專利名稱：輥摩擦傳動單元的制作方法
技術領域：
本發明涉及一種用作四輪驅動車輛的分動器的輥摩擦傳動單元，并且更具體地涉及一種改善布置成沿著軸向方向定位傳動單元的輥的止推軸承的耐久性的技術。
背景技術：
美國專利申請出版物No. 2010/0276246A1 (對應于日本專利申請公開說明書 No. 2009-173261)公開了一種包括一對輥的輥摩擦傳動單元。在這一輥摩擦傳動單元中，輥的外周表面沿著徑向方向被彼此抵壓和接觸，從而通過摩擦在輥間傳遞動力。其中的一個輥與輸入軸連接，輸入軸與四輪驅動車輛的主驅動輪的驅動系統連接。其中的另一個輥與四輪驅動車輛的輔助驅動輪的驅動系統連接。
在輥摩擦傳動單元中，每個輥通過沿軸向方向設置在兩側上的止推軸承、沿著軸向方向相對于輥摩擦傳動單元的外殼進行定位，從而穩定地執行輥之間的摩擦接觸。發明內容
在輥摩擦傳動單元中，當輥沿徑向方向彼此抵壓和接觸時，輥的軸(輸入軸和輸出軸)在軸承間距中沿著彼此離開的方向彎曲。因此，支承所述軸的單元殼體的側壁變形， 使得所述軸之間的單元殼體側壁的中心位置移動更接近彼此，使得夾置所述軸之間的單元殼體側壁的中心部分的單元殼體側壁的兩個端部彼此遠離移動。
單元殼體的這一變形將布置成沿軸向方向定位所述輥的止推軸承的推力載荷分配，限制為面對如上所述彼此接近的單元殼體側壁中心部分的極小的外周區域。
因此，每個止推軸承僅在極小的外周區域上承受偏置推力載荷。因此，止推軸承的耐久性在大接觸壓力的影響下變差。
因此，本發明的一個目的是提供一種輥摩擦傳動單元，包括第一輥；第二輥，該第二輥具有外周表面，布置成與第一輥的外周表面抵壓和接觸，從而通過摩擦在第一輥與第二輥之間傳遞動力；輸入軸，該輸入軸與四輪驅動車輛的主驅動輪的驅動系統連接，并且與第一輥和第二輥其中的一個連接；輸出軸，該輸出軸與四輪驅動車輛的輔助驅動輪的驅動系統連接并且與第一輥和第二輥的另一個連接；止推軸承，該止推軸承布置成沿著軸向方向相對于單元殼體定位包括第一輥和第二輥中的一個以及輸入軸的輸入軸側旋轉部分， 或者包括第一輥和第二輥中的另一個和輸出軸的輸出軸側旋轉部分；以及低剛性結構，該低剛性結構設置在通向止推軸承的推力傳遞路徑上，并且布置成緩沖推力。
圖1是從四輪驅動車輛上方看到的示意性平面圖，示出設置有根據本發明的第一實施方式的輥摩擦傳動單元作為分動器的四輪驅動車輛的動力總成；
圖2是示出圖1的輥摩擦傳動單元的縱向橫截面側視圖3是示出圖2的輥摩擦傳動單元的示意性，處于根據本發明的主結構被移除的狀態；
圖4A和4B是當圖3的輥摩擦傳動單元的單元殼體被輥之間的徑向壓制反作用力變形時的示意圖，圖4A是示出單元殼體的變形狀態的示意圖，圖4B是示出在單元殼體變形時對止推軸承的推力載荷分配的示意圖5A和5B是當圖2的輥摩擦傳動單元的單元殼體被輥之間的徑向壓制反作用力變形時的示意圖，圖5A是示出處于單元殼體的變形狀態下的圖2的輥摩擦傳動單元的示意圖，圖5B是示出當單元殼體變形時對止推軸承的推力載荷分配的示意圖6是根據本發明的第二實施方式的輥摩擦傳動單元的示意圖7A和7B是當圖6的輥摩擦傳動單元的單元殼體被輥之間的徑向壓制反作用力變形時的示意圖，圖7A是示出圖6的輥摩擦傳動單元的示意圖，圖7B是示出當單元殼體變形時對止推軸承的推力載荷分配的示意圖8是示出根據本發明的第三實施方式、作為主要部件的輥摩擦傳動單元的止推軸承支承部分的縱向橫截面側視圖。
