JP2016044727A - 無段変速機 - Google Patents

Abstract

【課題】内燃機関の動作行程に伴うトルク変動に応じた強度を有する、小型軽量化又は低コスト化を実現可能な無段変速機を提供する。
【解決手段】無段変速機は、複数の気筒を有する内燃機関からの駆動力が伝達される入力軸と、出力軸と、入力軸に偏心したカムディスク及びカムディスクに偏心して回転する回転ディスクを有する偏心機構と、出力軸に軸支された揺動リンクとを有し、入力軸の回転運動を揺動リンクの揺動運動に変換する複数のてこクランク機構と、出力軸に対する揺動リンクの一方向回転阻止機構とを備える。各偏心機構のカムディスクは、入力軸の周方向における所定角度毎に偏心して配置され、各気筒での圧縮行程から膨張行程に至る行程での上死点を越えた時点での入力軸の回転角度位置を基準位置としたとき、燃焼順序の隣り合う各気筒の基準位置間の回転角度差が所定角度と異なる。てこクランク機構の少なくとも一つは、内燃機関からの駆動力に対する強度が他と異なる。
【選択図】図９

Description

本発明は、クランク式の無段変速機に関する。

特許文献１には、エンジンに接続された入力軸の回転をコネクティングロッドの往復運動に変換し、コネクティングロッドの往復運動を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複数のクランク式の変速ユニットを備えた無段変速機及び当該無段変速機の制御装置が開示されている。

特許文献１に開示された無段変速機の各変速ユニットは、入力軸に偏心して設けられた固定ディスクと、この固定ディスクに偏心して回転自在に設けられた揺動ディスクとから構成される。また、揺動リンクと出力軸との間には、一方向クラッチが設けられている。一方向クラッチは、揺動リンクが出力軸に対して一方側に相対回転しようとするときに、出力軸に揺動リンクを固定し、他方側に相対回転しようとするときに、出力軸に対して揺動リンクを空転させる。

入力軸には、ピニオンシャフトが挿入されるとともに、固定ディスクの偏心方向に対向する箇所に切欠孔が形成され、この切欠孔からピニオンシャフトが露出している。揺動ディスクには入力軸及び固定ディスクを受け入れる受入孔が設けられている。この受入孔を形成する揺動ディスクの内周面には内歯が形成されている。内歯は、入力軸の切欠孔から露出するピニオンシャフトと噛合する。入力軸とピニオンシャフトとを同一速度で回転させると、変速ユニットにおける偏心機構の偏心量が維持される。入力軸とピニオンシャフトの回転速度を異ならせると、変速ユニットにおける偏心機構の偏心量が変更されて、変速比が変化する。

入力軸を回転させることにより変速ユニットの偏心機構を回転させると、コネクティングロッドの大径環状部が回転運動して、コネクティングロッドの他方の端部と連結される揺動リンクの揺動端部が揺動する。揺動リンクは、一方向クラッチを介して出力軸に設けられているため、一方側に回転するときのみ出力軸に回転駆動力（トルク）を伝達する。

特開２０１２−２５１６０８号公報

上記説明した無段変速機の各変速ユニットには、入力軸に加わる最大負荷に対応した疲労強度設計が一律に適用されている。しかし、エンジンの気筒数と当該無段変速機の変速ユニットの数によっては、トルクを伝達するコネクティングロッドにかかる負荷が、変速ユニットによって異なる場合がある。

エンジンの一連の動作行程では、ピストンの往復運動がコンロッドを介してクランク軸によってトルク変動を伴う回転駆動力となって取り出される。この回転駆動力に伴う負荷は、無段変速機の入力軸から変速ユニットのコネクティングロッドにかかる。エンジンの回転駆動力に伴う負荷が無段変速機の各コネクティングロッドに等しくかかるには、以下の（１）〜（２）の条件を満たす必要がある。
（１）エンジンの気筒数ｎと無段変速機の変速ユニットの数ｍの関係が、ｎ＝α・ｍ（但し、ｎ，ｍ＝自然数、ｎ，ｍ≠１）である。
（２）エンジンの１気筒の全行程に要するクランク角度θｃを気筒数ｎで除したクランク角度（θｃ／ｎ）と一致する角度毎に、無段変速機の入力軸に固定ディスクが偏心して配置されている。

具体的には、４サイクル（吸入行程、圧縮行程、膨張行程（燃焼行程）、排気行程）のエンジンの各気筒では、７２０度のクランク角度で一連の動作行程が終了するが、これを４気筒エンジンに適用する場合には、１８０度周期のクランク角度で各気筒が膨張行程を迎えるように設計している。各気筒での膨張行程で出力されるトルクは他の行程でのトルクよりも相対的に大きいため、エンジン全体としての出力トルクは脈動する。このため、無段変速機が例えば２つの変速ユニットを備え、入力軸に対して固定ディスクを１８０度毎に偏心して配置すると、各変速ユニットのコネクティングロッドがトルクを受ける周期はエンジンの各気筒における膨張行程のタイミングと重なるため、無段変速機のどちらの変速ユニットのコネクティングロッドも同じトルクを受ける。

