(57)【要約】  被牽引時等の無負荷時、初めの１転がり目等の極低トルクにあっても必要とする軸力が得られる押圧装置を有する摩擦車式無段変速装置を提供する。押圧装置（１２）は、スプリング（１３）の予圧に基づく第１段階と、専ら第１トルクカム（１５）を介してトルクを伝達して、該第１トルクカムに基づく第２段階と、専ら第２トルクカム（２０）を介してトルクを伝達して、該第２トルクカム（２０）に基づく第３段階を有する。第１段階は一定の軸力であり、第２段階は比較的大きな勾配αからなり、第３段階は小さな勾配βからなる。
2010073556.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力軸に駆動連結される入力側摩擦車と、出力軸に駆動連結される出力側摩擦車と、前記入力側摩擦車及び出力側摩擦車に圧接してこれら両摩擦車との間で動力伝達する摩擦部材と、を備え、前記摩擦部材を、前記入力側摩擦車及び出力側摩擦車との接触位置を変更することにより前記入力軸及び出力軸との間の回転を無段に変速する摩擦車式無段変速装置において、
前記入力側摩擦車及び前記出力側摩擦車と前記摩擦部材とを圧接する軸力を付与する押圧装置を備え、
該押圧装置は、第１の出力トルクまでの領域において一定の軸力を発生する第１段階と、
前記第１の出力トルクと該第１の出力トルクより大きい第２の出力トルクとの間の領域において第１の勾配で前記出力トルクに応じて増加する軸力を発生する第２段階と、
前記第２の出力トルクより大きい領域において前記第１の勾配より小さい第２の勾配で前記出力トルクに応じて増加する軸力を発生する第３段階と、の出力トルクに対する軸力特性を有する、
ことを特徴とする摩擦車式無段変速装置。
【請求項２】
前記入力側摩擦車及び前記出力側摩擦車と前記摩擦部材との間にトラクション用オイルが介在してトラクション伝達により動力伝達が行われてなる、
請求項１記載の摩擦車式無段変速装置。
【請求項３】
前記押圧装置による前記第１段階における一定の軸力は、前記摩擦部材と前記入力側及び出力側摩擦車との間での前記トラクション用オイルが固化する圧力より大きい軸力である、
請求項２記載の摩擦車式無段変速装置。
【請求項４】
前記押圧装置による前記第１段階における一定の軸力は、前記入力側摩擦車から前記出力側摩擦車に伝達する変速比を最高速側に設定した状態での最大伝達トルクを伝達したときに必要とする軸力より小さい軸力である、
請求項２又は３記載の摩擦車式無段変速装置。
【請求項５】
前記押圧装置による前記第２段階における軸力特性は、出力トルクが０における軸力０の点と、前記入力側摩擦車から前記出力側摩擦車に伝達する回転を最高速側に設定した状態で前記入力側摩擦車及び前記出力側摩擦車との間での前記摩擦部材を介して最大トルクを伝達する前記トラクション伝達に必要とする軸力の点と、を結んだ勾配に基づき設定されてなる、
請求項２ないし４のいずれか記載の摩擦車式無段変速装置。
【請求項６】
前記押圧装置による前記第３段階における軸力特性は、前記入力側摩擦車から前記出力側摩擦車に伝達する回転を最高速側に設定した状態で前記入力側摩擦車及び前記出力側摩擦車との間での前記摩擦部材を介して最大トルクを伝達する前記トラクション伝達に必要とする軸力の点と、前記入力側摩擦車から前記出力側摩擦車に伝達する回転を最低速側に設定した状態で前記入力側摩擦車及び前記出力側摩擦車との間での前記摩擦部材を介して最大トルクを伝達する前記トラクション伝達に必要とする軸力の点と、を結んだ勾配に基づき設定されてなる、
請求項２ないし５のいずれか記載の摩擦車式無段変速装置。
【請求項７】
前記押圧装置は、前記出力側摩擦車と前記出力軸との間に配置され、前記第１段階における軸力を発生するスプリングと、前記第２段階における軸力を発生する第１トルクカムと、前記第３段階において軸力を発生する第２トルクカムと、を備えてなる、
請求項１ないし６のいずれか記載の摩擦車式無段変速装置。
【請求項８】
前記押圧装置は、前記出力軸と前記出力側摩擦車との間に、前記スプリング及び第１トルクカムを直列に介在すると共に、これらスプリング及び第１トルクカムと並列に前記第２トルクカムを介在してなり、
前記第１トルクカムは、前記第１段階における前記スプリングによる軸力を越えた状態で、該第１トルクカムを経由する伝達トルクに応じた軸力を発生し、
前記第２トルクカムは、所定遊びを有し、該所定遊び内にあっては、前記第１トルクカムに基づき軸力を発生し、該所定遊びが無くなることにより前記第２トルクカムを経由してトルクが伝達され、該伝達トルクの増加に対応して軸力を発生してなる、
請求項７記載の摩擦車式無段変速装置。
【請求項９】
前記スプリングは、ヒステリシス特性を有する皿ばねであり、
前記スプリングによる前記第１段階における一定の軸力が、荷重増加時の荷重と同じ荷重に対する荷重減少時のたわみに対応する荷重増加時における荷重にて設定されてなる、
請求項７又は８記載の摩擦車式無段変速装置。
【請求項１０】
前記スプリングの軸方向長さを調整する調整手段が配置され、該調整手段により前記第２段階と第３段階の切換え位置を調整してなる、
請求項８又は９記載の摩擦車式無段変速装置。
【請求項１１】
前記入力側摩擦車及び出力側摩擦車は、平行に配置された前記入力軸及び出力軸にそれぞれ駆動連結され、かつ径大部と径小部とが軸方向逆になるように配置された円錐形摩擦車であり、
前記摩擦部材は、前記両円錐形摩擦車の対向する傾斜面に挟圧されて、軸方向移動可能なリングである、
請求項１ないし１０のいずれか記載の摩擦車式無段変速装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、入力側摩擦車と出力側摩擦車との間にオイルを介在して摩擦部材を接触し、該接触位置を変更することにより入力軸と出力軸との間の回転を無段に変速する摩擦車式無段変速装置に係り、好ましくは平行に配置された２つの軸のそれぞれに円錐形摩擦車（コーン）を配置し、軸方向移動可能に配置したリングを介して該２つの軸の間で回転を伝達する円錐摩擦リング式無段変速装置に係り、詳しくは、コーン等の摩擦車に軸方向の軸力を付与して、リング等の摩擦部材との間にトラクション力を得る押圧装置を備えた摩擦車式無段変速装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、それぞれ円錐形からなる２個の摩擦車（プライマリコーン、セカンダリコーン）の間に、プライマリコーンを取り囲む形で鋼製のリングを介在し、プライマリコーンからリングを介してセカンダリコーンに動力伝達し、かつ上記リングを軸方向に移動することにより該リングが上記２個のコーンの接触位置を変更して、無段変速する円錐摩擦リング式（コーンリング式）無段変速装置が知られている。【０００３】
上記円錐摩擦リング式無段変速装置の押圧装置として、下記特許文献１に記載のものが提案されている。該押圧装置（特許文献１にはプレスオン装置と表記）は、セカンダリコーンとセカンダリシャフトとの間に配置されるトルクカムを基本構成として、セカンダリコーンとセカンダリシャフトの相対回転方向のトルクに応じた軸力をセカンダリコーンに付与して、軸方向に移動不能に支持されているプライマリコーン及び上記軸力を付与されたセカンダリコーンとリングとの間にトラクション力を保持して、上記無段変速を行う。【０００４】
１個のトルクカムによる上記押圧装置は、上記無段変速装置の全負荷及び部分負荷における全変速域に亘って適正な軸力を付与することは困難であり、特許文献１による押圧装置は、上記トルクカムによる第１プレスオン装置部に加えて第２プレスオン装置を配置し、第１プレスオン装置による第１の軸力に加えて又は減じて第２プレスオン装置による第２の軸力を適宜作用し、より適正化した軸力特性を備えようとするものである。第２プレスオン装置として各種の実施の形態が記載されており、例えば液圧によるものがあり、トルクカムによる一直線の第１の軸力では、出力トルクが大となる部分において軸力が大き過ぎ、無段変速装置に必要以上の負荷が作用することによるエネルギロス及び装置寿命の低下を防止すべく、上記第１の軸力を相殺するように第２の軸力を作用して、中間で折れ曲がる２段の軸力特性を得ている。【０００５】
