本發明涉及具備沿軸向并列設置的6個傳遞單元的車輛用動力傳遞裝置，該車輛用動力傳遞裝置將與驅動源連接的輸入軸的旋轉傳遞至與驅動輪連接的輸出軸。

背景技術：

根據以下專利文獻1，公知這樣的無級變速器：將與發動機連接的輸入軸的旋轉轉換為多個連桿的相位互異的往復運動，并利用多個單向離合器將所述多個連桿的往復運動轉換成輸出軸的旋轉運動。

現有技術文獻

專利文獻

專利文獻1：日本特表2005-502543號公報

技術實現要素：

發明所要解決的課題

此外，上述專利文獻1所記載的無級變速器具備沿軸向并列設置的多個傳遞單元，這些傳遞單元的偏心盤以彼此不同的相位在輸入軸的周圍偏心旋轉，因此存在以下問題：周期性的偏載荷施加于支承輸入軸的兩端部的軸承上，從而導致振動。

從多個傳遞單元對支承輸入軸的兩端部的軸承施加的總偏載荷根據多個傳遞單元的偏心盤的相位和軸承與傳遞單元之間的距離而變化，因此認為：如果根據偏心盤的相位適當地確定多個傳遞單元的軸向的位置，則存在減小對軸承施加的總偏載荷的余地。

本發明是鑒于前述的情況而完成的，其目的在于減小車輛用動力傳遞裝置的振動，該車輛用動力傳遞裝置具備6個以不同相位間歇地傳遞驅動力的傳遞單元。

用于解決課題的手段

為了達到上述目的，本發明是一種車輛用動力傳遞裝置，其中，將與驅動源連接 的輸入軸的旋轉傳遞至輸出軸的6個傳遞單元沿軸向并列設置在所述輸入軸與所述輸出軸之間，所述6個傳遞單元中的相鄰的傳遞單元之間的五個間隔、以及支承所述輸入軸的兩端的2個軸承和與它們相鄰的2個所述傳遞單元之間的兩個間隔中，至少一個間隔與其他的間隔不同，所述傳遞單元分別具備：輸入側支點，其與所述輸入軸一同偏心旋轉；單向離合器，其與所述輸出軸連接；輸出側支點，其設置于所述單向離合器的外部件上；以及連桿，其兩端連接于所述輸入側支點和所述輸出側支點，并進行往復運動，所述6個傳遞單元的所述輸入側支點距離所述輸入軸的軸線的偏心量相同，將所述6個傳遞單元從軸向一端側向另一端側依次設為＃1單元、＃2單元、＃3單元、＃4單元、＃5單元、＃6單元時，＃6單元的相位相對于＃1單元的相位、＃2單元的相位相對于＃6單元的相位、＃4單元的相位相對于＃2單元的相位、＃3單元的相位相對于＃4單元的相位、＃5單元的相位相對于＃3單元的相位、＃1單元的相位相對于＃5單元的相位分別沿相同方向偏移60°，所述車輛用動力傳遞裝置的第1特征在于，＃1單元與＃2單元的間隔、和＃4單元與＃5單元的間隔相同，且＃2單元與＃3單元的間隔、和＃5單元與＃6單元的間隔相同。

本發明是一種車輛用動力傳遞裝置，其中，將與驅動源連接的輸入軸的旋轉傳遞至輸出軸的6個傳遞單元沿軸向并列設置在所述輸入軸與所述輸出軸之間，所述6個傳遞單元中的相鄰的傳遞單元之間的五個間隔、以及支承所述輸入軸的兩端的2個軸承和與它們相鄰的2個所述傳遞單元之間的兩個間隔中，至少一個間隔與其他的間隔不同，所述傳遞單元分別具備：輸入側支點，其與所述輸入軸一同偏心旋轉；單向離合器，其與所述輸出軸連接；輸出側支點，其設置于所述單向離合器的外部件上；以及連桿，其兩端連接于所述輸入側支點和所述輸出側支點，并進行往復運動，所述6個傳遞單元的所述輸入側支點距離所述輸入軸的軸線的偏心量相同，將所述6個傳遞單元從軸向一端側向另一端側依次設為＃1單元、＃2單元、＃3單元、＃4單元、＃5單元、＃6單元時，＃4單元的相位相對于＃1單元的相位、＃5單元的相位相對于＃4單元的相位、＃2單元的相位相對于＃5單元的相位、＃3單元的相位相對于＃2單元的相位、＃6單元的相位相對于＃3單元的相位、＃1單元的相位相對于＃6單元的相位分別沿相同方向偏移60°，所述車輛用動力傳遞裝置的第2特征在于，＃1單元與＃2單元的間隔、＃3單元與＃4單元的間隔、以及＃5單元與＃6單元的間隔相同。

