JP6634811B2 - 車両の動力伝達装置 - Google Patents

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Description

本発明は、車両に備えられる動力伝達装置に係り、特に、動力伝達経路上に形成されるガタで発生する歯打ち音抑制に関するものである。
車両に備えられる動力伝達装置を構成する回転軸間に形成されるガタにおいて、このガタの間の歯の衝突によって歯打ち音が発生することが知られており、この歯打ち音を抑制する対策が提案されている。例えば、特許文献1の動力伝達装置にあっては、第2電動機のロータ軸が、エンジンから駆動輪に至る動力伝達経路の一部を構成している。従って、エンジンの直達トルクが前記ロータ軸に伝達されるため、第2電動機のトルクがゼロ付近にあっても、エンジンの駆動中は、ロータ軸のスプライン歯が他方の回転軸のスプライン歯に押し付けられた状態となる。よって、ロータ軸のスプライン歯と他方の回転軸のスプライン歯との間のガタが詰められ、歯打ち音の発生が抑制される。
国際公開第2013/080311号 特開平4−362346号公報 特開2012−52638号公報
ところで、特許文献1の動力伝達装置にあっては、エンジンと第2電動機との間の動力伝達経路上において、第2電動機のロータ軸のガタが詰められるが、第2電動機の下流側(駆動輪側)に配置される変速機の入力軸と第2電動機のロータ軸との間に形成されるガタは詰まらない。従って、変速機に入力されるトルクがゼロ付近になると、第2電動機のロータ軸と変速機の入力軸との間に形成されるガタによって歯打ち音が発生する可能性があった。なお、特許文献1は、ハイブリッド形式の動力伝達装置であったが、回転軸間にガタが形成される構造であれば特許文献1と同様の問題が発生する。
本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、動力伝達装置を構成する回転軸間に形成されるガタで発生する歯打ち音を抑制できる構造を提供することにある。
第1発明の要旨とするところは、(a)共通の軸線まわりに配置された第1回転軸および第2回転軸が互いに嵌合されることで動力伝達可能に連結された嵌合部を、含んで構成される車両の動力伝達装置において、(b)前記軸線の方向において前記嵌合部近傍であって、前記第1回転軸と前記第2回転軸との間にトレランスリングが介挿されており、(c)前記トレランスリングの硬さは、そのトレランスリングに接触する前記第1回転軸の表面部の硬さよりも低く、且つ、(d)前記トレランスリングの硬さは、そのトレランスリングに接触する前記第2回転軸の表面部の硬さよりも低いことを特徴とする。
第1発明の車両の動力伝達装置によれば、第1回転軸と第2回転軸との間にトレランスリングが介挿されているため、第1回転軸と第2回転軸との嵌合部に形成されるガタが詰まらない場合であっても、トレランスリングによって第1回転軸および第2回転軸の双方の回転軸がガタつくことなく保持される。従って、嵌合部で発生する歯打ち音を抑制できる。
また、トレランスリングの硬さは、第1回転軸および第2回転軸の表面部の硬さよりも低いため、例えばエンジンの爆発変動によって第1回転軸と第2回転軸とが相対回転し、トレランスリングと第1回転軸および第2回転軸との間で摺動した場合であっても、トレランスリングが摩耗する。これより、第1回転軸および第2回転軸の摩耗速度が低下し、トレランスリングの摩耗も均一となる。また、トレランスリングと第1回転軸および第2回転軸との摺動面でなじみが生じ、トレランスリングの摺動面の面粗さ(表面粗さ)が向上する。このように、トランスリングの摩耗が安定することで、トレランスリングによる第1回転軸および第2回転軸を保持する保持トルクの径時的な低下が抑制される。
なお、トレランスリングの硬さが、第1回転軸および第2回転軸の表面部の硬さよりも高い場合には、第1回転軸および第2回転軸が摩耗し、第1回転軸および第2回転軸の摩耗速度が増加する。また、第1回転軸および第2回転軸の摩耗が進行するに従って、第1回転軸および第2回転軸の表面形状が不均一となりやすく、第1回転軸および第2回転軸の摺動面の面粗さ(表面粗さ)も悪くなる。結果として、トレランスリングによる第1回転軸および第2回転軸を保持する保持トルクの低減が困難となる。
