JPH0823385B2 - 摩擦式無段変速装置 - Google Patents
摩擦式無段変速装置Info
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- JPH0823385B2 JPH0823385B2 JP2116750A JP11675090A JPH0823385B2 JP H0823385 B2 JPH0823385 B2 JP H0823385B2 JP 2116750 A JP2116750 A JP 2116750A JP 11675090 A JP11675090 A JP 11675090A JP H0823385 B2 JPH0823385 B2 JP H0823385B2
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- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 title claims description 47
- 230000002093 peripheral effect Effects 0.000 claims description 5
- 230000000630 rising effect Effects 0.000 description 4
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- 230000000149 penetrating effect Effects 0.000 description 2
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- 238000004519 manufacturing process Methods 0.000 description 1
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Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H15/00—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members
- F16H15/02—Gearings for conveying rotary motion with variable gear ratio, or for reversing rotary motion, by friction between rotary members without members having orbital motion
- F16H15/04—Gearings providing a continuous range of gear ratios
- F16H15/06—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B
- F16H15/08—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B is a disc with a flat or approximately flat friction surface
- F16H15/14—Gearings providing a continuous range of gear ratios in which a member A of uniform effective diameter mounted on a shaft may co-operate with different parts of a member B in which the member B is a disc with a flat or approximately flat friction surface in which the axes of the members are parallel or approximately parallel
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H37/00—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00
- F16H37/02—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings
- F16H37/06—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
- F16H37/08—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing
- F16H37/0833—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths
- F16H37/084—Combinations of mechanical gearings, not provided for in groups F16H1/00 - F16H35/00 comprising essentially only toothed or friction gearings with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts with differential gearing with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts, i.e. with two or more internal power paths at least one power path being a continuously variable transmission, i.e. CVT
- F16H37/0853—CVT using friction between rotary members having a first member of uniform effective diameter cooperating with different parts of a second member
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Friction Gearing (AREA)
