WO2023112801A1 - 駆動装置 - Google Patents

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WO2023112801A1
WO2023112801A1 PCT/JP2022/045184 JP2022045184W WO2023112801A1 WO 2023112801 A1 WO2023112801 A1 WO 2023112801A1 JP 2022045184 W JP2022045184 W JP 2022045184W WO 2023112801 A1 WO2023112801 A1 WO 2023112801A1
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bearing
groove
case
oil
grooves
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彰一 山崎
旭 山本
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株式会社アイシン
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    • F16H57/0469—Bearings or seals
    • F16H57/0471—Bearing

Definitions

  • the present disclosure relates to a driving device.
  • a lubricating circuit in which oil stored in a case is pumped up by an oil pump, and the pumped oil is supplied to a power transmission mechanism to lubricate the power transmission mechanism (including bearings).
  • the surface of the bearing that faces the case in the radial direction and is the surface on the side where the bearing can slide against the case for example, in the case of a clearance fit, the surface on the side of the clearance fit.
  • the present disclosure aims to reduce wear of the case caused by creep by providing a mechanism for appropriately supplying oil from the oil pump to the surface of the bearing.
  • a stationary member In one aspect, a stationary member; a bearing; a rotary-side member that is drivingly connected to a drive source and supported by the fixed-side member via the bearing so as to be rotatable about an axis;
  • the bearing is press-fitted with the rotating member and fitted with the stationary member,
  • One or more grooves through which oil passes are formed on a surface of the bearing radially facing the fixed member or a surface of the fixed member radially facing the bearing,
  • a drive is provided wherein the groove extends axially and circumferentially about the axis and is open on at least one of the axial sides of the bearing.
  • FIG. 1 is a skeleton diagram of a vehicle drive system including a rotating electric machine and a power transmission mechanism
  • FIG. FIG. 2 is an explanatory diagram of a bearing structure suitable for the vehicle drive system according to the present embodiment
  • FIG. 4 is an explanatory diagram of grooves formed on the outer peripheral surface of the outer race; It is explanatory drawing of the variation of R shape of the bottom part of a groove
  • FIG. 4 is an explanatory diagram of a mode of conveying oil by the grooves of the present embodiment
  • FIG. 5 is a diagram showing each state when creep occurs in which the bearing rotates with respect to the case.
  • FIG. 5 is an explanatory diagram of the relationship between torque generated in a direction to rotate the outer race relative to the case and torque generated in a direction to stop the rotation of the outer race relative to the case;
  • FIG. 5 is an explanatory diagram of fluctuation characteristics of each torque according to a comparative example;
  • FIG. 4 is an explanatory diagram of fluctuation characteristics of each torque according to the present embodiment; It is explanatory drawing of preferable arrangement
  • FIG. 13 is a cross-sectional view along line Q3-Q3 of FIG. 12;
  • FIG. 13 is a diagram corresponding to FIG. 12 in the case of a configuration without an oil reservoir;
  • FIG. 12 is an explanatory diagram of grooves formed in the outer peripheral surface of the outer race of the bearing according to the fourth modification;
  • FIG. 12 is an explanatory diagram of grooves formed in the outer peripheral surface of the outer race of the bearing according to the fifth modified example;
  • FIG. 12 is an explanatory diagram of grooves formed in the inner peripheral surface of the case (the surface facing the outer race in the radial direction) according to the sixth modification;
  • the vehicle drive system 100 to which the vehicle drive device 17 according to the present embodiment can be suitably applied will be described, and then the bearing structure in the vehicle drive device 17 according to the present embodiment will be described.
  • FIG. 1 is a skeleton diagram of a vehicle drive system 100 including a rotating electrical machine 1 and a power transmission mechanism 7.
  • FIG. 1 is a skeleton diagram of a vehicle drive system 100 including a rotating electrical machine 1 and a power transmission mechanism 7.
  • the vehicle drive system 100 includes a rotating electrical machine 1 that serves as a vehicle drive source, and a power transmission mechanism 7 provided in a power transmission path that connects the rotating electrical machine 1 and wheels W.
  • the power transmission mechanism 7 includes an input member 3, a counter gear mechanism 4, a differential gear mechanism 5, and left and right output members 6A and 6B.
  • the input member 3 has an input shaft 31 and an input gear 32 .
  • the input shaft 31 is a rotating member that rotates around the first axis A1.
  • the input gear 32 is a gear that transmits rotational torque (driving force) from the rotary electric machine 1 to the counter gear mechanism 4 .
  • the input gear 32 is provided on the input shaft 31 of the input member 3 so as to rotate together with the input shaft 31 of the input member 3 .
  • the counter gear mechanism 4 is arranged between the input member 3 and the differential gear mechanism 5 in the power transmission path.
  • the counter gear mechanism 4 has a counter shaft 41 , a first counter gear 42 and a second counter gear 43 .
  • the counter shaft 41 is a rotating member that rotates around the second axis A2.
  • the second axis A2 extends parallel to the first axis A1.
  • the first counter gear 42 is an input element of the counter gear mechanism 4 .
  • the first counter gear 42 meshes with the input gear 32 of the input member 3 .
  • the first counter gear 42 is connected to the counter shaft 41 so as to rotate together with the counter shaft 41 .
  • the second counter gear 43 is an output element of the counter gear mechanism 4.
  • the second counter gear 43 is formed to have a smaller diameter than the first counter gear 42 .
  • the second counter gear 43 is provided on the counter shaft 41 so as to rotate together with the counter shaft 41 .
  • the differential gear mechanism 5 is arranged on the third axis A3 as its rotation axis.
  • a third axis A3 extends parallel to the first axis A1.
  • the differential gear mechanism 5 distributes the driving force transmitted from the rotary electric machine 1 side to the left and right output members 6A and 6B.
  • the differential gear mechanism 5 has a differential input gear 51 that meshes with the second counter gear 43 of the counter gear mechanism 4 .
  • the differential gear mechanism 5 also includes a differential case 52, in which a pinion shaft, pinion gears, left and right side gears, and the like are accommodated.
  • the left and right side gears are connected to the left and right output members 6A, 6B so as to rotate together.
  • the left and right output members 6A, 6B are drivingly connected to the left and right wheels W, respectively.
  • the left and right output members 6A and 6B transmit driving force distributed by the differential gear mechanism 5 to the wheels W, respectively.
  • the left and right output members 6A and 6B may be composed of two or more members.
  • the rotating electric machine 1 drives the wheels W via the power transmission mechanism 7.
  • other reduction mechanisms such as planetary gear mechanisms may be utilized.
  • the vehicle drive device 17 in the vehicle drive system 100 shown in FIG. 1, together with the case 2, various components within the case 2 form the vehicle drive device 17 according to this embodiment.
  • One or both of the left and right output members 6 ⁇ /b>A and 6 ⁇ /b>B may be partially or wholly not housed in the case 2 .
  • the vehicle drive system 17 is applicable not only to the vehicle drive system 100 having the specific configuration shown in FIG. 1, but also to various vehicle drive systems.
  • the vehicle drive device 17 is arbitrary as long as it has at least one rotating member that is drivingly connected to the wheels W in a manner that can transmit power from a drive source (for example, the rotary electric machine 1 or the engine) to the wheels W. of vehicle drive systems.
