CN104074860A - 车辆用动力传递装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种车辆用动力传递装置。通过研究非对称形状的连杆的贯穿孔的形状，来降低在将其大端部支承于输入轴的轴承上作用的载荷的峰值。使连接第1连接点与大端部的中心的线相对于中心线所成的角度比连接第2连接点与大端部的中心的线相对于中心线所成的角度大，第1连接点是第1连结部的外周面与大端部连接的点，第2连接点是第2连结部的外周面与大端部连接的点，因此，虽然由于通过第2连结部传递的载荷使得大的第2峰值载荷施加于支承连杆的大端部的轴承，但是通过构成为第1连结部的刚性比第2连结部的刚性高，能够使通过第1连结部和第2连结部传递的第1、第2峰值载荷变得均匀，降低载荷的峰值，从而提高轴承的耐久性。

Description

车辆用动力传递装置

技术领域

本发明涉及具备曲轴式无级变速器的车辆用动力传递装置，所述曲轴式无级变速器经往复运动的连杆和单向离合器从输入轴向输出轴传递驱动力。

背景技术

根据下述专利文献1公知这样的车辆用动力传递装置：将连杆的大端部与偏心盘连接，所述偏心盘和连接于发动机的输入轴一体地旋转，并且将连杆的小端部经单向离合器与输出轴连接，利用单向离合器将因偏心盘的偏心旋转而产生的连杆的往复运动转换为输出轴的一个方向的旋转运动。

专利文献1：德国DE102009031791A1

可是，对于上述现有的车辆用动力传递装置，被连杆的大端部和小端部夹着的连结部的中央部分形成为薄壁，但是，如果在该薄壁部分形成沿轴向贯穿连杆的贯穿孔，则不仅能够使连杆的重量更轻，还能够降低在支承大端部的球轴承上作用的载荷的峰值，从而实现寿命的延长。

可是，如在本说明书的“具体实施方式”一栏所详述，如果在连杆形成贯穿孔，则大端部和小端部通过在贯穿孔的两侧形成的第1连结部和第2连结部而连结，因此，在支承大端部的球轴承面对第1连结部和第2连结部的根部的位置会分别作用有峰值载荷。

特别是，在非对称形状的连杆中，由于通过第1连结部的载荷传递路径的长度和通过第2连结部的载荷传递路径的长度不同，因此，在面对因载荷传递路径较短而刚性较高的一侧的连结部的根部的位置，较大的峰值载荷作用于球轴承。由于球轴承的寿命受输入的载荷的峰值左右，因此，需要降低载荷的峰值以延长球轴承的寿命。

发明内容

本发明是鉴于上述情况而完成的，其目的在于，通过研究非对称形状的连杆的贯穿孔的形状，来降低在将其大端部支承于输入轴的轴承上作用的载荷的峰值。

为了实现上述目的，根据技术方案1所述的发明，提出一种车辆用动力传递装置，该车辆用动力传递装置具备：输入轴，其与驱动源连接；输出轴，其与所述输入轴平行地配置；摆动连接件，其以能够摆动的方式支承于所述输出轴；单向离合器，其配置在所述输出轴和所述摆动连接件之间，在该摆动连接件向一个方向摆动时所述单向离合器接合，在该摆动连接件向另一个方向摆动时所述单向离合器解除接合；偏心盘，其与所述输入轴一体地偏心旋转；变速致动器，其变更所述偏心盘的偏心量；和连杆，其连接所述偏心盘和所述摆动连接件，所述连杆具备：大端部，其支承于在所述偏心盘的外周面设置的轴承；小端部，其与所述摆动连接件连接；第1连结部，其在通过所述大端部的中心和所述小端部的中心的中心线的一侧连结该大端部和该小端部；第2连结部，其在所述中心线的另一侧连结所述大端部和所述小端部；和贯穿孔，其被所述大端部、所述小端部、所述第1连结部和所述第2连结部包围，且贯穿所述连杆的轴向两表面，连接第1连接点与该大端部的中心的线相对于所述中心线所成的角度比连接第2连接点与该大端部的中心的线相对于所述中心线所成的角度大，所述第1连接点是所述第1连结部的外周面与所述大端部连接的点，所述第2连接点是所述第2连结部的外周面与所述大端部连接的点，所述车辆用动力传递装置的特征在于构成为，所述第1连结部的刚性比所述第2连结部的刚性高。

