CN106884957A - 用于车辆的动力传递系统 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种用于车辆的动力传递系统。公差环布置在输出侧旋转轴与转子轴之间。为此，即使输出侧旋转轴和转子轴的花键配合部中的间隙没有被填充，输出侧旋转轴和转子轴仍被公差环保持以便不振颤。因此，能够减少花键配合部中出现的齿敲击噪声。输出侧旋转轴具有用于向公差环供应润滑油的油路。润滑油通过这些油路被强制地供应到容纳有公差环的环状空间。

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敲击噪声(tooth hammer noise)。
背景技术
在构成设置在车辆中的动力传递系统的旋转轴之间的间隙中，已知齿敲击噪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敲击噪声的措施。例如，在国际申请公开第2013/080311号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被驱动的同时仍压靠着另一旋转轴的花键齿。因而，填充了转子轴的花键齿与所述另一旋转轴的花键齿之间的间隙，从而减少了齿敲击噪声的出现。
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，填充了第二电动机的转子轴的间隙。然而，没有填充布置在第二电动机的下游(在驱动轮侧)的变速器的输入轴与第二电动机的转子轴之间的间隙。因此，随着输入至变速器的转矩变为接近于零，存在齿敲击噪声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敲击噪声的结构。
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、第二旋转轴、配合部、公差环以及油路。所述第一旋转轴和所述第二旋转轴绕共同的轴线布置。在所述配合部处，所述第一旋转轴与所述第二旋转轴彼此配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与所述第二旋转轴之间。所述公差环包括环状部和突出部。所述环状部构造成接触所述第一旋转轴和所述第二旋转轴中的一个旋转轴，并且所述突出部从所述环状部朝径向外侧和径向内侧之一突出，并构造成接触所述第一旋转轴和所述第二旋转轴中的另一个旋转轴。所述油路设置在所述第一旋转轴和所述第二旋转轴中的所述一个旋转轴中，所述油路构造成将润滑油供应至所述公差环。
利用根据本发明的用于车辆的动力传递系统，由于在第一旋转轴和第二旋转轴之间布置有公差环，所以即使不填充第一旋转轴和第二旋转轴的配合部中的间隙，第一旋转轴和第二旋转轴两者也由公差环保持而不振颤。因此，可以减少在配合部中出现的齿敲击噪声。
由于第一旋转轴和第二旋转轴中的任一个具有用于向公差环供应润滑油的油路，因此润滑油被强制供应到容纳有公差环的空间，因此能够对公差环润滑。由此，可以减小公差环的耐久性的下降。
在用于车辆的动力传递系统中，所述第一旋转轴和所述第二旋转轴中的接触所述公差环的所述环状部的一个旋转轴可以具有所述油路。
利用根据本发明的用于车辆的动力传递系统，所述第一旋转轴和所述第二旋转轴中的接触所述公差环的所述环状部的所述一个旋转轴具有所述油路，因此从与设置有公差环的突出部的侧相反的侧供应润滑油。为此，设置在公差环的突出部的背侧的空间允许用作用于润滑油的存储部。
在用于车辆的动力传递系统中，所述第一旋转轴和所述第二旋转轴可以具有承插接合部，所述承插接合部可以分别设置在所述公差环的在所述轴线的方向上的两侧，所述承插接合部可以被设置成使得所述第一旋转轴和所述第二旋转轴彼此配合而不振颤。
利用根据本发明的用于车辆的动力传递系统，由于在公差环的在轴线方向上的两侧设置了承插接合部，容纳公差环的空间的密封性提高，因而提升了将润滑油保留在空间中的能力。
在用于车辆的动力传递系统中，所述承插接合部设置在所述公差环的在所述轴线的所述方向上的两侧，所述承插接合部中的一个可以为润滑油排出口。
利用根据本发明的用于车辆的动力传递系统，承插接合部用作润滑油排出口，并且所述润滑油排出口中的流动阻力大于油路中的流动阻力，因此润滑油难以从容纳公差环的空间排出。因而，提升了将润滑油保留在空间中的能力。
在用于车辆的动力传递系统中，所述公差环的所述突出部可以形成为斜齿轮形状。
利用根据本发明的用于车辆的动力传递系统，由于公差环的突出部形成为斜齿轮形状，经过公差环的任意相邻的突出部之间的润滑油以使其通过突出部被推出而被排出。以这种方式，由于提升了排出空间中的润滑油的能力，润滑油的循环增加，因而冷却公差环的能力提高。
在用于车辆的动力传递系统中，作为所述润滑油排出口的所述承插接合部可以具有凹槽，并且所述凹槽可以在所述轴线的所述方向上延伸穿过所述承插接合部。
