JP2013245786A - 負荷感応型変速装置 - Google Patents

Abstract

【課題】負荷に基づいた機械的な作動で自動的な変速を円滑に行う変速装置を、少ない部品点数で小型に構成する。
【解決手段】負荷が設定値未満である場合に等速伝動姿勢を維持し、負荷が設定値を超えた場合に減速伝動姿勢に変位する複数の切換部材２０をリングギヤ１２に変位自在に支持し、複数の切換部材２０を繋ぐ付勢部材５を備えた。切換部材２０が等速伝動姿勢であると、係合部２３をキャリア１５の凹状部１５Ａに係合させてサンギヤとリングギヤ１２とキャリア１５とを一体回転させる等速伝動状態を現出する。切換部材２０が減速伝動姿勢に変位すると、当接アーム２２をミッションケース側の拘束歯部３に係合させ、係合部２３を凹状部１５Ａから離脱させてリングギヤ１２を拘束して減速を現出する。
【選択図】図３

Description

本発明は、負荷感応型変速装置に関し、詳しくは、出力系に作用する負荷の変化に伴い機械的な作動により変速が行われる変速装置に関する。

上記のように構成された負荷感応型変速装置として特許文献１には、入力軸からの駆動力で回転するサンギヤと、サンギヤを取り囲む位置のリングギヤと、サンギヤとリングギヤとに咬合する複数のプラネタリギヤと、プラネタリギヤとともに公転運動するキャリアとを備えた遊星ギヤ伝動系が記載されている。

この特許文献１では、キャリアに出力軸が連結しており、リングギヤと同軸芯で相対回転自在に作動リングを備え、リングギヤと作動リングとの相対回転姿勢を中立姿勢に付勢するコイルバネを備えている。リングギヤには作動体が変位自在に支持され、リングギヤと作動リングとの相対回転姿勢が変化した際に作動体を変位させる連係軸を作動リンクに備えている。

この特許文献１では、出力軸に作用する負荷が設定値未満である場合には作動体の係合ピンをキャリアに係合させることで、サンギヤとリングギヤとプラネタリギヤとキャリアとを一体化させ高速伝動状態を実現する。これとは逆に、出力軸に作用する負荷が設定値を越える場合には、コイルバネの付勢力に抗して作動体を変位させて係合ピンをキャリアから分離すると共に、この作動体の内接当片をミッションケース側のロック部に係合させることで、リングギヤを拘束し遊星ギヤ伝動系での減速伝動状態を現出する。

特開２０１２‐３１９８６号公報

特許文献１に記載される構成は、リングギヤと作動リングとが広い面で接触するため、出力軸に作用する負荷が変化した場合にリングギヤと作動リングと接触部位における抵抗により相対回転姿勢の変化が円滑に行われないことがあった。また、コイルバネ側面が作動部材の外周に接触摺動する構成であるため、コイルバネの伸縮が円滑に行われず、必要とする付勢力を適正に作用させることも行われ難く変速作動が不安定になることもあった。

また、高速伝動状態から減速伝動状態に切り換える際の作動時には、作動体の係合ピンをキャリアから分離させたタイミングで、作動体の内当接片をロック部に係合させる必要があるため、高い加工精度を必要とする。しかし、加工精度が低いものでは変速時に係合ピンがキャリアから分離したタイミングで、作動体の内当接片がロック部に係合しない状態が発生し、空転により伝動が行われない状況に陥ることが考えられた。

この空転を招かないように、作動体の係合ピンがキャリアから分離する以前に作動体の内当接片をロック部に係合させ、この後に、係合ピンをキャリアから分離させるように作動順序を設定する構成も考えられる。しかしながら、この構成を実現するには、駆動力を逃がし伝動系の破損を抑制する目的から作動体等に弾性変形可能なバネ鋼等を用いる必要があり、コストの上昇を招くことになる。

特に、特許文献１の構成では、比較的大型の作動リングを必要とするため、部品点数が増大するだけではなく、装置全体の大型化、重量化を招く観点において改善の余地があった。

本発明の目的は、負荷に基づき機械的な作動により自動的な変速を円滑に行う変速装置を、少ない部品点数で小型で合理的に構成する点にある。

本発明の特徴は、入力軸から駆動トルクが伝えられるサンギヤと、このサンギヤを取り囲むリングギヤと、前記サンギヤ及び前記リングギヤに咬合するプラネタリギヤと、プラネタリギヤとともに主軸芯を中心に回転運動することが可能なキャリアと、キャリアの回転運動を取り出す出力軸と、その内部に前記入力軸、前記サンギヤ、前記リングギヤ、前記プラネタリギヤ、前記キャリア及び前記出力軸を収容するケースとを備えて遊星ギヤ伝動系を構成し、前記出力軸に作用する負荷トルクが設定値未満である場合に等速伝動姿勢に設定されることで前記サンギヤと前記リングギヤと前記プラネタリギヤと前記キャリアとを一体回転させる等速伝動状態を作り出し、前記負荷トルクが前記設定値を超える場合に減速伝動姿勢に設定されることで前記リングギヤの回転を阻止しながらキャリアの回転を許容して減速伝動状態を作り出す複数の切換部材を前記リングギヤに変位自在に備えると共に、前記切換部材が、前記キャリアと一体回転する被係合部に対して前記等速伝動姿勢で係合し、前記減速伝動姿勢で前記被係合部から分離する係合部と、前記ケースの拘束部に対して前記等速伝動姿勢で分離し、前記減速伝動姿勢で前記拘束部に当接する当接部とを備えて構成され、前記切換部材の変位力を隣接する前記切換部材に伝えるように隣接する位置の切換部材を繋ぐ状態で配置される付勢部材を備えて構成されている点にある。

この構成によると、出力軸に作用する負荷トルクが設定値未満である場合には、付勢部材の付勢力により切換部材が等速伝動姿勢に設定される。これにより、切換部材の係合部がキャリアの被係合部に係合する状態を維持し、リングギヤとキャリアとを一体化させ、結果として、サンギヤとリングギヤとプラネタリギヤとキャリアとを一体回転させる等速伝動状態を作り出す。これとは逆に、出力軸に作用する負荷トルクが設定値を越える場合には、リングギヤとキャリアとの相対回転位相の変化に伴い係合部から切換部材に力が作用する。この力の作用により付勢部材の付勢力に抗して切換部材が減速伝動姿勢の方向に変位して切換部材の係合部が被係合部から分離すると共に、切換部材の当接部がケースの拘束部に当接するためリングギヤの回転が阻止され、遊星ギヤ伝動系で減速した駆動力を出力軸に伝える減速状態を作り出す。
また、切換部材に対して余計な摺動抵抗の無い付勢部材の付勢力が直接的に作用するため、負荷トルクの変化に対して感度良く変速を行うことが可能となり、隣接する切換部材を繋ぐ位置に付勢部材を備えているので、複数の切換部材の姿勢を連動して変化させることも可能となる。
特に、変速作動時には、切換部材が等速伝動姿勢から減速伝動姿勢に切り換わり、切換部材の当接部がケースの拘束部に当接したタイミングで、切換部材の係合体をキャリアの被係合部に係合する状態を継続し、この後に、切換部材を更に変位させることで係合体をキャリアの被係合部から分離させることも可能となり、動力が伝えられない空転状態を招くことがない。尚、減速伝動状態から等速伝動状態に切り換わる際にも同様の作動により空転状態を招くことがない。
従って、負荷に基づき機械的な作動により自動的な変速を円滑に行う変速装置が少ない部品点数で小型で低廉に構成された。

本発明は、前記リングギヤに前記切換部材を支持する支持部が、前記リングギヤ又は前記切換部材に備えた支持軸と、この支持軸が挿通するように前記切換部材又は前記リングギヤに形成された孔部とを備えて構成され、前記切換部材が前記等速伝動姿勢から前記減速伝動姿勢に変化して前記拘束部に前記当接部が当接した際に、前記被係合部から係合部材が離間する方向への前記切換部材の変位を許す形状に前記孔部が設定されても良い。

