JPS6372966A - Continuously variable transmission device - Google Patents
Continuously variable transmission deviceInfo
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Abstract
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
この発明は、ンｂカ装置一般に利用できる、歯車手段を
用いた無段変速装置に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION [Field of Industrial Application] The present invention relates to a continuously variable transmission device using gear means, which can be used in engine drive devices in general.
無段変速装置において、入出力角速度比が０１云い替え
れば減速北回の状態を含めた連続町変速機能を持つこと
は、動力走行車への用途などを対象に、伝達動カ一定で
角速度−軸トルク特性のｄ想制御を行う基礎要件であシ
、非常に没重な技術であるが、従来公知の無段変速装置
には、簡易な構造で、かつ、安定してこの機能を備えて
いるものが少ない。摩擦伝導方式による無段変速装置と
して公知なＶベルト式のブーり径可変、あるいは、円錐
転動子式の転動点半径比町変の思想にもとづくものでは
、接触点をスピン状態（きりもみ状態）に置いて直接的
に勾の減速比をつくることは機構原理上では可能である
。しかしながら、このスピン状態又はそれに近い状態で
安定使用が可能なるよう装置として、耐久性を維持する
ことが困難であり、上記方法は実用上ではほとんど不可
能である。一方、歯車式による無段変速装置では、直接
的に凶の減速比を得ること自体が機構原理的に不可能で
ある。Continuously variable transmissions have a continuous speed change function that includes deceleration and deceleration if the input/output angular velocity ratio is 0.1, which means that the angular velocity is constant and the transmission force is constant. Although this is a basic requirement for virtual control of shaft torque characteristics and is a very complex technology, conventional continuously variable transmissions have a simple structure and are capable of stably providing this function. There are few. Continuously variable transmissions based on the friction conduction system, known as V-belt type variable boob diameter or conical rotor type based on the idea of changing the rolling point radius, have the contact point in a spinning state (kirimomi). It is possible in principle of the mechanism to directly create a gradient reduction ratio based on the condition (state). However, it is difficult to maintain the durability of the device so that it can be stably used in this spin state or a state close to it, and the above method is almost impossible in practice. On the other hand, in a gear-type continuously variable transmission, it is impossible to directly obtain an extremely low reduction ratio due to the mechanism principle.
ところで、摩擦式、歯車式のどちらに限ることなく上記
のように直接的方法の他にも、入出力角速度比を０にす
る方法として、遊星機構の応用が有効なことが公知であ
る。一般に遊Ｍ機構を応用した装置では、太陽軸（又は
中心軸）、キャリア軸（遊星軸が公転する軸）、スペー
ス軸（内歯歯車又は転勤外輪の回転軸）のそれぞれの間
で、人。Incidentally, in addition to the above-mentioned direct method, which is not limited to either the friction type or the gear type, it is known that the application of a planetary mechanism is effective as a method for reducing the input/output angular velocity ratio to 0. In general, in a device to which the floating M mechanism is applied, a person is moved between each of the sun axis (or central axis), carrier axis (the axis around which the planetary axis revolves), and space axis (the rotation axis of the internal gear or transfer outer ring).
出力軸及び静止軸を選び替えると、変運此のモードが変
わることが知られている。特に、入出力角速度比が１で
あるときには、元の入力軸を静止させ元の静止箱体を入
力軸に置き換えると、元の出力軸への減速比は凶となる
。したがって、仮に入出力角速度比可変範囲１〜１．３
３Ｚの特性を持つ装置があシ、上記のように入力軸の置
き換えが可能であれば、入出力角速度比可変範囲０〜０
．３３３の特性を持つ装ａ４Ｃ変換できるはずである。It is known that by changing the output shaft and the stationary shaft, this mode of change can be changed. In particular, when the input/output angular velocity ratio is 1, if the original input shaft is made stationary and the original stationary box is replaced with the input shaft, the reduction ratio to the original output shaft becomes poor. Therefore, hypothetically, the input/output angular velocity ratio variable range is 1 to 1.3.
If there is a device with 3Z characteristics and the input shaft can be replaced as described above, the input/output angular velocity ratio variable range is 0 to 0.
．． A4C conversion should be possible for devices with the characteristics of 333.
上記のことは一般に良く知られているにもかかわらず、
従来公知の無段変速装置には、上記後者の方法によって
も、実用的に入出力角速度比０を達成させているものも
少い。それは従来の無段変速装置の構成上の理由による
ものと考えられる。Although the above is generally well known,
Few conventionally known continuously variable transmissions can practically achieve an input/output angular velocity ratio of 0 even by the latter method. This is thought to be due to the structure of the conventional continuously variable transmission.
従来の無段変速装置の角速度比の可変制御は、機構分類
上の間接制御に属している。この間接制御の端的な定義
は、装置のメイン機能（回転動力伝達）とサブ機能（角
速度比可変）との動力学的な作用（機能を達成する機構
に働く力又は回転力の方向と変位又は角変位の方向）が
共通していないことである。例えば、Ｖベルト式のプー
リ径可変機構は、動力伝達トルクの作用想定平面と垂直
な方向にプーリ押付力を働かせる必要があシ、動力伝達
方向にプーリが角変位するメイン運動平面と異る方向へ
サブ機能のだめの変位をさせている０このような間接制
御に属するものは、変速のための機構が複雑であり、か
つ、これら変速のための機構が静止箱体に取付けられて
いるため、上記遊、 足機構を応用する上で不都合であ
るという問題点があった。また、従来の無段変速装置の
角速度比の可変制御はほとんどのものが外部制御である
０すなわち、制御のためのセンサ、アクチェータを備え
、一体又は別体のコントローラを備え、電気的又は機械
的な信号を扱ってシステム制御を行っていみ、この上う
々構成本体部分を、回転させて用いることは難題であっ
た。Variable control of the angular velocity ratio of conventional continuously variable transmissions belongs to indirect control in terms of mechanism classification. A simple definition of indirect control is the dynamic action (direction and displacement of the force or rotational force acting on the mechanism that achieves the function) between the main function (rotary power transmission) and sub-function (variable angular velocity ratio) of the device. direction of angular displacement) are not common. For example, in a V-belt type pulley diameter variable mechanism, it is necessary to apply the pulley pressing force in a direction perpendicular to the expected plane of action of power transmission torque, which is different from the main movement plane in which the pulley angularly displaces in the power transmission direction. This kind of indirect control has complicated gear shifting mechanisms, and these gear shifting mechanisms are attached to a stationary box. There was a problem that it was inconvenient to apply the above-mentioned play and foot mechanism. In addition, most of the variable control of the angular velocity ratio of conventional continuously variable transmissions is external control. We attempted to control the system by handling various signals, and it was a challenge to use the main body of the system by rotating it.
この発明は、このような問題点を解決するためになされ
たもので、歯車装置による無段変速が高い伝達効率で得
られ、出力軸の負荷トルクによって入出力軸角度の制御
が、内蔵の自動制御機能によシ直接なされる無段変速装
置を得ることを目的としている。This invention was made to solve these problems, and it is possible to achieve continuously variable speed using a gear device with high transmission efficiency, and to control the input and output shaft angles by the load torque of the output shaft using a built-in automatic system. The objective is to obtain a continuously variable transmission that is directly controlled by the control function.
この発明による無段変速装置は、入出力角速度比０の状
態を安定して角速度比の連続可変範囲にとり入れるため
に、遊星機前の応用により角速度比モードを変換する方
法が用いられている。そのためには、従来装置における
上記二つの主なる問題点について、それぞれ次のような
手段を講じて解消させている。The continuously variable transmission according to the present invention uses a method of converting the angular velocity ratio mode by application before the planetary plane in order to stably bring the input/output angular velocity ratio of 0 into the continuously variable range of the angular velocity ratio. To this end, the following measures have been taken to solve the two main problems of the conventional apparatus.
