(57)【要約】【課題】遊星歯車式の差動装置を備えた車両用動力伝達装置において、差動装置を好適に支持することで、振動の低減、装置の一層の小型化、および差動制限トルクの安定化を達成することができる車両用動力伝達装置を提供する。【解決手段】  第１出力軸４６を軸心方向に支持する第１スラスト軸受６２によって、サンギヤＳのスラスト力を支持させると共に、第２出力軸４８を軸心方向に支持する第２スラスト軸受７４によって、リングギヤＲのスラスト力を支持させる。これにより、通常では前記サンギヤＳおよびリングギヤＲを支持するために必要となるスラスト軸受を省略することで、部品点数を少なくすることができるため、車両用動力伝達装置１０を小型化することができる。【選択図】図３
2008089076.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ケーシングと、該ケーシング内に収容された遊星歯車式の差動装置と、該差動装置に動力を伝達するための入力軸と、該入力軸からの動力が前記差動装置を介して出力される第１の出力軸および第２の出力軸とを備えた車両用動力伝達装置であって、
前記差動装置は、キャリヤ、サンギヤ、およびリングギヤを備え、該キャリヤは前記入力軸に、該サンギヤは前記第１の出力軸に、該リングギヤは前記第２の出力軸にそれぞれ連結されており、
前記第１の出力軸と第２の出力軸とは、同軸心上に直列に配設され、且つ、前記第１の出力軸の一端は前記ケーシングに第１のスラスト軸受を介して軸心方向に支持されると共に、前記第２の出力軸は前記ケーシングに第２のスラスト軸受を介して軸心方向に支持され、
前記サンギヤのスラスト力が、前記第１の出力軸を介して前記第１のスラスト軸受によって支持されていると共に、前記リングギヤのスラスト力が前記第２のスラスト軸受によって支持されていることを特徴とする車両用動力伝達装置。
【請求項２】
前記第１の出力軸にはヘリカル歯を有する外周歯が設けられていると共に、前記差動装置の各回転要素の噛合歯にはヘリカル歯が設けられており、
前記第１の出力軸に設けられている前記外周歯と前記サンギヤのヘリカル歯とは、それぞれの噛合により発生するスラスト力が互いに対向する方向に設けられており、
前記第１の出力軸とサンギヤとの間には、互いのスラスト力によって押圧しあう押圧面が形成されていることを特徴とする請求項１の車両用動力伝達装置。
【請求項３】
前記第１の出力軸および第２の出力軸は、それぞれ円筒ころ軸受を介して前記ケーシングに軸心方向に移動可能な状態で径方向に支持されていることを特徴とする請求項１または２の車両用動力伝達装置。
【請求項４】
前記差動装置は、遊星歯車式の差動制限装置を備え、
互いに噛み合うサンギヤ、リングギヤおよびピニオンギヤの噛合歯は、スラスト力を発生させるねじれ角を有しており、前記ピニオンギヤは、キャリヤに形成されているピニオン支持穴に回転可能に支持され、
前記キャリヤとサンギヤとの間、および前記キャリヤとリングギヤとの間には、駆動の際に発生するスラスト力によって押圧しあう押圧部が設けられていることを特徴とする請求項１乃至３の何れかの車両用動力伝達装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両用動力伝達装置の構造に関し、特に車両用動力伝達装置に備えられている差動装置の支持構造に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
車両のセンターデフ等に用いられ、前後輪間での駆動力配分および差動時における差動制限力を発生させる差動制限装置として、遊星歯車式の差動制限装置が知られている。図４は、従来の遊星歯車式の差動制限装置１００の断面図である。遊星歯車のピニオンギヤＰ、リングギヤＲ、およびサンギヤＳの噛合歯はヘリカル歯に形成され、リングギヤＲをサンギヤＳと同軸心Ｄ上に相対回転可能に配置し、ピニオンギヤＰのヘリカル歯をサンギヤＳおよびリングギヤＲのヘリカル歯と噛み合わせ、キャリヤＣＡをサンギヤＳと同軸心Ｄ上にサンギヤＳおよびリングギヤＲと相対回転可能に配置し、且つ、ピニオンギヤＰを回転自在に支持させている。ここで、ピニオンギヤＰのヘリカル歯が、リングギヤＲおよびサンギヤＳと噛み合うことで、スラスト力が発生する。ピニオンギヤＰがある方向に回転（自転）すると、サンギヤＳおよびリングギヤＲに発生するスラスト力により、リングギヤＲあるいはサンギヤＳがキャリヤＣＡへ押し付けられることで、キャリヤＣＡとサンギヤＳおよびリングギヤＲの間の回転差が少なくなるように差動が制限される。
【０００３】
このように構成される差動制限装置１００において、サンギヤＳおよびリングギヤＲから発生するスラスト力を支持する構造が必要となる。そこでリングギヤＲを覆うようにハウジング１０２が配設され、リングギヤＲとハウジング１０２との間に介装されたスラストワッシャ１０４およびキャリヤＣＡとハウジング１０２との間に介装されたスラストワッシャ１０６を介してハウジング１０２によってスラスト力を支持している。従って、差動制限装置１００では、スラスト力を支持するためのハウジング１０２を配置する必要があるため、差動制限装置１００がハウジング１０２の外壁の厚み分（Δａ）だけ大きくなる問題があった。