本発明が適用されたハイブリッド車両の動力伝達装置を説明する骨子図である。 図1の動力伝達装置の一部を示す断面図である。 図2のトレランスリングの形状を示す図である。 図2において第1インロー部を切断線Aで切断した断面図であって、出力側回転軸の第1外周インロー面の形状を示している。 本発明の他の実施例である出力側回転軸とロータ軸との間に介挿されるトレランスリングの他の態様を示す図である。 本発明のさらに他の実施例である出力側回転軸に形成される第1外周インロー面の形状を示す図である。
以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。
図1は、本発明が適用されたハイブリッド車両の動力伝達装置10を説明する骨子図である。図1において、動力伝達装置10は、車体に取り付けられる非回転部材としてのトランスミッションケース12(以下、ケース12という)内において共通の軸線C上に配設された入力回転部材としての入力軸14と、この入力軸14に直接或いは図示しない脈動吸収ダンパー(振動減衰装置)などを介して間接的に連結された無段変速部としての差動部11(電気式差動部)と、その差動部11から図示しない駆動輪への動力伝達経路上において伝達部材18を介して直列に連結されている自動変速機20と、この自動変速機20に連結されている出力回転部材としての出力軸22とを、直列に備えている。この動力伝達装置10は、例えば車両において縦置きされるFR(フロントエンジン・リヤドライブ)型車両に好適に用いられるものであり、入力軸14に直接に或いは図示しない脈動吸収ダンパーを介して直接的に連結された走行用の動力源として例えばガソリンエンジンやディーゼルエンジン等の内燃機関であるエンジン8と駆動輪との間に設けられる。そして、エンジン8からの動力を動力伝達経路の一部を構成する図示しない差動歯車装置(終減速機)および車軸等を順次介して駆動輪へ伝達する。
このように、本実施例の動力伝達装置10においては、エンジン8と差動部11とは直結されている。この直結にはトルクコンバータやフルードカップリング等の流体式伝動装置を介すことなく連結されているということであり、例えば上記脈動吸収ダンパーなどを介する連結はこの直結に含まれる。
差動部11は、エンジン8と駆動輪との間の動力伝達経路に連結されており、入力軸14および伝達部材18(出力軸)の差動状態を制御する差動用電動機として機能する第1電動機MG1と、入力軸14に入力されたエンジン8の出力を機械的に分配する機械的機構であってエンジン8の出力を第1電動機MG1および伝達部材18に分配する差動機構としての差動遊星歯車装置24と、出力軸として機能する伝達部材18と一体的に回転するように作動的に連結されている第2電動機MG2と、入力軸14を回転停止させるための固定ブレーキB0とを、備えている。本実施例の第1電動機MG1および第2電動機MG2は発電機能をも有する所謂モータジェネレータであるが、第1電動機MG1は反力を発生させるためのジェネレータ(発電)機能を少なくとも備え、第2電動機MG2は走行用の駆動力源として駆動力を出力する走行用電動機として機能するためモータ(電動機)機能を少なくとも備える。
差動機構として機能する差動遊星歯車装置24は、所定のギヤ比を有するシングルピニオン型の差動遊星歯車装置24を主体として構成されている。この差動遊星歯車装置24は、差動サンギヤS0、差動遊星歯車P0、その差動遊星歯車P0を自転および公転可能に支持する差動キャリヤCA0、および差動遊星歯車P0を介して差動サンギヤS0と噛み合う差動リングギヤR0を、回転要素として備えている。