その−は、角速度比の可変制御に機構分類上の直接制御
に属する方法が用いられていることである。この発明装
置における角速度比可変機構は、動力伝達メイン機能の
作用上必然的に生じる伝達トルクを直接に受けて作動す
る。また、この角速度比町変機！作動時の機構内の主な
変位は、動力伝達メイン機能と共通する入力及び出力軸
と同心でのフレームの回動である。The disadvantage is that a method belonging to direct control in terms of mechanism classification is used for variable control of the angular velocity ratio. The variable angular velocity ratio mechanism in the device of this invention operates by directly receiving the transmission torque that inevitably occurs due to the operation of the main power transmission function. Also, this angular velocity ratio town transformation! The main displacement within the mechanism during operation is the rotation of the frame concentric with the input and output shafts, which is common with the main power transmission function.
その二は、角速度比の可変制御を内部制御で行っている
ことである。この発明装置では、一般の装置と全く同様
に設置のために外箱を固定する他には、メイン機能達成
上必然の入力軸と出力軸が備わっているのみで、ある種
の従来装置に備わっている制御のための外部接続端など
は一切設けられていない。これは、内部自動制御機構を
完全内蔵していることを意味すると共に、入力軸、出力
軸、固定軸の間で、入力軸、出力軸の選択変換の自由度
が意図的に高められていることを意味する。Second, variable control of the angular velocity ratio is performed by internal control. In addition to fixing the outer box for installation in exactly the same way as a general device, the device of this invention is only equipped with an input shaft and an output shaft that are necessary to achieve the main function, unlike some conventional devices. There are no external connection terminals for control. This means that the internal automatic control mechanism is fully built-in, and the degree of freedom in selecting and converting the input axis, output axis, and fixed axis is intentionally increased. It means that.
この発明装置の入力軸に回転動力を与えると、出力軸に
、外部に出力可能な回転動力が現われる。When rotational power is applied to the input shaft of this inventive device, rotational power that can be output to the outside appears at the output shaft.
その回転速度は、この出力軸の負荷トルクに応じて自動
制御される入出力軸角速度比特性に従って定まり、負荷
トルクが変動すれば連続無段階な変化値として現われる
。しかも、この装置には、入力軸の角速度如何てかかわ
らず、出力軸角速度が０となる状悲が自動制御範囲に含
まれていて、負荷トルクが、あらかじめ設定された出力
トルク限度値になったとき、及びその値を越えていると
きは、出力軸は回転せず、自動的に動力伝達は停止する
という作用も備わっている。The rotational speed is determined according to the input/output shaft angular velocity ratio characteristic that is automatically controlled according to the load torque of the output shaft, and if the load torque fluctuates, it appears as a continuously variable value. Moreover, this device includes a situation in which the output shaft angular velocity becomes 0 regardless of the input shaft angular velocity, and the load torque reaches the preset output torque limit value. When this value is exceeded, the output shaft does not rotate and power transmission automatically stops.
第１図（ａ） Ｉ （ｂ）及び第２図（ａ） ｅ □図
は、この発明による無段変速装置の一実施例を、それぞ
れ異る断面で示した正面Ｆｒ面図及び側面断面図である
０図において、１はベースなど固定部に固定された外箱
、２及び３は外箱１に保持された軸受、５は外箱１に固
着され常時静止している入力中心歯車、１０Ｆｉ一端側
が軸受２に回転自在に支持された入力軸、２０はこの入
力軸１０に両端部が固着され一体に回転される入力フレ
ームで、一対の軸受２２を保持しており、両端一対の第
１０回動規制穴２４が設けられている。２５は両端が入
力フレーム２０に固着されたｆｓｌのばねかけピン、３
０は軸受２２゜２２に回転自在に支持されていた入力遊
星軸で、入力非円形遊星歯型３１ａ 、 ３１ｂを固着
している。３５は入力遊星軸３０に固着され、入力中心
歯車５とか、み合う入力遊星歯車、４０は一対の軸受４
１を介し入力軸１０に回動可能に支持された出力フレー
ムで、一対の軸受４２を保持しておシ、両端一対の第２
の回動規制穴４４が設けられている。４５は出力フレー
ム４０に両端側が固着された第２のばねかけピン、第２
０回動規制穴４４には、第１のばねかけピン２５がｉＩ
！ｌすれており、第２のばねかけピン４５はその両端部
が第１の回動規制穴２４に挿入されているｏ５０は一対
の捩り弾性部材で、との一実施例では渦巻ばねを用いて
おり、？ｌＺ１のばねかけピン２５と第２のばねかけピ
ン４５との間にそれぞれ装着され、入力軸ユ０を中心と
する捩り弾性トルクを、入力フレーム２０と出力フレー
ム４０との間に作用させている。６０は軸受４２，４２
によシ回転ｒ」在に支持されてた出力遊星軸で、出力非
円形遊星歯車６１ａ及びＱｂを、それぞれ一方向クラッ
チ機能付軸受６７を介して支持しておシ、軸端には出力
遊星歯車６５が固着されている０７０は一端側が軸受３
を介し回転自在に支持されている出力軸で、一端に軸受
７１を保持している。この軸受７１によシ入力ａ１ｏの
一姶を支持している。７５は出力軸７０ Ｋ固着された
出力中心歯車で、出力遊Ｍ、ｍ本６５とかみ合っている
。Figures 1 (a) I (b) and 2 (a) e □ are a front Fr side view and a side sectional view respectively showing an embodiment of the continuously variable transmission according to the present invention in different cross sections. In Figure 0, 1 is an outer box fixed to a fixed part such as a base, 2 and 3 are bearings held in the outer box 1, 5 is an input center gear fixed to the outer box 1 and always stationary, and 10Fi One end of the input shaft is rotatably supported by a bearing 2, and 20 is an input frame whose both ends are fixed to the input shaft 10 and rotated together, holding a pair of bearings 22. A rotation regulation hole 24 is provided. 25 is an fsl spring pin whose both ends are fixed to the input frame 20;
0 is an input planetary shaft rotatably supported by bearings 22.degree. 22, to which input non-circular planetary tooth shapes 31a and 31b are fixed. 35 is fixed to the input planetary shaft 30 and is connected to the input center gear 5 or the input planetary gear that meshes with the input planetary gear; 40 is a pair of bearings 4;
The output frame is rotatably supported on the input shaft 10 via the input shaft 10, and holds the pair of bearings 42.
A rotation regulating hole 44 is provided. 45 is a second spring pin whose both ends are fixed to the output frame 40;
The first spring pin 25 is inserted into the zero rotation regulation hole 44.
! The second spring pin 45 has its both ends inserted into the first rotation regulating hole 24. o50 is a pair of torsionally elastic members, and in one embodiment, a spiral spring is used. Ori? They are respectively installed between the spring-loaded pin 25 and the second spring-loaded pin 45 of lZ1, and apply torsional elastic torque centered on the input shaft unit 0 between the input frame 20 and the output frame 40. . 60 is the bearing 42, 42
The output non-circular planetary gears 61a and Qb are supported by the output planetary shaft which is currently supported during rotation, and the output planetary gears 61a and Qb are supported via bearings 67 with a one-way clutch function, respectively. One end of 070 to which the gear 65 is fixed is the bearing 3.
The output shaft is rotatably supported through the output shaft, and holds a bearing 71 at one end. This bearing 71 supports one of the inputs a1o. Reference numeral 75 denotes an output center gear fixed to the output shaft 70K, which meshes with the output play M and m pieces 65.
１１ａ及び１１１３はそれぞれ軸受１６を介して入力軸
１０に回転自在に支持された非円形中心歯車で、入力非
円形遊星歯車３１ａ及び３１’ｔ）にかみ合い、かつ、
出力非円形遊星歯！１６１ａ及び６１ｂにそれぞれかみ
合っている。11a and 1113 are non-circular central gears rotatably supported by the input shaft 10 via bearings 16, respectively, and mesh with the input non-circular planetary gears 31a and 31't), and
Output non-circular planetary teeth! 161a and 61b, respectively.
