JP2015232379A - Power transmission device for vehicle - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、四節リンク式無段変速機の出力トルクのばらつきを低減する構造に関する。 The present invention relates to a structure that reduces variations in output torque of a four-bar link continuously variable transmission.
例えば、特許文献1には、エンジンに接続された入力軸の回転をコネクティングロッドの往復運動に変換し、コネクティングロッドの往復運動を揺動する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四節リンク式無段変速機が記載されている。 For example, Patent Document 1 discloses a four-bar link that converts the rotation of an input shaft connected to an engine into a reciprocating motion of a connecting rod, and converts the reciprocating motion of the connecting rod into a rotating motion of an output shaft by a one-way clutch that swings. A continuously variable transmission is described.
上記特許文献1に記載された四節リンク式無段変速機では、コネクティングロッドとワンウェイクラッチとが連結ピンなどによって回転自在に連結され、入力軸から出力軸へ駆動力を伝達するてこクランク機構を構成している。そして、四節リンク式無段変速機は、複数のてこクランク機構が互いに位相をずらして複数配置されて構成されているが、コネクティングロッド側の連結部(小径環状部)の中心とワンウェイクラッチ側の回転中心(出力軸の中心軸線)までの距離は一定となっている。 In the four-bar link continuously variable transmission described in Patent Document 1, a connecting rod and a one-way clutch are rotatably connected by a connecting pin or the like, and a lever crank mechanism that transmits driving force from an input shaft to an output shaft is provided. It is composed. The four-bar link continuously variable transmission is constructed by arranging a plurality of lever crank mechanisms arranged out of phase with each other. The center of the connecting rod side connecting portion (small-diameter annular portion) and the one-way clutch side The distance to the rotation center (the center axis of the output shaft) is constant.
しかしながら、これらのてこクランク機構は出力軸のねじれによるトルク伝達特性のばらつきにより、出力トルクの高いものと、低いものが存在するため、トルクを受ける出力側のワンウェイクラッチの最大許容トルクは、てこクランク機構の中で出力トルクが最大のものに合わせて設定する必要がある。この最大許容トルクは、てこクランク機構ごとにワンウェイクラッチを構成するインナー部材の内径を変更したり、揺動リンクを構成するアウター部材の剛性を変更することにより設定できるが、組み付ける部位ごとにインナー部材やアウター部材の形状や強度などを変更する必要があり、製造コストが高くなる。 However, these lever crank mechanisms have high and low output torque due to variations in torque transmission characteristics due to torsion of the output shaft, so the maximum allowable torque of the output side one-way clutch that receives torque is It is necessary to set according to the maximum output torque in the mechanism. This maximum allowable torque can be set by changing the inner diameter of the inner member that constitutes the one-way clutch for each lever crank mechanism, or by changing the rigidity of the outer member that constitutes the swing link. It is necessary to change the shape and strength of the outer member and the manufacturing cost.
本発明は、上記課題に鑑みてなされ、その目的は、てこクランク機構の部品の形状や強度を変更することなく、てこクランク機構ごとの出力トルクのばらつきを小さくすることができる車両用動力伝達装置を実現することである。 The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a vehicle power transmission device that can reduce variations in output torque for each lever crank mechanism without changing the shape and strength of components of the lever crank mechanism. Is to realize.
上記課題を解決し、目的を達成するために、本発明に係る第1の形態は、駆動源から駆動力が入力される入力軸(2)と、前記入力軸(2)と平行に配置された出力軸(3)と、前記入力軸(2)に対して偏心回転する入力側支点(P3)と、前記出力軸(3)に対して揺動する出力側支点(P5)と、前記入力側支点(P3)と前記出力側支点(P5)とを連結する連結部材(15)と、前記入力側支点(P3)の偏心量(R1)を可変とする偏心量調節機構(4)と、前記出力側支点(P5)を前記出力軸(3)に対して固定または空転させるワンウェイクラッチ(17)と、を有し、前記入力側支点(P3)、前記出力側支点(P5)、前記偏心量調節機構(4)、前記連結部材(15)および前記ワンウェイクラッチ(17)から構成されるてこクランク機構が軸方向に複数配置され、前記連結部材(15)がそれぞれ、前記偏心量(R1)に応じて前記入力軸(2)の回転運動を前記出力側支点(P5)の揺動運動に変換する車両用動力伝達装置(1)であって、前記出力軸(3)は、前記ワンウェイクラッチ(17)を介して前記出力側支点(P5)から駆動力が伝達される第1の出力軸(3A)と、当該第1の出力軸(3A)に結合されてトルク伝達方向下流側に延びる第2の出力軸(3B)とを有し、前記出力軸(3)の回転中心(P4)から前記出力側支点(P5)までの揺動半径(R2)を、前記第1の出力軸(3A)と前記第2の出力軸(3B)の結合部(3A1)からの距離に応じて異ならせる。 In order to solve the above-described problems and achieve the object, a first embodiment according to the present invention is arranged in parallel with an input shaft (2) to which a driving force is input from a driving source and the input shaft (2). The output shaft (3), the input fulcrum (P3) rotating eccentrically with respect to the input shaft (2), the output fulcrum (P5) swinging with respect to the output shaft (3), and the input A connecting member (15) for connecting the side fulcrum (P3) and the output side fulcrum (P5), an eccentricity adjusting mechanism (4) for making the eccentricity (R1) of the input fulcrum (P3) variable, A one-way clutch (17) that fixes or idles the output fulcrum (P5) with respect to the output shaft (3), the input fulcrum (P3), the output fulcrum (P5), and the eccentricity. A quantity adjusting mechanism (4), the connecting member (15), and the one-way clutch (17). A plurality of lever crank mechanisms are arranged in the axial direction, and each of the connecting members (15) causes the rotational movement of the input shaft (2) to swing the output fulcrum (P5) according to the eccentricity (R1). A vehicle power transmission device (1) for converting into a dynamic motion, wherein the output shaft (3) receives a driving force from the output fulcrum (P5) via the one-way clutch (17). Output shaft (3A) and a second output shaft (3B) coupled to the first output shaft (3A) and extending downstream in the torque transmission direction, and the center of rotation of the output shaft (3) The swing radius (R2) from (P4) to the output fulcrum (P5) is set to the distance from the coupling portion (3A1) of the first output shaft (3A) and the second output shaft (3B). Make them different according to your needs.
