用于车辆的动力传递系统的制作方法

本发明涉及一种设置在车辆中的动力传递系统，且更具体地，涉及对由于动力传递路径中的松弛而产生的齿锤噪声的降低。

背景技术：

在构成设置在车辆中的动力传递系统的旋转轴之间的松弛处，已知由于松弛处齿的碰撞而产生齿锤噪声，并且已经提出了用于降低齿锤噪声的措施。例如，在国际申请公开第2013/080311号中描述的动力传递系统中，第二电动机的转子轴构成从发动机到驱动轮的动力传递路径的一部分。因此，发动机的直接转矩传递到转子轴。为此，即使第二电动机的转矩接近于零，在发动机被驱动的同时，转子轴的花键齿也被挤压在另一个旋转轴的花键齿上。因此，转子轴的花键齿和另一个旋转轴的花键齿之间的松弛处被填充，从而降低了齿锤噪声的产生。

技术实现要素：

顺便提及，在国际申请公开第2013/080311号中描述的动力传递系统中，在发动机和第二电动机之间的动力传递路径中，第二电动机的转子轴的松弛处被填充。然而，布置在第二电动机的下游(在驱动轮侧)的变速器的输入轴和第二电动机的转子轴之间的松弛处没有被填充。因此，当输入到变速器的转矩变得接近于零时，存在由于第二电动机的转子轴和变速器的输入轴之间的松弛而产生齿锤噪声的可能性。国际申请公开第2013/080311号描述了一种混合动力型动力传递系统；然而，只要在旋转轴之间形成松弛处，就会产生与国际申请公开第2013/080311号的情况类似的问题。

本发明提供了一种能够降低由于构成动力传递系统的旋转轴之间的间隙而产生的齿锤噪声的结构。

本发明的方案提供了一种用于车辆的动力传递系统。动力传递系统包括第一旋转轴、第二旋转轴、配合部、公差环和承插接合部。第一旋转轴和第二旋转轴围绕共同的轴线布置。在配合部处第一旋转轴和第二旋转轴彼此配合且联接以便传递动力。公差环布置在第一旋转轴和第二旋转轴之间的轴线方向上配合部附近。第二旋转轴具有内周承插接合面，公差环设置在配合部与内周承插接合面之间。第一旋转轴具有第一外周承插接合面，第一外周承插接合面设置为配合到内周承插接合面。承插接合部设置为使得当内周承插接合面和第一外周承插接合面彼此配合时，第一外周承插接合面和内周承插接合面相对于彼此不振颤。

利用根据本发明的用于车辆的动力传递系统，公差环布置在第一旋转轴和第二旋转轴之间。因此，即使第一旋转轴和第二旋转轴的配合部中的松弛处没有被填充，第一旋转轴和第二旋转轴二者也都被公差环保持而不振颤。因此，可以降低产生在配合部中的齿锤噪声。

公差环布置在沿轴线的方向置于配合部和承插接合部之间的位置处，并且第一旋转轴和第二旋转轴由这些配合部和承插接合部保持。为此，当第一旋转轴和第二旋转轴被驱动时的偏心减小，因此可以减小在旋转轴被驱动的同时作用在公差环上的偏心载荷。

用于车辆的动力传递系统可以进一步包括第二外周承插接合面，所述第二外周承插接合面沿第一旋转轴的轴线的方向设置在配合部和公差环之间，以配合到内周承插接合面，其中，内周承插接合面的尺寸和第二外周承插接合面的尺寸可以设定为使得当内周承插接合面与第二外周承插接合面彼此配合时，内周承插接合面和第二外周承插接合面相对于彼此不振颤。

利用根据本发明的用于车辆的动力传递系统，在公差环被组装到第一旋转轴和第二旋转轴中的一个旋转轴的状态下，公差环配合到第一旋转轴和第二旋转轴中的另一个旋转轴。由于第二外周承插接合面设置在配合部与公差环之间，因此在公差环与第一旋转轴和第二旋转轴中的另一个旋转轴接触之前，内周承插接合面和第二外周承插接合面彼此配合。内周承插接合面的尺寸和第二外周承插接合面的尺寸设定为使得内周承插接合面和第二外周承插接合面不振颤。因此，随着内周承插接合面和第一外周承插接合面彼此配合，第一旋转轴和第二旋转轴的轴线对齐。也就是说，在组装期间防止第一旋转轴和第二旋转轴的轴线的未对齐，并且公差环在该状态下接触第一旋转轴和第二旋转轴中的另一个旋转轴。因此，可以减小当公差环接触第一旋转轴和第二旋转轴中的另一个旋转轴时作用的载荷。

