(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
変速比の極値を有する両端間で連続的に可変な変速比を提供する変速機であって、
１つのキャリヤと前記キャリヤ上を自由に滑動可能に組み込まれた複数の横断要素からなる１つの複合駆動ベルトを含み、
ここに前記キャリヤは１つ以上のバンドと、好適には複数の無端金属ベルトからなり、互いに半径方向に配置され、
ここに作動中において前記要素は、両者の間に存在する潤滑手段により前記キャリヤの半径方向内側の接触面に滑動して接触するため、半径方向外側に向いたキャリヤとの接触面を有し、
ここに滑動接触の潤滑条件は、潤滑数Ｌに依存しており、
ここにおいて前記潤滑数Ｌは
Ｌ＝（η0・Ｖr）／（Ｐav・Ｒa’） 
で与えられ、ここに、
η0は潤滑手段の周辺圧力での動的粘性係数、
Ｖrは前記滑動接触における前記キャリヤとの接触面と前記半径方向内側の接触面との間の相対速度、
Ｐavは前記滑動接触における平均接触応力、
Ｒa’は前記滑動接触における合成表面粗度であり、
Ｒa’＝ＳＱＲＴ（Ｒas２＋Ｒar２）
で与えられ、ここに、
Ｒasは前記横断要素のキャリヤとの接触面の平均粗度であり、ＩＳＯ標準ではＲa表面粗度と表示され、
Ｒarは前記キャリヤの前記半径方向内側接触面の平均粗度であり、ＩＳＯ標準ではＲa表面粗度と表示され、
前記滑動接触における前記合成表面粗度Ｒa’は、０．７５μｍより大きく、さらに、変速比の極値を有する両端のうち少なくとも１端では、前記滑動接触において前記境界潤滑（ＢＬ）条件が優勢となっている、ことを特徴とする変速機。
【請求項２】
前記キャリヤの内側面（２）の表面粗度Ｒａが０．８μｍよりも大きい請求項１に記載の変速機。
【請求項３】
表面に交差状配列の溝を付けた前記ベルトを含む請求項１または２に記載の変速機。
【請求項４】
前記横断要素のキャリヤとの接触面が実質的に平面となっている請求項１ないし３のいずれかに記載の変速機。
【請求項５】
前記横断要素の揺動縁が鞍部表面の下１ｍｍ未満のところに位置する請求項１ないし４のいずれかに記載の変速機。
【請求項６】
前記揺動縁が前記鞍部表面の下０．４ｍｍと０．８ｍｍとの間に位置する請求項５に記載の変速機。
【請求項７】
前記横断要素の前記キャリヤとの接触面と、この接触面に接触する前記キャリヤの内側接触面とが０．７５μｍより大きい前記合成粗度Ｒａ’を有することを特徴とした請求項１ないし６のいずれかに記載の変速機。
【請求項８】
前記ベルトが潤滑油によりつくられる潤滑状態で作動する請求項１ないし７のいずれかに記載の変速機において、前記潤滑油の動的粘度ηは摂氏１００度の公称温度で４ＭＰａ・ｓ、またはそれ未満であることを特徴とする変速機。
【請求項９】
請求項８に記載の特徴を有する連続可変式変速機に使用する潤滑油。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、請求項１の導入部分に記載したように、キャリヤとキャリヤ上を滑動するよう組み付けられた多数の横断要素から成る複合駆動ベルトに係るものであり、請求項７に記載のトランスミッションに係るものであり、そして潤滑油、即ち、請求項８に記載したタイプのオイルとその規格に係るものであって、これらは総てベルトの機能に係るものである。
【０００２】
【従来の技術】
このようなベルトは米国特許第３７２０１１３号と第４０８０８４１号に開示されているように、一般に知られている。この既知のベルトではキャリヤ（緊張要素とか緊張手段とかと呼ばれることもある）は幾つかの無端金属バンドのパッケージとして構成されている。この既知のベルトは特に可変トランスミッションに使用され、その駆動ベルトはプーリに掛かって走り、それらのプーリの実質円錐の滑車は軸方向に相互に対して動けるようになっていて、プーリに掛かっている駆動ベルトの走行直径が変わるようになっている。ベルトの作動中、キャリヤまたはバンドパッケージは順次横断部材の接触面、いわゆる鞍部の上を滑る。またパッケージの個々のバンドは作動中互いに対してスライドする。
