(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
同軸に対向配置された入力ディスク及び出力ディスクと、
前記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の円弧面に動力伝達可能に挟持されるパワーローラと、
該パワーローラを入出力ディスクの円弧中心に対して傾転可能に支持するパワーローラ支持部材とを備え、
前記パワーローラを、入出力ディスクに油膜を介して動力を伝達する内輪と、パワーローラ支持部材に支持された外輪と、外輪に対して内輪を回転自在に支持するスラスト玉軸受とを有して構成し、
前記スラスト玉軸受は、複数のボールと、それらボールをボールの自転軸を規制せずに保持する保持器と、内輪及び外輪の対向面にそれぞれ形成された内輪軌道溝及び外輪軌道溝により構成され、両軌道溝は、断面が円弧状で、全体が円環状であるトロイダル型無段変速機において、
前記スラスト玉軸受のボールと内外輪軌道溝との転がり接触部で相対的に旋回する滑りをスピンといい、そのモーメントをスピンモーメントというとき、
前記スラスト玉軸受は、内輪軌道溝の曲率半径を外輪軌道溝の曲率半径よりも小さくし、かつ、内輪軌道溝のピッチ径を外輪軌道溝のピッチ径よりも小さくすることにより、内輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積を、外輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積よりも大きく設定し、
前記ボールと内輪軌道溝との内輪側スピンモーメントと、ボールと外輪軌道溝との外輪側スピンモーメントとの釣り合いにより決定されるボールの自転軸角度を、内輪側のスピン角速度が外輪側のスピン角速度に比べて小さくなる角度に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、車両等に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】
自動車に搭載される変速機のうち変速比が無段階に変化する無段変速機は、その滑らかさ、運転のしやすさ及び燃費向上の期待もあって近年研究開発が進められていて、ベルト式無段変速機に続いて、油膜のせん断によって動力を伝達するトラクションドライブ式トロイダル型無段変速機（以下、トロイダル型ＣＶＴ）が既に実用化されている。
【０００３】
トロイダル型ＣＶＴは、エンジン効率最良点での運転が可能であり、燃費と動力性能の大幅な向上が可能な技術として注目されていて、例えば、実開昭６２−１９９５５７号公報に記載のものが知られている。
【０００４】
この従来公報には、図１３に示すように、パワーローラを、図外の入出力ディスクに油膜を介して動力を伝達する内輪と、図外のトラニオン（パワーローラ支持部材）に支持された外輪と、外輪に対して内輪を回転自在に支持するスラスト玉軸受とを有して構成し、このスラスト玉軸受は、複数のボールと、それらボールを保持する保持器と、内輪及び外輪の対向面にそれぞれ形成された内輪軌道溝及び外輪軌道溝により構成され、両軌道溝は、断面が円弧状で、全体が円環状であるものが記載されている。なお、内輪軌道溝の曲率半径ｒｉと外輪軌道溝の曲率半径ｒｏとは同じは半径であり、内輪軌道溝のピッチ径φｄiと外輪軌道溝のピッチ径φｄoも同じ径である。
【０００５】
【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、スラスト玉軸受のボールの自転軸角度を規定する設定となっていないため、ボールと内輪軌道溝とのスピン角速度が大きい状態のままで長時間運転されると、ボールと内輪軌道溝との転がり接触部の発熱によって内輪の温度が上昇し、内輪の温度が上昇すると動力伝達部の油膜の温度も上昇する。この結果、動力伝達能力が低下するという問題がある。以下、その理由について詳しく説明する。
【０００６】
一般に知られているように、スラスト玉軸受の軌道溝とボールはスピンと呼ばれる滑りを伴って転動する。このスピンがあると、動力損失を発生し、それに伴う発熱を起こすため、スピンの大きさを知ることは重要である。
【０００７】
内輪側及び外輪側のスピン角速度は、「転がり軸受工学」（１９７８年：養賢堂発行）の第１１９頁に記載されているように、軸断面におけるボールの自転軸がどのような角度をとるかによって決定される。
【０００８】
また、ボールの自転軸が、ボールと内輪の接触点における接線となす自転軸角度をγとすると、内輪側スピン角速度ωsiと外輪側スピン角速度ωsoは、次式で表される。
ωsi＝（ωi−ωc）ｓｉｎα＋ωbｓｉｎ（−γ）      (1)
ωso＝ωcｓｉｎα＋ωbｓｉｎγ                    (2)
