JP2012167684A - 軸受構造 - Google Patents

Abstract

【課題】軸受と回転軸とのフレッティングを抑制することができる軸受構造を提供すること。
【解決手段】駆動装置のケースに圧入された外輪３１と、外輪によって回転自在に支持される内輪３２とを有する軸受３Ａと、内輪に挿入されて内輪の内周３４によって支持される回転軸２０と、回転軸の回転時に回転軸に対してスラスト力を発生させるスラスト力発生機構と、内周に形成された内輪側所定面３５と、回転軸の外周に形成され、内輪側所定面と対向する回転軸側所定面２４と、を備え、スラスト力発生機構が発生させるスラスト力Ｙ１が内輪側所定面と回転軸側所定面とを互いに押圧する。
【選択図】図２

Description

本発明は、軸受構造に関する。

従来、軸受におけるフレッティングを抑制する技術が提案されている。例えば、特許文献１には、ベアリングのインナレースと出力伝動軸との間に潤滑油の供給路を形成した変速機の軸受け潤滑構造の技術が開示されている。特許文献１の技術によれば、インナレースと出力伝動軸との潤滑性を高めて、ベアリングを軸支する出力伝動軸のフレッティングを抑えることができるとされている。

特開２０００−２８３２７２号公報

軸受と回転軸とのフレッティングを抑制することについて、従来十分な検討がなされていない。例えば、軸受けと回転軸との摺動を抑制することによってフレッティングを抑制することについて、なお改良の余地がある。

本発明の目的は、軸受と回転軸とのフレッティングを抑制することができる軸受構造を提供することである。

本発明の軸受構造は、駆動装置のケースに圧入された外輪と、前記外輪によって回転自在に支持される内輪とを有する軸受と、前記内輪に挿入されて前記内輪の内周によって支持される回転軸と、前記回転軸の回転時に前記回転軸に対してスラスト力を発生させるスラスト力発生機構と、前記内周に形成された内輪側所定面と、前記回転軸の外周に形成され、前記内輪側所定面と対向する回転軸側所定面と、を備え、前記スラスト力発生機構が発生させるスラスト力が前記内輪側所定面と前記回転軸側所定面とを互いに押圧することを特徴とする。

上記軸受構造において、前記軸受は、前記回転軸の軸端部に配置され、前記内輪側所定面および前記回転軸側所定面は、前記回転軸の軸方向において前記軸受が配置された軸端部の先端側へ向かうに従い前記回転軸の径方向内側に傾斜したテーパ形状であることが好ましい。

上記軸受構造において、更に、前記回転軸を前記回転軸の軸方向に貫く潤滑油の流路を備え、前記軸受は、前記回転軸における前記流路の流出口側の軸端部に配置され、前記軸方向において、前記内輪側所定面は、前記回転軸側所定面よりも前記流出口側の軸端部の先端方向に突出していることが好ましい。

上記軸受構造において、前記スラスト力発生機構は、前記回転軸に配置されて前記回転軸に入出力される動力を伝達するはすば歯車であることが好ましい。

上記軸受構造において、前記回転軸は、動力源として車両に搭載されたモータの出力軸であり、前記スラスト力発生機構は、前記車両の前進時に前記モータが前記はすば歯車を介して動力を出力するときに前記内輪側所定面と前記回転軸側所定面とを互いに押圧するスラスト力を発生させることが好ましい。

本発明に係る軸受構造は、駆動装置のケースに圧入された外輪と、外輪によって回転自在に支持される内輪とを有する軸受と、内輪に挿入されて内輪の内周によって支持される回転軸と、回転軸の回転時に回転軸に対してスラスト力を発生させるスラスト力発生機構と、内周に形成された内輪側所定面と、回転軸の外周に形成され、内輪側所定面と対向する回転軸側所定面と、を備え、スラスト力発生機構が発生させるスラスト力が内輪側所定面と回転軸側所定面とを互いに押圧する。本発明に係る軸受構造によれば、軸受と回転軸との摺動を抑制し、フレッティングを抑制することができるという効果を奏する。

図１は、第１実施形態に係る動力伝達装置の要部を示す図である。 図２は、第１実施形態に係る軸受構造の要部を示す図である。 図３は、変形例の軸受構造の要部を示す図である。 図４は、第２実施形態に係る軸受構造の要部を示す図である。