この差動遊星歯車装置24においては、差動キャリヤCA0は入力軸14すなわちエンジン8に連結されて第1回転要素RE1を構成し、差動サンギヤS0は第1電動機MG1に連結されて第2回転要素RE2を構成し、差動リングギヤR0は伝達部材18に連結されて第3回転要素RE3を構成している。このように構成された差動遊星歯車装置24は、その差動遊星歯車装置24の3要素である差動サンギヤS0、差動キャリヤCA0、差動リングギヤR0がそれぞれ相互に相対回転可能とされて差動作用が作動可能すなわち差動作用が働く差動状態とされる。これより、エンジン8の出力が第1電動機MG1と伝達部材18に分配されると共に、分配されたエンジン8の出力の一部で第1電動機MG1から発生させられた電気エネルギで蓄電されたり第2電動機MG2が回転駆動される。従って、差動部11は電気的な差動装置として機能させられる。例えば差動部11は所謂無段変速状態とされて、エンジン8の所定回転に拘わらず伝達部材18の回転が連続的に変化させられる。すなわち、差動部11はその変速比(入力軸14の回転速度Nin/伝達部材18の回転速度N18)が最小値γ0minから最大値γ0maxまで連続的に変化させられる電気的な無段変速機として機能する。
自動変速機20は、エンジン8と駆動輪との間の動力伝達経路の一部を構成しており、シングルピニオン型の第1遊星歯車装置26、シングルピニオン型の第2遊星歯車装置28を備え、有段式の自動変速機として機能する遊星歯車式の多段変速機である。第1遊星歯車装置26は、第1サンギヤS1、第1遊星歯車P1、その第1遊星歯車P1を自転および公転可能に支持する第1キャリヤCA1、第1遊星歯車P1を介して第1サンギヤS1と噛み合う第1リングギヤR1を備えており、所定のギヤ比を有している。第2遊星歯車装置28は、第2サンギヤS2、第2遊星歯車P2、その第2遊星歯車P2を自転および公転可能に支持する第2キャリヤCA2、第2遊星歯車P2を介して第2サンギヤS2と噛み合う第2リングギヤR2を備えており、所定のギヤ比を有している。
自動変速機20では、第1サンギヤS1は、第1ブレーキB1を介してケース12に選択的に連結されている。また、第1キャリヤCA1と第2リングギヤR2とが一体的に連結されて第2クラッチC2を介して伝達部材18に連結されると共に、第2ブレーキB2を介してケース12に選択的に連結されている。また、第1リングギヤR1と第2キャリヤCA2とが一体的に連結されて出力軸22に連結されている。また、第2サンギヤS2が第1クラッチC1を介して伝達部材18に選択的に連結されている。さらに第1キャリヤCA1と第2リングギヤR2とが一方向クラッチF1を介して非回転部材であるケース12に連結されることで、エンジン8と同方向の回転が許容される一方、逆方向の回転が禁止されている。これより、第1キャリヤCA1および第2リングギヤR2は、逆回転不能な回転部材として機能する。
自動変速機20は、解放側係合装置の解放と係合側係合装置の係合とによりクラッチツウクラッチ変速が実行されて複数の変速段が選択的に成立させられることにより、略等比的に変化する変速比γ(=伝達部材18の回転速度N18/出力軸22の回転速度Nout)が各変速段毎に得られる。
図2は、動力伝達装置10の一部を示す断面図である。図2の動力伝達装置10にあっては、主に差動部11の出力軸として機能する伝達部材18、およびその伝達部材18に連結されている第2電動機MG2の断面図を示している。伝達部材18は、差動遊星歯車装置24の差動リングギヤR0に連結されている入力側回転軸30と、自動変速機22の入力軸としても機能する出力側回転軸32と、第2電動機MG2のロータ軸34とを含んで構成されている。これら入力側回転軸30、出力側回転軸32、およびロータ軸34は、何れも同じ軸線Cまわりに配置されている。なお、出力側回転軸32が本発明の第1回転軸に対応し、ロータ軸34が本発明の第2回転軸に対応している。
入力側回転軸30と出力側回転軸32とは、径方向外側から見て軸線C方向で離れた位置に配置されており、これら入力側回転軸30と出力側回転軸32との間を、第2電動機MG2のロータ軸34が連結している。
第2電動機MG2のロータ軸34は、円筒状に形成され、軸線C方向で互いに向かい合う入力側回転軸30および出力側回転軸32の外周端部(先端)を覆うようにして配置されている。ロータ軸34は、軸線C方向の外周一端が軸受35aを介してケース12に連結された電動機カバー37に回転可能に支持されているとともに、軸線C方向の外周他端が軸受35bを介してケース12に回転可能に支持されている。また、出力側回転軸32は、軸受36等を介してケース12に回転可能に支持されている。
