WO2014084067A1 - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

車両用動力伝達装置 Download PDF

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WO2014084067A1
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優史 西村
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本田技研工業株式会社
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H29/00—Gearings for conveying rotary motion with intermittently-driving members, e.g. with freewheel action
    • F16H29/02—Gearings for conveying rotary motion with intermittently-driving members, e.g. with freewheel action between one of the shafts and an oscillating or reciprocating intermediate member, not rotating with either of the shafts
    • F16H29/04—Gearings for conveying rotary motion with intermittently-driving members, e.g. with freewheel action between one of the shafts and an oscillating or reciprocating intermediate member, not rotating with either of the shafts in which the transmission ratio is changed by adjustment of a crank, an eccentric, a wobble-plate, or a cam, on one of the shafts

Definitions

  • the present invention relates to a vehicle power transmission device that transmits rotation of an input shaft connected to a drive source to an output shaft connected to a drive wheel, and includes six transmission units arranged in parallel in the axial direction at equal intervals. .
  • the continuously variable transmission described in Patent Document 1 includes a plurality of transmission units juxtaposed in the axial direction, and these transmission units are eccentrically rotated around the input shaft by different phases of eccentric disks. For this reason, there is a problem that a cyclic offset load is applied to the bearings supporting both ends of the input shaft, causing vibration.
  • the total eccentric load applied to the bearing that supports both ends of the input shaft from a plurality of transmission units varies depending on the distance between the bearing and the transmission unit and the phase of the eccentric disk of the plurality of transmission units. If the phase of the eccentric disk is appropriately determined according to the position of the transmission unit in the axial direction, it is considered that there is room for reducing the total eccentric load applied to the bearing.
  • the present invention has been made in view of the above-described circumstances, and an object thereof is to reduce vibrations of a vehicle power transmission device including six transmission units that intermittently transmit driving force at different phases.
  • each of the transmission units includes an input side fulcrum rotating eccentrically with the input shaft, a one-way clutch connected to the output shaft, an output-side fulcrum provided on an outer member of the one-way clutch,
  • a power transmission device for a vehicle comprising an input side fulcrum and a connecting rod connected to both ends of the output side fulcrum and reciprocating, wherein the input side fulcrum of the six transmission units is separated from the axis of the input shaft.
  • the amount of eccentricity is the same, and the six transmission units are sequentially # 1 unit, # 2 unit, # 3 unit, # 4 unit, # 5 from the one end side in the axial direction toward the other end side.
  • the unit is # 6 unit
  • the phase of the # 3 unit relative to the phase of the unit, the phase of the # 6 unit relative to the phase of the # 3 unit, and the phase of the # 1 unit relative to the phase of the # 6 unit are shifted by 60 ° in the same direction.
  • a vehicular power transmission device having one feature is proposed.
  • the transmission unit shifts the rotation of the input shaft by changing the amount of eccentricity of the input side fulcrum from the axis of the input shaft.
  • a vehicle power transmission device is proposed in which transmission to the output shaft is a second feature.
  • the eccentric disk 19 of the embodiment corresponds to the input fulcrum of the present invention
  • the pin 37 of the embodiment corresponds to the output fulcrum of the present invention
  • the engine E of the embodiment serves as the drive source of the present invention.
  • the input side fulcrum of each transmission unit rotates eccentrically, and the connecting rod having one end connected to the input side fulcrum reciprocates.
  • the output shaft rotates through a one-way clutch to which the other end of the connecting rod is connected.
  • the transmission unit shifts the rotation of the input shaft and transmits it to the output shaft by changing the eccentric amount of the input side fulcrum from the axis of the input shaft.
  • the ratio of the power transmission device can be changed.
  • FIG. 1 is an overall perspective view of a continuously variable transmission.
  • FIG. 2 is a partially broken perspective view of a main part of the continuously variable transmission.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view taken along line 3-3 of FIG.
  • FIG. 4 is an enlarged view of part 4 of FIG.
