(57)【要約】【課題】外部影響によって非定常な負荷を受ける場合においても、軸受寿命を延ばすことができるプーリ支持構造を提供する。【解決手段】プーリ支持構造において、金属ベルト１７が掛け渡され、溝幅を可変としたプーリ溝をそれぞれ有する駆動側及び従動側プーリ１１，１４が複数の軸受２１，２２，２３，２４によってそれぞれ支持される。複数の軸受２１，２２，２３，２４は全て、使用時の最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下である。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
金属ベルトが掛け渡され、溝幅を可変としたプーリ溝をそれぞれ有する駆動側及び従動側プーリが複数の軸受によってそれぞれ支持されるプーリ支持構造であって、
前記複数の軸受は全て、使用時の最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であることを特徴とするプーリ支持構造。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、プーリ支持構造に関し、より詳細には、自動車のベルト式無断変速機の駆動側及び従動側プーリを支持するプーリ支持構造に関する。
【背景技術】
【０００２】
自動車のベルト式無段変速機においては、駆動側及び従動側プーリの各回転軸を支持する軸受として、主に玉軸受が使用されている。これらの軸受は、ベルトの芯ずれ、共振や通過に伴う高振動等、ベルト駆動の際に外部影響を受け易く、軸受寿命が計算寿命よりも短くなる場合がある。
【０００３】
このため、プーリを支持する各軸受の分担トルク比を設定したりして、軸受寿命を延ばすことが提案されている（例えば、特許文献１参照。）。
【特許文献１】特開２００６−１７０３４０号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、前述したように、プーリを支持する軸受は、車両が停止した状態でも、ベルト張力を維持するため常に負荷荷重を受けており、発進時のベルト駆動の際に油膜形成が不十分な条件で大きな非定常負荷やすべりを受けることもあって、市場において短寿命で破損する場合がある。特許文献１に記載の軸受においても、上記の非定常な負荷レベルを考慮して設定されておらず、さらなる改善が望まれる。
【０００５】
本発明はこのような不都合を解消するためになされたものであり、その目的は、外部影響によって非定常な負荷を受ける場合においても、軸受寿命を延ばすことができるプーリ支持構造を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明の上記目的は、下記構成によって達成される。
（１）  金属ベルトが掛け渡され、溝幅を可変としたプーリ溝をそれぞれ有する駆動側及び従動側プーリが複数の軸受によってそれぞれ支持されるプーリ支持構造であって、
前記複数の軸受は全て、使用時の最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であることを特徴とするプーリ支持構造。
【発明の効果】
【０００７】
本発明のプーリ支持構造によれば、複数の軸受は全て、使用時の最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下であるので、例えば、前記発進時の油膜形成が不十分な条件で非定常な負荷やすべりを受ける場合においても、軸受寿命を延ばすことができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００８】
以下、本発明のプーリ支持構造が適用されるベルト式無断変速機について図面を参照して詳細に説明する。
【０００９】
ベルト式無段変速機は、図１に示されるように、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。入力側回転軸１は、エンジン３により、トルクコンバータ４、電磁クラッチ等の発進クラッチを介して回転駆動される。そして、出力側回転軸２の回転は、減速歯車列８及びデファレンシャルギヤ９を介して、左右一対の駆動輪１０に伝達される。
【００１０】
これらの入力側回転軸１及び出力側回転軸２は、それぞれ一対の転がり軸受２１，２２，２３，２４により、図示しない変速機ケース内に回転自在に支持されている。
【００１１】
前記入力側回転軸１の中間部には駆動側プーリ１１を設け、駆動側プーリ１１と入力側回転軸１とが同期して回転するようにしている。駆動側プーリ１１は、駆動側可動プーリ板１２及び駆動側固定プーリ板１３によってプーリ溝を構成し、図示しない駆動側変位ユニットにより可動プーリ板１２を駆動してプーリ溝の溝幅を可変としている。
