动力传递装置的制作方法

本发明涉及具有曲柄连杆机构和单向离合器等单向旋转阻止机构的动力传递装置。

背景技术：

以往，已知如下四节连杆机构型的无级变速器，其具有：输入轴，来自由汽油发动机等内燃机构成的原动机的驱动力被传递至该输入轴；输出轴，其与输入轴的旋转中心轴线平行地配置；以及多个曲柄连杆机构(例如，参照专利文献1)。

在专利文献1所记载的无级变速器中，曲柄连杆机构具有以下部分：旋转半径调节机构，其设有能够与输入轴一体旋转的旋转部，且能够自由地调节该旋转部的旋转半径；摆动连杆，其设有摆动端部，以摆动自如的方式轴支承于输出轴；以及连结杆，其一端部以旋转自如的方式与旋转半径调节机构的旋转部连结，另一端部与摆动连杆的摆动端部连结。

在摆动连杆与输出轴之间设有作为单向旋转阻止机构的单向离合器，在摆动连杆以输出轴为中心要向一侧旋转时，该单向离合器将摆动连杆相对于输出轴固定，在摆动连杆要向另一侧旋转时，该单向离合器使摆动连杆相对于输出轴进行空转。

旋转半径调节机构由以下部分构成：圆盘状的凸轮部，其以相对于输入轴偏心的状态与输入轴一体旋转；旋转部，其能够以相对于该凸轮部偏心的状态自如旋转，连结杆以旋转自如的方式外嵌在旋转部上；以及小齿轮轴，其在轴向上具有多个小齿轮。小齿轮轴通过自副驱动源(调节用驱动源)传递来的驱动力进行旋转。

另外，对于旋转半径调节机构，除了专利文献1所示的以外，还有由以下部分构成的机构：圆盘状的旋转部，其具有从中心偏心地贯穿设置的贯通孔；内齿轮，其安装在旋转部的贯通孔的内周面上；第1小齿轮，其固定于输入轴，并与内齿轮啮合；行星架，来自副驱动源(调节用驱动源)的驱动力被传递至该行星架；以及2个第2小齿轮，它们各自以自转自如以及公转自如的方式轴支承于行星架，并与内齿轮啮合。该情况下，第1小齿轮和2个第2小齿轮被配置成以它们的中心轴线为顶点的三角形为正三角形。

凸轮部上形成有贯通孔，该贯通孔在输入轴的旋转中心轴线方向上贯通，并贯穿设置在相对于凸轮部的中心偏心的位置上。此外，在凸轮部上，在夹着输入轴的旋转中心轴线与凸轮部的中心相反一侧的区域上形成有切口孔，该切口孔使凸轮部的外周面与贯通孔的内周面连通。而且，相邻的凸轮部彼此用螺栓固定而构成了凸轮部连结体。

凸轮部连结体的轴向一端连结有输入端部，凸轮部连结体和输入端部构成凸轮轴(输入轴)。另外，除了专利文献1所示的结构的凸轮轴以外，还存在利用花键结合等将凸轮部或者凸轮部连结体安装到中空的棒状体的外表面而构成的凸轮轴。

凸轮部连结体通过使各个凸轮部的贯通孔相连而成为中空，并在内部插入有小齿轮轴。而且，插入至凸轮部连结体的小齿轮轴从各个凸轮部的切口孔露出来。

旋转部设有接受凸轮轴的收容孔。该收容孔的内周面上形成有内齿。该内齿与从各个凸轮部的切口(贯通孔)露出来的小齿轮轴啮合。

在凸轮轴和小齿轮轴的旋转速度相同的情况下，能够以相对于凸轮部偏心的状态旋转自如的旋转部相对于凸轮部不进行相对旋转，因此，旋转部的中心(输入侧支点)的旋转运动的半径被维持。另一方面，在凸轮轴和小齿轮轴的旋转速度不同的情况下，旋转部相对于凸轮部进行相对旋转，输入侧支点的旋转运动的半径改变，变速比发生变化。

在该无级变速器中，当通过使凸轮轴旋转而使旋转部与凸轮部一起旋转时，外嵌在旋转部上的连结杆的一端部进行旋转运动，与连结杆的另一端部连结的摆动连杆进行摆动。而且，摆动连杆经由单向离合器被轴支承于输出轴，因此，摆动连杆只在向一侧旋转时向输出轴传递旋转驱动力(转矩)。

此外，凸轮部被设定为相位彼此不同，利用多个凸轮部绕输入轴的旋转中心轴线的周向一圈。因此，借助于外嵌于设在各个凸轮部的旋转部上的连结杆，各个摆动连杆能够依次将转矩传递至输出轴，使输出轴顺畅地旋转。

此外，在该无级变速器中，对输入轴的累积旋转次数和小齿轮轴的累积旋转次数进行计数，使用它们的差值估计旋转半径调节机构的旋转部的旋转半径，根据该旋转半径对变速比和传递至输出轴的转矩进行控制。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2012－251608号公报

技术实现要素：

在以往的无级变速器中，对变速比和传递至输出轴的转矩的控制是基于旋转部的旋转半径进行的，其中该旋转部的旋转半径是根据作为输入轴侧的构成部件的输入轴和小齿轮轴的转速估计出来的。

