JP5796499B2 - Continuously variable transmission with adjustable gear ratio through oscillating motion - Google Patents
Continuously variable transmission with adjustable gear ratio through oscillating motion Download PDFInfo
- Publication number
- JP5796499B2 JP5796499B2 JP2012002191A JP2012002191A JP5796499B2 JP 5796499 B2 JP5796499 B2 JP 5796499B2 JP 2012002191 A JP2012002191 A JP 2012002191A JP 2012002191 A JP2012002191 A JP 2012002191A JP 5796499 B2 JP5796499 B2 JP 5796499B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- gear
- shaft
- output shaft
- rotation
- swing
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Description
本発明は、揺動運動を介在させて変速比を調整した無段変速装置において、揺動の両方の運動を使って出力する無段変速装置に関する。ここで、本発明における変速比とは、入力軸の回転数に対する出力軸の回転数の比率（変速比＝出力軸回転数／入力軸回転数）を指している。 The present invention relates to a continuously variable transmission that adjusts a transmission gear ratio by intervening oscillating motion and that outputs using both oscillating motions. Here, the transmission ratio in the present invention refers to the ratio of the rotational speed of the output shaft to the rotational speed of the input shaft (transmission ratio = output shaft rotational speed / input shaft rotational speed).
産業機械や輸送機械などにおいて、無段変速機が数多く使用されている。このような無段変速機には、従来、電動機を直接変速する電気式と、Ｖベルトなどを使用した機械式が知られている。Ｖベルトによる機械式無段変速機は、摩擦伝動による効率の低下、異常負荷時のスリップ、ゼロ回転からの変速不可能と言った問題点が生じていた。 Many continuously variable transmissions are used in industrial machines and transportation machines. Conventionally known as such a continuously variable transmission are an electric type that directly shifts an electric motor and a mechanical type that uses a V-belt or the like. The mechanical continuously variable transmission using the V-belt has problems such as a decrease in efficiency due to frictional transmission, slip under abnormal load, and inability to shift from zero rotation.
その他、クランク運動を利用した機械式無段変速機が知られている（特許文献１の従来の技術参照）。これは、入力軸の回転運動を一度往復運動に変換し、その往復運動を出力軸部の一方向クラッチで回転運動に変換する機構を用いるものである。そして、往復運動の振幅を変速レバーで自由に変えることで無段変速を実現したものである。しかしながら、揺動運動の一方向しか出力として使えておらず、逆方向分は遊びになっており、また、入力軸と出力軸とが食い違っているため省スペース化が困難であり、高負荷に不適当な単列の伝動系列であり、脈動対策も不十分であった。 In addition, a mechanical continuously variable transmission using a crank motion is known (see the prior art in Patent Document 1). This uses a mechanism that once converts the rotational motion of the input shaft into reciprocating motion, and converts the reciprocating motion into rotational motion by a one-way clutch of the output shaft portion. The stepless speed change is realized by freely changing the amplitude of the reciprocating motion with the speed change lever. However, only one direction of oscillating motion can be used as an output, and the reverse direction is free, and the input shaft and output shaft are inconsistent, making space saving difficult, resulting in high loads. Inappropriate single-line transmission system and insufficient measures against pulsation.
（特許文献１の無段変速機の説明）
これに対して、特許文献１に示すような無段変速機が知られている。本発明とも一部共通する部分があるので、特許文献１の記載に基づき、少し詳細に概略を説明する。
図１は、特許文献１の無段変速機の縦断面図である。図２は、特許文献１の無段変速機の一部カットして示す斜視図であり、（ｂ）は、クランクシャフト４１とクランクアーム４１ａの斜視図である。図３（ａ）、（ｂ）は、特許文献１の無段変速機の作動説明図であり、（ａ）は、出力軸がゼロ回転の場合で、内側偏心カム２９と外側偏心カム３０との結合位相が、入力軸１８の中心Ｏ１と同心円となった場合であり、（ｂ）は、（ａ）の場合に比べて外側偏心カム３０が約９０°回動した場合である。
(Description of continuously variable transmission of Patent Document 1)
On the other hand, a continuously variable transmission as shown in Patent Document 1 is known. Since there is a part in common with the present invention, the outline will be described in a little more detail based on the description in Patent Document 1.
FIG. 1 is a longitudinal sectional view of a continuously variable transmission of Patent Document 1. As shown in FIG. FIG. 2 is a perspective view illustrating a continuously variable transmission of Patent Document 1 with a part cut, and FIG. 2B is a perspective view of a crankshaft 41 and a crank arm 41a. 3 (a) and 3 (b) are diagrams for explaining the operation of the continuously variable transmission of Patent Document 1. FIG. 3 (a) shows the case where the output shaft is at zero rotation and the inner eccentric cam 29 and the outer eccentric cam 30. (B) shows a case where the outer eccentric cam 30 rotates about 90 ° compared to the case (a).
まず、不動側のケース全体について説明する。ケース全体（ケース１００）は、ケース本体１、その一側端部を閉塞する壁板部１ａ、ケース本体１の開口端部に締結されたケース蓋４、壁板部１ａの外側の偏心カム用ケース７、ケース蓋４の外側の増速ギヤ用ケース１１、偏心カム用ケース７の外側に結合したウオームギヤ用ケース９から構成され、それぞれ互いにボルトで固定されている。ベース６は、ケース本体１と一体に形成されている。璧板部１ａの中心部より、軸筒部１ｂが、ケース本体の内部に突設している（不動側）。この軸筒部１ｂの端部に形成したフランジに、円形プレート２がボルト３により締結されている（不動側）。璧板部１ａと円形プレート２の間で、８本のクランクシャフト４１がベアリング４２、４３で回転自在に設けられている。クランクシャフト４１の回転軸は、璧板部１ａと円形プレート２を介して、ケース本体１に固定されて、自転はするが公転はしない。 First, the entire case on the stationary side will be described. The entire case (case 100) includes a case main body 1, a wall plate portion 1a closing one end portion thereof, a case lid 4 fastened to an opening end portion of the case main body 1, and an eccentric cam outside the wall plate portion 1a. The case 7 is composed of a speed increasing gear case 11 outside the case lid 4 and a worm gear case 9 coupled to the outside of the eccentric cam case 7, which are fixed to each other by bolts. The base 6 is formed integrally with the case body 1. From the center part of the thick plate part 1a, the shaft cylinder part 1b projects from the inside of the case body (non-moving side). A circular plate 2 is fastened by a bolt 3 to a flange formed at the end of the shaft tube portion 1b (non-moving side). Between the thick plate portion 1 a and the circular plate 2, eight crankshafts 41 are rotatably provided by bearings 42 and 43. The rotation shaft of the crankshaft 41 is fixed to the case body 1 via the wall plate portion 1a and the circular plate 2, and rotates but does not revolve.
次に、特許文献１に示す無段変速機の入力軸１８と出力軸２３について述べる。
入力軸１８は、ウオームギヤ用ケース９、偏心カム用ケース７、ケース本体１の軸筒部１ｂ（不動）、円形プレート２を貫通して、軸筒部１４ａ（回転）の途中まで回転自在に挿入されている。１９、２０、２１、２２は、入力軸１８を回転自在に支持するベアリングである。２３は、この入力軸１８と対向して同心に増速ギヤ用ケース１１内から外方に突出するように設けた出力軸で、２４、２５は、この出力軸２３を回転自在に支持するベアリングである。
Next, the input shaft 18 and the output shaft 23 of the continuously variable transmission shown in Patent Document 1 will be described.
The input shaft 18 passes through the worm gear case 9, the eccentric cam case 7, the shaft tube portion 1 b (non-moving) of the case body 1, and the circular plate 2, and is rotatably inserted into the shaft tube portion 14 a (rotation). Has been. Reference numerals 19, 20, 21, and 22 denote bearings that rotatably support the input shaft 18. Reference numeral 23 is an output shaft provided concentrically facing the input shaft 18 so as to protrude outward from the speed increasing gear case 11, and 24 and 25 are bearings for rotatably supporting the output shaft 23. It is.
１３は、ケース本体１内に回転自在に設けた中空円筒状のインナーケース、１４は、このインナーケース１３の出力側端部にボルト１５により結合した壁板で、１４ａは、壁板１４の中心部にケース蓋４を貫通して増速ギヤ用ケース１１内に突出させた軸筒部であり、１６は、この軸筒部１４ａをケ−ス蓋４に回転自在に支持するベアリング、１７はインナーケース１３の入力側を回転自在に支持するためのベアリングである。クランクシャフト４１と遊星ギヤ４７の間には一方向クラッチ４６が設けられ、一方向クラッチ４６を介して伝動された回転運動は、入力側リングギヤ４８と出力側リングギヤ４８を経て、インナーケース１３を回転させ、出力軸２３に伝動される。これらの機構は、脈動緩衝装置を構成する（後述）。 13 is a hollow cylindrical inner case rotatably provided in the case body 1, 14 is a wall plate coupled to the output side end of the inner case 13 by a bolt 15, and 14 a is the center of the wall plate 14. Reference numeral 16 denotes a shaft tube portion that penetrates the case lid 4 and protrudes into the speed increasing gear case 11. Reference numeral 16 denotes a bearing that rotatably supports the shaft tube portion 14 a on the case lid 4. This is a bearing for rotatably supporting the input side of the inner case 13. A one-way clutch 46 is provided between the crankshaft 41 and the planetary gear 47, and the rotational motion transmitted through the one-way clutch 46 rotates the inner case 13 via the input side ring gear 48 and the output side ring gear 48. And transmitted to the output shaft 23. These mechanisms constitute a pulsation shock absorber (described later).
次に、入力軸１８から出力軸２３にいたる伝動経路について述べる。
ケース７内の入力軸１８にキー２６を介して第１作動歯車２７を設ける。この第１差動歯車２７に対して、同径の第２差動歯車２８を回転自在に嵌装し、その出力側に内側偏心カム２９を、キー２６を介して入力軸１８に固定して設ける。この内側偏心カム２９の外周部に外側偏心カム３０を回転自在に設ける。ここで、入力軸１８にキー２６を介して固定されているのは、この第１差動歯車２７と内側偏心カム２９である。第２差動歯車２８は、第１差動歯車２７に対して回転自在であり、外側偏心カム３０は、内側偏心カム２９に対して回転自在である。
Next, the transmission path from the input shaft 18 to the output shaft 23 will be described.
