JP2012021592A - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 四節リンク機構を用いた無段変速機を備える車両用動力伝達装置の動力伝達効率を確保しながら最大変速比を小さく設定できるようにする。
【解決手段】 エンジンＥのクランクシャフト３２の回転を増速機構Ｉで増速して無段変速機Ｔの入力軸１１に伝達するので、無段変速機Ｔ単体の最大変速比を大きくして変速比の小さな領域における動力伝達効率の低下を回避しながら、エンジンＥおよび無段変速機Ｔを含む車両用動力伝達装置の最大変速比を小さく確保し、エンジンＥの燃費を向上させることができる。また増速機構Ｉを多気筒エンジンＥのクランクシャフト３２の軸方向中央近傍に配置したので、増速機構Ｉから受ける反力荷重によるクランクシャフト３２の捩じれ変形を最小限に抑えることができ、これによりクランクシャフト３２の小型軽量化や、振動・騒音の低減が可能となる。
【選択図】 図１

Description

本発明は、駆動源の回転軸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変速機が、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を備える車両用動力伝達装置に関する。

かかる車両用動力伝達装置は下記特許文献１により公知である。

図９は特許文献１の車両用動力伝達装置の無段変速機の原理を示すもので、入力軸０１および出力軸０２が平行に配置されており、入力軸０１に対する偏心量が可変な偏心ディスク０３の外周にコネクティングロッド０４の一端が支持され、コネクティングロッド０４の他端が出力軸０２の外周にワンウエイクラッチ０５を介して支持される。

入力軸０１が回転すると、入力軸０１に偏心ディスク０３を介して支持されたコネクティングロッド０４の一端が偏心回転し、コネクティングロッド０４が前記偏心量に応じたストロークで往復運動する。その結果、コネクティングロッド０４が一方向に移動したときにワンウエイクラッチ０５が係合して出力軸０２が一方向に回転し、コネクティングロッド０４が他方向に移動したときにワンウエイクラッチ０５が係合解除して出力軸０２が回転を停止することで、出力軸０２は一方向に間欠回転する。

偏心ディスク０３の偏心量を増加させるとコネクティングロッド０４のストロークが増加して入力軸０１の１回転当たりの出力軸０２の間欠回転角が増加し、無段変速機の変速比がＴＯＰ側に変化する。逆に、偏心ディスク０３の偏心量を減少させるとコネクティングロッド０４のストロークが減少して入力軸０１の１回転当たりの出力軸０２の間欠回転角が減少し、無段変速機の変速比がＬＯＷ側に変化する。

特表２００５−５０２５４３号公報

ところで、上記無段変速機の変速比が減少してＴＯＰ側に近づくと、図１０に示すように、出力軸０２の間欠回転角、つまりワンウエイクラッチ０５の間欠回転角が増加してフリクションが大きくなり、無段変速機の動力伝達効率が低下する問題がある。

また無段変速機の最大変速比を小さく設定するには、コネクティングロッド０４の往復ストロークを大きくする必要があるが、そのために偏心ディスク０３の直径を増加したり、入力軸０１に対する偏心ディスク０３の偏心量を増加したりすると、無段変速機の寸法が大型化したり重量が増加したりする問題がある。しかも無段変速機の最大変速比を小さく設定すると、特に高速運転時にワンウエイクラッチ０５のフリクションが増加するために、図１１に示すように、変速比が小さい領域で動力伝達効率が著しく低下する問題がある。

このように、無段変速機の最大変速比を小さく設定すると変速比が小さい領域で動力伝達効率が著しく低下してしまうが、以下のような理由で最大変速比を小さく設定する必要がある。

図１２は、横軸がエンジン回転数（無段変速機の入力軸回転数）、縦軸がエンジンの出力トルクであり、色の濃い領域ほどエンジンＥの燃費が良いことを示している。例えば車両が車速８０ｋｍ／ｈで走行しているとき、変速比が小さいほど燃費が向上する。最小変速比が２．１の場合には領域Ｃの燃費が限界であるが（○参照）、最小変速比を２．１よりも更に小さくすると、燃費を領域Ｃから更に良好な領域Ｂに近づけることができる（●参照）。以上のことから、無段変速機の動力伝達効率を確保しながら最大変速比を小さくすることが望ましい。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、四節リンク機構を用いた無段変速機を備える車両用動力伝達装置の動力伝達効率を確保しながら最大変速比を小さく設定できるようにす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、駆動源の回転軸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変速機が、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を備える車両用動力伝達装置であって、前記駆動源の回転軸の回転を増速して前記入力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。

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、前記駆動源の回転軸と前記変速機の入力軸とは相互に平行に配置され、前記軸線に直交する方向に見て前記回転軸および前記入力軸は少なくとも一部で相互にオーバーラップ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３に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記駆動源の回転軸と前記変速機の入力軸とは同軸上で直列に配置され、前記増速機構は遊星歯車機構により構成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。

