグラフである。
【図７】試験軸受の軌道輪に発生したミンドリンスリップの深さを示すグラフである。
【図８】試験軸受の転動体に発生したミンドリンスリップの深さを示すグラフである。
【図９】使用時におけるラジアル方向隙間とミンドリンスリップの深さとの関係を示すグラフである。
【図１０】使用時におけるラジアル方向隙間と試験軸受に作用する最大接触面圧を示すグラフである。
【発明を実施するための形態】
【００２１】
以下、本発明の一実施形態について、図面を適宜参照しつつ説明する。なお、図１は、このベルト式無段変速機の基本構造を略示した説明図である。また、図２は、無段変速のためのプーリを回転自在に支持するための各転がり軸受の構造を示す断面図である。
図１に示すように、このベルト式無段変速機は、固定部である変速機ケース（不図示）の内側に、無段変速のためのプーリ１２，１５を回転自在に支持する回転部３０を有している。この回転部３０は、互いに平行に配置された入力側回転軸１と出力側回転軸２とを有する。各回転軸１、２は、変速機ケース内に、それぞれ１対ずつの転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄを介して回転自在に支持されている。
【００２２】
図２に示すように、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、互いに同心に設けられた外輪４と内輪５とをそれぞれ有する。このうちの外輪４は内周面に外輪軌道６を、内輪５は外周面に内輪軌道７を、それぞれ軌道面として有する。そして、外輪軌道６と内輪軌道７との間には、複数の転動体８、８が、保持器９により保持された状態で転動自在に介装されている。
そして、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄの外輪４は、変速機ケースの一部に内嵌支持され、内輪５は入力側回転軸１または出力側回転軸２に外嵌支持されている。よって、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、これら両回転軸１、２を上記変速機ケースの内側に回転自在に支持している。
【００２３】
ここで、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、本実施形態の例では、深溝玉軸受（呼び番号６２１０）である。そして、その外輪軌道６、内輪軌道７及び複数の転動体８、８の表面が窒化処理もしくは浸炭窒化処理されており、その表面の窒素濃度が０．２質量％以上２．０質量％以下である。さらに、その外輪軌道６、内輪軌道７及び転動体８、８表面の硬さがＨＲｃ６０以上で、且つ、外輪軌道６及び内輪軌道７よりも転動体８、８の表面の硬さがＨＲｃで１以上硬くなっている。
【００２４】
また、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、その使用時に、その外輪軌道６と内輪軌道７と転動体８、８との最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下になるように組み込まれている。さらに、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、その使用時におけるラジアル方向隙間が−３０μｍ以上１０μｍ以下になっている。なお、本実施形態の例では、深溝玉軸受（呼び番号６２１０）の外輪４及び内輪５の外輪軌道６と内輪軌道７の溝曲率半径は、転動体８、８の直径の５０％超過５２％以下である。
【００２５】
そして、図１に示すように、このベルト式無段変速機は、両回転軸１、２のうちの入力側回転軸１が、エンジン等の駆動源１０により、発進クラッチ１１（例えば電磁クラッチ）を介して回転駆動されるようになっている。なお、発進クラッチ１１の代わりにトルクコンバータを用いてもよい。また、入力側回転軸１には、その中間部で１対の転がり軸受３Ａ，３Ｂの間に位置する部分に、駆動側プーリ１２が配設されており、この駆動側プーリ１２と入力側回転軸１とが同期して回転するようになっている。この駆動側プーリ１２を構成する一対の駆動側プーリ板１３ａ、１３ｂ同士の間隔は、駆動側アクチュエータ１４で一方（図１の左方）の駆動側プーリ板１３ａを軸方向に変位させることにより調節自在である。すなわち、駆動側プーリ１２の溝幅は、駆動側アクチュエータ１４により拡縮自在である。
【００２６】
