变速机构的制作方法

本发明涉及通过多个小齿轮链轮和卷挂在小齿轮链轮上的链条进行动力传递的变速机构，所述多个小齿轮链轮相对于旋转轴维持等距离且在径向上可动地被支承，相对于旋转轴的轴心公转(与旋转轴一体旋转)。
背景技术：
：目前，在初级带轮和次级带轮上卷绕驱动带，使用通过在各带轮的可动滑轮施加的推力在各带轮与驱动带之间产生的摩擦力进行动力传递的带式无级变速器例如作为车辆用变速器而被实用化。在该无级变速器中，在传递较大的动力时，需要使推力增大而确保摩擦力。此时，驱动用于产生推力用的油压的油泵的驱动源(发动机或电动机)的负担增大，由此会导致燃耗量或耗电量的增加，另外，在构造上发生滑动的部分产生摩擦损失。因此，研发有不使用上述推力或摩擦力而利用多个小齿轮链轮和卷绕在其上的链条进行动力传递的无级变速机构。作为这样的无级变速机构，通过相对于旋转轴的轴心维持着等距离而在径向上可动且一体旋转地被支承而相对于旋转轴的轴心公转的多个小齿轮链轮的各个构成多边形的顶点而形成的外观上的大链轮(在此称为“复合链轮”)分别设置在输入侧及输出侧，通过卷绕组这些复合链轮上的链条进行动力传递。在该无级变速机构中，通过使小齿轮链轮分别相对于旋转轴维持着等距离而同步在径向上移动，使多边形的大小相似地变化而将复合链轮扩径缩径。通过使输入侧的复合链轮扩径或缩径，输出侧的复合链轮缩径或扩径，使变速比变化。这样的无级变速机构例如公开在专利文献1及专利文献2中。但是，在专利文献1或专利文献2所示的无级变速机构中，为了抑制伴随着变速导致的链条的松弛或张紧，考虑使一复合链轮的扩径或缩径与另一复合链轮的缩径或扩径等量地进行。但是，在使一复合链轮的扩径或缩径和另一复合链轮的缩径或扩径的量相同的情况下，通过变速、即变速比的变更，使几何学的链条长度变化。另外，在此所谓的“几何学的链条长度”是指在输入侧的复合链轮和输出侧的复合链轮上无过量或无不足地卷绕链条时的几何学上的周长。换言之，“几何学的链条长度”是不松弛也不张紧的链条的理论上(计算上)的长度。具体地，在无级变速机构构成等速变速比(输入侧的复合链轮与输出侧的复合链轮的转速比为1：1)时，几何学的链条长度最短。另一方面，在无级变速机构的变速比为最低档变速比或最高档变速比时，几何学的链条长度最长。因此，在将实际的链条长度(在此称为“实际链条长度”)对应于无级变速机构构成等速变速比时的几何学的链条长度而设定的情况下，即使从该状态变更变速比，链条张紧，既不能向低档变速比侧变速，也不能向高档变速比侧变速。因此，考虑对应于变速比为最低档变速比或最高档变速比时的几何学的链条长度而设定实际链条长度。但在该情况下，在变速时，若使复合链轮的扩径和缩径等量进行，则由于变速时的几何学的链条长度的变化而使链条松弛。因此，振动或噪音会增大，另外，链条会脱落。本发明的目的之一是鉴于上述的课题而设立的，提供能够抑制链条的松弛的变速机构。另外，不限于该目的，本发明的另一目的在于，在由用于实施后述的发明的方式所示的各构成得到的作用效果中，能够起到现有技术不能够得到的作用效果。专利文献1：美国专利第7713154号专利文献2：日本特开2002－250420号公报技术实现要素：(1)为了实现上述目的，本发明的变速机构具有两组复合链轮、和链条，所述复合链轮具有将动力输入或输出的旋转轴、相对于所述旋转轴在径向上可动地被支承的多个小齿轮链轮、使所述多个小齿轮链轮距所述旋转轴的轴心维持等距离且使所述多个小齿轮链轮在所述径向上同步移动的链轮移动机构，所述链条卷挂在所述两组复合链轮上，通过对包围所述多个小齿轮链轮的任一个且与所述多个小齿轮链轮的任一个均相接的圆的半径即外接圆半径进行变更来变更变速比，其中，具有连动装置，在变更所述变速比的变速时，所述连动装置能够使一所述复合链轮的所述外接圆半径的扩径和另一所述复合链轮的所述外接圆半径的缩径连动，所述连动装置在将所述变速比向两个所述旋转轴的转速同速的等速变速比变更的情况下，在链条相对于几何学链条长度的实际长度即实际链条长度比预先设定的规定长度大时，使所述缩径量比所述扩径量小，在实际链条长度不比所述规定长度大时，使所述扩径量与所述缩径量相同，所述几何学链条长度为相对于使所述扩径和所述缩径等量地进行时的所述两组复合链轮无过量或无不足地卷绕时的理想的链条长度。(2)优选的是，所述实际链条长度设定为比所述几何学链条长度可取得的最大长度大。(3)优选的是，所述实际链条长度设定为包含所述链条的伸长的长度。(4)优选的是，所述扩径或所述缩径按照如下的方式进行，即，由所述多个小齿轮链轮形成的外观上的所述复合链轮的齿数依次整数地变化。(5)另外，优选的是，所述连动装置在将所述变速比向所述等速变速比变更的情况下，在所述几何学的链条长度比所述实际链条长度大所述规定长度以上时，停止所述缩径。(6)另外，优选的是，具有映像图，其预先设定有所述一复合链轮的齿数和所述另一复合链轮的齿数的组合，以在将所述变速比向所述等速变速比变更的情况下，在所述几何学的链条长度比所述实际链条长度大所述规定长度以上时，停止所述缩径，所述连动装置基于所述映像图使所述一复合链轮进行所述扩径，使所述另一复合链轮进行所述缩径。(7)另外，所述连动装置具有固定盘和可动盘，所述固定盘形成使所述多个小齿轮链轮的各支承轴内插的链轮用固定放射状槽，与所述旋转轴一体旋转，所述可动盘形成使所述支承轴位于与所述链轮用固定放射状槽交叉的交叉部位的链轮用可动放射状槽，相对于所述固定盘同心地配置且可相对旋转，所述链轮用固定放射状槽和所述链轮用可动放射状槽形成为如下的形状，即，在将所述变速比向所述等速变速比变更的情况下，在相对于所述几何学的链条长度的所述实际链条长度比预先设定的规定长度大时，使所述缩径量比所述扩径量小，若所述实际链条长度不比所述规定长度大，则使所述扩径量和所述缩径量相同。根据本发明的变速机构，在将变速比向等速变速比变更的情况下，若相对于几何学的链条长度的实际链条长度、即实际链条长度与几何学的链条长度之差比规定长度大时，使另一复合链轮的外接圆半径的扩径量比一复合链轮的外接圆半径的缩径量小，故而能够抑制实际链条长度与几何学的链条长度之差的增大，抑制链条的松弛。附图说明图1是示意地表示着眼于本发明一实施方式的变速机构的复合链轮及链条的主要部分的径向剖面图(横截面图)；图2是示意地表示着眼于本发明一实施方式的变速机构的复合链轮及链条的主要部分的轴向剖面图(纵截面图)；图3是着眼于本发明一实施方式的变速机构的固定盘而表示的侧面图，该图3与图2的向视A－A对应；图4是着眼于本发明一实施方式的变速机构的可动盘而表示的侧面图，该图4与图2的向视B－B对应；图5是表示在本发明一实施方式的变速机构中，小齿轮链轮等的径向移动用的固定盘及可动盘以及由其移动的小齿轮链轮及引导杆的各支承轴，说明链轮移动机构及杆移动机构的图，按照(a)、(b)、(c)的顺序，外接圆半径变大，另外，(a)表示外接圆半径为最小径的构成，(c)表示外接圆半径为最大径的构成；图6是本发明一实施方式的变速机构的径向剖面图，该图6是图2的C－C向视剖面图；图7是本发明一实施方式的变速机构的径向剖面图，该图7是图2的D－D向视剖面图；图8是将本发明一实施方式的变速机构的第一凸轮槽及第二凸轮槽放大表示的主要部分放大图，该图8是图2的E－E向视图；图9是在本发明一实施方式的变速机构中说明几何学的链条长度的示意图；图10是表示本发明一实施方式的变速机构中的复合链轮的齿数和链条的松弛的图表；图11是将图4的区域F放大表示的图；图12是将本发明一实施方式的变速机构的链条及引导链条的引导杆的一部分取出而示意地表示的立体图。