车辆用动力传递装置的利记博彩app

本发明涉及具备沿轴向并列设置的6个传递单元的车辆用动力传递装置，该车辆用动力传递装置将与驱动源连接的输入轴的旋转传递至与驱动轮连接的输出轴。

背景技术：

根据以下专利文献1，公知这样的无级变速器：将与发动机连接的输入轴的旋转转换为多个连杆的相位互异的往复运动，并利用多个单向离合器将所述多个连杆的往复运动转换成输出轴的旋转运动。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特表2005-502543号公报

技术实现要素：

发明所要解决的课题

此外，上述专利文献1所记载的无级变速器具备沿轴向并列设置的多个传递单元，这些传递单元的偏心盘以彼此不同的相位在输入轴的周围偏心旋转，因此存在以下问题：周期性的偏载荷施加于支承输入轴的两端部的轴承上，从而导致振动。

从多个传递单元对支承输入轴的两端部的轴承施加的总偏载荷根据多个传递单元的偏心盘的相位和轴承与传递单元之间的距离而变化，因此认为：如果根据偏心盘的相位适当地确定多个传递单元的轴向的位置，则存在减小对轴承施加的总偏载荷的余地。

本发明是鉴于前述的情况而完成的，其目的在于减小车辆用动力传递装置的振动，该车辆用动力传递装置具备6个以不同相位间歇地传递驱动力的传递单元。

用于解决课题的手段

为了达到上述目的，本发明是一种车辆用动力传递装置，其中，将与驱动源连接 的输入轴的旋转传递至输出轴的6个传递单元沿轴向并列设置在所述输入轴与所述输出轴之间，所述6个传递单元中的相邻的传递单元之间的五个间隔、以及支承所述输入轴的两端的2个轴承和与它们相邻的2个所述传递单元之间的两个间隔中，至少一个间隔与其他的间隔不同，所述传递单元分别具备：输入侧支点，其与所述输入轴一同偏心旋转；单向离合器，其与所述输出轴连接；输出侧支点，其设置于所述单向离合器的外部件上；以及连杆，其两端连接于所述输入侧支点和所述输出侧支点，并进行往复运动，所述6个传递单元的所述输入侧支点距离所述输入轴的轴线的偏心量相同，将所述6个传递单元从轴向一端侧向另一端侧依次设为＃1单元、＃2单元、＃3单元、＃4单元、＃5单元、＃6单元时，＃6单元的相位相对于＃1单元的相位、＃2单元的相位相对于＃6单元的相位、＃4单元的相位相对于＃2单元的相位、＃3单元的相位相对于＃4单元的相位、＃5单元的相位相对于＃3单元的相位、＃1单元的相位相对于＃5单元的相位分别沿相同方向偏移60°，所述车辆用动力传递装置的第1特征在于，＃1单元与＃2单元的间隔、和＃4单元与＃5单元的间隔相同，且＃2单元与＃3单元的间隔、和＃5单元与＃6单元的间隔相同。

本发明是一种车辆用动力传递装置，其中，将与驱动源连接的输入轴的旋转传递至输出轴的6个传递单元沿轴向并列设置在所述输入轴与所述输出轴之间，所述6个传递单元中的相邻的传递单元之间的五个间隔、以及支承所述输入轴的两端的2个轴承和与它们相邻的2个所述传递单元之间的两个间隔中，至少一个间隔与其他的间隔不同，所述传递单元分别具备：输入侧支点，其与所述输入轴一同偏心旋转；单向离合器，其与所述输出轴连接；输出侧支点，其设置于所述单向离合器的外部件上；以及连杆，其两端连接于所述输入侧支点和所述输出侧支点，并进行往复运动，所述6个传递单元的所述输入侧支点距离所述输入轴的轴线的偏心量相同，将所述6个传递单元从轴向一端侧向另一端侧依次设为＃1单元、＃2单元、＃3单元、＃4单元、＃5单元、＃6单元时，＃4单元的相位相对于＃1单元的相位、＃5单元的相位相对于＃4单元的相位、＃2单元的相位相对于＃5单元的相位、＃3单元的相位相对于＃2单元的相位、＃6单元的相位相对于＃3单元的相位、＃1单元的相位相对于＃6单元的相位分别沿相同方向偏移60°，所述车辆用动力传递装置的第2特征在于，＃1单元与＃2单元的间隔、＃3单元与＃4单元的间隔、以及＃5单元与＃6单元的间隔相同。

