动力传递装置的制作方法

本发明涉及一种具备内燃机和曲柄式无级变速器的动力传递装置。

背景技术：

以往，公知一种四节连杆机构型的无级变速器，其具备：作为输入部的凸轮部连结体，其被传递来自设于车辆上的发动机等驱动源的驱动力而旋转；输出轴，其与凸轮部连结体的旋转中心轴线平行地配置；多个旋转半径调节机构，它们设于凸轮部连结体；多个摆动部，它们以摆动自如的方式枢转支承于输出轴；以及连杆，其一个端部具有以旋转自如的方式外嵌于旋转半径调节机构上的输入侧环状部，另一个端部与摆杆的摆动端部连结(例如参照专利文献1)。

专利文献1中，各旋转半径调节机构由以下部件构成：圆板状的凸轮部，其相对于输入轴的旋转中心轴线偏心地设置；旋转部，其以旋转自如的方式偏心地设于该凸轮部；以及小齿轮轴，其在轴向上一体地具备多个小齿轮。此外，在摆动部与输出轴之间设有由单向离合器构成的单向旋转阻止机构。当摆动部欲相对于输出轴向一侧相对旋转时，单向旋转阻止机构将摆动部固定在输出轴上，当摆动部欲相对于输出轴向另一侧相对旋转时，单向旋转阻止机构使摆动部相对于输出轴空转。

由于各凸轮部的贯通孔相连，凸轮部连结体成为中空，其内部被插入有小齿轮轴。插入的小齿轮轴从各凸轮部的切口部露出。在旋转部设有容纳凸轮部连结体的容纳孔。在旋转部的形成该容纳孔的内周面形成有内齿。

内齿与从凸轮部连结体的切口部露出的小齿轮啮合。若使凸轮部连结体与小齿轮以相同速度旋转，则旋转部的旋转半径被维持。若使凸轮部连结体与小齿轮的旋转速度不同，则旋转部的旋转半径被改变，从而变速比变化。

当使凸轮部连结体旋转而使旋转部旋转时，连杆的输入侧环状部进行旋转运动，与连杆的另一个端部连结的摆动部的摆动端部摆动。即，由旋转半径调节机构(凸轮部、旋转部、小齿轮)、连杆以及摆动部构成了曲柄连杆机构(运动转换机构)。由于摆动部通过单向旋转阻止机构设在输出轴上，因此，仅当摆动部向一侧旋转时将旋转驱动力(扭矩)传递至输出轴。

各旋转半径调节机构的凸轮部的偏心方向被设定为使其各自的相位不同并绕凸轮部连结体的旋转中心轴线一周。因此，利用外嵌于各旋转部上的连杆，各摆动部通过单向旋转阻止机构依次将扭矩传递至输出轴，因此能够使输出轴顺利地旋转。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：国际公开第2013/001859号