具体实施方式以下，参照附图对本发明的变速机构的实施方式进行说明。本实施方式的变速机构适用于车辆用变速器。另外，在本实施方式中，将变速机构中的接近旋转轴的轴心侧(公转轴侧)作为内侧，将其相反侧作为外侧而进行说明。在本实施方式中，将如下的变速机构作为一例进行说明，即，将在将变速比维持一定时，保持复合链轮的齿数为整数的状态，另外，在变更变速比时，将复合链轮的齿数从整数向其他整数依次变更。因此，本变速机构能够根据复合链轮的齿数可取得的整数的数量而多级地变速。另外，所谓复合链轮的齿数是指，能够将复合链轮的节圆的圆周除以链条的单位链节长度(小齿轮链轮的单位节距长度)而导出，是指复合链轮的外观上的(看作齿遍及由多个小齿轮链轮形成的外观上的大链轮的整周而存在的情况的)齿数。以下，在称为复合链轮的齿数时，以相同的意思使用。〔一实施方式〕以下，对一实施方式的变速机构进行说明。〔1.构成〕如图1所示，变速机构具有两组复合链轮5、5、卷绕在这些复合链轮5、5上的链条6。另外，复合链轮5是指，以详细后述的多个小齿轮链轮20及多个引导杆29构成多边形(在此为二十一边形)的顶点而形成的外观上的大链轮。两组复合链轮5、5中的一方为与输入侧的旋转轴1(输入轴)同心地一体旋转的一组复合链轮5(在图1中在左方表示)，另一方为与输出侧的旋转轴1(输出)同心地一体旋转的复合链轮5(在图1中在右方表示)。这些复合链轮5、5分别同样地构成，故而在以下的说明中，主要着眼于输入侧的复合链轮5说明其构成。复合链轮5具有旋转轴1、相对于该旋转轴1在径向上可动地被支承的多个(在此为三个)小齿轮链轮20及多个(在此为十八根)引导杆29。三个小齿轮链轮20在以旋转轴1的轴心C1为中心的圆周上沿着周向等间隔地配置，在小齿轮链轮20的相互之间分别配置有六根引导杆29。该变速机构通过变更小齿轮链轮20及引导杆29构成多边形的顶点而形成的外观上的大链轮的外径、即复合链轮5的外径(扩缩径)而变更变速比。复合链轮5的外径是指，与既包围多个小齿轮链轮20的任一个、也与多个小齿轮链轮20的任一个均相接的圆(外接圆)的半径(以下称为“外接圆半径”)对应。另外，由于在复合链轮5上卷挂有链条6，故而复合链轮5的外径也可以说与多个小齿轮链轮20和链条6的接触半径、即复合链轮5的节圆的半径对应。另外，在图1中表示了，输入侧的外接圆半径为最小径，输出侧的外接圆半径为最大径。这样，变速机构通过外接圆半径的变更来改变变速比。例如，若复合链轮5、5的外接圆半径相等，则变速机构将变速比构成为等速变速比(一复合链轮5与另一复合链轮5的转速比为1：1)。在构成等速变速比时，两个旋转轴1、1的转速为同速。虽然在图1中未表示，复合链轮5具有：链轮移动机构40A，其使多个小齿轮链轮20移动；机械式自转驱动机构50，其与链轮移动机构40A连动而使小齿轮链轮20中包含的自转小齿轮链轮22、23自转驱动；杆移动机构40B，其使多个引导杆29移动；连动机构(连动装置)60，其可使一复合链轮5的外接圆半径的扩径和另一复合链轮5的外接圆半径的缩径连动(参照图2、图5～图7)。对此，详细后述。以下，按照复合链轮5及卷挂在其上的链条6的顺序对变速机构的构成进行说明。〔1－1.复合链轮〕在以下的复合链轮5的构成的说明中，在说明了基本构成之后说明本发明的特征构成。在该基本构成中，依次说明与链条6啮合的小齿轮链轮20、对链条6进行导向(引导)的引导杆29、与旋转轴1一体旋转的固定盘10(径向移动用固定盘、自转用固定盘)、相对于该固定盘10同心地配置且可相对旋转的可动盘19、与固定盘10一体旋转的第一旋转部15、与可动盘19一体旋转的第二旋转部16、将可动盘19相对于固定盘10相对旋转驱动的相对旋转驱动机构30。固定盘10、可动盘19、第一旋转部15、第二旋转部16与旋转轴1的轴心C1同心地配设，盘10、19中的径向与旋转轴1的径向一致。接着，作为特征构成，依次说明链轮移动机构40A、杆移动机构40B、机械式自转驱动机构50、连动机构60。〔1－1－1.小齿轮链轮〕三个小齿轮链轮20分别作为与链条6啮合而进行动力传递的齿轮而构成，绕旋转轴1的轴心C1公转。在此所谓的“公转”是指，各小齿轮链轮20以旋转轴1的轴心C1为中心旋转。若旋转轴1旋转，则与该旋转连动而使各小齿轮链轮20公转。即，旋转轴1的转速和小齿轮链轮20公转的转速相等。另外，在图1中，由空心箭头标记表示逆时针方向的公转方向。这些小齿轮链轮20具有不自转的一个小齿轮链轮(以下称为“固定小齿轮链轮”)21、和以该固定小齿轮链轮21为基准将公转的旋转相位分别配置在超前角侧及滞后角侧且可自转的两个自转小齿轮链轮22、23。另外，在以下的说明中，将以固定小齿轮链轮21为基准而设置在超前角侧的小齿轮链轮(超前角侧自转小齿轮链轮)称为第一自转小齿轮链轮22，将设置在滞后角侧的小齿轮链轮(滞后角侧自转小齿轮链轮)称为第二自转小齿轮链轮23而加以区别。各小齿轮链轮21、22、23均相对于设置在其中心的支承轴(小齿轮链轮轴)21a、22a、23a结合。在此所谓的“自转”是指，各自转小齿轮链轮22、23绕其支承轴22a、23a的轴心C3、C4旋转。另外，各支承轴21a、22a、23a的轴心C2、C3、C4及旋转轴1的轴心C1均相互平行。固定小齿轮链轮21具有主体部21b和在该主体部21b的整个外周部形成的齿21C。同样地，自转小齿轮链轮22、23均具有主体部22b、23b和在该主体部22b、23b的整个外周部突出形成的齿22c、23c。显然，在各小齿轮链轮21、22、23形成的齿的形状尺寸及间距为同一规格。详细后述，第一自转小齿轮链轮22在图1中，在外接圆半径的扩径时顺时针自转，在外接圆半径的缩径时逆时针自转。另一方面，第二自转小齿轮链轮23在图1中，在外接圆半径的扩径时逆时针自转，在外接圆半径的缩径时顺时针自转。另外，第一自转小齿轮链轮22和第二小齿轮链轮23除了配设部位及自转方向不同之外，同样地构成，故而在此着眼于第一自转小齿轮链轮22进行说明。在本实施方式中，如图2所示，第一自转小齿轮链轮22在轴向上具有三列齿轮，虽然省略图示，但固定小齿轮链轮21、第二自转小齿轮链轮23也分别在轴向上具有三列齿轮，对应于各列的齿轮也卷绕有三根链条6。这样，各小齿轮链轮21、22、23在轴向上具有三列齿轮。在此，各小齿轮链轮20的三列的齿轮经由衬底相互隔开间隔而设置。各小齿轮链轮21、22、23的齿轮的列数根据变速机构的传递扭矩的大小而不同，既可以为二列或四列以上，也可以为一列。另外，在图2中，为了便于理解而示意地进行了表示，在相同截面上表示第一自转小齿轮链轮22及后述的相对旋转驱动机构30，在输入侧的复合链轮5与输出侧的复合链轮5之间设置间隔而表示。