JP6913512B2 - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、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無段変速機と、前記出力軸に接続されて車両の前進・後進を切り換える前後進切換機構とを備える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、クランク式の無段変速機を備える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、出力軸に接続された動力伝達経路が捩れ共振して振動および騒音が発生する問題がある。この捩れ共振は、出力軸に接続された動力伝達経路に制振マスを取り付けて共振周波数をエンジンの常用回転数領域からずらすことで解消可能であるが、必要な大きさの制振マスを取り付けるスペースを確保することはレイアウト上の制約から困難である。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、クランク式の無段変速機を備える車両用動力伝達装置において、出力軸の下流の動力伝達経路の捩れ共振をコンパクトな構造で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、前記出力軸は、支持フレームに支持されて前記ワンウェイクラッチを支持する中空の外側出力軸と、前記外側出力軸の内部に嵌合して一端部が該外側出力軸の一端部から突出する内側出力軸とからなり、前記内側出力軸の他端部は前記外側出力軸の他端部に結合され、前記内側出力軸（１３Ｂ）の外周面と前記外側出力軸（１３Ａ）の内周面とに挟まれた前記外側出力軸（１３Ａ）の一端部と他端部との間の空間は、前記外側出力軸（１３Ａ）の一端部に配置されたシール部材（４４）で密閉されたオイル溜まり（α）を構成し、そのオイル溜まり（α）に、前記内側出力軸（１３Ｂ）の内部に形成された油路（１３ａ）から該内側出力軸（１３Ｂ）を径方向に貫通する油孔（１３ｃ）を介してオイルが供給されるとともに、該オイル溜まり（α）に保持されたオイルが前記外側出力軸（１３Ａ）、を径方向に貫通する油孔（１３ｄ）を介して前記ワンウェイクラッチ（２３）に供給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、前記外側出力軸の一端部から突出する前記内側出力軸の外周に前後進切換機構が配置されて、その前後進切換機構を覆うミッションケースに前記内側出力軸の一端部をベアリングを介して支持され、前記前後進切換機構には、前記内側出力軸の油路から該内側出力軸を径方向に貫通する油孔を介してオイルが供給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。

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、実施の形態のボールベアリング４５は本発明のベアリングに対応し、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、出力軸に設けられ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。

出力軸は、支持フレームに支持されてワンウェイクラッチを支持する中空の外側出力軸と、外側出力軸の内部に嵌合して一端部が該外側出力軸の一端部から突出する内側出力軸とからなり、内側出力軸の他端部は外側出力軸の他端部に結合されるので、出力軸の直径を縮小することなく、また出力軸の全長を増加させることなく、外側出力軸の長さおよび内側出力軸の長さの和である出力軸の実質的な全長を拡大して捩れ剛性を低下させることで、寸法の大型化を招くことなく出力軸の下流の動力伝達経路の捩れ共振周波数を伝達ユニットの入力回転数の常用回転数領域の外にずらして振動・騒音特性を改善することができる。

また、内側出力軸の外周面と外側出力軸の内周面とに挟まれた外側出力軸の一端部と他端部との間の空間は、外側出力軸の一端部に配置されたシール部材で密閉されたオイル溜まりを構成し、そのオイル溜まりに、内側出力軸の内部に形成された油路から該内側出力軸を径方向に貫通する油孔を介してオイルが供給されるとともに、該オイル溜まりに保持されたオイルが外側出力軸を径方向に貫通する油孔を介してワンウェイクラッチに供給されるので、オイル溜まりに保持されたオイルが外側出力軸の一端部から漏れたり、外側出力軸の一端部からオイル溜まりにダストが侵入したりするのをシール部材で阻止することできる。

また請求項３の構成によれば、外側出力軸の一端部から突出する内側出力軸の外周に前後進切換機構が配置されて、その前後進切換機構を覆うミッションケースに内側出力軸の一端部がベアリングを介して支持され、前後進切換機構には、内側出力軸の油路から該内側出力軸を径方向に貫通する油孔を介してオイルが供給されるので、内側出力軸の他端部を外側出力軸の他端部に支持し、かつ内側出力軸の一端部をベアリングを介してミッションケースに支持することで、内側出力軸を両端部で強固に支持して振動の発生を一層効果的に防止することができる。

