本發(fā)明涉及一種設置在車輛中的動力傳遞裝置。特別地，本發(fā)明涉及一種用于抑制由動力傳遞路徑上的間隙所引起的咔噠噪聲的構造的改進。

背景技術：

已知由于在構成設置在車輛中的動力傳遞裝置的旋轉軸之間的具有齒隙的彼此面對的齒之間的碰撞而發(fā)生咔噠噪聲，并且提出了用于抑制咔噠噪聲的措施。例如，在國際公開第wo2013/080311號(wo2013/080311a)的動力傳遞裝置中，第二電動機的轉子軸構成了從發(fā)動機至驅動輪的動力傳遞路徑的一部分。從而，由于發(fā)動機的直接傳遞的轉矩被傳遞至轉子軸，所以即使第二電動機的轉矩幾乎為零，但在發(fā)動機的驅動期間，轉子軸的花鍵齒仍壓靠著另一旋轉軸的花鍵齒。由此，消除了轉子軸的花鍵齒與所述另一旋轉軸的花鍵齒之間的齒隙，并且抑制了咔噠噪聲。

另一方面，在wo2013/080311a的動力傳遞裝置中，雖然能夠消除動力傳遞路徑上的第二電動機的轉子軸的上游側(發(fā)動機側)的間隙，但不能消除在布置于第二電動機的下游側(驅動輪側)的變速器的輸入軸與第二電動機的轉子軸之間形成的間隙。由此，如果輸入至變速器的轉矩變得幾乎為零，則可能由于在第二電動機的轉子軸與變速器的輸入軸之間形成的間隙而發(fā)生咔噠噪聲。

作為抑制咔噠噪聲的措施，考慮了以下情況：公差環(huán)設置在第二電動機的轉子軸與變速器的輸入軸之間，并且調節(jié)了第二電動機的轉子軸與變速器的輸入軸的相對旋轉。即，考慮了以下情況：公差環(huán)介于轉子軸與輸入軸之間，并且在到輸入軸的輸入轉矩不超過預定值的情形下，轉子軸和輸入軸通過公差環(huán)一體地旋轉。

技術實現要素：

然而，即使在設置了公差環(huán)的構造中，由于從第二電動機的轉子軸傳遞至變速器的輸入軸的轉矩的波動，公差環(huán)相對于旋轉軸(例如，變速器的輸入軸)反復地輕微滑動(例如，在間隙沒有消除的范圍內在旋轉方向上滑動)。例如，在車輛所需的行駛驅動動力小等的行駛狀態(tài)下，例示了通過第二電動機的轉子軸傳遞至變速器的輸入軸的轉矩由于發(fā)動機轉矩的輕微波動而波動的情況等。在公差環(huán)反復輕微滑動的情況下，磨損可能在公差環(huán)的滑動部等中發(fā)生，并且公差環(huán)的耐久性可能下降。

作為用于提高公差環(huán)的耐久性的手段，考慮了執(zhí)行用于在公差環(huán)中形成供油孔以提高潤滑性等的加工的情況；然而，在這種情況下，存在對引起公差環(huán)的剛度不足的擔憂。

本發(fā)明提供一種能夠在不對公差環(huán)執(zhí)行特殊加工(可能導致剛度不足等的加工)的情況下抑制用于抑制咔噠噪聲的公差環(huán)的耐久性的下降的結構。

本發(fā)明的第一方案為一種用于車輛的動力傳遞裝置。所述動力傳遞裝置包括第一旋轉軸、第二旋轉軸、花鍵配合部和公差環(huán)。所述花鍵配合部被構造成在從動力源至驅動輪的動力傳遞路徑的一部分中將所述第一旋轉軸和所述第二旋轉軸花鍵配合。所述公差環(huán)設置在如下位置處：在所述位置處，所述第一旋轉軸插入所述第二旋轉軸中并且所述位置與所述花鍵配合部不同。所述公差環(huán)包括環(huán)形部和突起。所述環(huán)形部被構造成與所述第一旋轉軸和所述第二旋轉軸中的一個接觸。所述突起被構造成與所述第一旋轉軸和所述第二旋轉軸中的另一個接觸。所述第一旋轉軸和所述第二旋轉軸中的所述一個設置有槽。所述槽被構造成將潤滑油供應至所述公差環(huán)的所述環(huán)形部所接觸的區(qū)域。

根據該動力傳遞裝置，公差環(huán)設置在第一旋轉軸與第二旋轉軸之間，由此即使在沒有消除第一旋轉軸與第二旋轉軸之間的間隙的情況下，也可以由公差環(huán)以無間隙的方式保持第一旋轉軸和第二旋轉軸這兩者。由此，能夠抑制花鍵配合部中的咔噠噪聲。槽(用于向公差環(huán)的環(huán)形部接觸的區(qū)域供應潤滑油的槽)設置于在第一旋轉軸與第二旋轉軸之間公差環(huán)的環(huán)形部所接觸的旋轉軸中，由此在公差環(huán)的環(huán)形部與旋轉軸之間供應潤滑油。因此，即使引起了公差環(huán)相對于旋轉軸(公差環(huán)的環(huán)形部接觸的旋轉軸)反復地輕微滑動(沿旋轉方向的滑動)的情形，也可以抑制公差環(huán)的環(huán)形部的磨損，并且可以抑制公差環(huán)的耐久性的下降。即，可以在不對公差環(huán)執(zhí)行特殊加工的情況下抑制公差環(huán)的耐久性的下降。