【０００４】
この問題に対して、特許文献１の差動制限装置では、リングギヤの両端より径方向内側に延設された第１の側壁部および第２の側壁部によってキャリヤおよびサンギヤを挟み込む構造とすることにより、リングギヤを外側から覆うハウジングを設けることなく差動制限機能を発揮する技術が開示されている。
【０００５】
【特許文献１】特開２００５−３３７４４２号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
ところで、特許文献１に開示されている差動制限装置を備えた車両用動力伝達装置は、差動制限装置へ接続される入力軸や差動制限装置を構成する各要素を軸方向および径方向に支持する軸受の配置について言及されていないが、振動の低減、装置の一層の小型化、および安定した差動制限トルクの供給の観点から適切に軸受等の配置を設定する必要があった。
【０００７】
本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、遊星歯車式の差動装置を備えた車両用動力伝達装置において、差動装置を好適に支持することで、振動の低減、装置の一層の小型化、および差動制限トルクの安定化を達成することができる車両用動力伝達装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上記目的を達成するための、請求項１にかかる発明の要旨とするところは、（ａ）ケーシングと、そのケーシング内に収容された遊星歯車式の差動装置と、その差動装置に動力を伝達するための入力軸と、その入力軸からの動力が前記差動装置を介して出力される第１の出力軸および第２の出力軸とを備えた車両用動力伝達装置において、（ｂ）前記差動装置は、キャリヤ、サンギヤ、およびリングギヤを備え、そのキャリヤは前記入力軸に、そのサンギヤは前記第１の出力軸に、そのリングギヤは前記第２の出力軸にそれぞれ連結されており、（ｃ）前記第１の出力軸と第２の出力軸とは、同軸心上に直列に配設され、且つ、前記第１の出力軸の一端は前記ケーシングに第１のスラスト軸受を介して軸心方向に支持されると共に、第２の出力軸は前記ケーシングに第２のスラスト軸受を介して軸心方向に支持され、（ｄ）前記サンギヤのスラスト力が、前記第１の出力軸を介して前記第１のスラスト軸受によって支持されていると共に、前記リングギヤのスラスト力が前記第２のスラスト軸受によって支持されていることを特徴とする。
【０００９】
また、請求項２にかかる発明の要旨とするところは、請求項１の車両用動力伝達装置において、（ａ）前記第１の出力軸にはヘリカル歯を有する外周歯が設けられていると共に、前記差動装置の各回転要素の噛合歯にはヘリカル歯が設けられており、（ｂ）前記第１の出力軸に設けられている前記外周歯と前記サンギヤのヘリカル歯とは、それぞれの噛合により発生するスラスト力が互いに対向する方向に設けられており、（ｃ）前記第１の出力軸とサンギヤとの間には、互いのスラスト力によって押圧しあう押圧面が形成されていることを特徴とする。
【００１０】
また、請求項３にかかる発明の要旨とするところは、請求項１または２の車両用動力伝達装置において、前記第１の出力軸および第２の出力軸は、それぞれ円筒ころ軸受を介して前記ケーシングに軸心方向に移動可能な状態で径方向に支持されていることを特徴とする。
【００１１】
また、請求項４にかかる発明の要旨とするところは、請求項１乃至３の何れかの車両用動力伝達装置において、（ａ）前記差動装置は、遊星歯車式の差動制限装置を備えており、（ｂ）互いに噛み合うサンギヤ、リングギヤおよびピニオンギヤの噛合歯は、スラスト力を発生させるねじれ角を有しており、前記ピニオンギヤは、キャリヤに形成されているピニオン支持穴に回転可能に支持され、（ｃ）前記キャリヤとサンギヤとの間、および前記キャリヤとリングギヤとの間には、駆動の際に発生するスラスト力によって押圧しあう押圧部が設けられていることを特徴とする。
【発明の効果】
【００１２】
請求項１にかかる発明の車両用動力伝達装置によれば、前記差動装置のサンギヤは前記第１の出力軸に、リングギヤは前記第２の出力軸にそれぞれ連結されており、前記第１の出力軸の一端は前記ケーシングに第１のスラスト軸受を介して軸心方向に支持されると共に、第２の出力軸は前記ケーシングに第２のスラスト軸受を介して軸心方向に支持されているため、前記第１の出力軸を軸心方向支持する前記第１のスラスト軸受によって、前記サンギヤのスラスト力を支持させると共に、前記第２の出力軸を軸心方向支持する前記第２のスラスト軸受によって、前記リングギヤのスラスト力を支持させることができる。これにより、通常では前記サンギヤおよびリングギヤを支持するために必要となるスラスト軸受を省略することができるため、車両用動力伝達装置を小型化することができる。また、差動装置内で発生するスラスト力を、第１の出力軸および第２の出力軸を介して支持させているため、前記第１および第２スラスト軸受は、車両駆動時において、第１および第２の出力軸の回転により常時回転させられる。これにより、第１および第２スラスト軸受の回転始動時に発生する、比較的大きな回転起動トルクを必要とせず、安定した差動装置の作動が可能となる。さらに、差動トルクが差動速度の変化にかかわらず安定する効果が得られ、差動トルクの変動による車両の旋回発進時の振動抑制に効果が得られる。