A first operating gear 27 is provided on the input shaft 18 in the case 7 via a key 26. A second differential gear 28 having the same diameter is rotatably fitted to the first differential gear 27, and an inner eccentric cam 29 is fixed to the input shaft 18 via a key 26 on the output side. Provide. An outer eccentric cam 30 is rotatably provided on the outer peripheral portion of the inner eccentric cam 29. Here, the first differential gear 27 and the inner eccentric cam 29 are fixed to the input shaft 18 via the key 26. The second differential gear 28 is rotatable with respect to the first differential gear 27, and the outer eccentric cam 30 is rotatable with respect to the inner eccentric cam 29.
第２差動歯車２８の外側偏心カム３０との接合フランジ面に、放射方向の縦溝２８ａを設けると共に、この縦溝２８ａと摺動自在に係合する突起３０ａを外側偏心カム３０に突設し、この外側偏心カム３０の出力側の側面に円形のカム溝３０ｂを設ける。ウオームギヤ用ケース９内にウオームホイール３１を回転自在に設けて、ハンドル３４を回転させると、図３（ａ）、（ｂ）に示したように、内側偏心カム２９と外側偏心カム３０との結合位相を変化させることができる（詳しくは特許文献１の３頁左上欄、右下欄等参照）。 A radial longitudinal groove 28 a is provided on the surface of the flange of the second differential gear 28 that is joined to the outer eccentric cam 30, and a protrusion 30 a that is slidably engaged with the longitudinal groove 28 a is provided on the outer eccentric cam 30. A circular cam groove 30 b is provided on the output side surface of the outer eccentric cam 30. When the worm wheel 31 is rotatably provided in the worm gear case 9 and the handle 34 is rotated, as shown in FIGS. 3A and 3B, the inner eccentric cam 29 and the outer eccentric cam 30 are coupled. The phase can be changed (refer to Patent Document 1, page 3, upper left column, lower right column, etc. for details).
図２（ｂ）に示すように、クランクシャフト４１の一端にクランクアーム４１ａが一体に形成されている。クランクアーム４１ａの端部に、クランクピン４１ｂを突設した複数（８本）のクランクシャフト４１を、璧板部１ａと円形プレート２において、それぞれ、軸受４２、４３で支持され、ケース本体１に固定されている。クランクシャフト４１は、自転はするが公転はしない。そして、これら各クランクシャフト４１の端部のクランクピン４１ｂを、ベアリング４４および角形の滑り子４５を介して、外側偏心カム３０のカム溝３０ｂ内にそれぞれ摺動自在に嵌入させる（図２（ａ）参照）。 As shown in FIG. 2 (b), a crank arm 41 a is integrally formed at one end of the crankshaft 41. A plurality of (eight) crankshafts 41 with crankpins 41b protruding from the end of the crank arm 41a are supported by bearings 42 and 43 on the wall plate 1a and the circular plate 2, respectively. It is fixed. The crankshaft 41 rotates but does not revolve. Then, the crank pins 41b at the ends of the respective crankshafts 41 are slidably fitted into the cam grooves 30b of the outer eccentric cam 30 through the bearings 44 and the square slider 45 (FIG. 2 (a). )reference).
これら各クランクシャフト４１に、それぞれ、一方向クラッチ４６を介して、遊星歯車４７を複列に一方向にのみ回転自在に嵌装する。すなわち、８本のクランクシャフト４１のうちの一つおきの４本のクランクシャフト４１には、壁板部１ａと円形プレート２との間に入力側の遊星歯車４７を配置し、他の４本のクランクシャフト４１には、円形プレート２とケース蓋４との間に出力側の遊星歯車４７を配置する。 A planetary gear 47 is fitted to each crankshaft 41 via a one-way clutch 46 so as to be rotatable in only one direction in a double row. That is, every other four crankshafts 41 of the eight crankshafts 41 are arranged with the planetary gear 47 on the input side between the wall plate portion 1a and the circular plate 2, and the other four An output side planetary gear 47 is arranged between the circular plate 2 and the case lid 4 on the crankshaft 41.
次に、脈動緩衝装置について述べる。
上記複列の各遊星歯車４７と、それぞれ噛合する内歯歯車４８ａを有する２列の入力側と出力側のリングギヤ４８を、それぞれインナーケース１３に対してボールベアリング４９を介して回転自在に設ける。これら２列のリングギヤ４８間に、ボールベアリング５０を介挿してリングギヤ４８相互も回転自在にする。さらに、これら２個のリングギヤ４８の対向する側面に、それぞれ放射状に歯を並設した側歯歯車４８ｂを形成し、これら両側の側歯歯車４８ｂと、それぞれ噛み合う複数のピニオン５１を、ベアリング５２を介して、軸５３によりインナーケース１３に枢支して設ける。５４は、軸５３をインナーケース１３に固定するナットである。
Next, the pulsation shock absorber will be described.
Two rows of planetary gears 47 and two rows of input-side and output-side ring gears 48 having internal gears 48a that mesh with each other are rotatably provided to the inner case 13 via ball bearings 49, respectively. A ball bearing 50 is interposed between the two rows of ring gears 48 so that the ring gears 48 are also rotatable. Further, side gears 48b having teeth arranged in a radial manner are formed on opposite side surfaces of the two ring gears 48, and a plurality of pinions 51 respectively meshed with the side gears 48b on both sides are provided with bearings 52. And pivotally supported by the shaft 53 on the inner case 13. A nut 54 fixes the shaft 53 to the inner case 13.
並設した２個のリングギヤ４８は必ずしも同速では回転しないが、これらのリングキヤ４８は、側歯歯車４８ｂ介してピニオン５１とそれぞれ噛合しているため、ピニオン５１の軸５３を介して、インナーケース１３が２個のリングギヤ４８の平均速度で回転することになる。このようにして、平均速度化がなされるので脈動が著しく緩衝されることになる（平均速度化の仕組みについては、特許文献１の４頁左下欄から５頁左上欄参照）。 The two ring gears 48 arranged side by side do not necessarily rotate at the same speed, but these ring gears 48 mesh with the pinions 51 via the side gears 48b, respectively, so that the inner case is connected via the shaft 53 of the pinion 51. 13 rotates at the average speed of the two ring gears 48. In this way, since the average speed is increased, the pulsation is remarkably buffered (refer to the lower left column on page 4 to the upper left column on page 5 of Patent Document 1 for the mechanism of the average speed).
インナーケース１３の壁板１４の軸筒部１４ａの外周部に、キー５５を介して円板５６を固着し、この円板５６の側面の同一円周上に、複数（例えば４個）の軸５７を円周等分位置において、それぞれ出力側に向けて設置する。これらの軸５７に、ベアリング５８を介して遊星歯車５９を回転自在に嵌装し、これら各遊星歯車５９と、それぞれ噛み合う内歯歯車６０を、増速ギヤ用ケース１１にボルト６１により固定する。各遊星歯車５９と噛み合う太陽歯車６２は、出力軸２３に一体に形成されている。 A disc 56 is fixed to the outer peripheral portion of the shaft tube portion 14 a of the wall plate 14 of the inner case 13 via a key 55, and a plurality of (for example, four) shafts are provided on the same circumference of the side surface of the disc 56. 57 are installed toward the output side at the circumferentially equal position. Planetary gears 59 are rotatably fitted to these shafts 57 via bearings 58, and the internal gears 60 that mesh with the planetary gears 59 are fixed to the speed increasing gear case 11 with bolts 61. The sun gear 62 that meshes with each planetary gear 59 is formed integrally with the output shaft 23.
次に、上述した無段変速装置の伝動機構の作動について説明する。
１．出力軸がゼロ回転の場合
入力軸１８が、図３（ａ）において矢印Ｅのように反時計方向に回転すると、内側偏心カム２９および外側偏心カム３０も入力軸１８と共に回転する。この場合、外側偏心カム３０が図３（ａ）のように入力軸１８と同心であれば、カム溝３０ｂも入力軸１８に対して同心円となる。したがって、各クランクシャフト４１は入力軸１８に対して同心円上に配置してあるから、入力軸１８の中心Ｏ１と、クランクシャフト４１の中心Ｏ２と、クランクピン４１ｂの中心Ｏ３とのなす角θは、すべて不変である。このため、入力軸１８と共にカム溝３０ｂが回転しても各クランクシャフト４１は全く回転しない。そして、クランクシャフト４１以降の伝動系もすべて停止したままであるから、出力軸２３は全く回転しない。
Next, the operation of the transmission mechanism of the continuously variable transmission described above will be described.
1. When the Output Shaft is Zero Rotation When the input shaft 18 rotates counterclockwise as indicated by arrow E in FIG. 3A, the inner eccentric cam 29 and the outer eccentric cam 30 also rotate with the input shaft 18. In this case, if the outer eccentric cam 30 is concentric with the input shaft 18 as shown in FIG. 3A, the cam groove 30 b is also concentric with the input shaft 18. Therefore, since each crankshaft 41 is arranged concentrically with respect to the input shaft 18, the angle θ formed by the center O1 of the input shaft 18, the center O2 of the crankshaft 41, and the center O3 of the crankpin 41b is , Everything is immutable. For this reason, even if the cam groove 30b rotates with the input shaft 18, each crankshaft 41 does not rotate at all. And since all the transmission systems after the crankshaft 41 are also stopped, the output shaft 23 does not rotate at all.
２．出力軸が変速される場合
ハンドル３４を回転させると、図３（ｂ）に示したように、内側偏心カム２９と外側偏心カム３０との結合位相を変化させることができ、図３（ｂ）は、（ａ）の場合に比べて外側偏心カム３０が約９０°回動した場合である。図２（ｂ）に示すクランクピン４１ｂには、角形の滑り子４５が嵌合し、図２（ａ）に示すように、角形の滑り子４５が、外側偏心カム３０のカム溝３０ｂ内にそれぞれ摺動自在に嵌入している。
図３（ｂ）において、入力軸１１が矢印Ｅの方向に回転すると、カム溝３０ｂも矢印Ｅの方向に回転するため、各クランクシャフト４１のクランクピン４１ｂは滑り子４５（を介してカム溝３０ｂによって案内され、時々刻々その位置が変化する。
2. When the output shaft is shifted When the handle 34 is rotated, the coupling phase between the inner eccentric cam 29 and the outer eccentric cam 30 can be changed as shown in FIG. Is the case where the outer eccentric cam 30 is rotated by about 90 ° compared to the case of (a). A rectangular slider 45 is fitted to the crank pin 41b shown in FIG. 2B, and the rectangular slider 45 is inserted into the cam groove 30b of the outer eccentric cam 30, as shown in FIG. Each is slidably inserted.
In FIG. 3B, when the input shaft 11 rotates in the direction of the arrow E, the cam groove 30b also rotates in the direction of the arrow E, so that the crank pin 41b of each crankshaft 41 is connected to the cam groove via the slider 45 ( Guided by 30b, its position changes from moment to moment.
