JP6213840B2 - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、クランク式の無段変速機構よりなる複数の動力伝達ユニットを軸方向に並置した車両用動力伝達装置に関する。

かかるクランク式の動力伝達ユニットを備えた車両用動力伝達装置において、出力軸の駆動力出力部に近い位置にあるワンウェイクラッチと、出力軸の駆動力出力部から遠い位置にあるワンウェイクラッチとで伝達トルクが異なるのを補償するために、ワンウェイクラッチのインナー部材の傾斜面の傾斜角、つまりワンウェイクラッチのストラット角を出力軸の駆動力出力部からの距離に応じて異ならせたものが、下記特許文献１により公知である。

特開２０１４−９７９３号公報

しかしながら、上記従来のものは、各ワンウェイクラッチ毎にインナー部材の外周面の傾斜角が異なっており、傾斜角が小さい外周面ほどローラとの間に大きな荷重が作用するため、各ワンウェイクラッチ毎にインナー部材の外周面の寿命が不均一になるという問題があった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、クランク式の動力伝達ユニットを複数個並置した車両用動力伝達装置において、各ワンウェイクラッチのインナー部材の外周面の寿命を均一化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動力伝達ユニットを軸方向に並置し、前記動力伝達ユニットは、前記入力軸の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸と共に回転する入力側支点と、前記出力軸に接続されたワンウェイクラッチと、前記ワンウェイクラッチのアウター部材に設けられた出力側支点と、前記入力側支点および前記出力側支点に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッドと、前記出力軸に設けられて該出力軸の駆動力を駆動輪に出力する駆動力出力部とを備え、前記ワンウェイクラッチは、前記アウター部材と、前記出力軸と一体に回転するインナー部材と、前記アウター部材の内周面および前記インナー部材の外周面間に形成された複数の楔状空間にそれぞれ配置された複数のローラとを備え、前記インナー部材に対する前記アウター部材の一方向の相対回転により前記ローラが前記楔状空間に係合して駆動力を伝達する車両用動力伝達装置であって、前記インナー部材の前記外周面は、前記楔状空間に前記ローラが係合する直前の基準位置と、前記楔状空間に前記ローラが完全に係合する係合完了位置と、前記基準位置および前記係合完了位置の間の係合中間領域とを備え、前記基準位置における前記外周面の第１曲率半径および前記係合完了位置における前記外周面の第２曲率半径に対して、前記係合中間領域における前記外周面の第３曲率半径を大きく設定するとともに、前記外周面が前記第３曲率半径から前記第２曲率半径に移行する移行点の位置を、前記駆動力出力部からの距離が小さい前記ワンウェイクラッチほど前記係合完了位置側にずら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。

尚、実施の形態の偏心ディスク１８は本発明の入力側支点に対応し、実施の形態のピン１９ｃは本発明の出力側支点に対応し、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、入力軸と共に入力側支点が偏心回転すると、コネクティングロッドを介してワンウェイクラッチのアウター部材が往復揺動し、アウター部材が一方向に揺動したときにワンウェイクラッチが係合し、アウター部材が他方向に揺動したときにワンウェイクラッチが係合解除することで、出力軸が一方向に回転する。入力側支点の偏心量を変更するとコネクティングロッドの往復移動のストロークが変化し、それに伴ってアウター部材の往復揺動のストロークが変化することで変速比が変更される。

インナー部材の外周面は、楔状空間にローラが係合する直前の基準位置と、楔状空間にローラが完全に係合する係合完了位置と、基準位置および係合完了位置の間の係合中間領域とを備え、基準位置における外周面の第１曲率半径および係合完了位置における外周面の第２曲率半径に対して、係合中間領域における外周面の第３曲率半径を大きく設定するので、中負荷高サイクルの荷重が作用するために耐久性が低下する係合中間領域近傍の外周面の曲率半径を大きくして耐久性を高め、外周面全体の耐久性を均一化することができる。