虽然省略图示，在各小齿轮链轮21、22、23中也可以装备相对于各支承轴21a、22a、23a限制自转且允许微小旋转(在一定范围内的旋转)而实现动力传递的相位偏移允许动力传递机构。作为该相位偏移允许动力传递机构，具有在小齿轮链轮21、22、23的内周侧一体旋转地装备的键部件、在小齿轮链轮21、22、23的支承轴21a、22a、23a的外周侧形成而使键部件在旋转方向上以间隙卡合的键槽、使键部件位于键槽的旋转方向的中立位置而将键部件从旋转方向的正转和反转方向双方施力的施力部件，能够在旋转方向的中立位置施力且弹性地限制旋转。该情况下，小齿轮链轮21、22、23的主体部21b、22b、23b相对于支承轴21a、22a、23a能够允许微小的旋转且进行动力传递。〔1－1－2.引导杆〕如图1所示，多个引导杆29以减小链条6与旋转轴1的轴心C1的距离的变动、即，使链条6绕旋转轴1的轨道尽可能地接近圆轨道的方式，引导链条6。这些引导杆29对与其径向外侧的周面抵接的链条6的轨道进行引导。由于小齿轮链轮21、22、23及各引导杆29构成多边形(大致正多边形)的形状，故而链条6与其径向内侧的小齿轮链轮21、22、23及各引导杆29抵接且被引导，并且沿着多边形的形状而转动。如图1及图2所示，引导杆29将圆筒状的引导部件29b外插在杆支承轴29a(在图1中由虚线所示)的外周，通过杆支承轴29a支承，在导向部件29b的外周面对链条6(参照图1及图2)进行引导。另外，引导杆29的数量不限于十八根，既可以比其多，也可以比其少。该情况下，引导杆29优选在小齿轮链轮20的相互之间(在此为三处)相同数量地设置。另外，越多地设置引导杆29，复合链轮5越接近正圆，能够减小链条6与旋转轴1的轴心C1的距离的变动，但由零件的增加而导致制造成本及重量的增加，故而优选考虑该方面而设定引导杆29的数量。〔1－1－3.固定盘及可动盘〕固定盘10及可动盘19分别设置在多个小齿轮链轮20的两侧(沿着旋转轴1的轴心C1的方向的一侧及另一侧)，但在此着眼于设于一侧的固定盘10、可动盘19说明其构成。〔1－1－3－1.固定盘〕固定盘10与旋转轴1一体形成，或者均与旋转轴1一体旋转而结合。另外，在图2中，示例从多个小齿轮链轮20侧朝向轴向外侧依次配置有可动盘19、固定盘10的构成。如图3及图5所示，在固定盘10形成有对应于各小齿轮链轮21、22、23而设置的链轮用固定放射状槽11a、11b、11c和与各引导杆29对应设置的杆用固定放射状槽12(仅对一部位标注标记)这两种放射状槽。另外，在图3中以空心箭头标记表示顺时针的公转方向。在链轮用固定放射状槽11a、11b、11c内插有小齿轮链轮21、22、23的支承轴21a、22a、23a。与固定小齿轮链轮21对应的链轮用固定放射状槽11a可称为对固定小齿轮链轮21的径向移动进行导向的槽(固定小齿轮链轮导向槽)，同样地，与第一自转小齿轮链轮22对应的链轮用固定放射状槽11b可称为对第一自转小齿轮链轮22的径向移动进行导向的槽，与第二自转小齿轮链轮23对应的链轮用固定放射状槽11c可称为对第二自转小齿轮链轮23的径向移动进行导向的槽。因此，这些链轮用固定放射状槽11a、11b、11c沿着对应的小齿轮链轮21、22、23的径向移动路径。在杆用固定放射状槽12(仅对一部位标注标记)内插有对应的引导杆29的杆支承轴29a(仅对一部位标注标记)。对这些固定放射状槽11a、11b、11c、12的形状，详细后述。〔1－1－3－2.可动盘〕如图2所示，可动盘19夹着小齿轮链轮20而分别设置在一侧及另一侧。这些可动盘19由连结轴19A而相互连结。在此，如图1所示，在各小齿轮链轮21、22、23的相互之间分别设于连结轴19A(仅对一部分标注标记)。由此，一侧的可动盘19和另一侧的可动盘19一体地旋转。如图4及图5所示，在可动盘19(在图5中由虚线所示)形成有链轮用可动放射状槽19a和杆用可动放射状槽19b(均仅对一部分标注标记，在图5中由虚线所示)这两种可动放射状槽。另外，可动盘19的外形为圆形，与圆形的固定盘10的外形一致而重合，但在图5中，为了便于说明，将可动盘19的外形圆缩小而进行表示。另外，在图4中，由空心箭头标记表示顺时针的公转方向。链轮用可动放射状槽19a分别与上述的链轮用固定放射状槽11a、11b、11c的各个交叉设置。小齿轮链轮21、22、23的各支承轴21a、22a、23a位于链轮用可动放射状槽19a和链轮用固定放射状槽11a、11b、11c交叉的第一交叉部位CP1(在图5中分别仅对一部位标注标记)。对这些可动放射状槽19a、19b，详细后述。〔1－1－4.第一旋转部〕如图2所示，第一旋转部15为与固定盘10一体旋转的部分、即与旋转轴1一体旋转的部分。在此，第一旋转部15设置在旋转轴1的一部分。该第一旋转部15比固定盘10及可动盘19更靠轴向外侧配设。如图2、图7及图8所示，在第一旋转部15设有第一凸轮槽15a。该第一凸轮槽15a沿着旋转轴1的轴向凹设。在此，第一凸轮槽15a与旋转轴1的轴心C1平行地形成。在图7中表示了将第一凸轮槽15a(仅对一部位标注标记)在周上隔开间隔而设置在三处的构成，但第一凸轮槽15a的形成部位及形成个数只要对应于周围的构成及要求规格等设定即可，能够采用各种形状及个数。〔1－1－5.第二旋转部〕如图2、图6及图7所示，第二旋转部16经由连接部17与可动盘19连接。另外，在图6及图7中，由空心箭头标记表示逆时针的公转方向。首先，对连接部17进行说明。连接部17以与可动盘19及第二旋转部16一体地旋转且覆盖固定盘10的方式配设。该连接部17具有覆盖固定盘10的外周(径向外侧)的轴向连接部17a、覆盖固定盘10的轴向外侧的径向连接部17b。在连接部17，可动盘19和第二旋转部16的连接中的、将轴向成分的分隔部分连接的是轴向连接部17a，将径向的分隔部分连接的是径向连接部17b。轴向连接部17a构成与旋转轴1的轴心C1同心地设置且在轴向上延伸的圆筒形状。该轴向连接部17a如图2所示地，轴向内侧与可动盘19的外周端部(外周部)19t结合，轴向外侧与接下来说明的径向连接部17b连接。如图2、图6及图7所示，径向连接部17b的径向外侧与轴向连接部17a连接，径向内侧与第二旋转部16连接。该径向连接部17b与旋转轴1的轴心C1同心地设置，并且形成为从在径向上延伸的圆盘起，通过接下来说明的减薄部17c而被减薄的形状。如图6及图7所示，在径向连接部17b设有减薄部17c。该减薄部17c在与详细后述的机械式自转驱动机构50的齿条53、54及小齿轮51、52对应的部位形成。在图6中示例有在三个部位设置的扇形的减薄部17c相互之间夹着径向连接部17b而等间隔地设置的构成。其中，减薄部17c的形状及形成个数根据周围的构成及要求规格等设定即可，能够采用各种形状及个数。接着，对第二旋转部16进行说明。如图2、图6及图7所示，第二旋转部16以覆盖第一旋转部15的外周(径向外侧)的方式设置，形成为与旋转轴1的轴心C1同心的圆筒形状。在此，如图2所示，第二旋转部16从可动盘19的外周端部19t向内周侧偏移而沿轴向设置。如图2及图8所示，在第二旋转部16设有第二凸轮槽16a。