車両用動力伝達装置のスケルトン図である。 図１の２部詳細図である。 図２の３−３線断面図である。 偏心ディスクの単品図である。 偏心ディスクの偏心量と変速比との関係を示す図である。 図２の６部拡大図である。 無段変速機の入力軸回転数と出力軸トルクとの関係を示すグラフである。

以下、図１〜図７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、車両用動力伝達装置は、エンジンＥの駆動力を入力軸１２から出力軸１３に無段変速して伝達するクランク式の無段変速機Ｔと、出力軸１３およびディファレンシャルギヤＤ間に配置されて車両の前進・後進を切り換える前後進切換機構Ｓとを備える。出力軸１３は同軸に嵌合する外側出力軸１３Ａおよび内側出力軸１３Ｂの二重構造であり、外側出力軸１３Ａが無段変速機Ｔの出力部材を構成し、外側出力軸１３Ａの一方の軸端からエンジンＥ側に突出する内側出力軸１３Ｂの外周に前後進切換機構Ｓが支持される。

以下、図２〜図５に基づいてクランク式の無段変速機Ｔの構造を説明する。

図２および図３に示すように、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、前後進切換機構Ｓ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Ｗ，Ｗ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３および図４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。そして入力軸１２の切欠き部１２ａ（図３参照）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２および図３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２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、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３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３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に基づいて前後進切換機構Ｓの構造および作用を説明する。

前後進切換機構Ｓは、内側出力軸１３Ｂの外周に配置された遊星歯車機構５１を備える、遊星歯車機構５１は、内側出力軸１３Ｂに固設されたサンギヤ５２と、内側出力軸１３Ｂに相対回転自在に支持されたキャリヤ５３と、キャリヤ５３の外周に相対回転自在に支持されたリングギヤ５４と、キャリヤ５３に回転自在に支持されてサンギヤ５２およびリングギヤ５４に噛合する複数のピニオン５５…とを備える。リングギヤ５４の外周にはファイナルドライブギヤ５６が一体に設けられており、ファイナルドライブギヤ５６はディファレンシャルギヤＤのケーシングに設けたファイナルドリブンギヤ５７に噛合する。

キャリヤ５３に設けられた第１ドグ５８と、内側出力軸１３Ｂに設けられた第２ドグ５９と、ミッションケース４２に設けられた第３ドグ６０とが軸方向に並置されており、図示せぬアクチュエータで作動するシフトスリーブ６１が図示するニュートラル位置にあるとき、第１ドグ５８、第２ドグ５９および第３ドグ６０は相互に切り離され、シフトスリーブ６１がニュートラル位置からドライブ位置に右動すると、第１ドグ５８および第２ドグ５９が結合されて第３ドグ６０が切り離され、シフトスリーブ６１がニュートラル位置からリバース位置に左動すると、第１ドグ５８および第３ドグ６０が結合されて第２ドグ５９が切り離される。

シフトスリーブ６１がニュートラル位置にあるとき、内側出力軸１３Ｂが空転してニュートラルレンジが確立する。シフトスリーブ６１がドライブ位置にあるとき、内側出力軸１３Ｂおよびキャリヤ５３が結合され、遊星歯車機構５１はロック状態になって内側出力軸１３Ｂと一体に回転するため、内側出力軸１３Ｂの回転がリングギヤ５４からファイナルドライブギヤ５６およびファイナルドリブンギヤ５７を介してディファレンシャルギヤＤに伝達され、車両は前進走行する。シフトスリーブ６１がリバース位置にあるとき、キャリヤ５３がミッションケース４２に拘束されるため、内側出力軸１３Ｂの回転がサンギヤ５２からキャリヤ５３を介して逆回転となってリングギヤ５４に伝達され、更にリングギヤ５４からファイナルドライブギヤ５６およびファイナルドリブンギヤ５７を介してディファレンシャルギヤＤに伝達され、車両は後進走行する。

図６に示すように、出力軸１３の外側部分を構成する円筒状の外側出力軸１３Ａは、中央フレーム３１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、一対の側方フレーム３２，３３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。出力軸１３の内側部分を構成する円柱状の内側出力軸１３Ｂは、外側出力軸１３Ａの内部にオイル溜まりαを介して嵌合し、その左端（前後進切換機構Ｓ側と反対側の端部）が外側出力軸１３Ａの左端にスプライン結合４３により結合される。外側出力軸１３Ａの右端（前後進切換機構Ｓ側の端部）から右方向に突出する内側出力軸１３Ｂの中間部外周面と、その外側を覆う外側出力軸１３Ａの右端内周面との間にブッシュよりなるシール部材４４が配置される。そして内側出力軸１３Ｂの右端はボールベアリング４５を介してミッションケース４２に支持される。