并且本發明在第1或第2特征的結構的基礎上，第3特征在于，所述傳遞單元通過使所述輸入側支點距離所述輸入軸的軸線的偏心量變化，而使所述輸入軸的旋轉變速并傳遞至所述輸出軸。

另外，實施方式的偏心盤19對應于本發明的輸入側支點，實施方式的球軸承21、22對應于本發明的軸承，實施方式的銷37對應于本發明的輸出側支點，實施方式的發動機E對應于本發明的驅動源。

發明的效果

根據本發明的第1特征，當與驅動源連接的輸入軸旋轉時，各傳遞單元的輸入側支點偏心旋轉，當一端與輸入側支點連接的連桿進行往復運動時，輸出軸經由與連桿的另一端連接的單向離合器而旋轉。各傳遞單元的輸入側支點偏心旋轉時，離心力引起的載荷作用于輸入軸的兩端的軸承上，導致振動，但是，將配置在輸入軸的兩端的軸承間的6個傳遞單元從軸向一端側向另一端側依次設為＃1單元、＃2單元、＃3單元、＃4單元、＃5單元、＃6單元時，＃6單元的相位相對于＃1單元的相位、＃2單元的相位相對于＃6單元的相位、＃4單元的相位相對于＃2單元的相位、＃3單元的相位相對于＃4單元的相位、＃5單元的相位相對于＃3單元的相位、＃1單元的相位相對于＃5單元的相位分別沿相同方向偏移60°，并且＃1單元與＃2單元的間隔、和＃4單元與＃5單元的間隔相同，且＃2單元與＃3單元的間隔、和＃5單元與＃6單元的間隔相同，因此由各傳遞單元產生的載荷相互抵消，從而能夠將作用于輸入軸的兩端的軸承上的載荷抑制在最小限度，減小振動。

根據本發明的第2特征，當與驅動源連接的輸入軸旋轉時，各傳遞單元的輸入側支點偏心旋轉，當一端與輸入側支點連接的連桿進行往復運動時，輸出軸經由與連桿的另一端連接的單向離合器而旋轉。各傳遞單元的輸入側支點偏心旋轉時，離心力引起的載荷作用于輸入軸的兩端的軸承上，導致振動，但是，將配置在輸入軸的兩端的軸承間的6個傳遞單元從軸向一端側向另一端側依次設為＃1單元、＃2單元、＃3單元、＃4單元、＃5單元、＃6單元時，＃4單元的相位相對于＃1單元的相位、＃5單元的相位相對于＃4單元的相位、＃2單元的相位相對于＃5單元的相位、＃3單元的相位相對于＃2單元的相位、＃6單元的相位相對于＃3單元的相位、＃1單元的相位相對于＃6單元的相位分別沿相同方向偏移60°，并且＃1單元與＃2單元的間隔、＃3單元與＃4單元的間隔、以及＃5單元與＃6單元的間隔相同，因此由各傳遞 單元產生的載荷相互抵消，從而能夠將作用于輸入軸的兩端的軸承上的載荷抑制在最小限度，減小振動。

并且根據本發明的第3特征，傳遞單元通過使輸入側支點距離輸入軸的軸線的偏心量變化，而使輸入軸的旋轉變速并傳遞至輸出軸，因此能夠變更車輛用動力傳遞裝置的傳動比。

附圖說明

圖1是第1實施方式的無級變速器的整體立體圖。(第1實施方式)

圖2是無級變速器的主要部位的局部剖視立體圖。(第1實施方式)

圖3是沿圖1的3-3線的剖視圖。(第1實施方式)

圖4是圖3的4部的放大圖。(第1實施方式)

圖5是沿圖3的5-5線的剖視圖。(第1實施方式)

