JP2006046429A

JP2006046429A - Gear type continuously variable transmission

Info

Publication number: JP2006046429A
Application number: JP2004226093A
Authority: JP
Inventors: Arata Murakami; 新村上; Makoto Funahashi; 眞舟橋; Atsuhiko Yokota; 敦彦横田
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2004-08-02
Filing date: 2004-08-02
Publication date: 2006-02-16

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a gear type continuously variable transmission with reduced support stiffness of a casing which houses continuously variable transmission units using noncircular gears. <P>SOLUTION: The gear type continuously variable transmission comprises: a continuously variable transmission unit 1 having a plurality of noncircular gears 18a, 18b, 20a, 20b, 22a, 22b; a gear group 2 having a plurality of gears 24a, 24b, 25a, 25b, 26a, 26b; and the casing 3 housing the continuously variable transmission unit 1 and the gear group 2. The plurality of noncircular gears 18a, 18b, 20a, 20b, 22a, 22b and the plurality of gears 24a, 24b, 25a, 25b, 26a, 26b are helical gears. Meshing between the plurality of noncircular gears 18a, 18b, 20a, 20b, 22a, 22b generates a thrust force, and meshing of the plurality of gears 24a, 24b, 25a, 25b, 26a, 26b generates a thrust force. A cancel mechanism transmits both thrust forces to the casing 3 so that directions of the thrust forces are mutually opposite. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

この発明は、楕円歯車や指数関数歯車あるいは中心から外れた偏心位置を中心に回転させられる円形の歯車などの非円形歯車、換言すれば、歯の噛み合い箇所の回転中心からの距離が変化する非円形歯車を使用した無段変速機に関するものである。 The present invention provides a non-circular gear such as an elliptical gear, an exponential gear, or a circular gear rotated around an eccentric position off the center, in other words, a non-changing distance from the rotational center of the tooth meshing portion. The present invention relates to a continuously variable transmission using a circular gear.

この種の非円形歯車を使用した無段変速機の例が、特許文献１に記載されている。その構成を簡単に説明すると、特許文献１に記載された無段変速機は、第１の回転軸に２枚の非円形歯車を位相を互いにずらして取り付け、これらの各非円形歯車のそれぞれにいわゆるアイドル歯車となる非円形歯車が噛み合わされており、これらのいわゆるアイドル歯車は相互に相対回転するように軸に支持されている。これらのアイドル歯車に噛み合っている第３の非円形歯車が設けられており、これらの第３の非円形歯車は、第３軸に一方向クラッチを介して支持されている。 An example of a continuously variable transmission using this type of non-circular gear is described in Patent Document 1. Briefly explaining its configuration, the continuously variable transmission described in Patent Document 1 is provided with two non-circular gears attached to a first rotating shaft with their phases shifted from each other. Non-circular gears serving as so-called idle gears are meshed, and these so-called idle gears are supported on a shaft so as to rotate relative to each other. A third non-circular gear meshing with these idle gears is provided, and these third non-circular gears are supported on a third shaft via a one-way clutch.

その一方向クラッチは、第３の非円形歯車が第３軸より低速で回転する場合（第３の非円形歯車が第３軸に対して相対的に逆回転する場合）には解放状態となり、これとは反対に第３の非円形歯車が第３軸より速く回転しようとする場合には係合して両者一体となるように構成されている。すなわち第３の非円形歯車から第３軸にトルクを伝達するように構成されている。さらに、その第３軸がアイドル歯車の回転中心軸線を中心に公転するようにフレームによって支持されている。したがってフレームを回転させることにより、第３の非円形歯車のアイドル歯車に対する位相が変化するようになっている。そして、特許文献１には、その非円形歯車の例として、楕円を半割りして右半分と左半分とで所定寸法ずらした形状の歯車や指数関数歯車の例が示されている。 The one-way clutch is released when the third non-circular gear rotates at a lower speed than the third axis (when the third non-circular gear rotates in the reverse direction relative to the third axis), On the contrary, when the third non-circular gear is going to rotate faster than the third shaft, the third non-circular gear is engaged and integrated with each other. That is, the torque is transmitted from the third non-circular gear to the third shaft. Further, the third shaft is supported by the frame so as to revolve around the rotation center axis of the idle gear. Therefore, by rotating the frame, the phase of the third non-circular gear with respect to the idle gear is changed. And as an example of the non-circular gear, Patent Document 1 shows an example of a gear or an exponential function gear having a shape in which an ellipse is divided in half and the right half and the left half are shifted by a predetermined dimension.

この特許文献１に記載された無段変速機においては、歯の噛み合い箇所の回転中心からの距離が連続的に変化する。したがって入力歯車が一定回転数で回転しても、アイドル歯車の回転数が連続的に変化し、さらに第３の非円形歯車の回転数がその歯車の形状に従って連続的に変化する。その場合、第３の非円形歯車の第３軸に対する相対回転数が、第３軸に同軸上に設けられている各第３の非円形歯車で逐次変化するので、それに応じて一方向クラッチが順次係合・解放を繰り返し、その結果、第３軸は複数の第３の非円形歯車のうち最も回転速度の速い第３の非円形歯車と一体となって回転する。 In the continuously variable transmission described in this patent document 1, the distance from the rotation center of the tooth meshing location changes continuously. Therefore, even if the input gear rotates at a constant rotational speed, the rotational speed of the idle gear continuously changes, and further, the rotational speed of the third non-circular gear continuously changes according to the shape of the gear. In that case, since the relative rotational speed of the third non-circular gear with respect to the third shaft is sequentially changed by each third non-circular gear provided coaxially with the third shaft, the one-way clutch is accordingly operated. As a result, the third shaft rotates integrally with the third non-circular gear having the highest rotational speed among the plurality of third non-circular gears.

これら互いに噛み合っている非円形歯車同士の間の回転速度比が非円形歯車のピッチ円形状から定まる所定の関数で表される。その関係は、アイドル歯車と第３歯車との間でも成立するが、第３軸と共に第３の非円形歯車を、第２の非円形歯車であるアイドル歯車の回転中心軸線を中心にして公転させて、第２の非円形歯車と第３の非円形歯車との相対的な位相を、第１の非円形歯車と第２の非円形歯車との位相に対して変化させると、その変位が回転速度比に現れる。歯車機構の全体としての変速比は、これらの回転速度比の比率となるから、結局、上記のフレームを回動角度に応じて、歯車機構の全体としての変速比が連続的に変化することになる。
特公平５−７８７０５号公報 The rotational speed ratio between the non-circular gears meshing with each other is represented by a predetermined function determined from the pitch circle shape of the non-circular gear. The relationship is also established between the idle gear and the third gear, but the third non-circular gear and the third shaft revolve around the rotation center axis of the idle gear that is the second non-circular gear. If the relative phase between the second non-circular gear and the third non-circular gear is changed with respect to the phase between the first non-circular gear and the second non-circular gear, the displacement is rotated. Appears in speed ratio. Since the gear ratio of the gear mechanism as a whole is the ratio of these rotational speed ratios, the gear ratio of the gear mechanism as a whole changes continuously according to the rotation angle of the frame. Become.
Japanese Patent Publication No. 5-78705

上述した特許文献１に記載されている各非円形歯車はいずれも平歯車である。一方、非円形歯車をはす歯歯車により構成し、このはす歯歯車を複数噛み合わせて無段変速機を構成することも考えられる。このような構成を採用するとすれば、各非円形歯車同士の噛み合い部分に生じるスラスト力が、第１軸ないし第３軸からそれぞれフレームに伝達されることとなり、フレームの支持剛性を高める必要がある。しかしながら、特許文献１には、非円形歯車をはす歯歯車で構成する記述が無く、フレームの支持剛性の点で改善の余地があった。 Each non-circular gear described in Patent Document 1 described above is a spur gear. On the other hand, it is also conceivable to form a continuously variable transmission by configuring a non-circular gear with a helical gear and engaging a plurality of helical gears. If such a configuration is adopted, the thrust force generated at the meshing portion between the non-circular gears is transmitted from the first shaft to the third shaft to the frame, and it is necessary to increase the support rigidity of the frame. . However, Patent Document 1 does not have a description of a helical gear that is a non-circular gear, and there is room for improvement in terms of the support rigidity of the frame.

この発明は、上記の技術的課題に着目してなされたものであり、いわゆる非円形歯車を使用した無段変速ユニットを保持するケーシングの支持剛性の低下を図ることの可能な歯車式無段変速機を提供することを目的とするものである。 The present invention has been made paying attention to the above technical problem, and is a gear type continuously variable transmission capable of reducing the support rigidity of a casing holding a continuously variable transmission unit using a so-called non-circular gear. The purpose is to provide a machine.

上記の目的を達成するために、請求項１の発明は、複数の非円形歯車を噛み合わせてなる無段変速ユニットと、この無段変速ユニットとトルク伝達可能に連結され、かつ、複数の歯車を噛み合わせてなる歯車群と、前記無段変速ユニットおよび前記歯車群を保持するケーシングとを備えた歯車式無段変速機において、前記複数の非円形歯車および前記複数の歯車が、共にはす歯歯車により構成されているとともに、前記複数の非円形歯車同士の噛み合いにより生じるスラスト力と、前記複数の歯車同士の噛み合いにより生じるスラスト力と逆向きに生じさせるキャンセル機構が設けられていることを特徴とするものである。 In order to achieve the above object, the invention of claim 1 is a continuously variable transmission unit formed by meshing a plurality of non-circular gears, and is connected to the continuously variable transmission unit so as to be able to transmit torque, and a plurality of gears. In the gear-type continuously variable transmission including a gear group formed by meshing a gear, a continuously variable transmission unit and a casing that holds the gear group, the plurality of non-circular gears and the plurality of gears are It is constituted by a toothed gear, and a canceling mechanism is provided for generating a thrust force generated by the meshing of the plurality of non-circular gears and a thrust force generated by the meshing of the plurality of gears. It is a feature.

請求項２の発明は、請求項１の構成に加えて、前記複数の非円形歯車を構成するはす歯歯車の歯のねじれ方向と、前記複数の歯車を構成するはす歯歯車のねじれ方向とが同一である構成を、前記キャンセル機構が有していることを特徴とするものである。 According to a second aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect, the twist direction of the helical gears constituting the plurality of non-circular gears and the twist direction of the helical gears constituting the plurality of gears And the cancellation mechanism has the same configuration.

請求項３の発明は、請求項２の構成に加えて、前記無段変速ユニットから出力されたトルクが前記歯車群に伝達される構成を有しており、前記無段変速ユニットは、変速比を１よりも小さくすることの可能な構成を有しているとともに、前記複数の非円形歯車を構成するはす歯歯車の歯のねじれ角度よりも、前記複数の歯車を構成するはす歯歯車のねじれ角度の方が大きく設定されていることを特徴とするものである。 According to a third aspect of the present invention, in addition to the configuration of the second aspect, the torque output from the continuously variable transmission unit is transmitted to the gear group, and the continuously variable transmission unit has a gear ratio. And a helical gear that constitutes the plurality of gears with respect to a helical twist angle of a helical gear that constitutes the plurality of non-circular gears. The twist angle is set to be larger.

請求項１の発明によれば、無段変速ユニットと歯車群との間でトルク伝達がおこなわれるとともに、無段変速ユニットにおいてはその変速比を無段階（連続的）に制御可能である。無段変速ユニットと歯車群との間でトルク伝達がおこなわれる場合に、複数の非円形歯車同士の噛み合いにより生じるスラスト力と、複数の歯車同士の噛み合いにより生じるスラスト力とが逆向きになり、スラスト力同士が打ち消し合う。したがって、ケーシングに伝達されるスラスト荷重が低減されて、ケーシングの支持剛性を低下させることが可能である。 According to the first aspect of the present invention, torque is transmitted between the continuously variable transmission unit and the gear group, and the transmission ratio of the continuously variable transmission unit can be controlled steplessly (continuously). When torque transmission is performed between the continuously variable transmission unit and the gear group, the thrust force generated by the meshing of the plurality of non-circular gears and the thrust force generated by the meshing of the plurality of gears are reversed, Thrust forces cancel each other out. Therefore, the thrust load transmitted to the casing is reduced, and the support rigidity of the casing can be reduced.

