JP2023096562A

JP2023096562A - Power transmission apparatus

Info

Publication number: JP2023096562A
Application number: JP2021212409A
Authority: JP
Inventors: 伸二郎久世; Shinjiro Kuze
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2021-12-27
Filing date: 2021-12-27
Publication date: 2023-07-07

Abstract

To easily reduce a gear noise without using complex control, in a gear transmission part of a power transmission apparatus that uses a gear and a spline.SOLUTION: A power transmission apparatus 1 includes: a gear transmission part 5 for transmitting torque between shafts of a given gear pair; a rotary member 4 that supports a gear 5b being one of the gear pair and rotates integrally with the gear; a spline fit part 6 in which spline 6a, 6b that couples with the gear 5b and rotary member 4 slidably. The apparatus transmits torque via the gear transmission part 5 and spline fit part 6. Further, the spline fit part 6 is provided with a tooth flank gap 10 for making the fitting of the spline fit part 6 loose, and the tooth flank gap 10 is gradually increased within a given range from a start point of the spline 6a, 6b in a circumferential direction toward an end point being a point apart by a given angle in a rotating direction of the spline fit part 6 on a drive side, from the start point toward the end point.SELECTED DRAWING: Figure 7

Description

この発明は、歯車伝動部と、スプライン嵌合部とを備え、それら歯車伝動部およびスプライン嵌合部を介してトルクを伝達する動力伝達装置に関するものである。 BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a power transmission device having a gear transmission portion and a spline fitting portion, and transmitting torque via the gear transmission portion and the spline fitting portion.

特許文献１には、ディスコネクト機構付きのデファレンシャル装置におけるギヤノイズを抑制することを目的とした発明が記載されている。この特許文献１に記載された四輪駆動車両は、ディスコネクト機能付きディファレンシャル装置、および、電子制御カップリング装置を備えている。ディスコネクト機能付きディファレンシャル装置は、ドライブピニオンと、ドライブピニオンに噛み合うリングギヤと、デファレンシャルケースと、回転軸線方向に移動可能なスリーブによってリングギヤとデファレンシャルケースとの間の動力伝達を接続および遮断するクラッチと、を有しており、ドライブピニオンに伝達されたトルクを一対の駆動輪に分配する。電子制御カップリング装置は、それぞれの係合トルクに応じて動力源（エンジン）からのトルクをドライブピニオンに伝達する第１クラッチおよび第２クラッチを有しており、電子制御装置によって第１クラッチおよび第２クラッチの係合トルクを制御することにより、ドライブピニオンに伝達するトルクを制御する。 Patent Document 1 describes an invention aimed at suppressing gear noise in a differential device with a disconnect mechanism. The four-wheel drive vehicle described in this Patent Document 1 includes a differential device with a disconnect function and an electronically controlled coupling device. A differential device with a disconnect function includes a drive pinion, a ring gear that meshes with the drive pinion, a differential case, a clutch that connects and disconnects power transmission between the ring gear and the differential case by means of a sleeve that is movable in the direction of the rotation axis, and and distributes the torque transmitted to the drive pinion to a pair of drive wheels. The electronically controlled coupling device has a first clutch and a second clutch that transmit torque from a power source (engine) to the drive pinion in accordance with respective engagement torques. By controlling the engagement torque of the second clutch, the torque transmitted to the drive pinion is controlled.

特開２０２０－１１７０７２号公報Japanese Patent Application Laid-Open No. 2020-117072

デファレンシャル装置におけるギヤノイズ（歯車の噛み合い部における振動レベル）は、ドライブピニオンとリングギヤとの噛み合い部分における噛み合い伝達誤差が起振力となって発生する。この噛み合い伝達誤差によって振動が大きくなる噛み合い周波数は、車速と共に変化する。例えば、図１に示すように、噛み合い伝達誤差によって振動が大きくなる噛み合い周波数、すなわち、ギヤノイズが大きくなる周波数（周波数帯）は、車速に応じて変化している。図１に示す周波数解析の例では、車速が上がるほど、大きなギヤノイズを発生する周波数（周波数帯）が高くなっている。一方、ディスコネクト機構付きデファレンシャル装置では、リングギヤとデフケースとの間の動力伝達が、それらリングギヤおよびデフケースのそれぞれに対してスプライン嵌合されたスリーブを介して行われる。この場合のスプライン嵌合部分には、スリーブを軸方向に摺動させるために、はめあいの隙間（“すきまばめ”の寸法公差に相当する歯面間のクリアランス）が設けられている。そのため、スプライン嵌合される軸部のねじり剛性が低くなり、それに伴ってリングギヤがねじれることによる共振系が発生する。これにより、噛み合い周波数がドライブピニオンおよびリングギヤの噛み合い点動剛性のピーク周波数と一致する車速で、特に（極値的に）ギヤノイズが大きくなってしまう。 Gear noise (vibration level at the meshing portion of gears) in the differential device is generated by a meshing transmission error at the meshing portion between the drive pinion and the ring gear as a vibrating force. The meshing frequency at which vibration increases due to this meshing transmission error changes with the vehicle speed. For example, as shown in FIG. 1, the meshing frequency at which vibration increases due to meshing transmission error, that is, the frequency (frequency band) at which gear noise increases varies with vehicle speed. In the example of frequency analysis shown in FIG. 1, the higher the vehicle speed, the higher the frequency (frequency band) at which large gear noise is generated. On the other hand, in a differential device with a disconnect mechanism, power is transmitted between the ring gear and the differential case via sleeves spline-fitted to the ring gear and the differential case, respectively. In this case, the spline fitting portion is provided with a fitting gap (clearance between tooth flanks corresponding to the dimensional tolerance of the "clearance fit") for allowing the sleeve to slide in the axial direction. As a result, the torsional rigidity of the spline-fitted shaft is reduced, and a resonance system is generated due to the twisting of the ring gear. As a result, at vehicle speeds where the meshing frequency coincides with the peak frequency of the meshing point dynamic stiffness of the drive pinion and ring gear, the gear noise becomes particularly large (extremely).

そこで、上記の特許文献１に記載された技術では、ドライブピニオンのねじり共振周波数がドライブピニオンとリングギヤとの噛み合い周波数となるように、第１クラッチおよび第２クラッチの係合トルクが、それぞれ、車速に基づいて制御される。噛み合い点動剛性は、ドライブピニオン側のコンプライアンスとリングギヤ側のコンプライアンスとで定まり、これらのコンプライアンスが大きいほど噛み合い点動剛性が低くなり、ギヤノイズが小さくなる。特許文献１に記載された技術では、上記のような制御を実行することにより、車速と共に変化する噛み合い周波数におけるドライブピニオン側のコンプライアンスが大きくなり、その結果、広い車速領域でギヤノイズが抑制される、とされている。しかしながら、特許文献１に記載された技術のように、車速に対応させたクラッチの係合トルクの制御によってギヤノイズを抑制する場合には、制御の質や精度を向上させる必要があり、更なるギヤノイズの低減を図るためには、未だ、改良の余地があった。 Therefore, in the technique described in Patent Document 1, the engagement torques of the first clutch and the second clutch are adjusted so that the torsional resonance frequency of the drive pinion becomes the meshing frequency between the drive pinion and the ring gear. controlled based on The engagement point dynamic stiffness is determined by the drive pinion side compliance and the ring gear side compliance. In the technique described in Patent Document 1, by executing the above control, the compliance on the drive pinion side at the meshing frequency that changes with the vehicle speed is increased, and as a result, gear noise is suppressed in a wide vehicle speed range. It is said that However, when suppressing gear noise by controlling the engagement torque of the clutch corresponding to the vehicle speed, as in the technique described in Patent Document 1, it is necessary to improve the quality and accuracy of the control, and the gear noise further increases. There is still room for improvement in order to reduce the

この発明は上記のような技術的課題に着目して考え出されたものであり、歯車およびスプラインを用いた動力伝達装置の歯車伝動部におけるギヤノイズを、複雑な制御や構造を用いることなく、容易に低減することが可能な動力伝達装置を提供することを目的とするものである。 The present invention has been conceived by paying attention to the above technical problems, and can easily reduce gear noise in the gear transmission section of a power transmission device using gears and splines without using complicated control or structure. It is an object of the present invention to provide a power transmission device capable of reducing the

上記の目的を達成するために、この発明は、所定の動力源などの外部からトルクが伝達される入力部材と、前記トルクを外部の他の所定の回転部材へ伝達する出力部材と、少なくとも一対の歯車対を有し、少なくとも前記歯車対の軸間で前記トルクを伝達する歯車伝動部と、少なくとも前記歯車対の一方の歯車を支持して一体に回転する回転部材と、少なくとも前記一方の歯車と前記回転部材とを、前記一方の歯車および前記回転部材の回転軸線方向の滑動（すなわち、前記回転部材に対する前記一方の歯車の前記回転軸線方向における相対移動、または、前記一方の歯車に対する前記回転部材の前記回転軸線方向における相対移動）が可能なように締結するスプラインが形成されたスプライン嵌合部と、を備え、前記入力部材に伝達された前記トルクを、前記歯車伝動部および前記スプライン嵌合部を介して、前記出力部材に伝達する動力伝達装置において、前記スプライン嵌合部は、前記一方の歯車に形成された前記スプラインの歯面と、前記回転部材に形成された前記スプラインの歯面との間に、前記スプライン嵌合部のはめあいをすきまばめにする（すなわち、前記滑動を可能にする）歯面隙間が設けられており、前記歯面隙間は、前記スプラインの周方向における所定の始点から、前記スプライン嵌合部の駆動側の回転方向に所定の角度離れた位置の終点までの所定範囲で、前記始点から前記終点に向かい、順を追って大きくなっていることを特徴とするものである。 To achieve the above object, the present invention provides at least one pair of an input member to which torque is transmitted from the outside, such as a predetermined power source, and an output member that transmits the torque to another predetermined external rotating member. and a gear transmission portion that transmits the torque between at least the shafts of the gear pair; a rotating member that supports at least one gear of the gear pair and rotates together; and at least one of the gears. and the rotating member, the sliding movement of the one gear and the rotating member in the direction of the rotation axis (that is, the relative movement of the one gear with respect to the rotating member in the direction of the rotation axis, or the rotation with respect to the one gear a spline fitting portion formed with a spline that engages so as to enable relative movement of the member in the direction of the rotation axis, and the torque transmitted to the input member is transmitted to the gear transmission portion and the spline fitting portion. In a power transmission device that transmits power to the output member via a joint portion, the spline fitting portion includes a tooth surface of the spline formed on the one gear and teeth of the spline formed on the rotating member. A tooth gap is provided between the spline and the spline to provide a clearance fit for the fit of the spline fitting portion (that is, to enable the sliding movement), and the tooth gap is provided in the circumferential direction of the spline. In a predetermined range from a predetermined start point to an end point at a position separated by a predetermined angle in the rotational direction of the drive side of the spline fitting portion, the size increases in order from the start point toward the end point. It is something to do.

