JP2014152808A - 車両用動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

【課題】 車両用動力伝達装置のコネクティングロッドの重量増加を最小限に抑えながら、そのコネクティングロッドの大端部に圧入されるベアリングの真円度を確保する。
【解決手段】 コネクティングロッド１９の連結部１９ｃには軸方向両表面に貫通する貫通孔１９ｄが形成され、大端部１９ａの外周面Ｐｂの中心Ｏｂは内周面Ｐａの中心Ｏａに対して小端部１９ｂ側に偏心し、大端部１９ａに臨む貫通孔１９ｄの内縁部Ｅａは外周面Ｐｂと中心Ｏｂを共有する円弧であるので、大端部１９ａの剛性が円周方向に急変するのを防止することで、圧入反力を円周方向に緩やかに変化させてベアリング２０の真円度を高めることができる。しかも大端部１９ａの全体を肉厚にしてベアリング２０の真円度を高める場合に比べて、コネクティングロッド１９の重量や寸法の増加を最小限に抑えることができる。
【選択図】 図７

Description

本発明は、往復運動するコネクティングロッドおよびワンウェイクラッチを介して入力軸から出力軸に駆動力を伝達するクランク式の無段変速機を備える車両用動力伝達装置に関する。

エンジンに接続された入力軸と一体に回転する偏心ディスクにコネクティングロッドの大端部を接続するとともに、コネクティングロッドの小端部をワンウェイクラッチを介して出力軸に接続し、偏心ディスクの偏心回転により発生するコネクティングロッドの往復運動をワンウェイクラッチによって出力軸の一方向の回転運動に変換する車両用動力伝達装置が、下記特許文献１により公知である。

特表２００５−５０２５４３号公報

ところで、上記従来の車両用動力伝達装置は、入力軸に設けた偏心ディスクの外周面にボールベアリングのインナーレースを圧入し、このボールベアリングのアウターレースにコネクティングロッドの大端部の内周面を圧入している。コネクティングロッドは大端部および小端部を連結する連結部を有するため、コネクティングロッドの大端部の剛性は円周方向に一定にはならず、連結部に接続する部分の剛性が局部的に高くなる。そのため、ボールベアリングのアウターレースにコネクティングロッドの大端部を圧入したとき、大端部の剛性が高い部分に接するアウターレースは大きい圧入反力を受け、大端部の剛性が低い部分に接するアウターレースは小さい圧入反力を受けることになり、この圧入反力の差によりボールベアリングが歪んで真円度が低下してしまい、ボールベアリングのフリクションが増加したり耐久性が低下したりする問題がある。

これを回避するには、コネクティングロッドの大端部の肉厚を全体的に増加させて剛性を高めれば良いが、このようにするとコネクティングロッドの重量や寸法が増加する問題がある。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、車両用動力伝達装置のコネクティングロッドの重量増加を最小限に抑えながら、そのコネクティングロッドの大端部に圧入されるベアリングの真円度を確保することを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、駆動源に接続された入力軸と、前記入力軸と平行に配置された出力軸と、前記出力軸に揺動可能に支持された揺動リンクと、前記出力軸および前記揺動リンク間に配置され、該揺動リンクが一方向に揺動したときに係合して他方向に揺動したときに係合解除するワンウェイクラッチと、前記入力軸と一体に偏心回転する偏心ディスクと、前記偏心ディスクの偏心量を変更する変速アクチュエータと、前記偏心ディスクおよび前記揺動リンクを接続するコネクティングロッドとを備える車両用動力伝達装置であって、前記コネクティングロッドは、前記偏心ディスクの外周面に設けたベアリングに圧入される環状の大端部と、前記揺動リンクに接続される小端部と、前記大端部および前記小端部を連結する連結部とを備え、前記連結部には軸方向両表面に貫通する貫通孔が形成され、前記大端部の外周面の中心は内周面の中心に対して前記小端部側に偏心し、前記大端部に臨む前記貫通孔の内縁部は前記外周面と中心を共有する円弧であることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、前記貫通孔の内縁部の半径は前記大端部の外周面の半径よりも小さいことを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項１または請求項２の構成に加えて、前記貫通孔の外縁部は前記大端部の外周面に接線状に連なることを特徴とする車両用動力伝達装置が提案される。