【００１３】
また、請求項２にかかる発明の車両用動力伝達装置によれば、前記第１の出力軸にはヘリカル歯を有する外周歯が設けられていると共に、前記差動装置の各回転要素の噛合歯にはヘリカル歯が設けられており、前記第１の出力軸に設けられている前記外周歯と前記サンギヤのヘリカル歯とは、それぞれの噛合により発生するスラスト力が互いに対向する方向に設けられ、前記第１の出力軸とサンギヤとの間には、互いのスラスト力によって押圧しあう押圧面が形成されているため、前記第１の出力軸と前記サンギヤとが互いのスラスト力によって前記押圧面で押圧しあい、サンギヤのスラスト力の方が大きい場合は、前記第１のスラスト軸受を、第１の出力軸のスラスト力が大きい場合は、前記第２のスラスト軸受を介して前記ケーシングにスラスト力が作用する。ここで、通常ではスラスト力によりケーシングが変形することで第１の出力軸に設けられる外周歯の噛合伝達誤差が発生する。これに対して本発明では、第１の出力軸に設けられているヘリカル歯のねじれ角およびピッチ径とサンギヤのヘリカル歯のねじれ角およびピッチ径を好適に設定することで、第１の出力軸およびサンギヤのスラスト力を略同等にすることができる。これにより、第１の出力軸およびサンギヤのスラスト力が互いに打ち消し合うことで、ケーシングに作用するスラスト力を略ゼロにすると共に外周歯に発生する強制力を低減させることができるため、このスラスト力を強制力とするギヤノイズ振動を低減させることができる。
【００１４】
また、請求項３にかかる発明の車両用動力伝達装置によれば、前記第１の出力軸および第２の出力軸は、それぞれ円筒ころ軸受を介して前記ケーシングに軸心方向に移動可能な状態で径方向に支持されているため、前記第１および第２のスラスト軸受で確実にスラスト力を支持することができ、軸心方向への動きを規制することができる。
【００１５】
また、請求項４にかかる発明の車両用動力伝達装置によれば、前記差動装置は、互いに噛み合う前記サンギヤ、リングギヤおよびピニオンギヤの噛合歯は、スラスト力を発生させるねじれ角を有しており、駆動の際にはこのねじれ角によりサンギヤおよびリングギヤにスラスト力が発生する。このスラスト力によって、サンギヤおよびリングギヤがそれぞれ押圧部を介してキャリヤに押し付けられることで、サンギヤ、リングギヤおよびキャリヤの回転差が少なくなるように差動を制限させることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１６】
以下、本発明の実施例を図面を参照しつつ詳細に説明する。
【００１７】
図１は、本発明が好適に適用される車両用動力伝達装置１０を有する前置エンジン前輪駆動（ＦＦ）を基本とする前後輪駆動車両の構成を説明する骨子図である。この図１において、駆動力源であるエンジン１２により発生させられた駆動力（トルク）は、自動変速機１４を介してトランスファ２２に伝達される。トランスファ２２に伝達された駆動力は、前輪用差動歯車装置（フロントデフ）１６および駆動力伝達軸であるプロペラシャフト２４に分配される。前輪用差動歯車装置１６に伝達された駆動力は、左右１対の前輪車軸１８ｌ、１８ｒを介して左右１対の前輪２０ｌ、２０ｒへ伝達される。一方、プロペラシャフト２４に伝達された駆動力は、後輪用差動歯車装置２６、及び左右１対の後輪車軸２８ｌ、２８ｒを介して左右１対の後輪３０ｌ、３０ｒへ伝達される。
【００１８】
上記エンジン１２は、例えば、気筒内噴射される燃料の燃焼によって駆動力を発生させるガソリンエンジン或いはディーゼルエンジン等の内燃機関である。また、上記自動変速機１４は、例えば、上記エンジン１２から入力される回転を所定の変速比γで減速或いは増速して出力する有段式の自動変速機（オートマチックトランスミッション）であり、前進変速段、後進変速段、及びニュートラルのうち何れかが選択的に成立させられ、それぞれの変速比γに応じた速度変換が成される。なお、この自動変速機１４の入力軸は、図示しないトルクコンバータ等を介して上記エンジン１２の出力軸に連結されている。
【００１９】