具體實施方式
在下文中，參照
根據本發明的實施方式的輥摩擦傳動單元1。
<根據第一實施方式的結構>
圖1是從四輪驅動車輛上方看到的示意性平面圖，示出設置有根據本發明的第一實施方式的輥摩擦傳動單元作為分動器的四輪驅動車輛的動力總成。
圖1的四輪驅動車輛是基于后輪驅動車輛的，其中來自發動機2的轉動通過變速器3變速，然后通過后傳動軸4和后主減速單元5傳遞至左后輪6L和右后輪6R，并且構造成使得輸入至左后輪6L和右后輪6R(主驅動輪)的扭矩的一部分通過前傳動軸7和前主減速單元8由輥摩擦傳動單元1傳遞至左前輪9L和右前輪9R(輔助驅動輪)，因此實現四輪驅動。
因此，輥摩擦傳動單元1配置成將輸入至左后輪6L和右后輪6R (主驅動輪)的扭矩的一部分分開并且輸出至左前輪9L和右前輪9R (輔助驅動輪)，由此設定左后輪6L和右后輪6R(輔助驅動輪)與左前輪9L和右前輪9R(輔助驅動輪)之間的驅動力分配比。在這一實施方式中，輥摩擦傳動單元1如圖2所示構造。
在圖2中，附圖標記11是單元殼體。輸入軸12和輸出軸13設置在單元殼體11 中，使得輸入軸12的旋轉軸線01和輸出軸13的旋轉軸線02彼此平行從而在單元殼體11 中橫向穿過。輸入軸12通過徑向軸承14和15可旋轉地支承在單元殼體11的側壁Ila和 lib上，使得輸入軸12圍繞軸線01自由地旋轉。輸入軸包括從單元殼體11伸出的兩個端部。在圖2中的輸入軸12的左端通過變速器3(參照圖1)連接至發動機2。在圖2中的輸入軸12的右端通過后傳動軸4 (參照圖1)連接至后主減速單元5。
輸出軸13在輸出軸13的兩端處通過下述支承結構支承在單元殼體11的側壁Ila 和lib上。中空外軸類型的曲柄軸16L和16R分別自由地安裝在輸出軸13與單元殼體側壁Ila和lib之間，輸出軸13的兩端從該曲柄軸穿過。這些曲柄軸16L和16R具有相同的規格。
徑向軸承17L設置在曲柄軸16L與單元殼體側壁Ila和lib之間。由此，曲柄軸16L通過單元殼體側壁Ila和lib在曲柄軸16的外周表面16Lb上被可旋轉地支承。而且， 徑向軸承17R設置在曲柄軸16與單元殼體側壁Ila和lib之間。由此，曲柄軸16R通過單元殼體側壁Ila和lib在曲柄軸16R的外周表面16Rb上被可旋轉地支承。
徑向軸承18L設置在曲柄軸16L與輸出軸13之間。由此，輸出軸13在曲柄軸16L 的中空孔16La中在輸出軸13的外周表面上被可旋轉地支承。徑向軸承18R設置在曲柄軸 16R與輸出軸13之間。由此，輸出軸13在曲柄軸16L的中空孔16La中在輸出軸13的外周表面上被可旋轉地支承。因此，輸出軸13在曲柄軸16L和16R的中空孔16La和16Ra中圍繞軸線02自由地旋轉。
通過上述結構，輸出軸13的兩端分別在單元殼體側壁Ila和lib中由曲柄軸16L 和16R可旋轉地支承。支承在單元殼體11中的輸出軸13包括圖2中的從單元殼體11伸出的并且與前傳動軸7連接的左端(參照圖1)。由此，輸出軸13的左端通過前傳動軸7和前主減速單元8與左前輪9L和右前輪9R連接。
輸入軸12與第一輥21連接或整體模制，第一輥設置在輸入軸12的基本上中心部分。輸出軸13與第二輥22連接或整體模制，第二輥設置在輸出軸13的基本上中心部分。 第一輥21和第二輥22設置在垂直于軸線的相同平面上。止推軸承23分別設置在單元殼體側壁Ila和lib與第一輥21沿軸向方向的兩側之間。止推軸承23沿著軸向方向定位第一輥21和輸入軸12。