尚、実施の形態のボールベアリング２０は本発明のベアリングに対応し、実施の形態のエンジンＥは本発明の駆動源に対応する。

請求項１の構成によれば、駆動源に接続された入力軸が回転すると、入力軸と一体に偏心回転する偏心ディスクに大端部を接続されたコネクティングロッドが往復運動し、コネクティングロッドの小端部に接続された揺動リンクが往復揺動する。揺動リンクが一方向に揺動するとワンウェイクラッチが係合し、揺動リンクが他方向に揺動するとワンウェイクラッチが係合解除するため、コネクティングロッドの往復運動が出力軸の一方向に回転運動に変換される。変速アクチュエータで偏心ディスクの偏心量を変更すると、コネクティングロッドの往復運動のストロークが変化して揺動リンクの揺動角が変化するため、入力軸の回転が変速されて出力軸に伝達される。

コネクティングロッドは、偏心ディスクの外周面に設けたベアリングに圧入される環状の大端部と、揺動リンクに接続される小端部と、大端部および小端部を連結する連結部とを備えるので、コネクティングロッドの大端部の剛性が連結部に接続する部分で局部的に高くなり、コネクティングロッドの大端部をベアリングに圧入したときに、圧入反力の不均衡によりベアリングが撓んで真円度が低下する可能性がある。

しかしながら、コネクティングロッドの連結部には軸方向両表面に貫通する貫通孔が形成され、大端部の外周面の中心は内周面の中心に対して小端部側に偏心し、大端部に臨む貫通孔の内縁部は外周面と中心を共有する円弧であるので、大端部の剛性が円周方向に急変するのを防止することで、圧入反力を円周方向に緩やかに変化させてベアリングの真円度を高めることができる。しかも大端部の全体を肉厚にしてベアリングの真円度を高める場合に比べて、コネクティングロッドの重量や寸法の増加を最小限に抑えることができる。

また請求項２の構成によれば、貫通孔の内縁部の半径は大端部の外周面の半径よりも小さいので、連結部に接続する部分で過大になった大端部の剛性を、貫通孔の内縁部の半径を縮小することで低減し、大端部の剛性を円周方向に均一化してベアリングの真円度を一層高めることができる。

また請求項３の構成によれば、貫通孔の外縁部は大端部の外周面に接線状に連なるので、大端部および連結部が接続する部分におけるコネクティングロッドの肉厚の変化を最小限に抑え、ベアリングが大端部から受ける圧入反力を円周方向に更に均一化してベアリングの真円度を一層高めることができる。

車両用動力伝達装置のスケルトン図。 図１の２部詳細図。 図２の３−３線断面図（ＴＯＰ状態）。 図２の３−３線断面図（ＬＯＷ状態）。 ＴＯＰ状態での作用説明図。 ＬＯＷ状態での作用説明図。 コネクティングロッドの形状を示す図。 実施の形態および比較例１〜３の大端部の真円度を比較する図。 実施の形態および比較例４の大端部の真円度を比較する図。 実施の形態および比較例５を比較する図。

以下、図１〜図１０に基づいて本発明の実施の形態を説明する。

図１に示すように、エンジンＥの駆動力を左右の車軸１０，１０を介して駆動輪Ｗ，Ｗに伝達する車両用動力伝達装置は、クランク式の無段変速機ＴおよびディファレンシャルギヤＤを備える。

次に、図２〜図６に基づいて無段変速機Ｔの構造を説明する。

図２および図３に示すように、本実施の形態の無段変速機Ｔは同一構造を有する複数個（実施の形態では４個）の動力伝達ユニットＵ…を軸方向に重ね合わせたもので、それらの動力伝達ユニットＵ…は平行に配置された共通の入力軸１１および共通の出力軸１２を備えており、入力軸１１の回転が減速または増速されて出力軸１２に伝達される。