以下に、本発明の実施形態に係る軸受構造につき図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、この実施形態によりこの発明が限定されるものではない。また、下記の実施形態における構成要素には、当業者が容易に想定できるものあるいは実質的に同一のものが含まれる。

（第１実施形態）
図１および図２を参照して、第１実施形態について説明する。本実施形態は、軸受構造に関する。図１は、第１実施形態に係る動力伝達装置の要部を示す図、図２は、第１実施形態に係る軸受構造の要部を示す図である。

本実施形態の軸受構造では、軸受の内輪（図２の符号３２）半分とＭＧシャフト（図２の符号２０参照）の先端をそれぞれテーパ状としている。これにより、前進かつモータのリダクションギア（図１の符号９参照）が駆動時に左方向にスラスト力（図１，２の符号Ｙ１参照）が発生する。前進駆動時において、テーパにした内輪３２に対してＭＧシャフト２０が押さえ付けられることで、内輪３２とＭＧシャフト２０との摺動が規制され、フレッティングが抑制される。

図１に示すように、動力伝達装置１００は、ケース１と、モータ２と、軸受３（第一軸受３Ａ、第二軸受３Ｂ、第三軸受３Ｃ、第四軸受３Ｄ）と、油路４とを備えている。動力伝達装置１００は、例えば、車両に搭載されるものである。本実施形態の動力伝達装置１００は、モータ２および図示しないエンジンを動力源として走行するハイブリッド車両５０の駆動装置である。動力伝達装置１００は、エンジンとハイブリッド車両５０の駆動輪とを接続している。

本実施形態の軸受構造１−１は、第一軸受３Ａと、ＭＧシャフト２０と、スラスト力発生機構としてのリダクションギア９と、内輪側所定面（図２の符号３５参照）と、回転軸側所定面（図２の符号２４参照）とを備える。

図１に戻り、ケース１は、動力伝達装置１００の外殻部材である。ケース１内には、モータ２、軸受３、カウンタシャフト６が配置されている。また、図示されていないが、ケース１内には、インプットシャフト、差動機構等が配置されている。インプットシャフトは、エンジンの動力が入力される入力軸である。差動機構は、エンジンやモータ２の動力を減速して左右の駆動輪に伝達する。

カウンタシャフト６は、軸受を介してケース１によって回転自在に支持されている。カウンタシャフト６は、カウンタドリブンギア７およびファイナルドライブギア８を有する。カウンタドリブンギア７は、インプットシャフトのカウンタドライブギアと噛み合っている。

モータ２は、電力の供給により駆動する電動機としての機能（力行機能）と、機械エネルギーを電気エネルギーに変換する発電機としての機能（回生機能）とを兼ね備えている。モータ２としては、例えば、交流同期型のモータジェネレータを用いることができる。モータ２は、ケース１に固定された固定子としてのステータ２Ａと、ステータ２Ａの内方に配置された回転子としてのロータ２Ｂとを有する。

モータ２の回転軸であるＭＧシャフト２０は、第一シャフト部２１および第二シャフト部２２を有する。第二シャフト部２２は、第一シャフト部２１よりも軸方向のエンジン側に配置されている。第一シャフト部２１には、ロータ２Ｂが連結されている。ロータ２Ｂは、第一シャフト部２１の外周面に連結されており、ロータ２Ｂと第一シャフト部２１とは一体に回転する。第二シャフト部２２は、第一シャフト部２１における軸方向のエンジン側の端部に挿入されている。第一シャフト部２１と第二シャフト部２２とは、一体回転可能なように、例えばスプライン嵌合によって連結されている。

第一シャフト部２１および第二シャフト部２２は、それぞれ軸受３を介してケース１によって回転自在に支持されている。第一シャフト部２１は、第一軸受３Ａおよび第二軸受３Ｂによって支持されている。第一軸受３Ａは、ロータ２Ｂよりも軸方向のエンジン側と反対側に配置され、第二軸受３Ｂは、ロータ２Ｂよりも軸方向のエンジン側に配置されている。第二シャフト部２２は、第三軸受３Ｃおよび第四軸受３Ｄによって支持されている。第三軸受３Ｃは、第二シャフト部２２における軸方向のエンジン側と反対側に配置され、第四軸受３Ｄは、第二シャフト部２２における軸方向のエンジン側の端部に配置されている。

