JP6026372B2 - 動力伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、無段変速機を有する動力伝達装置に関する。

従来、車両に設けられたエンジン等の走行用駆動源からの駆動力が伝達される入力軸と、入力軸の回転中心軸線と平行に配置された出力軸と、入力軸の回転中心軸線上に設けられた複数の回転半径調節機構と、出力軸に揺動自在に軸支される複数の揺動リンクと、一方の端部に回転半径調節機構に回転自在に外嵌される入力側環状部を有し、他方の端部が揺動リンクの揺動端部に連結されるコネクティングロッドとを備える四節リンク機構型無段変速機を備える動力伝達装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。

特許文献１のものでは、各回転半径調節機構は、入力軸の回転中心軸線上に偏心して設けられた円板状のカム部と、このカム部に偏心して回転自在に設けられた回転部と、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、ピニオンを回転させる副駆動源とからなる。また、揺動リンクと出力軸との間には、第１ワンウェイクラッチが設けられている。第１ワンウェイクラッチは、揺動リンクが出力軸に対して一方側に相対回転しようとするときに、出力軸に揺動リンクを固定し、他方側に相対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。

各カム部は、入力軸の回転中心軸線方向に貫通する貫通孔と、回転中心軸線に対する偏心方向に対向する位置に設けられ、カム部の外周面と貫通孔を構成する内周面とを連通させる切欠孔とを備える。また、切欠孔は、カム部の軸方向一方の端面から他方の端面に亘って設けられている。隣接するカム部同士はボルトで固定され、これにより、カム部連結体が構成される。カム部連結体の軸方向一端は、入力軸に連結され、カム部連結体と入力軸とでカムシャフトが構成されている。

カム部連結体は、各カム部の貫通孔が連なることにより、中空となっており、その内部にはピニオンシャフトが挿入される。ピニオンシャフトには、副駆動源の駆動力が伝達される。挿入されたピニオンシャフトは各カム部の切欠孔から露出している。回転部にはカムシャフトを受け入れる受入孔が設けられている。この受入孔を形成する回転部の内周面には内歯が形成されている。

内歯は、カムシャフトの切欠孔から露出するピニオンシャフトと噛合する。入力軸とピニオンシャフトとを同一速度で回転させると、回転半径調節機構の回転半径が維持される。入力軸とピニオンシャフトの回転速度を異ならせると、回転半径調節機構の回転半径が変更されて、変速比が変化する。

入力軸を回転させることにより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入力側環状部が回転運動して、コネクティングロッドの他方の端部と連結される揺動リンクの揺動端部が揺動する。即ち、回転半径調節機構、コネクティングロッド、及び揺動リンクで、てこクランク機構が構成される。揺動リンクは、第１ワンウェイクラッチを介して出力軸に設けられているため、出力軸に対して一方側に相対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。

各回転半径調節機構のカム部の偏心方向は、夫々位相を異ならせて入力軸周りを一周するように設定されている。従って、各回転半径調節機構に外嵌されたコネクティングロッドによって、揺動リンクが順にトルクを出力軸に伝達するため、出力軸をスムーズに回転させることができる。

特表２００５−５０２５４３号公報

車両の駆動輪が滑っている場合や車両が跳ねて駆動輪が路面から離れている場合などの駆動力抜け状態では、回転半径調節機構の回転速度が大きくなる分だけ遠心力が増加して、回転半径調節機構で回転半径を制御するために要求される力が大きくなる。特に、車両が最大速度で走行している場合には、顕著である。

そして、従来の動力伝達装置では、駆動力抜け状態であっても、正常に制御できるようにするためには、回転半径調節機構の駆動源（副駆動源）として最大出力が高いものを採用する必要がある。

本発明は、以上の点に鑑み、駆動力抜け状態における回転半径調節機構の駆動源に要求される最大出力を抑えることができる動力伝達装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明は、主駆動源の駆動力の伝達により回転する入力軸と、該入力軸の回転中心軸線と平行に配置された出力軸と、該出力軸に軸支される揺動リンクと、副駆動源の駆動力により回転半径を調節自在な回転半径調節機構とを有し、前記入力軸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、前記出力軸に対して前記揺動リンクが一方へ相対的に回転しようとするときに前記出力軸に前記揺動リンクを固定し、前記出力軸に対して前記揺動リンクが他方へ相対的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、前記副駆動源を制御する制御部とを備える動力伝達装置であって、前記制御部は、前記回転半径調節機構の回転半径が所定情報に基づき設定される目標回転半径となるように前記副駆動源の出力を目標出力に調節する通常出力調節部と、前記副駆動源の目標出力が予め設定された上限出力を超えているか否かを判定する上限判定部と、該上限判定部で前記上限出力であると判定された場合には、前記上限出力以下に設定される所定の待機出力となるように制御する待機出力設定部と、を備え、前記上限判定部で前記副駆動源の出力が前記上限出力を超えていると判定された場合には、前記上限判定部で前記副駆動源の出力を前記待機出力設定部で設定される所定の待機出力となるように制御する待機工程と、前記待機工程中に前記上限判定部で、前記上限判定部で前記副駆動源の出力が前記上限出力以下であると判定された場合には、前記待機工程を終了して、前記通常出力調節部により前記回転半径調節機構の回転半径が前記目標回転半径となるように前記副駆動源の出力を調節することを特徴とする。

本発明によれば、車両の駆動輪が滑っている場合や車両が跳ねて駆動輪が路面から離れている場合などの駆動力抜け状態においてのみに要求される高い出力領域は、上限出力を超える領域となるように上限出力を設定できる。これにより、上限出力を超えて高い出力領域内に目標出力が設定される場合には、待機工程に移行し、目標出力が待機出力に設定される。これにより、副駆動源としては、駆動力抜け状態のときの高い出力領域まで出力可能な駆動源を採用する必要がなく、最大出力を待機出力が出せる程度のもので足りる。従って、低コストで小型の副駆動源の採用に伴う動力伝達装置のコスト削減や小型化を図ることができる。

また、本発明においては、回転半径調節機構の現状の回転半径を求める回転半径検知部と、回転半径検知部で求められた現状の回転半径に基づき、副駆動源の出力を補正する出力補正部とを備え、制御部は、待機工程中の場合に、出力補正部による副駆動源の出力の補正を禁止することが好ましい。

