CN105822744A - 车辆用动力传递装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供车辆用动力传递装置，其使作用在具备8个传递单元的车辆用动力传递装置的输入轴的轴承上的偏载荷降低或完全抵消。在车辆用动力传递装置的8个传递单元中，第1单元(A)和第1逆单元(A′)之间的轴向距离、第4单元(D)和第4逆单元(D′)之间的轴向距离都是p，第2单元(B)和第2逆单元(B′)之间的轴向距离、第3单元(C)和第3逆单元(C′)之间的轴向距离都是q，距离p和距离q满足1＜q/p＜(2sin67.5゜-sin22.5゜)/sin22.5゜的关系，因此，通过各传递单元(14)使得作用在第1、第2轴承(22、21)上的偏载荷相互抵消，从而能够降低振动。

Description

车辆用动力传递装置

技术领域

本发明涉及车辆用动力传递装置，其中，将与驱动源连接的输入轴的旋转传递至与驱动轮连接的输出轴的车辆用动力传递装置具备沿轴向并排配置的8个传递单元。

背景技术

在具备沿轴向并排配置的多个传递单元的车辆用动力传递装置中存在这样的问题：由于偏心盘在输入轴的周围以互不相同的相位进行偏心旋转，因此周期性的偏载荷会施加于对输入轴的两端部进行支承的轴承，成为振动的原因。

从多个传递单元作用在对输入轴的两端部进行支承的轴承上的总的偏载荷对应于轴承与各传递单元之间的距离、和各传递单元的偏心盘的相位而发生变化，因此，如果对应于多个传递单元在轴向上的位置适当地确定偏心盘的相位，则可以认为还存在降低作用在轴承上的总的偏载荷的余地。

因此，本申请人已经通过下述专利文献1、2提出了这样的方案：在沿轴向等间隔地并排配置有相位分别相差60°的6个传递单元的车辆用动力传递装置中，通过沿输入轴的轴向以规定的顺序配置6个传递单元，使从各传递单元作用在对输入轴的轴向两端部进行支承的轴承上的偏载荷完全抵消，从而降低振动。

专利文献1：WO2014042018

专利文献2：WO2014084067

可是，在车辆用动力传递装置沿轴向等间隔地具备相位分别相差45°的8个传递单元的情况下，根据专利文献1、2记载的发明的技术思想，无法使作用在输入轴的轴承上的偏载荷完全抵消。

但是，本申请人发现：在车辆用动力传递装置具备相位分别相差45°的8个传递单元的情况下，通过沿轴向以规定的顺序配置8个传递单元，并且将8个传递单元的轴向间隔设定为规定的间隔，能够使作用在输入轴的轴承上的偏载荷降低或完全抵消。

发明内容

本发明是鉴于前述的情况而完成的，其目的在于使作用在具备8个传递单元的车辆用动力传递装置的输入轴的轴承上的偏载荷降低或完全抵消。

为了达成上述目的，根据技术方案1的发明，提供一种车辆用动力传递装置，其中，将与驱动源连接的输入轴的旋转传递至输出轴的8个传递单元并排配置在所述输入轴和所述输出轴之间，所述输入轴的轴向一端侧由第1轴承支承，所述输入轴的轴向另一端侧由第2轴承支承，所述传递单元分别具备：输入侧支点，其与所述输入轴一起进行偏心旋转；单向离合器，其与所述输出轴连接；输出侧支点，其被设置在所述单向离合器的外部件上；以及连杆，其两端与所述输入侧支点和所述输出侧支点连接，并进行往复运动，所述8个传递单元的所述8个输入侧支点相对于所述输入轴的轴线的偏心量相同，所述8个输入侧支点以45°的相位差沿周向等间隔地配置，其特征在于，所述8个传递单元由下述单元构成：第1单元；第1逆单元，其被配置在比所述第1单元靠所述另一端侧的位置，且相位与该第1单元相反；第2单元；第2逆单元，其被配置在比所述第2单元靠所述一端侧的位置，且相位与该第2单元相反；第3单元；第3逆单元，其被配置在比所述第3单元靠所述另一端侧的位置，且相位与该第3单元相反；第4单元；以及第4逆单元，其被配置在比所述第4单元靠所述一端侧的位置，且相位与该第4单元相反，所述第1单元与所述第1逆单元之间的轴向距离、和所述第4单元与所述第4逆单元之间的轴向距离都是p，所述第2单元与所述第2逆单元之间的轴向距离、和所述第3单元与所述第3逆单元之间的轴向距离都是q，所述距离p和所述距离q满足1＜q/p＜(2sin67.5゜-sin22.5゜)/sin22.5゜的关系。

另外，根据技术方案2的发明，提出了一种车辆用动力传递装置，其特征在于，在技术方案1的结构的基础上，所述距离p和所述距离q满足q/p＝sin67.5゜/sin22.5゜的关系。