但是，连结杆与摆动连杆和旋转半径调节机构的旋转部连结，并将旋转部的旋转运动转换成摆动连杆的摆动运动，在该连结杆上发生扭转或挠曲的情况下，以如上方式估计出的旋转半径有可能不是针对根据输入轴和输出轴的转速求出的实际的变速比和传递至输出轴的转矩的控制有实效的值。

结果为，在以往的无级变速器中，存在不能对实际的变速比或传递至输出轴的转矩进行高精度控制的问题。

因此，申请人为了解决该问题，申请了动力传递装置，该动力传递装置中，在摆动部的外周设置被检测部件，通过检测到被检测部件为止的距离的变化来计算旋转部的旋转半径。

但是，在根据摆动范围求出旋转半径的动力传递装置中，存在如下的问题：在车速低时，对伴随摆动的摆动范围进行检测的传感器的信号的振幅值被噪音(噪声)掩盖，不能明确判定旋转部的旋转半径(或者齿轮空挡)。

虽然为了提高信噪比(signal-noise ratio)以解决该问题，也考虑了实施电磁屏蔽结构并使用高灵敏度传感器，但是增加了成本。

本发明为了解决以上问题点，其目的在于提供一种不需要使用高灵敏度传感器即可对旋转半径进行高精度检测的动力传递装置。

[1]为了达成上述目的,本发明的动力传递装置具有：

输入轴，原动机的驱动力被传递至该输入轴；

输出轴，其以与所述输入轴的旋转中心轴线平行的方式配置；

摆动部，其以摆动自如的方式轴支承于所述输出轴，且具有摆动端部；

曲柄连杆机构，其将所述输入轴的旋转运动转换成所述摆动部的摆动运动；

以及单向旋转阻止机构，在所述摆动部相对于所述输出轴要向一侧旋转时，所述单向旋转阻止机构将所述摆动部固定于所述输出轴，在所述摆动部相对于所述输出轴要向另一侧旋转时，所述单向旋转阻止机构使所述摆动部相对于所述输出轴进行空转，

所述曲柄连杆机构具有：能够与所述输入轴一体旋转的旋转部；能够自由调节所述旋转部的旋转半径的旋转半径调节机构；所述摆动部；以及连结杆，其一端部与所述旋转部连结，另一端部与所述摆动端部连结，

所述摆动部具有轴支承于所述输出轴的环状部，

所述动力传递装置能够利用所述旋转半径调节机构来改变所述旋转部的所述旋转半径，从而改变变速比，

所述动力传递装置的特征在于，其具有：

驱动源转速检测部，其检测所述原动机的转速；

正交函数生成部，其根据所述原动机的转速生成与该转速同步的正交函数；

相位检测部，其检测与所述原动机的驱动力同步地摆动的摆动部的相位；

相关成分检测部，其利用所述正交函数对所述相位检测部检测到的相位信号进行同步检波，从而检测在该相位信号中与所述正交函数相关的成分；以及

控制部，其根据所述相关的成分计算所述旋转部的旋转半径。

根据本发明，能够根据相位检测部检测出的信号高精度地求出旋转部的旋转半径。

[2]此外，在本发明中，优选的是，在所述原动机起动了的时候，根据由所述控制部计算出的旋转半径，利用所述旋转半径调节机构调节所述旋转半径使得所述变速比成为无限大，所述动力传递装置具有对所述变速比变成无限大时的旋转半径进行存储的存储装置。

根据本发明，能够对变速比成为无限大的齿轮空挡GN进行高精度检测并进行学习，提高了动力传递装置的变速比的控制性。

[3]此外，在本发明中，优选的是,在所述原动机是内燃机的情况下，所述内燃机起动了的时候是所述内燃机成为怠速旋转的时候。

根据本发明，能够在怠速中内燃机的转速稳定的状态下对齿轮空挡GN进行检测并进行学习。

[4]此外，在本发明中，优选的是,在动力传递装置具有第1基准变速单元和与所述第1基准变速单元的偏心方向的相位差为90°的第2基准变速单元的情况下，在所述第1基准变速单元和所述第2基准变速单元上设置所述相位检测部，所述正交函数生成部使用从设置在所述第1基准变速单元和所述第2基准变速单元上的所述相位检测部发送的波形。

根据所述结构，不需要基于从设置在1个变速单元上的相位检测部接收到的波形而使相位移动π/2后的波形,能够降低运算处理的负荷。

[5]此外，在本发明中，所述正交函数生成部能够将从1个变速单元的相位检测部输出的相位信号作为第1基准信号、将使该第1基准信号的相位移动π/2后得到的相位信号作为第2基准信号来生成正交函数。

根据本发明，能够根据1个相位检测部检测出的信号高精度地求出旋转部的旋转半径。

附图说明

图1是示出本发明的动力传递装置的第1实施方式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3是示出第1实施方式的无级变速器的曲柄连杆机构的旋转半径的变化的说明图，图3的(A)是示出旋转半径为“最大”的状态，图3的(B)是示出旋转半径为比“最大”小的“中”的状态，图3的(C)是示出旋转半径为比“中”小的“小”的状态，图3的(D)是示出旋转半径为“0”的状态。