上記第２プレスオン装置として、トルクカムを用いる実施の形態も提案されており（特許文献１の図１４〜図１６並びに段落［００７８］〜［００８９］参照）、第１及び第２プレスオン装置の各トルクカムが軸力方向に直列に、かつ互いに相殺する方向に軸力を発生するように配置されている。そして、該実施の形態では、第１段階（たとえば低出力トルク側）では第１及び第２プレスオン装置のトルクカムが直列にかつスプリングを介してセカンダリコーンに作用し、セカンダリコーンが所定ストロークした第２段階では、第１プレスオン装置のトルクカムの可動側部材がセカンダリコーンの肩部に当接して直接作用する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特表２００６−５１３３７５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
上記２個のトルクカムを用いた実施の形態では、第１段階において両トルクカムの差に基づく軸力が作用し、第２段階において一方のトルクカムのみに基づく軸力が作用し、その結果、第１段階では緩い勾配となり、第２段階で急勾配からなる軸力特性となる。【０００８】
また、特許文献１には、０を起点とする急勾配と、緩勾配との、途中で折れ曲がる２段の特性からなるものも提示されているが、このものでも、出力モーメントが０のとき軸力が０となる。このため、下り坂時、被牽引時等、出力モーメントが０又は極く小さい場合、初めの１転がり時等にあっては軸力が発生せず、トラクション用オイルが液体の粘性特性にあって、無段変速装置が滑ってしまう可能性がある。また、無段変速装置を車輌に搭載する場合、低出力トルクでの発進時の軸力が充分ではなく、低出力トルクから高出力トルクに亘る全変速域において、信頼性の高いかつ過不足のない適正な軸力特性が得られる押圧装置が望まれている。【０００９】
そこで、本発明は、３段階の軸力特性が得られ、もって上述した課題を解決した押圧装置を有する摩擦車式無段変速装置を提供することを目的とするものである。
【課題を解決するための手段】
【００１０】
本発明は、入力軸（４）に駆動連結される入力側摩擦車（２）と、出力軸（１１）に駆動連結される出力側摩擦車（１０）と、前記入力側摩擦車及び出力側摩擦車に圧接してこれら両摩擦車との間で動力伝達する摩擦部材（３）と、を備え、前記摩擦部材（３）を、前記入力側摩擦車（２）及び出力側摩擦車（１０）との接触位置を変更することにより前記入力軸（４）及び出力軸（１１）との間の回転を無段に変速する摩擦車式無段変速装置（１）において、
前記入力側摩擦車（２）及び前記出力側摩擦車（１０）と前記摩擦部材（３）とを圧接する軸力を付与する押圧装置（１２，１１２，２１２）を備え、
該押圧装置は（例えば図３及び図６を参照）、第１の出力トルク（ａ）までの領域において一定の軸力（Ｆ１）を発生する第１段階と、
前記第１の出力トルク（ａ）と該第１の出力トルクより大きい第２の出力トルク（ｂ）との間の領域において第１の勾配（α）で前記出力トルクに応じて増加する軸力を発生する第２段階と、
前記第２の出力トルク（ｂ）より大きい領域において前記第１の勾配（α）より小さい第２の勾配（β）で前記出力トルクに応じて増加する軸力を発生する第３段階と、の出力トルクに対する軸力特性を有する、
ことを特徴とする摩擦車式無段変速装置にある。【００１１】
前記入力側摩擦車（２）及び前記出力側摩擦車（１０）と前記摩擦部材（３）との間にトラクション用オイルが介在してトラクション伝達により動力伝達が行われてなる。【００１２】
前記押圧装置（１２）による前記第１段階における一定の軸力（Ｆ１）は、前記摩擦部材（３）と前記入力側及び出力側摩擦車（２，１０）との間での前記トラクション用オイルが固化する圧力より大きい軸力である。【００１３】
例えば図７を参照して、前記押圧装置（１２）による前記第１段階における一定の軸力（Ｆ１）は、前記入力側摩擦車（２）から前記出力側摩擦車（１０）に伝達する変速比を最高速側（Ｏ／Ｄ）に設定した状態での最大伝達トルクを伝達したときに必要とする軸力（Ｆ２）より小さい軸力である。【００１４】
例えば図７を参照して、前記押圧装置（１２）による前記第２段階における軸力特性は、出力トルクが０における軸力０の点と、前記入力側摩擦車（２）から前記出力側摩擦車（１０）に伝達する回転を最高速側（Ｏ／Ｄ）に設定した状態で前記入力側摩擦車及び前記出力側摩擦車との間での前記摩擦部材を介して最大トルクを伝達する前記トラクション伝達に必要とする軸力（Ｆ２）の点と、を結んだ勾配（α）に基づき設定されてなる。【００１５】
例えば図７を参照して、前記押圧装置（１２）による前記第３段階における軸力特性は、前記入力側摩擦車（２）から前記出力側摩擦車（１０）に伝達する回転を最高速側（Ｏ／Ｄ）に設定した状態で前記入力側摩擦車及び前記出力側摩擦車との間での前記摩擦部材を介して最大トルクを伝達する前記トラクション伝達に必要とする軸力の点（Ｆ２）と、前記入力側摩擦車から前記出力側摩擦車に伝達する回転を最低速側（Ｕ／Ｄ）に設定した状態で前記入力側摩擦車及び前記出力側摩擦車との間での前記摩擦部材を介して最大トルクを伝達する前記トラクション伝達に必要とする軸力の点（Ｆ３）と、を結んだ勾配（β）に基づき設定されてなる。【００１６】
例えば図２，図４，図５，図６を参照して、前記押圧装置（１２）（１１２）（２１２）は、前記出力側摩擦車（１０）と前記出力軸（１１）との間に配置され、前記第１段階における軸力を発生するスプリング（１３）と、前記第２段階における軸力を発生する第１トルクカム（１５）と、前記第３段階において軸力を発生する第２トルクカム（２０）と、を備えてなる。【００１７】
例えば図６を参照して、前記押圧装置（１２）は、前記出力軸（１１，１９）と前記出力側摩擦車（１０）との間に、前記スプリング（１３）及び第１トルクカム（１５）を直列に介在すると共に、これらスプリング（１３）及び第１トルクカム（１５）と並列に前記第２トルクカム（２０）を介在してなり、
前記第１トルクカム（１５）は、前記第１段階における前記スプリング（１３）による軸力を越えた状態で、該第１トルクカムを経由する伝達トルクに応じた軸力を発生し、
前記第２トルクカム（２０）は、所定遊び（ｌ）を有し、該所定遊び内にあっては、前記第１トルクカム（１５）に基づき軸力を発生し、該所定遊びが無くなることにより前記第２トルクカム（２０）を経由してトルクが伝達され、該伝達トルクの増加に対応して軸力を発生してなる。【００１８】
例えば図１０を参照して、前記スプリングは、ヒステリシス特性を有する皿ばね（１３）であり、
前記スプリング（１３）による前記第１段階における一定の軸力が、荷重増加時（Ｅ）の荷重（Ｈ）と同じ荷重に対する荷重減少時（Ｇ）のたわみ（ｄ）に対応する荷重増加時（Ｅ）における荷重（Ｖ）にて設定されてなる。【００１９】
例えば図１１を参照して、前記スプリング（１３）の軸方向長さを調整する調整手段（１５０）が配置され、該調整手段により前記第２段階と第３段階の切換え位置（ｂ）を調整してなる。【００２０】
例えば図１を参照して、前記入力側摩擦車及び出力側摩擦車は、平行に配置された前記入力軸（４）及び出力軸（１１）にそれぞれ駆動連結され、かつ径大部と径小部とが軸方向逆になるように配置された円錐形摩擦車（２）（１０）であり、
前記摩擦部材は、前記両円錐形摩擦車の対向する傾斜面に挟圧されて、軸方向移動可能なリング（３）である。【００２１】
なお、上記カッコ内の符号は、図面と対照するためのものであるが、これは、発明の理解を容易にするための便宜的なものであり、特許請求の範囲の構成に何等影響を及ぼすものではない。
