CN104421419A - 动力传递装置 - Google Patents

Abstract

提供一种动力传递装置，其具有四节连杆机构型的变速器，抑制对旋转半径调节机构用的副驱动源要求的最大输出。动力传递装置具有主驱动源、输入轴、输出轴、曲柄摇杆机构、单向离合器和控制副驱动源的控制部。曲柄摇杆机构具有摆杆和旋转半径调节机构。旋转半径调节机构能够使用副驱动源的驱动力来调节旋转半径。在判定为副驱动源的目标输出超过上限输出的情况下(步骤5)，控制部执行待机过程，在该待机过程中，将副驱动源的输出控制为由待机输出设定部设定的规定的待机输出(步骤6，步骤7)。在待机过程中，在副驱动源的输出为上限输出以下的情况下，结束待机过程(步骤11)。

Description

动力传递装置

技术领域

本发明涉及具有无级变速器的动力传递装置。

背景技术

以往，已知有具有四节连杆机构型无级变速器的动力传递装置，该动力传递装置具有：输入轴，其被传递来自车辆中设置的发动机等行驶用驱动源的驱动力；输出轴，其与输入轴的旋转中心轴线平行地配置；多个旋转半径调节机构，它们被设置在输入轴的旋转中心轴线上；多个摆杆，它们摆动自如地轴支承在输出轴上；以及连杆，其在一个端部具有旋转自如地外嵌在旋转半径调节机构上的输入侧环状部，另一端部与摆杆的摆动端部联结(例如，参照专利文献1)。

在专利文献1的装置中，各旋转半径调节机构由偏心地设置在输入轴的旋转中心轴线上的圆板状的凸轮部、偏心且旋转自如地设置在该凸轮部上的旋转部、沿轴向一体地具有多个小齿轮的小齿轮轴以及使小齿轮旋转的副驱动源构成。此外，在摆杆与输出轴之间，设置有第1单向离合器。在摆杆相对于输出轴朝一侧相对旋转时，第1单向离合器将摆杆固定于输出轴，在摆杆朝另一侧相对旋转时，第1单向离合器使摆杆相对于输出轴空转。

各凸轮部具有：贯通孔，其沿输入轴的旋转中心轴线方向贯通；以及切口孔，其被设置于在相对于旋转中心轴线的偏心方向上相对的位置，连通凸轮部的外周面与构成贯通孔的内周面。此外，切口孔被设置成从凸轮部的轴向一个端面到另一个端面。相邻的凸轮部彼此被螺栓固定，由此构成凸轮部联结体。凸轮部联结体的轴向一端与输入轴联结，从而由凸轮部联结体和输入轴构成凸轮轴。

凸轮部联结体因各凸轮部的贯通孔相连而成为中空，其内部插入有小齿轮轴。在小齿轮轴上，被传递有副驱动源的驱动力。插入的小齿轮轴从各凸轮部的切口孔露出。在旋转部，设置有接受凸轮轴的接受孔。在形成有该接受孔的旋转部的内周面，形成有内齿。

内齿与从凸轮轴的切口孔露出的小齿轮轴啮合。在使输入轴与小齿轮轴以相同速度旋转时，旋转半径调节机构的旋转半径被维持。在使输入轴与小齿轮轴的旋转速度不同时，旋转半径调节机构的旋转半径被改变，变速比发生变化。

在通过使输入轴旋转来使旋转半径调节机构旋转时，连杆的输入侧环状部进行旋转运动，与连杆的另一个端部联结的摆杆的摆动端部进行摆动。即，由旋转半径调节机构、连杆和摆杆构成了曲柄摇杆机构。摆杆经由第1单向离合器设置于输出轴，因此，仅当相对于输出轴朝一侧相对旋转时，向输出轴传递旋转驱动力(扭矩)。

各旋转半径调节机构的凸轮部的偏心方向被设定为：使各个相位不同而环绕输入轴一周。因此，通过外嵌在各旋转半径调节机构上的连杆，摆杆依次将扭矩传递给输出轴，因而能够顺畅地使输出轴旋转。

专利文献

专利文献1：日本特表2005－502543号公报

发明内容

在车辆的驱动轮打滑的情况下或者在车辆颠簸而驱动轮离开路面的情况下等驱动力消失状态下，因旋转半径调节机构的旋转速度增大而使离心力相应地增大，利用旋转半径调节机构来控制旋转半径所需的力变大。尤其是，在车辆以最大速度行驶的情况下，变得显著。

而且，在现有的动力传递装置中，为了即使在驱动力消失状态也能够正常控制，作为旋转半径调节机构的驱动源(副驱动源)，需要采用最大输出较高的驱动源。

鉴于以上方面，本发明的目的在于提供一种动力传递装置，该动力传递装置能够抑制驱动力消失状态下的对旋转半径调节机构的驱动源要求的最大输出。

为了达成上述目的，本发明是一种动力传递装置，其具有：输入轴，其被传递主驱动源的驱动力而旋转；输出轴，其与该输入轴的旋转中心轴线平行地配置；曲柄摇杆机构，其具有轴支承于该输出轴上的摆杆和借助副驱动源的驱动力来自如地调节旋转半径的旋转半径调节机构，所述曲柄摇杆机构将所述输入轴的旋转运动转换为所述摆杆的摆动运动；单向旋转阻止机构，其在所述摆杆相对于所述输出轴欲朝一个方向旋转时，使所述摆杆固定于所述输出轴，在所述摆杆相对于所述输出轴欲朝另一个方向旋转时，使所述摆杆相对于所述输出轴空转；以及控制部，其控制所述副驱动源，该动力传递装置的特征在于，所述控制部具有：通常输出调节部，其将所述副驱动源的输出调节为目标输出，使得所述旋转半径调节机构的旋转半径成为根据规定信息而设定的目标旋转半径；上限判定部，其判定所述副驱动源的目标输出是否超过预先设定的上限输出；以及待机输出设定部，其在由该上限判定部判定为是所述上限输出的情况下，控制成被设定为所述上限输出以下的规定的待机输出，在待机过程中，在由所述上限判定部判定为所述副驱动源的输出超过了所述上限输出的情况下，通过所述上限判定部将所述副驱动源的输出控制为由所述待机输出设定部设定的规定的待机输出，在所述待机过程中，在由所述上限判定部判定为所述副驱动源的输出为所述上限输出以下的情况下，通过所述上限判定部结束所述待机过程，通过所述通常输出调节部调节所述副驱动源的输出，使得所述旋转半径调节机构的旋转半径成为所述目标旋转半径。