【０００３】
実際問題として、駆動ベルト、特に個々のバンドは非常に高い張力をかけて、一方では横断要素とプーリとの間に適正な摩擦接触を保証し、他方では駆動ベルトの直線部分に横断要素を正しく案内する、即ち、ベルト（特にベルトの直線軌道部分）の横断要素が、乱れ散ることがないようにしている。
【０００４】
潤滑油が製造メーカーの基準によるためＣＶＴに適したタイプではないというトランスミッション環境において、またコストがかかるということで、最適な噛み合い状態でギヤーが組み合わされるようには機械部分が選定されていない、またはギヤーがトランスミッション内でプレストレスを与えられていないという状態で既存のタイプのベルトは使用されているが、それでも一応は満足すべき状態で作動する。また、エンジンとトランスミッションルームとの間を隔離する費用を節約した場合、車の駆動機構から苛立たしい騒音が発生して、運転者を煩わせる可能性がある。このような雑音は車の運転中回転している駆動機構内の歯車から発することが知られており、「ラットル」とか「ギヤーラットル」とか呼ばれている。また、「スクラッチ」とも呼ぶ。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は、ラットルを生じる振動状態に歯車の噛み合わせを追い込む傾向がなく、少なくとも既知のベルトよりもその傾向がかなり小さくなるベルトの構想を提供してそのようなラットルの問題を解決することに寄与するものである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
このような課題の解決を本発明は請求項１の特徴部分に記載の限定を適用することで達成した。
【０００７】
本発明およびその考察部分のもとになっている思想および摩擦学的考察によれば、駆動機構の作動中ベルトはコンディションが変化する中で走行しており、キャリヤ（ベルト）と横断要素との間の摩擦接触における摩擦係数に影響を与えている。本発明のベルト構造によれば、本発明の基礎となる摩擦学的考察によって、摩擦係数が動作状態において変化する傾向がなくなっている、少なくともかなりの程度にその傾向が少なくなっているという状態でベルトが走行するようにしている。そして、たとえベルトの性能を或程度損なうとしても、「ラットル」の問題を解消するという目的をもってベルトを駆動機構に組み込むことができる。
【０００８】
即ち、横断要素とキャリヤの各接触面の粗さ（ラフネス）を、このファクターが潤滑状態に影響する他のファクターに勝って支配的となるようにする。例えば、Ｒａ値の高い表面に認められる比較的高いピーク値により潤滑油は影響されて、高い相対速度においてさえも、または横断要素の接触表面のハイドロダイナミックもしくは完全膜潤滑促進の状態でさえも接触面と接触面との間の油膜の性格は変わらず、境界潤滑、即ち摩擦係数の高い境界潤滑が作動状態の大部分に、少なくともトランスミッション・システムがまさにスクラッチ励起しようとする状態であっても残っている。
【０００９】
後者の状態は本発明の特定の実施形態によりさらに促進されるのであるが、その促進は横断要素接触面とキャリヤとの間の楔状の入り口空間をなくすことにより、即ち、通常のファセットラウンディング（切子面の丸み付）により引き起こされる以外のもの、例えば、横断要素の鞍部の実質的に平坦な形で実現されている楔状の入り口空間をなくすことにより、鞍部とキャリヤとの間の接触内の潤滑油をいわゆる境界潤滑を生じさせる範囲内でのみ利用することが達成されるのである。この潤滑状態において比較的一定の摩擦係数が生じる。混成もしくは完全ハイドロダイナミックな潤滑を生じさせる量の潤滑油が、横断要素の鞍部とキャリヤとの間の実際の接触個所に入り込むような接触の前に、鞍部の形によりオイルが集積するのを防いでいる。
【００１０】