图4是示出第1实施方式的无级变速器的相对于曲柄连杆机构的旋转半径的变化的输出侧支点的摆动范围的变化的说明图，图4的(A)示出旋转半径为“最大”的情况下的摆动范围，图4的(B)示出旋转半径为“中”的情况下的摆动范围，图4的(C)示出旋转半径为“小”的情况下的摆动范围，图4的(D)示出旋转半径为“0”的情况下的摆动范围。

图5是从轴向示出第1实施方式的无级变速器的摆动连杆和被检测部件的形状的说明图。

图6是示出第1实施方式的动力传递装置的框图。

图7是示出第1实施方式的动力传递装置的控制部的处理的流程图。

图8是示出第1实施方式的动力传递装置的控制部的运算处理的框图。

图9是示出本发明的第2实施方式的动力传递装置的框图。

图10是示出第2实施方式的动力传递装置的控制部的运算处理的框图。

图11的(A)是示出车辆的行驶速度的变化的图表。图11的(B)是示出距离传感器的信号的变化的图表。图11的(C)是示出实施方式的控制部进行运算处理的结果的旋转半径的值的变化的图表。

标号说明

1…无级变速器

2…输入轴

3…输出轴

4…旋转半径调节机构

5…凸轮盘(凸轮部)

5a…贯通孔

5b…切口孔

6…旋转盘(旋转部)

6a…收容孔

6b…内齿

7…小齿轮轴

7a…小齿轮

7b…小齿轮轴承

8…差动机构

9…太阳轮

10…第1齿圈

11…第2齿圈

12…带阶梯小齿轮

12a…大径部

12b…小径部

13…行星架

14…致动器(调节用驱动源)

14a…旋转轴

15…连结杆

15a…输入侧环状部

15b…输出侧环状部

16…连结杆轴承

17…单向离合器(单向旋转阻止机构)

18…摆动连杆(摆动部)

18a…摆动端部

18b…突片

18c…插入孔

18d…环状部

18e…被检测部(被检测部件)

19…连结销

20…曲柄连杆机构

21…变速器壳体

21a…一端壁部

21b…另一端壁部

21c…周壁部

22…轴承

23…距离传感器

ENG…原动机

P1…输入轴的旋转中心轴线

P2…凸轮盘5的中心

P3…旋转盘6的中心(输入侧支点)

P4…连结销19的中心(输出侧支点)

P5…输出轴3的旋转中心轴线

Lx…P1与P2之间的距离

Ly…P2与P3之间的距离

R1…P1与P3之间的距离(偏心量，旋转部的旋转半径)

R2…P4与P5之间的距离(摆动连杆18的长度)

θ1…旋转盘6的相位

θ2…摆动连杆18的摆动范围

θ…摆动连杆的相位

x…从被检测部件的外周面到距离传感器的距离。

具体实施方式

参照附图，对本发明的动力传递装置的实施方式进行说明。本实施方式的动力传递装置具有四节连杆机构型的无级变速器。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)成为无限大(∞)而使输出轴的旋转速度为“0”的变速器、所谓的IVT(Infinity Variable Transmission：无限变速式无级变速器)的一种。此外，本实施方式虽然是将无级变速器搭载于车辆的情况下的实施方式，但是本发明的无级变速器是也能够搭载于船舶等其他交通工具、无人机等其他移动体的变速器。

[第1实施方式]

参照图1～图8对第1本实施方式的动力传递装置进行说明。

如图1所示，第1实施方式的无级变速器1具有以下部分：输入轴2，来自原动机的动力被传递至该输入轴2；输出轴3，其以与输入轴2的旋转中心轴线P1平行的方式配置；以及8个旋转半径调节机构4，它们被设置于输入轴2的旋转中心轴线P1上。在图1中，省略了中央2个旋转半径调节机构。

通过将来自由内燃机构成的原动机ENG的驱动力传递至输入轴2，输入轴2以旋转中心轴线P1为中心进行旋转。另外，作为原动机，不限于内燃机，也可以使用电动机等。

输出轴3经由省略了图示的差动齿轮将旋转驱动力传递至车辆的驱动轮(省略图示)。另外，也可以设置传动轴代替差动齿轮。

旋转半径调节机构4具有：凸轮盘5(凸轮部)，其设置在输入轴2的旋转中心轴线P1上；和旋转盘6(旋转部)，其以旋转自如的方式外嵌在凸轮盘5上。

凸轮盘5是圆盘状，以2个为1组设置，在相对于输入轴2的旋转中心轴线P1偏心的状态下，能够与输入轴2一体旋转。每1组凸轮盘5从输入轴2一侧起相位依次错开45°进行配置，从而配置成由以8组凸轮盘5绕输入轴2的旋转中心轴线P1的周向一周。

在凸轮盘5上形成有贯通孔5a，该贯通孔5a在输入轴2的旋转中心轴线P1方向上贯通，且贯穿设置在相对于凸轮盘5的中心P2偏心的位置上。此外，在凸轮盘5上，在夹着输入轴2的旋转中心轴线P1与凸轮盘5的中心P2相反一侧的区域上形成有切口孔5b，该切口孔5b使凸轮盘5的外周面与贯通孔5a的内周面连通。

