车辆的啮合齿轮
阅读：77发布：2020-05-12
专利汇可以提供车辆的啮合齿轮专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本 发明 提供一种车辆的 啮合 齿轮 ，设置于 发动机 与 驱动轮 之间的动 力 传递路径且由相互啮合的一对齿轮构成，能够兼顾在动力传递时产生的隆隆声与齿轮噪声的降低。将从动齿轮(64c)形成为环状，并且通过使附加振动系统(100)振动抵消掉因追加附加振动系统(100)而导致的 惯性力 矩增加的影响。由此，能够兼顾隆隆声以及喀哒声的降低与齿轮噪声的降低。，下面是车辆的啮合齿轮专利的具体信息内容。
车辆的啮合齿轮
技术领域
背景技术
[0002] 在发动机与驱动轮之间的动力传递路径设置有多个相互啮合的一对啮合齿轮，发动机的驱动力经由这些啮合齿轮传递至驱动轮。已知在这样的啮合齿轮中会在动力传递时产生隆隆声以及喀哒声。隆隆声是指发动机的扭矩变动为起振源且该振动经过变速器(变速机)并经由驱动轴、悬架传递至车内的车内音。另外，喀哒声是指发动机的扭矩变动为起振源且当该振动传递至变速器时在变速器内的啮合齿轮产生齿轮彼此碰撞的所谓齿轮打击声(打齿声)，因该齿轮打击声使得变速器的壳体表面振动而发出的声音传递至车内的车内音。为了降低这些隆隆声以及喀哒声，已知有如果增加设置在动力传递路径上的齿轮的齿轮惯性(惯性力矩)，则能够降低相对于发动机的扭矩变动的齿轮的响应等级，改进隆隆声以及喀哒声的技术。
[0003] 另外，还已知在啮合齿轮中当进行动力传递时产生齿轮噪声的情况。在齿轮的啮合(驱动齿轮与被驱动齿轮)过程中，必然存在相对于理想的旋转运动的旋转角度误差。该旋转角度误差与被驱动齿轮相对于驱动齿轮的提前或者延迟对应，也被称为啮合传递误差。该啮合传递由于齿轮的制造误差、组装误差、齿轮、支承轴以及壳体等弹性变形而产生，不可能将啮合传递误差降低为零。此外，当存在该啮合传递误差时，会产生啮合点强制力，形成齿轮噪声的起振源并产生齿轮噪声。
[0004] 使用图6对产生上述齿轮噪声的机构进行说明。图6是表示驱动齿轮150与被驱动齿轮160的啮合状态的示意图。在图6中，如果将啮合点处的驱动齿轮150以及被驱动齿轮160的移位(旋转移位)分别设为X1、X2，则啮合传递误差TE由下式(1)示出。另外，如果将该啮合点处的驱动齿轮150以及被驱动齿轮160的柔量分别设定为φ1、φ2，则驱动齿轮150的移位X1以及被驱动齿轮160的移位X2由下式(2)、(3)示出。其中，F1以及F2为驱动齿轮150与被驱动齿轮160的啮合点的强制力(啮合点强制力)，依据作用·反作用的关系，成为F1＝-F2的关系。在此，柔量φ是当对构造物施加力F时的响应移位为X时，将该移位X除以力F所得的物理量用频率轴进行表现的量。例如，当柔量φ小的情况下，相对于力F移位X变小，当柔量φ大的情况下，相对于力F移位X变大。
[0005] TE＝X1-X2......(1)
[0006] X1＝φ1×F1......(2)
[0007] X2＝φ2×F2......(3)
[0008] 依据式(1)～式(3)以及F1＝-F2的关系，下式(4)成立。其中，在式(4)中，1/(φ1+φ2)被定义为啮合点动刚性。依据式(4)可见，如果增大柔量φ1、φ2，则啮合点强制力F1变小。即，如果增大柔量φ1、φ2，则啮合点强制力F1变小，齿轮噪声降低。