技术实现要素：

发明所要解决的课题

以往公知一种动力传递装置，其在行驶用驱动源与变速器之间配置有扭矩变动吸收装置，以吸收从行驶用驱动源输出的扭矩变动。

但是，曲柄式无级变速器与行驶用驱动源同样地容易产生扭矩变动，从曲柄式无级变速器输出的驱动力可能导致噪音。

鉴于以上的点，本发明的目的在于提供一种能够减少噪音的动力传递装置。

用于解决课题的手段

[1]为了达到上述目的，本发明是一种动力传递装置，该动力传递装置具有至少一个变速单元，所述变速单元将借助内燃机而旋转的输入轴的旋转传递至输出轴，

所述动力传递装置的特征在于，所述变速单元具备：

输入侧支点，其距所述输入轴的轴线的距离可变，并与所述输入轴一同旋转；

反转阻止机构，其设置在所述输出轴上；

输出侧支点，其以能够摆动的方式设置在所述反转阻止机构上；

连杆，其两端与所述输入侧支点及所述输出侧支点连接，并往复运动；以及

变速致动器，其变更所述输入侧支点与所述输入轴的轴线之间的距离，

所述动力传递装置还具备输入变速部，该输入变速部设置在所述驱动轴与所述输入轴之间，能够将所述驱动源的旋转按规定的变速比进行变速并传递至所述输入轴，

设所述规定的变速比为h，所述规定的变速比h被设定成根据下式(1)而得的值：

h＝(变速单元的数量)/{(内燃机的气缸数/内燃机的冲程数)×2}…(1)。

根据本发明，在基于内燃机及无级变速器的旋转速度的变化特性表示的波形中，能够使无级变速器的输入轴或内燃机每旋转一圈时的各波数一致，与以往那样将内燃机与无级变速器的不同的两个波形进行组合的情况相比较，能够使噪音比以往减小。

[2]而且，本发明中可以是：所述输入变速部能够变更传递扭矩的相位，变更传递扭矩的相位，使得所述内燃机的输出扭矩的峰值时刻与所述变速单元的负载扭矩的峰值时刻一致。

根据本发明，能够利用无级变速器的波形抵消内燃机的波形，因此能够进一步减小振动。

[3]而且，本发明中能够构成为：所述输入变速部具备行星齿轮机构，该行星齿轮机构具有太阳齿轮、行星架以及齿圈这三个要素，基于所述行星齿轮机构的列线图，从一侧依次将所述行星齿轮机构的所述三个要素定义为第1要素、第2要素、第3要素，所述第1要素被传递所述内燃机的驱动力，所述第2要素与所述输入轴连接，所述第3要素与相位变更用致动器连接，通过控制所述相位变更用致动器，使所述第3要素旋转，从而变更传递扭矩的相位，使得所述内燃机的输出扭矩的峰值时刻与所述变速单元的负载扭矩的峰值时刻一致。

根据本发明，利用相位变更用致动器，能够控制内燃机的相位。

[4]而且，本发明中优选：在从所述内燃机至驱动轮的动力传递路径中，仅在所述输出轴的下游侧设置有与单一的固定值对应的减震器。

根据本发明，仅在输出轴的下游侧设置减震器，就能够吸收内燃机及无级变速器的扭矩变动，从而不必在内燃机与无级变速器之间设置另外的减震器，能够实现结构的简化、小型化及轻量化。

