JP2008049911A - 車両用パワーユニット - Google Patents

Abstract

【課題】 トランスファギヤ列を大型化させることなく全長を効率よく短縮することができる車両用パワーユニットを提供することを目的とする。
【解決手段】 フロントディファレンシャル装置５０を、ＣＶＴ３０よりもエンジン５側でクランク軸５ａのラジアル方向にオフセットして配設することにより、縦置き型のパワーユニット１の全長を短縮する。そして、ディファレンシャル装置５０の入力軸であるピニオン軸５２を、出力軸４３に対して三次元的な食違い位置に配設し、これら出力軸４３とピニオン軸５２とを食違い軸インボリュート歯車対からなるトランスファギヤ列５３を介して連結することにより、トランスファギヤ列５３を大型化させることなく、ＣＶＴ３０との干渉を効率よく回避させながらディファレンシャル装置５０までピニオン軸５２を導く。
【選択図】 図４

Description

本発明は、エンジンと主変速装置とが車体の前後方向に配置された縦置き型の車両用パワーユニットに関する。

一般に、ＦＦ車（Front engine-Front drive）や四輪駆動車等に搭載される縦置き型の車両用パワーユニットでは、エンジンの後方に、トルクコンバータ等の発進デバイスを介して主変速装置が配置されている。さらに、駆動力を前輪に伝達するディファレンシャル装置が発進デバイスと主変速装置との間に介装され、このディファレンシャル装置の入力軸に主変速装置の出力軸がトランスファギヤ列を介して接続されている。

ところで、上述のような構成のパワーユニットでは、ディファレンシャル装置のドライブ軸からエンジン前端部までの距離が長大化する傾向にある。従って、この種のパワーユニットを搭載した車両は、車体前部が前方に大きくオーバーハングする傾向にある。

これに対し、例えば、特許文献１には、エンジン５と同軸上にトルクコンバータ、前後進切換装置、及び無段変速装置を順次連結し、前後進切換装置と無段変速装置の直下にフロントディファレンシャル装置を直交配置し、無段変速装置の出力軸と当該出力軸に平行配置されたフロントディファレンシャル装置のピニオン軸とを３個の歯車からなるトランスファギヤ列（リダクションギヤ列）を介して連結した技術が開示されている。

しかしながら、このようにディファレンシャル装置を前後進切換装置等の直下に配置した場合、変速装置の出力軸とピニオン軸との軸間が大きくなるため、これらを連結するトランスファギヤ列（リダクションギヤ列）が大型化する。そして、縦置き型のパワーユニットにおいて、トランスファギヤ列は、一般に、車室内に食い込む位置に配設されるため、トランスファギヤ列が大型化すると乗員の足元スペースが大きく侵食される可能性がある。

これに対処し、例えば、非特許文献１には、主変速装置として多段式の変速装置を備えた縦置き型のパワーユニットにおいて、ディファレンシャル装置をトルクコンバータの側部に配置し、ディファレンシャル装置に連結するピニオン軸を主変速装置の出力軸に対して所定の交差角度で交差配置させ、これら両軸間を交差軸歯車対からなるトランスファギヤ列を介して連結した技術が開示されている。
特開平７−１８６７４７号公報 Development of Conical Involute Gears (Beveloids) for Vehicle Transmissions, DETC2003/PTG-48089, Proceedings of DETC'03 ASME 2003 DESIGN Engineering Technical Conferences and Computers and Information in Engineering Conference Chicago, Illinois, USA, September 2-6, 2003

ところで、上述の非特許文献１に開示された技術のように、交差軸歯車対を用いて主変速装置の出力軸とピニオン軸とを連結する場合、これら両軸を同一平面上に配置させる必要がある。従って、特に、無段変速装置が主変速装置として採用されたパワーユニットにおいて、トルクコンバータの側部等にディファレンシャル装置をオフセット配置した場合、比較的大径に形成されるプーリ−等との干渉を効率よく回避させながらトランスファギヤ列からディファレンシャル装置までピニオン軸を導くことが困難な場合があり、結果として、トランスファギヤ列を大型化せざるを得なくなる場合がある。

本発明は上記事情に鑑みてなされたもので、トランスファギヤ列を大型化させることなく全長を効率よく短縮することができる車両用パワーユニットを提供することを目的とする。

本発明は、エンジンと主変速装置とが車体の前後方向に沿って配置された縦置き型の車両用パワーユニットであって、上記主変速装置よりも上記エンジン側に配設されたディファレンシャル装置と、上記主変速装置の出力軸に対して三次元的な食違い位置に配置された上記ディファレンシャル装置の入力軸と、少なくとも何れか一方の歯車が円錐形インボリュート歯車で構成され、上記主変速装置の出力軸と上記入力軸とを連結する食違い軸インボリュート歯車対からなるトランスファギヤ列とを備えたことを特徴とする。