曲柄軸16L和16R的外周表面16Lb和16Rb (半徑Ro)的中心03從曲柄軸中空孔 16La和16Ra (半徑Ri)的中心02偏離ε。由此，輸出軸13和第二輥22的旋轉軸線02通過曲柄軸16L和16R相對于單元殼體11圍繞軸線03旋轉而圍繞旋轉軸線03旋轉。因此， 可增加或減小第二輥22 (外周表面22a)相對于第一輥21(外周表面21a)的徑向壓制力， 由此控制第一輥21與第二輥22之間的接觸摩擦力(傳遞扭矩容量)。
具有相同規格的環形齒輪16Lc和16Rc整體地設置在曲柄軸16L和16R的彼此面對的相鄰端部上，從而執行圍繞曲柄軸16L和16R的旋轉軸線03的上述旋轉位置控制。這些環形齒輪16c和16Rc與具有相同規格的共用曲柄軸驅動小齒輪(未示出)嚙合。這個曲柄軸驅動小齒輪與輥間徑向壓力控制電動機相連接。
環形齒輪16Lc和16Rc與曲柄軸驅動小齒輪(未示出)嚙合，使得曲柄軸16L和 16R定位在旋轉位置，在該旋轉位置，曲柄軸16L和16R的偏心外周表面16Lb和16Rb沿著周向方向布置從而具有相同的相位。
止推軸承M分別布置在環形齒輪16Lc和16Rc與單元殼體側壁Ila和lib之間。 止推軸承25分別布置在第二輥22與曲柄軸16L和16R之間。這些止推軸承M和25沿著軸向方向相對于單元殼體11定位曲柄軸16L和16R和第二輥22(輸出軸13)。
<驅動力分配操作 > 下文將示出根據第一實施方式的圖1和2所示的輥摩擦傳動單元的驅動力分配操作。
圖1中來自于變速器3的輸出扭矩從圖2中的左端輸入到輸入軸12中。這一輸出扭矩直接地通過后傳動軸4和后主減速單元5傳遞至左后輪6L和右后輪6R(主驅動輪)。
另一方面，輥摩擦傳動單元1將輸入至左后輪6L和右后輪6R的扭矩的一部分從第一輥21通過第二輥22傳遞至輸出軸13。傳遞至輸出軸13的扭矩從圖2中的輸出軸13 的左端通過前傳動軸7 (參照圖1)和前主減速單元8傳遞至左前輪9L和右前輪9R (輔助驅動輪)。
采用這種方式，車輛能夠通過驅動所有的左后輪6L和右后輪6R(主驅動輪)和左前輪9L和右前輪9R(輔助驅動輪)來執行四輪驅動。當四輪驅動時左后輪6L和右后輪 6R與左前輪9L和右前輪9R之間的驅動力分配控制通過采用上述輥間徑向壓力控制電動機(未示出)經環形齒輪16Lc和16Rc圍繞軸線03旋轉曲柄軸16L和16R而執行。這一控制操作采用下述方式執行。
輸出軸13和第二輥22的旋轉軸線22通過曲柄軸16L和16R圍繞軸線03的旋轉而圍繞軸線03旋轉。由此，第二輥22對第一輥21的徑向壓力，也就是，輥21和22之間的傳遞扭矩容量(前和后輪驅動力分配)可以通過改變輥21和22的軸之間的距離而被任意地控制，使得左后輪6L和右后輪6R(主驅動輪)與左前輪9L和右前輪9R(輔助驅動輪) 之間的驅動力分配控制得以執行。
<單元殼體變形以及其問題>
在圖2所示的輥摩擦傳動單元中，當輥21和22沿徑向方向彼此抵壓和接觸時，殼體11發生彈性變形。
圖3示出圖2的輥摩擦傳動單元分離裝置示意圖。當輥21和22沿徑向方向彼此抵壓和接觸時，輥21的輸入軸12和輥22的輸出軸13分別被從圖3的筆直狀態形成為輸入軸12和輸出軸13在徑向軸承14與15之間的軸承跨度內(參照圖2)以及在徑向軸承 17L和17R之間的軸承跨度內(參照圖2)彼此離開的圖4的彎曲狀態。
