JP6180993B2

JP6180993B2 - 無段変速機

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Publication number: JP6180993B2
Application number: JP2014096193A
Authority: JP
Inventors: 將司 ▲高▼杉
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2014-05-07
Filing date: 2014-05-07
Publication date: 2017-08-16
Anticipated expiration: 2034-05-07
Also published as: JP2015214991A; CN105090444A; CN105090444B

Description

本発明は、四節リンク機構型の無段変速機の振動減衰構造に関する。

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。

特開２０１２−１０４８号公報

上記特許文献１において、入力軸や出力軸はその両端部が一対の軸受を介して変速機ケースの側壁部に回転自在に軸支されている。これら一対の軸受の軌道輪（外輪や内輪）と転動体（球体）のクリアランスは、トルク伝達時の入力軸や出力軸から入力される荷重の方向や大きさに応じて変化する、すなわち、荷重方向とは反対側の軸受のクリアランスの拡大や縮小により軌道輪と転動体が離間や接触を繰り返すことで、転動体と軌道輪の衝突音が発生し、ＮＶＨ（ノイズ・バイブレーション・ハーシュネス）の悪化の原因となる。

本発明は、上記課題に鑑みてなされ、その目的は、入力軸や出力軸を支持する軸受の軌道輪と転動体のクリアランスの拡大を抑制し、ＮＶＨの悪化を改善できる構造を実現することである。

上記課題を解決し、目的を達成するために、本発明は、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、前記出力軸（３）に連結された揺動リンク（１８）を有し、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（４〜７）が一回転するときに前記揺動リンク（１８）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（１７）と、前記入力軸（２）および前記出力軸（３）を回転自在に支持しつつ、前記入力軸（２）、前記出力軸（３）、前記てこクランク機構（２０）および前記一方向回転阻止機構（１７）を収容する変速機ケース（１００）とを備える無段変速機（１）であって、
前記変速機ケース（１００）は、前記入力軸（２）の両端部を入力軸受（４０Ａ、４０Ｂ）を介して支持する共に、前記出力軸（３）の両端部を出力軸受（５０Ａ、５０Ｂ）を介して支持する側壁部（１０１、１０２）を備え、前記側壁部（１０１、１０２）における前記入力軸受（４０Ａ、４０Ｂ）と前記出力軸受（５０Ａ、５０Ｂ）の軌道輪（４０Ａ１、４０Ｂ１、５０Ａ１、５０Ｂ１）を支持する位置を、前記入力軸受（４０Ａ、４０Ｂ）と前記出力軸受（５０Ａ、５０Ｂ）の転動体（４０Ａ２、４０Ｂ２、５０Ａ２、５０Ｂ２）の軸方向の中心位置（１０１Ａ、１０２Ａ）に対して、前記入力軸受（４０Ａ、４０Ｂ）および前記出力軸受（５０Ａ、５０Ｂ）がそれぞれ支持する前記入力軸（２）および前記出力軸（３）の近い方の軸端側にオフセットした。

また、本発明は、前記側壁部（１０１、１０２）は、前記入力軸受（４０Ａ、４０Ｂ）の軸方向の中心位置（１０１Ａ、１０２Ａ）を通り、前記入力軸（２）から前記入力軸受（４０Ａ、４０Ｂ）に作用する荷重（Ｆ１、Ｆ４）が最大となるときの荷重の方向に対して直交する線（Ｌ１）よりも前記出力軸（３）から遠ざかる側の入力領域（１０１Ｂ、１０２Ｂ）と、前記出力軸受（５０Ａ、５０Ｂ）の軸方向の中心位置（１０１Ａ、１０２Ａ）を通り、前記出力軸（３）から前記出力軸受（５０Ａ、５０Ｂ）に作用する荷重（Ｆ１’、Ｆ４’）が最大となるときの荷重の方向に対して直交する線（Ｌ２）よりも前記入力軸（２）から遠ざかる側の出力領域（１０１Ｃ、１０２Ｃ）と、前記入力領域と前記出力領域とに挟まれた中間領域（１０１Ｄ、１０２Ｄ）とを有し、前記一方向回転阻止機構（１７）が前記揺動リンク（１８）を前記入力軸（２）側から出力軸（３）側に押すときに前記揺動リンク（１８）を固定するものである場合、前記入力領域（１０１Ｂ、１０２Ｂ）と前記出力領域（１０１Ｃ、１０２Ｃ）の剛性を前記中間領域（１０１Ｄ、１０２Ｄ）の剛性よりも高く、前記一方向回転阻止機構（１７）が前記揺動リンク（１８）を前記出力軸（３）側から前記入力軸（２）側に引くときに前記揺動リンク（１８）を固定するものである場合、前記入力領域（１０１Ｂ、１０２Ｂ）と前記出力領域（１０１Ｃ、１０２Ｃ）の剛性を前記中間領域（１０１Ｄ、１０２Ｄ）の剛性よりも低くなるように構成されている。