一方、無段変速機が例えば３つの変速ユニットを備え、入力軸に対して固定ディスクを１２０度毎に偏心して配置すると、各変速ユニットのコネクティングロッドがトルクを受ける周期と４サイクルのエンジンの各気筒における膨張行程のタイミングとは異なる。このため、従来では、最も大きなトルクがかかる変速ユニットに対する疲労強度設計を基準として、当該設計を無段変速機における全ての変速ユニットに一律に適用していた。

一般的に、トルクに対する強度を上げるためには、トルク伝達経路に対する部材の断面積を増したり、剛性の高い素材によって部材を構成する。その結果、部材の重量が増したり形状が大型化したりコストが増加する場合がある。このため、上記説明した無段変速機において、最も大きなトルクがかかる変速ユニットにとって上記疲労強度設計は適当であるが、この変速ユニット以外の変速ユニットにとって上記疲労強度設計はオーバースペックであるだけでなく、小型軽量化や低コスト化を阻害する。

本発明の目的は、内燃機関の動作行程に伴うトルク変動に応じた強度を有する、小型軽量化又は低コスト化を実現可能な無段変速機を提供することである。

上記の目的を達成するために、請求項１に記載の発明は、
車両に搭載された複数の気筒（例えば、後述の実施形態での気筒Ｃ１，Ｃ２，Ｃ３，Ｃ４）を有する内燃機関（例えば、後述の実施形態でのエンジンＥ）からの駆動力が伝達される入力軸（例えば、後述の実施形態での入力軸２）と、
前記入力軸と平行に配置された出力軸（例えば、後述の実施形態での出力軸３）と、
前記入力軸に偏心して設けられたカムディスク（例えば、後述の実施形態でのカムディスク５）及びカムディスクに対して偏心して回転自在に設けられた回転ディスク（例えば、後述の実施形態での回転ディスク６）を有する偏心機構（例えば、後述の実施形態での回転半径調節機構４）と、前記出力軸に軸支された揺動リンク（例えば、後述の実施形態での揺動リンク１８）と、を有し、前記入力軸の回転運動を前記揺動リンクの揺動運動に変換する複数のてこクランク機構（例えば、後述の実施形態でのてこクランク機構２０）と、
前記揺動リンクが前記出力軸を中心として一方側に回転しようとするときに前記出力軸に対して前記揺動リンクを固定し、他方側に回転しようとするときに前記出力軸に対して前記揺動リンクを空転させる一方向回転阻止機構（例えば、後述の実施形態での一方向クラッチ１７）と、を備える無段変速機（例えば、後述の実施形態での無段変速機１）であって、
前記複数のてこクランク機構の各回転半径調節機構における前記カムディスクは、前記入力軸の周方向における所定角度毎に偏心して配置され、内燃機関の各気筒での圧縮行程から膨張行程に至る行程での上死点を越えた時点での前記入力軸の回転角度位置を基準位置としたとき、燃焼順序の隣り合う各気筒の基準位置間の回転角度差が所定角度と異なるよう構成され、前記複数のてこクランク機構の少なくとも一つは、内燃機関からの駆動力に対する強度が他のてこクランク機構と異なる。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、
前記複数のてこクランク機構のうち、前記基準位置での前記入力軸の回転角度と、前記カムディスクの前記入力軸に対する偏心角度との相対角度が最も小さいてこクランク機構は、前記内燃機関からの駆動力に対する強度が他のてこクランク機構より高い。

請求項３に記載の発明は、請求項１又は２に記載の発明において、
前記てこクランク機構は、一方の端部に前記偏心機構に回転自在に外嵌される大径環状部（例えば、後述の実施形態での大径環状部１５ａ）を有し、他方の端部が前記揺動リンクの揺動端部に連結されるコネクティングロッド（例えば、後述の実施形態でのコネクティングロッド１５）を有し、
強度が高いてこクランク機構の前記コネクティングロッドの幅は、強度が低いてこクランク機構の前記コネクティングロッドの幅よりも広い。

請求項４に記載の発明は、請求項１〜３のいずれか一項に記載の発明において、
前記基準位置は、前記膨張行程開始後の前記入力軸の回転角度位置であって、前記入力軸が前記基準位置で受けるトルクは、前記内燃機関の各気筒での行程で得られる最大のトルクである。

請求項５に記載の発明は、請求項１〜４のいずれか一項に記載の発明において、
前記複数の気筒の数は偶数である。

請求項１の発明によれば、圧縮行程から膨張行程に至る上死点を越えた入力軸の回転角度位置を基準位置とし、燃焼順序の隣り合う各気筒の基準位置間の回転角度差が、カムディスクが設けられる、入力軸の周方向の所定角度（カムディスクの配置位相角度）と異なるように構成したことで、内燃機関の動作行程に伴うトルク変動が入力軸にかかっても、当該トルク変動に対応した複数のてこクランク機構の強度が設計されることで、各てこクランク機構に必要な強度を確保することができる。また、複数のてこクランク機構に対し一律に強度を設定した場合と比較して、小型軽量化又は低コスト化を実現できる。

請求項２の発明によれば、回転角度位置が基準位置での入力軸には、その他の回転角度位置と比較して、大きなトルクがかかるため、基準位置に近いてこクランク機構の強度を高める設定とすることで、内燃機関からの駆動力に対する強度の最適化を図ることができる。

請求項３の発明によれば、大きなトルクがかかるてこクランク機構のコネクティングロッドの幅を他のてこクランク機構のコネクティングロッドの幅よりも広くすることで、トルク伝達経路に垂直な断面積を変えて、トルクの大きさに対処することができる。

