JP6341216B2 - 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る。特に、本発明は、動力伝達経路上のガタに起因して発生する歯打ち音を抑制する構成の改良に関する。

車両に備えられる動力伝達装置を構成する回転軸同士の間のガタを有して対向する歯同士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電動機のトルクが零付近にあっても、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、動力伝達経路上において、第２電動機のロータ軸の上流側（エンジン側）のガタを詰めることはできるが、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を詰めることはできない。従って、変速機に入力されるトルクが零付近になると、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起因する歯打ち音が発生する可能性があった。

この歯打ち音を抑制する対策として、第２電動機のロータ軸と変速機の入力軸との間にトレランスリングを配設し（ロータ軸と入力軸との間にトレランスリングを介在させ）、これら第２電動機のロータ軸と変速機の入力軸との相対回転を規制する（入力軸への入力トルクが所定値を超えない状況では、トレランスリングによってロータ軸と入力軸とを一体的に回転させる）ことが考えられる。

しかしながら、このトレランスリングを配設した構成であっても、第２電動機のロータ軸から変速機の入力軸に伝達されるトルクの変動に起因して、トレランスリングが回転軸（例えば、変速機の入力軸）に対して微小に摺動（例えば、ガタを詰めるに至らない範囲内で回転方向に摺動）を繰り返すことがある。例えば、車両に要求される走行駆動力が小さい走行状態等において、エンジントルクの微小変動に起因して、第２電動機のロータ軸を介して変速機の入力軸に伝達されるトルクに微小変動が生じている場合等が挙げられる。このようなトレランスリングの微小な摺動が繰り返される状況では、トレランスリングの摺動箇所で摩耗が発生するなどして、その耐久性が低下してしまう可能性がある。

トレランスリングの耐久性を高める手段として、トレランスリングに給油孔を形成するなどの加工を施して潤滑性を高めることが考えられるが、この場合、トレランスリングの剛性不足を招いてしまう虞がある。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、歯打ち音を抑制するために配設されるトレランスリングに特別な加工（剛性不足を招く可能性のある加工等）を施すことなく、このトレランスリングの耐久性の低下を抑制できる構造を提供することにある。

前記の目的を達成するための本発明の解決手段は、動力源から駆動輪までの動力伝達経路の一部に、第１回転軸と第２回転軸とをスプライン嵌合させて成るスプライン嵌合部を備えた車両の動力伝達装置を前提とする。この動力伝達装置に対し、前記第１回転軸が前記第２回転軸の内部に挿入されている箇所であって、且つ前記スプライン嵌合部とは異なる箇所に、前記第１回転軸および前記第２回転軸のうち一方の回転軸に接する環状部と他方の回転軸に接する突起部とを有するトレランスリングを配設させる。また、前記第１回転軸および前記第２回転軸のうち、前記トレランスリングの前記環状部が接する回転軸に、この回転軸の表面において前記トレランスリングの前記環状部が接する領域に潤滑油を供給する溝部を設けているとともに、前記溝部に潤滑油を供給する給油孔を形成している。また、前記トレランスリングの周方向の一部に、このトレランスリングの前記環状部が接する領域に供給された潤滑油を排出する切欠きを形成している。

この特定事項により、第１回転軸と第２回転軸との間にトレランスリングが配設されていることによって、第１回転軸と第２回転軸との間のガタが詰まらない場合であっても、このトレランスリングにより第１回転軸および第２回転軸の双方がガタつくことなく保持される。従って、スプライン嵌合部での歯打ち音を抑制できる。また、第１回転軸および第２回転軸のうち、トレランスリングの環状部が接する回転軸の表面に溝部（トレランスリングの環状部が接する領域に潤滑油を供給する溝部）が設けられていることにより、このトレランスリングの環状部と回転軸との間に潤滑油が供給されることになる。このため、トレランスリングが回転軸（トレランスリングの環状部が接する回転軸）に対して微小に摺動（回転方向の摺動）を繰り返す状況を招いたとしても、トレランスリングの環状部の摩耗を抑制することができ、トレランスリングの耐久性の低下を抑制することができる。つまり、トレランスリングに特別な加工を施すことなく、このトレランスリングの耐久性の低下を抑制することができる。また、トレランスリングに形成された切欠きが、トレランスリングと回転軸との間に供給された潤滑油の排出口として機能するため、この切欠きから摩耗粉等の異物の排出が効果的に行われ、また、潤滑油の流動によってトレランスリングの冷却も良好に行われる。これによっても、トレランスリングの耐久性の低下を抑制できる。

