JP2016035287A

JP2016035287A - Continuously variable transmission mechanism

Info

Publication number: JP2016035287A
Application number: JP2014158084A
Authority: JP
Inventors: 優史西村; Yuji Nishimura
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2014-08-01
Filing date: 2014-08-01
Publication date: 2016-03-17
Also published as: CN105317958A

Abstract

【課題】偏心ディスクの貫通孔を連通させて一対のクランクピンを近接して配置することで、偏心ディスクの外径を小さくすることができ、機構全体を小型化できる無段変速機構を実現する。【解決手段】アクチュエータにより、入力軸に入力される回転動力が偏心ディスク１０４および連結部材を介してワンウェイクラッチの出力部材に回転動力として伝達されるときの変速比を変更すると共に、偏心量がゼロに設定可能とされることで変速比を無限大に設定する変速比可変機構を備え、貫通孔１０４ａ、１０４ｂは、第１クランクピン１０６ｃ〜１０６ｈが挿通される第１の貫通孔１０４ａと、第２クランクピン１０７ｃ〜１０７ｈが挿通される第２の貫通孔１０４ｂと、を含み、第１の貫通孔１０４ａと第２の貫通孔１０４ｂは、その内周面の一部の領域が連通しており、連通する領域は、少なくとも第１の貫通孔１０４ａと第２の貫通孔１０４ｂが最も近接する位置に設けられる。【選択図】図１１A continuously variable transmission mechanism in which the outer diameter of an eccentric disk can be reduced by disposing a pair of crank pins close to each other by communicating through holes of the eccentric disk and thereby reducing the size of the entire mechanism. . An actuator changes a gear ratio when rotational power input to an input shaft is transmitted as rotational power to an output member of a one-way clutch via an eccentric disk and a connecting member, and the eccentric amount is zero. Is provided with a variable gear ratio mechanism that sets the gear ratio to infinity by allowing the first through-holes 104a and 104b to be inserted into the first through-holes 104a through which the first crank pins 106c to 106h are inserted. A second through-hole 104b into which the two crankpins 107c to 107h are inserted. The first through-hole 104a and the second through-hole 104b are partially connected to each other on the inner peripheral surface thereof. The communication region is provided at a position where at least the first through hole 104a and the second through hole 104b are closest. [Selection diagram] FIG.

Description

本発明は、クランク式無段変速機構に関する。 The present invention relates to a crank type continuously variable transmission mechanism.

例えば、特許文献１には、エンジンに接続された入力軸の回転動力を偏心ディスクと一対のクランク部材により連結部材の往復運動に変換し、連結部材の往復運動を揺動するワンウェイクラッチによって出力軸の回転運動に変換するクランク式無段変速機構が記載されている。 For example, in Patent Document 1, the rotational power of an input shaft connected to an engine is converted into a reciprocating motion of a connecting member by an eccentric disk and a pair of crank members, and an output shaft is output by a one-way clutch that swings the reciprocating motion of the connecting member. A crank type continuously variable transmission mechanism that converts to a rotational motion is described.

特許第５１４２２３４号公報Japanese Patent No. 5142234

上記特許文献１に記載されたクランク式無段変速機構は、エンジンで発生する回転動力を入力軸からクランク部材に伝達し、クランク部材が入力軸の回転中心に対して偏心回転することより連結部材を往復動作させ、連結部材の揺動エネルギーをワンウェイクラッチを介して出力軸に伝達する。 The crank type continuously variable transmission mechanism described in Patent Document 1 transmits rotational power generated by an engine from an input shaft to a crank member, and the crank member rotates eccentrically with respect to the rotation center of the input shaft. Is reciprocated to transmit the rocking energy of the connecting member to the output shaft via the one-way clutch.

クランク部材は、図１２に示すように、同じ位相の一対のクランクピン１０６ｃ〜１０６ｈ、１０７ｃ〜１０７ｈが偏心ディスク１０４に形成された２つの貫通孔１０４ａ、１０４ｂにそれぞれ回転自在に挿通される。ここで、２つの貫通孔１０４ａ、１０４ｂが近接する部位の肉厚Ｄ’は強度や剛性が必要ないため、理論上または機能上、限りなく０に近い状態に薄肉化が可能である。しかしながら、実際には、肉厚Ｄ’が薄すぎると、製造時や輸送時、あるいは、動力伝達時の不確定な状況（振動など）によりクラックが生じたり、破片がコンタミとなって別の部位に不具合を生じさせるおそれがある。そのため、一対のクランクピンをある程度離間させて、２つの貫通孔１０４ａ、１０４ｂの近接部位の肉厚Ｄ’を確保する必要や、一方の貫通孔１０４ａと偏心ディスク１０４の外縁部との肉厚Ｄ”を確保する必要があり、その結果、偏心ディスク１０４の外径が大きくなってしまう。 As shown in FIG. 12, a pair of crank pins 106 c to 106 h and 107 c to 107 h having the same phase are rotatably inserted into two through holes 104 a and 104 b formed in the eccentric disk 104. Here, the thickness D 'of the portion where the two through-holes 104a and 104b are close to each other does not require strength or rigidity, and therefore can be thinned to a state close to 0 theoretically or functionally. However, in reality, if the wall thickness D ′ is too thin, cracks may occur due to uncertain conditions (vibrations, etc.) during manufacturing, transportation, or power transmission, and fragments may become contaminated and become another part. May cause problems. Therefore, the pair of crank pins need to be separated to a certain extent to ensure the thickness D ′ of the adjacent portion of the two through holes 104 a and 104 b, or the thickness D between the one through hole 104 a and the outer edge of the eccentric disk 104. "As a result, and as a result, the outer diameter of the eccentric disk 104 becomes large.

本発明は、上記課題に鑑みてなされ、その目的は、偏心ディスクの貫通孔を連通させて一対のクランクピンを近接して配置することで、偏心ディスクの外径を小さくすることができ、機構全体を小型化できる無段変速機構を実現することである。 The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to make the outer diameter of the eccentric disk smaller by allowing the through holes of the eccentric disk to communicate with each other and arranging a pair of crank pins close to each other. It is to realize a continuously variable transmission mechanism that can be miniaturized as a whole.