  • a drive source for example, the rotary electric machine 1 or the engine
  • FIG. 2 is an explanatory diagram of the bearing structure 9 suitable for the vehicle drive device 17 according to this embodiment, and is a schematic diagram viewed in the axial direction.
  • the X direction and the X1 side and the X2 side along the X direction are defined as directions perpendicular to the first axis A1.
  • the X direction may substantially correspond to the horizontal direction, for example.
  • bearing structure 9 will be described with an example applied to the bearing 90 that rotatably supports the input shaft 31 shown in FIG. It may be applied to other possible supporting bearings (not shown).
  • the bearing 90 is press-fitted (interference-fitted) with the input shaft 31, which is a member on the rotating side, and is loosely fitted to the case 2, which is a member on the stationary side. That is, the outer race 91 of the bearing 90 is loosely fitted into the shaft hole of the case 2 , and the input shaft 31 is press-fitted radially inward of the inner race 92 .
  • the bearing 90 is a ball bearing in the example shown in FIG. 2, it may be another type of rolling bearing using rollers or the like.
  • the surface of the bearing 90 that faces the case 2 in the radial direction is also referred to as "the outer peripheral surface of the outer race 91".
  • FIG. 3 is an explanatory view of the groove 96 formed on the outer peripheral surface of the outer race 91.
  • a part of the case 2 in FIG. 90 is a side view (viewed in the X direction from the X2 side).
  • FIG. 3 schematically shows another part of case 2 in FIG. 2 (X1 side with respect to line L200 in FIG. 2).
  • the Y direction and the Y1 side and Y2 side along the Y direction are defined as directions parallel to the first axis A1.
  • the oil is schematically indicated by a hatched area 80 .
  • FIG. 4 is an explanatory diagram of variations of the R shape of the bottom of the groove 96, and is a cross-sectional view along the line Q1-Q1 in FIG.
  • a groove 96 through which oil passes is formed on the outer peripheral surface of the outer race 91 of the bearing 90 (the surface facing the case 2 in the radial direction).
  • the grooves 96 may have a cross-sectional shape with corners R at the bottoms 960A, 960B, 960C as shown in FIG.
  • FIG. 4 schematically shows the cross-sectional shape of the groove 96.
  • FIG. 4 schematically shows three types of bottoms 960A, 960B, and 960C in the groove 96.
  • stress concentration at the bottom portion of the groove 96 can be prevented, and the size of the bearing 90 having the groove 96 can be reduced.
  • the groove 96 has a spiral shape around an axis extending from one axial end to the other axial end of the bearing 90 and is axially open at both axial ends of the bearing 90 .
  • the groove 96 is schematically indicated by a single line (dotted line on the X1 side, which is the back side).
  • FIG. 5 is an explanatory diagram of the manner in which oil is conveyed by the grooves 96 of this embodiment, and is a diagram corresponding to FIG. 3 for explaining the flow of oil by the grooves 96 .
  • the state of the groove 96 when the outer race 91 of the bearing 90 rotates with respect to the case 2 is indicated by reference numerals 96(1) to 96(4).
  • 96(1) to 96(4) correspond in chronological order.
  • the oil flows from one side in the axial direction (Y2 side in FIG. 5). It is conveyed to the other side (the Y1 side in FIG. 5) by the groove 96 (see arrow 300 in FIG. 5).
  • the helical direction of the groove 96 is such that when the input shaft 31 rotates in the rotational direction corresponding to the forward movement of the vehicle, the oil in the space SP1 on one axial side (the Y2 side in FIG. 5) of the bearing 90 It is set to send to the other side of the bearing 90 (the Y1 side in FIG. 5). Due to the axial flow of oil by the grooves 96, the oil can be appropriately supplied between the outer race 91 of the bearing 90 and the case 2 in the radial direction. can effectively reduce the coefficient of friction between Further effects associated with this will be described later with reference to FIGS. 6 to 8. FIG.
  • an oil passage 36 is provided for supplying oil from the Y2 side) to the adjacent space SP1.
  • the oil supplied to the space SP1 can be efficiently supplied between the outer race 91 of the bearing 90 and the case 2 in the radial direction.
  • Part or all of the oil passage 36 may be formed in the case 2 or may be formed by a tubular member separate from the case 2 .
  • the oil can be conveyed from one side (Y2 side in FIG. 5) of the bearing 90 to the other side (Y1 side in FIG. 5) through the groove 96. It is possible to eliminate the oil passage with For example, in a configuration in which a rotor shaft (not shown) of the rotary electric machine 1 is hollow to form an axial oil passage, oil from the axial oil passage is supplied to the power transmission mechanism 7 side (for example, the case 2 ) via a bearing 90 . can be supplied to various lubrication target elements arranged in the space on the power transmission mechanism 7 side in .
  • FIG. 6 is a diagram showing states S400 to S404 when creep occurs in which the bearing 90 rotates with respect to the case 2.
  • arrows R91 and R92 represent the rotation state and rotation direction.
  • FIG. 7 shows a torque T1 generated in a direction that rotates the outer race 91 relative to the case 2 (here, clockwise rotation) and a torque T1 that stops the rotation of the outer race 91 relative to the case 2 (here, clockwise rotation).
  • FIG. 4 is an explanatory diagram of a relationship with a torque T2 generated in a direction;
  • FIG. 8 is a characteristic diagram according to a comparative example, and FIG.
  • FIGS. 8 and 9 are characteristic diagram according to this embodiment.
  • the horizontal axis represents the rotational speed of the inner race 92 of the bearing 90
  • the vertical axis represents the torque. ing.
  • the comparative example differs from the bearing 90 of this embodiment in that it does not have the groove 96 .
  • state S402 and subsequent state S404 occur when torque T1 (see FIG. 7) falls below torque T2 (see FIG. 7). That is, when torque T1>torque T2, the outer race 91 continues to rotate (that is, so-called co-rotation creep occurs). Note that if the coefficient of friction that contributes to the torque T2 (the coefficient of friction between the case 2 and the outer race 91) can be reduced, the torque T2 can be reduced and the relationship of torque T1>torque T2 can easily be realized.
  • the oil flowing through the groove 96 as described above can reduce the coefficient of friction (the coefficient of friction between the case 2 and the outer race 91) that contributes to the torque T2. Therefore, as shown in FIG. 9, it is easy to maintain the relationship of torque T1>torque T2 even in the low speed range.
  • the oil flowing through the groove 96 maintains the relationship of torque T1>torque T2, thereby effectively reducing wear of the case 2.
  • FIG. 10 is an explanatory diagram of a preferred arrangement of grooves.
  • FIG. 10 shows two variations (grooves 96A, 96B) as modifications to the groove 96.
  • the groove 96A is formed on the outer peripheral surface of the outer race 91A of the bearing 90A according to the first modified example
  • the groove 96B is formed on the outer peripheral surface of the outer race 91B of the bearing 90B according to the second modified example.
  • Both of the grooves 96A and 96B are provided with a plurality of grooves, unlike the groove 96 of the above-described embodiment.
  • Each of the grooves 96A, 96B has a similar helical configuration, albeit with a significantly narrower circumferential extent than the groove 96 of the previous embodiment.
