(57)【要約】【課題】パワーローラ曲率半径の設定手法を提案することにより、高価な材料や熱処理を用いることなく、確実に長寿命を得ることができるトロイダル型無段変速機を提供すること。【解決手段】入力ディスク６１と、出力ディスク６２と、入力ディスク６１を入力トルクに比例した荷重で押し付けるローディングカム８と、前記入出力ディスク６１，６２の対向面にそれぞれ形成されたトロイド状溝に挟持される複数のパワーローラ６０と、該パワーローラ６０を入出力ディスク６１，６２の曲率中心に対して傾転可能に支持するトラニオン６５と、前記パワーローラ６０をトラニオン６５に対して回転可能に軸支するパワーローラ軸受６４と、を備えたトロイダル型無段変速機において、前記入力ディスク６１および出力ディスク６２の軸断面におけるディスク曲率半径Ｒｏと、同じ断面におけるパワーローラ曲率半径Ｒ２２との比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定とした。【選択図】　　　　図３
2004084778.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
入力ディスクと、出力ディスクと、入力ディスクを入力トルクに比例した荷重で押し付けるローディングカムと、前記入出力ディスクの対向面にそれぞれ形成されたトロイド状溝に挟持される複数のパワーローラと、該パワーローラを入出力ディスクの曲率中心に対して傾転可能に支持するトラニオンと、前記パワーローラをトラニオンに対して回転可能に軸支するパワーローラ軸受と、を備えたトロイダル型無段変速機において、
前記入力ディスクおよび出力ディスクの軸断面におけるディスク曲率半径Ｒｏと、同じ断面におけるパワーローラ曲率半径Ｒ２２との比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、
（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３
が成立する設定としたことを特徴とするトロイダル型無段変速機。
【請求項２】
請求項１に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記入力ディスクおよび出力ディスクの軸断面におけるディスク曲率半径Ｒｏと、同じ断面におけるパワーローラ曲率半径Ｒ２２との比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、
０．５３≦（Ｒｏ／２Ｒ２２）
が成立する設定としたことを特徴とするトロイダル型無段変速機。
【請求項３】
請求項１または請求項２の何れか１項に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記入力ディスクおよび出力ディスクの軸断面におけるディスク曲率半径Ｒｏと、同じ断面におけるパワーローラ曲率半径Ｒ２２との比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、運転中の最大面圧が４．２Ｇｐａを超えないように設定したことを特徴とするトロイダル型無段変速機。
【請求項４】
請求項１ないし請求項３の何れか１項に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記入力ディスクおよび出力ディスクの軸断面におけるディスク曲率半径Ｒｏと、同じ断面におけるパワーローラ曲率半径Ｒ２２との比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、エンジン最大トルクが入力されたときに面圧が４．２Ｇｐａを超えないように設定したことを特徴とするトロイダル型無段変速機。
【請求項５】
請求項１ないし請求項４の何れか１項に記載のトロイダル型無段変速機において、
前記入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接触点での相対滑り角速度、すなわちスピン角速度をωｓとし、入力ディスクの角速度をω１とし、その比ωｓ／ω１をスピンＳとし、このスピンＳを下記の式で与えたとき、
Ｓ＝｛ｓｉｎθ・ｓｉｎφ−（１＋ｋ−ｃｏｓφ）・ｃｏｓθ｝／ｓｉｎθ
ただし、
θ：入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接触点における法線とパワーローラの回転軸がなす開き角
φ：パワーローラの傾転角
ｋ：ディスク曲率中心から入出力ディスク回転軸までの距離とディスク曲率半径Ｒｏの差をｅとしたときの比ｅ／Ｒｏ