また、前記溝部は、前記トレランスリングの前記環状部が接する回転軸の周方向に沿って延びていることが好ましい。

これによれば、トレランスリングの周方向の広範囲に亘って、このトレランスリングの環状部と回転軸との間に潤滑油を供給することが可能となる。このため、トレランスリングの環状部の摩耗を抑制する効果を十分に発揮させることが可能になり、トレランスリングの耐久性の低下を確実に抑制することができる。

また、前記溝部は、前記トレランスリングの前記環状部が接する回転軸の周方向の全周に亘って設けられていることが好ましい。

これによれば、溝部が回転軸（トレランスリングの環状部が接する回転軸）の周方向の全周に亘って設けられていることにより、トレランスリングが回転軸に対して周方向に位置ズレしたとしても、トレランスリングの環状部と回転軸との間の全周に亘って潤滑油を供給することが可能になる。このため、この位置ズレの影響を受けることなく、トレランスリングの環状部の摩耗を抑制することができる。

また、前記給油孔の数は、前記切欠きの数よりも多いことが好ましい。

これによれば、仮に、トレランスリングの切欠きの位置が１つの給油孔の位置と重なった場合には、この給油孔から供給される潤滑油は溝部に供給されることなく切欠きから排出されてしまう可能性があるが、給油孔の数は切欠きの数よりも多いので、他の給油孔の位置は切欠きの位置に重なることはない。このため、この給油孔（切欠きの位置に重ならない給油孔）から供給された潤滑油は溝部に良好に供給されることになる。このため、トレランスリングが回転軸に対して周方向に位置ズレしたとしても、トレランスリングの環状部と回転軸との間に潤滑油を供給することが可能であり、トレランスリングの環状部の摩耗を抑制することができる。また、第１回転軸にトレランスリングを組み付ける際、切欠きの位置が給油孔の位置に重ならないように確認しながら組み付けるといった作業は不要であり、組み付け作業性が良好である。

本発明では、スプライン嵌合された第１回転軸および第２回転軸のうち、トレランスリングの環状部が接する回転軸の表面に、この回転軸においてトレランスリングの環状部が接する領域に潤滑油を供給するを設けている。このため、トレランスリングが回転軸に対して微小に摺動を繰り返す状況を招いたとしても、トレランスリングの環状部の摩耗を抑制することができ、トレランスリングに特別な加工を施すことなく、このトレランスリングの耐久性の低下を抑制することができる。

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。 自動変速機の係合作動表である。 動力伝達装置において、変速段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表す共線図である。 動力伝達装置の一部を示す断面図である。 トレランスリングの形状を示す図である。 出力側回転軸において、トレランスリングの装着箇所を拡大して示す図である。 図４においてＡ−Ａ線に沿った第１インロー部の断面図、および、第１インロー部を径方向外側から見た図である。 第２変形例における出力側回転軸の断面図、および、出力側回転軸を径方向外側から見た図である。 第３変形例におけるトレランスリングの形状を示す図である。

以下、本発明の実施形態を図面を参照しつつ詳細に説明する。

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間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からの出力（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、本実施形態の動力伝達装置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ることなく連結されているということであり、例えば前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、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、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。本実施形態の第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のモータ（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、シングルピニオン型のものであって、サンギヤＳ０、ピニオンギヤＰ０、キャリヤＣＡ０、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、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、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、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、エンジン８の出力を第１電動機ＭＧ１と伝達部材１８とに分配する。この分配されたエンジン８の出力の一部によって、第１電動機ＭＧ１が発電した電気エネルギが蓄電されたり、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する。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の回転速度に関わらず伝達部材１８の回転速度が連続的に変化可能となっている。

