JP3087149U - Transmission mechanism - Google Patents
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Abstract
(57)【要約】
【課題】 自動二輪車における無段変速システムの伝動
効率が大幅に改善された、実用かつ効果的な伝動機構を
提供する。
【解決手段】 伝動機構は、自動二輪車におけるモータ
から車輪への動力の伝動に応用されるものであって、モ
ータの動力を入力するための入力軸30と、入力軸30
の動力を伝達するように入力軸30に連結され、入力軸
30の動力により回転力を生ずると、この回転力を安定
な回転力にして伝達する多段式歯車変速器2と、多段式
歯車変速器2に連結され、安定な回転力を受けて、入力
軸30の動力を車輪に伝達して回転させる無段変速器1
とを備えてなる。
(57) [Problem] To provide a practical and effective transmission mechanism in which the transmission efficiency of a continuously variable transmission system for a motorcycle is greatly improved. A transmission mechanism is applied to transmission of power from a motor to wheels in a motorcycle, and includes an input shaft (30) for inputting power of the motor, and an input shaft (30).
The multi-stage gear transmission 2 is connected to the input shaft 30 so as to transmit the power, and when a torque is generated by the power of the input shaft 30, the multi-stage gear transmission 2 converts the torque to a stable torque and transmits the torque. Continuously variable transmission 1 that is connected to a gearbox 2 and receives a stable rotational force to transmit the power of an input shaft 30 to wheels to rotate.
And
Description
【0001】[0001]
本考案は、伝動機構に関し、特に、自動二輪車においてモータから車輪への動 力の伝動に応用され、入力軸と、歯車変速機と、無段変速機とを備えてなる伝動 機構に関する。この伝動機構は、動力を連続的に伝達した後、自動二輪車の無段 変速機の回転を効率よく、安定かつスムーズに行わせるものである。 The present invention relates to a power transmission mechanism, and more particularly, to a power transmission mechanism applied to transmission of power from a motor to wheels in a motorcycle, and including an input shaft, a gear transmission, and a continuously variable transmission. This transmission mechanism allows the continuously variable transmission of a motorcycle to rotate efficiently, stably and smoothly after continuously transmitting power.
【0002】[0002]
自動二輪車は、日常生活においてよくみられる乗り物であり、特にサラリーマ ンの出勤及び退勤における乗り物として使用されている。自動二輪車に使用され ている無段変速機は、便利でかつ使用し易いため、既に市場の大部分を占め、自 動二輪車は、多くの人々に交通手段として利用されている。 Motorcycles are a common vehicle in everyday life and are used especially for salaried workers on and off work. The continuously variable transmissions used in motorcycles are already a large part of the market because of their convenience and ease of use, and motorcycles are used as a means of transportation by many people.
【0003】 従来の無段変速機を図7に基づいて説明する。図7は、従来のベルト式無段変 速機の一部断面斜視図であり、図において、ベルト式無段変速機1は、駆動ベル トプーリ11と、従動ベルトプーリ13とを備え、両者間にはV字形歯付ベルト 121が懸回されている。駆動ベルトプーリ11は、固定シーブ111と、可動 シーブ112と、遠心ローラ113とを備えており、従動ベルトプーリ13は、 可動シーブ131と、固定シーブ132と、トルクカム133と、圧縮ばね13 4とを備えている。無段変速機1は、主として回転速度の大小及び負荷の多寡に よりその減速比が自動的に調整されるため、自動二輪車の変速をスムーズにさせ ると共に、駆動機の駆動効率を向上させることができる。A conventional continuously variable transmission will be described with reference to FIG. FIG. 7 is a partial cross-sectional perspective view of a conventional belt-type continuously variable transmission. In the figure, the belt-type continuously variable transmission 1 includes a driving belt pulley 11 and a driven belt pulley 13. , A V-shaped toothed belt 121 is suspended. The drive belt pulley 11 includes a fixed sheave 111, a movable sheave 112, and a centrifugal roller 113. The driven belt pulley 13 includes a movable sheave 131, a fixed sheave 132, a torque cam 133, a compression spring 134, It has. Since the speed reduction ratio of the continuously variable transmission 1 is automatically adjusted mainly depending on the magnitude of the rotational speed and the amount of the load, it is necessary to smoothly shift the motorcycle and improve the driving efficiency of the driving machine. Can be.
【0004】 従来から自動二輪車の製造における動力の伝動機構の技術において、かなり多 くの種類の無段変速機がベルトプーリ間の回転速度比の調整用に利用されている 。無段変速機はV字形ベルトを主として使用しており、このベルトに懸回された 2個のベルトプーリも回転速度の大小及び負荷の多寡によりベルトプーリ自体の V溝幅(プーリの対向するシーブ間の間隔)を調整することを基礎として設計さ れている。従って、モータの出力軸がベルトプーリと直接連結されることとなり 、このために回転の際の動力伝達過程において、伝動ベルトがベルトプーリへの 巻回される時に生じるベルトプーリの瞬間的なねじれ現象を起こす要因となって いた。[0004] Conventionally, in the technology of power transmission mechanisms in the manufacture of motorcycles, a great many types of continuously variable transmissions have been used for adjusting the rotational speed ratio between belt pulleys. The continuously variable transmission mainly uses a V-shaped belt, and the two belt pulleys suspended on the belt also have V-groove widths (the sheaves facing the pulleys) of the belt pulley itself depending on the rotation speed and the load. (Interval between them). Therefore, the output shaft of the motor is directly connected to the belt pulley. Therefore, during the power transmission process during rotation, the instantaneous twisting phenomenon of the belt pulley that occurs when the transmission belt is wound around the belt pulley. Was a cause of
【0005】 図8は従来使用されていた無段変速機の動力伝動機構の効率を示すグラフであ る。図8において、実線は、このタイプの無段変速機の減速比を表し、右縦軸及 び横軸はそれぞれ減速比及び秒単位の時間を表す。これによれば、加速期間(0 〜4.3秒)の減速比は2.60程度、変速期間(4.3〜5.1秒)の減速比 は2.16〜1.98程度、そして等速期間(5.1〜12秒)の減速比は1. 89程度である。また、破線は、無段変速機の効率を表し、図中の左縦軸がこれ に対応する。即ち、図において加速期間(0〜4.3秒)の効率は69%程度、 変速期間(4.3〜5.1秒)の効率は82%程度、そして等速期間(5.1〜 12秒)の効率は61%程度である。FIG. 8 is a graph showing the efficiency of a power transmission mechanism of a conventionally used continuously variable transmission. In FIG. 8, the solid line represents the reduction ratio of this type of continuously variable transmission, and the right vertical axis and the horizontal axis represent the reduction ratio and the time in seconds, respectively. According to this, the reduction ratio during the acceleration period (0 to 4.3 seconds) is about 2.60, the reduction ratio during the shift period (4.3 to 5.1 seconds) is about 2.16 to 1.98, and The reduction ratio in the constant speed period (5.1 to 12 seconds) is 1. It is about 89. The broken line indicates the efficiency of the continuously variable transmission, and the left vertical axis in the figure corresponds to this. That is, in the figure, the efficiency during the acceleration period (0 to 4.3 seconds) is about 69%, the efficiency during the shift period (4.3 to 5.1 seconds) is about 82%, and the constant speed period (5.1 to 12 seconds). Second) is about 61%.
