JP2018511749A - 無段変速動力軸受 - Google Patents

Abstract

【課題】 無段変速動力軸受を提供すること。【解決手段】 軸受駆動内輪（１）と軸受従動外輪（２）と可動歯アセンブリと（３）を含み、軸受駆動内輪（１）の外周に一周の可動歯溝（４）を設け、可動歯アセンブリ（３）は１つずつ対応の可動歯溝（４）内に嵌め込まれ、また可動歯溝（４）の底部が高圧給油口（５）と連通し、軸受従動外輪（２）の内周面は異径面（７）であり、また異径面（７）が若干の等分区域に均一に分けられ、各対応の等分区域の異径の大きさが等しいと共に、方向が同じであり、前記可動歯アセンブリの外端部が異径面と密着する。軸受が回転過程中に軸受内輪（１）の動力を軸受外輪（２）に非同期的に伝達し、高圧油圧力の調整を通じて無段変速を実現する。【選択図】 図１

Description

本発明は、機械的動力伝達分野に関し、特に、クラッチ機能を備えた無段変速動力軸受に関する。

現在工業用変速機は、大部分の速度比が一定の変速機であり、自動車上の大部分に装備されるレンジを有する自動変速機（ＡＴ）の動力伝達効率が低く、製作が複雑で、コストが高く、また、現行において、無段変速機（ＣＶＴ）の駆動輪、従動輪の摩擦によって動力を伝達する伝達方式では大トルクの動力伝達を実現できない。

そこで、本発明は、軸受が回転過程中に軸受内輪の動力を軸受外輪に非同期的に伝達し、高圧油圧力の調整を通じて無段変速を実現する無段変速動力軸受を提供することを課題とする。

上記課題を解決するために本発明の無段変速動力軸受は、軸受駆動内輪と軸受従動外輪と可動歯アセンブリとを含み、前記軸受駆動内輪の外周に一周の可動歯溝を設け、前記可動歯アセンブリは１つずつ対応の可動歯溝内に嵌め込まれ、また前記可動歯溝の底部が高圧給油口と連通し、前記軸受従動外輪の内周面は異径面であり、また前記異径面が若干の等分区域に均一に分けられ、各対応の等分区域の異径の大きさが等しいと共に方向が同じであり、前記可動歯アセンブリの外端部が前記異径面と密着することを特徴とする。

前記可動歯アセンブリの各前記可動歯は、可動歯支持体と、前記可動歯支持体の外端に連接するローラー可動歯とを含み、前記可動歯支持体の前記可動歯溝に対応する側部に若干の切り欠きを備えてもよい。

可動歯変速システムを備え、前記可動歯変速システムは、速度比制御ユニットと、各々前記速度比制御ユニットと接続する高圧油圧ポンプと、前記軸受従動外輪の速度を測定する軸受従動外輪の速度センサーと、速度比から与えられた信号入力側と、軸受駆動内輪の回転速度信号入力側とを含み、前記高圧油圧ポンプの高圧排油口が前記高圧給油口に連通し、前記速度比から与えられた信号入力側、前記軸受駆動内輪の回転速度信号入力側がシステムコントロールセンターと接続してもよい。

前記軸受従動外輪の外周面は、動力出力面であり、歯、ローラーまたは円周面の形態でもよい。

前記高圧給油口は、前記軸受駆動内輪上に設けられ、また前記軸受駆動内輪上に高圧油路を備え、前記高圧給油口が前記高圧油路を通じて前記可動歯溝の底部と連通してもよい。

前記等分区域は、前記異径面から円中心までの距離が大きい方から小さい方までの円弧セクションと、前記異径面から円中心までの距離が小さい方から大きい方までの円弧セクション及び異径でない円弧セクションとを含んでもよい。

本発明による可動歯アセンブリは、異径面と接触して本発明の無段変速動力軸受がより大きなトルク出力を提供でき、また、本発明の異径面の等分区域は複数個で、各対応する等分区域の異径の大きさが等しく、方向が同じであるため、伝達動力が半径方向に対して平衡し、偏心力がない。

