CN104968972B - 无级变速器 - Google Patents

Abstract

当摆动端部(18a)以离开输入轴(2)的方式移动时，无级变速器(1)的单向离合器(17)相对于输出轴(3)固定摆杆(18)。输入侧支点(P3)与输出侧支点(P5)之间的距离Lcon满足下面的条件式：其中，Lp是输入轴的旋转中心轴线(P1)与输出轴的旋转中心轴线(P4)之间的距离，R1是在旋转半径调节机构(4)的偏心量为规定的值时的输入轴的旋转中心轴线(P1)与输入侧支点(P3)之间的距离，R2是输出轴的旋转中心轴线(P4)与输出侧支点(P5)之间的距离。

Description

无级变速器

技术领域

本发明涉及使用曲柄连杆机构的四节连杆机构型的无级变速器。

背景技术

以往，已知这样的四节连杆机构型的无级变速器，其具备：被传递来自发动机等驱动源的驱动力的输入轴；与输入轴平行地配置的输出轴；和多个曲柄连杆机构(例如，参照专利文献1)。

在专利文献1所记载的无级变速器中，曲柄连杆机构由下述部分构成：旋转半径调节机构，其设置成能够以输入轴为中心旋转，并且能够调节旋转半径；摆杆，其被枢转支承于输出轴；和连杆，其一个端部旋转自如地外嵌于旋转半径调节机构，其另一个端部连结于摆杆的摆动端部。

在摆杆与输出轴之间设有作为单向旋转阻止机构的单向离合器，当摆杆欲以输出轴为中心向一侧旋转时，所述单向离合器相对于输出轴固定摆杆，当摆杆欲以输出轴为中心向另一侧旋转时，所述单向离合器使摆杆相对于输出轴空转。

旋转半径调节机构由下述部分构成：圆盘形状的旋转部，其具有以从中心偏心的方式贯穿设置的贯穿孔；齿圈，其设于贯穿孔的内周面；第1小齿轮，其固定于输入轴且与齿圈啮合；行星架，其被传递来自调节用驱动源的驱动力；和2个第2小齿轮，它们分别被行星架枢转支承成能够自如地自转和公转，且它们分别与齿圈啮合。第1小齿轮和2个第2小齿轮配置成以它们的中心为顶点的三角形为正三角形。

在该旋转半径调节机构中，在借助于行驶用驱动源而旋转的输入轴和借助于调节用驱动源而旋转的行星架的转速相等的情况下，维持旋转部的中心相对于输入轴的旋转中心轴线的偏心量，旋转半径调节机构的旋转半径也维持固定。另一方面，在输入轴与行星架的转速不同的情况下，旋转部的中心相对于输入轴的旋转中心轴线的偏心量发生变化，旋转半径调节机构的旋转半径也发生变化。

因此，在旋转半径调节机构中，通过使其旋转半径变化，来使摆杆的摆动端部的振幅、进而使变速比变化，从而控制与输入轴的转速相对应的输出轴的转速。

在该无级变速器中，如果将以3个小齿轮的中心为顶点的正三角形的中心与输入轴的旋转中心轴线之间的距离设定为等于该正三角形的中心与旋转部的中心之间的距离，则能够使输入轴的旋转中心轴线与旋转部的中心重合从而使偏心量为“0”。在偏心量为“0”的情况下，即使在输入轴旋转时摆杆的摆动端部的振幅也为“0”，输出轴成为不旋转的状态。

在该无级变速器的曲柄连杆机构中，行星架和第2小齿轮构成凸轮部，来自调节用驱动源的驱动力被传递至凸轮部。

另外，凸轮部被设定成在各个曲柄连杆机构中相位各不相同，以多个凸轮部在输入轴的周向上围绕成一圈。因此，利用一端部外嵌于各旋转半径调节机构的连杆，各摆杆依次将扭矩传递至输出轴，以使输出轴旋转。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2012-1048号公报

