JP2012251618A - Power transmission device for vehicle - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、四節リンク型の車両用動力伝達装置に関する。 The present invention relates to a four-link type vehicle power transmission device.
従来、車両に設けられたエンジン等の駆動源からの駆動力が伝達される中空の入力軸と、入力軸と平行に配置された出力軸と、入力軸に設けられた複数の偏心機構と、出力軸に揺動自在に軸支される複数の揺動リンクと、一方の端部に偏心機構に回転自在に外嵌される大径環状部を有し、他方の端部が揺動リンクの揺動端部に連結されるコネクティングロッドとを備える四節リンク型の無段変速機が知られている（例えば、特許文献１参照）。 Conventionally, a hollow input shaft to which driving force from a drive source such as an engine provided in a vehicle is transmitted, an output shaft arranged in parallel with the input shaft, and a plurality of eccentric mechanisms provided on the input shaft, There are a plurality of swing links pivotally supported on the output shaft, a large-diameter annular portion that is rotatably fitted to the eccentric mechanism at one end, and the other end of the swing link There is known a four-bar link type continuously variable transmission including a connecting rod connected to a swing end (see, for example, Patent Document 1).
特許文献１のものでは、各偏心機構は、入力軸に偏心して設けられた固定ディスクと、この固定ディスクに偏心して回転自在に設けられた揺動ディスクからなる。また、揺動リンクと出力軸との間には、一方向クラッチが設けられている。一方向クラッチは、揺動リンクが出力軸に対して一方側に相対回転しようとするときに、出力軸に揺動リンクを固定し、他方側に相対回転しようとするときに、出力軸に対して揺動リンクを空転させる。 In Patent Document 1, each eccentric mechanism is composed of a fixed disk provided eccentrically on the input shaft, and a swinging disk provided eccentrically on the fixed disk and rotatably provided. A one-way clutch is provided between the swing link and the output shaft. The one-way clutch fixes the swing link to the output shaft when the swing link is about to rotate relative to the output shaft, and To idle the swing link.
入力軸には、ピニオンシャフトが挿入されるとともに、固定ディスクの偏心方向に対向する個所に切欠孔が形成され、この切欠孔からピニオンシャフトが露出している。揺動ディスクには入力軸及び固定ディスクを受け入れる受入孔が設けられている。この受入孔を形成する揺動ディスクの内周面には内歯が形成されている。 A pinion shaft is inserted into the input shaft, and a notch hole is formed at a location facing the eccentric direction of the fixed disk, and the pinion shaft is exposed from the notch hole. The swing disk is provided with a receiving hole for receiving the input shaft and the fixed disk. Inner teeth are formed on the inner peripheral surface of the swing disk that forms the receiving hole.
内歯は、入力軸の切欠孔から露出するピニオンシャフトと噛合する。入力軸とピニオンシャフトとを同一速度で回転させると、偏心機構の偏心量が維持される。入力軸とピニオンシャフトの回転速度を異ならせると、偏心機構の偏心量が変更されて、変速比が変化する。 The inner teeth mesh with the pinion shaft exposed from the notch hole of the input shaft. When the input shaft and the pinion shaft are rotated at the same speed, the eccentric amount of the eccentric mechanism is maintained. When the rotational speeds of the input shaft and the pinion shaft are made different, the eccentric amount of the eccentric mechanism is changed, and the transmission gear ratio is changed.
入力軸を回転させることにより偏心機構を回転させると、コネクティングロッドの大径環状部が回転運動して、コネクティングロッドの他方の端部と連結される揺動リンクの揺動端部が揺動する。揺動リンクは、一方向クラッチを介して出力軸に設けられているため、一方側に回転するときのみ出力軸に回転駆動力（トルク）を伝達する。 When the eccentric mechanism is rotated by rotating the input shaft, the large-diameter annular portion of the connecting rod rotates and the swing end of the swing link connected to the other end of the connecting rod swings. . Since the swing link is provided on the output shaft via the one-way clutch, the rotational drive force (torque) is transmitted to the output shaft only when rotating to one side.
各偏心機構の固定ディスクの偏心方向は、それぞれ位相を異ならせて入力軸周りを一周するように設定されている。したがって、各偏心機構に外嵌されたコネクティングロッドによって、揺動リンクが順にトルクを出力軸に伝達するため、出力軸をスムーズに回転させることができる。 The eccentric direction of the fixed disk of each eccentric mechanism is set so as to make a round around the input shaft with different phases. Therefore, the swinging link sequentially transmits the torque to the output shaft by the connecting rod fitted on each eccentric mechanism, so that the output shaft can be smoothly rotated.
しかしながら、上記従来の無段変速機によれば、オイルパン内の潤滑油を単に跳ね上げることにより潤滑を行うようにしているので、十分な潤滑油が必要な潤滑部位に到達しないおそれがある。また、変速比が無限大の状態では、出力軸が回転しないので、潤滑油が跳ね上げられず、潤滑油を入力軸に供給することができなくなる。 However, according to the conventional continuously variable transmission, since lubrication is performed by simply splashing up the lubricating oil in the oil pan, there is a possibility that sufficient lubricating oil does not reach the necessary lubrication site. Further, when the speed ratio is infinite, the output shaft does not rotate, so that the lubricating oil is not splashed up and the lubricating oil cannot be supplied to the input shaft.
本発明の目的は、かかる従来技術の問題点に鑑み、潤滑油を必要な個所に十分供給することができる車両用動力伝達装置を提供することにある。 An object of the present invention is to provide a vehicular power transmission device that can sufficiently supply lubricating oil to a necessary place in view of the problems of the conventional technology.
本発明に係る車両用動力伝達装置は、車両の駆動源からの駆動力が伝達される中空の入力軸と、該入力軸と平行に配置された出力軸と、前記入力軸に偏心して設けられた固定ディスク、及び該固定ディスクに対して偏心して回転自在に設けられた揺動ディスクを有する複数の偏心機構と、前記出力軸に揺動自在に軸支される複数の揺動リンクと、該揺動リンクと前記出力軸との間に設けられ、前記出力軸に対して一方側に相対回転しようとするときに前記出力軸に該揺動リンクを固定し、他方側に相対回転しようとするときに前記出力軸に対して該揺動リンクを空転させる一方向回転阻止機構と、一方の端部に前記偏心機構に回転自在に外嵌される大径環状部を有し、他方の端部が前記揺動リンクの揺動端部に連結されるコネクティングロッドと、前記入力軸内に挿入されたピニオンシャフトとを備え、前記入力軸には、前記固定ディスクの偏心方向に対向する個所に切欠孔が形成され、該切欠孔から前記ピニオンシャフトが露出し、前記揺動ディスクには前記入力軸及び前記固定ディスクを受け入れる受入孔が設けられ、該受入孔を形成する前記揺動ディスクの内周面に内歯が形成され、該内歯は、前記入力軸の切欠孔から露出する前記ピニオンシャフトと噛合し、前記入力軸と前記ピニオンシャフトとを同一速度で回転させることにより、前記偏心機構の偏心量が維持され、前記入力軸と前記ピニオンシャフトの回転速度を異ならせることにより前記偏心機構の偏心量を変更させて、変速比を制御する車両用動力伝達装置であって、前記ピニオンシャフト又は出力軸の内部において軸方向に延在する軸内潤滑油路と、前記軸内潤滑油路の端部に潤滑油を供給する潤滑油供給手段とを備え、各偏心機構の揺動ディスクは、前記入力軸の一端側から他端側に向かって、該揺動ディスクの偏心回転の位相が順次遅延するように配置され、潤滑油が供給される前記軸内潤滑油路の端部は、前記入力軸の前記一端側に対応する端部であることを特徴とする。 A vehicle power transmission device according to the present invention is provided with a hollow input shaft to which a driving force from a vehicle drive source is transmitted, an output shaft disposed in parallel to the input shaft, and eccentrically provided on the input shaft. A plurality of eccentric mechanisms having a fixed disk, a swing disk provided so as to be rotatable eccentrically with respect to the fixed disk, a plurality of swing links pivotally supported on the output shaft, The swing link is provided between the swing link and the output shaft, and the swing link is fixed to the output shaft and relatively rotated to the other side when attempting to rotate relative to the output shaft on one side. A one-way rotation preventing mechanism that idles the swing link with respect to the output shaft, and a large-diameter annular portion that is rotatably fitted to the eccentric mechanism at one end, and the other end Is connected to the swing end of the swing link. And a pinion shaft inserted into the input shaft, the input shaft is formed with a notch hole at a location facing the eccentric direction of the fixed disk, and the pinion shaft is exposed from the notch hole, The swing disk is provided with a receiving hole for receiving the input shaft and the fixed disk, and an inner tooth is formed on an inner peripheral surface of the swing disk forming the receiving hole. The eccentric amount of the eccentric mechanism is maintained by meshing with the pinion shaft exposed from the notch hole and rotating the input shaft and the pinion shaft at the same speed, and the rotational speed of the input shaft and the pinion shaft The power transmission device for a vehicle controls the gear ratio by changing the amount of eccentricity of the eccentric mechanism by making the difference between the pinion shaft and the output shaft. And an in-shaft lubricating oil passage extending in the axial direction and lubricating oil supply means for supplying lubricating oil to the end of the in-shaft lubricating oil passage. From one end side to the other end side, the phase of the eccentric rotation of the oscillating disc is arranged so as to be sequentially delayed, and the end portion of the in-shaft lubricating oil passage to which lubricating oil is supplied is the end of the input shaft. It is an end corresponding to one end side.