如圖4A所示，支承這些軸12和13的單元殼體11的側壁Ila和lib被輸入軸12 和輸出軸13的彎曲而變形，使得單元殼體側壁Ila和lib在軸12與13之間的中心位置 Ilc和Ild移動得彼此接近，使得處于單元殼體側壁中心部分Ilc和Ild的兩側上的單元殼體側壁兩端部分lie和Ilf以及Ilg和Ilh彼此離開。
通過單元殼體側壁中央部分Ilc和Ild的接近，定位輥21的止推軸承23中的每一個僅在與單元殼體側壁中央部分Ilc和Ild其中的一個面對的周向區域中承受推力載荷， 如圖4A中的α所示，且定位輥22的止推軸承25中的每一個僅在與單元殼體側壁中央部分Ilc和Ild其中的一個面對的周向區域中承受推力載荷，如圖4Α中的β所示。
此外，所有的推力傳遞(傳送)路徑具有高剛性。因此，分配至止推軸承23和25 的推力載荷分配被限制為上述周向區域的極小區域，如圖4Β中的、和δ所示。于是，止推軸承23和25僅在極小外周區域中承受偏置的推力載荷。因此，止推軸承23和25的耐久性在大接觸壓力的作用下變差。
為了解決這一問題，可考慮增加輸入軸12和輸出軸13的軸直徑，從而抑制導致上述問題的輸入軸12和輸出軸13的彎曲，并且增加單元殼體側壁Ila和lib的厚度從而抑制單元殼體側壁Ila和lib的變形。但是，這些應對措施導致重量極大增加和成本增加。因此，需要不導致重量增加和成本增加的應對措施。
<止推軸承的耐久性的應對措施>
根據第一實施方式的輥摩擦傳動單元具有用于解決上述問題的下述結構，這些問題涉及到在不需要重量增加和成本增加的情況下的止推軸承的耐久性。
也就是，如圖2和5A所示，推力緩沖部件31諸如彈性部件分別設置在止推軸承23 和第一輥21之間的推力方向鄰接部分中，在所述鄰接部分，止推軸承23和第一輥21沿推力方向彼此面對。由此，在向止推軸承23的推力傳遞路徑中分別設置用于緩沖推力的低剛性結構。而且，諸如彈性部件的推力緩沖部件32分別設置在止推軸承25與第二輥22之間的推力方向鄰接部分中，在該鄰接部分中，止推軸承25和第二輥22沿推力方向彼此面對。 由此，用于緩沖推力的低剛性結構分別設置在向止推軸承25的推力傳遞路徑中。
<第一實施方式的操作和效果>
在根據第一實施方式的輥摩擦傳動單元中，即使當單元殼體側壁Ila和lib通過上述參照圖4A所述的原因如圖5A所示變形時，向止推軸承23和25的推力載荷通過推力緩沖部件31和32緩沖和分散(用于緩沖推力的低剛性結構)。推力載荷施加所至的止推軸承23和25的周向區域的面積為如圖5B所示的Y’和δ ’，不是如圖4B所示的傳統設備的小面積Y和δ。
因此，相對于傳統設備來說，可減小由推力載荷產生的止推軸承23和25的接觸壓力，并且改善止推軸承23和25的耐久性。而且，由于僅設置諸如重量輕和低成本彈性部件的推力緩沖部件31和32，所以可在不增加輥摩擦傳動單元的重量和成本的情況下獲得上述效果。
而且，可在不擔心止推軸承23和25的耐久性的情況下增加輥間徑向壓力，由此增加輥摩擦傳動單元的傳遞扭矩容量，并且改善顛簸路段上的四輪驅動車輛的行駛性能(行駛通過性能)。而且，當不需要顛簸道路上的四輪驅動車輛的大范圍行駛性能時，可減小止推軸承23和25的尺寸，增加輥摩擦傳動單元的設計自由度，并且獲得尺寸的減小和重量的降低。