請求項４の発明によれば、内燃機関の動作行程のうち、膨張行程の開始後が、入力軸が内燃機関のクランク軸から受けるトルクが最大となるため、基準位置に近いてこクランク機構の強度を高める設定とすることにつながる。

請求項５の発明によれば、内燃機関の気筒の数が奇数個であると、各てこクランク機構に対する出力トルクの位相が反転し、各てこクランク機構の強度の設定が煩雑になるため、内燃機関の気筒数は偶数であることが望ましい。

本実施形態の無段変速機を含む車両の内部構成を示すブロック図である。 本発明の無段変速機の実施形態を示す軸方向の断面図である。 図２に示した無段変速機の回転半径調節機構、コネクティングロッド及び揺動リンクを軸方向から示す模式図である。 図２の無段変速機の回転半径調節機構の回転半径の変化を示す模式図である。 図２の無段変速機の回転半径調節機構の回転半径の変化と、揺動リンクの揺動運動の揺動角の関係を示す模式図であり、（ａ）は回転半径が最大、（ｂ）は回転半径が中、（ｃ）は回転半径が小である場合を示す。 図２の無段変速機の回転半径調節機構の回転半径の変化に対する揺動リンクの角速度の変化を示すグラフである。 図２の無段変速機のてこクランク機構によって出力軸が回転される状態を示すグラフである。 図２に示した無段変速機のてこクランク機構のカムディスク同士の関係を表す模式図であり、（ａ）は各カムディスクの配置関係、（ｂ）は各カムディスクの位相の関係、（ｃ）は各カムディスクの軸間距離の関係を示す。 ４気筒４サイクルエンジンの出力トルクのトルク変動と、無段変速機が備えた６つのてこクランク機構との関係を示す模式的な説明図である。 ２気筒４サイクルエンジンの出力トルクのトルク変動と、無段変速機が備えた６つのてこクランク機構との関係を示す模式的な説明図である。 変形例に係る無段変速機の軸方向の断面図である。

以下、本発明の無段変速機の実施形態を説明する。

図１は、本実施形態の無段変速機を含む車両の内部構成を示すブロック図である。図１に示す車両に搭載された無段変速機１は、エンジンＥからの駆動力を左右の車軸を介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達する。

本実施形態の無段変速機１は、四節リンク機構型の無段変速機であり、変速比ｉ（ｉ＝入力軸の回転速度／出力軸の回転速度）を無限大（∞）にして出力軸の回転速度を「０」にできる変速機、いわゆるＩＶＴ（Infinity Variable Transmission）の一種である。

まず、図２及び図３を参照して、本実施形態の無段変速機１の構成について説明する。

本実施形態の無段変速機１は、入力軸２と、出力軸３と、６つの回転半径調節機構４とを備える。また、無段変速機１は、変速機ケース２１に収納されている。変速機ケース２１は、一端壁部２１ａと、一端壁部２１ａに対向して配置され、エンジンＥＮＧに固定されている他端壁部２１ｂと、一端壁部２１ａの外縁と他端壁部２１ｂの外縁とを連結する周壁部２１ｃとによって形成されている。一端壁部２１ａと他端壁部２１ｂには、入力軸２を軸支するための入力軸側開口部と、出力軸３を軸支するための出力軸側開口部が形成されており、それらの入力軸側開口部と出力軸側開口部には、入力軸軸受２２と出力軸軸受２３が嵌合されている。

入力軸２は、中空の部材であり、エンジンＥからの回転駆動力を受けることで入力軸２の回転中心軸線Ｐ１を中心に回転する。

出力軸３は、入力軸２に平行に配置され、デファレンシャルギヤＤや車軸等を介して車両の駆動輪Ｗ等の駆動部に回転動力を伝達させる。

回転半径調節機構４の各々は、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１を中心として回転するように設けられ、カム部としてのカムディスク５と、回転部としての回転ディスク６と、ピニオンシャフト７とを有する。

カムディスク５は、円盤形状であり、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１から偏心して入力軸２と一体的に回転するように入力軸２に２個１組で設けられている。各１組のカムディスク５は、６組のカムディスク５で入力軸２の周方向を一回りするように配置されている。

回転ディスク６は、その中心から偏心した位置に受入孔６ａが設けられた円盤形状であり、その受入孔６ａを介して、１組のカムディスク５に対して１つずつ、回転自在に外嵌している。

回転ディスク６の受入孔６ａは、その中心が、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１からカムディスク５の中心Ｐ２（受入孔６ａの中心）までの距離Ｒａとカムディスク５の中心Ｐ２から回転ディスク６の中心Ｐ３までの距離Ｒｂとが同一となるように形成されている。また、回転ディスク６の受入孔６ａには、１組のカムディスク５の間となる位置に、内歯６ｂが設けられている。

ピニオンシャフト７は、中空の入力軸２内に、入力軸２と同心に配置され、入力軸２に対して相対回転自在になっている。また、ピニオンシャフト７の外周には、外歯７ａが設けられている。ピニオンシャフト７の外周に設けられた外歯７ａは、回転ディスク６の受入孔６ａの内周に設けられた内歯６ｂと噛合している。さらに、ピニオンシャフト７には、差動機構８が接続されている。

