(57)【要約】【課題】負荷トルクの方向が変化する動力伝達部材のスプライン嵌合構造であっても、動力伝達部材同士の円周方向のガタつきを抑制した上で、スプラインの疲労強度を十分に確保することである。【解決手段】動力伝達シャフト１の軸スプライン６に、嵌合部の途中で向きを変化させた捩じれ角を付与し、嵌合部における孔スプライン７から軸スプライン６に作用する嵌合圧力ｐ１の分布に極大値を生じさせることにより、嵌合圧力ｐ１の最大値を低減して、等速自在継手の内輪３との円周方向のガタつきを抑制した上で、負荷トルクＴの方向に関わらず、根元側に対応する各スプライン６、７の応力を緩和して、その疲労強度の低下を防止できるようにした。【選択図】  図３
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転駆動力を伝達する動力伝達部材同士を軸スプラインと孔スプラインとのスプライン嵌合で連結し、この軸スプラインと孔スプラインの少なくとも一方に捩じれ角を付与した動力伝達部材のスプライン嵌合構造において、前記スプラインの捩じれ角の向きを、嵌合部の途中の少なくとも１箇所で変化させたことを特徴とする動力伝達部材のスプライン嵌合構造。
【請求項２】
前記スプラインの捩じれ角の向きを嵌合部の途中の１箇所で変化させ、この嵌合部におけるスプライン根元側から前記捩じれ角の向き変化位置までの距離をａ、捩じれ角の角度をαとし、スプライン先端側から前記捩じれ角の向き変化位置までの距離をｂ、捩じれ角の角度をβとしたときに、ａ×ｔａｎα≦ｂ×ｔａｎβの関係を満たすようにした請求項１に記載の動力伝達部材のスプライン嵌合構造。
【請求項３】
前記スプライン根元側から捩じれ角の向き変化位置までの距離ａと、前記スプライン先端側から捩じれ角の向き変化位置までの距離ｂとを等しくした請求項２に記載の動力伝達部材のスプライン嵌合構造。
【請求項４】
前記スプライン根元側から捩じれ角の向き変化位置までの捩じれ角の角度αと、前記スプライン先端側から捩じれ角の向き変化位置までの捩じれ角の角度βとを等しくした請求項３に記載の動力伝達部材のスプライン嵌合構造。
【請求項５】
前記軸スプラインが、動力伝達シャフトの軸端部または等速自在継手の外輪ステム軸の軸端部に設けられたものである請求項１乃至４のいずれかに記載の動力伝達部材のスプライン嵌合構造。
【請求項６】
前記孔スプラインが、動力伝達シャフトの軸端部または等速自在継手の内輪に設けられたものである請求項１乃至５のいずれかに記載の動力伝達部材のスプライン嵌合構造。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、動力伝達部材のスプライン嵌合構造に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
回転駆動力を伝達する動力伝達部材同士を軸スプラインと孔スプラインとのスプライン嵌合で連結するスプライン嵌合構造では、動力伝達部材同士の円周方向のガタつきを抑制するために、一方の動力伝達部材である動力伝達シャフトの軸スプラインに捩じれ角を付与したものがある（例えば、特許文献１参照。）。
【０００３】
特許文献１に記載されたものでは、動力伝達シャフトの軸スプラインの捩じれ角を、トルク伝達方向に見て主負荷トルクの方向と同じ向きに付与することにより、主負荷トルクによる大きな負荷圧力が作用する軸スプラインの根元側で、この負荷圧力と逆向きの嵌合圧力を作用させ、スプライン根元側の応力を緩和するようにしている。
【０００４】
すなわち、動力伝達シャフトの軸スプラインに捩じれ角を付与したときの、継手側の孔スプラインから軸スプラインに作用する嵌合圧力は、捩じれ角による軸スプラインのボス部と孔スプラインの穴部との周方向相対変位が最大となる軸スプラインの根元側と先端側の両端部で、互いに逆向きの最大値となる。したがって、軸スプラインの捩じれ角を、トルク伝達方向に見て主負荷トルクの方向と同じ向きに付与することにより、軸スプラインの根元側では負荷圧力と逆向きの嵌合圧力が、先端側では負荷圧力と同じ向きの嵌合圧力が孔スプラインから作用し、スプライン根元側の応力が緩和される。
【０００５】
【特許文献１】
