МЕХАНИЗМ ПЕРЕДАЧИ МОЩНОСТИ

Область техники

Настоящее изобретение относится к механизму передачи мощности.

Уровень техники

В качестве механизма передачи мощности, установленного в транспортном средстве, публикация заявки на патент Японии № 2016-56888 раскрывает механизм передачи мощности, в котором главная зубчатая пара, включающая в себя главную ведущую шестерню и главную ведомую шестерню, которые вводятся в зацепление друг с другом, состоит из зубчатой пары, шевронные шестерни которой вводятся в зацепление друг с другом.

Сущность изобретения

В зубчатой паре, шевронные шестерни которой вводятся в зацепление друг с другом, если шевронные шестерни имеют компонент ошибки (отклонение при вводе в зацепление), шевронные шестерни входят в однопрофильный контакт во вводимой в зацепление части, за счет этого формируя силу в осевом направлении. Вследствие этой осевой силы, шевронные шестерни перемещаются в осевом направлении, так что совмещающий эффект действует таким образом, что шевронные шестерни входят в двухпрофильный контакт друг с другом во вводимой в зацепление части. По этой причине, шевронные шестерни могут уменьшать вибрации и шумы, по сравнению с прямозубыми шестернями.

Тем не менее, если один вращательный вал содержит несколько шевронных шестерней, соответствующие осевые силы формируются в нескольких вводимых в зацепление частях; в силу этого осевые поведения нескольких шевронных шестерней могут создавать помехи друг для друга на идентичной оси, что вызывает взаимное затруднение для их совмещающих эффектов.

Настоящее изобретение предоставляет механизм передачи мощности, допускающий обеспечение совмещающих эффектов нескольких шевронных шестерней, если эти несколько шевронных шестерней предоставляются на идентичной оси.

Настоящее изобретение характеризуется посредством предоставления механизма передачи мощности, который включает в себя: первый вал, включающий в себя первую шевронную шестерню; второй вал, включающий в себя вторую шевронную шестерню, вводимую в зацепление с первой шевронной шестерней, и третью шевронную шестерню, размещаемую рядом со второй шевронной шестерней в осевом направлении; третий вал, включающий в себя четвертую шевронную шестерню, вводимую в зацепление с третьей шевронной шестерней; первый подшипник, представляющий собой роликовый подшипник, поддерживающий с возможностью вращения первый вал; второй подшипник, представляющий собой роликовый подшипник, поддерживающий с возможностью вращения второй вал; и третий подшипник, представляющий собой роликовый подшипник, поддерживающий с возможностью вращения третий вал, при этом первая шевронная шестерня и первый вал выполнены с возможностью вращаться как единое целое, а также перемещаться как единое целое в осевом направлении, вторая шевронная шестерня, третья шевронная шестерня и второй вал выполнены с возможностью вращаться как единое целое, а также перемещаться как единое целое в осевом направлении, четвертая шевронная шестерня и третий вал выполнены с возможностью вращаться как единое целое, а также перемещаться как единое целое в осевом направлении, и относительно взаимосвязи между величиной осевого смещения первого подшипника, а также величиной осевого смещения второго подшипника относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между первой шевронной шестерней и второй шевронной шестерней, и величиной осевого смещения второго подшипника, а также величиной осевого смещения третьего подшипника относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между третьей шевронной шестерней и четвертой шевронной шестерней, второй подшипник выполнен с возможностью иметь меньшее осевое смещение по сравнению с осевым смещением, по меньшей мере, из одного из первого подшипника и третьего подшипника.

В настоящем изобретении, второй подшипник, поддерживающий несколько шевронных шестерней, выполнен с возможностью иметь меньшую величину осевого смещения по сравнению с величиной осевого смещения, по меньшей мере, одного из первого подшипника и третьего подшипника, каждый из которых поддерживает одну шевронную шестерню. В частности, относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между первой шевронной шестерней и второй шевронной шестерней, первая шевронная шестерня проще перемещается в осевом направлении по сравнению со второй шевронной шестерней; в силу этого совмещающий эффект зубчатой пары, в которой первая шевронная шестерня и вторая шевронная шестерня вводятся в зацепление друг с другом, обеспечивается в силу осевого поведения первой шевронной шестерни. Относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между третьей шевронной шестерней и четвертой шевронной шестерней, четвертая шевронная шестерня проще перемещается в осевом направлении по сравнению с третьей шевронной шестерней; за счет этого совмещающий эффект зубчатой пары, в которой третья шевронная шестерня и четвертая шевронная шестерня вводятся в зацепление друг с другом, обеспечивается в силу осевого поведения четвертой шевронной шестерни. Через это, можно подавлять то, что осевое поведение второй шевронной шестерни и осевое поведение третьей шевронной шестерни создают помехи друг для друга на втором валу, вызывая взаимное затруднение для их совмещающих эффектов.

В настоящем изобретении согласно вышеуказанному изобретению, предпочтительно, чтобы осевая жесткость второго подшипника превышала, по меньшей мере, одну из осевой жесткости первого подшипника и осевой жесткости третьего подшипника.

В вышеуказанном изобретении, второй подшипник, поддерживающий несколько шевронных шестерней, выполнен с возможностью иметь большую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью, по меньшей мере, из одного из первого подшипника и третьего подшипника, каждый из которых поддерживает одну шевронную шестерню. Осевая жесткость представляет степень сложности осевой деформации относительно силы в осевом направлении. Следовательно, первая шевронная шестерня проще перемещается в осевом направлении по сравнению со второй шевронной шестерней, и четвертая шевронная шестерня проще перемещается в осевом направлении по сравнению с третьей шевронной шестерней. Через это, можно подавлять то, что на втором валу, осевое поведение второй шевронной шестерни и осевое поведение третьей шевронной шестерни создают помехи друг для друга, вызывая взаимное затруднение для их совмещающих эффектов.

В настоящем изобретении согласно вышеуказанному изобретению, предпочтительно, чтобы, по меньшей мере, один из первого подшипника и третьего подшипника за счет этого формировался с возможностью иметь больший осевой внутренний зазор по сравнению с осевым внутренним зазором второго подшипника, причем осевой внутренний зазор является величиной перемещения одного кольца подшипника из внутреннего и внешнего колец подшипника, когда одно кольцо подшипника перемещается в осевом направлении, при этом другое кольцо подшипника из внутреннего и внешнего колец подшипника закреплено.

В вышеуказанном изобретении, второй подшипник, поддерживающий несколько шевронных шестерней, выполнен с возможностью иметь меньший осевой внутренний зазор по сравнению с осевым внутренним зазором, по меньшей мере, из одного из первого подшипника и третьего подшипника, каждый из которых поддерживает одну шевронную шестерню. Осевой внутренний зазор представляет величину перемещения в осевом направлении интересующего кольца подшипника. Следовательно, предусмотрена такая конфигурация, в которой первая шевронная шестерня проще перемещается в осевом направлении по сравнению со второй шевронной шестерней, и четвертая шевронная шестерня проще перемещается в осевом направлении по сравнению с третьей шевронной шестерней. Через это, можно подавлять то, что на втором валу, осевое поведение второй шевронной шестерни и осевое поведение третьей шевронной шестерни создают помехи друг для друга, вызывая взаимное затруднение для их совмещающих эффектов.

В настоящем изобретении согласно вышеуказанному изобретению, предпочтительно, чтобы второй подшипник представлял собой подшипник, к которому применяется предварительное сжатие в осевом направлении, и второй подшипник представлял собой подшипник другого типа относительно типа, по меньшей мере, из одного из первого подшипника и третьего подшипника.

В вышеуказанном изобретении, второй подшипник представляет собой подшипник, к которому применяется предварительное сжатие в осевом направлении, и за счет этого вторая шевронная шестерня и третья шевронная шестерня, которые поддерживаются посредством второго подшипника, выполнены с возможностью перемещаться с большей сложностью в осевом направлении. Через это, можно подавлять то, что на втором валу, осевое поведение второй шевронной шестерни и осевое поведение третьей шевронной шестерни создают помехи друг для друга, вызывая взаимное затруднение для их совмещающих эффектов.

В настоящем изобретении согласно вышеуказанному изобретению, предпочтительно, чтобы первый подшипник состоял из цилиндрического роликового подшипника или шарикового подшипника с глубокой канавкой, второй подшипник состоял из конического роликового подшипника, и третий подшипник состоял из цилиндрического роликового подшипника или шарикового подшипника с глубокой канавкой.

В вышеуказанном изобретении, величина осевого смещения конического роликового подшипника меньше величины осевого смещения цилиндрического роликового подшипника и шарикового подшипника с глубокой канавкой, и за счет этого второй подшипник выполнен с возможностью иметь меньшую величину осевого смещения по сравнению с величиной осевого смещения первого подшипника и третьего подшипника. Таким образом, величина осевого смещения может отличаться посредством использования различных типов роликовых подшипников.

В настоящем изобретении согласно вышеуказанному изобретению, предпочтительно, чтобы каждый из первого подшипника, второго подшипника и третьего подшипника представлял собой шариковый подшипник, который включает в себя кольца подшипника, имеющие желобковые поверхности и шарики, качающиеся на желобковых поверхностях, и второй подшипник за счет этого формировался с возможностью иметь меньшее минимальное значение отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра каждого шарика по сравнению с минимальным значением отношения, по меньшей мере, из одного из первого подшипника и третьего подшипника.

В вышеуказанном изобретении, второй подшипник, поддерживающий несколько шевронных шестерней, за счет этого формируется с возможностью иметь меньшее минимальное значение отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра каждого шарика по сравнению с минимальным значением отношения, по меньшей мере, из одного из первого подшипника и третьего подшипника, каждый из которых поддерживает одну шевронную шестерню. Это отношение представляет величину перемещения в осевом направлении интересующего кольца подшипника. Следовательно, предусмотрена такая конфигурация, в которой первая шевронная шестерня проще перемещается в осевом направлении по сравнению со второй шевронной шестерней, и четвертая шевронная шестерня проще перемещается в осевом направлении по сравнению с третьей шевронной шестерней. Через это, можно подавлять то, что на втором валу, осевое поведение второй шевронной шестерни и осевое поведение третьей шевронной шестерни создают помехи друг для друга, вызывая взаимное затруднение для их совмещающих эффектов.

В настоящем изобретении согласно вышеуказанному изобретению, предпочтительно, чтобы первый подшипник состоял из шарикового подшипника с глубокой канавкой, второй подшипник состоял из шарикового подшипника с глубокой канавкой, и третий подшипник состоял из шарикового подшипника с глубокой канавкой.

Настоящее изобретение согласно вышеуказанному изобретению предпочтительно дополнительно включает в себя: четвертый вал, включающий в себя пятую шевронную шестерню, вводимую в зацепление со второй шевронной шестерней; и причем четвертый подшипник представляет собой роликовый подшипник, поддерживающий с возможностью вращения четвертый вал, при этом относительно взаимосвязи между величиной осевого смещения первого подшипника и величиной осевого смещения второго подшипника относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между второй шевронной шестерней и пятой шевронной шестерней, второй подшипник имеет меньшую величину осевого смещения по сравнению с величиной осевого смещения четвертого подшипника.

В вышеуказанном изобретении, второй подшипник выполнен с возможностью иметь меньшую величину осевого смещения по сравнению с величиной осевого смещения четвертого подшипника, поддерживающего несколько шевронных шестерней. В частности, пятая шевронная шестерня на стороне четвертого подшипника, которая имеет относительно большую величину осевого смещения относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между второй шевронной шестерней и пятой шевронной шестерней, проще перемещается в осевом направлении по сравнению со второй шевронной шестерней. Следовательно, совмещающий эффект зубчатой пары, в которой вторая шевронная шестерня и пятая шевронная шестерня вводятся в зацепление друг с другом, обеспечивается в силу осевого поведения пятой шевронной шестерни.