差動機構８は、遊星歯車機構として構成され、サンギヤ９と、入力軸２に連結された第１リングギヤ１０と、ピニオンシャフト７に連結された第２リングギヤ１１と、サンギヤ９及び第１リングギヤ１０と噛合する大径部１２ａと、第２リングギヤ１１と噛合する小径部１２ｂとからなる段付きピニオン１２を自転及び公転自在に軸支するキャリア１３とを有している。また、差動機構８のサンギヤ９は、ピニオンシャフト７用の電動機からなる調節用駆動源１４の回転軸１４ａに連結されている。

そのため、調節用駆動源１４の回転速度を入力軸２の回転速度と同一にした場合、サンギヤ９と第１リングギヤ１０とが同一速度で回転することとなり、サンギヤ９、第１リングギヤ１０、第２リングギヤ１１及びキャリア１３の４つの要素が相対回転不能なロック状態となって、第２リングギヤ１１と連結するピニオンシャフト７が入力軸２と同一速度で回転する。

調節用駆動源１４の回転速度を入力軸２の回転速度よりも遅くした場合、サンギヤ９の回転数をＮｓ、第１リングギヤ１０の回転数をＮＲ１、サンギヤ９と第１リングギヤ１０のギヤ比（第１リングギヤ１０の歯数／サンギヤ９の歯数）をｊとすると、キャリア１３の回転数が（ｊ・ＮＲ１＋Ｎｓ）／（ｊ＋１）となる。また、サンギヤ９と第２リングギヤ１１のギヤ比（（第２リングギヤ１１の歯数／サンギヤ９の歯数）×（段付きピニオン１２の大径部１２ａの歯数／小径部１２ｂの歯数））をｋとすると、第２リングギヤ１１の回転数が｛ｊ（ｋ＋１）ＮＲ１＋（ｋ−ｊ）Ｎｓ｝／｛ｋ（ｊ＋１）｝となる。

したがって、調節用駆動源１４の回転速度を入力軸２の回転速度よりも遅くした場合であって、カムディスク５が固定された入力軸２の回転速度とピニオンシャフト７の回転速度とが同一である場合には、回転ディスク６はカムディスク５とともに一体に回転する。一方で、入力軸２の回転速度とピニオンシャフト７の回転速度とに差がある場合には、回転ディスク６はカムディスク５の中心Ｐ２を中心にカムディスク５の周縁を回転する。

図３に示すように、回転ディスク６は、カムディスク５に対して、Ｐ１からＰ２までの距離ＲａとＰ２からＰ３までの距離Ｒｂとが同一となるように偏心されている。そのため、回転ディスク６の中心Ｐ３を入力軸２の回転中心軸線Ｐ１と同心に位置させて、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１と回転ディスク６の中心Ｐ３との距離、すなわち、偏心量Ｒ１を「０」にすることもできる。

回転半径調節機構４、具体的には回転半径調節機構４の回転ディスク６の周縁には、コネクティングロッド１５が回転自在に外嵌している。

コネクティングロッド１５は、一方の端部に大径の大径環状部１５ａを有し、他方の端部に大径環状部１５ａの径よりも小径の小径環状部１５ｂを有している。コネクティングロッド１５の大径環状部１５ａは、ボールベアリングからなるコンロッド軸受１６を介して、回転ディスク６に外嵌している。

出力軸３には、一方向回転阻止機構としての一方向クラッチ１７を介して、揺動リンク１８が軸支されている。

一方向クラッチ１７は、出力軸３の回転中心軸線Ｐ４を中心として一方側に回転しようとする場合に出力軸３に対して揺動リンク１８を固定し、他方側に回転しようとする場合に出力軸３に対して揺動リンク１８を空転させる。

揺動リンク１８には、揺動端部１８ａが設けられ、揺動端部１８ａには、小径環状部１５ｂを軸方向で挟み込むことができるように形成された一対の突片１８ｂが設けられている。一対の突片１８ｂには、小径環状部１５ｂの内径に対応する貫通孔１８ｃが穿設されている。貫通孔１８ｃ及び小径環状部１５ｂに連結ピン１９が挿入されることによって、コネクティングロッド１５と揺動リンク１８とが連結されている。また、揺動リンク１８には、環状部１８ｄが設けられている。

本実施形態においては、一方向回転阻止機構として一方向クラッチ１７を用いているが、本発明の無段変速機に用いられる一方向回転阻止機構は、これに限らず、揺動リンク１８から出力軸３にトルクを伝達可能な揺動リンク１８の出力軸３に対する回転方向を切換自在に構成される二方向クラッチ（ツーウェイクラッチ）で構成してもよい。

次に、図２〜図６を参照して、本実施形態の無段変速機１のてこクランク機構について説明する。

図３に示すように、本実施形態の無段変速機１では、回転半径調節機構４と、コネクティングロッド１５と、揺動リンク１８とで、てこクランク機構２０（四節リンク機構）が構成されている。

このてこクランク機構２０によって、入力軸２の回転運動は、揺動リンク１８の揺動運動に変換される。本実施形態の無段変速機１は、図２に示すように、合計６個のてこクランク機構２０を備えている。