- Transmission Devices (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は、円板摩擦車を用いた摩擦式無段変速装置で
あって、産業機械及び搬送機器等に装備するのに適した
汎用の無段変速装置に関するものである。
あって、産業機械及び搬送機器等に装備するのに適した
汎用の無段変速装置に関するものである。
（従来の技術） 摩擦式無段変速機は駆動摩擦車と従動摩擦車を圧接
し、その接点位置を移動させることによって回転半径を
調整して回転速度を無段階に変化させるものである。そ
してその摩擦車の形状には、円錐、円板、リング、球な
どがあるが、摩擦車同志の接触状態により、外接接触型
と内接接触型の２種類に分けられる。
し、その接点位置を移動させることによって回転半径を
調整して回転速度を無段階に変化させるものである。そ
してその摩擦車の形状には、円錐、円板、リング、球な
どがあるが、摩擦車同志の接触状態により、外接接触型
と内接接触型の２種類に分けられる。
外接接触型は凸面と凸面の略点接触であるので、その
接触面形状は接触圧力によって略楕円となり、伝動回転
体としてみた場合、ピッチラインに相当する接触軌道が
幅の広い帯状となる。このため、ピッチ径の外側と内側
において、一方に正、他方に負の滑りが発生し、これが
内部摩擦損失となって伝動効率を低下させる。
接触面形状は接触圧力によって略楕円となり、伝動回転
体としてみた場合、ピッチラインに相当する接触軌道が
幅の広い帯状となる。このため、ピッチ径の外側と内側
において、一方に正、他方に負の滑りが発生し、これが
内部摩擦損失となって伝動効率を低下させる。
一方前記した内接接触型は、凹面と凸面の接触である
ので、外接接触型より接触部が線状で長く、その接触面
形状は略三日月形で、その接触軌道は幅の狭い線状とな
っている。したがってこの場合は接触部のピッチ径に対
する外側と内側の速度差が少なくなるため、内部摩擦損
失が少ない。
ので、外接接触型より接触部が線状で長く、その接触面
形状は略三日月形で、その接触軌道は幅の狭い線状とな
っている。したがってこの場合は接触部のピッチ径に対
する外側と内側の速度差が少なくなるため、内部摩擦損
失が少ない。
上述のように、摩擦車の接触軌道の幅はできるだけ狭
い方が好ましく、伝動効率からいえば、内接接触型は外
接接触型よりも優れているといえる。
い方が好ましく、伝動効率からいえば、内接接触型は外
接接触型よりも優れているといえる。
本出願人は先に、この利点を生かした内接接触型無段
変速機として、第６図に示すような無段変速装置（特公
平１−37623号）を開発した。
変速機として、第６図に示すような無段変速装置（特公
平１−37623号）を開発した。
すなわちこの発明は、入力軸ａに対して偏心量調整自
在にした駆動摩擦車ｂを回転自在に設け、この駆動摩擦
車ｂと同心の内歯歯車ｃをこの駆動摩擦車ｂと一体的に
形成し、前記入力軸ａと同心と２個の内歯歯車d,eをこ
の入力軸ａと一体的に形成し、この一方の内歯歯車ｄと
前記駆動摩擦車ｂと一体の内歯歯車ｃを中間伝動歯車ｆ
を介して噛合連結し、前記入力軸ａを中心にして中空円
筒状の従動回転体ｇを回転自在に設けると共に、この従
動回転体ｇの内周に従動回転体ｇと共に回転する従動摩
擦車ｈを設け、この従動摩擦車ｈと前記駆動摩擦車ｂと
を圧接係合させ、前記従動回転体ｇに遊星キャリアｉを
一体的に設け、この遊星キャリアｉに枢支した遊星歯車
ｊを前記入力軸ａと一体の他方の内歯歯車ｅに噛合させ
ると共に、前記入力軸ａと同心の出力軸ｋと一体の太陽
歯車ｌに噛合させた無段変速装置である。なお第６図中
ｍは内側偏心カム、ｎは内側偏心カムｍに対して回動可
能に嵌合した外側偏心カム、ｏは外側偏心カムｎの外周
に回転自在に嵌合した駆動回転体である。
在にした駆動摩擦車ｂを回転自在に設け、この駆動摩擦
車ｂと同心の内歯歯車ｃをこの駆動摩擦車ｂと一体的に
形成し、前記入力軸ａと同心と２個の内歯歯車d,eをこ
の入力軸ａと一体的に形成し、この一方の内歯歯車ｄと
前記駆動摩擦車ｂと一体の内歯歯車ｃを中間伝動歯車ｆ
を介して噛合連結し、前記入力軸ａを中心にして中空円
筒状の従動回転体ｇを回転自在に設けると共に、この従
動回転体ｇの内周に従動回転体ｇと共に回転する従動摩
擦車ｈを設け、この従動摩擦車ｈと前記駆動摩擦車ｂと
を圧接係合させ、前記従動回転体ｇに遊星キャリアｉを
一体的に設け、この遊星キャリアｉに枢支した遊星歯車
ｊを前記入力軸ａと一体の他方の内歯歯車ｅに噛合させ
ると共に、前記入力軸ａと同心の出力軸ｋと一体の太陽
歯車ｌに噛合させた無段変速装置である。なお第６図中
ｍは内側偏心カム、ｎは内側偏心カムｍに対して回動可
能に嵌合した外側偏心カム、ｏは外側偏心カムｎの外周
に回転自在に嵌合した駆動回転体である。
（発明が解決しようとする課題） 一般に上述したような摩擦式無段変速装置では、トル
ク伝達を摩擦車間の接点の摩擦力に頼っているため、一
接点の伝達力そのものを大きくすることには限界があ
る。このため先願の第６図に示した発明では摩擦車を大
径にし、接点の回転半径を大きくすることによって、伝
達トルクを増大していた。そのため、摩擦車等の部品が
大型化し、装置全体が重たくなるという欠点がある他
に、摩擦車等の部品には精度が要求されるため製作費用
が嵩むという欠点があった。
ク伝達を摩擦車間の接点の摩擦力に頼っているため、一
接点の伝達力そのものを大きくすることには限界があ
る。このため先願の第６図に示した発明では摩擦車を大
径にし、接点の回転半径を大きくすることによって、伝
達トルクを増大していた。そのため、摩擦車等の部品が
大型化し、装置全体が重たくなるという欠点がある他
に、摩擦車等の部品には精度が要求されるため製作費用
が嵩むという欠点があった。
また、第６図の装置では、径の大きい従動摩擦車ｈを
わずかな支持部分によって平行を保つ構造であるが、こ
の従動摩擦車ｈは駆動摩擦車ｂが偏心状態のとき一点接
触となって偏荷重を受けるため、２枚の従動摩擦車ｈを
平行状態に維持することが困難であった。このため、接
触状態が不良となって、伝達力が低下したり、伝達効率
が変動したり、また偏心装置が滑らかでなくなったりす
るという問題点があった。
わずかな支持部分によって平行を保つ構造であるが、こ
の従動摩擦車ｈは駆動摩擦車ｂが偏心状態のとき一点接