自動変速機２０は、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ピニオンギヤＰ１、第１キャリヤＣＡ１、第１リングギヤＲ１を備えている。第２遊星歯車装置２８は、第２サンギヤＳ２、第２ピニオンギヤＰ２、第２キャリヤＣＡ２、第２リングギヤＲ２を備えている。

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を介してケース１２に連結されている。

自動変速機２０は、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、固定ブレーキＢ０、第１ブレーキＢ１、および、第２ブレーキＢ２それぞれの係合状態に応じて複数の変速段が選択的に成立する。各クラッチＣ１、Ｃ２、および、各ブレーキＢ０、Ｂ１、Ｂ２の係合状態と、それにより成立する変速段との関係は、図２の係合作動表に示されるようになっている。

なお、第１電動機ＭＧ１および第２電動機ＭＧ２によって車両を駆動する際には、固定ブレーキＢ０が係合される。固定ブレーキＢ０が係合されると、入力軸１４が回転停止し、第１電動機ＭＧ１の反力トルクが伝達部材１８から出力される。従って、第２電動機ＭＧ２に加えて第１電動機ＭＧ１による駆動が可能となる。また、第１クラッチＣ１、第２クラッチＣ２、第１ブレーキＢ１、および第２ブレーキＢ２の解放により自動変速機２０はニュートラル状態とされる。

図３は、動力伝達装置１０において、変速段毎に連結状態が異なる各回転要素の回転速度の相対関係を直線上で表す共線図を示している。この図３の共線図は、各遊星歯車装置２４、２６、２８のギヤ比の関係を示す横軸と、相対的回転速度を示す縦軸とから成る二次元座標であり、３本の横線のうちの下側の横線Ｘ１が回転速度零を示し、上側の横線Ｘ２が回転速度「１．０」すなわち入力軸１４に連結されたエンジン８の回転速度Ｎeを示し、Ｘ３が差動部１１から自動変速機２０に入力される第３回転要素ＲＥ３の回転速度を示している。

また、差動部１１を構成する差動遊星歯車装置２４の３つの要素に対応する３本の縦線Ｙ１、Ｙ２、Ｙ３は、左側から順に前記第２回転要素ＲＥ２、前記第１回転要素ＲＥ１、前記第３回転要素ＲＥ３の相対回転速度を示すものであり、これらの間隔は差動遊星歯車装置２４のギヤ比に応じて定められている。

また、自動変速機２０の４本の縦線Ｙ４、Ｙ５、Ｙ６、Ｙ７は、左から順に、第４回転要素ＲＥ４に対応する第２サンギヤＳ２、第５回転要素ＲＥ５に対応する第１リングギヤＲ１および第２キャリヤＣＡ２、第６回転要素ＲＥ６に対応する第１キャリヤＣＡ１および第２リングギヤＲ２、第７回転要素ＲＥ７に対応する第１サンギヤＳ１の相対回転速度を示しており、それらの間隔は第１、第２遊星歯車装置２６、２８のギヤ比に応じてそれぞれ定められている。

図３の共線図に示すように、差動部１１においては、第１回転要素ＲＥ１乃至第３回転要素ＲＥ３が相互に相対回転可能とされる差動状態とされており、直線Ｌ０と縦線Ｙ３との交点で示されるリングギヤＲ０の回転速度が車速Ｖに拘束されて一定である場合に、第１電動機ＭＧ１の回転速度を制御することによって直線Ｌ０と縦線Ｙ１との交点で示されるサンギヤＳ０の回転速度が上昇或いは下降させられると、直線Ｌ０と縦線Ｙ２との交点で示されるキャリヤＣＡ０の回転速度すなわちエンジン回転速度Ｎeが上昇或いは下降させられる。

また、差動部１１の変速比が「１．０」に固定されるように第１電動機ＭＧ１の回転速度を制御することによってサンギヤＳ０がエンジン回転速度Ｎeと同じ回転速度とされると、直線Ｌ０は横線Ｘ２と一致させられ、エンジン回転速度Ｎeと同じ回転速度でリングギヤＲ０すなわち伝達部材１８が回転させられる。或いは、差動部１１の変速比が「１．０」より小さい値、例えば「０．７」程度に固定されるように第１電動機ＭＧ１の回転速度を制御することによってサンギヤＳ０の回転速度が零とされると、エンジン回転速度Ｎeよりも増速されて伝達部材１８が回転させられる。また、例えば第２電動機ＭＧ２を逆回転させることで、直線Ｌ０Ｒに示すように、リングギヤＲ０に連結された伝達部材１８の回転速度が、零より低い回転速度で回転させられる。