また請求項４に記載された発明によれば、請求項１〜請求項３の何れか１項の構成に加えて、前記駆動源は多気筒のエンジンであり、前記増速機構は前記エンジンのクランクシャフトの軸方向中央近傍に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。

尚、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応し、実施の形態の無段変速機Ｔは本発明の変速機に対応し、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、実施の形態のクランクシャフト３２は本発明の回転軸に対応する。

請求項１の構成によれば、変速機は、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、出力軸に接続されたワンウェイクラッチと、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、入力側支点および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を備えるので、入力軸の回転を変速して出力軸に出力することができる。駆動源の回転軸の回転を増速機構で増速して入力軸に伝達するので、変速機単体の最大変速比を大きくして変速比の小さな領域における動力伝達効率の低下を回避しながら、駆動源および変速機を含む車両用動力伝達装置の最大変速比を小さく確保し、駆動源のエネルギー消費効率を高めることができる。

また請求項２の構成によれば、相互に平行に配置された駆動源の回転軸と変速機の入力軸とが、軸線に直交する方向に見て少なくとも一部で相互にオーバーラップするので、車両用動力伝達装置の軸方向の寸法を小型化することができる。

また請求項３の構成によれば、駆動源の回転軸と変速機の入力軸とは同軸上で直列に配置され、増速機構は遊星歯車機構により構成されので、車両用動力伝達装置の軸直角方向の寸法を小型化することができる。

また請求項４の構成によれば、増速機構を多気筒エンジンのクランクシャフトの軸方向中央近傍に配置したので、増速機構から受ける反力荷重によるクランクシャフトの捩じれ変形を最小限に抑えることができ、これによりクランクシャフトの小型軽量化や、振動・騒音の低減が可能となる。

車両用動力伝達装置のスケルトン図。（第１の実施の形態） 無段変速機の縦断面図。（第１の実施の形態） 図２の３−３線断面図（ＴＯＰ状態）。（第１の実施の形態） 図２の３−３線断面図（ＬＯＷ状態）。（第１の実施の形態） ＴＯＰ状態での作用説明図。（第１の実施の形態） ＬＯＷ状態での作用説明図。（第１の実施の形態） 車両用動力伝達装置の斜視図。（第１の実施の形態） 車両用動力伝達装置のスケルトン図。（第２の実施の形態） 従来の無段変速機の構造を示す図。 変速比に対する出力軸の回転角および動力伝達効率の関係を示すグラフ。 最大変速比の大小に応じた変速比および動力伝達子効率の関係を示すグラフ。 エンジンの回転数および出力トルクと燃費との関係を示すグラフ。

以下、図１〜図７に基づいて本発明の第１の実施の形態を説明する。

図１および図７に示すように、車両の左右の駆動輪Ｗ，Ｗを駆動する車両用動力伝達装置は、エンジンＥと、増速機構Ｉと、無段変速機Ｔと、クラッチＣと、ディファレンシャルギヤＤと、左右のドライブシャフトＳ，Ｓとを備える。

エンジンＥは例えば直列４気筒のもので、４個のピストン３１…に接続されたクランクシャフト３２の軸方向中間位置に固設された駆動スプロケット３３と、クランクシャフト３２と平行に配置された無段変速機Ｔの入力軸１１に固設された従動スプロケット３４とに無端チェーン３５が巻き掛けられる。よって、エンジンＥを駆動すると、クランクシャフト３２の回転が駆動スプロケット３３、無端チェーン３５および従動スプロケット３４を介して無段変速機Ｔの入力軸１１に伝達される。このとき、駆動スプロケット３３の直径は従動スプロケット３４の直径よりも大きいため、クランクシャフト３２の回転数に対して無段変速機Ｔの入力軸１１の回転数は増速される。駆動スプロケット３３、従動スプロケット３４および無端チェーン３５は第１の実施の形態の増速機構Ｉを構成する。

次に、図２〜図６に基づいて無段変速機Ｔの構造を説明する。

図２および図３に示すように、本実施の形態の無段変速機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…は平行に配置された共通の入力軸１１および共通の出力軸１２を備えており、入力軸１１の回転が減速または増速されて出力軸１２に伝達される。

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に接続されて回転する入力軸１１は、電動モータのような変速アクチュエータ１４の中空の回転軸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１４のロータ１４ｂは回転軸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１４の回転軸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。

変速アクチュエータ１４の回転軸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１４の回転軸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。

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。

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。

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。

先ず、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１４の回転軸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。

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の偏心量が最大になって無段変速機Ｔのレシオは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の偏心量が最小になって無段変速機ＴのレシオはＬＯＷ状態になる。