并且本发明在第1或第2特征的结构的基础上，第3特征在于，所述传递单元通过使所述输入侧支点距离所述输入轴的轴线的偏心量变化，而使所述输入轴的旋转变速并传递至所述输出轴。

另外，实施方式的偏心盘19对应于本发明的输入侧支点，实施方式的球轴承21、22对应于本发明的轴承，实施方式的销37对应于本发明的输出侧支点，实施方式的发动机E对应于本发明的驱动源。

发明的效果

根据本发明的第1特征，当与驱动源连接的输入轴旋转时，各传递单元的输入侧支点偏心旋转，当一端与输入侧支点连接的连杆进行往复运动时，输出轴经由与连杆的另一端连接的单向离合器而旋转。各传递单元的输入侧支点偏心旋转时，离心力引起的载荷作用于输入轴的两端的轴承上，导致振动，但是，将配置在输入轴的两端的轴承间的6个传递单元从轴向一端侧向另一端侧依次设为＃1单元、＃2单元、＃3单元、＃4单元、＃5单元、＃6单元时，＃6单元的相位相对于＃1单元的相位、＃2单元的相位相对于＃6单元的相位、＃4单元的相位相对于＃2单元的相位、＃3单元的相位相对于＃4单元的相位、＃5单元的相位相对于＃3单元的相位、＃1单元的相位相对于＃5单元的相位分别沿相同方向偏移60°，并且＃1单元与＃2单元的间隔、和＃4单元与＃5单元的间隔相同，且＃2单元与＃3单元的间隔、和＃5单元与＃6单元的间隔相同，因此由各传递单元产生的载荷相互抵消，从而能够将作用于输入轴的两端的轴承上的载荷抑制在最小限度，减小振动。

根据本发明的第2特征，当与驱动源连接的输入轴旋转时，各传递单元的输入侧支点偏心旋转，当一端与输入侧支点连接的连杆进行往复运动时，输出轴经由与连杆的另一端连接的单向离合器而旋转。各传递单元的输入侧支点偏心旋转时，离心力引起的载荷作用于输入轴的两端的轴承上，导致振动，但是，将配置在输入轴的两端的轴承间的6个传递单元从轴向一端侧向另一端侧依次设为＃1单元、＃2单元、＃3单元、＃4单元、＃5单元、＃6单元时，＃4单元的相位相对于＃1单元的相位、＃5单元的相位相对于＃4单元的相位、＃2单元的相位相对于＃5单元的相位、＃3单元的相位相对于＃2单元的相位、＃6单元的相位相对于＃3单元的相位、＃1单元的相位相对于＃6单元的相位分别沿相同方向偏移60°，并且＃1单元与＃2单元的间隔、＃3单元与＃4单元的间隔、以及＃5单元与＃6单元的间隔相同，因此由各传递 单元产生的载荷相互抵消，从而能够将作用于输入轴的两端的轴承上的载荷抑制在最小限度，减小振动。

并且根据本发明的第3特征，传递单元通过使输入侧支点距离输入轴的轴线的偏心量变化，而使输入轴的旋转变速并传递至输出轴，因此能够变更车辆用动力传递装置的传动比。

附图说明

图1是第1实施方式的无级变速器的整体立体图。(第1实施方式)

图2是无级变速器的主要部位的局部剖视立体图。(第1实施方式)

图3是沿图1的3-3线的剖视图。(第1实施方式)

图4是图3的4部的放大图。(第1实施方式)

图5是沿图3的5-5线的剖视图。(第1实施方式)

图6是示出偏心盘的形状的图。(第1实施方式)

图7是示出偏心盘的偏心量与变速比之间的关系的图。(第1实施方式)

图8是示出OD变速比和GN变速比时的偏心盘的状态的图。(第1实施方式)

