JP6072730B2 - Power transmission device for vehicle - Google Patents

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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.

特開２０１２−１０４８号公報JP 2012-1048 A

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（３Ａ）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 rocking radius (R2) of the output side fulcrum (P5) located at the portion is increased, and the output side fulcrum (P5) located at the other end in the axial direction of the first output shaft (3 A ). ) Of the rocking radius (R2).

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.

本実施形態の無段変速機の構造を示す外観図。The external view which shows the structure of the continuously variable transmission of this embodiment. 本実施形態の無段変速機の入力軸側の内部構造を示す部分断面図。The fragmentary sectional view which shows the internal structure by the side of the input shaft of the continuously variable transmission of this embodiment. 本実施形態の無段変速機の構造を示す断面図。Sectional drawing which shows the structure of the continuously variable transmission of this embodiment. 本実施形態の無段変速機を軸方向から見た側断面図。The side sectional view which looked at the continuously variable transmission of this embodiment from the axial direction. 本実施形態の無段変速機の回転半径調節機構による変速動作を説明する図。The figure explaining the speed change operation | movement by the turning radius adjustment mechanism of the continuously variable transmission of this embodiment. 本実施形態の偏心量調節機構による偏心量の変化と、揺動リンクの揺動運動の揺動角度範囲の関係を示す図。The figure which shows the relationship between the change of the eccentric amount by the eccentric amount adjustment mechanism of this embodiment, and the rocking | swiveling angle range of the rocking | fluctuation motion of a rocking | fluctuation link. コネクティングロッドの長さを変えた場合（ａ）と揺動半径を変えた場合（ｂ）の入力軸の回転角度に対する出力側支点の揺動角速度の変化を示す図。The figure which shows the change of the rocking angular velocity of the output side fulcrum with respect to the rotation angle of the input shaft when the length of the connecting rod is changed (a) and when the rocking radius is changed (b). 本実施形態のてこクランク機構の出力トルクのばらつきを均一化するための第１の構成を示す図。The figure which shows the 1st structure for equalizing the dispersion | variation in the output torque of the lever crank mechanism of this embodiment. 第１の構成によるてこクランク機構ごとのトルク伝達特性（ａ）および出力側支点の揺動半径（ｂ）を示す図。The figure which shows the torque transmission characteristic (a) for every lever crank mechanism by a 1st structure, and the rocking | fluctuation radius (b) of an output side fulcrum. 第１の構成によりてこクランク機構ごとに出力側支点の揺動半径を変化させた場合（ａ）と同一の場合（ｂ）のてこクランク機構の出力トルクを示す図。The figure which shows the output torque of a lever crank mechanism in the same case as (a) when changing the rocking radius of an output side fulcrum for every lever crank mechanism by 1st structure. 本実施形態のてこクランク機構の出力トルクのばらつきを均一化するための第２の構成を示す図。The figure which shows the 2nd structure for equalizing the dispersion | variation in the output torque of the lever crank mechanism of this embodiment. 第２の構成によるてこクランク機構ごとのトルク伝達特性（ａ）および出力側支点の揺動半径（ｂ）を示す図。The figure which shows the torque transmission characteristic (a) for every lever crank mechanism by a 2nd structure, and the rocking | fluctuation radius (b) of an output side fulcrum. 第２の構成によりてこクランク機構ごとに出力側支点の揺動半径を変化させた場合（ａ）と同一の場合（ｂ）のてこクランク機構の出力トルクを示す図。The figure which shows the output torque of a lever crank mechanism in the same case as (a) when changing the rocking radius of an output side fulcrum for every lever crank mechanism by 2nd structure.

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 output shaft 3, and a plurality (six) lever crank mechanisms 20 are accommodated in a transmission case 100. Each of the lever crank mechanisms 20 includes an eccentricity adjustment mechanism 4, a connecting rod 15, and a swing link 18.

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 cam disks 5 to form a camshaft 51, and is driven to rotate about a rotation center axis P1 by receiving a driving force from a traveling drive source such as an engine or a motor.

