JP6421812B2

JP6421812B2 - 動力伝達機構

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Publication number: JP6421812B2
Application number: JP2016231792A
Authority: JP
Inventors: 守弘松本; 忠史高垣; 石田　忍; 忍石田; 徹郎浜嶋
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2016-11-29
Filing date: 2016-11-29
Publication date: 2018-11-14
Anticipated expiration: 2036-11-29
Also published as: JP2018087619A; TW201819220A; CN108119610B; BR102017025535A2; RU2666482C1; US10683910B2; KR101968005B1; KR20180060960A; EP3327313A1; TWI666139B; CN108119610A; US20180149235A1; EP3327313B1; MY193384A

Description

本発明は、動力伝達機構に関する。

特許文献１には、車両に搭載される動力伝達機構として、ファイナルドライブギヤとファイナルドリブンギヤとが噛み合うファイナルギヤ対をやまば歯車同士が噛み合うギヤ対により構成した動力伝達機構が開示されている。

特開２０１６−５６８８８号公報

やまば歯車同士が噛み合うギヤ対では、やまば歯車に誤差成分（噛合い誤差）がある場合、噛合い部でやまば歯車が片歯面当たりとなり軸方向の力が発生する。この軸方向の力によってやまば歯車が軸方向に移動するため、噛合い部でやまば歯車が両歯面当たりとなる調芯作用が働く。これにより、やまば歯車は平歯車よりも振動や騒音を低減することができる。

しかしながら、一つの回転軸に複数のやまば歯車が設けられている場合、複数の噛合い部でそれぞれに軸方向の力が発生するため、同一軸上で複数のやまば歯車の軸方向挙動が干渉して調芯作用を互いに阻害するおそれがある。

本発明は、上記事情を鑑みてなされたものであって、同一軸上に複数のやまば歯車が設けられている場合にやまば歯車の調芯作用を確保することができる動力伝達機構を提供することを目的とする。

本発明は、第１やまば歯車を有する第１軸と、前記第１やまば歯車と噛み合う第２やまば歯車、および前記第２やまば歯車と軸方向に並んで設けられた第３やまば歯車を有する第２軸と、前記第３やまば歯車と噛み合う第４やまば歯車を有する第３軸と、前記第１軸を回転自在に支持する転がり軸受である第１軸受と、前記第２軸を回転自在に支持する転がり軸受である第２軸受と、前記第３軸を回転自在に支持する転がり軸受である第３軸受と、を備えている動力伝達機構において、前記第１やまば歯車と前記第１軸とは、一体回転し、かつ軸方向に一体的に移動するように構成されており、前記第２やまば歯車と前記第３やまば歯車と前記第２軸とは、一体回転し、かつ軸方向に一体的に移動するように構成されており、前記第４やまば歯車と前記第３軸とは、一体回転し、かつ軸方向に一体的に移動するように構成されており、前記第１やまば歯車と前記第２やまば歯車との噛合い部で生じた軸方向の力に対する前記第１軸受の軸方向変位量および前記第２軸受の軸方向変位量と、前記第３やまば歯車と前記第４やまば歯車との噛合い部で生じた軸方向の力に対する前記第２軸受の軸方向変位量および前記第３軸受の軸方向変位量との関係について、前記第２軸受は、前記第１軸受および前記第３軸受のうちの少なくとも一方よりも前記軸方向変位量が小さくなるように構成されていることを特徴とする。

本発明では、複数のやまば歯車を支持している第２軸受が、単数のやまば歯車を支持している第１軸受および第３軸受のうちの少なくとも一方よりも軸方向変位量が小さくなるように構成されている。つまり、第１やまば歯車と第２やまば歯車との噛合い部で生じた軸方向の力に対して、第１やまば歯車は第２やまば歯車よりも軸方向に動きやすいため、第１やまば歯車と第２やまば歯車とが噛み合うギヤ対の調芯作用は、第１やまば歯車の軸方向挙動によって確保される。または、第３やまば歯車と第４やまば歯車との噛合い部で生じた軸方向の力に対して、第４やまば歯車は第３やまば歯車よりも軸方向に動きやすいため、第３やまば歯車と第４やまば歯車とが噛み合うギヤ対の調芯作用は、第４やまば歯車の軸方向挙動によって確保される。これにより、第２軸において第２やまば歯車の軸方向挙動と第３やまば歯車の軸方向挙動とが干渉して、互いの調芯作用が阻害されることを抑制できる。

本発明は、上記発明において、前記第２軸受の軸方向剛性は、前記第１軸受の軸方向剛性および前記第３軸受の軸方向剛性のうちの少なくとも一方よりも大きいことが好ましい。

上記発明では、複数のやまば歯車を支持している第２軸受は、単数のやまば歯車を支持している第１軸受および第３軸受のうちの少なくとも一方よりも軸方向剛性が大きくなるように構成されている。軸方向剛性は、軸方向の力に対する軸方向変形のしづらさの度合いを表す。そのため、第１やまば歯車は第２やまば歯車よりも軸方向に移動しやすく、または第４やまば歯車は第３やまば歯車よりも軸方向に移動しやすい。これにより、第２軸において第２やまば歯車の軸方向挙動と第３やまば歯車の軸方向挙動とが干渉して、互いの調芯作用が阻害されることを抑制できる。

本発明は、上記発明において、前記第１軸受および前記第３軸受のうちの少なくとも一方は、前記第２軸受よりも、内輪および外輪のうちの一方の軌道輪を固定して他方の軌道輪を軸方向に移動させた場合の移動量としての軸方向内部すきまが大きく形成されていることが好ましい。

上記発明では、複数のやまば歯車を支持している第２軸受は、単数のやまば歯車を支持している第１軸受および第３軸受のうちの少なくとも一方よりも軸方向内部すきまが小さく形成されている。軸方向内部すきまは、軌道輪が軸方向に移動可能な量を表す。そのため、第１やまば歯車は第２やまば歯車よりも軸方向に移動しやすく、または第４やまば歯車は第３やまば歯車よりも軸方向に移動しやすく構成されている。これにより、第２軸において第２やまば歯車の軸方向挙動と第３やまば歯車の軸方向挙動とが干渉して、互いの調芯作用が阻害されることを抑制できる。

本発明は、上記発明において、前記第２軸受は、軸方向の予圧が付与されている軸受であり、かつ前記第１軸受および前記第３軸受のうちの少なくとも一方とは種類が異なる軸受であることが好ましい。

上記発明では、第２軸受は軸方向の予圧が付与されている軸受であるため、第２軸受に支持されている第２やまば歯車および第３やまば歯車は軸方向に移動しにくく構成されている。これにより、第２軸において第２やまば歯車の軸方向挙動と第３やまば歯車の軸方向挙動とが干渉して、互いの調芯作用が阻害されることを抑制できる。

本発明は、上記発明において、前記第１軸受は、円筒ころ軸受または深溝玉軸受により構成され、前記第２軸受は、テーパころ軸受により構成され、前記第３軸受は、円筒ころ軸受または深溝玉軸受により構成されていることが好ましい。

上記発明では、テーパころ軸受は円筒ころ軸受および深溝玉軸受よりも軸方向変位量が小さいため、第２軸受は第１軸受および第３軸受よりも軸方向変位量が小さく構成されている。このように、転がり軸受の種類の違いによって軸受の軸方向変位量に差をつけることができる。

本発明は、上記発明において、前記第１軸受、前記第２軸受、および前記第３軸受は、軌道面を有する軌道輪と、前記軌道面上を転動する玉と、を備える玉軸受であり、前記第２軸受は、前記第１軸受および前記第３軸受のうちの少なくとも一方よりも、前記玉の直径に対する前記軌道面の曲率半径の割合の最小値が小さく形成されていることが好ましい。

上記発明では、複数のやまば歯車を支持している第２軸受は、単数のやまば歯車を支持している第１軸受および第３軸受のうちの少なくとも一方よりも、玉の直径に対する軌道面の曲率半径の割合の最小値が小さく形成されている。その割合は、軌道輪が軸方向に移動可能な量を表す。そのため、第１やまば歯車は第２やまば歯車よりも軸方向に移動しやすく、または第４やまば歯車は第３やまば歯車よりも軸方向に移動しやすく構成されている。これにより、第２軸において第２やまば歯車の軸方向挙動と第３やまば歯車の軸方向挙動とが干渉して、互いの調芯作用が阻害されることを抑制できる。

本発明は、上記発明において、前記第１軸受は、深溝玉軸受により構成され、前記第２軸受は、深溝玉軸受により構成され、前記第３軸受は、深溝玉軸受により構成されていることが好ましい。

本発明は、上記発明において、前記第２やまば歯車と噛み合う第５やまば歯車を有する第４軸と、前記第４軸を回転自在に支持する転がり軸受である第４軸受と、をさらに備え、前記第２やまば歯車と前記第５やまば歯車との噛合い部で生じた軸方向の力に対する前記第１軸受の軸方向変位量および前記第２軸受の軸方向変位量の関係について、前記第２軸受は、前記第４軸受よりも前記軸方向変位量が小さくなるように構成されていることが好ましい。

上記発明では、第２軸受は、単数のやまば歯車を支持している第４軸受よりも軸方向変位量が小さくなるように構成されている。つまり、第２やまば歯車と第５やまば歯車との噛合い部で生じた軸方向の力に対して、相対的に軸方向変位量が大きい第４軸受側の第５やまば歯車は第２やまば歯車よりも軸方向に動きやすい。そのため、第２やまば歯車と第５やまば歯車とが噛み合うギヤ対の調芯作用は、第５やまば歯車の軸方向挙動によって確保される。