また、出力側回転軸２には、その中間部で一対の転がり軸受３Ｃ，３Ｄの間に位置する部分に、従動側プーリ１５が配設されており、この従動側プーリ１５と出力側回転軸２とが同期して回転するようになっている。この従動側プーリ１５を構成する１対の従動側プーリ板１６ａ、１６ｂ同士の間隔は、従動側アクチュエータ１７で一方（図１の右方）の従動側プーリ板１６ａを軸方向に変位させることにより調節自在である。すなわち、従動側プーリ１５の溝幅は、従動側アクチュエータ１７により拡縮自在である。そして、この従動側プーリ１５と駆動側プーリ１２とに、無端ベルト１８を掛け渡している。なお、この無端ベルト１８としては、金属製のものを使用している。
【００２７】
次に、このベルト式無段変速機の動作、およびその作用・効果について説明する。
上述の構成を有するベルト式無段変速機では、駆動源１０から発進クラッチ１１を介して入力側回転軸１に伝達された動力は、駆動側プーリ１２から無端ベルト１８を介して、従動側プーリ１５に伝達される。そして、従動側プーリ１５に伝達された動力は、出力側回転軸２から減速歯車列１９、デファレンシャルギヤ２０を介して駆動輪２１、２１に伝達される（図１を参照）。
【００２８】
入力側回転軸１と出力側回転軸２との間の変速比を変える場合には、両プーリ１２、１５の溝幅を互いに関連させつつ拡縮する。例えば、入力側回転軸１と出力側回転軸２との間の減速比を大きくする場合には、駆動側プーリ１２の溝幅を大きくすると共に、従動側プーリ１５の溝幅を小さくする。この結果、無端ベルト１８の一部でこれら両プーリ１２、１５に掛け渡された部分の径が、駆動側プーリ１２部分で小さく、従動側プーリ１５部分で大きくなるため、入力側回転軸１と出力側回転軸２との間で減速が行なわれる。
【００２９】
反対に、入力側回転軸１と出力側回転軸２との間の増速比を大きく（減速比を小さく）する場合には、駆動側プーリ１２の溝幅を小さくすると共に、従動側プーリ１５の溝幅を大きくする。この結果、無端ベルト１８の一部でこれら両プーリ１２、１５に掛け渡された部分の径が、駆動側プーリ１２部分で大きく、従動側プーリ１５部分で小さくなるため、入力側回転軸１と出力側回転軸２との間で増速が行なわれる。
【００３０】
なお、このベルト式無段変速機の運転時には、各可動部に潤滑油を供給して、各可動部を潤滑する。ベルト式無段変速機の場合に使用する潤滑油としては、ＣＶＴフルード（ＡＴＦ（Automatic Transmission Fluid）兼用油）を使用している。この理由は、金属製の無端ベルト１８と駆動側、従動側両プーリ１２、１５との摩擦係合部の摩擦係数を増大し且つ安定させるためである。そして、このＣＶＴフルードを３００ｍＬ／ｍｉｎ以上の流量で上記摩擦部に循環させて、この摩擦部を潤滑している。また、ＣＶＴフルードの一部は、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄの内部を（例えば２０ｍＬ／ｍｉｎ以上の流量で）通過して、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄの転がり接触部を潤滑する。
【００３１】
ここで、このベルト式無段変速機は、その使用時における各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄの外輪軌道６と内輪軌道７と転動体８、８との最大接触面圧を２５００ＭＰａ以下としたので、ミンドリンスリップが発生したとしても、その後の回転による損傷の拡大を防ぐことが可能となっている。本発明者らは、ベルト式無段変速機において、転動体にミンドリンスリップのような表面損傷が発生しても、その後の回転による損傷を効果的に防止することができる最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であることを見出した。つまり、使用時の外輪軌道６と内輪軌道７と転動体８、８との最大接触面圧を２５００ＭＰａ以下とすれば、損傷した面を転動体８、８が高面圧で転動することがないため、損傷の拡大を低減することができる。
【００３２】
また、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、その外輪軌道６と内輪軌道７と転動体８、８の表面硬さをＨＲｃ６０以上とし、転動体８、８の表面硬さを外輪軌道６と内輪軌道７の表面硬さよりもＨＲｃで１以上硬くしたので、ミンドリンスリップによる表面損傷を効果的に低減させることができる。
さらに、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、その外輪軌道６、内輪軌道７及び転動体８、８の表面が、窒化処理もしくは浸炭窒化処理されて、その表面の窒素濃度が０．２質量％以上２．０質量％以下とされているので、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄを構成する鋼製部材間のミンドリンスリップの発生を顕著に低減させることができる。
