JPWO2014129658A1 - 動力伝達装置 - Google Patents

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Abstract

前進走行時にカウンタドリブンギヤ４３からカウンタドライブギヤ４１に内径方向の力と自動変速機２５側方向の力との合力が作用するようカウンタドライブギヤ４１とカウンタドリブンギヤ４３とが噛合する構成において、自動変速機２５に近い側の第１列の複数のテーパローラ６８とアウターレース６２の外輪軌道６３およびインナーレース６５の内輪軌道６６との接触角θ（角度θ１）に比して、自動変速機２５から遠い側の第２列の複数のテーパローラ６９とアウターレース６２の外輪軌道６４およびインナーレース６５の内輪軌道６７との接触角θ（角度θ２）が大きくなるよう軸受６１を形成する。

Description

本発明は、動力伝達装置に関する。
従来、変速機構と、変速機構の出力部材としてのプラネタリギヤユニットのリングギヤに連結されると共に軸受を介してケースに支持されるカウンタギヤと、カウンタシャフトに固定されてカウンタギヤと噛合する大径ギヤと、を備える動力伝達装置が提案されている（例えば、特許文献１参照）。この装置では、複列ボールベアリングとして構成された軸受を介してカウンタギヤがケースに回転自在に支持されている。
特開２００８−１２１８０８号公報（図１）
こうした動力伝達装置では、一般に、複列軸受については、各列における転動体（玉やころなど）と外輪および内輪との接触角が同一となるよう形成されており、カウンタギヤおよび大径ギヤについては、斜歯ギヤとして構成されている。したがって、走行時には、カウンタギヤにおける斜歯ギヤとの噛合箇所では、大径ギヤから内径方向の力と軸方向における一方向の力との合力が作用し、その噛合箇所に対してギヤ中心を挟んで反対側の箇所では、軸方向における他方向の力が反力として作用する。こうした反力によってカウンタギヤが軸方向に直交する直交平面に対して傾くと、ギヤノイズが大きくなったりすることから、この傾きをより抑制可能な構成を提案することが課題の一つとされている。
本発明の動力伝達装置は、カウンタドライブギヤが軸方向に直交する直交平面に対して傾くのをより抑制可能な構成を提案することを主目的とする。
本発明の動力伝達装置は、上述の主目的を達成するために以下の手段を採った。
本発明の動力伝達装置は、
変速機と、前記変速機の出力部材に連結されると共に軸受を介してケース部材に回転自在に支持され且つ斜歯歯車からなるカウンタドライブギヤと、車両の前進走行時に前記カウンタドライブギヤに内径方向の力と軸方向における一方向の力との合力が作用するよう該カウンタドライブギヤと噛合するカウンタドリブンギヤと、を備える動力伝達装置であって、
前記軸受は、前記カウンタドライブギヤと前記ケース部材との間に設けられると共に、環状で内周側に２列の外輪軌道が形成された外輪と、環状で外周側に２列の内輪軌道が形成された内輪と、前記２列の外輪軌道と前記２列の内輪軌道との間で転動する２列の複数の転動体と、を備え、
更に、前記軸受は、前記２列のうち前記一方向側の第１列の複数の転動体と前記外輪軌道および前記内輪軌道との第１列接触角に比して、前記２列のうち前記第１列とは異なる第２列の複数の転動体と前記外輪軌道および前記内輪軌道との第２列接触角が大きくなるよう形成されてなる、
ことを特徴とする。
この本発明の動力伝達装置では、車両の前進走行時にカウンタドリブンギヤからカウンタドライブギヤに内径方向の力と軸方向における一方向の力との合力が作用するようカウンタドライブギヤとカウンタドリブンギヤとが噛合する構成において、２列のうち一方向側の第１列の複数の転動体と外輪の外輪軌道および内輪の内輪軌道との第１列接触角に比して、２列のうち第１列とは異なる（軸方向における他方向側の）第２列の複数の転動体と外輪の外輪軌道および内輪の内輪軌道との第２列接触角が大きくなるよう、カウンタドライブギヤとケース部材とに介在する軸受を形成する。本発明の動力伝達装置の構成では、車両の前進走行時に、カウンタドライブギヤにおけるカウンタドリブンギヤとの噛合箇所には、カウンタドリブンギヤから内径方向の力と軸方向における一方向の力との合力が作用し、その噛合箇所に対してギヤ中心を挟んで反対側の箇所（以下、反対側箇所という）には、軸方向における他方向の力が反力として作用する。したがって、第１列接触角に比して第２列接触角を大きくすることにより、カウンタドライブギヤに作用する軸方向の力に対する剛性（強度）を高くすることができる。この結果、カウンタドライブギヤが軸方向に直交する直交平面に対して傾くのをよりを抑制することができ、ギヤノイズの低減などを図ることができる。なお、第１列接触角については、径方向の力に対する剛性を確保するために、比較的小さな角度とするのが好ましい。ここで、「第１列接触角」や「第２列接触角」は、軸受としてテーパローラベアリングを用いる場合には、転動体における外輪軌道との接触線と直交する平面上で軸受の中心線に向かう直線の内径方向に対する角度であり、軸受としてボールベアリングを用いる場合には、転動体における外輪軌道との接触箇所と内輪軌道との接触箇所とを通過して軸受の中心線に向かう直線の内径方向に対する角度である。