根据本发明，能够将上限输出设定为：仅在车辆的驱动轮打滑的情况下或者在车辆颠簸而驱动轮离开路面的情况下等驱动力消失状态下要求的较高的输出区域超过上限输出区域。由此，在目标输出被设定为超过上限输出而处于较高的输出区域内的情况下，转入待机过程，将目标输出设定为待机输出。由此，作为副驱动源，不需要采用能够输出到驱动力消失状态时的较高的输出区域为止的驱动源，使最大输出达到能够实现待机输出的程度即可。因此，能够通过低成本地采用小型的副驱动源实现动力传递装置的成本削减和小型化。

此外，在本发明中，优选的是，具有：旋转半径检测部，其求出旋转半径调节机构的当前的旋转半径；以及输出校正部，其根据由旋转半径检测部求出的当前的旋转半径，对副驱动源的输出进行校正，在处于待机过程中的情况下，控制部禁止输出校正部对副驱动源的输出进行校正。

在待机过程中，当前的副驱动源的输出被设定为待机输出，当前的副驱动源的输出与使当前的旋转半径与目标旋转半径一致所需的副驱动源的目标输出不一致，对副驱动源的输出进行校正自身没有技术上的意义。

此外，在控制部具有当副驱动源当前的输出与通常时的副驱动源的目标输出之差过大时认定为动力传递装置发生故障的故障检测部的情况下，能够防止在待机过程中，错误地判定为动力传递装置发生故障。

此外，优选的是，在本发明的控制部不仅控制副驱动源还控制主驱动源的情况下，在处于待机过程中时，控制部降低主驱动源的输出或者使主驱动源的输出为“0”。根据该结构，能够比主驱动源的输出下降更迅速地使副驱动源的目标输出下降到上限输出以下。

此外，在本发明中，优选的是，具有求出主驱动源的驱动力的驱动力检测部，在通过上限判定部来判定副驱动源的输出是否超过上限输出时，控制部根据旋转半径与主驱动源的驱动力，求出对副驱动源要求的驱动力，在待机过程中的情况下，在通过上限判定部来判定副驱动源的输出是否为上限输出以下时，根据旋转半径、主驱动源的旋转速度和驱动轮的旋转速度，求出对副驱动源要求的驱动力。

根据该结构，根据旋转半径与主驱动源的旋转速度来判定副驱动源的目标输出是否为上限输出以下，因此，能够与主驱动源的驱动力(输出扭矩)无关地，例如即使设主驱动源的输出扭矩为“0”，也能够适当地判定副驱动源的目标输出。

此外，在本发明中，可以设为：由在相对于输入轴的旋转中心轴线偏心的状态下旋转的凸轮部、在相对于凸轮部偏心的状态下自如地旋转的旋转部以及经由差动机构被传递副驱动源的驱动力的传递部构成旋转半径调节机构，使差动机构构成为具有经由输入轴被传递来自主驱动源的动力的第1输入要素、被传递副驱动源的驱动力的第2输入要素以及与传递部联结的传递要素，在第1输入要素与传递要素朝相同方向以相同速度旋转时，第2输入要素的旋转速度为“0”。

更具体而言，可以构成为：差动机构由具有太阳齿轮、行星架和齿圈这3个单式要素的第1～第3这3个行星齿轮机构构成，按照共线图中的排列顺序从一个方向，将第1行星齿轮机构的3个单式要素设为第1单式要素、第2单式要素、第3单式要素，按照共线图中的排列顺序从一个方向，将第2行星齿轮机构的3个单式要素设为第4单式要素、第5单式要素、第6单式要素，按照共线图中的排列顺序从一个方向，将第3行星齿轮机构的3个单式要素设为第7单式要素、第8单式要素、第9单式要素，联结第2单式要素与第5单式要素而构成第1联结体，联结第3单式要素与第9单式要素而构成第2联结体，联结第6单式要素与第7单式要素而构成第3联结体，第2联结体为第1输入要素，第1单式要素为第2输入要素，第8单式要素为传递要素，第4单式要素被固定为不能旋转。

附图说明

图1是以局部截面示出本发明的动力传递装置的实施方式的说明图。

图2是示出本实施方式的曲柄摇杆机构的说明图。

图3A至图3D是示出本实施方式的旋转半径的变化的说明图。分别地，图3A示出旋转半径最大的状态，图3B示出旋转半径为中等的状态，图3C示出旋转半径较小的状态，图3D示出旋转半径为0的状态。

图4A至图4C是示出与本实施方式的旋转半径的变化对应的、摆杆的摆动范围的变化的说明图。分别地，图4A示出旋转半径最大状态下的摆动范围，图4B示出旋转半径为中等状态下的摆动范围，图4C示出旋转半径较小状态下的摆动范围。

图5A是用箭头示出在输入/输出轴之间传递动力时的反力的说明图。图5B是用箭头示出离心力的力方向的说明图。

图6是针对每一主驱动源的驱动力而示出偏心量与小齿轮的扭矩之间的关系的曲线图。

图7是示出维持旋转半径所需的小齿轮的扭矩超过上限输出状态的曲线图。

图8是示出维持旋转半径所需的小齿轮的扭矩恢复到上限输出以下状态的曲线图。

图9是示意性示出本实施方式的动力传递装置的说明图。

图10是示出本实施方式的控制部的示意图。

图11是示出本实施方式的控制部的处理的流程图。

图12是示出本实施方式的差动机构的骨架图。

图13是构成本实施方式的差动机构的3个行星齿轮机构的共线图。

图14是示出在本实施方式的差动机构中变速比为固定的情况下的各单式要素的旋转速度的共线图。

标号说明

1 无级变速器

2 输入轴

2a 输入轴端部

3 输出轴

4 旋转半径调节机构

5 凸轮盘(凸轮部)

