JP2014228102A - 無段変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】ピニオンシャフトの外歯と回転部の内歯との歯打ち音を低減することができる無段変速機を提供する。【解決手段】無段変速機１のピニオンシャフト７は、外周面に外歯７ａが形成された環状のギヤ部材７１と、ギヤ部材７１に挿通されたシャフト部材７２と、ギヤ部材７１とシャフト部材７２との間に配置され、ギヤ部材７１の回転に連動して転動するローラ７３とを有する。シャフト部材７２の外周面には、ギヤ部材７１がシャフト部材７２の回転中心軸線Ｐ１を中心としてシャフト部材７２に対して所定の角度を一方側に相対回転したときにローラ７３と噛合する第１のカム面７４と、他方側に相対回転したときにローラ７３と噛合する第２のカム面７５とが形成されている。いずれかのカム面７４，７５とローラ７３とが噛合しているときには、ギヤ部材７１、シャフト部材７２及びローラ７３は一体的に回転する。【選択図】図９

Description

本発明は、てこクランク機構を用いた四節リンク機構型の無段変速機に関する。

従来、エンジン等の駆動源からの駆動力が伝達される中空の入力軸と、入力軸と平行に配置された出力軸と、複数のてこクランク機構とを備える四節リンク機構型の無段変速機が知られている（例えば、特許文献１参照）。

特許文献１に記載の無段変速機において、てこクランク機構は、入力軸を中心として回転するように設けられた回転半径調節機構と、出力軸に軸支される揺動リンクと、一方の端部が回転半径調節機構に回転自在に外嵌していて他方の端部が揺動リンクの揺動端部に連結されたコネクティングロッドとで構成されている。

揺動リンクと出力軸との間には、揺動リンクが出力軸を中心として一方側に回転しようとするときに出力軸に対して揺動リンクを固定し、他方側に回転しようとするときに出力軸に対して揺動リンクを空転させる一方向回転阻止機構としての一方向クラッチが設けられている。

回転半径調節機構は、入力軸に対して偏心した状態で入力軸と一体的に回転する円盤形状のカム部と、このカム部に対して偏心した状態で回転自在でありコネクティングロッドと連結する回転部と、複数のピニオンを軸方向に一体に備えるピニオンシャフトと、調節用駆動源とで構成されている。

回転部には、その中心から偏心した位置に、カム部を受け入れる受入孔が設けられている。また、受入孔の内周面には内歯が形成されている。

ピニオンシャフトは、中空の入力軸内に、入力軸と同心に配置され、調節用駆動源からの駆動力によって入力軸に対して相対回転自在になっている。また、ピニオンシャフトの外周には、外歯が設けられている。

ところで、入力軸には、入力軸の回転中心軸線に対してカム部の偏心方向とは逆の方向に位置させて、内周面と外周面とを連通させる切欠孔が形成されている。

そして、入力軸に挿入されたピニオンシャフトは、その外周面に形成されている外歯が、入力軸の切欠孔から露出し、回転部の受入孔の内周面に形成された内歯と噛合する。

そのため、入力軸とピニオンシャフトの回転速度が同一の場合には、回転半径調節機構の回転運動の半径が維持され、変速比が変化しないが、入力軸とピニオンシャフトの回転速度が異なる場合には、回転半径調節機構の回転運動の半径が変更されて、変速比が変化する。

この無段変速機では、入力軸を回転させることによって回転半径調節機構を回転させると、コネクティングロッドの一方の端部が回転運動して、コネクティングロッドの他方の端部と連結されている揺動リンクが揺動する。そして、揺動リンクは、一方向クラッチを介して出力軸に軸支されているので、一方側に回転するときのみ出力軸に回転駆動力（トルク）を伝達する。

また、カム部は、それぞれ位相が異なるように設定され、複数のカム部で入力軸の周方向を一回りするようになっている。そのため、各回転半径調節機構に外嵌したコネクティングロッドによって、各揺動リンクが順にトルクを出力軸に伝達し、出力軸をスムーズに回転させることができるようになっている。

国際公開第２０１３／００１８５９号

このようなてこクランク機構は、その機構の性質上、回転半径調節機構の一回転（揺動リンクの揺動運動が一往復）する間に、ピニオンシャフトに加わる荷重が時々刻々と変化し、その方向も周期的に切り替わる。

そして、ピニオンシャフトの外歯と回転部の内歯との間にはバックラッシュが設けられているので、その荷重の方向が切り替わる際には、ピニオンシャフトの外歯の歯面のうち、それまで回転部の内歯と接触していた側の歯面が内歯から離れ、それまで回転部の内歯と接触していなかった側の逆側の歯面が内歯に接触することになる。