本発明によれば、入力軸や出力軸を支持する軸受の軌道輪と転動体のクリアランスの拡大を抑制し、ＮＶＨの悪化を改善できる構造を実現することができる。

詳しくは、本発明によれば、軸端に発生する曲げモーメントにより軸受のクリアランスの拡大を抑制しながら、軸受の倒れにより軸端にたわみを抑制するような力が作用するので、軸体の耐久性や信頼性、トルク伝達効率を損なうことなく、ＮＶＨを改善することができる。

また、本発明によれば、入力軸や出力軸から入力される荷重方向とは反対側の領域がたわみやすくなって軸受の軌道輪にスラスト荷重が作用するので、転動体と軌道輪のクリアランスの拡大を抑制する作用を助長し、ＮＶＨの改善を図ることができる。

本実施形態の無段変速機の構造を示す断面図。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。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。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。本実施形態の無段変速機の入力軸および出力軸の軸受支持構造を説明する図。本実施形態のてこクランク機構がプッシュ方式でトルク伝達を行う場合の力関係を示す図。本実施形態のてこクランク機構がプル方式でトルク伝達を行う場合の力関係を示す図。図５に示す変速機ケースの側壁部の外観図。本実施形態の変速機ケースの側壁部による軸受のクリアランスの拡大抑制作用および入力軸および出力軸のたわみ抑制作用を説明する図。

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。

＜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。

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。

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。

入力軸２、出力軸３、偏心量調節機構４は、変速機ケース１００の内部に収容されている。変速機ケース１００は、入力軸２および出力軸３の軸方向に離間して配置される第１の側壁部１０１と、第２の側壁部１０２とを備える。入力軸２から見ると、第１の側壁部１０１がエンジンから駆動力が入力される上流側、第２の側壁部１０２が下流側となる。反対に、出力軸３から見ると、第１の側壁部１０１がエンジンから駆動力が出力される下流側、第２の側壁部１０２が上流側となる。

入力軸２の上流側の一端部は、第１の側壁部１０１に第１の入力軸受４０Ａを介して回転自在に支持され、入力軸２の下流側の他端部は、第２の側壁部１０２に第２の入力軸受４０Ｂを介して回転自在に支持されている。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。

また、出力軸３の下流側の一端部は、第１の側壁部１０１に第１の出力軸受５０Ａを介して回転自在に支持され、出力軸３の上流側の他端部は、第２の側壁部１０２に第２の出力軸受５０Ｂを介して回転自在に支持されている。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、前後進切替機構や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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

出力軸３には、一方向回転阻止機構としてのワンウェイクラッチ１７を介して、揺動リンク１８が連結されている。ワンウェイクラッチ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。

＜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。

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。

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。

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。

そして、揺動リンク１８と出力軸３との間にはワンウェイクラッチ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。

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。

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。

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。

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。

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。

＜入力軸および出力軸の軸受支持構造＞次に、図５から図９を参照して、本実施形態の入力軸２および出力軸３の軸受支持構造について説明する。

本実施形態では、図５に示すように、変速機ケース１００の第１の側壁部１０１が第１の入力軸受４０Ａの軌道輪（外輪）４０Ａ１を支持する位置を、第１の入力軸受４０Ａの転動体４０Ａ２の軸方向の中心位置１０１Ａに対して入力軸２の一端部の軸端側にオフセットしている。同様に、変速機ケース１００の第２の側壁部１０２が第２の入力軸受４０Ｂの軌道輪（外輪９）４０Ｂ１を支持する位置を、第２の入力軸受４０Ｂの転動体４０Ｂ２の軸方向の中心位置１０２Ａに対して入力軸２の他端部の軸端側にオフセットしている。