另外，根据技术方案3的发明，提出了一种车辆用动力传递装置，其特征在于，在技术方案2的结构的基础上，在将所述8个传递单元从轴向一端侧朝向另一端侧依次作为#1单元、#2单元、#3单元、#4单元、#5单元、#6单元、#7单元、#8单元时，所述第1单元相当于所述#1单元，所述第2单元相当于所述#6单元，所述第3单元相当于所述#3单元，所述第4单元相当于所述#8单元，所述第1逆单元相当于所述#2单元，所述第2逆单元相当于所述#4单元，所述第3逆单元相当于所述#5单元，所述第4逆单元相当于所述#7单元，所述#2单元和所述#3单元之间的轴向距离、所述#3单元和所述#4单元之间的轴向距离、所述#5单元和所述#6单元之间的轴向距离、以及所述#6单元和所述#7单元之间的轴向距离与所述距离p一致。

另外，根据技术方案4的发明，提出了一种车辆用动力传递装置，其特征在于，在技术方案2的结构的基础上，在将所述8个传递单元从轴向一端侧朝向另一端侧依次作为#1单元、#2单元、#3单元、#4单元、#5单元、#6单元、#7单元、#8单元时，所述第1单元相当于所述#1单元，所述第2单元相当于所述#5单元，所述第3单元相当于所述#4单元，所述第4单元相当于所述#8单元，所述第1逆单元相当于所述#2单元，所述第2逆单元相当于所述#3单元，所述第3逆单元相当于所述#6单元，所述第4逆单元相当于所述#7单元，所述#2单元和所述#3单元之间的轴向距离、所述#3单元和所述#4单元之间的轴向距离、所述#5单元和所述#6单元之间的轴向距离、以及所述#6单元和所述#7单元之间的轴向距离与所述距离p一致。

并且，实施方式的偏心盘19对应于本发明的输入侧支点，实施方式的销37对应于本发明的输出侧支点，实施方式的发动机P对应于本发明的驱动源。

根据技术方案1的结构，车辆用动力传递装置的8个传递单元的8个输入侧支点相对于输入轴的轴线的偏心量相同，并且，车辆用动力传递装置的8个传递单元的8个输入侧支点以45°的相位差沿周向等间隔地配置。在8个传递单元中，第1单元和第1逆单元之间的轴向距离、第4单元和第4逆单元之间的轴向距离都是p，第2单元和第2逆单元之间的轴向距离、第3单元和第3逆单元之间的轴向距离都是q，距离p和距离q满足1＜q/p＜(2sin67.5゜-sin22.5゜)/sin22.5゜的关系，因此，通过各传递单元使得作用在第1、第2轴承上的偏载荷相互抵消，从而能够降低振动。

另外，根据技术方案2的结构，距离p和距离q满足q/p＝sin67.5゜/sin22.5゜的关系，因此，通过各传递单元使得作用在第1轴承和第2轴承上的偏载荷完全抵消，从而能够进一步降低振动。

另外，根据技术方案3的结构，为了使在第1轴承和第2轴承上产生的偏载荷完全抵消，需要使#1单元和#2单元之间的轴向距离、#7单元和#8单元之间的轴向距离都是p，虽然#2单元和#3单元之间的轴向距离、#3单元和#4单元之间的轴向距离、#5单元和#6单元之间的轴向距离、#6单元和#7单元之间的轴向距离能够任意设定，但是，通过将该能够任意设定的轴向距离特意设定为p，能够使各传递单元的部件通用从而实现成本的降低，并且能够使变速器的轴向尺寸小型化。

另外，根据技术方案4的结构，为了使在第1轴承和第2轴承上产生的偏载荷完全抵消，需要使#1单元和#2单元之间的轴向距离、#7单元和#8单元之间的轴向距离都是p，虽然#2单元和#3单元之间的轴向距离、＃3单元和#4单元之间的轴向距离、#5单元和#6单元之间的轴向距离、#6单元和#7单元之间的轴向距离能够任意设定，但是，通过将该能够任意设定的轴向距离特意设定为p，能够使各传递单元的部件通用从而实现成本的降低，并且能够使变速器的轴向尺寸小型化。