また、本発明に係る第2の形態は、上記第1の形態において、前記複数のてこクランク機構(20)のうち、前記第1の出力軸(3A)と前記第2の出力軸(3B)の結合部(3A1)に近い位置にある前記出力側支点(P5)の揺動半径(R2)を大きくし、前記結合部(3A1)から遠い位置にある前記出力側支点(P5)の揺動半径(R2)を小さくする。 In addition, according to a second aspect of the present invention, in the first aspect, the first output shaft (3A) and the second output shaft (3B) of the plurality of lever crank mechanisms (20). The rocking radius (R2) of the output side fulcrum (P5) located near the coupling part (3A1) is increased, and the rocking of the output side fulcrum (P5) located far from the coupling part (3A1). Reduce the radius (R2).
また、本発明に係る第3の形態は、上記第1または第2の形態において、前記第1の出力軸(3A)と前記第2の出力軸(3B)の結合部(3A1)が、前記第1の出力軸(3A)の軸方向の中央部に設けられ、前記複数のてこクランク機構(20)のうち、前記第1の出力軸(3A)の軸方向の中央部に位置する前記出力側支点(P5)の揺動半径(R2)を大きくし、前記第1の出力軸(3A)の軸方向の端部に位置する前記出力側支点(P5)の揺動半径(R2)を小さくする。 According to a third aspect of the present invention, in the first or second aspect, the coupling portion (3A1) of the first output shaft (3A) and the second output shaft (3B) is The output that is provided at a central portion in the axial direction of the first output shaft (3A) and is located in a central portion in the axial direction of the first output shaft (3A) among the plurality of lever crank mechanisms (20). The swing radius (R2) of the side fulcrum (P5) is increased, and the swing radius (R2) of the output fulcrum (P5) located at the axial end of the first output shaft (3A) is decreased. To do.
また、本発明に係る第4の形態は、上記第1または第2の形態において、前記第1の出力軸(3A)と前記第2の出力軸(3B)の結合部(3A1)が、前記第1の出力軸(3A)の軸方向の一方側の端部に設けられ、前記複数のてこクランク機構(20)のうち、前記第1の出力軸(3A)の軸方向の一方側の端部に位置する前記出力側支点(P5)の揺動半径(R2)を大きくし、前記第1の出力軸(3B)の軸方向の他方側の端部に位置する前記出力側支点(P5)の揺動半径(R2)を小さくする。 According to a fourth aspect of the present invention, in the first or second aspect, the coupling portion (3A1) between the first output shaft (3A) and the second output shaft (3B) is One end of the first output shaft (3A) in the axial direction, and one end of the plurality of lever crank mechanisms (20) in the axial direction of the first output shaft (3A) The output side fulcrum (P5) located at the other end in the axial direction of the first output shaft (3B) is increased by increasing the rocking radius (R2) of the output side fulcrum (P5) located at the portion. The rocking radius (R2) is reduced.
本発明によれば、てこクランク機構の部品の形状や強度を変更することなく、てこクランク機構ごとの出力トルクのばらつきを小さくすることができる。 According to the present invention, variation in output torque for each lever crank mechanism can be reduced without changing the shape and strength of the components of the lever crank mechanism.
詳しくは、本発明に係る第1の形態によれば、出力側支点の揺動半径をてこクランク機構のトルク伝達特性に応じて変化させることで、出力側支点の揺動速度が変化し、てこクランク機構間での出力トルクのばらつきを小さくすることができる。 Specifically, according to the first embodiment of the present invention, the swing speed of the output side fulcrum is changed by changing the swing radius of the output side fulcrum according to the torque transmission characteristic of the lever crank mechanism. The variation in output torque between the crank mechanisms can be reduced.