そのため、その切り替わりの際には、ピニオンシャフトの外歯と回転部の内歯との接触による歯打ち音が生じるおそれがある。

本発明は以上の点に鑑みてなされたものであり、ピニオンシャフトの外歯と回転部の内歯との歯打ち音を低減することができる無段変速機を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために、本発明の無段変速機は、駆動源の駆動力が伝達される入力部と、入力部の回転中心軸線と平行な回転中心軸線を有する出力軸と、回転半径を調節自在であり入力部と一体的に回転可能な回転半径調節機構と、出力軸に軸支された揺動リンクと、回転半径調節機構に回転半径を調節するための駆動力を伝達する調節用駆動源と、を有し、回転半径調節機構の回転運動を揺動リンクの揺動運動に変換するてこクランク機構と、揺動リンクが出力軸の回転中心軸線を中心として一方側に回転しようとするときに出力軸に対して揺動リンクを固定し、他方側に回転しようとするときに出力軸に対して揺動リンクを空転させる一方向回転阻止機構とを備え、回転半径調節機構は、調節用駆動源の駆動力が伝達されるピニオンシャフトと、入力部の回転中心軸線に対して偏心した状態で入力部と一体的に回転するカム部と、中心から偏心した位置にピニオンシャフト及びカム部が挿通される受入孔が設けられ、カム部に対して偏心した状態で回転自在な回転部とを有し、受入孔の内周面には内歯が形成され、ピニオンシャフトの外周面には内歯と噛合する外歯が形成された無段変速機であって、ピニオンシャフトは、外周面に外歯が形成された環状のギヤ部材と、ギヤ部材に挿通され調節用駆動源の駆動力が伝達されるシャフト部材と、ギヤ部材とシャフト部材との間に配置され、ギヤ部材の回転に連動して転動する転動体とを有し、ギヤ部材の内周面及び／又はシャフト部材の外周面には、ギヤ部材がシャフト部材の回転中心軸線を中心としてシャフト部材に対して所定の角度を一方側に相対回転したときに転動体と噛合する第１のカム面と、他方側に相対回転したときに転動体と噛合する第２のカム面とが形成され、第１のカム面又は第２のカム面と転動体とが噛合しているときには、ギヤ部材、シャフト部材及び転動体が、シャフト部材の回転中心軸線を中心として一体的に回転することを特徴とする。

本発明によれば、荷重の方向の切り替わりが生じた際に、まず、ギヤ部材が内歯の動きに追従しはじめ、その後、ギヤ部材の動きに追従した転動体が一方のカム面との噛み合いを解除し、一方のカム面から他方のカム面に移動し、他方のカム面と噛み合い、さらにその後、ギヤ部材と転動体とシャフト部材とが一体的に回転し始める。このとき、シャフト部材に捩れが生じる。そして、そのねじれによって、ピニオンシャフトには一種の緩衝作用が生じる。

そのため、ギヤ部材とシャフト部材とが一体となるように結合した従来のピニオンシャフトを用いたものに比べて、本発明の無段変速機は、荷重の方向の切り替わりの際の外歯と内歯の接触時の衝撃が緩和できる。その結果、内歯と外歯との接触時の歯打ち音も低減される。

また、本発明の無段変速機においては、第１のカム面及び／又は第２のカム面は、シャフト部材の外周面に形成されていることが好ましい。

このような構成にすると、ギヤ部材とシャフト部材とをスプライン結合させるタイプのピニオンシャフトに比べ、ギヤ部材の内周面に内歯を形成する必要がないので、ギヤ部材の外径の設計上の許容範囲が大きくなる。

そのため、従来のピニオンシャフトのギヤ部材の外径と同じ外径にしてギヤ部材の肉厚を厚くし、ピニオンシャフトの剛性を向上させることができる。逆に、従来のギヤ部材と肉厚を同じ厚さにして、ギヤ部材の外径を縮小することもできる。

本発明の実施形態の無段変速機を示す断面図。 図１に示した無段変速機の回転半径調節機構、コネクティングロッド及び揺動リンクを軸方向から示す模式図。 図１の無段変速機の回転半径調節機構の回転半径の変化を示す模式図であり、（ａ）は回転半径が最大、（ｂ）は回転半径が中、（ｃ）は回転半径が小、（ｄ）は回転半径が「０」である場合を示す。 図１の無段変速機の回転半径調節機構の回転半径の変化と、揺動リンクの揺動運動の揺動角との関係を示す模式図であり、（ａ）は回転半径が最大、（ｂ）は回転半径が中、（ｃ）は回転半径が小である場合の揺動リンクの揺動運動の揺動角を示す。 図１の無段変速機の、偏心量が「０」でない場合のてこクランク機構の動作を示す模式図であり、（ａ）は揺動端部が内死点から外死点に移動している最中の状態、（ｂ）は揺動端部が外死点にある状態、（ｃ）は揺動端部が外死点から内死点に移動している最中の状態、（ｄ）は揺動端部が内死点にある状態を示す。 図１の無段変速機のピニオンシャフトの構成及び組み立て方法を示す斜視図。 図１の無段変速機のピニオンシャフトの構成を示す断面図。 図１の無段変速機に配置されたピニオンシャフト周辺の部分を拡大して示す断面図。 図１の無段変速機のピニオンシャフトに加わる荷重が逆転した際のピニオンシャフトの外歯と回転ディスクの内歯との接触状態を示す模式図であり、（ａ）は加わる荷重が一方側方向の荷重である状態、（ｂ）は加わる荷重が一方側方向の荷重から他方側方向の荷重に切り替わった直後の状態、（ｃ）は加わる荷重が一方側方向の荷重から他方側方向の荷重に切り替わって十分な時間が過ぎた後の状態を示す。 参考例に係るピニオンシャフトの構成を示す断面図。