附图说明

图1是无级变速器的整体立体图。

图2是无级变速器的重要部位的局部剖视立体图。

图3是沿图1中的3-3线的剖视图。

图4是图3的4部放大图。

图5是沿图3中的5-5线的剖视图。

图6是示出偏心盘的形状的图。

图7是示出偏心盘的偏心量和变速比之间的关系的图。

图8是TD变速比和UD变速比时的偏心盘的状态的图。

图9是示出#1单元～#8单元的轴向配置的图。

图10是技术方案1的发明的对应图。

图11是作用在轴承上的偏载荷的计算过程的说明图。

图12是技术方案3的发明的对应图。

图13是技术方案4的发明的对应图。

图14是示出p/q的优选的范围的图。

图15是示出处于对角位置的单元的号码差为Δ1的实施方式的图。

图16是示出处于对角位置的单元的号码差为Δ4的实施方式的图。

图17是示出处于对角位置的单元的号码差为Δ1或Δ2的实施方式的图。

图18是示出处于对角位置的单元的号码差为Δ1或Δ3的实施方式的图。

图19是示出处于对角位置的单元的号码差为Δ2或Δ3的实施方式的图。

图20是示出处于对角位置的单元的号码差为Δ2或Δ5的实施方式的图。

图21是示出处于对角位置的单元的号码差为Δ2或Δ6的实施方式的图。

标号说明

12：输入轴；

13：输出轴；

14：传递单元；

19：偏心盘(输入侧支点)；

21：第2轴承；

22：第1轴承；

33：连杆；

36：单向离合器；

37：销(输出侧支点)；

38：外部件；

A：第1单元；

A′：第1逆单元；

B：第2单元；

B′：第2逆单元；

C：第3单元；

C′：第3逆单元；

D：第4单元；

D′：第4逆单元；

P：发动机(驱动源)；

L：输入轴的轴线；

ε：偏心量。

具体实施方式

下面，基于图1～图21对本发明的实施方式进行说明。

如图1～图5所示，输入轴12和输出轴13相互平行地支承于机动车用的无级变速器T的变速箱体11的一对侧壁11a、11b上，与发动机P连接的输入轴12的旋转经由6个传递单元14、输出轴13和差速器D被传递至驱动轮。与输入轴12共有轴线L的变速轴15借助7个滚针轴承16以能够相对旋转的方式嵌合于形成为中空的输入轴12的内部。

并且，本发明的车辆用动力传递装置实际上具备8个传递单元14，但是，在此，为了方便，将传递单元14的数量设为6个进行说明。6个传递单元14的结构实际上是相同的结构，因此，下面以一个传递单元14为代表对结构进行说明。

传递单元14具备在变速轴15的外周面设置的小齿轮17，该小齿轮17从形成于输入轴12上的开口12a露出。沿轴线L方向被分割成两部分的圆板状的偏心凸轮18以夹住小齿轮17的方式花键结合于输入轴12的外周。偏心凸轮18的中心O1相对于输入轴12的轴线L以距离d的量偏心。另外，6个传递单元14的6个偏心凸轮18的偏心方向的相位彼此错开60°。

在圆板状的偏心盘19的轴线L方向两端面形成的一对偏心凹部19a、19a借助一对滚针轴承20、20旋转自如地支承于偏心凸轮18的外周面。偏心凹部19a、19a的中心O1(即偏心凸轮18的中心O1)相对于偏心盘19的中心O2以距离d的量偏移。即，输入轴12的轴线L与偏心凸轮18的中心O1之间的距离d、和偏心凸轮18的中心O1与偏心盘19的中心O2之间的距离d相同。

在沿轴线L方向被分割成两部分的偏心凸轮18的分割面上，与该偏心凸轮18的中心O1同轴地设有一对新月状的引导部18a、18a，形成为将偏心盘19的一对偏心凹部19a、19a的底部之间连通的齿圈19b的齿尖以能够滑动的方式与偏心凸轮18的引导部18a、18a的外周面抵接。并且，变速轴15的小齿轮17通过输入轴12的开口12a与偏心盘19的齿圈19b啮合。

输入轴12的右端侧借助由球轴承构成的第2轴承21直接支承于变速箱体11的右侧的侧壁11a。另外，一体地设置于位于输入轴12的左端侧的1个偏心凸轮18上的筒状部18b借助由球轴承构成的第1轴承22支承于变速箱体11的左侧的侧壁11b，花键结合于该偏心凸轮18的内周的输入轴12的左端侧被间接地支承于变速箱体11。

相对于输入轴12使变速轴15相对旋转来变更无级变速器T的变速比的变速致动器23具备：电动马达24，其以马达轴24a与轴线L同轴的方式支承于变速箱体11；和行星齿轮机构25，其与电动马达24连接。行星齿轮机构25具备：借助滚针轴承26旋转自如地支承于电动马达24上的行星架27；固定于马达轴24a上的太阳齿轮28；旋转自如地支承于行星架27上的多个双联小齿轮29；与中空的输入轴12的轴端(严格来说，是所述1个偏心凸轮18的筒状部18b)花键结合的第1齿圈30；以及与变速轴15的轴端花键结合的第2齿圈31。各双联小齿轮29具备大径的第1小齿轮29a和小径的第2小齿轮29b，第1小齿轮29a与太阳齿轮28和第1齿圈30啮合，第2小齿轮29b与第2齿圈31啮合。

连杆33的一端侧的环状部33a借助滚柱轴承32相对旋转自如地支承于偏心盘19的外周。

输出轴13通过一对球轴承34、35被支承于变速箱体11的一对侧壁11a、11b，在输出轴13的外周设有单向离合器36。单向离合器36具备：环状的外部件38，其通过销37被枢转支承于连杆33的杆部33b的末端；内部件39，其配置于外部件38的内部，且固定于输出轴13；以及多个辊41，它们配置于在外部件38的内周的圆弧面与内部件39的外周的平面之间形成的楔状的空间内，且被多个弹簧40施力。

