車両用動力伝達装置
【課題】 無段変速機の駆動力の伝達効率を高く維持したまま、動力伝達装置の最小変速比を小さくする。
【解決手段】 無段変速機Ｔの出力軸１２の回転を増速して駆動輪伝達軸３６，３７に伝達する増速機構３４を備えるので、無段変速機Ｔの変速比を比較的に大きい値にして高い伝達効率を維持しながら、無段変速機Ｔおよび増速機構３４を含む動力伝達装置のトータルの変速比を低下させることで、エンジンの燃料消費率の低減を図ることができる。また無段変速機Ｔのワンウェイクラッチの必要な応答周波数を低減することができるので、その分だけワンウェイクラッチのフリクションダンパーを弱く設定してフリクションを低減することができ、しかも複数のワンウェイクラッチが順番に作動することで発生した出力軸１２のトルク変動を、増速機構３４で低減して駆動輪伝達軸３６，３７に出力することができる。
【解決手段】 無段変速機Ｔの出力軸１２の回転を増速して駆動輪伝達軸３６，３７に伝達する増速機構３４を備えるので、無段変速機Ｔの変速比を比較的に大きい値にして高い伝達効率を維持しながら、無段変速機Ｔおよび増速機構３４を含む動力伝達装置のトータルの変速比を低下させることで、エンジンの燃料消費率の低減を図ることができる。また無段変速機Ｔのワンウェイクラッチの必要な応答周波数を低減することができるので、その分だけワンウェイクラッチのフリクションダンパーを弱く設定してフリクションを低減することができ、しかも複数のワンウェイクラッチが順番に作動することで発生した出力軸１２のトルク変動を、増速機構３４で低減して駆動輪伝達軸３６，３７に出力することができる。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、入力軸の回転を往復動するコネクティングロッドおよびワンウェイクラッチを介して出力軸に伝達するとともに、前記コネクティングロッドの往復動のストロークを増減して変速比を変更する無段変速機を備えた車両用動力伝達装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
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無段変速機が、前記入力軸および前記出力軸の軸方向に並置された複数の変速ユニットを備え、前記複数の変速ユニットの各々が、前記入力軸の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸と共に回転する入力側支点と、前記出力軸に接続されたワンウェイクラッチと、前記ワンウェイクラッチの入力部材に設けられた出力側支点と、前記入力側支点および前記出力側支点に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッドと、前記出力軸の回転を駆動輪に伝達する駆動輪伝達軸とを備える車両用動力伝達装置が、下記特許文献１により公知である。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特表２００５−５０２５４３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
図１２は、横軸がエンジン回転数、縦軸がエンジン出力トルク、右下がりのラインは等車速ライン、右上がりのラインは等変速比ライン、等高線状のラインは等燃費ラインであって、色の濃い部分ほどは燃費が良い（燃料消費率が少ない）ことを示している。従来のこの種の無段変速機の最小変速比は２〜３程度であったが、この変速比を更に小さくすることができれば、例えばエンジンの運転位置を図１２のａ点からｂ点に移動させることで、燃料消費率を更に低減することが可能である。
【０００５】
しかしながら、無段変速機の最小変速比を小さくすると、駆動力の伝達効率が低下する問題がある。以下、その理由を図１３に基づいて説明する。
【０００６】
図１３は無段変速機の原理を示すもので、入力軸０１と一体に回転する入力側支点０２と出力軸０３に設けたワンウェイクラッチ０４の入力部材と一体に回転する出力側支点０５とがコネクティングロッド０６で接続されており、入力軸０１に対する入力側支点０２の偏心量εが可変である。
【０００７】
コネクティングロッド０６からワンウェイクラッチ０４に駆動力が伝達される際の効率は揺動角θが小さいほど大きくなるため、駆動力の伝達効率を高くするには揺動角θを小さく（変速比を大きく）する必要があり、駆動力の伝達効率を高く維持したまま変速比を小さくすることは困難であった。
【０００８】
図１４は無段変速機の変速比を変化させたときの出力軸０３（ワンウェイクラッチ０４）の揺動角θおよび駆動力の伝達効率の変化を示すものであり、変速比を小さくして出力軸０３の揺動角θが増加すると、駆動力の伝達効率が急激に低下することが分かる。
【０００９】
また無段変速機の変速比を小さくしようとすると入力側支点０２の偏心量εが大きくなるため、コネクティングロッド０６やそれを入力軸に支持するベアリングが大型化して重量も大きくなる。その結果、図１５に示すように、最大変速比を小さくすると、全ての変速比領域において駆動力の伝達効率が低下する問題がある。
【００１０】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、無段変速機の駆動力の伝達効率を高く維持したまま、動力伝達装置の最小変速比を小さくすることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
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無段変速機が、前記入力軸および前記出力軸の軸方向に並置された複数の変速ユニットを備え、前記複数の変速ユニットの各々が、前記入力軸の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸と共に回転する入力側支点と、前記出力軸に接続されたワンウェイクラッチと、前記ワンウェイクラッチの入力部材に設けられた出力側支点と、前記入力側支点および前記出力側支点に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッドと、前記出力軸の回転を駆動輪に伝達する駆動輪伝達軸とを備える車両用動力伝達装置であって、前記出力軸の回転を増速して前記駆動輪伝達軸に伝達する増速機構を備えることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。
【００１２】
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、前記出力軸および前記駆動輪伝達軸は別軸上に配置され、前記駆動輪伝達軸上にディファレンシャルギヤが配置さ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。
【００１３】
また請求項３に記載された発明によれば、請求項１または請求項２の構成に加えて、前記増速機構は、前記出力軸上に設けた駆動ヘリカルギヤと、前記駆動輪伝達軸上に設けた従動ヘリカルギヤとを含み、前記駆動ヘリカルギヤは前記出力軸に軸方向摺動可能に嵌合してケーシングにスラストベアリングを介して支持さ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。
【００１４】
また請求項４に記載された発明によれば、請求項３の構成に加えて、前記駆動ヘリカルギヤは前記出力軸に相対回転不能かつ軸方向摺動可能に嵌合し、ドグクラッチにより前記出力軸に結合可能であることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。
【００１５】
また請求項５に記載された発明によれば、請求項３の構成に加えて、前記駆動ヘリカルギヤは前記出力軸に相対回転不能かつ軸方向摺動可能にスプライン結合さ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。
【００１６】
尚、実施の形態の偏心ディスク１８は本発明の入力側支点に対応し、実施の形態のピン１９ｃは本発明の出力側支点に対応し、実施の形態のアウター部材２２は本発明の入力部材に対応し、実施の形態のアンギュラボールベアリング４０，４１は本発明のスラストベアリングに対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応する。
【発明の効果】
【００１７】
請求項１の構成によれば、無段変速機が入力軸および出力軸の軸方向に並置された複数の変速ユニットを備え、駆動源に接続された入力軸が回転すると、入力軸と共に偏心回転する入力側支点に接続されたコネクティングロッドが往復動し、コネクティングロッドがワンウェイクラッチの入力部材に設けた出力側支点を往復動させることで、ワンウェイクラッチに接続された出力軸が間欠回転し、各変速ユニットにより異なる位相で駆動される出力軸は連続的に回転する。入力軸に対する入力側支点の偏心量を変更すると、コネクティングロッドを往復動のストロークが変化して出力軸の回転角が変化することで、無段変速機の変速比が変化する。
【００１８】
無段変速機の出力軸の回転を増速して駆動輪伝達軸に伝達する増速機構を備えるので、無段変速機の変速比を比較的に大きい値にして高い伝達効率を維持しながら、無段変速機および増速機構を含む動力伝達装置のトータルの変速比を低下させることで、エンジンの燃料消費率の低減を図ることができる。
【００１９】
また仮に無段変速機の上流側に増速機構を設けた場合には、無段変速機の下流側に増速機構を設ける場合に比べて、ワンウェイクラッチが単位時間に係合および係合解除する回数（応答周波数）が増加するため、ワンウェイクラッチのフリクションダンパーを強く設定することが必要となり、その結果としてワンウェイクラッチのフリクションが増加する原因となる。しかしながら、無段変速機の下流側に増速機構を設けたことで、ワンウェイクラッチの必要な応答周波数を低減することができるので、その分だけワンウェイクラッチのフリクションダンパーを弱く設定してフリクションを低減することができる。
【００２０】
また無段変速機の下流側に増速機構を設けたことで、無段変速機の出力トルクが増速機構により小さくなって駆動輪伝達軸に出力される。従って、複数のワンウェイクラッチが順番に作動することで発生した出力軸のトルク変動を、増速機構で低減して駆動輪伝達軸に出力することができる。