以下、本発明の無段変速機の実施形態を説明する。本実施形態の無段変速機は、四節リンク機構型の無段変速機であり、変速比ｉ（ｉ＝入力部の回転速度／出力軸の回転速度）を無限大（∞）にして出力軸の回転速度を「０」にできる変速機、いわゆるＩＶＴ（Infinity Variable Transmission）の一種である。

まず、図１及び図２を参照して、本実施形態の無段変速機１の構成について説明する。

本実施形態の無段変速機１は、入力部である入力軸２と、出力軸３と、６つの回転半径調節機構４とを備える。

入力軸２は、中空の部材であり、内燃機関であるエンジンや電動機等の駆動源からの回転駆動力を受けることで入力軸２の回転中心軸線Ｐ１を中心に回転する。

出力軸３は、入力軸２に平行に配置され、図外のデファレンシャルギヤやプロペラシャフト等を介して車両の駆動輪等の駆動部に回転動力を伝達させる。

回転半径調節機構４の各々は、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１を中心として回転するように設けられ、カム部としてのカムディスク５と、回転部としての回転ディスク６と、ピニオンシャフト７とを有する。

カムディスク５は、円盤形状であり、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１から偏心して入力軸２と一体的に回転するように入力軸２に２個１組で設けられている。各１組のカムディスク５は、それぞれ位相が６０°異なるように設定され、６組のカムディスク５で入力軸２の周方向を一回りするように配置されている。

回転ディスク６は、その中心から偏心した位置に受入孔６ａが設けられた円盤形状であり、その受入孔６ａを介して、１組のカムディスク５に対して１つずつ、回転自在に外嵌している。

回転ディスク６の受入孔６ａは、その中心が、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１からカムディスク５の中心Ｐ２（受入孔６ａの中心）までの距離Ｒａとカムディスク５の中心Ｐ２から回転ディスク６の中心Ｐ３までの距離Ｒｂとが同一となるように形成されている。また、回転ディスク６の受入孔６ａには、１組のカムディスク５の間となる位置に、内歯６ｂが設けられている。

ピニオンシャフト７は、中空の入力軸２内に、入力軸２と同心に配置され、入力軸２に対して相対回転自在になっている。また、ピニオンシャフト７の外周には、外歯７ａが設けられている。さらに、ピニオンシャフト７には、差動機構８が接続されている。

ところで、入力軸２には、１組のカムディスク５の間となる位置において、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１に対してカムディスク５の偏心方向とは逆の方向にある周面に、内周面と外周面とを連通させる切欠孔２ａが形成されている。その入力軸２の切欠孔２ａを介して、ピニオンシャフト７の外周に設けられた外歯７ａは、回転ディスク６の受入孔６ａの内周に設けられた内歯６ｂと噛合している。

差動機構８は、遊星歯車機構として構成され、サンギヤ９と、入力軸２に連結された第１リングギヤ１０と、ピニオンシャフト７に連結された第２リングギヤ１１と、サンギヤ９及び第１リングギヤ１０と噛合する大径部１２ａと、第２リングギヤ１１と噛合する小径部１２ｂとからなる段付きピニオン１２を自転及び公転自在に軸支するキャリア１３とを有している。また、差動機構８のサンギヤ９は、ピニオンシャフト７用の電動機からなる調節用駆動源１４の回転軸１４ａに連結されている。

そのため、調節用駆動源１４の回転速度を入力軸２の回転速度と同一にした場合、サンギヤ９と第１リングギヤ１０とが同一速度で回転することとなり、サンギヤ９、第１リングギヤ１０、第２リングギヤ１１及びキャリア１３の４つの要素が相対回転不能なロック状態となって、第２リングギヤ１１と連結するピニオンシャフト７が入力軸２と同一速度で回転する。