5a 贯通孔

5b 切口孔

5c 一体型凸轮部

6 旋转盘(旋转部)

6a 接受孔(内周部)

6b 内齿

8 差动机构(行星齿轮机构)

14 副驱动源(电动机)

15 连杆

15a 输入侧环状部

15b 输出侧环状部

16 连杆轴承

17 单向离合器

18 摆杆

18a 摆动端部

18b 突出片

18c 插入孔

19 联结销

20 曲柄摇杆机构(四节连杆机构)

60 贯穿孔

70 小齿轮

72 小齿轮轴

74 小齿轮轴承

80 壳体

100 控制部

110 通常输出调节部

120 上限判定部

130 待机输出设定部

140 待机过程执行部

150 存储部

P1 旋转中心轴线

P2 凸轮盘的中心点

P3 旋转盘的中心点

Rx P1与P2之间的距离

Ry P2与P3之间的距离

R1 偏心量(P1与P3之间的距离)

具体实施方式

参照附图，说明具有四节连杆机构型的无级变速器的本发明的动力传递装置的实施方式。本实施方式的无级变速器是能够将变速比h(h＝输入轴的旋转速度/输出轴的旋转速度)设为无限大(∞)且将输出轴的旋转速度设为“0”的变速器、即所谓IVT(Infinity Variable Transmission：无级变速器)的一种。

参照图1，四节连杆机构型的无级变速器1具有：输入轴端部2a，其被传递来自作为内燃机的发动机或电动机等主驱动源ENG的驱动力，由此以旋转中心轴线P1为中心旋转；输出轴3，其与旋转中心轴线P1平行地配置，经由省略图示的差速齿轮向车辆的驱动轮(省略图示)传递旋转动力；以及，6个旋转半径调节机构4，它们被设置在旋转中心轴线P1上。此外，可以设置传动轴来替代差速齿轮。

参照图1和图2，各旋转半径调节机构4具有作为凸轮部的凸轮盘5和作为旋转部的旋转盘6。凸轮盘5是圆盘状，并以如下方式设置在各旋转半径调节机构4上：相对于旋转中心轴线P1偏心，并且，针对1个旋转半径调节机构4而以2个为1组。此外，在凸轮盘5上，设置有沿旋转中心轴线P1的方向贯通的贯通孔5a。此外，在凸轮盘5上设置有切口孔5b，该切口孔5b朝与相对于旋转中心轴线P1偏心的方向相反的方向开口，连通凸轮盘5的外周面与构成贯通孔5a的内周面。

各组凸轮盘5被配置为：使各自的相位相差60度，由6组凸轮盘5绕旋转中心轴线P1的周向一周。

凸轮盘5与相邻的旋转半径调节机构4的凸轮盘5形成为一体而构成一体型凸轮部5c。该一体型凸轮部5c可以由一体成型来形成，或者可以焊接2个凸轮部来一体化。各旋转半径调节机构4的2个1组的凸轮盘5彼此用螺栓(省略图示)固定。旋转中心轴线P1上的最位于主驱动源侧的凸轮盘5与输入轴端部2a形成为一体。这样，由输入轴端部2a与多个凸轮盘5构成了具有凸轮盘5的输入轴2。

输入轴2具有由凸轮盘5的贯通孔5a相连而构成的贯穿孔60。由此，输入轴2构成为朝与主驱动源ENG相反的一侧的一端开口而另一端封闭的中空轴形状。位于主驱动源侧的另一端的凸轮盘5与输入轴端部2a形成为一体。作为使该凸轮盘5与输入轴端部2a形成为一体的方法，可以使用一体成型，此外，也可以焊接凸轮盘5与输入轴端部2a来一体化。

此外，在各组凸轮盘5上，以偏心的状态旋转自如地外嵌有圆盘状的旋转盘6，其中，旋转盘6具有接受凸轮盘5的接受孔6a。

如图2所示，旋转盘6以如下方式相对于凸轮盘5偏心：设凸轮盘5的中心点为P2，设旋转盘6的中心点为P3，设旋转中心轴线P1和中心点P2之间的距离Rx与中心点P2和中心点P3之间的距离Ry相同。

在旋转盘6的接受孔6a中，设置有内齿6b，该内齿6b位于1组凸轮盘5之间。

在输入轴2的贯穿孔60中配置有小齿轮70，该小齿轮70与旋转中心轴线P1同心且位于与旋转盘6的内齿6b对应的部位，该小齿轮70与具有凸轮盘5的输入轴2相对旋转自如。小齿轮70与小齿轮轴72形成为一体。此外，小齿轮70也可以与小齿轮轴72独立地构成，用花键结合来联结小齿轮70与小齿轮轴72。在本实施方式中，定义为：在仅提到小齿轮70时，包含小齿轮轴72。

小齿轮70经由凸轮盘5的切口孔5b，与旋转盘6的内齿6b啮合。在小齿轮轴72上，以位于相邻的小齿轮70之间的方式设置有小齿轮轴承74。小齿轮轴72经由该小齿轮轴承74支承输入轴2。在小齿轮轴72上，连接有由行星齿轮机构等构成的差动机构8。副驱动源14的驱动力经由差动机构8而被传递到小齿轮70。

由于旋转盘6以相对于凸轮盘5而距离Rx与距离Ry相同的方式偏心，因此，能够使旋转盘6的中心点P3位于与旋转中心轴线P1相同的轴线上，使旋转中心轴线P1与中心点P3之间的距离、即偏心量R1为“0”。

连杆15的输入侧环状部15a经由连杆轴承16旋转自如地外嵌在旋转盘6的周缘，其中，连杆15在一个(输入轴2侧)端部具有大径的输入侧环状部15a，在另一个(输出轴3侧)端部具有直径比输入侧环状部15a的直径小的输出侧环状部15b，连杆轴承16由2个一组的球轴承构成，其中，这2个球轴承沿轴向排列。在输出轴3，经由单向离合器17，与连杆15对应地设置有6个摆杆18。

