CN106884887A - 用于车辆的动力传递系统 - Google Patents

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CN106884887A
CN106884887A CN201611116803.9A CN201611116803A CN106884887A CN 106884887 A CN106884887 A CN 106884887A CN 201611116803 A CN201611116803 A CN 201611116803A CN 106884887 A CN106884887 A CN 106884887A
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CN
China
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rotary shaft
bell
spigot joint
joint face
tolerance ring
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Pending
Application number
CN201611116803.9A
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English (en)
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藤井広太
安田勇治
田端淳
铃木晴久
奥田弘
奥田弘一
舘野啓之
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
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Publication date
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Abstract

本发明公开了一种用于车辆的动力传递系统。还公开了一种公差环，布置在输出侧旋转轴与转子轴之间。由于该原因，即使当未填补输出侧旋转轴与转子轴的花键嵌合部中的间隙时，输出侧旋转轴和转子轴两者仍被公差环保持而不松动。因此，可以减少在花键嵌合部中出现的齿撞击声。

Description

用于车辆的动力传递系统
技术领域
本发明涉及一种设置在车辆中的动力传递系统，并且更特别地，涉及减少由于动力传递路径中的间隙而出现的齿撞击声。
背景技术
在构成设置于车辆中的动力传递系统的旋转轴之间的间隙中，已知齿撞击声由于间隙中的齿的碰撞而出现，并且已提出了用于减少齿撞击声的措施。例如，在公开号为2013/080311的国际申请中所描述的动力传递系统中，第二电动机的转子轴构成了从发动机至驱动轮的动力传递路径的一部分。因此，发动机的直接转矩传递至转子轴。为此，即使在第二电动机的转矩接近于零时，转子轴的花键齿在发动机正被驱动时仍紧贴着另一旋转轴的花键齿。因而，转子轴的花键齿与所述另一旋转轴的花键齿之间的间隙被填补，且减少了齿撞击声的出现。
发明内容
顺便提及，在国际申请公开第2013/080311号所描述的动力传递系统中，在发动机与第二电动机之间的动力传递路径中，第二电动机的转子轴的间隙被填补。然而，没有填补第二电动机的转子轴与布置在第二电动机的下游(在驱动轮侧)的变速器的输入轴之间的间隙。因此，当输入至变速器的转矩变得接近于零时，存在由于第二电动机的转子轴与变速器的输入轴之间的间隙而出现齿撞击声的可能性。国际申请公开第2013/080311号描述了一种混合式动力传递系统；然而，只要间隙在旋转轴之间形成，就会出现如国际申请公开第2013/080311号的情况下的类似问题。
本发明提供了一种能够减少由于构成动力传递系统的旋转轴之间的间隙而出现的齿撞击声的结构。
本发明的方案提供了一种用于车辆的动力传递系统。所述动力传递系统包括第一旋转轴和第二旋转轴、嵌合部和公差环。所述第一旋转轴和所述第二旋转轴绕公共轴线布置。在所述嵌合部，所述第一旋转轴与所述第二旋转轴彼此嵌合并联接以便传递动力。所述公差环布置在所述第一旋转轴和所述第二旋转轴之间。所述第一旋转轴具有第一外周承插接合面，所述第一外周承插接合面在所述轴线的方向上设置在所述嵌合部与所述公差环之间。所述第二旋转轴具有内周承插接合面，所述内周承插接合面在所述轴线的所述方向上相对于所述公差环设置在所述第二旋转轴的开口侧上。所述第一外周承插接合面的尺寸和所述内周承插接合面的尺寸设定成使得：在所述第一外周承插接合面与所述内周承插接合面彼此嵌合时，所述第一外周承插接合面与所述内周承插接合面相对于彼此不松动。
对于根据本发明的用于车辆的动力传递系统，公差环布置在第一旋转轴和第二旋转轴之间。由于该原因，即使在未填补第一旋转轴和第二旋转轴的嵌合部中的间隙时，第一旋转轴和第二旋转轴两者仍被公差环保持而不松动。因此，可以减少在嵌合部中发生的齿撞击声。
