曲轴部件17和第2曲轴部件18 —体地旋转。
[0062]在使变速致动器19的输出轴以与发动机Ε的曲轴16不同的速度旋转时，与变速致动器19连接的驱动小齿轮20和设置在第2端部轴颈支承部件13上的齿圈13a相对旋转，因此，同时与驱动小齿轮20和齿圈13a啮合的第1、第2从动小齿轮17g、18g向同一方向旋转规定的角度，因此，第1曲轴部件17和第2曲轴部件18相对于第1端部轴颈支承部件12和第2端部轴颈支承部件13向同一方向相对旋转。
[0063]图7示出了第1、第2曲轴部件17、18的第1、第2销部17h、18h的相位、和第1、第2销部嵌合孔21a、21b被支承于该第1、第2销部17h、18h上的偏心盘21A的偏心量ε之间的关系。
[0064]如图7的(Α)所示，当第1、第2曲轴部件17、18的旋转角Θ为Θ =0°时，第1、第2销部17h、18h相对于第1、第2曲轴部件17、18的第1、第2轴线L3、L4向图中下方偏倚，在该状态下，偏心盘21A相对于输入轴线L1的偏心量ε是作为最小值的零。
[0065]如图7的⑶所示，当第1、第2曲轴部件17、18的旋转角Θ为Θ = 45°时，第1、第2销部17h、18h相对于第1、第2曲轴部件17、18的第1、第2轴线L3、L4向图中右下方偏倚，在该状态下，偏心盘21A相对于输入轴线L1的偏心量ε成为ε 1。
[0066]如图7的(C)所示，当第1、第2曲轴部件17、18的旋转角Θ为Θ = 90°时，第1、第2销部17h、18h相对于第1、第2曲轴部件17、18的第1、第2轴线L3、L4向图中右侧偏倚，在该状态下，偏心盘21A相对于输入轴线L1的偏心量ε成为比ε 1大的ε 2。
[0067]如图7的⑶所示，当第1、第2曲轴部件17、18的旋转角Θ为Θ = 135°时，第1、第2销部17h、18h相对于第1、第2曲轴部件17、18的第1、第2轴线L3、L4向图中右上方偏倚，在该状态下，偏心盘21A相对于输入轴线L1的偏心量ε成为比ε2大的ε 3。
[0068]如图7的(Ε)所示，当第1、第2曲轴部件17、18的旋转角Θ为Θ = 180°时，第1、第2销部17h、18h相对于第1、第2曲轴部件17、18的第1、第2轴线L3、L4向图中上方偏倚，在该状态下，偏心盘21A相对于输入轴线L1的偏心量ε是作为最大值的ε 4。
[0069]如上所述，通过使变速致动器19的输出轴以与发动机Ε的曲轴16不同的速度旋转，能够使偏心盘21Α的偏心量ε在作为最小值的零与作为最大值的ε 4之间无级地变化。剩余的5个偏心盘21Β?21F的偏心量ε也一边维持与上述偏心盘21Α的偏心量ε相同的大小一边在作为最小值的零与作为最大值的ε 4之间无级地变化。
[0070]如图1和图2所示，输出轴23被配置在与输入轴线L1平行的输出轴线L2上，6个摆动部件25经由6个单向离合器24摆动自如地支承在输出轴23上。连杆27的大端部27a经由滚针轴承26支承于各偏心盘21的外周，连杆27的小端部27b经由销28与摆动部件25连接。
[0071]单向离合器24具备:多个辊29，它们被配置在由输出轴23的外周面构成的内部件23a和由摆动部件25的内周面构成的外部件25a之间；和多个啮合弹簧30，它们对这些辊29向圆周方向的一方施力。
[0072]当偏心盘21相对于输入轴线L1偏心旋转时，大端部27a与偏心盘21连接的连杆27进行往复移动，与连杆27的小端部27b连接的摆动部件25绕输出轴23往复摆动。当摆动部件25向图2的逆时针方向摆动时，被啮合弹簧30施力的辊29啮入内部件23a和外部件25a之间而使单向离合器24接合，输出轴23旋转规定的角度。当摆动部件25向图2的顺时针方向摆动时，辊29克服啮合弹簧30的弹力被从内部件23a和外部件25a之间挤出，单向离合器24的接合被解除，输出轴23的旋转停止。