第二シャフト部２２は、リダクションギア９を有する。リダクションギア９は、第二シャフト部２２の外周に配置されており、カウンタドリブンギア７と噛み合っている。リダクションギア９は、軸方向における第三軸受３Ｃと第四軸受３Ｄとの間に配置されている。リダクションギア９は、ＭＧシャフト２０に入出力される動力、すなわちモータ２の出力軸に入出力される動力を伝達する歯車である。

モータ２は、ＭＧシャフト２０、リダクションギア９およびカウンタドリブンギア７を介してカウンタシャフト６と動力を伝達することができる。このように、カウンタドリブンギア７には、リダクションギア９およびインプットシャフトのカウンタドライブギアがそれぞれ噛み合っており、カウンタシャフト６にはエンジンの動力およびモータ２の動力がそれぞれ入力される。カウンタシャフト６のファイナルドライブギア８には、差動機構のリングギアが噛み合っている。カウンタシャフト６に入力された動力は、ファイナルドライブギア８、リングギアおよび差動機構を介して駆動輪に伝達される。

なお、本明細書では、特に記載のない限り、「径方向」とはＭＧシャフト２０の中心軸線Ｘと直交する方向を示し、「軸方向」とはＭＧシャフト２０の中心軸線Ｘと平行な方向を示すものとする。

ＭＧシャフト２０には、モータ２や各軸受３に潤滑油を供給する油路４が形成されている。油路４は、ＭＧシャフト２０を軸方向に貫いている潤滑油の流路である。油路４は、第一シャフト部２１を軸方向に貫通する第一油路４１および第二シャフト部２２を軸方向に貫通する第二油路４２を有する。第一油路４１と第二油路４２とは連通している。油路４におけるエンジン側の軸端部には、ケース１内に配置されたキャッチタンク１０から潤滑油が供給される。キャッチタンク１０は、潤滑油を一時的に貯留することができるオイル受け部である。キャッチタンク１０は、ケース１内における上部に配置されている。キャッチタンク１０には、ケース１内の下部に貯留した潤滑油がリングギアの回転等によって送られる。

キャッチタンク１０に貯留された潤滑油は、図示しない油路等を介して動力伝達装置１００の各部に供給される。また、キャッチタンク１０の潤滑油は、油路等を介してＭＧシャフト２０におけるエンジン側の軸端部の近傍に供給される。キャッチタンク１０から供給された潤滑油は、軸方向のエンジン側の端部から油路４に流入し、第一軸受３Ａに向けて軸方向に流れる。ＭＧシャフト２０には、油路４とＭＧシャフト２０の外部とを径方向に連通する貫通孔が形成されており、ＭＧシャフト２０内を流れる潤滑油はこの貫通孔を介して各軸受３やモータ２のロータ２Ｂ等に供給される。

従来、ＭＧシャフト２０と軸受３の内輪とが隙間嵌めされている場合、ＭＧシャフト２０と内輪とが摺動することなどにより、フレッティング摩耗が発生することがあった。本実施形態では、第一軸受３Ａの内輪３２とＭＧシャフト２０におけるエンジン側と反対側の軸端部とは隙間嵌めによって嵌合している。第一軸受３Ａの外輪３１は、ケース１のエンドカバー１Ａに嵌合している。本実施形態では、外輪３１は、エンドカバー１Ａに圧入されている。エンドカバー１Ａは、ケース１における軸方向のエンジン側と反対側の端部に形成された開口部を閉塞するものである。エンドカバー１Ａは、ＭＧシャフト２０におけるエンジン側と反対側の軸端部と軸方向において対向している。外輪３１は、エンドカバー１Ａに圧入されることで、ケース１によって支持され、かつ回転が規制されている。外輪３１とエンドカバー１Ａとのはめ合いは、内輪３２とＭＧシャフト２０とのはめ合いよりも強固である。