調節用駆動源１４の回転速度を入力軸２の回転速度よりも遅くした場合、サンギヤ９の回転数をＮｓ、第１リングギヤ１０の回転数をＮＲ１、サンギヤ９と第１リングギヤ１０のギヤ比（第１リングギヤ１０の歯数／サンギヤ９の歯数）をｊとすると、キャリア１３の回転数が（ｊ・ＮＲ１＋Ｎｓ）／（ｊ＋１）となる。また、サンギヤ９と第２リングギヤ１１のギヤ比（（第２リングギヤ１１の歯数／サンギヤ９の歯数）×（段付きピニオン１２の大径部１２ａの歯数／小径部１２ｂの歯数））をｋとすると、第２リングギヤ１１の回転数が｛ｊ（ｋ＋１）ＮＲ１＋（ｋ−ｊ）Ｎｓ｝／｛ｋ（ｊ＋１）｝となる。

入力軸２の回転速度とピニオンシャフト７の回転速度とに差がある場合には、回転ディスク６はカムディスク５の中心Ｐ２を中心にカムディスク５の周縁を回転する。

図２に示すように、回転ディスク６は、カムディスク５に対して、Ｐ１からＰ２までの距離ＲａとＰ２からＰ３までの距離Ｒｂとが同一となるように偏心されている。そのため、回転ディスク６の中心Ｐ３を入力軸２の回転中心軸線Ｐ１と同一線上に位置させて、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１と回転ディスク６の中心Ｐ３との距離、すなわち、偏心量Ｒ１を「０」にすることもできる。

回転半径調節機構４、具体的には回転半径調節機構４の回転ディスク６の周縁には、コネクティングロッド１５が回転自在に外嵌している。

コネクティングロッド１５は、一方の端部に大径の大径環状部１５ａを有し、他方の端部に大径環状部１５ａの径よりも小径の小径環状部１５ｂを有している。コネクティングロッド１５の大径環状部１５ａは、ボールベアリングからなるコネクティングロッド軸受１６を介して、回転ディスク６に外嵌している。

出力軸３には、一方向回転阻止機構としての一方向クラッチ１７を介して、揺動リンク１８が軸支されている。

一方向クラッチ１７は、出力軸３の回転中心軸線Ｐ４を中心として一方側に回転しようとする場合に出力軸３に対して揺動リンク１８を固定し、他方側に回転しようとする場合に出力軸３に対して揺動リンク１８を空転させる。

揺動リンク１８には、揺動端部１８ａが設けられ、揺動端部１８ａには、小径環状部１５ｂを軸方向で挟み込むことができるように形成された一対の突片１８ｂが設けられている。一対の突片１８ｂには、小径環状部１５ｂの内径に対応する貫通孔１８ｃが穿設されている。貫通孔１８ｃ及び小径環状部１５ｂに連結ピン１９が挿入されることによって、コネクティングロッド１５と揺動リンク１８とが連結されている。

本実施形態においては、入力部として入力軸２を用いているが、本発明の無段変速機に用いられる入力部はこのような入力軸２に限られない。例えば、カムディスク５に貫通孔を設け、その貫通孔をつなげるようにしてカムディスク５を軸状に連結して構成した入力部を用いてもよい。

また、本実施形態においては、一方向回転阻止機構として一方向クラッチ１７を用いているが、本発明の無段変速機に用いられる一方向回転阻止機構はこのような一方向クラッチ１７に限られない。例えば、揺動リンク１８から出力軸３にトルクを伝達可能な揺動リンク１８の出力軸３に対する回転方向を切換自在に構成される二方向クラッチ（ツーウェイクラッチ）で構成してもよい。

次に、図１〜図４を参照して、本実施形態の無段変速機のてこクランク機構について説明する。

図２に示すように、本実施形態の無段変速機１では、回転半径調節機構４と、コネクティングロッド１５と、揺動リンク１８とで、てこクランク機構２０（四節リンク機構）が構成されている。

このてこクランク機構２０によって、入力軸２の回転運動は、揺動リンク１８の揺動運動に変換される。本実施形態の無段変速機１は、図１に示すように、合計６個のてこクランク機構２０を備えている。

このてこクランク機構２０では、回転半径調節機構４の偏心量Ｒ１が「０」でない場合に、入力軸２とピニオンシャフト７を同一速度で回転させると、各コネクティングロッド１５が、６０度ずつ位相を変えながら、入力軸２と出力軸３との間で出力軸３側に押したり、入力軸２側に引いたりを交互に繰り返して、揺動リンク１８を揺動させる。

そして、揺動リンク１８と出力軸３との間には一方向クラッチ１７が設けられているので、揺動リンク１８が押された場合又は引かれた場合のいずれか一方の場合には、揺動リンク１８が固定されて出力軸３に揺動リンク１８の揺動運動の力が伝達されて出力軸３が回転し、他方の場合には、揺動リンク１８が空回りして出力軸３に揺動リンク１８の揺動運動の力が伝達されない。６つの回転半径調節機構４は、それぞれ６０度ずつ位相を変えて配置されているので、出力軸３は６つの回転半径調節機構４で順に回転させられる。

