JP6300847B2 - Power transmission device for vehicle - Google Patents

Description

本発明は、クランク式の無段変速機の変速比を変更すべく、入力軸および変速軸間に差回転を発生させる差動機構を備える車両用動力伝達装置に関する。   The present invention relates to a vehicle power transmission device including a differential mechanism that generates a differential rotation between an input shaft and a transmission shaft in order to change a gear ratio of a crank type continuously variable transmission.

クランク式の無段変速機の変速比を変更する差動機構を、シングルピニオン型の第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構よりなる切り離し機構と、段付きピニオンを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車機構よりなる減速機構とで構成し、電動モータの駆動により切り離し機構で発生した差回転を減速機構で減速して入力軸および変速軸に伝達することで、入力軸および変速軸を相対回転させて変速比を変更するものが、下記特許文献１により公知である。   A differential mechanism for changing the transmission gear ratio of the crank type continuously variable transmission includes a single pinion type third planetary gear mechanism having a separation mechanism including a single pinion type first planetary gear mechanism and a second planetary gear mechanism and a stepped pinion. It is composed of a planetary gear mechanism, and the differential rotation generated by the separation mechanism by driving the electric motor is decelerated by the reduction mechanism and transmitted to the input shaft and the transmission shaft, so that the input shaft and the transmission shaft are relatively rotated. It is known from Patent Document 1 below to change the gear ratio.

特開２０１４−１５６８９９号公報JP 2014-156899 A

ところで、上記従来のものは、差動機構の減速機構が段付きピニオンを有するシングルピニオン型の遊星歯車機構で構成されるため、減速機構の体格が大きくなって差動機構の小型軽量化を妨げる問題があった。   By the way, in the above-mentioned conventional one, since the speed reduction mechanism of the differential mechanism is composed of a single pinion type planetary gear mechanism having a stepped pinion, the size of the speed reduction mechanism becomes large and prevents the differential mechanism from being reduced in size and weight. There was a problem.

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、クランク式の無段変速機の変速比を変更する差動機構の小型軽量化を図ることを目的とする。   The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object thereof is to reduce the size and weight of a differential mechanism that changes the gear ratio of a crank type continuously variable transmission.

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、駆動源に接続された入力軸の回転を変速して出力軸に伝達する複数の伝達ユニットを軸方向に並置し、前記伝達ユニットの各々は、前記入力軸と一体に回転する偏心カムと、前記偏心カムの外周に相対回転自在に嵌合するリングギヤが形成された偏心部材と、前記入力軸と同軸に配置された変速軸と、前記変速軸に設けられて前記リングギヤに噛合するピニオンと、電動モータにより作動して前記変速軸を前記入力軸に対して相対回転させる差動機構と、前記出力軸に設けたワンウェイクラッチと、前記偏心部材および前記ワンウェイクラッチのアウター部材に接続されて往復運動するコネクティングロッドとを備え、前記差動機構で前記変速軸を前記入力軸に対して相対回転させて前記偏心カムに対する前記偏心部材の位相を変化させることで、前記入力軸の軸線からの前記偏心部材の偏心量を変化させて変速比を変更する車両用動力伝達装置であって、前記差動機構は、第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構からなるとともに前記電動モータの停止時に前記変速軸を前記入力軸と同一速度で回転させ、前記電動モータの駆動時に前記変速軸および前記入力軸間に差回転を発生させる切り離し機構と、偏心遊星歯車機構からなるとともに前記差回転を減速する減速機構とを備え、前記電動モータは前記切り離し機構に接続され、前記入力軸は前記減速機構のリングギヤに接続され、前記変速軸は前記減速機構のサンギヤに接続されることで、前記減速機構のキャリヤがケーシングの内部で偏心回転することを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。 In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, a plurality of transmission units for shifting the rotation of the input shaft connected to the drive source and transmitting it to the output shaft are juxtaposed in the axial direction. Each of the transmission units is disposed coaxially with the input shaft, an eccentric cam that rotates integrally with the input shaft, an eccentric member formed with a ring gear that fits on the outer periphery of the eccentric cam so as to be relatively rotatable. A transmission shaft, a pinion provided on the transmission shaft and meshing with the ring gear, a differential mechanism that operates by an electric motor to rotate the transmission shaft relative to the input shaft, and a one-way provided on the output shaft A clutch and a connecting rod connected to the eccentric member and the outer member of the one-way clutch to reciprocate. The differential mechanism rotates the transmission shaft relative to the input shaft. And changing the gear ratio by changing the amount of eccentricity of the eccentric member from the axis of the input shaft by changing the phase of the eccentric member with respect to the eccentric cam. The movement mechanism includes a first planetary gear mechanism and a second planetary gear mechanism , and rotates the transmission shaft at the same speed as the input shaft when the electric motor is stopped, and drives the electric transmission motor and the input shaft when the electric motor is driven. and disconnecting mechanism for generating a differential rotation between the shaft, and a speed reduction mechanism for decelerating the rotation difference with consisting eccentric planetary gear mechanism, before Symbol electric motor is connected to the disconnect mechanism, said input shaft is the reduction mechanism The transmission shaft is connected to the sun gear of the speed reduction mechanism so that the carrier of the speed reduction mechanism rotates eccentrically inside the casing. Vehicle power transmission device according to symptoms is proposed.

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記第１遊星歯車機構のリングギヤが前記入力軸に接続され、前記第１遊星歯車機構のキャリヤおよび前記第２遊星歯車機構のキャリヤが一体に接続され、前記第２遊星歯車機構のリングギヤが前記減速機構のキャリヤを偏心支持する偏心クランク軸に接続され、前記第１遊星歯車機構のサンギヤが前記電動モータに接続され、前記第２遊星歯車機構のサンギヤが固定され、前記第２遊星歯車機構のリングギヤの側面に、前記偏心クランク軸の偏心方向に対して逆方向に偏心するカウンタバランスが設けられることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。 According to the invention described in claim 2 , in addition to the structure of claim 1 , a ring gear of the first planetary gear mechanism is connected to the input shaft, and the carrier of the first planetary gear mechanism and the second planetary gear mechanism are connected. The carrier of the planetary gear mechanism is integrally connected, the ring gear of the second planetary gear mechanism is connected to an eccentric crankshaft that eccentrically supports the carrier of the reduction mechanism, and the sun gear of the first planetary gear mechanism is connected to the electric motor The sun gear of the second planetary gear mechanism is fixed, and a counter balance that is eccentric in the direction opposite to the eccentric direction of the eccentric crankshaft is provided on a side surface of the ring gear of the second planetary gear mechanism. A vehicle power transmission device is proposed.

なお、実施の形態の偏心ディスク１９は本発明の偏心部材に対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の第１遊星歯車機構ＰＧＳ１および第２遊星歯車機構ＰＧＳ２は本発明の切り離し機構に対応し、実施の形態の偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３は本発明の減速機構に対応する。   The eccentric disk 19 of the embodiment corresponds to the eccentric member of the present invention, the engine E of the embodiment corresponds to the drive source of the present invention, and the first planetary gear mechanism PGS1 and the second planetary gear of the embodiment. The mechanism PGS2 corresponds to the separation mechanism of the present invention, and the eccentric planetary gear mechanism PGS3 of the embodiment corresponds to the speed reduction mechanism of the present invention.

