JP5982558B2 - 無段変速機 - Google Patents

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可能で回転半径を調節可能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、中心から偏心して穿設された貫通孔を有する円盤形状の回転部と、貫通孔の内周面に設けられたリングギヤと、入力軸に固定されリングギヤに噛合する第１ピニオンと、調節用駆動源からの駆動力が伝達されるキャリアと、キャリアによって自転及び公転自在にそれぞれ軸支されていてリングギヤにそれぞれが噛合する２つの第２ピニオンとで構成されている。第１ピニオンと２つの第２ピニオンは、それらの中心を頂点とする三角形が正三角形となるように配置されている。

この回転半径調節機構においては、走行用駆動源で回転する入力軸と調節用駆動源で回転するキャリアの回転速度が同一の場合は、入力軸の回転中心軸線に対する回転部の中心の偏心量が維持され、回転半径調節機構の回転半径も一定のまま維持される。一方、入力軸とキャリアの回転速度が異なる場合は、入力軸の回転中心軸線に対する回転部の中心の偏心量が変化し、回転半径調節機構の回転半径も変化する。

したがって、回転半径調節機構は、その回転半径を変化させることによって、揺動リンクの揺動端部の振れ幅、ひいては変速比を変化させ、入力軸の回転速度に対する出力軸の回転速度を制御する。

この無段変速機では、３つのピニオンの中心を頂点とする正三角形の中心と入力軸の回転中心軸線との距離を、この正三角形の中心と回転部の中心との距離と等しく設定していれば、入力軸の回転中心軸線と回転部の中心とを重ね合わせて偏心量を「０」にすることができる。偏心量が「０」の場合には、入力軸が回転している場合であっても揺動リンクの揺動端部の振れ幅が「０」となり、出力軸が回転しない状態となる。

この無段変速機のてこクランク機構では、キャリアと第２ピニオンとでカム部が構成され、カム部に調節用駆動源からの駆動力が伝達される。

また、カム部は、てこクランク機構ごとに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、一端部が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、出力軸を回転させる。

特開２０１２−１０４８号公報

上記の無段変速機のてこクランク機構は、一方向クラッチと組み合わせることによって、揺動リンクの揺動運動のうち一方側に向かう運動のときだけ、出力軸にトルクを伝達している。

そのため、揺動リンクが激しく揺動運動する場合、振動が発生し、あるいは、揺動リンクとコネクティングロッドとの連結点に過剰な負荷が加わるおそれがあった。

本発明は以上の点に鑑みてなされたものであり、振動や過剰な負荷の発生を抑え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。

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軸と、入力軸と平行に配置された出力軸と、入力軸を中心として回転可能であり回転半径を調節自在な回転半径調節機構、出力軸に軸支された揺動リンク、及び、回転半径調節機構と揺動リンクとを連結するコネクティングロッドを有し、入力軸の回転運動を揺動リンクの揺動端部の揺動運動に変換するてこクランク機構と、揺動端部が入力軸から離れるように出力軸を中心として回転するときに出力軸に対して揺動リンクを固定し、揺動端部が入力軸に近づくように回転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ている無段変速機であって、回転半径調節機構とコネクティングロッドとの連結点を入力側支点といい、揺動端部とコネクティングロッドとの連結点を出力側支点というとき、所定の偏心量で揺動リンクが揺動するときに出力軸に蓄積されたトルクが最大になる時点で、入力側支点及び出力側支点を通る直線と出力軸の回転中心軸線及び出力側支点を通る直線とのなす角度が直角となるように、入力側支点と出力側支点との間の距離Ｌｃｏｎが設定され、その距離Ｌｃｏｎは、次の条件式（１），（２）を満足することを特徴とする。