上記式にて入力ディスク及び出力ディスクとパワーローラの接触点におけるスピンＳが、ロー側変速比からハイ側変速比までの変速比範囲において０以上になるようにθ，φ，ｋを設定したことを特徴とするトロイダル型無段変速機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両の変速機として適用されるトロイダル型無段変速機の技術分野に属する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、トロイダル型無段変速機としては、例えば、特開２０００−１９９５５２号公報に記載のものが知られている。
【０００３】
この従来出典には、入力ディスクと出力ディスクおよびパワーローラの形状について、入力ディスクおよび出力ディスクの軸断面における曲率半径Ｒｏ，Ｒｏの中心位置およびディスクとパワーローラの接触点における法線とパワーローラの回転軸がなす角度θの関係を、効率と寿命の観点から最適になるように規定する技術が記載されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、従来のトロイダル型無段変速機にあっては、パワーローラの曲率半径Ｒ２２を設定する方法が示されていないため、効率と寿命を両立する曲率半径Ｒ２２の設計法が不明である。
【０００５】
すなわち、効率と寿命は接触点の面圧に大きく影響され、面圧が低くなるほど寿命は向上するが、接触面積が大きくなるためスピン摩擦が増加し効率が低くなる。面圧は、いわゆるヘルツの理論によって計算されるが、接触点における両物体の形状、つまり、曲率半径と荷重によって決定される。よって、効率と寿命を最適なバランスに設定するには、ディスクとパワーローラの曲率半径と、従来例に示されたパラメータ等で決定される荷重を最適に設定する必要がある。
【０００６】
本発明は、上記問題点に着目してなされたもので、パワーローラ曲率半径の設定手法を提案することにより、高価な材料や熱処理を用いることなく、確実に長寿命を得ることができるトロイダル型無段変速機を提供することを課題とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
上記課題を達成するため、本発明では、入力ディスクと、出力ディスクと、入力ディスクを入力トルクに比例した荷重で押し付けるローディングカムと、前記入出力ディスクの対向面にそれぞれ形成されたトロイド状溝に挟持される複数のパワーローラと、該パワーローラを入出力ディスクの曲率中心に対して傾転可能に支持するトラニオンと、前記パワーローラをトラニオンに対して回転可能に軸支するパワーローラ軸受と、を備えたトロイダル型無段変速機において、前記入力ディスクおよび出力ディスクの軸断面におけるディスク曲率半径Ｒｏと、同じ断面におけるパワーローラ曲率半径Ｒ２２との比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定とした。
【０００８】
ここで、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を６３％（＝０．６３）以下としたのは、入出力ディスク及びパワーローラの寿命を、下記の使用率（％）により評価するようにした場合、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）が６３％を超えると、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）に対する使用率の増加度合いが大きくなり、加速度的に材料の負荷が高まることによる。
使用率（％）＝（ある入力トルク時に接触部に働く荷重／定格荷重）１／３
ここで、定格荷重とは、同一条件で、ある一定の寿命が得られる荷重であり、転がり軸受の寿命計算に使われている。
【０００９】
【発明の効果】
本発明のトロイダル型無段変速機にあっては、入力ディスクおよび出力ディスクの軸断面におけるディスク曲率半径Ｒｏと、同じ断面におけるパワーローラ曲率半径Ｒ２２との比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定としたため、入力ディスクとパワーローラ及び出力ディスクとパワーローラとの間に所定以上の接触面積が確保され、面圧が低く抑えられることで、高価な材料や熱処理を用いることなく、確実に入出力ディスク及びパワーローラの長寿命を得ることができる。
【００１０】
【発明の実施の形態】
以下、本発明のトロイダル型無段変速機を実現する実施の形態を図面に基づいて説明する。
【００１１】
（第１実施例）
まず、構成を説明する。
図１はデュアルキャビティによるハーフトロイダル型無段変速機（以下、トロイダル型ＣＶＴ）の機械的構成を示すスケルトン図である。
【００１２】