請求項１の構成によれば、偏心部材が入力軸と一体に偏心回転すると、偏心部材に一端を接続されたコネクティングロッドが往復運動し、コネクティングロッドの他端が接続されたアウター部材が往復揺動する。アウター部材が一方向に揺動したときにワンウェイクラッチが係合し、アウター部材が他方向に揺動したときにワンウェイクラッチが係合解除することで、入力軸の回転が変速されて出力軸に伝達される。差動機構で偏心部材の偏心量を変化させると、コネクティングロッドの往復ストロークが変化して動力伝達装置の変速比が変更される。   According to the configuration of the first aspect, when the eccentric member rotates integrally with the input shaft, the connecting rod having one end connected to the eccentric member reciprocates, and the outer member to which the other end of the connecting rod is connected reciprocates. Move. The one-way clutch is engaged when the outer member swings in one direction, and the one-way clutch is disengaged when the outer member swings in the other direction. Communicated. When the eccentric amount of the eccentric member is changed by the differential mechanism, the reciprocating stroke of the connecting rod is changed to change the gear ratio of the power transmission device.

差動機構は、第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構からなる切り離し機構と、偏心遊星歯車機構からなる減速機構とを備え、切り離し機構は電動モータの停止時に変速軸を入力軸と同一速度で回転させるとともに、電動モータの駆動時に変速軸および入力軸間に差回転を発生させ、減速機構は差回転を減速するので、電動モータを停止することで動力伝達装置の変速比を一定に維持し、電動モータを駆動することで動力伝達装置の変速比を変更することができる。偏心遊星歯車機構よりなる減速機構は、段付きピニオンを有するシングルピニオン型の遊星歯車機構よりなる減速機構よりも小型・軽量であるため、差動機構を小型・軽量化できるだけでなく、差動機構を潤滑するオイルの攪拌抵抗を小さくしてエネルギーロスを低減することができる。   The differential mechanism includes a separation mechanism composed of a first planetary gear mechanism and a second planetary gear mechanism, and a speed reduction mechanism composed of an eccentric planetary gear mechanism, and the separation mechanism uses the speed change shaft as the input shaft when the electric motor is stopped. When the electric motor is driven, a differential rotation is generated between the transmission shaft and the input shaft, and the speed reduction mechanism decelerates the differential rotation. Therefore, the transmission gear ratio of the power transmission device is kept constant by stopping the electric motor. And the gear ratio of a power transmission device can be changed by driving an electric motor. The speed reduction mechanism consisting of an eccentric planetary gear mechanism is smaller and lighter than the speed reduction mechanism consisting of a single-pinion type planetary gear mechanism with a stepped pinion. It is possible to reduce the energy loss by reducing the stirring resistance of the oil that lubricates the oil.

また、電動モータは切り離し機構に接続され、入力軸は減速機構のリングギヤに接続され、変速軸は減速機構のサンギヤに接続されることで、減速機構のキャリヤがケーシングの内部で偏心回転するので、入力軸の回転に連動して偏心回転するキャリヤで減速機構の内部のオイルを排出して攪拌抵抗を低減することができる。 Also, the electric motor is connected to the cut-off mechanism, the input shaft is connected to the ring gear of the speed reduction mechanism, the speed change shaft that is connected to the sun gear of the speed reduction mechanism, since the carrier of the speed reduction mechanism eccentrically rotates inside the casing The stirring resistance can be reduced by discharging the oil inside the speed reduction mechanism with a carrier that rotates eccentrically in conjunction with the rotation of the input shaft.

また請求項２の構成によれば、第１遊星歯車機構のリングギヤが入力軸に接続され、第１遊星歯車機構のキャリヤおよび第２遊星歯車機構のキャリヤが一体に接続され、第２遊星歯車機構のリングギヤが減速機構のキャリヤを偏心支持する偏心クランク軸に接続され、第１遊星歯車機構のサンギヤが電動モータに接続され、第２遊星歯車機構のサンギヤが固定され、第２遊星歯車機構のリングギヤの側面に、偏心クランク軸の偏心方向に対して逆方向に偏心するカウンタバランスが設けられるので、入力軸の軸線まわりに偏心回転するキャリヤのアンバラスをカウンタバランスで打ち消して振動の発生を防止することができる。 According to the second aspect of the present invention, the ring gear of the first planetary gear mechanism is connected to the input shaft, the carrier of the first planetary gear mechanism and the carrier of the second planetary gear mechanism are connected together, and the second planetary gear mechanism Is connected to an eccentric crankshaft that eccentrically supports the carrier of the reduction mechanism, the sun gear of the first planetary gear mechanism is connected to the electric motor, the sun gear of the second planetary gear mechanism is fixed, and the ring gear of the second planetary gear mechanism is fixed. Since the counter balance that is eccentric in the opposite direction to the eccentric direction of the eccentric crankshaft is provided on the side surface, the carrier balance that rotates eccentrically around the axis of the input shaft is counterbalanced by the counterbalance to prevent the occurrence of vibration. Can do.

車両用動力伝達装置の縦断面図。（第１の実施の形態）The longitudinal cross-sectional view of the power transmission device for vehicles. (First embodiment) 図１の２−２線断面図。（第１の実施の形態）FIG. 2 is a sectional view taken along line 2-2 in FIG. 1. (First embodiment) 偏心ディスクの正面図および断面図。（第１の実施の形態）The front view and sectional drawing of an eccentric disk. (First embodiment) 偏心ディスクの偏心量と変速比との関係を示す図。（第１の実施の形態）The figure which shows the relationship between the eccentric amount of an eccentric disk, and a gear ratio. (First embodiment) 差動機構のスケルトン図。（第１の実施の形態）Skeleton diagram of differential mechanism. (First embodiment) 差動機構の速度線図。（第１の実施の形態）The speed diagram of a differential mechanism. (First embodiment) 偏心遊星歯車機構の作用説明図（その１）。（第１の実施の形態）Action | operation explanatory drawing of the eccentric planetary gear mechanism (the 1). (First embodiment) 偏心遊星歯車機構の作用説明図（その２）。（第１の実施の形態）Action | operation explanatory drawing of the eccentric planetary gear mechanism (the 2). (First embodiment) 差動機構のスケルトン図。（第２の実施の形態）Skeleton diagram of differential mechanism. (Second Embodiment) 差動機構のスケルトン図。（参考形態）Skeleton diagram of differential mechanism. ( Reference form) 差動機構のスケルトン図。（比較例）Skeleton diagram of differential mechanism. (Comparative example)

第１の実施の形態First embodiment

以下、図１〜図８に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。   Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.

図１〜図３に示すように、自動車用のクランク式の無段変速機Ｔのミッションケース１１の一対の側壁１１ａ，１１ｂに入力軸１２および出力軸１３が相互に平行に支持されており、エンジンＥに接続された入力軸１２の回転が６個の伝達ユニット１４…、出力軸１３および図示せぬディファレンシャルギヤを介して図示せぬ駆動輪に伝達される。中空に形成された入力軸１２の内部に、その入力軸１２と軸線Ｌを共有する変速軸１５が７個のニードルベアリング１６…を介して相対回転可能に嵌合する。   As shown in FIGS. 1 to 3, an input shaft 12 and an output shaft 13 are supported in parallel with each other on a pair of side walls 11a and 11b of a transmission case 11 of a crank type continuously variable transmission T for an automobile. The rotation of the input shaft 12 connected to the engine E is transmitted to drive wheels (not shown) via the six transmission units 14, the output shaft 13 and a differential gear (not shown). A variable speed shaft 15 sharing an axis L with the input shaft 12 is fitted into the hollow formed input shaft 12 via seven needle bearings 16 so as to be relatively rotatable.

６個の伝達ユニット１４…の構造は実質的に同一構造であるため、以下、一つの伝達ユニット１４を代表として構造を説明する。   Since the structure of the six transmission units 14 is substantially the same, the structure will be described below with one transmission unit 14 as a representative.