以下、代表として一つの動力伝達ユニットＵの構造を説明する。エンジンＥに接続されて回転する入力軸１１は、電動モータのような変速アクチュエータ１４の中空の回転軸１４ａの内部を相対回転自在に貫通する。変速アクチュエータ１４のロータ１４ｂは回転軸１４ａに固定されており、ステータ１４ｃはケーシングに固定される。変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａは、入力軸１１と同速度で回転可能であり、かつ入力軸１１に対して異なる速度で相対回転可能である。

変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを貫通した入力軸１１には第１ピニオン１５が固定されており、この第１ピニオン１５を跨ぐように変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａにクランク状のキャリヤ１６が接続される。第１ピニオン１５と同径の２個の第２ピニオン１７，１７が、第１ピニオン１５と協働して正三角形を構成する位置にそれぞれピニオンピン１６ａ，１６ａを介して支持されており、これら第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７に、円板形の偏心ディスク１８の内部に偏心して形成されたリングギヤ１８ａが噛合する。

コネクティングロッド１９は、大端部１９ａと、小端部１９ｂと、大端部１９ａおよび小端部１９ｂを連結する連結部１９ｃとを備える。大端部１９ａは偏心ディスク１８の外周にボールベアリング２０を介して相対回転自在に嵌合し、小端部１９ｂは出力軸１２の外周に揺動可能支持された揺動リンク１３にピン２６を介して枢支される。

出力軸１２および揺動リンク１３間に配置されたワンウェイクラッチ２１は、揺動リンク１３の内周面に圧入された環状のアウター部材２２と、アウター部材２２の内部に配置されて出力軸１２に固定されたインナー部材２３と、アウター部材２２とインナー部材２３との間に形成された楔状の空間に配置されてエンゲージスプリング２４…で付勢されたローラ２５…とを備える。

図２から明らかなように、４個の動力伝達ユニットＵ…はクランク状のキャリヤ１６を共有しているが、キャリヤ１６に第２ピニオン１７，１７を介して支持される偏心ディスク１８の位相は各々の動力伝達ユニットＵで９０°ずつ異なっている。例えば、図２において、左端の動力伝達ユニットＵの偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中上方に変位し、左から３番目の動力伝達ユニットＵの偏心ディスク１８は入力軸１１に対して図中下方に変位し、左から２番目および４番目の動力伝達ユニットＵ，Ｕの偏心ディスク１８，１８は上下方向中間に位置している。

図１〜図６ではコネクティングロッド１９の形状が模式的に示されているが、コネクティングロッド１９の実際の形状を図７に基づいて詳細に説明する。

コネクティングロッド１９の大端部１９ａは、半径Ｒａの内周面Ｐａと、Ｒａよりも大きい半径Ｒｂの外周面Ｐｂとを備えており、内周面Ｐａの中心Ｏａに対して外周面Ｐｂの中心Ｏｂは距離ａだけ小端部１９ｂ側に偏倚している。従って、大端部１９ａの径方向の肉厚は円周方向に不均一であり、小端部１９ｂから遠い側で肉厚が小さくなり、小端部１９ｂに近い側で肉厚が大きくなる。

三角形状の連結部１９ｃの中央には、コネクティングロッド１９の軸方向両両面に貫通する三角形状の貫通孔１９ｄが形成されており、貫通孔１９ｄが大端部１９ａに臨む内縁部Ｅａは、大端部１９ａの外周面Ｐｂと中心Ｏｂを共有する半径Ｒｃの円弧で構成される。貫通孔１９ｄの内縁部Ｅａの半径Ｒｃは、大端部１９ａの外周面Ｐｂの半径Ｒｂよりも距離ｂだけ小さく設定されている。

連結部１９ｃは、小端部１９ｂ側から大端部１９ａ側に向けて相互に拡開しながら延びる２つの外縁部Ｅｂ，Ｅｂを備えており、外縁部Ｅｂ，Ｅｂは大端部１９ａの外周面Ｐｂに接線状に接続している。

