JP6596408B2 - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、入力軸および変速軸を変速アクチュエータで相対回転させて変速比を変更する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関する。

クランク式の伝達ユニットを備える無段変速機は、入力軸に支持された偏心ディスクに設けたリングギヤに変速軸に設けたピニオンを噛合させ、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ることで、ピニオンでリングギヤを回転させて偏心ディスクの偏心量を変更するようになっている。

無段変速機の運転中に変速アクチュエータを駆動すると、変速軸に作用する負荷トルクの方向が反転するときに、ピニオンおよびリングギヤの噛合部に歯打ちによる騒音が発生する問題がある。これを解決するために、下記特許文献１に記載された発明は、変速軸にピニオンを軸線方向に摺動可能にスプライン嵌合するとともに、一対の皿バネでピニオンを変速軸の軸線方向の中立位置に向けて付勢することで、歯打ちによる騒音の発生を抑制している。

特開２０１４−２２８１０３号公報

しかしながら、上記特許文献１に記載されたものは、各ピニオンに対して２個の皿バネを必要とするために部品点数が大幅に増加するだけでなく、それらの皿バネの組み付け工数も増加するためにコストアップの要因となる問題があった。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、クランク式の伝達ユニットのピニオンおよびリングギヤの歯打ちによる騒音を簡単な構造で低減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入力軸の軸線方向に並置し、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た変速軸と、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、前記変速軸を前記入力軸に対して相対回転させる変速アクチュエータと、前記出力軸に設けられ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、前記変速軸の軸端は前記変速アクチュエータのアクチュエータ出力軸の軸端にスプライン嵌合部により連結され、前記変速軸は最も前記変速アクチュエータ寄りの前記ピニオンと前記スプライン嵌合部との間に環状の縮径部を備え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、前記縮径部は円弧状断面の溝で構成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の構成に加えて、前記縮径部は前記軸線方向の長さが径方向の深さよりも大きい浅底状断面の溝で構成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。

なお、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、実施の形態の筒状部５４ａは本発明のアクチュエータ出力軸に対応し、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、偏心部材が入力軸と一体に偏心回転すると、偏心部材に一端を接続されたコネクティングロッドが往復運動し、コネクティングロッドの他端が接続されたアウター部材が往復揺動する。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、入力軸の回転が変速されて出力軸に伝達される。変速アクチュエータで偏心部材の偏心量を変化させると、コネクティングロッドの往復ストロークが変化して動力伝達装置の変速比が変更される。

変速軸の軸端は変速アクチュエータのアクチュエータ出力軸の軸端にスプライン嵌合部により連結され、変速軸は最も変速アクチュエータ寄りのピニオンとスプライン嵌合部との間に環状の縮径部を備えるので、縮径部により変速軸の捩じり剛性を低下させることで、変速軸に設けられたピニオンと偏心部材に設けられたリングギヤとの噛合部に発生する歯打ち音を低減することができる。

また請求項２の構成によれば、縮径部は円弧状断面の溝で構成されるので、丸みをおびた断面形状の縮径部で応力が集中するのを防止することで、変速軸の強度を確保することができる。

また請求項３の構成によれば、縮径部は軸線方向の長さが径方向の深さよりも大きい浅底状断面の溝で構成されるので、縮径部の軸線方向の長さにより変速軸の捩じり剛性を任意に調整できるだけでなく、縮径部が形成された範囲に捩じり荷重を分散して変速軸の強度を確保することができる。

無段変速機の縦断面図。（第１の実施の形態） 図１の２−２線断面図。（第１の実施の形態） 偏心ディスクの単品図。（第１の実施の形態） 偏心ディスクの偏心量と変速比との関係を示す図。（第１の実施の形態） 変速アクチュエータのスケルトン図。（第１の実施の形態） 変速アクチュエータの詳細図。（第１の実施の形態） ピニオンに作用するトルクの方向の変動を説明する図。（第１の実施の形態） 変速軸の捩り剛性が各伝達ユニットの出力トルクに及ぼす影響を説明する図。（第１の実施の形態） 変速軸の捩れ剛性が各伝達ユニットのピニオンの位相のバラツキに及ぼす影響を説明する図。（第１の実施の形態） 図６の要部に対応する図。（第２の実施の形態）