在将公差环组装至第一旋转轴和第二旋转轴中的一个的状态下，将公差环嵌合至第一旋转轴和第二旋转轴中的另一个。所述内周承插接合面相对于所述公差环设置在所述第二旋转轴的开口侧，并且所述外周承插接合面在所述嵌合部与所述公差环之间设置于所述第一旋转轴中。因此，在公差环接触第一旋转轴和第二旋转轴中的另一个之前，内周承插接合面和外周承插接合面彼此嵌合。内周承插接合面的尺寸和外周承插接合面的尺寸被设定为使得内周承插接合面和外周承插接合面相对彼此不松动的程度。因此，当内周承插接合面和外周承插接合面彼此嵌合时，第一旋转轴的轴线和第二旋转轴的轴线对齐。即，防止了第一旋转轴的轴线和第二旋转轴的轴线之间的未对齐。公差环在该状态下接触第一旋转轴和第二旋转轴中的另一个。由于该原因，可以减小在公差环接触第一旋转轴和第二旋转轴中的另一个时起作用的负荷。
在用于车辆的动力传递系统中，所述第一旋转轴可以具有第二外周承插接合面，所述第二外周承插接合面设置成以便嵌合至所述内周承插接合面，并且所述内周承插接合面的尺寸和所述第二外周承插接合面的尺寸可以设定成使得：在所述内周承插接合面与所述第二外周承插接合面彼此嵌合时，所述内周承插接合面与所述第二外周承插接合面相对于彼此不松动。
对于根据本发明的用于车辆的动力传递系统，第二外周承插接合面嵌合至内周承插接合面而不松动。以这种方式，当内周承插接合面和第二外周承插接合面彼此嵌合时，减少了第一旋转轴和第二旋转轴在正被驱动时的偏心，因此可以减小在这些旋转轴被驱动时作用在公差环上的偏心负荷。
在用于车辆的动力传递系统中，所述公差环可以容纳于在所述第一旋转轴的外周面上布置的环形槽中，并且所述公差环可以具有接触所述第二旋转轴的朝外指向的突起。
对于根据本发明的用于车辆的动力传递系统，公差环的朝外指向的突起接触第二旋转轴，因此可以不松动地保持第一旋转轴和第二旋转轴。
在用于车辆的动力传递系统中，所述公差环可以容纳于在所述第二旋转轴的内周面上布置的环形槽中，并且所述公差环可以具有接触所述第一旋转轴的朝内指向的突起。
对于根据本发明的用于车辆的动力传递系统，公差环的朝内指向的突起接触第一旋转轴，因此可以不松动地保持第一旋转轴和第二旋转轴。
附图说明
下面将参照附图来描述本发明的示例性实施例的特征、优点以及技术和工业意义，其中相似的标号表示相似的元件，并且其中：
图1是图示出应用了本发明的用于混合动力车辆的动力传递系统的框架图；
图2是图1中所示的自动变速器的接合操作图表；
图3是以直线示出旋转元件的转速之间的相对关系的列线图，所述旋转元件的联接状态在图1中所示的自动变速器的各档速位置之间变化；
图4是示出图1中所示的动力传递系统的一部分的剖视图；
图5是示出图4中所示的公差环的形状的视图；
图6是沿图4中的线VI-VI截取的第一承插接合部的剖视图，并且其示出了输出侧旋转轴的形状；
图7是示出根据本发明的另一实施例的动力传递系统的一部分的剖视图；
图8是示出图7中所示的公差环的形状的视图；
图9是示出根据本发明的又一实施例的介于输出侧旋转轴与转子轴之间的公差环的另一模式的视图；并且
图10是示出根据本发明的又一实施例的输出侧旋转轴上的第一外周承插接合面的形状的视图。
具体实施方式
在下文中，将参照附图来详细描述本发明的实施例。在下面的实施例中，附图在适当情况下进行了简化或修改，并且每个部分的比例尺、形状等并非总是精确地画出。
图1是图示出应用了本发明的用于混合动力车辆的动力传递系统10的框架图。如图1中所示，动力传递系统10包括在变速器壳12(下文称为壳12)内沿共同轴线C串联的输入轴14、差动单元11(电差动单元)、自动变速器20和输出轴22。壳12用作非旋转构件并连接至车身。输入轴14用作输入旋转构件。差动单元11用作直接地联接至输入轴14或经由脉动吸收减振器(减振装置)(未示出)等间接地联接至输入轴14的无级变速单元。自动变速器20经由传递构件18串联地联接在从差动单元11至驱动轮(未示出)的动力传递路径中。输出轴22用作输出旋转构件并联接至自动变速器20。动力传递系统10例如适用于纵向地布置有动力传递系统10的前置发动机后轮驱动(FR)车辆中。动力传递系统10设置在发动机8与驱动轮之间。发动机8为作为用于推进车辆的动力源的诸如汽油机或柴油机的内燃机，并直接地联接至输入轴14或经由脉动吸收减振器(未示出)直接地联接至输入轴14。来自发动机8的动力相继地经由构成动力传递路径的一部分的差动齿轮单元(最终传动减速器)、车桥等等(未示出)传递至驱动轮。
以这种方式，在根据本实施例的动力传递系统10中，发动机8和差动单元11彼此直接地联接。该直接联接意味着不插入诸如变矩器和液力耦合器的液力传递装置的联接。例如，经由脉动吸收减振器等的联接包含在该直接联接中。
差动单元11联接至发动机8与驱动轮之间的动力传递路径。差动单元11包括第一电动机MG1、差动行星齿轮装置24、第二电动机MG2以及固定制动器B0。第一电动机MG1用作控制输入轴14与传递构件18(输出轴)之间的差动状态的差动电动机。差动行星齿轮装置24为机械地分配输入至输入轴14的发动机8的输出动力的机械机构，并且用作在第一电动机MG1和传递构件18之间分配发动机8的输出动力的差动机构。第二电动机MG2可操作地联接至用作输出轴的传递构件18，以便随传递构件18整体地旋转。固定制动器B0用于使输入轴14的旋转停止。根据本实施例的第一电动机MG1和第二电动机MG2中的每个为还具有发电功能的所谓的电动发电机。第一电动机MG1至少具有用于产生反作用力的发电机(发电)功能。第二电动机MG2至少具有电机(电动机)功能，用作作为用于推进车辆的驱动力源而输出驱动力的行驶用电动机。
