CN104421409A - 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，其能够在不增加轴承的数量的情况下降低施加于输入轴或输出轴的轴颈部上的载荷。输入轴(11)具备被2个轴承(28、29)支承成能够自由旋转的第1、第2轴颈部(J1、J2)，第1轴颈部(J1)被配置在#2单元和#3单元之间，第2轴颈部(J2)被配置在#4单元和#5单元之间，因此，无论载荷从哪一个传递单元输入到输入轴(11)，都能够缩短载荷的输入点与第1、第2轴颈部(J1、J2)之间的最大距离，由此能够降低施加于输入轴(11)的最大弯矩、最大挠曲角和最大挠曲量，将轴承(28、29)的个数抑制为最小，从而抑制输入轴(11)的轴向尺寸的增加，同时能够实现轴承(28、29)的摩擦力的降低和耐久性的提高。

Description

车辆用动力传递装置

技术领域

本发明涉及车辆用动力传递装置，其中，在输入轴和输出轴之间沿轴向并列配置有至少3个传递单元，所述传递单元将与驱动源连接的所述输入轴的旋转传递至所述输出轴，所述传递单元分别具备：输入侧支点，其与所述输入轴一起进行偏心旋转；单向离合器，其与所述输出轴连接；输出侧支点，其设置于所述单向离合器的外部件上；以及连杆，其两端与所述输入侧支点和所述输出侧支点连接而进行往复运动。

背景技术

根据下述专利文献1公知这样的无级变速器：其具备沿轴向并列配置的6个传递单元，将与发动机连接的输入轴的旋转转换为6个连杆的相位互异的往复运动，并利用6个单向离合器将所述6个连杆的往复运动转换为输出轴的旋转运动。

专利文献1：日本特开2013-36536号公报

另外，对于在上述专利文献1中记载的无级变速器，由于输入轴的轴向两端的轴颈部被2个轴承旋转自如地支承于壳体，因此，当载荷从6个传递单元中的距轴承较远的轴向中央的2个传递单元输入到输入轴时，载荷的输入点与轴颈部之间的距离变大，由此，施加于输入轴的弯矩、挠曲角和挠曲量增加，从而可能导致轴承的摩擦力增加或耐久性下降。

为了防止该情况，只要不仅以轴承支承输入轴的两端部还支承中间部即可，但如果这样做，则存在这样的问题：不仅会与追加的轴承的量相对应地增加部件数量，还会导致输入轴的轴向尺寸增加。

发明内容

本发明是鉴于前述的情况而完成的，其目的在于，在不增加轴承的数量的情况下降低施加于输入轴或输出轴的轴颈部上的载荷。

为了实现上述目的，根据技术方案1记载的发明，提出了一种车辆用动力传递装置，其中，在输入轴和输出轴之间沿轴向并列配置有至少3个传递单元，所述传递单元将与驱动源连接的所述输入轴的旋转传递至所述输出轴，所述传递单元分别具备：输入侧支点，其与所述输入轴一起进行偏心旋转；单向离合器，其与所述输出轴连接；输出侧支点，其设置于所述单向离合器的外部件上；以及连杆，其两端与所述输入侧支点和所述输出侧支点连接而进行往复运动，所述车辆用动力传递装置的特征在于，所述输入轴和所述输出轴中的至少一个轴具备被2个轴承支承成能够自由旋转的2个轴颈部，一个所述轴颈部配置在比最接近轴向一端侧的所述传递单元靠轴向另一端侧的位置，另一个所述轴颈部配置在比最接近轴向另一端侧的所述传递单元靠轴向一端侧的位置。

另外，根据技术方案2记载的发明，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，所述车辆用动力传递装置具备6个所述传递单元，所述一个轴颈部被配置在从轴向一端侧开始的第2个所述传递单元和第3个所述传递单元之间，所述另一个轴颈部被配置在从轴向一端侧开始的第4个所述传递单元和第5个所述传递单元之间。

另外，根据技术方案3记载的发明，提出了一种车辆用动力传递装置，其特征在于，在技术方案2的结构的基础上，从轴向一端侧开始的第1个所述传递单元和第2个所述传递单元之间的间隔、从轴向一端侧开始的第3个所述传递单元和第4个所述传递单元之间的间隔、以及从轴向一端侧开始的第5个所述传递单元和第6个所述传递单元之间的间隔被设定为相等，6个所述传递单元的所述输入侧支点的偏心方向的相位从轴向一端侧的所述传递单元向着轴向另一端侧的所述传递单元朝周向一侧分别错开180°、60°、180°、60°、180°。