図２は、図１の車両用動力伝達装置のトランスファ２２の構造を説明するための断面図である。トランスファ２２は、ケーシング４０内に自動変速機１４からの駆動力が入力される入力軸４２、差動制限機能を有する中央差動歯車装置４４、前輪用差動歯車装置（フロントデフ）１６に駆動力を出力する第１出力軸４６、プロペラシャフト２４に駆動力を出力する第２出力軸４８を備えている。入力軸４２の駆動力は、中央差動歯車装置４４によって分配され、第１出力軸４６および第２出力軸４８に分配されて出力される。第１出力軸４６に出力された駆動力は、一点鎖線で示されるように、カウンタ歯車５０および出力歯車５２を介して前輪用差動歯車装置１６（フロントデフ）に伝達される。また、第２出力軸４８に出力された駆動力は、破線で示されるように、プロペラシャフト２４に伝達される。なお、本実施例の中央差動歯車装置４４が、本発明の差動装置に対応しており、第１出力軸４６が、本発明の第１の出力軸に対応しており、第２出力軸４８が、本発明の第２の出力軸に対応している。
【００２０】
図３は、図２のトランスファ２２内に配設されている中央差動歯車装置４４の支持構造を詳細に説明するために拡大した断面図である。ケーシング４０は、第２出力軸４８側から順番に第１ケーシング４０ａ、第２ケーシング４０ｂ、および第３ケーシング４０ｃの３つのケーシングで構成されており、それぞれ図示しないボルトによって一体的に接続されている。ケーシング４０内には、自動変速機１４からの駆動力が入力される入力軸４２とプロペラシャフト２４に駆動力を出力する第２出力軸４８とが、同軸心Ｃ上に直列に配置されている。また、入力軸４２の第２出力軸４８側の外周には、差動制限機能を備えた中央差動歯車装置４４が配設されている。この中央差動歯車装置４４は、駆動力を前輪および後輪に分配するためのものであり、入力軸４２からの駆動力を、車両の状態に応じて第１出力軸４６および第２出力軸４８に適宜分配して出力する。
【００２１】
次に上記中央差動歯車装置４４について説明する。中央差動歯車装置４４は遊星歯車式の差動歯車装置となっており、キャリヤＣＡと、キャリヤＣＡに保持されているピニオンギヤＰと、ピニオンギヤＰに互いに噛み合うサンギヤＳおよびリングギヤＲとを備えている。
【００２２】
キャリヤＣＡは、入力軸４２にスプライン嵌合によって相対回転不能に連結されることで、一体的に回転させられる。キャリヤＣＡにはピニオンギヤＰを支持するためのピニオン支持穴が複数個形成されており、そのピニオン支持穴にそれぞれピニオンギヤＰが回転可能に支持されている。
【００２３】
ピニオンギヤＰの径方向外側には、リングギヤＲが配置されると共に、ピニオンギヤＰの径方向内側には、サンギヤＳが配置されている。リングギヤＲ、サンギヤＳ、およびピニオンギヤＰは、それぞれ回転可能に噛み合わされており、それぞれの噛合歯はねじれ角を有するヘリカル歯となっている。
【００２４】
リングギヤＲは、一方が開口する有底円筒形状となっており、第２出力軸４８の端部から径方向に伸びる側壁４９と、側壁４９の外周縁より軸心方向に伸びる円筒部５１とを備えている。リングギヤＲの開口側には、リングギヤＲの内周面に相対回転不能にスプライン嵌合されると共に、リングギヤＲに嵌め着けられているスナップリングによって軸心方向の移動不能に固定されている側壁部材５４が設けられている。このように、キャリヤＣＡは、その両端がリングギヤＲの側壁４９および側壁部材５４によって挟まれる構造となっている。また、この側壁部材５４とキャリヤＣＡとの間には、スラストワッシャ５６が介装されている。さらに、サンギヤＳとキャリヤＣＡとの間、並びにキャリヤＣＡとリングギヤＲの側壁４９との間にも同様に、スラストワッシャ５８および６０が介装されている。また、サンギヤＳは、内周面の一端が第１出力軸４６の端部とスプライン嵌合によって相対回転不能に連結されることで、一体的に回転させられる。一方、リングギヤＲは、第２出力軸４８と一体成形により連結され、一体回転させられる。
【００２５】
入力軸４２の回転は、その入力軸４２にスプライン嵌合されているキャリヤＣＡに伝達される。そして、キャリヤＣＡの回転は、ピニオンギヤＰへ伝達される。ピニオンギヤＰは、キャリヤＣＡにより回転可能に支持されているため、キャリヤＣＡが回転すると、ピニオンギヤＰは、軸心Ｃを中心に公転する。この公転力がリングギヤＲおよびサンギヤＳへ伝達される。これにより、キャリヤＣＡの回転が、リングギヤＲおよび第２出力軸４８を介してプロペラシャフト２４に伝達されると共に、サンギヤＳおよび第１出力軸４６を介して前輪用差動歯車装置１６に伝達される。
【００２６】
ここで、ピニオンギヤＰの公転時のサンギヤＳおよびリングギヤＲに伝達される駆動力（トルク）配分は次式で示される。ここで、ＴｆがサンギヤＳに伝達される前輪側駆動トルクを示しており、ＴｒがリングギヤＲに伝達される後輪側駆動トルクを示している。また、ＴｃがキャリヤＣＡに入力される入力軸４２の駆動トルクを、ｒ１がピニオンギヤＰの公転の中心となる軸心ＣからサンギヤＳのヘリカル歯までの距離を示しており、ｒ２が軸心ＣからリングギヤＲのヘリカル歯までの距離を示している。
【００２７】
Ｔｆ＝ｒ１／（ｒ１＋ｒ２）×Ｔｃ（％）・・・・・（１）
Ｔｒ＝ｒ２／（ｒ１＋ｒ２）×Ｔｃ（％）・・・・・（２）
【００２８】
式（１）および式（２）より、サンギヤＳに伝達される駆動トルクと、リングギヤＲに伝達される駆動トルクとは異なっており、リングギヤＲに伝達される駆動トルクの方が大きくなる、すなわちプロペラシャフト２４（後輪）に伝達される駆動トルクの方が大きくなる。