  • grooves 96A and 96B similarly to the groove 96 according to the above-described embodiment, when the input shaft 31 rotates in the rotational direction corresponding to the forward movement of the vehicle, the oil in the space SP1 is pushed to the other side of the bearings 90A and 90B ( Y1 side in FIG. 10). Due to the axial oil flow by the grooves 96A and 96B, the oil can be appropriately supplied between the outer races 91A and 91B of the bearings 90A and 90B and the case 2 in the radial direction. The coefficient of friction between the outer races 91A, 91B and the case 2 can be effectively reduced.
  • the configuration in which the grooves 96B are formed with a relatively high density can be advantageous in that the amount of oil that can be supplied can be increased (and the coefficient of friction can be reduced accordingly).
  • the contact area between the outer race 91B and the case 2 is reduced, which is disadvantageous in that the contact pressure increases.
  • the grooves on the outer circumferential surface of the outer race preferably, like the grooves 96A of the bearing 90A, intersect an imaginary line on the outer circumferential surface of the outer race that is parallel to the axial direction at each circumferential position. is formed so that is less than or equal to 1 time.
  • FIG. 10 shows an imaginary line L800 for one circumferential position. In this case, imaginary line L800 intersects groove 96A of bearing 90A only once, but intersects groove 96B of bearing 90B twice.
  • the term "intersection” here means a cross-shaped manner. Therefore, in the case of the imaginary line L801 illustrated for the bearing 90A in FIG. 10 (an imaginary line L801 for another circumferential position), the imaginary line L801 is the axial end (Y1 side) of the groove 96A of the bearing 90A. end), but does not "cross" groove 96A. In this respect, also in the case of the groove 96 according to the above-described embodiment, an imaginary line (not shown) that intersects one axial end of the groove 96 intersects the other axial end of the groove 96 . The number of times is one or less.
  • FIG. 11 is an explanatory diagram of a groove 96D formed in the outer peripheral surface of an outer race 91D of a bearing 90D according to a third modification, and is a side view (X direction view from the X2 side) similar to FIG. .
  • 12 is an enlarged view of the Q2 portion of FIG. 11.
  • FIG. 13 is a cross-sectional view along line Q3-Q3 of FIG. 12.
  • FIG. 14 is a diagram corresponding to FIG. 12 in the case of a configuration without the oil reservoir 961D.
  • the width of the groove 96D in the direction perpendicular to the longitudinal direction increases at both axial end portions.
  • the groove 96D is shown in black in the portion on the front side.
  • the groove width in the direction perpendicular to the longitudinal direction of the groove 96D is w0 in the normal section, whereas it is wider than w0 in the end portion. also has a significantly larger width w1.
  • the portion of the end portion of the outer race 91D adjacent to the groove 96D can function as the oil reservoir 961D. It is possible to reduce wear on the case 2 side that may occur in the case.
  • a portion 912 of the axial end of the outer race 91D adjacent to the groove 96 tapers at the circumferential end. , so that a relatively high surface pressure can be applied to the case 2 that contacts the portion 912 . Such relatively high surface pressure can accelerate wear of the case 2 .
  • an oil reservoir 961D that does not come into contact with the case 2 is formed.
  • the oil reservoir 961D may be formed by cutting the portion 912 or the like.
  • the bottom portion 960D of the groove 96D has the form of the bottom portion 960A described above with reference to FIG. 960C form.
  • the oil reservoir 961D is formed at both ends in the axial direction with respect to one groove 96D. ) may be formed only.
  • the width w0 of the groove 96D is changed from the width w1 to w1 gradually, but it may be changed stepwise. That is, the angle ⁇ shown in FIG. 12 may be approximately 90 degrees. Also, the corner portion related to the angle ⁇ shown in FIG. 12 may be given an angle R. FIG. Also, similarly, the corner portion related to the angle ⁇ shown in FIG. 12 may be given an angle R. Also, although one groove 96D is formed in the example shown in FIGS. 11 to 13, a plurality of similar grooves 96D may be formed as described above with reference to FIG.
  • an oil reservoir like the oil reservoir 961D described above with reference to FIGS. 11 to 13 may be formed.
  • an oil reservoir portion may be formed for each of the plurality of grooves 96D, or may be formed in common for two or more of the plurality of grooves 96D. good.
  • FIG. 15 is an explanatory diagram of a groove 96E formed in the outer peripheral surface of the outer race 91E of the bearing 90E according to the fourth modification, and is a side view (X direction view from the X2 side) similar to FIG. .
  • the groove 96E according to this modified example differs from the groove 96 according to the above-described embodiment in that it opens only on one end side (Y2 side) in the axial direction. Specifically, although the groove 96E extends in the axial direction and in the circumferential direction around the axis, the groove 96E does not open in the axial direction at the end surface of the outer race 91E on the Y1 side, returns to the Y2 side, and returns to the Y2 side of the outer race 91E. is axially open at the end face of the
  • the groove 96E according to this modified example has a form in which it makes one reciprocation from the opening (entrance) on the Y2 side toward the Y1 side and then returns to the Y2 side and opens, but it may also have a form in which it makes two or more reciprocations. .
  • a plurality of grooves 96E may be formed in such a manner that a plurality of sets of inlets and outlets are formed on the Y2 side.
  • an oil reservoir like the oil reservoir 961D described above with reference to FIGS. 11 to 13 may be formed.
  • an oil reservoir portion may be formed for each of the plurality of grooves 96E, or may be formed commonly for two or more of the plurality of grooves 96E. good.
  • FIG. 16 is an explanatory diagram of a groove 96F formed in the outer peripheral surface of the outer race 91F of the bearing 90F according to the fifth modification, and is a side view (X direction view from the X2 side) similar to FIG. .
  • the outer race 91F according to this modified example differs from the outer race 91 according to the embodiment described above in that a groove 96F is added.
  • the groove 96F allows oil to be transported in the opposite direction to the groove 96. Specifically, the groove 96F can send the oil from the Y1 side to the Y2 side when the input shaft 31 rotates in the rotational direction corresponding to when the vehicle moves forward.
  • a plurality of grooves 96F according to this modified example may be formed as described above with reference to FIG. Also in this modified example, an oil reservoir like the oil reservoir 961D described above with reference to FIGS. 11 to 13 may be formed. When a plurality of grooves 96F are formed, an oil reservoir portion may be formed for each of the plurality of grooves 96F, or may be formed commonly for two or more of the plurality of grooves 96F. good.
  • FIG. 17 is an explanatory diagram of a groove 96G formed in the inner peripheral surface of the case 2G (the surface facing the outer race 91 in the radial direction) according to the sixth modification, and is a schematic diagram showing the inner peripheral surface of the case 2G. It is a top view.
  • the L direction shown in FIG. 17 corresponds to the circumferential direction.
  • FIG. 17 shows an explanatory dotted line representing the connection of the grooves 96G, but the dotted line does not represent the groove 96G itself.
  • a range SC1 shown in FIG. 17 schematically indicates an axial range over which the bearing 90 extends.
  • the groove 96G is in the form of a single spiral, and is formed in the axial range (see range SC1) in which the bearing 90 extends. That is, the spiral-shaped groove 96G faces the outer race 91 of the bearing 90 over the entire axial length of the outer race 91 . In FIG. 17, the groove 96G extends beyond the bearing 90 on both axial sides of the bearing 90 so that it is open on both axial sides of the bearing 90 . Also in this modification, when the bearing 90 rotates with the rotation of the input shaft 31 (see S400) as described above with reference to FIG. 6, the outer race 91 rotates with respect to the case 2G.