【００２１】
また請求項２の構成によれば、出力軸および駆動輪伝達軸は別軸上に配置され、駆動輪伝達軸上にディファレンシャルギヤが配置されるので、出力軸上にディファレンシャルギヤを配置する場合に比べて駆動輪伝達軸の長さの設定自由度を高め、左右の駆動輪伝達軸の長さを均一化して乗り心地性や操安性を高めることができる。
【００２２】
また請求項３の構成によれば、増速機構は出力軸上に設けた駆動ヘリカルギヤおよび駆動輪伝達軸上に設けた従動ヘリカルギヤを含むので、スパーギヤを用いる場合に比べて噛合い率が向上し、増速機構から駆動輪伝達軸に伝達されるトルクが変動するのを抑制することができる。このとき駆動ヘリカルギヤは出力軸に軸方向摺動可能に嵌合してケーシングにスラストベアリングを介して支持されるので、駆動ヘリカルギヤに作用するスラスト力をケーシングで支持して出力軸に伝達されないようにし、出力軸に設けたワンウェイクラッチのフリクションの増大や異常摩耗の発生を防止することができる。
【００２３】
また請求項４の構成によれば、駆動ヘリカルギヤは出力軸に相対回転不能かつ軸方向摺動可能に嵌合し、ドグクラッチにより出力軸に結合可能なので、駆動ヘリカルギヤに作用するスラスト力をケーシングで支持して出力軸に伝達されないようにしながら、ドグクラッチを係合して出力軸の回転を駆動ヘリカルギヤに伝達するとともに、ドグクラッチを係合解除して車両の後進走行時に駆動ヘリカルギヤの回転が無段変速機に逆伝達されるのを防止することができる。
【００２４】
また請求項５の構成によれば、駆動ヘリカルギヤは出力軸に相対回転不能かつ軸方向摺動可能にスプライン結合されるので、出力軸の回転をスプラインを介して駆動ヘリカルギヤに伝達しながら、駆動ヘリカルギヤに作用するスラスト力をケーシングで支持して出力軸に伝達されないようにすることができる。
【図面の簡単な説明】
【００２５】
【図１】車両の走行用動力装置のスケルトン図。［第１の実施の形態］
【図２】図１の２部詳細図。［第１の実施の形態］
【図３】図２の３−３線断面図（ＴＯＰ状態）。［第１の実施の形態］
【図４】図２の３−３線断面図（ＬＯＷ状態）。［第１の実施の形態］
【図５】ＴＯＰ状態での作用説明図。［第１の実施の形態］
【図６】ＬＯＷ状態での作用説明図。［第１の実施の形態］
【図７】図１の７部詳細図。［第１の実施の形態］
【図８】無段変速機の変速比と伝達効率との関係を示すグラフ。［第１の実施の形態］
【図９】増速機構によるトルク振幅低減の原理の説明図。［第１の実施の形態］
【図１０】増速機構の増速比と出力トルクとの関係を示すグラフ。［第１の実施の形態］
【図１１】前記図７に対応する図。［第２の実施の形態］
【図１２】エンジンの運転状態と燃料消費率との関係を無段変速機の変速比および車速毎に示すグラフ。
【図１３】無段変速機の変速比とワンウェイクラッチの揺動角との関係を示すグラフ。
【図１４】無段変速機の変速比に対する伝達効率および出力軸の揺動角の関係を示すグラフ。
【図１５】最大変速比が異なる無段変速機の変速比と伝達効率との関係を示すグラフ。
【発明を実施するための形態】
【００２６】
以下、図１〜図１１に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。
【００２７】
図１に示すように、自動車の走行用駆動源であるエンジンＥのクランクシャフト３１にダンパー３２を介して無段変速機Ｔの入力軸１１が直列に接続されており、無段変速機ＴのエンジンＥと反対側の端部に、その変速比を変更するための電動モータよりなる変速アクチュエータＡが直列に接続される。無段変速機Ｔの入力軸１１と平行に配置された出力軸１２はエンジンＥ側に延出しており、その出力軸１２の回転がドグクラッチ３３および増速機構３４を介してディファレンシャルギヤ３５に伝達され、更にディファレンシャルギヤ３５から左右方向に延出する駆動輪伝達軸３６，３７を介して左右の駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。増速機構３４は、出力軸１２の外周に相対回転自在に支持されてドグクラッチ３３により出力軸１２に結合可能な駆動ヘリカルギヤ３８と、駆動ヘリカルギヤ３８よりも小径に形成されてディファレンシャルギヤ３５のギヤボックスに固設される従動ヘリカルギヤ３９とで構成される。
【００２８】
次に、図２〜６に基づいて無段変速機Ｔの構造を説明する。
【００２９】
図２および図３に示すように、無段変速機Ｔは同一構造を有する複数個（実施の形態では４個）の変速ユニット１０…を軸方向に重ね合わせたもので、それらの変速ユニット１０…は入力軸１１および出力軸１２を共有している。
【００３０】
以下、代表として一つの変速ユニット１０の構造を説明する。エンジンＥのクランクシャフト３１に接続されて回転する入力軸１１は、変速アクチュエータＡの中空の変速軸１４ａの内部を相対回転自在に貫通する。変速アクチュエータＡのロータ１４ｂは変速軸１４ａに固定されており、ステータ１４ｃはケーシングに固定される。変速アクチュエータＡの変速軸１４ａは、入力軸１１と同速度で回転可能であり、かつ入力軸１１に対して異なる速度で相対回転可能である。
【００３１】
変速アクチュエータＡの変速軸１４ａを貫通した入力軸１１には第１ピニオン１５が固定されており、この第１ピニオン１５を跨ぐように変速アクチュエータＡの変速軸１４ａにクランク状のキャリヤ１６が接続される。第１ピニオン１５と同径の２個の第２ピニオン１７，１７が、第１ピニオン１５と協働して正三角形を構成する位置にそれぞれピニオンピン１６ａ，１６ａを介して支持されており、これら第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７に、円板形の偏心ディスク１８の内部に偏心して形成されたリングギヤ１８ａが噛合する。偏心ディスク１８の外周面に、コネクティングロッド１９のロッド部１９ａの一端に設けたリング部１９ｂがボールベアリング２０を介して相対回転自在に嵌合する。
【００３２】
出力軸１２の外周に設けられたワンウェイクラッチ２１は、コネクティングロッド１９のロッド部１９ａにピン１９ｃを介して枢支されたリング状のアウター部材２２と、アウター部材２２の内部に配置されて出力軸１２に固定されたインナー部材２３と、アウター部材２２の内周の円弧面とインナー部材２３の外周の平面との間に形成された楔状の空間に配置されてスプリング２４…で付勢されたローラ２５…とを備える。
【００３３】
図２から明らかなように、４個の変速ユニット１０…はクランク状のキャリヤ１６を共有しているが、キャリヤ１６に第２ピニオン１７，１７を介して支持される偏心ディスク１８の位相は各々の変速ユニット１０で９０°ずつ異なっている。例えば、図２において、左端の変速ユニット１０の偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中上方に変位し、左から３番目の変速ユニット１０の偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中下方に変位し、左から２番目および４番目の変速ユニット１０，１０の偏心ディスク１８，１８は上下方向中間に位置している。
【００３４】
次に、無段変速機Ｔの一つの変速ユニット１０の作用を説明する。変速アクチュエータＡ４の変速軸１４ａを入力軸１１に対して相対回転させると、入力軸１１の軸線Ｌ１まわりにキャリヤ１６が回転する。このとき、キャリヤ１６の中心Ｏ、つまり第１ピニオン１５および２個の第２ピニオン１７，１７が成す正三角形の中心は入力軸１１の軸線Ｌ１まわりに回転する。
【００３５】
図３および図５は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して出力軸１２と反対側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量ε（図３参照）が最大になって無段変速機Ｔの変速比はＴＯＰ状態になる。図４および図６は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して出力軸１２と同じ側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量εが最小になって無段変速機Ｔの変速比はＬＯＷ状態になる。
【００３６】
図５に示すＴＯＰ状態で、エンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータＡの変速軸１４ａを回転させると、入力軸１１、変速軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ａ）から図５（Ｂ）を経て図５（Ｃ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周にリング部１９ｂをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、そのロッド部１９ａの先端にピン１９ｃで枢支されたアウター部材２２を反時計方向（矢印Ｂ参照）に回転させる。図５（Ａ）および図５（Ｃ）は、アウター部材２２の前記矢印Ｂ方向の回転の両端を示している。
【００３７】
このようにしてアウター部材２２が矢印Ｂ方向に回転すると、ワンウェイクラッチ２１のアウター部材２２およびインナー部材２３間の楔状の空間にローラ２５…が噛み込み、アウター部材２２の回転がインナー部材２３を介して出力軸１２に伝達されるため、出力軸１２は反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転する。
【００３８】
入力軸１１および第１ピニオン１５が更に回転すると、第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７にリングギヤ１８ａを噛合させた偏心ディスク１８が反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ｃ）から図５（Ｄ）を経て図５（Ａ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周にリング部１９ｂをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、そのロッド部１９ａの先端にピン１９ｃで枢支されたアウター部材２２を時計方向（矢印Ｂ′参照）に回転させる。図５（Ｃ）および図５（Ａ）は、アウター部材２２の前記矢印Ｂ′方向の回転の両端を示している。
