JP6073821B2

JP6073821B2 - Continuously variable transmission

Info

Publication number: JP6073821B2
Application number: JP2014005424A
Authority: JP
Inventors: 優史西村
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2013-12-05
Filing date: 2014-01-15
Publication date: 2017-02-01
Anticipated expiration: 2034-01-15
Also published as: JP2015129576A

Description

本発明は、四節リンク機構型の無段変速機の給油構造に関する。 The present invention relates to an oil supply structure for a continuously variable transmission of a four-bar linkage type.

例えば、特許文献１には、エンジンに接続された入力軸の回転をコネクティングロッドの往復運動に変換し、コネクティングロッドの往復運動をワンウェイクラッチによって出力軸の回転運動に変換する四節リンク機構型無段変速機が記載されている。 For example, Patent Document 1 discloses a four-bar linkage mechanism type device that converts the rotation of an input shaft connected to an engine into a reciprocating motion of a connecting rod, and converts the reciprocating motion of the connecting rod into a rotating motion of an output shaft by a one-way clutch. A step transmission is described.

特開２０１２−１０４８号公報JP 2012-1048 A

上記四節リンク機構型無段変速機は偏心部材が１回転する間にコンロッド荷重が変動し、その荷重を受けるコンロッドベアリングは、１サイクルごとにピーク荷重を受ける領域が特定の部位に集中し、その特定の部位の発熱量が増大する。このため、その特定の部位に集中的に潤滑油を供給して冷却することが必要となる。 In the four-bar linkage type continuously variable transmission, the connecting rod load fluctuates during one rotation of the eccentric member, and the connecting rod bearing that receives the load concentrates in a specific region where the peak load is received every cycle. The calorific value of the specific part increases. For this reason, it is necessary to supply and cool the lubricating oil intensively to the specific part.

本発明は、上記課題に鑑みてなされ、その目的は、コンロッド軸受における発熱量が増大する特定の部位に必要最小限の潤滑油を供給することで、効率よく冷却することができる給油構造を実現することである。 The present invention has been made in view of the above problems, and an object thereof is to realize an oil supply structure capable of efficiently cooling by supplying a minimum amount of lubricating oil to a specific portion where the amount of heat generated in the connecting rod bearing increases. It is to be.

上記課題を解決し、目的を達成するために、本発明に係る第１の形態は、走行用駆動源から駆動力が入力される入力軸（２）と、前記入力軸（２）と平行に配置された出力軸（３）と、前記入力軸（２）により回転駆動される駆動力入力部（４〜７）と、前記出力軸（３）に連結された揺動リンク（１８）を有し、前記駆動力入力部（４〜７）の回転運動を前記揺動リンク（１８）の揺動運動に変換し、前記駆動力入力部（４）が一回転するときに前記揺動リンクが一往復の揺動運動を行うてこクランク機構（２０）と、前記揺動リンク（１８）を一方側に揺動させようとしたときに前記出力軸（３）に前記揺動リンク（１８）を固定し、他方側に揺動させようとしたときに前記出力軸（３）に対して前記揺動リンク（１８）を空転させる一方向回転阻止機構とを備える無段変速機（１）であって、前記てこクランク機構（２０）は、前記駆動力入力部（４〜７）の回転中心（Ｐ３）を前記入力軸（２）の回転中心（Ｐ１）に対して偏心させる偏心量調節機構（８〜１４）と、前記駆動力入力部（４）と前記揺動リンク（１８）とを連結するコネクティングロッド（１５）とを有し、前記駆動力入力部（４〜７）は、前記入力軸（２）の回転中心（Ｐ１）に対して偏心して一体回転するカム部（５）と、前記カム部（５）に回転可能に支持される偏心部材（６）と、前記偏心量調節機構（８〜１４）による偏心量（Ｒ１）が調節可能なように前記入力軸（２）に対して相対回転可能なピニオンシャフト（７）と、を有し、前記ピニオンシャフト（７）は、ピニオン軸受（７ｂ）を介して前記入力軸（２）に回転可能に支持されており、前記偏心部材（６）は、前記ピニオンシャフト（７）を支持する前記カム部（５）を回転可能に受け入れる受入孔（６ａ）を有し、前記受入孔（６ａ）には、前記ピニオンシャフト（７）の外歯（７ａ）に噛み合う内歯（６ｂ）が形成されており、前記コネクティングロッド（１５）は、軸受（１６）を介して前記偏心部材（６）の外縁部に回転可能に支持される環状部を有し、前記カム部（５）は、前記ピニオンシャフト（７）の外歯（７ａ）を挟むように軸方向に隣接して配置され、前記偏心部材（６）の受入孔（６ａ）の一部を内周から外周に貫通する油路（３３）が形成され、前記油路（３３）は、前記偏心部材（６）の受入孔（６ａ）から潤滑油が供給される入口孔（３３ａ）と、潤滑油を外部に排出する出口孔（３３ｂ）とを有し、前記油路（３３）の少なくとも前記出口孔（３３ｂ）は、前記偏心量調節機構（８〜１４）により所定の偏心量（Ｒ１ｂ）に調節された状態で前記コネクティングロッド（１５）が前記揺動リンク（１８）を揺動運動させるときに、前記揺動リンク（１８）から受ける反力によって前記コネクティングロッド（１５）の環状部（１５ａ）が受ける荷重が最大となる領域を含む特定の領域に設けられる。 In order to solve the above-mentioned problems and achieve the object, a first embodiment according to the present invention includes an input shaft (2) to which a driving force is input from a traveling drive source, and a parallel to the input shaft (2). An output shaft (3) disposed; a driving force input unit (4-7) driven to rotate by the input shaft (2); and a swing link (18) connected to the output shaft (3). Then, the rotational motion of the driving force input unit (4-7) is converted into the swinging motion of the swing link (18), and the swing link is rotated when the drive force input unit (4) rotates once. A lever crank mechanism (20) that performs one reciprocating swing motion and the swing link (18) on the output shaft (3) when the swing link (18) is swung to one side. The swing link (18) is idled with respect to the output shaft (3) when it is fixed and swung to the other side. A continuously variable transmission (1) having a direction rotation blocking mechanism, wherein the lever crank mechanism (20) has a rotational center (P3) of the driving force input portion (4-7) as the input shaft (2). An eccentric amount adjusting mechanism (8 to 14) that is eccentric with respect to the center of rotation (P1), and a connecting rod (15) that connects the driving force input section (4) and the swing link (18). The driving force input section (4-7) is rotatable to the cam section (5) and the cam section (5) which are eccentrically rotated with respect to the rotation center (P1) of the input shaft (2) and the cam section (5). The pinion shaft (7) that can rotate relative to the input shaft (2) so that the eccentric amount (R1) by the eccentric member (6) supported by the shaft and the eccentric amount adjusting mechanism (8-14) can be adjusted. And the pinion shaft (7) is interposed via a pinion bearing (7b). The eccentric shaft (2) is rotatably supported by the input shaft (2), and the eccentric member (6) has a receiving hole (6a) for rotatably receiving the cam portion (5) supporting the pinion shaft (7). The receiving hole (6a) is formed with internal teeth (6b) that mesh with external teeth (7a) of the pinion shaft (7), and the connecting rod (15) has a bearing (16). And an annular portion rotatably supported on the outer edge portion of the eccentric member (6) via the cam portion (5) in the axial direction so as to sandwich the outer teeth (7a) of the pinion shaft (7) And an oil passage (33) penetrating a part of the receiving hole (6a) of the eccentric member (6) from the inner periphery to the outer periphery is formed, and the oil passage (33) is formed of the eccentric member. An inlet hole (33a) through which lubricating oil is supplied from the receiving hole (6a) of (6); And an outlet hole (33b) for discharging the lubricating oil to the outside, and at least the outlet hole (33b) of the oil passage (33) has a predetermined eccentricity amount (8-14) by the eccentricity adjustment mechanism (8-14). When the connecting rod (15) swings the swing link (18) in a state adjusted to R1b), the connecting rod (15) has an annular shape due to a reaction force received from the swing link (18). It is provided in a specific area including an area where the load received by the portion (15a) is maximum.