第１図では、入力軸１０を支点軸として、入力フレーム
２０と出力フレーム４０とが相対的に回動できる構造で
あることが示されている。この実施例では、図中αで示
しである回動角がＯから０．４１３πラジアンまで変化
する範囲で回動可能としている。上記両フレーム２０及
び４０は、これらの間に捩り弾性部材５ｏによる以外に
は、外部回動トルクが作用していない状態では、第：１
のばねかけビン２５ＩＣ第２の回動規制穴４４の一方の
端部が押しつけられた位［ｒｔをとシ、α＝βｃｎｌｎ
である状態を保つようにされている。この状態では第２
のはねかけビン４５も第１の回動規制穴２４の一方に押
しつけられた位置をとっていて、両フレーム２０及び４
゜の回動関係位置が、α＝β１ｍＩｎとなるよう規制し
ている。上記角度αが１ｍ Ｉ ｎより小さい値となる
のは、捩り弾性部材５０による凋シ弾性トルクに抗する
何らかの外部回動トルクが入力フレーム２０と出力フレ
ーム４０との間て作用するときであって、その外部回動
トルクと上記板り弾性部材５ｏに与えであるトルク特性
とによって、回動角αは変化する。外部回動トルクが、
’！９弾性部材５ｏの捩シ弾性トルクの全小値よシ大で
その量大値よシ小なるときは、βｍｌａ＞α〉０なる回
動角となり、外部回動トルクが、捩り弾性部材５０の捩
り弾性トルクの最大値を越えるときは、第１のばねかけ
ビン２５に第２０回動規制穴４４の他の一方の端部が押
しつけられる位置まで回動して、α＝０である状態とな
るようにされている。この状態ではｔ４２のばねかけビ
ン４５も第１の回動規制穴２４の他の一方の端部に押し
つけられる位ｉｔで回動していて、やはり上記回動関係
位置がα＝０となるよう規制している。FIG. 1 shows a structure in which the input frame 20 and the output frame 40 can rotate relative to each other using the input shaft 10 as a fulcrum axis. In this embodiment, rotation is possible within a range where the rotation angle indicated by α in the figure varies from O to 0.413π radian. Both frames 20 and 40 are in a state where no external rotational torque is acting between them except by the torsionally elastic member 5o.
Press the spring-loaded pin 25IC to the point where one end of the second rotation regulating hole 44 is pressed [rt, α=βcnln
It is designed to maintain a certain state. In this state, the second
The splash bottle 45 is also pressed against one of the first rotation regulating holes 24, and both frames 20 and 4
The rotational position of ° is regulated so that α=β1 mIn. The angle α takes a value smaller than 1 m I n when some external rotational torque that resists the elastic torque of the torsionally elastic member 50 acts between the input frame 20 and the output frame 40. The rotation angle α changes depending on the external rotation torque and the torque characteristics given to the plate elastic member 5o. The external rotation torque is
'! 9. When the total small value of the torsion elastic torque of the elastic member 5o is larger than the total value and the amount is smaller than the large value, the rotation angle becomes βmla>α>0, and the external rotation torque of the torsion elastic member 50 When the maximum value of the torsional elastic torque is exceeded, the other end of the 20th rotation regulating hole 44 is rotated to a position where the other end of the 20th rotation regulating hole 44 is pressed against the first spring pin 25, and a state where α=0 is achieved. It is meant to be. In this state, the spring-loaded pin 45 at t42 is also rotated to the extent that it is pressed against the other end of the first rotation regulating hole 24, so that the rotational position is also α=0. It is regulated.
このように結成された装＠において、入力非円形遊星歯
車３１ａ 、 ３１ｂ及び出力非円形遊星歯車６１ａ。In the system formed in this way, the input non-circular planetary gears 31a, 31b and the output non-circular planetary gear 61a.
６１１）は、非円形歯形仕様に関しては、ナベてが同一
である。まだ、非円形中心歯車１１ａと１１ｂとの非円
形歯形仕様は同一で、上記各非円形遊星歯車とは別であ
る。したがって、この装置には都合２種類の非円形歯形
を持つ歯車をかみ合わせた非円形歯車対が用いられてい
る。611) has the same pane for non-circular tooth profile specifications. However, the non-circular tooth profile specifications of the non-circular central gears 11a and 11b are the same and are different from each of the above-mentioned non-circular planetary gears. Therefore, this device uses a pair of non-circular gears that are meshed with gears having two types of non-circular tooth profiles.
第３図及び第４図では、上記非円形歯車対の一組を取り
上けて説明している。図には、非円形中心歯車１１ａと
、入力非円形遊星歯車３１ａとを示しているが、それぞ
れは上記２種類ある中の各同一仕様歯車を代表している
。この非円形歯車対は、例えは特願昭６０−１０５５２
４号、あるいは、％側昭６０−２７０５４０号に示され
た非円形歯車の特徴を備えているもので、非円形中心歯
車１１ａの角速度ωｌに対する入力非円形遊星歯車３１
ａの角速度ω２の比率の絶対値１ω２／ω１１ には、
第５図に示したグラフのように、非円形中心台車の角変
位θの所定の範Ｈにおいて、この角変位θに関する指数
関数的な変化特性が与えられている。この変化特性Ｆ（
θ）は次のような指数Ｅｌ数式で定まるようになってい
る。In FIG. 3 and FIG. 4, one set of the non-circular gear pair is taken up and explained. The figure shows the non-circular central gear 11a and the input non-circular planetary gear 31a, which each represent gears with the same specification among the two types mentioned above. This non-circular gear pair is, for example,
No. 4 or No. 60-270540, which has the characteristics of the non-circular gear shown in No. 60-270540.
The absolute value of the ratio of the angular velocity ω2 of a, 1ω2/ω11, is
As shown in the graph shown in FIG. 5, in a predetermined range H of the angular displacement θ of the non-circular central truck, an exponential change characteristic is given to the angular displacement θ. This change characteristic F(
θ) is determined by the following index El formula.
Ｆ（θ）＝１ω２／ω１１ ＝ｅ−に°θ・Ｆ（０）こ
こで、Ｆ（０）は基準角運度比、Ｋは常に正値を与える
角速度変調係数で共に装置の設計上で任意に選び得る値
である。ちなみＫＳ？Ｘ３図ないし第５図の実施例では
、角変位θの範囲０〜πラジアン。F(θ) = 1ω2/ω11 = e− to °θ・F(0) Here, F(0) is the reference angular movement ratio, and K is the angular velocity modulation coefficient that always gives a positive value, both of which are considered in the design of the equipment. This is a value that can be chosen arbitrarily. Chinami KS? In the embodiments of FIGS. X3 to 5, the angular displacement θ ranges from 0 to π radians.
Ｆ （０） ＝ １．３８６ 、 Ｋ＝ ０．２２０６
ラジアンテある。式中のθは自然対数の底である。F (0) = 1.386, K = 0.2206
There is radiante. θ in the formula is the base of natural logarithm.
なお、第３図の各非円形歯車は、例えば部分的に図示さ
れているような、インボリュート歯形が全周に刻み込ま
れているのでおるが、かみ合った歯車の角速度、るるい
は、伝達トルクなどの関係は、かみ合いピッチ曲線によ
って支障なく説明できるため、第３図及びその他の図に
ついても歯形の図示の一部、又は全部を省略し、かみ合
いピッチ曲想のみで示している。Each of the non-circular gears in Fig. 3 has an involute tooth profile carved all over its circumference, for example, as partially shown in the diagram. Since the relationship can be easily explained using the meshing pitch curve, part or all of the tooth profile is omitted in FIG. 3 and other figures as well, and only the meshing pitch curve is shown.
つづいて、上記のような非円形歯車対の角速度比の特徴
から導くことができる独特の角速度変調作用を説明する
。第６図及び第７図は、第１図と第２図で示した実施例
装聞における角速度変調作用をなす要素機構の正面図及
び側面断面図である。Next, the unique angular velocity modulation effect that can be derived from the characteristics of the angular velocity ratio of the non-circular gear pair as described above will be explained. 6 and 7 are a front view and a side sectional view of the element mechanism that performs the angular velocity modulation effect in the embodiment shown in FIGS. 1 and 2. FIG.
