(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ドライブシャフト（６）に設けたドライブプーリ（１３）と、ドリブンシャフト（７）に設けたドリブンプーリ（２０）とに、金属リング（２１1 ）に多数の金属エレメント（２１2 ）を装着した無端ベルト（２１）を巻き掛けて成り、車両の停止時に前記両プーリ（１３，２０）が回転した状態で変速が可能な金属Ｖベルト式無段変速機において、
前記プーリ（１３，２０）のＶ溝傾斜角αは、前記プーリ（１３，２０）と金属エレメント（２１2 ）との間の静摩擦係数をμｓとし、動摩擦係数をμａとしたとき、
tan-1μａ＜α＜ tan-1μｓ
の範囲に設定され、
前記金属エレメント（２１2 ）が前記プーリ（１３，２０）に実際に接触するエレメント側長をＬとし、前記プーリ（１３，２０）の有効半径をＲとし、前記金属エレメント（２１2 ）とプーリ（１３，２０）の縦弾性係数及びポアソン比をそれぞれＥ及びνとし、また前記金属エレメント（２１2 ）とプーリ（１３，２０）間のヘルツ面圧をσH としたときに、
Ｌ＝ＮＥ sinα／２πσH 2 Ｒ（１−ν2 ）
の関係となるように、前記エレメント側長Ｌが、前記Ｖ溝傾斜角αと前記ヘルツ面圧σH とに応じて設定されていると共に、
前記ヘルツ面圧σH はその下限値が、高負荷運転時における前記金属リング（２１1 ）の張力が所定値以下になる値に設定され、またその上限値が、前記高負荷運転を所定時間行ったときの前記金属エレメント（２１2 ）及びプーリ（１３，２０）の摩耗量が限界値以下となる値に設定されることを特徴とする、金属Ｖベルト式無段変速機。
【請求項２】
車両の停止時に前記プーリ（１３，２０）を回転可能とすべく発進用クラッチ（１９）をドリブンシャフト（７）側に設けたことを特徴とする、請求項１に記載の金属Ｖベルト式無段変速機。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、金属リングに多数の金属エレメントを装着した無端ベルトを一対のプーリに巻き掛けて成る金属Ｖベルト式無段変速機に関する。
【０００２】
【従来の技術】
金属Ｖベルト式無段変速機において、プーリと金属エレメントとの間の静摩擦係数及び動摩擦係数をそれぞれμｓ，μａとしたとき、プーリのＶ溝傾斜角αを tan-1μａ＜α＜ tan-1μｓの範囲に設定することにより、Ｖ溝傾斜角αを小さくして無端ベルトの張力を減少させ、該無端ベルトのスリップを回避しながら伝達可能トルクを増加させるものが、本出願人が特願平８−７１９９５号において既に提案している。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、かかる金属Ｖベルト式無段変速機が変速を行うとき、固定側プーリ半体に対して可動側プーリ半体が離間すると金属エレメントが半径方向内側に移動してプーリの有効半径が減少し、固定側プーリ半体に対して可動側プーリ半体が接近すると金属エレメントが半径方向外側に移動してプーリの有効半径が増加する。このとき、金属エレメントの半径方向移動距離が大きいほどレシオ幅を大きく設定することができるため、プーリＶ面に接触するエレメント側長を小さくして金属エレメントの前記移動可能距離を大きく確保することが望ましい。しかしながら、エレメント側長を無闇に小さくすると、プーリ及び金属エレメント間に作用するヘルツ面圧が増加して耐久性に影響が出る可能性がある。
【０００４】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、金属エレメントのエレメント側長を適切な値に設定してレシオ幅を最大限に拡大することを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
前記目的を達成するために、請求項１に記載された発明は、ドライブシャフトに設けたドライブプーリと、ドリブンシャフトに設けたドリブンプーリとに、金属リングに多数の金属エレメントを装着した無端ベルトを巻き掛けて成り、車両の停止時に前記両プーリが回転した状態で変速が可能な金属Ｖベルト式無段変速機において、
前記プーリのＶ溝傾斜角αは、前記プーリと金属エレメントとの間の静摩擦係数をμｓとし、動摩擦係数をμａとしたとき、 tan-1μａ＜α＜ tan-1μｓ  の範囲に設定され、前記金属エレメントが前記プーリに実際に接触するエレメント側長をＬとし、前記プーリの有効半径をＲとし、前記金属エレメントとプーリの縦弾性係数及びポアソン比をそれぞれＥ及びνとし、また前記金属エレメントとプーリ間のヘルツ面圧をσH としたときに、Ｌ＝ＮＥ sinα／２πσH 2 Ｒ（１−ν2 ）の関係となるように、前記エレメント側長Ｌが、前記Ｖ溝傾斜角αと前記ヘルツ面圧σH とに応じて設定されると共に、前記ヘルツ面圧σH はその下限値が、高負荷運転時における前記金属リングの張力が所定値以下になる値に設定され、またその上限値が、前記高負荷運転を所定時間行ったときの前記金属エレメント及びプーリの摩耗量が限界値以下となる値に設定されることを特徴とする。
【０００６】
上記構成によれば、プーリ及び金属エレメントの耐久性の観点から決定されるヘルツ面圧σH と、変速を可能にしながら無端ベルトのスリップを防止して伝達可能トルクを増加させる観点から決定されるＶ溝傾斜角αとに基づいて、エレメント側長Ｌを最小に決定してレシオ幅を拡大することができる。また特にヘルツ面圧σH は、高負荷運転時における金属リングの張力が所定値以下になる値に下限値を設定したことで、金属リングに過大な張力が作用するのを防止しながらエレメント側長Ｌを最小に決定することができる。しかも車両の停止時にも両プーリが回転した状態で容易に変速を行うことが可能となるため、 tanα＜μｓを満たすＶ溝傾斜角αの使用が可能となり、即ち、Ｖ溝傾斜角αを従来よりも小さく設定しても変速が可能となり、その変速に要する軸方向推力も小さくて済む。