内輪３２は、第一シャフト部２１におけるエンジン側と反対側の軸端部２１Ａに配置されている。内輪３２は、第一シャフト部２１の外周に隙間嵌めによって嵌合している。内輪３２は、外輪３１の径方向内側に位置しており、外輪３１と内輪３２との間には、複数の転動体３３が介在している。転動体３３は、例えば球形であり、周方向に連続的に配置されている。転動体３３は、外輪３１と内輪３２との間で転動することにより内輪３２を回転自在に支持して、ケース１に対する第一シャフト部２１の相対回転を可能とする。ＭＧシャフト２０と内輪３２とが隙間嵌めである場合、ＭＧシャフト２０と内輪３２との接触面において摩耗が生じることがある。例えば、アンバランスやエンジン振動の入力やトルク入力等により、ＭＧシャフト２０の外周と内輪３２の内周との接触面において、ラジアル方向にかかる荷重や滑りの発生によってフレッティング摩耗が発生する虞がある。小型化、低コスト化のためにモータ２を高回転化すると、入力が大きくなり、より厳しい条件となって摩耗が発生しやすくなる。

本実施形態の軸受構造１−１では、図２に符号Ｚで示すように、第一軸受３Ａの内輪３２における半分、およびＭＧシャフト２０の先端がそれぞれテーパ形状とされている。これにより、前進駆動時にテーパ状の内輪３２に対してＭＧシャフト２０が押さえつけられることで、内輪３２とＭＧシャフト２０との摺動が規制される。よって、本実施形態の軸受構造１−１によれば、内輪３２とＭＧシャフト２０とのフレッティング摩耗が抑制される。

図２には、第一軸受３Ａの近傍における中心軸線Ｘに沿った断面図が示されている。ＭＧシャフト２０は、内輪３２に挿入されて内輪３２の内周３４によって支持される。図２に示すように、内輪３２の内周３４には、内輪側所定面３５が形成されている。内輪３２の内周３４は、軸方向の一端から他端までの全領域がＭＧシャフト２０と接触可能な接触面（嵌合面）とされている。内輪側所定面３５は、内周３４における軸方向のエンジン側と反対側に配置されている。内輪側所定面３５は、軸方向において第一軸受３Ａが配置された軸端部２１Ａの先端側へ向かうに従い径方向内側に傾斜したテーパ形状である。言い換えると、内輪側所定面３５は、軸方向においてリダクションギア９から離間するほど径ｒが減少するテーパ形状である。

内輪３２の内周３４において、内輪側所定面３５以外の領域、すなわち内輪側所定面３５よりも軸方向のエンジン側の領域である円筒内周面３６は、ＭＧシャフト２０の中心軸線Ｘと平行な面である。円筒内周面３６は、円筒形状の内周面をなすものである。円筒内周面３６では、軸方向の位置にかかわらず内輪３２の内径Ｒは一定である。

第一シャフト部２１におけるエンジン側と反対側の軸端部２１Ａの外周には、嵌合面２３が形成されている。嵌合面２３におけるエンジン側の端部には、径方向外側に突出する肩部２１Ｂが形成されている。肩部２１Ｂは、第一シャフト部２１に嵌合した内輪３２の軸方向の移動を規制する。嵌合面２３は、回転軸側所定面２４を有する。回転軸側所定面２４は、内輪３２と第一シャフト部２１とが嵌合した状態において内輪側所定面３５と対向する面である。回転軸側所定面２４は、嵌合面２３における軸方向のエンジン側と反対側に配置されている。回転軸側所定面２４は、軸方向において軸端部２１Ａの先端側へ向かうに従い径方向内側に傾斜したテーパ形状である。つまり、回転軸側所定面２４は、内輪側所定面３５と同様に、軸方向においてリダクションギア９から離間するほど径が減少するテーパ形状である。

第一シャフト部２１の嵌合面２３において、回転軸側所定面２４以外の領域、すなわち回転軸側所定面２４よりも軸方向のエンジン側の領域である円筒外周面２５は、ＭＧシャフト２０の中心軸線Ｘと平行な面である。円筒外周面２５は、円筒形状の外周面をなすものである。円筒外周面２５では、軸方向の位置にかかわらず第一シャフト部２１の外径は一定である。円筒内周面３６における内輪３２の内径Ｒは、円筒外周面２５における第一シャフト部２１の外径よりも大きく、この領域２５，３６において、第一シャフト部２１と内輪３２とが隙間嵌めされている。

内輪側所定面３５と回転軸側所定面２４とは面接触可能である。本実施形態では、内輪側所定面３５における中心軸線Ｘに対する傾斜角αと、回転軸側所定面２４における中心軸線Ｘに対する傾斜角βとは同一あるいは近似した角度である。言い換えると、内輪側所定面３５と回転軸側所定面２４との隙間の大きさは、軸方向の位置によらず一定あるいは略一定である。