用作差动机构的差动行星齿轮装置24主要由具有预定齿数比的单小齿轮型差动行星齿轮装置24形成。差动行星齿轮装置24包括作为旋转元件的差动太阳齿轮S0、差动行星齿轮P0、差动行星齿轮架CA0以及差动内齿圈R0。差动行星齿轮架CA0支撑差动行星齿轮P0使得每个差动行星齿轮P0可自转并可公转。差动内齿圈R0经由差动行星齿轮P0而与差动太阳齿轮S0啮合。
在该差动行星齿轮装置24中，差动行星齿轮架CA0联接至输入轴14(即发动机8)，并构成第一旋转元件RE1，差动太阳齿轮S0联接至第一电动机MG1并构成第二旋转元件RE2，并且差动内齿圈R0联接至传递构件18并构成第三旋转元件RE3。这样构造的差动行星齿轮装置24能够通过允许作为差动行星齿轮装置24的三个元件的差动太阳齿轮S0、差动行星齿轮架CA0和差动内齿圈R0相对于彼此相对旋转来激活差动作用。即，差动行星齿轮装置24被置于差动作用起作用的差动状态。因而，发动机8的输出动力在第一电动机MG1与传递构件18之间分配，并且通过利用被分配的发动机8的输出动力的一部分由第一电动机MG1产生的电能被存储，或者通过利用被分配的发动机8的输出动力的一部分来驱动第二电动机MG2以旋转。因此，差动单元11用作电差动装置。例如，差动单元11被置于所谓的无级变速状态，并且传递构件18的旋转连续变化而不管发动机8的预定旋转如何。即，差动单元11用作其变速比(输入轴14的转速Nin/传递构件18的转速N18)从最小值γ0min至最大值γ0max连续变化的电无级变速器。
自动变速器20构成了发动机8与驱动轮之间的动力传递路径的一部分。自动变速器20为包括单小齿轮型的第一行星齿轮装置26和单小齿轮型的第二行星齿轮装置28并用作有级自动变速器的行星齿轮多级变速器。第一行星齿轮装置26包括第一太阳齿轮S1、第一行星齿轮P1、第一行星齿轮架CA1和第一内齿圈R1，并具有预定齿轮比。第一行星齿轮架CA1支撑第一行星齿轮P1使得每个第一行星齿轮P1可自转并可公转。第一内齿圈R1经由第一行星齿轮P1与第一太阳齿轮S1啮合。第二行星齿轮装置28包括第二太阳齿轮S2、第二行星齿轮P2、第二行星齿轮架CA2和第二内齿圈R2，并具有预定齿轮比。第二行星齿轮架CA2支撑第二行星齿轮P2使得每个第二行星齿轮P2可自转并可公转。第二内齿圈R2经由第二行星齿轮P2而与第二太阳齿轮S2啮合。
在自动变速器20中，第一太阳齿轮S1经由第一制动器B1选择性地联接至壳12。第一行星齿轮架CA1和第二内齿圈R2彼此整体地联接，并经由第二离合器C2联接至传递构件18，并且经由第二制动器B2选择性地联接至壳12。第一内齿圈R1和第二行星齿轮架CA2彼此整体地联接，并联接至输出轴22。第二太阳齿轮S2经由第一离合器C1选择性地联接至传递构件18。第一行星齿轮架CA1和第二内齿圈R2经由单向离合器F1联接至作为非旋转构件的壳12。第一行星齿轮架CA1和第二内齿圈R2被允许在与发动机8相同的方向上旋转，并被禁止在反方向上旋转。因而，第一行星齿轮架CA1和第二内齿圈R2用作在反方向上不能旋转的旋转构件。
自动变速器20通过释放释放侧接合装置和接合接合侧接合装置作为离合器到离合器变速的结果来选择性地建立多个档速位置。因而，对于每个档速位置，获得大致几何级数变化的变速比γ(＝传递构件18的转速N18/输出轴22的转速Nout)。例如，如图2的接合操作图表所示，第一档速位置1st在第一离合器C1和单向离合器F1接合时建立。第二档速位置2nd在第一离合器C1和第一制动器B1接合时建立。第三档速位置3rd在第一离合器C1和第二离合器C2接合时建立。第四档速位置4th在第二离合器C2和第一制动器B1接合时建立。倒档位置Rev在第一离合器C1和第二制动器B2接合时建立。
在利用第一电动机MG1和第二电动机MG2驱动车辆时，接合固定制动器B0。当固定制动器B0接合时，引起联接至发动机8的输入轴14停止旋转，其结果是第一电动机MG1的反作用力转矩从传递构件18输出。因此，除了第二电动机MG2以外还可以利用第一电动机MG1来驱动车辆。这时，自动变速器20建立了第一档速位置1st至第四档速位置4th中的任一个。在第一离合器C1、第二离合器C2、第一制动器B1和第二制动器B2释放时自动变速器20被置于空档“N”状态。在第一档速位置1st中发动机制动时，第二制动器B2接合。
图3是以直线示出旋转元件的转速之间的相对关系的列线图，所述旋转元件的联接状态在包括差动单元11和自动变速器20的动力传递系统10中的档速位置之间变化。图3的列线图为由横轴和纵轴组成的二维坐标系，其中横轴表示行星齿轮装置24、26和28之间的齿数比关系，纵轴表示相对转速。在三个水平线中，底部水平线X1表示转速为零，上部水平线X2表示转速1.0，即，联接至输入轴14的发动机8的转速Ne，而水平线X3表示第三旋转元件RE3(稍后描述)的转速，其从差动单元11输入至自动变速器20。
对应于构成差动单元11的差动行星齿轮装置24的三个元件的三条竖直线Y1、Y2和Y3从左侧起依次分别表示对应于第二旋转元件RE2的差动太阳齿轮S0的相对转速、对应于第一旋转元件RE1的差动行星齿轮架CA0的相对转速以及对应于第三旋转元件RE3的差动内齿圈R0的相对转速。这些竖直线之间的间隔基于差动行星齿轮装置24的齿数比来确定。