すなわち、この場合、中心Ｏ１、Ｏ２、Ｏ３のなす角θは、θ１〜θ８のように変化する。したがって、各クランクシャフト４１には矢印Ｆで示す方向の回転が生ずる。クランクシャフト４１が矢印Ｆ方向に回転すると、一方向クラッチ４６を介して遊星歯車４７も矢印Ｆ方向に回転する（一方向クラッチ４６は、クランクシャフト４１に対して時計方向に回転するのを阻止し、反時計方向に回転するのは許容する）。クランクシャフト４１と遊星歯車４７が８組あるが、この内４個の遊星歯車４７は並列したリングギヤ４８の一方と噛合し、また他の４個の遊星歯車４７は他方のリングギヤ４８と噛合している。入力軸側と出力軸側のリングギヤ４８は、それぞれ、一方向クラッチによって、インナーケースを所定の同方向に回転させるように構成されている。そして、ピニオン５１の軸５３を介して、インナーケース１３が２個のリングギヤ４８の平均速度で回転することになる。インナーケース１３の回転は、遊星歯車５９を回転させ、太陽歯車６２を介して、出力軸２３を回転させる。 That is, in this case, the angle θ formed by the centers O1, O2, and O3 changes as θ1 to θ8. Accordingly, each crankshaft 41 rotates in the direction indicated by the arrow F. When the crankshaft 41 rotates in the direction of arrow F, the planetary gear 47 also rotates in the direction of arrow F via the one-way clutch 46 (the one-way clutch 46 prevents the crankshaft 41 from rotating in the clockwise direction. , It is allowed to rotate counterclockwise). There are eight sets of the crankshaft 41 and the planetary gear 47. Of these, four planetary gears 47 mesh with one of the ring gears 48 in parallel, and the other four planetary gears 47 mesh with the other ring gear 48. Yes. The ring gears 48 on the input shaft side and the output shaft side are each configured to rotate the inner case in a predetermined same direction by a one-way clutch. Then, the inner case 13 rotates at the average speed of the two ring gears 48 via the shaft 53 of the pinion 51. The rotation of the inner case 13 rotates the planetary gear 59 and rotates the output shaft 23 via the sun gear 62.
（特許文献１の問題点）
特許文献１に示す無段変速機においては、クランクアーム４１ａの一方向のみの回転を、一方向クラッチ４６により取り出しているため、クランクシャフト４１の揺動の一方向しか出力として使えておらず、逆方向分は遊びになっている。このため、脈動緩衝のために平均速度化を行うためには、クランクシャフト４１（クランクアーム４１ａ）の本数が多く必要となっていた。しかしながら、クランクシャフト４１本数の増加には、装置内の配置スペースから制約を受けることとなって、平均速度化には限界が生じていた。
(Problems of Patent Document 1)
In the continuously variable transmission shown in Patent Document 1, since rotation in only one direction of the crank arm 41a is taken out by the one-way clutch 46, only one direction of swinging of the crankshaft 41 can be used as an output. The reverse direction is a play. For this reason, a large number of crankshafts 41 (crank arms 41a) are required to achieve an average speed for buffering pulsation. However, the increase in the number of 41 crankshafts is restricted by the arrangement space in the apparatus, and there has been a limit to the average speed.
本発明は、上記問題に鑑み、スライダリンク機構を用いて変速比を調整できるようにした無段変速装置を提供するものである。 In view of the above problems, the present invention provides a continuously variable transmission capable of adjusting a gear ratio using a slider link mechanism.
上記課題を解決するために、請求項１の発明は、入力軸（１８）からの回転を、ケース（１００）に回転自在に固定支持された揺動シャフト（４１）の揺動運動に変換し、かつ、揺動角度を調整する変速比調整機構と、前記揺動シャフト（４１）の揺動運動を回転運動に変換する揺動・回転変換機構とを具備する無段変速機であって、前記揺動・回転変換機構は、前記揺動シャフト（４１）の揺動運動のうちの一方向側の回転運動を、出力軸（２３）の一方向回転に変換する第１の歯車列（１３１、１３２）と、前記揺動シャフト（４１）の揺動運動のうちの他方向側の回転運動を、出力軸（２３）の前記一方向の回転に変換する第２の歯車列（１３３、１３４）を具備し、前記揺動シャフト（４１）の揺動運動の両方向の運動を、出力軸（２３）の一方向回転として出力し、
前記第１の歯車列は、１組の前記揺動シャフト（４１）のそれぞれに、前記一方向側の回転時に伝動する一方向クラッチ（１４６−１）を介して連結した第１歯車（１３１）と、前記他方向側の回転時に伝動する一方向クラッチ（１４６−２）を介して連結した第２歯車（１３２）と、から構成され、前記第１歯車（１３１）は、前記出力軸（２３）と一体の出力軸歯車（２３’）に噛み合い、前記第２歯車は、前記第１歯車と噛み合うとともに前記出力軸歯車（２３’）には噛み合わず、
前記第２の歯車列は、１組の前記揺動シャフト（４１）のそれぞれに、前記他方向側の回転時に伝動する一方向クラッチ（１４６−３）を介して連結した第３歯車（１３３）と、前記一方向側の回転時に伝動する一方向クラッチ（１４６−４）を介して連結した第４歯車（１３４）と、から構成され、前記第４歯車（１３４）は、前記出力軸（２３）と一体の前記出力軸歯車（２３’）に噛み合い、前記第３歯車（１３３）は、前記第４歯車（１３４）と噛み合うとともに前記出力軸歯車（２３’）には噛み合わないことを特徴とする無段変速機である。
In order to solve the above-mentioned problems, the invention of claim 1 converts the rotation from the input shaft (18) into a swinging motion of the swinging shaft (41) rotatably supported by the case (100). And a continuously variable transmission comprising: a transmission ratio adjusting mechanism for adjusting a swing angle; and a swing / rotation conversion mechanism for converting the swing motion of the swing shaft (41) into a rotational motion. The swing / rotation conversion mechanism includes a first gear train (131) that converts rotational motion in one direction of the swing motion of the swing shaft (41) into one-way rotation of the output shaft (23). 132) and the second gear train (133, 134) for converting the rotational movement of the swinging shaft (41) in the other direction into the rotation of the output shaft (23) in the one direction. ), And the movement of the oscillating shaft (41) in both directions of the oscillating motion is controlled by an output shaft ( Output as a one-way rotation of 3)
The first gear train is connected to each of the pair of swing shafts (41) via a one-way clutch (146-1) that is transmitted during rotation in the one-direction side. And a second gear (132) connected via a one-way clutch (146-2) that is transmitted during rotation in the other direction, and the first gear (131) is connected to the output shaft (23). ) And an output shaft gear (23 ′) integral with the second gear, and the second gear meshes with the first gear and does not mesh with the output shaft gear (23 ′).
The second gear train is connected to each of the pair of swing shafts (41) via a one-way clutch (146-3) that is transmitted during rotation in the other direction. And a fourth gear (134) connected via a one-way clutch (146-4) that is transmitted during rotation in the one-direction side, and the fourth gear (134) is connected to the output shaft (23). ), And the third gear (133) meshes with the fourth gear (134) and does not mesh with the output shaft gear (23 '). It is a continuously variable transmission.
これにより、従来技術のようにクランクシャフトの揺動の一方向しか出力として取出すようなことはなく、クランクシャフトの揺動運動の両方向の運動を、出力軸に同方向の回転運動として取出すことができる。 As a result, there is no way of taking out only one direction of swinging of the crankshaft as output as in the prior art, and it is possible to take out both directions of swinging motion of the crankshaft as rotational motion in the same direction on the output shaft. it can.
請求項２の発明は、請求項１の発明において、前記第１の歯車列（１３１、１３２、１３５、１３６）と前記第２の歯車列（１３３、１３４、１３７、１３８）の組が、１組又は複数組存在することを特徴とする。これにより、クランクシャフトから出力軸２３にいたる伝動経路が一層重畳化して、脈動緩衝を一層進めることができる。 According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the invention, the first gear train (131, 132, 135, 136) and the second gear train (133, 134, 137, 138) have a set of 1 A set or a plurality of sets exist. Thereby, the transmission path from the crankshaft to the output shaft 23 is further overlapped, and the pulsation buffering can be further advanced.
請求項３の発明は、請求項１又は２に記載の発明において、前記揺動シャフト（４１）の軸と前記出力軸（２３）が平行であることを特徴とする。 According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect of the present invention, the axis of the swing shaft (41) and the output shaft (23) are parallel.
請求項４の発明は、請求項１から３のいずれか１項記載の発明において、前記第１歯車（１３１）と、前記第２歯車（１３２）はサイズが異なり、前記第４歯車（１３４）と、前記第３歯車（１３３）はサイズが異なることを特徴とする。 The invention according to claim 4, in the invention of any one of claims 1 to 3, and said first gear (131), said second gear (132) have different sizes, the fourth gear (134) And, the third gear (133) is different in size.
請求項５の発明は、請求項４の発明において、前記第１歯車（１３１）は、前記第２歯車（１３２）よりサイズが大きく、前記第４歯車（１３４）は、前記第３歯車（１３３）よりサイズが大きいことを特徴とする。 According to a fifth aspect of the present invention, in the fourth aspect of the invention, the first gear (131) is larger in size than the second gear (132), and the fourth gear (134) is larger than the third gear (133). ) Larger size.
請求項６の発明は、請求項１から５のいずれか１項に記載の発明において、前記第１の歯車列又は前記第２の歯車列の歯車のうちで、最も周速度の速い歯車の回転が出力軸に動力を伝達することを特徴とする。 According to a sixth aspect of the present invention, in the invention according to any one of the first to fifth aspects, the rotation of the gear having the fastest peripheral speed among the gears of the first gear train or the second gear train is performed. Transmits power to the output shaft.
なお、上記に付した符号は、後述する実施形態に記載の具体的実施態様との対応関係を示す一例である。 In addition, the code | symbol attached | subjected above is an example which shows a corresponding relationship with the specific embodiment as described in embodiment mentioned later.
以下、図面を参照して、本発明の一実施形態を説明する。各実施態様について、同一構成の部分には、同一の符号を付してその説明を省略する。従来技術に対する各実施態様の同一構成の部分には、同様に同一の符号を付してその説明を省略する。 Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. About each embodiment, the same code | symbol is attached | subjected to the part of the same structure, and the description is abbreviate | omitted. Parts having the same configuration in each embodiment with respect to the prior art are similarly denoted by the same reference numerals and description thereof is omitted.