これらの図では、すでに第３図ないし第５図で説明した
非円形歯車対に出力非円形遊星歯車６１ａを加えた関係
を示している。ここで、非円形中心歯車１１ａと入力非
円形遊星歯車３１ａとがかみ合ってなる歯車対を第１次
角速度変調手段と呼び、非円形中心歯車１１ａと出力非
円形遊星歯車６１ａとがかみ合ってなる歯車対を第２次
角速度変調手段と呼ぶことにする。第１次角速度変調手
段は、非円形中心歯車１１ａの角速度ωｌに対する入力
非円形遊星歯車３１ａを固着させた入力遊Ｅ軸３０の角
速度ω２の比率を定める手段であり、この比率を第１次
自速度比と呼ぶととくする。第２次金運度変訓手段は、
上記角速度ω！に対する出力非円形遊星歯車６１ａが一
方向クラッチ機能付軸受６７を介して直結駆動する出力
遊星軸６０の角速度ω３の比率を定める手段であ夛、こ
の比率を第２次自速度比と呼ぶことにする。第１次角速
度変調手段が、上記第３図カいし第５図で説明したもの
であると同様にＳ第２次角速度変調手段も単独では第３
図ないし第５図での説明が適用できる。しかしながら、
ここで注目すべきは第６図に示すように１入力軸１０の
位置を基準にして、入力遊星ｉ１３．ｌ］ ３０の位［
Ｃ対して出力遊星＠６０が中心角π−αラジアンの位置
に配置されていることがある。出力非円形遊星歯車６１
ａは非円形中心歯車１１ａの周囲で、この歯車１１ａと
のかみ合いが、中心角πラジアン毎に同じ関係に戻るた
め、π−αラジアンは実質−αラジアンの中心角を与え
たのと等価である。したがって、第１次角速度変調手段
が、非円形中心歯車１１ａの角変位θでかみ合い状態に
あるとき、第２次角速度変調手段は上記角変位θ−αで
のかみ合い状態となっているのである。このような状態
にあるため、第１次自速度比１ω２／ω１１がすでに説
明したと同様に、指数関数式ｅ−に°０・Ｆ（０）なる
値のとき、第２次自速度比１ω３／ω１１が、指数関数
式〇”（”）−Ｆ（０） ナル値になっている。この状
態において、入力遊星軸３０の角速度に対する出力遊星
軸６０の角速度の比率ω３／ω２は、上記第１次自重度
比に対する上記第２次自速度比の除算商として、角変位
θと基準角速度比Ｆ（０）とは消去され、上記係数にと
上記回動角αとのみてよる指数関数式ｅＫ゛なる値をと
るのである。上記最終式は、この発明による無段変速装
置に備えられた角速度変調作用をなす要素機構の特徴を
示している。この要素機構とは、１個の非円形中心歯車
と２個の非円形遊星歯車との組合わせで成る第６図及び
第７図で示したようが非円形歯車機構である。第１図及
び第２図による実施例Ｐ；置には、上記要素機構の２組
が用いられており、その第１組の要１Ａ機構は第６図、
第７図に示す５個の各非円形歯車１１ａ、３１ａ、６１
ａによるもので、その第２組の要素機構は非円形中心歯
車１１１）、入力非円形遊星歯！ｌ３１ｂ、出力非円形
遊星歯車６１１１の各非円形歯車によるものである。These figures show the relationship in which the output non-circular planetary gear 61a is added to the non-circular gear pair already explained in FIGS. 3 to 5. Here, a gear pair formed by meshing the non-circular center gear 11a and the input non-circular planetary gear 31a is called a primary angular velocity modulation means, and a gear formed by meshing the non-circular center gear 11a and the output non-circular planetary gear 61a. The pair will be referred to as secondary angular velocity modulation means. The primary angular velocity modulation means is a means for determining the ratio of the angular velocity ω2 of the input free E-shaft 30 to which the input non-circular planetary gear 31a is fixed to the angular velocity ωl of the non-circular central gear 11a. This is called the speed ratio. The second money luck change method is
The above angular velocity ω! This means determines the ratio of the angular velocity ω3 of the output planetary shaft 60 to which the output non-circular planetary gear 61a is directly coupled and driven via the one-way clutch function bearing 67, and this ratio will be referred to as the second self-speed ratio. do. Just as the primary angular velocity modulation means is explained in FIGS. 3-5 above, the S secondary angular velocity modulation means is also the
The explanations in FIGS. 5 through 5 are applicable. however,
What should be noted here is that, as shown in FIG. 6, the input planet i13. l] 30th place [
For C, the output planet @60 may be placed at a central angle of π-α radians. Output non-circular planetary gear 61
a is around the non-circular central gear 11a, and since the meshing with this gear 11a returns to the same relationship every central angle π radian, π-α radian is essentially equivalent to giving a central angle of −α radian. be. Therefore, when the first angular velocity modulation means is in mesh with the angular displacement θ of the non-circular central gear 11a, the second angular velocity modulation means is in the mesh state with the angular displacement θ-α. Because of this state, when the first self-speed ratio 1ω2/ω11 has a value of °0・F(0) in the exponential function equation e-, the second self-speed ratio 1ω3 /ω11 is the null value of the exponential function formula 〇”(”)−F(0). In this state, the ratio ω3/ω2 of the angular velocity of the output planetary shaft 60 to the angular velocity of the input planetary shaft 30 is calculated by dividing the angular displacement θ and the reference angular velocity by the division quotient of the second self-speed ratio against the first self-weight ratio. The ratio F(0) is eliminated, and a value of an exponential function eK' is obtained by considering the above coefficient and the rotation angle α. The above final equation shows the characteristics of the elemental mechanism that performs the angular velocity modulation action and is provided in the continuously variable transmission according to the present invention. This element mechanism is a non-circular gear mechanism as shown in FIGS. 6 and 7, which is a combination of one non-circular central gear and two non-circular planetary gears. In the embodiment P shown in FIGS. 1 and 2, two sets of the above-mentioned element mechanisms are used, and the main 1A mechanism of the first set is shown in FIG.
Each of the five non-circular gears 11a, 31a, 61 shown in FIG.
a, the second set of element mechanisms is a non-circular central gear 111), an input non-circular planetary tooth! 131b and the output non-circular planetary gear 6111.
第８図ないし第１０図は上記要素機構の角速度変調作用
特性を表わしたグラフである。第８図はα・＝０の状態
のもので、横軸θの値如何にかかわらず角速度比ω３／
ω２は常に１となっている。第９図はα＝（１／８）π
の状態のもので、角速度比ω３／ω２が、横軸θの値に
よって１をはさんだ高、低二つの一定値に分かれ、その
どちらかが現われることが示されている。その高値が上
記代数式、に−“で与えられる一定値である。低値は代
数式、に−（ａ−“）で与えられる。これも一定値であ
るが、この実施例では利用していない角速度比である。FIGS. 8 to 10 are graphs showing the angular velocity modulation action characteristics of the above-mentioned element mechanisms. Figure 8 shows the state where α・=0, and regardless of the value of the horizontal axis θ, the angular velocity ratio ω3/
ω2 is always 1. Figure 9 shows α=(1/8)π
In this state, the angular velocity ratio ω3/ω2 is divided into two constant values, high and low, with 1 in between, depending on the value of the horizontal axis θ, and it is shown that one of these values appears. The high value is a constant value given by -" in the above algebraic formula. The low value is given by -(a-") in the algebraic formula. Although this is also a constant value, it is an angular velocity ratio that is not used in this embodiment.