【００１２】
又、出力側回転軸２の中間部には従動側プーリ１４を設け、従動側プーリ１４と出力側回転軸２とが同期して回転するようにしている。従動側プーリ１４は、従動側固定プーリ板１５及び従動側可動プーリ板１６によってプーリ溝を構成し，図示しない従動側変位ユニットにより可動プーリ板１６を駆動してプーリ溝の溝幅を可変としている。そして、この従動側プーリ１４と上記駆動側プーリ１１とに、無端の金属ベルト１７を掛け渡している。
【００１３】
上述の様に構成するベルト式無段変速機では、エンジン３からトルクコンバータ４及び発進クラッチ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１１から金属ベルト１７を介して従動側プーリ１４に伝達される。
【００１４】
尚、この金属ベルト１７としては、押し付け方向に動力を伝達するものと、引っ張り方向に動力を伝達するものとが知られている。何れにしても、従動側プーリ１４に伝達された動力は、出力側回転軸２から減速歯車列８、デファレンシャルギヤ９を介して駆動輪１０に伝達される。
【００１５】
そして、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、上記駆動側プーリ１１及び従動側プーリ１４のプーリ溝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１１の溝幅を大きくすると共に、従動側プーリ１４の溝幅を小さくする。この結果、金属ベルト１７の一部でこれら駆動側プーリ１１及び従動側プーリ１４に掛け渡された部分の径が、駆動側プーリ１１部分で小さく、従動側プーリ１４部分で大きくなり、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。
【００１６】
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１１の溝幅を小さくすると共に、従動側プーリ１４の溝幅を大きくする。
【００１７】
ここで、本実施形態の駆動側プーリ１１及び従動側プーリ１４の各回転軸１，２を支持する転がり軸受２１，２２，２３，２４は、玉軸受であり、変速機の出力やユニットサイズ、外部影響による負荷レベル等に応じて、駆動側プーリ１１の軸受２１，２２の間隔、従動側プーリ１４の軸受２３，２４の間隔、及び駆動側及び従動側プーリ１１，１４の軸間寸法の違い、各軸受の設計仕様、負荷荷重を適宜設定することで、これら全ての軸受の使用時における軌道輪と転動体との最大接触面圧は２５００MＰａ以下になっている。これにより、軸受が短寿命にて破損する現象が著しく改善される。
【実施例】
【００１８】
ここで、本発明のプーリ支持構造による効果を、実際のベルト式無断変速機によるシミュレートにより検証した。具体的には、市販のユニットからベルト、プーリ支持部分を取り出して、図２に示すような試験機を作成した。
【００１９】
駆動源としては、トルク３００Ｎｍまで出力できるダイナモを使用し、油圧制御により負荷荷重を可変とした。プーリは、プーリ比を０．５〜２．０とし、片側調圧方式にて、加速時２０００ｒｐｍ／ｓｅｃ、減速時５００ｒｐｍ／ｓｅｃで繰り返し可変させて加減速評価を実施した。
【００２０】
また、試験に使用される軸受としては、駆動側プーリ１１の固定プーリ板側の軸受２１では、呼び番号６２１０（内径φｄ：５０ｍｍ、外径φＤ：９０ｍｍ、幅Ｂ：２０ｍｍ、基本動定格荷重Ｃｒ：３５０００Ｎ）の玉軸受が使用され、駆動側プーリ１１の可動プーリ板側の軸受２２では、呼び番号６２０８（内径φｄ：４０ｍｍ、外径φＤ：８０ｍｍ、幅Ｂ：１８ｍｍ、基本定格動荷重Ｃｒ：２９１００Ｎ）の玉軸受が使用される。また、従動側プーリ１４の可動プーリ板側の軸受２３では、呼び番号６２０７（内径φｄ：３５ｍｍ、外径φＤ：７２ｍｍ、幅Ｂ：１７ｍｍ、基本動定格荷重Ｃｒ：２５７００Ｎ）の玉軸受が使用され、従動側プーリ１４の固定プーリ板側の軸受２４では、呼び番号６２０９（内径φｄ：４５ｍｍ、外径φＤ：８５ｍｍ、幅Ｂ：１９ｍｍ、基本動定格荷重Ｃｒ：３１５００Ｎ）の玉軸受が使用される。
【００２１】
また、実際のベルト式無断変速機では、玉の面粗さが、前記発進時の油膜形成性が不十分な条件で、急加減速、ベルトのスティックスリップ及び図３に示すような芯ずれ等によって発生するすべり、振動及びその他のコンタミ等の影響によって０．１μｍＲａ以上に劣化する場合がある為、玉の面粗さを０．１〜０．２μｍＲａにて試作した玉を各軸受に組み込んで、外部影響によって非定常な負荷を受ける軸受と等価なものとして実施した。
【００２２】