[0009] F1＝TE/(φ1+φ2)......(4)
[0011] 专利文献1：日本特开2000-220726号公报
[0012] 为了像这样增大柔量φ1、φ2，需要降低齿轮的齿轮惯性(惯性力矩)。然而，如果降低齿轮惯性(惯性力矩)，则反而会使上述的隆隆声、喀哒声变大。为了降低隆隆声、喀哒声，需要与齿轮噪声相反地使齿轮惯性(惯性力矩)增加，从而降低柔量φ1、φ2。即，隆隆声、喀哒声的降低与齿轮噪声的降低需要截然相反的对策。在专利文献1中，为了降低齿轮噪声而使柔量增加以此降低齿轮噪声，却无法降低隆隆声、喀哒声。
发明内容
[0013] 本发明是以上述的情况作为背景而完成的，其目的在于提供一种设置在发动机与驱动轮之间的动力传递路径上且由相互啮合的一对齿轮构成的车辆的啮合齿轮，该车辆的啮合齿轮能够同时降低在动力传递时产生的隆隆声、喀哒声以及齿轮噪声。
[0014] 为了实现上述目的，技术方案1所涉及的发明的主旨是(a)一种车辆的啮合齿轮，该车辆的啮合齿轮设置于发动机与驱动轮之间的动力传递路径，由相互啮合的一对齿轮构成，该车辆的啮合齿轮的特征在于，(b)构成该啮合齿轮的至少一方的齿轮具有环状，(c)在该一方的齿轮的外周部设置有附加振动系统。
[0015] 如此一来，由于构成啮合齿轮的一方的齿轮为环状，因此与凸缘形状的齿轮相比齿轮的惯性力矩增加，因此降低了隆隆声以及喀哒声。在此，隆隆声以及喀哒声在低频区域成为问题。对此，在低频区域，使附加振动系统不振动而作为单纯的惯性系统发挥作用，进而还利用附加振动系统使得惯性力矩增加，从而有效地降低了隆隆声以及喀哒声。另外，在产生齿轮噪声的高频区域使附加振动系统振动从而增加柔量，降低成为齿轮噪声的起振源的啮合点强制力，由此能够降低齿轮噪声。即，将齿轮形成为环状，并且通过使附加振动系统振动能够抵消掉因追加附加振动系统而导致惯性力矩增加的影响。由此能够兼顾隆隆声以及喀哒声的降低与齿轮噪声的降低。
[0016] 在此，优选地，上述附加振动系统由设置在上述一方的齿轮的外周侧的环状的质量部件以及连接该质量部件与该一方的齿轮的外周部的弹性部件构成。如此一来，在产生隆隆声、喀哒声的低频区域，能够利用质量部件使惯性力矩增加，并且在产生齿轮噪声的高频区域通过使附加振动系统振动，能够增加柔量而降低齿轮噪声。
[0018] 图1是用于对应用本发明的混合动力车辆的动力传递装置的概要进行说明的简要图。
[0019] 图2是表示将图1的反转从动齿轮(counter driven gear)作为一个例子的齿轮构造与隆隆声、喀哒声以及齿轮噪声的关系的图。
[0020] 图3是放大示出与图2的本发明对应的从动齿轮的图。
[0021] 图4是表示作为与图3的本发明对应的从动齿轮的弹性部件使用金属弹簧的构造的图。
[0022] 图5是表示用数值模拟的方式计算将与复合齿轮啮合的从动齿轮的齿轮构造分别形成为凸缘类型、环类型、与本发明对应的在环类型追加附加振动系统的类型的情况下的每个类型所产生的隆隆声、喀哒声以及齿轮噪声而得出的计算结果的图。
[0023] 图6是表示驱动齿轮与被驱动齿轮的啮合状态的示意图，是用于对产生齿轮噪声的机构进行说明的图。
具体实施方式
[0024] 以下，参照附图对本发明的实施例进行详细说明。此外，在以下的实施例中，适当地将附图简化或进行变形，各部分的尺寸比以及形状等不一定被正确地绘制。