В настоящем изобретении согласно вышеуказанному изобретению, предпочтительно, чтобы осевая жесткость второго подшипника превышала осевую жесткость четвертого подшипника, а также превышала, по меньшей мере, одну из осевой жесткости первого подшипника и осевой жесткости третьего подшипника.

В вышеуказанном изобретении, второй подшипник выполнен с возможностью иметь большую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью четвертого подшипника, поддерживающего одну шевронную шестерню. В частности, пятая шевронная шестерня на стороне четвертого подшипника, осевая жесткость которой является относительно небольшой, проще перемещается в осевом направлении относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между второй шевронной шестерней и пятой шевронной шестерней, по сравнению со второй шевронной шестерней. Следовательно, совмещающий эффект зубчатой пары, в которой вторая шевронная шестерня и пятая шевронная шестерня вводятся в зацепление друг с другом, обеспечивается в силу осевого поведения пятой шевронной шестерни.

Настоящее изобретение согласно вышеуказанному изобретению предпочтительно дополнительно включает в себя: четвертый вал, включающий в себя пятую шевронную шестерню, вводимую в зацепление со второй шевронной шестерней; и причем четвертый подшипник представляет собой роликовый подшипник, поддерживающий с возможностью вращения четвертый вал, и четвертый подшипник за счет этого формируется с возможностью иметь больший осевой внутренний зазор по сравнению с осевым внутренним зазором второго подшипника.

В вышеуказанном изобретении, второй подшипник выполнен с возможностью иметь меньший осевой внутренний зазор по сравнению с осевым внутренним зазором четвертого подшипника, поддерживающего одну шевронную шестерню. В частности, пятая шевронная шестерня на стороне четвертого подшипника, осевой внутренний зазор которой является относительно большим, проще перемещается в осевом направлении относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между второй шевронной шестерней и пятой шевронной шестерней, по сравнению со второй шевронной шестерней. Следовательно, совмещающий эффект зубчатой пары, в которой вторая шевронная шестерня и пятая шевронная шестерня вводятся в зацепление друг с другом, обеспечивается в силу осевого поведения пятой шевронной шестерни.

В настоящем изобретении согласно вышеуказанному изобретению, предпочтительно, чтобы второй подшипник представлял собой подшипник другого типа относительно типа четвертого подшипника, а также представлял собой подшипник другого типа относительно типа, по меньшей мере, из одного из первого подшипника и третьего подшипника.

В настоящем изобретении согласно вышеуказанному изобретению, предпочтительно, чтобы каждый из первого подшипника, второго подшипника, третьего подшипника и четвертого подшипника представлял собой шариковый подшипник, который включает в себя кольца подшипника, имеющие желобковые поверхности и шарики, качающиеся на желобковых поверхностях, второй подшипник за счет этого формировался с возможностью иметь меньшее минимальное значение отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра каждого шарика по сравнению с минимальным значением отношения четвертого подшипника, и это минимальное значение также было меньше минимального значения, по меньшей мере, из одного из первого подшипника и третьего подшипника.

В вышеуказанном изобретении, второй подшипник выполнен с возможностью иметь меньшее минимальное значение отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра каждого шарика по сравнению с минимальным значением отношения четвертого подшипника, поддерживающего одну шевронную шестерню. В частности, пятая шевронная шестерня на стороне четвертого подшипника, минимальное значение которой является относительно большим, проще перемещается в осевом направлении относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между второй шевронной шестерней и пятой шевронной шестерней, по сравнению со второй шевронной шестерней. Следовательно, совмещающий эффект зубчатой пары, в которой вторая шевронная шестерня и пятая шевронная шестерня вводятся в зацепление друг с другом, обеспечивается в силу осевого поведения пятой шевронной шестерни.

Согласно настоящему изобретению, можно подавлять то, что осевые поведения шевронных шестерней создают помехи друг для друга на валу-шестерне, вводимом в зацепление с несколькими шевронными шестернями, вызывая взаимное затруднение для их совмещающих эффектов. Через это, можно обеспечивать совмещающие эффекты шевронных шестерней на валу-шестерне, вводимом в зацепление с несколькими шевронными шестернями.

Краткое описание чертежей

Ниже описываются признаки, преимущества и техническая и промышленная значимость примерных вариантов осуществления изобретения со ссылкой на прилагаемые чертежи, на которых аналогичные номера обозначают аналогичные элементы, и на которых:

Фиг. 1 является базовым конфигурационным видом, схематично показывающим механизм передачи мощности первого варианта осуществления;

Фиг. 2 является базовым конфигурационным видом, схематично показывающим механизм передачи мощности, имеющий третий вал, состоящий из картера дифференциала;

Фиг. 3 является видом, поясняющим взаимосвязь между осевой жесткостью роликового подшипника и каждым типом роликовых подшипников;

Фиг. 4 является схематичным видом, схематично показывающим первый пример транспортного средства, включающего в себя механизм передачи мощности;

Фиг. 5 является схематичным видом, схематично показывающим второй пример транспортного средства, включающего в себя механизм передачи мощности;

Фиг. 6 является видом, поясняющим взаимосвязь между осевым внутренним зазором роликового подшипника и каждым типом роликовых подшипников;

Фиг. 7 является видом, поясняющим радиус кривизны в желобковой поверхности и диаметр каждого шарика в шариковом подшипнике с глубокой канавкой;

Фиг. 8 является видом, поясняющим взаимосвязь между отношением радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра каждого шарика и осевой жесткостью; и

Фиг. 9 является видом, поясняющим взаимосвязь между отношением радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра каждого шарика и осевым внутренним зазором.

Подробное описание вариантов осуществления изобретения

В дальнейшем в этом документе, со ссылкой на чертежи конкретно описывается механизм передачи мощности в каждом варианте осуществления настоящего изобретения.

1. Первый вариант осуществления

Со ссылкой на фиг. 1-5, описывается механизм передачи мощности первого варианта осуществления. Фиг. 1 является базовым конфигурационным видом, схематично показывающим механизм передачи мощности первого варианта осуществления. Фиг. 2 является базовым конфигурационным видом, схематично показывающим механизм передачи мощности, включающий в себя третий вал, состоящий из картера дифференциала. Фиг. 3 является видом, поясняющим взаимосвязь между осевой жесткостью роликового подшипника и каждым типом роликовых подшипников. Фиг. 4 является схематичным видом, схематично показывающим первый пример транспортного средства, включающего в себя механизм передачи мощности. Фиг. 5 является схематичным видом, схематично показывающим второй пример транспортного средства, включающего в себя механизм передачи мощности.

1-1. Базовая конфигурация

Как показано на фиг. 1, механизм 1 передачи мощности включает в себя первый вал 10, второй вал 20 и третий вал 30 в качестве трех вращательных валов, которые размещаются параллельно между собой. Первый вал 10 и второй вал 20 соединяются друг с другом через первую зубчатую пару 2, в которой шевронные шестерни вводятся в зацепление друг с другом таким образом, чтобы передавать мощность, расходуемую на движение. Второй вал 20 и третий вал 30 соединяются друг с другом через вторую зубчатую пару 3, в которой шевронные шестерни вводятся в зацепление друг с другом таким образом, чтобы передавать мощность, расходуемую на движение. Мощность, расходуемая на движение, первого вала 10 передается из первого вала 10 через второй вал 20 на третий вал 30. В этом описании, компоновка в осевом направлении описывается посредством использования правой стороны и левой стороны, показанных на фиг. 1, в некоторых случаях.

Подробно, механизм 1 передачи мощности включает в себя: первый вал 10, включающий в себя первую шевронную шестерню 11; второй вал 20, включающий в себя вторую шевронную шестерню 22, вводимую в зацепление с первой шевронной шестерней 11; третью шевронную шестерню 23, размещаемую рядом со второй шевронной шестерней 22 в осевом направлении на втором валу 20; и третий вал 30, включающую в себя четвертую шевронную шестерню 34, вводимую в зацепление с третьей шевронной шестерней 23.

Первая зубчатая пара 2 состоит из первой шевронной шестерни 11 в качестве ведущей шестерни и второй шевронной шестерни 22 в качестве ведомой шестерни. Во вводимой в зацепление части 2a первой зубчатой пары 2, левый профиль 11a зубьев первой шевронной шестерни 11 вводится в зацепление с левым профилем 22a зубьев второй шевронной шестерни 22, и правый профиль 11b зубьев первой шевронной шестерни 11 вводится в зацепление с правым профилем 22b зубьев второй шевронной шестерни 22.

Первая шевронная шестерня 11 представляет собой шестерню (шевронную шестерню), включающую в себя левый профиль 11a зубьев и правый профиль 11b зубьев, которые имеют противоположные спиральные направления относительно друг друга. Первая шевронная шестерня 11 и первый вал 10 формируются как единое целое. Следовательно, первая шевронная шестерня 11 вращается как единое целое с первым валом 10, а также перемещается как единое целое с первым валом 10 в осевом направлении.

Вторая шевронная шестерня 22 представляет собой шестерню (шевронную шестерню), включающую в себя левый профиль 22a зубьев и правый профиль 22b зубьев, которые имеют противоположные спиральные направления относительно друг друга. Вторая шевронная шестерня 22 и второй вал 20 формируются как единое целое. Следовательно, вторая шевронная шестерня 22 вращается как единое целое со вторым валом 20, а также перемещается как единое целое со вторым валом 20 в осевом направлении. Например, вторая шевронная шестерня 22 представляет собой тело, отличное от тела второго вала 20, и внутренняя периферическая часть второй шевронной шестерни 22 садится на шлицах во внешнюю периферическую часть второго вала 20. Через эту посадку, вторая шевронная шестерня 22 интегрирована со вторым валом 20 таким образом, что она не может перемещаться в осевом направлении относительно второго вала 20.

Вторая зубчатая пара 3 состоит из третьей шевронной шестерни 23 в качестве ведущей шестерни и четвертой шевронной шестерни 34 в качестве ведомой шестерни. Во вводимой в зацепление части 3a второй зубчатой пары 3, левый профиль 23a зубьев третьей шевронной шестерни 23 вводится в зацепление с левым профилем 34a зубьев четвертой шевронной шестерни 34, и правый профиль 23b зубьев третьей шевронной шестерни 23 вводится в зацепление с правым профилем 34b зубьев четвертой шевронной шестерни 34.

Третья шевронная шестерня 23 представляет собой шестерню (шевронную шестерню), включающую в себя левый профиль 23a зубьев и правый профиль 23b зубьев, которые имеют противоположные спиральные направления относительно друг друга. Третья шевронная шестерня 23 и второй вал 20 формируются как единое целое. Следовательно, третья шевронная шестерня 23 вращается как единое целое со вторым валом 20, а также перемещается как единое целое со вторым валом 20 в осевом направлении. Например, левый профиль 23a зубьев и правый профиль 23b зубьев формируются на внешней периферической части второго вала 20. Как описано выше, второй вал 20 представляет собой вращательный вал, вращающийся как единое целое со второй шевронной шестерней 22 и третьей шевронной шестерней 23, т.е. вал-шестерню, вводимый в зацепление с несколькими шевронными шестернями (первой шевронной шестерней 11 и четвертой шевронной шестерней 34).

Четвертая шевронная шестерня 34 представляет собой шестерню (шевронную шестерню), включающую в себя левый профиль 34a зубьев и правый профиль 34b зубьев, которые имеют противоположные спиральные направления относительно друг друга. Четвертая шевронная шестерня 34 и третий вал 30 формируются как единое целое. Следовательно, четвертая шевронная шестерня 34 вращается как единое целое с третьим валом 30, а также перемещается как единое целое с третьим валом 30 в осевом направлении. Например, четвертая шевронная шестерня 34 представляет собой тело, отличное от тела третьего вала 30, и внутренняя периферическая часть четвертой шевронной шестерни 34 садится на шлицах во внешнюю периферическую часть третьего вала 30. Через эту посадку, четвертая шевронная шестерня 34 интегрирована с третьим валом 30 таким образом, что она не может перемещаться в осевом направлении относительно третьего вала 30.