第１の実施の形態

以下、図１〜図９に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。

図１および図２に示すように、自動車用のクランク式の無段変速機Ｔの支持フレーム１１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８個の伝達ユニット１４…、出力軸１３および図示せぬディファレンシャルギヤを介して図示せぬ駆動輪に伝達される。

８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。

中空に形成された入力軸１２の内部に軸線Ｌを共有する変速軸１５が配置されており、この変速軸１５の外周に１０個のニードルベアリング１６…を介して軸線Ｌ方向に９分割された偏心カム１７…が回転自在に支持される。８個の伝達ユニット１４…の合計９個の偏心カム１７…は図示せぬ複数本のボルトで一体に結合されており、それら９個の偏心カム１７…の内周部分が実質的に入力軸１２を構成する。

隣接する一対の偏心カム１７，１７は、入力軸１２の軸線Ｌに対して距離ｄだけ偏心した中心Ｏ１を有する一対の円形のカム部１７ａ，１７ａと、カム部１７ａ，１７ａの径方向内側に形成された断面三日月状のガイド部１７ｂとを備える。入力軸１２と軸線Ｌを共有する変速軸１５の外周には８個のピニオン１８…が一体に形成されており、各ピニオン１８は偏心カム１７，１７の断面三日月状のガイド部１７ｂの切欠き部１７ｃに収納される。各伝達ユニット１４の偏心カム１７，１７のカム部１７ａ，１７ａの位相は相互に４５゜ずつずれている。

図２および図３に示すように、偏心カム１７，１７のカム部１７ａ，１７ａの外周面には、円板状の偏心ディスク１９の軸線Ｌ方向両端面に形成された一対の偏心凹部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１７，１７のカム部１７ａ，１７ａ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１７，１７のカム部１７ａ，１７ａの中心Ｏ１間の距離ｄと、偏心カム１７，１７のカム部１７ａ，１７ａ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。

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１７，１７のガイド部１７ｂの外周面に摺動可能に当接する。そして偏心カム１７，１７の切欠き部１７ｃから露出する変速軸１５のピニオン１８が、偏心ディスク１９のリングギヤ１９ｂに噛合する。偏心ディスク１９の外周には、その偏心方向と逆方向に突出するカウンタウエイト１９ｃが設けられる。そして偏心ディスク１９の外周にはコネクティングロッド２１の大端部２１ａがボールベアリング２２を介して支持される。

図１および図２に示すように、出力軸１３の外周に設けられたワンウェイクラッチ２３は、コネクティングロッド２１の小端部２１ｂにピン２４を介して連結されたリング状の揺動リンク２５と、揺動リンク２５の内周に固定されたリング状のアウター部材２６と、アウター部材２６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２７と、アウター部材２６の内周面とインナー部材２７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２８…で付勢された複数個のローラ２９…とを備える。

そして入力軸１２のエンジンＥと反対側の軸端には、入力軸１２に対して変速軸１５を相対回転させることで、偏心ディスク１９の偏心量εを増減して無段変速機Ｔの変速比を変更する変速アクチュエータ３０が設けられる。

図１に示すように、８個の伝達ユニット１４…を支持する支持フレーム１１は、軸線Ｌ方向中央に位置する中央フレーム３１と、軸線Ｌ方向両側に位置する一対の側方フレーム３２，３３とからなり、中央フレーム３１とエンジンＥ側に位置する一方の側方フレーム３２との間に４個の伝達ユニット１４…が配置され、中央フレーム３１と反エンジンＥ側に位置する他方の側方フレーム３３との間に４個の伝達ユニット１４…が配置される。

中央フレーム３１は鉄製の板状部材であり、その長手方向両側の入力軸１２側および出力軸１３側に形成された２個のベアリング支持孔３１ａ，３１ｂを備える。

エンジンＥ側に位置する側方フレーム３２は基本的にアルミニウム合金で籠状に形成された鋳造部材であり、中央部に鉄製の板状部材であるベアリングホルダ３８が鋳込みにより埋設される。ベアリングホルダ３８の入力軸１２側および出力軸１３側には、それぞれベアリング支持孔３８ａ，３８ｂが形成される。