また、本発明に係る第２の形態は、前記偏心量調節機構（８〜１４）と前記コネクティングロッド（１５）との連結部分の中心（Ｐ３）を入力側支点とし、前記揺動リンク（１８）と前記コネクティングロッド（１５）との連結部分の中心（Ｐ５）を出力側支点とすると、前記油路（３３）の出口孔（３３ｂ）は、前記入力軸（２）および前記出力軸（３）の軸方向から見たときに、前記入力側支点と前記出力側支点とを結ぶ線（Ｌｃｏｎ）上に設けられ、前記所定の偏心量（Ｒ１ｂ）は、前記出力軸（３）の出力トルクが最大となる変速比（ＵＤ）に対応する。 According to a second aspect of the present invention, the center (P3) of the connecting portion between the eccentricity adjusting mechanism (8-14) and the connecting rod (15) is used as an input side fulcrum, and the swing link (18 ) And the connecting rod (15) at the center (P5) of the connecting portion as an output side fulcrum, the outlet hole (33b) of the oil passage (33) has the input shaft (2) and the output shaft (3). ) Is provided on a line (Lcon) connecting the input side fulcrum and the output side fulcrum, and the predetermined amount of eccentricity (R1b) is the output torque of the output shaft (3). Corresponds to the gear ratio (UD) at which becomes the maximum.

また、本発明に係る第３の形態は、前記所定の偏心量（Ｒ１ｂ）は、前記出力軸（３）の出力トルクが最大となる変速比（Ｌｏｗｅｒ−ＵＤ〜ＵＤ）のうち、最も小さい減速比に対応する。 Further, according to a third aspect of the present invention, the predetermined eccentricity (R1b) is the smallest deceleration among the gear ratios (Lower-UD to UD) at which the output torque of the output shaft (3) is maximum. Corresponds to the ratio.

また、本発明に係る第４の形態は、前記無段変速機は、前記入力軸（２）と前記ピニオンシャフト（７）とを同一速度で回転させることによって前記偏心量が維持され、前記入力軸（２）と前記ピニオンシャフト（７）とを異なる速度で回転させることによって前記偏心量（Ｒ１）を変更するものであり、前記偏心部材（６）の内歯（６ｂ）は、前記偏心量（Ｒ１）が最小から最大に変化したとしても前記外歯（７ｂ）と噛み合う領域と、噛み合わない領域（Ｖ）とを有し、前記油路（３３）の入口孔（３３ａ）は、前記噛み合わない領域（Ｖ）の歯底に形成される。 According to a fourth aspect of the present invention, the continuously variable transmission has the eccentricity maintained by rotating the input shaft (2) and the pinion shaft (7) at the same speed, so that the input The eccentric amount (R1) is changed by rotating the shaft (2) and the pinion shaft (7) at different speeds, and the internal teeth (6b) of the eccentric member (6) Even if (R1) changes from the minimum to the maximum, it has a region that meshes with the external teeth (7b) and a region that does not mesh (V), and the inlet hole (33a) of the oil passage (33) It is formed in the tooth bottom of the non-region (V).

本発明によれば、コンロッド軸受における発熱量が増大する特定の部位に必要最小限の潤滑油を供給することで、効率よく冷却することができる。 According to the present invention, it is possible to cool efficiently by supplying the minimum amount of lubricating oil to a specific portion where the amount of heat generated in the connecting rod bearing increases.

詳しくは、本発明に係る第１の形態によれば、コンロッド軸受（１６）における発熱量が増大する特定の部位に必要最小限の潤滑油を供給することで、オイルポンプの負荷を増加せずに効率よく冷却すると共に、潤滑油のせん断力によるフリクションを最小限に抑えることができる。 Specifically, according to the first aspect of the present invention, the minimum required amount of lubricating oil is supplied to a specific part of the connecting rod bearing (16) where the heat generation amount increases, so that the load of the oil pump is not increased. In addition, the friction due to the shearing force of the lubricating oil can be minimized.

また、本発明に係る第２および第３の形態によれば、コンロッド軸受（１６）における最も発熱量が高まる領域（Ｖ）に潤滑油を供給することで、オイルポンプの負荷を増加せずに効率よく冷却することができる。 Moreover, according to the 2nd and 3rd form which concerns on this invention, it does not increase the load of an oil pump by supplying lubricating oil to the area | region (V) where the emitted-heat amount in a connecting rod bearing (16) increases most. It can be cooled efficiently.