发明内容

发明所要解决的课题

通过将上述的无级变速器的曲柄连杆机构与单向离合器组合，仅在摆杆的摆动运动中的朝向一侧的运动时，才将扭矩传递至输出轴。

因此，在摆杆剧烈地进行摆动运动的情况下，可能发生振动、或者在摆杆与连杆的连结点施加过度的载荷。

本发明是鉴于以上问题而完成的，其目的在于提供一种能够抑制产生振动或过度的载荷的无级变速器。

用于解决课题的手段

本发明的无级变速器具备：输入轴，其被传递驱动源的驱动力；输出轴，其被配置成与输入轴平行；曲柄连杆机构，其具有旋转半径调节机构、摆杆和连杆，旋转半径调节机构能够以输入轴为中心旋转，且能够自如地调节旋转半径，摆杆枢转支承于输出轴，连杆将旋转半径调节机构与摆杆连结起来，曲柄连杆机构将输入轴的旋转运动转换成摆杆的摆动端部的摆动运动；和单向旋转阻止机构，在摆动端部以离开输入轴的方式以输出轴为中心旋转时，单向旋转阻止机构相对于输出轴固定摆杆，并且在摆动端部以接近输入轴的方式旋转时，单向旋转阻止机构使摆杆相对于输出轴空转，所述无级变速器的特征在于，在将旋转半径调节机构与连杆的连结点称作输入侧支点、并将摆动端部与连杆的连结点称作输出侧支点时，输入侧支点与输出侧支点之间的距离Lcon被设定为，在摆杆以规定的偏心量摆动时蓄积在输出轴上的扭矩达到最大的时刻，通过输入侧支点和输出侧支点的直线、与通过输出轴的旋转中心轴线和输出侧支点的直线所成的角度为直角，该距离Lcon满足下述条件式。

其中，Lp是输入轴的旋转中心轴线与输出轴的旋转中心轴线之间的距离，R1是在旋转半径调节机构的偏心量为规定的偏心量时的输入轴的旋转中心轴线与输入侧支点之间的距离，R2是输出轴的旋转中心轴线与输出侧支点之间的距离。

根据本发明，由于Lcon满足条件式(1)，因此，在最大的载荷施加于摆杆与连杆的连结点(即，输出侧支点)时，摆杆与连杆所成的角成为直角。此外，由于满足条件式(1)和条件式(2)，因此与单向离合器等构成无级变速器的其他部件的特性无关，连杆的长度成为适当的长度。

因此，此时通过连杆施加于摆杆的力没有向多个方向分散，能够抑制振动的发生，另外，能够防止过度的载荷施加于输出侧支点。

另外，在本发明的无级变速器中，优选的是，规定的偏心量是传递至输出轴的扭矩为最大的偏心量。如果这样构成，能够在载荷最大的状态下有效地减轻载荷。

另外，在本发明的无级变速器中，优选的是，无级变速器具备多个曲柄连杆机构，规定的偏心量是传递至所述输出轴的扭矩为最大的偏心量中的、变速比为最小时的偏心量。如果这样构成，能够以每1个曲柄连杆机构所分担的载荷最大的状态有效地减轻载荷。

附图说明

图1是示出本发明的无级变速器的实施方式的剖视图。

图2是从轴向示出图1的无级变速器的旋转半径调节机构、连杆和摆杆的示意图。

图3是示出图1的无级变速器的旋转半径调节机构的旋转半径的变化的示意图。

图4是示出图1的无级变速器的旋转半径调节机构的旋转半径的变化与摆杆的摆动运动的摆动角之间的关系的示意图，图4A示出了旋转半径最大时的摆杆的摆动运动的摆动角，图4B示出了旋转半径中等时的摆杆的摆动运动的摆动角，图4C示出了旋转半径较小时的摆杆的摆动运动的摆动角。

图5是示出图1的无级变速器的与旋转半径调节机构的旋转半径的变化相对应的摆杆的角速度的变化的曲线图。

图6是示出输出轴以规定的角速度旋转的情况下的、图1的无级变速器的曲柄连杆机构的动作的示意图，图6A示出了摆动端部处于外止点的状态，图6B示出了摆动端部处于啮合点的状态，图6C示出了摆动端部处于最大角速度点的状态，图6D示出了摆动端部处于最大载荷点的状态，图6E示出了摆动端部处于内止点的状态。