  • First embodiment) 5 is a cross-sectional view taken along line 5-5 of FIG.
  • FIG. 6 is a diagram showing the shape of the eccentric disk.
  • FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the amount of eccentricity of the eccentric disk and the gear ratio.
  • FIG. 8 is a diagram showing the state of the eccentric disk at the TD transmission ratio and the UD transmission ratio.
  • FIG. 9 is a diagram illustrating a load acting on a bearing that supports both ends of the input shaft.
  • FIG. 10 is a graph illustrating the effects of the present invention.
  • an input shaft 12 and an output shaft 13 are supported in parallel with each other on a pair of side walls 11a and 11b of a transmission case 11 of a continuously variable transmission T for an automobile.
  • the rotation of the connected input shaft 12 is transmitted to the drive wheels via the six transmission units 14..., The output shaft 13 and the differential gear D.
  • a variable speed shaft 15 sharing an axis L with the input shaft 12 is fitted into the hollow formed input shaft 12 via seven needle bearings 16 so as to be relatively rotatable. Since the structure of the six transmission units 14 is substantially the same, the structure will be described below with one transmission unit 14 as a representative.
  • the transmission unit 14 includes a pinion 17 provided on the outer peripheral surface of the transmission shaft 15, and the pinion 17 is exposed from an opening 12 a formed in the input shaft 12.
  • a disc-shaped eccentric cam 18 divided into two in the direction of the axis L is splined to the outer periphery of the input shaft 12 so as to sandwich the pinion 17.
  • the center O1 of the eccentric cam 18 is eccentric with respect to the axis L of the input shaft 12 by a distance d.
  • the six eccentric cams 18 of the six transmission units 14 are offset in phase by 60 ° from each other.
  • a pair of eccentric recesses 19 a and 19 a formed on both end surfaces in the axis L direction of the disc-shaped eccentric disk 19 are rotatably supported via a pair of needle bearings 20 and 20. .
  • the center O1 of the eccentric recesses 19a, 19a (that is, the center O1 of the eccentric cam 18) is shifted from the center O2 of the eccentric disk 19 by a distance d. That is, the distance d between the axis L of the input shaft 12 and the center O1 of the eccentric cam 18 and the distance d between the center O1 of the eccentric cam 18 and the center O2 of the eccentric disk 19 are the same.
  • a pair of crescent-shaped guide portions 18a and 18a are provided on the split surface of the eccentric cam 18 divided into two in the direction of the axis L so as to be coaxial with the center O1 of the eccentric cam 18.
  • the right end side of the input shaft 12 is directly supported by the right side wall 11a of the mission case 11 via the ball bearing 21.
  • a cylindrical portion 18b provided integrally with one eccentric cam 18 located on the left end side of the input shaft 12 is supported on the left side wall 11b of the mission case 11 via a ball bearing 22, and the eccentric cam.
  • the left end side of the input shaft 12 splined to the inner periphery of 18 is indirectly supported by the mission case 11.
  • the speed change actuator 23 that changes the speed ratio of the continuously variable transmission T by rotating the speed change shaft 15 relative to the input shaft 12 is supported by the transmission case 11 so that the motor shaft 24a is coaxial with the axis L.
  • a motor 24 and a planetary gear mechanism 25 connected to the electric motor 24 are provided.
  • the planetary gear mechanism 25 includes a carrier 27 that is rotatably supported by an electric motor 24 via a needle bearing 26, a sun gear 28 that is fixed to the motor shaft 24a, and a plurality of two stations that are rotatably supported by the carrier 27.
  • Each double pinion 29 includes a first pinion 29a having a large diameter and a second pinion 29b having a small diameter.
  • the first pinion 29a meshes with the sun gear 28 and the first ring gear 30, and the second pinion 29b has a second ring gear. Mesh with 31.
  • an annular portion 33a on one end side of the connecting rod 33 is supported via a roller bearing 32 so as to be relatively rotatable.