本発明は、軸受が回転過程中に軸受内輪の動力を軸受外輪に非同期的に伝達でき、高圧油圧力の調整を通じて無段変速を実現し、従って、高効率、大トルク、無段変速の動力伝達を実現し、同時にまた、半径方向の動力が平衡し、ノイズが小さく、構造が整い、体積が小さく、製造コストが低いという利点を有するため、産業上有用である。

本発明の構造を示す模式図 本発明の可動歯アセンブリの構造を示す模式図 本発明の可動歯変速システムの構造を示す模式図 本発明の回転運動における仕事から受ける力分析を示す説明図 本発明の可動歯アセンブリと異径面部分の受ける力分析を示す説明図 本発明の変速制御演算フローチャート

図１のように、本発明の無段変速動力軸受は、軸受駆動内輪１と軸受従動外輪２と可動歯アセンブリ３と可動歯変速システムとを含み；前記軸受駆動内輪１の外周に一周の可動歯溝４を設けてあり、可動歯アセンブリ３は１つずつ対応の可動歯溝４内に嵌め込まれ、かつ可動歯溝４の底部と軸受駆動内輪１上の高圧給油口５が高圧油路６を通じて連通し；前記軸受従動外輪２の内周面は、異径面７とし、外周面が動力出力面８とし、歯、ローラーまたは円周面の形態を採用し、かつ異径面が３個の等分区域に均一に分けられ、各対応の等分区域の異径の大きさが等しく、方向が同じ、可動歯アセンブリ３の外端部が異径面と密着する。

図２のように、可動歯アセンブリ３の各可動歯は、可動歯支持体３１と、可動歯支持体３１の外端に連接するローラー可動歯３２とを含み、可動歯支持体３１の可動歯溝４と対応する側部に均しく一列の円形切り欠き３３を備える。

図３のように、可動歯変速システムは、速度比制御ユニット６１と、各々速度比制御ユニット６１と接続する高圧油圧ポンプ６２と、軸受従動外輪の速度センサー６３と、速度比から与えられた信号入力側６４と、軸受駆動内輪の回転速度信号入力側６５とを含み；前記高圧油圧ポンプの高圧排油口６６は、高圧給油口５に連通し、速度比制御ユニット６１が高圧油圧ポンプ６２の油圧信号を収集し、同時に出力端子の制御によって高圧油圧ポンプ６３に対して制御信号を出力して高圧油の出力圧力を制御し；軸受従動外輪の速度センサー６３は、軸受従動外輪２の回転速度信号を収集するために用いられ；かつ速度比から与えられた信号入力側６４、軸受駆動内輪の回転速度信号入力側６５は、システムコントロールセンター６７と接続し、軸受駆動内輪１の回転速度信号及び軸受駆動内輪１と軸受従動外輪２の速度比から与えられた信号を得るために用いられる。

図４のように、異径面の各等分区域は、異径面から円中心までの距離が大きい方から小さい方までの円弧セクションと、異径面から円中心までの距離が小さい方から大きい方までの円弧セクション及び異径でない円弧セクションとを含む。円弧セクションＡ1、Ａ２及びＡ３は、異径面から円中心までの距離が大きい方から小さい方までの円弧セクションで、軸受駆動内輪１が軸受従動外輪２に対し接線力が生じる円弧セクションであり、円弧セクションＢ1、Ｂ２及びＢ３は、異径面から円中心までの距離が小さい方から大きい方までの円弧セクションで、可動歯長さが戻る円弧セクションとし、軸受駆動内輪１が軸受従動外輪２に対し接線力が生じない円弧セクションである。