伝達ユニット１４は変速軸１５の外周面に設けられたピニオン１７を備えており、このピニオン１７は入力軸１２に形成した開口１２ａ（図２参照）から露出する。ピニオン１７を挟むように、入力軸１２の外周に軸線Ｌ方向に２分割された円板状の偏心カム１８がスプライン結合される。偏心カム１８の中心Ｏ１は入力軸１２の軸線Ｌに対して距離ｄだけ偏心している。また６個の伝達ユニット１４…の６個の偏心カム１８…は、その偏心方向の位相が相互に６０°ずつずれている。   The transmission unit 14 includes a pinion 17 provided on the outer peripheral surface of the transmission shaft 15, and the pinion 17 is exposed from an opening 12 a (see FIG. 2) formed in the input shaft 12. A disc-shaped eccentric cam 18 divided into two in the direction of the axis L is splined to the outer periphery of the input shaft 12 so as to sandwich the pinion 17. The center O1 of the eccentric cam 18 is eccentric with respect to the axis L of the input shaft 12 by a distance d. In addition, the six eccentric cams 18 of the six transmission units 14 are offset in phase by 60 ° from each other.

偏心カム１８の外周面には、円板状の偏心ディスク１９の軸線Ｌ方向両端面に形成した一対の偏心凹部１９ａ，１９ａが、一対のニードルベアリング２０，２０を介して回転自在に支持される。偏心ディスク１９の中心Ｏ２に対して偏心凹部１９ａ，１９ａの中心Ｏ１（つまり偏心カム１８の中心Ｏ１）は距離ｄだけずれている。すなわち、入力軸１２の軸線Ｌおよび偏心カム１８の中心Ｏ１間の距離ｄと、偏心カム１８の中心Ｏ１および偏心ディスク１９の中心Ｏ２間の距離ｄとは同一である。   On the outer peripheral surface of the eccentric cam 18, a pair of eccentric recesses 19 a and 19 a formed on both end surfaces in the axis L direction of the disc-shaped eccentric disk 19 are rotatably supported via a pair of needle bearings 20 and 20. . The center O1 of the eccentric recesses 19a, 19a (that is, the center O1 of the eccentric cam 18) is shifted from the center O2 of the eccentric disk 19 by a distance d. That is, the distance d between the axis L of the input shaft 12 and the center O1 of the eccentric cam 18 and the distance d between the center O1 of the eccentric cam 18 and the center O2 of the eccentric disk 19 are the same.

軸線Ｌ方向に２分割された偏心カム１８の割り面の外周には、その偏心カム１８の中心Ｏ１と同軸に一対の三日月状のガイド部１８ａ，１８ａが設けられており、偏心ディスク１９の一対の偏心凹部１９ａ，１９ａの底部間を連通させるように形成されたリングギヤ１９ｂの歯先が、偏心カム１８のガイド部１８ａ，１８ａの外周面に摺動可能に当接する。そして変速軸１５のピニオン１７が、入力軸１２の開口１２ａを通して偏心ディスク１９のリングギヤ１９ｂに噛合する。   A pair of crescent-shaped guide portions 18 a and 18 a are provided coaxially with the center O 1 of the eccentric cam 18 on the outer periphery of the split surface of the eccentric cam 18 divided into two in the axis L direction. The tooth tips of the ring gear 19b formed so as to communicate between the bottoms of the eccentric recesses 19a and 19a slidably contact the outer peripheral surfaces of the guide portions 18a and 18a of the eccentric cam 18. Then, the pinion 17 of the transmission shaft 15 meshes with the ring gear 19b of the eccentric disk 19 through the opening 12a of the input shaft 12.

入力軸１２の右端側はボールベアリング２１を介してミッションケース１１の右側の側壁１１ａに直接支持される。また入力軸１２の左端側に位置する１個の偏心カム１８に一体に設けた筒状部１８ｂ（図１参照）が、ボールベアリング２２を介してミッションケース１１の左側の側壁１１ｂに支持されており、その偏心カム１８の内周にスプライン結合された入力軸１２の左端側はミッションケース１１に間接的に支持される。   The right end side of the input shaft 12 is directly supported by the right side wall 11 a of the mission case 11 via a ball bearing 21. A cylindrical portion 18b (see FIG. 1) provided integrally with one eccentric cam 18 located on the left end side of the input shaft 12 is supported on the left side wall 11b of the mission case 11 via a ball bearing 22. The left end side of the input shaft 12 splined to the inner periphery of the eccentric cam 18 is indirectly supported by the transmission case 11.

コネクティングロッド３３は、大端部３３ａ、ロッド部３３ｂおよび小端部３３ｃを備えるもので、大端部３３ａがローラベアリング３２を介して偏心ディスク１９の外周に支持される。   The connecting rod 33 includes a large end portion 33 a, a rod portion 33 b, and a small end portion 33 c, and the large end portion 33 a is supported on the outer periphery of the eccentric disk 19 via the roller bearing 32.

出力軸１３はミッションケース１１の一対の側壁１１ａ，１１ｂに一対のボールベアリング３４，３５で支持されており、その外周にワンウェイクラッチ３６が設けられる。ワンウェイクラッチ３６は、コネクティングロッド３３の小端部３３ｃにピン３７を介して枢支された揺動リンク４２と、揺動リンク４２の内周に固定されたリング状のアウター部材３８と、アウター部材３８の内部に配置されて出力軸１３に固定されたリング状のインナー部材３９と、アウター部材３８の内周面とインナー部材３９の外周面との間に形成された楔状の空間に配置されて複数個のスプリング４０…で付勢された複数個のローラ４１…とを備える。   The output shaft 13 is supported on a pair of side walls 11a and 11b of the mission case 11 by a pair of ball bearings 34 and 35, and a one-way clutch 36 is provided on the outer periphery thereof. The one-way clutch 36 includes a swing link 42 pivotally supported by a small end 33c of the connecting rod 33 via a pin 37, a ring-shaped outer member 38 fixed to the inner periphery of the swing link 42, an outer member A ring-shaped inner member 39 disposed inside the shaft 38 and fixed to the output shaft 13, and a wedge-shaped space formed between the inner peripheral surface of the outer member 38 and the outer peripheral surface of the inner member 39. And a plurality of rollers 41 urged by a plurality of springs 40.

図５に示すように、入力軸１２に対して変速軸１５を相対回転させて無段変速機Ｔの変速比を変更するための差動機構２３は、入力軸１２の軸線Ｌ上に配置された第１遊星歯車機構ＰＧＳ１、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２および偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３を備える。   As shown in FIG. 5, the differential mechanism 23 for changing the transmission ratio of the continuously variable transmission T by rotating the transmission shaft 15 relative to the input shaft 12 is disposed on the axis L of the input shaft 12. A first planetary gear mechanism PGS1, a second planetary gear mechanism PGS2, and an eccentric planetary gear mechanism PGS3.

シングルピニオン型の第１遊星歯車機構ＰＧＳ１は、サンギヤＳａと、リングギヤＲａと、キャリヤＣａと、キャリヤＣａに回転自在に支持されてサンギヤＳａおよびリングギヤＲａに同時に噛合する複数のピニオンＰａ…とを備える。シングルピニオン型の第２遊星歯車機構ＰＧＳ２は、サンギヤＳｂと、リングギヤＲｂと、キャリヤＣｂと、キャリヤＣｂに回転自在に支持されてサンギヤＳｂおよびリングギヤＲｂに同時に噛合する複数のピニオンＰｂ…とを備える。第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリヤＣａおよび第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリヤＣｂは一体に結合された第１結合体Ｃａ−Ｃｂを構成する。本実施の形態では、サンギヤＳａおよびサンギヤＳｂの歯数は同一であり、リングギヤＲａおよびリングギヤＲｂの歯数は同一であり、ピニオンＰａおよびピニオンＰｂの歯数は同一である。第１遊星歯車機構ＰＧＳ１および第２遊星歯車機構ＰＧＳ２は本発明の切り離し機構を構成する。   The single pinion type first planetary gear mechanism PGS1 includes a sun gear Sa, a ring gear Ra, a carrier Ca, and a plurality of pinions Pa that are rotatably supported by the carrier Ca and simultaneously mesh with the sun gear Sa and the ring gear Ra. . The single pinion type second planetary gear mechanism PGS2 includes a sun gear Sb, a ring gear Rb, a carrier Cb, and a plurality of pinions Pb that are rotatably supported by the carrier Cb and simultaneously mesh with the sun gear Sb and the ring gear Rb. . The carrier Ca of the first planetary gear mechanism PGS1 and the carrier Cb of the second planetary gear mechanism PGS2 constitute a first combined body Ca-Cb joined together. In the present embodiment, the sun gear Sa and the sun gear Sb have the same number of teeth, the ring gear Ra and the ring gear Rb have the same number of teeth, and the pinion Pa and the pinion Pb have the same number of teeth. The first planetary gear mechanism PGS1 and the second planetary gear mechanism PGS2 constitute a separation mechanism of the present invention.