（変速比調整機構）
まず、本発明の一実施形態を説明する前に、本発明の一実施形態に用いられる変速比調整機構について、説明する。なお、本発明の一実施形態の変速比調整機構は、特許文献１の変速比調整機構を用いても実施可能であり、また、後述する変速比調整機構の変形例を適用しても、本発明の一実施形態は実施可能である。
(Gear ratio adjustment mechanism)
First, before describing an embodiment of the present invention, a gear ratio adjusting mechanism used in an embodiment of the present invention will be described. Note that the gear ratio adjusting mechanism of one embodiment of the present invention can be implemented using the gear ratio adjusting mechanism disclosed in Patent Document 1, and even if a modification of the gear ratio adjusting mechanism described later is applied. One embodiment of the invention can be implemented.
図４は、本発明の一実施形態の変速比調整機構の概略断面図である。図５（ａ）は、本発明の一実施形態の変速比調整機構における、入力軸である入力プーリーの斜視図、（ｂ）は、スライダリンクの斜視図、（ｃ）は、クランクアームと連接棒を２セット偏心量可変軸に連結した斜視図である。図６（ａ）〜（ｈ）は、本発明の一実施形態の作動説明図である。本発明の無段変速機は、産業機械や輸送機械などあらゆる分野において用いることができ、汎用のものである。一例として、車両用エアコンシステムに適用した場合には、入力軸はベルト伝動されたプーリーとなる。しかしながら、これに限定されることはなく、中空軸などを使用しても良い。 FIG. 4 is a schematic cross-sectional view of the transmission ratio adjusting mechanism according to the embodiment of the present invention. FIG. 5A is a perspective view of an input pulley that is an input shaft in the gear ratio adjusting mechanism of one embodiment of the present invention, FIG. 5B is a perspective view of a slider link, and FIG. It is the perspective view which connected the stick | rod to the 2 set eccentric amount variable shaft. 6A to 6H are operation explanatory views of one embodiment of the present invention. The continuously variable transmission of the present invention can be used in various fields such as industrial machines and transportation machines, and is a general purpose one. As an example, when applied to a vehicle air conditioner system, the input shaft is a pulley driven by a belt. However, the present invention is not limited to this, and a hollow shaft or the like may be used.
図４において、入力軸１８は、ベルト伝動用プーリーである。まず、図５を参照して、入力プーリー（以下、入力軸）１８、スライダリンク１０３、クランクアーム１１１、１１４と連接棒１１２、１１３（２セット分）の概略構造を説明する。これらは、入力軸１８からの回転を、ケースに回転自在に固定支持された少なくとも１本のクランクシャフト４１（揺動シャフトともいう）の揺動運動に変換し、かつ、揺動角度を調整する変速比調整機構を構成する。 In FIG. 4, the input shaft 18 is a pulley for belt transmission. First, the schematic structure of the input pulley (hereinafter referred to as input shaft) 18, the slider link 103, the crank arms 111 and 114, and the connecting rods 112 and 113 (for two sets) will be described with reference to FIG. These convert the rotation from the input shaft 18 into a swinging motion of at least one crankshaft 41 (also referred to as a swinging shaft) fixedly supported by the case, and adjust the swinging angle. A gear ratio adjusting mechanism is configured.
入力軸１８には、その軸心Ｏ１から偏心した位置に回り対偶軸１０１（軸心Ｐ１）が設置されている。この回り対偶軸１０１に、スライダリンク１０３の穴１０１’が嵌合している。入力軸１８側に穴を設け、スライダリンク１０３側に回り対偶軸１０１を突設しても良い。スライダリンク１０３には、リニアガイド１０４に沿ってスライド可能なスライダピン（軸心Ｐ２）１０２、及び、スライダリンク１０３に固着された偏心量可変軸１０５（軸心Ｐ３）を有する。 The input shaft 18 is provided with a pair of shafts 101 (axial center P1) that rotates eccentrically from the axial center O1. A hole 101 ′ of the slider link 103 is fitted to the turning pair 101. A hole may be provided on the input shaft 18 side, and the paired shaft 101 may protrude from the slider link 103 side. The slider link 103 includes a slider pin (axial center P2) 102 that can slide along the linear guide 104, and an eccentricity variable shaft 105 (axial center P3) fixed to the slider link 103.
この場合、リニアガイド１０４は、溝とスライダピン１０２でスライドさせている。これに限定されず、断面コの字形状のスライダと直線ガイドで、馬乗り状にスライドさせても良い。スライダピン１０２は、作動中はリンクの不動点を構成する。すなわち、入力軸１８の回転により、回り対偶軸１０１も回転する。スライダリンク１０３は、不動点であるスライダピン１０２を瞬間中心として回転するとともに、スライダリンク１０３におけるスライダピン１０２は、リニアガイド１０４内を直線移動することになる。これらの動きについては、図６で詳説する。 In this case, the linear guide 104 is slid by the groove and the slider pin 102. However, the present invention is not limited to this, and the slider may be slid like a horse riding with a U-shaped slider and a linear guide. The slider pin 102 constitutes a fixed point of the link during operation. That is, the rotating pair shaft 101 is also rotated by the rotation of the input shaft 18. The slider link 103 rotates about the slider pin 102 which is a fixed point as an instantaneous center, and the slider pin 102 in the slider link 103 moves linearly within the linear guide 104. These movements will be described in detail with reference to FIG.
スライダピン１０２（Ｐ２）は、外部に位置調整自在に固定されており、作動中はリンクの不動点を構成する。入力軸１８の中空部などから、軸心Ｏ１に対する偏心量が調整可能に構成されている。すなわち、軸心Ｏ１に対する偏心量（Ｏ１−Ｐ２）が調整されて（図６（ａ）のＸ軸方向にＰ２移動）、スライダピン１０２のリニアガイド１０４におけるスライド位置が調整される。これにより、後述するクランクシャフト４１の揺動角度範囲が調整される。 The slider pin 102 (P2) is fixed to the outside so as to be adjustable in position, and constitutes a fixed point of the link during operation. The amount of eccentricity with respect to the axis O1 can be adjusted from the hollow portion of the input shaft 18 or the like. That is, the amount of eccentricity (O1-P2) with respect to the axis O1 is adjusted (P2 movement in the X-axis direction in FIG. 6A), and the slide position of the slider pin 102 on the linear guide 104 is adjusted. Thereby, the swing angle range of the crankshaft 41 to be described later is adjusted.
偏心量可変軸１０５は、リニアガイド１０４の反対面において、スライダリンク１０３に固着されている。この固着位置は、入力軸１８の半径長さＯ１−Ｐ１と、回り対偶軸１０１と偏心量可変軸１０５の中心位置長さＰ１−Ｐ３と等しい位置となっている。偏心量可変軸１０５の軌跡は、図６（ａ）の２重円状のＡで示されている。偏心量可変軸１０５の軌跡（２重円状のＡ）は、スライダピン１０２のＰ２の位置が小さくなると、次第に小さくなり、入力軸１８の軸心Ｏ１と同心となるように調整することができる。偏心量可変軸１０５は、スライダリンク１０３に固着されており、それ自体可変ではないが、これらの図に見られるようにその軌跡の偏心量が可変となることで、クランクシャフト４１の揺動角度範囲を変化させることができる。なお、スライダピン１０２のＰ２の位置を入力軸１８の軸心Ｏ１と同心に調整した場合、出力軸をゼロ回転にすることができる。 The eccentricity variable shaft 105 is fixed to the slider link 103 on the opposite surface of the linear guide 104. This fixed position is a position equal to the radial length O1-P1 of the input shaft 18 and the central position length P1-P3 of the rotating pair shaft 101 and the eccentricity variable shaft 105. The locus of the eccentricity variable shaft 105 is indicated by a double circle A in FIG. The locus (double-circle A) of the eccentricity variable shaft 105 gradually decreases as the position of P2 of the slider pin 102 decreases, and can be adjusted to be concentric with the axis O1 of the input shaft 18. . The eccentric amount variable shaft 105 is fixed to the slider link 103 and is not variable per se. However, as shown in these drawings, the eccentric amount of the locus becomes variable, so that the swing angle of the crankshaft 41 is changed. The range can be changed. When the position of P2 of the slider pin 102 is adjusted to be concentric with the axis O1 of the input shaft 18, the output shaft can be rotated to zero.
本発明の一実施形態の無段変速機は、入力軸１８からの回転を、ケースに回転自在に固定支持された揺動シャフト４１の揺動運動に変換し、かつ、揺動角度を調整する変速比調整機構、及び、揺動シャフト４１の揺動運動を回転運動に変換する揺動・回転変換機構を具備する。この変速比調整機構は、入力軸１８に対して偏心した回り対偶軸１０１で連結したスライダリンク１０３であって、リニアガイド１０４に沿ってスライド可能なスライダ１０２、及び、スライダリンク１０３に固着された偏心量可変軸１０５を有するスライダリンク１０３と、偏心量可変軸１０５の運動を揺動シャフト４１に伝動する連結機構と、を具備し、スライダ１０２は位置調整自在に外部に固定されており、スライダ１０２のリニアガイド１０４におけるスライド位置が調整されて、揺動シャフト４１の揺動角度範囲が調整されるようにしたものである。そして、揺動シャフト４１は、クランクアーム１１１、１１４、及び、クランクピン１１５、１１６を有する。上記連結機構は、クランクアーム１１１、１１４、及び、クランクピン１１５、１１６と偏心量可変軸１０５とを連結する連接棒１１２、１１３により構成されるリンク機構である。 The continuously variable transmission according to an embodiment of the present invention converts the rotation from the input shaft 18 into a swinging motion of a swinging shaft 41 that is fixedly supported rotatably on the case, and adjusts the swinging angle. A gear ratio adjustment mechanism and a swing / rotation conversion mechanism that converts the swing motion of the swing shaft 41 into a rotational motion are provided. The speed ratio adjusting mechanism is a slider link 103 that is connected to a pair of shafts 101 that are eccentric with respect to the input shaft 18, and is fixed to the slider 102 that can slide along the linear guide 104 and the slider link 103. The slider link 103 having the eccentric amount variable shaft 105 and a coupling mechanism for transmitting the motion of the eccentric amount variable shaft 105 to the swing shaft 41 are provided. The slider 102 is fixed to the outside so as to be adjustable in position. The swing position range of the swing shaft 41 is adjusted by adjusting the slide position of the linear guide 104 of 102. The swing shaft 41 includes crank arms 111 and 114 and crank pins 115 and 116. The connection mechanism is a link mechanism including crank arms 111 and 114 and connecting rods 112 and 113 that connect the crankpins 115 and 116 and the eccentricity variable shaft 105.