本発明は、上記発明において、前記第２軸受の軸方向剛性は、前記第４軸受の軸方向剛性よりも大きく、かつ前記第１軸受の軸方向剛性および前記第３軸受の軸方向剛性のうちの少なくとも一方よりも大きいことが好ましい。

上記発明では、第２軸受は、単数のやまば歯車を支持している第４軸受よりも軸方向剛性が大きくなるように構成されている。つまり、第２やまば歯車と第５やまば歯車との噛合い部で生じた軸方向の力に対して、相対的に軸方向剛性が小さい第４軸受側の第５やまば歯車は、第２やまば歯車よりも軸方向に動きやすい。そのため、第２やまば歯車と第５やまば歯車とが噛み合うギヤ対の調芯作用は、第５やまば歯車の軸方向挙動によって確保される。

本発明は、上記発明において、前記第２やまば歯車と噛み合う第５やまば歯車を有する第４軸と、前記第４軸を回転自在に支持する転がり軸受である第４軸受と、をさらに備え、前記第４軸受は、前記第２軸受よりも前記軸方向内部すきまが大きく形成されていることが好ましい。

上記発明では、第２軸受は、単数のやまば歯車を支持している第４軸受よりも軸方向内部すきまが小さく形成されている。つまり、第２やまば歯車と第５やまば歯車との噛合い部で生じた軸方向の力に対して、相対的に軸方向内部すきまが大きい第４軸受側の第５やまば歯車は、第２やまば歯車よりも軸方向に動きやすい。そのため、第２やまば歯車と第５やまば歯車とが噛み合うギヤ対の調芯作用は、第５やまば歯車の軸方向挙動によって確保される。

本発明は、上記発明において、前記第２軸受は、前記第４軸受とは種類が異なる軸受であり、かつ前記第１軸受および前記第３軸受のうちの少なくとも一方とは種類が異なる軸受であることが好ましい。

本発明は、上記発明において、前記第１軸受、前記第２軸受、前記第３軸受、および前記第４軸受は、軌道面を有する軌道輪と、前記軌道面上を転動する玉と、を備える玉軸受であり、前記第２軸受は、前記玉の直径に対する前記軌道面の曲率半径の割合の最小値が前記第４軸受よりも小さく、かつ前記第１軸受および前記第３軸受のうちの少なくとも一方よりも前記最小値が小さく形成されていることが好ましい。

上記発明では、第２軸受は、単数のやまば歯車を支持している第４軸受よりも、玉の直径に対する軌道面の曲率半径の割合の最小値が小さく形成されている。つまり、第２やまば歯車と第５やまば歯車との噛合い部で生じた軸方向の力に対して、相対的に上記最小値が大きい第４軸受側の第５やまば歯車は、第２やまば歯車よりも軸方向に動きやすい。そのため、第２やまば歯車と第５やまば歯車とが噛み合うギヤ対の調芯作用は、第５やまば歯車の軸方向挙動によって確保される。

本発明によれば、複数のやまば歯車と噛み合う歯車軸において、やまば歯車の軸方向挙動が干渉して互いの調芯作用が阻害されることを抑制できる。これにより、複数のやまば歯車と噛み合う歯車軸でやまば歯車の調芯作用を確保することができる。

図１は、第１実施形態の動力伝達機構を模式的に示す基本構成図である。図２は、第３軸がデフケースである場合の動力伝達機構を模式的に示す基本構成図である。図３は、転がり軸受の軸方向剛性と転がり軸受の種類との関係を説明するための図である。図４は、動力伝達機構を搭載した第１車両例を模式的に示すスケルトン図である。図５は、動力伝達機構を搭載した第２車両例を模式的に示すスケルトン図である。図６は、転がり軸受の軸方向内部すきまと転がり軸受の種類との関係を説明するための図である。図７は、深溝玉軸受における軌道面の曲率半径および玉の直径を説明するための図である。図８は、玉の直径に対する軌道面の曲率半径の割合と軸方向剛性との関係を説明するための図である。図９は、玉の直径に対する軌道面の曲率半径の割合と軸方向内部すきまとの関係を説明するための図である。

以下、図面を参照して、本発明の実施形態における動力伝達機構について具体的に説明する。

［１．第１実施形態］
図１〜図５を参照して、第１実施形態の動力伝達機構について説明する。図１は、第１実施形態の動力伝達機構を模式的に示す基本構成図である。図２は、第３軸がデフケースである場合の動力伝達機構を模式的に示す基本構成図である。図３は、転がり軸受の軸方向剛性と転がり軸受の種類との関係を説明するための図である。図４は、動力伝達機構を搭載した第１車両例を模式的に示すスケルトン図である。図５は、動力伝達機構を搭載した第２車両例を模式的に示すスケルトン図である。

［１−１．基本構成］
図１に示すように、動力伝達機構１は、互いに平行に配置された三つの回転軸として、第１軸１０、第２軸２０、および第３軸３０を備えている。第１軸１０と第２軸２０との間は、やまば歯車同士が噛み合う第１ギヤ対２によって動力伝達可能に連結されている。第２軸２０と第３軸３０との間は、やまば歯車同士が噛み合う第２ギヤ対３によって動力伝達可能に連結されている。そして、第１軸１０の動力は第１軸１０から第２軸２０を介して第３軸３０に伝達される。なお、この説明では、軸方向の配置について図１に示す右側と左側を用いる場合がある。

詳細には、動力伝達機構１は、第１やまば歯車１１を有する第１軸１０と、第１やまば歯車１１と噛み合う第２やまば歯車２２を有する第２軸２０と、第２軸２０上に第２やまば歯車２２と軸方向に並んで設けられた第３やまば歯車２３と、第３やまば歯車２３と噛み合う第４やまば歯車３４を有する第３軸３０とを備えている。

第１ギヤ対２は、駆動歯車の第１やまば歯車１１と、被動歯車の第２やまば歯車２２とによって構成されている。第１ギヤ対２の噛合い部２ａでは、第１やまば歯車１１の左歯面１１ａと第２やまば歯車２２の左歯面２２ａとが噛み合い、かつ第１やまば歯車１１の右歯面１１ｂと第２やまば歯車２２の右歯面２２ｂとが噛み合う。

第１やまば歯車１１は、ねじれ方向が逆向きの左歯面１１ａと右歯面１１ｂとを有する歯車（ダブルヘリカルギヤ）である。第１やまば歯車１１および第１軸１０は一体的に形成されている。そのため、第１やまば歯車１１は第１軸１０と一体回転し、かつ軸方向に一体的に移動する。

第２やまば歯車２２は、ねじれ方向が逆向きの左歯面２２ａと右歯面２２ｂとを有する歯車（ダブルヘリカルギヤ）である。第２やまば歯車２２および第２軸２０は一体的に形成されている。そのため、第２やまば歯車２２は第２軸２０と一体回転し、かつ軸方向に一体的に移動する。例えば、第２やまば歯車２２と第２軸２０とは別体であり、第２やまば歯車２２の内周部が第２軸２０の外周部にスプライン嵌合している。この嵌合状態で第２やまば歯車２２が第２軸２０に対して軸方向に移動できないように一体化されている。

第２ギヤ対３は、駆動歯車の第３やまば歯車２３と、被動歯車の第４やまば歯車３４とによって構成されている。第２ギヤ対３の噛合い部３ａでは、第３やまば歯車２３の左歯面２３ａと第４やまば歯車３４の左歯面３４ａとが噛み合い、かつ第３やまば歯車２３の右歯面２３ｂと第４やまば歯車３４の右歯面３４ｂとが噛み合う。

第３やまば歯車２３は、ねじれ方向が逆向きの左歯面２３ａと右歯面２３ｂとを有する歯車（ダブルヘリカルギヤ）である。第３やまば歯車２３および第２軸２０は一体的に形成されている。そのため、第３やまば歯車２３は第２軸２０と一体回転し、かつ軸方向に一体的に移動する。例えば、第２軸２０の外周部に左歯面２３ａおよび右歯面２３ｂが形成されている。このように、第２軸２０は、第２やまば歯車２２および第３やまば歯車２３と一体回転する回転軸、すなわち複数のやまば歯車（第１やまば歯車１１、第４やまば歯車３４）が噛み合う歯車軸である。

第４やまば歯車３４は、ねじれ方向が逆向きの左歯面３４ａと右歯面３４ｂとを有する歯車（ダブルヘリカルギヤ）である。第４やまば歯車３４および第３軸３０は一体的に形成されている。そのため、第４やまば歯車３４は第３軸３０と一体回転し、かつ軸方向に一体的に移動する。例えば、第４やまば歯車３４と第３軸３０とは別体であり、第４やまば歯車３４の内周部が第３軸３０の外周部にスプライン嵌合している。この嵌合状態で第４やまば歯車３４が第３軸３０に対して軸方向に移動できないように一体化されている。

このように、第１軸１０および第３軸３０は、一つのやまば歯車を有する回転軸（別軸上に設けられた単数のやまば歯車と噛み合う歯車軸）である。一方、中間軸である第２軸２０は、二つのやまば歯車を有する回転軸（別軸上に設けられた複数のやまば歯車と噛み合う歯車軸）である。

また、動力伝達機構１は、第１軸１０を回転自在に支持する第１軸受４と、第２軸２０を回転自在に支持する第２軸受５と、第３軸３０を回転自在に支持する第３軸受６とを備えている。第１〜第３軸受４，５，６は、全て転がり軸受により構成されている。