入力側回転軸30には、軸線C方向で出力側回転軸32と向かい合う側の外周面に外周歯38が形成されている。出力側回転軸32には、軸線C方向で入力側回転軸30と向かい合う側の外周面に、入力側回転軸30の外周歯38と同じ形状の外周歯40が形成されている。円筒状に形成されている第2電動機MG2のロータ軸34の内周側には、前記外周歯38および外周歯40とスプライン嵌合する内周歯42が形成されている。そして、この入力側回転軸30の外周歯38とロータ軸34の内周歯42とがスプライン嵌合するとともに、出力側回転軸32の外周歯40とロータ軸34の内周歯42とがスプライン嵌合されている。入力側回転軸30の外周歯38とロータ軸34の内周歯42とが互いにスプライン嵌合されることで、入力側回転軸30とロータ軸34とを動力伝達可能(相対回転不能)に連結するスプライン嵌合部50が形成される。また、出力側回転軸32の外周歯40とロータ軸34の内周歯42とが互いにスプライン嵌合されることで、出力側回転軸32とロータ軸34とを動力伝達可能(相対回転不能)に連結するスプライン嵌合部52が形成される。なお、スプライン嵌合部52が、本発明の嵌合部に対応している。
ロータ軸34の外周面には、第2電動機MG2を構成するロータ46が固定され、そのロータ46の外周側に、第2電動機MG2を構成するステータ48が配置されている。ロータ46は複数枚の鋼板が積層されることで構成されている。また、ステータ48も同様に、複数枚の鋼板が積層されることで構成され、ケース12に図示しないボルトによって回転不能に固定されている。
上記のように構成される動力伝達装置10において、入力側回転軸30にエンジン8のトルクが伝達されると、入力側回転軸30とロータ軸34との間のスプライン嵌合部50を介してロータ軸34にトルクが伝達される。さらに、ロータ軸34と出力側回転軸32とのスプライン嵌合部52を介して出力側回転軸32にトルクが伝達される。従って、第2電動機MG2からトルクが出力されない状態であっても、入力側回転軸30とロータ軸34とのスプライン嵌合部50に形成されるガタが詰められ、スプライン嵌合部50で発生する歯打ち音が抑制される。
ところで、自動変速機20に入力されるトルクが零であった場合、ロータ軸34と出力側回転軸32との間に形成されるガタは詰まらないため、この間で歯打ち音が発生する可能性がある。これを解消するため、本実施例では、軸線C方向でスプライン嵌合部52近傍であって、ロータ軸34と出力側回転軸32とが径方向で重なる部位の間に、トレランスリング54が介挿されている。
出力側回転軸32の外周面には、円環状の環状溝56が形成され、この環状溝56によって形成される環状空間にトレランスリング54が収容されている。図3は、トレランスリング54の形状を示している。
図3に示すトレランスリング54は、金属製の弾性材料から構成され、周方向の一部に切欠62が形成された略円環状に形成されている。トレランスリング54は、略円環状に形成されている環状部64と、環状部64から径方向外側に突き出す複数個の外向突起部66とを、備えている。環状部64は、周方向の一部に切欠62が形成されていることから、弾性変形させることが可能となり、出力側回転軸32に予め嵌め付けることが可能となる。
外向突起部66は、環状部64の幅方向(図3において左右方向)で略中央に配置されており、組付後においてロータ軸34に接触させられる。外向突起部66は、周方向で等角度間隔に配置されており、周方向で隣り合う外向突起部66の間に平坦面68が形成されている。なお、平坦面68は、環状部64の一部として機能する。外向突起部66は、軸線C方向から見てそれぞれ台形状に形成されており、径方向の外側には、組付後においてロータ軸34の内周面と接触する接触面70が形成されている。ここで、トレランスリング54は、一枚の鋼板がプレス加工されることによって成形されることから、図3の破線で示すように、外向突起部66の裏側には、空間67が形成されている。