このトロイダル型ＣＶＴは、エンジン１の出力軸２にトーショナルダンパ３を介して連結されたインプットシャフト４と、該シャフト４の外側に遊嵌合された中空シャフト５を有する。これらのシャフト４，５の軸線上には、第１トロイダルＣＶＴ６及び第２トロイダルＣＶＴ７と、入力ディスク６１，７１を入力トルクに比例した荷重で押し付けるローディングカム８とが配設されている。
【００１３】
上記第１，第２トロイダルＣＶＴ６，７は、ほぼ同一の構成であり、いずれも対向面がトロイド状の円弧面とされた入力ディスク６１，７１と出力ディスク６２，７２とを有する。これらトロイド状円弧面による対向面間に、両ディスク６１，６２間と両ディスク７１，７２間でそれぞれ動力を伝達するパワーローラ６０，７０が２個づつ介設されている。
【００１４】
そして、エンジン１から遠い方に配置された第１トロイダルＣＶＴ６は、入力ディスク６１が反エンジン側に、出力ディスク６２がエンジン側に配置されている。また、エンジン１に近い方に配置された第２トロイダルＣＶＴ７は、入力ディスク７１がエンジン側に、出力ディスク７２が反エンジン側に配置されている。両トロイダルＣＶＴ６，７の入力ディスク６１，７１は、中空シャフト５の両端部にそれぞれ摺動可能に結合され、また、出力ディスク６２，７２は一体化されて、該中空シャフト５の中間部に回転自在に支持されている。
【００１５】
前記パワーローラ６０，７０は、入出力ディスク６１，６２及び７１，７２と接するパワーローラ内輪６３，７３と、該パワーローラ内輪６３，７３を回転可能に支持するパワーローラ軸受６４，７４と、該パワーローラ軸受６４，７４の背面に設けられたパワーローラ外輪６６，７６と、を有して構成されている。そして、パワーローラ６０，７０は、トラニオン６５，７５の中心軸（傾転軸という）の回りにそれぞれ傾転可能に支持されていると共に、トラニオン６５，７５に対し図外の偏心軸を介して揺動可能、或いは、図外のニードルベアリングを介して平行移動可能に支持されている。
【００１６】
前記第１，第２トロイダルＣＶＴ６，７の出力ディスク６２，７２により構成された一体化出力ディスク６０の外周には出力ギア９が設けられ、この出力ギア９がディファレンシャル装置１１のドライブギア１０と噛み合い、ディファレンシャル装置１１から左右に延びる駆動軸１２ａ，１２ｂを介して左右の駆動輪に動力を伝達するようになっている。
【００１７】
図２はトロイダル型ＣＶＴの変速を管理する油圧系の機械的構成図であり、第１トロイダルＣＶＴ６の変速系について説明する。第１トロイダルＣＶＴ６での変速は、パワーローラ６３を支持するトラニオン６５を、平衡点（ディスク中心点にパワーローラ中心点が一致する点）から上下にオフセット変位させることにより行い、このオフセット変位によりパワーローラ６０と入出力ディスク６１，６２の回転方向ベクトルに差異が発生してパワーローラ６０は傾転する。
【００１８】
前記トラニオン６５は、油圧サーボ３０のサーボピストン３１とつながっており、油圧サーボ３０のＨｉ側シリンダ３０ａ内の油とロー側シリンダ３０ｂ内の油の差圧で変位する。Ｈｉ側シリンダ３０ａの油圧とロー側シリンダ３０ｂの油圧はシフトコントロールバルブ４６で制御する。
【００１９】
前記シフトコントロールバルブ４６は、バルブ内のスプール４６Ｓが変位することにより、ライン圧ポート４６Ｌから供給される油をＨｉ側ポート４６Ｈｉ又はロー側ポート４６Ｌｏｗの一方に流し、他方のロー側ポート４６Ｌｏｗ又はＨｉ側ポート４６Ｈｉからドレーンポート４６Ｄへ油を流出させることで油圧サーボ３０内の差圧を変化させる。
【００２０】
また、前記トラニオン６５の一つには、プリセスカム３５が取り付けられており、プリセスカム３５には溝が切ってある。プリセスカム３５の溝はＬリンク３８の片端に接しており、Ｌリンク３８の片端はＩリンク３７の片端に自由支持されている。そのためトラニオン４５の変位と傾転角がＩリンク３７にフィードバックされる。Ｉリンク３７のもう片端はステップモータ３６につながっており、先ほどのシフトコントロールバルブ４６のスプール４６ＳはＩリンク３７上に自由支持されている。従って、ステップモータ３６の変位とプリセスカム３５からのフィードバックとからスプール４６Ｓの変位は決まる。
【００２１】
図３は第１実施例での第１トロイダル型ＣＶＴ６の諸元設定を説明する図である。図３において、６０はパワーローラ、８はローディングカム、６１は入力ディスク、６２は出力ディスク、６３はパワーローラ内輪、６４はパワーローラ軸受、６６はパワーローラ外輪である。
【００２２】
ＣＰはパワーローラ接触点、Ｏは曲率中心、ＰＡはパワーローラ回転軸、ＤＡはディスク回転軸、ＣＲは２つの接触点ＣＰ，ＣＰに引いた接線の交点、Ｓはスピン、ωｓはスピン角速度、ω１は入力ディスク角速度、θはパワーローラ接触点ＣＰにおける法線とパワーローラ回転軸ＰＡがなす開き角、φはパワーローラ傾転角、Ｒｏは入出力ディスク６１，６２の曲率半径、ｅは曲率中心Ｏからディスク回転軸ＤＡまでの距離とＲｏの差、Ｒ２２はパワーローラ曲率半径、Ｄは２つの曲率中心Ｏ，Ｏ間の距離である。