  • the spiral direction of the groove 96G is such that the oil in the space SP1 (see FIG. 3) is sent to the Y1 side when the input shaft 31 rotates in the rotational direction corresponding to the forward movement of the vehicle.
  • this modification relates to the case 2G that may be used with the bearing 90 having the grooves 96 described above, but the case 2G can be suitably combined with bearings that do not have the grooves 96 described above. That is, in the case of this modification, the groove 96 in the bearing 90 may be omitted.
  • the grooves 96G are open on both axial sides of the bearing 90 by extending beyond the bearing 90 on both axial sides of the bearing 90, but this is not the only option. That is, the groove 96G may be formed so as to open only on the Y2 side in the same way as the groove 96E described above with reference to FIG.
  • the present invention is not limited to this. That is, in the above-described embodiment, the outer race 91 is loosely fitted to the stationary member, but the inner race 92 may be loosely fitted to the stationary member.
  • grooves similar to the grooves 96 described above may be formed on the inner peripheral surface of the inner race 92 (the surface facing the stationary member in the radial direction).
  • the outer race 91 is loosely fitted to the case 2, but it is not limited to this.
  • the outer race 91 may be an intermediate fit or an interference fit to the case 2 .
  • the wear of the case 2 can be reduced by forming a similar groove 96 in the outer race 91 .
  • the present invention is applied to a vehicle driving device that drives wheels, but it is also applicable to a vehicle driving device that transmits driving force to vehicle-mounted parts other than wheels, and to a driving device that is used for purposes other than vehicles.
  • a vehicle driving device that transmits driving force to vehicle-mounted parts other than wheels
  • a driving device that is used for purposes other than vehicles.
  • the present invention may be applied to a bearing structure related to a rotating member drivingly connected to an actuator.
  • the applicable power transmission mechanism is arbitrary as described above, and may be applied to AMT (Automated Manual Transmission).
  • Vehicle driving device driving device
  • 2 Case (fixed side member), 90, 90A to 90F... Bearing, 31
  • Input shaft rotating side member

Landscapes

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Abstract

固定側部材と、ベアリングと、駆動源に駆動連結され、固定側部材にベアリングを介して軸まわりに回転可能に支持される回転側部材と、を備え、ベアリングは、回転側部材が圧入されるとともに、固定側部材に嵌合され、ベアリングにおける固定側部材に径方向で対向する表面、又は、固定側部材におけるベアリングに径方向で対向する表面には、油が通る１本以上の溝が形成され、溝は、軸方向にかつ軸まわりの周方向に延在し、かつ、ベアリングの軸方向の両側のうちの少なくとも一方側において、開口する、駆動装置が開示される。

Description

駆動装置
　本開示は、駆動装置に関する。
　ケース内に貯留された油をオイルポンプによって汲み上げ、汲み上げた油を動力伝達機構に供給して動力伝達機構（ベアリングを含む）を潤滑する潤滑回路が知られている。
特開２０１９－１２９６０８号公報
　しかしながら、上記のような従来技術では、ベアリングにおけるケースに径方向で対向する表面であって、ケースに対してベアリングが摺動しうる側の表面（例えば隙間嵌めの場合、隙間嵌め側の表面）に、オイルポンプからの油を適切に供給する機構が設けられていない。このため、ケースに対してベアリングが回転するクリープが発生した場合に、ケースに対してベアリングが接触すると、ケースに比較的高い径方向の荷重が印加されてケースが摩耗する可能性がある。
　そこで、１つの側面では、本開示は、ベアリングの表面にオイルポンプからの油を適切に供給する機構を設けることで、クリープに起因したケースの摩耗を低減することを目的とする。
　１つの側面では、固定側部材と、
　ベアリングと、
　駆動源に駆動連結され、前記固定側部材に前記ベアリングを介して軸まわりに回転可能に支持される回転側部材と、を備え、
　前記ベアリングは、前記回転側部材が圧入されるとともに、前記固定側部材に嵌合され、