上記課題を解決し、目的を達成するために、本発明に係る第１の形態は、動力源（ＥＮＧ１、ＥＮＧ２）から発生する回転動力を変速して出力する無段変速機構（ＢＤ）であって、前記回転動力を受けることで入力中心軸線（Ｏ１）の周りを回転する入力軸（１５１）と、前記入力中心軸線（Ｏ１）の周囲で周方向に等間隔に設けられると共に、それぞれが前記入力中心軸線（Ｏ１）に対する偏心量（ｒ）を変更可能な各第１支点（Ｏ３）をそれぞれの中心に有して、前記偏心量（ｒ）を保ちつつ前記入力中心軸線（Ｏ１）の周りに前記入力軸（１５１）と共に回転し、且つ、前記入力中心軸線（Ｏ１）と平行に延びる貫通孔（１０４ａ、１０４ｂ）がそれぞれ形成される複数の偏心ディスク（１０４）と、前記複数の偏心ディスク（１０４）に形成された前記貫通孔（１０４ａ、１０４ｂ）を回転自在に貫通すると共に、それぞれ連結される複数の第１クランクピン（１０６ｃ〜１０６ｈ）と、前記各第１クランクピン（１０６ｃ〜１０６ｈ）の中心軸線（１０６ｋ）から等しい距離オフセットした位置に中心軸線（１０６ｂ）を有する複数の第１クランクジャーナル（１０６ｐ〜１０６ｒ）を有する第１のクランク部材（１０６）と、前記複数の偏心ディスク（１０４）に形成された前記貫通孔（１０４ａ、１０４ｂ）を回転自在に貫通すると共に、それぞれ連結される複数の第２クランクピン（１０７ｃ〜１０７ｈ）と、前記各第２クランクピン（１０７ｃ〜１０７ｈ）の中心軸線（１０７ｋ）から等しい距離オフセットした位置に中心軸線（１０７ｂ）を有する複数の第２クランクジャーナル（１０７ｐ〜１０７ｒ）を有する第２のクランク部材（１０７）と、前記入力中心軸線（Ｏ１）から離れた出力中心軸線（Ｏ２）の周りを回転する出力部材（１２１）と、外部から回転方向の動力を受けることで前記出力中心軸線（Ｏ２）の周りを揺動する入力部材（１２２）と、これら入力部材（１２２）および出力部材（１２１）を互いにロック状態または非ロック状態にする係合部材（１２３）とを有し、前記入力部材（１２２）の正方向の回転速度が前記出力部材（１２１）の正方向の回転速度を上回ったとき、前記入力部材（１２２）に入力された回転動力を前記出力部材（１２１）に伝達し、それにより前記入力部材（１２２）の揺動運動を前記出力部材（１２１）の回転運動に変換するワンウェイクラッチ（ＯＷＣ）と、それぞれ一端（１３１）が前記各偏心ディスク（１０４）の外周に前記第１支点（Ｏ３）を中心に回転自在に連結され、他端（１３２）が前記ワンウェイクラッチ（ＯＷＣ）の入力部材（１２２）上の前記出力中心軸線（Ｏ２）から離間した位置に設けられた第２支点（Ｏ４）に回動自在に連結されることで、前記入力軸（１５１）から前記偏心ディスク（１０４）に与えられる回転運動を、前記ワンウェイクラッチ（ＯＷＣ）の入力部材（１２２）に対し前記入力部材（１２２）の揺動運動として伝える複数の連結部材（１３０）と、前記第１及び第２クランクジャーナル（１０６ｐ〜１０６ｒ、１０７ｐ〜１０７ｒ）をそれぞれ中心として前記第１クランクピン（１０６ｃ〜１０６ｈ）及び前記第２クランクピン（１０７ｃ〜１０７ｈ）を同期して回転させ、前記入力中心軸線（Ｏ１）に対する前記第１支点（Ｏ３）の偏心量（ｒ）を調節することで、前記偏心ディスク（１０４）から前記ワンウェイクラッチ（ＯＷＣ）の入力部材（１２２）に伝えられる揺動運動の揺動角度を変更するアクチュエータ（１８０）を備え、当該アクチュエータ（１８０）により、前記入力軸（１５１）に入力される回転動力が前記偏心ディスク（１０４）および前記連結部材（１３０）を介して前記ワンウェイクラッチ（ＯＷＣ）の出力部材（１２１）に回転動力として伝達されるときの変速比（ｉ）を変更すると共に、前記偏心量（ｒ）がゼロに設定可能とされることで変速比（ｉ）を無限大に設定する変速比可変機構（５、１８０ａ、１８０ｂ、１８０）と、を備え、前記貫通孔（１０４ａ、１０４ｂ）は、前記第１クランクピン（１０６ｃ〜１０６ｈ）が挿通される第１の貫通孔（１０４ａ）と、前記第２クランクピン（１０７ｃ〜１０７ｈ）が挿通される第２の貫通孔（１０４ｂ）と、を含み、前記第１の貫通孔（１０４ａ）と前記第２の貫通孔（１０４ｂ）は、その内周面の一部の領域（Ｄ）が連通しており、前記連通する領域（Ｄ）は、少なくとも前記第１の貫通孔（１０４ａ）と前記第２の貫通孔（１０４ｂ）が最も近接する位置に設けられる。 In order to solve the above-described problems and achieve the object, a first embodiment according to the present invention is a continuously variable transmission mechanism (BD) that shifts and outputs rotational power generated from a power source (ENG1, ENG2). And an input shaft (151) that rotates around the input center axis (O1) by receiving the rotational power, and is provided at equal intervals in the circumferential direction around the input center axis (O1). Each of the first fulcrums (O3) that can change the amount of eccentricity (r) with respect to the input center axis (O1) is provided at the center, and around the input center axis (O1) while maintaining the amount of eccentricity (r). A plurality of eccentric discs (104) each having a through hole (104a, 104b) that rotates together with the input shaft (151) and extends parallel to the input center axis (O1), and the plurality of eccentric discs (104 A plurality of first crank pins (106c to 106h) that are rotatably connected to the through holes (104a and 104b) formed in the center of each of the first crank pins (106c to 106h) and the centers of the first crank pins (106c to 106h). A first crank member (106) having a plurality of first crank journals (106p-106r) having a central axis (106b) at a position offset by an equal distance from the axis (106k), and the plurality of eccentric disks (104); A plurality of second crank pins (107c to 107h) that are rotatably passed through the formed through holes (104a and 104b) and are connected to each other, and the central axes of the second crank pins (107c to 107h) A plurality of second axes having a central axis (107b) at positions offset by an equal distance from (107k). A second crank member (107) having rank journals (107p to 107r), an output member (121) rotating around an output center axis (O2) separated from the input center axis (O1), and rotating from the outside The input member (122) that swings around the output center axis (O2) by receiving the power in the direction, and the input member (122) and the output member (121) are locked or unlocked with respect to each other. When the rotational speed in the positive direction of the input member (122) exceeds the rotational speed in the positive direction of the output member (121), the input member (122) is input to the input member (122). A one-way clutch that transmits rotational power to the output member (121), thereby converting a swinging motion of the input member (122) into a rotational motion of the output member (121). OWC) and one end (131) are connected to the outer periphery of each eccentric disk (104) so as to be rotatable around the first fulcrum (O3), and the other end (132) is input to the one-way clutch (OWC). By being rotatably connected to a second fulcrum (O4) provided at a position away from the output center axis (O2) on the member (122), the eccentric disk (104) is connected to the input shaft (151). ) And a plurality of connecting members (130) for transmitting the rotational motion applied to the input member (122) of the one-way clutch (OWC) as a swinging motion of the input member (122), and the first and second cranks The first crank pins (106c to 106h) and the second crank pins (107c) centering on the journals (106p to 106r, 107p to 107r), respectively. 107h) are rotated synchronously, and the eccentric amount (r) of the first fulcrum (O3) with respect to the input center axis (O1) is adjusted, so that the eccentric disk (104) is connected to the one-way clutch (OWC). An actuator (180) for changing the swing angle of the swing motion transmitted to the input member (122) is provided, and the rotational power input to the input shaft (151) is transmitted by the actuator (180) to the eccentric disk (104). ) And the connecting member (130), the transmission gear ratio (i) when being transmitted as rotational power to the output member (121) of the one-way clutch (OWC) is changed, and the eccentric amount (r) is zero. A gear ratio variable mechanism (5, 180a, 180b, 180) that sets the gear ratio (i) to infinity by being settable to The holes (104a, 104b) are a first through hole (104a) through which the first crank pins (106c to 106h) are inserted and a second through hole through which the second crank pins (107c to 107h) are inserted. The first through hole (104a) and the second through hole (104b) are partially communicated with each other in a region (D) of an inner peripheral surface thereof. The region (D) to be provided is provided at a position where at least the first through hole (104a) and the second through hole (104b) are closest to each other.

また、本発明に係る第２の形態は、上記第１の形態において、前記連通する領域（Ｄ）は、前記第１および第２クランクジャーナル（１０６ｐ〜１０６ｒ、１０７ｐ〜１０７ｒ）をそれぞれ中心として前記第１クランクピン（１０６ｃ〜１０６ｈ）および前記第２クランクピン（１０７ｃ〜１０７ｈ）が回転することで当該第１クランクピン（１０６ｃ〜１０６ｈ）および第２クランクピン（１０６ｃ〜１０６ｈ）から前記偏心ディスク（１０４）に最も荷重が加わる位置（ｄ３）とは異なる領域に設けられる。 According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, the communicating region (D) is centered on the first and second crank journals (106p to 106r, 107p to 107r), respectively. When the first crank pins (106c to 106h) and the second crank pins (107c to 107h) rotate, the eccentric discs (from the first crank pins (106c to 106h) and the second crank pins (106c to 106h)) 104) is provided in a region different from the position (d3) where the load is most applied.

本発明によれば、偏心ディスクの貫通孔を連通させて一対のクランクピンを近接して配置することで、偏心ディスクの外径を小さくすることができ、機構全体を小型化できる無段変速機構を実現することができる。 According to the present invention, a continuously variable transmission mechanism in which the outer diameter of the eccentric disk can be reduced and the entire mechanism can be reduced in size by arranging the pair of crank pins close to each other by communicating the through holes of the eccentric disk. Can be realized.

詳しくは、本発明に係る第１の形態によれば、近接部位のクラックによるコンタミが発生しなくなると共に、偏心ディスクの外径を小さくすることができる。 Specifically, according to the first embodiment of the present invention, contamination due to cracks in the adjacent portion is not generated, and the outer diameter of the eccentric disk can be reduced.

また、本発明に係る第２の形態によれば、クランクピンと摺動する面積を最小限にすることで、クランクピンが貫通孔に対して回転する変速時のフリクションを低減し、レシオ保持性を高精度に維持することができる。 Further, according to the second embodiment of the present invention, by minimizing the area that slides with the crank pin, the friction at the time of shifting in which the crank pin rotates with respect to the through hole is reduced, and the ratio retaining property is improved. High accuracy can be maintained.

本実施形態の自動車用駆動システムを示す図。The figure which shows the drive system for motor vehicles of this embodiment. 本実施形態のクランク式無段変速機構を示す断面図。Sectional drawing which shows the crank type continuously variable transmission mechanism of this embodiment. 本実施形態のクランク式無段変速機構を示す側面図。The side view which shows the crank type continuously variable transmission mechanism of this embodiment. 本実施形態のクランク式無段変速機構の偏心ディスクを示す側面図。The side view which shows the eccentric disk of the crank type continuously variable transmission mechanism of this embodiment. 各偏心ディスクと各クランクピンの位置関係を示す図。The figure which shows the positional relationship of each eccentric disk and each crankpin. 偏心ディスクの動作説明図。Operation | movement explanatory drawing of an eccentric disk. 本実施形態のクランク式無段変速機構の変速原理を説明する図。The figure explaining the speed change principle of the crank type continuously variable transmission mechanism of this embodiment. 本実施形態のクランク式無段変速機構の変速原理を説明する図。The figure explaining the speed change principle of the crank type continuously variable transmission mechanism of this embodiment. 本実施形態のクランク式無段変速機構の変速原理を説明する図。The figure explaining the speed change principle of the crank type continuously variable transmission mechanism of this embodiment. 本実施形態のクランク式無段変速機構の偏心ディスクの構造を示す外観図。The external view which shows the structure of the eccentric disk of the crank type continuously variable transmission mechanism of this embodiment. 本実施形態のクランク式無段変速機構の偏心ディスクの構造を説明する図。The figure explaining the structure of the eccentric disk of the crank type continuously variable transmission mechanism of this embodiment. 従来のクランク式無段変速機構の偏心ディスクの構造を説明する図。The figure explaining the structure of the eccentric disk of the conventional crank type continuously variable transmission mechanism.

以下に、本発明の実施の形態について添付図面を参照して詳細に説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings.

＜システム構成＞
まず、図１を参照して、本実施形態のクランク式無段変速機構が適用される自動車用駆動システムについて説明する。 <System configuration>
First, an automobile drive system to which the crank type continuously variable transmission mechanism of this embodiment is applied will be described with reference to FIG.

図１に示すように、自動車用駆動システム１は、それぞれ独立して回転動力を発生する動力源としての第１、第２のエンジンＥＮＧ１、ＥＮＧ２と、第１、第２のエンジンＥＮＧ１、ＥＮＧ２の動力伝達方向の下流側に設けられた第１、第２のトランスミッションＴＭ１、ＴＭ２と、各トランスミッションＴＭ１、ＴＭ２の出力部に連結されたデファレンシャル機構１０と、このデファレンシャル機構１０に接続されたメインモータジェネレータＭＧ１と、第１のエンジンＥＮＧ１の出力軸Ｓ１に接続されたサブモータジェネレータＭＧ２と、メインおよび／またはサブのモータジェネレータＭＧ１、ＭＧ２との間で電力のやりとりが可能なバッテリ８と、各種要素を制御することで車両の発進や走行パターンなどの制御を行うＥＣＵ（コントローラ）５と、を備えている。 As shown in FIG. 1, an automobile drive system 1 includes first and second engines ENG1 and ENG2 as power sources that independently generate rotational power, and first and second engines ENG1 and ENG2. First and second transmissions TM1 and TM2 provided on the downstream side in the power transmission direction, a differential mechanism 10 coupled to an output portion of each transmission TM1 and TM2, and a main motor generator connected to the differential mechanism 10 MG1, sub motor generator MG2 connected to output shaft S1 of first engine ENG1, battery 8 capable of exchanging power between main and / or sub motor generators MG1, MG2, and various elements ECU (control unit) that controls vehicle starting and running patterns by controlling It includes a roller) 5, a.