なお、この発明における前記歯面隙間は、前記周方向に等分割された複数の前記所定範囲で、それぞれ、前記始点から前記終点に向かい、順を追って大きくなるように形成されていてもよい。 In addition, the tooth flank gap in the present invention may be formed in a plurality of the predetermined ranges equally divided in the circumferential direction so as to increase in order from the start point toward the end point.

また、この発明における前記歯面隙間は、前記スプライン嵌合部の駆動側に作用する駆動トルクに応じて変形する前記スプラインの歯のたわみを考慮して設定されていてもよい。 Further, the tooth flank gap in the present invention may be set in consideration of deflection of the teeth of the spline that deform according to drive torque acting on the driving side of the spline fitting portion.

この発明の動力伝達装置は、歯車伝動部とスプライン嵌合部とを備えており、入力部材に伝達されたトルクを、それら歯車伝動部およびスプライン嵌合部を介して、出力部材に伝達する。歯車伝動部における所定の歯車対は、回転軸線方向に滑動してその回転軸線方向に生じる変位を逃しつつ、動力伝達を可能にするため、スプラインを用いて締結されている。すなわち、歯車対の所定の歯車と、その歯車を支持する回転部材との間に、スプライン嵌合部が形成されている。スプライン嵌合部は、上記のような滑動を可能にするため、スプライン嵌合部のはめあいをすきまばめにする歯面隙間が設けられている。従来の構成では、はめあいが大きくなる（すきまばめにする）ことにより、スプライン嵌合部のねじり剛性が低下し、それに起因して、スプラインで締結している歯車の噛み合い部で発生するギヤノイズが大きくなってしまう。そこで、この発明の動力伝達装置では、スプライン嵌合部の歯面隙間を、スプラインの周方向で異ならせている。具体的には、プライン嵌合部の駆動側の回転方向に向かって、歯面隙間が順々に大きくなるように、スプライン嵌合部が形成される。そのため、動力伝達装置でトルクを伝達する場合、すなわち、スプライン嵌合部にトルクが掛かる場合に、先ず、最も歯面隙間が小さい部分で、スプラインの歯が噛み合う。スプライン嵌合部に掛かるトルクが増大し、最初に噛み合ったスプラインの歯がたわむと、次に歯面隙間が小さい部分で、新たに、スプラインの歯が噛み合う。更に、スプライン嵌合部に掛かるトルクが増大し、２番目に噛み合ったスプラインの歯がたわむと、その次（３番目）に歯面隙間が小さい部分で、新たに、スプラインの歯が噛み合う。このように、スプライン嵌合部では、伝達するトルクが大きくなるにつれて、順次、互いに噛み合うスプラインの歯数が増加する。互いに噛み合うスプラインの歯数が増えることにより、スプライン嵌合部のねじり剛性が増大する。そのため、動力伝達装置で大きなトルクを伝達する場合、あるいは、動力伝達装置で伝達するトルクが増大する場合であっても、伝達するトルクの大きさに対応したスプライン嵌合部のねじり剛性を確保することができる。その結果、動力伝達装置でトルクを伝達する場合に、適切なスプライン嵌合部のねじり剛性を確保し、歯車伝動部で生じるギヤノイズを低減することができる。 A power transmission device of the present invention includes a gear transmission portion and a spline fitting portion, and transmits torque transmitted to an input member to an output member via the gear transmission portion and the spline fitting portion. A predetermined pair of gears in the gear transmission section is coupled using splines to enable power transmission while sliding in the direction of the rotation axis to release displacement occurring in the direction of the rotation axis. That is, a spline fitting portion is formed between a predetermined gear of the gear pair and a rotating member that supports the gear. In order to enable the above-described sliding movement, the spline fitting portion is provided with a tooth flank gap that allows the fit of the spline fitting portion to be a clearance fit. In the conventional structure, the larger the fit (clearance fit), the lower the torsional rigidity of the spline fitting portion. It gets bigger. Therefore, in the power transmission device of the present invention, the tooth surface clearance of the spline fitting portion is varied in the circumferential direction of the spline. Specifically, the spline fitting portion is formed such that the tooth surface clearance gradually increases toward the rotational direction of the driving side of the spline fitting portion. Therefore, when torque is transmitted by the power transmission device, that is, when torque is applied to the spline fitting portion, the teeth of the spline first engage at the portion where the tooth surface clearance is the smallest. When the torque applied to the spline fitting portion increases and the first meshed spline tooth bends, the spline tooth meshes again at a portion where the tooth flank clearance is small. Furthermore, when the torque applied to the spline fitting portion increases and the second meshed spline tooth is deflected, the spline tooth meshes again at the next (third) portion where the tooth flank clearance is small. Thus, in the spline fitting portion, as the torque to be transmitted increases, the number of teeth of the spline meshing with each other increases. By increasing the number of teeth of the splines that mesh with each other, the torsional rigidity of the spline fitting portion is increased. Therefore, even when a large torque is transmitted by the power transmission device, or even when the torque transmitted by the power transmission device increases, the torsional rigidity of the spline fitting portion corresponding to the magnitude of the torque to be transmitted is ensured. be able to. As a result, when torque is transmitted by the power transmission device, it is possible to secure appropriate torsional rigidity of the spline fitting portion and reduce gear noise generated in the gear transmission portion.

したがって、この発明の動力伝達装置によれば、歯車およびスプラインを用いた動力伝達装置全般を対象にして、複雑な制御や構造を用いることなく、容易に、スプライン嵌合部のねじり剛性を確保することができ、それにより、歯車伝動部で発生するギヤノイズを、適切に低減することができる。 Therefore, according to the power transmission device of the present invention, it is possible to easily secure the torsional rigidity of the spline fitting portion without using complicated control and structure for all power transmission devices using gears and splines. As a result, gear noise generated in the gear transmission can be appropriately reduced.

この発明の課題を説明するための図であって、車両に搭載された従来の動力伝達装置のギヤノイズを対象にした周波数解析結果の例（車速が上昇するほど、大きなギヤノイズを発生する周波数が高くなる例）を示す図である。FIG. 5 is a diagram for explaining a problem of the present invention, showing an example of frequency analysis results for gear noise of a conventional power transmission device mounted on a vehicle (the higher the vehicle speed, the higher the frequency at which large gear noise is generated); FIG. 10 is a diagram showing an example). この発明の動力伝達装置の一例を説明するための図であって、電動車両用のトランスアクスル（または、モータ駆動ユニット）に、この発明の動力伝達装置を適用した構成を示す断面図である。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 1 is a diagram for explaining an example of a power transmission device of the invention, and is a sectional view showing a configuration in which the power transmission device of the invention is applied to a transaxle (or motor drive unit) for an electric vehicle; この発明の課題を説明するための図であって、従来の動力伝達装置で発生するギヤノイズの振動系における伝達感度と周波数との関係を示す図である。FIG. 4 is a diagram for explaining a problem to be solved by the present invention, and is a diagram showing a relationship between transmission sensitivity and frequency in a vibration system of gear noise generated in a conventional power transmission device. この発明の課題を説明するための図であって、従来の動力伝達装置で発生するギヤノイズの振動系における噛み合い点コンプライアンスと周波数との関係を示す図である。FIG. 4 is a diagram for explaining a problem to be solved by the present invention, and is a diagram showing the relationship between engagement point compliance and frequency in the vibration system of gear noise generated in a conventional power transmission device. この発明の課題を説明するための図であって、従来の動力伝達装置で発生するギヤノイズの振動系における噛み合い点動剛性と周波数との関係を示す図である。FIG. 4 is a diagram for explaining a problem to be solved by the present invention, and is a diagram showing the relationship between the meshing point dynamic stiffness and the frequency in the vibration system of gear noise generated in the conventional power transmission device. この発明の動力伝達装置の特徴的構成を説明するための図であって、図２に示す動力伝達装置におけるスプライン嵌合部の歯面隙間が、スプライン嵌合部の周方向における所定範囲で、順を追って大きくなる構成を示す図である。FIG. 3 is a diagram for explaining a characteristic configuration of the power transmission device of the present invention, in which the tooth surface clearance of the spline fitting portion in the power transmission device shown in FIG. FIG. 4 is a diagram showing a configuration that grows in order; この発明の動力伝達装置の特徴的構成を説明するための図であって、スプライン嵌合部の歯面隙間が、スプライン嵌合部の駆動側の回転方向に、順を追って大きくなる構成の具体例を示す図である。FIG. 4 is a diagram for explaining a characteristic configuration of the power transmission device of the present invention, showing a specific configuration in which the tooth flank clearance of the spline fitting portion increases in order in the rotational direction of the drive side of the spline fitting portion; FIG. 4 is a diagram showing an example; この発明の動力伝達装置を搭載する車両の車速と、その車速を維持するために必要な駆動トルクとの関係を示す図である。FIG. 2 is a diagram showing the relationship between the vehicle speed of a vehicle equipped with the power transmission device of the present invention and the drive torque required to maintain the vehicle speed; この発明の動力伝達装置の作用を説明するための図であって、スプライン嵌合部の駆動側に作用する駆動トルクに応じて変形するスプラインの歯のたわみの状態、および、そのスプラインの歯のたわみを考慮して設定された歯面隙間を示す図である。FIG. 4 is a diagram for explaining the action of the power transmission device of the present invention, showing the deflection state of the spline teeth deformed according to the drive torque acting on the drive side of the spline fitting portion, and the state of the spline teeth; FIG. 10 is a diagram showing a tooth surface clearance set in consideration of deflection; この発明の動力伝達装置の作用を説明するための図であって、この発明の動力伝達装置で発生するギヤノイズの振動系における噛み合い点コンプライアンスと周波数との関係を示す図である。FIG. 4 is a diagram for explaining the action of the power transmission device of the present invention, and is a diagram showing the relationship between engagement point compliance and frequency in the vibration system of gear noise generated in the power transmission device of the present invention; この発明の動力伝達装置の作用を説明するための図であって、この発明の動力伝達装置で発生するギヤノイズの振動系における噛み合い点動剛性と周波数との関係を示す図である。FIG. 4 is a diagram for explaining the action of the power transmission device of the present invention, and is a diagram showing the relationship between the engagement point dynamic stiffness and the frequency in the vibration system of the gear noise generated in the power transmission device of the present invention; この発明の動力伝達装置の他の例を説明するための図であって、ディスコネクト機構付きのデファレンシャル装置に、この発明の動力伝達装置を適用した構成を示す断面図である。FIG. 5 is a diagram for explaining another example of the power transmission device of the present invention, and is a cross-sectional view showing a configuration in which the power transmission device of the present invention is applied to a differential device with a disconnect mechanism; この発明の動力伝達装置の特徴的構成を説明するための図であって、図１２に示す動力伝達装置におけるスプライン嵌合部（切り替えスリーブ）の歯面隙間が、スプライン嵌合部の駆動側の回転方向に、順を追って大きくなっている構成を示す図である。FIG. 13 is a diagram for explaining a characteristic configuration of the power transmission device of the present invention, in which the tooth surface clearance of the spline fitting portion (switching sleeve) in the power transmission device shown in FIG. FIG. 10 is a diagram showing configurations that are successively larger in the direction of rotation;

この発明の実施形態を、図を参照して説明する。なお、以下に示す実施形態は、この発明を具体化した場合の一例に過ぎず、この発明を限定するものではない。 Embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. It should be noted that the embodiment shown below is merely an example when the present invention is embodied, and does not limit the present invention.