在所述動力傳遞裝置中，所述槽可以沿著所述第一旋轉軸和所述第二旋轉軸中的所述一個旋轉軸的周向延伸。

根據所述動力傳遞裝置，能夠在公差環(huán)的周向上的寬廣范圍內在公差環(huán)的環(huán)形部和旋轉軸(與公差環(huán)的環(huán)形部接觸的旋轉軸)之間供應潤滑油。因此，可以充分發(fā)揮抑制公差環(huán)的環(huán)形部的磨損的效果，并且可以可靠地抑制公差環(huán)的耐久性的下降。

在所述動力傳遞裝置中，所述槽可以設置在所述第一旋轉軸和所述第二旋轉軸中的所述一個旋轉軸的所述周向上的整個圓周上。

根據所述動力傳遞裝置，槽設置在旋轉軸(與公差環(huán)的環(huán)形部接觸的旋轉軸)的周向上的整個圓周上，由此，即使公差環(huán)在周向上相對于旋轉軸偏移，也可以在公差環(huán)的環(huán)形部與旋轉軸之間的整個圓周上供應潤滑油。因此，可以在不受偏移的影響的情況下抑制公差環(huán)的環(huán)形部的磨損。

在所述動力傳遞裝置中，所述公差環(huán)可以在所述周向上的一部分中具有至少一個切口。

根據所述動力傳遞裝置，公差環(huán)的切口用作在公差環(huán)與旋轉軸(與公差環(huán)的環(huán)形部接觸的旋轉軸)之間供應的潤滑油的排出口。因此，有效地執(zhí)行了諸如磨損粉屑等的異物從切口的排出，并且通過潤滑油的流動滿意地執(zhí)行了公差環(huán)的冷卻。于是，可以抑制公差環(huán)的耐久性的下降。

在所述動力傳遞裝置中，所述第一旋轉軸和所述第二旋轉軸中的所述一個可以具有供油孔，所述供油孔可以被構造成向所述槽供應所述潤滑油，并且所述供油孔的數量可以大于所述公差環(huán)的所述至少一個切口的數量。

在公差環(huán)的切口的位置與一個供油孔的位置重疊的情況下，從供油孔供應的潤滑油可能不供應至槽，而是可能從切口排出。然而，根據所述動力傳遞裝置，由于供油孔的數量大于切口的數量，所以其它供油孔的位置不與切口的位置重疊。因此，從供油孔(不與切口的位置重疊的供油孔)供應的潤滑油被滿意地供應至槽。相應地，即使公差環(huán)在周向上相對于旋轉軸(與公差環(huán)的環(huán)形部接觸的旋轉軸)偏移，也可以在公差環(huán)的環(huán)形部與旋轉軸之間供應潤滑油，并且可以抑制公差環(huán)的環(huán)形部的磨損。此外，當將公差環(huán)組裝在第一旋轉軸中時，不需要在確認切口的位置不與供油孔的位置重疊的同時進行組裝的操作，并且提高了組裝可操作性。

附圖說明

下面將參照附圖描述本發(fā)明的示例性實施例的特征、優(yōu)點以及技術和工業(yè)意義，其中相同的附圖標記表示相同的元件，并且其中：

圖1是圖示了應用本發(fā)明的用于混合動力車輛的動力傳遞裝置的示意圖；

圖2是自動變速器的接合工作表；

圖3是在直線上示出了動力傳遞裝置中的相應各個旋轉元件的轉速的相對關系的列線圖，所述相應各個旋轉元件針對每個變速檔位具有不同接合狀態(tài)；

圖4是示出了動力傳遞裝置的一部分的截面圖；

圖5是示出了公差環(huán)的形狀的圖示；

圖6是以放大比例示出了公差環(huán)在輸出側旋轉軸中的安裝位置的圖示；

圖7是沿圖4中的線a-a截取的第一承插接合部的截面圖以及從徑向外側觀察時的第一承插接合部的圖示；

圖8是第二變形例中的輸出側旋轉軸的截面圖以及從徑向外側觀察時的輸出側旋轉軸的圖示；并且

圖9是示出了第三變形例中的公差環(huán)的形狀的圖示。

具體實施方式

在下文中，將參照附圖詳細描述本發(fā)明的實施例。

圖1是圖示了應用本發(fā)明的用于混合動力車輛的動力傳遞裝置10。在圖1中，動力傳遞裝置10在作為附接至車身的非旋轉構件的變速器殼12(在下文中，稱為殼12)中在公共軸線c上串聯地包括輸入軸14、差動單元11(電子式差動單元)、自動變速器20以及輸出軸22，輸入軸14作為輸入旋轉構件，差動單元11(電子式差動單元)作為直接或通過脈動吸收減振器(脈動衰減裝置)(未示出)等間接地聯接至輸入軸14的無級變速單元，自動變速器20通過傳遞構件18串聯地聯接在從差動單元11至驅動輪(未示出)的動力傳遞路徑上，輸出軸22作為聯接至自動變速器20的輸出旋轉構件。動力傳遞裝置10適當地用于(例如)動力傳遞裝置10縱向地安裝在車輛上的發(fā)動機前置后輪驅動(fr)車輛中。動力傳遞裝置10設置在發(fā)動機8與驅動輪之間，發(fā)動機8為諸如汽油機或柴油機的內燃機，作為直接或通過脈動吸收減振器(未示出)間接地聯接至輸入軸14的行駛用的動力源。來自發(fā)動機8的輸出(動力)依次通過構成動力傳遞路徑的一部分的差動齒輪裝置(終減速機構)(未示出)、車橋等傳遞至驅動輪。