触となって偏荷重を受けるため、２枚の従動摩擦車ｈを
平行状態に維持することが困難であった。このため、接
触状態が不良となって、伝達力が低下したり、伝達効率
が変動したり、また偏心装置が滑らかでなくなったりす
るという問題点があった。
（課題を解決するための手段） 上述の問題点を解決するため本発明においては、入力
軸に対して側面形状が門型の揺動腕を、その両脚端部を
入力軸に枢支させて傾動自在に設け、この揺動腕の両脚
部を貫通する駆動軸の端部に互いに対向する円錐面を有
する２枚の駆動円板をばね力によって常にその間隔を狭
めるように付勢して設けると共に、この駆動回転体の軸
部に小歯車を設けて入力軸を設けた大歯車と噛合させ、
この駆動回転体の特定の位置に対して同心の従動回転軸
を設け、この従動回転軸の端部に設けたリング状の従動
円板の内周縁部を、前記２枚の駆動円板により挟圧する
ようにすると共に、前記揺動腕を入力軸を支点として傾
動させることにより、前記駆動円板を前記従動円板に対
して偏心自在にし、この駆動円板と従動円板との楔係合
による摩擦力によって無段変速伝動を行うと共に、前記
従動円板の回転を減速して出力軸に伝えるようにして摩
擦式無段変速装置を構成する。
軸に対して側面形状が門型の揺動腕を、その両脚端部を
入力軸に枢支させて傾動自在に設け、この揺動腕の両脚
部を貫通する駆動軸の端部に互いに対向する円錐面を有
する２枚の駆動円板をばね力によって常にその間隔を狭
めるように付勢して設けると共に、この駆動回転体の軸
部に小歯車を設けて入力軸を設けた大歯車と噛合させ、
この駆動回転体の特定の位置に対して同心の従動回転軸
を設け、この従動回転軸の端部に設けたリング状の従動
円板の内周縁部を、前記２枚の駆動円板により挟圧する
ようにすると共に、前記揺動腕を入力軸を支点として傾
動させることにより、前記駆動円板を前記従動円板に対
して偏心自在にし、この駆動円板と従動円板との楔係合
による摩擦力によって無段変速伝動を行うと共に、前記
従動円板の回転を減速して出力軸に伝えるようにして摩
擦式無段変速装置を構成する。
（作 用） 一般に馬力は（力×速度）で表されるが、本発明のよ
うな摩擦式無段変速装置では、その伝達馬力は（摩擦円
板の伝達力×摩擦円板の回転速度）で表される。本発明
では入力軸の回転を増速して駆動回転体および従動回転
体に伝え、この従動回転体の回転を減速して出力軸をほ
ぼもとの回転数に戻すようにした。このように、本発明
装置の摩擦伝動部分は入力時の回転に対して数倍の高速
回転となるから、小さな部品で大きな馬力を伝達するこ
とができる。すなわち、本発明では、摩擦伝動部分を高
速回転させるようにしているので、摩擦円板を小型化す
ることができ、しかも大きな馬力を伝達することができ
る。
うな摩擦式無段変速装置では、その伝達馬力は（摩擦円
板の伝達力×摩擦円板の回転速度）で表される。本発明
では入力軸の回転を増速して駆動回転体および従動回転
体に伝え、この従動回転体の回転を減速して出力軸をほ
ぼもとの回転数に戻すようにした。このように、本発明
装置の摩擦伝動部分は入力時の回転に対して数倍の高速
回転となるから、小さな部品で大きな馬力を伝達するこ
とができる。すなわち、本発明では、摩擦伝動部分を高
速回転させるようにしているので、摩擦円板を小型化す
ることができ、しかも大きな馬力を伝達することができ
る。
したがって、本発明によれば小型で伝動馬力が大き
く、しかも伝動効率のよい摩擦式無段変速装置を提供す
ることができる。
く、しかも伝動効率のよい摩擦式無段変速装置を提供す
ることができる。
（実施例） 以下、第１図〜第５図について本発明の一実施例を説
明する。
明する。
図中１は一側方を解放した箱型のケース本体、２はそ
の入力側ケース蓋、３（第３図参照）はそのケース蓋２
をケース本体１に締結するボルト、４はケース本体１の
出力側に接合した出力側ケース、５（第３図参照）はそ
の締結用のボルトである。
の入力側ケース蓋、３（第３図参照）はそのケース蓋２
をケース本体１に締結するボルト、４はケース本体１の
出力側に接合した出力側ケース、５（第３図参照）はそ
の締結用のボルトである。
本実施例においては、入力側ケース蓋２とケース本体
１の出力側壁部1aを貫通して入力軸６を回転自在に設け
る。図中７は鍔付き軸筒状の軸受ホルダー、８はその鍔
部をケース蓋２に締結するボルト、９は軸受ホルダー７
内に設けた球軸受、10はケース本体１の出力側壁部1aに
設けた球軸受である。
１の出力側壁部1aを貫通して入力軸６を回転自在に設け
る。図中７は鍔付き軸筒状の軸受ホルダー、８はその鍔
部をケース蓋２に締結するボルト、９は軸受ホルダー７
内に設けた球軸受、10はケース本体１の出力側壁部1aに
設けた球軸受である。
また第１図に示す形状が門型で、第２図に示す形状が
略短冊状の揺動腕11を、その両脚端部をケース本体１内
の入力軸６に枢支させて傾動自在に設ける。図中11aは
Ｌ型の揺動腕本体、11bは揺動腕11の入力側部材で、12
はこの入力部材11bを揺動腕本体11aに締結するボルトで
ある。また13は揺動腕本体11aの脚端部に設けた球軸受
で、他方の入力側部材11bの脚端部は、前記軸受ホルダ
ー７の軸筒部7aに直接嵌合している。14は入力軸６の段
部に嵌装したリングプレートである。
略短冊状の揺動腕11を、その両脚端部をケース本体１内
の入力軸６に枢支させて傾動自在に設ける。図中11aは
Ｌ型の揺動腕本体、11bは揺動腕11の入力側部材で、12
はこの入力部材11bを揺動腕本体11aに締結するボルトで
ある。また13は揺動腕本体11aの脚端部に設けた球軸受
で、他方の入力側部材11bの脚端部は、前記軸受ホルダ
ー７の軸筒部7aに直接嵌合している。14は入力軸６の段
部に嵌装したリングプレートである。
また互いに対向する円錐面15a,16aを有する２枚の駆
動円板15,16を形成し、一方の駆動円板15の円錐面15aの
中心に駆動軸17を突設し、この軸17と嵌合する軸筒18を
他方の駆動円板16の円錐面16aと反対側に突設し、この
軸筒18の先端部18aをテーパー状に形成し、このテーパ
ー部18aと前記駆動軸17とを嵌合する軸筒付きの小歯車1
9を設け、この小歯車19の段付き軸筒部19aに４枚の皿ば
ね20を、２枚づつ拝み合わせて嵌合し、これらの皿ばね
20を圧縮するコップ状のばね抑え21を駆動軸17に嵌合
し、駆動軸17に形成したねじ部17aにナット22を螺合し