<第二實施方式>
圖6是示出根據本發明的第二實施方式的輥摩擦傳動單元的示意圖。圖6的輥摩擦傳動單元基本上在很大的方面與圖2和5的設備相同，采用相同的附圖標記示出。在下文中，僅描述不同的部件。
在根據第二實施方式的輥摩擦傳動單元中，設置下述應對措施代替第一實施方式中的推力緩沖部件31和32。也就是，在構成向止推軸承23的推力傳遞路徑的單元殼體側壁Ila和lib的止推軸承支承部分Ili和Ilj中，分別形成作為沿著推力方向的間隙的中空部分Ilk和11m，諸如狹槽。由此，分別在向止推軸承23的推力傳遞路徑中設置了用于緩沖推力的低剛性結構。
但是，中空部分Ilk和Ilm分別僅設置在當輥21和22沿著徑向方向彼此抵壓和接觸時承受由單元殼體11的上述變形在壓縮方向上的推力的止推軸承23的周向區域中。 中空部分Ilk和Ilm是基本上半環形的中空部分，其不延伸至其他外周區域。
而且，分別在構成通向止推軸承25的推力傳遞路徑的曲柄軸16L和16R的止推軸承支承部分16Ld和16Rd中形成作為沿推力方向的間隙的中空部分16Le和16Re，諸如狹槽。由此，用于緩沖推力的低剛性結構分別設置在向止推軸承25的推力傳遞路徑中。
但是，中空部分16Le和16Re僅分別設置在當輥21和22沿徑向方向彼此抵壓和接觸時承受由單元殼體11的上述變形產生的沿壓縮方向的推力的止推軸承25的外周區域。 中空部分16Le和16Re是不延伸至其他外周區域的基本上半圓形中空部分。
<第二實施方式的操作和效果>
在根據第二實施方式的輥摩擦傳動單元中，即使當單元殼體側壁Ila和lib通過上文參照圖4A所述的原因如圖7A所示變形時，向止推軸承23和25的推力載荷也會被中空部分Ilk和Ilm以及16Le和16Re緩沖和分散(用于緩沖該推力的低剛性結構)。推力載荷施加所至的止推軸承23和25的外周區域的面積為Y’和δ’，如圖7B所示，不是圖 4Β所示的傳統設備的小區域γ和δ。
因此，相對于傳統設備來說，可減小推力載荷對止推軸承23和25的接觸壓力，并且改善止推軸承23和25的耐久性。而且，由于狹槽形中空部分Ilk和Ilm僅形成在單元殼體側壁Ila和lib的止推軸承支承部分Ili和Ilj中并且狹槽形中空部分16Le和16Re 僅形成在曲柄軸16L和16R的止推軸承支承部分16Ld和16Rd，所以可在不增加重量和不增加輥摩擦傳動單元的成本的情況下實現上述效果。
而且，可在不擔心止推軸承23和25的耐久性的情況下增加輥間的徑向壓力，由此增加輥摩擦傳動單元的傳遞扭矩容量，并且改善顛簸路段上的四輪驅動車輛的行駛性能 (行駛通過性能)。而且，當不需要四輪驅動車輛在顛簸道路上的大行駛性能時，可減小止推軸承23和25的尺寸，增加輥摩擦傳動單元的設計自由度并且實現尺寸減小和重量減小。
<第三實施方式>
圖8是示出根據本發明的第三實施方式的輥摩擦傳動單元的止推軸承23和25的支承部分的示意圖。圖8的輥摩擦傳動單元基本上在大部分方面與圖2、5和6的設備相同， 使用相同的附圖標記示出。在下文，僅說明不同的部件。
在根據第三實施方式的輥摩擦傳動單元中，設置下述應對措施代替第一實施方式中的推力緩沖部件31和32以及第二實施方式中的止推軸承支承部分的中空部分Ilk和 Ilm以及16Le和16Re。也就是，沿著推力方向的凹入部分33形成在構成向止推軸承23的推力傳遞路徑的單元殼體側壁Ila和lib的止推軸承支承部分Ili和11 j、在沿著推力方向鄰接止推軸承23上的止推軸承支承部分Ili和Ilj的端部處(在止推軸承支承部分Ili 和Ilj與止推軸承23之間的推力方向鄰接部分中)。由此，分別在向止推軸承23的推力傳遞路徑設置用于緩沖推力的低剛性結構。