ωi：内輪角速度
ωc：ボールの公転角速度
ωb：ボールの自転角速度
α：接触角（ボールの内外輪との接触点を結ぶ線とパワーローラ                          の回転軸の垂線となす角度）
なお、自転軸角度γは、図１４で右下がりに傾いているとき、つまり、自転軸がパワーローラの回転軸に近づくほど、入出力ディスクの回転軸側に傾斜しているとき（接線に近づくとき）は＋、図１４で右上がりに傾いているとき、つまり、自転軸がパワーローラの回転軸に近づくほど、入出力ディスクの回転軸から離れる側に傾斜しているとき（接線から離れるとき）は−、接線と平行なときは０とする。
【０００９】
通常のスラスト玉軸受には、ボールの自転軸を規制する手段が設けられていないので、自転軸の角度はボールに働く負荷のバランスによって決定される。この点を検討したものに、「Transactions of the ASME Vol 110：OCTOBER 1988」の第６９６頁に記載されたものが知られている。この文献によると、軸断面におけるボールの自転軸角度は、ボールの中心からｘ、ｙ、ｚ軸をとって、各軸方向の荷重、および、各軸まわりのモーメントの釣り合いにより決定される。そのうち、スピンモーメントに関する式を簡略化すると、次式で表される。
Ｍsi−Ｍso−Ｍgsｃｏｓα＝０                (3)
Ｍsi：ボールに働く内輪のスピンモーメント
Ｍso：ボールに働く外輪のスピンモーメント
Ｍgs：ボールに働く第二ジャイロモーメント
すなわち、ボールに働く内外輪それぞれのスピンモーメントＭsi，Ｍsoと第二ジャイロモーメントＭgsのスピン方向成分が釣り合うように決定される。
【００１０】
しかし、通常のトロイダル型無段変速機におけるパワーローラの回転数は、最高でも数千ｒｐｍ程度であり、また、ボールの慣性モーメントも小さいため、第二ジャイロモーメントＭgsは、スピンモーメントＭsi，Ｍsoに比べて無視でき、上記(3)式は次式のように書き換えられる。
Ｍsi≒Ｍso                                    (4)
したがって、ボールの自転軸は、内輪側スピンモーメントＭsiと外輪側スピンモーメントＭsoの釣り合いにより決定されることになる。
すなわち、内外輪のそれぞれのスピンは、自転軸角度γを変えたときのスピン角速度よりスピンモーメントを求めることで得られる。
【００１１】
田中らは、「日本機械学会講演論文，Ｎｏ．８９−０１４８Ｂ（１９８９），５１２Ｂ」において、トロイダル型無段変速機におけるスラスト玉軸受のスピンモーメントを、弾塑性モデルを用いて求めている。図１５はこの方法により求めた、自転軸角度γに対する、内外輪それぞれのスピンモーメントＭsi，Ｍsoと、スピン角速度ωsi，ωsoと、それらを掛け合わせて合計した動力損失（＝Ｍsi・ωsi＋Ｍso・ωso）を示している。
【００１２】
この図１５において、スピンモーメントＭsi，Ｍsoが等しくなる自転軸角度γは、γ＝γ１とγ＝０とγ＝γ２との３点ある。しかしながら、γ＝０の点は他の２点に比べて動力損失が大きいので、γ＝０を保つことができない。したがって、自転軸角度γはγ１とγ２のいずれかの値をとる。このとき、内輪と外輪でスピンモーメントＭsi，Ｍsoは等しいが、スピン角速度ωsi，ωsoは大きく異なるため、それらの積に比例する発熱も大きく異なってくる。
すなわち、γ＝γ２では、図１４（イ）に示すように、内輪スピン角速度ωsi＜外輪スピン角速度ωsoとなり、内輪に比べて外輪の発熱が大きくなる。これに対し、γ＝γ１では、図１４（ロ）に示すように、内輪スピン角速度ωsi＞外輪スピン角速度ωsoとなり、外輪に比べて内輪の発熱が大きくなる。
【００１３】
図１６は運転中の内輪と外輪の温度を実際に測定したものであるが、温度が大きく異なっており、また、どちらが高温になるかは運転中に入れ替わっている。すなわち、従来例においては、内外輪のどちらが高温になるかは、５０％の確率であり、これを制御するはできない。
【００１４】
一方、図１７に示すように、内輪はトラクションドライブによって入出力ディスクと動力の伝達を行うが、この時のトラクション係数は油膜温度上昇と共に低下し、動力伝達能力が低下する。内輪軌道溝での発熱によって内輪の温度が上昇すると、動力伝達部の油膜の温度も上昇するため、動力伝達能力が低下する。
【００１５】
本発明は、上記問題点に着目してなされたもので、その目的は、保持器がボール自転軸を規制せずに保持する構成において、ボールと内輪軌道溝との転がり接触部での発熱を小さく抑えることで、動力伝達部の油膜温度の上昇による動力伝達能力の低下を防止す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にある。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１記載の発明では、同軸に対向配置された入力ディスク及び出力ディスクと、