次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用を説明する。

先ず、無段変速機Ｔの一つの動力伝達ユニットＵの作用を説明する。変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを入力軸１１に対して相対回転させると、入力軸１１の軸線Ｌ１まわりにキャリヤ１６が回転する。このとき、キャリヤ１６の中心Ｏ、つまり第１ピニオン１５および２個の第２ピニオン１７，１７が成す正三角形の中心は入力軸１１の軸線Ｌ１まわりに回転する。

図３および図５は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して出力軸１２と反対側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量が最大になって無段変速機ＴのレシオはＴＯＰ状態になる。図４および図６は、キャリヤ１６の中心Ｏが第１ピニオン１５（つまり入力軸１１）に対して出力軸１２と同じ側にある状態を示しており、このとき入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量が最小になって無段変速機ＴのレシオはＬＯＷ状態になる。

図５に示すＴＯＰ状態で、エンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを回転させると、入力軸１１、回転軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ａ）から図５（Ｂ）を経て図５（Ｃ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周に大端部１９ａをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、その小端部１９ｂにピン２６で枢支された揺動リンク１３を反時計方向（矢印Ｂ参照）に揺動させる。図５（Ａ）および図５（Ｃ）は、揺動リンク１３の前記矢印Ｂ方向の揺動の両端を示している。

このようにして揺動リンク１３が矢印Ｂ方向に揺動すると、ワンウェイクラッチ２１のアウター部材２２およびインナー部材２３間の楔状の空間にローラ２５…が噛み込み、アウター部材２２の回転がインナー部材２３を介して出力軸１２に伝達されるため、出力軸１２は反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転する。

入力軸１１および第１ピニオン１５が更に回転すると、第１ピニオン１５および第２ピニオン１７，１７にリングギヤ１８ａを噛合させた偏心ディスク１８が反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。図５（Ｃ）から図５（Ｄ）を経て図５（Ａ）の状態へと回転する間に、偏心ディスク１８の外周に大端部１９ａをボールベアリング２０を介して相対回転自在に支持されたコネクティングロッド１９は、その小端部１９ｂにピン２６で枢支された揺動リンク１３を時計方向（矢印Ｂ′参照）に揺動させる。図５（Ｃ）および図５（Ａ）は、揺動リンク１３の前記矢印Ｂ′方向の揺動の両端を示している。

このようにして揺動リンク１３が矢印Ｂ′方向に揺動すると、アウター部材２２とインナー部材２３との間の楔状の空間からローラ２５…がエンゲージスプリング２４…を圧縮しながら押し出されることで、アウター部材２２がインナー部材２３に対してスリップして出力軸１２は回転しない。

以上のように、揺動リンク１３が往復揺動したとき、揺動リンク１３の揺動方向が反時計方向（矢印Ｂ参照）のときだけ出力軸１２が反時計方向（矢印Ｃ参照）に回転するため、出力軸１２は間欠回転することになる。

図６は、ＬＯＷ状態で無段変速機Ｔを運転するときの作用を示すものである。このとき、入力軸１１の位置は偏心ディスク１８の中心に一致しているので、入力軸１１に対する偏心ディスク１８の偏心量はゼロになる。この状態でエンジンＥで入力軸１１を回転させるとともに、入力軸１１と同速度で変速アクチュエータ１４の回転軸１４ａを回転させると、入力軸１１、回転軸１４ａ、キャリヤ１６、第１ピニオン１５、２個の第２ピニオン１７，１７および偏心ディスク１８が一体になった状態で、入力軸１１を中心に反時計方向（矢印Ａ参照）に偏心回転する。しかしながら、偏心ディスク１８の偏心量がゼロであるため、コネクティングロッド１９の往復運動のストロークもゼロになり、出力軸１２は回転しない。

従って、変速アクチュエータ１４を駆動してキャリヤ１６の位置を図３のＴＯＰ状態と図４のＬＯＷ状態との間に設定すれば、ゼロレシオおよび所定レシオ間の任意のレシオでの運転が可能になる。

無段変速機Ｔは、並置された４個の動力伝達ユニットＵ…の偏心ディスク１８…の位相が相互に９０°ずつずれているため、４個の動力伝達ユニットＵ…が交互に駆動力を伝達することで、つまり４個のワンウェイクラッチ２１…の何れかが必ず係合状態にあることで、出力軸１２を連続回転させることができる。