用于自动变速器20的四条竖直线Y4、Y5、Y6和Y7从左侧起依次分别表示对应于第四旋转元件RE4的第二太阳齿轮S2的相对转速、对应于第五旋转元件RE5的互相联接的第一内齿圈R1和第二行星齿轮架CA2的相对转速、对应于第六旋转元件RE6的互相联接的第一行星齿轮架CA1和第二内齿圈R2的相对转速以及对应于第七旋转元件RE7的第一太阳齿轮S1的相对转速。这些旋转元件之间的间隔基于第一行星齿轮装置26和第二行星齿轮装置28的齿数比来确定。
如利用图3的列线图所表达的，根据本实施例的动力传递系统10被如下地构造。差动行星齿轮装置24的第一旋转元件RE1(差动行星齿轮架CA0)联接至输入轴14，即发动机8，第二旋转元件RE2(差动太阳齿轮S0)联接至第一电动机MG1，第三旋转元件RE3(差动内齿圈R0)联接至传递构件18以及第二电动机MG2。输入轴14的旋转经由差动行星齿轮装置24和传递构件18传递至自动变速器20。这时，经过Y2和X2的交叉点的倾斜直线L0表示差动太阳齿轮S0的转速与差动内齿圈R0的转速之间的关系。
例如，在差动单元11中，第一旋转元件RE1至第三旋转元件RE3置于第一旋转元件RE1至第三旋转元件RE3相对彼此可相对旋转的差动状态。当差动内齿圈R0的转速受到车速V限制并且基本不变时，随着差动太阳齿轮S0的旋转通过控制第一电动机MG1的转速而增大或减小，差动行星齿轮架CA0的转速(即，发动机转速Ne)增大或减小。差动内齿圈R0的转速由直线L0与竖直线Y3的交叉点表示，差动太阳齿轮S0的转速由直线L0与竖直线Y1的交叉点表示，而差动行星齿轮架CA0的转速由直线L0与竖直线Y2的交叉点表示。
当通过控制第一电动机MG1的转速使得差动单元11的变速比固定在“1.0”而使差动太阳齿轮S0的旋转与发动机转速Ne进行相同旋转时，直线L0与水平线X2重合。差动内齿圈R0(即，传递构件18)以与发动机转速Ne相同的旋转来旋转。可替代地，当通过控制第一电动机MG1的转速使得差动单元11的变速比固定在小于“1.0”的值(例如，大约0.7)而使差动太阳齿轮S0的旋转设定为零时，直线L0处于图3所示的状态。传递构件18以高于发动机转速Ne的增大速度来旋转。例如，通过使第二电动机MG2反向旋转，联接至差动内齿圈R0的传递构件18的转速N18如由直线L0R所表示的以低于零的转速来旋转。
在自动变速器20中，第四旋转元件RE4经由第一离合器C1选择性地联接至传递构件18，并且第五旋转元件RE5联接至输出轴22。第六旋转元件RE6经由第二离合器C2选择性地联接至传递构件18，并且经由第二制动器B2选择性地联接至壳12。第七旋转元件RE7经由第一制动器B1选择性地联接至壳12。
在自动变速器20中，例如，当通过控制差动单元11中的第一电动机MG1的转速而使差动太阳齿轮S0的转速设定成大致为零时，直线L0处于图3中所示的状态。以高于发动机转速Ne的增大速度的旋转被输出至第三旋转元件RE3。如图3中所示，当第一离合器C1和第二制动器B2接合时，第一档速位置1st的输出轴22的转速由倾斜的直线L1与竖直线Y5的交叉点表示。直线L1为经过水平线X3与表示第四旋转元件RE4的转速的竖直线Y4的交叉点、经过水平线X1与表示第六旋转元件RE6的转速的竖直线Y6的交叉点的直线。竖直线Y5为表示联接至输出轴22的第五旋转元件RE5的转速的直线。
类似地，在第二档速位置2nd中输出轴22的转速由倾斜的直线L2与竖直线Y5的交叉点表示，倾斜的直线L2在第一离合器C1与第一制动器B1接合时确定，竖直线Y5表示联接至输出轴22的第五旋转元件RE5的转速。在第三档速位置3rd中输出轴22的转速由水平直线L3与竖直线Y5的交叉点表示，水平直线L3在第一离合器C1与第二离合器C2接合时确定，竖直线Y5表示联接至输出轴22的第五旋转元件RE5的转速。在第四档速位置4th中输出轴22的转速由倾斜的直线L4与竖直线Y5的交叉点表示，倾斜的直线L4在第二离合器C2与第一制动器B1接合时确定，竖直线Y5表示联接至输出轴22的第五旋转元件RE5的转速。第二电动机MG2以反向旋转，并且在倒档位置Rev中输出轴22的转速由倾斜的直线LR与竖直线Y5的交叉点表示。直线LR在第一离合器C1和第二制动器B2接合时确定。竖直线Y5表示联接至输出轴22的第五旋转元件RE5的转速。
图4是示出动力传递系统10的一部分的剖视图。在图4中所示的动力传递系统10中，主要示出了用作差动单元11的输出轴的传递构件18的剖视图和联接至传递构件18的第二电动机MG2的剖视图。传递构件18包括输入侧旋转轴30、输出侧旋转轴32以及第二电动机MG2的转子轴34。输入侧旋转轴30联接至差动行星齿轮装置24的差动内齿圈R0。输出侧旋转轴32还用作自动变速器20的输入轴。这些输入侧旋转轴30、输出侧旋转轴32和转子轴34绕共同的轴线C布置。输出侧旋转轴32对应于根据本发明的第一旋转轴，并且转子轴34对应于根据本发明的第二旋转轴。
当从径向外侧观察时，输入侧旋转轴30和输出侧旋转轴32在轴线C的方向上布置在彼此分隔开的位置处，并且第二电动机MG2的转子轴34将这些输入侧旋转轴30与输出侧旋转轴32彼此联接。
第二电动机MG2的转子轴34具有圆柱形状，并且布置成覆盖输入侧旋转轴30和输出侧旋转轴32的外周的在轴线C的方向上面向彼此的端部(远端)。转子轴34经由轴承35a、35b被壳12可旋转地支撑，轴承35a、35b分别布置在转子轴34的在轴线C方向的外周的两端处。