前記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の円弧面に動力伝達可能に挟持されるパワーローラと、
該パワーローラを入出力ディスクの円弧中心に対して傾転可能に支持するパワーローラ支持部材とを備え、
前記パワーローラを、入出力ディスクに油膜を介して動力を伝達する内輪と、パワーローラ支持部材に支持された外輪と、外輪に対して内輪を回転自在に支持するスラスト玉軸受とを有して構成し、
前記スラスト玉軸受は、複数のボールと、それらボールをボールの自転軸を規制せずに保持する保持器と、内輪及び外輪の対向面にそれぞれ形成された内輪軌道溝及び外輪軌道溝により構成され、両軌道溝は、断面が円弧状で、全体が円環状であるトロイダル型無段変速機において、
前記スラスト玉軸受のボールと内外輪軌道溝との転がり接触部で相対的に旋回する滑りをスピンといい、そのモーメントをスピンモーメントというとき、
前記スラスト玉軸受は、内輪軌道溝の曲率半径を外輪軌道溝の曲率半径よりも小さくし、かつ、内輪軌道溝のピッチ径を外輪軌道溝のピッチ径よりも小さくすることにより、内輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積を、外輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積よりも大きく設定し、
前記ボールと内輪軌道溝との内輪側スピンモーメントと、ボールと外輪軌道溝との外輪側スピンモーメントとの釣り合いにより決定されるボールの自転軸角度を、内輪側のスピン角速度が外輪側のスピン角速度に比べて小さくなる角度に設定したことを特徴とする。
【００２１】
請求項２記載の発明では、同軸に対向配置された入力ディスク及び出力ディスクと、
前記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の円弧面に動力伝達可能に挟持されるパワーローラと、
該パワーローラを入出力ディスクの円弧中心に対して傾転可能に支持するパワーローラ支持部材とを備え、
前記パワーローラを、入出力ディスクに油膜を介して動力を伝達する内輪と、パワーローラ支持部材に支持された外輪と、外輪に対して内輪を回転自在に支持するスラスト玉軸受とを有して構成し、
前記スラスト玉軸受は、複数のボールと、それらボールをボールの自転軸を規制せずに保持する保持器と、内輪及び外輪の対向面にそれぞれ形成された内輪軌道溝及び外輪軌道溝により構成され、両軌道溝は、断面が円弧状で、全体が円環状であるトロイダル型無段変速機において、
前記スラスト玉軸受のボールと内外輪軌道溝との転がり接触部で相対的に旋回する滑りをスピンといい、そのモーメントをスピンモーメントというとき、
前記スラスト玉軸受は、内輪軌道溝の曲率半径を外輪軌道溝の曲率半径よりも小さくし、かつ、内輪軌道溝のピッチ径を外輪軌道溝のピッチ径よりも小さくすることにより、内輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積を、外輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積よりも大きく設定し、
前記ボールと内輪軌道溝との内輪側スピンモーメントと、ボールと外輪軌道溝との外輪側スピンモーメントとの釣り合いにより決定されるボールの自転軸角度を、内輪側のスピン角速度が外輪側のスピン角速度に比べて小さくなる角度に設定したことを特徴とする。
【００２３】
【発明の作用および効果】
請求項１記載の発明にあっては、まず、スラスト玉軸受のボールの自転軸角度が、内輪側スピンモーメントと外輪側スピンモーメントとの釣り合いにより決定されるということを認識した上で、内輪側のスピン角速度が外輪側のスピン角速度に比べて小さくなる角度に設定されている。この内輪側のスピン角速度が外輪側のスピン角速度に比べて小さくなる自転軸角度とは、パワーローラの回転軸に近づくほど、入出力ディスクの回転軸側に傾斜している角度をいう。
【００２４】
そして、例えば、一定の変速比を保っての運転中における動力伝達は、入力ディスク→油膜→パワーローラの内輪→油膜→出力ディスクという伝達経路により行われる。このうち、パワーローラの内輪は、パワーローラ支持部材に支持された外輪に対し、スラスト玉軸受により回転自在に支持され、油膜を介したトラクションドライブによって入出力ディスクと動力の伝達を行うが、このとき、ボールの自転軸角度が、積極的に内輪側のスピン角速度が外輪側のスピン角速度に比べて小さくなる角度に設定されていることで、運転状況にかかわらず常に内輪スピン角速度<外輪スピン角速度という関係が維持され、ボールと内輪軌道溝との転がり接触部での発熱が小さく抑えられる。
