ITBG20010004A1

ITBG20010004A1 - FRICTION SPEED VARIATOR WITH FRICTION GENERATED BY A BOTTOM BODY OF INTERPOSITION BETWEEN ROTATING FLAT SURFACES WITH SLIGHTLY AXIS

Info

Publication number: ITBG20010004A1
Application number: IT2001BG000004A
Authority: IT
Inventors: Rolando Poeta
Original assignee: Rolando Poeta
Priority date: 2001-02-21
Filing date: 2001-02-21
Publication date: 2002-08-21
Also published as: WO2002066863A1; ITBG20010004A0

Description

DESCRIZIONE DESCRIPTION

Questa invenzione si riferisce ad un variatore meccanico di velocità ad attrito generato da un corpo bottiforme di interposizione tra superfici piane rotanti con assi leggermente inclinati. This invention refers to a mechanical friction speed variator generated by a barrel-like body for interposition between flat rotating surfaces with slightly inclined axes.

Come è noto, esistono dei variatori di velocità a rapporti continui basati sullo spostamento radiale di rulli cilindrici oziosi rispetto a dei piatti rotanti ad essi paralleli sfalsati. Per superare i limiti intrinseci di tali notori variatori, è stata precedentemente proposta brevettualmente dallo stesso inventore la soluzione di far operare una sfera su due piani rotanti leggermente obliqui e, tali, da creare un auto-incuneamento della sfera oziosa interposta tra essi. Tale soluzione si è rivelata insoddisfacente, per una molteplicità di gravi problemi tecnologici connessi con la sua produzione industriale. In particolare, si aveva che lo scorrimento di variazione dei rapporti non poteva avvenire sulla generatrice radiale teorica dei due piani rotanti. Ciò, a causa dei cedimenti elastici strutturali derivanti dalle enormi sollecitazioni assiali di esercizio, generate dal piccolo angolo di inclinazione tra i due piani rotanti necessario per creare l’auto-incuneamento della sfera. A seguito di ciò, infatti, si generavano delle forzecomponenti che spingevano la sfera a rotolare anche con un verso o centrifugo o centripeto, e quindi a variare il rapporto di trasmissione in un modo non voluto. Ciò imponeva di vincolare radialmente tale sfera e creare attrito di sfregamento su di essa, con grave compromissione della durata e del rendimento del variatore. Lo stesso contatto tra sfera e piatti inclinati risultava insufficientemente ampio, cosicché si producevano usure inaccettabili. In tale variatore di tecnica notoria, peraltro, le sole forze di autoincuneamento risultavano insufficienti nel caso di adozione di superfici di contatto molto dure. Nella citata soluzione notoria si aveva, inoltre, l’inconveniente della irreversibilità: la trasmissione era infatti consentita in un solo verso di rotazione, giacché nel verso contrario si realizzava un sollevamento che disimpegnava la sfera. Scopo della presente invenzione è quello di definire un variatore meccanico di velocità, mediante piatti rotanti sfalsati e obliqui, che possa avere un corpo rotolante ozioso di interposizione non soggetto a rotolamenti nel senso della radialità dei citati piatti, anche nel caso di strisciamenti di regolazione secondo traiettorie non diametrali. Altro scopo è quello di definire un variatore meccanico, come sopra, che possa avere un corpo rotolante ozioso di interposizione offrente una superficie di contatto con i piatti che sia maggiore di quella di una sfera, pur senza richiedere un allontanamento dei piatti rotanti. Altro scopo è quello di definire un variatore meccanico, come sopra, che possa avere un corpo rotolante precaricabile entro la canalizzazione offerta dalla obliquità dei due piatti rotanti, per determinare e/o maggiorare il richiesto effetto di auto-incuneamento, realizzante l’attrito necessario alla trasmissione del moto dal piatto conduttore al piatto condotto. Altro scopo è quello di definire un variatore meccanico, come sopra, che possa avere un corpo rotolante di minima massa, onde ridurre sia i pesi, sia le inerzie connesse con le variazioni del rapporto di trasmissione. Altro scopo è quello di definire un variatore meccanico, come sopra, che possa avere un corpo rotolante di forma idonea a creare un ulteriore effetto di auto-incuneamento a seguito delle sollecitazioni che tendessero a spostarlo nel senso della radialità dei piatti. Altro scopo è quello di definire un variatore meccanico, come sopra, che possa, almeno parzialmente, funzionare in entrambi i sensi di rotazione. Altro scopo è quello di definire un variatore meccanico, come sopra, che possa utilizzare un corpo rotolante di grande resistenza allo schiacciamento. As is known, there are speed variators with continuous ratios based on the radial displacement of idle cylindrical rollers with respect to rotating plates staggered parallel to them. In order to overcome the intrinsic limits of these well-known variators, the solution of having a sphere operate on two slightly oblique rotating planes, such as to create a self-wedging of the idle sphere interposed between them, has been previously proposed by the same inventor. This solution has proved unsatisfactory, due to a multiplicity of serious technological problems connected with its industrial production. In particular, it was found that the sliding of variation of the ratios could not take place on the theoretical radial generator of the two rotating planes. This is due to the structural elastic failures resulting from the enormous axial operating stresses generated by the small angle of inclination between the two rotating planes necessary to create the self-wedging of the sphere. As a result of this, in fact, component forces were generated that forced the sphere to roll even with a centrifugal or centripetal direction, and therefore to vary the transmission ratio in an unwanted way. This required to radially constrain this sphere and create rubbing friction on it, with serious compromise of the duration and efficiency of the variator. The same contact between the sphere and the inclined plates was insufficiently wide, so that unacceptable wear was produced. In this known technique variator, however, the self-wedging forces alone were insufficient in the case of adopting very hard contact surfaces. In the aforementioned well-known solution, there was also the drawback of irreversibility: the transmission was in fact allowed in only one direction of rotation, since in the opposite direction there was a lifting that disengaged the sphere. The purpose of the present invention is to define a mechanical speed variator, by means of staggered and oblique rotating plates, which can have an idle rolling body of interposition not subject to rolling in the direction of the radiality of the aforementioned plates, even in the case of adjustment sliding according to non-diametrical trajectories. Another object is to define a mechanical variator, as above, which can have an idle rolling body of interposition offering a contact surface with the plates that is greater than that of a sphere, without requiring a removal of the rotating plates. Another purpose is to define a mechanical variator, as above, which can have a pre-loadable rolling body within the channeling offered by the obliquity of the two rotating plates, to determine and / or increase the required self-wedging effect, realizing the necessary friction. to the transmission of motion from the conductor plate to the driven plate. Another purpose is to define a mechanical variator, as above, which can have a rolling body of minimum mass, in order to reduce both the weights and the inertias connected with the variations in the transmission ratio. Another purpose is to define a mechanical variator, as above, which can have a rolling body of a suitable shape to create a further self-wedging effect following the stresses that tend to move it in the direction of the radiality of the plates. Another object is to define a mechanical variator, as above, which can, at least partially, operate in both directions of rotation. Another purpose is to define a mechanical variator, as above, which can use a rolling body with great crushing resistance.