并且，实施方式的偏心盘18对应于本发明的输入侧支点，实施方式的销19c对应于本发明的输出侧支点，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，各传递单元的输入侧支点进行偏心旋转，当一端与输入侧支点连接的连杆进行往复运动时，输出轴通过与连杆的另一端连接的单向离合器而旋转。

输入轴和输出轴中的至少一个轴具备被2个轴承支承成能够自由旋转的2个轴颈部，一个轴颈部配置在比最接近轴向一端侧的传递单元靠轴向另一端侧的位置，另一个轴颈部配置在比最接近轴向另一端侧的传递单元靠轴向一端侧的位置，因此，无论载荷从哪个传递单元输入到输入轴或输出轴，与以2个轴承支承该轴的轴向两端的2个轴颈部的情况相比，都能够缩短载荷的输入点与2个轴颈部之间的最大距离，由此能够降低施加于该轴上的最大弯矩、最大挠曲角和最大挠曲量，将轴承的个数抑制为最小，从而抑制输入轴或输出轴的轴向尺寸的增加，同时能够实现轴承的摩擦力的降低和耐久性的提高。

另外，根据技术方案2的结构，具备6个传递单元，一个轴颈部被配置在从轴向一端侧开始的第2个和第3个传递单元之间，另一个轴颈部被配置在从轴向一端侧开始的第4个和第5个传递单元之间，因此，无论载荷从哪一个传递单元输入到输入轴或输出轴，都能够将载荷的输入点与2个轴颈部之间的最大距离抑制得较小，从而能够有效降低施加于输入轴或输出轴的最大弯矩、最大挠曲角和最大挠曲量。

另外，根据技术方案3的结构，从轴向一端侧开始的第1个传递单元和第2个传递单元之间的间隔、从轴向一端侧开始的第3个传递单元和第4个传递单元之间的间隔、以及从轴向一端侧开始的第5个传递单元和第6个传递单元之间的间隔被设定为相等，6个传递单元的输入侧支点的偏心方向的相位从轴向一端侧的传递单元向着轴向另一端侧的传递单元朝周向一侧分别错开180°、60°、180°、60°、180°，因此，在离心力从各传递单元作用于输入轴或输出轴时，能够在没有设置特别的配重的情况下使离心力完全抵消，从而能够使施加于2个轴颈部的载荷为零而防止振动或噪音的发生。

附图说明

图1是车辆用动力传递装置的骨架图。

图2是图1的2部的详细图。

图3是沿图2的3-3线的剖视图(OD状态)。

图4是沿图2的3-3线的剖视图(GN状态)。

图5是OD状态下的作用说明图。

图6是GN状态下的作用说明图。

图7是支承输入轴和输出轴的轴承的配置的说明图。

图8是示出作用于输入轴的各部分上的弯矩、挠曲角和挠曲量的曲线图。

图9是从6个传递单元施加于输入轴的离心力的说明图。

图10是示出施加于输入轴的第1、第2轴颈部的离心载荷的表。

图11是与图9对应的图。(比较例)

图12是与图10对应的表。(比较例)

标号说明

11：输入轴；

12：输出轴；

18：偏心盘(输入侧支点)；

19：连杆；

19c：销(输出侧支点)；

21：单向离合器；

22：摆杆(外部件)；

28：轴承；

28’：轴承；

29：轴承；

29’：轴承；

E：发动机(驱动源)；

J1：第1轴颈部(轴颈部)；

J2：第2轴颈部(轴颈部)；

J1’：第1轴颈部(轴颈部)；

J2’：第2轴颈部(轴颈部)；

U：传递单元。

具体实施方式

下面，基于图1～图12对本发明的实施方式进行说明。

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的无级变速器T和差速器D。无级变速器T是将具有相同结构的多个(在实施方式中为6个)传递单元U…沿轴向重叠而成的，这些传递单元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，基于图2～图4对传递单元U的结构进行说明。并且，无级变速器T具备6个传递单元U…，但是，在图2中，为了方便，仅示出了4个传递单元U…。

与发动机E连接而旋转的输入轴11以能够自由地相对旋转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，曲柄状的行星架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。在连杆19的杆部19a的一端设置的环部19b通过轴承20以能够自由地相对旋转的方式嵌合于偏心盘18的外周面。

6个传递单元U…共同具有曲柄状的行星架16，通过第2小齿轮17、17支承于行星架16的偏心盘18的相位在各个传递单元U中分别相差60°。

对于设置于输出轴12的外周的单向离合器21，以经销19c枢轴支承于连杆19的杆部19a的摆杆22的内周部作为外部件，以输出轴12的外周部作为内部件，在形成于外部件与内部件之间的楔状的空间内具备多个被啮合弹簧24…施力的辊25…。