Как описано выше, каждый из первого вала 10 и третьего вала 30 представляет собой вращательный вал, включающий в себя одну шевронную шестерню (вал-шестерню, вводимый в зацепление с одной шевронной шестерней, предоставленной на другом валу). Между тем, второй вал 20 в качестве промежуточного вала представляет собой вращательный вал, включающий в себя две шевронных шестерни (вал-шестерню, вводимый в зацепление с несколькими шевронными шестернями, предоставленными на различных валах).

Механизм 1 передачи мощности включает в себя: первый подшипник 4, поддерживающий с возможностью вращения первый вал 10; второй подшипник 5, поддерживающий с возможностью вращения второй вал 20; и третий подшипник 6, поддерживающий с возможностью вращения третий вал 30. Каждый из первого-третьего подшипников 4, 5, 6 состоит из роликового подшипника.

Первый подшипник 4 представляет собой подшипник, поддерживающий первую шевронную шестерню 11. Первый подшипник 4 включает в себя два подшипника 4a, 4b, закрепленные на обоих осевых концах первого вала 10. Каждый из подшипников 4a, 4b состоит из цилиндрического роликового подшипника. Первый вал 10 и первая шевронная шестерня 11 поддерживаются посредством пары подшипников (пары первых подшипников), состоящей из двух цилиндрических роликовых подшипников.

Второй подшипник 5 представляет собой подшипник, поддерживающий вторую шевронную шестерню 22 и третью шевронную шестерню 23. Второй подшипник 5 включает в себя два подшипника 5a, 5b, закрепленные на обоих осевых концах второго вала 20. Каждый из подшипников 5a, 5b состоит из конического роликового подшипника. Таким образом, второй вал 20, вторая шевронная шестерня 22 и третья шевронная шестерня 23 поддерживаются посредством пары подшипников (пары вторых подшипников), состоящей из двух конических роликовых подшипников.

Третий подшипник 6 представляет собой подшипник, поддерживающий четвертую шевронную шестерню 34. Третий подшипник 6 включает в себя два подшипника 6a, 6b, закрепленные на обоих осевых концах третьего вала 30. Каждый из подшипников 6a, 6b состоит из цилиндрического роликового подшипника. Таким образом, третий вал 30 и четвертая шевронная шестерня 34 поддерживаются посредством пары подшипников (пары третьих подшипников), состоящей из двух цилиндрических роликовых подшипников.

В первой зубчатой паре 2, в которой шевронные шестерни вводятся в зацепление друг с другом вследствие компонента ошибки (отклонения при вводе в зацепление) во вводимой в зацепление части 2a, левый и правый профили 11a, 11b зубьев первой шевронной шестерни 11 и левый и правый профили 22a, 22b зубьев второй шевронной шестерни 22 входят в однопрофильный контакт друг с другом. Например, если левый профиль 11a зубьев находится в контакте с левым профилем 22a зубьев, но правый профиль 11b зубьев не находится в контакте с правым профилем 22b зубьев, сила в осевом направлении (сила осевого нажима), действующая на левую сторону в осевом направлении, формируется во вводимой в зацепление части 2a. Это означает то, что когда силы осевого нажима, действующие на соответствующую противоположную сторону в осевом направлении, становятся разбалансированными, формируется сила осевого нажима (движущая сила), перемещающая шевронную шестерню в осевом направлении. Когда первая шевронная шестерня 11 или вторая шевронная шестерня 22 перемещается в левую сторону в осевом направлении посредством силы осевого нажима (движущей силы) слева в осевом направлении, совмещающий эффект действует таким образом, что правые профили 11b и 22b зубьев, не контактирующие друг с другом, входят в контакт и двухпрофильный контакт друг с другом. В этом состоянии двухпрофильного контакта, сила осевого нажима слева в осевом направлении, сформированная посредством контакта между левыми профилями 11a и 22a зубьев, и сила осевого нажима справа в осевом направлении, сформированная посредством контакта между правыми профилями 11b и 22b зубьев, компенсируют друг друга. Это означает то, что силы осевого нажима, действующие на соответствующие противоположные стороны в осевом направлении, балансируются во вводимой в зацепление части 2a. В этом сбалансированном состоянии, первая шевронная шестерня 11 и вторая шевронная шестерня 22 не перемещаются в осевом направлении.

Во второй зубчатой паре 3, в которой шевронные шестерни вводятся в зацепление друг с другом, левый и правый профили 23a и 23b зубьев третьей шевронной шестерни 23 и левый и правый профили 34a и 34b зубьев четвертой шевронной шестерни 34 входят в однопрофильный контакт друг с другом вследствие компонента ошибки (отклонения при вводе в зацепление) во вводимой в зацепление части 3a. Например, если левый профиль 23a зубьев находится в контакте с левым профилем 34a зубьев, но правый профиль 23b зубьев не находится в контакте с правым профилем 34b зубьев, сила осевого нажима (движущая сила), действующая на левую сторону в осевом направлении, формируется во вводимой в зацепление части 3a. Когда третья шевронная шестерня 23 или четвертая шевронная шестерня 34 перемещается в левую сторону в осевом направлении посредством этой силы осевого нажима (движущей силы) слева в осевом направлении, совмещающий эффект действует таким образом, что правые профили 23b и 34b зубьев, не контактирующие друг с другом, входят в контакт и двухпрофильный контакт друг с другом. В этом состоянии двухпрофильного контакта, сила осевого нажима слева в осевом направлении, сформированная посредством контакта между левыми профилями 23a и 34a зубьев, и сила осевого нажима справа в осевом направлении, сформированная посредством контакта между правыми профилями 23b и 34b зубьев, компенсируют друг друга. Это означает то, что силы осевого нажима, действующие на соответствующие противоположные стороны в осевом направлении, балансируются во вводимой в зацепление части 3a. В этом сбалансированном состоянии, третья шевронная шестерня 23 и четвертая шевронная шестерня 34 не перемещаются в осевом направлении.

Каждый из первого вала 10, второго вала 20 и третьего вала 30 может представлять собой любой поворотный элемент при условии, что этот вал представляет собой поворотный элемент, сформированный как единое целое с шевронной шестерней или шестернями. Это означает то, что каждый из вращательных валов (валов-шестерней) представляет собой поворотный элемент, в котором закрепляется роликовый подшипник, и включает в себя втулку, интегрированную с шевронной шестерней, картером дифференциала для дифференциального механизма, установленного в транспортном средстве, и т.п. Например, третий вал 30 может представлять собой картер дифференциала для дифференциального механизма. Один пример механизма 1 передачи мощности, в котором третий вал 30 представляет собой картер дифференциала, показан на фиг. 2.

Механизм 1 передачи мощности, показанный на фиг. 2, включает в себя: картер 31 дифференциала, который представляет собой третий вал 30; коронную шестерню 35 дифференциала, которая представляет собой четвертую шевронную шестерню 34; и третий подшипник 6, поддерживающий с возможностью вращения картер 31 дифференциала. Коронная шестерня 35 дифференциала интегрирована с картером 31 дифференциала. Подшипники 6a, 6b третьего подшипника 6 прикрепляются к левому и правому бортовым участкам 31a, 31b картера 31 дифференциала. Таким образом, часть дифференциального механизма, установленного в транспортном средстве, может состоять из третьего вала 30 и четвертой шевронной шестерни 34. Механизм 1 передачи мощности является применимым к модулю 100 приведения в движение (показанному на фиг. 4), установленному в транспортном средстве, как описано ниже.

В вышесконфигурированном механизме 1 передачи мощности, когда мощность, расходуемая на движение, первого вала 10 передается на третий вал 30, сила осевого нажима, сформированная во вводимой в зацепление части 2a первой зубчатой пары 2, принимается посредством первого подшипника 4 и второго подшипника 5, и сила осевого нажима, сформированная во вводимой в зацепление части 3a второй зубчатой пары 3, принимается посредством второго подшипника 5 и третьего подшипника 6. Таким образом, силы осевого нажима действуют на второй подшипник 5, соответственно, из нескольких вводимых в зацепление частей 2a, 3a.

1-2. Осевая жесткость

Со ссылкой на фиг. 3, описывается взаимосвязь между осевой жесткостью роликового подшипника и каждым типом роликовых подшипников. На фиг. 3, примерно иллюстрируются четыре типа роликовых подшипников: цилиндрический роликовый подшипник, шариковый подшипник с глубокой канавкой, радиальноупорный шариковый подшипник и конический роликовый подшипник.

Здесь, осевая жесткость представляет степень сложности осевой деформации относительно силы в осевом направлении (силы осевого нажима). Помимо этого, удовлетворяется взаимосвязь "значение жесткости в осевом направлении=сила, требуемая для единичной деформации в осевом направлении (осевая нагрузка)/величина осевой деформации". Таким образом, осевая жесткость интересующего подшипника представляет величину осевого смещения этого подшипника. Величина осевого смещения интересующего подшипника представляет величину перемещения (величину осевой деформации в осевом направлении) внутреннего кольца (вращающегося кольца подшипника) интересующего роликового подшипника, закрепленного в соответствующем вращательному валу, когда это внутреннее кольцо относительно перемещается в осевом направлении относительно внешнего кольца (закрепленного кольца подшипника) интересующего роликового подшипника в состоянии, в котором внешнее кольцо прикрепляется к картеру. Осевая жесткость интересующей пары подшипников получается посредством синтезирования осевых жесткостей (суммирования значений осевой жесткости) двух подшипников.

Как показано на фиг. 3, в роликовых подшипниках, осевая жесткость становится больше в порядке цилиндрического роликового подшипника, шарикового подшипника с глубокой канавкой, радиальноупорного шарикового подшипника и конического роликового подшипника. Конический роликовый подшипник и радиальноупорный шариковый подшипник представляют собой подшипники, каждый из которых имеет контактный угол, так что подшипник может принимать (поддерживать) осевую нагрузку. Шариковый подшипник с глубокой канавкой представляет собой подшипник, который также имеет контактный угол, так что подшипник может принимать осевую нагрузку. Между тем, цилиндрический роликовый подшипник может принимать осевую нагрузку в зависимости от свой внутренней конструкции, но поддерживаемая осевая нагрузка посредством этого подшипника меньше осевой нагрузки посредством конического роликового подшипника и радиальноупорного шарикового подшипника. Следовательно, цилиндрический роликовый подшипник имеет меньшую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью конического роликового подшипника, радиальноупорного шарикового подшипника и шарикового подшипника с глубокой канавкой. Как описано выше, осевая жесткость становится значительно отличающейся в зависимости от типов роликовых подшипников.

Соотношение абсолютных величин осевых жесткостей между четырьмя типами роликовых подшипников, показанных на фиг. 3, представляет собой один пример и не всегда ограничивается этим. Тем не менее, относительно взаимосвязи между цилиндрическим роликовым подшипником и коническим роликовым подшипником, удовлетворяется соотношение абсолютных величин осевых жесткостей, показанное на фиг. 3.

Как упомянуто выше, цилиндрический роликовый подшипник имеет меньшую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью конического роликового подшипника; в силу этого второй подшипник 5 выполнен с возможностью иметь большую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью первого подшипника 4 и третьего подшипника 6. Через это, на втором валу 20, который представляет собой вал-шестерню, вводимый в зацепление с несколькими шевронными шестернями, можно подавлять то, что осевое поведение второй шевронной шестерни 22 и осевое поведение третьей шевронной шестерни 23 создают помехи друг для друга, вызывая взаимное затруднение для их совмещающих эффектов.