附图说明

图1是示出本发明的第1实施方式的动力传递装置的无级变速器的剖视图。

图2是示出第1实施方式的无级变速器的曲柄连杆机构的说明图。

图3A是示出旋转半径R1最大时的曲柄连杆机构的凸轮部与旋转部的位置关系的说明图。

图3B是示出旋转半径R1为小于图3A的最大的“中”时的曲柄连杆机构的凸轮部与旋转部的位置关系的说明图。

图3C是示出旋转半径R1为小于图3B的“中”的“小”时的曲柄连杆机构的凸轮部与旋转部的位置关系的说明图。

图3D是示出旋转半径R1为“0”时的曲柄连杆机构的凸轮部与旋转部的位置关系的说明图。

图4A是示出旋转半径R1最大时的摆动部的摆动范围的说明图。

图4B是示出旋转半径R1与图3B同样为“中”时的摆动部的摆动范围的说明图。

图4C是示出旋转半径R1与图3C同样为“小”时的摆动部的摆动范围的说明图。

图5是示出第1实施方式的动力传递装置的说明图。

图6是第1实施方式的行星齿轮机构的列线图。

图7是示出第1实施方式的动力传递装置的内燃机的输出扭矩的峰值时刻与无级变速器的负载扭矩的峰值时刻之间的关系的时序图。

图8是示出使用第1实施方式的动力传递装置，利用无级变速器的旋转速度变动特性抵消了内燃机的旋转速度变动特性的状态的说明图。

图9是示出使用第1实施方式的动力传递装置使内燃机的点火时刻与无级变速器的负载扭矩峰值一致的状态的时序图。

图10是示出本发明的第2实施方式的动力传递装置的输入变速部的说明图。

图11是示出比较例的动力传递装置的说明图。

标号说明

1：无级变速器；

2：输入轴；

2a：输入端部；

3：输出轴；

4：旋转半径调节机构；

5：凸轮盘(凸轮部)；

5a：贯穿孔；

5b：切孔；

5c：一体型凸轮部；

6：旋转盘(旋转部)；

6a：容纳孔；

6b：内齿；

8：减速机构；

14：调节用驱动源；

15：连杆；

15a：输入侧环状部；

15b：输出侧环状部；

16：连杆轴承；

17：单向离合器(单向旋转阻止机构)；

18：摆杆(摆动部)；

18a：摆动端部；

18b：突片；

18c：插入孔；

19：连结销；

20：曲柄连杆机构；

60：贯穿插入孔；

70：小齿轮；

72：小齿轮轴；

74：小齿轮轴承；

80：变速器壳体；

100：输入变速部；

112：太阳齿轮(第1要素)；

114：齿圈(第3要素)；

116：行星架(第2要素)；

118：小齿轮；

120：外齿；

130：相位变更用致动器；

130a：相位变更用齿轮；

150：下游减震器；

152：上游减震器(比较例)；

172：驱动齿轮；

174：从动齿轮；

P1：旋转中心轴线；

P2：凸轮盘的中心点；

P3：旋转盘的中心点；

La：旋转中心轴线P1与中心点P2之间的距离；

Lb：中心点P2与中心点P3之间的距离；

R1：偏心量(旋转半径)；

ECU：控制部；

ENG：内燃机。

具体实施方式

参照附图，说明本发明的动力传递装置的实施方式。实施方式的动力传递装置具备无级变速器。该无级变速器为装载在汽车等车辆上的变速器，具备由曲柄连杆机构(四节连杆机构)构成的运动转换机构，并且该无级变速器是能够使变速比h(h＝输入轴的旋转速度/输出轴的旋转速度)为无穷大(∞)从而使输出轴的旋转速度为“0”的曲柄式无级变速器、即所谓的IVT(Infinity Variable Transmission：无限变速器)的一种。

图1中示出本发明的动力传递装置的第1实施方式中使用的四节连杆机构型的无级变速器。参照图1，无级变速器1具备：输入轴2，其接受来自内燃机的驱动力，由此以旋转中心轴线P1为中心旋转；输出轴3，其被配置成与旋转中心轴线P1平行，且经由差速器(省略图示)将旋转动力传递至车辆的驱动轮；以及6个旋转半径调节机构4，它们设置在旋转中心轴线P1上。并且，也可以设置传动轴来代替差速器。

如图2所示，各旋转半径调节机构4具备作为凸轮部的凸轮盘5和作为旋转部的旋转盘6。凸轮盘5为圆盘状，凸轮盘5从旋转中心轴线P1偏心，并且，凸轮盘5以对1个旋转半径调节机构4来说为2个1组的方式设置于各旋转半径调节机构4。另外，在凸轮盘5上设置有沿旋转中心轴线P1的方向贯穿的贯穿孔5a。此外，在凸轮盘5上设置有切孔5b，该切孔5b向相对于旋转中心轴线P1偏心的方向开口，并且使凸轮盘5的外周面和构成贯穿孔5a的内周面连通。

每1组凸轮盘5分别使相位相差60度，由6组凸轮盘5配置成绕旋转中心轴线P1的周向一圈。

凸轮盘5与相邻的旋转半径调节机构4的凸轮盘5一体地形成从而构成一体型凸轮部5c。该一体型凸轮部5c可以通过一体成型而形成，或者也可以是将2个凸轮部焊接在一起而实现一体化。各旋转半径调节机构4的2个1组的凸轮盘5彼此通过螺栓(省略图示)固定。旋转中心轴线P1上位于最靠近行驶用驱动源侧的位置的凸轮盘5与输入端部2a一体地形成。这样，由输入端部2a和凸轮盘5构成了输入轴2(凸轮轴)。

