CN103003593B - 牵引传动机构 - Google Patents

Abstract

关于小辊（23）、（63）的个数N₁、N₂、冕状辊（22）的内径与太阳辊（21）的外径之比ρ₁、冕状辊（62）的内径与太阳辊（61）的外径之比ρ₂，N₁=3及（ρ₁+1）×（ρ₂+1）≥24+16×2^0.5成立，若N₂=3，则ρ₁≥0.102×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+1.196及ρ₁≤min[0.204×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+3.123，7+4×3^0.5]成立，若N₂=4，则ρ₁≥（2-2^0.5）×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）/4-1及ρ₁≤min[0.185×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+1.320，7+4×3^0.5]成立。

Description

牵引传动机构

技术领域

本发明涉及使用了行星辊机构的牵引传动机构。

背景技术

使用了行星辊机构的牵引传动机构的关联技术在下述专利文献1、2中公开。在专利文献1、2的牵引传动机构中，第一行星辊机构的冕状辊及第二行星辊机构的冕状辊被固定，第一行星辊机构的行星辊架与第二行星辊机构的太阳辊被连结，由此将第一行星辊机构与第二行星辊机构串联连接。专利文献1、2的牵引传动机构作为减速机构起作用，向第一行星辊机构的太阳辊输入的动力由第一行星辊机构减速而从第一行星辊机构的行星辊架向第二行星辊机构的太阳辊传递，然后，由第二行星辊机构减速而从第二行星辊机构的行星辊架输出。而且，在下述非专利文献1中，公开了一种沿着冕状辊的周向排列的小辊（行星辊）的个数为4个的行星辊机构。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开昭61-74952号公报

专利文献2：日本特开平7-54946号公报

专利文献3：日本特开平5-332413号公报

专利文献4：日本特公平7-21303号公报

非专利文献

非专利文献1：河野晶彦，“印刷機用遊星ローラ式トラクションドライブ減速ユニットについて”，Koyo Engineering Journal No.165，2004年，p.60-64

发明内容

在行星辊机构中进行转矩传递时，为了避免太阳辊与小辊（行星辊）的接触部、及小辊与冕状辊的接触部产生过大滑动（总滑动），而需要使转矩传递所需的按压力（法线方向的力）作用于所述接触部。在使按压力作用于各接触部时，冕状辊通过接受来自小辊的反力而向径向外侧进行弹性变形。冕状辊的向径向外侧的变形量对应于周向位置而不同，在与小辊接触的接触部的周向位置最大，越从与小辊接触的接触部分离而越减小。当小辊相对于冕状辊相对地公转时，小辊与冕状辊的接触部的周向位置周期性地变化，因此冕状辊的向径向外侧的变形量最大的周向位置周期性地变化，由此在冕状辊上反复产生向径向的变形。该冕状辊的反复变形成为振动·噪音的原因，冕状辊的向径向的变形量越大，冕状辊的反复变形引起的振动·噪音水平变大。

另外，在行星辊机构中，需要设计冕状辊的内径与太阳辊的外径的比以避免沿着周向排列的小辊彼此相互干涉，因此通过行星辊机构能够实现的变速比（减速比）也被限制在比小辊的个数所对应的上限值小的范围。例如，在沿着周向排列的小辊的个数为4个的非专利文献1中，为了避免4个小辊彼此相互干涉，而冕状辊的内径与太阳辊的外径的比被限制在比上限值（3+2×2^0.5）≒5.83小的范围内，因此将冕状辊固定时的从太阳辊到行星辊架的减速比被限制在比上限值（4+2×2^0.5）≒6.83小的范围内，无法实现该上限值（4+2×2^0.5）以上的减速比。为了进一步增大减速比，即使在如专利文献1、2那样将第一行星辊机构与第二行星辊机构串联连接2级的情况下，从第一行星辊机构的太阳辊到第二行星辊机构的行星辊架的减速比也被限制在比上限值（4+2×2^0.5）²=（24+16×2^0.5）≒46.6小的范围，无法实现该上限值（24+16×2^0.5）以上的减速比。为了进一步增大减速比，当将行星辊机构串联连接3级以上时，会导致牵引传动机构的体积的大型化。

为了不导致牵引传动机构的体积的大型化而进一步增大减速比，考虑减少沿着周向排列的小辊的个数而增大每一级的行星辊机构能够实现的减速比。但是，当减少沿着周向排列的小辊的个数时，太阳辊与小辊的接触部的个数、及小辊与冕状辊的接触部的个数也减少，由此，传递转矩容量也下降，因此为了补偿该传递转矩容量的下降量，需要使作用于各接触部的按压力增加。然而，当使作用于各接触部的按压力增加时，冕状辊的向径向的变形量也增大，因此冕状辊的反复变形引起的振动·噪音水平也增大。而且，当沿着周向排列的小辊的个数为2个以下时，由小辊按压的太阳辊的位置不稳定，难以使按压力稳定地作用于各接触部。

本发明目的在于提供一种减少冕状辊的向径向的反复变形引起的振动·噪音，并且不会导致体积的大型化而能够增大变速比的牵引传动机构。

本发明的牵引传动机构将第一行星辊机构和第二行星辊机构串联连接而成，该第一行星辊机构中，由第一行星辊架支承为旋转自如的多个第一行星辊以与第一太阳辊和第一冕状辊接触的方式夹持在第一太阳辊和第一冕状辊之间，该第二行星辊机构中，由第二行星辊架支承为旋转自如的多个第二行星辊以与第二太阳辊和第二冕状辊接触的方式夹持在第二太阳辊和第二冕状辊之间，所述牵引传动机构中，关于第一行星辊的个数N₁、第二行星辊的个数N₂、第一冕状辊的内径与第一太阳辊的外径之比ρ₁、第二冕状辊的内径与第二太阳辊的外径之比ρ₂，

N₁=3，N₂=3、4、5或6，及（ρ₁+1）×（ρ₂+1）≥24+16×2^0.5成立。

而且，本发明的牵引传动机构中，若N₂=3，则在设（0.204×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+3.123）和（7+4×3^0.5）中的较小的值为min[0.204×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+3.123，7+4×3^0.5]时，