混成潤滑状態と称せられる状態において、本発明の基礎となりその一部を成している考察によれば、摩擦係数はキャリヤと横断要素との間の相対速度の変化につれて変わる。本発明のさらに緻密な形態ではベルト内側の横断要素のいわゆる相互揺動縁と鞍部との間の距離は１ミリ、好ましくは鞍部の下で０．４ミリと０．８ミリとの間に決める。このようにして横断要素の鞍部とキャリヤとの間の最大相対速度を低くしてこの寸法により境界潤滑の維持は一層促進されるようになる。
【００１１】
本発明のさらに別の実施形態ではベルトと共に関連で使用される潤滑油は、好ましくは請求項８に記載のように、非常に粘性が低く、それにより横断要素とキャリヤとの間に境界もしくは完全潤滑状態が発生するのを妨げる。
【００１２】
こうして、本発明は上記のいずれかの手段を有するベルトとトランスミッションに関するのみならず、上記のいずれかの手段の一つもしくは２以上と前記高いラフネスという特徴とを組み合わせたベルトとトランスミッションに関する。
【００１３】
本発明によればベルトの作動状態として、境界潤滑状態はハイドロダイナミックな潤滑状態よりも好ましい。その理由は、本発明の基礎となる調査によって明らかになったこととして、トランスミッション内で走行しているベルト内で相対速度が零に落ちて、ＨＬの潤滑状態がすべての作動状態で維持され得るとは限らないからである。ベルト内の相対速度につれて、即ち、他にもあるがハイドロダイナミックな潤滑状態から混成潤滑状態を経て境界潤滑へ、そして境界潤滑から混成潤滑状態を経てハイドロダイナミックな潤滑状態へ動的に移行するように見えるベルト内の潤滑状態およびベルトの瞬間変速比につれて、摩擦係数は比較的低いところから比較的高いところへ変化する。別の観点から見れば、特にベルトにラフネスを与えるよう設計し、そのラフネスによって少なくともＬＯＷ変速モードにおいて境界潤滑状態のままであるようにし、少なくとも摩擦係数はベルトがトランスミッションに使用されるとき一次シャフト回転のかなりの範囲にわたって事実上一定であるようにする。本トランスミッションの基礎となっている別の考察によればＯＤ状態（ここでもベルトに極端な相対速度差が生じる）よりもＬＯＷ変速状態が好ましい。この変速モードにおけるスクラッチに対して大抵のトランスミッション・システムは抵抗性があることが認められているからである。
【００１４】
【発明の実施の形態】
図１は駆動ベルト、普通に知られているプッシュベルトのリングを示す。このリングは同ベルトを形成するキャリヤの一部であってもよく、それは乗用車やトラックのような普通の用途に当てられ、例えば図４から取り外される複数の外接ループもしくはリングの入れ子状配列（即ち、リングが半径方向で相互に重なって配列している）に使用される。そのような入れ子状リングは、ベルトの無端の長さ方向に自由に動けるように横断要素を配置したベルトの緊張手段の全て、または部分を形成している。横断要素は一組のプーリの滑車間にクランプされ、駆動プーリから被駆動プーリへ回転を伝達する。そして緊張手段は横断要素を相互に押し付けるように働く。この例では横断要素と緊張手段とは両方金属から成っている。
【００１５】
走行直径の異なるプーリの上を駆動ベルトが走っているとき、少なくともプーリの一方の本来の場所でバンド・パッケージの可変バンドは相互に速度差を有している。この実際の速度差は重ねて配置した２つの連結するバンドの間で毎秒０．４メートル以上である。さらに、バンド上の圧力は外側、即ち取り囲んでいる全てのバンドによって生じるため、キャリヤの内側のバンドは明白にかなりの力で相互に押し付けられている。
【００１６】
特に内側の方に配置されているバンドの少なくとも一側に、表面輪郭（ｓｕｒｆａｃｅ  ｐｒｏｆｉｌｉｎｇ）をつけ、それを介してバンド間の潤滑改善が果たされると、摩損が少なくなり、そして寿命が延びる。好ましくは表面輪郭は溝を含み、これは実際に良い結果をもたらしている。別の特徴によれば、表面輪郭の粗面値はＣＬＡ方法で測定して０．３０μｍと０．７５μｍ（Ｒａ）の間であり、好ましくは０．４６μｍと０．５５μｍ（Ｒａ）との間である。好ましい実施形態では交差の組を配列した溝によってラフネスをつくる。金属バンドの溝つき輪郭は、一つのローラにはその周面に輪郭をつけてある複数のローラの間にバンドを巻き込むことによりつくられる。また、キャリヤの内側面のラフネスＲａの好ましい形態としては、Ｒａ０．８μｍよりも大きくする。