【０００７】
また請求項２に記載された発明は、請求項１の構成に加えて、車両の停止時に前記プーリを回転可能とすべく発進用クラッチをドリブンシャフト側に設けたことを特徴とする。
【０００８】
上記構成によれば、車両の停止時にも両プーリが回転した状態で容易に変速を行うことが可能となるため、 tanα＜μｓを満たすＶ溝傾斜角αの使用が可能となり、即ち、Ｖ溝傾斜角αを従来よりも小さく設定しても変速が可能となり、その変速に要する軸方向推力も小さくて済む。
【０００９】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。
【００１０】
図１〜図２１は本発明の一実施例を示すもので、図１はベルト式無段変速機の縦断面図のマップ、図２は図１のＡ部拡大図、図３は図１のＢ部拡大図、図４は図１のＣ部拡大図、図５は図１のＤ部拡大図、図６は図３の６−６線断面図、図７はベルト式無段変速機のスケルトン図、図８は無端ベルトに作用する力の釣合いを説明する図、図９は無端ベルトの押付力と張力との関係を説明する図、図１０は伝達可能トルクと軸間力との関係を示すグラフ、図１１は入力回転数と伝達可能トルクとの関係を示すグラフ、図１２及び図１３はレシオと伝達効率との関係を示すグラフ、図１４はＶ溝傾斜角と伝達可能トルクとの関係を示すグラフ、図１５はレシオとミスアライメントとの関係を示すグラフ、図１６はＶ溝傾斜角とエレメント側長とヘルツ面圧との関係を導く説明図、図１７は各Ｖ溝傾斜角に対するヘルツ面圧とエレメント側長との関係を示すグラフ、図１８は見かけのエレメント側長とエレメント重量との関係を示すグラフ、図１９は伝達可能トルクと平均張力との関係を示すグラフ、図２０は見かけのエレメント側長と平均張力との関係を示すグラフ、図２１は見かけのエレメント側長の設定可能範囲を示すグラフである。
【００１１】
先ず、図１〜図７を参照してベルト式無段変速機の全体構造を説明する。
【００１２】
ベルト式無段変速機は車両の車体前部に横置きに配置したエンジンの右側に接続されるもので、車体前後方向に延在する割面を介して結合された左ケーシング１及び右ケーシング２を備える。右ケーシング２の右側面には、幅狭の中間ケーシング３及び右カバー４が重ね合わせて結合される。ベルト式無段変速機は、エンジンのクランクシャフト５と同軸に配設されたドライブシャフト６と、このドライブシャフト６の上部後方に配設されたドリブンシャフト７と、このドリブンシャフト７の下部後方に配設されたセカンダリシャフト８とを備えており、このセカンダリシャフト８の略下方に差動装置９が配設される。
【００１３】
中間ケーシング３に設けたボールベアリング１０及び右ケーシング２に設けたボールベアリング１１により支持されたドライブシャフト６は、その左端がフライホイール１２を介してクランクシャフト５の右端に接続される。ドライブシャフト６の中間部にはドライブプーリ１３が設けられ、また右端には遊星歯車式減速機構１４、フォワードクラッチ１５及びリバースブレーキ１６よりなる前後進切換機構が設けられる。
【００１４】
中間ケーシング３に設けたボールベアリング１７及び右ケーシング２に設けたローラベアリング１８により支持されたドリブンシャフト７は、その左端に冷却性能の高い湿式多板型クラッチよりなる発進用クラッチ１９を備えるとともに、その中間部にドリブンプーリ２０を備える。ドライブシャフト６のドライブプーリ１３とドリブンシャフト７のドリブンプーリ２０とは、２条の金属リング２１1 ，２１1 に多数の金属エレメント２１2 を装備した無端ベルト２１により接続される。
【００１５】
前記フライホイール１２は、クランクシャフト５の右端に固着された円盤状の第１マス２５と、ドライブシャフト６の左端に固着されて前記第１マス２５に対向する円盤状の第２マス２６と、第１マス２５及び第２マス２６間に配設されて両マス２５，２６の相対回転により圧縮される複数のスプリング２７…と、両マス２５，２６の相対回転により摩擦力を発生する摩擦力発生手段２８とを備える。第１マス２５及び第２マス２６間には両マス２５，２６を相対回転可能に支持するボールベアリング２９が設けられる。また第１マス２５の外周には図示せぬスタータモータのピニオンに噛合するスタータギヤ３０が設けられる。
【００１６】
ドライブシャフト６の左端に固着した第１オイルポンプ駆動ギヤ３１が、外接ギヤポンプよりなるオイルポンプ３２の入力軸に固着した第２オイルポンプ駆動ギヤ３３に噛合しており、従ってドライブシャフト６の回転によりオイルポンプ３２が駆動される。
【００１７】
ドライブシャフト６に設けられたドライブプーリ１３は、ドライブシャフト６の外周に一対のニードルベアリング３４，３５を介して相対回転自在に支持したスリーブ軸３６と一体の固定側プーリ半体３７と、スリーブ軸３６の外周にボールスプラインを介して摺動自在に支持されて前記固定側プーリ半体３７に対して接近・離間可能な可動側プーリ半体３８とを備える。スリーブ軸３６に固着した隔壁部材３９と、可動側プーリ半体３８に固着した隔壁部材４０と、可動側プーリ半体３８とにより、可動側プーリ半体３８を固定側プーリ半体３７に向けて押圧する油室４１が画成される。油室４１には、無端ベルト２１に所定の初期荷重を与えるためのスプリング４２が縮設される。
【００１８】
スリーブ軸３６の隔壁部材３９と可動側プーリ半体３８の隔壁部材４０との間に、前記隔壁部材３９を挟んで油室４１に対向するキャンセラ４３が画成される。キャンセラ４３の内周部に、前記オイルポンプ３２からオイルを供給するフィードパイプ４４の出口端が直接開口する。このように、オイルポンプ３２からフィードパイプ４４を介してキャンセラ４３に直接オイルを供給することにより、従来必要であったオイルを案内するガイド部材を廃止して部品点数の削減を図ることができる。而して、キャンセラ４３内に供給されたオイルに作用する遠心力を油室４１内のオイルに作用する遠心力に対抗させることにより、可動側プーリ半体３８に不要なスラスト力が作用することが防止される。