  • the output shaft 13 is supported on a pair of side walls 11a and 11b of the mission case 11 by a pair of ball bearings 34 and 35, and a one-way clutch 36 is provided on the outer periphery thereof.
  • the one-way clutch 36 includes a ring-shaped outer member 38 pivotally supported at the tip of the rod portion 33b of the connecting rod 33 via a pin 37, and an inner member disposed inside the outer member 38 and fixed to the output shaft 13. 39 and a plurality of rollers 41 arranged in a wedge-shaped space formed between the inner circular arc surface of the outer member 38 and the outer peripheral plane of the inner member 39 and biased by a plurality of springs 40. ... And.
  • the six transmission units 14 Move from the left end side (shifting actuator 23 side) of the input shaft 12 and output shaft 13 toward the right end side (engine E and differential gear D side). They are named # 1 unit, # 2 unit, # 3 unit, # 4 unit, # 5 unit, # 6 unit.
  • FIG. 9B is a schematic view of the input shaft 12 as viewed in the direction of the axis L.
  • Circles # 1 to # 6 indicate the phase of each transmission unit 14 (the phase of the center O2 of the eccentric disk 19 with respect to the axis L).
  • the phase of the # 4 unit relative to the phase of the # 1 unit and the # 4 unit The phase of # 5 unit relative to the phase of # 5, the phase of # 2 unit relative to the phase of # 5 unit, the phase of # 3 unit relative to the phase of # 2 unit, the phase of # 6 unit relative to the phase of # 3 unit, and #
  • the phase of # 1 unit with respect to the phase of 6 units is shifted by 60 ° in the same direction.
  • FIG. 9C is a cross-sectional view taken along the line CC in FIG. 9B, and is a schematic view when the input shaft 12 is viewed in a direction orthogonal to the axis L.
  • the transmission units 14 are juxtaposed at equal intervals x, and the distance between the leftmost # 1 unit and the ball bearing 22 (see FIG. 3) supporting the leftmost side of the input shaft 12 is x, and the rightmost # 6 unit. And the ball bearing 21 (see FIG. 3) supporting the right end side of the input shaft 12 is x.
  • the output shaft 13 rotates intermittently when the input shaft 12 rotates continuously.
  • the eccentric amounts ⁇ of the eccentric disks 19 of the six transmission units 14 are all the same, but the phases in the eccentric direction are shifted by 60 ° from each other, so that the six transmission units 14 of the input shaft 12 By alternately transmitting the rotation to the output shaft 13, the output shaft 13 rotates continuously.
  • the transmission ratio of the continuously variable transmission T is maintained constant.
  • the electric motor 24 may be rotationally driven at the same speed as the input shaft 12.
  • the first ring gear 30 of the planetary gear mechanism 25 is connected to the input shaft 12 and rotates at the same speed as the input shaft 12.
  • the sun gear 28 and the first ring gear 30 are driven.
  • the planetary gear mechanism 25 is locked and rotates as a whole.
  • the input shaft 12 and the transmission shaft 15 connected to the first ring gear 30 and the second ring gear 31 that rotate integrally are integrated and rotate at the same speed without relative rotation.
  • the first ring gear 30 coupled to the input shaft 12 and the sun gear 28 connected to the electric motor 24 rotate relative to each other.
  • the carrier 27 rotates relative to the first ring gear 30.
  • the gear ratio of the first ring gear 30 and the first pinion 29a meshing with each other is slightly different from the gear ratio of the second ring gear 31 and the second pinion 29b meshing with each other.
  • the transmission shaft 15 connected to the second ring gear 31 rotate relative to each other.
  • FIG. 7A shows a state where the speed ratio is minimum (speed ratio: TD).
  • speed ratio speed ratio: TD
  • the eccentric amount ⁇ of the center O2 of the eccentric disk 19 with respect to the axis L of the input shaft 12 is the axis L of the input shaft 12.
  • 2d which is the sum of the distance d from the center O1 of the eccentric cam 18 to the center O2 of the eccentric disk 19.
