CN104583647A - 车辆用动力传递装置 - Google Patents

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Abstract

在将车辆用动力传递装置的6个传递单元(14)从轴向一端侧朝向另一端侧依次作为#1单元、#2单元、#3单元、#4单元、#5单元、#6单元时，#6单元的相位相对于#1单元的相位、#2单元的相位相对于#6单元的相位、#4单元的相位相对于#2单元的相位、#3单元的相位相对于#4单元的相位、#5单元的相位相对于#3单元的相位、#1单元的相位相对于#5单元的相位分别向相同的方向偏移60°，因此，即使产生因作用于各传递单元(14)的偏心盘的离心力所引起的偏载荷，也能够将施加于支承输入轴(12)的两端的轴承(21、22)上的载荷抑制为最小的限度，从而降低振动。

Description

车辆用动力传递装置
技术领域
本发明涉及将与驱动源连接的输入轴的旋转传递至与驱动轮连接的输出轴的车辆用动力传递装置，其具备沿轴向等间隔地并排配置的6个传递单元。
背景技术
根据下述专利文献1公知这样的无级变速器：将与发动机连接的输入轴的旋转转换为多个连杆的相位互异的往复运动，并利用多个单向离合器将所述多个连杆的往复运动转换成输出轴的旋转运动。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特表2005-502543号公报
发明内容
发明要解决的课题
可是，在上述专利文献1中记载的无级变速器具备沿轴向并排配置的多个传递单元，在这些传递单元中，偏心盘在输入轴的周围以互不相同的相位进行偏心旋转，因此存在这样的问题：在对输入轴的两端部进行支承的轴承上施加有周期性的偏载荷，从而成为振动的原因。
从多个传递单元施加至支承输入轴的两端部的轴承上的总的偏载荷对应于轴承与传递单元之间的距离、和多个传递单元的偏心盘的相位而发生变化，因此可以认为：如果对应于多个传递单元的轴向的位置适当地确定偏心盘的相位，则还存在降低施加于轴承上的总的偏载荷的余地。
本发明是鉴于前述的情况而完成的，其目的在于降低车辆用动力传递装置的振动，该车辆用动力传递装置具备6个以不同的相位间歇地传递驱动力的传递单元。
用于解决课题的手段
为了实现上述目的，根据本发明，提出了一种车辆用动力传递装置，其中，将与驱动源连接的输入轴的旋转传递至输出轴的6个传递单元沿轴向并排配置在所述输入轴和所述输出轴之间，所述传递单元分别具备：输入侧支点，其与所述输入轴一起进行偏心旋转；单向离合器，其与所述输出轴连接；输出侧支点，其设置于所述单向离合器的外部件上；以及连杆，其两端与所述输入侧支点和所述输出侧支点连接并进行往复运动，所述车辆用动力传递装置的第1特征在于，在将所述6个传递单元从轴向一端侧朝向另一端侧依次作为#1单元、#2单元、#3单元、#4单元、#5单元、#6单元时，#6单元的相位相对于#1单元的相位、#2单元的相位相对于#6单元的相位、#4单元的相位相对于#2单元的相位、#3单元的相位相对于#4单元的相位、#5单元的相位相对于#3单元的相位、#1单元的相位相对于#5单元的相位分别向相同的方向偏移60°。
另外，根据本发明，提出了一种车辆用动力传递装置，在所述第1特征的基础上，其第2特征在于，所述传递单元使所述输入侧支点相对于所述输入轴的轴线的偏心量变化，由此将所述输入轴的旋转变速后传递至所述输出轴。
并且，实施方式的偏心盘19对应于本发明的输入侧支点，实施方式的销37对应于本发明的输出侧支点，实施方式的发动机E对应于本发明的驱动源。
发明效果