これによると、例えば、切換部材が等速伝動姿勢にある状態で出力軸に作用する負荷トルクが増大して、キャリアの被係合部から切換部材の係合部に力が減速伝動姿勢の方向に作用した場合には、被係合部と係合部とが係合する状態のまま、切換部材の当接部を拘束部に当接する状態に移行し、この後に、被係合部から係合部を離間させる方向に切換部材を変位させることが可能となる。つまり、拘束部に対して当接部が当接する以前に被係合部から係合部が離間することによる空転を回避し、切換部材が減速伝動姿勢に達しリングギヤの回転を阻止する状態に移行した後に、被係合部と係合部とを離間させることで確実な変速を実現する。

本発明は、前記支持部が、一対の前記支持軸と、各々の支持軸が挿通し、長手方向の両端側ほど接近するように円弧状に形成された前記孔部とを備えて構成され、前記切換部材が等速伝動姿勢にある場合に一対の前記支持軸が対応する前記孔部の端部に当接するように位置関係が設定されても良い。

これによると、例えば、リングギヤに一対の支持軸を備え、切換部材に一対の孔部を長孔状に形成し、この孔部に支持軸を挿通し、等速伝動姿勢にある場合に夫々の支持軸に対して孔部の端部が当接する。このような当接形態であるため、単一に支持軸を孔部に挿通する構成と比較して切換部材の姿勢を安定させ、付勢部材から作用する付勢力が変化した場合にも切換部材の姿勢を等速伝動姿勢に維持することが可能となる。この安定化は切換部材に一対の支持軸を形成し、リングギヤに一対の孔部を形成した構成であっても同様に説明できる。また、一対の孔部が両端側ほど近接する円弧状であるので、切換部材の変位を容易に行わせる。
一対の支持軸を持つ、もう一つのメリットは、単一の支持軸しか持たない場合と比べ、回転中心となる支持軸から付勢部材（スプリング）支持部までの長さの設定可能範囲が広がることにより、切換しきい値設定の自由度が大きくなることである。

本発明は、前記係合部が、前記主軸芯と平行する姿勢の係合ピンで形成され、前記被係合部が、前記キャリア又は前記キャリアと一体回転する部材の外周において前記主軸芯の方向に窪む凹状部で構成されると共に、前記凹状部の開口部の開口幅が、前記凹状部の底部幅より狭く設定されても良い。

これによると、切換部材が等速伝動姿勢にある場合には、係合ピンが凹状部に入り込みリングギヤとキャリアとを一体回転させる。出力軸に作用する負荷トルクが増大して、被係合部から係合ピンに対して、切換機構を減速伝動姿勢に変化させる方向に力が作用する場合は、被係合部と係合ピンとが離間する方向に相対変位することになるが、凹状部の開口幅が凹状部の底部幅より狭く設定されているため、係合部材が減速伝動姿勢に達する以前に係合ピンが凹状部から抜け出す不都合を抑制する。

本発明は、前記係合部が、前記主軸芯と平行する姿勢で前記切換部材に形成される係合ピンで構成され、前記被係合部が、前記キャリア又は前記キャリアと一体回転する部材の外周において前記主軸芯の方向に窪む凹状部で構成されると共に、前記リングギヤに前記切換部材を支持する支持部が、前記リングギヤに備えた支持軸と、この支持軸が挿通するように前記切換部材に形成された孔部とを備えて構成され、この孔部は、前記等速伝動姿勢にある状態で前記切換部材が前記リングギヤに対して半径方向に変位を許す長孔状に形成され、前記切換部材が前記等速伝動姿勢にある状態で、この切換部材の前記リングギヤの軸芯から離間する方向への変位を規制する規制部材を備えても良い。

これによると、切換部材が等速伝動姿勢にある場合には、係合ピンが凹状部から離間する方向への切換部材の変位を規制部材が阻止するため、係合ピンが凹状部に係合する状態が維持される。また、切換部材が減速伝動姿勢に変化した場合には、規制部材の規制が解除されるため、切換部材の変位により凹状部から離間させることが可能となる。

本発明は、前記切換部材が前記等速伝動姿勢にある状態で、前記リングギヤの半径方向に移動自在にスライド部材が前記切換部材に支持され、このスライド部材に前記係合部を形成すると共に、前記切換部材が前記等速伝動姿勢にある状態では前記係合部を前記リングギヤの中心側に変位する状態を維持し、前記切換部材が前記減速伝動姿勢にある状態では前記係合部が前記被係合部から離間する方向への変位を許す制御機構を備えても良い。

これによると、切換部材が等速伝動姿勢にある場合には、係合ピンが凹状部から離間する方向へのスライド部材の変位を制御機構が阻止するため、係合ピンが凹状部に係合する状態が維持される。また、切換部材が減速伝動姿勢に変化した場合には、制御機構が、係合ピンが係合凹部から離間する方向へのスライド部材の変位を許すため、係合ピンを凹状部から離間させることが可能となる。

本発明は、前記リングギヤに対し前記主軸芯と同軸芯で相対回転自在に連動リングを備え、前記切換部材の姿勢変更の力を前記連動リングに伝えて回転作動させる連動部を、前記切換部材と前記リングギヤとの間に形成しても良い。

これによると、被係合部から係合部に作用する力により切換部材が、等速伝動姿勢から減速伝動姿勢に姿勢が変化する場合には、この変化により連動リングを回転させ、この回転力により他の切換部材の姿勢を減速伝動姿勢に設定する。つまり、複数の切換機構の姿勢を同時に同じ量だけ変更させることにより、例えば、減速する場合には、複数の切換機構の当接部材をケースの拘束部に同時に接当させると共に、複数の切換機構の係合部材をキャリアの被係合部から同時に離間させることが可能となり滑らかな変速が実現する。

本発明は、前記拘束部が、前記遊星ギヤ伝動系を内蔵する前記ケースにギヤ状に形成された複数の拘束歯部で構成され、前記当接部が、前記切換部材が前記減速伝動姿勢に変位した際に複数の前記拘束歯部の間に入り込む形態で前記拘束歯部に当接する当接アームで構成されると共に、前記拘束歯部に前記当接アームが当接した状態で、これらの間に相対回転力が作用した場合に、前記拘束歯部からの前記当接アームの抜け出しを阻止する係合構造が前記拘束歯部と前記当接アームとの間に形成されても良い。

これによると、切換部材の姿勢が等速伝動姿勢から減速伝動姿勢に変化する際には、切換部材はケースに対して回転する状態で姿勢が変化し、当接アーム部が複数の拘束歯部の間に入り込む状態で拘束歯部に当接する。この状態において拘束歯部と当接アームとの間に相対回転力が作用した場合に、拘束歯部と当接アームとの間に係止される係合構造が、拘束歯部からの当接アームの抜け出しを阻止する。これにより、切換部材のアーム部を当接歯部に当接する状態を維持してケースと一体化させ減速伝動状態への移行を迅速に行わせる。

