CN102537246B - 辊摩擦传动单元 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种辊摩擦传动单元包括：第一辊；第二辊；输入轴，该输入轴与四轮驱动车辆的主驱动轮的驱动系统连接，并且与第一辊和第二辊中的一个连接；输出轴，该输出轴与四轮驱动车辆的辅助驱动轮的驱动系统连接并且与第一辊和第二辊中的另一个连接；止推轴承，该止推轴承布置成沿着轴向方向相对于单元壳体定位包括第一辊和第二辊中的一个以及输入轴的输入轴侧旋转部分，或者定位包括第一辊和第二辊中另一个以及输出轴的输出轴侧旋转部分；以及低刚性结构，该低刚性结构设置在向止推轴承的推力传递路径上并且布置成缓冲推力。

Description

辊摩擦传动单元

技术领域

本发明涉及一种用作四轮驱动车辆的分动器的辊摩擦传动单元，并且更具体地涉及一种改善布置成沿着轴向方向定位传动单元的辊的止推轴承的耐久性的技术。

背景技术

美国专利申请出版物No.2010/0276246A1(对应于日本专利申请公开说明书No.2009-173261)公开了一种包括一对辊的辊摩擦传动单元。在这一辊摩擦传动单元中，辊的外周表面沿着径向方向被彼此抵压和接触，从而通过摩擦在辊间传递动力。其中的一个辊与输入轴连接，输入轴与四轮驱动车辆的主驱动轮的驱动系统连接。其中的另一个辊与四轮驱动车辆的辅助驱动轮的驱动系统连接。

在辊摩擦传动单元中，每个辊通过沿轴向方向设置在两侧上的止推轴承、沿着轴向方向相对于辊摩擦传动单元的外壳进行定位，从而稳定地执行辊之间的摩擦接触。

发明内容

在辊摩擦传动单元中，当辊沿径向方向彼此抵压和接触时，辊的轴(输入轴和输出轴)在轴承间距中沿着彼此离开的方向弯曲。因此，支承所述轴的单元壳体的侧壁变形，使得所述轴之间的单元壳体侧壁的中心位置移动更接近彼此，使得夹置所述轴之间的单元壳体侧壁的中心部分的单元壳体侧壁的两个端部彼此远离移动。

单元壳体的这一变形将布置成沿轴向方向定位所述辊的止推轴承的推力载荷分配，限制为面对如上所述彼此接近的单元壳体侧壁中心部分的极小的外周区域。

因此，每个止推轴承仅在极小的外周区域上承受偏置推力载荷。因此，止推轴承的耐久性在大接触压力的影响下变差。

因此，本发明的一个目的是提供一种辊摩擦传动单元，包括：第一辊；第二辊，该第二辊具有外周表面，布置成与第一辊的外周表面抵压和接触，从而通过摩擦在第一辊与第二辊之间传递动力；输入轴，该输入轴与四轮驱动车辆的主驱动轮的驱动系统连接，并且与第一辊和第二辊其中的一个连接；输出轴，该输出轴与四轮驱动车辆的辅助驱动轮的驱动系统连接并且与第一辊和第二辊的另一个连接；止推轴承，该止推轴承布置成沿着轴向方向相对于单元壳体定位包括第一辊和第二辊中的一个以及输入轴的输入轴侧旋转部分，或者包括第一辊和第二辊中的另一个和输出轴的输出轴侧旋转部分；以及低刚性结构，该低刚性结构设置在通向止推轴承的推力传递路径上，并且布置成缓冲推力。

附图说明

图1是从四轮驱动车辆上方看到的示意性平面图，示出设置有根据本发明的第一实施方式的辊摩擦传动单元作为分动器的四轮驱动车辆的动力总成；

图2是示出图1的辊摩擦传动单元的纵向横截面侧视图；

图3是示出图2的辊摩擦传动单元的示意性，处于根据本发明的主结构被移除的状态；

图4A和4B是当图3的辊摩擦传动单元的单元壳体被辊之间的径向压制反作用力变形时的示意图，图4A是示出单元壳体的变形状态的示意图，图4B是示出在单元壳体变形时对止推轴承的推力载荷分配的示意图；

图5A和5B是当图2的辊摩擦传动单元的单元壳体被辊之间的径向压制反作用力变形时的示意图，图5A是示出处于单元壳体的变形状态下的图2的辊摩擦传动单元的示意图，图5B是示出当单元壳体变形时对止推轴承的推力载荷分配的示意图；