こうして構成された本発明の動力伝達装置において、前記第２列の複数の転動体は、前記第１列の複数の転動体より小さく形成されてなる、ものとすることもできる。こうすれば、軸受の軸方向の小型化を図ることができる。
また、本発明の動力伝達装置において、前記一方向は、前記変速機の出力部材側の方向であり、前記出力部材は、斜歯歯車からなると共に前記一方向とは反対の軸方向における他方向の力が作用する、ものとすることもできる。
さらに、本発明の動力伝達装置において、前記軸受は、テーパローラベアリングとして構成されてなる、ものとすることもできる。
加えて、本発明の動力伝達装置において、前記軸受は、背面組合せタイプの複列軸受として構成され、前記内輪は、前記ケース部材または前記カウンタドライブギヤに対して軸方向に移動不能に固定されてなる、ものとすることもできる。この態様の本発明の動力伝達装置において、前記軸受は、前記外輪が前記カウンタドライブギヤに連結されると共に前記内輪が前記ケース部材に連結され、前記内輪は、前記ケース部材に対して軸方向に移動不能に固定されてなる、ものとすることもできる。また、前記軸受は、前記外輪が前記ケース部材に連結されると共に前記内輪が前記カウンタドライブギヤに連結され、前記内輪は、前記カウンタドライブギヤに対して軸方向に移動不能に固定されてなる、ものとすることもできる。
本発明の実施例に係る動力伝達装置２０の概略構成図である。 動力伝達装置２０の部分断面図である。 自動変速機２５の各変速段とクラッチおよびブレーキの作動状態との関係を表す作動表である。 第２遊星歯車機構３５のリングギヤ３７やカウンタドライブギヤ４１，カウンタドリブンギヤ４３を模式的に示す模式図である。 動力伝達装置２０におけるカウンタドライブギヤ４１や軸受６１の部分を拡大した部分拡大図である。 実施例の動力伝達装置２０や比較例の動力伝達装置２０Ｂにおけるカウンタドライブギヤ４１，４１Ｂや軸受６１，６１Ｂの構成の概略を示す概略構成図である。 変形例の動力伝達装置１２０におけるカウンタドライブギヤ４１や軸受１６１の部分を拡大した部分拡大図である。 変形例の動力伝達装置２２０におけるカウンタドライブギヤ２４１や軸受２６１の部分を拡大した部分拡大図である。
次に、本発明を実施するための形態を実施例を用いて説明する。
図１は、本発明の実施例に係る動力伝達装置２０の概略構成図である。同図に示す動力伝達装置２０は、前輪駆動車両に搭載される図示しないエンジンのクランクシャフトに接続されると共にエンジンからの動力を左右の駆動輪（前輪）ＤＷに伝達可能なものである。図示するように、動力伝達装置２０は、トランスミッションケース２２や、当該トランスミッションケース２２の内部に収容される流体伝動装置（トルクコンバータ）２３、オイルポンプ２４、自動変速機２５、ギヤ機構（ギヤ列）４０、デファレンシャルギヤ（差動機構）５０等を含む。
流体伝動装置２３は、エンジンのクランクシャフトに接続される入力側のポンプインペラ２３ｐや、自動変速機２５の入力部材（入力軸）２６に接続された出力側のタービンランナ２３ｔ、ポンプインペラ２３ｐおよびタービンランナ２３ｔの内側に配置されてタービンランナ２３ｔからポンプインペラ２３ｐへの作動油の流れを整流するステータ２３ｓ、ステータ２３ｓの回転方向を一方向に制限するワンウェイクラッチ２３ｏ、ロックアップクラッチ２３ｃ等を有するトルクコンバータとして構成される。ただし、流体伝動装置２３は、ステータ２３ｓを有さない流体継手として構成されてもよい。オイルポンプ２４は、ポンプボディとポンプカバーとからなるポンプアッセンブリと、ハブを介して流体伝動装置２３のポンプインペラ２３ｐに接続された外歯ギヤとを備えるギヤポンプとして構成されている。オイルポンプ２４は、エンジンからの動力により駆動され、図示しないオイルパンに貯留されている作動油（ＡＴＦ）を吸引して図示しない油圧制御装置へと圧送する。
図２は、動力伝達装置２０の部分断面図である。自動変速機２５は、８段変速式の変速機として構成されており、図１および図２に示すように、入力部材２６に加えて、ダブルピニオン式の第１遊星歯車機構３０と、ラビニヨ式の第２遊星歯車機構３５と、入力側から出力側までの動力伝達経路を変更するための４つのクラッチＣ１，Ｃ２，Ｃ３およびＣ４、２つのブレーキＢ１およびＢ２、並びにワンウェイクラッチＦ１とを含む。
