JP2005247125A

JP2005247125A - プロペラシャフトの緩衝機構

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Publication number: JP2005247125A
Application number: JP2004059974A
Authority: JP
Inventors: Hiromichi Komai; 浩倫駒井
Original assignee: Hitachi Ltd
Current assignee: Hitachi Ltd
Priority date: 2004-03-04
Filing date: 2004-03-04
Publication date: 2005-09-15
Also published as: CN1664388A; US20050197192A1; CN100383415C

Abstract

【課題】従来の緩衝機構は、回転駆動時における固有振動数が下がって常用回転域から高回転域で振動及び振動異音が発生し易い。
【解決手段】中間シャフト４の円筒部材１３の両端部に、第１、第２等速ジョイント３、５の外輪部材１８，１９を結合すると共に、該各外輪部材の内部に回転自在に収容されたトルク伝達ボール２０，２１を介して前記外輪部材に内輪部材２４，２５を連繋した。また、各内輪部材に比較的短尺な駆動側シャフト２と従動側シャフト６のスタブ軸９，１２をセレーション結合してある。そして、車両の衝突時などに前記駆動側シャフト、従動側シャフトに軸方向から所定以上の衝突荷重が作用した際に、前記駆動側シャフトと従動側シャフトの各スタブ軸が前記内輪部材とともに互いに接近する方向へスライドして前記円筒部材の内部にストローク移動可能に形成した。
【選択図】図１

Description

本発明は、例えば、車両のプロペラシャフトの緩衝機構、とりわけ車両の衝突時にプロペラシャフトの軸方向に作用する衝突荷重を吸収する緩衝機構に関する。

この種の従来のプロペラシャフトの緩衝機構としては、以下の特許文献１に記載されたものが知られている。

概略を説明すれば、プロペラシャフトは、トランスミッション側の円筒状の駆動側シャフトと、最終減速歯車側の円筒状の従動側シャフトと、前記駆動側シャフトと従動側シャフトの対向する端部にそれぞれ設けられたスライド可能な等速ジョイントと、該両等速ジョイント間に軸方向に沿って配設されて、一対のブラケットを介して車体に支持された長尺な細長い連結シャフトとを備え、該連結シャフトにより前記２つの等速ジョイントを介して駆動側シャフトの駆動回転力を従動側シャフトに伝達可能に連結されている。

また、前記各等速ジョイントに、駆動側シャフト及び従動側シャフトが連結シャフトに対して軸方向に相対的に変位（ストローク移動）した際に、衝撃荷重を吸収する衝撃吸収部が設けられている。

そして、車両の衝突時などにプロペラシャフトに軸方向から掛かった衝撃を前記駆動側シャフトと従動側シャフトの相対的なストローク移動と衝撃吸収部とによって緩衝するようになっている。
特開平１０−３３８０４６号公報

しかしながら、前記従来の緩衝機構にあっては、前述のように、軸方向からの衝撃荷重を、駆動軸側シャフトと従動軸側シャフトとの相対的なストローク移動によって吸収するようになっているものの、この相対的なストローク移動を連結シャフトを利用して確保するようになっていることから、この連結シャフトの長さを、前記駆動側、従動側シャフトの両方のストローク移動分の十分に長尺なものとしなければならない。

したがって、回転駆動中におけるプロペラシャフトの固有振動数が低下して、プロペラシャフトの常用回転域から高速回転域での振動が大きくなると共に、この振動に起因した大きな異音が発生するおそれがある。

本発明は、前記従来の継手部材の技術的課題に鑑みて案出されたもので、請求項１に記載の発明は、とりわけ、プロペラシャフトの駆動伝達軸と中間伝達軸及び従動伝達軸に軸方向から所定以上の衝突荷重が作用した際に、少なくとも前記駆動伝達軸と従動伝達軸の対向する端部を、各等速ジョイントを介して前記中間伝達軸の内部にストローク移動可能に形成したことを特徴としている。

この発明によれば、従来の緩衝機構のように、各駆動伝達軸や従動伝達軸のストローク移動を細径かつ長尺な連結シャフトなどを用いずに、単に前記両方の伝達軸を中間伝達軸の両端部側から内部に相対的にストローク移動させて衝撃荷重を吸収して緩衝効果を得るようにしたため、該駆動伝達軸と従動伝達軸の軸方向の長さを十分に短くすることができると共に、外径も中間伝達軸の内径にほぼ等しい大きさまで大きく設定することが可能になる。

したがって、プロペラシャフトの回転駆動伝達時における固有振動数を十分に上げることができる。この結果、常用回転域から高回転域までのプロペラシャフトの振動や振動異音の発生を抑制することが可能になる。

請求項２に記載の発明は、中間伝達軸の円筒部材の両端部に、各等速ジョイントの外輪部材を結合すると共に、該各外輪部材の内部に回転自在に収容された転動体を介して前記外輪部材に内輪部材を連繋し、かつ該各内輪部材に駆動伝達軸と従動伝達軸の軸部を結合し、前記各伝達軸に軸方向から所定以上の衝突荷重が作用した際に、前記駆動伝達軸と従動伝達軸の各軸部が前記内輪部材とともに互いに接近する方向へスライドして前記円筒部材の内部にストローク移動可能に形成したことを特徴としている。