また、本発明に係る第４の形態によれば、偏心部材（６）の内歯（６ｂ）におけるピニオンシャフト（７）の外歯（７ａ）と噛み合う部分の強度を確保することができる。 Moreover, according to the 4th form which concerns on this invention, the intensity | strength of the part which meshes with the external tooth (7a) of the pinion shaft (7) in the internal tooth (6b) of an eccentric member (6) is securable.

また、本発明に係る第５の形態によれば、ピニオンシャフト（７）の中空内部の第１の油路（３１）から、ピニオンシャフト（７）を径方向に貫通する第２の油路（３２）を通ってピニオンシャフト（７）の外歯７ａに至る潤滑油の供給経路を確保することができる。 Moreover, according to the 5th form which concerns on this invention, from the 1st oil path (31) inside the hollow of a pinion shaft (7), it is the 2nd oil path (which penetrates a pinion shaft (7) to radial direction ( 32), it is possible to secure a lubricating oil supply path that reaches the external teeth 7a of the pinion shaft (7).

本実施形態の無段変速機の構造を示す断面図。Sectional drawing which shows the structure of the continuously variable transmission of this embodiment. 図１の無段変速機の偏心量調節機構、コネクティングロッド及び揺動リンクを軸方向から見た図。The figure which looked at the eccentricity adjustment mechanism, connecting rod, and rocking | fluctuation link of the continuously variable transmission of FIG. 1 from the axial direction. 図１の無段変速機の偏心量調節機構による偏心量の変化を示す図。The figure which shows the change of eccentricity by the eccentricity adjustment mechanism of the continuously variable transmission of FIG. 本実施形態の偏心量調節機構による偏心量の変化と、揺動リンクの揺動運動の揺動角度範囲の関係を示す図。The figure which shows the relationship between the change of the eccentric amount by the eccentric amount adjustment mechanism of this embodiment, and the rocking | swiveling angle range of the rocking | fluctuation motion of a rocking | fluctuation link. てこクランク機構のコネクティングロッドが受けるコンロッド荷重の変化を示す図。The figure which shows the change of the connecting rod load which the connecting rod of a lever crank mechanism receives. 本実施形態の無段変速機の変速比マップを示す図。The figure which shows the gear ratio map of the continuously variable transmission of this embodiment. 本実施形態の無段変速機の出力軸トルクの変化を示す図。The figure which shows the change of the output shaft torque of the continuously variable transmission of this embodiment. 本実施形態のてこクランク機構に形成される油路を示す図。The figure which shows the oil path formed in the lever crank mechanism of this embodiment. 本実施形態のてこクランク機構に形成される油路を示す図。The figure which shows the oil path formed in the lever crank mechanism of this embodiment. 本実施形態のてこクランク機構の油路が形成される範囲を示す図。The figure which shows the range in which the oil path of the lever crank mechanism of this embodiment is formed.

以下に、本発明の実施の形態について添付図面を参照して詳細に説明する。尚、以下に説明する実施の形態は、本発明の実現手段としての一例であり、本発明は、その趣旨を逸脱しない範囲で下記実施形態を修正又は変形したものに適用可能である。なお、本発明の無段変速機は、自動車以外の他の用途にも適用できることは言うまでもない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings. The embodiment described below is an example as means for realizing the present invention, and the present invention can be applied to a modified or modified embodiment described below without departing from the spirit of the present invention. Needless to say, the continuously variable transmission according to the present invention can be applied to applications other than automobiles.

＜無段変速機の構造＞まず、図１および図２を参照して、本実施形態の無段変速機の構造について説明する。 <Structure of continuously variable transmission> First, the structure of the continuously variable transmission according to this embodiment will be described with reference to FIGS.

本実施形態の無段変速機１は、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（ＩｎｆｉｎｉｔｙＶａｒｉａｂｌｅＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）の一種である。 The continuously variable transmission 1 of the present embodiment is a transmission that can change the speed ratio i (i = rotational speed of the input shaft / rotational speed of the output shaft) to infinity (∞) and set the rotational speed of the output shaft to “0”. It is a kind of so-called IVT (Infinity Variable Transmission).

本実施形態の無段変速機１は、入力軸２と、出力軸３と、６つの偏心量調節機構４とを備える。 The continuously variable transmission 1 of this embodiment includes an input shaft 2, an output shaft 3, and six eccentricity adjustment mechanisms 4.

入力軸２は中空の部材からなり、エンジンやモータ等の走行駆動源からの駆動力を受けて回転中心軸線Ｐ１を中心として回転駆動される。 The input shaft 2 is formed of a hollow member, and is rotationally driven around the rotation center axis P1 in response to a driving force from a traveling drive source such as an engine or a motor.

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、デファレンシャルギヤ等を介して自動車の車軸に駆動力を伝達する。 The output shaft 3 is disposed in parallel to the input shaft 2 at a position separated from the input shaft 2 in the horizontal direction, and transmits driving force to the axle of the automobile via a differential gear or the like.

偏心量調節機構４はそれぞれ駆動力入力部であり、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、偏心部材としての偏心ディスク６と、ピニオンシャフト７とを有する。 Each of the eccentricity adjustment mechanisms 4 is a driving force input unit, and is provided so as to rotate about the rotation center axis P1 of the input shaft 2, and a cam disk 5 as a cam part, an eccentric disk 6 as an eccentric member, And a pinion shaft 7.

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。 The cam disks 5 have a disk shape, and are provided in pairs on the input shaft 2 so as to be eccentric from the rotation center axis P <b> 1 of the input shaft 2 and rotate integrally with the input shaft 2. Each set of cam disks 5 is set so as to have a phase difference of 60 °, and the six sets of cam disks 5 are arranged so as to make a round in the circumferential direction of the input shaft 2.

偏心ディスク６は、円盤形状であり、その中心Ｐ３から偏心した位置に受入孔６ａが設けられ、その受入孔６ａを挟むように、１組のカムディスク５が回転可能に支持されている。 The eccentric disk 6 has a disk shape, and is provided with a receiving hole 6a at a position eccentric from the center P3, and a set of cam disks 5 are rotatably supported so as to sandwich the receiving hole 6a.

偏心ディスク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から偏心ディスク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、偏心ディスク６の受入孔６ａには、１組のカムディスク５に挟まれた内周面に、内歯６ｂが形成されている。 The center of the receiving hole 6a of the eccentric disk 6 is a distance Ra from the rotation center axis P1 of the input shaft 2 to the center P2 of the cam disk 5 (center of the receiving hole 6a) and the center P2 of the cam disk 5 to the eccentric disk 6. The distance Rb to the center P3 is the same. Further, in the receiving hole 6 a of the eccentric disk 6, internal teeth 6 b are formed on the inner peripheral surface sandwiched between the set of cam disks 5.