第１遊星歯車機構３０は、外歯歯車であるサンギヤ３１と、このサンギヤ３１と同心円上に配置される内歯歯車であるリングギヤ３２と、互いに噛合すると共に一方がサンギヤ３１に、他方がリングギヤ３２に噛合する２つのピニオンギヤ３３ａ，３３ｂの組を自転かつ公転自在に複数保持するプラネタリキャリア３４とを有する。図示するように、第１遊星歯車機構３０のサンギヤ３１は、トランスミッションケース２２に固定されており、第１遊星歯車機構３０のプラネタリキャリア３４は、入力部材２６に一体回転可能に接続されている。また、第１遊星歯車機構３０は、いわゆる減速ギヤとして構成されており、入力要素であるプラネタリキャリア３４に伝達された動力を減速して出力要素であるリングギヤ３２から出力する。
第２遊星歯車機構３５は、外歯歯車である第１サンギヤ３６ａおよび第２サンギヤ３６ｂと、第１，第２サンギヤ３６ａ，３６ｂと同心円上に配置される内歯歯車であって自動変速機２５の出力部材として機能するリングギヤ３７と、第１サンギヤ３６ａに噛合する複数のショートピニオンギヤ３８ａと、第２サンギヤ３６ｂおよび複数のショートピニオンギヤ３８ａに噛合すると共にリングギヤ３７に噛合する複数のロングピニオンギヤ３８ｂと、複数のショートピニオンギヤ３８ａおよび複数のロングピニオンギヤ３８ｂを自転自在（回転自在）かつ公転自在に保持するプラネタリキャリア３９とを有する。第２遊星歯車機構３５のリングギヤ３７は、連結部材６０を介してギヤ機構４０に連結され、自動変速機２５からの動力は、ギヤ機構４０、デファレンシャルギヤ５０、およびドライブシャフト２８を介して左右の駆動輪ＤＷに伝達される。また、第２遊星歯車機構３５のプラネタリキャリア３９は、ワンウェイクラッチＦ１を介してトランスミッションケース２２により支持される。
クラッチＣ１は、第１遊星歯車機構３０のリングギヤ３２と第２遊星歯車機構３５の第１サンギヤ３６ａとを締結すると共に両者の締結を解除することができる油圧クラッチ（摩擦係合要素）である。クラッチＣ２は、入力部材２６と第２遊星歯車機構３５のプラネタリキャリア３９とを締結すると共に両者の締結を解除することができる油圧クラッチである。クラッチＣ３は、第１遊星歯車機構３０のリングギヤ３２と第２遊星歯車機構３５の第２サンギヤ３６ｂとを締結すると共に両者の締結を解除することができる油圧クラッチである。クラッチＣ４は、第１遊星歯車機構３０のプラネタリキャリア３４と第２遊星歯車機構３５の第２サンギヤ３６ｂとを締結すると共に両者の締結を解除することができる油圧クラッチである。ブレーキＢ１は、第２遊星歯車機構３５の第２サンギヤ３６ｂをトランスミッションケース２２に回転不能に固定すると共に第２サンギヤ３６ｂのトランスミッションケース２２に対する固定を解除することができる油圧ブレーキ（摩擦係合要素）である。ブレーキＢ２は、第２遊星歯車機構３５のプラネタリキャリア３９をトランスミッションケース２２に回転不能に固定すると共にプラネタリキャリア３９のトランスミッションケース２２に対する固定を解除することができる油圧ブレーキである。
これらのクラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２は、図示しない油圧制御装置による作動油の給排を受けて動作する。図３に、自動変速機２５の各変速段とクラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２、並びにワンウェイクラッチＦ１の作動状態との関係を表した作動表を示す。自動変速機２５は、クラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２を図３の作動表に示す状態とすることで前進１〜８速の変速段と後進１速および２速の変速段とを提供する。なお、クラッチＣ１〜Ｃ４、ブレーキＢ１およびＢ２の少なくとも何れかは、ドグクラッチといった噛み合い係合要素とされてもよい。
図４は、第２遊星歯車機構３５のリングギヤ３７やカウンタドライブギヤ４１，カウンタドリブンギヤ４３を模式的に示す模式図である。なお、リングギヤ３７は内歯歯車であることから、その歯については点線で示した。また、図中、矢印は、前進走行時における各ギヤの回転方向を示す。自動変速機２５の第１遊星歯車機構３０や第２遊星歯車機構３５の各ギヤは、図４にはリングギヤ３７のみを図示したが、いずれも斜歯歯車（ヘリカルギヤ）として構成されており、前進走行時に、出力部材としてのリングギヤ３７に図４中右向きの力が作用するよう対応するギヤと噛合している。