【００３９】
このようにしてアウター部材２２が矢印Ｂ′方向に回転すると、アウター部材２２とインナー部材２３との間の楔状の空間からローラ２５…がスプリング２４…を圧縮しながら押し出されることで、アウター部材２２がインナー部材２３に対してスリップして出力軸１２は回転しない。
【００４０】
以上のように、アウター部材２２が往復回転したとき、アウター部材２２の回転方向が反時計方向（矢印Ｂ参照）のときだけ出力軸１２が反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転するため、出力軸１２は間欠回転することになる。
【００４１】
図６は、ＬＯＷ状態で無段変速機Ｔを運転するときの作用を示すものである。このとき、入力軸１１の位置は偏心ディスク１８の中心に一致しているので、入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量εはゼロになる。この状態でエンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータＡの変速軸１４ａを回転させると、入力軸１１、変速軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。しかしながら、偏心ディスク１８の偏心量εがゼロであるため、コネクティングロッド１９の往復運動のストロークもゼロになり、出力軸１２は回転しない。
【００４２】
従って、変速アクチュエータＡを駆動してキャリヤ１６の位置を図３のＴＯＰ状態と図４のＬＯＷ状態との間に設定すれば、ゼロ変速比および所定変速比間の任意の変速比での運転が可能になる。
【００４３】
無段変速機Ｔは、並置された４個の変速ユニット１０…の偏心ディスク１８…の位相が相互に９０°ずつずれているため、４個の変速ユニット１０…が交互に駆動力を伝達することで、つまり４個のワンウェイクラッチ２１…の何れかが必ず係合状態にあることで、出力軸１２を連続回転させることができる。
【００４４】
次に、図７に基づいてドグクラッチ３３および増速機構３４の構造を説明する。
【００４５】
増速機構３４は、出力軸１２の外周に相対回転自在に支持された駆動ヘリカルギヤ３８と、ディファレンシャルギヤ３５のギヤボックスに固設された従動ヘリカルギヤ３９とで構成されるもので、駆動ヘリカルギヤ３８および従動ヘリカルギヤ３９はギヤ歯の噛合い率の向上によってトルク伝達の脈動を防止するためのものであり、かつ出力軸１２の回転数を増速してディファレンシャルギヤ３５に伝達すべく、大径の駆動ヘリカルギヤ３８の歯数は小径の従動ヘリカルギヤ３９の歯数よりも多く設定されている（図１参照）。
【００４６】
ヘリカルギヤはトルク伝達を行うときに歯面どうしが斜めに噛み合うため、軸方向のスラスト力が発生する。このスラスト力が出力軸１２に伝達されてしまうと、出力軸１２に設けたワンウェイクラッチ２１…に異常摩耗が発生したりフリクションが増加したりする可能性があるため、増速機構３４の駆動ヘリカルギヤ３８は出力軸１２に相対回転自在かつ軸方向摺動自在にフローティング支持され、ラジアル力およびスラスト力の両方を支持可能なアンギュラボールベアリング４０，４１を介してケーシング４２に回転自在に支持される。よって駆動ヘリカルギヤ３８に作用するスラスト力はケーシング４２に伝達されて支持され、出力軸１２に伝達されることがないため、前記スラスト力によるワンウェイクラッチ２１…の異常摩耗やフリクションの増加を確実に防止することができる。
【００４７】
出力軸１２は駆動ヘリカルギヤ３８の軸方向両側において一対のボールベアリング４３，４４を介してケーシング４２に回転自在に支持されており、右側のアンギュラボールベアリング４１および右側のボールベアリング４４の間にドグクラッチ３３が配置される。ドグクラッチ３３は、駆動ヘリカルギヤ３８から右側に延びるボス３８ａの外周に形成したスプライン３８ｂと、出力軸１２の外周に形成したスプライン１２ａと、両者のスプライン３８ｂ，１２ａに同時に係合可能なスプライン４５ａが形成されたスリーブ４５と、スリーブ４５のフォーク溝４５ｂに嵌合して該スリーブ４５を軸線方向に駆動するフォーク４６とで構成される。従って、図７において、フォーク４６でスリーブ４５を左側に移動させると出力軸１２に駆動ヘリカルギヤ３８が結合され、フォーク４６でスリーブ４５を右側に移動させると出力軸１２から駆動ヘリカルギヤ３８が切り離される。
【００４８】
後進走行用の電動モータＭのモータ軸４７に固設した後進用ギヤ４８がディファレンシャルギヤ３５のギヤボックスに固設した従動ヘリカルギヤ３９に噛合する。
【００４９】
次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。
【００５０】
ドグクラッチ３３を係合して駆動ヘリカルギヤ３８を出力軸１２に結合した状態では、エンジンＥの駆動力はクランクシャフト３１からダンパー３２を介して入力軸１１に入力され、無段変速機Ｔで変速されて出力軸１２に出力される。出力軸１２の回転はドグクラッチ３３から駆動ヘリカルギヤ３８、従動ヘリカルギヤ３９、ディファレンシャルギヤ３５および左右の駆動輪伝達軸３６，３７を介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達され、車両を前進走行させる。車両の停止中は、無段変速機Ｔの偏心量εをゼロにすることで出力軸１２は回転を停止するため、ドグクラッチ３３を係合解除せずともエンジンＥのアイドリング運転が可能である。
【００５１】
車両の後進走行時には、ドグクラッチ３３を係合解除して駆動ヘリカルギヤ３８を出力軸１２から切り離した状態で電動モータＭを駆動し、モータ軸４７の回転を後進用ギヤ４８を介して従動ヘリカルギヤ３９に伝達すれば良い。電動モータＭを後進走行時と逆方向に駆動すれば、電動モータＭによる前進走行や、電動モータＭによるエンジンＥの駆動力のアシストを行うことができる。
【００５２】
尚、ドグクラッチ３３が係合したまま車両が後進走行すると駆動輪Ｗ，Ｗの回転が出力軸１２に逆伝達されるが、無段変速機Ｔは出力軸１２側から入力軸１１側に駆動力を逆伝達可能な構造になっていないため、ワンウェイクラッチ２１…が連続的に係合してコネクティングロッド１９…が損傷する虞がある。しかしながら本実施の形態では、車両の後進走行時にドグクラッチ３３を係合解除することで、上記問題を解消することができる。
【００５３】
さて、本実施の形態では、出力軸１２の回転を駆動ヘリカルギヤ３８および従動ヘリカルギヤ２９よりなる増速機構３４を介して増速した状態でディファレンシャルギヤ３５に伝達することで、以下のような作用効果を達成することができる。
【００５４】
図８において、太い破線は本発明の無段変速機Ｔの単体の変速比および伝達効率の関係を示す特性ラインであり、太い実線は本発明の無段変速機Ｔに増速機構３４を組み合わせたもののトータルの特性ラインである。太い破線の無段変速機Ｔの単体の特性ラインに比べて太い実線の無段変速機Ｔおよび増速機構３４のトータルの特性ラインは、図中下側および右側にシフトしている。トータルの特性ラインが下側にシフトするのは、増速機構３４を設けたことによりフリクションが増加して伝達効率が低下するためである。またトータルの特性ラインが右側にシフトするのは、増速機構３４を設けたことにより変速比が減少するためである。
【００５５】
このように、無段変速機Ｔに増速機構３４を組み合わせることにより、そのトータルの伝達効率は、変速比が約５以上の領域で若干低下するものの、変速比が約５未満の領域で増加させることができる。これが可能なのは、本発明の無段変速機Ｔが高変速比を得ることが可能であり、かつ高変速比の領域で伝達効率が略一定の高い値に維持されているためである。
【００５６】
図８において、細い破線はベルト式無段変速機の単体の変速比および伝達効率の関係を示す特性ラインであり、細い実線はベルト式無段変速機に増速機構を組み合わせたもののトータルの特性ラインである。しかしながら、ベルト式無段変速機は高変速比を得ることが難しく、しかも高変速比の領域で伝達効率が低下するため、ベルト式無段変速機に増速機構を組み合わせた場合（細い実線参照）、発進時のトルクを発生させるのに必要な高変速比を得ることができなくなり、スムーズな発進が困難になる可能性があるだけでなく、エンジンＥの発生トルクによってはエンジンＥがストールする可能性がある。
【００５７】
以上のように、本実施の形態によれば、無段変速機Ｔおよび増速機構３４を組み合わせることで、高い伝達効率を維持しながら最小変速比を例えば２以下に低下させることができる。これにより、図１２における車両の運転状態をａ点からｂ点に移動させ、燃料消費率の低減を図ることができる。
【００５８】
図１４に示すように、無段変速機Ｔの伝達効率の高い部分は変速比が６〜∞の領域であるため、図１２で説明した燃料消費率の低減を狙って１．５〜∞の変速比を得るには、無段変速機Ｔを変速比が６〜∞の領域で使用するとともに、増速機構３４の増速比を４に設定して変速比＝１．５が得られるようにすれば良い。一方、増速機構３４の増速比を増加させるとフリクションも増加するため、増速比を小さく抑えることが望ましいが、増速比を小さく抑えると、図１２で説明した燃料消費率の低減効果が薄れるため、増速比の最小値は１．３程度が限界である。よって増速機構３４の増速比の範囲は１．３〜４程度であることが望ましい。
【００５９】
エンジンＥから駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される平均トルクが同じであると仮定した場合、増速機構３４を設けた場合には、増速機構３４を設けない場合に比べて、出力トルクが変動する振幅を小さく抑えることができる。以下、その理由を図９に基づいて説明する。
【００６０】
図９（Ａ）は、出力軸１２の回転角に対する無段変速機Ｔの１個のワンウェイクラッチ２１の出力トルクを示すもので、破線は増速機構３４を備えていない場合（増速比が１の場合）、実線は増速機構３４を備えている場合（増速比が１以上の場合）に対応する。同図から、増速機構３４を備えている場合の方が、無段変速機Ｔの１個のワンウェイクラッチ２１の出力トルクのピークトルクが大きく、かつトルク伝達の角度が大きくなっていることが分かる。