【0006】 このように、この種の変速機は、減速比の値が大抵1〜3の範囲内で変動され ており、同時に変速と減速との機能を兼ね備えていることが明らかになっている が、伝動機構の効率の問題については、まだ未解決の状態であり、自動二輪車の 通常の設計者に重要視されていなかった。また、既に公知となっている変速機構 、例えば、台湾特許公告No.57049、No.05037、No.41904及びNo.69690は、いずれ もスムーズな変速を主目的としており、伝動機構の効率の改善について言及して ない。さらに、実開平6−54954号公報は、自動二輪車用以外の遊星歯車系 複合無段変速機に関するものであって、システムの動力の流れの流れ方向を閉じ ることを目的としており、「無段変速装置」と称しているが、自動二輪車に用い られる無段変速機ではない。As described above, it has been clarified that this type of transmission has a reduction ratio value that is usually varied within a range of 1 to 3, and at the same time has both functions of shifting and deceleration. However, the problem of the efficiency of the transmission mechanism has not been solved yet, and was not regarded as important by ordinary motorcycle designers. In addition, already known transmission mechanisms, for example, Taiwan Patent Publication No. 57049, No. 05037, No. 41904, and No. 69690 all have a main purpose of smooth shifting, and improve the efficiency of the transmission mechanism. Not mentioned. Further, Japanese Utility Model Laid-Open Publication No. Hei 6-54954 relates to a planetary gear-based compound continuously variable transmission other than for motorcycles, which aims at closing the flow direction of the power flow of the system. Although it is called "transmission," it is not a continuously variable transmission used for motorcycles.
【0007】 また、他の自動二輪車用伝動機構である「多段式変速システム」は、伝動機構 に関連し、比較的高い伝動効率を有するが、歯車が変速状態になると、スムーズ さが悪化するほか、駆動機の駆動効率が無段変速機に劣るという欠点が存在して いた。さらには、一組の遊星歯車系が取り付けられた伝動機構の変速機があるが 、これは該システムの差動特性、及びそれが有する高減速比に重きを置いており 、かつ、既存の無段変速機とそのまま直列にして共用できないという欠点を有し ていた。[0007] In addition, the "multi-stage transmission system", which is another transmission mechanism for a motorcycle, has a relatively high transmission efficiency related to the transmission mechanism. However, when the gears are shifted, smoothness deteriorates. However, there is a disadvantage that the driving efficiency of the driving machine is inferior to that of the continuously variable transmission. Furthermore, there is a transmission of a transmission mechanism to which a set of planetary gear systems is attached, which focuses on the differential characteristics of the system and the high reduction ratio of the transmission, and the existing gearless transmission. It had the drawback that it could not be used in series with a step transmission as it was.
【0008】 これに鑑み、前記自動二輪車用の無段変速機の品質を向上させるために、本考 案者は、歯車変速機と無段変速機とを組み合わせた方式を鋭意研究してテストし た結果、理想的な特殊構造を有した新規な伝動機構が開発され、これにより、上 記種々の変速機による欠点が解消された。In view of this, in order to improve the quality of the continuously variable transmission for a motorcycle, the present inventors have studied and tested a system combining a gear transmission and a continuously variable transmission. As a result, a new transmission mechanism having an ideal special structure was developed, thereby eliminating the above-mentioned disadvantages of various transmissions.
【0009】 従って、本考案の主たる目的は、自動二輪車における無段変速システムの伝動 効率を大幅に改善した実用かつ効果的な伝動機構を提供することにある。[0009] Accordingly, a main object of the present invention is to provide a practical and effective transmission mechanism in which the transmission efficiency of a continuously variable transmission system for a motorcycle is greatly improved.
【0010】 本考案の他の目的は、無段変速機のベルトが伝動過程中に起こすねじれ現象及 びそれによりもたらされる遅延損失の問題を解決する伝動機構を提供することに ある。[0010] Another object of the present invention is to provide a transmission mechanism that solves the problem of the twisting phenomenon caused by the belt of the continuously variable transmission during the transmission process and the delay loss caused thereby.
【0011】 本考案のさらに他の目的は、この伝動機構を改善することにより、自動二輪車 のベルトプーリが回転する時の減速比を低下させることにある。Still another object of the present invention is to improve the transmission mechanism to reduce the reduction ratio when the belt pulley of the motorcycle rotates.