图9是示出6个传递单元的编号的定义的图。(第1实施方式)

图10是说明作用于支承输入轴的两端部的轴承上的载荷的图。(第1实施方式)

图11是说明第2实施方式的作用于支承输入轴的两端部的轴承上的载荷的图。(第2实施方式)

标号说明

12：输入轴；

13：输出轴；

14：传递单元；

19：偏心盘(输入侧支点)；

21：球轴承(轴承)；

22：球轴承(轴承)；

33：连杆；

36：单向离合器；

37：销(输出侧支点)；

38：外部件；

E：发动机(驱动源)；

L：输入轴的轴线；

ε：偏心量。

具体实施方式

下面，参照附图对本发明的实施方式进行说明。

第1实施方式

对于本发明的第1实施方式，参照图1～图10进行说明，首先，如图1～图5所示，输入轴12和输出轴13相互平行地支承于汽车用的无级变速器T的变速箱体11的一对侧壁11a、11b上，与发动机E连接的输入轴12的旋转经6个传递单元14…、输出轴13以及差速器D传递至驱动轮。与输入轴12共有轴线L的变速轴15经7个滚针轴承16…以能够相对旋转的方式嵌合于形成为中空的输入轴12的内部。6个传递单元14…的结构实质上是相同的结构，因此，下面以一个传递单元14为代表对结构进行说明。

传递单元14具备在变速轴15的外周面上设置的小齿轮17，该小齿轮17从形成于输入轴12上的开口12a露出。沿轴线L方向分割成两部分的圆板状的偏心凸轮18以夹住小齿轮17的方式花键结合于输入轴12的外周。偏心凸轮18的中心O1相对于输入轴12的轴线L以距离d的量偏心。另外，6个传递单元14…的6个偏心凸轮18…的偏心方向的相位彼此错开60°。

在圆板状的偏心盘19的轴线L方向两端面形成的一对偏心凹部19a、19a经一对滚针轴承20、20旋转自如地支承于偏心凸轮18的外周面。偏心凹部19a、19a的中心O1(即偏心凸轮18的中心O1)相对于偏心盘19的中心O2以距离d的量偏移。即，输入轴12的轴线L与偏心凸轮18的中心O1之间的距离d和偏心凸轮18的中心O1与偏心盘19的中心O2之间的距离d相同。

在沿轴线L方向分割成两部分的偏心凸轮18的分割面上，与该偏心凸轮18的中心O1同轴地设有一对新月状的引导部18a、18a，形成为使偏心盘19的一对偏心凹部19a、19a的底部之间连通的齿圈19b的齿尖以能够滑动的方式与偏心凸轮18的引导部18a、18a的外周面抵接。并且，变速轴15的小齿轮17通过输入轴12的开口 12a与偏心盘19的齿圈19b啮合。

输入轴12的右端侧经由球轴承21直接支承于变速箱体11的右侧的侧壁11a。另外，一体地设置于位于输入轴12的左端侧的1个偏心凸轮18上的筒状部18b经球轴承22支承于变速箱体11的左侧的侧壁11b，与该偏心凸轮18的内周花键结合的输入轴12的左端侧间接地支承于变速箱体11。

使变速轴15相对于输入轴12相对旋转来变更无级变速器T的变速比的变速致动器23具备：电动马达24，其以马达轴24a与轴线L同轴的方式支承于变速箱体11；以及行星齿轮机构25，其与电动马达24连接。行星齿轮机构25具备：行星架27，其经由滚针轴承26旋转自如地支承于电动马达24；太阳齿轮28，其固定于马达轴24a；多个双联小齿轮29…，它们旋转自如地支承于行星架27；第1齿圈30，其与中空的输入轴12的轴端(严格来说，是所述1个偏心凸轮18的筒状部18b)花键结合；以及第2齿圈31，其与变速轴15的轴端花键结合。各双联小齿轮29具备大径的第1小齿轮29a和小径的第2小齿轮29b，第1小齿轮29a与太阳齿轮28以及第1齿圈30啮合，第2小齿轮29b与第2齿圈31啮合。