В частности, в механизме 1 передачи мощности, поскольку шевронные шестерни и вращательные валы формируются как единое целое друг с другом, осевая жесткость каждого подшипника представляет сложность осевого поведения шевронной шестерни относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части. Таким образом, то, что осевая жесткость интересующего подшипника больше, указывает то, что шевронную шестерню, поддерживаемую посредством этого подшипника, сложнее перемещать в осевом направлении. Поскольку первый подшипник 4 имеет меньшую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью второго подшипника 5, первая шевронная шестерня 11 проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 2a, по сравнению со второй шевронной шестерней 22. Помимо этого, поскольку третий подшипник 6 имеет меньшую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью второго подшипника 5, четвертая шевронная шестерня 34 проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 3a, по сравнению с третьей шевронной шестерней 23.

Например, когда однопрофильный контакт шевронных шестерней принудительно задается во вводимой в зацепление части 2a первой зубчатой пары 2, осевая жесткость первого подшипника 4 меньше осевой жесткости второго подшипника 5, и за счет этого первая шевронная шестерня 11 на стороне первого вала 10 в основном перемещается в осевом направлении вследствие силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 2a, и осевое поведение второй шевронной шестерни 22 на стороне второго вала 20 становится меньшим. Таким образом, хотя вторая шевронная шестерня 22 активно не перемещается в осевом направлении вследствие компонента ошибки во вводимой в зацепление части 2a, совмещающий эффект первой зубчатой пары 2 прилагается вследствие осевого поведения первой шевронной шестерни 11.

Когда однопрофильный контакт шевронных шестерней принудительно задается во вводимой в зацепление части 3a второй зубчатой пары 3, осевая жесткость третьего подшипника 6 меньше осевой жесткости второго подшипника 5, и за счет этого четвертая шевронная шестерня 34 на стороне третьего вала 30 в основном перемещается в осевом направлении вследствие силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 3a, и осевое поведение третьей шевронной шестерни 23 на стороне второго вала 20 становится меньшим. Таким образом, хотя третья шевронная шестерня 23 активно не перемещается в осевом направлении вследствие компонента ошибки во вводимой в зацепление части 3a, совмещающий эффект второй зубчатой пары 3 прилагается вследствие осевого поведения четвертой шевронной шестерни 34.

1-3. Примеры транспортного средства

1-3-1. Первый пример транспортного средства

Как показано на фиг. 4, модуль 100 приведения в движение транспортного средства Ve в качестве первого примера транспортного средства включает в себя: двигатель 101 в качестве источника мощности при движении; и механизм 1 передачи мощности, третий вал 30 которого представляет собой картер 31 дифференциала. Мощность, расходуемая на движение, выведенная из двигателя 101, передается через трансмиссионное устройство 102, механизм 1 передачи мощности и оси 103 на ведомые колеса 104. Механизм 1 передачи мощности состоит из выходной шестерни 105, зубчатого механизма 106 промежуточного вала и дифференциального механизма 107. В описании транспортного средства Ve, описание конфигураций, идентичных конфигурациям вышеописанного механизма 1 передачи мощности, опускается, и используются их ссылки с номерами.

Во-первых, выходной вал двигателя 101 соединяется с входным валом 102a трансмиссионного устройства 102. Мощность, расходуемая на движение, выведенная из двигателя 101, вводится из входного вала 102a в трансмиссионное устройство 102. Трансмиссионное устройство 102 состоит из известного трансмиссионного механизма. Пример трансмиссионного устройства 102 может включать в себя автоматическую трансмиссию, которая включает в себя: первый планетарный зубчатый механизм с сателлитами одного типа; второй планетарный зубчатый механизм Равиньо, имеющий четыре вращательных элемента; и зацепляющий модуль для трансмиссии, состоящий из нескольких муфт и тормозов. Мощность, расходуемая на движение, скорость которой изменяется в трансмиссионном устройстве 102, вводится из выходного вала 102b трансмиссионного устройства 102 в механизм 1 передачи мощности.

Затем, выходная шестерня 105 представляет собой первую шевронную шестерню 11, которая выводит мощность, расходуемую на движение, выходного вала 102b трансмиссионного устройства 102 к ведомым колесам 104. Выходная шестерня 105 формируется как единое целое с трансмиссионным валом 105a, который представляет собой первый вал 10. Поскольку трансмиссионный вал 105a садится на шлицах во внешнюю периферическую часть выходного вала 102b, выходной вал 102b, трансмиссионный вал 105a и выходная шестерня 105 вращаются как единое целое. В этом случае, в посаженной на шлицах части между трансмиссионным валом 105a и выходным валом 102b, трансмиссионный вал 105a выполнен с возможностью быть относительно подвижным относительно выходного вала 102b. Помимо этого, трансмиссионный вал 105a поддерживается с возможностью вращения посредством первого подшипника 4 относительно закрепленного элемента (не проиллюстрирован), такого как картер. Внутреннее кольцо первого подшипника 4 прикрепляется к внешней периферической части трансмиссионного вала 105a, и внешнее кольцо первого подшипника 4 прикрепляется к картеру. Два подшипника 4a, 4b закрепляются на обоих осевых концах трансмиссионного вала 105a.

Выходная шестерня 105 вводится в зацепление с ведомой шестерней 106a промежуточного вала, которая представляет собой вторую шевронную шестерню 22. Зубчатая пара 110 промежуточного вала, которая представляет собой первую зубчатую пару 2, состоит из выходной шестерни 105 и ведущей приводной шестерни 106b.

Зубчатый механизм 106 промежуточного вала включает в себя: ведомую шестерню 106a промежуточного вала, которая представляет собой вторую шевронную шестерню 22; ведущую приводную шестерню 106b, которая представляет собой третью шевронную шестерню 23; и промежуточный вал 106c, который представляет собой второй вал 20. Промежуточный вал 106c размещается параллельно выходному валу 102b. Ведомая шестерня 106a промежуточного вала и ведущая приводная шестерня 106b, которые располагаются рядом друг с другом на промежуточном валу 106c, вращаются как единое целое друг с другом. Помимо этого, промежуточный вал 106c поддерживается с возможностью вращения посредством второго подшипника 5 относительно закрепленного элемента, такого как картер (не проиллюстрирован). Внутреннее кольцо второго подшипника 5 прикрепляется к внешней периферической части промежуточного вала 106c, и внешнее кольцо второго подшипника 5 прикрепляется к картеру. Два подшипника 5a, 5b закрепляются на обоих осевых концах промежуточного вала 106c.

Ведущая приводная шестерня 106b вводится в зацепление с коронной шестерней 35 дифференциала, которая представляет собой четвертую шевронную шестерню 34. Главная зубчатая пара 120, которая представляет собой зубчатую пару 3, состоит из ведущей приводной шестерни 106b и коронной шестерни 35 дифференциала.

Таким образом, зубчатый механизм 106 промежуточного вала представляет собой модуль шевронных шестерней, в котором две шевронных шестерни (ведомая шестерня 106a промежуточного вала, ведущая приводная шестерня 106b), вращающиеся как единое целое, предоставляются на одном вращательном валу (промежуточном валу 106c). Ведомая шестерня 106a промежуточного вала и ведущая приводная шестерня 106b вводятся в зацепление с шевронными шестернями (выходной шестерней 105, коронной шестерней 35 дифференциала), предоставленными на различных валах (на трансмиссионном валу 105a, в картере 31 дифференциала).

Дифференциальный механизм 107 включает в себя: коронную шестерню 35 дифференциала, которая представляет собой четвертую шевронную шестерню 34; картер 31 дифференциала, который представляет собой третий вал 30; и сателлитную шестерню дифференциала и полуосевую шестерню дифференциала, которые не проиллюстрированы. Картер 31 дифференциала поддерживается с возможностью вращения посредством третьего подшипника 6 относительно закрепленного элемента, такого как картер (не проиллюстрирован). Внутреннее кольцо третьего подшипника 6 прикрепляется к бортовым участкам 31a, 31b картера 31 дифференциала, и внешнее кольцо третьего подшипника 6 прикрепляется к картеру. Таким образом, два подшипника 6a, 6b закрепляются на осевых концах картера 31 дифференциала, т.е. левого и правого бортовых участков 31a, 31b картера 31 дифференциала.

Левое и правое ведомые колеса 104, 104 соединяются через левую и правую оси 103, 103 с дифференциальным механизмом 107. Соответствующие центры вращения картера 31 дифференциала и коронной шестерни 35 дифференциала предоставляются на оси, идентичной оси центра вращения для осей 103. Оси 103 размещаются параллельно трансмиссионному валу 105a и промежуточному валу 106c.

В вышесконфигурированном модуле 100 приведения в движение, когда мощность, расходуемая на движение, двигателя 101 передается на ведомые колеса 104, сила осевого нажима, сформированная во вводимой в зацепление части 110a зубчатой пары 110 промежуточного вала, принимается посредством первого подшипника 4 и второго подшипника 5, и сила осевого нажима, сформированная во вводимой в зацепление части 120a главной зубчатой пары 120, принимается посредством второго подшипника 5 и третьего подшипника 6. Поскольку осевая жесткость первого подшипника 4 меньше осевой жесткости второго подшипника 5, выходная шестерня 105 проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 110a зубчатой пары 110 промежуточного вала, по сравнению с ведомой шестерней 106a промежуточного вала. Помимо этого, поскольку осевая жесткость третьего подшипника 6 меньше осевой жесткости второго подшипника 5, коронная шестерня 35 дифференциала проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 120a главной зубчатой пары 120, по сравнению с приводной шестерней 106b. Таким образом, осевое поведение ведомой шестерни 106a промежуточного вала относительно силы осевого нажима зубчатой пары 110 промежуточного вала становится меньшим, и осевое поведение ведущей приводной шестерни 106b относительно силы осевого нажима главной зубчатой пары 120 становится меньшим. Через это, можно подавлять то, что осевое поведение ведомой шестерни 106a промежуточного вала и осевое поведение ведущей приводной шестерни 106b создают помехи друг для друга на промежуточном валу 106c, вызывая взаимное затруднение для их совмещающих эффектов.

1-3-2. Второй пример транспортного средства

Во-первых, описывается механизм 1 передачи мощности, установленный в транспортном средстве Ve, показанном на фиг. 5. В отличие от вышеописанной конфигурации, этот механизм 1 передачи мощности включает в себя: четвертый вал 40, имеющий пятую шевронную шестерню 45, вводимую в зацепление со второй шевронной шестерней 22; и четвертый подшипник 8, поддерживающий с возможностью вращения четвертый вал 40.

Четвертый вал 40 размещается параллельно первому-третьему валам 10, 20, 30. Четвертый вал 40 и второй вал 20 соединяются таким образом, что они передают мощность, расходуемую на движение, посредством третьей зубчатой пары 7, в которой шевронные шестерни вводятся в зацепление друг с другом. Мощность, расходуемая на движение, четвертого вала 40 передается из четвертого вала 40 через второй вал 20 на третий вал 30.

Третья зубчатая пара 7 состоит из пятой шевронной шестерни 45 в качестве ведущей шестерни и второй шевронной шестерни 22 в качестве ведомой шестерни. Во вводимой в зацепление части третьей зубчатой пары 7, левый профиль 45a зубьев пятой шевронной шестерни 45 вводится в зацепление с левым профилем 22a зубьев второй шевронной шестерни 22, и правый профиль 45b зубьев пятой шевронной шестерни 45 вводится в зацепление с правым профилем 22b зубьев второй шевронной шестерни 22.

Пятая шевронная шестерня 45 представляет собой шестерню (шевронную шестерню), включающую в себя левый профиль 45a зубьев и правый профиль 45b зубьев, которые имеют противоположные спиральные направления относительно друг друга. Пятая шевронная шестерня 45 и четвертый вал 40 формируются как единое целое. Следовательно, пятая шевронная шестерня 45 вращается как единое целое с четвертым валом 40, а также перемещается как единое целое с четвертым валом 40 в осевом направлении.