输入轴2(凸轮轴)具有贯穿插入孔60，该贯穿插入孔60是通过将凸轮盘5的贯穿孔5a相连而构成的。由此，输入轴2(凸轮轴)构成为与内燃机相反的一侧(图1中为左侧)的一端开口而另一端封闭的中空轴形状。作为使该凸轮盘5与输入端部2a形成为一体的方法，可以采用一体成型，另外，也可以将凸轮盘5和输入端部2a焊接在一起而实现一体化。

在圆盘状的旋转盘6上设有以偏心的状态容纳凸轮盘5的容纳孔6a。换言之，圆盘状的旋转盘6在偏心的状态下以旋转自如的方式外嵌在每1组凸轮盘5上。

如图2所示，设凸轮盘5的中心点为P2，设旋转盘6的中心点为P3，旋转盘6以使得旋转中心轴线P1与中心点P2之间的距离La等于中心点P2与中心点P3之间的距离Lb的方式相对于凸轮盘5偏心。

在旋转盘6的容纳孔6a中设有位于1组凸轮盘5之间的内齿6b。

位于与旋转中心轴线P1同心且与旋转盘6的内齿6b对应的位置的小齿轮70以与输入轴2相对旋转自如的方式配置在输入轴2的贯穿插入孔60中。小齿轮70与小齿轮轴72形成为一体。另外，小齿轮70还可以与小齿轮轴72分体地构成，并通过花键结合使小齿轮70与小齿轮轴72连结。在本实施方式中，在仅仅称为小齿轮70时定义为包括小齿轮轴72。

在凸轮盘5上设置有切孔5b，该切孔5b位于偏心方向，并且使贯穿孔5a和凸轮盘5的外周面连通。

小齿轮70从切孔5b露出，小齿轮70通过切孔5b与内齿6b啮合。在小齿轮轴72上配置有小齿轮轴承74，该小齿轮轴承74位于相邻的小齿轮70之间。小齿轮轴72借助该小齿轮轴承74支承输入轴2。减速机构8与小齿轮轴72连接。调节用驱动源14的驱动力经由减速机构8被传递至小齿轮70。

如图2所示，旋转盘6以距离La与距离Lb相等的方式相对于凸轮盘5偏心，因此还能够使旋转盘6的中心点P3位于与旋转中心轴线P1相同的轴线上，使旋转中心轴线P1与中心点P3之间的距离即偏心量R1为“0”。

无级变速器1具备连杆15，该连杆15在一个端部具有大径的输入侧环状部15a，在另一个端部具有直径比输入侧环状部15a的直径小的输出侧环状部15b。

连杆15的输入侧环状部15a通过由滚子轴承构成的连杆轴承16以旋转自如的方式外嵌于旋转盘6的周缘。另外，连杆轴承16也可以在轴向上并列2个球轴承而以两个一组构成。在输出轴3上，通过作为单向旋转阻止机构的单向离合器17，与连杆15对应地设有6个作为摆动部的摆杆18。

作为单向旋转阻止机构的单向离合器17设在摆杆18与输出轴3之间，当摆杆18欲相对于输出轴3向一侧相对旋转时，单向离合器17将摆杆18固定在输出轴3上，当摆杆18欲相对于输出轴3向另一侧相对旋转时，单向离合器17使摆杆18相对于输出轴3空转。

摆杆18形成为环状，在其下方设有与连杆15的输出侧环状部15b连结的摆动端部18a。在摆动端部18a上设有以在轴向夹住输出侧环状部15b的方式突出的一对突片18b。在一对突片18b上贯穿设置有与输出侧环状部15b的内径对应的插入孔18c。在插入孔18c和输出侧环状部15b中插入有连结销19。由此，连杆15与摆杆18连结。

