TWI666139B - 動力傳送機構 - Google Patents

動力傳送機構 Download PDF

Info

Publication number
TWI666139B
TWI666139B TW106134994A TW106134994A TWI666139B TW I666139 B TWI666139 B TW I666139B TW 106134994 A TW106134994 A TW 106134994A TW 106134994 A TW106134994 A TW 106134994A TW I666139 B TWI666139 B TW I666139B
Authority
TW
Taiwan
Prior art keywords
bearing
double helical
helical gear
axial
shaft
Prior art date
Application number
TW106134994A
Other languages
English (en)
Other versions
TW201819220A (zh
Inventor
Morihiro Matsumoto
松本守弘
Tadashi Takagaki
高垣忠史
Shinobu Ishida
石田忍
Tetsuo Hamajima
浜嶋徹郎
Original Assignee
Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
日商豐田自動車股份有限公司
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha, 日商豐田自動車股份有限公司 filed Critical Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha
Publication of TW201819220A publication Critical patent/TW201819220A/zh
Application granted granted Critical
Publication of TWI666139B publication Critical patent/TWI666139B/zh

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/02—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion
    • F16H1/20—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving more than two intermeshing members
    • F16H1/206—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving more than two intermeshing members characterised by the driving or driven member being composed of two or more gear wheels
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/02—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion
    • F16H1/04—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving only two intermeshing members
    • F16H1/06—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving only two intermeshing members with parallel axes
    • F16H1/08—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving only two intermeshing members with parallel axes the members having helical, herringbone, or like teeth
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H57/00—General details of gearing
    • F16H57/02—Gearboxes; Mounting gearing therein
    • F16H57/021—Shaft support structures, e.g. partition walls, bearing eyes, casing walls or covers with bearings
    • F16H57/022—Adjustment of gear shafts or bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H57/00—General details of gearing
    • F16H57/0018—Shaft assemblies for gearings
    • F16H57/0025—Shaft assemblies for gearings with gearing elements rigidly connected to a shaft, e.g. securing gears or pulleys by specially adapted splines, keys or methods
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H57/00—General details of gearing
    • F16H57/02—Gearboxes; Mounting gearing therein
    • F16H57/021—Shaft support structures, e.g. partition walls, bearing eyes, casing walls or covers with bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H57/00—General details of gearing
    • F16H57/02—Gearboxes; Mounting gearing therein
    • F16H2057/02039—Gearboxes for particular applications
    • F16H2057/02043—Gearboxes for particular applications for vehicle transmissions
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H57/00—General details of gearing
    • F16H57/02—Gearboxes; Mounting gearing therein
    • F16H57/021—Shaft support structures, e.g. partition walls, bearing eyes, casing walls or covers with bearings
    • F16H57/022—Adjustment of gear shafts or bearings
    • F16H2057/0221—Axial adjustment

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Gear Transmission (AREA)
  • Rolling Contact Bearings (AREA)
  • General Details Of Gearings (AREA)

Abstract

就相對於在第一雙螺旋齒輪和第二雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生的力之第一軸承的軸向位移量以及第二軸承的軸向位移量，以及相對於在第三雙螺旋齒輪和第四雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生的力之第二軸承的軸向位移量以及第三軸承的軸向位移量之間的關係而言，第二軸承建構成所具有的軸向位移量小於第一軸承和第三軸承之中至少一者所具有的軸向位移量。