该第二凸轮槽16a在第一凸轮槽15a的外周邻接设置，另外，与第一凸轮槽15a交叉且沿旋转轴1设置。另外，第二凸轮槽16a以与旋转轴1的轴向交叉的方式设置。另外，在图7中示例了第二凸轮槽16a(仅对一部分标注标记)在周向上隔开间隔设于三处的构成，但第二凸轮槽16a的形成部位及形成个数根据第一凸轮槽15a的形成部位及形成个数而设定。〔1－1－6.相对旋转驱动机构〕相对旋转驱动机构30除了设于上述的第一旋转部15的第一凸轮槽15a和设于第二旋转部16的第二凸轮槽16a之外，还具有在第一凸轮槽15a和第二凸轮槽16a交叉的第二交叉部位CP2配设的凸轮辊90、使该凸轮辊90在轴向上移动的梅花扳手叉(链轮移动用轴向移动部件)35、使该梅花扳手叉35在轴向上移动的轴向移动机构31。以下，依次对凸轮辊90、梅花扳手叉35、轴向移动机构31进行说明。如图2及图7所示，凸轮辊90形成为圆柱状。该凸轮辊90具有沿着与旋转轴1的轴心C1正交的方向的轴心，在第一凸轮槽15a和第二凸轮槽16a交叉的第二交叉部位CP2(均仅对一部分标注标记)插通。因此，凸轮辊90与旋转轴1的旋转连动而以旋转轴1的轴心C1为中心旋转。另外，在凸轮辊90的外周，在与第一凸轮槽15a及第二凸轮槽16a分别对应的部位外嵌有轴承。凸轮辊90的一端部90a从第二交叉部位CP2向径向外侧突出设置。另外，虽然省略图示，为使凸轮辊90不从凸轮槽15a、16a脱落而对其实施了适当的防脱加工。作为该防脱加工，例如列举在凸轮辊90的另一端部设置头部或追加防脱销，凸轮辊90可在轴向上移动而不能在径向上移动。梅花扳手叉35跨过两组复合链轮5、5而设置。该梅花扳手叉35具有对应于各复合链轮5、5而设置的圆环状的凸轮辊支承部35a(仅对一侧标注标记)、将各凸轮辊支承部35a连结的桥部35b。在凸轮辊支承部35a的内周侧配设有上述的第一旋转部15及第二旋转部16。另外，梅花扳手叉35为相对于盘10、19平行的板状部件，相对于以链条6为基准时的盘10、19在轴向外侧并列设置。在凸轮辊支承部35a，遍及内周侧的整周而凹设有槽部35c。槽部35c具有与凸轮辊90的突出长度对应的深度，收纳有凸轮辊90的一端部90a。即，槽部35c可以说具有径向长度为凸轮辊90的突出长度的圆环状空间。在该槽部35c设有可与凸轮辊90转动接触的转动体35d(仅对一部分标注标记)。该转动体35d在以旋转轴1的轴心C1为中心旋转的凸轮辊90与槽部35c的侧壁接触时为了抑制凸轮辊90绕轴心旋转而设置的。即，在形成槽部35c的侧壁的凸轮辊支承部35a配设有转动体35d。在此，多个转动体35d遍及槽部35c的整周而配设。另外，在图2及图7中作为转动体35d而示例了滚针轴承，但也可以代替滚针轴承而使用滚珠轴承。轴向移动机构31为了使梅花扳手叉35在轴向移动而具有电机32、将电机32的输出轴32a的旋转运动切换成直线运动的运动变换机构33、支承梅花扳手叉35且通过运动变换机构33而直线运动的叉支承部34。另外，作为电机32，能够使用步进电机。以下，参照图2及图7对轴向移动机构31，按照叉支承部34、运动变换机构33的顺序进行说明。叉支承部34形成为具有与电机32的输出轴32a同心的筒轴的圆筒状。在该叉支承部34内插有电机32的输出轴32a。另外，叉支承部34在内周设有与在电机32的输出轴32a上形成的阳螺纹部32b拧合的阴螺纹部34a，在外周凹设有与梅花扳手叉35的桥部35b卡合的叉槽34b。叉槽34b形成为与梅花扳手叉35的桥部35b的厚度(轴向长度)对应的宽度(轴向长度)。桥部35b的中间部(两个复合链轮5、5之间)嵌入该叉槽34b中，将叉支承部34和梅花扳手叉35的桥部35b一体结合。运动变换机构33具有输出轴32a的阳螺纹部32b、叉支承部34的阴螺纹部34a。若输出轴32a旋转，则通过阳螺纹部32b和阴螺纹部34a的拧合，使形成有阴螺纹部34a的叉支承部34在轴向上移动。即，轴向移动机构31通过运动变换机构33将电机31的旋转运动变换成直线运动，由该直线运动使叉支承部34在轴向上直线运动。包含上述的梅花扳手叉35、轴向移动机构31的相对旋转驱动机构30从小齿轮链轮21、22、23向轴向偏移而设置。以下，对相对旋转驱动机构30使可动盘19相对于固定盘10的相对旋转驱动进行说明。若通过轴向移动机构31使叉支承部34在轴向直线运动，则与叉支承部34结合的梅花扳手叉35一体地向轴向移动，伴随着该移动，凸轮辊90也向轴向移动。若在第一凸轮槽15a和第二凸轮槽16a交叉的第二交叉部位CP2配设的凸轮辊90向轴向移动，则第二交叉部位CP2也向轴向移动。设有第一凸轮槽15a的第一旋转部15与旋转轴1及固定盘10一体旋转，故而若第二交叉部位CP2向轴向移动，则设有第二凸轮槽16a的第二旋转部16相对于第一旋转部15相对地旋转。第二旋转部16与可动盘19一体旋转，第一旋转部10与固定盘10一体旋转，故而若第二旋转部16相对于第一旋转部15相对旋转，则可动盘19相对于固定盘10相对地旋转。若可动盘19相对于固定盘10被相对旋转驱动，则如在对移动机构40A及40B的说明中后述地，设于固定盘10的链轮用固定放射状槽11a、11b、11c和设于可动盘19的链轮用可动放射状槽19a交叉的第一交叉部位CP1向径向移动。这样，相对旋转驱动机构30通过轴向移动机构31使可动盘19相对于固定盘10相对旋转驱动，使第一交叉部位CP1向径向移动。〔1－1－7.链轮移动机构及杆移动机构〕接着，参照图2及图5对链轮移动机构40A及杆移动机构40B进行说明。链轮移动机构40A将多个小齿轮链轮20作为移动对象，另外，杆移动机构40B将多个引导杆29作为移动对象。这些移动机构40A、40B使各移动对象(多个小齿轮链轮20、多个引导杆29)距离旋转轴1的轴心C1维持等距离而在径向上同步移动。链轮移动机构40A具有：固定盘10，其形成有用于使在小齿轮链轮21、22、23分别设置的支承轴21a、22a、23a内插的链轮用固定放射状槽11a、11b、11c；可动盘19，其形成有链轮用可动放射状槽19a；相对旋转驱动机构30(参照图2及图7)。另外，杆移动机构40B具有：固定盘10，其形成有使杆支承轴29a内插的杆用固定放射状槽12；可动盘19，其形成有杆用可动放射状槽19b；相对旋转驱动机构30。这样，各自的移动机构40A、40B的构成仅各移动对象的支承轴不同，其他的构成相同。接着，参照图5(a)～图5(c)对基于移动机构40A及40B的移动进行说明。图5(a)表示放射状槽11a、11b、11c、19a中的小齿轮链轮21、22、23(参照图1及图2等)的支承轴21a、22a、23a和放射状槽12、19b中的杆支承轴29a位于距旋转轴1的轴心C1最近的位置。该情况下，若通过相对旋转驱动机构30(参照图2)相对于固定盘10改变可动盘19的旋转相位，则按照图5(b)、图5(c)的顺序，链轮用固定放射状槽11a、11b、11c和链轮用可动放射状槽19a交叉的第一交叉部位CPl、及杆用固定放射状槽12和杆用可动放射状槽19b的交叉部位远离旋转轴1的轴心Cl。