本発明の車両用パワーユニットによれば、トランスファギヤ列を大型化させることなく全長を効率よく短縮することができる。

以下、図面を参照して本発明の形態を説明する。図面は本発明の一実施形態に係わり、図１は車両用パワーユニットの要部を示すスケルトン図、図２は変速機の各構成要素を車体上方から見た配置図、図３はプライマリプーリを除いて変速機の各構成要素を車体上方から見た配置図、図４は変速機の各構成要素を車体後方から見た配置図、図５は円錐形インボリュート歯車対の噛合モデルの断面図、図６は図５の歯車対の基準円錐系を示す説明図、図７は本実施形態のパワーユニットを搭載した車両の外観を示す側面図である。

図１乃至図４において符号１は、エンジン５と変速機１０とが車体の前後方向に配置された所謂縦置き型のパワーユニットを示し、同図においては、例えば、ＦＦ（Front engine-Front drive）車用のパワーユニットを示す。

図１に示すように、このパワーユニット１の変速機１０は、フロントケース１１を有し、フロントケース１１にメインケース１２及びエクステンションケース１３が一体的に接合されている。フロントケース１１の前部にはハウジング室１５が形成され、ハウジング室１５がエンジン５に結合されている。また、フロントケース１１とメインケース１２との間には、ハウジング室１５に連なる変速機室１６が形成され、さらに、変速機室１６の後方に切換室１７が形成されている。また、フロントケース１１には、主としてハウジング室１５の周部に重なる位置（すなわち、変速機室１６よりもエンジン５側でクランク軸５ａのラジアル方向にオフセットした位置）に、ディファレンシャル室１８が形成され、このディファレンシャル室１８の後方がメインケース１２及びエクステンションケース１３で閉塞されている。ここで、本実施形態において、ディファレンシャル室１８は、ハウジング室１５の一側下方寄りに配設されている。具体的には、ディファレンシャル室１８は、例えば、図４に示すように、略円筒状に形成されるハウジング室１５のデッドスペースを利用して、ハウジング室１５の右側下方寄りに偏倚した位置に配設されている。

ハウジング室１５には発進デバイスとしてのトルクコンバータ２０が収容され、変速機室１６には主変速装置としてのベルト式の無段変速装置（以下、ＣＶＴと称す）３０が収容され、切換室１７には前後進切換装置４０が収容されて、これらがエンジン５とともに車体の前後方向に配列されている。また、ディファレンシャル室１８にはフロントディファレンシャル装置（ディファレンシャル装置）５０が配設され、フロントディファレンシャル装置５０の左右ドライブ軸５１ｌ、５１ｒ（図２，３参照）がクランク軸５ａの軸線と直交されている。

トルクコンバータ２０は、エンジン５のクランク軸５ａに連結されたドライブプレート２１を有し、ドライブプレート２１がコンバータカバー２２を介してポンプインペラ２０ａに連結されている。また、コンバータカバー２２内において、ポンプインペラ２０ａにはタービンランナ２０ｂが対向され、これらの間に、ステータ２０ｃが配設されている。さらに、ステータ２０ｃは、ワンウェイクラッチ２３を介してハウジング室１５に支持されている。

また、タービンランナ２０ｂにはドライブプレート２１に係合可能なロックアップクラッチ２４が連結されているとともにドライブ軸２５が連結され、ドライブ軸２５にはタービンランナ２０ｂ或いはロックアップクラッチ２４を介してエンジン５からの駆動力が伝達される。

なお、図中符号２７はオイルポンプを示し、このオイルポンプ２７には、エンジン５からの駆動力がコンバータカバー２２を介して伝達される。具体的には、オイルポンプ２７は、例えば、一対の平行軸歯車２８ａ，２８ｂからなるギヤ列２８を介してコンバータカバー２２に連結されている。

ＣＶＴ３０は、トルクコンバータ２０のドライブ軸２５に連結されたプライマリ軸３１と、プライマリ軸３１に平行に配設された出力軸としてのセカンダリ軸３２とを有し、これら両軸３１，３２にそれぞれ設けられたプライマリプーリ３３とセカンダリプーリ３４との間にベルト３５が架設されて要部が構成されている。

ここで、プライマリ軸３１は、例えば、一対の平行軸歯車３６ａ，３６ｂからなるリダクションギヤ列３６を介してドライブ軸２５に連結されており、これにより、プライマリ軸３１は、例えば、ドライブ軸２５の右側上方寄りに偏倚した位置に配設されている。一方、セカンダリ軸３２は、例えば、プライマリ軸３１の下方であって、ドライブ軸２５の左側下方寄りに偏倚した位置に配設されている（図４参照）。