また、トレランスリング54の硬さは、そのトレランスリング54に接触する出力側回転軸32の外周表面部の硬さよりも低く、且つ、トレランスリング54に接触するロータ軸34の内周表面部の硬さよりも低い値に設定されている。なお、出力軸回転軸32の外周表面部とは、トレランスリング54の環状部64と直接接触する面であって、径時的に摩耗することで露出してトレランスリング54(環状部64)と接触する表面下層部を含んでいる。また、ロータ軸34の内周表面部とは、トレランスリング54の外向突起部66と直接接触する面であって、径時的に摩耗することで露出してトレランスリング54(外向突起部66)と接触する表面下層部を含んでいる。また、各部材の硬さは、その各部材の材質や形状、加工(熱処理など)によって調整される。
また、トレランスリング54は、その環状部64の内周面と出力側回転軸32の環状溝56との間で滑りが生じ、外向突起部66の接触面70とロータ軸34の内周面(後述する内周インロー面80)との間では滑りが生じないように設計されている。例えば、トレランスリング54の環状部64と出力側回転軸32とが接触する総面積が、トレランスリング54の外向突起部66の接触面70とロータ軸34とが接触する総面積よりも大きくされている。
図2に戻り、トレランスリング54の環状部64と接触する出力側回転軸32内には、軸線Cに平行な軸線方向油路72、およびその軸線方向油路72と環状溝56(環状空間)とを連通する第1径方向油路74が形成されている。さらに、出力側回転軸32には、軸線方向油路72とケース12内に形成されている供給油路73とを連通する第2径方向油路75が形成されている。図示しない油圧制御回路からケース12の供給油路73に供給された潤滑油は、第2径方向油路75、軸線方向油路72、および第1径方向油路74を通って、トレランスリング54が収容されている環状空間(環状溝56)に供給される。供給された潤滑油は、トレランスリング54を潤滑したり、トレランスリング54の摩耗による摩耗粉を洗浄したり、トレランスリング54と出力側回転軸32との摺動面を冷却したりする。また、トレランスリング54を潤滑した潤滑油は、出力側回転軸32に形成されている後述する溝86を通って排出される。また、潤滑油は、トレランスリング54の外向突起部66の裏側に形成される空間67にも供給され、この空間67を潤滑油の貯留部として機能させることができる。
また、出力側回転軸32には、軸線C方向で外周歯40とトレランスリング54が収容される環状溝56との間に、第1外周インロー面76が形成されている。また、出力側回転軸32には、軸線C方向で第1外周インロー面76から環状溝56を隔てた位置に、第2外周インロー面78が形成されている。すなわち、出力側回転軸32の外周歯40を基準にして軸線C方向で第1外周インロー面76および環状溝56よりも遠ざかる位置に、第2外周インロー面78が形成されている。よって、軸線C方向で第1外周インロー面76と第2外周インロー面78との間に、トレランスリング54が収容される環状溝56が形成される。
また、ロータ軸34の内周側には、組付後において第1外周インロー面76および第2外周インロー面78と嵌合する内周インロー面80が形成されている。内周インロー面80は、組付後において軸線C方向で第1外周インロー面76および第2外周インロー面78と嵌合可能な長さに設定されている。
第1外周インロー面76と内周インロー面80とが嵌合すると、すきまばめであるものの、第1外周インロー面76と内周インロー面80との間でガタつくことなく嵌り合うように、第1外周インロー面76および内周インロー面80の寸法(寸法公差)が設定されている。また、第2外周インロー面78と内周インロー面80とが嵌合すると、すきまばめであるものの、第2外周インロー面78と内周インロー面80との間でガタつくことなく嵌り合うように、第2外周インロー面78および内周インロー面80の寸法(寸法公差)が設定されている。図2において、第1外周インロー面76と内周インロー面80とが嵌合する部位を第1インロー部82と定義し、第2外周インロー面78と内周インロー面80とが嵌合する部位を第2インロー部84と定義する。