[0025] 图1是用于对应用本发明的混合动力车辆的动力传递装置10(以下，记载为动力传递装置10)的概要进行说明的简要图。如图1所示，动力传递装置10构成为将发动机12、第1电动机MG1、能够传递动力地连结于发动机12以及第1电动机MG1并适当地分配或合成发动机12以及第1电动机MG1的驱动力的作为动力分配机构的第1行星齿轮装置14、第2电动机MG2、使第2电动机MG2的旋转减速的作为减速齿轮而发挥作用的第2行星齿轮装置18设置在相同轴心C上。发动机12的驱动力经由减振装置20、第1行星齿轮装置14、输出齿轮22、减速齿轮装置24、差动齿轮装置26以及左右的车轴27传递至驱动轮28。另外，在相对于发动机12位于轴向的相反侧的端部，连接有借助发动机12的输出轴16的旋转而工作的机械式的油泵19。如上所述，通过将发动机12、第1电动机MG1、第1行星齿轮装置14、第2行星齿轮装置18、第2电动机MG2配置在轴心C上，使动力传递装置10在径向上小型化。
[0026] 此外，第1电动机MG1以及第2电动机MG2虽然是还具有发电功能的所谓电动发电机，但作为用于控制作为动力分配机构的差动状态的差动用电动机而发挥作用的第1电动机MG1至少具有用于产生反作用力的发电机(发电)功能。另外，与驱动轮28可传递动力地连结的第2电动机MG2至少具有马达(电动机)功能，以便作为行驶用的驱动力源而发挥输出驱动力的行驶用电动机的作用。另外，第2电动机MG2主要作为行驶用的驱动力源而发挥作用，因此是比第1电动机MG1大的电动机。即，第2电动机MG2的惯性比第1电动机MG1的惯性大。
[0027] 第1电动机MG1在同轴心C上包括：轴向的两端被轴承32以及轴承34支承为能够旋转的作为旋转件而发挥作用的圆筒状的转子36；以及配置在转子36的外周侧并被非旋转部件亦即壳体30固定为无法旋转的作为固定件发挥作用的圆筒状的定子38。
[0028] 第2电动机MG2在同轴心C上包括：通过连接于壳体30而被固定为无法旋转的作为固定件发挥作用的圆筒状的定子40；以及配置在定子40的内周侧并作为旋转件发挥作用的圆筒状的转子42。转子42的内周侧连接有圆筒状的旋转轴48。旋转轴48通过两端被轴承50以及轴承52支承为能够旋转，由此与连接于旋转轴48的转子42相同被支承为能够绕轴心C旋转。另外，在旋转轴48的轴向上，发动机12侧的端部连接于第2行星齿轮装置18的后述的太阳齿轮S2。
[0029] 第1行星齿轮装置14由单列小齿轮型的行星齿轮装置构成，具有太阳齿轮S1、配置在与太阳齿轮S1相同的轴心上并经由小齿轮P1与太阳齿轮S1啮合的齿圈R1、将小齿轮P1支承为能够自转以及公转的行星架CA1。此外，第1行星齿轮装置18的太阳齿轮S1连结于第1电动机MG1的转子36，行星架CA1经由输出轴16以及减振装置20连结于发动机12，齿圈R1经由输出齿轮22、减速齿轮装置24、差动齿轮装置26以及左右的车轴27机械式地连结于左右的驱动轮28。
[0030] 第2行星齿轮装置18以与第1行星齿轮装置14共通的轴心C为中心沿轴向并排配置，作为将第2电动机MG2的旋转减速并输出的机构发挥作用。第2行星齿轮装置18由单列小齿轮型的行星齿轮装置构成，具有太阳齿轮S2、配置在与太阳齿轮S2相同的轴心上并经由小齿轮P2与太阳齿轮S2啮合的齿圈R2、将小齿轮P2支承为能够自转以及公转的行星架CA2。此外，第2行星齿轮装置20的太阳齿轮S2经由旋转轴48连结于第2电动机MG2的转子42，行星架CA2连接于作为非旋转部件的壳体30，齿圈R2与齿圈R1同样经由输出齿轮22、减速齿轮装置24、差动齿轮装置26以及左右的车轴27机械式地连结于左右的驱动轮28。此外，从太阳齿轮S2输入的第2电动机MG2的旋转被减速后从齿圈R2输出。
