JP5141376B2 - 動力伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、動力伝達装置に関し、特に、駆動源としての回転電機のロータが連結された回転電機軸と、回転電機軸と平行に配置され、回転電機と異なる駆動源である所定の駆動源との間で動力を伝達する入力軸と、入力軸に設けられ、入力軸の動力あるいは回転電機軸の動力のうち少なくともいずれか一方を車両の駆動軸に伝達する動力伝達機構とを備え、回転電機軸と動力伝達機構との間の動力の伝達が、回転電機軸に連結され、動力伝達機構と噛み合う回転電機軸回転部材により行われる動力伝達装置に関する。

複数の駆動源を備えた車両が知られている。このような車両の動力伝達装置として、駆動源としての回転電機のロータが連結された回転電機軸と、回転電機軸と平行に配置され、回転電機と異なる駆動源である所定の駆動源との間で動力を伝達する入力軸と、入力軸に設けられ、入力軸の動力あるいは回転電機軸の動力のうち少なくともいずれか一方を車両の駆動軸に伝達する動力伝達機構とを備え、回転電機軸と動力伝達機構との間の動力の伝達が、回転電機軸に連結され、動力伝達機構と噛み合う回転電機軸回転部材により行われる動力伝達装置が知られている。

例えば、特許文献１には、モータジェネレータのロータが連結されたシャフト（回転電機軸）と、エンジンとの間で動力を伝達するインプットシャフト（入力軸）とが、非同心状に配置され、動力合成機構（動力伝達機構）とシャフトとの間の動力の伝達が、シャフトにおける動力合成機構側の端部に形成されたギヤ（回転電機軸回転部材）により行われる動力伝達装置が開示されている。

特開２００２−２７４２０１号公報

動力を伝達する際の負荷によるミスアライメントの発生を抑制する観点からは、回転電機軸回転部材の軸方向の両側において回転電機軸を軸受で支持することが望ましい。しかしながら、回転電機軸回転部材の軸方向の両側に軸受を配置しようとすると、回転電機軸と入力軸との位置関係によっては、入力軸に設けられた装置と軸受との干渉が問題となることがある。

例えば、入力軸における軸方向の一方側の端部を含む軸方向の一部の領域と、回転電機軸における軸方向の他方側の端部を含む軸方向の一部の領域とが径方向に互いに対向している場合である。この場合、入力軸の上記一方側の端部に動力伝達機構が配置され、回転電機軸における動力伝達装置と径方向に対向する位置（上記他方側の端部）に回転電機軸回転部材が配置される。ここで、回転電機軸回転部材の軸方向の両側に軸受を配置しようとした場合、回転電機軸回転部材よりも軸方向の上記他方側に位置する軸受が、入力軸に設けられた装置、例えば、動力伝達機構と干渉してしまう可能性がある。

入力軸に設けられた装置との干渉を抑制しつつ、回転電機軸における回転電機軸回転部材の軸方向の両側を軸受で支持できることが望まれている。

本発明の目的は、車両の駆動源である回転電機のロータが連結された回転電機軸と、回転電機軸と平行に配置され、回転電機と異なる駆動源である所定の駆動源との間で動力を伝達する入力軸と、入力軸における軸方向の一方側の端部に設けられ、入力軸の動力あるいは回転電機軸の動力のうち少なくともいずれか一方を車両の駆動軸に伝達する動力伝達機構とを備え、入力軸における上記一方側の端部を含む軸方向の一部の領域と、回転電機軸における軸方向の他方側の端部を含む軸方向の一部の領域とが径方向に互いに対向しており、回転電機軸と動力伝達機構との間の動力の伝達が、回転電機軸におけるロータよりも軸方向の上記他方側であり、かつ、動力伝達機構と径方向に対向する位置に連結され、動力伝達機構と噛み合う回転電機軸回転部材により行われる動力伝達装置において、入力軸に設けられた装置との干渉を抑制しつつ、回転電機軸における回転電機軸回転部材の軸方向の両側を軸受で支持できる動力伝達装置を提供することである。

本発明の動力伝達装置は、車両の駆動源である回転電機のロータが連結された回転電機軸と、前記回転電機軸と平行に配置され、前記回転電機と異なる前記駆動源である所定の駆動源との間で動力を伝達する入力軸と、前記入力軸における軸方向の一方側の端部に設けられ、前記入力軸の前記動力あるいは前記回転電機軸の前記動力のうち少なくともいずれか一方を前記車両の駆動軸に伝達する動力伝達機構とを備え、前記入力軸における前記一方側の端部を含む前記軸方向の一部の領域と、前記回転電機軸における前記軸方向の他方側の端部を含む前記軸方向の一部の領域とが径方向に互いに対向しており、前記回転電機軸と前記動力伝達機構との間の前記動力の伝達が、前記回転電機軸における前記ロータよりも前記軸方向の前記他方側であり、かつ、前記動力伝達機構と前記径方向に対向する位置に連結され、前記動力伝達機構と噛み合う回転電機軸回転部材により行われる動力伝達装置であって、前記回転電機軸回転部材よりも前記軸方向の前記一方側に配置され、前記回転電機軸を回転可能に支持する第一の軸受と、前記回転電機軸回転部材よりも前記軸方向の前記他方側に配置され、前記回転電機軸を回転可能に支持する第二の軸受とを備え、前記第二の軸受は、前記回転電機軸に作用する前記軸方向の荷重を受けない軸受で構成され、前記第一の軸受は、前記回転電機軸に作用する前記軸方向の荷重を受ける軸受を含み、前記回転電機軸は、前記軸方向の前記一方側に位置し、前記ロータが連結された第一構成部材と、前記軸方向の前記他方側に位置し、前記回転電機軸回転部材が連結された第二構成部材とを有し、前記第一構成部材と前記第二構成部材とが嵌合し、かつ、前記嵌合する部分において前記第一構成部材と前記第二構成部材との相対回転が規制されているものであって、前記第一構成部材における前記第二構成部材側の端部、および、前記第二構成部材における前記第一構成部材側の端部が、共通の前記第一の軸受に挿入されて当該第一の軸受によりそれぞれ支持されており、前記第二構成部材の当該第一の軸受に挿入されて支持される部分の長さが、前記第一構成部材の当該第一の軸受に挿入されて支持される部分の長さよりも大きいことを特徴とする。

本発明の動力伝達装置において、前記回転電機軸は、前記第一構成部材における前記第二構成部材側の端部に形成された嵌合穴に、前記第二構成部材における前記第一構成部材側の端部が嵌合して構成されるものであり、前記回転電機軸回転部材は、前記第二構成部材と一体に形成されており、前記第二構成部材における前記嵌合穴に嵌合する部分の外径は、前記回転電機軸回転部材が形成される部分の外径以下であることを特徴とする。

本発明の動力伝達装置において、前記回転電機軸における前記回転電機軸回転部材よりも前記軸方向の前記他方側の剛性が、前記軸方向の前記一方側の剛性と比較して小さいことを特徴とする。

本発明の動力伝達装置において、前記回転電機軸における前記回転電機軸回転部材よりも前記軸方向の前記他方側が、前記軸方向の前記一方側と比較して小径であることで、前記回転電機軸回転部材よりも前記軸方向の前記他方側の剛性が、前記軸方向の前記一方側の剛性と比較して小さくなっていることを特徴とする。

本発明の動力伝達装置において、前記第二の軸受の外輪が、前記回転電機軸を収容するケースに圧入されることを特徴とする。

本発明によれば、車両の駆動源である回転電機のロータが連結された回転電機軸と、回転電機軸と平行に配置され、回転電機と異なる駆動源である所定の駆動源との間で動力を伝達する入力軸と、入力軸における軸方向の一方側の端部に設けられ、入力軸の動力あるいは回転電機軸の動力のうち少なくともいずれか一方を車両の駆動軸に伝達する動力伝達機構とを備え、入力軸における上記一方側の端部を含む軸方向の一部の領域と、回転電機軸における軸方向の他方側の端部を含む軸方向の一部の領域とが径方向に互いに対向しており、回転電機軸と動力伝達機構との間の動力の伝達が、回転電機軸におけるロータよりも軸方向の上記他方側であり、かつ、動力伝達機構と径方向に対向する位置に連結され、動力伝達機構と噛み合う回転電機軸回転部材により行われる動力伝達装置において、回転電機軸回転部材よりも軸方向の一方側に配置され、回転電機軸を回転可能に支持する第一の軸受と、回転電機軸回転部材よりも軸方向の他方側に配置され、回転電機軸を回転可能に支持する第二の軸受とを備える。