差動機構２３の電動モータ２４の出力軸に設けた駆動ギヤ２５は中間ギヤ２６を介して第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａの軸に設けた従動ギヤ２７に噛合する。一方、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｂの軸はケーシングに回転不能に固定される。   The drive gear 25 provided on the output shaft of the electric motor 24 of the differential mechanism 23 meshes with the driven gear 27 provided on the shaft of the sun gear Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 via the intermediate gear 26. On the other hand, the shaft of the sun gear Sb of the second planetary gear mechanism PGS2 is fixed to the casing so as not to rotate.

本発明の減速機構を構成する偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３は、サンギヤＳｃと、リングギヤＲｃと、入力軸１２と同軸に配置されて中間部がクランク状に偏心した偏心クランク軸Ｅｃと、偏心クランク軸Ｅｃの偏心部に回転自在に支持されたキャリヤＣｃと、キャリヤＣｃに設けられてリングギヤＲｃに噛合するキャリヤ外歯ギヤＣｃ１と、キャリヤＣｃに設けられてサンギヤＳｃに噛合するキャリヤ内歯ギヤＣｃ２とを備える。偏心クランク軸Ｅｃに支持されたキャリヤＣｃはサンギヤＳｃおよびリングギヤＲｃに対して偏心しているため、キャリヤ外歯ギヤＣｃ１およびリングギヤＲｃの噛合部と、キャリヤ内歯ギヤＣｃ２およびサンギヤＳｃの噛合部とは、入力軸１２の軸線Ｌを挟んで位相が相互に１８０°ずれている。   The eccentric planetary gear mechanism PGS3 constituting the speed reduction mechanism of the present invention includes a sun gear Sc, a ring gear Rc, an eccentric crankshaft Ec arranged coaxially with the input shaft 12 and having an intermediate portion eccentric in a crank shape, and an eccentric crankshaft Ec. A carrier Cc rotatably supported by the eccentric part of the carrier, a carrier external gear Cc1 provided on the carrier Cc and meshing with the ring gear Rc, and a carrier internal gear Cc2 provided on the carrier Cc and meshed with the sun gear Sc. Prepare. Since the carrier Cc supported by the eccentric crankshaft Ec is eccentric with respect to the sun gear Sc and the ring gear Rc, the meshing portion of the carrier external gear Cc1 and the ring gear Rc and the meshing portion of the carrier internal gear Cc2 and the sun gear Sc are defined. The phases are shifted from each other by 180 ° across the axis L of the input shaft 12.

第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａおよび偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃは一体に結合された第２結合体Ｒａ−Ｒｃを構成し、その第２結合体Ｒａ−Ｒｃは入力軸１２に一体に接続される。また第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂおよび偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３の偏心クランク軸Ｅｃは一体に結合された第３結合体Ｒｂ−Ｅｃを構成する。そして偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃは変速軸１５に一体に接続される。   The ring gear Ra of the first planetary gear mechanism PGS1 and the ring gear Rc of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 constitute a second combined body Ra-Rc coupled together, and the second combined body Ra-Rc is integrated with the input shaft 12. Connected. The ring gear Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 and the eccentric crankshaft Ec of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 constitute a third combined body Rb-Ec that is integrally coupled. The sun gear Sc of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 is integrally connected to the transmission shaft 15.

第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂの側面にはカウンタバランスＭが設けられる（図５参照）。カウンタバランスＭは、軸線Ｌに対して偏心している偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリヤＣｃによるアンバランスを補正するためのもので、軸線Ｌに対するキャリヤＣｃの偏心方向に対して位相が１８０°ずれた位置に設けられる。   A counter balance M is provided on the side surface of the ring gear Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 (see FIG. 5). The counter balance M is used to correct the unbalance due to the carrier Cc of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 that is eccentric with respect to the axis L. Is provided.

図６は第１遊星歯車機構ＰＧＳ１、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２および偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３の速度線図であり、太い実線は電動モータ２４が停止した状態、太い破線は電動モータ２４を駆動した状態を示している。細い破線で示すように、第１結合体Ｃａ−Ｃｂを構成する第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリヤＣａおよび第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリヤＣｂの回転数は常に同一であり、第２結合体Ｒａ−Ｒｃを構成する第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａおよび偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃの回転数は常に同一であり、第３結合体Ｒｂ−Ｅｃを構成する第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂおよび偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３の偏心クランク軸Ｅｃの回転数は常に同一である。   FIG. 6 is a velocity diagram of the first planetary gear mechanism PGS1, the second planetary gear mechanism PGS2, and the eccentric planetary gear mechanism PGS3. A thick solid line indicates a state where the electric motor 24 is stopped, and a thick broken line indicates a state where the electric motor 24 is driven. Is shown. As indicated by a thin broken line, the rotation speed of the carrier Ca of the first planetary gear mechanism PGS1 and the carrier Cb of the second planetary gear mechanism PGS2 constituting the first combined body Ca-Cb is always the same, and the second combined body Ra The rotation speed of the ring gear Ra of the first planetary gear mechanism PGS1 constituting the -Rc and the ring gear Rc of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 is always the same, and the ring gear of the second planetary gear mechanism PGS2 constituting the third combined body Rb-Ec The rotational speed of the eccentric crankshaft Ec of Rb and the eccentric planetary gear mechanism PGS3 is always the same.

次に、無段変速機Ｔの一つの伝達ユニット１４の作用を説明する。   Next, the operation of one transmission unit 14 of the continuously variable transmission T will be described.

図２および図４（Ａ）〜図４（Ｄ）から明らかなように、入力軸１２の軸線Ｌに対して偏心ディスク１９の中心Ｏ２が偏心しているとき、エンジンＥによって入力軸１２が回転するとコネクティングロッド３３の大端部３３ａが軸線Ｌまわりに偏心回転することで、コネクティングロッド３３が往復運動する。   As is clear from FIGS. 2 and 4A to 4D, when the center O2 of the eccentric disk 19 is eccentric with respect to the axis L of the input shaft 12, the input shaft 12 is rotated by the engine E. When the large end portion 33a of the connecting rod 33 rotates eccentrically around the axis L, the connecting rod 33 reciprocates.