[0031] 另外，在本实施例中，使用在内周侧沿轴向并排地形成第1行星齿轮装置18的齿圈R1的内齿以及第2齿圈R2的内齿，并且在外周侧形成输出齿轮22的外齿的所谓复合式的复合齿轮54。如上所述，通过在复合齿轮54中使多个齿轮功能一体化，使得动力传递装置10变得紧凑。
[0032] 减速齿轮机构24在副轴62上包括与输出齿轮22(反转驱动齿轮)啮合的反转从动齿轮64、与差动齿轮装置26的末级从动齿轮66啮合的末级驱动齿轮68，使输出齿轮22的旋转减速并传递给末级从动齿轮66。此外，副轴62由一对轴承69、71支承为能够旋转，各齿轮由斜齿构成。
[0033] 差动齿轮装置26为公知的锥齿轮式装置，具有：与差动齿轮装置26的末级从动齿轮66连接的差速器壳体70、两端被支承于差速器壳体70的小齿轮轴72、被小齿轮轴72贯穿插入而能够绕小齿轮轴72的旋转轴进行相对旋转的小齿轮74、与小齿轮74啮合的一对侧齿轮76。此外，一对侧齿轮76分别与左右的车轴27进行花键嵌合，由此一体进行旋转。利用差动齿轮装置26的差动作用，根据车辆的行驶状态对左右的车轴27(驱动轮28)赋予旋转差。
[0034] 在图1中，例如在输出轴22(反转驱动齿轮)与反转从动齿轮64的啮合部、末级驱动齿轮68与末级从动齿轮66的啮合部产生的隆隆声以及喀哒声及齿轮噪声成为问题。在此，隆隆声是发动机12的扭矩变动成为起振源且该振动经由左右的车轴27、未图示的悬架传递至车内的车内音。另外，喀哒声是发动机12的扭矩变动为起振源且在啮合部产生的齿轮彼此的碰撞亦即所谓齿轮打击声(打齿声)传递至壳体30，因该齿轮打击声使得壳体
30的表面振动而产生的音传递至车内的车内音。已知这些隆隆声以及喀哒声均可通过增加齿轮的惯性力矩来使之降低。这是由于当惯性力矩变大时，发动机12的扭矩变动所产生的影响将得到抑制。此外，利用输出齿轮22以及反转从动齿轮64构成本发明的由相互啮合的一对齿轮构成的车辆的啮合齿轮。
30的表面振动而产生的音传递至车内的车内音。已知这些隆隆声以及喀哒声均可通过增加齿轮的惯性力矩来使之降低。这是由于当惯性力矩变大时，发动机12的扭矩变动所产生的影响将得到抑制。此外，利用输出齿轮22以及反转从动齿轮64构成本发明的由相互啮合的一对齿轮构成的车辆的啮合齿轮。
[0035] 图2示出以例如反转从动齿轮64作为一个例子的齿轮构造与隆隆声、喀哒声以及齿轮噪声的关系。以往的齿轮如图2的左侧所示，反转从动齿轮64a(以下，记载为从动齿轮64a)形成为凸缘状(凸缘类型的齿轮)。在该凸缘类型的从动齿轮64a中，从动齿轮64a的惯性力矩小，对于隆隆声以及喀哒声不利。然而，已知由于凸缘类型的从动齿轮64a的柔量φ变大，因此是对于降低齿轮噪声有利的构造。
[0036] 另一方面，如图2的中央所示，当将从动齿轮64a的齿轮形状变更为环状(环类型的齿轮、从动齿轮64b)时，从动齿轮64b的惯性力矩变大，隆隆声以及喀哒声得到改善。然而，环类型的从动齿轮64b的惯性力矩变大，进而刚性升高，因此柔量φ变小，对于降低齿轮噪声不利。