図２に、この発明の実施形態における動力伝達装置の一例を示してある。図２では、減速機構とデファレンシャルギヤとを一体に組み込んだ、いわゆる“トランスアクスル”として車両（図示せず）に搭載される動力伝達装置の実施形態を示してある。具体的には、図２に示す動力伝達装置１は、モータ２を駆動力源とする電動車両用の“トランスアクスル”を構成している。言い換えると、図２に示す動力伝達装置１は、駆動力源となるモータ２と“トランスアクスル”とを一体に組み込んだ電動車両用の“モータ駆動ユニット”を構成している。より具体的には、動力伝達装置１は、上記のようにモータ２が一体に組み付けられるとともに、入力軸（入力部材）３、出力軸（回転部材）４、減速機構（歯車伝動部，歯車対，出力部材）５、スプライン嵌合部６、および、デファレンシャルギヤ７を備えている。 FIG. 2 shows an example of a power transmission device according to an embodiment of the invention. FIG. 2 shows an embodiment of a power transmission device mounted on a vehicle (not shown) as a so-called "transaxle" in which a speed reduction mechanism and a differential gear are integrated. Specifically, the power transmission device 1 shown in FIG. 2 constitutes a "transaxle" for an electric vehicle using the motor 2 as a driving force source. In other words, the power transmission device 1 shown in FIG. 2 constitutes a "motor drive unit" for an electric vehicle in which the motor 2 serving as a driving force source and a "transaxle" are integrally incorporated. More specifically, the power transmission device 1 is integrally assembled with the motor 2 as described above, and includes an input shaft (input member) 3, an output shaft (rotating member) 4, a reduction mechanism (gear transmission portion, gear pair , output member) 5 , a spline fitting portion 6 , and a differential gear 7 .

モータ２は、駆動力源として、例えば、ハイブリッド車両や電気自動車などの電動車両に搭載される。モータ２は、例えば、永久磁石式の同期モータ、あるいは、誘導モータなどの電動機であり、電力が供給されることにより駆動されてトルクを出力する原動機として機能する。また、モータ２は、発電機能を有する電動機、すなわち、モータ・ジェネレータであり、外部からのトルクを受けて駆動されることによって電気を発生する発電機としても機能する。 The motor 2 is mounted in an electric vehicle such as a hybrid vehicle or an electric vehicle as a driving force source. The motor 2 is, for example, a permanent magnet type synchronous motor or an electric motor such as an induction motor, and functions as a prime mover that is driven by being supplied with electric power and outputs torque. The motor 2 is a motor having a power generation function, that is, a motor generator, and also functions as a generator that generates electricity by being driven by receiving torque from the outside.

入力軸３は、この発明の実施形態における“入力部材”に相当する部材であり、外部の所定の動力源からトルクが伝達される。図２に示す実施形態では、入力軸３は、モータ２の回転軸（ロータ軸）２ａと同一の回転軸線ＡＬ１上に配置されている。入力軸３は、モータ２の回転軸２ａと連結されている。したがって、入力軸３には、モータ２の出力トルクが伝達される。また、入力軸３には、後述する減速機構５の入力ピニオン５ａが取り付けられており、入力軸３を介して、モータ２の出力トルクを減速機構５に伝達する。 The input shaft 3 is a member corresponding to the "input member" in the embodiments of the present invention, and torque is transmitted from a predetermined external power source. In the embodiment shown in FIG. 2, the input shaft 3 is arranged on the same rotation axis AL1 as the rotation shaft (rotor shaft) 2a of the motor 2. As shown in FIG. The input shaft 3 is connected to the rotating shaft 2 a of the motor 2 . Therefore, the output torque of the motor 2 is transmitted to the input shaft 3 . An input pinion 5 a of a speed reduction mechanism 5 , which will be described later, is attached to the input shaft 3 , and the output torque of the motor 2 is transmitted to the speed reduction mechanism 5 via the input shaft 3 .

出力軸４は、上記の回転軸線ＡＬ１と平行な回転軸線ＡＬ２上に配置されている。出力軸４は、この発明の実施形態における“回転部材”に相当する部材であり、少なくとも、後述する減速機構５の“歯車対”の一方の“歯車”を支持して一体に回転する。図２に示す実施形態では、出力軸４は、減速機構５の“回転軸”を構成しており、後述する減速機構５の大径ギヤ５ｂが取り付けられている。すなわち、出力軸４は、減速機構５を構成する入力ピニオン５ａと大径ギヤ５ｂとの“歯車対”における一方の大径ギヤ５ｂを支持している。出力軸４と大径ギヤ５ｂとは、後述するスプライン６ａ，６ｂによって締結されている。 The output shaft 4 is arranged on a rotation axis AL2 parallel to the rotation axis AL1. The output shaft 4 is a member corresponding to the "rotating member" in the embodiments of the present invention, and supports at least one "gear" of the "gear pair" of the speed reduction mechanism 5 described later to rotate integrally. In the embodiment shown in FIG. 2, the output shaft 4 constitutes the "rotating shaft" of the speed reduction mechanism 5, and a large gear 5b of the speed reduction mechanism 5, which will be described later, is attached. That is, the output shaft 4 supports one large gear 5b in the "gear pair" of the input pinion 5a and the large gear 5b that constitute the speed reduction mechanism 5. As shown in FIG. The output shaft 4 and the large-diameter gear 5b are connected by splines 6a and 6b, which will be described later.

減速機構５は、この発明の実施形態における“歯車伝動部”に相当する機構であり、モータ２の出力トルクを増幅して、後述するデファレンシャルギヤ７に伝達する。減速機構５は、少なくとも一対の“歯車対”を有し、その“歯車対”の軸間でトルクを伝達する。図２に示す実施形態では、減速機構５は、入力ピニオン５ａ、大径ギヤ５ｂ、および、出力ピニオン５ｃを有している。 The speed reduction mechanism 5 is a mechanism corresponding to the "gear transmission part" in the embodiment of this invention, amplifies the output torque of the motor 2, and transmits it to the differential gear 7 mentioned later. The reduction mechanism 5 has at least one "gear pair" and transmits torque between the shafts of the "gear pair". In the embodiment shown in FIG. 2, the speed reduction mechanism 5 has an input pinion 5a, a large diameter gear 5b and an output pinion 5c.

入力ピニオン５ａは、上記の入力軸３に取り付けられている。または、入力軸３と一体に形成されている。入力ピニオン５ａと入力軸３とは一体に回転する。入力ピニオン５ａは、後述する大径ギヤ５ｂと噛み合っている。すなわち、入力ピニオン５ａおよび大径ギヤ５ｂにより、この発明の実施形態における“歯車対”を構成している。したがって、減速機構５は、それら入力ピニオン５ａと大径ギヤ５ｂとによる“歯車対”の軸間、すなわち、上記の入力軸３と出力軸４との間で、トルクを伝達する。 The input pinion 5a is attached to the input shaft 3 described above. Alternatively, it is formed integrally with the input shaft 3 . The input pinion 5a and the input shaft 3 rotate together. The input pinion 5a meshes with a large-diameter gear 5b, which will be described later. That is, the input pinion 5a and the large-diameter gear 5b constitute a "gear pair" in the embodiment of the present invention. Therefore, the reduction mechanism 5 transmits torque between the shafts of the "gear pair" formed by the input pinion 5a and the large-diameter gear 5b, that is, between the input shaft 3 and the output shaft 4 described above.

大径ギヤ５ｂは、上記の入力ピニオン５ａよりも径が大きく、かつ、歯数が多い歯車であり、入力ピニオン５ａと噛み合っている。大径ギヤ５ｂは、上記の出力軸４の一方の端部（図２の左側の端部）に取り付けられている。具体的には、大径ギヤ５ｂと出力軸４とは、後述するスプライン６ａ，６ｂによって締結されており、それら大径ギヤ５ｂと出力軸４とは一体に回転する。したがって、入力ピニオン５ａと大径ギヤ５ｂとによる“歯車対”は、入力軸３の回転数に対する出力軸４の回転数を減少させ、入力軸３に伝達されるモータ２の出力トルクを増幅して、出力軸４から後述するデファレンシャルギヤ７に伝達する“歯車減速機構”を構成している。それとともに、大径ギヤ５ｂと出力軸４とは、スプライン６ａ，６ｂにより、それら大径ギヤ５ｂおよび出力軸４の回転軸線ＡＬ２方向の滑動が可能になっている。すなわち、出力軸４に対する大径ギヤ５ｂの回転軸線ＡＬ２方向における相対移動が可能になっている。 The large-diameter gear 5b is a gear having a larger diameter and a larger number of teeth than the input pinion 5a, and meshes with the input pinion 5a. The large-diameter gear 5b is attached to one end of the output shaft 4 (left end in FIG. 2). Specifically, the large-diameter gear 5b and the output shaft 4 are connected by splines 6a and 6b, which will be described later, so that the large-diameter gear 5b and the output shaft 4 rotate integrally. Therefore, the "gear pair" formed by the input pinion 5a and the large-diameter gear 5b reduces the rotation speed of the output shaft 4 with respect to the rotation speed of the input shaft 3, and amplifies the output torque of the motor 2 transmitted to the input shaft 3. together constitute a "gear reduction mechanism" for transmitting power from the output shaft 4 to a differential gear 7, which will be described later. At the same time, the large-diameter gear 5b and the output shaft 4 are slidable in the rotation axis AL2 direction by the splines 6a and 6b. That is, the large-diameter gear 5b can be moved relative to the output shaft 4 in the rotation axis AL2 direction.