【００２９】
次にサンギヤＳおよびリングギヤＲに回転差が生じた場合について説明する。サンギヤＳおよびリングギヤＲに回転差が生じると、その回転差によって互いに噛み合うピニオンギヤＰがその回転差に応じた方向に自転させられる。ここで、ピニオンギヤＰ、サンギヤＳおよびリングギヤＲの噛合歯は、ねじれ角を有するヘリカル歯となっているため、サンギヤＳおよびリングギヤＲには、それぞれスラスト力が発生する。例えば、ピニオンギヤＰが回転差によって一方に自転させられ、サンギヤＳにはスラストワッシャ５８を押圧する方向にスラスト力が生じると、サンギヤＳはそのスラスト力によってスラストワッシャ５８を介してキャリヤＣＡに押し付けられる。また、リングギヤＲは、サンギヤＳとは反対方向のスラスト力が生じ、スラストワッシャ６０を介してキャリヤＣＡに押し付けられる。このように、サンギヤＳおよびリングギヤＲはキャリヤＣＡに押し付けられることで、キャリヤＣＡ、サンギヤＳおよびリングギヤＲの回転差が少なくなるように差動が制限される。一方、ピニオンギヤＰが回転差によって、前述とは逆方向に自転させられると、リングギヤＲには前述とは逆方向のスラスト力が生じ、リングギヤＲに一体的に接続されている側壁部材５４は、スラストワッシャ５６を介してキャリヤＣＡに押し付けられる。このように、リングギヤＲは、側壁部材５４を介してキャリヤＣＡに押し付けられることで、リングギヤＲおよびキャリヤＣＡの回転差が少なくなるように差動が制限される。なお、本実施例のスラストワッシャ（５６、５８、６０）が、本発明の押圧部に対応している。
【００３０】
次に本発明の要部である中央差動歯車装置４４、第１出力軸４６、および第２出力軸４８の支持構造について説明する。第１出力軸４６は、入力軸４２の外周側に配設されており、第１出力軸４６の中央差動歯車装置４４側の一端は、サンギヤＳの内周部にスプライン嵌合によって相対回転不能に連結されている。第１出力軸４６の他端と第３ケーシング４０ｃとの間には、第１スラスト軸受６２が介装されており、第１出力軸４６は、第１スラスト軸受６２を介してケーシング４０ｃに軸心方向に支持されている。また、側壁部材５４の内周部と第１出力軸４６との間に介装されているシェルニードルベアリング６４、そのシェルニードルベアリング６４に並ぶように配置されて第２ケーシング４０ｂと第１出力軸４６との間に介装されている軸心方向に移動可能な第１円筒ころ軸受６６、および第３ケーシング４０ｃと第１出力軸４６の他端側の外周面との間に介装されている軸心方向に移動可能な第２円筒ころ軸受６８によって、第１出力軸４６は径方向に支持されている。すなわち、第１出力軸４６は、第１円筒ころ軸受６６を介して軸心方向に移動可能な状態で第２ケーシング４０ｂに支持されると共に、第２円筒ころ軸受６８を介して軸心方向に移動可能な状態で第３ケーシング４０ｃに支持されている。なお、本実施例の第１スラスト軸受６２が、本発明の第１のスラスト軸受に対応しており、第１円筒ころ軸受６６および第２円筒ころ軸受６８が、本発明の円筒ころ軸受に対応している。
【００３１】
第１出力軸４６には、カウンタ歯車５０と噛み合う外周歯７０が設けられている。この外周歯７０はねじれ角を有するヘリカル歯に形成されており、カウンタ歯車５０と噛み合うと、ねじれ角によって軸心Ｃに平行なスラスト力が発生するように構成されている。
【００３２】
リングギヤＲの側壁４９と第１ケーシング４０ａとの間には、第２スラスト軸受７４が介装されており、リングギヤＲおよびそのリングギヤＲに接続されている第２出力軸４８は、第２スラスト軸受７４を介して第１ケーシング４０ａに軸心方向に支持されている。これにより、リングギヤＲで発生するスラスト力が第２スラスト軸受７４によって支持される。また、第１ケーシング４０ａと第２出力軸４８との間には、第３円筒ころ軸受７６が介装されており、リングギヤＲおよび第２出力軸４８は、軸心方向に移動可能な第３円筒ころ軸受７６によって、径方向に支持されている、すなわち第２出力軸４８は、第３円筒ころ軸受７６を介して軸心方向に移動可能な状態で第１ケーシング４０ａに支持されている。なお、本実施例の第２スラスト軸受７４が、本発明の第２のスラスト軸受に対応しており、第３円筒ころ軸受７６が、本発明の円筒ころ軸受に対応している。
【００３３】
第１出力軸４６のシェルニードルベアリング６４近傍には、径方向に突き出す段付部７８が形成されている。この第１出力軸４６に形成された段付部７８の側面とサンギヤＳの端面との間には、第１出力軸４６およびサンギヤＳから発生するスラスト力によって押圧しあう押圧面８０が形成されている。これにより、サンギヤＳの歯車の噛合によって発生する第１スラスト軸受６２側へのスラスト力は、押圧面８０および第１出力軸４６を介して第１スラスト軸受６２によって支持される。
【００３４】