[0037] 与此相对，如图2的右侧所示，本实施例的从动齿轮64c在中央所示的环类型的从动齿轮64b还设置有作为动态减振器而发挥作用的附加振动系统100。设置在该从动齿轮64c的附加振动系统100由环状的质量部件102以及连接该质量部件102与齿轮的主体的弹性部件104构成。
[0038] 图3是图2的从动齿轮64c的放大图。此外，图3的左侧为从箭头A方向观察从动齿轮64c的A向视图。如图3所示，从动齿轮64c形成为环状，在从动齿轮64c的形成为圆筒状的主体106的外周部经由弹性部件104连接环状的质量部件102，由此形成附加振动系统100。另外，与附加振动系统100沿轴向并排地形成与输出齿轮22(反转驱动齿轮)啮合的从动齿轮64c的齿部108。上述弹性部件104最好使用金属弹簧或橡胶部件。此外，在从动齿轮64c中，轴承69、71配置在主体106的内周侧。
[0039] 在图4中示出3例作为图3的从动齿轮64c的弹性部件104使用金属弹簧的构造。在图4(a)中，作为弹性部件104，板簧104a以等角度间隔配设为8个，质量部件102通过该板簧104a与从动齿轮64c的主体106连接。另外，在图4(b)中，作为弹性部件104，U字型板簧104b以等角度间隔配设为8个，质量部件102通过该U字型板簧104b与从动齿轮
64c的主体106连接。进而在图4(c)中，作为弹性部件104，螺旋弹簧104c以等角度间隔配设为8个，质量部件102通过该螺旋弹簧104c与从动齿轮64c的主体106连接。此外，作为弹性部件104也可以使用橡胶部件等。这样，弹性部件104的材质、形状不受限定，均被调整为在低频区域不进行振动，而在产生齿轮噪声的高频区域进行振动。此外，由于齿轮噪声在高频区域产生，因此实际上金属弹簧与橡胶材料相比可靠性更高，最好考虑调整的容易性。由于金属弹簧与橡胶部件相比刚性高，因此在低频区域不振动而作为刚性部件发挥作用，而在产生齿轮噪声的频率区域能够有效地振动。
64c的主体106连接。进而在图4(c)中，作为弹性部件104，螺旋弹簧104c以等角度间隔配设为8个，质量部件102通过该螺旋弹簧104c与从动齿轮64c的主体106连接。此外，作为弹性部件104也可以使用橡胶部件等。这样，弹性部件104的材质、形状不受限定，均被调整为在低频区域不进行振动，而在产生齿轮噪声的高频区域进行振动。此外，由于齿轮噪声在高频区域产生，因此实际上金属弹簧与橡胶材料相比可靠性更高，最好考虑调整的容易性。由于金属弹簧与橡胶部件相比刚性高，因此在低频区域不振动而作为刚性部件发挥作用，而在产生齿轮噪声的频率区域能够有效地振动。
[0040] 在图5中分别示出用数值模拟的方式计算在将与形成于复合齿轮54的输出齿轮22啮合的从动齿轮64的齿轮构造形成为从动齿轮64a、64b、64c的情况下所产生的隆隆声、喀哒声以及齿轮噪声而得出的计算结果。此外，复合齿轮54(输出齿轮22)的形状为共通的形状。在图5中，左侧示出凸缘类型的从动齿轮64a的计算结果，中央示出环类型的从动齿轮64b的计算结果，右侧示出与本发明对应的设置有附加振动系统100的从动齿轮64c的计算结果。另外，在各从动齿轮64的下方所示的两个图中，上侧示出从动齿轮64的频率与啮合柔量φ1(复合齿轮54侧)、φ2(从动齿轮64侧)的关系，下侧示出从动齿轮64的频率与啮合点动刚性(＝1/(φ1+φ2))的关系。在这两个图中，在频率区域a(低频区域)，隆隆声、喀哒声成为问题，在频率区域b(高频区域)齿轮噪声b成为问题。