第１軸受４は、第１やまば歯車１１を支持する軸受である。その第１軸受４は、第１軸１０の軸方向両端に取り付けられた二つの軸受４ａ，４ｂを含む。各軸受４ａ，４ｂは、円筒ころ軸受により構成されている。第１軸１０および第１やまば歯車１１は、二つの円筒ころ軸受からなる軸受対（第１軸受対）によって支持されている。

第２軸受５は、第２やまば歯車２２および第３やまば歯車２３を支持する軸受である。その第２軸受５は、第２軸２０の軸方向両端に取り付けられた二つの軸受５ａ，５ｂを含む。各軸受５ａ，５ｂは、テーパころ軸受により構成されている。つまり、第２軸２０と第２やまば歯車２２と第３やまば歯車２３とは、二つのテーパころ軸受からなる軸受対（第２軸受対）によって支持されている。

第３軸受６は、第４やまば歯車３４を支持する軸受である。その第３軸受６は、第３軸３０の軸方向両端に取り付けられた二つの軸受６ａ，６ｂを含む。各軸受６ａ，６ｂは、円筒ころ軸受により構成されている。つまり、第３軸３０および第４やまば歯車３４は、二つの円筒ころ軸受からなる軸受対（第３軸受対）によって支持されている。

そして、やまば歯車同士が噛み合う第１ギヤ対２では、噛合い部２ａの誤差成分（噛合い誤差）によって、第１やまば歯車１１の左右歯面１１ａ，１１ｂと第２やまば歯車２２の左右歯面２２ａ，２２ｂとが片歯面当たりとなる。例えば、左歯面１１ａと左歯面２２ａとは接触しているものの、右歯面１１ｂと右歯面１１ｂとが非接触の場合、噛合い部２ａで軸方向左側に作用する軸方向の力（スラスト力）が発生する。つまり、軸方向反対側に作用するスラスト力が不均衡になると、やまば歯車を軸方向に移動させるスラスト力（推力）が発生する。そして、軸方向左側のスラスト力（推力）によって第１やまば歯車１１または第２やまば歯車２２が軸方向左側に移動すると、非接触であった右歯面同士１１ｂ，２２ｂが接触して両歯面当たりとなる調芯作用が働く。この両歯面当たりの状態では、左歯面同士１１ａ，２２ａが接触することにより生じる軸方向左側のスラスト力と、右歯面同士１１ｂ，２２ｂが接触することにより生じる軸方向右側のスラスト力とが打ち消し合う。すなわち、噛合い部２ａで軸方向反対側に作用するスラスト力が釣り合う。この釣り合い状態では、第１やまば歯車１１および第２やまば歯車２２は軸方向に移動しない。

また、やまば歯車同士が噛み合う第２ギヤ対３では、噛合い部３ａの誤差成分（噛合い誤差）によって、第３やまば歯車２３の左右歯面２３ａ，２３ｂと第４やまば歯車３４の左右歯面３４ａ，３４ｂとが片歯面当たりとなる。例えば、左歯面２３ａと左歯面３４ａとは接触しているものの、右歯面２３ｂと右歯面３４ｂとが非接触の場合、噛合い部３ａで軸方向左側に作用するスラスト力（推力）が発生する。この軸方向左側のスラスト力（推力）によって第３やまば歯車２３または第４やまば歯車３４が軸方向左側に移動すると、非接触であった右歯面同士２３ｂ，３４ｂが接触して両歯面当たりとなる調芯作用が働く。この両歯面当たりの状態では、左歯面同士２３ａ，３４ａが接触することにより生じる軸方向左側のスラスト力と、右歯面同士２３ｂ，３４ｂが接触することにより生じる軸方向右側のスラスト力とが打ち消し合う。すなわち、噛合い部３ａで軸方向反対側に作用するスラスト力が釣り合う。この釣り合い状態では、第３やまば歯車２３および第４やまば歯車３４は軸方向に移動しない。

また、第１軸１０、第２軸２０、および第３軸３０は、やまば歯車と一体的に形成された回転部材であればよい。つまり、上述した回転軸（歯車軸）には、転がり軸受が取り付けられる回転部材であって、やまば歯車と一体のボス部や、車両に搭載されるデファレンシャル機構のデフケースなどが含まれる。例えば、第３軸３０は、デファレンシャル機構のデフケースであってもよい。第３軸３０がデフケースである場合の動力伝達機構１の一例を図２に示す。

図２に示す動力伝達機構１は、第３軸３０であるデフケース３１と、第４やまば歯車３４であるデフリングギヤ３５と、デフケース３１を回転自在に支持する第３軸受６とを備えている。デフリングギヤ３５はデフケース３１と一体化されている。そして、第３軸受６の軸受６ａ，６ｂは、デフケース３１の左右のインボード部３１ａ，３１ｂに取り付けられている。このように、車両に搭載されるデファレンシャル機構の一部を第３軸３０と第４やまば歯車３４とによって構成することができる。動力伝達機構１は、後述するように車両に搭載される駆動装置１００（図４に示す）に適用可能である。

このように構成された動力伝達機構１では、第１軸１０の動力を第３軸３０に伝達する際、第１ギヤ対２の噛合い部２ａで発生するスラスト力を第１軸受４および第２軸受５で受けるとともに、第２ギヤ対３の噛合い部３ａで発生するスラスト力を第２軸受５および第３軸受６で受ける。つまり、第２軸受５には複数の噛合い部２ａ，３ａからスラスト力が作用する。

［１−２．軸方向剛性］
図３を参照して、転がり軸受の軸方向剛性と転がり軸受の種類との関係について説明する。なお、図３には、円筒ころ軸受、深溝玉軸受、アンギュラ玉軸受、テーパころ軸受の四種類の転がり軸受を例示する。

ここで、軸方向剛性とは、軸方向の力（スラスト力）に対する軸方向変形のしづらさの度合いを表す。また、「軸方向の剛性値＝軸方向に単位変形するのに必要な力（軸方向荷重／軸方向変形量）」の関係が成り立つ。すなわち、軸受の軸方向剛性は、軸受の軸方向変位量を表す。軸受の軸方向変位量は、転がり軸受の外輪がケースに固定されている状態で、回転軸（回転部材）に取り付けられた転がり軸受の内輪（回転可能な軌道輪）が、外輪（固定された軌道輪）に対して相対的に軸方向に移動する際の移動量（軸方向変形量）を表す。なお、軸受対の軸方向剛性は、二つの軸受の軸方向剛性を合成（軸方向剛性値を合算）したものである。

図３に示すように、転がり軸受では、円筒ころ軸受、深溝玉軸受、アンギュラ玉軸受、テーパころ軸受の順に軸方向剛性が大きくなる。テーパころ軸受およびアンギュラ玉軸受は、接触角度を有するため軸方向荷重を受ける（支持する）ことができる軸受である。また、深溝玉軸受も接触角度を有する軸受であるため軸方向荷重を受けることができる軸受である。一方、円筒ころ軸受は、内部構造によっては軸方向荷重を受けることも可能であるが、その支持可能な軸方向荷重はテーパころ軸受やアンギュラ玉軸受や深溝玉軸受に比べて小さい。そのため、円筒ころ軸受は、テーパころ軸受、アンギュラ玉軸受、および深溝玉軸受に比べて軸方向剛性が小さい。このように、転がり軸受の種類によって軸方向剛性の大きさに違いが生じる。

なお、図３に示す四種類の転がり軸受の軸方向剛性の大小関係は、一例であり、必ずしもこの限りではない。ただし、円筒ころ軸受とテーパころ軸受との関係については、図３に示す軸方向剛性の大小関係が成立する。

上述したように円筒ころ軸受はテーパころ軸受よりも軸方向剛性が小さいため、第２軸受５は、第１軸受４および第３軸受６よりも軸方向剛性が大きくなるように構成されている。これにより、複数のやまば歯車と噛み合う歯車軸である第２軸２０において、第２やまば歯車２２の軸方向挙動と第３やまば歯車２３の軸方向挙動とが干渉して、互いの調芯作用が阻害されることを抑制できる。

具体的には、動力伝達機構１では、やまば歯車および回転軸が一体的に形成されているので、軸受の軸方向剛性は、噛合い部で発生したスラスト力に対するやまば歯車の軸方向挙動のしづらさを表すことになる。つまり、軸受の軸方向剛性が大きいということは、その軸受に支持されているやまば歯車が軸方向に移動しにくいことを表す。第１軸受４は第２軸受５よりも軸方向剛性が小さいため、噛合い部２ａで生じたスラスト力に対して、第１やまば歯車１１は第２やまば歯車２２よりも軸方向に移動しやすい。また、第３軸受６は第２軸受５よりも軸方向剛性が小さいため、噛合い部３ａで生じたスラスト力に対して、第４やまば歯車３４は第３やまば歯車２３よりも軸方向に移動しやすい。

例えば、第１ギヤ対２の噛合い部２ａでやまば歯車の片歯面当たりが生じた場合、第１軸受４の軸方向剛性が第２軸受５の軸方向剛性よりも小さいため、噛合い部２ａで発生したスラスト力によって主に第１軸１０側の第１やまば歯車１１が軸方向に移動し、第２軸２０側の第２やまば歯車２２の軸方向挙動は小さくなる。このように、噛合い部２ａの誤差成分によって第２やまば歯車２２が積極的に軸方向に移動しなくても、第１やまば歯車１１の軸方向挙動によって第１ギヤ対２の調芯作用が発揮される。