て、対向する円錐面15a,16aの間隔を皿ばね20によって
常に挟めるように付勢すると共に、前記駆動円板15,16
を含む結合体が駆動回転体Ａとして常に一体的に回転す
るようにする。
動円板15,16を形成し、一方の駆動円板15の円錐面15aの
中心に駆動軸17を突設し、この軸17と嵌合する軸筒18を
他方の駆動円板16の円錐面16aと反対側に突設し、この
軸筒18の先端部18aをテーパー状に形成し、このテーパ
ー部18aと前記駆動軸17とを嵌合する軸筒付きの小歯車1
9を設け、この小歯車19の段付き軸筒部19aに４枚の皿ば
ね20を、２枚づつ拝み合わせて嵌合し、これらの皿ばね
20を圧縮するコップ状のばね抑え21を駆動軸17に嵌合
し、駆動軸17に形成したねじ部17aにナット22を螺合し
て、対向する円錐面15a,16aの間隔を皿ばね20によって
常に挟めるように付勢すると共に、前記駆動円板15,16
を含む結合体が駆動回転体Ａとして常に一体的に回転す
るようにする。
すなわちこの駆動回転体Ａの軸筒18を揺動腕11の本体
11aの脚部の中間部に貫通して球軸受23により回転自在
に支承し、駆動軸17のねじ部17aの先端に設けた小径部1
7bを揺動腕11の入力側部材11bの中間部に設けた球軸受2
4によって回転自在に支承する。
11aの脚部の中間部に貫通して球軸受23により回転自在
に支承し、駆動軸17のねじ部17aの先端に設けた小径部1
7bを揺動腕11の入力側部材11bの中間部に設けた球軸受2
4によって回転自在に支承する。
そして前記小歯車19と噛合する大歯車25を入力軸６に
キー26を介して設け、入力軸６の回転を増速して駆動回
転体Ａに伝えるようにする。
キー26を介して設け、入力軸６の回転を増速して駆動回
転体Ａに伝えるようにする。
また前記駆動軸17と同心の従動回転軸27をケース本体
１の出力側壁部1aに球軸受28を介して貫通すると共に、
その一端部27aを出力側ケース４の壁部4aに球軸受29に
より回転自在に支承し、この従動回転軸27の他端部に円
板の外周部に立ち上がり縁30aを有する従動円板支持体3
0を設け、この支持体30の立ち上がり縁30aの端部に、中
心孔を有するリング状の従動円板31をリベット32により
固定して、これら小歯車38、従動円板31等を従動回転体
Ｂとして一体的に結合し、この従動円板31の内周縁部31
aを前記した駆動円板15,16の対向する円錐面15a,16aに
より皿ばね20の弾力によって挟圧するようにする。
１の出力側壁部1aに球軸受28を介して貫通すると共に、
その一端部27aを出力側ケース４の壁部4aに球軸受29に
より回転自在に支承し、この従動回転軸27の他端部に円
板の外周部に立ち上がり縁30aを有する従動円板支持体3
0を設け、この支持体30の立ち上がり縁30aの端部に、中
心孔を有するリング状の従動円板31をリベット32により
固定して、これら小歯車38、従動円板31等を従動回転体
Ｂとして一体的に結合し、この従動円板31の内周縁部31
aを前記した駆動円板15,16の対向する円錐面15a,16aに
より皿ばね20の弾力によって挟圧するようにする。
また第２図〜第４図に示すように、前記揺動腕11の本
体11aの脚部と対向するケース本体１の側壁部に、中心
にねじ孔33aを有すると共に、外周部に雄ねじ33bを形成
した鍔付きのねじ座33をねじ込んで、そのケース本体１
内への突出部にロックナット34を螺合する。またねじ座
33のねじ孔33aに送りねじ35を螺合し、この送りねじ35
の端部に球状部35aを形成し、この球状部35aと衝合する
球面状の凹陥部36aを有する受け座36を前記揺動腕11の
側面に固定する。また送りねじ35の外側端部にはハンド
ル37を固着し、このハンドル37を操作することによっ
て、揺動腕11を入力軸６を支点として第２図の直立姿勢
から、第４図に示す傾動状態まで、従動円板31に対する
任意の偏心状態に制御することができる。
体11aの脚部と対向するケース本体１の側壁部に、中心
にねじ孔33aを有すると共に、外周部に雄ねじ33bを形成
した鍔付きのねじ座33をねじ込んで、そのケース本体１
内への突出部にロックナット34を螺合する。またねじ座
33のねじ孔33aに送りねじ35を螺合し、この送りねじ35
の端部に球状部35aを形成し、この球状部35aと衝合する
球面状の凹陥部36aを有する受け座36を前記揺動腕11の
側面に固定する。また送りねじ35の外側端部にはハンド
ル37を固着し、このハンドル37を操作することによっ
て、揺動腕11を入力軸６を支点として第２図の直立姿勢
から、第４図に示す傾動状態まで、従動円板31に対する
任意の偏心状態に制御することができる。
また出力側ケース４内の従動回転軸27に小歯車38をキ
ー39により固定し、この小歯車38と噛合する大歯車40を
２個の球軸受41を介して入力軸６に回転自在に設け、こ
の大歯車40を遊星キャリアとして３個の遊星軸42（第５
図参照）を円周等分位置にそれぞれ出力側に向けて突設
し、これらの軸42にそれぞれ遊星歯車43を回転自在に嵌
装し、これら３個の遊星歯車43とそれぞれ噛合する太陽
歯車44を、キー45を介して入力軸６に固定する。
ー39により固定し、この小歯車38と噛合する大歯車40を
２個の球軸受41を介して入力軸６に回転自在に設け、こ
の大歯車40を遊星キャリアとして３個の遊星軸42（第５
図参照）を円周等分位置にそれぞれ出力側に向けて突設
し、これらの軸42にそれぞれ遊星歯車43を回転自在に嵌
装し、これら３個の遊星歯車43とそれぞれ噛合する太陽
歯車44を、キー45を介して入力軸６に固定する。
また出力側ケース４のボス部4b内に入力軸６と同心の
出力軸46を２個の球軸受47を介して回転自在に設け、こ
の出力軸46の入力軸６との対向端に円板48を一体に形成
すると共に、この円板48の外周部に立ち上がり縁48aを
一体的に突設し、この立ち上がり縁48aの内周に、前記
遊星歯車43とそれぞれ噛合する内歯歯車49を形成する。
出力軸46を２個の球軸受47を介して回転自在に設け、こ
の出力軸46の入力軸６との対向端に円板48を一体に形成
すると共に、この円板48の外周部に立ち上がり縁48aを
一体的に突設し、この立ち上がり縁48aの内周に、前記
遊星歯車43とそれぞれ噛合する内歯歯車49を形成する。
なお図中50は軸6,46に嵌装したカラーリング、51はオ
イルシールである。
イルシールである。
次に上述のように構成した本発明装置の作用を説明す