【００３３】
さらに、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄは、その使用時におけるラジアル方向隙間を−３０μｍ以上１０μｍ以下としたので、剛性が向上し、アキシアル方向への振動によるミンドリンスリップの発生を防止することが可能である。
以上説明したように、本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造、およびベルト式無段変速機によれば、ミンドリンスリップ自体の発生を抑制し、仮にミンドリンスリップが発生した場合でも、その影響を効果的に低減させることができる。
【００３４】
なお、本発明に係るベルト式無段変速機のプーリ支持構造、およびベルト式無段変速機は、上記実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しなければ種々の変形が可能である。
例えば、上記実施形態では、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄの使用時におけるラジアル方向隙間を−３０μｍ以上１０μｍ以下とした例で説明した。しかし、本発明はこれに限定されず、例えば、各転がり軸受３Ａ，３Ｂ，３Ｃ，３Ｄの使用時におけるラジアル方向隙間を、−２０μｍ以上０μｍ以下としてもよい。そうすれば、アキシアル方向への振動によるミンドリンスリップの発生を、より防止することができる。
【実施例１】
【００３５】
転動体の表面の窒素濃度、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径などが異なる９種の試験軸受を用意して、ミンドリンスリップを抑制する性能について評価した。
まず、各試験軸受の仕様について説明する。なお、これら９種の試験軸受の内輪、外輪、及び転動体は、いずれも高炭素クロム軸受鋼二種（ＪＩＳ規格ＳＵＪ２）で構成されている。【００３６】
試験軸受１は、呼び番号６２１０の玉軸受である。その内輪、外輪、及び転動体には、熱処理として通常の光輝焼入れ及び焼戻しが施されており、内輪、外輪の軌道面及び転動体の表面の窒素濃度は０質量％である。また、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径は、それぞれ転動体の直径の５０．５％及び５３％となっていて、これにより試験軸受１の最大接触面圧が調整されている。【００３７】
試験軸受２は、呼び番号６２１０の玉軸受である。その内輪、外輪、及び転動体には、熱処理として浸炭窒化処理、油焼入れ、及び焼戻しが施されており、内輪、外輪の軌道面及び転動体の表面の窒素濃度は０．１質量％とされている。また、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径は、それぞれ転動体の直径の５０．５％及び５３％となっていて、これにより試験軸受２の最大接触面圧が調整されている。【００３８】
試験軸受３は、試験軸受２と同様の仕様の玉軸受である。ただし、浸炭窒化処理の条件が異なり、転動体の表面の窒素濃度は０．２質量％とされている。
試験軸受４は、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径がそれぞれ転動体の直径の５０．５％及び５２％である点を除いては、試験軸受３と同様の仕様の玉軸受である（転動体の直径は試験軸受３と同一である）。
試験軸受５は、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径がそれぞれ転動体の直径の５０．５％及び５１．８％である点を除いては、試験軸受３と同様の仕様の玉軸受である（転動体の直径は試験軸受３と同一である）。【００３９】
試験軸受６は、転動体の直径が試験軸受１の場合の１．０６倍である点と、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径がそれぞれ転動体の直径の５０．５％及び５２％である点とを除いては、試験軸受１と同様の仕様の玉軸受である。
試験軸受７は、転動体の直径が試験軸受２の場合の１．０６倍である点と、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径がそれぞれ転動体の直径の５０．５％及び５２％である点とを除いては、試験軸受２と同様の仕様の玉軸受である。