また、第２ギヤ対３の噛合い部３ａでやまば歯車の片歯面当たりが生じた場合、第３軸受６の軸方向剛性は第２軸受５の軸方向剛性よりも小さいため、噛合い部３ａで発生したスラスト力によって主に第３軸３０側の第４やまば歯車３４が軸方向に移動し、第２軸２０側の第３やまば歯車２３の軸方向挙動は小さくなる。このように、噛合い部３ａの誤差成分によって第３やまば歯車２３が積極的に軸方向に移動しなくても、第４やまば歯車３４の軸方向挙動によって第２ギヤ対３の調芯作用が発揮される。

［１−３．車両例］
［１−３−１．第１車両例］
図４に示すように、第１車両例である車両Ｖｅの駆動装置１００は、走行用動力源であるエンジン１０１と、第３軸３０がデフケース３１である動力伝達機構１と、を備えている。エンジン１０１から出力された動力は、変速機構１０２、動力伝達機構１、車軸１０３を介して駆動輪１０４に伝達される。動力伝達機構１は、出力ギヤ１０５とカウンタギヤ機構１０６とデファレンシャル機構１０７とを構成している。なお、車両Ｖｅの説明では、上述した動力伝達機構１と同様の構成については説明を省略し、その参照符号を引用する。

まず、エンジン１０１の出力軸は、変速機構１０２の入力軸１０２ａに連結されている。エンジン１０１から出力された動力は入力軸１０２ａから変速機構１０２に入力される。変速機構１０２は周知の変速機構により構成されている。変速機構１０２の一例として、シングルピニオン型の第１遊星歯車機構と、四つの回転要素を有するラビニヨ型の第２遊星歯車機構と、複数のクラッチおよびブレーキにより構成された変速用係合装置とを備えている自動変速機が挙げられる。変速機構１０２で変速された動力は、変速機構１０２の出力軸１０２ｂから動力伝達機構１に入力される。

次に、出力ギヤ１０５は、変速機構１０２の出力軸１０２ｂの動力を駆動輪１０４に向けて出力する第１やまば歯車１１である。また、出力ギヤ１０５は、第１軸１０である伝動軸１０５ａと一体的に形成されている。伝動軸１０５ａは出力軸１０２ｂの外周部とスプライン嵌合しているため、出力軸１０２ｂと伝動軸１０５ａと出力ギヤ１０５とは一体回転する。この場合、伝動軸１０５ａと出力軸１０２ｂとのスプライン嵌合部では、伝動軸１０５ａが出力軸１０２ｂに対して軸方向に相対移動可能に構成されている。さらに、伝動軸１０５ａは、第１軸受４によってケースなどの固定部材（図示しない）に対して回転自在に支持されている。第１軸受４の内輪は伝動軸１０５ａの外周部に取り付けられ、第１軸受４の外輪はケースに取り付けられている。伝動軸１０５ａの軸方向両端には、二つの軸受４ａ，４ｂが取り付けられている。

また、出力ギヤ１０５は、第２やまば歯車２２であるカウンタドリブンギヤ１０６ａと噛み合っている。出力ギヤ１０５とカウンタドリブンギヤ１０６ａとによって、第１ギヤ対２であるカウンタギヤ対１１０が構成されている。

カウンタギヤ機構１０６は、第２やまば歯車２２であるカウンタドリブンギヤ１０６ａと、第３やまば歯車２３であるドライブピニオンギヤ１０６ｂと、第２軸２０であるカウンタ軸１０６ｃとを備えている。カウンタ軸１０６ｃは出力軸１０２ｂと平行に配置されている。カウンタ軸１０６ｃ上に並んで配置されたカウンタドリブンギヤ１０６ａとドライブピニオンギヤ１０６ｂとは一体回転する。さらに、カウンタ軸１０６ｃは、第２軸受５によってケースなどの固定部材（図示しない）に対して回転自在に支持されている。第２軸受５の内輪はカウンタ軸１０６ｃの外周部に取り付けられ、第２軸受５の外輪はケースに取り付けられている。カウンタ軸１０６ｃの軸方向両端には、二つの軸受５ａ，５ｂが取り付けられている。

ドライブピニオンギヤ１０６ｂは、第４やまば歯車３４であるデフリングギヤ３５と噛み合っている。ドライブピニオンギヤ１０６ｂとデフリングギヤ３５とによって、第２ギヤ対３であるファイナルギヤ対１２０が構成されている。

このように、カウンタギヤ機構１０６は、一つの回転軸（カウンタ軸１０６ｃ）上に、一体回転する二つのやまば歯車（カウンタドリブンギヤ１０６ａ、ドライブピニオンギヤ１０６ｂ）が設けられたやまば歯車装置である。カウンタドリブンギヤ１０６ａとドライブピニオンギヤ１０６ｂとは、それぞれに別軸（伝動軸１０５ａ、デフケース３１）上に設けられたやまば歯車（出力ギヤ１０５、デフリングギヤ３５）と噛み合っている。

デファレンシャル機構１０７は、第４やまば歯車３４であるデフリングギヤ３５と、第３軸３０であるデフケース３１と、図示しないデフピニオンギヤおよびデフサイドギヤとを備えている。デフケース３１は、第３軸受６によってケースなどの固定部材（図示しない）に対して回転自在に支持されている。第３軸受６の内輪はデフケース３１のインボード部３１ａ，３１ｂに取り付けられ、第３軸受６の外輪はケースに取り付けられている。デフケース３１の軸方向両端、すなわち左右のインボード部３１ａ，３１ｂには、二つの軸受６ａ，６ｂが取り付けられている。

デファレンシャル機構１０７には、左右の車軸１０３，１０３を介して左右の駆動輪１０４，１０４が連結されている。デフケース３１およびデフリングギヤ３５の回転中心は、車軸１０３の回転中心軸線と同一軸線上に設けられている。車軸１０３は、伝動軸１０５ａおよびカウンタ軸１０６ｃと平行に配置されている。

このように構成された駆動装置１００では、エンジン１０１の動力を駆動輪１０４に伝達する際、カウンタギヤ対１１０の噛合い部１１０ａで発生するスラスト力を第１軸受４および第２軸受５で受けるとともに、ファイナルギヤ対１２０の噛合い部１２０ａで発生するスラスト力を第２軸受５および第３軸受６で受ける。そして、第１軸受４は第２軸受５よりも軸方向剛性が小さいため、カウンタギヤ対１１０の噛合い部１１０ａで生じたスラスト力に対して、出力ギヤ１０５はカウンタドリブンギヤ１０６ａよりも軸方向に移動しやすい。また、第３軸受６は第２軸受５よりも軸方向剛性が小さいため、ファイナルギヤ対１２０の噛合い部１２０ａで生じたスラスト力に対して、デフリングギヤ３５はドライブピニオンギヤ１０６ｂよりも軸方向に移動しやすい。すなわち、カウンタギヤ対１１０のスラスト力に対するカウンタドリブンギヤ１０６ａの軸方向挙動が小さくなり、かつファイナルギヤ対１２０のスラスト力に対するドライブピニオンギヤ１０６ｂの軸方向挙動が小さくなる。これにより、カウンタ軸１０６ｃにおいてカウンタドリブンギヤ１０６ａの軸方向挙動とドライブピニオンギヤ１０６ｂの軸方向挙動とが干渉して互いの調芯作用が阻害されることを抑制できる。

［１−３−２．第２車両例］
まず、図５に示す車両Ｖｅに搭載された動力伝達機構１について説明する。この動力伝達機構１は、上述した構成とは異なり、第２やまば歯車２２と噛み合う第５やまば歯車４５を有する第４軸４０と、第４軸４０を回転自在に支持する第４軸受８と、を備えている。

第４軸４０は、第１〜第３軸１０，２０，３０と平行に配置されている。第４軸４０と第２軸２０との間は、やまば歯車同士の噛み合う第３ギヤ対７により動力伝達可能に連結されている。そして、第４軸４０の動力は第４軸４０から第２軸２０を介して第３軸３０に伝達される。

第３ギヤ対７は、駆動歯車の第５やまば歯車４５と、被動歯車の第２やまば歯車２２とによって構成されている。第３ギヤ対７の噛合い部７ａでは、第５やまば歯車４５の左歯面４５ａと第２やまば歯車２２の左歯面２２ａとが噛み合い、かつ第５やまば歯車４５の右歯面４５ｂと第２やまば歯車２２の右歯面２２ｂとが噛み合う。

第５やまば歯車４５は、ねじれ方向が逆向きの左歯面４５ａと右歯面４５ｂとを有する歯車（ダブルヘリカルギヤ）である。第５やまば歯車４５および第４軸４０は一体的に形成されている。そのため、第５やまば歯車４５は第４軸４０と一体回転し、かつ軸方向に一体的に移動する。

第４軸受８は、第５やまば歯車４５を支持する転がり軸受である。例えば、第４軸受８は、円筒ころ軸受であり、第４軸４０の軸方向一方端に取り付けられている。第４軸４０および第５やまば歯車４５は、一つの円筒ころ軸受によって支持されている。

このように構成された動力伝達機構１では、第４軸４０の動力を第３軸３０に伝達する際、第３ギヤ対７の噛合い部７ａで発生するスラスト力を第４軸受８および第２軸受５で受ける。上述したように円筒ころ軸受はテーパころ軸受よりも軸方向剛性が小さいため、第４軸受８は第２軸受５よりも軸方向剛性が小さい。そのため、第３ギヤ対７の噛合い部７ａで生じたスラスト力に対して、第５やまば歯車４５は第２やまば歯車２２よりも軸方向に移動しやすい。