請求項２の発明によれば、請求項１の発明と同様の効果を得られる他に、複数の非円形歯車を構成するはす歯歯車の歯のねじれ方向と、複数の歯車を構成するはす歯歯車のねじれ方向とが同一であるため、前記２つのスラスト力が、相互に逆向きにケーシングに伝達される。 According to the invention of claim 2, in addition to obtaining the same effect as that of the invention of claim 1, the twisting direction of the teeth of the helical gears constituting the plurality of non-circular gears and the plurality of gears are constituted. Since the helical direction of the helical gear is the same, the two thrust forces are transmitted to the casing in opposite directions.

請求項３の発明によれば、請求項２の発明と同様の効果を得られる他に、無段変速ユニットから出力されたトルクが歯車群に伝達される場合は、無段変速ユニットの変速比が１よりも小さいため、無段変速ユニットで伝達されるトルクよりも、歯車群を伝達されるトルクの方が低くなり、伝達トルクに起因するスラスト力は、無段変速ユニットの方が歯車群よりも高くなり易い。これに対して、複数の非円形歯車を構成するはす歯歯車の歯のねじれ角度よりも、複数の歯車を構成するはす歯歯車のねじれ角度の方が大きいため、ねじれ角に起因するスラスト力は、歯車群の方が無段変速ユニットよりも高くなり易い。このような原理により、無段変速ユニットで生じるスラスト力と、歯車群で生じるスラスト力との差が大きくなることを抑制できる。したがって、ケーシングに伝達されるスラスト荷重の増加を一層抑制できる。 According to the invention of claim 3, in addition to obtaining the same effect as that of the invention of claim 2, when the torque output from the continuously variable transmission unit is transmitted to the gear group, the gear ratio of the continuously variable transmission unit. Is smaller than 1, the torque transmitted through the gear group is lower than the torque transmitted through the continuously variable transmission unit, and the thrust force resulting from the transmitted torque is greater for the continuously variable transmission unit. More likely to be higher. On the other hand, since the helical angle of the helical gears constituting the plurality of gears is larger than the helical angle of the teeth of the helical gears constituting the plurality of non-circular gears, the thrust caused by the helical angle is increased. The force tends to be higher in the gear group than in the continuously variable transmission unit. By such a principle, it is possible to suppress an increase in the difference between the thrust force generated in the continuously variable transmission unit and the thrust force generated in the gear group. Therefore, an increase in thrust load transmitted to the casing can be further suppressed.

つぎに、この発明を具体例に基づいて説明する。この発明の歯車式無段変速機は、車両の駆動力源から車輪に至る動力伝達経路に配置することが可能である。以下、歯車式無段変速機の構成例を順次説明する。 Next, the present invention will be described based on specific examples. The gear type continuously variable transmission according to the present invention can be disposed in a power transmission path from a driving force source of a vehicle to a wheel. Hereinafter, configuration examples of the gear type continuously variable transmission will be sequentially described.

まず、歯車式無段変速機の実施例１を、図１および図２に基づいて説明する。図１は、歯車式無段変速機１００の正面断面図、図２は、図１のII−II線における側面断面図である。ここに示す例は、３つの非円形歯車を噛み合わせた歯車群を２列使用して１組の無段変速ユニット１，２を構成し、その無段変速ユニット１，２を、入力部材と出力部材との間に、直列に連結して構成されている。その非円形歯車は、指数関数歯車や楕円歯車などであって、ピッチ円の形状が円形となっていない歯車である。図１および図２に示す例では、楕円歯車を使用した例を示してあり、入力側および出力側の各無段変速ユニット１，２は、それぞれ２列で合計６個の楕円歯車によって構成されている。なお、図２にはピッチ円の形状で各歯車を示しており、歯は省略してある。 First, a first embodiment of a gear type continuously variable transmission will be described with reference to FIGS. 1 and 2. FIG. 1 is a front sectional view of the gear type continuously variable transmission 100, and FIG. 2 is a side sectional view taken along line II-II in FIG. In the example shown here, a set of continuously variable transmission units 1 and 2 is configured using two rows of gear groups in meshing three non-circular gears, and the continuously variable transmission units 1 and 2 are connected to an input member. The output member is connected in series. The non-circular gear is an exponential gear, an elliptical gear, or the like, and is a gear whose pitch circle shape is not circular. In the example shown in FIGS. 1 and 2, an example using elliptical gears is shown, and each of the continuously variable transmission units 1 and 2 on the input side and the output side is constituted by a total of six elliptical gears in two rows. ing. In FIG. 2, the gears are shown in the form of pitch circles, and the teeth are omitted.

具体的に説明すると、ケーシングあるいは機台部もしくは機枠となっている固定フレーム３は金属材料により構成されている。この固定フレーム３は、平行な側壁部３Ａ，３Ｂを有しており、固定フレーム３の内部に、入力軸４と出力軸５とが、それぞれの端部を接近させた状態で、かつ同一の回転軸線Ａ１軸線上に回転自在に配置されている。すなわち、入力軸４の一方の端部は、固定フレーム３の一方の側壁部３Ａを貫通し、かつ、軸受６によって回転自在に保持されている。そして、駆動力源としてのエンジンまたはモータ・ジェネレータのトルクが、入力軸４に伝達されるように構成されている。エンジンは、燃料を燃焼させて生じる熱エネルギを機械エネルギに変換する動力装置であり、モータ・ジェネレータは、電気エネルギを機械エネルギに変換する動力装置である。また、入力軸４の他方の端部は、固定フレーム３の内部に一体に突設した支持部８に軸受９を介して回転自在に保持されている。 If it demonstrates concretely, the fixed frame 3 used as a casing or a machine stand part or a machine frame is comprised with the metal material. This fixed frame 3 has parallel side wall portions 3A and 3B, and the input shaft 4 and the output shaft 5 are in the same state with their end portions approaching each other inside the fixed frame 3. It is rotatably arranged on the rotation axis A1 axis. That is, one end of the input shaft 4 passes through one side wall 3 </ b> A of the fixed frame 3 and is rotatably held by the bearing 6. The torque of the engine or motor / generator as a driving force source is transmitted to the input shaft 4. The engine is a power unit that converts thermal energy generated by burning fuel into mechanical energy, and the motor generator is a power unit that converts electrical energy into mechanical energy. Further, the other end of the input shaft 4 is rotatably held via a bearing 9 by a support 8 that protrudes integrally with the inside of the fixed frame 3.

出力軸５も入力軸４とほぼ同様に支持されている。すなわち、出力軸５の一方の端部が、支持部８に軸受１０を介して回転自在に保持されている。また、出力軸５の他方の端部は、前記固定フレーム３の他方の側壁部３Ｂを貫通し、かつ、軸受１１によって回転自在に支持されている。そして、出力軸５のトルクが車輪に伝達されるように構成されている。 The output shaft 5 is also supported in substantially the same manner as the input shaft 4. That is, one end portion of the output shaft 5 is rotatably held by the support portion 8 via the bearing 10. The other end of the output shaft 5 passes through the other side wall 3B of the fixed frame 3 and is rotatably supported by the bearing 11. And it is comprised so that the torque of the output shaft 5 may be transmitted to a wheel.

これら入力軸４および出力軸５と平行に中間軸１３が配置されており、その中間軸１３は、その両端部を軸受１４を介して固定フレーム３によって、回転軸線Ｂ１を中心として回転自在に支持されている。また中間軸１３は、中間歯車およびキャリヤ（あるいは可動保持部もしくは可動フレーム）１５を保持するためのものであって、そのキャリヤ１５は図示の例では、各無段変速ユニット１，２に共通の枠体として構成されている。すなわち、キャリヤ１５は、門型をなす枠状の部材、あるいは中間軸１３を一辺とする矩形をなす部材である。このキャリヤ１５は、中間軸１３の半径方向に延びた腕部１５Ａ，１５Ｂ，１５Ｃを有している。また、中間軸１３とキャリヤ１５とが一体となって回動動作するように、中間軸１３と腕部１５Ａ，１５Ｂ，１５Ｃとがスプライン結合されている。 An intermediate shaft 13 is arranged in parallel with the input shaft 4 and the output shaft 5, and the intermediate shaft 13 is supported at its both ends by a fixed frame 3 via bearings 14 so as to be rotatable about the rotation axis B 1. Has been. The intermediate shaft 13 is for holding an intermediate gear and a carrier (or a movable holding portion or a movable frame) 15. The carrier 15 is common to the continuously variable transmission units 1 and 2 in the illustrated example. It is configured as a frame. That is, the carrier 15 is a frame-shaped member having a gate shape or a member having a rectangular shape with the intermediate shaft 13 as one side. The carrier 15 has arms 15A, 15B, 15C extending in the radial direction of the intermediate shaft 13. Further, the intermediate shaft 13 and the arm portions 15A, 15B, and 15C are spline-coupled so that the intermediate shaft 13 and the carrier 15 are integrally rotated.

そして、中間軸１３と平行に配置された可動軸１６が、キャリヤ１５により保持されている。すなわち、可動軸１６の両端部および中央部が、軸受１７を介してキャリヤ１５によって回転自在に保持されている。したがって、可動軸１６は、回転軸線Ｃ１を中心として回転可能であり、各回転軸線Ａ１，Ｂ１，Ｃ１は相互に平行となっている。また、可動軸１６は、各無段変速ユニット１，２に共通の軸となっている。 A movable shaft 16 arranged parallel to the intermediate shaft 13 is held by the carrier 15. That is, both end portions and the central portion of the movable shaft 16 are rotatably held by the carrier 15 via the bearing 17. Therefore, the movable shaft 16 can rotate around the rotation axis C1, and the rotation axes A1, B1, C1 are parallel to each other. The movable shaft 16 is a common shaft for the continuously variable transmission units 1 and 2.

上述した入力側の無段変速ユニット１において、入力軸４が第１軸となっており、中間軸１３が第２軸となっており、可動軸１６が第３軸となっている。これに対して、出力側の無段変速ユニット２においては、可動軸１６が第１軸となっており、中間軸１３が第２軸となっており、出力軸が第３軸となっている。したがって、入力側の無段変速ユニット１における第３軸が、出力側の無段変速ユニット２における第１軸に連結された構成、あるいは一体化された構成となっている。 In the input-side continuously variable transmission unit 1 described above, the input shaft 4 is the first shaft, the intermediate shaft 13 is the second shaft, and the movable shaft 16 is the third shaft. In contrast, in the continuously variable transmission unit 2 on the output side, the movable shaft 16 is the first shaft, the intermediate shaft 13 is the second shaft, and the output shaft is the third shaft. . Therefore, the third shaft in the input-side continuously variable transmission unit 1 is connected to the first shaft in the output-side continuously variable transmission unit 2 or is integrated.

前記入力軸４に、入力側の無段変速ユニット１を構成する複数（具体的には２つ）の非円形第１歯車である入力歯車１８ａ，１８ｂが保持されている。これらの入力歯車１８ａ，１８ｂは、歯数やピッチ円などの諸元が同一の楕円歯車である。その入力歯車１８ａ，１８ｂと入力軸４とがスプライン結合されている。 A plurality of (specifically, two) non-circular first gears constituting the input-side continuously variable transmission unit 1 are held on the input shaft 4. These input gears 18a and 18b are elliptical gears having the same specifications such as the number of teeth and the pitch circle. The input gears 18a and 18b and the input shaft 4 are spline-coupled.

各入力歯車１８ａ，１８ｂに対応し、かつ、それぞれに噛み合う複数（具体的には２つ）の非円形第２歯車である中間歯車２０ａ，２０ｂが、前記中間軸１３によって保持されている。これらの中間歯車２０ａ，２０ｂ同士は、諸元が同じ非円形歯車であって、上記の入力歯車１８ａ，１８ｂが楕円歯車であれば、それに合わせて楕円歯車が使用される。そして、中間歯車２０ａ，２０ｂは、軸受２１を介して中間軸１３に対して回転自在に保持されている。なお、入力歯車１８ａ，１８ｂと中間歯車２０ａ，２０ｂとを楕円歯車で構成した場合は、入力軸４と中間軸１３との軸間距離は、楕円の長軸方向の半径と短軸方向の半径とを加算した距離に設定される。 A plurality of (specifically, two) non-circular second gears corresponding to the input gears 18 a and 18 b and being meshed with each other are held by the intermediate shaft 13. If these intermediate gears 20a and 20b are non-circular gears having the same specifications and the input gears 18a and 18b are elliptical gears, elliptical gears are used accordingly. The intermediate gears 20 a and 20 b are rotatably held with respect to the intermediate shaft 13 via the bearing 21. When the input gears 18a and 18b and the intermediate gears 20a and 20b are configured as elliptical gears, the distance between the input shaft 4 and the intermediate shaft 13 is the radius of the ellipse in the major axis direction and the minor axis direction. Is set to the distance obtained by adding.