ピニオンシャフト７は、入力軸２の中空部内に、入力軸２と同心に配置され、ピニオン軸受７ｂを介して入力軸２の内周面に相対回転可能に支持されている。また、ピニオンシャフト７の外周面には、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。 The pinion shaft 7 is disposed concentrically with the input shaft 2 in the hollow portion of the input shaft 2, and is supported on the inner peripheral surface of the input shaft 2 via a pinion bearing 7b so as to be relatively rotatable. Further, external teeth 7 a are provided on the outer peripheral surface of the pinion shaft 7. Further, a differential mechanism 8 is connected to the pinion shaft 7.

入力軸２における１組のカムディスク５の間には、カムディスク５の偏心方向に対向する箇所に内周面と外周面とを連通させる切欠孔２ａが形成されており、この切欠孔２ａを介して、ピニオンシャフト７の外歯７ａは、偏心ディスク６の受入孔６ａの内歯６ｂと噛合している。 Between the pair of cam disks 5 on the input shaft 2, a notch hole 2 a is formed at a location facing the eccentric direction of the cam disk 5 so that the inner peripheral surface communicates with the outer peripheral surface. Accordingly, the outer teeth 7 a of the pinion shaft 7 mesh with the inner teeth 6 b of the receiving holes 6 a of the eccentric disk 6.

差動機構８は、遊星歯車機構であり、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を自転及び公転可能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駆動用の電動機からなる偏心量調節用駆動源１４の回転軸１４ａに連結されている。 The differential mechanism 8 is a planetary gear mechanism, and includes a sun gear 9, a first ring gear 10 coupled to the input shaft 2, a second ring gear 11 coupled to the pinion shaft 7, the sun gear 9 and the first ring gear 10. The carrier 13 supports a stepped pinion 12 including a large-diameter portion 12a that meshes with the small-diameter portion 12b that meshes with the second ring gear 11 so that the stepped pinion 12 can rotate and revolve. The sun gear 9 of the differential mechanism 8 is connected to a rotating shaft 14a of an eccentricity adjusting drive source 14 composed of an electric motor for driving the pinion shaft 7.

そして、この偏心量調節用駆動源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。 When the rotational speed of the eccentricity adjusting drive source 14 is the same as the rotational speed of the input shaft 2, the sun gear 9 and the first ring gear 10 rotate at the same speed, and the sun gear 9 and the first ring gear 10 are rotated. The four elements of the second ring gear 11 and the carrier 13 are locked so as not to be relatively rotatable, and the pinion shaft 7 connected to the second ring gear 11 rotates at the same speed as the input shaft 2.

また、偏心量調節用駆動源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。 Further, when the rotational speed of the eccentricity adjusting drive source 14 is made slower than the rotational speed of the input shaft 2, the rotational speed of the sun gear 9 is Ns, the rotational speed of the first ring gear 10 is NR1, and the sun gear 9 and the first ring gear 10 Where j is the gear ratio (number of teeth of the first ring gear 10 / number of teeth of the sun gear 9), the rotation speed of the carrier 13 is (j · NR1 + Ns) / (j + 1). Further, the gear ratio between the sun gear 9 and the second ring gear 11 ((number of teeth of the second ring gear 11 / number of teeth of the sun gear 9) × (number of teeth of the large diameter portion 12a of the stepped pinion 12 / number of teeth of the small diameter portion 12b). ) Is k, the rotation speed of the second ring gear 11 is {j (k + 1) NR1 + (k−j) Ns} / {k (j + 1)}.

したがって、偏心量調節用駆動源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、偏心ディスク６はカムディスク５と共に一体に回転する。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、偏心ディスク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。 Therefore, when the rotational speed of the eccentricity adjusting drive source 14 is made slower than the rotational speed of the input shaft 2, the rotational speed of the input shaft 2 to which the cam disk 5 is fixed and the rotational speed of the pinion shaft 7 are the same. If they are the same, the eccentric disk 6 rotates together with the cam disk 5. On the other hand, when there is a difference between the rotational speed of the input shaft 2 and the rotational speed of the pinion shaft 7, the eccentric disk 6 rotates the periphery of the cam disk 5 around the center P <b> 2 of the cam disk 5.

図２に示すように、偏心ディスク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、偏心ディスク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と偏心ディスク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。 As shown in FIG. 2, the eccentric disk 6 is eccentric with respect to the cam disk 5 so that the distance Ra from P1 to P2 and the distance Rb from P2 to P3 are the same. Therefore, the center P3 of the eccentric disk 6 is positioned on the same line as the rotation center axis P1 of the input shaft 2, and the distance between the rotation center axis P1 of the input shaft 2 and the center P3 of the eccentric disk 6, that is, the eccentric amount R1 is set. It can also be set to “0”.

偏心ディスク６の外縁部には、コネクティングロッド１５が回転可能に支持されている。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、コンロッド軸受１６を介して偏心ディスク６の外縁部に支持されている。 A connecting rod 15 is rotatably supported on the outer edge of the eccentric disk 6. The connecting rod 15 has a large-diameter large-diameter annular portion 15a at one end and a small-diameter small-diameter annular portion 15b at the other end. The large-diameter annular portion 15 a of the connecting rod 15 is supported on the outer edge portion of the eccentric disk 6 via a connecting rod bearing 16.

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が連結されている。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。 A swing link 18 is connected to the output shaft 3 via a one-way clutch 17 as a one-way rotation prevention mechanism. The one-way clutch 17 fixes the swing link 18 with respect to the output shaft 3 when trying to rotate to one side around the rotation center axis P4 of the output shaft 3, and outputs when trying to rotate to the other side. The swing link 18 is idled with respect to the shaft 3.

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。 The swing link 18 is provided with a swing end portion 18a, and the swing end portion 18a is provided with a pair of projecting pieces 18b formed so as to sandwich the small-diameter annular portion 15b in the axial direction. Yes. The pair of projecting pieces 18b are formed with through holes 18c corresponding to the inner diameter of the small-diameter annular portion 15b. The connecting rod 15 and the swing link 18 are connected by inserting the connecting pin 19 into the through hole 18c and the small-diameter annular portion 15b. Further, the swing link 18 is provided with an annular portion 18d.