出力ピニオン５ｃは、この発明の実施形態における“出力部材”に相当する部材であり、外部の所定の回転部材へトルクを伝達する。出力ピニオン５ｃは、上記の出力軸４の他方の端部（図２の右側の端部）に取り付けられている。または、出力軸４と一体に形成されている。出力ピニオン５ｃと出力軸４とは一体に回転する。出力ピニオン５ｃは、後述するデファレンシャルギヤ７のリングギヤ７ｂと噛み合っており、減速機構５に入力されたトルクを、リングギヤ７ｂに伝達する。図２に示す実施形態では、出力ピニオン５ｃは、リングギヤ７ｂよりも径が小さく、かつ、歯数が少ない歯車である。したがって、出力ピニオン５ｃとリングギヤ７ｂとによる“歯車対”は、出力軸４のトルクを増幅して、デファレンシャルギヤ７に伝達する“歯車減速機構”を構成している。 The output pinion 5c is a member corresponding to the "output member" in the embodiments of the present invention, and transmits torque to a predetermined external rotating member. The output pinion 5c is attached to the other end of the output shaft 4 (right end in FIG. 2). Alternatively, it is formed integrally with the output shaft 4 . The output pinion 5c and the output shaft 4 rotate together. The output pinion 5c meshes with a ring gear 7b of a differential gear 7, which will be described later, and transmits torque input to the reduction mechanism 5 to the ring gear 7b. In the embodiment shown in FIG. 2, the output pinion 5c is a gear having a smaller diameter and fewer teeth than the ring gear 7b. Therefore, the "gear pair" formed by the output pinion 5c and the ring gear 7b constitutes a "gear reduction mechanism" that amplifies the torque of the output shaft 4 and transmits it to the differential gear 7.

スプライン嵌合部６は、上記の大径ギヤ５ｂと出力軸４との間に形成されている。スプライン嵌合部６は、上記の出力軸４と大径ギヤ５ｂとを、回転軸線ＡＬ方向の滑動が可能なように締結している。すなわち、スプライン嵌合部６は、出力軸４に対する大径ギヤ５ｂの回転軸線ＡＬ２方向における相対移動が可能なように、出力軸４と大径ギヤ５ｂとを締結している。具体的には、出力軸４の外周面に、スプライン６ａが形成されている。また、大径ギヤ５ｂの軸穴の内周面に、上記のスプライン６ａとはまり合うスプライン６ｂが形成されている。したがって、出力軸４のスプライン６ａと、大径ギヤ５ｂのスプライン６ｂとがはまり合うことにより、この発明の実施形態におけるスプライン嵌合部６が構成されている。このスプライン嵌合部６については、より詳細な説明を後述する。 The spline fitting portion 6 is formed between the large-diameter gear 5b and the output shaft 4 described above. The spline fitting portion 6 fastens the output shaft 4 and the large-diameter gear 5b so that they can slide in the direction of the rotation axis AL. That is, the spline fitting portion 6 fastens the output shaft 4 and the large-diameter gear 5b so that the large-diameter gear 5b can move relative to the output shaft 4 in the rotation axis AL2 direction. Specifically, a spline 6 a is formed on the outer peripheral surface of the output shaft 4 . A spline 6b is formed on the inner peripheral surface of the shaft hole of the large-diameter gear 5b so as to fit with the spline 6a. Therefore, the spline fitting portion 6 in the embodiment of the present invention is formed by fitting the spline 6a of the output shaft 4 and the spline 6b of the large-diameter gear 5b. A more detailed description of the spline fitting portion 6 will be given later.

デファレンシャルギヤ７は、上記の回転軸線ＡＬ１および回転軸線ＡＬ２と平行な回転軸線ＡＬ３上に配置されている。デファレンシャルギヤ７は、従来、一般的に用いられている“デファレンシャル装置”あるいは“デファレンシャル機構”と同様のものであり、いわゆるデフケース７ａ、リングギヤ７ｂ、一対の（左右の）サイドギヤ７ｃ、一対のデフピニオン７ｄ、および、ピニオン軸７ｅなどから構成されている。デフケース７ａの外周部分に一体に取り付けられたリングギヤ７ｂが、上記の減速機構５の出力ピニオン５ｃと噛み合っている。また、デファレンシャルギヤ７の各サイドギヤ７ｃが、それぞれ、左右のドライブシャフト８，９の先端部分に取り付けられている。したがって、デファレンシャルギヤ７には、上記の出力ピニオン５ｃを介して、減速機構５で増幅されたモータ２の出力トルクが伝達される。それとともに、デファレンシャルギヤ７は、左右のドライブシャフト８，９に差動回転を生じさせる。 The differential gear 7 is arranged on a rotation axis line AL3 parallel to the rotation axis lines AL1 and AL2. The differential gear 7 is similar to a conventionally commonly used "differential device" or "differential mechanism", and includes a so-called differential case 7a, a ring gear 7b, a pair of (left and right) side gears 7c, and a pair of differential pinions 7d. , and a pinion shaft 7e. A ring gear 7b integrally attached to the outer peripheral portion of the differential case 7a meshes with the output pinion 5c of the speed reduction mechanism 5 described above. Side gears 7c of the differential gear 7 are attached to the tip portions of the left and right drive shafts 8 and 9, respectively. Therefore, the output torque of the motor 2 amplified by the speed reduction mechanism 5 is transmitted to the differential gear 7 via the output pinion 5c. At the same time, the differential gear 7 causes the left and right drive shafts 8 and 9 to rotate differentially.

前述したように、軸方向の滑動を許容するために、はめあいをすきまばめにした“スプライン”を用いた従来の“動力伝達装置”では、はめあいが大きくなることにより、“スプライン嵌合部”のねじり剛性が低下し、それに起因して、“スプライン”で締結している歯車の噛み合い部で発生するギヤノイズが大きくなってしまう。そのようなギヤノイズは、一般に、歯車対の噛み合い伝達誤差ＴＥが起振力となって発生する。その場合の振動の増幅系として、噛み合い点動剛性Ｋｄ、および、伝達感度ＴＦがある。前述の図１で示したように、車両に搭載される“動力伝達装置”のギヤノイズは、車速と共に発生周波数が変化する。この場合のギヤノイズＮは、
Ｎ＝ＴＥ×Ｋｄ×ＴＦ
となる。したがって、上記のように車速に対応するギヤノイズＮの発生周波数と、それぞれ周波数特性を持つ噛み合い点動剛性Ｋｄのピーク（極大値）、または、伝達感度ＴＦのピーク（極大値）とが重なると、ギヤノイズＮが極値的に大きくなってしまう。 As described above, in the conventional "power transmission device" using "splines" with a loose fit to allow sliding in the axial direction, the "spline fitting portion" becomes larger as the fit increases. The torsional rigidity of the gear is lowered, and as a result, the gear noise generated at the meshing portion of the gears fastened by the "spline" is increased. Such gear noise is generally generated by the meshing transmission error TE of the gear pair as a vibrating force. As a vibration amplification system in that case, there are meshing point dynamic stiffness Kd and transmission sensitivity TF. As shown in FIG. 1, the frequency of gear noise generated by a "power transmission device" mounted on a vehicle changes with the vehicle speed. The gear noise N in this case is
N=TE×Kd×TF
becomes. Therefore, as described above, when the frequency of occurrence of the gear noise N corresponding to the vehicle speed overlaps with the peak (maximum value) of the meshing point dynamic stiffness Kd or the peak (maximum value) of the transmission sensitivity TF, each of which has frequency characteristics, Gear noise N becomes extremely large.

また、噛み合い点動剛性Ｋｄは、“スプライン嵌合部”における駆動側のコンプライアンスをΦ１、“スプライン嵌合部”における従動側のコンプライアンスをΦ２とすると、
Ｋｄ＝１／（Φ１＋Φ２）
となる。したがって、図４、図５に示すように、噛み合い点動剛性Ｋｄのピークは、駆動側の噛み合い点コンプライアンスΦ１と、従動側の噛み合い点コンプライアンスΦ２との交点で生成され、それらコンプライアンスΦ１，Φ２のレベルが低いほど、噛み合い点動剛性Ｋｄのピークのレベルが高くなる。 Further, the engagement point motion stiffness Kd is obtained by assuming that the compliance of the driving side in the "spline fitting portion" is Φ1, and the compliance of the driven side in the "spline fitting portion" is Φ2.
Kd=1/(Φ1+Φ2)
becomes. Therefore, as shown in FIGS. 4 and 5, the peak of the meshing point dynamic stiffness Kd is generated at the intersection of the driving side meshing point compliance Φ1 and the driven side meshing point compliance Φ2. The lower the level, the higher the peak level of the mesh point dynamic stiffness Kd.

例えば、図３にｆ１，ｆ２で示す周波数付近で、それぞれ、伝達感度ＴＦがピークを迎えている。そのため、図１に示すように、周波数ｆ１，ｆ２付近で、ギヤノイズＮのレベルが大きくなっている。また、図４、図５にｆ３，ｆ４で示す周波数付近で、駆動側の噛み合い点コンプライアンスΦ１と、従動側の噛み合い点コンプライアンスΦ２とが交差し、それに伴って、噛み合い点動剛性Ｋｄがピークを迎えている。そのため、図１に示すように、周波数ｆ３，ｆ４付近で、ギヤノイズＮのレベルが大きくなっている。 For example, the transmission sensitivities TF reach peaks near frequencies f1 and f2 in FIG. Therefore, as shown in FIG. 1, the level of gear noise N is high near frequencies f1 and f2. In the vicinity of frequencies f3 and f4 in FIGS. 4 and 5, the engagement point compliance Φ1 on the drive side and the engagement point compliance Φ2 on the driven side intersect, and the engagement point dynamic stiffness Kd peaks accordingly. I am welcoming you. Therefore, as shown in FIG. 1, the level of gear noise N is high near frequencies f3 and f4.

このように、従来の“動力伝達装置”では、上記のようなコンプライアンスΦ１，Φ２のピークが固有値となっており、所定の車速帯、または、所定の周波数帯で、噛み合い点動剛性Ｋｄが高いピークに達してしまう。上記の通り、噛み合い点動剛性Ｋｄがピークを示す周波数では、ギヤノイズＮのレベルが大きくなってしまう。そのため、上記のような従来の“動力伝達装置”を搭載した車両の、いわゆるＮＶ性能が低下してしまう。 Thus, in the conventional "power transmission device", the peaks of the compliances Φ1 and Φ2 as described above are eigenvalues, and the meshing point dynamic stiffness Kd is high in a predetermined vehicle speed band or a predetermined frequency band. reaches its peak. As described above, the level of the gear noise N increases at the frequency at which the meshing point dynamic stiffness Kd peaks. As a result, the so-called NV performance of a vehicle equipped with the above-described conventional "power transmission device" is degraded.

そこで、この発明の実施形態における動力伝達装置１では、スプライン嵌合部６のねじり剛性を確保し、噛み合い点動剛性Ｋｄのレベルを低く保つことにより、ギヤノイズを抑制するように構成されている。 Therefore, in the power transmission device 1 according to the embodiment of the present invention, the gear noise is suppressed by ensuring the torsional rigidity of the spline fitting portion 6 and keeping the level of the engagement point dynamic rigidity Kd low.

