JP6208790B2 - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、往復運動するコネクティングロッドおよびワンウェイクラッチを介して入力軸から出力軸に駆動力を伝達するクランク式の伝達ユニットを軸方向に複数個並置した車両用動力伝達装置に関する。

ドライブシャフトに設けたドライブプーリおよびドリブンシャフトに設けたドリブンプーリ間に無端ベルトを巻き掛けたベルト式無段変速機において、ドリブンシャフトに設けた発進クラッチのジャダー振動を低減すべく、ドリブンシャフトに接続されたセカンダリシャフトにトーショナルダイナミックダンパーを設け、このトーショナルダイナミックダンパーのダンパーウエイトの共振周波数を、発進用クラッチと車軸間の駆動系の固有振動数に略等しく設定したものが、下記特許文献１により公知である。

特開平９−２４０２９８号公報

ところで、クランク式の伝達ユニットを軸方向に複数個並置した車両用動力伝達装置では、複数の伝達ユニットのワンウェイクラッチが交互に係合および係合解除して出力軸のトルクが周期的に変動するため、入力軸への入力回転数が所定回転数に達すると、出力軸の下流の動力伝達経路が捩じれ共振して振動および騒音が発生する問題があり、必要最小限の制振マスを追加するだけで前記捩じれ共振を抑制することが望まれる。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、クランク式の伝達ユニットを備える車両用動力伝達装置において、重量の増加を最初限に抑えながら出力軸の下流の動力伝達経路が捩じれ共振を抑制することを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、駆動源に接続された入力軸の回転を変速して出力軸に伝達する複数の伝達ユニットを軸方向に並置し、前記伝達ユニットの各々は、前記入力軸と一体に回転する偏心カムと、前記偏心カムの外周に相対回転自在に嵌合するリングギヤが形成された偏心部材と、前記入力軸と同軸に配置されて変速アクチュエータにより回転する変速軸と、前記変速軸に設けられて前記リングギヤに噛合するピニオンと、前記出力軸に設けたワンウェイクラッチと、前記偏心部材および前記ワンウェイクラッチのアウター部材に接続されて往復運動するコネクティングロッドとを備え、前記変速アクチュエータで前記変速軸を前記入力軸に対して相対回転させて前記偏心カムに対する前記偏心部材の位相を変化させることで、前記入力軸の軸線からの前記偏心部材の偏心量を変化させて変速比を変更する車両用動力伝達装置であって、前記複数の伝達ユニットに対して並列に配置されて前記入力軸および前記出力軸を接続する補助動力伝達手段が、遊星歯車機構と、前記遊星歯車機構の動力伝達を遮断するクラッチとを備え、前記遊星歯車機構の三つの要素のうち、前記出力軸に常時連結され、かつ回転半径が最大である要素に制振マスを接続したことを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記回転半径が最大である要素には、前記出力軸の回転が増速されて伝達されることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項１または請求項２の構成に加えて、前記回転半径が最大である要素は、リングギヤの径方向外側を迂回するキャリヤであることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

尚、実施の形態の偏心ディスク１９は本発明の偏心部材に対応し、実施の形態のキャリヤ５１は本発明の回転半径が最大である要素に対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応する。

請求項１の構成によれば、伝達ユニットは、入力軸に設けた偏心カムに支持されて該入力軸と共に回転する偏心部材と、出力軸に設けたワンウェイクラッチのアウター部材とをコネクティングロッドで接続して構成されるので、入力軸が回転してコネクティングロッドが往復運動すると、ワンウェイクラッチが間欠的に係合することで出力軸が間欠的に回転して駆動力が伝達される。その際に、変速アクチュエータで変速軸を入力軸に対して相対回転させ、ピニオンでリングギヤを回転させて偏心カムに対する偏心部材の位相を変化させることで、入力軸の軸線からの偏心部材の偏心量を変化させて変速比を変更することができる。