在本实施方式中，将摆动端部18a配置在输出轴3的下方，以使摆杆18的摆动端部18a浸没在积存于变速器壳体80下方的润滑油油层中。由此，能够利用油层润滑摆动端部18a，同时利用摆杆18的摆动运动，扬起油层的润滑油，从而能够润滑无级变速器1的其它零件。

另外，在实施方式的说明中，变速比定义为输入轴的旋转速度/输出轴的旋转速度。

图3A至3D表示使作为旋转半径调节机构4的旋转盘6的旋转半径的偏心量R1变化的状态的小齿轮轴72与旋转盘6之间的位置关系。图3A表示使偏心量R1为“最大”的状态，小齿轮轴72和旋转盘6位于使旋转中心轴线P1、凸轮盘5的中心点P2以及旋转盘6的中心点P3排列成一条直线的位置。此时的变速比h成为最小。

图3B表示使偏心量R1为比图3A小的“中”的状态，图3C表示使偏心量R1为比图3B更小的“小”的状态。在图3B中，变速比h为比图3A的变速比h大的“中”，在图3C中，变速比h为比图3B的变速比h大的“大”。

图3D表示使偏心量R1为“0”的状态，旋转中心轴线P1与旋转盘6的中心点P3位于同心的位置。此时的变速比h成为无穷大(∞)。第1实施方式的无级变速器1利用旋转半径调节机构4改变偏心量R1，由此，能够自由调节输入轴2侧的旋转运动的半径。

图4A至4C表示使旋转半径调节机构4的偏心量R1(旋转半径)变化的情况下的摆杆18的摆动范围的变化。图4A表示偏心量R1为最大时的摆杆18的摆动范围，图4B表示偏心量R1为中时的摆杆18的摆动范围，图4C表示偏心量R1为小时的摆杆18的摆动范围。根据图4A至4C可知，随着偏心量R1变小，摆动范围变窄。并且，当偏心量R1为“0”时，摆杆18不再摆动。

在本实施方式中，由旋转半径调节机构4、连杆15以及摆杆18构成了曲柄连杆机构20(运动转换机构)。而且，通过曲柄连杆机构20将输入轴2的旋转运动转换为摆杆18的摆动运动。本实施方式的无级变速器1具备合计6个曲柄连杆机构20。

当偏心量R1不为“0”时，若使输入轴2旋转，并且使小齿轮轴72以与输入轴2相同的速度旋转，则各连杆15每60度地改变相位，同时基于偏心量R1在输入轴2与输出轴3之间交替地反复向输出轴3侧推出或向输入轴2侧拉回而进行摆动。

连杆15的输出侧环状部15b与通过单向离合器17而设于输出轴3上的摆杆18连结，因此，若摆杆18被连杆15推拉而摆动，则仅当摆杆18向推出方向侧或拉回方向侧中的任意一侧以输出轴3的旋转速度以上的旋转速度旋转时，驱动力才被传递至输出轴3。

反之，当摆杆18向另一侧旋转时，摆杆18的摆动运动的力不会传递至输出轴3，摆杆18空转。此外，即使摆杆18向一侧旋转，在摆杆18向一侧旋转的旋转速度为输出轴3向一侧旋转的旋转速度以下的情况下，驱动力也不会从摆杆18传递至输出轴3。由于将各旋转半径调节机构4配置成分别相差60度相位，因此，输出轴3依次通过各旋转半径调节机构4而旋转。

另外，本实施方式的无级变速器1具备控制调节用驱动源14的控制部ECU(省略图示)。控制部ECU是由CPU、存储器等构成的电子单元，利用CPU执行存储在存储器中的控制程序，由此，控制调节用驱动源14，发挥调节旋转半径调节机构4的偏心量R1的功能。