Questi ed altri scopo appariranno come raggiunti dalla lettura della descrizione dettagliata seguente, illustrante un variatore meccanico di velocità avente la particolarità di essere costituito da un corpo rotolante bottiforme ozioso interposto tra due superfici piane, motrice e condotta, rotanti con assi leggermente inclinati e giacenti su due piani geometrici paralleli, il corpo rotolante bottiforme ozioso appoggiando su di tali superfici e potendo strisciare a comando secondo due direttrici parallele di esse per collegare, con attrito di auto-incuneamento creato dalla citata inclinazione, periferie delle citate superfici piane rotanti secondo rapporti di trasmissione stabiliti dal rapporto tra le velocità periferiche dei punti delle due superfici posti a contatto del corpo rotolante bottiforme ozioso. L’invenzione è illustrata, a titolo puramente indicativo, ma non limitativo, nelle allegate tavole di disegno in cui: These and other objects will appear as achieved by reading the following detailed description, illustrating a mechanical speed variator having the particularity of being constituted by an idle barrel-shaped rolling body interposed between two flat surfaces, driving and driven, rotating with slightly inclined axes and lying on two parallel geometric planes, the barrel-shaped rolling body idle resting on these surfaces and being able to crawl on command according to two parallel directions of them to connect, with self-wedging friction created by the aforementioned inclination, peripheries of the aforementioned flat surfaces rotating according to transmission ratios established by the ratio between the peripheral speeds of the points of the two surfaces placed in contact with the idle barrel-shaped rolling body. The invention is illustrated, purely as an indication, but not limited to, in the attached drawing tables in which:

- le figg. 1 e 2 mostrano due viste perpendicolari delle sue parti concettuali costitutive; - figs. 1 and 2 show two perpendicular views of its constituent conceptual parts;

- la fig. 3 mostra il principio di funzionamento del corpo bottiforme ozioso; - fig. 3 shows the operating principle of the idle bottle-like body;

- la fig. 4 mostra in modo concettuale una struttura meccanica di supporto, rotolamento e traslazione del corpo bottiforme; - fig. 4 shows in a conceptual way a mechanical structure for supporting, rolling and translating the bottle-like body;

- la fig. 5 mostra un esempio costruttivo di variatore comprendente mezzi di comando del corpo bottiforme; - fig. 5 shows a constructive example of a variator comprising control means for the bottle-like body;

- la fig. 6 mostra, con vista perpendicolare rispetto a quella di fig. 5, un esempio costruttivo di variatore comprendente assi di ingresso e di uscita del moto tra essi paralleli; - fig. 6 shows, with a view perpendicular to that of fig. 5, a constructive example of a variator comprising motion input and output axes parallel to each other;

- la fig. 7 mostra, con vista perpendicolare rispetto a quelle delle figure 5 e 6 , un esempio costruttivo di variatore comprendente assi di ingresso e di uscita del moto tra essi perpendicolari. - fig. 7 shows, with a view perpendicular to those of Figures 5 and 6, a constructive example of a variator comprising motion input and output axes perpendicular to each other.