以這種方式，在本實施例的動力傳遞裝置10中，發(fā)動機8與差動單元11直接聯接到彼此。發(fā)動機8與差動單元11彼此直接聯接意味著在沒有經過諸如變矩器或液力偶合器的液力動力傳遞裝置而進行聯接。例如，通過脈動吸收減振器等進行聯接。

差動單元11包括第一電動機mg1、差動行星齒輪裝置24、第二電動機mg2和固定制動器b0，第一電動機mg1用作控制輸入軸14和傳遞構件18(輸出軸)的差動狀態(tài)的差動電動機，差動行星齒輪裝置24作為將發(fā)動機8的輸出分配至第一電動機mg1和傳遞構件18的差動機構，第二電動機mg2被聯接成與用作輸出軸的傳遞構件18一體地旋轉，固定制動器b0用于使輸入軸14的旋轉停止。本實施例的第一電動機mg1和第二電動機mg2是具有發(fā)電功能的所謂的電動發(fā)電機。第一電動機mg1至少包括用于產生反作用力的發(fā)電機(發(fā)電)功能，并且第二電動機mg2至少包括用作用于行駛的電動機的電機(電動機)功能，所述電動機被配置成輸出作為用于行駛的驅動力源的驅動力。

用作差動機構的差動行星齒輪裝置24是單小齒輪型，并且包括太陽齒輪s0、小齒輪p0、行星架ca0和齒圈r0作為旋轉元件。

在差動行星齒輪裝置24中，行星架ca0聯接至輸入軸14即發(fā)動機8以構成第一旋轉元件re1，太陽齒輪s0聯接至第一電動機mg1以構成第二旋轉元件re2，并且齒圈r0聯接至傳遞構件18以構成第三旋轉元件re3。如上構造的差動行星齒輪裝置24將發(fā)動機8的輸出分配至第一電動機mg1和傳遞構件18。利用發(fā)動機8的輸出的分配部分，對由第一電動機mg1發(fā)電所得的電能進行存儲，或者可旋轉地驅動第二電動機mg2。由此，差動單元11用作電子式差動裝置。例如，差動單元11處于所謂的無級變速狀態(tài)，由此傳遞構件18的轉速能夠與發(fā)動機8的轉速不相關地連續(xù)改變。

自動變速器20是行星齒輪型多檔位(multistage)變速器，其包括單小齒輪型第一行星齒輪裝置26和單小齒輪型第二行星齒輪裝置28，并且用作有級自動變速器。第一行星齒輪裝置26包括第一太陽齒輪s1、第一小齒輪p1、第一行星架ca1和第一齒圈r1。第二行星齒輪裝置28包括第二太陽齒輪s2、第二小齒輪p2、第二行星架ca2和第二齒圈r2。

在自動變速器20中，第一太陽齒輪s1通過第一制動器b1選擇性地聯接至殼12。在自動變速器20中，第一行星架ca1和第二齒圈r2一體地聯接，以通過第二離合器c2聯接至傳遞構件18并且通過第二制動器b2聯接至殼12。在自動變速器20中，第一齒圈r1和第二行星架ca2一體地聯接以聯接至輸出軸22。在自動變速器20中，第二太陽齒輪s2通過第一離合器c1選擇性地聯接至傳遞構件18。在自動變速器20中，第一行星架ca1和第二齒圈r2通過單向離合器f1聯接至殼12。

在自動變速器20中，根據第一離合器c1、第二離合器c2、固定制動器b0、第一制動器b1和第二制動器b2的接合狀態(tài)，選擇性地建立了多個變速檔位。各離合器c1、c2和各制動器b0、b1、b2的接合狀態(tài)與由所述接合狀態(tài)建立的變速檔位之間的關系在圖2的接合工作表中示出。

當利用第一電動機mg1和第二電動機mg2驅動車輛時，固定制動器b0被接合。如果固定制動器b0被接合，則輸入軸14停止旋轉，并且第一電動機mg1的反作用轉矩從傳遞構件18輸出。相應地，實現了除第二電動機mg2之外還利用第一電動機mg1進行驅動。通過釋放第一離合器c1、第二離合器c2、第一制動器b1和第二制動器b2，自動變速器20進入空檔狀態(tài)。

圖3是示出了動力傳遞裝置10中的相應各個的旋轉元件的轉速的相對關系的列線圖，相應各個旋轉元件針對每個變速檔位具有不同的接合狀態(tài)。圖3的列線圖為具有水平軸和垂直軸的二維坐標，其中水平軸表示各個行星齒輪裝置24、26、28的變速比的關系，垂直軸表示相對轉速。在三條水平線中，下水平線x1表示為零的轉速，上水平線x2表示為“1.0”的轉速，即，聯接至輸入軸14的發(fā)動機8的轉速ne，并且x3表示從差動單元11至自動變速器20的第三旋轉元件re3的轉速。

圖3中所示的垂直線y1、y2、y3對應于構成差動單元11的差動行星齒輪裝置24的三個元件。垂直線y1、y2、y3分別表示第二旋轉元件re2、第一旋轉元件re1和第三旋轉元件re3的相對轉速。垂直線y1、y2、y3之間的間隔根據差動行星齒輪裝置24的變速比確定。