また、本発明に係る第2ないし第4の形態によれば、出力軸の結合部の位置に応じててこクランク機構ごとの出力トルクを均一化することができる。 Moreover, according to the 2nd thru | or 4th form which concerns on this invention, the output torque for every lever crank mechanism can be equalized according to the position of the coupling | bond part of an output shaft.
以下に、本発明の実施の形態について添付図面を参照して詳細に説明する。尚、以下に説明する実施の形態は、本発明の実現手段としての一例であり、本発明は、その趣旨を逸脱しない範囲で下記実施形態を修正又は変形したものに適用可能である。なお、本発明の無段変速機は、自動車以外の他の用途にも適用できることは言うまでもない。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings. The embodiment described below is an example as means for realizing the present invention, and the present invention can be applied to a modified or modified embodiment described below without departing from the spirit of the present invention. Needless to say, the continuously variable transmission according to the present invention can be applied to applications other than automobiles.
<無段変速機の構造>まず、図1から図4を参照して、本実施形態の無段変速機の構造について説明する。 <Structure of continuously variable transmission> First, the structure of a continuously variable transmission according to this embodiment will be described with reference to FIGS.
本実施形態の無段変速機1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、いわゆるIVT(Infinity Variable Transmission)の一種である。 The continuously variable transmission 1 of the present embodiment is a transmission that can change the speed ratio i (i = rotational speed of the input shaft / rotational speed of the output shaft) to infinity (∞) and set the rotational speed of the output shaft to “0”. It is a kind of so-called IVT (Infinity Variable Transmission).
本実施形態の無段変速機1は、入力軸2と、出力軸3と、複数(6個)のてこクランク機構20とが変速機ケース100の内部に収容されている。てこクランク機構20はそれぞれ、偏心量調節機構4と、コネクティングロッド15と、揺動リンク18とを有する。
In the continuously variable transmission 1 of the present embodiment, an input shaft 2, an
入力軸2は複数のカムディスク5と連結されてカムシャフト51を構成し、エンジンやモータ等の走行駆動源からの駆動力を受けて回転中心軸線P1を中心として回転駆動される。
The input shaft 2 is connected to a plurality of
出力軸3は、入力軸2から離間した位置に入力軸2と平行に配置され、前後進切替機構やデファレンシャルギヤ等を介して自動車の車軸に駆動力を伝達する。
The
偏心量調節機構4は、入力軸2の回転中心軸線P1を中心として偏心回転するように設けられ、カムディスク5と、偏心ディスク6と、ピニオンシャフト7とを有する。
The
カムディスク5は、円盤形状であり、入力軸2の回転中心軸線P1から偏心すると共に、1つの偏心量調節機構4に対して2個1組で入力軸2と一体的に回転するように設けられている。各1組のカムディスク5は、それぞれ入力軸2の回転中心軸線P1まわりに位相が60°ずれるように設けられ、6組のカムディスク5で入力軸2の軸まわりを一回転するように配置されている。2個1組のカムディスク5は、同じ外径を有する部材が一体成型または溶接などにより連結され、各1組のカムディスク5がボルトなどにより軸方向に締結されて長尺のカムシャフト51となる。
The
偏心ディスク6は、円盤形状であり、入力側支点となる中心P3から偏心した位置に受入孔6aが設けられ、その受入孔6aを挟むように、1組のカムディスク5が回転可能に支持されている。
The
偏心ディスク6の受入孔6aは、その中心が、入力軸2の回転中心軸線P1からカムディスク5の中心P2(受入孔6aの中心)までの距離Raとカムディスク5の中心P2から偏心ディスク6の中心P3までの距離Rbとが同一となるように形成されている。また、偏心ディスク6の受入孔6aには、1組のカムディスク5に挟まれた内周面に、内歯6bが形成されている。
The center of the receiving hole 6a of the
ピニオンシャフト7は、カムシャフト51の内部を貫通する貫通孔5aに、入力軸2の回転中心軸線P1と同心に配置され、ピニオン軸受7bを介してカムシャフト51の貫通孔5aの内周面に相対回転可能に支持されている。また、ピニオン軸受7bの間のピニオンシャフト7の外周面には、外歯7aが設けられている。さらに、ピニオンシャフト7には、差動機構8が接続されている。