第１実施形態の負荷感応型変速装置の断面図である。 第１実施形態のサンギヤとキャリアとリングギヤとの相対的な回転状態の概念を示す図である。 図１のIII-III線断面図である。 図１のIV-IV線断面図である。 第１実施形態の負荷感応型変速装置の分解斜視図である。 第１実施形態で、等速伝動状態から減速伝動状態に移行する際の切換部材の姿勢と拘束歯部との関係を連続的に示す図である。 第２実施形態で等速伝動状態の切換部材の姿勢等を示す断面図である。 第２実施形態のキャリアの凹状部の形状を示す断面図である。 第２実施形態で等速伝動状態から減速伝動状態に移行する際の切換部材の姿勢と拘束歯部との関係を連続的に示す図である。 第３実施形態の遊星ギヤ変速機構の構成を示す断面図である。 図１０のXI-XI線断面図である。 第３実施形態で、等速伝動状態から減速伝動状態に移行する際の切換部材の姿勢と拘束歯部との関係を連続的に示す図である。 第４実施形態で、等速伝動状態から減速伝動状態に移行する際の切換部材の姿勢と拘束歯部との関係を連続的に示す図である。 第５実施形態の負荷感応型変速装置の断面図である。 図１４のXV-XV線断面図である。 第５実施形態の姿勢制御孔を示す図である。 第５実施形態の負荷感応型変速装置の分解斜視図である。 第５実施形態で、等速伝動状態から減速伝動状態に移行する際の切換部材の姿勢と拘束歯部との関係を連続的に示す図である。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
〔第１実施形態・基本構成〕
図１、図３〜図５に示すように、本発明の負荷感応型変速装置は、入力軸１と、出力軸２とを主軸芯Ｘと同軸芯でミッションケースＭに支持し、このミッションケースＭの内部に入力軸１の駆動トルクＳを出力軸２に伝える遊星ギヤ変速機構Ｐ（遊星ギヤ伝動系の一例）を備えている。この負荷感応型変速装置は、出力軸２に作用する負荷トルクＴが設定値未満である場合には、図１、図３、図６（ａ）に示すように切換機構Ａが遊星ギヤ変速機構Ｐでの変速を行わせず入力軸１の回転速度と等しい速度となる回転トルクを出力軸２に伝える等速伝動状態を現出する。これに対して、出力軸２に作用する負荷トルクＴが設定値を超えた場合には図６（ｃ）に示すように切換機構Ａが遊星ギヤ変速機構Ｐで減速を行わせ入力軸１の回転速度より低速度の回転トルクを出力軸２に伝える減速伝動状態を現出する。

この負荷感応型変速装置は、自動車のスライドドアのように作動域により負荷トルクＴが変動する駆動対象の駆動系に備えられるものであり、低負荷では等速伝動状態に設定し、負荷トルクＴが増大した場合には減速伝動状態に設定し、負荷トルクＴが低下した場合には再び等速伝動状態に設定するように負荷トルクＴに感応する自動変速を行う。この負荷感応型変速装置は、変速比が自動的に変更されることで電動モータの大型化を抑制する。尚、作動対象としてはシートバックの角度を調整する駆動系や、ドアガラスを開閉する駆動系等自動車の全般に使用できるものであるが、自動車以外にも適用できる。

特に、この負荷感応型変速装置では、第１実施形態に限らず、後述する第２〜第５実施形態においても、入力軸１が正転・逆転の何れの方向に回転しても、出力軸２に作用する負荷トルクＴに感応して切換機構Ａが等速伝動状態と低速回転状態との切り換えを行えるように構成されている。

遊星ギヤ変速機構Ｐは、入力軸１に連結するサンギヤ１１と、このサンギヤ１１を取り囲む位置に配置されるリングギヤ１２と、サンギヤ１１及びリングギヤ１２に咬合する複数のプラネタリギヤ１４と、プラネタリギヤ１４とともに主軸芯Ｘを中心に回転運動することが可能なキャリア１５とを備えている。キャリア１５には回転運動を取り出す出力軸２が連結している。このキャリア１５は複数のプラネタリギヤ１４を遊転支承するプラネタリギヤ１４と同数の遊転軸１６を主軸芯Ｘと平行姿勢で備え、このプラネタリギヤ１４と同数の遊転軸１６の突出側の端部に連結するキャリアリング１５Ｒを備えている。リングギヤ１２のうち出力軸２の方向にはリング状のプレート部１３が一体的に形成され、このプレート部１３に対して後述する切換部材２０が支持される。尚、プラネタリギヤ１４の数は２つでも４つ以上であっても良い。

図１及び図５に示すように、前述したように、入力軸１と出力軸２とは主軸芯Ｘと同軸芯上に配置され、この主軸芯Ｘと同軸芯にサンギヤ１１の軸芯が配置され、この主軸芯Ｘと同軸芯にリングギヤ１２の軸芯（リングの中心の軸芯）とキャリア１５の軸芯とが配置されている。従って、プラネタリギヤ１４は主軸芯Ｘを中心にして公転し、この公転に伴いキャリア１５も主軸芯Ｘを中心にして回転する。

〔切換機構〕
切換機構Ａは、リングギヤ１２のプレート部１３に対し支持部Ａｃによって変位自在に支持される複数（３つ）の切換部材２０と、複数の切換部材２０に付勢力を作用させる付勢部材としての複数の引っ張りコイル型のスプリング５と、前述したキャリア１５と、ミッションケースＭの内部において出力軸２を取り囲む領域においてギヤ状に形成された拘束部としての拘束歯部３とを備えて構成されている。

切換部材２０は、図３、図６（ａ）に示すように両側部にスプリング５の端部が係合する一対のスプリング支持部２１が形成され、下部位置（主軸芯側）には拘束歯部３の方向に突出する当接部として一対の当接アーム２２が一体的に形成されている。また、切換部材２０の裏面側（リングギヤ側）には主軸芯Ｘと平行姿勢となる係合部としての係合ピン２３が突出状態で形成されている。尚、一対の当接アーム２２が形成されることにより、正転方向に駆動トルクＳを伝える状態で減速伝動姿勢に変位した場合には一方の当接アーム２２が拘束歯部３に係合し、逆転方向に駆動トルクＳを伝える状態で減速伝動姿勢に変位した場合には他方の当接アーム２２が拘束歯部３に係合する。

キャリア１５は、円盤状に形成され、その外周に対して被係合部として多数の凹状部１５Ａが連続的に形成されると共に、この凹状部１５Ａの境界位置には外方に円弧状に突出するカム状部１５Ｂが形成されている。尚、この凹状部１５Ａとカム状部１５Ｂとを、キャリア１５に形成せず、例えば、キャリア１５と一体回転するディスク類の外周に形成しても良い。

支持部Ａｃは、切換部材２０に形成された一対の孔部２４と、この孔部２４に挿通するように主軸芯Ｘと平行姿勢となる支持軸としての支持ボルト２５を備え、プレート部１３には支持ボルト２５が螺合するネジ孔１３Ａが形成されている。一対の孔部２４は端部同士が近接するように相対的な位置関係で形成された円弧状の長孔として形成され、切換部材２０を図３、図６（ａ）に示す等速伝動姿勢と、図６（ｂ）を経て、図６（ｃ）に示す減速伝動姿勢とへの変位を実現する。

この支持部Ａｃによる切換部材２０の変位の形態は後述するが、出力軸２に作用する負荷トルクＴが設定値を越えた場合には、リングギヤ１２とキャリア１５との相対回転位相の変化により切換部材２０の一方の当接アーム２２を拘束歯部３に当接させるように、切換部材２０を大きく揺動させる作動が行われる。この揺動を図３の上側に示される切換部材２０を用いて説明すると、揺動は同図の右側（駆動トルクＳの上流側）の支持ボルト２５の部位を中心として切換部材２０を図３、図６において時計回り方向に揺動させる。

この揺動は、３つの切換部材２０において略同時に行われるものであり、この揺動により当接アーム２２が拘束歯部３の当接歯面３Ｔに当接した後に、当接アーム２２を拘束歯部３の谷状部３Ａとの当接位置を中心にして切換部材２０を時計回り方向に回転させる力が作用する。この力の作用により当接アーム２２が拘束歯部３に当接する状態を維持しながら、係合ピン２３をキャリア１５のカム状部１５Ｂから離間させる方向に切換部材２０がシフトする。このような作動を実現するように一対の孔部２４の形状が円弧状に設定されている。

スプリング５は、複数の切換部材２０のうち隣接するもの同士を繋ぐ状態で配置される引っ張り型に構成され、その両端を前述したスプリング支持部２１に支持している。この複数のスプリング５は、切換部材２０が等速伝動姿勢にある状態で、複数の切換部材２０に対して付勢力を作用させるように緊張状態（引っ張り状態）で備えられている。