第１０Ｍはαが第９図より増加して（３／８）πになっ
た状態である。ω３／ω２の値がαの増加に相関して変
化していることと、その連続値をとるθの範囲も変化し
ていることが、第９図との対比で現われている。第１１
図はαを０からπまでπ／８間隔で変化させたときの角
速度比ω３／ω２の変化を表わしたものである０この発
明装置には、以上説明したように指数関数的な角速度変
調機能のある要素機構が備わっている。この要素機構の
複数組を組合せ、回動角αの値を手動または自動にかか
わらず６丁亥制御できる構造とし、角速度比の繰返し変
化パターンの中から特定値のみを選択して取出すだめの
一方向クラッチ機能を付加すれば、チ１段変連装Ａが構
成できる。第１図と第２図に示した実施例装置は、すな
わち、上記各付加手段が構じられた無段変速装置である
。この実施例装置において、すてて説明したように人力
フレーム２０と出力フレーム４０とが相対的に回動可能
な構造になっているのがαの可変制御手段である。この
手段は、上記第１組と第２組の複数の要素機構に共ａに
機能する。なお、上記両フレーム２０と４０との間に所
定の弾性特性を与えた捩シ弾性部材５０を設置し、回動
角αを自動制御する方式がとられている。10M is a state in which α has increased from FIG. 9 to (3/8)π. A comparison with FIG. 9 shows that the value of ω3/ω2 changes in correlation with the increase in α, and that the range of θ that takes continuous values also changes. 11th
The figure shows the change in the angular velocity ratio ω3/ω2 when α is varied from 0 to π at intervals of π/8. As explained above, this invention has an exponential angular velocity modulation function. It is equipped with a certain element mechanism. By combining multiple sets of these elemental mechanisms, we have created a structure in which the value of the rotation angle α can be controlled manually or automatically in six directions, and only a specific value can be selected and extracted from the pattern of repeated changes in the angular velocity ratio. By adding a clutch function, a 1-stage transmission A can be constructed. The embodiment shown in FIGS. 1 and 2 is a continuously variable transmission equipped with each of the additional means described above. In this embodiment, the variable control means for α has a structure in which the human power frame 20 and the output frame 40 can rotate relative to each other, as described above. This means functions in both the first set and the second set of element mechanisms. Note that a torsionally elastic member 50 having predetermined elastic properties is installed between the frames 20 and 40 to automatically control the rotation angle α.
つぎに１人力遊星軸３０に固着されている第１組と第２
組の入力非円形遊星歯車３１ａと３１Ｊには、第１図（
、）に示すように、π／２ラジアンの回転位相角差が与
えられている。ここで、第１組の要素機構による角速度
比ω３／ω２の値を関数０１（θ）で表わし、第２組の
要素機構による角速度比ω３／ω２の値を関数０２（θ
）で表わすとき、Ｇ２（θ）＝Ｃ）１（θ＋β）なる関
係を保つようにしである。上式のβは入力遊星ｒＡ３゜
上での上記回転位相差角π／２ラジアンを、入力軸１０
上での非円形中心歯車１１ａと１１１）の回転位相差角
ＶＣ置き換えたもので、その値は入力軸１０の角変位θ
の関数で与えられる。第１図の実施例では、βの最小値
βｍｉｎが、０．４１５πラジアンで感る。第１２図は
上記第１．［、第２組の要素機構によるそれぞれの角速
度比ω３／ω２の値を、折れ線Ａ及びＢで示したグラフ
である。α≦βｍｌゎなる条件を満たす範囲では角速度
比ω３／ω２の値は、ｅＫ−“なる一定値部分を横軸θ
の値の全範囲にわたって連続させ得るのであるが、グラ
フはその条件内で、α＝（３／８）πの場合を例示して
いる。ヒのように、要素機構の複数組を組合せ使用する
ことで、角速度比ω３／ω２の一定値ｅＫ−ＩＸの連続
化が達成されている０上記複数の要素機構によって得ら
れる複数の角速度比の変化パターンの中から、特定値の
みを選択する手段は、一方向クラッチ機能で達成させる
。Next, the first set and the second set fixed to the human-powered planetary shaft 30 are
The set of input non-circular planetary gears 31a and 31J is shown in FIG.
, ), a rotational phase angle difference of π/2 radians is given. Here, the value of the angular velocity ratio ω3/ω2 due to the first set of element mechanisms is expressed by the function 01(θ), and the value of the angular velocity ratio ω3/ω2 due to the second set of element mechanisms is expressed by the function 02(θ).
), the relationship G2(θ)=C)1(θ+β) is maintained. β in the above equation is the rotational phase difference angle π/2 radian on the input planet rA3°, and the input shaft 10
The above rotational phase difference angle VC of the non-circular central gears 11a and 111) has been replaced, and its value is the angular displacement θ of the input shaft 10.
is given by the function of In the embodiment of FIG. 1, the minimum value βmin of β is felt as 0.415π radians. Figure 12 shows the above 1. [This is a graph in which the values of the angular velocity ratio ω3/ω2 of the second set of element mechanisms are shown by polygonal lines A and B. In the range that satisfies the condition α≦βmlゎ, the value of the angular velocity ratio ω3/ω2 is expressed as eK−“ on the horizontal axis θ.
can be made continuous over the entire range of values, but the graph exemplifies the case where α=(3/8)π within that condition. As shown in H, by using multiple sets of elemental mechanisms in combination, the continuous constant value eK-IX of the angular velocity ratio ω3/ω2 is achieved. A one-way clutch function is used to select only a specific value from among the change patterns.
第１図と第２図で、第１組と第２組の出力非円形遊星歯
車６１ａと６１１）に現われるω２基準の角速度比は、
第１２図の折れ線入及びＢである。この人とＢとが横軸
θの値によって異る値をとっているとき、どちらか一方
の角速度比による角速度のみを出力軸６０に伝達するよ
う一方面クラッチ機能付軸受６７が選択する。選択方向
の設定は、図示の回転方向において、出力非円形遊星歯
車５１ａ 、 ６１１）から出力遊星軸６０へ向っての
み回転動力を伝達するようになされているので、上記Ａ
とＢで示された角速度比の高い値のみを、出力遊星軸６
０の駆動に寄与させ、低い値は、一方向クラッチ機能付
軸受６７の空転で上記駆動には寄与しないようＫされて
いる。In FIGS. 1 and 2, the ω2-based angular velocity ratios appearing in the first and second sets of output non-circular planetary gears 61a and 611) are as follows:
This is the broken line and B in FIG. When this person and B have different values depending on the value of the horizontal axis θ, the one-sided clutch function bearing 67 selects to transmit only the angular velocity according to the angular velocity ratio of either one to the output shaft 60. The selection direction is set so that rotational power is transmitted only from the output non-circular planetary gears 51a, 611) to the output planetary shaft 60 in the illustrated rotational direction, so that
Only the high value of the angular velocity ratio indicated by and B is output to the output planetary shaft 6.
0 contributes to the drive, and a low value is set so that the one-way clutch function bearing 67 idles and does not contribute to the drive.
こむまでの説明は、入力遊星軸３０と出力遊星軸６０と
の間の角速度比ω３／ω２に関係する角速度変調作用を
主体にしたものであった。これは第１図と第２図装置に
訃いて、入力遊星歯車３５．入力中心歯車５及び、出力
遊星歯車６５゜出力中心歯ｆｉ７５を、とシあえず省い
た機構を想定し、入力遊星軸３０と出力遊星軸６０の自
転成分角速度のみを考えたものと云える。この段階で、
明らかＫなった上記ω３／ω２の特性グラフを第１３図
に示している。The explanation up to this point has mainly focused on the angular velocity modulation effect related to the angular velocity ratio ω3/ω2 between the input planetary shaft 30 and the output planetary shaft 60. 1 and 2, the input planetary gear 35. It can be said that a mechanism is assumed in which the input center gear 5, the output planetary gear 65°, and the output center teeth fi75 are omitted for the time being, and only the rotation component angular velocity of the input planetary shaft 30 and the output planetary shaft 60 is considered. At this stage,
FIG. 13 shows a characteristic graph of ω3/ω2, which clearly shows K.
回動角αの範囲Ｏから０．４：Ｌ５πラジアンにおいて
、入力遊星軸３０と出力遊星軸６０とが等角速度で回転
する状態（α＝０）から１３３３倍の角速度比が現われ
る状態（α＝ ０．４１！５πラジアン）まで、回動角
αの無段階中間設定値に対応して無段階の中間角速度比
が現われるのである。In the rotation angle α range O to 0.4:L5π radians, the input planetary shaft 30 and the output planetary shaft 60 rotate at a constant angular velocity (α=0) to a state in which an angular velocity ratio of 1333 times appears (α= 0.41!5π radians), a stepless intermediate angular velocity ratio appears corresponding to the stepless intermediate setting value of the rotation angle α.
