CN104816629A - 车辆用动力传递装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种车辆用动力传递装置，其将车辆用动力传递装置的连杆的重量增加抑制在最小限度，同时确保被压入该连杆的大端部的轴承的圆度。在连杆的连结部形成有贯通轴向两个表面的贯通孔，构成贯通孔所面对的大端部的内缘部的圆弧的中心相对于大端部的外周面的中心向小端部侧偏心，因此，通过使大端部在贯通孔的周向两端与连结部连接，并在刚性提高的两处位置的附近使大端部的径向壁厚减少而使其刚性降低，由此能够防止大端部的刚性在圆周方向上急剧变化，使压入反作用力在圆周方向上平缓地变化，从而提高轴承的圆度。而且，与使大端部整体上为厚壁来提高轴承的圆度的情况相比，能够将连杆的重量和尺寸的增加抑制在最小限度。

Description

车辆用动力传递装置

技术领域

本发明涉及具有曲柄式无级变速器的车辆用动力传递装置，所述曲柄式无级变速器通过往复运动的连杆和单向离合器从输入轴向输出轴传递驱动力。

背景技术

根据以下专利文献1公知这样的车辆用动力传递装置：将连杆的大端部与偏心盘连接，该偏心盘与连接于发动机的输入轴一体地旋转，并且通过单向离合器将连杆的小端部与输出轴连接，利用单向离合器将因偏心盘的偏心旋转而产生的连杆的往复运动转换为输出轴的一个方向的旋转运动。

专利文献1：德国DE102009039993

然而，在上述以往的车辆用动力传递装置中，将球轴承的内圈压入到设于输入轴的偏心盘的外周面上，将连杆的大端部的内周面压入到该球轴承的外圈上。由于连杆具有连结大端部和小端部的连结部，因此，连杆的大端部的刚性在圆周方向上不固定，与连结部连接的部分的刚性局部地变高。因此，在将连杆的大端部压入到了球轴承的外圈上时，与大端部的刚性较高的部分接触的外圈承受较大的压入反作用力，与大端部的刚性较低的部分接触的外圈承受较小的压入反作用力，由于该压入反作用力的差使得球轴承变形而导致圆度降低，存在球轴承的摩擦增加、耐久性降低这样的问题。

为了避免这样的问题，只要使连杆的大端部的壁厚整体增加以提高刚性即可，但是，如果这样做，则存在连杆的重量和尺寸增加这样的问题。因此，如果在连杆的连结部形成贯通孔，并且在面对连结部的部分和其他部分处使得连杆的大端部的壁厚均匀，则能够避免重量增加，同时提高球轴承的圆度。

但是，即使如上述构成，由于连杆的大端部在贯通孔的周向两端这两处位置与连结部连接，因此这两处位置的刚性局部地提高，球轴承的外圈承受较大的压入反作用力，球轴承的圆度依然有可能被损坏。

发明内容

本发明是鉴于上述情况而完成的，其目的在于将车辆用动力传递装置的连杆的重量增加抑制在最小的限度，同时确保压入该连杆的大端部中的轴承的圆度。

为了达到上述目的，根据技术方案1所述的发明，提出了一种车辆用动力传递装置，其具备：输入轴，其与驱动源连接；输出轴，其与所述输入轴平行地配置；摆杆，其以能够摆动的方式支承于所述输出轴；单向离合器，其配置于所述输出轴和所述摆杆之间，当该摆杆向一个方向摆动时该单向离合器接合，当该摆杆向另一个方向摆动时该单向离合器解除接合；偏心盘，其与所述输入轴一体地偏心旋转；变速致动器，其变更所述偏心盘的偏心量；以及连杆，其连接所述偏心盘和所述摆杆，所述车辆用动力传递装置的特征在于，所述连杆具备：环状的大端部，其被压入到设于所述偏心盘的外周面的轴承上；小端部，其与所述摆杆连接；以及连结部，其连结所述大端部和所述小端部，其中，在所述连结部形成有贯通轴向两个表面的贯通孔，构成所述贯通孔所面对的所述大端部的内缘部的圆弧的中心相对于所述大端部的外周面的中心向所述小端部侧偏心。