第1インロー部82と第2インロー部84とは、何れも同じ寸法関係を有して構成されている。すなわち、第1外周インロー面76および第2外周インロー面78の外径は同じであり、内周インロー面80の穴の径についても同じ寸法となっている。また、トレランスリング54の軸線C方向の両側に、第1インロー部82および第2インロー部84が形成される。これら第1インロー部82および第2インロー部84は何れも密閉性が高いことから、出力側回転軸32の環状溝56によって形成される環状空間に潤滑油が溜まりやすくなっている。
図4は、第1インロー部82を切断線Aで切断した断面図であって、出力側回転軸32の第1外周インロー面76側の形状を示している。図4において左側が第1外周インロー面76を軸線C方向から見た図であり、右側が第1外周インロー面76を径方向外側から見た図である。図4に示すように、第1外周インロー面76を軸線C方向から見ると、第1外周インロー面76には、軸線C方向の両側を貫通する軸線Cに平行な溝86が等角度間隔で複数本(本実施例では4本)形成されている。第1外周インロー面76に前記溝86が形成されることで、第1インロー部82に軸線C方向に平行な油路が形成され、この油路が環状空間における潤滑油排出口として機能する。すなわち、径方向油路74を通ってトレランスリング54が収容される環状空間に供給された潤滑油は、トレランスリング54を潤滑したあと、油路(溝86)を通って排出される。
トレランスリング54は、組付後において、出力側回転軸32とロータ軸34との間で圧縮変形させられることで、出力側回転軸32とトレランスリング54との接触面、およびロータ軸34とトレランスリング54との接触面との間で、互いの面を垂直に押圧する押圧力が発生する。この押圧力と、接触面の間の摩擦係数とに基づく摩擦抵抗が発生するため、トレランスリング54によってロータ軸34と出力側回転軸32とが、周方向で互いにガタつくことなく保持される。よって、スプライン嵌合部52において、外周歯40と内周歯42との間の回転方向のガタが詰まらない状態であっても、トレランスリング54によって、ロータ軸34と出力側回転軸32とがガタつくことなく保持される。従って、スプライン嵌合部52で発生する歯打ち音が抑制される。
また、例えばエンジン8のトルク変動がスプライン嵌合部52に伝達されることで、出力側回転軸32とロータ軸34とが相対回転させられると、トレランスリング54と出力側回転軸32およびロータ軸34との間で摺動する。上述したように、トレランスリング54の環状部64と出力側回転軸32との間で滑りが生じるように設計されているため、トレランスリング54の環状部64と出力側回転軸32の外周表面部との間で摺動し、外向突起66とロータ軸34の内周表面部との間では殆ど摺動しない。
ここで、トレランスリング54の硬さが、出力側回転軸32の外周表面部の硬さおよびロータ軸34の内周表面部の硬さよりも低くなるように設定されているため、前記摺動が発生した際には、トレランスリング54が摩耗する。また、トレランスリング54が摩耗した場合には、出力側回転軸32やロータ軸32の摩耗が抑制されることから、各回転軸(出力側回転軸32、ロータ軸32)の摩耗速度が低減される。一般に、出力側回転軸32およびロータ軸34について、剛性の観点では内部の硬さは低い方が好ましいが、仮に各回転軸の表面部の硬さがトレランスリング54の硬さよりも低い場合において、摩耗が進行すると内部の剛性が低い部位がトレランスリング54と摺動し、摩耗速度が一層速くなる。これに対して、トレランスリング54の硬さを調整して、特に各回転軸と摺動する部位の硬さを、その各回転軸の表面部の硬さよりも低くすることで各回転軸の摩耗速度が抑えられる。なお、摩耗速度は、摩耗の進行度合(所定時間当たりの摩耗量)に該当する。