【００２５】
よって、内輪の温度の上昇に伴う動力伝達部の油膜温度の上昇が抑えられ、油膜温度上昇に伴うトラクション係数の低下も抑えられることになり、スラスト玉軸受のボールスピンを原因とする動力伝達能力の低下を防止することができる。
【００２６】
加えて、スラスト玉軸受は、内輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積を、外輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積よりも大きくされる。
【００２７】
すなわち、内輪側のヘルツ接触面積が大きくなったことにより、内輪側のスピンモーメントが大きくなる。そして、内外輪のスピンモーメントが釣り合う３点の自転軸角度における動力損失を比較すると、内輪スピン角速度が小さい自転軸角度のポイントで動力損失が最も小さくなり、運転中に内輪スピン角速度が小さい自転軸角度に保たれる。
【００２８】
したがって、保持器がボール自転軸を規制せずに保持する構成でありながら、内輪のスピンによる発熱が小さい状態で常に運転することが可能となり、動力伝達能力の低下を防ぐことができる。
【００３１】
加えて、請求項１記載の発明にあっては、スラスト玉軸受は、内輪軌道溝のピッチ径を、外輪軌道溝のピッチ径よりも小さくすることにより、内輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積が、外輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積よりも大きく設定される。
【００３２】
すなわち、内輪軌道溝のピッチ径を外輪軌道溝のピッチ径よりも大きくしたので、接触角は内輪側からみて９０°より大きくなり、内輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積は、外輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積よりも大きく設定されたことになる。
【００３３】
よって、内輪軌道溝と外輪軌道溝のピッチ径の大小という簡単な設定により、スラスト玉軸受のボールスピンを原因とする動力伝達能力の低下を防止することができる。
【００３４】
さらに、請求項１記載の発明にあっては、スラスト玉軸受は、内輪軌道溝の曲率半径が外輪軌道溝の曲率半径よりも小さくされ、かつ、内輪軌道溝のピッチ径が外輪軌道溝のピッチ径よりも小さくされることにより、内輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積が、外輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積よりも大きく設定される。
【００３５】
すなわち、曲率半径とピッチ径との相乗作用により、内輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積は、外輪軌道溝とボールのヘルツ接触面積よりも大きく設定され、しかも、ヘルツ接触面積の差を大きくとることができる。
【００３６】
よって、大きなヘルツ接触面積の差により内輪スピンが小さい自転軸角度の維持がより確実になり、スラスト玉軸受のボールスピンを原因とする動力伝達能力の低下を防止することができる。
【００４０】
【発明の実施の形態】
本発明の実施の形態を、第一実施例及び第一参考例〜第五参考例により説明する。
【００４１】
（第一参考例）
第一参考例のトロイダル型無段変速機について説明する。
【００４２】
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り、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を有し、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。
【００４３】
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とを有し、これらの対向面間に、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６３，７３が２つづつ介設されている。
【００４４】