また、本実施形態の無段変速機１では、図３に示すように、回転半径調節機構４の回転半径、すなわち、偏心量Ｒ１を調節自在としている。

図３（ａ）は、偏心量Ｒ１を「最大」とした状態を示し、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１とカムディスク５の中心Ｐ２と回転ディスク６の中心Ｐ３とが一直線に並ぶように、ピニオンシャフト７と回転ディスク６とが位置する。この場合の変速比ｉは最小となる。図３（ｂ）は、偏心量Ｒ１を図３（ａ）よりも小さい「中」とした状態を示し、図３（ｃ）は、偏心量Ｒ１を図３（ｂ）よりも更に小さい「小」とした状態を示している。変速比ｉは、図３（ｂ）では図３（ａ）の変速比ｉよりも大きい「中」となり、図３（ｃ）では図３（ｂ）の変速比ｉよりも大きい「大」となる。図３（ｄ）は、偏心量Ｒ１を「０」とした状態を示し、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１と、回転ディスク６の中心Ｐ３とが同心に位置する。この場合の変速比ｉは無限大（∞）となる。

また、図４は、本実施形態の回転半径調節機構４の回転半径、すなわち、偏心量Ｒ１の変化と、揺動リンク１８の揺動運動の揺動角の関係を示す模式図である。

図４（ａ）は偏心量Ｒ１が図３（ａ）の「最大」である場合（変速比ｉが最小である場合）、図４（ｂ）は偏心量Ｒ１が図３（ｂ）の「中」である場合（変速比ｉが中である場合）、図４（ｃ）は偏心量Ｒ１が図３（ｃ）の「小」である場合（変速比ｉが大である場合）の、回転半径調節機構４の回転運動に対する揺動リンク１８の揺動範囲θ２を示している。ここで、出力軸３の回転中心軸線Ｐ４からコネクティングロッド１５と揺動端部１８ａの連結点、すなわち、連結ピン１９の中心Ｐ５までの距離が、揺動リンク１８の長さＲ２である。

この図４から明らかなように、偏心量Ｒ１が小さくなるにつれ、揺動リンク１８の揺動範囲θ２が狭くなり、偏心量Ｒ１が「０」になった場合には、揺動リンク１８は揺動しなくなる。

次に、図２及び図５を参照して、本実施形態の無段変速機１のてこクランク機構２０の動作中にピニオンシャフト７に加わる荷重について説明する。

図２に示すように、本実施形態の無段変速機１のてこクランク機構２０は、ピニオンシャフト７と、カムディスク５と回転ディスク６とを有する回転半径調節機構４と、コネクティングロッド１５と、揺動リンク１８とを備えている。

そして、カムディスク５の中心Ｐ２とピニオンシャフト７の回転中心軸線、すなわち、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１とを結ぶ線（長さＲａを持つ線）とカムディスク５の中心Ｐ２と回転ディスク６の中心Ｐ３とを結ぶ線（長さＲｂを持つ線）とが、カムディスク５の中心Ｐ２を軸としたＶ字型を形成している。

このＶ字型の開き具合、すなわち、これらの２つの線がなす角度は、入力軸２に対するピニオンシャフト７の相対的な回転によって、０°〜１８０°の間で変化する。

ところで、回転ディスク６の中心Ｐ３には、てこクランク機構２０の動作中に、コネクティングロッド１５から時々刻々と変化する荷重が加えられる。

例えば、図５（ａ）に示すように、揺動リンク１８の揺動端部１８ａの中心、すなわち、揺動リンク１８とコネクティングロッド１５を連結している連結ピン１９の中心Ｐ５が、揺動リンク１８の揺動範囲のうち入力軸２から最も遠い位置（以下、「外死点」という。）に到達し、揺動リンク１８の揺動範囲のうち入力軸２に最も近い位置（以下、「内死点」という。）に向けて移動を始めた状態では、揺動リンク１８からコネクティングロッド１５を介して、長さＲａを持つ線と長さＲｂを持つ線とがなすＶ字型を閉じる方向の荷重が回転ディスク６の中心Ｐ３に対して加わる。

その後、図５（ｂ）に示すように、連結ピン１９の中心Ｐ５が外死点と内死点との中間の位置に到達し、さらに内死点に向けて移動を始めた状態では、回転ディスク６の中心Ｐ３に対して加わる荷重の方向が切り替わり、Ｖ字型を開く方向の荷重が回転ディスク６の中心Ｐ３に対して加わる。

その後、図５（ｃ）に示すように、連結ピン１９の中心Ｐ５が内死点に到達し、外死点に向けて移動を始めた状態では、再び回転ディスク６の中心Ｐ３に対して加わる荷重の方向が切り替わり、Ｖ字型を閉じる方向の荷重が回転ディスク６の中心Ｐ３に対して加わる。