本発明によれば、揺動ディスクは、入力軸の一端側から他端側に向かって、揺動ディスクの偏心回転の位相が順次遅延するように配置されているので、入力軸の回転により各コネクティングロッドに発生する張力も順次対応する位相で変化する。これにより、ピニオンシャフト又は出力軸は前記一端側から他端側に向かって順次変位するように撓む動きを繰り返す。 According to the present invention, the oscillating disk is arranged so that the phase of the eccentric rotation of the oscillating disk is sequentially delayed from one end side to the other end side of the input shaft. The tension generated in the connecting rod also changes sequentially with the corresponding phase. As a result, the pinion shaft or the output shaft repeats a flexing motion so as to be sequentially displaced from the one end side toward the other end side.
このとき、軸内潤滑油路の前記一端側に潤滑油が供給されると、供給された潤滑油は、上記撓む動きの繰り返しにより順次前記他端側に向かって流動する。この潤滑油は、ピニオンシャフト又は出力軸の回転による遠心力によって、ピニオンシャフトの周りや出力軸の周りの必要な摺動部に供給することができる。 At this time, when the lubricating oil is supplied to the one end side of the in-shaft lubricating oil passage, the supplied lubricating oil sequentially flows toward the other end side by repeating the bending movement. This lubricating oil can be supplied to a necessary sliding portion around the pinion shaft or around the output shaft by centrifugal force generated by the rotation of the pinion shaft or the output shaft.
したがって、本発明によれば、軸内潤滑油路を経て、潤滑油をピニオンシャフトの周りや出力軸の周りの必要な個所に十分供給することができる。その際、ピニオンシャフト又は出力軸の撓み及び遠心力を利用して潤滑油を供給することができるので、潤滑油供給手段の負荷を軽減し、効率化を図ることができる。 Therefore, according to the present invention, the lubricating oil can be sufficiently supplied to the necessary portions around the pinion shaft and around the output shaft through the in-shaft lubricating oil passage. At that time, since the lubricating oil can be supplied by utilizing the deflection of the pinion shaft or the output shaft and the centrifugal force, the load on the lubricating oil supply means can be reduced and the efficiency can be improved.
本発明の車両用動力伝達装置においては、前記入力軸の回転速度を計測する入力軸回転速度計測手段と、前記ピニオンシャフトに減速機を介して連結された駆動軸を回転させて前記偏心量を変化させるアクチュエータと、前記アクチュエータの駆動軸の回転速度を計測するアクチュエータ回転速度計測手段と、前記入力軸回転速度計測手段により計測された前記入力軸の回転速度と、前記アクチュエータ回転速度計測手段により計測された前記駆動軸の回転速度とに基づき、前記偏心機構の偏心量を算出する偏心量算出手段と、前記偏心量算出手段により算出された前記偏心機構の偏心量に基づいて前記潤滑油供給手段による潤滑油の供給量を設定する潤滑油供給量設定手段とを備えてもよい。その場合、前記潤滑油供給量設定手段は、前記偏心機構の偏心量が大きいほど前記供給量が増大するように前記供給量の設定を行うものであってもよい。 In the vehicle power transmission device of the present invention, the eccentric amount is obtained by rotating an input shaft rotational speed measuring means for measuring the rotational speed of the input shaft and a drive shaft connected to the pinion shaft via a speed reducer. The actuator to be changed, the actuator rotational speed measuring means for measuring the rotational speed of the drive shaft of the actuator, the rotational speed of the input shaft measured by the input shaft rotational speed measuring means, and measured by the actuator rotational speed measuring means An eccentric amount calculating means for calculating an eccentric amount of the eccentric mechanism based on the rotational speed of the drive shaft, and the lubricating oil supply means based on the eccentric amount of the eccentric mechanism calculated by the eccentric amount calculating means. And a lubricating oil supply amount setting means for setting the lubricating oil supply amount. In this case, the lubricating oil supply amount setting means may set the supply amount so that the supply amount increases as the eccentric amount of the eccentric mechanism increases.
この構成において、偏心機構の偏心量が大きいほどピニオンシャフト又は出力軸の撓み量は小さくなり、逆に偏心機構の偏心量が小さいほど撓み量は大きくなる。そしてこの撓み量は潤滑油の供給量に関係する。本発明では、このような関係を利用し、偏心機構の偏心量に基づいて潤滑油供給手段による潤滑油の供給量を設定するようにしているので、潤滑油の供給量を必要最小限となるように制御し、さらに効率化を図ることができる。 In this configuration, the deflection amount of the pinion shaft or the output shaft decreases as the eccentric amount of the eccentric mechanism increases, and conversely, the deflection amount increases as the eccentric amount of the eccentric mechanism decreases. The amount of deflection is related to the amount of lubricating oil supplied. In the present invention, the supply amount of the lubricating oil by the lubricating oil supply means is set on the basis of the eccentric amount of the eccentric mechanism by utilizing such a relationship, so the supply amount of the lubricating oil is minimized. Thus, the efficiency can be further improved.
以下、本発明の車両用動力伝達装置の実施形態を説明する。本実施形態の車両用動力伝達装置は、変速比ｉ（ｉ＝入力軸の回転速度／出力軸の回転速度）を無限大（∞）にして出力軸の回転速度を「０」にできる変速機、所謂インフィニティ・バリアブル・トランスミッション（Infinity Variable Transmission（ＩＶＴ））の一種である。 Hereinafter, embodiments of the vehicle power transmission device of the present invention will be described. The power transmission device for a vehicle according to the present embodiment is a transmission capable of setting the speed ratio i (i = rotational speed of the input shaft / rotational speed of the output shaft) to infinity (∞) and the rotational speed of the output shaft to “0”. This is a kind of so-called Infinity Variable Transmission (IVT).