複数の伝達ユニットに対して並列に配置されて入力軸および出力軸を接続する補助動力伝達手段が、遊星歯車機構と、遊星歯車機構の動力伝達を遮断するクラッチとを備えるので、車両の減速時に、駆動力を伝達できない伝達ユニットを介さずに、補助動力伝達手段を介して出力軸側から入力軸側に駆動力を伝達し、エンジンブレーキや回生ブレーキを作動させることができる。

遊星歯車機構の三つの要素のうち、出力軸に常時連結され、かつ回転半径が最大である要素に制振マスを接続したので、必要最小限の制振マスを付加するだけで、出力軸の下流の動力伝達経路の捩じり共振の共振周波数を常用回転数領域外にずらして制振効果を得ることができ、しかも車両の走行中には常に制振効果を得ることができる。

また請求項２の構成によれば、回転半径が最大である要素には、出力軸の回転が増速されて伝達されるので、制振マスの回転数を増加させて制振効果を更に高めることができる。

また請求項３の構成によれば、回転半径が最大である要素は、リングギヤの径方向外側を迂回するキャリヤであるので、制振マスを設ける部材の選択自由度が増加する。

車両用動力伝達装置の全体構成を示す図。 図１の２部詳細図。 図２の３−３線断面図。 偏心ディスクの正面図および断面図。 偏心ディスクの偏心量と変速比との関係を示す図。 図１の６−６線断面図。 制振マスの慣性モーメントと共振周波数との関係を示すグラフ。 無段変速機の入力回転数と出力軸のトルク変動との関係を示すグラフ。

以下、図１〜図８に基づいて本発明の実施の形態を説明する。

図１に示すように、エンジンＥの駆動力を変速して左右の駆動輪Ｗ，Ｗに伝達する動力伝達装置は、クランク式の無段変速機Ｔと、レンジ切換手段Ｓ１と、補助動力伝達手段Ｓ２と、ディファレンシャルギヤＤとを備える。レンジ切換手段Ｓ１は、前進走行レンジ、後進走行レンジ、ニュートラルレンジおよびパーキングレンジを切り換え可能である。補助動力伝達手段Ｓ２は、無段変速機Ｔに対して並列に配置されるもので、ディファレンシャルギヤＤ側からエンジンＥ側への駆動力の逆伝達によるエンジンブレーキの作動を可能にする。

次に、図２〜図４に基づいて無段変速機Ｔの構造を説明する。

自動車用のクランク式の無段変速機Ｔのミッションケース１１の一対の側壁１１ａ，１１ｂに入力軸１２および出力軸１３が相互に平行に支持されており、エンジンＥに接続された入力軸１２の回転が６個の伝達ユニット１４…、出力軸１３およびディファレンシャルギヤＤを介して図示せぬ駆動輪に伝達される。中空に形成された入力軸１２の内部に、その入力軸１２と軸線Ｌを共有する変速軸１５が７個のニードルベアリング１６…を介して相対回転可能に嵌合する。

６個の伝達ユニット１４…の構造は実質的に同一構造であるため、以下、一つの伝達ユニット１４を代表として構造を説明する。

伝達ユニット１４は変速軸１５の外周面に設けられたピニオン１７を備えており、このピニオン１７は入力軸１２に形成した開口１２ａ（図３参照）から露出する。ピニオン１７を挟むように、入力軸１２の外周に軸線Ｌ方向に２分割された円板状の偏心カム１８がスプライン結合される。偏心カム１８の中心Ｏ１は入力軸１２の軸線Ｌに対して距離ｄだけ偏心している。また６個の伝達ユニット１４…の６個の偏心カム１８…は、その偏心方向の位相が相互に６０°ずつずれている。

偏心カム１８の外周面には、円板状の偏心ディスク１９の軸線Ｌ方向両端面に形成した一対の偏心凹部１９ａ，１９ａが、一対のニードルベアリング２０，２０を介して回転自在に支持される。偏心ディスク１９の中心Ｏ２に対して偏心凹部１９ａ，１９ａの中心Ｏ１（つまり偏心カム１８の中心Ｏ１）は距離ｄだけずれている。すなわち、入力軸１２の軸線Ｌおよび偏心カム１８の中心Ｏ１間の距離ｄと、偏心カム１８の中心Ｏ１および偏心ディスク１９の中心Ｏ２間の距離ｄとは同一である。