在用于车辆的动力传递系统中，公差环可以容纳于布置在第一旋转轴的外周上的环形槽中，并且公差环可以具有与第二旋转轴接触的向外定向的突起。

利用根据本发明的用于车辆的动力传递系统，公差环的向外定向的突起接触第二旋转轴，因此可以保持第一旋转轴和第二旋转轴不振颤。

在用于车辆的动力传递系统中，公差环可以容纳于布置在第二旋转轴的内周上的环形槽中，并且公差环可以具有与第一旋转轴接触的向内定向的突起。

利用根据本发明的用于车辆的动力传递系统，公差环的向内定向的突起接触第一旋转轴，因此可以保持第一旋转轴和第二旋转轴不振颤。

附图说明

下面将参照附图描述本发明的示例性实施例的特征、优点以及技术和工业意义，其中相似的附图标记表示相似的元件，并且其中：

图1为示出了应用本发明的用于混合动力车辆的动力传递系统的概略图；

图2为图1所示的自动变速器的接合操作图表；

图3为在直线上示出了各个旋转元件的转速之间的相对关系的共线图，其中在图1所示的自动变速器中各个旋转元件的联接状态在各个档速位置之间变化；

图4为示出了图1所示的动力传递系统的一部分的剖视图；

图5为示出了图4所示的公差环的形状的视图；

图6为沿图4中的vi-vi线所截取的第一承插接合部的剖视图，且示出了输出侧旋转轴的形状；

图7为示出了根据本发明的另一个实施例的动力传递系统的一部分的剖视图；

图8为示出了图7所示的公差环的形状的视图；

图9为示出了根据本发明的又一个实施例的插置在输出侧旋转轴与转子轴之间的公差环的另一模式的视图；以及

图10为示出了根据本发明的又一个实施例的在输出侧旋转轴上的第一外周承插接合面的形状的视图。

具体实施方式

在下文中，将参照附图详细描述本发明的实施例。在以下实施例中，适当情况下附图被简化或修改，因此每个部分的比例、形状等并不总是被精确地绘制。

图1为示出了应用本发明的用于混合动力车辆的动力传递系统10的概略图。如图1所示，动力传递系统10包括变速器箱12(以下称为箱12)内的沿着共同的轴线c串联的输入轴14、差动单元11(电子式差动单元)、自动变速器20和输出轴22。箱12用作非旋转构件并且连接到车身。输入轴14用作输入旋转构件。差动单元11用作直接或经由脉动吸收减振器(减振装置)(未示出)等间接地联接到输入轴14的无级变速器单元。自动变速器20在从差动单元11到驱动轮(未示出)的动力传递路径中经由传递构件18串联地联接。输出轴22用作输出旋转构件并且联接到自动变速器20。动力传递系统10例如适合用在前置发动机后轮驱动(fr)的车辆中，在该车辆中动力传递系统10被纵向布置。动力传递系统10设置在发动机8和驱动轮之间。发动机8为内燃机，例如汽油发动机和柴油发动机，作为用于推进车辆的动力源，并且直接联接到输入轴14或经由脉动吸收减振器(未示出)直接联接到输入轴14。来自发动机8的动力依次经由构成动力传递路径的一部分的差动齿轮单元(最终减速齿轮)、车桥等(未示出)传递到驱动轮。

这样，在根据本实施例的动力传递系统10中，发动机8和差动单元11彼此直接联接。这种直接联接意味着不介入流体式传动装置(例如变矩器和流体式联轴器)的联接。例如，经由脉动吸收减振器等的联接包括在这种直接联接中。

差动单元11联接到发动机8和驱动轮之间的动力传递路径。差动单元11包括第一电动机mg1、差动行星齿轮装置24、第二电动机mg2和固定制动器b0。第一电动机mg1起控制输入轴14和传递构件18(输出轴)之间的差动状态的差动电动机的作用。差动行星齿轮装置24是将发动机8的输出动力机械地分配输入到输入轴14的机械机构，并且用作将发动机8的输出动力在第一电动机mg1和传递构件18之间分配的差动机构。第二电动机mg2可操作地联接到起输出轴作用的传递构件18，从而与传递构件18一体地旋转。固定制动器b0用于停止输入轴14的旋转。根据本实施例的第一电动机mg1和第二电动机mg2中的每一个均是还具有发电功能的所谓的电动发电机。第一电动机mg1至少具有用于产生反作用力的发电机(发电)的功能。第二电动机mg2至少具有用于起输出驱动力(作为用于推进车辆的驱动力源)的驱动电动机的作用的电机(电动机)的功能。

起差动机构作用的差动行星齿轮装置24主要由具有预定齿数比的单小齿轮差动行星齿轮装置24形成。差动行星齿轮装置24包括作为旋转元件的差动太阳轮s0、差动行星齿轮p0、差动行星齿轮架ca0和差动内齿圈r0。差动行星齿轮架ca0支撑差动行星齿轮p0，使得每个差动行星齿轮p0可自转和公转。差动内齿圈r0经由差动行星齿轮p0与差动太阳轮s0啮合。

在该差动行星齿轮装置24中，差动行星齿轮架ca0联接到输入轴14，即发动机8，并且构成第一旋转元件re1，差动太阳轮s0联接到第一电动机mg1且构成第二旋转元件re2，而差动内齿圈r0联接到传递构件18且构成第三旋转元件re3。这样构造的差动行星齿轮装置24能够通过允许作为差动行星齿轮装置24的三个元件的差动太阳轮s0、差动行星齿轮架ca0和差动内齿圈r0相对于彼此相对旋转，来启动差动作用。即，差动行星齿轮装置24置于差动作用起作用的差动状态。因此，发动机8的输出动力在第一电动机mg1和传递构件18之间被分配，并且由第一电动机mg1通过使用所分配的发动机8输出的动力的一部分产生的电能被存储，或者通过使用分配的发动机8输出的动力的一部分来驱动第二电动机mg2旋转。因此，差动单元11起电子式差动装置的作用。例如，差动单元11置于所谓的无级变速状态，并且传递构件18的旋转连续地变化，而与发动机8的预定的旋转无关。即，差动单元11起变速比(输入轴14的转速nin/传递构件18的转速n18)从最小值γ0min到最大值γ0max连续变化的电子式无级变速器的作用。