以2个为1组的凸轮盘5彼此之间用螺栓(省略图示)固定。此外，以2个为1组的凸轮盘5中的一个与相邻的旋转半径调节机构4所具有的其他的以2个为1组的凸轮盘5中的另一个一体地形成,从而构成一体型凸轮部。以这样的方式，多个凸轮盘5被连结在一起，构成了输入轴2(凸轮轴)。

另外，以2个为1组的凸轮盘5彼此之间也可以不用螺栓，而是以其他方式固定。此外，对于一体型凸轮部来说，既可以以一体成型的方式形成，或者也可以通过焊接2个凸轮盘5而进行一体化。

如图2所示，旋转盘6呈在从其中心P3偏心的位置上设置有收容孔6a的圆盘状，旋转盘6被设置成能够相对于输入轴2的旋转中心轴线P1旋转。各组凸轮盘5以旋转自如的方式嵌入在该收容孔6a中。此外，如图1所示，在旋转盘6的收容孔6a中，在成为1组凸轮盘5之间的位置处设置有内齿6b。

此外，旋转盘6的收容孔6a以这样的方式相对于凸轮盘5偏心：从输入轴2的旋转中心轴线P1到凸轮盘5的中心P2(收容孔6a的中心)的距离Lx和从凸轮盘5的中心P2到旋转盘6的中心P3的距离Ly相同。

通过连结多个凸轮盘5而构成的输入轴2具有通过凸轮盘5的贯通孔5a相连而构成的贯插孔50。由此，输入轴2成为与原动机ENG相反一侧的一端开口、而原动机ENG侧的另一端封闭的中空轴形状。

在贯插孔50中，以与旋转中心轴线P1同心的方式插入有小齿轮轴7，且该小齿轮轴7能够与输入轴2相对旋转自如。

小齿轮轴7在与旋转盘6的内齿6b对应的位置上具有小齿轮7a。此外，小齿轮轴7上设置有小齿轮轴承7b，该小齿轮轴承7b位于在输入轴2的旋转中心轴线P1方向上相邻的小齿轮7a之间。小齿轮轴7经由该小齿轮轴承7b来支承输入轴2。

小齿轮7a与小齿轮轴7一体形成。小齿轮7a经由凸轮盘5的切口孔5b而与旋转盘6的内齿6b啮合。另外，也可以将小齿轮7a与小齿轮轴7分体构成，通过花键结合将小齿轮7a连结到小齿轮轴7上。在本实施方式中，简称为小齿轮7a时，将其定义为包含小齿轮轴7的部件。

此外，小齿轮轴7与由行星齿轮机构等构成的差动机构8连结。

如图1所示，差动机构8例如作为行星齿轮机构而构成，其具有：旋转自如的太阳轮9；与输入轴2连结的旋转自如的第1齿圈10；与小齿轮轴7连结的旋转自如的第2齿圈11；以及将带阶梯小齿轮12轴支承为旋转自如的行星架13，该带阶梯小齿轮12由与太阳轮9和第1齿圈10啮合的大径部12a以及与第2齿圈11啮合的小径部12b构成。行星架13自身也以旋转自如的方式配置。由此，带阶梯小齿轮12自转自如，并且相对于太阳轮9公转自如。

太阳轮9与小齿轮轴7用的由电动致动器构成的调节用驱动源14的旋转轴14a连结，并且驱动力从调节用驱动源14传递至太阳轮9。

在使小齿轮轴7的旋转速度与输入轴2的旋转速度相同的情况下，太阳轮9和第1齿圈10以相同速度旋转。结果为，太阳轮9、第1齿圈10、第2齿圈11以及行星架13这4个要素成为不能相对旋转的锁定状态，与第2齿圈11连结的小齿轮轴7以与输入轴2相同的速度进行旋转。

在使小齿轮轴7的旋转速度比输入轴2的旋转速度慢的情况下，设太阳轮9的转速为Ns、设第1齿圈10的转速为NR1、设太阳轮9与第1齿圈10的齿轮比(第1齿圈10的齿数/太阳轮9的齿数)为j，则行星架13的转速为(j·NR1+Ns)/(j+1)。

此外，设太阳轮9与第2齿圈11的齿轮比((第2齿圈11的齿数/太阳轮9的齿数)×(带阶梯小齿轮12的大径部12a的齿数/小径部12b的齿数))为k，则第2齿圈11的转速为{j(k+1)NR1+(k－j)Ns}/{k(j+1)}。

即，在输入轴2的旋转速度与小齿轮轴7的旋转速度之间存在差的情况下，借助于经由与小齿轮轴7的小齿轮7a啮合的旋转盘6的内齿6b传递的来自调节用驱动源14的驱动力，旋转盘6以凸轮盘5的中心P2为中心进行旋转。

但是，如图2所示，旋转盘6相对于凸轮盘5以这样的方式偏心：从输入轴2的旋转中心轴线P1到凸轮盘5的中心P2的距离Lx与从凸轮盘5的中心P2到旋转盘6的中心P3的距离Ly相同。