プライマリプーリ３３は、プライマリ軸３１に固設されたプライマリ固定シーブ３３ａと、プライマリ固定シーブ３３ａの前方でプライマリ軸３１に進退移動自在に嵌合されたプライマリ可動シーブ３３ｂとを備えて構成されている。また、プライマリ可動シーブ３３ｂの前部にはプライマリシリンダ３３ｃが付設され、プライマリ可動シーブ３３ｂとプライマリシリンダ３３ｃとの間には、プライマリ可動シーブ３３ｂ自体をピストンとする油圧室３３ｄが形成されている。

セカンダリプーリ３４は、セカンダリ軸３２に固設されたセカンダリ固定シーブ３４ａと、セカンダリ固定シーブ３４ａの後方でセカンダリ軸３２に進退移動自在に嵌合されたセカンダリ可動シーブ３４ｂとを備えて構成されている。また、セカンダリ可動シーブ３４ｂの後部にはセカンダリシリンダ３４ｃが付設され、セカンダリ可動シーブ３４ｂとセカンダリシリンダ３４ｃとの間には、セカンダリ可動シーブ３４ｂ自体をピストンとする油圧室３４ｄが形成されている。

ここで、上述のように、プライマリ可動シーブ３３ｂがプライマリ固定シーブ３３ａの前方に配置され、セカンダリ可動シーブ３４ｂがセカンダリ固定シーブ３４ａの後方に配置された構成であるため、セカンダリプーリ３４は、プライマリプーリ３３に対し、油圧室３３ｄの分だけ後方に突出されている。

前後進切換装置４０は、ＣＶＴ３０のセカンダリ軸３２と同軸上に配置されている。この前後進切換装置４０は、セカンダリ軸３２に固設されたクラッチドラム４１を有し、クラッチドラム４１の内周にはリングギヤ４２ａが固設されている。また、クラッチドラム４１内には出力軸４３が臨まされ、この出力軸４３に固設するサンギヤ４２ｂが複数のピニオンギヤ４２ｃを介してリングギヤ４２ａに連結されている。また、出力軸４３にはクラッチハブ４４が固設され、クラッチハブ４４とクラッチドラム４１との間にはフォワードクラッチ４５が配設されている。さらに、出力軸４３にはピニオンギヤ４２ｃを公転可能且つ自転可能に支持するキャリヤ４６が設けられ、このキャリヤ４６とメインケース１２との間にはリバースブレーキ４７が配設されている。

そして、フォワードクラッチ４５が締結され、且つ、リバースブレーキ４７が解放されているとき、前後進切換装置４０は、セカンダリ軸３２からの駆動力を所定の変速比で正方向に変速して出力軸４３に伝達する。一方、フォワードクラッチ４５が解放され、且つ、リバースブレーキ４７が締結されているとき、前後進切換装置４０は、セカンダリ軸３２からの駆動力を所定の変速比で逆方向に変速して出力軸４３に伝達する。さらに、フォワードクラッチ４５及びリバースブレーキ４７がともに解放されているとき、前後進切換装置４０はニュートラル状態となる。

このように、前後進切換装置４０の出力軸４３には、フォワードクラッチ４５及びリバースブレーキ４７の締結状態に応じて、ＣＶＴ３０のセカンダリ軸３２が駆動力伝達可能に接続される。この出力軸４３の後端は、エクステンションケース１３内に延設されている。エクステンションケース１３内において、出力軸４３には、ディファレンシャル装置５０の入力軸であるピニオン軸５２がトランスファギヤ列５３を介して動力伝達可能に連結されている。また、ピニオン軸５２の先端にはピニオンギヤ５２ａが設けられており、ピニオンギヤ５２ａには、フロントディファレンシャル装置５０に固設されたクラウンギヤ５０ａが噛合されている。

ここで、ピニオン軸５２は、前後進切換装置４０の出力軸４３（すなわち、ＣＶＴ３０のセカンダリ軸３２）に対して三次元的な食違い位置に配置されている。これにより、ピニオン軸５２は、出力軸４３に対して基端側が大きく離間することなくＣＶＴ３０を横切り、その先端（一端）がディファレンシャル装置５０に臨まされている。具体的には、図２乃至図４に示すように、ピニオン軸５２は、セカンダリプーリ３４の一側（図示の例ではセカンダリプーリ３４の右側）で、外方且つ下方に傾斜しながらエンジン５側に指向するよう、出力軸４３との食違い位置に配置され、これにより、その基端側を出力軸４３から大きく離間させることなく、ピニオンギヤ５２ａをクラウンギヤ５０ａに噛合させる。

ここで、本実施形態では、ピニオン軸５２の基端側すなわちトランスファドリブンギヤ５３ｂをセカンダリプーリ３４の略真横に配置することによって、パワーユニット1の後部の下方向への突出を防いでいる。

また、上述のように食違い位置に配設されたピニオン軸５２の基端側を出力軸４３に連結するため、トランスファギヤ列５３は、例えば、円錐形インボリュート歯車で構成されたトランスファドライブギヤ５３ａと、円筒形インボリュート歯車で構成されたトランスファドリブンギヤ５３ｂとで構成されている。