Description

動力傳送機構
[0001] 本發明關於動力傳送機構。
[0002] 以安裝在車輛中的動力傳送機構而言，日本專利公開案第2016-56888號揭示一種動力傳送機構，其中最終齒輪對包括彼此嚙合的最終驅動齒輪和最終從動齒輪，而是由雙螺旋齒輪彼此嚙合的齒輪對所組成。
[0003] 於雙螺旋齒輪彼此嚙合的齒輪對中，如果雙螺旋齒輪具有誤差分量（嚙合偏差），則雙螺旋齒輪變成在其嚙合部分呈單一齒面接觸，因此在軸向產生力。由於這軸向力的緣故，雙螺旋齒輪在軸向移動，如此則對齊效果產生作用，使得雙螺旋齒輪變成在其嚙合部分呈雙齒面彼此接觸。為此緣故，相較於正齒輪，雙螺旋齒輪可以降低震動和噪音。 　　[0004] 然而，如果單一旋轉軸桿設置有多個雙螺旋齒輪，則在多個嚙合部分產生個別的軸向力；因此，多個雙螺旋齒輪的軸向行為可能在相同軸上彼此干擾，這對它們的對齊效果造成互相阻礙。 　　[0005] 本發明提供一種動力傳送機構，如果多個雙螺旋齒輪設置在相同軸上，則本發明能夠確保這些多個雙螺旋齒輪的對齊效果。 　　[0006] 本發明的特徵在於提供一種動力傳送機構，其包括：第一軸桿，其包括第一雙螺旋齒輪；第二軸桿，其包括嚙合第一雙螺旋齒輪的第二雙螺旋齒輪，並且包括排列成在軸向上相鄰於第二雙螺旋齒輪的第三雙螺旋齒輪；第三軸桿，其包括嚙合第三雙螺旋齒輪的第四雙螺旋齒輪；第一軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐第一軸桿；第二軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐第二軸桿；以及第三軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐第三軸桿；其中第一雙螺旋齒輪和第一軸桿建構成整體旋轉並且在軸向整體移動，第二雙螺旋齒輪、第三雙螺旋齒輪、第二軸桿建構成整體旋轉並且在軸向整體移動，第四雙螺旋齒輪和第三軸桿建構成整體旋轉並且在軸向整體移動；就相對於在第一雙螺旋齒輪和第二雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生的力之第一軸承的軸向位移量以及第二軸承的軸向位移量，以及相對於在第三雙螺旋齒輪和第四雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生的力之第二軸承的軸向位移量以及第三軸承的軸向位移量之間的關係而言，第二軸承建構成所具有的軸向位移小於第一軸承和第三軸承之中至少一者所具有的軸向位移。 　　[0007] 於本發明，支撐多個雙螺旋齒輪的第二軸承建構成所具有的軸向位移量小於皆支撐單一雙螺旋齒輪的第一軸承和第三軸承之中至少一者所具有的軸向位移量。特定而言，相對於在第一雙螺旋齒輪和第二雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生的力，第一雙螺旋齒輪比第二雙螺旋齒輪更容易在軸向移動；因此，第一雙螺旋齒輪和第二雙螺旋齒輪彼此嚙合之齒輪對的對齊效果是由第一雙螺旋齒輪的軸向行為所確保。相對於在第三雙螺旋齒輪和第四雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生的力，第四雙螺旋齒輪比第三雙螺旋齒輪更容易在軸向移動；因此，第三雙螺旋齒輪和第四雙螺旋齒輪彼此嚙合之齒輪對的對齊效果是由第四雙螺旋齒輪的軸向行為所確保。透過此點，則有可能抑制第二雙螺旋齒輪的軸向行為和第三雙螺旋齒輪的軸向行為在第二軸桿上彼此干擾而對它們的對齊效果造成互相阻礙。 　　[0008] 根據以上的發明，較佳的是第二軸承的軸向剛性大於第一軸承的軸向剛性和第三軸承的軸向剛性之中至少一者。 　　[0009] 於以上發明，支撐多個雙螺旋齒輪的第二軸承建構成所具有的軸向剛性大於皆支撐單一雙螺旋齒輪的第一軸承和第三軸承之中至少一者所具有的軸向剛性。軸向剛性代表相對於在軸向之力的軸向變形困難度。因而，第一雙螺旋齒輪比第二雙螺旋齒輪更容易在軸向移動，並且第四雙螺旋齒輪比第三雙螺旋齒輪更容易在軸向移動。透過此點，則有可能抑制第二雙螺旋齒輪的軸向行為和第三雙螺旋齒輪的軸向行為在第二軸桿上彼此干擾而對它們的對齊效果造成互相阻礙。 　　[0010] 根據以上的發明，較佳的是第一軸承和第三軸承之中至少一者形成為以致所具有的軸向內部間隙大於第二軸承的軸向內部間隙，該軸向內部間隙是當內部和外部軸承環之中的一軸承環在軸向移動而內部和外部軸承環之中的另一軸承環固定時之該一軸承環的移動量。 　　[0011] 於以上發明，支撐多個雙螺旋齒輪的第二軸承建構成所具有的軸向內部間隙小於皆支撐單一雙螺旋齒輪的第一軸承和第三軸承之中至少一者所具有的軸向內部間隙。軸向內部間隙代表感興趣之軸承環在軸向的可移動量。因而，建構成第一雙螺旋齒輪比第二雙螺旋齒輪更容易在軸向移動，並且第四雙螺旋齒輪比第三雙螺旋齒輪更容易在軸向移動。透過此點，則有可能抑制第二雙螺旋齒輪的軸向行為和第三雙螺旋齒輪的軸向行為在第二軸桿上彼此干擾而對它們的對齊效果造成互相阻礙。 　　[0012] 根據以上的發明，較佳的是第二軸承是在軸向被施加預壓縮的軸承，並且第二軸承是類型不同於第一軸承和第三軸承之中至少一者的軸承。 　　[0013] 於以上發明，第二軸承是在軸向被施加預壓縮的軸承，因此由第二軸承所支撐的第二雙螺旋齒輪和第三雙螺旋齒輪建構成更難以在軸向移動。透過此點，則有可能抑制第二雙螺旋齒輪的軸向行為和第三雙螺旋齒輪的軸向行為在第二軸桿上彼此干擾而對它們的對齊效果造成互相阻礙。 　　[0014] 根據以上的發明，較佳的是第一軸承是由圓柱滾子軸承或深溝滾珠軸承所組成，第二軸承是由錐形滾子軸承所組成，並且第三軸承是由圓柱滾子軸承或深溝滾珠軸承所組成。 　　[0015] 於以上發明，錐形滾子軸承的軸向位移量小於圓柱滾子軸承和深溝滾珠軸承的軸向位移量，因此第二軸承建構成所具有的軸向位移量小於第一軸承和第三軸承所具有的軸向位移量。以此方式，則軸向位移量可以藉由使用不同類型的滾動軸承而有所不同。 　　[0016] 根據以上的發明，較佳的是第一軸承、第二軸承、第三軸承的每一者是滾珠軸承，其包括軸承環而具有滾道表面，並且滾珠滾動在滾道表面上，而且第二軸承形成為以致所具有之滾道表面的曲率半徑相對於每個滾珠直徑的比率最小值乃小於第一軸承和第三軸承之中至少一者的比率最小值。 　　[0017] 於以上發明，支撐多個雙螺旋齒輪的第二軸承形成為以致所具有之滾道表面的曲率半徑相對於每個滾珠直徑的比率最小值，乃小於皆支撐單一雙螺旋齒輪的第一軸承和第三軸承之中至少一者的比率最小值。這比率代表感興趣之軸承環在軸向的可移動量。因而，建構成第一雙螺旋齒輪比第二雙螺旋齒輪更容易在軸向移動，並且第四雙螺旋齒輪比第三雙螺旋齒輪更容易在軸向移動。透過此點，則有可能抑制第二雙螺旋齒輪的軸向行為和第三雙螺旋齒輪的軸向行為在第二軸桿上彼此干擾而對它們的對齊效果造成互相阻礙。 　　[0018] 根據以上的發明，較佳的是第一軸承是由深溝滾珠軸承所組成，第二軸承是由深溝滾珠軸承所組成，並且第三軸承是由深溝滾珠軸承所組成。 　　[0019] 根據以上的發明較佳而言進一步包括：第四軸桿，其包括嚙合第二雙螺旋齒輪的第五雙螺旋齒輪；以及第四軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐第四軸桿；其中就相對於在第二雙螺旋齒輪和第五雙螺旋齒輪力之間的嚙合部分而在軸向產生的力之第一軸承的軸向位移量和第二軸承的軸向位移量之間的關係而言，第二軸承所具有的軸向位移量小於第四軸承所具有的軸向位移量。 　　[0020] 於以上發明，第二軸承建構成所具有的軸向位移量小於支撐多個雙螺旋齒輪之第四軸承所具有的軸向位移量。特定而言，在第四軸承側上的第五雙螺旋齒輪，其相對於在第二雙螺旋齒輪和第五雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生的力來說具有相對為大的軸向位移量，而比第二雙螺旋齒輪更容易在軸向移動。因而，第二雙螺旋齒輪和第五雙螺旋齒輪彼此嚙合之齒輪對的對齊效果是由第五雙螺旋齒輪的軸向行為所確保。 　　[0021] 根據以上的發明，較佳的是第二軸承的軸向剛性大於第四軸承的軸向剛性，並且也大於第一軸承的軸向剛性和第三軸承的軸向剛性之中至少一者。 　　[0022] 於以上發明，第二軸承建構成所具有的軸向剛性大於支撐單一雙螺旋齒輪之第四軸承所具有的軸向剛性。特定而言，在第四軸承側上的第五雙螺旋齒輪，其軸向剛性相對為小，相對於在第二雙螺旋齒輪和第五雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生的力來說則比第二雙螺旋齒輪更容易在軸向移動。因而，第二雙螺旋齒輪和第五雙螺旋齒輪彼此嚙合之齒輪對的對齊效果是由第五雙螺旋齒輪的軸向行為所確保。 　　[0023] 根據以上的發明較佳而言進一步包括：第四軸桿，其包括嚙合第二雙螺旋齒輪的第五雙螺旋齒輪；以及第四軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐第四軸桿，並且該第四軸承形成為以致所具有的軸向內部間隙大於第二軸承所具有的軸向內部間隙。 　　[0024] 於以上發明，第二軸承建構成所具有的軸向內部間隙小於支撐單一雙螺旋齒輪之第四軸承所具有的軸向內部間隙。特定而言，在第四軸承側上的第五雙螺旋齒輪，其軸向內部間隙相對為大，相對於在第二雙螺旋齒輪和第五雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生的力來說則比第二雙螺旋齒輪更容易在軸向移動。因而，第二雙螺旋齒輪和第五雙螺旋齒輪彼此嚙合之齒輪對的對齊效果是由第五雙螺旋齒輪的軸向行為所確保。 　　[0025] 根據以上的發明，較佳的是第二軸承是類型不同於第四軸承的軸承，並且也是類型不同於第一軸承和第三軸承之中至少一者的軸承。 　　[0026] 根據以上的發明，較佳的是第一軸承、第二軸承、第三軸承、第四軸承的每一者是滾珠軸承，其包括軸承環而具有滾道表面，並且滾珠滾動在滾道表面上，而且第二軸承形成為以致所具有之滾道表面的曲率半徑相對於每個滾珠直徑的比率最小值乃小於第四軸承的比率最小值，並且這最小值也小於第一軸承和第三軸承之中至少一者的最小值。 　　[0027] 於以上發明，第二軸承建構成所具有之滾道表面的曲率半徑相對於每個滾珠直徑的比率最小值，乃小於支撐單一雙螺旋齒輪之第四軸承的比率最小值。特定而言，在第四軸承側上的第五雙螺旋齒輪，其最小值相對為大，相對於在第二雙螺旋齒輪和第五雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生的力來說則比第二雙螺旋齒輪更容易在軸向移動。因而，第二雙螺旋齒輪和第五雙螺旋齒輪彼此嚙合之齒輪對的對齊效果是由第五雙螺旋齒輪的軸向行為所確保。 　　[0028] 根據本發明，有可能抑制雙螺旋齒輪的軸向行為在嚙合多個雙螺旋齒輪之齒輪軸桿上彼此干擾而對它們的對齊效果造成互相阻礙。透過此點，則有可能確保雙螺旋齒輪在嚙合多個雙螺旋齒輪之齒輪軸桿上的對齊效果。