【００１７】
図１は無端金属バンドの概略を示す。このバンドの幅は例えば５ミリと２０ミリの間であり、その厚みは０．１５ミリと０．２５ミリとの間である。円形にしたときのバンドの直径は１５０ミリと４００ミリとの間である。無端バンドは外側１と内側２とを有している。図１の形態では、内側２に交差させて配列した溝によって表面輪郭をつけている。本発明の好ましい実施形態ではベルトの緊張手段の全てのリングにこのやり方を取り入れている。
【００１８】
本発明の基礎となっている調査研究から判明したことは、スクラッチ防止ベルトを達成するにはキャリヤ面と鞍部との間の接触の潤滑と接触の仕方に関して、特定の組み合わせ手段が要求される。この手段の組み合わせによれば、接触の潤滑に対しては限定された潤滑量（即ちオイル量）が横断要素とキャリヤとの間に生じるのを促進すべきであり、このいわゆる境界潤滑と、両接触面（即ち、鞍部とキャリヤの内側のバンド面と）を非常な粗面として協同して分離を防止して、境界潤滑を維持する。まず、本発明によればラフネス・パラメータＲａで示された両面のスムーズニング（ｓｍｏｏｔｈｅｎｉｎｇ）は、（１）式で与えられる合成ラフネスＲａ’と称する値が０．６μｍよりも大きい、好ましくはその領域内では０．７５μｍよりも大きいという要件を満足するようにすべきである。
換算ラフネスを合成ラフネスに補正
【００１９】
【数１】
0004371623.tif 000002
ここで、Ｒａ’は合成ラフネスパラメータ、
ＲａｓはＲａで表された鞍部面の平均ラフネスパラメータ、
Ｒａｒは鞍部に接触する内側リング面の平均ラフネスのパラメータ
ＳＱＲＴは平方根（〜）
である。
【００２０】
図２は、この図のＹ軸に沿って線形にパラメータ化した摩擦係数もしくはパラメータと、Ｘ軸に沿って対数で表した「ベルトとオイルの特徴」パラメータＬもしくは潤滑数Ｌとの間の典型的な折れ線関係の概略を表している。このパラメータＬは以下の無次元数で表される。
【００２１】
【数２】
0004371623.tif 000003
Ｌ＝本発明の基礎となる考察による潤滑数もしくはパラメータ、
Ｖr ＝２つの接触面、ここでは内側のベルトリングと横断要素の鞍部の接触面間の相対速度、
η0 ＝雰囲気圧力における潤滑媒体の動的粘度パラメータ、
ｐav＝バンド／鞍部接触内での平均ヘルツ圧（Ｈｅｒｚｉａｎ  ｓｔｒｅｓｓ）
Ｒa ＝鞍部とリング面との両方を合成した表面ラフネスＲa ’
合成表面ラフネスＲa ’は当該分野における通常の仕方で計算され、そしてラフネス係数Ｒa ’で表される。
【００２２】
本発明によれば、式１と図３で与えられる曲線関係の基本的な特徴は支配的なパラメータＶr とＲa により決まる。本発明によれば、粘度と平均ヘルツ圧力パラメータはベルトのパラメータを設計することに関わりはなく、少なくとも直接に関わりはない。本発明による潤滑数Ｌの式（２）が明らかにしている、より特徴的なことは、作動条件を変えることによって摩擦係数に影響を与える最も支配的な要因は相対速度Ｖr であるということである。一度ベルトが作動させられると、Ｒa も決まってしまうからである。
【００２３】
本発明の基礎となり図２のパラメータ線に符合するリサーチの実験結果によれば、図２は、実際の摩擦係数と潤滑パラメータとの間の関係が３つの区分にまたがるカーブで表されるのが典型であることを示している。第１の区分ＢＬではいわゆる境界潤滑、即ち、２つの接触面間にシャー・コンタクト（ずり接触）が存在し、パラメータＬが増大しても摩擦係数は事実上一定である。第２の区分ＭＬでは潤滑と摩擦とが混在して、摩擦係数はＬの増加につれて、典型的には０．１６から０．０１あたりまで低下する。第３の区分ＨＬではハイドロダイナミックな潤滑が存在しており、接触面間ではなく潤滑油内でずりが生じていて、実際の摩擦パラメータは最低値となり、そして再び一定となるか、Ｌの増加につれていくらか増大する。この区分をもう少し正確に表現すると弾性流体潤滑（エラストハイドロダイナミック潤滑：ＥＨＬ）ということになる。