実公平６−３３２２０号公報（第２−３頁、第２−３図）
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
上述した軸スプラインに捩じれ角を付与した動力伝達部材のスプライン嵌合構造は、特許文献１に記載されたもののように主負荷トルクの方向が決まっているものでは、軸スプラインに捩じれ角を付与する向きを、トルク伝達方向に見た主負荷トルクの方向と同じにすることにより、軸スプラインの根元側の応力を緩和することができる。しかしながら、負荷トルクの方向が一定しない動力伝達部材のスプライン嵌合構造では、逆向きに負荷トルクが負荷されたときに、軸スプラインの根元側に負荷圧力と同じ向きの嵌合圧力が作用する。このため、スプライン根元側に大きな応力が発生して、その疲労強度が低下する問題がある。
【０００７】
そこで、この発明の課題は、負荷トルクの方向が変化する動力伝達部材のスプライン嵌合構造であっても、動力伝達部材同士の円周方向のガタつきを抑制した上で、スプラインの疲労強度を十分に確保することである。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
上記の課題を解決するために、この発明は、回転駆動力を伝達する動力伝達部材同士を軸スプラインと孔スプラインとのスプライン嵌合で連結し、この軸スプラインと孔スプラインの少なくとも一方に捩じれ角を付与した動力伝達部材のスプライン嵌合構造において、前記スプラインの捩じれ角の向きを、嵌合部の途中の少なくとも１箇所で変化させた構成を採用した。
【０００９】
すなわち、軸スプラインと孔スプラインの少なくとも一方に捩じれ角を付与し、その捩じれ角の向きを嵌合部の途中の少なくとも１箇所で変化させることにより、嵌合部における孔スプラインから軸スプラインに作用する嵌合圧力の向きをより細かく変化させて、嵌合圧力の分布に極大値を生じさせ、動力伝達部材同士の円周方向のガタつきを抑制した上で嵌合圧力の最大値を低減して、負荷トルクの方向に関わらず、スプライン根元側に発生する応力を緩和できるようにした。
【００１０】
前記スプラインの捩じれ角の向きを嵌合部の途中の１箇所で変化させ、この嵌合部におけるスプライン根元側から前記捩じれ角の向き変化位置までの距離をａ、捩じれ角の角度をαとし、スプライン先端側から前記捩じれ角の向き変化位置までの距離をｂ、捩じれ角の角度をβとしたときに、ａ×ｔａｎα≦ｂ×ｔａｎβの関係を満たすようにすることにより、軸スプラインの根元側に作用する嵌合圧力の極大値を先端側の嵌合圧力の極大値以下とし、負荷トルクによる大きな負荷圧力が作用するスプライン根元側の応力をより低減することができる。
【００１１】
前記スプライン根元側から捩じれ角の向き変化位置までの距離ａと、前記スプライン先端側から捩じれ角の向き変化位置までの距離ｂとを等しくすることにより、捩じれ角の付与によるスプライン根元側と先端側の両端部での周方向変位を小さくし、これら両端部に作用する嵌合圧力を低減することができる。
【００１２】
前記スプライン根元側から捩じれ角の向き変化位置までの捩じれ角の角度αと、前記スプライン先端側から捩じれ角の向き変化位置までの捩じれ角の角度βとを等しくすることにより、捩じれ角の付与によるスプライン根元側と先端側の両端部での周方向変位をバランスよく小さくすることができる。
【００１３】
前記軸スプラインは、動力伝達シャフトの軸端部または等速自在継手の外輪ステム軸の軸端部に設けられたものとすることができる。
【００１４】
前記孔スプラインは、動力伝達シャフトの軸端部または等速自在継手の内輪に設けられたものとすることができる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、図１乃至図７に基づき、この発明の実施形態を説明する。図１乃至図３は、第１の実施形態を示す。この動力伝達部材のスプライン嵌合構造は自動車の駆動力伝達機構用のものであり、図１に示すように、動力伝達部材である中空の動力伝達シャフト１の両端部に、アウトボード側で動力伝達部材である等速自在継手２の内輪３を、インボード側で動力伝達部材である等速自在継手４の内輪５を、それぞれスプライン嵌合させたものである。回転駆動力はインボード側からアウトボード側へ伝達され、その負荷トルクの方向は自動車の前進時と後退時とで逆転する。なお、等速自在継手２はボールタイプのもの、等速自在継手４はトリポートタイプのものである。