因此，也可以使旋转盘6的中心P3与输入轴2的旋转中心轴线P1位于同一条线上，使输入轴2的旋转中心轴线P1与旋转盘6的中心P3之间的距离(旋转半径调节机构4的旋转半径)，即偏心量R1成为“0”。

连结杆15在一侧(输入轴2侧)的端部上具有大直径的输入侧环状部15a，在另一侧(输出轴3侧)的端部上具有直径比输入侧环状部15a小的输出侧环状部15b，该连结杆15的输入侧环状部15a外嵌在旋转盘6上，并以旋转自如的方式与旋转盘6连接。

在旋转盘6和输入侧环状部15a之间配置有连结杆轴承16，该连结杆轴承16由在轴向上排列2个的以2个为1组的球轴承构成。

8个摆动连杆18经由单向离合器17(单向旋转阻止机构)与连结杆15对应地以摆动自如的方式轴支承于输出轴3。

单向离合器17设置在摆动连杆18和输出轴3之间，在摆动连杆18相对于输出轴3要向一侧相对旋转的情况下，单向离合器17将摆动连杆18相对于输出轴3固定(固定状态)，在摆动连杆18相对于输出轴3要向另一侧相对旋转的情况下，单向离合器17使摆动连杆18相对于输出轴3进行空转(空转状态)。

在摆动连杆18上设置有与连结杆15的输出侧环状部15b连结的摆动端部18a。在摆动端部18a上设置有以从轴向夹持输出侧环状部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。

通过将作为摆动轴的连结销19插入至插入孔18c以及输出侧环状部15b中，连结杆15和摆动连杆18被以能够相对旋转的方式连结。

此外，在摆动连杆18上设置有用于贯插输出轴3的环状部18d。环状部18d经由单向离合器17以能够摆动的方式轴支承于输出轴3。

在本实施方式的无级变速器1中，曲柄连杆机构20由具有上述结构的旋转半径调节机构4、摆动连杆18、以及连结杆15构成。

此外，变速器壳体21由以下部分形成：固定于原动机ENG的一端壁部21a；与一端壁部21a相对配置的另一端壁部21b；以及以存在间隔的方式覆盖曲柄连杆机构20和单向离合器17、将一端壁部21a的外缘与另一端壁部21b的外缘连结起来的周壁部21c。

在一端壁部21a和另一端壁部21b上形成有用于轴支承输入轴的开口部和用于轴支承输出轴3的开口部，在这些开口部中嵌合有轴承22。

另外，在本实施方式中，对具有8个曲柄连杆机构20的例子进行了说明。但是，本发明的无级变速器中的曲柄连杆机构的数量并不限于该数量，例如，也可以具有1个以上且7个以下的曲柄连杆机构，也可以具有9个以上的曲柄连杆机构。

此外，在本实施方式中，对连结多个凸轮盘5从而构成输入轴2(凸轮轴)、输入轴2具有通过连通凸轮盘5的贯通孔5a而构成的贯插孔50的例子进行了说明。但是，本发明的无级变速器中的输入轴并不限于此。

例如，也可以使用具有一端开口的贯插孔的中空轴体，以能够贯插中空轴体的方式在圆盘状的凸轮盘上形成比本实施方式大的贯通孔，将凸轮盘花键结合到中空轴体的外周面从而构成输入轴。

该情况下，在中空轴体与凸轮盘的切口孔对应地设置切口孔。而且，插入至输入轴内的小齿轮只要经由中空轴体的切口孔和凸轮盘的切口孔而与旋转盘的内齿啮合即可。

此外，在本实施方式中，对使用单向离合器17作为单向旋转阻止机构的例子进行了说明。但是，本发明的动力传递装置中的单向旋转阻止机构不限于单向离合器，例如，也可以使用双向离合器，该双向离合器构成为能够将转矩从摆动连杆传递至输出轴且能够自如地切换旋转方向。

接下来，参照图3～图4对本实施方式的无级变速器的曲柄连杆机构20进行说明。

如图2所示，曲柄连杆机构20由连结杆15、摆动连杆18、以及具有旋转盘6且能够自如调节其旋转半径的旋转半径调节机构4构成。通过曲柄连杆机构20，输入轴的旋转运动被转换成摆动连杆18的摆动运动。

在曲柄连杆机构20中，在旋转半径调节机构4的旋转盘6的中心P3(输入侧支点)的旋转半径(偏心量R1)不是“0”的情况下，若使输入轴2和小齿轮轴7以同一速度旋转，则各个连结杆15一边改变相位，一边在输入轴2和输出轴3之间交替重复地将摆动端部18a推到输出轴3侧和拉到输入轴2侧，使摆动连杆18摆动。

而且，因为在摆动连杆18和输出轴3之间设置有单向离合器17，所以通过连结杆15，在摆动连杆18相对于输出轴3向一侧以超过输出轴3的旋转速度的速度旋转时，摆动连杆18相对于输出轴3被固定，将转矩传递至输出轴3。另一方面，在摆动连杆18相对于输出轴3向另一侧旋转时，摆动连杆18相对于输出轴3进行空转，不向输出轴3传递转矩。