待機工程中においては、現状の副駆動源の出力が待機出力に設定され、現状の副駆動源の出力と、現状の回転半径と目標回転半径と一致させるために要求される副駆動源の目標出力とが一致しなくなり、副駆動源の出力を補正すること自体に技術的意味がなくなるからである。

また、副駆動源の現状の出力と、通常時の副駆動源の目標出力との差が大きくなり過ぎたときに、動力伝達装置が故障していると認定する故障検知部を制御部が備える場合に、待機工程中に、動力伝達装置が故障していると誤って判定することを防止することができる。

また、本発明の制御部が、副駆動源のみならず主駆動源をも制御するものである場合、制御部は、待機工程中の場合に、主駆動源の出力を低下させるか、又は主駆動源の出力を「０」とすることが好ましい。かかる構成によれば、主駆動源の出力低下により迅速に副駆動源の目標出力を上限出力以下まで低下させることができる。

また、本発明においては、主駆動源の駆動力を求める駆動力検知部を備え、制御部は、上限判定部で副駆動源の出力が上限出力を超えているか否かを判定するときには、回転半径と主駆動源の駆動力とに基づいて副駆動源に要求される駆動力を求め、待機工程中の場合に、上限判定部で副駆動源の出力が上限出力以下であるか否かを判定するときには、回転半径と主駆動源の回転速度と駆動輪の回転速度とに基づいて副駆動源に要求される駆動力を求めることが好ましい。

かかる構成によれば、回転半径と主駆動源の回転速度とに基づいて副駆動源の目標出力が上限出力以下となるか否かを判定するため、主駆動源の駆動力（出力トルク）に関わらず、例えば、主駆動源の出力トルクを「０」としても、副駆動源の目標出力を適切に判定することができる。

また、本発明においては、回転半径調節機構を、入力軸の回転中心軸線に対して偏心した状態で回転するカム部と、カム部に対して偏心した状態で回転自在な回転部と、副駆動源の駆動力が差動機構を介して伝達される伝達部とで構成し、差動機構を、入力軸を介して主駆動源からの動力が伝達される第１入力要素と、副駆動源の駆動力が伝達される第２入力要素と、伝達部に連結される伝達要素とを備え、第１入力要素と伝達要素とが同一方向に同一速度で回転するとき、第２入力要素の回転速度が「０」となるように、構成することができる。

さらに具体的には、差動機構は、サンギヤ、キャリア及びリングギヤの３つの単式要素を有する第１から第３の３つの遊星歯車機構で構成され、第１遊星歯車機構の３つの単式要素を共線図における並び順に一方から第１単式要素、第２単式要素、第３単式要素とし、第２遊星歯車機構の３つの単式要素を共線図における並び順に一方から、第４単式要素、第５単式要素、第６単式要素とし、第３遊星歯車機構の３つの単式要素を共線図における並び順に一方から、第７単式要素、第８単式要素、第９単式要素として、第２単式要素と第５単式要素とを連結して第１連結体が構成され、第３単式要素と第９単式要素とが連結して第２連結体が構成され、第６単式要素と第７単式要素とが連結して第３連結体が構成され、第２連結体は第１入力要素であり、第１単式要素は第２入力要素であり、第８単式要素が伝達要素であり、第４単式要素は回転不能に固定されるように構成することができる。

本発明の動力伝達装置の実施形態を一部断面で示す説明図。 本実施形態のてこクランク機構を示す説明図。 本実施形態の回転半径の変化を示す説明図。図３Ａは回転半径が最大、図３Ｂは回転半径が中、図３Ｃは回転半径が小、図３Ｄは回転半径が０の状態を夫々示す。 本実施形態の回転半径の変化に対する揺動リンクの揺動範囲の変化を示す説明図。図４Ａは回転半径が最大、図４Ｂは回転半径が中、図４Ｃは回転半径が小の状態の揺動範囲を夫々示す。 Ａは、入出力軸間で動力を伝達しているときの反力を矢印で示す説明図。Ｂは、遠心力による力の方向を矢印で示す説明図。 偏心量とピニオンのトルクとの関係を主駆動源の駆動力ごとに示すグラフ。 回転半径を維持するために必要なピニオンのトルクが上限出力を超える状態を示すグラフ。 回転半径を維持するために必要なピニオンのトルクが上限出力以下に戻る状態を示すグラフ。 本実施形態の動力伝達装置を模式的に示す説明図。 本実施形態の制御部を示す模式図。 本実施形態の制御部の処理を示すフローチャート。 本実施形態の差動機構を示すスケルトン図。 本実施形態の差動機構を構成する３つの遊星歯車機構の共線図。 本実施形態の差動機構で変速比が一定の場合の各単式要素の回転速度を示す共線図。

図面を参照して、四節リンク機構型の無段変速機を有する本発明の動力伝達装置の実施形態を説明する。本実施形態の無段変速機は、変速比ｈ（ｈ＝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、所謂ＩＶＴ（Infinity Variable Transmission）の一種である。

図１を参照して、四節リンク機構型の無段変速機１は、内燃機関であるエンジンや電動機等の主駆動源ＥＮＧからの駆動力が伝達されることで回転中心軸線Ｐ１を中心に回転する入力軸端部２ａと、回転中心軸線Ｐ１に平行に配置され、図示省略したデファレンシャルギヤを介して車両の駆動輪（図示省略）に回転動力を伝達させる出力軸３と、回転中心軸線Ｐ１上に設けられた６つの回転半径調節機構４とを備える。なお、デファレンシャルギヤの代わりにプロペラシャフトを設けてもよい。

図１及び図２を参照して、各回転半径調節機構４は、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とを備える。カムディスク５は、円盤状であり、回転中心軸線Ｐ１から偏心されると共に、１つの回転半径調節機構４に対して２個１組となるように、各回転半径調節機構４に設けられている。また、カムディスク５には、回転中心軸線Ｐ１の方向に貫通する貫通孔５ａが設けられている。また、カムディスク５には、回転中心軸線Ｐ１に対して偏心する方向とは逆の方向に開口し、カムディスク５の外周面と貫通孔５ａを構成する内周面とを連通させる切欠孔５ｂが設けられている。