另外，根据技术方案2所述的发明，提出了一种车辆用动力传递装置，其特征在于，在技术方案1的结构的基础上，所述第1连结部的截面积比所述第2连结部的截面积大。

另外，根据技术方案3所述的发明，提出了一种车辆用动力传递装置，其特征在于，在技术方案1的结构的基础上，从所述贯穿孔的内周面至所述第1连结部的外周面的宽度比从所述贯穿孔的内周面至所述第2连结部的外周面的宽度大。

另外，根据技术方案4所述的发明，提出了一种车辆用动力传递装置，其特征在于，在技术方案1的结构的基础上，所述第1连结部的轴向厚度比所述第2连结部的轴向厚度大。

并且，实施方式的球轴承20对应于本发明的轴承，实施方式的发动机E对应于本发明的驱动源。

根据技术方案1的结构，当与驱动源连接的输入轴旋转时，大端部连接在与输入轴一体地偏心旋转的偏心盘上的连杆进行往复运动，与连杆的小端部连接的摆动连接件进行往复摆动。当摆动连接件向一个方向摆动时，单向离合器接合，当摆动连接件向另一个方向摆动时，单向离合器解除接合，因此，连杆的往复运动被向输出轴的一个方向转换成旋转运动。当通过变速致动器变更偏心盘的偏心量时，连杆的往复运动的行程发生变化而使得摆动连接件的摆动角变化，因此，输入轴的旋转变速后被传递至输出轴。

连杆具备：大端部，其支承于在偏心盘的外周面设置的轴承；小端部，其与摆动连接件连接；第1连结部，其在通过大端部的中心和小端部的中心的中心线的一侧连结大端部和小端部；第2连结部，其在中心线的另一侧连结大端部和小端部；和贯穿孔，其被大端部、小端部、第1连结部和第2连结部包围，且贯穿连杆的轴向两表面。

连接第1连接点与大端部的中心的线相对于中心线所成的角度比连接第2连接点与大端部的中心的线相对于中心线所成的角度大，第1连接点是第1连结部的外周面与大端部连接的点，第2连接点是第2连结部的外周面与大端部连接的点，因此，通过第2连结部的载荷传递路径变得比通过第1连结部的载荷传递路径短而使得刚性增加，较大的峰值载荷通过第2连结部作用于支承连杆的大端部的轴承，但是，通过构成为第1连结部的刚性比第2连结部的刚性高，能够使通过第1连结部传递的峰值载荷和通过第2连结部传递的峰值载荷变得均匀，能够降低施加于轴承的载荷的峰值而提高耐久性。

另外，根据技术方案2的结构，第1连结部的截面积大于第2连结部的截面积，因此能够使第1连结部的刚性高于第2连结部的刚性。

另外，根据技术方案3的结构，从贯穿孔的内周面至第1连结部的外周面的宽度比从贯穿孔的内周面至第2连结部的外周面的宽度大，因此，能够使第1连结部的刚性大于第2连结部的刚性。