その結果、コネクティングロッド３３が往復運動する過程で図中右側に押されると、揺動リンク４２と共にアウター部材３８が図２において反時計方向に揺動し、スプリング４０…に付勢されたローラ４１…がアウター部材３８およびインナー部材３９間の楔状の空間に噛み込み、アウター部材３８およびインナー部材３９がローラ４１…を介して結合されることで、ワンウェイクラッチ３６が係合してコネクティングロッド３３の動きが出力軸１３に伝達される。逆にコネクティングロッド３３が往復運動する過程で図中左側に引かれると、揺動リンク４２と共にアウター部材３８が図２において時計方向に揺動し、ローラ４１…がスプリング４０…を圧縮しながらアウター部材３８およびインナー部材３９間の楔状の空間から押し出され、アウター部材３８およびインナー部材３９が相互にスリップすることで、ワンウェイクラッチ３６が係合解除してコネクティングロッド３３の動きが出力軸１３に伝達されなくなる。   As a result, when the connecting rod 33 is reciprocated and pushed to the right in the figure, the outer member 38 swings counterclockwise in FIG. 2 together with the swing link 42 and the roller 41 urged by the springs 40. .. Bite into a wedge-shaped space between the outer member 38 and the inner member 39, and the outer member 38 and the inner member 39 are coupled via rollers 41, so that the one-way clutch 36 is engaged and the connecting rod 33 The movement is transmitted to the output shaft 13. On the contrary, when the connecting rod 33 is reciprocated and pulled to the left in the figure, the outer member 38 swings clockwise in FIG. 2 together with the swing link 42, and the roller 41. When the outer member 38 and the inner member 39 are pushed out of the wedge-shaped space between the member 38 and the inner member 39 and slip, the one-way clutch 36 is disengaged and the movement of the connecting rod 33 is transmitted to the output shaft 13. It will not be done.

このようにして、入力軸１２が１回転する間に、入力軸１２の回転が所定時間だけ出力軸１３に伝達されるため、入力軸１２が連続回転すると出力軸１３は間欠回転する。６個の伝達ユニット１４…の偏心ディスク１９…の偏心量εは全て同一であるが、偏心方向の位相が相互に６０°ずつずれているため、６個の伝達ユニット１４…が入力軸１２の回転を交互に出力軸１３に伝達することで、出力軸１３は連続的に回転する。   Thus, since the rotation of the input shaft 12 is transmitted to the output shaft 13 for a predetermined time while the input shaft 12 rotates once, the output shaft 13 rotates intermittently when the input shaft 12 rotates continuously. The eccentric amounts ε of the eccentric disks 19 of the six transmission units 14 are all the same, but the phases in the eccentric direction are shifted by 60 ° from each other, so that the six transmission units 14 of the input shaft 12 By alternately transmitting the rotation to the output shaft 13, the output shaft 13 rotates continuously.

このとき、偏心ディスク１９の偏心量εが大きいほど、コネクティングロッド３３の往復ストロークが大きくなって出力軸１３の１回の回転角が増加し、無段変速機Ｔの変速比が小さくなる。逆に、偏心ディスク１９の偏心量εが小さいほど、コネクティングロッド３３の往復ストロークが小さくなって出力軸１３の１回の回転角が減少し、無段変速機Ｔの変速比が大きくなる。そして偏心ディスク１９の偏心量εがゼロになると、入力軸１２が回転してもコネクティングロッド３３が移動を停止するために出力軸１３は回転せず、無段変速機Ｔの変速比が最大（無限大）になる。   At this time, as the eccentric amount ε of the eccentric disk 19 increases, the reciprocating stroke of the connecting rod 33 increases, and the one-time rotation angle of the output shaft 13 increases, and the transmission ratio of the continuously variable transmission T decreases. Conversely, the smaller the eccentric amount ε of the eccentric disk 19, the smaller the reciprocating stroke of the connecting rod 33, the smaller the rotation angle of the output shaft 13, and the higher the gear ratio of the continuously variable transmission T. When the eccentric amount ε of the eccentric disk 19 becomes zero, the connecting rod 33 stops moving even when the input shaft 12 rotates, so the output shaft 13 does not rotate, and the gear ratio of the continuously variable transmission T is maximized ( Infinity).

入力軸１２に対して変速軸１５が相対回転しないとき、つまり入力軸１２および変速軸１５が同一速度で回転するとき、無段変速機Ｔの変速比は一定に維持される。差動機構２３により入力軸１２に対して変速軸１５を相対回転させると、各伝達ユニット１４のピニオン１７にリングギヤ１９ｂを噛合させた偏心ディスク１９の偏心凹部１９ａ，１９ａが、入力軸１２と一体の偏心カム１８のガイド部１８ａ，１８ａに案内されて回転し、入力軸１２の軸線Ｌに対する偏心ディスク１９の中心Ｏ２の偏心量εが変化する。   When the transmission shaft 15 does not rotate relative to the input shaft 12, that is, when the input shaft 12 and the transmission shaft 15 rotate at the same speed, the transmission ratio of the continuously variable transmission T is maintained constant. When the transmission shaft 15 is rotated relative to the input shaft 12 by the differential mechanism 23, the eccentric recesses 19 a and 19 a of the eccentric disk 19 in which the ring gear 19 b is engaged with the pinion 17 of each transmission unit 14 are integrated with the input shaft 12. The eccentric amount of the center O2 of the eccentric disk 19 with respect to the axis L of the input shaft 12 changes by being guided by the guide portions 18a and 18a of the eccentric cam 18 and rotating.

図４（Ａ）は変速比が最小の状態（変速比：ＴＤ）を示すもので、このとき入力軸１２の軸線Ｌに対する偏心ディスク１９の中心Ｏ２の偏心量εは、入力軸１２の軸線Ｌから偏心カム１８の中心Ｏ１までの距離ｄと、偏心カム１８の中心Ｏ１から偏心ディスク１９の中心Ｏ２までの距離ｄとの和である２ｄに等しい最大値になる。入力軸１２に対して変速軸１５が相対回転すると、入力軸１２と一体の偏心カム１８に対して偏心ディスク１９が相対回転することで、図４（Ｂ）および図４（Ｃ）に示すように、入力軸１２の軸線Ｌに対する偏心ディスク１９の中心Ｏ２の偏心量εは最大値の２ｄから次第に減少して変速比が増加する。入力軸１２に対して変速軸１５が更に相対回転すると、入力軸１２と一体の偏心カム１８に対して偏心ディスク１９が更に相対回転することで、図４（Ｄ）に示すように、ついには入力軸１２の軸線Ｌに偏心ディスク１９の中心Ｏ２が重なり合って偏心量εがゼロになり、変速比が最大（無限大）の状態（変速比：ＵＤ）になって出力軸１３に対する動力伝達が遮断される。   FIG. 4A shows a state where the speed ratio is minimum (speed ratio: TD). At this time, the eccentric amount ε of the center O2 of the eccentric disk 19 with respect to the axis L of the input shaft 12 is the axis L of the input shaft 12. To a center O1 of the eccentric cam 18 and a maximum value equal to 2d, which is the sum of the distance d from the center O1 of the eccentric cam 18 to the center O2 of the eccentric disk 19. When the transmission shaft 15 rotates relative to the input shaft 12, the eccentric disk 19 rotates relative to the eccentric cam 18 integral with the input shaft 12, as shown in FIGS. 4B and 4C. Furthermore, the eccentric amount ε of the center O2 of the eccentric disk 19 with respect to the axis L of the input shaft 12 is gradually decreased from the maximum value 2d, and the transmission ratio is increased. When the transmission shaft 15 further rotates relative to the input shaft 12, the eccentric disk 19 further rotates relative to the eccentric cam 18 integral with the input shaft 12, and finally, as shown in FIG. The center O2 of the eccentric disk 19 overlaps the axis L of the input shaft 12, the eccentricity ε becomes zero, the transmission gear ratio is maximized (infinite) (transmission ratio: UD), and power is transmitted to the output shaft 13. Blocked.

次に、差動機構２３の作用を説明する。   Next, the operation of the differential mechanism 23 will be described.