そして、切換部材２０が減速伝動姿勢に変位する場合には、複数のスプリング５が３つの切換部材２０を連動して夫々の切換部材２０を等速伝動姿勢に復元させる方向へ付勢力を作用させる。尚、切換部材２０を減速伝動姿勢に変位させる力は、出力軸２に作用する負荷トルクＴにより発生し、スプリング５により発生する付勢力は、常に等速伝動姿勢に復元させる方向に働き、このスプリング５による力と、負荷トルクＴによって発生する力との釣り合いで切換部材２０の姿勢が決まる。

拘束歯部３は、ミッションケースＭのうち出力軸２が挿通する筒状部分の外周にギヤ状に複数形成され、夫々の拘束歯部３の境界位置には主軸芯Ｘを中心にする円弧状の谷状部３Ａが形成されている。また、拘束歯部３は、突出側の周方向での端部幅が基端側の基端幅より広くなる扇状に形成されている。

〔切換機構の変形例〕
この切換機構Ａでは、支持部Ａｃとして切換部材２０に支持軸としてのシャフトを突設し、このシャフトが係入する孔部をリングギヤ１２に形成する構成を採用することにより、リングギヤ１２に対して変位自在に切換部材２０を支持するように構成しても良い。これと同様に、被係合部として多数の係合用のピン類をキャリア１５（キャリア１５と一体回転するディスク類でも良い）の外周に突設し、このピン類と係脱する凹状部を切換部材２０に形成しても良い。

〔付勢部材の変形例〕
付勢部材としてのスプリングとして圧縮コイル型のスプリングを用いることが可能であり、トーション型のスプリングを用いることも可能である。また、付勢部材は切換部材２０同士を直接的に繋ぐ位置に配置するものに限るものではなく、例えば、切換部材２０とリングギヤ１２とを繋ぐ位置に配置することで、リングギヤ１２と切換部材２０との間で付勢力を作用させる構成であっても良い。

〔作動形態〕
入力軸１に印加される駆動トルクＳの作用方向を図３に示す方向（反時計方向）とし、駆動トルクＳと逆方向（時計方向）に出力軸２に作用する負荷トルクを負荷トルクＴとし、図２に示す相対的な回転状態を示す図に基づいて変速作動を説明する。尚、本発明の負荷感応型変速装置では、入力軸１が駆動トルクＳの作用方向に回転し、出力軸２も駆動トルクＳの作用方向と同方向に回転するものであるが、出力軸２に作用する負荷トルクＴは駆動トルクＳの作用方向に対して逆向きに作用する。

出力軸２に作用する負荷トルクＴが増大すると、駆動トルクＳで回転するサンギヤ１１の回転速度に対し、負荷トルクＴを受けるキャリア１５の回転速度がわずかに低下し、相対回転位相が負荷トルクＴの方向にずれる。このとき、キャリア１５上にあるプラネタリギヤ１４の遊転軸１６もサンギヤ１１に対し、相対回転位相がずれるので、サンギヤ１１に咬合するプラネタリギヤ１４は時計回りにわずかに自転する。プラネタリギヤ１４はリングギヤ１２とも咬合しているため、リングギヤ１２もキャリア１５に対して相対回転位相が負荷トルクＴの方向にずれる。リングギヤ１２とキャリア１５との相対回転位相がずれると、両者に咬合している切換部材２０は時計回りに変位し（傾き）、この時の変位量（傾き角度）は、スプリング５の付勢力と負荷トルクＴとの釣り合いで決まる。つまり、負荷トルクＴが大きいほど、切換部材２０の変位（傾き）は大きくなる。

出力軸２に作用する負荷（負荷トルクＴ）が設定値未満である場合には、スプリング５の付勢力により３つの切換部材２０が図３及び図６（ａ）に示す等速伝動姿勢に維持される。この等速伝動姿勢に維持されることで、切換部材２０の係合ピン２３がキャリア１５の外周に形成された複数の凹状部１５Ａの何れかに係合すると共に、当接アーム２２が拘束歯部３から離間する位置関係となる。
これにより、図２（ａ）に示す如く、リングギヤ１２とキャリア１５とを一体化させ、結果として、サンギヤ１１とリングギヤ１２とプラネタリギヤ１４とキャリア１５とを一体回転させる等速伝動状態を実現する。尚、この等速伝動状態では、出力軸２と入力軸１とが等速で回転する。

また、等速伝動姿勢では、スプリング５から切換部材２０に作用する付勢力により一対の支持ボルト２５が孔部２４の内端部に当接する位置関係を維持するため、負荷トルクＴが多少変動することがあっても切換部材２０が変位することはなく等速伝動状態が安定的に維持される。

次に、出力軸２に作用する負荷（負荷トルクＴ）が設定値を越えた場合には、スプリング５の付勢力に抗してリングギヤ１２とキャリア１５との相対回転位相が変化する。切換部材２０の変位は支持部Ａｃにより許容されるものであり、このリングギヤ１２とキャリア１５との相対回転位相の変化に伴い係合ピン２３にキャリア１５の凹状部１５Ａからの押圧力が駆動トルクＳの作用方向に作用する。この力の作用により、切換部材２０は図６（ｂ）に示す減速切換途中の伝動姿勢に変位し、当接アーム２２が谷状部３Ａに入り込む状態で拘束歯部３に係合する状態に達する。

また、当接アーム２２が谷状部３Ａに入り込む状態のように、出力軸２に作用する負荷トルクＴが増大した場合には、負荷トルクＴによりキャリア１５の回転速度が減じられ、プラネタリギヤ１４の公転速度も減じられるため、サンギヤ１１からの駆動トルクＳによりプラネタリギヤ１４が自転を開始し、リングギヤ１２を駆動トルクＳの作用方向と逆向きに回転させるトルクが働く。このときリングギヤ１２は、等速伝動時の駆動トルクＳによる回転速度が十分速ければ負荷トルクＴの増大時にも逆回転するに至らないが、等速伝動時の回転速度が遅ければ負荷トルクＴの増大時に逆回転に至る場合が考えられ、リングギヤ１２に取付けられている切換部材２０も同様に、主軸芯Ｘ回りに駆動トルクＳの作用方向と同方向に回転する場合と、逆方向に回転する場合が考えられる。

この変速装置では、リングギヤ１２が駆動トルクＳの作用方向と逆向きへ回転する場合と、駆動トルクＳの作用方向に回転する場合とにおいて、当接アーム２２の突出端と、拘束歯部３とを確実に係合させる係合構造を備えている。この係合構造として、当接歯面３Ｔが、前述したように突出側の周方向での端部幅が基端側の基端幅より広くなる扇状に成形され、この当接歯面３Ｔの駆動トルクＳの作用方向の上流側と下流側とに当接歯面３Ｔが形成され、この当接歯面３Ｔに係合して抜け出しを阻止するように当接アーム２２の係合面２２Ａが形成されている。

この構成からリングギヤ１２が駆動トルクＳの作用方向と逆方向に回転する状況では、図６（ｃ）に示す如く、当接アーム２２の一方の係合面２２Ａが拘束歯部３の一方の当接歯面３Ｔに当接する状態が維持される。

反対に、リングギヤ１２が駆動トルクＳの作用方向と同方向に回転する状況では、図６（ｂ）に示す如く、当接アーム２２の一方の係合面２２Ａが拘束歯部３の一方の当接歯面３Ｔに当接する。
リングギヤ１２とキャリア１５との相対回転により凹状部１５Ａが係合ピン２３に強く当接する状態では、係合ピン２３を、主軸芯Ｘから離間させる方向に外方に力を作用させる。この力の作用により切換部材２０は、同図において時計回り方向に回転する変位を行い、この変位により切換部材２０は駆動トルクＳの作用方向の上流側の支持ボルト２５の部位を中心にして時計回り方向に回転する。この回転により係合ピン２３をキャリア１５の凹状部１５Ａから離脱させるためキャリア１５が出力軸２と一体的回転する状態に達する。
このとき、プラネタリギヤ１４が自転するので、キャリア１５から離脱したリングギヤ１２は駆動トルクＳの作用方向と逆方向に回転を始める。同様に切換部材２０も主軸芯Ｘ回りに駆動トルクＳの作用方向と逆方向に少し回転した後に、図６（ｃ）に示すように当接アーム２２の突出端が拘束歯部３の一方の当接歯面３Ｔに当接する状態に至り安定する。