本実施形態の軸受構造１−１は、ＭＧシャフト２０の回転時にＭＧシャフト２０に対してスラスト力を発生させるスラスト力発生機構を備えている。以下に説明するように、スラスト力発生機構が発生させるスラスト力が内輪側所定面３５と回転軸側所定面２４とを互いに押圧する。

図１に戻り、リダクションギア９およびカウンタドリブンギア７は、はすば歯車であり、相互に動力を伝達するときにＭＧシャフト２０に対してスラスト力を発生させる。つまり、リダクションギア９およびカウンタドリブンギア７は、回転時にＭＧシャフト２０に対してスラスト力を発生させるスラスト力発生機構としての機能を有する。

モータ２の駆動時、すなわちモータ２が電力を消費して発生させる動力によってリダクションギア９がカウンタドリブンギア７を駆動するときには、リダクションギア９がカウンタドリブンギア７から受ける反力は、ＭＧシャフト２０に対してスラスト力を発生させる。ハイブリッド車両５０の前進時において、リダクションギア９における回転方向前方の歯面は、軸方向のエンジン側を向いている。言い換えると、前進時において、リダクションギア９における回転方向後方の歯面は、軸方向においてモータ２および第一軸受３Ａと対向している。

矢印Ｙ１は、ハイブリッド車両５０の前進時にモータ２の動力によってリダクションギア９がカウンタドリブンギア７を駆動する場合（以下、単に「前進駆動時」とも記載する。）にＭＧシャフト２０に発生するスラスト力を示す。このように、前進駆動時のＭＧシャフト２０には、軸方向のエンジン側と反対側に向かうスラスト力Ｙ１が発生する。

矢印Ｙ２は、ハイブリッド車両５０の前進時にカウンタドリブンギア７がリダクションギア９を駆動し、モータ２がリダクションギア９を介して入力される動力によって駆動される場合（以下、単に「前進被駆動時」とも記載する。）にＭＧシャフト２０に発生するスラスト力を示す。前進被駆動時のスラスト力Ｙ２は、前進駆動時のスラスト力Ｙ１とは反対方向の力、すなわち軸方向のエンジン側に向かうスラスト力である。

ハイブリッド車両５０の後進時にモータ２がリダクションギア９を介して入力される動力によって駆動される場合（以下、単に「後進被駆動時」とも記載する。）にＭＧシャフト２０に発生するスラスト力は、前進駆動時のスラスト力Ｙ１と同方向のスラスト力である。

ハイブリッド車両５０の後進時にモータ２の動力によってリダクションギア９がカウンタドリブンギア７を駆動する場合（以下、「後進駆動時」とも記載する。）にＭＧシャフト２０に発生するスラスト力は、前進被駆動時のスラスト力Ｙ２と同方向のスラスト力である。

図２に戻り、前進駆動時のスラスト力Ｙ１は回転軸側所定面２４を内輪側所定面３５に向けて押圧する。すなわち、前進駆動時にスラスト力発生機構が発生させるスラスト力Ｙ１が内輪側所定面３５と回転軸側所定面２４とを互いに押圧する。内輪側所定面３５は、スラスト力Ｙ１の方向において奥側が手前側よりも内径ｒが小径となるテーパ形状である。この内輪側所定面３５に対して先細形状の回転軸側所定面２４が押さえつけられることで、くさび効果により内輪側所定面３５と回転軸側所定面２４との間の摩擦力が増加する。内輪側所定面３５および回転軸側所定面２４がテーパ形状とされていることで、テーパ形状でない場合よりも同一のスラスト力Ｙ１に対して内輪側所定面３５と回転軸側所定面２４との間の垂直押し付け力（法線成分）が増大し、摩擦力が増加する。よって、内輪３２と第一シャフト部２１との摺動が規制され、フレッティング摩耗が抑制される。

回転軸側所定面２４と内輪側所定面３５との摩擦力は、前進駆動時のスラスト力Ｙ１が増加するほど大きくなる。また、前進駆動時のスラスト力Ｙ１は、リダクションギア９がカウンタドリブンギア７を駆動する動力の大きさに応じて増加する。従って、前進駆動時にモータ２の出力する動力が大きくなるほど回転軸側所定面２４と内輪側所定面３５との摩擦力が増加することとなる。このように、本実施形態の軸受構造１−１によれば、モータ２から第一シャフト部２１に入力される動力が大きくなるほど回転軸側所定面２４と内輪側所定面３５との摩擦力を大きなものとしてフレッティング摩耗を効果的に抑制することができる。