る。まず変速操作について説明する。
る。まず変速操作について説明する。
第１図及び第２図は、駆動円板15,16の軸心が従動円
板31の軸心と同心になっている状態を示している。この
状態では、送りねじ35の先端は揺動腕11に設けた受け座
36の球状凹部に当接している。ハンドル37を回転して送
りねじ35を螺進すると揺動腕11は押されて入力軸６を中
心として回動し、第２図の状態から第３図および第４図
の状態となって、駆動円板15,16の軸心は従動円板31の
軸心に対して偏心する。
板31の軸心と同心になっている状態を示している。この
状態では、送りねじ35の先端は揺動腕11に設けた受け座
36の球状凹部に当接している。ハンドル37を回転して送
りねじ35を螺進すると揺動腕11は押されて入力軸６を中
心として回動し、第２図の状態から第３図および第４図
の状態となって、駆動円板15,16の軸心は従動円板31の
軸心に対して偏心する。
また第３図はこの偏心時における摩擦円板部の楔係合
状態を示す断面図で、従動円板31はその両側から駆動円
板15,16の斜面によって挟持され、また駆動円板15の斜
面15aと駆動円板16の斜面16aは皿ばね20の作用によって
互いに接近するように付勢されているので、両斜面15a,
16aの匂配分力によって、駆動円板15,16は従動円板31に
対して常に同心に戻ろうとする力を受けている。またハ
ンドル37を前とは反対に回転して、送りねじ35を後退さ
せると揺動腕11は前述の力によって第４図の位置から第
２図の位置まで復帰する。このようにしてハンドル37の
回転によって、駆動円板15,16の軸心を従動円板31の軸
心に対して、同心状態から任意の偏心状態まで制御する
ことができる。
状態を示す断面図で、従動円板31はその両側から駆動円
板15,16の斜面によって挟持され、また駆動円板15の斜
面15aと駆動円板16の斜面16aは皿ばね20の作用によって
互いに接近するように付勢されているので、両斜面15a,
16aの匂配分力によって、駆動円板15,16は従動円板31に
対して常に同心に戻ろうとする力を受けている。またハ
ンドル37を前とは反対に回転して、送りねじ35を後退さ
せると揺動腕11は前述の力によって第４図の位置から第
２図の位置まで復帰する。このようにしてハンドル37の
回転によって、駆動円板15,16の軸心を従動円板31の軸
心に対して、同心状態から任意の偏心状態まで制御する
ことができる。
次に変速比について説明する。まず、この無段変速装
置のトップの状態を説明する。
置のトップの状態を説明する。
第１図において、駆動回転体Ａの軸心が従動回転体Ｂ
の軸心と同心であるから、駆動円板15,16と従動円板31
は全周にわたって接触し、互いに皿ばね20によって挟圧
されているので、駆動円板15,16と従動円板31とは滑る
ことなく一体的に回転する。本実施例では入力軸６に固
定した大歯車25の歯数が72Tで、駆動回転体Ａの小歯車1
9が24Tであるから、いま入力回転を１とすると、駆動回
転体Ａおよび従動回転体Ｂは、72/24＝３であるから、
入力軸６の３倍に増速されて回転する。また従動回転体
Ｂの小歯車38が24Tで、遊星キャリアと一体の大歯車40
が72Tであるから、遊星キャリア40は、24/72＝1/3に減
速されてもとの回転数１となり、結局入力軸６と同回転
となる。
の軸心と同心であるから、駆動円板15,16と従動円板31
は全周にわたって接触し、互いに皿ばね20によって挟圧
されているので、駆動円板15,16と従動円板31とは滑る
ことなく一体的に回転する。本実施例では入力軸６に固
定した大歯車25の歯数が72Tで、駆動回転体Ａの小歯車1
9が24Tであるから、いま入力回転を１とすると、駆動回
転体Ａおよび従動回転体Ｂは、72/24＝３であるから、
入力軸６の３倍に増速されて回転する。また従動回転体
Ｂの小歯車38が24Tで、遊星キャリアと一体の大歯車40
が72Tであるから、遊星キャリア40は、24/72＝1/3に減
速されてもとの回転数１となり、結局入力軸６と同回転
となる。
この場合、入力軸６に固定した太陽歯車44と遊星キャ
リア40は同一の回転をするから、各遊星歯車43が自転す
ることはなく、太陽歯車44、遊星歯車43、内歯歯車49は
一体となって回転する。すなわち内歯歯車49と一体であ
る出力軸46は入力軸６と同じ回転となる。
リア40は同一の回転をするから、各遊星歯車43が自転す
ることはなく、太陽歯車44、遊星歯車43、内歯歯車49は
一体となって回転する。すなわち内歯歯車49と一体であ
る出力軸46は入力軸６と同じ回転となる。
次にこの無段変速装置のローの状態を説明する。
第４図は駆動回転Ａの駆動円板15,16の軸心が従動回
転体Ｂの従動円板31の軸心と偏心している状態を示すも
ので、この場合の駆動円板15,16と従動円板31の接触点
はＣ点となる。この状態で駆動円板15,16が回転する
と、駆動円板15,16と従動円板31の回転半径に差が生じ
る。すなわち駆動円板15,16の中心を01とし、従動円板3
1の中心を02とし、01からＣ点までの半径をR1とし、02
からＣ点までの半径をR2とすると、R1＜R2であるから、
従動円板31は駆動円板15,16に対して減速されて回転す
る。本実施例ではR1/R2である減速比を1/3に設定してい
る。したがって入力軸６が回転すると、大歯車25と小歯
車19の歯車比によって駆動回転体Ａは入力軸６の３倍で
回転する。駆動回転体Ａの回転は、前述した回転半径
R1,R2の差によって1/3に減速されて従動回転体Ｂに伝達
されるので、３×1/3＝１であるから、入力軸６の回転
を１とすると従動回転体Ｂの回転も１になる。
転体Ｂの従動円板31の軸心と偏心している状態を示すも
ので、この場合の駆動円板15,16と従動円板31の接触点
はＣ点となる。この状態で駆動円板15,16が回転する
と、駆動円板15,16と従動円板31の回転半径に差が生じ
る。すなわち駆動円板15,16の中心を01とし、従動円板3
1の中心を02とし、01からＣ点までの半径をR1とし、02
からＣ点までの半径をR2とすると、R1＜R2であるから、
従動円板31は駆動円板15,16に対して減速されて回転す
る。本実施例ではR1/R2である減速比を1/3に設定してい
る。したがって入力軸６が回転すると、大歯車25と小歯
車19の歯車比によって駆動回転体Ａは入力軸６の３倍で