输入侧旋转轴30的在轴线C的方向上面向输出侧旋转轴32的一侧在其外周面上具有外周齿38。输出侧旋转轴32的在轴线C的方向上面向输入侧旋转轴30的一侧在其外周面上具有与输入侧旋转轴30的外周齿38相同形状的外周齿40。第二电动机MG2的圆柱形转子轴34在其内周侧上具有内周齿42。内周齿42花键嵌合至外周齿38和外周齿40。输入侧旋转轴30的外周齿38和转子轴34的内周齿42彼此花键嵌合，并且输出侧旋转轴32的外周齿40和转子轴34的内周齿42彼此花键嵌合。当输入侧旋转轴30的外周齿38和转子轴34的内周齿42彼此花键嵌合时，设置了花键嵌合部50。在花键嵌合部50处，输入侧旋转轴30和转子轴34彼此联接使得可以传递动力。在花键嵌合部50中，在外周齿38与内周齿42之间形成了间隙，并且在所述间隙内允许输入侧旋转轴30与转子轴34之间的相对旋转。当输出侧旋转轴32的外周齿40与转子轴34的内周齿42彼此花键嵌合时，设置了花键嵌合部52。在花键嵌合部52处，输出侧旋转轴32和转子轴34彼此联接使得可以传递动力。在花键嵌合部52中，在外周齿40与内周齿42之间形成了间隙，并且在所述间隙内允许输出侧旋转轴32与转子轴34之间的相对旋转。花键嵌合部52对应于根据本发明的嵌合部。
构成第二电动机MG2的转子46固定至转子轴34的外周面，并且构成第二电动机MG2的定子48布置在转子46的外周侧上。转子46由多个层压钢板形成。类似地，定子48也由多个层压钢板形成，并且通过螺栓(未示出)不可旋转地固定至壳12。
在这样构造的动力传递系统10中，当发动机8的转矩传递至输入侧旋转轴30时，转矩经由输入侧旋转轴30与转子轴34之间的花键嵌合部50传递至转子轴34。转矩经由转子轴34和输出侧旋转轴32的花键嵌合部52传递至输出侧旋转轴32。因此，即使在没有转矩从第二电动机MG2输出的状态下，输入侧旋转轴30和转子轴34的花键嵌合部50中的间隙仍被填补。
顺便提及，当输入至自动变速器20的转矩为零时，转子轴34与输出侧旋转轴32之间形成的间隙未被填补，因此存在因为间隙而出现齿撞击声的可能性。为了消除该不便，在本实施例中，公差环54在轴线C的方向上靠近花键嵌合部52介于转子轴34与输出侧旋转轴32之间。
输出侧旋转轴32在其外周面上具有环形槽56。公差环54容纳在由环形槽56限定的环状空间中。图5示出了公差环54的形状。
图5中所示的公差环54由金属弹性材料制成，并且形成为大致环形，在公差环54的周向上的一部分处有切口62。公差环54包括大致环状的基部64以及从基部64径向地向外突出的多个朝外指向的突起66。由于切口62在周向上部分地形成，因此允许基部64弹性地变形，因此允许公差环54预先嵌合至输出侧旋转轴32。朝外指向的突起66大致布置在基部64的宽度方向(图5中的水平方向)的中央，并使其在组装之后接触转子轴34。朝外指向的突起66以相等间隔布置在周向上，并且平坦面68形成于周向上任意相邻的朝外指向的突起66之间。每个朝外指向的突起66在沿轴线C的方向察看时具有梯形形状，并在径向外侧具有接触面70。接触面70在组装之后接触转子轴34的内周面。公差环54的硬度设定成比输出侧旋转轴32的外周面的硬度以及转子轴34的内周面的硬度低的值。
返回参考图4，输出侧旋转轴32具有与轴线C平行的油路72和将油路72与环形槽56连通的径向油路74。润滑油经由油路72和油路74而从液压控制回路(未示出)供应至布置于环形槽56中的公差环54。润滑油对公差环54润滑，清洗由公差环54的磨损而引起的磨损碎屑，或冷却公差环54和输出侧旋转轴32的滑动面。公差环54被设计成使得在公差环54的内周面与输出侧旋转轴32的环形槽56之间发生滑动。
输出侧旋转轴32在轴线C的方向上在外周齿40与环形槽56之间具有第一外周承插接合面76。公差环54容纳在环形槽56中。输出侧旋转轴32在轴线C的方向上在从第一外周承插接合面76起跨过环形槽56的位置处，具有第二外周承插接合面78。输出侧旋转轴32相对于外周齿40在轴线C的方向上远离第一外周承插接合面76和环形槽56的位置处具有第二外周承插接合面78。因而，公差环54在轴线C的方向上布置在第一外周承插接合面76与第二外周承插接合面78之间。第一外周承插接合面76对应于根据本发明的外周承插接合面，第二外周承插接合面78对应于根据本发明的第二外周承插接合面。
转子轴34在其内周侧上具有内周承插接合面80。内周承插接合面80在组装之后嵌合至第一外周承插接合面76和第二外周承插接合面78。内周承插接合面80具有使得内周承插接合面80在组装之后在轴线C的方向上可嵌合至第一外周承插接合面76和第二外周承插接合面78的长度。
第一外周承插接合面76和内周承插接合面80的尺寸(尺寸公差)设定成使得第一外周承插接合面76和内周承插接合面80尽管彼此宽松地嵌合但是是不松动地彼此嵌合。第二外周承插接合面78和内周承插接合面80的尺寸(尺寸公差)设定成使得第二外周承插接合面78和内周承插接合面80尽管彼此宽松地嵌合但是是不松动地彼此嵌合。第一承插接合部82与第二承插接合部84各自具有相同的尺寸关系。在图4中，第一外周承插接合面76和内周承插接合面80彼此嵌合所在的部分定义为第一承插接合部82，并且第二外周承插接合面78和内周承插接合面80彼此嵌合所在的部分定义为第二承插接合部84。