また、自動変速機２０では、第１変速段１ｓｔ〜第４変速段４ｔｈの前進変速段または後進変速段の有段変速が可能となっている。図３における１ｓｔは、第１変速段での各回転要素の回転速度の関係を表している。また、２ｎｄは、第２変速段での各回転要素の回転速度の関係を表している。また、３ｒｄは、第３変速段での各回転要素の回転速度の関係を表している。また、４ｔｈは、第４変速段での各回転要素の回転速度の関係を表している。また、Ｒｅｖは後進変速段での各回転要素の回転速度の関係を表している。

図４は、動力伝達装置１０の一部を示す断面図である。この図４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それぞれの断面を示している。伝達部材１８は、差動遊星歯車装置２４のリングギヤＲ０に連結されている入力側回転軸３０と、自動変速機２０の入力軸として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（各回転軸３０，３２が挿入されるように）配置されている。ロータ軸３４は、軸線Ｃ方向の一端が軸受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（図中の右側）の外周部に外周歯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（図中の左側）の外周部に、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それぞれ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されているとともに、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とを動力伝達可能に連結するスプライン嵌合部５０が形成される。このスプライン嵌合部５０において、外周歯３８と内周歯４２との間にガタが形成されており、このガタの間で入力側回転軸３０とロータ軸３４との相対回転が許容される。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とを動力伝達可能に連結するスプライン嵌合部５２が形成される。このスプライン嵌合部５２において、外周歯４０と内周歯４２との間にガタが形成されており、このガタの間で出力側回転軸３２とロータ軸３４との相対回転が許容される。なお、前記スプライン嵌合部５２が、本発明のスプライン嵌合部に対応している。このように、本実施形態に係る動力伝達装置１０は、動力源であるエンジン８から駆動輪までの動力伝達経路の一部に、出力側回転軸（第１回転軸）３２とロータ軸（第２回転軸）３４とをスプライン嵌合させて成るスプライン嵌合部５２を備えた構成となっている。

ロータ軸３４の外周部には、第２電動機ＭＧ２のロータ４６が固定され、そのロータ４６の外周側に、第２電動機ＭＧ２のステータ４８が配置されている。

前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（出力）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、本実施形態では、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の外周部には、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５は、トレランスリング５４の形状を示している。

図５に示すトレランスリング５４は、金属（例えばバネ鋼）製であって、周方向の一部に切欠き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き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に予め嵌め合わせることが可能となる。なお、外向突起部６６が、本発明の突起部に対応している。

外向突起部６６は、環状部６４の幅方向（図５の左側の図において左右方向）で中央に配置されており、組付後においてロータ軸３４に接することになる。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６６，６６同士の間に平坦面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の内周表面と接する当接面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ものであり、図５に破線で示すように、外向突起部６６の裏側には、空間が形成されている。また、トレランスリング５４の硬さは、出力側回転軸３２の外周表面およびロータ軸３４の内周表面の硬さよりも低い値に設定されている。

また、トレランスリング５４は、その環状部６４の内周表面と出力側回転軸３２の環状溝５６の外周表面との間で滑りが生じ、外向突起部６６の当接面７０とロータ軸３４の内周表面（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とが接する総面積が、トレランスリング５４の外向突起部６６の当接面７０とロータ軸３４とが接する総面積よりも大きくされている。

このように、トレランスリング５４は、出力側回転軸（第１回転軸）３２がロータ軸（第２回転軸）３４の内部に挿入されている箇所であって、且つスプライン嵌合部５２とは異なる箇所に配設されている。また、このトレランスリング５４は、出力側回転軸（第１回転軸；本発明でいう一方の回転軸）３２に接する環状部６４と、ロータ軸（第２回転軸；本発明でいう他方の回転軸）３４に接する外向突起部（突起部）６６とを有している。