【００２３】
さらに、Ｆａはローディングカム８が入力ディスク６１を押し付ける押付力、Ｆｃは接触点荷重、Ｆｔはパワーローラ軸受６４に働くスラスト荷重である。なお、図示しないが第２トロイダルＣＶＴ７も同様の設定となっている。
【００２４】
この第１実施例では、入力ディスク６１および出力ディスク６２の軸断面におけるディスク曲率半径Ｒｏと、同じ断面におけるパワーローラ曲率半径Ｒ２２との比（Ｒｏ／２Ｒ２２）（以下、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）という）を、
（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３
が成立する設定としている。
【００２５】
次に、作用を説明する。
【００２６】
［変速作用］
トロイダル型ＣＶＴは、トラニオン６５，６５を傾転軸の方向に変位させ、パワーローラ６０，６０を傾転させることによって変速比を変える。
【００２７】
つまり、図外のＣＶＴコントロールユニットからの目標変速比が得られる駆動指令によりステップモータ３６を回転させるとによってスプール４６Ｓが変位すると、油圧サーボ３０，３０の一方のシリンダ室に作動油が導かれ、他方のシリンダ室から作動油が排出され、トラニオン６５，６５が傾転軸の方向に僅かに変位する。
【００２８】
これにより、パワーローラ６０，６０のパワーローラ回転軸がディスク回転中心位置に対してオフセットする。このオフセットに基づくパワーローラ６０，６０と入出力ディスク６１，６２との接触部で発生するサイドスリップ力により、パワーローラ６０，６０が傾転する。
【００２９】
この傾転運動およびオフセットは、プリセスカム３５及びＬリンク３８を介してスプール４６Ｓに伝達され、ステップモータ３６との釣り合い位置で静止し、所定の傾転角φとなった時点でトラニオン６５，６５に与えたオフセット変位が元のディスク回転中心位置に戻され、パワーローラ６０，６０の傾転動作を停止することでなされる。変速比は、パワーローラ６０，６０の傾転角φにより決まる。なお、パワーローラ７０，７０についても同様の変速比制御作用を示す。
【００３０】
［曲率比に対する効率および寿命］
第１実施例では、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を６３％以下としている。この曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）に対する効率および寿命の関係と本実施例の範囲を図４に示す。
【００３１】
図４において、使用率とあるものは、次式で表され、数値が大きいほど同じ入力で運転した場合に寿命が短くなる。
【００３２】
使用率（％）＝（ある入力トルク時に接触部に働く荷重／定格荷重）１／３
ここで、定格荷重とは、同一条件で、ある一定の寿命が得られる荷重であり、転がり軸受の寿命計算に使われている。
【００３３】
曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）が大きいほど入出力ディスク６１，６２とパワーローラ６０との接触面積が小さくなるため、効率は高くなる。また、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）が大きいほど入出力ディスク６１，６２とパワーローラ６０との接触面積が小さくなり、面圧が高くなるため、使用率は高くなる、すなわち、寿命が低下する。
【００３４】
そこで、トロイダル型ＣＶＴの寿命を、使用率（％）により評価するようにした場合、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）が６３％を超えると、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）に対する使用率の増加度合いが大きくなり、加速度的に材料の負荷が高まる。
【００３５】
このため、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）が６３％を超える設定とした場合、目標とする寿命を得るには、入出力ディスク６１，６２及びパワーローラ６０に高価な材料や熱処理を用いる必要がある。
【００３６】
これに対し、第１実施例では、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）をその変曲点である６３％以下としているため、使用率が大きくなり過ぎず、安価な材料で目標寿命を得ることができる。