ギヤ機構４０は、図２に示すように、自動変速機２５の第２遊星歯車機構３５のリングギヤ３７に連結部材６０を介して連結されるカウンタドライブギヤ４１と、自動変速機２５の入力部材２６と平行に延在するカウンタシャフト４２に固定されると共にカウンタドライブギヤ４１に噛合するカウンタドリブンギヤ４３と、カウンタシャフト４２に形成（あるいは固定）されたドライブピニオンギヤ（ファイナルドライブギヤ）４４と、ドライブピニオンギヤ４４に噛合すると共にデファレンシャルギヤ５０に連結されるデフリングギヤ（ファイナルドリブンギヤ）４５とを有する。なお、リングギヤ３７と連結部材６０，連結部材６０とカウンタドライブギヤ４１は、それぞれ、全周に亘ってスプライン嵌合によって連結されている。
カウンタドライブギヤ４１およびカウンタドリブンギヤ４３は、図４に示すように、斜歯歯車（ヘリカルギヤ）として構成されており、前進走行時に、カウンタドリブンギヤ４３からカウンタドライブギヤ４１に内径方向の力と図４中左方向（自動変速機２５のリングギヤ３７側の方向）の力が作用するよう互いに噛合している。このカウンタドライブギヤ４１は、トランスミッションケース２２に固定されたセンターサポート８０に軸受６１を介して回転自在に支持されている。
図５は、動力伝達装置２０におけるカウンタドライブギヤ４１や軸受６１の部分を拡大した部分拡大図である。軸受６１は、背面組合せタイプの複列テーパローラベアリングとして構成されており、環状で外周側がカウンタドライブギヤ４１の内周側に連結されると共に内周側に２列の外輪軌道６３，６４が形成された外輪としてのアウターレース６２と、環状で内周側がセンターサポート８０の外周側に連結されると共に外周側に２列の内輪軌道６６，６７が形成された内輪としてのインナーレース６５と、アウターレース６２の２列の外輪軌道６３，６４とインナーレース６５の内輪軌道６６，６７との間で転動する２列の複数の転動体としてのテーパローラ（円すいころ）６８，６９と、各列で複数のテーパローラ６８，６９が互いに接触しないよう保持する図示しない保持器と、を備える。以下、２列のうち自動変速機２５のリングギヤ３７側の列を第１列といい、それとは反対側の列を第２列という。
第２列の複数のテーパローラ６９は、第１列の複数のテーパローラ６８に比して小さく形成されている。また、第１列の複数のテーパローラ６８は、アウターレース６２の外輪軌道６３およびインナーレース６５の内輪軌道６６との接触角θが比較的小さな角度θ１（例えば１５度や２０度など）となるよう外輪軌道６３や内輪軌道６６と接触し、第２列の複数のテーパローラ６９は、アウターレース６２の外輪軌道６４およびインナーレース６５の内輪軌道６７との接触角θが角度θ１より大きな角度θ２（例えば２５度や３０度など）となるよう外輪軌道６４や内輪軌道６７と接触している。ここで、接触角θは、実施例では、テーパローラ６８，６９における外輪軌道６３，６４との接触線と直交する平面上において軸受６１の中心線に向かう直線（図５中一点鎖線の直線）の内径方向（図５中破線の直線）に対する角度であるものとした。
この動力伝達装置２０では、センターサポート８０は、図５に示すように、トランスミッションケース２２の内周から径方向内側に延在する壁部８０ａと、壁部８０ａの内周部から軸方向における図５中左側に延びる筒状部８０ｂと、を備える。そして、センターサポート８０の筒状部８０ｂの図５中左端部に形成されたネジ部には、ナット９１が螺合されている。軸受６１は、インナーレース６５の図５中右側の端面がセンターサポート８０の壁部８０ａに当接すると共にインナーレース６５の図５中左側の端面がナット９１によってワッシャを介して図５中右側に押圧されることにより、即ち、センターサポート８０の壁部８０ａとナット９１とにより、センターサポート８０に対して軸方向（図５中左右方向）に移動不能に固定されている。
こうして構成された実施例の動力伝達装置２０では、前進走行時に、カウンタドライブギヤ４１には、全周に亘って、自動変速機２５のリングギヤ３７から連結部材６０を介して図５中右向きの力（以下、外部スラスト力という）が作用する。また、このとき、カウンタドライブギヤ４１におけるカウンタドリブンギヤ４３との噛合箇所（図５中下部）には、カウンタドリブンギヤ４３から図５中上向き（内径方向）の力（以下、噛合ラジアル力という）と図５中左向きの力（以下、噛合スラスト力という）との合力が作用し、カウンタドライブギヤ４１における噛合箇所に対してギヤ中心を挟んで反対側の箇所（図５中上部、以下、反対側箇所という）には、噛合スラスト力の反力として図５中右向きの力（以下、噛合反力という）が作用する。ここで、外部スラスト力は、自動変速機２５の第１遊星歯車機構３０や第２遊星歯車機構３５の各ギヤが斜歯歯車として構成され且つリングギヤ３７とカウンタドライブギヤ４１とが全周に亘って連結されていることによるものであり、噛合ラジアル力と噛合スラスト力との合力および噛合反力は、カウンタドライブギヤ４１とカウンタドリブンギヤ４３とが斜歯歯車として構成されて一部で噛合していることによるものである。したがって、第１列の複数のテーパローラ６８については、図５中下部での噛合ラジアル力と噛合スラスト力と外部スラスト力との合力を考慮して設計する必要があり、第２列の複数のテーパローラ６９については、図５中上部での噛合反力と外部スラスト力との合力を考慮して設計する必要がある。