另外，根据技术方案4的结构，第1连结部的轴向厚度比第2连结部的轴向厚度大，因此，能够使第1连结部的刚性大于第2连结部的刚性。

附图说明

图1是车辆用动力传递装置的概略图。（第1实施方式）

图2是图1的2部的详细图。（第1实施方式）

图3是沿图2的3-3线的剖视图（最高（TOP）状态）。（第1实施方式）

图4是沿图2的3-3线的剖视图（最低（LOW）状态）。（第1实施方式）

图5是最高状态下的作用说明图。（第1实施方式）

图6是最低状态下的作用说明图。（第1实施方式）

图7是示出连杆的形状的图。（第1实施方式）

图8是对作用于球轴承的载荷进行说明的图。（第1实施方式）

图9是示出连杆的形状的图。（第2实施方式）

图10是对作用于球轴承的载荷进行说明的图。（第2实施方式）

图11是对作用于球轴承的载荷进行说明的图。（比较例1）

图12是对作用于球轴承的载荷进行说明的图。（比较例2）

标号说明

11：输入轴；

12：输出轴；

13：摆动连接件；

14：变速致动器；

18：偏心盘；

19：连杆；

19a：大端部；

19b：小端部；

19e：贯穿孔；

19f：第1连结部；

19g：第2连结部；

20：球轴承（轴承）；

21：单向离合器；

C：中心线；

E：发动机（驱动源）；

Ob：大端部的中心；

Os：小端部的中心；

P1：第1连接点；

P2：第1连接点；

S1：第1连结部的截面积；

S2：第2连结部的截面积；

T1：第1连结部的厚度；

T2：第2连结部的厚度；

W1：第1连结部的宽度；

W2：第2连结部的宽度；

α1：连接大端部的中心与第1连结点的线的角度；

α2：连接大端部的中心与第2连结点的线的角度。

具体实施方式

【第1实施方式】

以下，基于图1～图8对本发明的第1实施方式进行说明。

如图1所示，将发动机E的驱动力经左右的车轴10、10传递至驱动轮W、W的车辆用动力传递装置具备曲轴式无级变速器T和差速器D。

接下来，基于图2～图6对无级变速器T的结构进行说明。

如图2和图3所示，本实施方式的无级变速器T是将具有相同结构的多个（在实施方式中为4个）动力传递单元U…沿轴向重叠而成的，这些动力传递单元U…具备平行地配置的共用的输入轴11和共用的输出轴12，输入轴11的旋转在被减速或加速后传递至输出轴12。

以下，作为代表，对一个动力传递单元U的结构进行说明。与发动机E连接而旋转的输入轴11以相对旋转自如的方式贯穿电动马达这样的变速致动器14的中空的旋转轴14a的内部。变速致动器14的转子14b固定于旋转轴14a，定子14c固定于壳体。变速致动器14的旋转轴14a能够以与输入轴11相同的速度旋转，并且能够相对于输入轴11以不同的速度相对旋转。

在贯穿变速致动器14的旋转轴14a的输入轴11上固定有第1小齿轮15，曲轴状的行星架16以跨越该第1小齿轮15的方式连接于变速致动器14的旋转轴14a。直径与第1小齿轮15相同的2个第2小齿轮17、17分别通过小齿轮销16a、16a被支承在与第1小齿轮15协作构成为正三角形的位置，齿圈18a与这些第1小齿轮15和第2小齿轮17、17啮合，所述齿圈18a以偏心的方式形成于圆板形的偏心盘18的内部。

连杆19具备大端部19a和小端部19b，大端部19a经球轴承20以相对旋转自如的方式嵌合于偏心盘18的外周，小端部19b经销26枢轴支承于摆动连接件13，所述摆动连接件13以能够摆动的方式支承于输出轴12的外周。

配置在输出轴12和摆动连接件13之间的单向离合器21具备：环状的外部件22，其被压入摆动连接件13的内周面；内部件23，其配置于外部件22的内部且固定于输出轴12；以及辊25…，它们配置于在外部件22和内部件23之间形成的楔状的空间，且被啮合弹簧24…施力。

根据图2可以清楚地知道，4个动力传递单元U…共同具有曲轴状的行星架16，经第2小齿轮17、17支承于行星架16的偏心盘18的相位在各个动力传递单元U分别相差90°。例如，在图2中，左端的动力传递单元U的偏心盘18相对于输入轴11向图中上方移位，从左开始的第3个动力传递单元U的偏心盘18相对于输入轴11向图中下方移位，从左开始的第2个和第4个动力传递单元U、U的偏心盘18、18位于上下方向的中间。

在图1～图6中示意性地示出了连杆19的形状，但是在下文中，基于图7对连杆19的实际形状进行详细说明。

连杆19相对于连接大端部19a的中心Ob和小端部19b的中心Os的中心线C形成为上下非对称，在图7中，小端部19b的附近形成为向上突起的弧状。其理由是为了在经由销26枢轴支承于摆动连接件13的连杆19进行往复摆动的过程中避免下述事态：连杆19与摆动连接件13的外周面发生干涉而无法摆动。

在被连杆19的大端部19a和小端部19b夹着的大致三角形的部分形成有：其上缘及下缘的凸缘部19c；在凸缘部19c的内侧形成为薄壁的薄壁部19d；和在薄壁部19d的内侧贯穿连杆19的轴向两面的大致三角形的贯穿孔19e。贯穿孔19e形成为：横跨于中心线C的上侧和下侧，并且沿着大端部19a的外周。另外，在贯穿孔19e的上侧形成有连结大端部19a和小端部19b的第1连结部19f，在贯穿孔19e的下侧形成有连结大端部19a和小端部19b的第2连结部19g。

将第1连结部19f的外缘（上缘）与大端部19a的外周接触的点作为第1连接点P1，将第2连结部19g的外缘（下缘）与大端部19a的外周接触的点作为第2连接点P2，将连接大端部19a的中心Ob和第1连接点P1的直线与中心线C所形成的角度作为α1，将连接大端部19a的中心Ob和第2连接点P2的直线与中心线C所形成的角度作为α2，此时，由于连杆19具有非对称形状，因此α1＞α2成立。