The pinion shaft 7 is disposed concentrically with the rotation center axis P1 of the input shaft 2 in a through
カムシャフト51には、ピニオンシャフト7の外歯7aが露出するように切欠孔2aが形成されており、この切欠孔2aを介して、ピニオンシャフト7の外歯7aは、偏心ディスク6の受入孔6aの内歯6bと噛合している。
The
差動機構8は、遊星歯車機構であり、サンギヤ9と、カムシャフト51に連結された第1リングギヤ10と、ピニオンシャフト7に連結された第2リングギヤ11と、サンギヤ9及び第1リングギヤ10と噛合する大径部12aと、第2リングギヤ11と噛合する小径部12bとからなる段付きピニオン12を自転及び公転可能に軸支するキャリア13とを有している。また、差動機構8のサンギヤ9は、ピニオンシャフト7駆動用の電動機からなる偏心量調節用駆動源14の回転軸14aに連結されている。
The differential mechanism 8 is a planetary gear mechanism, and includes a
この偏心量調節用駆動源14は、不図示のコントローラにより制御され、偏心量調節機構4の偏心量R1を設定する。
The eccentricity adjusting
そして、この偏心量調節用駆動源14の回転速度を入力軸2およびカムシャフト51の回転速度と同一にした場合、サンギヤ9と第1リングギヤ10とが同一速度で回転することとなり、サンギヤ9、第1リングギヤ10、第2リングギヤ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リングギヤ11と連結するピニオンシャフト7が入力軸2およびカムシャフト51と同一速度で回転する。
When the rotational speed of the eccentricity adjusting
また、偏心量調節用駆動源14の回転速度を入力軸2およびカムシャフト51の回転速度よりも遅くした場合、サンギヤ9の回転数をNs、第1リングギヤ10の回転数をNR1、サンギヤ9と第1リングギヤ10のギヤ比(第1リングギヤ10の歯数/サンギヤ9の歯数)をjとすると、キャリア13の回転数が(j・NR1+Ns)/(j+1)となる。また、サンギヤ9と第2リングギヤ11のギヤ比((第2リングギヤ11の歯数/サンギヤ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リングギヤ11の回転数が{j(k+1)NR1+(k−j)Ns}/{k(j+1)}となる。
Further, when the rotational speed of the eccentricity adjusting
偏心ディスク6は、カムディスク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、偏心ディスク6の中心P3を入力軸2の回転中心軸線P1と同一線上に位置させて、入力軸2の回転中心軸線P1と偏心ディスク6の中心P3との距離、すなわち偏心量R1を「0」にすることもできる。
Since the
偏心ディスク6の外縁部には、コネクティングロッド15が回転可能に支持されている。コネクティングロッド15は、一方の端部に大径の大径環状部15aを有し、他方の端部に小径の小径環状部15bを有している。コネクティングロッド15の大径環状部15aは、コンロッド軸受16を介して偏心ディスク6の外縁部に支持されている。
A connecting
出力軸3には、ワンウェイクラッチ17を介して、出力側支点となる揺動リンク18が連結されている。ワンウェイクラッチ17は、出力軸3の回転中心軸線P4を中心として一方側に回転しようとする場合に出力軸3に対して揺動リンク18を固定し、他方側に回転しようとする場合に出力軸3に対して揺動リンク18を空転させる。
A
揺動リンク18には、揺動端部18aが設けられ、揺動端部18aには、コネクティングロッド15の小径環状部15bを軸方向で挟み込むことができるように形成された一対の突片18bが設けられている。一対の突片18bには、コネクティングロッド15の小径環状部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に連結ピン19が挿入されることによって、コネクティングロッド15と揺動リンク18とが連結されている。
The
本実施形態では、揺動リンク18の揺動端部18aが、ケース100の下方に貯留された潤滑油に油没するように、出力軸3の下方に配置されている。これにより、揺動リンク18の揺動運動により潤滑油を掻き上げて、無段変速機1の各部を潤滑させることができる。
In the present embodiment, the swing end 18 a of the
次に、本実施形態の無段変速機1のてこクランク機構20について説明する。
Next, the lever crank
てこクランク機構20は、偏心量調節機構4と、コネクティングロッド15と、揺動リンク18とを有する。
The lever crank
本実施形態の無段変速機1は、クランク機構20によって、入力軸2の回転運動が、出力軸3の回転中心軸線P4を中心とする揺動リンク18の揺動運動に変換される。
In the continuously variable transmission 1 of the present embodiment, the
てこクランク機構20は、偏心量調節機構4の偏心量R1が「0」でない場合に、入力軸2およびカムシャフト51とピニオンシャフト7を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、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、揺動リンク18を揺動させる。
When the eccentric amount R1 of the eccentric
そして、揺動リンク18と出力軸3との間にはワンウェイクラッチ17が設けられているので、揺動リンク18が押された場合には、揺動リンク18が固定されて出力軸3に揺動リンク18の揺動運動によるトルクが伝達されて出力軸3が回転し、揺動リンク18が引かれた場合には、揺動リンク18が空回りして出力軸3に揺動リンク18の揺動運動によるトルクが伝達されない。6個の偏心量調節機構4は、それぞれ60度ずつ位相を変えて配置されているので、出力軸3は6個の偏心量調節機構4により順に回転駆動される。