【００６１】
その理由は、ワンウェイクラッチ２１がトルクを伝達するメカニズムが、ローラにてトルクが伝達され始める状態から、内輪に対して外輪が捩じられる角度に応じて、伝達トルクの大きさが変わること、つまり伝達トルクが大きいと捩じられる角度が大きくなることに起因している。
【００６２】
図９（Ｂ）は、出力軸１２の回転角に対する増速機構３４の出力トルクを示すものである。破線は増速機構３４を備えていない場合（増速比が１の場合）であり、この場合には増速機構３４においてトルク低減が行われないために、図９（Ａ）の破線と同じ出力トルクになっている。一方、実線は増速機構３４を備えている場合（増速比が１以上の場合）であり、この場合には増速機構３４における増速比がｎであるとすると、出力トルクは図９（Ａ）の実線に比べて１／ｎに減少する。
【００６３】
図９（Ｃ）は、図９（Ｂ）のグラフを、時間差をもって順番に係合する複数のワンウェイクラッチ２１…に対応するように合成したものである。同図から明らかなように、実線で示す増速機構３４を備えている場合には、一つのワンウェイクラッチ２１が伝達する出力トルクのピークトルクが減少し、かつ前後で係合するワンウェイクラッチ２１…の出力トルクが相互に干渉する割合が増加することから、その出力トルクの振幅Ａ２は、破線で示す増速機構３４を備えていない場合の振幅Ａ１に比べて小さくなる。
【００６４】
図１０は、増速機構３４の増速比を変化させたときの、増速機構３４の出力トルクの振幅を示すもので、無段変速機Ｔの変速比がトップドライブ状態（変速比が小さい状態）の場合も、無段変速機Ｔの変速比がアンダードライブ状態（変速比が大きい状態）の場合も、増速比の増加に伴って増速機構３４の出力トルクの振幅が小さくなることが分かる。
【００６５】
このように、増速機構３４の増速比を増加させると増速機構３４の出力トルクの振幅を減少させることができるが、増速機構３４の出力トルクを一定にするには、増速機構３４の増速比を増加させた分だけ無段変速機Ｔの変速比（減速比）を増加させる必要がある。無段変速機Ｔの変速比（減速比）が増加すると、その出力トルクが増加することでワンウェイクラッチ２１…が伝達すべきトルクが増加し、ワンウェイクラッチ２１…が大型化する問題があるため、増速機構３４の増速比を無闇に増加させることは困難である。よって、増速機構３４の出力トルクの振幅が小さくなることと、ワンウェイクラッチ２１…が大型化することとの兼ね合いから、増速機構３４の増速比は１．５〜３程度が好ましいと考えられる。
【００６６】
ところで、出力軸１２の回転数が同一であるとすると、仮に無段変速機Ｔの上流側（エンジンＥ側）に増速機構３４を設けた場合には、無段変速機Ｔの下流側に増速機構３４を設ける場合に比べて、ワンウェイクラッチ２１が単位時間に係合および係合解除する回数が増加する。即ち、ワンウェイクラッチ２１が短い時間間隔で係合および係合解除することが必要となり、高い応答周波数が要求される。この要求を満たすためには、ワンウェイクラッチ２１のローラ２５…をアウター部材２３およびインナー部材２３間に形成される楔面に噛み込む方向に付勢するスプリング２４…（図３および図４参照）の弾発力を強く設定することが必要となり、その結果としてワンウェイクラッチ２１のフリクションが増加する原因となる。
【００６７】
しかしながら、本実施の形態によれば、無段変速機Ｔの下流側に増速機構３４を設けたことで、ワンウェイクラッチ２１の必要応答周波数を低減することができるので、その分だけスプリング２４…の弾発力を弱く設定してフリクションを低減することができる。
【００６８】
図１に鎖線で示すように、仮に増速機構３４を廃止して無段変速機Ｔの出力軸１２の両端に駆動輪伝達軸３６，３７を接続したとすると、出力軸１２の左端に接続される左側の駆動輪伝達軸３６の長さが出力軸１２の右側に接続される右側の駆動輪伝達軸３７の長さに比べて極端に短くなり、左右の駆動輪伝達軸３６，３７の長さのアンバランスによって乗り心地性や操安性が低下する可能性がある。
【００６９】
しかしながら、本実施の形態によれば、駆動輪伝達軸３６，３７を無段変速機Ｔの出力軸１２と別軸に配置したことにより、左右の駆動輪伝達軸３６，３７の長さを略均等にして乗り心地性や操安性の低下を防止することができる。
【００７０】
次に、図１１に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。
【００７１】
第１の実施の形態は、増速機構３４が駆動ヘリカルギヤ３８および従動ヘリカルギヤ３９で構成されているが、第２の実施の形態は、増速機構３４が駆動ヘリカルギヤ３８および従動ヘリカルギヤ３９に加えて遊星歯車機構４９を備えている。
【００７２】
遊星歯車機構４９は、出力部材としてのサンギヤ５０と、入力部材としてのキャリヤ５１と、固定部材としてのリングギヤ５２と、キャリヤ５１に回転自在に支持されてサンギヤ５０およびリングギヤ５２に同時に噛合する複数のピニオン５３…とを備える。サンギヤ５０は駆動ヘリカルギヤ３８のボス部に固設され、キャリヤ５１はボールベアリング５４を介してケーシング４２に支持され、リングギヤ５２はケーシング４２に固設される。ドグクラッチ３３はキャリヤ５１と出力軸１２とを結合可能である。
【００７３】
従って、ドグクラッチ３３が係合した状態では、出力軸１２の回転はドグクラッチ３３、キャリヤ５１、ピニオン５３…およびサンギヤ５０を介して増速されて駆動ヘリカルギヤ３８に伝達され、そこから従動ヘリカルギヤ３９を介して更に増速されてディファレンシャルギヤ３５に伝達される。
【００７４】
本実施の形態によれば、遊星歯車機構４９によって第１段の増速を行い、駆動ヘリカルギヤ３８および従動ヘリカルギヤ３９によって第２段の増速を行うので、大きな増速比を容易に確保することができる。またディファレンシャルギヤ３５の寸法から従動ヘリカルギヤ３９の径を充分に小さくできず、そのために駆動ヘリカルギヤ３８および従動ヘリカルギヤ３９によって増速を行うことができない場合であっても、遊星歯車機構４９によって必要な増速比を確保することができる。
【００７５】
この第２の実施の形態によっても、上述した第１の実施の形態と同様の作用効果を達成することができる。
【００７６】
以上、本発明の実施の形態を説明したが、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。
【００７７】
例えば、本発明の駆動源は実施の形態のエンジンＥに限定されず、電動モータ等の他の駆動源であっても良い。
【００７８】
また実施の形態では駆動ヘリカルギヤ３８に作用するスラスト力を支持するスラストベアリングとしてアンギュラボールベアリング４０，４１を採用しているが、任意の形式のスラストベアリングを採用することができる。
【００７９】
また実施の形態では駆動ヘリカルギヤ３８を一対のアンギュラボールベアリング４０，４１でケーシング４２に支持しているが、エンジンＥの回転方向は決まっており、駆動ヘリカルギヤ３８に作用するスラスト力の方向は一定であるため、駆動ヘリカルギヤ３８のスラスト力を受ける側のベアリングのみをスラストベアリングで構成しても良い。
【００８０】
またドグクラッチ３３を設けない場合には、駆動ヘリカルギヤ３８を出力軸１２に相対回転不能かつ軸方向摺動可能にスプラインで支持した状態で、その駆動ヘリカルギヤ３８をケーシング４２にスラストベアリングを介して支持することで、出力軸１２にスラスト力が伝達されるのを防止することができる。
【符号の説明】
【００８１】
１０ 変速ユニット
１１ 入力軸
１２ 出力軸
１８ 偏心ディスク（入力側支点）
１９ コネクティングロッド
１９ｃ ピン（出力側支点）
２１ ワンウェイクラッチ
２２ アウター部材（入力部材）
３３ ドグクラッチ
３４ 増速機構
３５ ディファレンシャルギヤ
３６ 駆動輪伝達軸
３７ 駆動輪伝達軸
３８ 駆動ヘリカルギヤ
３９ 従動ヘリカルギヤ
４０ アンギュラボールベアリング（スラストベアリング）
４１ アンギュラボールベアリング（スラストベアリング）
４２ ケーシング
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｌ１ 入力軸の軸線
Ｔ 無段変速機
Ｗ 駆動輪
ε 偏心量
【技術分野】
【０００１】
本発明は、入力軸の回転を往復動するコネクティングロッドおよびワンウェイクラッチを介して出力軸に伝達するとともに、前記コネクティングロッドの往復動のストロークを増減して変速比を変更する無段変速機を備えた車両用動力伝達装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
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無段変速機が、前記入力軸および前記出力軸の軸方向に並置された複数の変速ユニットを備え、前記複数の変速ユニットの各々が、前記入力軸の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸と共に回転する入力側支点と、前記出力軸に接続されたワンウェイクラッチと、前記ワンウェイクラッチの入力部材に設けられた出力側支点と、前記入力側支点および前記出力側支点に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッドと、前記出力軸の回転を駆動輪に伝達する駆動輪伝達軸とを備える車両用動力伝達装置が、下記特許文献１により公知である。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特表２００５−５０２５４３号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
図１２は、横軸がエンジン回転数、縦軸がエンジン出力トルク、右下がりのラインは等車速ライン、右上がりのラインは等変速比ライン、等高線状のラインは等燃費ラインであって、色の濃い部分ほどは燃費が良い（燃料消費率が少ない）ことを示している。従来のこの種の無段変速機の最小変速比は２〜３程度であったが、この変速比を更に小さくすることができれば、例えばエンジンの運転位置を図１２のａ点からｂ点に移動させることで、燃料消費率を更に低減することが可能である。