[0030] 下文參考圖式，將特定描述本發明之每個具體態樣的動力傳送機構。 [1. 第一具體態樣] 　　[0031] 參考圖1到5，將描述第一具體態樣的動力傳送機構。圖1是基本組態圖，其示意顯示第一具體態樣的動力傳送機構。圖2是基本組態圖，其示意顯示動力傳送機構而包括由差速箱所組成的第三軸桿。圖3是解釋滾動軸承的軸向剛性和每種滾子軸承之間關係的圖形。圖4是概略圖，其示意顯示包括動力傳送機構的第一車輛範例。圖5是概略圖，其示意顯示包括動力傳送機構的第二車輛範例。 [1-1. 基本組態] 　　[0032] 如圖1所示，動力傳送機構1包括第一軸桿10、第二軸桿20、第三軸桿30，而成為彼此平行排列的三個旋轉軸桿。第一軸桿10和第二軸桿20經由當中有雙螺旋齒輪彼此嚙合的第一齒輪對2而彼此耦合，如此以傳送動力。第二軸桿20和第三軸桿30經由當中有雙螺旋齒輪彼此嚙合的第二齒輪對3而彼此耦合，如此以傳送動力。第一軸桿10的動力經由第二軸桿20而從第一軸桿10傳送到第三軸桿30。於本敘述，軸向的排列在某些情形將使用圖1所示的右側和左側來描述。 　　[0033] 詳言之，動力傳送機構1包括：第一軸桿10，其包括第一雙螺旋齒輪11；第二軸桿20，其包括嚙合第一雙螺旋齒輪11的第二雙螺旋齒輪22；第三雙螺旋齒輪23，其在第二軸桿20的軸向上排列成相鄰於第二雙螺旋齒輪22；以及第三軸桿30，其包括嚙合第三雙螺旋齒輪23的第四雙螺旋齒輪34。 　　[0034] 第一齒輪對2是由作為驅動齒輪的第一雙螺旋齒輪11和作為從動齒輪的第二雙螺旋齒輪22所組成。在第一齒輪對2的嚙合部分2a，第一雙螺旋齒輪11的左齒面11a嚙合第二雙螺旋齒輪22的左齒面22a，而第一雙螺旋齒輪11的右齒面11b嚙合第二雙螺旋齒輪22的右齒面22b。 　　[0035] 第一雙螺旋齒輪11是齒輪（雙螺旋齒輪），其包括彼此螺旋方向相反的左齒面11a和右齒面11b。第一雙螺旋齒輪11和第一軸桿10是一體成形。因而，第一雙螺旋齒輪11與第一軸桿10整體旋轉，並且也與第一軸桿10在軸向整體移動。 　　[0036] 第二雙螺旋齒輪22是齒輪（雙螺旋齒輪），其包括彼此螺旋方向相反的左齒面22a和右齒面22b。第二雙螺旋齒輪22和第二軸桿20是一體成形。因而，第二雙螺旋齒輪22與第二軸桿20整體旋轉，並且也與第二軸桿20在軸向整體移動。舉例而言，第二雙螺旋齒輪22是不同於第二軸桿20的物體，並且第二雙螺旋齒輪22的內圓周部分乃齒圈配適於第二軸桿20的外圓周部分。透過這配適，第二雙螺旋齒輪22整合於第二軸桿20，如此則相對於第二軸桿20而在軸向上是不可移動的。 　　[0037] 第二齒輪對3是由作為驅動齒輪的第三雙螺旋齒輪23和作為從動齒輪的第四雙螺旋齒輪34所組成。在第二齒輪對3的嚙合部分3a，第三雙螺旋齒輪23的左齒面23a嚙合第四雙螺旋齒輪34的左齒面34a，而第三雙螺旋齒輪23的右齒面23b嚙合第四雙螺旋齒輪34的右齒面34b。 　　[0038] 第三雙螺旋齒輪23是齒輪（雙螺旋齒輪），其包括彼此螺旋方向相反的左齒面23a和右齒面23b。第三雙螺旋齒輪23和第二軸桿20是一體成形。因而，第三雙螺旋齒輪23與第二軸桿20整體旋轉，並且也與第二軸桿20在軸向整體移動。舉例而言，左齒面23a和右齒面23b形成在第二軸桿20的外圓周部分上。如上所述，第二軸桿20是與第二雙螺旋齒輪22、第三雙螺旋齒輪23整體旋轉的旋轉軸桿，也就是嚙合多個雙螺旋齒輪（第一雙螺旋齒輪11和第四雙螺旋齒輪34）的齒輪軸桿。 　　[0039] 第四雙螺旋齒輪34是齒輪（雙螺旋齒輪），其包括彼此螺旋方向相反的左齒面34a和右齒面34b。第四雙螺旋齒輪34和第三軸桿30是一體成形。因而，第四雙螺旋齒輪34與第三軸桿30整體旋轉，並且也與第三軸桿30在軸向整體移動。舉例而言，第四雙螺旋齒輪34是不同於第三軸桿30的物體，並且第四雙螺旋齒輪34的內圓周部分乃齒圈配適於第三軸桿30的外圓周部分。透過這配適，則第四雙螺旋齒輪34整合於第三軸桿30，如此則相對於第三軸桿30而在軸向上是不可移動的。 　　[0040] 如上所述，第一軸桿10和第三軸桿30都是包括單一雙螺旋齒輪的旋轉軸桿（嚙合設置在不同軸桿上之單一雙螺旋齒輪的齒輪軸桿）。在此同時，作為中間軸桿的第二軸桿20是包括二個雙螺旋齒輪的旋轉軸桿（嚙合設置在不同軸桿上之多個雙螺旋齒輪的齒輪軸桿）。 　　[0041] 動力傳送機構1包括：第一軸承4，其旋轉支撐第一軸桿10；第二軸承5，其旋轉支撐第二軸桿20；以及第三軸承6，其旋轉支撐第三軸桿30。第一到第三軸承4、5、6都是由滾動軸承所組成。 　　[0042] 第一軸承4是支撐第一雙螺旋齒輪11的軸承。第一軸承4包括二個軸承4a、4b，其固定在第一軸桿10的二個軸向末端。軸承4a、4b都是由圓柱滾子軸承所組成。第一軸桿10和第一雙螺旋齒輪11是由二個圓柱滾子軸承所組成的軸承對（第一軸承對）來支撐。 　　[0043] 第二軸承5是支撐第二雙螺旋齒輪22和第三雙螺旋齒輪23的軸承。第二軸承5包括二個軸承5a、5b，其固定在第二軸桿20的二個軸向末端。軸承5a、5b都是由錐形滾子軸承所組成。也就是說，第二軸桿20、第二雙螺旋齒輪22、第三雙螺旋齒輪23是由二個錐形滾子軸承所組成的軸承對（第二軸承對）來支撐。 　　[0044] 第三軸承6是支撐第四雙螺旋齒輪34的軸承。第三軸承6包括二個軸承6a、6b，其固定在第三軸桿30的二個軸向末端。軸承6a、6b都是由圓柱滾子軸承所組成。也就是說，第三軸桿30和第四雙螺旋齒輪34是由二個圓柱滾子軸承所組成的軸承對（第三軸承對）來支撐。 　　[0045] 於雙螺旋齒輪彼此嚙合的第一齒輪對2中，由於在嚙合部分2a有誤差分量（嚙合偏差）的緣故，第一雙螺旋齒輪11的左和右齒面11a、11b與第二雙螺旋齒輪22的左和右齒面22a、22b變成彼此單一齒面接觸。舉例而言，如果左齒面11a接觸著左齒面22a但右齒面11b沒有接觸右齒面22b，則在嚙合部分2a產生在軸向的力（推力），其在軸向上作用在左側上。這意謂當在軸向上作用於個別相反側上的推力變成不平衡時，則產生在軸向上移動雙螺旋齒輪的推力（驅動力）。當第一雙螺旋齒輪11或第二雙螺旋齒輪22藉由軸向左側上的推力（驅動力）而移動到軸向的左側時，對齊效果作用成使得彼此不接觸的右齒面11b和22b變成接觸，並且雙齒面彼此接觸。於這雙齒面接觸狀態，左齒面11a和22a之間接觸而在軸向左側上所產生的推力與右齒面11b和22b之間接觸而在軸向右側上所產生的推力乃彼此偏移。這意謂在軸向上作用於個別相反側上的推力是在嚙合部分2a平衡。於這平衡狀態，第一雙螺旋齒輪11和第二雙螺旋齒輪22不在軸向上移動。 　　[0046] 於雙螺旋齒輪彼此嚙合的第二齒輪對3中，由於在嚙合部分3a有誤差分量（嚙合偏差）的緣故，第三雙螺旋齒輪23的左和右齒面23a和23b與第四雙螺旋齒輪34的左和右齒面34a和34b變成彼此單一齒面接觸。舉例而言，如果左齒面23a接觸著左齒面34a但右齒面23b不接觸右齒面34b，則在嚙合部分3a產生推力（驅動力），其在軸向上作用在左側上。當第三雙螺旋齒輪23或第四雙螺旋齒輪34藉由軸向左側上的這推力（驅動力）而移動到軸向的左側時，對齊效果作用成使得彼此不接觸的右齒面23b和34b變成接觸，並且雙齒面彼此接觸。於這雙齒面接觸狀態，左齒面23a和34a之間接觸而在軸向左側上所產生的推力與右齒面23b和34b之間接觸而在軸向右側上所產生的推力乃彼此偏移。這意謂在軸向上作用於個別相反側上的推力是在嚙合部分3a平衡。於這平衡狀態，第三雙螺旋齒輪23和第四雙螺旋齒輪34不在軸向上移動。 　　[0047] 第一軸桿10、第二軸桿20、第三軸桿30的每一者可以是任何旋轉構件，前提是這軸桿是與一或多個雙螺旋齒輪一體成形的旋轉構件。這意謂每個旋轉軸桿（齒輪軸桿）是固定了滾動軸承的旋轉構件，並且包括整合於雙螺旋齒輪的輪轂、安裝於車輛中之差速機構的差速箱和他者。舉例而言，第三軸桿30可以是差速機構的差速箱。動力傳送機構1當中之第三軸桿30是差速箱的一個範例則顯示於圖2。 　　[0048] 圖2所示的動力傳送機構1包括：差速箱31，其為第三軸桿30；差速環齒輪35，其為第四雙螺旋齒輪34；以及第三軸承6，其旋轉支撐著差速箱31。差速環齒輪35整合於差速箱31。第三軸承6的軸承6a、6b固定於差速箱31的左和右內側部31a、31b。以此方式，則安裝於車輛中之部分的差速機構可以由第三軸桿30和第四雙螺旋齒輪34所組成。動力傳送機構1可適用於車輛中所安裝的驅動單元100（顯示於圖4），如稍後所述。 　　[0049] 於上面建構的動力傳送機構1，當第一軸桿10的動力傳送到第三軸桿30時，在第一齒輪對2之嚙合部分2a所產生的推力是由第一軸承4和第二軸承5所接收，並且在第二齒輪對3之嚙合部分3a所產生的推力是由第二軸承5和第三軸承6所接收。也就是說，推力分別從多個嚙合部分2a、3a而作用在第二軸承5上。 [1-2. 軸向剛性] 　　[0050] 參考圖3，將描述滾動軸承的軸向剛性和每種滾動軸承之間的關係。於圖3，舉的例子是四種滾動軸承：圓柱滾子軸承、深溝滾珠軸承、斜角滾珠軸承、錐形滾子軸承。 　　[0051] 在此，軸向剛性代表相對於軸向力（推力）的軸向變形困難度。附帶而言，滿足以下的關係：「在軸向的剛性數值=在軸向之單位變形所需的力（軸向負荷∕軸向變形量）」。也就是說，感興趣之軸承的軸向剛性代表這軸承的軸向位移量。感興趣之軸承的軸向位移量代表固定於對應旋轉軸桿的感興趣之滾動軸承的內部環（可旋轉的軸承環）的移動量（在軸向的軸向變形量），而這是當這內部環相對於感興趣之滾動軸承的外部環（固定的軸承環，該外部環的狀態是固定於箱）而在軸向相對移動之時。感興趣之軸承對的軸向剛性是藉由合成二個軸承的軸向剛性（將軸向剛性數值加總）而獲得。 　　[0052] 如圖3所示，於滾動軸承，軸向剛性依以下次序而變得漸大：圓柱滾子軸承、深溝滾珠軸承、斜角滾珠軸承、錐形滾子軸承。錐形滾子軸承和斜角滾珠軸承是都具有接觸角的軸承，如此則軸承可以接收（支撐）軸向負荷。深溝滾珠軸承也是具有接觸角的軸承，如此則軸承可以接收軸向負荷。在此同時，圓柱滾子軸承可以視其內部結構而定來接收軸向負荷，但這軸承所能支撐的軸向負荷小於錐形滾子軸承和斜角滾珠軸承所能支撐的軸向負荷。因而，相較於錐形滾子軸承、斜角滾珠軸承、深溝滾珠軸承來看，圓柱滾子軸承所具有的軸向剛性較小。如上所述，軸向剛性視滾動軸承的類型而變得大大不同。 　　[0053] 圖3所示的四種滾動軸承之軸向剛性的大小關係是一範例，而非總是限於此。然而，相對於圓柱滾子軸承和錐形滾子軸承之間的關係，滿足了圖3所示之軸向剛性的大小關係。 　　[0054] 如前所述，圓柱滾子軸承所具有的軸向剛性小於錐形滾子軸承；因此，第二軸承5建構成具有大於第一軸承4和第三軸承6的軸向剛性。透過此點，則在第二軸桿20上（其係嚙合多個雙螺旋齒輪的齒輪軸桿），有可能抑制第二雙螺旋齒輪22的軸向行為和第三雙螺旋齒輪23的軸向行為彼此干擾而對它們的對齊效果造成互相阻礙。 　　[0055] 特定而言，於動力傳送機構1，由於雙螺旋齒輪和旋轉軸桿彼此一體成形，故每個軸承的軸向剛性代表雙螺旋齒輪相對於在其嚙合部分所產生之推力的軸向行為困難性。也就是說，感興趣之軸承的軸向剛性較大則表示這軸承所支撐的雙螺旋齒輪更難在軸向移動。由於第一軸承4具有小於第二軸承5的軸向剛性，故相對於在嚙合部分2a所產生的推力而言，第一雙螺旋齒輪11比第二雙螺旋齒輪22更容易在軸向移動。附帶而言，由於第三軸承6具有小於第二軸承5的軸向剛性，故相對於在嚙合部分3a所產生的推力而言，第四雙螺旋齒輪34比第三雙螺旋齒輪23更容易在軸向移動。 　　[0056] 舉例而言，當在第一齒輪對2的嚙合部分2a造成雙螺旋齒輪的單一齒面接觸時，第一軸承4的軸向剛性小於第二軸承5的軸向剛性，因此第一軸桿10側上的第一雙螺旋齒輪11由於在嚙合部分2a所產生之推力的緣故而主要在軸向移動，並且在第二軸桿20側上之第二雙螺旋齒輪22的軸向行為變得較小。以此方式，雖然第二雙螺旋齒輪22由於在嚙合部分2a有誤差分量的緣故而不主動在軸向移動，但是由於第一雙螺旋齒輪11之軸向行為的緣故，而應用了第一齒輪對2的對齊效果。 　　[0057] 當在第二齒輪對3的嚙合部分3a造成雙螺旋齒輪的單一齒面接觸時，第三軸承6的軸向剛性小於第二軸承5的軸向剛性，因此第三軸桿30側上的第四雙螺旋齒輪34由於在嚙合部分3a所產生之推力的緣故而主要在軸向移動，並且在第二軸桿20側上之第三雙螺旋齒輪23的軸向行為變得較小。以此方式，雖然第三雙螺旋齒輪23由於在嚙合部分3a有誤差分量的緣故而不主動在軸向移動，但是由於第四雙螺旋齒輪34之軸向行為的緣故，而應用了第二齒輪對3的對齊效果。 [1-3. 車輛範例] [1-3-1. 第一車輛範例] 　　[0058] 如圖4所示，作為第一車輛範例之車輛Ve的驅動單元100包括：引擎101，其作為行進動力來源；以及動力傳送機構1，其第三軸桿30是差速箱31。從引擎101輸出的動力經由傳送設備102、動力傳送機構1、軸103而傳送到從動輪104。動力傳送機構1是由輸出齒輪105、逆反齒輪機構106、差速機構107所組成。於車輛Ve的敘述，將省略相同於上述動力傳送機構1之組態的敘述，並且將使用其參考數字。 　　[0059] 首先，引擎101的輸出軸桿耦合於傳送設備102的輸入軸桿102a。從引擎101輸出的動力從輸入軸桿102a輸入到傳送設備102。傳送設備102是由已知的傳送機構所組成。傳送設備102的範例可以包括自動變速，其包括：單一小齒輪型的第一行星齒輪機構；拉維尼奧（Ravigneaux）型的第二行星齒輪機構，其具有四個旋轉元件；以及用於傳送的接合單元，其由多個離合器和煞車所組成。速度在傳送設備102中改變的動力是從傳送設備102的輸出軸桿102b輸入到動力傳送機構1。 　　[0060] 其次，輸出齒輪105是第一雙螺旋齒輪11，其將傳送設備102之輸出軸桿102b的動力往從動輪104輸出。輸出齒輪105與傳送軸桿105a（其為第一軸桿10）一體成形。由於傳送軸桿105a乃齒圈配適於輸出軸桿102b的外圓周部分，故輸出軸桿102b、傳送軸桿105a、和輸出齒輪105整體旋轉。在這情形，在傳送軸桿105a和輸出軸桿102b的齒圈配適部分，傳送軸桿105a建構成相對於輸出軸桿102b而可相對移動的。附帶而言，傳送軸桿105a相對於固定構件（未圖示，例如箱）而由第一軸承4所旋轉支撐。第一軸承4的內部環固定於傳送軸桿105a的外圓周部分，並且第一軸承4的外部環固定於箱。二個軸承4a、4b固定在傳送軸桿105a的二個軸向末端。 　　[0061] 輸出齒輪105嚙合逆反從動齒輪106a，後者是第二雙螺旋齒輪22。