第二の軸受は、回転電機軸に作用する軸方向の荷重を受けない軸受で構成され、第一の軸受は、回転電機軸に作用する軸方向の荷重を受ける軸受を含んでいる。第二の軸受が、軸方向の荷重を受けない軸受で構成されていることにより、軸方向の荷重を受ける軸受が用いられる場合と比較して、第二の軸受を小型化することができる。これにより、第二の軸受と入力軸に設けられた装置との干渉を抑制しつつ、回転電機軸における回転電機軸回転部材の軸方向の両側を軸受で支持することができる。
ロータが連結された第一構成部材と、回転電機軸回転部材が連結された第二構成部材とが共通の第一の軸受に挿入されて支持されており、第二構成部材の第一の軸受に挿入されて支持される部分の長さが、第一構成部材の第一の軸受に挿入されて支持される部分の長さよりも大きい。これにより、ラジアル荷重を受ける第二構成部材を第一の軸受によって適切に支持することができる。

以下、本発明の動力伝達装置の一実施形態につき図面を参照しつつ詳細に説明する。

（第１実施形態）
図１から図６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、駆動源としての回転電機のロータが連結された回転電機軸と、回転電機軸と平行に配置され、回転電機と異なる駆動源である所定の駆動源との間で動力を伝達する入力軸と、入力軸に設けられ、入力軸の動力あるいは回転電機軸の動力のうち少なくともいずれか一方を車両の駆動軸に伝達する動力伝達機構とを備え、回転電機軸と動力伝達機構との間の動力の伝達が、回転電機軸に連結され、動力伝達機構と噛み合う回転電機軸回転部材により行われる動力伝達装置に関する。

図１は、この発明の一実施形態が適用されたＦＦ（フロントエンジンフロントドライブ；エンジン前置き前輪駆動）形式のハイブリッド車の動力伝達装置１００を示すスケルトン図である。図１において、１はエンジン（所定の駆動源）であり、このエンジン１としては内燃機関、具体的にはガソリンエンジンまたはディーゼルエンジンまたはＬＰＧエンジンまたはメタノールエンジンまたは水素エンジンなどを用いることができる。

この実施形態においては、便宜上、エンジン１としてガソリンエンジンを用いた場合について説明する。エンジン１は、燃料の燃焼によりクランクシャフト２から動力を出力する装置であって、吸気装置、排気装置、燃料噴射装置、点火装置、冷却装置などを備えた公知のものである。クランクシャフト２は車両の幅方向に、かつ、水平に配置され、クランクシャフト２の後端部にはフライホイール３が形成されている。

エンジン１の外壁には、中空のトランスアクスルケース４が取り付けられている。トランスアクスルケース４は、エンジン側ハウジング７０と、エクステンションハウジング７１と、エンドカバー７２とを有している。これらエンジン側ハウジング７０およびエクステンションハウジング７１およびエンドカバー７２は、アルミニウムなどの金属材料を成形加工したものである。また、エンジン側ハウジング７０の一方の開口端７３とエンジン１とが接触した状態で、エンジン１とエンジン側ハウジング７０とが相互に固定されている。

また、エンジン側ハウジング７０とエンドカバー７２との間に、エクステンションハウジング７１が配置されている。さらに、エンジン側ハウジング７０の他方の開口端７４と、エクステンションハウジング７１の一方の開口端７５とが接触した状態で、エンジン側ハウジング７０とエクステンションハウジング７１とが相互に固定されている。さらにまた、エクステンションハウジング７１の他方の開口端７６を塞ぐようにエンドカバー７２が取り付けられて、エンドカバー７２とエクステンションハウジング７１とが相互に固定されている。

トランスアクスルケース４の内部Ｇ１には、インプットシャフト（入力軸）５、第１のモータジェネレータ６、動力合成機構（動力伝達機構）７、変速機構８、第２のモータジェネレータ（回転電機）９が設けられている。インプットシャフト５はクランクシャフト２と同心状に配置されている。インプットシャフト５におけるクランクシャフト２側の端部には、クラッチハブ１０がスプライン嵌合されている。

トランスアクスルケース４内には、フライホイール３とインプットシャフト５との動力伝達状態を制御するクラッチ１１が設けられている。また、フライホイール３とインプットシャフト５との間におけるトルク変動を抑制・吸収するダンパ機構１２が設けられている。第１のモータジェネレータ６は、インプットシャフト５の外側に配置され、第２のモータジェネレータ９は、第１のモータジェネレータ６よりもエンジン１から遠い位置に配置されている。

すなわち、エンジン１と第２のモータジェネレータ９との間に第１のモータジェネレータ６が配置されている。第１のモータジェネレータ６および第２のモータジェネレータ９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。第１のモータジェネレータ６および第２のモータジェネレータ９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。第１のモータジェネレータ６および第２のモータジェネレータ９に電力を供給する電力供給装置としては、バッテリ、キャパシタなどの蓄電装置、あるいは公知の燃料電池などを用いることができる。

第１のモータジェネレータ６の配置位置および第１のモータジェネレータ６の構成を具体的に説明する。エンジン側ハウジング７０の内面には、エンジン１側に向けて延ばされ、ついで、インプットシャフト５側に向けて延ばされた隔壁７７が形成されている。さらに、隔壁７７に対してケースカバー７８が固定されている。このケースカバー７８は、エンジン１から離れる方向に延ばされ、ついで、インプットシャフト５側に向けて延ばされた形状を有している。そして、隔壁７７とケースカバー７８とにより取り囲まれた空間Ｇ２に、第１のモータジェネレータ６が配置されている。第１のモータジェネレータ６は、トランスアクスルケース４側に固定されたステータ１３と、回転自在なロータ１４とを有している。ステータ１３は、隔壁７７に固定された鉄心１５と、鉄心１５に巻かれたコイル１６とを有している。

ステータ１３およびロータ１４は、所定肉厚の電磁鋼板を、その厚さ方向に複数枚を積層して構成したものである。なお、複数の電磁鋼板は、インプットシャフト５の軸線方向に積層されている。そして、インプットシャフト５の軸線方向における第１のモータジェネレータ６のコイル１６の両端間が、インプットシャフト５の軸線方向における第１のモータジェネレータ６の配置領域Ｌ１である。一方、インプットシャフト５の外周には、中空シャフト１７が取り付けられている。そして、インプットシャフト５と中空シャフト１７とが相対回転可能に構成されている。ロータ１４は、中空シャフト１７の外周側に連結されている。

また、動力合成機構（言い換えれば動力分配機構）７は、第１のモータジェネレータ６と第２のモータジェネレータ９との間に設けられている。動力合成機構７は、いわゆるシングルピニオン形式の遊星歯車機構７Ａを有している。すなわち、遊星歯車機構７Ａは、サンギヤ１８と、サンギヤ１８と同心状に配置されたリングギヤ１９と、サンギヤ１８およびリングギヤ１９に係合するピニオンギヤ２０を保持したキャリヤ２１とを有している。そして、サンギヤ１８と中空シャフト１７とが連結され、キャリヤ２１とインプットシャフト５とが連結されている。なお、リングギヤ１９は、インプットシャフト５と同心状に配置された環状部材（言い換えれば円筒部材）２２の内周側に形成されており、この環状部材２２の外周側にはカウンタドライブギヤ２３が形成されている。

第２のモータジェネレータ９は、カウンタドライブギヤ２３よりもエンジン１から遠い位置に設けられている。第２のモータジェネレータ９のロータ２６がＭＧシャフト（回転電機軸）４５の外周に連結されており、ＭＧシャフト４５は車両の幅方向にほぼ水平に配置されている。このＭＧシャフト４５とインプットシャフト５および中空シャフト１７とが非同心状に配置されている。