【００１９】
ドライブシャフト６の右端に設けられた前後進切換機構の遊星歯車式減速機構１４は、ドライブシャフト６にスプライン結合したサンギヤ４５と、内周をドライブシャフト６に相対回転自在に支持したプラネタリキャリヤ４６と、内周をドライブシャフト６に相対回転自在に支持したリングギヤ側板４７の外周に形成したリングギヤ４８と、前記プラネタリキャリヤ４６に支持したインナプラネタリギヤ４９…及びアウタプラネタリギヤ５０…とを備える。インナプラネタリギヤ４９…及びアウタプラネタリギヤ５０…は相互に噛合し、且つインナプラネタリギヤ４９…はサンギヤ４５に噛合するとともにアウタプラネタリギヤ５０…はリングギヤ４８に噛合する。
【００２０】
前記プラネタリキャリヤ４６の内周及び前記リングギヤ側板４７の内周は、ドライブシャフト６にスプライン結合したサンギヤ４５の右側面及びドライブシャフト６の右端に固着したスラストワッシャ５１間に、３個のスラストベアリング５２，５３，５４を介して支持される。即ち、サンギヤ４５の右側面にスラストベアリング５２を介してプラネタリキャリヤ４６の内周左側面が重ね合わされ、このプラネタリキャリヤ４６の内周右側面にスラストベアリング５３を介してリングギヤ側板４７の内周左側面が重ね合わされ、このリングギヤ側板４７の内周右側面にスラストベアリング５４を介してスラストワッシャ５１の左側面が重ね合わされる。
【００２１】
前後進切換機構のフォワードクラッチ１５は、スリーブ軸３６の右端に固着され、且つ前記プラネタリキャリヤ４６の外周に結合されたクラッチアウタ５５と、サンギヤ４５に結合されたクラッチインナ５６と、クラッチアウタ５５及びクラッチインナ５６間に配設された複数の摩擦板５７…と、クラッチアウタ５５の内部に収納されて前記摩擦板５７…を押圧可能なクラッチピストン５８と、クラッチピストン５８を押し戻すスプリング５９とを備える。クラッチアウタ５５及びクラッチピストン５８間に画成される油室６０にオイルを供給してクラッチピストン５８を駆動すると、摩擦板５７…が相互に密着してクラッチアウタ５５及びクラッチインナ５６が一体化され、スリーブ軸３６がドライブシャフト６に結合されてドライブプーリ１３がドライブシャフト６と一体で回転する。
【００２２】
前後進切換機構のリバースブレーキ１６は、リングギヤ４８の外周と中間ケーシング３の内周との間に配設された複数の摩擦板６１…と、中間ケーシング３に摺動自在に支持されて前記摩擦板６１…押圧可能なブレーキピストン６２と、ブレーキピストン６２を押し戻すスプリング６３…とを備える。ブレーキピストン６２と中間ケーシング３との間に画成される油室６４にオイルを供給してブレーキピストン６２を駆動すると、摩擦板６１…が相互に密着してリングギヤ４８が中間ケーシング３に結合される。これにより、ドライブシャフト６の回転はサンギヤ４５、インナプラネタリギヤ４９…、アウタプラネタリギヤ５０…、プラネタリキャリヤ４６を介してクラッチアウタ５５に伝達される。これにより、ドライブシャフト６の回転は逆回転となってドライブプーリ１３に伝達される。
【００２３】
ドライブシャフト６及びスリーブ軸３６を支持する前記ボールベアリング１０は、中間ケーシング３と該中間ケーシング３を貫通するボルト６５で固定されたベアリングホルダ６６との間に挟持される。前記ボルト６５の頭部はリバースブレーキ１６の油室６４内に配設されており、これにより前記ボルト６５の半径方向外側に油室６４を形成する場合に比べて、ブレーキピストン６２の外径を小型化してリバースブレーキ１６をコンパクト化することができる。
【００２４】
ドライブシャフト６の右端側内部に同軸に嵌合する２本の給油管により、ドライブプーリ１３の油室４１に給油する油路６７と、フォワードクラッチ１５の油室６０に給油する油路６８と、フォワードクラッチ１５を潤滑する油路６９とが形成される。前記油路６７からドライブシャフト６及びスリーブ軸３６間に流入したオイルは、ドライブシャフト６の外周に沿って左右に分流して一対のニードルベアリング３４，３５を潤滑する。
【００２５】
左側のニードルベアリング３５の左側には一対のシールリング７０，７１が設けられており、両シールリング７０，７１の中間位置がドライブシャフト６の左端側内部に形成された油路７２に連通する。従って、左側のニードルベアリング３５を潤滑したオイルの一部は右側のシールリング７０を通過して左側のシールリング７１に阻止され、そこから油路７２に流入して第１オイルポンプ駆動ギヤ３１のスプライン結合部を潤滑する。
【００２６】
ドリブンプーリ２０の固定側プーリ半体７５はドリブンシャフト７に一体に形成されており、可動側プーリ半体７６はドリブンシャフト７の外周にボールスプラインを介して摺動自在に支持される。ドリブンシャフト７に固着した隔壁部材７７と、可動側プーリ半体７６に固着した隔壁部材７８と、可動側プーリ半体７６とにより、可動側プーリ半体７６を固定側プーリ半体７５に向けて押圧する油室７９が画成される。油室７９には、無端ベルト２１に所定の初期荷重を与えるためのスプリング８０が縮設される。また、ドリブンシャフト７の隔壁部材７７と可動側プーリ半体７６の隔壁部材７８との間に、前記隔壁部材７７を挟んで油室７９に対向するキャンセラ８１が画成される。
【００２７】