如图6和图8所示，由于偏心凹部19a、19a的中心O1(即偏心凸轮18的中心O1)相对于偏心盘19的中心O2以距离d的量偏移，因此，偏心盘19的外周和偏心凹部19a、19a的内周之间的间隔在圆周方向上变得不均匀，在其间隔较大的部分形成有新月状的减重凹部19c、19c。

接下来，对无级变速器T的一个传递单元14的作用进行说明。

由图5和图7的(A)～图7的(D)可知，当偏心盘19的中心O2相对于输入轴12的轴线L偏心时，如果输入轴12通过发动机P旋转，则连杆33的环状部33a绕轴线L进行偏心旋转，由此，连杆33的杆部33b进行往复运动。

其结果是，当连杆33在往复运动的过程中被向图中左侧牵引时，被弹簧40施力的辊41啮入外部件38和内部件39之间的楔状的空间，外部件38和内部件39借助辊41而结合，由此，单向离合器36接合，连杆33的移动被传递至输出轴13。相反，当连杆33在往复运动的过程中被向图中右侧推压时，辊41一边压缩弹簧40一边被从外部件38和内部件39之间的楔状的空间挤出，外部件38和内部件39相互打滑，由此，单向离合器36解除接合，连杆33的移动不再被传递至输出轴13。

这样，在输入轴12旋转一圈的期间，输入轴12的旋转被传递至输出轴13规定的时间，因此，当输入轴12连续旋转时，输出轴13间歇旋转。6个传递单元14的偏心盘19的偏心量ε全都相同，但是偏心方向的相位分别错开60°，因此，6个传递单元14交替着将输入轴12的旋转传递至输出轴13，由此使输出轴13连续地旋转。

此时，偏心盘19的偏心量ε越大，则连杆33的往复行程就越大，输出轴13的1次的旋转角增加，无级变速器T的变速比变小。相反，偏心盘19的偏心量ε越小，则连杆33的往复行程就越小，输出轴13的1次的旋转角减少，无级变速器T的变速比变大。并且，当偏心盘19的偏心量ε为零时，即使输入轴12旋转，连杆33也停止移动，因此，输出轴13不旋转，无级变速器T的变速比成为最大(无限大)。

当变速轴15相对于输入轴12不进行相对旋转时，即输入轴12和变速轴15以同一速度旋转时，无级变速器T的变速比维持固定。为了使输入轴12和变速轴15以同一速度旋转，只要以与输入轴12相同的速度驱动电动马达24旋转即可。其理由在于，行星齿轮机构25的第1齿圈30与输入轴12连接并以与该输入轴12相同的速度旋转，但是，如果以与此相同的速度驱动电动马达24，则太阳齿轮28和第1齿圈30以同一速度旋转，因此行星齿轮机构25成为锁定状态，整体上一体地旋转。其结果是，与一体地旋转的第1齿圈30及第2齿圈31连接的输入轴12和变速轴15实现一体化，以相同的速度旋转，而不进行相对旋转。

如果相对于输入轴12的转速使电动马达24的转速增速或减速，则与输入轴12结合的第1齿圈30和与电动马达24连接的太阳齿轮28相对旋转，因此，行星架27相对于第1齿圈30相对旋转。此时，相互啮合的第1齿圈30与第1小齿轮29a的齿数比、和相互啮合的第2齿圈31与第2小齿轮29b的齿数比稍微不同，因此，与第1齿圈30连接的输入轴12和与第2齿圈31连接的变速轴15相对旋转。

这样，当变速轴15相对于输入轴12相对旋转时，齿圈19b与各传递单元14的小齿轮17啮合的偏心盘19的偏心凹部19a、19a被与输入轴12成一体的偏心凸轮18的引导部18a、18a引导而旋转，从而使得偏心盘19的中心O2相对于输入轴12的轴线L的偏心量ε变化。

图7的(A)是示出变速比最小的状态(变速比：TD)的图，此时，偏心盘19的中心O2相对于输入轴12的轴线L的偏心量ε是与从输入轴12的轴线L至偏心凸轮18的中心O1为止的距离d和从偏心凸轮18的中心O1至偏心盘19的中心O2为止的距离d之和、即2d相等的最大值。当变速轴15相对于输入轴12相对旋转时，偏心盘19相对于与输入轴12成一体的偏心凸轮18相对旋转，由此，如图7的(B)和图7的(C)所示，偏心盘19的中心O2相对于输入轴12的轴线L的偏心量ε从最大值的2d逐渐减小，从而使得变速比增加。如果使变速轴15相对于输入轴12进一步相对旋转，则偏心盘19相对于与输入轴12成一体的偏心凸轮18进一步相对旋转，由此，如图7的(D)所示，最后偏心盘19的中心O2与输入轴12的轴线L重合，偏心量ε变为零，变速比成为最大(无限大)的状态(变速比：UD)，对输出轴13的动力传递被切断。