Ｌｃｏｎ＜√（Ｌｐ^２＋Ｒ１^２−Ｒ２^２） ・・・（１）
√（Ｌｐ ^２ −Ｒ２ ^２ ）−Ｒ１≦Ｌｃｏｎ ・・・（２）
ただし、Ｌｐは入力軸の回転中心軸線と出力軸の回転中心軸線との間の距離、Ｒ１は回転半径調節機構の偏心量が所定の偏心量のときの入力軸の回転中心軸線と入力側支点との間の距離、Ｒ２は出力軸の回転中心軸線と出力側支点との間の距離である。

本発明によれば、Ｌｃｏｎが、条件式（１）を満足しているので、揺動リンクとコネクティングロッドとの連結点（すなわち、出力側支点）に最も荷重が加わるときに、揺動リンクとコネクティングロッドとがなす角が直角になる。また、条件式（１）とともに条件式（２）を満足しているので、一方向クラッチ等の無段変速機を構成する他の部材の特性に関わらず、コネクティングロッドの長さが適度なものになる。

そのため、そのときにコネクティングロッドによって揺動リンクに加えられる力が多方向に分散せず、振動の発生を抑制することができ、また、出力側支点に過剰な負荷が加わることを防止することができる。

また、本発明の無段変速機においては、所定の偏心量は、出力軸に伝達されるトルクが最大になる偏心量であることが好ましい。このように構成すれば、最も負荷の大きい状態で、効果的に負荷を軽減することができる。

また、本発明の無段変速機においては、てこクランク機構を複数備え、所定の偏心量は、出力軸に伝達されるトルクが最大になる偏心量のうち、変速比が最小になるときの偏心量であることが好ましい。このように構成すれば、てこクランク機構１つあたりの荷重分担が最も大きい状態で、効果的に負荷を軽減することができる。

本発明の無段変速機の実施形態を示す断面図。 図１の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。 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の関係を示す模式図であり、４Ａは回転半径が最大、４Ｂは回転半径が中、４Ｃ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の無段変速機の回転半径調節機構の回転半径の変化に対する揺動リンクの角速度の変化を示すグラフ。 出力軸が所定の角速度で回転している場合における、図１の無段変速機のてこクランク機構の動作を示す模式図であり、６Ａは揺動端部が内死点にある状態、６Ｂは揺動端部が噛合点にある状態、６Ｃは揺動端部が最大角速度点にある状態、６Ｄは揺動端部が最大荷重点にある状態、６Ｅは揺動端部が外死点にある状態を示す。 図６に示した状態における、図１の無段変速機の入力軸及び出力軸の角速度の変化を示すグラフ。 出力軸が回転していない場合における、図１の無段変速機のてこクランク機構の動作を示す模式図であり、８Ａは揺動端部が内死点（噛合点）にある状態、８Ｂは揺動端部が最大角速度点にある状態、８Ｃは揺動端部が外死点（最大荷重点）にある状態を示す。 図８に示した状態における、図１の無段変速機の入力軸の角速度の変化に対する出力軸の角速度の変化を示すグラフ。 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に対する出力軸トルクの変化を示すグラフ。 図１の無段変速機の出力軸トルクの変化を示すグラフであり、１１Ａは回転半径調節機構の回転半径が図１０に示すグラフのＲ１ａであるときの状態、１１Ｂは回転半径調節機構の回転半径が図１０に示すグラフのＲ１ｂであるときの状態を示す。

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＝入力軸の回転速度／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とは水平方向に離れた位置に入力軸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、それぞれ位相を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の間において、カムディスク５の偏心方向に対向する個所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。

したがって、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であって、カムディスク５が固定された入力軸２の回転速度とピニオンシャフト７の回転速度とが同一である場合には、回転ディスク６はカムディスク５とともに一体に回転する。一方で、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とＰ２との間の距離ＲａとＰ２とＰ３との間の距離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との間の距離、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ンロッド軸受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。また、揺動リンク１８には、環状部１８ｄが設けられている。