図６は、実施例の動力伝達装置２０や比較例の動力伝達装置２０Ｂにおけるカウンタドライブギヤ４１，４１Ｂや軸受６１，６１Ｂの構成の概略を示す概略構成図である。なお、比較例の軸受６１Ｂの各要素は、「Ｂ」を除いて実施例の軸受６１の各要素と対応している。図６（ａ）は実施例の構成の概略を示し、図６（ｂ）は、第１列の接触角θと第２列の接触角θとを共に角度θ１とする比較例の構成の概略を示す。比較例では、第２列の接触角θが角度θ１で比較的小さいことから、噛合反力と外部スラスト力との合力に対する剛性を確保するために、第２列の複数のテーパローラ６９Ｂをある程度大きくする必要があり、複数のテーパローラ６９Ｂとして、一般に、第１列の複数のテーパローラ６８Ｂと同一のものが用いられていた。これに対して、実施例では、第２列の接触角θ（角度θ２）を第１列の接触角θ（角度θ１）より大きな角度とすることにより、カウンタドライブギヤ４１における反対側箇所での噛合反力と外部スラスト力との合力に対する剛性を高くすることができる。この結果、カウンタドライブギヤ４１が軸方向に直交する直交平面に対して傾くのをより抑制することができ、ギヤノイズの低減などを図ることができる。また、噛合反力と外部スラスト力との合力に対する剛性を確保できる範囲でテーパローラ６９をテーパローラ６８に比して小さくすることが可能となるから、テーパローラ６９を小型化するとにより、軸受６１の軸方向の小型化を図ることができる。なお、第１列については、前進走行時のトルク伝達機能を確保するために、接触角θを比較的小さな角度θ１とするのが好ましい。即ち、第１列の接触角θを大きくすると、内径方向の力（ラジアル荷重）に対する剛性が小さくなることから、トルク伝達機能を確保するために、テーパローラ６８を大きくする必要が生じ、好ましくないのである。
以上説明した実施例の動力伝達装置２０によれば、前進走行時に、カウンタドリブンギヤ４３からカウンタドライブギヤ４１に内径方向の力と自動変速機２５側方向の力との合力が作用するようカウンタドライブギヤ４１とカウンタドリブンギヤ４３とが噛合する構成において、自動変速機２５に近い側の第１列の複数のテーパローラ６８とアウターレース６２の外輪軌道６３およびインナーレース６５の内輪軌道６６との接触角θ（角度θ１）に比して、自動変速機２５から遠い側の第２列の複数のテーパローラ６９とアウターレース６２の外輪軌道６４およびインナーレース６５の内輪軌道６７との接触角θ（角度θ２）が大きくなるよう軸受６１を形成するから、カウンタドライブギヤ４１が軸方向に直交する直交平面に対して傾くのをより抑制することができ、ギヤノイズの低減などを図ることができる。また、テーパローラ６９の小型化を図ることが可能となる。
実施例の動力伝達装置２０では、第２列の複数のテーパローラ６９は、第１列の複数のテーパローラ６８に比して小さく形成されるものとしたが、同一の大きさに形成されるものとしてもよい。
実施例の動力伝達装置２０では、軸受６１として、複列テーパローラ（円すいころ）ベアリングを用いるものとしたが、複列ローラ（円筒ころ）ベアリングを用いるものとしてもよいし、複列ボールベアリングを用いるものとしてもよい。図７は、複列ボールベアリングを用いる場合の動力伝達装置１２０におけるカウンタドライブギヤ４１や軸受１６１の部分を拡大した部分拡大図である。
軸受１６１は、背面組合せタイプの複列ボールベアリングとして構成されており、環状で外周側がカウンタドライブギヤ４１の内周側に連結されると共に内周側に２列の外輪軌道１６３，１６４が形成された外輪としてのアウターレース１６２と、環状で内周側がセンターサポート８０の外周側に連結されると共に外周側に２列の内輪軌道１６６，１６７が形成された内輪としてのインナーレース１６５と、アウターレース１６２の２列の外輪軌道１６３，１６４とインナーレース１６５の内輪軌道１６６，１６７との間で転動する２列の複数の転動体としてのボール（球）１６８，１６９と、各列で複数のボール１６８，１６９が互いに接触しないよう保持する図示しない保持器と、を備える。
第２列（リングギヤ３７とは反対側）の複数のボール１６９は、第１列（リングギヤ３７側）の複数のボール１６８に比して小さく形成されている。また、第１列の複数のボール１６８は、アウターレース１６２の外輪軌道１６３およびインナーレース１６５の内輪軌道１６６との接触角θが比較的小さな角度θ３（例えば２５度や３０度など）となるよう外輪軌道１６３や内輪軌道１６６と接触し、第２列の複数のボール１６９は、アウターレース１６２の外輪軌道１６４およびインナーレース１６５の内輪軌道１６７との接触角θが角度θ３より大きな角度θ４（例えば３５度や４０度など）となるよう外輪軌道１６４や内輪軌道１６７と接触している。ここで、接触角θは、この変形例では、ボール１６８，１６９における外輪軌道１６３，１６４との接触箇所と内輪軌道１６６，１６７との接触箇所とを通過して軸受１６１の中心線に向かう直線（図７中一点鎖線の直線）の内径方向（図７中破線の直線）に対する角度であるものとした。