ドリブンシャフト７の左端に設けられる発進用クラッチ１９は、ドリブンシャフト７に固着したクラッチアウタ８２と、ドリブンシャフト７の外周に一対のニードルベアリング８３，８３を介して相対回転自在に支持したクラッチインナ８４と、クラッチアウタ８２及びクラッチインナ８４間に配設した複数の摩擦板８５…と、クラッチアウタ８２の内部に収納されて前記摩擦板８５…を押圧可能なクラッチピストン８６と、このクラッチピストン８６を押し戻すスプリング８７とを備える。クラッチアウタ８２及びクラッチピストン８６間に画成される油室８８にオイルを供給してクラッチピストン８６を駆動すると、摩擦板８５…が相互に密着してクラッチアウタ８２及びクラッチインナ８４が結合され、クラッチインナ８４はドリブンシャフト７と一体に回転する。
【００２８】
クラッチインナ８４にはパーキングギヤ８９及び出力ギヤ９０が一体に形成される。セカンダリシャフト８には第１中間ギヤ９１及び第２中間ギヤ９２が一体に形成されており、第１中間ギヤ９１は前記出力ギヤ９０に噛合するとともに、第２中間ギヤ９２は差動装置９のファイナルギヤ９３に噛合する。
【００２９】
上記構造を備えたベルト式無段変速機は、前後進切換機構のフォワードクラッチ１５を係合させてドライブプーリ１３を支持するスリーブ軸３６をドライブシャフト６に直結し、且つ発進用クラッチ１９を係合させて出力ギヤ９０をドリブンシャフト７に結合することにより、エンジンのクランクシャフト５の回転をフライホイール１２→フォワードクラッチ１５→スリーブ軸３６→ドライブプーリ１３→無端ベルト２１→ドリブンプーリ２０→ドリブンシャフト７→発進用クラッチ１９→出力ギヤ９０→第１中間ギヤ９１→第２中間ギヤ９２→ファイナルギヤ９３→差動装置９の経路を介して伝達し、左右の車軸を正転駆動して車両を前進させることができる。
【００３０】
また、前記フォワードクラッチ１５に代えてリバースブレーキ１６を係合させれば、前述したようにドライブシャフト６の回転が減速され、且つ逆回転となってドライブプーリ１３に伝達され、これにより左右の車軸を逆転駆動して車両を後進させることができる。
【００３１】
上述のようにして車両が前後進するとき、ドライブプーリ１３の油室４１及びドリブンプーリ２０の油室７９に作用する油圧に差を持たせることにより、ドライブプーリ１３及びドリブンプーリ２０の一方の溝幅を増加させるとともに他方の溝幅を減少させて、ドライブシャフト６からドリブンシャフト７に伝達される駆動力の変速比を無段階に変化させることができる。
【００３２】
上記構成を備えたベルト式無段変速機において、ドライブプーリ１３及びドリブンプーリ２０のＶ溝の傾斜角（プーリ回転面とプーリ・ベルト接触面との成す角度、以下Ｖ溝傾斜角αと言う）は、８°に設定されている。以下、その理由を説明する。
【００３３】
図８は無端ベルト２１に作用する力の釣合いを説明する図である。
【００３４】
α；Ｖ溝傾斜角
μ；プーリと無端ベルトとの間の摩擦係数
Ｎ；無端ベルトがプーリから受ける垂直抗力
Ｆ；無端ベルトがその張力によってプーリに押し付けられる押付力
Ｑ；油圧により発生するプーリの軸方向推力
但し、Ｎ，Ｆ，Ｑはプーリの単位中心角あたりの値である。
【００３５】
プーリと無端ベルトとの間には垂直抗力Ｎ及び摩擦係数μに応じた摩擦力μＮが作用する。この摩擦力は無端ベルトがプーリの半径方向外側に移動しようとするときには、図示したように半径方向内側に向かっており、無端ベルトがプーリの半径方向内側に移動しようとするときには半径方向外側に向かっている。
【００３６】
無端ベルトがプーリから受ける軸方向の荷重はＮ cosα＋μＮ sinαであって、この荷重は油圧により発生するプーリの軸方向推力Ｑと釣り合っている。
【００３７】
Ｑ＝Ｎ cosα＋μＮ sinα                      …（１）
また無端ベルトがプーリから受ける半径方向の荷重はＮ sinα−μＮ cosαであって、この荷重は無端ベルトの張力による押付力Ｆの半分のＦ／２と釣り合っている（無端ベルトの左右両端面がプーリから受ける半径方向の荷重の合計が押付力Ｆに釣り合う）。
【００３８】
Ｆ／２＝Ｎ sinα−μＮ cosα                  …（２）
ここで、軸方向推力Ｑを発生させたときに無端ベルトを半径方向外側に移動させるための必要条件は、Ｑが正値であるときにＦが正値であることである。即ち、摩擦係数μとＶ溝傾斜角αとが以下の関係を満たすことが必要である。
【００３９】
（１）式をＮについて解いて（２）式に代入すると、
Ｆ／２＝Ｑ（ sinα−μ cosα）／（ cosα＋μ sinα）    …（３）
が得られ、ここでＱは正値であり、また０°＜α＜９０°であるから cosα＋μ sinαも正値であるため、結局Ｆが正値であるためには、
sinα−μ cosα＞０                      …（４）
であれば良い。
【００４０】
而して、（４）式から、
tanα＞μ                        …（５）
が得られる。
【００４１】
（５）式の意味するところは、プーリの可動側プーリ半体を油圧で固定側プーリ半体に対して付勢することにより無端ベルトを半径方向外側に移動させるためには、 tanα＞μの条件を満たす必要があるということである。つまり、Ｖ溝傾斜角αが大きければ、油圧による軸方向推力で無端ベルトを楔状にプーリの半径方向外側に押し出す力が該無端ベルトとプーリとの間の摩擦力に打ち勝つため、無端ベルトを半径方向外側に移動させることができる。しかしながら、Ｖ溝傾斜角αが小さい場合には、油圧による軸方向推力が無端ベルトを楔状にプーリの半径方向外側に押し出す力も小さくなるため、無端ベルトをプーリとの間の摩擦力に打ち勝って半径方向外側に移動させることができない。
【００４２】
プーリと無端ベルトとの間の摩擦係数μには静摩擦係数μｓと動摩擦係数μａとがあり、静摩擦係数μｓは動摩擦係数μａよりも大きい値を持つ（μｓ＞μａ）。従って、プーリの停止時に油圧で無端ベルトを半径方向外側に移動させるためには、