根据本发明的第1特征，当与驱动源连接的输入轴旋转时，各传递单元的输入侧支点进行偏心旋转，当一端与输入侧支点连接的连杆进行往复运动时，输出轴借助与连杆的另一端连接的单向离合器而旋转。当各传递单元的输入侧支点进行偏心旋转时，离心力引起的载荷作用于输入轴的两端的支承部而成为振动的原因，但是，由于在将6个传递单元从轴向一端侧朝向另一端侧依次作为#1单元、#2单元、#3单元、#4单元、#5单元、#6单元时，#6单元的相位相对于#1单元的相位、#2单元的相位相对于#6单元的相位、#4单元的相位相对于#2单元的相位、#3单元的相位相对于#4单元的相位、#5单元的相位相对于#3单元的相位、#1单元的相位相对于#5单元的相位分别向相同的方向偏移60°，因此，因各传递单元产生的载荷相互抵消，由此能够将作用于输入轴的两端的支承部上的载荷抑制为最小限度，从而降低振动。
另外，根据本发明的第2特征，传递单元使输入侧支点相对于输入轴的轴线的偏心量变化，由此将输入轴的旋转变速后传递至输出轴，因此能够变更车辆用动力传递装置的变速比。
附图说明
图1是无级变速器的整体立体图。(第1实施方式)
图2是无级变速器的重要部位的局部剖切立体图。(第1实施方式)
图3是沿图1中的3-3线的剖视图。(第1实施方式)
图4是图3的4部放大图。(第1实施方式)
图5是沿图3中的5-5线的剖视图。(第1实施方式)
图6是示出偏心盘的形状的图。(第1实施方式)
图7是示出偏心盘的偏心量和变速比之间的关系的图。(第1实施方式)
图8是示出TD变速比和UD变速比中的偏心盘的状态的图。(第1实施方式)
图9是对作用在支承输入轴的两端部的轴承上的载荷进行说明的图。(第1实施方式)
图10是对本发明的作用效果进行说明的曲线图。(第1实施方式)
标号说明
12：输入轴；
13：输出轴；
14：传递单元；
19：偏心盘(输入侧支点)；
33：连杆；
36：单向离合器；
37：销(输出侧支点)；
38：外部件；
E：发动机(驱动源)；
L：输入轴的轴线；
ε：偏心量。
具体实施方式
下面，基于图1～图10对本发明的实施方式进行说明。
第1实施方式
如图1～图5所示，输入轴12和输出轴13相互平行地支承于机动车用的无级变速器T的变速箱体11的一对侧壁11a、11b，与发动机E连接的输入轴12的旋转经由6个传递单元14…、输出轴13和差速器D被传递至驱动轮。与输入轴12共有轴线L的变速轴15经7个滚针轴承16…以能够相对旋转的方式嵌合于形成为中空的输入轴12的内部。6个传递单元14…的结构实际上是相同的结构，因此，下面以一个传递单元14为代表对结构进行说明。
传递单元14具备在变速轴15的外周面设置的小齿轮17，该小齿轮17从形成于输入轴12的开口12a露出。沿轴线L方向分割成两部分的圆板状的偏心凸轮18以夹住小齿轮17的方式花键结合于输入轴12的外周。偏心凸轮18的中心O1相对于输入轴12的轴线L以距离d的量偏心。另外，6个传递单元14…的6个偏心凸轮18…的偏心方向的相位彼此分别错开60°。
在圆板状的偏心盘19的轴线L方向两端面上形成的一对偏心凹部19a、19a借助一对滚针轴承20、20旋转自如地支承于偏心凸轮18的外周面。偏心凹部19a、19a的中心O1(即偏心凸轮18的中心O1)相对于偏心盘19的中心O2以距离d的量偏移。即，输入轴12的轴线L与偏心凸轮18的中心O1之间的距离d、和偏心凸轮18的中心O1与偏心盘19的中心O2之间的距离d相同。
在沿轴线L方向分割成两部分的偏心凸轮18的分割面上，与该偏心凸轮18的中心O1同轴地设有一对新月状的引导部18a、18a，形成为将偏心盘19的一对偏心凹部19a、19a的底部之间连通的齿圈19b的齿尖以能够滑动的方式与偏心凸轮18的引导部18a、18a的外周面抵接。并且，变速轴15的小齿轮17通过输入轴12的开口12a与偏心盘19的齿圈19b啮合。
输入轴12的右端侧借助球轴承21直接支承于变速箱体11的右侧的侧壁11a。另外，一体地设置于位于输入轴12的左端侧的1个偏心凸轮18上的筒状部18b借助球轴承22支承于变速箱体11的左侧的侧壁11b，花键结合于该偏心凸轮18的内周的输入轴12的左端侧被间接地支承于变速箱体11。