在输入轴2的旋转速度与小齿轮轴72的旋转速度相同的情况下，旋转盘6与凸轮盘5一体地旋转。在输入轴2的旋转速度与小齿轮轴72的旋转速度存在差异的情况下，旋转盘6以凸轮盘5的中心点P2为中心沿凸轮盘5的周缘旋转。

如图5所示，在内燃机ENG与输入轴2之间设有输入变速部100。输入变速部100具备单小齿轮型的行星齿轮机构，该行星齿轮机构具有太阳齿轮112、齿圈114以及行星架116这三个要素。输入变速部100具备：太阳齿轮112，其与输入轴2配置在同一轴线上并能够自由旋转；能够自由旋转的齿圈114；小齿轮118，其与太阳齿轮112及齿圈114啮合；以及行星架116，其将小齿轮118枢转支承为能够自由旋转，并且自身也能够自由旋转。

太阳齿轮112被传递来自内燃机ENG的驱动力。行星架116与输入轴2连接。在齿圈114的外周设有外齿120。输入变速部100具备与外齿120啮合的相位变更用齿轮130a。相位变更用齿轮130a借助由电动机构成的相位变更用致动器130而旋转。即，齿圈114通过外齿120及相位变更用齿轮130a与相位变更用致动器130连接。

图6中示出构成输入变速部100的行星齿轮机构的列线图。横线的“1”表示按与输入轴相同的旋转速度旋转的状态，“0”表示未旋转的状态，“-1”表示沿与输入轴的旋转方向相反的旋转方向按同一速度旋转的状态。列线图中，太阳齿轮112、行星架116、齿圈114这三个要素被配置成存在与行星齿轮机构的齿轮比(h-1)对应的间隔。由此，能够用直线表示太阳齿轮112、行星架116、齿圈114这三个要素的各旋转速度之比。

根据能够用直线表示太阳齿轮112、行星架116、齿圈114的各旋转速度之比的列线图，从一侧依次定义为第1要素、第2要素、第3要素，则本实施方式中，太阳齿轮112为第1要素，行星架116为第2要素，齿圈114为第3要素。

输入变速部100的齿轮比(h-1)在本实施方式中是齿圈114的齿数除以太阳齿轮112的齿数而得的值。

输入变速部100的齿轮比(h-1)中的“h”表示输入变速部100的变速比。变速比h被设定成根据下式(1)而得的值。

h＝(曲柄连杆机构20的数量)/{(内燃机的气缸数/内燃机的冲程数)×2}…(1)。

在本实施方式的内燃机ENG为四气缸的四冲程发动机的情况下，作为变速单元的曲柄连杆机构20的数量为6个，因此变速比为h＝6/{(4/4)×2}＝3。

并且，利用相位变更用致动器130进行控制，使得齿圈114不旋转，由此太阳齿轮112的旋转速度基于输入变速部100的齿轮比(h-1)减速为图6所示的三分之一，并从行星架116传递至输入轴2。

并且，在基于内燃机ENG及无级变速器1的旋转速度的变化特性表示的波形中，无级变速器1的输入轴2或内燃机ENG每旋转一圈时的各波数一致。

根据本实施方式的动力传递装置，在基于内燃机ENG及无级变速器1的旋转速度的变化特性表示的波形中，能够使无级变速器1的输入轴2或内燃机ENG每旋转一圈时的各波数一致，因此与以往那样将内燃机ENG与无级变速器1的不同的两个波形进行组合的情况相比较，能够使噪音比以往减小。

另外，在图5中，单点划线的曲线图是表示内燃机ENG的旋转速度的变化特性的波形，双点划线的曲线图是表示无级变速器1的旋转速度的变化特性的波形，实线的曲线图是合成的波形。

此外，本实施方式中，利用相位变更用致动器130，能够调整内燃机ENG与无级变速器1之间的相位偏移。例如，如果将来自相位变更用致动器130的输出扭矩设定为“0”，则如图6中虚线所示，输入变速部100的齿圈114空转，因此内燃机ENG的波形的相位相对于无级变速器1的波形的相位渐渐偏移。