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、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おり、かつ、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（以下、「一体化出力ディスク６０」と記す）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。
【００４５】
前記パワーローラ６３，７３は、入出力ディスク７１，７２に油膜を介して動力を伝達する内輪６４，７４と、トラニオン６５，７５（パワーローラ支持部材）に支持された外輪６６，７６と、該外輪６６，７６に対して内輪を回転自在に支持するスラスト玉軸受６７，７７とを有して構成されている。
【００４６】
前記第１，第２トロイダルＣＶＴ６，７の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。
【００４７】
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を平衡点から上下に変位させることにより行い、この変位により内輪６４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６３は傾転する。
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
図３は第一参考例におけるトロイダル型ＣＶＴのパワーローラ６３を示す拡大断面図で、図３において、６３はパワーローラ、６４は内輪、６６は外輪、６７はスラスト玉軸受であり、スラスト玉軸受６７は、複数のボール６７ａと、それらボール６７ａを保持する保持器６７ｂと、内輪６４及び外輪６６の対向面にそれぞれ形成された内輪軌道溝６７ｃ及び外輪軌道溝６７ｄにより構成され、両軌道溝６７ｃ，６７ｄは、断面が円弧状で、全体が円環状である。
【００５２】
そして、前記内輪軌道溝６７ｃの曲率半径ｒｉを、外輪軌道溝６７ｄの曲率半径ｒｏよりも小さくすることにより、内輪軌道溝６７ｃとボール６７ａのヘルツ接触面積を、外輪軌道溝６７ｄとボール６７ａのヘルツ接触面積よりも大きく設定し、ボール６７ａと内輪軌道溝６７ｃとの内輪側スピンモーメントＭsiと、ボール６７ａと外輪軌道溝６７ｄとの外輪側スピンモーメントＭsoとの釣り合いにより決定されるボール６７ａの自転軸角度γを、内輪側のスピン角速度が外輪側のスピン角速度に比べて小さくなる自転軸角度γ２に設定している。具体的に、スラスト玉軸受６７の自転軸は、パワーローラ６３の回転軸に近づくほど、入出力ディスク６１，６２の回転軸側に傾斜する角度に設定される。
【００５３】
ここで、スラスト玉軸受６７のボール６７ａと内外輪軌道溝６７ｃ，６７ｄとの転がり接触部で相対的に旋回する滑りをスピンといい、そのモーメントをスピンモーメントという。また、パワーローラ７３についても、パワーローラ６３と同様にボール６７ａの自転軸角度γを、内輪側のスピン角速度が外輪側のスピン角速度に比べて小さくなる自転軸角度γ２に設定している。
【００５４】
次に、作用を説明する。
【００５５】
まず、内輪軌道溝６７ｃの曲率半径ｒｉを、外輪軌道溝６７ｄの曲率半径ｒｏよりも小さくすることにより、後述する理由により、内輪軌道溝６７ｃとボール６７ａのヘルツ接触面積が、外輪軌道溝６７ｄとボール６７ａのヘルツ接触面積よりも大きく設定される。
【００５６】
そして、スピンモーメントは、ヘルツ接触面積の大きさ（モーメントスパン）に比例する関係にあるため、ヘルツ接触面積が大きな内輪側のスピンモーメントＭsiのほうが、ヘルツ接触面積が小さい外輪側のスピンモーメントＭsoより大きくなる。
【００５７】
図４は上述の弾塑性モデルを用いて計算した第一参考例及び従来例の内輪側スピンモーメントＭsiの特性と、外輪側スピンモーメントＭsoの特性と、動力損失特性である。
【００５８】
この図４において、ボール６７ａの自転軸角度γは、内輪側スピンモーメントＭsiと外輪側スピンモーメントＭsoとの釣り合いにより決定されるとの認識に基づき、内外輪のスピンモーメントＭsi，Ｍsoが釣り合う３点の自転軸角度γ０，γ１，γ２における動力損失を比較すると、内輪のスピンが小さい自転軸角度γ２で最も小さくなり、瞬間的に他のポイントに自転軸角度γがあっても動力損失が最も小さい自転軸角度γ２の方向に移動し、運転中は動力損失が最も小さい自転軸角度γ２が保たれる。
【００５９】
例えば、一定の変速比を保っての運転中における動力伝達は、入力ディスク６１，７１→油膜→内輪６４，７４→油膜→一体化出力ディスク６０という伝達経路により行われる。このうち、パワーローラ６３，７３の内輪６４，７４は、トラニオン６５，７５に支持された外輪６６，７６に対し、スラスト玉軸受６７，７７により回転自在に支持され、油膜を介したトラクションドライブによって入出力ディスクと動力の伝達を行うが、このとき、ボール６７ａの自転軸角度γが、積極的に内輪側のスピンが外輪側のスピンに比べて小さくなる自転軸角度γ２に設定されていることで、運転状況にかかわらず常に内輪スピン角速度ωsi＜外輪スピン角速度ωsoという関係が維持され、ボール６７ａと内輪軌道溝６７ｃとの転がり接触部での発熱が小さく抑えられる。