また、トレランスリング54の硬さを、各回転軸の表面部の硬さよりも低くすることで、トレランスリング54と各回転軸(出力側回転軸32、ロータ軸32)との間の摺動面での摩耗が均一となり、各回転軸のトレランスリング54との摺動面(接触面)において凹凸が形成されることも抑制される。なお、各回転軸側が摩耗する場合には、トレランスリング54と摺動する部位が摩耗するため、摩耗が均一にならず摺動面に凹凸が形成される。トレランスリング54と、出力側回転軸32およびロータ軸34とは、何れも周方向に渡って全面接触していないため、摩耗する部位が不均一となる。
また、トレランスリング54と各回転軸との間で摩耗が進行すると、トレランスリング54と各回転軸との摺動面でなじみが生じるが、トレランスリング54側の摺動面が、各回転軸側の摺動面に比べて面の粗さ(表面粗さ)が荒いため、なじみ(トレランスリング54の摩耗)の進行とともにトレランスリング54の面の粗さが改善される。このように、各回転軸の摩耗の進行が抑制されつつ、トレランスリング54と各回転軸との間の摺動面の摩耗が安定することで、結果として、トレランスリング54による出力側回転軸32およびロータ軸34の相対位置を保持するための保持トルクが安定する。すなわち、トレランスリング54による出力側回転軸32およびロータ軸34の相対位置を保持するための保持トルクの径時的な低下が抑制される。
上述のように、本実施例によれば、出力側回転軸32とロータ軸34との間にトレランスリング54が介挿されているため、出力側回転軸32とロータ軸34とのスプライン嵌合部52に形成されるガタが詰まらない場合であっても、トレランスリング54によって出力側回転軸32およびロータ軸の双方の回転軸がガタつくことなく保持されるので、スプライン嵌合部52で発生する歯打ち音を抑制できる。
また、本実施例によれば、トレランスリング54の硬さは、出力側回転軸32およびロータ軸34の表面部の硬さよりも低いため、例えばエンジン8の爆発変動によって出力側回転軸32とロータ軸とが相対回転し、トレランスリング54と出力側回転軸32およびロータ軸34との間で摺動した場合であっても、トレランスリング54が摩耗する。これより、出力側回転軸32およびロータ軸34の摩耗速度が低下し、トレランスリング54の摩耗も均一となる。また、トレランスリング54と出力側回転軸32およびロータ軸34との摺動面でなじみが生じ、トレランスリング54の摺動面の面粗さ(表面粗さ)が向上する。このように、トランスリング54の摩耗が安定することで、トレランスリング54による出力側回転軸32およびロータ軸34を保持する保持トルクの径時的な低下が抑制される。
つぎに、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の説明において前述の実施例と共通する部分には同一の符号を付して説明を省略する。
図5は、本発明のさらに他の実施例である出力側回転軸32とロータ軸34との間に介挿されるトレランスリング100の形状を示している。トレランスリング100は、金属製の弾性材料から構成され、周方向の一部に切欠102が形成された略円環状に形成されている。トレランスリング100は、略円環状に形成されている環状部104と、環状部104から径方向外側に突き出す複数個の外向突起106とを備えている。外向突起106は、環状部104の幅方向(図5において左右方向)で略中央に配置されている。また、外向突起106は、周方向で等角度間隔に配置されており、周方向で隣り合う外向突起106の間に平坦面108が形成されている。平坦面108は、環状部104の一部として機能する。
図5に示すように、本実施例の外向突起106は、径方向外側から見ると斜歯状に形成されている。すなわち、外向突起106は、径方向外側から見ると、環状部104の幅方向に対してそれぞれ斜めに配置されている。具体的には、外向突起106を径方向外側から見たとき、外向突起106の長手方向と平行に伸びる中心線L1が、環状部104の幅方向に対して所定の角度θだけ傾斜させられている。また、トレランスリング100は、その内周側が滑り、外向突起106の頂面とロータ軸34との間で滑りが生じないように設定されている。また、本実施例においても、トレランスリング100の硬さは、出力側回転軸32の外周表面部の硬さよりも低く、ロータ軸34の内周表面部の硬さよりも低い値に設定されている。