tanα＞μｓ                        …（６）
を満たす必要があり、そのためにＶ溝傾斜角αを大きくする必要がある。またプーリの回転時に油圧で無端ベルトを半径方向外側に移動させるためには、
tanα＞μａ                        …（７）
を満たす必要があり、そのためのＶ溝傾斜角αは小さくても良い。
【００４３】
車両が急制動してベルト式無段変速機のレシオがＬＯＷでない状態で駆動輪の回転が停止したとき、次の発進に備えてレシオをＬＯＷに戻す必要がある。この場合、ベルト式無段変速機がドリブンシャフト７側に発進用クラッチ１９を備えておらず、ドライブシャフト６側に発進用クラッチ１９を備えていると仮定すると、発進用クラッチ１９が係合解除されている車両の停止時にはベルト式無段変速機のドライブプーリ１３及びドリブンプーリ２０が回転していないため、Ｖ溝傾斜角αを tanα＞μｓを満たすように大きく設定しないと、無端ベルト２１をドリブンプーリ２０の半径方向外側に移動させてレシオをＬＯＷに戻すために極めて大きな油圧を必要とする。
【００４４】
しかしながら、本実施例では発進用クラッチ１９がドリブンシャフト７側に設けられているので、発進用クラッチ１９が係合解除されている車両の停止時にもベルト式無段変速機のドライブプーリ１３及びドリブンプーリ２０が回転しているため、Ｖ溝傾斜角αを tanα＞μａを満たすように小さく設定しても、無端ベルト２１をドリブンプーリ２０の半径方向外側に移動させてレシオをＬＯＷに戻すことが僅かな油圧で行える。
【００４５】
しかも、ドライブプーリ１３及びドリブンプーリ２０が停止した状態でレシオをＬＯＷに戻すには、ドライブプーリ１３の油室４１に作用する油圧に対して、その４倍程度の油圧をドリブンプーリ２０の油室７９に作用させる必要があるが、ドライブプーリ１３及びドリブンプーリ２０が回転した状態でレシオをＬＯＷに戻すには、前記油圧の比は２倍程度で充分である。
【００４６】
このように、ドリブンシャフト７側に発進用クラッチ１９を設けたことにより、ドライブプーリ１３及びドリブンプーリ２０が回転した状態で容易に変速を行うことが可能となるため、従来の如くＶ溝傾斜角αは tanα＞μｓを満たす必要はなく、従来使用できなかったＶ溝傾斜角α、つまり、
μａ＜ tanα＜μｓ                        …（８）
を満たすＶ溝傾斜角αを使用することが可能となる。換言すれば、ドリブンシャフト７側に発進用クラッチ１９を設ければ、Ｖ溝傾斜角αを従来よりも小さく設定しても変速が可能となり、且つその変速に要する油圧も小さくて済むことになる。
【００４７】
而して、実験値に基づいて静摩擦係数μｓをμｓ＝０．１７に、また動摩擦係数μａをμａ＝０．０８に設定した場合、前記（８）式を満たすＶ溝傾斜角αは、
４．５７°＜α＜９．６４°                …（９）
となる。ドライブシャフト６側に発進用クラッチ１９を備えている従来のベルト式無段変速機では、前述した理由からＶ溝傾斜角αが「１１°」に設定されているのに対し、本実施例のベルト式無段変速機ではＶ溝傾斜角αは、前記（９）式の範囲内にある「８°」に設定されている。
【００４８】
上述したようにＶ溝傾斜角αを小さく設定すると、プーリと無端ベルトとのスリップを防止しながらベルト式無段変速機の伝達可能トルクを増加させることができる。なぜならば、Ｖ溝傾斜角αを小さくした場合、同一軸推力に対して無端ベルトの押付力Ｆ（無端ベルトの張力Ｔ）は大幅に減少する一方、プーリから受ける垂直抗力Ｎは殆ど変化しないため、無端ベルトがスリップしない範囲に無端ベルトの押付力Ｆ（張力Ｔ）を維持しながら、プーリから受ける垂直抗力Ｎを増加させて、伝達可能トルクの増加を図ることができるからである。以下、その理由を更に詳細に説明する。
【００４９】
前記（３）式において、摩擦係数μｒ（動摩擦係数μａのプーリ半径方向成分）を０．０７に設定し、Ｖ溝傾斜角αがα＝１１°の場合及びα＝８°の場合についてＦ／Ｑを試算すると、α＝１１°の場合にはＦ／Ｑ＝０．２５になり、またα＝８°の場合にはＦ／Ｑ＝０．１４になる。ここで、遠心力の影響は無視している。
【００５０】
而して、油圧により発生するプーリの軸方向推力ＱをＱ＝１０００ｋｇｆとすると、無端ベルトがその張力によってプーリに押し付けられる押付力Ｆ（以下、ベルト押付力Ｆという）は、α＝１１°の場合にはＦ＝２５０ｋｇｆになり、またα＝８°の場合にはＦ＝１４０ｋｇｆになる。
【００５１】
図９に示すように、張力Ｔでプーリに巻き掛けられた無端ベルトの微小部分（中心角ｄβを有する部分）に作用する半径方向の力の釣合いを考えると、
0003913849.tif 000002
が成立し、ｄβは微小角度であるから sin（ｄβ／２）＝ｄβ／２とすると、前記（１０）式は、
Ｔ（β）＝Ｆ（β）                  …（１１）
となる。つまり上式はベルト押付力Ｆが無端ベルトの張力Ｔに等しいことを示しており、これは無端ベルトの張力Ｔ（即ち、ベルト押付力Ｆ）が等しい場合には、Ｖ溝傾斜角αが小さい程プーリの軸方向推力Ｑ（即ち、伝達可能トルクＴｉｎ）が大きくなることを示している。
【００５２】
このことは、横軸にベルト式無段変速機の伝達可能トルクＴｉｎを取り、縦軸に無端ベルトの張力Ｔと正の相関関係があるベルト押付力Ｆを取った図１０のグラフからも明らかである。レシオｉ（ドライブシャフト回転数／ドリブンシャフト回転数）が０．６１の場合、１．００の場合及び１．６４の何れの場合にも、Ｖ溝傾斜角が小さい程、同一の軸間力Ｆ（張力Ｔ）に対して伝達可能トルクＴｉｎが増加していることが分かる。
【００５３】
図１１のグラフは、入力回転数（ドライブシャフト回転数）Ｎｉｎに対する伝達可能トルクＴｉｎの変化を、異なるＶ溝傾斜角αについて示すもので、全ての回転数領域でＶ溝傾斜角αが小さくなるほど伝達可能トルクＴｉｎが増加することが分かる。