上記の中間歯車２０ａ，２０ｂに対応し、かつ、それぞれに噛み合う複数（具体的には２つ）の非円形第３歯車である可動歯車２２ａ，２２ｂが、前記可動軸１６によって保持されている。これらの可動歯車２２ａ，２２ｂは、歯数やピッチ円などの諸元が同一の楕円歯車である。これらの可動歯車２２ａ，２２ｂは、一方向クラッチ２３を介して可動軸１６に取り付けられている。この一方向クラッチ２３は、可動歯車２２ａ，２２ｂが可動軸１６に対して、図２に矢印で示す時計方向に回転しようとする場合には、可動軸１６と可動歯車２２ａ，２２ｂとの回転速度差に応じて、一方向クラッチ２３の係合・解放が決定される。 A plurality of (specifically, two) non-circular third gears that correspond to the intermediate gears 20 a and 20 b and are meshed with each other are held by the movable shaft 16. These movable gears 22a and 22b are elliptical gears having the same specifications such as the number of teeth and the pitch circle. These movable gears 22 a and 22 b are attached to the movable shaft 16 via a one-way clutch 23. When the movable gears 22a and 22b are to rotate in the clockwise direction indicated by the arrows in FIG. 2 with respect to the movable shaft 16, the one-way clutch 23 rotates between the movable shaft 16 and the movable gears 22a and 22b. Depending on the difference, engagement / release of the one-way clutch 23 is determined.

これに対して、可動歯車２２ａ，２２ｂが可動軸１６に対して、図２で反時計方向に回転しようとする場合は一方向クラッチ２３が解放されて、可動歯車２２ａ，２２ｂと可動軸１６との間ではトルクが伝達されない。なお、中間歯車２０ａ，２０ｂおよび可動歯車２２ａ，２２ｂを楕円歯車で構成した場合は、中間軸１３と可動軸１６との軸間距離は、楕円の長軸方向の半径と短軸方向の半径とを加算した距離に設定される。上記の入力歯車１８ａ，１８ｂおよび中間歯車２０ａ，２０ｂおよび可動歯車２２ａ，２２ｂにより、無段変速ユニット１が構成されている。 On the other hand, when the movable gears 22a and 22b try to rotate counterclockwise in FIG. 2 with respect to the movable shaft 16, the one-way clutch 23 is released, and the movable gears 22a and 22b and the movable shaft 16 Torque is not transmitted between. In the case where the intermediate gears 20a and 20b and the movable gears 22a and 22b are constituted by elliptical gears, the distance between the intermediate shaft 13 and the movable shaft 16 is determined by the major axis radius and the minor axis radius of the ellipse. It is set to the distance obtained by adding. The input gears 18a and 18b, the intermediate gears 20a and 20b, and the movable gears 22a and 22b constitute the continuously variable transmission unit 1.

前記図１および図２に示す入力側の無段変速ユニット１は、回転軸線Ａ１および回転軸線Ｂ１および回転軸線Ｃ１が直線Ｄ１上にある場合に、入力歯車１８ａの位相と中間歯車２０ａの位相とが、回転角度としてπ／２ずれるとともに、中間歯車２０ａの位相と、可動歯車２２ａの位相とが、回転角度としてπ／２ずれるように、各歯車同士の噛み合い状態が設定されている。また、図１および図２に示す入力側の無段変速ユニット１は、回転軸線Ａ１および回転軸線Ｂ１および回転軸線Ｃ１が直線Ｄ１上にある場合に、入力歯車１８ｂの位相と中間歯車２０ｂの位相とが、回転角度としてπ／２ずれるとともに、中間歯車２０ｂの位相と、可動歯車２２ｂの位相とが、回転角度としてπ／２ずれるように、各歯車同士の噛み合い状態が設定されている。なお、入力歯車１８ａの位相と、入力歯車１８ｂの位相も、回転角度としてπ／２ずれている。 The input-side continuously variable transmission unit 1 shown in FIG. 1 and FIG. 2 includes the phase of the input gear 18a and the phase of the intermediate gear 20a when the rotation axis A1, the rotation axis B1, and the rotation axis C1 are on the straight line D1. However, the meshing state of the gears is set so that the rotation angle is shifted by π / 2 and the phase of the intermediate gear 20a and the phase of the movable gear 22a are shifted by π / 2 as the rotation angle. Further, the input-side continuously variable transmission unit 1 shown in FIGS. 1 and 2 has a phase of the input gear 18b and a phase of the intermediate gear 20b when the rotation axis A1, the rotation axis B1, and the rotation axis C1 are on the straight line D1. Are shifted from each other by π / 2 as the rotation angle, and the meshing state of the gears is set so that the phase of the intermediate gear 20b and the phase of the movable gear 22b are shifted by π / 2 as the rotation angle. Note that the phase of the input gear 18a and the phase of the input gear 18b are also shifted by π / 2 as the rotation angle.

一方、出力側の無段変速ユニット２も、基本的な構成は、入力側の無段変速ユニット１と同じである。すなわち、可動軸１６に保持された可動歯車２４ａ，２４ｂと、中間軸１３に保持された中間歯車２５ａ，２５ｂと、出力軸５に保持された出力歯車２６ａ，２６ｂとの３つを一列とした２列の歯車群によって構成されている。まず、可動歯車２４ａ，２４ｂが一方向クラッチ２７を介して可動軸１６に取り付けられている。その一方向クラッチ２７は、可動軸１６が可動歯車２４ａ，２４ｂに対して図２に矢印で示す時計方向に回転しようとする際は、可動軸１６と可動歯車２４ａ，２４ｂとの回転速度の差に応じて、一方向クラッチ２７の係合・解放が決定されるように構成されている。また、各中間歯車２５ａ，２５ｂは、軸受２８を介して中間軸１３に回転自在に取り付けられている。さらに、出力歯車２６ａ，２６ｂが、スプラインなどによって出力軸５と一体回転するように取り付けられている。 On the other hand, the output-side continuously variable transmission unit 2 has the same basic configuration as the input-side continuously variable transmission unit 1. That is, three of the movable gears 24 a and 24 b held on the movable shaft 16, the intermediate gears 25 a and 25 b held on the intermediate shaft 13, and the output gears 26 a and 26 b held on the output shaft 5 are arranged in a row. It is composed of two rows of gear groups. First, the movable gears 24 a and 24 b are attached to the movable shaft 16 via the one-way clutch 27. The one-way clutch 27 is configured such that when the movable shaft 16 attempts to rotate in the clockwise direction indicated by the arrow in FIG. 2 with respect to the movable gears 24a and 24b, the difference in rotational speed between the movable shaft 16 and the movable gears 24a and 24b. Accordingly, the engagement / release of the one-way clutch 27 is determined. The intermediate gears 25 a and 25 b are rotatably attached to the intermediate shaft 13 via bearings 28. Further, the output gears 26a and 26b are attached so as to rotate integrally with the output shaft 5 by a spline or the like.

また、無段変速ユニット２は、回転軸線Ａ１および回転軸線Ｂ１および回転軸線Ｃ１が直線Ｄ１上にある場合に、可動歯車２４ａの位相と中間歯車２５ａの位相とが、回転角度としてπ／２分ずれるとともに、中間歯車２５ａの位相と出力歯車２６ａの位相とが、回転角度としてπ／２分ずれるように、各歯車同士の噛み合い状態が設定されている。さらに、無段変速ユニット２は、回転軸線Ａ１および回転軸線Ｂ１および回転軸線Ｃ１が直線Ｄ１上にある場合に、可動歯車２４ｂの位相と中間歯車２５ｂの位相とが、回転角度としてπ／２分ずれるとともに、中間歯車２５ｂの位相と出力歯車２６ｂの位相とが、回転角度としてπ／２分ずれるように、各歯車同士の噛み合い状態が設定されている。さらに、可動歯車２４ａの位相と、可動歯車２４ｂの位相も、回転角度としてπ／２分ずれている。なお、図２においては、同一の回転軸線上に配置された各歯車の位相が、便宜上、全て同一に示されている。 In the continuously variable transmission unit 2, when the rotation axis A1, the rotation axis B1, and the rotation axis C1 are on the straight line D1, the phase of the movable gear 24a and the phase of the intermediate gear 25a are π / 2 minutes as the rotation angle. The meshing state of the gears is set so that the phase of the intermediate gear 25a and the phase of the output gear 26a are shifted by π / 2 as the rotation angle. Further, in the continuously variable transmission unit 2, when the rotation axis A1, the rotation axis B1, and the rotation axis C1 are on the straight line D1, the phase of the movable gear 24b and the phase of the intermediate gear 25b are π / 2 minutes as the rotation angle. The meshing states of the gears are set so that the phase of the intermediate gear 25b and the phase of the output gear 26b are shifted by π / 2 as the rotation angle. Further, the phase of the movable gear 24a and the phase of the movable gear 24b are also shifted by π / 2 as the rotation angle. In FIG. 2, the phases of the gears arranged on the same rotation axis are all shown to be the same for convenience.

前記の入力歯車１８ａ，１８ｂおよび中間歯車２０ａ，２０ｂ，２５ａ，２５ｂおよび可動歯車２２ａ，２２ｂ，２４ａ，２４ｂおよび出力歯車２６ａ，２６ｂは、全てはす歯歯車により構成されている。より具体的には、同じ回転軸線Ａ１を中心として配置されている。入力歯車１８ａの歯１０１および入力歯車１８ｂの歯１０２および出力歯車２６ａの歯１０３および出力歯車２６ｂの歯１０４のねじれ方向が、全て同一に設定されている。また、中間軸１３に取り付けられている中間歯車２０ａの歯１０５および中間歯車２０ｂの歯１０６および中間歯車２５ａの歯１０７および中間歯車２５ｂの歯１０８のねじれ方向が、全て同一に設定されている。さらに、可動歯車２２ａの歯１０９および可動歯車２２ｂの歯１１０および可動歯車２４ａの歯１１１および可動歯車２４ｂの歯１１２のねじれ方向が、全て同一に設定されている。このように、同一の回転軸線上に配置されている各はす歯歯車のねじれ方向が、同一に設定されている。さらに、無段変速ユニット１を構成する各はす歯歯車のねじれ角よりも、無段変速ユニット２を構成する各はす歯歯車のねじれ角の方が大きく設定されている。 The input gears 18a, 18b, the intermediate gears 20a, 20b, 25a, 25b, the movable gears 22a, 22b, 24a, 24b and the output gears 26a, 26b are all constituted by helical gears. More specifically, they are arranged around the same rotation axis A1. The twist directions of the teeth 101 of the input gear 18a, the teeth 102 of the input gear 18b, the teeth 103 of the output gear 26a, and the teeth 104 of the output gear 26b are all set to be the same. The twist directions of the teeth 105 of the intermediate gear 20a, the teeth 106 of the intermediate gear 20b, the teeth 107 of the intermediate gear 25a, and the teeth 108 of the intermediate gear 25b attached to the intermediate shaft 13 are all set to be the same. Furthermore, the torsion directions of the teeth 109 of the movable gear 22a, the teeth 110 of the movable gear 22b, the teeth 111 of the movable gear 24a, and the teeth 112 of the movable gear 24b are all set to be the same. Thus, the helical directions of the helical gears arranged on the same rotation axis are set to be the same. Further, the helical angle of each helical gear constituting the continuously variable transmission unit 2 is set larger than the helical angle of each helical gear constituting the continuously variable transmission unit 1.