而且，沿著推力方向的凹槽部分34分別形成在構成向止推軸承25的推力傳遞路徑的曲柄軸16L和16R的止推軸承支承部分16Ld和16Rd中、在沿推力方向鄰接在止推軸承25上的止推軸承支承部分16Ld和16Rd的端部處(止推軸承支承部分16Ld和16Rd與止推軸承25之間的推力方向鄰接部分)。由此，分別在向止推軸承25的推力傳遞路徑中設置用于緩沖推力的低剛性結構。
但是，凹槽部分33和34僅設置在當輥21和22沿著徑向方向彼此抵壓和接觸時承受由單元殼體11的上述變形產生的沿壓縮方向的推力的止推軸承23和25的周向區域中。凹槽部分33和34是不延伸至其他外周區域的基本上半圓形凹槽部分。
<第三實施方式的操作和效果>
在根據第三實施方式的輥摩擦傳動單元中，即使當單元殼體側壁Ila和lib通過上文參照圖4A所述的原因變形時，朝向止推軸承23和25的推力載荷也會被中空部分凹槽部分33和34緩沖和分散(用于緩沖該推力的低剛性結構)。因此，推力載荷施加所至的止推軸承23和25的外周區域的面積能夠增加，類似于圖5B和7B所示的γ ’和δ ’。
因此，相對于傳統設備來說，可減小推力載荷對止推軸承23和25的接觸壓力，并且改善止推軸承23和25的耐久性。而且，由于凹槽部分33和34僅形成在止推軸承支承部分Ili和Ilj和止推軸承支承部分16Ld和16Rd中，所以可在不增加重量和不增加輥摩擦傳動單元的成本的情況下實現上述效果。
而且，可在不擔心止推軸承23和25的耐久性的情況下增加輥間的徑向壓力，由此增加輥摩擦傳動單元的傳遞扭矩容量，并且改善顛簸路段上的四輪驅動車輛的行駛性能 (行駛通過性能)。而且，當不需要四輪驅動車輛在顛簸道路上的大行駛性能時，可減小止推軸承23和25的尺寸，增加輥摩擦傳動單元的設計自由度并且實現尺寸減小和重量減小。
<其他實施方式>
在第一實施方式中，如圖2和5A所示，推力緩沖部分31分別設置在止推軸承23 與第一輥21之間的推力方向鄰接部分中，推力緩沖部件32分別設置在止推軸承25與第二輥22之間推力方向鄰接部分中。而且，推力緩沖部件31和32可沿軸向方向設置在止推軸承23和25的相對兩側上。而且，推力緩沖部件31和32可設置在止推軸承23和25的兩側上。
在根據第一至第三實施方式的輥摩擦傳動單元中，為輸入輥側上的止推軸承23 和輸出輥側上的止推軸承25提供了推力接觸壓力減小應對措施。而且，該推力接觸壓力減小應對措施可僅設置于需要這一應對措施的止推軸承23和25其中的一個。
根據本發明的輥摩擦傳動單元包括第一輥；第二輥，該第二輥具有外周表面，布置成與第一輥的外周表面抵壓和接觸從而通過摩擦傳定第一輥與第二輥之間的動力；輸入軸，該輸入軸與四輪驅動車輛的主驅動輪的驅動系統連接，并且與第一輥和第二輥其中的一個連接；輸出軸，該輸出軸與四輪驅動車輛的輔助驅動輪的驅動系統連接并且與第一輥和第二輥的另一個連接；止推軸承，該止推軸承布置成沿著軸向方向相對于單元殼體定位包括第一輥和第二輥其中的一個以及輸入軸的輸入軸側旋轉部分，或者包括第一輥和第二輥其中的另一個以及輸出軸的輸出軸側旋轉部分；以及低剛性結構，該低剛性結構設置在向止推軸承的推力傳遞路徑上并且布置成緩沖推力。