  • the eccentric amount ⁇ of the center O2 of the eccentric disk 19 with respect to the axis L of the input shaft 12 is gradually decreased from the maximum value 2d, and the transmission ratio is increased.
  • the transmission shaft 15 further rotates relative to the input shaft 12
  • the eccentric disk 19 further rotates relative to the eccentric cam 18 integral with the input shaft 12, and finally, as shown in FIG.
  • the center O2 of the eccentric disk 19 overlaps the axis L of the input shaft 12, the eccentricity ⁇ becomes zero, the transmission gear ratio is maximized (infinite) (transmission ratio: UD), and power is transmitted to the output shaft 13. Blocked.
  • the upward load F1 of the # 1 unit is equal to the left ball bearing 22. Is distributed to the right ball bearing 21 at a ratio of 1/7. As a result, a load of 6/7 ⁇ F1 is applied to the left ball bearing 22 and 1 is applied to the right ball bearing 22. A load of / 7 ⁇ F1 is applied.
  • the downward load -F1 of the # 2 unit is equal to the left ball bearing. 22 is distributed to the right ball bearing 21 at a ratio of 2/7. As a result, a load of ⁇ 5 / 7 ⁇ F1 is applied to the left ball bearing 22, and the right ball bearing 21 A load of ⁇ 2 / 7 ⁇ F1 is applied to the above.
  • the input shaft is caused by the centrifugal force acting on the eccentric disks 19.
  • the total load input to the ball bearings 21 and 22 that support both end sides of the 12 can be minimized, and vibration generated in the input shaft 12 can be reduced.
  • the graph of FIG. 10A shows the vertical direction acting on the right ball bearing 21 and the left ball bearing 22 of the continuously variable transmission T of the conventional example in which the phases of the # 1 to # 6 units are sequentially shifted by 60 °.
  • FIG. 10B shows the corresponding load in the present embodiment.
  • the load in the vertical direction and the load in the horizontal direction are both large, but in the embodiment of FIG. 10 (B), the load in the vertical direction is almost zero for the reason described above.
  • the load in the horizontal direction is also greatly reduced although some of the load generated by the inertia of the outer members 38 of the one-way clutch 36 remains.
  • the graph of FIG. 10 (C) shows a change in the amplitude of vibration with respect to the input rotational speed to the input shaft 12, and in the conventional example, when the input rotational speed exceeds 2000 rpm, the amplitude increases rapidly. In the present embodiment, it can be seen that the amplitude can be kept extremely low in all the input rotation speed regions.
  • the drive source of the present invention is not limited to the engine E of the embodiment, and may be another drive source such as an electric motor.
  • the transmission unit 14 of the present invention does not necessarily have a speed change function, and may be any as long as it has a driving force transmission function.
  • the distance x between the ball bearing 22 supporting the left end # 1 unit and the left end of the input shaft 12 and the distance x between the ball bearing 21 supporting the right end # 6 unit and the right end of the input shaft 12 are set.
  • both ends of the input shaft 12 are supported by the ball bearings 21 and 22.
  • any bearing other than the ball bearings 21 and 22 can be used.