すなわち、インプットシャフト５は、ＭＧシャフト４５と平行に配置されている。言い換えると、インプットシャフト５は、ＭＧシャフト４５からＭＧシャフト４５の径方向に離間した位置にＭＧシャフト４５の軸方向に沿って配置されている。インプットシャフト５における軸方向の一方側（エンドカバー７２側）の端部を含む軸方向の一部の領域５ｔと、ＭＧシャフト４５における軸方向の他方側（エンジン１側）の端部を含む軸方向の一部の領域４５ｔとが径方向に互いに対向している。言い換えると、軸方向において、ＭＧシャフト４５は、動力合成機構７との動力の伝達を行う後述するギヤ４６からエンドカバー７２方向に向けて延設されており、一方、インプットシャフト５は、動力合成機構７からエンジン１へ向けて延設されている。

第２のモータジェネレータ９の配置位置および第２のモータジェネレータ９の構成を具体的に説明する。エクステンションハウジング７１の内面には、ＭＧシャフト４５側に向けて延ばされた隔壁７９が形成されている。そして、エクステンションハウジング７１と隔壁７９とエンドカバー７２とにより取り囲まれた空間Ｇ３に、第２のモータジェネレータ９が配置されている。

第２のモータジェネレータ９は、トランスアクスルケース４に固定されたステータ２５と、回転自在なロータ２６とを有している。ステータ２５は、鉄心２７と、鉄心２７に巻かれたコイル２８とを有している。ステータ２５およびロータ２６は、所定肉厚の電磁鋼板を、その厚さ方向に複数枚を積層して構成したものである。なお、複数の電磁鋼板は、ＭＧシャフト４５の軸線方向に積層されている。そして、ＭＧシャフト４５の軸線方向における第２のモータジェネレータ９のコイル２８の両端間が、ＭＧシャフト４５の軸線方向における第２のモータジェネレータ９の配置領域Ｌ２に相当する。

上記のように、第１のモータジェネレータ６と第２のモータジェネレータ９とは、ＭＧシャフト４５およびインプットシャフト５ならびに中空シャフト１７の軸線方向において異なる位置に配置されている。より具体的には、軸線方向において、第１のモータジェネレータ６の配置領域Ｌ１と、第２のモータジェネレータ９の配置領域Ｌ２とが、重ならないように、各モータジェネレータの配置位置が設定されている。また、第１のモータジェネレータ６の回転中心（中心軸線）と、第２のモータジェネレータ９の回転中心（中心軸線）とが各シャフトの半径方向に位置ずれしている。

ＭＧシャフト４５における動力合成機構７側の端部にはギヤ（回転電機軸回転部材）４６が形成（連結）されている。ギヤ４６は、カウンタドライブギヤ２３と噛み合って（係合して）いる。カウンタドライブギヤ２３とギヤ４６とは、ギヤ４６からカウンタドライブギヤ２３に動力が伝達される場合の変速比が“１”より大きくなるように構成されている。これらのギヤ４６およびカウンタドライブギヤ２３により、変速機構８が構成されている。第２のモータジェネレータ９の動力がＭＧシャフト４５を介してギヤ４６に伝達されると、ギヤ４６の回転速度が減速されて環状部材２２に伝達される。すなわち、第２のモータジェネレータ９のトルクが増幅されて動力合成機構７に伝達される。

一方、前記トランスアクスルケース４の内部には、インプットシャフト５と平行なカウンタシャフト３４が設けられている。カウンタシャフト３４には、カウンタドリブンギヤ３５およびファイナルドライブピニオンギヤ３６が形成されている。そして、カウンタドライブギヤ２３とカウンタドリブンギヤ３５とが係合されている。さらに、トランスアクスルケース４の内部にはデファレンシャル３７が設けられており、デファレンシャル３７は、デフケース３８の外周側に形成されたファイナルリングギヤ３９と、デフケース３８に対してピニオンシャフト４０を介して取り付けられた連結された複数のピニオンギヤ４１と、複数のピニオンギヤ４１に係合されたサイドギヤ４２と、サイドギヤ４２に連結された２本のフロントドライブシャフト（駆動軸）４３とを有している。各フロントドライブシャフト４３には前輪４４が連結されている。このように、トランスアクスルケース４の内部に、変速機構８およびデファレンシャル３７を一括して組み込んだ、いわゆるトランスアクスルを構成している。

ここで、図２を参照して、トランスアクスルケース４内の各軸の配置について説明する。図２は、動力伝達装置１００の軸配置を示す図である。

各軸５，３４，４３，４５の配置は、次のとおりである。インプットシャフト５を基準として、ＭＧシャフト４５はその斜め上方に、カウンタシャフト３４は斜め下方に配置されている。フロントドライブシャフト４３の中心軸線Ｃ５と比較して、カウンタシャフト３４の中心軸線Ｃ６は、わずかに下方に位置している。カウンタシャフト３４の中心軸線Ｃ６は、インプットシャフト５の中心軸線Ｃ３とフロントドライブシャフト４３の中心軸線Ｃ５とを結ぶ仮想線Ｌ４よりも下方に位置している。ＭＧシャフト４５をトランスアクスルケース４内の上部、カウンタシャフト３４を下部に配置することで、全体として各軸５，３４，４３，４５をコンパクトに配置することができる。これにより、ＨＶの大きな課題であるコスト低減や、車両搭載性の向上、質量低減による燃費向上等の大きなメリットが得られる。

各軸５，４５，４３，３４の回転方向は、図２に矢印Ａ３からＡ６でそれぞれ示した方向である。つまり、フロントドライブシャフト４３は、中心軸線Ｃ５の下方において図２の右方向に回転し、カウンタシャフト３４は、中心軸線Ｃ６の下方において図２の左方向に回転する。言い換えると、フロントドライブシャフト４３の回転方向とカウンタシャフト３４の回転方向とが、それぞれの中心軸線よりも下方の領域で互いに離間する方向である。なお、図示の回転方向は、車両の前進時のものである。また、本実施形態の説明における上下方向とは、特にことわりのない限り、車両に搭載された状態における上下方向（鉛直方向）を意味している。

本実施形態の動力伝達装置１００では、トランスアクスルケース４内の下部に溜まった潤滑油は、ファイナルリングギヤ３９で掻き揚げられて（矢印Ｙ２参照）トランスアクスルケース４内の上部に設けられたオイルキャッチタンク３２に送られる。オイルキャッチタンク３２からは、トランスアクスルケース４内の潤滑箇所（被潤滑部）や冷却箇所に向けて適宜の流量で潤滑油が滴下される。

上記のように構成されたハイブリッド車においては、車速およびアクセル開度などの条件に基づいて、前輪４４に伝達するべき要求トルクが算出され、その算出結果に基づいて、エンジン１、クラッチ１１、第１のモータジェネレータ６、第２のモータジェネレータ９が制御される。エンジン１から出力されるトルクを前輪に伝達する場合は、クラッチ１１が係合される。すると、クランクシャフト２の動力（言い換えればトルク）がインプットシャフト５を介してキャリヤ２１に伝達される。

キャリヤ２１に伝達されたトルクは、リングギヤ１９、環状部材２２、カウンタドライブギヤ２３、カウンタドリブンギヤ３５、カウンタシャフト３４、ファイナルドライブピニオンギヤ３６、デファレンシャル３７を介して前輪４４に伝達され、駆動力が発生する。また、エンジン１のトルクをキャリヤ２１に伝達する際に、第１のモータジェネレータ６を発電機として機能させ、発生した電力を蓄電装置（図示せず）に充電することもできる。

さらに、第２のモータジェネレータ９を電動機として駆動させ、その動力を動力合成機構７に伝達することができる。第２のモータジェネレータ９の動力がＭＧシャフト４５を介してギヤ４６に伝達されると、ギヤ４６の回転速度が減速されて環状部材２２に伝達される。すなわち、第２のモータジェネレータ９のトルクが増幅されて動力合成機構７に伝達される。このようにして、エンジン１の動力および第２のモータジェネレータ９の動力が動力合成機構７に入力されて合成され、合成された動力が前輪４４に伝達される。つまり、動力合成機構７は、エンジン１の動力、あるいは、第２のモータジェネレータ９の動力のうち少なくともいずれか一方を前輪４４に伝達する。