図１及び図２を参照して、本実施形態の車両用動力伝達装置１は、図示省略した内燃機関であるエンジンや電動機等の車両用駆動源からの回転動力を受けることで入力中心軸線Ｐ１を中心に回転する中空の入力軸２と、入力軸２に平行に配置され、図外のデファレンシャルギアやプロペラシャフト等を介して車両の駆動輪（図示省略）に回転動力を伝達させる出力軸３と、入力軸２に設けられた６つの偏心機構４とを備える。 Referring to FIGS. 1 and 2, a vehicle power transmission device 1 of the present embodiment receives an input center axis P1 by receiving rotational power from a vehicle drive source such as an engine or an electric motor which is an internal combustion engine (not shown). A hollow input shaft 2 that rotates around the shaft and an output shaft 3 that is arranged in parallel to the input shaft 2 and that transmits rotational power to drive wheels (not shown) of the vehicle via a differential gear, a propeller shaft, etc. (not shown). And six eccentric mechanisms 4 provided on the input shaft 2.
各偏心機構４は、固定ディスク５と、揺動ディスク６とで構成される。固定ディスク５は、円盤状であり、入力中心軸線Ｐ１から偏心して入力軸２と一体的に回転するように入力軸２に２個１組でそれぞれ設けられている。各１組の固定ディスク５は、それぞれ位相を６０度異ならせて、６組の固定ディスク５で入力軸２の周方向を一回りするように配置されている。また、各１組の固定ディスク５には、固定ディスク５を受け入れる受入孔６ａを備える円盤状の揺動ディスク６が偏心させて回転自在に外嵌されている。 Each eccentric mechanism 4 includes a fixed disk 5 and a swing disk 6. The fixed disks 5 have a disk shape and are provided in pairs on the input shaft 2 so as to be eccentric from the input center axis P1 and rotate integrally with the input shaft 2. Each set of fixed disks 5 is arranged so as to make a round in the circumferential direction of the input shaft 2 with six sets of fixed disks 5 with a phase difference of 60 degrees. Further, a disc-shaped rocking disc 6 having a receiving hole 6a for receiving the fixed disc 5 is eccentrically fitted to each set of fixed discs 5 so as to be rotatable.
揺動ディスク６は、固定ディスク５の中心点をＰ２、揺動ディスク６の中心点をＰ３として、入力中心軸線Ｐ１と中心点Ｐ２の距離Ｒａと、中心点Ｐ２と中心点Ｐ３の距離Ｒｂとが同一となるように、固定ディスク５に対して偏心している。 The oscillating disk 6 has a center point of the fixed disk 5 as P2, a center point of the oscillating disk 6 as P3, a distance Ra between the input center axis P1 and the center point P2, and a distance Rb between the center point P2 and the center point P3. Are eccentric with respect to the fixed disk 5 so as to be the same.
揺動ディスク６の受入孔６ａには、１組の固定ディスク５の間に位置させて内歯６ｂが設けられている。入力軸２には、１組の固定ディスク５の間に位置させて、固定ディスク５の偏心方向に対向する個所に内周面と外周面とを連通させる切欠孔２ａが形成されている。 The receiving hole 6 a of the swing disk 6 is provided with an internal tooth 6 b positioned between the pair of fixed disks 5. The input shaft 2 is formed between a pair of fixed disks 5 and formed with a notch hole 2 a that communicates the inner peripheral surface and the outer peripheral surface at a location facing the eccentric direction of the fixed disk 5.
中空の入力軸２内には、入力軸２と同心に配置され、揺動ディスク６と対応する個所に外歯７ａを備えるピニオンシャフト７が入力軸２と相対回転自在となるように配置されている。ピニオンシャフト７の外歯７ａは、入力軸２の切欠孔２ａを介して、揺動ディスク６の内歯６ｂと噛合する。 In the hollow input shaft 2, a pinion shaft 7 that is disposed concentrically with the input shaft 2 and has external teeth 7 a at locations corresponding to the swing disk 6 is disposed so as to be rotatable relative to the input shaft 2. Yes. The external teeth 7 a of the pinion shaft 7 mesh with the internal teeth 6 b of the swing disk 6 through the cutout holes 2 a of the input shaft 2.
ピニオンシャフト７には、差動機構８が接続されている。差動機構８は、遊星歯車機構で構成されており、サンギア９と、入力軸２に連結された第１リングギア１０と、ピニオンシャフト７に連結された第２リングギア１１と、サンギア９及び第１リングギア１０と噛合する大径部１２ａと、第２リングギア１１と噛合する小径部１２ｂとから成る段付きピニオン１２を自転及び公転自在に軸支するキャリア１３とを備える。 A differential mechanism 8 is connected to the pinion shaft 7. The differential mechanism 8 is configured by a planetary gear mechanism, and includes a sun gear 9, a first ring gear 10 connected to the input shaft 2, a second ring gear 11 connected to the pinion shaft 7, a sun gear 9 and A carrier 13 is provided that supports a stepped pinion 12 including a large-diameter portion 12a that meshes with the first ring gear 10 and a small-diameter portion 12b that meshes with the second ring gear 11 so as to rotate and revolve freely.
サンギア９には、ピニオンシャフト７用の電動機から成る駆動源１４の回転軸１４ａが連結されている。駆動源１４の回転速度を入力軸２の回転速度と同一にすると、サンギア９と第１リングギア１０とが同一速度で回転することとなり、サンギア９、第１リングギア１０、第２リングギア１１及びキャリア１３の４つの要素が相対回転不能なロック状態となって、第２リングギア１１と連結するピニオンシャフト７が入力軸２と同一速度で回転する。 The sun gear 9 is connected to a rotation shaft 14a of a drive source 14 composed of an electric motor for the pinion shaft 7. When the rotational speed of the drive source 14 is the same as the rotational speed of the input shaft 2, the sun gear 9 and the first ring gear 10 rotate at the same speed, and the sun gear 9, the first ring gear 10, and the second ring gear 11 are rotated. In addition, the four elements of the carrier 13 are in a locked state where relative rotation is impossible, and the pinion shaft 7 connected to the second ring gear 11 rotates at the same speed as the input shaft 2.
駆動源１４の回転速度を入力軸２の回転速度よりも遅くすると、サンギア９の回転数をＮｓ、第１リングギア１０の回転数をＮｒ１、サンギア９と第１リングギア１０のギア比（第１リングギア１０の歯数／サンギア９の歯数）をｊとして、キャリア１３の回転数が（ｊ・Ｎｒ１＋Ｎｓ）／（ｊ＋１）となる。そして、サンギア９と第２リングギア１１のギア比（（第２リングギア１１の歯数／サンギア９の歯数）×（段付きピニオン１２の大径部１２ａの歯数／小径部１２ｂの歯数））をｋとすると、第２リングギア１１の回転数が｛ｊ（ｋ＋１）Ｎｒ１＋（ｋ−ｊ）Ｎｓ｝／｛ｋ（ｊ＋１）｝となる。 When the rotational speed of the drive source 14 is made slower than the rotational speed of the input shaft 2, the rotational speed of the sun gear 9 is Ns, the rotational speed of the first ring gear 10 is Nr1, and the gear ratio between the sun gear 9 and the first ring gear 10 (first The number of rotations of the carrier 13 is (j · Nr1 + Ns) / (j + 1) where j is the number of teeth of one ring gear 10 / the number of teeth of the sun gear 9). The gear ratio between the sun gear 9 and the second ring gear 11 ((number of teeth of the second ring gear 11 / number of teeth of the sun gear 9) × (number of teeth of the large diameter portion 12a of the stepped pinion 12 / tooth of the small diameter portion 12b) (Number)) is k, the rotation speed of the second ring gear 11 is {j (k + 1) Nr1 + (k−j) Ns} / {k (j + 1)}.