また、切換部材２０が負荷トルクＴの増大により変位する場合に、当接アーム２２の突出端が拘束歯部３の谷状部３Ａに入らず外周部分に当接した場合には、切換部材２０が主軸芯Ｘ回りに少し回転した後に、当接アーム２２の突出端が谷状部３Ａに嵌り込む。

リングギヤ１２が駆動トルクＳの作用方向と逆方向に回転すると、当接アーム２２の突出端が拘束歯部３の谷状部３Ａを駆動トルクＳの作用方向と逆方向に向けて相対的に滑動し、図６（ｃ）に示すように、他方の係合面２２Ａが他方の当接歯面３Ｔに当接し、当接状態が維持される。

更に、リングギヤ１２が駆動トルクＳの作用方向に回転することより、図６（ｃ）に示す如く、当接アーム２２の突出端と谷状部３Ａとの当接部位を支点として切換部材２０を時計回り方向に回転させる力が作用する。この力の作用の結果、切換部材２０は、更に時計回り方向に回転する形態でシフトし（厳密には揺動を伴いシフトする）、係合ピン２３はキャリア１５の凹状部１５Ａから確実に離間する位置に達する。図２（ｂ）に示すようにキャリア１５の回転速度が減じられ減速伝動状態に達する。

つまり、変速作動時には、リングギヤ１２が駆動トルクＳの作用方向と逆方向へ回転しており直接図６（ｃ）の減速伝動姿勢に達する場合と、駆動トルクＳの作用方向と同方向へ回転しており図６（ｂ）の状態を経て図６（ｃ）の減速伝動姿勢に達する場合とがあるが、そのいずれの場合でも、当接アーム２２が拘束歯部３に安定して当接維持された後キャリア１５から係合ピン２３が離脱する順序となるので、途中で動力が伝えられない空転状態を招くことがない。

〔第１実施形態の作用・効果〕
このように、本発明の負荷感応型変速装置は、リングギヤ１２に対して変位自在に複数の切換部材２０を支持し、隣接する切換部材２０を繋ぐ形態で互いに付勢力を作用させるスプリング５を備えることにより、簡単で少ない部品で自動変速が可能な作動を実現する。この構成では、電気的な制御を行うためのセンサやアクチュエータ類を備えることなく、機械的な作動だけで等速伝動状態と低速伝動状態との切り換えを実現する。

また、負荷トルクＴが設定値を越えた場合に切換部材２０を等速伝動姿勢から減速伝動姿勢に切り換える際には、複数のスプリング５を介して複数の切換部材２０を連係させる形態で姿勢の切換を行うことが可能となる。

支持部Ａｃとして、一対の支持ボルト２５（支持軸の一例）を用い、この支持ボルト２５が挿通する孔部２４とで構成し、等速伝動姿勢では、一対の支持ボルト２５が孔部２４の内端部に当接する状態を維持するため、スプリング５の付勢力を高めずとも等速伝動姿勢を維持できるものとなる。

特に、切換部材２０が等速伝動姿勢から減速伝動姿勢に変位し、当接アーム２２が拘束歯部３に当接したタイミングでは、キャリア１５の凹状部１５Ａに係合ピン２３が係合する状態が維持し、この後に、係合ピン２３を凹状部１５Ａから分離させる作動を行うことにより、動力を空転させる不都合を解消する。これは減速伝動状態から等速伝動状態に切り換わる際にも同様に行われる。

〔第２実施形態〕
この第２実施形態は、リングギヤ１２に対して複数（３つ）の切換部材２０を支持部Ａｃにより変位自在に支持し、隣接する切換部材２０を繋ぐ形態でスプリング５を備え、変位により拘束歯部３に係脱する切換機構Ａを備えた基本的な構成において第１実施例と共通する。

これに対し、この第２実施形態では、図７に示すように支持部Ａｃを構成する一対の孔部２４が円弧状ではなく長手方向の中間部で幅が拡大する長孔状に形成された点が第１実施形態と異なる。また、図８に示すようにキャリア１５の外周に形成される凹状部１５Ａの開口幅Ｗ１が、この凹状部１５Ａの底部の底部幅Ｗ２より小さく設定された構成が第１実施形態と異なり、当接アーム２２と拘束歯部３との当接形態が異なる。尚、この第２実施形態では第１実施形態と同じ機能を有するものには、第１実施形態と共通する番号・符号を付している。

つまり、キャリア１５の外周に形成される凹状部１５Ａは、周方向での開口幅Ｗ１が、この凹状部１５Ａの底壁部の周方向での底部幅Ｗ２より広く設定されている。切換部材２０の外端側（リングギヤ１２の外周側）をＶ字状に切り欠く形態で一対のガイド面２０Ｇを形成し、これらのガイド面２０Ｇに当接するガイドピン１７をプレート部１３から切換部材２０の方向に突出している。

拘束歯部３として、主軸芯Ｘに沿う方向視において、歯元から歯先に亘る領域を直線状に成形した一対の規制面３Ｓとすることで、各々の拘束歯部３が三角形状に形成されている。この規制面３Ｓに当接するように切換部材２０の一対の当接アーム２２の突出端には当接面２２Ｓが形成され、一対の当接アーム２２には規制面３Ｓに向かい合う方向に突出面２２Ｔが形成されている。

〔作動形態〕
出力軸２に作用する負荷（負荷トルクＴ）が設定値未満である場合には、スプリング５の付勢力により３つの切換部材２０が図９（ａ）に示す等速伝動姿勢に維持される。この等速伝動姿勢では、切換部材２０の係合ピン２３がキャリア１５の外周に形成された複数の凹状部１５Ａの何れかに係合すると共に、当接アーム２２が拘束歯部３から離間する位置関係となる。これにより、サンギヤ１１とリングギヤ１２とプラネタリギヤ１４とキャリア１５とを一体回転させる等速伝動状態を実現する。

特に、この等速伝動姿勢では、スプリング５から切換部材２０に作用する付勢力により一対の支持ボルト２５が孔部２４の内端部に当接する位置関係を維持するため、負荷トルクＴが多少変動することがあっても切換部材２０が変位することはなく等速伝動状態が安定的に維持される。

次に、出力軸２に作用する負荷（負荷トルクＴ）が設定値を越えた場合には、スプリング５の付勢力に抗してリングギヤ１２とキャリア１５との相対回転位相が変化する。つまり、係合ピン２３にはキャリア１５の凹状部１５Ａの開口部の近傍からの押圧力が駆動トルクＳの作用方向に加わり、切換部材２０は揺動する形態で変位する。

この変位は支持部Ａｃにより許容されるものであり、図９（ｂ）に示すように、リングギヤ１２とキャリア１５との相対回転により凹状部１５Ａの開口部の近傍から係合ピン２３に強く当接する。当接により係合ピン２３を、主軸芯Ｘから離間させる方向に力を作用させ、この力の作用により切換部材２０は、同図において時計回り方向に揺動する変位を開始するが、凹状部１５Ａの形状によりキャリア１５から脱落しにくい方向に力が作用する。

このように揺動する際には、第１実施形態で説明したようにリングギヤ１２が駆動トルクＳの作用方向と同方向に回転するため、図９（ｂ）に示す如く、一方の当接アーム２２の突出面２２Ｔが拘束歯部３の規制面３Ｓと反対側に当接することもあるが、各々の拘束歯部３が三角形状に形成されているので、突出面２２Ｔが拘束歯部３の一方の規制面３Ｓの反対側（他方の規制面３Ｓ）の先端部に当接した場合にも、係合ピン２３を支点として切換部材２０を少し揺動させる形態で、当接アーム２２が簡単に乗り越えることが可能となり、例えば、当接アーム２２が拘束歯部３に嵌合して固着する不都合がない。