また、本実施形態では、内輪３２の内周３４および第一シャフト部２１の嵌合面２３における軸方向の一部の領域のみがテーパ形状とされていることにより、内輪３２と第一シャフト部２１との同軸度が確保されている。内周３４における円筒内周面３６および嵌合面２３における円筒外周面２５は、それぞれ円柱面をなしている。円筒内周面３６と円筒外周面２５とが嵌合することによって、内輪３２の中心軸線がＭＧシャフト２０の中心軸線Ｘに対して偏心することが抑制される。よって、内輪３２の中心軸線と第一シャフト部２１の中心軸線との同軸度が維持される。

本実施形態では、内周３４において内輪側所定面３５を形成する領域、および嵌合面２３において回転軸側所定面２４を形成する領域は、軸方向の半分程度の領域であるが、これに限定されるものではない。内周３４および嵌合面２３においてテーパ状に形成する領域の大きさは、内輪３２と第一シャフト部２１との同軸度の確保と、内輪３２と第一シャフト部２１との摩擦力の確保とを両立できるように設定すればよい。

内輪側所定面３５における中心軸線Ｘに対する傾斜角αは、例えば、モータ２が出力できる動力の大きさに基づいて決定することができる。例えば、モータ２の出力可能な動力が大きい場合の傾斜角αは、出力可能な動力が小さい場合の傾斜角αよりも大きな角度とされてもよい。

本実施形態では、第一軸受３ＡがＭＧシャフト２０における軸端部に配置されたが、これに限定されるものではない。第一軸受３Ａの配置は適宜定めることができる。また、第一軸受３Ａ以外の軸受３に対して本実施形態の軸受構造１−１が適用されてもよい。

本実施形態では、軸受構造１−１が車両の動力伝達装置に適用される場合を例に説明したが、これに限定されるものではない。軸受構造１−１は、車両の動力伝達装置以外の駆動装置に適用可能である。また、本実施形態では、軸受構造１−１の回転軸がモータ２の出力軸であったが、これに限定されるものではない。モータ２以外の他の動力源の回転軸に対して軸受構造１−１を適用可能である。

（第１実施形態の変形例）
上記第１実施形態では、回転軸側所定面２４および内輪側所定面３５は、中心軸線Ｘに対して傾斜するテーパ形状であったが、これに限定されるものではない。回転軸側所定面２４および内輪側所定面３５は、スラスト力発生機構が発生させるスラスト力によって互いに押圧されるように構成されていればよい。

例えば、回転軸側所定面および内輪側所定面は、中心軸線Ｘに対して直交する面であってもよい。図３は、本変形例の軸受構造１−２の要部を示す図である。内輪３２の内周３７は、第一円筒内周面３８、内輪側所定面３９および第二円筒内周面４０を有する。内輪側所定面３９は、軸方向と直交する面である。内輪側所定面３９は、軸方向のエンジン側を向いており、軸方向においてリダクションギア９と対向している。内輪側所定面３９は、内周３７における軸方向の両端の間、すなわち軸方向の中間部に形成されている。

第一円筒内周面３８および第二円筒内周面４０は、それぞれＭＧシャフト２０の中心軸線Ｘと平行な面である。第一円筒内周面３８は内輪側所定面３９よりも軸方向のエンジン側と反対側に位置し、第二円筒内周面４０は内輪側所定面３９よりも軸方向のエンジン側に位置している。また、第一円筒内周面３８における内輪３２の内径は、第二円筒内周面４０における内輪３２の内径よりも小さい。

第一シャフト部２１の嵌合面２６は、内周３７に対応する形状を有する。嵌合面２６は、第一円筒外周面２７、回転軸側所定面２８および第二円筒外周面２９を有する。回転軸側所定面２８は、軸方向と直交する面である。回転軸側所定面２８は、軸方向のエンジン側と反対側を向いており、軸方向においてエンドカバー１Ａと対向している。回転軸側所定面２８は、嵌合面２６における軸方向の両端の間、すなわち軸方向の中間部に形成されている。