在偏心盘19的外周，经由滚柱轴承32以相对旋转自如的方式支承有连杆33的一端侧的环状部33a。

输出轴13通过一对球轴承34、35支承于变速箱体11的一对侧壁11a、11b，在其外周设有单向离合器36。单向离合器36具备：环状的外部件38，其通过销37枢轴支承于连杆33的杆部33b的前端；内部件39，其配置在外部件38的内部且固定于输出轴13；以及多个辊41…，它们配置于在外部件38的内周的圆弧面与内部件39的外周的平面之间形成的楔状的空间内，且被多个弹簧40…施力。

如图6和图8所示，由于偏心凹部19a、19a的中心O1(即偏心凸轮18的中心O1)相对于偏心盘19的中心O2偏移距离d，因此，偏心盘19的外周与偏心凹部19a、19a的内周之间的间隔在圆周方向上变得不均匀，在该间隔较大的部分形成有新月状的减重凹部19c、19c。

如图9所示，6个传递单元14…从输入轴12和输出轴13的左端侧(变速致动器23侧)向右端侧(发动机E和差速器D侧)被命名为＃1单元、＃2单元、＃3单元、＃4单元、＃5单元、＃6单元。

图10(A)是从轴线L方向观察输入轴12的示意图。被圆圈包围的＃1～＃6示 出了各传递单元14的相位(偏心盘19的中心O2相对于轴线L的相位)，＃6单元的相位相对于＃1单元的相位、＃2单元的相位相对于＃6单元的相位、＃4单元的相位相对于＃2单元的相位、＃3单元的相位相对于＃4单元的相位、＃5单元的相位相对于＃3单元的相位、＃1单元的相位相对于＃5单元的相位分别沿相同方向偏移60°。

图10(B)是沿图10(A)的B-B线的截面、图10(C)是沿图10(A)的C-C线的截面，均为沿相对于轴线L垂直的方向观察输入轴12的示意图。左侧的球轴承22与＃1单元的间隔为x1，＃1单元与＃2单元的间隔为x2，＃2单元与＃3单元的间隔为x3，＃3单元与＃4单元的间隔为x4，＃4单元与＃5单元的间隔为x5，＃5单元与＃6单元的间隔为x6，＃6单元与右侧的球轴承21的间隔为x7。并且左右的球轴承22、21间的距离为L(＝x1+x2+x3+x4+x5+x6+x7)。

接下来，对无级变速器T的一个传递单元14的作用进行说明。

由图5和图7(A)～图7(D)可知，当偏心盘19的中心O2相对于输入轴12的轴线L偏心时，如果输入轴12通过发动机E而旋转，则连杆33的环状部33a绕轴线L进行偏心旋转，由此，连杆33的杆部33b进行往复运动。

其结果是，当连杆33在往复运动的过程中被向图中左侧牵引时，被弹簧40…施力的辊41…啮入外部件38和内部件39之间的楔状的空间，从而外部件38和内部件39经辊41…结合，由此，单向离合器36接合，连杆33的移动被传递至输出轴13。相反，当连杆33在往复运动的过程中被向图中右侧推压时，辊41…一边压缩弹簧40…一边被从外部件38和内部件39之间的楔状的空间挤出，外部件38和内部件39相互打滑，由此，单向离合器36解除接合，连杆33的移动没有被传递至输出轴13。

这样，在输入轴12旋转一圈的期间，输入轴12的旋转被向输出轴13传递规定时间，因此，当输入轴12连续旋转时，输出轴13间歇地旋转。6个传递单元14…的偏心盘19…的偏心量ε全部相同，但偏心方向的相位彼此偏移60°，因此6个传递单元14…交替地将输入轴12的旋转传递至输出轴13，由此输出轴13连续地旋转。

此时，偏心盘19的偏心量ε越大，则连杆33的往复行程越大，输出轴13的1次的旋转角增大，无级变速器T的变速比减小。相反，偏心盘19的偏心量ε越小，则连杆33的往复行程越小，输出轴13的1次的旋转角减小，无级变速器T的变速比增大。并且，当偏心盘19的偏心量ε变为零时，即使输入轴12旋转，连杆33也停止移动，因此，输出轴13不旋转，无级变速器T的变速比成为最大(无限大)。