【００２４】
図４はベルトの長さ方向から見た横断要素の外観とベルトの断面とを示す。図５は緊張手段を取り除いた図４のＢ−Ｂ線の断面で、ベルトの軸方向から見た図である。図６の拡大図は図５の円で囲った部分、ベルト緊張手段の内面に接触する部分、いわゆる横断要素の鞍部を示す。この要素ではラフネスＲａは（キャリヤのラフネスの増大を含め）既知の市販のベルトのラフネス値をかなり超えて増大している一組の条件の一部である。
【００２５】
本発明により更なる必須の先行条件となるのは、相互接触において所望の状態を達成するためにバンド(緊張手段)の局所屈曲半径Ｒｂと、鞍部の局所屈曲半径Ｒｓとは好ましくは等しいということである。
【００２６】
【数３】
0004371623.tif 000004
この要件は作動ベルトで実際には達成されることはないので、本発明では少なくとも
【００２７】
【数４】
0004371623.tif 000005
となるよう設計している。
【００２８】
本発明を別の観点から見れば、組み合わせ局所半径、即ち鞍部と緊張手段との両方の減少半径を次の要件により考慮している。
【００２９】
【数５】
0004371623.tif 000006
ここで、Ｒｒはキャリヤと鞍部の面接触の減少半径、
Ｒｓはミリで表した鞍部の局所半径、そして
Ｒｂはミリで表したバンドの瞬時半径
である。
【００３０】
本発明に従って考慮することは、ベルトの大抵の使用に当たってＲｓは一般に８０ミリ以上であり、普通のトランスミッションではＲｂはベルト作動中２５ミリと８０ミリの間である。上述のＭＬやＨＬ潤滑状態を生じさせる程にキャリヤ間の接触にオイルを集積しないようにするには（例えば、図６の実施形態にあるように）キャリヤと鞍部との間に楔状の空間ができないように横断要素の形状を決める。ベルトの走行半径はトランスミッションの変速比につれて変化するので、鞍部の横断面に窪みができてもその半径が、ベルトに対して規定されている最大走行半径またはベルトを組み込むトランスミッション内で生じる最大走行半径よりも実質的に高くなっても、それは平坦であるとする。
【００３１】
ベルトの正常動作とそのプーリ内での形を考慮してベルトの半径方向および長さ方向に従って両方の半径を考慮する。更に具体的に言えば、鞍部とバンドの半径が等しいという好適条件以外で、鞍部上の接触可能位置の最大面積において楔状入り口空間をなくすには鞍部の形状を非連続（即ち、接触可能な面においてエッジ付き移行形状）とするのが好ましい。本発明の基礎となっている経験から、それらが相互接触における潤滑状態を破壊する、即ち取り除くことが知られているからである。
【００３２】
本発明に従ってベルトとトランスミッションの性能をよりよくするために、本発明では動的粘度ηが摂氏１００度の公称温度で４ＭＰａ・ｓに等しいか、それよりも小さいオイルの形態の潤滑媒体を使用する。こうするとＬは一層小さくなり、グラフでＢＬ領域からＭＬ領域への潤滑状態における変化が左へ移される、即ちＭＬは一層減少される。本発明によりもたらされる様々な条件をすべて、またはその大部分を適用することによりベルトの作動は最適化され、トランスミッションにおけるスクラッチの問題は解消する。
【００３３】