【0012】[0012]
上記目的を達成するための本考案の伝動機構は、自動二輪車においてモータか ら車輪へ動力を伝動する伝動機構であって、前記モータの動力を入力するための 入力軸と、前記動力を前記車輪に伝動するための無段変速機(CVT)と、前記 入力軸から前記無段変速機に前記動力を伝達するために前記入力軸と無段変速機 との間に連結され、且つ、前記無段変速機の減速比を調整するための第1の遊星 歯車系、及び前記無段変速機に固定減速比を付与するための第2の遊星歯車系を 有する歯車変速機と、を備え、記第1の遊星歯車系は、前記入力軸と連結された 入力端として作用する第1のリングギアと、前記第1のリングギアと係合する複 数の第1の遊星歯車と、前記第1の遊星歯車と係合する第1の太陽歯車と、前記 複数の第1の遊星歯車に相互連結されて出力端として作用する第1の遊星アーム と、前記第1の遊星アームと前記第1のリングギアとを接続する遠心クラッチと 、前記太陽歯車に搭載され、且つ、該太陽歯車が前記第1のリングギアとともに 回転するように前記太陽歯車と噛合された一方向クラッチと、を有することを特 徴とする。 The power transmission mechanism of the present invention for achieving the above object is a power transmission mechanism for transmitting power from a motor to a wheel in a motorcycle, wherein the input shaft for inputting the power of the motor, and the power is transmitted to the wheel. And a continuously variable transmission (CVT) for transmitting power from the input shaft to the continuously variable transmission for transmitting the power from the input shaft to the continuously variable transmission. A first planetary gear system for adjusting the reduction ratio of the stepless transmission, and a gear transmission having a second planetary gear system for providing a fixed reduction ratio to the continuously variable transmission. The first planetary gear train includes a first ring gear acting as an input end connected to the input shaft, a plurality of first planetary gears engaged with the first ring gear, and A first sun gear engaged with a planetary gear of the plurality of first planetary gears; A first planetary arm interconnected to a gear and acting as an output end; a centrifugal clutch connecting the first planetary arm and the first ring gear; mounted on the sun gear; A one-way clutch meshed with the sun gear so that the gear rotates together with the first ring gear.
【0013】 好ましくは、前記第2の遊星歯車系は、前記第1の遊星歯車系の前記第1の遊 星アームと連結されて入力端として作用する第2のリングギアと、前記第2のリ ングギアと係合する複数の第2の遊星歯車と、前記複数の第2の遊星歯車と係合 し、且つ、エンジン支持構造物に固定された第2の太陽歯車と、前記複数の第2 の遊星歯車に連結されて出力端として作用する第2の遊星アームと、を有する。Preferably, the second planetary gear train includes a second ring gear connected to the first planetary arm of the first planetary gear train and acting as an input end; A plurality of second planetary gears engaged with a ring gear; a second sun gear engaged with the plurality of second planetary gears and fixed to an engine support structure; A second planetary arm that is connected to the planetary gears of the first and second groups and acts as an output end.
【0014】 好ましくは、前記第2の遊星歯車系の減速比は、2より小さく設定されている 。Preferably, the reduction ratio of the second planetary gear system is set to be smaller than 2.
【0015】 本考案の伝動機構は、上記構成要素及びその機能の説明から分かるように、こ のような複合式無段変速システムにしたことにより、通常の無段変速機の伝動効 率を十分に発揮できると共に、自動二輪車の不必要なエネルギー損失を減少する ことができる。つまり、無段変速機における伝動効率のエネルギー損失について 分析し、さらに、ベルトのねじれ遅延損失を計算の基礎とした際、エネルギー損 失をもたらす主たる原因に、ベルトのねじれにより生じた遅延損失があり、減速 比が1.0付近の場合にエネルギー損失が最小であることが判明した。この結果 、この目標を達成するために本考案の歯車変速機を歯車又は遊星歯車の組み合わ せにより構成し、特に、無段変速機の減速比の範囲を1.0付近に保持させると 共に、伝動能力及び駆動機の駆動効率を維持できるようにした。そしてこのよう な無段変速機の要求に応じた数段の異なる減速比にしたことにより、その減速比 を均一にする機能を提供し、無段変速機の受ける回転力が改善され、ついには、 入力軸の動力を無段変速機におけるエネルギー損失を最小とするような回転力に することが可能になった。As can be seen from the description of the components and functions thereof, the transmission mechanism of the present invention can sufficiently increase the transmission efficiency of a normal continuously variable transmission by adopting such a compound type continuously variable transmission system. And the unnecessary energy loss of the motorcycle can be reduced. In other words, when analyzing the energy loss of the transmission efficiency of the continuously variable transmission and further calculating the torsional delay loss of the belt, the main cause of the energy loss is the delay loss caused by the belt torsion. It was found that the energy loss was minimal when the reduction ratio was around 1.0. As a result, in order to achieve this goal, the gear transmission of the present invention is constituted by a combination of gears or planetary gears, and in particular, while keeping the range of the reduction ratio of the continuously variable transmission at around 1.0, The transmission capacity and the driving efficiency of the driving machine can be maintained. By providing several stages of different reduction ratios in accordance with the demands of such a continuously variable transmission, a function of making the reduction ratio uniform is provided, and the rotational force received by the continuously variable transmission is improved. However, the power of the input shaft can be reduced to a rotational force that minimizes energy loss in the continuously variable transmission.
【0016】 このように、本考案の伝動機構は、伝動システムの変速範囲に影響することな く、前記無段変速機を安定かつスムーズにシフトさせる加速特性、駆動機の駆動 効率及び伝動能力を維持しながら、伝動効率を向上させるように改良を行った。 従って、減速比が常に1.0付近の最適状態で回転できるようになり、ひいては 無段変速システムの動作時における駆動機の駆動効率が向上された。As described above, the transmission mechanism according to the present invention can improve the acceleration characteristics for shifting the continuously variable transmission stably and smoothly without affecting the shift range of the transmission system, the drive efficiency of the drive unit, and the transmission capacity. Improvements were made to improve the transmission efficiency while maintaining it. Therefore, it is possible to always rotate in the optimum state where the reduction ratio is around 1.0, and, consequently, the driving efficiency of the driving machine during the operation of the continuously variable transmission system is improved.
【0017】[0017]
以下、添付図面を参照しながら本考案の一実施形態を説明する。図1は、本考 案の伝動機構の好適な一実施形態の構成を示す模式図である。図に示されている のは、2段式の遊星歯車装置を備える歯車変速機で、モータから車輪への動力の 伝動により車輪が回転される自動二輪車に応用される伝動機構である。この伝動 機構は、モータの動力を入力する入力軸30と、入力軸30と連結されて該動力 を伝達し、入力軸30の動力の伝達により回転力が生じた時に、この回転力を伝 達する多段式の歯車変速機2と、歯車変速機2に連結され、該回転力を受けて、 入力軸30の動力を車輪に伝達して回転させる無段変速機1とを備えている。 Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings. FIG. 1 is a schematic diagram showing a configuration of a preferred embodiment of the transmission mechanism of the present invention. Shown in the figure is a gear transmission having a two-stage planetary gear device, which is a transmission mechanism applied to a motorcycle in which wheels are rotated by transmission of power from a motor to wheels. The transmission mechanism is provided with an input shaft 30 for inputting the power of the motor, and is connected to the input shaft 30 to transmit the power. When a torque is generated by the transmission of the power of the input shaft 30, the torque is transmitted. The transmission includes a multi-stage gear transmission 2 and a continuously variable transmission 1 that is connected to the gear transmission 2 and receives the rotational force to transmit the power of an input shaft 30 to wheels to rotate.