Четвертый подшипник 8 представляет собой роликовый подшипник, поддерживающий пятую шевронную шестерню 45. Например, четвертый подшипник 8 представляет собой цилиндрический роликовый подшипник и прикрепляется к одному осевому концу четвертого вала 40. Четвертый вал 40 и пятая шевронная шестерня 45 поддерживаются посредством одного цилиндрического роликового подшипника.

В вышесконфигурированном механизме 1 передачи мощности, когда мощность, расходуемая на движение, четвертого вала 40 передается на третий вал 30, сила осевого нажима, сформированная во вводимой в зацепление части 7a третьей зубчатой пары 7, принимается посредством четвертого подшипника 8 и второго подшипника 5. Как упомянуто выше, цилиндрический роликовый подшипник имеет меньшую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью конического роликового подшипника; в силу этого четвертый подшипник 8 имеет меньшую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью второго подшипника 5. Следовательно, пятая шевронная шестерня 45 проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 7a третьей зубчатой пары 7, по сравнению со второй шевронной шестерней 22.

Например, когда однопрофильный контакт принудительно задается во вводимой в зацепление части 7a третьей зубчатой пары 7, четвертый подшипник 8 имеет меньшую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью второго подшипника 5, и за счет этого пятая шевронная шестерня 45 на стороне четвертого вала 40 в основном перемещается в осевом направлении посредством силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 7a, и осевое поведение второй шевронной шестерни 22 на втором валу 20 становится меньшим. Таким образом, даже если вторая шевронная шестерня 22 не перемещается в осевом направлении вследствие компонента ошибки во вводимой в зацепление части 7a, совмещающий эффект третьей зубчатой пары 7 прилагается вследствие осевого поведения пятой шевронной шестерни 45.

Далее описывается модуль 100 приведения в движение транспортного средства Ve, показанного на фиг. 5. Этот модуль 100 приведения в движение представляет собой гибридное транспортное средство, содержащее электромотор 108 в качестве источника мощности при движении и механизм 1 передачи мощности, включающий в себя четвертый вал 40. Электромотор 108 представляет собой известный электромотор-генератор, выступающий в качестве электромотора и электрогенератора. Вал 108a электромотора, который представляет собой выходной вал электромотора 108, размещается параллельно промежуточному валу 106c, а также вращается как единое целое с редукторной шестерней 109.

Редукторная шестерня 109 представляет собой пятую шевронную шестерню 45, выводящую мощность, расходуемую на движение, вала 108a электромотора к ведомым колесам 104. Редукторная шестерня 109 формируется как единое целое с опорным валом 109a, который представляет собой четвертый вал 40. Поскольку опорный вал 109a садится на шлицах во внешнюю периферическую часть вала 108a электромотора, вал 108a электромотора, опорный вал 109a и редукторная шестерня 109 вращаются как единое целое. В этом случае, в посаженной на шлицах части между опорным валом 109a и валом 108a электромотора, опорный вал 109a выполнен с возможностью быть относительно подвижным в осевом направлении относительно вала 108a электромотора. Опорный вал 109a поддерживается с возможностью вращения посредством четвертого подшипника 8 относительно закрепленного элемента, такого как картер (не проиллюстрирован). Внутреннее кольцо четвертого подшипника 8 прикрепляется к внешней периферической части опорного вала 109a, и внешнее кольцо четвертого подшипника 8 прикрепляется к картеру. В примере, показанном на фиг. 5, опорный вал 109a поддерживается посредством одного четвертого подшипника 8 в консольном состоянии.

Редукторная шестерня 109 вводится в зацепление с ведомой шестерней 106a промежуточного вала, которая представляет собой вторую шевронную шестерню 22. Редукторная зубчатая пара 130, которая представляет собой третью зубчатую пару 7, состоит из редукторной шестерни 109 и ведомой шестерни 106a промежуточного вала.

Когда мощность, расходуемая на движение, электромотора 108 передается на ведомые колеса 104, сила осевого нажима, сформированная во вводимой в зацепление части 130a редукторной зубчатой пары 130, принимается посредством четвертого подшипника 8 и второго подшипника 5.

Помимо этого, поскольку осевая жесткость четвертого подшипника 8 меньше осевой жесткости второго подшипника 5, редукторная шестерня 109 проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 130a редукторной зубчатой пары 130, по сравнению с ведомой шестерней 106a промежуточного вала. Таким образом, осевое поведение ведомой шестерни 106a промежуточного вала относительно силы осевого нажима в редукторной зубчатой паре 130 становится меньшим. Через это, на промежуточном валу 106c, подавляется такая ситуация, что осевое поведение ведомой шестерни 106a промежуточного вала и осевое поведение ведущей приводной шестерни 106b создают помехи друг для друга, вызывая взаимное затруднение для их совмещающих эффектов.

Как упомянуто выше, согласно первому варианту осуществления, поскольку второй подшипник 5 имеет большую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью первого подшипника 4 и третьего подшипника 6, подавляется взаимное затруднение совмещающих эффектов первой зубчатой пары 2 и второй зубчатой пары 3 на втором валу 20. Через это, можно подавлять создание помех друг для друга в силу осевых поведений шевронных шестерней на валу-шестерне, вводимом в зацепление с несколькими шевронными шестернями, чтобы за счет этого обеспечивать их взаимные совмещающие эффекты. Соответственно, совмещающие эффекты шевронных шестерней надлежащим образом работают, так что формирование шумов и вибраций может подавляться во вводимой в зацепление части.

В случае механизма 1 передачи мощности, включающего в себя четвертый вал 40, поскольку второй подшипник 5 имеет большую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью четвертого подшипника 8, можно подавлять взаимное затруднение совмещающих эффектов первой зубчатой пары 2, второй зубчатой пары 3 и третьей зубчатой пары 7 на втором валу 20. Соответственно, даже если несколько шевронных шестерней вводятся в зацепление с одной шевронной шестерней, совмещающие эффекты шевронных шестерней надлежащим образом работают, чтобы за счет этого подавлять формирование шумов и вибраций.

Настоящее изобретение не ограничено вышеуказанным первым вариантом осуществления и может надлежащим образом модифицироваться без отступления от объема изобретения.

Например, второй подшипник 5 может иметь большую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью, по меньшей мере, из одного из первого подшипника 4 и третьего подшипника 6.

В качестве одного примера, второй подшипник 5 может иметь большую осевую жесткость по сравнению с осевой жесткостью первого подшипника 4, а также может иметь осевую жесткость, меньшую или равную осевой жесткости третьего подшипника 6. В этом случае, осевая жесткость становится меньшей в порядке "третий подшипник 6≥второй подшипник 5 > первый подшипник 4". Через это, совмещающий эффект первой зубчатой пары 2 обеспечивается не в силу осевого поведения второй шевронной шестерни 22, а в силу осевого поведения первой шевронной шестерни 11. Таким образом, можно подавлять перемещение второй шевронной шестерни 22 в осевом направлении, с тем чтобы прилагать совмещающий эффект первой зубчатой пары 2. Следовательно, даже если третья шевронная шестерня 23 перемещается в осевом направлении, с тем чтобы прилагать совмещающий эффект второй зубчатой пары 3, можно подавлять подвергание помехам осевого поведения третьей шевронной шестерни 23 в силу осевого поведения второй шевронной шестерни 22. Таким образом, можно подавлять взаимное затруднение совмещающего эффекта первой зубчатой пары 2 и совмещающего эффекта второй зубчатой пары 3 на втором валу 20.

В качестве другого примера, второй подшипник 5 может иметь осевую жесткость, большую осевой жесткости третьего подшипника 6, а также может иметь осевую жесткость, меньшую или равную осевой жесткости первого подшипника 4. В этом случае, осевая жесткость становится меньшей в порядке "первый подшипник 4≥второй подшипник 5 > третий подшипник 6". Через это, совмещающий эффект второй зубчатой пары 3 обеспечивается не в силу осевого поведения третьей шевронной шестерни 23, а в силу осевого поведения четвертой шевронной шестерни 34. Таким образом, можно подавлять перемещение третьей шевронной шестерни 23 в осевом направлении, с тем чтобы прилагать совмещающий эффект второй зубчатой пары 3. Следовательно, хотя вторая шевронная шестерня 22 перемещается в осевом направлении, с тем чтобы прилагать совмещающий эффект первой зубчатой пары 2, можно подавлять подвергание помехам осевого поведения второй шевронной шестерни 22 в силу осевого поведения третьей шевронной шестерни 23. Таким образом, можно подавлять взаимное затруднение совмещающего эффекта первой зубчатой пары 2 и совмещающего эффекта второй зубчатой пары 3 на втором валу 20.

Второй подшипник 5 может состоять из роликового подшипника другого типа относительно типа, по меньшей мере, из одного из первого подшипника 4 и третьего подшипника 6. Например, в качестве одного примера, в котором вышеуказанная осевая жесткость становится меньшей в порядке "третий подшипник 6≥второй подшипник 5 > первый подшипник 4", если второй подшипник 5 представляет собой конический роликовый подшипник, первый подшипник 4 может представлять собой цилиндрический роликовый подшипник, и третий подшипник 6 может представлять собой конический роликовый подшипник. В качестве одного примера, в котором вышеуказанная осевая жесткость становится меньшей в порядке "первый подшипник 4≥второй подшипник 5 > третий подшипник 6", если второй подшипник 5 представляет собой конический роликовый подшипник, первый подшипник 4 может представлять собой конический роликовый подшипник, и третий подшипник 6 может представлять собой цилиндрический роликовый подшипник.

Помимо этого, типы первого-третьего подшипников 4, 5, 6 не ограничены вышеприведенной комбинацией двух типов: цилиндрический роликовый подшипник и конический роликовый подшипник. Например, четыре типа роликовых подшипников, показанных на фиг. 3, могут надлежащим образом комбинироваться. Таким образом, роликовые подшипники и шариковые подшипники могут комбинироваться для первого-третьего подшипников 4, 5, 6. Если второй подшипник 5 представляет собой конический роликовый подшипник, каждый из первого подшипника 4 и третьего подшипника 6 может состоять из любого из цилиндрического роликового подшипника, шарикового подшипника с глубокой канавкой и радиальноупорного шарикового подшипника. Следовательно, первый подшипник 4 может представлять собой шариковый подшипник с глубокой канавкой, второй подшипник 5 может представлять собой конический роликовый подшипник, и третий подшипник 6 может представлять собой шариковый подшипник с глубокой канавкой. Второй подшипник 5 может состоять из подшипника другого типа относительно типа четвертого подшипника 8.

Кроме того, число каждого из первого-третьего подшипников 4, 5, 6 не ограничено двумя и может составлять один. Это означает то, что первая шевронная шестерня 11 может поддерживаться посредством первого подшипника 4, состоящего из одного подшипника в консольном состоянии. Аналогично, вторая шевронная шестерня 22 и третья шевронная шестерня 23 могут поддерживаться посредством второго подшипника 5, состоящего из одного подшипника в консольном состоянии, и четвертая шевронная шестерня 34 может поддерживаться посредством третьего подшипника 6, состоящего из одного подшипника в консольном состоянии. Следовательно, каждый из первого-третьего подшипников 4, 5, 6 может состоять из одного подшипника или двух подшипников и может надлежащим образом комбинироваться между собой. В качестве одного примера, первый подшипник 4 состоит из одного подшипника 4a, второй подшипник 5 состоит из двух подшипников 5a, 5b, и третий подшипник 6 состоит из двух подшипников 6a, 6b. В качестве другого примера, каждый из подшипников 4, 5, 6 может состоять из одного подшипника. Таким образом, когда описывается первый подшипник 4, следующие случаи включены: случай, в котором первый подшипник 4 состоит только из одного подшипника 4a, случай, в котором первый подшипник 4, состоит только из одного подшипника 4b, и случай, в котором первый подшипник 4 состоит из двух подшипников 4a, 4b. Это является идентичным во втором подшипнике 5 и третьем подшипнике 6.