Since the one-way clutch 17 is provided between the
また、本実施形態の無段変速機1では、図5に示すように、偏心量調節機構4によって偏心量R1が調節可能である。
Further, in the continuously variable transmission 1 according to the present embodiment, the eccentric amount R1 can be adjusted by the eccentric
図5(a)は、偏心量R1を「最大」とした状態を示し、入力軸2の回転中心軸線P1とカムディスク5の中心P2と偏心ディスク6の中心P3とが一直線に並ぶように、ピニオンシャフト7と偏心ディスク6とが位置する。この場合の変速比iは最小となる。図5(b)は、偏心量R1を図5(a)よりも小さい「中」とした状態を示し、図5(c)は、偏心量R1を図5(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5(b)では図5(a)の変速比iよりも大きい「中」となり、図5(c)では図5(b)の変速比iよりも大きい「大」とした状態を示している。図5(d)は、偏心量R1を「0」とした状態を示し、入力軸2の回転中心軸線P1と、偏心ディスク6の中心P3とが同心に位置する。この場合の変速比iは無限大(∞)となる。
FIG. 5A shows a state in which the amount of eccentricity R1 is “maximum”, and the rotation center axis P1 of the input shaft 2, the center P2 of the
図6は、本実施形態の偏心量調節機構4による偏心量R1の変化と、揺動リンク18の揺動運動の揺動角度範囲の関係を示している。
FIG. 6 shows the relationship between the change in the eccentric amount R1 by the eccentric
図6(a)は偏心量R1が図5(a)の「最大」である場合(変速比iが最小である場合)、図6(b)は偏心量R1が図5(b)の「中」である場合(変速比iが中である場合)、図6(c)は偏心量R1が図5(c)の「小」である場合(変速比iが大である場合)の、偏心量調節機構4の回転運動(回転角度θ1)に対する揺動リンク18の揺動範囲θ2を示している。ここで、出力軸3の回転中心軸線P4からコネクティングロッド15と揺動端部18aの連結点、すなわち、連結ピン19の中心P5までの距離が、揺動リンク18の出力側支点P5の揺動半径R2である。
6A shows the case where the eccentric amount R1 is “maximum” in FIG. 5A (when the gear ratio i is the minimum), and FIG. 6B shows the case where the eccentric amount R1 is “ FIG. 6C shows the case where the eccentric amount R1 is “small” in FIG. 5C (when the gear ratio i is large). The swing range θ2 of the
図6から明らかなように、偏心量R1が小さくなるのに伴い、揺動リンク18の揺動角度範囲θ2が狭くなり、偏心量R1が「0」になった場合には、揺動リンク18は揺動しなくなる。
As apparent from FIG. 6, as the eccentric amount R1 becomes smaller, the swing angle range θ2 of the
<てこクランク機構ごとの出力トルクのばらつきを低減する構造>次に、図7から図13を参照して、本実施形態の出力トルクのばらつきを低減する構造について説明する。 <Structure for reducing variation in output torque for each lever crank mechanism> Next, a structure for reducing variation in output torque of the present embodiment will be described with reference to FIGS.
本実施形態の無段変速機1は、図8や図11に示すように、出力軸3が、第1の出力軸3Aと第2の出力軸3Bとを備える。第1の出力軸3Aは、ワンウェイクラッチ17のインナー部材として機能する中空状の部材であり、アウター部材として機能する揺動リンク18からワンウェイクラッチ17を介して駆動力が伝達される。第2の出力軸3Bは、第1の出力軸3Aの中空孔3A2にスプライン嵌合される軸体であり、トルク伝達方向下流側に駆動力を伝達する。すなわち、第2の出力軸3Bの外周面の軸方向に形成された第2のスプライン部3B1が、第1の出力軸3Aの内周面に軸方向に形成された第1のスプライン部3A1に結合されて一体的に回転することで、前後進切替機構やデファレンシャルギヤなどを介して自動車の車軸に駆動力を伝達する。
In the continuously variable transmission 1 of the present embodiment, the
そして、本実施形態は、出力軸3の回転中心軸線P4から出力側支点となる揺動リンク18の連結ピン19の中心P5までの距離、すなわち、揺動リンク18の出力側支点P5の揺動半径R2を、第1の出力軸3Aの第1のスプライン部3A1からの距離に応じててこクランク機構ごとに異ならせることで、6個のてこクランク機構20の出力トルクのばらつきを低減するものである。すなわち、6個のてこクランク機構20の揺動リンク18のうち、出力側支点P5が第1のスプライン部3A1から遠い位置にあるほど、揺動半径R2が小さくなるように構成している。換言すると、第1のスプライン部3A1から遠い位置にある揺動リンク18の出力側支点P5の揺動半径R2を、第1のスプライン部3A1に近い位置にある揺動リンク18の出力側支点P5の揺動半径R2よりも小さくなるように構成している。
In this embodiment, the distance from the rotation center axis P4 of the