【００６０】
よって、内輪６４，７４の温度の上昇に伴う動力伝達部の油膜温度の上昇が抑えられ、油膜温度上昇に伴うトラクション係数の低下も抑えられることになり、スラスト玉軸受６７，７７のボールスピンを原因とする動力伝達能力の低下を防止することができる。
【００６１】
ここで、内輪側のヘルツ接触面積が大きくなる理由を説明する。
【００６２】
内外輪６４，６６とボール６７ａの接触部における主曲率ρ（曲率半径Ｒの逆数を示す。つまり、ρ＝１／Ｒである。）は、
ρ11i＝ρ12i＝ρ11o＝ρ12o＝２／Ｄａ
ρ21i＝−１／ｒｉ
ρ21o＝−１／ｒｏ
ρ22i＝ρ22o＝０
Ｄａ；ボール径
よって、内外輪６４，６６のヘルツ接触面積を比較するには、ρ21iとρ21oを比較すれば良い。簡単のため、曲率ρ21iと曲率ρ21oの円筒内面が、曲率半径Ｒの円筒と接触する場合を考えると、それぞれの合成曲率Σρｉ，Σρｏは、
Σρｉ＝（１／Ｒ）−（１／ｒｉ）
Σρｏ＝（１／Ｒ）−（１／ｒｏ）
ここで、合成曲率Σρとは、円筒と円筒の接触を、円筒と平面の接触に置き換えたときの曲率になる。
【００６３】
よって、上式により、Σρｉ＜Σρｏであるから、曲率ρ21iのほうが接触面積が大きくなる。よって、溝とボールの接触においても、内輪側のほうが接触面積が大きくなる。
【００６４】
次に、効果を説明する。
【００６５】
(1)内輪側スピンモーメントＭsiと外輪側スピンモーメントＭsoとの釣り合いにより決定されるボール６７ａの自転軸角度γを、内輪側のスピンが外輪側のスピンに比べて小さくなる自転軸角度γ２、つまり、パワーローラ６３の回転軸に近づくほど、入出力ディスク６１，６２の回転軸側に傾斜する角度に設定したため、スラスト玉軸受６７，７７のボールスピンを原因とする動力伝達部の油膜温度の上昇による動力伝達能力の低下を防止することができる。
【００６６】
(2)スラスト玉軸受６７は、内輪軌道溝６７ｃとボール６７ａのヘルツ接触面積を、外輪軌道溝６７ｄとボール６７ａのヘルツ接触面積よりも大きく設定し、内輪側スピンモーメントＭsiと外輪側スピンモーメントＭsoとの釣り合いにより決定されるボール６７ａの自転軸角度γを、内輪側のスピンが外輪側のスピンに比べて小さくなる自転軸角度γ２に設定したため、内輪６４のボールスピンによる発熱が小さい状態で常に運転することが可能となり、動力伝達能力の低下を防ぐことができる。
【００６７】
(3)スラスト玉軸受６７は、内輪軌道溝６７ｃの曲率半径ｒｉを、外輪軌道溝６７ｄの曲率半径ｒｏよりも小さくすることにより、内輪軌道溝６７ｃとボール６７ａのヘルツ接触面積を、外輪軌道溝６７ｄとボール６７ａのヘルツ接触面積よりも大きく設定したため、曲率半径ｒｉ，ｒｏの大小という簡単な設定により、スラスト玉軸受６７のボールスピンを原因とする動力伝達能力の低下を防止することができる。
【００６８】
ちなみに、後述する第一実施例では、自転軸を確実に設定するため（内外輪の接触面積差を十分大きくする）には、ピッチ径差を大きくする必要がある。つまり、接触角αをできるだけ大きくする必要があるが、ボールへの荷重は、パワーローラに働くスラスト荷重とボール数とｓｉｎαにより決まるため、接触角αを大きくすると、ボールへの荷重が大きくなり、寿命の低下を招く恐れがある。これに対し、第一参考例では、軌道溝の曲率半径を変えるだけであるため、荷重を大きくすることなく、スラスト玉軸受６７の耐久信頼性を確保しながら自転軸を設定することができる。
【００６９】
（第二参考例）
第二参考例のトロイダル型無段変速機について説明する。
【００７０】
構成を説明すると、図５は第二参考例におけるトロイダル型ＣＶＴのパワーローラ６３を示す拡大断面図で、スラスト玉軸受６７は、内輪軌道溝６７ｃの曲率半径と外輪軌道溝６７ｄの曲率半径は同じｒとし、内輪軌道溝６７ｃのピッチ径φｄｉを、外輪軌道溝６７ｄのピッチ径φｄｏよりも小さくすることにより、内輪軌道溝６７ｃとボール６７ａのヘルツ接触面積を、外輪軌道溝６７ｄとボール６７ａのヘルツ接触面積よりも大きく設定している。なお、他の構成は第一参考例と同様であるので、説明を省略する。
【００７１】
作用を説明すると、内外輪のピッチ径ｄｉ，ｄｏの関係により、接触角αは内輪６４側からみて９０°より大きくなる。このとき、内外輪６４，６６とボール６７ａの接触部における主曲率ρは、
ρ11i＝ρ12i＝ρ11o＝ρ12o＝２／Ｄａ
ρ21i＝ρ21o＝１／ｒ