自動變速器20的四個垂直線y4、y5、y6、y7分別表示對應于第四旋轉元件re4的第二太陽齒輪s2、對應于第五旋轉元件re5的第一齒圈r1和第二行星架ca2、對應于第六旋轉元件re6的第一行星架ca1和第二齒圈r2以及對應于第七旋轉元件re7的第一太陽齒輪s1的相對轉速。垂直線y4、y5、y6、y7之間的間隔分別根據第一行星齒輪裝置26和第二行星齒輪裝置28的變速比來確定。

如圖3的列線圖中所示，差動單元11是處于第一旋轉元件re1至第三旋轉元件re3可相對旋轉的差動狀態(tài)中。在直線l0與垂直線y3的交點處表示的齒圈r0的轉速由車速v限制為恒定的情況下，控制了第一電動機mg1的轉速。于是，如果在直線l0和垂直線y1的交點處表示的太陽齒輪s0的轉速增大或減小，則在直線l0和垂直線y2的交點處表示的行星架ca0的轉速(即，發(fā)動機轉速ne)增大或減小。

如果通過控制第一電動機mg1的轉速而使太陽齒輪s0具有與發(fā)動機轉速ne相同的轉速來使得差動單元11的變速比固定為“1.0”，則直線l0與水平線x2相一致。然后，齒圈r0即傳遞構件18以與發(fā)動機轉速ne相同的轉速旋轉?？商娲?，如果通過控制第一電動機mg1的轉速而使太陽齒輪s0的轉速變?yōu)榱銇硎沟貌顒訂卧?1的變速比固定為小于“1.0”的值(例如，約“0.7”)，則傳遞構件18以高于發(fā)動機轉速ne的速度旋轉。例如，如由直線l0r所表示的，第二電動機mg2反向旋轉，聯接至齒圈r0的傳遞構件18以低于零的轉速旋轉。

在自動變速器20中，可以建立包括第一變速檔位1st至第四變速檔位4th的前進變速或倒車變速檔位的有級變速。在圖3中，1st表示第一變速檔位中的各旋轉元件的轉速的關系。2nd表示第二變速檔位中的各旋轉元件的轉速的關系。3rd表示第三變速檔位中的各旋轉元件的轉速的關系。4rd表示第四變速檔位中的各旋轉元件的轉速的關系。rev表示在倒車變速檔位中的各個旋轉元件的轉速的關系。

圖4是示出了動力傳遞裝置10的一部分的截面圖。圖4示出了主要用作差動單元11的輸出軸的傳遞構件18和聯接至傳遞構件18的第二電動機mg2中的每一個的截面。傳遞構件18包括聯接至差動行星齒輪裝置24的齒圈r0的輸入側旋轉軸30、用作自動變速器20的輸入軸的輸出側旋轉軸32和第二電動機mg2的轉子軸34。輸入側旋轉軸30、輸出側旋轉軸32和轉子軸34全部繞同一軸線c布置。輸出側旋轉軸32對應于本發(fā)明的第一旋轉軸，并且轉子軸34對應于本發(fā)明的第二旋轉軸。

輸入側旋轉軸30和輸出側旋轉軸32布置在當從徑向外側觀察時在軸線c的方向上彼此分離的位置處，并且第二電動機mg2的轉子軸34將輸入側旋轉軸30和輸出側旋轉軸32聯接。

第二電動機mg2的轉子軸34形成為圓筒形，并且布置成覆蓋在軸線c的方向上彼此面對的輸入側旋轉軸30和輸出側旋轉軸32的外周端部(末端部)(使得各個旋轉軸30、32被插入)。轉子軸34被構造成使得軸線c的方向上的一端通過軸承35a由聯接至殼12的電動機罩37可旋轉地支撐，并且軸線c的方向上的另一端通過軸承35b由殼12可旋轉地支撐。輸出側旋轉軸32通過軸承36等由殼12可旋轉地支撐。

在輸入側旋轉軸30中，在軸線c的方向上面向輸出側旋轉軸32的一側(圖中的右側)的外周部中形成外周齒38。在輸出側旋轉軸32中，與輸入側旋轉軸30的外周齒38具有相同形狀的外周齒40形成在軸線c的方向上面向輸入側旋轉軸30的一側(圖中的左側)的外周部中。在第二電動機mg2的圓筒形轉子軸34的內周側上，形成有花鍵配合至外周齒38和外周齒40的內周齒42。輸入側旋轉軸30的外周齒38和轉子軸34的內周齒42花鍵配合，并且輸出側旋轉軸32的外周齒40和轉子軸34的內周齒42花鍵配合。輸入側旋轉軸30的外周齒38和轉子軸34的內周齒42彼此花鍵配合，由此形成了將輸入側旋轉軸30與轉子軸34聯接以便傳遞動力的花鍵配合部50。在前述的花鍵配合部50中，在外周齒38與內周齒42之間形成有齒隙，并且在所述齒隙之間允許輸入側旋轉軸30與轉子軸34的相對旋轉。輸出側旋轉軸32的外周齒40和轉子軸34的內周齒42彼此花鍵配合，由此形成了將輸出側旋轉軸32與轉子軸34聯接以便傳遞動力的花鍵配合部52。在花鍵配合部52中，在外周齒40與內周齒42之間形成有齒隙，并且在所述齒隙之間允許輸出側旋轉軸32與轉子軸34的相對旋轉?；ㄦI配合部52對應于本發(fā)明的花鍵配合部。以這種方式，根據本實施例的動力傳遞裝置10在從作為動力源的發(fā)動機8至驅動輪的動力傳遞路徑的一部分中包括通過將輸出側旋轉軸(第一旋轉軸)32和轉子軸(第二旋轉軸)34花鍵配合而形成的花鍵配合部52。