ρ₁≥0.102×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+1.196，及ρ₁≤min[0.204×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+3.123，7+4×3^0.5]成立。

另外，本发明的牵引传动机构中，若N₂=4，则在设（0.185×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+1.320）和（7+4×3^0.5）中的较小的值为min[0.185×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+1.320，7+4×3^0.5]时，

ρ₁≥（2-2^0.5）×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）/4-1，及ρ₁≤min[0.185×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+1.320，7+4×3^0.5]成立。

另外，本发明的牵引传动机构中，若N₂=5，则在设（0.234×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.480）和（7+4×3^0.5）中的较小的值为min[0.234×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.480，7+4×3^0.5]时，

ρ₁≥0.206×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-1，及ρ₁≤min[0.234×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.480，7+4×3^0.5]成立。

另外，本发明的牵引传动机构中，若N₂=6，则在设（0.278×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.603）和（7+4×3^0.5）中的较小的值为min[0.278×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.603，7+4×3^0.5]时，

ρ₁≥0.25×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-1，及ρ₁≤min[0.278×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.603，7+4×3^0.5]成立。

在本发明的一方式中，优选的是，第二太阳辊与第一行星辊架连结，第一冕状辊及第二冕状辊的旋转被限制。

发明效果

根据本发明，能够减少第一及第二冕状辊的向径向的反复变形引起的振动·噪音，并且不导致牵引传动机构的体积的大型化而能够实现牵引传动机构整体的变速比的增大。

附图说明

图1是表示本发明的实施方式的牵引传动机构的简要结构的图。

图2是表示本发明的实施方式的牵引传动机构的简要结构的图。

图3是表示本发明的实施方式的牵引传动机构的简要结构的图。

图4是说明冕状辊的变形的图。

图5是说明行星辊机构的设计方法的一例的流程图。

图6是表示行星辊机构的减速比与冕状辊的质量的关系的图。

图7是表示小辊的个数与行星辊机构的过盈量的关系的图。

图8是表示计算由冕状辊整体的振动功率产生的噪音水平的结果的图。

图9是表示计算由冕状辊整体的振动功率产生的噪音水平的结果的图。

图10是表示计算由冕状辊整体的振动功率产生的噪音水平的结果的图。

图11是表示本发明的实施方式的牵引传动机构的简要结构的图。

图12是表示本发明的实施方式的牵引传动机构的简要结构的图。

图13是表示本发明的实施方式的牵引传动机构的简要结构的图。

图14是说明本发明的实施方式的牵引传动机构的减速比的范围的图。

图15是说明本发明的实施方式的牵引传动机构的减速比的范围的图。

图16是说明本发明的实施方式的牵引传动机构的减速比的范围的图。

图17是说明本发明的实施方式的牵引传动机构的减速比的范围的图。

具体实施方式

以下，按照附图，说明用于实施本发明的方式（以下称为实施方式）。

图1～3是表示本发明的实施方式的牵引传动机构10的简要结构的图，图1表示冕状辊22、62的从与中心轴方向（轴线方向）正交的方向观察到的剖视图，图2表示图1的A-A剖视图，图3表示图1的B-B剖视图。本实施方式的牵引传动机构10具备相互串联连接的2个行星辊机构12、52。

行星辊机构（第一行星辊机构）12具有：形成有内周面（第一内周面）32的冕状辊（第一冕状辊）22；配置在冕状辊22的内周面32的内侧（径向内侧）的太阳辊（第一太阳辊）21；沿着冕状辊22的内周面32的周向相互隔开间隔排列，分别以与太阳辊21的外周面31和冕状辊22的内周面32接触的方式夹持（夹压保持）在它们之间的多个小辊（第一行星辊）23；将各小辊23支承为旋转自如的行星辊架（第一行星辊架）24。多个小辊23在冕状辊22的内周面32的周向上相互等间隔地（或大致等间隔地）配置。太阳辊21、冕状辊22、及行星辊架24的中心轴（轴线）相互一致。并且，小辊23自转时的旋转中心轴（轴线）与冕状辊22的中心轴平行。

行星辊机构（第二行星辊机构）52具有：与冕状辊22沿着其轴线方向隔开间隔配置，且形成有内周面（第二内周面）72的冕状辊（第二冕状辊）62；配置在冕状辊62的内周面72的内侧（径向内侧）的太阳辊（第二太阳辊）61；沿着冕状辊62的内周面72的周向相互隔开间隔排列，分别以与太阳辊61的外周面71和冕状辊62的内周面72接触的方式夹持（夹压保持）在它们之间的多个小辊（第二行星辊）63；将各小辊63支承为旋转自如的行星辊架（第二行星辊架）64。多个小辊63沿着冕状辊62的内周面72的周向相互等间隔地（或大致等间隔地）配置。太阳辊61、冕状辊62、及行星辊架64的中心轴（轴线）相互一致，而且，与太阳辊21、冕状辊22、及行星辊架24的中心轴（轴线）一致。并且，小辊63自转时的旋转中心轴（轴线）与冕状辊62的中心轴平行。在图1～3所示的例子中，冕状辊22、62固定于壳体20（旋转被固定的固定构件），形成有与小辊23、63的外周面33、73分别接触的内周面32、72的固定环由冕状辊22、62构成。并且，行星辊机构52的太阳辊61与行星辊机构12的行星辊架24机械连结，由此将行星辊机构12与行星辊机构52机械地串联连接。