この環状部１８ｄを外側部材、出力軸３を内側部材として、一方向クラッチ１７が構成されている。

次に、図１〜図５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、出力軸３の回転中心軸線Ｐ４を中心とする揺動リンク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、揺動リンク１８が引かれた場合には、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、偏心量Ｒ１を変えることによって、回転半径調節機構４の回転半径を調節自在としている。

図３Ａ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（入力側支点）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３Ｂは、偏心量Ｒ１を図３Ａよりも小さい「中」とした状態を示し、図３Ｃは、偏心量Ｒ１を図３Ｂ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３Ｂでは図３Ａの変速比ｉよりも大きい「中」となり、図３Ｃでは図３Ｂの変速比ｉよりも大きい「大」とした状態を示している。図３Ｄ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（入力側支点）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４Ａは偏心量Ｒ１が図３Ａの「最大」である場合（変速比ｉが最小である場合）、図４Ｂは偏心量Ｒ１が図３Ｂの「中」である場合（変速比ｉが中である場合）、図４Ｃは偏心量Ｒ１が図３Ｃ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（出力側支点）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。

また、図５は、無段変速機１の回転半径調節機構４の回転角度θ１を横軸、揺動リンク１８の角速度ωを縦軸として、回転半径調節機構４の偏心量Ｒ１の変化に伴う角速度ωの変化の関係を示す図である。

この図５から明らかなように、偏心量Ｒ１が大きい（変速比ｉが小さい）ほど揺動リンク１８の角速度ωが大きくなることが分かる。

次に、図６〜図１１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について詳細に説明する。

図６に示すように、本実施形態の無段変速機１では、回転ディスク６の中心Ｐ３（入力側支点）の回転運動を、Ｌｃｏｎの長さを持つコネクティングロッド１５を介して、揺動リンク１８の揺動端部１８ａとコネクティングロッド１５との連結点、すなわち、連結ピン１９の中心Ｐ５（出力側支点）の揺動運動に変換している。

この回転運動の中心は、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１、半径は、回転半径調節機構４の偏心量Ｒ１である。また、この揺動運動の中心は、出力軸３の回転中心軸線Ｐ４、半径は、連結ピン１９の中心Ｐ５（出力側支点）から出力軸３の回転中心軸線Ｐ４までの距離Ｒ２である。

ここで、図６及び図７を参照して、一方向クラッチ１７の内側部材である出力軸３の角速度が一定の場合におけるてこクランク機構２０の動作を説明する。

まず、図６Ａに示すように、回転ディスク６の中心Ｐ３（入力側支点）が回転運動を開始すると、連結ピン１９の中心Ｐ５（出力側支点）が、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。）から、入力軸２から離れる方向に移動を開始するとともに、一方向クラッチの外側部材である揺動リンク１８の環状部１８ｄの角速度が増加し始める。この状態は、図７におけるｔ＝ｔ０の状態である。

次に、図６Ｂに示すように、回転ディスク６の中心Ｐ３（入力側支点）がある程度まで回転すると、連結ピン１９の中心Ｐ５（出力側支点）が、外側部材である揺動リンク１８の環状部１８ｄの角速度が一方向クラッチ１７の内側部材である出力軸３の角速度と同一になるまで増加する位置（以下、「噛合点」という。）に到達し、出力軸３にトルクが伝達され始める。この状態は、図７におけるｔ＝ｔ１の状態である。

次に、図６Ｃに示すように、回転ディスク６の中心Ｐ３（入力側支点）がさらに回転すると、連結ピン１９の中心Ｐ５（出力側支点）が、一方向クラッチの外側部材である揺動リンク１８の環状部１８ｄの角速度が最大になる位置（以下、「最大角速度点」という。）に到達し、環状部１８ｄの角速度が減少し始める。この状態は、図７におけるｔ＝ｔ２の状態である。