即，在这些交叉部位支承支承轴21a、22a、23a、29a的小齿轮链轮20及引导杆29距旋转轴1的轴心Cl维持等距离而在径向上同步移动。另一方面，若通过相对旋转驱动机构30使可动盘19的旋转相位的变更方向与上述方向相反，则小齿轮链轮20及引导杆29接近旋转轴1的轴心Cl。若通过链轮移动机构40A使小齿轮链轮20移动，则小齿轮链轮20的相互之间的距离改变，从而小齿轮链条20相对于链条6发生相位偏移。因此，为了消除上述相位偏移，装备有机械式自转驱动机构50。〔1－1－8.机械式自转驱动机构〕接着，参照图2及图6说明机械式自转驱动机构50。在此，由于机械式自转驱动机构50夹着小齿轮链轮20对称地构成，故而着眼于一侧(图2的上方侧)的构成进行说明。机械式自转驱动机构50如上述地，使自转小齿轮链轮22、23旋转，以消除小齿轮链轮20间的相对于链条6的相位偏移而使自转小齿轮链轮22、23与链轮移动机构40A连动而机械地自转驱动。换言之，机械式自转驱动机构50伴随着链轮移动机构40A引起的多个小齿轮链轮20的径向移动，为了消除多个小齿轮链条20相对于链条6的相位偏移而使自转小齿轮链轮22、23与链轮移动机构40A连动而自转驱动。其中，机械式自转驱动机构50也具有使径向移动时的固定小齿轮链轮21不自转的构成。首先，对机械式自转驱动机构50，说明不使固定小齿轮链轮21(参照图1)自转的构成。如图6所示，固定小齿轮链轮21的支承轴21a插通固定盘10的链轮用固定放射状槽11a。在该支承轴21a一体地结合有导向部件59。导向部件59内插到链轮用固定放射状槽11a中而在径向上被导向。该导向部件59遍及径向的规定长度，以与链轮用固定放射状槽11a接触的方式形成为对应的形状。因此，在作用使固定小齿轮链轮21自转那样的旋转力时，导向部件59相对于链轮用固定放射状槽11a传递旋转力，并且利用该旋转力的反作用(抗力)将固定小齿轮链轮21固定。即，导向部件59形成为在链轮用固定放射状槽11a在径向上可滑动且具有止转功能的形状。另外，在此所说的规定长度是指，可确保使固定小齿轮链轮21自转那样的旋转力的抗力的长度。在图6中，链轮用固定放射状槽11a形成为在径向上具有长度方向的矩形，示例了形成为比该矩形小的矩形的导向部件59。另外，若在与链轮用固定放射状槽11a的内壁相接的导向部件59的侧壁、特别是在导向部件59的四角安装轴承，则能够确保导向部件59更顺畅地滑动。接着，对机械式自转驱动机构50，对用于将自转小齿轮链轮22、23自转驱动的构成进行说明。机械式自转驱动机构50具有以与自转小齿轮链轮22、23的支承轴22a、23a分别一体旋转地固定设置的小齿轮51、52、与小齿轮51、52分别对应啮合而设置的齿条53、54。小齿轮51、52分别设置在自转小齿轮链轮22、23的各支承轴22a、23a中的轴向端部。与该小齿轮51、52分别对应的齿条53、54沿着链轮用固定放射状槽11b、11c的延伸方向固定设置。另外，在以下的说明中，将第一自转小齿轮链轮22的小齿轮(超前角侧小齿轮)51称为第一小齿轮51，将与该第一小齿轮51啮合的齿条(超前角侧齿条)53称为第一齿条53加以区别。同样地，将第二小齿轮链轮23的小齿轮(滞后角侧小齿轮)52称为第二小齿轮52，将与该第二小齿轮52啮合的齿条(滞后角侧齿条)54称为第二齿条54。如图6所示，第一齿条53相对于第一小齿轮51以公转方向基准配置在滞后角侧。相反地，第二齿条54相对于第二小齿轮52以公转方向基准配置在超前角侧。因此，小齿轮51、52及齿条53、54若使小齿轮51、52向扩径方向或缩径方向移动，则小齿轮51、52通过与其啮合的齿条53、54而相互反向旋转地配设。即，机械式自转驱动机构50对应于通过链轮移动机构40A而移动的小齿轮链轮20的径向位置，设定自转小齿轮链轮22、23的自转的旋转相位。即，通过机械式自转驱动机构50，小齿轮链轮20的径向位置和自转小齿轮链轮22、23的自转的旋转相位为一对一的对应关系。这样，机械式自转驱动机构50以固定小齿轮链轮21不自转的方式进行导向，以自转小齿轮链轮22、23自转的方式进行导向。另外，除了齿条53、54相对于小齿轮51、52的位置关系不同之外，第一小齿轮51和第二小齿轮52同样地构成，另外，第一齿条53和第二齿条54同样地构成。另外，在第一自转小齿轮链轮22，也可以代替上述的相位偏移允许动力传递机构，在其支承轴22a与第一小齿轮51之间夹装有盘簧。利用该盘簧，允许支承轴22a和第一小齿轮51的微小旋转且限制相对旋转，从而吸收可在变速比的变更中发生的第一自转小齿轮链轮22和链条6啮合时的振动(冲击)。该盘簧也可以在固定小齿轮链轮21及第二自转小齿轮链轮23分别同样地设置。〔1－1－9.连动机构〕连动机构60可使两组复合链轮5、5的扩径、缩径连动。基本上，通过连动机构60将输入侧的复合链轮5扩径时，输出侧的复合链轮5缩径，相反，在输入侧的复合链轮5缩径时，输出侧的复合链轮5扩径。该连动机构60在将变速机构的变速比向等速变速比变更的情况下，在实际链条长度比预先设定的规定长度大时，使缩径量比扩径量小，在实际链条长度不比规定长度大时，使扩径量与缩径量相同，所述实际链条长度为链条6相对于几何学的链条长度的实际长度，所述几何学的链条长度为一复合链轮5的外接圆半径的扩径和另一复合链轮5的外接圆半径的缩径等量地进行时的长度。在以下的说明中，作为连动机构60的前提，依次说明几何学的链条长度、各复合链轮5的齿数的设定。接着，对连动机构60的在固定盘10形成的固定放射状槽11a、11b、11c、12及在可动盘19形成的可动放射状槽19a、19b进行说明。〔1－1－9－1.几何学的链条长度〕首先，参照图9说明几何学的链条长度。几何学的链条长度为在输入侧的复合链轮5和输出侧的复合链轮5上无过量或无不足地卷绕的理想的链条(以下称为“理想链条”)6i的长度即几何学上的周长。换言之，“几何学的链条长度”是不松弛且不张紧的理想链条6i的理论上(计算上)的长度。具体地，几何学的链条长度Lg使用输入侧的复合链轮5的轴心C1与输出侧的复合链轮5的轴心C1的距离(以下称为“轴间距离”)Dc、和输入侧的复合链轮5的外接圆半径rp、输出侧的复合链轮5的外接圆半径rs、相对于将两个轴心C1、C1连接的线段正交的基准线段S1(在此仅对一部位标注标记)，理想链条6i从沿着外接圆的曲线直线地变化或者从直线向曲线变化的相位(以下称为“卷绕相位”)θw，能够由下述式(1)表示。另外，卷绕相位θw也能够称为以基准线段S1为基准而规定理想链条6i接触复合链轮5的外接圆半径的区域和理想链条6i与复合链轮5的外接圆半径分开的区域的边界的相位。[式1]上述式(1)所示的几何的链条长度Lg如以往那样地在使一复合链轮的扩径或缩径和另一复合链轮的缩径或扩径等量地进行的情况下，在变速机构为最低档变速比或最高档变速比时(在图9中由实线表示与最高档变速比对应的情况)最长，在为等速变速比时(在图9中由双点划线表示)最短。另外，在以下的说明中，将变速机构为最低档变速比或最高档变速比时的几何学的链条长度Lg称为最大几何学的链条长度Lgmax。