【００３７】
次に、効果を説明する。
第１実施例のトロイダル型無段変速機にあっては、下記の効果を得ることができる。
【００３８】
（１）　入力ディスク６１と、出力ディスク６２と、入力ディスク６１を入力トルクに比例した荷重で押し付けるローディングカム８と、前記入出力ディスク６１，６２の対向面にそれぞれ形成されたトロイド状溝に挟持される複数のパワーローラ６０と、該パワーローラ６０を入出力ディスク６１，６２の曲率中心に対して傾転可能に支持するトラニオン６５と、前記パワーローラ６０をトラニオン６５に対して回転可能に軸支するパワーローラ軸受６４と、を備えたトロイダル型無段変速機において、前記入力ディスク６１および出力ディスク６２の軸断面におけるディスク曲率半径Ｒｏと、同じ断面におけるパワーローラ曲率半径Ｒ２２との比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定としたため、高価な材料や熱処理を用いることなく、確実に長寿命を得ることができる。
【００３９】
（第２実施例）
この第２実施例は、入力ディスク６１および出力ディスク６２の軸断面におけるディスク曲率半径Ｒｏと、同じ断面におけるパワーローラ曲率半径Ｒ２２との比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、０．５３≦（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定とした例である。なお、他の構成は、第１実施例と同じであるため、図示並びに説明を省略する。
【００４０】
作用を説明すると、この第２実施例では、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を５３％以上で６３％以下としている。この曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）に対する効率および寿命の関係と本実施例の範囲を図５に示す。
【００４１】
図５において、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）が大きいほど入出力ディスク６１，６２とパワーローラ６０との接触面積が小さくなるため、効率は高くなる。しかし、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）が小さくなるほど入出力ディスク６１，６２とパワーローラ６０との接触面積が大きくなり、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）が５３％を下回ると効率は急激に悪化する。
【００４２】
これに対し、第２実施例では、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、５３％以上で６３％以下に設定することで、高い効率と長寿命を両立させることができる。
【００４３】
図６は諸元パラメータ、すなわち、図３のディスク曲率半径Ｒｏと、曲率中心間距離Ｄと、開き角θとを変えたときの効率と使用率を示している。この図６で明らかなように、パラメータＲｏ，Ｄ，θを変えても、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）に対する効率および使用率の関係は、図５と同様に、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）が５３％を下回ると効率は急激に悪化し、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）が６３％を超えると使用率が急激に上昇するという関係を維持している。
【００４４】
よって、如何なるパラメータＲｏ，Ｄ，θに設定しても、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、０．５３≦（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定とすることで、高い効率と長寿命を両立させることができる。
【００４５】
次に、効果を説明する。
第２実施例のトロイダル型無段変速機にあっては、下記の効果を得ることができる。
【００４６】
（２）　入力ディスク６１および出力ディスク６２の軸断面におけるディスク曲率半径Ｒｏと、同じ断面におけるパワーローラ曲率半径Ｒ２２との比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、０．５３≦（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定としたため、他のパラメータの変更にかかわらず、高い効率と長寿命を両立させることができる。