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Abstract

車両用動力伝達装置の等間隔で並置した、駆動力を異なる位相で間欠的に伝達する６個の伝達ユニット（１４）を軸方向一端側から他端側に向かって順番に♯１ユニット、♯２ユニット、♯３ユニット、♯４ユニット、♯５ユニット、♯６ユニットとしたとき、♯１ユニットの位相に対する♯４ユニットの位相と、♯４ユニットの位相に対する♯５ユニットの位相と、♯５ユニットの位相に対する♯２ユニットの位相と、♯２ユニットの位相に対する♯３ユニットの位相と、♯３ユニットの位相に対する♯６ユニットの位相と、♯６ユニットの位相に対する♯１ユニットの位相とが、それぞれ同方向に６０°ずれているので、各伝達ユニット（１４）の偏心ディスクに作用する遠心力に起因する偏荷重が発生しても、入力軸（１２）の両端を支持するベアリング（２１，２２）に加わる荷重を最小限に抑えて振動を低減することができる。

Description

車両用動力伝達装置
　本発明は、駆動源に接続された入力軸の回転を駆動輪に接続された出力軸に伝達する車両用動力伝達装が軸方向に等間隔で並置された６個の伝達ユニットを備えるものに関する。
　エンジンに接続された入力軸の回転を複数のコネクティングロッドの相互に位相が異なる往復運動に変換し、前記複数のコネクティングロッドの往復運動を複数の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無段変速機が、下記特許文献１により公知である。
日本特表２００５－５０２５４３号公報
　ところで、上記特許文献１に記載された無段変速機は軸方向に並置された複数の伝達ユニットを備えており、それらの伝達ユニットは入力軸の周囲を偏心ディスクが相互に異なる位相で偏心回転するため、入力軸の両端部を支持するベアリングに周期的な偏荷重が加わって振動の原因となる問題がある。
　複数の伝達ユニットから入力軸の両端部を支持するベアリングに加わるトータルの偏荷重は、ベアリングおよび伝達ユニット間の距離と、複数の伝達ユニットの偏心ディスクの位相とに応じて変化するため、複数の伝達ユニットの軸方向の位置に応じて偏心ディスクの位相を適切に決定すれば、ベアリングに加わるトータルの偏荷重を低減する余地があると考えられる。
　本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、駆動力を異なる位相で間欠的に伝達する６個の伝達ユニットを備える車両用動力伝達装置の振動を低減することを目的とする。
　上記目的を達成するために、本発明によれば、駆動源に接続された入力軸の回転を出力軸に伝達する６個の伝達ユニットを前記入力軸および前記出力軸間に軸方向に等間隔で並置し、前記伝達ユニットの各々は、前記入力軸と共に偏心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を備える車両用動力伝達装置であって、前記６個の伝達ユニットの前記入力側支点は前記入力軸の軸線からの偏心量が同一であり、前記６個の伝達ユニットを軸方向一端側から他端側に向かって順番に♯１ユニット、♯２ユニット、♯３ユニット、♯４ユニット、♯５ユニット、♯６ユニットとしたとき、♯１ユニットの位相に対する♯４ユニットの位相と、♯４ユニットの位相に対する♯５ユニットの位相と、♯５ユニットの位相に対する♯２ユニットの位相と、♯２ユニットの位相に対する♯３ユニットの位相と、♯３ユニットの位相に対する♯６ユニットの位相と、♯６ユニットの位相に対する♯１ユニットの位相とが、それぞれ同方向に６０°ずれていることを第１の特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。
　また本発明によれば、前記第１の特徴に加えて、前記伝達ユニットは、前記入力軸の軸線からの前記入力側支点の偏心量を変化させることで、前記入力軸の回転を変速して前記出力軸に伝達することを第２の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は本発明の入力側支点に対応し、実施の形態のピン３７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。