[0073]如上所述，当连杆27往复运动时，单向离合器24间歇地接合而使输出轴23间歇地旋转，但是，6个连杆27以不同的相位交替地传递驱动力，由此使得输出轴23连续地旋转。
[0074]如图8的(A)所不，当偏心盘21的偏心量ε较大时，连杆27的往复运动的行程变大，因此摆动部件25的摆动角δ变大，偏心盘21每旋转1圈时的输出轴23的间歇旋转角变大。因此，偏心盘21的偏心量ε越大，输入轴转速相对于输出轴转速的比即变速比变小。
[0075]如图8的⑶所不，当偏心盘21的偏心量ε减少时，连杆27的往复运动的行程变小，摆动部件25的摆动角δ变小，偏心盘21每旋转1圈时的输出轴23的间歇旋转角变小。因此，随着偏心盘21的偏心量ε变小，变速比变大。如图8的(C)所示，当偏心盘21的偏心量ε为零时，连杆27停止往复运动，摆动部件25停止往复摆动，因此输出轴23停止旋转，变速比变得无限大。
[0076]如上所述，通过使偏心盘21的偏心量ε在最大偏心量与零之间变化，能够使曲柄式无级变速器Τ的变速比在最小的0D状态(超速传动状态)与无限大的GN状态(空档状态)之间无级地变化。
[0077]如图9所示，偏心盘21的轴向厚度W1被设定得比第1、第2曲轴部件17、18的第1、第2销部17h?17m、18h?18m的轴向厚度W2大。夹在6个偏心盘21之间的5个中间轴颈支承部件22的轴向端面与偏心盘21的轴向端面以滑动自如的方式抵接，并且在这5个中间轴颈支承部件22的轴向端面与第1、第2销部17h?17m、18h?18m的轴向端面之间具有微小的间隙α。另外，第1端部轴颈支承部件12和第2端部轴颈支承部件13的轴向端面也与和它们对置的偏心盘21A、21F的轴向端面以滑动自如的方式抵接，并且在该第1端部轴颈支承部件12和第2端部轴颈支承部件13的轴向端面与第1、第2销部17h、18h、17m、18m的轴向端面之间具有微小的间隙α。
[0078]接下来，基于图9对第1端部轴颈支承部件12、第2端部轴颈支承部件13和中间轴颈支承部件22的作用进行说明。
[0079]如图2所示，在本实施方式的曲柄式无级变速器Τ中，当连杆27向箭头Α1方向移动而使得摆动部件25向箭头Α2方向摆动时，即当拉伸载荷作用于连杆27时，单向离合器24接合而传递驱动力。
[0080]在图9中，当拉伸载荷作用于6根连杆27时，经由偏心盘21Α?21F与连杆27连接的第1、第2曲轴部件17、18以轴向两端的第1端部轴颈支承部件12和第2端部轴颈支承部件13为支点被朝向输出轴23向图中下方拉伸，从而欲弯曲成以粗点划线所示的弧状。这样，当第1、第2曲轴部件17、18弯曲时，第1、第2销部17h?17m、18h?18m倾斜，因此，在为了使变速比变化而使第1、第2曲轴部件17、18旋转时，不仅第1、第2销部17h?17m、18h?18m的外周面与各偏心盘21的第1、第2销部嵌合孔21a、21b的内周面的滑动部的摩擦损失增加，偏心盘21也会被第1、第2销部17h?17m、18h?18m牵拉而倾斜，因此，对连杆27的大端部27a进行支承的滚针轴承26的摩擦损失也可能增加。
[0081]可是，根据本实施方式，以夹着偏心盘21的方式配置的第1端部轴颈支承部件12、第2端部轴颈支承部件13和中间轴颈支承部件22与偏心盘21的轴向端面以相对旋转自如的方式抵接，因此，通过在抵接部产生的面压抑制了第1、第2曲轴部件17、18的挠曲，因第1、第2曲轴部件17、18的挠曲所导致的摩擦损失的增加被抑制为最小的限度。
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