軸線Ｌ方向に２分割された偏心カム１８の割り面の外周には、その偏心カム１８の中心Ｏ１と同軸に一対の三日月状のガイド部１８ａ，１８ａが設けられており、偏心ディスク１９の一対の偏心凹部１９ａ，１９ａの底部間を連通させるように形成されたリングギヤ１９ｂの歯先が、偏心カム１８のガイド部１８ａ，１８ａの外周面に摺動可能に当接する。そして変速軸１５のピニオン１７が、入力軸１２の開口１２ａを通して偏心ディスク１９のリングギヤ１９ｂに噛合する。

入力軸１２の右端側はボールベアリング２１を介してミッションケース１１の右側の側壁１１ａに直接支持される。また入力軸１２の左端側に位置する１個の偏心カム１８に一体に設けた筒状部１８ｂ（図２参照）が、ボールベアリング２２を介してミッションケース１１の左側の側壁１１ｂに支持されており、その偏心カム１８の内周にスプライン結合された入力軸１２の左端側はミッションケース１１に間接的に支持される。

入力軸１２に対して変速軸１５を相対回転させて無段変速機Ｔの変速比を変更する変速アクチュエータ２３は、モータ軸２４ａが軸線Ｌと同軸になるようにミッションケース１１に支持された電動モータ２４と、電動モータ２４に接続された遊星歯車機構２５とを備える。遊星歯車機構２５は、電動モータ２４にニードルベアリング２６を介して回転自在に支持されたキャリヤ２７と、モータ軸２４ａに固定されたサンギヤ２８と、キャリヤ２７に回転自在に支持された複数の２連ピニオン２９…と、中空の入力軸１２の軸端（厳密には、前記１個の偏心カム１８の筒状部１８ｂ）にスプライン結合された第１リングギヤ３０と、変速軸１５の軸端にスプライン結合された第２リングギヤ３１とを備える。各２連ピニオン２９は大径の第１ピニオン２９ａと小径の第２ピニオン２９ｂとを備えており、第１ピニオン２９ａはサンギヤ２８および第１リングギヤ３０に噛合し、第２ピニオン２９ｂは第２リングギヤ３１に噛合する。

コネクティングロッド３３は、大端部３３ａ、ロッド部３３ｂおよび小端部３３ｃを備えるもので、大端部３３ａがローラベアリング３２を介して偏心ディスク１９の外周に支持される。

出力軸１３はミッションケース１１の一対の側壁１１ａ，１１ｂに一対のボールベアリング３４，３５で支持されており、その外周にワンウェイクラッチ３６が設けられる。ワンウェイクラッチ３６は、コネクティングロッド３３の小端部３３ｃにピン３７を介して枢支された揺動リンク４２と、揺動リンク４２の内周に固定されたリング状のアウター部材３８と、アウター部材３８の内部に配置されて出力軸１３に固定されたリング状のインナー部材３９と、アウター部材３８の内周面とインナー部材３９の外周面との間に形成された楔状の空間に配置されて複数個のスプリング４０…で付勢された複数個のローラ４１…とを備える。

図１に戻り、出力軸１３の外周には第２出力軸４３が相対回転自在に嵌合しており、出力軸１３および第２出力軸４３の軸端間に、前進走行レンジ、後進走行レンジ、ニュートラルレンジおよびパーキングレンジを切り換えるレンジ切換手段Ｓ１が配置される。そして第２出力軸４３に設けたファイナルドライブギヤ４４がディファレンシャルギヤＤに設けたファイナルドリブンギヤ４５に歯合し、ディファレンシャルギヤＤから左右に延びるドライブシャフト４６，４６に左右の駆動輪Ｗ，Ｗが接続される。