圖6是示出偏心盤的形狀的圖。(第1實施方式)

圖7是示出偏心盤的偏心量與變速比之間的關系的圖。(第1實施方式)

圖8是示出OD變速比和GN變速比時的偏心盤的狀態的圖。(第1實施方式)

圖9是示出6個傳遞單元的編號的定義的圖。(第1實施方式)

圖10是說明作用于支承輸入軸的兩端部的軸承上的載荷的圖。(第1實施方式)

圖11是說明第2實施方式的作用于支承輸入軸的兩端部的軸承上的載荷的圖。(第2實施方式)

標號說明

12：輸入軸；

13：輸出軸；

14：傳遞單元；

19：偏心盤(輸入側支點)；

21：球軸承(軸承)；

22：球軸承(軸承)；

33：連桿；

36：單向離合器；

37：銷(輸出側支點)；

38：外部件；

E：發動機(驅動源)；

L：輸入軸的軸線；

ε：偏心量。

具體實施方式

下面，參照附圖對本發明的實施方式進行說明。

第1實施方式

對于本發明的第1實施方式，參照圖1～圖10進行說明，首先，如圖1～圖5所示，輸入軸12和輸出軸13相互平行地支承于汽車用的無級變速器T的變速箱體11的一對側壁11a、11b上，與發動機E連接的輸入軸12的旋轉經6個傳遞單元14…、輸出軸13以及差速器D傳遞至驅動輪。與輸入軸12共有軸線L的變速軸15經7個滾針軸承16…以能夠相對旋轉的方式嵌合于形成為中空的輸入軸12的內部。6個傳遞單元14…的結構實質上是相同的結構，因此，下面以一個傳遞單元14為代表對結構進行說明。

傳遞單元14具備在變速軸15的外周面上設置的小齒輪17，該小齒輪17從形成于輸入軸12上的開口12a露出。沿軸線L方向分割成兩部分的圓板狀的偏心凸輪18以夾住小齒輪17的方式花鍵結合于輸入軸12的外周。偏心凸輪18的中心O1相對于輸入軸12的軸線L以距離d的量偏心。另外，6個傳遞單元14…的6個偏心凸輪18…的偏心方向的相位彼此錯開60°。

在圓板狀的偏心盤19的軸線L方向兩端面形成的一對偏心凹部19a、19a經一對滾針軸承20、20旋轉自如地支承于偏心凸輪18的外周面。偏心凹部19a、19a的中心O1(即偏心凸輪18的中心O1)相對于偏心盤19的中心O2以距離d的量偏移。即，輸入軸12的軸線L與偏心凸輪18的中心O1之間的距離d和偏心凸輪18的中心O1與偏心盤19的中心O2之間的距離d相同。

在沿軸線L方向分割成兩部分的偏心凸輪18的分割面上，與該偏心凸輪18的中心O1同軸地設有一對新月狀的引導部18a、18a，形成為使偏心盤19的一對偏心凹部19a、19a的底部之間連通的齒圈19b的齒尖以能夠滑動的方式與偏心凸輪18的引導部18a、18a的外周面抵接。并且，變速軸15的小齒輪17通過輸入軸12的開口 12a與偏心盤19的齒圈19b嚙合。

輸入軸12的右端側經由球軸承21直接支承于變速箱體11的右側的側壁11a。另外，一體地設置于位于輸入軸12的左端側的1個偏心凸輪18上的筒狀部18b經球軸承22支承于變速箱體11的左側的側壁11b，與該偏心凸輪18的內周花鍵結合的輸入軸12的左端側間接地支承于變速箱體11。

使變速軸15相對于輸入軸12相對旋轉來變更無級變速器T的變速比的變速致動器23具備：電動馬達24，其以馬達軸24a與軸線L同軸的方式支承于變速箱體11；以及行星齒輪機構25，其與電動馬達24連接。行星齒輪機構25具備：行星架27，其經由滾針軸承26旋轉自如地支承于電動馬達24；太陽齒輪28，其固定于馬達軸24a；多個雙聯小齒輪29…，它們旋轉自如地支承于行星架27；第1齒圈30，其與中空的輸入軸12的軸端(嚴格來說，是所述1個偏心凸輪18的筒狀部18b)花鍵結合；以及第2齒圈31，其與變速軸15的軸端花鍵結合。各雙聯小齒輪29具備大徑的第1小齒輪29a和小徑的第2小齒輪29b，第1小齒輪29a與太陽齒輪28以及第1齒圈30嚙合，第2小齒輪29b與第2齒圈31嚙合。