回転軸側所定面２８と内輪側所定面３９とは軸方向において互いに対向しており、接触（当接）することが可能である。また、第一円筒外周面２７における第一シャフト部２１の外径と第一円筒内周面３８における内輪３２の内径とは隙間嵌めによって嵌合可能な関係を有し、第二円筒外周面２９における第一シャフト部２１の外径と第二円筒内周面４０における内輪３２の内径とは隙間嵌めによって嵌合可能な関係を有している。

内輪３２に対して第一シャフト部２１におけるエンジン側と反対側の軸端部２１Ａが挿入されると、第一円筒外周面２７と第一円筒内周面３８、および第二円筒外周面２９と第二円筒内周面４０がそれぞれ径方向において対向し、かつ回転軸側所定面２８と内輪側所定面３９とが軸方向において対向する。前進駆動時に第一シャフト部２１に対してスラスト力Ｙ１が作用すると、スラスト力Ｙ１によって回転軸側所定面２８と内輪側所定面３９とが互いに押圧する。これにより、内輪３２と第一シャフト部２１とが摺動することが規制され、フレッティング摩耗が抑制される。上記第１実施形態と同様に、前進駆動時のスラスト力Ｙ１が大きいほど、回転軸側所定面２８と内輪側所定面３９との摩擦力が増加する。

回転軸側所定面２８および内輪側所定面３９における径方向の幅は、例えば、モータ２が出力できる動力の大きさに基づいて決定することができる。例えば、モータ２の出力可能な動力が大きい場合の径方向の幅は、出力可能な動力が小さい場合の径方向の幅よりも大きな幅とされてもよい。

このように、内輪３２の内周および第一シャフト部２１の嵌合面は、軸方向においてリダクションギア９から離間するに従い径方向に拡大する段差形状とされてもよい。また、内輪３２の内周と第一シャフト部２１の嵌合面とは、スラスト力Ｙ１によって互いに押圧される所定面を有するように形成されていればよく、テーパ形状や段差形状以外の形状とされていてもよい。

（第２実施形態）
図４を参照して、第２実施形態について説明する。第２実施形態については、上記実施形態で説明したものと同様の機能を有する構成要素には同一の符号を付して重複する説明は省略する。本実施形態の軸受構造１−３において、上記第１実施形態の軸受構造１−１と異なる点は、油路４から流出する潤滑油を内輪３２と第一シャフト部２１との間に導く構成を有する点である。図４は、本実施形態に係る軸受構造１−３の要部を示す図である。図４に示すように、内輪３２が第一シャフト部２１よりも軸方向のエンジン側と反対側に突出している。これにより、油路４から流出する潤滑油を内輪側所定面１３５が受けて内輪３２と第一シャフト部２１との間に導くことができる。よって、本実施形態の軸受構造１−３によれば、内輪３２と第一シャフト部２１との嵌合部を適切に潤滑してフレッティング摩耗を抑制することができる。

内輪３２は、上記第１実施形態と同様に第一シャフト部２１におけるエンジン側と反対側の軸端部２１Ａに配置されている。内輪３２の内周１３４は、内輪側所定面１３５および円筒内周面１３６を有する。内輪側所定面１３５は、上記第１実施形態の内輪側所定面３５と同様に内周１３４における軸方向のエンジン側と反対側に形成されており、かつ内輪側所定面３５と同様のテーパ形状である。円筒内周面１３６は、上記第１実施形態の円筒内周面３６と同様の形状であり、内周１３４における内輪側所定面１３５よりも軸方向のエンジン側に配置されている。

第一シャフト部２１の嵌合面１２３は、第一シャフト部２１におけるエンジン側と反対側の軸端部２１Ａに形成されている。嵌合面１２３は、回転軸側所定面１２４および円筒外周面１２５を有する。回転軸側所定面１２４は、上記第１実施形態の回転軸側所定面２４と同様に嵌合面１２３における軸方向のエンジン側と反対側に形成されている。回転軸側所定面１２４は、内輪３２と第一シャフト部２１とが嵌合した状態において内輪側所定面１３５と対向する。回転軸側所定面１２４は、上記第１実施形態の回転軸側所定面２４と同様に軸端部２１Ａの先端側へ向かうに従い径方向内側に傾斜したテーパ形状である。