＜てこクランク機構＞次に、図２〜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。 <Lever Crank Mechanism> Next, the lever crank mechanism of the continuously variable transmission according to this embodiment will be described with reference to FIGS.

図２に示すように、本実施形態の無段変速機１において、偏心量調節機構４と、コネクティングロッド１５と、揺動リンク１８とが、てこクランク機構２０（四節リンク機構）を構成している。 As shown in FIG. 2, in the continuously variable transmission 1 of the present embodiment, the eccentricity adjustment mechanism 4, the connecting rod 15, and the swing link 18 constitute a lever crank mechanism 20 (four-bar link mechanism). ing.

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。 The lever crank mechanism 20 converts the rotational motion of the input shaft 2 into a swing motion of the swing link 18 around the rotation center axis P4 of the output shaft 3. As shown in FIG. 1, the continuously variable transmission 1 of this embodiment includes a total of six lever crank mechanisms 20.

てこクランク機構２０では、偏心量調節機構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。 In the lever crank mechanism 20, when the eccentric amount R1 of the eccentric amount adjusting mechanism 4 is not "0", when the input shaft 2 and the pinion shaft 7 are rotated at the same speed, each connecting rod 15 changes its phase by 60 degrees. Then, the swing link 18 is swung by alternately pressing between the input shaft 2 and the output shaft 3 toward the output shaft 3 and pulling toward the input shaft 2.

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の揺動運動によるトルク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の揺動運動によるトルクが伝達されない。６つの偏心量調節機構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つの偏心量調節機構４により順に回転駆動される。 Since the one-way clutch 17 is provided between the swing link 18 and the output shaft 3, when the swing link 18 is pushed, the swing link 18 is fixed and attached to the output shaft 3. When torque due to the swinging motion of the swing link 18 is transmitted to rotate the output shaft 3 and the swing link 18 is pulled, the swing link 18 is idled and the swing link 18 is moved to the output shaft 3. Torque due to rocking motion is not transmitted. Since the six eccentricity adjustment mechanisms 4 are arranged by changing the phase by 60 degrees, the output shaft 3 is driven to rotate in turn by the six eccentricity adjustment mechanisms 4.

また、本実施形態の無段変速機１では、図３に示すように、偏心量調節機構４によって偏心量Ｒ１が調節可能である。 Further, in the continuously variable transmission 1 of the present embodiment, the eccentric amount R1 can be adjusted by the eccentric amount adjusting mechanism 4 as shown in FIG.

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と偏心ディスク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と偏心ディスク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」とした状態を示している。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、偏心ディスク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。 FIG. 3A shows a state in which the eccentric amount R1 is “maximum”, and the rotation center axis P1 of the input shaft 2, the center P2 of the cam disk 5, and the center P3 of the eccentric disk 6 are aligned. The pinion shaft 7 and the eccentric disk 6 are located. In this case, the gear ratio i is minimized. FIG. 3B shows a state in which the eccentric amount R1 is set to “medium” which is smaller than that in FIG. 3A, and FIG. 3C illustrates that the eccentric amount R1 is smaller than that in FIG. Is shown. The gear ratio i is “medium” which is larger than the gear ratio i in FIG. 3A in FIG. 3B, and “large” which is larger than the gear ratio i in FIG. 3B in FIG. Shows the state. FIG. 3D shows a state where the eccentricity R1 is set to “0”, and the rotation center axis P1 of the input shaft 2 and the center P3 of the eccentric disk 6 are located concentrically. In this case, the gear ratio i is infinite (∞).

図４は、本実施形態の偏心量調節機構４による偏心量Ｒ１の変化と、揺動リンク１８の揺動運動の揺動角度範囲の関係を示している。 FIG. 4 shows the relationship between the change in the eccentric amount R1 by the eccentric amount adjusting mechanism 4 of the present embodiment and the swing angle range of the swing motion of the swing link 18.

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、偏心量調節機構４の回転運動（回転角度θ１）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。 4A shows the case where the eccentric amount R1 is “maximum” in FIG. 3A (when the gear ratio i is the minimum), and FIG. 4B shows the case where the eccentric amount R1 is “ 4 (c) shows the case where the eccentric amount R1 is “small” in FIG. 3 (c) (when the gear ratio i is large). The swing range θ2 of the swing link 18 with respect to the rotational movement (rotation angle θ1) of the eccentricity adjusting mechanism 4 is shown. Here, the distance from the rotation center axis P4 of the output shaft 3 to the connecting point of the connecting rod 15 and the swinging end portion 18a, that is, the center P5 of the connecting pin 19, is the length R2 of the swinging link 18.

図４から明らかなように、偏心量Ｒ１が小さくなるのに伴い、揺動リンク１８の揺動角度範囲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。 As is apparent from FIG. 4, as the eccentric amount R1 becomes smaller, the swing angle range θ2 of the swing link 18 becomes narrower, and when the eccentric amount R1 becomes “0”, the swing link 18 Will no longer swing.

＜てこクランク機構の給油構造＞次に、図５から図１０を参照して、本実施形態のてこクランク機構２０のコンロッド軸受１６の給油構造について説明する。 <Oil Supply Structure of Lever Crank Mechanism> Next, the oil supply structure of the connecting rod bearing 16 of the lever crank mechanism 20 of this embodiment will be described with reference to FIGS.

本実施形態の無段変速機１は、図５（ａ）に示すように、偏心ディスク６が１回転する１サイクルの間にコネクティングロッド１５の大径環状部１５ａにかかる荷重（以下、コンロッド荷重）が大きく変動する。このため、図５（ｂ）に示すように、コンロッド荷重を受けるコンロッド軸受１６は、１サイクルごとに最大荷重Ｎｍａｘを受ける部位が大径環状部１５の特定の領域Ｘに集中し、この領域Ｘの発熱量が増大する。よって、本実施形態は、コンロッド荷重を受けるコンロッド軸受１６における特定の領域Ｘに集中的に潤滑油を供給して冷却する構造とした。 As shown in FIG. 5 (a), the continuously variable transmission 1 of the present embodiment has a load (hereinafter referred to as a connecting rod load) applied to the large-diameter annular portion 15a of the connecting rod 15 during one cycle in which the eccentric disk 6 makes one rotation. ) Varies greatly. For this reason, as shown in FIG. 5B, in the connecting rod bearing 16 that receives the connecting rod load, the portion that receives the maximum load Nmax is concentrated in a specific region X of the large-diameter annular portion 15 every cycle. The amount of heat generated increases. Therefore, this embodiment has a structure in which the lubricating oil is intensively supplied to the specific region X of the connecting rod bearing 16 that receives the connecting rod load to be cooled.