この後者の点において本発明をさらに別の観点から見て、そして本発明による特定の条件の組み合わせにおいて考慮するのが好ましいこととして、図４及び５に示されるように、ロッキングエッジと呼ばれるベルトの揺動縁３を、鞍部表面４から１ミリ未満、特に０．４ミリと０．８ミリとの間の範囲につくることがある。揺動縁３は、図４では横断要素の主部材もしくは基底部材上の線で示され、図５ではテーパ状の下部分とフラットな上部分の間の移行部分（通常滑らかに丸みを帯びている）で示される。このようにして、鞍部と緊張手段もしくは別の言い方ではキャリヤとの間の相対速度Ｖｒを、特にベルトの作動範囲のＯＤとＬＯＷの一番端のところで、減少させられる。前に述べた条件のいずれか、好ましくは総てを組み合わせると、この条件はトランスミッションにおける所謂ラットルの発生を少なくすることができ、少なくともトランスミッションはそのような状態に追い込まれ難くなる。もっともベルトの動作効率、特にベルトの変速比の範囲のＬＯＷとＯＤ領域におけるベルトの動作効率を幾らか犠牲にするという代償を払うことにはなる。
【００３４】
図３は請求の範囲に記載した発明の基礎となる考察を発展させてつくったベルト内で発生する摩擦の数学的モデルである。このモデルでは摩擦力Ｆw ＝μＦN を変えることがスプリング力ＦS ＝ｋｘを変化させることにつながることを示しており、その変化はもしもダンピング力
【００３５】
【数６】
0004371623.tif 000007
が十分でなければ、振動を引き起こすかもしれない。外部励起と自己（もしくは内部）励起とに起因する動的な摩擦の作用は区別されてきている。摩擦力Ｆw の値はこのモデルでは２つのファクターの結果、即ち（Ｆw ＝μＦN を考慮して）摩擦係数μと垂直力ＦN の係数で置き換えられる。外的な形状は垂直力における周期的な変化、例えば、ＦN （ｔ）＝ｓｉｎ（ωｔ）による振動に至ることがある。例えば、プーリにおける圧力揺動はＣＶＴにおける鞍部とリングとの間の接触において垂直力の時間的変化になる。
【００３６】
自己もしくは内部励起形態に注目する。これは、本発明の基礎となる思想によれば、相対速度につれて摩擦係数が変化することに起因して振動に至る。
自己励起の場合「クラシック」な固着・滑動（スティック−スリップ）、このとき、摩擦係数は静的摩擦から動的摩擦に進むときに変化する、の特徴を示し、且つ、固着・滑動に関係したもしくはμk −Ｖr 依存の作用、このとき、既に動作（滑動だけ）しているシステムにおいて動的摩擦係数は相対速度Ｖr につれて変化する、の特徴を示す。
【００３７】
静摩擦係数が動摩擦係数よりも大きいとクラシックな固着・滑動が生じる。図３のモデルでは質量ｍのブロックを値
【００３８】
【数７】
0004371623.tif 000008
の絶対速度に加えて動かすとき、もしも摩擦係数が平衡状態で十分に大きいと、ブロックはその下の面に固着する。この固着期間、力関係は以下のようになる。
【００３９】
【数８】
0004371623.tif 000009
【００４０】
固着の期間は、図７で示す点Ａから点Ｂへスライダーが動かされるのでｋＶｔ（もしくはｋｘ）の割合で時間につれてスプリング力は増大する。点Ｂまで静的摩擦力は、一定のダンピング力ｃＶと増大するスプリング力ｋｘとから成る合成回帰力に抵抗して耐えることができる。点Ｂでこの回帰力は静的摩擦力μS ＦNに打ち勝ち、そして点Ｃへ滑動が生じる。
【００４１】
滑動フェーズを考えると質量またはブロック（図３のｍ）の運動は以下の式で表される。
【００４２】
【数９】
0004371623.tif 000010
あるモーメントでμk は、潤滑接触におけるハイドロダイナミックな作用の効果により相対速度Ｖｒの増加につれて減少する。推奨する設計において重要な他の影響因子への拡張についても更に説明するが、しばらくは、μk のＶｒに対する依存性だけを考察する。
第１近似としてμk のＶｒに対する依存性はある負傾斜（α）の線形関係により表せる。
【００４３】
【数１０】
0004371623.tif 000011
式（８）でμk を式（７）のものに置き換える。
【００４４】
【数１１】
0004371623.tif 000012
これは次式を生じる。
【００４５】
【数１２】
0004371623.tif 000013