固定ディスク５が固定された入力軸２の回転速度とピニオンシャフト７の回転速度とが同一である場合には、揺動ディスク６は固定ディスク５と共に一体に回転する。入力軸２の回転速度とピニオンシャフト７の回転速度とに差がある場合には、揺動ディスク６は固定ディスク５の中心点Ｐ２を中心に固定ディスク５の周縁を回転する。 When the rotational speed of the input shaft 2 to which the fixed disk 5 is fixed and the rotational speed of the pinion shaft 7 are the same, the oscillating disk 6 rotates together with the fixed disk 5. When there is a difference between the rotational speed of the input shaft 2 and the rotational speed of the pinion shaft 7, the oscillating disk 6 rotates the periphery of the fixed disk 5 around the center point P <b> 2 of the fixed disk 5.
図２に示すように、揺動ディスク６は、固定ディスク５に対して距離Ｒａと距離Ｒｂとが同一となるように偏心されているため、揺動ディスク６の中心点Ｐ３を入力中心軸線Ｐ１と同一軸線上に位置するようにして、入力中心軸線Ｐ１と中心点Ｐ３との距離、すなわち偏心量Ｒ１を「０」とすることもできる。 As shown in FIG. 2, the oscillating disk 6 is eccentric with respect to the fixed disk 5 so that the distance Ra and the distance Rb are the same, so that the center point P3 of the oscillating disk 6 is set to the input center axis P1. The distance between the input center axis P1 and the center point P3, that is, the amount of eccentricity R1 can be set to “0”.
揺動ディスク６の周縁には、一方の端部に大径の大径環状部１５ａを備え、他方の端部に大径環状部１５ａの径よりも小径の小径環状部１５ｂを備えるコネクティングロッド１５の大径環状部１５ａが、ローラベアリング１６を介して回転自在に外嵌されている。出力軸３には、一方向回転阻止機構としての一方向クラッチ１７を介して、揺動リンク１８がコネクティングロッド１５に対応させて６個設けられている。 A connecting rod 15 having a large-diameter large-diameter annular portion 15a at one end and a small-diameter annular portion 15b having a smaller diameter than the large-diameter annular portion 15a at the other end is provided at the periphery of the swing disk 6. The large-diameter annular portion 15a is rotatably fitted via a roller bearing 16. The output shaft 3 is provided with six swing links 18 corresponding to the connecting rod 15 via a one-way clutch 17 as a one-way rotation prevention mechanism.
揺動リンク１８は、環状に形成されており、その上方には、コネクティングロッド１５の小径環状部１５ｂに連結される揺動端部１８ａが設けられている。揺動端部１８ａには、小径環状部１５ｂを軸方向で挟み込むように突出した一対の突片１８ｂが設けられている。一対の突片１８ｂには、小径環状部１５ｂの内径に対応する貫通孔１８ｃが穿設されている。貫通孔１８ｃ及び小径環状部１５ｂには、連結ピン１９が挿入されている。これにより、コネクティングロッド１５と揺動リンク１８とが連結される。 The swing link 18 is formed in an annular shape, and a swing end portion 18 a connected to the small diameter annular portion 15 b of the connecting rod 15 is provided above the swing link 18. The swing end portion 18a is provided with a pair of projecting pieces 18b projecting so as to sandwich the small-diameter annular portion 15b in the axial direction. The pair of projecting pieces 18b are formed with through holes 18c corresponding to the inner diameter of the small-diameter annular portion 15b. A connecting pin 19 is inserted into the through hole 18c and the small diameter annular portion 15b. Thereby, the connecting rod 15 and the swing link 18 are connected.
図３は、偏心機構４の偏心量Ｒ１を変化させた状態のピニオンシャフト７と揺動ディスク６との位置関係を示す。図３（ａ）は偏心量Ｒ１を「最大」とした状態を示しており、入力中心軸線Ｐ１と、固定ディスク５の中心点Ｐ２と、揺動ディスク６の中心点Ｐ３とが一直線に並ぶように、ピニオンシャフト７と揺動ディスク６とが位置する。このときの変速比ｉは最小となる。 FIG. 3 shows the positional relationship between the pinion shaft 7 and the oscillating disk 6 in a state where the eccentric amount R1 of the eccentric mechanism 4 is changed. FIG. 3A shows a state in which the eccentricity R1 is set to “maximum”, and the input center axis P1, the center point P2 of the fixed disk 5, and the center point P3 of the swing disk 6 are aligned. In addition, the pinion shaft 7 and the swing disk 6 are located. At this time, the gear ratio i is minimized.
図３（ｂ）は偏心量Ｒ１を図３（ａ）よりも小さい「中」とした状態を示しており、図３（ｃ）は偏心量Ｒ１を図３（ｂ）よりも更に小さい「小」とした状態を示している。変速比ｉは、図３（ｂ）では図３（ａ）の変速比ｉよりも大きい「中」となり、図３（ｃ）では図３（ｂ）の変速比ｉよりも大きい「大」となる。図３（ｄ）は偏心量Ｒ１を「０」とした状態を示しており、入力中心軸線Ｐ１と、揺動ディスク６の中心点Ｐ３とが同心に位置する。このときの変速比ｉは無限大（∞）となる。 FIG. 3B shows a state in which the eccentric amount R1 is set to “medium” which is smaller than that in FIG. 3A, and FIG. 3C illustrates that the eccentric amount R1 is smaller than that in FIG. Is shown. The gear ratio i is “medium” which is larger than the gear ratio i in FIG. 3A in FIG. 3B, and “large” which is larger than the gear ratio i in FIG. 3B in FIG. Become. FIG. 3D shows a state where the amount of eccentricity R1 is “0”, and the input center axis P1 and the center point P3 of the oscillating disk 6 are located concentrically. The gear ratio i at this time is infinite (∞).
図２に示すように、本実施形態の偏心機構４、コネクティングロッド１５、揺動リンク１８は四節リンク機構２０を構成する。本実施形態の車両用動力伝達装置１は合計６個の四節リンク機構２０を備えている。偏心量Ｒ１が「０」でないときに、入力軸２を回転させると共に、ピニオンシャフト７を入力軸２と同一速度で回転させると、各コネクティングロッド１５が６０度ずつ位相を変えながら、偏心量Ｒ１に基づき入力軸２と出力軸３との間で出力軸３側に押したり、入力軸２側に引いたりを交互に繰り返して揺動する。 As shown in FIG. 2, the eccentric mechanism 4, the connecting rod 15, and the swing link 18 of the present embodiment constitute a four-bar linkage mechanism 20. The vehicle power transmission device 1 of this embodiment includes a total of six four-bar linkage mechanisms 20. When the input shaft 2 is rotated and the pinion shaft 7 is rotated at the same speed as the input shaft 2 when the eccentric amount R1 is not “0”, each connecting rod 15 changes its phase by 60 degrees, and the eccentric amount R1. On the basis of this, it is repeatedly swung between the input shaft 2 and the output shaft 3 by alternately pushing to the output shaft 3 side or pulling to the input shaft 2 side.
コネクティングロッド１５の小径環状部１５ｂは、出力軸３に一方向クラッチ１７を介して設けられた揺動リンク１８に連結されている。このため、揺動リンク１８がコネクティングロッド１５によって押し引きされて揺動すると、揺動リンク１８が押し方向側又は引張り方向側の何れか一方に揺動リンク１８が回転するときだけ、出力軸３が回転する。一方、揺動リンク１８が他方に回転するときには、出力軸３に揺動リンク１８の揺動運動の力が伝達されず、揺動リンク１８が空回りする。各偏心機構４は、６０度毎に位相を変えて配置されているため、出力軸３は各偏心機構４で順に回転させられる。 A small-diameter annular portion 15 b of the connecting rod 15 is connected to a swing link 18 provided on the output shaft 3 via a one-way clutch 17. For this reason, when the swing link 18 is pushed and pulled by the connecting rod 15 and swings, the output shaft 3 is only moved when the swing link 18 rotates in either the pushing direction side or the pulling direction side. Rotates. On the other hand, when the swing link 18 rotates in the other direction, the swinging movement force of the swing link 18 is not transmitted to the output shaft 3, and the swing link 18 rotates idle. Since each eccentric mechanism 4 is arranged with a phase changed every 60 degrees, the output shaft 3 is rotated in turn by each eccentric mechanism 4.