在本实施方式的无级变速器1中，8个曲柄连杆机构20的旋转半径调节机构4分别使相位相差45度地进行配置，因此，输出轴3依次借助于8个曲柄连杆机构20而旋转。

图3中(A)～(D)是示出使旋转半径调节机构4的旋转盘6的中心P3(输入侧支点)的旋转半径(偏心量R1)变化的状态下的小齿轮轴7与旋转盘6的位置关系的图。

图3中的(A)示出偏心量R1为“最大”的状态，小齿轮轴7和旋转盘6位于这样的位置：输入轴2的旋转中心轴线P1、凸轮盘5的中心P2以及旋转盘6的中心P3排列在一条直线上。该情况下的变速比h成为“最小”。

图3中(B)示出偏心量R1为比图3中(A)小的“中”的状态，图3中(C)示出偏心量R1为比图3中(B)更小的“小”的状态。在图3的(B)中变速比h成为比图3的(A)的变速比h大的“中”，在图3的(C)中，变速比h成为比图3的(B)的变速比h大的“大”。

图3的(D)示出偏心量R1为“0”的状态，输入轴2的旋转中心轴线P1和旋转盘6的中心P3位于同心位置。该情况下的变速比h成为「无限大(∞)」。

图4中(A)～(D)是示出旋转半径调节机构4的旋转盘6的中心P3(输入侧支点)的旋转半径(偏心量R1)和摆动连杆18的摆动运动的摆动范围θ2之间的关系的图。

图4的(A)示出偏心量R1为图3中(A)的“最大”的情况(变速比h为“最小”的情况)的摆动范围θ2，图4的(B)示出偏心量R1为图3中(B)的“中”的情况(变速比h为“中”的情况)的摆动范围θ2，图4的(C)示出偏心量R1为图3中(C)的“小”的情况(变速比h为“大”的情况)的摆动范围θ2，图4的(D)示出偏心量R1为图3中(D)的“0”的情况(变速比h为“无限大(∞)”的情况)的摆动范围θ2。

此处，R2是从输出轴3的旋转中心轴线P5到连结杆15与摆动端部18a的连结点、即连结销19的中心(输出侧支点P4)的距离。此外，θ1是旋转半径调节机构4的旋转盘6的旋转相位。

根据图4的(A)～(D)可以明确，随着偏心量R1变小，摆动连杆18的摆动范围θ2变窄，在偏心量R1成为“0”的情况下，摆动连杆18不再摆动。

接下来，参照图5对本实施方式的无级变速器1的摆动连杆18的构成以及相位的检测方法进行详细的说明。

如图5所示，摆动连杆18具有：与连结杆15连结的摆动端部18a、轴支承于输出轴3的环状部18d、以及设置在环状部18d的外周面上的被检测部18e。另外，在图2中，省略了摆动连杆18的被检测部18e。

此外，无级变速器1具有距离传感器23，其被固定于变速器壳体21，对到被检测部18e的距离x进行检测。另外，在图5中，针对变速器壳体21，省略了其图示。

并且，无级变速器1具有控制部ECU，该控制部ECU根据距离传感器23检测出的值，根据表示预先求出的距离x和相位θ之间的关系的数据，计算摆动连杆18的相位θ，根据该计算出的相位θ估计旋转盘6的旋转半径(偏心量R1)。

即，利用距离传感器23和控制部ECU构成相位检测部和控制部。

摆动连杆18的被检测部18e的距离传感器23侧的面的形状是从该面到距离传感器23的距离x的变化率相对于摆动连杆18的相位θ的变化为一定的形状。

具体来说，被检测部18e的距离传感器23侧的面形成为：使得摆动连杆18的相位θ与从距离传感器23到被检测部18e的距离传感器23侧的面的距离x之间的关系为直线。

此外，如图5所示，被检测部18e朝向摆动连杆18的环状部18d的周向延伸，其中心角形成为比摆动连杆18的最大摆动范围θ2大。

在本实施方式的无级变速器1中，控制部ECU根据轴支承于输出轴3的摆动连杆18的相位θ估计旋转盘6的旋转半径(偏心量R1)，其中，转矩从曲柄连杆机构20最终传递至输出轴3。

因此，在本实施方式的无级变速器1中，即使在比摆动连杆18靠输入轴2侧的构成部件(例如，连结杆15)发生扭转或挠曲的情况下，估计出的旋转半径(偏心量R1)的值也会是对变速比h、传递至输出轴3的转矩的控制有实效的值。

此外，在本实施方式的无级变速器1中，被检测部18e的距离传感器23侧的面的形状是使得从该面到距离传感器23的距离x的变化率相对于摆动连杆18的相位θ的变化为一定的形状，在摆动连杆18的相位θ的整个范围内，不存在距离x的变化率小的范围。

因此，在本实施方式的无级变速器1中，不会如使被检测部18e的距离传感器23侧的面的形状成为单纯的圆弧的情况那样，尽管摆动连杆18的相位θ发生了变化，但距离x基本不发生变化，而是在摆动连杆18的相位θ的整个范围内，能够高精度地检测距离x。

此外，在本实施方式的无级变速器1中，被检测部18e朝向摆动连杆18的环状部18d的周向延伸，其中心角形成为比摆动连杆18的最大摆动范围θ2大。

因此，在本实施方式的无级变速器1中，不论摆动连杆18的相位θ是什么样的值，由于被检测部18e与距离传感器23相对，因此距离传感器23能够一直检测距离x，根据距离x的变化求出摆动连杆18的相位变化，从而估计旋转盘6的旋转半径(偏心量R1)。