Каждый из первого-четвертого подшипников 4, 5, 6, 8 может представлять собой однорядный подшипник или двухрядный шарикоподшипник.

Каждый из первого-третьего валов 10, 20, 30 и каждая из первой-четвертой шевронных шестерней 11, 22, 23, 34 могут не быть ограничены тем, что они состоят из одного элемента или различных элементов. Например, если они представляют собой различные элементы относительно друг друга, может быть предусмотрена такая конфигурация, в которой шевронные шестерни и соответствующие вращательные валы интегрированы таким образом, что они являются вращающимися как единое целое и относительно неподвижными в осевом направлении. Таким образом, такое описание, что шевронные шестерни и вращательные валы формируются как единое целое, означает то, что шевронные шестерни и вращательные валы вращаются как единое целое, а также перемещаются как единое целое в осевом направлении.

Каждый из вышеуказанных примеров транспортного средства, показанных на фиг. 4 и фиг. 5, представляет собой один пример, и применимое транспортное средство не ограничено этими примерами. Например, трансмиссионное устройство 102 не ограничено автоматической трансмиссией и также может представлять собой ременную бесступенчатую трансмиссию (CVT). Гибридное транспортное средство, к которому является применимым механизм 1 передачи мощности, не ограничено гибридным транспортным средством с одним электромотором, и также может быть включено гибридное транспортное средство с двумя электромоторами. Если механизм 1 передачи мощности, показанный на фиг. 5, устанавливается в гибридном транспортном средстве с двумя электромоторами, модуль 100 приведения в движение дополнительно включает в себя непроиллюстрированный первый электромотор, и электромотор 108 выступает в качестве второго электромотора. В этом случае, мощность, расходуемая на движение, выведенная из первого электромотора, передается через выходную шестерню 105 на ведомые колеса 104.

2. Второй вариант осуществления

Со ссылкой на фиг. 1 и фиг. 2 и фиг. 4-6, описывается механизм передачи мощности второго варианта осуществления. Фиг. 6 является видом, поясняющим взаимосвязь между осевым внутренним зазором роликового подшипника и каждым типом роликового подшипника. В описании второго варианта осуществления, описание конфигураций, идентичных конфигурациям первого варианта осуществления, опускается, и используются их ссылки с номерами.

2-1. Базовая конфигурация второго варианта осуществления

Сначала, описывается механизм 1 передачи мощности второго варианта осуществления со ссылкой на фиг. 1 и фиг. 2. В механизме 1 передачи мощности второго варианта осуществления, первый подшипник 4 и третий подшипник 6 состоят из шариковых подшипников, что отличается от первого варианта осуществления.

Каждый из подшипников 4a, 4b первого подшипника 4 состоит из шарикового подшипника с глубокой канавкой. Первый вал 10 и первая шевронная шестерня 11 поддерживаются посредством пары подшипников (пары первых подшипников), состоящей из двух шариковых подшипников с глубокой канавкой. Каждый из подшипников 6a, 6b третьего подшипника 6 состоит из шарикового подшипника с глубокой канавкой. Третий вал 30 и четвертая шевронная шестерня 34 поддерживаются посредством пары подшипников (пары третьих подшипников), состоящей из двух шариковых подшипников с глубокой канавкой.

Во втором варианте осуществления, относительно осевых внутренних зазоров роликовых подшипников, предусмотрена такая конфигурация, в которой осевой внутренний зазор подшипника, поддерживающего вращательный вал (промежуточный вал), имеющий несколько шевронных шестерней, отличается от осевого внутреннего зазора подшипника, поддерживающего вращательный вал, имеющий одну шевронную шестерню.

Здесь, осевой внутренний зазор роликового подшипника обозначает величину перемещения в осевом направлении одного кольца подшипника из внутреннего кольца и внешнего кольца, при этом другое кольцо подшипника из внутреннего кольца и внешнего кольца закреплено. Это означает то, что осевой внутренний зазор интересующего роликового подшипника представляет величину осевого смещения (величину перемещения) этого подшипника.

2-2. Осевой внутренний зазор

Далее, со ссылкой на фиг. 6, описывается взаимосвязь между осевым внутренним зазором роликового подшипника и каждым типом роликовых подшипников. На фиг. 6, в качестве роликовых подшипников, примерно иллюстрируются четыре типа роликовых подшипников: цилиндрический роликовый подшипник, шариковый подшипник с глубокой канавкой, конический роликовый подшипник и радиальноупорный шариковый подшипник. В нижеприведенном описании, "осевой внутренний зазор роликового подшипника" упоминается просто в качестве "осевого внутреннего зазора".

Как показано на фиг. 6, в роликовых подшипниках, осевой внутренний зазор становится меньшим в порядке цилиндрического роликового подшипника, шарикового подшипника с глубокой канавкой, конического роликового подшипника и радиальноупорного шарикового подшипника. Поскольку предварительное сжатие применяется к коническому роликовому подшипнику и радиальноупорному шариковому подшипнику, каждый из этих подшипников практически не имеет осевого внутреннего зазора. Шариковый подшипник с глубокой канавкой представляет собой подшипник, имеющий контактный угол, и имеет больший осевой внутренний зазор по сравнению с осевым внутренним зазором конического роликового подшипника и радиальноупорного шарикового подшипника. Цилиндрический роликовый подшипник имеет относительно наибольший осевой внутренний зазор. Как описано выше, осевой внутренний зазор отличается в зависимости от типа роликового подшипника.

Соотношение абсолютных величин осевых внутренних зазоров между четырьмя типами роликовых подшипников, показанных на фиг. 6, представляет собой просто один пример, и настоящее изобретение не ограничено этим. Тем не менее, соотношение абсолютных величин осевых внутренних зазоров, показанных на фиг. 6, удовлетворяется в соотношении между шариковым подшипником с глубокой канавкой и коническим роликовым подшипником.

Как упомянуто выше, шариковый подшипник с глубокой канавкой имеет больший осевой внутренний зазор по сравнению с осевым внутренним зазором конического роликового подшипника, так что осевой внутренний зазор второго подшипника 5 формируется таким образом, что он меньше осевого внутреннего зазора первого подшипника 4 и третьего подшипника 6. В механизме 1 передачи мощности, шевронные шестерни и вращательные валы формируются как единое целое; в силу этого осевой внутренний зазор интересующего подшипника представляет простоту осевого поведения шевронной шестерни, когда сила осевого нажима (движущая сила) во вводимой в зацепление части действует.

Например, когда однопрофильный контакт принудительно задается во вводимой в зацепление части 2a первой зубчатой пары 2, поскольку осевой внутренний зазор первого подшипника 4 превышает осевой внутренний зазор второго подшипника 5, первая шевронная шестерня 11 на стороне первого вала 10 перемещается в осевом направлении вследствие силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 2a, и осевое поведение второй шевронной шестерни 22 на стороне второго вала 20 становится меньшим. Таким образом, хотя вторая шевронная шестерня 22 активно не перемещается в осевом направлении вследствие компонента ошибки во вводимой в зацепление части 2a, совмещающий эффект первой зубчатой пары 2 прилагается вследствие осевого поведения первой шевронной шестерни 11.

Когда однопрофильный контакт шевронных шестерней принудительно задается во вводимой в зацепление части 3a второй зубчатой пары 3, осевой внутренний зазор третьего подшипника 6 превышает осевой внутренний зазор второго подшипника 5, и за счет этого четвертая шевронная шестерня 34 на третьем валу 30 перемещается в осевом направлении вследствие силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 3a, и осевое поведение третьей шевронной шестерни 23 на стороне второго вала 20 становится меньшим. Таким образом, хотя третья шевронная шестерня 23 активно не перемещается в осевом направлении вследствие компонента ошибки во вводимой в зацепление части 3a, совмещающий эффект второй зубчатой пары 3 прилагается вследствие осевого поведения четвертой шевронной шестерни 34.

2-3. Пример транспортного средства второго варианта осуществления

Механизм 1 передачи мощности второго варианта осуществления может устанавливаться в транспортном средстве Ve, показанном на фиг. 4 и фиг. 5.

В первом примере транспортного средства, показанном на фиг. 4, поскольку осевой внутренний зазор первого подшипника 4 превышает осевой внутренний зазор второго подшипника 5, выходная шестерня 105 проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 110a зубчатой пары 110 промежуточного вала, по сравнению с ведомой шестерней 106a промежуточного вала. Помимо этого, поскольку осевой внутренний зазор третьего подшипника 6 превышает осевой внутренний зазор второго подшипника 5, коронная шестерня 35 дифференциала проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 120a главной зубчатой пары 120, по сравнению с приводной шестерней 106b.

В механизме 1 передачи мощности второго примера транспортного средства, показанного на фиг. 5, четвертый подшипник 8 состоит из шарикового подшипника с глубокой канавкой. Четвертый вал 40 и пятая шевронная шестерня 45 поддерживаются посредством одного шарикового подшипника с глубокой канавкой. Поскольку осевой внутренний зазор шарикового подшипника с глубокой канавкой превышает осевой внутренний зазор конического роликового подшипника, осевой внутренний зазор четвертого подшипника 8 формируется таким образом, что он превышает осевой внутренний зазор второго подшипника 5. Следовательно, пятая шевронная шестерня 45 проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 7a третьей зубчатой пары 7 по сравнению со второй шевронной шестерней 22.

В модуле 100 приведения в движение второго примера транспортного средства, показанного на фиг. 5, осевой внутренний зазор четвертого подшипника 8 превышает осевой внутренний зазор второго подшипника 5, и за счет этого редукторная шестерня 109 проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 130a редукторной зубчатой пары 130, по сравнению с ведомой шестерней 106a промежуточного вала.

Как упомянуто выше, согласно второму варианту осуществления, поскольку осевой внутренний зазор второго подшипника 5 меньше осевого внутреннего зазора первого подшипника 4 и третьего подшипника 6, подавляется взаимное затруднение совмещающих эффектов первой зубчатой пары 2 и второй зубчатой пары 3 на втором валу 20. Через это, можно подавлять создание помех друг для друга в силу осевых поведений шевронных шестерней на валу-шестерне, вводимом в зацепление с несколькими шевронными шестернями, чтобы за счет этого обеспечивать их взаимные совмещающие эффекты. Соответственно, совмещающие эффекты шевронных шестерней надлежащим образом работают, чтобы за счет этого подавлять формирование шумов и вибраций во вводимой в зацепление части.

Настоящее изобретение не ограничено вышеуказанным вторым вариантом осуществления и может надлежащим образом модифицироваться без отступления от объема изобретения.

Например, второй подшипник 5 может иметь меньший осевой внутренний зазор по сравнению с осевым внутренним зазором, по меньшей мере, из одного из первого подшипника 4 и третьего подшипника 6.

В качестве одного примера, осевой внутренний зазор второго подшипника 5 может быть выполнен с возможностью быть меньше осевого внутреннего зазора первого подшипника 4, а также превышать или быть равным осевому внутреннему зазору третьего подшипника 6. В этом случае, осевой внутренний зазор становится меньшим в порядке "первый подшипник 4 > второй подшипник 5≥третий подшипник 6". Через это, совмещающий эффект первой зубчатой пары 2 обеспечивается не в силу осевого поведения второй шевронной шестерни 22, а в силу осевого поведения первой шевронной шестерни 11. Таким образом, можно подавлять перемещение второй шевронной шестерни 22 в осевом направлении, с тем чтобы прилагать совмещающий эффект первой зубчатой пары 2. Следовательно, даже если третья шевронная шестерня 23 перемещается в осевом направлении, с тем чтобы прилагать совмещающий эффект второй зубчатой пары 3, подавляется подвергание помехам осевого поведения третьей шевронной шестерни 23 в силу осевого поведения второй шевронной шестерни 22. Таким образом, можно подавлять взаимное затруднение совмещающего эффекта первой зубчатой пары 2 и совмещающего эффекта второй зубчатой пары 3 на втором валу 20.