反エンジンＥ側に位置する側方フレーム３３も基本的にアルミニウム合金で籠状に形成された鋳造部材であり、その中央に鉄製の板状部材であるベアリングホルダ３９が鋳込みにより埋設される。反エンジンＥ側に位置する側方フレーム３３およびベアリングホルダ３９の構造は、上述したエンジンＥ側に位置する側方フレーム３２側およびベアリングホルダ３８に対して面対称な構造であるため、その重複する説明は省略する。

入力軸１２の軸線Ｌ方向中央部に固定された偏心カム１７は、中央フレーム３１のベアリング支持孔３１ａに中央部支持ベアリング３４を介して支持されるとともに、入力軸１２の軸線Ｌ方向両端部は、一対の側方フレーム３２，３３のベアリングホルダ３８，３９のベアリング支持孔３８ａ，３９ａにそれぞれ軸端部支持ベアリング３６，３６を介して支持される。同様に、出力軸１３の軸線Ｌ方向中央部は、中央フレーム３１のベアリング支持孔３１ｂに中央部支持ベアリング３５を介して支持されるとともに、出力軸１３の軸線Ｌ方向両端部は、一対の側方フレーム３２，３３のベアリングホルダ３８，３９のベアリング支持孔３８ｂ，３９ｂにそれぞれ軸端部支持ベアリング３７，３７を介して支持される。

そして中央フレーム３１および一対の側方フレーム３２，３３をボルト４０…で一体に締結してサブアセンブリが組み立てられ、このサブアセンブリが中央フレーム３１を貫通するボルト４１…でミッションケース４２の内部に締結される。

次に、図５および図６に基づいて変速アクチュエータ３０の構造を説明する。

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ための変速アクチュエータ３０は、入力軸１２の軸線Ｌ上に配置された第１遊星歯車機構ＰＧＳ１、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２および偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３を備える。

シングルピニオン型の第１遊星歯車機構ＰＧＳ１は、サンギヤＳａと、リングギヤＲａと、キャリヤＣａと、キャリヤＣａに回転自在に支持されてサンギヤＳａおよびリングギヤＲａに同時に噛合する複数のピニオンＰａ…とを備える。シングルピニオン型の第２遊星歯車機構ＰＧＳ２は、サンギヤＳｂと、リングギヤＲｂと、キャリヤＣｂと、キャリヤＣｂに回転自在に支持されてサンギヤＳｂおよびリングギヤＲｂに同時に噛合する複数のピニオンＰｂ…とを備える。第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリヤＣａおよび第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリヤＣｂは一体に形成される。本実施の形態では、両サンギヤＳａ，Ｓｂの歯数は同一であり、両リングギヤＲａ，Ｒｂの歯数は同一であり、両ピニオンＰａ，Ｐｂの歯数は同一である。第１遊星歯車機構ＰＧＳ１および第２遊星歯車機構ＰＧＳ２は切り離し機構を構成する。

変速アクチュエータ３０の電動モータ６１の回転軸に設けた駆動ギヤ６２に歯合する中間ギヤ６３は、ミッションケース４２の一部である変速アクチュエータケース４２ａに一端を固定した固定軸４３に回転自在に支持された従動ギヤ６４に噛合する。一方、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｂは固定軸４３の他端に回転不能に固定される。

減速機構を構成する偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３は、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａと一体のサンギヤＳｃと、変速アクチュエータケース４２ａに固定されたリングギヤＲｃと、固定軸４３の外周に従動ギヤ６４を回転自在に支持する軸部の一部を入力軸１２の軸線Ｌに対して偏心させた偏心部６４ａと、偏心部６４ａに回転自在に支持されたキャリヤＣｃと、キャリヤＣｃに設けられてリングギヤＲｃに噛合するキャリヤ外歯ギヤＣｃ１と、キャリヤＣｃに設けられてサンギヤＳｃに噛合するキャリヤ内歯ギヤＣｃ２とを備える。

偏心部６４ａの軸線Ｌ´は固定軸４３の軸線Ｌに対して距離αだけ偏心するため（図６参照）、偏心部６４ａに支持されたキャリヤＣｃはサンギヤＳｃおよびリングギヤＲｃに対して距離αだけ偏心する。その結果、キャリヤ外歯ギヤＣｃ１およびリングギヤＲｃの噛合部と、キャリヤ内歯ギヤＣｃ２およびサンギヤＳｃの噛合部とは、入力軸１２の軸線Ｌを挟んで位相が相互に１８０°ずれている。