図６（ａ）〜（ｈ）を参照して、本発明の一実施形態の変速比調整機構の作動を説明する。図６（ａ）に示された軌跡Ｂ、Ｃが、クランクシャフト４１が揺動する軌跡である。図６（ａ）〜（ｈ）に従って、回り対偶軸１０１のＰ１が時計回りに回転する。ここで、スライダリンク１０３とＸ軸との交点の、スライダピン１０２のＰ２は不動である。そして、偏心量可変軸１０５のＰ３は、軌跡Ａを描く。軌跡Ａは、図６（ｂ）〜（ｆ）までで１回転し、その後もう１回転していることが分かる。すなわち、入力軸１８の１回転で、偏心量可変軸１０５のＰ３を２回転させることができ、クランクアーム１１１を２往復させることができる。クランクピン１１５、１１６のＰ４、Ｐ５の軌跡Ｂ、Ｃは２往復している。これまでの研究によれば、スライダピン１０２のＰ２は、回り対偶軸１０１のＰ１の軌跡の回転半径内側にあれば、２回転することが分かっている。 With reference to FIGS. 6A to 6H, the operation of the speed ratio adjusting mechanism of one embodiment of the present invention will be described. Trajectories B and C shown in FIG. 6A are trajectories in which the crankshaft 41 swings. According to FIGS. 6A to 6H, P1 of the turning pair 101 rotates clockwise. Here, P2 of the slider pin 102 at the intersection of the slider link 103 and the X axis does not move. And P3 of the eccentricity variable shaft 105 draws the locus A. It can be seen that the trajectory A makes one rotation in FIGS. 6B to 6F and then makes another rotation. That is, with one rotation of the input shaft 18, P3 of the eccentricity variable shaft 105 can be rotated twice, and the crank arm 111 can be reciprocated twice. The trajectories B and C of P4 and P5 of the crank pins 115 and 116 reciprocate twice. According to previous studies, it is known that P2 of the slider pin 102 rotates twice if it is inside the radius of rotation of the locus of P1 of the turning pair 101.
特許文献１の従来技術の変速比調整機構では入力軸１回転あたり、クランクアームの揺動が１往復しか起こらず、入力回転角速度に対するクランクアームの揺動角速度が大きくならない（つまり変速比が大きくならない）という問題がある。本実施形態の変速比調整機構では、以上のように２回転させて、クランクアームの揺動を２往復させることができるので、増速歯車を用いずに偏心量可変軸１０５の回転速度を上げて、クランクアームの揺動角速度を大きくすることができ、高変速比を得ることができる。 In the prior art transmission ratio adjusting mechanism of Patent Document 1, the crank arm swings only once in one reciprocation per rotation of the input shaft, and the swing angular speed of the crank arm with respect to the input rotational angular speed does not increase (that is, the speed ratio does not increase). ) Problem. In the transmission ratio adjusting mechanism of the present embodiment, the crank arm can be swung twice by rotating twice as described above, so the rotational speed of the eccentricity variable shaft 105 is increased without using a speed increasing gear. Thus, the swing angular velocity of the crank arm can be increased and a high gear ratio can be obtained.
（第１実施形態）
上述したように、変速比調整機構により、入力軸１８からの回転を揺動シャフト４１の揺動運動に変換される。次に、本発明の第１実施形態において、揺動シャフト４１の揺動運動を回転運動に変換する揺動・回転変換機構の特徴について説明する。
特許文献１の場合には、クランクアーム４１ａの揺動運動の一方向のみの回転を、一方向クラッチ４６により取り出しているため、クランクシャフト４１の揺動の一方向しか出力として使えておらず、逆方向分は遊びになっている。本発明の第１実施形態においては、クランクアーム４１ａの揺動運動の両方向の運動を、出力軸２３に同方向の回転運動として取出せるように工夫したものである。
(First embodiment)
As described above, the rotation from the input shaft 18 is converted into the swing motion of the swing shaft 41 by the gear ratio adjusting mechanism. Next, in the first embodiment of the present invention, the characteristics of the swing / rotation conversion mechanism that converts the swing motion of the swing shaft 41 into the rotational motion will be described.
In the case of Patent Document 1, since rotation in only one direction of the swing motion of the crank arm 41a is taken out by the one-way clutch 46, only one direction of swing of the crankshaft 41 can be used as an output. The reverse direction is a play. In the first embodiment of the present invention, the crank arm 41a is devised so that the swinging motion of the crank arm 41a can be taken out by the output shaft 23 as a rotational motion in the same direction.
図７は、本発明の第１実施形態の概略断面図である。図８（ａ）、（ｂ）は、揺動・回転変換機構を説明する説明図であり、（ａ）は、クランク軸４１が反時計回りに揺動した場合であり、（ｂ）は、クランク軸４１が時計回りに揺動した場合である。図７の（Ｉ）の矢印位置には、図８（ａ）及び（ｂ）の（Ｉ）におけるＡ−Ａ線の断面が示されており、図７の（ＩＩ）の矢印位置には、図８（ａ）及び（ｂ）の（ＩＩ）におけるＡ−Ａ線の断面が示されている。図９（ａ）、（ｂ）は、揺動・回転変換機構を説明する説明図であり、（ａ）は、クランク軸４１の軸心Ｐ６側（以下、４１P6と表示する）が反時計回りに揺動し、クランク軸４１の軸心Ｐ７側（以下、４１P7と表示する）が時計回りに揺動した場合であり、（ｂ）は、クランク軸４１の軸心Ｐ６側が時計回りに揺動し、クランク軸４１の軸心Ｐ７側が反時計回りに揺動した場合である。ここで、反時計回りを正転と定めて、以下説明する。 FIG. 7 is a schematic cross-sectional view of the first embodiment of the present invention. 8A and 8B are explanatory views for explaining the swing / rotation conversion mechanism, FIG. 8A is a case where the crankshaft 41 swings counterclockwise, and FIG. This is a case where the crankshaft 41 swings clockwise. The cross section of the AA line in (I) of FIG. 8 (a) and (b) is shown by the arrow position of (I) of FIG. 7, The arrow position of (II) of FIG. The cross section of the AA line in (II) of Fig.8 (a) and (b) is shown. FIGS. 9A and 9B are explanatory views for explaining the swing / rotation conversion mechanism. FIG. 9A shows a counterclockwise direction of the axis P6 side of the crankshaft 41 (hereinafter referred to as 41 P6 ). This is a case where the axis P7 side (hereinafter referred to as 41 P7 ) of the crankshaft 41 is swung clockwise, and (b) is a case where the axis P6 side of the crankshaft 41 is clockwise. This is a case where the shaft P7 side of the crankshaft 41 swings counterclockwise. Here, the counterclockwise rotation is defined as normal rotation and will be described below.
まず簡単のため、クランクシャフト４１P6、４１P7が、図８（ａ）のように共に正転した場合、又は、図８（ｂ）のように共に逆転した場合で説明する。
図７のクランクシャフト４１の軸心Ｐ６側（４１P6）について説明する。クランクシャフト４１P6には、歯車１３１、１３３（第１歯車、第３歯車）が、それぞれ、一方向クラッチ１４６−１、１４６−３を介して同軸に連結している。一方向クラッチ１４６−１は、クランクシャフト４１P6が正転時に歯車１３１を駆動し（図８（ａ）−（Ｉ）参照）、逆転時には空回りして伝動しない（図８（ｂ）−（Ｉ）参照）。クランクシャフト４１P6の逆転時には、歯車１３１が正転することを許容する（空回り）。一方向クラッチ１４６−３は、クランクシャフト４１P6が逆転時に歯車１３３を駆動し（図８（ｂ）−（ＩＩ）参照）、正転時には空回りして伝動しない（図８（ａ）−（ＩＩ）参照）。なお、クランクシャフト４１P6の正転時には、歯車１３３が逆転することを許容する（空回り）。
First, for the sake of simplicity, the description will be made on the case where the crankshafts 41 P6 and 41 P7 are both forwardly rotated as shown in FIG. 8A, or the case where both are reversely rotated as shown in FIG. 8B.
The axis P6 side (41 P6 ) of the crankshaft 41 in FIG. 7 will be described. Gears 131 and 133 (first gear and third gear) are coaxially connected to the crankshaft 41 P6 via one-way clutches 146-1 and 146-3, respectively. The one-way clutch 146-1 drives the gear 131 when the crankshaft 41 P6 is rotating forward (see FIGS. 8A to 8I), and is idled during reverse rotation and is not transmitted (FIGS. 8B to 8I). )reference). During reverse rotation of the crankshaft 41 P6 , the gear 131 is allowed to rotate forward (idle rotation). The one-way clutch 146-3, the crankshaft 41 P6 drives the gear 133 in the reverse rotation (FIG. 8 (b) - see (II)), no transmission during forward idle to (FIG. 8 (a) - (II )reference). When the crankshaft 41 P6 rotates forward , the gear 133 is allowed to reverse (idle).
次に、図７のクランクシャフト４１の軸心Ｐ７側（４１P7）について説明する。クランクシャフト４１P7には、歯車１３２、１３４（第２歯車、第４歯車）が、それぞれ、一方向クラッチ１４６−２、１４６−４を介して同軸に連結している。一方向クラッチ１４６−２は、クランクシャフト４１P7が逆転時に歯車１３２を駆動し（図８（ｂ）−（Ｉ）参照）、正転時には空回りして伝動しない（図８（ａ）−（Ｉ）参照）。一方向クラッチ１４６−４は、クランクシャフト４１P7が正転時に歯車１３４を駆動し、逆転時には空回りして伝動しない。なお、クランクシャフト４１P7の逆転時には、歯車１３４が正転することを許容する（空回り）。 Next, the axis P7 side (41 P7 ) of the crankshaft 41 in FIG. 7 will be described. Gears 132 and 134 (second gear and fourth gear) are coaxially connected to the crankshaft 41 P7 via one-way clutches 146-2 and 146-4, respectively. The one-way clutch 146-2 drives the gear 132 when the crankshaft 41 P7 is reversely rotated (see FIGS. 8B to 8I), and is idled during forward rotation and is not transmitted (FIGS. 8A to 8I). )reference). The one-way clutch 146-4 drives the gear 134 crank shaft 41 P7 is the normal rotation, no transmission idles in the reverse rotation. When the crankshaft 41 P7 is reversely rotated, the gear 134 is allowed to rotate forward (idle).