このてこクランク機構２０では、回転半径調節機構４の偏心量Ｒ１が「０」でない場合に、入力軸２とピニオンシャフト７を同一速度で回転させると、各コネクティングロッド１５が、６０度ずつ位相を変えながら、入力軸２と出力軸３との間で出力軸３側に押したり、入力軸２側に引いたりを交互に繰り返して、揺動リンク１８を揺動させる。

そして、揺動リンク１８と出力軸３との間には一方向クラッチ１７が設けられているので、揺動リンク１８が押された場合又は引かれた場合のいずれか一方の場合には、揺動リンク１８が固定されて出力軸３に揺動リンク１８の揺動運動の力が伝達されて出力軸３が回転し、他方の場合には、揺動リンク１８が空回りして出力軸３に揺動リンク１８の揺動運動の力が伝達されない。６つの回転半径調節機構４は、それぞれ６０度ずつ位相を変えて配置されているので、出力軸３は６つの回転半径調節機構４で順に回転させられる。

また、本実施形態の無段変速機１では、図４に示すように、回転半径調節機構４の回転半径、すなわち、偏心量Ｒ１を調節自在としている。

図４（ａ）は、偏心量Ｒ１を「最大」とした状態を示し、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１とカムディスク５の中心Ｐ２と回転ディスク６の中心Ｐ３とが一直線に並ぶように、ピニオンシャフト７と回転ディスク６とが位置する。この場合の変速比ｉは最小となる。図４（ｂ）は、偏心量Ｒ１を図４（ａ）よりも小さい「中」とした状態を示し、図４（ｃ）は、偏心量Ｒ１を図４（ｂ）よりも更に小さい「小」とした状態を示している。変速比ｉは、図４（ｂ）では図４（ａ）の変速比ｉよりも大きい「中」となり、図４（ｃ）では図４（ｂ）の変速比ｉよりも大きい「大」となる。図４（ｄ）は、偏心量Ｒ１を「０」とした状態を示し、入力軸２の回転中心軸線Ｐ１と、回転ディスク６の中心Ｐ３とが同心に位置する。この場合の変速比ｉは無限大（∞）となる。

また、図５は、本実施形態の回転半径調節機構４の回転半径、すなわち、偏心量Ｒ１の変化と、揺動リンク１８の揺動運動の揺動角（揺動範囲）の関係を示す模式図である。

図５（ａ）は偏心量Ｒ１が図４（ａ）の「最大」である場合（変速比ｉが最小である場合）、図５（ｂ）は偏心量Ｒ１が図４（ｂ）の「中」である場合（変速比ｉが中である場合）、図５（ｃ）は偏心量Ｒ１が図４（ｃ）の「小」である場合（変速比ｉが大である場合）の、回転半径調節機構４の回転運動に対する揺動リンク１８の揺動範囲θ２を示している。ここで、出力軸３の回転中心軸線Ｐ４からコネクティングロッド１５と揺動端部１８ａの連結点、すなわち連結ピン１９の中心Ｐ５までの距離が、揺動リンク１８の長さＲ２である。

この図５から明らかなように、偏心量Ｒ１が小さくなるにつれ、揺動リンク１８の揺動範囲θ２が狭くなり、偏心量Ｒ１が「０」になった場合には、揺動リンク１８は揺動しなくなる。

また、図６は、無段変速機１の回転半径調節機構４の位相θ１を横軸、揺動リンク１８の角速度ωを縦軸として、回転半径調節機構４の偏心量Ｒ１の変化に伴う角速度ωの変化の関係を示す図である。

この図６から明らかなように、偏心量Ｒ１が大きい（変速比ｉが小さい）ほど揺動リンク１８の角速度ωが大きくなることが分かる。

また、図７は、６つの回転半径調節機構４を回転させた場合（入力軸２とピニオンシャフト７とを同一速度で回転させた場合）の回転半径調節機構４の位相θ１に対する、各揺動リンク１８の角速度ωを示す図である。

この図７から、６つのてこクランク機構２０によって出力軸３がスムーズに回転されることが分かる。

また、図２に示したように、本実施形態の無段変速機１は、６つのてこクランク機構２０を備えている。

本実施形態の無段変速機１では、図８（ａ）に示すように、それらの６つのてこクランク機構２０の各々が有している回転半径調節機構４を、エンジンとは反対の側、すなわち、調節用駆動源（ＡＣＴ）１４側から順に、第１〜第６回転半径調節機構４ａ〜４ｆとし、それらの各々が有する各１組のカムディスク５を、第１〜第６カムディスク５ａ〜５ｆとしている。また、６つのてこクランク機構２０を、調節用駆動源１４側から順に、第１〜第６てこクランク機構２０ａ〜２０ｆとしている。

そして、図８（ｂ）に示すように、第１カムディスク５ａと第２カムディスク５ｂとの位相は、図８（ｂ）における反時計回りに、６０°ずれている。また、第２カムディスク５ｂと第３カムディスク５ｃとの位相は、図８（ｂ）における反時計回りに、６０°ずれている。第３カムディスク５ｃと第４カムディスク５ｄとの位相は、図８（ｂ）における反時計回りに、６０°ずれている。第４カムディスク５ｄと第５カムディスク５ｅとの位相は、図８（ｂ）における反時計回りに、６０°ずれている。第５カムディスク５ｅと第６カムディスク５ｆとの位相は、図８（ｂ）における反時計回りに、６０°ずれている。なお、エンジンのクランク軸の回転方向は、図８（ｂ）における反時計回りである。