次に、トランスファギヤ列５３に適用される食違い軸インボリュート歯車対について説明する。本実施形態において、トランスファギヤ列５３は、強度向上等を目的として、設計諸元に基づいて設定される設計ピッチ点に対し所定の転位係数で転位されている。また、トランスファギヤ列５３を構成する各ギヤ５３ａ，５３ｂの歯丈は、噛合率の向上等を目的として、設計諸元に基づいて設定される歯丈よりも高歯に設定されている。さらに、各ギヤ５３ａ，５３ｂは、良好な歯当りを実現することを目的として、歯面圧力角やクラウニング歯筋修整半径等に基づく三次元的な歯面修正が行われている。

なお、本実施形態では、トランスファドライブギヤ５３ａを円錐形インボリュート歯車で構成し、トランスファドリブンギヤ５３ｂを円筒形インボリュート歯車で構成した一例について説明しているが、本発明において、トランスファギヤ列５３は、少なくとも何れか一方の歯車が円錐形インボリュート歯車で構成されていればよい。すなわち、トランスファギヤ列５３としては、上述の構成以外に、例えば、トランスファドライブギヤ５３ａを円筒形インボリュート歯車で構成し、トランスファドリブンギヤ５３ｂを円錐形インボリュート歯車で構成した食違い軸インボリュート歯車対を採用することが可能であり、また、例えば、トランスファドライブギヤ５３ａ及びトランスファドリブンギヤ５３ｂの両方を円錐形インボリュート歯車で構成した食違い軸インボリュート歯車対を採用することも可能である。

ここで、円筒形インボリュート歯車は、広義の意味において円錐角が零の円錐形インボリュート歯車と考えることができる。従って、上述のように、少なくとも何れか一方の歯車が円錐形インボリュート歯車で構成される本実施形態のトランスファギヤ列５３は、何れの場合においても、以下に示す、一対の円錐形インボリュート歯車１０１Ｐ，１０１Ｇからなる食違い軸円錐形インボリュート歯車対１００（図５参照）の設計方法に従って、好適に設計することができる。なお、以下の説明において、食違い軸インボリュート歯車対１００（単に、歯車対１００ともいう）のうち、小径をなす一方の歯車をピニオン１０１Ｐと称し、大径をなす他方の歯車をギヤ１０１Ｇと称する。

本実施形態において、転位等の概念を導入した歯車対１００の設計を可能とするため、例えば、図５，６に示すように、互いに噛み合うピニオン１０１Ｐとギヤ１０１Ｇの関係（及び、これらの基準円錐１０５Ｐ，１０５Ｇの関係）が、設計ピッチ点Ｐを基準として定義されている。なお、図５，６には、左ネジレ（ＬＨ）のピニオン１０１Ｐを基準ピッチ点Ｐ_０Ｐから正転位させるとともに、左ネジレ（ＬＨ）のギヤ１０１Ｇを基準ピッチ点Ｐ_０Ｇから負転位させ、これらを転位後の設計ピッチ点Ｐで互いに噛み合わせた歯車対１００が例示されている。ここで、図中において、符号Ｔは、各基準円錐１０５Ｐ，１０５Ｇの基準円錐母線に対する共通接平面（Plane of Symmetry）を示す。また、符号１０７は設計ピッチ点Ｐを通る共通垂線（共通接平面Ｔの垂線）であり、符号ｎ_Ｐ，ｎ_Ｇは、各基準円錐１０５Ｐ，１０５Ｇの中心軸Ｘ_Ｐ，Ｘ_Ｇと共通垂線１０７との交点である。また、符号ａ_Ｐ，ａ_Ｇは、各基準円錐１０５Ｐ，１０５Ｇの設計ピッチ点Ｐを通る軸直角断面と中心軸Ｘ_Ｐ，Ｘ_Ｇとの交点である。また、符号１０８は各基準円錐１０５Ｐ，１０５Ｇの中心軸Ｘ_Ｐ，Ｘ_Ｇの共通垂線であり、符号Ｏ_１，Ｏ_２は、各中心軸Ｘ_Ｐ，Ｘ_Ｇと共通垂線１０８との交点である。さらに、符号Ｏ_Ｐ，Ｏ_Ｇは、各基準円錐１０５Ｐ，１０５Ｇの頂点である。

このように定義されたピニオン１０１Ｐとギヤ１０１Ｇ（及び、これらの基準円錐１０５Ｐ、１０５Ｇ）の関係において、歯車を転位させた場合にも正しい噛合を実現するため、ピニオン１０１Ｐの軸直角転位係数ｘ_Ｐ及びギヤ１０１Ｇの軸直角転位係数ｘ_Ｇを含む諸元は、以下の式（１）〜式（１１）の関係を満足させるよう設定されている。