逆反齒輪對110（其為第一齒輪對2）是由輸出齒輪105和驅動小齒輪106b所組成。 　　[0062] 逆反齒輪機構106包括：逆反從動齒輪106a，其為第二雙螺旋齒輪22；驅動小齒輪106b，其為第三雙螺旋齒輪23；以及逆反軸桿106c，其為第二軸桿20。逆反軸桿106c排列成平行於輸出軸桿102b。在逆反軸桿106c上配置成彼此相鄰的逆反從動齒輪106a和驅動小齒輪106b乃彼此整體旋轉。附帶而言，逆反軸桿106c相對於固定構件（例如箱，未圖示）而由第二軸承5所旋轉支撐。第二軸承5的內部環固定於逆反軸桿106c的外圓周部分，並且第二軸承5的外部環固定於箱。二個軸承5a、5b固定在逆反軸桿106c的二個軸向末端。 　　[0063] 驅動小齒輪106b嚙合差速環齒輪35（其為第四雙螺旋齒輪34）。最終齒輪對120（其為第二齒輪對3）是由驅動小齒輪106b和差速環齒輪35所組成。 　　[0064] 以此方式，則逆反齒輪機構106是雙螺旋齒輪單元，其中整體旋轉的二個雙螺旋齒輪（逆反從動齒輪106a、驅動小齒輪106b）設置在單一旋轉軸桿（逆反軸桿106c）上。逆反從動齒輪106a和驅動小齒輪106b則嚙合設置在不同軸桿（傳送軸桿105a、差速箱31）上的雙螺旋齒輪（輸出齒輪105、差速環齒輪35）。 　　[0065] 差速機構107包括：差速環齒輪35，其為第四雙螺旋齒輪34；差速箱31，其為第三軸桿30；以及差速小齒輪和差速側齒輪（未圖示）。差速箱31相對於固定構件（例如箱，未圖示）而由第三軸承6所旋轉支撐。第三軸承6的內部環固定於差速箱31的內側部31a、31b，而第三軸承6的外部環固定於箱。也就是說，二個軸承6a、6b固定在差速箱31的軸向末端，也就是差速箱31的左和右內側部31a、31b。 　　[0066] 左和右從動輪104、104經由左和右軸103、103而耦合於差速機構107。差速箱31和差速環齒輪35的個別旋轉中心設置在相同於軸103之旋轉中心軸的軸上。軸103排列成平行於傳送軸桿105a和逆反軸桿106c。 　　[0067] 於上面建構的驅動單元100，當引擎101的動力傳送到從動輪104時，在逆反齒輪對110的嚙合部分110a所產生的推力是由第一軸承4和第二軸承5來接收，並且在最終齒輪對120的嚙合部分120a所產生的推力是由第二軸承5和第三軸承6來接收。由於第一軸承4的軸向剛性小於第二軸承5的軸向剛性，故相對於在逆反齒輪對110之嚙合部分110a所產生的推力而言，輸出齒輪105比逆反從動齒輪106a更容易在軸向移動。附帶而言，由於第三軸承6的軸向剛性小於第二軸承5的軸向剛性，故相對於在最終齒輪對120的嚙合部分120a所產生的推力而言，差速環齒輪35比驅動小齒輪106b更容易在軸向移動。也就是說，逆反從動齒輪106a相對於逆反齒輪對110之推力的軸向行為變得較小，並且驅動小齒輪106b相對於最終齒輪對120之推力的軸向行為變得較小。透過此點，則有可能抑制逆反從動齒輪106a的軸向行為和驅動小齒輪106b的軸向行為在逆反軸桿106c上彼此干擾而對它們的對齊效果造成互相阻礙。 [1-3-2. 第二車輛範例] 　　[0068] 首先，將描述安裝在圖5所示車輛Ve的動力傳送機構1。不同於上述組態，這動力傳送機構1包括：第四軸桿40，其具有嚙合第二雙螺旋齒輪22的第五雙螺旋齒輪45；以及第四軸承8，其旋轉支撐第四軸桿40。 　　[0069] 第四軸桿40排列成平行於第一到第三軸桿10、20、30。第四軸桿40和第二軸桿20耦合，如此以傳送雙螺旋齒輪彼此嚙合之第三齒輪對7的動力。第四軸桿40的動力從第四軸桿40經由第二軸桿20而傳送到第三軸桿30。 　　[0070] 第三齒輪對7是由作為驅動齒輪的第五雙螺旋齒輪45和作為從動齒輪的第二雙螺旋齒輪22所組成。在第三齒輪對7的嚙合部分7a，第五雙螺旋齒輪45的左齒面45a嚙合第二雙螺旋齒輪22的左齒面22a，而第五雙螺旋齒輪45的右齒面45b嚙合第二雙螺旋齒輪22的右齒面22b。 　　[0071] 第五雙螺旋齒輪45是齒輪（雙螺旋齒輪），其包括彼此螺旋方向相反的左齒面45a和右齒面45b。第五雙螺旋齒輪45和第四軸桿40是一體成形。因而，第五雙螺旋齒輪45與第四軸桿40整體旋轉，並且也與第四軸桿40在軸向整體旋轉。 　　[0072] 第四軸承8是滾動軸承，其支撐第五雙螺旋齒輪45。舉例而言，第四軸承8是圓柱滾子軸承，並且固定於第四軸桿40的一軸向末端。第四軸桿40和第五雙螺旋齒輪45是由單一圓柱滾子軸承所支撐。 　　[0073] 於上面建構的動力傳送機構1，當第四軸桿40的動力傳送到第三軸桿30時，在第三齒輪對7之嚙合部分7a所產生的推力是由第四軸承8和第二軸承5來接收。如前所述，圓柱滾子軸承具有小於錐形滾子軸承的軸向剛性；因此，第四軸承8具有小於第二軸承5的軸向剛性。因而，相對於在第三齒輪對7之嚙合部分7a所產生的推力而言，第五雙螺旋齒輪45比第二雙螺旋齒輪22更容易在軸向移動。 　　[0074] 舉例而言，當在第三齒輪對7的嚙合部分7a造成單一齒面接觸時，第四軸承8具有小於第二軸承5的軸向剛性，因此在第四軸桿40側上的第五雙螺旋齒輪45藉由在嚙合部分7a所產生的推力而主要在軸向移動，並且在第二軸桿20上之第二雙螺旋齒輪22的軸向行為變得較小。以此方式，即使第二雙螺旋齒輪22由於在嚙合部分7a有誤差分量的緣故而不在軸向上移動，由於第五雙螺旋齒輪45之軸向行為的緣故，仍應用了第三齒輪對7的對齊效果。 　　[0075] 其次，將描述圖5所示車輛Ve的驅動單元100。這驅動單元100是混合動力車輛，其設置有馬達108而作為行進動力來源，並且動力傳送機構1包括第四軸桿40。馬達108是已知的馬達發電機，其功能在於作為電動馬達和發電機。馬達軸桿108a（其為馬達108的輸出軸桿）排列成平行於逆反軸桿106c，並且也與減速齒輪109整體旋轉。 　　[0076] 減速齒輪109是第五雙螺旋齒輪45，其將馬達軸桿108a的動力往從動輪104輸出。減速齒輪109與支撐軸桿109a（其為第四軸桿40）一體成形。由於支撐軸桿109a乃齒圈配適於馬達軸桿108a的外圓周部分，故馬達軸桿108a、支撐軸桿109a、減速齒輪109整體旋轉。在這情形，在支撐軸桿109a和馬達軸桿108a之間的齒圈配適部分，支撐軸桿109a建構成相對於馬達軸桿108a而在軸向上是可相對移動的。支撐軸桿109a相對於固定構件（例如箱，未圖示）而由第四軸承8所旋轉支撐。第四軸承8的內部環固定於支撐軸桿109a的外圓周部分，並且第四軸承8的外部環固定於箱。於圖5所示範例，支撐軸桿109a是由單一第四軸承8所支撐而呈懸臂狀態。 　　[0077] 減速齒輪109嚙合逆反從動齒輪106a（其為第二雙螺旋齒輪22）。減速齒輪對130（其為第三齒輪對7）是由減速齒輪109和逆反從動齒輪106a所組成。 　　[0078] 當馬達108的動力傳送到從動輪104時，在減速齒輪對130之嚙合部分130a所產生的推力是由第四軸承8和第二軸承5所接收。 　　[0079] 附帶而言，由於第四軸承8的軸向剛性小於第二軸承5的軸向剛性，故相對於在減速齒輪對之嚙合部分130a所產生的推力130而言，減速齒輪109比逆反從動齒輪106a更容易在軸向移動。也就是說，逆反從動齒輪106a的軸向行為相對於在減速齒輪對130的推力則變得較小。透過此點，則在逆反軸桿106c上，抑制了逆反從動齒輪106a的軸向行為和驅動小齒輪106b的軸向行為彼此干擾而對它們的對齊效果造成互相阻礙。 　　[0080] 如前所述，根據第一具體態樣，由於第二軸承5的軸向剛性大於第一軸承4和第三軸承6的軸向剛性，故抑制了第一齒輪對2和第二齒輪對3的對齊效果在第二軸桿20上互相阻礙。透過此點，則有可能抑制雙螺旋齒輪的軸向行為在嚙合多個雙螺旋齒輪的齒輪軸桿上彼此干擾，藉此確保其互相對齊的效果。據此，雙螺旋齒輪的對齊效果適當發揮作用，如此則可以在嚙合部分抑制噪音和震動的產生。 　　[0081] 於動力傳送機構1包括第四軸桿40的情形，由於第二軸承5具有大於第四軸承8的軸向剛性，故有可能抑制第一齒輪對2、第二齒輪對3、第三齒輪對7在第二軸桿20上互相阻礙它們的對齊效果。據此，即使多個雙螺旋齒輪嚙合單一雙螺旋齒輪，雙螺旋齒輪的對齊效果仍適當發揮作用，因此抑制噪音和震動的產生。 　　[0082] 本發明不限於前述第一具體態樣，並且可以適當修改而不偏離本發明的範圍。 　　[0083] 舉例而言，第二軸承5可以具有大於第一軸承4和第三軸承6之中至少一者的軸向剛性。 　　[0084] 舉一範例，第二軸承5可以具有大於第一軸承4的軸向剛性，並且也可以具有小於或等於第三軸承6的軸向剛性。在這情形，軸向剛性變成依以下次序而漸小：「第三軸承6≧第二軸承5＞第一軸承4」。透過此點，則第一齒輪對2的對齊效果不是由第二雙螺旋齒輪22的軸向行為所確保，而是由第一雙螺旋齒輪11的軸向行為所確保。也就是說，有可能抑制第二雙螺旋齒輪22在軸向移動，如此以施加第一齒輪對2的對齊效果。因而，即使第三雙螺旋齒輪23在軸向移動，如此以施加第二齒輪對3的對齊效果，仍有可能抑制第三雙螺旋齒輪23的軸向行為受到第二雙螺旋齒輪22之軸向行為的干擾。以此方式，則有可能抑制第一齒輪對2的對齊效果和第二齒輪對3的對齊效果在第二軸桿20上互相阻礙。 　　[0085] 舉另一範例，第二軸承5可以具有大於第三軸承6的軸向剛性，並且也可以具有小於或等於第一軸承4的軸向剛性。在這情形，軸向剛性變成依以下次序而漸小：「第一軸承4≧第二軸承5＞第三軸承6」。透過此點，則第二齒輪對3的對齊效果不是由第三雙螺旋齒輪23的軸向行為所確保，而是由第四雙螺旋齒輪34的軸向行為所確保。也就是說，有可能抑制第三雙螺旋齒輪23在軸向移動，如此以施加第二齒輪對3的對齊效果。因而，雖然第二雙螺旋齒輪22在軸向移動，如此以施加第一齒輪對2的對齊效果，但是有可能抑制第二雙螺旋齒輪22的軸向行為受到第三雙螺旋齒輪23之軸向行為的干擾。以此方式，則有可能抑制第一齒輪對2的對齊效果和第二齒輪對3的對齊效果在第二軸桿20上互相阻礙。 　　[0086] 第二軸承5可以由類型不同於第一軸承4和第三軸承6之中至少一者的滾動軸承所組成。舉例而言，在前述軸向剛性變成依以下次序而漸小的範例：「第三軸承6≧第二軸承5＞第一軸承4」，如果第二軸承5是錐形滾子軸承，則第一軸承4可以是圓柱滾子軸承，並且第三軸承6可以是錐形滾子軸承。在前述軸向剛性變成依以下次序而漸小的範例：「第一軸承4≧第二軸承5＞第三軸承6」，如果第二軸承5是錐形滾子軸承，則第一軸承4可以是錐形滾子軸承，並且第三軸承6可以是圓柱滾子軸承。 　　[0087] 附帶而言，第一到第三軸承4、5、6的類型不限於以上二類型（圓柱滾子軸承和錐形滾子軸承）的組合。舉例而言，可以適當組合圖3所示的四種滾動軸承。也就是說，滾子軸承和滾珠軸承可以針對第一到第三軸承4、5、6來組合。如果第二軸承5是錐形滾子軸承，則第一軸承4和第三軸承6都可以由圓柱滾子軸承、深溝滾珠軸承、斜角滾珠軸承之中任一者所組成。因而，第一軸承4可以是深溝滾珠軸承，第二軸承5可以是錐形滾子軸承，並且第三軸承6可以是深溝滾珠軸承。第二軸承5可以由類型不同於第四軸承8的軸承所組成。 　　[0088] 再者，第一到第三軸承4、5、6之每一者的數目不限於二個，並且可以是一個。這意謂第一雙螺旋齒輪11可以由懸臂狀態之單一軸承所組成的第一軸承4來支撐。類似而言，第二雙螺旋齒輪22和第三雙螺旋齒輪23可以由懸臂狀態之單一軸承所組成的第二軸承5來支撐，並且第四雙螺旋齒輪34可以由懸臂狀態之單一軸承所組成的第三軸承6來支撐。因而，第一到第三軸承4、5、6都可以由一個軸承或二個軸承所組成，並且可以彼此適當組合。舉一範例，第一軸承4是由單一軸承4a所組成，第二軸承5是由二個軸承5a、5b所組成，並且第三軸承6是由二個軸承6a、6b所組成。舉另一範例，軸承4、5、6都可以由單一軸承所組成。也就是說，當描述第一軸承4時，則包括了以下情形的箱：第一軸承4是由軸承4a單獨所組成、第一軸承4是由軸承4b單獨所組成、第一軸承4是由二個軸承4a、4b所組成。這在第二軸承5和第三軸承6是相同的。 　　[0089] 第一到第四軸承4、5、6、8都可以是單列軸承或雙列軸承。 　　[0090] 第一到第三軸桿10、20、30和第一到第四雙螺旋齒輪11、22、23、34都可以不限於由單一構件或不同構件所組成。舉例而言，如果它們是彼此不同的構件，則可以建構成雙螺旋齒輪和對應的旋轉軸桿以可整體旋轉並且在軸向上不可相對移動的方式所整合。也就是說，雙螺旋齒輪和旋轉軸桿是一體成形的敘述乃意謂雙螺旋齒輪和旋轉軸桿整體旋轉並且也在軸向整體移動。 　　[0091] 圖4和圖5所示的上面每個車輛範例是一範例，並且可適用的車輛不限於這些範例。舉例而言，傳送設備102不限於自動變速，並且也可以是帶式連續變速（continuously variable trasmission，CVT）。