此外，如图6中实线所示，如果控制相位变更用致动器130的输出扭矩，使得齿圈114不旋转，则内燃机ENG的旋转速度根据输入变速部100的齿轮比(h-1)减速为“1/h”，从行星架116输出，并且内燃机ENG的波形的相位和无级变速器1的波形的相位被固定。

因此，如图7的上方两个曲线图所示，即使在内燃机ENG的输出扭矩的峰值的相位与无级变速器1的负载扭矩(传递至输出轴3的扭矩)为最大(图7的曲线图中在负侧检测出负载扭矩，因此为最小)时的相位之间产生偏移的情况下，通过控制相位变更用致动器130，如图7的下方的两个曲线图所示，能够使内燃机ENG的输出扭矩的峰值的相位与无级变速器1的负载扭矩(传递至输出轴3的扭矩)为最大(图7的曲线图中在负侧检测出负载扭矩，因此为最小)时的相位一致。图7的“OWC最大扭力”表示向单向离合器17施加最大扭力的位置。

通过这样使内燃机ENG的输出扭矩峰值与无级变速器1的负载扭矩峰值一致，能够利用设在从无级变速器1输出的动力的传递路径上的下游减震器150，高效地吸收扭矩变动。

此外，如图8所示，利用相位变更用致动器130控制相位，使得内燃机ENG的旋转速度的波形与无级变速器1的旋转速度的波形彼此抵消，由此能够抑制从无级变速器1输出的扭矩变动。并且，如果能够抑制到可以忽略扭矩变动的程度，则也可以省略比无级变速器1靠下游的下游减震器150。

此外，如图9所示，可以使内燃机ENG的点火时刻与无级变速器1的负载扭矩峰值(曲线图中在负侧检测出负载扭矩，因此峰值为最小)一致。根据该结构，在内燃机ENG点火时控制相位变更用致动器130，使得成为无级变速器1的负载扭矩峰值即可，因此与求出内燃机ENG的输出扭矩的峰值而控制相位的情况相比，容易控制。

另外，本实施方式中，对通过行星齿轮机构的齿轮比(h-1)来设定输入变速部100的变速比h进行了说明。但是，本发明的输入变速部的变速比h的设定方法不限于此。例如，也可以与行星齿轮机构的齿轮比无关地，通过由电动机构成的相位变更用致动器130调节齿圈114的旋转速度，使得从行星架116输出的旋转速度为变速比h时的旋转速度。

此外，可以有别于行星齿轮机构而另行设置齿轮比被设定为变速比h的齿轮系，将由电动机构成的相位变更用致动器130的旋转速度控制为与内燃机的旋转速度相同，使得在行星齿轮机构中除了相位控制时以外以相等速度输出。

此外，在本实施方式中，对由电动机构成相位变更用致动器130进行了说明，但本发明的相位变更用致动器不限于此。例如，可以由制动器(湿式摩擦制动器等)构成相位变更用致动器，该制动器能够在将齿圈114固定于变速器壳体的固定状态(图6的实线的状态)和解除该固定的释放状态(图6的虚线的状态)之间自由切换。在该情况下，在使内燃机与无级变速器的相位一致时，将制动器设为释放状态，使齿圈114空转，当相位一致时，将制动器设为固定状态，使齿圈114固定于变速器壳体即可。

此外，本实施方式中，采用设有6个作为变速单元的曲柄连杆机构的无级变速器进行了说明，但本发明的变速单元的数量不限于此，至少有1个即可，例如可以是8个。

此外，本实施方式中，对使各曲柄连杆机构的凸轮部的偏心方向从输入轴的一侧依次以60°间隔偏心进行了说明，但本发明的多个凸轮部的偏心方向不限于此。例如，可以将6个凸轮部从输入轴的一侧依次以120°、120°、-60°、120°、120°、或180°、60°、180°、60°、180°的偏心方向的相位间隔进行配置。