また、変速機ケース１００の第１の側壁部１０１が第１の出力軸受５０Ａの軌道輪５０Ａ１を支持する位置を、第１の出力軸受５０Ａの転動体５０Ａ２の軸方向の中心位置１０１Ａに対して出力軸３の一端部の軸端側にオフセットしている。同様に、変速機ケース１００の第２の側壁部１０２が第２の出力軸受５０Ｂの軌道輪５０Ｂ１を支持する位置を、第２の出力軸受５０Ｂの転動体５０Ｂ２の軸方向の中心位置１０２Ａに対して出力軸３の他端部の軸端側にオフセットしている。

すなわち、第１の側壁部１０１と第２の側壁部１０２における入力軸２と出力軸３の軸受の支持構造が、軸方向の中心位置に対して対称な関係となっている。

ここで、本実施形態による入力軸受および出力軸受のクリアランスの拡大抑制作用および入力軸および出力軸のたわみ抑制作用について、図６（ａ）および図７（ａ）の領域Ｚ内の構成要素である入力軸２の一端部と第１の側壁部１０１と第１の入力軸受４０Ａを一例として説明する。

図６は、一方向回転阻止機構１７が揺動リンク１８を入力軸２側から出力軸３側に押すときに揺動リンク１８を固定するプッシュ方式でトルク伝達を行う場合の力関係を示している。

プッシュ方式でトルク伝達を行う場合、図６（ｂ）に示すように、入力軸２から第１の入力軸受４０Ａに入力される荷重Ｆ１の作用線と、荷重Ｆ１に対する第１の側壁部１０１からの反力Ｆ２の作用線とがオフセットされて曲げモーメントＭ１が発生する。そして、図６（ｃ）に示すように、この曲げモーメントＭ１が第１の入力軸受４０Ａの軌道輪（外輪）４０Ａ１に倒れを発生させることで、軌道輪（外輪）４０Ａ１の軌道面が転動輪４０Ａ２に接触する方向に変位するので、トルク伝達時に第１の入力軸受４０Ａにおける荷重Ｆ１とは反対方向（図中下方）の軌道輪４０Ａ１と転動体４０Ａ２とのクリアランスの拡大が抑制される。なお、第１の入力軸受４０Ａの軌道輪（外輪）４０Ａ１に倒れが発生したとしても、転動体４０Ａ２に作用する荷重はラジアル荷重が支配的であるため、転動体４０Ａ２の分布荷重はほとんど変化せず、本来の軸受の性能（耐久性や耐摩耗性）には影響を与えないと考えられる。

さらに、トルク伝達時に出力軸３側から入力軸２側に入力される反力や入力軸２の両端部で発生する曲げモーメントＭ１は、入力軸２に図６（ａ）のようなたわみＢ１を生じさせるように作用するが、第１の入力軸受４０Ａの軌道輪（外輪）４０Ａ１の倒れにより、荷重Ｆ１に対する反力Ｆ３の荷重方向が変化してたわみＢ１を抑制するように曲げモーメントＭ１とは反対方向に作用するので、軸体のたわみの拡大を抑制し、入力軸２の耐久性や信頼性、トルク伝達効率を損なうことなく、ＮＶＨが改善される。

図７は、一方向回転阻止機構１７が揺動リンク１８を出力軸３側から入力軸２側に引くときに揺動リンク１８を固定するプル方式でトルク伝達を行う場合の力関係を示している。

同様の原理により、プル方式でトルク伝達を行う場合、図７（ｂ）に示すように、入力軸２から第１の入力軸受４０Ａに入力される荷重Ｆ４の作用線と、荷重Ｆ４に対する第１の側壁部１０１からの反力Ｆ５の作用線とがオフセットされて曲げモーメントＭ２が発生する。そして、図７（ｃ）に示すように、この曲げモーメントＭ２が第１の入力軸受４０Ａの軌道輪（外輪）４０Ａ１に倒れを発生させることで、軌道輪（外輪）４０Ａ１の軌道面が転動輪４０Ａ２に接触する方向に変位するので、トルク伝達時に第１の入力軸受４０Ａにおける荷重Ｆ４とは反対方向（図中上方）の軌道輪４０Ａ１と転動体４０Ａ２とのクリアランスの拡大が抑制される。