【発明の効果】
【００２２】
請求項１に係る本発明によると、押圧装置は、出力トルクに対する３段階の軸力特性を有するので、無負荷、部分負荷及び全負荷時に亘って、かつ最高速側（Ｏ／Ｄ側）から最低速側（Ｕ／Ｄ側）の全変速比に亘って、入力側摩擦車及び出力側摩擦車との間で摩擦部材が回転を伝達するために必要な軸力を付与することができ、摩擦車式無段変速装置による確実で信頼性の高い無段変速を可能とし、また過大な軸力を付与することがなく、動力伝達に際してのエネルギロスを減少して伝動効率を向上し、かつ摩擦車式無段変速装置の長寿命化を可能とすると共に、軸力を担持する軸受及びケース等の部品を小型化、軽量化してコンパクト性を向上することができる。【００２３】
第１段階にあっては、一定の軸力が付与されて、回転開始時の１転がり目及び被牽引時等の無負荷状態にあっても確実に動力伝達することができる。【００２４】
第２段階にあっては、摩擦車式無段変速装置に部分的な負荷（部分入力トルク）が作用し、小さな出力トルクに対して比較的大きな軸力が必要となる場合に対応して、第１の勾配により出力トルクに応じて増加する軸力を発生する。この際、出力トルクは変速比により異なるが、各部分負荷に応じた最高速側（Ｏ／Ｄ側）での必要軸力を確保することができる。【００２５】
第３段階にあっては、摩擦車式無段変速装置に全負荷が作用し、各変速比に応じた全出力トルクに対応する軸力が必要かつ充分であり、第１の勾配より小さな勾配による特性の軸力を発生する。なお、第２及び第３段階にあっては、入力トルクに対して出力トルクは変速比が大きくなる（ＯＤ→ＵＤ）に従って大きくなり、従って発生する軸力もまた必要とする軸力も大きくなる。【００２６】
請求項２に係る本発明によると、摩擦部材と入力側及び出力側摩擦車との間の圧接部分にトラクション用オイルを介在し、該トラクション用オイルの剪断力を介して動力伝達可能なように、押圧装置により適正な軸力を付与することができる。【００２７】
請求項３に係る本発明によると、第１段階の一定の軸力は、トラクション用オイルが固化して弾性特性となる圧力より大きな軸力であるので、伝動開始時の１転がり目又は被牽引時等の無負荷時にあっても、入力側摩擦車及び出力側摩擦車と摩擦部材との確実なトラクション力を保持して、回転を確実に伝達することができる。【００２８】
請求項４に係る本発明によると、第１段階での軸力は、変速比が最高速側（Ｏ／Ｄ側）で最大伝達トルク時に必要とする軸力より小さくして、過剰な軸力発生を抑えて、伝達効率を向上することができる。【００２９】
請求項５に係る本発明によると、第２段階における軸力は、変速比が最高速側（Ｏ／Ｄ側）であって部分負荷（トルク）を伝達する際のトルク伝達を保償する軸力からなるので、入力軸から出力軸への伝達が部分負荷（トルク）にあっても、摩擦部材がスリップすることない確実な動力伝達が可能となると共に、必要以上に軸力を付与することがなく、伝達効率の低下を防止することができる。【００３０】
請求項６に係る本発明によると、第３段階による軸力は、各変速比において最大トルク（全負荷）によるトルク伝達を保償する軸力であるので、最高速側から最低速側までの各変速比における最大トルクによる動力伝達を確実に行うことができると共に、必要以上に軸力を付与することがなく、伝達効率の低下を防止することができる。【００３１】
請求項７に係る本発明によると、第１段階の軸力はスプリングの予圧により発生し、第２段階及び第３段階の軸力は第１及び第２トルクカムにより発生するので、スプリングによる第１段階の軸力及び出力トルクに応じての第２段階及び第３段階の軸力を機械的手段により自動的に発生し、油圧等によるエネルギロスの発生を防止すると共に、適正な軸力を確実に付与することができる。【００３２】
請求項８に係る本発明によると、出力軸と出力側摩擦車との間に、スプリング及び第１トルクカムを直列に配置して、スプリングによる第１段階での軸力を確保すると共に、所定出力トルク以上で第１トルクカムが軸力を発生し、スプリングを介して出力側摩擦車に第２段階での軸力を発生する。この際、スプリングがストロークして、専ら第１トルクカムを介してトルク伝達され、第２トルクカムは所定遊びにより軸力を発生しない。該所定遊びが無くなることにより第２トルクカムを介してトルク伝達される第３段階となり、第２トルクカムが出力トルクに応じた軸力を発生する。この状態では、第１トルクカムはスプリングを介して所定軸力を出力側摩擦車に付与した状態にあり、該第１トルクカムの軸力に加えて、第２トルクカムによる軸力が出力側摩擦車に作用する。これにより、押圧装置は、比較的簡単な構成により、第１段階、第２段階、第３段階からなる適正な軸力を出力側摩擦車に付与することができる。【００３３】
請求項９に係る本発明によると、第１段階の軸力を発生するスプリングは皿ばねからなり、コンパクトで堅牢な構成になり、該皿ばねに基づきヒステリシスを有することになるとしても、該ヒステリシスを考慮して、小さなバネ定数となる荷重減少時の特性により必要荷重を設定するので、第１段階での必要とする軸力を確保することができる。【００３４】
請求項１０に係る本発明によると、シム等のスプリングの軸方向長さを調整する調整手段により、第２段階と第３段階とを切換える位置を容易かつ確実に設定することができ、上記切換え時の出力トルク及び軸力を適正に設定して、部分負荷、全負荷及び全変速域に亘って過不足のない適正な軸力特性を容易に設定することができる。【００３５】
請求項１１に係る本発明によると、摩擦車式無段変速装置として、円錐摩擦車及び両円錐摩擦車の対向する傾斜面に挟持されるリングからなる円錐摩擦リング（コーンリング）式無段変速装置を適用したので、前記押圧装置によりリングと円錐摩擦車との間のトラクション力を保持して、正確で確実な無段変速を素早い応答で行うことができ、自動車のトランスミッションとして最適である。
【図面の簡単な説明】
【００３６】
【図１】本発明に係る車輌を示す伝動系統図。
【図２】第１の実施の形態に係る円錐摩擦リング式無段変速装置に用いられる押圧装置を示す断面図で、（ａ）は第１トルクカムにより動力が伝達される状態を示す図、（ｂ）は第２トルクカムにより動力が伝達される状態を示す図。
【図３】第１の実施の形態に係る押圧装置のトルクと軸力との関係を示す図。
【図４】第２の実施の形態に係る円錐摩擦リング式無段変速装置に用いられる押圧装置を示す断面図で、（ａ）は第１トルクカムにより動力が伝達される状態を示す図、（ｂ）は第２トルクカムにより動力が伝達される状態を示す図。
【図５】第３の実施の形態に係る円錐摩擦リング式無段変速装置に用いられる押圧装置を示す断面図。
【図６】本発明に係る押圧装置の作動を示す模式図で、（ａ）は第１段階、（ｂ）は第２段階、（ｃ）は第３段階を示す。
【図７】本発明に係る押圧装置の作動を示す軸力特性を示す図。
【図８】本発明と比較するためにトルクカムが１つの軸力特性を示す図。
【図９】本発明と比較するためにトルクカムが２つの軸力特性を示す図。
【図１０】本発明によるスプリングの特性を示す図。
【図１１】本発明によるスプリングのストローク長さを調整する実施の形態を示す押圧装置の断面図。
【発明を実施するための形態】
【００３７】
自動車等の車輌に搭載される無段変速機Ｕは、図１に示すように、ロックアップクラッチ付きトルクコンバータや多板湿式クラッチ等の発進装置３１、前後進切換え装置３２、本発明に係る円錐摩擦リング式無段変速装置１、及びディファレンシャル装置３３からなり、これら各装置がケース５に組み込まれて構成される。
【００３８】
エンジン３０によって発生した動力は、発進装置３１、該発進装置３１の動力伝達経路下流側に配置される前後進切換え装置３２を介して円錐摩擦リング式無段変速装置１のプライマリシャフト（入力軸）４へ動力伝達され、円錐摩擦リング式無段変速装置１によって無段変速され、セカンダリシャフト（出力軸）１１へ出力される。さらに、該セカンダリシャフト１１に設けられたセカンダリギヤ３６及びそれと噛合するマウントギヤ３４によりディファレンシャル装置３３へ動力伝達され、左右の駆動輪３５，３５に出力される。