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 output shaft 3 is disposed parallel to the input shaft 2 at a position separated from the input shaft 2, and transmits a driving force to the axle of the automobile via a forward / reverse switching mechanism, a differential gear, and the like.

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 eccentricity adjustment mechanism 4 is provided to rotate eccentrically about the rotation center axis P <b> 1 of the input shaft 2, and includes a cam disk 5, an eccentric disk 6, and a pinion shaft 7.

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 cam disks 5 have a disk shape, are eccentric from the rotation center axis P1 of the input shaft 2, and are provided so as to rotate integrally with the input shaft 2 in pairs with respect to one eccentricity adjustment mechanism 4. It has been. Each set of cam disks 5 is provided such that the phase is shifted by 60 ° around the rotation center axis P1 of the input shaft 2, and the six sets of cam disks 5 are arranged so as to make one rotation around the axis of the input shaft 2. Has been. A set of two cam disks 5 is formed by connecting members having the same outer diameter by integral molding or welding, and each set of cam disks 5 is fastened in the axial direction by a bolt or the like to form a long cam shaft 51. Become.

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 eccentric disk 6 has a disk shape, and is provided with a receiving hole 6a at a position eccentric from the center P3 serving as an input side fulcrum. A pair of cam disks 5 are rotatably supported so as to sandwich the receiving hole 6a. ing.

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 eccentric disk 6 is a distance Ra from the rotation center axis P1 of the input shaft 2 to the center P2 of the cam disk 5 (center of the receiving hole 6a) and the center P2 of the cam disk 5 to the eccentric disk 6. The distance Rb to the center P3 is the same. Further, in the receiving hole 6 a of the eccentric disk 6, internal teeth 6 b are formed on the inner peripheral surface sandwiched between the set of cam disks 5.

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 hole 5a that penetrates the inside of the cam shaft 51, and is formed on the inner peripheral surface of the through hole 5a of the cam shaft 51 via a pinion bearing 7b. It is supported for relative rotation. Further, external teeth 7a are provided on the outer peripheral surface of the pinion shaft 7 between the pinion bearings 7b. Further, a differential mechanism 8 is connected to the pinion shaft 7.

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 camshaft 51 is formed with a notch hole 2a so that the external teeth 7a of the pinion shaft 7 are exposed, and the external teeth 7a of the pinion shaft 7 are received through the notch holes 2a. It meshes with the internal teeth 6b of 6a.

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 sun gear 9, a first ring gear 10 connected to the camshaft 51, a second ring gear 11 connected to the pinion shaft 7, the sun gear 9 and the first ring gear 10. The carrier 13 supports a stepped pinion 12 including a large-diameter portion 12a that meshes with the small-diameter portion 12b that meshes with the second ring gear 11 so that the stepped pinion 12 can rotate and revolve. The sun gear 9 of the differential mechanism 8 is connected to a rotating shaft 14a of an eccentricity adjusting drive source 14 composed of an electric motor for driving the pinion shaft 7.

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 drive source 14 is controlled by a controller (not shown) and sets an eccentricity R1 of the eccentricity adjusting mechanism 4.

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 drive source 14 is the same as that of the input shaft 2 and the camshaft 51, the sun gear 9 and the first ring gear 10 rotate at the same speed. The four elements of the first ring gear 10, the second ring gear 11, and the carrier 13 are locked so as not to rotate relative to each other, and the pinion shaft 7 connected to the second ring gear 11 rotates at the same speed as the input shaft 2 and the camshaft 51. To do.

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。   When the rotational speed of the eccentricity adjusting drive source 14 is made slower than the rotational speed of the input shaft 2 and the camshaft 51, the rotational speed of the sun gear 9 is Ns, the rotational speed of the first ring gear 10 is NR1, and the sun gear 9 When the gear ratio of the first ring gear 10 (the number of teeth of the first ring gear 10 / the number of teeth of the sun gear 9) is j, the rotation speed of the carrier 13 is (j · NR1 + Ns) / (j + 1). Further, 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 / number of teeth of the small diameter portion 12b). ) Is k, the rotation speed of the second ring gear 11 is {j (k + 1) NR1 + (k−j) Ns} / {k (j + 1)}.