图7是示出图6所示的状态下的、图1的无级变速器的输入轴和输出轴的角速度的变化的曲线图。

图8是示出输出轴未旋转的情况下的、图1的无级变速器的曲柄连杆机构的动作的示意图，图8A示出了摆动端部处于内止点(啮合点)的状态，图8B示出了摆动端部处于最大角速度点的状态，图8C示出了摆动端部处于外止点(最大载荷点)的状态。

图9是示出图8所示的状态下的、图1的无级变速器的与输入轴的角速度的变化相对应的输出轴的角速度的变化的曲线图。

图10是示出图1的无级变速器的与旋转半径调节机构的旋转半径的变化相对应的输出轴扭矩的变化的曲线图。

图11是示出图1的无级变速器的输出轴扭矩的变化的曲线图，图11A示出了旋转半径调节机构的旋转半径为图10所示的曲线图中的R1a时的状态，图11B示出了旋转半径调节机构的旋转半径为图10所示的曲线图中的R1b时的状态。

具体实施方式

以下，对本发明的无级变速器的实施方式进行说明。本实施方式的无级变速器为四节连杆机构型的无级变速器，并且是能够使变速比i(i＝输入轴的转速/输出轴的转速)为无穷大(∞)从而使输出轴的转速为“0”的变速器、即所谓的IVT(Infinity VariableTransmission：无限变速器)的一种。

首先，参照图1和图2对本实施方式的无级变速器的结构进行说明。

本实施方式的无级变速器1具备输入轴2、输出轴3和6个旋转半径调节机构4。

输入轴2是中空的部件，其通过接受来自作为内燃机的发动机或电动机等驱动源的旋转驱动力，而以输入轴2的旋转中心轴线P1为中心旋转。

输出轴3以与输入轴2平行的方式配置于在水平方向上与输入轴2分离的位置，且经由图外的差速器齿轮或传动轴等将旋转动力传递至车辆的驱动轮等驱动部。

旋转半径调节机构4分别设置成以输入轴2的旋转中心轴线P1为中心旋转，旋转半径调节机构4分别具有作为凸轮部的凸轮盘5、作为旋转部的旋转盘6和小齿轮轴7。

凸轮盘5是圆盘形状，其以从输入轴2的旋转中心轴线P1偏心且与输入轴2一体地旋转的方式2个成1组地设置于输入轴2。每1组凸轮盘5分别被设定成使相位相差60°，并且配置成以6组凸轮盘5在输入轴2的周向上围绕成一圈。

旋转盘6是在从其中心偏心的位置设有接受孔6a的圆盘形状，其通过该接受孔6a以旋转自如的方式一个一个地外嵌于1组凸轮盘5。

旋转盘6的接受孔6a的中心形成为：从输入轴2的旋转中心轴线P1至凸轮盘5的中心P2(接受孔6a的中心)的距离Ra与从凸轮盘5的中心P2至旋转盘6的中心P3的距离Rb相同。另外，在旋转盘6的接受孔6a的位于1组凸轮盘5之间的位置，设有内齿6b。

小齿轮轴7在中空的输入轴2内配置成与输入轴2同心，且相对于输入轴2相对旋转自如。另外，在小齿轮轴7的外周设有外齿7a。进而，在小齿轮轴7上连接有差动机构8。

另外，在输入轴2上，在1组凸轮盘5之间，并且在与凸轮盘5的偏心方向对置的部位形成有使内周面与外周面连通的切孔2a。在小齿轮轴7的外周设置的外齿7a经该输入轴2的切孔2a与在旋转盘6的接受孔6a的内周设置的内齿6b啮合。