自动变速器20构成发动机8和驱动轮之间的动力传递路径的一部分。自动变速器20是包括单小齿轮第一行星齿轮装置26和单小齿轮第二行星齿轮装置28，并且起有级自动变速器作用的行星齿轮式多级变速器。第一行星齿轮装置26包括第一太阳轮s1、第一行星齿轮p1、第一行星齿轮架ca1和第一内齿圈r1，并且具有预定的齿数比。第一行星齿轮架ca1支撑第一行星齿轮p1使得每个第一行星齿轮p1可自转和公转。第一内齿圈r1经由第一行星齿轮p1与第一太阳轮s1啮合。第二行星齿轮装置28包括第二太阳轮s2、第二行星齿轮p2、第二行星齿轮架ca2和第二内齿圈r2，并且具有预定的齿数比。第二行星齿轮架ca2支撑第二行星齿轮p2使得每个第二行星齿轮p2可自转和公转。第二内齿圈r2经由第二行星齿轮p2与第二太阳轮s2啮合。

在自动变速器20中，第一太阳轮s1经由第一制动器b1选择性地联接到箱12。第一行星齿轮架ca1和第二内齿圈r2彼此一体地联接，并且经由第二离合器c2联接到传递构件18，且经由第二制动器b2选择性地联接到箱12。第一内齿圈r1和第二行星齿轮架ca2彼此一体地联接且联接到输出轴22。第二太阳轮s2经由第一离合器c1选择性地联接到传递构件18。第一行星齿轮架ca1和第二内齿圈r2经由单向离合器f1联接到作为非旋转构件的箱12。第一行星齿轮架ca1和第二内齿圈r2被允许沿与发动机8相同的方向旋转，并且被禁止沿相反的方向旋转。因此，第一行星齿轮架ca1和第二内齿圈r2起不可沿相反的方向旋转的旋转构件的作用。

作为通过将释放侧的接合装置释放和将接合侧的接合装置接合来实行离合器到离合器变速的结果，自动变速器20选择性地建立多个档速位置。因此，对于每个档速位置获得基本上几何学上变化的变速比γ(＝传递构件18的转速n18/输出轴22的转速nout)。例如，如图2的接合操作图表所示，当第一离合器c1和单向离合器f都接合时建立第一档速位置1st。当第一离合器c1和第一制动器b1都接合时建立第二档速位置2nd。当第一离合器c1和第二离合器c2都接合时建立第三档速位置3rd。当第二离合器c2和第一制动器b1都接合时建立第四档速位置4th。当第一离合器c1和第二制动器b2都接合时建立倒档档速位置rev。

在使用第一电动机mg1和第二电动机mg2驱动车辆时，固定制动器b0接合。当固定制动器b0接合时，使联接到发动机8的输入轴14停止旋转，结果，从传递构件18输出对第一电动机mg1的反作用力转矩。因此，除了第二电动机mg2以外还可以使用第一电动机mg1来驱动车辆。此时，自动变速器20建立第一档速位置1st到第四档速位置4th中的任何一个。当第一离合器c1、第二离合器c2、第一制动器b1和第二制动器b2都被释放时，自动变速器20被置于空档状态“n”。在第一档速位置1st发动机制动时，第二制动器b2接合。

图3为在直线上示出了各个旋转元件的转速之间的相对关系的共线图，其中在包括差动单元11和自动变速器20的动力传递系统10中各个旋转元件的联接状态在各个档速位置之间变化。图3的共线图是由表示行星齿轮装置24、26、28之间的齿数比的关系的横轴和表示相对转速的纵轴组成的二维坐标系。在三条水平线中，底部的水平线x1表示转速为零，顶部的水平线x2表示转速为1.0，即，与输入轴14联接的发动机8的转速ne，以及水平线x3表示从差动单元11输入到自动变速器20的第三旋转元件re3(后文描述)的转速。

与构成差动单元11的差动行星齿轮装置24的三个元件相对应的三条竖直线y1、y2、y3从左侧开始依次分别表示与第二旋转元件re2对应的差动太阳轮s0的相对转速、与第一旋转元件re1对应的差动行星齿轮架ca0的相对转速和与第三旋转元件re3对应的差动内齿圈r0的相对转速。这些竖直线之间的间隔基于差动行星齿轮装置24的齿数比来确定。

用于自动变速器20的四条竖直线y4、y5、y6、y7从左侧开始依次分别表示对应于第四旋转元件re4的第二太阳轮s2的相对转速、对应于第五旋转元件re5的相互联接的第一内齿圈r1和第二行星齿轮架ca2的相对转速、对应于第六旋转元件re6的相互联接的第一行星齿轮架ca1和第二内齿圈r2的相对转速以及对应于第七旋转元件re7的第一太阳轮s1的相对转速。这些旋转元件之间的间隔基于第一行星齿轮装置26和第二行星齿轮装置28的齿数比来确定。

如通过使用图3的共线图所表示的，根据本实施例的动力传递系统10被如下配置。差动行星齿轮装置24的第一旋转元件re1(差动行星齿轮架ca0)联接到输入轴14，即发动机8，第二旋转元件re2(差动太阳轮s0)联接到第一电动机mg1，第三旋转元件re3(差动内齿圈r0)联接到传递构件18和第二电动机mg2。输入轴14的旋转经由差动行星齿轮装置24和传递构件18传递到自动变速器20。此时，通过y2和x2的交点的倾斜直线l0表示差动太阳轮s0的转速和差动内齿圈r0的转速之间的关系。

例如，在差动单元11中，第一旋转元件re1至第三旋转元件re3均置于差动状态，在该差动状态下第一旋转元件re1至第三旋转元件re3相对于彼此可相对旋转。当差动内齿圈r0的转速受到车速v的约束并且基本上恒定时，随着通过控制第一电动机mg1的转速而使差动太阳轮s0的旋转增大或减小，差动行星齿轮架ca0的转速，即发动机转速ne，也增大或减小。差动内齿圈r0的转速由直线l0和竖直线y3的交点表示，差动太阳轮s0的转速由直线l0和竖直线的y1的交点表示，而差动行星齿轮架ca0的转速由直线l0和竖直线y2的交点表示。