図８（ａ）に示すように、クランクシャフト４１P6、４１P7が正転した場合には、次のような作動となる。ここで、第１、第２歯車は第１の歯車列を形成する（図７の（Ｉ）の位置）。第３、第４歯車は第２の歯車列を形成する（図７の（ＩＩ）の位置）。第１の歯車列、第２の歯車列はこれに限定されるものではない。
図８（ａ）（Ｉ）に示すように、歯車１３１は、出力軸２３の出力軸歯車２３’と噛み合って、正転時には、クランクシャフト４１P6の回転が歯車１３１に伝動されて、出力軸２３を逆転方向に駆動する。このとき、歯車１３２は、出力軸２３（出力軸歯車２３’）とは噛み合っていないので、正転時には、クランクシャフト４１P6の回転に対して空回りしている。
As shown in FIG. 8A, when the crankshafts 41 P6 and 41 P7 are rotated forward, the following operation is performed. Here, the first and second gears form a first gear train (position (I) in FIG. 7). The third and fourth gears form a second gear train (position (II) in FIG. 7). The first gear train and the second gear train are not limited to this.
As shown in FIGS. 8A and 8I, the gear 131 meshes with the output shaft gear 23 ′ of the output shaft 23, and during forward rotation, the rotation of the crankshaft 41 P6 is transmitted to the gear 131, and the output shaft 23 is driven in the reverse direction. At this time, since the gear 132 is not meshed with the output shaft 23 (output shaft gear 23 ′), the gear 132 is idle with respect to the rotation of the crankshaft 41 P6 during normal rotation.
一方、図８（ａ）（ＩＩ）に示すように、歯車１３４は、出力軸２３（出力軸歯車２３’）と噛み合って、正転時には、クランクシャフト４１P7の回転が歯車１３４に伝動されて、出力軸２３を逆転方向に駆動する。このとき、歯車１３３は、出力軸２３とは噛み合っていないので、正転時には、クランクシャフト４１P7の回転に対して空回りしている。
したがって、図８（ａ）のクランクシャフト４１P6、４１P7が正転した場合には、第１歯車列の歯車１３１、第２歯車列の歯車１３４が、出力軸を逆転方向に駆動する。
On the other hand, as shown in FIGS. 8 (a) and (II), the gear 134 meshes with the output shaft 23 (output shaft gear 23 '), and the rotation of the crankshaft 41 P7 is transmitted to the gear 134 during forward rotation. The output shaft 23 is driven in the reverse direction. At this time, the gear 133, so not engaged and the output shaft 23, at the time of forward rotation is idles with respect to the rotation of the crankshaft 41 P7.
Therefore, when the crankshafts 41 P6 and 41 P7 in FIG. 8A rotate forward, the gear 131 of the first gear train and the gear 134 of the second gear train drive the output shaft in the reverse direction.
次に、図８（ｂ）に示すように、クランクシャフト４１P6、４１P7が逆転した場合には、次のような作動となる。図８（ｂ）（Ｉ）の第１の歯車列が示すように、歯車１３１は、出力軸２３（出力軸歯車２３’）と噛み合っているが、一方向クラッチ１４６−１はクランクシャフト４１P6の回転を伝動せず空回りしている。しかしながら、クランクシャフト４１P7が逆転する場合には、歯車１３２に回転伝動されて、歯車１３１を正転させるので出力軸２３を逆転方向に駆動する。 Next, as shown in FIG. 8B, when the crankshafts 41 P6 and 41 P7 are reversed, the following operation is performed. As shown in the first gear train of FIGS. 8B and 8I, the gear 131 meshes with the output shaft 23 (output shaft gear 23 ′), but the one-way clutch 146-1 has a crankshaft 41 P6. It is idle without transmitting the rotation of. However, when the crankshaft 41 P7 rotates in the reverse direction, it is rotationally transmitted to the gear 132 and rotates the gear 131 in the normal direction, so that the output shaft 23 is driven in the reverse direction.
一方、図８（ｂ）（ＩＩ）に示すように、歯車１３４は、出力軸２３（出力軸歯車２３’）と噛み合っているが、一方向クラッチ１４６−４はクランクシャフト４１P7の逆転回転を伝動せず空回りしている。しかしながら、歯車１３３は、逆転時には、クランクシャフト４１P6の回転が歯車１３３に伝動されて、歯車１３４を介して出力軸２３を逆転方向に駆動する。したがって、図８（ｂ）のクランクシャフト４１P6、４１P7が逆転した場合には、第１歯車列の歯車１３２、第２歯車列の歯車１３３が、出力軸を逆転方向に駆動する。クランクシャフト４１の軸と出力軸２３は平行である。第１歯車１３１は、第２歯車１３２よりサイズが大きく、第４歯車１３４は、第３歯車１３３よりサイズが大きい。第１〜４歯車のサイズは、これらの関係に限定されるものではなく、逆の関係にして第２、３歯車の方を大きくしてもよい。 On the other hand, as shown in FIGS. 8B and II, the gear 134 meshes with the output shaft 23 (output shaft gear 23 ′), but the one-way clutch 146-4 rotates the crankshaft 41 P7 in the reverse direction. It is idle without transmission. However, when the gear 133 rotates in the reverse direction, the rotation of the crankshaft 41 P6 is transmitted to the gear 133 and drives the output shaft 23 in the reverse direction via the gear 134. Therefore, when the crankshafts 41 P6 and 41 P7 in FIG. 8B are reversed, the gear 132 of the first gear train and the gear 133 of the second gear train drive the output shaft in the reverse direction. The axis of the crankshaft 41 and the output shaft 23 are parallel. The first gear 131 is larger than the second gear 132, and the fourth gear 134 is larger than the third gear 133. The size of the first to fourth gears is not limited to these relationships, and the second and third gears may be made larger in the reverse relationship.
次に、図９（ａ）のように、クランクシャフト４１P6が正転し、クランクシャフト４１P7が逆転した場合、図９（ｂ）のように、クランクシャフト４１P6が逆転し、クランクシャフト４１P7が正転した場合の作動を説明する。これは、図６のクランクシャフト（Ｐ６、Ｐ７で表示）のクランクピンの位置Ｐ４、Ｐ５の軌跡が示す揺動運動が、同方向に移動している場合と、相互に逆方向に移動している場合があるためである。
クランクシャフト４１P6が正転し、クランクシャフト４１P7が逆転した場合、図９（ａ）（Ｉ）に示すように、歯車１３１は、出力軸２３（出力軸歯車２３’）と
噛み合って、正転時には、クランクシャフト４１P6の回転が歯車１３１に伝動されて、出力軸２３を逆転方向に駆動可能である。このとき、歯車１３２は、クランクシャフト４１P7が逆転しているので、クランクシャフト４１P7の回転を、歯車１３１とともに出力軸２３に伝動可能である。ここで歯車１３１と１３２はかみ合っているのでそれぞれクランクシャフト４１から伝わる回転のかみ合い点での歯車周速度の速いほうの動力が出力軸２３に伝えられることになる。結果的に周速度の遅いほうは空回りする。また、図９（ａ）（ＩＩ）に示すように、歯車１３３も正転時には、クランクシャフト４１P6の回転に対して空回りしており、歯車１３４も、クランクシャフト４１P7が逆転しているので、空回りしている。
Next, as shown in FIG. 9 (a), the crankshaft 41 P6 forward rotation, if the crankshaft 41 P7 is reversed, as shown in FIG. 9 (b), the crankshaft 41 P6 is reversed, the crankshaft 41 The operation when P7 rotates forward will be described. This is because the swinging motion indicated by the locus of the crank pin positions P4 and P5 on the crankshaft (shown as P6 and P7) in FIG. 6 moves in the same direction and in the opposite direction. This is because there may be.
When the crankshaft 41 P6 rotates in the forward direction and the crankshaft 41 P7 rotates in the reverse direction, the gear 131 meshes with the output shaft 23 (output shaft gear 23 ′) as shown in FIGS. During rotation, the rotation of the crankshaft 41 P6 is transmitted to the gear 131, and the output shaft 23 can be driven in the reverse direction. At this time, since the crankshaft 41 P7 is reversely rotated, the gear 132 can transmit the rotation of the crankshaft 41 P7 together with the gear 131 to the output shaft 23. Here, since the gears 131 and 132 are meshed with each other, the power having the higher gear peripheral speed at the meshing point of rotation transmitted from the crankshaft 41 is transmitted to the output shaft 23. As a result, the one with the lower peripheral speed is idle. Further, as shown in FIGS. 9 (a) and (II), the gear 133 also rotates idly with respect to the rotation of the crankshaft 41P6 during forward rotation, and the gear 134 also rotates the crankshaft 41P7 in reverse. It ’s idle.
一方、クランクシャフト４１P6が逆転し、クランクシャフト４１P7が正転した場合、図９（ｂ）（ＩＩ）に示すように、歯車１３４は、出力軸２３と噛み合って、正転時には、クランクシャフト４１P7の回転が出力軸２３を逆転方向に駆動可能である。このとき、歯車１３３は、クランクシャフト４１P6が逆転しているので、クランクシャフト４１P6の回転を、歯車１３４とともに出力軸２３に伝動可能である。ここで歯車１３３と１３４はかみ合っているのでそれぞれクランクシャフト４１から伝わる回転のかみ合い点での歯車周速度の速いほうの動力が出力軸２３に伝えられることになる。結果的に周速度の遅いほうは空回りする。また、図９（ｂ）（Ｉ）に示すように、歯車１３１も逆転時には、クランクシャフト４１P6の回転に対して空回りしており、歯車１３２も、クランクシャフト４１P7が正転しているので、空回りしている。したがって、図９（ａ）の場合、クランクシャフト４１P6が正転し、クランクシャフト４１P7が逆転した場合、第１歯車列の歯車１３１、１３２が、出力軸を逆転方向に駆動し、図９（ｂ）の場合、クランクシャフト４１P6が逆転し、クランクシャフト４１P7が正転した場合、第２歯車列の歯車１３３、１３４が、出力軸を逆転方向に駆動する。 On the other hand, when the crankshaft 41 P6 rotates in the reverse direction and the crankshaft 41 P7 rotates in the normal direction, the gear 134 meshes with the output shaft 23 as shown in FIGS. The rotation of 41 P7 can drive the output shaft 23 in the reverse direction. At this time, since the crankshaft 41 P6 is reversely rotated, the gear 133 can transmit the rotation of the crankshaft 41 P6 together with the gear 134 to the output shaft 23. Here, since the gears 133 and 134 are meshed with each other, the power having the higher gear peripheral speed at the meshing point of rotation transmitted from the crankshaft 41 is transmitted to the output shaft 23. As a result, the one with the lower peripheral speed is idle. Further, as shown in FIGS. 9B and 9I, when the gear 131 rotates in the reverse direction, the gear 131 idles with respect to the rotation of the crankshaft 41 P6 , and the gear 132 also rotates forward with the crankshaft 41 P7 . It ’s idle. Accordingly, in the case of FIG. 9A, when the crankshaft 41 P6 rotates forward and the crankshaft 41 P7 rotates reversely, the gears 131 and 132 of the first gear train drive the output shaft in the reverse rotation direction. In the case of (b), when the crankshaft 41 P6 rotates reversely and the crankshaft 41 P7 rotates forward, the gears 133 and 134 of the second gear train drive the output shaft in the reverse rotation direction.