单向离合器17设置在摆杆18与输出轴3之间，在摆杆18相对于输出轴3朝一侧相对旋转时，将摆杆18固定于输出轴3(固定状态)，在朝另一侧相对旋转时，使摆杆18相对于输出轴3空转(空转状态)。

摆杆18形成为环状，在其下方设置有与连杆15的输出侧环状部15b联结的摆动端部18a。在摆动端部18a设置有一对突出片18b，该一对突出片18b以沿轴向夹着输出侧环状部15b的方式突出。在一对突出片18b上，贯穿设置有与输出侧环状部15b的内径对应的插入孔18c。在插入孔18c和输出侧环状部15b中，插入有作为摆动轴的联结销19。由此，使连杆15与摆杆18联结。

在本实施方式中，将摆动端部18a配置在输出轴3的下方，使得摆杆18的摆动端部18a浸没在积存于壳体80的下方的润滑油的油池。由此，能够通过油池润滑摆动端部18a，并且，能够借助摆杆18的摆动运动，扬起油池的润滑油，润滑无级变速器1的其它部件。

此外，在本实施方式的说明中，将变速比定义为输入轴的旋转速度/输出轴的旋转速度。

图3是示出使旋转半径调节机构4的偏心量R1(旋转半径)变化的状态下的小齿轮轴72与旋转盘6之间的位置关系。图3A示出了将偏心量R1设为“最大”的状态，小齿轮轴72和旋转盘6被定位成：旋转中心轴线P1、凸轮盘5的中心点P2以及旋转盘6的中心点P3排列成直线。此时的变速比h最小。

图3B示出了将偏心量R1设为比图3A小的“中”的状态，图3C示出了将偏心量R1设为比图3B更小的“小”的状态。在图3B中，变速比h是比图3A的变速h大的“中”，在图3C中，变速比h成为比图3B的变速比h大的“大”。图3D示出了将偏心量R1设为“0”的状态，旋转中心轴线P1与旋转盘6的中心点P3被定位为同心。此时的变速比h为无限大(∞)。本实施方式的无级变速器1通过利用旋转半径调节机构4改变偏心量R1，来自如地调节旋转半径调节机构4的旋转半径。

图4示出了改变旋转半径调节机构4的偏心量R1的情况下的摆杆18的摆动范围的变化。图4A示出了偏心量R1最大时的摆杆18的摆动范围，图4B示出了偏心量R1为中时的摆杆18的摆动范围，图4C示出了偏心量R1较小时的摆杆18的摆动范围。从图4可知，摆动范围随着偏心量R1变小而变窄。进而，在偏心量R1为“0”时，摆杆18不再摆动。

在本实施方式中，由旋转半径调节机构4、连杆15和摆杆18构成曲柄摇杆机构20(四节连杆机构)。进而，通过曲柄摇杆机构20，将输入轴2的旋转运动转换为摆杆18的摆动运动。本实施方式的无级变速器1具有共计6个曲柄摇杆机构20。在偏心量R1不为“0”时，使输入轴2旋转，并且，在使小齿轮轴72以与输入轴2相同的速度旋转时，各连杆15按每次改变60度的方式改变相位，并根据偏心量R1反复交替地在输入轴2与输出轴3之间将摆动端部18a压到输出轴3侧、或拉到输入轴2侧，从而使摆杆18摆动。

连杆15的输出侧环状部15b与经由单向离合器17而设置在输出轴3上的摆杆18联结，因此，如果摆杆18被连杆15推拉而摆动，则只有在摆杆18朝推压方向侧或拉伸方向侧中的任意一方旋转时，摆杆18使输出轴3旋转，在摆杆18朝另一方旋转时，摆杆18的摆动运动的力不被传递到输出轴3，摆杆18空转。各旋转半径调节机构4按60度改变相位而进行配置，因此，输出轴3通过各旋转半径调节机构4依次被旋转。

此外，本实施方式的动力传递装置具有控制副驱动源14的控制部(省略图示)。控制部由作为由CPU和存储器等构成的电子单元的ECU和TCU构成，通过由CPU执行存储器等存储部中保存的控制程序，来控制副驱动源14，发挥调节旋转半径调节机构4的偏心量R1的功能。

如图10所示，控制部100具有通常输出调节部110、上限判定部120、待机输出设定部130、待机过程执行部140和存储部150。在通常输出调节部110中，根据主驱动源ENG的驱动力(扭矩)、旋转速度、驱动轮和被驱动轮的旋转速度、当前的车辆的行驶速度(车速)、节气门的开度以及当前的偏心量R1等规定信息(规定的车辆信息)，求出作为目标旋转半径的目标偏心量。进而，调节副驱动源14的输出，使得作为当前的旋转半径的当前的偏心量R1成为目标偏心量。

如图5所示，此处，根据伴随输入轴2与输出轴3之间的驱动力的传递而产生的反力(参照图5A)、离心力导致的负荷以及主驱动源ENG的驱动力，求出用于将作为旋转半径的偏心量R1维持固定所需的小齿轮的扭矩。进而，朝使反力与离心力导致的负荷彼此抵消的方向运动，在作为旋转半径的偏心量R1较大的高速旋转时，离心力导致的负荷超过反力，如图6所示，与低速旋转时相比，小齿轮的扭矩需要相反方向的扭矩。

因此，在车辆的驱动轮打滑的情况下或者在车辆颠簸而驱动轮离开路面的情况下等驱动力消失的状态下，如图6所示，通过旋转半径调节机构将旋转半径控制为固定所需的力变大。尤其是，在车辆以最大速度行驶的情况下，变得显著。