上記のキャリヤ１５と共に可動軸１６および可動歯車２２ａ，２２ｂ，２４ａ，２４ｂを、回転軸線Ｂ１の周りで公転させるための回動機構について説明する。まず、中間軸１３と一体回転する従動ギヤ３０が設けられているとともに、アクチュエータとしてのモータ（ステッピングモータ）３１で回転させられる駆動ギヤ３２が、従動ギヤ３０に噛み合っている。したがって、モータ３１を所定角度範囲内で駆動することにより、中間軸１３と共にキャリヤ１５が回転し、その結果、可動軸１６およびこれによって保持している可動歯車２２ａ，２２ｂ，２４ａ，２４ｂが、回転軸線Ｂ１を中心に旋回（あるいは公転）するようになっている。このように、モータ３１の制御により、回転軸線Ｂ１に対する回転軸線Ｃ１の位置（位相）が変化するように構成されている。つまり、各中間歯車と各可動歯車との噛み合い位置の位相が変位する。 A rotating mechanism for revolving the movable shaft 16 and the movable gears 22a, 22b, 24a, 24b together with the carrier 15 around the rotation axis B1 will be described. First, a driven gear 30 that rotates integrally with the intermediate shaft 13 is provided, and a drive gear 32 that is rotated by a motor (stepping motor) 31 as an actuator meshes with the driven gear 30. Therefore, by driving the motor 31 within a predetermined angle range, the carrier 15 is rotated together with the intermediate shaft 13, and as a result, the movable shaft 16 and the movable gears 22a, 22b, 24a, 24b held thereby are rotated. It turns (or revolves) around the axis B1. As described above, the position (phase) of the rotation axis C1 with respect to the rotation axis B1 is changed by the control of the motor 31. That is, the phase of the meshing position between each intermediate gear and each movable gear is displaced.

つぎに上述した歯車式無段変速機１００の作用について説明する。３つの非円形歯車を順次噛み合わせた各歯車群においては、入力歯車などの第１歯車と中間歯車などの第２歯車との間で変速が生じ、かつ、その第２歯車と出力歯車などの第３歯車との間で変速が生じ、したがって、各歯車群の全体としての変速比は、それらの歯車の間での変速比の比として表される。これを、入力側の無段変速ユニット１における一方の歯車群を例として説明する。まず、入力歯車１８ａの回転速度をω1とし、中間歯車２０ａの回転速度をω2とした場合、回転軸線Ａ１から、入力歯車１８ａと中間歯車２０ａの接触点（噛み合い位置）に至る距離の連続的な変化に対応して、速度比ω2／ω1が変化する。図２においては、各中心軸線Ａ１，Ｂ１，Ｃ１が直線Ｄ１上に位置している状態（これを基準状態とする）における各歯車が、実線で示されている。 Next, the operation of the gear type continuously variable transmission 100 described above will be described. In each gear group in which three non-circular gears are sequentially meshed, a shift occurs between a first gear such as an input gear and a second gear such as an intermediate gear, and the second gear and an output gear, etc. A speed change occurs with the third gear, and thus the overall gear ratio of each gear group is expressed as the ratio of the gear ratio between the gears. This will be described by taking one gear group in the continuously variable transmission unit 1 on the input side as an example. First, when the rotational speed of the input gear 18a is ω1 and the rotational speed of the intermediate gear 20a is ω2, the distance from the rotation axis A1 to the contact point (engagement position) between the input gear 18a and the intermediate gear 20a is continuous. Corresponding to the change, the speed ratio ω2 / ω1 changes. In FIG. 2, each gear in a state where each of the central axis lines A1, B1, and C1 is located on the straight line D1 (this is a reference state) is indicated by a solid line.

この図２に示す基準状態では、速度比ω2／ω1は、最小に（増速側に）なる。同様に、可動歯車２２ａの回転速度をω3とすると、回転軸線Ｂ１から、各歯車２０ａ，２２ａの接触点（噛み合い位置）までの距離の連続的な変化に対応して、速度比ω3／ω2が変化する。図２における基準状態では、その速度比ω3／ω2は、最大に（減速側に）なる。 In the reference state shown in FIG. 2, the speed ratio ω2 / ω1 is minimized (to the speed increasing side). Similarly, assuming that the rotational speed of the movable gear 22a is ω3, the speed ratio ω3 / ω2 corresponds to the continuous change in the distance from the rotation axis B1 to the contact point (engagement position) of each gear 20a, 22a. Change. In the reference state in FIG. 2, the speed ratio ω 3 / ω 2 is maximized (on the deceleration side).

前記した１つの歯車群の各歯車を楕円歯車で構成した場合において、前記基準状態における各速度比ω2／ω1，ω3／ω2の一例を、図３の線図で示してある。上記のように入力歯車１８ａと中間歯車２０ａとの間の速度比ω2／ω1が最小の時に、中間歯車２０ａと可動歯車２２ａとの間の速度比ω3／ω2が最大となるから、それぞれの速度比を示す線は、位相がπ／２ずれた線となる。したがって、基準状態では、入力歯車１８ａと可動歯車２２ａとの間の速度比ω3／ω1は、“１”となる。すなわち、増減速が生じない。 FIG. 3 shows an example of speed ratios ω2 / ω1 and ω3 / ω2 in the reference state when each gear of the one gear group is an elliptical gear. As described above, when the speed ratio ω2 / ω1 between the input gear 18a and the intermediate gear 20a is minimum, the speed ratio ω3 / ω2 between the intermediate gear 20a and the movable gear 22a is maximized. The line indicating the ratio is a line whose phase is shifted by π / 2. Therefore, in the reference state, the speed ratio ω3 / ω1 between the input gear 18a and the movable gear 22a is “1”. That is, no acceleration / deceleration occurs.

一方、キャリヤ１５を動作させることにより、入力歯車１８ａと中間歯車２０ａとの相対的な位相と、中間歯車２０ａと可動歯車２２ａとの相対的な位相とを、上記の変速比“１”の状態から変化させると、入力歯車１８ａと中間歯車２０ａとの間の変速の関係（増速）に対して、中間歯車２０ａと可動歯車２２ａとの間の変速の関係（減速）が反対であったのが、位相の変化に応じて変化する。例えば、前記キャリヤ１５を図２の半時計方向に所定角度α回転させると、入力歯車１８ａと中間歯車２０ａとの間の速度比が最増速比となっていても、中間歯車２０ａと可動歯車２２ａとの間の速度比は、最減速比よりも小さい速度比となる。その結果、入力歯車１８ａと可動歯車２２ａとの間の速度比ω3／ω1は、“１”より小さく、つまり、増速状態となる。 On the other hand, by operating the carrier 15, the relative phase between the input gear 18 a and the intermediate gear 20 a and the relative phase between the intermediate gear 20 a and the movable gear 22 a are in the state of the gear ratio “1”. When changing from, the shift relationship (deceleration) between the intermediate gear 20a and the movable gear 22a was opposite to the shift relationship (speed increase) between the input gear 18a and the intermediate gear 20a. Changes in response to a change in phase. For example, when the carrier 15 is rotated by a predetermined angle α in the counterclockwise direction of FIG. 2, even if the speed ratio between the input gear 18a and the intermediate gear 20a is the maximum speed increasing ratio, the intermediate gear 20a and the movable gear. The speed ratio between 22a is smaller than the maximum reduction ratio. As a result, the speed ratio ω3 / ω1 between the input gear 18a and the movable gear 22a is smaller than “1”, that is, the speed is increased.

一例として、非円形歯車からなる入力歯車と、非円形歯車からなる中間歯車との間の速度比ω2／ω1を、（１＋Ｃｓｉｎ２θ）（Ｃは絶対値が１より小さい定数）で表すと、中間歯車と可動歯車との間の速度比ω3／ω2は（１＋Ｃｓｉｎ２（θ＋α））で表され、結局、歯車群の全体としての速度比ω3／ω1は、
（１＋Ｃｓｉｎ２（θ＋α））／（１＋Ｃｓｉｎ２θ）
となる。なお、歯車群の全体としての速度比ω3／ω1は、歯車群を構成する歯車が、楕円歯車である場合、指数関数歯車である場合など、歯車群を構成する歯車の形状に応じて演算可能である。 As an example, when the speed ratio ω2 / ω1 between the input gear made of a non-circular gear and the intermediate gear made of a non-circular gear is represented by (1 + Csin2θ) (C is a constant whose absolute value is smaller than 1), the intermediate gear The speed ratio ω3 / ω2 between the gear and the movable gear is expressed by (1 + Csin2 (θ + α)). As a result, the speed ratio ω3 / ω1 as a whole of the gear group is
(1 + Csin2 (θ + α)) / (1 + Csin2θ)
It becomes. The speed ratio ω3 / ω1 as a whole of the gear group can be calculated according to the shape of the gears constituting the gear group, such as when the gears constituting the gear group are elliptical gears or exponential function gears. It is.

そして、３個の楕円歯車を用いた無段変速ユニット１において、
入力歯車と中間歯車との速度比ω2／ω1は、
ω2／ω1＝（１−ε²）／（１＋ε²＋２・ε・ｃｏｓ（２θ1））・・・（１）
で表される。
また、中間歯車と可動歯車との間の速度比ω3／ω2は、
ω3／ω2＝（１−ε²）／（１＋ε²＋２・ε・ｃｏｓ（２θ2））・・・（２）
で表される。上記の式（１）および式（２）において、εは離心率である。離心率とは、歯車の回転中心から、歯車同士の噛み合い点までの距離を意味する。ここで、離心率は、０＜ε１
で表される。
上記の式（１）および式（２）から、無段変速ユニット１としての速度比ω3／ω1を算出可能であり、キャリヤ１５の角度αを変化させることにより、無段変速ユニット１としての変速比が連続的に（無段階に）変化することが判明している。 And in the continuously variable transmission unit 1 using three elliptical gears,
The speed ratio ω2 / ω1 between the input gear and the intermediate gear is
ω2 / ω1 = (1−ε ² ) / (1 + ε ² + 2 · ε · cos (2θ1)) (1)
It is represented by
The speed ratio ω3 / ω2 between the intermediate gear and the movable gear is
ω3 / ω2 = (1−ε ² ) / (1 + ε ² + 2 · ε · cos (2θ2)) (2)
It is represented by In the above formulas (1) and (2), ε is the eccentricity. The eccentricity means the distance from the rotation center of the gear to the meshing point between the gears. Here, the eccentricity is 0 <ε1
It is represented by
From the above equations (1) and (2), the speed ratio ω3 / ω1 as the continuously variable transmission unit 1 can be calculated, and the speed change as the continuously variable transmission unit 1 can be performed by changing the angle α of the carrier 15. It has been found that the ratio changes continuously (steplessly).

前述のように、無段変速ユニット１は、各歯車群が３つの楕円歯車で構成された２列の歯車群を備えており、第１列における各歯車回転角度に対して第２列の各歯車の回転角度がπ／２、ずれている。したがって第１列の歯車群で増速が生じている状態では、第２列の歯車群は減速状態となっているが、上述したように各歯車群には一方向クラッチ２３が介装されているので、入力軸４に対して可動軸１６を増速させるように機能するいずれか一方の歯車群がトルクの伝達をおこなう。したがって、入力側の無段変速ユニット１による変速比は、第１の歯車群による変速比のピーク（図３の線図では下側の部分）と第２の歯車群による変速比のピーク（図３の線図では下側の部分）とをつないだ線で表され、変速比が“１”以下の領域で大小に変化する。なお、キャリヤ１５の動作により、回転軸線Ｃ１を直線Ｄ３上に位置させた場合に、速度比ω3／ω1は最小となる。ここで、直線Ｄ３は直線Ｄ１と直角である。 As described above, the continuously variable transmission unit 1 includes two rows of gear groups in which each gear group is configured by three elliptical gears, and each of the second row for each gear rotation angle in the first row. The rotation angle of the gear is shifted by π / 2. Therefore, in the state where the speed increase is occurring in the first row gear group, the second row gear group is in the deceleration state, but as described above, the one-way clutch 23 is interposed in each gear group. Therefore, any one gear group that functions to increase the speed of the movable shaft 16 with respect to the input shaft 4 transmits torque. Therefore, the gear ratio by the continuously variable transmission unit 1 on the input side is the peak of the gear ratio by the first gear group (the lower portion in the diagram of FIG. 3) and the peak of the gear ratio by the second gear group (see FIG. 3 is represented by a line connecting the lower part), and the speed ratio changes in a region of “1” or less. The speed ratio ω3 / ω1 is minimized when the rotation axis C1 is positioned on the straight line D3 by the operation of the carrier 15. Here, the straight line D3 is perpendicular to the straight line D1.