次に、当接状態で凹状部１５Ａから係合ピン２３が離間した場合に、リングギヤ１２の駆動トルクＳの作用方向とは逆方向への回転トルクにより当接アーム２２の当接面２２Ｓが拘束歯部３の規制面３Ｓに当接する。この当接状態でリングギヤ１２の回転が継続する。これにより、当接アーム２２と拘束歯部３の規制面３Ｓに当接する状態で切換部材２０を時計回りに回転させる力が作用する。この力の作用により切換部材２０を主軸芯Ｘから離間させる離間方向に力が作用し、切換部材２０はこの離間方向にシフトし、図９（ｃ）に示すように、係合ピン２３が凹状部１５Ａから完全に離間する。

このように切換部材２０が減速伝動姿勢に達し、切換部材２０のガイド面２０Ｇがガイドピン１７に当接することにより、リングギヤ１２の回転が阻止されると共に、キャリア１５の回転が許容される状態となり、入力軸１に伝えられる駆動トルクＳによる回転がプラネタリギヤ１４で減速してキャリア１５に伝えられ、キャリア１５を回転させることにより、減速された回転を出力軸２から取り出すことが可能となる。

〔第２実施形態の作用・効果〕
この第２実施形態では、第１実施形態と共通する構成については、第１実施形態と同様の作用・効果を奏するが、これらの作用・効果に加えて以下の作用・効果を奏する。キャリア１５に形成される凹状部１５Ａの開口幅Ｗ１が、この凹状部１５Ａの底部幅Ｗ２より狭く形成されているので、この凹状部１５Ａに係入する係合ピン２３の脱落を抑制して切換部材２０の減速伝動姿勢への変位を確実に行わせる。

また、複数の拘束歯部３が三角形状に形成されているので、切換部材２０が減速伝動姿勢に変位する際に、当接アーム２２の先端が拘束歯部３に嵌合して分離不能に陥る不都合を抑制して確実な変速を実現する。

〔第３実施形態〕
この第３実施形態は、第１実施例と同様にリングギヤ１２に対して複数（３つ）の切換部材２０を支持部Ａｃにより変位自在に支持し、隣接する切換部材２０を繋ぐ形態でスプリング５を備え、変位により拘束歯部３に係脱する切換機構Ａを備えた基本的な構成において共通する。尚、この第３実施形態では第１実施形態と同じ機能を有するものには、第１実施形態と共通する番号・符号を付している。

これに対し、この第３実施形態では、支持軸（支持シャフト３２）が１本となる支持部Ａｃの構成が第１実施形態と異なり、図１０及び図１１に示すようにキャリア１５より小径となる係合ディスク３１をキャリア１５と一体的に形成し、この係合ディスク３１の外周に被係合部として複数の係合凹部３１Ａを形成した構成が第１実施形態と異なる。

支持軸として３本の支持シャフト３２をリングギヤ１２に貫通する状態で備え、３つの切換部材２０には支持部Ａｃとして単一の非円形の孔部２４を形成し、この孔部２４に対して支持シャフト３２を挿通する形態で切換部材２０が変位自在に支持されている。

孔部２４は、図１１に示すように、切換部材２０が等速伝動姿勢にある場合に、この切換部材２０が主軸芯Ｘから離間する方向への変位を小さくするように中央位置の上下方向への第１幅Ｄ１を小さく、この中央位置の両側部の位置で外方に拡がる第２幅Ｄ２を大きく設定している。

切換部材２０の下部（主軸芯Ｘの方向の部位）には、主軸芯Ｘの方向に突出する係合突起としての係合突起２６を切換部材２０と一体的に形成してあり、この係合突起２６を挟む両側部に一対の当接アーム２２を形成している。係合ディスク３１の外周部分には鋸歯状となる被係合部としてＶ字状に窪む係合凹部３１Ａが形成されている。

〔第３実施形態の切換機構の変形例〕
この第３実施形態では、支持部Ａｃとして切換部材２０に軸体としてのシャフトを突設し、このシャフトが係入する孔部をリングギヤ１２に形成する構成を採用することにより、リングギヤ１２に対して変位自在に切換部材２０を支持するように構成しても良い。

〔作動形態〕
出力軸２に作用する負荷（負荷トルクＴ）が設定値未満である場合には、スプリング５の付勢力により３つの切換部材２０が図１２（ａ）に示す等速伝動姿勢に維持される。この等速伝動姿勢では、切換部材２０の係合突起２６が係合ディスク３１の外周の複数の係合凹部３１Ａの何れかに係合すると共に、当接アーム２２は拘束歯部３から離間する位置関係となる。これにより、サンギヤ１１とリングギヤ１２とプラネタリギヤ１４とキャリア１５とを一体回転させる等速伝動状態を実現する。

尚、この第３実施形態では係合ディスク３１に形成された係合凹部３１Ａが三角状の歯部を有する形状であるため、この係合凹部３１Ａから係合突起２６に対して分離方向に力が作用するものであるが、孔部２４の第１幅Ｄ１の部位により切換部材２０の分離方向への変位は抑制される。

次に、出力軸２に作用する負荷（負荷トルクＴ）が設定値を越えた場合には、スプリング５の付勢力に抗してリングギヤ１２とキャリア１５との相対回転位相が変化する。つまり、係合突起２６に対して係合凹部３１Ａからの押圧力が駆動トルクＳの作用方向に加わり、切換部材２０が揺動する形態で変位する。

この変位は支持部Ａｃにより許容されるものであり、この変位により図１２（ｂ）に示すように、切換部材２０は、同図において時計回り方向に回転する形態で揺動し、一方の当接アーム２２が拘束歯部３の谷状部３Ａに当接する状態に達する。

この当接状態でリングギヤ１２が負荷トルクＴの方向に回転することにより、当接アーム２２と拘束歯部３の谷状部３Ａとの当接部を中心にして切換部材２０を更に時計回り方向に回転させる力が作用する。この力の作用により切換部材２０を主軸芯Ｘから離間させる離間方向に力が作用し、図１２（ｃ）に示す如く、切換部材２０は、孔部２４の第２幅Ｄ２の方向にシフトする変位が行われる（厳密には揺動を伴いシフトする）。

〔第３実施形態の作用・効果〕
この第３実施形態では、第１実施形態と共通する構成については、第１実施形態と同様の作用・効果を奏するが、これらの作用・効果に加えて以下の作用・効果を奏する。切換部材２０に形成される支持部Ａｃを構成する孔部２４を非円形に形成しているので、切換部材２０が等速伝動姿勢にある場合には、係合突起２６が係合ディスク３１の係合凹部３１Ａから離間する方向への変位が規制する。また、切換部材２０が減速伝動姿勢に達した場合には孔部２４が、係合突起２６が係合凹部３１Ａから確実に離脱する方向への変位を許容し、減速伝動状態に移行する。

この第３実施形態では、切換部材２０に対して係合突起２６を一体的に形成し、この係合突起２６が係脱する係合ディスク３１をキャリア１５に一体的に形成したため、この係脱構造を強固に構成することを可能にしている。

〔第４実施形態〕
この第４実施形態は、リングギヤ１２に対して複数（３つ）の切換部材２０を支持部Ａｃで変位自在に支持し、隣接する切換部材２０を繋ぐ形態でスプリング５を備え、変位により拘束歯部３に係脱する切換機構Ａを備えた基本的な構成において第１実施例と共通する。尚、この第４実施形態では第１実施形態と同じ機能を有するものには、第１実施形態と共通する番号・符号を付している。

これに対し、この第４実施形態では、支持部Ａｃの構成が第１実施形態と異なる。つまり、図１３に示すように支持部Ａｃは切換部材２０に形成された単一の孔部２４と、この孔部２４に挿通する支持軸としての支持ボルト２５と、切換部材２０に突出形成した制御突起２０Ａと、等速伝動姿勢において制御突起２０Ａに当接して主軸芯Ｘから離間する方向への切換部材２０の変位を規制する規制部材としての規制ピン３５とを備えている。支持ボルト２５はリングギヤ１２のプレート部１３のネジ孔（図示せず）に螺合する状態で固定される。孔部２４は等速伝動姿勢においてリングギヤ１２の半径方向に沿う姿勢の長孔として形成されている。