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 eccentric disk 6 is eccentric with respect to the cam disk 5 so that the distance Ra and the distance Rb are the same, the center P3 of the eccentric disk 6 is positioned on the same line as the rotation center axis P1 of the input shaft 2. Thus, the distance between the rotation center axis P1 of the input shaft 2 and the center P3 of the eccentric disk 6, that is, the eccentric amount R1 can be set to “0”.

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 rod 15 is rotatably supported on the outer edge of the eccentric disk 6. The connecting rod 15 has a large-diameter large-diameter annular portion 15a at one end and a small-diameter small-diameter annular portion 15b at the other end. The large-diameter annular portion 15 a of the connecting rod 15 is supported on the outer edge portion of the eccentric disk 6 via a connecting rod bearing 16.

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 swing link 18 serving as an output side fulcrum is connected to the output shaft 3 via a one-way clutch 17. The one-way clutch 17 fixes the swing link 18 to the output shaft 3 when rotating to one side around the rotation center axis P4 of the output shaft 3, and the output shaft when rotating to the other side. 3, the swing link 18 is idled.

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 swing link 18 is provided with a swing end portion 18a, and a pair of projecting pieces 18b formed in the swing end portion 18a so that the small-diameter annular portion 15b of the connecting rod 15 can be sandwiched in the axial direction. Is provided. A through hole 18c corresponding to the inner diameter of the small diameter annular portion 15b of the connecting rod 15 is formed in the pair of projecting pieces 18b. The connecting rod 15 and the swing link 18 are connected by inserting the connecting pin 19 into the through hole 18c and the small-diameter annular portion 15b.

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 swing link 18 is disposed below the output shaft 3 so as to be immersed in the lubricating oil stored below the case 100. As a result, the lubricating oil can be lifted up by the swinging motion of the swinging link 18 and each part of the continuously variable transmission 1 can be lubricated.

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 mechanism 20 of the continuously variable transmission 1 of the present embodiment will be described.

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 mechanism 20 includes an eccentricity adjustment mechanism 4, a connecting rod 15, and a swing link 18.

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 crank mechanism 20 converts the rotational motion of the input shaft 2 into the swing motion of the swing link 18 about the rotation center axis P4 of the output shaft 3.

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 amount adjusting mechanism 4 is not “0”, the lever crank mechanism 20 rotates each of the connecting rods 15 by 60 degrees when the input shaft 2, the camshaft 51, and the pinion shaft 7 are rotated at the same speed. While changing the phase, the oscillating link 18 is oscillated by alternately pushing between the input shaft 2 and the output shaft 3 toward the output shaft 3 and pulling toward the input shaft 2.

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 swing link 18 and the output shaft 3, when the swing link 18 is pushed, the swing link 18 is fixed and the output shaft 3 is swung. When torque due to the swinging motion of the moving link 18 is transmitted and the output shaft 3 rotates and the swinging link 18 is pulled, the swinging link 18 idles and the swinging link 18 swings around the output shaft 3. Torque due to dynamic motion is not transmitted. Since the six eccentricity adjustment mechanisms 4 are arranged by changing the phase by 60 degrees, the output shaft 3 is rotationally driven by the six eccentricity adjustment mechanisms 4 in order.

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 amount adjusting mechanism 4 as shown in FIG.

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 cam disk 5, and the center P3 of the eccentric disk 6 are aligned. The pinion shaft 7 and the eccentric disk 6 are located. In this case, the gear ratio i is minimized. FIG. 5B shows a state in which the eccentric amount R1 is set to “medium” which is smaller than that in FIG. 5A, and FIG. 5C shows 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. 5A in FIG. 5B, and “large” which is larger than the gear ratio i in FIG. 5B in FIG. Shows the state. FIG. 5D shows a state where the eccentricity R1 is set to “0”, and the rotation center axis P1 of the input shaft 2 and the center P3 of the eccentric disk 6 are located concentrically. In this case, the gear ratio i is infinite (∞).

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 amount adjusting mechanism 4 of the present embodiment and the swing angle range of the swing motion of the swing link 18.