另外，根据技术方案2所述的发明，提出了一种车辆用动力传递装置，其特征在于，在技术方案1的结构的基础上，所述连结部的外缘部呈切线状地与所述大端部的外周面相连。

并且，实施方式的球轴承20对应本发明的轴承，实施方式的发动机E对应本发明的驱动源。

根据技术方案1的结构，当与驱动源连接的输入轴旋转时，大端部连接于与输入轴一体地偏心旋转的偏心盘上的连杆进行往复运动，与连杆的小端部连接的摆杆进行往复摆动。当摆杆向一个方向摆动时，单向离合器接合，当摆杆向另一个方向摆动时，单向离合器解除接合，因此，连杆的往复运动被转换成输出轴的向一个方向的旋转运动。当利用变速致动器变更偏心盘的偏心量时，连杆的往复运动的行程发生变化从而摆杆的摆动角发生变化，因此，输入轴的旋转在变速后被传递至输出轴。

连杆具备：环状的大端部，其被压入到设于偏心盘的外周面的轴承上；小端部，其与摆杆连接；以及连结部，其连结大端部和小端部，因此，连杆的大端部的刚性在与连结部连接的部分局部地提高，在连杆的大端部被压入到轴承上时，由于压入反作用力的不均衡，存在轴承挠曲、圆度降低的可能性。

但是，在连杆的连结部形成有贯通轴向两个表面的贯通孔，构成贯通孔所面对的大端部的内缘部的圆弧的中心相对于大端部的外周面的中心向小端部侧偏心，因此，通过使大端部在贯通孔的周向两端与连结部连接，并在刚性提高的两处位置的附近使大端部的径向壁厚减少而使其刚性降低，由此能够防止大端部的刚性在圆周方向上急剧变化，使压入反作用力在圆周方向上平缓地变化，从而提高轴承的圆度。而且，与使大端部整体上为厚壁来提高轴承的圆度的情况相比，能够将连杆的重量和尺寸的增加抑制在最小限度。

另外，根据技术方案2的结构，由于连结部的外缘部呈切线状地与大端部的外周面相连，因此，能够将连杆的在大端部和连结部连接的部分处的径向壁厚的变化抑制为最小限度，能够使轴承从大端部承受的压入反作用力在圆周方向更加均匀，从而进一步提高轴承的圆度。

附图说明

图1是车辆用动力传递装置的骨架图。

图2是图1的2部的详细图。

图3是沿图2的3-3线的剖视图(OD状态)。

图4是沿图2的3-3线的剖视图(GN状态)。

图5是在OD状态下的作用说明图。

图6是在GN状态下的作用说明图。

图7是表示实施方式的连杆的形状的图。

图8是表示实施方式的球轴承的载荷分布的曲线图。

图9是表示比较例的连杆的形状的图。

图10是表示比较例的球轴承的载荷分布的曲线图。

标号说明

11：输入轴；

12：输出轴；

13：摆杆；

14：变速致动器；

18：偏心盘；

19：连杆；

19a：大端部；

19b：小端部；

19c：连结部；

19d：贯通孔；

20：球轴承(轴承)；

21：单向离合器；

E：发动机(驱动源)

Ea：贯通孔所面对的大端部的内缘部；

Eb：连结部的外缘部；

Ob：大端部的外周面的中心；

Oc：构成贯通孔所面对的大端部的内缘部的圆弧的中心；

Pb：大端部的外周面。

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。

如图1所示，将发动机E的驱动力通过左右的车轴10、10传递至驱动轮W、W的车辆用动力传递装置具备曲柄式无级变速器T和差速器D。

接下来，基于图2～图6，对无级变速器T的结构进行说明。

如图2和图3所示，本实施方式的无级变速器T是将具有相同结构的多个(在实施方式中为4个)动力传递单元U沿轴向重叠而成的，这些动力传递单元U具备平行地配置的共用的输入轴11和共用的输出轴12，输入轴11的旋转在被减速或加速后传递至输出轴12。

以下，作为代表，对一个动力传递单元U的结构进行说明。与发动机E连接而旋转的输入轴11以相对旋转自如的方式贯通电动马达这样的变速致动器14的中空的旋转轴14a的内部。变速致动器14的转子14b固定于旋转轴14a，定子14c固定于壳体。变速致动器14的旋转轴14a能够以与输入轴11相同的速度旋转，并且能够相对于输入轴11以不同的速度相对旋转。