図7は、コネクティングロッド15の長さLを変えた場合(a)と揺動半径R2を変えた場合(b)の入力軸2の回転角度に対する出力側支点P5の揺動角速度の変化を示している。
FIG. 7 shows changes in the swing angular velocity of the output fulcrum P5 with respect to the rotation angle of the input shaft 2 when the length L of the connecting
てこクランク機構20は、図7(a)からわかるように、コネクティングロッド15の長さ、すなわち、入力側支点P3から出力側支点P5までの長さLをてこクランク機構20ごとに変化させても、揺動リンク18の揺動角速度に変化が生じにくい。これに対して、図7(b)に示すように、揺動リンク18の出力側支点P5の揺動半径R2をてこクランク機構20ごとに変化させると、揺動リンク18の出力側支点P5の揺動角速度が揺動半径R2に応じて変化が生じやすい。なお、図7において、Xの値はYの値より大きいものとする(X>Y)。
As can be seen from FIG. 7A, the lever crank
また、以下の式から、出力側支点P5の揺動半径R2を大きくすると揺動角速度が低下し、軸体のねじれの影響によりトルク伝達特性が低下するため出力トルクは減少する。一方、出力側支点P5の揺動半径R2を小さくすると揺動角速度が増加し、軸体のねじれの影響が小さくなってトルク伝達特性が増加するため出力トルクは増加する。 Further, from the following formula, when the swing radius R2 of the output side fulcrum P5 is increased, the swing angular velocity is lowered, and the torque transmission characteristic is lowered due to the influence of the twist of the shaft body, so that the output torque is reduced. On the other hand, when the swing radius R2 of the output side fulcrum P5 is reduced, the swing angular velocity is increased, the influence of the torsion of the shaft body is reduced, and the torque transmission characteristic is increased, so that the output torque is increased.
V=R2・ω
ただし、V、ωはそれぞれ、出力側支点P5の揺動速度、揺動角速度
そして、本実施形態のように、第1のスプライン部3A1からの距離に応じててこクランク機構20ごとに揺動リンク18の出力側支点P5の揺動半径R2を変化させることで、トルク伝達特性の違いによる出力トルクのばらつきが相殺されて、てこクランク機構20ごとの出力トルクの差を小さくすることができる。
V = R2 ・ ω
However, V and ω are the swing speed and swing angular speed of the output side fulcrum P5, and the swing link for each lever crank
(第1の構成例)
第1の構成例を示す図8では、第1の出力軸3Aの第1のスプライン部3A1を軸方向の中央部に設け、第1のスプライン部3A1に対応する位置であって、かつ下流側に近い部分に位置する3番の揺動リンク18_3thの出力側支点P5の揺動半径R2を最も大きくし(出力トルクを減少させ)、第1のスプライン部3A1からの距離が遠い位置にあるほど、出力側支点P5の揺動半径R2が小さくなるように(出力トルクが増加するように)設定している。この場合、6番の揺動リンク18_6thの出力側支点P5の揺動半径R2が最も小さくなり、次に小さいものから順に、揺動リンク18_1th、5th、4th、2thとなる。
(First configuration example)
In FIG. 8 showing the first configuration example, the first spline portion 3A1 of the
このように構成すると、各てこクランク機構20のトルク伝達特性が、図9(a)に示すように軸方向の中央部より端部の方が小さくなる、すなわち、第1のスプライン部3A1から遠いほど軸体のねじれの影響が大きくなってトルク伝達特性が低下する。そして、本実施形態では、図示のようなてこクランク機構20ごとのトルク伝達特性の分布に対して、第1のスプライン部3A1からの距離が遠い位置にあるほど、揺動リンク18の出力側支点P5の揺動半径R2が小さくなるように設定して出力トルクを増加させる。このように構成することで、図10(b)に示す全てのてこクランク機構20_1th〜6thの出力側支点P5の揺動半径R2が同一の場合の出力トルクT12に比べて、図10(a)に示すように各てこクランク機構20_1th〜6thの出力トルクT11のばらつきが小さくなり、てこクランク機構20ごとの出力トルクを均一化できる。
With this configuration, the torque transmission characteristics of each lever crank
なお、図9(b)に示すように、各てこクランク機構20_1th〜6thにおいて、軸方向の中央部と端部の間での出力側支点P5の揺動半径R2の最大値と最小値の差は、±数mm程度で十分である。 As shown in FIG. 9B, in each lever crank mechanism 20_1th to 6th, the difference between the maximum value and the minimum value of the swing radius R2 of the output side fulcrum P5 between the central portion and the end portion in the axial direction. Is about ± several mm.