その後、図５（ｄ）に示すように、連結ピン１９の中心Ｐ５が内死点と外死点との中間の位置に到達し、さらに外死点に向けて移動を始めた状態では、再び回転ディスク６の中心Ｐ３に対して加わる荷重の方向が切り替わり、Ｖ字型を閉じる方向の荷重が回転ディスク６の中心Ｐ３に対して加わる。

その後、てこクランク機構２０は、図５（ａ）〜図５（ｄ）に示した状態を順次繰り返して、動作し続ける。

そして、てこクランク機構２０の動作中に回転ディスク６の中心Ｐ３に加わる荷重は、回転ディスク６に設けられた受入孔６ａに形成された内歯６ｂを介して、その内歯６ｂと噛み合っているピニオンシャフト７の外歯７ａに加えられる。

したがって、回転ディスク６の中心Ｐ３に加わる荷重は、上記のように、てこクランク機構２０の一動作の間に、周期的にその方向が切り替わるので、ピニオンシャフト７に加わる荷重の方向も切り替わることになる。

そして、ピニオンシャフト７の外歯７ａと回転ディスク６の内歯６ｂとの間にはバックラッシュが設けられているので、その荷重の方向が切り替わる際には、ピニオンシャフト７の外歯７ａの歯面のうち、それまで回転ディスク６の内歯６ｂと接触していた側の歯面が内歯６ｂから離れ、それまで回転ディスク６の内歯６ｂと接触していなかった側の逆側の歯面が内歯６ｂに接触することになる。

そのため、その切り替わりの際には、ピニオンシャフト７の外歯７ａと回転ディスク６の内歯６ｂとの接触による歯打ち音が生じるおそれがある。

そこで、本実施形態の無段変速機１においては、ピニオンシャフト７を特徴的な構成として、そのような歯打ち音の発生を防止している。

ここで、図６〜図１０を参照して、本実施形態の無段変速機１のピニオンシャフト７の構成について詳細に説明する。

まず、図６〜図８を用いて、ピニオンシャフト７の構成について説明する。

ピニオンシャフト７は、図６に示すように、ギヤ部材７１と、シャフト部材７２と、転動体である複数のローラ７３とにより構成されている。

ギヤ部材７１は、外周面に外歯７ａが形成された環状の部材である。

シャフト部材７２は、調節用駆動源１４の駆動力が伝達される筒状の部材であり、その外周面には、ローラ溝７２ａが形成されている。このローラ溝７２ａが形成されていることによって、ギヤ部材７１の耐久性を低下させることなく、ピニオンシャフト７の径を小さくすることができる。

ローラ７３は、円柱状の部材であり、ローラ溝７２ａに複数配置される。このローラ７３同士の間隔は、不図示のケージにより規定されている。

そして、ローラ７３及びケージがローラ溝７２ａに配置された後、シャフト部材７２のローラ溝７２ａが形成された位置にギヤ部材７１を外嵌させることによって、ピニオンシャフト７は組み立てられる。

また、図７に示すように、シャフト部材７２の外周面に形成されているローラ溝７２ａの底面部には、ローラ７３の各々に対応するように複数の第１のカム面７４と複数の第２のカム面７５が形成されている。

第１のカム面７４は、対応する第２のカム面７５よりも、図７の紙面上において時計回りにずれた位置に形成されている。また、第２のカム面７５は、対応する第１のカム面７４よりも、図７の紙面上において反時計回りにずれた位置に形成されている。

このように構成されているピニオンシャフト７は、図８に示すように、外歯７ａが回転ディスク６の内歯６ｂと噛み合うように、本実施形態の無段変速機１に配置される。

次に、図９を参照して、ピニオンシャフト７に加わる荷重が切り替わる際の、ギヤ部材７１、シャフト部材７２及びローラ７３の動作について説明する。

まず、図９（ａ）に示す状態、すなわち、回転ディスク６の回転方向が一方側（図９（ａ）の紙面上において時計回り）である状態では、ローラ７３は第１のカム面７４上の接触点７４ａにおいてシャフト部材７２と噛み合っている。

そのため、ギヤ部材７１、シャフト部材７２及びローラ７３は、回転ディスク６の回転に伴って、ピニオンシャフト７の回転中心軸線、すなわち、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１を中心として、一体的に、一方側に回転する。

次に、図９（ｂ）に示す状態、回転ディスク６の回転方向が一方側から他方側（図９（ｂ）の紙面上において反時計回り）に切り替わった直後の状態では、カム面７４におけるローラ７３とシャフト部材７２との噛み合いが解除され、ローラ７３はギヤ部材７１とともに入力軸２の回転中心軸線Ｐ１を中心として他方側に回転する。