上記のようにトレランスリング100が形成されると、トレランスリング100は、出力側回転軸32とともに一体的に回転するが、トレランスリング100に供給された潤滑油は、外向突起106の間に形成される平坦面108の間を通過する際に、外向突起106の斜面に押し出されるようにしてスムーズに排出される。
上述したトレランスリング100が、出力側回転軸32とロータ軸34との間に介挿された場合であっても、前述した実施例と同様の効果を得ることができる。また、トレランスリング100の外向突起106が環状部104の幅方向に対して斜めに形成されることで、トレランスリング100が回転すると、外向突起106の間を通る潤滑油が外向突起106の斜面に押し出されるようにしてスムーズに排出される。
図6は、本発明のさらに他の実施例である出力側回転軸120に形成される第1外周インロー面122の形状を示す図である。図6は、前述した実施例の図4に対応している。図6に示すように、第1外周インロー面122に形成されている溝124が、軸線C方向に対して平行に形成されておらず、軸線C方向に対して捩れて形成されている。すなわち、溝124を径方向外側から見たとき、周方向に向かって斜めに形成されている。
上述した第1外周インロー面122が、前述した第1外周インロー面76に代わって適用された場合であっても、前述した実施例と同様の効果を得ることができる。また、第1外周インロー面122の溝124が、捩れるようにして形成されていることから、溝124を通る潤滑油は、溝124から押し出されるようにしてスムーズに排出される。
以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。
例えば、前述の実施例では、動力伝達装置10は、2つの電動機を備えたハイブリッド形式の動力伝達装置であったが、本発明は、必ずしも本実施例のハイブリッド形式の動力伝達装置に限定されない。例えば、電動機を1つ備えたハイブリッド形式の動力伝達装置や、電動機を備えない動力伝達装置に本発明が適用されても構わない。本発明は、一対の回転軸が互いに嵌合されることで動力伝達装置に連結された嵌合部を含んで構成される動力伝達装置であれば、適宜適用することができる。すなわち、本発明は、ロータ軸と出力側回転軸とのスプライン嵌合部にも限定されない。
また、前述の実施例では、自動変速機20は前進4段の有段式の変速機であったが、変速段数や内部の連結構成についても特に限定されない。また、有段式の自動変速機20に代わって、例えばベルト式無段変速機をはじめとする無段変速機が適用されても構わない。
また、前述の実施例では、トレランスリング54、100は、外向突起部66、106が径方向外側に突き出すものであったが、トレランスリングは、この形状に限定されず、突起が内向に突き出すものであっても構わない。この場合には、トレランスリングの環状部がロータ軸34に接触し、突起が出力側回転軸32に接触することとなる。
なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。
10:動力伝達装置
32、120:出力側回転軸(第1回転軸)
34:ロータ軸(第2回転軸)
52:スプライン嵌合部(嵌合部)
54、100:トレランスリング

Claims (1)

  1. 共通の軸線まわりに配置された第1回転軸および第2回転軸が互いに嵌合されることで動力伝達可能に連結された嵌合部を、含んで構成される車両の動力伝達装置において、
    前記軸線の方向において前記嵌合部近傍であって、前記第1回転軸と前記第2回転軸との間にトレランスリングが介挿されており、
    前記トレランスリングの硬さは、該トレランスリングに接触する前記第1回転軸の表面部の硬さよりも低く、且つ、
    前記トレランスリングの硬さは、該トレランスリングに接触する前記第2回転軸の表面部の硬さよりも低い
    ことを特徴とする車両の動力伝達装置。
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