(第2の構成例)
第2の構成例を示す図11では、第1の出力軸3Aの第1のスプライン部3A1を第1の出力軸3Aの軸方向のトルク伝達方向下流側の一端部に設け、第1のスプライン部3A1に近い部分に位置する揺動リンク18_1thの出力側支点P5の揺動半径R2を最も大きくし、第1のスプライン部3A1からの距離が遠い位置にあるほど、出力側支点P5の揺動半径R2が小さくなるように(出力トルクが増加するように)設定している。つまり、揺動リンク18の出力側支点P5の揺動半径R2は、1番の揺動リンク18_1thから6番の揺動リンク18_6thの順番で、トルク伝達方向上流側の端部に近づくほど小さくなる。
(Second configuration example)
In FIG. 11 showing the second configuration example, the first spline portion 3A1 of the
このように構成すると、各てこクランク機構20のトルク伝達特性が、図12(a)に示すようにトルク伝達方向の下流側より上流側の端部の方が小さくなる、すなわち、第1のスプライン部3A1から遠いほど軸体のねじれの影響が大きくなってトルク伝達特性が低下する。そして、本実施形態では、図示のようなてこクランク機構20ごとのトルク伝達特性の分布に対して、第1のスプライン部3A1からの距離が遠い位置にあるほど、揺動リンク18の出力側支点P5の揺動半径R2が小さくなるように設定して出力トルクを増加させる。このように構成することで、図13(b)に示す全てのてこクランク機構20_1th〜6thの出力側支点P5の揺動半径R2が同一の場合の出力トルクT22に比べて、図13(a)に示すように各てこクランク機構20_1th〜6thの出力トルクT21のばらつきが小さくなり、てこクランク機構20ごとの出力トルクを均一化できる。
With this configuration, the torque transmission characteristic of each lever crank
なお、図12(b)に示すように、各てこクランク機構20_1th〜6thにおいて、軸方向の両端部間での出力側支点P5の揺動半径R2の最大値と最小値の差は、±数mm程度で十分である。 As shown in FIG. 12B, in each lever crank mechanism 20_1th to 6th, the difference between the maximum value and the minimum value of the swing radius R2 of the output side fulcrum P5 between both ends in the axial direction is ± several. About mm is sufficient.
なお、上記第2の構成例では、第1の出力軸3Aの内周面に第1のスプライン部3A1を形成し、第2の出力軸3Bの外周面に第2のスプライン部3B1を形成したが、第1の出力軸3Aの外周面に第1のスプライン部3A1を形成し、第2の出力軸3Bの内周面に第2のスプライン部3B1を形成してもよい。
In the second configuration example, the first spline portion 3A1 is formed on the inner peripheral surface of the
また、上記第2の構成例において、第1の出力軸3Aの両端部に第1のスプライン部3A1を形成し、それぞれに第2の出力軸3Bを連結した構成としても良い。
In the second configuration example, the first spline portion 3A1 may be formed at both ends of the
また、上記第1および第2の構成例では、スプライン部を中央部およびトルク伝達方向下流側端部に形成したが、スプライン部の位置はこれらに限らず、第1の出力軸3Aにおける任意の位置に形成できる。この場合、スプライン部からの距離に応じたてこクランク機構20ごとのトルク伝達特性に応じて出力側支点P5の揺動半径R2を変化させることで出力トルクを均一化することができる。
In the first and second configuration examples, the spline portion is formed at the central portion and the downstream end portion in the torque transmission direction. However, the position of the spline portion is not limited to these, and an arbitrary position on the
また、第1の出力軸3Aと第2の出力軸3Bをスプライン結合ではなく、フランジや溶接などで接合してもよい。
Further, the
なお、てこクランク機構20ごとに揺動リンク18の出力側支点P5の揺動半径R2を異ならせるためには、てこクランク機構20ごとに出力側支点P5の揺動半径R2が異なる専用の部品(揺動リンク18のアウター部材)を作製したり、揺動リンク18の貫通孔18cに内径の異なるリング状の部材を装着するなどして調節すればよい。また、てこクランク機構20の間で(例えば、隣接するてこクランク機構の)トルク伝達特性があまり変わらない場合は、部品を共通化することもできる。
In order to make the swing radius R2 of the output side fulcrum P5 of the
以上説明したように、本実施形態によれば、てこクランク機構20の部品の形状や強度を変更することなく、てこクランク機構20ごとの出力トルクのばらつきを小さくすることができる。
As described above, according to the present embodiment, it is possible to reduce variations in output torque for each lever crank
1…無段変速機、2…入力軸、3…出力軸、3A…第1の出力軸、3B…第2の出力軸、3A1…第1のスプライン部、3B1…第2のスプライン部、4…偏心量調節機構、5…カムディスク、6…偏心ディスク、6a…受入孔、6b…内歯、7…ピニオンシャフト、7a…外歯、7b…ピニオン軸受、14…偏心量調節用駆動源、14a…回転軸、15…コネクティングロッド、15a…大径環状部、15b…小径環状部、16…コンロッド軸受、17…ワンウェイクラッチ、18…揺動リンク、20…てこクランク機構、100…変速機ケース
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Continuously variable transmission, 2 ... Input shaft, 3 ... Output shaft, 3A ... 1st output shaft, 3B ... 2nd output shaft, 3A1 ... 1st spline part, 3B1 ... 2nd spline part, 4 ... eccentricity adjusting mechanism, 5 ... cam disk, 6 ... eccentric disk, 6a ... receiving hole, 6b ... internal teeth, 7 ... pinion shaft, 7a ... external teeth, 7b ... pinion bearing, 14 ... drive source for adjusting eccentricity, DESCRIPTION OF
Claims (4)
前記入力軸(2)と平行に配置された出力軸(3)と、
前記入力軸(2)に対して偏心回転する入力側支点(P3)と、
前記出力軸(3)に対して揺動する出力側支点(P5)と、
前記入力側支点(P3)と前記出力側支点(P5)とを連結する連結部材(15)と、
前記入力側支点(P3)の偏心量(R1)を可変とする偏心量調節機構(4)と、