次に、図６Ｄに示すように、回転ディスク６の中心Ｐ３（入力側支点）がさらに回転すると、連結ピン１９の中心Ｐ５（出力側支点）が、外側部材である揺動リンク１８の環状部１８ｄの角速度が一方向クラッチ１７の内側部材である出力軸３の角速度と同一になるまで減少する位置（以下、「最大荷重点」という。）に到達し、出力軸３に伝達されたトルクの累積値（図７におけるハッチングされた領域）が最大になる。この状態は、図７におけるｔ＝ｔ３の状態である。

次に、図６Ｅに示すように、回転ディスク６の中心Ｐ３（入力側支点）がさらに回転すると、連結ピン１９の中心Ｐ５（出力側支点）が、揺動リンク１８の揺動範囲のうち出力軸３に最も遠い位置（以下、「外死点」という。）に到達し、入力軸２に近づく方向に移動を開始するとともに、一方向クラッチの外側部材である揺動リンク１８の環状部１８ｄの角速度が負の方向に増加し始める。この状態は、図７におけるｔ＝ｔ４の状態である。

その後、回転ディスク６の中心Ｐ３（入力側支点）がさらに回転し、図６Ａ〜図６Ｅの状態を繰り返すようにして、揺動リンク１８の揺動運動が行われる。

このてこクランク機構２０の動作からもわかるように、本実施形態の無段変速機１が備える一方向回転阻止機構である一方向クラッチ１７は、揺動リンク１８の揺動端部１８ａが入力軸２から離れるように動くときに、出力軸３に対して揺動リンク１８を固定することによって、入力軸２から出力軸３に駆動力を伝達している。

そして、このてこクランク機構２０は、入力側支点と出力側支点との距離Ｌｃｏｎは、次の条件式（１）を満足するように構成されている。

Ｌｃｏｎ＜√（Ｌｐ^２＋Ｒ１^２−Ｒ２^２） ・・・（１）
ただし、入力側支点は回転半径調節機構４とコネクティングロッド１５との連結点、すなわち、回転ディスク６の中心Ｐ３、出力側支点は揺動端部１８ａとコネクティングロッド１５との連結点、すなわち、連結ピン１９の中心Ｐ５、Ｌｐは入力軸２の回転中心軸線Ｐ１と出力軸３の回転中心軸線Ｐ４との間の距離、Ｒ１は回転半径調節機構４の偏心量が所定の偏心量のときの入力軸の回転中心軸線Ｐ１と入力側支点との間の距離、Ｒ２は出力軸３の回転中心軸線Ｐ４と出力側支点との間の距離をＲ２である。

本実施形態の無段変速機１は、この条件式（１）を満足するように構成されているので、図６Ｄに示すように、出力側支点である連結ピン１９の中心Ｐ５が最大荷重点に位置するときに、コネクティングロッド１５と揺動リンク１８とのなす角が直角になる。

そのため、そのときにコネクティングロッド１５によって揺動リンク１８に加えられる力が多方向に分散せず、振動の発生を抑制することができ、また、出力側支点に過剰な負荷が加わることを防止することができる。

また、この無段変速機１は、次の条件式（２）を満足するように構成されている。

√（Ｌｐ^２−Ｒ２^２）−Ｒ１≦Ｌｃｏｎ ・・・（２）
ここで、条件式（２）の下限値について説明するため、図８，９を参照して、一方向クラッチ１７の内側部材である出力軸３の角速度が０の場合のてこクランク機構２０の動作を説明する。

まず、図８Ａに示すように、回転ディスク６の中心Ｐ３（入力側支点）が回転運動を開始すると、連結ピン１９の中心Ｐ５（出力側支点）が、内死点から、入力軸２から離れる方向に移動を開始するとともに、一方向クラッチの外側部材である揺動リンク１８の環状部１８ｄの角速度が増加し始める。

このとき、一方向クラッチ１７の内側部材である出力軸３の角速度が０であるので、内死点と噛合点は一致し、揺動リンク１８はその揺動運動の開始時点から出力軸３にトルクを伝達し始める。したがって、この状態は、図９におけるｔ＝ｔ０＝ｔ１の状態である。