【００１６】
図２は、前記動力伝達シャフト１のアウトボード側のスプライン嵌合構造を示す。動力伝達シャフト１の軸スプライン６には、嵌合部の中央（ａ＝ｂ）で向きが等角度（α＝β）で逆向きに変化する捩じれ角が付与されている。したがって、この実施形態では、ａ×ｔａｎα＝ｂ×ｔａｎβとなっている。軸スプライン６にスプライン嵌合された内輪３の孔スプライン７は、通常のスプラインと同様に、軸方向と平行に形成されている。図示は省略するが、インボード側のスプライン嵌合構造も同様の構成とされている。
【００１７】
以下に、図３を参照しながら、前記スプライン嵌合構造に負荷トルクが正逆両方向に負荷される場合について、嵌合部で孔スプライン７から軸スプライン６に作用する嵌合圧力ｐ１と負荷圧力ｐ２の分布を説明する。図３（ａ）は、負荷トルクＴが軸スプライン６の先端側を見て時計回りに負荷される場合、図３（ｂ）は、反時計回りに負荷される場合である。なお、図中には、捩じれ角の向きを変化させないときの各分布を点線で示す。
【００１８】
前記嵌合圧力ｐ１は、いずれの場合も、捩じれ角の向きが変化する嵌合部の中央と両端とで互いに逆向きになる分布となり、その逆向きの各極大値は、捩じれ角の向きを変化させないときの各最大値よりも小さくなる。
【００１９】
また、前記負荷トルクＴによる負荷圧力ｐ２は、嵌合圧力ｐ１の当たりを反映するとともに軸スプライン６の根元側が大きくなる分布となり、その向きは負荷トルクＴの方向と同じになる。したがって、負荷圧力ｐ２は、図３（ａ）の場合は、負荷トルクＴの時計回りの方向へ凸型の分布、図３（ｂ）の反時計回りのときは、負荷トルクＴの反時計回りの方向へ凹型の分布となる。なお、捩じれ角の向きを変化させないときの負荷圧力ｐ２は、負荷トルクＴの方向と向きが同じで、いずれの場合も軸スプライン６の根元側で最大となり、先端側に向かって単調に減少する。
【００２０】
このため、前記嵌合圧力ｐ１と負荷圧力ｐ２を組み合わせた組み合わせ圧力ｐ１＋ｐ２は、負荷トルクＴが時計回りのときに嵌合部中央で最大となる凸型の分布、反時計回りのときに嵌合部中央で最小となる凹型の分布となる。したがっていずれの場合も、捩じれ角の向きを変化させないときよりも、組み合わせ圧力ｐ１＋ｐ２の最大値が低減され、根元側に対応する軸スプライン６と孔スプライン７の応力を緩和することができる。
【００２１】
図４は、第２の実施形態のスプライン嵌合構造を図式的に示す。このスプライン嵌合構造は、基本的な構成は第１の実施形態のものと同じであり、前記嵌合部の中央（ａ＝ｂ）で向きを変化させた軸スプライン６の捩じれ角について、捩じれ角の変化位置よりも根元側の角度αを先端側の角度βよりも小さくし、ａ×ｔａｎα＜ｂ×ｔａｎβとした点のみが異なる。したがって、この実施形態では、図３に示した嵌合圧力ｐ１の分布における軸スプライン６の根元側の極大値が先端側の極大値よりも小さくなり、根元側に対応する各スプライン６、７の応力がより低減される。
【００２２】
図５（ａ）、（ｂ）、（ｃ）は、第３の実施形態のスプライン嵌合構造の例を示す。これらの各例も基本的な構成は第１の実施形態のものと同じであり、前記軸スプライン６の捩じれ角の向きを嵌合部の中央から外れた位置で変化させた点が、第１および第２の実施形態のものと異なる。
【００２３】
図５（ａ）は、捩じれ角の変化位置を軸スプライン６の先端側へ寄せ（ａ＞ｂ）、捩じれ角の根元側の角度αを先端側の角度βよりも小さくして、ａ×ｔａｎα＝ｂ×ｔａｎβとした例、図５（ｂ）は、同様にａ＞ｂ、α＜βとして、ａ×ｔａｎα＜ｂ×ｔａｎβとした例、図５（ｃ）は、捩じれ角の変化位置を軸スプライン６の根元側へ寄せ（ａ＜ｂ）、捩じれ角の根元側の角度αと先端側の角度βを等しくして、ａ×ｔａｎα＜ｂ×ｔａｎβとした例である。
【００２４】