また駆動力出力部からの距離が小さいワンウェイクラッチほどアウター部材の揺動角が大きくなって中負荷高サイクルの荷重が作用する領域が広くなるが、インナー部材の外周面が第３曲率半径から第２曲率半径に移行する移行点の位置を、駆動力出力部からの距離が小さいワンウェイクラッチほど係合完了位置側にずらしたので、駆動力出力部からの距離が異なる全てのワンウェイクラッチについて耐久性を均一化することができる。

車両用動力伝達装置のスケルトン図。 図１の２部詳細図。 図２の３−３線断面図（ＯＤ状態）。 図２の３−３線断面図（ＧＮ状態）。 ＯＤ状態での作用説明図。 ＧＮ状態での作用説明図。 ワンウェイクラッチのローラの位置の定義を示す図。 駆動力出力部に近いワンウェイクラッチおよび駆動力出力部から遠いワンウェイクラッチの係合中間領域の差を示す図。 駆動力出力部からの距離に応じた出力軸の捩れ角の説明図。 インナー部材の外周面のＳＮ線図。 駆動力出力部からの距離に応じたインナー部材の外周面におけるローラの通過頻度の差を示す図。 駆動力出力部からの距離に応じたインナー部材の外周面の曲率半径、面圧および伝達トルクを示す図。

以下、図１〜図１２に基づいて本発明の実施の形態を説明する。

図１〜図３に示すように、エンジンＥの駆動力を左右の車軸１０，１０を介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達する車両用動力伝達装置は、クランク式の無段変速機ＴおよびディファレンシャルギヤＤを備える。本実施の形態の無段変速機Ｔは同一構造を有する複数個（実施の形態では４個）の動力伝達ユニットＵ…を軸方向に重ね合わせたもので、それらの動力伝達ユニットＵ…は平行に配置された共通の入力軸１１および共通の出力軸１２を備えており、入力軸１１の回転が減速または増速されて出力軸１２に伝達される。

次に、図２〜図６に基づいて無段変速機Ｔの構造を説明する。

先ず、代表として一つの動力伝達ユニットＵの構造を説明する。エンジンＥに接続されて回転する入力軸１１は、電動モータのような変速アクチュエータ１４の中空の回転軸１４ａの内部を相対回転自在に貫通する。変速アクチュエータ１４のロータ１４ｂは回転軸１４ａに固定されており、ステータ１４ｃはケーシングに固定される。変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａは、入力軸１１と同速度で回転可能であり、かつ入力軸１１に対して異なる速度で相対回転可能である。

変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを貫通した入力軸１１には第１ピニオン１５が固定されており、この第１ピニオン１５を跨ぐように変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａにクランク状のキャリヤ１６が接続される。第１ピニオン１５と同径の２個の第２ピニオン１７，１７が、第１ピニオン１５と協働して正三角形を構成する位置にそれぞれピニオンピン１６ａ，１６ａを介して支持されており、これら第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７に、円板形の偏心ディスク１８の内部に偏心して形成されたリングギヤ１８ａが噛合する。偏心ディスク１８の外周面に、コネクティングロッド１９のロッド部１９ａの一端に設けたリング部１９ｂがボールベアリング２０を介して相対回転自在に嵌合する。

出力軸１２の外周に設けられたワンウェイクラッチ２１は、コネクティングロッド１９のロッド部１９ａにピン１９ｃを介して枢支されたリング状のアウター部材２２と、アウター部材２２の内部に配置されて出力軸１２に固定されたインナー部材２３と、アウター部材２２とインナー部材２３との間に形成された楔状の空間に配置されてエンゲージスプリング２４…で付勢されたローラ２５…とを備える。尚、ワンウェイクラッチ２１の具体的な構造は後から詳述する。

図２から明らかなように、４個の動力伝達ユニットＵ…はクランク状のキャリヤ１６を共有しているが、キャリヤ１６に第２ピニオン１７，１７を介して支持される偏心ディスク１８の位相は各々の動力伝達ユニットＵで９０°ずつ異なっている。例えば、図２において、左端の動力伝達ユニットＵの偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中上方に変位し、左から３番目の動力伝達ユニットＵの偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中下方に変位し、左から２番目および４番目の動力伝達ユニットＵ，Ｕの偏心ディスク１８，１８は上下方向中間に位置している。