当通过控制第一电动机mg1的转速使差动太阳轮s0的旋转达到与发动机转速ne相同的旋转，从而差动单元11的变速比固定为“1.0”时，直线l0与水平线x2重合。差动内齿圈r0，即，传递构件18以与发动机转速ne相同的旋转进行旋转。可替换地，例如，当通过控制第一电动机mg1的转速来将差动太阳轮s0的旋转设定为零从而差动单元11的变速比固定为小于“1.0”的值(例如大约为0.7)时，直线l0处于图3所示的状态。传递构件18以大于发动机转速ne的增大的速度旋转。例如，通过沿反方向旋转第二电动机mg2，如直线l0r所示，联接到差动内齿圈r0的传递构件18的转速n18以低于零的转速旋转。

在自动变速器20中，第四旋转元件re4经由第一离合器c1选择性地联接到传递构件18，且第五旋转元件re5联接到输出轴22。第六旋转元件re6经由第二离合器c2选择性地联接到传递构件18，并且经由第二制动器b2选择性地联接到箱12。第七旋转元件re7经由第一制动器b1选择性地联接到箱12。

在自动变速器20中，例如，当通过控制差动单元11中第一电动机mg1的转速来将差动太阳轮s0的转速设定为基本上为零时，直线l0处于图3所示的状态。将以高于发动机转速ne的增大的速度进行的旋转输出到第三旋转元件re3。如图3所示，当第一离合器c1和第二制动器b2都接合时，第一档速位置1st的输出轴22的转速由倾斜直线l1和竖直线y5的交点表示。直线l1是通过水平线x3和表示第四旋转元件re4的转速的竖直线y4的交点、并通过水平线x1和表示第六旋转元件re6的转速的竖直线y6的交点的直线。竖直线y5是表示联接到输出轴22的第五旋转元件re5的转速的直线。

类似地，在第二档速位置2nd处的输出轴22的转速由在第一离合器c1和第一制动器b1都接合时确定的倾斜直线l2与表示联接到输出轴22的第五旋转元件re5的转速的竖直线y5的交点表示。在第三档速位置3rd处的输出轴22的转速由当第一离合器c1和第二离合器c2都接合时确定的水平直线l3与表示联接到输出轴22的第五旋转元件re5的转速的竖直线y5的交点表示。在第四档速位置4th处的输出轴22的转速由在第二离合器c2和第一制动器b1都接合时确定的倾斜直线l4与表示联接到输出轴22的第五旋转元件re5的转速的竖直线y5的交点表示。第二电动机mg2沿相反的方向旋转，且在倒档档速位置rev处的输出轴22的转速由倾斜直线lr与竖直线y5的交点表示。当第一离合器c1和第二制动器b2都接合时确定直线lr。竖直线y5表示联接到输出轴22的第五旋转元件re5的转速。

图4为示出了动力传递系统10的一部分的剖视图。在图4所示的动力传递系统10中，主要示出了起差动单元11的输出轴作用的传递构件18的剖视图和与传递构件18联接的第二电动机mg2的剖视图。传递构件18包括输入侧旋转轴30、输出侧旋转轴32和第二电动机mg2的转子轴34。输入侧旋转轴30与差动行星齿轮装置24的差动内齿圈r0联接。输出侧旋转轴32还起自动变速器20的输入轴的作用。这些输入侧旋转轴30、输出侧旋转轴32和转子轴34都围绕共同的轴线c布置。输出侧旋转轴32对应于根据本发明的第一旋转轴，而转子轴34对应于根据本发明的第二旋转轴。

输入侧旋转轴30和输出侧旋转轴32布置在当从径向外侧观察时在轴线c的方向上彼此分隔开的位置处，并且第二电动机mg2的转子轴34将这些输入侧旋转轴30和输出侧旋转轴32彼此联接。

第二电动机mg2的转子轴34具有圆筒形状，且被布置为覆盖在轴线c的方向上彼此面向的输入侧旋转轴30和输出侧旋转轴32的外周的端部(远端)。转子轴34经由分别布置在轴线c的方向上转子轴34的外周的两端处的轴承35a、35b而被箱12可旋转地支撑。

输入侧旋转轴30在轴线c的方向上面向输出侧旋转轴32的一侧处的外周上具有外周齿38。输出侧旋转轴32在轴线c的方向上面向输入侧旋转轴30的一侧处的外周上具有与输入侧旋转轴30的外周齿38形状相同的外周齿40。第二电动机mg2的圆筒状转子轴34在其内周侧上具有内周齿42。内周齿42与外周齿38以及外周齿40花键配合。输入侧旋转轴30的外周齿38和转子轴34的内周齿42彼此花键配合，且输出侧旋转轴32的外周齿40与转子轴34的内周齿42彼此花键配合。当输入侧旋转轴30的外周齿38与转子轴34的内周齿42彼此花键配合时，设置了花键配合部50。在花键配合部50处，输入侧旋转轴30与转子轴34彼此联接使得动力可传递。在花键配合部50处，在外周齿38与内周齿42之间形成松弛处，且在该松弛处内允许在输入侧旋转轴30与转子轴34之间相对旋转。当输出侧旋转轴32的外周齿40与转子轴34的内周齿42彼此花键配合时，设置了花键配合部52。在花键配合部52处，输出侧旋转轴32与转子轴34彼此联接使得动力可传递。在花键配合部52处，在外周齿40与内周齿42之间形成松弛处，且在该松弛处内允许输出侧旋转轴32与转子轴34之间相对旋转。花键配合部52对应于根据本发明的配合部。