図４に戻り、トレランスリング５４の環状部６４と接する出力側回転軸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。

そして、図６（出力側回転軸３２において、トレランスリング５４の装着箇所を拡大して示す図）にも示すように、本実施形態の特徴として、前記環状溝５６の底部には、出力側回転軸（トレランスリング５４の環状部６４が接する回転軸）３２の周方向に沿って延びる給油溝７９が出力側回転軸３２の周方向全体（環状溝５６の周方向全体；全周）に亘って設けられている。この給油溝７９は、前記環状溝５６の幅方向（軸線Ｃに沿う方向）の中央位置に設けられていると共に、前記第１径方向油路７４の下流端である開口７４ａが形成されている。この開口７４ａが本発明でいう給油孔（給油溝７９に潤滑油を供給する給油孔）に相当する。また、この給油溝７９の幅寸法（軸線Ｃに沿う方向の寸法）は、前記環状溝５６の底部の幅寸法よりも小さく且つ第１径方向油路７４の開口７４ａの内径寸法よりも大きく設定されている。この給油溝７９が本発明の溝部に相当する。また、この給油溝７９の幅寸法（軸線Ｃに沿う方向の寸法）は、前記外向突起部６６幅寸法よりも小さく設定されている。これにより、外向突起部６６の裏側に形成される空間に環状溝５６の外周表面の一部が臨んでいる。

このため、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、給油溝７９に達し、この給油溝７９の内部に満たされることになる。この供給された潤滑油は、トレランスリング５４を潤滑（トレランスリング５４の環状部６４と出力側回転軸３２における環状溝５６の外周表面との間を潤滑）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、前記切欠き６２を経て、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にも供給され、この空間が潤滑油の貯留部として機能する。

具体的には、給油溝７９の内部に供給された潤滑油の大部分は、外向突起部６６の裏側に形成される空間に流れ込み、この空間に面している環状溝５６の外周表面を潤滑する。環状溝５６の外周表面にはトレランスリング５４の環状部６４が接している。そして、後述するように、トレランスリング５４が出力側回転軸３２に対して微小に摺動した場合には、前記空間（潤滑油が流れ込んでいる空間）に臨んでいる環状溝５６の外周表面がトレランスリング５４に対して相対的に回転し（摺動分だけ相対的に回転し）、それまで潤滑されていなかった（潤滑油に面していなかった）環状溝５６の外周表面が前記空間に臨むことになって潤滑油による潤滑が行われることになる。このような摺動が繰り返されることで、環状溝５６の外周表面の大部分が潤滑油によって潤滑されることになる。つまり、環状溝５６の外周表面とトレランスリング５４の環状部６４の内周表面との間が潤滑油によって潤滑されることになる。

このように、給油溝（溝部）７９は、出力側回転軸（第１回転軸）３２およびロータ軸（第２回転軸）３４のうち、トレランスリング５４の環状部６４が接する回転軸である出力側回転軸３２の表面に設けられており（より具体的には、出力側回転軸３２に形成されている環状溝５６の表面に設けられており）、この出力側回転軸３２においてトレランスリング５４の環状部６４が接する領域に潤滑油を供給するものとなっている。

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方向で環状溝５６に対して第１外周インロー面７６が形成されている位置とは反対側（図４における右側）の位置に、第２外周インロー面７８が形成されている。すなわち、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が配置されている。

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４において、第１外周インロー面７６と内周インロー面８０とが嵌り合う部位を第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とが嵌り合う部位を第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の孔の径についても同じである。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る。

このように第１インロー部８２および第２インロー部８４を構成したことにより、出力側回転軸３２の芯ズレを防止することができる。このため、この芯ズレに起因して生じるトレランスリング５４の偏心荷重を低減することができる。