例えば、第３ギヤ対７の噛合い部７ａでやまば歯車の片歯面当たりが生じた場合、第４軸受８は第２軸受５よりも軸方向剛性が小さいため、噛合い部７ａで発生したスラスト力によって主に第４軸４０側の第５やまば歯車４５が軸方向に移動し、第２軸２０側の第２やまば歯車２２の軸方向挙動は小さくなる。このように、噛合い部７ａの誤差成分によって第２やまば歯車２２が軸方向に移動しなくても、第５やまば歯車４５の軸方向挙動によって第３ギヤ対７の調芯作用が発揮される。

次に、図５に示す車両Ｖｅの駆動装置１００について説明する。この駆動装置１００は、走行用動力源としてのモータ１０８と、第４軸４０を含む動力伝達機構１と、を備えたハイブリッド車両である。モータ１０８は、電動機および発電機として機能する周知のモータ・ジェネレータである。モータ１０８の出力軸であるモータ軸１０８ａは、カウンタ軸１０６ｃと平行に配置され、リダクションギヤ１０９と一体回転する。

リダクションギヤ１０９は、モータ軸１０８ａの動力を駆動輪１０４に向けて出力する第５やまば歯車４５である。また、リダクションギヤ１０９は、第４軸４０である支持軸１０９ａと一体的に形成されている。支持軸１０９ａはモータ軸１０８ａの外周部とスプライン嵌合しているため、モータ軸１０８ａと支持軸１０９ａとリダクションギヤ１０９とは一体回転する。この場合、支持軸１０９ａとモータ軸１０８ａとのスプライン嵌合部では、支持軸１０９ａがモータ軸１０８ａに対して軸方向に相対移動可能に構成されている。支持軸１０９ａは、第４軸受８によってケースなどの固定部材（図示せず）に対して回転自在に支持されている。第４軸受８の内輪は支持軸１０９ａの外周部に取り付けられ、第４軸受８の外輪はケースに取り付けられている。図５に示す例では、支持軸１０９ａが一つの第４軸受８によって片持ち状態で支持されている。

また、リダクションギヤ１０９は、第２やまば歯車２２であるカウンタドリブンギヤ１０６ａと噛み合っている。リダクションギヤ１０９とカウンタドリブンギヤ１０６ａとによって、第３ギヤ対７であるリダクションギヤ対１３０が構成されている。

そして、モータ１０８の動力を駆動輪１０４に伝達する際、リダクションギヤ対１３０の噛合い部１３０ａで発生するスラスト力を第４軸受８および第２軸受５で受ける。

さらに、第４軸受８の軸方向剛性は第２軸受５の軸方向剛性よりも小さいため、リダクションギヤ対１３０の噛合い部１３０ａで生じたスラスト力に対して、リダクションギヤ１０９はカウンタドリブンギヤ１０６ａよりも軸方向に移動しやすい。すなわち、リダクションギヤ対１３０のスラスト力に対するカウンタドリブンギヤ１０６ａの軸方向挙動が小さくなる。これにより、カウンタ軸１０６ｃにおいてカウンタドリブンギヤ１０６ａの軸方向挙動とドライブピニオンギヤ１０６ｂの軸方向挙動とが干渉して互いに調芯作用を阻害することが抑制される。

以上説明した通り、第１実施形態によれば、第２軸受５は第１軸受４および第３軸受６よりも軸方向剛性が大きいため、第２軸２０において第１ギヤ対２と第２ギヤ対３との調芯作用が互いに阻害されることを抑制できる。これにより、複数のやまば歯車と噛み合う歯車軸においてやまば歯車の軸方向挙動が干渉することを抑制でき、互いの調芯作用を確保することができる。そのため、やまば歯車の調芯作用が適切に働き、噛合い部での騒音および振動の発生を抑制できる。

また、第４軸４０を備える動力伝達機構１の場合も、第２軸受５は第４軸受８よりも軸方向剛性が大きいため、第２軸２０において第１ギヤ対２と第２ギヤ対３と第３ギヤ対７とが互いに調芯作用を阻害することを抑制できる。そのため、一つのやまば歯車に複数のやまば歯車が噛み合う場合も、やまば歯車の調芯作用が適切に働くため、騒音と振動の発生を抑制することができる。

なお、本発明は、上述した第１実施形態の構成に限定されず、本発明の目的を逸脱しない範囲で適宜変更が可能である。

例えば、第２軸受５は、第１軸受４および第３軸受６のうちの少なくとも一方よりも軸方向剛性が大きく構成されていればよい。

一例として、第２軸受５は、第１軸受４よりも軸方向剛性が大きく、かつ第３軸受６よりも軸方向剛性が小さくまたは等しくなるように構成されてもよい。この場合、軸方向剛性は「第３軸受６≧第２軸受５＞第１軸受４」の順に小さくなる。これにより、第１ギヤ対２の調芯作用は、第２やまば歯車２２の軸方向挙動ではなく、第１やまば歯車１１の軸方向挙動によって確保される。すなわち、第１ギヤ対２の調芯作用を発揮するために第２やまば歯車２２が軸方向に移動することを抑制できる。そのため、第２ギヤ対３の調芯作用を発揮するために第３やまば歯車２３が軸方向に移動しても、第３やまば歯車２３の軸方向挙動が第２やまば歯車２２の軸方向挙動に干渉されることは抑制される。このように、第２軸２０において第１ギヤ対２の調芯作用と第２ギヤ対３の調芯作用とが互いに阻害されることを抑制できる。

別の例として、第２軸受５は、第３軸受６よりも軸方向剛性が大きく、かつ第１軸受４よりも軸方向剛性が小さくまたは等しくなるように構成されてもよい。この場合、軸方向剛性は「第１軸受４≧第２軸受５＞第３軸受６」の順に小さくなる。これにより、第２ギヤ対３の調芯作用は、第３やまば歯車２３の軸方向挙動ではなく、第４やまば歯車３４の軸方向挙動によって確保される。すなわち、第２ギヤ対３の調芯作用を発揮するために第３やまば歯車２３が軸方向に移動することを抑制できる。そのため、第１ギヤ対２の調芯作用を発揮するために第２やまば歯車２２が軸方向に移動しても、第２やまば歯車２２の軸方向挙動が第３やまば歯車２３の軸方向挙動に干渉されることは抑制される。このように、第２軸２０において第１ギヤ対２の調芯作用と第２ギヤ対３の調芯作用とが互いに阻害されることを抑制できる。

また、第２軸受５は、第１軸受４および第３軸受６のうちの少なくとも一方と種類が異なる転がり軸受により構成されていればよい。例えば、上述した軸方向剛性が「第３軸受６≧第２軸受５＞第１軸受４」の順に小さくなる場合の一例として、第２軸受５がテーパころ軸受である場合、第１軸受４は円筒ころ軸受、第３軸受６はテーパころ軸受であってもよい。あるいは、上述した軸方向剛性は「第１軸受４≧第２軸受５＞第３軸受６」の順に小さくなる場合の一例として、第２軸受５がテーパころ軸受である場合、第１軸受４はテーパころ軸受、第３軸受６は円筒ころ軸受であってもよい。

加えて、第１〜第３軸受４，５，６の種類は、上述した円筒ころ軸受およびテーパころ軸受の二種類の組み合わせに限定されない。例えば、上述した図３に示す四種類の転がり軸受を適宜組み合わせることが可能である。要するに、第１〜第３軸受４，５，６について、ころ軸受と玉軸受との組み合わせが可能である。第２軸受５がテーパころ軸受である場合、第１軸受４および第３軸受６は、円筒ころ軸受、深溝玉軸受、アンギュラ玉軸受のうちのいずれか一つにより構成することができる。そのため、第１軸受４は深溝玉軸受、第２軸受５はテーパころ軸受、第３軸受６は深溝玉軸受であってもよい。また、第２軸受５は、第４軸受８とは種類が異なる軸受により構成されていればよい。

さらに、第１〜第３軸受４，５，６のそれぞれの個数は二つに限定されず、一つであってもよい。つまり、第１やまば歯車１１は一つの軸受からなる第１軸受４によって片持ち状態で支持されてもよい。同様に、第２やまば歯車２２および第３やまば歯車２３は一つの軸受からなる第２軸受５によって片持ち状態で支持されてもよく、第４やまば歯車３４は一つの軸受からなる第３軸受６によって片持ち状態で支持されてもよい。そのため、第１〜第３軸受４，５，６について、それぞれに軸受が一つの場合と二つの場合とを組み合わせることが可能である。一例として、第１軸受４は一つの軸受４ａにより構成され、第２軸受５は二つの軸受５ａ，５ｂにより構成され、第３軸受６は二つの軸受６ａ，６ｂにより構成される。他の例として、全ての軸受４，５，６がそれぞれ一つの軸受により構成されてもよい。要するに、第１軸受４と記載する場合には、一つの軸受４ａのみにより構成される場合と、一つの軸受４ｂのみにより構成される場合と、二つの軸受４ａ，４ｂにより構成される場合とが含まれる。これと同様のことが、第２軸受５および第３軸受６についても言える。

また、第１〜第４軸受４，５，６，８は、単列軸受であってもよく、あるいは複列軸受であってもよい。

第１〜第３軸１０，２０，３０と第１〜第４やまば歯車１１，２２，２３，３４とは、一つの部材であるか、または別体であるかは特に限定されない。例えば、別体の場合には、やまば歯車および回転軸が一体回転可能かつ軸方向に相対移動不能に一体化されていればよい。つまり、やまば歯車と回転軸とが一体的に形成されると記載する場合、やまば歯車および回転軸は、一体回転し、かつ軸方向に一体的に移動することを意味する。