切換部材２０が図１３（ａ）に示す等速伝動姿勢にある状態で制御突起２０Ａが規制ピン３５に当接又は近接する位置関係となり、係合ピン２３がキャリア１５の凹状部１５Ａに係合する状態を維持する。また、切換部材２０が図１３（ｂ）に示す減速伝動姿勢に達した場合には制御突起２０Ａが規制ピン３５から離間する位置関係となり、孔部２４の長手方向に沿う方向への切換部材２０の変位を可能にする。

〔作動形態〕
出力軸２に作用する負荷（負荷トルクＴ）が設定値未満である場合には、スプリング５の付勢力により３つの切換部材２０が図１３（ａ）に示す等速伝動姿勢に維持される。この等速伝動姿勢では、切換部材２０の係合ピン２３がキャリア１５の外周に形成された複数の凹状部１５Ａの何れかに係合すると共に、当接アーム２２が拘束歯部３から離間する位置関係となる。これにより、サンギヤ１１とリングギヤ１２とプラネタリギヤ１４とキャリア１５とを一体回転させる等速伝動状態を実現する。

次に、出力軸２に作用する負荷（負荷トルクＴ）が設定値を越えた場合には、スプリング５の付勢力に抗してリングギヤ１２とキャリア１５との相対回転位相が変化する。つまり、係合ピン２３にはキャリア１５の凹状部１５Ａの開口部の近傍からの押圧力が駆動トルクＳの作用方向に加わり、切換部材２０は揺動する形態で変位する。

この変位は支持部Ａｃにより許容されるものであり、この変位により図１３（ｂ）に示すように、切換部材２０は、同図において時計回り方向に回転する形態で揺動し、一方の当接アーム２２が拘束歯部３の谷状部３Ａに当接する状態に達する。また、切換部材２０の回転により、切換部材２０の制御突起２０Ａが規制ピン３５から離間する位置関係となり、この切換部材２０は、孔部２４の長手方向に移動可能な状態となる。

この当接状態でリングギヤ１２が負荷トルクＴの方向に向けて回転することにより、図１３（ｃ）に示す如く、当接アーム２２の突出端と谷状部３Ａとの当接部位を支点として切換部材２０を時計回り方向に回転させる力が作用する。この力の作用の結果、切換部材２０は、孔部２４の長手方向にシフトする形態でシフトし、係合ピン２３はキャリア１５の凹状部１５Ａから確実に離間する位置に達する。

この第４実施形態では、第１実施形態と同様に一対の当接アーム２２に係合面２２Ａを形成し、拘束歯部３に当接歯面３Ｔを形成した係合構造を備えており、リングギヤ１２が駆動トルクＳの作用方向に回転する際にも、この逆方向に回転する際にも当接アーム２２の抜け出しを阻止するように構成されている。

〔第４実施形態の作用・効果〕
この第４実施形態では、第１実施形態と共通する構成については、第１実施形態と同様の作用・効果を奏するが、これらの作用・効果に加えて以下の作用・効果を奏する。切換部材２０に長孔状の孔部２４を形成し、この切換部材２０に制御突起２０Ａを形成し、規制ピン３５を備え、孔部２４に単一の支持シャフト３２を挿通するように支持部Ａｃを構成している。このように支持部Ａｃを構成することにより、部品点数で簡単な構成で切換部材２０を変位自在に支持することが可能となり、切換部材２０を適正に変位させて等速伝動状態と減速伝動状態とを現出する。

〔第５実施形態〕
この第５実施形態は、リングギヤ１２に対して複数（３つ）の切換部材２０を支持部Ａｃにより変位自在に支持し、隣接する切換部材２０を繋ぐ形態でスプリング５を備え、変位により拘束歯部３に係脱する切換機構Ａを備えた基本的な構成において第１実施例と共通する。尚、この第５実施形態では第１実施形態と同じ機能を有するものには、第１実施形態と共通する番号・符号を付している。

これに対し、この第５実施形態では、支持部Ａｃの構成と、複数の切換部材２０を連動させて揺動させる連動リング４１（図１７を参照）を備えた構成とが第１実施形態と異なる。つまり、図１４〜図１７に示すように支持部Ａｃは、切換部材２０と、この切換部材２０と重なる位置で切換部材２０に対してスライド移動自在に配置されるスライド部材４２と、このスライド部材４２において主軸芯Ｘと平行姿勢で突出形成された係合部材としての係合ピン２３とを備えている。

切換部材２０には円形の単一の孔部２４が形成され、スライド部材４２には長孔状のガイド孔４２Ａが形成され、切換部材２０には係合ピン２３が挿通する長孔状の挿通孔２７が形成されている。この構成により、スライド部材４２のガイド孔４２Ａと、切換部材２０の孔部２４とに支持軸としての支持ボルト２５を挿通し、この支持ボルト２５のネジ部をプレート部１３のネジ孔１３Ａに螺合させることにより、切換部材２０とスライド部材４２とがリングギヤ１２に支持される。

スライド部材４２に形成されるガイド孔４２Ａは、切換部材２０が等速伝動姿勢にある状態で、長手方向がリングギヤ１２の半径方向に沿う姿勢で形成されている。また、切換部材２０に形成される挿通孔２７は切換部材２０が等速伝動姿勢にある状態で、長手方向がリングギヤ１２の半径方向に沿って形成されている。これにより、切換部材２０が支持ボルト２５を中心として揺動する形態で変位した場合には、この切換部材２０の揺動と連係してスライド部材４２も支持ボルト２５を中心として変位する。

リングギヤ１２のプレート部１３には、図１６に示すように、係合ピン２３を案内するＵ字状の姿勢制御孔４３（制御機構の一例）が形成されている。この姿勢制御孔４３は、主軸芯Ｘに近い部位の底部４３Ａと、この両側部において主軸芯Ｘから離間する方向に延びる長孔状のガイド部４３Ｂとを備えている。

この連動リング４１は、リングギヤ１２に対して主軸芯Ｘと同軸芯上で相対回転自在に支持されている。切換部材２０の外端位置（主軸芯Ｘと反対側位置）には、外歯ギヤ状のギヤ部２８が一体的に形成され、連動リング４１の内周部分には、切換部材２０のギヤ部２８に噛み合うように内歯ギヤ状の複数の連動ギヤ部４１Ａが形成されている。これにより切換部材２０の変位に伴い連動リング４１を回転させる連動部が、ギヤ部２８と連動ギヤ部４１Ａとによって構成される。

〔作動形態〕
出力軸２に作用する負荷（負荷トルクＴ）が設定値未満である場合には、スプリング５の付勢力により３つの切換部材２０が図１８（ａ）に示す等速伝動姿勢に維持される。この等速伝動姿勢では、係合ピン２３が姿勢制御孔４３の底部４３Ａに位置するため係合ピン２３がキャリア１５の外周に形成された複数の凹状部１５Ａの何れかに係合し、当接アーム２２が拘束歯部３から離間する位置関係となる。これにより、サンギヤ１１とリングギヤ１２とプラネタリギヤ１４とキャリア１５とを一体回転させる等速伝動状態を実現する。

次に、出力軸２に作用する負荷（負荷トルクＴ）が設定値を越えた場合には、スプリング５の付勢力に抗してリングギヤ１２とキャリア１５との相対回転位相が変化する。つまり、係合ピン２３にはキャリア１５の凹状部１５Ａの開口部の近傍からの押圧力が駆動トルクＳの作用方向に加わり、切換部材２０は揺動する形態で変位する。