【0018】 歯車変速機2は、回転力を中間回転力として伝達する第1の遊星歯車系21を 備えている。この第1の遊星歯車系21における第1のリングギヤ211は、入 力軸30から回転力を受け、これを第2の回転力として第1の遊星歯車23に伝 達する。なお、第2の回転力は摩擦で損失されるため、元の回転力よりやや小さ くなる。The gear transmission 2 includes a first planetary gear system 21 that transmits a rotational force as an intermediate rotational force. The first ring gear 211 in the first planetary gear system 21 receives a rotational force from the input shaft 30 and transmits this to the first planetary gear 23 as a second rotational force. Since the second torque is lost by friction, the second torque is slightly smaller than the original torque.
【0019】 第1の遊星歯車系21における第1の遊星歯車23は、第2の回転力を受ける と、これを第1の遊星アーム212及び第1の太陽歯車213に対し、各々第2 の動力及び第3の回転力として伝達する。また、第1の遊星歯車系21の第1の 遊星アーム212は、第2の動力を受けると、これを第2のリングギヤ221及 び遠心式クラッチ214に対し、各々第4の回転力及び第3の動力として伝達す る。好ましくは、歯車変速機2はさらに、第4の回転力を受けるとこれを伝達す る第2の遊星歯車系22を備えてなり、この第2の遊星歯車系22を作動させる ことにより、本伝動機構の無段変速機1によってもたらされるモーターからの負 荷(トルク)を一層緩和させる。第2の遊星歯車系22における第2のリングギ ヤ221は、第4の回転力を受けると、これを第5の回転力として第2の遊星歯 車24に伝達する。When the first planetary gear 23 in the first planetary gear train 21 receives the second rotational force, the first planetary gear 23 applies a second rotational force to the first planetary arm 212 and the first sun gear 213, respectively. It is transmitted as power and third torque. Further, when the first planetary arm 212 of the first planetary gear train 21 receives the second power, it applies the second power to the second ring gear 221 and the centrifugal clutch 214 for the fourth rotational force and the fourth rotational force, respectively. The power is transmitted as the power of 3. Preferably, the gear transmission 2 further includes a second planetary gear system 22 that transmits a fourth rotational force when receiving the fourth rotational force, and by operating the second planetary gear system 22, The load (torque) from the motor caused by the continuously variable transmission 1 of the transmission mechanism is further reduced. When the second ring gear 221 in the second planetary gear train 22 receives the fourth rotational force, it transmits the fourth rotational force to the second planetary gear 24 as a fifth rotational force.
【0020】 本伝動機構における第2の遊星歯車系22の第2の遊星歯車24は、第5の回 転力を受けると、これを第2の遊星アーム222及び第2の太陽歯車25に対し 、各々第4の動力及び第1の作用力として伝達する。そして第2の遊星歯車系2 2における第2の遊星アーム222は、第4の動力を受けると、これを第6の回 転力として無断変速機1に伝達する。この時の第6の回転力は、第2の遊星歯車 系22が無段変速機1に対して作用した回転力である。この作用後、続いて駆動 ベルトプーリ11及び従動ベルトプーリ13によりこの回転力がスムーズに最終 減速ギヤ3に伝達される。When the second planetary gear 24 of the second planetary gear system 22 of the present transmission mechanism receives the fifth rotational force, the second planetary gear 24 transmits the fifth rotational force to the second planetary arm 222 and the second sun gear 25. , Respectively, as the fourth power and the first acting force. Upon receiving the fourth power, second planetary arm 222 in second planetary gear system 22 transmits the fourth power to continuously variable transmission 1 as a sixth rotational force. The sixth torque at this time is the torque that the second planetary gear system 22 has applied to the continuously variable transmission 1. After this operation, subsequently, the rotational force is smoothly transmitted to the final reduction gear 3 by the drive belt pulley 11 and the driven belt pulley 13.
【0021】 上記の第2の遊星歯車系22における第2の太陽歯車25は、エンジン支持構 造物に固定され、回転しない状態で、第1の作用力を受ける。従って、第2の遊 星歯車系22は、2.0よりも小さい固定減速比しか提供しない。本伝動機構に おける歯車変速機2はさらに、第1の遊星アーム212と連結して第3の動力を 受ける遠心式クラッチ214を備えている。入力軸30と連結した第1の遊星歯 車系21に含まれた遠心式クラッチ214は、第1の運転状態においては、第1 のリングギヤ211と連結しておらず、第1の遊星アーム212との同期回転を 行う。The second sun gear 25 in the second planetary gear train 22 is fixed to an engine support structure and receives a first acting force without rotating. Therefore, the second planetary gear train 22 provides only a fixed reduction ratio of less than 2.0. The gear transmission 2 in the present transmission mechanism further includes a centrifugal clutch 214 that is connected to the first planetary arm 212 and receives third power. In the first operating state, the centrifugal clutch 214 included in the first planetary gear train 21 connected to the input shaft 30 is not connected to the first ring gear 211 and the first planetary arm 212 Performs synchronous rotation with.