試験軸受８は、転動体の直径が試験軸受３の場合の１．０６倍である点と、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径がそれぞれ転動体の直径の５０．５％及び５２％である点とを除いては、試験軸受３と同様の仕様の玉軸受である。【００４０】
試験軸受９は、呼び番号６２１２の玉軸受である。その内輪、外輪、及び転動体には、熱処理として浸炭窒化処理、油焼入れ、及び焼戻しが施されており、転動体の表面の窒素濃度は０．２質量％とされている。また、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径は、それぞれ転動体の直径の５０．５％及び５２％となっていて、これにより試験軸受９の最大接触面圧が調整されている。【００４１】
これら９種の試験軸受１〜９に振幅荷重を付与して、内輪及び外輪の軌道面にミンドリンスリップを発生させた。すなわち、図３に示すように、２個の試験軸受Ｂでシャフトの両端を支持し、該シャフトの外周面に直径１０ｍｍの鋼球を載置した。そして、図示しないサーボパルサーを使用して、強度が１２０００Ｎから１５０００Ｎの間で周期的に変化するラジアル方向の振幅荷重Ｆを、鋼球に１００万サイクル付与した。なお、振幅荷重Ｆの周波数は５０Ｈｚである。そして、上記のようにして内輪及び外輪の軌道面に発生させたミンドリンスリップの深さ（摩耗量）を測定した。【００４２】
次に、上記のようにしてミンドリンスリップを発生させた試験軸受１〜９の性能を評価した。性能の評価には、ベルト式無断変速機から無端ベルト及びプーリ支持部分を取り出して作製した、図４に示す試験装置を用いた。この試験装置の構造は、図１のベルト式無断変速機のプーリ支持部分と同様であるので、その説明は省略する。なお、図４においては、図１と同一又は相当する部分には、図１と同一の符号を付してある。【００４３】
図４の試験装置に上記試験軸受を組み込んだ。すなわち、図４の試験装置において入力側回転軸１を支持する転がり軸受３Ａとして、上記試験軸受を用いた。そして、トルク３００Ｎｍまで出力できるダイナモを駆動源として使用して、この試験装置を運転した。その際には、プーリ比を０．５〜２．０の間で変化させることにより、入力側回転軸１と出力側回転軸２との間の変速比を、加速時２０００ｒｐｍ／ｓｅｃ、減速時５００ｒｐｍ／ｓｅｃで繰り返し変化させつつ運転を行った。
まず、試験軸受１〜９の軌道面に発生させたミンドリンスリップの深さを表１及び図５に示し、前記試験装置の運転時に各試験軸受１〜９に作用する最大接触面圧を表１及び図６に示す。【００４４】
【表１】
0005423687.tif 000002
【００４５】
表１及び図５，６から、試験軸受１〜４においては、転動体の表面の窒素濃度が高いほど、ミンドリンスリップの深さが小さいことが分かる。また、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径が小さいほど、ミンドリンスリップの深さが小さいことが分かる。しかしながら、最大接触面圧が２５００ＭＰａを超えているため、試験軸受１〜３は、運転時間が各試験軸受の定格理論寿命に到達する以前に破損した。また、試験軸受４は、定格理論寿命まで運転ができたものの、運転終了後の分解調査にて外輪の軌道面に微小な剥離が認められた。【００４６】
そこで、試験軸受４の軌道面の溝曲率半径を変更することにより、最大接触面圧を２５００ＭＰａに調整した試験軸受５の試験を実施したところ、運転時間が定格理論寿命に到達し、しかも軌道面や転動体の表面などに剥離は認められず、さらに継続運転可能な状態であった。
しかしながら、試験軸受６は、最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であるものの、転動体の表面の窒素濃度が０質量％であるため、運転時間が定格理論寿命に到達する以前に破損した。また、試験軸受７は、最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であり、定格理論寿命まで運転ができたものの、転動体の表面の窒素濃度が０．１質量％と不十分であるため、運転終了後の分解調査にて外輪の軌道面と転動体の表面に微小な剥離が認められた。【００４７】
これに対して、試験軸受８は、転動体の表面の窒素濃度が０．２質量％であるため、ミンドリンスリップの深さが試験軸受６，７よりも小さいことが分かる。そして、運転時間が定格理論寿命に到達し、しかも転動体の表面などに剥離は認められず、さらに継続運転可能な状態であった。
この結果は、試験軸受８の最大接触面圧は試験軸受６，７と同レベルであるが、転動体の表面の窒素濃度を０．２質量％とすることにより、ミンドリンスリップの影響を抑制可能であることを示している。【００４８】