第２出力軸４３と入力軸１２との間に、車両の減速時にエンジンブレーキを作動させるための補助動力伝達手段Ｓ２が設けられる 補助動力伝達手段Ｓ２は無段変速機Ｔに対して並列に配置されるもので、遊星歯車機構４７およびクラッチ４８を備える。遊星歯車機構４７は、サンギヤ４９と、リングギヤ５０と、キャリヤ５１と、キャリヤ５１に支持されてサンギヤ４９およびリングギヤ５０に歯合する複数のピニオン５２…とを備える。

リングギヤ５０に接続されたリングギヤシャフト５３の外周にキャリヤシャフト５４が同軸に嵌合し、キャリヤシャフト５４はリングギヤ５０の外周を迂回するドラム部材５５を介してキャリヤ５１に接続され、サンギヤ４９に接続されたサンギヤシャフト５６は、クラッチ４８を介してケーシング５７に固定可能である。そして第２出力軸４３に設けた第１ギヤ５８がキャリヤシャフト５４に設けた第２ギヤ５９に歯合し、リングギヤシャフト５３に設けた第３ギヤ６０が中間軸６１に設けた第４ギヤ６２に歯合し、第４ギヤ６２が入力軸１２に設けた第５ギヤ６３に歯合する。

図１および図６に示すように、キャリヤ５１と一体に回転するドラム部材５５は遊星歯車機構４７における最大径を有する部材であり、そのドラム部材５５の外周に複数の制振マス６４…が周方向に等間隔で固定される。図６（Ａ）は、３数の制振マス６４…を１２０゜間隔で配置した例を示しており、図６（Ｂ）は、６数の制振マス６４…を６０゜間隔で配置した例を示している。

次に、無段変速機Ｔの一つの伝達ユニット１４の作用を説明する。

図３および図５（Ａ）〜図５（Ｄ）から明らかなように、入力軸１２の軸線Ｌに対して偏心ディスク１９の中心Ｏ２が偏心しているとき、エンジンＥによって入力軸１２が回転するとコネクティングロッド３３の大端部３３ａが軸線Ｌまわりに偏心回転することで、コネクティングロッド３３が往復運動する。

その結果、コネクティングロッド３３が往復運動する過程で図中右側に押されると、揺動リンク４２と共にアウター部材３８が図３において反時計方向に揺動し、スプリング４０…に付勢されたローラ４１…がアウター部材３８およびインナー部材３９間の楔状の空間に噛み込み、アウター部材３８およびインナー部材３９がローラ４１…を介して結合されることで、ワンウェイクラッチ３６が係合してコネクティングロッド３３の動きが出力軸１３に伝達される。逆にコネクティングロッド３３が往復運動する過程で図中左側に引かれると、揺動リンク４２と共にアウター部材３８が図３において時計方向に揺動し、ローラ４１…がスプリング４０…を圧縮しながらアウター部材３８およびインナー部材３９間の楔状の空間から押し出され、アウター部材３８およびインナー部材３９が相互にスリップすることで、ワンウェイクラッチ３６が係合解除してコネクティングロッド３３の動きが出力軸１３に伝達されなくなる。

このようにして、入力軸１２が１回転する間に、入力軸１２の回転が所定時間だけ出力軸１３に伝達されるため、入力軸１２が連続回転すると出力軸１３は間欠回転する。６個の伝達ユニット１４…の偏心ディスク１９…の偏心量εは全て同一であるが、偏心方向の位相が相互に６０°ずつずれているため、６個の伝達ユニット１４…が入力軸１２の回転を交互に出力軸１３に伝達することで、出力軸１３は連続的に回転する。

このとき、偏心ディスク１９の偏心量εが大きいほど、コネクティングロッド３３の往復ストロークが大きくなって出力軸１３の１回の回転角が増加し、無段変速機Ｔの変速比が小さくなる。逆に、偏心ディスク１９の偏心量εが小さいほど、コネクティングロッド３３の往復ストロークが小さくなって出力軸１３の１回の回転角が減少し、無段変速機Ｔの変速比が大きくなる。そして偏心ディスク１９の偏心量εがゼロになると、入力軸１２が回転してもコネクティングロッド３３が移動を停止するために出力軸１３は回転せず、無段変速機Ｔの変速比が最大（無限大）になる。