第二電動機mg2的轉子46固定至轉子軸34的外周部，并且第二電動機mg2的定子48布置在轉子46的外周側上。

在如上構造的動力傳遞裝置10中，如果發(fā)動機8的轉矩(輸出)被傳遞至輸入側旋轉軸30，則該轉矩通過輸入側旋轉軸30與轉子軸34之間的花鍵配合部50傳遞至轉子軸34。此外，轉矩通過轉子軸34和輸出側旋轉軸32的花鍵配合部52傳遞至輸出側旋轉軸32。相應地，即使在轉矩不從第二電動機mg2輸出的狀態(tài)下，仍消除了在輸入側旋轉軸30與轉子軸34的花鍵配合部50中形成的間隙。

另一方面，在輸入至自動變速器20的轉矩變?yōu)榱愕那闆r下，由于沒有消除在轉子軸34與輸出側旋轉軸32之間形成的間隙，因此在轉子軸34與輸出側旋轉軸32之間可能出現咔噠噪聲。為了消除該問題，在本實施例中，公差環(huán)54于花鍵配合部52附近插入在轉子軸34與輸出側旋轉軸32之間。

環(huán)形槽56在輸出側旋轉軸32的外周部中形成，并且公差環(huán)54容納在由環(huán)形槽56形成的環(huán)形空間中。圖5示出了公差環(huán)54的形狀。

圖5中所示的公差環(huán)54由金屬(例如，彈簧鋼)制成，并且形成為在周向的一部分中具有切口62的大致環(huán)形形狀。公差環(huán)54包括形成為大致環(huán)形形狀的環(huán)形部64和從環(huán)形部64在徑向上向外突起的多個向外突起66。環(huán)形部64在周向的一部分中具有切口62并且由此能夠預先彈性變形并配合至輸出側旋轉軸32。向外突起66對應于本發(fā)明的突起。

向外突起66布置在環(huán)形部64的在寬度方向(圖5的左視圖中的左右方向)上的中央，并且在組裝后與轉子軸34接觸。向外突起66等角度地布置在周向上，并且平坦表面68在周向上相鄰的向外突起66、66之間形成。平坦表面68用作環(huán)形部64的一部分。向外突起66在從軸線c的方向上觀察時形成為梯形形狀，并且在組裝后與轉子軸34的內周面接觸的接觸表面70在徑向外側上形成。公差環(huán)54通過沖壓一鋼板而成型，并且如由圖5中的虛線所示，在每個向外突起66的后側形成有空間。公差環(huán)54的硬度設定為低于輸出側旋轉軸32的外周面和轉子軸34的內周面的硬度的值。

公差環(huán)54被設計成使得在環(huán)形部64的內周面與輸出側旋轉軸32的環(huán)形槽56的外周面之間發(fā)生滑動，而在每個向外突起66的接觸表面70與轉子軸34的內周面(下面描述的內周承插面80)之間不發(fā)生滑動。例如，公差環(huán)54的環(huán)形部64與輸出側旋轉軸32接觸的總面積大于公差環(huán)54的每個向外突起66的接觸表面70與轉子軸34接觸的總面積。

以這種方式，公差環(huán)54設置在如下位置處：在該位置處，輸出側旋轉軸(第一旋轉軸)32插入轉子軸(第二旋轉軸)34中，并且該位置與花鍵配合部52不同。公差環(huán)54具有與輸出側旋轉軸(第一旋轉軸；本發(fā)明的一個旋轉軸)32接觸的環(huán)形部64和與轉子軸(第二旋轉軸；本發(fā)明的另一旋轉軸)34接觸的向外突起(突起)66。

返回至圖4，在與公差環(huán)54的環(huán)形部64接觸的輸出側旋轉軸32內，形成了與軸線c平行的軸向油路72和將軸向油路72和環(huán)形槽56(環(huán)形空間)連通的第一徑向油路74。在輸出側旋轉軸32中，形成了將軸向油路72和在殼12內形成的供應油路73連通的第二徑向油路75。

如圖6中所示(以放大比例示出了公差環(huán)54在輸出側旋轉軸32中的安裝位置的圖示)，本實施例具有的特征在于，在輸出側旋轉軸(與公差環(huán)54的環(huán)形部64接觸的旋轉軸)32的周向上延伸的供油槽79在輸出側旋轉軸32的整個周向(環(huán)形槽56的整個周向；整周)上設置在環(huán)形槽56的底部處。供油槽79設置在環(huán)形槽56的在寬度方向(沿軸線c的方向)上的中央位置處，并且具有開口74a，該開口74a是第一徑向油路74的下游端。開口74a對應于本發(fā)明的供油孔(用于向供油槽79供應潤滑油的供油孔)。供油槽79的寬度(沿軸線c的方向上的尺寸)設定為小于環(huán)形槽56的底部的寬度且大于第一徑向油路74的開口74a的內徑。供油槽79對應于本發(fā)明的槽。供油槽79的寬度(沿軸線c的方向上的尺寸)設定為小于每個向外突起66的寬度。于是，環(huán)形槽56的外周面的一部分面向在每個向外突起66的后側上形成的空間。