したがって、ミンドリンスリップの深さが大きいと、損傷を受けた転動体と内輪、外輪の軌道面との接触によって接線力の影響が大きくなり、それが軸受寿命に大きな影響を及ぼしていると考えられる。そこで、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径を小さくすることによって荷重変動時の接触楕円径の変化率を低減するとともに、浸炭窒化処理もしくは窒化処理を施すことによって鋼製部材間のミンドリンスリップの影響を抑制して、転動体と軌道面の損傷を小さくすることにより、軸受寿命の向上を図ることが可能となる。【００４９】
上記のように、転動体の表面の窒素濃度がミンドリンスリップの低減に効果を発揮することは確認されたが、窒素濃度が高くなり過ぎると靭性が低下することも知られている。よって、ストール等の衝撃荷重も受けるトランスミッションに使用される転がり軸受においては、靭性低下の影響を考慮に入れておく必要がある。
靭性低下の影響については、前述の特許文献４（日本国特許公開公報  ２００９年第４１７４４号）に開示されている「表面窒素濃度と吸収エネルギーの関係」から、窒素濃度が高くなるにつれて靭性の影響により転動体の衝撃強度が低下すると考えられる。そして、窒素濃度が２．０質量％を超えると、急激に衝撃強度が低下すると考えられる。したがって、ベルト式無段変速機のプーリ支持構造に組み込まれる転がり軸受の転動体の表面の窒素濃度は、０．２質量％以上であることが必要であるが、上記の公知文献から２．０質量％以下にする必要がある。【００５０】
上記の条件を満たした上で、さらに転動体の直径を大きくして最大接触面圧を２５００ＭＰａ以下とすることにより、ミンドリンスリップが仮に発生しても転動体と内輪、外輪の軌道面の損傷を効果的に低減させることが可能である。その結果、ベルト式無断変速機のプーリ支持構造に組み込まれる転がり軸受の早期剥離を防止することができる。
【実施例２】
【００５１】
実施例１では、転動体の表面硬さを内輪、外輪の軌道面の硬さと同等としているので、実施例２では、これらの硬さの相違による影響を確認する試験を行った。試験軸受５において転動体の表面硬さと内輪、外輪の軌道面の硬さとを種々変更した試験軸受を用意して、実施例１と同様の性能評価を行った。
該試験に使用した試験軸受５Ａ〜５Ｌの内輪、外輪の軌道面の硬さは、ＨＲｃ５８．０、５９．０、６０．０、又は６１．０である。また、転動体の表面硬さは、ＨＲｃで前記軌道面の硬さの−１、同一、又は＋１である（表２を参照）。【００５２】
【表２】
0005423687.tif 000003
【００５３】
これらの試験軸受５Ａ〜５Ｌについて、実施例１と同様にしてミンドリンスリップの深さを測定した。試験軸受５Ａ〜５Ｌの軌道面に発生させたミンドリンスリップの深さを、表２及び図７に示し、試験軸受５Ａ〜５Ｌの転動体の表面に発生させたミンドリンスリップの深さを、表２及び図８に示す。また、実施例１と同様にして、図４に示す試験装置を用いて試験軸受５Ａ〜５Ｌの性能の評価を行った。結果を表２に示す。【００５４】
表２及び図７、８から、軌道面及び転動体の表面の硬さが高いほど、ミンドリンスリップの深さが小さくなることがわかる。しかしながら、軌道面の硬さ又は転動体の表面の硬さがＨＲｃ６０未満の試験軸受５Ａ〜５Ｇと、軌道面の硬さ及び転動体の表面の硬さがＨＲｃ６０以上であっても転動体の表面の硬さが軌道面の硬さ以下である試験軸受５Ｈ，５Ｊ，５Ｋとは、各試験軸受の定格理論寿命まで運転ができたものの、運転終了後の分解調査にて外輪の軌道面に剥離や微小な損傷が認められた。これは、軌道面や転動体の表面がミンドリンスリップによる影響を受けたことにより、軸受寿命に影響が出たことが考えられる。【００５５】
特に転動体の場合は、ミンドリンスリップによる損傷を受けると、その後の回転による損傷の拡大度合いが内輪、外輪に比べて大きくなりやすい。また、転動体の表面が損傷することにより軌道面との接触面にて接線力が増大し、外輪、内輪の軌道面の寿命に大きな影響を及ぼすことになる。
一方、軌道面の硬さ及び転動体の表面の硬さがＨＲｃ６０以上で、且つ、転動体の表面の硬さが軌道面の硬さよりもＨＲｃで１以上硬い試験軸受５Ｉ，５Ｌは、運転時間が定格理論寿命に到達し、しかも転動体の表面などに剥離は認められず、さらに継続運転可能な状態であった。【００５６】
これらの結果から分かるように、転動体の表面の硬さを軌道面の硬さよりもＨＲｃで１以上硬くすることにより、ミンドリンスリップが発生しても転動体の表面の損傷を小さくでき、しかも接線力の影響を抑止することができるので、転がり軸受の軌道面の寿命を向上させることが可能となる。よって、ベルト式無段変速機のプーリ支持構造に組み込まれる転がり軸受の転動体の表面の硬さは、内輪、外輪の軌道面の硬さよりもＨＲｃで１以上硬くして、転動体の損傷を小さくすることが必要となる。