差动机构8构成为行星齿轮机构，其具有：太阳齿轮9；与输入轴2连结的第1齿圈10；与小齿轮轴7连结的第2齿圈11；和行星架13，其将带阶梯小齿轮12枢转支承成能够自如地自转和公转，所述带阶梯小齿轮12由与太阳齿轮9及第1齿圈10啮合的大径部12a和与第2齿圈11啮合的小径部12b构成。另外，差动机构8的太阳齿轮9与由小齿轮轴7用的电动机构成的调节用驱动源14的旋转轴14a连结。

因此，在使调节用驱动源14的转速与输入轴2的转速相同的情况下，太阳齿轮9和第1齿圈10以同一速度旋转，太阳齿轮9、第1齿圈10、第2齿圈11和行星架13这4个构件成为不能相对旋转的锁定状态，与第2齿圈11连结的小齿轮轴7与输入轴2以同一速度旋转。

在使调节用驱动源14的转速比输入轴2的转速慢的情况下，如果设太阳齿轮9的转速为Ns，设第1齿圈10的转速为NR1，设太阳齿轮9与第1齿圈10

的传动比(第1齿圈10的齿数/太阳齿轮9的齿数)为j，则行星架13的转速为(j·NR1+Ns)/(j+1)。另外，如果设太阳齿轮9与第2齿圈11的传动比((第2齿圈11的齿数/太阳齿轮9的齿数)×(带阶梯小齿轮12的大径部12a的齿数/小径部12b的齿数))为k，则第2齿圈11的转速为{j(k+1)NR1+(k-j)Ns}/{k(j+1)}。

因此，在使调节用驱动源14的转速比输入轴2的转速慢、且固定有凸轮盘5的输入轴2的转速与小齿轮轴7的转速相同的情况下，旋转盘6与凸轮盘5一体旋转。另一方面，在输入轴2的转速与小齿轮轴7的转速之间存在差的情况下，旋转盘6以凸轮盘5的中心P2为中心沿凸轮盘5的周缘旋转。

如图2所示，旋转盘6相对于凸轮盘5偏心成：P1与P2之间的距离Ra和P2与P3之间的距离Rb相等。因此，还能够使旋转盘6的中心P3与输入轴2的旋转中心轴线P1位于同一线上，从而使输入轴2的旋转中心轴线P1与旋转盘6的中心P3之间的距离、即偏心量R1为“0”。

连杆15旋转自如地外嵌于旋转半径调节机构4，具体来说，外嵌于旋转半径调节机构4的旋转盘6的周缘。

连杆15在一个端部具有直径大的大径环状部15a，在另一个端部具有直径比大径环状部15a的直径小的小径环状部15b。连杆15的大径环状部15a通过由球轴承构成的连杆轴承16外嵌于旋转盘6。

摆杆18通过作为单向旋转阻止机构的单向离合器17枢转支承于输出轴3。

单向离合器17在以输出轴3的旋转中心轴线P4为中心欲向一侧旋转的情况下相对于输出轴3固定摆杆18，在欲向另一侧旋转的情况下相对于输出轴3使摆杆18空转。

在摆杆18上设有摆动端部18a，在摆动端部18a上设有一对突片18b，该一对突片18b形成为能够在轴向上将小径环状部15b夹入。在一对突片18b上贯穿设置有与小直径环状部15b的内径对应的贯通孔18c。通过将连结销19插入贯穿孔18c和小径环状部15b，由此将连杆15和摆杆18连结起来。另外，在摆杆18设有环状部18d。

将该环状部18d作为外侧部件，将输出轴3作为内侧部件，从而构成单向离合器17。

接下来，参照图1～图5对本实施方式的无级变速器的曲柄连杆机构进行说明。

如图2所示，在本实施方式的无级变速器1中，由旋转半径调节机构4、连杆15、摆杆18构成了曲柄连杆机构20(四节连杆机构)。

利用该曲柄连杆机构20，将输入轴2的旋转运动转换为摆杆18的以输出轴3的旋转中心轴线P4为中心的摆动运动。如图1所示，本实施方式的无级变速器1共计具备6个曲柄连杆机构20。