以上，将传递单元14的数量设为6个来对无级变速器T的结构和作用进行了说明，但是如图9所示，无级变速器T实际上具备8个传递单元14，这8个传递单元14从输入轴12和输出轴13的一端侧(变速致动器23侧)向另一端侧(发动机P和差速器D侧)被命名为#1单元、#2单元、#3单元、#4单元、#5单元、#6单元、#7单元、#8单元。

图10的(A)是沿轴线L方向观察输入轴12的示意图，A、B、C、D分别是第1单元、第2单元、第3单元和第4单元，这些传递单元14的偏心盘19的偏心方向(相位)以45°的间隔沿逆时针方向依次错开。A′、B′、C′、D′分别是第1逆单元、第2逆单元、第3逆单元和第4逆单元，这些传递单元14的偏心盘19的偏心方向(相位)以45°的间隔沿逆时针方向依次错开。并且，第1单元A和第1逆单元A′的相位相互错开180°，第2单元B和第2逆单元B′的相位相互错开180°，第3单元C和第3逆单元C′的相位相互错开180°，第4单元D和第4逆单元D′的相位相互错开180°。

图10的(B)是从与轴线L垂直的方向观察输入轴12的示意图，8个传递单元14按照规定的原则配置在轴向一端侧(左侧)的第1轴承22与轴向另一端侧(右侧)的第2轴承21之间的输入轴12上，通过该配置，使得作用在第1轴承22和第2轴承21上的偏载荷抵消。

上述原则如下。

(1)第1逆单元A′被配置得比第1单元A靠另一端侧，第3逆单元C′被配置得比第3单元C靠另一端侧。

(2)第2逆单元B′被配置得比第2单元B靠一端侧，第4逆单元D′被配置得比第4单元D靠一端侧。

(3)第1单元A与第1逆单元A′之间的距离、和第4单元D与第4逆单元D′之间的距离是相同的距离p。

(4)第2单元B与第2逆单元B′之间的距离、和第3单元C与第3逆单元C′之间的距离是相同的距离q。

(5)q/p＝sin67.5゜/sin22.5゜≒2.41。

此时，第1逆单元A′与第2逆单元B′之间的距离r1是任意的，距离r1可以为负值，第2逆单元B′可以比第1逆单元A′靠一端侧。第2单元B与第3单元C之间的距离r2是任意的，距离r2可以为负值，第3单元C可以比第2单元B靠一端侧。第3逆单元C′与第4逆单元D′之间的距离r3是任意的，距离r3可以为负值，第4逆单元D′可以比第3逆单元C′靠一端侧。另外，第1轴承22与第1单元A之间的距离s1是任意的，第4单元D与第2轴承21之间的距离s2也是任意的。

以下，对于通过遵循了上述原则的图10的(A)的配置使作用在第1轴承22和第2轴承21上的偏载荷抵消而变为零的理由进行说明。

图11的(A)是对通过第1单元A和第1逆单元A′作用在第2轴承21上的y轴方向的偏载荷进行说明的图。并且，x-y坐标系以输入轴12作为原点，通过第1单元A和第4逆单元D′的中间的方向被设定为y轴的正方向，通过第2逆单元B′和第3逆单元C′的中间的方向被设定为x轴的正方向。

在各传递单元14上作用有因偏心盘19的旋转而产生的朝向径向外侧的离心力F。在设偏心盘19的质量为M、设偏心盘19的质量中心相对于输入轴12的距离为R、设输入轴12的角速度为ω时，离心力F的大小为MRω²，该离心力F对于所有的传递单元14都相同。

在设第1轴承22和第2轴承21之间的距离为S、设第1轴承22和第1单元A之间的距离为z1时，第1单元A的离心力F在y轴方向上的分量为Fsin67.5゜，第1逆单元A′的离心力F在y轴方向上的分量为-Fsin67.5゜，因此，通过第1单元A和第1逆单元A′的离心力F而作用在第2轴承21上的y轴方向的偏载荷Fy为

Fy＝Fsin67.5゜×(z1/S)-Fsin67.5゜×{(z1+p)/S}

＝-Fsin67.5゜×(p/S)…(1)。

根据图11的(B)可知，通过第2单元B和第2逆单元B′的离心力F而作用在第2轴承21上的y轴方向的偏载荷Fy为

Fy＝-Fsin22.5゜×(z2/S)+Fsin22.5゜×{(z2+q)/S}

＝Fsin22.5゜×(q/S)…(2)。

根据图11的(C)可知，通过第3单元C和第3逆单元C′的离心力F而作用在第2轴承21上的y轴方向的偏载荷Fy为

Fy＝-Fsin22.5゜×(z3/S)+Fsin22.5゜×{(z3+q)/S}

＝Fsin22.5゜×(q/S)…(3)。

根据图11的(D)可知，通过第4单元D和第4逆单元D′的离心力F而作用在第2轴承21上的y轴方向的偏载荷Fy为

Fy＝Fsin67.5゜×(z4/S)-Fsin67.5゜×{(z4+p)/S}

＝-Fsin67.5゜×(p/S)…(4)。

通过将算式(1)～算式(4)各边相加来计算作用在第2轴承21上的y轴方向的总的偏载荷ΣFy，其结果是，

ΣFy＝2Fsin22.5゜×(q/S)-2Fsin67.5゜×(p/S)