次に、図７〜図９に基づいて、本実施の形態のワンウェイクラッチ２１の特徴を説明する。

ワンウェイクラッチ２１のローラ２５は、アウター部材２２の内周面２２ａおよびインナー部材２３の外周面２３ａ間に形成された楔状空間２６に周方向に移動可能に配置される。楔状空間２６に配置されたローラ２５の位置には、周方向両端のエンゲージポイントおよびダンピングポイントと、エンゲージポイントおよびダンピングポイント間のデイタムポイントとがある。

エンゲージポイント（係合完了位置）は、ローラ２５がアウター部材２２の内周面２２ａおよびインナー部材２３の外周面２３ａ間に噛み込んでワンウェイクラッチ２１が完全に係合する位置である。ダンピングポイントは、ワンウェイクラッチ２１が係合解除してアウター部材２２の内周面２２ａおよびインナー部材２３の外周面２３ａ間から押し出されたローラ２５がエンゲージスプリング２４を圧縮して限界まで後退する位置である。デイタムポイント（係合直前位置）は、ワンウェイクラッチ２１が非係合状態にあるときに、次の係合に備えてローラ２５が待機する係合直前の位置である。更に、デイタムポイントおよびエンゲージポイント間に係合中間領域が設定される。

ストラット角とは、ローラ２５がアウター部材２２の内周面２２ａおよびインナー部材２３の外周面２３ａに接する点をＡ，Ｂとし、ローラ２５の中心をＯとしたとき、∠ＯＡＢあるいは∠ＯＢＡで定義される。ストラット角が大きいときに楔状空間２６の楔角は大きくなり、アウター部材２２あるいはインナー部材２３とローラ２５との接点に作用する法線荷重は小さくなる。またストラット角が小さいときに楔状空間２６の楔角は小さくなり、アウター部材２２あるいはインナー部材２３とローラ２５との接点に作用する法線荷重は大きくなる。

アウター部材２２の内周面２２ａはワンウェイクラッチ２１の中心と同じ中心を有する単純な円形であるが、インナー部材２３の外周面２３ａにおける各々のローラ２５が接する部分は曲率半径が異なる複数の円弧の組み合わせにより構成される。尚、外周面２３ａの所定点における曲率半径とは、外周面２３ａの所定点を通る法線上に中心を有して所定点に接する円の半径である。

図８は、インナー部材２３の外周面２３ａの係合直前位置および係合完了位置間の形状を示すものであり、係合直前位置における曲率半径は第１曲率半径Ｒ１であり、係合完了位置における曲率半径は第２曲率半径Ｒ２であり、係合直前位置および係合完了位置間の係合中間領域における曲率半径は第３曲率半径Ｒ３である。第１曲率半径Ｒ１および第２曲率半径Ｒ２の大小関係は任意であるが、第３曲率半径Ｒ３＞第１曲率半径Ｒ１、且つ第３曲率半径Ｒ３＞第２曲率半径Ｒ２に設定されている。即ち、係合中間領域の第３曲率半径Ｒ３は、係合直前位置の第１曲率半径Ｒ１および係合完了位置の第２曲率半径Ｒ２の何れよりも大きく設定される。

図９に示すように、出力軸１２の外周に複数個のワンウェイクラッチ２１…が並置されている場合、出力軸１２の図中右端をディファレンシャルギヤＤに駆動力を出力する駆動力出力部１２ａとすると、ワンウェイクラッチ２１…が係合してエンジンＥの駆動力を駆動輪Ｗ，Ｗに伝達しているとき、駆動輪Ｗ，Ｗ側から逆伝達される負荷は出力軸１２の駆動力出力部１２ａの回転を阻止するように作用する。各ワンウェイクラッチ２１から入力するエンジンＥのトルクで出力軸１２は捩じり変形するが、その捩れ角は駆動力出力部１２ａに近い出力軸１２の右端側で最小になり、駆動力出力部１２ａから遠い出力軸１２の左端側で最大になる。その理由は、駆動力出力部１２ａから遠い出力軸１２の左端側ほど、各ワンウェイクラッチ２１から入力されるトルクによる捩じれが積算されるためである。