　前記ベアリングにおける前記固定側部材に径方向で対向する表面、又は、前記固定側部材における前記ベアリングに径方向で対向する表面には、油が通る１本以上の溝が形成され、
　前記溝は、軸方向にかつ軸まわりの周方向に延在し、かつ、前記ベアリングの軸方向の両側のうちの少なくとも一方側において、開口する、駆動装置が提供される。
　１つの側面では、本開示によれば、ベアリングの表面にオイルポンプからの油を適切に供給する機構を設けることで、クリープに起因したケースの摩耗を低減することが可能となる。
回転電機及び動力伝達機構を含む車両用駆動システムのスケルトン図である。 本実施例による車両用駆動装置に好適なベアリング構造の説明図である。 アウタレースの外周面に形成される溝の説明図である。 溝の底部のＲ形状のバリエーションの説明図である。 本実施例の溝による油の搬送態様の説明図である。 ケースに対してベアリングが回転するクリープが発生した場合の各状態を示す図である。 ケースに対してアウタレースを回転させる方向に発生するトルクと、ケースに対するアウタレースの回転を停止させる方向に発生するトルクとの関係の説明図である。 比較例による各トルクの変動特性の説明図である。 本実施例による各トルクの変動特性の説明図である。 第１変形例及び第２変形例による好ましい溝の配置の説明図である。 第３変形例によるベアリングのアウタレースの外周面に形成される溝の説明図である。 図１１のＱ２部の拡大図である。 図１２のラインＱ３－Ｑ３に沿った断面図である。 油溜め部を有さない構成の場合の、図１２に対応する図である。 第４変形例によるベアリングのアウタレースの外周面に形成される溝の説明図である。 第５変形例によるベアリングのアウタレースの外周面に形成される溝の説明図である。 第６変形例によるケースの内周面（アウタレースに径方向に対向する面）に形成される溝の説明図である。
　以下、添付図面を参照しながら各実施例について詳細に説明する。なお、図面の寸法比率はあくまでも一例であり、これに限定されるものではなく、また、図面内の形状等は、説明の都合上、部分的に誇張している場合がある。
　以下では、まず、本実施例による車両用駆動装置１７が好適に適用可能な車両用駆動システム１００について説明してから、本実施例による車両用駆動装置１７におけるベアリング構造について説明する。
　図１は、回転電機１及び動力伝達機構７を含む車両用駆動システム１００のスケルトン図である。
　図１に示す例では、車両用駆動システム１００は、車両の駆動源となる回転電機１と、回転電機１と車輪Ｗとを結ぶ動力伝達経路に設けられた動力伝達機構７と、を備える。動力伝達機構７は、入力部材３と、カウンタギヤ機構４と、差動歯車機構５と、左右の出力部材６Ａ、６Ｂと、を備える。
　入力部材３は、入力軸３１と、入力ギヤ３２とを有する。入力軸３１は、第１軸Ａ１まわりに回転する回転部材である。入力ギヤ３２は、回転電機１からの回転トルク（駆動力）をカウンタギヤ機構４に伝達するギヤである。入力ギヤ３２は、入力部材３の入力軸３１と一体的に回転するように、入力部材３の入力軸３１に設けられる。
　カウンタギヤ機構４は、動力伝達経路において、入力部材３と差動歯車機構５との間に配置される。カウンタギヤ機構４は、カウンタ軸４１と、第１カウンタギヤ４２と、第２カウンタギヤ４３とを有する。
　カウンタ軸４１は、第２軸Ａ２まわりに回転する回転部材である。第２軸Ａ２は、第１軸Ａ１に平行に延在する。第１カウンタギヤ４２は、カウンタギヤ機構４の入力要素である。第１カウンタギヤ４２は、入力部材３の入力ギヤ３２と噛み合う。第１カウンタギヤ４２は、カウンタ軸４１と一体的に回転するように、カウンタ軸４１に連結される。
　第２カウンタギヤ４３は、カウンタギヤ機構４の出力要素である。本実施例では、一例として、第２カウンタギヤ４３は、第１カウンタギヤ４２よりも小径に形成される。第２カウンタギヤ４３は、カウンタ軸４１と一体的に回転するように、カウンタ軸４１に設けられる。
　差動歯車機構５は、その回転軸心としての第３軸Ａ３上に配置される。第３軸Ａ３は、第１軸Ａ１に平行に延在する。差動歯車機構５は、回転電機１の側から伝達される駆動力を、左右の出力部材６Ａ、６Ｂに分配する。差動歯車機構５は、差動入力ギヤ５１を備え、差動入力ギヤ５１は、カウンタギヤ機構４の第２カウンタギヤ４３と噛み合う。また、差動歯車機構５は、差動ケース５２を備え、差動ケース５２内には、ピニオンシャフトや、ピニオンギヤ、左右のサイドギヤ等が収容される。左右のサイドギヤは、それぞれ、左右の出力部材６Ａ、６Ｂと一体的に回転するように連結される。
　左右の出力部材６Ａ、６Ｂのそれぞれは、左右の車輪Ｗに駆動連結される。左右の出力部材６Ａ、６Ｂのそれぞれは、差動歯車機構５によって分配された駆動力を車輪Ｗに伝達する。なお、左右の出力部材６Ａ、６Ｂは、２つ以上の部材により構成されてもよい。
　このようにして回転電機１は、動力伝達機構７を介して車輪Ｗを駆動する。ただし、他の実施例では、遊星歯車機構のような他の減速機構が利用されてもよい。
　ここで、図１に示す車両用駆動システム１００においては、ケース２とともに、ケース２内の各種構成要素が、本実施例による車両用駆動装置１７を形成する。なお、左右の出力部材６Ａ、６Ｂの一方又は双方の一部又は全部は、ケース２に収容されない構成であってもよい。
　なお、本実施例による車両用駆動装置１７は、図１に示す特定の構成を有する車両用駆動システム１００に限らず、多様な車両用駆動システムに適用可能である。車両用駆動装置１７は、駆動源（例えば回転電機１やエンジン）からの動力を車輪Ｗに伝達可能な態様で車輪Ｗに駆動連結される回転側部材を少なくとも１つ有する構成である限り、任意の車両用駆動システムに適用可能である。
　次に、図２以降を参照して、本実施例による車両用駆動装置１７における特徴的な構成について説明する。
　図２は、本実施例による車両用駆動装置１７に好適なベアリング構造９の説明図であり、軸方向に視た概略図である。図２には、第１軸Ａ１に対して垂直な方向として、Ｘ方向と、Ｘ方向に沿ったＸ１側及びＸ２側が定義されている。なお、Ｘ方向は、例えば水平方向に略対応してもよい。
　以下では、図１に示す入力軸３１を回転可能に支持するベアリング９０に適用された例でベアリング構造９を説明するが、ベアリング構造９は、車両用駆動装置１７における他の回転側部材を回転可能に支持する他のベアリング（図示せず）に対して適用されてもよい。
　ベアリング９０は、回転側部材である入力軸３１が圧入（締り嵌め）されるとともに、固定側部材であるケース２に隙間嵌めされる。すなわち、ベアリング９０は、アウタレース９１がケース２の軸孔に隙間嵌めされ、インナレース９２の径方向内側に入力軸３１が圧入される。なお、図２に示す例では、ベアリング９０は、ボールベアリングであるが、ころ等を利用する他のタイプの転がり軸受であってもよい。以下では、ベアリング９０におけるケース２に径方向で対向する表面を、「アウタレース９１の外周面」とも称する。
　図３は、アウタレース９１の外周面に形成される溝９６の説明図であり、図２におけるケース２の一部（図２のラインＬ２００に対してＸ２側）と入力軸３１とを取り除いてベアリング９０を側面視（Ｘ２側からのＸ方向視）で示す図である。なお、図３には、図２におけるケース２の他の一部（図２のラインＬ２００に対してＸ１側）が模式的に示されている。また、図３には、第１軸Ａ１に平行な方向として、Ｙ方向と、Ｙ方向に沿ったＹ１側及びＹ２側が定義されている。また、図３（後出の図５等も同様）には、油がハッチング領域８０で模式的に示されている。図４は、溝９６の底部のＲ形状のバリエーションの説明図であり、図３のラインＱ１－Ｑ１に沿った断面図である。