Ｒ_Ｐ＝Ｒ_０Ｐ＋ｍ_ｎ・ｘ_Ｐ …（１）
Ｒ_Ｇ＝Ｒ_０Ｇ＋ｍ_ｎ・ｘ_Ｇ …（２）
Ｒ_０Ｐ＝（ｍ_ｎ・ｚ_Ｐ）／（２・ｃｏｓψ_Ｐ） …（３）
Ｒ_０Ｇ＝（ｍ_ｎ・ｚ_Ｇ）／（２・ｃｏｓψ_Ｇ） …（４）
ｘ_Ｐ／ｘ_Ｇ＝−ｃｏｓδ_Ｐ／ｃｏｓδ_Ｇ …（５）
ｃｏｓΣ＝−ｓｉｎδ_Ｐ・ｓｉｎδ_Ｇ＋ｃｏｓδ_Ｐ・ｃｏｓδ_Ｇ・ｃｏｓ（ψ_Ｐ＋ψ_Ｇ） …（６）
Ε＝（Ｒ_Ｐ／ｃｏｓδ_Ｐ＋Ｒ_Ｇ／ｃｏｓδ_Ｇ）
・ｃｏｓδ_Ｐ・ｃｏｓδ_Ｇ・ｓｉｎ（ψ_Ｐ＋ψ_Ｇ）／ｓｉｎΣ …（７）
ｓｉｎη＝（ｃｏｓδ_Ｇ／ｓｉｎΣ）・ｓｉｎ（ψ_Ｐ＋ψ_Ｇ） …（８）
ｓｉｎε＝（ｃｏｓδ_Ｐ／ｓｉｎΣ）・ｓｉｎ（ψ_Ｐ＋ψ_Ｇ） …（９）
Ｊ_Ｐ＝（（Ε／ｔａｎε）／ｓｉｎΣ）−Ｒ_Ｐ・ｔａｎδ_Ｐ …（１０）
Ｊ_Ｇ＝（（Ε／ｔａｎη）／ｓｉｎΣ）−Ｒ_Ｇ・ｔａｎδ_Ｇ …（１１）
但し、上記各式において、ピニオン１０１Ｐの歯数をｚ_Ｐ、歯直角モジュールをｍ_ｎ、創成円錐角をδ_Ｐ、ネジレ角をψ_Ｐ、組立距離をＪ_Ｐとし、ギヤ１０１Ｇの歯数をｚ_Ｇ、歯直角モジュールをｍ_ｎ、創成円錐角をδ_Ｇ、ネジレ角をψ_Ｇ、組立距離をＪ_Ｇとし、これらの軸交差角をΣ、オフセットをΕ、オフセット角をη，εとする。

また、歯先尖り現象や歯底切下げ現象を防止しつつ任意の歯丈係数を設定し、例えば良好な高歯歯車を実現するため、各円錐形インボリュート歯車１０１Ｐ，１０１Ｇの円錐母線直角歯末丈係数ｋ_ｋｎと円錐母線直角歯元丈係数ｋ_ｒｎと円錐母線方向の有効歯幅ｂ_ｎは、以下の式（１２）〜（２５）の関係を満足させるよう設定されている。