＝2(F/S)×(qsin22.5゜-psin67.5゜)…(5)。

因此可知，为了使作用在第2轴承21上的总的偏载荷ΣFy为零，只要qsin22.5゜-psin67.5゜＝0，即

q/p＝sin67.5゜/sin22.5゜…(6)

成立即可。

同样，如果考虑作用在第2轴承21上的x轴方向的总的偏载荷ΣFx，

则通过第1单元A和第1逆单元A′的离心力F而作用在第2轴承21上的x轴方向的偏载荷Fx为

Fx＝-Fsin22.5゜×(z1/S)+Fsin22.5゜×{(z1+p)/S}

＝Fsin22.5゜×(p/S)…(7)，

通过第2单元B和第2逆单元B′的离心力F而作用在第2轴承21上的x轴方向的偏载荷Fx为

Fx＝-Fsin67.5゜×{(z2+q)/S}+Fsin67.5゜×(z2/S)

＝-Fsin67.5゜×(q/S)…(8)，

通过第3单元C和第3逆单元C′的离心力F而作用在第2轴承21上的x轴方向的偏载荷Fx为

Fx＝-Fsin67.5゜×(z3/S)+Fsin67.5゜×{(z3+q)/S}

＝Fsin67.5゜×(q/S)…(9)，

通过第4单元D和第4逆单元D′的离心力F而作用在第2轴承21上的x轴方向的偏载荷Fx为

Fx＝-Fsin22.5゜×{(z4+p)/S}+Fsin22.5゜×(z4/S)

＝-Fsin22.5゜×(p/S)…(10)。

通过将算式(7)～算式(10)各边相加来计算作用在第2轴承21上的x轴方向的总的偏载荷ΣFx，其结果是，

ΣFx＝0…(11)，

作用在第2轴承21上的x轴方向的总的偏载荷ΣFx为零，而与距离p和距离q无关。

因此可知，通过设定为q/p＝sin67.5゜/sin22.5゜，8个传递单元14的离心力F抵消，在第2轴承21上不再作用有偏载荷。

以上，对作用在第2轴承21上的偏载荷进行了说明，但可知，通过设定为q/p＝sin67.5゜/sin22.5゜，作用在第1轴承22上的偏载荷也同样为零。

图12与本申请的技术方案3的发明对应，示出了使第1至第4单元A～D和第1至第4逆单元A′～D′与图9所示的#1～#8单元具体对应的一例。在该例中，第1单元A是#1单元，第2单元B是#6单元，第3单元C是#3单元，第4单元D是#8单元，第1逆单元A′是#2单元，第2逆单元B′是#4单元，第3逆单元C′是#5单元，第4逆单元D′是#7单元。

该配置满足上述(1)～(5)的原则，能够使作用在第1轴承22和第2轴承21上的偏载荷抵消而为零。在图12的(B)中，在满足上述(1)～(5)的原则的基础上，能够任意设定#2单元和#3单元之间的距离、#3单元和#4单元之间的距离、#5单元和#6单元之间的距离、以及#6单元和#7单元之间的距离。

可是，在本例中，特意将所述四个距离设定为p，由此，8个传递单元14之间的七个间隔中的六个间隔被设定为相同的p，因此，能够使各传递单元14的部件通用而降低成本，并且能够使无级变速器T的轴向尺寸小型化。在图12中示出了这样的情况：表示单元之间的距离的(p)本来可以自由设定，但是特意将其设定为p。

图13与本申请的技术方案4的发明对应，示出了使第1至第4单元A～D和第1至第4逆单元A′～D′与图9所示的＃1～＃8单元具体对应的其他例。在该例中，第1单元A是＃1单元，第2单元B是＃5单元，第3单元C是#4单元，第4单元D是#8单元，第1逆单元A′是#2单元，第2逆单元B′是#3单元，第3逆单元C′是#6单元，第4逆单元D′是#7单元。

在本例中，通过将能够任意设定的#2单元和＃3单元之间的距离、＃3单元和＃4单元之间的距离、＃5单元和＃6单元之间的距离、以及＃6单元和＃7单元之间的距离特意设定为p，也能够使各传递单元14的部件通用而降低成本，并且能够使无级变速器T的轴向尺寸小型化。

在图14中，横轴取q/p，纵轴取第1轴承22或第2轴承21的偏载荷。在q/p＝sin67.5゜/sin22.5゜≒2.41的a点处，偏载荷完全抵消而为零，但是，从此处开始，随着q/p减少，偏载荷增加。在p/q＝1的b点处，即在各传递单元14全都以相同的间隔配置的比较例中，产生了规定的偏载荷。