また、上述した図４、図５に示す車両例は一例であり、適用可能な車両はこれに限定されない。例えば、変速機構１０２は、自動変速機に限らず、ベルト式無段変速機（ＣＶＴ）などであってもよい。また、動力伝達機構１を適用可能なハイブリッド車両は、上述した１モータ式ハイブリッド車両に限らず、２モータ式ハイブリッド車両を含む。図５に示す動力伝達機構１が２モータ式ハイブリッド車両に搭載される場合、駆動装置１００は図示しない第１モータをさらに備え、モータ１０８が第２モータとして機能する。この場合、第１モータから出力された動力は出力ギヤ１０５を介して駆動輪１０４に伝達される。

［２．第２実施形態］
図１〜図２、図４〜図６を参照して、第２実施形態の動力伝達機構について説明する。図６は、転がり軸受の軸方向内部すきまと転がり軸受の種類との関係を説明するための図である。なお、第２実施形態の説明では、第１実施形態と同様の構成については説明を省略し、その参照符号を引用する。

［２−１．第２実施形態の基本構成］
まず、第２実施形態の動力伝達機構１について、図１、図２を参照して説明する。第２実施形態の動力伝達機構１では、第１実施形態とは異なり、第１軸受４および第３軸受６は、玉軸受により構成されている。

第１軸受４の各軸受４ａ，４ｂは、深溝玉軸受により構成されている。第１軸１０および第１やまば歯車１１は、二つの深溝玉軸受からなる軸受対（第１軸受対）によって支持されている。また、第３軸受６の各軸受６ａ，６ｂは、深溝玉軸受により構成されている。第３軸３０および第４やまば歯車３４は、二つの深溝玉軸受からなる軸受対（第３軸受対）によって支持されている。

第２実施形態では、転がり軸受の軸方向内部すきまについて、複数のやまば歯車を有する回転軸（中間軸）を支持する軸受と、単数のやまば歯車を有する回転軸を支持する軸受との間に差が設けられている。

ここで、転がり軸受の軸方向内部すきまとは、内輪および外輪のうち一方の軌道輪を固定して他方の軌道輪を軸方向に移動させた場合の移動量である。すなわち、転がり軸受の軸方向内部すきまは、軸受の軸方向変位量（移動可能量）を表すものである。

［２−２．軸方向内部すきま］
次に、図６を参照して、転がり軸受の軸方向内部すきまと転がり軸受の種類との関係について説明する。なお、図６には、転がり軸受として、円筒ころ軸受、深溝玉軸受、テーパころ軸受、アンギュラ玉軸受の四種類を例示する。また、以下の説明では、「転がり軸受の軸方向内部すきま」を単に「軸方向内部すきま」と記載する。

図６に示すように、転がり軸受では、円筒ころ軸受、深溝玉軸受、テーパころ軸受およびアンギュラ玉軸受の順に軸方向内部すきまが小さくなる。テーパころ軸受およびアンギュラ玉軸受は、予圧が付与されている軸受であるため、軸方向内部すきまが略ない状態となっている。深溝玉軸受は、接触角度を有する軸受であるが、テーパころ軸受およびアンギュラ玉軸受に比べて軸方向内部すきまは大きく形成されている。そして、円筒ころ軸受は、相対的に軸方向内部すきまが最も大きい軸受となる。このように、転がり軸受の種類によって軸方向内部すきまが異なる。

なお、図６に示す四種類の転がり軸受における軸方向内部すきまの大小関係は、一例であり、必ずしもこの限りではない。ただし、深溝玉軸受とテーパころ軸受との関係については、図６に示す軸方向内部すきまの大小関係が成立する。

上述したように深溝玉軸受はテーパころ軸受よりも軸方向内部すきまが大きいため、第２軸受５は、第１軸受４および第３軸受６よりも軸方向内部すきまが小さく形成されている。また、動力伝達機構１では、やまば歯車および回転軸は一体的に形成されているので、軸受の軸方向内部すきまは、噛合い部のスラスト力（推力）が作用した際のやまば歯車の軸方向挙動のしやすさを表すことになる。

例えば、第１ギヤ対２の噛合い部２ａでやまば歯車の片歯面当たりが生じた場合、第１軸受４は第２軸受５よりも軸方向内部すきまが大きいため、噛合い部２ａで発生したスラスト力によって主に第１軸１０側の第１やまば歯車１１が軸方向に移動し、第２軸２０側の第２やまば歯車２２の軸方向挙動は小さくなる。このように、噛合い部２ａの誤差成分によって第２やまば歯車２２が積極的に軸方向に移動しなくても、第１やまば歯車１１の軸方向挙動によって第１ギヤ対２の調芯作用が発揮される。

また、第２ギヤ対３の噛合い部３ａでやまば歯車の片歯面当たりが生じた場合、第３軸受６は第２軸受５よりも軸方向内部すきまが大きいため、噛合い部３ａで発生したスラスト力によって主に第３軸３０側の第４やまば歯車３４が軸方向に移動し、第２軸２０側の第３やまば歯車２３の軸方向挙動は小さくなる。このように、噛合い部３ａの誤差成分によって第３やまば歯車２３が積極的に軸方向に移動しなくても、第４やまば歯車３４の軸方向挙動によって第２ギヤ対３の調芯作用が発揮される。

［２−３．第２実施形態の車両例］
また、第２実施形態の動力伝達機構１は、図４〜図５に示す車両Ｖｅに搭載することができる。

図４に示す第１車両例では、第１軸受４は第２軸受５よりも軸方向内部すきまが大きいため、カウンタギヤ対１１０の噛合い部１１０ａで生じたスラスト力に対して、出力ギヤ１０５はカウンタドリブンギヤ１０６ａよりも軸方向に移動しやすい。さらに、第３軸受６は第２軸受５よりも軸方向内部すきまが大きいため、ファイナルギヤ対１２０の噛合い部１２０ａで生じたスラスト力に対して、デフリングギヤ３５はドライブピニオンギヤ１０６ｂよりも軸方向に移動しやすい。

図５に示す第２車両例の動力伝達機構１では、第４軸受８は、深溝玉軸受により構成されている。第４軸４０および第５やまば歯車４５は、一つの深溝玉軸受によって支持されている。また、深溝玉軸受はテーパころ軸受よりも軸方向内部すきまが大きいため、第４軸受８は第２軸受５よりも軸方向内部すきまが大きく形成されている。そのため、第３ギヤ対７の噛合い部７ａで生じたスラスト力に対して、第５やまば歯車４５は第２やまば歯車２２よりも軸方向に移動しやすい。

図５に示す第２車両例の駆動装置１００では、第４軸受８は第２軸受５よりも軸方向内部すきまが大きいため、リダクションギヤ対１３０の噛合い部１３０ａで生じたスラスト力に対して、リダクションギヤ１０９はカウンタドリブンギヤ１０６ａよりも軸方向に移動しやすい。

以上説明した通り、第２実施形態によれば、第２軸受５は第１軸受４および第３軸受６よりも軸方向内部すきまが小さいため、第２軸２０において第１ギヤ対２と第２ギヤ対３との調芯作用が互いに阻害されることを抑制できる。これにより、複数のやまば歯車と噛み合う歯車軸においてやまば歯車の軸方向挙動が干渉することを抑制でき、互いの調芯作用を確保することができる。そのため、やまば歯車の調芯作用が適切に働き、噛合い部の騒音および振動の発生を抑制できる。

なお、本発明は、上述した第２実施形態の構成に限定されず、本発明の目的を逸脱しない範囲で適宜変更が可能である。

例えば、第２軸受５は、第１軸受４および第３軸受６のうちの少なくとも一方よりも軸方向内部すきまが小さく形成されていればよい。

一例として、第２軸受５は、第１軸受４よりも軸方向内部すきまが小さく、かつ第３軸受６よりも軸方向内部すきまが大きくまたは等しくなるように構成されてもよい。この場合、軸方向内部すきまは「第１軸受４＞第２軸受５≧第３軸受６」の順に小さくなる。これにより、第１ギヤ対２の調芯作用は、第２やまば歯車２２の軸方向挙動ではなく、第１やまば歯車１１の軸方向挙動によって確保される。すなわち、第１ギヤ対２の調芯作用を発揮するために第２やまば歯車２２が軸方向に移動することを抑制できる。そのため、第２ギヤ対３の調芯作用を発揮するために第３やまば歯車２３が軸方向に移動しても、第３やまば歯車２３の軸方向挙動が第２やまば歯車２２の軸方向挙動に干渉されることは抑制される。このように、第２軸２０において第１ギヤ対２の調芯作用と第２ギヤ対３の調芯作用とが互いに阻害されることを抑制できる。

他の例として、第２軸受５は、第３軸受６よりも軸方向内部すきまが小さく、かつ第１軸受４よりも軸方向内部すきまが大きくまたは等しくなるように構成されてもよい。この場合、軸方向内部すきまは「第３軸受６＞第２軸受５≧第１軸受４」の順に小さくなる。これにより、第２ギヤ対３の調芯作用は、第３やまば歯車２３の軸方向挙動ではなく、第４やまば歯車３４の軸方向挙動によって確保される。すなわち、第２ギヤ対３の調芯作用を発揮するために第３やまば歯車２３が軸方向に移動することを抑制できる。そのため、第１ギヤ対２の調芯作用を発揮するために第２やまば歯車２２が軸方向に移動しても、第２やまば歯車２２の軸方向挙動が第３やまば歯車２３の軸方向挙動に干渉されることは抑制される。このように、第２軸２０において第１ギヤ対２の調芯作用と第２ギヤ対３の調芯作用とが互いに阻害されることを抑制できる。