図６および図７は、第４の実施形態を示す。この動力伝達部材のスプライン嵌合構造も図１に示した自動車の駆動力伝達機構用のものであり、図６に示すように、第１の実施形態のものとは逆に、動力伝達シャフト１の軸スプライン６は軸方向と平行に形成され、等速自在継手２の内輪３の孔スプライン７に、嵌合部の中央（ａ＝ｂ）で向きが逆向きの等角度（α＝β）で変化する捩じれ角が付与されている。これらの捩じれ角の各角度α、βは、図２に示した軸スプライン６の捩じれ角と逆向きで等しい角度とされており、捩じれ角による軸スプライン６のボス部と孔スプライン７の穴部との周方向相対変位は、第１の実施形態のものと同じである。
【００２５】
図７（ａ）、（ｂ）は、前記スプライン嵌合構造に負荷トルクが正逆両方向に負荷される場合について、嵌合部で孔スプライン７から軸スプライン６に作用する嵌合圧力ｐ１と負荷圧力ｐ２と負荷圧力を図式的に示す。図７（ａ）は、負荷トルクＴが軸スプライン６の先端側を見て時計回りに負荷される場合、図７（ｂ）は、反時計回りに負荷される場合である。上述したように、捩じれ角による軸スプライン６のボス部と孔スプライン７の穴部との周方向相対変位は第１の実施形態のものと同じであるので、いずれの場合も、嵌合圧力ｐ１、負荷圧力ｐ２および組み合わせ圧力ｐ１＋ｐ２は、それぞれ図３（ａ）、（ｂ）に示したものと同じ分布になっている。
【００２６】
上述した各実施形態では、軸スプラインまたは孔スプラインの一方の捩じれ角の向きを嵌合部の１箇所で変化させたが、軸スプラインと孔スプラインの両方の捩じれ角の向きを変化させることもでき、捩じれ角の変化位置を２箇所以上とすることもできる。
【００２７】
また、動力伝達部材である動力伝達シャフトや等速自在継手は、実施形態のものに限定されることはなく、動力伝達シャフトは中実のものや、片側のみに継手がスプライン嵌合されるものとしてもよく、軸端部に孔スプラインを設けたものとしてもよい。さらに、本発明に係る動力伝達部材のスプライン嵌合構造は、動力伝達部材同士がスプライン嵌合されるものであればよく、例えば、車輪のハブと等速自在継手の外輪ステム軸とのスプライン嵌合にも採用することができる。
【００２８】
【発明の効果】
以上のように、この発明の動力伝達部材のスプライン嵌合構造は、軸スプラインと孔スプラインの少なくとも一方に捩じれ角を付与し、その捩じれ角の向きを嵌合部の途中の少なくとも１箇所で変化させ、嵌合圧力の分布に極大値を生じさせて嵌合圧力の最大値を低減するようにしたので、動力伝達部材同士の円周方向のガタつきを抑制した上で、負荷トルクの方向に関わらず、スプライン根元側に発生する応力を緩和して、軸スプラインや孔スプラインの疲労強度の低下を防止することができる。
【００２９】
前記スプラインの捩じれ角の向きを嵌合部の途中の１箇所で変化させ、この嵌合部におけるスプライン根元側から捩じれ角の向き変化位置までの距離をａ、捩じれ角の角度をαとし、スプライン先端側から捩じれ角の向き変化位置までの距離をｂ、捩じれ角の角度をβとしたときに、ａ×ｔａｎα≦ｂ×ｔａｎβの関係を満たすようにすることにより、軸スプラインの根元側に作用する嵌合圧力の極大値を先端側の嵌合圧力の極大値以下とし、負荷トルクによる大きな負荷圧力が作用するスプライン根元側の応力をより低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１の実施形態の動力伝達部材のスプライン嵌合構造を採用した自動車の駆動力伝達機構の部分を示す切欠き縦断面図
【図２】図１のアウトボード側のスプライン嵌合構造を示す切欠き縦断面図
【図３】ａ、ｂは、それぞれ図２の嵌合部に作用する嵌合圧力と負荷圧力を説明する模式図
【図４】第２の実施形態の動力伝達部材のスプライン嵌合構造を示す模式図
【図５】ａ、ｂ、ｃは、それぞれ第３の実施形態の動力伝達部材のスプライン嵌合構造の例を示す模式図
【図６】第４の実施形態の動力伝達部材のスプライン嵌合構造示す切欠き縦断面図
【図７】ａ、ｂは、それぞれ図６の嵌合部に作用する嵌合圧力と負荷圧力を説明する模式図
【符号の説明】
１  動力伝達シャフト
２  等速自在継手
３  内輪
４  等速自在継手
５  内輪
６  軸スプライン
７  孔スプライン
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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