上記のように、本実施形態の動力伝達装置１００では、インプットシャフト５とＭＧシャフト４５とが別軸であり、かつ、インプットシャフト５に設けられた動力合成機構７とＭＧシャフト４５との間の動力の伝達が、ギヤ４６により行われる。組み付け誤差や荷重によるシャフト５，４５の変形に起因するミスアライメントを低減するためには、ギヤ４６の軸方向の両側においてＭＧシャフト４５を軸受で支持することが望ましい。しかしながら、ギヤ４６よりもエンジン１側（軸方向の上記他方側）に軸受を配置しようとした場合、図１に符号Ｒで示すように、エクステンションハウジング７１、第１のモータジェネレータ６、および動力合成機構７により囲まれた狭い空間に軸受を配置しなければならないため、動力合成機構７や第１のモータジェネレータ６と軸受との干渉の制約を受ける。

本実施形態では、以下に詳しく説明するように、ギヤ４６よりもエンジン１側に配置される軸受が、ＭＧシャフト４５に作用する軸方向（スラスト方向）の荷重（以下、単に「スラスト荷重」とも記載する）を受けない軸受で構成される。スラスト荷重を受ける軸受は、ギヤ４６よりもエンドカバー７２側（軸方向の上記一方側）に配置される。これにより、ギヤ４６よりもエンジン１側に配置される軸受を小さなものとし、動力合成機構７や第１のモータジェネレータ６との干渉を抑制することができる。

図３は、ＭＧシャフト４５付近の概略構成を示す断面図である。

図３に示すように、ＭＧシャフト４５には、大径部４５ａ、中径部４５ｂ、および小径部４５ｃが一体に形成されている。大径部４５ａは、中径部４５ｂよりも大径に形成されており、小径部４５ｃは、中径部４５ｂよりも小径に形成されている。大径部４５ａは、中径部４５ｂの軸方向の一方側に位置し、小径部４５ｃは、中径部４５ｂの軸方向の他方側に位置している。言い換えると、大径部４５ａは、ＭＧシャフト４５の軸方向における最もエンジン１から遠い位置に形成され、小径部４５ｃは、軸方向における最もエンジン１に近い位置に形成され、大径部４５ａと小径部４５ｃとの間に中径部４５ｂが形成されている。

大径部４５ａには、第２のモータジェネレータ９のロータ２６が設けられている。ロータ２６は、大径部４５ａの外周部に連結されており、ＭＧシャフト４５と一体となって回転する。ロータ２６の軸方向の両端部には、エンドプレート２９，３０が設けられている。エンドプレート２９，３０は、円盤状の部材であり、積層された電磁鋼板を軸方向の両側から押圧している。

中径部４５ｂの外周部には、ギヤ４６が連結されている。ギヤ４６は、中径部４５ｂと一体に形成されている。具体的には、ギヤ４６は、歯切加工により中径部４５ｂと一体に形成されている。

ＭＧシャフト４５は、３つの軸受５１、５２、５３により回転可能に支持されている。軸受（第一の軸受）５１は、エンドカバー７２に設けられている。軸受（第一の軸受）５２は、エクステンションハウジング７１に設けられている。軸受（第二の軸受）５３は、エンジン側ハウジング７０に設けられている。軸受５１，５２は、それぞれ大径部４５ａを支持している。言い換えると、軸受５１，５２は、ＭＧシャフト４５におけるギヤ４６よりも軸方向の一方側（エンドカバー７２側）を支持している。軸受５１，５２は、ボールベアリング（深溝玉軸受）であり、ＭＧシャフト４５に作用する径方向の荷重（ラジアル荷重）、および軸方向の両方向のスラスト荷重を受ける。

軸受５３は、小径部４５ｃを支持している。言い換えると、軸受５３は、ＭＧシャフト４５におけるギヤ４６よりも軸方向の他方側（エンジン１側）を支持している。軸受５３は、ローラベアリング（円筒ころ軸受）である。軸受５３の内輪は、小径部４５ｃの外周部で構成されている。すなわち、軸受５３は、ＭＧシャフト４５の小径部４５ｃを内輪とするローラベアリングである。小径部４５ｃには、「ころ」をガイドするつば、およびツバ輪が設けられておらず、軸受５３は、ＭＧシャフト４５に作用するスラスト荷重を受けない。

軸受５３が、スラスト荷重を受けないものとされることで、軸受５３を小型化することができる。軸受５３の外径、あるいは軸方向の幅の少なくともいずれか一方を小さくすることが可能となり、軸受５３と動力合成機構７や第１のモータジェネレータ６との干渉を抑制することができる。また、軸受５３を小型化することにより、トランスアクスル全体のコンパクト化が可能である。

また、本実施形態では、ＭＧシャフト４５におけるギヤ４６よりも他方側の部分である小径部４５ｃが、ＭＧシャフト４５の他の部分よりも小径とされていることで、以下に説明するように、軸受５３をより小型化することができる。

図４は、ＭＧシャフト４５の概略構成を示す断面図である。小径部４５ｃの外径Ｄ１は、中径部４５ｂの外径Ｄ２、および大径部４５ａの外径Ｄ３と比較して小さい。このため、小径部４５ｃは、中径部４５ｂや大径部４５ａと比較して剛性（例えば、曲げ剛性）が低くなっている。これにより、以下に図５および図６を参照して説明するように、軸受５３の分担荷重を軸受５１，５２の分担荷重と比較して小さくすることができる。

図５は、ＭＧシャフト４５におけるギヤ４６よりも軸方向の他方側（エンジン１側）の部分４５ｄが、中径部４５ｂや大径部４５ａと比較して低剛性とされなかった場合のＭＧシャフト４５の変形の様子について説明するための図である。図６は、小径部４５ｃが、中径部４５ｂや大径部４５ａと比較して低剛性（小径）とされた場合のＭＧシャフト４５の変形の様子について説明するための図である。

ＭＧシャフト４５におけるギヤ４６よりも軸方向の他方側（エンジン１側）の部分４５ｄが、中径部４５ｂや大径部４５ａと比較して低剛性とされていない（例えば、中径部４５ｂや大径部４５ａと同程度の径である）場合、組み付け誤差が生じたり、ギヤ４６からの大荷重を受けたりした場合に、図５に示すように、軸方向の他方側の部分４５ｄの変形量は小さく、中径部４５ｂや大径部４５ａと同程度の変形となる。これにより、軸受５３の分担荷重Ｆ１は、比較的大きなものとなる。これに対して、本実施形態のように、小径部４５ｃが、中径部４５ｂや大径部４５ａと比較して小径とされて低剛性である場合、図６に示すように、中径部４５ｂや大径部４５ａと比較して小径部４５ｃが大きく変形する。従って、相対的に大きな剛性を有する中径部４５ｂや大径部４５ａの分担荷重が大きくなり、小径部４５ｃの分担荷重Ｆ２は、低剛性とされない場合の分担荷重Ｆ１と比較して小さなものとなる。

その結果、軸受５３の入力荷重が過大となることを抑制し、軸受５３を小型化することができる。さらに、小径部４５ｃの外径Ｄ１が小径とされていることで、軸受５３の外径Ｄ４（図４参照）を小さくすることができる。よって、軸受５３と動力合成機構７や第１のモータジェネレータ６との干渉を効果的に抑制することができる。なお、小径部４５ｃを中径部４５ｂや大径部４５ａと比較して低剛性とする手段は、外径を異ならせる（小径部４５ｃを相対的に小径とする）ことには限らない。小径部４５ｃを相対的に低剛性とするために、従来公知の方法を用いることができる。例えば、断面形状により、剛性を調整するようにしてもよい。

本実施形態では、軸受５３の内輪がＭＧシャフト４５の小径部４５ｃの外周部で構成されていることにより、軸受５３の外輪５３ａ、およびころ５３ｂは、トランスアクスルケース４側に圧入しておくことができる。さらに、ころ列の内径（小径部４５ｃにおける内輪を構成する部分の外径）は、ギヤ４６の歯底径よりも小さくできる。よって、組付け時（エンジン側ハウジング７０とエクステンションハウジング７１との結合時）における、インプットシャフト５上の動力合成機構７やカウンタドライブギヤ２３と軸受５３との干渉を抑制できる。

また、小径部４５ｃ、中径部４５ｂ、および大径部４５ａが一体に形成されていることにより、ロータ２６およびギヤ４６の組付けミスアライメントが小さく、高精度に組付けることができる。また、一体形成とすることで低コストかつコンパクトにＭＧシャフト４５を製作できる。