また、図８（ｃ）にしめすように、各カムディスク５ａ〜５ｆは、入力軸２の軸方向において、等間隔となるように配置されている。

本実施形態の無段変速機１では、第１〜第６カムディスク５ａ〜５ｆの位相、すなわち、第１〜第６回転半径調節機構４ａ〜４ｆの位相と配置をこのような関係にすることによって、各回転半径調節機構４に生じる遠心力が互いに打ち消し合い、各回転半径調節機構４が回転する際に発生する振動が抑制されている。

次に、エンジンＥが４気筒４サイクルエンジンである場合の無段変速機１に最適な疲労強度設計を施した構成について、図９を参照して説明する。図９は、４気筒４サイクルエンジンの出力トルクのトルク変動と、無段変速機１が備えた６つのてこクランク機構２０との関係を示す模式的な説明図である。

図９に示すグラフの横軸は、４気筒４サイクルエンジンのクランク角度（クランク軸の回転角度）を示し、縦軸は当該エンジンの出力トルクを示す。なお、４気筒４サイクルエンジンの出力トルクは、４つの気筒Ｃ１〜Ｃ４）において各動作行程時のピストンからクランク軸を介して入力軸２に伝達するトルクを示す。また、４気筒４サイクルエンジン（以下、単に「エンジン」という。）は、クランク角度が７２０度で一連の動作行程が完結するが、図９に示す例では、各気筒Ｃ１〜Ｃ４が１８０度の等位相間隔で膨張行程を迎えるように設定されている。なお、気筒Ｃ１〜Ｃ４は、エンジンの振動対策としての点火順序に応じて、物理的な配列とは関係のない気筒Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４の順に膨張行程を迎えるよう設定されている。

図９に示すグラフでは、気筒Ｃ１のピストンが上死点（ＴＤＣ：Top Dead Center）に位置するときのクランク角度（入力軸２の回転角度位置）は０度であり、気筒Ｃ１の次に膨張行程を迎える気筒Ｃ２のピストンが上死点に位置するときのクランク角度は１８０度であり、気筒Ｃ２の次に膨張行程を迎える気筒Ｃ３のピストンが上死点に位置するときのクランク角度は３６０度であり、気筒Ｃ３の次に膨張行程を迎える気筒Ｃ４のピストンが上死点に位置するときのクランク角度は５４０度である。

また、気筒Ｃ１での圧縮行程から膨張行程に至る上死点（クランク角度＝０度）を越えた時点での、気筒Ｃ１から得られる出力トルクが最大となるクランク角度ｔ１を、気筒Ｃ１の基準位置とする。同様に、気筒Ｃ２での圧縮行程から膨張行程に至る上死点（クランク角度＝１８０度）を越えた時点での、気筒Ｃ２から得られる出力トルクが最大となるクランク角度ｔ２を、気筒Ｃ２の基準位置とする。また、気筒Ｃ３での圧縮行程から膨張行程に至る上死点（クランク角度＝３６０度）を越えた時点での、気筒Ｃ３から得られる出力トルクが最大となるクランク角度ｔ３を、気筒Ｃ３の基準位置とする。また、気筒Ｃ４での圧縮行程から膨張行程に至る上死点（クランク角度＝５４０度）を越えた時点での、気筒Ｃ４から得られる出力トルクが最大となるクランク角度ｔ４を、気筒Ｃ４の基準位置とする。

上記説明した無段変速機１が備える６つのてこクランク機構２０における各回転半径調節機構４ａ〜４ｆは、図８に示したように、入力軸２に６０度毎に位相を変えて配置されている。このため、本実施形態では、気筒Ｃ１からの出力トルクは主に第１てこクランク機構２０ａ〜第３てこクランク機構２０ｃによって伝達され、気筒Ｃ２からの出力トルクは主に第４てこクランク機構２０ｄ〜第５てこクランク機構２０ｆによって伝達され、気筒Ｃ３からの出力トルクは主に第１てこクランク機構２０ａ〜第３てこクランク機構２０ｃによって伝達され、気筒Ｃ４からの出力トルクは主に第４てこクランク機構２０ｄ〜第６てこクランク機構２０ｆによって伝達される。

但し、図９に示すように、気筒Ｃ１の基準位置（クランク角度ｔ１）に対するカムディスク５の偏心角度の相対角度は、第１てこクランク機構２０ａが最も小さく、第２てこクランク機構２０ｂが次に小さく、第３てこクランク機構２０ｃが最も大きい。また、気筒Ｃ３の基準位置（クランク角度ｔ３）に対するカムディスク５の偏心角度の相対角度は、第１てこクランク機構２０ａが最も小さく、第２てこクランク機構２０ｂが次に小さく、第３てこクランク機構２０ｃが最も大きい。このため、気筒Ｃ１，Ｃ３から受ける出力トルクの大きさは、第１てこクランク機構２０ａ、第２てこクランク機構２０ｂ、第３てこクランク機構２０ｃの順に小さくなる。このように、６つのてこクランク機構２０が受ける負荷の大きさはそれぞれ異なるため、本実施形態では、負荷の大きさに応じててこクランク機構２０のコネクティングロッド１５の幅を広く構成している。なお、コネクティングロッド１５の幅を広く構成すると、トルク伝達経路に垂直な断面積が大きくなるため、負荷に対する強度が上がる。