各１組のカムディスク５は、夫々位相を６０度異ならせて、６組のカムディスク５で回転中心軸線Ｐ１の周方向を一回りするように配置されている。

カムディスク５は、隣接する回転半径調節機構４のカムディスク５と一体的に形成されて一体型カム部５ｃが構成されている。この一体型カム部５ｃは、一体成型で形成してもよく、または、２つのカム部を溶接して一体化してもよい。各回転半径調節機構４の２個１組のカムディスク５同士はボルト（図示省略）で固定されている。回転中心軸線Ｐ１上の最も主駆動源側に位置するカムディスク５は入力軸端部２ａと一体的に形成されている。このようにして、入力軸端部２ａと複数のカムディスク５とで、カムディスク５を備える入力軸２が構成されることとなる。

入力軸２は、カムディスク５の貫通孔５ａが連なることによって構成される挿通孔６０を備える。これにより、入力軸２は、主駆動源ＥＮＧとは反対側の一方端が開口し他方端が閉塞した中空軸形状に構成される。主駆動源側の他方端に位置するカムディスク５は、入力軸端部２ａと一体的に形成されている。このカムディスク５と入力軸端部２ａとを一体的に形成する方法としては、一体成型を用いてもよく、また、カムディスク５と入力軸端部２ａとを溶接して一体化してもよい。

また、各１組のカムディスク５には、カムディスク５を受け入れる受入孔６ａを備える円盤状の回転ディスク６が偏心された状態で回転自在に外嵌されている。

図２に示すように、回転ディスク６は、カムディスク５の中心点をＰ２、回転ディスク６の中心点をＰ３として、回転中心軸線Ｐ１と中心点Ｐ２の距離Ｒｘと、中心点Ｐ２と中心点Ｐ３の距離Ｒｙとが同一となるように、カムディスク５に対して偏心している。

回転ディスク６の受入孔６ａには、１組のカムディスク５の間に位置させて内歯６ｂが設けられている。

入力軸２の挿通孔６０には、回転中心軸線Ｐ１と同心に、且つ、回転ディスク６の内歯６ｂと対応する個所に位置させて、ピニオン７０がカムディスク５を有する入力軸２と相対回転自在となるように配置されている。ピニオン７０は、ピニオンシャフト７２と一体に形成されている。なお、ピニオン７０は、ピニオンシャフト７２と別体に構成して、ピニオン７０をピニオンシャフト７２にスプライン結合で連結させてもよい。本実施形態においては、単にピニオン７０というときは、ピニオンシャフト７２を含むものとして定義する。

ピニオン７０は、カムディスク５の切欠孔５ｂを介して、回転ディスク６の内歯６ｂと噛合する。ピニオンシャフト７２には、隣接するピニオン７０の間に位置させてピニオン軸受７４が設けられている。このピニオン軸受７４を介して、ピニオンシャフト７２は、入力軸２を支えている。ピニオンシャフト７２には、遊星歯車機構などで構成される差動機構８が接続されている。ピニオン７０には、差動機構８を介して副駆動源１４の駆動力が伝達される。

回転ディスク６は、カムディスク５に対して距離Ｒｘと距離Ｒｙとが同一となるように偏心されているため、回転ディスク６の中心点Ｐ３を回転中心軸線Ｐ１と同一軸線上に位置するようにして、回転中心軸線Ｐ１と中心点Ｐ３との距離、即ち偏心量Ｒ１を「０」とすることもできる。

回転ディスク６の周縁には、一方（入力軸２側）の端部に大径の入力側環状部１５ａを備え、他方（出力軸３側）の端部に入力側環状部１５ａの径よりも小径の出力側環状部１５ｂを備えるコネクティングロッド１５の入力側環状部１５ａが、軸方向に２個並べて２個一組のボールベアリングからなるコンロッド軸受１６を介して回転自在に外嵌されている。出力軸３には、ワンウェイクラッチ１７を介して、揺動リンク１８がコネクティングロッド１５に対応させて６個設けられている。

ワンウェイクラッチ１７は、揺動リンク１８と出力軸３との間に設けられ、揺動リンク１８が出力軸３に対して一方側に相対的に回転しようとするときに揺動リンク１８を出力軸３に固定し（固定状態）、他方側に相対的に回転しようとするときに出力軸３に対して揺動リンク１８を空転させる（空転状態）。

揺動リンク１８は、環状に形成されており、その下方には、コネクティングロッド１５の出力側環状部１５ｂに連結される揺動端部１８ａが設けられている。揺動端部１８ａには、出力側環状部１５ｂを軸方向で挟み込むように突出した一対の突片１８ｂが設けられている。一対の突片１８ｂには、出力側環状部１５ｂの内径に対応する差込孔１８ｃが穿設されている。差込孔１８ｃ及び出力側環状部１５ｂには、揺動軸としての連結ピン１９が挿入されている。これにより、コネクティングロッド１５と揺動リンク１８とが連結される。

本実施形態においては、揺動リンク１８の揺動端部１８ａが、ケース８０の下方に溜まった潤滑油の油溜に油没するように、揺動端部１８ａを出力軸３の下方に配置されている。これにより、揺動端部１８ａを油溜で潤滑できると共に、揺動リンク１８の揺動運動により、油溜の潤滑油を掻き揚げて、無段変速機１の他の部品を潤滑させることができる。

なお、本実施形態の説明において、変速比は、入力軸の回転速度／出力軸の回転速度と定義する。

図３は、回転半径調節機構４の偏心量Ｒ１（回転半径）を変化させた状態のピニオンシャフト７２と回転ディスク６との位置関係を示す。図３Ａは偏心量Ｒ１を「最大」とした状態を示しており、回転中心軸線Ｐ１と、カムディスク５の中心点Ｐ２と、回転ディスク６の中心点Ｐ３とが一直線に並ぶように、ピニオンシャフト７２と回転ディスク６とが位置する。このときの変速比ｈは最小となる。