而且，在现有的动力传递装置中，为了即使在驱动力消失状态下也能够正常控制，作为旋转半径调节机构的驱动源(副驱动源)，需要采用最大输出较高的驱动源。

因此，在本实施方式的动力传递装置中，通过实验和模拟等，确定仅在车辆的驱动轮打滑的情况下或者在车辆颠簸而驱动轮离开路面的情况下等驱动力消失状态时要求的小齿轮的扭矩的区域，在该驱动力消失状态时的区域与通常行驶时的扭矩的区域之间的边界，设定上限输出。此外，可以有富余地将通常时的区域设定为比驱动力消失区域稍大，将上限输出设定为本来进入驱动力消失状态的区域内的值。

图9是本实施方式的动力传递装置的示意图。本实施方式的动力传递装置的控制部100由发动机控制单元ECU和变速器控制单元TCU构成。在控制部100的存储部150中，预先存储有被设定为上限输出以下的规定的待机输出。

如图11所示，本实施方式的动力传递装置的控制部首先在步骤1中读入驱动轮转速和被驱动轮转速等各种车辆信息。接下来，进入步骤2，判定轮胎是否打滑(空转)。在轮胎不打滑的情况下，返回到步骤1。当在步骤2中判定为轮胎打滑的情况下，进入步骤3，读入由内燃机构成的主驱动源ENG的驱动力(扭矩)、驱动轮的转速(旋转速度)以及作为旋转半径的偏心量R1。

接下来，进入步骤4，根据图7所示的主驱动源ENG的驱动力(扭矩)与偏心量R1以及小齿轮扭矩之间的关系的曲线图，基于控制部中存储的映射图数据等，求出当前的副驱动源输出的驱动力、即小齿轮扭矩。

接下来，进入步骤5，判定求出的当前的小齿轮扭矩是否超过上限输出。在为上限输出以下的情况下，返回到步骤3。在超过上限输出的情况下，进入步骤6，转入待机过程模式，将副驱动源的输出控制为被设定为上限输出以下的规定的待机输出，进入步骤7，将提供给副驱动源的电流值设为固定，使得副驱动源的输出成为规定的待机输出。此外，在从主驱动源ENG新输出驱动力时，主驱动源ENG的旋转速度的下降耗费时间。因此，在本实施方式中，在待机过程模式中，进行切断燃油或点火禁止控制等，使得主驱动源ENG不输出新的驱动力，来进行输出下降控制，其中，该输出下降控制是基于阻滞(retard)和电传线控(Drive-by-Wire)的节气门的开度减小控制等来进行的。

接下来，进入步骤8，读入由内燃机构成的主驱动源ENG的转速(旋转速度)、驱动轮的转速(旋转速度)以及作为旋转半径的偏心量R1。接下来，进入步骤9，根据图8所示的主驱动源ENG的转速与偏心量R1以及小齿轮扭矩之间的关系的曲线图，基于控制部中存储的映射图数据等，求出维持当前的偏心量R1所需的小齿轮扭矩。

此外，在步骤8中还读入驱动轮的转速的原因是，在轮胎打滑的状态下，有时也存在主驱动源的驱动力不为“0”的情况，通过也考虑驱动轮的转速来求出小齿轮扭矩，能够得到更适当的值。因此，在能够将主驱动源的驱动力视为“0”这样的状况下，可以在步骤8中不读入驱动轮的转速。

接下来，进入步骤10，判定求出的小齿轮扭矩是否为上限输出以下。在超过上限输出的情况下，返回到步骤8。在为上限输出以下的情况下，进入步骤11，结束待机过程，恢复为通常的小齿轮扭矩的控制。

如图12所示，本实施方式的差动机构8由第1～第3这3个行星齿轮机构PGS1～PGS3构成。第1行星齿轮机构PGS1由太阳齿轮Sa、齿圈Ra和行星架Ca构成的单个小齿轮型构成，其中，行星架Ca将与太阳齿轮Sa和齿圈Ra啮合的行星齿轮Pa轴支承为自如地自转和公转。

图13的上部示出了能够用直线来表示第1行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa、行星架Ca、齿圈Ra这3个单式要素的旋转速度的共线图。当按照共线图中的排列顺序从一个方向，在本实施方式中，是从图13的右侧起依次将第1行星齿轮机构PGS1的3个单式要素设为第1单式要素、第2单式要素、第3单式要素时，第1单式要素为太阳齿轮Sa，第2单式要素为行星架Ca，第3单式要素为齿圈Ra。

在共线图中，设第1行星齿轮机构PGS1的齿轮比(齿圈的齿数/太阳齿轮的齿数)为i，将太阳齿轮Sa(第1单式要素)和行星架Ca(第2单式要素)之间的间隔与行星架Ca(第2单式要素)和齿圈Ra(第3单式要素)之间的间隔之比设定为i：1。在本实施方式中，第1行星齿轮机构PGS1的齿轮比i被设定为2.00。此外，在图13和图14的共线图中，下端的横线表示旋转速度为“0”，虚线表示与被传递了行驶用驱动源90的动力的凸轮轴51的旋转速度相同的“N1”。

第2行星齿轮机构PGS2由太阳齿轮Sb、齿圈Rb和行星架Cb构成的单个小齿轮型构成，其中，行星架Cb将与太阳齿轮Sb和齿圈Rb啮合的行星齿轮Pb轴支承为自如地自转和公转。

在图13的中部，示出了能够用直线来表示第2行星齿轮机构PGS2的太阳齿轮Sb、行星架Cb、齿圈Rb这3个单式要素的旋转速度的共线图。当按照共线图的排列顺序从一个方向，在本实施方式中，是从图13的右侧起依次将第2行星齿轮机构PGS2的3个单式要素设为第4单式要素、第5单式要素、第6单式要素时，第4单式要素为太阳齿轮Sb，第5单式要素为行星架Cb，第6单式要素为齿圈Rb。

在共线图中，设第2行星齿轮机构PGS2的齿轮比(齿圈的齿数/太阳齿轮的齿数)为j，将太阳齿轮Sb(第4单式要素)和行星架Cb(第5单式要素)之间的间隔与行星架Cb(第5单式要素)和齿圈Rb(第6单式要素)之间的间隔之比设定为j：1。在本实施方式中，第2行星齿轮机构PGS2的齿轮比j被设定为2.00。