当变速轴15相对于输入轴12不进行相对旋转时，即输入轴12和变速轴15以同一速度旋转时，无级变速器T的变速比维持固定。为了使输入轴12和变速轴15以同一速度旋转，只要以与输入轴12相同的速度驱动电动马达24旋转即可。其理由在于，行星齿轮机构25的第1齿圈30与输入轴12连接并以与该输入轴12相同的速度旋转，但是，如果以与此相同的速度驱动电动马达24，则太阳齿轮28和第1齿圈30以同一速度旋转，因此行星齿轮机构25成为锁定状态，整体上一体地旋转。其结果是，与一体地旋转的第1齿圈30及第2齿圈31连接的输入轴12和变速轴15实现一体化，以相同的速度旋转，而不进行相对旋转。

如果相对于输入轴12的转速使电动马达24的转速增速或减速，则与输入轴12结合的第1齿圈30和与电动马达24连接的太阳齿轮28相对旋转，因此，行星架27相对于第1齿圈30相对旋转。此时，相互啮合的第1齿圈30与第1小齿轮29a的齿数比、和相互啮合的第2齿圈31与第2小齿轮29b的齿数比稍微不同，因此，与第1齿圈30连接的输入轴12和与第2齿圈31连接的变速轴15相对旋转。

这样，当变速轴15相对于输入轴12相对旋转时，齿圈19b与各传递单元14的小齿轮17啮合的偏心盘19的偏心凹部19a、19a被与输入轴12成一体的偏心凸轮18的引导部18a、18a引导而旋转，从而偏心盘19的中心O2相对于输入轴12的轴线L的偏心量ε变化。

图7(A)示出了变速比最小的超传动比状态(变速比：OD)，此时偏心盘19的中心O2相对于输入轴12的轴线L的偏心量ε是与从输入轴12的轴线L至偏心凸轮18的中心O1的距离d和从偏心凸轮18的中心O1至偏心盘19的中心O2的距离d之和、即2d相等的最大值。当变速轴15相对于输入轴12相对旋转时，偏心盘19相对于与输入轴12成一体的偏心凸轮18相对旋转，由此，如图7(B)和图7(C)所示，偏心盘19的中心O2相对于输入轴12的轴线L的偏心量ε从最大值2d逐渐减小，从而变速比增加。当变速轴15相对于输入轴12进一步相对旋转时，偏心盘19相对于与输入轴12成一体的偏心凸轮18进一步相对旋转，由此，如图7(D)所示，最后偏心盘19的中心O2与输入轴12的轴线L重合，偏心量ε变为零，变速比成为最大(无限大)的空档状态(变速比：GN)，对输出轴13的动力传递被切断。

接着，对伴随输入轴12的旋转而产生的离心力引起的载荷进行考察。

在图10(A)和图10(B)中，当输入轴12旋转时，各传递单元14的偏心盘 19上作用有朝向径向外侧的离心力引起的载荷F。若以向上的载荷为正，以向下的载荷为负，则＃1单元产生的载荷为F(向上)，＃4单元产生的载荷为-F(向下)。＃2单元和＃3单元的相位相对于水平方向向下倾斜30°，因此其载荷的上下方向的分量分别为-F×sin30°＝-F/2(向下)。＃5单元和＃6单元的相位相对于水平方向向上倾斜30°，因此其载荷的上下方向的分量分别为F×sin30°＝F/2(向上)。

并且如图10(A)和图10(C)所示，＃1单元和＃4单元产生的水平方向的载荷为0，＃2单元和＃6单元产生的水平方向向后的载荷为＃3单元和＃5单元产生的水平方向向前的载荷为

＃1单元与左侧的球轴承22的距离为x1，＃1单元与右侧的球轴承21的距离为x2+x3+x4+x5+x6+x7，因此，＃1单元的向上的载荷F以x2+x3+x4+x5+x6+x7/L的比率被分配至左侧的球轴承22，以x1/L的比率被分配至右侧的球轴承21，结果，左侧的球轴承22上施加有(x2+x3+x4+x5+x6+x7)/L×F的载荷，右侧的球轴承22上施加有x1/L×F的载荷。