図３Ｂは偏心量Ｒ１を図３Ａよりも小さい「中」とした状態を示しており、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ｈは、図３Ｂでは図３Ａの変速比ｈよりも大きい「中」となり、図３Ｃでは図３Ｂの変速比ｈよりも大きい「大」となる。図３Ｄは偏心量Ｒ１を「０」とした状態を示しており、回転中心軸線Ｐ１と、回転ディスク６の中心点Ｐ３とが同心に位置する。このときの変速比ｈは無限大（∞）となる。本実施形態の無段変速機１は、回転半径調節機構４で偏心量Ｒ１を変えることにより、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４は、回転半径調節機構４の偏心量Ｒ１を変化させた場合の揺動リンク１８の揺動範囲の変化を示している。図４Ａは、偏心量Ｒ１が最大のときの揺動リンク１８の揺動範囲を示し、図４Ｂは、偏心量Ｒ１が中のときの揺動リンク１８の揺動範囲を示し、図４Ｃは、偏心量Ｒ１が小のときの揺動リンク１８の揺動範囲を示している。図４から偏心量Ｒ１が小さくなるにつれて揺動範囲が狭くなることが分かる。そして、偏心量Ｒ１が「０」になると、揺動リンク１８は揺動しなくなる。

本実施形態においては、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）が構成される。そして、てこクランク機構２０によって、入力軸２の回転運動が揺動リンク１８の揺動運動に変換される。本実施形態の無段変速機１は合計６個のてこクランク機構２０を備えている。偏心量Ｒ１が「０」でないときに、入力軸２を回転させると共に、ピニオンシャフト７２を入力軸２と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、偏心量Ｒ１に基づき入力軸２と出力軸３との間で揺動端部１８ａを出力軸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が揺動する。

コネクティングロッド１５の出力側環状部１５ｂは、出力軸３にワンウェイクラッチ１７を介して設けられた揺動リンク１８に連結されているため、揺動リンク１８がコネクティングロッド１５によって押し引きされて揺動すると、揺動リンク１８が押し方向側又は引張り方向側の何れか一方に揺動リンク１８が回転するときだけ、出力軸３が回転し、揺動リンク１８が他方に回転するときには、出力軸３に揺動リンク１８の揺動運動の力が伝達されず、揺動リンク１８が空回りする。各回転半径調節機構４は、６０度毎に位相を変えて配置されているため、出力軸３は各回転半径調節機構４で順に回転させられる。

また、本実施形態の動力伝達装置は、副駆動源１４を制御する制御部（図示省略）を備えている。制御部は、ＣＰＵやメモリ等により構成された電子ユニットであるＥＣＵとＴＣＵとで構成され、メモリなどの記憶部に保持された制御プログラムをＣＰＵで実行することにより、副駆動源１４を制御して、回転半径調節機構４の偏心量Ｒ１を調節する機能を果たす。

制御部１００は、図１０に示すように、通常出力調節部１１０と、上限判定部１２０と、待機出力設定部１３０と、待機工程実行部１４０と、記憶部１５０とを備える。通常出力調節部１１０では、主駆動源ＥＮＧの駆動力（トルク）や回転速度、駆動輪や被駆動輪の回転速度、現在の車両の走行速度（車速）、スロットル弁の開度、現在の偏心量Ｒ１などの所定情報（所定の車両情報）から目標回転半径としての目標偏心量を求める。そして、現在の回転半径としての現在の偏心量Ｒ１が目標偏心量となるように副駆動源１４の出力を調節する。

ここで、図５に示すように、回転半径としての偏心量Ｒ１を一定に維持するために必要とされるピニオンのトルクは、入力軸２と出力軸３との間の駆動力の伝達に伴う反力と（図５Ａ参照）、遠心力による荷重と、主駆動源ＥＮＧの駆動力とによって求められる。そして、反力と遠心力による荷重とは互いに打ち消し合う方向に働き、回転半径としての偏心量Ｒ１が大きくなる高速回転時には、遠心力による荷重が反力を上回り、図６に示すように、ピニオンのトルクは、低速回転のときと比較して反対方向のトルクが必要とされる。

ところで、車両の駆動輪が滑っている場合や車両が跳ねて駆動輪が路面から離れている場合などの駆動力抜け状態では、図６に示すように、回転半径調節機構で回転半径を一定に制御するために要求される力が大きくなる。特に、車両が最大速度で走行している場合には、顕著である。

そして、従来の動力伝達装置では、駆動力抜け状態であっても、正常に制御できるようにするためには、回転半径調節機構の駆動源（副駆動源）として最大出力が高いものを採用する必要がある。

そこで、本実施形態の動力伝達装置では、実験やシュミレーションなどにより、車両の駆動輪が滑っている場合や車両が跳ねて駆動輪が路面から離れている場合などの駆動力抜け状態によるときのみに要求されるピニオンのトルクの領域を定め、この駆動力抜け状態のときの領域と通常走行時のトルクの領域との境界に上限出力を設定している。なお、通常時の領域の方を余裕をみて駆動力抜け領域よりも若干広く設定し、上限出力を本来駆動力抜け状態の領域内に入る値に設定してもよい。

図９は、本実施形態の動力伝達装置の模式図である。本実施形態の動力伝達装置の制御部１００は、エンジン・コントロール・ユニットＥＣＵとトランスミッション・コントロール・ユニットＴＣＵとで構成される。制御部１００の記憶部１５０には、上限出力以下に設定される所定の待機出力が予め記憶されている。

図１１に示すように、本実施形態の動力伝達装置の制御部は、まず、ＳＴＥＰ１で、駆動輪回転数や、被駆動輪回転数など、各種の車両情報を読み込む。そして、ＳＴＥＰ２に進み、タイヤがスリップ（空転）しているか否かを判定する。タイヤがスリップしていない場合には、ＳＴＥＰ１に戻る。ＳＴＥＰ２でタイヤがスリップしていると判定した場合には、ＳＴＥＰ３に進み、内燃機関からなる主駆動源ＥＮＧの駆動力（トルク）、駆動輪の回転数（回転速度）、回転半径としての偏心量Ｒ１を読み込む。

そして、ＳＴＥＰ４に進み、図７に示す主駆動源ＥＮＧの駆動力（トルク）と偏心量Ｒ１とピニオントルクとの関係のグラフに基づいて制御部に記憶されるマップデータなどに基づき、現在の副駆動源が出力する駆動力、即ちピニオントルクを求める。