利用根据本发明的用于车辆的动力传递系统，由于用作润滑油排出口的承插接合部具有凹槽，已到达承插接合部的润滑油通过所述凹槽被排出。因此，排出润滑油的能力提高。以这种方式，在维持将润滑油保留在容纳公差环的空间中的能力的同时，排出润滑油的能力提高，因此冷却公差环的能力提高。
在用于车辆的动力传递系统中，所述承插接合部的所述凹槽可以被设置以使所述凹槽相对于所述轴线的所述方向倾斜。
利用根据本发明的用于车辆的动力传递系统，由于承插接合部的凹槽相对于轴线的方向倾斜，已到达承插接合部的润滑油以使其被设置在所述承插接合部中的凹槽推出而被排出。以这种方式，由于排出润滑油的能力增加，因此冷却公差环的能力提高。
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，其中相同的标号表示相同的元件，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概要图；
图2是图1中所示的自动变速器的接合操作表；
图3是在直线上示出了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中的各档速位置之间变化；
图4是示出了图1中所示的动力传递系统的部分的横截面图；
图5是示出了图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横截面图，并且其示出了输出侧旋转轴的形状；
图7是示出了根据本发明的另一实施例的动力传递系统的部分的横截面图；
图8是示出了图7中所示的公差环的形状的视图；
图9是示出了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；以及
图10是示出了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，附图在适当之处进行了简化或修改，并且每个部分的比例尺、形状等不总是精确地绘制。
图1是示出了应用了本发明的用于混合动力车辆的动力传递系统10的概要图。如图1中所示，动力传递系统10包括在变速器壳体12(下文称为壳体12)内沿共同的轴线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。壳体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用作直接地或间接地经由脉动吸收减振器(减振装置)(未示出)等联接至输入轴14的无级变速器单元。自动变速器20经由传递构件18串联联接在从差动单元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。例如，动力传递系统10适用于纵向地布置有动力传递系统10的发动机前置后轮驱动(FR)车辆。动力传递系统10设置在发动机8与驱动轮之间。发动机8为诸如汽油机或柴油机的、作为用于推进车辆的动力源的内燃机，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部分的差动齿轮单元(主减速齿轮)、车桥等(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彼此直接联接。该直接联接意指不插入诸如变矩器以及流体联接器的流体传递装置的联接。例如，经由脉动吸收减振器等的联接被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为机械地分配发动机8的输入至输入轴14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的转动停止。根据本实施例的第一电动机MG1和第二电动机MG2中的每一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至少具有用作驱动电动机的电机(电动机)功能，其作为用于推进车辆的驱动力源来输出驱动力。
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、差动齿轮架CA0以及差动内齿圈R0。差动齿轮架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，差动齿轮架CA0联接至输入轴14(也就是，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、差动齿轮架CA0和差动内齿圈R0相对彼此转动来致动差动动作。即，差动行星齿轮装置24置于差动动作起作用的差动状态。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，并且通过利用所分配的发动机8的输出动力的部分，从第一电动机MG1产生的电能被存储，或者通过利用所分配的发动机8的输出动力的部分，第二电动机MG2被驱动以旋转。因此，差动单元11用作电气差动装置。例如，差动单元11置于所谓的无级变速状态，并且传递构件18的转动连续变化而不管发动机8的预定转动如何。即，差动单元11用作速度比(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连续变化的电气无级变速器。