因此，從液壓控制回路(未圖示)供應至殼12的供應油路73的潤滑油通過第二徑向油路75、軸向油路72和第一徑向油路74到達供油槽79，供油槽79填充有潤滑油。所供應的潤滑油潤滑公差環(huán)54(潤滑公差環(huán)54的環(huán)形部64與輸出側旋轉軸32中的環(huán)形槽56的外周面之間的空間)，清洗由于公差環(huán)54的磨損而產生的磨損粉屑，或者冷卻公差環(huán)54。潤滑公差環(huán)54的潤滑油經過切口62，并且通過在輸出側旋轉軸32中形成的槽86(下文描述)排出。潤滑油還被供應至在公差環(huán)54的每個向外突起66的后側上形成的空間，并且該空間用作潤滑油的存儲部。

具體而言，供應至供油槽79的內部的大部分潤滑油流入在每個向外突起66的后側上形成的空間中，并且潤滑環(huán)形槽56的面向該空間的外周面。公差環(huán)54的環(huán)形部64與環(huán)形槽56的外周面接觸。然后，如下所述，在公差環(huán)54相對于輸出側旋轉軸32輕微滑動的情況下，環(huán)形槽56的面向該空間(潤滑油所流入的空間)的外周面相對于公差環(huán)54相對地旋轉(相對地旋轉對應于滑動的量)。然后，直到那時還未被潤滑的環(huán)形槽56的外周面(不面向潤滑油)面向該空間并且由潤滑油潤滑。重復這種滑動，由此環(huán)形槽56的大部分外周面由潤滑油潤滑。即，環(huán)形槽56的外周面與公差環(huán)54的環(huán)形部64的內周面之間的空間由潤滑油潤滑。

以這種方式，供油槽(槽)79設置在輸出側旋轉軸32的表面中(具體而言，設置在輸出側旋轉軸32中形成的環(huán)形槽56的表面中)，輸出側旋轉軸32作為在輸出側旋轉軸(第一旋轉軸軸)32和轉子軸(第二旋轉軸)34之中與公差環(huán)54的環(huán)形部64接觸的旋轉軸。潤滑油供應至輸出側旋轉軸32中的與公差環(huán)54的環(huán)形部64接觸的區(qū)域。

在輸出側旋轉軸32中，第一外周承插面76在軸線c的方向上形成在外周齒40與容納公差環(huán)54的環(huán)形槽56之間。在輸出側旋轉軸32中，第二外周承插面78在軸線c方向上相對于環(huán)形槽56形成在與第一外周承插面76的位置相對的一側(在圖4中的右側)的位置處。即，公差環(huán)54在軸線c的方向上布置在第一外周承插面76與第二外周承插面78之間。

在轉子軸34的內周側上，形成了在組裝后配合至第一外周承插面76和第二外周承插面78的內周承插面80。內周承插面80被設定為具有在組裝后在軸線c方向上能夠與第一外周承插面76和第二外周承插面78配合的長度。

如果第一外周承插面76和內周承插面80配合，則第一外周承插面76的尺寸和內周承插面80的尺寸(尺寸公差)被設定為使得第一外周承插面76與內周承插面80無間隙地配合。如果第二外周承插面78和內周承插面80配合，則第二外周承插面78的尺寸和內圓周承插面80的尺寸(尺寸公差)被設定為使得第二外周承插面78與內圓周承插面80無間隙地配合。在圖4中，第一外周承插面76與內周承插面80配合的部分被定義為第一承插接合部82，并且第二外周承插面78與內周承插面80配合的部分被定義為第二承插接合部84。

第一承插接合部82和第二承插接合部84兩者具有相同的尺寸關系。即，第一外周承插面76和第二外圓周承插面78的外徑彼此相等，并且也等于內周承插面80的孔的直徑。第一承插接合部82和第二承插接合部84在公差環(huán)54的在軸線c的方向上的兩側形成。由于第一承插接合部82和第二承插接合部84具有高氣密性，所以潤滑油容易積聚在由輸出側旋轉軸32的環(huán)形槽56所形成的環(huán)形空間中。

第一承插接合部82和第二承插接合部84如上構造，由此可以防止輸出側旋轉軸32的偏移。因此，可以減小由偏移引起的公差環(huán)54的偏心負荷。

圖7的左側是沿圖4中的a-a線截取的第一承插接合部82的截面圖。圖7的右側是從徑向外側觀察時第一承插接合部82的圖示。如圖7中所示，如果在軸線c的方向上觀察第一外周承插面76，則在第一外周承插面76中，經過軸線c的方向上兩側的平行于軸線c的多個(在本實施例中為四個)槽86等角度地形成。槽86形成在第一外周承插面76中，由此在第一承插接合部82中形成間隙，并且該間隙用作環(huán)形空間中的潤滑油排出口。即，通過軸向油路72、第一徑向油路74和供油槽79供應至公差環(huán)54的潤滑油在潤滑公差環(huán)54之后通過槽86排出。