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１４の回転軸１４ａを回転させると、入力軸１１、回転軸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。

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。

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。

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。

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。

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１４の回転軸１４ａを回転させると、入力軸１１、回転軸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。

従って、変速アクチュエータ１４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、ゼロレシオおよび所定レシオ間の任意のレシオでの運転が可能になる。

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。このようにしてエンジンＥの駆動力が無段変速機Ｔで変速されて出力軸１２に出力される。

さて、本実施の形態によれば、エンジンＥのクランクシャフト３２の回転が増速機構Ｉを介して増速されて無段変速機Ｔの入力軸１１に伝達されるため、無段変速機Ｔの入力軸１１および出力軸１２間の変速比を大きく設定しても、つまり入力軸１１の回転数を充分に減速して出力軸１２に伝達しても、クランクシャフト３２および出力軸１２間の変速比を充分に小さく確保することができる。その結果、無段変速機Ｔを変速比が小さくて動力伝達効率が低い領域（図１０の右側の領域）で運転する必要をなくしながら、必要な変速比幅を確保することができる。

またエンジンＥのクランクシャフト３２と無段変速機Ｔの入力軸１１とが、軸線に直交する方向に見て少なくとも一部で相互にオーバーラップするので、車両用動力伝達装置の軸方向寸法を小型化することができる。しかも増速機構Ｉの駆動スプロケット３３をエンジンＥのクランクシャフト３２の軸方向中央近傍、つまり４個のピストン３１…の内側の２個のピストン３１，３１の間に配置したので、増速機構Ｉから受ける反力荷重によるクランクシャフト３２の捩じれ変形を最小限に抑えることができ、これによりクランクシャフト３２の小型軽量化や、振動・騒音の低減が可能となる。

次に、図８に基づいて本発明の第２の実施の形態を説明する。

第１の実施の形態ではエンジンＥのクランクシャフト３２の軸線および無段変速機Ｔの入力軸１１の軸線が平行に配置されているが、第２の実施の形態ではエンジンＥのクランクシャフト３２および無段変速機Ｔの入力軸１１が同軸かつ直列に接続される。エンジンＥのクランクシャフト３２および無段変速機Ｔの入力軸１１の間には増速機構Ｉとしての遊星歯車機構４１が配置される。

遊星歯車機構４１は、入力軸１１に固定されたサンギヤ４２と、クランクシャフト３２に固定されたリングギヤ４３と、ケーシング４４に固定されたキャリヤ４５と、キャリヤ４５に回転自在に支持されてサンギヤ４２およびリングギヤ４３に噛合する複数のピニオン４６…とで構成される。よって、クランクシャフト３２の回転はリングギヤ４３、ピニオン４６…およびサンギヤ４２を介して入力軸１１に増速されて伝達される。

この第２の実施の形態によれば、エンジンＥおよび無段変速機Ｔを含む車両用動力伝達装置の軸直角方向（クランクシャフト３２、入力軸１１および出力軸１２の軸線に直交する方向）の寸法を小型化することができる。

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。

例えば、実施の形態では駆動源をエンジンＥで構成しているが、それを電動モータで構成しても良い。

また増速機構Ｉは無端チェーン３５や遊星歯車機構４１を用いたものに限定されず、ギヤ列等の他の手段を採用することができる。

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 入力部材
３２ クランクシャフト（回転軸）
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｉ 増速機構
Ｔ 無段変速機（変速機）

Claims (4)

1. 駆動源（Ｅ）の回転軸（３２）に接続された入力軸（１１）の回転を変速して出力軸（１２）に伝達する変速機（Ｔ）が、
   前記入力軸（１１）の軸線からの偏心量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）とを備える車両用動力伝達装置であって、
   前記駆動源（Ｅ）の回転軸（３２）の回転を増速して前記入力軸（１１）に伝達する増速機構（Ｉ）を備えることを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記駆動源（Ｅ）の回転軸（３２）と前記変速機（Ｔ）の入力軸（１１）とは相互に平行に配置され、軸直角方向に見て前記回転軸（３２）および前記入力軸（１１）は少なくとも一部で相互にオーバーラップすることを特徴とする、請求項１に記載の車両用動力伝達装置。
3. 前記駆動源（Ｅ）の回転軸（３２）と前記変速機（Ｔ）の入力軸（１１）とは同軸上で直列に配置され、前記増速機構（Ｉ）は遊星歯車機構により構成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。
4. 前記駆動源は多気筒のエンジン（Ｅ）であり、前記増速機構（Ｉ）は前記エンジン（Ｅ）のクランクシャフト（３２）の軸方向中央近傍に配置されることを特徴とする、請求項１〜請求項３の何れか１項に記載の車両用動力伝達装置。

Images