变速致动器23相对于输入轴12使变速轴15相对旋转来变更无级变速器T的变速比，变速致动器23具备：电动马达24，其以马达轴24a与轴线L同轴的方式支承于变速箱体11；和行星齿轮机构25，其与电动马达24连接。行星齿轮机构25具备：行星架27，其借助滚针轴承26旋转自如地支承于电动马达24；太阳齿轮28，其固定于马达轴24a；多个双联小齿轮29…，它们旋转自如地支承于行星架27；第1齿圈30，其与中空的输入轴12的轴端(严格来说，是所述1个偏心凸轮18的筒状部18b)花键结合；以及第2齿圈31，其与变速轴15的轴端花键结合。各双联小齿轮29具备大径的第1小齿轮29a和小径的第2小齿轮29b，第1小齿轮29a与太阳齿轮28和第1齿圈30啮合，第2小齿轮29b与第2齿圈31啮合。
连杆33的一端侧的环状部33a借助滚柱轴承32相对旋转自如地支承于偏心盘19的外周。
输出轴13通过一对球轴承34、35被支承于变速箱体11的一对侧壁11a、11b，在输出轴13的外周设有单向离合器36。单向离合器36具备：环状的外部件38，其通过销37被枢轴支承于连杆33的杆部33b的末端；内部件39，其配置于外部件38的内部，且固定于输出轴13；以及多个辊41…，它们配置于在外部件38的内周的圆弧面与内部件39的外周的平面之间形成的楔状的空间内，且被多个弹簧40…施力。
如图6和图8所示，由于偏心凹部19a、19a的中心O1(即偏心凸轮18的中心O1)相对于偏心盘19的中心O2以距离d的量偏移，因此，偏心盘19的外周和偏心凹部19a、19a的内周之间的间隔在圆周方向上变得不均匀，在其间隔较大的部分形成有新月状的减重凹部19c、19c。
如图9的(A)所示，6个传递单元14…从输入轴12和输出轴13的左端侧(变速致动器23侧)朝向右端侧(发动机E和差速器D侧)依次被命名为#1单元、#2单元、#3单元、#4单元、#5单元、#6单元。
图9的(B)是沿轴线L方向观察输入轴12的示意图。被圆圈包围的#1～#6表示各传递单元14的相位(偏心盘19的中心O2相对于轴线L的相位)，#6单元的相位相对于#1单元的相位、#2单元的相位相对于#6单元的相位、#4单元的相位相对于#2单元的相位、#3单元的相位相对于#4单元的相位、#5单元的相位相对于#3单元的相位、#1单元的相位相对于#5单元的相位分别向相同的方向偏移60°。
图9的(C)是图9的(B)中的C-C截面，并且是沿着与轴线L垂直的方向观察输入轴12的示意图。各传递单元14以等间隔x并排配置，左端的#1单元与支承输入轴12的左端侧的球轴承22(参照图3)之间的间隔是x，右端的#6单元与支承输入轴12的右端侧的球轴承21(参照图3)之间的间隔是x。
接下来，对无级变速器T的一个传递单元14的作用进行说明。
如图5和图7的(A)～图7的(D)可知，当偏心盘19的中心O2相对于输入轴12的轴线L偏心时，如果输入轴12通过发动机E而旋转，则连杆33的环状部33a绕轴线L进行偏心旋转，由此，连杆33的杆部33b进行往复运动。
其结果是，当连杆33在往复运动的过程中被向图中左侧牵引时，被弹簧40…施力的辊41…啮入外部件38和内部件39之间的楔状的空间，外部件38和内部件39借助辊41…结合，由此，单向离合器36接合，连杆33的运动被传递至输出轴13。相反，当连杆33在往复运动的过程中被向图中右侧推压时，辊41…一边压缩弹簧40…一边被从外部件38和内部件39之间的楔状的空间挤出，外部件38和内部件39相互打滑，由此，单向离合器36解除接合，连杆33的运动不再被传递至输出轴13。
这样，在输入轴12旋转一圈的期间，输入轴12的旋转被向输出轴13传递预定时间，因此，当输入轴12连续旋转时，输出轴13间歇旋转。6个传递单元14…的偏心盘19…的偏心方向的相位互相错开60°，因此6个传递单元14…交替地将输入轴12的旋转传递至输出轴13，由此使输出轴13连续地旋转。
此时，偏心盘19的偏心量ε越大，则连杆33的往复行程变得越大，输出轴13的1次的旋转角增大，无级变速器T的变速比变小。相反，偏心盘19的偏心量ε越小，则连杆33的往复行程变得越小，输出轴13的1次的旋转角减小，无级变速器T的变速比变大。并且，当偏心盘19的偏心量ε为零时，即使输入轴12旋转，连杆33也停止移动，因此，输出轴13不旋转，无级变速器T的变速比成为最大(无限大)。
