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

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。

Images