【0022】 次に、図1の伝動機構の加速過程における変速方式を例にして、無段変速機1 の作動方式を説明する。ここで、自動二輪車が静止状態から加速したとき、上記 の第1の運転状態は、時速0〜10km/hの車の速度についていうものである 。また、本考案の実験は、中国国家標準CNS D3029「甲種別自動二輪車 市区走行形態」の前半の15秒間をテスト標準に基づいて行ったものである。ま た、0〜4秒の期間では静止から15km/hに加速され、その後4〜12秒の 期間において15km/hの等速度に維持されている。本考案の第1の遊星歯車 系21内には太陽歯車213に連結される一方向クラッチ215が含まれている 。一方向クラッチ215は、例えば、第1の太陽歯車213とその支持軸との間 に設けられ、第1の太陽歯車213を第1のリングギヤ211の回転方向に回転 可能とし、その逆方向に回転させないものとすることができる。Next, an operation method of the continuously variable transmission 1 will be described with reference to an example of a speed change method in an acceleration process of the transmission mechanism of FIG. Here, when the motorcycle accelerates from the stationary state, the above-mentioned first operating state refers to a vehicle speed of 0 to 10 km / h. In the experiment of the present invention, the first 15 seconds of the Chinese national standard CNS D3029 “Motorcycle type of vehicle type A” were performed based on the test standard. During a period of 0 to 4 seconds, the vehicle accelerates from stationary to 15 km / h, and thereafter maintains a constant speed of 15 km / h during a period of 4 to 12 seconds. The first planetary gear system 21 of the present invention includes a one-way clutch 215 connected to the sun gear 213. The one-way clutch 215 is provided, for example, between the first sun gear 213 and its support shaft, enables the first sun gear 213 to rotate in the rotation direction of the first ring gear 211, and rotates in the opposite direction. You can make it not.
【0023】 第1の運転状態では、歯車変速機2は、ファーストギヤの位置にあり、これに 加えて、第1の遊星歯車系21の減速比が1.5であり、第2の遊星歯車系22 の減速比が1.3であることから、歯車変速機2の減速比を1.95(=1.5 ×1.3)にすることができる。この結果得られた改善効果は、ベルト式無段変 速機1を約1.27の原始減速比に維持できたことである。In the first operating state, the gear transmission 2 is in the position of the first gear, and in addition, the reduction ratio of the first planetary gear train 21 is 1.5, and the second planetary gear Since the reduction ratio of the system 22 is 1.3, the reduction ratio of the gear transmission 2 can be 1.95 (= 1.5 × 1.3). The resulting improvement is that the belt-type continuously variable transmission 1 could be maintained at a primitive reduction ratio of about 1.27.
【0024】 この時の第1の太陽歯車213は、一方向クラッチ215に固定された状態で 、第3の回転力を受ける。即ちこれにより第1の太陽歯車213が作動しない。 この時、遠心式クラッチ214の回転速度は、同時に比較的低い状態下にあるの で、まだ第1のリングギヤ211と噛み合うために必要な遠心力を有していない 。このため、回転力は、第1のリングギヤ211により第1の遊星歯車23を介 して減速された後、第1の遊星アーム212により出力される。また、第2の遊 星歯車系22にも、同様の伝達方式が採用されており、回転力は、第2の遊星歯 車24により減速された後に第2の遊星アーム222に伝達されて出力される。 上記の伝達は、第1の速度区間内(即ち、上記の0〜10km/hの車の速度区 間)に行われる。At this time, the first sun gear 213 receives a third rotational force while being fixed to the one-way clutch 215. That is, the first sun gear 213 does not operate. At this time, the rotation speed of the centrifugal clutch 214 is relatively low at the same time, so that it does not yet have the necessary centrifugal force to mesh with the first ring gear 211. Therefore, the rotational force is reduced by the first ring gear 211 via the first planetary gear 23 and then output by the first planetary arm 212. The same transmission system is also used for the second planetary gear system 22, and the rotational force is transmitted to the second planetary arm 222 after being reduced by the second planetary gear 24 and output. Is done. The above-described transmission is performed within the first speed section (that is, the above-described vehicle speed section of 0 to 10 km / h).
【0025】 この段階の車の速度において、無段変速機1の減速比は、1.0近くの値とな り、ねじれ遅延損失が比較的小さい。また、このシステムにおける第1の速度区 間の減速比は2.48(=1.95×1.27)の開始値に保持されており、無 段変速機自体の遠心ローラ113が、この時点ではまだ駆動ベルトプーリ11を 押し開くことができないため、無段変速機1にはまだ変速現象が発生していない 。At this stage of the vehicle speed, the reduction ratio of the continuously variable transmission 1 is close to 1.0, and the torsional delay loss is relatively small. Further, the reduction ratio of the first speed section in this system is maintained at a starting value of 2.48 (= 1.95 × 1.27), and the centrifugal roller 113 of the continuously variable transmission itself is driven at this time. In this case, since the drive belt pulley 11 cannot be pushed and opened yet, the continuously variable transmission 1 has not yet experienced the shift phenomenon.
【0026】 図2は、本考案の伝動機構の上記の第1の動作状態を示す模 式図である。この第1の動作状態における遠心クラッチ214の第1の運転状態 は、一方向クラッチ215の第1の運転状態を伴って発生する。また、図中に示 す矢印は回転力及び動力による運動エネルギーの伝達方向を表す。FIG. 2 is a schematic view showing the above-described first operation state of the transmission mechanism of the present invention. The first operation state of the centrifugal clutch 214 in the first operation state occurs with the first operation state of the one-way clutch 215. The arrows shown in the figure indicate the directions of transmission of kinetic energy by rotational force and power.
【0027】 図3は本考案の伝動機構の上記第1の動作状態における動力の伝達過程を説明 するためのフローチャートである。図からわかるように、第1の動作状態では、 既存の動力が図2の入力軸30と連結されている第1の遊星歯車系21(第1の リングギヤ211、第1の遊星歯車23及び第1の遊星アーム212を含む)に 伝達された後、すぐ第2の遊星歯車系22に入力され、第2のリングギヤ221 、第2の遊星歯車24及び第2の遊星アーム222を通して連続的な伝達を経た 後、無段変速機1に送られる。これにより、本伝動機構の第1の動作状態におけ る無段変速効率の改善が達成される。FIG. 3 is a flowchart for explaining a power transmission process in the first operating state of the transmission mechanism of the present invention. As can be seen, in the first operating state, in the first operating state, the first planetary gear train 21 (the first ring gear 211, the first planetary gear 23 and the first planetary gear 23) is connected to the input shaft 30 of FIG. Immediately after being transmitted to the second planetary gear train 22, and continuously transmitted through the second ring gear 221, the second planetary gear 24, and the second planetary arm 222. After that, it is sent to the continuously variable transmission 1. As a result, the continuously variable transmission efficiency of the transmission mechanism in the first operation state is improved.