具体的には、出力軸４と減速機構５の大径ギヤ５ｂとを締結するスプライン嵌合部６の歯面隙間を、スプライン６ａ，６ｂの周方向で異ならせることにより、スプライン嵌合部６のねじり剛性を確保するように構成されている。より具体的には、図６、図７に示すように、この発明の実施形態における動力伝達装置１では、スプライン嵌合部６の駆動側の回転方向に向かって歯面隙間１０が順々に大きくなるように、スプライン嵌合部６が形成されている。歯面隙間１０は、図７に示すように、スプライン嵌合部６における、出力軸４に形成されたスプライン６ａの歯面６ｃと、大径ギヤ５ｂに形成されたスプライン６ｂの歯面６ｄとの間に設けられたクリアランスである。また、スプライン嵌合部６は、出力軸４と大径ギヤ５ｂとの間の滑動を可能にするため、出力軸４のスプライン６ａと大径ギヤ５ｂのスプライン６ｂとの間のはめあいが、“すきまばめ”となるように形成されている。すなわち、スプライン嵌合部６には、出力軸４に対する大径ギヤ５ｂの回転軸線ＡＬ２方向における相対移動が可能なように、“すきまばめ”の寸法公差に相当する一定以上の大きさの歯面隙間１０が設けられている。 Specifically, the tooth surface clearance of the spline fitting portion 6 that fastens the output shaft 4 and the large-diameter gear 5b of the speed reduction mechanism 5 is varied in the circumferential direction of the splines 6a and 6b. torsional rigidity. More specifically, as shown in FIGS. 6 and 7, in the power transmission device 1 according to the embodiment of the present invention, the tooth surface gaps 10 are arranged in order toward the rotation direction of the spline fitting portion 6 on the drive side. A spline fitting portion 6 is formed to be large. As shown in FIG. 7, the tooth flank gap 10 is formed between the tooth flank 6c of the spline 6a formed on the output shaft 4 and the tooth flank 6d of the spline 6b formed on the large-diameter gear 5b in the spline fitting portion 6. is the clearance provided between In addition, since the spline fitting portion 6 enables sliding between the output shaft 4 and the large-diameter gear 5b, the fit between the spline 6a of the output shaft 4 and the spline 6b of the large-diameter gear 5b is " It is formed so that it is a "clearance fit". That is, the spline fitting portion 6 has teeth of a certain size or more corresponding to the dimensional tolerance of "clearance fit" so that the large-diameter gear 5b can move relative to the output shaft 4 in the direction of the rotation axis AL2. A face gap 10 is provided.

そして、この発明の実施形態における動力伝達装置１では、スプライン嵌合部６のスプライン６ａ，６ｂの周方向における所定の始点から、スプライン嵌合部６の駆動側の回転方向に所定の角度離れた位置の終点までの所定範囲で、その始点から終点に向かって、歯面隙間１０が、順々に大きくなるように、スプライン嵌合部６が形成されている。図６に示す例では、それぞれ、始点ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ３，ＳＰ４から、スプライン嵌合部６の駆動側の回転方向（図６における時計回り方向）に９０度離れた終点ＥＰ１，ＥＰ２，ＥＰ３，ＥＰ４までの範囲ＲＤ１，ＲＤ２，ＲＤ３，ＲＤ４で、すなわち、スプライン嵌合部６を円周方向に四つに等分割した所定の範囲ＲＤ１，ＲＤ２，ＲＤ３，ＲＤ４で、それぞれ、始点ＳＰ１，ＳＰ２，ＳＰ３，ＳＰ４から終点ＥＰ１，ＥＰ２，ＥＰ３，ＥＰ４に向かって、歯面隙間１０が順を追って大きくなっている。なお、図６の“小”および“大”は、各範囲ＲＤ１，ＲＤ２，ＲＤ３，ＲＤ４において、それぞれ、歯面隙間１０が相対的に“小さい”部分から、歯面隙間１０が相対的に“大きい”部分に、順を追って移行している形態を表している。 In the power transmission device 1 according to the embodiment of the present invention, the splines 6a and 6b of the spline fitting portion 6 are separated from a predetermined starting point in the circumferential direction by a predetermined angle in the rotational direction of the driving side of the spline fitting portion 6. The spline fitting portion 6 is formed such that the tooth flank clearance 10 gradually increases from the start point to the end point within a predetermined range to the end point of the position. In the example shown in FIG. 6, the end point EP1, EP2, EP3, which is 90 degrees far from the starting point SP1, SP2, SP3, SP4, to the driving direction (clockwise direction in FIG. 6) from the Sprine fitting part 6. In ranges RD1, RD2, RD3, and RD4 up to EP4, that is, in predetermined ranges RD1, RD2, RD3, and RD4 obtained by equally dividing the spline fitting portion 6 into four in the circumferential direction, starting points SP1, SP2, and The tooth surface gap 10 increases in order from SP3, SP4 toward the end points EP1, EP2, EP3, EP4. "Small" and "Large" in FIG. 6 correspond to areas where the tooth gap 10 is relatively "small" in each of the ranges RD1, RD2, RD3, and RD4. It represents a form that is transitioning in order to a large part.

具体的には、図７に示すように、各範囲ＲＤ１，ＲＤ２，ＲＤ３，ＲＤ４で、それぞれ、歯面隙間１０が、歯面隙間１０ａ、歯面隙間１０ｂ、歯面隙間１０ｃ、歯面隙間１０ｄの順に、段々と大きくなっている。なお、各範囲ＲＤ１，ＲＤ２，ＲＤ３，ＲＤ４の中で、歯面隙間１０ｄよりも終点ＥＰ１，ＥＰ２，ＥＰ３，ＥＰ４側の歯面隙間１０においても、歯面隙間１０ｄから順を追って大きくなっている。 Specifically, as shown in FIG. 7, in each of the ranges RD1, RD2, RD3, and RD4, the tooth surface gap 10 is the tooth surface gap 10a, the tooth surface gap 10b, the tooth surface gap 10c, and the tooth surface gap 10d. is gradually increased in the order of . In each of the ranges RD1, RD2, RD3, and RD4, the tooth surface gaps 10 on the end points EP1, EP2, EP3, and EP4 side of the tooth surface gap 10d also increase in order from the tooth surface gap 10d. .

スプライン嵌合部６における各歯面隙間１０ａ，１０ｂ，１０ｃ，１０ｄの大きさは、それぞれ、スプライン嵌合部６の駆動側に作用する駆動トルクに応じて変形する、スプライン６ａ，６ｂの歯のたわみを考慮して設定されている。例えば、図８に示すように、車速を維持するために必要な駆動トルクは、車速Ｖａ、車速Ｖｂ、車速Ｖｃと、車速が高くなるほど増大する。そのため、上記のように動力伝達装置１が電動車両に搭載される場合には、図９に示すように、電動車両の車速が上昇し、スプライン嵌合部６の駆動側に作用する駆動トルクが増大すると、それに伴って、スプライン６ａ，６ｂの歯の変形量（たわみ量）が増大する。あるいは、変形（たわみ）が生じるスプライン６ａ，６ｂの歯の数が増加する。 The tooth surface gaps 10a, 10b, 10c, and 10d in the spline fitting portion 6 are deformed according to the driving torque acting on the driving side of the spline fitting portion 6, respectively. It is set in consideration of deflection. For example, as shown in FIG. 8, the drive torque required to maintain the vehicle speed increases as the vehicle speed increases, such as vehicle speed Va, vehicle speed Vb, and vehicle speed Vc. Therefore, when the power transmission device 1 is mounted on an electric vehicle as described above, as shown in FIG. As it increases, the deformation amount (deflection amount) of the teeth of the splines 6a and 6b increases accordingly. Alternatively, the number of teeth of the splines 6a, 6b that undergo deformation (deflection) increases.

図９に示す例では、電動車両が車速Ｖａで走行している際に、動力伝達装置１で駆動トルクを伝達する場合、すなわち、スプライン嵌合部６に駆動トルクが掛かる場合には、先ず、最も歯面隙間１０が小さい部分、すなわち、歯面隙間１０ａの部分で、スプライン６ａ，６ｂの歯が互いに噛み合う（図９の上段の状態）。上述のとおり、この発明の実施形態における動力伝達装置１のスプライン嵌合部６は、スプライン嵌合部６の駆動側の回転方向に向かい、順を追って、歯面隙間１０が大きくなっている。そのため、スプライン嵌合部６に駆動トルクが掛かり始め、歯面隙間１０ａの部分でスプライン６ａ，６ｂの歯が互いに噛み合った状態では、歯面隙間１０ａよりも大きい歯面隙間１０ｂ，１０ｃ，１０ｄ等の部分では、未だ、スプライン６ａ，６ｂの歯は噛み合っていない。 In the example shown in FIG. 9, when driving torque is transmitted by the power transmission device 1 while the electric vehicle is running at the vehicle speed Va, that is, when the driving torque is applied to the spline fitting portion 6, first, The teeth of the splines 6a and 6b mesh with each other at the portion where the tooth gap 10 is the smallest, that is, the tooth gap 10a (upper state in FIG. 9). As described above, the spline fitting portion 6 of the power transmission device 1 according to the embodiment of the present invention has the tooth flank gap 10 gradually increasing toward the driving side rotation direction of the spline fitting portion 6 . Therefore, when the spline fitting portion 6 starts to receive a driving torque and the teeth of the splines 6a and 6b are engaged with each other at the tooth surface gap 10a, the tooth surface gaps 10b, 10c, 10d, etc., which are larger than the tooth surface gap 10a, are generated. , the teeth of the splines 6a and 6b are not yet meshed.