内側出力軸１３Ｂの内部には軸方向に延びる油路１３ａが形成されており、油路１３ａの左端は閉塞され、油路１３ａの右端は開放する。内側出力軸１３Ｂの右端に臨むミッションケース４２にはオイル供給部材４６が設けられており、図示せぬオイルポンプからミッションケース４２内の油路を通して供給されたオイルは、オイル供給部材４６を介して内側出力軸１３Ｂの油路１３ａに供給される。外側出力軸１３Ａから突出する内側出力軸１３Ｂの右側部分には油路１３ａから径方向外側に貫通する複数の油孔１３ｂ…が形成され、外側出力軸１３Ａの内部に嵌合する内側出力軸１３Ｂの左側部分には油路１３ａから径方向外側に貫通してオイル溜まりαに連通する複数の油孔１３ｃ…が形成される。また外側出力軸１３Ａには、オイル溜まりαから径方向外側に貫通する複数の油孔１３ｄ…が形成される。

出力軸１３は上記構成を備えるので、オイル供給部材４６から内側出力軸１３Ｂの内部の油路１３ａに供給されたオイルの一部は、内側出力軸１３Ｂを径方向に貫通する油孔１３ｂ…を通過して径方向外側に飛散し、その外周に配置された前後進切換機構Ｓを潤滑する。また内側出力軸１３Ｂの油路１３ａに供給されたオイルの他の一部は、内側出力軸１３Ｂを径方向に貫通する油孔１３ｃ…を通過してオイル溜まりαに供給され、そこから更に外側出力軸１３Ａを径方向に貫通する油孔１ｄｃ…を通過して径方向外側に飛散し、その外周に配置されたワンウェイクラッチ２３…を潤滑する。

このとき、外側出力軸１３Ａの右端に設けられたシール部材４４でオイル溜まりαの右端をシールしたので、オイル溜まりαに保持されたオイルが外側出力軸１３Ａの右端から漏れたり、外側出力軸１３Ａの右端からオイル溜まりαにダストが侵入したりするのを阻止することできる。

また外側出力軸１３Ａは中央部および左右両端部が３個のボールベアリング３５，３７，３７を介して支持フレーム１１に強固に支持されており、内側出力軸１３Ｂは左端が外側出力軸１３Ａの左端にスプライン結合４３されるとともに、右端がボールベアリング４５を介してミッションケース４２に支持されているので、内側出力軸１３Ｂの両端部を強固に支持して振動の発生を効果的に防止することができる。

ところで、無段変速機Ｔの出力軸１３は、間欠的に係合する８個のワンウェイクラッチ２３…から交互に荷重を受けるため、捩れ振動が発生する可能性がある。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）で出力軸１３の下流側の動力伝達経路が捩れ共振を起こすと車体の振動・騒音特性が低下するため、その捩れ共振周波数をエンジンＥの常用回転数領域から外して捩れ共振の発生を防止することが必要である。

出力軸１３の下流側の動力伝達経路の捩れ共振周波数ωn は、出力軸１３の捩れ剛性をＫとし、出力軸１３の下流側の動力伝達経路の慣性モーメントをＩとしたときに
ωn ＝（Ｋ／Ｉ）^1/2
で与えられるため、捩れ共振周波数ωn を低い側にずらして捩れ共振の発生を防止するには、出力軸１３の捩れ剛性Ｋを低下させれば良い。出力軸１３の捩れ剛性Ｋは、トルクをＴ、捩れ角をθ、横弾性係数をＧ、極断面二次モーメントをＩｐ、直径をｄ、長さをＬｓとしたとき、
Ｋ＝Ｔ／θ＝Ｇ・Ｉｐ／Ｌｓ＝Ｇ・（πｄ⁴ ／３２）／Ｌｓ
で与えられるため、出力軸１３の長さＬｓを増加させるとともに、出力軸１３の直径ｄを減少させることで捩れ剛性Ｋを低下させれば、捩れ共振周波数ωn を低い側にずらすことができる。

しかしながら、出力軸１３の長さＬｓを増加させることは、無段変速機Ｔを大型化させる原因となり、また出力軸１３の直径ｄを減少させることは強度低下の原因となるために現実的ではない。