【実施例３】
【００５７】
実施例１、２では、内輪及び外輪の軌道面の溝曲率半径の作用と硬さをみるために、図４の試験装置に組み込まれた試験軸受１〜９、５Ａ〜５Ｌのラジアル方向隙間を＋５μｍに設定した。実施例３では、ラジアル方向隙間による影響を確認するために、下記の試験軸受を用意して、実施例１、２と同様の性能評価を行った。
実施例２で使用した試験軸受５Ｉにおいて、使用時におけるラジアル方向隙間が所定値となるように、軸受の寸法を調節した９種類の試験軸受１１〜１９を用意した。これらの試験軸受１１〜１９は、ラジアル方向隙間のみが異なるもので、溝曲率半径、熱処理条件、硬さ等の他の仕様は全て同一である。【００５８】
【表３】
0005423687.tif 000004
【００５９】
これらの試験軸受１１〜１９について、実施例１と同様にしてミンドリンスリップの深さを測定した。また、実施例１と同様にして、図４に示す試験装置を用いて試験軸受１１〜１９の性能の評価を行った。試験軸受１１〜１９の軌道面に発生させたミンドリンスリップの深さを表３及び図９に示し、前記試験装置の運転時に各試験軸受１１〜１９に作用する最大接触面圧を表３及び図１０に示す。【００６０】
図９に示すように、ラジアル方向隙間が大きいほど、ミンドリンスリップの深さは大きくなり、負隙間に向かうほど、ミンドリンスリップの深さは小さいことがわかる。実際に図４の試験装置にて評価したところ、ラジアル方向隙間が＋１０μｍ以上の場合は試験軸受が破損した。
しかしながら、図４の試験装置においては、ベルト張力のみによるラジアル方向の負荷のみが試験軸受に作用するが、実際のベルト式無段変速機のプーリ支持軸受においては、転がり軸受にアキシアル荷重が負荷される場合もある。よって、最大接触面圧が図４の試験装置の荷重条件と同じになるように、試験軸受に予めアキシアル荷重（予圧）を負荷させた場合についても、同様に性能評価を行った。【００６１】
図１０に示すように、アキシアル荷重が負荷される条件下では、ミンドリンスリップの深さが小さくなる負隙間側でも、負隙間が小さすぎると最大接触面圧が上昇することがわかる。そして、ラジアル方向隙間が−３０μｍ以下の場合は、最大接触面圧が２５００ＭＰａを超えるため、各試験軸受の定格理論寿命まで運転ができたものの、運転終了後の分解調査にて外輪の軌道面に剥離や微小な損傷が認められた。【００６２】
このように、転がり軸受のラジアル方向隙間を負隙間に設定することにより、アキシアル方向の振動を低減させ、ミンドリンスリップを更に低減させることは可能となるが、アキシアル荷重が負荷される部位においては、逆に最大接触面圧が上昇する。そして、最大接触面圧が２５００ＭＰａを超えると、軸受寿命に影響を及ぼすことになる。
そのため、ベルト式無段変速機のプーリ支持構造に組み込まれる転がり軸受においては、アキシアル荷重が負荷される場合も想定して、ミンドリンスリップの影響の低減と最大接触面圧の上昇の両方を考慮することが好ましい。すなわち、図１０から分かるように、ラジアル方向隙間は−３０μｍ以上１０μｍ以下とすることが好ましく、試験軸受に破損が認められない−２０μｍ以上０μｍ以下とすることがより好ましい。
【符号の説明】
【００６３】
１、２    回転軸
３Ａ〜３Ｄ    転がり軸受
４    外輪
５    内輪
６    外輪軌道（軌道面）
７    内輪軌道（軌道面）
８    転動体
９    保持器
１０    駆動源
１１    発進クラッチ
１２    駆動側プーリ（プーリ）
１５    従動側プーリ（プーリ）
３０    回転部
【図１】
0005423687.tif 000005
【図２】
0005423687.tif 000006
【図３】
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【図４】
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【図５】
0005423687.tif 000009
【図６】
0005423687.tif 000010
【図７】
0005423687.tif 000011
【図８】
0005423687.tif 000012
【図９】
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【図１０】
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