Con riferimento alle sopra citate figure 1 e 2, un primo piatto piano di uscita, o condotto, 1 gira secondo un verso indicato dalla freccia 2 attorno ad un asse 3; un secondo piatto piano di entrata, o motore o conduttore, 4 è dotato di un asse 5 leggermente obliquo giacente in un piano parallelo a quello contenente l'asse 3; in fig. 1 tali piani coincidono con gli assi 3 e 5, essendo perpendicolari al foglio del disegno. Tale obliquità rende leggermente convergenti piani 1A e 4A presenti sui piatti rotanti 1 e 4; tra tali piani 1A e 4A è presente pertanto un piccolissimo angolo a. In fig. 2 tale angolo è raffigurato esageratamente grande (60°) per consentire una più chiara visualizzazione delle parti; in realtà, invece, tale angolo a è di pochissimi gradi: per esempio, 5°. Il reale valore di tale angolo a dipende dalla natura dei materiali impiegati per la costruzione delle parti impegnate, dalla quale dipende il coefficiente di attrito sviluppabile sulle superfici piane 1A e 4A. li valore esatto di tale angolo a va dunque stabilito sperimentalmente, in ragione delle finalità da raggiungere: più il coefficiente di attrito dei materiali impegnati a trasmettere il moto è elevato, più tale angolo a può essere grande. Per meglio comprendere concettualmente il ruolo fondamentale svolto da tale angolo a va detto che, a parità di tipo di superfici impegnate nella trasmissione del moto, esso crea un attrito che è tanto più grande quanto più esso angolo è piccolo. Tale capacità di attrito deriva da un “effettocuneo", creato da componenti assiali (riferite agli assi di rotazione 3, 5 dei piatti); più sono rilevanti, tuttavia, più tali componenti assiali assoggettano ad usura le parti impegnate. Tra i citati piani 1A e 4A è interposto un corpo rotolante 6 con superficie a forma di botte. Esso viene mantenuto a contatto di tali piani 1A e 4A da forze ottenibili in vari modi: per esempio, dal proprio peso e/o da apposite molle di precarico agenti su un suo albero di supporto. Tale corpo rotolante 6, essendo ozioso, non ha limitazioni concettuali al suo diametro; pertanto, esso potrebbe essere anche più grande, dei due piani 1A e 4A con cui coopera, in modo da creare una zona di contatto reale molto estesa (pur essendo teoricamente puntiforme). A seconda dell’impiego a cui è destinato il variatore, tale corpo rotolante 6 può essere realizzato in qualsiasi materiale: acciaio, vetro, ceramica, gomma, materiali sinterizzati, oppure del tipo a grande attrito impiegato per i freni e la frizione dei veicoli. Va infatti ricordato che tale variatore funziona per attrito e che, pertanto, i suoi materiali costruttivi possono essere tutti quelli capaci di realizzare l’attrito massimo, compatibilmente con le altre esigenze meccaniche e tecnologiche richieste dal suo funzionamento. Ciò vale evidentemente anche per i piani 1A e 4A dei piatti cooperanti con il corpo rotolante bottiforme 6. Siccome gli assi 3 e 5 sono posti su piani paralleli, i piani 1A e 4A dei piatti 1 e 4 creano una specie di canale entro cui, una ipotetica sfera, potrebbe rotolare secondo generatrici parallele di contatto Z1 e Z2 (fig. 1). Da quanto detto si può capire che, quando il piatto 4 gira secondo un verso 8, il corpo rotolante bottiforme 6, appoggiando su di esso con una eccentricità 16 (indicata in fig. 1 con una piccolissima parentesi graffa) di un suo piano di contatto 19, riceve per attrito un movimento 7; tale movimento, pur essendo circolare, è indicato in fig. 1 mediante una freccia che è diritta, in quanto immaginata posta al di sopra del corpo bottiforme 6. A sua volta, detto corpo rotolante bottiforme 6 cede il suo moto al piatto condotto 1 , assoggettandolo a ruotare per attrito nel verso U (fig. 2). Tale attrito è proporzionale alla resistenza torsionale, o reazione, offerta dal piatto condotto 1. Una coppia motrice di ingresso 9 dispone di una forza 10 (raffigurata con linea tratteggiata perché riferita al lato posteriore, non in vista, del bordo del piatto 4, fig. 2 che è inversamente proporzionale al raggio della circonferenza del piatto su cui rotola il corpo bottiforme 6. Tale generica forza 10 viene trasmessa al corpo rotolante bottiforme 6, e su di questo è indicata con 11 o 11'. Per comprendere la correttezza dei versi illustrati dalle frecce, si noti che una parte anteriore 4B (fig. 1) del piatto 4 è impegnata con una parte 1 B dell’altro piatto 1 che è posteriore (relativamente al passaggio “ a cascata" del moto dall'asse 5 all'asse 3). In base a ciò si ha che la forza 10 trascina il corpo bottiforme 6 verso un fondo 12 (fig. 2) del canale a fianchi obliqui (attuato dalla obliquità tra i due piani convergenti 1A e 4A) quanto più il corpo bottiforme 6 si oppone alla rotazione impostagli dalla forza 10. La spinta, incuneante o incastrante, esercitata dal piatto motore 4 su tale corpo bottiforme 6, dunque, aumenta quanto più il primo piatto condotto 1 ostacola la rotazione di tale corpo, perché ciò aumenta le forze di contatto e quindi l’attrito di trasmissione generato da esse. Se la velocità periferica del punto di contatto sul piatto 1 superasse invece la velocità periferica del corpo bottiforme 6, allora tale corpo subirebbe delle spinte tendenti a sollevarlo dal suo “canale", preposto a consentirgli lo scorrimento variatore del rapporto di trasmissione. Ciò gli impedirebbe, proporzionalmente, di trasmettere il movimento o momento motore ricevuto. Le modalità di attuare un qualsiasi rapporto di trasmissione tra un albero motore 4D ed un albero condotto 1 D sono deducibili dalla fig. 1 . In tale figura si vede come il corpo bottiforme 6 appoggi o prema sui due piani 4A e 1A dei piatti in due punti di contatto 14 e 15. Il punto di contatto 14 è dotato, rispetto all’asse di rotazione 5 del piatto 4, della citata eccentricità 16; tale eccentricità costituisce lo stesso raggio, o braccio, con cui si esprime una coppia motrice 9', giacché è da tale raggio che deriva la velocità periferica del punto di contatto 14. Tale velocità periferica viene trasmessa per attrito (contatto frizionante) al corpo bottiforme 6, che ruota attorno ad un asse 17; questo asse è perpendicolare ai piani geometrici di contenimento degli assi 3 e 5, attorno ai quali ruotano rispettivamente il piatto condotto 1 ed il piatto motore 4. Il punto di contatto 14 appartiene sia al piatto rotante 4, sia al corpo bottiforme 6, cosicché esso corpo 6 acquisisce la velocità periferica 7 generata dalla eccentricità 16. Tale velocità periferica attorno all’asse 17 è poi comune anche al punto di contatto 15, che esso corpo bottiforme 6 stabilisce rispetto al piatto condotto 1 ; consegue da ciò che, detta velocità periferica 7, diventa comune anche al punto 15 del piatto 1 , ruotante attorno all’asse 3 con una eccentricità 18. Siccome tale eccentricità 18 (indicata con parentesi graffa) è maggiore della eccentricità 16, tale velocità periferica, imposta dal corpo bottifome 6 al punto 15 del piatto 1 , crea una velocità angolare di tale piatto 1 che è minore di quella con cui gira il piatto motore 4. Qualora il corpo bottiforme 6 venisse posizionato in una zona più vicina all'asse 3 e più lontana dall'asse 5, si avrebbe proporzionalmente un aumento della velocità angolare del piatto condotto 1. Da quanto finora detto si può dunque comprendere che, basta spostare il corpo bottiforme 6 nella direzione dell’asse 17 per cambiare, anche di entità infinitesime, il rapporto di trasmissione tra un albero di ingresso (o motore) 4D ed un albero di uscita (o condotto o utilizzatore) 1 D. With reference to the aforementioned figures 1 and 2, a first flat outlet plate, or duct, 1 rotates in a direction indicated by the arrow 2 around an axis 3; a second flat input plate, or motor or conductor, 4 is provided with a slightly oblique axis 5 lying in a plane parallel to that containing the axis 3; in fig. 1 these planes coincide with the axes 3 and 5, being perpendicular to the drawing sheet. This obliquity makes planes 1A and 4A present on the turntables 1 and 4 slightly convergent; between these planes 1A and 4A there is therefore a very small angle a. In fig. 2 this angle is shown exaggeratedly large (60 °) to allow a clearer visualization of the parts; in reality, however, this angle a is very few degrees: for example, 5 °. The real value of this angle a depends on the nature of the materials used for the construction of the engaged parts, on which depends the coefficient of friction that can be developed on the flat surfaces 1A and 4A. The exact value of this angle a must therefore be established experimentally, on the basis of the purposes to be achieved: the higher the coefficient of friction of the materials involved in transmitting motion is high, the greater this angle a can be. To better understand conceptually the fundamental role played by this angle a, it must be said that, for the same type of surfaces engaged in the transmission of motion, it creates a friction which is greater the smaller the angle is. This frictional capacity derives from a "wedge effect", created by axial components (referring to the rotation axes 3, 5 of the plates); the more significant they are, however, the more these axial components subject the engaged parts to wear. Among the aforementioned planes 1A and 4A a rolling body 6 with a barrel-shaped surface is interposed. It is kept in contact with these planes 1A and 4A by forces obtainable in various ways: for example, by its own weight and / or by special preload springs acting on a its supporting shaft. This rolling body 6, being idle, has no conceptual limitations to its diameter; therefore, it could be even larger than the two planes 1A and 4A with which it cooperates, so as to create a very real contact area. extended (although theoretically point-like). Depending on the use for which the variator is intended, this rolling body 6 can be made of any material: steel, glass, ceramic, rubber, sintered materials, or of the type with large rite used for the brakes and the clutch of vehicles. It should in fact be remembered that this variator works by friction and that, therefore, its construction materials can be all those capable of achieving maximum friction, compatibly with the other mechanical and technological requirements required for its operation. This obviously also applies to the planes 1A and 4A of the plates cooperating with the barrel-shaped rolling body 6. Since the axes 3 and 5 are placed on parallel planes, the planes 1A and 4A of the plates 1 and 4 create a kind of channel within which, a hypothetical sphere could roll according to parallel generatrices of contact Z1 and Z2 (fig. 1). From what has been said it can be understood that, when the plate 4 turns according to a direction 8, the barrel-shaped rolling body 6, resting on it with an eccentricity 16 (indicated in fig. 1 with a very small brace) of one of its contact surfaces 19, receives a movement 7 by friction; this movement, although circular, is indicated in fig. 1 by means of an arrow which is straight, since it is imagined placed above the barrel-shaped body 6. In turn, said rolling barrel-shaped body 6 transfers its motion to the duct plate 1, subjecting it to rotate by friction in the U direction (fig. 2 ). This friction is proportional to the torsional resistance, or reaction, offered by the driven plate 1. An input drive torque 9 has a force 10 (shown with dashed line because it refers to the rear side, not in view, of the plate 4 edge, fig. . 2 which is inversely proportional to the radius of the circumference of the plate on which the barrel-shaped body rolls 6. This generic force 10 is transmitted to the barrel-shaped rolling body 6, and on this it is indicated with 11 or 11 '. To understand the correctness of the verses illustrated by the arrows, it should be noted that a front part 4B (fig. 1) of the plate 4 is engaged with a part 1 B of the other plate 1 which is rear (relative to the "cascade" passage of the motion from axis 5 to axis 3). On the basis of this, the force 10 drags the barrel-shaped body 6 towards a bottom 12 (fig. 2) of the channel with oblique sides (implemented by the obliquity between the two converging planes 1A and 4A) as much as the body bottiforme 6 opposes the rotation ion imposed on it by the force 10. The thrust, wedging or interlocking, exerted by the motor plate 4 on this barrel-shaped body 6, therefore, increases the more the first conduit plate 1 hinders the rotation of this body, because this increases the contact forces and therefore the transmission friction generated by them. If the peripheral speed of the contact point on the plate 1 instead exceeds the peripheral speed of the bottle-shaped body 6, then this body would undergo thrusts tending to lift it from its "channel", designed to allow it to slide the gear ratio variator. This would prevent it from sliding. proportionally to transmit the motion or motor moment received. The modalities of implementing any transmission ratio between a drive shaft 4D and a driven shaft 1 D can be deduced from Fig. 1. or press on the two planes 4A and 1A of the plates in two contact points 14 and 15. The contact point 14 is equipped, with respect to the rotation axis 5 of the plate 4, with the aforementioned eccentricity 16; this eccentricity constitutes the same radius, or arm, with which a driving torque 9 'is expressed, since it is from this radius that the peripheral speed of the contact point 14 derives. rite (frictional contact) to the bottle-like body 6, which rotates around an axis 17; this axis is perpendicular to the geometric containment planes of the axes 3 and 5, around which the driven plate 1 and the drive plate 4 respectively rotate. The contact point 14 belongs both to the rotating plate 4 and to the barrel body 6, so that it body 6 acquires the peripheral speed 7 generated by the eccentricity 16. Said peripheral speed around the axis 17 is then also common to the contact point 15, which this bottle-like body 6 establishes with respect to the duct plate 1; it follows from what, said peripheral speed 7, also becomes common to the point 15 of the plate 1, rotating around the axis 3 with an eccentricity 18. Since this eccentricity 18 (indicated with a brace) is greater than the eccentricity 16, this peripheral speed , imposed by the barrel body 6 at point 15 of the plate 1, creates an angular speed of this plate 1 which is less than that with which the motor plate 4 rotates. Should the barrel body 6 be positioned in an area closer to the axis 3 and further away from axis 5, there would be a proportionally increase in the angular velocity of the duct plate 1. From what has been said so far, it can therefore be understood that, it is sufficient to move the barrel body 6 in the direction of axis 17 to change, even by infinitesimal amounts , the transmission ratio between an input shaft (or motor) 4D and an output shaft (or driven or user) 1 D.