本実施形態では、スラスト荷重を受けない軸受５３として、ローラベアリング（円筒ころ軸受）を用いているが、軸受５３として用いることができる軸受は、これには限定されない。円筒ころ軸受以外にも、スラスト荷重を受けない公知の軸受を用いることができる。

（第１実施形態の第１変形例）
第１実施形態の第１変形例について説明する。

上記第１実施形態では、軸受５１，５２が深溝玉軸受であり、それぞれが軸方向の両方向のスラスト荷重を受けるものであったが、これに代えて、軸受５１，５２がそれぞれ軸方向において一方向のスラスト荷重のみを受けるものとし、かつ、互いに異なる方向のスラスト荷重を受けるように構成することができる。

軸受５１，５２をこのように構成することで、第２のモータジェネレータ９が駆動側（力行時）および被駆動側（回生時）のいずれであっても、ギヤ４６からＭＧシャフト４５に作用するスラスト荷重を軸受５１あるいは軸受５２のいずれか一方により受けることができる。軸受５１，５２が一方向のスラスト荷重のみを受けるようにすることで、軸受５１，５２をコンパクトにできる。その結果、動力伝達機構１００の全体をコンパクト化することが可能である。

（第１実施形態の第２変形例）
第１実施形態の第２変形例について説明する。

上記第１実施形態では、軸受５３がスラスト荷重を受けない軸受であったが、軸受５３がスラスト荷重を受けるように構成してもよい。例えば、軸受５３をボールベアリング（深溝玉軸受）とすることができる。上記第１実施形態では、ＭＧシャフト４５において軸受５３が支持する部分である小径部４５ｃが、ＭＧシャフト４５の他の部分と比較して小径であること、および、小径部４５ｃが低剛性であり、軸受５３の分担荷重が小さいことにより、軸受５３の外径Ｄ４を小さなものとすることができる。よって、軸受５３が深溝玉軸受等のスラスト荷重を受けるものであっても、軸受５３と動力合成機構７や第１のモータジェネレータ６との干渉を抑制することができる。

（第１実施形態の第３変形例）
第１実施形態の第３変形例について説明する。

上記第１実施形態の第２変形例において、軸受５３の外輪をトランスアクスルケース４に圧入することで、軸受５３と動力合成機構７や第１のモータジェネレータ６との干渉を抑制することができる。

ギヤ４６が連結されたＭＧシャフト４５を支持する軸受５３をボールベアリングとする場合、クリープ防止のため、軸受５３の内輪を圧入とすることが通常であるが、このように軸受５３の内輪を圧入した場合、組み付け時（エンジン側ハウジング７０とエクステンションハウジング７１との結合時）に、インプットシャフト５上の動力合成機構７やカウンタドライブギヤ２３と軸受５３の内輪とが干渉してしまう虞がある。これに対して、軸受５３の外輪を圧入することにより、組み付け時の干渉の問題を回避することができる。内輪圧入としない場合のクリープ発生の課題については、上記第１実施形態で軸受５３の入力荷重（分担荷重）が小さくされているため、問題となりにくい。

（第２実施形態）
図７から図９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、上記第１実施形態と異なる点についてのみ説明する。

上記第１実施形態では、ＭＧシャフト４５は一体に形成されていた。これに代えて、本実施形態では、ＭＧシャフト４５が軸方向に二分されてスプライン嵌合されている。さらに、スプライン嵌合されている部分で、二分されたＭＧシャフト４５の二つの構成部材の端部を共通の軸受で支持する。これにより、組付け性が向上すると共に、少ない軸受数で二つの構成部材のそれぞれを両持ち支持することができる。

図７は、本実施形態に係るＭＧシャフト４５の概略構成を示す断面図である。

図７に示すように、ＭＧシャフト４５は、ＭＧロータシャフト（第一構成部材）４７と、ＭＧドライブギヤシャフト（第二構成部材）４８の二つの構成部材を含んで構成されている。ＭＧロータシャフト４７は、軸方向の一方側に位置し、ＭＧドライブギヤシャフト４８は、軸方向の他方側に位置している。ＭＧドライブギヤシャフト４８におけるＭＧロータシャフト４７側の端部には、軸方向に窪んだ凹部４８ｃが形成されている。一方、ＭＧロータシャフト４７におけるＭＧドライブギヤシャフト４８側の端部には、凹部４８ｃと対応する形状を有する凸部４７ａが形成されている。凹部４８ｃと凸部４７ａとがスプライン嵌合されており、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８との相対回転が規制されている。

ＭＧロータシャフト４７の外周部には、第２のモータジェネレータ９（図示せず）が連結されている。ＭＧドライブギヤシャフト４８には、ギヤ４６が形成されている。ＭＧドライブギヤシャフト４８において、ギヤ４６が形成された大径部４８ａよりもＭＧロータシャフト４７側と反対側（軸方向の他方側）には、大径部４８ａよりも小径に形成された小径部４８ｂが設けられている。小径部４８ｂは、上記第１実施形態と同様に、スラスト荷重を受けない軸受５６により支持されている。本実施形態の軸受５６は、上記第１実施形態の軸受５３と同様に、小径部４８ｂの外周部を内輪とするローラベアリングである。軸受５６が、スラスト荷重を受けない軸受で構成されていることにより、上記第１実施形態と同様に、軸受５６を小型化し、軸受５６と動力合成機構７や第１のモータジェネレータ６との干渉を抑制することができる。また、軸受５６の内輪が小径部４８ｂの外周部で構成されていることにより、上記第１実施形態と同様に、軸受５６を外輪圧入とし、組付け時における動力合成機構７やカウンタドライブギヤ２３と軸受５６との干渉を抑制できる。

ＭＧロータシャフト４７における凸部４７ａが設けられた側の端部４７ｅと、ＭＧドライブギヤシャフト４８における凹部４８ｃが設けられた側の端部４８ｅとは、共通する一つの軸受５５の内輪５５ａに圧入（滑合）されている。つまり、ＭＧロータシャフト４７およびＭＧドライブギヤシャフト４８は、それぞれ軸方向の一端が軸受５５に支持されている。また、ＭＧロータシャフト４７における凸部４７ａが設けられた側と反対側の端部４７ｂは、軸受５４により支持されている。軸受５４，５５は、スラスト荷重を受ける軸受、例えば、ボールベアリング（深溝玉軸受）であることができる。

本実施形態によれば、ＭＧシャフト４５が、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８とに分割されており、かつ、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８とがスプライン嵌合されている。これにより、ＭＧシャフト４５の組付け性を向上させることができる。また、ＭＧロータシャフト４７およびＭＧドライブギヤシャフト４８のそれぞれの軸方向の一端が共通の軸受５５に支持されている。よって、３つの軸受５４，５５，５６でＭＧロータシャフト４７、およびＭＧドライブギヤシャフト４８のそれぞれの軸方向の両端部を支持することができる。ＭＧロータシャフト４７、およびＭＧドライブギヤシャフト４８のそれぞれを２つの軸受で支持し、全体として４つの軸受を使用する場合と比較して、軸受数を低減し、コンパクトかつ低コストにシャフト４７，４８の両端を軸受で支持することができる。

ＭＧドライブギヤシャフト４８の両端を軸受５５，５６で支持することで、ギヤ４６とカウンタドライブギヤ２３（図３参照）とのミスアライメントを低減できる。特に、カウンタドライブギヤ２３の軸方向の両側が軸受で支持されている（両持ち支持）場合には、より一層ミスアライメントを低減できる。

また、ＭＧロータシャフト４７の両端が軸受５４，５５で支持されており、かつ、ＭＧドライブギヤシャフト４８とはスプライン嵌合されていることで、組付けおよび負荷変形によるＭＧロータシャフト４７のミスアライメントを低減できる。よって、ＭＧノイズの低減および回転強度の向上が可能となる。

また、本実施形態では、ＭＧロータシャフト４７は、ＭＧドライブギヤシャフト４８とスプライン嵌合されており、かつ、ＭＧドライブギヤシャフト４８におけるギヤ４６よりもエンジン１側の部分（小径部４８ｂ）が軸受５６により支持されている。これにより、以下に図８および図９を参照して説明するように、スプラインガタによりミスアライメントを低減することが可能となる。