固定軸４３の外径は変速アクチュエータケース４２ａに固定される一端側から変速軸１５に嵌合する他端側に向かって複数段に縮径しており、その内部には一端側から他端側に向かって複数段に縮径する軸方向油路４３ａが形成される。固定軸４３の軸方向油路４３ａは変速軸１５の内部に形成された軸方向油路１５ａにシール部材５３を介して連通し、変速軸１５の軸方向油路１５ａから複数の径方向油路１５ｂ…が分岐する。

また固定軸４３の軸方向油路４３ａにおける軸線Ｌ方向に離間した三つの位置から、第１径方向油路４３ｂ、第２径方向油路４３ｃおよび第３径方向油路４３ｄが径方向に分岐しており、第１径方向油路４３ｂは第１遊星歯車機構ＰＧＳ１の内周部に開口し、第２径方向油路４３ｃは第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の内周部に開口し、第３径方向油路４３ｄは第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の内周部に開口する。第１〜第３径方向油路４３ｂ，４３ｃ，４３ｄは、この無段変速機Ｔを車両に搭載した状態で固定軸４３の下面に下向きに開放する。

固定軸４３の外周には一端側から他端側に向けて６個のボールベアリング４４〜４９が配置されており、ボールベアリング４４，４５の外周には従動ギヤ６４が支持され、ボールベアリング４６の外周には第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃが支持され、ボールベアリング４７の外周には第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａが支持され、ボールベアリング４８の外周には第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリヤＣｂが支持され、ボールベアリング４９の外周には第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂを変速軸１５に連結するドラム状の連結部材５４が支持される。また従動ギヤ６４の外周にはボールベアリング５０を介して第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリヤ内歯ギヤＣｃ２が支持され、入力軸１２の軸端、すなわち左端に位置する偏心カム１７に第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａを連結するドラム状の連結部材５５は、ボールベアリング５１を介して第３遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃの外周に支持され、連結部材５５の内周にボールベアリング５２を介して第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリヤＣａの外周が支持される。

第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂと一体の連結部材５４の内周の筒状部５４ａは、変速軸１５の軸端部外周にスプライン嵌合部５６で嵌合して一体に結合される。そして連結部材５４の筒状部５４ａの先端と、最も変速アクチュエータ３０側に位置するピニオン１８に隣接するニードルベアリング１６とに挟まれた変速軸１５の外周面に、弧状断面を有する環状の縮径部１５ｃが形成される。

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２および図４（Ａ）〜図４（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２１の大端部２１ａ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２１が往復運動する。

その結果、コネクティングロッド２１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２５と共にアウター部材２６が図２において反時計方向に揺動し、スプリング２８…に付勢されたローラ２９…がアウター部材２６およびインナー部材２７間の楔状の空間に噛み込み、アウター部材２６およびインナー部材２７がローラ２９…を介して結合されることで、ワンウェイクラッチ２３が係合してコネクティングロッド２１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２１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２５と共にアウター部材２６が図２において時計方向に揺動し、ローラ２９…がスプリング２８…を圧縮しながらアウター部材２６およびインナー部材２７間の楔状の空間から押し出され、アウター部材２６およびインナー部材２７が相互にスリップすることで、ワンウェイクラッチ２３が係合解除してコネクティングロッド２１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。８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４５°ずつずれているため、８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２１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２１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２１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。変速アクチュエータ３０により入力軸１２に対して変速軸１５を相対回転させると、各伝達ユニット１４のピニオン１８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１７，１７のカム１７ａ，１７ａ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４（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１７，１７の中心Ｏ１までの距離ｄと、偏心カム１７，１７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１７，１７に対して偏心ディスク１９が相対回転することで、図４（Ｂ）および図４（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１７，１７に対して偏心ディスク１９が更に相対回転することで、図４（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、変速アクチュエータ３０の作用を説明する。