　本実施例では、ベアリング９０におけるアウタレース９１の外周面（ケース２に径方向で対向する表面）には、油が通る溝９６が形成される。溝９６は、図４に示すように、底部９６０Ａ、９６０Ｂ、９６０Ｃに角Ｒを有する断面形状であってよい。図４には、溝９６の断面形状が模式的に示されている。図４には、溝９６における３種類の底部９６０Ａ、９６０Ｂ、９６０Ｃが模式的に示されている。このような角Ｒを有する底部９６０Ａ、９６０Ｂ、９６０Ｃである場合、溝９６の底部での応力集中を防止でき、溝９６を有するベアリング９０の小型化を図ることができる。
　溝９６は、ベアリング９０の軸方向の一端から他端まで延在する軸まわりの螺旋状の形態であり、かつ、ベアリング９０の軸方向の両端で軸方向に開口する。なお、図３では、溝９６は、模式的に、一本の線（裏側であるＸ１側では点線）で示されている。
　図５は、本実施例の溝９６による油の搬送態様の説明図であり、図３に対応する図において、溝９６による油の流れを説明する図である。
　図５には、ベアリング９０のアウタレース９１がケース２に対して回転した際の、溝９６の状態が、符号９６（１）から９６（４）で示されている。９６（１）から９６（４）は、時系列の順に対応する。ベアリング９０のアウタレース９１がケース２に対して回転すると、９６（１）から９６（４）で示す溝９６の変化からもわかるように、油は軸方向の一方側（図５ではＹ２側）から他方側（図５ではＹ１側）へと溝９６により搬送される（図５の矢印３００参照）。この際、溝９６の螺旋状の向きは、車両前進時に対応する入力軸３１の回転方向の回転時に、ベアリング９０の軸方向一方側（図５ではＹ２側）の空間部ＳＰ１内の油を、ベアリング９０の他方側（図５ではＹ１側）へと送るように、設定される。このような溝９６による軸方向の油の流れに起因して、ベアリング９０のアウタレース９１とケース２との径方向の間に、油を適切に供給でき、ベアリング９０のアウタレース９１とケース２との間の摩擦係数を効果的に低減できる。なお、これに関連した更なる効果は、図６から図８を参照して後述する。
　ここで、このようなベアリング９０のアウタレース９１とケース２との径方向の間に供給される油の量を適切に確保するために、好ましくは、ベアリング９０に対して軸方向一方側（図５ではＹ２側）から隣接する空間部ＳＰ１に油を供給する油路３６が設けられる。これにより、空間部ＳＰ１に供給される油を、ベアリング９０のアウタレース９１とケース２との径方向の間に効率的に供給できる。なお、油路３６の一部又は全部は、ケース２に形成されてもよいし、ケース２とは別の管状の部材により形成されてもよい。
　なお、本実施例によれば、上述したように、ベアリング９０の一方側（図５ではＹ２側）から他方側（図５ではＹ１側）へと溝９６により油を搬送できるので、同様の機能を有する油路を無くすことが可能である。例えば、回転電機１のロータシャフト（図示せず）を中空として軸心油路を形成する構成では、軸心油路からの油を、ベアリング９０を介して動力伝達機構７側（例えば、ケース２における動力伝達機構７側の空間に配置される各種潤滑対象要素）に供給できる。
　次に、図６から図８を参照して、本実施例の溝９６によりベアリング９０のアウタレース９１とケース２との径方向の間に上述したように供給される油の効果を説明する。
　ここでは、まず、図６を参照して、ケース２の摩耗が生じる主たる原因について説明する。図６は、ケース２に対してベアリング９０が回転するクリープが発生した場合の、各状態Ｓ４００からＳ４０４を示す図である。図６において、矢印Ｒ９１、Ｒ９２は、回転状態及び回転方向を表す。図７は、ケース２に対してアウタレース９１を回転（ここでは、時計まわりの回転）させる方向に発生するトルクＴ１と、ケース２に対するアウタレース９１の回転（ここでは、時計まわりの回転）を停止させる方向に発生するトルクＴ２との関係の説明図である。図８は、比較例による特性図であり、図９は、本実施例による特性図である。図８及び図９には、横軸にベアリング９０のインナレース９２の回転数を取り、縦軸にトルクを取り、比較例及び本実施例のそれぞれに係るトルクＴ１、Ｔ２の変動特性が示されている。比較例は、本実施例のベアリング９０に対して、溝９６を有しない点が異なる。
　状態Ｓ４００では、ケース２に対してベアリング９０のアウタレース９１が回転しているが、低荷重かつ高速回転の状態であり、ケース２とアウタレース９１との間に作用する荷重が低荷重であるがゆえに有意な摩耗は生じない。
　他方、高荷重（Ｆ４参照）かつ低速回転の状態Ｓ４０２では、ケース２に対してベアリング９０のアウタレース９１の固体接触（マークＣ４００参照）により比較的高い荷重（径方向の荷重Ｆ４）が発生し、有意な摩耗が発生しやすい。ケース２に対してベアリング９０のアウタレース９１の固体接触が発生すると、ケース２に対するアウタレース９１の回転が停止し（状態Ｓ４０４参照）、その後、状態Ｓ４００に戻る。このようにして、状態Ｓ４００から状態Ｓ４０４への遷移が繰り返されると、状態Ｓ４０２が繰り返されることになり、ケース２の摩耗が進行しやすくなる。
　ここで、状態Ｓ４０２及びその後の状態Ｓ４０４は、トルクＴ１（図７参照）がトルクＴ２（図７参照）を下回る際に生じる。すなわち、トルクＴ１＞トルクＴ２のときは、アウタレース９１は回転を継続する（すなわち、いわゆる連れ回りクリープが発生する）。なお、トルクＴ２に寄与する摩擦係数（ケース２とアウタレース９１との間の摩擦係数）を低減できれば、トルクＴ２を低減して、トルクＴ１＞トルクＴ２の関係を実現しやすい。
　この点、本実施例のベアリング９０とは異なり、溝９６を有しない比較例では、図８に示すように、低回転領域（図８においては、回転数α以下の領域）において、トルクＴ１＞トルクＴ２の関係が成り立たず、それ故に、状態Ｓ４０２及びその後の状態Ｓ４０４が形成されやすくなる。従って、比較例では、状態Ｓ４０２が繰り返されることになり、ケース２の摩耗が進行しやすくなる。
　これに対して、本実施例によれば、上述したように溝９６を通る油により、トルクＴ２に寄与する摩擦係数（ケース２とアウタレース９１との間の摩擦係数）を低減できる。従って、図９に示すように、低回転領域においても、トルクＴ１＞トルクＴ２の関係を維持しやすい。このようにして、本実施例によれば、溝９６を通る油によりトルクＴ１＞トルクＴ２の関係を維持することで、ケース２の摩耗を効果的に低減できる。
　次に、図１０以降を参照して、溝９６に対する変形例について説明する。
　図１０は、好ましい溝の配置の説明図である。図１０には、溝９６に対する変形例として２つのバリエーション（溝９６Ａ、９６Ｂ）が示されている。すなわち、溝９６Ａは、第１変形例によるベアリング９０Ａのアウタレース９１Ａの外周面に形成され、溝９６Ｂは、第２変形例によるベアリング９０Ｂのアウタレース９１Ｂの外周面に形成されている。
　溝９６Ａ、９６Ｂは、ともに、上述した実施例の溝９６とは異なり、複数本設けられている。他方、溝９６Ａ、９６Ｂのそれぞれは、周方向の延在範囲が、上述した実施例の溝９６よりも有意に狭いが、同じように螺旋状の形態である。