図８は、ギヤ４６の軸方向の片側のみが軸受により支持された従来のＭＧシャフト４５における負荷時の動作を示す図である。図９は、本実施形態のＭＧシャフト４５における負荷時の動作を示す図である。

図８に示すＭＧシャフト４５は、一体に形成されており、かつ、ギヤ４６よりも軸方向の他方側（エンジン１側）の部分４５ｆが軸受で支持されていない。このように、ギヤ４６が片持ち支持されている場合、負荷変形によりミスアライメントが生じやすい。特に、カウンタドライブギヤ２３がギヤ４６と同様に片持ち支持されている（例えば、軸方向におけるエンドカバー７２側の部分５ａのみが軸受で支持されている）場合には、図８に示すように、負荷時にＭＧシャフト４５とインプットシャフト５とがそれぞれミスアライメントを増加させる方向に変形してしまう。

これに対して、本実施形態のように、ＭＧシャフト４５がＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８とに分割され、シャフト４７，４８がスプライン嵌合されており、かつ、ＭＧドライブギヤシャフト４８におけるギヤ４６よりもエンジン１側の部分（小径部４８ｂ）が、軸受５６により支持されている場合、図９に示すように、ＭＧドライブギヤシャフト４８は、インプットシャフト５と同方向に変形（径方向に運動）することができる。よって、負荷変形等によるギヤ４６とカウンタドライブギヤ２３との食い違い誤差をキャンセルすることができる。その結果、ギヤノイズの低減や、ギヤ４６、およびカウンタドライブギヤ２３の歯元強度の向上が可能となる。

また、図７に示すように、ＭＧドライブギヤシャフト４８における内輪５５ａへの圧入部の長さＬ６は、ＭＧロータシャフト４７における内輪５５ａへの圧入部の長さＬ５よりも大きく、かつ、内輪５５ａの内方においてＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８とがスプライン嵌合している。ＭＧドライブギヤシャフト４８の圧入部の長さＬ６を大きくすることで、ＭＧロータシャフト４７と比較して大きなラジアル荷重を受けるＭＧドライブギヤシャフト４８の荷重を確実に玉の部分で受けることができる。ＭＧロータシャフト４７が受けるラジアル荷重は比較的小さいため、荷重を玉の部分で受けなくともその影響は小さい。また、内輪５５ａの内方においてＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８とがスプライン嵌合している、言い換えると、軸方向において、内輪５５ａの配置領域と、シャフト４７，４８がスプライン嵌合されている領域とが重なっている。これにより、スプラインにこじり力が作用しにくい。

（第２実施形態の変形例）
第２実施形態の変形例について説明する。

上記第２実施形態では、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８とが嵌合される部分において、ＭＧドライブギヤシャフト４８の内方にＭＧロータシャフト４７が嵌め込まれていたが、これに代えて、ＭＧロータシャフト４７の内方にＭＧドライブギヤシャフト４８を嵌め込むことでシャフト４７，４８を嵌合してもよい。これにより、ギヤ４６のギヤ歯底径をＭＧドライブギヤシャフト４８のシャフト部の外径よりも大きくし、ギヤ４６の加工（歯切加工）を行いやすくすることができる。

図１０は、本変形例に係るＭＧシャフト４５の概略構成を示す断面図である。

ＭＧロータシャフト４７には、ＭＧロータシャフト４７を軸方向に貫通する貫通孔４７ｃが形成されている。貫通孔４７ｃの内径は、ＭＧドライブギヤシャフト４８の大径部４８ａの外径よりも小さい。ＭＧドライブギヤシャフト４８におけるＭＧロータシャフト４７側の端部には、貫通孔４７ｃの内径と対応する外径を有する凸部４８ｄが形成されている。貫通孔４７ｃと凸部４８ｄとがスプライン嵌合されており、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８との相対回転が規制されている。また、貫通孔４７ｃに配置されたスナップリング６０により、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８との軸方向の相対運動が規制されている。

ＭＧロータシャフト４７におけるＭＧドライブギヤシャフト４８側の端部４７ｄ、および、ＭＧドライブギヤシャフト４８の大径部４８ａにおけるＭＧロータシャフト４７側の端部とは、共通する一つの軸受５５の内輪５５ａに圧入（滑合）されている。これにより、ＭＧロータシャフト４７およびＭＧドライブギヤシャフト４８は、それぞれ軸方向の一端が軸受５５に支持されている。その他の構成については、上記第２実施形態と同様であることができる。

本変形例では、ＭＧロータシャフト４７の内方にＭＧドライブギヤシャフト４８が嵌め込まれる。従って、ギヤ４６の歯底径Ｄ５をＭＧドライブギヤシャフト４８のシャフト部の外径（大径部４８ａの外径）Ｄ２よりも大きくすることができる。よって、ギヤ４６の加工時に、工具がＭＧドライブギヤシャフト４８におけるギヤ４６以外の部分と干渉することを抑制できる。

なお、上記第２実施形態と同様に、ＭＧドライブギヤシャフト４８における内輪５５ａへの圧入部の長さを、ＭＧロータシャフト４７における内輪５５ａへの圧入部の長さよりも大きくすることが望ましい。

（第３実施形態）
図１１を参照して第３実施形態について説明する。第３実施形態については、上記各実施形態と異なる点についてのみ説明する。

上記第２実施形態では、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８との嵌合部において、ＭＧロータシャフト４７およびＭＧドライブギヤシャフト４８が共通の軸受に支持されていた。本実施形態では、これに代えて、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８との嵌合部において、ＭＧロータシャフト４７あるいはＭＧドライブギヤシャフト４８のいずれか一方が軸受に支持される。

図１１は、本実施形態に係るＭＧシャフト４５の概略構成を示す断面図である。

ＭＧロータシャフト４７には、ＭＧロータシャフト４７を軸方向に貫通する貫通孔４７ｃが形成されている。貫通孔４７ｃの内径は、ＭＧドライブギヤシャフト４８の大径部４８ａの外径とほぼ同じである。大径部４８ａにおけるＭＧロータシャフト４７側の端部４８ｆと、貫通孔４７ｃとがスプライン嵌合されており、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８との相対回転が規制されている。大径部４８ａにおける貫通孔４７ｃと嵌合された端部４８ｆとギヤ４６の設置位置との間の部分４８ｇは、軸受５８により支持されている。軸受５８は、スラスト荷重を受ける軸受、例えば、ボールベアリング（深溝玉軸受）であることができる。

ＭＧドライブギヤシャフト４８におけるＭＧロータシャフト４７側と反対側の端部は、軸受５９に支持されている。ＭＧドライブギヤシャフト４８において、ギヤ４６よりも軸方向の他方側（エンジン１側）には、大径部４８ａよりも小径の小径部４８ｂが形成されている。軸受５９は、小径部４８ｂを支持している。軸受５９は、スラスト荷重を受けない軸受、例えば、上記第１実施形態の軸受５３と同様のローラベアリング（円筒ころ軸受）、言い換えると、小径部４８ｂの外周部を内輪とするローラベアリングであることができる。また、ＭＧロータシャフト４７におけるＭＧドライブギヤシャフト４８側と反対側の端部は、軸受５７に支持されている。軸受５７は、スラスト荷重を受ける軸受、例えば、ボールベアリング（深溝玉軸受）であることができる。その他の構成については、上記第２実施形態と同様であることができる。

ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８とがスプライン嵌合されることで、組付け性が向上する。また、ギヤ４６の軸方向の両側において、ＭＧドライブギヤシャフト４８が軸受５８，５９により支持されている。よって、特にギヤ４６におけるミスアライメントを低減することができる。

（第３実施形態の変形例）
第３実施形態の変形例について説明する。

上記第３実施形態では、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８との嵌合部において、ＭＧドライブギヤシャフト４８が軸受５８に支持されていたが、これに代えて、嵌合部において、ＭＧロータシャフト４７が軸受に支持されることができる。

図１２は、本変形例に係るＭＧシャフト４５の概略構成を示す断面図である。

ＭＧロータシャフト４７には、ＭＧロータシャフト４７を軸方向に貫通する貫通孔４７ｃが形成されている。貫通孔４７ｃの内径は、ＭＧドライブギヤシャフト４８の大径部４８ａの外径とほぼ同じである。大径部４８ａにおけるＭＧロータシャフト４７側の端部４８ｆと、貫通孔４７ｃとがスプライン嵌合されており、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８との相対回転が規制されている。また、貫通孔４７ｃに配置されたスナップリング６０により、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８との軸方向の相対運動が規制されている。