駆動力出力部１２ａから遠い出力軸１２の左端側では出力軸１２の捩れ角が最大になるため、ワンウェイクラッチ２１のアウター部材２２の揺動角が一定であるとすると、出力軸１２の捩れ角が大きい分だけ、ワンウェイクラッチ２１が係合するときのアウター部材２２およびインナー部材２３の相対回転角が小さくなり、ワンウェイクラッチ２１が伝達する伝達トルクが小さくなる。逆に 駆動力出力部１２ａに近い出力軸１２の右端側では出力軸１２の捩れ角が最小になるため、ワンウェイクラッチ２１のアウター部材２２の揺動角が一定であるとすると、出力軸１２の捩れ角が小さい分だけ、ワンウェイクラッチ２１が係合するときのアウター部材２２およびインナー部材２３の相対回転角が大きくなり、ワンウェイクラッチ２１が伝達する伝達トルクが大きくなる。

このように、駆動力出力部１２ａからの距離に応じてワンウェイクラッチ２１の伝達トルクが異なることから、第３曲率半径Ｒ３を有する係合中間領域の広さが駆動力出力部１２ａからの距離に応じて変更される。図８（Ａ）は駆動力出力部１２ａに近いワンウェイクラッチ２１を示すもので、第３曲率半径Ｒ３を有する係合中間領域の終端（係合完了位置側の端部）が係合完了位置に寄っている。図８（Ｂ）は駆動力出力部１２ａから遠いワンウェイクラッチ２１を示すもので、第３曲率半径Ｒ３を有する係合中間領域の終端（係合完了位置側の端部）が係合完了位置から離れている。

次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。

先ず、無段変速機Ｔの一つの動力伝達ユニットＵの作用を説明する。変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを入力軸１１に対して相対回転させると、入力軸１１の軸線Ｌ１まわりにキャリヤ１６が回転する。このとき、キャリヤ１６の中心Ｏ、つまり第１ピニオン１５および２個の第２ピニオン１７，１７が成す正三角形の中心は入力軸１１の軸線Ｌ１まわりに回転する。

図３および図５は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して出力軸１２と反対側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量が最大になって無段変速機Ｔの変速比は最小のＯＤ（オーバドライブ）状態になる。図４および図６は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して出力軸１２と同じ側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量がゼロになって無段変速機Ｔの変速比は無限大のＧＮ（ギヤドニュートラル）状態になる。

図５に示すＯＤ状態で、エンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを回転させると、入力軸１１、回転軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ａ）から図５（Ｂ）を経て図５（Ｃ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周にリング部１９ｂをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、そのロッド部１９ａの先端にピン１９ｃで枢支されたアウター部材２２を反時計方向（矢印Ｂ参照）に回転させる。図５（Ａ）および図５（Ｃ）は、アウター部材２２の前記矢印Ｂ方向の回転の両端を示している。

このようにしてアウター部材２２が矢印Ｂ方向に回転すると、ワンウェイクラッチ２１のアウター部材２２およびインナー部材２３間の楔状の空間にローラ２５…が噛み込み、アウター部材２２の回転がインナー部材２３を介して出力軸１２に伝達されるため、出力軸１２は反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転する。

入力軸１１および第１ピニオン１５が更に回転すると、第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７にリングギヤ１８ａを噛合させた偏心ディスク１８が反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ｃ）から図５（Ｄ）を経て図５（Ａ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周にリング部１９ｂをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、そのロッド部１９ａの先端にピン１９ｃで枢支されたアウター部材２２を時計方向（矢印Ｂ′参照）に回転させる。図５（Ｃ）および図５（Ａ）は、アウター部材２２の前記矢印Ｂ′方向の回転の両端を示している。