图6是沿着图4中的线VI-VI截取的第一承插接合部82的剖视图，并且示出了输出侧旋转轴32在第一外周承插接合面76侧的形状。如图6中所示，当在轴线C的方向上察看第一外周承插接合面76时，表面形成为花键。具体而言，与轴线C平行的多个凹槽86在第一外周承插接合面76上形成，因此径向地向外突出的多个突起88以相等间隔形成。每个突起88在其径向外侧上具有顶面90。顶面90在组装后嵌合至转子轴34的内周承插接合面80。因此，在第一承插接合部82中，在第一外周承插接合面76上形成的顶面90嵌合至内周承插接合面80。由于第一外周承插接合面76具有凹槽86，所以经由油路72和径向油路74供应至公差环54的润滑油对公差环54润滑，然后通过凹槽86排出。即，凹槽86用作润滑油的排出油路。
公差环54在组装之后在输出侧旋转轴32与转子轴34之间被压缩变形。因而，在输出侧旋转轴32和公差环54的接触面与转子轴34和公差环54的接触面之间发生用于垂直地挤压交界面的挤压力。由于基于该挤压力和接触面之间的摩擦系数而发生摩擦阻力，因此转子轴34和输出侧旋转轴32由公差环54保持而在周向上相对于彼此不松动。因而，即使在没有填补花键嵌合部52中的间隙的状态下，转子轴34和输出侧旋转轴32仍由公差环54保持而不松动。由于该原因，减少了在花键嵌合部52中出现的齿撞击声。
在组装的过渡期中，在公差环54预先嵌合至输出侧旋转轴32的环形槽56的状态下，输出侧旋转轴32插入至转子轴34中。公差环54在输出侧旋转轴32插入之后变形。由于该原因，在公差环54嵌合至输出侧旋转轴32的状态下(插入前)的长度D1比长度D2长(D1>D2)。长度D1是从轴线C到公差环54的接触面70的长度。长度D2是从轴线C到转子轴34的内周承插接合面80的长度。在本文中，当公差环54插入到转子轴34的内周面(内周承插接合面80)时，公差环54接触内周承插接合面80并且被压缩变形。由于该原因，出现了在妨碍输出侧旋转轴32的插入的方向上起作用的负荷(下文称为压入负荷)。当在公差环54嵌合至输出侧旋转轴32的状态下输出侧旋转轴32嵌合至转子轴34时，该压入负荷作为推力方向上的反作用力而从转子轴34与轴承35a的接触面出现。输出侧旋转轴32的每个外周齿40的齿顶圆直径充分地小于转子轴34的内周承插接合面80的内径，因此在外周齿40插入时不会出现压入负荷。
例如，当输出侧旋转轴32的轴线和转子轴34的轴线彼此未对齐时，公差环54在插入的过渡期中不能均匀地变形，因此压入负荷进一步增大。相反，输出侧旋转轴32的第一外周承插接合面76相对于布置有公差环54的位置在轴线C的方向上设置在远端侧(外周齿40侧)。因此，在将输出侧旋转轴32插入至转子轴34时，第一外周承插接合面76和内周承插接合面80在公差环54接触转子轴34的内周承插接合面80之前彼此嵌合。这时，输出侧旋转轴32和转子轴34的轴线对齐，因此防止了这些旋转轴的轴线之间的不对齐。这也防止了在公差环54接触内周承插接合面80并且被压缩变形时出现的压入负荷的过度增大。
公差环54设置成在轴线C的方向上置于第一承插接合部82和第二承插接合部84之间。以这种方式，输出侧旋转轴32和转子轴34在两个部分被保持，即，设置于公差环54的在轴线C方向的两侧的第一承插接合部82和第二承插接合部84。这防止了在组装后这些旋转轴的轴线之间的不对齐。这防止了在输出侧旋转轴32和转子轴34正被驱动时这些旋转轴的偏心，并且减小了当这些旋转轴正被驱动时作用在公差环54上的偏心负荷。该偏心负荷对应于在当输出侧旋转轴32和转子轴34正被驱动的同时偏心时径向地作用在这些旋转轴上的负荷。
如上所述，根据本实施例，公差环54介于输出侧旋转轴32与转子轴34之间。由于该原因，即使在没有填补输出侧旋转轴32和转子轴34的花键嵌合部52中的间隙时，输出侧旋转轴32和转子轴34两者仍能被公差环54保持而不松动。因此，能够减少在花键嵌合部52出现的齿撞击声。
根据本实施例，在组装时，在公差环54组装至输出侧旋转轴32的状态下，公差环54嵌合至转子轴34中。此时，在公差环54接触转子轴34之前，内周承插接合面80和第二外周承插接合面78彼此嵌合。内周承插接合面80和第二外周承插接合面78的尺寸被设定到使内周承插接合面80和第二外周承插接合面78不松动的这种程度。由于该原因，当内周承插接合面80与第二外周承插接合面78彼此嵌合时，输出侧旋转轴32的轴线与转子轴34的轴线对齐。即，防止了输出侧旋转轴32的轴线与转子轴34的轴线的不对齐。在该状态下，公差环54接触转子轴34的内周承插接合面80，因此可以减小在公差环54接触转子轴34时起作用的负荷。
根据本实施例，通过在组装之后公差环54的朝外指向的突起66与转子轴34的接触，可以不松动地保持输出侧旋转轴32和转子轴34。
接下来，将描述本发明的另一实施例。在以下描述中，相似的附图标记表示与上述实施例共同的部分，并且省略对其的描述。
图7是示出根据本发明的另一实施例的动力传递系统100的一部分的剖视图。根据本实施例的动力传递系统100与根据上述实施例的动力传递系统10的不同在于：介于第二电动机MG2的转子轴102与输出侧旋转轴104之间的公差环106的结构以及公差环106的布置位置。下文中，将描述与上述实施例的结构不同的公差环106周围的结构。输出侧旋转轴104对应于根据本发明的第一旋转轴，并且转子轴102对应于根据本发明的第二旋转轴。