この変位は支持部Ａｃにより許容されるものであり、この変位により図１８（ｂ）に示すように、切換部材２０は、同図において時計回り方向に回転する形態で揺動し、一方の当接アーム２２が拘束歯部３の谷状部３Ａに当接する状態に達する。また、スライド部材４２が切換部材２０とともに変位するため、係合ピン２３が姿勢制御孔４３のガイド部４３Ｂの位置に達する。この位置に達することにより、スライド部材４２はガイド孔４２Ａに沿って移動自在となり、スライド部材４２のスライド移動により係合ピン２３のキャリア１５の凹状部１５Ａからの抜け出しが可能となる。

この当接状態でリングギヤ１２が負荷トルクＴの方向に向けて回転することにより、当接アーム２２の突出端が拘束歯部３の当接歯面３Ｔに当接し、この当接状態でリングギヤ１２が更に回転することにより、当接アーム２２と拘束歯部３の谷状部３Ａとの当接部を中心にして切換部材２０を時計回り方向に回転させる力が作用する。この力の作用により、図１８（ｃ）に示すように、スライド部材４２を主軸芯Ｘから離間させる方向にスライドさせ係合ピン２３がカム状部１５Ｂから離間し、減速伝動状態となる。

〔第５実施形態の作用・効果〕
この第５実施形態では、第１実施形態と共通する構成については、第１実施形態と同様の作用・効果を奏するが、これらの作用・効果に加えて以下の作用・効果を奏する。切換部材２０をリングギヤ１２のプレート部１３に対して揺動させるように支持し、この切換部材２０に対してスライド部材４２を直線的にスライド移動自在に支持することにより、２種の単純な作動を合成する形態で係合ピン２３を作動させ確実な作動を行わせることが可能となる。

また、この第５実施形態では、連動リング４１により複数の切換部材２０の揺動姿勢を連動して行わせることが可能となり、複数の切換部材２０を同時に等しく変位させて迅速な変速が実現する。

本発明は、アクチュエータからの回転駆動力で対象物を作動させる駆動系の全般に適用することができる。特に対象物の作動途中で負荷が変動するものに最適に利用することができる。

１ 入力軸
３ 拘束部・拘束歯部
３Ｔ 当接歯面
５ 付勢部材（スプリング）
１１ サンギヤ
１２ リングギヤ
１４ プラネタリギヤ
１５ キャリア
１５Ａ 被係合部・凹状部
２０ 切換部材
２２ 当接部（当接アーム）
２３ 係合部・係合ピン
２４ 孔部
２５ 支持軸（支持ボルト）
２６ 係合部（係合突起）
３２ 支持軸（支持シャフト）
３５ 規制部材（規制ピン）
４１ 連動リング
４２ スライド部材
４３ 制御機構（姿勢制御孔）
Ａｃ 支持部
Ｍ ケース（ミッションケース）
Ｗ１ 開口幅
Ｗ２ 底部幅
Ｘ 軸芯（主軸芯）

Claims (8)

1. 入力軸から駆動トルクが伝えられるサンギヤと、このサンギヤを取り囲むリングギヤと、前記サンギヤ及び前記リングギヤに咬合するプラネタリギヤと、プラネタリギヤとともに主軸芯を中心に回転運動することが可能なキャリアと、キャリアの回転運動を取り出す出力軸と、その内部に前記入力軸、前記サンギヤ、前記リングギヤ、前記プラネタリギヤ、前記キャリア及び前記出力軸を収容するケースとを備えて遊星ギヤ伝動系を構成し、
   前記出力軸に作用する負荷トルクが設定値未満である場合に等速伝動姿勢に設定されることで前記サンギヤと前記リングギヤと前記プラネタリギヤと前記キャリアとを一体回転させる等速伝動状態を作り出し、前記負荷トルクが前記設定値を超える場合に減速伝動姿勢に設定されることで前記リングギヤの回転を阻止しながらキャリアの回転を許容して減速伝動状態を作り出す複数の切換部材を前記リングギヤに変位自在に備えると共に、
   前記切換部材が、前記キャリアと一体回転する被係合部に対して前記等速伝動姿勢で係合し、前記減速伝動姿勢で前記被係合部から分離する係合部と、前記ケースの拘束部に対して前記等速伝動姿勢で分離し、前記減速伝動姿勢で前記拘束部に当接する当接部とを備えて構成され、
   前記切換部材の変位力を隣接する前記切換部材に伝えるように隣接する位置の切換部材を繋ぐ状態で配置される付勢部材を備えて構成されている負荷感応型変速装置。
2. 前記リングギヤに前記切換部材を支持する支持部が、前記リングギヤ又は前記切換部材に備えた支持軸と、この支持軸が挿通するように前記切換部材又は前記リングギヤに形成された孔部とを備えて構成され、
   前記切換部材が前記等速伝動姿勢から前記減速伝動姿勢に変化して前記拘束部に前記当接部が当接した際に、前記被係合部から係合部材が離間する方向への前記切換部材の変位を許す形状に前記孔部が設定されている請求項１記載の負荷感応型変速装置。
3. 前記支持部が、一対の前記支持軸と、各々の支持軸が挿通し、長手方向の両端側ほど接近するように円弧状に形成された前記孔部とを備えて構成され、前記切換部材が等速伝動姿勢にある場合に一対の前記支持軸が対応する前記孔部の端部に当接するように位置関係が設定されている請求項２記載の負荷感応型変速装置。
4. 前記係合部が、前記主軸芯と平行する姿勢の係合ピンで形成され、前記被係合部が、前記キャリア又は前記キャリアと一体回転する部材の外周において前記主軸芯の方向に窪む凹状部で構成されると共に、前記凹状部の開口部の開口幅が、前記凹状部の底部幅より狭く設定されている請求項１〜３のいずれか一項に記載の負荷感応型変速装置。
5. 前記係合部が、前記主軸芯と平行する姿勢で前記切換部材に形成される係合ピンで構成され、前記被係合部が、前記キャリア又は前記キャリアと一体回転する部材の外周において前記主軸芯の方向に窪む凹状部で構成されると共に、
   前記リングギヤに前記切換部材を支持する支持部が、前記リングギヤに備えた支持軸と、この支持軸が挿通するように前記切換部材に形成された孔部とを備えて構成され、この孔部は、前記等速伝動姿勢にある状態で前記切換部材が前記リングギヤに対して半径方向に変位を許す長孔状に形成され、
   前記切換部材が前記等速伝動姿勢にある状態で、この切換部材の前記リングギヤの軸芯から離間する方向への変位を規制する規制部材を備えている請求項１記載の負荷感応型変速装置。
6. 前記切換部材が前記等速伝動姿勢にある状態で、前記リングギヤの半径方向に移動自在にスライド部材が前記切換部材に支持され、このスライド部材に前記係合部を形成すると共に、前記切換部材が前記等速伝動姿勢にある状態では前記係合部を前記リングギヤの中心側に変位する状態を維持し、前記切換部材が前記減速伝動姿勢にある状態では前記係合部が前記被係合部から離間する方向への変位を許す制御機構を備えている請求項１記載の負荷感応型変速装置。
7. 前記リングギヤに対し前記主軸芯と同軸芯で相対回転自在に連動リングを備え、前記切換部材の姿勢変更の力を前記連動リングに伝えて回転作動させる連動部を、前記切換部材と前記リングギヤとの間に形成している請求項１〜６のいずれか一項に記載の負荷感応型変速装置。
8. 前記拘束部が、前記遊星ギヤ伝動系を内蔵する前記ケースにギヤ状に形成された複数の拘束歯部で構成され、前記当接部が、前記切換部材が前記減速伝動姿勢に変位した際に複数の前記拘束歯部の間に入り込む形態で前記拘束歯部に当接する当接アームで構成されると共に、
   前記拘束歯部に前記当接アームが当接した状態で、これらの間に相対回転力が作用した場合に、前記拘束歯部からの前記当接アームの抜け出しを阻止する係合構造が前記拘束歯部と前記当接アームとの間に形成されている請求項１〜７のいずれか一項に記載の負荷感応型変速装置。

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