このとき、シャフト部材７２は、図９（ａ）の状態と同じように、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１を中心として一方側に回転を続けている。そのため、ギヤ部材７１とシャフト部材７２とは、相対回転することになる。

そして、図９（ｃ）に示す状態、すなわち、ギヤ部材７１とシャフト部材７２とが所定の角度を相対回転し、回転ディスク６の回転方向が他方側になった状態では、ローラ７３は第２のカム面７５上の接触点７５ａにおいてシャフト部材７２と噛み合っている。

そのため、ギヤ部材７１、シャフト部材７２及びローラ７３は、回転ディスク６の回転に伴って、ピニオンシャフト７の回転中心軸線、すなわち、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１を中心として、一体的に、他方側に回転する。

本実施形態の無段変速機１のピニオンシャフト７は、従来のようにギヤ部材とシャフト部材とが常に一体的に回転し続けるピニオンシャフトとは異なり、切り替わった際には、シャフト部材７２に捩れが生じる。そして、この捩れによって、ピニオンシャフト７には一種の緩衝作用が生じる。

そのため、本実施形態の無段変速機１は、従来の無段変速機に比べて、その衝撃によって生じる歯打ち音を低減することができる。

また、上記実施形態では、てこクランク機構２０の動作によってピニオンシャフト７に加わる荷重が切り替わる場合について説明したが、本発明の無段変速機は、このような場合に限られず、その他の理由によってピニオンシャフト７に加わる荷重が切り替わる場合にも、歯打ち音の低減をすることができる。

また、本実施形態の無段変速機１では、シャフト部材７２の外周面に第１のカム面７４及び第２のカム面７５を形成しているので、ギヤ部材とシャフト部材とをスプライン結合させるタイプのピニオンシャフトに比べ、ギヤ部材の外径の設計上の許容範囲が大きい。

具体的には、図７に示すように、本実施形態の無段変速機１のピニオンシャフト７のギヤ部材７１の内径は、ギヤ部材７１の内周面にカム面や内歯が形成されていないため、ピニオンシャフトの回転中心軸線、すなわち、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１から第１のカム面７４上のローラ７３との接触点７４ａ又は第２のカム面７５上のローラ７３との接触点７５ａまでの距離に、ローラ７３の径の長さを足し、その合計値Ｄ１を２倍したものである。

また、本実施形態のピニオンシャフト７のギヤ部材７１の肉厚は、外歯７ａの根元から、内周面までの距離Ｔ１である。

これに対し、従来の無段変速機のピニオンシャフト、例えば、図１０に示すように、ギヤ部材７１０とシャフト部材７２０とをスプライン結合させるピニオンシャフト７００では、そのギヤ部材７１０の内径は、入力軸の回転中心軸線Ｐ１からギヤ部材７１０の内周面にスプライン結合のために形成された内歯７００ｂの歯先までの距離Ｄ２を２倍したものである。

また、従来のピニオンシャフト７００のギヤ部材７１０の肉厚は、外歯７００ａの根元から、スプライン結合のために形成された内歯７００ｂの根元までの距離Ｔ２である。

そのため、内径と肉厚を同じにした場合（すなわち、Ｄ１＝Ｄ２，Ｔ１＝Ｔ２とした場合）には、従来のピニオンシャフト７００は、スプライン結合に用いられる歯の長さの分だけ、その外径が本実施形態のピニオンシャフト７の外径よりも大きくなってしまう。

換言すれば、本実施形態の無段変速機１のピニオンシャフト７は、その外径を従来のピニオンシャフトのギヤ部材の外径と同じにした場合には、ギヤ部材の肉厚が厚くなりピニオンシャフトの剛性が向上する。また、ギヤ部材７１の肉厚を従来のピニオンシャフトのギヤ部材の肉厚と同じにした場合には、ギヤ部材７１の外径を縮小することができる。

以上、図示の実施形態について説明したが、本発明はこのような形態に限られるものではない。

上記実施形態では、第１のカム面７４及び第２のカム面７５をシャフト部材７２の外周面に形成したが、本発明の無段変速機はこのような形態に限られるものではない。例えば、２つのカム面をギヤ部材の内周面とシャフト部材の外周面の両方に形成してもよいし、ギヤ部材の内周面にのみ形成してもよい。また、ギヤ部材の内周面に一方のカム面を形成し、シャフト部材の外周面に他方のカム面を形成するようにしてもよい。

また、上記実施形態では、シャフト部材７２の外周面にローラ溝７２ａを形成しているが、ギヤ部材の内周面にローラ溝を形成してもよい。

また、上記実施形態では、ローラ７３の間隔を保持するためケージ（不図示）を備えているが、そのようなケージは必ずしも備える必要はない。

また、上記実施形態では、カム部としてカムディスク５を用いているが、本発明はそのような形態の無段変速機のみに適用できるものではなく、２つの歯車を自転及び公転自在に夫々軸支するキャリアによってカム部を構成している無段変速機にも適用可能である。