その後、電動車両の車速が車速Ｖａから車速Ｖｂに上昇し、スプライン嵌合部６に掛かる駆動トルクが増大すると、最初に噛み合った歯面隙間１０ａの部分におけるスプライン６ａ，６ｂの歯に変形（たわみ）が生じ、その変形の分だけ、駆動側のスプライン６ｂが微少に回転する。その結果、次に（２番目に）歯面隙間１０が小さい部分、すなわち、歯面隙間１０ｂの部分で、新たに、スプライン６ａ，６ｂの歯が互いに噛み合う（図９の中段の状態）。更に、電動車両の車速が車速Ｖｂから車速Ｖｃに上昇し、スプライン嵌合部６に掛かる駆動トルクが更に増大すると、最初に噛み合った歯面隙間１０ａの部分におけるスプライン６ａ，６ｂの歯の変形量が増大するとともに、２番目に噛み合った歯面隙間１０ｂの部分におけるスプライン６ａ，６ｂの歯に変形（たわみ）が生じ、その変形の分だけ、駆動側のスプライン６ｂが更に微少に回転する。その結果、次に（３番目に）歯面隙間１０が小さい部分、すなわち、歯面隙間１０ｃの部分で、新たに、スプライン６ａ，６ｂの歯が互いに噛み合う（図９の下段の状態）。 After that, when the vehicle speed of the electric vehicle increases from the vehicle speed Va to the vehicle speed Vb and the drive torque applied to the spline fitting portion 6 increases, the teeth of the splines 6a and 6b at the first meshed tooth surface gap 10a are deformed (deflected). ) occurs, and the spline 6b on the drive side slightly rotates by the deformation. As a result, the teeth of the splines 6a and 6b are newly meshed with each other at the portion where the tooth gap 10 is next (second) smaller, that is, the tooth gap 10b (state in the middle of FIG. 9). Further, when the vehicle speed of the electric vehicle increases from the vehicle speed Vb to the vehicle speed Vc and the driving torque applied to the spline fitting portion 6 further increases, the amount of deformation of the teeth of the splines 6a and 6b at the portion of the first meshing tooth surface gap 10a. increases, deformation (deflection) occurs in the teeth of the splines 6a and 6b at the second meshing tooth gap 10b, and the spline 6b on the drive side rotates slightly by the deformation. As a result, the teeth of the splines 6a and 6b are newly meshed with each other at the portion where the next (third) tooth gap 10 is small, that is, the tooth gap 10c (the state at the bottom of FIG. 9).

したがって、電動車両の車速が上昇し、スプライン嵌合部６に掛かる駆動トルクが増大すると、スプライン嵌合部６で互いに噛み合うスプライン６ａ，６ｂの歯の数が増加する。すなわち、スプライン嵌合部６におけるスプライン６ａ，６ｂの噛み合い数が増加する。このように、スプライン嵌合部６では、伝達する駆動トルクが大きくなるにつれて、順次、互いに噛み合うスプライン６ａ，６ｂの歯数（噛み合い数）が増加する。スプライン６ａ，６ｂの噛み合い数が増えることにより、スプライン嵌合部６のねじり剛性が増大する。そのため、動力伝達装置１で大きな駆動トルクを伝達する場合、あるいは、動力伝達装置１で伝達する駆動トルクが増大する場合であっても、伝達する駆動トルクの大きさに対応したスプライン嵌合部６のねじり剛性を確保することができる。 Therefore, when the vehicle speed of the electric vehicle increases and the driving torque applied to the spline fitting portion 6 increases, the number of teeth of the splines 6a and 6b that mesh with each other at the spline fitting portion 6 increases. That is, the number of meshing splines 6a and 6b in the spline fitting portion 6 increases. In this manner, in the spline fitting portion 6, the number of teeth (the number of meshes) of the splines 6a and 6b meshing with each other increases as the driving torque to be transmitted increases. As the number of meshing splines 6a and 6b increases, the torsional rigidity of the spline fitting portion 6 increases. Therefore, when a large driving torque is transmitted by the power transmission device 1, or even when the driving torque transmitted by the power transmission device 1 increases, the spline fitting portion 6 corresponding to the magnitude of the driving torque to be transmitted torsional rigidity can be ensured.

上記のように動力伝達装置１で駆動トルクを伝達する場合、図１０に示すように、動力伝達装置１で発生するギヤノイズの振動系における噛み合い点コンプライアンスΦ１，Φ２は、それぞれ、所定の周波数または車速で、増大方向（山側）のピークを迎えている。それらのうち、スプライン嵌合部６における従動側のコンプライアンスΦ２は、車速に応じて、山側のピークを示す周波数が変化している。具体的には、車速が、車速Ｖａ、車速Ｖｂ、車速Ｖｃと、順に上昇するほど、従動側のコンプライアンスΦ２が山側のピークを迎える周波数（共振周波数）が高くなっている。すなわち、上記のように、車速が上昇してスプライン嵌合部６に掛かる駆動トルクが増大する場合には、車速の上昇（駆動トルクの増大）に伴い、スプライン嵌合部６のねじり剛性も増大するため、ねじり振動の共振周波数が大きくなる。 When the drive torque is transmitted by the power transmission device 1 as described above, as shown in FIG. , and reached its peak in the direction of increase (mountain side). Of these, the compliance Φ2 on the driven side of the spline fitting portion 6 has a peak-side peak frequency that changes according to the vehicle speed. Specifically, as the vehicle speed increases in order from vehicle speed Va, vehicle speed Vb, and vehicle speed Vc, the frequency (resonance frequency) at which the compliance Φ2 on the driven side reaches a peak on the peak side increases. That is, as described above, when the vehicle speed increases and the driving torque applied to the spline fitting portion 6 increases, the torsional rigidity of the spline fitting portion 6 also increases as the vehicle speed increases (the driving torque increases). Therefore, the resonance frequency of torsional vibration is increased.

スプライン嵌合部６のコンプライアンスΦ２が、上記のように山側のピークを迎える車速および周波数では、図１１に示すように、動力伝達装置１で発生するギヤノイズの振動系における噛み合い点動剛性Ｋｄが、低下方向（谷側）のピークを示す。したがって、噛み合い点動剛性Ｋｄは、車速に応じて、谷側のピークを示す周波数が変化する。すなわち、車速が、車速Ｖａ、車速Ｖｂ、車速Ｖｃと、順に上昇するほど、噛み合い点動剛性Ｋｄが谷側のピークを迎える周波数（共振周波数）が高くなる。そのため、この発明の実施形態における動力伝達装置１では、車速が上昇し、伝達する駆動トルクが増大しても、噛み合い点動剛性Ｋｄの低い状態が維持される。噛み合い点動剛性Ｋｄが低い状態に維持されることにより、歯車の噛み合い部で発生するギヤノイズを低い状態に保つことができる。したがって、動力伝達装置１の“歯車伝動部”で大きな駆動トルクを伝達する場合、あるいは、動力伝達装置１の“歯車伝動部”で伝達する駆動トルクが増大する場合であっても、スプライン嵌合部６のねじり剛性を確保し、噛み合い点動剛性Ｋｄのレベルを低く保つことができ、その結果、減速機構５、すなわち、“歯車伝動部”の噛み合い部で発生するギヤノイズを容易に抑制することができる。 At the vehicle speed and frequency at which the compliance Φ2 of the spline fitting portion 6 reaches the peak on the crest side as described above, as shown in FIG. A peak in the downward direction (valley side) is shown. Therefore, in the meshing point dynamic stiffness Kd, the frequency indicating the peak on the valley side changes according to the vehicle speed. That is, the frequency (resonance frequency) at which the engagement stiffness Kd peaks on the trough side increases as the vehicle speed increases in the order of vehicle speed Va, vehicle speed Vb, and vehicle speed Vc. Therefore, in the power transmission device 1 according to the embodiment of the present invention, even if the vehicle speed increases and the driving torque to be transmitted increases, the engagement point motion stiffness Kd is kept low. By maintaining the meshing point dynamic stiffness Kd at a low level, it is possible to keep the gear noise generated at the meshing portion of the gears at a low level. Therefore, even when a large drive torque is transmitted by the "gear transmission portion" of the power transmission device 1, or when the drive torque transmitted by the "gear transmission portion" of the power transmission device 1 increases, the spline engagement To secure the torsional rigidity of the portion 6 and keep the level of the meshing point motion rigidity Kd low, and as a result, to easily suppress the gear noise generated in the meshing portion of the speed reduction mechanism 5, that is, the "gear transmission portion". can be done.

なお、この発明の実施形態における動力伝達装置１は、上述の図２で示した電動車両用の“トランスアクスル”の他に、例えば、図１２に示すような、四輪駆動車両（図示せず）に搭載される“デファレンシャル装置”に適用することもできる。 In addition to the above-described "transaxle" for an electric vehicle shown in FIG. 2, the power transmission device 1 according to the embodiment of the present invention can be, for example, a four-wheel drive vehicle (not shown) as shown in FIG. ) can also be applied to a "differential device" mounted on a vehicle.

図１２に示すデファレンシャル装置２０は、入力軸２１、デファレンシャルギヤ２２、および、ディスコネクト機構２３を備えている。 A differential device 20 shown in FIG. 12 includes an input shaft 21 , a differential gear 22 and a disconnect mechanism 23 .

入力軸２１は、この発明の実施形態における“入力部材”に相当する部材であり、外部の所定の動力源からトルクが伝達される。図１２に示す実施形態では、入力軸２１は、エンジンやモータなどの駆動力源（図示せず）からトルクが伝達される、いわゆる“プロペラシャフト”である。入力軸２１の先端には、入力ピニオン２４が取り付けられている。入力軸２１と入力ピニオン２４とは一体に回転する。入力ピニオン２４は、小径のかさ歯車であり、後述するデファレンシャルギヤ２２のリングギヤ２２ｆと噛み合っている。したがって、入力ピニオン２４およびリングギヤ２２ｆにより、この発明の実施形態における“歯車対”を構成している。それと共に、入力ピニオン２４およびリングギヤ２２ｆにより、この発明の実施形態における“歯車伝動部”を構成している。したがって、入力ピニオン２４とリングギヤ２２ｆとによる“歯車対”は、その軸間、すなわち、上記の入力軸２１とリングギヤ２２ｆの回転軸（後述する中空軸２２ｇ）との間で、トルクを伝達する。 The input shaft 21 is a member corresponding to the "input member" in the embodiments of the present invention, and torque is transmitted from a predetermined external power source. In the embodiment shown in FIG. 12, the input shaft 21 is a so-called "propeller shaft" to which torque is transmitted from a driving force source (not shown) such as an engine or motor. An input pinion 24 is attached to the tip of the input shaft 21 . The input shaft 21 and the input pinion 24 rotate together. The input pinion 24 is a small-diameter bevel gear and meshes with a ring gear 22f of the differential gear 22, which will be described later. Therefore, the input pinion 24 and the ring gear 22f constitute a "gear pair" in the embodiment of the invention. Together with this, the input pinion 24 and the ring gear 22f constitute a "gear transmission section" in the embodiment of the present invention. Therefore, the "gear pair" formed by the input pinion 24 and the ring gear 22f transmits torque between their shafts, that is, between the input shaft 21 and the rotating shaft (hollow shaft 22g, which will be described later) of the ring gear 22f.