　このような溝９６Ａ、９６Ｂによっても、上述した実施例による溝９６と同様、車両前進時に対応する入力軸３１の回転方向の回転時に、空間部ＳＰ１内の油をベアリング９０Ａ、９０Ｂの他方側（図１０ではＹ１側）に送ることができる。このような溝９６Ａ、９６Ｂによる軸方向の油の流れに起因して、ベアリング９０Ａ、９０Ｂのアウタレース９１Ａ、９１Ｂとケース２との径方向の間に、油を適切に供給でき、ベアリング９０Ａ、９０Ｂのアウタレース９１Ａ、９１Ｂとケース２との間の摩擦係数を効果的に低減できる。
　ところで、ベアリング９０Ｂのアウタレース９１Ｂのように、比較的高い密度で溝９６Ｂが形成される構成では、供給できる油量を増加できる点（及びそれに伴い摩擦係数を低減できる点）で有利となりうる。しかしながら、その反面として、アウタレース９１Ｂとケース２との間の接触面積が低減することで、面圧が高くなる点で不利となる。
　従って、アウタレースの外周面上の溝は、好ましくは、ベアリング９０Ａの溝９６Ａのように、各周方向位置において、アウタレースの外周面上の仮想ラインであって軸方向に平行な仮想ラインに対する交差回数が１回以下となるように、形成される。図１０には、一の周方向位置に対する仮想ラインＬ８００が示されている。この場合、仮想ラインＬ８００は、ベアリング９０Ａの溝９６Ａに対しては１回だけ交差するが、ベアリング９０Ｂの溝９６Ｂに対しては２回交差する。
　なお、ここで用語「交差」とは、十字状に交わる態様を意味する。従って、図１０のベアリング９０Ａに対して図示される仮想ラインＬ８０１（別の一の周方向位置に対する仮想ラインＬ８０１）の場合、仮想ラインＬ８０１は、ベアリング９０Ａの溝９６Ａの軸方向端部（Ｙ１側の端部）にちょうど交わるものの、溝９６Ａに対して「交差」はしていない。この点、上述した実施例による溝９６の場合も、溝９６の軸方向一方側の端部に交わる仮想ライン（図示せず）は、溝９６の軸方向他方側の端部に交わるため、交差回数は１回以下である。
　このようにしてアウタレースの外周面上の溝を適切に配置することで、溝による油の必要な供給量を確保しつつ、アウタレースとケース２との間の接触面積の最大化を図ることができる。アウタレースとケース２との間の接触面積を増加することで、面圧を低減できるので、アウタレースの小型化（径方向の厚みの低減）を図ることができる。
　図１１は、第３変形例によるベアリング９０Ｄのアウタレース９１Ｄの外周面に形成される溝９６Ｄの説明図であり、図３と同様の側面視（Ｘ２側からのＸ方向視）で示す図である。図１２は、図１１のＱ２部の拡大図である。図１３は、図１２のラインＱ３－Ｑ３に沿った断面図である。図１４は、油溜め部９６１Ｄを有さない構成の場合の、図１２に対応する図である。
　図１１から図１３に示す例では、溝９６Ｄは、軸方向の両側端部において、長手方向に対して垂直方向の溝幅が拡大する。なお、図１１においては、溝９６Ｄは、手前側にある部分が黒色で示されている。
　具体的には、図１２に模式的に示すように、溝９６Ｄは、長手方向に対して垂直方向の溝幅が、通常区間において幅ｗ０であるのに対して、端部では、幅ｗ０よりも有意に大きい幅ｗ１を有する。この結果、溝９６Ｄは、幅ｗ０のまま開口した場合の開口幅ｗ２（＝ｗ０／ｓｉｎα）に対して有意に大きい開口幅ｗ３（＝ｗ１／ｓｉｎα）を有する。
　図１１から図１３に示す例によれば、溝９６Ｄが比較的広い開口幅ｗ３を有することで、端部に、比較的容量の大きい油溜め部９６１Ｄを形成できる。これにより、溝９６Ｄ内へと油を効率的に供給でき（図１２の矢印Ｒ１２参照）、溝９６Ｄによる油の搬送機能を効率的に高めることができる。
　また、図１１から図１３に示す例によれば、アウタレース９１Ｄの端部のうちの、溝９６Ｄに隣接する部分を、油溜め部９６１Ｄとして機能させることができるので、油溜め部９６１Ｄがない場合に生じうるケース２側の摩耗を低減できる。
　具体的には、図１４に示すように、油溜め部９６１Ｄがない場合には、アウタレース９１Ｄの軸方向端部のうちの、溝９６に隣接する部分９１２は、周方向端部が先細る形態となり、当該部分９１２に接触するケース２に対して比較的高い面圧を与えうる。かかる比較的高い面圧は、ケース２の摩耗を促進しうる。
　この点、本実施例によれば、上述したように、かかる部分９１２に代えて、ケース２に接触しない油溜め部９６１Ｄが形成される。例えば、油溜め部９６１Ｄは、部分９１２を切削等することで形成されてもよい。これにより、ケース２に対して比較的高い面圧を与えることを防止できる。その結果、アウタレース９１Ｄの軸方向端部によるケース２側の摩耗を効果的に低減できる。
　なお、図１１から図１３に示す例では、溝９６Ｄの底部９６０Ｄは、油溜め部９６１Ｄが形成される区間以外は、図４を参照して上述した底部９６０Ａの形態であるが、底部９６０Ｂ、９６０Ｃの形態であってもよい。
　また、図１１から図１３に示す例では、油溜め部９６１Ｄは、一の溝９６Ｄに対して軸方向両側の端部に形成されているが、一方側の端部（例えばＹ２側の端部）だけに形成されてもよい。
　また、図１１から図１３に示す例では、溝９６Ｄの幅ｗ０から幅ｗ１への変化は、徐々に変化する態様で実現されているが、段差の態様で実現されてもよい。すなわち、図１２に示す角度βが約９０度であってもよい。また、図１２に示す角度βに係る角部は、角Ｒが付与されてもよい。また、同様に、図１２に示す角度γに係る角部は、角Ｒが付与されてもよい。
　また、図１１から図１３に示す例では、１本の溝９６Ｄが形成されているが、図１０を参照して上述したように、複数の同様の溝９６Ｄが形成されてもよい。また、複数の同様の溝９６Ｄが形成される場合においても、図１１から図１３を参照して上述した油溜め部９６１Ｄのような油溜め部が形成されてもよい。溝９６Ｄが複数本形成される場合、油溜め部は、複数の溝９６Ｄのそれぞれごとに形成されてもよいし、複数の溝９６Ｄの２つ以上の一部又は全部に共通に形成されてもよい。
　図１５は、第４変形例によるベアリング９０Ｅのアウタレース９１Ｅの外周面に形成される溝９６Ｅの説明図であり、図３と同様の側面視（Ｘ２側からのＸ方向視）で示す図である。
　本変形例による溝９６Ｅは、軸方向一端側（Ｙ２側）だけしか開口しない点が、上述した実施例による溝９６と異なる。具体的には、溝９６Ｅは、軸方向にかつ軸まわりの周方向に延在するものの、アウタレース９１ＥのＹ１側の端面で軸方向に開口することなく、Ｙ２側に戻り、アウタレース９１ＥのＹ２側の端面で軸方向に開口する。
　このような変形例であっても、溝９６Ｅを介したＹ１側への油の効率的な搬送ができないものの、上述した実施例と同様に、ケース２の摩耗を効果的に低減できる。なお、本変形例による溝９６Ｅは、Ｙ２側の開口（入口）から、Ｙ１側に向かってからＹ２側に戻って開口する一往復する形態であるが、２往復以上する形態であってもよい。また、溝９６Ｅは、Ｙ２側に入口と出口が、複数組形成される態様で、複数本形成されてもよい。なお、本変形例においても、図１１から図１３を参照して上述したような油溜め部９６１Ｄのような油溜め部が形成されてもよい。溝９６Ｅが複数本形成される場合、油溜め部は、複数の溝９６Ｅのそれぞれごとに形成されてもよいし、複数の溝９６Ｅの２つ以上の一部又は全部に共通に形成されてもよい。
　図１６は、第５変形例によるベアリング９０Ｆのアウタレース９１Ｆの外周面に形成される溝９６Ｆの説明図であり、図３と同様の側面視（Ｘ２側からのＸ方向視）で示す図である。
　本変形例によるアウタレース９１Ｆは、上述した実施例によるアウタレース９１に対して、溝９６Ｆが追加されている点が異なる。
　溝９６Ｆは、溝９６とは逆方向の油の搬送を可能とする。具体的には、溝９６Ｆは、車両前進時に対応する入力軸３１の回転方向の回転時に、油をＹ１側からＹ２側へと送ることができる。