図４（ａ）は偏心量Ｒ１が図３（ａ）の「最大」である場合（変速比ｉが最小である場合）、図４（ｂ）は偏心量Ｒ１が図３（ｂ）の「中」である場合（変速比ｉが中である場合）、図４（ｃ）は偏心量Ｒ１が図３（ｃ）の「小」である場合（変速比ｉが大である場合）の、偏心機構４の回転運動に対する揺動リンク１８の揺動範囲θ２を示している。図４から明らかなように、偏心量Ｒ１が小さくなるにつれ、揺動リンク１８の揺動範囲θ２が狭くなる。なお、偏心量Ｒ１が「０」であるときは、揺動リンク１８は揺動しなくなる。 4A shows the case where the eccentric amount R1 is “maximum” in FIG. 3A (when the gear ratio i is the minimum), and FIG. 4B shows the case where the eccentric amount R1 is “ 4 (c) shows the case where the eccentric amount R1 is “small” in FIG. 3 (c) (when the gear ratio i is large). The swing range θ2 of the swing link 18 with respect to the rotational movement of the eccentric mechanism 4 is shown. As is clear from FIG. 4, as the amount of eccentricity R1 decreases, the swing range θ2 of the swing link 18 decreases. When the eccentric amount R1 is “0”, the swing link 18 does not swing.
図５は、車両用動力伝達装置１の偏心機構４の回転角度θを横軸、揺動リンク１８の角速度ω２を縦軸として、偏心機構４の偏心量Ｒ１の変化に伴う角速度ω２の変化を示す。図５から明らかなように、偏心量Ｒ１が大きい（変速比ｉが小さい）ほど揺動リンク１８の角速度ω２が大きくなることが分かる。 FIG. 5 shows the change in the angular velocity ω2 associated with the change in the eccentric amount R1 of the eccentric mechanism 4 with the rotational angle θ of the eccentric mechanism 4 of the vehicle power transmission device 1 as the horizontal axis and the angular velocity ω2 of the swing link 18 as the vertical axis. Show. As can be seen from FIG. 5, the angular velocity ω2 of the swing link 18 increases as the eccentric amount R1 increases (the transmission ratio i decreases).
図６は、６０度ずつ位相を異ならせた６つの偏心機構４を回転させたとき（入力軸２とピニオンシャフト７とを同一速度で回転させたとき）の偏心機構４の回転角度θに対する、各揺動リンク１８の角速度ω２を示している。図６から、６つの四節リンク機構２０により出力軸３がスムーズに回転されることが分かる。 FIG. 6 shows the rotation angle θ of the eccentric mechanism 4 when the six eccentric mechanisms 4 whose phases are different by 60 degrees are rotated (when the input shaft 2 and the pinion shaft 7 are rotated at the same speed). The angular velocity ω2 of each swing link 18 is shown. From FIG. 6, it can be seen that the output shaft 3 is smoothly rotated by the six four-bar linkage mechanisms 20.
図７は、図１の車両用動力伝達装置の入力軸２及び出力軸３周りの潤滑油の流れを示す。図７において、各固定ディスク５は、入力軸２の周りに入力軸２と一体的に構成されている。入力軸２内のピニオンシャフト７の内部及び出力軸３の内部にはそれぞれ、軸方向に沿って潤滑油を供給するための入力軸内潤滑油路３１及び出力軸内潤滑油路３２が設けられている。 FIG. 7 shows the flow of lubricating oil around the input shaft 2 and the output shaft 3 of the vehicle power transmission device of FIG. In FIG. 7, each fixed disk 5 is formed integrally with the input shaft 2 around the input shaft 2. Inside the pinion shaft 7 in the input shaft 2 and inside the output shaft 3 are respectively provided an input shaft lubricating oil passage 31 and an output shaft lubricating oil passage 32 for supplying lubricating oil along the axial direction. ing.
また、駆動源１４及び差動機構８の中心軸上には、入力軸内潤滑油路３１に接続されたオイルパイプ３３が設けられている。オイルパイプ３３の一方の端部は、入力軸内潤滑油路３１の端部に対し、回転継手を介して接続している。オイルパイプ３３の他方の端部は、図示していない可変容量オイルポンプに通じた管路３４の端部に対し、回転継手３５を介して接続している。 An oil pipe 33 connected to the in-shaft lubricating oil passage 31 is provided on the central axis of the drive source 14 and the differential mechanism 8. One end of the oil pipe 33 is connected to the end of the input shaft lubricating oil passage 31 via a rotary joint. The other end of the oil pipe 33 is connected via a rotary joint 35 to the end of a conduit 34 leading to a variable capacity oil pump (not shown).
ピニオンシャフト７には、入力軸内潤滑油路３１に供給された潤滑油を、ピニオンシャフト７の回転で発生する遠心力により入力軸内潤滑油路３１からピニオンシャフト７の側面に導出するための貫通孔３６が、ピニオンシャフト７と入力軸２との間の数箇所のニードルベアリング３７の受け部に開口するように設けられている。 In the pinion shaft 7, the lubricating oil supplied to the input shaft in-lubricating oil passage 31 is led out from the input shaft in-lubricating oil passage 31 to the side surface of the pinion shaft 7 by the centrifugal force generated by the rotation of the pinion shaft 7. Through holes 36 are provided so as to open to receiving portions of needle bearings 37 at several locations between the pinion shaft 7 and the input shaft 2.
また、出力軸３には、出力軸内潤滑油路３２に供給された潤滑油を、出力軸３の回転で発生する遠心力により出力軸内潤滑油路３２から各一方向クラッチ１７のローラ部分に導出するための貫通孔３８が、出力軸内潤滑油路３２から各一方向クラッチ１７のローラ部分にかけて設けられている。 The output shaft 3 receives the lubricating oil supplied to the output-shaft lubricating oil passage 32 from the output-shaft lubricating oil passage 32 by the centrifugal force generated by the rotation of the output shaft 3, and the roller portions of the one-way clutch 17. A through hole 38 is provided from the output shaft lubricating oil passage 32 to the roller portion of each one-way clutch 17.
潤滑油は、図示していない可変容量オイルポンプから、矢印Ｙ１のように管路３４を経て送られ、オイルパイプ３３を経て、入力軸内潤滑油路３１の差動機構８側端部に供給される。また、潤滑油は、可変容量オイルポンプから、矢印Ｙ２のように、フレーム３９の貫通孔４０及び出力軸３の貫通孔４１を経て、出力軸内潤滑油路３２の差動機構８側端部にも供給される。 Lubricating oil is sent from a variable capacity oil pump (not shown) via a pipe line 34 as indicated by an arrow Y1, and supplied to an end portion of the input shaft lubricating oil path 31 on the differential mechanism 8 side via an oil pipe 33. Is done. Further, the lubricating oil passes from the variable capacity oil pump through the through hole 40 of the frame 39 and the through hole 41 of the output shaft 3 as shown by the arrow Y2, and the end portion on the differential mechanism 8 side of the lubricating oil path 32 in the output shaft. Also supplied.
出力軸内潤滑油路３２の端部に供給された潤滑油は、貫通孔３８を経て、一方向クラッチ１７のローラ部分に供給され、さらに、隣接する各一方向クラッチ１７間の部分４２や、出力軸３を支持するベアリング４３にも供給される。 The lubricating oil supplied to the end of the lubricating oil passage 32 in the output shaft is supplied to the roller portion of the one-way clutch 17 through the through hole 38, and further, the portion 42 between each adjacent one-way clutch 17; It is also supplied to a bearing 43 that supports the output shaft 3.