さらに、トルク伝達時に出力軸３側から入力軸２側に入力される反力や入力軸２の両端部で発生する曲げモーメントＭ２は、入力軸２に図７（ａ）のようなたわみＢ２を生じさせるように作用するが、第１の入力軸受４０Ａの軌道輪（外輪）４０Ａ１の倒れにより、荷重Ｆ４に対する反力Ｆ６の荷重方向が変化してたわみＢ２を抑制するように曲げモーメントＭ２とは反対方向に作用するので、軸体のたわみの拡大を抑制し、入力軸２の耐久性や信頼性、トルク伝達効率を損なうことなく、ＮＶＨを改善することができる。

なお、上述したクリアランスの拡大抑制作用は、入力軸２の他端部を軸支する第２の入力軸受４０Ｂや、出力軸３の両端部を軸支する第１および第２の出力軸受５０Ａ、５０Ｂに対しても同様に作用する。また、入力軸２の一端部におけるたわみ抑制作用と他端部におけるたわみ抑制作用は互いに対称な関係となって相乗的に作用する。さらに、出力軸３から第１および第２の出力軸受５０Ａ、５０Ｂに入力される荷重Ｆ１’、Ｆ４’についても同様の原理で第１および第２の出力軸受５０Ａ、５０Ｂに対するクリアランスの拡大抑制や出力軸３のたわみを抑制するように作用する。

本実施形態ではさらに、第１の側壁部１０１と第２の側壁部１０２の剛性について、入力軸２や出力軸３から受ける荷重Ｆ１やＦ４の方向に応じて強弱を設けることでＮＶＨの改善効果を高めている。

図８は、図５に示す変速機ケースの側壁部の外観図である。

図８に示すように、第１の側壁部１０１および第２の側壁部１０２を、第１および第２の入力軸受４０Ａ、４０Ｂの軸方向の中心位置１０１Ａ、１０２Ａを通り、入力軸２から入力軸受４０Ａ、４０Ｂに入力される荷重Ｆ１が最大となるときの荷重方向に対して直交する線Ｌ１よりも外側の第１の入力領域１０１Ｂ、１０２Ｂと、第１および第２の出力軸受５０Ａ、５０Ｂの軸方向の中心位置１０１Ａ、１０２Ａを通り、出力軸３から出力軸受５０Ａ、５０Ｂに入力される荷重Ｆ１’が最大となるときの荷重方向に対して直交する線Ｌ２よりも外側の出力領域１０１Ｃ、１０２Ｃと、入力領域１０１Ｂ、１０２Ｂと出力領域１０１Ｃ、１０２Ｃとに挟まれた中間領域１０１Ｄ、１０２Ｄとに分割して考えると、以下のように領域ごとに剛性に強弱が設けられている。すなわち、
図８（ａ）に示すように、一方向回転阻止機構１７が揺動リンク１８を入力軸２側から出力軸３側に押すときに揺動リンク１８を固定するプッシュ方式でトルク伝達を行う場合、入力領域１０１Ｂ、１０２Ｂと出力領域１０１Ｃ、１０２Ｃの剛性を中間領域１０１Ｄ、１０２Ｄの剛性よりも高くする。

これに対して、図８（ｂ）に示すように、一方向回転阻止機構１７が揺動リンク１８を出力軸３側から入力軸２側に引くときに揺動リンク１８を固定するプル方式でトルク伝達を行う場合、入力領域１０１Ｂ、１０２Ｂと出力領域１０１Ｃ、１０２Ｃの剛性を中間領域１０１Ｄ、１０２Ｄの剛性よりも低くする。

このように構成することで、入力軸２や出力軸３から入力される荷重方向とは反対方向に位置する側壁部の領域の剛性が弱まるので、荷重方向とは反対側の領域の軌道輪（外輪または内輪）が荷重方向側の軌道輪の倒れに追従して変位しやすくなる、つまり、図６の例では、図９に示すように第１の側壁部１０１における荷重Ｆ１の方向とは反対側の領域１０１Ｄがたわみやすくなって当該領域１０１Ｄ側の軌道輪４０Ａ１にスラスト荷重が発生しやすくなるので、クリアランスの拡大抑制作用を助長し、ＮＶＨの改善を図ることができる。なお、上述したクリアランスの拡大抑制作用は、入力軸２の他端部や、出力軸３の両端部においても同様に作用する。