【００４７】
（第３実施例）
第３実施例は、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３または０．５３≦（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定とし、かつ、運転中の最大面圧が４．２Ｇｐａを超えないように設定した例である。なお、他の構成は、第１実施例と同じであるため、図示並びに説明を省略する。
【００４８】
作用を説明すると、転がり玉軸受においては面圧が４．２Ｇｐａを超えると接触面に大きな塑性変形（圧痕）を生じ、振動や異音が発生するために、面圧が４．２Ｇｐａを超えない範囲での運転が推奨されている（静定格荷重）。
【００４９】
入出力ディスク６１，６２とパワーローラ６０との接触部も点接触による転がり運動を行うため、同様の問題が生じる。
【００５０】
すなわち、４．２Ｇｐａの値は、現在車両に搭載されているトロイダル型ＣＶＴの入出力ディスク及びパワーローラに採用されている材料を考慮した場合、入出力ディスクとパワーローラ間で圧痕を生じない最大面圧値である。
【００５１】
運転中の最大面圧が４．２Ｇｐａを超えないように設定する方法としては、ローディングカム発生力Ｆａを、下記の式
Ｆａ＝２πＴ／Ｌ
但し、Ｔはエンジントルク、Ｌは１回転当たりのカムリード
にて与えた場合、入出力ディスク６１，６２とパワーローラ６０との間に発生する荷重Ｆｃは、
Ｆｃ＝Ｆａ／ｎ／ｓｉｎφ
但し、ｎはパワーローラ６０の数、φは傾転角
で示され、運転中にローディングカム発生力Ｆａが最大値Ｆａｍａｘとなるときに傾転角φを最大値から最小値まで振った際に、ヘルツの面圧計算値が４．２Ｇｐａを超えないように、ディスク曲率半径Ｒｏとパワーローラ曲率半径Ｒ２２との曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を決定する。
【００５２】
このように、第３実施例では、運転中の最大面圧が４．２Ｇｐａを超えないように設定したため、入出力ディスク６１，６２とパワーローラ６０との接触面に、振動や異音の原因となる圧痕を生じることなく、入出力ディスク６１，６２とパワーローラ６０の滑らかな転動を確保することができる。
【００５３】
併せて、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定とした場合には、長寿命が確保されるし、また、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、０．５３≦（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定とした場合には、高効率と長寿命の両立を達成することができる。
【００５４】
次に、効果を説明する。
第３実施例のトロイダル型無段変速機にあっては、下記の効果を得ることができる。
【００５５】
（３）　曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３または０．５３≦（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定とし、かつ、運転中の最大面圧が４．２Ｇｐａを超えないように設定したため、長寿命、または、高効率と長寿命の両立を達成しながら、入出力ディスク６１，６２とパワーローラ６０との接触面に圧痕を生じることなく、滑らかな転動を確保することができる。
【００５６】
（第４実施例）
この第４実施例は、図７に示すように、エンジン１と入力ディスク６１，７１との間にトルクコンバータ３’を配置し、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３または０．５３≦（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定とし、かつ、エンジン最大トルクが入力されたときに最大面圧が４．２Ｇｐａを超えないように設定した例である。なお、他の構成は、第１実施例と同じであるため説明を省略する。
【００５７】
作用を説明すると、トルクコンバータ３’は、トルク増幅作用があり、特に発進時にはエンジントルクよりも大きなトルクを入力ディスク６１，７１に与える。よって、この状態が第３実施例においては最大負荷となるが、このときに面圧が４．２Ｇｐａを超えないように曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を設定すると、その値が５３％を下回る場合もある。ところが、車両の発進時は、入力トルクは大きいが回転数は低く、負荷を受ける時間および入出力ディスク６１，６２とパワーローラ６０との転動距離もきわめて小さい。