図８は、入力軸内潤滑油路３１の端部に供給された潤滑油が、さらにピニオンシャフト７の周りに供給される様子を示す。図８中の各矢印のように、入力軸内潤滑油路３１の端部に供給された潤滑油は、貫通孔３６を経て、ピニオンシャフト７と入力軸２との間のニードルベアリング３７や、ピニオンシャフト７の外歯７ａと揺動ディスク６の内歯６ｂとの間、さらには固定ディスク５と揺動ディスク６との間のベアリング４４に供給される。 FIG. 8 shows a state in which the lubricating oil supplied to the end of the input shaft lubricating oil passage 31 is further supplied around the pinion shaft 7. As indicated by the arrows in FIG. 8, the lubricating oil supplied to the end of the lubricating oil passage 31 in the input shaft passes through the through hole 36, the needle bearing 37 between the pinion shaft 7 and the input shaft 2, The bearing 44 is supplied between the outer teeth 7 a of the pinion shaft 7 and the inner teeth 6 b of the swing disk 6, and further between the fixed disk 5 and the swing disk 6.
ベアリング４４に供給された潤滑油は、さらに揺動ディスク６の側面に沿って、揺動ディスク６と大径環状部１５ａとの間のローラベアリング１６にも供給される。 The lubricating oil supplied to the bearing 44 is also supplied to the roller bearing 16 between the swing disk 6 and the large-diameter annular portion 15a along the side surface of the swing disk 6.
図９〜図１１は、入力軸内潤滑油路３１及び出力軸内潤滑油路３２内を潤滑油が流動する原理を示す。ただし、図９〜図１１においては、揺動ディスク６、一方向クラッチ１７及びコネクティングロッド１５として、それぞれ３つの揺動ディスク６０ａ〜６０ｃ、これらに対応する一方向クラッチ１７ａ〜１７ｃ及びコネクティングロッド５０ａ〜５０ｃが存在する場合について示している。 9 to 11 show the principle of the lubricating oil flowing in the input shaft lubricating oil passage 31 and the output shaft lubricating oil passage 32. However, in FIGS. 9 to 11, as the swing disk 6, the one-way clutch 17 and the connecting rod 15, the three swing disks 60 a to 60 c and the corresponding one-way clutches 17 a to 17 c and the connecting rod 50 a to The case where 50c exists is shown.
この場合、図９のように、揺動ディスク６０ａ〜６０ｃは、偏心回転の位相が、入力軸２の一端側から他端側にかけて１２０度ずつ順次遅延するように構成される。 In this case, as shown in FIG. 9, the oscillating disks 60 a to 60 c are configured such that the phase of the eccentric rotation is sequentially delayed by 120 degrees from one end side to the other end side of the input shaft 2.
このとき、各揺動ディスク６０ａ〜６０ｃが１周する間に各コネクティングロッド５０ａ〜５０ｃに作用する張力Ｔは、揺動ディスク６０ａ〜６０ｃの偏心量Ｒ１に応じて異なる。入力軸２に付与されるトルクが同じであれば、この張力Ｔは、偏心量Ｒ１に反比例する。また、コネクティングロッド５０ａ〜５０ｃに作用する各時点での張力Ｔは、各揺動ディスク６０ａ〜６０ｃ間の位相差に応じて異なる。 At this time, the tension T acting on each of the connecting rods 50a to 50c while each of the oscillating disks 60a to 60c makes one round varies depending on the eccentric amount R1 of the oscillating disks 60a to 60c. If the torque applied to the input shaft 2 is the same, the tension T is inversely proportional to the eccentricity R1. Further, the tension T at each time point acting on the connecting rods 50a to 50c varies depending on the phase difference between the swing disks 60a to 60c.
すなわち、揺動ディスク６０ａ〜６０ｃは、順次偏心回転の位相が１２０度ずつ遅れるように配置されており、これにより、周期的に変化するコネクティングロッド５０ａ〜５０ｃの張力Ｔも、位相が１２０度ずつ遅れて生じる。したがって、ある時点では、例えば図１０に示すように、各コネクティングロッド５０ａ〜５０ｃの位相に応じて異なる張力Ｔによって、入力軸２及び出力軸３とが相互に近接する方向に撓む。 That is, the oscillating disks 60a to 60c are arranged so that the phase of the eccentric rotation is sequentially delayed by 120 degrees, and thus the tension T of the connecting rods 50a to 50c that periodically change is also 120 degrees in phase. It happens late. Therefore, at a certain point in time, for example, as shown in FIG. 10, the input shaft 2 and the output shaft 3 bend in directions close to each other due to different tensions T according to the phases of the connecting rods 50 a to 50 c.
図１１は、この張力Ｔによる入力軸２の撓みの経時変化を示す。図１１（ａ）〜（ｃ）ではそれぞれ、各コネクティングロッド５０ａ〜５０ｃの張力Ｔが順次最大となる各時点での入力軸２の撓みが示されている。なお、出力軸３も、図１０のように、各時点において入力軸２と対称的に撓む。 FIG. 11 shows the change with time of the deflection of the input shaft 2 due to the tension T. FIG. 11A to 11C show the deflection of the input shaft 2 at each point in time at which the tension T of the connecting rods 50a to 50c sequentially becomes maximum. The output shaft 3 also bends symmetrically with the input shaft 2 at each time point as shown in FIG.
図１１（ａ）〜（ｃ）のように、この撓みにより入力軸２及び出力軸３の最も近接する部分は、入力軸２が１回転する間に順次シフトし、揺動ディスク６０ａ側の位置から揺動ディスク６０ｃ側の位置の方へ移動してゆく。そして、入力軸２の回転数に応じてこの近接部分の移動が繰り返される。なお、揺動ディスク６０ａ〜６０ｃは、回転しても不均一な遠心力が生じないように重量の配分が設定されているので、遠心力が入力軸２の撓みに寄与することはない。 As shown in FIGS. 11A to 11C, the closest portions of the input shaft 2 and the output shaft 3 due to this bending are sequentially shifted while the input shaft 2 makes one rotation, and the position on the rocking disk 60a side. To the position on the swing disk 60c side. Then, the movement of the adjacent portion is repeated according to the rotational speed of the input shaft 2. The oscillating disks 60a to 60c are set to have a weight distribution so that non-uniform centrifugal force does not occur even when rotated, so that the centrifugal force does not contribute to the deflection of the input shaft 2.
この近接部分の移動により、図１１（ａ）〜（ｃ）のように、入力軸２の入力軸内潤滑油路３１における揺動ディスク６０ａ側の端部に供給される潤滑油５１に対し、揺動ディスク６０ｃ側の端部へ移動させる力が作用し、潤滑油５１が順次揺動ディスク６０ｃ側の端部の方へ流動してゆく。出力軸３の出力軸内潤滑油路３２における潤滑油も同様に流動していく。流動してゆく潤滑油５１は、上述のように、ピニオンシャフト７や出力軸３の周りの摺動部に供給される。 Due to the movement of the proximity portion, as shown in FIGS. 11A to 11C, the lubricating oil 51 supplied to the end of the input shaft lubricating oil path 31 of the input shaft 2 on the swing disk 60 a side is A force to move to the end on the swing disk 60c acts, and the lubricating oil 51 sequentially flows toward the end on the swing disk 60c side. The lubricating oil in the output shaft lubricating oil passage 32 of the output shaft 3 also flows in the same manner. The flowing lubricating oil 51 is supplied to the sliding portions around the pinion shaft 7 and the output shaft 3 as described above.