また、入力軸２や出力軸３から入力される荷重の方向や大きさに応じて、変速機ケースの側壁部の剛性を最適化することで、必要最低限の重量で変速機ケースを構成することができるので、軽量化を図りつつ、ＮＶＨを効率良く改善できる。

以上説明したように、本実施形態によれば、入力軸２や出力軸３を支持する軸受の軌道輪と転動体のクリアランスの拡大を抑制し、ＮＶＨの悪化を改善できる構造を実現することができる。

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…ワンウェイクラッチ、１８…揺動リンク、２０…てこクランク機構、４０Ａ…第１の入力軸受、４０Ｂ…第２の入力軸受、５０Ａ…第２の出力軸受、５０Ｂ…第２の出力軸受、１００…変速機ケース、１０１…第１の側壁部、１０２…第２の側壁部

Claims

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、
前記出力軸（３）に連結された揺動リンク（１８）を有し、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（４〜７）が一回転するときに前記揺動リンク（１８）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（１７）と、
前記入力軸（２）および前記出力軸（３）を回転自在に支持しつつ、前記入力軸（２）、前記出力軸（３）、前記てこクランク機構（２０）および前記一方向回転阻止機構（１７）を収容する変速機ケース（１００）とを備える無段変速機（１）であって、
前記変速機ケース（１００）は、
前記入力軸（２）の両端部を入力軸受（４０Ａ、４０Ｂ）を介して支持する共に、前記出力軸（３）の両端部を出力軸受（５０Ａ、５０Ｂ）を介して支持する側壁部（１０１、１０２）を備え、
前記側壁部（１０１、１０２）における前記入力軸受（４０Ａ、４０Ｂ）と前記出力軸受（５０Ａ、５０Ｂ）の軌道輪（４０Ａ１、４０Ｂ１、５０Ａ１、５０Ｂ１）を支持する位置を、前記入力軸受（４０Ａ、４０Ｂ）と前記出力軸受（５０Ａ、５０Ｂ）の転動体（４０Ａ２、４０Ｂ２、５０Ａ２、５０Ｂ２）の軸方向の中心位置（１０１Ａ、１０２Ａ）に対して、前記入力軸受（４０Ａ、４０Ｂ）および前記出力軸受（５０Ａ、５０Ｂ）がそれぞれ支持する前記入力軸（２）および前記出力軸（３）の近い方の軸端側にオフセットし、
前記側壁部（１０１、１０２）は、
前記入力軸受（４０Ａ、４０Ｂ）の軸方向の中心位置（１０１Ａ、１０２Ａ）を通り、前記入力軸（２）から前記入力軸受（４０Ａ、４０Ｂ）に作用する荷重（Ｆ１、Ｆ４）が最大となるときの荷重の方向に対して直交する線（Ｌ１）よりも前記出力軸（３）から遠ざかる側の入力領域（１０１Ｂ、１０２Ｂ）と、
前記出力軸受（５０Ａ、５０Ｂ）の軸方向の中心位置（１０１Ａ、１０２Ａ）を通り、前記出力軸（３）から前記出力軸受（５０Ａ、５０Ｂ）に作用する荷重（Ｆ１’、Ｆ４’）が最大となるときの荷重の方向に対して直交する線（Ｌ２）よりも前記入力軸（２）から遠ざかる側の出力領域（１０１Ｃ、１０２Ｃ）と、
前記入力領域と前記出力領域とに挟まれた中間領域（１０１Ｄ、１０２Ｄ）とを有し、
前記一方向回転阻止機構（１７）が前記揺動リンク（１８）を前記入力軸（２）側から出力軸（３）側に押すときに前記揺動リンク（１８）を固定するものである場合、前記入力領域（１０１Ｂ、１０２Ｂ）と前記出力領域（１０１Ｃ、１０２Ｃ）の剛性を前記中間領域（１０１Ｄ、１０２Ｄ）の剛性よりも高く、
前記一方向回転阻止機構（１７）が前記揺動リンク（１８）を前記出力軸（３）側から前記入力軸（２）側に引くときに前記揺動リンク（１８）を固定するものである場合、前記入力領域（１０１Ｂ、１０２Ｂ）と前記出力領域（１０１Ｃ、１０２Ｃ）の剛性を前記中間領域（１０１Ｄ、１０２Ｄ）の剛性よりも低くなるように構成されていることを特徴とする無段変速機。