このように、第１〜第３てこクランク機構２０ａ〜２０ｃの各コネクティングロッド１５の幅はそれぞれ異なり、第３てこクランク機構２０ｃのコネクティングロッド１５の幅よりも、第１，第２てこクランク機構２０ａ，２０ｂのコネクティングロッド１５の各幅を広く構成し、第２てこクランク機構２０ｂのコネクティングロッド１５の幅よりも第１てこクランク機構２０ａのコネクティングロッド１５の幅の方を広く構成している。

気筒Ｃ２，Ｃ４の基準位置（クランク角度ｔ２，ｔ４）に対するカムディスク５の偏心角度の相対角度は、第４てこクランク機構２０ｄが最も小さく、第５てこクランク機構２０ｅが次に小さく、第６てこクランク機構２０ｆが最も大きい。したがって、第４〜第６てこクランク機構２０ｄ〜２０ｆの各コネクティングロッド１５の幅も、上記関係と同様である。すなわち、負荷の大きさに応じて第４〜第６てこクランク機構２０ｄ〜２０ｆの各コネクティングロッド１５の幅はそれぞれ異なり、第４てこクランク機構２０ｄのコネクティングロッド１５の幅よりも、第５，第６てこクランク機構２０ｅ，２０ｆのコネクティングロッド１５の各幅を広く構成し、第５てこクランク機構２０ｅのコネクティングロッド１５の幅よりも第４てこクランク機構２０ｄのコネクティングロッド１５の幅の方を広く構成している。

以上説明したように、本実施形態では、無段変速機１が備える６つのてこクランク機構２０が受けるエンジンからの出力トルクの大きさに応じて、コネクティングロッド１５の幅が異なる。すなわち、大きな負荷を受けるてこクランク機構２０のコネクティングロッド１５の幅は広く、小さな負荷を受けるてこクランク機構２０のコネクティングロッド１５の幅は狭く構成されている。このように、コネクティングロッド１５の幅が異なることで、各てこクランク機構２０に必要な強度を確保することができる。また、幅の狭いコネクティングロッド１５を含むてこクランク機構２０は薄く軽いため、全てのてこクランク機構２０に対し一律に強度を設定した場合と比較して、小型軽量化又は低コスト化を実現できる。

本実施形態の無段変速機１は、２気筒４サイクルエンジンに最適な疲労強度設計を施した構成とすることもできる。図１０は、２気筒４サイクルエンジンの出力トルクのトルク変動と、無段変速機１が備えた６つのてこクランク機構２０との関係を示す模式的な説明図である。図１０に示すように、気筒Ｃ１からの出力トルクは第１てこクランク機構２０ａ〜第６てこクランク機構２０ｆによって伝達され、気筒Ｃ２からの出力トルクも第１てこクランク機構２０ａ〜第６てこクランク機構２０ｆによって伝達される。

この場合、図１０に示すように、一方の気筒（例えば、気筒Ｃ１）の基準位置（例えば、クランク角度ｔ１）に対するカムディスク５の偏心角度の相対角度は、第１てこクランク機構２０ａが最も小さく、第２てこクランク機構２０ｂが次に小さく、第３〜第６てこクランク機構２０ｃ〜２０ｆは大きい。このため、当該一方の気筒から受ける出力トルクの大きさは、第１てこクランク機構２０ａ、第２てこクランク機構２０ｂ、第３〜第６てこクランク機構２０ｃ〜２０ｆの順に小さくなる。但し、当該一方の気筒の基準位置に対する第６てこクランク機構２０ｆにおけるカムディスク５の偏心角度の相対角度は最も大きいが、他方の気筒（例えば、気筒Ｃ２）の基準位置（例えば、クランク角度ｔ２）に対する相対角度は小さい。したがって、第６てこクランク機構２０ｆは、第１てこクランク機構２０ａ及び第２てこクランク機構２０ｂが比較的大きな出力トルクを受ける一方の気筒からの出力トルクよりも相対的に大きな出力トルクを他方の気筒から受ける。

このように、２気筒４サイクルエンジンを用いた場合も、６つのてこクランク機構２０が受ける負荷の大きさはそれぞれ異なるため、てこクランク機構２０のコネクティングロッド１５の幅は負荷の大きさに応じて構成される。

なお、上記説明では、てこクランク機構２０が受けるエンジンからの出力トルクの大きさに応じてコネクティングロッド１５の幅が異なるが、剛性の異なる素材を用いて、負荷に対するてこクランク機構２０の強度を変えても良い。また、コネクティングロッド１５の幅が異なるだけでなく、図３に示した揺動リンク１８と出力軸３の間に設けられる一方向クラッチ１７の強度が異なる構成であっても良い。また、エンジンＥの気筒数が奇数個であると、各てこクランク機構に対する出力トルクの位相が反転し、各てこクランク機構の強度の設定が煩雑になるため、エンジンＥの気筒数は偶数であることが望ましい。また、無段変速機１が備えるてこクランク機構２０の数は６つに限らず、２つ以上であればよい。また、エンジンＥは、４サイクルに限らず、２サイクルや６サイクルであっても良い。但し、エンジンＥの気筒数、各気筒における一連の動作行程のために要するクランク角度及び無段変速機１が備えるてこクランク機構２０の数の関係において、複数のてこクランク機構２０にエンジンＥからの出力トルクが等しくかかる構成を除く。すなわち、複数の気筒の基準位置間の回転角度差と、てこクランク機構２０におけるカムディスク５の入力軸２の周方向に設けられる所定角度差が異なる構成であれば良い。