ところで、コネクティングロッド１９の大端部１９ａの内周面Ｐａにボールベアリング２０の外周面を圧入するとき、ボールベアリング２０は大端部１９ａの内周面Ｐａから径方向内向きの圧入反力を受けて変形する。このとき、径方向内向きの圧入反力が円周方向に均一であれば、圧入後のボールベアリング２０の真円度が確保されるが、実際には大端部１９ａの剛性は円周方向に不均一であり、大端部１９ａおよび連結部１９ｃが接続する部分の近傍で剛性が局部的に高まるため、圧入荷重でボールベアリング２０が歪んで真円度が低下する問題がある。

図８の比較例１は、内周面Ｐａの中心Ｏａおよび外周面Ｐｂの中心Ｏｂを一致させ、かつ外周面Ｐｂの半径Ｒｂおよび内縁部Ｅａの半径Ｒｃを同じにしたもので、大端部１９ａの肉厚は小型化および軽量化を図るために小さく設定されており、その重量は４２２ｇである。

比較例１は、大端部１９ａの肉厚が薄く、しかも大端部１９ａおよび連結部１９ｃが接続する部分の剛性が局部的に高まるため、その部分の圧入反力が局部的に増加してボールベアリング２０が径方向内向きに変形することで、真円度が５２．５μｍに悪化している。真円度とは、ボールベアリング２０のボールの転動軌跡の最大径および最小径の差分であて、真円の場合は真円度が０μｍであり、数値が大きいほど真円度が悪いことを示している。

比較例２は、比較例１の大端部１９ａの肉厚を増加させたもので、その他は比較例１と同じである。比較例２は大端部１９ａの肉厚を増加させたことで、重量が９１８ｇに増加しており、かつ大端部１９ａの外周面Ｐｂの半径Ｒ２も増加している。しかしながら、肉厚の増加により大端部１９ａの剛性が全体的に高まり、大端部１９ａおよび連結部１９ｃが接続する部分で剛性が急変するのが緩和されるため、真円度は大幅に減少して１２．５μｍとなる。

比較例３は、比較例２の大端部１９ａの内周面Ｐａの中心Ｏａに対して外周面Ｐｂの中心Ｏｂを小端部１９ｂ側にずらしたもので、重量は比較例１および比較例２の中間の６４０ｇとなる。大端部１９ａおよび連結部１９ｃが接続する部分の肉厚が増加して剛性の急変が一層緩和されるため、真円度は更に減少して９．５μｍとなる。しかしながら、比較例３でも大端部１９ａおよび連結部１９ｃが接続する部分で依然として剛性の不均衡が残存するため、真円度が損なわれている。

実施の形態は、比較例３の貫通孔１９ｄの内縁部Ｅａの半径Ｒｃを外周面Ｐｂの半径Ｒｂよりも小さくし、大端部１９ａが内縁部Ｅａに臨む部分の剛性を局部的に低下させている。これにより、実施の形態のコネクティングロッド１９の重量は６２５ｇに抑えられ、かつ真円度は比較例１〜比較例３の何れよりの良好な３．８に向上する。

図９は貫通孔１９ｄの効果を説明するもので、図９（Ｂ）に示す比較例４は実施の形態の貫通孔１９ｄに相当する部分が貫通しておらず、薄肉のウエブ１９ｅで塞がれている。このウエブ１９ｅにより貫通孔１９ｄの内縁部Ｅａに臨む大端部１９ａの剛性が著しく高まり、真円度が大幅に悪化していることが分かる。一方、図９（Ａ）に示す実施の形態は、貫通孔１９ｄを形成したことで貫通孔１９ｄの内縁部Ｅａに臨む大端部１９ａの剛性が低下し、真円度が大幅に改善していることが分かる。