　本発明の第１の特徴によれば、駆動源に接続された入力軸が回転すると、各伝達ユニットの入力側支点が偏心回転し、入力側支点に一端を接続されたコネクティングロッドが往復運動すると、コネクティングロッドの他端が接続されたワンウェイクラッチを介して出力軸が回転する。各伝達ユニットの入力側支点が偏心回転すると遠心力による荷重が入力軸の両端の支持部に作用して振動の原因となるが、等間隔で並置した６個の伝達ユニットを軸方向一端側から他端側に向かって順番に♯１ユニット、♯２ユニット、♯３ユニット、♯４ユニット、♯５ユニット、♯６ユニットとしたとき、♯１ユニットの位相に対する♯４ユニットの位相と、♯４ユニットの位相に対する♯５ユニットの位相と、♯５ユニットの位相に対する♯２ユニットの位相と、♯２ユニットの位相に対する♯３ユニットの位相と、♯３ユニットの位相に対する♯６ユニットの位相と、♯６ユニットの位相に対する♯１ユニットの位相とが、それぞれ同方向に６０°ずれているため、各伝達ユニットにより発生する荷重が相互に打ち消し合うことで、入力軸の両端の支持部に作用する荷重を最小限に抑えて振動を低減することができる。
　また本発明の第２の特徴によれば、伝達ユニットは、入力軸の軸線からの入力側支点の偏心量を変化させることで、入力軸の回転を変速して出力軸に伝達するので、車両用動力伝達装置のレシオを変更することができる。
図１は無段変速機の全体斜視図である。（第１の実施の形態） 図２は無段変速機の要部の一部破断斜視図である。（第１の実施の形態） 図３は図１の３－３線断面図である。（第１の実施の形態） 図４は図３の４部拡大図である。（第１の実施の形態） 図５は図３の５－５線断面図である。（第１の実施の形態） 図６は偏心ディスクの形状を示す図である。（第１の実施の形態） 図７は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。（第１の実施の形態） 図８はＴＤ変速比およびＵＤ変速比における偏心ディスクの状態を示す図である。（第１の実施の形態） 図９は入力軸の両端部を支持するベアリングに作用する荷重を説明する図である。（第１の実施の形態） 図１０は本発明の作用効果を説明するグラフである。（第１の実施の形態）
１２　　　　入力軸
１３　　　　出力軸
１４　　　　伝達ユニット
１９　　　　偏心ディスク（入力側支点）
３３　　　　コネクティングロッド
３６　　　　ワンウェイクラッチ
３７　　　　ピン（出力側支点）
３８　　　　アウター部材
Ｅ　　　　　エンジン（駆動源）
Ｌ　　　　　入力軸の軸線
ε　　　　　偏心量
　以下、図１～図１０に基づいて本発明の実施の形態を説明する。
第１の実施の形態
　図１～図５に示すように、自動車用の無段変速機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。即ち、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。
　偏心ディスク１９の外周には、ローラベアリング３２を介してコネクティングロッド３３の一端側の環状部３３ａが相対回転自在に支持される。
　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、その外周には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のロッド部３３ｂの先端にピン３７を介して枢支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に固定されたインナー部材３９と、アウター部材３８の内周の円弧面とインナー部材３９の外周の平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６および図８に示すように、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だけずれているため、偏心ディスク１９の外周と偏心凹部１９ａ，１９ａの内周との間隔は円周方向に不均一になっており、その間隔が大きい部分に三日月状の肉抜き凹部１９ｃ，１９ｃが形成される。
　図９（Ａ）に示すように、６個の伝達ユニット１４…は、入力軸１２および出力軸１３の左端側（変速アクチュエータ２３側）から右端側（エンジンＥおよびディファレンシャルギヤＤ側）に向かって♯１ユニット、♯２ユニット、♯３ユニット、♯４ユニット、♯５ユニット、♯６ユニットと名付けられる。
　図９（Ｂ）は入力軸１２を軸線Ｌ方向に見た模式図である。丸で囲った♯１～♯６は各伝達ユニット１４の位相（軸線Ｌに対する偏心ディスク１９の中心Ｏ２の位相）を示しており、♯１ユニットの位相に対する♯４ユニットの位相と、♯４ユニットの位相に対する♯５ユニットの位相と、♯５ユニットの位相に対する♯２ユニットの位相と、♯２ユニットの位相に対する♯３ユニットの位相と、♯３ユニットの位相に対する♯６ユニットの位相と、♯６ユニットの位相に対する♯１ユニットの位相とが、それぞれ同方向に６０°ずれている。