在贯通变速致动器14的旋转轴14a的输入轴11上固定有第1小齿轮15，曲柄状的行星架16以跨越该第1小齿轮15的方式连接于变速致动器14的旋转轴14a。直径与第1小齿轮15相同的两个第2小齿轮17、17分别通过小齿轮销16a、16a被支承在与第1小齿轮15协作构成正三角形的位置，齿圈18a与这些第1小齿轮15和第2小齿轮17、17啮合，所述齿圈18a以偏心的方式形成于圆板形的偏心盘18的内部。

连杆19具备大端部19a、小端部19b以及连结大端部19a和小端部19b的连结部19c。大端部19a通过球轴承20以相对旋转自如的方式嵌合于偏心盘18的外周，小端部19b通过销26枢轴支承于摆杆13，所述摆杆13以能够摆动的方式支承于输出轴12的外周。

配置在输出轴12和摆杆13之间的单向离合器21具备：环状的外部件22，其被压入到摆杆13的内周面；内部件23，其配置于外部件22的内部并固定于输出轴12；以及滚子25，其配置于在外部件22和内部件23之间形成的楔状的空间内，并被啮合弹簧24施力。

根据图2可以明确，4个动力传递单元U共同具有曲柄状的行星架16，通过第2小齿轮17、17支承于行星架16上的偏心盘18的相位在各个动力传递单元U中分别相差90°。例如，在图2中，左端的动力传递单元U的偏心盘18相对于输入轴11移位至图中上方，从左开始的第3个动力传递单元U的偏心盘18相对于输入轴11移位至图中下方，从左开始的第2个和第4个动力传递单元U、U的偏心盘18、18位于上下方向的中间。

在图1～图6中示意性地表示出连杆19的形状，但是，基于图7对连杆19的实际形状详细地进行说明。

实施方式的连杆19的大端部19a具有半径为Ra的内周面Pa和半径为比Ra大的Rb的外周面Pb，相对于内周面Pa的中心Oa，外周面Pb的中心Ob向小端部19b侧偏移距离a。因此，大端部19a的径向壁厚在圆周方向上不均匀，壁厚在远离小端部19b的一侧小，壁厚在靠近小端部19b的一侧大。

在三角形状的连结部19c的中央，形成有三角形状的贯通孔19d，所述贯通孔19d贯通连杆19的轴向两个表面，贯通孔19d所面对的大端部19a的内缘部Ea由以从外周面Pb的中心Ob向小端部19b侧进一步偏移距离b的点为中心Oc的、半径为Rc的圆弧构成。贯通孔19d所面对的内缘部Ea的半径Rc被设定为比大端部19a的外周面Pb的半径Rb小。其结果是，贯通孔19d所面对的内缘部Ea的径向壁厚t在内缘部Ea的周向中央大，在周向两端小。

连结部19c具备两个外缘部Eb、Eb，这两个外缘部Eb、Eb从小端部19b侧朝向大端部19a侧一边扩开一边延伸，外缘部Eb、Eb呈切线状地与大端部19a的外周面Pb连接。

而图9表示出比较例的连杆19。在比较例的连杆19中，贯通孔19d所面对的大端部19a的内缘部Ea由与大端部19a的外周面Pb共同具有中心Ob的、半径为Rc'的圆弧构成，贯通孔19d的内缘部Ea的半径Rc'被设定为比大端部19a的外周面Pb的半径Rb小距离c。其结果是，贯通孔19d所面对的内缘部Ea的径向壁厚t在整个周向上保持固定。

接下来，对具备上述结构的本发明的实施方式的作用进行说明。

首先，对无级变速器T的一个动力传递单元U的作用进行说明。如果使变速致动器14的旋转轴14a相对于输入轴11相对旋转，则行星架16绕输入轴11的轴线L1旋转。此时，行星架16的中心O、即由第1小齿轮15和两个第2小齿轮17、17构成的正三角形的中心绕输入轴11的轴线L1旋转。