本実施形態の無段変速機１を自動車のパワートレインに適用した場合、偏心量調節機構４による偏心量の変化に応じて出力軸３に伝達される出力軸トルクは、車両の特性等により、図６に示す変速比マップのように変化する。 When the continuously variable transmission 1 of the present embodiment is applied to a power train of an automobile, the output shaft torque transmitted to the output shaft 3 in accordance with the change in the amount of eccentricity by the eccentricity adjustment mechanism 4 depends on the characteristics of the vehicle, etc. It changes like the gear ratio map shown in FIG.

図６において、出力軸トルクは、変速比ｉがＬｏｗｅｒ−ＵＤ（最大減速比側）〜ＵＤ（アンダードライブ）の間（偏心量Ｒ１が所定の値Ｒ１ｂ以下の場合）では、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（最大値）となり、その後、変速比ｉがＴＤ（トップドライブ：最高車速が出せる変速比ｉ）からＯＤ（オーバードライブ：最小減速比側）に移行していくにしたがって（偏心量Ｒ１が増加するほど）低下していく。 In FIG. 6, the output shaft torque is the driving wheel of the vehicle when the gear ratio i is between Lower-UD (maximum reduction ratio side) to UD (underdrive) (when the eccentricity R1 is equal to or less than a predetermined value R1b). The slip ratio (maximum value) is determined by the friction coefficient of the motor, and then the gear ratio i shifts from TD (top drive: gear ratio i at which the maximum vehicle speed can be obtained) to OD (overdrive: minimum reduction ratio side). Therefore, it decreases (as the eccentricity R1 increases).

また、図６において、出力軸トルクがスリップ限界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の場合、図７（ａ）に示すように、ある時点ｔ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。これに対して、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の場合、図７（ｂ）に示すように、図７（ａ）と同一の時点ｔで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が増加するほど、１つのてこクランク機構２０が分担するコンロッド荷重は大きくなっていく。 In FIG. 6, even if the output shaft torque is the slip limit, the number of lever crank mechanisms 20 that share the output shaft torque is not always the same. For example, when the eccentric amount R1 is R1a close to 0, as shown in FIG. 7A, the number of lever crank mechanisms 20 that share a certain output shaft torque is four at a certain time t. On the other hand, in the case of R1b immediately before the eccentric amount R1 is larger than R1a and the output shaft torque starts to decrease, as shown in FIG. 7 (b), the output shaft at the same time t as FIG. 7 (a). The number of the lever crank mechanisms 20 that share the torque is three. That is, the connecting rod load shared by one lever crank mechanism 20 increases as the eccentric amount R1 increases.

また、図７から明らかなように、変速比ｉがＬｏｗｅｒ−ＵＤ〜ＵＤの間で出力軸トルクの平均値がほぼ同じであっても、図７（ｂ）のように、偏心量Ｒ１が大きいほど（変速比ｉがＵＤに近づくほど）、１つのてこクランク機構２０にかかるコンロッド荷重は大きいため、コンロッド軸受１６が受ける最大荷重条件は、Ｌｏｗｅｒ−ＵＤ〜ＵＤの間で減速比が最も小さくなるＵＤ（偏心量Ｒ１がＲ１ｂ）のときとなる。 Further, as is apparent from FIG. 7, even if the average ratio of the output shaft torque is approximately the same between the speed ratio i between Lower-UD and UD, the eccentric amount R1 is large as shown in FIG. 7B. As the gear ratio i approaches UD, the connecting rod load applied to one lever crank mechanism 20 is large. Therefore, the maximum load condition that the connecting rod bearing 16 receives is the smallest reduction ratio between Lower-UD to UD. This is when UD (eccentric amount R1 is R1b).

図８および図９は、本実施形態のてこクランク機構２０に設けられる油路を示している。図８において、（ａ）は図５（ｂ）のＡ−Ａ断面図、（ｂ）はピニオンシャフトの外観図である。また、図９において、（ａ）は偏心ディスクの外観図、（ｂ）は外歯およびピニオン軸受を省略したピニオンシャフトとカムディスクと偏心ディスクの外観図である。 8 and 9 show an oil passage provided in the lever crank mechanism 20 of the present embodiment. 8A is a cross-sectional view taken along line AA of FIG. 5B, and FIG. 8B is an external view of the pinion shaft. 9A is an external view of an eccentric disk, and FIG. 9B is an external view of a pinion shaft, a cam disk, and an eccentric disk in which external teeth and pinion bearings are omitted.

図８および図９に示すように、本実施形態では、特定の領域Ｘのコンロッド軸受１６に潤滑油を供給するために、ピニオンシャフト７を貫通してピニオン軸受７ｂと外歯７ａとカムディスク５の間の空隙３４を通り、偏心ディスク６の受入孔６ａの内周から外周を貫通するような油路３１〜３４が形成されている。 As shown in FIGS. 8 and 9, in this embodiment, in order to supply lubricating oil to the connecting rod bearing 16 in a specific region X, the pinion shaft 7 penetrates the pinion shaft 7, the external teeth 7 a, and the cam disk 5. Oil passages 31 to 34 are formed so as to pass through the gap 34 between them and penetrate the outer periphery from the inner periphery of the receiving hole 6a of the eccentric disk 6.