【００３９】
なお、本摩擦車式無段変速機Ｕは、円錐摩擦リング式無段変速装置１を適用した一例として示すもので、これに限らず、エンジン及びモータを駆動源とするハイブリッド駆動装置等の他の装置に適用してもよい。また、上記円錐摩擦リング式無段変速装置は、摩擦車式無段変速装置の一例として代表して示すものであり、リングを両円錐摩擦車を囲むように配置したリングコーン式無段変速装置、その外、トロイダル式無段変速装置等、入力側摩擦車と出力側摩擦車との間にオイルを介在して摩擦部材を接触し、該接触位置を変更することにより入力軸と出力軸との間の回転を無段に変速する摩擦車式無段変速装置に適用可能である。また、本摩擦車式無段変速機Ｕは、トラクション用オイルに一部浸されており、接触部分に掻上げ等により上記トラクション用オイルが介在しており、該オイルの剪断力を介して動力伝達される。
【００４０】
上記円錐摩擦リング式無段変速装置１は、入力側摩擦車であるプライマリコーン（円錐形摩擦車）２と、出力側摩擦車であるセカンダリコーン（円錐形摩擦車）１０と、プライマリコーン２及びセカンダリコーン１０との間に介在する摩擦部材であるリング３と、スプリングユニット４０、第１トルクカム１５、及び第２トルクカム２０からなる押圧装置１２と、によって構成されている。
【００４１】
プライマリコーン２は、前後進切換え装置３２と連結しているプライマリシャフト（入力軸）４に一体に連結されていると共にケース５に回転自在に支持されており、一定の傾斜角を有した円錐形状をしている。また、該プライマリコーン２には、鋼製のリング３がその外周を取り囲むようにしてセカンダリコーン１０との間に配置されている。
【００４２】
セカンダリコーン１０は、プライマリコーン２と同じ傾斜角を有した円錐中空形状をしており、プライマリシャフト４と平行に設けられたセカンダリシャフト１１（出力軸）に、プライマリコーン２とは軸方向反対向きに嵌挿されて、ケース５にベアリング３７，３８により回転自在に支持されている。そして、上記セカンダリコーン１０とセカンダリシャフト１１との間に本第１の実施の形態に係る押圧装置１２が介在されている。
【００４３】
上記押圧装置１２は、図２（ａ）に示すように、セカンダリシャフト１１に対して固定されたフランジ部１９と、受圧部材１４及びスプリング１３からなるスプリングユニット４０と、受圧部材１４及びフランジ部１９の間に配置された第１トルクカム１５と、セカンダリコーン１０及びフランジ部１９の間に配置された第２トルクカム２０とによって構成されている。
【００４４】
上記フランジ部１９は、段付きのフランジ状に形成された部材で、上記セカンダリシャフト１１とスプラインによって相対回転不能に配置されると共に、段差部によってセカンダリシャフト１１に対して軸方向（Ｘ２方向）への移動が規制されている。即ち、詳しくは後述する第１及び第２トルクカム１５，２０によってセカンダリコーン１０から離れる方向（Ｘ２方向）に力を受けるフランジ部１９は、セカンダリシャフト１１に対して固定されている。また、セカンダリシャフト１１は、ケース５に対して円錐コロ軸受け３９（図１参照）により回転自在、かつ軸方向、特にセカンダリコーン１０から離れる方向（Ｘ２方向）のスラスト力を担持して一体に支持されている。さらに、セカンダリシャフト１１は、段差部とスナップリング２５によってセカンダリコーン１０に対して軸方向移動が規制された支持部材２４を嵌挿している。
【００４５】
上記スプリングユニット４０の受圧部材１４は、セカンダリコーン１０の先端側（Ｘ１方向側）の内周面において、セカンダリコーン１０に対してスプラインによって相対回転不能かつ軸方向移動可能に配置されている。また、上記スプリングユニット４０のスプリング１３は、軸方向（Ｘ１−Ｘ２方向）に複数枚並べて配置された皿ばねからなり、セカンダリコーン１０と上記受圧部材１４との間に縮設されている。つまり、セカンダリコーン１０、受圧部材１４、及びスプリング１３は、一体的に回転するように構成されており、これらの部材間におけるベアリングの配置を不要としている。なお、スプリング１３は、皿ばねが望ましい。例えばコイルスプリングであってもよく、つまりセカンダリコーン１０に予圧を付与し得るスプリングであればどのようなスプリングであっても本発明を適用することができる。
【００４６】
上記第１トルクカム１５は、上記受圧部材１４とフランジ部１９とが対向した第１対向部１６にそれぞれ形成された複数の第１端面カム対（第１端面対）１７と、該複数の第１端面カム対１７の間にそれぞれ配置された複数の第１ボール１８と、で構成されている。該第１端面カム対１７は、受圧部材１４のＸ２方向側端面に複数形成された波状の端面カム（第１端面）１４ａと、フランジ部１９のＸ１方向側端面のうち受圧部材１４に対向した部分に複数形成された波状の端面カム（第１端面）１９ａとによって構成されている。つまり、セカンダリコーン１０の内周先端側（Ｘ１方向側）から、スプリング１３、受圧部材１４の端面カム１４ａ、第１ボール１８、及びフランジ部１９の端面カム１９ａは、軸方向に直列状に配置されている。
【００４７】
そして、上記複数の第１端面カム対１７の間に介在・配置される複数の第１ボール１８を有する第１トルクカム１５は、受圧部材１４とフランジ部１９との相対回転により一方の部材に対して他方の部材が軸方向に沿って互いが離反する方向に移動するように構成されている。即ち、上述のようにフランジ部１９のＸ２方向への移動は規制されており、受圧部材１４がＸ１方向側に移動し、スプリング１３を圧縮するように構成されている。
【００４８】
上記第２トルクカム２０は、上記セカンダリコーン１０とフランジ部１９とが対向した第２対向部２１にそれぞれ形成された複数の第２端面カム対（第２端面対）２２と、該複数の第２端面カム対２２の間にそれぞれ配置された複数の第２ボール２３と、で構成されている。上記第２端面カム対２２は、周方向に延びる長溝形状からなり、該カム対２２の所定回転量では第２ボール２３がカム対の底面を遊転する所定遊びｌを形成している（図６参照）。該第２端面カム対２２は、セカンダリコーン１０のフランジ部１９に対向する端面に複数形成された波状の端面カム１０ａと、フランジ部１９のＸ１方向側端面のうち、上記端面カム１９ａよりも外周側に形成され、セカンダリコーン１０に対向した部分に複数形成された波状の端面カム１９ｂと、によって構成されている。つまり、第２トルクカム２０は、上記第１トルクカム１５よりも外周側に配置されている。
【００４９】
そして、上記複数の第２端面カム対２２の間に介在・配置される複数の第２ボール２３を有する第２トルクカム２０は、セカンダリコーン１０とフランジ部１９との上記所定遊びを越えた相対回転により一方の部材に対して他方の部材が軸方向に沿って互いが離反する方向に移動するように構成されている。即ち、上述のようにフランジ部１９のＸ２方向への移動は規制されており、セカンダリコーン１０がＸ１方向側に押圧されるように構成されている。
【００５０】
図６に沿って後述するが、第１トルクカム１５は、セカンダリコーン１０からセカンダリシャフト１１（と一体のフランジ部１９）に作用する出力トルクに応じて直ちに軸力を発生するが、第２トルクカム２０は、セカンダリコーン１０とセカンダリシャフト１１との間に所定相対回転（遊び）をした後、出力トルクに応じた軸力を発生する。また、第２トルクカム２０のカム角度が第１トルクカム１５のカム角度より大きく設定されている。
【００５１】
また、上記フランジ部１９は、断面凸状となる段付きに形成され、該凸部がセカンダリコーン１０の径方向寸法が小さくなる方向（Ｘ１方向）に向けて配置されているため、該セカンダリコーン１０の円錐形状に合わせることができ、軸方向コンパクト化を図ることができる。
【００５２】