图3和图5表示出行星架16的中心O相对于第1小齿轮15(即输入轴11)位于与输出轴12相反的一侧的状态，此时，偏心盘18相对于输入轴11的偏心量变为最大，无级变速器T的变速比变为最小的OD状态。图4和图6表示出行星架16的中心O相对于第1小齿轮15(即输入轴11)位于与输出轴12相同的一侧的状态，此时，偏心盘18相对于输入轴11的偏心量变为最小，无级变速器T的变速比变为无限大的GN(齿轮空档)状态。

在图5所示的OD状态下，如果利用发动机E使输入轴11旋转并以与输入轴11相同的速度使变速致动器14的旋转轴14a旋转，则输入轴11、旋转轴14a、行星架16、第1小齿轮15、两个第2小齿轮17、17以及偏心盘18在成为一体的状态下以输入轴11为中心沿逆时针方向(参照箭头A)进行偏心旋转。在从图5(A)经过图5(B)向图5(C)的状态旋转的期间，大端部19a通过球轴承20以相对旋转自如的方式支承于偏心盘18的外周的连杆19使摆杆13沿逆时针方向(参照箭头B)摆动，所述摆杆13通过销26枢轴支承于连杆19的小端部19b。图5(A)和图5(C)表示出摆杆13沿所述箭头B方向摆动的两端。

这样，当摆杆13沿箭头B方向摆动时，滚子25啮入单向离合器21的外部件22与内部件23之间的楔状的空间内，从而将外部件22的旋转通过内部件23传递至输出轴12，因此，输出轴12沿逆时针方向(参照箭头C)旋转。

如果输入轴11和第1小齿轮15进一步旋转，则齿圈18a与第1小齿轮15和第2小齿轮17、17啮合的偏心盘18沿逆时针方向(参照箭头A)进行偏心旋转。在从图5(C)经过图5(D)向图5(A)的状态旋转的期间，大端部19a通过球轴承20以相对旋转自如的方式支承于偏心盘18的外周的连杆19使摆杆13沿顺时针方向(参照箭头B')摆动，所述摆杆13通过销26枢轴支承于连杆19的小端部19b。图5(C)和图5(A)表示出摆杆13沿所述箭头B'方向摆动的两端。

这样，当摆杆13沿箭头B'方向摆动时，滚子25一边压缩啮合弹簧24一边从外部件22与内部件23之间的楔状的空间中被推出，由此，外部件22相对于内部件23打滑，输出轴12不旋转。

如上所述，当摆杆13往复摆动时，只有当摆杆13的摆动方向为逆时针方向(参照箭头B)时，输出轴12才沿逆时针方向(参照箭头C)旋转，因此输出轴12间歇地旋转。

图6是示出在GN状态下运转无级变速器T时的作用的图。此时，由于输入轴11的位置与偏心盘18的中心一致，因此偏心盘18相对于输入轴11的偏心量为零。如果在该状态下利用发动机E使输入轴11旋转，并以与输入轴11相同的速度使变速致动器14的旋转轴14a旋转，则输入轴11、旋转轴14a、行星架16、第1小齿轮15、两个第2小齿轮17、17以及偏心盘18在成为一体的状态下，以输入轴11为中心沿逆时针方向(参照箭头A)进行偏心旋转。但是，由于偏心盘18的偏心量为零，因此连杆19的往复运动的行程也为零，输出轴12不旋转。

因此，如果驱动变速致动器14而将行星架16的位置设定在图3的OD状态与图4的GN状态之间，则能够实现在无限大变速比与预定变速比之间的任意变速比下的运转。

在无级变速器T中，并列设置的4个动力传递单元U的偏心盘18的相位彼此错开90°，因此，4个动力传递单元U交替地传递驱动力，即4个单向离合器21中的任意一个必然处于接合状态，由此能够使输出轴12连续旋转。

但是，在将球轴承20的外周面压入连杆19的大端部19a的内周面Pa时，球轴承20从大端部19a的内周面Pa承受朝向径向内侧的压入反作用力而变形。此时，如果朝向径向内侧的压入反作用力在圆周方向上均匀，则可以确保压入后的球轴承20的圆度，但实际上大端部19a的刚性在圆周方向不均匀，在大端部19a和连结部19c连接的部分的附近，刚性局部地提高，因此，存在球轴承20因压入载荷而变形，从而圆度降低这样的问题。