図７の左側は、図４においてＡ−Ａ線に沿った第１インロー部８２の断面図である。また、図７の右側は、第１インロー部８２を径方向外側から見た図である。この図７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（本実施形態では４本）形成されている。第１外周インロー面７６に溝８６が形成されることで、第１インロー部８２に隙間が形成され、この隙間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、軸線方向油路７２、第１径方向油路７４および給油溝７９を経由してトレランスリング５４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、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いて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、第２電動機ＭＧ２のロータ軸３４から出力側回転軸３２に伝達されるトルクの変動に起因して、トレランスリング５４が出力側回転軸３２に対して微小に摺動（例えば、ガタを詰めるに至らない範囲内で回転方向に摺動）を繰り返すことがある。例えば、車両に要求される走行駆動力が小さい走行状態等において、エンジントルクの微小変動に起因して、第２電動機ＭＧ２のロータ軸３４を介して出力側回転軸３２に伝達されるトルクに微小変動が生じている場合等が挙げられる。このようなトレランスリング５４の微小な摺動が繰り返される状況であっても、本実施形態では、前述したように、トレランスリング５４の環状部６４が接する出力側回転軸３２（出力側回転軸３２に形成されている環状溝５６）に給油溝７９が設けられていることにより、このトレランスリング５４の環状部６４と出力側回転軸３２との間に潤滑油が供給されている。このため、トレランスリング５４の環状部６４の摩耗を抑制することができ、トレランスリング５４の耐久性の低下を抑制することができる。つまり、トレランスリング５４に給油孔を形成するなどの特別な加工を施すことなしにトレランスリング５４の耐久性の低下を抑制することができる。このため、トレランスリング５４の剛性不足を招いてしまったり、トレランスリング５４の機能（ロータ軸３４と出力側回転軸３２との相対回転を規制する機能）に悪影響を与えてしまったりすることなく、トレランスリング５４の耐久性の低下を抑制することができる。

また、本実施形態によれば、給油溝７９が出力側回転軸３２の周方向全体に亘って設けられているため、トレランスリング５４の周方向の広範囲に亘って、このトレランスリング５４の環状部６４と出力側回転軸３２との間に潤滑油を供給することが可能となる。このため、トレランスリング５４の環状部６４の摩耗を抑制する効果を十分に発揮させることが可能になり、トレランスリング５４の耐久性の低下を確実に抑制することができる。

また、本実施形態によれば、出力側回転軸３２の外周囲に嵌め合わされた状態において周方向の一部に切欠き６２が形成されており、この切欠き６２が、トレランスリング５４と出力側回転軸３２との間に供給された潤滑油の排出口として機能する。このため、この切欠き６２から摩耗粉等の異物の排出が効果的に行われ、また、潤滑油の流動によってトレランスリング５４の冷却も良好に行われる。これによっても、トレランスリング５４の耐久性の低下を抑制できる。

また、本実施形態によれば、トレランスリング５４の環状部６４に接する出力側回転軸３２に第１径方向油路７４が形成されることで、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にも潤滑油が供給され、その空間を潤滑油の貯留部として機能させることができる。

また、本実施形態によれば、潤滑油排出口として機能する第１インロー部８２に、溝８６が形成されているため、第１インロー部８２に到達した潤滑油は、溝８６を通って排出され、潤滑油の排出性が向上する。これにより、トレランスリング５４の冷却性能が向上する。

（第１変形例）
次に、第１変形例について説明する。この変形例は、第１径方向油路（軸線方向油路７２と給油溝７９とを連通する油路）７４の変形例であって、その他の構成は前記実施形態のものと同様であるので、ここでは第１径方向油路７４について主に説明する。

前記実施形態では、第１径方向油路７４の開口７４ａが１箇所のみに形成されていた。これに対し、本変形例では、第１径方向油路７４が２箇所に形成されており、給油溝７９に形成される開口７４ａも２箇所に形成されている。例えば、出力側回転軸３２の周方向で１８０°位相がずれた位置それぞれに、軸線方向油路７２と給油溝７９とを連通する第１径方向油路７４，７４を形成し、この１８０°位相がずれた位置それぞれに開口７４ａ，７４ａを形成したものである。例えば、図６に示す一つの第１径方向油路７４の開口７４ａの形成位置に対して１８０°位相がずれた位置（図６における奥側に設けられている給油溝７９）に他の第１径方向油路７４の開口７４ａが形成された構成となっている。つまり、トレランスリング５４の切欠き６２が１箇所に形成されているのに対し、第１径方向油路７４（第１径方向油路７４の開口７４ａ）が２箇所に形成されている。この構成が、本発明でいう「溝部に潤滑油を供給する給油孔の数は、トレランスリングの切欠きの数よりも多い」ことに相当する。