回転する。駆動回転体Ａの回転は、前述した回転半径
R1,R2の差によって1/3に減速されて従動回転体Ｂに伝達
されるので、３×1/3＝１であるから、入力軸６の回転
を１とすると従動回転体Ｂの回転も１になる。
さらに従動回転体Ｂの回転は小歯車38と大歯車40の歯
車比によって1/3に減速されて遊星キャリア40に伝達さ
れる。したがって、この状態では入力軸６の回転１に対
して、遊星キャリア40は1/3で回転する。
車比によって1/3に減速されて遊星キャリア40に伝達さ
れる。したがって、この状態では入力軸６の回転１に対
して、遊星キャリア40は1/3で回転する。
すなわち遊星キャリア40は太陽歯車44に対して2/3だ
け減速して回転していることになる。
け減速して回転していることになる。
このため、入力軸６の回転が第５図の矢印Ｄの方向と
すると、各遊星歯車43は第５図の矢印Ｅの方向に減速分
だけ公転すると共に、矢印Ｆの方向に自転するから、こ
れらの遊星歯車43と噛合する内歯歯車49は矢印Ｇの方向
にさらに減速されることになる。すなわち、この遊星歯
車装置は、遊星キャリア40の減速分をさらに増幅して出
力軸46に伝える。本実施例における増幅倍数は1.5であ
るから、最低回転の変速状態における出力軸46の回転
は、回転差分が、１−1/3＝2/3であるから、その1.5倍
だけ遅れることになる。すなわち2/3×1.5＝１の減速と
なり、出力軸46の回転は入力軸６の回転１に対して、１
−１＝０であるから、ゼロとなる。これが本実施例の無
段変速装置のローの状態である。
すると、各遊星歯車43は第５図の矢印Ｅの方向に減速分
だけ公転すると共に、矢印Ｆの方向に自転するから、こ
れらの遊星歯車43と噛合する内歯歯車49は矢印Ｇの方向
にさらに減速されることになる。すなわち、この遊星歯
車装置は、遊星キャリア40の減速分をさらに増幅して出
力軸46に伝える。本実施例における増幅倍数は1.5であ
るから、最低回転の変速状態における出力軸46の回転
は、回転差分が、１−1/3＝2/3であるから、その1.5倍
だけ遅れることになる。すなわち2/3×1.5＝１の減速と
なり、出力軸46の回転は入力軸６の回転１に対して、１
−１＝０であるから、ゼロとなる。これが本実施例の無
段変速装置のローの状態である。
そしてハンドル37を適当に操作すれば、揺動腕11を第
２図の状態から第４図に示す状態の中間の任意の位置に
設定することができるから、本発明装置は前記したロー
からトップまでの間で無段階の変速比が得られる。
２図の状態から第４図に示す状態の中間の任意の位置に
設定することができるから、本発明装置は前記したロー
からトップまでの間で無段階の変速比が得られる。
なお本発明装置は必要に応じて前記した駆動歯車と従
動歯車による変速比、摩擦円板の接合点の移動による変
速比、および遊星歯車装置による増速比を変化させるこ
とによって、変速域を任意に変更することができ、また
出力軸を入力軸に対して逆転させることもできる。
動歯車による変速比、摩擦円板の接合点の移動による変
速比、および遊星歯車装置による増速比を変化させるこ
とによって、変速域を任意に変更することができ、また
出力軸を入力軸に対して逆転させることもできる。
上述のように本発明装置は摩擦伝動に円板を使用し、
従動回転体Ｂに対して駆動回転体Ａを偏心調整自在に
し、駆動円板15,16と従動円板31とを楔係合によって内
接接触するようにした。そして本実施例のようにトップ
の変速状態において、駆動円板15,16と従動円板31が同
心状態に接合するようにすれば、両摩擦円板が全周にお
いて圧接接合する結果、すべりのない100％近くの極め
て高い伝動効率を得ることができる。
従動回転体Ｂに対して駆動回転体Ａを偏心調整自在に
し、駆動円板15,16と従動円板31とを楔係合によって内
接接触するようにした。そして本実施例のようにトップ
の変速状態において、駆動円板15,16と従動円板31が同
心状態に接合するようにすれば、両摩擦円板が全周にお
いて圧接接合する結果、すべりのない100％近くの極め
て高い伝動効率を得ることができる。
また、トップ以外の変速状態では駆動円板15,16に対
して従動円板31が偏心して、両摩擦円板が部分的に接合
するが、この場合も内接接触であるから、接触軌道が前
記のように略三日月状にピッチライン上にかなり長く形
成される。またピッチラインの両側に存在する正、負の
すべり帯域も狭いので、トップ以外の変速域においても
かなり高い伝動効率を得ることができる。
して従動円板31が偏心して、両摩擦円板が部分的に接合
するが、この場合も内接接触であるから、接触軌道が前
記のように略三日月状にピッチライン上にかなり長く形
成される。またピッチラインの両側に存在する正、負の
すべり帯域も狭いので、トップ以外の変速域においても
かなり高い伝動効率を得ることができる。
また本実施例では遊星歯車の増幅作用によって摩擦伝
動部分の変速比を拡大しているので、入力回転からゼロ
回転まで滑らかに変速することができる。本実施例の装
置は特にトップ状態での伝達効率がよいので、過渡的に
無段変速が必要で、常速は1:1であるという使用条件の
伝動装置として極めて利用価値が高いものとなる。
動部分の変速比を拡大しているので、入力回転からゼロ
回転まで滑らかに変速することができる。本実施例の装
置は特にトップ状態での伝達効率がよいので、過渡的に
無段変速が必要で、常速は1:1であるという使用条件の
伝動装置として極めて利用価値が高いものとなる。
また、本実施例のように、駆動回転体Ａおよび従動回
転体Ｂの軸受を両持構造とすれば、軸心の平行が保ちや
すくなり、さらに２枚の駆動円板15,16の平行も保ちや
すくなるので、片開きになろうとする偏荷重を受けて
も、全体として正常な接触関係が維持できる。すなわ
ち、全変速域において、内接接触型による高い伝動効率
を維持することができる。
転体Ｂの軸受を両持構造とすれば、軸心の平行が保ちや
すくなり、さらに２枚の駆動円板15,16の平行も保ちや
すくなるので、片開きになろうとする偏荷重を受けて
も、全体として正常な接触関係が維持できる。すなわ
ち、全変速域において、内接接触型による高い伝動効率
を維持することができる。
（発明の効果） 一般に馬力は（力×速度）で表されるが、本発明のよ
うな摩擦式無段変速装置では、その伝達馬力は（摩擦円
板の伝達力×摩擦円板の回転速度）で表される。本発明