图10是表示图9所示的比较例的球轴承20的滚珠承受的载荷分布的曲线图，其横轴表示将球轴承20的离小端部19b最远的一侧设为θ＝0°，从该处起沿逆时针方向测出的圆周方向位置。在0°≤θ＜90°的范围和270°＜θ≤360°的范围内，载荷为零，在90°≤θ≤270°的范围内产生载荷，但在θ＝135°附近和θ＝225°附近这两处位置上，产生峰值载荷。

其原因是，施加于连杆19的压缩载荷从大端部19a经由连结部19c的两个外缘部Eb、Eb传递至小端部19b，但在外缘部Eb、Eb的根部(即θ＝135°的附近和θ＝225°的附近)，大端部19a的刚性局部地提高，在该部分产生了双峰式的峰值载荷。因而，如果能降低双峰式的峰值载荷，则能够提高球轴承20的圆度，从而进一步提高耐久性。

图8是表示图7所示的实施方式的球轴承20的载荷分布的曲线图，可知图10所示的比较例的双峰式的峰值荷载几乎消失，成为比所述峰值载荷小的平坦的载荷分布。

其原因是，贯通孔19d所面对的大端部19a的内缘部Ea由以从外周面Pb的中心Ob向小端部19b侧进一步偏移距离b的点为中心Oc的、半径为Rc的圆弧构成，因此，贯通孔19d所面对的内缘部Ea的径向壁厚t在内缘部Ea的周向两端小，连杆19的外缘部Eb、Eb的与大端部19a连续的根部的刚性局部地降低，由此双峰式的峰值载荷消失。

如上所述，根据本实施方式，在将连杆19的重量增加抑制在最小限度的同时使大端部19a的刚性在圆周方向上均匀，并使支承大端部19a的球轴承20的载荷在圆周方向上均匀，从而能够降低摩擦力并提高耐久性。

另外，连结部19c具备两个外缘部Eb、Eb，这两个外缘部Eb、Eb从小端部19b侧朝向大端部19a侧一边互相扩开一边延伸，外缘部Eb、Eb呈切线状地与大端部19a的外周面Pb连接，因此，能够防止大端部19a的径向壁厚t在外缘部Eb、Eb的根部急剧变化，从而能够进一步改善球轴承20的圆度。

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，在实施方式中，大端部19a的内周面Pa的中心Oa相对于大端部19a的外周面Pb的中心Ob偏心，但两个中心Oa、Ob也可以一致。

另外，本发明的轴承并不限定于实施方式的球轴承20，可以是滚针轴承、滚柱轴承、滑动轴承等任意的轴承。

另外，本发明的驱动源并不限定于实施方式的发动机E，也可以是马达发电机等任意的驱动源。

Claims (2)

1.一种车辆用动力传递装置，其具备：

输入轴(11)，其与驱动源(E)连接；

输出轴(12)，其与所述输入轴(11)平行地配置；

摆杆(13)，其以能够摆动的方式支承于所述输出轴(12)；

单向离合器(21)，其配置于所述输出轴(12)和所述摆杆(13)之间，当该摆杆(13)向一个方向摆动时该单向离合器(21)接合，当该摆杆(13)向另一个方向摆动时该单向离合器(21)解除接合；

偏心盘(18)，其与所述输入轴(11)一体地偏心旋转；

变速致动器(14)，其变更所述偏心盘(18)的偏心量；以及

连杆(19)，其连接所述偏心盘(18)和所述摆杆(13)，

所述车辆用动力传递装置的特征在于，

所述连杆(19)具备：环状的大端部(19a)，其被压入到设于所述偏心盘(18)的外周面的轴承(20)上；小端部(19b)，其与所述摆杆(13)连接；以及连结部(19c)，其连结所述大端部(19a)和所述小端部(19b)，

在所述连结部(19c)形成有贯通轴向两个表面的贯通孔(19d)，构成所述贯通孔(19d)所面对的所述大端部(19a)的内缘部(Ea)的圆弧的中心(Oc)相对于所述大端部(19a)的外周面(Pb)的中心(Ob)向所述小端部(19b)侧偏心。

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，

所述连结部(19c)的外缘部(Eb)呈切线状地与所述大端部(19a)的外周面(Pb)相连。