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部分。自动变速器20为包括单小齿轮型第一行星齿轮装置26和单小齿轮型第二行星齿轮装置28并用作分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、第一齿轮架CA1和第一内齿圈R1，并具有预定齿数比。第一齿轮架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、第二齿轮架CA2和第二内齿圈R2，并具有预定齿数比。第二齿轮架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选择性地联接至壳体12。第一齿轮架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选择性地联接至壳体12。第一内齿圈R1和第二齿轮架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体12。第一齿轮架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，第一齿轮架CA1和第二内齿圈R2用作在反方向上不旋转的旋转构件。
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而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，获得了大致几何级数变化的速度比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与第二离合器C2接合时建立。第四档速位置4th在第二离合器C2与第一制动器B1接合时建立。倒车档速位置Rev在第一离合器C1与第二制动器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，接合了固定制动器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停止转动，结果第一电动机MG1的反作用转矩从传递构件18输出。因此，除了第二电动机MG2以外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。自动变速器20在释放了第一离合器C1、第二离合器C2、第一制动器B1和第二制动器B2时置于空档“N”状态。在发动机制动在第一档速位置1st时，第二制动器B2接合。
图3是在直线上示出了旋转元件的转速之间的相对关系的列线图，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的列线图为由横坐标轴和纵坐标轴组成的二维坐标系，横坐标轴表示行星齿轮装置24、26和28之间的齿数比关系，纵坐标轴表示相对转速。在三个水平线中，底部水平线X1表示转速为零，顶部水平线X2表示转速1.0，即，联接至输入轴14的发动机8的转速Ne，并且水平线X3表示第三旋转元件RE3(稍后描述)的从差动单元11输入至自动变速器20的转速。
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、Y3从左侧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的竖直线Y4、Y5、Y6和Y7从左侧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如下地构造。差动行星齿轮装置24的第一旋转元件RE1(差动齿轮架CA0)联接至输入轴14(也就是，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的转动经由差动行星齿轮装置24和传递构件18被传递至自动变速器20。这时，经过Y2和X2的交叉点的倾斜的直线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的转速由车速V限制并且大致为常数时，随着差动太阳齿轮S0的转动通过控制第一电动机MG1的转速而增大或减小，差动齿轮架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，并且差动齿轮架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的速度比固定在“1.0”而使差动太阳齿轮S0的转动与发动机转速Ne进行相同转动时，直线L0与水平线X2重合。差动内齿圈R0(也就是，传递构件18)以与发动机转速Ne相同转动来旋转。