图6是根据本发明的第二实施方式的辊摩擦传动单元的示意图；

图7A和7B是当图6的辊摩擦传动单元的单元壳体被辊之间的径向压制反作用力变形时的示意图，图7A是示出图6的辊摩擦传动单元的示意图，图7B是示出当单元壳体变形时对止推轴承的推力载荷分配的示意图；

图8是示出根据本发明的第三实施方式、作为主要部件的辊摩擦传动单元的止推轴承支承部分的纵向横截面侧视图。

具体实施方式

在下文中，参照附图说明根据本发明的实施方式的辊摩擦传动单元1。

<根据第一实施方式的结构>

图1是从四轮驱动车辆上方看到的示意性平面图，示出设置有根据本发明的第一实施方式的辊摩擦传动单元作为分动器的四轮驱动车辆的动力总成。

图1的四轮驱动车辆是基于后轮驱动车辆的，其中来自发动机2的转动通过变速器3变速，然后通过后传动轴4和后主减速单元5传递至左后轮6L和右后轮6R，并且构造成使得输入至左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)的扭矩的一部分通过前传动轴7和前主减速单元8由辊摩擦传动单元1传递至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)，因此实现四轮驱动。

因此，辊摩擦传动单元1配置成将输入至左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)的扭矩的一部分分开并且输出至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)，由此设定左后轮6L和右后轮6R(辅助驱动轮)与左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)之间的驱动力分配比。在这一实施方式中，辊摩擦传动单元1如图2所示构造。

在图2中，附图标记11是单元壳体。输入轴12和输出轴13设置在单元壳体11中，使得输入轴12的旋转轴线01和输出轴13的旋转轴线02彼此平行从而在单元壳体11中横向穿过。输入轴12通过径向轴承14和15可旋转地支承在单元壳体11的侧壁11a和11b上，使得输入轴12围绕轴线01自由地旋转。输入轴包括从单元壳体11伸出的两个端部。在图2中的输入轴12的左端通过变速器3(参照图1)连接至发动机2。在图2中的输入轴12的右端通过后传动轴4(参照图1)连接至后主减速单元5。

输出轴13在输出轴13的两端处通过下述支承结构支承在单元壳体11的侧壁11a和11b上。中空外轴类型的曲柄轴16L和16R分别自由地安装在输出轴13与单元壳体侧壁11a和11b之间，输出轴13的两端从该曲柄轴穿过。这些曲柄轴16L和16R具有相同的规格。

径向轴承17L设置在曲柄轴16L与单元壳体侧壁11a和11b之间。由此，曲柄轴16L通过单元壳体侧壁11a和11b在曲柄轴16的外周表面16Lb上被可旋转地支承。而且，径向轴承17R设置在曲柄轴16与单元壳体侧壁11a和11b之间。由此，曲柄轴16R通过单元壳体侧壁11a和11b在曲柄轴16R的外周表面16Rb上被可旋转地支承。

径向轴承18L设置在曲柄轴16L与输出轴13之间。由此，输出轴13在曲柄轴16L的中空孔16La中在输出轴13的外周表面上被可旋转地支承。径向轴承18R设置在曲柄轴16R与输出轴13之间。由此，输出轴13在曲柄轴16L的中空孔16La中在输出轴13的外周表面上被可旋转地支承。因此，输出轴13在曲柄轴16L和16R的中空孔16La和16Ra中围绕轴线02自由地旋转。

通过上述结构，输出轴13的两端分别在单元壳体侧壁11a和11b中由曲柄轴16L和16R可旋转地支承。支承在单元壳体11中的输出轴13包括图2中的从单元壳体11伸出的并且与前传动轴7连接的左端(参照图1)。由此，输出轴13的左端通过前传动轴7和前主减速单元8与左前轮9L和右前轮9R连接。

输入轴12与第一辊21连接或整体模制，第一辊设置在输入轴12的基本上中心部分。输出轴13与第二辊22连接或整体模制，第二辊设置在输出轴13的基本上中心部分。第一辊21和第二辊22设置在垂直于轴线的相同平面上。止推轴承23分别设置在单元壳体侧壁11a和11b与第一辊21沿轴向方向的两侧之间。止推轴承23沿着轴向方向定位第一辊21和输入轴12。

曲柄轴16L和16R的外周表面16Lb和16Rb(半径Ro)的中心03从曲柄轴中空孔16La和16Ra(半径Ri)的中心02偏离ε。由此，输出轴13和第二辊22的旋转轴线02通过曲柄轴16L和16R相对于单元壳体11围绕轴线03旋转而围绕旋转轴线03旋转。因此，可增加或减小第二辊22(外周表面22a)相对于第一辊21(外周表面21a)的径向压制力，由此控制第一辊21与第二辊22之间的接触摩擦力(传递扭矩容量)。