第１図、第２図装置の入力軸１ｏと出力軸７０との角速
度の関係は、この装置が遊星歯箪磯構の一形式をとって
構成されているため、上記軍１３図の特性から変換して
求めることができる。すなわち、上記第１３図の特性は
、一般に１遊星歯車機構の回転速度計算手法として使わ
れるキャリア固定（この発明の実施例装置ではフレーム
固定）での角速度比なのである。第１図、第２図装置に
おいて、入力中心歯車５と入力遊星歯車３５との歯数比
及び出力中心歯車７５と出力遊星歯車６５との歯数比は
、任意に設定可能である。これらの歯数比は、無段変速
装置の入出力軸の回転速度比の絶対値を固定的に整合さ
せる手段として有効な意味を持ち、また、自動制御の特
性設定上で、伝達トルクと捩シ弾性部材５０の捩シ弾性
特性とに関係して定数的な影響を及ぼすのであるが、無
段変速装置が備える角速度可変機能の本質に影う浴する
ものではない。The relationship between the angular velocities between the input shaft 1o and the output shaft 70 of the device shown in FIGS. 1 and 2 is based on the characteristics shown in FIG. It can be calculated by converting. That is, the characteristic shown in FIG. 13 is the angular velocity ratio when the carrier is fixed (frame fixed in the embodiment of the present invention), which is generally used as a method for calculating the rotational speed of a single planetary gear mechanism. In the apparatuses shown in FIGS. 1 and 2, the ratio of the number of teeth between the input center gear 5 and the input planetary gear 35 and the ratio of the number of teeth between the output center gear 75 and the output planetary gear 65 can be set arbitrarily. These tooth number ratios have an effective meaning as a means of fixedly matching the absolute values of the rotational speed ratio of the input and output shafts of the continuously variable transmission, and are also useful when setting the characteristics of automatic control. Although this has a constant effect in relation to the torsional elastic properties of the elastic member 50, it does not affect the essence of the angular velocity variable function of the continuously variable transmission.
第２図の装置では、入力中心歯［５と入力遊星歯車３５
との歯数比はｌ：１で、出力中心歯車７５と出力遊星歯
車６５との歯数比も１：１である。入力軸角速度ω１に
対する出力角速度ω１の比率は、一般的な方法に準じて
作成した次の構成機素の角速度対比表から求められる。In the device shown in FIG. 2, the input center gear [5] and the input planetary gear 35
The ratio of the number of teeth between the output center gear 75 and the output planetary gear 65 is also 1:1. The ratio of the output angular velocity ω1 to the input shaft angular velocity ω1 is determined from the following angular velocity comparison table of the constituent elements prepared according to a general method.
構成各機素の自速に対比表
ωｌ ω６
すなわち、第１図、第２１の装置の入出力軸角速度比ω
Ｕ／町は、回動角αの関数として−（ｅＫ−α−１）な
る値に定まシ、第１４図のグラフに示したよ、うな特性
になる。横軸回動角αの０から０．４１５πラジアンの
範囲において、入力軸１０の角速度ω量が如何なる値で
あっても出力軸７０の角速度ω８は０である状態（α＝
０）から−０，３３３倍の角速度比が現われる状態（α
＝０．４１５πラジアン）の間で、連続無段階でωＵ／
ωムの値が定まるのである。Comparison table ωl ω6 for the own speed of each constituent element In other words, the input/output shaft angular velocity ratio ω of the device in Fig. 1 and No. 21
U/Town is determined to be -(eK-α-1) as a function of rotation angle α, and the characteristic is as shown in the graph of FIG. 14. In the range of horizontal axis rotation angle α from 0 to 0.415π radian, the angular velocity ω8 of the output shaft 70 is 0 regardless of the value of the angular velocity ω amount of the input shaft 10 (α=
0) to -0,333 times the angular velocity ratio (α
= 0.415π radians), ωU/
The value of ωm is determined.
第１図、第２図において、ω１は入力軸１０．入力フレ
ーム２０．出力フレーム４０．捩り弾性部材５０の角速
度、及び入力遊星軸３０．出力遊星軸６ｏの公転成分角
速度を示す。ω２は入力遊星軸３０．入力非円形遊星歯
車３１ａ、３１ｂ、入力遊星歯車３５の自転成分角速度
を示す。ω３は出力遊星軸６０．出力遊星歯車６５の自
転成分角速度を示す。ω１は出力軸７Ｑ。In FIGS. 1 and 2, ω1 is the input shaft 10. Input frame 20. Output frame 40. The angular velocity of the torsionally elastic member 50 and the input planetary shaft 30. The revolution component angular velocity of the output planetary shaft 6o is shown. ω2 is the input planetary shaft 30. The rotational component angular velocities of the input non-circular planetary gears 31a, 31b and the input planetary gear 35 are shown. ω3 is the output planetary shaft 60. The rotational component angular velocity of the output planetary gear 65 is shown. ω1 is the output shaft 7Q.
出力中心歯車７５の角速度を示す。また、Ｃは非円形中
心歯車１１ａ、ｌｌｂの自転成分の回転方向を示してい
る。The angular velocity of the output center gear 75 is shown. Further, C indicates the rotation direction of the rotational component of the non-circular central gears 11a and llb.
つぎに、回動角αが自動制御される作用を説明する。第
１５図は第２図（ａ）に示した装置が、原動装置の動力
を負荷装置に伝達している状態でのトルクの平衡に関す
る説明図である。８１は原動装置、８２は負荷装置、８
３は上記各装置を固定して設置している共通ベース、！
で示す直線は各装置の共通回転軸線、１畳及びτ。は共
通回転軸線ｌに関するこの発明装置の入力及び出力トル
ク、ｍ及びｎで示す閉曲線のそれぞれは、入力トルクτ
ｌに関して力学的平衡が保たれている径路及び出力トル
クτ。に関して力学的平衡が保たれている径路である。Next, the effect of automatically controlling the rotation angle α will be explained. FIG. 15 is an explanatory diagram regarding torque balance in a state where the device shown in FIG. 2(a) is transmitting the power of the prime mover to the load device. 81 is a driving device, 82 is a load device, 8
3 is a common base on which each of the above devices is fixedly installed!
The straight line shown is the common rotation axis of each device, 1 tatami and τ. are the input and output torques of the device of the invention with respect to the common axis of rotation l, and each of the closed curves denoted m and n is the input torque τ
The path and output torque τ that are in mechanical equilibrium with respect to l. It is a path in which mechanical equilibrium is maintained with respect to
原動装置８１は、入力軸１０をトルクτ１で駆動すると
き、これに均衡する反作用トルク−τｌを共通ベース８
３に与えている。この作用、反作用トルクは、入力フレ
ーム２０．入力遊星軸３０．入力遊星歯車３５゜入力中
心歯車５．外箱１を経由する閉曲線ｍの径路で平衡して
いる。一方、出力軸マ０は、負荷装置８２をトルクで、
で駆動するとき、これに均衡する反作用トルク−τ１を
出力中心歯車７５．出力遊星歯車６５．出力遊星軸６０
を経て出力フレリ４０に与えている。負荷装置８２に与
えたトルクτ１は、共通ベース８３から外箱１．入力中
心歯車５．入力遊星歯車３５．入力遊星軸３０を経て入
力フレーム２０に作用している。このように、入力と出
力の両フレーム２０と４０との間には、出力トルクτい
に相当する回動トルクが作用し、結果的には、これら両
フレーム間に意図的に装架されている捩シ弾性部材５０
の捩９弾性トルクが、τ植と均衡すること忙よって、閉
曲線ｎの径路での作用、反作用トルクが平衡する。回動
角αは、出力トルクτ工によって自動制御され、その値
は捩り弾性部材５０１Ｃ６らかじめ任意に与えておくこ
とができる捩り弾性トルクの特性にしたがって定まる。When driving the input shaft 10 with torque τ1, the prime mover 81 generates a reaction torque -τl that is balanced with the input shaft 10 on the common base 8.