この動力伝達装置１２０では、センターサポート８０は、実施例の動力伝達装置２０と同様に、壁部８０ａと筒状部８０ｂとを備える。そして、センターサポート８０の筒状部８０ｂの図７中左端部に形成されたネジ部には、ナット９１が螺合されている。軸受１６１は、実施例の軸受６１と同様に、インナーレース１６５の図７中右側の端面がセンターサポート８０の壁部８０ａに当接すると共にインナーレース１６５の図７中左側の端面がナット９１によってワッシャを介して図７中右側に押圧されることにより、即ち、センターサポート８０の壁部８０ａとナット９１とにより、センターサポート８０に対して軸方向（図７中左右方向）に移動不能に固定されている。
こうして構成された変形例の動力伝達装置１２０では、実施例の動力伝達装置２０と同様に、第２列の接触角θ（角度θ４）を第１列の接触角θ（角度θ３）より大きな角度とすることにより、第１列の接触角θおよび第２列の接触角θを共に角度θ３とするものに比して、カウンタドライブギヤ４１における反対側箇所での噛合反力と外部スラスト力との合力に対する剛性を高くすることができる。この結果、カウンタドライブギヤ４１が軸方向に直交する直交平面に対して傾くのをより抑制することができ、ギヤノイズの低減などを図ることができる。また、噛合反力と外部スラスト力との合力に対する剛性を確保できる範囲でボール１６９をボール１６８に比して小さくすることが可能となるから、ボール１６９を小型化するとにより、軸受１６１の軸方向の小型化を図ることができる。なお、第１列については、前進走行時のトルク伝達機能を確保するために、接触角θを比較的小さな角度θ３とするのが好ましい。即ち、第１列の接触角θを大きくすると、内径方向の力（ラジアル荷重）に対する剛性が小さくなることから、トルク伝達機能を確保するために、ボール１６８を大きくする必要が生じ、好ましくないのである。
この変形例では、第２列の複数のボール１６９は、第１列の複数のボール１６８に比して小さく形成されるものとしたが、同一の大きさに形成されるものとしてもよい。
実施例の動力伝達装置２０では、アウターレース６２がカウンタドライブギヤ４１に連結されると共にインナーレース６５がセンターサポート８０に連結されるものとしたが、アウターレース６２がセンターサポート８０に連結されると共にインナーレース６２がカウンタドライブギヤ４１に連結されるものとしてもよい。図８は、この場合の動力伝達装置２２０におけるカウンタドライブギヤ２４１や軸受２６１の部分を拡大した部分拡大図である。
この動力伝達装置２２０では、連結部材２６０は、リングギヤ３７に連結されると共に径方向に延在する壁部２６０ａと、壁部２６０ａの内周部から軸方向における図８中右側に延びる筒状部２６０ｂと、を備える。また、カウンタドライブギヤ２４１は、外周にギヤ歯を有するギヤ部２４１ａと、ギヤ部２４１ａの内周から径方向内側に延在する支持部２４１ｂと、支持部２４１ｂの内周部から軸方向における図８中左側に延びる筒状部２４１ｃと、を備え、センターサポート２８０に軸受２６１を介して回転自在に支持されている。連結部材２６０とカウンタドライブギヤ２４１とは、連結部材２６０の筒状部２６０ｂの外周とカウンタドライブギヤ２４１の筒状部２４１ｃとが全周に亘ってスプライン嵌合されることにより、連結されている。そして、連結部材２６０の筒状部２６０ｂの図８中右端部に形成されたネジ部には、ナット２９１が螺合されている。
軸受２６１は、背面組合せタイプの複列テーパローラベアリングとして構成されており、環状で外周側がセンターサポート２８０の内周側に連結されると共に内周側に２列の外輪軌道２６３，２６４が形成された外輪としてのアウターレース２６２と、環状で内周側がカウンタドライブギヤ２４１の筒状部２４１ｃの外周側に連結されると共に外周側に２列の内輪軌道６６，６７が形成された内輪としてのインナーレース２６５と、アウターレース２６２の２列の外輪軌道２６３，２６４とインナーレース２６５の内輪軌道２６６，２６７との間で転動する２列の複数の転動体としてのテーパローラ（円すいころ）２６８，２６９と、各列で複数のテーパローラ２６８，２６９が互いに接触しないよう保持する図示しない保持器と、を備える。