以上のように構成された押圧装置１２は、まず、スプリング１３が軸方向に固定されているセカンダリシャフト１１に対してセカンダリコーン１０をＸ１方向側に常時（つまり、円錐摩擦リング式無段変速装置１による動力伝達が行われない非作動時でも）付勢することで、リング３をプライマリコーン２及びセカンダリコーン１０に押付ける（圧接させる）軸力の予圧として作用する（第１段階；図３参照）。
【００５３】
次に、押圧装置１２は、セカンダリコーン１０からセカンダリシャフト１１にトルクが伝達される作動時となる際に、セカンダリシャフト１１に作用する負荷トルクに対応して（順じて）第１トルクカム１５が相対回転する。該第１トルクカム１５の相対回転に基づき、軸方向に固定されているセカンダリシャフト１１（フランジ部１９）に対してセカンダリコーン１０（受圧部材１４）は、該負荷トルクに対して軸力の増加率の大きいＸ１方向の軸力が付与される（第２段階；図３参照）。
【００５４】
このとき、プライマリコーン２から伝達されたトルクは、図２（ａ）中の符号Ｌで示す太線のように、セカンダリコーン１０、受圧部材１４、第１トルクカム１５、及びフランジ部１９を介してセカンダリシャフト１１に伝達される。そして、第１トルクカム１５は、上記セカンダリコーン１０とセカンダリシャフト１１との間に作用する出力（負荷）トルクに対応した軸力を発生し、該軸力はスプリング１３を介してセカンダリコーン１０に作用する。第１トルクカム１５の作用を受けた受圧部材１４は、図２（ｂ）に示すように、Ｘ１方向側にＸだけ移動し、スプリング１３は、上記第１段階の軸方向長さＡから、Ａ−Ｘに縮められる。
【００５５】
ついで、押圧装置１２は、上記第２段階の場合よりも強いトルクが伝達されて、第２トルクカム２０の遊びを越えてセカンダリコーン１０とセカンダリシャフト１１（フランジ部１９）とが相対回転すると、セカンダリシャフト１１に作用する負荷トルクに対応して第２トルクカム２０のカム部分が作動する。該第２トルクカム２０の相対回転に基づき、軸方向に固定されているセカンダリシャフト１１（フランジ部１９）に対してセカンダリコーン１０は、第２段階の軸力よりも増加率の小さいＸ１方向の軸力が付与される（第３段階；図３参照）。このとき、プライマリコーン２から伝達されたトルクは、図２（ａ）中の符号Ｌで示す太線に加え、図２（ｂ）中の符号Ｍで示す太線のように、セカンダリコーン１０、第２トルクカム２０、及びフランジ部１９を介してセカンダリシャフト１１に伝達される。従って、軸方向Ｘ２に対して固定状態にあるセカンダリシャフト１１（フランジ部１９）に対して、第２トルクカム２０は、上記出力トルクに対応したＸ１方向の軸力をセカンダリコーン１０に作用し、該セカンダリコーン１０には、直列状の第１トルクカム１５及びスプリング１３に基づく第２段階の最大軸力（一定）に加えて、上記第２トルクカム２０による軸力が作用する。
【００５６】
このように、上記スプリング１３、第１トルクカム１５、及び第２トルクカム２０によりセカンダリコーン１０に作用するＸ１方向の軸力は、軸方向へ移動が規制されているプライマリコーン２に対して、リング３を両コーン２，１０に押付ける狭圧力として作用し、トラクションオイルの中でリング３と両コーン２，１０との間でトルク伝達に必要とする摩擦力を付与し、両コーン２，１０の間で動力伝達がなされる。また、押圧装置１２によって付与される軸力は、図３に示すように、第１段階、第２段階、及び第３段階の３段階となっており、伝動効率の向上を図ることができる。
【００５７】
なお、上記説明は、セカンダリコーン１０からセカンダリシャフト１１へトルク伝達する正トルクについて述べたが、エンジンブレーキ等で、セカンダリシャフト１１からセカンダリコーン１０へトルク伝達する逆トルク（逆駆動）にあっても、第１及び第２端面カム対１７，２２の端面カムの形状が波状からなるため、同様にＸ１方向の軸力が発生する。
【００５８】
以上のように、第１の実施の形態に係る円錐摩擦リング式無段変速装置１によると、フランジ部１９が第１トルクカム１５及び第２トルクカム２０の軸力が付与される部材を兼用し、第２トルクカム２０が第３段階の軸力をフランジ部１９から直接的にセカンダリコーン１０に付与するので、第２トルクカム２０を第１トルクカム１５の外周側に配置することができ、軸方向に直列状に配置する部材を減らすことができて、軸方向のコンパクト化を図ることができると共に、第１トルクカム１５及び第２トルクカム２０を連結する部材を省略することができ、部品点数を削減することができる。
【００５９】
また、セカンダリシャフト１１及びフランジ部１９とセカンダリコーン１０との相対回転を第１トルクカム１５及び第２トルクカム２０で生じる相対回転のみとすることができ、ベアリングの配置を不要とすることができて、部品点数を削減することができる。
【００６０】
また、セカンダリコーン１０及びフランジ部１９の第２端面カム対２２が受圧部材１４及びフランジ部１９の第１端面カム対１７よりも外周側に形成されるので、第２トルクカム２０を第１トルクカム１５よりも外周側に配置することができ、軸方向に直列状に配置する部材を減らすことができ、軸方向のコンパクト化を図ることができる。
【００６１】
次に、上記第１の実施の形態を一部変更した第２の実施の形態について、図４に沿って説明する。なお、本第２の実施の形態においては、一部の変更部分を除き、上記第１の実施の形態と同様の部分に同符号を付して、その説明を省略する。
【００６２】
本第２の実施の形態に係る円錐摩擦リング式無段変速装置１は、図４に示すように、上述の円錐摩擦リング式無段変速装置１に対して、押圧装置１１２を備えて構成したものである。
【００６３】
上記押圧装置１１２は、図４（ａ）に示すように、セカンダリシャフト１１に対して固定されたフランジ部１１９と、セカンダリコーン１１０に対してスプラインによって相対回転不能かつ軸方向移動可能に配置された受圧部材１１４及びスプリング１３からなるスプリングユニット１４０と、受圧部材１１４及びフランジ部１１９の間に配置された第１トルクカム１１５と、セカンダリコーン１１０及びフランジ部１１９の間に配置された第２トルクカム１２０とによって構成されている。
【００６４】
上記第１トルクカム１１５は、上記受圧部材１１４とフランジ部１１９とが対向した第１対向部１１６にそれぞれ形成された複数の第１端面カム対（第１端面対）１１７と、該複数の第１端面カム対１１７の間にそれぞれ配置された複数の第１ボール１１８と、で構成されている。該第１端面カム対１１７は、セカンダリコーン１１０の内周面に形成された複数の凹凸部１１０ｃ，１１０ｄの凹部１１０ｃに入り込むように、かつ放射状に形成された複数の凸部１１４ｃを有する受圧部材１１４のＸ２方向側端面に複数形成された波状の端面カム（第１端面）１１４ａと、フランジ部１１９のＸ１方向側端面のうち受圧部材１１４の複数の凸部１１４ｃに対向した部分に複数形成された波状の端面カム（第１端面）１１９ａとによって構成されている。つまり、セカンダリコーン１１０の内周先端側（Ｘ１方向側）から、スプリング１３、受圧部材１１４の端面カム１１４ａ、第１ボール１１８、及びフランジ部１１９の端面カム１１９ａは、軸方向に直列状に配置されている。
【００６５】
そして、上記複数の第１端面カム対１１７の間に介在・配置される複数の第１ボール１１８を有する第１トルクカム１１５は、受圧部材１１４とフランジ部１１９との相対回転により一方の部材に対して他方の部材が軸方向に沿って互いが離反する方向に移動するように構成されている。即ち、上述のようにフランジ部１１９のＸ２方向への移動は規制されており、受圧部材１１４がＸ１方向側に移動し、スプリング１３を圧縮するように構成されている。
【００６６】