因此，根据本实施方式的无级变速器1，能够检测摆动连杆18的相位θ，能够高精度地估计旋转盘6的旋转半径(偏心量R1)。而且，由于根据如上这样估计出的旋转盘6的旋转半径(偏心量R1)进行反馈等控制，所以能够高精度地控制传递至输出轴3的转矩和变速比h。

另外，在车辆以极低的速度行驶的情况等，有时与由距离传感器23检测出的距离的最大值和最小值的变化量相比，噪音(噪声)的影响变大。该情况下，存在微小的偏心量R1区域的振幅值被噪音(噪声)掩盖，不能明确判定偏心量R1的问题。

为了提高距离传感器23的信号噪声比(signal-noise ratio，信噪比)以解决该问题，虽然也会考虑对距离传感器23实施电磁屏蔽结构，但是增加了成本。

因此，在本实施方式的动力传递装置中，将8个曲柄连杆机构中的任1个定义为第1基准变速单元，相对于第1基准变速单元，将曲柄连杆机构的凸轮盘的偏心方向的相位错开π/2(90°)的1个曲柄连杆机构定义为第2基准变速单元。

如图6所示，在第1基准变速单元和第2基准变速单元上分别设置有距离传感器23。各个距离传感器23的检测信号被控制部ECU接收。控制部ECU利用放大电路使从2个距离传感器23接收到的检测信号放大。

此外，控制部ECU从设置在原动机上的转速传感器接收转速信号。控制部ECU根据接收到的转速信号生成作为基准的基准余弦波。

然后，对基准余弦波和放大后的2个检测信号进行处理，对偏心量R1进行高精度检测。

如图7所示，在原动机工作中的情况下，在步骤1中，控制部ECU确认原动机是否是怠速旋转。另外，在刚起动原动机时，由于预热燃料供给得多，怠速旋转也比通常高。因此，在原动机起动时，将步骤1的怠速转速的判定值校正得较高。在原动机不是怠速旋转时，重复步骤1。

当原动机在步骤1中是怠速旋转时，进入步骤2，从距离传感器23的信号中取出原动机的转速的1次成分，对R1进行检测。

然后，进入步骤3，使用最速下降法对调节用驱动源14进行控制以使偏心量R1成为“0”。然后，进入步骤4，确认距离传感器23的信号是不是没有变化或者是否是只检测到了可以判定为没有变化的程度的微小的变化，确认是否为变速比无限大的齿轮空挡状态。

在不是齿轮空挡状态的情况下，返回步骤2。当在步骤4中是齿轮空挡状态的情况下，进入步骤5，对成为齿轮空挡的距离x进行学习，并存储到控制部内的存储装置，完成动力传递装置的准备。

接下来，参照图8，对控制部ECU的信号处理的详细内容进行说明。控制部ECU对从原动机的旋转轴(曲柄轴)的角速度传感器接收的角速度ω实施低通滤波处理之后，使用该角速度ω，根据下述算式(1)求出θ。

θ＝ωt－∫(dω/dt)tdt···(1)

然后，控制部ECU使用计算出的θ求出cosθ。

此外，从各个距离传感器23接收到的信号(电压)是直流。此外，距离传感器23的波形是组合了多个正弦波或者余弦波的波形。此处，将在去除了噪声(噪音)等的频率的有效的频率的范围内最低的频率定义为1次成分，按照从该频率升高的顺序将各个频率依次定义为2次成分、3次成分。例如，试想怠速转速是600rpm时，则频率为10Hz，所以依次将1次成分定义为10Hz，将20Hz定义为2次成分，将30Hz定义为3次成分。

此处，因为想要将距离传感器23的信号转换为交流成分进行解析，所以为了切除信号波形的1次成分以下的频率成分，而实施1次高通滤波处理(例如，fc＝2Hz)来分别去除直流而转换成交流成分。

然后，对来自各个距离传感器23的1次高通滤波处理过的检测值、根据原动机的旋转角速度计算出的COSθ的余弦波进行累计并进行检波。之后，分别实施例如4次成分的低通滤波处理(例如，fc＝5Hz)，取得频率成分(次数成分)的振幅的平均值，对各个值进行平方之后求和并取平方根，将得到的值作为同步检波后的传感器信号。

假设，在原动机的旋转速度的1次成分的值(从0到峰值的值)是1V的情况下，与1次COSθ的积的平方和的平方根是0.5V。

根据本实施方式的动力传递装置，不需要使用电磁屏蔽，能够通过同步检波处理提高距离传感器的信号噪声比(S/N)。

此外，在本实施方式中，将凸轮盘的偏心方向的相位差为π/2(90°)的2个曲柄连杆机构作为第1、第2变速单元并分别对它们设置距离传感器23。并且，对从该2个距离传感器23取得的信号，利用根据原动机的旋转速度求出的COSθ进行同步检波。因此，不需要根据原动机的旋转速度计算出2个彼此为垂直关系的正交函数，举出具体实例的话，不需要根据原动机的旋转速度的变动计算正弦波和余弦波，能够减少控制部的运算处理工序数，迅速进行偏心量R1的学习。