＃2单元与左侧的球轴承22的距离为x1+x2，＃2单元与右侧的球轴承21的距离为x3+x4+x5+x6+x7，因此＃2单元的向下的载荷-F/2以x3+x4+x5+x6+x7/L的比率被分配至左侧的球轴承22，以x1+x2/L的比率被分配至右侧的球轴承21，结果，左侧的球轴承22上施加有-(x3+x4+x5+x6+x7)/L×(F/2)的载荷，右侧的球轴承21上施加有-(x1+x2)/L×(F/2)的载荷。

由此，通过＃1～＃6单元对左侧的球轴承22作用的上下方向的载荷如下计算：

＃1单元：(x2+x3+x4+x5+x6+x7)/L×F

＃2单元：(x3+x4+x5+x6+x7)/L×(-F/2)

＃3单元：(x4+x5+x6+x7)/L×(-F/2)

＃4单元：(x5+x6+x7)/L×(-F)

＃5单元：(x6+x7)/L×(F/2)

＃6单元：x7/L×(F/2)

这6个载荷合计为

(2x2+x3-2x5-x6)/2L×F …(1)。

同样地，通过＃1～＃6单元对右侧的球轴承21作用的上下方向的载荷如下计算：

＃1单元：(x1)/L×F

＃2单元：(x1+x2)/L×(-F/2)

＃3单元：(x1+x2+x3)/L×(-F/2)

＃4单元：(x1+x2+x3+x4)/L×(-F)

＃5单元：(x1+x2+x3+x4+x5)/L×(F/2)

＃6单元：(x1+x2+x3+x4+x5+x6)/L×(F/2)

这6个载荷合计为

(-2x2-x3+2x5+x6)/2L×F …(2)。

接着，通过＃1～＃6单元对左侧的球轴承22作用的前后方向的载荷如下计算：

＃1单元：0

＃2单元：

＃3单元：

＃4单元：0

＃5单元：

＃6单元：

这6个载荷合计为

同样地，通过＃1～＃6单元对右侧的球轴承21作用的前后方向的载荷如下计算：

＃1单元：0

＃2单元：

＃3单元：

＃4单元：0

＃5单元：

＃6单元：

这6个载荷合计为

从(1)式～(4)式可以明确，如果设定为x2＝x5且x3＝x6，则无论x1、x4以及x7的大小，通过＃1～＃6单元对左侧的球轴承22和右侧的球轴承21施加的上下方向的载荷以及前后方向的载荷相互抵消，均为0。

如上所述，根据本实施方式，仅将6个传递单元14…的偏心盘19…的偏心方向 设定为规定的方向，且将6个传递单元14…之间的间隔设定为规定的大小，就能够将由于作用于偏心盘19…的离心力而输入到支承输入轴12的两端部的球轴承21、22上的总载荷抑制在最小限度，从而减小输入轴12产生的振动。

第2实施方式

参照图11对本发明的第2实施方式进行说明，对于与上述第1实施方式对应的部分，仅标记相同的参照标号进行图示，省略详细的说明。

图11(A)是从轴线L方向观察输入轴12的示意图。被圆圈包围的＃1～＃6示出了各传递单元14的相位(偏心盘19的中心O2相对于轴线L的相位)，＃4单元的相位相对于＃1单元的相位、＃5单元的相位相对于＃4单元的相位、＃2单元的相位相对于＃5单元的相位、＃3单元的相位相对于＃2单元的相位、＃6单元的相位相对于＃3单元的相位、＃1单元的相位相对于＃6单元的相位分别沿相同方向偏移60°。