采用這種方式，根據本發明的輥摩擦傳動單元，用于緩沖推力的低剛性結構設置在向止推軸承的推力傳遞路徑上。因此，該低剛性結構緩沖并且分散了朝向止推軸承的推力載荷。即使當單元殼體的側壁在輥之間的徑向抵壓反作用力的作用下通過輸入軸和/或輸出軸的彎曲而產生變形時，承受推力載荷的止推軸承的外周區域的面積相對于傳統設備也變大。
因此，可減小推力載荷對止推軸承的接觸壓力，并且解決了止推軸承的耐久性降低的問題。
提交于2010年12月9日的日本專利申請No. 2010-274249的全部內容通過引用的方式結合于此。
雖然在上面已經參照本發明的特定實施方式描述了本發明，但是本發明并不局限于上述實施方式。鑒于上述教導本領域技術人員可以對上述實施方式作出改進和變化。本發明的范圍參照隨后的權利要求限定。
權利要求
1.一種輥摩擦傳動單元，包括 第一輥；第二輥，所述第二輥具有外周表面，所述外周表面布置成抵壓和接觸所述第一輥的外周表面，從而通過摩擦在所述第一輥與所述第二輥之間傳遞動力；輸入軸，所述輸入軸與四輪驅動車輛的主驅動輪的驅動系統連接，并且與所述第一輥和所述第二輥中的一個連接；輸出軸，所述輸出軸與所述四輪驅動車輛的輔助驅動輪的驅動系統連接，并且與所述第一輥和第二輥中的另一個連接；止推軸承，所述止推軸承布置成沿著軸向方向相對于單元殼體定位包括所述第一輥和第二輥中的一個以及輸入軸的輸入軸側旋轉部分，或者定位包括所述第一輥和第二輥中的另一個以及輸出軸的輸出軸側旋轉部分；以及低剛性結構，所述低剛性結構設置在向所述止推軸承的推力傳遞路徑并且布置成緩沖推力。
2.根據權利要求1所述的輥摩擦傳動單元，其中，設置有所述低剛性結構的推力傳遞路徑是朝向所述止推軸承的外周區域的推力傳遞路徑，當所述第一輥和所述第二輥沿著徑向方向彼此抵壓和接觸時所述外周區域承受通過所述單元殼體的變形而產生的在壓縮方向上的推力。
3.根據權利要求1或2所述的輥摩擦傳動單元，其中，所述低剛性結構是沿著軸向方向設置在所述止推軸承的一側上的推力緩沖部件。
4.根據權利要求1或2所述的輥摩擦傳動單元，其中，所述低剛性結構是形成在作為推力傳遞路徑的推力軸承支承部分中的中空部分。
5.根據權利要求1或2所述的輥摩擦傳動單元，其中，所述低剛性結構是形成在作為推力傳遞路徑的止推軸承支承部分的凹槽部分；并且，所述凹槽部分沿著推力方向形成在沿著推力方向鄰接在所述止推軸承上的止推軸承支承部分的端部處。
全文摘要
本發明公開了一種輥摩擦傳動單元包括第一輥；第二輥；輸入軸，該輸入軸與四輪驅動車輛的主驅動輪的驅動系統連接，并且與第一輥和第二輥中的一個連接；輸出軸，該輸出軸與四輪驅動車輛的輔助驅動輪的驅動系統連接并且與第一輥和第二輥中的另一個連接；止推軸承，該止推軸承布置成沿著軸向方向相對于單元殼體定位包括第一輥和第二輥中的一個以及輸入軸的輸入軸側旋轉部分，或者定位包括第一輥和第二輥中另一個以及輸出軸的輸出軸側旋轉部分；以及低剛性結構，該低剛性結構設置在向止推軸承的推力傳遞路徑上并且布置成緩沖推力。
文檔編號F16H57/02GK102537246SQ20111039507
公開日2012年7月4日 申請日期2011年12月2日 優先權日2010年12月9日
發明者坂上永悟, 高石哲 申請人:日產自動車株式會社