また、上記実施形態における第１のカム面７４と第２のカム面７５とを、同一の面として形成してもよい。また、上記実施形態における第１のカム面７４と第２のカム面７５は、平面として形成しているが、曲面として形成してもよい。

１…無段変速機、２…入力軸（入力部）、２ａ…切欠孔、３…出力軸、４…回転半径調節機構、５…カムディスク（カム部）、６…回転ディスク（回転部）、６ａ…受入孔、６ｂ…内歯、７，７００…ピニオンシャフト、７ａ，７００ａ…外歯、７００ｂ…内歯、７１，７１０…ギヤ部材、７２，７２０…シャフト部材、７２ａ…ローラ溝、７３…ローラ（転動体）、７４…第１のカム面、７４ａ…ローラ７３と第１のカム面７４との接触点、７５…第２のカム面、７５ａ…ローラ７３と第２のカム面７５との接触点、８…差動機構、９…サンギヤ、１０…第１リングギヤ、１１…第２リングギヤ、１２…段付きピニオン、１２ａ…大径部、１２ｂ…小径部、１３…キャリア、１４…調節用駆動源、１４ａ…回転軸、１５…コネクティングロッド、１５ａ…大径環状部、１５ｂ…小径環状部、１６…コネクティングロッド軸受、１７…一方向クラッチ（一方向回転阻止機構）、１８…揺動リンク、１８ａ…揺動端部、１８ｂ…突片、１８ｃ…貫通孔、１９…連結ピン、２０…てこクランク機構、ｉ…変速比、Ｐ１…入力軸２の回転中心軸線、Ｐ２…カムディスク５の中心、Ｐ３…回転ディスク６の中心、Ｐ４…出力軸３の回転中心軸線、Ｐ５…連結ピン１９の中心、Ｒａ…Ｐ１とＰ２の距離、Ｒｂ…Ｐ２とＰ３の距離、Ｒ１…Ｐ１とＰ３の距離（偏心量，回転半径調節機構４の回転半径）、Ｒ２…Ｐ４とＰ５の距離（揺動リンク１８の長さ）、θ１…回転半径調節機構４の回転角度、θ２…揺動リンク１８の揺動範囲。

Claims (2)

1. 駆動源の駆動力が伝達される入力部と、
   前記入力部の回転中心軸線と平行な回転中心軸線を有する出力軸と、
   回転半径を調節自在であり前記入力部と一体的に回転可能な回転半径調節機構と、前記出力軸に軸支された揺動リンクと、前記回転半径調節機構に回転半径を調節するための駆動力を伝達する調節用駆動源と、を有し、前記回転半径調節機構の回転運動を前記揺動リンクの揺動運動に変換するてこクランク機構と、
   前記揺動リンクが前記出力軸の回転中心軸線を中心として一方側に回転しようとするときに前記出力軸に対して前記揺動リンクを固定し、他方側に回転しようとするときに前記出力軸に対して前記揺動リンクを空転させる一方向回転阻止機構とを備え、
   前記回転半径調節機構は、前記調節用駆動源の駆動力が伝達されるピニオンシャフトと、前記入力部の回転中心軸線に対して偏心した状態で前記入力部と一体的に回転するカム部と、中心から偏心した位置に前記ピニオンシャフト及び前記カム部が挿通される受入孔が設けられ、前記カム部に対して偏心した状態で回転自在な回転部とを有し、
   前記受入孔の内周面には内歯が形成され、前記ピニオンシャフトの外周面には前記内歯と噛合する外歯が形成された無段変速機であって、
   前記ピニオンシャフトは、外周面に前記外歯が形成された環状のギヤ部材と、前記ギヤ部材に挿通され前記調節用駆動源の駆動力が伝達されるシャフト部材と、前記ギヤ部材と前記シャフト部材との間に配置され、前記ギヤ部材の回転に連動して転動する転動体とを有し、
   前記ギヤ部材の内周面及び／又は前記シャフト部材の外周面には、前記ギヤ部材が前記シャフト部材の回転中心軸線を中心として前記シャフト部材に対して所定の角度を一方側に相対回転したときに前記転動体と噛合する第１のカム面と、他方側に相対回転したときに前記転動体と噛合する第２のカム面とが形成され、
   前記第１のカム面又は前記第２のカム面と前記転動体とが噛合しているときには、前記ギヤ部材、前記シャフト部材及び前記転動体が、前記シャフト部材の回転中心軸線を中心として一体的に回転することを特徴とする無段変速機。
2. 請求項１に記載の無段変速機であって、
   前記第１のカム面及び／又は前記第２のカム面は、前記シャフト部材の外周面に形成されていることを特徴とする無段変速機。