ｘ_{ｓ ｌｉｍ}＝（１／Ｆ）・（（π・Ｂ_ν／２）
−（（ｋ_{ｋｎ ｌｉｍ}・ｃｏｓψ（Ｂ_ｒ・ｔａｎα_ｓｒ＋Ｂ_ｌ・ｔａｎα_ｓｌ））
／ｃｏｓδ）） …（１２）
ｂ_{ｓ ｌｉｍ}＝（ｘ_{ｓ ｌｉｍ}−ｘ）・ｍ_ｎ／ｓｉｎδ …（１３）
Ｂ_ｒ＝（ｉｎｖα_{ｋｓｒ ｌｉｍ}−ｉｎｖα_ｓｒ）／ｔａｎα_ｓｒ …（１４）
Ｂ_ｌ＝（ｉｎｖα_{ｋｓｌ ｌｉｍ}−ｉｎｖα_ｓｌ）／ｔａｎα_ｓｌ …（１５）
Ｂ_ν＝（ｃｏｓα_ｓｒ／ｃｏｓα_{ｋｓｒ ｌｉｍ}）−１
＝（ｃｏｓα_ｓｌ／ｃｏｓα_{ｋｓｌ ｌｉｍ}）−１ …（１６）
Ｆ＝（Ｂ_ｒ・ｃｏｓψ−Ｂ_ν）・ｔａｎα_ｓｒ＋（Ｂ_ｌ・ｃｏｓψ−Ｂ_ν）・ｔａｎα_ｓｌ …（１７）
ｃｏｓα_{ｋｓｒ ｌｉｍ}＝Ｄ_ｇｒ／Ｄ_{ｋ ｌｉｍ} …（１８）
ｃｏｓα_{ｋｓｌ ｌｉｍ}＝Ｄ_ｇｌ／Ｄ_{ｋ ｌｉｍ} …（１９）
Ｄ_{ｋ ｌｉｍ}＝Ｄ_０＋２・ｍ_ｎ・（ｘ_{ｓ ｌｉｍ}＋ｋ_{ｋｎ ｌｉｍ}・ｓｅｃδ） …（２０）
ｘ_{ｕｒ ｌｉｍ}＝（（ｋ_{ｒｎ ｌｉｍ}＋ｃ_ｋｎ）／ｃｏｓδ）
−（（（ｒ_ｎ・（１−ｓｉｎα_ｎ））／（ｍ_ｎ・ｃｏｓδ））
＋（（Ｄ_０・ｓｉｎ^２α_ｓｒ）／（２・ｍ_ｎ））） …（２１）
ｘ_{ｕｌ ｌｉｍ}＝（（ｋ_{ｒｎ ｌｉｍ}＋ｃ_ｋｎ）／ｃｏｓδ）
−（（（ｒ_ｎ・（１−ｓｉｎα_ｎ））／（ｍ_ｎ・ｃｏｓδ））
＋（（Ｄ_０・ｓｉｎ^２α_ｓｌ）／（２・ｍ_ｎ））） …（２２）
ｂ_{ｕ ｌｉｍ}＝（ｘ_{ｕ ｌｉｍ}−ｘ）・ｍ_ｎ／ｓｉｎδ …（２３）
ｘ_{ｕ ｌｉｍ}＝ｍａｘ（ｘ_{ｕｒ ｌｉｍ}，ｘ_{ｕｌ ｌｉｍ}） …（２４）
ｂ_{ｎ ｌｉｍ}＝ｂ_{ｓ ｌｉｍ}−ｂ_{ｕ ｌｉｍ} …（２５）
但し、上記各式において、各歯車１０１Ｐ，１０１Ｇの軸直角転位係数をｘ、歯直角モジュールをｍ_ｎ、ネジレ角をψ、創成円錐角をδ、円錐母線直角歯末丈係数ｋ_ｋｎの限界値をｋ_{ｋｎ ｌｉｍ}、円錐母線直角歯元丈係数ｋ_ｒｎの限界値をｋ_{ｒｎ ｌｉｍ}、円錐母線直角頂隙係数をｃ_ｋｎ、円錐母線方向の有効歯幅ｂ_ｎの限界値をｂ_{ｎ ｌｉｍ}、右歯面の正面圧力角をα_ｓｒ、左歯面の正面圧力角をα_ｓｌ、基準ピッチ円直径をＤ_０、右歯面の基礎円筒直径をＤ_ｇｒ、左歯面の基礎円筒直径をＤ_ｇｌとする。

また、左右歯面両方で良好な歯当りを実現するため、各円錐形インボリュート歯車１０１Ｐ，１０１Ｇの左歯面圧力角α_ｎｌ及び右歯面圧力角α_ｎｒは以下の式（２６）〜（３２）を満足するよう設定され、これらの圧力角に基づいて歯丈方向の歯形形状が定められている。

φ_０＝ａｒｃｔａｎ（（−（Ａ_０Ｐ・ｓｉｎψ_Ｐ＋Ａ_０Ｇ・ｓｉｎψ_Ｇ）
／（Ａ_０Ｐ・ｔａｎδ_Ｐ＋Ａ_０Ｇ・ｔａｎδ_Ｇ））
・（（ｔａｎδ_Ｐ・ｔａｎδ_Ｇ）／ｃｏｓ（ψ_Ｐ＋ψ_Ｇ））） …（２６）
Ａ_０Ｐ＝Ｒ_０Ｐ／ｓｉｎδ_Ｐ …（２７）
Ａ_０Ｇ＝Ｒ_０Ｇ／ｓｉｎδ_Ｇ …（２８）
Ｒ_０Ｐ＝（ｍ_ｎ・ｚ_Ｐ）／（２・ｃｏｓψ_Ｐ） …（２９）
Ｒ_０Ｇ＝（ｍ_ｎ・ｚ_Ｇ）／（２・ｃｏｓψ_Ｇ） …（３０）
ｔａｎα_ｎｒ＝（（（１＋（−ｔａｎφ_０）^２・ｓｉｎ^２（（α_ｎｒ＋α_ｎｌ）／２））^１／２−１）
／ｓｉｎ（（α_ｎｒ＋α_ｎｌ）／２））＋ｔａｎ（（α_ｎｒ＋α_ｎｌ）／２）＋ｔａｎφ_０ …（３１）
ｔａｎα_ｎｌ＝（（（１＋（−ｔａｎφ_０）^２・ｓｉｎ^２（（α_ｎｒ＋α_ｎｌ）／２））^１／２−１）
／ｓｉｎ（（α_ｎｒ＋α_ｎｌ）／２））＋ｔａｎ（（α_ｎｒ＋α_ｎｌ）／２）−ｔａｎφ_０ …（３２）
但し、上記の各式において、ピニオン１０１Ｐの歯数をｚ_Ｐ、歯直角モジュールをｍ_ｎ、ネジレ角をψ_Ｐ、創成円錐角をδ_Ｐとし、ギヤ１０１Ｇの歯数をｚ_Ｇ、歯直角モジュールをｍ_ｎ、ネジレ角をψ_Ｇ、創成円錐角をδ_Ｇとする。