В качестве другого примера, может быть предусмотрена такая конфигурация, в которой осевой внутренний зазор второго подшипника 5 меньше осевого внутреннего зазора третьего подшипника 6, а также превышает или равен осевому внутреннему зазору первого подшипника 4. В этом случае, осевой внутренний зазор становится меньшим в порядке "третий подшипник 6 > второй подшипник 5≥первый подшипник 4". Через это, совмещающий эффект второй зубчатой пары 3 обеспечивается не в силу осевого поведения третьей шевронной шестерни 23, а в силу осевого поведения четвертой шевронной шестерни 34. Таким образом, можно подавлять перемещение третьей шевронной шестерни 23 в осевом направлении, с тем чтобы прилагать совмещающий эффект второй зубчатой пары 3. Следовательно, даже если вторая шевронная шестерня 22 перемещается в осевом направлении, с тем чтобы прилагать совмещающий эффект первой зубчатой пары 2, можно подавлять подвергание помехам осевого поведения второй шевронной шестерни 22 в силу осевого поведения третьей шевронной шестерни 23. Таким образом, можно подавлять взаимное затруднение совмещающего эффекта первой зубчатой пары 2 и совмещающего эффекта второй зубчатой пары 3 на втором валу 20.

Второй подшипник 5 может состоять из роликового подшипника другого типа относительно типа, по меньшей мере, из одного из первого подшипника 4 и третьего подшипника 6. Например, в качестве одного примера, в котором вышеуказанный осевой внутренний зазор становится меньшим в порядке "первый подшипник 4 > второй подшипник 5≥третий подшипник 6", если второй подшипник 5 представляет собой конический роликовый подшипник, первый подшипник 4 может представлять собой шариковый подшипник с глубокой канавкой, и третий подшипник 6 может представлять собой конический роликовый подшипник. В качестве одного примера случая, в котором вышеуказанный осевой внутренний зазор становится меньшим в порядке "третий подшипник 6 > второй подшипник 5≥первый подшипник 4", если второй подшипник 5 представляет собой конический роликовый подшипник, первый подшипник 4 может представлять собой конический роликовый подшипник, и третий подшипник 6 может представлять собой шариковый подшипник с глубокой канавкой.

Помимо этого, типы первого-третьего подшипника 4, 5, 6 не ограничены комбинацией вышеописанных двух типов: шарикового подшипника с глубокой канавкой и конического роликового подшипника. Например, вышеописанные четыре типа роликовых подшипников, показанных на фиг. 6, могут надлежащим образом комбинироваться. Второй подшипник 5 может состоять из конического роликового подшипника или радиальноупорного шарикового подшипника. В этом случае, каждый из первого подшипника 4 и третьего подшипника 6 может состоять из цилиндрического роликового подшипника или шарикового подшипника с глубокой канавкой. Следовательно, во втором варианте осуществления, первый подшипник 4 может представлять собой цилиндрический роликовый подшипник, второй подшипник 5 может представлять собой конический роликовый подшипник, и третий подшипник 6 может представлять собой цилиндрический роликовый подшипник.

3. Третий вариант осуществления

Со ссылкой на фиг. 1 и фиг. 2, фиг. 4 и фиг. 5 и фиг. 7-9, описывается механизм передачи мощности третьего варианта осуществления. Фиг. 7 является видом, поясняющим радиус кривизны в желобковой поверхности и диаметр каждого шарика в шариковом подшипнике с глубокой канавкой. Фиг. 8 является видом, поясняющим взаимосвязь между отношением радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра каждого шарика и осевой жесткостью. Фиг. 9 является видом, поясняющим взаимосвязь между отношением радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра каждого шарика и осевым внутренним зазором. В описании третьего варианта осуществления, описание конфигураций, идентичных конфигурациям второго варианта осуществления, опускается, и используются их ссылки с номерами.

3-1. Базовая конфигурация

Сначала, описывается механизм 1 передачи мощности третьего варианта осуществления со ссылкой на фиг. 1 и фиг. 2. В механизме 1 передачи мощности третьего варианта осуществления, первый-третий подшипники 4, 5, 6 состоят из шариковых подшипников, что отличается от второго варианта осуществления.

Каждый из подшипников 5a, 5b второго подшипника 5 состоит из шарикового подшипника с глубокой канавкой. Второй вал 20, вторая шевронная шестерня 22 и третья шевронная шестерня 23 поддерживаются посредством второго подшипника 5, представляющего собой пару подшипников (пару вторых подшипников), состоящую из двух шариковых подшипников с глубокой канавкой.

3-2. Взаимосвязь между отношением радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра шарика и величиной осевого смещения

Как показано на фиг. 7, каждый из первого-третьего подшипников 4, 5, 6 состоит из шарикового подшипника 9 с глубокой канавкой, состоящего из шариков 91, которые представляют собой тела качения, и кольца 92 подшипника, имеющего желобковую поверхность 92a, на которой шарики 91 качаются. Кольцо 92 подшипника, показанное на фиг. 7, представляет собой внутреннее кольцо шарикового подшипника 9 с глубокой канавкой, и внешнее кольцо шарикового подшипника 9 с глубокой канавкой не проиллюстрировано на фиг. 7.

В шариковом подшипнике 9 с глубокой канавкой, диаметр R₁ каждого шарика 91 (в дальнейшем в этом документе, называемый "диаметром шарика") за счет этого формируется с возможностью быть равным или выше радиуса R₂ кривизны в желобковой поверхности 92a (в дальнейшем в этом документе, называемого "радиусом желобковой поверхности"). Значение, полученное посредством деления радиуса R₂ желобковой поверхности на диаметр R₁ шарика, составляет 0,5 или более. Таким образом, отношение X радиуса R₂ желобковой поверхности относительно диаметра R₁ шарика составляет 50% или более с точки зрения процентной доли. В этом описании, отношение X представлено с точки зрения процентной доли. Помимо этого, в нижеприведенном описании, "отношение X радиуса R₂ желобковой поверхности относительно диаметра R₁ шарика" упоминается просто в качестве "отношения X".

Поскольку радиус R₂ желобковой поверхности становится больше на обоих осевых концах желобковой поверхности 92a, чем в ее осевом центре, радиус R₂ желобковой поверхности становится максимальным значением в радиусе кривизны на обоих осевых концах желобковой поверхности 92a. Это означает то, что отношение X, полученное посредством деления максимального значения радиуса R₂ желобковой поверхности на диаметр R₁ шарика, является минимальным значением отношения X в этом шариковом подшипнике 9 с глубокой канавкой.

В третьем варианте осуществления, относительно минимальных значений отношений X первого-третьего подшипников 4, 5, 6, минимальное значение отношения X подшипника, поддерживающего вращательный вал (промежуточный вал), имеющий несколько шевронных шестерней, отличается от минимального значения отношения X подшипника, поддерживающего вращательный вал, имеющий одну шевронную шестерню.

Здесь, минимальное значение отношения X радиуса R₂ желобковой поверхности относительно диаметра R₁ шарика в шариковом подшипнике 9 с глубокой канавкой представляет величину осевого смещения интересующего подшипника относительно осевой силы (силы осевого нажима), сформированной во вводимой в зацепление части между шевронными шестернями. По мере того, как минимальное значение отношения X становится большим, величина осевого смещения шарикового подшипника 9 с глубокой канавкой становится большим. Наоборот, по мере того, как минимальное значение отношения X становится меньшим, величина осевого смещения шарикового подшипника 9 с глубокой канавкой становится меньшей.

3-2-1. Взаимосвязь между отношением радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра шарика и осевой жесткостью

Со ссылкой на фиг. 8, описывается взаимосвязь между отношением X и осевой жесткостью шарикового подшипника 9 с глубокой канавкой. На фиг. 8, в целях пояснения разностей осевой жесткости, примерно иллюстрируются соответствующие случаи отношения X > 52%, отношения X=52% и X=50%. Отношение X, показанное на фиг. 8, является минимальным значением отношения X.

Как показано на фиг. 8, осевая жесткость шарикового подшипника 9 с глубокой канавкой становится больше в порядке случая отношения X более 52%, случая отношения X равного 52% и случая отношения X равного 50%. Таким образом, следует принимать во внимание, что в шариковом подшипнике 9 с глубокой канавкой, по мере того, как отношение X становится меньшим, осевая жесткость становится большей. Это означает то, что отношение X представляет абсолютную величину осевой жесткости шарикового подшипника 9 с глубокой канавкой относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части. Таким образом, даже между шариковыми подшипниками 9 с глубокой канавкой, если их отношения X отличаются, абсолютные величины их осевых жесткостей также становятся отличающимися.

3-2-2. Взаимосвязь между отношением радиуса желобковой поверхности относительно диаметра шарика и осевым внутренним зазором

Со ссылкой на фиг. 9, описывается взаимосвязь между отношением X и осевым внутренним зазором шарикового подшипника 9 с глубокой канавкой. На фиг. 9, в целях пояснения разности осевого внутреннего зазора интересующего шарикового подшипника, примерно иллюстрируются соответствующие случаи отношения X > 52%, отношения X равного 52% и отношения X равного 50%. Помимо этого, отношение X, показанное на фиг. 9, является минимальным значением отношения X.

Как показано на фиг. 9, осевой внутренний зазор шарикового подшипника 9 с глубокой канавкой становится меньшим в порядке случая отношения X более 52%, случая отношения X равного 52% и случая отношения X равного 50%. Таким образом, следует принимать во внимание, что в шариковом подшипнике 9 с глубокой канавкой, по мере того, как отношение X становится меньшим, осевой внутренний зазор становится меньшим. Таким образом, отношение X представляет величину осевого смещения (величину перемещения) шарикового подшипника 9 с глубокой канавкой относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части. Таким образом, даже между шариковыми подшипниками 9 с глубокой канавкой, если их отношения X отличаются, абсолютные величины их осевых внутренних зазоров также становятся отличающимися.

В механизме 1 передачи мощности третьего варианта осуществления, второй подшипник 5 за счет этого формируется с возможностью иметь меньшее минимальное значение отношения X шарикового подшипника 9 с глубокой канавкой по сравнению с минимальным значением отношения первого подшипника 4 и третьего подшипника 6. Например, каждый из подшипников 4a, 4b первого подшипника 4 выполнен с возможностью иметь отношение X равного 52% или более. Каждый из подшипников 5a, 5b второго подшипника 5 выполнен с возможностью иметь отношение X менее 52%. Каждый из подшипников 6a, 6b третьего подшипника 6 выполнен с возможностью иметь отношение X равного 52% или более. Через это, второй подшипник 5 имеет большую осевую жесткость (меньшую величину осевого смещения) по сравнению с осевой жесткостью первого подшипника 4 и третьего подшипника 6. Второй подшипник 5 имеет меньший осевой внутренний зазор (меньшую величину осевого смещения) по сравнению с осевым внутренним зазором первого подшипника 4 и третьего подшипника 6.

В механизме 1 передачи мощности, шевронные шестерни и вращательный вал формируются как единое целое; в силу этого то, что интересующий шариковый подшипник 9 с глубокой канавкой имеет меньшее минимальное значение отношения X, представляет то, что для шевронной шестерни сложнее перемещаться в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части шевронных шестерней.