このようにしてアウター部材２２が矢印Ｂ′方向に回転すると、アウター部材２２とインナー部材２３との間の楔状の空間からローラ２５…がエンゲージスプリング２４…を圧縮しながら押し出されることで、アウター部材２２がインナー部材２３に対してスリップして出力軸１２は回転しない。

以上のように、アウター部材２２が往復回転したとき、アウター部材２２の回転方向が反時計方向（矢印Ｂ参照）のときだけ出力軸１２が反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転するため、出力軸１２は間欠回転することになる。

図６は、ＧＮ状態で無段変速機Ｔを運転するときの作用を示すものである。このとき、入力軸１１の位置は偏心ディスク１８の中心に一致しているので、入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量はゼロになる。この状態でエンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを回転させると、入力軸１１、回転軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。しかしながら、偏心ディスク１８の偏心量がゼロであるため、コネクティングロッド１９の往復運動のストロークもゼロになり、出力軸１２は回転しない。

従って、変速アクチュエータ１４を駆動してキャリヤ１６の位置を図３のＯＤ状態と図４のＧＮ状態との間に設定すれば、無限大変速比および最小変速比間の任意の変速比での運転が可能になる。

無段変速機Ｔは、並置された４個の動力伝達ユニットＵ…の偏心ディスク１８…の位相が相互に９０°ずつずれているため、４個の動力伝達ユニットＵ…が交互に駆動力を伝達することで、つまり４個のワンウェイクラッチ２１…の何れかが必ず係合状態にあることで、出力軸１２を連続回転させることができる。

次に、ワンウェイクラッチ２１のインナー部材２３の外周面２３ａの疲労寿命について説明する。ワンウェイクラッチ２１が係合および係合解除を繰り返すと、ローラ２５が繰り返し通過するインナー部材２３の外周面２３ａが疲労する。外周面２３ａの疲労と、ローラ２５および外周面２３ａ間に作用する面圧との間には相関関係があり、所望の寿命を得ようとすると面圧の上限値が存在する。図１０は、面圧および寿命の関係を示すＳＮ線図であり、このＳＮ線図から、高負荷低サイクル時のＳＮカーブと、中負荷高サイクル時のＳＮカーブとが存在することが分かる。

図１０において鎖線で示す特性Ａは、ワンウェイクラッチ２１が所望の荷重伝達特性を持つようにインナー部材２３の外周面２３ａの形状を設定した場合のものであり、特性Ａのカーブは中負荷高サイクル時のＳＮカーブを超えてしまうため、その領域で必要な寿命が得られなかった。図１０に点線で示す特性Ｂのラインは、上記問題を解消するためにインナー部材２３の外周面２３ａの全域でストラット角を増加させて法線荷重（面圧）を減少させたものであり、中負荷高サイクル時のＳＮカーブを超えることが回避されるが、その代わりに高負荷低サイクル時のＳＮカーブとの間の間隔が広がりすぎてしまい、高負荷低サイクル時に面圧が無駄に低くなってワンウェイクラッチ２１の動力伝達性能が低下する問題が発生する。

図１０に実線で示す特性Ｃのカーブは本実施の形態のもので、特性Ｃのカーブは、特性Ａのカーブが中負荷高サイクル時のＳＮカーブを超えてしまう領域（楕円で囲んだ領域）だけで面圧が低下している。これにより高負荷低サイクル時に面圧を無駄に低くすることなく、高負荷低サイクル時のＳＮカーブおよび中負荷高サイクル時のＳＮカーブの両方を全サイクル時に下回ることで、要求される寿命を確保することができる。

これを詳細に説明すると、インナー部材２３の外周面２３ａのうち中負荷高サイクル時に疲労する部分は、係合直前位置と係合完了位置とに挟まれた領域、つまり外周面２３ａのうちの第３曲率半径Ｒ３を有する係合中間領域である。第３曲率半径Ｒ３の領域は第１曲率半径Ｒ１の領域および第２曲率半径Ｒ２の領域域に比べて曲率半径が大きいため、そことローラ２５との間に発生するヘルツ面圧が低下する。その結果、図１０の楕円で囲んで示す中負荷高サイクルの領域だけで、本実施の形態の特性Ｃのカーブを中負荷高サイクル時のＳＮカーブの下方に移動させることができる。