上記第２トルクカム１２０は、上記セカンダリコーン１１０とフランジ部１１９とが対向した第２対向部１２１にそれぞれ形成された複数の第２端面カム対（第２端面対）１２２と、該複数の第２端面カム対１２２の間にそれぞれ配置された複数の第２ボール１２３と、で構成されている。該第２端面カム対１２２は、セカンダリコーン１１０の内周面に形成され、上記放射状に複数形成された受圧部材１１４の凸部１１４ｃが凹部１１０ｃに係合するように形成された複数の凹凸部１１０ｃ，１１０ｄのうち、フランジ部１１９に対向する内径方向に突出する凸部１１０ｄの端面に複数形成された波状の端面カム１１０ａと、フランジ部１１９のＸ１方向側端面のうち、セカンダリコーン１１０の端面カム１１０ａに対向した部分に複数形成された波状の端面カム（第２端面）１１９ｂとによって構成されている。つまり、第２トルクカム１２０の複数の第２端面カム対１２２と、第１トルクカム１１５の複数の第１端面カム対１１７とは、周方向交互に配置されており、第１の実施の形態に係る押圧装置１２よりも径方向寸法を小さく構成することができる。
【００６７】
そして、上記複数の第２端面カム対１２２の間に介在・配置される複数の第２ボール１２３を有する第２トルクカム１２０は、セカンダリコーン１１０とフランジ部１１９との相対回転により一方の部材に対して他方の部材が軸方向に沿って互いが離反する方向に移動するように構成されている。即ち、上述のようにフランジ部１１９のＸ２方向への移動は規制されており、セカンダリコーン１１０がＸ１方向側に押圧されるように構成されている。
【００６８】
以上のように構成された押圧装置１１２は、図３に示すように、上記第１の実施の形態に係る押圧装置１２の作用と同様に第１段階、第２段階、及び第３段階の３段階の軸力を付与するように作用し、第２段階でのトルクの伝達経路は図４（ａ）中の符号Ｎで示す太線のようになり、第３段階でのトルクの伝達経路は図４（ｂ）中の符号Ｏで示す太線のようになる。
【００６９】
以上のように、第２の実施の形態に係る円錐摩擦リング式無段変速装置１によると、受圧部材１１４の複数の凸部（外径方向に突出する）及びフランジ部１１９に第１端面カム対１１７を形成すると共に、セカンダリコーン１１０の複数の凸部（内径方向に突出する）及びフランジ部１１９に第２端面カム対１２２を形成するので、第１トルクカム１１５と第２トルクカム１２０とを周方向交互に配置することができ、軸方向にコンパクト化できるものでありながら、さらに径方向のコンパクト化を図ることができる。
【００７０】
上述した部分以外の構成、作用、及び効果は、上記第１の実施の形態と同様であるので、その説明は省略する。
【００７１】
次に、上記第１の実施の形態を一部変更した第３の実施の形態について、図５に沿って説明する。なお、本第３の実施の形態においては、一部の変更部分を除き、上記第１の実施の形態と同様の部分に同符号を付して、その説明を省略する。
【００７２】
本第３の実施の形態に係る円錐摩擦リング式無段変速装置１は、図５に示すように、上述の円錐摩擦リング式無段変速装置１に対して、押圧装置２１２を備えて構成したものである。
【００７３】
上記押圧装置２１２は、図５に示すように、セカンダリシャフト１１に対して固定されたフランジ部２１９と、セカンダリシャフト１１に対してスプラインによって相対回転不能かつ軸方向移動可能に配置された受圧部材２１４及びスプリング１３からなるスプリングユニット２４０と、セカンダリコーン２１０及び受圧部材２１４の間に配置された第１トルクカム２１５と、セカンダリコーン２１０及びフランジ部２１９の間に配置された第２トルクカム２２０とによって構成されている。つまり、セカンダリシャフト１１、受圧部材２１４、及びスプリング１３は、一体的に回転するように構成されており、これらの部材間におけるベアリングの配置を不要としている。
【００７４】
上記第１トルクカム２１５は、上記セカンダリコーン２１０と受圧部材２１４とが対向した第１対向部２１６にそれぞれ形成された複数の第１端面カム対（第１端面対）２１７と、該複数の第１端面カム対２１７の間にそれぞれ配置された複数の第１ボール２１８と、で構成されている。該第１端面カム対２１７は、セカンダリコーン２１０の内周側に形成され、Ｘ２方向に向いた端面に複数形成された波状の端面カム（第１端面）２１０ａと、受圧部材２１４のＸ１方向側端面に複数形成された波状の端面カム（第１端面）２１４ａとによって構成されている。つまり、セカンダリコーン２１０の内周先端側（Ｘ１方向側）から、セカンダリコーン２１０の端面カム２１０ａ、第１ボール２１８、受圧部材２１４の端面カム２１４ａ、及びスプリング１３は、軸方向に直列状に配置されている。
【００７５】
そして、上記複数の第１端面カム対２１７の間に介在・配置される複数の第１ボール２１８を有する第１トルクカム２１５は、セカンダリコーン２１０と受圧部材２１４との相対回転により一方の部材に対して他方の部材が軸方向に沿って互いが離反する方向に移動するように構成されている。即ち、上述と同様にフランジ部２１９のＸ２方向への移動は規制されており、受圧部材２１４にＸ２方向側への力が作用し、スプリング１３を圧縮するように構成されている。
【００７６】
上記第２トルクカム２２０は、上記セカンダリコーン２１０とフランジ部２１９とが対向した第２対向部２２１にそれぞれ形成された複数の第２端面カム対（第２端面対）２２２と、該複数の第２端面カム対２２２の間にそれぞれ配置された複数の第２ボール２２３と、で構成されている。該第２端面カム対２２２は、セカンダリコーン２１０のフランジ部２１９に対向する端面に複数形成された波状の端面カム２１０ｂと、フランジ部２１９のＸ１方向側端面のセカンダリコーン２１０に対向した部分に複数形成された波状の端面カム２１９ａとによって構成されている。
【００７７】
そして、上記複数の第２端面カム対２２２の間に介在・配置される複数の第２ボール２２３を有する第２トルクカム２２０は、セカンダリコーン２１０とフランジ部２１９との相対回転により一方の部材に対して他方の部材が軸方向に沿って互いが離反する方向に移動するように構成されている。即ち、上述のようにフランジ部２１９のＸ２方向への移動は規制されており、セカンダリコーン２１０がＸ１方向側に押圧されるように構成されている。
【００７８】
以上のように構成された押圧装置２１２は、図３に示すように、上記第１の実施の形態に係る押圧装置１２の作用と同様に第１段階、第２段階、及び第３段階の３段階の軸力を付与するように作用し、第２段階でのトルクの伝達経路は図５中の符号Ｐで示す太線のようになる。また、本第３の実施の形態に係る押圧装置２１２の第２トルクカム２２０においては、第１の実施の形態に係る押圧装置１２の第２トルクカム２０に比して、セカンダリコーン２１０からフランジ部２１９までの伝達経路に係る構成が略々同じになるため、該押圧装置２１２における第３段階でのトルクの伝達経路は図２（ｂ）中の符号Ｍで示す太線と同様に示すことができる。
【００７９】
上述した部分以外の構成、作用、及び効果は、上記第１の実施の形態と同様であるので、その説明は省略する。
【００８０】
ついで、図６〜９に沿って、本発明に係る押圧装置の作用について説明する。なお、以下の説明は、便宜的に第１の実施の形態による押圧装置１２に基づき説明するが、第１、第２及び第３の実施の形態に共通する作用の説明であり、第２及び第３の実施の形態による押圧装置１１２、２１２でも同様である。
【００８１】
図６は、第１段階、第２段階、第３段階からなる押圧装置の軸力特性と、各段階における押圧装置１２の作動状態を模式的に示した図である。第１段階は、スプリング１３に基づき軸力が付勢されている状況で、出力トルクに関係なく一定の軸力Ｆ１が発生している。即ち、図６（ａ）に示すように、スプリング１３は、該一定の軸力が発生するように予め圧縮された状態（予圧）でセカンダリコーン１０と受圧部材１４との間に配設されている。この状態では、セカンダリコーン１０からセカンダリシャフト１１（フランジ部１９）への出力トルクが０であって、第１トルクカム１５及び第２トルクカム２０がボールを端面カムの最深部に保持する場合でもスプリング１３の予圧に基づく一定軸力Ｆ１が発生しており、所定出力トルクａが第１トルクカム１５に作用しても、該第１トルクカムが上記スプリング予圧を超える軸力を発生するまでは、受圧部材１４はスプリング予圧に基づき上記最深部である所定位置（スプリング１３の予圧長さＡ位置）に止まり、一定軸力状態にある。