第１、第２のトランスミッションＴＭ１、ＴＭ２は、その出力部に第１、第２のワンウェイクラッチＯＷＣ１、ＯＷＣ２を備える。第１、第２のワンウェイクラッチＯＷＣ１、ＯＷＣ２は、デファレンシャル機構１０を挟んで車幅方向の右と左に配置されており、第１、第２のワンウェイクラッチＯＷＣ１、ＯＷＣ２の各クラッチインナ１２１は、それぞれ別の第１、第２のクラッチ機構ＣＬ１、ＣＬ２を介して、デファレンシャル機構１０のデフケース１１に連結可能とされる。 The first and second transmissions TM1 and TM2 include first and second one-way clutches OWC1 and OWC2 at their output portions. The first and second one-way clutches OWC1 and OWC2 are arranged on the right and left in the vehicle width direction across the differential mechanism 10, and each clutch inner 121 of the first and second one-way clutches OWC1 and OWC2 The differential case 11 of the differential mechanism 10 can be connected to the differential mechanism 10 via separate first and second clutch mechanisms CL1 and CL2.

第１、第２のクラッチ機構ＣＬ１、ＣＬ２は、第１、第２のワンウェイクラッチＯＷＣ１、ＯＷＣ２の各クラッチインナ１２１とデファレンシャル機構１０との間の動力の伝達／遮断を制御するために設けられており、ＯＮのときに伝達可能な状態になり、ＯＦＦのときに伝達が遮断された状態になる。 The first and second clutch mechanisms CL1 and CL2 are provided to control transmission / disconnection of power between the clutch inner 121 of the first and second one-way clutches OWC1 and OWC2 and the differential mechanism 10. When it is ON, transmission is possible, and when it is OFF, transmission is interrupted.

第１、第２のワンウェイクラッチＯＷＣ１、ＯＷＣ２の各クラッチインナ１２１に伝達された回転動力は、デファレンシャル機構１０および左右のアクスルシャフト１３Ｌ、１３Ｒを介して、左右の駆動車輪２に伝達される。デファレンシャル機構１０のデフケース１１には、図示しないデフピニオンやサイドギヤが取り付けられており、左右のサイドギヤに左右のアクスルシャフト１３Ｌ、１３Ｒが連結され、左右のアクスルシャフト１３Ｌ、１３Ｒは差動回転する。 The rotational power transmitted to the clutch inners 121 of the first and second one-way clutches OWC1 and OWC2 is transmitted to the left and right drive wheels 2 via the differential mechanism 10 and the left and right axle shafts 13L and 13R. A differential case 11 of the differential mechanism 10 is provided with a differential pinion and a side gear (not shown). The left and right axle shafts 13L and 13R are connected to the left and right side gears, and the left and right axle shafts 13L and 13R rotate differentially.

第１のエンジンＥＮＧ１は排気量の小さいエンジンとされ、第２のエンジンＥＮＧ２は、第１のエンジンＥＮＧ１よりも排気量の大きいエンジンとされている。例えば、第１のエンジンＥＮＧ１の排気量は５００ｃｃとされ、第２のエンジンＥＮＧ２の排気量は１０００ｃｃとされており、合計排気量が１５００ｃｃとされている。 The first engine ENG1 is an engine with a small displacement, and the second engine ENG2 is an engine with a larger displacement than the first engine ENG1. For example, the displacement of the first engine ENG1 is 500 cc, the displacement of the second engine ENG2 is 1000 cc, and the total displacement is 1500 cc.

メインモータジェネレータＭＧ１とデフケース１１は、メインモータジェネレータＭＧ１の出力軸に取り付けられたドライブギヤ１５とデフケース１１に設けられたドリブンギヤ１２とが噛合することにより、動力伝達可能に接続されている。 The main motor generator MG1 and the differential case 11 are connected so as to be able to transmit power when the drive gear 15 attached to the output shaft of the main motor generator MG1 and the driven gear 12 provided in the differential case 11 mesh with each other.

例えば、メインモータジェネレータＭＧ１がモータとして機能するときは、メインモータジェネレータＭＧ１からデフケース１１に駆動力が伝達される。また、メインモータジェネレータＭＧ１が発電機として機能するときは、デフケース１１からメインモータジェネレータＭＧ１に動力が入力され、デフケース１１の回転エネルギーが電気エネルギーに変換される。同時に、メインモータジェネレータＭＧ１からデフケース１１に回生制動力が作用する。 For example, when the main motor generator MG1 functions as a motor, the driving force is transmitted from the main motor generator MG1 to the differential case 11. When the main motor generator MG1 functions as a generator, power is input from the differential case 11 to the main motor generator MG1, and the rotational energy of the differential case 11 is converted into electrical energy. At the same time, a regenerative braking force acts on the differential case 11 from the main motor generator MG1.

また、サブモータジェネレータＭＧ２は、第１のエンジンＥＮＧ１の出力軸Ｓ１に直結されており、この出力軸Ｓ１との間で動力の相互伝達を行う。この場合も、サブモータジェネレータＭＧ２がモータとして機能するときは、サブモータジェネレータＭＧ２から第１のエンジンＥＮＧ１の出力軸Ｓ１に駆動力が伝達される。また、サブモータジェネレータＭＧ２が発電機として機能するときは、第１のエンジンＥＮＧ１の出力軸Ｓ１からサブモータジェネレータＭＧ２に動力が伝達される。 The sub motor generator MG2 is directly connected to the output shaft S1 of the first engine ENG1, and performs mutual transmission of power with the output shaft S1. Also in this case, when the sub motor generator MG2 functions as a motor, the driving force is transmitted from the sub motor generator MG2 to the output shaft S1 of the first engine ENG1. When sub motor generator MG2 functions as a generator, power is transmitted from output shaft S1 of first engine ENG1 to sub motor generator MG2.

上記構成を備えた自動車用駆動システム１では、第１のエンジンＥＮＧ１および第２のエンジンＥＮＧ２の発生する回転動力が、第１のトランスミッションＴＭ１および第２のトランスミッションＴＭ２に備えられた第１のワンウェイクラッチＯＷＣ１および第２のワンウェイクラッチＯＷＣ２に入力され、第１のワンウェイクラッチＯＷＣ１および第２のワンウェイクラッチＯＷＣ２を介して、回転動力がデフケース１１に入力される。 In the automobile drive system 1 having the above-described configuration, the first one-way clutch provided in the first transmission TM1 and the second transmission TM2 is the rotational power generated by the first engine ENG1 and the second engine ENG2. The rotational power is input to the differential case 11 via the first one-way clutch OWC1 and the second one-way clutch OWC2 and input to the OWC1 and the second one-way clutch OWC2.

また、本実施形態の自動車用駆動システム１では、第２のエンジンＥＮＧ２の出力軸Ｓ２とデフケース１１との間に、第２のトランスミッションＴＭ２を介した動力伝達とは異なる、出力軸Ｓ２とデフケース１１の間での動力伝達を接続または切断可能なシンクロ機構（スタータ・クラッチとも言われるクラッチ手段）２０が設けられている。このシンクロ機構２０は、デフケース１１に設けたドリブンギヤ１２に常時噛み合うとともに第２のエンジンＥＮＧ２の出力軸Ｓ２の周りに回転自在に設けられた第１ギヤ２１と、第２のエンジンＥＮＧ２の出力軸Ｓ２の周りにこの出力軸Ｓ２と一体に回転するように設けられた第２ギヤ２２と、軸方向にスライドされることで第１ギヤ２１と第２ギヤ２２とを結合または解除させるスリーブ２４と、を備えている。すなわち、シンクロ機構２０は、第２のトランスミッションＴＭ２、クラッチ機構ＣＬ２を介した動力伝達経路とは異なる動力伝達経路を切断または接続可能に構成する。 In the vehicle drive system 1 of the present embodiment, the output shaft S2 and the differential case 11 are different from the power transmission via the second transmission TM2 between the output shaft S2 of the second engine ENG2 and the differential case 11. There is provided a synchro mechanism (clutch means also referred to as a starter clutch) 20 capable of connecting or disconnecting power transmission between them. The synchro mechanism 20 always meshes with the driven gear 12 provided in the differential case 11 and is rotatably provided around the output shaft S2 of the second engine ENG2, and the output shaft S2 of the second engine ENG2. A second gear 22 provided so as to rotate integrally with the output shaft S2, and a sleeve 24 for coupling or releasing the first gear 21 and the second gear 22 by sliding in the axial direction; It has. That is, the synchro mechanism 20 is configured to be capable of disconnecting or connecting a power transmission path different from the power transmission path via the second transmission TM2 and the clutch mechanism CL2.

＜トランスミッションの構成＞
次に、図２〜図６を参照して、本実施形態の自動車用駆動システム１に搭載される第１、第２のトランスミッションＴＭ１、ＴＭ２について説明する。 <Configuration of transmission>
Next, the first and second transmissions TM1 and TM2 mounted on the automobile drive system 1 of the present embodiment will be described with reference to FIGS.

第１、第２のトランスミッションＴＭ１、ＴＭ２は、ほぼ同じ構成のクランク式無段変速機構ＢＤにより構成されている。このクランク式無段変速機構ＢＤは、ＩＶＴ（ＩｎｆｉｎｉｔｙＶａｒｉａｂｌｅＴｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ＝クラッチを使用せずに変速比を無限大にして出力回転をゼロにできる方式の変速機構）と呼ばれるものの一種であり、変速比（レシオ＝ｉ）を無段階に変更できると共に、変速比の最大値を無限大（∞）に設定することができる。 The first and second transmissions TM1 and TM2 are configured by a crank type continuously variable transmission mechanism BD having substantially the same configuration. This crank type continuously variable transmission mechanism BD is a kind of what is called an IVT (Infinity Variable Transmission = transmission mechanism of a system capable of making the output ratio infinite without using a clutch and making the output rotation zero). The ratio = i) can be changed steplessly, and the maximum speed ratio can be set to infinity (∞).