またインナー部材２３に対するアウター部材２２の係合方向の相対回転角が大きくなるほど、ローラ２５が楔状空間２６に強く噛み込むため、インナー部材２３の外周面２３ａに対するローラ２５の通過頻度が高い領域が係合完了位置側に延長される。図１１の横軸はインナー部材２３に対するアウター部材２２の係合方向への相対回転角であり、ＤＰは係合直前位置を示し、ＥＰは係合完了位置を示している。係合直前位置および係合完了位置に挟まれた中負荷領域、つまり第３曲率半径Ｒ３の領域では、駆動力出力部１２ａに近いために相対回転角が大きいワンウェイクラッチ２１の方が、駆動力出力部１２ａから遠いために相対回転角が小さいワンウェイクラッチ２１よりも、ローラ２５の通過頻度が高くなることが分かる。

図９で既に説明したように、出力軸１２の捩れ角は駆動力出力部１２ａに近い右端側で最小になり、駆動力出力部１２ａから遠い左端側で最大になるため、各ワンウェイクラッチ２１のアウター部材２２の揺動角が同じであっても、出力軸１２と一体のインナー部材２３の揺動角が駆動力出力部１２ａからの距離に応じて異なることで、駆動力出力部１２ａから遠いワンウェイクラッチ２１のインナー部材２３に対するアウター部材２２の係合方向への相対回転角は小さくなり、駆動力出力部１２ａに近いワンウェイクラッチ２１のインナー部材２３に対するアウター部材２２の係合方向への相対回転角は大きくなる。

言い換えると、駆動力出力部１２ａから遠いワンウェイクラッチ２１のインナー部材２３に対するアウター部材２２の係合方向への相対回転角は小さいため、中負荷領域におけるローラ２５の通過頻度が低くなり、また駆動力出力部１２ａに近いワンウェイクラッチ２１のインナー部材２３に対するアウター部材２２の係合方向への相対回転角は大きいため、中負荷領域におけるローラ２５の通過頻度が高くなる。

本実施の形態では、駆動力出力部１２ａから遠いために中負荷領域におけるローラ２５の通過頻度が低いワンウェイクラッチ２１は、曲率半径が大きい第３曲率半径Ｒ３の領域を短くし（図８（Ｂ）参照）、駆動力出力部１２ａに近いために中負荷領域におけるローラ２５の通過頻度が高いワンウェイクラッチ２１は、曲率半径が大きい第３曲率半径Ｒ３の領域を長くすることで（図８（Ａ）参照）、駆動力出力部１２ａからの距離が異なる全てのワンウェイクラッチ２１のインナー部材２３の外周面２３ａの寿命を均一化することができる。

図１２は、駆動力出力部１２ａに近いワンウェイクラッチ２１（伝達トルクが高いワンウェイクラッチ２１）と、駆動力出力部１２ａから遠いワンウェイクラッチ２１（伝達トルクが低いワンウェイクラッチ２１）との特性の違いを示すグラフである。尚、横軸は各グラフに共通のインナー部材２３に対するアウター部材２２の係合方向の相対回転角、つまりインナー部材２３の外周面２３ａにおけるローラ２５の位置である。

図１２（Ａ）はインナー部材２３の外周面２３ａの曲率半径を示すもので、伝達トルクが大きい駆動力出力部１２ａに近いワンウェイクラッチ２１の方が、曲率半径が大きい第３曲率半径Ｒ３の領域が長くなっている。

図１２（Ｂ）はインナー部材２３の外周面２３ａの面圧最大値を示すもので、伝達トルクが大きい駆動力出力部１２ａに近いワンウェイクラッチ２１と、伝達トルクが小さい駆動力出力部１２ａから遠いワンウェイクラッチ２１とで、面圧最大値が均一化されていることが分かる。