デファレンシャルギヤ２２は、従来、一般的に用いられている“デファレンシャル装置”あるいは“デファレンシャル機構”と基本的に同様のものであり、いわゆるデフケース２２ａ、一対の（左右の）サイドギヤ２２ｂ、一対のデフピニオン２２ｃ、および、ピニオン軸２２ｄなどから構成されている。図１２に示す例では、デフケース２２ａの側部（図１２の左側部分）に、円筒形状のデフ入力軸２２ｅが一体に取り付けられている。または、デフケース２２ａの側部に、デフ入力軸２２ｅが一体に形成されている。デフ入力軸２２ｅは、後述するディスコネクト機構２３を介して、リングギヤ２２ｆと接続されている。したがって、デフ入力軸２２ｅは、後述するディスコネクト機構２３によって、選択的にリングギヤ２２ｆと連結される。 The differential gear 22 is basically the same as a conventionally commonly used "differential device" or "differential mechanism", and includes a so-called differential case 22a, a pair of (left and right) side gears 22b, and a pair of differential pinions 22c. , and a pinion shaft 22d. In the example shown in FIG. 12, a cylindrical differential input shaft 22e is integrally attached to the side portion (the left portion in FIG. 12) of the differential case 22a. Alternatively, a differential input shaft 22e is formed integrally with a side portion of the differential case 22a. The differential input shaft 22e is connected to the ring gear 22f via a disconnect mechanism 23, which will be described later. Therefore, the differential input shaft 22e is selectively coupled with the ring gear 22f by a disconnect mechanism 23, which will be described later.

図１２に示す例では、リングギヤ２２ｆは、デフ入力軸２２ｅと同軸上で、かつ、デフ入力軸２２ｅの外周側に配置された中空軸２２ｇの外周部分に形成されている。リングギヤ２２ｆは、大径のかさ歯車であり、上記の入力ピニオン２４と噛み合っている。また、デファレンシャルギヤ２２の各サイドギヤ２２ｂが、それぞれ、左右のドライブシャフト２５，２６の先端部分に取り付けられている。したがって、デファレンシャルギヤ２２には、上記の入力軸２１および入力ピニオン２４を介して、駆動力源の出力トルクが伝達される。それとともに、デファレンシャルギヤ２２は、左右のドライブシャフト２５，２６に差動回転を生じさせる。したがって、デファレンシャルギヤ２２は、この発明の実施形態における“出力部材”に相当する部材であり、外部の所定の回転部材、すなわち、上記のようなドライブシャフト２５，２６へトルクを伝達する。 In the example shown in FIG. 12, the ring gear 22f is coaxial with the differential input shaft 22e and formed on the outer peripheral portion of a hollow shaft 22g arranged on the outer peripheral side of the differential input shaft 22e. The ring gear 22f is a large-diameter bevel gear and meshes with the input pinion 24 described above. Each side gear 22b of the differential gear 22 is attached to the tip portions of the left and right drive shafts 25 and 26, respectively. Therefore, the output torque of the driving force source is transmitted to the differential gear 22 via the input shaft 21 and the input pinion 24 . At the same time, the differential gear 22 causes the left and right drive shafts 25 and 26 to rotate differentially. Therefore, the differential gear 22 is a member corresponding to the "output member" in the embodiments of the present invention, and transmits torque to predetermined external rotating members, ie, the drive shafts 25 and 26 as described above.

ディスコネクト機構２３は、上記の入力軸２１とデファレンシャルギヤ２２との間の動力伝達経路を接続する状態と、入力軸２１とデファレンシャルギヤ２２との間の動力伝達経路を遮断する状態とに切り替える“機械的係合機構”である。すなわち、ディスコネクト機構２３は、このデファレンシャル装置２０を搭載する四輪駆動車両を、四輪駆動の状態（４ＷＤ）と、前輪駆動の状態（ＦＦ）とに切り替える。そのために、ディスコネクト機構２３は、切り替えスリーブ２７を有している。 The disconnect mechanism 23 switches between a state in which the power transmission path between the input shaft 21 and the differential gear 22 is connected and a state in which the power transmission path between the input shaft 21 and the differential gear 22 is disconnected. mechanical engagement mechanism". That is, the disconnect mechanism 23 switches the four-wheel drive vehicle in which the differential device 20 is mounted between four-wheel drive (4WD) and front-wheel drive (FF). To that end, the disconnect mechanism 23 has a switching sleeve 27 .

切り替えスリーブ２７は、円筒形状の回転部材であり、上記のデフ入力軸２２ｅおよびリングギヤ２２ｆと同軸上で、かつ、デフ入力軸２２ｅの外周側、なおかつ、リングギヤ２２ｆの中空軸２２ｇの内周部分に配置されている。切り替えスリーブ２７は、回転軸線方向（図１２の左右方向）にスライド（滑動）し、上記のように、入力軸２１とデファレンシャルギヤ２２との間の動力伝達経路を接続する状態、および、入力軸２１とデファレンシャルギヤ２２との間の動力伝達経路を遮断する状態を選択的に設定する。そして、切り替えスリーブ２７は、リングギヤ２２ｆの中空軸２２ｇの内周面に形成されたスプライン（図示せず）とはまり合うスプライン２８ａ、および、デフ入力軸２２ｅの外周面に形成されたスプライン（図示せず）とはまり合うスプライン２９ａを有している。 The switching sleeve 27 is a cylindrical rotating member, coaxial with the differential input shaft 22e and the ring gear 22f, on the outer peripheral side of the differential input shaft 22e, and on the inner peripheral portion of the hollow shaft 22g of the ring gear 22f. are placed. The switching sleeve 27 slides (slides) in the direction of the rotation axis (horizontal direction in FIG. 12) to connect the power transmission path between the input shaft 21 and the differential gear 22 as described above. 21 and the differential gear 22 is selectively set to cut off the power transmission path. The switching sleeve 27 includes a spline 28a that fits with a spline (not shown) formed on the inner peripheral surface of the hollow shaft 22g of the ring gear 22f, and a spline (not shown) formed on the outer peripheral surface of the differential input shaft 22e. It has splines 29a which mate with each other.

具体的には、図１３に示すように、切り替えスリーブ２７の外周面に、スプライン２８ａが形成されている。また、切り替えスリーブ２７の内周面に、スプライン２９ａが形成されている。したがって、リングギヤ２２ｆの中空軸２２ｇのスプラインとスプライン２８ａとによってスプライン嵌合部２８が構成されている。また、デフ入力軸２２ｅのスプラインとスプライン２９ａとによってスプライン嵌合部２９が構成されている。 Specifically, as shown in FIG. 13 , splines 28 a are formed on the outer peripheral surface of the switching sleeve 27 . A spline 29 a is formed on the inner peripheral surface of the switching sleeve 27 . Therefore, a spline fitting portion 28 is formed by the splines of the hollow shaft 22g of the ring gear 22f and the splines 28a. A spline fitting portion 29 is formed by the spline of the differential input shaft 22e and the spline 29a.

このように、図１２、図１３に示すデファレンシャル装置２０では、リングギヤ２２ｆとデフ入力軸２２ｅとの間の動力伝達が、それらリングギヤ２２ｆおよびデフ入力軸２２ｅのそれぞれに対してスプライン嵌合された切り替えスリーブ２７を介して行われる。この場合のスプライン嵌合部分、すなわち、スプライン嵌合部２８，２９には、それぞれ、切り替えスリーブ２７を軸方向に摺動させるために、歯面隙間３０，３１が設けられている。 Thus, in the differential device 20 shown in FIGS. 12 and 13, power transmission between the ring gear 22f and the differential input shaft 22e is switched by spline fitting to the ring gear 22f and the differential input shaft 22e, respectively. Through the sleeve 27 . The spline fitting portions in this case, that is, the spline fitting portions 28 and 29 are respectively provided with tooth gaps 30 and 31 for allowing the switching sleeve 27 to slide in the axial direction.

歯面隙間３０は、スプライン嵌合部２８における、リングギヤ２２ｆの中空軸２２ｇの内周面に形成されたスプラインの歯面（図示せず）と、切り替えスリーブ２７の外周面に形成されたスプライン２８ａの歯面（図示せず）との間に設けられたクリアランスである。また、歯面隙間３１は、スプライン嵌合部２９における、デフ入力軸２２ｅの外周面に形成されたスプラインの歯面（図示せず）と、切り替えスリーブ２７の内周面に形成されたスプライン２９ａの歯面（図示せず）との間に設けられたクリアランスである。更に、スプライン嵌合部２８は、リングギヤ２２ｆの中空軸２２ｇと切り替えスリーブ２７との間の滑動を可能にするため、中空軸２２ｇのスプラインと切り替えスリーブ２７のスプライン２８ａとの間のはめあいが、“すきまばめ”となるように形成されている。すなわち、スプライン嵌合部２８には、中空軸２２ｇに対する切り替えスリーブ２７の回転軸線方向における相対移動が可能なように、“すきまばめ”の寸法公差に相当する一定以上の大きさの歯面隙間３０が設けられている。同様に、スプライン嵌合部２９は、デフ入力軸２２ｅと切り替えスリーブ２７との間の滑動を可能にするため、デフ入力軸２２ｅのスプラインと切り替えスリーブ２７のスプライン２９ａとの間のはめあいが、“すきまばめ”となるように形成されている。すなわち、スプライン嵌合部２９には、デフ入力軸２２ｅに対する切り替えスリーブ２７の回転軸線方向における相対移動が可能なように、“すきまばめ”の寸法公差に相当する一定以上の大きさの歯面隙間３１が設けられている。 The tooth surface gap 30 is defined by the spline tooth surface (not shown) formed on the inner peripheral surface of the hollow shaft 22g of the ring gear 22f and the spline 28a formed on the outer peripheral surface of the switching sleeve 27 in the spline fitting portion 28. is a clearance provided between the tooth surface (not shown) of the Further, the tooth surface gap 31 is defined by the spline tooth surface (not shown) formed on the outer peripheral surface of the differential input shaft 22 e and the spline 29 a formed on the inner peripheral surface of the switching sleeve 27 in the spline fitting portion 29 . is a clearance provided between the tooth surface (not shown) of the Furthermore, since the spline fitting portion 28 enables sliding between the hollow shaft 22g of the ring gear 22f and the switching sleeve 27, the fit between the splines of the hollow shaft 22g and the splines 28a of the switching sleeve 27 is " It is formed so that it is a "clearance fit". That is, the spline fitting portion 28 has a tooth surface gap of a certain size or more corresponding to the dimensional tolerance of "clearance fit" so that the switching sleeve 27 can move relative to the hollow shaft 22g in the rotation axis direction. 30 are provided. Similarly, the spline fitting portion 29 enables sliding between the differential input shaft 22e and the switching sleeve 27, so that the fit between the spline of the differential input shaft 22e and the spline 29a of the switching sleeve 27 is " It is formed so that it is a "clearance fit". That is, the spline fitting portion 29 has a tooth surface of a certain size or more corresponding to the dimensional tolerance of "clearance fit" so that the switching sleeve 27 can move relative to the differential input shaft 22e in the rotation axis direction. A gap 31 is provided.