入力軸１２に対して変速軸１５が相対回転しないとき、つまり入力軸１２および変速軸１５が同一速度で回転するとき、無段変速機Ｔの変速比は一定に維持される。入力軸１２および変速軸１５を同一速度で回転させるには、入力軸１２と同速度で電動モータ２４を回転駆動すれば良い。その理由は、遊星歯車機構２５の第１リングギヤ３０は入力軸１２に接続されて該入力軸１２と同一速度で回転するが、それと同一速度で電動モータ２４を駆動するとサンギヤ２８および第１リングギヤ３０が同一速度で回転するため、遊星歯車機構２５はロック状態になって全体が一体に回転する。その結果、一体に回転する第１リングギヤ３０および第２リングギヤ３１に接続された入力軸１２および変速軸１５は一体化され、相対回転することなく同速度で回転するからである。

入力軸１２の回転数に対して電動モータ２４の回転数を増速あるいは減速すると、入力軸１２に結合された第１リングギヤ３０と電動モータ２４に接続されたサンギヤ２８とが相対回転するため、キャリヤ２７が第１リングギヤ３０に対して相対回転する。このとき、相互に噛合する第１リングギヤ３０および第１ピニオン２９ａの歯数比と、相互に噛合する第２リングギヤ３１および第２ピニオン２９ｂの歯数比とが僅かに異なるため、第１リングギヤ３０に接続された入力軸１２と第２リングギヤ３１に接続された変速軸１５とが相対回転する。

このようにして入力軸１２に対して変速軸１５が相対回転すると、各伝達ユニット１４のピニオン１７にリングギヤ１９ｂを噛合させた偏心ディスク１９の偏心凹部１９ａ，１９ａが、入力軸１２と一体の偏心カム１８のガイド部１８ａ，１８ａに案内されて回転し、入力軸１２の軸線Ｌに対する偏心ディスク１９の中心Ｏ２の偏心量εが変化する。

図５（Ａ）は変速比が最小の状態（変速比：ＴＤ）を示すもので、このとき入力軸１２の軸線Ｌに対する偏心ディスク１９の中心Ｏ２の偏心量εは、入力軸１２の軸線Ｌから偏心カム１８の中心Ｏ１までの距離ｄと、偏心カム１８の中心Ｏ１から偏心ディスク１９の中心Ｏ２までの距離ｄとの和である２ｄに等しい最大値になる。入力軸１２に対して変速軸１５が相対回転すると、入力軸１２と一体の偏心カム１８に対して偏心ディスク１９が相対回転することで、図５（Ｂ）および図５（Ｃ）に示すように、入力軸１２の軸線Ｌに対する偏心ディスク１９の中心Ｏ２の偏心量εは最大値の２ｄから次第に減少して変速比が増加する。入力軸１２に対して変速軸１５が更に相対回転すると、入力軸１２と一体の偏心カム１８に対して偏心ディスク１９が更に相対回転することで、図５（Ｄ）に示すように、ついには入力軸１２の軸線Ｌに偏心ディスク１９の中心Ｏ２が重なり合って偏心量εがゼロになり、変速比が最大（無限大）の状態（変速比：ＵＤ）になって出力軸１３に対する動力伝達が遮断される。

次に、図１、図７および図８に基づいて補助動力伝達手段Ｓ２の作用について説明する。

無段変速機Ｔの伝達ユニット１４…は出力軸１３の外周にワンウェイクラッチ３６…を備えており、車両の減速時にはワンウェイクラッチ３６…が係合解除して出力軸１３側から入力軸１２側への駆動力の逆伝達が阻止されるため、そのままではエンジンブレーキを作動させることが不可能である。