第１油路３１はピニオンシャフト７の内部に中心軸線に沿って延びる中空部として形成されている。第２の油路３２は、第１の油路３１からピニオンシャフト７をピニオン軸受７ｂに向けて径方向に貫通して形成されており、ピニオン軸受７ｂと外歯７ａとカムディスク５の間の空隙３４に連通する。第３の油路３３は、偏心ディスク６の受入孔６ａの一部を内周から外周に貫通するように形成されており、第２の油路３２から空隙３４を通ってピニオンシャフト７の外歯７ａに到達した潤滑油が供給される入口孔３３ａと、潤滑油を外部に排出する出口孔３３ｂとを有する。出口孔３３ｂから排出される潤滑油は、偏心ディスク６の回転運動による遠心力で飛散されてコンロッド軸受１６に供給される。 The first oil passage 31 is formed inside the pinion shaft 7 as a hollow portion extending along the central axis. The second oil passage 32 is formed by penetrating the pinion shaft 7 from the first oil passage 31 in the radial direction toward the pinion bearing 7 b, and between the pinion bearing 7 b, the external teeth 7 a, and the cam disk 5. It communicates with the gap 34. The third oil passage 33 is formed so as to penetrate a part of the receiving hole 6a of the eccentric disk 6 from the inner periphery to the outer periphery, and from the second oil passage 32 through the gap 34 to the outside of the pinion shaft 7. It has an inlet hole 33a to which the lubricating oil reaching the teeth 7a is supplied, and an outlet hole 33b for discharging the lubricating oil to the outside. The lubricating oil discharged from the outlet hole 33 b is scattered by the centrifugal force generated by the rotational movement of the eccentric disk 6 and supplied to the connecting rod bearing 16.

第３の油路３３の少なくとも出口孔３３ｂは、コネクティングロッド１５が揺動リンク１８を揺動運動させるときに、揺動リンク１８から受ける反力によってコネクティングロッド１５の大径環状部１５ａが受けるコンロッド荷重が最大となる領域を含む特定の領域Ｘに設けられる。 At least the outlet hole 33b of the third oil passage 33 is connected to the connecting rod 15 that is received by the large-diameter annular portion 15a of the connecting rod 15 by the reaction force received from the swinging link 18 when the connecting rod 15 swings the swinging link 18. It is provided in a specific region X including a region where the load is maximized.

詳しくは、図５（ｂ）に示すように、偏心量調節機構４（偏心ディスク６）とコネクティングロッド１５との連結部分の中心Ｐ３を入力側支点とし、揺動リンク１８とコネクティングロッド１５との連結部分の中心Ｐ５を出力側支点とし、これら入力側支点と出力側支点とを結ぶ線をＬｃｏｎとすると、第３の油路３３の少なくとも出口孔３３ｂ、好ましくは入口孔３３ａおよび出口孔３３ｂは、軸方向から見たときに、Ｌｃｏｎ上に設けられる。そして、そのときの偏心量Ｒ１は、コンロッド荷重が最大となる変速比ｉがＬｏｗｅｒ−ＵＤ〜ＵＤの間で減速比が最も小さくなるＵＤのときの偏心量Ｒ１ｂに対応する。このように、コンロッド軸受における最も発熱量が高まる領域に潤滑油を供給することで、オイルポンプの負荷を増加せずに効率よく冷却することができる。 Specifically, as shown in FIG. 5B, the center P3 of the connecting portion between the eccentricity adjusting mechanism 4 (eccentric disc 6) and the connecting rod 15 is used as an input side fulcrum, and the swing link 18 and the connecting rod 15 are connected. When the center P5 of the connecting portion is an output side fulcrum and a line connecting these input side fulcrum and output side fulcrum is Lcon, at least the outlet hole 33b, preferably the inlet hole 33a and the outlet hole 33b of the third oil passage 33 are , Provided on Lcon when viewed from the axial direction. The eccentric amount R1 at that time corresponds to the eccentric amount R1b when the speed ratio i at which the connecting rod load is maximum is UD where the reduction ratio is the smallest between Lower-UD and UD. In this way, by supplying the lubricating oil to the region where the heat generation amount in the connecting rod bearing is most increased, the oil pump can be efficiently cooled without increasing the load of the oil pump.

なお、本実施形態では、第１の油路３１から第２の油路３２を経由して第３の油路３３に到達する油路の構成を例に説明したが、第３の油路３３に潤滑油が到達する経路は、例えば、隣接するてこクランク機構２０同士の隙間など、他にも無数に存在することは言うまでもない。
上述したように、本実施形態のてこクランク機構２０は、入力軸２とピニオンシャフト７とを同一速度で回転させると偏心量Ｒ１が維持され、入力軸２とピニオンシャフト７とに速度差を発生させる偏心量Ｒ１が変更される機構であり、変速比ｉに応じて偏心量調節機構４により偏心量Ｒ１が最小（＝０）から最大まで変化したときに、偏心ディスク６の内歯６ｂがピニオンシャフト７の外歯７ａと噛み合う領域と、噛み合わない領域がある。そこで、第３の油路３３の入口孔３３ａは、図１０に示すように、偏心ディスク６の内歯６ｂがピニオンシャフト７の外歯７ａと噛み合わない領域Ｖの歯底に形成される。このように、第３の油路３３の入口孔３３ａを、どのような偏心量であっても外歯７ａと噛み合うことがない角度範囲Ｖにおける内歯６ｂの歯底に形成することで、偏心ディスク６の内歯６ｂにおける外歯７ａと噛み合う部分の強度を確保することができる。 In the present embodiment, the configuration of the oil passage that reaches the third oil passage 33 from the first oil passage 31 via the second oil passage 32 has been described as an example, but the third oil passage 33 is described. Needless to say, there are innumerable other paths through which the lubricating oil reaches, such as a gap between adjacent lever crank mechanisms 20.
As described above, the lever crank mechanism 20 of this embodiment maintains the eccentric amount R1 when the input shaft 2 and the pinion shaft 7 are rotated at the same speed, and generates a speed difference between the input shaft 2 and the pinion shaft 7. The amount of eccentricity R1 to be changed is changed. When the amount of eccentricity R1 is changed from the minimum (= 0) to the maximum by the eccentricity adjusting mechanism 4 according to the gear ratio i, the internal teeth 6b of the eccentric disk 6 are pinion. There are regions that mesh with the external teeth 7a of the shaft 7 and regions that do not mesh. Therefore, as shown in FIG. 10, the inlet hole 33 a of the third oil passage 33 is formed in the tooth bottom of the region V where the inner teeth 6 b of the eccentric disk 6 do not mesh with the outer teeth 7 a of the pinion shaft 7. In this way, the inlet hole 33a of the third oil passage 33 is formed at the bottom of the inner tooth 6b in the angular range V where it does not mesh with the external tooth 7a regardless of the amount of eccentricity. The strength of the portion of the inner teeth 6b of the disk 6 that meshes with the outer teeth 7a can be ensured.