動力傳送機構1所可適用的混合動力車輛不限於單一馬達類型的混合動力車輛，並且也可以包括雙馬達類型的混合動力車輛。如果圖5所示動力傳送機構1安裝在雙馬達類型的混合動力車輛中，則驅動單元100進一步包括未圖示的第一馬達和功能作為第二馬達的馬達108。在這情形，從第一馬達所輸出的動力經由輸出齒輪105而傳送到從動輪104。 [2. 第二具體態樣] 　　[0092] 參考圖1、圖2、圖4到圖6，將描述第二具體態樣的動力傳送機構。圖6是解釋滾子軸承的軸向內部間隙和每種滾動軸承之間關係的圖形。於第二具體態樣的敘述，將省略相同於第一具體態樣之組態的敘述，並且將使用其參考數字。 [2-1. 第二具體態樣的基本組態] 　　[0093] 首先，將參考圖1和圖2來描述第二具體態樣的動力傳送機構1。於第二具體態樣的動力傳送機構1，第一軸承4和第三軸承6是由滾珠軸承所組成，這不同於第一具體態樣。 　　[0094] 第一軸承4的每個軸承4a、4b是由深溝滾珠軸承所組成。第一軸桿10和第一雙螺旋齒輪11是由二個深溝滾珠軸承所組成的軸承對（第一軸承對）來支撐。第三軸承6的每個軸承6a、6b是由深溝滾珠軸承所組成。第三軸桿30和第四雙螺旋齒輪34是由二個深溝滾珠軸承所組成的軸承對（第三軸承對）來支撐。 　　[0095] 於第二具體態樣，相對於滾子軸承的軸向內部間隙，建構成支撐具有多個雙螺旋齒輪的旋轉軸桿（中間軸桿）之軸承的軸向內部間隙，乃不同於支撐具有單一雙螺旋齒輪的旋轉軸桿之軸承的軸向內部間隙。 　　[0096] 在此，滾子軸承的軸向內部間隙表示內部環和外部環之中一軸承環固定而內部環和外部環的另一軸承環在軸向的移動量。這意謂感興趣之滾動軸承的軸向內部間隙代表這軸承的軸向位移量（可移動的量）。 [2-2. 軸向內部間隙] 　　[0097] 其次，參考圖6，將描述滾動軸承的軸向內部間隙和每種滾動軸承之間的關係。於圖6，以滾動軸承來說，舉的例子是四種類型的滾動軸承：圓柱滾子軸承、深溝滾珠軸承、錐形滾子軸承、斜角滾珠軸承。於以下敘述，「滾動軸承的軸向內部間隙」簡稱為「軸向內部間隙」。 　　[0098] 如圖6所示，於滾動軸承，軸向內部間隙變成依以下次序而漸小：圓柱滾子軸承、深溝滾珠軸承、錐形滾子軸承、斜角滾珠軸承。由於預壓縮施加到錐形滾子軸承和斜角滾珠軸承，故這些軸承大致都沒有軸向內部間隙。深溝滾珠軸承是具有接觸角的軸承，並且其所具有的軸向內部間隙大於錐形滾子軸承和斜角滾珠軸承。圓柱滾子軸承具有相對而言最大的軸向內部間隙。如上所述，軸向內部間隙視滾動軸承的類型而有所不同。 　　[0099] 圖6所示的四種滾動軸承之軸向內部間隙的大小關係僅是一範例，並且本發明不限於此。然而，圖6所示之軸向內部間隙的大小關係乃滿足於深溝滾珠軸承和錐形滾子軸承之間的關係。 　　[0100] 如前所述，深溝滾珠軸承具有大於錐形滾子軸承的軸向內部間隙，如此則第二軸承5的軸向內部間隙形成為小於第一軸承4和第三軸承6。於動力傳送機構1，雙螺旋齒輪和旋轉軸桿一體成形；因此，感興趣之軸承的軸向內部間隙代表其雙螺旋齒輪當在嚙合部分之推力（驅動力）作用時的軸向行為容易性。 　　[0101] 舉例而言，當在第一齒輪對2的嚙合部分2a造成單一齒面接觸時，因為第一軸承4的軸向內部間隙大於第二軸承5，所以在第一軸桿10側上的第一雙螺旋齒輪11由於在嚙合部分2a所產生之推力的緣故而在軸向移動，並且在第二軸桿20側上之第二雙螺旋齒輪22的軸向行為變得較小。以此方式，雖然第二雙螺旋齒輪22由於在嚙合部分2a有誤差分量的緣故而不主動在軸向移動，但是由於第一雙螺旋齒輪11之軸向行為的緣故，而應用了第一齒輪對2的對齊效果。 　　[0102] 當在第二齒輪對3的嚙合部分3a造成雙螺旋齒輪的單一齒面接觸時，由於第三軸承6的軸向內部間隙大於第二軸承5，因此在第三軸桿30上的第四雙螺旋齒輪34由於在嚙合部分3a所產生之推力的緣故而在軸向移動，並且在第二軸桿20側上之第三雙螺旋齒輪23的軸向行為變得較小。以此方式，雖然第三雙螺旋齒輪23由於在嚙合部分3a有誤差分量的緣故而不主動在軸向移動，但是由於第四雙螺旋齒輪34之軸向行為的緣故，而應用了第二齒輪對3的對齊效果。 [2-3. 第二具體態樣的車輛範例] 　　[0103] 第二具體態樣的動力傳送機構1可以安裝在圖4和圖5所示的車輛Ve中。 　　[0104] 於圖4所示的第一車輛範例，由於第一軸承4的軸向內部間隙大於第二軸承5，故相對於在逆反齒輪對110之嚙合部分110a所產生的推力而言，輸出齒輪105比逆反從動齒輪106a更容易在軸向移動。附帶而言，由於第三軸承6的軸向內部間隙大於第二軸承5，故相對於在最終齒輪對120之嚙合部分120a所產生的推力而言，差速環齒輪35比驅動小齒輪106b更容易在軸向移動。 　　[0105] 於圖5所示之第二車輛範例的動力傳送機構1，第四軸承8是由深溝滾珠軸承所組成。第四軸桿40和第五雙螺旋齒輪45是由單一深溝滾珠軸承所支撐。由於深溝滾珠軸承的軸向內部間隙大於錐形滾子軸承的軸向內部間隙，故第四軸承8的軸向內部間隙形成為大於第二軸承5的軸向內部間隙。因而，相對於在第三齒輪對7的嚙合部分7a所產生的推力而言，第五雙螺旋齒輪45比第二雙螺旋齒輪22更容易在軸向移動。 　　[0106] 於圖5所示之第二車輛範例的驅動單元100，第四軸承8的軸向內部間隙大於第二軸承5，因此相對於在減速齒輪對130之嚙合部分130a所產生的推力而言，減速齒輪109比逆反從動齒輪106a更容易在軸向移動。 　　[0107] 如前所述，根據第二具體態樣，由於第二軸承5的軸向內部間隙小於第一軸承4和第三軸承6，故抑制了第一齒輪對2和第二齒輪對3的對齊效果在第二軸桿20上互相阻礙。透過此點，則有可能抑制雙螺旋齒輪的軸向行為在嚙合多個雙螺旋齒輪的齒輪軸桿上彼此干擾，藉此確保其互相對齊的效果。據此，雙螺旋齒輪的對齊效果適當發揮作用，藉此在嚙合部分抑制噪音和震動的產生。 　　[0108] 本發明不限於前述第二具體態樣，並且可以適當修改而不偏離本發明的範圍。 　　[0109] 舉例而言，第二軸承5可以具有小於第一軸承4和第三軸承6之中至少一者的軸向內部間隙。 　　[0110] 舉一範例，第二軸承5的軸向內部間隙可以建構成小於第一軸承4，並且也大於或等於第三軸承6的軸向內部間隙。在這情形，軸向內部間隙變成依以下次序而漸小：「第一軸承4＞第二軸承5≧第三軸承6」。透過此點，則第一齒輪對2的對齊效果不是由第二雙螺旋齒輪22的軸向行為所確保，而是由第一雙螺旋齒輪11的軸向行為所確保。也就是說，有可能抑制第二雙螺旋齒輪22在軸向移動，如此以施加第一齒輪對2的對齊效果。因而，即使第三雙螺旋齒輪23在軸向移動，如此以施加第二齒輪對3的對齊效果，仍抑制了第三雙螺旋齒輪23的軸向行為受到第二雙螺旋齒輪22的軸向行為之干擾。以此方式，則有可能抑制第一齒輪對2的對齊效果和第二齒輪對3的對齊效果在第二軸桿20上互相阻礙。 　　[0111] 舉另一範例，可以建構成第二軸承5的軸向內部間隙小於第三軸承6，並且也大於或等於第一軸承4的軸向內部間隙。在這情形，軸向內部間隙變成依以下次序而漸小：「第三軸承6＞第二軸承5≧第一軸承4」。透過此點，則第二齒輪對3的對齊效果不是由第三雙螺旋齒輪23的軸向行為所確保，而是由第四雙螺旋齒輪34的軸向行為所確保。也就是說，有可能抑制第三雙螺旋齒輪23在軸向移動，如此以施加第二齒輪對3的對齊效果。因而，即使第二雙螺旋齒輪22在軸向移動，如此以施加第一齒輪對2的對齊效果，仍有可能抑制第二雙螺旋齒輪22的軸向行為受到第三雙螺旋齒輪23的軸向行為之干擾。以此方式，則有可能抑制第一齒輪對2的對齊效果和第二齒輪對3的對齊效果在第二軸桿20上互相阻礙。 　　[0112] 第二軸承5可以由類型不同於第一軸承4和第三軸承6之中至少一者的滾動軸承所組成。舉例而言，在前述軸向內部間隙變成依以下次序而漸小的範例：「第一軸承4＞第二軸承5≧第三軸承6」，如果第二軸承5是錐形滾子軸承，則第一軸承4可以是深溝滾珠軸承，並且第三軸承6可以是錐形滾子軸承。在前述軸向內部間隙變成依以下次序而漸小的範例：「第三軸承6＞第二軸承5≧第一軸承4」，如果第二軸承5是錐形滾子軸承，則第一軸承4可以是錐形滾子軸承，並且第三軸承6可以是深溝滾珠軸承。 　　[0113] 附帶而言，第一到第三軸承4、5、6的類型不限於上述二類型（深溝滾珠軸承和錐形滾子軸承）的組合。舉例而言，可以適當組合圖6所示的上述四種滾動軸承。第二軸承5可以由錐形滾子軸承或斜角滾珠軸承所組成。在這情形，第一軸承4和第三軸承6的每一者可以由圓柱滾子軸承或深溝滾珠軸承所組成。因而，於第二具體態樣，第一軸承4可以是圓柱滾子軸承，第二軸承5可以是錐形滾子軸承，並且第三軸承6可以是圓柱滾子軸承。 [3. 第三具體態樣] 　　[0114] 參考圖1、圖2、圖4、圖5、圖7到圖9，將描述第三具體態樣的動力傳送機構。圖7是解釋深溝滾珠軸承中之滾道表面的曲率半徑和每個滾珠直徑的圖形。圖8是解釋滾道表面的曲率半徑相對於每個滾珠直徑的比率與軸向剛性之間關係的圖形。圖9是解釋滾道表面的曲率半徑相對於每個滾珠直徑的比率與軸向內部間隙之間關係的圖形。於第三具體態樣的敘述，將省略相同於第二具體態樣之組態的敘述，並且將使用其參考數字。 [3-1. 基本組態] 　　[0115] 首先，將參考圖1和圖2來描述第三具體態樣的動力傳送機構1。於第三具體態樣的動力傳送機構1，第一到第三軸承4、5、6都是由滾珠軸承所組成，這不同於第二具體態樣。 　　[0116] 第二軸承5的每個軸承5a、5b是由深溝滾珠軸承所組成。第二軸桿20、第二雙螺旋齒輪22、第三雙螺旋齒輪23是由第二軸承5所支撐，而第二軸承5是由二個深溝滾珠軸承所組成的軸承對（第二軸承對）。 [3-2. 滾道表面的曲率半徑相對於滾珠直徑的比率與軸向位移量之間的關係] 　　[0117] 如圖7所示，第一到第三軸承4、5、6的每一者是由深溝滾珠軸承9所組成，而軸承9是由以下所組成：滾珠91，其為滾動物體；以及軸承環92，其具有讓滾珠91滾動的滾道表面92a。圖7所示的軸承環92是深溝滾珠軸承9的內部環，而深溝滾珠軸承9的外部環未圖示於圖7。 　　[0118] 於深溝滾珠軸承9，每個滾珠91的直徑（下文稱為「滾珠直徑」）R1 形成為以致等於或大於滾道表面92a的曲率半徑（下文稱為「滾道表面半徑」）R2 。滾道表面半徑R2 除以滾珠直徑R1 所獲得的數值是0.5或更大。也就是說，以百分率而言，滾道表面半徑R2 相對於滾珠直徑R1 的比率X是50%或更大。於本敘述，比率X是以百分率來代表。附帶而言，在以下敘述，「滾道表面半徑R2 相對於滾珠直徑R1 的比率X」簡稱為「比率X」。 　　[0119] 由於滾道表面半徑R2 在滾道表面92a的軸向二末端變得大於在其軸向中心，故滾道表面半徑R2 在滾道表面92a的二個軸向末端變成曲率半徑中的最大數值。這意謂滾道表面半徑R2 之最大數值除以滾珠直徑R1 所獲得的比率X是這深溝滾珠軸承9中的比率X最小值。 　　[0120] 於第三具體態樣，相對於第一到第三軸承4、5、6的比率X最小值，支撐具有多個雙螺旋齒輪的旋轉軸桿（中間軸桿）之軸承的比率X最小值乃不同於支撐具有單一雙螺旋齒輪的旋轉軸桿之軸承的比率X最小值。 　　[0121] 在此，深溝滾珠軸承9中之滾道表面半徑R2 相對於滾珠直徑R1 的比率X最小值代表感興趣的軸承相對於在雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而產生之軸向力（推力）的軸向位移量。隨著比率X最小值變得較大，深溝滾珠軸承9的軸向位移量變得較大。相對而言，隨著比率X最小值變得較小，深溝滾珠軸承9的軸向位移量變得較小。 [3-2-1. 滾道表面的曲率半徑相對於滾珠直徑的比率與軸向剛性之間的關係] 　　[0122] 參考圖8，將描述深溝滾珠軸承9的比率X和軸向剛性之間的關係。於圖8，為了解釋軸向剛性的差異，所舉範例是以下的個別情形：比率X＞52%、比率X=52%、X=50%。圖8所示的比率X是比率X的最小值。 　　[0123] 如圖8所示，深溝滾珠軸承9的軸向剛性依以下次序而變得漸大：比率X大於52%的情形、比率X為52%的情形、比率X為50%的情形。以此方式，則體會到在深溝滾珠軸承9，隨著比率X變得較小，軸向剛性變得較大。這意謂比率X代表深溝滾珠軸承9相對於在嚙合部分所產生之推力的軸向剛性大小。也就是說，即使是在深溝滾珠軸承9之間，如果它們的比率X不同，則它們的軸向剛性大小也變成不同。 [3-2-2. 滾道表面半徑相對於滾珠直徑的比率與軸向內部間隙之間的關係] 　　[0124] 參考圖9，將描述深溝滾珠軸承9的比率X和軸向內部間隙之間的關係。於圖9，為了解釋感興趣之滾珠軸承的軸向內部間隙差異，將舉的範例是以下的個別情形：比率X＞52%、比率X為52%、比率X為50%。附帶而言，圖9所示的比率X是比率X的最小值。 　　[0125] 如圖9所示，深溝滾珠軸承9的軸向內部間隙變成依以下次序而漸小：比率X大於52%的情形、比率X為52%的情形、比率X為50%的情形。