在行星辊机构12、52（牵引传动机构10）中，通过因按压力（法线方向的力）作用于辊彼此的隔着油膜的接触部而产生的油膜的剪切力（切线方向的牵引力），能够进行转矩传递，但在进行转矩传递时，为了避免在各接触部产生过大滑动（总滑动），而需要使转矩传递所需的按压力（法线力）作用于各接触部。在行星辊机构12中，为了使按压力（法线力）作用在太阳辊21的外周面31与各小辊23的外周面33的接触部27、及各小辊23的外周面33与冕状辊22的内周面32的接触部28，而通过例如热装或过盈配合等将太阳辊21及各小辊23嵌入到冕状辊22的内侧，使行星辊机构12产生过盈量。由于该过盈量而冕状辊22向径向外侧进行弹性变形，由此产生向径向内侧（小辊23侧）的弹性力（恢复力），冕状辊22利用该弹性力而将各小辊23向太阳辊21侧按压，由此能够使法线力作用于接触部27、28。同样地，在行星辊机构52中，例如通过热装或过盈配合等而将太阳辊61及各小辊63嵌入到冕状辊62的内侧，使行星辊机构52产生过盈量，由此能够使按压力作用在太阳辊61的外周面71与各小辊63的外周面73的接触部67、及各小辊63的外周面73与冕状辊62的内周面72的接触部68。而且，也可以设置向各接触部27、28、67、68附加按压力的已知的按压力附加机构。如此，通过使法线方向的力作用于各接触部27、28、67、68，而能够使各接触部27、28、67、68产生切线方向的牵引力，在太阳辊21与各小辊23之间、各小辊23与冕状辊22之间、太阳辊61与各小辊63之间、及各小辊63与冕状辊62之间能够分别进行转矩传递。

需要说明的是，在设太阳辊21（外周面31）的外径为ds₁，小辊23（外周面33）的外径为dp₁，冕状辊22（内周面32）的内径为dr₁时，行星辊机构12产生的过盈量a₁由以下的（1）式表示。同样地，在设太阳辊61（外周面71）的外径为ds₂，小辊63（外周面73）的外径为dp₂，冕状辊62（内周面72）的内径为dr₂时，行星辊机构52产生的过盈量a₂由以下的（2）式表示。

a₁=（ds₁+2×dp₁-dr₁）/2    …（1）

a₂=（ds₂+2×dp₂-dr₂）/2    …(2）

关于本实施方式的牵引传动机构10，可以使用作为变速机构。在图1～3所示的例子中，冕状辊22、62固定于壳体20，冕状辊22、62的旋转受到限制，因此在太阳辊21与行星辊架64之间能够使动力变速而传递。在从太阳辊21向行星辊架64传递动力时，牵引传动机构10作为对动力进行减速而从太阳辊21向行星辊架64传递的减速机构发挥功能。此时，在行星辊机构12中，对动力进行减速而从太阳辊21向行星辊架24传递，在行星辊机构52中，对动力进行减速而从与行星辊架24连结的太阳辊61向行星辊架64传递。但是，也可以使牵引传动机构10作为对动力进行增速而从行星辊架64向太阳辊21传递的增速机构发挥功能。

在作为减速机构发挥功能的牵引传动机构10中，设在各接触部27、28不产生滑动时的从行星辊机构12的太阳辊21到行星辊架24的理论的变速比（减速比）e₁由使用了太阳辊21（外周面31）的外径ds₁及冕状辊22（内周面32）的内径dr₁的以下的（3）式表示，设在各接触部67、68不产生滑动时的从行星辊机构52的太阳辊61到行星辊架64的理论的变速比（减速比）e₂由使用了太阳辊61（外周面71）的外径ds₂及冕状辊62（内周面72）的内径dr₂的以下的（4）式表示。并且，设在各接触部27、28、67、68不产生滑动时的从牵引传动机构10的太阳辊21到行星辊架64的理论的总变速比（总减速比）e₀由以下的（5）式表示。但是，在各接触部27、28、67、68中，在转矩传递时产生微少滑动，因此严格来说，实际的变速比（减速比）与理论的变速比（减速比）相比，产生微少滑动的量的微小的差。

e₁=dr₁/ds₁+1    …（3）

e₂=dr₂/ds₂+1    …（4）

e₀=e₁×e₂=（dr₁/ds₁+1）×（dr₂/ds₂+1）    …（5）

在行星辊机构12中，在使按压力作用于接触部27、28时，例如图4所示，冕状辊22由于受到来自各小辊23的反力而向径向外侧进行弹性变形。但是，在图4中，为了便于说明，以冕状辊22的变形量比实际的变形量大的方式进行了图示。冕状辊22的向径向外侧的变形量对应于周向位置而不同，在与小辊23接触的接触部28的周向位置处成为最大，越从与小辊23接触的接触部28分离越小。当冕状辊22与行星辊架24之间产生相对旋转（小辊23相对于冕状辊22相对地进行公转）时，接触部28的周向位置周期性地变化，因此冕状辊22的向径向外侧的变形量成为最大的周向位置周期性地变化，由此在冕状辊22反复产生向径向的变形。同样地，在行星辊机构52中，也在冕状辊62反复产生向径向的变形。该冕状辊22、62的反复变形成为振动·噪音的原因。

冕状辊22的某周向位置θ处的径向振动位移r₁、及冕状辊62的某周向位置θ处的径向振动位移r₂均由正弦波表示，由以下的（6）、（7）式分别表示。在（6）、（7）式中，a₁是行星辊机构12的过盈量（参照（1）式），a₂是行星辊机构52的过盈量（参照（2）式），ω₁是行星辊架24的转速，ω₂是行星辊架64的转速，t是时间。

r₁=a₁×cos（ω₁×t+θ）    …（6）

r₂=a₂×cos（ω₂×t+θ）    …（7）

行星辊架24的转速ω₁、及行星辊架64的转速ω₂由以下的（8）、（9）式分别表示。在（8）、（9）式中，ω_in是太阳辊21的转速（输入转速），N₁是沿着周向排列的小辊23的个数，N₂是沿着周向排列的小辊63的个数，e₁是从行星辊机构12的太阳辊21到行星辊架24的减速比（参照（3）式），e₂是从行星辊机构52的太阳辊61到行星辊架64的减速比（参照（4）式）。

ω₁=ω_in×N₁/e₁    …（8）

ω₂=ω_in×N₂/（e₁×e₂）    …（9）

冕状辊22的某周向位置θ处的径向振动速度v₁、及冕状辊62的某周向位置θ处的径向振动速度v₂通过（6）、（7）式的时间微分，由以下的（10）、（11）式分别表示。

v₁=-a₁×ω₁×sin（ω₁×t+θ）    …（10）

v₂=-a₂×ω₂×sin（ω₂×t+θ）    …（11）

将冕状辊22的某周向位置θ处的每单位θ的质量m₁及速度v₁的积m₁×v₁与冕状辊62的某周向位置θ处的每单位θ的质量m₂及速度v₂的积m₂×v₂之和（m₁×v₁+m₂×v₂）在冕状辊22、62整周进行积分，由此算出冕状辊22、62整体的振动功率P₀，由以下的（12）式表示。在（12）式中，M₁是冕状辊22的质量，M₂是冕状辊62的质量。如（12）式所示，冕状辊22、62整体的振动功率P₀对应于行星辊机构12的减速比e₁（冕状辊22的内径dr₁与太阳辊21的外径ds₁之比ρ₁）、冕状辊22、62的质量M₁、M₂、行星辊机构12、52的过盈量a₁、a₂及小辊23、63的个数N₁、N₂而变化。为了减少由冕状辊22、62的反复变形引起的振动·噪音水平，而优选减小由（12）式表示的振动功率P₀。

[数学式1]

$P_0={\∫}_0^{2\mathrm{\π}}(m_1{\mathrm{\υ}}_1+m_2{\mathrm{\υ}}_2)\mathrm{d\θ}$

$={\∫}_0^{2\mathrm{\π}}(m_1{\stackrel{\·}{r}}_1+m_2{\stackrel{\·}{r}}_2)\mathrm{d\θ}$

$=M_1\frac{a_1{\mathrm{\ω}}_1}{\sqrt{2}}+M_2\frac{a_2{\mathrm{\ω}}_2}{\sqrt{2}}$

$=\frac{{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{in}}}{e_1}\frac{M_1{a}_1{N}_1}{\sqrt{2}}+\frac{{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{in}}}{e_1{e}_2}\frac{M_2{a}_2{N}_2}{\sqrt{2}}---\left(12\right)$

行星辊机构12、52（冕状辊22、62的质量M₁、M₂及行星辊机构12、52的过盈量a₁、a₂）的设计方法的一例如图5的流程图所示。首先在步骤S101中，对于提供的行星辊机构12、52的减速比e₁、e₂及冕状辊22、62（内周面32、72）的内径dr₁、dr₂（设为恒定值），算出太阳辊21、61（外周面31、71）的外径ds₁、ds₂及小辊23、63（外周面33、73）的外径dp₁、dp₂。在图1～3所示的例子中，行星辊机构12的减速比e₁比行星辊机构52的减速比e₂大，因此冕状辊22的内径dr₁与太阳辊21的外径ds₁之比ρ₁（=dr₁/ds₁）比冕状辊62的内径dr₂与太阳辊61的外径ds₂之比ρ₂（=dr₂/ds₂）大，而且，冕状辊22、62的内径dr₁、dr₂相等，因此太阳辊21的外径ds₁比太阳辊61的外径ds₂小，小辊23的外径dp₁比小辊63的外径dp₂大。接着，在步骤S102中，对于提供的输入转矩（向太阳辊21的输入转矩）Ts₁及小辊23、63的个数N₁、N₂，接触部27、67所需的按压力Fs₁、Fs₂通过以下的（13）、（14）式算出。在（13）、（14）式中，Ts₂是太阳辊61的转矩（=e₁×Ts₁），μ是接触部27、67处的牵引系数。

Fs₁=Ts₁/（μ×ds₁×N₁）    …（13）

Fs₂=Ts₂/（μ×ds₂×N₂）    …（14）

接着，在步骤S103中，对于提供的接触部27、67处的面压Ps₁、Ps₂（设为恒定值），算出太阳辊21、61、小辊23、63及冕状辊22、62的轴长（接触部27、28、67、68的轴线方向长度），算出冕状辊22、62的质量M₁、M₂。在图1～3所示的例子中，行星辊机构52的太阳辊61、小辊63及冕状辊62的轴长（接触部67、68的轴线方向长度）比行星辊机构12的太阳辊21、小辊23及冕状辊22的轴长（接触部27、28的轴线方向长度）长。接着，在步骤S104中，算出为了使按压力Fs₁、Fs₂作用于接触部27、67所需的行星辊机构12、52的过盈量a₁、a₂。

在总减速比e₀恒定、冕状辊22、62的内径dr₁、dr₂恒定、输入转矩Ts₁恒定及接触部27、67处的面压Ps₁、Ps₂恒定的条件下，计算按照图5的流程图设计了行星辊机构12、52时的行星辊机构12的减速比e₁与冕状辊22、62的质量M₁、M₂的关系的结果如图6所示。如图6所示，行星辊机构12的减速比（第一级减速比）e₁越大，冕状辊22的质量M₁越大。这是因为，在第一级减速比e₁大时，太阳辊21的外径ds₁减小，由此为了抑制接触部27的面压Ps₁升高的情况而需要增加冕状辊22的轴长。而且，由于小辊23、63的个数N₁、N₂的增加而冕状辊22、62的质量M₁、M₂减少，但尤其是行星辊机构52（第二级）的质量减少效果大。如图6所示，伴随着行星辊机构12的减速比e₁的变更，冕状辊22、62的质量M₁、M₂也变化，由（12）式表示的振动功率P₀也变化。从（12）式可知，冕状辊22、62的质量M₁、M₂小的情况处于振动功率P₀减小的倾向。

另外，在总减速比e₀恒定、冕状辊22、62的内径dr₁、dr₂恒定、输入转矩Ts₁恒定、及接触部27、67处的面压Ps₁、Ps₂恒定的条件下，计算了按照图5的流程图而设计行星辊机构12、52时的行星辊机构12的小辊23的个数N₁与积a₁×N₁的关系的结果如图7所示。在行星辊机构12中，接触部27处的传递转矩Ts₁与按压力Fs₁和小辊23的个数N₁成比例，按压力Fs₁与过盈量a₁存在相关。在传递转矩Ts₁恒定时，若小辊23的个数N₁增加，则按压力Fs₁即过盈量a₁减小。而且，相对于小辊23的个数N₁的增加比例而过盈量a₁减小的比例大，因此如图7所示，在N₁≤5时，伴随着小辊23的个数N₁的增加而积a₁×N₁减少，在N₁=6时，积a₁×N₁成为最小。但是，在N₁≥7时，相对于小辊23的个数N₁的增加比例而过盈量a₁的减少比例减小，因此伴随着小辊23的个数N₁的增加而积a₁×N₁增加。需要说明的是，行星辊机构52的小辊63的个数N₂和积a₂×N₂的关系也与图7所示的关系相同。如图7所示，伴随着小辊23、63的个数N₁、N₂的变更，积a₁×N₁、a₂×N₂也变化，由（12）式表示的振动功率P₀也变化。从（12）式可知，积a₁×N₁、a₂×N₂小的情况处于振动功率P₀减小的倾向。