では入力軸６の回転を増速して駆動回転体Ａおよび従動
回転体Ｂに伝え、この従動回転体Ｂの回転を減速して出
力軸46をほぼもとの回転数に戻すようにした。このよう
に、本発明装置の摩擦伝動部分は入力時の回転に対して
数倍の高速回転となるから、小さな部品で大きな馬力を
伝達することができる。すなわち、本発明では、摩擦伝
動部分を高速回転させるようにしているので、摩擦円板
を小型化することができ、しかも大きな馬力を伝達する
ことができる。
うな摩擦式無段変速装置では、その伝達馬力は（摩擦円
板の伝達力×摩擦円板の回転速度）で表される。本発明
では入力軸６の回転を増速して駆動回転体Ａおよび従動
回転体Ｂに伝え、この従動回転体Ｂの回転を減速して出
力軸46をほぼもとの回転数に戻すようにした。このよう
に、本発明装置の摩擦伝動部分は入力時の回転に対して
数倍の高速回転となるから、小さな部品で大きな馬力を
伝達することができる。すなわち、本発明では、摩擦伝
動部分を高速回転させるようにしているので、摩擦円板
を小型化することができ、しかも大きな馬力を伝達する
ことができる。
したがって、本発明によれば小型で伝動馬力が大き
く、しかも伝動効率のよい摩擦式無段変速装置を提供す
ることができるというすぐれた効果が得られる。
く、しかも伝動効率のよい摩擦式無段変速装置を提供す
ることができるというすぐれた効果が得られる。
第１図は本発明装置の縦断面図、 第２図はその偏心操作部を入力軸側から見た断面図、 第３図は偏心時の各摩擦円板の楔係合状態を一部断面で
示す平面図、 第４図はその偏心時における摩擦円板の楔係合状態を駆
動軸に対する直角断面で示す説明図、 第５図は遊星歯車装置の断面図、 第６図は従来装置の縦断面図である。 １……ケース本体、２……入力側ケース蓋 ４……出力側ケース、６……入力軸 11……揺動腕、15,16……駆動円板 15a,16a……円錐面、17……駆動軸 18……軸筒、19……小歯車 20……皿ばね、25……大歯車 27……従動回転軸、30……従動円板支持体 31……従動円板、33……ねじ座 35……送りねじ、36……受け座 37……ハンドル、38……小歯車 40……大歯車（遊星キャリア） 42……遊星軸、43……遊星歯車 44……太陽歯車、46……出力軸 48……円板、49……内歯歯車
示す平面図、 第４図はその偏心時における摩擦円板の楔係合状態を駆
動軸に対する直角断面で示す説明図、 第５図は遊星歯車装置の断面図、 第６図は従来装置の縦断面図である。 １……ケース本体、２……入力側ケース蓋 ４……出力側ケース、６……入力軸 11……揺動腕、15,16……駆動円板 15a,16a……円錐面、17……駆動軸 18……軸筒、19……小歯車 20……皿ばね、25……大歯車 27……従動回転軸、30……従動円板支持体 31……従動円板、33……ねじ座 35……送りねじ、36……受け座 37……ハンドル、38……小歯車 40……大歯車（遊星キャリア） 42……遊星軸、43……遊星歯車 44……太陽歯車、46……出力軸 48……円板、49……内歯歯車
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 昭61−99742（ＪＰ，Ａ) 特公 平１−37623（ＪＰ，Ｂ２) 実公 昭42−5084（ＪＰ，Ｙ１) 実公 昭55−39881（ＪＰ，Ｙ２)
Claims (1)
- 【請求項１】入力軸に対して側面形状が門型の揺動腕
を、その両脚端部を入力軸に枢支させて傾動自在に設
け、この揺動腕の両脚部を貫通する駆動軸の端部に互い
に対向する円錐面を有する２枚の駆動円板をばね力によ
って常にその間隔を狭めるように付勢して設けると共
に、この駆動回転体の軸部に小歯車を設けて入力軸に設
けた大歯車と噛合させ、この駆動回転体の特定の位置に
対して同心の従動回転軸を設け、この従動回転軸の端部
に設けたリング状の従動円板の内周縁部を、前記２枚の
駆動円板により挟圧するようにすると共に、前記揺動腕
を入力軸を支点として傾動させることにより、前記駆動
円板を前記従動円板に対して偏心自在にし、この駆動円
板と従動円板との楔係合による摩擦力によって無段変速
伝動を行うと共に、前記従動円板の回転を減速して出力
軸に伝えるようにしたことを特徴とする摩擦式無段変速
装置。
Priority Applications (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2116750A JPH0823385B2 (ja) | 1990-05-08 | 1990-05-08 | 摩擦式無段変速装置 |
| US07/694,094 US5163884A (en) | 1990-05-08 | 1991-05-01 | Friction-type stepless speed change device |
| EP91304204A EP0456503A1 (en) | 1990-05-08 | 1991-05-08 | Friction-type stepless speed change device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2116750A JPH0823385B2 (ja) | 1990-05-08 | 1990-05-08 | 摩擦式無段変速装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0415348A JPH0415348A (ja) | 1992-01-20 |
| JPH0823385B2 true JPH0823385B2 (ja) | 1996-03-06 |
Family
ID=14694837
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2116750A Expired - Lifetime JPH0823385B2 (ja) | 1990-05-08 | 1990-05-08 | 摩擦式無段変速装置 |
Country Status (3)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5163884A (ja) |
| EP (1) | EP0456503A1 (ja) |
| JP (1) | JPH0823385B2 (ja) |