在该曲柄连杆机构20中，如果在旋转半径调节机构4的偏心量R1不为“0”的情况下使输入轴2和小齿轮轴7以相同的速度旋转，则各连杆15逐一错开60度相位，并且在输入轴2与输出轴3之间交替地反复进行向输出轴3侧的推压和向输入轴2侧的牵引，从而使摆杆18摆动。

并且，由于在摆杆18与输出轴3之间设有单向离合器17，因此在摆杆18被推压的情况下，摆杆18被固定而使得摆杆18的摆动运动的力被传递至输出轴3，从而使得输出轴3旋转，在摆杆18被牵引的情况下，摆杆18空转，摆杆18的摆动运动的力没有被传递至输出轴3。6个旋转半径调节机构4分别配置成逐一错开60度相位，因此，输出轴3依次通过6个旋转半径调节机构4而旋转。

另外，在本实施方式的无级变速器1中，如图3所示，通过改变偏心量R1来自如地调节旋转半径调节机构4的旋转半径。

图3A表示使偏心量R1为“最大”的状态，小齿轮轴7和旋转盘6位于使输入轴2的旋转中心轴线P1、凸轮盘5的中心P2以及旋转盘6的中心点P3(输入侧支点)排列成一条直线的位置。这种情况下的变速比i变为最小。图3B表示使偏心量R1为比图3A小的“中等”的状态，图3C表示使偏心量R1为比图3B更小的“小”的状态。在图3B中示出了变速比i为比图3A的变速比i大的“中等”的状态，在图3C中示出了变速比i为比图3B的变速比i大的“大”的状态。图3D表示使偏心量R1成为“0”的状态，输入轴2的旋转中心轴线P1与旋转盘6的中心点P3(输入侧支点)位于同心的位置。这种情况下的变速比i变为无穷大(∞)。

另外，图4是示出本实施方式的旋转半径调节机构4的旋转半径、即偏心量R1的变化与摆杆18的摆动运动的摆动角之间的关系的示意图。

图4A示出了偏心量R1为图3A的“最大”的情况(变速比i为最小的情况)下的、与旋转半径调节机构4的旋转运动相对应的摆杆18的摆动范围θ2，图4B示出了偏心量R1为图3B的“中等”的情况(变速比i为中等的情况)下的、与旋转半径调节机构4的旋转运动相对应的摆杆18的摆动范围θ2，图4C示出了偏心量R1为图3C的“小”的情况(变速比i为大的情况)下的、与旋转半径调节机构4的旋转运动相对应的摆杆18的摆动范围θ2。在此，从输出轴3的旋转中心轴线P4至连杆15与摆动端部18a的连结点、即至连结销19的中心P5(输出侧支点)为止的距离为摆杆18的长度R2。

根据该图4清楚地可知，随着偏心量R1变小，摆杆18的摆动范围θ2变窄，在偏心量R1变为“0”的情况下，摆杆18不摆动。

另外，图5是以无级变速器1的旋转半径调节机构4的旋转角度θ1为横轴、并以摆杆18的角速度ω为纵轴，来示出与旋转半径调节机构4的偏心量R1的变化相伴随的角速度ω的变化的关系的图。

根据该图5清楚地可知，偏心量R1越大(变速比i越小)，摆杆18的角速度ω变得越大。

接下来，参照图6～图11，对本实施方式的无级变速器1的曲柄连杆机构20详细地进行说明。

如图6所示，在本实施方式的无级变速器1中，通过具有Lcon的长度的连杆15将旋转盘6的中心P3(输入侧支点)的旋转运动转换为摆杆18的摆动端部18a与连杆15的连结点、即连结销19的中心P5(输出侧支点)的摆动运动。

该旋转运动的中心是输入轴2的旋转中心轴线P1，半径是旋转半径调节机构4的偏心量R1。另外，该摆动运动的中心是输出轴3的旋转中心轴线P4，半径是从连结销19的中心P5(输出侧支点)至输出轴3的旋转中心轴线P4的距离R2。