本発明の基礎となる考察によれば傾斜αはダンピング項に入っている。ここではそれは負として作用している。負のダンピング係数はその系にエネルギーを送り込み、振動および共振さえ起こしうる。本発明の基礎となる開発によって立証できたことは、生じた振幅と振動数とが歯車の組のあるクリィテイカルな系の特性にマッチするときラットルが起きるということである。
【００４６】
またこれも立証されたことであるが、よく考えられているのとは全く異なり、固着は循環的振動の発生にとって必要条件ではないのである。むしろ速度につれて摩擦係数が変化するという作用がこれらの振動に至らしめる。さらに、注目すべきはトランスミッションにおけるいかなる擾乱も、質量・スプリング・ダンパ・摩擦系の固有の不安定性に起因するその系の励起を引き起こす可能性があることである。
【００４７】
本発明の基礎となっている思想によれば、質量・スプリング・ダンパ・摩擦モデルをプッシュ・ベルト／ヴァリエータ（ｖａｒｉａｔｏｒ）に適用して、そこでは例えばローで、モデル化した図８に示すようにベルトとトランスミッションに関して以下のような簡易化をする。ヴァリエータの動的システムにおいて鞍部とリングとの間の相対運動だけを原因として、そしてヴァリエータにおける２次軸の振動を効果として考える。ベルトの絶対運動はここでは考慮しない。なぜなら、本発明の基礎となる考察によれば、それはトランスミッションのスクラッチのきっかけという意味では何の役割も果たさないからである。
【００４８】
図８のモデルにおける質量、特に振動質量は本発明ではトランスミッションにおける２次軸により表される。張力要素は剛性を考えたときのスプリングを構成しており、ダンピングの役割も果たす。張力要素はその系の動的性質に起因して時間的に異なる要素により形成されている。２つの状態が区別できる。第１の状態は、圧縮力でエンド・プレイを克服するというやり方で張力要素が負荷されていない状態、いわゆる「ルース・パート」と定義する。第２の状態はベルトにもはや遊びがないとき、即ちエンドプレイのときであり、それはベルトの作動中生じる「プッシュ・パート」内の場合である。第１の状態によれば張力要素に幾らかのエンド・プレイがあるときで、この部分（それはある剛性とダンピング（制振性）を特徴づけていると考えられる）は考慮に入れる必要がない。しかしながら、第２の状態において、エンド・プレイのないとき、この部分（特徴的な剛性とダンピングを有する）は本発明の基礎となる思想に従って開発されたモデルでは考慮されている。
【００４９】
一次プーリ上の鞍部とリングとの間で摩擦が生じる。この接触において垂直な力はモデルで使われているパラメーターＦN である。ある相対速度Ｖで一次プーリの要素に対してリングが動く。全相対速度Ｖｒ、即ち、摩擦作用にとって極めて重大な振動
【外１】
0004371623.tif 000014
を重畳させたＶ、は式（９）に従う。
【００５０】
振動の振幅と振動数とを予測するためその開発されたモデルを使うと、本発明によるトランスミッションに付随するギヤーの歯と歯の間の遊びによりギヤーがこの振動を制限すると考えれる。それゆえ、２つの状態が顕著である。第１に、もし振動の振幅がギヤーの歯と歯の間の遊びよりも大きいと、ギヤーのラットルは２つの側で起きる。第２に、もしもこの振幅の方が小さいと、ギヤーのラットルは１つの側で起きる。
【００５１】
図８のギヤーセットは例示のためのものである。図３に沿って説明したモデルを使ってそれを説明する。支配的な作動変数の個々の変化の影響は本発明に従って明らかにする。以下にそれらの変数を示す。
ｍ    二次軸の質量
ｃ    ダンピング係数
ｋ    張力要素のスプリング剛性
ＦN   鞍部とリングとの接触における垂直力
μk   鞍部とリングとの接触における摩擦学により決まる動的な摩擦係数
【００５２】