クランク式無段変速機構ＢＤは、第１、第２のエンジンＥＮＧ１、ＥＮＧ２（図１参照）の出力軸Ｓ１、Ｓ２に連結されて、各エンジンＥＮＧ１、ＥＮＧ２の回転動力を受けることで入力中心軸線Ｏ１を中心に回転する入力軸としてのジャーナル支持部材１５１と、第１および第２のクランク部材１０６、１０７を介してジャーナル支持部材１５１と一体回転する複数（本実施形態では、６枚）の偏心ディスク１０４Ａ〜１０４Ｆ（以下、６枚の偏心ディスクを総称して偏心ディスク１０４ともいう）と、入力側と出力側とを結ぶための偏心ディスク１０４と同数の連結部材１３０と、出力側に設けられたワンウェイクラッチ１２０とを備えている。 The crank type continuously variable transmission mechanism BD is connected to the output shafts S1 and S2 of the first and second engines ENG1 and ENG2 (see FIG. 1), and receives the rotational power of the engines ENG1 and ENG2 to receive the input center axis. A journal support member 151 as an input shaft that rotates about O1 and a plurality (six in this embodiment) of eccentricity that rotates integrally with the journal support member 151 via the first and second crank members 106 and 107. The discs 104A to 104F (hereinafter, the six eccentric discs are collectively referred to as the eccentric disc 104), the same number of connecting members 130 as the eccentric discs 104 for connecting the input side and the output side, and the output side are provided. The one-way clutch 120 is provided.

複数の偏心ディスク１０４は、それぞれ第１支点Ｏ３を中心とした円形状に形成されており、各第１支点Ｏ３が入力中心軸線Ｏ１の周囲で周方向に等間隔に位置するように配置されている。そして、複数の偏心ディスク１０４は、それぞれに偏心量ｒを保った状態で、入力中心軸線Ｏ１の周りにジャーナル支持部材１５１の回転に伴って偏心回転する。また、複数の偏心ディスク１０４は、各第１支点Ｏ３が入力中心軸線Ｏ１に対する偏心量ｒを変更可能となるように構成される。さらに、複数の偏心ディスク１０４には、入力中心軸線Ｏ１と平行に延びる２つの第１および第２の貫通孔１０４ａ、１０４ｂがそれぞれ形成されている。 The plurality of eccentric disks 104 are each formed in a circular shape with the first fulcrum O3 as the center, and are arranged so that the first fulcrum O3 is positioned at equal intervals in the circumferential direction around the input center axis O1. Yes. The plurality of eccentric disks 104 rotate eccentrically around the input center axis O1 in accordance with the rotation of the journal support member 151 while maintaining the eccentricity r. Further, the plurality of eccentric disks 104 are configured such that each first fulcrum O3 can change the amount of eccentricity r with respect to the input center axis O1. Further, the plurality of eccentric disks 104 are respectively formed with two first and second through holes 104a and 104b extending in parallel with the input center axis O1.

第１のクランク部材１０６は、複数の偏心ディスク１０４に形成された第１の貫通孔１０４ａ内を滑り軸受１５５を介してそれぞれ回転自在に貫通すると共に、それぞれ連結される複数の第１クランクピン１０６ｃ〜１０６ｈと、各第１クランクピン１０６ｃ〜１０６ｈの中心軸線１０６ｋから等しい距離オフセットした位置に中心軸線１０６ｂを有する複数の第１クランクジャーナル１０６ｐ、１０６ｑ、１０６ｒと、を有する。 The first crank member 106 passes through the first through holes 104a formed in the plurality of eccentric discs 104 through the sliding bearings 155 so as to be rotatable, and the plurality of first crank pins 106c connected to each other. -106h and a plurality of first crank journals 106p, 106q, 106r having a central axis 106b at a position offset by an equal distance from the central axis 106k of each of the first crank pins 106c-106h.

第２のクランク部材１０７も同様に、複数の偏心ディスク１０４に形成された第２の貫通孔１０４ｂ内を滑り軸受１５５を介してそれぞれ回転自在に貫通すると共に、それぞれ連結される複数の第２クランクピン１０７ｃ〜１０７ｈと、各第２クランクピン１０７ｃ〜１０７ｈの中心軸線１０７ｂから等しい距離オフセットした位置に中心軸線１０７ｋを有する複数の第２クランクジャーナル１０７ｐ、１０７ｑ、１０７ｒと、を有する。 Similarly, the second crank member 107 passes through the second through holes 104b formed in the plurality of eccentric disks 104 through the sliding bearings 155 so as to be rotatable, and the plurality of second cranks connected to each other. Pins 107c to 107h and a plurality of second crank journals 107p, 107q, and 107r each having a center axis 107k at a position offset by an equal distance from the center axis 107b of each of the second crank pins 107c to 107h.

これらクランク部材１０６、１０７の各クランクピン１０６ｃ〜１０６ｈ、１０７ｃ〜１０７ｈの各中心軸線１０６ｋ、１０７ｋ、および各クランクジャーナル１０６ｐ、１０６ｑ、１０６ｒ、１０７ｐ、１０７ｑ、１０７ｒの中心軸線１０６ｂ、１０７ｂは、クランク式無段変速機構ＢＤに取り付けられた状態で、入力中心軸線Ｏ１に対して平行に配置される。 The center axes 106k and 107k of the crank pins 106c to 106h and 107c to 107h of the crank members 106 and 107 and the center axes 106b and 107b of the crank journals 106p, 106q, 106r, 107p, 107q, and 107r are crank-type. In a state where it is attached to the continuously variable transmission mechanism BD, it is arranged in parallel to the input center axis O1.

また、各クランク部材１０６、１０７の各クランクピン１０６ｃ〜１０６ｈ、１０７ｃ〜１０７ｈは、これらの各中心軸線１０６ｋ、１０７ｋがクランクジャーナル１０６ｐ、１０６ｑ、１０６ｒ、１０７ｐ、１０７ｑ、１０７ｒの中心軸線１０６ｂ、１０７ｂを中心として円周方向に所定角度（本実施形態では、６０°）間隔となるようにそれぞれ結合されている。 Further, the crank pins 106c to 106h and 107c to 107h of the crank members 106 and 107 have their respective central axes 106k and 107k replaced with the central axes 106b and 107b of the crank journals 106p, 106q, 106r, 107p, 107q, and 107r. They are coupled so as to be spaced at a predetermined angle (60 ° in this embodiment) in the circumferential direction as the center.

また、図４に示すように、各クランクピン１０６ｃ〜１０６ｈ、１０７ｃ〜１０７ｈが貫通する各偏心ディスク１０４の第１および第２の貫通孔１０４ａ、１０４ｂは、互いに隣接して並ぶと共に、両貫通孔１０４ａ、１０４ｂの中間点Ｍが第１支点Ｏ３からオフセットするように形成されている。また、各偏心ディスク１０４の第１および第２の貫通孔１０４ａ、１０４ｂは、中間点Ｍが第１支点Ｏ３を中心として円周方向に所定角度（本実施形態では、６０°）間隔となるようにそれぞれ形成されている。具体的に、本実施形態の６つの偏心ディスク１０４のうち、クランクピン１０６ｃ、１０７ｃが貫通する偏心ディスク１０４Ａと、クランクピン１０６ｆ、１０７ｆが貫通する偏心ディスク１０４Ｄとは、貫通孔１０４ａ、１０４ｂの中心１０４ｅ、１０４ｆを結ぶ線が第１支点Ｏ３を通る線上に位置するものによって構成される。また、クランクピン１０６ｄ、１０７ｄが貫通する偏心ディスク１０４Ｂ、クランクピン１０６ｅ、１０７ｅが貫通する偏心ディスク１０４Ｃ、クランクピン１０６ｇ、１０７ｇが貫通する偏心ディスク１０４Ｅ、およびクランクピン１０６ｈ、１０７ｈが貫通する偏心ディスク１０４Ｆは、中間点Ｍと第１支点Ｏ３を結ぶ線が２つの貫通孔１０４ａ、１０４ｂの中心１０４ｅ、１０４ｆを結ぶ線と６０°で交差するものによって構成される。 As shown in FIG. 4, the first and second through holes 104a and 104b of the eccentric disks 104 through which the crank pins 106c to 106h and 107c to 107h pass are arranged adjacent to each other, and both the through holes An intermediate point M between 104a and 104b is formed to be offset from the first fulcrum O3. Further, the first and second through holes 104a and 104b of each eccentric disk 104 have an intermediate point M spaced at a predetermined angle (60 ° in this embodiment) in the circumferential direction around the first fulcrum O3. Are formed respectively. Specifically, among the six eccentric disks 104 of the present embodiment, the eccentric disk 104A through which the crank pins 106c and 107c pass and the eccentric disk 104D through which the crank pins 106f and 107f pass are the centers of the through holes 104a and 104b. A line connecting 104e and 104f is configured by being located on a line passing through the first fulcrum O3. Also, an eccentric disc 104B through which the crank pins 106d and 107d pass, an eccentric disc 104C through which the crank pins 106e and 107e pass, an eccentric disc 104E through which the crank pins 106g and 107g pass, and an eccentric disc 104F through which the crank pins 106h and 107h pass. Is formed by a line connecting the intermediate point M and the first fulcrum O3 intersecting with a line connecting the centers 104e and 104f of the two through holes 104a and 104b at 60 °.