以上説明したように、クランクシャフト４１P6、クランクシャフト４１P7の正転、逆転にかかわらず、第１歯車列の歯車、第２歯車列の歯車が、常に出力軸を逆転方向に駆動する。これにより、特許文献１の場合のようにクランクシャフト４１の揺動の一方向しか出力として取出すようなことはなく、本発明の第１実施形態においては、クランクシャフト４１の揺動運動の両方向の運動を、出力軸２３に同方向の回転運動として取出すことができる。かみ合い点での周速度が速い方が、結果的に出力軸を駆動する。そして、クランクシャフト４１により伝動された歯車のうちで、最も周速度の速いギヤが出力軸を回転させることができる。 As described above, the gears of the first gear train and the gears of the second gear train always drive the output shaft in the reverse direction regardless of whether the crankshaft 41 P6 and the crankshaft 41 P7 are forwardly rotated or reversed. Accordingly, only one direction of swinging of the crankshaft 41 is not taken out as an output as in the case of Patent Document 1, and in the first embodiment of the present invention, both directions of swinging motion of the crankshaft 41 are not obtained. The motion can be extracted as a rotational motion in the same direction on the output shaft 23. The faster the peripheral speed at the meshing point, the more the output shaft is driven as a result. Of the gears transmitted by the crankshaft 41, the gear having the fastest peripheral speed can rotate the output shaft.
（第２実施形態）
図１０（ａ）、（ｂ）は、本発明の第２実施形態の揺動・回転変換機構を説明する説明図であり、（ａ）は、クランク軸４１が反時計回りに揺動した場合であり、（ｂ）は、クランク軸４１が時計回りに揺動した場合である。図７の（Ｉ）の矢印位置には、図１０（ａ）及び（ｂ）の（Ｉ）におけるＡ−Ａ線の断面が示されており、図７の（ＩＩ）の矢印位置には、図１０（ａ）及び（ｂ）の（ＩＩ）におけるＡ−Ａ線の断面が示されている。
(Second Embodiment)
FIGS. 10A and 10B are explanatory views for explaining the swing / rotation conversion mechanism according to the second embodiment of the present invention. FIG. 10A shows a case where the crankshaft 41 swings counterclockwise. (B) is a case where the crankshaft 41 rocks clockwise. A cross section taken along line AA in (I) of FIGS. 10A and 10B is shown at an arrow position in FIG. 7I, and an arrow position in FIG. The cross section of the AA line in (II) of Fig.10 (a) and (b) is shown.
本発明の第２実施形態において、第１、第２歯車１３１、１３２は、第１の歯車列を形成し、第３、第４歯車１３３、１３４は、第２の歯車列を形成する。これらの歯車に加えて、さらに、第５〜８歯車が配置されている。第５、第６歯車１３５、１３６は、図７の（Ｉ）の矢印位置に配置されて、第１、第２歯車１３１、１３２の第１の歯車列に対して、１８０度位相が進んだ位置に配置されている。第７、第８歯車１３７、１３８は、図７の（ＩＩ）の矢印位置に配置されて、第３、第４歯車１３３、１３４の第２の歯車列に対して、１８０度位相が進んだ位置に配置されている。 In the second embodiment of the present invention, the first and second gears 131 and 132 form a first gear train, and the third and fourth gears 133 and 134 form a second gear train. In addition to these gears, fifth to eighth gears are arranged. The fifth and sixth gears 135 and 136 are arranged at the positions of the arrows in FIG. 7I, and the phase is advanced by 180 degrees with respect to the first gear train of the first and second gears 131 and 132. Placed in position. The seventh and eighth gears 137 and 138 are arranged at the position of the arrow in FIG. 7 (II), and the phase is advanced by 180 degrees with respect to the second gear train of the third and fourth gears 133 and 134. Placed in position.
したがって、本発明の第２実施形態は、第１の歯車列と第２の歯車列の組を２組配置したものである。作動は第１実施形態で説明した通り、第１歯車列の第１、第２歯車１３１、１３２、及び、第２歯車列の第３、第４歯車１３３、１３４の歯車列の組、並びに、第１歯車列に相当する第５、第６歯車１３５、１３６、及び、第２歯車列に相当する第７、第８歯車１３７、１３８の歯車列の組が、出力軸２３を逆転方向に駆動する。クランクシャフト４１により伝動されたこれらの歯車のうちで、かみ合い点での周速度が速い方が、結果的に出力軸を駆動する。これにより、複数のクランクシャフト４１から出力軸２３にいたる伝動経路が一層重畳化して、脈動緩衝を一層進めることができる。第１、第２歯車列の組数は、歯車のサイズと、複数のクランクシャフト４１の配置を適宜工夫することにより、２組に限らず複数組配置すると良い。 Accordingly, in the second embodiment of the present invention, two sets of the first gear train and the second gear train are arranged. The operation is as described in the first embodiment, and the first and second gears 131 and 132 of the first gear train, the gear trains of the third and fourth gears 133 and 134 of the second gear train, and A set of fifth and sixth gears 135 and 136 corresponding to the first gear train and a seventh and eighth gears 137 and 138 corresponding to the second gear train drive the output shaft 23 in the reverse direction. To do. Of these gears transmitted by the crankshaft 41, the one with the higher peripheral speed at the meshing point drives the output shaft as a result. Thereby, the transmission paths from the plurality of crankshafts 41 to the output shaft 23 are further overlapped, and the pulsation buffering can be further advanced. The number of sets of the first and second gear trains is not limited to two sets, and may be arranged in a plurality of sets by appropriately devising the size of the gears and the arrangement of the plurality of crankshafts 41.
（変速比調整機構の変形例）
本発明の上記実施形態は、次のような変速比調整機構の変形例に適用して、無段変速機を構成することができる。図１１は、変速比調整機構の第１変形例の概略断面図である。この変速比調整機構の変形例では、図５（ｃ）の実施形態のリンク機構の代わりに、カム１０５’が使用されている。図５（ａ）、（ｂ）の入力軸１８の回り対偶軸１０１や、リニアガイド１０４に沿ってスライド可能なスライダ１０２、及び、スライダリンク１０３に固着された偏心量可変軸１０５は、同じものである。ここで、偏心量可変軸１０５にはカム１０５’が設置されている。ここでは、一例として、偏心量可変軸１０５の径を太くして同心円筒面のカム１０５’としているが、その他所望外形形状のカムとしても良い。
(Modification of gear ratio adjustment mechanism)
The above embodiment of the present invention can be applied to the following modification of the gear ratio adjusting mechanism to constitute a continuously variable transmission. FIG. 11 is a schematic cross-sectional view of a first modification of the gear ratio adjusting mechanism. In this modification of the gear ratio adjustment mechanism, a cam 105 ′ is used instead of the link mechanism of the embodiment of FIG. 5 (a) and 5 (b), the counter-pair shaft 101 around the input shaft 18, the slider 102 slidable along the linear guide 104, and the eccentricity variable shaft 105 fixed to the slider link 103 are the same. It is. Here, a cam 105 ′ is installed on the eccentricity variable shaft 105. Here, as an example, the diameter of the eccentricity variable shaft 105 is increased to form a cam 105 ′ having a concentric cylindrical surface, but a cam having a desired outer shape may be used.
この変速比調整機構の第１変形例では、クランクシャフト４１の代わりに、揺動シャフト４１’が相当する。上下の揺動シャフト４１’には、それぞれ一体に揺動アーム部１１１’、１１４’が形成されている。揺動アーム部１１１’、１１４’は、クランクアーム１１１、１１４に相当する。カム１０５’に対して、揺動アーム部１１１’、１１４’は、それぞれ、ばね１２１、１２２により、弾圧当接している。上下の揺動シャフト４１’はケース１００に回転自在に支持されている。ばね１２１、１２２の揺動アーム部１１１’、１１４’と反対側の端部は、ケース１００に固定されている。そして、図７のクランクシャフト４１P6、４１P7のところに、揺動シャフト４１’を置き換えれば、第１実施形態となり、また、同様に、図１０の第２実施形態にも適用することができる。 In the first modification of the speed ratio adjusting mechanism, a swing shaft 41 ′ corresponds to the crankshaft 41. The upper and lower oscillating shafts 41 'are integrally formed with oscillating arm portions 111' and 114 ', respectively. The swing arm portions 111 ′ and 114 ′ correspond to the crank arms 111 and 114. The swing arm portions 111 ′ and 114 ′ are in elastic contact with the cam 105 ′ by springs 121 and 122, respectively. The upper and lower oscillating shafts 41 ′ are rotatably supported by the case 100. The ends of the springs 121 and 122 opposite to the swing arm portions 111 ′ and 114 ′ are fixed to the case 100. If the swing shaft 41 ′ is replaced with the crankshafts 41 P6 and 41 P7 in FIG. 7, the first embodiment is obtained. Similarly, the present invention can be applied to the second embodiment in FIG. .
次に、変速比調整機構の第２変形例について簡単に説明する。図１２（ａ）〜（ｃ）は、変速比調整機構の第２変形例の概略説明図である。図１２（ａ）は出力軸側から見た断面図であり、その運動の説明図が（ｃ）に示されている。図１２（ｂ）は、変速揺動アーム２１５の斜視図である。図１２（ａ）を参照して説明すると、入力軸１８には一体に内歯歯車２３４が連結し、入力軸１８の回転は内歯歯車２３４の回転として伝動される。この内歯歯車２３４に４個の遊星歯車２３２が噛み合い、内歯歯車２３４の回転は、遊星歯車２３２の回転として伝動される。４個の遊星歯車２３２は、太陽歯車２３１と噛み合う。太陽歯車２３１は、キャリア２３１に固定された軸２３５に回転自在に嵌合している。 Next, a second modification of the transmission ratio adjustment mechanism will be briefly described. FIGS. 12A to 12C are schematic explanatory diagrams of a second modification of the speed ratio adjusting mechanism. FIG. 12A is a cross-sectional view seen from the output shaft side, and an explanatory view of the movement is shown in FIG. FIG. 12B is a perspective view of the variable speed swing arm 215. Referring to FIG. 12A, an internal gear 234 is integrally connected to the input shaft 18, and the rotation of the input shaft 18 is transmitted as the rotation of the internal gear 234. Four planetary gears 232 mesh with the internal gear 234, and the rotation of the internal gear 234 is transmitted as the rotation of the planetary gear 232. The four planetary gears 232 mesh with the sun gear 231. The sun gear 231 is rotatably fitted to a shaft 235 fixed to the carrier 231.