但是，由行星辊机构12能够实现的减速比e₁被限制在比小辊23的个数N₁所对应的上限值小的范围，以免沿着周向排列的小辊23彼此相互干涉。这关于行星辊机构52也同样。更具体而言，通过行星辊机构52能够实现的减速比e₂被限制在比由以下的（15）式表示的上限值λ_N2小的范围。即，冕状辊62的内径dr₂与太阳辊61的外径ds₂之比ρ₂（=dr₂/ds₂）被限制在比上限值（λ_N2-1）小的范围。例如在N₂=3时，λ_N2=8+4×3^0.5≒14.93，在N₂=4时，λ_N2=4+2×2^0.5≒6.83，在N₂=5时，λ_N2≒4.85，在N₂=6时，λ_N2=4.0。

λ_N2=（1+sin（π/N₂））/（1-sin（π/N₂））+1    …（15）

在沿着周向排列的小辊的个数为4个的非专利文献1中，从（15）式可知，将冕状辊固定时的从太阳辊到行星辊架的减速比被限制在比上限值（4+2×2^0.5）≒6.83小的范围，无法实现该上限值（4+2×2^0.5）以上的减速比。为了进一步增大减速比，即使在如专利文献1、2那样将第一行星辊机构与第二行星辊机构串联连接成2级的情况下，从第一行星辊机构的太阳辊到第二行星辊机构的行星辊架的减速比也被限制在比上限值（4+2×2^0.5）²=（24+16×2^0.5）≒46.6小的范围，无法实现该上限值（24+16×2^0.5）以上的减速比。在本实施方式的牵引传动机构10中，将行星辊机构12的行星辊架24与行星辊机构52的太阳辊61连结，将行星辊机构12、52串联连接成2级，由此虽然实现了总减速比e₀的增大，但为了实现在N₁=N₂=4下不能实现的（24+16×2^0.5）以上的大的总减速比e₀，而需要将小辊23、63的个数N₁、N₂的任一个以上减少为3个以下。但是，当将小辊的个数减少为3个以下时，如图7所示，行星辊机构的过盈量与小辊的个数之积增大，由此容易导致由（12）式表示的振动功率P₀的增大。此外，当小辊的个数为2个以下时，由小辊按压的太阳辊的位置不稳定，难以使按压力稳定地作用于各接触部。

在牵引传动机构10整体的总减速比e₀（=e₁×e₂）为（24+16×2^0.5）以上且太阳辊21的转速（输入转速）ω_in恒定的条件下，一边变更行星辊机构12的减速比e₁及小辊23、63的个数N₁、N₂一边计算由冕状辊22、62整体的振动功率P₀产生的噪音水平的结果如图8～10所示。图8表示总减速比e₀为50时的噪音水平的计算结果，图9表示总减速比e₀为65时的噪音水平的计算结果，图10表示总减速比e₀为80时的噪音水平的计算结果。在由（12）式表示的振动功率P₀的计算时，设冕状辊22、62的内径dr₁、dr₂恒定、输入转矩Ts₁恒定、接触部27、67处的面压Ps₁、Ps₂恒定，按照图5的流程图，使用图6、7所示的关系，算出冕状辊22、62的质量M₁、M₂及积a₁×N₁、a₂×N₂。并且，在噪音水平的计算时，将从振动向声响的变换效率σ乘以振动功率P₀。在图8～10中，实线部分表示小辊23彼此及小辊63彼此不干涉的范围，虚线部分表示小辊23彼此及小辊63彼此中的任一者发生干涉而实际上不成立的范围。

如图8所示，在e₀=50的条件下，在N₁=3且N₂=3的情况下，行星辊机构12的减速比（第一级减速比）e₁为10.18时，噪音水平（振动功率P₀）成为最小（成为最下点），在N₁=3且N₂=4的情况下，第一级减速比e₁为8.55时，噪音水平成为最小（成为最下点），在N₁=3且N₂=5的情况下，第一级减速比e₁为10.31时，噪音水平成为最小，在N₁=3且N₂=6的情况下，第一级减速比e₁为12.50时，噪音水平成为最小。在N₁=3且N₂=5的情况下，在N₁=3且N₂=6的情况下，根据小辊63彼此不干涉的条件，决定噪音水平成为最小的第一级减速比e₁。另一方面，在N₁=4且N₂=3的情况下，在第一级减速比e₁为6.83时，噪音水平成为最小，在N₁=5且N₂=3的情况下，第一级减速比e₁为4.85时，噪音水平成为最小，但这些情况下的最小值比N₁=3且N₂=3的情况下、N₁=3且N₂=4的情况下、N₁=3且N₂=5的情况下、N₁=3且N₂=6的情况下的最小值大。

如图9所示，在e₀=65的条件下，在N₁=3且N₂=3的情况下，第一级减速比e₁为12.46时，噪音水平成为最小（成为最下点），在N₁=3且N₂=4的情况下，第一级减速比e₁为10.43时，噪音水平成为最小（成为最下点），在N₁=3且N₂=5的情况下，第一级减速比e₁为13.40时，噪音水平成为最小。在N₁=3且N₂=5的情况下，根据小辊63彼此不干涉的条件，决定噪音水平成为最小的第一级减速比e₁。另一方面，在N₁=4且N₂=3的情况下，第一级减速比e₁为6.83时，噪音水平成为最小，在N₁=5且N₂=3的情况下，第一级减速比e₁为4.85时，噪音水平成为最小，但这些情况下的最小值比N₁=3且N₂=3的情况下、N₁=3且N₂=4的情况下、N₁=3且N₂=5的情况下的最小值大。