従って、偏心量ｒにおける各偏心ディスク１０４Ａ〜１０４Ｅを、入力中心軸線Ｏ１を中心として個々に示すと各偏心ディスク１０４Ａ〜１０４Ｆは図５に示すような位置関係を有している。即ち、各偏心ディスク１０４Ａ〜１０４Ｅの中心となる第１支点Ｏ３の入力中心軸線Ｏ１に対する偏心量ｒを同一とした状態で、各クランクピン１０６ｃ〜１０６ｈ、１０７ｃ〜１０７ｈは中心軸線１０６ｂ、１０７ｂを中心にして時計回りに順に６０°ずつ回転した位置となり、各偏心ディスク１０４Ａ〜１０４Ｆも、入力中心軸線Ｏ１を中心にして時計回りに順に６０°ずつ回転した位置関係となる。 Accordingly, when the eccentric disks 104A to 104E at the eccentric amount r are individually shown around the input center axis O1, the eccentric disks 104A to 104F have a positional relationship as shown in FIG. That is, the crank pins 106c to 106h and 107c to 107h are centered on the center axis lines 106b and 107b in a state where the eccentric amount r with respect to the input center axis line O1 of the first fulcrum O3 serving as the center of each eccentric disk 104A to 104E is the same. Thus, the eccentric disks 104A to 104F are also in a positional relationship in which the eccentric disks 104A to 104F are rotated 60 degrees in order clockwise around the input center axis O1.

ジャーナル支持部材１５１は、第１、第２のエンジンＥＮＧ１、ＥＮＧ２の出力軸Ｓ１、Ｓ２の先端とスプライン結合される円筒部１５１ｄと、クランク部材１０６、１０７のクランクジャーナル１０６ｐ、１０７ｐを滑り軸受１５７を介して回転自在に支持する２つの貫通孔１５１ａ、１５１ｂを有するジャーナル支持部１５１ｈとからなる一体成形品である。 The journal support member 151 includes a cylindrical portion 151d that is spline-coupled to the tips of the output shafts S1 and S2 of the first and second engines ENG1 and ENG2, and a slide journal 157 that connects the crank journals 106p and 107p of the crank members 106 and 107. And a journal support portion 151h having two through-holes 151a and 151b that are rotatably supported.

また、２つの偏心ディスク１０４Ｃ、１０４Ｄとの間に位置するクランク部材１０６、１０７のクランクジャーナル１０６ｑ、１０７ｑは、ジャーナル支持部材１５２に形成された２つの貫通孔１５２ａ、１５２ｂによって滑り軸受１５７を介して回転自在に支持される。 In addition, the crank journals 106q and 107q of the crank members 106 and 107 positioned between the two eccentric disks 104C and 104D are inserted into the journal support member 152 via the slide bearing 157 by the two through holes 152a and 152b. It is supported rotatably.

さらに、クランク部材１０６、１０７のクランクジャーナル１０６ｒ、１０７ｒは、変速ギヤ１０６ａ、１０７ａを構成しており、これら変速ギヤ１０６ａ、１０７ａは、アクチュエータ１８０において、入力中心軸線Ｏ１と同軸に設けられた回転軸１８０ａのピニオン１８０ｂと噛み合うと共に、これらの周囲に設けられたリングギヤ１１５とも噛み合う。 Further, the crank journals 106r and 107r of the crank members 106 and 107 constitute transmission gears 106a and 107a. These transmission gears 106a and 107a are rotary shafts provided coaxially with the input center axis O1 in the actuator 180. It meshes with the pinion 180b of 180a and also meshes with the ring gear 115 provided around these.

そして、２本のクランク部材１０６、１０７を回転自在に支持するジャーナル支持部材１５１、１５２とリングギヤ１１５とは、それぞれベアリング１０２、１０５、１０３を介して第１、第２のトランスミッションＴＭ１、ＴＭ２（図１参照）のミッションケース１６０に支持されている。 The journal support members 151 and 152 and the ring gear 115 that rotatably support the two crank members 106 and 107 and the ring gear 115 are respectively connected to the first and second transmissions TM1 and TM2 (see FIG. 1)).

アクチュエータ１８０によって、ピニオン１８０ｂが回転することで、２つの変速ギヤ１０６ａ、１０７ａは同一回転速度で回転する。アクチュエータ１８０は、直流モータおよび減速機構などによって構成され、通常時は、ジャーナル支持部材１５１の回転と同期させてピニオン１８０ｂを回転させる。図６（ａ）〜（ｆ）に示すように、クランク部材１０６、１０７および偏心ディスク１０４は、入力中心軸線Ｏ１を中心に一体的に回転し、図６（ｄ）に示すように、偏心ディスク１０４の最大振れ幅Ｗは、偏心ディスク１０４の直径をＤとすると、Ｗ＝Ｄ＋２・ｒとなる。なお、図６（ａ）〜図６（ｆ）はクランク部材１０６、１０７および偏心ディスク１０４の回転角度をそれぞれ、α＝０°、６０°、１２０°、１８０°、２４０°、３００°とした状態を示している。 When the pinion 180b is rotated by the actuator 180, the two transmission gears 106a and 107a rotate at the same rotational speed. The actuator 180 is constituted by a DC motor, a speed reduction mechanism, and the like, and normally rotates the pinion 180b in synchronization with the rotation of the journal support member 151. As shown in FIGS. 6A to 6F, the crank members 106 and 107 and the eccentric disk 104 rotate integrally around the input center axis O1, and as shown in FIG. The maximum deflection width W of 104 is W = D + 2 · r, where D is the diameter of the eccentric disk 104. In FIGS. 6A to 6F, the rotation angles of the crank members 106 and 107 and the eccentric disk 104 are set to α = 0 °, 60 °, 120 °, 180 °, 240 °, and 300 °, respectively. Indicates the state.

また、ジャーナル支持部材１５１とピニオン１８０ｂが同期する回転数を基準として、ピニオン１８０ｂにジャーナル支持部材１５１の回転数を上回るか下回るかする回転数を与えることにより、ピニオン１８０ｂをジャーナル支持部材１５１に対して相対回転させる。このようにして、変速ギヤ１０６ａ、１０７ａを有するクランクジャーナル１０６ｒ、１０７ｒが自転することで、第１および第２クランクジャーナル１０６、１０７をそれぞれ中心として第１クランクピン１０６ｃ〜１０６ｈおよび第２クランクピン１０７ｃ〜１０７ｈが同期して回転し、入力中心軸線Ｏ１に対する第１支点Ｏ３の偏心量ｒを調節する。 Further, by giving the pinion 180b a rotational speed that is higher or lower than the rotational speed of the journal support member 151 on the basis of the rotational speed at which the journal support member 151 and the pinion 180b are synchronized, the pinion 180b is moved to the journal support member 151. And rotate it relative. In this way, the crank journals 106r and 107r having the transmission gears 106a and 107a rotate, whereby the first crank pins 106c to 106h and the second crank pin 107c are centered on the first and second crank journals 106 and 107, respectively. ˜107h rotate in synchronism to adjust the eccentric amount r of the first fulcrum O3 with respect to the input center axis O1.

ワンウェイクラッチＯＷＣは、入力中心軸線Ｏ１から離れた出力中心軸線Ｏ２の周りを回転する出力部材としてのクラッチインナ１２１と、外部から回転方向の動力を受けることで出力中心軸線Ｏ２の回りを揺動する入力部材としてのリング状のクラッチアウタ１２２と、これらクラッチアウタ１２２およびクラッチインナ１２１を互いにロック状態または非ロック状態にするために、クラッチアウタ１２２とクラッチインナ１２１の間に挿入された係合部材としての複数のローラ１２３と、ロック状態を与える方向にローラ１２３を付勢する付勢部材１２６とを有し、クラッチアウタ１２２の正方向（図３中の矢印ＲＤ１で示す方向）の回転速度がクラッチインナ１２１の正方向の回転速度を上回ったとき、クラッチアウタ１２２に入力された回転動力をクラッチインナ１２１に伝達し、それにより、クラッチアウタ１２２の揺動運動を出力部材１２１の回転運動に変換することができるようになっている。 The one-way clutch OWC swings around the output center axis O2 by receiving the power in the rotational direction from the outside with the clutch inner 121 as the output member rotating around the output center axis O2 away from the input center axis O1. As an input member, a ring-shaped clutch outer 122 and an engagement member inserted between the clutch outer 122 and the clutch inner 121 to lock the clutch outer 122 and the clutch inner 121 with each other. A plurality of rollers 123 and a biasing member 126 that biases the roller 123 in a direction to give a locked state, and the rotational speed of the clutch outer 122 in the forward direction (direction indicated by arrow RD1 in FIG. 3) is the clutch. When the rotational speed in the positive direction of the inner 121 is exceeded, it is input to the clutch outer 122. The rotational power was transmitted to the clutch inner 121, thereby and is capable of converting the oscillating motion of the clutch outer 122 to the rotational motion of the output member 121.

図２に示すように、ワンウェイクラッチＯＷＣのクラッチインナ１２１は、軸方向に一体に連続した部材として構成されたものであるが、クラッチアウタ１２２は、軸方向に複数に分割されており、偏心ディスク１０４および連結部材１３０の数だけ、軸方向に各々独立して揺動できるように配列されている。そして、ローラ１２３は、クラッチアウタ１２２毎に、クラッチアウタ１２２とクラッチインナ１２１との間に挿入されている。 As shown in FIG. 2, the clutch inner 121 of the one-way clutch OWC is configured as a member that is integrally continuous in the axial direction, but the clutch outer 122 is divided into a plurality of parts in the axial direction, and the eccentric disk As many as 104 and the number of connecting members 130 are arranged so as to be able to swing independently in the axial direction. The roller 123 is inserted between the clutch outer 122 and the clutch inner 121 for each clutch outer 122.

リング状の各クラッチアウタ１２２上の周方向の１箇所には張り出し部１２４が設けられており、その張り出し部１２４には、出力中心軸線Ｏ２から離間した第２支点Ｏ４が設けられている。そして、各クラッチアウタ１２２の第２支点Ｏ４上にピン１２５が配置され、このピン１２５によって、連結部材１３０の先端（他端部）１３２がクラッチアウタ１２２に回転自在に連結されている。 An overhang portion 124 is provided at one circumferential position on each of the ring-shaped clutch outers 122, and the overhang portion 124 is provided with a second fulcrum O4 spaced from the output center axis O2. And the pin 125 is arrange | positioned on the 2nd fulcrum O4 of each clutch outer 122, The front-end | tip (other end part) 132 of the connection member 130 is rotatably connected with the clutch outer 122 by this pin 125. FIG.