ここで、第１出力軸４６に形成されている外周歯７０のねじれ角の向きは、中央差動歯車装置４４からサンギヤＳを介して第１出力軸４６に前進方向へ加速させる駆動トルクが出力された際に、外周歯７０およびカウンタ歯車５０との噛合により生じる第１出力軸４６のスラスト力が、サンギヤＳ側に生じるように設定されている。また、サンギヤＳのねじれ角の向きは、ピニオンギヤＰからサンギヤＳに前進方向へ加速させる駆動トルクが出力された際に、ピニオンギヤＰとサンギヤＳとの噛合により生じるサンギヤＳのスラスト力が、第１出力軸４６側に生じるように設定されている。すなわち、第１出力軸４６の外周歯７０およびサンギヤＳのヘリカル歯は、車両の前進方向への加速の際に、それぞれの噛合により発生するスラスト力が互いに対向する方向に設けられている。
【００３５】
上述のような構成により、第１出力軸４６およびサンギヤＳに前進方向へ加速させる駆動トルクが付与されると、第１出力軸４６で発生するスラスト力ＦｃおよびサンギヤＳで発生するスラスト力Ｆｓは以下の式で示される。なお、Ｔｆは第１出力軸４６およびサンギヤＳに付与される前輪側駆動トルクを示しており、φＤｃｐは第１出力軸４６の外周歯７０のピッチ円直径を示しており、βｃは外周歯７０のねじれ角を示している。また、φＤｓｐはサンギヤＳのピッチ円直径を示しており、βｓはサンギヤＳのねじれ角を示している。
【００３６】
Ｆｃ＝Ｔｆ／（φＤｃｐ／２）×ｔａｎβｃ  ・・・・・（３）
Ｆｓ＝Ｔｆ／（φＤｓｐ／２）×ｔａｎβｓ  ・・・・・（４）
【００３７】
この第１出力軸４６で生じるスラスト力ＦｃおよびサンギヤＳで生じるＦｓは、前進方向への加速時は互いに対向する方向に作用するため、第１出力軸４６およびサンギヤＳは押圧面８０を押圧しあう。ここで、スラスト力の差Ｆ１（＝Ｆｃ−Ｆｓ）が正の値、すなわち第１出力軸４６のスラスト力Ｆｃの方がサンギヤＳのスラスト力よりも大きい状態では、その差Ｆ１がキャリヤＣＡ、リングギヤＲおよび第２スラスト軸受７４を介して第１ケーシング４０ａに作用する。一方、スラスト力の差Ｆ１が負の値、すなわちサンギヤＳのスラスト力Ｆｓの方が第１出力軸４６のスラスト力Ｆｃよりも大きい状態では、そのスラスト力の差Ｆ１が第１スラスト軸受６２を介して第３ケーシング４０ｃに作用する。このように、第１出力軸４６とサンギヤＳとが互いに押圧しあう押圧面８０を設けたことで、互いのスラスト力が相殺しあい、ケーシング４０に作用するスラスト力を低減させることができる。また、第１出力軸４６およびサンギヤＳのピッチ円直径およびねじれ角を好適に設定することで、スラスト力ＦｃおよびＦｓを略等しくすることもでき、スラスト力Ｆｃ、Ｆｓが互いに相殺し合うことで、第１ケーシング４０ａおよび第３ケーシング４０ｃに作用するスラスト力を略ゼロにすることもできる。これにより、このスラスト力を強制力とするケーシング４０の放射音および振動の低減が可能となる。さらに第３ケーシング４０ｃに作用するスラスト力を小さく設定することで、第１スラスト軸受６２に負荷される荷重が小さくなるため、第１スラスト軸受６２を小型化することができる。また、通常ではスラスト力によりケーシング４０が変形することで第１出力軸４６に設けられる外周歯７０の噛合伝達誤差が発生するが、前述したようにケーシング４０に作用するスラスト力を略ゼロにすると共に外周歯７０に発生する強制力を低減させることができるため、このスラスト力を強制力とするギヤノイズ振動を低減させることができる。
【００３８】
また、中央差動歯車装置４４のサンギヤＳおよびリングギヤＲのスラスト力は、第１スラスト軸受６２および第２スラスト軸受７４を介してケーシング４０に支持されている構造となっており、通常ではこれらの中央差動歯車装置４４の回転要素（サンギヤＳ、キャリヤＣＡ、リングギヤＲ）を回転可能に支持するために必要となる軸受が省略されている。さらに、中央差動歯車装置４４のサンギヤＳおよびリングギヤＲのスラスト力は、ケーシング４０に支持されており、車両走行中において中央差動歯車装置４４が非差動状態であっても、第１出力軸４６および第２出力軸４８は回転させられるため、常時第１スラスト軸受６２および第２スラスト軸受７４が回転する状態となっている。これにより、中央差動歯車装置４４の差動開始時であっても第１および第２スラスト軸受６２、７４は常時回転しているため、これらの軸受（６２、７４）を回転起動させるための比較的大きな回転起動トルクを必要とせず、差動開始直後の差動制限トルクを安定化させることができる。また、この差動制限トルクの安定化に伴い、車両旋回初期に発生するアンダーステアを抑制させることができる。さらに、差動トルクが差動速度の変化にかかわらず安定する効果が得られ、差動トルクの変動による車両の旋回発進時の振動抑制に効果が得られる。
【００３９】