如图10所示，在e₀=80的条件下，在N₁=3且N₂=3的情况下，第一级减速比e₁为14.57时，噪音水平成为最小（成为最下点），在N₁=3且N₂=4的情况下，第一级减速比e₁为12.20时，噪音水平成为最小（成为最下点）。另一方面，在N₁=4且N₂=3的情况下，第一级减速比e₁为6.83时，噪音水平成为最小，但该情况下的最小值比N₁=3且N₂=3的情况下、N₁=3且N₂=4的情况下的最小值大。

因此，为了实现在N₁=N₂=4下不能实现的（24+16×2^0.5）以上的大的总减速比e₀，而将小辊23、63的个数N₁、N₂的任一个以上减少为3个，由此，即使对振动功率P₀造成影响的积a₁×N₁、a₂×N₂的任一个以上增大，通过调整行星辊机构12的减速比e₁，也能够减小噪音水平（振动功率P₀）。此外，至少将行星辊机构12的小辊23的个数N₁减少为3个的情况与将行星辊机构52的小辊63的个数N₂减少为3个的情况相比，能够减小噪音水平的最小值。而且，通过使行星辊机构52的小辊63的个数N₂增加而减小过盈量a₂，而能够进一步减小噪音水平的最小值。但是，当使小辊63的个数N₂增加为7个以上时，相对于小辊63的个数N₂的增加比例而过盈量a₂的减少比例小，由此，对振动功率P₀造成影响的积a₂×N₂增大，无法得到由小辊63的个数N₂的增加产生的振动功率P₀的减少效果。因此，在本实施方式中，将沿着周向排列的小辊23的个数N₁设定为3个，将沿着周向排列的小辊63的个数N₂设定为3个以上且6个以下。图3表示沿着周向排列的小辊63的个数N₂为3个的例子，图11表示沿着周向排列的小辊63的个数N₂为4个的例子，图12表示沿着周向排列的小辊63的个数N₂为5个的例子，图13表示沿着周向排列的小辊63的个数N₂为6个的例子。

另外，关于1dB程度的噪音水平的变化，人类几乎无法识别出其差别。因此，在本实施方式中，相对于设定的小辊23、63的个数N₁、N₂，将行星辊机构12的减速比e₁设定在噪音水平（振动功率P₀）距最小值为+1dB以下的范围内。以下，对行星辊机构12的减速比e₁的范围进行说明。

在图2、3所示的N₁=3且N₂=3的情况下，噪音水平距最小值为+1dB以下的行星辊机构12的减速比（第一级减速比）e₁的范围在图8所示的e₀=50的条件下，其下限值为7.27，其上限值为14.27。在图9所示的e₀=65的条件下，噪音水平距最小值为+1dB以下的第一级减速比e₁的范围的下限值为8.87，其上限值为14.93（≒8+4×3^0.5）。在图10所示的e₀=80的条件下，噪音水平距最小值为+1dB以下的第一级减速比e₁的范围的下限值为10.33，其上限值为14.93（≒8+4×3^0.5）。在e₀=65、80的条件下，根据小辊23彼此不干涉的条件，来决定第一级减速比e₁的范围的上限值。

在图2、11所示的N₁=3且N₂=4的情况下，噪音水平距最小值为+1dB以下的第一级减速比e₁的范围在图8所示的e₀=50的条件下，其下限值为7.32（≒25-12.5×2^0.5），其上限值为11.48。在图9所示的e₀=65的条件下，噪音水平距最小值为+1dB以下的第一级减速比e₁的范围的下限值为9.52（≒32.5-16.25×2⁰w⁵），其上限值为14.57。在图10所示的e₀=80的条件下，噪音水平距最小值为+1dB以下的第一级减速比e₁的范围的下限值为11.72（≒40-20×2^0.5），其上限值为14.93（≒8+4×3^0.5）。在e₀=50、65、80的条件下，根据小辊63彼此不干涉的条件，来决定第一级减速比e₁的范围的下限值，在e₀=80的条件下，根据小辊23彼此不干涉的条件，来决定第一级减速比e₁的范围的上限值。

在N₁=3且N₂=5的情况下，噪音水平距最小值为+1dB以下的第一级减速比e₁的范围在图8所示的e₀=50的条件下，其下限值为10.31，其上限值为12.26。在图9所示的e₀=65的条件下，噪音水平距最小值为+1dB以下的第一级减速比e₁的范围的下限值为13.40，其上限值为14.93（≒8+4×3^0.5）。在e₀=50、65的条件下，根据小辊63彼此不干涉的条件，来决定第一级减速比e₁的范围的下限值，在e₀=65的条件下，根据小辊23彼此不干涉的条件，来决定第一级减速比e₁的范围的上限值。

在N₁=3且N₂=6的情况下，噪音水平距最小值为+1dB以下的第一级减速比e₁的范围在图8所示的e₀=50的条件下，其下限值为12.50，其上限值为14.19。在e₀=50的条件下，根据小辊63彼此不干涉的条件，来决定第一级减速比e₁的范围的下限值。

此外，在N₁=3且N₂=3～6的各条件下，研究了在（24+16×2^0.5）以上的范围内变更总减速比e₀（=e₁×e₂）并同时噪音水平成为距最小值为+1dB以下的行星辊机构12的减速比（第一级减速比）e₁的范围的计算结果如图14～17所示。图14表示N₁=3且N₂=3时的计算结果，图15表示N₁=3且N₂=4时的计算结果，图16表示N₁=3且N₂=5时的计算结果，图17表示N₁=3且N₂=6时的计算结果。图14～17的斜线部分表示相对于设定的小辊23、63的个数N₁、N₂而噪音水平距最小值为+1dB以下的总减速比e₀与第一级减速比e₁的关系。