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的速度比固定至小于“1.0”的值(例如，大约0.7)而使差动太阳齿轮S0的转动设定为零时，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选择性地联接至壳体12。第七旋转元件RE7经由第一制动器B1选择性地联接至壳体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的增大速度的转动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为经过表示第四旋转元件RE4的转速的水平线X3与竖直线Y4的交叉点以及表示第六旋转元件RE6的转速的水平线X1与竖直线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，输出轴22在第二档速位置2nd的转速由倾斜的直线L2与竖直线Y5的交叉点表示，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。输出轴22在第三档速位置3rd的转速由水平的直线L3与竖直线Y5的交叉点表示，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。输出轴22在第四档速位置4th的转速由倾斜的直线L4与竖直线Y5的交叉点表示，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，并且输出轴22在倒车档速位置Rev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是示出了动力传递系统10的一部分的横截面图。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的横截面图和联接至传递构件18的第二电动机MG2的横截面图。传递构件18包括第二电动机MG2的输入侧旋转轴30、输出侧旋转轴32以及转子轴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对应于本发明的第二旋转轴。
当从径向外侧观看时，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具有圆柱形形状，并且被布置以便覆盖输入侧旋转轴30和输出侧旋转轴32的在轴线C的方向上面向彼此的外周的端部(远侧端)。转子轴34在轴线C的方向上的外周的一端被联接至壳体12的电动机盖37经由轴承35a可旋转地支撑，并且转子轴34在轴线C的方向上的外周的另一端经由轴承35b被壳体12可旋转地支撑。输出侧旋转轴32经由轴承36等被壳体12可旋转地支撑。
输入侧旋转轴30在轴线C的方向上面向输出侧旋转轴32的一侧处的外周上具有外周齿38。输出侧旋转轴32在轴线C的方向上面向输入侧旋转轴30的一侧处的外周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在其内周侧具有内周齿42。内周齿42花键配合至外周齿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彼此花键配合，并且输出侧旋转轴32的外周齿40和转子轴34的内周齿42彼此花键配合。当输入侧旋转轴30的外周齿38和转子轴34的内周齿42彼此花键配合时，设置了花键配合部50。在花键配合部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。在花键配合部50中，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之间的相对转动。当输出侧旋转轴32的外周齿40与转子轴34的内周齿42彼此花键配合时，设置了花键配合部52。在花键配合部52处，输出侧旋转轴32和转子轴34彼此联接使得能够传递动力。在花键配合部52中，在外周齿40与内周齿42之间形成了间隙，并且在该间隙内允许输出侧旋转轴32与转子轴34之间的相对转动。花键配合部52对应于根据本发明的配合部。
构成第二电动机MG2的转子46固定至转子轴34的外周，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由多个压层钢板形成。类似地，定子48也由多个压层钢板形成，并且通过螺栓(未示出)不可旋转地固定至壳体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，转矩经由在输入侧旋转轴30与转子轴34之间的花键配合部50传递至转子轴34。转矩经由转子轴34和输出侧旋转轴32的花键配合部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，仍填充了输入侧旋转轴30和转子轴34的花键配合部50中的间隙。
顺便提及，当输入至自动变速器20的转矩为零时，没有填充转子轴34与输出侧旋转轴32之间形成的间隙，因此存在由于间隙而出现齿敲击噪声的可能性。为了消除该不便，在本实施例中，公差环54在轴线C的方向上在花键配合部52附近介于转子轴34与输出侧旋转轴32之间。
输出侧旋转轴32在其外周上具有环状凹槽56。公差环54容纳在由环状凹槽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的形状，公差环54在周向上的一部分处带有切口62。公差环54包括大致环形的环状部64以及从环状部64径向向外地突出的多个朝外指向的突出部66。由于切口62在周向上部分地形成，允许环状部64弹性形变，因此允许公差环54预先配合至输出侧旋转轴32。朝外指向的突出部66对应于根据本发明的突出部。
朝外指向的突出部66大致布置在环状部64的宽度方向(图5中的水平方向)上的中央，并使其在组装之后接触转子轴34。朝外指向的突出部66以相等间隔布置在周向上，并且平坦面68在周向上形成于任意相邻的朝外指向的突出部66之间。平坦面68用作环状部64的部分。每个朝外指向的突出部66在轴线C的方向上观看时具有梯形的形状，并在径向外侧处具有接触面70。接触面70在组装之后接触转子轴34的内周。公差环54通过对钢板加压而形成。如由图5中的虚线所示的，空间形成在每个朝外指向的突出部66的背侧。公差环54的硬度设定为比输出侧旋转轴32的外周面的硬度以及转子轴34的内周面的硬度低。
公差环54设计成使得在环状部64的内周与输出侧旋转轴32的环状凹槽56之间出现滑动，并且在每个朝外指向的突出部66的接触面70与转子轴34的内周(内周承插接合面80)之间不出现滑动。例如，公差环54的环状部64与输出侧旋转轴32彼此接触的总面积大于公差环54的每个朝外指向的突出部66的接触面70与转子轴34彼此接触的总面积。
再参照图4，接触公差环54的环状部64的输出侧旋转轴32具有与轴线C平行的轴向油路72以及将轴向油路72与环状凹槽56(环状空间)连通的第一径向油路74。输出侧旋转轴32具有将轴向油路72与设置在壳体12中的供给油路73连通的第二径向油路75。从液压控制回路(未示出)向壳体12的供给油路73供应的润滑油经过第二径向油路75、轴向油路72以及第一径向油路74，并供应至容纳有公差环54的环状空间(环状凹槽56)。所供应的润滑油对公差环54润滑，冲洗由公差环54的磨损而引起的磨损碎屑，或者冷却公差环54。已润滑公差环54的润滑油通过设置在输出侧旋转轴32中的凹槽86(稍后描述)排出。润滑油还供应至设置在公差环54的每个朝外指向的突出部66的背侧的空间。该空间可用来起到用于润滑油的存储部的作用。轴向油路72、第一径向油路74以及第二径向油路75对应于根据本发明的油路。
输出侧旋转轴32具有在轴线C的方向上位于容纳有公差环54的环状凹槽56与外周齿40之间的第一外周承插接合面76。在从第一外周承插接合面76在轴线C的方向上跨过环状凹槽56的位置处，输出侧旋转轴32具有第二外周承插接合面78。即，第二外周承插接合面78设置在相对于输出侧旋转轴32的外周齿40而言于轴线C的方向上远离第一外周承插接合面76和环状凹槽56的位置处。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。
转子轴34在其内周侧具有内周承插接合面80。内周承插接合面80在组装之后配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在组装之后于轴线C的方向上可配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尽管彼此松动地配合但是彼此配合而不振颤。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)被设定成使得第二外周承插接合面78和内周承插接合面80尽管彼此松动地配合但是彼此配合而不振颤。在图4中，将第一外周承插接合面76和内周承插接合面80彼此配合的部位定义为第一承插接合部82，并且将第二外周承插接合面78和内周承插接合面80彼此配合的部位定义为第二承插接合部84。这些第一承插接合部82和第二承插接合部84中的每一个对应于根据本发明的承插接合部。
第一承插接合部82和第二承插接合部84各自具有相同的尺寸关系。即，第一外周承插接合面76的外径与第二外周承插接合面78的外径相同，并且内周承插接合面80的孔的直径也相同。第一承插接合部82与第二承插接合部84设置在公差环54在轴线C的方向上的两侧。由于这些第一承插接合部82和第二承插接合部84具有高密封性能，因此润滑油趋于在由输出侧旋转轴32的环状凹槽56所限定的环状空间中积聚。
图6是沿着图4中的线IV-IV截取的第一承插接合部82的横截面图，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。在图6中，左侧附图示出了当在轴线C的方向上观看时的第一承插接合部82，并且右侧附图示出了当从径向外侧观看时的第一承插接合部82。如图6中所示，在从轴线C的方向上观看第一外周承插接合面76时，与轴线C平行并在轴线C的方向上的两侧延伸的多个(在本实施例中为四个)凹槽86以相等的角度间隔设置在第一外周承插接合面76上。由于凹槽86设置在第一外周承插接合面76上，间隙设置在第一承插接合部82中，并且该间隙用作从环状空间的润滑油排出口。即，经由轴向油路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被排出。具有凹槽86的第一承插接合部82用作根据本发明的润滑油排出口。
用作润滑油排出口的凹槽86的开口面积设定成使得其比第一径向油路74的开口面积小。因此，在润滑油趋于在由输出侧旋转轴32的环状凹槽56所限定的环状空间中积聚的同时，润滑油通过凹槽86被排出，因此确保了润滑油的循环。由于润滑油循环，因此也确保了冷却公差环54的能力。
公差环54在组装之后被压缩在输出侧旋转轴32与转子轴34之间变形。因而，用于垂直地挤压交互面的挤压力在出现在输出侧旋转轴32与公差环54的接触面和转子轴34与公差环54的接触面之间。由于出现了基于该挤压力和接触面之间的摩擦系数的摩擦阻力，因此转子轴34和输出侧旋转轴32由公差环54保持而不在周向上相对于彼此振颤。因而，即使在没有填充花键配合部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保持而不振颤。因此，减少了在花键配合部52中出现的齿敲击噪声。
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。为此，即使在没有填充输出侧旋转轴32和转子轴34的花键配合部52中的间隙时，输出侧旋转轴32和转子轴34两者仍然由公差环54保持而不振颤。因此，可以减少在花键配合部52出现的齿敲击噪声。
根据本实施例，接触公差环54的环状部64的输出侧旋转轴32具有第一径向油路74，因此润滑油还供应至设置在公差环54的每个朝外指向的突出部66的背侧的空间。为此，允许该空间用作用于润滑油的存储部。
根据本实施例，输出侧旋转轴32具有用于将润滑油供应至公差环54的轴向油路72、第一径向油路74和第二径向油路75。为此，润滑油通过这些油路强制地供应至容纳有公差环54的环状空间。因此，润滑了公差环54，因此可以减少公差环54的耐久性的下降。
根据本实施例，第一承插接合部82和第二承插接合部84设置在公差环54在轴线C的方向上的两侧。为此，容纳公差环54的环状空间的密封性能提高，并且将润滑油保留在环状空间中的能力提高。
根据本实施例，第一承插接合部82用作润滑油排出口，并且流动阻力大于第一径向油路74中的流动阻力，因此润滑油难以从容纳公差环54的环状空间排出。因而，将润滑油保留在环状空间中的能力提升。
根据本实施例，用作润滑油排出口的第一承插接合部82具有凹槽86，因此已到达第一承插接合部82的润滑油通过凹槽86排出。因而，排出润滑油的能力提高。以这样的方式，在保持了将润滑油保留在容纳公差环54的环状空间中的能力的同时，排出润滑油的能力提高，因此，冷却公差环54的能力提高。
接下来，将描述本发明的另一实施例。在以下描述中，相同的附图标记表示与上述实施例共同的部分，并且省略其描述。
图7是示出了根据本发明的另一实施例的动力传递系统100的一部分的横截面图。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公差环周围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在其内周上具有环状凹槽110。环状凹槽110用以将公差环106配合在其中。公差环106容纳在由环状凹槽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不同在于：突起径向向内地形成。
图8示出了公差环106的形状。图8中所示的公差环106由金属弹性材料制成，并且形成为大致环形，公差环106在周向上的部分处带有切口112。公差环106包括大致环形的环状部114和从环状部114径向向内地突出的多个朝内指向的突出部116。由于切口112在周向上部分地形成，因此允许环状部114弹性形变。因此，允许预先通过使公差环106变形而使公差环106配合至转子轴102的环状凹槽110。朝内指向的突出部116对应于根据本发明的突出部。
朝内指向的突出部116大致布置在环状部114的宽度方向(在图8中垂直于纸张的方向)上的中央，并被使得在组装之后接触输出侧旋转轴104。朝内指向的突出部116以相等的间隔布置在周向上，并且平坦面118在周向上形成在任意相邻的朝内指向的突出部116之间。平坦面118用作环状部114的一部分。每个朝内指向的突出部116在从轴线C的方向上观看时具有梯形形状，并且在径向内侧处具有接触面122。接触面122在组装之后接触输出侧旋转轴104的外周。公差环106通过挤压钢板而形成。如由图8中的虚线所标示的，在每个朝内指向的突出部116的背侧上形成了空间。公差环106的硬度设定为比输出侧旋转轴104的外周面的硬度以及转子轴102的内周面的硬度低的值。公差环106设计成使得在环状部114的外周与转子轴102之间出现滑动，并且在每个朝内指向的突出部116的接触面122与输出侧旋转轴104的外周之间不出现滑动。
再参照图7，输出侧旋转轴104具有与轴线C平行的轴向油路120以及使轴向油路120与环状凹槽110(环状空间)连通的第一径向油路121。输出侧旋转轴104具有使轴向油路72与设置在壳体12中的供给油路73连通的第二径向油路123。从液压控制回路(未示出)供应至供给油路73的润滑油经过第二径向油路123、轴向油路120和第一径向油路121，并供应至容纳有公差环106的环状凹槽110(环状空间)。所供应的润滑油对公差环106润滑，清洗由公差环106的磨损而引起的磨损碎屑，或者冷却公差环106。已对公差环106润滑的润滑油通过设置在输出侧旋转轴104中的凹槽排出。润滑油还供应至设置在公差环106的每个朝内指向的突出部116的背侧的空间。该空间可用来作为用于润滑油的存储部起作用。轴向油路120、第一径向油路121和第二径向油路123对应于根据本发明的油路。
转子轴102具有在轴线C的方向上位于内周齿42与环状凹槽110之间的第一内周承插接合面124。在从第一内周承插接合面124在轴线C的方向上跨过环状凹槽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在其外周上具有外周承插接合面128。外周承插接合面128在组装之后配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的方向上能够配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)被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126两者与外周承插接合面128尽管松动地彼此配合但是彼此配合而不振颤。在图7中，在第一内周承插接合面124和外周承插接合面128彼此配合处的部位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彼此配合处的部位被定义为第二承插接合部132。这些第一承插接合部130和第二承插接合部132对应于根据本发明的承插接合部。
第一承插接合部130和第二承插接合部132各自具有相同的尺寸关系。第一承插接合部130和第二承插接合部132设置在公差环106在轴线C的方向上的两侧。由于第一承插接合部130与第二承插接合部132具有高密封性能，润滑油趋于在由转子轴102的环状凹槽110所限定的环状空间中积聚。在第一承插接合部130中，如上述实施例的情形中一样，输出侧旋转轴104的配合至转子轴102的第一内周承插接合面124的外周承插接合面128具有凹槽86，并且已对公差环106润滑的润滑油通过凹槽86排出。同样在本实施例中，润滑油所经过的凹槽86的开口面积被设定成使得比第一径向油路121的开口面积小。
同样对于这样构造的动力传递系统100，获得了与上述实施例的效果类似的有益效果。具体而言，公差环106介于输出侧旋转轴104与转子轴102之间。为此，即使没有填充输出侧旋转轴104和转子轴102的花键配合部52中的间隙，输出侧旋转轴104和转子轴102两者仍然由公差环106保持而不振颤。因此，可以减少在花键配合部52中出现的齿敲击噪声。
输出侧旋转轴104具有用于将润滑油供应至公差环106的轴向油路120、第一径向油路121和第二径向油路123。为此，润滑油通过这些油路被强制地供应至容纳有公差环106的环状空间。因此，润滑了公差环106，并能够减小公差环106的耐久性的下降。
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的形状。公差环140由金属弹性材料制成，并且形成为大致环形，公差环140在周向上的部分处带有切口142。公差环140包括大致环形的环状部144以及从环状部144径向向外地突出的多个朝外指向的突出部146。朝外指向的突出部146大致布置在环状部144的宽度方向(图9中的水平方向)上的中央。朝外指向的突出部146以相等的间隔布置在周向上，并且平坦面148在周向上形成在任意相邻的朝外指向的突出部146之间。平坦面148用作环状部144的部分。
如图9所示，每个朝外指向的突出部146在从径向外侧观看时形成为斜齿轮形状。即，每个朝外指向的突出部146在从径向外侧观看时相对于环状部144的宽度方向倾斜地布置。具体而言，当从径向外侧观看每个朝外指向的突出部146时，平行于朝外指向的突出部146的纵向方向而延伸的中心线α伸相对于环状部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出部146的顶面与转子轴34之间不出现滑动。
当公差环140如上所述地形成时，公差环140随输出侧旋转轴32整体地旋转。供应至公差环140的润滑油顺利地排出，以使其在经过各自在任意相邻的朝外指向的突出部146之间形成的平坦面148时被朝外指向的突出部146的倾斜面推出。
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的每个朝外指向的突出部146相对于环状部144的宽度方向倾斜地形成。因而，当公差环140旋转时，经过任意相邻的朝外指向的突出部146之间的润滑油以使其被朝外指向的突出部146的倾斜面推出而顺利地排出。
图10是示出了根据本发明的又一实施例的输出侧旋转轴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的方向平行，而是相对于轴线C的方向倾斜。即，当从径向外侧观看每个凹槽164时，每个凹槽164朝周向倾斜。
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，获得了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倾斜，因此经过凹槽164的润滑油以使其从凹槽164推出而顺利地排出。
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。
例如，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配合并联接至动力传递系统处的配合部，本发明就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配合部。
在上述实施例中，自动变速器20为前进四档速分级变速器；然而，档速位置的数目和内部联接的构造不具体地限定。本发明可以应用于诸如带式无级变速器的无级变速器来代替分级自动变速器20。
在上述实施例中，输出侧旋转轴32具有用于将润滑油供应至公差环54的油路。作为替代，油路可以设置在转子轴34中。在上述实施例中，第一承插接合部82用作润滑油排出口。作为替代，第二承插接合部84可以用作润滑油排出口。
在上述实施例中，公差环140被形成为使得每个朝外指向的突出部146形成为斜齿轮形状。作为替代，公差环106的每个朝内指向的突出部116可以形成为斜齿轮形状。
在上述实施例中，润滑油所经过的凹槽86的开口面积设定成使得比径向油路74的开口面积小。作为替代，凹槽86的开口面积可以与径向油路74的开口面积相同。可替换地，凹槽86的开口面积可以设定成使得大于径向油路74的开口面积。是否需要进一步润滑或者是否需要进一步冷却取决于公差环54、输出侧旋转轴32以及转子轴34的材料等，因此每个油路的开口面积可以依据所需的性能而不同。例如，当需要润滑公差环54时，通过使凹槽86的开口面积比径向油路74的开口面积小来确保对公差环54润滑的能力。当需要冷却时，由于润滑油易于循环，因此通过使凹槽86的开口面积大于径向油路74的开口面积来确保冷却性能。对于凹槽86和第一径向油路121，类似地，可以根据需要改变它们的开口面积。
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 (7)

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共同的轴线布置；
配合部，在所述配合部处，所述第一旋转轴与所述第二旋转轴彼此配合并联接以便传递动力；
公差环，所述公差环布置在所述第一旋转轴与所述第二旋转轴之间，所述公差环包括环状部和突出部，
所述环状部构造成接触所述第一旋转轴和所述第二旋转轴中的一个旋转轴，并且
所述突出部从所述环状部朝径向外侧和径向内侧之一突出，并构造成接触所述第一旋转轴和所述第二旋转轴中的另一个旋转轴；以及
油路，其设置在所述第一旋转轴和所述第二旋转轴中的所述一个旋转轴中，所述油路构造成将润滑油供应至所述公差环。
2.根据权利要求1所述的动力传递系统，其特征在于，
接触所述公差环的所述环状部的所述第一旋转轴和所述第二旋转轴中的所述一个旋转轴具有所述油路。
3.根据权利要求1或2所述的动力传递系统，其特征在于，
所述第一旋转轴和所述第二旋转轴具有承插接合部，所述承插接合部分别设置在所述公差环的在所述轴线的方向上的两侧，所述承插接合部被设置以使得所述第一旋转轴和所述第二旋转轴彼此配合而不振颤。
4.根据权利要求3所述的动力传递系统，其特征在于，
所述承插接合部中的一个为润滑油排出口。
5.根据权利要求1至4中的任一项所述的动力传递系统，其特征在于，
所述公差环的所述突出部具有斜齿轮形状。
6.根据权利要求4所述的动力传递系统，其特征在于，
作为所述润滑油排出口的所述承插接合部具有凹槽，并且所述凹槽在所述轴线的所述方向上延伸穿过所述承插接合部。
7.根据权利要求6所述的动力传递系统，其特征在于，
所述承插接合部的所述凹槽被设置以使所述凹槽相对于所述轴线的所述方向倾斜。
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