与q/p＝(2sin67.5゜-sin22.5゜)/sin22.5゜对应的c点是产生与比较例的偏载荷相同的大小的偏载荷的点。因此，如果将q/p设定为b点和c点之间的值，则能够将作用在第1轴承22和第2轴承21上的偏载荷抑制得比比较例的偏载荷小，从而能够发挥规定的减振效果。

另外，满足上述(1)～(5)的原则的#1单元～#8单元的配置大多存在于图12和图13所示的情况之外，但是，位于轴向两端的#1单元和#8单元之间的距离只有图12和图13所示的情况是最小的7.41p。下面，基于图15～图21对该情况进行说明。

图15示出了满足上述(1)～(5)的原则的#1单元～#8单元的配置中的处于对角位置的一对单元的号码差为Δ1的情况。即，为这样的情况：＃2单元处于＃1单元的对角位置，＃4单元处于＃3单元的对角位置，＃6单元处于＃5单元的对角位置，＃8单元处于＃7单元的对角位置。另外，表示相邻的单元之间的距离的(p)本来是自由设定的，但是特意将距离设定为p。

在图12和图13所示的最佳实施方式中，位于轴向两端的＃1单元和＃8单元之间的距离(以下，称作最大宽度)为7.41p，与此相对，在图15所示的四个实施方式中，最大宽度为9.82p，比最佳实施方式的最大宽度即7.41p长。

图16示出了满足上述(1)～(5)的原则的＃1单元～＃8单元的配置中的处于对角位置的一对单元的号码差为Δ4的情况。即，为这样的情况：＃5单元处于＃1单元的对角位置，＃6单元处于＃2单元的对角位置，＃7单元处于＃3单元的对角位置，#8单元处于#4单元的对角位置。

在图16所示的四个实施方式中，最大宽度为12.66p，比最佳实施方式的最大宽度即7.41p长。

图17示出了满足上述(1)～(5)的原则的#1单元～#8单元的配置中的处于对角位置的一对单元的号码差中混合有Δ1和Δ2的情况。即，为这样的情况：＃2单元处于＃1单元的对角位置，＃5单元处于＃3单元的对角位置，＃6单元处于＃4单元的对角位置，＃8单元处于#7单元的对角位置。图12和图13所示的最佳实施方式也包含在该范畴中，但是最大宽度不同。

在图17所示的两个实施方式中，最大宽度为14.66p，比最佳实施方式的最大宽度即7.41p长。

图18示出了满足上述(1)～(5)的原则的#1单元～#8单元的配置中的处于对角位置的一对单元的号码差中混合有Δ1和Δ3的情况。即，为这样的情况：#4单元处于#1单元的对角位置，#3单元处于#2单元的对角位置，#8单元处于#5单元的对角位置，#7单元处于#6单元的对角位置。

在该实施方式中，理论上能够将最大宽度抑制为5.82p，但实际上，＃3单元和＃4单元之间的距离、以及＃5单元和＃6单元之间的距离仅为0.41p而无法容纳传递单元14。为了容纳传递单元14，需要将轴向的距离在整体上扩大至(1÷0.41)倍，其结果是5.82p的最大宽度实质上变为14.19p，比最佳实施方式的最大宽度即7.41p长。

图19示出了满足上述(1)～(5)的原则的＃1单元～＃8单元的配置中的处于对角位置的一对单元的号码差中混合有Δ2和Δ3的情况。即，为这样的情况：＃3单元处于＃1单元的对角位置，＃5单元处于＃2单元的对角位置，＃7单元处于＃4单元的对角位置，＃8单元处于＃6单元的对角位置。

图19的(A)和图19的(B)所示的两个实施方式的最大宽度为7.83p，另外，图19的(C)和图19的(D)所示的两个实施方式的最大宽度为17.49p，任意实施方式的最大宽度都比最佳实施方式的最大宽度即7.41p长。

图20示出了满足上述(1)～(5)的原则的＃1单元～＃8单元的配置中的处于对角位置的一对单元的号码差中混合有Δ2和Δ5的情况。即，为这样的情况：＃6单元处于＃1单元的对角位置，＃4单元处于＃2单元的对角位置，＃8单元处于＃3单元的对角位置，＃7单元处于＃5单元的对角位置。

在该实施方式中，理论上能够将最大宽度抑制为6.66p，但实际上，＃1单元和＃2单元之间的距离、以及＃7单元和＃8单元之间的距离仅为0.83p而无法容纳传递单元14。为了容纳传递单元14，需要将轴向的距离在整体上扩大至(1÷0.83)倍，其结果是6.66p的最大宽度实质上变为8.02p，比最佳实施方式的最大宽度即7.41p长。

图21示出了满足上述(1)～(5)的原则的＃1单元～＃8单元的配置中的处于对角位置的一对单元的号码差中混合有Δ2和Δ6的情况。即，为这样的情况：＃7单元处于＃1单元的对角位置，＃8单元处于＃2单元的对角位置，＃5单元处于＃3单元的对角位置，＃6单元处于＃4单元的对角位置。