ＭＧロータシャフト４７におけるＭＧドライブギヤシャフト４８側の端部４７ｄは、軸受５８に支持されている。軸受５８は、スラスト荷重を受ける軸受、例えば、ボールベアリング（深溝玉軸受）であることができる。ＭＧロータシャフト４７におけるＭＧドライブギヤシャフト４８側と反対側の端部は、軸受５７に支持されている。軸受５７は、スラスト荷重を受ける軸受、例えば、ボールベアリング（深溝玉軸受）であることができる。ＭＧドライブギヤシャフト４８におけるＭＧロータシャフト４７側と反対側の端部は、軸受５９に支持されている。軸受５９は、スラスト荷重を受けない軸受である。その他の構成については、上記第３実施形態と同様であることができる。

ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８とが別の構成部材に分割されており、スプライン嵌合されることで、組付け性が向上する。また、ＭＧロータシャフト４７の軸方向の両端部がそれぞれ軸受５７，５８により支持されている。よって、特にＭＧロータシャフト４７のミスアライメントを低減でき、ＭＧノイズの低減および回転強度の向上が可能となる。また、ＭＧドライブギヤシャフト４８におけるＭＧロータシャフト４７側は、ＭＧロータシャフト４７とスプライン嵌合している。このため、図９を参照して説明したように、スプラインのガタによってインプットシャフト５の変形に追随して変形（径方向に運動）することができる。よって、負荷変形等によるギヤ４６とカウンタドライブギヤ２３との食い違い誤差をキャンセルすることができる。

なお、軸受５７，５８を、それぞれ軸方向の両方向のスラスト荷重を受ける軸受（深溝玉軸受）とすることに代えて、軸受５７，５８が、それぞれ軸方向において一方向のスラスト荷重のみを受けるものとし、かつ、互いに異なる方向のスラスト荷重を受けるように構成することができる。これにより、軸受５７，５８を小型化することができる。

（第４実施形態）
図１３から図１５を参照して第４実施形態について説明する。第４実施形態については、上記各実施形態と異なる点についてのみ説明する。

上記各実施形態では、ＭＧシャフト４５を支持する軸受が３つ（３点支持）であったが、これに代えて、本実施形態では、４つの軸受でＭＧシャフト４５を支持する。具体的には、ＭＧロータシャフト４７、およびＭＧドライブギヤシャフト４８のそれぞれを２つの軸受で支持する。これにより、シャフト４７，４８のミスアライメントを共に低減することができる。また、ＭＧドライブギヤシャフト４８を支持する軸受は、スラスト荷重を受けない軸受とし、軸受と動力伝達機構７や第１のモータジェネレータ６等との干渉を抑制する。

図１３は、本実施形態に係るＭＧシャフト４５の概略構成を示す断面図である。図１４は、ギヤ４６の軸方向の片側のみが軸受で支持されている従来のＭＧシャフト４５の変形を示す図である。図１５は、本実施形態においてギヤ４６の軸方向の両側が軸受で支持されるＭＧシャフト４５の変形を示す図である。

図１３に示すように、ＭＧロータシャフト４７には、ＭＧロータシャフト４７を軸方向に貫通する貫通孔４７ｃが形成されている。貫通孔４７ｃの内径は、ＭＧドライブギヤシャフト４８の外径とほぼ同じである。ＭＧドライブギヤシャフト４８におけるＭＧロータシャフト４７側の端部４８ｆと、貫通孔４７ｃとがスプライン嵌合されており、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８との相対回転が規制されている。また、貫通孔４７ｃに配置されたスナップリング６０により、ＭＧロータシャフト４７とＭＧドライブギヤシャフト４８との軸方向の相対運動が規制されている。

ＭＧドライブギヤシャフト４８における貫通孔４７ｃと嵌合された端部４８ｆと、ギヤ４６の設置位置との間の部分４８ｇは、軸受６３により支持されている。また、ＭＧドライブギヤシャフト４８において、ギヤ４６よりもＭＧロータシャフト４７側と反対側の端部は、軸受６４により支持されている。ＭＧドライブギヤシャフト４８を支持する軸受６３，６４は、スラスト荷重を受けない軸受、例えば、上記第１実施形態の軸受５３と同様のローラベアリング（円筒ころ軸受）、言い換えると、ＭＧドライブギヤシャフト４８の外周部を内輪とするローラベアリングであることができる。

ＭＧロータシャフト４７におけるＭＧドライブギヤシャフト４８側の端部４７ｄは、軸受６２に支持されている。一方、ＭＧロータシャフト４７におけるＭＧドライブギヤシャフト４８側と反対側の端部は、軸受６１に支持されている。本実施形態では、４つの軸受６１，６２，６３，６４のうち、軸受６１により、ＭＧシャフト４５に作用する両方向のスラスト荷重を受ける。軸受６１は、例えば、ボールベアリング（深溝玉軸受）であることができる。なお、軸受６２は、スラスト荷重を受ける軸受であってもよいが、コンパクト化するためには、スラスト荷重を受けない軸受とすることが好ましい。ギヤ４６とカウンタドライブギヤ２３（図３参照）とが動力を伝達する負荷時において、ＭＧドライブギヤシャフト４８に作用するスラスト荷重は、スナップリング６０を介してＭＧロータシャフト４７に伝達され、軸受６１がそのスラスト荷重を受ける。

このように、一つの軸受６１で両方向のスラスト荷重を受ける場合、軸受６１は大きなものとなるが、トランスアクスルケース４内に存在するスペースを利用して配置しているため、動力伝達装置１００の大型化が抑制されている。軸受６１は、第１実施形態の軸受５１と同様に、エンドカバー７２に設けられている。ステータ２５のコイルエンド２５ａの内周側（径方向の内方）にできる無駄スペースに軸受６１が配置される。このように、無駄スペースを有効利用することと、通常サイドメンバとの干渉が厳しくなる車両上方を避けて配置できることから、車両搭載性が悪化する部分のトランスアクスルの全長の増加を抑えて軸受６１を配置できる。また、一般的にボールベアリングは高回転化に有利である。このため、ＭＧシャフト４５のスラスト荷重を受ける軸受としてスラストニードルベアリング等を設ける場合と比較して、第２のモータジェネレータ９の高回転化に有利となる。すなわち、高回転化および低トルク化による第２のモータジェネレータ９の小型化を図る場合に、両方向のスラスト荷重を受ける軸受６１を深溝玉軸受とすることが有利である。

図１４に示すように、ギヤ４６の軸方向の片側のみが軸受で支持される従来のＭＧシャフト４５では、ＭＧシャフト４５の組付け誤差による変形や負荷変形によりミスアライメントが生じやすかった。本実施形態では、図１５に示すように、ＭＧロータシャフト４７およびＭＧドライブギヤシャフト４８をそれぞれ独立した軸受にて両端支持するため、組付け誤差および負荷変形によるミスアライメントを低減することができる。よって、ＭＧドライブギヤシャフト４８については、ギヤノイズの低減および歯元強度の向上を実現できる。一方、ＭＧロータシャフト４７においては、ＭＧノイズの低減および回転強度の向上を実現できる。また、ＭＧシャフト４５が４点でしっかりと支持されているため、カウンタドライブギヤ２３（図３参照）の軸方向の片側のみを支持する片持ち支持としても、ミスアライメントの増加を抑制できる。カウンタドライブギヤ２３を片持ち支持として軸受の数を減少させることにより、トランスアクスルの全長を短くすることができる。

ここで、ＭＧドライブギヤシャフト４８を両端支持しようとすると、第１のモータジェネレータ６や動力合成機構７と軸受６３，６４との干渉が問題となるが、ＭＧドライブギヤシャフト４８を支持する軸受６３，６４がスラスト荷重を受けない軸受であるため、軸受６３，６４をコンパクトにすることができる。よって、第１のモータジェネレータ６や動力合成機構７と軸受６３，６４との干渉を抑制しつつＭＧドライブギヤシャフト４８を両端支持し、かつ、トランスアクスル全体のコンパクト化が可能となる。