遊星歯車２３２は、それぞれ、ケース２１１に対して回転可能なキャリア２３３に、軸が固定されている。遊星歯車２３２は、キャリア２３３が変速動作のために回転する場合を除き、自転はするものの公転はしない。キャリア２３３はハンドルによって、ケース２１１に対して回動可能となっており、これにより４個の遊星歯車２３２の軸位置が変更でき、変速比を調整することができる。遊星歯車２３２には、それぞれ駆動ピン２３７が一体に形成され、変速揺動アーム２１５を軸２５３回りに、図１２（ｃ）に示すように揺動運動（矢印Ｋ参照）させることができる。 Each planetary gear 232 has a shaft fixed to a carrier 233 that can rotate with respect to the case 211. The planetary gear 232 rotates but does not revolve except when the carrier 233 rotates for a speed change operation. The carrier 233 can be rotated with respect to the case 211 by a handle, whereby the shaft positions of the four planetary gears 232 can be changed and the gear ratio can be adjusted. Drive pins 237 are integrally formed on the planetary gears 232, respectively, and the variable speed swing arm 215 can swing around the shaft 253 as shown in FIG. 12C (see arrow K).
変速揺動アーム２１５は、２１５’の部分と２１５’’の部分がＶ字状に一体に連結している。そして、その軸２５３はキャリア２３３に回転自在に固定されている。部分２１５’において、変速揺動アーム２１５の軸２５３を中心にして、遊星歯車２３２の駆動ピン２３７が第１の溝２５１に嵌合して揺動運動を発生させる。この部分２１５’と一体な部分２１５’’も同時に揺動運動する。図１２（ｃ）に示すように、図７のクランクシャフト４１（４１P6、４１P7）のクランクピン４１ｂ（図７には図示せず、図２（ｂ）、図５（ｃ）の１１５、１１６参照）が第２の溝２５２に嵌合して、揺動運動（矢印Ｌ参照）させることができる。したがって、変速比調整機構の第２変形例も、図８の第１実施形態や、図１０の第２実施形態にも適用することができる。（なお、変速比調整機構の第２変形例については、特開２０１１−２３７０２８号公報に詳細が説明されている。） In the variable speed swing arm 215, a portion 215 ′ and a portion 215 ″ are integrally connected in a V shape. The shaft 253 is rotatably fixed to the carrier 233. In the portion 215 ′, the drive pin 237 of the planetary gear 232 is fitted into the first groove 251 to generate a swing motion around the shaft 253 of the speed change swing arm 215. The portion 215 ″ integral with this portion 215 ′ also swings at the same time. As shown in FIG. 12 (c), the crank pin 41b of the crankshaft 41 (41 P6 , 41 P7 ) in FIG. 7 (not shown in FIG. 7, 115 in FIGS. 2 (b) and 5 (c), 116) is fitted in the second groove 252 and can be swung (see arrow L). Therefore, the second modification of the gear ratio adjusting mechanism can also be applied to the first embodiment of FIG. 8 and the second embodiment of FIG. (The second modification of the gear ratio adjusting mechanism is described in detail in JP 2011-237028 A.)
１８ 入力軸（プーリー）
２３ 出力軸
４１、４１P6、４１P7 クランクシャフト、揺動シャフト
４１ｂ、１１５、１１６ クランクピン
１０１ 回り対偶軸
１０２ スライダ、スライドピン
１０３ スライダリンク
１０４ リニアガイド
１０５ 偏心量可変軸
１３１ 第１歯車
１３２ 第２歯車
１３３ 第３歯車
１３４ 第４歯車
18 Input shaft (pulley)
23 Output shaft 41, 41 P6 , 41 P7 Crankshaft, swing shaft 41b, 115, 116 Crank pin 101 Rotating pair shaft 102 Slider, slide pin 103 Slider link 104 Linear guide 105 Eccentric amount variable shaft 131 First gear 132 Second Gear 133 Third gear 134 Fourth gear
Claims (6)
前記揺動・回転変換機構は、前記揺動シャフト（４１）の揺動運動のうちの一方向側の回転運動を、出力軸（２３）の一方向回転に変換する第１の歯車列（１３１、１３２）と、前記揺動シャフト（４１）の揺動運動のうちの他方向側の回転運動を、出力軸（２３）の前記一方向の回転に変換する第２の歯車列（１３３、１３４）を具備し、前記揺動シャフト（４１）の揺動運動の両方向の運動を、出力軸（２３）の一方向回転として出力し、
前記第１の歯車列は、１組の前記揺動シャフト（４１）のそれぞれに、前記一方向側の回転時に伝動する一方向クラッチ（１４６−１）を介して連結した第１歯車（１３１）と、前記他方向側の回転時に伝動する一方向クラッチ（１４６−２）を介して連結した第２歯車（１３２）から構成され、前記第１歯車（１３１）は、前記出力軸（２３）と一体の出力軸歯車（２３’）に噛み合い、前記第２歯車は、前記第１歯車と噛み合うとともに前記出力軸歯車（２３’）には噛み合わず、
前記第２の歯車列は、１組の前記揺動シャフト（４１）のそれぞれに、前記他方向側の回転時に伝動する一方向クラッチ（１４６−３）を介して連結した第３歯車（１３３）と、前記一方向側の回転時に伝動する一方向クラッチ（１４６−４）を介して連結した第４歯車（１３４）から構成され、前記第４歯車（１３４）は、前記出力軸（２３）と一体の前記出力軸歯車（２３’）に噛み合い、前記第３歯車（１３３）は、前記第４歯車（１３４）と噛み合うとともに前記出力軸歯車（２３’）には噛み合わないことを特徴とする無段変速機。 A gear ratio adjusting mechanism that converts rotation from the input shaft (18) into a swinging motion of a swinging shaft (41) that is rotatably supported by the case (100) and that adjusts the swinging angle; A continuously variable transmission comprising a swing / rotation conversion mechanism for converting a swing motion of the swing shaft (41) into a rotary motion;
The swing / rotation conversion mechanism includes a first gear train (131) that converts rotational motion in one direction of the swing motion of the swing shaft (41) into one-way rotation of the output shaft (23). 132) and the second gear train (133, 134) for converting the rotational movement of the swinging shaft (41) in the other direction into the rotation of the output shaft (23) in the one direction. ), And outputs the oscillating motion of the oscillating shaft (41) in both directions as a unidirectional rotation of the output shaft (23) ,
The first gear train is connected to each of the pair of swing shafts (41) via a one-way clutch (146-1) that is transmitted during rotation in the one-direction side. And a second gear (132) connected via a one-way clutch (146-2) that is transmitted during rotation in the other direction, and the first gear (131) is connected to the output shaft (23). Meshing with an integral output shaft gear (23 '), the second gear meshing with the first gear and not meshing with the output shaft gear (23'),
The second gear train is connected to each of the pair of swing shafts (41) via a one-way clutch (146-3) that is transmitted during rotation in the other direction. And a fourth gear (134) connected via a one-way clutch (146-4) that is transmitted during rotation in the one-direction side, and the fourth gear (134) is connected to the output shaft (23). The third gear (133) meshes with the fourth output gear (134) and does not mesh with the output shaft gear (23 '). Step transmission.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2012002191A JP5796499B2 (en) | 2012-01-10 | 2012-01-10 | Continuously variable transmission with adjustable gear ratio through oscillating motion |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2012002191A JP5796499B2 (en) | 2012-01-10 | 2012-01-10 | Continuously variable transmission with adjustable gear ratio through oscillating motion |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2013142428A JP2013142428A (en) | 2013-07-22 |
| JP5796499B2 true JP5796499B2 (en) | 2015-10-21 |
Family
ID=49039108
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2012002191A Expired - Fee Related JP5796499B2 (en) | 2012-01-10 | 2012-01-10 | Continuously variable transmission with adjustable gear ratio through oscillating motion |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP5796499B2 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2018097383A1 (en) * | 2016-11-23 | 2018-05-31 | 이스트바이크 주식회사 | Continuously variable transmission |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN110905993A (en) * | 2019-11-29 | 2020-03-24 | 江苏科达机械有限公司 | Auxiliary power takeoff device |
Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2003067126A1 (en) * | 2002-02-07 | 2003-08-14 | Katsuya Kawakita | Continuously driving transmission, and equipment having continuously driving transmission |
-
2012
- 2012-01-10 JP JP2012002191A patent/JP5796499B2/en not_active Expired - Fee Related
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2018097383A1 (en) * | 2016-11-23 | 2018-05-31 | 이스트바이크 주식회사 | Continuously variable transmission |
| CN108368922A (en) * | 2016-11-23 | 2018-08-03 | 艾斯特拜克有限公司 | Contiuously variable transmission |
| US11802610B2 (en) | 2016-11-23 | 2023-10-31 | Estbike Co., Ltd. | Continuously variable transmission |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2013142428A (en) | 2013-07-22 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP5363426B2 (en) | Power transmission device for vehicle | |
| CA2677552C (en) | Continuously variable transmission | |
| US4967615A (en) | Mechanical transmission | |
| JP2012021592A (en) | Vehicle power transmission device | |
| JP2012021592A5 (en) | ||
| JP5796499B2 (en) | Continuously variable transmission with adjustable gear ratio through oscillating motion | |
| JP5786697B2 (en) | Continuously variable transmission with adjustable gear ratio using slider link mechanism | |
| JP2011510241A (en) | Continuously variable transmission | |
| JP2015001266A (en) | Stepless speed change device | |
| CN101725683A (en) | Eccentric three-group linkage reducer | |
| JP6072730B2 (en) | Power transmission device for vehicle | |
| JP5806410B2 (en) | Power transmission device for vehicle | |
| JP6080206B2 (en) | Power transmission device for vehicle | |
| CN202851833U (en) | Harmonic drive reducer provided with planetary wave generator | |
| JP6793201B2 (en) | Variable speed ratio transmission | |
| US20060240936A1 (en) | Self-regulating continuosly variable transmission | |
| JP2014511980A (en) | Transmission | |
| JP2016044727A (en) | Non-stage transmission | |
| JP6130223B2 (en) | Continuously variable transmission | |
| KR20100034066A (en) | Continuously variable transmission | |
| CN105673724B (en) | One-way clutch and power transmission apparatus for vehicle | |
| JP6213840B2 (en) | Power transmission device for vehicle | |
| JP6100609B2 (en) | Continuously variable transmission | |
| US20150211611A1 (en) | Crank-less motion converter | |
| JP6132689B2 (en) | Continuously variable transmission |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20140227 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20141113 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20141125 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20150123 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20150721 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20150803 |
|
| R151 | Written notification of patent or utility model registration |
Ref document number: 5796499 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |