CN108119610B - 传动机构 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种传动机构，当在同一轴上设置有多个人字齿轮的情况下，能够确保人字齿轮的调芯作用。关于相对于在第1人字齿轮与第2人字齿轮的啮合部产生的轴向的力的第1轴承的轴向位移量以及第2轴承的轴向位移量，与相对于在第3人字齿轮与第4人字齿轮的啮合部产生的轴向的力的第2轴承的轴向位移量以及第3轴承的轴向位移量的关系，第2轴承构成为使轴向位移量比第1轴承以及第3轴承中的至少一方的轴向位移量小。采用本发明，能抑制人字齿轮的轴向动作在与多个人字齿轮啮合的齿轮轴上发生干涉而阻碍相互的调芯作用。由此，能够利用与多个人字齿轮啮合的齿轮轴确保人字齿轮的调芯作用。

Description

传动机构
技术领域
本发明涉及一种传动机构。
背景技术
在日本特开2016-56888中公开了一种传动机构来作为装载在车辆中的传动机构，利用人字齿轮彼此啮合而成的齿轮副构成主减速齿轮副，该主减速齿轮副使主减速主动齿轮与主减速被动齿轮啮合。
发明内容
在人字齿轮彼此啮合而成的齿轮副中，在人字齿轮存在误差成分(啮合误差)的情况下，在啮合部，人字齿轮成为单齿面接触，产生轴向的力。该轴向的力使人字齿轮沿轴向移动，所以在啮合部使人字齿轮成为双齿面接触的调芯作用发挥作用。由此，人字齿轮能比正齿轮减少振动和噪声。
但是，当在一个旋转轴上设置有多个人字齿轮的情况下，会在多个啮合部分别产生轴向的力，所以在同一轴上，多个人字齿轮的轴向动作发生干涉，可能相互阻碍调芯作用。
本发明提供一种当在同一轴上设置有多个人字齿轮的情况下，能够确保人字齿轮的调芯作用的传动机构。
本发明的传动机构包括第1轴、第2轴、第3轴、第1轴承、第2轴承和第3轴承，上述第1轴具有第1人字齿轮，上述第2轴具有与上述第1人字齿轮啮合的第2人字齿轮，以及沿轴向与上述第2人字齿轮并列设置的第3人字齿轮，上述第3轴具有与上述第3人字齿轮啮合的第4人字齿轮，上述第1轴承是将上述第1轴支承为旋转自如的滚动轴承，上述第2轴承是将上述第2轴支承为旋转自如的滚动轴承，上述第3轴承是将上述第3轴支承为旋转自如的滚动轴承，其特征在于，上述第1人字齿轮和上述第1轴构成为一体地旋转，并且沿轴向一体地移动，上述第2人字齿轮、上述第3人字齿轮和上述第2轴构成为一体地旋转，并且沿轴向一体地移动，上述第4人字齿轮和上述第3轴构成为一体地旋转，并且沿轴向一体地移动，关于相对于在上述第1人字齿轮与上述第2人字齿轮的啮合部产生的轴向的力的上述第1轴承的轴向位移量以及上述第2轴承的轴向位移量，与相对于在上述第3人字齿轮与上述第4人字齿轮的啮合部产生的轴向的力的上述第2轴承的轴向位移量以及上述第3轴承的轴向位移量的关系，上述第2轴承构成为使上述轴向位移量比上述第1轴承以及上述第3轴承中的至少一方的上述轴向位移量小。
在本发明中，支承多个人字齿轮的第2轴承构成为使轴向位移量比支承单个人字齿轮的第1轴承以及第3轴承中的至少一方的轴向位移量小。也就是说，相对于在第1人字齿轮与第2人字齿轮的啮合部产生的轴向的力，第1人字齿轮比第2人字齿轮易于沿轴向移动，所以利用第1人字齿轮的轴向动作，确保第1人字齿轮与第2人字齿轮啮合的齿轮副的调芯作用。或者，相对于在第3人字齿轮与第4人字齿轮的啮合部产生的轴向的力，第4人字齿轮比第3人字齿轮易于沿轴向移动，所以利用第4人字齿轮的轴向动作，确保第3人字齿轮与第4人字齿轮啮合的齿轮副的调芯作用。由此，能抑制第2人字齿轮的轴向动作与第3人字齿轮的轴向动作在第2轴上发生干涉而阻碍相互的调芯作用。
本发明在上述发明的基础上，优选的是，上述第2轴承的轴向刚性比上述第1轴承的轴向刚性以及上述第3轴承的轴向刚性中的至少一方大。
在上述发明中，支承多个人字齿轮的第2轴承构成为使轴向刚性比支承单个人字齿轮的第1轴承以及第3轴承中的至少一方的轴向刚性大。轴向刚性表示轴向变形相对于轴向的力的难易程度。因此，第1人字齿轮比第2人字齿轮易于沿轴向移动，或者第4人字齿轮比第3人字齿轮易于沿轴向移动。由此，能抑制第2人字齿轮的轴向动作与第3人字齿轮的轴向动作在第2轴上发生干涉而阻碍相互的调芯作用。
本发明在上述发明的基础上，优选的是，上述第1轴承以及上述第3轴承中的至少一方形成为使轴向内部间隙比上述第2轴承的轴向内部间隙大，该轴向内部间隙是在将内圈以及外圈中的一方轨道圈固定而使另一方轨道圈沿轴向进行了移动的情况下的移动量。
在上述发明中，支承多个人字齿轮的第2轴承形成为使轴向内部间隙比支承单个人字齿轮的第1轴承以及第3轴承中的至少一方的轴向内部间隙小。轴向内部间隙表示轨道圈能沿轴向移动的量。因此，第1人字齿轮比第2人字齿轮易于沿轴向移动，或者第4人字齿轮比第3人字齿轮易于沿轴向移动。由此，能抑制第2人字齿轮的轴向动作与第3人字齿轮的轴向动作在第2轴上发生干涉而阻碍相互的调芯作用。
本发明在上述发明的基础上，优选的是，上述第2轴承是被施加轴向的预负荷的轴承，并且是与上述第1轴承以及上述第3轴承中的至少一方的种类不同的轴承。
在上述发明中，第2轴承是被施加轴向的预负荷的轴承，所以被第2轴承支承的第2人字齿轮以及第3人字齿轮构成为不易沿轴向移动。由此，能抑制第2人字齿轮的轴向动作与第3人字齿轮的轴向动作在第2轴上发生干涉而阻碍相互的调芯作用。
本发明在上述发明的基础上，优选的是，上述第1轴承由圆柱滚子轴承或深沟球轴承构成，上述第2轴承由圆锥滚子轴承构成，上述第3轴承由圆柱滚子轴承或深沟球轴承构成。
在上述发明中，由于圆锥滚子轴承的轴向位移量比圆柱滚子轴承以及深沟球轴承的轴向位移量小，所以第2轴承构成为轴向位移量比第1轴承以及第3轴承的轴向位移量小。这样，根据滚动轴承的种类的不同，能使轴承的轴向位移量存在差异。
本发明在上述发明的基础上，优选的是，上述第1轴承、上述第2轴承以及上述第3轴承是球轴承，包括具有轨道面的轨道圈和在上述轨道面上滚动的球，上述第2轴承形成为使上述轨道面的曲率半径与上述球的直径的比例的最小值比上述第1轴承以及上述第3轴承中的至少一方的该最小值小。
在上述发明中，支承多个人字齿轮的第2轴承形成为使轨道面的曲率半径与球的直径的比例的最小值比支承单个人字齿轮的第1轴承以及第3轴承中的至少一方的该最小值小。该比例表示轨道圈能沿轴向移动的量。因此，第1人字齿轮比第2人字齿轮易于沿轴向移动，或者第4人字齿轮比第3人字齿轮易于沿轴向移动。由此，能抑制第2人字齿轮的轴向动作与第3人字齿轮的轴向动作在第2轴上发生干涉而阻碍相互的调芯作用。
本发明在上述发明的基础上，优选的是，上述第1轴承由深沟球轴承构成，上述第2轴承由深沟球轴承构成，上述第3轴承由深沟球轴承构成。
本发明在上述发明的基础上，优选的是，该传动机构还包括第4轴和第4轴承，上述第4轴具有与上述第2人字齿轮啮合的第5人字齿轮，上述第4轴承是将上述第4轴支承为旋转自如的滚动轴承，关于相对于在上述第2人字齿轮与上述第5人字齿轮的啮合部产生的轴向的力的上述第1轴承的轴向位移量以及上述第2轴承的轴向位移量的关系，上述第2轴承构成为比上述第4轴承的上述轴向位移量小。
在上述发明中，第2轴承构成为使轴向位移量比支承单个人字齿轮的第4轴承的轴向位移量小。也就是说，相对于在第2人字齿轮与第5人字齿轮的啮合部产生的轴向的力，轴向位移量相对较大的第4轴承侧的第5人字齿轮比第2人字齿轮易于沿轴向移动。因此，利用第5人字齿轮的轴向动作，确保第2人字齿轮与第5人字齿轮啮合的齿轮副的调芯作用。
本发明在上述发明的基础上，优选的是，上述第2轴承的轴向刚性比上述第4轴承的轴向刚性大，并且比上述第1轴承的轴向刚性以及上述第3轴承的轴向刚性中的至少一方大。
在上述发明中，第2轴承构成为使轴向刚性比支承单个人字齿轮的第4轴承的轴向刚性大。也就是说，相对于在第2人字齿轮与第5人字齿轮的啮合部产生的轴向的力，轴向刚性相对较小的第4轴承侧的第5人字齿轮比第2人字齿轮易于沿轴向移动。因此，利用第5人字齿轮的轴向动作，确保第2人字齿轮与第5人字齿轮啮合的齿轮副的调芯作用。
本发明在上述发明的基础上，优选的是，该传动机构还包括第4轴和第4轴承，上述第4轴具有与上述第2人字齿轮啮合的第5人字齿轮，上述第4轴承是将上述第4轴支承为旋转自如的滚动轴承，上述第4轴承形成为使上述轴向内部间隙比上述第2轴承的上述轴向内部间隙大。
在上述发明中，第2轴承形成为使轴向内部间隙比支承单个人字齿轮的第4轴承的轴向内部间隙小。也就是说，相对于在第2人字齿轮与第5人字齿轮的啮合部产生的轴向的力，轴向内部间隙相对较大的第4轴承侧的第5人字齿轮比第2人字齿轮易于沿轴向移动。因此，利用第5人字齿轮的轴向动作，确保第2人字齿轮与第5人字齿轮啮合的齿轮副的调芯作用。
本发明在上述发明的基础上，优选的是，上述第2轴承是与上述第4轴承的种类不同的轴承，并且是与上述第1轴承以及上述第3轴承中的至少一方的种类不同的轴承。
本发明在上述发明的基础上，优选的是，上述第1轴承、上述第2轴承、上述第3轴承以及上述第4轴承是球轴承，包括具有轨道面的轨道圈和在上述轨道面上滚动的球，上述第2轴承形成为使上述轨道面的曲率半径与上述球的直径的比例的最小值比上述第4轴承的该最小值小，并且比上述第1轴承以及上述第3轴承中的至少一方的上述最小值小。
在上述发明中，第2轴承形成为使轨道面的曲率半径与球的直径的比例的最小值比支承单个人字齿轮的第4轴承的该最小值小。也就是说，相对于在第2人字齿轮与第5人字齿轮的啮合部产生的轴向的力，上述最小值相对较大的第4轴承侧的第5人字齿轮比第2人字齿轮易于沿轴向移动。因此，利用第5人字齿轮的轴向动作，确保第2人字齿轮与第5人字齿轮啮合的齿轮副的调芯作用。
采用本发明，能抑制人字齿轮的轴向动作在与多个人字齿轮啮合的齿轮轴上发生干涉而阻碍相互的调芯作用。由此，能够利用与多个人字齿轮啮合的齿轮轴确保人字齿轮的调芯作用。
附图说明
本发明的示例性的实施方式的特征、优点和在技术与工业上的意义参照以下添加的附图，其中，相似的附图标记表示相似的要素。
图1是示意地表示第1实施方式的传动机构的基本结构图。
图2是示意地表示第3轴为差速器壳的情况下的传动机构的基本结构图。
图3是用于说明滚动轴承的轴向刚性与滚动轴承的种类的关系的图。
图4是示意地表示装载有传动机构的第1车辆例的轮廓图。
图5是示意地表示装载有传动机构的第2车辆例的轮廓图。
图6是用于说明滚动轴承的轴向内部间隙与滚动轴承的种类的关系的图。
图7是用于说明深沟球轴承中的轨道面的曲率半径以及球的直径的图。
图8是用于说明轨道面的曲率半径与球的直径的比例，与轴向刚性的关系的图。
图9是用于说明轨道面的曲率半径与球的直径的比例，与轴向内部间隙的关系的图。
具体实施方式
以下，参照附图详细说明本发明的实施方式中的传动机构。
[1.第1实施方式]
参照图1～图5说明第1实施方式的传动机构。图1是示意地表示第1实施方式的传动机构的基本结构图。图2是示意地表示第3轴为差速器壳的情况下的传动机构的基本结构图。图3是用于说明滚动轴承的轴向刚性与滚动轴承的种类的关系的图。图4是示意地表示装载有传动机构的第1车辆例的轮廓图。图5是示意地表示装载有传动机构的第2车辆例的轮廓图。
[1-1.基本结构]
如图1所示，传动机构1具有第1轴10、第2轴20以及第3轴30来作为彼此平行配置的三个旋转轴。第1轴10与第2轴20之间利用人字齿轮彼此啮合的第1齿轮副2连结为能够传动。第2轴20与第3轴30之间利用人字齿轮彼此啮合的第2齿轮副3连结为能够传动。并且，第1轴10的动力自第1轴10经由第2轴20传递到第3轴30。另外，在本说明中，关于轴向的配置，有时使用图1所示的右侧和左侧。
详细而言，传动机构1包括第1轴10、第2轴20、第3人字齿轮23和第3轴30，上述第1轴10具有第1人字齿轮11，上述第2轴20具有与第1人字齿轮11啮合的第2人字齿轮22，上述第3人字齿轮23在第2轴20上沿轴向与第2人字齿轮22并列设置，上述第3轴30具有与第3人字齿轮23啮合的第4人字齿轮34。
第1齿轮副2由作为驱动齿轮的第1人字齿轮11和作为被动齿轮的第2人字齿轮22构成。在第1齿轮副2的啮合部2a，第1人字齿轮11的左齿面11a与第2人字齿轮22的左齿面22a啮合，并且第1人字齿轮11的右齿面11b与第2人字齿轮22的右齿面22b啮合。
第1人字齿轮11是具有扭转方向相反的左齿面11a和右齿面11b的齿轮(双螺旋齿轮)。第1人字齿轮11以及第1轴10形成为一体。因此，第1人字齿轮11与第1轴10一体地旋转，并且沿轴向一体地移动。
第2人字齿轮22是具有扭转方向相反的左齿面22a和右齿面22b的齿轮(双螺旋齿轮)。第2人字齿轮22以及第2轴20形成为一体。因此，第2人字齿轮22与第2轴20一体地旋转，并且沿轴向一体地移动。例如，第2人字齿轮22与第2轴20是分别独立的，第2人字齿轮22的内周部与第2轴20的外周部花键嵌合。以在该嵌合状态下第2人字齿轮22不能相对于第2轴20沿轴向移动的方式，使第2人字齿轮22与第2轴20成为一体。
第2齿轮副3由作为驱动齿轮的第3人字齿轮23和作为被动齿轮的第4人字齿轮34构成。在第2齿轮副3的啮合部3a，第3人字齿轮23的左齿面23a与第4人字齿轮34的左齿面34a啮合，并且第3人字齿轮23的右齿面23b与第4人字齿轮34的右齿面34b啮合。
第3人字齿轮23是具有扭转方向相反的左齿面23a和右齿面23b的齿轮(双螺旋齿轮)。第3人字齿轮23以及第2轴20形成为一体。因此，第3人字齿轮23与第2轴20一体地旋转，并且沿轴向一体地移动。例如，在第2轴20的外周部形成有左齿面23a以及右齿面23b。这样，第2轴20是与第2人字齿轮22以及第3人字齿轮23一体地旋转的旋转轴，即，是多个人字齿轮(第1人字齿轮11、第4人字齿轮34)啮合的齿轮轴。
第4人字齿轮34是具有扭转方向相反的左齿面34a和右齿面34b的齿轮(双螺旋齿轮)。第4人字齿轮34以及第3轴30形成为一体。因此，第4人字齿轮34与第3轴30一体地旋转，并且沿轴向一体地移动。例如，第4人字齿轮34与第3轴30是分别独立的，第4人字齿轮34的内周部与第3轴30的外周部花键嵌合。以在该嵌合状态下第4人字齿轮34不能相对于第3轴30沿轴向移动的方式，使第4人字齿轮34与第3轴30成为一体。
这样，第1轴10以及第3轴30是具有一个人字齿轮的旋转轴(与设置在其他轴上的单个人字齿轮啮合的齿轮轴)。而作为中间轴的第2轴20是具有两个人字齿轮的旋转轴(与设置在其他轴上的多个人字齿轮啮合的齿轮轴)。
另外，传动机构1包括第1轴承4、第2轴承5和第3轴承6，上述第1轴承4将第1轴10支承为旋转自如，上述第2轴承5将第2轴20支承为旋转自如，上述第3轴承6将第3轴30支承为旋转自如。第1轴承4～第3轴承6全部由滚动轴承构成。
第1轴承4是支承第1人字齿轮11的轴承。该第1轴承4包括安装在第1轴10的轴向两端的两个轴承4a、4b。各轴承4a、4b由圆柱滚子轴承构成。利用由两个圆柱滚子轴承构成的轴承副(第1轴承副)支承第1轴10以及第1人字齿轮11。
第2轴承5是支承第2人字齿轮22以及第3人字齿轮23的轴承。该第2轴承5包括安装在第2轴20的轴向两端的两个轴承5a、5b。各轴承5a、5b由圆锥滚子轴承构成。也就是说，利用由两个圆锥滚子轴承构成的轴承副(第2轴承副)，支承第2轴20、第2人字齿轮22和第3人字齿轮23。
第3轴承6是支承第4人字齿轮34的轴承。该第3轴承6包括安装在第3轴30的轴向两端的两个轴承6a、6b。各轴承6a、6b由圆柱滚子轴承构成。也就是说，利用由两个圆柱滚子轴承构成的轴承副(第3轴承副)，支承第3轴30以及第4人字齿轮34。
并且，在人字齿轮彼此啮合的第1齿轮副2，因啮合部2a的误差成分(啮合误差)而导致第1人字齿轮11的左右齿面11a、11b与第2人字齿轮22的左右齿面22a、22b成为单齿面接触。例如，在左齿面11a与左齿面22a接触，但右齿面11b与右齿面22b未接触的情况下，在啮合部2a产生向轴向左侧作用的轴向的力(推力)。也就是说，当作用于轴向相反侧的推力不均衡时，产生使人字齿轮沿轴向移动的推力。并且，当轴向左侧的推力使第1人字齿轮11或第2人字齿轮22向轴向左侧移动时，使原本未接触的右齿面11b、22b彼此接触而成为双齿面接触的调芯作用发挥作用。在该双齿面接触的状态下，因左齿面11a、22a彼此接触而产生的轴向左侧的推力，与因右齿面彼此11b、22b接触而产生的轴向右侧的推力相互抵消。即，在啮合部2a作用于轴向相反侧的推力取得平衡。在该平衡状态下，第1人字齿轮11以及第2人字齿轮22不沿轴向移动。
另外，在人字齿轮彼此啮合而成的第2齿轮副3，因啮合部3a的误差成分(啮合误差)而导致第3人字齿轮23的左右齿面23a、23b与第4人字齿轮34的左右齿面34a、34b成为单齿面接触。例如，在左齿面23a与左齿面34a接触，但右齿面23b与右齿面34b未接触的情况下，在啮合部3a产生向轴向左侧作用的推力。当该轴向左侧的推力使第3人字齿轮23或第4人字齿轮34向轴向左侧移动时，使原本未接触的右齿面彼此23b、34b接触而成为双齿面接触的调芯作用发挥作用。在该双齿面接触的状态下，因左齿面23a、34a彼此接触而产生的轴向左侧的推力，与因右齿面23b、34b彼此接触而产生的轴向右侧的推力相互抵消。即，在啮合部3a作用于轴向相反侧的推力取得平衡。在该平衡状态下，第3人字齿轮23以及第4人字齿轮34不沿轴向移动。
另外，第1轴10、第2轴20以及第3轴30只要是与人字齿轮形成为一体的旋转构件即可。也就是说，在上述的旋转轴(齿轮轴)上，具有安装有滚动轴承且与人字齿轮一体的毂部、装载在车辆中的差速器机构的差速器壳等旋转构件。例如，第3轴30也可以是差速器机构的差速器壳。在图2中表示在第3轴30是差速器壳的情况下的传动机构1的一例。
图2所示的传动机构1包括作为第3轴30的差速器壳31、作为第4人字齿轮34的差速器内齿轮35和将差速器壳31支承为旋转自如的第3轴承6。差速器内齿轮35与差速器壳31成为一体。并且，第3轴承6的轴承6a、6b安装在差速器壳31的左右的内侧部(日文：インボード部)31a、31b。这样，能够利用第3轴30和第4人字齿轮34，构成装载在车辆中的差速器机构的一部分。传动机构1能够如后述那样应用于装载在车辆中的驱动装置100(在图4中表示)。
在上述这样构成的传动机构1中，在将第1轴10的动力传递到第3轴30时，利用第1轴承4以及第2轴承5承受在第1齿轮副2的啮合部2a产生的推力，并且利用第2轴承5以及第3轴承6承受在第2齿轮副3的啮合部3a产生的推力。也就是说，推力自多个啮合部2a、3a作用于第2轴承5。
[1-2.轴向刚性]
参照图3说明滚动轴承的轴向刚性与滚动轴承的种类的关系。另外，在图3中例示圆柱滚子轴承、深沟球轴承、推力角接触球轴承和圆锥滚子轴承这四种滚动轴承。
这里，轴向刚性表示轴向变形相对于轴向的力(推力)的难易程度。另外，“轴向的刚性值＝沿轴向进行单位变形所需的力(轴向载荷/轴向变形量)”的关系成立。即，轴承的轴向刚性表示轴承的轴向位移量。轴承的轴向位移量表示在将滚动轴承的外圈固定于壳体的状态下安装在旋转轴(旋转构件)上的滚动轴承的内圈(能旋转的轨道圈)相对于外圈(固定的轨道圈)沿轴向相对移动时的移动量(轴向变形量)。另外，轴承副的轴向刚性是两个轴承的轴向刚性的总和(轴向刚性值的总和)。
如图3所示，在滚动轴承中，圆柱滚子轴承、深沟球轴承、推力角接触球轴承和圆锥滚子轴承的轴向刚性依次增大。圆锥滚子轴承以及推力角接触球轴承是具有接触角度，所以能够承受(支承)轴向载荷的轴承。另外，深沟球轴承也是具有接触角度的轴承，所以也是能够承受轴向载荷的轴承。另一方面，圆柱滚子轴承根据内部构造的不同，也可以承受轴向载荷，但能支承的轴向载荷比圆锥滚子轴承、推力角接触球轴承和深沟球轴承小。因此，圆柱滚子轴承比圆锥滚子轴承、推力角接触球轴承以及深沟球轴承的轴向刚性小。这样，根据滚动轴承的种类的不同，轴向刚性的大小产生差异。
另外，图3所示的四种滚动轴承的轴向刚性的大小关系是一个例子，本发明并非一定限定于此。但关于圆柱滚子轴承与圆锥滚子轴承的关系，图3所示的轴向刚性的大小关系是成立的。
如上所述，圆柱滚子轴承比圆锥滚子轴承的轴向刚性小，所以第2轴承5构成为使轴向刚性比第1轴承4以及第3轴承6的轴向刚性大。由此，能抑制第2人字齿轮22的轴向动作与第3人字齿轮23的轴向动作在作为与多个人字齿轮啮合的齿轮轴的第2轴20上发生干涉而阻碍彼此的调芯作用。
详细而言，在传动机构1中，人字齿轮以及旋转轴形成为一体，所以轴承的轴向刚性表示人字齿轮的轴向动作相对于在啮合部产生的推力的难度。也就是说，轴承的轴向刚性大意味着被该轴承支承的人字齿轮不易沿轴向移动。第1轴承4的轴向刚性比第2轴承5的轴向刚性小，所以相对于在啮合部2a产生的推力，第1人字齿轮11比第2人字齿轮22易于沿轴向移动。另外，第3轴承6的轴向刚性比第2轴承5的轴向刚性小，所以相对于在啮合部3a产生的推力，第4人字齿轮34比第3人字齿轮23易于沿轴向移动。
例如当在第1齿轮副2的啮合部2a发生了人字齿轮的单齿面接触的情况下，由于第1轴承4的轴向刚性比第2轴承5的轴向刚性小，所以在啮合部2a产生的推力主要使第1轴10侧的第1人字齿轮11沿轴向移动，第2轴20侧的第2人字齿轮22的轴向动作小。这样，即使第2人字齿轮22因啮合部2a的误差成分而不积极地沿轴向移动，也利用第1人字齿轮11的轴向动作发挥第1齿轮副2的调芯作用。
另外，当在第2齿轮副3的啮合部3a发生了人字齿轮的单齿面接触的情况下，由于第3轴承6的轴向刚性比第2轴承5的轴向刚性小，所以在啮合部3a产生的推力主要使第3轴30侧的第4人字齿轮34沿轴向移动，第2轴20侧的第3人字齿轮23的轴向动作小。这样，即使第3人字齿轮23因啮合部3a的误差成分而不积极地沿轴向移动，也利用第4人字齿轮34的轴向动作发挥第2齿轮副3的调芯作用。
[1-3.车辆例]
[1-3-1.第1车辆例]
如图4所示，作为第1车辆例的车辆Ve的驱动装置100包括作为行驶用动力源的发动机101，和第3轴30为差速器壳31的传动机构1。自发动机101输出的动力经由变速机构102、传动机构1和车轴103传递到驱动轮104。传动机构1构成输出齿轮105、副轴齿轮机构106和差速器机构107。另外，在对车辆Ve的说明中，对于与上述传动机构1相同的结构，省略说明，并引用上述传动机构1的参照附图标记。
首先，发动机101的输出轴与变速机构102的输入轴102a相连结。自发动机101输出的动力自输入轴102a输入到变速机构102。变速机构102由公知的变速机构构成。作为变速机构102的一例，可以是包括单小齿轮型的第1行星齿轮机构、具有四个旋转要素的腊文瑙型的第2行星齿轮机构、和由多个离合器以及制动器构成的变速用卡合装置的自动变速器。被变速机构102变速了的动力自变速机构102的输出轴102b输入到传动机构1。
接下来，输出齿轮105是将变速机构102的输出轴102b的动力朝向驱动轮104输出的第1人字齿轮11。另外，输出齿轮105与作为第1轴10的传动轴105a形成为一体。传动轴105a与输出轴102b的外周部花键嵌合，所以输出轴102b、传动轴105a和输出齿轮105一体地旋转。在该情况下，在传动轴105a与输出轴102b的花键嵌合部，传动轴105a能沿轴向相对于输出轴102b进行相对移动。此外，利用第1轴承4将传动轴105a支承为相对于壳体等固定构件(未图示)旋转自如。第1轴承4的内圈安装在传动轴105a的外周部，第1轴承4的外圈安装在壳体上。在传动轴105a的轴向两端安装有两个轴承4a、4b。
另外，输出齿轮105与作为第2人字齿轮22的副轴驱动齿轮106a啮合。利用输出齿轮105和副轴驱动齿轮106a构成作为第1齿轮副2的副轴齿轮副110。
副轴齿轮机构106包括作为第2人字齿轮22的副轴驱动齿轮106a、作为第3人字齿轮23的主动小齿轮106b和作为第2轴20的副轴106c。副轴106c与输出轴102b平行配置。并列配置在副轴106c上的副轴驱动齿轮106a和主动小齿轮106b一体地旋转。此外，利用第2轴承5将副轴106c支承为相对于壳体等固定构件(未图示)旋转自如。第2轴承5的内圈安装在副轴106c的外周部，第2轴承5的外圈安装在壳体上。在副轴106c的轴向两端安装有两个轴承5a、5b。
主动小齿轮106b与作为第4人字齿轮34的差速器内齿轮35啮合。利用主动小齿轮106b和差速器内齿轮35构成作为第2齿轮副3的主减速齿轮副120。
这样，副轴齿轮机构106是在一个旋转轴(副轴106c)上设置有一体地旋转的两个人字齿轮(副轴驱动齿轮106a和主动小齿轮106b)的人字齿轮装置。副轴驱动齿轮106a和主动小齿轮106b分别与设置在别的轴(传动轴105a和差速器壳31)上的人字齿轮(输出齿轮105和差速器内齿轮35)啮合。
差速器机构107包括作为第4人字齿轮34的差速器内齿轮35、作为第3轴30的差速器壳31、未图示的差速器小齿轮以及差速侧齿轮。利用第3轴承6将差速器壳31支承为相对于壳体等固定构件(未图示)旋转自如。第3轴承6的内圈安装在差速器壳31的内侧部31a、31b，第3轴承6的外圈安装在壳体上。在差速器壳31的轴向两端，即，左右的内侧部31a、31b安装有两个轴承6a、6b。
左右的驱动轮104、104借助左右的车轴103、103与差速器机构107相连结。差速器壳31以及差速器内齿轮35的旋转中心与车轴103的旋转中心轴线设置在同一轴线上。车轴103与传动轴105a以及副轴106c平行配置。
在上述这样构成的驱动装置100中，在将发动机101的动力传递到驱动轮104时，利用第1轴承4以及第2轴承5承受在副轴齿轮副110的啮合部110a产生的推力，并且利用第2轴承5以及第3轴承6承受在主减速齿轮副120的啮合部120a产生的推力。并且，由于第1轴承4的轴向刚性比第2轴承5的轴向刚性小，所以相对于在副轴齿轮副110的啮合部110a产生的推力，输出齿轮105比副轴驱动齿轮106a易于沿轴向移动。另外，由于第3轴承6比第2轴承5的轴向刚性小，所以相对于在主减速齿轮副120的啮合部120a产生的推力，差速器内齿轮35比主动小齿轮106b易于沿轴向移动。即，副轴驱动齿轮106a相对于副轴齿轮副110推力的轴向动作小，并且主动小齿轮106b相对于主减速齿轮副120推力的轴向动作小。由此，能抑制副轴驱动齿轮106a的轴向动作与主动小齿轮106b的轴向动作在副轴106c上发生干涉而阻碍彼此的调芯作用。
[1-3-2.第2车辆例]
首先，对装载在图5所示的车辆Ve中的传动机构1进行说明。该传动机构1与上述结构不同，包括第4轴40和第4轴承8，上述第4轴40具有与第2人字齿轮22啮合的第5人字齿轮45，上述第4轴承8将第4轴40支承为旋转自如。
第4轴40与第1轴10～第3轴30平行配置。第4轴40与第2轴20之间由人字齿轮彼此啮合的第3齿轮副7以能传动的方式连结起来。并且，第4轴40的动力自第4轴40经由第2轴20传递到第3轴30。
第3齿轮副7由作为驱动齿轮的第5人字齿轮45和作为被动齿轮的第2人字齿轮22构成。在第3齿轮副7的啮合部7a，第5人字齿轮45的左齿面45a与第2人字齿轮22的左齿面22a啮合，并且第5人字齿轮45的右齿面45b与第2人字齿轮22的右齿面22b啮合。
第5人字齿轮45是具有扭转方向相反的左齿面45a和右齿面45b的齿轮(双螺旋齿轮)。第5人字齿轮45以及第4轴40形成为一体。因此，第5人字齿轮45与第4轴40一体地旋转，并且沿轴向一体地移动。
第4轴承8是支承第5人字齿轮45的滚动轴承。例如，第4轴承8是圆柱滚子轴承，安装在第4轴40的轴向一端。第4轴40以及第5人字齿轮45由一个圆柱滚子轴承支承。
在上述这样构成的传动机构1中，在将第4轴40的动力传递到第3轴30时，利用第4轴承8以及第2轴承5承受在第3齿轮副7的啮合部7a产生的推力。如上所述，由于圆柱滚子轴承的轴向刚性比圆锥滚子轴承的轴向刚性小，所以第4轴承8的轴向刚性比第2轴承5的轴向刚性小。因此，相对于在第3齿轮副7的啮合部7a产生的推力，第5人字齿轮45比第2人字齿轮22易于沿轴向移动。
例如，当在第3齿轮副7的啮合部7a发生了人字齿轮的单齿面接触的情况下，由于第4轴承8的轴向刚性比第2轴承5的轴向刚性小，所以在啮合部7a产生的推力主要使第4轴40侧的第5人字齿轮45沿轴向移动，第2轴20侧的第2人字齿轮22的轴向动作小。这样，即使第2人字齿轮22因啮合部7a的误差成分而不沿轴向移动，也利用第5人字齿轮45的轴向动作发挥第3齿轮副7的调芯作用。
接下来，说明图5所示的车辆Ve的驱动装置100。该驱动装置100是混合动力车辆，包括作为行驶用动力源的电机108、和具有第4轴40的传动机构1。电机108是作为电动机以及发电机发挥功能的公知的电动发电机。作为电机108的输出轴的电机轴108a与副轴106c平行配置，并与减速齿轮109一体地旋转。
减速齿轮109是将电机轴108a的动力朝向驱动轮104输出的第5人字齿轮45。另外，减速齿轮109与作为第4轴40的支承轴109a形成为一体。支承轴109a与电机轴108a的外周部花键嵌合，所以电机轴108a、支承轴109a和减速齿轮109一体地旋转。在该情况下，在支承轴109a与电机轴108a的花键嵌合部，支承轴109a能沿轴向相对于电机轴108a进行相对移动。利用第4轴承8将支承轴109a支承为相对于壳体等固定构件(未图示)旋转自如。第4轴承8的内圈安装在支承轴109a的外周部，第4轴承8的外圈安装在壳体上。在图5所示的例子中，利用一个第4轴承8以悬臂状态支承支承轴109a。
另外，减速齿轮109与作为第2人字齿轮22的副轴驱动齿轮106a啮合。利用减速齿轮109和副轴驱动齿轮106a构成作为第3齿轮副7的减速齿轮副130。
并且，在将电机108的动力传递到驱动轮104时，利用第4轴承8以及第2轴承5承受在减速齿轮副130的啮合部130a产生的推力。
此外，由于第4轴承8的轴向刚性比第2轴承5的轴向刚性小，所以相对于在减速齿轮副130的啮合部130a产生的推力，减速齿轮109比副轴驱动齿轮106a易于沿轴向移动。即，副轴驱动齿轮106a相对于减速齿轮副130推力的轴向动作小。由此，能抑制副轴驱动齿轮106a的轴向动作与主动小齿轮106b的轴向动作在副轴106c上发生干涉而相互阻碍调芯作用。
如上所述，采用第1实施方式，由于第2轴承5的轴向刚性比第1轴承4以及第3轴承6的轴向刚性大，所以能抑制第1齿轮副2与第2齿轮副3的调芯作用在第2轴20上被相互阻碍。由此，能抑制人字齿轮的轴向动作在与多个人字齿轮啮合的齿轮轴上发生干涉，能确保相互的调芯作用。因此，能使人字齿轮的调芯作用适当地发挥作用，抑制在啮合部的噪声以及振动的发生。
另外，在具有第4轴40的传动机构1的情况下，由于第2轴承5的轴向刚性比第4轴承8的轴向刚性大，所以也能抑制第1齿轮副2、第2齿轮副3和第3齿轮副7在第2轴20上相互阻碍调芯作用。因此，在多个人字齿轮与一个人字齿轮啮合的情况下，也能使人字齿轮的调芯作用适当地发挥作用，所以能够抑制噪声和振动的发生。
另外，本发明不限定于上述的第1实施方式的结构，能在不脱离本发明的目的的范围内进行适当的变更。
例如，第2轴承5只要构成为使轴向刚性比第1轴承4以及第3轴承6中的至少一方的轴向刚性大即可。
作为一例，第2轴承5可以构成为使轴向刚性比第1轴承4的轴向刚性大，并且比第3轴承6的轴向刚性小或相等。在该情况下，轴向刚性按照“第3轴承6≥第2轴承5>第1轴承4”的顺序依次降低。由此，第1齿轮副2的调芯作用利用第1人字齿轮11的轴向动作来确保，而不是利用第2人字齿轮22的轴向动作来确保。即，能够为了发挥第1齿轮副2的调芯作用而抑制第2人字齿轮22沿轴向移动。因此，即使为了发挥第2齿轮副3的调芯作用而使第3人字齿轮23沿轴向移动，也能抑制第3人字齿轮23的轴向动作被第2人字齿轮22的轴向动作干涉。这样，能抑制第1齿轮副2的调芯作用与第2齿轮副3的调芯作用在第2轴20上被相互阻碍。
作为另一例，第2轴承5也可以构成为使轴向刚性比第3轴承6的轴向刚性大，且比第1轴承4的轴向刚性小或相等。在该情况下，轴向刚性按照“第1轴承4≥第2轴承5>第3轴承6”的顺序依次降低。由此，第2齿轮副3的调芯作用利用第4人字齿轮34的轴向动作来确保，而不是利用第3人字齿轮23的轴向动作来确保。即，能够为了发挥第2齿轮副3的调芯作用而抑制第3人字齿轮23沿轴向移动。因此，即使为了发挥第1齿轮副2的调芯作用而使第2人字齿轮22沿轴向移动，也能抑制第2人字齿轮22的轴向动作被第3人字齿轮23的轴向动作干涉。这样，能抑制第1齿轮副2的调芯作用与第2齿轮副3的调芯作用在第2轴20上被相互阻碍。
另外，第2轴承5只要由与第1轴承4以及第3轴承6中的至少一方种类不同的滚动轴承构成即可。例如，作为上述的轴向刚性按照“第3轴承6≥第2轴承5>第1轴承4”的顺序依次降低的情况的一例，在第2轴承5为圆锥滚子轴承的情况下，第1轴承4可以为圆柱滚子轴承，第3轴承6可以为圆锥滚子轴承。或者，作为上述的轴向刚性按照“第1轴承4≥第2轴承5>第3轴承6”的顺序依次降低的情况的一例，在第2轴承5为圆锥滚子轴承的情况下，第1轴承4可以为圆锥滚子轴承，第3轴承6可以为圆柱滚子轴承。
而且，第1轴承4～第3轴承6的种类不限定于上述的圆柱滚子轴承以及圆锥滚子轴承这两种轴承的组合。例如能够适当地组合上述的图3所示的四种滚动轴承。总之，第1轴承4～第3轴承6能够使用滚子轴承与球轴承的组合。在第2轴承5为圆锥滚子轴承的情况下，能够利用圆柱滚子轴承、深沟球轴承和推力角接触球轴承中的任意一种轴承构成第1轴承4以及第3轴承6。因此，第1轴承4可以是深沟球轴承，第2轴承5可以是圆锥滚子轴承，第3轴承6可以是深沟球轴承。另外，第2轴承5只要由与第4轴承8种类不同的轴承构成即可。
此外，第1轴承4～第3轴承6各自的个数不限定于两个，也可以是一个。也就是说，也可以利用由一个轴承构成的第1轴承4以悬臂状态支承第1人字齿轮11。同样，也可以利用由一个轴承构成的第2轴承5以悬臂状态支承第2人字齿轮22以及第3人字齿轮23，也可以利用由一个轴承构成的第3轴承6以悬臂状态支承第4人字齿轮34。因此，第1轴承4～第3轴承6能够分别组合轴承为一个的情况和轴承为两个的情况。作为一例，第1轴承4由一个轴承4a构成，第2轴承5由两个轴承5a、5b构成，第3轴承6由两个轴承6a、6b构成。作为另一例，所有的轴承4、5、6也可以分别由一个轴承构成。总之，在提到第1轴承4的情况下，包含只由一个轴承4a构成的情况、只由一个轴承4b构成的情况和由两个轴承4a、4b构成的情况。第2轴承5以及第3轴承6也可以说是与此相同的。
另外，第1轴承4～第4轴承8可以是单列轴承，或者也可以是多列轴承。
第1轴10～第3轴30和第1人字齿轮11～第4人字齿轮34是一个构件还是分别独立的构件，是没有特别限定的。例如在是分别独立的构件的情况下，人字齿轮以及旋转轴只要以能一体地旋转并且不能沿轴向相对移动的方式形成为一体即可。也就是说，在提到人字齿轮和旋转轴形成为一体的情况下，意味着人字齿轮以及旋转轴一体地旋转，并且沿轴向一体地移动。
另外，上述的图4和图5所示的车辆例是一例，能应用本发明的车辆不限定于此。例如，变速机构102不限定于自动变速器，也可以是带式无级变速器(CVT)等。另外，能应用传动机构1的混合动力车辆不限定于上述的单电机式混合动力车辆，也包含双电机式混合动力车辆。在将图5所示的传动机构1装载到双电机式混合动力车辆中的情况下，驱动装置100还具有未图示的第1电机，电机108作为第2电机发挥功能。在该情况下，自第1电机输出的动力经由输出齿轮105传递到驱动轮104。
[2.第2实施方式]
参照图1～图2、图4～图6，说明第2实施方式的传动机构。图6是用于说明滚动轴承的轴向内部间隙与滚动轴承的种类的关系的图。另外，在第2实施方式的说明中，对于与第1实施方式相同的结构，省略说明，并引用第1实施方式的参照附图标记。
[2-1.第2实施方式的基本结构]
首先，参照图1和图2说明第2实施方式的传动机构1。在第2实施方式的传动机构1中，与第1实施方式不同，第1轴承4以及第3轴承6由球轴承构成。
第1轴承4的各轴承4a、4b由深沟球轴承构成。利用由两个深沟球轴承构成的轴承副(第1轴承副)，支承第1轴10以及第1人字齿轮11。另外，第3轴承6的各轴承6a、6b由深沟球轴承构成。利用由两个深沟球轴承构成的轴承副(第3轴承副)，支承第3轴30以及第4人字齿轮34。
在第2实施方式中，关于滚动轴承的轴向内部间隙，在对具有多个人字齿轮的旋转轴(中间轴)进行支承的轴承与对具有单个人字齿轮的旋转轴进行支承的轴承之间设置差异。
这里，滚动轴承的轴向内部间隙是指，将内圈以及外圈中一方的轨道圈固定而使另一方的轨道圈沿轴向进行了移动的情况下的移动量。即，滚动轴承的轴向内部间隙表示轴承的轴向位移量(可移动量)。
[2-2.轴向内部间隙]
接下来，参照图6说明滚动轴承的轴向内部间隙与滚动轴承的种类的关系。另外，在图6中，作为滚动轴承，例示圆柱滚子轴承、深沟球轴承、圆锥滚子轴承和推力角接触球轴承这四种轴承。另外，在以下的说明中，将“滚动轴承的轴向内部间隙”简称为“轴向内部间隙”。
如图6所示，在滚动轴承中，轴向内部间隙按照圆柱滚子轴承、深沟球轴承、圆锥滚子轴承以及推力角接触球轴承的顺序依次减小。圆锥滚子轴承以及推力角接触球轴承是被施加预负荷的轴承，所以处于基本没有轴向内部间隙的状态。深沟球轴承是具有接触角度的轴承，形成为轴向内部间隙比圆锥滚子轴承以及推力角接触球轴承的轴向内部间隙大。并且，圆柱滚子轴承相对成为轴向内部间隙最大的轴承。这样，根据滚动轴承的种类的不同，轴向内部间隙不同。
另外，图6所示的四种滚动轴承中的轴向内部间隙的大小关系是一例，本发明并非一定限定于此。但关于深沟球轴承与圆锥滚子轴承的关系，图6所示的轴向内部间隙的大小关系是成立的。
如上所述，深沟球轴承的轴向内部间隙比圆锥滚子轴承的轴向内部间隙大，所以第2轴承5形成为轴向内部间隙比第1轴承4以及第3轴承6的轴向内部间隙小。另外，在传动机构1中，由于人字齿轮以及旋转轴形成为一体，所以轴承的轴向内部间隙表示作用了啮合部的推力时的人字齿轮的轴向动作的容易度。
例如，当在第1齿轮副2的啮合部2a发生了人字齿轮的单齿面接触的情况下，由于第1轴承4的轴向内部间隙比第2轴承5的轴向内部间隙大，所以在啮合部2a产生的推力主要使第1轴10侧的第1人字齿轮11沿轴向移动，第2轴20侧的第2人字齿轮22的轴向动作小。这样，即使第2人字齿轮22因啮合部2a的误差成分而不积极地沿轴向移动，也利用第1人字齿轮11的轴向动作发挥第1齿轮副2的调芯作用。
另外，当在第2齿轮副3的啮合部3a发生了人字齿轮的单齿面接触的情况下，由于第3轴承6的轴向内部间隙比第2轴承5的轴向内部间隙大，所以在啮合部3a产生的推力主要使第3轴30侧的第4人字齿轮34沿轴向移动，第2轴20侧的第3人字齿轮23的轴向动作小。这样，即使第3人字齿轮23因啮合部3a的误差成分而不积极地沿轴向移动，也利用第4人字齿轮34的轴向动作发挥第2齿轮副3的调芯作用。
[2-3.第2实施方式的车辆例]
另外，第2实施方式的传动机构1能够装载在图4～图5所示的车辆Ve中。
在图4所示的第1车辆例中，由于第1轴承4的轴向内部间隙比第2轴承5的轴向内部间隙大，所以相对于在副轴齿轮副110的啮合部110a产生的推力，输出齿轮105比副轴驱动齿轮106a易于沿轴向移动。此外，由于第3轴承6的轴向内部间隙比第2轴承5的轴向内部间隙大，所以相对于在主减速齿轮副120的啮合部120a产生的推力，差速器内齿轮35比主动小齿轮106b易于沿轴向移动。
在图5所示的第2车辆例的传动机构1中，第4轴承8由深沟球轴承构成。利用一个深沟球轴承支承第4轴40以及第5人字齿轮45。另外，深沟球轴承的轴向内部间隙比圆锥滚子轴承的轴向内部间隙大，所以第4轴承8形成为轴向内部间隙比第2轴承5的轴向内部间隙大。因此，相对于在第3齿轮副7的啮合部7a产生的推力，第5人字齿轮45比第2人字齿轮22易于沿轴向移动。
在图5所示的第2车辆例的驱动装置100中，由于第4轴承8的轴向内部间隙比第2轴承5的轴向内部间隙大，所以相对于在减速齿轮副130的啮合部130a产生的推力，减速齿轮109比副轴驱动齿轮106a易于沿轴向移动。
如上所述，采用第2实施方式，由于第2轴承5的轴向内部间隙比第1轴承4以及第3轴承6的轴向内部间隙小，所以能抑制第1齿轮副2与第2齿轮副3的调芯作用在第2轴20上被相互阻碍。由此，能抑制人字齿轮的轴向动作在与多个人字齿轮啮合的齿轮轴上发生干涉，能确保相互的调芯作用。因此，能使人字齿轮的调芯作用适当地发挥作用，抑制啮合部的噪声以及振动的发生。
另外，本发明不限定于上述的第2实施方式的结构，能在不脱离本发明的目的的范围内进行适当的变更。
例如，第2轴承5只要形成为轴向内部间隙比第1轴承4以及第3轴承6中的至少一方的轴向内部间隙小即可。
作为一例，第2轴承5也可以构成为轴向内部间隙比第1轴承4的轴向内部间隙小，并且比第3轴承6的轴向内部间隙大或者相等。在该情况下，轴向内部间隙按照“第1轴承4>第2轴承5≥第3轴承6”的顺序依次减小。由此，第1齿轮副2的调芯作用利用第1人字齿轮11的轴向动作来确保，而不是利用第2人字齿轮22的轴向动作来确保。即，能够为了发挥第1齿轮副2的调芯作用而抑制第2人字齿轮22沿轴向移动。因此，即使为了发挥第2齿轮副3的调芯作用而使第3人字齿轮23沿轴向移动，也能抑制第3人字齿轮23的轴向动作被第2人字齿轮22的轴向动作干涉。这样，能抑制第1齿轮副2的调芯作用与第2齿轮副3的调芯作用在第2轴20上相互阻碍。
作为另一例，第2轴承5也可以构成为使轴向内部间隙比第3轴承6的轴向内部间隙小，并且比第1轴承4的轴向内部间隙大或者相等。在该情况下，轴向内部间隙按照“第3轴承6>第2轴承5≥第1轴承4”的顺序依次减小。由此，第2齿轮副3的调芯作用利用第4人字齿轮34的轴向动作来确保，而不是利用第3人字齿轮23的轴向动作来确保。即，能够为了发挥第2齿轮副3的调芯作用而抑制第3人字齿轮23沿轴向移动。因此，即使为了发挥第1齿轮副2的调芯作用而使第2人字齿轮22沿轴向移动，也能抑制第2人字齿轮22的轴向动作被第3人字齿轮23的轴向动作干涉。这样，能抑制第1齿轮副2的调芯作用与第2齿轮副3的调芯作用在第2轴20上相互阻碍。
另外，第2轴承5只要由与第1轴承4以及第3轴承6中的至少一方种类不同的滚动轴承构成即可。例如，作为上述的轴向内部间隙按照“第1轴承4>第2轴承5≥第3轴承6”的顺序依次减小的情况的一例，在第2轴承5为圆锥滚子轴承的情况下，第1轴承4可以为深沟球轴承，第3轴承6可以为圆锥滚子轴承。或者，作为上述的轴向内部间隙按照“第3轴承6>第2轴承5≥第1轴承4”的顺序依次减小的情况的一例，在第2轴承5为圆锥滚子轴承的情况下，第1轴承4可以为圆锥滚子轴承，第3轴承6可以为深沟球轴承。
而且，第1轴承4～第3轴承6的种类不限定于上述的深沟球轴承以及圆锥滚子轴承这两种轴承的组合。例如，能够适当地组合上述的图6所示的四种滚动轴承。第2轴承5可以由圆锥滚子轴承或推力角接触球轴承构成。在该情况下，能够利用圆柱滚子轴承或深沟球轴承构成第1轴承4以及第3轴承6。因此，在第2实施方式中，第1轴承4可以为圆柱滚子轴承，第2轴承5可以为圆锥滚子轴承，第3轴承6可以为圆柱滚子轴承。
[3.第3实施方式]
参照图1～图2、图4～图5、图7～图9说明第3实施方式的传动机构。图7是用于说明深沟球轴承中的轨道面的曲率半径以及球的直径的图。图8是用于说明轨道面的曲率半径与球的直径的比例，与轴向刚性的关系的图。图9是用于说明轨道面的曲率半径与球的直径的比例，与轴向内部间隙的关系的图。另外，在第3实施方式的说明中，对于与第2实施方式相同的结构，省略说明，并引用第2实施方式的参照附图标记。
[3-1.基本结构]
首先，参照图1和图2说明第3实施方式的传动机构1。在第3实施方式的传动机构1中，与第2实施方式不同，第1轴承4～第3轴承6全部由球轴承构成。
第2轴承5的各轴承5a、5b由深沟球轴承构成。利用作为由两个深沟球轴承构成的轴承副的第2轴承5(第2轴承副)，支承第2轴20、第2人字齿轮22和第3人字齿轮23。
[3-2.轨道面半径与球径的比例，与轴向位移量的关系]
如图7所示，第1轴承4～第3轴承6由深沟球轴承9构成，该深沟球轴承9包括作为滚动体的球91和具有供球91滚动的轨道面92a的轨道圈92。另外，图7所示的轨道圈92是深沟球轴承9的内圈，深沟球轴承9的外圈在图7中未图示。
在深沟球轴承9中，球91的直径(以下称为“球径”)R1形成为轨道面92a的曲率半径(以下称为“轨道面半径”)R2以上的大小。另外，轨道面半径R2除以球径R1后得到的值为0.5以上。即，轨道面半径R2与球径R1的比例X用百分率表示的话，为50％以上。另外，在本说明中，用百分率来体现该比例X。此外，在以下的说明中，将“轨道面半径R2与球径R1的比例X”简记为“比例X”而进行说明。
另外，轨道面半径R2在轨道面92a的轴向两端侧比在轴向中心侧大，所以在轨道面92a中的轴向两端侧的曲率半径达到最大值。即，在用轨道面半径R2的最大值除以球径R1的情况下求得的比例X，是该深沟球轴承9中的比例X的最小值。
在第3实施方式中，关于第1轴承4～第3轴承6的比例X的最小值，在对具有多个人字齿轮的旋转轴(中间轴)进行支承的轴承，与对具有单个人字齿轮的旋转轴进行支承的轴承之间设置差异。
这里，深沟球轴承9中的轨道面半径R2与球径R1的比例X的最小值，表示相对于在人字齿轮彼此的啮合部产生的轴向的力(推力)的轴承的轴向位移量(可移动量)。在该比例X的最小值较大时，深沟球轴承9的轴向位移量大。相反，在该比例X的最小值较小时，深沟球轴承9的轴向位移量小。
[3-2-1.轨道面半径与球径的比例，与轴向刚性的关系]
参照图8说明深沟球轴承9中的比例X与轴向刚性的关系。另外，在图8中，为了说明轴向刚性的不同，例示了比例X>52％的情况、比例X＝52％的情况和比例X＝50％的情况。另外，图8所示的比例X是比例X的最小值。
如图8所示，深沟球轴承9的轴向刚性按照比例X大于52％的情况、比例X为52％的情况、比例X为50％的情况的顺序依次增大。这样得知，在深沟球轴承9中，当比例X减小时，轴向刚性增大。即，比例X表示相对于在啮合部产生的推力的深沟球轴承9的轴向刚性的大小。也就是说，即使是深沟球轴承9彼此，因比例X的大小不同，轴向刚性也成为不同的大小。
[3-2-2.轨道面半径与球径的比例，与轴向内部间隙的关系]
参照图9说明深沟球轴承9中的比例X与轴向内部间隙的关系。另外，在图9中，为了说明球轴承的轴向内部间隙的不同，例示了比例X>52％的情况、比例X＝52％的情况和比例X＝50％的情况。另外，图9所示的比例X是比例X的最小值。
如图9所示，深沟球轴承9的轴向内部间隙按照比例X大于52％的情况、比例X为52％的情况和比例X为50％的情况的顺序依次减小。这样得知，在深沟球轴承9中，当比例X减小时，轴向内部间隙减小。即，比例X表示相对于在啮合部产生的推力的深沟球轴承9的轴向位移量(可移动量)。也就是说，即使是深沟球轴承9彼此，因比例X的大小不同，轴向内部间隙也成为不同的大小。
在第3实施方式的传动机构1中，第2轴承5形成为在深沟球轴承9中的比例X的最小值比第1轴承4以及第3轴承6的该最小值小。例如，第1轴承4的轴承4a、4b构成为比例X达到52％以上。第2轴承5的轴承5a、5b构成为比例X小于52％。第3轴承6的轴承6a、6b构成为比例X达到52％以上。由此，第2轴承5的轴向刚性比第1轴承4以及第3轴承6的轴向刚性大(比第1轴承4以及第3轴承6的轴向位移量小)。或者，第2轴承5的轴向内部间隙比第1轴承4以及第3轴承6的轴向内部间隙小(比第1轴承4以及第3轴承6的轴向位移量小)。
另外，在传动机构1中，由于人字齿轮以及旋转轴形成为一体，所以深沟球轴承9中的比例X的最小值较小，表示相对于在人字齿轮彼此的啮合部产生的推力，人字齿轮不易沿轴向移动。
例如，当在第1齿轮副2的啮合部2a发生了人字齿轮的单齿面接触的情况下，由于第1轴承4的比例X的最小值比第2轴承5的比例X的最小值大，所以在啮合部2a产生的推力主要使第1轴10侧的第1人字齿轮11沿轴向移动，第2轴20侧的第2人字齿轮22的轴向动作小。由此，即使第2人字齿轮22因啮合部2a的误差成分而不积极地沿轴向移动，也利用比例X的最小值相对较小的第1轴承4侧的第1人字齿轮11的轴向动作，发挥第1齿轮副2的调芯作用。
另外，当在第2齿轮副3的啮合部3a发生了人字齿轮的单齿面接触的情况下，由于第3轴承6的比例X的最小值比第2轴承5的比例X的最小值大，所以在啮合部3a产生的推力主要使第3轴30侧的第4人字齿轮34沿轴向移动，第2轴20侧的第3人字齿轮23的轴向动作小。由此，即使第3人字齿轮23因啮合部3a的误差成分而不积极地沿轴向移动，也利用比例X的最小值相对较小的第3轴承6侧的第4人字齿轮34的轴向动作，发挥第2齿轮副3的调芯作用。
[3-3.第3实施方式的车辆例]
另外，第3实施方式的传动机构能够装载在图4～图5所示的车辆Ve中。
在图4所示的第1车辆例中，由于第1轴承4的比例X的最小值比第2轴承5的比例X的最小值大，所以相对于在副轴齿轮副110的啮合部110a产生的推力，输出齿轮105比副轴驱动齿轮106a易于沿轴向移动。此外，由于第3轴承6的比例X的最小值比第2轴承5的比例X的最小值大，所以相对于在主减速齿轮副120的啮合部120a产生的推力，差速器内齿轮35比主动小齿轮106b易于沿轴向移动。
在图5所示的第2车辆例的传动机构1中，第4轴承8为深沟球轴承，形成为比例X的最小值比第2轴承5的比例X的最小值大。因此，相对于在第3齿轮副7的啮合部7a产生的推力，第5人字齿轮45比第2人字齿轮22易于沿轴向移动。
在图5所示的第2车辆例的驱动装置100中，由于第4轴承8的比例X的最小值比第2轴承5的比例X的最小值大，所以相对于在减速齿轮副130的啮合部130a产生的推力，减速齿轮109比副轴驱动齿轮106a易于沿轴向移动。
如上所述，采用第3实施方式，由于第2轴承5的比例X的最小值比第1轴承4以及第3轴承6的比例X的最小值小，所以能抑制第1齿轮副2与第2齿轮副3的调芯作用在第2轴20上被相互阻碍。由此，能够抑制人字齿轮的轴向动作发生干涉，能够确保相互的调芯作用。因此，能使人字齿轮的调芯作用适当地发挥作用，所以能够抑制噪声和振动的发生。
另外，本发明不限定于上述的第3实施方式，能在不脱离本发明的目的的范围内进行适当的变更。
例如，深沟球轴承9中的比例X不限定于上述的值。总之，第2轴承5中的比例X的最小值只要相对于第1轴承4以及第3轴承6较小即可。
另外，第2轴承5只要使比例X的最小值比第1轴承4以及第3轴承6中的至少一方的比例X的最小值小即可。在该情况下，也能抑制第1齿轮副2的调芯作用与第2齿轮副3的调芯作用在第2轴20上被相互阻碍。
作为一例，第2轴承5可以形成为使比例X的最小值比第1轴承4的比例X的最小值小，并且比第3轴承6的比例X的最小值大或相等。在该情况下，比例X的最小值按照“第1轴承4>第2轴承5≥第3轴承6”的顺序依次减小。由此，第1齿轮副2的调芯作用利用第1人字齿轮11的轴向动作来确保，而不是利用第2人字齿轮22的轴向动作来确保。
作为另一例，第2轴承5也可以形成为使比例X的最小值比第3轴承6的比例X的最小值小，并且比第1轴承4的比例X的最小值大或相等。在该情况下，比例X的最小值按照“第3轴承6>第2轴承5≥第1轴承4”的顺序依次减小。由此，第2齿轮副3的调芯作用利用第4人字齿轮34的轴向动作来确保，而不是利用第3人字齿轮23的轴向动作来确保。

Claims (12)

1.一种传动机构，该传动机构包括第1轴、第2轴、第3轴、第1轴承、第2轴承和第3轴承，所述第1轴具有第1人字齿轮，所述第2轴具有与所述第1人字齿轮啮合的第2人字齿轮以及沿轴向与所述第2人字齿轮并列设置的第3人字齿轮，所述第3轴具有与所述第3人字齿轮啮合的第4人字齿轮，所述第1轴承是将所述第1轴支承为旋转自如的滚动轴承，所述第2轴承是将所述第2轴支承为旋转自如的滚动轴承，所述第3轴承是将所述第3轴支承为旋转自如的滚动轴承，其特征在于，
所述第1人字齿轮和所述第1轴构成为一体地旋转，并且沿轴向一体地移动，
所述第2人字齿轮、所述第3人字齿轮和所述第2轴构成为一体地旋转，并且沿轴向一体地移动，
所述第4人字齿轮和所述第3轴构成为一体地旋转，并且沿轴向一体地移动，
关于相对于在所述第1人字齿轮与所述第2人字齿轮的啮合部产生的轴向的力的所述第1轴承的轴向位移量以及所述第2轴承的轴向位移量，与相对于在所述第3人字齿轮与所述第4人字齿轮的啮合部产生的轴向的力的所述第2轴承的轴向位移量以及所述第3轴承的轴向位移量的关系，所述第2轴承构成为使所述轴向位移量比所述第1轴承以及所述第3轴承中的至少一方的所述轴向位移量小。
2.根据权利要求1所述的传动机构，其特征在于，
所述第2轴承的轴向刚性比所述第1轴承的轴向刚性以及所述第3轴承的轴向刚性中的至少一方大。
3.根据权利要求1所述的传动机构，其特征在于，
所述第1轴承以及所述第3轴承中的至少一方形成为使轴向内部间隙比所述第2轴承的轴向内部间隙大，该轴向内部间隙是在将内圈以及外圈中的一方轨道圈固定而使另一方轨道圈沿轴向进行了移动的情况下的移动量。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的传动机构，其特征在于,
所述第2轴承是被施加轴向的预负荷的轴承，并且是与所述第1轴承以及所述第3轴承中的至少一方种类不同的轴承。
5.根据权利要求1至3中任一项所述的传动机构，其特征在于，
所述第1轴承由圆柱滚子轴承或深沟球轴承构成，所述第2轴承由圆锥滚子轴承构成，所述第3轴承由圆柱滚子轴承或深沟球轴承构成。
6.根据权利要求2或3所述的传动机构，其特征在于，
所述第1轴承、所述第2轴承以及所述第3轴承是球轴承，包括具有轨道面的轨道圈和在所述轨道面上滚动的球，所述第2轴承形成为使所述轨道面的曲率半径与所述球的直径的比例的最小值比所述第1轴承以及所述第3轴承中的至少一方的该最小值小。
7.根据权利要求6所述的传动机构，其特征在于，
所述第1轴承由深沟球轴承构成，所述第2轴承由深沟球轴承构成，所述第3轴承由深沟球轴承构成。
8.根据权利要求1所述的传动机构，其特征在于，
该传动机构还包括第4轴和第4轴承，所述第4轴具有与所述第2人字齿轮啮合的第5人字齿轮，所述第4轴承是将所述第4轴支承为旋转自如的滚动轴承，关于相对于在所述第2人字齿轮与所述第5人字齿轮的啮合部产生的轴向的力的所述第4轴承的轴向位移量以及所述第2轴承的轴向位移量的关系，所述第2轴承构成为使所述轴向位移量比所述第4轴承的所述轴向位移量小。
9.根据权利要求8所述的传动机构，其特征在于，
所述第2轴承的轴向刚性比所述第4轴承的轴向刚性大，并且比所述第1轴承的轴向刚性以及所述第3轴承的轴向刚性中的至少一方大。
10.根据权利要求3所述的传动机构，其特征在于，
该传动机构还包括第4轴和第4轴承，所述第4轴具有与所述第2人字齿轮啮合的第5人字齿轮，所述第4轴承是将所述第4轴支承为旋转自如的滚动轴承，所述第4轴承形成为使所述轴向内部间隙比所述第2轴承的所述轴向内部间隙大。
11.根据权利要求8至10中任一项所述的传动机构，其特征在于，
所述第2轴承是与所述第4轴承种类不同的轴承，并且是与所述第1轴承以及所述第3轴承中的至少一方种类不同的轴承。
12.根据权利要求9或10所述的传动机构，其特征在于，
所述第1轴承、所述第2轴承、所述第3轴承以及所述第4轴承是球轴承，包括具有轨道面的轨道圈和在所述轨道面上滚动的球，所述第2轴承形成为使所述轨道面的曲率半径与所述球的直径的比例的最小值比所述第4轴承的该最小值小，并且比所述第1轴承以及所述第3轴承中的至少一方的所述最小值小。
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Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6798469B2 (ja) 2017-10-30 2020-12-09 トヨタ自動車株式会社 動力伝達機構
WO2021201160A1 (ja) * 2020-03-31 2021-10-07 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 車両用駆動装置、及び車両用駆動装置の製造方法
US11054001B1 (en) * 2020-07-15 2021-07-06 GM Global Technology Operations LLC Electric drive unit with double helical gear

Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2257747A (en) * 1940-09-05 1941-10-07 Jr Warren G Jones Gear speed reducer and the like
US2734396A (en) * 1956-02-14 Twin drive and driven power
GB791594A (en) * 1955-02-08 1958-03-05 Fairfield Shipbuilding & Engin Improvements relating to double reduction gearing for marine propulsion
WO2007024176A1 (en) * 2005-08-26 2007-03-01 Aktiebolaget Skf A method and an arrangement for avoiding low load problems in rolling bearings
CN202461129U (zh) * 2012-02-28 2012-10-03 上海山弈冶金技术有限公司 新型二十辊轧机齿轮箱
CN202812131U (zh) * 2012-09-27 2013-03-20 重庆永进重型机械成套设备有限责任公司 同轴式双分流齿轮箱及其所应用的食品加工设备
CN103256343A (zh) * 2011-08-19 2013-08-21 李建文 具有中间轴轴向移动的变速器
CN103979387A (zh) * 2014-05-23 2014-08-13 苏州皇森机电科技有限公司 卷扬式电梯主机

Family Cites Families (22)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1357932A (en) * 1916-06-16 1920-11-02 Westinghouse Gear & Dynamomete Reduction-gearing
US1273556A (en) * 1916-11-06 1918-07-23 Fore River Ship Building Corp Gearing.
US2203282A (en) * 1935-08-03 1940-06-04 Timken Axle Co Detroit Power dividing and transmitting mechanism
US4022083A (en) * 1973-03-14 1977-05-10 Fa. Zahnraederfabrik Renk Ag Drive system for connecting two drive shafts to a single output shaft, as in a propeller drive for a watercraft
US4188821A (en) * 1978-03-02 1980-02-19 Ex-Cell-O Corporation Load measurement device
US4641543A (en) * 1984-10-12 1987-02-10 Jessup Thurman W Intermediate shaft thrust balance
US4709590A (en) * 1986-06-11 1987-12-01 Eaton Corporation Herringbone geared multiple load sharing countershaft transmission
RU2010135C1 (ru) * 1991-04-03 1994-03-30 Сибирский металлургический институт им.Серго Орджоникидзе Шевронная зубчатая передача
SE9801533L (sv) * 1998-04-30 1999-10-31 Abb Ab Växel
US6189397B1 (en) * 1998-11-06 2001-02-20 Harrier Technologies, Inc. Multi-speed automotive transmission using paired helical gearing
JP4399116B2 (ja) * 1998-12-01 2010-01-13 日立オートモティブシステムズ株式会社 駆動装置及び車両
JP3859052B2 (ja) * 2000-06-13 2006-12-20 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 駆動装置
US7210853B2 (en) * 2001-03-12 2007-05-01 Hansen Transmissions International Nv Gear shaft bearing assembly
US7028583B2 (en) * 2003-07-30 2006-04-18 Arvinmeritor Technology, Llc Axle assembly with transverse mounted electric motors
JP2008121714A (ja) * 2006-11-08 2008-05-29 Aisin Seiki Co Ltd クラッチ用アクチュエータ
US7963190B2 (en) * 2008-09-15 2011-06-21 Harrier Technologies, Inc. Helical gear sets
DE102009006523B4 (de) * 2009-01-28 2011-04-28 Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg Elektrische Achsanordnung
KR101282691B1 (ko) * 2011-07-28 2013-07-05 현대자동차주식회사 전기자동차용 2단 변속기
JP6036700B2 (ja) * 2011-11-08 2016-12-07 トヨタ自動車株式会社 車両用動力伝達装置
KR101497982B1 (ko) * 2013-05-03 2015-03-03 김종근 일방향 동력전달 장치
JP6459370B2 (ja) * 2014-04-10 2019-01-30 株式会社ジェイテクト 駆動ユニット及び駆動モジュール
JP2016056888A (ja) 2014-09-10 2016-04-21 本田技研工業株式会社 変速機

Patent Citations (8)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2734396A (en) * 1956-02-14 Twin drive and driven power
US2257747A (en) * 1940-09-05 1941-10-07 Jr Warren G Jones Gear speed reducer and the like
GB791594A (en) * 1955-02-08 1958-03-05 Fairfield Shipbuilding & Engin Improvements relating to double reduction gearing for marine propulsion
WO2007024176A1 (en) * 2005-08-26 2007-03-01 Aktiebolaget Skf A method and an arrangement for avoiding low load problems in rolling bearings
CN103256343A (zh) * 2011-08-19 2013-08-21 李建文 具有中间轴轴向移动的变速器
CN202461129U (zh) * 2012-02-28 2012-10-03 上海山弈冶金技术有限公司 新型二十辊轧机齿轮箱
CN202812131U (zh) * 2012-09-27 2013-03-20 重庆永进重型机械成套设备有限责任公司 同轴式双分流齿轮箱及其所应用的食品加工设备
CN103979387A (zh) * 2014-05-23 2014-08-13 苏州皇森机电科技有限公司 卷扬式电梯主机

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