そして、ＳＴＥＰ５に進み、求められた現在のピニオントルクが上限出力を超えているか否かを判定する。上限出力以下の場合には、ＳＴＥＰ３に戻る。上限出力を超えている場合には、ＳＴＥＰ６に進み、上限出力以下に設定される所定の待機出力となるように副駆動源の出力を制御する待機工程モードに移行し、ＳＴＥＰ７に進んで、副駆動源の出力が所定の待機出力となるように副駆動源に供給する電流値を固定する。また、主駆動源ＥＮＧから新たに駆動力が出力されると、主駆動源ＥＮＧの回転速度の低下に時間がかかる。このため、本実施形態においては、待機工程モード中は、主駆動源ＥＮＧが新たな駆動力を出力しないようにフューエルカットや点火禁止制御などを行ったり、リタードやドライブ・バイ・ワイヤでのスロットル弁の開度減少制御などによる出力低下制御を行うようにしている。

そして、ＳＴＥＰ８に進み、内燃機関からなる主駆動源ＥＮＧの回転数（回転速度）、駆動輪の回転数（回転速度）、回転半径としての偏心量Ｒ１を読み込む。そして、ＳＴＥＰ９に進み、図８に示す主駆動源ＥＮＧの回転数と偏心量Ｒ１とピニオントルクとの関係のグラフに基づいて制御部に記憶されるマップデータなどに基づき、現在の偏心量Ｒ１を維持するために必要なピニオントルクを求める。

なお、ＳＴＥＰ８で、駆動輪の回転数も読み込む理由は、タイヤがスリップしている状態であっても、主駆動源の駆動力が「０」にならない場合があり、駆動輪の回転数も考慮してピニオントルクを求めることで、より適切な値を得ることができるためである。従って、主駆動源の駆動力を「０」とみなすことができるような状況下であるならば、ＳＴＥＰ８で駆動輪の回転数は読み込まなくてもよい。

そして、ＳＴＥＰ１０に進み、求められたピニオントルクが上限出力以下であるかを判定する。上限出力を超えている場合には、ＳＴＥＰ８に戻る。上限出力以下である場合には、ＳＴＥＰ１１に進み、待機工程を終了し、通常のピニオントルクの制御に戻る。

本実施形態の差動機構８は、図１２に示すように、第１から第３の３つの遊星歯車機構ＰＧＳ１〜ＰＧＳ３で構成されている。第１遊星歯車機構ＰＧＳ１は、サンギヤＳａと、リングギヤＲａと、サンギヤＳａ及びリングギヤＲａと噛合するプラネタリギヤＰａを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣａとからなるシングルピニオン型で構成される。

図１３の上段に第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ、キャリアＣａ、リングギヤＲａの３つの単式要素の回転速度を直線で表すことができる共線図を示す。第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の３つの単式要素を共線図での並び順に一方から、本実施形態においては、図９の右側から順に、第１単式要素、第２単式要素、第３単式要素とすると、第１単式要素はサンギヤＳａ、第２単式要素はキャリアＣａ、第３単式要素はリングギヤＲａとなる。

共線図において、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のギヤ比（リングギヤの歯数／サンギヤの歯数）をｉとして、サンギヤＳａ（第１単式要素）とキャリアＣａ（第２単式要素）との間の間隔と、キャリアＣａ（第２単式要素）とリングギヤＲａ（第３単式要素）との間の間隔との比は、ｉ：１となるように設定される。本実施形態においては、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のギヤ比ｉは、２．００に設定されている。なお、図１３及び図１４の共線図において、下端の横線は回転速度が「０」であることを示し、破線は走行用駆動源９０の動力が伝達されるカムシャフト５１の回転速度と同一の「Ｎ１」であることを示している。

第２遊星歯車機構ＰＧＳ２は、サンギヤＳｂと、リングギヤＲｂと、サンギヤＳｂ及びリングギヤＲｂと噛合するプラネタリギヤＰｂを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣｂとからなるシングルピニオン型で構成される。

図１３の中段に第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｂ、キャリアＣｂ、リングギヤＲｂの３つの単式要素の回転速度を直線で表すことができる共線図を示す。第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の３つの単式要素を共線図での並び順に一方から、本実施形態においては、図１３の右側から順に、第４単式要素、第５単式要素、第６単式要素とすると、第４単式要素はサンギヤＳｂ、第５単式要素はキャリアＣｂ、第６単式要素はリングギヤＲｂとなる。

共線図において、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のギヤ比（リングギヤの歯数／サンギヤの歯数）をｊとして、サンギヤＳｂ（第４単式要素）とキャリアＣｂ（第５単式要素）との間の間隔と、キャリアＣｂ（第５単式要素）とリングギヤＲｂ（第６単式要素）との間の間隔との比は、ｊ：１となるように設定される。本実施形態においては、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のギヤ比ｊは、２．００に設定されている。

第３遊星歯車機構ＰＧＳ３は、サンギヤＳｃと、リングギヤＲｃと、サンギヤＳｃに大径部Ｐｃ１が噛合し、リングギヤＲｃに小径部Ｐｃ２が噛合する段付きプラネタリギヤＰｃを自転及び公転自在に軸支するキャリアＣｃとからなるシングルピニオン型で構成される。

図１３の下段に第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃ、キャリアＣｃ、リングギヤＲｃの３つの単式要素の回転速度を直線で表すことができる共線図を示す。第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の３つの単式要素を共線図での並び順に一方から、本実施形態においては、図１３の右側から順に、第７単式要素、第８単式要素、第９単式要素とすると、第７単式要素はサンギヤＳｃ、第８単式要素はキャリアＣｃ、第９単式要素はリングギヤＲｃとなる。

共線図において、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のギヤ比（（リングギヤの歯数／サンギヤの歯数）×（段付きプラネタリギヤＰｃの大径部Ｐｃ１の歯数／小径部Ｐｃ２の歯数））をｋとして、サンギヤＳｃ（第７単式要素）とキャリアＣｃ（第８単式要素）との間の間隔と、キャリアＣｃ（第８単式要素）とリングギヤＲｃ（第９単式要素）との間の間隔との比は、ｋ：１となるように設定される。

第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のギヤ比ｋは、副駆動源１４の駆動力を用いて第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第１単式要素）を回転させたときに、ピニオン７０と連結する第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８単式要素）の回転速度が、サンギヤＳａ（第１単式要素）の回転速度に対して所望の回転速度となるように、適宜設定される。