しかしながら、本実施の形態によれば、車両の減速時に補助動力伝達手段Ｓ２のクラッチ４８を係合すると、駆動輪Ｗ，Ｗの駆動力が、ドライブシャフト４６，４６→ディファレンシャルギヤＤ→ファイナルドリブンギヤ４５→ファイナルドライブギヤ４４→第２出力軸４３→第１ギヤ５８→第２ギヤ５９→キャリヤシャフト５４→ドラム部材５５→キャリヤ５１→ピニオン５２…→リングギヤ５０→リングギヤシャフト５３→第３ギヤ６０→第４ギヤ６２→第５ギヤ６３→入力軸１２の経路でエンジンＥに逆伝達され、エンジンブレーキが作動する。

なお、エンジンＥの駆動力を伝達ユニット１４…を介して入力軸１２から出力軸１３に伝達して車両が走行するとき、クラッチ４８は係合解除するため、エンジンＥの駆動力が入力軸１２から補助動力伝達手段Ｓ２を介して出力軸１３に伝達されることはない。

ところで、無段変速機Ｔの運転中には、複数の伝達ユニット１４…のワンウェイクラッチ３６…が交互に係合および係合解除するため、出力軸１３のトルクが周期的に変動する。そして入力軸１２への入力回転数が所定回転数に達すると、出力軸１３の下流の動力伝達経路に捩じり共振が発生して振動および騒音が発生する問題がある。本実施の形態では、出力軸１３に接続された動力伝達経路に制振マス６４…を付加して慣性モーメントを増加させることにより共振周波数を低い側にずらし、エンジンＥの常用回転数領域（アイドリング回転数以上の回転数領域）で捩じり共振が発生するのを防止している。

車両の走行中、すなわちクラッチ４８が係合解除する車両の加速走行中およびクルーズ中であっても、またクラッチ４８が係合する車両の減速走行中であっても、駆動輪Ｗ，Ｗの回転はディファレンシャルギヤＤから第２出力軸４３→第１ギヤ５８→第２ギヤ５９→キャリヤシャフト５４→ドラム部材５５→遊星歯車機構のキャリヤ５１の経路で伝達されるため、キャリヤ５１と一体のドラム部材５５に設けた制振マス６４…が回転する。その結果、図７に示すように、制振マス６４…の付加に伴う慣性モーメントの増加により共振周波数が低い側にずれることで、エンジンＥの常用回転数領域で共振が発生するのが防止される。

図８（Ａ）は制振マス６４…を付加しない比較例を示すもので、エンジンＥの常用回転数領域と、常用回転数未満の領域とで共振が発生している。一方、図８（Ｂ）は制振マス６４…を付加した実施の形態を示すもので、エンジンＥの常用回転数領域における共振がなくなり、常用回転数未満の領域だけで共振が発生していることが分かる。

ところで、制振マス６４…を大型化すると動力伝達装置の重量や寸法の増加を招くため、できるだけ小型の制振マス６４…で必要な制振効果を得ることが望ましい。共振周波数を低い側に充分にずらすには、制振マス６４…の慣性モーメントの増加および制振マス６４…の回転数の増加が必要であり、また車両の走行中に常に制振効果を得るには、駆動輪Ｗ，Ｗに常時連動して回転する部材に制振マス６４…を設ける必要がある。

制振マス６４…の慣性モーメントを増加させるには、制振マス６４…を大型化するか、制振マス６４…の回転半径を大きくすることが必要であるが、制振マス６４…の大型化は即座に重量の増加を招くために望ましくない。本実施の形態では、大径の遊星歯車機構４７のうちの最も径方向外側に位置するドラム部材５５の外周面に制振マス６４…を設けたので、制振マス６４…の回転半径が最大限に確保され、制振マス６４…の重量を増加させることなく必要な慣性モーメントを確保することができる。しかも遊星歯車機構４７のドラム部材５５は車両の走行中に常に回転するため、車両の走行中に必ず制振効果を得ることができる。