【００５４】
図１２及び図１３は、レシオｉに対する伝達効率ηの変化を、異なるＶ溝傾斜角αについて示すもので、図１２は入力回転数Ｎｉｎが２０００ｒｐｍ、伝達可能トルクＴｉｎが５ｋｇｆｍの場合を、また図１３は入力回転数Ｎｉｎが４０００ｒｐｍ、伝達可能トルクＴｉｎが１０ｋｇｆｍの場合に相当する。これらのグラフから明らかなように、Ｖ溝傾斜角αが小さくなるほど伝達効率ηが低下しているが、（９）式で示した４．５７°＜α＜９．６４°の範囲内では伝達効率ηの低下は僅かであるため実用上支障はない。
【００５５】
以上のことから、伝達効率ηの低下を最小限に抑えながら伝達可能トルクＴｉｎを効果的に増加させ得るＶ溝傾斜角αとして、製造上の誤差等を見越して５°＜α＜９°の範囲内に設定することが望ましく、本実施例ではα＝８°に設定されている。
【００５６】
上述したように、ドリブンシャフト７側に発進用クラッチ１９を設けたことにより、Ｖ溝傾斜角αをμａ＜ tanα＜μｓの範囲内の小さな値に設定することが可能となる。これにより、無端ベルト２１の金属リング２１1 ，２１1 の材料強度や断面積を増加させたり、ドライブシャフト６とドリブンシャフト７との軸間距離の増加を受容してドライブプーリ１３及びドリブンプーリ２０を大径化し、金属リング２１1 ，２１1 の曲げ応力を低下させたりすることなく、無端ベルト２１の張力Ｔの増加を回避しながらドライブプーリ１３及びドリブンプーリ２０の軸方向推力Ｑを増加させて、無端ベルト２１をスリップさせることなく伝達可能トルクＴｉｎを増加させることができる。
【００５７】
またＶ溝傾斜角αを小さくしたことにより同一のレシオ変化に対するプーリのストロークが小さくなるため、プーリ自体の軸方向厚さが小さくなることと相俟ってベルト式無段変速機の軸方向寸法を小型化することができる。しかも同一のレシオ変化を得るために必要な可動側プーリ半体３８，７６の移動量が少なくて済むため、ドライブプーリ１３及びドリブンプーリ２０のミスアライメント（ドライブプーリ１３の中心線とドリブンプーリ２０の中心線との偏差）を減少させることができる。更に、伝達可能トルクＴｉｎを一定とすると、同一変速量に対する吸入／排出オイル量を減少させることができるので、レシオ変化の応答性を高めることができ、しかもオイルポンプ３２の容量を小さくしてベルト式無段変速機を小型化するとともに、オイルポンプの負荷の低減による効率の向上を図ることができる。
【００５８】
図１４は、Ｖ溝傾斜角αを変化させた場合の伝達可能トルクＴｉｎの変化を示すもので、α＝１１°の場合にはＴｉｎ＝１４．３であるのに対し、α＝９°の場合にはＴｉｎ＝１５．８に増加し、α＝５°の場合には更にＴｉｎ＝１９．６に増加していることが分かる。図１５は、Ｖ溝傾斜角αを１１°→８°→６°と変化させた場合のレシオとミスアライメントとの関係を示すもので、Ｖ溝傾斜角αの減少に伴ってミスアライメントが減少していることが分かる。
【００５９】
図１６は、金属エレメントとプーリとの接触部の状態を示すものである。プーリの回転軸から前記接触部までの距離をＲ（プーリ有効半径）とし、Ｖ溝傾斜角をαとすると、プーリＶ面の曲率半径Ｒ1 は、
Ｒ1 ＝Ｒ／ sinα                  …（１２）
で与えられる。エレメント側面とプーリＶ面とは、該プーリＶ面に母線に沿うように線接触するが、実際にはエレメント側面及びプーリＶ面の接触部は垂直抗力Ｎにより圧縮されて幅２ａの帯状になる。エレメント側面の長さ（以下、エレメント側長と言う）をＬとし、エレメント側面の曲率半径をＲ2 とすると、前記ａは（１３）式で与えられ、接触面に作用するヘルツ面圧σH は（１４）式で与えられる。
【００６０】
【数１】
0003913849.tif 000003
σH ＝２Ｎ／πａＬ              …（１４）
但し、ν1 ；エレメントのポアソン比
ν2 ；プーリのポアソン比
Ｅ1 ；エレメントの縦弾性係数
Ｅ2 ；プーリの縦弾性係数
エレメント側面は実際には平面であるため、（１３）式においてＲ2 ＝∞（即ち、１／Ｒ2 ＝０）とし、更にν1 ＝ν2 ＝ν、Ｅ1 ＝Ｅ2 ＝Ｅとすると、前記（１３）式及び（１４）式は、それぞれ次のようになる。
【００６１】
ａ＝｛８ＮＲ1 （１−ν2 ）／πＥＬ｝1/2     …（１５）
σH ＝｛ＮＥ／２πＬＲ1 （１−ν2 ）｝1/2   …（１６）
ここで（１６）式に（１２）式を代入すると、
σH ＝｛ＮＥ sinα／２πＬＲ（１−ν2 ）｝1/2   …（１７）
が得られる。（１７）式をエレメント側長Ｌについて解くと、
Ｌ＝ＮＥ sinα／２πσH 2 Ｒ（１−ν2 ）    …（１８）
が得られる。（１７）式から明らかなように、縦弾性係数Ｅ及びポアソン比νを一定値としたとき、同じトルクを同じレシオで伝達するとき（即ち、垂直抗力Ｎ及びプーリ有効半径Ｒを一定値としたとき）、ヘルツ面圧σH はエレメント側長Ｌが減少すると増加し、Ｖ溝傾斜角αが増加すると増加する。ヘルツ面圧σH が増加するとプーリや金属エレメントの耐久性が低下するため、ヘルツ面圧σH の上限値を設定する必要があり、逆にヘルツ面圧σH が減少すると無端ベルト２１の張力Ｔが増加するため、ヘルツ面圧σH の下限値を設定する必要もある。
【００６２】
前記（１８）式及び図１７から明らかなように、ヘルツ面圧σH を或る値に設定したとき、Ｖ溝傾斜角αを小さくするほどエレメント側長Ｌを小さくすることができる。そしてエレメント側長Ｌが小さくなるほど、金属エレメントがプーリＶ面に沿って半径方向に移動できる距離が大きくなるため、レシオ幅を大きく確保することができるだけでなく、プーリＶ面に対するエレメント側面の接触頻度を減少させてプーリの耐久性を高めることができる。