図２及び５のように、無段変速動力軸受が動作している時、軸受駆動内輪１は可動歯アセンブリ３を連動して反時計回り方向に回転し、可動歯アセンブリ３が可動歯溝４底部の高圧油の圧力作用下で、異径面に押し付ける。可動歯が通過した異径面か円中心までの距離は大きい方から小さい方へ変化した時、可動歯が異径面に対し接平面に垂直する作用力ＦＢ、すなわち、可動歯底部の高圧油圧力ＦＢを生じ、ＦＢの大きさはＦＢが軸受駆動内輪１の半径方向上の分解力ＦＣ及び軸受駆動内輪１のトルク力に対して生じた接線力ＦＡの合力であり；異径面が同時に可動歯アセンブリに対して生じた反作用力は、ＦＢ”であり、反作用力ＦＢ”がＦＢの大きさが等しく、方向が逆となり；異径面から円中心までの距離が小さい方から大きい方にした時、可動歯は遠心力及び油圧油の作用下で外方へ伸展し、異径面内における最大長さに戻り、可動歯が異径面に対し回転の接線力を生じていず；異径面から円中心までの距離が不変の時、可動歯が異径面内で自由に回転し；可動歯は、円弧セクションＡにおいて、異径面との接触点の円弧接線２１と接触点から軸受駆動内輪１の円中心につながる線２３によって夾角９０°＋αを有し、可動歯溝のオフセット角αを調整して可動歯が円弧セクションＡを通過した時円弧の垂直作用力のみを受け、接線力を受けず、可動歯が可動歯溝内に移動する時の側向力を減少させる。

図４及び５のように、駆動内輪１が可動歯アセンブリ３を連動して反時計回り方向に回転した時、可動歯アセンブリ３は３個の円弧セクションＡ1、Ａ２、Ａ３を通じて軸受従動外輪２に対し回転の円弧接線推力ＦＡをかけ、３個の等分区域の円弧形状が一致するため、接線推力ＦＡも一致し、軸受の半径方向の力が平衡である。

図３のように、速度比制御ユニット６１は高圧油圧ポンプ６２の高圧油の出力圧力を制御し、高圧給油口５を通じて各可動歯溝の底部に注入し、高圧油の圧力が小さいから徐々に増大し、駆動内輪から従動外輪に作用するトルクも徐々に増大することで、仮想クラッチの機能を実現する。

図１及び４のように、高圧油の圧力制御を通じて軸受駆動内輪１に入力したパワーを軸受従動外輪２上に出力し、エネルギー保存の法則から導出した式５に基づき、従動外輪の回転速度Ｎ２がその受けた外部負荷Ｔ２に比例しないため、従動外輪が受けた外部負荷の大きさは軸受従動外輪の回転速度を決定する。外部負荷の変化は、軸受従動外輪の回転速度が伴になって変化させるため、速度比の変化自己調整を実現する。

変速軸受のトルク出力及び変速の分析と計算の説明：
エンジン動力の計算式は、下式で表せる。

（数１）
Ｐ＝Ｔ＊Ｎ／９５５０ 式１
（式中、Ｐはエンジンの馬力であり、単位がキロワットであり；Ｔはエンジンのトルクであり、単位がニュートン・メートル；Ｎはエンジン回転数であり、単位が回毎分である。）

よって、軸受駆動内輪の回転パワーは、下式で表せる。

（数２）
Ｐ１＝Ｔ１＊Ｎ１／９５５０ 式２
（式中、Ｐ１は軸受駆動内輪の出力であり、Ｔ１は軸受駆動内輪の出力トルクであり、Ｎ１は軸受駆動内輪の出力回転数である。）

軸受従動外輪の回転パワーは、下式で表せる。

（数３）
Ｐ２＝Ｔ２＊Ｎ２／９５５０ 式３
（式中、Ｐ２は軸受従動外輪の出力であり、Ｔ２は軸受従動外輪の出力トルクであり、Ｎ２は軸受従動外輪の出力回転数である。）