次に、図８Ｂに示すように、回転ディスク６の中心Ｐ３（入力側支点）がある程度まで回転すると、連結ピン１９の中心Ｐ５（出力側支点）が、最大角速度点に到達し、環状部１８ｄの角速度が減少し始める。この状態は、図９におけるｔ＝ｔ２の状態である。

次に、図８Ｃに示すように、回転ディスク６の中心Ｐ３（入力側支点）がさらに回転すると、連結ピン１９の中心Ｐ５（出力側支点）が、外死点に到達し、入力軸２に近づく方向に移動を開始するとともに、一方向クラッチの外側部材である揺動リンク１８の環状部１８ｄの角速度が負の方向に増加し始める。

このとき、一方向クラッチ１７の内側部材である出力軸３の角速度が０であるので、外死点と最大荷重点は一致し、揺動リンク１８はその揺動運動の運動方向が反対になる時点において出力軸３に伝達するトルクの累積値（図９におけるハッチングされた領域）が最大になる。したがって、この状態は、図９におけるｔ＝ｔ３＝ｔ４の状態である。

その後、回転ディスク６の中心Ｐ３（入力側支点）がさらに回転し、図８Ａ〜図８Ｃの状態を繰り返すようにして、揺動リンク１８の揺動運動が行われる。

このような揺動運動をするてこクランク機構２０において、外死点（最大荷重点）に連結ピン１９の中心Ｐ５（出力側支点）が到達した場合に、コネクティングロッド１５と揺動リンク１８とのなす角が直角になるような構成にするには、以下の条件式（２）’を満足すればよい。

√（Ｌｐ^２−Ｒ２^２）−Ｒ１＝Ｌｃｏｎ ・・・（２）’
そして、最大荷重点が外死点よりも入力軸２から離れた位置になることはないので、コネクティングロッド１５の長さ「Ｌｃｏｎ」は、この「√（Ｌｐ^２−Ｒ２^２）−Ｒ１」という値が最小値となる。

そのため、コネクティングロッド１５の長さ「Ｌｃｏｎ」が、条件式（２）’の左側の値以上になるように構成する、すなわち、条件式（２）を満足するように構成すればよいことになる。

条件式（１）とともにこの条件式（２）を満足している本実施形態の無段変速機１は、一方向クラッチ１７の特性に関わらず、コネクティングロッド１５の長さが適度なものになっている。

ところで、本実施形態の無段変速機１を一般的な車両等に用いた場合、回転半径調節機構４の回転半径の変化に対する出力軸３に加わる出力軸トルクの変化は、車両の特性などにより、図１０に示すグラフのようになる。

具体的には、出力軸トルクは、偏心量Ｒ１が所定の値以下の場合には、その車両の駆動輪の摩擦係数等によって定まるスリップ限界値となり、その後、偏心量Ｒ１の増加に伴って低下していく。

また、図１０において、出力軸トルクがスリップ限界値である場合であっても、その出力軸トルクを分担するてこクランク機構２０の数は、常に同一とは限らない。

例えば、偏心量Ｒ１が０に近いＲ１ａである場合、図１１Ａに示すように、ある時点において、ある出力軸トルクを分担するてこクランク機構２０の数は４つである。

しかし、偏心量Ｒ１がＲ１ａよりも大きく、出力軸トルクが減少し始める直前のＲ１ｂである場合、図１１Ｂに示すように、図１１Ａと同一の出力軸トルクを分担するてこクランク機構２０の数は３つである。

すなわち、偏心量Ｒ１の増加に伴って、１つのてこクランク機構２０が分担する荷重は大きくなっていく。

そこで、本実施形態の無段変速機１では、図１０に示すような特性を持つ車両等に用いられる場合には、上記の条件式（１）及び条件式（２）を満足するときの偏心量Ｒ１を、Ｒ１ｂとしている。