ここで、各歯車１０１Ｐ，１０１Ｇの歯筋方向の歯面修正は、以下の式（３３）を満足させるよう限界歯筋半径ρ_０を算出し、これよりも大きな中凹クラウニング歯筋修整半径ρに基づいて行われることが望ましい。

ρ_０＝（（ｔａｎψ_Ｐ＋ｔａｎψ_Ｇ）／ｃｏｓφ_０）
／（（（ｔａｎψ_Ｐ／（Ａ_０Ｐ・ｔａｎδ_Ｐ））
−（ｔａｎψ_Ｇ／（Ａ_０Ｇ・ｔａｎδ_Ｇ）））・（−ｔａｎφ_０）
＋（１／（Ａ_０Ｐ・ｃｏｓψ_Ｐ））−（１／（Ａ_０Ｇ・ｃｏｓψ_Ｇ））） …（３３）
なお、上述の各演算等については、例えば、本出願人らによる、特開２００６−９０４６５号公報、特開２００６−９０４６６号公報、特開２００６−９０４６７号公報、及び、特開２００６−９０４６８号公報に詳述されている。

このような実施形態によれば、フロントディファレンシャル装置５０を、ＣＶＴ３０よりもエンジン５側でクランク軸５ａのラジアル方向にオフセットして配設（例えば、トルクコンバータ２０の周部にオフセットして配置）することにより、縦置き型のパワーユニット１の全長を短縮することができる。そして、ディファレンシャル装置５０の入力軸であるピニオン軸５２を、出力軸４３（すなわち、ＣＶＴ３０のセカンダリ軸３２）に対して三次元的な食違い位置に配設し、これら出力軸４３とピニオン軸５２とを食違い軸インボリュート歯車対からなるトランスファギヤ列５３を介して連結することにより、トランスファギヤ列５３を大型化させることなく、ＣＶＴ３０との干渉を効率よく回避させながらディファレンシャル装置５０までピニオン軸５２を導くことができる。従って、例えば、図３に示すように、トーボード６０よりも車室側に食い込んで配置されるトランスファギヤ列５３によって乗員の足元スペースが浸食させることを抑制しつつ、例えば、図７に示すように、車体前部の前方へのオーバーハングを減少させて広い車室空間を確保することができ、しかも、美的外観を向上させることができる。なお、比較のため、図３中に、フロントディファレンシャル装置５０をトルクコンバータ２０の周部にオフセット配置し、ピニオン軸を出力軸に対して平行配置してこれらを平行軸歯車列からなるトランスファギヤ列で連結した場合の変速機の外観を２点鎖線で示す。また、図７中に、トルクコンバータとＣＶＴとの間にフロントディファレンシャル装置を介装したパワーユニットを搭載した車体の外観を２点鎖線で示す。

この場合、特に、フロントディファレンシャル装置５０をトルクコンバータ２０の一側下方寄りのデッドスペースに配置するとともに、ＣＶＴ３０のプライマリプーリ３３とセカンダリプーリ３４とを上下に配置し、ピニオン軸５２の先端側をセカンダリプーリ３４の一側で外方且つ下方に傾斜させながらエンジン５側に指向させてフロントディファレンシャル装置５０に導くことにより、ピニオン軸５２を出力軸４３に対して食違い配置する際の相対角度を小さく設定することができる。さらに、ＣＶＴ３０のプライマリプーリ３３の可動シーブ３３ｂをエンジン５側に配置し、セカンダリプーリ３４の可動シーブ３４ｂをトランスファギヤ列５３側に配置することにより、大径のセカンダリプーリ３４をトランスファギヤ列５３から遠ざけて配置することができ、ピニオン軸５２を出力軸４３に対して食違い配置する際の相対角度を効果的に小さく設定することができる。さらに、ＣＶＴ３０の出力軸であるセカンダリ軸３２上に前後進切換装置４０を配設することにより、大径のセカンダリプーリ３４をトランスファギヤ列５３から遠ざけて配置することができ、ピニオン軸５２を出力軸４３に対して食違い配置する際の相対角度をより効果的に小さく設定することができる。