Con riferimento alla fig. 3, si può comprendere il funzionamento del corpo bottiforme 6. Tale corpo è interposto tra il piatto 1 ed il piatto 4, tra loro sfalsati mediante piani paralleli contenenti gli assi 3 e 5. Ciò, allo scopo di appoggiare su di essi in un punto delle loro generatrici diametrali Z1 e Z2; ipotizzando che la fig. 3 sia una vista dall’alto, tali generatrici sono orizzontali. In questo modo, il contatto avviene mediante un diametro 6D, del corpo bottiforme 6 , che è anche espressivo della distanza tra i piani operativi 1A e 4A dei piatti 1 e 4; ovvero, della distanza tra le citate generatrici diametrali parallele Z1 e Z2. In base ai principi già espressi ed osservando la fig. 3 si ha che, nell’ipotesi che il piatto 4 giri in un verso 90 (creante un verso 20 sull’altro piatto) il corpo bottiforme 6 è soggetto a variare la sua posizione di incuneamento fra le due superfici piane oblique dei due piatti per effetto delle variazioni di resistenza offerte dal piatto rotante 1. Tale corpo bottiforme 6 è cioè soggetto a realizzare il contatto su altre generatrici Z3, Z4 non più diametrali; nel disegno, la distanza di tali generatrici dalla teorica generatrice diametrale Z1 è stata esagerata per offrire una maggiore chiarezza. A ciò consegue che, il corpo bottiforme 6 non gira più con una velocità periferica orientata perpendicolarmente come espresso dalla freccia 6F, bensì tende a girare secondo un verso 6H, creato da componenti centripete o centrifughe rispetto agli assi 3 e 5. Si ha cioè che il corpo bottiforme 6 non girerebbe più secondo un asse K parallelo a Z1 e Z2, bensì secondo un asse obliquo conseguente a tendenze rotatorie attorno ad un asse passante per un centro R. Se un profilo S del corpo bottiforme fosse concentrico a R (ovvero se fosse sferico), tale fenomeno dell’obliquità di 6H farebbe rotolare tale sfera nel senso centripeto o centrifugo dei due piatti rotanti 1 e 4, cambiando in tal modo il rapporto di trasmissione. Il profilo S ha invece un raggio di curvatura M molto maggiore (come il tipico profilo delle botti, appunto) e, ciò, impedisce al corpo bottiforme 6 di rotolare attorno al suo centro R. Tale impedimento si verifica anche nell'ipotesi che il corpo bottiforme 6 avesse i suoi punti di contatto su generatrici non diametrali, quali sono le citate generatrici Z3 e Z4.Una qualsiasi sua rotazione attorno al suo centro R lo farebbe impegnare sui piani 1A e 4A dei piatti 1 e 4 con suoi punti che non sono quelli a distanza minima ed uguale al suo diametro massimo 6D, bensì come quelli che sarebbero conseguenti ad una diagonale qualsiasi 6E che attraversi la forma a botte. La maggiore lunghezza di 6E, rispetto al massimo diametro 6D della forma a botte, crea una spinta tendente ad allontanare assialmente i due piatti 1 e 4; siccome però tali piatti sono fissi, essi oppongono una reazione assiale proporzionale, la quale si traduce in un aumento dell’attrito utile sul corpo rotolante bottiforme 6 interposto. Ovvero, a seguito dell'incuneamento per effetto della reazione offerta dal piatto condotto 1 , si genera un ulteriore incuneamento dovuto alla tendenza ad una rotazione trasversale del corpo bottiforme 6 secondo un asse passante per il centro R (in fig. 3 tale asse è perpendicolare al foglio del disegno). Confrontando la fig. With reference to fig. 3, it is possible to understand the functioning of the barrel-shaped body 6. This body is interposed between the plate 1 and the plate 4, offset from each other by parallel planes containing the axes 3 and 5. This, in order to rest on them at a point of their diametrical generatrices Z1 and Z2; assuming that fig. 3 is a top view, these generators are horizontal. In this way, the contact takes place by means of a diameter 6D, of the bottle-like body 6, which is also expressive of the distance between the operating planes 1A and 4A of the plates 1 and 4; that is, of the distance between the aforementioned parallel diametric generatrices Z1 and Z2. On the basis of the principles already expressed and observing fig. 3 we have that, in the hypothesis that the plate 4 turns in one direction 90 (creating a direction 20 on the other plate) the barrel-shaped body 6 is subject to vary its wedging position between the two oblique flat surfaces of the two plates to effect of the variations in resistance offered by the rotating plate 1. Said bottle-like body 6 is therefore subject to making contact on other generators Z3, Z4 no longer diametrical; in the drawing, the distance of these generatrices from the theoretical diametrical generator Z1 has been exaggerated to offer greater clarity. As a result, the barrel-shaped body 6 no longer rotates with a peripheral speed oriented perpendicularly as expressed by the arrow 6F, but tends to rotate according to a direction 6H, created by centripetal or centrifugal components with respect to the axes 3 and 5. We have that the bottle-shaped body 6 would no longer rotate according to an axis K parallel to Z1 and Z2, but according to an oblique axis consequent to rotational tendencies around an axis passing through a center R. If a profile S of the bottle-shaped body were concentric to R (i.e. if were spherical), this phenomenon of the obliquity of 6H would make this sphere roll in the centripetal or centrifugal direction of the two rotating plates 1 and 4, thus changing the transmission ratio. The profile S, on the other hand, has a much greater radius of curvature M (like the typical profile of barrels, in fact) and, this prevents the barrel-shaped body 6 from rolling around its center R. This impediment also occurs in the hypothesis that the body bottiforme 6 had its contact points on non-diametrical generators, such as the aforementioned generators Z3 and Z4. Any rotation around its center R would make it engage on the planes 1A and 4A of plates 1 and 4 with its points that are not those at a minimum distance and equal to its maximum diameter 6D, but as those that would be consequent to any diagonal 6E that crosses the barrel shape. The greater length of 6E, with respect to the maximum diameter 6D of the barrel shape, creates a thrust tending to axially move the two plates 1 and 4 apart; however, since these plates are fixed, they oppose a proportional axial reaction, which results in an increase in useful friction on the interposed barrel-shaped rolling body 6. That is, following the wedging due to the reaction offered by the duct plate 1, a further wedging is generated due to the tendency to a transverse rotation of the barrel body 6 along an axis passing through the center R (in fig. 3 this axis is perpendicular to the drawing sheet). Comparing fig.