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 swing link 18 with respect to the rotational movement (rotation angle θ1) of the eccentricity adjusting mechanism 4 is shown. Here, the distance from the rotation center axis P4 of the output shaft 3 to the connecting point of the connecting rod 15 and the swinging end 18a, that is, the center P5 of the connecting pin 19, is the swing of the output side fulcrum P5 of the swinging link 18. Radius R2.

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 swing link 18 becomes narrower, and when the eccentric amount R1 becomes “0”, the swing link 18 Will no longer swing.

＜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 output shaft 3 includes a first output shaft 3A and a second output shaft 3B, as shown in FIGS. The first output shaft 3 </ b> A is a hollow member that functions as an inner member of the one-way clutch 17, and a driving force is transmitted from the swing link 18 that functions as an outer member via the one-way clutch 17. The second output shaft 3B is a shaft body that is spline-fitted into the hollow hole 3A2 of the first output shaft 3A, and transmits driving force downstream in the torque transmission direction. That is, the second spline portion 3B1 formed in the axial direction of the outer peripheral surface of the second output shaft 3B is changed to the first spline portion 3A1 formed in the axial direction on the inner peripheral surface of the first output shaft 3A. By being coupled and rotating integrally, the driving force is transmitted to the axle of the automobile via a forward / reverse switching mechanism, a differential gear, and the like.

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 output shaft 3 to the center P5 of the connecting pin 19 of the swing link 18 serving as the output side fulcrum, that is, the swing of the output side fulcrum P5 of the swing link 18 By varying the radius R2 for each lever crank mechanism according to the distance from the first spline portion 3A1 of the first output shaft 3A, variation in output torque of the six lever crank mechanisms 20 is reduced. is there. That is, among the swing links 18 of the six lever crank mechanisms 20, the swing radius R2 is configured to be smaller as the output side fulcrum P5 is farther from the first spline portion 3A1. In other words, the swing radius R2 of the output side fulcrum P5 of the swing link 18 located far from the first spline portion 3A1 is set to the output side fulcrum P5 of the swing link 18 positioned close to the first spline portion 3A1. Is configured to be smaller than the rocking radius R2.

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 rod 15 is changed (a) and when the swing radius R2 is changed (b). ing.

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 mechanism 20 can change the length of the connecting rod 15, that is, the length L from the input side fulcrum P3 to the output side fulcrum P5 for each lever crank mechanism 20. The swing angular velocity of the swing link 18 hardly changes. On the other hand, as shown in FIG. 7B, when the swing radius R2 of the output side fulcrum P5 of the swing link 18 is changed for each lever crank mechanism 20, the output side fulcrum P5 of the swing link 18 is changed. The swing angular velocity is likely to change according to the swing radius R2. In FIG. 7, it is assumed that the value of X is larger than the value of Y (X> Y).

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 mechanism 20 according to the distance from the first spline portion 3A1 as in this embodiment. By changing the rocking radius R2 of the 18 output side fulcrum P5, the variation in the output torque due to the difference in torque transmission characteristics is offset, and the difference in the output torque for each lever crank mechanism 20 can be reduced.

（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 first output shaft 3A is provided in the central portion in the axial direction, and is at a position corresponding to the first spline portion 3A1 and on the downstream side. The rocking radius R2 of the output side fulcrum P5 of the third rocking link 18_3th located near the portion is maximized (output torque is decreased), and the farther the distance from the first spline portion 3A1 is, the farther the distance is. The swing radius R2 of the output side fulcrum P5 is set to be small (the output torque is increased). In this case, the rocking radius R2 of the output side fulcrum P5 of the sixth rocking link 18_6th is the smallest, and the rocking links 18_1th, 5th, 4th, 2th are sequentially from the next smallest.

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 mechanism 20 are smaller at the end than at the central portion in the axial direction as shown in FIG. 9A, that is, farther from the first spline portion 3A1. The influence of the torsion of the shaft body becomes so large that the torque transmission characteristic is lowered. In the present embodiment, the output fulcrum of the swing link 18 becomes farther away from the first spline portion 3A1 with respect to the distribution of torque transmission characteristics for each lever crank mechanism 20 as shown in the figure. The output torque is increased by setting the swing radius R2 of P5 to be small. 10A is compared with the output torque T12 when the swing radii R2 of the output side fulcrums P5 of all the lever crank mechanisms 20_1th to 6th shown in FIG. 10B are the same. As shown in FIG. 4, the variation in the output torque T11 of the lever crank mechanisms 20_1th to 6th is reduced, and the output torque of each lever crank mechanism 20 can be made uniform.