在图11(A)和图11(B)中，当输入轴12旋转时，各传递单元14的偏心盘19上作用有朝向径向外侧的离心力引起的载荷F。若以向上的载荷为正，以向下的载荷为负，则＃1单元产生的载荷为F(向上)，＃2单元产生的载荷为-F(向下)。＃3单元和＃5单元的相位相对于水平方向向下倾斜30°，因此其载荷的上下方向的分量分别为-F×sin30°＝-F/2(向下)。＃4单元和＃6单元的相位相对于水平方向向上倾斜30°，因此其载荷的上下方向的分量分别为F×sin30°＝F/2(向上)。

并且如图11(A)和图11(C)所示，＃1单元和＃2单元产生的水平方向的载荷为0，＃3单元和＃6单元产生的水平方向向后的载荷为＃4单元和＃5单元产生的水平方向向前的载荷为

＃1单元与左侧的球轴承22的距离为x1，＃1单元与右侧的球轴承21的距离为x2+x3+x4+x5+x6+x7，因此，＃1单元的向上的载荷F以x2+x3+x4+x5+x6+x7/L的比率被分配至左侧的球轴承22，以x1/L的比率被分配至右侧的球轴承21，结果，左侧的球轴承22上施加有(x2+x3+x4+x5+x6+x7)/L×F的载荷，右侧的球轴承22上施加有x1/L×F的载荷。

＃2单元与左侧的球轴承22的距离为x1+x2，＃2单元与右侧的球轴承21的距离为x3+x4+x5+x6+x7，因此＃2单元的向下的载荷-F以x3+x4+x5+x6+x7/L的比率被分配至左侧的球轴承22，以x1+x2/L的比率被分配至右侧的球轴承21，结果，左侧的球轴承22上施加有-(x3+x4+x5+x6+x7)/L×F的载荷，右侧的球轴承21上施加有 -(x1+x2)/L×F的载荷。

由此，通过＃1～＃6单元对左侧的球轴承22作用的上下方向的载荷如下计算：

＃1单元：(x2+x3+x4+x5+x6+x7)/L×F

＃2单元：(x3+x4+x5+x6+x7)/L×(-F)

＃3单元：(x4+x5+x6+x7)/L×(-F/2)

＃4单元：(x5+x6+x7)/L×(F/2)

＃5单元：(x6+x7)/L×(-F/2)

＃6单元：x7/L×(F/2)

这6个载荷合计为

(2x2-x4-x6)/2L×F …(5)。

同样地，通过＃1～＃6单元对右侧的球轴承21作用的上下方向的载荷如下计算：

＃1单元：(x1)/L×F

＃2单元：(x1+x2)/L×(-F)

＃3单元：(x1+x2+x3)/L×(-F/2)

＃4单元：(x1+x2+x3+x4)/L×(F/2)

＃5单元：(x1+x2+x3+x4+x5)/L×(-F/2)

＃6单元：(x1+x2+x3+x4+x5+x6)/L×(F/2)

这6个载荷合计为

(-2x2+x4+x6)/2L×F …(6)。

接着，通过＃1～＃6单元对左侧的球轴承22作用的前后方向的载荷如下计算：

＃1单元：0

＃2单元：0

＃3单元：

＃4单元：

＃5单元：

＃6单元：

这6个载荷合计为

同样地，通过＃1～＃6单元对右侧的球轴承21作用的前后方向的载荷如下计算：

＃1单元：0

＃2单元：0

＃3单元：

＃4单元：

＃5单元：

＃6单元：

这6个载荷合计为

从(5)式～(8)式可以明确，如果设定为x2＝x4＝x6，则无论x1、x3、x5以及x7的大小，通过＃1～＃6单元对左侧的球轴承22和右侧的球轴承21施加的上下方向的载荷以及前后方向的载荷相互抵消，均为0。

通过该第2实施方式也能够起到与上述第1实施方式相同的效果。

以上，对本发明的实施方式进行了说明，但本发明能够在不脱离其主旨的范围内进行各种设计变更。

例如，本发明的驱动源并不限定于实施方式的发动机E，也可以是电动马达等其他的驱动源。

此外，本发明的传递单元14未必必须具有变速功能，具有驱动力的传递功能即可。

另外，实施方式中利用球轴承21、22支承输入轴12的两端，但可以使用球轴承21、22以外的任意轴承。