It is given to 3. This action and reaction torque is generated by the input frame 20. Input planetary shaft 30. Input planetary gear 35° Input center gear 5. It is balanced on the path of a closed curve m passing through the outer box 1. On the other hand, the output shaft MA0 applies a torque to the load device 82,
When driven by the output center gear 75., the reaction torque -τ1 balanced against this is output by the central gear 75. Output planetary gear 65. Output planetary shaft 60
It is given to the output frequency 40 through the. The torque τ1 applied to the load device 82 is transmitted from the common base 83 to the outer box 1. Input center gear5. Input planetary gear 35. It acts on the input frame 20 via the input planetary shaft 30. In this way, a rotational torque corresponding to the output torque τ acts between both the input and output frames 20 and 40, and as a result, the frame is intentionally mounted between these two frames. Torsional elastic member 50
Since the elastic torque of the torsion 9 is balanced with τ, the action and reaction torques on the path of the closed curve n are balanced. The rotation angle α is automatically controlled by the output torque τ, and its value is determined according to the characteristics of the torsion elastic torque that can be arbitrarily given in advance to the torsion elastic member 501C6.
第１６図は捩り弾性部材５０に与えである捩り弾性トル
クの回動角αに関する変化特性の一実施例を示しだグラ
フである。FIG. 16 is a graph showing an example of the change characteristic of the torsion elastic torque applied to the torsion elastic member 50 with respect to the rotation angle α.
第１７図は第１４図と同じ入出力軸角速度比の特性グラ
フであるが、出力トルクの値による上記入出力軸角速度
比の自動制御特性を示している。これが、第１図、第２
図装置の無段変速機能を外部接続端である入力軸と出力
軸の動力学的作用で実際的に表わした特性曲線である。FIG. 17 is a characteristic graph of the input/output shaft angular velocity ratio, which is the same as FIG. 14, but shows the automatic control characteristic of the input/output shaft angular velocity ratio according to the output torque value. This is Figure 1 and Figure 2.
This is a characteristic curve that practically represents the continuously variable transmission function of the device in terms of the dynamic action of the input shaft and output shaft, which are external connection ends.
横軸出力トルクは、すなわち、この装置を用いて駆動す
る負荷装置の負荷トルクであυ、負荷トルクの刻々の変
動値に対応して連続無段階に入出力軸角速度比が制御さ
れることを示している。この負荷トルクがこの実施例で
３．５Ｋｇ−ｍ以上のところでは、入力軸の角速度ω量
の値如何にかかわらず出力軸の角速度ω１は０となるこ
とは、この発明装置において達成された特徴である。The horizontal axis output torque is the load torque of the load device driven using this device υ, and it is understood that the input/output shaft angular velocity ratio is continuously and steplessly controlled in response to the ever-changing value of the load torque. It shows. In this embodiment, when the load torque is 3.5 kg-m or more, the angular velocity ω1 of the output shaft becomes 0 regardless of the value of the angular velocity ω amount of the input shaft, which is a feature achieved in the device of the present invention. It is.
なお、上記実施例では捩り弾性部材５０の具体例として
渦巻ばねを示しているが、これは渦巻ばねに限定される
ものではなく、入力フレームと出力フレームに捩９弾性
トルクを与える他の弾性部材の単体又は弾性を与える構
成体などを用いてもよい。また上記実施例では捩り弾性
部材５０を２個用いているが、これは単数、複数いずれ
かく限定されるものではない。In the above embodiment, a spiral spring is shown as a specific example of the torsionally elastic member 50, but this is not limited to the spiral spring, and other elastic members that provide torsionally elastic torque to the input frame and the output frame may be used. A simple substance or a structure that provides elasticity may be used. Further, in the above embodiment, two torsionally elastic members 50 are used, but the number is not limited to either one or more.
さらに、上記実施例での入力フレーム２ｏ及び出力フレ
ーム４０の形状においても、入力遊星軸３゜又は出力遊
星軸６０を支持する機能をはじめ上記実施例の説明にあ
ると同様に機能するものでちれば、異る形状であっても
適用できるものである。Furthermore, the shapes of the input frame 2o and the output frame 40 in the above embodiment also function in the same manner as described in the above embodiment, including the function of supporting the input planetary shaft 3° or the output planetary shaft 60. If so, it can be applied even if the shape is different.
なおまた、入力フレーム２０と出力フレーム４゜の回動
角αｔ−規制するのに、上記実施例では第１゜第２の各
ばねかけビンと第１．第２の各回動規制穴を用いたが、
このような回動２部材の回動角を規制するだめの数多い
公知構造の中から別の構造を選択して用いてもよく、上
記一実施例と同様のく力果があげられる。Furthermore, in order to regulate the rotation angle αt of the input frame 20 and the output frame 4°, in the above embodiment, each of the first and second spring-loaded pins and the first and second spring-loaded pins are used. Although the second rotation restriction holes were used,
Another structure may be selected from among the many known structures for regulating the rotation angle of the two rotating members, and the same effect as in the above-mentioned embodiment can be obtained.
この発明による無段変速装置に用いる非円形歯車につい
て、上記実施例では第３図ないし第５図に示すものを用
いたが、多数の中の一例を示したにすぎない。この発明
の目的達成に有効な非円形歯車の形状には、例えば、特
願昭６１−１１３００５号による角速度変調作用を構成
し得るものなどもすべて含まれ、その基本的な形状要件
は、例えば特願昭６０−１０６５２４号及び特願昭６０
−２７５５４０号に示されているものが対象でアシ、こ
れらのすべてが有効である。Regarding the non-circular gears used in the continuously variable transmission according to the present invention, the gears shown in FIGS. 3 to 5 were used in the above embodiments, but this is only one example among many. The shapes of non-circular gears that are effective in achieving the object of the present invention include, for example, all shapes that can constitute the angular velocity modulation effect as described in Japanese Patent Application No. 113005/1982, and the basic shape requirements are, for example, Application No. 106524 and Patent Application No. 1983
-275540, all of which are valid.
以上のように、この発明によれば、出力軸の負荷トルク
によって入出力軸角速度を制御させる無段変速機構が歯
車装置によシ構成できる。この制御が、上記説明のよう
に、直接制御、かつ、内部制御であることから、簡易な
構造であシながら完全な機械的自動制御機能を備え、入
出力軸角速度比０なる制御状態を安定して作動させる機
能も備えさせた無段変速装置が提供できる。このように
、非摩擦式動力伝達の長所を活かした、また、自動制御
機能を内蔵した歯車式無段変速装置は高い伝達効率が得
られる効果がある。As described above, according to the present invention, a continuously variable transmission mechanism that controls the angular velocity of the input and output shafts based on the load torque of the output shaft can be constructed using a gear device. As explained above, this control is direct control and internal control, so although it has a simple structure, it has a complete mechanical automatic control function, and the control state where the input/output shaft angular velocity ratio is 0 can be stabilized. It is possible to provide a continuously variable transmission device that also has a function to operate the vehicle. In this way, a gear type continuously variable transmission device that takes advantage of the advantages of non-frictional power transmission and has an automatic control function has the effect of obtaining high transmission efficiency.
この発明を、特に自動車や各種工作機械に代表されるよ
うな回転速度が広範囲に変わる装置を駆動する分野に活
用すれば、変化回転速度に不適な原動機特質を持つ内燃
機関や電動機との合理的な整合を行って、省資源、省エ
ネルギに寄与できる効果がある。If this invention is applied particularly to the field of driving devices whose rotational speeds vary over a wide range, such as automobiles and various machine tools, it will be possible to rationally use internal combustion engines and electric motors that have prime mover characteristics that are unsuitable for varying rotational speeds. This has the effect of contributing to resource and energy conservation through consistent coordination.