如图7所示，沿轴向并列配置的6个传递单元U…从轴向左端侧朝向右端侧依次被命名为#1单元、#2单元、#3单元、#4单元、#5单元、#6单元。输入轴11在#2单元和#3单元之间的第1轴颈部J1处被轴承28支承于壳体，并且在#4单元和#5单元之间的第2轴颈部J2处被轴承29支承于壳体。同样，输出轴12在#2单元和#3单元之间的第1轴颈部J1’处被轴承28’支承于壳体，并且在#4单元和#5单元之间的第2轴颈部J2’处被轴承29’支承于壳体。输入轴11的右端通过花键26与发动机E连接，输出轴12的右端通过花键27与差速器D连接。

接下来，对具备上述结构的本发明的实施方式的作用进行说明。

首先，对无级变速器T的一个传递单元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所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)处于与输出轴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OD(超速传动)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的偏心量为零，无级变速器T的变速比成为GN(空档)状态。

在图5所示的OD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，通过轴承20将环部19b相对旋转自如地支承于偏心盘18的外周上的连杆19使被销19c枢轴支承于该杆部19a的末端的摆杆22绕逆时针方向(参照箭头B)旋转。图5的(A)和图5的(C)示出了摆杆22的朝向所述箭头B方向的旋转的两端。

这样，当摆杆22向箭头B方向旋转时，辊25…啮入单向离合器21的摆杆22和输出轴12之间的楔状的空间，摆杆22的旋转经单向离合器21被传递至输出轴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)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，通过轴承20将环部19b相对旋转自如地支承于偏心盘18的外周上的连杆19使被销19c枢轴支承于该杆部19a的末端的摆杆22绕顺时针方向(参照箭头B′)旋转。图5的(C)和图5的(A)示出了摆杆22的朝向所述箭头B′方向的旋转的两端。

这样，当摆杆22向箭头B′方向旋转时，辊25…一边压缩啮合弹簧24…，一边被从摆杆22的内周面与输出轴12的外周面之间的楔状的空间推出，由此，摆杆22相对于输出轴12打滑，输出轴12不旋转。

如以上那样，当摆杆22往复旋转时，只有当摆杆22的旋转方向为逆时针方向(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GN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)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而将行星架16的位置设定在图3的OD状态与图4的GN状态之间，则能够以无限大的变速比和规定的变速比之间的任意变速比进行运转。

在无级变速器T中，并列设置的6个传递单元U…的偏心盘18…的相位互相错开60°，因此，6个传递单元U…交替地传递驱动力，即6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。

接下来，对施加于输入轴11的第1轴颈部J1和第2轴颈部J2的弯矩、挠曲角和挠曲量进行研究。

如图8的(A)所示，当随着无级变速器T的运转而从#1单元～#6单元向输入轴11输入载荷F时，该载荷F被从输入轴11的第1轴颈部J1和第2轴颈部J2经轴承28、29传递至壳体。此时，从载荷F的输入点至第1轴颈部J1或第2轴颈部J2的距离越大，则作用于输入轴11的各部分的弯矩或挠曲变得越大，但是，在本实施方式中，通过将第1轴颈部J1配置在#2单元和#3单元之间，且将第2轴颈部J2配置在#4单元和#5单元之间，由此，能够减小从载荷F的输入点至第1轴颈部J1或第2轴颈部J2的距离的最大值。

即，如果将相邻的两个传递单元U、U之间的距离、或从传递单元U至相邻的第1轴颈部J1或第2轴颈部J2的距离作为1个跨距，则当载荷F输入到#2单元～#5单元时，载荷F的输入点与最近的第1轴颈部J1或第2轴颈部J2之间的距离都是1个跨距。可是，在载荷F输入到#1单元的情况下，从载荷F的输入点至最近的第1轴颈部J1的距离为2个跨距。同样，在载荷F输入到#6单元的情况下，从载荷F的输入点至最近的第2轴颈部J2的距离为2个跨距。

这样，在本实施方式中，载荷F输入到#1单元或#6单元时是最严峻的状态，此时作用于输入轴11的各部分的弯矩(参照实线)、挠曲角(参照虚线)和挠曲量(参照点划线)在图8的(A)的下段示出。