このように第１径方向油路７４の開口７４ａを２箇所に形成したことにより、仮に、トレランスリング５４の切欠き６２の位置が１つの第１径方向油路７４の開口７４ａの形成位置と重なった場合には、この第１径方向油路７４から供給される潤滑油は給油溝７９に供給されることなく切欠き６２から排出されてしまう可能性があるが、第１径方向油路７４の開口７４ａの数（本変形例では２個）は切欠き６２の数（本変形例では１個）よりも多いので、他の第１径方向油路７４の開口７４ａの形成位置は切欠き６２の位置に重なることはない。このため、この第１径方向油路（切欠き６２の位置に重ならない第１径方向油路）７４から供給された潤滑油は給油溝７９に良好に供給されることになる。このため、トレランスリング５４が出力側回転軸３２に対して周方向に位置ズレしたとしても、トレランスリング５４の環状部６４と出力側回転軸３２との間に潤滑油を供給することが可能であり、トレランスリング５４の環状部６４の摩耗を抑制することができる。また、出力側回転軸３２にトレランスリング５４を組み付ける際、切欠き６２の位置が第１径方向油路７４の位置に重ならないように確認しながら組み付けるといった作業は不要であり、組み付け作業性が良好である。

（第２変形例）
次に、第２変形例について説明する。この変形例は、出力側回転軸３２に設けられる給油溝の構成が前記実施形態のものと異なっている。その他の構成は前記実施形態のものと同様であるので、ここでは給油溝の構成について主に説明する。

前記実施形態では、給油溝７９を、出力側回転軸３２の周方向に沿って延びるものとしていた。これに対し、本変形例は、図８（左側は、出力側回転軸３２の断面図であり、右側は、出力側回転軸３２を径方向外側から見た図である。また、トレランスリング５４を仮想線で示している）に示すように、給油溝７９Ａが軸線Ｃに沿う方向に延びており、周方向に亘って複数の給油溝７９Ａが間欠的に設けられたものとなっている。

この図８に示すように、本変形例における給油溝７９Ａは、周方向に亘って、前記外向突起部６６の周方向ピッチと同じピッチを存した複数箇所に設けられている。このため、給油溝７９Ａに供給された潤滑油が、外向突起部６６の裏側にそれぞれ供給され、トレランスリング５４の環状部６４と出力側回転軸３２との間に潤滑油が供給されるようになっている。なお、本例において、各給油溝７９Ａに潤滑油を供給するための構成としては、例えば、各給油溝７９Ａそれぞれに対応した複数の径方向油路（軸線方向油路７２と各給油溝７９Ａそれぞれとを個別に連通させる径方向油路）を備えさせることが挙げられる。

本変形例においても、前記実施形態のものと同様に、トレランスリング５４が出力側回転軸３２に対して微小に摺動を繰り返す状況を招いたとしても、トレランスリング５４の環状部６４の摩耗を抑制することができ、トレランスリング５４の耐久性の低下を抑制することができる。つまり、トレランスリング５４に給油孔を形成するなどの特別な加工を施すことなしにトレランスリング５４の耐久性の低下を抑制することができる。このため、トレランスリング５４の剛性不足を招いてしまったり、トレランスリング５４の機能（ロータ軸３４と出力側回転軸３２との相対回転を規制する機能）に悪影響を与えてしまったりすることなく、トレランスリング５４の耐久性の低下を抑制することができる。

（第３変形例）
次に、第３変形例について説明する。この変形例は、トレランスリングの変形例であって、その他の構成は前記実施形態のものと同様であるので、ここではトレランスリングの構成について主に説明する。