すなわち、本実施形態の無段変速機１は、条件式（１）を満足する場合の所定の偏心量Ｒ１が、出力軸３に伝達されるトルクが最大になる偏心量（０〜Ｒ１ｂ）のうち、変速比ｉが最小になる場合の偏心量（Ｒ１ｂ）になるように構成されている。

そのため、出力軸３に加わる荷重が最も大きく、かつ、その荷重を分担するてこクランク機構の数が最も少ない状態で、コネクティングロッド１５と揺動リンク１８とのなす角が直角になり、連結ピン１９の中心Ｐ５に加わる最大荷重を極小化することができ、振動の発生を抑制することができる。

１…無段変速機、２…入力軸、２ａ…切欠孔、３…出力軸（内側部材）、４…回転半径調節機構、５…カムディスク、６…回転ディスク、６ａ…受入孔、６ｂ…内歯、７…ピニオンシャフト、７ａ…外歯、８…差動機構、８ａ…差動機構ケース、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…コンロッド軸受、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、１８ｄ…環状部（外側部材）、１９…連結ピン、２０…てこクランク機構、ｉ…変速比、Ｌｃｏｎ…コネクティングロッド１５の長さ、Ｌｐ…Ｐ１とＰ４との間の距離、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（入力側支点）、Ｐ４…出力軸３の回転中心軸線、Ｐ５…連結ピン１９の中心（出力側支点）、Ｒａ…Ｐ１とＰ２との間の距離、Ｒｂ…Ｐ２とＰ３との間の距離、Ｒ１…Ｐ１とＰ３との間の距離（偏心量，回転半径調節機構４の回転半径）、Ｒ２…Ｐ４とＰ５との間の距離（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 (3)

1. 駆動源の駆動力が伝達される入力軸と、
   前記入力軸と平行に配置された出力軸と、
   前記入力軸を中心として回転可能であり回転半径を調節自在な回転半径調節機構、前記出力軸に軸支された揺動リンク、及び、前記回転半径調節機構と前記揺動リンクとを連結するコネクティングロッドを有し、前記入力軸の回転運動を前記揺動リンクの揺動端部の揺動運動に変換するてこクランク機構と、
   前記揺動端部が前記入力軸から離れるように前記出力軸を中心として回転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、前記揺動端部が前記入力軸に近づくように回転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ている無段変速機であって、
   前記回転半径調節機構と前記コネクティングロッドとの連結点を入力側支点といい、前記揺動端部と前記コネクティングロッドとの連結点を出力側支点というとき、所定の偏心量で前記揺動リンクが揺動するときに前記出力軸に蓄積されたトルクが最大になる時点で、前記入力側支点及び前記出力側支点を通る直線と前記出力軸の回転中心軸線及び前記出力側支点を通る直線とのなす角度が直角となるように、前記入力側支点と前記出力側支点との間の距離Ｌｃｏｎが設定され、
   前記距離Ｌｃｏｎは、次の条件式を満足することを特徴とする無段変速機。
   Ｌｃｏｎ＜√（Ｌｐ^２＋Ｒ１^２−Ｒ２^２）
   √（Ｌｐ ^２ −Ｒ２ ^２ ）−Ｒ１≦Ｌｃｏｎ
   ただし、Ｌｐは前記入力軸の回転中心軸線と前記出力軸の回転中心軸線との間の距離、Ｒ１は前記回転半径調節機構の偏心量が前記所定の偏心量のときの前記入力軸の回転中心軸線と前記入力側支点との間の距離、Ｒ２は前記出力軸の回転中心軸線と前記出力側支点との間の距離である。
2. 請求項１に記載の無段変速機であって、
   前記所定の偏心量は、前記出力軸に伝達されるトルクが最大になる偏心量であることを特徴とする無段変速機。
3. 請求項１に記載の無段変速機であって、
   前記てこクランク機構を複数備え、
   前記所定の偏心量は、前記出力軸に伝達されるトルクが最大になる偏心量のうち、変速比が最小になるときの偏心量であることを特徴とする無段変速機。