図５および図６の太い実線から明らかなように、電動モータ２４が停止した状態では第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａが停止し、また第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のサンギヤＳｂもケーシングに固定されて停止している。この状態で入力軸１２に接続された第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａが入力軸１２の回転数であるＮ１で回転すると、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂもＮ１で回転する。その結果、入力軸１２に接続された偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃおよび第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂに接続された偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３の偏心クランク軸Ｅｃは共にＮ１で回転するため、偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３はロック状態になってキャリヤＣｃおよびサンギヤＳｃもＮ１で回転する。このように、電動モータ２４が停止した状態では、入力軸１２および変速軸１５は共にＮ１で回転して相対回転が発生しないため、偏心ディスク１８の偏心量εは変化せず、変速比は一定に維持される。   As apparent from the thick solid lines in FIGS. 5 and 6, when the electric motor 24 is stopped, the sun gear Sa of the first planetary gear mechanism PGS1 is stopped, and the sun gear Sb of the second planetary gear mechanism PGS2 is also fixed to the casing. Has stopped. In this state, when the ring gear Ra of the first planetary gear mechanism PGS1 connected to the input shaft 12 rotates at N1, which is the rotation speed of the input shaft 12, the ring gear Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 also rotates at N1. As a result, the eccentric crankshaft Ec of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 connected to the ring gear Rc of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 connected to the input shaft 12 and the ring gear Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 both rotate at N1, The eccentric planetary gear mechanism PGS3 is locked, and the carrier Cc and the sun gear Sc also rotate at N1. In this way, when the electric motor 24 is stopped, the input shaft 12 and the transmission shaft 15 both rotate at N1 and no relative rotation occurs, so the eccentric amount ε of the eccentric disk 18 does not change and the transmission ratio is constant. Maintained.

図５および図６の太い破線から明らかなように、電動モータ２４を駆動して回転数がゼロから変化すると、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のキャリヤＣａおよび第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のキャリヤＣｂを一体に結合する第１結合体Ｃａ−Ｃｂの回転数が変化するため、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂおよび偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３の偏心クランク軸Ｅｃを一体に結合する第３結合体Ｒｂ−Ｅｃの回転数がＮ１から変化し、これに伴って偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃの回転数、つまり変速軸１５の回転数がＮ１から変化する。その結果、入力軸１２および変速軸１５間に電動モータ２４の回転数に応じた差回転が発生し、偏心ディスク１８の偏心量εが変化することで変速比が変化する。   As is apparent from the thick broken lines in FIGS. 5 and 6, when the electric motor 24 is driven to change the rotational speed from zero, the carrier Ca of the first planetary gear mechanism PGS1 and the carrier Cb of the second planetary gear mechanism PGS2 are integrated. Since the rotational speed of the first coupling body Ca-Cb coupled to the second planetary gear mechanism PGS2 changes, the ring coupling Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 and the eccentric crankshaft Ec of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 are integrally coupled. , And the rotational speed of the sun gear Sc of the eccentric planetary gear mechanism PGS3, that is, the rotational speed of the transmission shaft 15 changes from N1. As a result, a differential rotation corresponding to the rotational speed of the electric motor 24 occurs between the input shaft 12 and the transmission shaft 15, and the gear ratio changes as the eccentric amount ε of the eccentric disk 18 changes.

図７および図８は偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３の作用を説明するためのもので、図７（Ｂ）は、図７（Ａ）に示す偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃおよびキャリヤＣｃのキャリヤ外歯ギヤＣｃ１の位相の関係を表しており、★印はリングギヤＲｃおよびキャリヤ外歯ギヤＣｃ１の歯合点であり、●印はキャリヤ外歯ギヤＣｃ１（キャリヤＣｃ）の位相を示す目印であり、ＬはリングギヤＲｃおよびサンギヤＳｃの軸線であり、Ｌｅは偏心クランク軸Ｅｃの偏心部の軸線（すなわち、キャリヤＣｃの中心）である。図７（Ｃ）は、図７（Ａ）に示す偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃおよびキャリヤＣｃのキャリヤ内歯ギヤＣｃ２の位相の関係を表しており、★印はサンギヤＳｃおよびキャリヤ内歯ギヤＣｃ２の歯合点であり、●印はキャリヤ内歯ギヤＣｃ２（キャリヤＣｃ）の位相を示す目印であり、○印はサンギヤＳｃの位相を示す目印である。   FIGS. 7 and 8 are for explaining the operation of the eccentric planetary gear mechanism PGS3, and FIG. 7B shows the carrier external teeth of the ring gear Rc and the carrier Cc of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 shown in FIG. The relationship between the phases of the gear Cc1 is shown, where the asterisk is the meshing point of the ring gear Rc and the carrier external gear Cc1, the ● is a mark indicating the phase of the carrier external gear Cc1 (carrier Cc), and L is The axis of the ring gear Rc and the sun gear Sc, and Le is the axis of the eccentric part of the eccentric crankshaft Ec (that is, the center of the carrier Cc). FIG. 7C shows the phase relationship between the sun gear Sc of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 and the carrier internal gear Cc2 of the carrier Cc shown in FIG. 7A, and the asterisk indicates the sun gear Sc and the carrier internal gear. The mark is the meshing point of Cc2, the mark ● is a mark indicating the phase of the carrier internal gear Cc2 (carrier Cc), and the mark ◯ is a mark indicating the phase of the sun gear Sc.

なお、キャリヤ外歯ギヤＣｃ１はキャリヤ内歯ギヤＣｃ２よりも大径であるが、ここでは便宜的に同じ直径で示している。   The carrier external gear Cc1 has a larger diameter than the carrier internal gear Cc2, but is shown here with the same diameter for convenience.

図８（Ａ）は、偏心クランク軸Ｅｃの偏心部の軸線Ｌｅ（以下、偏心軸線Ｌｅという）が軸線Ｌの真上にあり、リングギヤＲｃおよびキャリヤ外歯ギヤＣｃ１の歯合点と、サンギヤＳおよびキャリヤ内歯ギヤＣｃ２の歯合点とが共に軸線Ｌの真上および真下にある状態を示している。この状態から偏心クランク軸Ｅｃが例えば時計方向に回転すると、図８（Ｂ）に示すように、偏心クランク軸Ｅｃの偏心軸線Ｌｅが時計方向に回転し、リングギヤＲｃおよびキャリヤ外歯ギヤＣｃ１の歯合点と、サンギヤＳおよびキャリヤ内歯ギヤＣｃ２の歯合点とが共に時計方向に回転するが、キャリヤＣｃは偏心軸線Ｌｅに対して僅かに反時計方向に回転し（●印参照）、サンギヤＳｃは軸線Ｌに対して僅かに時計方向に回転する（○印参照）。   In FIG. 8A, the axis Le of the eccentric portion of the eccentric crankshaft Ec (hereinafter referred to as the eccentric axis Le) is directly above the axis L, the meshing points of the ring gear Rc and the carrier external gear Cc1, the sun gear S and A state in which the meshing point of the carrier internal gear Cc2 is both directly above and below the axis L is shown. When the eccentric crankshaft Ec rotates, for example, clockwise from this state, as shown in FIG. 8B, the eccentric axis Le of the eccentric crankshaft Ec rotates clockwise, and the teeth of the ring gear Rc and the carrier external gear Cc1 are rotated. Both the alignment point and the engagement point of the sun gear S and the carrier internal gear Cc2 rotate clockwise, but the carrier Cc rotates slightly counterclockwise with respect to the eccentric axis Le (see the mark ●), and the sun gear Sc It rotates slightly clockwise with respect to the axis L (see circles).