第１図及び第２図はこの発明による無段変速装置の一実
施例を示し、第１図（、）は第２図（ａ）の１ａ−７ａ
ｌｊＪｆＣおける断面図、第１図（ｂ）は第２図（、）
の１ｂ−１ｂ線における断面図、第２図（ａ）は第１図
（ａ）の１ｌａ−Ｉａ＃における断面図、第２図（ｂ）
は第１図（ａ）のＩｂ−１ｂ線における断面図、第３図
は第１図（ａ）の非円形歯車対を示す正面図、第４図は
第３図の１Ｖ−ｆｆ線における断面図、第５図は第３図
の非円形歯車対の角速度比に関する曲線図、第６図は第
１図の角速度変調作用をなす要素機構を示す正面図、第
７図は第６図の■−■線における断面図、第８図ないし
第１１図は第６図の要素機構の角速度変調特性を示す曲
線図、第１２図及び第１３図は第２図（ａ）の装置の無
段ｆ連作用の一つを示す曲線図及び総合特性を示す曲線
図、第１４図は第２ ＦＡ （ａ）の入出力軸角速度比
を示す曲線図、第１５図は第２図（ａ）の装置を原動装
置と負荷装置との間に組込み作動中のトルクの平衡を示
す説明図、第１６図は第１図の捩シ弾性部材に与えられ
ている捩り弾性トルクの特性図、第１７図は第２図（ａ
）の装置の出力トルクによる入出力軸角速度比の自動制
御特性を示した曲線図である。
１・・・外箱、５・・・入力中心歯車、１０・・・入力
軸、１１ａ、ｌｌｂ・・・非円形中心歯車、２０・・・
入力フレーム、３０・・・入力遊星軸、３１ａ、３１ｂ
・・・入力非円形遊星歯車、３５・・・入力遊星歯車、
４０・・・出力フレーム、５０・・・捩り弾性部材、６
０・・・出力遊星軸、６１ａ、６１ｂ・・・出力非円形
遊星歯車、６５・・・出力遊星ｔ！！車、７０・・・出
力軸、７５・・・出力中心歯車。
なお、Ｍ中間−符号は同一または相当部分を示す０1 and 2 show an embodiment of a continuously variable transmission according to the present invention, and FIG. 1(,) is 1a-7a in FIG. 2(a).
Cross-sectional view at ljJfC, Figure 1 (b) is the same as Figure 2 (,)
2(a) is a sectional view taken along line 1b-1b of FIG. 1(a), and FIG. 2(b) is a sectional view taken along 1la-Ia# of FIG.
is a cross-sectional view taken along line Ib-1b in Figure 1(a), Figure 3 is a front view showing the non-circular gear pair in Figure 1(a), and Figure 4 is a cross-sectional view taken along line 1V-ff in Figure 3. Figure 5 is a curve diagram regarding the angular velocity ratio of the non-circular gear pair in Figure 3, Figure 6 is a front view showing the element mechanism that performs the angular velocity modulation effect in Figure 1, and Figure 7 is the 8 to 11 are curve diagrams showing the angular velocity modulation characteristics of the element mechanism in FIG. 6, and FIGS. 12 and 13 are stepless f of the device in FIG. A curve diagram showing one of the linked effects and a curve diagram showing the overall characteristics. Figure 14 is a curve diagram showing the input/output shaft angular velocity ratio of 2nd FA (a). Figure 15 is the device of Figure 2 (a). Fig. 16 is an explanatory diagram showing the balance of torque during operation when the unit is installed between a driving device and a load device, Fig. 16 is a characteristic diagram of the torsional elastic torque applied to the torsionally elastic member of Fig. 1, and Fig. 17 is a diagram illustrating the torque balance during operation. Figure 2 (a
) is a curve diagram showing the automatic control characteristics of the input/output shaft angular velocity ratio according to the output torque of the device. DESCRIPTION OF SYMBOLS 1... Outer box, 5... Input center gear, 10... Input shaft, 11a, llb... Non-circular center gear, 20...
Input frame, 30... Input planetary shaft, 31a, 31b
...Input non-circular planetary gear, 35...Input planetary gear,
40... Output frame, 50... Torsional elastic member, 6
0...Output planetary shaft, 61a, 61b...Output non-circular planetary gear, 65...Output planet t! ! Wheel, 70... Output shaft, 75... Output center gear. Note that the M intermediate code is 0 indicating the same or equivalent part.
Claims (2)
入力軸、この入力軸に固着され回転される入力フレーム
、この入力フレームに自転可能に支持された入力遊星軸
、上記入力軸に上記入力フレームと相対回動可能に支持
された出力フレーム、この出力フレームに自転可能に支
持された出力遊星軸、指数関数的に周期変化する角速度
比を固有する非円形歯車対による第１次角速度変調手段
及び第２次角速度変調手段を構じて成る指数関数的角速
度変調作用を有する要素機構の複数組を用いて構成され
、上記入力遊星軸の自転角速度に対する上記出力遊星軸
の自転角速度の比率を、上記入力フレームと上記出力フ
レームとの相対回動位置から定まる回動角αと、上記非
円形歯車対が固有するあらかじめ任意に設定可能な角速
度変調係数にとによる指数関数式■＾Ｋ＾・＾αの値に
設定する無段変速作用をなす構成体、上記外箱に上記入
力軸と同心に固着され常に静止している入力中心歯車、
上記入力遊星軸に固着され上記入力中心歯車にかみ合わ
された入力遊星歯車、上記出力遊星軸に固着された出力
遊星歯車、この出力遊星歯車にかみ合わされた出力中心
歯車、この出力中心歯車を固着しており上記入力軸と同
心に上記外箱に回転自在に支持された出力軸、及び、上
記入力フレームと上記出力フレームとの間に装着され、
これら両フレームに捩り弾性トルクを作用させる捩り弾
性部材を備えた無段変速装置。(1) An input shaft rotatably supported by an outer box fixed to a fixed part, an input frame fixed to this input shaft and rotated, an input planetary shaft rotatably supported by this input frame, and the above input shaft an output frame rotatably supported relative to the input frame; an output planetary shaft rotatably supported on the output frame; It is constructed using a plurality of element mechanisms having an exponential angular velocity modulation effect, each of which includes an angular velocity modulation means and a secondary angular velocity modulation means, and is configured to adjust the rotational angular velocity of the output planetary shaft relative to the rotational angular velocity of the input planetary shaft. The ratio is an exponential function expression based on the rotation angle α determined from the relative rotational position of the input frame and the output frame, and the angular velocity modulation coefficient that is unique to the non-circular gear pair and can be set arbitrarily in advance ■＾K A component that performs a continuously variable speed setting to a value of ＾・＾α, an input center gear that is fixed to the outer box concentrically with the input shaft and is always stationary;
an input planetary gear fixed to the input planetary shaft and meshed with the input center gear; an output planetary gear fixed to the output planetary shaft; an output center gear meshed with the output planetary gear; an output shaft rotatably supported by the outer box concentrically with the input shaft; and an output shaft mounted between the input frame and the output frame,
A continuously variable transmission equipped with a torsionally elastic member that applies torsionally elastic torque to both frames.
第１項記載の無段変速装置。(2) The continuously variable transmission according to claim 1, wherein the torsionally elastic member is a spiral spring.
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP21857386A JPS6372966A (en) | 1986-09-16 | 1986-09-16 | Continuously variable transmission device |
| US07/050,125 US4765195A (en) | 1986-05-15 | 1987-05-15 | Stepless transmission mechanism |
| DE19873716400 DE3716400A1 (en) | 1986-05-15 | 1987-05-15 | STEPLESS TRANSLATION MECHANISM |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP21857386A JPS6372966A (en) | 1986-09-16 | 1986-09-16 | Continuously variable transmission device |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6372966A true JPS6372966A (en) | 1988-04-02 |
| JPH0536663B2 JPH0536663B2 (en) | 1993-05-31 |
Family
ID=16722063
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP21857386A Granted JPS6372966A (en) | 1986-05-15 | 1986-09-16 | Continuously variable transmission device |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6372966A (en) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE3922281A1 (en) * | 1988-07-08 | 1990-01-11 | Mitsubishi Electric Corp | STEPLESS TRANSMISSION ARRANGEMENT |
| KR100560300B1 (en) | 2003-12-15 | 2006-03-10 | 가부시키가이샤 니프코 | One way clutch |
-
1986
- 1986-09-16 JP JP21857386A patent/JPS6372966A/en active Granted
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE3922281A1 (en) * | 1988-07-08 | 1990-01-11 | Mitsubishi Electric Corp | STEPLESS TRANSMISSION ARRANGEMENT |
| KR100560300B1 (en) | 2003-12-15 | 2006-03-10 | 가부시키가이샤 니프코 | One way clutch |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0536663B2 (en) | 1993-05-31 |
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