ρ22i＝−２ｃｏｓα／（ｄｍ−Ｄａｃｏｓα）
ρ22o＝−２ｃｏｓα／（ｄｍ−Ｄａｃｏｓα）
ｒ；溝の曲率半径
α；接触角
Ｄａ；ボール径
ｄｍ；ボールピッチ径
よって、ρ22i<ρ22o
となるため、第一参考例と同じように、内輪側のヘルツ接触面積は外輪側のヘルツ接触面積よりも大きくなる。
【００７２】
図６は上述の弾塑性モデルを用いて計算した第二参考例の内輪側スピンモーメントＭsiの特性と、外輪側スピンモーメントＭsoの特性と、動力損失特性で、ボール６７ａの自転軸角度γは、内輪側スピンモーメントＭsiと外輪側スピンモーメントＭsoとの釣り合いにより決定されるとの認識に基づき、内外輪のスピンモーメントＭsi，Ｍsoが釣り合う３点の自転軸角度γ０，γ１，γ２における動力損失を比較すると、内輪のスピンが小さい自転軸角度γ２で最も小さくなり、瞬間的に他のポイントに自転軸角度γがあっても動力損失が最も小さい自転軸角度γ２の方向に移動し、運転中は動力損失が最も小さい自転軸角度γ２が保たれる。
【００７３】
効果を説明すると、第二参考例にあっては、第一参考例の上記(1),(2)の効果に加え、内輪軌道溝６７ｃと外輪軌道溝６７ｄのピッチ径φｄｉ，φｄｏの大小という簡単な設定により、スラスト玉軸受６７のボールスピンを原因とする動力伝達能力の低下を防止することができる。
【００７４】
（第一実施例）
第一実施例は請求項１に記載された発明に対応するトロイダル型無段変速機である。
【００７５】
構成を説明すると、図７は第一実施例におけるトロイダル型ＣＶＴのパワーローラ６３を示す拡大断面図で、スラスト玉軸受６７は、内輪軌道溝６７ｃの曲率半径ｒｉを、外輪軌道溝６７ｄの曲率半径ｒｏよりも小さくし、かつ、内輪軌道溝６７ｃのピッチ径φｄｉを、外輪軌道溝６７ｄのピッチ径φｄｏよりも小さくすることにより、内輪軌道溝６７ｃとボール６７ａのヘルツ接触面積を、外輪軌道溝６７ｄとボール６７ａのヘルツ接触面積よりも大きく設定している。なお、他の構成は第一参考例と同様であるので、説明を省略する。
【００７６】
作用を説明すると、基本的には第二参考例と同じであるが、内輪軌道溝６７ｃの曲率半径ｒｉを、外輪軌道溝６７ｄの曲率半径ｒｏよりも小さくしているため、内輪側のヘルツ接触面積が更に大きくなり、図８に示すように、第二参考例の内輪側スピンモーメントＭsiに比べて内輪側スピンモーメントＭsiが大きくなる。その結果、外輪側のスピンが小さい状態（自転軸角度γ１）と、内輪側のスピンが小さい状態（自転軸角度γ２）との動力損失の差が大きくなり、確実に内輪のスピンが小さい状態で運転することができる。
【００７７】
効果を説明すると、第一実施例にあっては、第一参考例の上記(1),(2)の効果に加え、大きなヘルツ接触面積の差により内輪スピンが小さい自転軸角度γ２の維持がより確実になり、スラスト玉軸受２７のボールスピンを原因とする動力伝達能力の低下を防止することができる。
【００７８】
（第三参考例）
第三参考例のトロイダル型無段変速機について説明する。
【００７９】
構成を説明すると、図９は第三参考例におけるトロイダル型ＣＶＴのパワーローラ６３を示す拡大断面図で、スラスト玉軸受６７は、内輪軌道溝６７ｃの曲率半径ｒｉ'を、第一参考例の内輪軌道溝６７ｃの曲率半径ｒｉよりも小さくし、外輪軌道溝６７ｄの曲率半径ｒｏは第一参考例と同じにすることで、内輪軌道溝６７ｃとボール６７ａのヘルツ接触面積を、外輪軌道溝６７ｄとボール６７ａのヘルツ接触面積よりも大きく設定している。なお、他の構成は第一参考例と同様であるので、説明を省略する。
【００８０】
作用を説明すると、内輪側スピンモーメントＭsiが第一参考例よりも更に大きくなるため、図１０に示すように、内外輪のスピンモーメントＭsi，Ｍsoが釣り合う自転軸角度γ２は、内輪側スピンモーメントＭsiが小さい側の１点だけになるため、確実に内輪のスピンが小さい状態で運転することができる。
【００８１】
効果を説明すると、第三参考例にあっては、第一参考例の上記(1),(2)の効果に加え、大きなヘルツ接触面積の差により内輪スピンが小さい自転軸角度γ２が運転状態にかかわらず確実に維持され、スラスト玉軸受２７のボールスピンを原因とする動力伝達能力の低下を防止することができる。
【００８２】
（第四参考例）第四参考例のトロイダル型無段変速機について説明する。
【００８３】
構成を説明すると、図１１は第四参考例におけるトロイダル型ＣＶＴのパワーローラ６３を示す拡大断面図で、スラスト玉軸受６７は、ボール６７ａに貫通軸６７ｅを圧入し、貫通軸６７ｅの両端部を保持器６７ｂに設けた支持穴６７ｆに挿入することで、ボール６７ａの自転軸規制手段としている。そして、自転軸規制手段により、ボール６７ａの自転軸角度γが、内輪側のスピンが外輪側のスピンに比べて小さくなる自転軸角度γ２に設定される。