ここで、上述の実施形態では、本発明をＦＦ車用のパワーユニットに適用した一例について説明したが、その他にも、例えば、図８及び図９、或いは、図１０及び図１１に示すように、本発明をＦＦベースの四輪駆動車用のパワーユニット等にも適用することが可能である。なお、図８，９には、上述のトランスファギヤ列５３とは別に設けた、平行軸歯車対からなるトランスファギヤ列６５を介して、前後トルク分配装置６６に出力軸４３を連結した構成を示し、図１０，１１には、出力軸４３上に、前後トルク分配装置６６を連結した構成を示す。

なお、上述の実施形態においては、主変速装置としてＣＶＴを適用した一例について説明したが、本発明は、これに限定されることなく、例えば、主変速装置として多段変速装置を適用しても良いことは勿論である。

また、ディファレンシャル装置５０の配設位置は、トルクコンバータ２０の周部に限定されるものではなく、例えば、エンジン５の側部等に配設してもよい。

車両用パワーユニットの要部を示すスケルトン図 変速機の各構成要素を車体上方から見た配置図 プライマリプーリを除いて変速機の各構成要素を車体上方から見た配置図 変速機の各構成要素を車体後方から見た配置図 円錐形インボリュート歯車対の噛合モデルの断面図 図５の歯車対の基準円錐系を示す説明図 本実施形態のパワーユニットを搭載した車両の外観を示す側面図 本発明をＦＦベースの四輪駆動車用のパワーユニットに適用した変形例の要部を示すスケルトン図 図８の構成要素の要部を車体上方から見た配置図 本発明をＦＦベースの四輪駆動車用のパワーユニットに適用した他の変形例の要部を示すスケルトン図 図１０の構成要素の要部を車体上方から見た配置図

符号の説明

１ … パワーユニット
５ … エンジン
５ａ … クランク軸
１０ … 変速機
２０ …トルクコンバータ（発進デバイス）
３０ … 無段変速装置（主変速装置）
３２ … セカンダリ軸（出力軸）
３３ … プライマリプーリ
３３ｂ … プライマリ可動シーブ
３３ａ … プライマリ固定シーブ
３３ｂ … 可動シーブ
３３ｃ … プライマリシリンダ
３３ｄ … 油圧室
３４ … セカンダリプーリ
３４ａ … セカンダリ固定シーブ
３４ｂ … セカンダリ可動シーブ
３４ｃ … セカンダリシリンダ
３４ｄ … 油圧室
３５ … ベルト
４０ … 前後進切換装置
４３ … 出力軸
５０ … フロントディファレンシャル装置
５０ａ … クラウンギヤ
５１ｌ，５１ｒ … ドライブ軸
５２ … ピニオン軸（入力軸）
５２ａ … ピニオンギヤ
５３ … トランスファギヤ列
５３ａ … トランスファドライブギヤ
５３ｂ … トランスファドリブンギヤ

Claims (7)

1. エンジンと主変速装置とが車体の前後方向に沿って配置された縦置き型の車両用パワーユニットであって、
   上記主変速装置よりも上記エンジン側でクランク軸のラジアル方向にオフセットして配設されたディファレンシャル装置と、
   上記主変速装置の出力軸に対して三次元的な食違い位置に配置された上記ディファレンシャル装置の入力軸と、
   少なくとも何れか一方の歯車が円錐形インボリュート歯車で構成され、上記主変速装置の出力軸と上記入力軸とを連結する食違い軸インボリュート歯車対からなるトランスファギヤ列とを備えたことを特徴とする車両用パワーユニット。
2. 上記食違い軸インボリュート歯車対は、当該歯車対の設計諸元に基づいて設定される設計ピッチ点に対して転位していることを特徴とする請求項１に記載の車両用パワーユニット。
3. 上記食違い軸インボリュート歯車対を構成する各歯車の歯丈は、上記歯車対の設計諸元に基づいて設定される歯丈よりも高歯に設定されていることを特徴とする請求項１または請求項２に記載の車両用パワーユニット。
4. 上記エンジンと上記主変速装置との間に発進デバイスを有し、
   上記ディファレンシャル装置は、上記発進デバイスの周部に配設されていることを特徴とする請求項１乃至請求項３の何れか１項に記載の車両用パワーユニット。
5. 上記主変速装置は、プライマリプーリとセカンダリプーリとが上下に配置された無段変速装置であって、
   上記入力軸は、上記セカンダリプーリの一側で外方且つ下方に傾斜しながら上記エンジン側に指向し、上記発進デバイスの一側下方寄りに配設された上記ディファレンシャル装置に連結することを特徴とする請求項４に記載の車両用パワーユニット。
6. 上記プライマリプーリの可動シーブを上記エンジン側に配置し、
   上記セカンダリプーリの可動シーブを上記トランスファギヤ列側に配置したことを特徴とする請求項５に記載の車両用パワーユニット。
7. 上記主変速装置の出力軸上に前後進切換装置を配設し、当該前後進切換装置を介して上記出力軸を上記トランスファギヤ列に接続したことを特徴とする請求項１乃至請求項６の何れか１項に記載の車両用パワーユニット。

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