在该实施方式中，理论上能够将最大宽度抑制为5.25p，但实际上需要将两个传递单元14、14容纳在＃6单元和＃8单元之间的距离即0.83p内。因此，需要将轴向的距离在整体上扩大至(1÷0.415)倍，其结果是5.25p的最大宽度实质上变为12.6p，比最佳实施方式的最大宽度即7.41p长。

根据以上内容可知，图12和图13所示的最佳实施方式的最大宽度即7.41p在所有的实施方式中是最小的。

以上，对本发明的实施方式进行了说明，但本发明能够在不脱离其要点的范围内进行各种设计变更。

例如，本发明的驱动源并不限定于实施方式的发动机P，可以是电动马达等其他驱动源。

另外，本发明的第1轴承22和第2轴承21不限定于实施方式的球轴承21、22，可以使用任意的轴承。

Claims (4)

1.一种车辆用动力传递装置，其中，

将与驱动源(P)连接的输入轴(12)的旋转传递至输出轴(13)的8个传递单元(14)并排配置在所述输入轴(12)和所述输出轴(13)之间，

所述输入轴(12)的轴向一端侧由第1轴承(22)支承，所述输入轴(12)的轴向另一端侧由第2轴承(21)支承，

所述传递单元(14)分别具备：

输入侧支点(19)，其与所述输入轴(12)一起进行偏心旋转；

单向离合器(36)，其与所述输出轴(13)连接；

输出侧支点(37)，其被设置在所述单向离合器(36)的外部件(38)上；以及

连杆(33)，其两端与所述输入侧支点(19)和所述输出侧支点(37)连接，并进行往复运动，

所述8个传递单元(14)的所述8个输入侧支点(19)相对于所述输入轴(12)的轴线(L)的偏心量(ε)相同，所述8个输入侧支点(19)以45°的相位差沿周向等间隔地配置，其特征在于，

所述8个传递单元(14)由下述单元构成：

第1单元(A)；

第1逆单元(A′)，其被配置在比所述第1单元(A)靠所述另一端侧的位置，且相位与该第1单元(A)相反；

第2单元(B)；

第2逆单元(B′)，其被配置在比所述第2单元(B)靠所述一端侧的位置，且相位与该第2单元(B)相反；

第3单元(C)；

第3逆单元(C′)，其被配置在比所述第3单元(C)靠所述另一端侧的位置，且相位与该第3单元(C)相反；

第4单元(D)；以及

第4逆单元(D′)，其被配置在比所述第4单元(D)靠所述一端侧的位置，且相位与该第4单元(D)相反，

所述第1单元(A)与所述第1逆单元(A′)之间的轴向距离、和所述第4单元(D)与所述第4逆单元(D′)之间的轴向距离都是p，所述第2单元(B)与所述第2逆单元(B′)之间的轴向距离、和所述第3单元(C)与所述第3逆单元(C′)之间的轴向距离都是q，

所述距离p和所述距离q满足1＜q/p＜(2sin67.5゜-sin22.5゜)/sin22.5゜的关系。

2.根据权利要求1所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，

所述距离p和所述距离q满足q/p＝sin67.5゜/sin22.5゜的关系。

3.根据权利要求2所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，

在将所述8个传递单元(14)从轴向一端侧朝向另一端侧依次作为＃1单元、＃2单元、＃3单元、＃4单元、＃5单元、＃6单元、＃7单元、＃8单元时，

所述第1单元(A)相当于所述＃1单元，所述第2单元(B)相当于所述＃6单元，所述第3单元(C)相当于所述＃3单元，所述第4单元(D)相当于所述＃8单元，所述第1逆单元(A′)相当于所述＃2单元，所述第2逆单元(B′)相当于所述＃4单元，所述第3逆单元(C′)相当于所述＃5单元，所述第4逆单元(D′)相当于所述＃7单元，

所述＃2单元和所述＃3单元之间的轴向距离、所述＃3单元和所述＃4单元之间的轴向距离、所述＃5单元和所述＃6单元之间的轴向距离、以及所述＃6单元和所述＃7单元之间的轴向距离与所述距离p一致。

4.根据权利要求2所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，

在将所述8个传递单元(14)从轴向一端侧朝向另一端侧依次作为＃1单元、＃2单元、＃3单元、＃4单元、＃5单元、＃6单元、＃7单元、＃8单元时，

所述第1单元(A)相当于所述＃1单元，所述第2单元(B)相当于所述＃5单元，所述第3单元(C)相当于所述＃4单元，所述第4单元(D)相当于所述＃8单元，所述第1逆单元(A′)相当于所述＃2单元，所述第2逆单元(B′)相当于所述＃3单元，所述第3逆单元(C′)相当于所述＃6单元，所述第4逆单元(D′)相当于所述＃7单元，

所述＃2单元和所述＃3单元之间的轴向距离、所述＃3单元和所述＃4单元之间的轴向距离、所述＃5单元和所述＃6单元之间的轴向距离、以及所述＃6单元和所述＃7单元之间的轴向距离与所述距离p一致。