【0028】 図4は本考案に係る伝動機構の第2の動作状態を示す模式図である。図中に示 す第2の動作状態における遠心式クラッチ214の第2の運転状態は、一方向ク ラッチ215の第2の運転状態を伴って発生する。また、図中に示す矢印は回転 力及び動力による運動エネルギーの伝達方向を表わす。また、図からわかるよう に、入力軸30に連結された第1の遊星歯車系21に含まれている遠心式クラッ チ214は、第2の運転状態では、第1の遊星歯車系21における第1の遊星ア ーム212に連結されて第1のリングギヤ211と噛み合い、これに基づき第1 のリングギヤ211から第2の回転力を受け、これを第1の遊星アーム212に 対し第5の動力として伝達する。この第2の運転状態では、遠心式クラッチ21 4は、既に第1のリングギヤ211と噛み合っており、第1の遊星歯車23は、 減速作用を有しない。この第2の運転状態は、遠心式クラッチ214が、第1の リングギヤ211と既に噛合しているので、前記の第3の動力を受ける第1の運 転状態と同時には発生しない。FIG. 4 is a schematic diagram showing a second operation state of the transmission mechanism according to the present invention. The second operating state of the centrifugal clutch 214 in the second operating state shown in the drawing occurs with the second operating state of the one-way clutch 215. The arrows shown in the figure indicate the direction of kinetic energy transmission by rotational force and power. In addition, as can be seen from the figure, the centrifugal clutch 214 included in the first planetary gear train 21 connected to the input shaft 30 has the second planetary gear train 214 in the second operating state. The second planetary gear 212 is connected to the first planetary gear 212 and meshes with the first ring gear 211. Based on the second planetary gear 212, the second planetary gear 212 receives a second rotational force from the first ring gear 211 and applies the fifth rotational power to the first planetary arm 212. Convey as In the second operation state, the centrifugal clutch 214 has already meshed with the first ring gear 211, and the first planetary gear 23 has no speed reduction action. Since the centrifugal clutch 214 has already engaged with the first ring gear 211, the second operating state does not occur at the same time as the first operating state receiving the third power.
【0029】 本考案の第1の遊星歯車系21の第1の遊星アーム212は、遠心式クラッチ 214から第5の動力を受けた後、これを第2のリングギヤ221及び一方向ク ラッチ215に対し、各々第7の回転力及び第2の作用力として伝達するが、こ の場合、第1の遊星アーム212による第7の回転力が、第2の遊星歯車系22 に伝達される形態は、前記第1の運転状態(即ち、ファーストギヤ時の動作方式 )における第1の遊星アーム212の第4の回転力の伝達と同一であるので、第 7の回転力を無段変速機1に伝達する経路についての説明は省略する。After receiving the fifth power from the centrifugal clutch 214, the first planetary arm 212 of the first planetary gear train 21 of the present invention transfers the fifth power to the second ring gear 221 and the one-way clutch 215. On the other hand, they are transmitted as the seventh rotational force and the second acting force, respectively. In this case, the form in which the seventh rotational force by the first planetary arm 212 is transmitted to the second planetary gear system 22 is as follows. Since the transmission is the same as the transmission of the fourth rotational force of the first planetary arm 212 in the first operating state (that is, the operation method in the first gear), the seventh rotational force is transmitted to the continuously variable transmission 1. Description of the transmission path is omitted.
【0030】 次に、第2の運転状態では、第1の遊星アーム212が、第1のリングギア2 11とが一体に回転し、太陽歯車213もこれらと一体に回転する。第1の太陽 歯車213のこのような状態は、第1の遊星歯車23から第3の回転力を受ける 前記の第1の運転状態と同時に発生せず、減速機能に影響しない。即ち、第1の リングギヤ211と遠心式クラッチ214とが噛み合い状態下にある。上記の“ 可動”な回転方向への回転は、第2の速度区間、即ち車の速度が10km/hよ りも速く、システムの減速比が1.65の回転速度比である速度区間において行 われる。Next, in the second operation state, the first planetary arm 212 rotates integrally with the first ring gear 211, and the sun gear 213 also rotates integrally therewith. Such a state of the first sun gear 213 does not occur at the same time as the first operation state in which the third rotational force is received from the first planetary gear 23, and does not affect the deceleration function. That is, the first ring gear 211 and the centrifugal clutch 214 are in an engaged state. The rotation in the "movable" rotation direction is performed in the second speed section, that is, the speed section in which the speed of the vehicle is higher than 10 km / h and the speed reduction ratio of the system is 1.65. Will be
【0031】 因みに、この時、第1の遊星歯車系21における遠心式クラッチ214は、既 に動作を開始しているが、車の速度がまだ15km/hを超過していないために 、無段変速機1における遠心ローラ113は依然として起動できず、無段変速機 1はなお原始減速比(約1.27)を保持している。このような車の速度状況下 では、ベルト式無段変速機1は、その起動状態時と同一の効率を保持しているが 、システムの減速比は1.65に低下している。Incidentally, at this time, the centrifugal clutch 214 in the first planetary gear system 21 has already started operation, but since the speed of the vehicle has not yet exceeded 15 km / h, the stepless The centrifugal roller 113 in the transmission 1 cannot be started yet, and the continuously variable transmission 1 still maintains the original reduction ratio (about 1.27). Under such speed conditions of the vehicle, the belt-type continuously variable transmission 1 maintains the same efficiency as when it was started, but the reduction ratio of the system is reduced to 1.65.
【0032】 車の速度が15km/hを超過すると、ベルト式無段変速機1の駆動ベルトプ ーリ11における遠心ローラ113は、回転速度が増大したことにより動き出し 、回転により発生された遠心力によりベルトプーリのV溝幅が狭められ、減速比 が徐々に1.0に近づき、自己の伝動効率のさらなる向上に寄与する。この時、 歯車変速機2は、第2の遊星歯車系22には遠心クラッチを備えないために減速 比が変動しないので、もはや変速機能を有しないことから、システムの全減速比 は、ベルト式の無段変速機1のみに従って変化する。これによりシステム特性が 無段変速機1と一致し、動力源とのマッチングに寄与する。When the speed of the vehicle exceeds 15 km / h, the centrifugal roller 113 in the drive belt pulley 11 of the belt-type continuously variable transmission 1 starts to move due to an increase in the rotation speed, and the centrifugal force generated by the rotation causes the centrifugal roller 113 to move. The width of the V-groove of the belt pulley is reduced, and the reduction ratio gradually approaches 1.0, contributing to further improvement of its own transmission efficiency. At this time, the gear transmission 2 has no speed change function since the second planetary gear system 22 does not have a centrifugal clutch, and thus has no speed change function. Changes only according to the continuously variable transmission 1. As a result, the system characteristics match those of the continuously variable transmission 1, which contributes to matching with the power source.