【０００５】
しかしながら、無段変速機の最小変速比を小さくすると、駆動力の伝達効率が低下する問題がある。以下、その理由を図１３に基づいて説明する。
【０００６】
図１３は無段変速機の原理を示すもので、入力軸０１と一体に回転する入力側支点０２と出力軸０３に設けたワンウェイクラッチ０４の入力部材と一体に回転する出力側支点０５とがコネクティングロッド０６で接続されており、入力軸０１に対する入力側支点０２の偏心量εが可変である。
【０００７】
コネクティングロッド０６からワンウェイクラッチ０４に駆動力が伝達される際の効率は揺動角θが小さいほど大きくなるため、駆動力の伝達効率を高くするには揺動角θを小さく（変速比を大きく）する必要があり、駆動力の伝達効率を高く維持したまま変速比を小さくすることは困難であった。
【０００８】
図１４は無段変速機の変速比を変化させたときの出力軸０３（ワンウェイクラッチ０４）の揺動角θおよび駆動力の伝達効率の変化を示すものであり、変速比を小さくして出力軸０３の揺動角θが増加すると、駆動力の伝達効率が急激に低下することが分かる。
【０００９】
また無段変速機の変速比を小さくしようとすると入力側支点０２の偏心量εが大きくなるため、コネクティングロッド０６やそれを入力軸に支持するベアリングが大型化して重量も大きくなる。その結果、図１５に示すように、最大変速比を小さくすると、全ての変速比領域において駆動力の伝達効率が低下する問題がある。
【００１０】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、無段変速機の駆動力の伝達効率を高く維持したまま、動力伝達装置の最小変速比を小さくすることを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
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無段変速機が、前記入力軸および前記出力軸の軸方向に並置された複数の変速ユニットを備え、前記複数の変速ユニットの各々が、前記入力軸の軸線からの偏心量が可変であって該入力軸と共に回転する入力側支点と、前記出力軸に接続されたワンウェイクラッチと、前記ワンウェイクラッチの入力部材に設けられた出力側支点と、前記入力側支点および前記出力側支点に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッドと、前記出力軸の回転を駆動輪に伝達する駆動輪伝達軸とを備える車両用動力伝達装置であって、前記出力軸の回転を増速して前記駆動輪伝達軸に伝達する増速機構を備えることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。
【００１２】
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、前記出力軸および前記駆動輪伝達軸は別軸上に配置され、前記駆動輪伝達軸上にディファレンシャルギヤが配置さ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。
【００１３】
また請求項３に記載された発明によれば、請求項１または請求項２の構成に加えて、前記増速機構は、前記出力軸上に設けた駆動ヘリカルギヤと、前記駆動輪伝達軸上に設けた従動ヘリカルギヤとを含み、前記駆動ヘリカルギヤは前記出力軸に軸方向摺動可能に嵌合してケーシングにスラストベアリングを介して支持さ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。
【００１４】
また請求項４に記載された発明によれば、請求項３の構成に加えて、前記駆動ヘリカルギヤは前記出力軸に相対回転不能かつ軸方向摺動可能に嵌合し、ドグクラッチにより前記出力軸に結合可能であることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。
【００１５】
また請求項５に記載された発明によれば、請求項３の構成に加えて、前記駆動ヘリカルギヤは前記出力軸に相対回転不能かつ軸方向摺動可能にスプライン結合さ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。
【００１６】
尚、実施の形態の偏心ディスク１８は本発明の入力側支点に対応し、実施の形態のピン１９ｃは本発明の出力側支点に対応し、実施の形態のアウター部材２２は本発明の入力部材に対応し、実施の形態のアンギュラボールベアリング４０，４１は本発明のスラストベアリングに対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応する。
【発明の効果】
【００１７】
請求項１の構成によれば、無段変速機が入力軸および出力軸の軸方向に並置された複数の変速ユニットを備え、駆動源に接続された入力軸が回転すると、入力軸と共に偏心回転する入力側支点に接続されたコネクティングロッドが往復動し、コネクティングロッドがワンウェイクラッチの入力部材に設けた出力側支点を往復動させることで、ワンウェイクラッチに接続された出力軸が間欠回転し、各変速ユニットにより異なる位相で駆動される出力軸は連続的に回転する。入力軸に対する入力側支点の偏心量を変更すると、コネクティングロッドを往復動のストロークが変化して出力軸の回転角が変化することで、無段変速機の変速比が変化する。
【００１８】
無段変速機の出力軸の回転を増速して駆動輪伝達軸に伝達する増速機構を備えるので、無段変速機の変速比を比較的に大きい値にして高い伝達効率を維持しながら、無段変速機および増速機構を含む動力伝達装置のトータルの変速比を低下させることで、エンジンの燃料消費率の低減を図ることができる。
【００１９】
また仮に無段変速機の上流側に増速機構を設けた場合には、無段変速機の下流側に増速機構を設ける場合に比べて、ワンウェイクラッチが単位時間に係合および係合解除する回数（応答周波数）が増加するため、ワンウェイクラッチのフリクションダンパーを強く設定することが必要となり、その結果としてワンウェイクラッチのフリクションが増加する原因となる。しかしながら、無段変速機の下流側に増速機構を設けたことで、ワンウェイクラッチの必要な応答周波数を低減することができるので、その分だけワンウェイクラッチのフリクションダンパーを弱く設定してフリクションを低減することができる。
【００２０】
また無段変速機の下流側に増速機構を設けたことで、無段変速機の出力トルクが増速機構により小さくなって駆動輪伝達軸に出力される。従って、複数のワンウェイクラッチが順番に作動することで発生した出力軸のトルク変動を、増速機構で低減して駆動輪伝達軸に出力することができる。
【００２１】
また請求項２の構成によれば、出力軸および駆動輪伝達軸は別軸上に配置され、駆動輪伝達軸上にディファレンシャルギヤが配置されるので、出力軸上にディファレンシャルギヤを配置する場合に比べて駆動輪伝達軸の長さの設定自由度を高め、左右の駆動輪伝達軸の長さを均一化して乗り心地性や操安性を高めることができる。
【００２２】
また請求項３の構成によれば、増速機構は出力軸上に設けた駆動ヘリカルギヤおよび駆動輪伝達軸上に設けた従動ヘリカルギヤを含むので、スパーギヤを用いる場合に比べて噛合い率が向上し、増速機構から駆動輪伝達軸に伝達されるトルクが変動するのを抑制することができる。このとき駆動ヘリカルギヤは出力軸に軸方向摺動可能に嵌合してケーシングにスラストベアリングを介して支持されるので、駆動ヘリカルギヤに作用するスラスト力をケーシングで支持して出力軸に伝達されないようにし、出力軸に設けたワンウェイクラッチのフリクションの増大や異常摩耗の発生を防止することができる。
【００２３】
また請求項４の構成によれば、駆動ヘリカルギヤは出力軸に相対回転不能かつ軸方向摺動可能に嵌合し、ドグクラッチにより出力軸に結合可能なので、駆動ヘリカルギヤに作用するスラスト力をケーシングで支持して出力軸に伝達されないようにしながら、ドグクラッチを係合して出力軸の回転を駆動ヘリカルギヤに伝達するとともに、ドグクラッチを係合解除して車両の後進走行時に駆動ヘリカルギヤの回転が無段変速機に逆伝達されるのを防止することができる。
【００２４】
また請求項５の構成によれば、駆動ヘリカルギヤは出力軸に相対回転不能かつ軸方向摺動可能にスプライン結合されるので、出力軸の回転をスプラインを介して駆動ヘリカルギヤに伝達しながら、駆動ヘリカルギヤに作用するスラスト力をケーシングで支持して出力軸に伝達されないようにすることができる。
【図面の簡単な説明】
【００２５】
【図１】車両の走行用動力装置のスケルトン図。［第１の実施の形態］
【図２】図１の２部詳細図。［第１の実施の形態］
【図３】図２の３−３線断面図（ＴＯＰ状態）。［第１の実施の形態］
【図４】図２の３−３線断面図（ＬＯＷ状態）。［第１の実施の形態］
【図５】ＴＯＰ状態での作用説明図。［第１の実施の形態］
【図６】ＬＯＷ状態での作用説明図。［第１の実施の形態］
【図７】図１の７部詳細図。［第１の実施の形態］
【図８】無段変速機の変速比と伝達効率との関係を示すグラフ。［第１の実施の形態］
【図９】増速機構によるトルク振幅低減の原理の説明図。［第１の実施の形態］
【図１０】増速機構の増速比と出力トルクとの関係を示すグラフ。［第１の実施の形態］
【図１１】前記図７に対応する図。［第２の実施の形態］
【図１２】エンジンの運転状態と燃料消費率との関係を無段変速機の変速比および車速毎に示すグラフ。
【図１３】無段変速機の変速比とワンウェイクラッチの揺動角との関係を示すグラフ。
【図１４】無段変速機の変速比に対する伝達効率および出力軸の揺動角の関係を示すグラフ。
【図１５】最大変速比が異なる無段変速機の変速比と伝達効率との関係を示すグラフ。
【発明を実施するための形態】
【００２６】
以下、図１〜図１１に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。
【００２７】