軸受６３，６４の内輪がＭＧドライブギヤシャフト４８の外周部で構成されていることにより、軸受６３，６４の外輪６３ａ，６４ａ、およびころ６３ｂ，６４ｂは、トランスアクスルケース４側に圧入しておくことができる。さらに、ころ列の内径（ＭＧドライブギヤシャフト４８における軸受６４の内輪を構成する部分の外径）はギヤ４６の歯底径よりも小さくできる。よって、組付け時（エンジン側ハウジング７０とエクステンションハウジング７１との結合時）における、インプットシャフト５上の動力合成機構７やカウンタドライブギヤ２３と軸受６４との干渉を抑制できる。

本実施形態では、ＭＧロータシャフト４７の内方にＭＧドライブギヤシャフト４８が嵌め込まれる。従って、ギヤ４６の歯底径をＭＧドライブギヤシャフト４８のシャフト部の外径よりも大きくすることができる。よって、ギヤ４６の加工時に、工具がＭＧドライブギヤシャフト４８におけるギヤ４６以外の部分と干渉することを抑制できる。

本発明の動力伝達装置の第１実施形態に係る装置を示すスケルトン図である。 本発明の動力伝達装置の第１実施形態の軸配置を示す図である。 本発明の動力伝達装置の第１実施形態のＭＧシャフト付近の概略構成を示す断面図である。 本発明の動力伝達装置の第１実施形態に係るＭＧシャフトの概略構成を示す断面図である。 本発明の動力伝達装置の第１実施形態において、ＭＧシャフトにおけるギヤよりも軸方向の他方側の部分が低剛性とされなかった場合のＭＧシャフトの変形の様子について説明するための図である。 本発明の動力伝達装置の第１実施形態において、小径部が低剛性（小径）とされた場合のＭＧシャフトの変形の様子について説明するための図である。 本発明の動力伝達装置の第２実施形態に係るＭＧシャフトの概略構成を示す断面図である。 ギヤの軸方向の片側のみが軸受に支持された従来のＭＧシャフトにおける負荷時の動作を示す図である。 本発明の動力伝達装置の第２実施形態のＭＧシャフトにおける負荷時の動作を示す図である。 本発明の動力伝達装置の第２実施形態の変形例に係るＭＧシャフトの概略構成を示す断面図である。 本発明の動力伝達装置の第３実施形態に係るＭＧシャフトの概略構成を示す断面図である。 本発明の動力伝達装置の第３実施形態の変形例に係るＭＧシャフトの概略構成を示す断面図である。 本発明の動力伝達装置の第４実施形態に係るＭＧシャフトの概略構成を示す断面図である。 ギヤの軸方向の片側のみが軸受で支持されている従来のＭＧシャフトの変形を示す図である。 本発明の動力伝達装置の第４実施形態おいてギヤの軸方向の両側が軸受で支持されるＭＧシャフトの変形を示す図である。

符号の説明

１ エンジン
２ クランクシャフト
３ フライホイール
４ トランスアクスルケース
５ インプットシャフト
６ 第１のモータジェネレータ
７ 動力合成機構
７Ａ 遊星歯車機構
８ 変速機構
９ 第２のモータジェネレータ
１３ ステータ
１４ ロータ
１５ 鉄心
１６ コイル
１８ サンギヤ
１９ リングギヤ
２０ ピニオンギヤ
２１ キャリヤ
２２ 環状部材
２３ カウンタドライブギヤ
２５ ステータ
２６ ロータ
２７ 鉄心
２８ コイル
２９，３０ エンドプレート
３１ 軸受
３２ オイルキャッチタンク
３４ カウンタシャフト
３５ カウンタドリブンギヤ
３９ ファイナルリングギヤ
４３ フロントドライブシャフト
４４ 前輪
４５ ＭＧシャフト
４５ａ 大径部
４５ｂ 中径部
４５ｃ 小径部
４６ ギヤ
４７ ＭＧロータシャフト
４７ａ 凸部
４７ｂ 端部
４７ｃ 貫通孔
４７ｄ 端部
４８ ＭＧドライブギヤシャフト
４８ａ 大径部
４８ｂ 小径部
４８ｃ 凹部
４８ｄ 凸部
４８ｅ 端部
５１，５２，５４，５５，５７，５８，６１，６２，６３ 軸受（第一の軸受）
５３，５６，５９，６４ 軸受（第二の軸受）
５５ａ 内輪
７０ エンジン側ハウジング
７１ エクステンションハウジング
７２ エンドカバー
１００ 動力伝達装置

Claims (5)

1. 車両の駆動源である回転電機のロータが連結された回転電機軸と、
   前記回転電機軸と平行に配置され、前記回転電機と異なる前記駆動源である所定の駆動源との間で動力を伝達する入力軸と、
   前記入力軸における軸方向の一方側の端部に設けられ、前記入力軸の前記動力あるいは前記回転電機軸の前記動力のうち少なくともいずれか一方を前記車両の駆動軸に伝達する動力伝達機構とを備え、
   前記入力軸における前記一方側の端部を含む前記軸方向の一部の領域と、前記回転電機軸における前記軸方向の他方側の端部を含む前記軸方向の一部の領域とが径方向に互いに対向しており、
   前記回転電機軸と前記動力伝達機構との間の前記動力の伝達が、前記回転電機軸における前記ロータよりも前記軸方向の前記他方側であり、かつ、前記動力伝達機構と前記径方向に対向する位置に連結され、前記動力伝達機構と噛み合う回転電機軸回転部材により行われる動力伝達装置であって、
   前記回転電機軸回転部材よりも前記軸方向の前記一方側に配置され、前記回転電機軸を回転可能に支持する第一の軸受と、
   前記回転電機軸回転部材よりも前記軸方向の前記他方側に配置され、前記回転電機軸を回転可能に支持する第二の軸受とを備え、
   前記第二の軸受は、前記回転電機軸に作用する前記軸方向の荷重を受けない軸受で構成され、
   前記第一の軸受は、前記回転電機軸に作用する前記軸方向の荷重を受ける軸受を含み、
   前記回転電機軸は、前記軸方向の前記一方側に位置し、前記ロータが連結された第一構成部材と、前記軸方向の前記他方側に位置し、前記回転電機軸回転部材が連結された第二構成部材とを有し、前記第一構成部材と前記第二構成部材とが嵌合し、かつ、前記嵌合する部分において前記第一構成部材と前記第二構成部材との相対回転が規制されているものであって、
   前記第一構成部材における前記第二構成部材側の端部、および、前記第二構成部材における前記第一構成部材側の端部が、共通の前記第一の軸受に挿入されて当該第一の軸受によりそれぞれ支持されており、前記第二構成部材の当該第一の軸受に挿入されて支持される部分の長さが、前記第一構成部材の当該第一の軸受に挿入されて支持される部分の長さよりも大きい
   ことを特徴とする動力伝達装置。
2. 請求項１に記載の動力伝達装置において、
   前記回転電機軸は、前記第一構成部材における前記第二構成部材側の端部に形成された嵌合穴に、前記第二構成部材における前記第一構成部材側の端部が嵌合して構成されるものであり、
   前記回転電機軸回転部材は、前記第二構成部材と一体に形成されており、
   前記第二構成部材における前記嵌合穴に嵌合する部分の外径は、前記回転電機軸回転部材が形成される部分の外径以下である
   ことを特徴とする動力伝達装置。
3. 請求項１または２に記載の動力伝達装置において、
   前記回転電機軸における前記回転電機軸回転部材よりも前記軸方向の前記他方側の剛性が、前記軸方向の前記一方側の剛性と比較して小さい
   ことを特徴とする動力伝達装置。
4. 請求項３に記載の動力伝達装置において、
   前記回転電機軸における前記回転電機軸回転部材よりも前記軸方向の前記他方側が、前記軸方向の前記一方側と比較して小径であることで、前記回転電機軸回転部材よりも前記軸方向の前記他方側の剛性が、前記軸方向の前記一方側の剛性と比較して小さくなっている
   ことを特徴とする動力伝達装置。
5. 請求項１から４のいずれか１項に記載の動力伝達装置において、
   前記第二の軸受の外輪が、前記回転電機軸を収容するケースに圧入される
   ことを特徴とする動力伝達装置。

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