具有相同规格的环形齿轮16Lc和16Rc整体地设置在曲柄轴16L和16R的彼此面对的相邻端部上，从而执行围绕曲柄轴16L和16R的旋转轴线03的上述旋转位置控制。这些环形齿轮16c和16Rc与具有相同规格的共用曲柄轴驱动小齿轮(未示出)啮合。这个曲柄轴驱动小齿轮与辊间径向压力控制电动机相连接。

环形齿轮16Lc和16Rc与曲柄轴驱动小齿轮(未示出)啮合，使得曲柄轴16L和16R定位在旋转位置，在该旋转位置，曲柄轴16L和16R的偏心外周表面16Lb和16Rb沿着周向方向布置从而具有相同的相位。

止推轴承24分别布置在环形齿轮16Lc和16Rc与单元壳体侧壁11a和11b之间。止推轴承25分别布置在第二辊22与曲柄轴16L和16R之间。这些止推轴承24和25沿着轴向方向相对于单元壳体11定位曲柄轴16L和16R和第二辊22(输出轴13)。

<驱动力分配操作>下文将示出根据第一实施方式的图1和2所示的辊摩擦传动单元的驱动力分配操作。

图1中来自于变速器3的输出扭矩从图2中的左端输入到输入轴12中。这一输出扭矩直接地通过后传动轴4和后主减速单元5传递至左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)。

另一方面，辊摩擦传动单元1将输入至左后轮6L和右后轮6R的扭矩的一部分从第一辊21通过第二辊22传递至输出轴13。传递至输出轴13的扭矩从图2中的输出轴13的左端通过前传动轴7(参照图1)和前主减速单元8传递至左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)。

采用这种方式，车辆能够通过驱动所有的左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)和左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)来执行四轮驱动。当四轮驱动时左后轮6L和右后轮6R与左前轮9L和右前轮9R之间的驱动力分配控制通过采用上述辊间径向压力控制电动机(未示出)经环形齿轮16Lc和16Rc围绕轴线03旋转曲柄轴16L和16R而执行。这一控制操作采用下述方式执行。

输出轴13和第二辊22的旋转轴线22通过曲柄轴16L和16R围绕轴线03的旋转而围绕轴线03旋转。由此，第二辊22对第一辊21的径向压力，也就是，辊21和22之间的传递扭矩容量(前和后轮驱动力分配)可以通过改变辊21和22的轴之间的距离而被任意地控制，使得左后轮6L和右后轮6R(主驱动轮)与左前轮9L和右前轮9R(辅助驱动轮)之间的驱动力分配控制得以执行。

<单元壳体变形以及其问题>

在图2所示的辊摩擦传动单元中，当辊21和22沿径向方向彼此抵压和接触时，壳体11发生弹性变形。

图3示出图2的辊摩擦传动单元分离装置示意图。当辊21和22沿径向方向彼此抵压和接触时，辊21的输入轴12和辊22的输出轴13分别被从图3的笔直状态形成为输入轴12和输出轴13在径向轴承14与15之间的轴承跨度内(参照图2)以及在径向轴承17L和17R之间的轴承跨度内(参照图2)彼此离开的图4的弯曲状态。

如图4A所示，支承这些轴12和13的单元壳体11的侧壁11a和11b被输入轴12和输出轴13的弯曲而变形，使得单元壳体侧壁11a和11b在轴12与13之间的中心位置11c和11d移动得彼此接近，使得处于单元壳体侧壁中心部分11c和11d的两侧上的单元壳体侧壁两端部分11e和11f以及11g和11h彼此离开。

通过单元壳体侧壁中央部分11c和11d的接近，定位辊21的止推轴承23中的每一个仅在与单元壳体侧壁中央部分11c和11d其中的一个面对的周向区域中承受推力载荷，如图4A中的α所示，且定位辊22的止推轴承25中的每一个仅在与单元壳体侧壁中央部分11c和11d其中的一个面对的周向区域中承受推力载荷，如图4A中的β所示。

此外，所有的推力传递(传送)路径具有高刚性。因此，分配至止推轴承23和25的推力载荷分配被限制为上述周向区域的极小区域，如图4B中的γ和δ所示。于是，止推轴承23和25仅在极小外周区域中承受偏置的推力载荷。因此，止推轴承23和25的耐久性在大接触压力的作用下变差。