さらに、上記軸受を組み込んだ試験機としては、駆動側プーリの軸受２１，２２の間隔、従動側プーリの軸受２３，２４の間隔、及び駆動側及び従動側プーリの軸間寸法を変えた２つのプーリユニットＡ，Ｂを構成した。なお、プーリユニットＢは、駆動側プーリの軸受２１，２２の間隔を１４０ｍｍ、従動側プーリの軸受２３，２４の間隔を２００ｍｍ、駆動側及び従動側プーリの軸間寸法を１７０ｍｍとしている。プーリユニットＡは、プーリユニットＢに比べて、軸受２１，２２の間隔及び軸受２３，２４の間隔が大きく、また、両プーリの軸間寸法が大きい。
【００２３】
また、試験時間は、試験機に負荷された荷重における理論計算寿命まで運転させた。ここで、理論計算寿命となる転がり軸受の基本定格寿命Ｌに関しては、ＪＩＳ  Ｂ１５１８：１９９２で規定されており、次式のような計算式が用いられている。
Ｌ＝（Ｃ／Ｐ）ｐ
【００２４】
ここで、Ｃは転がり軸受の基本動定格荷重（ここでは、ラジアル荷重Ｃｒ）、Ｐは軸受に作用する動等価荷重である。また、ｐは荷重指数を表し、玉軸受の場合ｐ＝３、ころ軸受の場合ｐ＝１０／３に設定される。この基本定格寿命Ｌは、信頼度が９０％で、普通使用する材料を用いて、通常の製造品質で、且つ普通の使用条件におけるものである。
【００２５】
図４は、各ユニットの軸受におけるトルク負荷時の最大接触面圧を示し、表１は、各ユニットの軸受におけるトルク負荷時の最大接触面圧及び理論計算寿命まで評価した結果を示す。なお、プーリユニットＢ−１、Ｂ−２は、同じ条件でのプーリユニットＢを２つ用意して２回行なったことを表している。
【００２６】
【表１】
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【００２７】
表１の結果から、最大接触面圧が２５００ＭＰａを越えると、計算寿命に達する前に剥離等の破損が生じた。次に、プーリユニットＢ−２の破損した駆動側プーリ１１の固定プーリ板側の軸受２１を呼び番号６２１０のものから呼び番号６２１２（内径φｄ：６０ｍｍ、外径φＤ：１１０ｍｍ、幅Ｂ：２２ｍｍ、基本動定格荷重Ｃｒ：５２５００Ｎ）の玉軸受に置き換えてプーリユニットＢ−２´とし、油圧制御によって負荷荷重をプーリユニットＢ−２時より大きくして試験を行なった。この結果を表２に示す。
【００２８】
【表２】
2008267509.tif 000004
【００２９】
表２の結果から、軸受２１の最大接触面圧は低下したが、他の軸受２２，２３，２４の最大接触面圧が増加し、２５００ＭＰａを超えた軸受２３，２４では、計算寿命に達する前に破損が生じた。
【００３０】
次に、プーリユニットＢ−１の破損した駆動側プーリ１１の固定プーリ板側の軸受２１を呼び番号６２１０のものから呼び番号ＨＲ６２１０（軸受は同寸法で、玉径を約１．０６倍大きくした仕様）の玉軸受に置き換えてプーリユニットＢ−１´とし、プーリユニットＢ−１時と同じ負荷荷重にて試験を行なった。この結果を表３に示す。
【００３１】
【表３】
2008267509.tif 000005
【００３２】
表３の結果から、すべての軸受２１，２２，２３，２４の最大接触面圧が２５００ＭＰａ以下となり、計算寿命に達した時点ですべての軸受２１，２２，２３，２４に破損は生じなかった。従って、プーリ支持構造の設計仕様として、全ての軸受２１，２２，２３，２４の使用時の最大接触面圧を２５００ＭＰａ以下とすることで、前記発進時の油膜形成が不十分な条件下で非定常な負荷を受ける場合においても、軸受寿命を延ばすことができる。
【００３３】
なお、本発明は上記実施形態に限定されるものでなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲において適宜変更可能である。
【００３４】
本実施形態では、全ての軸受を玉軸受としているが、これに限定されるものでなく、例えば、従動側プーリの可動プーリ板側の軸受２３をころ軸受等、異なる形式の軸受としてもよい。
【図面の簡単な説明】
【００３５】
【図１】本発明の一実施形態に係るベルト式無断変速機を説明するための概略図である。
【図２】図１のベルトの芯ずれを説明するための図である。
【図３】実施例の試験機を示す斜視図である。
【図４】実施例の各ユニットの軸受における最大接触面圧を示すグラフである。
【符号の説明】
【００３６】
１  入力側回転軸
２  出力側回転軸
１１  駆動側プーリ
１４  従動側プーリ
１７  金属ベルト
２１，２２，２３，２４  軸受
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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