若对应于以往的变速机构为等速变速比时的几何学的链条长度Lg而设定实际的链条长度，则即使欲将变速比从等速变速比变更，链条也不能够张紧且进行变速。因此，本变速机构的链条6的实际长度(以下称为“实际链条长度”)Lr基于最大几何学的链条长度Lgmax而设定。在此，作为设定实际链条长度Lr的前提，对未作用负荷时的链条6、即不伸长时的链条6的长度(以下称为“无负荷实际链条长度”)Lr1、作用有链条6可允许的最大负荷时的链条6、即最伸长状态的链条6的长度(以下称为“负荷实际链条长度”)Lr2进行说明。无负荷实际链条长度Lr1和负荷实际链条长度Lr2能够使用伸长系数k，由下述式(2)表示。[式2]Lr2＝kLr1＝2kZUC…(2)上述式(2)中的Z意味着整数，UC意味着在链条6上未作用负荷时的单位链节长度。因此，单位链节长度UC乘以偶数的链节数(2Z)的得数为无负荷实际链条长度Lr1，该无负荷实际链条长度Lr1乘以伸长系数k的得数为负荷实际链条长度Lr1。接着，对实际链条长度Lr的设定进行说明。另外，以下的说明中使用的实际链条长度Lr与上述的无负荷实际链条长度Lr1为相同的意思。实际链条长度Lr考虑链条6的伸长而设定。具体地换言之，实际链条长度Lr以满足下述式(3)的方式设定。[式3]Lgmax/k<Lr＝2ZminUC…(3)如上述的式(3)所示，实际链条长度Lr设定为在比从式(3)的最左边所示的最大几何学的链条长度Lgmax减去负荷实际链条长度Lr2中的伸长(与伸长系数k对应)的长度大的长度的构成中，单位链节长度UC乘以最小偶数(＝2Zmin)的长度。换言之，链条6的链节数设定为无负荷实际链条长度Lr比最大几何学的链条长度Lgmax减去负荷实际链条长度Lr2中的伸长(对应于伸长系数k)的长度长且最接近的长度的偶数个。这与实际链条长度Lr设定为包含负荷实际链条长度Lr2中的伸长的长度，与该负荷实际链条长度Lr2(在此与Lr相等)设定得比最大几何学的链条长度Lgmax大同义。〔1－1－9－2.复合链轮的齿数的设定〕接着，参照表1及与其对应的图10说明复合链轮5、5各自的齿数的设定。另外，表1为一例，各参数的值可按照以下说明的主旨而适当设定。[表1]变速级TpTsLgLrLr-Lgα1(最低档变速比)3070648.62648-0.623.323169647.786480.223.333268646.986481.023.343367646.226481.783.353466645.516482.493.363565644.846483.163.373664644.216483.793.383764646.926481.083.393863646.366481.643.3103962645.846482.163.3114061645.376482.633.3124160644.946483.063.3134259644.556483.453.3144359647.376480.633.3154458647.056480.953.3164557646.776481.233.3174656646.546481.463.3184755646.346481.663.3194854646.196481.813.3204953646.096481.913.3215052646.026481.983.322(等速变速比)515164664823.3235250646.026481.983.3245349646.096481.913.3255448646.196481.813.3265547646.346481.663.3275646646.546481.463.3285745646.776481.233.3295844647.056480.953.3305943647.376480.633.3315942644.556483.453.3326041644.946483.063.3336140645.376482.633.3346239645.846482.163.3356338646.366481.643.3366437646.926481.083.3376436644.216483.793.3386535644.846483.163.3396634645.516482.493.3406733646.226481.783.3416832646.986481.023.3426931647.786480.223.343(最高档变速比)7030648.62648-0.623.3在此，输入侧的复合链轮5的齿数Tp及输出侧的复合链轮5的齿数Ts分别是最小为30，最大为70。另外，链条6的单位链节长度UC为6mm，链条6的链节数为108节。因此，实际链条长度Lr为648mm。另外，以作为伸长系数k使用1.0042，作为后述的规定长度α使用3.3mm(单位链节长度UC的0.55链节量的长度)为例进行说明。另外，这些各参数只要对应于周围的构成及要求规格等设定即可，可采用各种值。在以下的说明中，着眼于变速比从最低档变速比(输入侧的复合链轮5的齿数Tp为30，输出侧的复合链轮5的齿数Ts为70，对应于表1的STEPl)的状态向等速变速比(在此，输入侧及输出的复合链轮5、5的齿数Tp、Ts均为51)变更的情况说明复合链轮5、5的齿数的设定。连动机构60在各变速阶段(对应于表1及图10的各STEP)，若链条6的松弛比规定长度大，则将输入侧的复合链轮5的齿数Tp增大一个(以增加一齿的量进行一级扩径)的同时，将输出侧的复合链轮5的齿数Ts减小一个(以增加一齿的量进行一级缩径)。即，连动机构60使输入侧的复合链轮5的外接圆半径的扩径量和输出侧的复合链轮5的外接圆半径的缩径量相同。另一方面，连动机构60在各变速阶段，若链条6的松弛比规定长度大，则停止输出侧的复合链轮5的齿数Ts的缩径。换言之，若链条6的松弛比规定长度大，则连动机构60使输出侧的复合链轮5的外接圆半径的缩径量比输入侧的复合链轮5的外接圆半径的扩径量小。具体地，在满足下述式(4)时，即链条6的松弛为规定长度α以下时，使输入侧的复合链轮5的齿数Tp增大一个(Tp+1)且使输出侧的复合链轮5的齿数Ts减小一个(Ts－1)。另一方面，在不满足下述式(4)时，即链条6的松弛比规定长度α大时，输入侧的复合链轮5的齿数Tp增大一个为(Tp+1)且保持输出侧的复合链轮5的齿数Ts。[式4]Lr－Lg≤α…(4)这样，规定长度α作为判定链条6的松弛的阈值，预先由实验或按照经验设定。该规定长度α能够设定为比在运转本变速机构时可允许的链条6的最大的松弛向安全侧(伸张侧)接近规定余量的值。以下，参照表1及图10对各阶段的复合链轮5、5的齿数的设定进行说明。在将输入侧的复合链轮5的齿数Tp从30依次变更到35且将输出侧的复合链轮5的齿数Ts从70依次变更到65时(对应于STEP1～6)，比实际链条长度Lr与几何学的链条长度Lg之差(对应于链条6的松弛)比规定长度α小。因此，输入侧的复合链轮5的扩径量和输出侧的复合链轮5的缩径量相同接着，在将输入侧的复合链轮5的齿数Tp从35变更到36且将输出侧的复合链轮5的齿数Ts从65变更到64时(对应于STEP7)，比实际链条长度Lr与几何学的链条长度Lg之差(对应于松弛)比规定长度α大。