キャリアＣａ（第２単式要素）はキャリアＣｂ（第５単式要素）に連結され、キャリアＣａ（第２単式要素）とキャリアＣｂ（第５単式要素）とで第１連結体Ｃａ−Ｃｂが構成される。リングギヤＲａ（第３単式要素）はリングギヤＲｃ（第９単式要素）に連結され、リングギヤＲａ（第３単式要素）とリングギヤＲｃ（第９単式要素）とで第２連結体Ｒａ−Ｒｃが構成される。リングギヤＲｂ（第６単式要素）はサンギヤＳｃ（第７単式要素）に連結され、リングギヤＲｂ（第６単式要素）とサンギヤＳｃ（第７単式要素）とで第３連結体Ｒｂ−Ｓｃが構成される。

第２連結体Ｒａ−Ｒｃは、入力軸２及びカムディスク５で構成されるカムシャフト５１を介して走行用駆動源９０（図１３参照）からの動力が伝達される第１入力要素である。サンギヤＳａ（第１単式要素）には、副駆動源１４の駆動力が、副駆動源１４の回転軸に設けられた調節用ピニオン１４ａに噛合する第１中間ギヤＧ１ａと、この第１中間ギヤＧ１ａに噛合する第２中間ギヤＧ１ｂとからなる第１ギヤ列Ｇ１を介して伝達される。従って、サンギヤＳａ（第１単式要素）は、副駆動源１４の駆動力が第１ギヤ列Ｇ１を介して伝達される第２入力要素である。キャリアＣｃ（第８単式要素）は、伝達部たるピニオン７０に連結される伝達要素である。なお、第１ギヤ列Ｇ１を省略して、副駆動源１４の駆動力を直接サンギヤＳａ（第１単式要素）に伝達させてもよい。

サンギヤＳｂ（第４単式要素）には、固定機構としてのブレーキＢ１が設けられている。ブレーキＢ１は、サンギヤＳｂ（第４単式要素）を無段変速機１や差動機構８、副駆動源１４等のケース８０に固定して回転不能とする固定状態と、この固定を解除する開放状態とに切換自在に構成されている。本実施形態においては、ブレーキＢ１は常に固定状態とされている。

差動機構８を上述した如く構成することにより、第１入力要素たる第２連結体Ｒａ−Ｒｃと伝達要素たるキャリアＣｃ（第８単式要素）とが同一方向に同一速度で回転するとき、第２入力要素たるサンギヤＳａ（第１単式要素）の回転速度が「０」となる。これにより、本実施形態の動力伝達装置によれば、変速比ｈを一定に維持する場合には、副駆動源１４は、第２入力要素たるサンギヤＳａ（第１単式要素）の回転速度が「０」となるように、駆動力を出力すればよい。また、変速比ｈを変更する場合であっても、副駆動源１４は比較的低速の回転速度となるように制御するだけで足りる。

従って、本実施形態の動力伝達装置によれば、従来のように副駆動源を比較的高速で回転させる必要があるものと比較して、副駆動源１４に要求される回転速度を抑制することができる。

図１４は、変速比ｈが一定に維持される状態の共線図を示したものである。図１４から下段に示された第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の共線図において、カムシャフト５１と連結された第２連結体Ｒａ−Ｒｃの回転速度が、ピニオン７０が連結された第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８単式要素）の回転速度と同一の「Ｎ１」であるとき、即ち、変速比ｈが一定に維持されるとき、図１４の上段に示された第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の共線図において、副駆動源１４が連結された第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａの回転速度が「０」となることが分かる。

これは、各遊星歯車機構のギヤ比を用いて計算で求めることもできる。例えば、Ｎ１が３０００ｒｐｍであると仮定する。このとき、第２連結体Ｒａ−Ｒｃの回転速度は、３０００ｒｐｍとなる。変速比ｈは一定に維持されているので、第２連結体Ｒａ−Ｒｃの回転速度と、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリアＣｃ（第８単式要素）の回転速度は、同一の３０００ｒｐｍとなる。

第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃ（第９単式要素）とキャリアＣｃ（第８単式要素）とが同一速度の３０００ｒｐｍで回転するため、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の各単式要素は相対回転不能なロック状態となり、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃ（第７単式要素）の回転速度、即ち、第３連結体Ｒｂ−Ｓｃの回転速度も３０００ｒｐｍとなる。

図１４の中段に示す第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の共線図を参照して、リングギヤＲｂ（第６単式要素）が３０００ｒｐｍで回転し、サンギヤＳｂ（第４単式要素）の回転速度が、ブレーキＢ１が固定状態であるため、０ｒｐｍとなる。第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のギヤ比ｊは２．００に設定されているため、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリアＣｂ（第５回転要素）、即ち、第１連結体Ｃａ−Ｃｂの回転速度は２０００ｒｐｍとなる。

図１４の上段に示す第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の共線図を参照して、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａ（第３単式要素）の回転速度が３０００ｒｐｍ、第１連結体Ｃａ−Ｃｂ、即ち、キャリアＣａ（第２単式要素）の回転速度が２０００ｒｐｍ、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のギヤ比ｉが２．００に設定されているため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａ（第１単式要素）の回転速度が０ｒｐｍになることが分かる。

従って、本実施形態の無段変速機１によれば、変速比ｈが一定であるときには、副駆動源１４の駆動力が伝達される第２入力要素たるサンギヤＳａ（第１単式要素）の回転数をカムシャフト５１と同一の回転数に制御する必要はなく、第２入力要素たるサンギヤＳａ（第１単式要素）の回転数が「０」となるように制御すればいいことが分かる。なお、図１３の共線図は、変速比ｈを変速している状態を示したものである。

本実施形態の動力伝達装置によれば、車両の駆動輪が滑っている場合や車両が跳ねて駆動輪が路面から離れている場合などの駆動力抜け状態においてのみに要求される高い出力領域は、上限出力を超える領域となるように上限出力を設定できる。これにより、上限出力を超えて高い出力領域内に目標出力が設定される場合には、待機工程に移行し、目標出力が待機出力に設定される。これにより、副駆動源としては、高い出力領域まで出力可能な駆動源を採用する必要がなく、最大出力を待機出力が出せる程度のもので足りる。従って、副駆動源のコスト削減や小型化を図ることができる。