第２列（リングギヤ３７とは反対側）の複数のテーパローラ２６９は、第１列（リングギヤ３７側）の複数のテーパローラ２６８に比して小さく形成されている。また、第１列の複数のテーパローラ２６８は、アウターレース２６２の外輪軌道２６３およびインナーレース２６５の内輪軌道２６６との接触角θが比較的小さな角度θ５（例えば１５度や２０度など）となるよう外輪軌道２６３や内輪軌道２６６と接触し、第２列の複数のテーパローラ２６９は、アウターレース２６２の外輪軌道２６４およびインナーレース２６５の内輪軌道２６７との接触角θが角度θ５より大きな角度θ６（例えば２５度や３０度など）となるよう外輪軌道２６４や内輪軌道２６７と接触している。なお、接触角θの定義については実施例と同様である。
この軸受２６１は、インナーレース２６５の軸方向の両端面が連結部材２６０の壁部２６０ａとナット２９１によるカウンタドライブギヤ２４１の支持部２４１ｂとによって押圧されることにより、即ち、連結部材２６０の壁部２６０ａとカウンタドライブギヤ２４１の支持部２４１ｂとナット２９１とにより、連結部材２６０やカウンタドライブギヤ２４１に対して軸方向（図８中左右方向）に移動不能に固定されている。
こうして構成された変形例の動力伝達装置２２０では、前進走行時に、カウンタドライブギヤ２４１とカウンタドリブンギヤ２４３との噛合箇所（図８中下部）には、カウンタドリブンギヤ２４３から図８中上向きの噛合ラジアル力と図８中左向きの噛合スラスト力との合力が作用し、カウンタドライブギヤ４１における噛合箇所に対してギヤ中心を挟んで反対側の反対側箇所（図８中上部）には、噛合スラスト力の反力として図８中右向きの噛合反力が作用する。また、噛合ラジアル力により、カウンタドライブギヤ２４１の筒状部２４１ｃは、軸受２６１を図８中上側に押圧する。さらに、第２列（リングギヤ３７とは反対側）の複数のテーパローラ２６９については、図８中下部では、カウンタドライブギヤ２４１の支持部２４１ｂを介して噛合スラスト力が作用するが、図８中上部では、支持部２４１ｂに対して噛合反力の方向の反対側に位置するため、噛合反力は作用しない。したがって、第１列（リングギヤ３７側）の複数のテーパローラ２６８については、図８中上部での噛合ラジアル力と噛合スラスト力との合力を考慮して設計する必要があり、第２列（リングギヤ３７とは反対側）の複数のテーパローラ２６９については、図８中下部での噛合スラスト力を考慮して設計する必要がある。これを踏まえて、この変形例では、第１列の接触角θを比較的小さな角度θ５とし、第２列の接触角θを角度θ５より大きな角度θ６とするものとした。これにより、第１列の接触角θおよび第２列の接触角θを共に角度θ５とするものに比して、カウンタドライブギヤ４１に作用する軸方向の力に対する剛性を高くすることができる。この結果、カウンタドライブギヤ４１が軸方向に直交する直交平面に対して傾くのをより抑制することができ、ギヤノイズの低減などを図ることができる。また、噛合スラスト力に対する剛性を確保できる範囲でテーパローラ２６９をテーパローラ２６８に比して小さくすることが可能となるから、テーパローラ２６９を小型化するとにより、軸受２６１の軸方向の小型化を図ることができる。なお、第１列については、実施例と同様の理由により、接触角θを比較的小さな角度θ５とするのが好ましい。
この変形例の動力伝達装置２２０によれば、実施例と同様に、自動変速機２５に近い側の第１列の複数のテーパローラ２６８とアウターレース２６２の外輪軌道２６３およびインナーレース２６５の内輪軌道２６６との接触角θ（角度θ５）に比して、自動変速機２５から遠い側の第２列の複数のテーパローラ２６９とアウターレース２６２の外輪軌道２６４およびインナーレース２６５の内輪軌道２６７との接触角θ（角度θ６）が大きくなるよう軸受２６１を形成するから、カウンタドライブギヤ２４１が軸方向に直交する直交平面に対して傾くのをより抑制することができ、ギヤノイズの低減などを図ることができる。また、テーパローラ２６９の小型化を図ることが可能となる。
この変形例の動力伝達装置２２０では、第２列の複数のテーパローラ２６９は、第１列の複数のテーパローラ２６８に比して小さく形成されるものとしたが、同一の大きさに形成されるものとしてもよい。
また、変形例の動力伝達装置２０では、軸受２６１として、複列テーパローラ（円すいころ）ベアリングを用いるものとしたが、複列ローラ（円筒ころ）ベアリングを用いるものとしてもよいし、複列ボールベアリングを用いるものとしてもよい。
実施例の動力伝達装置２０では、背面組合せタイプの複列テーパローラベアリングとして構成された軸受６１を用いるものとし、変形例の動力伝達装置１２０では、背面組合せタイプの複列ボールベアリングとして構成された軸受１６１を用いるものとし、変形例の動力伝達装置２２０では、背面組合せタイプの複列テーパローラベアリングとして構成された軸受２６１を用いるものとしたが、正面組合せタイプの複列テーパローラベアリングや複列ボールベアリングを用いるものとしてもよい。