在此，参照图6和图7，对单向离合器17的内侧部件即输出轴3的角速度固定的情况下的曲柄连杆机构20的动作进行说明。

首先，如图6A所示，当旋转盘6的中心P3(输入侧支点)开始旋转运动时，连结销19的中心P5(输出侧支点)从摆杆18的摆动范围中的最接近输入轴2的位置(以下，称作“内止点”。)起向离开输入轴2的方向开始移动，同时单向离合器的外侧部件即摆杆18的环状部18d的角速度开始增加。该状态为图7中的t＝t0的状态。

接下来，如图6B所示，当旋转盘6的中心P3(输入侧支点)旋转至一定的程度时，连结销19的中心P5(输出侧支点)到达下述这样的位置(以下，称作“啮合点”。)，并开始向输出轴3传递扭矩：在该位置，外侧部件即摆杆18的环状部18d的角速度增加至与单向离合器17的内侧部件即输出轴3的角速度相等。该状态为图7中的t＝t1的状态。

接下来，如图6C所示，当旋转盘6的中心P3(输入侧支点)进一步旋转时，连结销19的中心P5(输出侧支点)到达单向离合器的外侧部件即摆杆18的环状部18d的角速度为最大的位置(以下，称作“最大角速度点”。)，环状部18d的角速度开始减小。该状态为图7中的t＝t2的状态。

接下来，如图6D所示，当旋转盘6的中心P3(输入侧支点)旋转至一定的程度时，连结销19的中心P5(输出侧支点)到达下述这样的位置(以下，称作“最大载荷点”。)，传递至输出轴3的扭矩的累计值(图7中的阴影区域)变为最大：在该位置，外侧部件即摆杆18的环状部18d的角速度减少至与单向离合器17的内侧部件即输出轴3的角速度相等。该状态为图7中的t＝t3的状态。

接着，如图6E所示，当旋转盘6的中心P3(输入侧支点)进一步旋转时，连结销19的中心P5(输出侧支点)到达摆杆18的摆动范围中的最远离输入轴2的位置(以下，称作“外止点”。)，向接近输入轴2的方向开始移动，同时单向离合器的外侧部件即摆杆18的环状部18d的角速度开始向负方向增加。该状态为图7中的t＝t4的状态。

然后，旋转盘6的中心P3(输入侧支点)进一步旋转，重复图6A～图6E的状态，以此方式进行摆杆18的摆动运动。

根据该曲柄连杆机构20的动作可知，当摆杆18的摆动端部18a以离开输入轴2的方式移动时，本实施方式的无级变速器1所具备的单向旋转阻止机构即单向离合器17相对于输出轴3固定摆杆18，由此从输入轴2向输出轴3传递驱动力。

并且，该曲柄连杆机构20构成为输入侧支点与输出侧支点之间的距离Lcon满足下面的条件式(1)。

其中，输入侧支点是旋转半径调节机构4与连杆15的连结点、即旋转盘6的中心P3，输出侧支点是摆动端部18a与连杆15的连结点、即连结销19的中心P5，Lp是输入轴2的旋转中心轴线P1与输出轴3的旋转中心轴线P4之间的距离，R1是在旋转半径调节机构4的偏心量为规定的偏心量时的输入轴的旋转中心轴线P1与输入侧支点之间的距离，R2是输出轴3的旋转中心轴线P4与输出侧支点之间的距离。

由于本实施方式的无级变速器1构成为满足该条件式(1)，因此，如图6D所示，当输出侧支点即连结销19的中心P5位于最大载荷点时，连杆15与摆杆18所成的角度成为直角。

因此，此时通过连杆15施加于摆杆18的力没有向多个方向分散，能够抑制振动的发生，另外，能够防止过度的载荷施加于输出侧支点。

另外，该无级变速器1构成为满足下述条件式(2)。

在此，为了对条件式(2)的下限值进行说明，参照图8、9，对单向离合器17的内侧部件即输出轴3的角速度为0的情况下的曲柄连杆机构20的动作进行说明。

首先，如图8A所示，当旋转盘6的中心P3(输入侧支点)开始进行旋转运动时，连结销19的中心P5(输出侧支点)从内止点向离开输入轴2的方向开始移动，并且单向离合器的外侧部件即摆杆18的环状部18d的角速度开始增加。