また、本実施形態の動力伝達装置においては、回転半径調節機構の現状の回転半径を求める回転半径検知部と、回転半径検知部で求められた現状の回転半径に基づき、副駆動源の出力を補正する出力補正部とを備え、制御部は、待機工程中の場合に、出力補正部による副駆動源の出力の補正を禁止する。

待機工程中においては、現状の副駆動源の出力が待機出力に設定され、現状の副駆動源の出力と、現状の回転半径と目標回転半径と一致させるために要求される副駆動源の目標出力とが一致しなくなり、副駆動源の出力を補正すること自体に技術的意味がなくなるからである。

また、副駆動源の現状の出力と、通常時の副駆動源の目標出力との差が大きくなり過ぎたときに、動力伝達装置が故障していると認定する故障検知部を制御部が備える場合に、待機工程中に、動力伝達装置が故障していると誤って判定することを防止することができる。

また、本実施形態の制御部が、副駆動源のみならず主駆動源をも制御するものである場合、制御部は、待機工程中の場合に、主駆動源の出力を低下させることが好ましい。かかる構成によれば、主駆動源の出力低下により迅速に副駆動源の目標出力を上限出力以下まで低下させることができる。

また、本実施形態においては、主駆動源の回転数を検出する主駆動源回転数検出部が、主駆動源の駆動力を求める駆動力検知部としての機能を兼ね備える。そして、制御部は、上限判定部で副駆動源の出力が上限出力を超えているか否かを判定するときには、回転半径と主駆動源の駆動力とに基づいて副駆動源に要求される駆動力を求め、待機工程中の場合に、上限判定部で、上限判定部で副駆動源の出力が上限出力以下であるか否かを判定するときには、回転半径と主駆動源の回転速度とに基づいて副駆動源に要求される駆動力を求めることができる。

かかる構成によれば、回転半径と主駆動源の回転速度とに基づいて副駆動源の目標出力が上限出力以下となるか否かを判定するため、主駆動源の出力に関わらず、例えば、主駆動源の出力を「０」としても、副駆動源の目標出力を適切に判定することができる。

また、本実施形態においては、回転半径調節機構を、入力軸の回転中心軸線に対して偏心した状態で回転するカム部と、カム部に対して偏心した状態で回転自在な回転部と、副駆動源の駆動力が差動機構を介して伝達される伝達部とで構成し、差動機構を、入力軸を介して主駆動源からの動力が伝達される第１入力要素と、副駆動源の駆動力が伝達される第２入力要素と、伝達部に連結される伝達要素とを備え、第１入力要素と伝達要素とが同一方向に同一速度で回転するとき、第２入力要素の回転速度が「０」となるように、構成されている。

さらに具体的には、差動機構は、サンギヤ、キャリア及びリングギヤの３つの単式要素を有する第１から第３の３つの遊星歯車機構で構成され、第１遊星歯車機構の３つの単式要素を共線図における並び順に一方から第１単式要素、第２単式要素、第３単式要素とし、第２遊星歯車機構の３つの単式要素を共線図における並び順に一方から、第４単式要素、第５単式要素、第６単式要素とし、第３遊星歯車機構の３つの単式要素を共線図における並び順に一方から、第７単式要素、第８単式要素、第９単式要素として、第２単式要素と第５単式要素とを連結して第１連結体が構成され、第３単式要素と第９単式要素とが連結して第２連結体が構成され、第６単式要素と第７単式要素とが連結して第３連結体が構成され、第２連結体は第１入力要素であり、第１単式要素は第２入力要素であり、第８単式要素が伝達要素であり、第４単式要素は回転不能に固定されるように構成されている。

なお、本実施形態においては、主駆動源ＥＮＧの駆動力（出力トルク）や偏心量Ｒ１の検出誤差やノイズにより大きく誤った現状のピニオントルクの値に基づいて誤って待機工程に移行することを防止するため、ＳＴＥＰ２で駆動輪及び被駆動輪の回転速度からタイヤがスリップしているか否かを判定し、スリップしている場合に、ピニオントルクが上限出力を超えているか否かを判定している。これにより、誤った検出結果に基づく待機工程への移行を防止することができる。但し、ＳＴＥＰ２を省略してもよく、これによっても「副駆動源のコスト削減や小型化」という本発明の作用効果を得ることができる。

また、本実施形態においては、入力軸端部２ａと複数のカムディスク５とで入力軸２を構成し、入力軸２が、カムディスク５の貫通孔５ａが連なることによって構成される挿通孔６０を備えるものを説明した。

しかしながら、本発明の入力軸はこれに限らず、例えば、入力軸の構成部品として、一端が開口し他端が閉塞する形状の挿通孔を有する中空の入力軸芯部を設け、円盤状のカムディスクに入力軸芯部を挿通できるように貫通孔を本実施形態のものよりも大きく形成して、各カムディスクを入力軸芯部の外周面にスプライン結合させて、複数のカムディスクを備える入力軸を構成させてもよい。

この場合、中空の入力軸芯部には、カムディスクの切欠孔に対応させて切欠孔が設けられる。そして、入力軸芯部内に挿入されるピニオンは、入力軸芯部の切欠孔及びカムディスクの切欠孔を介して、回転ディスクの内歯と噛合する。

また、本実施形態においては、一方向回転阻止機構として、ワンウェイクラッチ１７を用いているが、本発明の一方向回転阻止機構は、これに限らず、例えば、揺動リンクから出力軸にトルクを伝達可能な揺動リンクの出力軸に対する回転方向を切換自在に構成されるツーウェイクラッチであってもよい。

また、本実施形態の動力伝達装置においては、カムディスク５を連結したカムシャフトを入力軸２とし、カムシャフトに主駆動源ＥＮＧの動力が伝達され、ピニオンシャフト７２に副駆動源１４の駆動力が伝達されるものを説明した。しかしながら、本発明の動力伝達装置はこれに限らず、例えば、ピニオンシャフトを入力軸として、主駆動源の駆動力をピニオンシャフトに伝達し、カムシャフトに副駆動源の動力を伝達してもよい。この場合、本発明の伝達部はカムシャフトとなる。