Например, когда однопрофильный контакт шевронных шестерней принудительно задается во вводимой в зацепление части 2a первой зубчатой пары 2, поскольку первый подшипник 4 имеет меньшее минимальное значение отношения X по сравнению с минимальным значением отношения второго подшипника 5, первая шевронная шестерня 11 на стороне первого вала 10 в основном перемещается в осевом направлении вследствие силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 2a, и осевое поведение второй шевронной шестерни 22 на стороне второго вала 20 становится меньшим. Через это, хотя вторая шевронная шестерня 22 активно не перемещается в осевом направлении вследствие компонента ошибки во вводимой в зацепление части 2a, можно прилагать совмещающий эффект первой зубчатой пары 2 вследствие осевого поведения первой шевронной шестерни 11 на стороне первого подшипника 4, минимальное значение отношения X которой является относительно небольшим.

Когда однопрофильный контакт шевронных шестерней принудительно задается во вводимой в зацепление части 3a второй зубчатой пары 3, поскольку третий подшипник 6 имеет большее минимальное значение отношения X по сравнению с минимальным значением отношения второго подшипника 5, четвертая шевронная шестерня 34 на третьем валу 30 в основном перемещается в осевом направлении вследствие силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 3a, и осевое поведение третьей шевронной шестерни 23 на стороне второго вала 20 становится меньшим. Через это, хотя третья шевронная шестерня 23 активно не перемещается в осевом направлении вследствие компонента ошибки во вводимой в зацепление части 3a, можно прилагать совмещающий эффект второй зубчатой пары 3 вследствие осевого поведения четвертой шевронной шестерни 34 на стороне третьего подшипника 6, имеющей относительно меньшее минимальное значение отношения X.

3-3. Пример транспортного средства третьего варианта осуществления

Механизм передачи мощности третьего варианта осуществления может устанавливаться в транспортном средстве Ve, показанном на фиг. 4 и фиг. 5.

В первом примере транспортного средства, показанном на фиг. 4, поскольку первый подшипник 4 имеет большее минимальное значение отношения X по сравнению с минимальным значением отношения второго подшипника 5, выходная шестерня 105 проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 110a зубчатой пары 110 промежуточного вала, по сравнению с ведомой шестерней 106a промежуточного вала. Помимо этого, поскольку третий подшипник 6 также имеет большее минимальное значение отношения X по сравнению с минимальным значением отношения второго подшипника 5, коронная шестерня 35 дифференциала проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 120a главной зубчатой пары 120, по сравнению с приводной шестерней 106b.

В механизме 1 передачи мощности второго примера транспортного средства, показанного на фиг. 5, четвертый подшипник 8 представляет собой шариковый подшипник с глубокой канавкой и за счет этого формируется с возможностью иметь большее минимальное значение отношения X по сравнению с минимальным значением отношения второго подшипника 5. Следовательно, пятая шевронная шестерня 45 проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 7a третьей зубчатой пары 7, по сравнению со второй шевронной шестерней 22.

В модуле 100 приведения в движение второго примера транспортного средства, показанного на фиг. 5, поскольку четвертый подшипник 8 имеет большее минимальное значение отношения X по сравнению с минимальным значением отношения второго подшипника 5, редукторная шестерня 109 проще перемещается в осевом направлении относительно силы осевого нажима, сформированной во вводимой в зацепление части 130a редукторной зубчатой пары 130, по сравнению с ведомой шестерней 106a промежуточного вала.

Как упомянуто выше, согласно третьему варианту осуществления, второй подшипник 5 имеет меньшее минимальное значение отношения X по сравнению с минимальным значением отношения первого подшипника 4 и третьего подшипника 6; в силу этого можно подавлять взаимное затруднение совмещающих эффектов первой зубчатой пары 2 и второй зубчатой пары 3 на втором валу 20. Через это, можно подавлять создание помех друг для друга в силу осевых поведений шевронных шестерней, чтобы за счет этого взаимно обеспечивать их совмещающие эффекты. Соответственно, совмещающие эффекты шевронных шестерней надлежащим образом работают, чтобы за счет этого подавлять формирование шумов и вибраций во вводимой в зацепление части.

Настоящее изобретение не ограничено вышеуказанным третьим вариантом осуществления и может надлежащим образом модифицироваться без отступления от объема изобретения.

Например, отношение X шарикового подшипника 9 с глубокой канавкой не ограничено вышеописанными значениями. Таким образом, это отношение может быть любым значением при условии, что минимальное значение отношения X второго подшипника 5 относительно меньше минимального значения первого подшипника 4 и третьего подшипника 6.

Второй подшипник 5 может иметь любое минимальное значение отношения X при условии, что это минимальное значение отношения X меньше, по меньшей мере, одного из минимального значения отношения X первого подшипника 4 и третьего подшипника 6. В этом случае, также можно подавлять взаимное затруднение совмещающего эффекта первой зубчатой пары 2 и совмещающего эффекта второй зубчатой пары 3 на втором валу 20.

В качестве одного примера, второй подшипник 5 может за счет этого формироваться с возможностью иметь меньшее минимальное значение отношения X по сравнению с минимальным значением отношения первого подшипника 4, а также иметь минимальное значение отношения X, большее или равное минимальному значению отношения X третьего подшипника 6. В этом случае, минимальное значение отношения X становится меньшим в порядке "первый подшипник 4 > второй подшипник 5≥третий подшипник 6". Через это, совмещающий эффект первой зубчатой пары 2 обеспечивается не в силу осевого поведения второй шевронной шестерни 22, а в силу осевого поведения первой шевронной шестерни 11.

В качестве другого примера, второй подшипник 5 может за счет этого формироваться с возможностью иметь меньшее минимальное значение отношения X по сравнению с минимальным значением отношения третьего подшипника 6, а также иметь минимальное значение отношения X, большее или равное минимальному значению отношения первого подшипника 4. В этом случае, минимальное значение отношения X становится меньшим в порядке "третий подшипник 6 > второй подшипник 5≥первый подшипник 4". Через это, совмещающий эффект второй зубчатой пары 3 обеспечивается не в силу осевого поведения третьей шевронной шестерни 23, а в силу осевого поведения четвертой шевронной шестерни 34. Механизм передачи мощности настоящего изобретения может задаваться следующим образом. Механизм передачи мощности включает в себя: первый вал, включающий в себя первую шевронную шестерню; второй вал, включающий в себя вторую шевронную шестерню и третью шевронную шестерню, причем вторая шевронная шестерня выполнена с возможностью вводиться в зацепление с первой шевронной шестерней, причем третья шевронная шестерня размещается рядом со второй шевронной шестерней в направлении второго вала; третий вал, включающий в себя четвертую шевронную шестерню, выполненную с возможностью вводиться в зацепление с третьей шевронной шестерней; причем первый подшипник представляет собой роликовый подшипник, поддерживающий с возможностью вращения первый вал; причем второй подшипник представляет собой роликовый подшипник, поддерживающий с возможностью вращения второй вал; и причем третий подшипник представляет собой роликовый подшипник, поддерживающий с возможностью вращения третий вал, при этом первая шевронная шестерня и первый вал выполнены с возможностью вращаться как единое целое, а также перемещаться как единое целое в осевом направлении, вторая шевронная шестерня, третья шевронная шестерня и второй вал выполнены с возможностью вращаться как единое целое, а также перемещаться как единое целое в осевом направлении, четвертая шевронная шестерня и третий вал выполнены с возможностью вращаться как единое целое, а также перемещаться как единое целое в осевом направлении, и второй подшипник имеет такую конфигурацию, в которой удовлетворяется, по меньшей мере, одно из условий i) и ii): i) величина осевого смещения второго подшипника относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между первой шевронной шестерней и второй шевронной шестерней, меньше величины осевого смещения первого подшипника относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между первой шевронной шестерней и второй шевронной шестерней, и ii) величина осевого смещения второго подшипника относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между третьей шевронной шестерней и четвертой шевронной шестерней, меньше величины осевого смещения третьего подшипника относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между третьей шевронной шестерней и четвертой шевронной шестерней. Осевая жесткость второго подшипника может превышать, по меньшей мере, одну из осевой жесткости первого подшипника и осевой жесткости третьего подшипника. Осевой внутренний зазор, по меньшей мере, одного из первого подшипника и третьего подшипника может превышать осевой внутренний зазор второго подшипника. Осевой внутренний зазор является величиной перемещения одного кольца подшипника из внутреннего и внешнего колец подшипника, когда одно кольцо подшипника перемещается в осевом направлении, при этом другое кольцо подшипника из внутреннего и внешнего колец подшипника закреплено. Второй подшипник может представлять собой подшипник, к которому применяется предварительное сжатие в осевом направлении, и второй подшипник может представлять собой подшипник другого типа относительно типа, по меньшей мере, одного из первого подшипника и третьего подшипника. Первый подшипник может содержать любой из цилиндрического роликового подшипника и шарикового подшипника с глубокой канавкой, второй подшипник может содержать конический роликовый подшипник, и третий подшипник может содержать любой из цилиндрического роликового подшипника и шарикового подшипника с глубокой канавкой. Каждый из первого подшипника, второго подшипника и третьего подшипника представляет собой шариковый подшипник, который включает в себя кольца подшипника, имеющие желобковые поверхности и шарики, качающиеся на желобковых поверхностях, и второй подшипник может иметь такую конфигурацию, в которой удовлетворяется, по меньшей мере, одно из условий i) и ii): i) минимальное значение отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра шарика во втором подшипнике меньше минимального значения отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра шарика в первом подшипнике; и ii) минимальное значение отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра шарика во втором подшипнике меньше минимального значения отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра шарика в третьем подшипнике. Первый подшипник может содержать шариковый подшипник с глубокой канавкой, второй подшипник может содержать шариковый подшипник с глубокой канавкой, и третий подшипник может содержать шариковый подшипник с глубокой канавкой. Механизм передачи мощности может включать в себя четвертый вал, включающий в себя: пятую шевронную шестерню, вводимую в зацепление со второй шевронной шестерней; и причем четвертый подшипник представляет собой роликовый подшипник, поддерживающий с возможностью вращения четвертый вал, при этом второй подшипник может иметь такую конфигурацию, в которой величина осевого смещения второго подшипника относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между второй шевронной шестерней и пятой шевронной шестерней, меньше величины осевого смещения четвертого подшипника относительно силы в осевом направлении, сформированной во вводимой в зацепление части между второй шевронной шестерней и пятой шевронной шестерней. Осевая жесткость второго подшипника может превышать осевую жесткость четвертого подшипника, и осевая жесткость второго подшипника может превышать, по меньшей мере, одну из осевой жесткости первого подшипника и осевой жесткости третьего подшипника. Механизм передачи мощности может включать в себя четвертый вал, включающий в себя пятую шевронную шестерню, вводимую в зацепление со второй шевронной шестерней, и причем четвертый подшипник представляет собой роликовый подшипник, поддерживающий с возможностью вращения четвертый вал. Осевой внутренний зазор четвертого подшипника может превышать осевой внутренний зазор второго подшипника. Второй подшипник может представлять собой подшипник другого типа относительно типа четвертого подшипника, и второй подшипник может представлять собой подшипник другого типа относительно типа, по меньшей мере, одного из первого подшипника и третьего подшипника. Каждый из первого подшипника, второго подшипника, третьего подшипника и четвертого подшипника представляет собой шариковый подшипник, который включает в себя кольца подшипника, имеющие желобковые поверхности и шарики, качающиеся на желобковых поверхностях, второй подшипник может иметь такую конфигурацию, в которой минимальное значение отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра шарика во втором подшипнике меньше минимального значения отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра шарика в четвертом подшипнике, и второй подшипник может иметь такую конфигурацию, в которой удовлетворяется, по меньшей мере, одно из условий i) и ii): i) минимальное значение отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра шарика во втором подшипнике меньше минимального значения отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра шарика в первом подшипнике; и ii) минимальное значение отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра шарика во втором подшипнике меньше минимального значения отношения радиуса кривизны в желобковой поверхности относительно диаметра шарика в третьем подшипнике.