これらの変数の組み合わせにより循環振動に関するシステムの働きは変わってくる。最後の変数は動的摩擦係数に対して摩擦学的な影響を与えるので特別な注意を払っている。潤滑油をつけた鞍部・リング接触において摩擦係数は、相対速度、粘度、温度、圧力およびラフネスのような変数により決まる動的パラメーターである。
【００５３】
別の重要なパラメーターは要素間の遊びである。もしもトランスミッションにおいて作動しているベルトのいわゆる「ルース・パート」のような場合にある程度の遊びがあり、そして振動の振幅がその遊びを超えない時は、この部分の剛性とダンピングとは考慮する必要がない。そのときは、プッシュ・パートの剛性とダンピングだけは考慮しなければならない。
【００５４】
摩擦係数の動的な働きはプッシュ・ベルトの摩擦学的カーブに表されている（図２）。このカーブにおいて摩擦係数は式（２）により決められる無次元の数Ｌの関数として、式（１）で決められる組み合わせのラフネスを使って、マップされている。
運動方程式に潤滑数Ｌを取込み式（１１）を得る。
【００５５】
【数１３】
0004371623.tif 000015
式（１１）は振動を考慮する際の２つの反作用の項を示している。この式は、項１が減少するおよび／または項２が増大すると振動の振幅が増大することを明らかにしている。それ故、αη0/ｐavＲa の項のパラメータが振幅に対して正負両方の効果を有する。その正味の結果はこの支配的なシステムパラメーターから生じる。
【００５６】
上に示したベルトに関する摩擦学的カーブにおいて接触のハイドロダイナミックな作用が想定される。つまり、ハイドロダイナミックな分離における増加、すなわちラフネスを覆う膜厚が摩擦係数の減少に至り、すなわち、Ｌの小さい値に対しては境界潤滑状態（ＢＬ）から混成潤滑状態（ＭＬ）へ移行し、そして境界潤滑状況において摩擦は一定であることが想定される。図９が示していることは、本発明により与えられる組となっている複数の条件によれば、一次シャフトの共通の範囲の回転速度のかなりの部分にわたり高い摩擦係数が維持されることである。これによりベルトはＬＯＷ（低）変速比で走り、最もスクラッチの引き金となるトランスミッションモードとなる。グラフに示されるベルトの特徴は、摩擦係数が事実上一定である、すなわち一次シャフトの速度の所定値まで、ここでは変速比のトランスミッションの正規範囲の主部分にわたって約１０％を超える減少がないと言うことである。この図９において破線は本発明による条件の何れも採用しないときの摩擦係数の依存性を表している。
【００５７】
本発明の好ましい実施形態においては条件を組み合わせて適用し、摩擦係数の大きい一定値を毎分４０００回転の一次速度値まで維持している。一層好ましいことには、この状態は毎分６０００回転までの低トランスミッションモードにおいて維持されている。
【図面の簡単な説明】
【図１】  本発明に従ってラフネスを適用できる先行技術の単一リングを示す。
【図２】  本発明の基礎となる研究によって明らかとなったベルトの摩擦グラフを示す。
【図３】  本発明の基礎となる考察を示す図であって、摩擦現象のアナロジーでベルトの要素を抽象的に再構築している。
【図４】  ベルトの半径方向の断面を表し、横断素子と緊張手段の断面を示している。
【図５】  図４のＢ−Ｂ線に沿う横断素子の断面図である。
【図６】  図１のキャリヤー部分と組み合わせるのが好ましい、本発明に従って規則的なラフネスを適用する図５の鞍部の断面を詳細に示す。
【図７】  固着・滑動の際における時間の関数として、図３のモデルのブロックｍの移動グラフを示す。
【図８】  駆動機構の噛み合わせ歯車とプッシュ・ベルトトランスミッションとの間の相互作用の略図である。
【図９】  本発明により認識されたベルトとトランスミッションの特徴を示す。
【符号の説明】
１：無端バンドの外側、２：無端バンドの内側、３：揺動縁、４：鞍部。
【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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