转子轴102在其内周面上具有环形槽110。环形槽110用以将公差环106嵌合在其中。公差环106容纳在由环形槽110所限定的环状空间中。根据本实施例的公差环106与根据上述实施例的公差环54的不同在于：突起径向地向内形成。
图8示出了公差环106的形状。公差环106由金属弹性材料制成，并且形成为大致环形，公差环106在周向上的一部分处有切口112。公差环106包括大致环形的基部114和从基部114径向地向内突出的多个朝内指向的突起116。由于切口112在周向上部分地形成，因此允许基部114弹性地变形。因此，通过使公差环106变形而允许预先将公差环106嵌合至转子轴102的环形槽110。朝内指向的突起116大致布置在基部114的宽度方向(在图8中垂直于纸张的方向)的中央，并使得其在组装之后接触输出侧旋转轴104。朝内指向的突起116以相等的间隔布置在周向上，并且平坦面118形成在周向上任意相邻的朝内指向的突起116之间。每个朝内指向的突起116在从轴线C的方向上察看时具有梯形形状，并且在径向内侧具有接触面122。接触面122在组装之后接触输出侧旋转轴104的外周面。公差环106的硬度设定成比输出侧旋转轴104的外周面的硬度以及转子轴102的内周面的硬度低的值。
再参照图7，转子轴102在轴线C的方向上在内周齿42与环形槽110之间具有第一内周承插接合面124。在轴线C的方向上从第一内周承插接合面124起跨过环形槽110的位置处，转子轴102具有第二内周承插接合面126。输出侧旋转轴104在其外周面上具有外周承插接合面128。外周承插接合面128在组装之后嵌合至第一内周承插接合面124和第二内周承插接合面126。外周承插接合面128具有使得外周承插接合面128在轴线C的方向上能嵌合至第一内周承插接合面124和第二内周承插接合面126的长度。第二内周承插接合面126对应于根据本发明的内周承插接合面，并且外周承插接合面128对应于根据本发明的外周承插接合面和第二外周承插接合面。
当第一内周承插接合面124和第二内周承插接合面126嵌合至外周承插接合面128时，第一内周承插接合面124和第二内周承插接合面126宽松地嵌合至外周承插接合面128。第一内周承插接合面124、第二内周承插接合面126和外周承插接合面128的尺寸(尺寸公差)设定成使得第一内周承插接合面124和第二内周承插接合面126不松动地嵌合至外周承插接合面128。在图7中，第一内周承插接合面124和外周承插接合面128彼此嵌合所在的部分被定义为第一承插接合部130，并且第二内周承插接合面126和外周承插接合面128彼此嵌合所在的部分被定义为第二承插接合部132。
当公差环106在组装之后在输出侧旋转轴104与转子轴102之间变形时，在输出侧旋转轴104与转子轴102的接触面处出现摩擦阻力。由于该原因，输出侧旋转轴104和转子轴102不松动地被保持。因此，即使在花键嵌合部52中的间隙未填补的状态下，输出侧旋转轴104和转子轴102被公差环106保持而不松动。由于该原因，减少了在花键嵌合部52中出现的齿撞击声。
在组装时，在公差环106预先嵌合至转子轴102的环形槽110的状态下，输出侧旋转轴104插入至转子轴102中。这时，由于公差环106变形，出现了压入负荷。例如，当输出侧旋转轴104的轴线与转子轴102的轴线之间存在未对齐时，公差环106不能均匀地变形，结果压入负荷进一步增大。
相反，转子轴102的第二内周承插接合面126在轴线C的方向上相对于嵌合有公差环106的环形槽110设置在开口侧，即，在从第一内周承插接合面124在轴线C方向跨过环形槽110的背面侧(图7中的右侧)。即，第二内周承插接合面126相对于花键嵌合部52设置在轴线C方向上远离环形槽110的位置处。因此，在将输出侧旋转轴104插入至转子轴102中时，第二内周承插接合面126和外周承插接合面128在公差环106接触输出侧旋转轴104的外周承插接合面128之前嵌合。这时，输出侧旋转轴104的轴线和转子轴102的轴线对齐，因此防止了这些旋转轴的轴线之间的未对齐。这防止了在公差环106接触输出侧旋转轴104的外周承插接合面128并且被压缩变形时出现的压入负荷的过度增大。
公差环106设置成以便在组装后在轴线C的方向上置于花键嵌合部52和第一承插接合部130两者与第二承插接合部132之间。以这种方式，公差环106在轴线C的方向上置于第一承插接合部130和第二承插接合部132之间。这防止了在组装后输出侧旋转轴104的轴线和转子轴102的轴线之间的未对齐。这减少了当这些旋转轴被驱动时作用在公差环106上的偏心负荷。
如上所述，同样根据本实施例，获得与上述实施例的效果类似的有益效果。即，公差环106介于输出侧旋转轴104和转子轴102之间，因此输出侧旋转轴104和转子轴102被不松动地保持，结果可以减小在花键嵌合部52中出现的齿撞击声。在将输出侧旋转轴104插入至转子轴102中时，第二内周承插接合面126和外周承插接合面128在公差环106接触输出侧旋转轴104的外周承插接合面128之前嵌合。这时，输出侧旋转轴104的轴线和转子轴102的轴线对齐。这也防止了在公差环106接触输出侧旋转轴104并且被压缩变形时出现的压入负荷的过度增大。