[0041] 如图5所示，如果将凸缘类型的从动齿轮64a的惯性力矩设为A，则齿圈类型的从动齿轮64b的惯性力矩为4A，进而本发明的从动齿轮64c的惯性力矩为7A。这样，通过将凸缘类型的从动齿轮64a变更为齿圈类型的从动齿轮64b，惯性力矩增加至4倍左右。进而在从动齿轮64c中增加了附加振动系统100的质量部件102，因此惯性力矩达到最大的7A。在此，惯性力矩越大，越利于隆隆声、喀哒声的降低，因此与凸缘类型的从动齿轮64a相比，齿圈类型的从动齿轮64b以及本发明的从动齿轮64c的隆隆声，喀哒声性能提高，特别是惯性力矩最大的从动齿轮64c对于隆隆声、喀哒声性能而言最有利。
[0042] 另外，如果将从动齿轮64形成为环状，则从动齿轮的刚性也升高，因此柔量φ2变小。对此在图5的表示各从动齿轮64的频率与啮合柔量φ1、φ2的关系的图中也示出。为了提高隆隆声、喀哒声性能，需要降低柔量φ1、φ2。此外，由于复合齿轮54形成为共通的形状，因此复合齿轮54侧的柔量φ1在各从动齿轮64a～64c中相等。因此，柔量φ2越小，对于隆隆声、喀哒声性能越有利。如图5所示，在凸缘类型的从动齿轮64a中，在频率区域a中，以粗实线表示的柔量φ2比齿圈类型的从动齿轮64b以及本发明的从动齿轮64c的柔量φ2大。换言之，在齿圈类型的从动齿轮64b以及本发明的从动齿轮64c中，在频率区域a中柔量φ2变小，隆隆声、喀哒声性能得到改善。
[0043] 然而，如果从动齿轮64的惯性力矩以及刚性变大，则柔量φ2变小，而相反地柔量φ1、φ2的倒数亦即啮合点动刚性(＝1/(φ1+φ2))变大。如果啮合点动刚性变大，则啮合点强制力变大，齿轮噪声的起振力变大，因此齿轮噪声变大。在图5的表示从动齿轮64的频率与啮合点动刚性的关系的图中，对于齿圈类型的从动齿轮64b以及本发明的从动齿轮64c，作为比较对象用细线示出凸缘类型的从动齿轮64a的啮合点动刚性。在此，如果着眼于齿圈类型的从动齿轮64b的频率与啮合点动刚性的关系，则在频率区域b以粗线示出的从动齿轮64b的啮合点动刚性比由细线示出的从动齿轮64a的啮合点动刚性大。即，可见关于齿轮噪声性能，从动齿轮64a比从动齿轮64b更有利。
[0044] 与此相对，本发明的从动齿轮64c在频率区域b中与凸缘类型的从动齿轮64a相比啮合点动刚性的大小无明显变化。即，从动齿轮64c的齿轮噪声特性与凸缘类型的从动齿轮64a相比几乎没有变化。这是由于：在齿轮噪声成为问题的从动齿轮64的频率区域b中，通过使附加振动系统100振动使得柔量φ2增加。即在频率区域b中通过使附加振动系统100工作，由此柔量φ2增加而齿轮噪声降低。由此，从动齿轮64c能够降低隆隆声、喀哒声并且降低齿轮噪声，能够兼顾隆隆声、喀哒声的降低与齿轮噪声的降低。
[0045] 如上述那样，根据本实施例，由于构成减速齿轮装置24的一部分的从动齿轮64c为环状，因此与凸缘形状的齿轮相比齿轮的惯性力矩增加，由此降低了隆隆声以及喀哒声。在此，隆隆声以及喀哒声在低频区域成为问题。与此相对，在低频区域通过使附加振动系统
100不进行振动而作为单纯的惯性系统发挥作用，由此惯性力矩进一步增加，有效地降低了隆隆声以及喀哒声。另外，在产生齿轮噪声的高频区域，使附加振动系统100振动而增加柔量φ2，使成为齿轮噪声的起振源的啮合点强制力减少，由此能够降低齿轮噪声。即，将从动齿轮64c形成为环状，并且通过使附加振动系统100振动能够抵消掉因追加附加振动系统100而导致惯性力矩增加的影响。由此，能够兼顾隆隆声以及喀哒声的降低与齿轮噪声的降低。