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、図１１に示すように、無段変速機１には、入力軸２の略中央部に位置するカムディスク５に回転中心軸線Ｐ１を中心とした円筒面７ｅを設け、円筒面７ｅを周壁部２１ｃから延びる隔壁部２１ｄに中間軸受２６を介して回転自在に支持するように構成してもよい。この場合、隔壁部２１ｄの出力軸３側には、出力軸３を軸支する中間軸受２７が設けられ、リンク機構４０、第１相対角センサ４８及び第２相対角センサ４９は、出力軸軸受２３又は中間軸受２７に隣接する揺動リンク１８の少なくともいずれか一つに対して配置される。

１ 無段変速機
２ 入力軸
３ 出力軸
４ 回転半径調節機構
５ カムディスク
６ 回転ディスク
６ａ 受入孔
６ｂ 内歯
７ ピニオンシャフト
７ａ 外歯
８ 差動機構
９ サンギヤ
１０ 第１リングギヤ
１１ 第２リングギヤ
１２ 段付きピニオン
１２ａ 大径部
１２ｂ 小径部
１３ キャリア
１４ 調節用駆動源
１４ａ 回転軸
１５ コネクティングロッド
１５ａ 大径環状部
１５ｂ 小径環状部
１６ コンロッド軸受
１７ 一方向クラッチ
１８ 揺動リンク
１８ａ 揺動端部
１８ｂ 突片
１８ｃ 貫通孔
１８ｄ 環状部
１９ 連結ピン
２０ てこクランク機構
２１ 変速機ケース
２１ａ 一端壁部
２１ｂ 他端壁部
２１ｃ 周壁部
２２ 入力軸軸受
２３ 出力軸軸受
２６ 中間軸受
２７ 中間軸受
Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４ 気筒
Ｅ エンジン
Ｐ１ 入力軸２の回転中心軸線
Ｐ２ カムディスク５の中心
Ｐ３ 回転ディスク６の中心
Ｐ４ 出力軸３の回転中心軸線
Ｐ５ 連結ピン１９の中心
Ｒａ Ｐ１とＰ２の距離
Ｒｂ Ｐ２とＰ３の距離
Ｒ１ Ｐ１とＰ３の距離（偏心量，回転半径調節機構４の回転半径）
Ｒ２ Ｐ４とＰ５の距離（揺動リンク１８の長さ）
θ１ 回転半径調節機構４の位相
θ２ 揺動リンク１８の揺動範囲

Claims (5)

1. 車両に搭載された複数の気筒を有する内燃機関からの駆動力が伝達される入力軸と、
   前記入力軸と平行に配置された出力軸と、
   前記入力軸に偏心して設けられたカムディスク及び該カムディスクに対して偏心して回転自在に設けられた回転ディスクを有する偏心機構と、前記出力軸に軸支された揺動リンクと、を有し、前記入力軸の回転運動を前記揺動リンクの揺動運動に変換する複数のてこクランク機構と、
   前記揺動リンクが前記出力軸を中心として一方側に回転しようとするときに前記出力軸に対して前記揺動リンクを固定し、他方側に回転しようとするときに前記出力軸に対して前記揺動リンクを空転させる一方向回転阻止機構と、を備える無段変速機であって、
   前記複数のてこクランク機構の各偏心機構における前記カムディスクは、前記入力軸の周方向における所定角度毎に偏心して配置され、
   前記内燃機関の各気筒での圧縮行程から膨張行程に至る行程での上死点を越えた時点での前記入力軸の回転角度位置を基準位置としたとき、燃焼順序の隣り合う各気筒の基準位置間の回転角度差が前記所定角度と異なるよう構成され、
   前記複数のてこクランク機構の少なくとも一つは、前記内燃機関からの駆動力に対する強度が他のてこクランク機構と異なる、無段変速機。
2. 請求項１に記載の無段変速機であって、
   前記複数のてこクランク機構のうち、前記基準位置での前記入力軸の回転角度と、前記カムディスクの前記入力軸に対する偏心角度との相対角度が最も小さいてこクランク機構は、前記内燃機関からの駆動力に対する強度が他のてこクランク機構より高い、無段変速機。
3. 請求項１又は２に記載の無段変速機であって、
   前記てこクランク機構は、一方の端部に前記偏心機構に回転自在に外嵌される大径環状部を有し、他方の端部が前記揺動リンクの揺動端部に連結されるコネクティングロッドを有し、
   強度が高いてこクランク機構の前記コネクティングロッドの幅は、強度が低いてこクランク機構の前記コネクティングロッドの幅よりも広い、無段変速機。
4. 請求項１〜３のいずれか一項に記載の無段変速機であって、
   前記基準位置は、前記膨張行程開始後の前記入力軸の回転角度位置であって、前記入力軸が前記基準位置で受けるトルクは、前記内燃機関の各気筒での行程で得られる最大のトルクである、無段変速機。
5. 請求項１〜４のいずれか一項に記載の無段変速機であって、
   前記複数の気筒の数は偶数である、無段変速機。

Images