連結部材１３０は、一端側にリング部１３１を有し、そのリング部１３１の円形開口１３３の内周が、ベアリング１４０を介して、偏心ディスク１０４の外周に回転自在に嵌合されている。従って、このように連結部材１３０の一端が偏心ディスク１０４の外周に回転自在に連結されると共に、連結部材１３０の他端が、ワンウェイクラッチＯＷＣのクラッチアウタ１２２上に設けられた第２支点Ｏ４に回動自在に連結されることにより、入力中心軸線Ｏ１、第１支点Ｏ３、出力中心軸線Ｏ２、第２支点Ｏ４の４つの節を回動点とする四節リンク機構が構成されており、入力軸としてのジャーナル支持部材１５１から第１および第２のクランク部材１０６、１０７を介して偏心ディスク１０４に与えられる回転運動が、ワンウェイクラッチ１２０のクラッチアウタ１２２に対して該クラッチアウタ１２２の揺動運動として伝えられ、そのクラッチアウタ１２２の揺動運動がクラッチインナ１２１の回転運動に変換される。 The connecting member 130 has a ring part 131 on one end side, and the inner periphery of the circular opening 133 of the ring part 131 is rotatably fitted to the outer periphery of the eccentric disk 104 via a bearing 140. Therefore, one end of the connecting member 130 is rotatably connected to the outer periphery of the eccentric disk 104 in this way, and the other end of the connecting member 130 is connected to a second fulcrum O4 provided on the clutch outer 122 of the one-way clutch OWC. By being pivotably connected, a four-bar linkage mechanism having four nodes, that is, an input center axis O1, a first fulcrum O3, an output center axis O2, and a second fulcrum O4, is configured. The rotational movement given to the eccentric disk 104 from the journal support member 151 as the shaft through the first and second crank members 106 and 107 is the swinging movement of the clutch outer 122 with respect to the clutch outer 122 of the one-way clutch 120. , And the swinging motion of the clutch outer 122 is converted into the rotational motion of the clutch inner 121.

上記構成において、ピニオン１８０ｂをアクチュエータ１８０で動かすことにより、偏心ディスク１０４の偏心量ｒを変化させることができ、偏心量ｒを変更することで、ワンウェイクラッチ１２０のクラッチアウタ１２２の揺動角度θ２を変更することができる。このようにして、入力軸としてのジャーナル支持部材１５１の回転数に対するクラッチインナ１２１の回転数の比（変速比：レシオｉ）を変えることができ、偏心量ｒがゼロに設定可能とされることで変速比を無限大に設定することができる。 In the above configuration, the eccentric amount r of the eccentric disk 104 can be changed by moving the pinion 180b by the actuator 180, and the swing angle θ2 of the clutch outer 122 of the one-way clutch 120 can be changed by changing the eccentric amount r. Can be changed. In this way, the ratio (speed ratio: ratio i) of the rotational speed of the clutch inner 121 to the rotational speed of the journal support member 151 as the input shaft can be changed, and the eccentricity r can be set to zero. The gear ratio can be set to infinity.

＜変速原理＞
次に、図７〜図９を参照して、本実施形態のクランク式無段変速機構ＢＤの変速原理について説明する。 <Shifting principle>
Next, the speed change principle of the crank type continuously variable transmission mechanism BD of this embodiment will be described with reference to FIGS.

図７（ａ）〜（ｅ）において、左側の図は、偏心ディスク１０４Ａにおいて、ピニオン１８０ｂを相対回転させたときのクランク部材１０６、１０７の各回動角度θｃにおける偏心量の変化を示す図であり、右側の図は、クランクジャーナル１０６ｒ、１０７ｒの中心軸線１０６ｂ、１０７ｂ（黒丸）と、クランクピン１０６ｃ、１０７ｃの中心軸線１０６ｋ、１０７ｋ（白丸）との位置関係を左側の図から抜き書きした図である。なお、クランクピン１０６ｃ、１０７ｃには、形状の理解を容易にするためにハッチングを施しており、また、図７（ｂ）〜（ｅ）では、図７（ａ）で示しているピニオン１８０ｂを省略し、変速ギヤ１０６ａ、１０７ａを実線の円で示している。 7A to 7E, the left diagram is a diagram showing the change in the eccentric amount at each rotation angle θc of the crank members 106 and 107 when the pinion 180b is relatively rotated in the eccentric disk 104A. The diagram on the right is a diagram in which the positional relationship between the center axes 106b and 107b (black circles) of the crank journals 106r and 107r and the center axes 106k and 107k (white circles) of the crank pins 106c and 107c is extracted from the diagram on the left. is there. The crank pins 106c and 107c are hatched to facilitate understanding of the shape. In FIGS. 7B to 7E, the pinion 180b shown in FIG. The transmission gears 106a and 107a are indicated by solid circles.

図７（ａ）に示すように、偏心ディスク１０４Ａにおいて、クランク部材１０６、１０７の回動角度θｃ＝０°では、クランクピン１０６ｃ、１０７ｃの中心軸線１０６ｋ、１０７ｋに対して、クランクジャーナル１０６ｒ、１０７ｒの中心軸線１０６ｂ、１０７ｂがそれぞれ上方にオフセットした位置となり、ピニオン１８０ｂと同軸の入力中心軸線Ｏ１と偏心ディスク１０４Ａの中心である第１支点Ｏ３とが重なっている。従って、入力中心軸線Ｏ１に対する偏心ディスク１０４の中心（第１支点Ｏ３）の偏心量ｒはゼロとなり、変速比ｉを「無限大（∞）」にすることができる。 As shown in FIG. 7 (a), in the eccentric disc 104A, the crank journals 106r, 107r with respect to the central axes 106k, 107k of the crank pins 106c, 107c at the rotation angle θc = 0 ° of the crank members 106, 107. The center axis lines 106b and 107b are offset upward, and the input center axis O1 coaxial with the pinion 180b and the first fulcrum O3 which is the center of the eccentric disk 104A overlap. Therefore, the eccentric amount r of the center of the eccentric disk 104 (first fulcrum O3) with respect to the input center axis O1 becomes zero, and the transmission ratio i can be set to “infinity (∞)”.

次に、図７（ｂ）〜図７（ｄ）に示すように、クランク部材１０６、１０７の回動角度θｃ＝４５°、９０°、１３５°では、クランクピン１０６ｃ、１０７ｃの中心軸線１０６ｋ、１０７ｋがクランクジャーナル１０６ｒ、１０７ｒの中心軸線１０６ｂ、１０７ｂに対して同一方向に回動し、入力中心軸線Ｏ１から偏心ディスク１０４の中心（第１支点Ｏ３）が徐々に離れ、偏心量ｒが徐々に大きくなる。 Next, as shown in FIGS. 7B to 7D, when the rotation angles θc of the crank members 106 and 107 are 45 °, 90 °, and 135 °, the central axes 106k of the crank pins 106c and 107c, 107k rotates in the same direction with respect to the center axis lines 106b and 107b of the crank journals 106r and 107r, and the center (first fulcrum O3) of the eccentric disk 104 is gradually separated from the input center axis line O1, and the eccentric amount r gradually increases. growing.

そして、図７（ｅ）に示すように、クランク部材１０６、１０７の回動角度がθｃ＝１８０°では、クランクピン１０６ｃ、１０７ｃの中心軸線１０６ｋ、１０７ｋに対して、クランクジャーナル１０６ｒ、１０７ｒの中心軸線１０６ｂ、１０７ｂがそれぞれ下方にオフセットした位置となり、入力中心軸線Ｏ１に対する偏心ディスク１０４の中心（第１支点Ｏ３）が最も離れ、偏心量ｒが最大となり、小さな変速比を実現することができる。 As shown in FIG. 7 (e), when the rotation angle of the crank members 106 and 107 is θc = 180 °, the center of the crank journals 106r and 107r with respect to the central axes 106k and 107k of the crank pins 106c and 107c. The axes 106b and 107b are offset downward, the center of the eccentric disk 104 (first fulcrum O3) is farthest from the input center axis O1, and the eccentricity r is maximized, so that a small gear ratio can be realized.

このようなクランク部材１０６、１０７の回動角度θｃによる偏心量ｒの調整は、図２に示したアクチュエータ１８０の回転軸１８０ａの回転速度を、ＥＣＵ５（図１参照）によって制御することにより行われる。 Adjustment of the eccentricity r by the rotation angle θc of the crank members 106 and 107 is performed by controlling the rotational speed of the rotary shaft 180a of the actuator 180 shown in FIG. 2 by the ECU 5 (see FIG. 1). .

図８に示すように、クランク式無段変速機構ＢＤでは、入力中心軸線Ｏ１、第１支点Ｏ３、出力中心軸線Ｏ２、第２支点Ｏ４の４つの節を回動点とする四節リンク機構が構成されており、ジャーナル支持部材１５１から偏心ディスク１０４に与えられる回転運動が、ワンウェイクラッチＯＷＣのクラッチアウタ１２２に揺動運動として伝えられ、そのクラッチアウタ１２２の揺動運動がクラッチインナ１２１の回転運動に変換される。 As shown in FIG. 8, in the crank type continuously variable transmission mechanism BD, a four-bar linkage mechanism having four nodes of an input center axis O1, a first fulcrum O3, an output center axis O2, and a second fulcrum O4 as pivot points is provided. The rotational motion applied to the eccentric disk 104 from the journal support member 151 is transmitted as a swing motion to the clutch outer 122 of the one-way clutch OWC, and the swing motion of the clutch outer 122 is the rotational motion of the clutch inner 121. Is converted to

図９（ａ）に示すように、偏心ディスク１０４の偏心量ｒを「大」にし、第１支点Ｏ３を入力中心軸線Ｏ１を中心として矢印方向に回転させた場合は、ワンウェイクラッチＯＷＣのクラッチアウタ１２２の揺動角度θ２を大きくすることができるので、小さな変速比ｉを実現することができる。 As shown in FIG. 9A, when the eccentric amount r of the eccentric disk 104 is set to “large” and the first fulcrum O3 is rotated in the direction of the arrow about the input center axis O1, the clutch outer of the one-way clutch OWC Since the swing angle θ2 of 122 can be increased, a small gear ratio i can be realized.