第3行星齿轮机构PGS3由太阳齿轮Sc、齿圈Rc和行星架Cc构成的单个小齿轮型构成，其中，行星架Cc将带阶梯的行星齿轮Pc轴支承为自如地自转和公转，该行星齿轮Pc的大径部Pc1与太阳齿轮Sc啮合、小径部Pc2与齿圈Rc啮合。

在图13的下部，示出了能够用直线来表示第3行星齿轮机构PGS3的太阳齿轮Sc、行星架Cc、齿圈Rc这3个单式要素的旋转速度的共线图。当按照共线图的排列顺序从一个方向，在本实施方式中，是从图13的右侧起依次将第3行星齿轮机构PGS3的3个单式要素设为第7单式要素、第8单式要素、第9单式要素时，第7单式要素为太阳齿轮Sc，第8单式要素为行星架Cc，第9单式要素为齿圈Rc。

在共线图中，设第3行星齿轮机构PGS3的齿轮比((齿圈的齿数/太阳齿轮的齿数)×(带阶梯的行星齿轮Pc的大径部Pc1的齿数/小径部Pc2的齿数))为k，将太阳齿轮Sc(第7单式要素)和行星架Cc(第8单式要素)之间的间隔与行星架Cc(第8单式要素)和齿圈Rc(第9单式要素)之间的间隔之比设定为k：1。

第3行星齿轮机构PGS3的齿轮比k被适当设定为：在使用副驱动源14的驱动力使第1行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa(第1单式要素)旋转时，与小齿轮70联结的第3行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第8单式要素)的旋转速度相对于太阳齿轮Sa(第1单式要素)的旋转速度成为期望的旋转速度。

联结行星架Ca(第2单式要素)与行星架Cb(第5单式要素)，由行星架Ca(第2单式要素)和行星架Cb(第5单式要素)构成第1联结体Ca－Cb。联结齿圈Ra(第3单式要素)与齿圈Rc(第9单式要素)，由齿圈Ra(第3单式要素)和齿圈Rc(第9单式要素)构成第2联结体Ra－Rc。联结齿圈Rb(第6单式要素)与太阳齿轮Sc(第7单式要素)，由齿圈Rb(第6单式要素)和太阳齿轮Sc(第7单式要素)构成第3联结体Rb－Sc。

第2联结体Ra－Rc是第1输入要素，其经由由输入轴2和凸轮盘5构成的凸轮轴51被传递来自行驶用驱动源90(参照图13)的动力。副驱动源14的驱动力经由第1齿轮组G1被传递到太阳齿轮Sa(第1单式要素)，其中，第1齿轮组G1由与设置在副驱动源14的旋转轴上的调节用小齿轮14a啮合的第1中间齿轮G1a和与该第1中间齿轮G1a啮合的第2中间齿轮G1b构成。因此，太阳齿轮Sa(第1单式要素)是第2输入要素，其经由第1齿轮组G1被传递副驱动源14的驱动力。行星架Cc(第8单式要素)是与作为传递部的小齿轮70联结的传递要素。此外，可以省略第1齿轮组G1，将副驱动源14的驱动力直接传递到太阳齿轮Sa(第1单式要素)。

在太阳齿轮Sb(第4单式要素)上，设置有作为固定机构的制动器B1。制动器B1构成为在固定状态和解除该固定的开放状态之间自如切换，其中，在固定状态下，将太阳齿轮Sb(第4单式要素)固定于无级变速器1、差动机构8或副驱动源14等的壳体80而设为不能旋转。在本实施方式中，制动器B1始终为固定状态。

通过如上这样来构成差动机构8，由此，在作为第1输入要素的第2联结体Ra－Rc与作为传递要素的行星架Cc(第8单式要素)朝相同方向以相同速度旋转时，作为第2输入要素的太阳齿轮Sa(第1单式要素)的旋转速度成为“0”。由此，根据本实施方式的动力传递装置，在要使变速比h维持固定的情况下，副驱动源14以使作为第2输入要素的太阳齿轮Sa(第1单式要素)的旋转速度成为“0”的方式输出驱动力即可。此外，在要变更变速比h的情况下，副驱动源14控制为较低的旋转速度即可。

因此，根据本实施方式的动力传递装置，与以往那样需要使副驱动源以较高速度旋转的情况相比，能够抑制对副驱动源14要求的旋转速度。

图14示出了使变速比h维持固定的状态下的共线图。根据图14可知，在下部所示的第3行星齿轮机构PGS3的共线图中，在与凸轮轴51联结的第2联结体Ra－Rc的旋转速度成为和与小齿轮70联结的第3行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第8单式要素)的旋转速度相同的“N1”时、即在变速比h维持固定时，在图14的上段所示的第1行星齿轮机构PGS1的共线图中，与副驱动源14联结的第1行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa的旋转速度成为“0”。

这可以使用各行星齿轮机构的齿轮比，通过计算来求出。例如，假定N1为3000rpm。此时，第2联结体Ra－Rc的旋转速度为3000rpm。由于变速比h维持固定，因此，第2联结体Ra－Rc的旋转速度与第3行星齿轮机构PGS3的行星架Cc(第8单式要素)的旋转速度成为相同的3000rpm。

由于第3行星齿轮机构PGS3的齿圈Rc(第9单式要素)与行星架Cc(第8单式要素)以相同速度的3000rpm旋转，因此，第3行星齿轮机构PGS3的各单式要素处于不能相对旋转的锁定状态，第3行星齿轮机构PGS3的太阳齿轮Sc(第7单式要素)的旋转速度、即第3联结体Rb－Sc的旋转速度也为3000rpm。

参照图14的中部所示的第2行星齿轮机构PGS2的共线图，齿圈Rb(第6单式要素)以3000rpm旋转，因制动器B1为固定状态，太阳齿轮Sb(第4单式要素)的旋转速度为0rpm。由于第2行星齿轮机构PGS2的齿轮比j被设定为2.00，因此第2行星齿轮机构PGS2的行星架Cb(第5旋转要素)、即第1联结体Ca－Cb的旋转速度为2000rpm。