また、第２軸受５は、第１軸受４および第３軸受６のうちの少なくとも一方と種類が異なる転がり軸受により構成されていればよい。例えば、上述した軸方向内部すきまが「第１軸受４＞第２軸受５≧第３軸受６」の順に小さくなる場合の一例として、第２軸受５がテーパころ軸受である場合、第１軸受４は深溝玉軸受、第３軸受６はテーパころ軸受であってもよい。あるいは、上述した軸方向内部すきまが「第３軸受６＞第２軸受５≧第１軸受４」の順に小さくなる場合の一例として、第２軸受５がテーパころ軸受である場合、第１軸受４はテーパころ軸受、第３軸受６は深溝玉軸受であってもよい。

加えて、第１〜第３軸受４，５，６の種類は、上述した深溝玉軸受およびテーパころ軸受の二種類の組み合わせに限定されない。例えば、上述した図６に示す四種類の転がり軸受を適宜組み合わせることが可能である。第２軸受５は、テーパころ軸受またはアンギュラ玉軸受により構成されてもよい。この場合、第１軸受４および第３軸受６は、円筒ころ軸受または深溝玉軸受により構成することができる。そのため、第２実施形態では、第１軸受４は円筒ころ軸受、第２軸受５はテーパころ軸受、第３軸受６は円筒ころ軸受であってもよい。

［３．第３実施形態］
図１〜図２、図４〜図５、図７〜図９を参照して、第３実施形態の動力伝達機構について説明する。図７は、深溝玉軸受における軌道面の曲率半径および玉の直径を説明するための図である。図８は、玉の直径に対する軌道面の曲率半径の割合と軸方向剛性との関係を説明するための図である。図９は、玉の直径に対する軌道面の曲率半径の割合と軸方向内部すきまとの関係を説明するための図である。なお、第３実施形態の説明では、第２実施形態と同様の構成については説明を省略し、その参照符号を引用する。

［３−１．基本構成］
まず、第３実施形態の動力伝達機構１について、図１、図２を参照して説明する。第３実施形態の動力伝達機構１では、第２実施形態とは異なり、第１〜第３軸受４，５，６は、全て玉軸受により構成されている。

第２軸受５の各軸受５ａ，５ｂは、深溝玉軸受により構成されている。第２軸２０と第２やまば歯車２２と第３やまば歯車２３とは、二つの深溝玉軸受からなる軸受対である第２軸受５（第２軸受対）によって支持されている。

［３−２．玉径に対する軌道面半径の割合と軸方向変位量との関係］
図７に示すように、第１〜第３軸受４，５，６は、転動体である玉９１と、玉９１が転動する軌道面９２ａを有する軌道輪９２と、を備えている深溝玉軸受９により構成されている。なお、図７に示す軌道輪９２は深溝玉軸受９の内輪であり、深溝玉軸受９の外輪は図７には示されていない。

深溝玉軸受９では、玉９１の直径（以下「玉径」という）Ｒ_１が軌道面９２ａの曲率半径（以下「軌道面半径」という）Ｒ_２以上の大きさに形成されている。また、軌道面半径Ｒ_２を玉径Ｒ_１で割った値は０．５以上となる。すなわち、玉径Ｒ_１に対する軌道面半径Ｒ_２の割合Ｘは、百分率で表すと５０％以上となる。なお、この説明では、その割合Ｘを百分率で表現する。さらに、以下の説明では、「玉径Ｒ_１に対する軌道面半径Ｒ_２の割合Ｘ」を単に「割合Ｘ」と記載して説明する。

また、軌道面半径Ｒ_２は、軌道面９２ａの軸方向両端側のほうが軸方向中心側よりも大きくなるため、軌道面９２ａのうちの軸方向両端側の曲率半径において最大値となる。すなわち、軌道面半径Ｒ_２の最大値を玉径Ｒ_１で割った場合に求まる割合Ｘは、その深溝玉軸受９における割合Ｘの最小値である。

第３実施形態では、第１〜第３軸受４，５，６における割合Ｘの最小値について、複数のやまば歯車を有する回転軸（中間軸）を支持する軸受と、単数のやまば歯車を有する回転軸を支持する軸受との間に差が設けられている。

ここで、深溝玉軸受９における玉径Ｒ_１に対する軌道面半径Ｒ_２の割合Ｘの最小値とは、やまば歯車同士の噛合い部で生じた軸方向の力（スラスト力）に対する軸受の軸方向変位量（移動可能量）を表すものである。その割合Ｘの最小値が大きいと、深溝玉軸受９の軸方向変位量は大きくなる。反対に、その割合Ｘの最小値が小さいと、深溝玉軸受９の軸方向変位量は小さくなる。

［３−２−１．玉径に対する軌道面半径の割合と軸方向剛性との関係］
図８を参照して、深溝玉軸受９における割合Ｘと軸方向剛性との関係について説明する。なお、図８には、軸方向剛性の違いを説明するために、割合Ｘ＞５２％の場合、割合Ｘ＝５２％の場合、割合Ｘ＝５０％の場合を例示する。また、図８に示す割合Ｘは、割合Ｘの最小値である。

図８に示すように、深溝玉軸受９の軸方向剛性は、割合Ｘが５２％よりも大きい場合、割合Ｘが５２％の場合、割合Ｘが５０％の場合の順に大きくなる。このように、深溝玉軸受９では、割合Ｘが小さくなると軸方向剛性は大きくなることがわかる。すなわち、割合Ｘは、噛合い部で生じたスラスト力に対する深溝玉軸受９の軸方向剛性の大きさを表す。つまり、深溝玉軸受９同士であっても、割合Ｘの大きさが異なることによって軸方向剛性は異なる大きさとなる。

［３−２−２．玉径に対する軌道面半径の割合と軸方向内部すきまとの関係］
図９を参照して、深溝玉軸受９における割合Ｘと軸方向内部すきまとの関係について説明する。なお、図９には、玉軸受の軸方向内部すきまの違いを説明するために、割合Ｘ＞５２％の場合、割合Ｘ＝５２％の場合、割合Ｘ＝５０％の場合を例示する。また、図９に示す割合Ｘは、割合Ｘの最小値である。

図９に示すように、深溝玉軸受９の軸方向内部すきまは、割合Ｘが５２％よりも大きい場合、割合Ｘが５２％の場合、割合Ｘが５０％の場合の順に小さくなる。このように、深溝玉軸受９では、割合Ｘが小さくなると軸方向内部すきまは小さくなることがわかる。すなわち、割合Ｘは、噛合い部で生じたスラスト力に対する深溝玉軸受９の軸方向変位量（移動可能量）を表す。つまり、深溝玉軸受９同士であっても、割合Ｘの大きさが異なることによって軸方向内部すきまは異なる大きさとなる。

第３実施形態の動力伝達機構１では、第２軸受５は第１軸受４および第３軸受６よりも、深溝玉軸受９における割合Ｘの最小値が小さく形成されている。例えば、第１軸受４の軸受４ａ，４ｂは、割合Ｘが５２％以上となるように構成されている。第２軸受５の軸受５ａ，５ｂは、割合Ｘが５２％未満となるように構成されている。第３軸受６の軸受６ａ，６ｂは、割合Ｘが５２％以上となるように構成されている。これにより、第２軸受５は、第１軸受４および第３軸受６よりも軸方向剛性が大きくなる（軸方向変位量が小さくなる）。あるいは、第２軸受５は、第１軸受４および第３軸受６よりも軸方向内部すきまが小さくなる（軸方向変位量が小さくなる）。

また、動力伝達機構１では、やまば歯車および回転軸が一体的に形成されているため、深溝玉軸受９における割合Ｘの最小値が小さいということは、やまば歯車同士の噛合い部で生じたスラスト力に対して、やまば歯車が軸方向に移動しにくいことを表す。

例えば、第１ギヤ対２の噛合い部２ａでやまば歯車の片歯面当たりが生じた場合、第１軸受４は第２軸受５よりも割合Ｘの最小値が大きいため、噛合い部２ａで発生したスラスト力によって主に第１軸１０側の第１やまば歯車１１が軸方向に移動し、第２軸２０側の第２やまば歯車２２の軸方向挙動は小さくなる。これにより、噛合い部２ａの誤差成分によって第２やまば歯車２２が積極的に軸方向に移動しなくても、相対的に割合Ｘの最小値が小さい第１軸受４側の第１やまば歯車１１の軸方向挙動によって第１ギヤ対２の調芯作用は発揮される。

また、第２ギヤ対３の噛合い部３ａでやまば歯車の片歯面当たりが生じた場合、第３軸受６は第２軸受５よりも割合Ｘの最小値が大きいため、噛合い部３ａで発生したスラスト力によって主に第３軸３０側の第４やまば歯車３４が軸方向に移動し、第２軸２０側の第３やまば歯車２３の軸方向挙動は小さくなる。これにより、噛合い部３ａの誤差成分によって第３やまば歯車２３が積極的に軸方向に移動しなくても、相対的に割合Ｘの最小値が小さい第３軸受６側の第４やまば歯車３４の軸方向挙動によって第２ギヤ対３の調芯作用が発揮される。