また、第１出力軸４６およびサンギヤＳは、前進方向への加速時に、互いに押圧しあう構造となっているため、この押圧時はこれらの部材は同一構造体として考えることができる。ここで、前述したスラスト力の差Ｆ１（＝Ｆｃ−Ｆｓ）が負の値、すなわちサンギヤＳのスラスト力Ｆｓの方が第１出力軸４６のスラスト力Ｆｃよりも大きい状態となるように、第１出力軸４６およびサンギヤＳのピッチ円直径およびねじれ角を設定すると、第１円筒ころ軸受６６の寿命計算を行う際に必要となるモーメント荷重を第１スラスト軸受６２およびサンギヤＳの噛合部で分担する設計にすることが可能となる。これにより、第１円筒ころ軸受６６にかけられるモーメント荷重が小さくなり、さらに、第１スラスト軸受６２に並ぶようにシェルニードルベアリング６４が設けられているため、モーメント荷重をこのシェルニードルベアリング６４と第１円筒ころ軸受６６とで分担することになり、第１円筒ころ軸受６６には、大幅に低減されたモーメント荷重が作用する構造にできるため、第１円筒ころ軸受６６を小型化することができる。
【００４０】
また、エンジンブレーキ時など減速方向の駆動トルクが負荷されると、サンギヤＳおよびリングギヤＲには、前述のスラスト力とは逆方向のスラスト力、すなわち、サンギヤＳはスラストワッシャ５８を押圧する方向、リングギヤＲはスラストワッシャ６０を押圧する方向にスラスト力が発生する。このような場合には、サンギヤＳおよびリングギヤＲは、キャリヤＣＡを介して互いに押圧しあい、互いのスラスト力が相殺される。これにより、第２スラスト軸受７４に作用するスラスト力は小さくなる一方、第１スラスト軸受６２には、第１出力軸４６の外周歯７０により生じるスラスト力が作用する。なお、この第１スラスト軸受６２に作用するスラスト力は、加速時に比べても比較的小さいため、第１スラスト軸受６２は、第２スラスト軸受７４に比べて小型のものが使用されている。
【００４１】
上述のように、本実施例の車両用動力伝達装置１０によれば、中央差動歯車装置４４のサンギヤＳは第１出力軸４６に、リングギヤＲは第２出力軸４８にそれぞれ連結されており、第１出力軸４６の一端は第３ケーシング４０ｃに第１スラスト軸受６２を介して軸心方向に支持されると共に、第２出力軸４８は第１ケーシング４０ａに第２スラスト軸受７４を介して軸心方向に支持されているため、第１出力軸４６を軸心方向に支持する第１スラスト軸受６２によって、サンギヤＳのスラスト力を支持させると共に、第２出力軸４８を軸心方向に支持する第２スラスト軸受７４によって、リングギヤＲのスラスト力を支持させることができる。これにより、通常では前記サンギヤＳおよびリングギヤＲを支持するために個別に必要となるスラスト軸受を省略することができるため、部品点数を少なくすることができ、車両用動力伝達装置１０を小型化することができる。また、中央差動歯車装置４４内で生じるスラスト力をケーシング４０によって支持させており、第１および第２スラスト軸受６２、７４は、車両駆動時において、常時回転させられる。これにより、第１および第２スラスト軸受６２、７４の回転始動時に発生する、比較的大きな回転起動トルクを必要とせず、安定した差動装置の作動が可能となる。
【００４２】
また、本実施例の車両用動力伝達装置１０によれば、第１出力軸４６にはねじれ角を有する外周歯７０が設けられていると共に、中央差動歯車装置４４の各回転要素にはヘリカル歯が設けられており、第１出力軸４６に設けられている外周歯７０とサンギヤＳのヘリカル歯とは、それぞれの噛合により発生するスラスト力が互いに対向する方向に設けられ、第１出力軸４６とサンギヤＳとの間には、互いのスラスト力によって押圧しあう押圧面８０が形成されているため、第１出力軸４６とサンギヤＳとが互いのスラスト力によって押圧面８０で押圧しあい、サンギヤＳのスラスト力の方が大きい場合は、第１スラスト軸受６２を、第１出力軸４６のスラスト力が大きい場合は、第２スラスト軸受７４を介してケーシング４０にスラスト力が作用する。ここで、第１出力軸４６に設けられているヘリカル歯のねじれ角βｃおよびピッチ径φＤｃｐと、サンギヤＳのヘリカル歯のねじれ角βｓおよびピッチ径φＤｓｐを好適に設定することで、第１出力軸４６およびサンギヤＳのスラスト力を略同等にすることができ、第３ケーシング４０ｃに作用するスラスト力を略ゼロにすることもでき、このスラスト力を強制力とするケーシング４０の放射音および振動を低減させることができる。また、通常ではスラスト力によりケーシング４０が変形することで第１出力軸４６に設けられる外周歯７０の噛合伝達誤差が発生するが、前述したようにケーシング４０に作用するスラスト力を略ゼロにすると共に外周歯７０に発生する強制力を低減させることができるため、このスラスト力を強制力とするギヤノイズ振動を低減させることができる。
【００４３】
また、本実施例の車両用動力伝達装置１０によれば、第１出力軸４６および第２出力軸４８は、それぞれ第１乃至第３円筒ころ軸受（６６、６８、７６）を介してケーシング４０に軸心方向に移動可能な状態で径方向に支持されているため、第１および第２のスラスト軸受（６２、７４）で確実にスラスト力を支持することができ、内部部品の軸心方向への動きを規制することができる。
【００４４】
また、本実施例の車両用動力伝達装置１０によれば、中央差動歯車装置４４の互いに噛み合うサンギヤＳ、リングギヤＲおよびピニオンギヤＰの噛合歯は、それぞれねじれ角を有しており、駆動の際にはこのねじれ角によってサンギヤＳおよびリングギヤＲにスラスト力が発生する。このスラスト力によって、サンギヤＳおよびリングギヤＲがそれぞれ押圧部を介してキャリヤＣＡに押し付けられることで、サンギヤＳ、リングギヤＲおよびキャリヤＣＡの回転差が少なくなるように差動を制限させることができる。