1 con la analoga fig. 3, si può notare che i versi di rotazione, espressi rispettivamente dalle frecce 9, 2 e 90, 20 sono di senso contrario: ciò, per far capire che essi dipendono dal verso “a cascata" seguito dalla trasmissione del moto e che deve sempre creare incuneamento del corpo bottiforme 6 tra i due piatti 1 e 4. Da un punto di vista costruttivo, il citato corpo bottiforme 6 trova un esempio nella fig. 4, dove i due piatti 1 e 4 sono sezionati diametralmente (come in fig. 6) ed appaiono pertanto con le loro superfici piane 1A e 4A come se fossero parallele, mentre in effetti sono oblique (vedasi figg. 1 e 2). Da tale figura si può vedere che esso è costituito da un cuscinetto orientabile 19 con doppia corona di sfere. Tale corpo rotolante 6 si differenzia dai normali cuscinetti orientabili per il fatto che la sua superficie esterna S è bottiforme, ovvero con raggio M1 maggiore del raggio 6d, seppure con centri posti sullo stesso piano mediano 6D'. Questa “versione cuscinetto" del corpo bottiforme 6 offre il vantaggio di poterlo muovere a realizzare una variazione dei rapporti di trasmissione avvalendosi di mezzi volventi: è infatti sufficiente spostare assialmente un albero T torsionalmente non sollecitato (ovvero non girevole sul proprio asse). Tale versione offre inoltre il grande vantaggio di poter liberamente precaricare il corpo bottiforme 6 spingendolo nel “canale" presente tra le superfici piane oblique 1A e 4A dei due piatti 1 e 4 con una qualsiasi forza P (fig. 2). Tale precarico può infatti essere facilmente fornito secondo tecniche usuali, come per esempio quelle espresse dalla fig. 5. In tale figura , una scatola 37 di contenimento degli organi del variatore è formata da pareti 38A, 38B, 38C, 38C. In fig. 6 sono indicate due restanti pareti 38E, 38F per meglio comprendere la struttura parallelepipeda della citata scatola 37 e la dislocazione reciproca dei vari organi interni. Tali pareti sono rappresentate a fini puramente concettuali, giacché la loro realizzazione ed unione può avvenire secondo una pluralità di soluzioni progettuali notorie. Va tuttavia rilevato che i rilevanti spessori di esse sono indicativi della necessità di avere deformazioni minime, al fine di poter far scorrere il corpo rotolante bottiforme secondo una generatrice che sia il più possibile coincidente con Z1 (fig. 3). 1 with the analogous fig. 3, it can be noted that the directions of rotation, expressed respectively by the arrows 9, 2 and 90, 20 are in the opposite direction: this, to make it clear that they depend on the "cascade" direction followed by the transmission of motion and that it must always create wedging of the barrel-shaped body 6 between the two plates 1 and 4. From a constructive point of view, the aforementioned barrel-shaped body 6 finds an example in fig. 4, where the two plates 1 and 4 are diametrically sectioned (as in fig. 6 ) and therefore appear with their flat surfaces 1A and 4A as if they were parallel, while in fact they are oblique (see figs. 1 and 2). From this figure it can be seen that it consists of an adjustable bearing 19 with double crown of spheres. This rolling body 6 differs from normal orientable bearings in that its outer surface S is barrel-shaped, that is with radius M1 greater than radius 6d, albeit with centers placed on the same median plane 6D '. This "bearing version" of the barrel-shaped body 6 it offers the advantage of being able to move it to realize a variation of the transmission ratios using rolling means: it is in fact sufficient to axially move a shaft T torsionally not stressed (ie not rotating on its own axis). This version also offers the great advantage of being able to freely preload the barrel-shaped body 6 by pushing it into the "channel" present between the flat oblique surfaces 1A and 4A of the two plates 1 and 4 with any force P (fig. 2). be easily supplied according to usual techniques, such as for example those expressed in Fig. 5. In this figure, a box 37 for containing the variator members is formed by walls 38A, 38B, 38C, 38C. In Fig. 6 two remaining ones are indicated walls 38E, 38F to better understand the parallelepiped structure of the aforementioned box 37 and the mutual dislocation of the various internal organs. These walls are represented for purely conceptual purposes, since their realization and union can take place according to a plurality of well-known design solutions. found that their considerable thicknesses are indicative of the need to have minimal deformations, in order to be able to slide the barrel-shaped rolling body according to a generator that coincides as much as possible with Z1 (fig. 3).