在偏心盤19的外周，經由滾柱軸承32以相對旋轉自如的方式支承有連桿33的一端側的環狀部33a。

輸出軸13通過一對球軸承34、35支承于變速箱體11的一對側壁11a、11b，在其外周設有單向離合器36。單向離合器36具備：環狀的外部件38，其通過銷37樞軸支承于連桿33的桿部33b的前端；內部件39，其配置在外部件38的內部且固定于輸出軸13；以及多個輥41…，它們配置于在外部件38的內周的圓弧面與內部件39的外周的平面之間形成的楔狀的空間內，且被多個彈簧40…施力。

如圖6和圖8所示，由于偏心凹部19a、19a的中心O1(即偏心凸輪18的中心O1)相對于偏心盤19的中心O2偏移距離d，因此，偏心盤19的外周與偏心凹部19a、19a的內周之間的間隔在圓周方向上變得不均勻，在該間隔較大的部分形成有新月狀的減重凹部19c、19c。

如圖9所示，6個傳遞單元14…從輸入軸12和輸出軸13的左端側(變速致動器23側)向右端側(發動機E和差速器D側)被命名為＃1單元、＃2單元、＃3單元、＃4單元、＃5單元、＃6單元。

圖10(A)是從軸線L方向觀察輸入軸12的示意圖。被圓圈包圍的＃1～＃6示 出了各傳遞單元14的相位(偏心盤19的中心O2相對于軸線L的相位)，＃6單元的相位相對于＃1單元的相位、＃2單元的相位相對于＃6單元的相位、＃4單元的相位相對于＃2單元的相位、＃3單元的相位相對于＃4單元的相位、＃5單元的相位相對于＃3單元的相位、＃1單元的相位相對于＃5單元的相位分別沿相同方向偏移60°。

圖10(B)是沿圖10(A)的B-B線的截面、圖10(C)是沿圖10(A)的C-C線的截面，均為沿相對于軸線L垂直的方向觀察輸入軸12的示意圖。左側的球軸承22與＃1單元的間隔為x1，＃1單元與＃2單元的間隔為x2，＃2單元與＃3單元的間隔為x3，＃3單元與＃4單元的間隔為x4，＃4單元與＃5單元的間隔為x5，＃5單元與＃6單元的間隔為x6，＃6單元與右側的球軸承21的間隔為x7。并且左右的球軸承22、21間的距離為L(＝x1+x2+x3+x4+x5+x6+x7)。

接下來，對無級變速器T的一個傳遞單元14的作用進行說明。

由圖5和圖7(A)～圖7(D)可知，當偏心盤19的中心O2相對于輸入軸12的軸線L偏心時，如果輸入軸12通過發動機E而旋轉，則連桿33的環狀部33a繞軸線L進行偏心旋轉，由此，連桿33的桿部33b進行往復運動。

其結果是，當連桿33在往復運動的過程中被向圖中左側牽引時，被彈簧40…施力的輥41…嚙入外部件38和內部件39之間的楔狀的空間，從而外部件38和內部件39經輥41…結合，由此，單向離合器36接合，連桿33的移動被傳遞至輸出軸13。相反，當連桿33在往復運動的過程中被向圖中右側推壓時，輥41…一邊壓縮彈簧40…一邊被從外部件38和內部件39之間的楔狀的空間擠出，外部件38和內部件39相互打滑，由此，單向離合器36解除接合，連桿33的移動沒有被傳遞至輸出軸13。

這樣，在輸入軸12旋轉一圈的期間，輸入軸12的旋轉被向輸出軸13傳遞規定時間，因此，當輸入軸12連續旋轉時，輸出軸13間歇地旋轉。6個傳遞單元14…的偏心盤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個傳遞單元14…交替地將輸入軸12的旋轉傳遞至輸出軸13，由此輸出軸13連續地旋轉。