根据本实施例，公差环106的朝内指向的突起116在组装后接触输出侧旋转轴104，因此可以不松动地保持输出侧旋转轴104和转子轴102。
图9示出了根据本发明的又一实施例的介于输出侧旋转轴32与转子轴34之间的公差环140。公差环140由金属弹性材料制成，并且形成为大致环形，在公差环140的周向上的一部分处具有切口142。公差环140包括大致环形的基部144和从基部144径向地向外突出的多个朝外指向的突起146。朝外指向的突起146大致布置在基部144的宽度方向(图9中的水平方向)的中央。朝外指向的突起146以相等的间隔布置在周向上，并且平坦面148形成在周向上任意相邻的朝外指向的突起146之间。
如图9所示，根据本实施例的每个朝外指向的突起146相对于基部144的宽度方向倾斜地布置。具体而言，当从径向外侧察看每个朝外指向的突起146时，与朝外指向的突起146的纵向平行地延伸的中心线α1相对于基部144的宽度方向以预定角度θ倾斜。公差环140设定为使得公差环140的内周侧滑动而在每个朝外指向的突起146的顶面与转子轴34之间不发生滑动。
当公差环140如上所述地形成时，公差环140与输出侧旋转轴32一起整体地旋转。供应至环形槽56的润滑油在经过平坦面148时，以被公差环140的朝外指向的突起146的倾斜面推出的方式而顺利地排出。
同样当上述公差环140介于输出侧旋转轴32与转子轴34之间时，获得了与上述实施例的效果类似的有益效果。公差环140的朝外指向的突起146相对于基部144的宽度方向倾斜地布置，因此，当公差环140旋转时，经过相邻的朝外指向的突起146之间的润滑油以被朝外指向的突起146的倾斜面推出的方式而顺利地排出。
图10是示出根据本发明的又一实施例的设置在输出侧旋转轴160上的第一外周承插接合面162的形状的视图。图10对应于根据上述实施例的图6。如图10中所示，设置在第一外周承插接合面162上的凹槽164不与轴线C平行，而是在周向上是倾斜的。即，每个凹槽164的周向位置随着在轴线C的方向上的位置而变化。在本文中，嵌合至转子轴34的内周面的每个顶面166也在周向上是倾斜的。
同样当代替上述的第一外周承插接合面76而应用上述的第一外周承插接合面162时，获得与上述实施例的效果类似的有益效果。由于第一外周承插接合面162的每个凹槽164在周向上是倾斜的，因此经过凹槽164的润滑油以被从凹槽164推出的方式而顺利地排出。
参照附图详细地描述了本发明的实施例；然而，本发明还应用于其他实施例。
在上述实施例中，动力传递系统10、100中的每个为包括两个电动机的混合动力传递系统；然而，本发明不总是限于根据上述实施例的混合动力传递系统。例如，本发明可以应用于包括单个电动机的混合动力传递系统或者不包括电动机的动力传递系统。只要动力传递系统包括一对旋转轴彼此嵌合并联接至动力传递系统所在的嵌合部，本发明就能适用于该动力传递系统。为此，本发明不限于转子轴和输出侧旋转轴的花键嵌合部。
在上述实施例中，自动变速器20为前进四档速有级变速器；然而，档速位置的数目和内部联接的构造不具体地限定。代替有级自动变速器20，本发明可以应用于诸如带式无级变速器的无级变速器。
在上述实施例中，公差环140形成为使得每个朝外指向的突起146相对于基部144的宽度方向倾斜。作为替代，如在公差环106的情形中，每个朝内指向的突起116可以倾斜。
上述实施例仅仅是说明性的。本发明可以基于本领域技术人员的知识以包括各种修改或改进的方式来实施。

Claims (4)

1.一种用于车辆的动力传递系统，所述动力传递系统的特征在于包括：
第一旋转轴；
第二旋转轴，所述第一旋转轴和所述第二旋转轴绕公共轴线布置；
嵌合部，在所述嵌合部，所述第一旋转轴与所述第二旋转轴彼此嵌合并联接以便传递动力；以及
公差环，其布置在所述第一旋转轴和所述第二旋转轴之间，其中
所述第一旋转轴具有第一外周承插接合面，所述第一外周承插接合面在所述轴线的方向上设置在所述嵌合部与所述公差环之间，
所述第二旋转轴具有内周承插接合面，所述内周承插接合面在所述轴线的所述方向上相对于所述公差环设置在所述第二旋转轴的开口侧上，并且
所述第一外周承插接合面的尺寸和所述内周承插接合面的尺寸设定成使得：在所述第一外周承插接合面与所述内周承插接合面彼此嵌合时，所述第一外周承插接合面与所述内周承插接合面相对于彼此不松动。
2.根据权利要求1所述的动力传递系统，其特征在于
所述第一旋转轴具有第二外周承插接合面，所述第二外周承插接合面设置成以便嵌合至所述内周承插接合面，
所述内周承插接合面的尺寸和所述第二外周承插接合面的尺寸设定成使得：在所述内周承插接合面与所述第二外周承插接合面彼此嵌合时，所述内周承插接合面与所述第二外周承插接合面相对于彼此不松动。
3.根据权利要求1或2所述的动力传递系统，其特征在于
所述公差环容纳于在所述第一旋转轴的外周面上布置的环形槽中，并且所述公差环具有接触所述第二旋转轴的朝外指向的突起。
4.根据权利要求1或2所述的动力传递系统，其特征在于
所述公差环容纳于在所述第二旋转轴的内周面上布置的环形槽中，并且所述公差环具有接触所述第一旋转轴的朝内指向的突起。
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