此时，由于单向离合器17的内侧部件即输出轴3的角速度为0，因此内止点与啮合点一致，摆杆18从其摆动运动的开始时刻起开始向输出轴3传递扭矩。因此，该状态是图9中的t＝t0＝t1的状态。

接下来，如图8B所示，当旋转盘6的中心P3(输入侧支点)旋转至一定的程度时，连结销19的中心P5(输出侧支点)到达最大角速度点，环状部18d的角速度开始减小。该状态为图9中的t＝t2的状态。

接下来，如图8C所示，当旋转盘6的中心P3(输入侧支点)进一步旋转时，连结销19的中心P5(输出侧支点)到达外止点，并开始向接近输入轴2的方向移动，并且，单向离合器的外侧部件即摆杆18的环状部18d的角速度开始向负方向增加。

此时，由于单向离合器17的内侧部件即输出轴3的角速度为0，因此外止点与最大载荷点一致，摆杆18在其摆动运动的运动方向反向的时刻传递至输出轴3的扭矩的累计值(图9中的阴影区域)变为最大。因此，该状态是图9中的t＝t3＝t4的状态。

然后，旋转盘6的中心P3(输入侧支点)进一步旋转，重复图8A～图8C的状态，以此方式进行摆杆18的摆动运动。

在进行这样的摆动运动的曲柄连杆机构20中，为了构成为当连结销19的中心P5(输出侧支点)到达外止点(最大载荷点)时连杆15与摆杆18所成的角度成为直角，只要满足以下的条件式(2)’即可。

并且，由于最大载荷点不处于比外止点远离输入轴2的位置，因此，连杆15的长度“Lcon”的这样的值成为最小值。

因此，连杆15的长度“Lcon”只要构成为处于条件式(2)’的左侧的值以上即可，即只要构成为满足条件式(2)即可。

满足条件式(1)和该条件式(2)的本实施方式的无级变速器1与单向离合器17的特性无关，连杆15的长度成为适当的长度。

另外，在将本实施方式的无级变速器1应用于一般的车辆等的情况下，与旋转半径调节机构4的旋转半径的变化相对应的、施加于输出轴3的输出轴扭矩的变化根据车辆的特性等而成为如图10所示的曲线图那样。

具体来说，在偏心量R1为规定的值以下的情况下，输出轴扭矩成为由该车辆的驱动轮的摩擦系数等确定的打滑界限值，然后，输出轴扭矩随着偏心量R1的增加而降低。

另外，在图10中，即使在输出轴扭矩为打滑界限值的情况下，分担该输出轴扭矩的曲柄连杆机构20的数量也并不总是相同。

例如，在偏心量R1为接近0的R1a的情况下，如图11A所示，在某个时刻分担某个输出轴扭矩的曲柄连杆机构20的数量为4个。

可是，在偏心量R1为比R1a大、且处于输出轴扭矩马上要开始减少之前的R1b的情况下，如图11B所示，分担与图11A相同的输出轴扭矩的曲柄连杆机构20的数量为3个。

即，随着偏心量R1的增加，1个曲柄连杆机构20所分担的载荷变大。

因此，对于本实施方式的无级变速器1，在用于具有图10所示这样的特性的车辆等的情况下，将满足上述的条件式(1)和条件式(2)时的偏心量R1作为R1b。

即，本实施方式的无级变速器1构成为：满足条件式(1)的情况下的规定的偏心量R1成为传递至输出轴3的扭矩为最大的偏心量(0～R1b)中的、变速比i为最小的情况下的偏心量(R1b)。

因此，在施加于输出轴3的载荷最大且分担该载荷的曲柄连杆机构的数量最少的状态下，连杆15与摆杆18所成的角度成为直角，能够使施加于连结销19的中心P5的最大载荷极小化，从而能够抑制振动的发生。