另一方面，图8的(B)示出了以轴承28、29支承输入轴11的两端的比较例。在该比较例中，从载荷F的输入点至第1轴颈部J1或第2轴颈部J2的最大距离在4个跨距与6个跨距之间变化，在该图中，示出了载荷F输入到#3单元和#4单元、且至第1轴颈部J1或第2轴颈部J2的最大距离成为最小的4个跨距的状态。

将在图8的(B)的下段表示的比较例的曲线图和在图8的(A)的下段表示的本实施方式的曲线图进行比较，可以明白地知道，本实施方式的输入轴11的各部分的弯矩、挠曲角和挠曲量都减少为比较例的一半以下。如上所述，根据本实施方式，能够将轴承28、29的个数抑制为最小的2个来抑制输入轴11的轴向尺寸的增加，同时能够实现轴承28、29的摩擦力的降低和耐久性的提高。

接下来，对离心力的载荷输入到输入轴11的#1单元～#6单元的情况进行研究。

如图9所示，在本实施方式中，位于输入轴11的第1轴颈部J1的左侧的#1单元和#2单元的偏心盘18的偏心方向的相位错开180゜。另外，位于输入轴11的第1轴颈部J1和第2轴颈部J2之间的#3单元和#4单元的偏心盘18的偏心方向的相位错开180゜。另外，位于输入轴11的第2轴颈部J2的右侧的#5单元和#6单元的偏心盘18的偏心方向的相位错开180゜。

另外，在本实施方式中，相邻的#1单元和#2单元之间的距离、相邻的#3单元和#4单元之间的距离、以及相邻的#5单元和#6单元之间的距离都被一致地设定为a。另外，b是#2单元和第1轴颈部J1之间的距离，c是第2轴颈部J2和#3单元之间的距离，d是#4单元和第2轴颈部J2之间的距离，e是第2轴颈部J2和#5单元之间的距离。另外，将第1轴颈部J1和第2轴颈部J2之间的距离定义为L(＝a+c+d)。随着输入轴11的旋转，相位彼此分别错开60゜的离心力F朝向径向外侧分别作用于#1单元～#6单元，由于这些离心力F而在第1轴颈部J1和第2轴颈部J2上产生离心载荷。

在图10的表的左栏，示出了因#1单元～#6单元的离心力F而作用于第1轴颈部J1和第2轴颈部J2的y轴方向的离心载荷。例如，由于作用于#1单元的离心力F，而在第1轴颈部J1产生-{(a+b+L)/L}·F的y轴方向的离心载荷，并且在第2轴颈部J2产生{(a+b)/L}·F的y轴方向的离心载荷。可以知道，如果对于全部的#1单元～#6单元将这些y轴方向的离心载荷相加，则无论是第1轴颈部J1的总的y轴方向的离心载荷还是第2轴颈部J2的总的y轴方向的离心载荷都为零，在第1轴颈部J1和第2轴颈部J2上不会产生y轴方向的离心载荷。

在图10的表的右栏，示出了因#1单元～#6单元的离心力F而作用于第1轴颈部J1和第2轴颈部J2的x轴方向的离心载荷。在这种情况下，可以知道，如果将因#1单元～#6单元的离心力F而作用于第1轴颈部J1和第2轴颈部J2的x轴方向的离心载荷相加，则也为零，在第1轴颈部J1和第2轴颈部J2上不会产生x轴方向的离心载荷。

此时，只要使相邻的#1单元和#2单元之间的距离、相邻的#3单元和#4单元之间的距离、以及相邻的#5单元和#6单元之间的距离一致为a，则能够与其他的距离b、c、d、e无关地使第1轴颈部J1和第2轴颈部J2的离心载荷为零。

图11示出了与图9的实施方式对应的比较例，在该比较例中，位于输入轴11的第1轴颈部J1的左侧的#1单元和#2单元的偏心盘18的偏心方向的相位彼此错开120゜。另外，位于输入轴11的第1轴颈部J1和第2轴颈部J2之间的#3单元和#4单元的偏心盘18的偏心方向的相位彼此错开60゜。另外，位于输入轴11的第2轴颈部J2的右侧的#5单元和#6单元的偏心盘18的偏心方向的相位彼此错开120゜。

图12示出了与图10的实施方式对应的比较例，根据该表可以清楚地知道，在比较例中，第1轴颈部J1的y轴方向的总的离心载荷不为零，而是(F/2L)·(-b-a-c+2d+2e)，第2轴颈部J2的y轴方向的总的离心载荷不为零，而是(F/2L)·(a+2b-2d-2e)，第1轴颈部J1的x轴方向的总的离心载荷不为零，而是(√3/2L)·F·(-a+b+c)，第2轴颈部J2的x轴方向的总的离心载荷不为零，而是(√3/2L)·F·(a-2b)。