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| DE19961558A1 (de) * | 1999-12-20 | 2001-06-21 | Hydraulik Ring Gmbh | Pumpe, insbesondere zur Förderung von Kraftstoff in einem Verbrennungsmotor eines Kraftfahrzeuges |
| EP2085649B1 (en) * | 2008-01-29 | 2012-02-22 | GM Global Technology Operations LLC | Bearing assembly for an output shaft of an automatic transmission |
| RU2389924C2 (ru) * | 2008-05-29 | 2010-05-20 | Александр Павлович Волков | Усилитель управляющего воздействия |
| CN102996676B (zh) * | 2012-12-16 | 2014-11-19 | 郭克亚 | 一种摩擦式自适应限矩离合器及两档转换装置 |
| WO2017210194A1 (en) * | 2016-05-31 | 2017-12-07 | Robert Hornblower Meyer | Continuous variable transmission |
| IT201700092319A1 (it) * | 2017-08-09 | 2019-02-09 | Paolo Menichetti | Un variatore di velocita', un dispositivo di azionamento per un veicolo a propulsione umana assistita e veicolo comprendente detto dispositivo |
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| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
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| US2216642A (en) * | 1938-07-25 | 1940-10-01 | Samuel A Davis | Speed changer |
| US2233967A (en) * | 1938-08-10 | 1941-03-04 | Wellton Otto Gottfried | Continuously variable change speed gear |
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| US2815670A (en) * | 1954-08-10 | 1957-12-10 | Jorgensen Oscar Halfdan | Stepless variable-speed powertransmission device |
| US2939345A (en) * | 1959-08-26 | 1960-06-07 | Curtiss Wright Corp | Variable-speed power transmission |
| DE1187881B (de) * | 1960-05-12 | 1965-02-25 | Oscar Halfdan Jorgensen | Reibraedergetriebe mit auf parallelen Wellen angeordneten, kammartig ineinandergreifenden Kegelscheiben und Randscheiben |
| FR2085135A5 (ja) * | 1970-03-26 | 1971-12-17 | Philips Nv | |
| NL7004605A (ja) * | 1970-04-01 | 1971-10-05 | ||
| FR2170294A5 (ja) * | 1971-11-18 | 1973-09-14 | Peugeot & Renault | |
| GB2047823B (en) * | 1979-04-21 | 1983-04-07 | Rolls Royce | Continuously variable transmission |
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| JPS63130954A (ja) * | 1986-11-20 | 1988-06-03 | Nissan Motor Co Ltd | 摩擦車式無段変速機構 |
| JPH0795268B2 (ja) * | 1987-08-03 | 1995-10-11 | 三菱電機株式会社 | デ−タ処理装置 |
| JPH02125147A (ja) * | 1988-11-01 | 1990-05-14 | Bridgestone Cycle Co | 無段変速装置 |
| JPH0314952A (ja) * | 1989-06-09 | 1991-01-23 | Bridgestone Cycle Co | 摩擦式無段変速装置 |
-
1990
- 1990-05-08 JP JP2116750A patent/JPH0823385B2/ja not_active Expired - Lifetime
-
1991
- 1991-05-01 US US07/694,094 patent/US5163884A/en not_active Expired - Fee Related
- 1991-05-08 EP EP91304204A patent/EP0456503A1/en not_active Withdrawn
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0415348A (ja) | 1992-01-20 |
| EP0456503A1 (en) | 1991-11-13 |
| US5163884A (en) | 1992-11-17 |
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