図９は、本変形例に係るトレランスリング１４０の形状を示している。トレランスリング１４０は、金属（例えばバネ鋼）製であって、周方向の一部に切欠き１４２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１４０は、略円環状に形成されている環状部１４４と、環状部１４４から径方向外側に突設される複数個の外向突起部１４６とを備えている。外向突起部１４６は、環状部１４４の幅方向（図９の左側の図において左右方向）で中央に配置されている。また、外向突起部１４６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１４６の間に平坦面１４８が形成されている。平坦面１４８は、環状部１４４の一部として機能する。

図９に示すように、本実施形態の外向突起部１４６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、外向突起部１４６は、径方向外側から見ると、環状部１４４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、外向突起部１４６を径方向外側から見たとき、外向突起部１４６の長手方向と平行に伸びる中心線Ｌ１が、環状部１４４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。なお、トレランスリング１４０は、その内周側が滑り、外向突起部１４６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。

前記のようにトレランスリング１４０が形成されると、トレランスリング１４０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１４０に供給された潤滑油は、外向突起部１４６の内側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ことになる。その他の作用効果は、前記実施形態と同様である。また、本変形例のトレランスリング１４０は、前記各変形例の構成に対しても適用可能である。

−他の実施形態−
以上、本発明の実施形態および各変形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、前述の実施形態および各変形例では、動力伝達装置１０は、２つの電動機ＭＧ１，ＭＧ２を備えたハイブリッド形式の動力伝達装置１０であったが、本発明は、必ずしも本実施形態および各変形例のハイブリッド形式の動力伝達装置１０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対しても本発明は適用可能である。つまり、本発明は、動力源から駆動輪までの動力伝達経路の一部に、第１回転軸と第２回転軸とをスプライン嵌合させて成るスプライン嵌合部を備えた動力伝達装置であれば、適宜適用することができる。このことから、本発明は、ロータ軸３４と出力側回転軸３２とのスプライン嵌合部５２にも限定されない。

また、前述の実施形態および各変形例では、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、前述の実施形態および各変形例では、トレランスリング５４に潤滑油を供給するための油路が出力側回転軸３２に形成されていたが、内周側に向かう突起部を有するトレランスリングが適用された場合には、トレランスリングの環状部はロータ軸３４の内周表面に接することになるので、このロータ軸３４に給油溝や油路が形成されることになる。

なお、上述した各種の構成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。

本発明は、歯打ち音を抑制するためのトレランスリングが装着された回転軸の構成に適用可能である。

８ エンジン（動力源）
１０ 動力伝達装置
３２ 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
５４、１４０ トレランスリング
６２、１４２ 切欠き
６４、１４４ 環状部
６６、１４６ 外向突起部（突起部）
７４ 第１径方向油路の開口（給油孔）
７９ 給油溝（溝部）

Claims (4)

1. 動力源から駆動輪までの動力伝達経路の一部に、第１回転軸と第２回転軸とをスプライン嵌合させて成るスプライン嵌合部を備えた車両の動力伝達装置において、
   前記第１回転軸が前記第２回転軸の内部に挿入されている箇所であって、且つ前記スプライン嵌合部とは異なる箇所には、前記第１回転軸および前記第２回転軸のうち一方の回転軸に接する環状部と他方の回転軸に接する突起部とを有するトレランスリングが配設されており、
   前記第１回転軸および前記第２回転軸のうち、前記トレランスリングの前記環状部が接する回転軸には、この回転軸の表面において前記トレランスリングの前記環状部が接する領域に潤滑油を供給する溝部が設けられているとともに、前記溝部に潤滑油を供給する給油孔が形成されており、
   前記トレランスリングの周方向の一部には、このトレランスリングの前記環状部が接する領域に供給された潤滑油を排出する切欠きが形成されていることを特徴とする車両の動力伝達装置。
2. 請求項１記載の車両の動力伝達装置において、
   前記溝部は、前記トレランスリングの前記環状部が接する回転軸の周方向に沿って延びていることを特徴とする車両の動力伝達装置。
3. 請求項２記載の車両の動力伝達装置において、
   前記溝部は、前記トレランスリングの前記環状部が接する回転軸の周方向の全周に亘って設けられていることを特徴とする車両の動力伝達装置。
4. 請求項３記載の車両の動力伝達装置において、
   前記給油孔の数は、前記切欠きの数よりも多いことを特徴とする車両の動力伝達装置。

Images