【００５８】
よって、発進時には最大面圧が４．２Ｇｐａを超えてもよいものとし、通常走行時の最大トルク、すなわち、エンジン最大トルクが負荷されたときに４．２Ｇｐａを超えないように曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を設定することで、圧痕の深さを許容範囲に抑えつつ、高い効率を得ることができる。
【００５９】
次に、効果を説明する。
第４実施例のトロイダル型無段変速機にあっては、下記の効果を得ることができる。
【００６０】
（４）　エンジン１と入力ディスク６１，７１との間にトルクコンバータ３’を配置し、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３または０．５３≦（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定とし、かつ、エンジン最大トルクが入力されたときに最大面圧が４．２Ｇｐａを超えないように設定したため、圧痕の深さを許容範囲に抑えつつ、高い効率を得ることができる。
【００６１】
（第５実施例）
この第５実施例は、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３または０．５３≦（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定とし、かつ、入力ディスク６１及び出力ディスク６２とパワーローラ６３の接触点ＣＰ，ＣＰにおけるスピンＳが０以上となるように諸元パラメータを設定した例である。
【００６２】
すなわち、本出願人が特願２０００−２４０８３８号（特開２００２−０５４７０７号公報）で提案したように、入力ディスク６１及び出力ディスク６２とパワーローラ６３の接触点ＣＰ，ＣＰにおけるスピンＳ（＝ωｓ／ω１）を下記の式で与えたとき、
Ｓ＝｛ｓｉｎθ・ｓｉｎφ−（１＋ｋ−ｃｏｓφ）・ｃｏｓθ｝／ｓｉｎθ
このスピンＳが、ロー側変速比からハイ側変速比までの変速比範囲（２．０〜０．５）において０以上になるように開き角θ，傾転角φ，キャビティアスペクト比ｋ（＝ｅ／Ｒｏ）を設定している。
【００６３】
なお、上記式においてスピンＳが０以上の正の値になる設定とは、パワーローラ６３の２つの接触点ＣＰ，ＣＰに引いた接線の交点ＣＲが、図３に示すように、ディスク回転軸ＤＡよりも遠い位置に存在する設定と同義である。ちなみに、交点ＣＲがディスク回転軸ＤＡ上に存在する設定がスピンＳ＝０であり、交点ＣＲがディスク回転軸ＤＡよりも近い位置に存在するとスピンＳは負の値となる。なお、他の構成は、第１実施例と同じであるため説明を省略する。
【００６４】
作用を説明すると、スピンＳがロー側変速比からハイ側変速比までの全変速比範囲にて正の値をとるため、常にＳ＝｜Ｓ｜となり、図８のスピン絶対値特性に示すように、変速比ｉがｉ＝１からロー側またはハイ側に変化したときに、スピン絶対値｜Ｓ｜はいずれの変化に対しても単調に減少する。
【００６５】
よって、スピン絶対値｜Ｓ｜と入出力ディスク６１，６２とパワーローラ６０の接触点荷重Ｆｃの増減がほぼ打ち消し合うため、｜Ｓ｜とＦｃの積に比例する接触点動力損失特性をみると、ロー側変速比域及びハイ側変速比域における接触点動力損失ｕ１の増大が無い特性となり、この結果、図８の総動力損失特性に示すように、ロー側変速比域及びハイ側変速比域における総動力損失Ｕを従来例の総動力損失Ｕと比較して低減することができる。
【００６６】
なお、スピンＳを全変速比範囲において０以上に設定していることで、変速比１付近では、図８のスピン絶対値特性に示すように、スピン絶対値｜Ｓ｜が従来例のスピン絶対値｜Ｓ｜よりも大きな値となり、｜Ｓ｜とＦｃの積に比例する接触点動力損失ｕ１が増加する。
【００６７】
しかしながら、軸受動力損失ｕ２について考えると、パワーローラ軸受６４に働くスラスト荷重Ｆｔは、Ｆｔ＝２Ｆｃ・ｃｏｓθで表されるため、従来例に対して開き角θを大きくすることでスラスト荷重Ｆｔは低減する。また、軸受動力損失ｕ２はスラスト荷重Ｆｔにほぼ比例するため、軸受動力損失ｕ２は従来例よりも低減する。ちなみに、図９は開き角θを変えたときの接触点動力損失ｕ１と軸受動力損失ｕ２と総動力損失Ｕの特性図であり、例えば、開き角θをθ１からθ２まで大きくしたとき、接触点動力損失ｕ１は増大するが、軸受動力損失ｕ２は減少し、総動力損失Ｕについては、開き角がθ１のときと開き角がθ２のときとではほとんど変化しない。
【００６８】
その結果、図８の総動力損失特性に示すように、接触点動力損失ｕ１と軸受動力損失ｕ２の和である総動力損失Ｕは、変速比１付近においても従来例の総動力損失Ｕとほとんど変わらない。