第1连结部19f由薄壁部19d和外周侧的凸缘部19c形成为T字状截面，第2连结部19g也由薄壁部19d和外周侧的凸缘部19c形成为T字状截面。第1连结部19f的轴向厚度T1与第2连结部19g的轴向厚度T2相等，且都与凸缘部19c的厚度一致。可是，第1连结部19f的宽度W1、即从贯穿孔19e的内周面至第1连结部19f的外周面的距离被设定得比第2连结部19g的宽度W2、即从贯穿孔19e的内周面至第2连结部19g的外周面的距离大。因此，第1连结部19f的截面积S1变得比第2连结部19g的截面积S2大，第1连结部19f的刚性变得比第2连结部19g的刚性高。

第1连结部19f和第2连结部19g都具有规定的长度，但它们的范围被定义为面对贯穿孔19e的部分的范围。另外，在第1连结部19f及第2连结部19g的厚度T1、T2、宽度W1、W2以及截面积S1、S2根据位置而变化的情况下，它们的值被定义为第1连结部19f和第2连结部19g的范围内的最小值。

接下来，对具备上述结构的本发明的第1实施方式的作用进行说明。

首先，对无级变速器T的一个动力传递单元U的作用进行说明。如果使变速致动器14的旋转轴14a相对于输入轴11相对旋转，则行星架16绕输入轴11的轴线L1旋转。此时，行星架16的中心Ｏ、即第1小齿轮15和两个第2小齿轮17、17构成的正三角形的中心绕输入轴11的轴线L1旋转。

图3和图5示出了行星架16的中心Ｏ相对于第1小齿轮15（即输入轴11）位于与输出轴12相反的一侧的状态，此时，偏心盘18的相对于输入轴11的偏心量变为最大，无级变速器T的变速比成为最高状态。图4和图6示出了行星架16的中心Ｏ相对于第1小齿轮15（即输入轴11）位于与输出轴12相同的一侧的状态，此时，偏心盘18的相对于输入轴11的偏心量变为最小，无级变速器T的变速比成为最低状态。

在图5所示的最高状态下，如果通过发动机E使输入轴11旋转并以与输入轴11相同的速度使变速致动器14的旋转轴14a旋转，则输入轴11、旋转轴14a、行星架16、第1小齿轮15、两个第2小齿轮17、17以及偏心盘18在成为一体的状态下以输入轴11为中心绕逆时针方向（参照箭头A）进行偏心旋转。在从图5的（A）经过图5的（B）向图5的（C）的状态旋转的期间，大端部19a经球轴承20相对旋转自如地支承于偏心盘18的外周的连杆19使摆动连接件13绕逆时针方向（参照箭头B）摆动，所述摆动连接件13经销26枢轴支承于连杆19的小端部19b。图5的（A）和图5的（C）示出了摆动连接件13向所述箭头B方向摆动的两端。

这样，当摆动连接件13向箭头B方向摆动时，辊25…啮入单向离合器21的外部件22与内部件23之间的楔状的空间，从而将外部件22的旋转经由内部件23传递至输出轴12，因此，输出轴12绕逆时针方向（参照箭头C）旋转。

如果输入轴11和第1小齿轮15进一步旋转，则齿圈18a与第1小齿轮15和第2小齿轮17、17啮合的偏心盘18绕逆时针方向（参照箭头A）进行偏心旋转。在从图5的（C）经过图5的（D）向图5的（A）的状态旋转的期间，大端部19a经球轴承20相对旋转自如地支承于偏心盘18的外周的连杆19使摆动连接件13绕顺时针方向（参照箭头B'）摆动，所述摆动连接件13经销26枢轴支承于连杆19的小端部19b。图5的（C）和图5的（A）示出了摆动连接件13向所述箭头B'方向摆动的两端。

这样，当摆动连接件13向箭头B'方向摆动时，辊25…一边压缩啮合弹簧24…一边被从外部件22与内部件23之间的楔状的空间推出，由此使得外部件22相对于内部件23打滑，从而输出轴12不旋转。

如以上那样，当摆动连接件13往复摆动时，只有当摆动连接件13的摆动方向为逆时针方向（参照箭头B）时输出轴12才绕逆时针方向（参照箭头C）旋转，因此，输出轴12间歇旋转。