为了解决这一问题，可考虑增加输入轴12和输出轴13的轴直径，从而抑制导致上述问题的输入轴12和输出轴13的弯曲，并且增加单元壳体侧壁11a和11b的厚度从而抑制单元壳体侧壁11a和11b的变形。但是，这些应对措施导致重量极大增加和成本增加。因此，需要不导致重量增加和成本增加的应对措施。

<止推轴承的耐久性的应对措施>

根据第一实施方式的辊摩擦传动单元具有用于解决上述问题的下述结构，这些问题涉及到在不需要重量增加和成本增加的情况下的止推轴承的耐久性。

也就是，如图2和5A所示，推力缓冲部件31诸如弹性部件分别设置在止推轴承23和第一辊21之间的推力方向邻接部分中，在所述邻接部分，止推轴承23和第一辊21沿推力方向彼此面对。由此，在向止推轴承23的推力传递路径中分别设置用于缓冲推力的低刚性结构。而且，诸如弹性部件的推力缓冲部件32分别设置在止推轴承25与第二辊22之间的推力方向邻接部分中，在该邻接部分中，止推轴承25和第二辊22沿推力方向彼此面对。由此，用于缓冲推力的低刚性结构分别设置在向止推轴承25的推力传递路径中。

<第一实施方式的操作和效果>

在根据第一实施方式的辊摩擦传动单元中，即使当单元壳体侧壁11a和11b通过上述参照图4A所述的原因如图5A所示变形时，向止推轴承23和25的推力载荷通过推力缓冲部件31和32缓冲和分散(用于缓冲推力的低刚性结构)。推力载荷施加所至的止推轴承23和25的周向区域的面积为如图5B所示的γ’和δ’，不是如图4B所示的传统设备的小面积γ和δ。

因此，相对于传统设备来说，可减小由推力载荷产生的止推轴承23和25的接触压力，并且改善止推轴承23和25的耐久性。而且，由于仅设置诸如重量轻和低成本弹性部件的推力缓冲部件31和32，所以可在不增加辊摩擦传动单元的重量和成本的情况下获得上述效果。

而且，可在不担心止推轴承23和25的耐久性的情况下增加辊间径向压力，由此增加辊摩擦传动单元的传递扭矩容量，并且改善颠簸路段上的四轮驱动车辆的行驶性能(行驶通过性能)。而且，当不需要颠簸道路上的四轮驱动车辆的大范围行驶性能时，可减小止推轴承23和25的尺寸，增加辊摩擦传动单元的设计自由度，并且获得尺寸的减小和重量的降低。

<第二实施方式>

图6是示出根据本发明的第二实施方式的辊摩擦传动单元的示意图。图6的辊摩擦传动单元基本上在很大的方面与图2和5的设备相同，采用相同的附图标记示出。在下文中，仅描述不同的部件。

在根据第二实施方式的辊摩擦传动单元中，设置下述应对措施代替第一实施方式中的推力缓冲部件31和32。也就是，在构成向止推轴承23的推力传递路径的单元壳体侧壁11a和11b的止推轴承支承部分11i和11j中，分别形成作为沿着推力方向的间隙的中空部分11k和11m，诸如狭槽。由此，分别在向止推轴承23的推力传递路径中设置了用于缓冲推力的低刚性结构。

但是，中空部分11k和11m分别仅设置在当辊21和22沿着径向方向彼此抵压和接触时承受由单元壳体11的上述变形在压缩方向上的推力的止推轴承23的周向区域中。中空部分11k和11m是基本上半环形的中空部分，其不延伸至其他外周区域。

而且，分别在构成通向止推轴承25的推力传递路径的曲柄轴16L和16R的止推轴承支承部分16Ld和16Rd中形成作为沿推力方向的间隙的中空部分16Le和16Re，诸如狭槽。由此，用于缓冲推力的低刚性结构分别设置在向止推轴承25的推力传递路径中。

但是，中空部分16Le和16Re仅分别设置在当辊21和22沿径向方向彼此抵压和接触时承受由单元壳体11的上述变形产生的沿压缩方向的推力的止推轴承25的外周区域。中空部分16Le和16Re是不延伸至其他外周区域的基本上半圆形中空部分。