此外，本实施方式中，太阳齿轮112作为第1要素、行星架116作为第2要素、齿圈114作为第3要素进行了说明，但本发明的第1～第3要素不限于此，例如在列线图中可以从相反侧的齿圈侧依次设为第1～第3要素，将齿圈设为第1要素，行星架设为第2要素，太阳齿轮设为第3要素。在该情况下，在第1实施方式中，替换内燃机ENG与相位变更用致动器130的配置即可。

另外，本实施方式中，对采用具有太阳齿轮112、齿圈114以及行星架116这三个要素的单小齿轮型的行星齿轮机构作为输入变速部100进行了说明，但本发明的输入变速部不限于此。例如，可以由双小齿轮型的行星齿轮机构构成输入变速部，该双小齿轮型的行星齿轮机构具备：太阳齿轮，其与输入轴配置在同一轴线上并能够自由旋转；能够自由旋转的齿圈；一对小齿轮，它们彼此啮合，且一个与太阳齿轮啮合而另一个与齿圈啮合；以及行星架，其将一对小齿轮118分别枢转支承为能够自由旋转，并且自身也能够自由旋转。

在该情况下，在列线图中可以从太阳齿轮侧依次设为第1～第3要素，将太阳齿轮定义为第1要素，齿圈定义为第2要素，行星架定义为第3要素，也可以从行星架侧依次设为第1～第3要素，将行星架设为第1要素，齿圈设为第2要素，太阳齿轮设为第3要素。在太阳齿轮为第1要素、齿圈为第2要素、行星架为第3要素的情况下，将双小齿轮型的行星齿轮机构的齿轮比设定为与变速比相同的“h”即可。

此外，本实施方式中，采用单向离合器17作为单向旋转阻止机构进行了说明。但是，本发明的单向旋转阻止机构不限于此。例如，可以由所谓的双向离合器构成单向旋转阻止机构，该双向离合器可以自由切换至一个固定状态和另一个固定状态中的任一状态，所述一个固定状态是当摆杆18相对于输出轴3欲向一侧相对旋转时将摆杆18固定于输出轴3，而当摆杆18相对于输出轴3欲向另一侧相对旋转时使摆杆18相对于输出轴3空转，所述另一个固定状态是当摆杆18相对于输出轴3欲向另一侧相对旋转时将摆杆18固定于输出轴3，而当摆杆18相对于输出轴3欲向一侧相对旋转时使摆杆18相对于输出轴3空转。

[第2实施方式]

参照图10，说明本发明的第2实施方式的动力传递装置。第2实施方式的动力传递装置除了输入变速部100不同以外，构成为与第1实施方式相同。

第2实施方式的输入变速部100由固定于内燃机ENG的旋转轴(曲轴)上的驱动齿轮172和与驱动齿轮172啮合并固定于输入轴2上的从动齿轮174构成。

根据第2实施方式的动力传递装置，与第1实施方式同样地，在基于内燃机ENG及无级变速器1的旋转速度的变化特性表示的波形中，能够使无级变速器1的输入轴2或内燃机ENG每旋转一圈时的各波数一致，与以往那样将内燃机ENG和无级变速器1的不同的两个波形进行组合的情况相比较，能够利用下游减震器150比以往高效地减小扭矩变动。

[比较例]

图11示出作为未应用本发明的比较例的动力传递装置。从图11可知，在内燃机ENG与无级变速器1之间设置有一个上游减震器152，并且在无级变速器1的下游设置有另一个下游减震器150。内燃机ENG的扭矩变动被上游减震器152衰减，但由于在无级变速器1中产生不同波数的扭矩变动，因此即使通过配置在无级变速器1的下游的下游减震器150，也会输出复杂波形的扭矩变动，导致噪音。