100不进行振动而作为单纯的惯性系统发挥作用，由此惯性力矩进一步增加，有效地降低了隆隆声以及喀哒声。另外，在产生齿轮噪声的高频区域，使附加振动系统100振动而增加柔量φ2，使成为齿轮噪声的起振源的啮合点强制力减少，由此能够降低齿轮噪声。即，将从动齿轮64c形成为环状，并且通过使附加振动系统100振动能够抵消掉因追加附加振动系统100而导致惯性力矩增加的影响。由此，能够兼顾隆隆声以及喀哒声的降低与齿轮噪声的降低。
[0046] 另外，根据本实施例，附加振动系统100由设置在从动齿轮64c的主体106的外周侧的环状的质量部件102以及连接该质量部件102与从动齿轮64c的弹性部件104构成。如此一来，在产生隆隆声、喀哒声的低频区域，能够利用质量部件104增加惯性力矩，并且在产生齿轮噪声的高频区域，通过使附加振动系统100振动，能够增加柔量而降低齿轮噪声。
[0047] 另外，根据本实施例，弹性部件104由金属弹簧(板簧104a、U字型板簧104b、螺旋弹簧104c)构成。如此一来，在低频率区域能够使弹性部件104不进行振动而作为惯性系统工作，在产生齿轮噪声的频率区域使附加振动系统100有效地振动。
[0048] 至此，基于附图对本发明的实施例进行了详细的说明，但本发明也能够应用于其他方式。
[0049] 例如，在上述的实施例中，以由输出齿轮22(反转驱动齿轮)与反转从动齿轮64构成的啮合齿轮作为一个例子进行了说明，但啮合齿轮并不局限于上述情况，例如在末级驱动齿轮68与末级从动齿轮66中，也可以应用本发明的齿轮构造。即，在发动机与驱动轮之间的动力传递路径中，只要是传递驱动力的啮合齿轮，便可应用本发明。
[0050] 另外，在上述的实施例中，在混合动力车辆的动力传递装置10中应用本发明，但并不局限于混合动力车辆，即便是有级式自动变速器或无级式自动变速器等其他形式的动力传递装置，只要是具有啮合齿轮的结构便可应用本发明。
[0051] 此外，上述的结构不过为一个实施方式，本发明可以基于本领域技术人员的知识以加入各种变更、改进的方式进行实施。
[0052] 附图标记说明：
[0053] 12：发动机；24：减速齿轮装置(啮合齿轮)；28：驱动轮；64c：反转从动齿轮(一方的齿轮)；100：附加振动系统；102：质量部件；104：弹性部件；104a：板簧(金属弹簧)；104b：U字型板簧(金属弹簧)；104c：螺旋弹簧(金属弹簧)。
高效检索全球专利专利汇是专利免费检索,专利查询,专利分析-国家发明专利查询检索分析平台，是提供专利分析，专利查询，专利检索等数据服务功能的知识产权数据服务商。
我们的产品包含105个国家的1.26亿组数据，免费查、免费专利分析。
分析报告
专利汇分析报告产品可以对行业情报数据进行梳理分析，涉及维度包括行业专利基本状况分析、地域分析、技术分析、发明人分析、申请人分析、专利权人分析、失效分析、核心专利分析、法律分析、研发重点分析、企业专利处境分析、技术处境分析、专利寿命分析、企业定位分析、引证分析等超过60个分析角度，系统通过AI智能系统对图表进行解读，只需1分钟，一键生成行业专利分析报告。
啮合热门专利
QQ群二维码
意见反馈
意见反馈