　図９（Ｃ）は図９（Ｂ）のＣ－Ｃ断面であって、入力軸１２を軸線Ｌに対して直交する方向に見た模式図である。各伝達ユニット１４は等間隔ｘで並置されており、左端の♯１ユニットと入力軸１２の左端側を支持するボールベアリング２２（図３参照）との間隔はｘであり、右端の♯６ユニットと入力軸１２の右端側を支持するボールベアリング２１（図３参照）との間隔はｘである。
　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５および図７（Ａ）～図７（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の環状部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のロッド部３３ｂ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左側に引かれると、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が往復動する過程で図中右側に押されると、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７（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７（Ｂ）および図７（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７（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、入力軸１２の回転に伴って発生する遠心力による荷重について考察する。
　図９（Ｂ）および図９（Ｃ）において、入力軸１２が回転すると、各伝達ユニット１４の偏心ディスク１９には径方向外側を向く遠心力による荷重Ｆ１が作用する。上向きの荷重を正とし、下向きの荷重を負とすると、♯１ユニットが発生する荷重はＦ１（上向き）であり、♯２ユニットが発生する荷重は－Ｆ１（下向き）である。♯３ユニットおよび♯５ユニットの位相は水平方向に対して下向きに３０°傾斜しているため、その荷重の上下方向の成分はそれぞれ－Ｆ２＝－Ｆ１×ｓｉｎ３０°＝－Ｆ１／２（下向き）である。♯４ユニットおよび♯６ユニットの位相は水平方向に対して上向きに３０°傾斜しているため、その荷重の上下方向の成分はそれぞれＦ２＝Ｆ１×ｓｉｎ３０°＝Ｆ１／２（上向き）である。
　♯１ユニットと左側のボールベアリング２２との距離はｘであり、♯１ユニットと右側のボールベアリング２１との距離は６ｘであるため、♯１ユニットの上向きの荷重Ｆ１は、左側のボールベアリング２２に６／７の比率で配分され、右側のボールベアリング２１に１／７の比率で配分され、結局、左側のボールベアリング２２に６／７×Ｆ１の荷重が加わり、右側のボールベアリング２２に１／７×Ｆ１の荷重が加わることになる。
　♯２ユニットと左側のボールベアリング２２との距離は２ｘであり、♯２ユニットと右側のボールベアリング２１との距離は５ｘであるため、♯２ユニットの下向きの荷重－Ｆ１は、左側のボールベアリング２２に５／７の比率で配分され、右側のボールベアリング２１に２／７の比率で配分され、結局、左側のボールベアリング２２に－５／７×Ｆ１の荷重が加わり、右側のボールベアリング２１に－２／７×Ｆ１の荷重が加わることになる。
　このようにして♯１～♯６ユニットにより左側のボールベアリング２２に作用する荷重を計算すると以下のようになる。
　　♯１ユニット：６／７×Ｆ１
　　♯２ユニット：－５／７×Ｆ１
　　♯３ユニット：－４／７×Ｆ２
　　♯４ユニット：３／７×Ｆ２
　　♯５ユニット：－２／７×Ｆ２
　　♯６ユニット：１／７×Ｆ２
　これらの６個の荷重を合算すると、１／７×Ｆ１－２／７×Ｆ２となり、Ｆ２＝Ｆ１／２であるから６個の荷重の合算値はゼロとなり、♯１～♯６ユニットにより左側のボールベアリング２２に作用する荷重は相互に打ち消されることが分かる。
　同様にして♯１～♯６ユニットにより右側のボールベアリング２１に作用する荷重を計算すると以下のようになる。
　　♯１ユニット：１／７×Ｆ１
　　♯２ユニット：－２／７×Ｆ１
　　♯３ユニット：－３／７×Ｆ２
　　♯４ユニット：４／７×Ｆ２
　　♯５ユニット：－５／７×Ｆ２