<第二实施方式的操作和效果>

在根据第二实施方式的辊摩擦传动单元中，即使当单元壳体侧壁11a和11b通过上文参照图4A所述的原因如图7A所示变形时，向止推轴承23和25的推力载荷也会被中空部分11k和11m以及16Le和16Re缓冲和分散(用于缓冲该推力的低刚性结构)。推力载荷施加所至的止推轴承23和25的外周区域的面积为γ’和δ’，如图7B所示，不是图4B所示的传统设备的小区域γ和δ。

因此，相对于传统设备来说，可减小推力载荷对止推轴承23和25的接触压力，并且改善止推轴承23和25的耐久性。而且，由于狭槽形中空部分11k和11m仅形成在单元壳体侧壁11a和11b的止推轴承支承部分11i和11j中并且狭槽形中空部分16Le和16Re仅形成在曲柄轴16L和16R的止推轴承支承部分16Ld和16Rd，所以可在不增加重量和不增加辊摩擦传动单元的成本的情况下实现上述效果。

而且，可在不担心止推轴承23和25的耐久性的情况下增加辊间的径向压力，由此增加辊摩擦传动单元的传递扭矩容量，并且改善颠簸路段上的四轮驱动车辆的行驶性能(行驶通过性能)。而且，当不需要四轮驱动车辆在颠簸道路上的大行驶性能时，可减小止推轴承23和25的尺寸，增加辊摩擦传动单元的设计自由度并且实现尺寸减小和重量减小。

<第三实施方式>

图8是示出根据本发明的第三实施方式的辊摩擦传动单元的止推轴承23和25的支承部分的示意图。图8的辊摩擦传动单元基本上在大部分方面与图2、5和6的设备相同，使用相同的附图标记示出。在下文，仅说明不同的部件。

在根据第三实施方式的辊摩擦传动单元中，设置下述应对措施代替第一实施方式中的推力缓冲部件31和32以及第二实施方式中的止推轴承支承部分的中空部分11k和11m以及16Le和16Re。也就是，沿着推力方向的凹入部分33形成在构成向止推轴承23的推力传递路径的单元壳体侧壁11a和11b的止推轴承支承部分11i和11j、在沿着推力方向邻接止推轴承23上的止推轴承支承部分11i和11j的端部处(在止推轴承支承部分11i和11j与止推轴承23之间的推力方向邻接部分中)。由此，分别在向止推轴承23的推力传递路径设置用于缓冲推力的低刚性结构。

而且，沿着推力方向的凹槽部分34分别形成在构成向止推轴承25的推力传递路径的曲柄轴16L和16R的止推轴承支承部分16Ld和16Rd中、在沿推力方向邻接在止推轴承25上的止推轴承支承部分16Ld和16Rd的端部处(止推轴承支承部分16Ld和16Rd与止推轴承25之间的推力方向邻接部分)。由此，分别在向止推轴承25的推力传递路径中设置用于缓冲推力的低刚性结构。

但是，凹槽部分33和34仅设置在当辊21和22沿着径向方向彼此抵压和接触时承受由单元壳体11的上述变形产生的沿压缩方向的推力的止推轴承23和25的周向区域中。凹槽部分33和34是不延伸至其他外周区域的基本上半圆形凹槽部分。

<第三实施方式的操作和效果>

在根据第三实施方式的辊摩擦传动单元中，即使当单元壳体侧壁11a和11b通过上文参照图4A所述的原因变形时，朝向止推轴承23和25的推力载荷也会被中空部分凹槽部分33和34缓冲和分散(用于缓冲该推力的低刚性结构)。因此，推力载荷施加所至的止推轴承23和25的外周区域的面积能够增加，类似于图5B和7B所示的γ’和δ’。

因此，相对于传统设备来说，可减小推力载荷对止推轴承23和25的接触压力，并且改善止推轴承23和25的耐久性。而且，由于凹槽部分33和34仅形成在止推轴承支承部分11i和11j和止推轴承支承部分16Ld和16Rd中，所以可在不增加重量和不增加辊摩擦传动单元的成本的情况下实现上述效果。

而且，可在不担心止推轴承23和25的耐久性的情况下增加辊间的径向压力，由此增加辊摩擦传动单元的传递扭矩容量，并且改善颠簸路段上的四轮驱动车辆的行驶性能(行驶通过性能)。而且，当不需要四轮驱动车辆在颠簸道路上的大行驶性能时，可减小止推轴承23和25的尺寸，增加辊摩擦传动单元的设计自由度并且实现尺寸减小和重量减小。