此時，偏心盤19的偏心量ε越大，則連桿33的往復行程越大，輸出軸13的1次的旋轉角增大，無級變速器T的變速比減小。相反，偏心盤19的偏心量ε越小，則連桿33的往復行程越小，輸出軸13的1次的旋轉角減小，無級變速器T的變速比增大。并且，當偏心盤19的偏心量ε變為零時，即使輸入軸12旋轉，連桿33也停止移動，因此，輸出軸13不旋轉，無級變速器T的變速比成為最大(無限大)。

當變速軸15相對于輸入軸12不進行相對旋轉時，即輸入軸12和變速軸15以同一速度旋轉時，無級變速器T的變速比維持固定。為了使輸入軸12和變速軸15以同一速度旋轉，只要以與輸入軸12相同的速度驅動電動馬達24旋轉即可。其理由在于，行星齒輪機構25的第1齒圈30與輸入軸12連接并以與該輸入軸12相同的速度旋轉，但是，如果以與此相同的速度驅動電動馬達24，則太陽齒輪28和第1齒圈30以同一速度旋轉，因此行星齒輪機構25成為鎖定狀態，整體上一體地旋轉。其結果是，與一體地旋轉的第1齒圈30及第2齒圈31連接的輸入軸12和變速軸15實現一體化，以相同的速度旋轉，而不進行相對旋轉。

如果相對于輸入軸12的轉速使電動馬達24的轉速增速或減速，則與輸入軸12結合的第1齒圈30和與電動馬達24連接的太陽齒輪28相對旋轉，因此，行星架27相對于第1齒圈30相對旋轉。此時，相互嚙合的第1齒圈30與第1小齒輪29a的齒數比、和相互嚙合的第2齒圈31與第2小齒輪29b的齒數比稍微不同，因此，與第1齒圈30連接的輸入軸12和與第2齒圈31連接的變速軸15相對旋轉。

這樣，當變速軸15相對于輸入軸12相對旋轉時，齒圈19b與各傳遞單元14的小齒輪17嚙合的偏心盤19的偏心凹部19a、19a被與輸入軸12成一體的偏心凸輪18的引導部18a、18a引導而旋轉，從而偏心盤19的中心O2相對于輸入軸12的軸線L的偏心量ε變化。

圖7(A)示出了變速比最小的超傳動比狀態(變速比：OD)，此時偏心盤19的中心O2相對于輸入軸12的軸線L的偏心量ε是與從輸入軸12的軸線L至偏心凸輪18的中心O1的距離d和從偏心凸輪18的中心O1至偏心盤19的中心O2的距離d之和、即2d相等的最大值。當變速軸15相對于輸入軸12相對旋轉時，偏心盤19相對于與輸入軸12成一體的偏心凸輪18相對旋轉，由此，如圖7(B)和圖7(C)所示，偏心盤19的中心O2相對于輸入軸12的軸線L的偏心量ε從最大值2d逐漸減小，從而變速比增加。當變速軸15相對于輸入軸12進一步相對旋轉時，偏心盤19相對于與輸入軸12成一體的偏心凸輪18進一步相對旋轉，由此，如圖7(D)所示，最后偏心盤19的中心O2與輸入軸12的軸線L重合，偏心量ε變為零，變速比成為最大(無限大)的空檔狀態(變速比：GN)，對輸出軸13的動力傳遞被切斷。

接著，對伴隨輸入軸12的旋轉而產生的離心力引起的載荷進行考察。

在圖10(A)和圖10(B)中，當輸入軸12旋轉時，各傳遞單元14的偏心盤 19上作用有朝向徑向外側的離心力引起的載荷F。若以向上的載荷為正，以向下的載荷為負，則＃1單元產生的載荷為F(向上)，＃4單元產生的載荷為-F(向下)。＃2單元和＃3單元的相位相對于水平方向向下傾斜30°，因此其載荷的上下方向的分量分別為-F×sin30°＝-F/2(向下)。＃5單元和＃6單元的相位相對于水平方向向上傾斜30°，因此其載荷的上下方向的分量分別為F×sin30°＝F/2(向上)。

并且如圖10(A)和圖10(C)所示，＃1單元和＃4單元產生的水平方向的載荷為0，＃2單元和＃6單元產生的水平方向向后的載荷為＃3單元和＃5單元產生的水平方向向前的載荷為