公差環(huán)54在組裝之后在輸出側旋轉軸32與轉子軸34之間被壓縮和變形，并且在輸出側旋轉軸32與公差環(huán)54的接觸表面與轉子軸34與公差環(huán)54的接觸表面之間產生了用于垂直地擠壓彼此的面的擠壓力。由于基于所產生的擠壓力和接觸表面之間的摩擦系數而產生了摩擦阻力，所以轉子軸34和輸出側旋轉軸32由公差環(huán)54在周向上沒有間隙地保持。因此，即使在沒有消除花鍵配合部52中的間隙的狀態(tài)下，轉子軸34和輸出側旋轉軸32也由公差環(huán)54沒有間隙地保持。因此，抑制了在花鍵配合部52中產生的咔噠噪聲。

由于從第二電動機mg2的轉子軸34傳遞至輸出側旋轉軸32的轉矩的波動，公差環(huán)54相對于輸出側旋轉軸32反復輕微地滑動(例如，在不消除間隙的范圍內在旋轉方向上滑動)。例如，在車輛所需的行駛驅動動力較小等的行駛狀態(tài)下，例證了如下情形：由于發(fā)動機轉矩的輕微波動等，通過第二電動機mg2的轉子軸34向輸出側旋轉軸32傳遞的轉矩輕微波動。即使如上所述在本實施例中公差環(huán)54反復輕微滑動的情形下，供油槽79形成在與公差環(huán)54的環(huán)形部64接觸的輸出側旋轉軸32(在輸出側旋轉軸32中形成的環(huán)形槽56)中，由此潤滑油被供應至公差環(huán)54的環(huán)形部64與輸出側旋轉軸32之間。因此，可以抑制公差環(huán)54的環(huán)形部64的磨損，并抑制公差環(huán)54的耐久性的下降。即，可以在不執(zhí)行用于在公差環(huán)54中形成供油孔的特殊加工等的情況下抑制公差環(huán)54的耐久性的下降。因此，可以在不導致公差環(huán)54的剛度的不足或者不利地影響公差環(huán)54的功能(調節(jié)轉子軸34和輸出側旋轉軸32的相對旋轉的功能)的情況下抑制公差環(huán)54的耐久性的下降。

根據本實施例，由于供油槽79設置在輸出側旋轉軸32的整個周向上，所以能夠在公差環(huán)54的環(huán)形部64與輸出側旋轉軸32之間于公差環(huán)54的周向上的寬廣范圍內供應潤滑油。因此，可以充分地發(fā)揮抑制公差環(huán)54的環(huán)形部64的磨損的效果，并且可以可靠地抑制公差環(huán)54的耐久性的下降。

根據本實施例，切口62在配合至輸出側旋轉軸32的外周的狀態(tài)下形成在周向上的一部分中，并且切口62用作在公差環(huán)54與輸出側旋轉軸32之間供應的潤滑油的排出口。因此，有效地執(zhí)行了諸如磨損粉屑的異物從切口62排出，并且通過潤滑油的流動滿意地執(zhí)行了公差環(huán)54的冷卻。于是，也可以抑制公差環(huán)54的耐久性的下降。

根據本實施例，第一徑向油路74在與公差環(huán)54的環(huán)形部64接觸的輸出側旋轉軸32中形成，由此潤滑油也被供應至在公差環(huán)54的每個向后突起66的后側形成的空間。相應地，可以使該空間用作潤滑油的存儲部。

根據本實施例，由于槽86在作為潤滑油排出口作用的第一承插接合部82中形成，因此到達第一承插接合部82的潤滑油通過槽86排出，并且提高了潤滑油的排出性。于是，提高了公差環(huán)54的冷卻性能。

接下來，將描述第一變形例。該變形例是第一徑向油路(將軸向油路72與供油槽79連通的油路)74的變形例，并且由于其他構造與上述實施例中的構造相同，因此將主要描述第一徑向油路74。

在上述實施例中，第一徑向油路74的開口74a僅在一處形成。相反，在本變形例中，第一徑向油路74在兩處形成，并且在供油槽79中形成的開口74a在兩處形成。例如，將軸向油路72與供油槽79連通的第一徑向油路74、74在輸出側旋轉軸32的周向上相移180°的相應位置處形成，并且開口74a、74a在相移180°的相應位置處形成。例如，在相對于圖6中所示的一個第一徑向油路74的開口74a的形成位置相移180°的位置處(設置在圖6中的深側的供油槽79)，形成了另一個第一徑向油路74的開口74a。即，盡管公差環(huán)54的切口62在一處形成，但第一徑向油路74(第一徑向油路74的開口74a)在兩處形成。該構造對應于本發(fā)明的“用于向所述槽供應所述潤滑油的供油孔的數量大于所述公差環(huán)的所述切口的數量”。

以這種方式，如果第一徑向油路74的開口74a在兩處形成，則在公差環(huán)54的切口62的位置與一個第一徑向油路74的開口74a的形成位置重疊的情況下，從第一徑向油路74供應的潤滑油可能不供應至供油槽79，而是可能從切口62排出。然而，由于第一徑向油路74的開口74a的數量(在本變形例中為兩個)比切口62的數量(在本變形例中為一個)多，因此該另一個第一徑向油路74的開口74a的形成位置不與切口62的位置重疊。因此，從第一徑向油路(不與切口62的位置重疊的第一徑向油路)74供應的潤滑油被滿意地供應至供油槽79。因此，即使公差環(huán)54在周向上相對于輸出側旋轉軸32偏移，也可以在公差環(huán)54的環(huán)形部64與輸出側旋轉軸32之間供應潤滑油，并且可以抑制公差環(huán)54的環(huán)形部64的磨損。當將公差環(huán)54組裝在輸出側旋轉軸32中時，無需在確認切口62的位置不與第一徑向油路74的位置重疊的同時進行組裝的操作，并且提高了組裝的可操作性。