図１に示すように、自動車の走行用駆動源であるエンジンＥのクランクシャフト３１にダンパー３２を介して無段変速機Ｔの入力軸１１が直列に接続されており、無段変速機ＴのエンジンＥと反対側の端部に、その変速比を変更するための電動モータよりなる変速アクチュエータＡが直列に接続される。無段変速機Ｔの入力軸１１と平行に配置された出力軸１２はエンジンＥ側に延出しており、その出力軸１２の回転がドグクラッチ３３および増速機構３４を介してディファレンシャルギヤ３５に伝達され、更にディファレンシャルギヤ３５から左右方向に延出する駆動輪伝達軸３６，３７を介して左右の駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される。増速機構３４は、出力軸１２の外周に相対回転自在に支持されてドグクラッチ３３により出力軸１２に結合可能な駆動ヘリカルギヤ３８と、駆動ヘリカルギヤ３８よりも小径に形成されてディファレンシャルギヤ３５のギヤボックスに固設される従動ヘリカルギヤ３９とで構成される。
【００２８】
次に、図２〜６に基づいて無段変速機Ｔの構造を説明する。
【００２９】
図２および図３に示すように、無段変速機Ｔは同一構造を有する複数個（実施の形態では４個）の変速ユニット１０…を軸方向に重ね合わせたもので、それらの変速ユニット１０…は入力軸１１および出力軸１２を共有している。
【００３０】
以下、代表として一つの変速ユニット１０の構造を説明する。エンジンＥのクランクシャフト３１に接続されて回転する入力軸１１は、変速アクチュエータＡの中空の変速軸１４ａの内部を相対回転自在に貫通する。変速アクチュエータＡのロータ１４ｂは変速軸１４ａに固定されており、ステータ１４ｃはケーシングに固定される。変速アクチュエータＡの変速軸１４ａは、入力軸１１と同速度で回転可能であり、かつ入力軸１１に対して異なる速度で相対回転可能である。
【００３１】
変速アクチュエータＡの変速軸１４ａを貫通した入力軸１１には第１ピニオン１５が固定されており、この第１ピニオン１５を跨ぐように変速アクチュエータＡの変速軸１４ａにクランク状のキャリヤ１６が接続される。第１ピニオン１５と同径の２個の第２ピニオン１７，１７が、第１ピニオン１５と協働して正三角形を構成する位置にそれぞれピニオンピン１６ａ，１６ａを介して支持されており、これら第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７に、円板形の偏心ディスク１８の内部に偏心して形成されたリングギヤ１８ａが噛合する。偏心ディスク１８の外周面に、コネクティングロッド１９のロッド部１９ａの一端に設けたリング部１９ｂがボールベアリング２０を介して相対回転自在に嵌合する。
【００３２】
出力軸１２の外周に設けられたワンウェイクラッチ２１は、コネクティングロッド１９のロッド部１９ａにピン１９ｃを介して枢支されたリング状のアウター部材２２と、アウター部材２２の内部に配置されて出力軸１２に固定されたインナー部材２３と、アウター部材２２の内周の円弧面とインナー部材２３の外周の平面との間に形成された楔状の空間に配置されてスプリング２４…で付勢されたローラ２５…とを備える。
【００３３】
図２から明らかなように、４個の変速ユニット１０…はクランク状のキャリヤ１６を共有しているが、キャリヤ１６に第２ピニオン１７，１７を介して支持される偏心ディスク１８の位相は各々の変速ユニット１０で９０°ずつ異なっている。例えば、図２において、左端の変速ユニット１０の偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中上方に変位し、左から３番目の変速ユニット１０の偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中下方に変位し、左から２番目および４番目の変速ユニット１０，１０の偏心ディスク１８，１８は上下方向中間に位置している。
【００３４】
次に、無段変速機Ｔの一つの変速ユニット１０の作用を説明する。変速アクチュエータＡ４の変速軸１４ａを入力軸１１に対して相対回転させると、入力軸１１の軸線Ｌ１まわりにキャリヤ１６が回転する。このとき、キャリヤ１６の中心Ｏ、つまり第１ピニオン１５および２個の第２ピニオン１７，１７が成す正三角形の中心は入力軸１１の軸線Ｌ１まわりに回転する。
【００３５】
図３および図５は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して出力軸１２と反対側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量ε（図３参照）が最大になって無段変速機Ｔの変速比はＴＯＰ状態になる。図４および図６は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して出力軸１２と同じ側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量εが最小になって無段変速機Ｔの変速比はＬＯＷ状態になる。
【００３６】
図５に示すＴＯＰ状態で、エンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータＡの変速軸１４ａを回転させると、入力軸１１、変速軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ａ）から図５（Ｂ）を経て図５（Ｃ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周にリング部１９ｂをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、そのロッド部１９ａの先端にピン１９ｃで枢支されたアウター部材２２を反時計方向（矢印Ｂ参照）に回転させる。図５（Ａ）および図５（Ｃ）は、アウター部材２２の前記矢印Ｂ方向の回転の両端を示している。
【００３７】
このようにしてアウター部材２２が矢印Ｂ方向に回転すると、ワンウェイクラッチ２１のアウター部材２２およびインナー部材２３間の楔状の空間にローラ２５…が噛み込み、アウター部材２２の回転がインナー部材２３を介して出力軸１２に伝達されるため、出力軸１２は反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転する。
【００３８】
入力軸１１および第１ピニオン１５が更に回転すると、第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７にリングギヤ１８ａを噛合させた偏心ディスク１８が反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ｃ）から図５（Ｄ）を経て図５（Ａ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周にリング部１９ｂをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、そのロッド部１９ａの先端にピン１９ｃで枢支されたアウター部材２２を時計方向（矢印Ｂ′参照）に回転させる。図５（Ｃ）および図５（Ａ）は、アウター部材２２の前記矢印Ｂ′方向の回転の両端を示している。
【００３９】
このようにしてアウター部材２２が矢印Ｂ′方向に回転すると、アウター部材２２とインナー部材２３との間の楔状の空間からローラ２５…がスプリング２４…を圧縮しながら押し出されることで、アウター部材２２がインナー部材２３に対してスリップして出力軸１２は回転しない。
【００４０】
以上のように、アウター部材２２が往復回転したとき、アウター部材２２の回転方向が反時計方向（矢印Ｂ参照）のときだけ出力軸１２が反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転するため、出力軸１２は間欠回転することになる。
【００４１】
図６は、ＬＯＷ状態で無段変速機Ｔを運転するときの作用を示すものである。このとき、入力軸１１の位置は偏心ディスク１８の中心に一致しているので、入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量εはゼロになる。この状態でエンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータＡの変速軸１４ａを回転させると、入力軸１１、変速軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。しかしながら、偏心ディスク１８の偏心量εがゼロであるため、コネクティングロッド１９の往復運動のストロークもゼロになり、出力軸１２は回転しない。
【００４２】
従って、変速アクチュエータＡを駆動してキャリヤ１６の位置を図３のＴＯＰ状態と図４のＬＯＷ状態との間に設定すれば、ゼロ変速比および所定変速比間の任意の変速比での運転が可能になる。
【００４３】
無段変速機Ｔは、並置された４個の変速ユニット１０…の偏心ディスク１８…の位相が相互に９０°ずつずれているため、４個の変速ユニット１０…が交互に駆動力を伝達することで、つまり４個のワンウェイクラッチ２１…の何れかが必ず係合状態にあることで、出力軸１２を連続回転させることができる。
【００４４】
次に、図７に基づいてドグクラッチ３３および増速機構３４の構造を説明する。
【００４５】
増速機構３４は、出力軸１２の外周に相対回転自在に支持された駆動ヘリカルギヤ３８と、ディファレンシャルギヤ３５のギヤボックスに固設された従動ヘリカルギヤ３９とで構成されるもので、駆動ヘリカルギヤ３８および従動ヘリカルギヤ３９はギヤ歯の噛合い率の向上によってトルク伝達の脈動を防止するためのものであり、かつ出力軸１２の回転数を増速してディファレンシャルギヤ３５に伝達すべく、大径の駆動ヘリカルギヤ３８の歯数は小径の従動ヘリカルギヤ３９の歯数よりも多く設定されている（図１参照）。
【００４６】
ヘリカルギヤはトルク伝達を行うときに歯面どうしが斜めに噛み合うため、軸方向のスラスト力が発生する。このスラスト力が出力軸１２に伝達されてしまうと、出力軸１２に設けたワンウェイクラッチ２１…に異常摩耗が発生したりフリクションが増加したりする可能性があるため、増速機構３４の駆動ヘリカルギヤ３８は出力軸１２に相対回転自在かつ軸方向摺動自在にフローティング支持され、ラジアル力およびスラスト力の両方を支持可能なアンギュラボールベアリング４０，４１を介してケーシング４２に回転自在に支持される。よって駆動ヘリカルギヤ３８に作用するスラスト力はケーシング４２に伝達されて支持され、出力軸１２に伝達されることがないため、前記スラスト力によるワンウェイクラッチ２１…の異常摩耗やフリクションの増加を確実に防止することができる。