上記のように、コネクティングロッド５０ａ〜５０ｃに作用する張力Ｔは、偏心量Ｒ１に反比例する。このため、偏心量Ｒ１が小さいほど張力Ｔが大きくなり、入力軸２及び出力軸３の撓み量が増大する。撓み量が増大すると、撓みによって流動する潤滑油の量が多くなる。したがって、図１２に示すように、偏心量Ｒ１が小さいほど、上述の可変容量オイルポンプにおける吐出量を減少させることができる。 As described above, the tension T acting on the connecting rods 50a to 50c is inversely proportional to the eccentric amount R1. For this reason, the tension T increases as the eccentric amount R1 decreases, and the amount of deflection of the input shaft 2 and the output shaft 3 increases. As the amount of deflection increases, the amount of lubricating oil that flows due to the deflection increases. Therefore, as shown in FIG. 12, the smaller the eccentric amount R1, the more the discharge amount in the variable displacement oil pump can be reduced.
図１３は、図１の車両用動力伝達装置の制御部における潤滑油供給量制御処理に係る構成を示すブロック図である。図１３のように、制御部６１は、エンジンのクランクパルスＰｃに基づいて入力軸２の回転速度を計測する入力軸回転速度計測手段６２と、駆動源（アクチュエータ）１４からのモータパルスＰｍに基づいて駆動源１４における回転軸１４ａの回転速度を計測するアクチュエータ回転速度計測手段６３とを備える。 FIG. 13 is a block diagram illustrating a configuration related to a lubricant supply amount control process in the control unit of the vehicle power transmission device of FIG. 1. As shown in FIG. 13, the control unit 61 is based on the input shaft rotational speed measuring means 62 that measures the rotational speed of the input shaft 2 based on the crank pulse Pc of the engine and the motor pulse Pm from the drive source (actuator) 14. Actuator rotational speed measuring means 63 for measuring the rotational speed of the rotary shaft 14a in the drive source 14.
なお、駆動源１４は本発明におけるアクチュエータに相当し、回転軸１４ａはアクチュエータが回転させる駆動軸に相当する。 The drive source 14 corresponds to the actuator in the present invention, and the rotation shaft 14a corresponds to the drive shaft that the actuator rotates.
また、制御部６１は、入力軸回転速度計測手段６２により計測された入力軸２の回転速度と、アクチュエータ回転速度計測手段６３により計測された回転軸１４ａの回転速度とに基づき、偏心機構４の偏心量Ｒ１を算出する偏心量算出手段６４と、偏心量算出手段６４により算出された偏心量Ｒ１に基づいて可変容量オイルポンプの吐出量を設定する潤滑油供給量設定手段６５とを備える。なお、可変容量オイルポンプは本発明における潤滑油供給手段に相当する。 In addition, the control unit 61 determines the eccentric mechanism 4 based on the rotational speed of the input shaft 2 measured by the input shaft rotational speed measuring means 62 and the rotational speed of the rotational shaft 14 a measured by the actuator rotational speed measuring means 63. An eccentric amount calculating means 64 for calculating the eccentric amount R1 and a lubricating oil supply amount setting means 65 for setting the discharge amount of the variable capacity oil pump based on the eccentric amount R1 calculated by the eccentric amount calculating means 64 are provided. The variable capacity oil pump corresponds to the lubricating oil supply means in the present invention.
図１４は、制御部６１による潤滑油供給量制御処理を示すフローチャートである。この処理においては、偏心量Ｒ１に応じて可変容量オイルポンプの吐出量が設定される。また、この処理は、所定の時間間隔で定期的に行われる。 FIG. 14 is a flowchart showing a lubricant supply amount control process by the control unit 61. In this process, the discharge amount of the variable displacement oil pump is set according to the eccentric amount R1. Further, this process is periodically performed at predetermined time intervals.
潤滑油供給量制御処理を開始すると、制御部６１は、まずステップＳ１において、偏心機構４の偏心量Ｒ１を算出する。偏心量Ｒ１の算出は、入力軸回転速度計測手段６２による入力軸２の回転速度の計測値と、アクチュエータ回転速度計測手段６３による回転軸１４ａの回転速度の計測値とに基づき、偏心量算出手段６４により行われる。なお、直接偏心量Ｒ１を計測してもよいが、技術的、コスト的に困難なセンサ等を用いる必要があるので、好ましくはない。 When the lubricating oil supply amount control process is started, the controller 61 first calculates the eccentric amount R1 of the eccentric mechanism 4 in step S1. The eccentric amount R1 is calculated based on the measured value of the rotational speed of the input shaft 2 by the input shaft rotational speed measuring means 62 and the measured value of the rotational speed of the rotational shaft 14a by the actuator rotational speed measuring means 63. 64. Although the eccentricity R1 may be directly measured, it is not preferable because it is necessary to use a sensor that is technically and costly difficult.
次に、ステップＳ２において、潤滑油供給量設定手段６５により、上記ステップＳ１で算出された偏心量Ｒ１と、その算出に用いられた入力軸２の回転速度の計測値とに基づき、可変容量オイルポンプの吐出量の設定値を算出する。吐出量の算出に際しては、上述のように、偏心量Ｒ１が小さいほど吐出量を減少させることができるので、これを考慮し、必要最小限の吐出量を算出する。 Next, at step S2, the lubricating oil supply amount setting means 65 uses the variable capacity oil based on the eccentric amount R1 calculated at step S1 and the measured value of the rotational speed of the input shaft 2 used for the calculation. The set value of the pump discharge rate is calculated. In calculating the discharge amount, as described above, the smaller the eccentric amount R1, the more the discharge amount can be reduced. Therefore, taking this into consideration, the minimum necessary discharge amount is calculated.
そして、ステップＳ３において、潤滑油供給量設定手段６５により、ステップＳ２で算出した吐出量の設定信号Ｓを可変容量オイルポンプに送出することにより可変容量オイルポンプの吐出量を設定し、潤滑油供給量制御処理を終了する。これにより、図１２に示すように偏心量Ｒ１に応じた吐出量の制御が行われる。 In step S3, the lubricating oil supply amount setting means 65 sets the discharge amount of the variable displacement oil pump by sending the discharge amount setting signal S calculated in step S2 to the variable displacement oil pump. The amount control process ends. Thereby, as shown in FIG. 12, the discharge amount is controlled in accordance with the eccentric amount R1.
以上のように、本実施形態によれば、ピニオンシャフト７に入力軸内潤滑油路３１及び貫通孔３６を設けるとともに出力軸３に出力軸内潤滑油路３２及び貫通孔３８を設け、入力軸内潤滑油路３１及び出力軸内潤滑油路３２の一端に、可変容量オイルポンプで潤滑油を供給するようにしたため、その後の各摺動部への潤滑油の配分を、ピニオンシャフト７（入力軸２）及び出力軸３の撓みと遠心力を利用して行うことができる。したがって、可変容量オイルポンプの負荷を軽減し、装置の効率化を図ることができる。 As described above, according to the present embodiment, the input shaft lubricating oil passage 31 and the through hole 36 are provided in the pinion shaft 7, and the output shaft lubricating oil passage 32 and the through hole 38 are provided in the output shaft 3. Since the lubricating oil is supplied to one end of the inner lubricating oil passage 31 and the output shaft inner lubricating oil passage 32 by the variable capacity oil pump, the distribution of the lubricating oil to the respective sliding portions thereafter is determined by the pinion shaft 7 (input). This can be done by utilizing the deflection of the shaft 2) and the output shaft 3 and centrifugal force. Therefore, the load of the variable capacity oil pump can be reduced, and the efficiency of the apparatus can be improved.