エネルギー保存の法則に基づいて下式が得られる。

（数４）
Ｐ２＝Ｐ１＊η 式４
（式中、ηは軸受駆動内輪の軸受従動外輪に対する仕事率である。）

式２〜４から下式が導出される。

（数５）
Ｎ２／Ｎ１＝（Ｔ１／Ｔ２）＊η 式５

式５から分かるように、出力速度比の変化が出力トルクの変化に比例せず、すなわち、出力速度が低下する倍数は出力トルク増大の倍数に等しい。

図６の変速制御演算フローチャートのように、７１は変換速度計算器で、軸受駆動内輪１と軸受従動外輪２の実際の変換速度ＥＳを計算し、７２が速度誤差比較器で、実際の変換速度ＥＳとシステムから与えられた変換速度ＲＰの誤差値ＥＲを計算してから計算コントローラ７３により高圧油圧ポンプ６３に対して必要な制御出力信号値ＤＯを算出して油圧ポンプの出力圧力を所要の伝動速度比に必要な圧力まで調整される。

本発明によると、軸受が回転過程中に軸受内輪の動力を軸受外輪に非同期的に伝達でき、高圧油圧力の調整を通じて無段変速を実現し、これにより高効率、大トルク、無段変速の動力伝達を実現し、また更に、半径方向の動力が平衡し、ノイズが小さく、構造が整い、体積が小さく、製造コストが低いという利点を有するため、産業上の利用可能性がある。

２１ 可動歯の円弧セクションＡと異径面接触点における円弧の接線
２２ 円弧の接線２１の垂直線
２３ 可動歯が円弧セクションＡにおいて異径面との接触点から軸受駆動内輪１円中心までつながる線

Claims (6)

1. 無段変速動力軸受であって、軸受駆動内輪と軸受従動外輪と可動歯アセンブリとを含み、前記軸受駆動内輪の外周に一周の可動歯溝を設け、前記可動歯アセンブリは１つずつ対応の可動歯溝内に嵌め込まれ、また前記可動歯溝の底部が高圧給油口と連通し、前記軸受従動外輪の内周面は異径面であり、また前記異径面が若干の等分区域に均一に分けられ、各対応の等分区域の異径の大きさが等しいと共に方向が同じであり、前記可動歯アセンブリの外端部が前記異径面と密着する
   ことを特徴とする無段変速動力軸受。
2. 前記可動歯アセンブリの各前記可動歯は、可動歯支持体と、前記可動歯支持体の外端に連接するローラー可動歯とを含み、前記可動歯支持体の前記可動歯溝に対応する側部に若干の切り欠きを備える
   請求項１に記載の無段変速動力軸受。
3. 可動歯変速システムを備え、前記可動歯変速システムは、速度比制御ユニットと、各々前記速度比制御ユニットと接続する高圧油圧ポンプと、前記軸受従動外輪の速度を測定する軸受従動外輪の速度センサーと、速度比から与えられた信号入力側と、軸受駆動内輪の回転速度信号入力側とを含み、前記高圧油圧ポンプの高圧排油口が前記高圧給油口に連通し、前記速度比から与えられた信号入力側、前記軸受駆動内輪の回転速度信号入力側がシステムコントロールセンターと接続する
   請求項１に記載の無段変速動力軸受。
4. 前記軸受従動外輪の外周面は、動力出力面であり、歯、ローラーまたは円周面の形態である
   請求項１に記載の無段変速動力軸受。
5. 前記高圧給油口は、前記軸受駆動内輪上に設けられ、また前記軸受駆動内輪上に高圧油路を備え、前記高圧給油口が前記高圧油路を通じて前記可動歯溝の底部と連通する
   請求項１または３に記載の無段変速動力軸受。
6. 前記等分区域は、前記異径面から円中心までの距離が大きい方から小さい方までの円弧セクションと、前記異径面から円中心までの距離が小さい方から大きい方までの円弧セクション及び異径でない円弧セクションとを含む
   請求項１に記載の無段変速動力軸受。

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