在N₁=3且N₂=3的情况下，图14的斜线部分的范围可以由以下的（16）～（18）式表示。其中，在（18）式中，min[0.204×e₀+4.123，8+4×3^0.5]表示（0.204×e₀+4.123）和（8+4×3^0.5）中的较小的值。在e₀≤53.0的情况下，e₁≤0.204×e₀+4.123，在e₀>53.0的情况下，e₁≤8+4×3^0.5。

e₀≥24+16×2^0.5    …（16）

e₁≥0.102×e₀+2.196    …（17）

e₁≤min[0.204×e₀+4.123，8+4×3^0.5]   …（18）

（16）～（18）式使用冕状辊22的内径dr₁与太阳辊21的外径ds₁之比ρ₁（=dr₁/ds₁）、及冕状辊62的内径dr₂与太阳辊61的外径ds₂之比ρ₂（=dr₂/ds₂），可以变形为以下的（19）～（21）式。其中，在（21）式中，min[0.204×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+3.123，7+4×3^0.5]表示（0.204×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+3.123）与（7+4×3^0.5）中的较小的值。在（ρ₁+1）×（ρ₂+1）≤53.0的情况下，ρ₁≤0.204×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+3.123，在（ρ₁+1）×（ρ₂+1）>53.0的情况下，ρ₁≤7+4×3^0.5。

（ρ₁+1）×（ρ₂+1）≥24+16×2^0.5    …（19）

ρ₁≥0.102×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+1.196    …（20）

ρ₁≤min[0.204×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+3.123，7+4×3⁰.⁵]  …（21）

在本实施方式的牵引传动机构10中，在N₁=3且N₂=3的情况下，为了使噪音水平距最小值为+1dB以下，在（19）～（21）式（（16）～（18）式）成立的范围内设定ρ₁、ρ₂（e₁、e₂）。由此，能够减少噪音水平（振动功率P₀），并且能够实现在N₁=N₂=4下不能实现的（24+16×2^0.5）以上的大的总减速比e₀。在N₁=3且N₂=3的情况下，总减速比e₀的最大值为124.8。

此外，图14的虚线表示相对于设定的小辊23、63的个数N₁、N₂而噪音水平成为最小值（最下点）的总减速比e₀与第一级减速比e₁的关系。在N₁=3且N₂=3的情况下，图14的虚线可以由以下的（22）式表示，而且，可以变形为以下的（23）式。在N₁=3且N₂=3的情况下，为了进一步减少噪音水平，优选以（23）式（（22）式）大致成立的方式设定ρ₁、ρ₂（e₁、e₂）。

e₁=0.146×e₀+2.890    …（22）

ρ₁=0.146×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+1.890    …（23）

另外，在N₁=3且N₂=4的情况下，图15的斜线部分的范围可以由前述的（16）式和以下的（24）、（25）式表示。其中，在（25）式中，min[0.185×e₀+2.320，8+4×3^0.5]表示（0.185×e₀+2.320）和（8+4×3^0.5）中的较小的值。在e₀≤68.2的情况下，e₁≤0.185×e₀+2.320，在e₀>68.2的情况下，e₁≤8+4×3^0.5。

e₁≥（2-2^0.5）×e₀/4    …（24）

e₁≤min[0.185×e₀+2.320，8+4×3⁰.⁵]   …（25）

（24）、（25）式可以变形为以下的（26）、（27）式。其中，在（27）式中，min[0.185×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+1.320，7+4×3^0.5]表示（0.185×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+1.320）和（7+4×3^0.5）中的较小的值。在（ρ₁+1）×（ρ₂+1）≤68.2的情况下，ρ₁≤0.185×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+1.320，在（ρ₁+1）×（ρ₂+1）>68.2的情况下，ρ₁≤7+4×3^0.5。

ρ₁≥（2-2^0.5）×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）/4-1    …（26）

ρ₁≤min[0.185×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+1.320，7+4×3^0.5]  …（27）

在本实施方式的牵引传动机构10中，在N₁=3且N₂=4的情况下，在（19）、（26）、（27）式（（16）、（24）、（25）式）成立的范围内设定ρ₁、ρ₂（e₁、e₂）。由此，也能够减少噪音水平（振动功率P₀），并且能够实现在N₁=N₂=4下不能实现的（24+16×2^0.5）以上的大的总减速比e₀。在N₁=3且N₂=4的情况下，总减速比e₀的最大值为101.9。

此外，图15的虚线表示相对于设定的小辊23、63的个数N₁、N₂而噪音水平成为最小值（最下点）的总减速比e₀与第一级减速比e₁的关系。在N₁=3且N₂=4的情况下，图15的虚线可以由以下的（28）式表示，而且，可以变形为以下的（29）式。在N₁=3且N₂=4的情况下，为了进一步减少噪音水平，而优选以（29）式（（28）式）大致成立的方式设定ρ₁、ρ₂（e₁、e₂）。

e₁=0.122×e₀+2.488    …（28）

ρ₁=0.122×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）+1.488    …（29）

另外，在N₁=3且N₂=5的情况下，图16的斜线部分的范围可以由前述的（16）式和以下的（30）、（31）式表示。其中，在（31）式中，min[0.234×e₀+0.520，8+4×3^0.5]表示（0.234×e₀+0.520）和（8+4×3^0.5）中的较小的值。在e₀≤61.6的情况下，e₁≤0.234×e₀+0.520，在e₀>61.6的情况下，e₁≤8+4×3^0.5。

e₁≥0.206×e₀    …（30）

e₁≤min[0.234×e₀+0.520，8+4×3^0.5]    …（31）

（30）、（31）式可以变形为以下的（32）、（33）式。其中，在（33）式中，min[0.234×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.480，7+4×3^0.5]表示（0.234×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.480）和（7+4×3^0.5）中的较小的值。在（ρ₁+1）×（ρ₂+1）≤61.6的情况下，ρ₁≤0.234×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.480，在（ρ₁+1）×（ρ₂+1）>61.6的情况下，ρ₁≤7+4×3^0.5。

ρ₁≥0.206×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-1    …（32）

ρ₁≤min[0.234×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.480，7+4×3^0.5]    …（33）

在本实施方式的牵引传动机构10中，在N₁=3且N₂=5的情况下，在（19）、（32）、（33）式（（16）、（30）、（31）式）成立的范围内设定ρ₁、ρ₂（e₁、e₂）。由此，能够减少噪音水平（振动功率P₀），并且能够实现在N₁=N₂=4下不能实现的（24+16×2^0.5）以上的大的总减速比e₀。在N₁=3且N₂=5的情况下，总减速比e₀的最大值为72.4。