参照图14的上部所示的第1行星齿轮机构PGS1的共线图可知，由于第1行星齿轮机构PGS1的齿圈Ra(第3单式要素)的旋转速度为3000rpm，第1联结体Ca－Cb、即行星架Ca(第2单式要素)的旋转速度2000rpm，第1行星齿轮机构PGS1的齿轮比i被设定为2.00，因此，第1行星齿轮机构PGS1的太阳齿轮Sa(第1单式要素)的旋转速度为0rpm。

因此可知，根据本实施方式的无级变速器1，在变速比h固定时，不需要将作为被传递了副驱动源14的驱动力的第2输入要素的太阳齿轮Sa(第1单式要素)的转速控制为与凸轮轴51相同的转速，只要将作为第2输入要素的太阳齿轮Sa(第1单式要素)的转速控制为“0”即可。此外，图13的共线图示出了变速比h进行变速的状态。

根据本实施方式的动力传递装置，能够将上限输出设定为：仅在车辆的驱动轮打滑的情况下或者在车辆颠簸而驱动轮离开路面的情况下等驱动力消失状态下要求的较高的输出区域超过上限输出区域。由此，在目标输出被设定为超过上限输出而处于较高的输出区域内的情况下，转入待机过程，将目标输出设定为待机输出。由此，作为副驱动源，不需要采用能够输出到高输出区域的驱动源，使最大输出达到能够实现待机输出的程度即可。因此，能够实现副驱动源的成本削减和小型化。

此外，在本实施方式的动力传递装置中，控制部具有：旋转半径检测部，其求出旋转半径调节机构当前的旋转半径；以及输出校正部，其根据由旋转半径检测部求出的当前的旋转半径，对副驱动源的输出进行校正，在处于待机过程中的情况下，控制部禁止输出校正部对副驱动源的输出的校正。

在待机过程中，当前的副驱动源的输出被设定为待机输出，当前的副驱动源的输出与使当前的旋转半径与目标旋转半径一致所需的副驱动源的目标输出不一致，对副驱动源的输出进行校正自身没有技术上的意义。

此外，在控制部具有当副驱动源当前的输出与通常时的副驱动源的目标输出之差过大时认定为动力传递装置发生故障的故障检测部的情况下，能够防止在待机过程中错误地判定为动力传递装置发生故障。

此外，优选的是，在本实施方式的控制部不仅控制副驱动源还控制主驱动源的情况下，在处于待机过程中时，控制部降低主驱动源的输出。根据该结构，能够比主驱动源的输出下降更迅速地使副驱动源的目标输出下降到上限输出以下。

此外，在本实施方式中，检测主驱动源的转速的转速检测部兼备作为求出主驱动源的驱动力的驱动力检测部的功能。而且，控制部在通过上限判定部来判定副驱动源的输出是否超过上限输出时，可以根据旋转半径与主驱动源的驱动力，求出对副驱动源要求的驱动力，在待机过程中的情况下，在通过上限判定部来判定副驱动源的输出是否为上限输出以下时，可以根据旋转半径与主驱动源的旋转速度，求出对副驱动源要求的驱动力。

根据该结构，由于根据旋转半径与主驱动源的旋转速度来判定副驱动源的目标输出是否为上限输出以下，因此，与主驱动源的输出无关地，例如即使设主驱动源的输出为“0”，也能够适当地判定副驱动源的目标输出。

此外，在本实施方式中，由相对于输入轴的旋转中心轴线以偏心的状态旋转的凸轮部、相对于凸轮部以偏心的状态自如地旋转的旋转部以及经由差动机构传递副驱动源的驱动力的传递部构成旋转半径调节机构，使差动机构构成为具有经由输入轴被传递来自主驱动源的动力的第1输入要素、被传递副驱动源的驱动力的第2输入要素以及与传递部联结的传递要素，在第1输入要素与传递要素朝相同方向以相同速度旋转时，第2输入要素的旋转速度为“0”。

具体构成为：差动机构由具有太阳齿轮、行星架和齿圈这3个单式要素的第1～第3这3个行星齿轮机构构成，按照共线图中的排列顺序，从一个方向，将第1行星齿轮机构的3个单式要素设为第1单式要素、第2单式要素、第3单式要素，按照共线图中的排列顺序从一个方向，将第2行星齿轮机构的3个单式要素设为第4单式要素、第5单式要素、第6单式要素，按照共线图中的排列顺序从一个方向，将第3行星齿轮机构的3个单式要素设为第7单式要素、第8单式要素、第9单式要素，联结第2单式要素与第5单式要素而构成第1联结体，联结第3单式要素与第9单式要素而构成第2联结体，联结第6单式要素与第7单式要素而构成第3联结体，第2联结体为第1输入要素，第1单式要素为第2输入要素，第8单式要素为传递要素，第4单式要素被固定为不能旋转。

此外，在本实施方式中，为了防止根据主驱动源ENG的驱动力(输出扭矩)、偏心量R1的检测误差以及因噪声而出现较大误差的当前的小齿轮扭矩的值而错误地转入待机过程，在步骤2中根据驱动轮和被驱动轮的旋转速度判定轮胎是否打滑，在打滑的情况下，判定小齿轮扭矩是否超过上限输出。由此，能够防止基于错误的检测结果而转入待机过程。不过，也可以省略步骤2，由此能够得到“副驱动源的成本削减和小型化”这样的本发明的作用效果。

此外，在本实施方式中，说明了如下情况：由输入轴端部2a和多个凸轮盘5构成输入轴2，输入轴2具有由凸轮盘5的贯通孔5a相连而构成的贯穿孔60。

但是，本发明的输入轴不限于此，例如也可以是，作为输入轴的结构部件，设置具有一端开口而另一端封闭的形状的贯穿孔的中空的输入轴芯部，使贯通孔形成为比本实施方式更大，使得输入轴芯部能够贯穿到圆盘状的凸轮盘中，并使各凸轮盘与输入轴芯部的外周面花键结合，来构成具有多个凸轮盘的输入轴。