図５および図６において、電動モータ６１を駆動すると、その回転が駆動ギヤ６２、中間ギヤ６３および従動ギヤ６４を介して第３遊星歯車機構ＰＧＳ３の偏心部６４ａに入力され、偏心部６４ａの外周に支持されたキャリヤＣｃが偏心回転する。固定されたリングギヤＲｃにキャリヤ外歯ギヤＣｃ１が歯合するキャリヤＣｃは自転しながらゆっくりと公転し、キャリヤＣｃのキャリヤ内歯ギヤＣｃ２に歯合する第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａが、偏心部６４ａの回転に対して大きく減速されて回転する。このように、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３は、電動モータ６１の回転を減速して第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａに伝達する減速機構として機能する。

電動モータ６１が停止した状態では第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａが停止し、また第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｂも変速アクチュエータケース４２ａに固定されて停止している。この状態で入力軸１２に連結部材５５を介して連結された第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａが入力軸１２の回転数であるＮ１で回転すると、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリヤＣａおよび第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリヤＣｂが一体に形成されているため、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂもＮ１で回転する。その結果、変速軸１５は入力軸１２と同じ回転数Ｎ１で回転し、偏心ディスク１９…の偏心量は一定に維持される。このように、電動モータ６１が停止した状態では、入力軸１２および変速軸１５は共にＮ１で回転して相対回転が発生しないため、偏心ディスク１８の偏心量εは変化せず、変速比は一定に維持される。

入力軸１２および変速軸１５が共にＮ１で回転している状態で電動モータ６１を駆動すると、第３遊星歯車機構ＰＧＳ３を介して第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａが回転し、変速アクチュエータケース４２ａに固定された第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｂとの間に差回転が発生する。第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリヤＣａおよび第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリヤＣｂは一体に形成されているため、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａおよび第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂには、二つのサンギヤＳａ，Ｓｂ間の差回転に応じた差回転が発生し、変速軸１５の回転数は電動モータ６１が停止していたときのＮ１から変化する。このように、入力軸１２および変速軸１５が共に回転数Ｎ１で回転している状態で電動モータ６１を駆動すると、その回転方向および回転数に応じた差回転が変速軸１５に発生し、変速軸１５の回転数がＮ１からずれることで、偏心ディスク１８の偏心量εが変化して無段変速機Ｔの変速比が変更される。

次に、変速軸１５のピニオン１８…および偏心ディスク１９…のリングギヤ１９ｂ…間に発生する歯打ち音の低減について説明する。

図７は入力軸１２が１回転する間に変速軸１５のピニオン１８に作用する反力トルクの変化を示すものである。同図から明らかなように、入力軸１２が１回転する間に、入力軸１２の軸線Ｌ、偏心カム１７の中心Ｏ１および偏心ディスク１９の中心Ｏ２を結ぶく字状に折れ曲がったリンク（図４参照）と、コネクティングロッド２１とが成す角度が刻々と変化するため、ピニオン１８に作用する反力トルクの方向は反転する。変速軸１５のピニオン１８および偏心ディスク１９のリングギヤ１９ｂの歯合部にはバックラッシュが存在するため、ピニオン１８に作用する反力トルクの方向が反転するときに、ピニオン１８およびリングギヤ１９ｂが相対回転して前記バックラッシュが詰まることで、ピニオン１８の歯先とリングギヤ１９ｂの歯先とが衝突して歯打ち音が発生し、これが無段変速機Ｔの騒音の原因となる問題がある。

歯打ち音を低減するには、変速軸１５の捩じり剛性を低減し、ピニオン１８の歯先とリングギヤ１９ｂの歯先とが衝突したときに変速軸１５が容易に捩じれて衝撃を吸収するようにすれば良い。しかしながら、変速軸１５全体の捩じり剛性を低減してしまうと、変速軸１５の捩じれ角は変速アクチュエータ３０に近い側から遠い側（エンジンＥ側）に向かって次第に増加するため、変速軸１５の捩じれによって変速アクチュエータ３０に近いピニオン１８の位相は僅かしか変化しなくても、変速アクチュエータ３０から遠いピニオン１８の位相は大きく変化してしまい、各伝達ユニット１４の偏心ディスク１９の偏心量εが不均一になってしまう。

その結果、図８に示すように、変速軸１５の捩じり剛性が高い場合には均一であった♯〜♯８の８個の伝達ユニット１４…の出力トルクが、変速軸１５の捩じり剛性を低くしたことにより不均一に低下してしまう問題がある。