因此，在变速比向下一阶段(对应于STEP8)的变更中，将输入侧的复合链轮5的齿数Tp从36向37变更并且将输出侧的复合链轮5的齿数Ts保持在64。接着，在将输入侧的复合链轮5的齿数Tp从37依次变更到41且将输出侧的复合链轮5的齿数Ts从64依次变更到60时(对应于STEP8～12)，实际链条长度Lr与几何学的链条长度Lg之差(对应于松弛)比规定长度α小，使扩径量和缩径量相同。接着，在将输入侧的复合链轮5的齿数Tp从41变更到42且将输出侧的复合链轮5的齿数Ts从60变更到59时(对应于STEP13)，实际链条长度Lr与几何学的链条长度Lg之差(对应于松弛)比规定长度α大。因此，在向下一阶段(对应于STEP14)的变速比的变更中，将输入侧的复合链轮5的齿数Tp从42向43变更并且将输出侧的复合链轮5的齿数Ts保持在59。接着，在将输入侧的复合链轮5的齿数Tp从43依次变更到51且将输出侧的复合链轮5的齿数Ts从59依次变更到51时(对应于STEP14～22)，实际链条长度Lr与几何学的链条长度Lg之差(对应于松弛)比规定长度α小，使扩径量和缩径量相同。另外，省略详细的说明，在将变速比从最高档变速比向等速变速比变更的情况下，替换了从上述的最低档变速比向等速变速比的变速比的变速中的输入侧的复合链轮5的齿数Tp和输出侧的复合链轮5的齿数Ts。〔1－1－9－3.盘的放射状槽〕连动机构60如表1及图10所示地，依次变更复合链轮5、5的齿数Tp、Ts。因此，连动机构60具有形成有固定放射状槽11a、11b、11c、12的固定盘10、形成有可动放射状槽19a、19b的可动盘19、相对旋转驱动机构30。在此说明的连动机构60通过跨越两组复合链轮5、5而设置的梅花扳手叉35使两组复合链轮5、5各自的扩径或缩径机械地连动，通过分别设定固定盘10的固定放射状槽11a、11b、11c、12的形状和可动盘19的可动放射状槽19a、19b的形状，如上述地变更复合链轮5、5的齿数TP、Ts。即，以固定放射状槽11a、11b、11c、12和可动放射状槽19a、19b的交叉部位通过可动盘19相对于固定盘10的相对旋转成为与复合链轮5、5的齿数Tp、Ts对应的径向位置的方式设定放射状槽11a、11b、11c、12、19a、19b的形状。以下，依次说明固定放射状槽11a、11b、11c、12和可动放射状槽19a、19b。〔1－1－9－3－1.固定放射状槽〕如图3所示，链轮用固定放射状槽11a、11b、11c除了配设部位之外分别同样地构成。因此，在以下的说明中，着眼于链轮用固定放射状槽11a进行说明。另外，在链轮用固定放射状槽11a的说明中，将固定小齿轮链轮21简称为小齿轮链轮21。在此，链轮用固定放射状槽11a形成为沿着固定盘10的径向θs的直线状。另外，杆用固定放射状槽12除了各自的配设部位不同之外，同样地构成。在此，杆用固定放射状槽12与上述的链轮用固定放射状槽11a同样地，形成为沿着固定盘10的径向的直线状。另外，杆用固定放射状槽12以在小齿轮链轮20(参照图1)位于任意的径向位置时，均使引导杆29等间隔地位于小齿轮链轮20间的方式，对应于链轮用固定放射状槽11a、11b、11c而配设。〔1－1－9－3－2.可动放射状槽〕如图4及图5所示，链轮用可动放射状槽19a除了配设部位之外分别同样地构成。该链轮用可动放射状槽19a分别与链轮用固定放射状槽11a、11b、11c交叉而设置，故而可动盘19相对于固定盘10的旋转相位和各复合链轮5中的小齿轮链轮20的径向位置与链轮用可动放射状槽19a的形状对应。在以下的说明中，着眼于与固定小齿轮链轮21对应的链轮用可动放射状槽19a进行说明。另外，在关于链轮用可动放射状槽19a及杆用可动放射状槽19b的说明中，将固定小齿轮链轮21简称为小齿轮链轮21。在此，对应于各变速阶段(对应于表1及图10的各STEP)的可动盘19相对于固定盘10的相对旋转角度相等地设定。另外，对应于各变速阶段的可动盘19的相对旋转角度既可以不相等，也可以使用对应于此的形状的链轮用可动放射状槽19a。链轮用可动放射状槽19a在与将输入侧的复合链轮5的齿数Tp增大一个的同时将输出侧的复合链轮5的齿数Ts减小一个的变速阶段对应的部位，随着朝向外周而相对于径向向周向(在此，相对于公转方向为相反方向)倾斜设置。如图4所示，例如，链轮用可动放射状槽19a的内周侧端部191相对于与该相位对应的径向θc倾斜。在此所说的径向θc与在内周侧端部191的相位上的轴中心通过的径向线的方向对应。另一方面，链轮用可动放射状槽19a在与保持复合链轮5、5的任一方的齿数T的变速阶段(对应于表1的STEP7～8、13～14、30～31、36～37)对应的部位，形成为沿着可动盘19的周向的形状、即保持与链轮用固定放射状槽11a的交叉部位的径向位置的形状。若着眼于输入侧的复合链轮5的链轮用可动放射状槽19a，则如图11所示，与保持齿数TP的变速阶段(对应于表1及图10的STEP30～31、36～37)对应的部位设定为沿着可动盘19的周向的形状，与其他的变速阶段对应的部位相对于径向向周向倾斜设置。另外，虽然省略图示，输出侧的复合链轮5中的链轮用可动放射状槽也同样地，与保持齿数Ts的变速阶段(对应于表1及图10的STEP7～8、13～14)对应的各部位设定为沿着可动盘19的周方向r1、r2的形状，与其他变速阶段对应的部位相对于径向向周向倾斜设置。这样，链轮用固定放射状槽11a、11b、11c和链轮用可动放射状槽19a形成为如下的形状，即，在将变速比向等速变速比变更的情况下，在相对于几何学的链条长度Lg的实际链条长度Lr比规定长度α大时，比输入侧的复合链轮5中的外接圆半径的扩径量更加减小输出侧的复合链轮5中的外接圆半径的缩径量，另外，若比规定长度α大，则形成为使输入侧的扩径量和输出侧的缩径量相同。如图4及图5所示，杆用可动放射状槽19b与上述的杆用固定放射状槽12交叉而设置，在这些交叉部位配设各杆支承轴29a。另外，各杆用可动放射状槽19b除了配设部位不同之外，相互同样地构成。杆用可动放射状槽19b与链轮用可动放射状槽19a同样地，在与将输入侧的复合链轮5的齿数Tp增大一个的同时将输出侧的复合链轮5的齿数Ts减小一个的变速阶段对应的部位，随着朝向外周而相对于径向向周向(在此相对于公转方向为相反方向)倾斜设置，在与保持复合链轮5、5的任一方的齿数T的变速阶段(对应于表1的STEP7～8、13～14、30～31、36～37)对应的部位，形成为沿着可动盘19的周向的形状、即保持与链轮用固定放射状槽11a的交叉部位的径向位置的形状。另外，在图4及图5中示例了，在链轮用固定放射状槽11a、11b、11c的相互之间设置六条杆用可动放射状槽19b，在同径向位置进行比较时，各杆用可动放射状槽19b相对于径向的倾斜角度随着朝向公转方向而增大。在此，杆用可动放射状槽19b以在小齿轮链轮20(参照图1)处于任意的径向位置时均使引导杆29等间隔地位于小齿轮链轮20之间的方式，对应于链轮用固定放射状槽11a、11b、11c而配设。