　　♯６ユニット：６／７×Ｆ２
　これらの６個の荷重を合算すると、－１／７×Ｆ１＋２／７×Ｆ２となり、Ｆ２＝Ｆ１／２であるから６個の荷重の合算値はゼロとなり、♯１～♯６ユニットにより右側のボールベアリング２１に作用する荷重は相互に打ち消されることが分かる。
　以上のように、本実施の形態によれば、６個の伝達ユニット１４…の偏心ディスク１９…の偏心方向を所定の方向に設定するだけで、偏心ディスク１９…に作用する遠心力により入力軸１２の両端側を支持するボールベアリング２１，２２に入力するトータルの荷重を最小限に抑え、入力軸１２に発生する振動を低減することができる。
　図１０（Ａ）のグラフは、♯１～♯６ユニットの位相を６０°ずつ順番にずらした従来例の無段変速機Ｔの右側のボールベアリング２１および左側のボールベアリング２２に作用する上下方向および左右方向の荷重を示すものであり、図１０（Ｂ）のグラフは、それに対応する本実施の形態のものである。図１０（Ａ）の従来例では、上下方向の荷重および左右方向の荷重が共に大きくなっているが、図１０（Ｂ）の実施の形態では、上下方向の荷重は上述した理由により殆どゼロになり、水平方向の荷重も、ワンウェイクラッチ３６…のアウター部材３８…の慣性により発生する荷重が多少残るものの、大幅に低減していることが分かる。
　図１０（Ｃ）のグラフは、入力軸１２への入力回転数に対する振動の振幅の変化を示すものであり、従来例では入力回転数が２０００ｒｐｍを超えると振幅が急激に増加するのに対し、本実施の形態では全ての入力回転数領域で振幅が極めて低く抑えられることが分かる。
　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、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。
　また本発明の伝達ユニット１４は必ずしも変速機能を有する必要はなく、駆動力の伝達機能を有するものであれば良い。
　また実施の形態では、左端の♯１ユニットおよび入力軸１２の左端を支持するボールベアリング２２間の間隔ｘと、右端の♯６ユニットおよび入力軸１２の右端を支持するボールベアリング２１間の間隔ｘとが、各伝達ユニット１４間の間隔ｘに一致しているが（図９（Ｃ）参照）、それらは厳密に一致している必要はなく、不一致であっても充分な振動低減効果を得ることができる。
　また実施の形態では入力軸１２の両端をボールベアリング２１，２２で支持しているが、ボールベアリング２１，２２以外の任意のベアリングを使用することができる。

Claims (2)

  1. 　駆動源（Ｅ）に接続された入力軸（１２）の回転を出力軸（１３）に伝達する６個の伝達ユニット（１４）を前記入力軸（１２）および前記出力軸（１３）間に軸方向に等間隔で並置し、
    　前記伝達ユニット（１４）の各々は、
    　前記入力軸（１２）と共に偏心回転する入力側支点（１９）と、
    　前記出力軸（１３）に接続されたワンウェイクラッチ（３６）と、
    　前記ワンウェイクラッチ（３６）のアウター部材（３８）に設けられた出力側支点（３７）と、
    　前記入力側支点（１９）および前記出力側支点（３７）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（３３）とを備える車両用動力伝達装置であって、
    　前記６個の伝達ユニット（１４）の前記入力側支点（１９）は前記入力軸（１２）の軸線（Ｌ）からの偏心量（ε）が同一であり、前記６個の伝達ユニット（１４）を軸方向一端側から他端側に向かって順番に♯１ユニット、♯２ユニット、♯３ユニット、♯４ユニット、♯５ユニット、♯６ユニットとしたとき、♯１ユニットの位相に対する♯４ユニットの位相と、♯４ユニットの位相に対する♯５ユニットの位相と、♯５ユニットの位相に対する♯２ユニットの位相と、♯２ユニットの位相に対する♯３ユニットの位相と、♯３ユニットの位相に対する♯６ユニットの位相と、♯６ユニットの位相に対する♯１ユニットの位相とが、それぞれ同方向に６０°ずれていることを特徴とする車両用動力伝達装置。
  2. 　前記伝達ユニット（１４）は、前記入力軸（１２）の軸線（Ｌ）からの前記入力側支点（１９）の偏心量（ε）を変化させることで、前記入力軸（１２）の回転を変速して前記出力軸（１３）に伝達す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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