図１２（Ｃ）はワンウェイクラッチ２１の伝達トルクを示すもので、伝達トルクが大きい駆動力出力部１２ａに近いワンウェイクラッチ２１と、伝達トルクが小さい駆動力出力部１２ａから遠いワンウェイクラッチ２１とで、伝達トルクが均一化されていることが分かる。

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、実施の形態の無段変速機Ｔは４個の動力伝達ユニットＵ…を備えているが、動力伝達ユニットＵ…の数は４個に限定されるものではない。

また実施の形態の出力軸１２は軸方向一端部に駆動力出力部１２ａを備えているが、軸方向中間部に駆動力出力部１２ａを備えていても良い。この場合、駆動力出力部１２ａの両側に位置する２個の動力伝達ユニットＵ，Ｕが駆動力出力部１２ａに近い動力伝達ユニットになり、軸方向両端部に位置する２個の動力伝達ユニットＵ，Ｕが駆動力出力部１２ａから遠い動力伝達ユニットになる。

１１ 入力軸
１２ 出力軸
１２ａ 駆動力出力部
１８ 偏心ディスク（入力側支点）
１９ コネクティングロッド
１９ｃ ピン（出力側支点）
２１ ワンウェイクラッチ
２２ アウター部材
２２ａ 内周面
２３ インナー部材
２３ａ 外周面
２５ ローラ
２６ 楔状空間
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｒ１ 第１曲率半径
Ｒ２ 第２曲率半径
Ｒ３ 第３曲率半径
Ｕ 動力伝達ユニット
Ｗ 駆動輪
ε 偏心量

Claims (1)

1. 駆動源（Ｅ）に接続された入力軸（１１）の回転を変速して出力軸（１２）に伝達する複数の動力伝達ユニット（Ｕ）を軸方向に並置し、
   前記動力伝達ユニット（Ｕ）は、
   前記入力軸（１１）の軸線からの偏心量（ε）が可変であって該入力軸（１１）と共に回転する入力側支点（１８）と、
   前記出力軸（１２）に接続されたワンウェイクラッチ（２１）と、
   前記ワンウェイクラッチ（２１）のアウター部材（２２）に設けられた出力側支点（１９ｃ）と、
   前記入力側支点（１８）および前記出力側支点（１９ｃ）に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッド（１９）と、
   前記出力軸（１２）に設けられて該出力軸（１２）の駆動力を駆動輪（Ｗ）に出力する駆動力出力部（１２ａ）とを備え、
   前記ワンウェイクラッチ（２１）は、前記アウター部材（２２）と、前記出力軸（１２）と一体に回転するインナー部材（２３）と、前記アウター部材（２２）の内周面（２２ａ）および前記インナー部材（２３）の外周面（２３ａ）間に形成された複数の楔状空間（２６）にそれぞれ配置された複数のローラ（２５）とを備え、前記インナー部材（２３）に対する前記アウター部材（２２）の一方向の相対回転により前記ローラ（２５）が前記楔状空間（２６）に係合して駆動力を伝達する車両用動力伝達装置であって、
   前記インナー部材（２３）の前記外周面（２３ａ）は、前記楔状空間（２６）に前記ローラ（２５）が係合する直前の基準位置と、前記楔状空間（２６）に前記ローラ（２５）が完全に係合する係合完了位置と、前記基準位置および前記係合完了位置の間の係合中間領域とを備え、
   前記基準位置における前記外周面（２３ａ）の第１曲率半径（Ｒ１）および前記係合完了位置における前記外周面（２３ａ）の第２曲率半径（Ｒ２）に対して、前記係合中間領域における前記外周面（２３ａ）の第３曲率半径（Ｒ３）を大きく設定するとともに、前記外周面（２３ａ）が前記第３曲率半径（Ｒ３）から前記第２曲率半径（Ｒ２）に移行する移行点の位置を、前記駆動力出力部（１２ａ）からの距離が小さい前記ワンウェイクラッチ（２１）ほど前記係合完了位置側にずらしたことを特徴とする車両用動力伝達装置。

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