其中，各杆用可动放射状槽19b可以使同径向位置上的相对于径向的倾斜角度相互相等地设定。这样，可动放射状槽19a、19b具有在与保持复合链轮5、5的任一方的齿数T的变速阶段对应的部位形成有台阶的带台阶的槽形状。〔1－2.链条〕接着，对链条6进行说明。如图12所示，被引导杆29引导的链条6设有与各小齿轮链轮21、22、23的齿轮的列数(在此为三列)对应的个数。在此，设有三条第一链条6A、第二链条6B及第三链条6C。这些链条6A、6B、6C以相位在动力传递方向上偏移的方式相互错开间距而卷挂在小齿轮链轮20上。在此，相互的间距错开1/3间距。与此对应，与各链条6A、6B、6C啮合的小齿轮链轮20的各齿21c、22c、23c(以下在不区别而进行表示时，称为“齿20c”)的相位也偏移配置。另外，链条6A、6B、6C除了配设间距之外同样地构成。另外，根据变速机构的传递扭矩而使用两根或四根以上的链条6，但在该情况下，优选将各链条的间距错开“1/链条的根数”的间距而设置。〔2.作用及效果〕本发明一实施方式的变速机构如上地构成，故而能够得到以下的作用及效果。在将变速比向等速变速比变更的情况下，连动机构60如下地动作。连动机构60在相对于几何学的链条长度Lg的实际链条长度Lr比规定长度α大时，使输出侧的复合链轮5的外接圆半径的缩径量比输入侧的复合链轮5的外接圆半径的扩径量小。因此，相对于几何学的链条长度Lg的实际链条长度Lr、即实际链条长度Lr与几何学的链条长度Lg之差比规定长度α大的话，通过使输出侧的外接圆半径的缩径量比输入侧的外接圆半径的扩径量小，能够抑制实际链条长度Lr与几何学的链条长度Lg之差的增大，并且抑制链条6的松弛。另外，在相对于几何学的链条长度Lg的实际链条长度Lr不比规定长度α大时，连动机构60使输入侧的扩径量和输出侧的缩径量相同。因此，在链条6不松弛或大致不松弛时等的实际链条长度Lr与几何学的链条长度Lg之差为规定长度α以下时，通过使输出侧的外接圆半径的缩径量与输入侧的外接圆半径的扩径量相同，能够抑制几何学的链条长度Lg的变化，并且抑制链条6的松弛。负荷实际链条长度Lr2由于设定得比最大几何学的链条长度Lgmax大，故而负荷实际链条长度Lr总是比最大几何学的链条长度Lgmax大，不会由于链条张紧而不能进行变速。实际链条长度Lr基于几何学的链条长度Lgmax和负荷实际链条长度Lr2中的伸长设定，故而与不考虑负荷实际链条长度Lr2的伸长相比，能够将实际链条长度Lr的设定范围扩大该伸长量。若复合链轮5、5的齿数Tp、Ts不为整数，则由上述外观上的齿和链条6的槽会产生相位偏移。对此，本变速机构中的复合链轮5、5各自的扩径或缩径以复合链轮5、5的齿数TP、Ts依次整数地变更的方式进行，故而能够抑制在复合链轮5与链条6之间的相位偏移。由此，能够良好地将链条6架设在复合链轮5上，能够顺畅地进行动力传递。另外，在变更变速比时、即变更复合链轮5、5的齿数TP、Ts时，上述的齿数TP、Ts暂时成为不为整数的状态，在TP、Ts的变更中产生链条6的相位偏移，但能够被上述的相位偏移允许动力传递机构及盘簧积极地吸收。其中，即使不装备这些机构，变速所需的时间(复合链轮5、5的齿数TP、Ts的变更时间)为瞬间，在松弛导致的链条6的脱落及噪音产生之前，变速完成，故而事际上，不成为问题。在这样地将复合链轮5、5的齿数TP、Ts依次整数地变更时，连动机构60在各变速阶段，若链条6的松弛比规定长度α大，则将输入侧的复合链轮5的齿数TP增大一个(一阶段扩径)的同时将输出侧的复合链轮5的齿数TS减小一个(一阶段缩径)，故而能够抑制几何学的链条长度Lg的变化，抑制链条6的松弛。另一方面，连动机构60在各变速阶段，若链条6的松弛比规定长度α大，则停止输出侧的复合链轮5的齿数TS的缩径，故而能够抑制实际链条长度Lr与几何学的链条长度Lg之差的增大，抑制链条6的松弛。链轮用固定放射状槽11a、11b、11c和链轮用可动放射状槽19a形成为如下的形状，即，在将变速比向等速变速比变更的情况下，在相对于几何学的链条长度Lg的实际链条长度Lr比规定长度α大时，使输出侧的复合链轮5的外接圆半径的缩径量比输入侧的复合链轮5的外接圆半径的扩径量小，另外，若相对于几何学的链条长度Lg的实际链条长度Lr不比规定长度α大，则使输入侧的扩径量和输出侧的缩径量相同，故而连动机构60能够经由小齿轮链轮20及引导杆29机械地抑制链条6的松弛。另外，连动机构60由于具有包括跨越两组复合链轮5、5而设置的梅花扳手叉35的相对旋转驱动机构30，故而能够使复合链轮5、5的齿数TP、TS机械地连动。这样，连动机构60能够不使用控制程序，使复合链轮5、5的齿数TP、TS机械地连动并且抑制链条6的松弛。由于链轮用固定放射状槽11a、11b、11c形成为沿着径向的直线状，故而在通过复合链轮5、5传递扭矩时，在将旋转轴1和旋转动力输入输出的固定盘10，在各小齿轮链轮21、22、23的支承轴21a、22a、23a通过而作用的反作用力(在此称为“扭矩反作用力”)沿着周向作用在链轮用固定放射状槽11a、11b、11c的壁部，能够抑制扭矩反力导致的小齿轮链轮21、22、23向径向的移动。另外，由于固定放射状槽11a、11b、11c、12形成为直线状，故而形成容易，能够抑制制造成本的上升。〔其他〕以上，对本发明的实施方式进行了说明，但本发明不限于上述的实施方式，能够在不脱离本发明主旨的范围进行各种变形而实施。上述一实施方式的各构成能够根据必要而取舍选择，也可以适当组合。实际链条长度Lr也可以不考虑链条6的伸长，基于几何学的链条长度Lg而设定。即，也可以设定为实际链条长度Lr比最大几何学的链条长度Lgmax大的构成中，单位链节长度UC乘以最小的偶数的长度。该情况下，链条6若不在动力传递时，则不伸长而卷挂在复合链轮5、5上，链条6的耐久性可提高。另外，在变更变速比时，不限于将复合链轮5、5的各齿数从整数向其他整数依次变更的情况，也可以为使复合链轮5、5缩径、扩径而无级地变速的变速机构。该情况下，与上述的一实施方式同样地，若链条6的松弛比规定长度大，则连动机构60使输出侧的复合链轮5的外接圆半径的缩径量比输入侧的复合链轮5的外接圆半径的扩径量小。此时的链轮用可动放射状槽19a不限于上述的带台阶的槽形状，在与链条6的松弛比规定长度大的变速阶段对应的径向位置，也可以形成为顺畅地连续的形状(在图11由双点划线示例一部分)。在上述一实施方式中，作为连动装置，表示了通过梅花扳手叉35使两组复合链轮5、5各自的扩径或缩径机械地连动的连动机构60，但也可以使用如下的连动装置。也可以在复合链轮5、5分别设置相对旋转驱动机构30，复合链轮5、5的外接圆半径分别个别地扩径或缩径。该情况下，变速机构具有表1及图10所示那样的预先设定有复合链轮5、5的齿数TP、TS的映像图，基于该映像图使各相对旋转驱动机构30对应的复合链轮5的外接圆半径扩径或缩径。即，也能够利用基于映像图控制各相对旋转驱动机构30的软件构成连动装置。另外，该情况下，链轮用可动放射状槽19a及杆用可动放射状槽19b无需形成为图4及图11所示那样的带台阶的形状，显然可以为单纯的曲线形状。当前第1页1 2 3