此外，在N₁=3且N₂=5的情况下，随着从图16的斜线部分的上限向下限转移而噪音水平减小，因此为了进一步减少噪音水平，而优选以ρ₁=0.206×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-1（e₁=0.206×e₀）大致成立的方式设定ρ₁、ρ₂（e₁、e₂）。这种情况下，在沿着周向相邻的小辊63之间隔开不产生牵引力的程度的微小间隔的状态下，5个小辊63沿着周向排列。

另外，在N₁=3且N₂=6的情况下，图17的斜线部分的范围可以由前述的（16）式和以下的（34）、（35）式表示。其中，在（35）式中，min[0.278×e₀+0.397，8+4×3^0.5]表示（0.278×e₀+0.397）和（8+4×3^0.5）中的较小的值。在e₀≤52.3的情况下，e₁≤0.278×e₀+0.397，在e₀>52.3的情况下，e₁≤8+4×3^0.5。

e₁≥0.25×e₀    …（34）

e₁≤min[0.278×e₀+0.397，8+4×3^0.5]    …（35）

（34）、（35）式可以变形为以下的（36）、（37）式。其中，在（37）式中，min[0.278×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.603，7+4×3^0.5]表示（0.278×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.603）和（7+4×3^0.5）中的较小的值。在（ρ₁+1）×（ρ₂+1）≤52.3的情况下，ρ₁≤0.278×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.603，在（ρ₁+1）×（ρ₂+1）>52.3的情况下，ρ₁≤7+4×3^0.5。

ρ₁≥0.25×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-1    …（36）

ρ₁≤min[0.278×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-0.603，7+4×3^0.5]    …（37）

在本实施方式的牵引传动机构10中，在N₁=3且N₂=6的情况下，在（19）、（36）、（37）式（（16）、（34）、（35）式）成立的范围内设定ρ₁、ρ₂（e₁、e₂）。由此，也能够减少噪音水平（振动功率P₀），并且能够实现在N₁=N₂=4下不能实现的（24+16×2^0.5）以上的大的总减速比e₀。在N₁=3且N₂=6的情况下，总减速比e₀的最大值为59.7。

此外，在N₁=3且N₂=6的情况下，随着从图17的斜线部分的上限向下限转移而噪音水平减小，因此为了进一步减少噪音水平，优选以ρ₁=0.25×（ρ₁+1）×（ρ₂+1）-1（e₁=0.25×e₀）大致成立的方式设定ρ₁、ρ₂（e₁、e₂）。这种情况下，在沿着周向相邻的小辊63之间隔开不产生牵引力的程度的微小间隔的状态下，6个小辊63沿着周向排列。

如以上说明那样，根据本实施方式，能够减少冕状辊22、62的向径向的反复变形引起的振动·噪音，并且能够不导致牵引传动机构10的体积的大型化而实现牵引传动机构10整体的总减速比e₀的增大。

在本实施方式中，通过将行星辊架24及冕状辊62固定于壳体20而限制旋转，将冕状辊22与太阳辊61机械连结，而能够在太阳辊21与行星辊架64之间使动力变速而传递（从太阳辊21向行星辊架64使动力减速而传递）。而且，通过将冕状辊22及行星辊架64固定于壳体20而限制旋转，将行星辊架24与太阳辊61机械连结，而能够在太阳辊21与冕状辊62之间使动力变速而传递（从太阳辊21向冕状辊62使动力减速而传递）。而且，通过将行星辊架24、64固定于壳体20而限制旋转，将冕状辊22与太阳辊61机械连结，而能够在太阳辊21与冕状辊62之间使动力变速而传递（从太阳辊21向冕状辊62使动力减速而传递。

以上，说明了用于实施本发明的方式，但本发明并未受这种实施方式的任何限定，在不脱离本发明的要点的范围内，当然能以各种方式来实施。

标号说明

10 牵引传动机构，12、52 行星辊机构，20 壳体，21、61 太阳辊，22、62 冕状辊，23、63 小辊，24、64 行星辊架，27、28、67、68 接触部。

Claims (2)

1.一种牵引传动机构，将第一行星辊机构和第二行星辊机构串联连接而成，该第一行星辊机构中，多个第一行星辊以与第一太阳辊和第一冕状辊接触的方式夹持在第一太阳辊和第一冕状辊之间，所述多个第一行星辊由第一行星辊架支承为旋转自如，该第二行星辊机构中，多个第二行星辊以与第二太阳辊和第二冕状辊接触的方式夹持在第二太阳辊和第二冕状辊之间，所述多个第二行星辊由第二行星辊架支承为旋转自如，所述牵引传动机构中，

关于第一行星辊的个数N₁、第二行星辊的个数N₂、第一冕状辊的内径与第一太阳辊的外径之比ρ₁、第二冕状辊的内径与第二太阳辊的外径之比ρ₂，

N₁＝3，N₂＝3、4、5或6，及(ρ₁+1)×(ρ₂+1)≥24+16×2^0.5成立，

若N₂＝3，则在设(0.204×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)+3.123)和(7+4×3^0.5)中的较小的值为min[0.204×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)+3.123，7+4×3^0.5]时，

ρ₁≥0.102×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)+1.196，及ρ₁≤min[0.204×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)+3.123，7+4×3^0.5]成立，

若N₂＝4，则在设(0.185×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)+1.320)和(7+4×3^0.5)中的较小的值为min[0.185×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)+1.320，7+4×3^0.5]时，

ρ₁≥(2-2^0.5)×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)/4-1，及ρ₁≤min[0.185×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)+1.320，7+4×3^0.5]成立，

若N₂＝5，则在设(0.234×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)-0.480)和(7+4×3^0.5)中的较小的值为min[0.234×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)-0.480，7+4×3^0.5]时，

ρ₁≥0.206×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)-1，及ρ₁≤min[0.234×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)-0.480，7+4×3^0.5]成立，

若N₂＝6，则在设(0.278×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)-0.603)和(7+4×3^0.5)中的较小的值为min[0.278×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)-0.603，7+4×3^0.5]时，

ρ₁≥0.25×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)-1，及ρ₁≤min[0.278×(ρ₁+1)×(ρ₂+1)-0.603，7+4×3^0.5]成立。

2.根据权利要求1所述的牵引传动机构，其中，

第二太阳辊与第一行星辊架连结，

第一冕状辊及第二冕状辊的旋转被限制。