在该情况下，在中空的输入轴芯部，与凸轮盘的切口孔对应地设置切口孔。而且，使插入到输入轴芯部内的小齿轮经由输入轴芯部的切口孔和凸轮盘的切口孔与旋转盘的内齿啮合。

此外，在本实施方式中，使用了单向离合器17作为单向旋转阻止机构，但本发明的单向旋转阻止机构不限于此，例如，可以是如下构成的双向离合器：使能够从摆杆向输出轴传递扭矩的摆杆的输出轴的旋转方向能够自如地切换。

此外，在本实施方式的动力传递装置中，说明了如下情况：设与凸轮盘5联结的凸轮轴为输入轴2，向凸轮轴传递主驱动源ENG的动力，向小齿轮轴72传递副驱动源14的驱动力。但是，本发明的动力传递装置不限于此，例如，可以将小齿轮轴作为输入轴，将主驱动源的驱动力传递给小齿轮轴，将副驱动源的动力传递给凸轮轴。在该情况下，本发明的传递部为凸轮轴。

Claims (6)

1.一种动力传递装置，该动力传递装置具有：

输入轴，其被传递主驱动源的驱动力而旋转；

输出轴，其与该输入轴的旋转中心轴线平行地配置；

曲柄摇杆机构，其具有轴支承于该输出轴上的摆杆和借助副驱动源的驱动力来自如地调节旋转半径的旋转半径调节机构，所述曲柄摇杆机构将所述输入轴的旋转运动转换为所述摆杆的摆动运动；

单向旋转阻止机构，其在所述摆杆相对于所述输出轴欲朝一个方向旋转时，使所述摆杆固定于所述输出轴，在所述摆杆相对于所述输出轴欲朝另一个方向旋转时，使所述摆杆相对于所述输出轴空转；以及

控制部，其控制所述副驱动源，

该动力传递装置的特征在于，

所述控制部具有：

通常输出调节部，其将所述副驱动源的输出调节为目标输出，使得所述旋转半径调节机构的旋转半径成为根据规定信息而设定的目标旋转半径；

上限判定部，其判定所述副驱动源的目标输出是否超过预先设定的上限输出；以及

待机输出设定部，其在由该上限判定部判定为是所述上限输出的情况下，控制成被设定为所述上限输出以下的规定的待机输出，

在待机过程中，在由所述上限判定部判定为所述副驱动源的输出超过了所述上限输出的情况下，将所述副驱动源的输出控制为由所述待机输出设定部设定的规定的待机输出，

在所述待机过程中，在由所述上限判定部判定为所述副驱动源的输出为所述上限输出以下的情况下，通过所述上限判定部结束所述待机过程，通过所述通常输出调节部调节所述副驱动源的输出，使得所述旋转半径调节机构的旋转半径成为所述目标旋转半径。

2.根据权利要求1所述的动力传递装置，其特征在于，

所述动力传递装置具有：

旋转半径检测部，其求出所述旋转半径调节机构的当前的旋转半径；以及

输出校正部，其根据由该旋转半径检测部求出的当前的旋转半径，对所述副驱动源的输出进行校正，

在处于所述待机过程中的情况下，所述控制部禁止所述输出校正部对所述副驱动源的输出进行校正。

3.根据权利要求1或权利要求2所述的动力传递装置，其特征在于，

所述控制部控制所述主驱动源，

在处于所述待机过程中的情况下，所述控制部使所述主驱动源的输出降低或者使主驱动源的输出为0。

4.根据权利要求3所述的动力传递装置，其特征在于，

所述动力传递装置具有求出所述主驱动源的驱动力的驱动力检测部，

在通过所述上限判定部判定所述副驱动源的输出是否超过所述上限输出时，所述控制部根据所述旋转半径和所述主驱动源的驱动力来求出对所述副驱动源要求的驱动力，

在处于所述待机过程中的情况下，在通过所述上限判定部判定所述副驱动源的输出是否为所述上限输出以下时，所述控制部根据所述旋转半径、所述主驱动源的旋转速度和驱动轮的旋转速度，求出对所述副驱动源要求的驱动力。

5.根据权利要求1所述的动力传递装置，其特征在于，

所述旋转半径调节机构具有：

凸轮部，其在相对于所述输入轴的旋转中心轴线偏心的状态下旋转；

旋转部，其在相对于所述凸轮部偏心的状态下自如地旋转；以及

传递部，其经由差动机构被传递所述副驱动源的驱动力，

所述差动机构具有经由所述输入轴被传递来自所述主驱动源的动力的第1输入要素、被传递所述副驱动源的驱动力的第2输入要素以及与所述传递部联结的传递要素，

所述差动机构构成为：在所述第1输入要素与所述传递要素朝相同方向以相同速度旋转时，所述第2输入要素的旋转速度为0。

6.根据权利要求5所述的动力传递装置，其特征在于，

所述差动机构由具有太阳齿轮、行星架和齿圈这3个单式要素的第1行星齿轮机构、第2行星齿轮机构和第3行星齿轮机构这3个行星齿轮机构构成，

按照共线图中的排列顺序从一个方向，将所述第1行星齿轮机构的3个单式要素设为第1单式要素、第2单式要素、第3单式要素，按照共线图中的排列顺序从一个方向，将所述第2行星齿轮机构的3个单式要素设为第4单式要素、第5单式要素、第6单式要素，按照共线图中的排列顺序从一个方向，将所述第3行星齿轮机构的3个单式要素设为第7单式要素、第8单式要素、第9单式要素，

联结所述第2单式要素与所述第5单式要素而构成第1联结体，联结所述第3单式要素与所述第9单式要素而构成第2联结体，联结所述第6单式要素与所述第7单式要素而构成第3联结体，

所述第2联结体是所述第1输入要素，所述第1单式要素是所述第2输入要素，所述第8单式要素是所述传递要素，

所述第4单式要素被固定为不能旋转。