１ 無段変速機
２ 入力軸
２ａ 入力軸端部
３ 出力軸
４ 回転半径調節機構
５ カムディスク（カム部）
５ａ 貫通孔
５ｂ 切欠孔
５ｃ 一体型カム部
６ 回転ディスク（回転部）
６ａ 受入孔（内周部）
６ｂ 内歯
８ 差動機構（遊星歯車機構）
１４ 副駆動源（電動機）
１５ コネクティングロッド
１５ａ 入力側環状部
１５ｂ 出力側環状部
１６ コンロッド軸受
１７ ワンウェイクラッチ
１８ 揺動リンク
１８ａ 揺動端部
１８ｂ 突片
１８ｃ 差込孔
１９ 連結ピン
２０ てこクランク機構（四節リンク機構）
６０ 挿通孔
７０ ピニオン
７２ ピニオンシャフト
７４ ピニオン軸受
８０ ケース
１００ 制御部
１１０ 通常出力調節部
１２０ 上限判定部
１３０ 待機出力設定部
１４０ 待機工程実行部
１５０ 記憶部
Ｐ１ 回転中心軸線
Ｐ２ カムディスクの中心点
Ｐ３ 回転ディスクの中心点
Ｒｘ Ｐ１とＰ２の距離
Ｒｙ Ｐ２とＰ３の距離
Ｒ１ 偏心量（Ｐ１とＰ３の距離）

Claims (6)

1. 主駆動源の駆動力の伝達により回転する入力軸と、
   該入力軸の回転中心軸線と平行に配置された出力軸と、
   該出力軸に軸支される揺動リンクと、副駆動源の駆動力により回転半径を調節自在な回転半径調節機構とを有し、前記入力軸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、
   前記出力軸に対して前記揺動リンクが一方へ相対的に回転しようとするときに前記出力軸に前記揺動リンクを固定し、前記出力軸に対して前記揺動リンクが他方へ相対的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、
   前記副駆動源を制御する制御部とを備える動力伝達装置であって、
   前記制御部は、
   前記回転半径調節機構の回転半径が所定情報に基づき設定される目標回転半径となるように前記副駆動源の出力を目標出力に調節する通常出力調節部と、
   前記副駆動源の目標出力が予め設定された上限出力を超えているか否かを判定する上限判定部と、
   該上限判定部で前記上限出力であると判定された場合には、前記上限出力以下に設定される所定の待機出力となるように制御する待機出力設定部と、
   を備え、
   前記上限判定部で前記副駆動源の出力が前記上限出力を超えていると判定された場合には、前記上限判定部で前記副駆動源の出力を前記待機出力設定部で設定される所定の待機出力となるように制御する待機工程と、
   前記待機工程中に前記上限判定部で、前記上限判定部で前記副駆動源の出力が前記上限出力以下であると判定された場合には、前記待機工程を終了して、前記通常出力調節部により前記回転半径調節機構の回転半径が前記目標回転半径となるように前記副駆動源の出力を調節することを特徴とする動力伝達装置。
2. 請求項１に記載の動力伝達装置であって、
   前記回転半径調節機構の現状の回転半径を求める回転半径検知部と、
   該回転半径検知部で求められた現状の回転半径に基づき、前記副駆動源の出力を補正する出力補正部とを備え、
   前記制御部は、
   前記待機工程中の場合に、前記出力補正部による前記副駆動源の出力の補正を禁止することを特徴とする動力伝達装置。
3. 請求項１又は請求項２に記載の動力伝達装置であって、
   前記制御部は、前記主駆動源を制御するものであり、
   前記制御部は、前記待機工程中の場合に、前記主駆動源の出力を低下させるか、又は主駆動源の出力を「０」とすることを特徴とする動力伝達装置。
4. 請求項３に記載の動力伝達装置であって、
   前記主駆動源の駆動力を求める駆動力検知部を備え、
   前記制御部は、
   前記上限判定部で前記副駆動源の出力が前記上限出力を超えているか否かを判定するときには、前記回転半径と前記主駆動源の駆動力とに基づいて前記副駆動源に要求される駆動力を求め、
   前記待機工程中の場合に、前記上限判定部で前記副駆動源の出力が前記上限出力以下であるか否かを判定するときには、前記回転半径と前記主駆動源の回転速度と駆動輪の回転速度とに基づいて前記副駆動源に要求される駆動力を求めることを特徴とする動力伝達装置。
5. 請求項１から請求項４の何れか１項に記載の動力伝達装置であって、
   前記回転半径調節機構は、
   前記入力軸の回転中心軸線に対して偏心した状態で回転するカム部と、
   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、
   前記副駆動源の駆動力が差動機構を介して伝達される伝達部とを備え、
   前記差動機構は、前記入力軸を介して前記主駆動源からの動力が伝達される第１入力要素と、前記副駆動源の駆動力が伝達される第２入力要素と、前記伝達部に連結される伝達要素とを備え、
   前記差動機構は、前記第１入力要素と前記伝達要素とが同一方向に同一速度で回転するとき、前記第２入力要素の回転速度が「０」となるように構成されることを特徴とする動力伝達装置。
6. 請求項５に記載の動力伝達装置であって、
   前記差動機構は、サンギヤ、キャリア及びリングギヤの３つの単式要素を有する第１から第３の３つの遊星歯車機構で構成され、
   前記第１遊星歯車機構の３つの単式要素を共線図における並び順に一方から第１単式要素、第２単式要素、第３単式要素とし、前記第２遊星歯車機構の３つの単式要素を共線図における並び順に一方から、第４単式要素、第５単式要素、第６単式要素とし、前記第３遊星歯車機構の３つの単式要素を共線図における並び順に一方から、第７単式要素、第８単式要素、第９単式要素として、
   前記第２単式要素と前記第５単式要素とを連結して第１連結体が構成され、前記第３単式要素と前記第９単式要素とが連結して第２連結体が構成され、前記第６単式要素と前記第７単式要素とが連結して第３連結体が構成され、
   前記第２連結体は前記第１入力要素であり、前記第１単式要素は前記第２入力要素であり、前記第８単式要素が前記伝達要素であり、
   前記第４単式要素は回転不能に固定されることを特徴とする動力伝達装置。