　このような変形例であっても、上述した実施例と同様の効果を得ることができる。なお、本変形例による溝９６Ｆは、図１０を参照して上述したように、複数本形成されてもよい。また、本変形例においても、図１１から図１３を参照して上述した油溜め部９６１Ｄのような油溜め部が形成されてもよい。溝９６Ｆが複数本形成される場合、油溜め部は、複数の溝９６Ｆのそれぞれごとに形成されてもよいし、複数の溝９６Ｆの２つ以上の一部又は全部に共通に形成されてもよい。
　図１７は、第６変形例によるケース２Ｇの内周面（アウタレース９１に径方向に対向する面）に形成される溝９６Ｇの説明図であり、ケース２Ｇの内周面を展開した概略的な平面図である。図１７に示すＬ方向は、周方向に対応する。なお、図１７には、溝９６Ｇの繋がりを表す説明用の点線が図示されているが、当該点線は、溝９６Ｇ自体を表す線でない。図１７に示す範囲ＳＣ１は、ベアリング９０が延在する軸方向範囲を模式的に示す。
　本変形例では、溝９６Ｇは、１本の螺旋状の形態であり、ベアリング９０が延在する軸方向範囲（範囲ＳＣ１参照）に形成される。すなわち、螺旋状の形態の溝９６Ｇは、ベアリング９０のアウタレース９１に対して、アウタレース９１の軸方向全長にわたって対向する。図１７では、溝９６Ｇは、ベアリング９０の軸方向両側でベアリング９０を超えて延在するので、ベアリング９０の軸方向両側において開口することになる。本変形例でも、図６を参照して上述したようにベアリング９０が入力軸３１の回転に伴い回転する（Ｓ４００参照）と、ケース２Ｇに対してアウタレース９１が回転することになる。この際、アウタレース９１と溝９６Ｇ内の油との間の摩擦により、溝９６Ｇ内の油が、螺旋状の形態の溝９６Ｇに沿って、軸方向に流れる。このような油の軸方向の流れは、比較的高い油の粘性によっても促進される。
　このようにして本変形例によっても、上述した実施例と同様の効果が得られる。すなわち、上述したように溝９６Ｇを通る油により、摩擦係数（ケース２Ｇとアウタレース９１との間の摩擦係数）を低減できる。従って、図９を参照して上述したように、低回転領域においても、トルクＴ１＞トルクＴ２の関係を維持しやすい。このようにして、本変形例によっても、溝９６Ｇを通る油によりトルクＴ１＞トルクＴ２の関係を維持することで、ケース２Ｇの摩耗を効果的に低減できる。
　なお、本変形例においても、溝９６Ｇの螺旋状の向きは、車両前進時に対応する入力軸３１の回転方向の回転時に、空間部ＳＰ１（図３参照）内の油をＹ１側へと送るように、設定されてよい。このような溝９６Ｇによる軸方向の油の流れに起因して、ベアリング９０のアウタレース９１とケース２Ｇとの間の摩擦係数を効果的に低減できる。
　また、本変形例は、上述した溝９６を有するベアリング９０とともに利用されてよいケース２Ｇに関するが、ケース２Ｇは、上述した溝９６を有さないベアリングとも好適に組み合わせることができる。すなわち、本変形例の場合、ベアリング９０における溝９６は省略されてもよい。
　また、本変形例では、溝９６Ｇは、ベアリング９０の軸方向両側でベアリング９０を超えて延在することで、ベアリング９０の軸方向両側において開口するが、これに限られない。すなわち、溝９６Ｇは、図１５を参照して上述した溝９６Ｅと同じ考え方で、Ｙ２側だけ開口するように形成されてもよい。
　以上、各実施例について詳述したが、特定の実施例に限定されるものではなく、特許請求の範囲に記載された範囲内において、種々の変形及び変更が可能である。また、前述した実施例の構成要素を全部又は複数を組み合わせることも可能である。
　例えば、上述した実施例（及び他の変形例も同様、以下同じ）では、アウタレース９１がケース２に隙間嵌めされているが、これに限られない。すなわち、上述した実施例では、アウタレース９１が固定側部材に隙間嵌めされているが、インナレース９２が固定側部材に隙間嵌めされてもよい。この場合、インナレース９２の内周面（固定側部材に径方向で対向する表面）に、上述した溝９６と同様の溝が形成されてよい。
　また、上述した実施例では、アウタレース９１がケース２に隙間嵌めされているが、これに限られない。例えば、アウタレース９１がケース２に中間嵌め又は締まり嵌めされてよい。この場合も、アウタレース９１に同様の溝９６が形成されることで、ケース２の摩耗を低減できる。
　また、上述した実施例では、車輪を駆動する車両用駆動装置に適用されているが、車輪以外の車載部品に駆動力を伝達する車両用駆動装置や、車両用以外の用途の駆動装置にも適用可能である。例えば、可変バルブタイミング機構や電動オイルポンプにおいて、アクチュエータに駆動連結される回転側部材に係るベアリング構造に適用されてもよい。また、適用可能な動力伝達機構も上述したように任意であり、ＡＭＴ（Ａｕｔｏｍａｔｅｄ　Ｍａｎｕａｌ　Ｔｒａｎｓｍｉｓｓｉｏｎ）に適用されてもよい。
１７・・・車両用駆動装置（駆動装置）、２・・・ケース（固定側部材）、９０、９０Ａ～９０Ｆ・・・ベアリング、３１・・・入力軸（回転側部材）、９６、９６Ａ～９６Ｇ・・・溝、９６０Ａ、９６０Ｂ、９６０Ｃ、９６０Ｄ・・・底部、３６・・・油路、ＳＰ１・・・空間部、Ｌ８００、Ｌ８０１・・・仮想ライン、Ｗ・・・車輪

Claims (6)

  1. 　固定側部材と、
    　ベアリングと、
    　駆動源に駆動連結され、前記固定側部材に前記ベアリングを介して軸まわりに回転可能に支持される回転側部材と、を備え、
    　前記ベアリングは、前記回転側部材が圧入されるとともに、前記固定側部材に嵌合され、
    　前記ベアリングにおける前記固定側部材に径方向で対向する表面、又は、前記固定側部材における前記ベアリングに径方向で対向する表面には、油が通る１本以上の溝が形成され、
    　前記溝は、軸方向にかつ軸まわりの周方向に延在し、かつ、前記ベアリングの軸方向の両側のうちの少なくとも一方側において、開口する、駆動装置。
  2. 　前記回転側部材は、前記駆動源からの動力を車輪に伝達可能な態様で車輪に駆動連結され、
    　前記ベアリングの軸方向の前記一方側から隣接する空間部に油を供給する油路を更に備え、
    　前記溝は、前記空間部に連通する態様で前記ベアリングの軸方向の前記一方側において開口するとともに、軸方向の他方側で開口し、かつ、
    　前記溝は、車両前進時に対応する前記回転側部材の回転方向の回転時に、前記空間部に供給される油を、前記ベアリングの前記一方側から軸方向の他方側に送るように、形成される、請求項１に記載の駆動装置。
  3. 　前記溝は、底部に角Ｒを有する断面形状である、請求項１又は２に記載の駆動装置。
  4. 　前記溝は、軸まわりの各周方向位置において、前記表面上の仮想ラインであって軸方向に平行な仮想ラインに対する交差回数が１回以下となるように、形成される、請求項１から３のうちのいずれか１項に記載の駆動装置。
  5. 　前記溝は、前記ベアリングに形成され、前記ベアリングの軸方向の一端から他端まで延在する軸まわりの螺旋状の形態であり、かつ、前記ベアリングの軸方向の両側の端面で軸方向に開口する、請求項１から４のうちのいずれか１項に記載の駆動装置。
  6. 　前記溝は、前記ベアリングに形成され、前記ベアリングの軸方向の両側のうちの前記少なくとも一方側の端部において、長手方向に対して垂直方向の溝幅が拡大する、請求項１から５のうちのいずれか１項に記載の駆動装置。
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