【００６３】
以下、ヘルツ面圧σH の上限値及び下限値の設定について説明する。
【００６４】
エレメント側面がプーリＶ面に接触するとき、そのエレメント側面の全体がプーリＶ面に接触するわけではなく、見かけのエレメント側長をＬB としたとき、見かけのエレメント側長ＬB にエレメント接触率ηを乗算した値であるエレメント側長Ｌ（既出）が実際にプーリＶ面に接触する長さになる。
【００６５】
ＬB η＝Ｌ                        …（１９）
（１２）式及び（１９）式を用いて前記（１７）式及び（１８）式を書き換えると、
σH ＝｛ＮＥ／２πηＬB Ｒ1 （１−ν2 ）｝1/2     …（２０）
ＬB ＝ＮＥ／２πησH 2 Ｒ1 （１−ν2 ）          …（２１）
が得られる。
【００６６】
さて、ベルト式無段変速機を、
レシオｉ＝０．６１
入力回転数Ｎｉｎ＝６０００（ｒｐｍ）
伝達可能トルクＴｉｎ＝１４．３（ｋｇｆｍ）
余裕トルクＴｍ＝２（ｋｇｆｍ）
運転時間ｔ＝４００（Ｈｒ）
見かけのエレメント側長ＬB ＝６．２（ｍｍ）
で規定される基準テスト条件で運転し、エレメント及びプーリの耐久性の限界をテストした。
【００６７】
Ｖ面垂直抗力Ｎ＝１９．５ｋｇｆ、ヤング率Ｅ＝２１０００ｋｇｆ／ｍｍ2 、Ｖ面曲率半径Ｒ1 ＝２１２ｍｍ（α＝１１°）、ポアソン比ν＝０．３として（２０）式から基準となるヘルツ面圧σH * を算出すると、
σH * ＝η-1/2  ×７．３２（ｋｇｆ／ｍｍ2 ）  …（２２）
が得られる。
【００６８】
見かけのエレメント側長ＬB ＝６．２ｍｍに設定すると（２２）式から前記基準となるヘルツ面圧σH * はη-1/2  ×７．３２ｋｇｆ／ｍｍ2 になるが、上記テスト結果によれば、そのヘルツ面圧σH * は摩耗に対する上限値に対して未だ余裕を残す値であり、見かけのエレメント側長ＬB を更に小さくすることが可能であった。
【００６９】
そこで、前記テスト条件のうち、見かけのエレメント側長ＬB を６．２ｍｍから次第に減少させてテストを行った結果、見かけのエレメント側長ＬB ＝３．８ｍｍが摩耗に対する限界値であり、ＬB をそれ以上小さくするとエレメントやプーリの摩耗量が限界を越えることが分かった。
【００７０】
而して、見かけのエレメント側長ＬB ＝３．８ｍｍのときのヘルツ面圧σH は、見かけのエレメント側長ＬB ＝６．２ｍｍのときのヘルツ面圧σH * を基準として、前記（２０）式から、
σH ＝（６．２÷３．８）1/2 σH * ＝１．３σH *     …（２３）
で与えられる。（２３）式は、見かけのエレメント側長ＬB ＝３．８ｍｍが摩耗に対する下限値であり、そのときのヘルツ面圧σH は、エレメント側長ＬB ＝６．２ｍｍのときの基準となるヘルツ面圧σH * の１．３倍であることを示している。
【００７１】
次に、見かけのエレメント側長ＬB の上限値の設定について説明する。図１８に示すように、見かけのエレメント側長ＬB を増加させると、エレメントが必然的に大型化してエレメント重量が増加する。基準テスト条件での見かけのエレメント側長ＬB ＝６．２ｍｍに対応するエレメント重量（無端ベルトの１ｍ当たりの重量）は１．３ｋｇ／ｍであるが、見かけのエレメント側長をＬB ＝７．６ｍｍに増加させるとエレメント重量は１．５７ｋｇ／ｍまで増加する。
【００７２】
図１９は、ベルト式無段変速機を前記基準テスト条件、すなわちレシオｉ＝０．６１、入力回転数Ｎｉｎ＝６０００ｒｐｍ、余裕トルクＴｍ＝２ｋｇｆｍ、見かけのエレメント側長ＬB ＝６．２ｍｍで運転したときの、伝達可能トルクＴｉｎと無端ベルト（具体的には、その金属リング）の平均張力Ｔａｖとの関係を示すものである。平均張力Ｔａｖは、伝達可能トルクＴｉｎの増加に応じて増加し、伝達可能トルクＴｉｎ＝１４．３ｋｇｆｍのときに、平均張力Ｔａｖは７２７．７ｋｇｆになる。
【００７３】
図２０は、ベルト式無段変速機を前記基準テスト条件、すなわちレシオｉ＝０．６１、入力回転数Ｎｉｎ＝６０００ｒｐｍ、伝達可能トルクＴｉｎ＝１４．３ｋｇｆｍで運転したときの、エレメント重量（すなわち、見かけのエレメント側長ＬB ）と平均張力Ｔａｖとの関係を、異なる余裕トルクＴｍについて示すものである。見かけのエレメント側長ＬB を基準テスト条件での値である６．２ｍｍに設定すると、２ｋｇｆｍの余裕トルクＴｍを確保しながら平均張力Ｔａｖを７２７．７ｋｇｆに抑えることができる。
【００７４】
しかしながら、エレメント側長ＬB を６．２ｍｍから増加させると、平均張力Ｔａｖを７２７．７ｋｇｆに抑えるために余裕トルクＴｍを２ｋｇｆｍから減少させる必要があり、エレメント側長ＬB を７．６ｍｍまで増加させると、平均張力Ｔａｖを７２７．７ｋｇｆに抑えようとすると余裕トルクＴｍは０ｋｇｆｍになってしまう。従って、見かけのエレメント側長ＬB ＝７．６ｍｍが、無端ベルトの平均張力Ｔａｖにより規制される上限値となる。
【００７５】
而して、見かけのエレメント側長ＬB ＝７．６ｍｍのときのヘルツ面圧σH は、見かけのエレメント側長ＬB ＝６．２ｍｍのときのヘルツ面圧σH * を基準として、前記（２０）式から、
σH ＝（６．２÷７．６）1/2 σH * ＝０．９σH *     …（２４）
で与えられる。（２４）式は、見かけのエレメント側長ＬB ＝７．６ｍｍが平均張力Ｔａｖに対する上限値であり、そのときのヘルツ面圧σH は、エレメント側長ＬB ＝６．２ｍｍのときの基準となるヘルツ面圧σH * の０．９倍であることを示している。
【００７６】
以上のことから、ヘルツ面圧σH の許容範囲は、前記基準となるヘルツ面圧σH * を用いて、
０．９σH * ＜σH ＜１．３σH *             …（２５）
で与えられる。
【００７７】