偏心クランク軸Ｅｃが、図８（Ｃ）〜図８（Ｅ）に示すように更に回転すると、それに応じてキャリヤＣｃは偏心軸線Ｌｅに対して更に反時計方向に回転し、サンギヤＳｃは軸線Ｌに対して更に時計方向に回転する。そして図８（Ｅ）に示すように、偏心クランク軸Ｅｃが３６０゜回転したとき、サンギヤＳｃはリングギヤＲｃおよびサンギヤＳｃの歯数に応じた角度θだけ軸線Ｌに対して時計方向に回転する。すなわち、偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３の入力軸である偏心クランク軸Ｅｃが３６０°回転すると、偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３の出力軸であるサンギヤＳｃは３６０°よりも遥かに小さい角度θだけ回転するため、大きな減速比を得ることができる。   When the eccentric crankshaft Ec further rotates as shown in FIGS. 8C to 8E, the carrier Cc further rotates counterclockwise with respect to the eccentric axis Le, and the sun gear Sc Further clockwise. As shown in FIG. 8E, when the eccentric crankshaft Ec rotates 360 °, the sun gear Sc rotates clockwise with respect to the axis L by an angle θ corresponding to the number of teeth of the ring gear Rc and the sun gear Sc. That is, when the eccentric crankshaft Ec that is the input shaft of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 rotates 360 °, the sun gear Sc that is the output shaft of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 rotates by an angle θ that is much smaller than 360 °. A reduction ratio can be obtained.

図１１には上記特許文献１に記載された差動機構２３が比較例として示されており、その差動機構２３はシングルピニオン型の第１遊星歯車機構ＰＧＳ１および第２遊星歯車機構ＰＧＳ２よりなる切り離し機構と、段付きピニオンを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車機構ＰＧＳ３よりなる減速機構とで構成されている。比較例の段付きピニオンを有するシングルピニオン型の第３遊星歯車機構ＰＧＳ３は体格が大きいため、差動機構２３の寸法および重量の増加を招く問題があったが、本実施の形態の偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３よりなる減速機構は体格が小さいため、差動機構２３の寸法および重量の低減が可能になる。   FIG. 11 shows a differential mechanism 23 described in Patent Document 1 as a comparative example. The differential mechanism 23 includes a single-pinion type first planetary gear mechanism PGS1 and a second planetary gear mechanism PGS2. The separation mechanism and a speed reduction mechanism including a single pinion type third planetary gear mechanism PGS3 having a stepped pinion are included. The single-pinion type third planetary gear mechanism PGS3 having a stepped pinion of the comparative example has a problem of causing an increase in the size and weight of the differential mechanism 23 because of its large physique, but the eccentric planetary gear of the present embodiment Since the speed reduction mechanism composed of the mechanism PGS3 is small in size, the size and weight of the differential mechanism 23 can be reduced.

また偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３の外径が小さくなることで、差動機構２３のケーシングの内部で偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３が回転する際のオイルの攪拌抵抗も低減する。特に、偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリヤＣｃはケーシングの内部で入力軸１２と略同一速度で偏心回転するため、キャリヤＣｃがトロコイドポンプのロータのように機能してケーシング内のオイルを排出することで、オイルの攪拌抵抗が一層低減する。   Further, since the outer diameter of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 is reduced, oil agitation resistance when the eccentric planetary gear mechanism PGS3 rotates inside the casing of the differential mechanism 23 is also reduced. In particular, since the carrier Cc of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 rotates eccentrically at substantially the same speed as the input shaft 12 inside the casing, the carrier Cc functions like a rotor of a trochoid pump and discharges oil in the casing. Further, the oil stirring resistance is further reduced.

また偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３のキャリヤＣｃは偏心クランク軸Ｅｃまわりに偏心回転するために振動が発生するが、偏心クランク軸Ｅｃと一体に接続された第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂの側面にキャリヤＣｃと位相が１８０°ずれたカウンタバランスＭを設けたので、キャリヤＣｃのアンバランスをカウンタバランスＭで打ち消して振動の発生を防止することができる。このとき、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂは偏心クランク軸Ｅｃよりも直径が大きいので、軸線ＬからカウンタバランスＭまでの距離を大きく確保し、カウンタバランスＭを小型化することができる。   Further, although the carrier Cc of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 rotates eccentrically around the eccentric crankshaft Ec, vibration is generated. However, the carrier is formed on the side surface of the ring gear Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 connected integrally with the eccentric crankshaft Ec. Since the counter balance M whose phase is shifted from Cc by 180 ° is provided, the unbalance of the carrier Cc can be canceled by the counter balance M to prevent the occurrence of vibration. At this time, since the ring gear Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 has a diameter larger than that of the eccentric crankshaft Ec, a large distance from the axis L to the counter balance M can be secured, and the counter balance M can be downsized.

第２の実施の形態Second embodiment

次に、図９に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。   Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.

図９を図５（第１の実施の形態）と比較すると明らかなように、第２の実施の形態の差動機構２３は偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３の構造が第１の実施の形態と異なっている。すなわち、第２の実施の形態の偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃは内歯に形成され、外歯に形成されたキャリヤ外歯ギヤＣｃ２の外周に噛合している。これにより、サンギヤＳｃの歯数を増加させてキャリヤ外歯ギヤＣｃ２の歯数を減少させ、減速機構としての偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３の減速比を大きく稼ぐことができる。   As is clear when FIG. 9 is compared with FIG. 5 (first embodiment), the differential mechanism 23 of the second embodiment is different from the first embodiment in the structure of the eccentric planetary gear mechanism PGS3. Yes. That is, the sun gear Sc of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 of the second embodiment is formed on the inner teeth and meshes with the outer periphery of the carrier outer gear Cc2 formed on the outer teeth. As a result, the number of teeth of the sun gear Sc can be increased to decrease the number of teeth of the carrier external gear Cc2, and the reduction ratio of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 as the speed reduction mechanism can be greatly increased.

第３の実施の形態Third embodiment

次に、図１０に基づいて本発明の参考形態を説明する。 Next, a reference embodiment of the present invention will be described based on FIG.

図１０を図５（第１の実施の形態）と比較すると明らかなように、参考形態は、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１および第２遊星歯車機構ＰＧＳ２の位置と、偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３の位置とを入れ換えたものに相当する。すなわち、電動モータ２４の駆動力は偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３の偏心クランク軸Ｅｃに入力され、偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３のサンギヤＳｃは第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のサンギヤＳａに接続され、偏心遊星歯車機構ＰＧＳ３のリングギヤＲｃはケーシングに固定され、第１遊星歯車機構ＰＧＳ１のリングギヤＲａは入力軸１２に接続され、第２遊星歯車機構ＰＧＳ２のリングギヤＲｂは変速軸１５に接続される。参考形態の差動機構２３も、第１の実施の形態の差動機構２３と同様の機能を発揮する。 As is clear when FIG. 10 is compared with FIG. 5 (first embodiment), the reference embodiment includes the positions of the first planetary gear mechanism PGS1 and the second planetary gear mechanism PGS2, and the position of the eccentric planetary gear mechanism PGS3. Is equivalent to That is, the driving force of the electric motor 24 is input to the eccentric crankshaft Ec of the eccentric planetary gear mechanism PGS3, the sun gear Sc of the eccentric planetary gear mechanism PGS3 is connected to the sun gear Sa of the first planetary gear mechanism PGS1, and the eccentric planetary gear mechanism PGS3. The ring gear Rc is fixed to the casing, the ring gear Ra of the first planetary gear mechanism PGS1 is connected to the input shaft 12, and the ring gear Rb of the second planetary gear mechanism PGS2 is connected to the transmission shaft 15. The differential mechanism 23 of the reference form also exhibits the same function as the differential mechanism 23 of the first embodiment.

以上、本発明の実施の形態および参考形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。 Although the embodiment and the reference form of the present invention have been described above, various design changes can be made without departing from the scope of the present invention.