また、偏心量Ｒ１に応じて可変容量オイルポンプの吐出量を設定するようにしたので、可変容量オイルポンプの吐出量を必要最小限に設定することができる。これにより変容量オイルポンプの負荷をさらに軽減し、より効率化を図ることができる。 Further, since the discharge amount of the variable displacement oil pump is set according to the eccentric amount R1, the discharge amount of the variable displacement oil pump can be set to the minimum necessary. As a result, the load of the variable displacement oil pump can be further reduced and the efficiency can be further increased.
１…車両用動力伝達装置、２…入力軸、２ａ…切欠孔、３…出力軸、４…偏心機構、５…固定ディスク、６…揺動ディスク、６ａ…受入孔、６ｂ…内歯、７…ピニオンシャフト、８…差動機構、１４・・・駆動源（アクチュエータ）、１４ａ…回転軸（駆動軸）１５…コネクティングロッド、１５ａ…大径環状部、１７…一方向クラッチ（一方向回転阻止機構）、１８…揺動リンク、３１・・・入力軸内潤滑油路、３２…出力軸内潤滑油路、６１・・・制御部、６２・・・入力軸回転速度計測手段、６３・・・アクチュエータ回転速度計測手段、６４・・・偏心量算出手段、６５・・・潤滑油供給量設定手段、Ｒ１…偏心量。 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Vehicle power transmission device, 2 ... Input shaft, 2a ... Notch hole, 3 ... Output shaft, 4 ... Eccentric mechanism, 5 ... Fixed disk, 6 ... Swing disk, 6a ... Receiving hole, 6b ... Internal tooth, 7 DESCRIPTION OF SYMBOLS ... Pinion shaft, 8 ... Differential mechanism, 14 ... Drive source (actuator), 14a ... Rotating shaft (driving shaft) 15 ... Connecting rod, 15a ... Large diameter annular part, 17 ... One-way clutch (One-way rotation prevention) Mechanism), 18 ... oscillating link, 31 ... lubricating oil passage in the input shaft, 32 ... lubricating oil passage in the output shaft, 61 ... control unit, 62 ... measurement means for measuring the rotational speed of the input shaft, 63,. Actuator rotational speed measuring means, 64... Eccentricity calculating means, 65... Lubricating oil supply amount setting means, R1.
Claims (3)
該入力軸と平行に配置された出力軸と、
前記入力軸に偏心して設けられた固定ディスク、及び該固定ディスクに対して偏心して回転自在に設けられた揺動ディスクを有する複数の偏心機構と、
前記出力軸に揺動自在に軸支される複数の揺動リンクと、
該揺動リンクと前記出力軸との間に設けられ、前記出力軸に対して一方側に相対回転しようとするときに前記出力軸に該揺動リンクを固定し、他方側に相対回転しようとするときに前記出力軸に対して該揺動リンクを空転させる一方向回転阻止機構と、
一方の端部に前記偏心機構に回転自在に外嵌される大径環状部を有し、他方の端部が前記揺動リンクの揺動端部に連結されるコネクティングロッドと、
前記入力軸内に挿入されたピニオンシャフトとを備え、
前記入力軸には、前記固定ディスクの偏心方向に対向する個所に切欠孔が形成され、該切欠孔から前記ピニオンシャフトが露出し、
前記揺動ディスクには、前記入力軸及び前記固定ディスクを受け入れる受入孔が設けられ、
該受入孔を形成する前記揺動ディスクの内周面に内歯が形成され、
該内歯は、前記入力軸の切欠孔から露出する前記ピニオンシャフトと噛合し、
前記入力軸と前記ピニオンシャフトとを同一速度で回転させることにより、前記偏心機構の偏心量が維持され、前記入力軸と前記ピニオンシャフトの回転速度を異ならせることにより前記偏心機構の偏心量を変更させて、変速比を制御する車両用動力伝達装置であって、
前記ピニオンシャフト又は出力軸の内部において軸方向に延在する軸内潤滑油路と、
前記軸内潤滑油路の端部に潤滑油を供給する潤滑油供給手段とを備え、
前記偏心機構の揺動ディスクは、前記入力軸の一端側から他端側に向かって、該揺動ディスクの偏心回転の位相が順次遅延するように配置され、
潤滑油が供給される前記軸内潤滑油路の端部は、前記入力軸の前記一端側に対応する端部であることを特徴とする車両用動力伝達装置。 A hollow input shaft to which a driving force from a driving source of the vehicle is transmitted;
An output shaft arranged parallel to the input shaft;
A plurality of eccentric mechanisms including a fixed disk provided eccentrically with respect to the input shaft, and a swinging disk provided eccentrically with respect to the fixed disk and rotatably provided;
A plurality of swing links pivotally supported by the output shaft;
The swing link is provided between the swing link and the output shaft, and the swing link is fixed to the output shaft when attempting to rotate relative to the output shaft and relative rotation to the other side. A one-way rotation prevention mechanism that idles the swing link with respect to the output shaft when
A connecting rod having a large-diameter annular portion that is rotatably fitted to the eccentric mechanism at one end, and the other end connected to the swing end of the swing link;
A pinion shaft inserted into the input shaft,
In the input shaft, a notch hole is formed at a location facing the eccentric direction of the fixed disk, and the pinion shaft is exposed from the notch hole,
The swing disk is provided with a receiving hole for receiving the input shaft and the fixed disk,
Inner teeth are formed on the inner peripheral surface of the rocking disk that forms the receiving hole,
The inner teeth mesh with the pinion shaft exposed from the notch hole of the input shaft,
The eccentric amount of the eccentric mechanism is maintained by rotating the input shaft and the pinion shaft at the same speed, and the eccentric amount of the eccentric mechanism is changed by changing the rotational speeds of the input shaft and the pinion shaft. A vehicle power transmission device for controlling a transmission gear ratio,
An in-shaft lubricating oil passage extending in the axial direction inside the pinion shaft or the output shaft;
A lubricating oil supply means for supplying lubricating oil to an end of the in-shaft lubricating oil path;
The oscillating disk of the eccentric mechanism is arranged so that the phase of eccentric rotation of the oscillating disk is sequentially delayed from one end side to the other end side of the input shaft,
An end portion of the in-shaft lubricating oil passage to which lubricating oil is supplied is an end portion corresponding to the one end side of the input shaft.
前記ピニオンシャフトに差動機構を介して連結された駆動軸を回転させて前記偏心量を変化させるアクチュエータと、
前記アクチュエータの駆動軸の回転速度を計測するアクチュエータ回転速度計測手段と、
前記入力軸回転速度計測手段により計測された前記入力軸の回転速度と、前記アクチュエータ回転速度計測手段により計測された前記駆動軸の回転速度とに基づき、前記偏心機構の偏心量を算出する偏心量算出手段と、
前記偏心量算出手段により算出された前記偏心機構の偏心量に基づいて前記潤滑油供給手段による潤滑油の供給量を設定する潤滑油供給量設定手段と
を更に備え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。 Input shaft rotational speed measuring means for measuring the rotational speed of the input shaft;
An actuator that changes the amount of eccentricity by rotating a drive shaft connected to the pinion shaft via a differential mechanism;
An actuator rotation speed measuring means for measuring the rotation speed of the drive shaft of the actuator;
The amount of eccentricity for calculating the amount of eccentricity of the eccentric mechanism based on the rotational speed of the input shaft measured by the input shaft rotational speed measuring means and the rotational speed of the drive shaft measured by the actuator rotational speed measuring means. A calculation means;
2. A lubricating oil supply amount setting means for setting a lubricating oil supply amount by the lubricating oil supply means based on an eccentricity amount of the eccentric mechanism calculated by the eccentric amount calculating means. The vehicle power transmission device according to claim 1.
3. The vehicle power transmission device according to claim 2, wherein the lubricating oil supply amount setting means sets the supply amount so that the supply amount increases as the eccentric amount of the eccentric mechanism increases.
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