以此方式，則體會到在深溝滾珠軸承9，隨著比率X變得較小，軸向內部間隙變得較小。也就是說，比率X代表深溝滾珠軸承9相對於在嚙合部分所產生之推力的軸向位移量（可移動的量）。也就是說，即使在深溝滾珠軸承9之間，如果它們的比率X不同，則它們的軸向內部間隙大小也變成不同。 　　[0126] 於第三具體態樣的動力傳送機構1，第二軸承5形成為以致深溝滾珠軸承9所具有的比率X最小值小於第一軸承4和第三軸承6。舉例而言，第一軸承4的每個軸承4a、4b建構成具有52%或更大的比率X。第二軸承5的每個軸承5a、5b建構成具有小於52%的比率X。第三軸承6的每個軸承6a、6b建構成具有52%或更大的比率X。透過此點，則第二軸承5具有大於第一軸承4和第三軸承6的軸向剛性（較小的軸向位移量）。第二軸承5具有小於第一軸承4和第三軸承6的軸向內部間隙（較小的軸向位移量）。 　　[0127] 於動力傳送機構1，雙螺旋齒輪和旋轉軸桿是一體成形；因此，感興趣的深溝滾珠軸承9具有較小的比率X最小值則代表雙螺旋齒輪相對於在雙螺旋齒輪之嚙合部分所產生的推力而言是更難在軸向移動。 　　[0128] 舉例而言，當在第一齒輪對2的嚙合部分2a造成雙螺旋齒輪的單一齒面接觸時，由於第一軸承4具有小於第二軸承5的比率X最小值，故在第一軸桿10側上的第一雙螺旋齒輪11由於在嚙合部分2a所產生之推力的緣故而主要在軸向移動，並且在第二軸桿20側上之第二雙螺旋齒輪22的軸向行為變得較小。透過此點，則雖然第二雙螺旋齒輪22由於在嚙合部分2a有誤差分量的緣故而不主動在軸向移動，但是由於在第一軸承4側上的第一雙螺旋齒輪11之軸向行為的緣故（其比率X最小值相對較小），而有可能施加第一齒輪對2的對齊效果。 　　[0129] 當在第二齒輪對3的嚙合部分3a造成雙螺旋齒輪的單一齒面接觸時，由於第三軸承6具有大於第二軸承5的比率X最小值，故在第三軸桿30上的第四雙螺旋齒輪34由於在嚙合部分3a所產生之推力的緣故而主要在軸向移動，並且在第二軸桿20側上之第三雙螺旋齒輪23的軸向行為變得較小。透過此點，則雖然第三雙螺旋齒輪23由於在嚙合部分3a有誤差分量的緣故而不主動在軸向移動，但是由於在第三軸承6側上的第四雙螺旋齒輪34之軸向行為的緣故（其具有相對較小的比率X最小值），而有可能施加第二齒輪對3的對齊效果。 [3-3. 第三具體態樣的車輛範例] 　　[0130] 第三具體態樣的動力傳送機構可以安裝在圖4和圖5所示的車輛Ve中。 　　[0131] 於圖4所示的第一車輛範例，由於第一軸承4具有大於第二軸承5的比率X最小值，故相對於在逆反齒輪對110之嚙合部分110a所產生的推力而言，輸出齒輪105比逆反從動齒輪106a更容易在軸向移動。附帶而言，由於第三軸承6也具有大於第二軸承5的比率X最小值，故相對於在最終齒輪對120之嚙合部分120a所產生的推力而言，差速環齒輪35比驅動小齒輪106b更容易在軸向移動。 　　[0132] 於圖5所示之第二車輛範例的動力傳送機構1，第四軸承8是深溝滾珠軸承，並且形成為以致具有大於第二軸承5的比率X最小值。因而，相對於在第三齒輪對7之嚙合部分7a所產生的推力而言，第五雙螺旋齒輪45比第二雙螺旋齒輪22更容易在軸向移動。 　　[0133] 於圖5所示之第二車輛範例的驅動單元100，由於第四軸承8具有大於第二軸承5的比率X最小值，故相對於在減速齒輪對130之嚙合部分130a所產生的推力而言，減速齒輪109比逆反從動齒輪106a更容易在軸向移動。 　　[0134] 如前所述，根據第三具體態樣，第二軸承5具有小於第一軸承4和第三軸承6的比率X最小值；因此，有可能抑制第一齒輪對2和第二齒輪對3的對齊效果在第二軸桿20上互相阻礙。透過此點，則有可能抑制雙螺旋齒輪的軸向行為彼此干擾，藉此互相確保其對齊效果。據此，雙螺旋齒輪的對齊效果適當發揮作用，藉此在嚙合部分抑制噪音和震動的產生。 　　[0135] 本發明不限於前述第三具體態樣，並且可以適當修改而不偏離本發明的範圍。 　　[0136] 舉例而言，深溝滾珠軸承9的比率X不限於上述數值。也就是說，這比率可以是任何數值，前提是第二軸承5的比率X最小值相對而言小於第一軸承4和第三軸承6的比率X最小值。 　　[0137] 第二軸承5可以具有任何的比率X最小值，前提是這比率X最小值小於第一軸承4和第三軸承6的比率X最小值之中至少一者。在這情形，也有可能抑制第一齒輪對2的對齊效果和第二齒輪對3的對齊效果在第二軸桿20上互相阻礙。 　　[0138] 舉一範例，第二軸承5可以形成為以致具有小於第一軸承4的比率X最小值，並且也具有大於或等於第三軸承6的比率X最小值。在這情形，比率X最小值變成依以下次序而漸小：「第一軸承4＞第二軸承5≧第三軸承6」。透過此點，則第一齒輪對2的對齊效果不是由第二雙螺旋齒輪22的軸向行為所確保，而是由第一雙螺旋齒輪11的軸向行為所確保。 　　[0139] 舉另一範例，第二軸承5可以形成為以致具有小於第三軸承6的比率X最小值，並且也具有大於或等於第一軸承4的比率X最小值。在這情形，比率X最小值變成依以下次序而漸小：「第三軸承6＞第二軸承5≧第一軸承4」。透過此點，則第二齒輪對3的對齊效果不是由第三雙螺旋齒輪23的軸向行為所確保，而是由第四雙螺旋齒輪34的軸向行為所確保。本發明的動力傳送機構可以界定如下。動力傳送機構包括：第一軸桿，其包括第一雙螺旋齒輪；第二軸桿，其包括第二雙螺旋齒輪和第三雙螺旋齒輪，第二雙螺旋齒輪建構成嚙合第一雙螺旋齒輪，第三雙螺旋齒輪排列成在第二軸桿的方向上相鄰於第二雙螺旋齒輪；第三軸桿，其包括第四雙螺旋齒輪，該第四雙螺旋齒輪建構成嚙合第三雙螺旋齒輪；第一軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐第一軸桿；第二軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐第二軸桿；以及第三軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐第三軸桿；其中第一雙螺旋齒輪和第一軸桿建構成整體旋轉並且在軸向整體移動，第二雙螺旋齒輪、第三雙螺旋齒輪、第二軸桿建構成整體旋轉並且在軸向整體移動，第四雙螺旋齒輪和第三軸桿建構成整體旋轉並且在軸向整體移動；以及第二軸承建構成以致滿足以下條件（i）和（ii）之中至少一者：（i）第二軸承相對於在第一雙螺旋齒輪和第二雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生之力的軸向位移量，乃小於第一軸承相對於在第一雙螺旋齒輪和第二雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生之力的軸向位移量，以及（ii）第二軸承相對於在第三雙螺旋齒輪和第四雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生之力的軸向位移量，乃小於第三軸承相對於在第三雙螺旋齒輪和第四雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生之力的軸向位移量。第二軸承的軸向剛性可以大於第一軸承的軸向剛性和第三軸承的軸向剛性之中至少一者。第一軸承和第三軸承之中至少一者的軸向內部間隙可以大於第二軸承的軸向內部間隙。軸向內部間隙是當內部和外部軸承環之中的一軸承環在軸向移動而內部和外部軸承環之中的另一軸承環固定時之該一軸承環的移動量。第二軸承可以是在軸向被施加預壓縮的軸承，並且第二軸承可以是類型不同於第一軸承和第三軸承之中至少一者的軸承。第一軸承可以包括圓柱滾子軸承和深溝滾珠軸承之中任一者，第二軸承可以包括錐形滾子軸承，並且第三軸承可以包括圓柱滾子軸承和深溝滾珠軸承之中任一者。第一軸承、第二軸承、第三軸承的每一者是滾珠軸承，其包括軸承環而具有滾道表面，並且滾珠滾動在滾道表面上，並且第二軸承可以建構成以致滿足以下條件（i）和（ii）之中至少一者：（i）第二軸承中之滾道表面的曲率半徑相對於滾珠直徑的比率最小值，乃小於第一軸承中之滾道表面的曲率半徑相對於滾珠直徑的比率最小值；以及（ii）第二軸承中之滾道表面的曲率半徑相對於滾珠直徑的比率最小值，乃小於第三軸承中之滾道表面的曲率半徑相對於滾珠直徑的比率最小值。第一軸承可以包括深溝滾珠軸承，第二軸承可以包括深溝滾珠軸承，並且第三軸承可以包括深溝滾珠軸承。動力傳送機構可以包括：第四軸桿，其包括嚙合第二雙螺旋齒輪的第五雙螺旋齒輪；以及第四軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐第四軸桿，其中第二軸承可以建構成以致第二軸承相對於在第二雙螺旋齒輪和第五雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生之力的軸向位移量，乃小於第四軸承相對於在第二雙螺旋齒輪和第五雙螺旋齒輪之間的嚙合部分而在軸向產生之力的軸向位移量。第二軸承的軸向剛性可以大於第四軸承的軸向剛性，並且第二軸承的軸向剛性可以大於第一軸承的軸向剛性和第三軸承的軸向剛性之中至少一者。動力傳送機構可以包括：第四軸桿，其包括嚙合第二雙螺旋齒輪的第五雙螺旋齒輪；以及第四軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐第四軸桿。第四軸承的軸向內部間隙可以大於第二軸承的軸向內部間隙。第二軸承可以是類型不同於第四軸承的軸承，並且第二軸承可以是類型不同於第一軸承和第三軸承之中至少一者的軸承。第一軸承、第二軸承、第三軸承、第四軸承的每一者是滾珠軸承，其包括軸承環而具有滾道表面，並且滾珠滾動在滾道表面上，第二軸承可以建構成以致第二軸承中之滾道表面的曲率半徑相對於滾珠直徑的比率最小值，乃小於第四軸承中之滾道表面的曲率半徑相對於滾珠直徑的比率最小值，並且第二軸承可以建構成以致滿足以下條件（i）和（ii）之中至少一者：（i）第二軸承中之滾道表面的曲率半徑相對於滾珠直徑的比率最小值，乃小於第一軸承中之滾道表面的曲率半徑相對於滾珠直徑的比率最小值；以及（ii）第二軸承中之滾道表面的曲率半徑相對於滾珠直徑的比率最小值，乃小於第三軸承中之滾道表面的曲率半徑相對於滾珠直徑的比率最小值。
[0140]
1‧‧‧動力傳送機構
2‧‧‧第一齒輪對
2a‧‧‧嚙合部分
3‧‧‧第二齒輪對
3a‧‧‧嚙合部分
4‧‧‧第一軸承
4a、4b‧‧‧軸承
5‧‧‧第二軸承
5a、5b‧‧‧軸承
6‧‧‧第三軸承
6a、6b‧‧‧軸承
7‧‧‧第三齒輪對
7a‧‧‧嚙合部分
8‧‧‧第四軸承
9‧‧‧深溝滾珠軸承
10‧‧‧第一軸桿
11‧‧‧第一雙螺旋齒輪
11a‧‧‧左齒面
11b‧‧‧右齒面
20‧‧‧第二軸桿
22‧‧‧第二雙螺旋齒輪
22a‧‧‧左齒面
22b‧‧‧右齒面
23‧‧‧第三雙螺旋齒輪
23a‧‧‧左齒面
23b‧‧‧右齒面
30‧‧‧第三軸桿
31‧‧‧差速箱
31a‧‧‧左內側部
31b‧‧‧右內側部
34‧‧‧第四雙螺旋齒輪
34a‧‧‧左齒面
34b‧‧‧右齒面
35‧‧‧差速環齒輪
40‧‧‧第四軸桿
45‧‧‧第五雙螺旋齒輪
45a‧‧‧左齒面
45b‧‧‧右齒面
91‧‧‧滾珠
92‧‧‧軸承環
92a‧‧‧滾道表面
100‧‧‧驅動單元
101‧‧‧引擎
102‧‧‧傳送設備
102a‧‧‧輸入軸桿
102b‧‧‧輸出軸桿
103‧‧‧軸
104‧‧‧從動輪
105‧‧‧輸出齒輪
105a‧‧‧傳送軸桿
106‧‧‧逆反齒輪機構
106a‧‧‧逆反從動齒輪
106b‧‧‧驅動小齒輪
106c‧‧‧逆反軸桿
107‧‧‧差速機構
108‧‧‧馬達
108a‧‧‧馬達軸桿
109‧‧‧減速齒輪
109a‧‧‧支撐軸桿
110‧‧‧逆反齒輪對
110a‧‧‧嚙合部分
120‧‧‧最終齒輪對
120a‧‧‧嚙合部分
130‧‧‧減速齒輪對
130a‧‧‧嚙合部分
R1‧‧‧滾珠直徑
R2‧‧‧滾道表面半徑
Ve‧‧‧車輛
[0029] 下面將參考伴隨圖式來描述本發明之範例性具體態樣的特徵、優點以及技術和產業上的重要性，而圖式中的相同數字表示相同的元件，並且其中： 　　圖1是基本組態圖，其示意顯示第一具體態樣的動力傳送機構； 　　圖2是基本組態圖，其示意顯示動力傳送機構而具有由差速箱所組成的第三軸桿； 　　圖3是解釋滾動軸承的軸向剛性和每種滾動軸承之間關係的圖形； 　　圖4是概略圖，其示意顯示包括動力傳送機構的第一車輛範例； 　　圖5是概略圖，其示意顯示包括動力傳送機構的第二車輛範例； 　　圖6是解釋滾動軸承的軸向內部間隙和每種滾動軸承之間關係的圖形； 　　圖7是解釋深溝滾珠軸承中之滾道表面的曲率半徑和每個滾珠直徑的圖形； 　　圖8是解釋滾道表面之曲率半徑相對於每個滾珠直徑的比率與軸向剛性之間關係的圖形；以及 　　圖9是解釋滾道表面之曲率半徑相對於每個滾珠直徑的比率與軸向內部間隙之間關係的圖形。