当变速轴15相对于输入轴12不进行相对旋转时，即输入轴12和变速轴15以同一速度旋转时，无级变速器T的变速比维持固定。为了使输入轴12和变速轴15以同一速度旋转，只要以与输入轴12相同的速度驱动电动马达24旋转即可。其理由在于，行星齿轮机构25的第1齿圈30与输入轴12连接并以与该输入轴12相同的速度旋转，但是，如果以与此相同的速度驱动电动马达24，则太阳齿轮28和第1齿圈30以同一速度旋转，因此行星齿轮机构25成为锁定状态，整体上一体地旋转。其结果是，与一体地旋转的第1齿圈30及第2齿圈31连接的输入轴12和变速轴15实现一体化，以相同的速度旋转，而不进行相对旋转。
如果相对于输入轴12的转速使电动马达24的转速增速或减速，则与输入轴12结合的第1齿圈30和与电动马达24连接的太阳齿轮28相对旋转，因此，行星架27相对于第1齿圈30相对旋转。此时，相互啮合的第1齿圈30与第1小齿轮29a的齿数比、和相互啮合的第2齿圈31与第2小齿轮29b的齿数比稍微不同，因此，与第1齿圈30连接的输入轴12和与第2齿圈31连接的变速轴15相对旋转。
这样，当变速轴15相对于输入轴12相对旋转时，齿圈19b与各传递单元14的小齿轮17啮合的偏心盘19的偏心凹部19a、19被与输入轴12成一体的偏心凸轮18的引导部18a、18a引导而旋转，偏心盘19的中心O2相对于输入轴12的轴线L的偏心量ε变化。
图7的(A)是示出变速比最小的状态(变速比：TD)的图，此时，偏心盘19的中心O2相对于输入轴12的轴线L的偏心量ε是与从输入轴12的轴线L至偏心凸轮18的中心O1为止的距离d和从偏心凸轮18的中心O1至偏心盘19的中心O2为止的距离d之和、即2d相等的最大值。当变速轴15相对于输入轴12相对旋转时，偏心盘19相对于与输入轴12成一体的偏心凸轮18相对旋转，由此，如图7的(B)和图7的(C)所示，偏心盘19的中心O2相对于输入轴12的轴线L的偏心量ε从最大值的2d逐渐减小，从而变速比增加。如果变速轴15相对于输入轴12进一步相对旋转，则偏心盘19相对于与输入轴12成一体的偏心凸轮18进一步相对旋转，由此，如图7的(D)所示，最后偏心盘19的中心O2与输入轴12的轴线L重合，偏心量ε变为零，变速比成为最大(无限大)的状态(变速比：UD)，对输出轴13的动力传递被切断。
接下来，对于由随着输入轴12的旋转而产生的离心力所引起的载荷进行考察。
在图9的(B)和图9的(C)中，当输入轴12旋转时，在各传递单元14的偏心盘19上会作用由朝向径向外侧的离心力引起的载荷F1。在将向上的载荷作为正、将向下的载荷作为负时，#1单元所产生的载荷是F1(向上)，#4单元所产生的载荷是-F1(向下)。#2单元和#3单元的相位相对于水平方向向下倾斜30°，因此，其载荷的上下方向的分量分别是-F2＝-F1×sin30°＝-F1/2(向下)。#5单元和#6单元的相位相对于水平方向向上倾斜30°，因此，其载荷的上下方向的分量分别是F2＝F1×sin30°＝F1/2(向上)。
由于#1单元与左侧的球轴承22之间的距离是x，且#1单元与右侧的球轴承21之间的距离是6x，因此#1单元的向上的载荷F1以6/7的比例分配至左侧的球轴承22，以1/7的比例分配至右侧的球轴承21，结果是，6/7×F1的载荷施加在左侧的球轴承22上，1/7×F1的载荷施加在右侧的球轴承22上。
#2单元与左侧的球轴承22之间的距离是2x，#2单元与右侧的球轴承21之间的距离是5x，因此，#2单元的向下的载荷-F2以5/7的比例分配至左侧的球轴承22，以2/7的比例分配至右侧的球轴承21，结果是，-5/7×F2的载荷施加在左侧的球轴承22上，-2/7×F2的载荷施加在右侧的球轴承21上。
这样，对#1～#6单元作用于左侧的球轴承22上的载荷进行计算，则如下所示。
#1单元：6/7×F1
#2单元：-5/7×F2
#3单元：-4/7×F2
#4单元：-3/7×F1
#5单元：2/7×F2
#6单元：1/7×F2