上述した図１および図２に示す構成では、上記の可動軸１６が入力側の無段変速ユニット１における出力軸となっており、かつ、その可動軸１６が出力側の無段変速ユニット２における入力軸となっている。したがって、入力軸４に入力された動力が、上述した入力側の無段変速ユニット１による変速作用を受けて可動軸１６に伝達され、その可動軸１６の動力が、出力側の無段変速ユニット２に伝達された場合は、無段変速ユニット１の場合と同様の原理により、無段変速ユニット２で変速が実行される。まず、一方の歯車群において、可動歯車２４ａ回転速度をω1とし、中間歯車２５ａの回転速度をω2とした場合、速度比ω2／ω1は、無段変速ユニット１の場合と同様の原理に支配される。また、出力歯車２６ａの回転速度をω3とすると、速度比ω3／ω2は、無段変速ユニット１の場合と同様の原理で変化する。したがって、無段変速ユニット２における変速比も、無段変速ユニット１と同様に、図３で説明した変速比が“１”以下の領域で大小に変化する。 In the configuration shown in FIGS. 1 and 2 described above, the movable shaft 16 is an output shaft in the input side continuously variable transmission unit 1, and the movable shaft 16 is in the output side continuously variable transmission unit 2. It is an input shaft. Therefore, the power input to the input shaft 4 is transmitted to the movable shaft 16 by receiving the shifting action by the input-side continuously variable transmission unit 1 described above, and the power of the movable shaft 16 is transmitted to the output-side continuously variable transmission unit. 2 is transmitted by the continuously variable transmission unit 2 according to the same principle as that of the continuously variable transmission unit 1. First, in one gear group, when the rotational speed of the movable gear 24a is ω1 and the rotational speed of the intermediate gear 25a is ω2, the speed ratio ω2 / ω1 is governed by the same principle as in the continuously variable transmission unit 1. The When the rotational speed of the output gear 26a is ω3, the speed ratio ω3 / ω2 changes according to the same principle as in the case of the continuously variable transmission unit 1. Therefore, the gear ratio in the continuously variable transmission unit 2 also changes in the same manner as the continuously variable transmission unit 1 in the region where the gear ratio described with reference to FIG.

そして、無段変速ユニット２から出力軸５に伝達されたトルクが車輪に伝達される。すなわち、入力軸４と出力軸５との間に、トルクの伝達方向で、２つの無段変速ユニット１，２が直列に配列され、かつ、連結されているので、歯車式無段変速機１００の全体としての変速比は、各無段変速ユニット１，２で各々設定される速度比もしくは変速比に応じたものとなる。 The torque transmitted from the continuously variable transmission unit 2 to the output shaft 5 is transmitted to the wheels. That is, since the two continuously variable transmission units 1 and 2 are arranged and connected in series between the input shaft 4 and the output shaft 5 in the torque transmission direction, the gear type continuously variable transmission 100 is connected. As a whole, the gear ratio is in accordance with the speed ratio or the gear ratio set in each continuously variable transmission unit 1, 2.

一方、無段変速ユニット１および無段変速ユニット２を構成する各歯車は、全てはす歯歯車であるため、トルクの伝達時において、各歯車同士の噛み合い点には、噛み合い力に応じたスラスト方向の分力が発生する。ここでは、入力歯車１８ａ，１８ｂおよび出力歯車２６ａ、２６ｂおよび可動歯車２２ａ，２２ｂ，２４ａ，２４ｂが、図２で時計方向に回転し、中間歯車２０ａ，２０ｂ，２５ａ，２５ｂが、図２で反時計方向に回転するものとする。 On the other hand, since the gears constituting the continuously variable transmission unit 1 and the continuously variable transmission unit 2 are all helical gears, at the time of torque transmission, the mesh point between the gears has a thrust corresponding to the meshing force. Directional force is generated. Here, the input gears 18a and 18b, the output gears 26a and 26b, and the movable gears 22a, 22b, 24a, and 24b rotate clockwise in FIG. 2, and the intermediate gears 20a, 20b, 25a, and 25b are counterclockwise in FIG. It shall rotate clockwise.

まず、入力軸４および出力軸５に伝達されるスラスト力について説明する。入力歯車１８ａと中間歯車２０ａとの噛み合いにより、入力歯車１８ａには、図１で左向きのスラスト力Ｆ１が生じる。また、入力歯車１８ｂと中間歯車２０ｂとの噛み合いにより、入力歯車１８ａには、図１で左向きのスラスト力Ｆ１が生じる。これに対して、出力歯車２６ａと中間歯車２５ａとの噛み合いにより、出力歯車２６ａには、図１で右向きのスラスト力Ｆ２が生じる。また、出力歯車２６ｂと中間歯車２５ｂとの噛み合いにより、出力歯車２６ｂには、図１で右向きのスラスト力Ｆ２が生じる。 First, the thrust force transmitted to the input shaft 4 and the output shaft 5 will be described. Due to the meshing of the input gear 18a and the intermediate gear 20a, a leftward thrust force F1 is generated in the input gear 18a in FIG. Further, due to the meshing of the input gear 18b and the intermediate gear 20b, a thrust force F1 directed leftward in FIG. 1 is generated in the input gear 18a. On the other hand, due to the meshing of the output gear 26a and the intermediate gear 25a, a rightward thrust force F2 in FIG. 1 is generated in the output gear 26a. Further, due to the meshing of the output gear 26b and the intermediate gear 25b, a rightward thrust force F2 in FIG. 1 is generated in the output gear 26b.

したがって、入力歯車１８ａまたは入力歯車１８ｂを経由してトルクが伝達されるとともに、出力歯車２６ａまたは出力歯車２６ｂを経由してトルクが伝達される場合に、入力軸４に伝達されるスラスト力と、出力軸５に伝達されるスラスト力とが相互に逆向きとなり、そのスラスト力同士がキャンセルされる。このように、入力軸４および出力軸５を経由して固定フレーム３に伝達されるスラスト荷重を軽減することが可能である。 Therefore, when the torque is transmitted via the input gear 18a or the input gear 18b and the torque is transmitted via the output gear 26a or the output gear 26b, the thrust force transmitted to the input shaft 4; The thrust forces transmitted to the output shaft 5 are opposite to each other, and the thrust forces are cancelled. Thus, it is possible to reduce the thrust load transmitted to the fixed frame 3 via the input shaft 4 and the output shaft 5.

つぎに、中間軸１３に伝達されるスラスト力について説明する。入力歯車１８ａと中間歯車２０ａとの噛み合いにより、中間歯車２０ａには、図１で右向きのスラスト力Ｆ３が生じる。また、中間歯車２０ａと可動歯車２２ａとの噛み合いにより、中間歯車２０ａには、図１で左向きのスラスト力Ｆ４が生じる。また、入力歯車１８ｂと中間歯車２０ｂとの噛み合いにより、中間歯車２０ｂには、図１で右向きのスラスト力Ｆ３が生じる。また、中間歯車２０ｂと可動歯車２２ｂとの噛み合いにより、中間歯車２０ｂには、図１で左向きのスラスト力Ｆ４が生じる。 Next, the thrust force transmitted to the intermediate shaft 13 will be described. Due to the meshing of the input gear 18a and the intermediate gear 20a, a rightward thrust force F3 in FIG. 1 is generated in the intermediate gear 20a. Further, due to the meshing of the intermediate gear 20a and the movable gear 22a, a thrust force F4 leftward in FIG. 1 is generated in the intermediate gear 20a. Further, due to the meshing of the input gear 18b and the intermediate gear 20b, a thrust force F3 directed in the right direction in FIG. 1 is generated in the intermediate gear 20b. Further, due to the meshing of the intermediate gear 20b and the movable gear 22b, a thrust force F4 directed leftward in FIG. 1 is generated in the intermediate gear 20b.

これに対して、中間歯車２５ａと出力歯車２６ａとの噛み合いにより、中間歯車２０ａには、図１で左向きのスラスト力Ｆ５が生じる。また、中間歯車２５ｂと出力歯車２６ｂとの噛み合いにより、中間歯車２５ｂには、図１で左向きのスラスト力Ｆ５が生じる。また、中間歯車２５ａと可動歯車２４ａとの噛み合いにより、中間歯車２５ａには、図１で右向きのスラスト力Ｆ６が生じる。さらに、中間歯車２５ｂと可動歯車２４ｂとの噛み合いにより、中間歯車２５ｂには、図１で右向きのスラスト力Ｆ６が生じる。つまり、中間歯車２０ａまたは中間歯車２０ｂのいずれかを経由してトルクが伝達されるとともに、中間歯車２５ａまたは中間歯車２５ｂのいずれかを経由してトルクが伝達される場合において、各歯車から中間軸１３に伝達される逆向きのスラスト力同士がキャンセルし合う。したがって、中間軸１３から固定フレーム３に伝達されるスラスト荷重を軽減することが可能である。 On the other hand, due to the meshing of the intermediate gear 25a and the output gear 26a, a thrust force F5 directed leftward in FIG. 1 is generated in the intermediate gear 20a. Further, due to the meshing of the intermediate gear 25b and the output gear 26b, a thrust force F5 directed leftward in FIG. 1 is generated in the intermediate gear 25b. Further, due to the meshing of the intermediate gear 25a and the movable gear 24a, a rightward thrust force F6 in FIG. 1 is generated in the intermediate gear 25a. Further, due to the meshing of the intermediate gear 25b and the movable gear 24b, a thrust force F6 directed rightward in FIG. 1 is generated in the intermediate gear 25b. That is, when torque is transmitted via either the intermediate gear 20a or the intermediate gear 20b, and when torque is transmitted via either the intermediate gear 25a or the intermediate gear 25b, the intermediate shaft from each gear. The thrust forces in opposite directions transmitted to 13 cancel each other. Therefore, the thrust load transmitted from the intermediate shaft 13 to the fixed frame 3 can be reduced.

さらに、可動軸１６に伝達されるスラスト力について説明する。中間歯車２０ａと可動歯車２２ａとの噛み合いにより、可動歯車２２ａには、図１で右向きのスラスト力Ｆ７が生じる。また、中間歯車２０ｂと可動歯車２２ｂとの噛み合いにより、可動歯車２２ｂには、図１で右向きのスラスト力Ｆ７が生じる。これに対して、中間歯車２５ａと可動歯車２４ａとの噛み合いにより、可動歯車２４ａには、図１で左向きのスラスト力Ｆ８が生じる。また、中間歯車２５ｂと可動歯車２４ｂとの噛み合いにより、可動歯車２４ｂには、図１で左向きのスラスト力Ｆ８が生じる。 Further, the thrust force transmitted to the movable shaft 16 will be described. Due to the meshing of the intermediate gear 20a and the movable gear 22a, a rightward thrust force F7 in FIG. 1 is generated in the movable gear 22a. Further, due to the meshing of the intermediate gear 20b and the movable gear 22b, a rightward thrust force F7 in FIG. 1 is generated in the movable gear 22b. On the other hand, due to the meshing of the intermediate gear 25a and the movable gear 24a, a leftward thrust force F8 in FIG. 1 is generated in the movable gear 24a. Further, due to the meshing of the intermediate gear 25b and the movable gear 24b, a leftward thrust force F8 in FIG. 1 is generated in the movable gear 24b.

したがって、可動歯車２２ａまたは可動歯車２２ｂのいずれかを経由してトルクが伝達されるとともに、可動歯車２４ａまたは可動歯車２４ｂのいずれかを経由してトルクが伝達される場合おいて、可動軸１６に伝達される逆向きのスラスト力同士が相互にキャンセルし合い、可動軸１６およびキャリヤ１５および中間軸１３を経由して固定フレーム３に伝達されるスラスト荷重を軽減すること可能である。 Therefore, when torque is transmitted via either the movable gear 22a or the movable gear 22b and when torque is transmitted via either the movable gear 24a or the movable gear 24b, The transmitted thrust forces in the opposite directions cancel each other, and the thrust load transmitted to the fixed frame 3 via the movable shaft 16, the carrier 15, and the intermediate shaft 13 can be reduced.