（１２）式、（２１）式及び（２２）式を用いて、（２５）式を見かけのエレメント側長ＬB について書き換えると、
１９．５ sinα＜ＬB ＜４０．０ sinα          …（２６）
となり、１９．５ sinαが摩耗に対する見かけのエレメント側長ＬB の下限値となり、４０．０ sinαが平均張力Ｔａｖによる見かけのエレメント側長ＬB の上限値となる。
【００７８】
以上のことから、図２１に示すように、Ｖ溝傾斜角αが変速可能限界α＝４．５７°と、スリップ限界α＝９．６４°との間に収まる領域において、ＬB ＝  ４０．０ sinαで規定されるラインの下側であり、かつＬB ＝  １９．５ sinαで規定されるラインの上側の斜線領域が、Ｖ溝傾斜角αに応じた見かけのエレメント側長ＬB の設定可能領域となる。
【００７９】
以上、本発明の実施例を詳述したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
【００８０】
例えば、実施例では車両用のベルト式無段変速機を例示したが、本発明は工作機械等の他の用途のベルト式無段変速機に対しても適用することができる。また実施例ではドリブンシャフト７に発進用クラッチ１９を設けているが、ドリブンシャフト７に変速用クラッチを設け、ドライブシャフト６に発進用クラッチ１９を設けることも可能である。
【００８１】
【発明の効果】
以上のように本発明によれば、金属エレメントがプーリに実際に接触するエレメント側長をＬ、プーリのＶ溝傾斜角をα、金属エレメント及びプーリ間のヘルツ面圧をσH としたときに、Ｌ＝ＮＥ sinα／２πσH 2 Ｒ（１−ν2 ）  の関係となるように、即ち、エレメント側長Ｌを、変速を可能にしながら無端ベルトのスリップを防止して伝達可能トルクを増加させる観点から決定される上記Ｖ溝傾斜角αと、プーリ及び金属エレメントの耐久性の観点から決定される上記ヘルツ面圧σH とに応じて設定するので、ヘルツ面圧σH の増加を回避しながらエレメント側長Ｌを最小に決定してレシオ幅を拡大することができる。この場合、ヘルツ面圧σH は、高負荷運転時における金属リングの張力が所定値以下になる値に下限値を設定したことで、金属リングに過大な張力が作用するのを防止しながらエレメント側長Ｌを最小に決定することができ、一方、そのヘルツ面圧の上限値は、前記高負荷運転を所定時間行ったときの金属エレメント及びプーリの摩耗量が限界値以下となる値に設定される。しかも車両の停止時にも両プーリが回転した状態で容易に変速を行うことが可能となるため、 tanα＜μｓを満たすＶ溝傾斜角αの使用が可能となり、即ち、Ｖ溝傾斜角αを従来よりも小さく設定しても変速が可能となり、その変速に要する軸方向推力も小さくて済む。
【００８２】
また請求項２に記載された発明によれば、車両の停止時にも両プーリが回転した状態で容易に変速を行うことが可能となるため、 tanα＜μｓを満たすＶ溝傾斜角αの使用が可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】ベルト式無段変速機の縦断面図のマップ
【図２】図１のＡ部拡大図
【図３】図１のＢ部拡大図
【図４】図１のＣ部拡大図
【図５】図１のＤ部拡大図
【図６】図３の６−６線断面図
【図７】ベルト式無段変速機のスケルトン図
【図８】無端ベルトに作用する力の釣合いを説明する図
【図９】無端ベルトの押付力と張力との関係を説明する図
【図１０】伝達可能トルクと軸間力との関係を示すグラフ
【図１１】入力回転数と伝達可能トルクとの関係を示すグラフ
【図１２】レシオと伝達効率との関係を示すグラフ
【図１３】レシオと伝達効率との関係を示すグラフ
【図１４】Ｖ溝傾斜角と伝達可能トルクとの関係を示すグラフ
【図１５】レシオとミスアライメントとの関係を示すグラフ
【図１６】Ｖ溝傾斜角とエレメント側長とヘルツ面圧との関係を導く説明図
【図１７】各Ｖ溝傾斜角に対するヘルツ面圧とエレメント側長との関係を示すグラフ
【図１８】見かけのエレメント側長とエレメント重量との関係を示すグラフ
【図１９】伝達可能トルクと平均張力との関係を示すグラフ
【図２０】見かけのエレメント側長と平均張力との関係を示すグラフ
【図２１】見かけのエレメント側長の設定可能範囲を示すグラフ
【符号の説明】
１３        ドライブプーリ（プーリ）
２０        ドリブンプーリ（プーリ）
２１        無端ベルト
２１1       金属リング
２１2       金属エレメント
【図１】
0003913849.tif 000004
【図２】
0003913849.tif 000005
【図３】
0003913849.tif 000006
【図４】
0003913849.tif 000007
【図５】
0003913849.tif 000008
【図６】
0003913849.tif 000009
【図７】
0003913849.tif 000010
【図８】
0003913849.tif 000011
【図９】
0003913849.tif 000012
【図１０】
0003913849.tif 000013
【図１１】
0003913849.tif 000014
【図１２】
0003913849.tif 000015
【図１３】
0003913849.tif 000016
【図１４】
0003913849.tif 000017
【図１５】
0003913849.tif 000018
【図１６】
0003913849.tif 000019
【図１７】
0003913849.tif 000020
【図１８】
0003913849.tif 000021
【図１９】
0003913849.tif 000022
【図２０】
0003913849.tif 000023
【図２１】
0003913849.tif 000024