Dalla fig. 5 rileviamo che il corpo rotante bottiforme 6 è supportato da un albero di manovra 24 ed è assialmente vincolato su di esso; in tal modo, spostando assialmente l'albero 24 secondo versi 39A oppure 39B (fig. 4) si cambia il rapporto di trasmissione del variatore. Tali spostamenti devono essere graduali per evitare strisciamenti causati dalle inerzie, specialmente in accelerazione. Nelle fasi di decelerazione il corpo rotolante tende spontaneamente a disimpegnarsi, cosi il suo mantenimento in una condizione di presa sui due piatti 1 e 4 dipende dal precarico con cui lo si fa operare. La citata gradualità è ottenibile con un comando a vite che, per la sua irreversibilità, consente di mantenere posizionato il corpo rotolante 6 secondo il rapporto di trasmissione voluto. Detto comando è realizzato dotando l’albero di manovra 24 di spianature parallele 23, specificate in 23A e 23B, che strisciano in facce piane coniugate 40A, 40B costitutive di un foro nella parete 38B. L’albero di manovra 24 porta ad una sua estremità una vite 22 impegnata all’interno di una madrevite 21 ; detta madrevite è girevole su un cuscinetto 41 al quale è vincolata assialmente. Il cuscinetto 41 è alloggiato entro una piastra parallelepipeda 42 scorrevole in una sua sede 43. Al di sopra di tale piastra grava la spinta di una molla 44 precaricata mediante una vite 45 impegnata su una parete ausiliaria 46 della scatola di contenimento 37. In un'altra estremità 47, l’albero di manovra 24 è dotato di ulteriori spianature 48 analoghe a quelle 23; tali spianature strisciano tuttavia non in una parete fissa, bensì in una seconda parellelepipeda piastra 49 scorrevole tra due pareti parallele 50. Sulla sommità di tale seconda piastra 49 grava l’azione di una molla 51 precaricata da una vite 52 impegnata su una parete ausiliaria 53. Tale seconda piastra 49 striscia tra due pareti parallele 54 e 55 dotate di fori 56 e 57 preposti a consentire piccole escursioni verticali (guardando la figura 5). La posizione delle due piastre 42 e 49 è stabilita dall’appoggio del corpo rotolante bottiforme 6 sulle generatrici Z1 presenti sui due piatti 1 e 4. In figura 5 si può notare come la zona inferiore del piatto 1 sia disegnata con una doppia linea espressiva di un bordo visibile per effetto della inclinazione del piatto; l’altro piatto 4 è invece raffigurato con linea sottile perché esso è posto a monte della sezione e perciò non è in vista. Nelle figure 5 e 7, il corpo rotolante 6 è posizionato in una condizione di “folle"; vediamo infatti che la sua mezzeria 6D coincide con l’asse 5 e riceve pertanto dal piatto 4 una velocità periferica nulla. Per evitare che in tale posizione di folle si mantenga un inutile contatto tra il piatto rotante 4 ed il corpo 6 non rotolante, l’albero di manovra 24 è dotato di un piano inclinato 58 che, impegnandosi su un riscontro 59 presente sulla parete 38D, determina il suo sollevamento all’interno del foro 56, vincendo l'azione antagonista della molla 51 (in modo principale) e della molla 44 (in modo marginale). In tal modo, il corpo rotolante 6 non è più a contatto dei due piatti 1 e 4; il contatto verrà automaticamente ripristinato appena l'albero 24 verrà spostato nel verso 39A per creare il disimpegno del piano inclinato 58; proseguendo in tale verso il corpo rotolante bottiforme ozioso 6 imprimerà al piatto condotto 1 una velocità progressivamente maggiore. From fig. 5 we note that the barrel-shaped rotating body 6 is supported by an operating shaft 24 and is axially constrained thereon; in this way, by axially moving the shaft 24 according to verses 39A or 39B (Fig. 4) the transmission ratio of the variator is changed. These displacements must be gradual to avoid sliding caused by inertia, especially during acceleration. In the deceleration phases the rolling body tends spontaneously to disengage, thus its maintenance in a gripping condition on the two plates 1 and 4 depends on the preload with which it is operated. The aforementioned graduality can be obtained with a screw control which, due to its irreversibility, allows the rolling body 6 to be kept positioned according to the desired transmission ratio. Said command is achieved by equipping the operating shaft 24 with parallel faces 23, specified in 23A and 23B, which slide in conjugate flat faces 40A, 40B constituting a hole in the wall 38B. The operating shaft 24 carries at one end a screw 22 engaged inside a nut screw 21; said nut screw rotates on a bearing 41 to which it is axially constrained. The bearing 41 is housed within a parallelepiped plate 42 sliding in its seat 43. Above this plate the thrust of a spring 44 pre-loaded by means of a screw 45 engaged on an auxiliary wall 46 of the containment box 37 weighs. at the other end 47, the operating shaft 24 is provided with further flattening 48 similar to those 23; however, these flattening slides not in a fixed wall, but in a second parallel epipedal plate 49 sliding between two parallel walls 50. On the top of this second plate 49 the action of a spring 51 pre-loaded by a screw 52 engaged on an auxiliary wall 53 is applied. This second plate 49 slides between two parallel walls 54 and 55 provided with holes 56 and 57 designed to allow small vertical excursions (looking at Figure 5). The position of the two plates 42 and 49 is established by the support of the barrel-shaped rolling body 6 on the generatrices Z1 present on the two plates 1 and 4. In figure 5 it can be seen how the lower area of the plate 1 is drawn with a double expressive line of a visible edge due to the inclination of the plate; the other plate 4 is instead depicted with a thin line because it is placed upstream of the section and therefore is not in view. In figures 5 and 7, the rolling body 6 is positioned in a "neutral" condition; in fact we see that its center line 6D coincides with the axis 5 and therefore receives a zero peripheral speed from the plate 4. idle contact is maintained between the rotating plate 4 and the non-rolling body 6, the operating shaft 24 is equipped with an inclined plane 58 which, engaging on a stop 59 present on the wall 38D, causes its lifting to the inside hole 56, overcoming the antagonistic action of spring 51 (principally) and spring 44 (marginally). In this way, the rolling body 6 is no longer in contact with the two plates 1 and 4; the contact it will be automatically reset as soon as the shaft 24 is moved in the direction 39A to create the disengagement of the inclined plane 58; continuing in this direction the idle barrel-shaped rolling body 6 will impart a progressively greater speed to the driven plate 1.