将这6个载荷相加，结果是3/7×F1-6/7×F2，由于F2＝F1/2，因此6个载荷的合计值为零，可知#1～#6单元作用于左侧的球轴承22上的载荷互相抵消。
同样，对#1～#6单元作用于右侧的球轴承21上的载荷进行计算，则如下所示。
#1单元：1/7×F1
#2单元：-2/7×F2
#3单元：-3/7×F2
#4单元：-4/7×F1
#5单元：5/7×F2
#6单元：6/7×F2
将这6个载荷相加，结果是-3/7×F1+6/7×F2，由于F2＝F1/2，因此6个载荷的合计值为零，可知#1～#6单元作用于右侧的球轴承21上的载荷互相抵消。
如上所述，根据本实施方式，仅通过将6个传递单元14…的偏心盘19…的偏心方向设定为规定的方向，就能够将由于作用于偏心盘19…的离心力而输入至对输入轴12的两端侧进行支承的球轴承21、22上的总的载荷抑制为最小限度，从而能够降低在输入轴12上产生的振动。
图10的(A)的曲线图示出了在使#1～#6单元的相位依次分别错开60°的以往例的无级变速器T的右侧的球轴承21和左侧的球轴承22上作用的上下方向和左右方向的载荷，图10的(B)的曲线图是与此对应的本实施方式的情况。可以看出，在图10的(A)的以往例中，上下方向的载荷和左右方向的载荷都变得较大，但是，在图10的(B)的实施方式中，上下方向的载荷由于上述的理由而几乎变为零，关于水平方向的载荷，虽然多少还残留有由于单向离合器36…的外部件38…的惯性而产生的载荷，但是也已经大幅地降低。
图10的(C)的曲线图是示出与对输入轴12输入的输入转速相对应的振动的振幅的变化的图，可以看出，在以往的例子中，当输入转速超过2000rpm时，振幅急剧增加，与此相对，在本实施方式中，在所有的输入转速区域中，振幅都被抑制得非常低。
以上，对本发明的实施方式进行了说明，但本发明能够在不脱离其要点的范围内进行各种设计变更。
例如，本发明的驱动源并不限定于实施方式的发动机E，可以是电动马达等其他驱动源。
另外，本发明的传递单元14不一定需要具有变速功能，只要具有驱动力的传递功能即可。
另外，在实施方式中，左端的#1单元与支承输入轴12的左端的球轴承22之间的间隔x、和右端的#6单元与支承输入轴12的右端的球轴承21之间的间隔x与各传递单元14之间的间隔x一致(参照图9的(C))，但是，没有必要使它们严格一致，即使不一致，也能够获得充分的振动降低效果。
另外，在实施方式中，利用球轴承21、22支承输入轴12的两端，但也可以使用球轴承21、22以外的任意的轴承。

Claims (2)

1.一种车辆用动力传递装置，其中，将与驱动源(E)连接的输入轴(12)的旋转传递至输出轴(13)的6个传递单元(14)沿轴向并排配置在所述输入轴(12)和所述输出轴(13)之间，
所述传递单元(14)分别具备：
输入侧支点(19)，其与所述输入轴(12)一起进行偏心旋转；
单向离合器(36)，其与所述输出轴(13)连接；
输出侧支点(37)，其被设置在所述单向离合器(36)的外部件(38)上；以及
连杆(33)，其两端与所述输入侧支点(19)和所述输出侧支点(37)连接并进行往复运动，
所述车辆用动力传递装置的特征在于，
在将所述6个传递单元(14)从轴向一端侧朝向另一端侧依次作为#1单元、#2单元、#3单元、#4单元、#5单元、#6单元时，#6单元的相位相对于#1单元的相位、#2单元的相位相对于#6单元的相位、#4单元的相位相对于#2单元的相位、#3单元的相位相对于#4单元的相位、#5单元的相位相对于#3单元的相位、#1单元的相位相对于#5单元的相位分别向相同的方向偏移60°。
2.根据权利要求1所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，
所述传递单元(14)使所述输入侧支点(19)相对于所述输入轴(12)的轴线(L)的偏心量(ε)变化，由此将所述输入轴(12)的旋转变速后传递至所述输出轴(13)。
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