【００４５】
また、本実施例の車両用動力伝達装置１０によれば、第１出力軸４６の外周歯７０およびサンギヤＳ噛合歯のピッチ円直径およびねじれ角を好適に設定することで、第１スラスト軸受６２に負荷されるスラスト力を小さくすることができるため、第１スラスト軸受６２を小型化することができる。
【００４６】
また、本実施例の車両用動力伝達装置１０によれば、中央差動歯車装置４４のサンギヤＳおよびリングギヤＲのスラスト力は、第１スラスト軸受６２および第２スラスト軸受７４を介してケーシング４０に支持されているため、サンギヤＳおよびリングギヤＲを支持する軸受を省略することができる。また、第１スラスト軸受６２および第２スラスト軸受７４は中央差動歯車装置４４の差動、非差動時に関わらず回転させられるため、差動開始後の各スラスト軸受６２、７４の回転起動トルクは必要とせず、差動開始直後の差動制限トルクを安定化させることができる。この差動制限トルク上昇の安定化に伴い、車両旋回開始時に発生し易いアンダーステアを抑制することができる。さらに、差動トルクが差動速度の変化にかかわらず安定する効果が得られ、差動トルクの変動による車両の旋回発進時の振動抑制に効果が得られる。
【００４７】
また、本実施例の車両用動力伝達装置１０によれば、第１円筒ころ軸受６６の寿命計算の際のモーメント荷重を第１スラスト軸受６２およびサンギヤＳの噛合部で分担する設計にすることで、モーメント荷重を小さく設定することができる。また、第１円筒ころ軸受６６に並ぶように設けられているシェルニードルベアリング６４とモーメント荷重を分担することで、モーメント荷重を大幅に小さくすることができる。これにより、第１円筒ころ軸受６６を小型化することができる。
【００４８】
以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明はその他の態様においても適用される。
【００４９】
例えば、前述の実施例の第１スラスト軸受６２は、内部に円筒状のころを用いたスラスト軸受であったが、スラストワッシャなど、他の形式のスラスト軸受を用いてもよい。なお、その際には、変更したスラスト軸受の許容スラスト力の範囲内に収まるスラスト力が作用するように、第１出力軸４６およびサンギヤＳのスラスト力を調整する必要がある。
【００５０】
また、前述の実施例の第１出力軸４６およびサンギヤＳは、車両の前進方向への加速時に、互いのスラスト力が相殺されるように設定されているが、車両減速時に互いのスラスト力が相殺されるように、それぞれのねじれ角の向きを設定してもよい。すなわち、車両の問題となる走行モードにおいて、スラスト力に起因するケーシング４０の振動が低減されるように、ねじれ角を適宜設定することができる。
【００５１】
また、前述の実施例の中央差動歯車装置４４は、非差動時において車両の前輪および後輪に駆動力を不等分配するセンターデフであったが、この中央差動歯車装置４４を、駆動力を等分配する形式に変更することで、前輪用差動歯車装置（フロントデフ）および後輪用差動歯車装置（リアデフ）に適用することもできる。
【００５２】
また、前述の実施例の第１出力軸４６は、シェルニードルベアリング６４によって径方向に支持されているが、この部分をケーシング４０による支持に変更すれば、第１円筒ころ軸受６６のモーメント荷重の分担を略ゼロにすることもできる。
【００５３】
なお、上述したのはあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。
【図面の簡単な説明】
【００５４】
【図１】本発明が適用された車両用動力伝達装置を有する前置エンジン前輪駆動を基本とする前後輪駆動車両の構成を説明する骨子図である。
【図２】図１の車両用動力伝達装置のトランスファの構造を説明するための断面図である。
【図３】図２のトランスファ内に配設されている中央差動歯車装置の支持構造を詳細に説明するために拡大した断面図である。
【図４】従来の遊星歯車式の差動制限装置の断面図である。
【符号の説明】
【００５５】
１０：車両用動力伝達装置  ４０：ケーシング  ４２：入力軸  ４４：中央差動歯車装置（差動装置）  ４６：第１出力軸（第１の出力軸）  ４８：第２出力軸（第２の出力軸）  ５６、５８、６０：スラストワッシャ（押圧部）  ６２：第１スラスト軸受（第１のスラスト軸受）  ６６：第１円筒ころ軸受（円筒ころ軸受）  ６８：第２円筒ころ軸受（円筒ころ軸受）７０：外周歯  ７４：第２スラスト軸受（第２のスラスト軸受）  ７６：第３円筒ころ軸受（円筒ころ軸受）  ８０：押圧面  Ｓ：サンギヤ  ＣＡ：キャリヤ  Ｒ：リングギヤ  Ｐ：ピニオンギヤ
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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