即使设定为b＝c＝d＝e＝a，第1轴颈部J1的y轴方向的总的离心载荷也不为零，而是(a/2L)·F，第2轴颈部J2的y轴方向的总的离心载荷不为零，而是-(a/2L)·F，第1轴颈部J1的x轴方向的总的离心载荷不为零，而是(√3a/2L)·F，第2轴颈部J2的x轴方向的总的离心载荷不为零，而是-(√3a/2L)·F。

如上所述，根据本实施方式，使#1单元和#2单元的偏心盘18的偏心方向的相位错开180゜，使#3单元和#4单元的偏心盘18的偏心方向的相位错开180゜，使#5单元和#6单元的偏心盘18的偏心方向的相位错开180゜，并且，将#1单元和#2单元之间的距离、#3单元和#4单元之间的距离、以及#5单元和#6单元之间的距离设定为相等(参照图9)，由此，能够使作用于第1轴颈部J1和第2轴颈部J2的离心载荷为零，从而能够在不设置配重的情况下防止振动或噪音的发生。

并且，输出轴12也是以轴承28’支承#2单元和#3单元之间的第1轴颈部J1’，并以轴承29’支承#4单元和#5单元之间的第2轴颈部J2’(参照图7)，因此，能够实现与上述的输入轴11的作用效果相同的作用效果。

另外，第2轴颈部J2、J2’不是配置在输入轴11或输出轴12的右端，而是配置在与输入轴11或输出轴12的右端夹着#5单元和#6单元的位置，因此，存在输入轴11或输出轴12的右端挠曲而向径向移位的可能性，但是，由于输入轴11的右端和发动机E通过花键26结合，输出轴12的右端和差速器D通过花键27结合(参照图7)，因此，能够利用花键26、27吸收径向的移位，从而没有障碍地进行动力传递。

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，本发明的传递单元的数量并不限定于实施方式的6个，可以是3个以上。

另外，在实施方式中，将本发明应用于输入轴11和输出轴12双方，但也可以仅应用于输入轴11和输出轴12中的任意一方。

另外，本发明的驱动源并不限定于实施方式的发动机E，可以是电动马达等其他驱动源。

另外，本发明的传递单元不一定需要具有变速功能，只要具有驱动力的传递功能即可。

Claims (3)

1.一种车辆用动力传递装置，其中，

在与驱动源(E)连接的输入轴(11)和输出轴(12)之间沿轴向并列配置有至少3个传递单元(U)，所述传递单元(U)将所述输入轴(11)的旋转传递至所述输出轴(12)，

所述传递单元(U)分别具备：

输入侧支点(18)，其与所述输入轴(11)一起进行偏心旋转；

单向离合器(21)，其与所述输出轴(12)连接；

输出侧支点(19c)，其设置于所述单向离合器(21)的外部件(22)上；以及

连杆(19)，其两端与所述输入侧支点(18)和所述输出侧支点(19c)连接而进行往复运动，

所述车辆用动力传递装置的特征在于，

所述输入轴(11)和所述输出轴(12)中的至少一个轴具备被2个轴承(28、29、28’、29’)支承成能够自由旋转的2个轴颈部(J1、J2、J1’、J2’)，一个所述轴颈部(J1、J1’)配置在比最接近轴向一端侧的所述传递单元(U)靠轴向另一端侧的位置，另一个所述轴颈部(J2、J2’)配置在比最接近轴向另一端侧的所述传递单元(U)靠轴向一端侧的位置。

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，

所述车辆用动力传递装置具备6个所述传递单元(U)，所述一个轴颈部(J1、J1’)被配置在从轴向一端侧开始的第2个所述传递单元(U)和第3个所述传递单元(U)之间，所述另一个轴颈部(J2、J2’)被配置在从轴向一端侧开始的第4个所述传递单元(U)和第5个所述传递单元(U)之间。

3.根据权利要求2所述的车辆用动力传递装置，其特征在于，

从轴向一端侧开始的第1个所述传递单元(U)和第2个所述传递单元(U)之间的间隔、从轴向一端侧开始的第3个所述传递单元(U)和第4个所述传递单元(U)之间的间隔、以及从轴向一端侧开始的第5个所述传递单元(U)和第6个所述传递单元(U)之间的间隔被设定为相等，6个所述传递单元(U)的所述输入侧支点(18)的偏心方向的相位从轴向一端侧的所述传递单元(U)向着轴向另一端侧的所述传递单元(U)朝周向一侧分别错开180°、60°、180°、60°、180°。