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 first output shaft 3A is provided at one end of the first output shaft 3A on the downstream side in the torque transmission direction of the first output shaft 3A. The swing radius R2 of the output side fulcrum P5 of the swing link 18_1th located near the portion 3A1 is maximized, and the swing of the output side fulcrum P5 increases as the distance from the first spline portion 3A1 increases. The radius R2 is set to be small (the output torque is increased). That is, the swing radius R2 of the output-side fulcrum P5 of the swing link 18 decreases in the order from the first swing link 18_1th to the sixth swing link 18_6th, as it approaches the end on the upstream side in the torque transmission direction. .

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 mechanism 20 is smaller at the upstream end than at the downstream side in the torque transmission direction as shown in FIG. The farther from the portion 3A1, the greater the influence of the twist of the shaft body, and the lower the torque transmission characteristics. In the present embodiment, the output fulcrum of the swing link 18 becomes farther away from the first spline portion 3A1 with respect to the distribution of torque transmission characteristics for each lever crank mechanism 20 as shown in the figure. The output torque is increased by setting the swing radius R2 of P5 to be small. 13A is compared with the output torque T22 in the case where the swing radii R2 of the output side fulcrums P5 of all the lever crank mechanisms 20_1th to 6th shown in FIG. 13B are the same. As shown in FIG. 4, the variation in the output torque T21 of the lever crank mechanisms 20_1th to 6th is reduced, and the output torque of each lever crank mechanism 20 can be made uniform.

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 first output shaft 3A, and the second spline portion 3B1 is formed on the outer peripheral surface of the second output shaft 3B. However, the first spline portion 3A1 may be formed on the outer peripheral surface of the first output shaft 3A, and the second spline portion 3B1 may be formed on the inner peripheral surface of the second output shaft 3B.

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 first output shaft 3A, and the second output shaft 3B may be connected to each.

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 first output shaft 3A. Can be formed in position. In this case, the output torque can be made uniform by changing the swing radius R2 of the output side fulcrum P5 according to the torque transmission characteristic of each lever crank mechanism 20 according to the distance from the spline portion.

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 first output shaft 3A and the second output shaft 3B may be joined by a flange, welding, or the like instead of spline coupling.

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 swing link 18 different for each lever crank mechanism 20, a dedicated component having a different swing radius R2 for the output side fulcrum P5 for each lever crank mechanism 20 ( The outer member of the swing link 18) may be manufactured, or a ring-shaped member having a different inner diameter may be attached to the through hole 18c of the swing link 18. Further, when the torque transmission characteristics between the lever crank mechanisms 20 (for example, adjacent lever crank mechanisms) do not change so much, it is also possible to share parts.

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 mechanism 20 without changing the shape and strength of the components of the lever crank mechanism 20.

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 SYMBOLS 14a ... Rotary shaft, 15 ... Connecting rod, 15a ... Large diameter annular part, 15b ... Small diameter annular part, 16 ... Connecting rod bearing, 17 ... One-way clutch, 18 ... Swing link, 20 ... Lever crank mechanism, 100 ... Transmission case

Claims (4)

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. Placed
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）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。   Of the plurality of lever crank mechanisms (20), the output fulcrum (P5) of the first output shaft (3A) and the second output shaft (3B) at a position close to the connecting portion (3A1). The vehicle according to claim 1, wherein the swing radius (R2) is increased and the swing radius (R2) of the output side fulcrum (P5) located far from the coupling portion (3A1) is decreased. Power transmission device. 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（３Ａ）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. , according to claim 1 or 2, characterized in that to reduce the swing radius (R2) of the output side fulcrum located at the end in the axial direction of the other side of said first output shaft (3 a) (P5) The vehicle power transmission device according to claim 1.
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