标号说明

1：无级变速器；2：输入轴；2a：切孔；3：输出轴(内侧部件)；4：旋转半径调节机构；5：凸轮盘；6：旋转盘；6a：接受孔；6b：内齿；7：小齿轮轴；7a：外齿；8：差动机构；8a：差动机构壳体；9：太阳齿轮；10：第1齿圈；11：第2齿圈；12：带阶梯小齿轮；12a：大径部；12b：小径部；13：行星架；14：调节用驱动源；14a：旋转轴；15：连杆；15a：大径环状部；15b：小径环状部；16：连杆轴承；17：单向离合器(单向旋转阻止机构)；18：摆杆；18a：摆动端部；18b：突片；18c：贯穿孔；18d：环状部(外侧部件)；19：连结销；20：曲柄连杆机构；i：变速比；Lcon：连杆15的长度；Lp：P1与P4之间的距离；P1：输入轴2的旋转中心轴线；P2：凸轮盘5的中心；P3：旋转盘6的中心(输入侧支点)；P4：输出轴3的旋转中心轴线；P5：连结销19的中心(输出侧支点)；Ra：P1与P2之间的距离；Rb：P2与P3之间的距离；R1：P1与P3之间的距离(偏心量、旋转半径调节机构4的旋转半径)；R2：P4与P5之间的距离(摆杆18的长度)；θ1：旋转半径调节机构4的旋转角度；θ2：摆杆18的摆动范围。

Claims (3)

1.一种无级变速器，其具备：

输入轴，其被传递驱动源的驱动力；

输出轴，其被配置成与所述输入轴平行；

曲柄连杆机构，其具有旋转半径调节机构、摆杆和连杆，所述旋转半径调节机构能够以所述输入轴为中心旋转，且能够自如地调节旋转半径，所述摆杆枢转支承于所述输出轴，所述连杆将所述旋转半径调节机构与所述摆杆连结起来，所述曲柄连杆机构将所述输入轴的旋转运动转换成所述摆杆的摆动端部的摆动运动；以及

单向旋转阻止机构，在所述摆动端部以离开所述输入轴的方式以所述输出轴为中心旋转时，所述单向旋转阻止机构相对于所述输出轴固定所述摆杆，并且在所述摆动端部以接近所述输入轴的方式旋转时，所述单向旋转阻止机构使所述摆杆相对于所述输出轴空转，

所述无级变速器的特征在于，

在将所述旋转半径调节机构与所述连杆的连结点称作输入侧支点、并将所述摆动端部与所述连杆的连结点称作输出侧支点时，所述输入侧支点与所述输出侧支点之间的距离Lcon被设定为，在所述摆杆以规定的偏心量摆动时蓄积在所述输出轴上的扭矩达到最大的时刻，通过所述输入侧支点和所述输出侧支点的直线、与通过所述输出轴的旋转中心轴线和所述输出侧支点的直线所成的角度为直角，

所述距离Lcon满足下述条件式：

$Lcon<\sqrt{({\mathrm{Lp}}^2+R{1}^2-R{2}^2)}$

$\sqrt{({\mathrm{Lp}}^2-R{2}^2)}-R1\&le;Lcon$

其中，Lp是所述输入轴的旋转中心轴线与所述输出轴的旋转中心轴线之间的距离，R1是在所述旋转半径调节机构的偏心量为规定的偏心量时的所述输入轴的旋转中心轴线与所述输入侧支点之间的距离，R2是所述输出轴的旋转中心轴线与所述输出侧支点之间的距离。

2.根据权利要求1所述的无级变速器，其特征在于，

所述规定的偏心量是传递至所述输出轴的扭矩为最大的偏心量。

3.根据权利要求1所述的无级变速器，其特征在于，

所述无级变速器具备多个所述曲柄连杆机构，

所述规定的偏心量是传递至所述输出轴的扭矩为最大的偏心量中的、变速比为最小时的偏心量。