图6是示出在最低状态下运转无级变速器T时的作用的图。此时，由于输入轴11的位置与偏心盘18的中心一致，因此偏心盘18相对于输入轴11的偏心量为零。如果在该状态下通过发动机E使输入轴11旋转并以与输入轴11相同的速度使变速致动器14的旋转轴14a旋转，则输入轴11、旋转轴14a、行星架16、第1小齿轮15、两个第2小齿轮17、17以及偏心盘18在成为一体的状态下以输入轴11为中心绕逆时针方向（参照箭头A）进行偏心旋转。可是，由于偏心盘18的偏心量为零，因此连杆19的往复运动的行程也为零，输出轴12不旋转。

因此，如果驱动变速致动器14将行星架16的位置设定在图3的最高状态与图4的最低状态之间，则能够实现零变速比与预定变速比之间的任意变速比下的运转。

在无级变速器T中，并列设置的4个动力传递单元U…的偏心盘18…的相位互相错开90°，因此，4个动力传递单元U…交替地传递驱动力，即4个单向离合器21…中的任意一个必然处于接合状态，由此能够使输出轴12连续旋转。

可是，在连杆随着输入轴11的旋转而向输出轴12侧移动时传递驱动力的情况下，即，在借助于连杆19的推压载荷传递驱动力的情况下，载荷仅作用于将连杆19的大端部19a支承于偏心盘18的球轴承20的多个滚珠中的、位于小端部19b侧的半数的滚珠，位于大端部19a侧的半数的滚珠上没有作用载荷。

图11的（A）是示出比较例1的连杆19的图，该连杆19不具备贯穿孔19e，因此，通过本实施方式的第1连结部19f和第2连结部19g成为一体的一个连结部来传递驱动力。

图11的（B）是这样的曲线图：将球轴承20的距小端部19b最远的一侧在横轴上设定为θ＝0，示出从此处开始沿逆时针方向测出的各位置上球轴承20的滚珠所承受的载荷的变化。在0°≦θ＜90°的范围和270°＜θ≦360°的范围内载荷为零，在90°≦θ≦270°的范围内产生了载荷，但是峰值载荷产生的位置不是θ＝180°的位置，而是比其稍微靠前的θ＝170°附近的位置。

其理由是：由于连杆19的形状为上下非对称，因此连杆19的对抗压缩载荷的刚性在中心线C的下半部变高且在上半部变低，因此，较大的载荷被对抗压缩载荷的刚性较高的下半部（θ＝170°附近）传递。

图12的（A）是示出比较例2的连杆19的图，该连杆19具备贯穿孔19e，因此，与本实施方式相同地通过第1连结部19f和第2连结部19g传递载荷，但是在下述方面与本实施方式不同：第1连结部19f及第2连结部19g的厚度T1、T2、宽度W1、W2和截面积S1、S2被设定得相等，第1连结部19f和第2连结部19g的刚性不存在差距。

如图12的（B）所示，由于施加于连杆19的压缩载荷通过第1连结部19f和第2连结部19g传递，因此，第2峰值载荷作用于第2连结部19g的根部的θ＝160°附近的滚珠，第1峰值载荷作用于第1连结部19f的根部的θ＝220°附近的滚珠，从而成为双峰的峰值载荷特性。此时，第1峰值载荷和第2峰值载荷的大小不一致，第2峰值载荷比第1峰值载荷大。

其理由是：通过传递第1峰值载荷的第1连结部19f的载荷传递路径由于距中心线C较远而变长，其压缩刚性变低，与此相对，通过传递第2峰值载荷的第2连结部19g的载荷传递路径由于距中心线C较近而变短，其压缩刚性变高。因此，如果使第1连结部19f的刚性比第2连结部19g的刚性高，则通过第1连结部19f的载荷传递路径的压缩刚性和通过第2连结部19g的载荷传递路径的压缩刚性变得相等，能够使第1、第2峰值载荷实现平均化从而减小载荷的峰值，由此能够延长球轴承20的寿命。

在图8所示的本实施方式中，如在图7中详述那样，通过使第1连结部19f的宽度W1大于第2连结部19g的宽度W2，使得第1连结部19f的截面积S1大于第2连结部19g的截面积S2，由此使得第1连结部19f的刚性比第2连结部19g的刚性高。其结果是，通过距中心线C较远的第1连结部19f的载荷传递路径的压缩刚性、和通过距中心线C较近的第2连结部19g的载荷传递路径的压缩刚性变得均匀，第2峰值载荷减小，且第1峰值载荷增加，由此，整体的载荷的峰值减小而使得球轴承20的寿命延长。