【００８４】
作用を説明すると、ボール６７ａの自転軸が、貫通軸６７ｅにより内輪側のスピンが外輪側のスピンに比べて小さくなる自転軸角度γ２に固定される。
【００８５】
効果を説明すると、第四参考例にあっては、あらゆる運転状態で確実に内輪軌道溝での発熱を小さく抑えるという作用により、スラスト玉軸受６７のボールスピンを原因とする動力伝達能力の低下を防止することができる。
【００８６】
（第五参考例）
第五参考例のトロイダル型無段変速機について説明する。
【００８７】
構成を説明すると、図１２は第五参考例におけるトロイダル型ＣＶＴのパワーローラ６３を示す拡大断面図で、スラスト玉軸受６７は、ボール６７ａに互いに平行な平面部６７ｇ，６７ｇを形成し、保持器６７ｂに平面部６７ｇ，６７ｇに対向する案内面６７ｈ，６７ｈを形成することで、ボール６７ａの自転軸規制手段としている。そして、自転軸規制手段により、ボール６７ａの自転軸角度γが、内輪側のスピンが外輪側のスピンに比べて小さくなる自転軸角度γ２に設定される。
【００８８】
作用を説明すると、保持器６７ｂの案内面６７ｈ，６７ｈによりボール６７ａの平面部６７ｇ，６７ｇの位置を変えないままでボール６７ａを転動案内する作用により、ボール６７ａの自転軸が、内輪側のスピンが外輪側のスピンに比べて小さくなる自転軸角度γ２に固定される。
【００８９】
効果を説明すると、第五参考例にあっては、あらゆる運転状態で確実に内輪軌道溝での発熱を小さく抑えるという作用により、スラスト玉軸受６７のボールスピンを原因とする動力伝達能力の低下を防止することができる。
【００９０】
以上、第一実施例及び第一参考例〜第五参考例について説明してきたが、ボールの自転軸角度γが、ボールと内輪軌道溝との内輪側スピンモーメントＭsiと、ボールと外輪軌道溝との外輪側スピンモーメントＭsoとの釣り合いにより決定されることを認識した上で、ボールの自転軸角度γを、内輪側のスピンが外輪側のスピンに比べて小さくなる角度γ２に設定するものであれば、第一実施例以外の手法により自転軸角度を設定するものも本発明に含まれる。
【００９１】
また、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】第一参考例のトロイダル型無段変速機を示すスケルトン図である。
【図２】第一参考例のトロイダル型無段変速機の変速制御系を示す図である。
【図３】第一参考例におけるトロイダル型無段変速機のパワーローラを示す拡大断面図である。
【図４】第一参考例におけるスラスト玉軸受で自転軸角度を横軸にとった場合の内外輪スピンモーメント特性及び動力損失特性を示す図である。
【図５】第二参考例におけるトロイダル型無段変速機のパワーローラを示す拡大断面図である。
【図６】第二参考例におけるスラスト玉軸受で自転軸角度を横軸にとった場合の内外輪スピンモーメント特性及び動力損失特性を示す図である。
【図７】第一実施例におけるトロイダル型無段変速機のパワーローラを示す拡大断面図である。
【図８】第一実施例におけるスラスト玉軸受で自転軸角度を横軸にとった場合の内外輪スピンモーメント特性を示す図である。
【図９】第三参考例におけるトロイダル型無段変速機のパワーローラを示す拡大断面図である。
【図１０】第三参考例におけるスラスト玉軸受で自転軸角度を横軸にとった場合の内外輪スピンモーメント特性を示す図である。
【図１１】第四参考例におけるトロイダル型無段変速機のパワーローラを示す拡大断面図である。
【図１２】第五参考例におけるトロイダル型無段変速機のパワーローラを示す拡大断面図である。
【図１３】従来例におけるトロイダル型無段変速機のパワーローラを示す拡大断面図である。
【図１４】従来例におけるパワーローラのスラスト玉軸受でボールの自転軸角度による内輪スピンと外輪スピンの変化を示す図である。
【図１５】従来のスラスト玉軸受で自転軸角度を横軸にとった場合の内外輪スピンモーメント特性、内外輪スピン角速度特性及び動力損失特性を示す図である。
【図１６】従来のパワーローラの内輪温度と外輪温度の変化を示す温度特性図である。
【図１７】従来のパワーローラにおいてスラスト玉軸受でのボールスピンにより内輪及び油膜の温度が上昇する場合の温度伝達メカニズムを示す図である。
【図１】
0003775204.tif 000002
【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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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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