In fig. 4, il corpo bottiforme 6 è associato ad un cuscinetto volvente orientabile a sfere; tale soluzione realizza in modo ideale l’effetto di ulteriore incuneamento secondario derivante dall’intraversamento della forma a botte del citato corpo rotolante 6. Per realizzare tale incuneamento secondario, tuttavia, potrebbero essere sufficienti angoli di intraversamento minimi, anche di frazioni di grado. Tali angoli minimi potrebbero pertanto essere tratti da usuali giochi di cuscinetti 25 e/o da deformazioni elastiche flessionali subite da un albero di manovra 24 su cui sono montati. Detti cuscinetti 25, specificabili in 25A, 25B, sono di tipo radiale rigido a sfere e sono presenti ai lati del corpo rotolante bottiforme 6 per consentire in questo la presenza di un massiccio anello interno 27, finalizzato a fornire la massima resistenza allo schiacciamento al corpo rotolante bottiforme proprio nel piano mediano 6D, dove agiscono le forze assiali generanti l’attrito di trasmissione del moto. Tali forze sono particolarmente rilevanti ma, nonostante ciò, esse devono creare deformazioni o cedimenti strutturali che siano di entità minima. A tale scopo, come illustrato dalle figure 6 e 7, il supporto di tali forze è affidato a grossi cuscinetti assiali 28 a sfere, posti al di sotto dei bordi dei due piatti rotanti 1 , 4 ed assistiti da cuscinetti radiali rigidi 26. Per isolare la zona in cui operano tali cuscinetti, richiedenti ovviamente lubrificazione, dalla zona in cui opera il corpo rotolante bottiforme 6, sono presenti usuali anelli di tenuta 29, 29A, di vario tipo, striscianti sui bordi cilindrici dei piatti 1 e 4. Come già illustrato, tali piatti 1 e 4 ruotano su loro assi 3 e 5 che sono inclinati di un piccolo angolo a. Qualora certe particolari applicazioni del variatore richiedessero parallelismo ai suoi assi di ingresso e di uscita, l’invenzione qui presentata consentirebbe di risolvere il problema nel modo illustrato dalla fig. 6. Detto modo consiste nel servire la movimentazione dei due piatti 1 e 4 mediante due coppie coniche 31-32 e 33-34; in questo modo si ottengono, infatti, degli alberi di ingresso o di uscita del moto 35, 36 che sono perfettamente paralleli, nonostante l’obliquità degli assi 3 e 5. In figura 6 la corona dentata 34, costitutiva della citata coppia conica, è disegnata con linea sottile per indicare, con ciò, che essa è “a monte” del piano di sezione DEFG, e perciò non in vista. La corona 32, ha la sua dentatura disegnata solo in modo parziale. Con 30 è indicato un piano di giunzione tra due parti del variatore, finalizzato a porre in evidenza la simmetricità e quindi la economicità costruttiva della sua struttura. In fig. 4, the bottle-like body 6 is associated with an orientable rolling ball bearing; this solution ideally achieves the effect of further secondary wedging resulting from the crossing of the barrel shape of the aforementioned rolling body 6. To achieve this secondary wedging, however, minimum angles of transversal may be sufficient, even of fractions of a degree. Such minimum angles could therefore be derived from usual bearing clearances 25 and / or from elastic bending deformations undergone by an operating shaft 24 on which they are mounted. Said bearings 25, which can be specified in 25A, 25B, are of the rigid radial ball type and are present on the sides of the barrel-shaped rolling body 6 to allow in this the presence of a massive inner ring 27, aimed at providing maximum crushing resistance to the body. barrel-shaped rolling right in the median plane 6D, where the axial forces act, generating the motion transmission friction. These forces are particularly relevant but, despite this, they must create deformations or structural failures that are of minimal entity. For this purpose, as illustrated in Figures 6 and 7, the support of these forces is entrusted to large axial ball bearings 28, placed under the edges of the two rotating plates 1, 4 and assisted by rigid radial bearings 26. To insulate the area in which these bearings operate, obviously requiring lubrication, from the area in which the barrel-shaped rolling body 6 operates, there are usual sealing rings 29, 29A, of various types, sliding on the cylindrical edges of the plates 1 and 4. As already illustrated , such plates 1 and 4 rotate on their axes 3 and 5 which are inclined by a small angle a. Should certain particular applications of the variator require parallelism to its input and output axes, the invention presented here would allow the problem to be solved in the manner illustrated in fig. 6. Said method consists in serving the movement of the two plates 1 and 4 by means of two bevel couples 31-32 and 33-34; in this way, in fact, motion input or output shafts 35, 36 are obtained which are perfectly parallel, despite the obliquity of the axes 3 and 5. In figure 6, the ring gear 34, constituting the aforementioned bevel gear drawn with a thin line to indicate, thereby, that it is "upstream" of the DEFG section plane, and therefore not in sight. The crown 32 has its teeth only partially drawn. The reference number 30 indicates a junction plane between two parts of the variator, aimed at highlighting the symmetry and therefore the constructive economy of its structure.