【００４７】
出力軸１２は駆動ヘリカルギヤ３８の軸方向両側において一対のボールベアリング４３，４４を介してケーシング４２に回転自在に支持されており、右側のアンギュラボールベアリング４１および右側のボールベアリング４４の間にドグクラッチ３３が配置される。ドグクラッチ３３は、駆動ヘリカルギヤ３８から右側に延びるボス３８ａの外周に形成したスプライン３８ｂと、出力軸１２の外周に形成したスプライン１２ａと、両者のスプライン３８ｂ，１２ａに同時に係合可能なスプライン４５ａが形成されたスリーブ４５と、スリーブ４５のフォーク溝４５ｂに嵌合して該スリーブ４５を軸線方向に駆動するフォーク４６とで構成される。従って、図７において、フォーク４６でスリーブ４５を左側に移動させると出力軸１２に駆動ヘリカルギヤ３８が結合され、フォーク４６でスリーブ４５を右側に移動させると出力軸１２から駆動ヘリカルギヤ３８が切り離される。
【００４８】
後進走行用の電動モータＭのモータ軸４７に固設した後進用ギヤ４８がディファレンシャルギヤ３５のギヤボックスに固設した従動ヘリカルギヤ３９に噛合する。
【００４９】
次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。
【００５０】
ドグクラッチ３３を係合して駆動ヘリカルギヤ３８を出力軸１２に結合した状態では、エンジンＥの駆動力はクランクシャフト３１からダンパー３２を介して入力軸１１に入力され、無段変速機Ｔで変速されて出力軸１２に出力される。出力軸１２の回転はドグクラッチ３３から駆動ヘリカルギヤ３８、従動ヘリカルギヤ３９、ディファレンシャルギヤ３５および左右の駆動輪伝達軸３６，３７を介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達され、車両を前進走行させる。車両の停止中は、無段変速機Ｔの偏心量εをゼロにすることで出力軸１２は回転を停止するため、ドグクラッチ３３を係合解除せずともエンジンＥのアイドリング運転が可能である。
【００５１】
車両の後進走行時には、ドグクラッチ３３を係合解除して駆動ヘリカルギヤ３８を出力軸１２から切り離した状態で電動モータＭを駆動し、モータ軸４７の回転を後進用ギヤ４８を介して従動ヘリカルギヤ３９に伝達すれば良い。電動モータＭを後進走行時と逆方向に駆動すれば、電動モータＭによる前進走行や、電動モータＭによるエンジンＥの駆動力のアシストを行うことができる。
【００５２】
尚、ドグクラッチ３３が係合したまま車両が後進走行すると駆動輪Ｗ，Ｗの回転が出力軸１２に逆伝達されるが、無段変速機Ｔは出力軸１２側から入力軸１１側に駆動力を逆伝達可能な構造になっていないため、ワンウェイクラッチ２１…が連続的に係合してコネクティングロッド１９…が損傷する虞がある。しかしながら本実施の形態では、車両の後進走行時にドグクラッチ３３を係合解除することで、上記問題を解消することができる。
【００５３】
さて、本実施の形態では、出力軸１２の回転を駆動ヘリカルギヤ３８および従動ヘリカルギヤ２９よりなる増速機構３４を介して増速した状態でディファレンシャルギヤ３５に伝達することで、以下のような作用効果を達成することができる。
【００５４】
図８において、太い破線は本発明の無段変速機Ｔの単体の変速比および伝達効率の関係を示す特性ラインであり、太い実線は本発明の無段変速機Ｔに増速機構３４を組み合わせたもののトータルの特性ラインである。太い破線の無段変速機Ｔの単体の特性ラインに比べて太い実線の無段変速機Ｔおよび増速機構３４のトータルの特性ラインは、図中下側および右側にシフトしている。トータルの特性ラインが下側にシフトするのは、増速機構３４を設けたことによりフリクションが増加して伝達効率が低下するためである。またトータルの特性ラインが右側にシフトするのは、増速機構３４を設けたことにより変速比が減少するためである。
【００５５】
このように、無段変速機Ｔに増速機構３４を組み合わせることにより、そのトータルの伝達効率は、変速比が約５以上の領域で若干低下するものの、変速比が約５未満の領域で増加させることができる。これが可能なのは、本発明の無段変速機Ｔが高変速比を得ることが可能であり、かつ高変速比の領域で伝達効率が略一定の高い値に維持されているためである。
【００５６】
図８において、細い破線はベルト式無段変速機の単体の変速比および伝達効率の関係を示す特性ラインであり、細い実線はベルト式無段変速機に増速機構を組み合わせたもののトータルの特性ラインである。しかしながら、ベルト式無段変速機は高変速比を得ることが難しく、しかも高変速比の領域で伝達効率が低下するため、ベルト式無段変速機に増速機構を組み合わせた場合（細い実線参照）、発進時のトルクを発生させるのに必要な高変速比を得ることができなくなり、スムーズな発進が困難になる可能性があるだけでなく、エンジンＥの発生トルクによってはエンジンＥがストールする可能性がある。
【００５７】
以上のように、本実施の形態によれば、無段変速機Ｔおよび増速機構３４を組み合わせることで、高い伝達効率を維持しながら最小変速比を例えば２以下に低下させることができる。これにより、図１２における車両の運転状態をａ点からｂ点に移動させ、燃料消費率の低減を図ることができる。
【００５８】
図１４に示すように、無段変速機Ｔの伝達効率の高い部分は変速比が６〜∞の領域であるため、図１２で説明した燃料消費率の低減を狙って１．５〜∞の変速比を得るには、無段変速機Ｔを変速比が６〜∞の領域で使用するとともに、増速機構３４の増速比を４に設定して変速比＝１．５が得られるようにすれば良い。一方、増速機構３４の増速比を増加させるとフリクションも増加するため、増速比を小さく抑えることが望ましいが、増速比を小さく抑えると、図１２で説明した燃料消費率の低減効果が薄れるため、増速比の最小値は１．３程度が限界である。よって増速機構３４の増速比の範囲は１．３〜４程度であることが望ましい。
【００５９】
エンジンＥから駆動輪Ｗ，Ｗに伝達される平均トルクが同じであると仮定した場合、増速機構３４を設けた場合には、増速機構３４を設けない場合に比べて、出力トルクが変動する振幅を小さく抑えることができる。以下、その理由を図９に基づいて説明する。
【００６０】
図９（Ａ）は、出力軸１２の回転角に対する無段変速機Ｔの１個のワンウェイクラッチ２１の出力トルクを示すもので、破線は増速機構３４を備えていない場合（増速比が１の場合）、実線は増速機構３４を備えている場合（増速比が１以上の場合）に対応する。同図から、増速機構３４を備えている場合の方が、無段変速機Ｔの１個のワンウェイクラッチ２１の出力トルクのピークトルクが大きく、かつトルク伝達の角度が大きくなっていることが分かる。
【００６１】
その理由は、ワンウェイクラッチ２１がトルクを伝達するメカニズムが、ローラにてトルクが伝達され始める状態から、内輪に対して外輪が捩じられる角度に応じて、伝達トルクの大きさが変わること、つまり伝達トルクが大きいと捩じられる角度が大きくなることに起因している。
【００６２】
図９（Ｂ）は、出力軸１２の回転角に対する増速機構３４の出力トルクを示すものである。破線は増速機構３４を備えていない場合（増速比が１の場合）であり、この場合には増速機構３４においてトルク低減が行われないために、図９（Ａ）の破線と同じ出力トルクになっている。一方、実線は増速機構３４を備えている場合（増速比が１以上の場合）であり、この場合には増速機構３４における増速比がｎであるとすると、出力トルクは図９（Ａ）の実線に比べて１／ｎに減少する。
【００６３】
図９（Ｃ）は、図９（Ｂ）のグラフを、時間差をもって順番に係合する複数のワンウェイクラッチ２１…に対応するように合成したものである。同図から明らかなように、実線で示す増速機構３４を備えている場合には、一つのワンウェイクラッチ２１が伝達する出力トルクのピークトルクが減少し、かつ前後で係合するワンウェイクラッチ２１…の出力トルクが相互に干渉する割合が増加することから、その出力トルクの振幅Ａ２は、破線で示す増速機構３４を備えていない場合の振幅Ａ１に比べて小さくなる。
【００６４】
図１０は、増速機構３４の増速比を変化させたときの、増速機構３４の出力トルクの振幅を示すもので、無段変速機Ｔの変速比がトップドライブ状態（変速比が小さい状態）の場合も、無段変速機Ｔの変速比がアンダードライブ状態（変速比が大きい状態）の場合も、増速比の増加に伴って増速機構３４の出力トルクの振幅が小さくなることが分かる。
【００６５】
このように、増速機構３４の増速比を増加させると増速機構３４の出力トルクの振幅を減少させることができるが、増速機構３４の出力トルクを一定にするには、増速機構３４の増速比を増加させた分だけ無段変速機Ｔの変速比（減速比）を増加させる必要がある。無段変速機Ｔの変速比（減速比）が増加すると、その出力トルクが増加することでワンウェイクラッチ２１…が伝達すべきトルクが増加し、ワンウェイクラッチ２１…が大型化する問題があるため、増速機構３４の増速比を無闇に増加させることは困難である。よって、増速機構３４の出力トルクの振幅が小さくなることと、ワンウェイクラッチ２１…が大型化することとの兼ね合いから、増速機構３４の増速比は１．５〜３程度が好ましいと考えられる。
【００６６】
ところで、出力軸１２の回転数が同一であるとすると、仮に無段変速機Ｔの上流側（エンジンＥ側）に増速機構３４を設けた場合には、無段変速機Ｔの下流側に増速機構３４を設ける場合に比べて、ワンウェイクラッチ２１が単位時間に係合および係合解除する回数が増加する。即ち、ワンウェイクラッチ２１が短い時間間隔で係合および係合解除することが必要となり、高い応答周波数が要求される。この要求を満たすためには、ワンウェイクラッチ２１のローラ２５…をアウター部材２３およびインナー部材２３間に形成される楔面に噛み込む方向に付勢するスプリング２４…（図３および図４参照）の弾発力を強く設定することが必要となり、その結果としてワンウェイクラッチ２１のフリクションが増加する原因となる。
【００６７】
しかしながら、本実施の形態によれば、無段変速機Ｔの下流側に増速機構３４を設けたことで、ワンウェイクラッチ２１の必要応答周波数を低減することができるので、その分だけスプリング２４…の弾発力を弱く設定してフリクションを低減することができる。