以上のような原理により、固定フレーム３で受けるべきスラスト荷重が軽減され、固定フレーム３の支持剛性を低下させることができるとともに、固定フレーム３の小型軽量化を図ることができる。さらには、スラスト荷重を受ける各軸受の小型化を図ることができるとともに、軸受における摩擦抵抗の増加を抑制することが可能であり、歯車式無段変速機１００における動力伝達効率の低下を抑制することができる。 Based on the above principle, the thrust load to be received by the fixed frame 3 is reduced, the support rigidity of the fixed frame 3 can be reduced, and the size and weight of the fixed frame 3 can be reduced. Furthermore, each bearing that receives a thrust load can be reduced in size, and an increase in frictional resistance in the bearing can be suppressed, and a decrease in power transmission efficiency in the gear type continuously variable transmission 100 can be suppressed. be able to.

ところで、この実施例１において、キャリヤ１５の動作により、無段変速ユニット１の変速比が“１”以下となる増速状態に制御されている場合は、無段変速ユニット１で伝達されるトルクよりも、無段変速ユニット２で伝達されるトルクの方が低くなり、伝達トルクに応じたスラスト力は、無段変速ユニット１の方が無段変速ユニット２よりも高くなる。これに対して、この実施例１では、無段変速ユニット１を構成するはす歯歯車の歯のねじれ角度よりも、無段変速ユニット２を構成するはす歯歯車のねじれ角度の方が大きくされている。このため、ねじれ角度に応じたスラスト力は、無段変速ユニット２の方が無段変速ユニット１よりも高くなる。このため、無段変速ユニット１で生じるスラスト力と、無段変速ユニット２で生じるスラスト力との差、つまり、固定フレーム３に伝達されるスラスト荷重が大きくなることを、一層抑制できる。したがって、無段変速ユニット１が増速状態に制御される場合、例えば車両が高速走行する場合にいおて、動力伝達効率の低下を抑制することができる。このため、駆動力源として、エンジンが用いられている場合は、燃費を向上することができる一方、駆動力源としてモータ・ジェネレータが用いられている場合は、電力消費量の増加を抑制することが可能である。 By the way, in the first embodiment, when the speed change ratio of the continuously variable transmission unit 1 is controlled to be “1” or less by the operation of the carrier 15, the torque transmitted by the continuously variable transmission unit 1. The torque transmitted by the continuously variable transmission unit 2 is lower than that, and the thrust force corresponding to the transmitted torque is higher in the continuously variable transmission unit 1 than in the continuously variable transmission unit 2. On the other hand, in the first embodiment, the twist angle of the helical gear constituting the continuously variable transmission unit 2 is larger than the twist angle of the tooth of the helical gear constituting the continuously variable transmission unit 1. Has been. Therefore, the thrust force corresponding to the twist angle is higher in the continuously variable transmission unit 2 than in the continuously variable transmission unit 1. For this reason, it is possible to further suppress the difference between the thrust force generated in the continuously variable transmission unit 1 and the thrust force generated in the continuously variable transmission unit 2, that is, the increase in the thrust load transmitted to the fixed frame 3. Therefore, when the continuously variable transmission unit 1 is controlled to be in the accelerated state, for example, when the vehicle travels at a high speed, it is possible to suppress a decrease in power transmission efficiency. Therefore, fuel efficiency can be improved when an engine is used as a driving force source, while an increase in power consumption can be suppressed when a motor / generator is used as a driving force source. Is possible.

ここで、実施例１の構成とこの発明の構成との対応関係を説明すると、入力歯車１８ａ，１８ｂおよび中間歯車２０ａ，２０ｂおよび可動歯車２２ａ，２２ｂが、この発明の複数の非円形歯車に相当し、無段変速ユニット１が、この発明の無段変速ユニットに相当し、可動歯車２４ａ，２４ｂおよび中間歯車２５ａ，２５ｂおよび出力歯車２６ａ，２６ｂが、この発明の複数の歯車に相当し、無段変速ユニット２が、この発明の歯車群に相当し、固定フレーム３が、この発明のケーシングに相当し、歯のねじれ方向が同一に設定されたはす歯歯車自体が、この発明におけるキャンセル機構に相当する。 Here, the correspondence between the configuration of the first embodiment and the configuration of the present invention will be described. The input gears 18a and 18b, the intermediate gears 20a and 20b, and the movable gears 22a and 22b correspond to a plurality of non-circular gears of the present invention. The continuously variable transmission unit 1 corresponds to the continuously variable transmission unit of the present invention, the movable gears 24a and 24b, the intermediate gears 25a and 25b, and the output gears 26a and 26b correspond to the plurality of gears of the present invention. The step transmission unit 2 corresponds to the gear group of the present invention, the fixed frame 3 corresponds to the casing of the present invention, and the helical gear itself having the same tooth twist direction is the cancel mechanism in the present invention. It corresponds to.

つぎに、この発明における実施例２を、図４および図５に基づいて説明する。図４は、歯車式無段変速機２００の正面断面図、図５は、歯車式無段変速機２００の概念的な側面図である。歯車式無段変速機２００は無段変速ユニット２５０を有しており、無段変速ユニット２５０は、並列に配置された歯車群２０１，２０２を有している。無段変速ユニット２５０を支持する固定フレーム２０３が設けられており、固定フレーム２０３は、平行な側壁部２０３Ａ，２０３Ｂを有しており、固定フレーム２０３により、中間軸２０４および出力軸２０５が保持されている。中間軸２０４は、側壁部２０３Ａ，２０３Ｂに取り付けられた軸受２０６により回転可能に保持されている。また、出力軸２０５は、側壁部２０３Ａ，２０３Ｂに取り付けられた軸受２０７により回転可能に保持されている。 Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 4 is a front sectional view of the gear type continuously variable transmission 200, and FIG. 5 is a conceptual side view of the gear type continuously variable transmission 200. As shown in FIG. The gear-type continuously variable transmission 200 has a continuously variable transmission unit 250, and the continuously variable transmission unit 250 includes gear groups 201 and 202 arranged in parallel. A fixed frame 203 that supports the continuously variable transmission unit 250 is provided. The fixed frame 203 has parallel side wall portions 203A and 203B, and the intermediate shaft 204 and the output shaft 205 are held by the fixed frame 203. ing. The intermediate shaft 204 is rotatably held by bearings 206 attached to the side wall portions 203A and 203B. The output shaft 205 is rotatably held by bearings 207 attached to the side wall portions 203A and 203B.

また、中間軸２０４と一体回転するキャリヤ２０８が設けられており、キャリヤ２０８に取り付けられた軸受２０９により、入力軸２１０が回転可能に保持されている。入力軸２１０の回転軸線Ｅ１と、中間軸２０４の回転軸線Ｇ１と、出力軸２０５の回転軸線Ｈ１とが相互に平行に配置されており、入力軸２１０および中間軸２０４および出力軸２０５には、歯車群２０１，２０２を構成する歯車が取り付けられている。 A carrier 208 that rotates integrally with the intermediate shaft 204 is provided, and a bearing 209 attached to the carrier 208 holds the input shaft 210 rotatably. The rotation axis E1 of the input shaft 210, the rotation axis G1 of the intermediate shaft 204, and the rotation axis H1 of the output shaft 205 are arranged in parallel to each other. The input shaft 210, the intermediate shaft 204, and the output shaft 205 are Gears constituting the gear groups 201 and 202 are attached.

まず、入力軸２１０には入力歯車２１１，２１２がスプライン嵌合されており、中間軸２０４には軸受２１３を介して中間歯車２１４，２１５が回転可能に取り付けられており、出力軸２０５には一方向クラッチ２１６を介して出力歯車２１７，２１８が取り付けられている。この一方向クラッチ２１６は、出力歯車２１７，２１８が出力軸２０５に対して、図５に矢印で示す時計方向に回転しようとする場合には、出力軸２０５と出力歯車２１７，２１８との回転速度差に応じて、一方向クラッチ２１６の係合・解放が決定される。これに対して、出力歯車２１７，２１８が出力軸２０５に対して、図５で反時計方向に回転しようとする場合は、一方向クラッチ２１６が解放されて、出力歯車２１７，２１８と出力軸２０５との間ではトルクが伝達されない。 First, input gears 211 and 212 are spline-fitted to the input shaft 210, intermediate gears 214 and 215 are rotatably attached to the intermediate shaft 204 via bearings 213, and the output shaft 205 is Output gears 217 and 218 are attached via a direction clutch 216. The one-way clutch 216 rotates between the output shaft 205 and the output gears 217 and 218 when the output gears 217 and 218 attempt to rotate in the clockwise direction indicated by arrows in FIG. Depending on the difference, engagement / release of the one-way clutch 216 is determined. On the other hand, when the output gears 217 and 218 try to rotate counterclockwise in FIG. 5 with respect to the output shaft 205, the one-way clutch 216 is released and the output gears 217 and 218 and the output shaft 205 are disengaged. Torque is not transmitted between them.

さらに、歯車群２０１，２０２を構成する歯車は、歯数やピッチ円などの諸元が同一の楕円歯車であり、中間歯車２１４が、入力歯車２１１および出力歯車２１７に噛合され、中間歯車２１５が、入力歯車２１２および出力歯車２１８に噛合されている。この入力歯車２１１および中間歯車２１４および出力歯車２１７により、歯車群２０１が構成されている。また、入力歯車２１２および中間歯車２１５および出力歯車２１８により、歯車群２０２が構成されている。さらに、歯車群２０１，２０２を構成する各歯車は、全てはす歯歯車により構成されている。 Further, the gears constituting the gear groups 201 and 202 are elliptical gears having the same specifications such as the number of teeth and the pitch circle, the intermediate gear 214 is meshed with the input gear 211 and the output gear 217, and the intermediate gear 215 is Are meshed with the input gear 212 and the output gear 218. The input gear 211, the intermediate gear 214, and the output gear 217 constitute a gear group 201. The input gear 212, the intermediate gear 215, and the output gear 218 constitute a gear group 202. Furthermore, all the gears constituting the gear groups 201 and 202 are constituted by helical gears.

また、図５に示すように、回転軸線Ｅ１，Ｇ１，Ｈ１が直線Ｄ１上にある状態、つまり基準状態において、歯車群２０１では、入力歯車２１１の位相と中間歯車２１４の位相とが、回転角度としてπ／２ずれるとともに、中間歯車２１４の位相と、出力歯車２１７の位相とが、回転角度としてπ／２ずれるように、各歯車同士の噛み合い状態が設定されている。さらに、歯車群２０２では、入力歯車２１２の位相と中間歯車２１５の位相とが、回転角度としてπ／２ずれるとともに、中間歯車２１５の位相と、出力歯車２１８の位相とが、回転角度としてπ／２ずれるように、各歯車同士の噛み合い状態が設定されている。なお、入力歯車２１１の位相と、入力歯車２１２の位相も、回転角度としてπ／２ずれている。なお、図５においては、同一の回転軸線上に配置された各歯車の位相が、便宜上、全て同一に示されている。上記のように構成された入力軸２１０および歯車群２０１，２０２および中間軸２０４および出力軸２０５および一方向クラッチ２１６により、無段変速ユニット２５０が構成されている。 Further, as shown in FIG. 5, in the state where the rotation axes E1, G1, and H1 are on the straight line D1, that is, in the reference state, in the gear group 201, the phase of the input gear 211 and the phase of the intermediate gear 214 are the rotation angle. The meshing state of the gears is set so that the phase of the intermediate gear 214 and the phase of the output gear 217 are shifted by π / 2 as the rotation angle. Further, in the gear group 202, the phase of the input gear 212 and the phase of the intermediate gear 215 are shifted by π / 2 as the rotation angle, and the phase of the intermediate gear 215 and the phase of the output gear 218 are π / The meshing state of the gears is set so as to be shifted by two. Note that the phase of the input gear 211 and the phase of the input gear 212 are also shifted by π / 2 as the rotation angle. In FIG. 5, the phases of the gears arranged on the same rotation axis are all shown to be the same for convenience. The input shaft 210, the gear groups 201 and 202, the intermediate shaft 204, the output shaft 205, and the one-way clutch 216 configured as described above constitute a continuously variable transmission unit 250.