构成第二电动机mg2的转子46固定到转子轴34的外周，且构成第二电动机mg2的定子48布置在转子46的外周侧。转子46由多个层压钢板形成。类似地，定子48也由多个层压钢板形成，并且通过螺栓(未示出)不可旋转地固定到箱12。

在这样构造的动力传递系统10中，随着发动机8的转矩传递到输入侧旋转轴30，转矩经由输入侧旋转轴30和转子轴34之间的花键配合部50传递到转子轴34。转矩经由转子轴34和输出侧旋转轴32的花键配合部52传递到输出侧旋转轴32。因此，即使在没有转矩从第二电动机mg2输出的状态下，输入侧旋转轴30和转子轴34的花键配合部50中的松弛处也被填充。

顺便提及，当输入到自动变速器20的转矩为零时，形成在转子轴34和输出侧旋转轴32之间的松弛处未被填充，因此存在由于松弛而产生齿锤噪声的可能性。为了消除这种不便，在本实施例中，公差环54在轴线c的方向上插置在转子轴34和输出侧旋转轴32之间靠近花键配合部52处。

输出侧旋转轴32在其外周上具有环形槽56。公差环54容纳在由环形槽56限定的环形空间中。图5示出了公差环54的形状。

图5示出的公差环54由金属弹性材料制成，并且形成为在公差环54的圆周方向上的一部分处具有切口62的大致环形形状。公差环54包括大致环形的基部64和从基部64径向向外突出的多个向外定向的突起66。由于切口62部分地形成在圆周方向上，允许基部64弹性变形，因此允许公差环54预先配合到输出侧旋转轴32。向外定向的突起66布置在基部64的宽度方向(图5中的水平方向)上大致中央处，并且被使得在组装之后与转子轴34相接触。向外定向的突起66在圆周方向上以等间隔被布置，并且在圆周方向上任何相邻的向外定向的突起66之间形成平坦面68。每个向外定向的突起66当从轴线c的方向观察时都具有梯形形状，并且在径向外侧处都具有接触面70。在组装之后，接触面70与转子轴34的内周相接触。公差环54的硬度被设定为低于输出侧旋转轴32的外周面的硬度以及转子轴34的内周面的硬度的值。

重新参照图4，输出侧旋转轴32具有平行于轴线c的油路72和使油路72与环形槽56连通的径向油路74。润滑油从液压控制回路(未示出)经由油路72和油路74供给到布置在环形槽56中的公差环54。润滑油润滑公差环54，洗净由公差环54的磨损产生的磨损粉末，或冷却公差环54和输出侧旋转轴32的滑动面。公差环54被设计为使得公差环54的内周与输出侧旋转轴32的环形槽56之间产生滑动。

输出侧旋转轴32在以外周齿40为基准的轴线c的方向上远离容纳公差环54的环形槽56的位置处具有第一外周承插接合面76。也就是说，输出侧旋转轴32从外周齿40在轴线c的方向上跨过了环形槽56的位置处具有第一外周承插接合面76。输出侧旋转轴32在轴线c的方向上外周齿40和环状槽56之间具有第二外周承插接合面78。因此，容纳公差环54的环状槽56设置在轴线c的方向上第一外周承插接合面76和第二外周承插接合面78之间。第一外周承插接合面76对应于根据本发明的外周承插接合面，而第二外周承插接合面78对应于根据本发明的第二外周承插接合面。

转子轴34在其内周侧上具有内周承插接合面80。在组装之后，内周承插接合面80配合到第一外周承插接合面76和第二外周承插接合面78。内周承插接合面80具有在组装后能够在轴线c的方向上使内周承插接合面80与第一外周承插接合面76以及第二外周承插接合面78配合这样的长度。也就是说，转子轴34在组装后以花键配合部52为基准在轴线c的方向上远离公差环54的位置处具有内周承插接合面80，并且输出侧旋转轴32具有在组装后配合到内周承插接合面80的第一外周承插接合面76和第二外周承插接合面78。

第一外周承插接合面76和内周承插接合面80的尺寸(尺寸公差)被设定为使得第一外周承插接合面76和内周承插接合面80尽管彼此宽松地配合也彼此配合而不振颤。第二外周承插接合面78和内周承插接合面80的尺寸(尺寸公差)被设定为使得第二外周承插接合面78与内周承插接合面80尽管彼此宽松地配合也彼此配合而不振颤。在图4中，第一外周承插接合面76与内周承插接合面80彼此配合的部位被定义为第一承插接合部82，且第二外周承插接合面78和内周承插接合面80彼此配合的部位被定义为第二承插接合部84。第一承插接合部82和第二承插接合部84均具有相同的尺寸关系。第一承插接合部82对应于根据本发明的承插接合部。

图6为沿图4中的vi-vi线所截取的第二承插接合部84的剖视图，且示出了输出侧旋转轴32在第二外周承插接合面78侧处的形状。如图6所示，当从轴线c的方向上观察第二外周承插接合面78时，该表面形成为花键状。具体地，在第二外周承插接合面78上以等间隔形成有与轴线c平行的多个槽86，从而以等间隔形成有径向向外突出的多个突起88。每个突起88在其径向的外侧上具有顶面90。在组装之后，顶面90配合到转子轴34的内周承插接合面80。因此，在第二承插接合部84中，形成在第二外周承插接合面78上的顶面90与内周承插接合面80配合。由于第二外周承插接合面78具有槽86，因此经由油路72和径向油路74供给到公差环54的润滑油润滑公差环54，然后通过槽86被排出。也就是说，槽86起用于润滑油的排油路的作用。