【００８２】
ついで、図６（ｂ）に示す第２段階にあっては、上記所定出力トルクａ以上のトルクが作用し、受圧部材１４とフランジ部１９との間で相対回転を生じて、第１トルクカム１５が上記スプリング予圧以上の軸力を発生する。すると、フランジ部１９はセカンダリシャフト１１により軸方向位置が一定に保持されているので、受圧部材１４が軸方向Ｘ１方向に移動し、スプリング１３を圧縮しつつセカンダリコーン１０に軸力を作用する。該第２段階にあっては、第１トルクカム１５に基づき、比較的急な勾配αにより出力トルクの増加に対応して増加する軸力を発生する。なおこの際、受圧部材１４と回転方向一体のセカンダリコーン１０とセカンダリシャフトと一体のフランジ部１９との間で相対回転を生ずるが、第２トルクカム２０は、対向する端面カム対（第２対向部）に周方向に延びる長溝状の所定遊びｌが形成されており、ボールがカム対の底面を転がるだけでトルク伝達並びに軸力を発生することがない。この状態は、前記第２トルクカム２０の所定遊びｌがなくなり、ボールが端面カム対の傾斜面に当接するまで続く。
【００８３】
ついで、図６（ｃ）に基づき第３段階について説明する。第１トルクカム１５は、出力トルクの増加に応じて受圧部材１４をスプリング１３を圧縮しつつ軸力を増大する。出力トルクが所定値ｂを超えて受圧部材１４が軸方向Ｘ１方向に所定量Ｘストロークする。即ち、スプリング１３が予圧状態である長さＡからストロークＸ分だけ圧縮され（Ａ−Ｘ）フランジ部１９に対して受圧部材１４が所定量Ｘ軸方向に移動すると共に所定量回転し、かつスプラインで一体に回転するセカンダリコーン１０もフランジ部１９に対して上記所定量回転すると、第２トルクカム２０は上記所定遊びｌがなくなり、ボールが端面カム対の傾斜面に当接する。すると、セカンダリコーン１０からフランジ部１９に第２トルクカム２０を介してトルクが直接作用し、第２トルクカム２０は、上記トルクに基づき軸力を発生する。
【００８４】
この際、第２トルクカム２０の端面カムのカム角度δは、第１トルクカム１５の端面カムのカム角度γより大きく設定されている。これにより、出力トルクに基づくフランジ部１９に対するセカンダリコーン１０の相対回転量は、第１トルクカム１５に比して第２トルクカム２０の方が小さく、上記セカンダリコーン１０からフランジ部（セカンダリシャフト）１９に伝達されるトルクは、専ら第２トルクカム２０を経由して伝達されることになる。従って、第１トルクカム１５は、スプリング１３をＡ−Ｘ圧縮した圧縮位置にあって、出力トルクｂに対応する軸力Ｆ２を発生する状態に保持され、第２トルクカム２０が上記一定値からなる軸力Ｆ２に加えて、勾配βによる出力トルクに対応して増大する軸力を発生する。第２トルクカム２０は、カム角δが第１トルクカム１５のカム角γより大きいので、斜面の原理によって出力トルクに対する軸力の増加が小さく、第３段階は、第２段階に比してなだらかな勾配（β＜α）となる。
【００８５】
ついで、本押圧装置に軸力特性を円錐摩擦リング式無段変圧装置に適用した作用について、図８、図９と比較しつつ、図７に沿って説明する。図７は、本発明に基づく軸力特性であり、第１段階、第２段階及び第３段階からなる。図８は、１つのトルクカムで設定した１段階からなる軸力特性を示し、本発明と比較のために作成したものである。図９は、第１トルクカムと第２トルクカムにより設定した２段階からなる軸力特性を示し、先行技術文献１として示した多段の実施例の中の１つとして示されたものに基づき、本発明者等が本発明と比較するために作成したものである。
【００８６】
円錐摩擦リング式無段変速装置１に全負荷が作用し、入力軸４から出力軸１１に最大トルクを伝達する際、即ちエンジンをフルスロットルにして駆動車輪に伝達する場合、押圧装置１２が出力トルクに応じて発生する軸力は、全負荷時必要軸力線Ａとなる。全負荷（最大トルク）時必要トルク軸力線Ａは、最大トルク伝達時にプライマリ及びセカンダリの両コーン２，１０とリング３との間に滑りを生じないような摩擦力を付与するに必要で充分な軸力を示すものである。アンダドライブ（減速）Ｕ／Ｄ時、即ちリング３が図１の右側にあって、プライマリコーン２の小径部、セカンダリコーン１０の大径部にリング３に位置する場合、入力軸４の一定トルクに対して出力軸１１の出力トルクは上記両コーンによる減速比に比例して大きくなり、オーバドライブ（増速）側に向ってリングが移動するに従って、出力トルクは小さくなる。従って、上記軸力線Ａにおいて、最アンダドライブＵ／Ｄ状態で、出力トルク及び軸力が最大となり、最オーバドライブＯ／Ｄ時、出力トルク及び軸力が最小となる。
【００８７】
該全負荷時必要軸力線Ａは、円錐摩擦リング式無段変速装置１の最大トルク伝達時における各変速比で動力伝達上必要とする軸力が設定され、図７に示す本発明の第３段階にあり、最も出力トルク及び軸力の小さいＯ／Ｄ時が、第２段階最大値の出力トルクｂ、軸力Ｆ２（図６参照）に設定される。図８に示す１つのトルクカムによるものも、全負荷時必要軸力線Ａ２にあっては、本発明と同様に、出力トルクｂ、軸力Ｆ２に設定されるのが合理的であるが、１次関数からなる上記必要軸力線Ａ２は、Ｏ／Ｄ状態からそのまま出力トルク０に向って延長する。従って、該１つのトルクカムによる軸力特性は、低トルク状態で過剰な軸力を発生する。
【００８８】
図９に示す２つのトルクカムによる最大トルク時の必要軸力線Ａは、本発明と同様に、出力トルクｂ、軸力Ｆ２に設定されるのが合理的であり、かつ出力トルクｂより小さい出力トルクに対して、本発明と同様な比較的急な勾配αにて出力トルク０及び軸力０に向って延びている。
【００８９】
入力軸４から出力軸１１への伝達トルクが、部分負荷である場合、該部分負荷に対応するパーシャルトルクを伝達するに必要な軸力線が図７、図８、図９のＢ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４として示されている。軸力線Ｂ１は、全負荷（最大トルク）に対して例えば８０％であり、同様にＢ２が６０％、Ｂ３が４０％、Ｂ４が２０％を示す。部分負荷（パーシャルトルク）時にあっても、同様に無段変速装置のアンダドライブ（Ｕ／Ｄ）状態で出力トルクが大きく、オーバドライブ（Ｏ／Ｄ）状態で出力トルクが小さく、従ってそれぞれ出力トルクに対応して必要とする軸力も、Ｕ／ＤからＯ／Ｄに向って徐々に小さくなる。そして、各パーシャルトルク伝達時において、出力トルクが最小となる最オーバドライブ（変速比が最高速側にある状態）（Ｏ／Ｄ）は、パーシャルトルクの割合Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３，Ｂ４に応じて各最小出力トルクに対応する軸力となり、各伝達トルクでのＯ／Ｄ端を結んだ線が第２段階の勾配αによる軸力特性線Ｃとなる。即ち、すべての部分負荷における全変速比での必要軸力線は、全負荷時必要軸力線Ａと、Ｏ／Ｄ端軸力特性線（変速比が最高速側である各負荷での軸力）Ｃと、軸力及び出力トルク０と全負荷時必要軸力線Ａの最Ｕ／Ｄ端とを結んだ線Ｄの中に入ることになり、図７に示す軸力特性は、全負荷及び部分負荷における全変速比に亘ってリングと円錐摩擦車との間のトラクション力を確保する軸力を付与し得ると共に、過剰となる部分は少ない。
【００９０】
前記円錐摩擦リング式無段変速装置１は、トラクション用オイルの環境下にあり、リングと両円錐摩擦車（コーン）との間にはトラクション用オイルの油膜が介在するトラクション伝達により動力伝達される。前記第３段階の軸力特性（線）Ａは、入力側摩擦車から出力側摩擦車に伝達する回転を最高速（Ｏ／Ｄ）側に設定した状態で最大トルクを伝達するトラクション伝達に必要とする軸力の点Ｆ２と、最低速（Ｕ／Ｄ）側に設定した状態で最大トルクを伝達するトラクション伝達に必要とする軸力の点Ｆ３と、を結んだ勾配βに基づき設定される。また、前記第２段階の軸力特性（線）Ｃは、出力トルクが０における軸力０の点と、前記最高速（Ｏ／Ｄ）側に設定した状態で最大トルクを伝達するトラクション伝達に必要とする軸力の点Ｆ２と、を結んだ勾配αに基づき設定される。