<其他实施方式>

在第一实施方式中，如图2和5A所示，推力缓冲部分31分别设置在止推轴承23与第一辊21之间的推力方向邻接部分中，推力缓冲部件32分别设置在止推轴承25与第二辊22之间推力方向邻接部分中。而且，推力缓冲部件31和32可沿轴向方向设置在止推轴承23和25的相对两侧上。而且，推力缓冲部件31和32可设置在止推轴承23和25的两侧上。

在根据第一至第三实施方式的辊摩擦传动单元中，为输入辊侧上的止推轴承23和输出辊侧上的止推轴承25提供了推力接触压力减小应对措施。而且，该推力接触压力减小应对措施可仅设置于需要这一应对措施的止推轴承23和25其中的一个。

根据本发明的辊摩擦传动单元包括：第一辊；第二辊，该第二辊具有外周表面，布置成与第一辊的外周表面抵压和接触从而通过摩擦传定第一辊与第二辊之间的动力；输入轴，该输入轴与四轮驱动车辆的主驱动轮的驱动系统连接，并且与第一辊和第二辊其中的一个连接；输出轴，该输出轴与四轮驱动车辆的辅助驱动轮的驱动系统连接并且与第一辊和第二辊的另一个连接；止推轴承，该止推轴承布置成沿着轴向方向相对于单元壳体定位包括第一辊和第二辊其中的一个以及输入轴的输入轴侧旋转部分，或者包括第一辊和第二辊其中的另一个以及输出轴的输出轴侧旋转部分；以及低刚性结构，该低刚性结构设置在向止推轴承的推力传递路径上并且布置成缓冲推力。

采用这种方式，根据本发明的辊摩擦传动单元，用于缓冲推力的低刚性结构设置在向止推轴承的推力传递路径上。因此，该低刚性结构缓冲并且分散了朝向止推轴承的推力载荷。即使当单元壳体的侧壁在辊之间的径向抵压反作用力的作用下通过输入轴和/或输出轴的弯曲而产生变形时，承受推力载荷的止推轴承的外周区域的面积相对于传统设备也变大。

因此，可减小推力载荷对止推轴承的接触压力，并且解决了止推轴承的耐久性降低的问题。

提交于2010年12月9日的日本专利申请No.2010-274249的全部内容通过引用的方式结合于此。

虽然在上面已经参照本发明的特定实施方式描述了本发明，但是本发明并不局限于上述实施方式。鉴于上述教导本领域技术人员可以对上述实施方式作出改进和变化。本发明的范围参照随后的权利要求限定。

Claims (4)

1.一种辊摩擦传动单元，包括：

第一辊；

第二辊，所述第二辊具有外周表面，所述外周表面布置成抵压和接触所述第一辊的外周表面，从而通过摩擦在所述第一辊与所述第二辊之间传递动力；

输入轴，所述输入轴与四轮驱动车辆的主驱动轮的驱动系统连接，并且与所述第一辊和所述第二辊中的一个连接；

输出轴，所述输出轴与所述四轮驱动车辆的辅助驱动轮的驱动系统连接，并且与所述第一辊和第二辊中的另一个连接；

止推轴承，所述止推轴承布置成沿着轴向方向相对于单元壳体定位包括所述第一辊和第二辊中的一个以及输入轴的输入轴侧旋转部分，或者定位包括所述第一辊和第二辊中的另一个以及输出轴的输出轴侧旋转部分；以及

低刚性结构，所述低刚性结构设置在向所述止推轴承的推力传递路径并且布置成缓冲推力；

其中，设置有所述低刚性结构的推力传递路径是朝向所述止推轴承的外周区域的推力传递路径，当所述第一辊和所述第二辊沿着径向方向彼此抵压和接触时所述外周区域承受通过所述单元壳体的变形而产生的在压缩方向上的推力；所述低刚性结构通过缓冲和分散所述单元壳体变形而产生的在压缩方向上的推力，在所述单元壳体变形时增加所述止推轴承的在所述压缩方向上的推力的作用面积。

2.根据权利要求1所述的辊摩擦传动单元，其中，所述低刚性结构是沿着轴向方向设置在所述止推轴承的一侧上的推力缓冲部件。

3.根据权利要求1所述的辊摩擦传动单元，其中，所述低刚性结构是形成在作为推力传递路径的止推轴承支承部分中的中空部分。

4.根据权利要求1所述的辊摩擦传动单元，其中，所述低刚性结构是形成在作为推力传递路径的止推轴承支承部分的凹槽部分；并且，所述凹槽部分沿着推力方向形成在沿着推力方向邻接在所述止推轴承上的止推轴承支承部分的端部处。