【第2实施方式】

接下来，基于图9和图10对本发明的第2实施方式进行说明。

如在图8中所说明的，根据第1实施方式，使第1峰值载荷与第2峰值载荷接近但未达到完全一致，还存在进一步减小载荷的峰值的余地。第2实施方式是使连杆19的贯穿孔19e的形状相对于中心线C变得更加非对称从而实现最优化的实施方式。与第1实施方式相同，通过该贯穿孔19e形成的第1连结部19f和第2连结部19g的厚度T1、T2相同，宽度W1大于宽度W2，截面积S1大于截面积S2，其结果是，第1连结部19f的刚性变得比第2连结部19g的刚性高。

比较图8的（B）和图10的（B）可以清楚地知道：在第1实施方式中，第2峰值载荷比第1峰值载荷稍大，但是在第2实施方式中，两个峰值载荷大致一致，由此减小了载荷的峰值。

以上，对本发明的实施方式进行了说明，但本发明能够在不脱离其要点的范围内进行各种设计变更。

例如，本发明的轴承并不限定于实施方式的球轴承20，可以是滚针轴承、滚柱轴承、滑动轴承等任意的轴承。

另外，实施方式的连杆19通过压缩载荷来传递驱动力，但也可以通过拉伸载荷来传递驱动力。

另外，为了使第1连结部19f和第2连结部19g的刚性存在差距，可以使第1连结部19f的厚度T1大于第2连结部19g的厚度T2，或者在第1连结部19f中埋入加强部件，或者在第2连结部19g形成切口或减重部，或者以刚性比第2连结部19g高的材料构成第1连结部19f。

另外，实施方式的连杆19在车载状态下弯曲成向上突起，但也可以弯曲成向下凸起。

Claims (4)

1.一种车辆用动力传递装置，其具备：

输入轴（11），其与驱动源（E）连接；

输出轴（12），其与所述输入轴（11）平行地配置；

摆动连接件（13），其以能够摆动的方式支承于所述输出轴（12）；

单向离合器（21），其配置在所述输出轴（12）和所述摆动连接件（13）之间，在该摆动连接件（13）向一个方向摆动时所述单向离合器（21）接合，在该摆动连接件（13）向另一个方向摆动时所述单向离合器（21）解除接合；

偏心盘（18），其与所述输入轴（11）一体地偏心旋转；

变速致动器（14），其变更所述偏心盘（18）的偏心量；和

连杆（19），其连接所述偏心盘（18）和所述摆动连接件（13），

所述连杆（19）具备：大端部（19a），其支承于在所述偏心盘（18）的外周面设置的轴承（20）；小端部（19b），其与所述摆动连接件（13）连接；第1连结部（19f），其在通过所述大端部（19a）的中心（Ob）和所述小端部（19b）的中心（Os）的中心线（C）的一侧连结该大端部（19a）和该小端部（19b）；第2连结部（19g），其在所述中心线（C）的另一侧连结所述大端部（19a）和所述小端部（19b）；和贯穿孔（19e），其被所述大端部（19a）、所述小端部（19b）、所述第1连结部（19f）和所述第2连结部（19g）包围，且贯穿所述连杆（19）的轴向两表面，

连接第1连接点（P1）与该大端部（19a）的中心（Ob）的线相对于所述中心线（C）所成的角度（α1）比连接第2连接点（P2）与该大端部（19a）的中心（Ob）的线相对于所述中心线（C）所成的角度（α2）大，所述第1连接点（P1）是所述第1连结部（19f）的外周面与所述大端部（19a）连接的点，所述第2连接点（P2）是所述第2连结部（19g）的外周面与所述大端部（19a）连接的点，

所述车辆用动力传递装置的特征在于构成为，

所述第1连结部（19f）的刚性比所述第2连结部（19g）的刚性高。

2.根据权利要求1所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，

所述第1连结部（19f）的截面积（S1）比所述第2连结部（19g）的截面积（S2）大。

3.根据权利要求1所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，

从所述贯穿孔（19e）的内周面至所述第1连结部（19f）的外周面的宽度（W1）比从所述贯穿孔（19e）的内周面至所述第2连结部（19g）的外周面的宽度（W2）大。

4.根据权利要求1所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，

所述第1连结部（19f）的轴向厚度（T1）比所述第2连结部（19g）的轴向厚度（T2）大。