【００９１】
そして、第１段階のスプリング予圧による一定軸力Ｆ１は、リングと両円錐形摩擦車との間での前記トラクション用オイルの油膜が、液体の粘性特性から固定されて弾性特性に変わる（固化）圧力（ガラス遷移圧力）より大きい軸力に設定されている。
【００９２】
図８に示す１個のトルクカムからなる特性は、１次関数からなる関係上、上記全負荷時及び部分負荷時におけるすべての変速比に対してカバーする軸力を発生することが可能であるが、低出力トルク時において、部分負荷におけるＯ／Ｄ時に必要となる軸力に対して過剰な軸力を発生し、その分、軸力発生のためのエネルギが無駄になり、かつ該過剰な軸力により無段変速装置の耐久性を損い、また堅牢な構造となってコンパクト性及び軽量化を損う原因となる。
【００９３】
図９に示す２つのトルクカムからなる特性は、２段階からなり、上述した全負荷時及び部分負荷時における全変速比に対して必要とする軸力を付与し得ると共に、低出力トルクにおいて、部分負荷におけるＯ／Ｄ時に必要となる軸力を過不足なく確保することができ、過剰な軸力を発生することもない。しかし、出力トルクが０に近い状態、時に無段変速装置が車輌に搭載されている場合において、図９に示す出力トルク及び軸力が０から例えば勾配αにて延びる軸力特性（線）Ｃでは、極低トルク状態で軸力不足となる領域があり、信頼性に欠ける虞れがある。例えば極低トルクで発進する場合、発進直後の１転がり目等にあって、充分な軸力が確保できず、リングと両コーンとの間のトラクション用オイルの油膜が液体の粘性特性にあって、リングとコーンとの間で滑りを生じて違和感を生じたり、また被牽引時や下り坂等の出力トルクがない場合、無段変速装置の滑らかな変速ができない場合がある。
【００９４】
図７に示す本発明にあっては、第１段階にあっては、スプリングの予圧に基づき出力トルクに関係なく、上記トラクション用オイルが固化する圧力以上の一定の軸力が常に付与されているので、極低トルク状態の発進でも、無段変速装置は滑らかに確実に動力伝達し、また被牽引時又は下り坂等の無負荷状態でも、無段変速装置は確実に変速操作される。
【００９５】
上記第１段階の一定の軸力は、図８に示す１次関数による軸力（最大トルク伝達時の軸力）Ａ２より低く設定されており、伝達効率の低下に対する影響は小さい。
【００９６】
ついで、図１０に沿って、押圧装置に用いるスプリング１３について説明する。スプリング１３は、多数の皿ばねが直列状に重ねて用いられており、図１０に示すようにヒステリシスを有する。即ち、たわみと圧縮荷重との関係が、荷重増加時が荷重減少時に比して大きなばね定数となる。出力トルクの増加に従って第１トルクカム１５により軸力が増加する皿ばねの圧縮方向側が、セカンダリコーンの反力の減少による皿ばね伸び方向側より勾配の大きなばね定数からなり、荷重増加時の特性Ｅにて荷重Ｈを設定すると、荷重減少時の特性Ｇにあっては、たわみがｃからｄに大きくなる。該特性Ｇでのたわみｄに相当する第１トルクカム１５の軸力を予圧とすると、予圧が小さ過ぎ、必要とする第１段階での軸力を得ることができない場合がある。
【００９７】
そこで、荷重減少時の特性Ｇにおいて、必要とする荷重Ｈを設定し、それに対応するたわみｄに対応するように荷重増加時の特性Ｅでの荷重Ｖを設定して、皿ばね１３は、該荷重Ｖになるように組付けられる。これにより、例え荷重減少時にあっても、第１段階での必要とする軸力は確保される。
【００９８】
ついで、図１１に沿って、上記スプリング１３の組付けの調整について説明する。図６に基づき説明した通り、第２トルクカム２０の相対回転可能な遊びｌ内にあって、第１トルクカム１５とスプリング１３とが直列に作用し、スプリング１３による第１段階の所定予圧が得られる。スプリング１３が、予め設定されるストロークＸになる前に第２トルクカム２０の所定遊びｌがなくなると、出力トルクが予め設定される値ｂより早く第２トルクカム２０が作用状態となり、全負荷時のＯ／Ｄ端での必要とする軸力Ｆ２より小さい軸力で第３段階に入ることになり、必要とする軸力が得られないことになる。一方、スプリング１３のストロークが予め設定されたストロークＸより長いと、第２トルクカム２０による第３段階へ入る位置が遅くなる。即ち、第１トルクカム１５によるフランジ部１９と受圧部材１４との相対回転が大きくなり、出力トルクが所定値ｂよりも大きくかつ軸力も所定値Ｆ２より大きくなる。従って、勾配αの大きな第２段階での軸力上昇が大きくなり、その分過剰な軸力発生となって、伝達効率を低くすると共に耐久性で不利となる。
【００９９】
そこで、多数の皿ばねからなるスプリング１３に所定肉厚のシム１５０を介在し、スプリング１３の長さを調整する。これにより、第２段階と第３段階との間の出力トルクｂ及び軸力Ｆ２が設定値となるように、スプリング１３のストロークが設定値Ｘになるように調整する。上記シム１５０は、肉厚又は枚数により受圧部材１４とセカンダリコーン１０との間隔が調整されるが、これは、フランジ部１９とセカンダリコーン１０との間隔を調整することにもなり、これにより第２トルクカム２０の所定遊び量ｌが調整されることになる。なお、スプリング１３のストロークをシム１５０により調整したが、これに限らず、皿ばねの一部の厚さを調整したり、またネジ等のスプリング１３の長さ方向調整手段を設けてもよい。
【０１００】
なお、以上説明した実施の形態においては、押圧装置１２，１１２，２１２がセカンダリコーン１０，１１０に配置されるように説明したが、これに限らず、プライマリコーン２に配置されても、又はプライマリコーン２及びセカンダリコーン１０，１１０の両方に配置されても、本発明を適用することができる。また、上記説明は、コーンリング式の摩擦車式無段変速装置について説明したが、これに限らず、２個の円錐形摩擦車の両方を取り囲むようにリングを配置する無段変速装置（リングコーン式）、２個の円錐形状の摩擦車の間に、両摩擦車に接触しかつ軸方向に移動する摩擦車を介在する無段変速装置、トロイダル等の球面形状の摩擦車を用いる無段変速装置、並びに入力側及び出力側の摩擦円盤を互いに近づく方向に付勢されている１対のシーブからなるプーリ状摩擦車に挟むように配置し、プーリ状摩擦車を、両摩擦円盤との軸間距離を変更するように移動して変速する無段変速装置等の他の摩擦車式無段変速装置に適用してもよい。
【産業上の利用可能性】
【０１０１】
本発明に係る押圧装置を有する摩擦車式無段変速装置は、円錐形摩擦リング式無段変速装置として好適であり、産業機械、運輸機械等のあらゆる分野の動力伝達装置として利用可能であり、特に自動車に搭載されてトランスミッションとし利用可能である。
【符号の説明】
【０１０２】
１      摩擦車式無段変速装置（円錐摩擦リング式無段変速装置）
２      入力側摩擦車（プライマリコーン、円錐形摩擦車）
３      摩擦部材（リング）
４      入力軸（プライマリシャフト）
１０，１１０，２１０    出力側摩擦車（セカンダリコーン、円錐形摩擦車）
１１    出力軸（セカンダリシャフト）
１２，１１２，２１２    押圧装置
１３    スプリング（皿ばね）
１４，１１４，２１４    受圧部材
１５，１１５，２１５    第１トルクカム
１９，１１９，２１９    フランジ部
２０，１２０，２２０    第２トルクカム
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【国際調査報告】
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