【００６８】
図１に鎖線で示すように、仮に増速機構３４を廃止して無段変速機Ｔの出力軸１２の両端に駆動輪伝達軸３６，３７を接続したとすると、出力軸１２の左端に接続される左側の駆動輪伝達軸３６の長さが出力軸１２の右側に接続される右側の駆動輪伝達軸３７の長さに比べて極端に短くなり、左右の駆動輪伝達軸３６，３７の長さのアンバランスによって乗り心地性や操安性が低下する可能性がある。
【００６９】
しかしながら、本実施の形態によれば、駆動輪伝達軸３６，３７を無段変速機Ｔの出力軸１２と別軸に配置したことにより、左右の駆動輪伝達軸３６，３７の長さを略均等にして乗り心地性や操安性の低下を防止することができる。
【００７０】
次に、図１１に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。
【００７１】
第１の実施の形態は、増速機構３４が駆動ヘリカルギヤ３８および従動ヘリカルギヤ３９で構成されているが、第２の実施の形態は、増速機構３４が駆動ヘリカルギヤ３８および従動ヘリカルギヤ３９に加えて遊星歯車機構４９を備えている。
【００７２】
遊星歯車機構４９は、出力部材としてのサンギヤ５０と、入力部材としてのキャリヤ５１と、固定部材としてのリングギヤ５２と、キャリヤ５１に回転自在に支持されてサンギヤ５０およびリングギヤ５２に同時に噛合する複数のピニオン５３…とを備える。サンギヤ５０は駆動ヘリカルギヤ３８のボス部に固設され、キャリヤ５１はボールベアリング５４を介してケーシング４２に支持され、リングギヤ５２はケーシング４２に固設される。ドグクラッチ３３はキャリヤ５１と出力軸１２とを結合可能である。
【００７３】
従って、ドグクラッチ３３が係合した状態では、出力軸１２の回転はドグクラッチ３３、キャリヤ５１、ピニオン５３…およびサンギヤ５０を介して増速されて駆動ヘリカルギヤ３８に伝達され、そこから従動ヘリカルギヤ３９を介して更に増速されてディファレンシャルギヤ３５に伝達される。
【００７４】
本実施の形態によれば、遊星歯車機構４９によって第１段の増速を行い、駆動ヘリカルギヤ３８および従動ヘリカルギヤ３９によって第２段の増速を行うので、大きな増速比を容易に確保することができる。またディファレンシャルギヤ３５の寸法から従動ヘリカルギヤ３９の径を充分に小さくできず、そのために駆動ヘリカルギヤ３８および従動ヘリカルギヤ３９によって増速を行うことができない場合であっても、遊星歯車機構４９によって必要な増速比を確保することができる。
【００７５】
この第２の実施の形態によっても、上述した第１の実施の形態と同様の作用効果を達成することができる。
【００７６】
以上、本発明の実施の形態を説明したが、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。
【００７７】
例えば、本発明の駆動源は実施の形態のエンジンＥに限定されず、電動モータ等の他の駆動源であっても良い。
【００７８】
また実施の形態では駆動ヘリカルギヤ３８に作用するスラスト力を支持するスラストベアリングとしてアンギュラボールベアリング４０，４１を採用しているが、任意の形式のスラストベアリングを採用することができる。
【００７９】
また実施の形態では駆動ヘリカルギヤ３８を一対のアンギュラボールベアリング４０，４１でケーシング４２に支持しているが、エンジンＥの回転方向は決まっており、駆動ヘリカルギヤ３８に作用するスラスト力の方向は一定であるため、駆動ヘリカルギヤ３８のスラスト力を受ける側のベアリングのみをスラストベアリングで構成しても良い。
【００８０】
またドグクラッチ３３を設けない場合には、駆動ヘリカルギヤ３８を出力軸１２に相対回転不能かつ軸方向摺動可能にスプラインで支持した状態で、その駆動ヘリカルギヤ３８をケーシング４２にスラストベアリングを介して支持することで、出力軸１２にスラスト力が伝達されるのを防止することができる。
【符号の説明】
【００８１】
１０ 変速ユニット
１１ 入力軸
１２ 出力軸
１８ 偏心ディスク（入力側支点）
１９ コネクティングロッド
１９ｃ ピン（出力側支点）
２１ ワンウェイクラッチ
２２ アウター部材（入力部材）
３３ ドグクラッチ
３４ 増速機構
３５ ディファレンシャルギヤ
３６ 駆動輪伝達軸
３７ 駆動輪伝達軸
３８ 駆動ヘリカルギヤ
３９ 従動ヘリカルギヤ
４０ アンギュラボールベアリング（スラストベアリング）
４１ アンギュラボールベアリング（スラストベアリング）
４２ ケーシング
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｌ１ 入力軸の軸線
Ｔ 無段変速機
Ｗ 駆動輪
ε 偏心量
【特許請求の範囲】
【請求項１】
駆動源（Ｅ）に接続された入力軸（１１）の回転を変速して出力軸（１２）に伝達する無段変速機（Ｔ）が、前記入力軸（１１）および前記出力軸（１２）の軸方向に並置された複数の変速ユニット（１０）を備え、
前記複数の変速ユニット（１０）の各々が、
前記入力軸（１１）の軸線（Ｌ１）からの偏心量（ε）が可変であって該入力軸（１１）と共に回転する入力側支点（１８）と、
前記出力軸（１２）に接続されたワンウェイクラッチ（２１）と、
前記ワンウェイクラッチ（２１）の入力部材（２２）に設けられた出力側支点（１９ｃ）と、
前記入力側支点（１８）および前記出力側支点（１９ｃ）に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッド（１９）と、
前記出力軸（１２）の回転を駆動輪（Ｗ）に伝達する駆動輪伝達軸（３６，３７）と、を備える車両用動力伝達装置であって、
前記出力軸（１２）の回転を増速して前記駆動輪伝達軸（３６，３７）に伝達する増速機構（３４）を備えることを特徴とする車両用動力伝達装置。
【請求項２】
前記出力軸（１２）および前記駆動輪伝達軸（３６，３７）は別軸上に配置され、前記駆動輪伝達軸（３６，３７）上にディファレンシャルギヤ（３５）が配置さ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。
【請求項３】
前記増速機構（３４）は、前記出力軸（１２）上に設けた駆動ヘリカルギヤ（３８）と、前記駆動輪伝達軸（３６，３７）上に設けた従動ヘリカルギヤ（３９）とを含み、前記駆動ヘリカルギヤ（３８）は前記出力軸（１２）に軸方向摺動可能に嵌合して前記無段変速機（Ｔ）のケーシング（４２）にスラストベアリング（４０，４１）を介して支持されることを特徴とする、請求項１または請求項２に記載の車両用動力伝達装置。
【請求項４】
前記駆動ヘリカルギヤ（３８）は前記出力軸（１２）に相対回転不能かつ軸方向摺動可能に嵌合し、ドグクラッチ（３３）により前記出力軸（１２）に結合可能であることを特徴とする、請求項３に記載の車両用動力伝達装置。
【請求項５】
前記駆動ヘリカルギヤ（３８）は前記出力軸（１２）に相対回転不能かつ軸方向摺動可能にスプライン結合されることを特徴とする、請求項３に記載の車両用動力伝達装置。
【請求項１】
駆動源（Ｅ）に接続された入力軸（１１）の回転を変速して出力軸（１２）に伝達する無段変速機（Ｔ）が、前記入力軸（１１）および前記出力軸（１２）の軸方向に並置された複数の変速ユニット（１０）を備え、
前記複数の変速ユニット（１０）の各々が、
前記入力軸（１１）の軸線（Ｌ１）からの偏心量（ε）が可変であって該入力軸（１１）と共に回転する入力側支点（１８）と、
前記出力軸（１２）に接続されたワンウェイクラッチ（２１）と、
前記ワンウェイクラッチ（２１）の入力部材（２２）に設けられた出力側支点（１９ｃ）と、
前記入力側支点（１８）および前記出力側支点（１９ｃ）に両端を接続されて往復運動するコネクティングロッド（１９）と、
前記出力軸（１２）の回転を駆動輪（Ｗ）に伝達する駆動輪伝達軸（３６，３７）と、を備える車両用動力伝達装置であって、
前記出力軸（１２）の回転を増速して前記駆動輪伝達軸（３６，３７）に伝達する増速機構（３４）を備えることを特徴とする車両用動力伝達装置。
【請求項２】
前記出力軸（１２）および前記駆動輪伝達軸（３６，３７）は別軸上に配置され、前記駆動輪伝達軸（３６，３７）上にディファレンシャルギヤ（３５）が配置さ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。
【請求項３】
前記増速機構（３４）は、前記出力軸（１２）上に設けた駆動ヘリカルギヤ（３８）と、前記駆動輪伝達軸（３６，３７）上に設けた従動ヘリカルギヤ（３９）とを含み、前記駆動ヘリカルギヤ（３８）は前記出力軸（１２）に軸方向摺動可能に嵌合して前記無段変速機（Ｔ）のケーシング（４２）にスラストベアリング（４０，４１）を介して支持されることを特徴とする、請求項１または請求項２に記載の車両用動力伝達装置。
【請求項４】
前記駆動ヘリカルギヤ（３８）は前記出力軸（１２）に相対回転不能かつ軸方向摺動可能に嵌合し、ドグクラッチ（３３）により前記出力軸（１２）に結合可能であることを特徴とする、請求項３に記載の車両用動力伝達装置。
【請求項５】
前記駆動ヘリカルギヤ（３８）は前記出力軸（１２）に相対回転不能かつ軸方向摺動可能にスプライン結合されることを特徴とする、請求項３に記載の車両用動力伝達装置。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図１２】
【図１３】
【図１４】
【図１５】
【公開番号】特開２０１２−２５５４７３（Ｐ２０１２−２５５４７３Ａ）
【公開日】平成２４年１２月２７日（２０１２．１２．２７）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−１２８０３４（Ｐ２０１１−１２８０３４）
【出願日】平成２３年６月８日（２０１１．６．８）
【出願人】（０００００５３２６）本田技研工業株式会社 (23,863)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２４年１２月２７日（２０１２．１２．２７）
【国際特許分類】
【出願日】平成２３年６月８日（２０１１．６．８）
【出願人】（０００００５３２６）本田技研工業株式会社 (23,863)
【Ｆターム（参考）】
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