＃1單元與左側的球軸承22的距離為x1，＃1單元與右側的球軸承21的距離為x2+x3+x4+x5+x6+x7，因此，＃1單元的向上的載荷F以x2+x3+x4+x5+x6+x7/L的比率被分配至左側的球軸承22，以x1/L的比率被分配至右側的球軸承21，結果，左側的球軸承22上施加有(x2+x3+x4+x5+x6+x7)/L×F的載荷，右側的球軸承22上施加有x1/L×F的載荷。

＃2單元與左側的球軸承22的距離為x1+x2，＃2單元與右側的球軸承21的距離為x3+x4+x5+x6+x7，因此＃2單元的向下的載荷-F/2以x3+x4+x5+x6+x7/L的比率被分配至左側的球軸承22，以x1+x2/L的比率被分配至右側的球軸承21，結果，左側的球軸承22上施加有-(x3+x4+x5+x6+x7)/L×(F/2)的載荷，右側的球軸承21上施加有-(x1+x2)/L×(F/2)的載荷。

由此，通過＃1～＃6單元對左側的球軸承22作用的上下方向的載荷如下計算：

＃1單元：(x2+x3+x4+x5+x6+x7)/L×F

＃2單元：(x3+x4+x5+x6+x7)/L×(-F/2)

＃3單元：(x4+x5+x6+x7)/L×(-F/2)

＃4單元：(x5+x6+x7)/L×(-F)

＃5單元：(x6+x7)/L×(F/2)

＃6單元：x7/L×(F/2)

這6個載荷合計為

(2x2+x3-2x5-x6)/2L×F …(1)。

同樣地，通過＃1～＃6單元對右側的球軸承21作用的上下方向的載荷如下計算：

＃1單元：(x1)/L×F

＃2單元：(x1+x2)/L×(-F/2)

＃3單元：(x1+x2+x3)/L×(-F/2)

＃4單元：(x1+x2+x3+x4)/L×(-F)

＃5單元：(x1+x2+x3+x4+x5)/L×(F/2)

＃6單元：(x1+x2+x3+x4+x5+x6)/L×(F/2)

這6個載荷合計為

(-2x2-x3+2x5+x6)/2L×F …(2)。

接著，通過＃1～＃6單元對左側的球軸承22作用的前后方向的載荷如下計算：

＃1單元：0

＃2單元：

＃3單元：

＃4單元：0

＃5單元：

＃6單元：

這6個載荷合計為

同樣地，通過＃1～＃6單元對右側的球軸承21作用的前后方向的載荷如下計算：

＃1單元：0

＃2單元：

＃3單元：

＃4單元：0

＃5單元：

＃6單元：

這6個載荷合計為

從(1)式～(4)式可以明確，如果設定為x2＝x5且x3＝x6，則無論x1、x4以及x7的大小，通過＃1～＃6單元對左側的球軸承22和右側的球軸承21施加的上下方向的載荷以及前后方向的載荷相互抵消，均為0。

如上所述，根據本實施方式，僅將6個傳遞單元14…的偏心盤19…的偏心方向 設定為規定的方向，且將6個傳遞單元14…之間的間隔設定為規定的大小，就能夠將由于作用于偏心盤19…的離心力而輸入到支承輸入軸12的兩端部的球軸承21、22上的總載荷抑制在最小限度，從而減小輸入軸12產生的振動。

第2實施方式

參照圖11對本發明的第2實施方式進行說明，對于與上述第1實施方式對應的部分，僅標記相同的參照標號進行圖示，省略詳細的說明。

圖11(A)是從軸線L方向觀察輸入軸12的示意圖。被圓圈包圍的＃1～＃6示出了各傳遞單元14的相位(偏心盤19的中心O2相對于軸線L的相位)，＃4單元的相位相對于＃1單元的相位、＃5單元的相位相對于＃4單元的相位、＃2單元的相位相對于＃5單元的相位、＃3單元的相位相對于＃2單元的相位、＃6單元的相位相對于＃3單元的相位、＃1單元的相位相對于＃6單元的相位分別沿相同方向偏移60°。