しかしながら、本実施の形態によれば、変速アクチュエータ３０に接続される変速軸１５の軸端、つまり８個のピニオン１８…よりも軸線Ｌ方向外側に縮径部１５ｃを形成し、変速軸１５の捩じり剛性を局部的に低下させたので、何れの伝達ユニット１４のピニオン１８およびリングギヤ１９ｂが衝突しても変速軸１５が縮径部１５ｃにおいて捩じれることで衝撃を吸収して歯打ち音を低減しながら、８個のピニオン１８…の間に位相差が発生するのを防止して８個の伝達ユニット１４…の出力トルクを均一化することができる。

図９の比較例１は、変速軸１５全体を高剛性にした場合であり、変速アクチュエータ３０に近い♯８伝達ユニット１４からエンジンＥに近い♯１伝達ユニット１４に向かって８個のピニオン１８…の位相のバラツキは僅かに増加するだけである。一方、比較例２は、変速軸１５全体を低剛性にした場合であり、変速アクチュエータ３０に近い♯８伝達ユニット１４からエンジンＥに近い♯１伝達ユニット１４に向かってピニオン１８…の位相のバラツキは大きく増加してしまうため、歯打ち音は低減できるものの、８個の伝達ユニット１４…の出力トルクが不均一になってしまう。そして本実施の形態は、変速軸１５の縮径部１５ｃで歯打ち音を低減しながら、縮径部１５ｃを８個のピニオン１８…の軸線Ｌ方向外側に形成したことで、８個のピニオン１８…の位相のバラツキは比較例１と同等に低く抑えられている。

しかも本実施の形態によれば、変速軸１５の縮径部１５ｃの断面形状が角部を持たない円弧状であるため、縮径部１５ｃに応力が集中して変速軸１５の強度を低下させることが防止される。

第２の実施の形態

次に、図１０に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。

第１の実施の形態の変速軸１５の縮径部１５ｃは断面円弧状の溝で構成されていたが（図６参照）、第２の実施の形態の縮径部１５ｃは、軸線Ｌ方向の長さが径方向の深さよりも大きい浅底状断面の溝で構成されている。その結果、縮径部１５ｃの軸線Ｌ方向の長さの調整により変速軸１５の捩じり剛性を任意に調整できるだけでなく、縮径部１５ｃが形成された範囲に捩じり荷重を分散して応力集中を回避し、変速軸１５の強度を確保することができる。

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、変速アクチュエータ３０の構造は実施の形態に限定されるものではない。

また本発明の駆動源は実施の形態のエンジンＥに限定されず、電動モータ等の他の駆動源であっても良い。

１２ 入力軸
１３ 出力軸
１４ 伝達ユニット
１５ 変速軸
１５ｃ 縮径部
１７ 偏心カム
１８ ピニオン
１９ 偏心ディスク（偏心部材）
１９ｂ リングギヤ
２１ コネクティングロッド
２３ ワンウェイクラッチ
２６ アウター部材
３０ 変速アクチュエータ
５４ａ 筒状部（アクチュエータ出力軸）
５６ スプライン嵌合部
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｌ 入力軸の軸線
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）を前記入力軸（１２）の軸線（Ｌ）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（１７）と、
   前記偏心カム（１７）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）と同軸に配置された変速軸（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（１８）と、
   前記変速軸（１５）を前記入力軸（１２）に対して相対回転させる変速アクチュエータ（３０）と、
   前記出力軸（１３）に設けられたワンウェイクラッチ（２３）と、
   前記偏心部材（１９）および前記ワンウェイクラッチ（２３）のアウター部材（２６）に接続されて往復運動するコネクティングロッド（２１）とを備え、
   前記変速アクチュエータ（３０）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（１７）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、
   前記変速軸（１５）の軸端は前記変速アクチュエータ（３０）のアクチュエータ出力軸（５４ａ）の軸端にスプライン嵌合部（５６）により連結され、前記変速軸（１５）は最も前記変速アクチュエータ（３０）寄りの前記ピニオン（１８）と前記スプライン嵌合部（５６）との間に環状の縮径部（１５ｃ）を備えることを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記縮径部（１５ｃ）は円弧状断面の溝で構成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. 前記縮径部（１５ｃ）は前記軸線（Ｌ）方向の長さが径方向の深さよりも大きい浅底状断面の溝で構成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。
   

Images