公差环54在组装之后在输出侧旋转轴32和转子轴34之间被压缩变形。因此，在输出侧旋转轴32与公差环54的接触面以及转子轴34与公差环54的接触面之间产生垂直地挤压相互的面的挤压力。由于产生基于该挤压力和接触面之间的摩擦系数的摩擦阻力，所以转子轴34和输出侧旋转轴32被公差环54保持而在圆周方向上相对于彼此不振颤。因此，即使在花键配合部52中的松弛处没被填充的状态下，转子轴34和输出侧旋转轴32也被公差环54保持而不振颤。为此，花键配合部52中产生的齿锤噪声被降低。

在组装过渡中，在公差环54预先配合到输出侧旋转轴32的环形槽56的状态下，输出侧旋转轴32插入到转子轴34中。公差环54在输出侧旋转轴32插入之后变形。因此，在公差环54配合到输出侧旋转轴32(插入前)的状态下的长度d1比长度d2长(d1>d2)。长度d1为从轴线c到公差环54的接触面70的长度。长度d2为从轴线c到转子轴34的内周承插接合面80的长度。在本文中，当公差环54插入到转子轴34的内周(内周承插接合面80)时，公差环54与内周承插接合面80接触并被压缩变形。因此，产生了作用在干涉输出侧旋转轴32的插入的方向上的载荷(以下称为压配载荷)。在公差环54配合到输出侧旋转轴32的状态下，当输出侧旋转轴32装配到转子轴34时，从带有轴承35a的转子轴34的接触面产生作为推力方向上的反作用力的该压配载荷。输出侧旋转轴32的每个外周齿40的末端直径都充分小于转子轴34的内周承插接合面80的内径，因此当外周齿40插入时不会产生压配载荷。

当输出侧旋转轴32的轴线和转子轴34的轴线彼此未对齐时，例如，公差环54在组装过渡中未均匀地变形，结果是，压配载荷进一步增大。相比之下，输出侧旋转轴32的第二外周承插接合面78设置在轴线c的方向上相对于公差环54所布置的位置的远端侧(外周齿40侧)上。因此，在将输出侧旋转轴32插入到转子轴34时(在组装过渡中)，在公差环54与转子轴34的内周承插接合面80接触之前，第二外周承插接合面78和内周承插接合面80彼此配合。此时，输出侧旋转轴32的轴线和转子轴34的轴线对齐，因此防止了这些旋转轴的轴线之间的未对齐。这还防止了当公差环54接触内周承插接合面80且被压缩变形时产生的压配载荷的过度增加。

如上所述，在组装之后，第一外周承插接合面76和内周承插接合面80彼此配合，从而设置了第一承插接合部82。第二外周承插接合面78与内周承插接合面80彼此配合，从而设置了第二承插接合部84。因此，公差环54设置为在轴线c的方向上置于第一承插接合部82和第二承插接合部84之间。输出侧旋转轴32和转子轴34在两个部位被保持，即，设置在轴线c的方向上公差环54的两侧上的第一承插接合部82和第二承插接合部84。这防止了在组装之后这些旋转轴的轴线之间的未对齐。这防止了在这些旋转轴被驱动的同时输出侧旋转轴32和转子轴34的偏心，并且减小了在这些旋转轴被驱动的同时作用在公差环54上的偏心载荷。偏心载荷对应于当这些旋转轴在被驱动的同时偏心时径向作用在输出侧旋转轴32和转子轴34上的载荷。

如上所述，根据本实施例，公差环54插置在输出侧旋转轴32与转子轴34之间。为此，即使输出侧旋转轴32和转子轴34的花键配合部52中的松弛处未被填充，输出侧旋转轴32和转子轴34二者也均被公差环54保持而不振颤。因此，能够降低在花键配合部52中产生的齿锤噪声。

根据本实施例，在组装之后，公差环54布置在轴线c的方向上第二承插接合部84和第一承插接合部82之间的位置处，且输出侧旋转轴32和转子轴34被这些花键配合部52、第二承插接合部84和第一承插接合部82保持。为此，在这些旋转轴被驱动的同时，输出侧旋转轴32和转子轴34的偏心被减小，因此能够减小在这些旋转轴被驱动的同时作用在公差环54上的偏心载荷。

根据本实施例，在组装时，在公差环54组装到输出侧旋转轴32的状态下，公差环54配合到转子轴34中。此时，在公差环54与转子轴34接触之前，内周承插接合面80和第二外周承插接合面78彼此配合。内周承插接合面80和第二外周承插接合面78的尺寸被设定为达到内周承插接合面80和第二外周承插接合接合面78不振颤的这种程度。因此，当内周承插接合面80与第二外周承插接合面78彼此配合时，输出侧旋转轴32的轴线与转子轴34的轴线对齐。即，防止了输出侧旋转轴32的轴线与转子轴34的轴线的未对齐。在该状态下，公差环54与转子轴34的内周承插接合面80接触，因此能够减小在公差环54与转子轴34接触时作用的载荷。

根据本实施例，通过组装之后使公差环54的向外定向的突起66与转子轴34的接触，能够保持输出侧旋转轴32和转子轴34而不振颤。

接下来，将描述本发明的另一个实施例。在下面的描述中，相同的附图标记表示与上述实施例共同的部分，并且省略对其的描述。

图7为示出了根据本发明的另一个实施例的动力传递系统100的一部分的剖视图。根据本实施例的动力传递系统100与根据上述实施例的动力传递系统10的不同之处在于：插置第二电动机mg2的转子轴102与输出侧旋转轴104之间的公差环106的结构，以及公差环106的布置位置。以下，将描述不同于上述实施例的公差环106周围的结构。输出侧旋转轴104对应于本发明的第一旋转轴，而转子轴102对应于本发明的第二旋转轴。