在圖11(A)和圖11(B)中，當輸入軸12旋轉時，各傳遞單元14的偏心盤19上作用有朝向徑向外側的離心力引起的載荷F。若以向上的載荷為正，以向下的載荷為負，則＃1單元產生的載荷為F(向上)，＃2單元產生的載荷為-F(向下)。＃3單元和＃5單元的相位相對于水平方向向下傾斜30°，因此其載荷的上下方向的分量分別為-F×sin30°＝-F/2(向下)。＃4單元和＃6單元的相位相對于水平方向向上傾斜30°，因此其載荷的上下方向的分量分別為F×sin30°＝F/2(向上)。

并且如圖11(A)和圖11(C)所示，＃1單元和＃2單元產生的水平方向的載荷為0，＃3單元和＃6單元產生的水平方向向后的載荷為＃4單元和＃5單元產生的水平方向向前的載荷為

＃1單元與左側的球軸承22的距離為x1，＃1單元與右側的球軸承21的距離為x2+x3+x4+x5+x6+x7，因此，＃1單元的向上的載荷F以x2+x3+x4+x5+x6+x7/L的比率被分配至左側的球軸承22，以x1/L的比率被分配至右側的球軸承21，結果，左側的球軸承22上施加有(x2+x3+x4+x5+x6+x7)/L×F的載荷，右側的球軸承22上施加有x1/L×F的載荷。

＃2單元與左側的球軸承22的距離為x1+x2，＃2單元與右側的球軸承21的距離為x3+x4+x5+x6+x7，因此＃2單元的向下的載荷-F以x3+x4+x5+x6+x7/L的比率被分配至左側的球軸承22，以x1+x2/L的比率被分配至右側的球軸承21，結果，左側的球軸承22上施加有-(x3+x4+x5+x6+x7)/L×F的載荷，右側的球軸承21上施加有 -(x1+x2)/L×F的載荷。

由此，通過＃1～＃6單元對左側的球軸承22作用的上下方向的載荷如下計算：

＃1單元：(x2+x3+x4+x5+x6+x7)/L×F

＃2單元：(x3+x4+x5+x6+x7)/L×(-F)

＃3單元：(x4+x5+x6+x7)/L×(-F/2)

＃4單元：(x5+x6+x7)/L×(F/2)

＃5單元：(x6+x7)/L×(-F/2)

＃6單元：x7/L×(F/2)

這6個載荷合計為

(2x2-x4-x6)/2L×F …(5)。

同樣地，通過＃1～＃6單元對右側的球軸承21作用的上下方向的載荷如下計算：

＃1單元：(x1)/L×F

＃2單元：(x1+x2)/L×(-F)

＃3單元：(x1+x2+x3)/L×(-F/2)

＃4單元：(x1+x2+x3+x4)/L×(F/2)

＃5單元：(x1+x2+x3+x4+x5)/L×(-F/2)

＃6單元：(x1+x2+x3+x4+x5+x6)/L×(F/2)

這6個載荷合計為

(-2x2+x4+x6)/2L×F …(6)。

接著，通過＃1～＃6單元對左側的球軸承22作用的前后方向的載荷如下計算：

＃1單元：0

＃2單元：0

＃3單元：

＃4單元：

＃5單元：

＃6單元：

這6個載荷合計為

同樣地，通過＃1～＃6單元對右側的球軸承21作用的前后方向的載荷如下計算：

＃1單元：0

＃2單元：0

＃3單元：

＃4單元：

＃5單元：

＃6單元：

這6個載荷合計為

從(5)式～(8)式可以明確，如果設定為x2＝x4＝x6，則無論x1、x3、x5以及x7的大小，通過＃1～＃6單元對左側的球軸承22和右側的球軸承21施加的上下方向的載荷以及前后方向的載荷相互抵消，均為0。

通過該第2實施方式也能夠起到與上述第1實施方式相同的效果。

以上，對本發明的實施方式進行了說明，但本發明能夠在不脫離其主旨的范圍內進行各種設計變更。

例如，本發明的驅動源并不限定于實施方式的發動機E，也可以是電動馬達等其他的驅動源。

此外，本發明的傳遞單元14未必必須具有變速功能，具有驅動力的傳遞功能即可。

另外，實施方式中利用球軸承21、22支承輸入軸12的兩端，但可以使用球軸承21、22以外的任意軸承。