接下來，將描述第二變形例。在該變形例中，設置在輸出側旋轉軸32中的供油槽的構造與上述實施例中的構造不同。由于其他構造與上述實施例中的構造相同，因此將主要描述供油槽的構造。

在上述實施例中，供油槽79在輸出側旋轉軸32的周向上延伸。與之相比，在本變形例中，如圖8(左側為輸出側旋轉軸32的剖視圖，并且右側為從徑向外側觀察輸出側旋轉軸32時的圖示；公差環(huán)54由虛線表示)中所示，供油槽79a在沿著軸線c的方向上延伸，并且多個供油槽79a在周向上間斷性地設置。

如圖8中所示，本變形例中的多個供油槽79a在周向上以與向外突起66的周向間距相同的間距設置在多處。因此，供應至供油槽79a的潤滑油分別被供應至向外突起66的后側，并且潤滑油被供應至公差環(huán)54的環(huán)形部64與輸出側旋轉軸32之間。在本示例中，作為用于向各供油槽79a供應潤滑油的構造，例如，例證了設置有對應于相應的各個供油槽79a的多個徑向油路(將軸向油路72與相應的各個供油槽79a連通的徑向油路)的構造。

在本變形例中，如在上述實施例中，即使引起了公差環(huán)54相對于輸出側旋轉軸32反復輕微滑動的情形，也可以抑制公差環(huán)54的環(huán)形部64的磨損，并且可以抑制公差環(huán)54的耐久性的下降。即，可以在不執(zhí)行用于在公差環(huán)54中形成供油孔的特殊加工等的情況下抑制公差環(huán)54的耐久性的下降。因此，可以在不會引起公差環(huán)54的剛度的不足或者不利地影響公差環(huán)54的功能(調節(jié)轉子軸34與輸出側旋轉軸32的相對旋轉的功能)的情況下抑制公差環(huán)54的耐久性的下降。

接下來，將描述第三變形例。該變形例是公差環(huán)的變形例，并且由于其他構造與上述實施例的構造相同，因此將主要描述公差環(huán)的構造。

圖9示出了根據本變形例的公差環(huán)140的形狀。公差環(huán)140由金屬(例如，彈簧鋼)制成，并且形成為在周向的一部分中具有切口142的大致環(huán)形形狀。公差環(huán)140包括形成為大致環(huán)形形狀的環(huán)形部144和從環(huán)形部144在徑向上向外突起的多個向外突起146。向外突起146布置在環(huán)形部144的寬度方向(圖9的左邊視圖中的左右方向)上的中央。向外突起146在周向上等角度地布置，并且平坦表面148在周向上形成在相鄰的向外突起146之間。平坦表面148用作環(huán)形部144的一部分。

如圖9中所示，本實施例的向外突起146在從徑向外側觀察時形成為斜齒形狀。即，當從徑向外側觀察時，向外突起146分別相對于環(huán)形部144的寬度方向傾斜地布置。具體而言，當從徑向外側觀察向外突起146時，與向外突起146的縱向方向平行地延伸的中心線l1相對于環(huán)形部144的寬度方向成預定角度傾斜。公差環(huán)140設定為使得其內周側滑動，而在每個向外突起146的頂表面與轉子軸34之間不發(fā)生滑動。

如果公差環(huán)140如上所述地形成，在公差環(huán)140與輸出側旋轉軸32一體地旋轉的同時，則供應至公差環(huán)140的潤滑油被推出至每個向外突起146內的傾斜表面并且順利地排出。其他功能效果與上述實施例中的功能效果相同。本變形例的公差環(huán)140適用于各變形例的構造。

盡管已經基于附圖詳細描述了本發(fā)明和各個變形例的實施例，但是本發(fā)明還應用于其他方面。

例如，在上述實施例以及各變形例中，盡管動力傳遞裝置10是包括兩個電動機mg1、mg2的混合型動力傳遞裝置10，但本發(fā)明不必限于本實施例和各個變形例的混合型動力傳遞裝置10。例如，本發(fā)明可應用于包括一個電動機的混合型動力傳遞裝置或不包括電動機的動力傳遞裝置。即，如果動力傳遞裝置在從動力源至驅動輪的動力傳遞路徑的一部分中包括通過將第一旋轉軸與第二旋轉軸花鍵配合形成的花鍵配合部，則可以適當地應用本發(fā)明。因此，本發(fā)明不限于轉子軸34和輸出側旋轉軸32的花鍵配合部52。

在上述實施例和各變形例中，盡管自動變速器20是包括四個前進檔位的有級變速器，但是沒有特別限定變速檔位的數量或內部聯接構造。代替有級自動變速器20，例如，可以應用包括帶式無級變速器的無級變速器。

在上述實施例和各變形例中，用于向公差環(huán)54供應潤滑油的流路在輸出側旋轉軸32中形成。然而，在應用了具有朝向內周側的突起的公差環(huán)的情況下，由于公差環(huán)的環(huán)形部與轉子軸34的內周面接觸，因此供油槽或油路在轉子軸34中形成。

以上描述的各種構造僅僅是實施例，并且本發(fā)明可以在基于本領域技術人員的知識以增添了各種修改和改進的方案來執(zhí)行。

本發(fā)明可應用于安裝有用于抑制咔噠噪聲的公差環(huán)的旋轉軸的構造。