【0033】 第1の遊星歯車系21における第1の遊星アーム212が第5の動力を受けて 伝達した第7の回転力は、第1の遊星歯車系21が第2の遊星歯車系22に作用 する回転力である。歯車変速機2は、第1の遊星歯車系21から、無段変速機1 と連結された第2の遊星歯車系を介して回転力を無段変速機1に伝達する。The seventh rotational force transmitted by the first planetary arm 212 in the first planetary gear system 21 by receiving the fifth power is transmitted from the first planetary gear system 21 to the second planetary gear system 22. It is a rotating force that acts. The gear transmission 2 transmits torque from the first planetary gear system 21 to the continuously variable transmission 1 via a second planetary gear system connected to the continuously variable transmission 1.
【0034】 図5は、本考案に係る伝動機構の第2の動作状態における動力の伝達過程を説 明するためのフローチャートである。図からわかるように、第2の動作状態は、 モータからの動力が入力軸30と連結されている第1の遊星歯車系21(図4に おける第1のリングギヤ211、遠心式クラッチ214、第1の遊星歯車23及 び第1の遊星アーム212を含む)に伝達された後、すぐ第2の遊星歯車系22 に伝達され、続いて、図3と同様な伝達経路を経過した後、無段変速機1に送ら れる。これにより、本伝動システムの第2の動作状態時における無段変速効率の 改善が達成される。FIG. 5 is a flowchart for explaining a power transmission process in the second operation state of the transmission mechanism according to the present invention. As can be seen from the figure, the second operating state is as follows: the first planetary gear train 21 (the first ring gear 211, the centrifugal clutch 214 in FIG. (Including the first planetary gear 23 and the first planetary arm 212), and then immediately to the second planetary gear system 22. After passing through the same transmission path as in FIG. It is sent to the step transmission 1. As a result, the continuously variable transmission efficiency of the transmission system in the second operation state is improved.
【0035】 図6は、従来使用されていた無段変速機の伝動機構が本考案により改善された 後の伝動機構の効率を示すグラフである。図において、実線は改善後の無段変速 機の減速比を表し、右縦軸及び横軸はそれぞれ減速比及び秒単位の時間を表す。 これによれば、本遊星歯車系の減速比はいずれも2.0の値を超過しない。即ち 、加速期間(0〜4.3秒)の減速比は約1.281程度、変速期間(4.3〜 5.1秒)の減速比は1.267程度、そして等速期間(5.1〜12秒)の減 速比は1.266程度である。FIG. 6 is a graph showing the efficiency of the transmission mechanism after the conventionally used transmission mechanism of the continuously variable transmission is improved by the present invention. In the figure, the solid line represents the reduction ratio of the continuously variable transmission after the improvement, and the right vertical axis and the horizontal axis represent the reduction ratio and the time in seconds, respectively. According to this, none of the reduction ratios of the present planetary gear system exceeds the value of 2.0. That is, the reduction ratio in the acceleration period (0 to 4.3 seconds) is about 1.281, the reduction ratio in the shift period (4.3 to 5.1 seconds) is about 1.267, and the constant velocity period (5. The deceleration ratio of 1 to 12 seconds is about 1.266.
【0036】 また、破線は、無段変速機の効率を表し、図中の左縦軸がこれに対応する。即 ち、図において、加速期間(0〜4.3秒)の効率は84%程度であり、この時 のパワー損失量は、変速期間(4.3〜5.1秒)及び等速期間(5.1〜12 秒)と比較して増加しているが、伝動効率は、従来と比較して高くなっている。 次に、変速期間(4.3〜5.1秒)の効率は93.1%程度であり、この時の パワー損失量は急に下り、伝動効率が急に増加している。そして最後の等速期間 (5.1〜12秒)の減速比は94%程度であり、この時のパワー損失量は、普 通程度に属し、伝動効率も高い方に片寄っている。従って、図6と図8との数値 の比較から分かるように、本考案により伝動効率が大幅に向上されている。また 、前記の歯車変速機2を、既存の無段変速機2と組み合わせれば、その占めるス ペースが比較的小さいことから、スクータ等の自動二輪車に都合よく応用し得る 。A broken line indicates the efficiency of the continuously variable transmission, and the left vertical axis in the figure corresponds to the efficiency. That is, in the figure, the efficiency during the acceleration period (0 to 4.3 seconds) is about 84%, and the power loss amount at this time depends on the shift period (4.3 to 5.1 seconds) and the constant speed period ( (5.1 to 12 seconds), but the transmission efficiency is higher than before. Next, the efficiency during the shift period (4.3 to 5.1 seconds) is about 93.1%, and the power loss at this time drops sharply, and the transmission efficiency sharply increases. The deceleration ratio during the last constant velocity period (5.1 to 12 seconds) is about 94%, and the power loss at this time belongs to the ordinary level, and the transmission efficiency tends to be higher. Therefore, as can be seen from the comparison of the numerical values between FIG. 6 and FIG. 8, the transmission efficiency is greatly improved by the present invention. Further, when the gear transmission 2 is combined with an existing continuously variable transmission 2, the space occupied by the gear transmission 2 is relatively small, so that the gear transmission 2 can be conveniently applied to a motorcycle such as a scooter.