そこで本実施の形態では、出力軸１３の直径ｄを減少させることなく、かつ出力軸１３の全長Ｌｓを増加させることなく、出力軸１３の実質的な長さＬｓ′を増加させて捩れ剛性Ｋを低下させている。

図６において、外側出力軸１３Ａおよび内側出力軸１３Ｂを含む出力軸１３の長さはＬｓであるが、本実施の形態では長さＬｓ１の中空の外側出力軸１３Ａの左端と、その内部に嵌合する長さＬｓ２の内側出力軸１３Ｂの左端とをスプライン結合４３したことにより、その全長Ｌｓを変化させることなく、実質的な長さＬｓ′を、Ｌｓ′＝Ｌｓ１＋Ｌｓ２＞Ｌｓとして捩れ剛性Ｋを低下させ、出力軸１３の下流側の動力伝達経路の捩れ共振周波数ωn を低い側にずらすことができる。

図７は、横軸を無段変速機Ｔの入力回転数とし、縦軸を出力軸１３のトルク変動成分としたグラフである。図７（Ａ）は比較例であり、外側出力軸１３Ａの内部に内側出力軸１３Ｂを嵌合させることなく、外側出力軸１３Ａおよび内側出力軸１３Ｂを直列に結合したものに相当する。この場合、出力軸１３の実質的な全長はＬｓとなり、エンジンＥの常用回転数領域で出力軸１３の下流側の動力伝達経路が捩れ共振して振動・騒音特性が悪化していることが分かる。

一方、図７（Ｂ）は実施の形態であり、長さＬｓ１の外側出力軸１３Ａと長さＬｓ２の内側出力軸１３Ｂを内外に嵌合させて結合したので、その実質的な全長Ｌｓ′が、Ｌｓ′＝Ｌｓ１＋Ｌｓ２＞Ｌｓに増加し、捩れ共振周波数ωn を低い側にずらしてエンジンＥの常用回転数領域で捩れ共振の発生を防止することで、無段変速機Ｔの大型化を招くことなく振動・騒音特性を向上させることができる。

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、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。

１１ 支持フレーム
１２ 入力軸
１３ 出力軸
１３ａ 油路
１３Ａ 外側出力軸
１３Ｂ 内側出力軸
１４ 伝達ユニット
１５ 変速軸
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
４２ ミッションケース
４４ シール部材
４５ ボールベアリング（ベアリング）
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｌ 入力軸の軸線
Ｓ 前後進切換機構
α オイル溜まり
ε 偏心部材の偏心量

Claims (2)

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（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）と同軸に配置されて変速アクチュエータ（３０）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（１８）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、
   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、
   前記出力軸（１３）は、支持フレーム（１１）に支持されて前記ワンウェイクラッチ（２３）を支持する中空の外側出力軸（１３Ａ）と、前記外側出力軸（１３Ａ）の内部に嵌合して一端部が該外側出力軸（１３Ａ）の一端部から突出する内側出力軸（１３Ｂ）とからなり、前記内側出力軸（１３Ｂ）の他端部は前記外側出力軸（１３Ａ）の他端部に結合され、
   前記内側出力軸（１３Ｂ）の外周面と前記外側出力軸（１３Ａ）の内周面とに挟まれた前記外側出力軸（１３Ａ）の一端部と他端部との間の空間は、前記外側出力軸（１３Ａ）の一端部に配置されたシール部材（４４）で密閉されたオイル溜まり（α）を構成し、そのオイル溜まり（α）に、前記内側出力軸（１３Ｂ）の内部に形成された油路（１３ａ）から該内側出力軸（１３Ｂ）を径方向に貫通する油孔（１３ｃ）を介してオイルが供給されるとともに、該オイル溜まり（α）に保持されたオイルが前記外側出力軸（１３Ａ）を径方向に貫通する油孔（１３ｄ）を介して前記ワンウェイクラッチ（２３）に供給されることを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記外側出力軸（１３Ａ）の一端部から突出する前記内側出力軸（１３Ｂ）の外周に前後進切換機構（Ｓ）が配置されて、その前後進切換機構（Ｓ）を覆うミッションケース（４２）に前記内側出力軸（１３Ｂ）の一端部がベアリング（４５）を介して支持され、
   前記前後進切換機構（Ｓ）には、前記内側出力軸（１３Ｂ）の油路（１３ａ）から該内側出力軸（１３Ｂ）を径方向に貫通する油孔（１３ｂ）を介してオイルが供給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。

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