前記出力側支点(P5)を前記出力軸(3)に対して固定または空転させるワンウェイクラッチ(17)と、を有し、
前記入力側支点(P3)、前記出力側支点(P5)、前記偏心量調節機構(4)、前記連結部材(15)および前記ワンウェイクラッチ(17)から構成されるてこクランク機構が軸方向に複数配置され、
前記連結部材(15)がそれぞれ、前記偏心量(R1)に応じて前記入力軸(2)の回転運動を前記出力側支点(P5)の揺動運動に変換する車両用動力伝達装置(1)であって、
前記出力軸(3)は、前記ワンウェイクラッチ(17)を介して前記出力側支点(P5)から駆動力が伝達される第1の出力軸(3A)と、当該第1の出力軸(3A)に結合されてトルク伝達方向下流側に延びる第2の出力軸(3B)とを有し、
前記出力軸(3)の回転中心(P4)から前記出力側支点(P5)までの揺動半径(R2)を、前記第1の出力軸(3A)と前記第2の出力軸(3B)の結合部(3A1)からの距離に応じて異ならせることを特徴とする車両用動力伝達装置。 An input shaft (2) to which a driving force is input from a driving source;
An output shaft (3) arranged parallel to the input shaft (2);
An input side fulcrum (P3) that rotates eccentrically with respect to the input shaft (2);
An output side fulcrum (P5) swinging with respect to the output shaft (3);
A connecting member (15) for connecting the input side fulcrum (P3) and the output side fulcrum (P5);
An eccentricity adjustment mechanism (4) that makes the eccentricity (R1) of the input side fulcrum (P3) variable;
A one-way clutch (17) that fixes or idles the output fulcrum (P5) with respect to the output shaft (3),
A plurality of lever crank mechanisms including the input fulcrum (P3), the output fulcrum (P5), the eccentricity adjusting mechanism (4), the connecting member (15), and the one-way clutch (17) in the axial direction. Arranged,
Each of the connecting members (15) converts a rotational motion of the input shaft (2) into a swing motion of the output fulcrum (P5) according to the amount of eccentricity (R1). Because
The output shaft (3) includes a first output shaft (3A) to which driving force is transmitted from the output side fulcrum (P5) via the one-way clutch (17), and the first output shaft (3A). And a second output shaft (3B) extending downstream in the torque transmission direction.
The swing radius (R2) from the rotation center (P4) of the output shaft (3) to the output-side fulcrum (P5) is determined by the first output shaft (3A) and the second output shaft (3B). A vehicle power transmission device, wherein the power transmission device is made different according to a distance from the coupling portion (3A1).
前記複数のてこクランク機構(20)のうち、前記第1の出力軸(3A)の軸方向の中央部に位置する前記出力側支点(P5)の揺動半径(R2)を大きくし、前記第1の出力軸(3A)の軸方向の端部に位置する前記出力側支点(P5)の揺動半径(R2)を小さくすることを特徴とする請求項1または2に記載の車両用動力伝達装置。 A coupling portion (3A1) between the first output shaft (3A) and the second output shaft (3B) is provided at a central portion in the axial direction of the first output shaft (3A),
Among the plurality of lever crank mechanisms (20), the swing radius (R2) of the output fulcrum (P5) located at the axial center of the first output shaft (3A) is increased, and the first The power transmission for a vehicle according to claim 1 or 2, wherein a swing radius (R2) of the output side fulcrum (P5) located at an end portion in the axial direction of one output shaft (3A) is reduced. apparatus.
前記複数のてこクランク機構(20)のうち、前記第1の出力軸(3A)の軸方向の一方側の端部に位置する前記出力側支点(P5)の揺動半径(R2)を大きくし、前記第1の出力軸(3B)の軸方向の他方側の端部に位置する前記出力側支点(P5)の揺動半径(R2)を小さくすることを特徴とする請求項1または2に記載の車両用動力伝達装置。 A coupling portion (3A1) between the first output shaft (3A) and the second output shaft (3B) is provided at one end portion in the axial direction of the first output shaft (3A),
Among the plurality of lever crank mechanisms (20), the swing radius (R2) of the output side fulcrum (P5) located at one end in the axial direction of the first output shaft (3A) is increased. The swing radius (R2) of the output side fulcrum (P5) located at the other end portion in the axial direction of the first output shaft (3B) is reduced. The vehicle power transmission device as described.
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