以上のように、本実施形態によれば、コンロッド軸受１６における発熱量が増大する特定の部位に必要最小限の潤滑油を供給することで、オイルポンプの負荷を増加せずに効率よく冷却すると共に、潤滑油のせん断力によるフリクションを最小限に抑えることができる。 As described above, according to the present embodiment, the necessary minimum amount of lubricating oil is supplied to a specific portion where the amount of heat generated in the connecting rod bearing 16 is increased, thereby efficiently cooling without increasing the load of the oil pump. At the same time, friction due to the shearing force of the lubricating oil can be minimized.

１…無段変速機、２…入力軸、３…出力軸、４…偏心量調節機構、５…カムディスク、６…偏心ディスク、６ａ…受入孔、６ｂ…内歯、７…ピニオンシャフト、７ａ…外歯、７ｂ…ピニオン軸受、１４…偏心量調節用駆動源、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、２０…てこクランク機構、３１…第１の油路、３２…第２の油路、３３…第３の油路、３３ａ…入口孔、３３ｂ…出口孔、３４…空隙 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Continuously variable transmission, 2 ... Input shaft, 3 ... Output shaft, 4 ... Eccentricity adjustment mechanism, 5 ... Cam disc, 6 ... Eccentric disc, 6a ... Receiving hole, 6b ... Internal tooth, 7 ... Pinion shaft, 7a ... external teeth, 7b ... pinion bearing, 14 ... drive source for adjusting the eccentric amount, 14a ... rotating shaft, 15 ... connecting rod, 15a ... large diameter annular part, 15b ... small diameter annular part, 16 ... connecting rod bearing, 17 ... one direction Clutch (one-way rotation prevention mechanism), 18 ... swing link, 20 ... lever crank mechanism, 31 ... first oil passage, 32 ... second oil passage, 33 ... third oil passage, 33a ... inlet hole, 33b ... outlet hole, 34 ... air gap

Claims

An input shaft (2) to which driving force is input from a driving source for traveling;
An output shaft (3) arranged parallel to the input shaft (2);
A driving force input section (4-7) driven to rotate by the input shaft (2);
A swing link (18) coupled to the output shaft (3), wherein the rotational force of the driving force input section (4-7) is converted into a swing motion of the swing link (18); A lever crank mechanism (20) in which the rocking link performs a reciprocating rocking motion when the driving force input unit (4) rotates once;
The swing link (18) is fixed to the output shaft (3) when the swing link (18) is swung to one side, and the output is swung to the other side. A continuously variable transmission (1) comprising a one-way rotation prevention mechanism for idly rotating the swing link (18) with respect to a shaft (3),
The lever crank mechanism (20) includes an eccentricity adjusting mechanism (8 to 8) that eccentrically rotates the rotation center (P3) of the driving force input unit (4 to 7) with respect to the rotation center (P1) of the input shaft (2). 14) and a connecting rod (15) for connecting the driving force input section (4) and the swing link (18),
The driving force input section (4-7)
The cam part (5) eccentrically rotated with respect to the rotation center (P1) of the input shaft (2), the eccentric member (6) rotatably supported by the cam part (5), and the amount of eccentricity A pinion shaft (7) rotatable relative to the input shaft (2) so that the amount of eccentricity (R1) by the adjusting mechanism (8-14) can be adjusted,
The pinion shaft (7) is rotatably supported by the input shaft (2) via a pinion bearing (7b),
The eccentric member (6)
It has a receiving hole (6a) that rotatably receives the cam portion (5) that supports the pinion shaft (7), and the receiving hole (6a) has external teeth (7a) of the pinion shaft (7). The inner teeth (6b) meshing with
The connecting rod (15) has an annular portion rotatably supported on an outer edge portion of the eccentric member (6) via a bearing (16),
The cam part (5) is arranged adjacent to the axial direction so as to sandwich the external teeth (7a) of the pinion shaft (7),
An oil passage (33) penetrating a part of the receiving hole (6a) of the eccentric member (6) from the inner periphery to the outer periphery is formed,
The oil passage (33) has an inlet hole (33a) to which lubricating oil is supplied from a receiving hole (6a) of the eccentric member (6) and an outlet hole (33b) for discharging the lubricating oil to the outside. ,
At least the outlet hole (33b) of the oil passage (33) is swung by the connecting rod (15) while being adjusted to a predetermined eccentricity (R1b) by the eccentricity adjusting mechanism (8-14). When the link (18) is swung, the reaction force received from the swing link (18) causes a specific region including a region where the load received by the annular portion (15a) of the connecting rod (15) is maximum. A continuously variable transmission that is provided.

The connection portion between the swing link (18) and the connecting rod (15) with the center (P3) of the connection portion between the eccentricity adjusting mechanism (8-14) and the connecting rod (15) as an input side fulcrum. If the center (P5) is the output side fulcrum,
The outlet hole (33b) of the oil passage (33) is a line connecting the input side fulcrum and the output side fulcrum when viewed from the axial direction of the input shaft (2) and the output shaft (3) ( Lcon),
The continuously variable transmission according to claim 1, wherein the predetermined amount of eccentricity (R1b) corresponds to a gear ratio (UD) at which an output torque of the output shaft (3) is maximized.

The predetermined eccentricity (R1b) corresponds to the smallest reduction gear ratio among the transmission gear ratios (Lower-UD to UD) at which the output torque of the output shaft (3) is maximum. The continuously variable transmission described in 1.

The continuously variable transmission maintains the eccentric amount by rotating the input shaft (2) and the pinion shaft (7) at the same speed, and the input shaft (2) and the pinion shaft (7) The eccentric amount (R1) is changed by rotating at different speeds,
The inner tooth (6b) of the eccentric member (6) has a region that meshes with the outer tooth (7b) and a region (V) that does not mesh even if the eccentric amount (R1) changes from the minimum to the maximum. ,
The continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 3, wherein an inlet hole (33a) of the oil passage (33) is formed in a tooth bottom of the non-engagement region (V). .

A hollow first oil passage (31) extending along the central axis is formed inside the pinion shaft (7),
A gap (34) between the pinion bearing (7b), the outer teeth (7a), and the cam portion (5) passes through the pinion shaft (7) in a radial direction from the first oil passage (31). A second oil passage (32) is formed to communicate with the
Lubricating oil that has reached the external teeth 7a of the pinion shaft (7) from the second oil passage (32) through the gap (34) is supplied to the inlet hole (33a) of the oil passage (33). The continuously variable transmission according to any one of claims 1 to 4, wherein the continuously variable transmission is provided.