［３−３．第３実施形態の車両例］
また、第３実施形態の動力伝達機構は、図４〜図５に示す車両Ｖｅに搭載することができる。

図４に示す第１車両例では、第１軸受４は第２軸受５よりも割合Ｘの最小値が大きいため、カウンタギヤ対１１０の噛合い部１１０ａで生じたスラスト力に対して、出力ギヤ１０５はカウンタドリブンギヤ１０６ａよりも軸方向に移動しやすい。さらに、第３軸受６は第２軸受５よりも割合Ｘの最小値が大きいため、ファイナルギヤ対１２０の噛合い部１２０ａで生じたスラスト力に対して、デフリングギヤ３５はドライブピニオンギヤ１０６ｂよりも軸方向に移動しやすい。

図５に示す第２車両例の動力伝達機構１では、第４軸受８は、深溝玉軸受であり、第２軸受５よりも割合Ｘの最小値が大きく形成されている。そのため、第３ギヤ対７の噛合い部７ａで生じたスラスト力に対して、第５やまば歯車４５は第２やまば歯車２２よりも軸方向に移動しやすい。

図５に示す第２車両例の駆動装置１００では、第４軸受８は第２軸受５よりも割合Ｘの最小値が大きいため、リダクションギヤ対１３０の噛合い部１３０ａで生じたスラスト力に対して、リダクションギヤ１０９はカウンタドリブンギヤ１０６ａよりも軸方向に移動しやすい。

以上説明した通り、第３実施形態によれば、第２軸受５は第１軸受４および第３軸受６よりも割合Ｘの最小値が小さいため、第２軸２０において第１ギヤ対２と第２ギヤ対３との調芯作用が互いに阻害されることを抑制できる。これにより、やまば歯車の軸方向挙動が干渉することを抑制でき、互いの調芯作用を確保することができる。そのため、やまば歯車の調芯作用が適切に働くため、騒音と振動の発生を抑制することができる。

なお、本発明は、上述した第３実施形態に限定されず、本発明の目的を逸脱しない範囲で適宜変更が可能である。

例えば、深溝玉軸受９における割合Ｘは、上述した値に限定されない。要するに、第２軸受５における割合Ｘの最小値が、相対的に第１軸受４および第３軸受６よりも小さければよい。

また、第２軸受５は、第１軸受４および第３軸受６のうちの少なくとも一方よりも割合Ｘの最小値が小さければよい。この場合も、第２軸２０において第１ギヤ対２の調芯作用と第２ギヤ対３の調芯作用とが互いに阻害されることを抑制できる。

一例として、第２軸受５は、第１軸受４よりも割合Ｘの最小値が小さく、かつ第３軸受６よりも割合Ｘの最小値が大きくまたは等しくなるように形成されてもよい。この場合、割合Ｘの最小値は「第１軸受４＞第２軸受５≧第３軸受６」の順に小さくなる。これにより、第１ギヤ対２の調芯作用は、第２やまば歯車２２の軸方向挙動ではなく、第１やまば歯車１１の軸方向挙動によって確保される。

他の例として、第２軸受５は、第３軸受６よりも割合Ｘの最小値が小さく、かつ第１軸受４よりも割合Ｘの最小値が大きくまたは等しくなるように形成されてもよい。この場合、割合Ｘの最小値は「第３軸受６＞第２軸受５≧第１軸受４」の順に小さくなる。これにより、第２ギヤ対３の調芯作用は、第３やまば歯車２３の軸方向挙動ではなく、第４やまば歯車３４の軸方向挙動によって確保される。

１動力伝達機構
２第１ギヤ対
２ａ噛合い部
３第２ギヤ対
３ａ噛合い部
４第１軸受
５第２軸受
６第３軸受
７第３ギヤ対
７ａ噛合い部
８第４軸受
１０第１軸
１１第１やまば歯車
２０第２軸
２２第２やまば歯車
２３第３やまば歯車
３０第３軸
３１デフケース
３５デフリングギヤ
３４第４やまば歯車
４０第４軸
４５第５やまば歯車
１０５出力ギヤ
１０５ａ伝動軸
１０６カウンタギヤ機構
１０６ａカウンタドリブンギヤ
１０６ｂドライブピニオンギヤ
１０６ｃカウンタ軸
１０７デファレンシャル機構
１０８モータ
１０８ａモータ軸
１０９リダクションギヤ
１０９ａ支持軸
１１０カウンタギヤ対
１１０ａ噛合い部
１２０ファイナルギヤ対
１２０ａ噛合い部
１３０リダクションギヤ対
１３０ａ噛合い部

Claims

第１やまば歯車を有する第１軸と、
前記第１やまば歯車と噛み合う第２やまば歯車、および前記第２やまば歯車と軸方向に並んで設けられた第３やまば歯車を有する第２軸と、
前記第３やまば歯車と噛み合う第４やまば歯車を有する第３軸と、
前記第１軸を回転自在に支持する転がり軸受である第１軸受と、
前記第２軸を回転自在に支持する転がり軸受である第２軸受と、
前記第３軸を回転自在に支持する転がり軸受である第３軸受と、を備えている動力伝達機構において、
前記第１やまば歯車と前記第１軸とは、一体回転し、かつ軸方向に一体的に移動するように構成されており、
前記第２やまば歯車と前記第３やまば歯車と前記第２軸とは、一体回転し、かつ軸方向に一体的に移動するように構成されており、
前記第４やまば歯車と前記第３軸とは、一体回転し、かつ軸方向に一体的に移動するように構成されており、
前記第１やまば歯車と前記第２やまば歯車との噛合い部で生じた軸方向の力に対する前記第１軸受の軸方向変位量および前記第２軸受の軸方向変位量と、前記第３やまば歯車と前記第４やまば歯車との噛合い部で生じた軸方向の力に対する前記第２軸受の軸方向変位量および前記第３軸受の軸方向変位量との関係について、前記第２軸受は、前記第１軸受および前記第３軸受のうちの少なくとも一方よりも前記軸方向変位量が小さくなるように構成されている
ことを特徴とする動力伝達機構。
前記第２軸受の軸方向剛性は、前記第１軸受の軸方向剛性および前記第３軸受の軸方向剛性のうちの少なくとも一方よりも大きい
ことを特徴とする請求項１に記載の動力伝達機構。
前記第１軸受および前記第３軸受のうちの少なくとも一方は、前記第２軸受よりも、内輪および外輪のうちの一方の軌道輪を固定して他方の軌道輪を軸方向に移動させた場合の移動量としての軸方向内部すきまが大きく形成されている
ことを特徴とする請求項１に記載の動力伝達機構。
前記第２軸受は、軸方向の予圧が付与されている軸受であり、かつ前記第１軸受および前記第３軸受のうちの少なくとも一方とは種類が異なる軸受である
ことを特徴とする請求項１から３のいずれか１項に記載の動力伝達機構。
前記第１軸受は、円筒ころ軸受または深溝玉軸受により構成され、
前記第２軸受は、テーパころ軸受により構成され、
前記第３軸受は、円筒ころ軸受または深溝玉軸受により構成されている
ことを特徴とする請求項１から４のいずれか１項に記載の動力伝達機構。
前記第１軸受、前記第２軸受、および前記第３軸受は、
軌道面を有する軌道輪と、
前記軌道面上を転動する玉と、を備える玉軸受であり、
前記第２軸受は、前記第１軸受および前記第３軸受のうちの少なくとも一方よりも、前記玉の直径に対する前記軌道面の曲率半径の割合の最小値が小さく形成されている
ことを特徴とする請求項２または３に記載の動力伝達機構。
前記第１軸受は、深溝玉軸受により構成され、
前記第２軸受は、深溝玉軸受により構成され、
前記第３軸受は、深溝玉軸受により構成されている
ことを特徴とする請求項６に記載の動力伝達機構。
前記第２やまば歯車と噛み合う第５やまば歯車を有する第４軸と、
前記第４軸を回転自在に支持する転がり軸受である第４軸受と、をさらに備え、
前記第２やまば歯車と前記第５やまば歯車との噛合い部で生じた軸方向の力に対する前記第１軸受の軸方向変位量および前記第２軸受の軸方向変位量の関係について、前記第２軸受は、前記第４軸受よりも前記軸方向変位量が小さくなるように構成されている
ことを特徴とする請求項１に記載の動力伝達機構。
前記第２軸受の軸方向剛性は、前記第４軸受の軸方向剛性よりも大きく、かつ前記第１軸受の軸方向剛性および前記第３軸受の軸方向剛性のうちの少なくとも一方よりも大きい
ことを特徴とする請求項８に記載の動力伝達機構。
前記第２やまば歯車と噛み合う第５やまば歯車を有する第４軸と、
前記第４軸を回転自在に支持する転がり軸受である第４軸受と、をさらに備え、
前記第４軸受は、前記第２軸受よりも前記軸方向内部すきまが大きく形成されている
ことを特徴とする請求項３に記載の動力伝達機構。
前記第２軸受は、前記第４軸受とは種類が異なる軸受であり、かつ前記第１軸受および前記第３軸受のうちの少なくとも一方とは種類が異なる軸受である
ことを特徴とする請求項８から１０のいずれか１項に記載の動力伝達機構。
前記第１軸受、前記第２軸受、前記第３軸受、および前記第４軸受は、
軌道面を有する軌道輪と、
前記軌道面上を転動する玉と、を備える玉軸受であり、
前記第２軸受は、前記玉の直径に対する前記軌道面の曲率半径の割合の最小値が前記第４軸受よりも小さく、かつ前記第１軸受および前記第３軸受のうちの少なくとも一方よりも前記最小値が小さく形成されている
ことを特徴とする請求項９または１０に記載の動力伝達機構。