【0037】[0037]
以上に説明した通り、本考案の伝動機構は、ベルト式無段変速機と斬新な構成 の歯車変速機とを組み合わせることによって伝動を行うので、良好な伝動効率を 得ることが可能である。しかも、前記無段変速機の減速比を調整するための第1 の遊星歯車系、及び前記無段変速機に固定減速比を付与するための第2の遊星歯 車系を具有する歯車変速機により特定走行条件下での効率を向上させることがで き、出力効率の向上が可能である。また、本考案により完成された無段変速シス テムは、なお従来の無段変速機の効果を保有しているので、シフトのスムーズさ 及び高駆動効率等の従来の利点を損なうことがない。従って、エネルギー源の利 用効率が向上したばかりでなく、無段変速機の減速比を1に近いものとすること ができるためベルトのねじれの減少により無段変速機の寿命が延長され、工業上 の生産に大きく寄与し、産業上の利用価値が大である。 As described above, the transmission mechanism of the present invention performs transmission by combining a belt-type continuously variable transmission and a novelly configured gear transmission, so that good transmission efficiency can be obtained. Further, a gear transmission having a first planetary gear system for adjusting the reduction ratio of the continuously variable transmission and a second planetary gear system for providing a fixed reduction ratio to the continuously variable transmission. As a result, the efficiency under specific driving conditions can be improved, and the output efficiency can be improved. Further, the continuously variable transmission system completed by the present invention still retains the effects of the conventional continuously variable transmission, and therefore does not impair the conventional advantages such as smooth shift and high drive efficiency. Therefore, not only is the efficiency of use of the energy source improved, but also the reduction ratio of the continuously variable transmission can be made close to 1, so that the life of the continuously variable transmission can be prolonged due to a reduction in the torsion of the belt, and It greatly contributes to the above-mentioned production and has a large industrial utility value.
【図1】本考案の伝動機構のシステム構成を示す模式図
である。FIG. 1 is a schematic diagram showing a system configuration of a transmission mechanism of the present invention.
【図2】本考案の伝動機構の第1の動作状態を示す模式
図である。FIG. 2 is a schematic diagram showing a first operation state of the transmission mechanism of the present invention.
【図3】本考案の伝動機構の第1の動作状態における動
力の伝達過程を説明するためのフローチャートである。FIG. 3 is a flowchart illustrating a power transmission process in a first operation state of the transmission mechanism of the present invention.
【図4】本考案の伝動機構の第2の動作状態を示す模式
図である。FIG. 4 is a schematic view showing a second operation state of the transmission mechanism of the present invention.
【図5】本考案の伝動機構の第2の動作状態における動
力の伝達過程を説明するためのフローチャートである。FIG. 5 is a flowchart illustrating a power transmission process in a second operation state of the transmission mechanism of the present invention.
【図6】無段変速機の伝動機構が改善された後の伝動機
構の効率を示すグラフである。FIG. 6 is a graph showing the efficiency of the transmission mechanism after the transmission mechanism of the continuously variable transmission is improved.
【図7】従来のベルト式無段変速機の一部断面斜視図で
ある。FIG. 7 is a partially sectional perspective view of a conventional belt-type continuously variable transmission.
【図8】従来の無段変速機の伝動機構の効率を示すグラ
フである。FIG. 8 is a graph showing the efficiency of a transmission mechanism of a conventional continuously variable transmission.
1 無段変速機 2 歯車変速機 30 入力軸 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Continuously variable transmission 2 Gear transmission 30 Input shaft
Claims (3)
力を伝動する伝動機構であって、 前記モータの動力を入力するための入力軸と、 前記動力を前記車輪に伝動するためのベルト式無段変速
機と、 前記入力軸から前記ベルト式無段変速機に前記動力を伝
達するために前記入力軸と前記ベルト式無段変速機との
間に連結され、且つ、前記ベルト式無段変速機の減速比
を調整するための第1の遊星歯車系、及び前記ベルト式
無段変速機に固定減速比を付与するための第2の遊星歯
車系を有する歯車変速機と、を有し、 前記第1の遊星歯車系は、 前記入力軸と連結された入力端として作用する第1のリ
ングギアと、 前記第1のリングギアと係合する複数の第1の遊星歯車
と、 前記第1の遊星歯車と係合する第1の太陽歯車と、 前記複数の第1の遊星歯車に相互連結されて出力端とし
て作用する第1の遊星アームと、 前記第1の遊星アームと前記第1のリングギアとを接続
する遠心クラッチと、 前記太陽歯車に装着され、且つ、該太陽歯車が前記第1
のリングギアとともに回転するように前記太陽歯車と噛
合された一方向クラッチと、 を有することを特徴とする伝動機構。1. A transmission mechanism for transmitting power from a motor to wheels in a motorcycle, comprising: an input shaft for inputting power of the motor; and a belt-type continuously variable transmission for transmitting the power to the wheels. A transmission between the input shaft and the belt-type continuously variable transmission for transmitting the power from the input shaft to the belt-type continuously variable transmission; and A first planetary gear system for adjusting a reduction ratio, and a gear transmission having a second planetary gear system for imparting a fixed reduction ratio to the belt-type continuously variable transmission; A first ring gear acting as an input end connected to the input shaft; a plurality of first planetary gears engaging with the first ring gear; and a first planetary gear. A first sun gear engaged with the gear; A first planetary arm interconnected to the planetary gears and acting as an output end; a centrifugal clutch connecting the first planetary arm and the first ring gear; mounted on the sun gear; Sun gear is the first
And a one-way clutch meshed with the sun gear so as to rotate with the ring gear.
れて入力端として作用する第2のリングギアと、 前記第2のリングギアと係合する複数の第2の遊星歯車
と、 前記複数の第2の遊星歯車と係合し、且つ、エンジン支
持構造物に固定された第2の太陽歯車と、 前記複数の第2の遊星歯車に連結されて出力端として作
用する第2の遊星アームと、 を有することを特徴とする請求項1記載の伝動機構。2. The second planetary gear train includes: a second ring gear connected to the first planetary arm of the first planetary gear train and acting as an input end; and the second ring gear. A plurality of second planetary gears engaged with the second plurality of planetary gears; a second sun gear engaged with the plurality of second planetary gears and fixed to the engine support structure; and the plurality of second planetary gears. The transmission mechanism according to claim 1, further comprising: a second planetary arm connected to the gear and acting as an output end.
り小さいことを特徴とする請求項1記載の伝動機構。3. The transmission mechanism according to claim 1, wherein a reduction ratio of the second planetary gear system is smaller than 2.
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Cited By (1)
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JP2014173731A (en) * | 2013-03-05 | 2014-09-22 | Dr Ing Hcf Porsche Ag | Shift gearbox for use with electric machine |
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2002
- 2002-01-08 JP JP2002000025U patent/JP3087149U/en not_active Expired - Lifetime
Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2014173731A (en) * | 2013-03-05 | 2014-09-22 | Dr Ing Hcf Porsche Ag | Shift gearbox for use with electric machine |
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