Claims

CLAIMS D Mechanical speed variator characterized by the fact that it consists of an idle barrel-shaped rolling body (6) interposed between two flat surfaces (4, 1), driving and driven, rotating with axes (3,5) slightly inclined (a) and lying on two parallel geometric planes, the idle barrel-shaped rolling body resting on these surfaces and being able to crawl on command along two parallel lines (Z 1, Z2) of them to connect, with self-wedging friction created by the aforementioned inclination, peripheries of the aforementioned flat surfaces rotating (4, 1) according to transmission ratios (16, 18) established by the ratio between the peripheral speeds of the points (14, 15) of the two surfaces placed in contact with the idle barrel-shaped rolling body.

2) Mechanical speed variator as in the previous claim, characterized by a rod (24) for moving and supporting the idle barrel-shaped body (6) rotating between the oblique plates which is preloaded in the direction of the wedging between them by usual elastic means (44, 51).

3) Speed variator as per the preceding claims, characterized by elastic means for preloading the idle bottle-like body implemented by at least one of the two supports (42, 49) constrained axially and operating on the ends of the rod (24) sliding rectilinearly therein, which it is free to move in the direction of the wedging between the two oblique rotating plates (1, 4) due to the effect of a specific spring with adjustable load.

4) Mechanical speed variator, as per the previous claims, characterized by the fact that the barrel-shaped body (6) is rotatable on two lateral bearings (25A, 25B) to have an internal central ring (27) to increase its crushing resistance .

5) Mechanical speed variator as in the previous claims, characterized by a sliding rod (24) made to slide by the rotation of a nut screw 21 axially constrained to the variator box (42-46-38A-38C), said sliding rod (24) maneuvering being equipped with two parallel flats (23, 28) conjugated to parallel planes (40) present on the box so as to prevent the rotation of said rod (24).

6) Mechanical speed variator, as per the preceding claims, characterized in that one of the two supports of the operating sliding rod (24) consists of a screw (22) inserted in a nut screw (21) rotatably supported by a bearing balls (41) suitable to constrain it axially and in turn supported by a parallelepiped plate (42) pushed in the wedging direction of the barrel-shaped rolling body (6) by an adjustable spring (44) (45).

7) Mechanical speed variator, as per the preceding claims, characterized by the fact that the operating sliding rod (24) comprises an inclined plane relief (58) interacting with a fixed abutment (59) of the box (38) to undergo a lifting of disengagement of the rolling body (6) when this has reached a gear ratio position close to that of neutral.

8) Mechanical speed variator, as per the previous claims, characterized by parallel input and output shafts (35, 36), said parallelism being drawn from the adoption of two bevel gears (31-32, 33-34) on the input and output shafts for connection to turntables (1, 4).

9) Mechanical speed variator, as per the preceding claims, characterized in that the working area of the barrel-shaped rolling body (6) is isolated from the areas with the presence of lubricating oil by sealing rings (29) acting on the cylindrical edges of the plates ( 1, 4).

10) Mechanical speed variator, as per the previous claims, characterized by the fact that the plates (1, 4) rest on axial ball bearings (28) with their extreme periphery, said plates drawing their radial constraint from radial bearings (26 ) mounted on a stem of them flat.