Claims (12)

  1. 一種動力傳送機構，其界定出一軸向，該動力傳送機構包括：第一軸桿，其包括第一雙螺旋齒輪；第二軸桿，其包括第二雙螺旋齒輪和第三雙螺旋齒輪，該第二雙螺旋齒輪建構成嚙合該第一雙螺旋齒輪，該第三雙螺旋齒輪排列成在該第二軸桿的方向上相鄰於該第二雙螺旋齒輪；第三軸桿，其包括第四雙螺旋齒輪，該第四雙螺旋齒輪建構成嚙合該第三雙螺旋齒輪；第一軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐該第一軸桿；第二軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐該第二軸桿；以及第三軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐該第三軸桿，該第一雙螺旋齒輪和該第一軸桿建構成整體旋轉，並且在軸向整體移動，該第二雙螺旋齒輪、該第三雙螺旋齒輪、該第二軸桿建構成整體旋轉，並且在該軸向整體移動，該第四雙螺旋齒輪和該第三軸桿建構成整體旋轉，並且在該軸向整體移動，以及該第二軸承建構成滿足條件(i)和(ii)之中至少一者：(i)該第二軸承回應在該第一雙螺旋齒輪和該第二雙螺旋齒輪之間的嚙合部分、在該軸向上產生之力而引起的軸向位移量，小於該第一軸承回應在該第一雙螺旋齒輪和該第二雙螺旋齒輪之間的嚙合部分、在該軸向上產生之力而引起的軸向位移量，以及(ii)該第二軸承回應在該第三雙螺旋齒輪和該第四雙螺旋齒輪之間的嚙合部分、在該軸向上產生之力而引起的軸向位移量，小於該第三軸承回應在該第三雙螺旋齒輪和該第四雙螺旋齒輪之間的嚙合部分、在該軸向上之力而引起的軸向位移量。
  2. 根據申請專利範圍第1項的動力傳送機構，其中：該第二軸承的軸向剛性大於該第一軸承的軸向剛性和該第三軸承的軸向剛性之中至少一者。
  3. 根據申請專利範圍第1項的動力傳送機構，其中：該第一軸承和該第三軸承之中至少一者的軸向內部間隙大於該第二軸承的軸向內部間隙，並且該軸向內部間隙是當內部和外部軸承環之中的一軸承環在該軸向移動而該內部和該外部軸承環之中的另一軸承環固定時之該一軸承環的移動量。
  4. 根據申請專利範圍第1到3項中任一項的動力傳送機構，其中：該第二軸承是在該軸向被施加預壓縮的軸承，並且該第二軸承是類型不同於該第一軸承和該第三軸承之中至少一者的軸承。
  5. 根據申請專利範圍第1項的動力傳送機構，其中：該第一軸承包括圓柱滾子軸承和深溝滾珠軸承之中任一者，該第二軸承包括錐形滾子軸承，並且該第三軸承包括圓柱滾子軸承和深溝滾珠軸承之中任一者。
  6. 根據申請專利範圍第2或3項的動力傳送機構，其中：該第一軸承、該第二軸承、該第三軸承的每一者是滾珠軸承，其包括軸承環而具有滾道表面，並且滾珠滾動在該滾道表面上，以及該第二軸承建構成滿足條件(i)和(ii)之中至少一者：(i)該第二軸承中該滾道表面的曲率半徑相對於該滾珠之直徑的比率最小值，小於該第一軸承中該滾道表面的曲率半徑相對於該滾珠之直徑的比率最小值；以及(ii)該第二軸承中該滾道表面的該曲率半徑相對於該滾珠之該直徑的該比率最小值，小於該第三軸承中該滾道表面的曲率半徑相對於該滾珠之直徑的比率最小值。
  7. 根據申請專利範圍第6項的動力傳送機構，其中：該第一軸承包括深溝滾珠軸承，該第二軸承包括深溝滾珠軸承，並且該第三軸承包括深溝滾珠軸承。
  8. 根據申請專利範圍第1項的動力傳送機構，其進一步包括：第四軸桿，其包括第五雙螺旋齒輪而嚙合該第二雙螺旋齒輪；以及第四軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐該第四軸桿，其中：該第二軸承建構成該第二軸承回應在該第二雙螺旋齒輪和該第五雙螺旋齒輪之間的嚙合部分、在該軸向上產生之力而引起的軸向位移量，小於該第四軸承回應在該第二雙螺旋齒輪和該第五雙螺旋齒輪之間的嚙合部分、在該軸向上產生之力而引起的軸向位移量。
  9. 根據申請專利範圍第8項的動力傳送機構，其中：該第二軸承的軸向剛性大於該第四軸承的軸向剛性，並且該第二軸承的軸向剛性大於該第一軸承的軸向剛性和該第三軸承的該軸向剛性之中至少一者。
  10. 根據申請專利範圍第3項的動力傳送機構，其進一步包括：第四軸桿，其包括第五雙螺旋齒輪而建構成嚙合該第二雙螺旋齒輪；以及第四軸承，其係滾動軸承而旋轉支撐該第四軸桿，其中：該第四軸承的該軸向內部間隙大於該第二軸承的該軸向內部間隙。
  11. 根據申請專利範圍第8到10項中任一項的動力傳送機構，其中：該第二軸承是類型不同於該第四軸承的軸承，並且該第二軸承是類型不同於該第一軸承和該第三軸承之中至少一者的軸承。
  12. 根據申請專利範圍第9或10項的動力傳送機構，其中：該第一軸承、該第二軸承、該第三軸承、該第四軸承的每一者是滾珠軸承，其包括軸承環而具有滾道表面，並且滾珠滾動在該滾道表面上，該第二軸承建構成使得該第二軸承中該滾道表面的曲率半徑相對於該滾珠之直徑的比率最小值，小於該第四軸承中該滾道表面的曲率半徑相對於該滾珠之直徑的比率最小值，以及該第二軸承建構成滿足條件(i)和(ii)之中至少一者：(i)該第二軸承中該滾道表面的該曲率半徑相對於該滾珠之該直徑的該比率最小值，小於該第一軸承中該滾道表面的曲率半徑相對於該滾珠之直徑的比率最小值；以及(ii)該第二軸承中該滾道表面的該曲率半徑相對於該滾珠之該直徑的該比率最小值，小於該第三軸承中該滾道表面的曲率半徑相對於該滾珠之直徑的比率最小值。
TW106134994A 2016-11-29 2017-10-13 動力傳送機構 TWI666139B (zh)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2016231792A JP6421812B2 (ja) 2016-11-29 2016-11-29 動力伝達機構
JP2016-231792 2016-11-29