【００６９】
また、スピンＳを設定する諸元θ，φ，ｋのうち、パワーローラ傾転角φについては、僅かに変更することで変速比範囲２．０〜０．５というように従来例と変わらない変速比範囲を得ることができるし、また、キャビティアスペクト比ｋ（＝ｅ／Ｒｏ）の変更が無いことで変速機の寸法も従来例と変わらないものとなる。
【００７０】
したがって、この第５実施例では、従来例に対し開き角θの変更設定を行うだけで、スピンＳの最大値は大きくなるが、変速比１付近における総動力損失Ｕは従来例とほとんど変わらないまま、ロー側変速比域及びハイ側変速比域における総動力損失Ｕを低減することができる。
【００７１】
加えて、パワーローラ傾転角φの僅かな変更調整により変速比範囲を従来例と同じにすることができ、さらに、キャビティアスペクト比ｋは何ら変更することがないため、変速機寸法を従来例と同じにすることができる。つまり、周辺部材との寸法関係を含めた大幅な設計変更を要することがなく、容易に置き換えて採用することができる。
【００７２】
次に、効果を説明する。
第５実施例のトロイダル型無段変速機にあっては、下記の効果を得ることができる。
【００７３】
（５）　曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を、（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３または０．５３≦（Ｒｏ／２Ｒ２２）≦０．６３が成立する設定とし、かつ、入力ディスク６１及び出力ディスク６２とパワーローラ６３の接触点ＣＰ，ＣＰにおけるスピンＳが０以上となるように諸元パラメータを設定したため、ロー側変速比域及びハイ側変速比域における総動力損失Ｕの低減により、高い効率を得ることができる。さらに、曲率比（Ｒｏ／２Ｒ２２）を５３％以上とすることにより、より高い効率を得ることができる。
【００７４】
以上、本発明のトロイダル型無段変速機を第１実施例〜第５実施例に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に記載された本発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。
【００７５】
例えば、第１実施例〜第５実施例では、単独で変速機として用いられるトロイダル型無段変速機の例を示したが、遊星歯車機構や減速機構と共に変速比無限大無段変速機（ＩＶＴ）の無段変速機構として採用されるトロイダル型無段変速機にも本発明を適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例のトロイダル型無段変速機を示す全体システム図である。
【図２】第１実施例のトロイダル型無段変速機を示す変速制御系システム図である。
【図３】第１実施例のトロイダル型無段変速機における諸元設定を説明する図である。
【図４】第１実施例のトロイダル型無段変速機においてディスク曲率半径とパワーローラ曲率半径との曲率比に対する使用率および効率の範囲を示す特性図である。
【図５】第２実施例のトロイダル型無段変速機においてディスク曲率半径とパワーローラ曲率半径との曲率比に対する使用率および効率の範囲を示す特性図である。
【図６】第２実施例のトロイダル型無段変速機においてディスク曲率半径とパワーローラ曲率半径との曲率比に対する使用率および効率の範囲を他の諸元を異ならせて比較した特性比較図である。
【図７】第４実施例のトロイダル型無段変速機を示す全体システム図である。
【図８】第５実施例のトロイダル型無段変速機におけるスピン絶対値特性と総動力損失特性の対比特性図である。
【図９】第５実施例のトロイダル型無段変速機において開き角を変化させたときの接触点動力損失特性と軸受動力損失特性と総動力損失特性を示す特性図である。
【符号の説明】
１　エンジン
２　出力軸
３　トーショナルダンパ
３’　トルクコンバータ
４　インプットシャフト
５　中空シャフト
６　第１トロイダルＣＶＴ
６０　パワーローラ
６１　入力ディスク
６２　出力ディスク
６３　パワーローラ内輪
６４　パワーローラ軸受
６５　トラニオン
６６　パワーローラ外輪
７　第２トロイダルＣＶＴ
７０　パワーローラ
７１　入力ディスク
７２　出力ディスク
７３　パワーローラ内輪
７４　パワーローラ軸受
７５　トラニオン
７６　パワーローラ外輪
８　ローディングカム
９　出力ギア
１０　ドライブギア
１１　ディファレンシャル装置
１２ａ，１２ｂ　駆動軸
【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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