JP6300847B2 - 車両用動力伝達装置 - 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。

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。

特開２０１４−１５６８９９号公報

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

車両用動力伝達装置の縦断面図。（第１の実施の形態） 図１の２−２線断面図。（第１の実施の形態） 偏心ディスクの正面図および断面図。（第１の実施の形態） 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） 差動機構のスケルトン図。（第１の実施の形態） 差動機構の速度線図。（第１の実施の形態） 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） 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） 差動機構のスケルトン図。（第２の実施の形態） 差動機構のスケルトン図。（参考形態） 差動機構のスケルトン図。（比較例）

第１の実施の形態

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

次に、差動機構２３の作用を説明する。

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。

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。

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。

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。

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）。

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。

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。

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。

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。

第２の実施の形態

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。

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。

第３の実施の形態

次に、図１０に基づいて本発明の参考形態を説明する。

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。

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。

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

Claims (2)

1. 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。
2. 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。

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