转子轴102在其内周上具有环形槽110。环形槽110用于将公差环106配合在其中。公差环106容纳在由环形槽110限定的环形空间内。根据本实施例的公差环106与根据上述实施例的公差环54的不同之处在于：突起是径向向内形成的。

图8示出了公差环106的形状。公差环106由金属弹性材料制成，并且形成为在公差环106的圆周方向上的一部分处具有切口112的大致环形的形状。公差环106包括大致环形的基部114和从基部114径向向内突出的多个向内定向的突起116。由于切口112部分地形成在圆周方向上，所以允许基部114弹性变形。因此，允许公差环106通过使公差环106变形而预先配合到转子轴102的环形槽110。向内定向的突起116布置在基部114的宽度方向(垂直于图8的纸面的方向)上大致中央处，并且被使得在组装之后与输出侧旋转轴104相接触。向内定向的突起116在圆周方向上等间隔地被布置，且在圆周方向上的任意相邻的向内定向的突起116之间形成平坦面118。每个向内定向的突起116在从轴线c的方向观察时都具有梯形形状，并且在径向内侧处都具有接触面122。在组装之后，接触面122接触输出侧旋转轴104的外周。公差环106的硬度被设定为低于输出侧旋转轴104的外周面的硬度和转子轴102的内周面的硬度的值。

重新参照图7，转子轴102在以内周齿42为基准的轴线c的方向上远离容纳公差环106的环形槽110的位置处具有第一内周承插接合面124。即，转子轴102从外周齿40在轴线c的方向上跨过了环形槽110的背面侧位置处具有第一内周承插接合面124。转子轴102在轴线c的方向上内周齿42和环形槽110之间具有第二内周承插接合面126。也就是说，容纳公差环106的环形槽110设置在轴线c的方向上第一内周承插接合面124和第二内周承插接合面126之间。

输出侧旋转轴104在其外周上具有外周承插接合面128。在组装之后，外周承插接合面128配合到第一内周承插接合面124和第二内周承插接合面126。外周承插接合面128具有在轴线c的方向上能够使外周承插接合面128与第一内周承插接合面124和第二内周承插接合面126配合这样的长度。即，转子轴102在组装后以花键配合部52为基准在轴线c的方向上远离公差环106的位置处具有第一内周承插接合面124。另外，输出侧旋转轴104具有在组装后与第一内周承插接合面124配合的外周承插接合面128。第一内周承插接合面124对应于本发明的内周承插接合面，外周承插接合面128对应于本发明的外周承插接合面和第二外周承插接合面。

当第一内周承插接合面124和第二内周承插接合面126配合到外周承插接合面128时，第一内周承插接合面124和第二内周承插接合面126宽松地配合到外周承插接合面128。第一内周承插接合面124、第二内周承插接合面126和外周承插接合面128的尺寸(尺寸公差)被设定为使得第一内周承插接合面124和第二内周承插接合面126配合到外周承插接合面128而不振颤。在图7中，第一内周承插接合面124与外周承插接合面128彼此配合的部位被定义为第一承插接合部130，且第二内周承插接合面126和外周承插接合面128彼此配合的部位被定义为第二承插接合部132。第一承插接合部130和第二承插接合部132均具有相同的尺寸关系。第一承插接合部130对应于本发明的承插接合部。

当在组装之后公差环106在输出侧旋转轴104和转子轴102之间变形时，在输出侧旋转轴104和转子轴102的接触面处产生摩擦阻力。为此，输出侧旋转轴104和转子轴102被保持而不振颤。因此，即使在花键配合部52中的松弛处没有被填充的状态下，输出侧旋转轴104和转子轴102也会被公差环106保持而不振颤。为此，降低了花键配合部52中产生的齿锤噪声。

在组装过渡中，在公差环106预先配合到转子轴102的环形槽110的状态下，输出侧旋转轴104插入到转子轴102中。此时，公差环106与外周承插接合面128接触并被压缩变形，从而产生压配载荷。当输出侧旋转轴104的轴线与转子轴102的轴线之间未对齐时，例如，公差环106未均匀地变形，结果是压配载荷进一步增大。

相反地，转子轴102的第一内周承插接合面124设置在轴线c的方向上相对于公差环106所配合到的环形槽110开口侧上，即，从第二内周承插接合面126在轴线c的方向上跨过了环形槽110的背面侧(图7中的右侧)上。换言之，第一内周承插接合面124设置在以花键配合部52为基准在轴线c的方向上远离环形槽110的位置处。因此，在将输出侧旋转轴104插入到转子轴102中时(在组装过渡中)，在公差环106与输出侧旋转轴104的外周承插接合面128接触之前，第一内周承插接合面124和外周承插接合面128配合。此时，输出侧旋转轴104的轴线和转子轴102的轴线对齐，从而防止了这些旋转轴的轴线之间的未对齐。这防止了当公差环106接触输出侧旋转轴104的外周承插接合面128并被压缩变形时产生的压配载荷的过度增加。

公差环106设置为在组装之后沿轴线c的方向置于第一承插接合部130和第二承插接合部132之间。这样，输出侧旋转轴104和转子轴102被保持在两个部位处，即，在轴线c的方向上设置在公差环106的两侧上的第一承插接合部130和第二承插接合部132。因此，防止了组装后这些旋转轴的轴线之间的未对齐。这防止了在这些旋转轴被驱动的同时输出侧旋转轴104和转子轴102的偏心，并且减小了当这些旋转轴被驱动时作用在公差环106上的偏心载荷。