図１０は連結部１９ｃの外縁部Ｅｂ，Ｅｂの効果を説明するもので、図１０（Ｂ）に示す比較例５は、連結部１９ｃの外縁部Ｅｂ，Ｅｂが大端部１９ａの外周面Ｐｂに接線状に接続せず、交差するように接続している。その結果、交差部の近傍で大端部１９ａの肉厚が急変し、それによる剛性の急変で真円度が悪化する問題がある。一方、図１０（Ａ）に示す実施の形態は、連結部１９ｃの外縁部Ｅｂ，Ｅｂが大端部１９ａの外周面Ｐｂに接線状に接続するため、交差部の近傍で大端部１９ａの肉厚の急変が防止されて真円度が改善される。

以上のように、本実施の形態によれば、コネクティングロッド１９の重量増加を最小限に抑えながら大端部１９ａの剛性を円周方向に均一化し、大端部１９ａに圧入されるボールベアリング２０の真円度を確保してフリクションの低下および耐久性の向上を図ることができる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、本発明のベアリングは実施の形態のボールベアリング２０に限定されず、ニードルベアリング、ローラベアリング、プレーンベアリング等の任意のベアリングであっても良い。

また本発明の駆動源は実施の形態のエンジンＥに限定されず、モータ・ジェネレータ等の任意の駆動源であっても良い。

１１ 入力軸
１２ 出力軸
１３ 揺動リンク
１４ 変速アクチュエータ
１８ 偏心ディスク
１９ コネクティングロッド
１９ａ 大端部
１９ｂ 小端部
１９ｃ 連結部
１９ｄ 貫通孔
２０ ボールベアリング（ベアリング）
２１ ワンウェイクラッチ
Ｅ エンジン（駆動源）
Ｅａ 貫通孔の内縁部
Ｅｂ 連結部の外縁部
Ｏａ 大端部の内周面の中心
Ｏｂ 大端部の外周面の中心
Ｐａ 大端部の内周面
Ｐｂ 大端部の外周面
Ｒｂ 大端部の外周面の半径
Ｒｃ 貫通孔の内縁部の半径

Claims (3)

1. 駆動源（Ｅ）に接続された入力軸（１１）と、
   前記入力軸（１１）と平行に配置された出力軸（１２）と、
   前記出力軸（１２）に揺動可能に支持された揺動リンク（１３）と、
   前記出力軸（１２）および前記揺動リンク（１３）間に配置され、該揺動リンク（１３）が一方向に揺動したときに係合して他方向に揺動したときに係合解除するワンウェイクラッチ（２１）と、
   前記入力軸（１１）と一体に偏心回転する偏心ディスク（１８）と、
   前記偏心ディスク（１８）の偏心量を変更する変速アクチュエータ（１４）と、
   前記偏心ディスク（１８）および前記揺動リンク（１３）を接続するコネクティングロッド（１９）とを備える車両用動力伝達装置であって、
   前記コネクティングロッド（１９）は、前記偏心ディスク（１８）の外周面に設けたベアリング（２０）に圧入される環状の大端部（１９ａ）と、前記揺動リンク（１３）に接続される小端部（１９ｂ）と、前記大端部（１９ａ）および前記小端部（１９ｂ）を連結する連結部（１９ｃ）とを備え、
   前記連結部（１９ｃ）には軸方向両表面に貫通する貫通孔（１９ｄ）が形成され、前記大端部（１９ａ）の外周面（Ｐｂ）の中心（Ｏｂ）は内周面（Ｐａ）の中心（Ｏａ）に対して前記小端部（１９ｂ）側に偏心し、前記大端部（１９ａ）に臨む前記貫通孔（１９ｄ）の内縁部（Ｅａ）は前記外周面（Ｐｂ）と中心（Ｏｂ）を共有する円弧であることを特徴とする車両用動力伝達装置。
2. 前記貫通孔（１９ｄ）の内縁部（Ｅａ）の半径（Ｒｃ）は前記大端部（１９ａ）の外周面（Ｐｂ）の半径（Ｒｂ）よりも小さいことを特徴とする、請求項１に記載の車両用動力伝達装置。
3. 前記貫通孔（１９ｄ）の外縁部（Ｅｂ）は前記大端部（１９ａ）の外周面（Ｐｂ）に接線状に連なることを特徴とする、請求項１または請求項２に記載の車両用動力伝達装置。

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