図９（ｂ）に示すように、偏心ディスク１０４の偏心量ｒを「中」にした場合は、ワンウェイクラッチＯＷＣのクラッチアウタ１２２の揺動角度θ２を、図９（ａ）の場合の揺動角度θ２より小さくすることができるので、図９（ａ）の場合より大きな変速比ｉを実現することができる。 As shown in FIG. 9B, when the eccentric amount r of the eccentric disk 104 is set to “medium”, the swing angle θ2 of the clutch outer 122 of the one-way clutch OWC is set to the swing in the case of FIG. Since it can be made smaller than the angle θ2, it is possible to realize a larger gear ratio i than in the case of FIG.

図９（ｃ）に示すように、偏心ディスク１０４の偏心量ｒを「小」にした場合は、ワンウェイクラッチＯＷＣのクラッチアウタ１２２の揺動角度θ２を、図９（ｂ）の場合の揺動角度θ２より小さくすることができるので、図９（ｂ）の場合より大きな変速比ｉを実現することができる。 As shown in FIG. 9C, when the eccentric amount r of the eccentric disk 104 is “small”, the swing angle θ2 of the clutch outer 122 of the one-way clutch OWC is set to the swing in the case of FIG. 9B. Since it can be made smaller than the angle θ2, it is possible to realize a larger gear ratio i than in the case of FIG.

従って、偏心ディスク１０４の偏心量ｒが小さいほどクラッチアウタ１２２の揺動角度θ２が小さくなる一方、変速比ｉは大きくなり、偏心ディスク１０４の偏心量ｒを「ゼロ」にした場合は、ワンウェイクラッチＯＷＣのクラッチアウタ１２２の揺動角度θ２を「ゼロ」にすることができるので、変速比ｉを「無限大（∞）」にすることができる。 Therefore, the smaller the eccentric amount r of the eccentric disk 104 is, the smaller the swing angle θ2 of the clutch outer 122 is, while the transmission ratio i is larger, and when the eccentric amount r of the eccentric disk 104 is set to “zero”, the one-way clutch Since the swing angle θ2 of the OWC clutch outer 122 can be set to “zero”, the gear ratio i can be set to “infinity (∞)”.

図８に示すように、ワンウェイクラッチＯＷＣのクラッチアウタ１２２は、連結部材１３０を介して偏心ディスク１０４から与えられる動力を受けて揺動運動する。偏心ディスク１０４を回転させるジャーナル支持部材１５１が１回転すると、ワンウェイクラッチＯＷＣのクラッチアウタ１２２は、１往復揺動する。 As shown in FIG. 8, the clutch outer 122 of the one-way clutch OWC receives the power applied from the eccentric disk 104 via the connecting member 130 and swings. When the journal support member 151 that rotates the eccentric disk 104 makes one rotation, the clutch outer 122 of the one-way clutch OWC swings one reciprocating motion.

以上説明したように、本実施形態の無段変速機構ＢＤによれば、偏心ディスク１０４に従来のような歯車に噛み合う内歯や摺動面を設ける必要がなく、部品の加工を簡素化することができ、偏心ディスク１０４の生産性、ひいては無段変速機構ＢＤの生産性を向上させることができると共にコストを低減することができる。 As described above, according to the continuously variable transmission mechanism BD of the present embodiment, it is not necessary to provide the eccentric disk 104 with internal teeth and sliding surfaces that mesh with conventional gears, thereby simplifying the machining of components. Thus, the productivity of the eccentric disk 104 and the productivity of the continuously variable transmission mechanism BD can be improved, and the cost can be reduced.

また、本実施形態のクランク式無段変速機構ＢＤは、アクチュエータ１８０の回転速度を制御するだけで、入力中心軸線Ｏ１に対する第１支点Ｏ３の偏心量ｒを調節して変速比を容易に変更することができる。また、アクチュエータ１８０に設けられた入力中心軸線Ｏ１上で回転するピニオン１８０ｂが２本のクランク部材１０６、１０７のクランクジャーナル１０６ｒ、１０７ｒの変速ギヤ１０６ａ、１０７ａと噛合するので、容易に調芯することができる。 Further, the crank type continuously variable transmission mechanism BD of the present embodiment easily changes the gear ratio by adjusting the eccentric amount r of the first fulcrum O3 with respect to the input center axis O1, simply by controlling the rotational speed of the actuator 180. be able to. Further, the pinion 180b that rotates on the input center axis O1 provided on the actuator 180 meshes with the transmission gears 106a and 107a of the crank journals 106r and 107r of the two crank members 106 and 107. Can do.

また、本実施形態の自動車用駆動システムは、クランク式無段変速機構ＢＤを搭載することによって、第１、第２のエンジンＥＮＧ１、ＥＮＧ２の回転数を変更せずに変速比を無段階に調節してスムーズに出力回転数を変化させることができるので、第１、第２のエンジンＥＮＧ１、ＥＮＧ２を効率の良い回転数で運転することができる。よって、第１、第２のエンジンＥＮＧ１、ＥＮＧ２の燃料消費を低減することができる。また、変速比無限大とすることで、ジャーナル支持部材１５１から変速機出力軸１２７への動力伝達を切断することができ、クラッチの機能を果たすことができるため、クラッチを省くことができ、コストを削減することができる。 In addition, the vehicle drive system of the present embodiment is equipped with a crank type continuously variable transmission mechanism BD, thereby adjusting the transmission ratio steplessly without changing the rotational speeds of the first and second engines ENG1, ENG2. Since the output rotation speed can be changed smoothly, the first and second engines ENG1, ENG2 can be operated at an efficient rotation speed. Therefore, the fuel consumption of the first and second engines ENG1, ENG2 can be reduced. In addition, by setting the transmission ratio to infinite, power transmission from the journal support member 151 to the transmission output shaft 127 can be cut off, and the clutch function can be achieved, so that the clutch can be omitted and the cost can be reduced. Can be reduced.

＜偏心ディスクの構造＞次に、図１０〜図１２を参照して、本実施形態の偏心ディスクの構造について説明する。 <Structure of Eccentric Disk> Next, the structure of the eccentric disk of this embodiment will be described with reference to FIGS.

本実施形態の偏心ディスク１０４は、図１０および図１１に示すように、第１のクランク部材１０６の第１クランクピン１０６ｃ〜１０６ｈが挿通される第１の貫通孔１０４ａと、第２のクランク部材１０７の第２クランクピン１０７ｃ〜１０７ｈが挿通される第２の貫通孔１０４ａとを、その内周面の一部の領域Ｄで連通するように構成している。そして、この第１および第２の貫通孔１０４ａ、１０４ｂが連通する領域（以下、連通領域）Ｄは、少なくとも第１の貫通孔１０４ａと第２の貫通孔１０４ｂが最も近接する位置に設けられる。 As shown in FIGS. 10 and 11, the eccentric disk 104 of the present embodiment includes a first through hole 104a through which the first crank pins 106c to 106h of the first crank member 106 are inserted, and a second crank member. The second through hole 104a through which the second crank pins 107c to 107h of 107 are inserted is configured to communicate with a part of the region D on the inner peripheral surface thereof. A region D (hereinafter referred to as a communication region) D in which the first and second through holes 104a and 104b communicate with each other is provided at a position where at least the first through hole 104a and the second through hole 104b are closest to each other.

また、図１１（ｂ）、（ｃ）に示すように、第１クランクピン１０６ｃ〜１０６ｈと第１の貫通孔１０４ａの内周面とが接触する範囲ｄ１と、第２クランクピン１０７ｃ〜１０７ｈと第２の貫通孔１０４ｂの内周面とが接触する範囲ｄ２をそれぞれ１８０°以上確保する。つまり、図１１（ｂ）のように第１の貫通孔１０４ａと第２の貫通孔１０４ｂが少なくとも長円をなすように構成される。ここで、第１および第２の貫通孔１０４ａ、１０４ｂを少なくとも長円とする意味は、接触範囲ｄ１、ｄ２を１８０°未満まで減らすと、図１１（ｄ）に示すように、クランクピン同士が接触する可能性があると共に、２本のクランク部材１０６、１０７の変速時の自転動作や偏心回転時の公転動作において、クランクピンを支持する部材がないため、クランクピンが貫通孔内で軸方向と直交する方向に変位してしまいクランクピンの支持が不安定となるからである。このようなクランクピンの変位は、偏心量ｒの保持精度の悪化の原因となる。 Further, as shown in FIGS. 11B and 11C, a range d1 in which the first crank pins 106c to 106h and the inner peripheral surface of the first through hole 104a are in contact with each other, and second crank pins 107c to 107h, A range d2 in contact with the inner peripheral surface of the second through-hole 104b is ensured by 180 ° or more. That is, as shown in FIG. 11B, the first through hole 104a and the second through hole 104b are configured to form at least an ellipse. Here, the meaning that the first and second through holes 104a and 104b are at least oval is that when the contact ranges d1 and d2 are reduced to less than 180 °, the crankpins are connected to each other as shown in FIG. In addition, there is no member that supports the crankpin in the rotation operation during shifting of the two crank members 106 and 107 and the revolution operation during eccentric rotation, so that the crankpin is axial in the through hole. This is because the support of the crankpin becomes unstable due to displacement in a direction perpendicular to the axis. Such a displacement of the crankpin causes a deterioration in the holding accuracy of the eccentricity r.