如上所述，同样根据本实施例，获得与上述实施例相同的有益效果。具体地，公差环106插置在输出侧旋转轴104与转子轴102之间，因此输出侧旋转轴104和转子轴102被保持而不振颤，从而能够降低产生在花键配合部52中的齿锤噪声。

在组装之后，公差环106被布置为在轴线c的方向上夹在第一承插接合部82和第二承插接合部84之间。输出侧旋转轴104和转子轴102被保持在两个部位处，即该第一承插接合部130和第二承插接合部132。这防止了组装后这些旋转轴的轴线的未对齐。这防止了在这些旋转轴被驱动的同时输出侧旋转轴104和转子轴102的偏心，并且减小了当这些旋转轴被驱动的同时作用在公差环106上的偏心载荷。

在将输出侧旋转轴104插入到转子轴102中时，在公差环106接触输出侧旋转轴104的外周承插接合面128之前，第一内周承插接合面124和外周承插接合面128配合。此时，输出侧旋转轴104的轴线和转子轴102的轴线对齐。这还防止了当公差环106接触外周承插接合面128并被压缩变形时产生的压配载荷的过度增加。

根据本实施例，公差环106的向内定向的突起116在组装之后接触输出侧旋转轴104，因此可以保持输出侧旋转轴104和转子轴102而不振颤。

图9示出了根据本发明的又一个实施例的插置于输出侧旋转轴32和转子轴34之间的公差环140的形状。公差环140由金属弹性材料制成，并且形成为在公差环140的圆周方向上一部分处具有切口142的大致环形的形状。公差环140包括大致环形的基部144和从基部144径向向外突出的多个向外定向的突起146。向外定向的突起146布置在基部144的宽度方向(图9中的水平方向)上大致中央处。向外定向的突起146在圆周方向上等间隔地被布置，并且在圆周方向上任意相邻的向外定向的突起146之间形成平坦面148。

如图9所示，根据本实施例的每个向外定向的突起146都相对于基部144的宽度方向倾斜地布置。具体地，当从径向外侧观察每个向外定向的突起146时，平行于向外定向的突起146的纵向而延伸的中心线α1相对于基部144的宽度方向以预定角度θ倾斜。公差环140设定为使得公差环140的内周侧滑动且在每个向外定向的突起146的顶面和转子轴34之间不产生滑动。

当如上所述形成公差环140时，公差环140与输出侧旋转轴32一体地旋转。供给到环形槽56的润滑油顺利地排出，从而当通过平坦面148时被公差环140的向外定向的突起146的倾斜面推出。

同样，当上述公差环140插置于输出侧旋转轴32和转子轴34之间时，获得与上述实施例相同的有益效果。公差环140的向外定向的突起146相对于基部144的宽度方向被倾斜地布置，因此，随着公差环140旋转，通过相邻的向外定向的突起146之间的润滑油被顺利地排出以便被向外定向的突起146的倾斜面推出。

图10为示出了根据本发明的又一个实施例的设置在输出侧旋转轴160上的外周承插接合面162的形状的视图。图10对应于根据上述实施例的图6。如图10所示，设置在外周承插接合面162上的槽164不平行于轴线c，而是在圆周方向上倾斜。即，每个槽164的周向位置随着轴线c的方向上的位置而变化。在本文中，与转子轴34的内周配合的每个顶面166都在圆周方向上倾斜。外周承插接合面162相当于本发明的第二外周承插接合面。

同样，当应用上述外周承插接合面162代替上述第二外周承插接合面78时，获得与上述实施例相同的有益效果。由于外周承插接合面162的每个槽164沿圆周方向倾斜，因此通过槽164的润滑油顺利地排出，以便从槽164中被推出。

参照附图详细地描述了本发明的实施例；然而，本发明也适用于其他实施例。

例如，在上述实施例中，输出侧旋转轴32和转子轴34被公差环54两侧上的第一承插接合部82和第二承插接合部84保持；然而，为了减小偏心载荷，不一定需要第二承插接合部84。在减小偏心载荷时，仅需要设置在轴线c的方向上远离花键配合部52的第一承插接合部82。因此，输出侧旋转轴32和转子轴34都被花键配合部52和位于在轴线c的方向上远离花键配合部52的位置处的第一承插接合部82保持。因此，能够防止这些旋转轴的轴线之间的不对齐，从而能够减小这些旋转轴被驱动的同时的偏心载荷。类似地，第二承插接合部132也不是必需的。通过使用花键配合部52和第一承插接合部130保持输出侧旋转轴104和转子轴102，来防止这些旋转轴的轴线之间的不对齐，因此能够在这些旋转轴被驱动的同时减小偏心载荷。

在上述实施例中，每个动力传递系统10、100均为包括两个电动机的混合动力传递系统；然而，本发明并不总是限于根据上述实施例的混合动力传递系统。例如，本发明可以应用于包括单电动机的混合动力传递系统或不包括电动机的动力传递系统。只要动力传递系统包括旋转轴对彼此配合所处的且联接到动力传递系统的配合部，本发明就可应用于该动力传递系统。因此，本发明不限于转子轴和输出侧旋转轴的花键配合部。

在上述实施例中，自动变速器20是前进四速有级变速器；然而，档速位置的数量和内部联接的构造并没有特别限制。代替有级自动变速器20，本发明可以应用于无级变速器，例如带式无级变速器。

在上述实施例中，公差环140形成为使得每个向外定向的突起146都相对于基部144的宽度方向倾斜。替代地，如在公差环106的情况下，每个向内定向的突起116都可以倾斜。

上述实施例仅仅是说明性的。本发明可以在包括基于本领域技术人员的知识的各种修改或改进的模式下被实现。