そして、この図１２に示すデファレンシャル装置２０では、前述の図２、図６、図７で示した動力伝達装置１におけるスプライン嵌合部６と同様に、スプライン嵌合部２８，２９の各スプライン２８ａ，２９ａの周方向における所定の始点から、スプライン嵌合部２８，２９の駆動側の回転方向に所定の角度離れた位置の終点までの所定範囲で、その始点から終点に向かって、歯面隙間３０，３１が、それぞれ、順々に大きくなるように、スプライン嵌合部２８，２９が形成されている。図１３に示す例では、それぞれ、始点ＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰ１３，ＳＰ１４から、スプライン嵌合部２８，２９の駆動側の回転方向（図１３における時計回り方向）に９０度離れた終点ＥＰ１１，ＥＰ１２，ＥＰ１３，ＥＰ１４までの範囲ＲＤ１１，ＲＤ１２，ＲＤ１３，ＲＤ１４で、すなわち、スプライン嵌合部２８，２９を円周方向に四つに等分割した所定の範囲ＲＤ１１，ＲＤ１２，ＲＤ１３，ＲＤ１４で、それぞれ、始点ＳＰ１１，ＳＰ１２，ＳＰ１３，ＳＰ１４から終点ＥＰ１１，ＥＰ１２，ＥＰ１３，ＥＰ１４に向かって、歯面隙間３０，３１が、それぞれ、順を追って大きくなっている。なお、図１３の“小”および“大”は、各範囲ＲＤ１１，ＲＤ１２，ＲＤ１３，ＲＤ１４において、それぞれ、歯面隙間３０，３１が相対的に“小さい”部分から、歯面隙間３０，３１が相対的に“大きい”部分に、順を追って移行している形態を表している。 In the differential device 20 shown in FIG. 12, each spline 28a of the spline fitting portions 28, 29 is similar to the spline fitting portion 6 in the power transmission device 1 shown in FIGS. , 29a in the circumferential direction to the end point at a position separated by a predetermined angle in the rotational direction of the drive side of the spline fitting portions 28 and 29, from the start point toward the end point, the tooth flank gap Spline fitting portions 28 and 29 are formed such that 30 and 31 become larger in sequence. In the example shown in FIG. 13, the end point EP11, EP12, EP12, EP12, which is 90 degrees far away from the starting point SP11, SP12, SP13, SP14, to the rotation direction of the driving side (clockwise direction in FIG. 13). In the ranges RD11, RD12, RD13, and RD14 up to EP13 and EP14, that is, in the predetermined ranges RD11, RD12, RD13, and RD14 obtained by equally dividing the spline fitting portions 28 and 29 into four in the circumferential direction, the starting point From SP11, SP12, SP13, SP14 toward the end points EP11, EP12, EP13, EP14, the tooth surface gaps 30, 31 increase in order. "Small" and "Large" in FIG. It represents a form that in turn transitions to a relatively "larger" portion.

したがって、この図１２に示すデファレンシャル装置２０においても、前述の図２、図６、図７で示した動力伝達装置１（トランスアクスル）と同様に、“歯車伝動部”で大きな駆動トルクを伝達する場合、あるいは、“歯車伝動部”で伝達する駆動トルクが増大する場合であっても、スプライン嵌合部２８，２９のねじり剛性を確保し、噛み合い点動剛性Ｋｄのレベルを低く保つことができ、その結果、入力ピニオン２４およびリングギヤ２２ｆによる“歯車対”、すなわち、“歯車伝動部”の噛み合い部で発生するギヤノイズを容易に抑制することができる。 Therefore, in the differential device 20 shown in FIG. 12 as well, a large driving torque is transmitted by the "gear transmission portion" in the same manner as the power transmission device 1 (transaxle) shown in FIGS. Even if the drive torque transmitted by the "gear transmission part" increases, the torsional rigidity of the spline fitting parts 28, 29 can be ensured, and the level of the meshing point dynamic rigidity Kd can be kept low. As a result, it is possible to easily suppress the gear noise generated at the meshing portion of the "gear pair" formed by the input pinion 24 and the ring gear 22f, that is, the "gear transmission portion".

以上のように、この発明の実施形態における動力伝達装置１によれば、例えば、減速機構５の入力ピニオン５ａおよび大径ギヤ５ｂ、あるいは、入力ピニオン２４およびリングギヤ２２ｆのような“歯車”、ならびに、スプライン嵌合部６、あるいは、スプライン嵌合部２８，２９の“スプライン”を用いた動力伝達装置１を対象にして、複雑な制御や構造を用いることなく、容易に、スプライン嵌合部６，２８，２９のねじり剛性を確保することができる。そのため、動力伝達装置１の“歯車伝動部”で発生するギヤノイズを、適切に低減することができる。ひいては、この発明の動力伝達装置１を適用した車両の静粛性を向上させることができる。 As described above, according to the power transmission device 1 of the embodiment of the present invention, for example, the input pinion 5a and the large-diameter gear 5b of the speed reduction mechanism 5, or the input pinion 24 and the "gears" such as the ring gear 22f, and , the spline fitting portion 6, or the power transmission device 1 using the "splines" of the spline fitting portions 28 and 29, the spline fitting portion 6 can be easily adjusted without using complicated control and structure. , 28 and 29 can be secured. Therefore, the gear noise generated in the "gear transmission portion" of the power transmission device 1 can be appropriately reduced. As a result, the quietness of the vehicle to which the power transmission device 1 of the present invention is applied can be improved.

１動力伝達装置
２モータ
２ａ（モータ２の）回転軸、または、ロータ軸
３入力軸（入力部材）
４出力軸（回転部材）
５減速機構（歯車伝動部）
５ａ（減速機構５の）入力ピニオン
５ｂ（減速機構５の）大径ギヤ
５ｃ（減速機構５の）出力ピニオン（出力部材）
６スプライン嵌合部
６ａ（出力軸４の外周部に形成された）スプライン
６ｂ（大径ギヤ５ｂの内周部に形成された）スプライン
６ｃ（スプライン６ａの）歯面
６ｂ（スプライン６ｂの）歯面
７デファレンシャルギヤ
７ａ（デファレンシャルギヤ７の）デフケース
７ｂ（デファレンシャルギヤ７の）リングギヤ
７ｃ（デファレンシャルギヤ７の）サイドギヤ
７ｄ（デファレンシャルギヤ７の）デフピニオン
７ｅ（デファレンシャルギヤ７の）ピニオン軸
８ドライブシャフト（左）
９ドライブシャフト（右）
１０歯面隙間（スプライン嵌合部６における歯面間のクリアランス）
１０ａ（所定範囲内で最も小さい）歯面隙間
１０ｂ（所定範囲内で２番目に小さい）歯面隙間
１０ｃ（所定範囲内で３番目に小さい）歯面隙間
１０ｄ（所定範囲内で４番目に小さい）歯面隙間
２０デファレンシャル装置（動力伝達装置）
２１入力軸（プロペラシャフト）
２２デファレンシャルギヤ
２２ａ（デファレンシャルギヤ２２の）デフケース
２２ｂ（デファレンシャルギヤ２２の）サイドギヤ
２２ｃ（デファレンシャルギヤ２２の）デフピニオン
２２ｄ（デファレンシャルギヤ２２の）ピニオン軸
２２ｅ（デファレンシャルギヤ２２の）デフ入力軸
２２ｆ（デファレンシャルギヤ２２の）リングギヤ
２２ｇ（リングギヤ２２ｆの）中空軸
２３ディスコネクト機構
２４入力ピニオン
２５ドライブシャフト（左）
２６ドライブシャフト（右）
２７切り替えスリーブ
２８スプライン嵌合部（外周側）
２９スプライン嵌合部（内周側）
２８ａ（切り替えスリーブ２７の外周面に形成された）スプライン
２９ａ（切り替えスリーブ２７の内周面に形成された）スプライン
３０歯面隙間（スプライン嵌合部２８における歯面間のクリアランス）
３１歯面隙間（スプライン嵌合部２９における歯面間のクリアランス） 1 power transmission device 2 motor 2a rotating shaft (of motor 2) or rotor shaft 3 input shaft (input member)
4 Output shaft (rotating member)
5 reduction mechanism (gear transmission)
5a Input pinion (of reduction mechanism 5) 5b Large diameter gear (of reduction mechanism 5) 5c Output pinion (output member) (of reduction mechanism 5)
6 spline fitting portion 6a spline (formed on the outer periphery of the output shaft 4) 6b spline (formed on the inner periphery of the large-diameter gear 5b) 6c tooth surface (of the spline 6a) 6b teeth (of the spline 6b) Surface 7 Differential gear 7a (of differential gear 7) Differential case 7b (of differential gear 7) Ring gear 7c (of differential gear 7) Side gear 7d (of differential gear 7) Differential pinion 7e (of differential gear 7) pinion shaft 8 Drive shaft (left )
9 drive shaft (right)
10 Tooth flank clearance (clearance between tooth flanks in spline fitting portion 6)
10a (Smallest within the specified range) Tooth gap 10b (Second smallest within the specified range) Tooth gap 10c (Third smallest within the specified range) Tooth gap 10d (Fourth smallest within the specified range ) Tooth gap 20 Differential device (power transmission device)
21 Input shaft (propeller shaft)
22 Differential gear 22a (Differential gear 22) Differential case 22b (Differential gear 22) Side gear 22c (Differential gear 22) Differential pinion 22d (Differential gear 22) Pinion shaft 22e (Differential gear 22) Differential input shaft 22f (Differential gear 22) ring gear 22g hollow shaft (of ring gear 22f) 23 disconnect mechanism 24 input pinion 25 drive shaft (left)
26 drive shaft (right)
27 Switching sleeve 28 Spline fitting portion (outer peripheral side)
29 spline fitting part (inner peripheral side)
28a Spline (formed on outer peripheral surface of switching sleeve 27) 29a Spline (formed on inner peripheral surface of switching sleeve 27) 30 Tooth flank gap (clearance between tooth flanks in spline fitting portion 28)
31 tooth flank clearance (clearance between tooth flanks in spline fitting portion 29)

Claims

an input member to which torque is transmitted from the outside; an output member to transmit the torque to the outside; A rotating member that supports one gear of a gear pair and rotates integrally, and a spline that fastens at least the gear and the rotating member so that the gear and the rotating member can slide in the direction of the rotation axis are formed. and a spline fitting portion, wherein the torque transmitted to the input member is transmitted to the output member via the gear transmission portion and the spline fitting portion,
The spline fitting portion is loosely fitted between the tooth flank of the spline formed on the gear and the tooth flank of the spline formed on the rotating member. A tooth surface gap is provided,
The tooth flank clearance is within a predetermined range from a predetermined start point in the circumferential direction of the spline to an end point separated by a predetermined angle in the rotational direction of the driving side of the spline fitting portion, and is directed from the start point to the end point in order. A power transmission device, characterized in that the size increases after the .