また、上記連通領域Ｄは、図２に示す第１および第２クランクジャーナル１０６ｐ、１０６ｑ、１０６ｒ、１０７ｐ、１０７ｑ、１０７ｒの中心軸線１０６ｂ、１０７ｂを中心として第１クランクピン１０６ｃ〜１０６ｈおよび第２クランクピン１０７ｃ〜１０７ｈが回転することで当該第１クランクピン１０６ｃ〜１０６ｈおよび第２クランクピン１０７ｃ〜１０７ｈから偏心ディスク１０４に最も荷重が加わる領域ｄ３（図１１（ｃ）参照）とは異なる領域に設けられる。つまり、偏心回転する各クランクピンの外周面と各貫通孔の内周面とが接触する領域ｄ３を回避するように上記連通領域Ｄが形成される。これにより、各貫通孔の内周面におけるクランクピンから荷重を受ける側（クランクピンの公転方向前方）に受圧部位を確保できるので、安定してクランクピンからの入力を受け止めると共に、変速時のフリクションを低減することができる。 Further, the communication region D includes the first crank pins 106c to 106h and the second crank centered on the central axes 106b and 107b of the first and second crank journals 106p, 106q, 106r, 107p, 107q, and 107r shown in FIG. The pin 107c to 107h is provided in a region different from the region d3 (see FIG. 11C) where the load is most applied to the eccentric disk 104 from the first crank pins 106c to 106h and the second crank pins 107c to 107h by rotating. It is done. That is, the communication region D is formed so as to avoid a region d3 where the outer peripheral surface of each crankpin that rotates eccentrically and the inner peripheral surface of each through-hole contact. As a result, the pressure receiving part can be secured on the inner peripheral surface of each through hole on the side receiving the load from the crank pin (front of the crank pin in the revolution direction), so that the input from the crank pin can be stably received and the friction during shifting can be ensured. Can be reduced.

以上のように、本実施形態の偏心ディスク１０４の貫通孔１０４ａ、１０４ｂの構造によれば、図１２に示す従来の貫通孔間に確保していた肉厚部分Ｄ’を削り落とすことができるので、クラックが発生しその破片がコンタミとなるなどの弊害を排除すると共に、クランクシャフト同士を近接した配置にできるため、偏心ディスク１０４の外径を小さくでき、機構全体を小型化できる無段変速機構を実現する。また、クランクピンと貫通孔の摺動面をできるだけ減らすことで、変速時のフリクションを低減でき、レシオ保持性を高精度に維持することができる。 As described above, according to the structure of the through holes 104a and 104b of the eccentric disk 104 of this embodiment, the thick portion D ′ secured between the conventional through holes shown in FIG. 12 can be scraped off. Continuously variable transmission mechanism that eliminates the adverse effects of cracks and the resulting contamination of the fragments, and allows the crankshafts to be placed close to each other, thus reducing the outer diameter of the eccentric disk 104 and reducing the size of the entire mechanism. Is realized. Further, by reducing the sliding surfaces of the crank pin and the through hole as much as possible, the friction at the time of shifting can be reduced, and the ratio retention can be maintained with high accuracy.

なお、上述した実施の形態は、本発明の実現手段としての一例であり、本発明は、その趣旨を逸脱しない範囲で、適宜、変形、改良、等が可能である。 The embodiment described above is an example as means for realizing the present invention, and the present invention can be appropriately modified, improved, and the like without departing from the spirit of the present invention.

本実施形態のクランク式無段変速機ＢＤは、６組の四節リンク機構で構成したが、これに限られず、６組未満または６組を超える数で構成しても良い。 The crank type continuously variable transmission BD of the present embodiment is configured with six sets of four-bar linkage mechanisms, but is not limited thereto, and may be configured with a number of less than six sets or more than six sets.

また、第１クランク部材１０６および第２クランク部材１０７とでは、クランクピンの直径を互いに等しくし、また、クランクピンの中心軸線とクランクジャーナルの中心軸線の距離を互いに等しい距離としたが、いずれも必ずしも等しくしなくてもよい。 Further, in the first crank member 106 and the second crank member 107, the diameters of the crank pins are made equal to each other, and the distance between the center axis of the crank pin and the center axis of the crank journal is made equal to each other. It does not necessarily have to be equal.

また、上記実施形態では、２つのエンジンＥＮＧ１、ＥＮＧ２、２つのトランスミッションＴＭ１、ＴＭ２、２つのワンウェイクラッチＯＷＣ１、ＯＷＣ２、２つのモータジェネレータＭＧ１、ＭＧ２、および２つのクラッチ機構ＣＬ１、ＣＬ２を有する場合について説明したが、エンジン、トランスミッション、ワンウェイクラッチ、クラッチ機構を１つずつ備える構成、あるいは、３つ以上備える構成にも適用可能である。また、エンジンとしては、主にガソリンエンジンやディーゼルエンジンを用いることができるが、それ以外に水素エンジンなどを用いることもできるし、種類の異なるエンジンを組み合わせて用いることもできる。 In the above embodiment, a case where two engines ENG1, ENG2, two transmissions TM1, TM2, two one-way clutches OWC1, OWC2, two motor generators MG1, MG2, and two clutch mechanisms CL1, CL2 are described. However, the present invention can also be applied to a configuration including one engine, a transmission, a one-way clutch, and a clutch mechanism, or a configuration including three or more. As the engine, a gasoline engine or a diesel engine can be mainly used, but a hydrogen engine or the like can also be used in addition thereto, and different types of engines can be used in combination.

１…自動車用駆動システム
１０４…偏心ディスク、
１０４ａ…第１の貫通孔
１０４ｂ…第２の貫通孔
１０６…第１のクランク部材
１０６ｂ…第１クランクジャーナルの中心軸線
１０６ｃ〜１０６ｈ…第１クランクピン
１０６ｋ…第１クランクピンの中心軸線
１０７…第２のクランク部材
１０７ｂ…第２クランクジャーナルの中心軸線
１０７ｃ〜１０７ｈ…第２クランクピン
１０７ｋの第２クランクピンの中心軸線
１３０…連結部材
１５１…入力軸
ＢＤ…無段変速機構
ＥＮＧ１…第１のエンジン
ＥＮＧ２…第２のエンジン
ＯＷＣ、ＯＷＣ１、ＯＷＣ２…ワンウェイクラッチ 1 ... Automotive drive system 104 ... Eccentric disc,
104a ... first through hole 104b ... second through hole 106 ... first crank member 106b ... first crank journal central axis 106c to 106h ... first crank pin 106k ... first crank pin central axis 107 ... first 2nd crank member 107b ... center axis 107c-107h of second crank journal ... center axis 130 of second crank pin of second crank pin 107k ... connecting member 151 ... input shaft BD ... continuously variable transmission mechanism ENG1 ... first engine ENG2 ... Second engine OWC, OWC1, OWC2 ... One-way clutch

Claims

A continuously variable transmission mechanism (BD) that shifts and outputs rotational power generated from a power source (ENG1, ENG2),
An input shaft (151) that rotates around the input center axis (O1) by receiving the rotational power;
The first fulcrum (O3) that is provided at equal intervals in the circumferential direction around the input center axis (O1) and that can change the amount of eccentricity (r) with respect to the input center axis (O1) is the center of each. A through hole extending around the input center axis (O1) with the input shaft (151) and extending in parallel with the input center axis (O1) while maintaining the eccentricity (r). A plurality of eccentric disks (104) on which 104a, 104b) are respectively formed;
A plurality of first crank pins (106c to 106h) that rotatably pass through the through holes (104a, 104b) formed in the plurality of eccentric discs (104) and are connected to each other, and the first cranks. A first crank member (106) having a plurality of first crank journals (106p-106r) having a central axis (106b) at a position offset by an equal distance from the central axis (106k) of the pins (106c-106h);
A plurality of second crank pins (107c to 107h) that are rotatably connected to the through holes (104a, 104b) formed in the plurality of eccentric discs (104) and are respectively connected to each other, and the second cranks. A second crank member (107) having a plurality of second crank journals (107p to 107r) having a central axis (107b) at positions offset by an equal distance from the central axis (107k) of the pins (107c to 107h);
An output member (121) that rotates around an output center axis (O2) away from the input center axis (O1), and swings around the output center axis (O2) by receiving rotational power from the outside. And an engaging member (123) that locks or locks the input member (122) and the output member (121) with each other, and the positive direction of the input member (122). When the rotational speed of the output member (121) exceeds the rotational speed in the positive direction of the output member (121), the rotational power input to the input member (122) is transmitted to the output member (121), thereby the input member (121). 122) a one-way clutch (OWC) that converts the swinging motion of 122) into the rotational motion of the output member (121);
One end (131) is rotatably connected to the outer periphery of each eccentric disk (104) around the first fulcrum (O3), and the other end (132) is an input member (122) of the one-way clutch (OWC). By being rotatably connected to a second fulcrum (O4) provided at a position separated from the upper output center axis (O2), it is given from the input shaft (151) to the eccentric disk (104). A plurality of connecting members (130) for transmitting rotational motion as swinging motion of the input member (122) to the input member (122) of the one-way clutch (OWC);
The first crank pins (106c to 106h) and the second crank pins (107c to 107h) are synchronously rotated around the first and second crank journals (106p to 106r, 107p to 107r), respectively, The swing transmitted from the eccentric disc (104) to the input member (122) of the one-way clutch (OWC) by adjusting the eccentric amount (r) of the first fulcrum (O3) with respect to the input center axis (O1). An actuator (180) for changing the swing angle of the motion is provided, and the rotational power input to the input shaft (151) by the actuator (180) is transmitted through the eccentric disk (104) and the connecting member (130). When the rotational power is transmitted to the output member (121) of the one-way clutch (OWC). The speed ratio variable mechanism (5, 180a, 180b, 180) that changes the speed ratio (i) and sets the speed ratio (i) to infinity by allowing the eccentricity (r) to be set to zero. And comprising
The through holes (104a, 104b) have a first through hole (104a) through which the first crank pins (106c to 106h) are inserted and a second through which the second crank pins (107c to 107h) are inserted. Through hole (104b),
The first through hole (104a) and the second through hole (104b) communicate with a partial region (D) of the inner peripheral surface thereof.
The continuously variable transmission mechanism characterized in that the communicating region (D) is provided at a position where at least the first through hole (104a) and the second through hole (104b) are closest to each other.

The communication region (D) includes the first crank pins (106c to 106h) and the second crank pins (107c to 107h) around the first and second crank journals (106p to 106r, 107p to 107r), respectively. ) Is provided in a region different from the position (d3) where the load is most applied to the eccentric disk (104) from the first crank pins (106c to 106h) and the second crank pins (106c to 106h). The continuously variable transmission mechanism according to claim 1.