また制振マス６４…の効果を高めるには、回転数が大きい部材に制振マス６４…を設けることが望ましいが、本実施の形態では、第２出力軸４３の回転が第１ギヤ５８および第２ギヤ５９を介して増速された状態で伝達されるドラム部材５５に制振マス６４…を設けたので、制振マス６４…の回転数を増加させて制振効果を更に高めることができる。

また一般に遊星歯車機構ではリングギヤが最も径方向外側に位置するが、本実施の形態では、レイアウトの関係でキャリヤ５１の一部であるドラム部材５５がリングギヤ５０の径方向外側を迂回しているため、そのドラム部材５５に制振マス６４…を設けている。このようにリングギヤ５０以外の要素に制振マス６４…を設けることで、制振マス６４…を設ける部材の選択自由度が増加する。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、実施の形態では制振マス６４…を遊星歯車機構４７のキャリヤ５１の一部であるドラム部材５５に設けているが、遊星歯車機構４７の最外周に配置される回転部材であれば、リングギヤ５０の一部である部材あるいはサンギヤ４９一部である部材に制振マス６４…を設けても良い。

１２ 入力軸
１３ 出力軸
１４ 伝達ユニット
１５ 変速軸
１７ ピニオン
１８ 偏心カム
１９ 偏心ディスク（偏心部材）
１９ｂ リングギヤ
２３ 変速アクチュエータ
３３ コネクティングロッド
３６ ワンウェイクラッチ
３８ アウター部材
４７ 遊星歯車機構
４８ クラッチ
５０ リングギヤ
５１ キャリヤ（回転半径が最大である要素）
６４ 制振マス
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｌ 入力軸の軸線
Ｓ２ 補助動力伝達手段
ε 偏心部材の偏心量

Claims (3)

1. 駆動源（Ｅ）に接続された入力軸（１２）の回転を変速して出力軸（１３）に伝達する複数の伝達ユニット（１４）を軸方向に並置し、
   前記伝達ユニット（１４）の各々は、
   前記入力軸（１２）と一体に回転する偏心カム（１８）と、
   前記偏心カム（１８）の外周に相対回転自在に嵌合するリングギヤ（１９ｂ）が形成された偏心部材（１９）と、
   前記入力軸（１２）と同軸に配置されて変速アクチュエータ（２３）により回転する変速軸（１５）と、
   前記変速軸（１５）に設けられて前記リングギヤ（１９ｂ）に噛合するピニオン（１７）と、
   前記出力軸（１３）に設けたワンウェイクラッチ（３６）と、
   前記偏心部材（１９）および前記ワンウェイクラッチ（３６）のアウター部材（３８）に接続されて往復運動するコネクティングロッド（３３）と、
   前記変速アクチュエータ（２３）で前記変速軸（１５）を前記入力軸（１２）に対して相対回転させて前記偏心カム（１８）に対する前記偏心部材（１９）の位相を変化させることで、前記入力軸（１２）の軸線（Ｌ）からの前記偏心部材（１９）の偏心量（ε）を変化させて変速比を変更する車両用動力伝達装置であって、
   前記複数の伝達ユニット（１４）に対して並列に配置されて前記入力軸（１２）および前記出力軸（１３）を接続する補助動力伝達手段（Ｓ２）が、遊星歯車機構（４７）と、前記遊星歯車機構（４７）の動力伝達を遮断するクラッチ（４８）とを備え、前記遊星歯車機構（４７）の三つの要素のうち、前記出力軸（１３）に常時連結され、かつ回転半径が最大である要素（５１）に制振マス（６４）を接続したことを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記回転半径が最大である要素（５１）には、前記出力軸（１３）の回転が増速されて伝達されることを特徴とする、請求項１に記載の車両用動力伝達装置。
3. 前記回転半径が最大である要素（５１）は、リングギヤ（５０）の径方向外側を迂回するキャリヤ（５１）であることを特徴とする、請求項１または請求項２に記載の車両用動力伝達装置。
   

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