此外，即使一个距离传感器23发生故障，如果根据另一个距离传感器23的检测值，根据原动机的旋转速度的变动计算出正弦波和余弦波，则也能够进行同步检波，能够提高动力传递装置的可靠性。

图11的(A)的图表示出了车辆的行驶速度的变化。图11的(B)的图表示出了与图11的(A)相对应的距离传感器的信号的变化。也可以说图11的(B)的图表示出了应用本实施方式的控制部的运算处理之前的以往的旋转半径的值的变化。根据图11的(B)明确知道，在低速时，距离传感器23的信号被噪声(噪音)掩盖,不能高精度检测作为旋转部的旋转盘6的旋转半径。图11的(C)的图表示出了进行了第1实施方式的控制部的运算处理后的结果的旋转半径的值的变化。图11的(C)的图表的信号的中央的值成为平均值。

[第2实施方式]

接下来，参照图9和图10，对本发明的动力传递装置的第2实施方式进行说明。

如图9所示，第2实施方式的动力传递装置中，只设置有1个距离传感器23，控制部ECU根据来自原动机的旋转角速度传感器的信号，取得作为基准的基准余弦波，并且，除了求出将基准余弦波的相位移动π/2(90°)后的作为基准的基准正弦波这一点以外，其他都与第1实施方式以同样的方式构成。

控制部ECU针对从原动机的旋转轴(曲柄轴)的角速度传感器接收到的角速度ω实施低通滤波处理之后，使用该角速度ω，根据下述式(1)求出θ。

θ＝ωt－∫(dω/dt)tdt···(1)

然后，控制部ECU使用计算出的θ求出余弦波cosθ。

此外，将求出的cosθ的相位移动π/2(90°)，求出正弦波sinθ。

如图10所示，从距离传感器23接收到的信号(电压Vr)是直流。此外，距离传感器23的波形是组合了多个正弦波或者余弦波的波形。此处，将在去除了噪声(噪音)等的频率的有效的频率的范围内最低的频率定义为1次成分，按照从该频率升高的顺序将各个频率依次定义为2次成分、3次成分。此处，因为想要将距离传感器23的信号转换为交流成分进行解析，所以，为了切除信号波形的1次成分以下的频率成分，实施1次高通滤波处理(例如，fc＝2Hz)来分别去除直流而转换成交流成分。

然后，将来自距离传感器23的1次高通滤波处理后的检测值与根据原动机的旋转角速度计算出的COSθ的余弦波和sinθ的正弦波分别进行累计并进行检波。之后，分别实施例如4次成分的低通滤波处理(例如，fc＝5Hz)，取得频率成分(次数成分)的振幅的平均值，对各个值进行平方之后求和再取平方根，将得到的值作为同步检波后的传感器信号。

假设，在原动机的旋转速度的1次成分的值(从0到峰值的值)是1V的情况下，与1次COSθ的积的平方和的平方根是0.5V。

根据本实施方式的动力传递装置，不需要使用电磁屏蔽，而能够通过同步检波处理提高距离传感器的信号噪声比(S/N)。

此外，利用第2实施方式的动力传递装置也能够像图11的(A)～图11的(C)所示的图表那样，能够高精度检测作为旋转部的旋转盘6的旋转半径。图11的(A)的图表示出了车辆的行驶速度的变化。图11的(B)的图表示出了与图11的(A)相对应的距离传感器的信号的变化。也可以说图11的(B)的图表示出了应用本实施方式的控制部的运算处理之前的以往的旋转半径的值的变化。图11的(C)的图表示出了进行了第1实施方式的控制部的运算处理后的结果的旋转半径的值的变化。图11的(C)的图表的信号的中央的值成为平均值。

[其他实施方式]

综上所述，虽然对第1实施方式和第2实施方式进行了说明，但是本发明并不限于两个实施方式。

例如，在两个实施方式中，使用距离传感器23，检测到被检测部18e或者被检测部件26的距离，根据该值计算摆动连杆18的相位θ，进行旋转盘6的旋转半径(偏心量R1)的估计。但是，本发明的相位检测部和控制部并不一定限定于上述结构，只要是能够检测摆动连杆的相位，并根据该相位计算旋转部的旋转半径即可。

此外，本发明的无级变速器的被检测部件的形状并不限于实施方式所示的形状，只要是在摆动连杆的环状部的直径发生变化时不会接触的形状即可。例如，也可以是用于抑制重量增加的挖空部等。

此外，在本实施方式中，虽然使用设有8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，但是本发明的变速单元的数量并不限于该数量，是多个即可。在第1实施方式的动力传递装置中，具有相位差为90°的2个变速单元即可。

此外，在两个实施方式中，虽然对使各个曲柄连杆机构的凸轮部的偏心方向从输入轴的一侧起依次按照45°间隔偏心的例子进行了说明，但是本发明的多个凸轮部的偏心方向并不限于上述方式。例如，用6个构成曲柄连杆机构、从输入轴的一侧起依次按照120°、120°、－60°、120°、120°、或者、180°、60°、180°、60°、180°的偏心方向的相位间隔配置6个凸轮部。