１２ 入力軸
１３ 出力軸
１４ 伝達ユニット
１５ 変速軸
１７ ピニオン
１８ 偏心カム
１９ 偏心ディスク（偏心部材）
１９ｂ リングギヤ
２３ 差動機構
２４ 電動モータ
３３ コネクティングロッド
３６ ワンウェイクラッチ
３８ アウター部材
Ｃａ キャリヤ
Ｃｂ キャリヤ
Ｃｃ キャリヤ
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｌ 入力軸の軸線
Ｍ カウンタバランス
ＰＧＳ１ 第１遊星歯車機構（切り離し機構）
ＰＧＳ２ 第２遊星歯車機構（切り離し機構）
ＰＧＳ３ 偏心遊星歯車機構（減速機構）
Ｒａ リングギヤ
Ｒｂ リングギヤ
Ｒｃ リングギヤ
Ｓａ サンギヤ
Ｓｂ サンギヤ
Ｓｃ サンギヤ
ε 偏心部材の偏心量 12 Input shaft 13 Output shaft 14 Transmission unit 15 Transmission shaft 17 Pinion 18 Eccentric cam 19 Eccentric disc (eccentric member)
19b Ring gear 23 Differential mechanism 24 Electric motor 33 Connecting rod 36 One-way clutch 38 Outer member Ca Carrier Cb Carrier Cc Carrier E Engine (drive source)
L Input shaft axis M Counterbalance PGS1 First planetary gear mechanism (separation mechanism)
PGS2 Second planetary gear mechanism (separation mechanism)
PGS3 Eccentric planetary gear mechanism (reduction mechanism)
Ra Ring gear Rb Ring gear Rc Ring gear Sa Sun gear Sb Sun gear Sc Sun gear ε Eccentricity of eccentric member

Claims (2)

駆動源（Ｅ）に接続された入力軸（１２）の回転を変速して出力軸（１３）に伝達する複数の伝達ユニット（１４）を軸方向に並置し、
前記伝達ユニット（１４）の各々は、
前記入力軸（１２）と一体に回転する偏心カム（１８）と、
前記偏心カム（１８）の外周に相対回転自在に嵌合するリングギヤ（１９ｂ）が形成された偏心部材（１９）と、
前記入力軸（１２）と同軸に配置された変速軸（１５）と、
前記変速軸（１５）に設けられて前記リングギヤ（１９ｂ）に噛合するピニオン（１７）と、
電動モータ（２４）により作動して前記変速軸（１５）を前記入力軸（１２）に対して相対回転させる差動機構（２３）と、
前記出力軸（１３）に設けたワンウェイクラッチ（３６）と、
前記偏心部材（１９）および前記ワンウェイクラッチ（３６）のアウター部材（３８）に接続されて往復運動するコネクティングロッド（３３）とを備え、
前記差動機構（２３）で前記変速軸（１５）を前記入力軸（１２）に対して相対回転させて前記偏心カム（１８）に対する前記偏心部材（１９）の位相を変化させることで、前記入力軸（１２）の軸線（Ｌ）からの前記偏心部材（１９）の偏心量（ε）を変化させて変速比を変更する車両用動力伝達装置であって、
前記差動機構（２３）は、第１遊星歯車機構および第２遊星歯車機構からなるとともに前記電動モータ（２４）の停止時に前記変速軸（１５）を前記入力軸（１２）と同一速度で回転させ、前記電動モータ（２４）の駆動時に前記変速軸（１５）および前記入力軸（１２）間に差回転を発生させる切り離し機構（ＰＧＳ１，ＰＧＳ２）と、偏心遊星歯車機構からなるとともに前記差回転を減速する減速機構（ＰＧＳ３）とを備え、
前記電動モータ（２４）は前記切り離し機構（ＰＧＳ１，ＰＧＳ２）に接続され、前記入力軸（１２）は前記減速機構（ＰＧＳ３）のリングギヤ（Ｒｃ）に接続され、前記変速軸（１５）は前記減速機構（ＰＧＳ３）のサンギヤ（Ｓｃ）に接続されることで、前記減速機構（ＰＧＳ３）のキャリヤ（Ｃｃ）がケーシングの内部で偏心回転することを特徴とする車両用動力伝達装置。 A plurality of transmission units (14) for shifting the rotation of the input shaft (12) connected to the drive source (E) and transmitting the rotation to the output shaft (13) are juxtaposed in the axial direction,
Each of the transmission units (14)
An eccentric cam (18) rotating integrally with the input shaft (12);
An eccentric member (19) formed with a ring gear (19b) that fits on the outer periphery of the eccentric cam (18) in a relatively rotatable manner;
A transmission shaft (15) disposed coaxially with the input shaft (12);
A pinion (17) provided on the transmission shaft (15) and meshing with the ring gear (19b);
A differential mechanism (23) that is actuated by an electric motor (24) to rotate the transmission shaft (15) relative to the input shaft (12);
A one-way clutch (36) provided on the output shaft (13);
A connecting rod (33) connected to the eccentric member (19) and the outer member (38) of the one-way clutch (36) and reciprocating;
By rotating the transmission shaft (15) relative to the input shaft (12) by the differential mechanism (23) to change the phase of the eccentric member (19) with respect to the eccentric cam (18), A vehicle power transmission device for changing a gear ratio by changing an eccentric amount (ε) of the eccentric member (19) from an axis (L) of an input shaft (12),
The differential mechanism (23) includes a first planetary gear mechanism and a second planetary gear mechanism, and rotates the transmission shaft (15) at the same speed as the input shaft (12) when the electric motor (24) is stopped. And a separation mechanism (PGS1, PGS2) that generates a differential rotation between the transmission shaft (15) and the input shaft (12) when the electric motor (24) is driven , and an eccentric planetary gear mechanism and the differential rotation. A speed reduction mechanism (PGS3) that decelerates
The electric motor (24) is connected to the separation mechanism (PGS1, PGS2), the input shaft (12) is connected to a ring gear (Rc) of the speed reduction mechanism (PGS3), and the speed change shaft (15) is the speed reduction mechanism. A vehicle power transmission device characterized in that the carrier (Cc) of the speed reduction mechanism (PGS3) rotates eccentrically inside the casing by being connected to the sun gear (Sc) of the mechanism (PGS3) . 前記第１遊星歯車機構（ＰＧＳ１）のリングギヤ（Ｒａ）が前記入力軸（１２）に接続され、
前記第１遊星歯車機構（ＰＧＳ１）のキャリヤ（Ｃａ）および前記第２遊星歯車機構（ＰＧＳ２）のキャリヤ（Ｃｂ）が一体に接続され、
前記第２遊星歯車機構（ＰＧＳ２）のリングギヤ（Ｒｂ）が前記減速機構（ＰＧＳ３）のキャリヤ（Ｃｃ）を偏心支持する偏心クランク軸（Ｅｃ）に接続され、
前記第１遊星歯車機構（ＰＧＳ１）のサンギヤ（Ｓａ）が前記電動モータ（２４）に接続され、
前記第２遊星歯車機構（ＰＧＳ２）のサンギヤ（Ｓｂ）が固定され、
前記第２遊星歯車機構（ＰＧＳ２）のリングギヤ（Ｒｂ）の側面に、前記偏心クランク軸（Ｅｃ）の偏心方向に対して逆方向に偏心するカウンタバランス（Ｍ）が設けられ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。 A ring gear (Ra) of the first planetary gear mechanism (PGS1) is connected to the input shaft (12);
The carrier (Ca) of the first planetary gear mechanism (PGS1) and the carrier (Cb) of the second planetary gear mechanism (PGS2) are integrally connected,
A ring gear (Rb) of the second planetary gear mechanism (PGS2) is connected to an eccentric crankshaft (Ec) that eccentrically supports the carrier (Cc) of the speed reduction mechanism (PGS3);
A sun gear (Sa) of the first planetary gear mechanism (PGS1) is connected to the electric motor (24);
The sun gear (Sb) of the second planetary gear mechanism (PGS2) is fixed,
A counter balance (M) that is eccentric in the opposite direction to the eccentric direction of the eccentric crankshaft (Ec) is provided on a side surface of the ring gear (Rb) of the second planetary gear mechanism (PGS2). The power transmission device for a vehicle according to claim 1 .

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