一方、入力軸２１０にスプライン嵌合されたカウンタギヤ２１９が設けられており、カウンタギヤ２１９にはカウンタギヤ２２０が噛合されている。カウンタギヤ２２０がスプライン嵌合された軸２２１が設けられており、軸２２１は、側壁部２０３Ａに取り付けた軸受２２２により回転可能に保持されている。この軸２２１は、中間軸２０４と同軸上に配置されている。上記カウンタギヤ２１９，２２０は、共に円形歯車、具体的には、はす歯歯車により構成されている。 On the other hand, a counter gear 219 that is spline-fitted to the input shaft 210 is provided, and the counter gear 220 is engaged with the counter gear 219. A shaft 221 to which the counter gear 220 is spline-fitted is provided, and the shaft 221 is rotatably held by a bearing 222 attached to the side wall portion 203A. The shaft 221 is disposed coaxially with the intermediate shaft 204. The counter gears 219 and 220 are both constituted by circular gears, specifically, helical gears.

さらに、出力軸２０５にスプライン嵌合されたカウンタギヤ２２３が設けられており、カウンタギヤ２２３にはカウンタギヤ２２４が噛合されている。このカウンタギヤ２２４がスプライン嵌合された軸２２５が設けられており、軸２２５は、側壁部２０３Ｂに取り付けた軸受２２６により回転可能に保持されている。この軸２２６は、中間軸２０４と同軸上に配置されている。上記カウンタギヤ２２３，２２４は、共に円形歯車、具体的には、はす歯歯車により構成されている。そして、同じ回転軸線上に配置されたはす歯歯車は、そのねじれ方向が同一に設定されている。 Further, a counter gear 223 that is spline-fitted to the output shaft 205 is provided, and the counter gear 223 is engaged with the counter gear 223. A shaft 225 to which the counter gear 224 is spline-fitted is provided, and the shaft 225 is rotatably held by a bearing 226 attached to the side wall portion 203B. The shaft 226 is disposed coaxially with the intermediate shaft 204. The counter gears 223 and 224 are both constituted by circular gears, specifically, helical gears. The helical gears arranged on the same rotational axis are set to have the same twist direction.

具体的には、入力歯車２１１の歯２２７および入力歯車２１２の歯２２８およびカウンタギヤ２１９の歯２２９のねじれ方向が、同一に設定されている。また、中間歯車２１４の歯２３０および中間歯車２１５の歯２３１およびカウンタギヤ２２０の歯２３２およびカウンタギヤ２２４の歯２３３のねじれ方向が、全て同じに設定されている。さらに、出力歯車２１７の歯２３４および出力歯車２１８の歯２３５およびカウンタギヤ２２３の歯２３６のねじれ方向が、全て同じに設定されている。 Specifically, the twist directions of the teeth 227 of the input gear 211, the teeth 228 of the input gear 212, and the teeth 229 of the counter gear 219 are set to be the same. Further, the twist directions of the teeth 230 of the intermediate gear 214, the teeth 231 of the intermediate gear 215, the teeth 232 of the counter gear 220, and the teeth 233 of the counter gear 224 are all set to be the same. Further, the twist directions of the teeth 234 of the output gear 217, the teeth 235 of the output gear 218, and the teeth 236 of the counter gear 223 are all set to be the same.

上記のキャリヤ２０８と共に入力軸２１０を、回転軸線Ｅ１の周りで公転させるための回動機構について説明する。まず、中間軸２０４と一体回転する従動ギヤ２４０が設けられているとともに、アクチュエータとしてのモータ（ステッピングモータ）２３７で回転させられる駆動ギヤ２３８が、従動ギヤ２４０に噛み合っている。したがって、モータ２３７を所定角度範囲内で駆動することにより、中間軸２０４と共にキャリヤ２０８が回転し、その結果、入力軸２１０およびこれによって保持されている入力歯車２１１，２１２が、回転軸線Ｅ１を中心に公転するようになっている。このように、モータ２３７の制御により、回転軸線Ｇ１に対する回転軸線Ｅ１の位置（位相）が変化するように構成されている。つまり、各中間歯車と各入力歯車との噛み合い位置の位相が変位する。 A rotation mechanism for revolving the input shaft 210 around the rotation axis E1 together with the carrier 208 will be described. First, a driven gear 240 that rotates integrally with the intermediate shaft 204 is provided, and a drive gear 238 that is rotated by a motor (stepping motor) 237 as an actuator meshes with the driven gear 240. Therefore, by driving the motor 237 within a predetermined angle range, the carrier 208 is rotated together with the intermediate shaft 204. As a result, the input shaft 210 and the input gears 211 and 212 held thereby are centered on the rotation axis E1. To revolve around. As described above, the position (phase) of the rotation axis E1 with respect to the rotation axis G1 is changed by the control of the motor 237. That is, the phase of the meshing position between each intermediate gear and each input gear is displaced.

つぎに上述した歯車式無段変速機２００の作用について説明する。駆動力源のトルクが軸２２１に伝達されると、カウンタギヤ２２０が図５で反時計方向に回転し、カウンタギヤ２２０のトルクが入力軸２１０に伝達される。入力軸２１０にトルクが伝達された場合、歯車群２０１においては、入力歯車２１１および中間歯車２１４を経由して出力歯車２１７にトルクが伝達される。一方、歯車群２０２においては、入力歯車２１２および中間歯車２１５を経由して出力歯車２１８にトルクが伝達される。 Next, the operation of the gear type continuously variable transmission 200 described above will be described. When the torque of the driving force source is transmitted to the shaft 221, the counter gear 220 rotates counterclockwise in FIG. 5, and the torque of the counter gear 220 is transmitted to the input shaft 210. When torque is transmitted to the input shaft 210, in the gear group 201, torque is transmitted to the output gear 217 via the input gear 211 and the intermediate gear 214. On the other hand, in the gear group 202, torque is transmitted to the output gear 218 via the input gear 212 and the intermediate gear 215.

ここで、歯車群２０１，２０２における変速原理は、実施例１と同じである。まず、歯車群２０１について説明すると、入力歯車２１１の回転速度をω1とし、中間歯車２１４の回転速度をω2とした場合、回転軸線Ｅ１から、入力歯車２１１と中間歯車２１４との接触点に至る距離の連続的な変化に対応して、速度比ω2／ω1が変化する。図５においては、各中心軸線Ｅ１，Ｇ１，Ｈ１が直線Ｄ１上に位置している状態（これを基準状態とする）における各歯車が、実線で示されている。 Here, the speed change principle in the gear groups 201 and 202 is the same as that of the first embodiment. First, the gear group 201 will be described. When the rotational speed of the input gear 211 is ω1 and the rotational speed of the intermediate gear 214 is ω2, the distance from the rotation axis E1 to the contact point between the input gear 211 and the intermediate gear 214. The speed ratio ω2 / ω1 changes corresponding to the continuous change of. In FIG. 5, each gear in a state where each central axis E1, G1, H1 is located on the straight line D1 (this is a reference state) is indicated by a solid line.

この図５に示す基準状態では、速度比ω2／ω1は、最小に（増速側に）なる。同様に、出力歯車２１７の回転速度をω3とすると、回転軸線Ｇ１から、各歯車２１４，２１７の接触点までの距離の連続的な変化に対応して、速度比ω3／ω2が変化する。図５における基準状態では、その速度比ω3／ω2は、最大に（減速側に）なる。そして、前記基準状態における各速度比ω2／ω1，ω3／ω2の関係は、実施例１で説明した図３の線図と同様になる。したがって、基準状態では、入力歯車２１１と出力歯車２１７との間の速度比ω3／ω1は、“１”となる。一方、キャリヤ２０８を動作させることにより、入力歯車２１１と中間歯車２１４との相対的な位相を変化させる、例えば、前記キャリヤ２０８を図５の半時計方向に所定角度α回転させると、入力歯車２１１と出力歯車２１７との間の速度比ω3／ω1は、“１”より小さく、つまり、増速状態となる。 In the reference state shown in FIG. 5, the speed ratio ω2 / ω1 is minimized (to the speed increasing side). Similarly, when the rotational speed of the output gear 217 is ω3, the speed ratio ω3 / ω2 changes corresponding to the continuous change in the distance from the rotation axis G1 to the contact point of the gears 214 and 217. In the reference state in FIG. 5, the speed ratio ω 3 / ω 2 is maximized (on the deceleration side). The relationship between the speed ratios ω2 / ω1 and ω3 / ω2 in the reference state is the same as the diagram of FIG. 3 described in the first embodiment. Accordingly, in the reference state, the speed ratio ω 3 / ω 1 between the input gear 211 and the output gear 217 is “1”. On the other hand, by operating the carrier 208, the relative phase between the input gear 211 and the intermediate gear 214 is changed. For example, when the carrier 208 is rotated by a predetermined angle α in the counterclockwise direction in FIG. And the output gear 217 is smaller than “1”, that is, the speed is increased.

これに対して、無段変速ユニット２０２において、入力歯車２１２の回転速度をω1とし、中間歯車２１５の回転速度をω2とし、出力歯車２１８の回転速度をω3とした場合、入力歯車２１２と出力歯車２１８との間の速度比ω3／ω1は、歯車群２０１と同様の原理で変化する。そして、各歯車群２０１，２０２に対応して、出力軸２０５には２個の一方向クラッチ２１６が介装されているので、入力軸２１０に対して出力軸２０５を増速させるように機能するいずれかの一方向クラッチが係合され、係合された一方向クラッチを有する無段変速ユニットを経由して、出力軸２０５にトルクが伝達される。そして、入力軸２１０と出力軸２０５との間における変速比は、歯車群２０１による変速比と、無段変速ユニット２０２による変速比とをつないだ線で表される。より具体的には、変速比が“１”以下の領域で変化する。なお、キャリヤ２０８の動作により、回転軸線Ｅ１を直線Ｄ３上に位置させた場合に、無段変速ユニット２０２の速度比ω3／ω1は最小となる。ここで、直線Ｄ３は直線Ｄ１と直角である。 On the other hand, in the continuously variable transmission unit 202, when the rotational speed of the input gear 212 is ω1, the rotational speed of the intermediate gear 215 is ω2, and the rotational speed of the output gear 218 is ω3, the input gear 212 and the output gear The speed ratio ω 3 / ω 1 between 218 changes on the same principle as the gear group 201. Since the two one-way clutches 216 are interposed on the output shaft 205 corresponding to the gear groups 201 and 202, the output shaft 205 functions to accelerate the input shaft 210. Any one-way clutch is engaged, and torque is transmitted to the output shaft 205 via a continuously variable transmission unit having the engaged one-way clutch. The gear ratio between the input shaft 210 and the output shaft 205 is represented by a line connecting the gear ratio by the gear group 201 and the gear ratio by the continuously variable transmission unit 202. More specifically, the gear ratio changes in a region where the gear ratio is “1” or less. When the rotation axis E1 is positioned on the straight line D3 by the operation of the carrier 208, the speed ratio ω3 / ω1 of the continuously variable transmission unit 202 is minimized. Here, the straight line D3 is perpendicular to the straight line D1.

上記のようにして、歯車群２０１，２０２をトルクが伝達される場合において、入力歯車２１１，２１２は図５で時計方向に回転し、中間歯車２１４，２１５は図５で反時計方向に回転し、出力歯車２１７，２１８は図５で時計方向に回転する。そして、出力軸２０５に伝達されたトルクは、カウンタギヤ２２３，２２４を経由して車輪に伝達される。カウンタギヤ２２３は図５で時計方向に回転し、カウンタギヤ２２４は図５で反時計方向に回転する。 As described above, when torque is transmitted to the gear groups 201 and 202, the input gears 211 and 212 rotate clockwise in FIG. 5, and the intermediate gears 214 and 215 rotate counterclockwise in FIG. The output gears 217 and 218 rotate clockwise in FIG. The torque transmitted to the output shaft 205 is transmitted to the wheels via the counter gears 223 and 224. The counter gear 223 rotates clockwise in FIG. 5, and the counter gear 224 rotates counterclockwise in FIG.