Publications (2)

Publication Number Publication Date
TW201819220A TW201819220A (zh) 2018-06-01
TWI666139B true TWI666139B (zh) 2019-07-21

Family

ID=60119944

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
TW106134994A TWI666139B (zh) 2016-11-29 2017-10-13 動力傳送機構

Country Status (9)

Country Link
US (1) US10683910B2 (zh)
EP (1) EP3327313B1 (zh)
JP (1) JP6421812B2 (zh)
KR (1) KR101968005B1 (zh)
CN (1) CN108119610B (zh)
BR (1) BR102017025535A2 (zh)
MY (1) MY193384A (zh)
RU (1) RU2666482C1 (zh)
TW (1) TWI666139B (zh)

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP6798469B2 (ja) 2017-10-30 2020-12-09 トヨタ自動車株式会社 動力伝達機構
WO2021201160A1 (ja) * 2020-03-31 2021-10-07 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 車両用駆動装置、及び車両用駆動装置の製造方法
US11054001B1 (en) * 2020-07-15 2021-07-06 GM Global Technology Operations LLC Electric drive unit with double helical gear

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB791594A (en) * 1955-02-08 1958-03-05 Fairfield Shipbuilding & Engin Improvements relating to double reduction gearing for marine propulsion
WO1999060289A1 (en) * 1998-04-30 1999-11-25 Abb Ab Gear
WO2007024176A1 (en) * 2005-08-26 2007-03-01 Aktiebolaget Skf A method and an arrangement for avoiding low load problems in rolling bearings
CN103979387A (zh) * 2014-05-23 2014-08-13 苏州皇森机电科技有限公司 卷扬式电梯主机

Family Cites Families (26)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2734396A (en) * 1956-02-14 Twin drive and driven power
US1357932A (en) * 1916-06-16 1920-11-02 Westinghouse Gear & Dynamomete Reduction-gearing
US1273556A (en) * 1916-11-06 1918-07-23 Fore River Ship Building Corp Gearing.
US2203282A (en) * 1935-08-03 1940-06-04 Timken Axle Co Detroit Power dividing and transmitting mechanism
US2257747A (en) * 1940-09-05 1941-10-07 Jr Warren G Jones Gear speed reducer and the like
US4022083A (en) * 1973-03-14 1977-05-10 Fa. Zahnraederfabrik Renk Ag Drive system for connecting two drive shafts to a single output shaft, as in a propeller drive for a watercraft
US4188821A (en) * 1978-03-02 1980-02-19 Ex-Cell-O Corporation Load measurement device
US4641543A (en) * 1984-10-12 1987-02-10 Jessup Thurman W Intermediate shaft thrust balance
US4709590A (en) * 1986-06-11 1987-12-01 Eaton Corporation Herringbone geared multiple load sharing countershaft transmission
RU2010135C1 (ru) * 1991-04-03 1994-03-30 Сибирский металлургический институт им.Серго Орджоникидзе Шевронная зубчатая передача
US6189397B1 (en) * 1998-11-06 2001-02-20 Harrier Technologies, Inc. Multi-speed automotive transmission using paired helical gearing
EP1142744A4 (en) * 1998-12-01 2003-08-27 Hitachi Ltd DRIVE DEVICE AND VEHICLE
JP3859052B2 (ja) * 2000-06-13 2006-12-20 アイシン・エィ・ダブリュ株式会社 駆動装置
ATE490416T1 (de) * 2001-03-12 2010-12-15 Hansen Transmissions Int Getriebewellenlagerung
US7028583B2 (en) * 2003-07-30 2006-04-18 Arvinmeritor Technology, Llc Axle assembly with transverse mounted electric motors
JP2008121714A (ja) * 2006-11-08 2008-05-29 Aisin Seiki Co Ltd クラッチ用アクチュエータ
US7963190B2 (en) * 2008-09-15 2011-06-21 Harrier Technologies, Inc. Helical gear sets
DE102009006523B4 (de) * 2009-01-28 2011-04-28 Getrag Getriebe- Und Zahnradfabrik Hermann Hagenmeyer Gmbh & Cie Kg Elektrische Achsanordnung
KR101282691B1 (ko) * 2011-07-28 2013-07-05 현대자동차주식회사 전기자동차용 2단 변속기
US9234567B2 (en) * 2011-08-19 2016-01-12 Jianwen Li Gear change transmission having axially adjusting countershafts
WO2013069098A1 (ja) * 2011-11-08 2013-05-16 トヨタ自動車株式会社 車両用動力伝達装置
CN202461129U (zh) * 2012-02-28 2012-10-03 上海山弈冶金技术有限公司 新型二十辊轧机齿轮箱
CN202812131U (zh) * 2012-09-27 2013-03-20 重庆永进重型机械成套设备有限责任公司 同轴式双分流齿轮箱及其所应用的食品加工设备
KR101497982B1 (ko) * 2013-05-03 2015-03-03 김종근 일방향 동력전달 장치
JP6459370B2 (ja) * 2014-04-10 2019-01-30 株式会社ジェイテクト 駆動ユニット及び駆動モジュール
JP2016056888A (ja) 2014-09-10 2016-04-21 本田技研工業株式会社 変速機

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB791594A (en) * 1955-02-08 1958-03-05 Fairfield Shipbuilding & Engin Improvements relating to double reduction gearing for marine propulsion
WO1999060289A1 (en) * 1998-04-30 1999-11-25 Abb Ab Gear
WO2007024176A1 (en) * 2005-08-26 2007-03-01 Aktiebolaget Skf A method and an arrangement for avoiding low load problems in rolling bearings
CN103979387A (zh) * 2014-05-23 2014-08-13 苏州皇森机电科技有限公司 卷扬式电梯主机

Also Published As

Publication number Publication date
MY193384A (en) 2022-10-09
TW201819220A (zh) 2018-06-01
EP3327313B1 (en) 2021-02-24
KR20180060960A (ko) 2018-06-07
RU2666482C1 (ru) 2018-09-07
BR102017025535A2 (pt) 2018-08-14
CN108119610B (zh) 2021-04-02
CN108119610A (zh) 2018-06-05
JP2018087619A (ja) 2018-06-07
US10683910B2 (en) 2020-06-16
KR101968005B1 (ko) 2019-04-10
EP3327313A1 (en) 2018-05-30
US20180149235A1 (en) 2018-05-31
JP6421812B2 (ja) 2018-11-14

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP5478893B2 (ja) 歯車装置
JP4818787B2 (ja) 揺動内接噛合遊星歯車装置
TWI666139B (zh) 動力傳送機構
US10281007B2 (en) Speed reducer
WO2013051457A1 (ja) 歯車伝動装置
US20160325613A1 (en) Drive device for hybrid vehicle
JP2013124761A (ja) 転がり軸受
JP4897496B2 (ja) 揺動内接噛合式の遊星歯車装置
JP2016031081A (ja) 差動装置
JP5746665B2 (ja) 歯車装置
JP2014177327A (ja) 車輪駆動装置
WO2018168763A1 (ja) 差動減速機
JP2020029914A (ja) ハイポサイクロイド減速機
WO2012086327A1 (ja) 歯車伝動装置
JP6033760B2 (ja) 軸受及びそれを用いた無段変速機
JP7367351B2 (ja) 多段遊星ローラ式動力伝達装置
WO2017085966A1 (ja) 変速機
JP2021001652A (ja) 多段遊星ローラ式動力伝達装置
JP6141757B2 (ja) 無段変速機
WO2020036138A1 (ja) 車両駆動装置
JP2024070029A (ja) 減速装置
JP2020063807A (ja) 偏心揺動型減速装置
CN115264006A (zh) 一种双内齿圈摆线减速器
CN111565958A (zh) 轮毂电动机驱动装置
JP2019094910A (ja) 伝動装置

Legal Events

Date Code Title Description
MM4A Annulment or lapse of patent due to non-payment of fees