第一シャフト部２１におけるリダクションギア９側と反対側の端面２１Ｃには、油路４の流出口４３が開口している。つまり、第一軸受３Ａは、ＭＧシャフト２０における流出口側の軸端部に配置されている。軸方向において、内輪側所定面１３５は、回転軸側所定面１２４よりも流出口４３側の軸端部２１Ａの先端方向、すなわちエンジン側と反対方向に突出している。言い換えると、軸方向において、内輪３２におけるリダクションギア９側と反対側の端面３２Ａは、第一シャフト部２１におけるリダクションギア９側と反対側の端面２１Ｃよりもリダクションギア９側と反対側に位置している。

本実施形態では、回転軸側所定面１２４よりも内輪側所定面１３５が軸方向に突出していることによって、内輪側所定面１３５が流出口４３から流出する潤滑油を受けることができる。内輪側所定面１３５が受けた潤滑油は、内輪側所定面１３５と回転軸側所定面１２４との間に導かれる。内輪側所定面１３５および回転軸側所定面１２４は、軸方向のエンジン側へ向かうに従い径が拡大するテーパ形状であることから、回転時の遠心力によって潤滑油が内輪３２の内周１３４と第一シャフト部２１の嵌合面１２３との間の奥部（軸方向のエンジン側の奥部）まで送り込まれる。よって、内輪３２と第一シャフト部２１との間が適切に潤滑される。

例えば、ＭＧシャフト２０に対して前進被駆動時のスラスト力Ｙ２が作用して内輪３２の内周１３４と第一シャフト部２１の嵌合面１２３との間に隙間ができた場合に、この隙間に潤滑油が送られて潤滑がなされることで、フレッティング摩耗の発生が抑制される。このように、本実施形態によれば、前進駆動時に回転軸側所定面１２４と内輪側所定面１３５とを互いに押圧して摺動を抑制することによってフレッティングを抑制できるだけでなく、前進被駆動時に内周１３４と嵌合面１２３との間を潤滑してフレッティングを抑制することができる。

上記の各実施形態および変形例に開示された内容は、適宜組み合わせて実行することができる。

１−１ 軸受構造
１ ケース
３Ａ 第一軸受
４ 油路
７ カウンタドリブンギア
９ リダクションギア
２０ ＭＧシャフト
２４，２８，１２４ 回転軸側所定面
３１ 外輪
３２ 内輪
３５，３９，１３５ 内輪側所定面
１００ 動力伝達装置（駆動装置）

Claims (5)

1. 駆動装置のケースに圧入された外輪と、前記外輪によって回転自在に支持される内輪とを有する軸受と、
   前記内輪に挿入されて前記内輪の内周によって支持される回転軸と、
   前記回転軸の回転時に前記回転軸に対してスラスト力を発生させるスラスト力発生機構と、
   前記内周に形成された内輪側所定面と、
   前記回転軸の外周に形成され、前記内輪側所定面と対向する回転軸側所定面と、
   を備え、前記スラスト力発生機構が発生させるスラスト力が前記内輪側所定面と前記回転軸側所定面とを互いに押圧する
   ことを特徴とする軸受構造。
2. 前記軸受は、前記回転軸の軸端部に配置され、
   前記内輪側所定面および前記回転軸側所定面は、前記回転軸の軸方向において前記軸受が配置された軸端部の先端側へ向かうに従い前記回転軸の径方向内側に傾斜したテーパ形状である
   請求項１に記載の軸受構造。
3. 更に、前記回転軸を前記回転軸の軸方向に貫く潤滑油の流路を備え、
   前記軸受は、前記回転軸における前記流路の流出口側の軸端部に配置され、
   前記軸方向において、前記内輪側所定面は、前記回転軸側所定面よりも前記流出口側の軸端部の先端方向に突出している
   請求項１または２に記載の軸受構造。
4. 前記スラスト力発生機構は、前記回転軸に配置されて前記回転軸に入出力される動力を伝達するはすば歯車である
   請求項１から３のいずれか１項に記載の軸受構造。
5. 前記回転軸は、動力源として車両に搭載されたモータの出力軸であり、
   前記スラスト力発生機構は、前記車両の前進時に前記モータが前記はすば歯車を介して動力を出力するときに前記内輪側所定面と前記回転軸側所定面とを互いに押圧するスラスト力を発生させる
   請求項４に記載の軸受構造。

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