実施例の動力伝達装置２０や変形例の動力伝達装置１２０，２２０では、自動変速機２５の第１遊星歯車機構３０や第２遊星歯車機構３５の各ギヤやカウンタドライブギヤ４１，カウンタドリブンギヤ４３の斜歯の方向は、前進走行時に、カウンタドライブギヤ４１に、外部スラスト力として自動変速機２５のリングギヤ３７から全周に亘って図５中右向きの力が作用すると共に噛合スラスト力としてカウンタドリブンギヤ４３から噛合箇所に図５中左向きの力が作用するよう定められるものとしたが、前進走行時に、カウンタドライブギヤ４１に、外部スラスト力としてリングギヤ３７から全周に亘って図５中左向きの力が作用すると共に噛合スラスト力としてカウンタドリブンギヤ４３から噛合箇所に図５中右向きの力が作用するよう定められるものとしてもよい。この場合、自動変速機２５から遠い側の列の接触角θに比して、自動変速機２５に近い側の列の接触角θが大きくなるよう軸受６１，１６１，２６１を形成すればよい。
実施例の主要な要素と発明の概要の欄に記載した発明の主要な要素との対応関係について説明する。実施例では、自動変速機２５が「変速機」に相当し、軸受６１が「軸受」に相当し、カウンタドライブギヤ４１が「カウンタドライブギヤ」に相当し、カウンタドリブンギヤ４３が「カウンタドリブンギヤ」に相当する。
なお、実施例の主要な要素と発明の概要の欄に記載した発明の主要な要素との対応関係は、実施例が発明の概要の欄に記載した発明を実施するための形態を具体的に説明するための一例であることから、発明の概要の欄に記載した発明の要素を限定するものではない。即ち、発明の概要の欄に記載した発明についての解釈はその欄の記載に基づいて行なわれるべきものであり、実施例は発明の概要の欄に記載した発明の具体的な一例に過ぎないものである。
以上、本発明を実施するための形態について実施例を用いて説明したが、本発明はこうした実施例に何等限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、種々なる形態で実施し得ることは勿論である。
本発明は、動力伝達装置の製造産業などに利用可能である。

Claims (7)

  1. 変速機と、前記変速機の出力部材に連結されると共に軸受を介してケース部材に回転自在に支持され且つ斜歯歯車からなるカウンタドライブギヤと、車両の前進走行時に前記カウンタドライブギヤに内径方向の力と軸方向における一方向の力との合力が作用するよう該カウンタドライブギヤと噛合するカウンタドリブンギヤと、を備える動力伝達装置であって、
    前記軸受は、前記カウンタドライブギヤと前記ケース部材との間に設けられると共に、環状で内周側に２列の外輪軌道が形成された外輪と、環状で外周側に２列の内輪軌道が形成された内輪と、前記２列の外輪軌道と前記２列の内輪軌道との間で転動する２列の複数の転動体と、を備え、
    更に、前記軸受は、前記２列のうち前記一方向側の第１列の複数の転動体と前記外輪軌道および前記内輪軌道との第１列接触角に比して、前記２列のうち前記第１列とは異なる第２列の複数の転動体と前記外輪軌道および前記内輪軌道との第２列接触角が大きくなるよう形成されてなる、
    ことを特徴とする動力伝達装置。
  2. 請求項１記載の動力伝達装置であって、
    前記第２列の複数の転動体は、前記第１列の複数の転動体より小さく形成されてなる、
    動力伝達装置。
  3. 請求項１または２記載の動力伝達装置であって、
    前記一方向は、前記変速機の出力部材側の方向であり、
    前記出力部材は、斜歯歯車からなると共に前記一方向とは反対の軸方向における他方向の力が作用する、
    動力伝達装置。
  4. 請求項１ないし３のいずれか１つの請求項に記載の動力伝達装置であって、
    前記軸受は、テーパローラベアリングとして構成されてなる、
    動力伝達装置。
  5. 請求項１ないし４のいずれか１つの請求項に記載の動力伝達装置であって、
    前記軸受は、背面組合せタイプの複列軸受として構成され、
    前記内輪は、前記ケース部材または前記カウンタドライブギヤに対して軸方向に移動不能に固定されてなる、
    動力伝達装置。
  6. 請求項５記載の動力伝達装置であって、
    前記軸受は、前記外輪が前記カウンタドライブギヤに連結されると共に前記内輪が前記ケース部材に連結され、
    前記内輪は、前記ケース部材に対して軸方向に移動不能に固定されてなる、
    動力伝達装置。
  7. 請求項５記載の動力伝達装置であって、
    前記軸受は、前記外輪が前記ケース部材に連結されると共に前記内輪が前記カウンタドライブギヤに連結され、
    前記内輪は、前記カウンタドライブギヤに対して軸方向に移動不能に固定されてなる、
    動力伝達装置。
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