一方、軸２１１から軸２２５に至るトルク伝達経路に設けられている各歯車は、全てはす歯歯車であるため、トルクの伝達時において、各歯車同士の噛み合い点には、噛み合い力に応じたスラスト方向の分力が発生する。まず、カウンタギヤ２２０とカウンタギヤ２１９との噛み合いにより、カウンタギヤ２２０には、図４で右向きのスラスト力Ｆ９が生じるとともに、カウンタギヤ２１９には、図４で左向きのスラスト力Ｆ１０が生じる。また、入力歯車２１１と中間歯車２１４との噛み合いにより、入力歯車２１１には、図４で右向きのスラスト力Ｆ１１が生じ、中間歯車２１４には図４で左向きのスラスト力Ｆ１２が生じる。さらに、入力歯車２１２と中間歯車２１５との噛み合いにより、入力歯車２１２には、図４で右向きのラスト力Ｆ１１が生じ、中間歯車２１５には図４で左向きのスラスト力Ｆ１２が生じる。 On the other hand, since all the gears provided in the torque transmission path from the shaft 211 to the shaft 225 are helical gears, at the time of torque transmission, the meshing points of the gears correspond to the meshing force. Thrust direction component is generated. First, due to the meshing of the counter gear 220 and the counter gear 219, the counter gear 220 generates a rightward thrust force F9 in FIG. 4, and the counter gear 219 generates a leftward thrust force F10 in FIG. Further, due to the meshing of the input gear 211 and the intermediate gear 214, a rightward thrust force F11 in FIG. 4 is generated in the input gear 211, and a leftward thrust force F12 is generated in the intermediate gear 214 in FIG. Further, due to the meshing of the input gear 212 and the intermediate gear 215, a rightward thrust force F11 in FIG. 4 is generated in the input gear 212, and a leftward thrust force F12 is generated in the intermediate gear 215 in FIG.

一方、中間歯車２１４と出力歯車２１７との噛み合いにより、中間歯車２１４には図４で右向きのスラスト力Ｆ１３が生じ、出力歯車２１７には図４で左向きのスラスト力Ｆ１４が生じる。また、中間歯車２１５と出力歯車２１８との噛み合いにより、中間歯車２１５には図４で右向きのスラスト力Ｆ１３が生じ、出力歯車２１８には図４で左向きのスラスト力Ｆ１４が生じる。さらに、カウンタギヤ２２３とカウンタギヤ２２４との噛み合いにより、カウンタギヤ２２３には図４で右向きのスラスト力Ｆ１５が生じ、カウンタギヤ２２４には図４で左向きのスラスト力Ｆ１６が生じる。 On the other hand, due to the meshing of the intermediate gear 214 and the output gear 217, a rightward thrust force F13 is generated in the intermediate gear 214 in FIG. 4, and a leftward thrust force F14 is generated in the output gear 217 in FIG. Further, due to the meshing between the intermediate gear 215 and the output gear 218, a rightward thrust force F13 in FIG. 4 is generated in the intermediate gear 215, and a leftward thrust force F14 in FIG. 4 is generated in the output gear 218. Further, due to the meshing of the counter gear 223 and the counter gear 224, the counter gear 223 generates a rightward thrust force F15 in FIG. 4, and the counter gear 224 generates a leftward thrust force F16 in FIG.

以上のように、入力軸２０５には、スラスト力Ｆ１０とスラスト力Ｆ１１とが逆向きに伝達される。したがって、入力軸２０５およびキャリヤ２０８を経由して固定フレーム２０３に伝達されるスラスト荷重が軽減される。また、回転軸線Ｇ１上においては、スラスト力Ｆ９，Ｆ１３と、スラスト力Ｆ１２，Ｆ１６とが逆向きに生じるため、軸２２１，２２５および中間軸２０４を支持する固定フレーム２０８に伝達されるスラスト荷重を軽減することができる。さらに、回転軸線Ｈ１上においては、スラスト力Ｆ１４とスラスト力Ｆ１５とが逆向きであり、出力軸２０５を経由して固定フレーム２０３に伝達されるスラスト荷重を軽減することが可能である。以上のような原理により、固定フレーム２０８で受けるべきスラスト荷重が軽減され、この実施例２においても、実施例１と同様の効果を得ることができる。 As described above, the thrust force F10 and the thrust force F11 are transmitted to the input shaft 205 in opposite directions. Therefore, the thrust load transmitted to the fixed frame 203 via the input shaft 205 and the carrier 208 is reduced. On the rotation axis G1, thrust forces F9, F13 and thrust forces F12, F16 are generated in opposite directions, so that the thrust load transmitted to the fixed frame 208 supporting the shafts 221, 225 and the intermediate shaft 204 is reduced. Can be reduced. Further, on the rotation axis H1, the thrust force F14 and the thrust force F15 are opposite to each other, and the thrust load transmitted to the fixed frame 203 via the output shaft 205 can be reduced. Based on the principle as described above, the thrust load to be received by the fixed frame 208 is reduced, and the same effect as that of the first embodiment can be obtained also in the second embodiment.

ところで、この実施例２において、キャリヤ２０８の動作により、入力軸２１０と出力軸２０５との間における変速比が“１”以下となる増速状態に制御されている場合は、入力軸２１０と出力軸２０５との間で伝達されるトルクよりも、カウンタギヤ２２３，２２４で伝達されるトルクの方が低くなり、伝達トルクに応じたスラスト力は、歯車群２０１，２０２で生じるスラスト力の方が、カウンタギヤ２２３，２２４で生じるスラスト力よりも高くなる。一方、この実施例２では、歯車群２０１，２０２を構成するはす歯歯車の歯のねじれ角度よりも、カウンタギヤ２２３，２２４を構成するはす歯歯車のねじれ角度の方が大きく設定されている。このため、ねじれ角度に応じた個々のスラスト力は、カウンタギヤ２２３，２２４の方が、歯車群２０１，２０２よりも高くなる。このため、歯車群２０１，２０２で生じるスラスト力と、カウンタギヤ２２３，２２４で生じるスラスト力との差、つまり、固定フレーム２０３に伝達されるスラスト荷重が大きくなることを、一層抑制できる。 By the way, in the second embodiment, when the speed change ratio between the input shaft 210 and the output shaft 205 is controlled to be “1” or less by the operation of the carrier 208, the input shaft 210 and the output are controlled. The torque transmitted by the counter gears 223 and 224 is lower than the torque transmitted to and from the shaft 205, and the thrust force corresponding to the transmitted torque is the thrust force generated by the gear groups 201 and 202. The thrust force generated by the counter gears 223 and 224 becomes higher. On the other hand, in the second embodiment, the helical angle of the helical gears constituting the counter gears 223 and 224 is set larger than the helical angle of the helical gears constituting the gear groups 201 and 202. Yes. For this reason, the individual thrust forces according to the twist angle are higher in the counter gears 223 and 224 than in the gear groups 201 and 202. For this reason, it is possible to further suppress the difference between the thrust force generated by the gear groups 201 and 202 and the thrust force generated by the counter gears 223 and 224, that is, the increase of the thrust load transmitted to the fixed frame 203.

ここで、実施例２で説明した構成と、この発明の構成との対応関係を説明すると、入力歯車２１１，２１２および中間歯車２１４，２１５および出力歯車２１７，２１８が、この発明における「複数の非円形歯車」に相当し、カウンタギヤ２１９，２２０が、この発明における「複数の歯車を噛み合わせてなる歯車群」に相当し、カウンタギヤ２２３，２２４が、この発明における「複数の歯車を噛み合わせてなる歯車群」に相当し、固定フレーム２０３が、この発明のケーシングに相当し、歯のねじれ方向が同一に設定されたはす歯歯車自体が、この発明におけるキャンセル機構に相当する。 Here, the correspondence relationship between the configuration described in the second embodiment and the configuration of the present invention will be described. The input gears 211 and 212, the intermediate gears 214 and 215, and the output gears 217 and 218 are represented by “a plurality of non- The counter gears 219 and 220 correspond to “a gear group formed by meshing a plurality of gears” in the present invention, and the counter gears 223 and 224 correspond to “a plurality of gears” in the present invention. The fixed frame 203 corresponds to the casing of the present invention, and the helical gear itself having the same tooth twist direction corresponds to the cancel mechanism in the present invention.

なお、この発明は上述した各具体例に限定されないのであって、実施例１のように、無段変速ユニットを直列に配置する場合、３組以上の無段変速ユニットを配置する構成も、この発明に含まれる。一方、実施例１，２のように、歯車群を並列に配置して１組の無段変速ユニットを構成する場合、３列以上の歯車群を配置する構成も、この発明に含まれる。また、キャリヤを回動させるためのアクチュエータとしてモータ以外の回転式のアクチュエータや直動型のアクチュエータを使用してもよい。この発明における非円形歯車とは、回転中心から噛み合い点までの距離が、歯車の回転にともなって変化する構成の歯車を意味する。したがって、この発明の非円形歯車には、楕円歯車以外に、指数関数歯車、あるいは偏心位置を中心に回転し、かつ、互いに噛み合っている円形歯車が含まれる。ここで、円形歯車とは、歯先円の形状が円形となる構成の歯車を意味する。 The present invention is not limited to the specific examples described above. When the continuously variable transmission units are arranged in series as in the first embodiment, a configuration in which three or more continuously variable transmission units are arranged is also possible. Included in the invention. On the other hand, when the gear groups are arranged in parallel to form a set of continuously variable transmission units as in the first and second embodiments, a configuration in which three or more rows of gear groups are arranged is also included in the present invention. Further, a rotary actuator other than a motor or a direct acting actuator may be used as an actuator for rotating the carrier. The non-circular gear in the present invention means a gear having a configuration in which the distance from the rotation center to the meshing point changes as the gear rotates. Therefore, the non-circular gear of the present invention includes, in addition to the elliptical gear, an exponential function gear or a circular gear that rotates around an eccentric position and meshes with each other. Here, the circular gear means a gear having a configuration in which the shape of the addendum circle is circular.

この発明の一例における歯車式無段変速機の実施例１を模式的に示す正面断面図である。It is front sectional drawing which shows typically Example 1 of the gear type continuously variable transmission in an example of this invention. 図１のII−II線に沿う側面断面図である。It is side surface sectional drawing which follows the II-II line | wire of FIG. この発明の実施例において、各歯車同士の間における回転速度比を示す線図である。In the Example of this invention, it is a diagram which shows the rotational speed ratio between each gearwheel. この発明における歯車式無段変速機の実施例２を模式的に示す正面断面図である。It is front sectional drawing which shows typically Example 2 of the gear type continuously variable transmission in this invention. 図４の歯車式無段変速機の概念的な側面図である。FIG. 5 is a conceptual side view of the gear type continuously variable transmission of FIG. 4.

Explanation of symbols

１，２，２５０…無段変速ユニット、３，２０３…固定フレーム、１８ａ，１８ｂ，２１１，２１２…入力歯車、２０ａ，２０ｂ，２５ａ，２５ｂ，２１４，２１５…中間歯車、２２ａ，２２ｂ，２４ａ，２４ｂ…可動歯車、１００，２００…歯車式無段変速機、１０１，〜１１２、２２７，２２８，２２９，２３０，２３１，２３２，２３３，２３４，２３５，２３６…歯、２１７，２１８…出力歯車、２１９，２２０，２２３，２２４…カウンタギヤ。 1, 2, 250 ... continuously variable transmission unit, 3, 203 ... fixed frame, 18a, 18b, 211, 212 ... input gear, 20a, 20b, 25a, 25b, 214, 215 ... intermediate gear, 22a, 22b, 24a, 24b ... movable gear, 100, 200 ... gear type continuously variable transmission, 101-112, 227, 228, 229, 230, 231, 232, 233, 234, 235, 236 ... tooth, 217, 218 ... output gear, 219, 220, 223, 224... Counter gear.

Claims

A continuously variable transmission unit that meshes a plurality of non-circular gears, a gear group that is connected to the continuously variable transmission unit so as to transmit torque, and that meshes a plurality of gears, the continuously variable transmission unit, and the In a gear type continuously variable transmission including a casing for holding a gear group,
The plurality of non-circular gears and the plurality of gears are both constituted by helical gears,
A gear-type continuously variable transmission characterized in that a cancel mechanism is provided that reversely generates a thrust force generated by meshing of the plurality of non-circular gears and a thrust force generated by meshing of the plurality of gears. Machine.

The cancel mechanism has a configuration in which the helical twisting direction of the helical gears constituting the plurality of non-circular gears and the helical twisting direction of the helical gears constituting the plurality of gears are the same. The gear type continuously variable transmission according to claim 1, wherein the gear type continuously variable transmission is provided.

Torque output from the continuously variable transmission unit is transmitted to the gear group, and the continuously variable transmission unit has a structure capable of making the gear ratio smaller than 1. With
The twist angle of the helical gears constituting the plurality of gears is set larger than the twist angle of the helical gears constituting the plurality of non-circular gears. The gear type continuously variable transmission as described.