この発明によれば、請求項１と同じ作用効果が奏せられる。

以下、本発明にかかるプロペラシャフトの緩衝機構を車両のプロペラシャフトに適用した実施形態を図面に基づいて詳述する。

このプロペラシャフト１は、図１に示すように、トランスミッションに接続されたトランスミッション側の駆動伝達軸である駆動側シャフト２と、一端部が該駆動側シャフト２に第１等速ジョイント３を介して軸方向から連結された中間伝達軸である中間シャフト４と、該中間シャフト４の他端部に第２等速ジョイント５を介して軸方向から連結された最終減速歯車側の従動伝達軸である従動側シャフト６ととから主として構成されている。

前記駆動側シャフト２は、段差径状の軸体７と、トランスミッション側に連結される大径なフランジ部８と、前記軸体７の他端部に一体に設けられ、前記第１等速ジョイント３と連結される小径なスタブ軸９とから構成され、全体の長さＬが比較的短く形成されている。

前記軸体７は、前記スタブ軸９の端縁から前記フランジ部８までの部位７ａが漸次段差大径となるように形成されていると共に、中間部と前記スタブ軸９との間の部位がスタブ軸９方向から中間部側へ拡開するような円錐状のテーパ面７ｂに形成されている。

前記従動側シャフト６は、前記駆動側シャフト２とほぼ同じ大きさと形状に形成され、軸体１０と、一端部の最終減速歯車に連結される大径なフランジ部１１と、前記第２等速ジョイント５と連結される小径なスタブ軸１２とから構成され、全体の長さＬが駆動側シャフト２と同じく比較的短い長さＬに設定されている。

前記軸体１０は、前記スタブ軸１２の端縁から前記フランジ部１１までの部位１０ａが漸次段差大径となるように形成されていると共に、中間部と前記スタブ軸１２との間の部位がスタブ軸１２方向から中間部側へ拡開するような円錐状のテーパ面１０ｂに形成されている。

前記中間シャフト４は、車体前後方向へ延出した円筒部材１３と、該円筒部材１３の両端部に溶接によってそれぞれ固定された２つのコンパニオン部材１４、１５とから構成されている。

前記円筒部材１３は、金属材によって比較的長尺に形成され、その内径Ｄが第１、第２等速ジョイント３、５の外径より若干小さく設定されている。

前記各コンパニオン部材１４，１５は、同一形状のほぼ段差径状の円筒状に形成されて、円筒部材１３の両端部に溶接固定された小径円筒状の基端部１４ａ、１５ａと、該各基端部１４ａ、１５ａの先端縁に一体に固定された大径な円筒部１４ｂ、１５ｂとから構成されている。

前記各基端部１４ａ、１５ａは、基部が前記円筒部材１３の両端部内に嵌合していると共に、その内周面１４ｃ、１５ｃが円筒部材１３の中心方向へ沿って縮径状に形成されたテーパ面に形成されている。

一方、前記円筒部１４ｂ、１５ｂは、基端部１４ａ、１５ａよりも肉厚に形成されて、内周面に後述するストローク移動時におけるトルク伝達ボール２０，２１を受けるほぼ湾曲状の受け面が形成されていると共に、外周縁に薄肉なフランジが形成されている。また、円筒部１４ｂ，１５ｂの円周方向の複数個所にボルト雌ねじ孔が形成されている。

前記第１等速ジョイント３と第２等速ジョイント５は、これらも同一構造に形成され、いわゆるクロスグルーブ型ジョイントが用いられている。すなわち、図１に示すように、前記各コンパニオン部１４、１５の円筒部１４ｂ、１５ｂに前記各フランジ内周側に軸方向から嵌合して、基端部１４ａ、１５ａに複数のボルト１６，１７によって軸方向から固定された円筒状の外輪部材１８、１９と、該各外輪部材１８，１９の内部に収容されて、複数のトルク伝達ボール２０，２１を中間シャフト４の２等分面上に転動自在に保持する外形球面状の環状ケージ２２，２３と、該各ケージ２２，２３の内周側に配置されて前記各トルク伝達ボール２０，２１の内周側を転動自在に保持するほぼ円環状の内輪部材２４，２５とを備えている。

前記外輪部材１８，１９は、内周面に前記各ボール２０，２１を保持する保持溝１８ａ、１９ａが軸方向に対し傾斜して形成されていると共に、軸方向の内端部外周面に内部に充填されたグリスを保持する金属製のグリスキャップ２６、２７が嵌着固定されている。また、外輪部材１８，１９の円周方向の所定位置には、前記各ボルト１６，１７が挿通するボルト挿通孔が軸方向に沿って貫通形成されている。

前記各グリスキャップ２７，２８は、中央部が円筒部材４の内部方向へほぼ球面状に膨出形成されていると共に、ほぼ円筒状に折曲された外周部が外輪部材１８，１９の内端部に嵌着固定されている。

前記内輪部材２４，２５は、内部中央に前記各シャフト２，６のスタブ軸９，１２の先端部がセレーション結合するセレーション孔２４ａ、２５ａが貫通形成されていると共に、球面状の外周面に前記各トルク伝達ボール２０、２１を転動自在に保持する保持溝が前記外輪部材１８，１９に形成した保持溝とは交差するように傾斜状に形成されている。また、内輪部材２４，２５は、前記スタブ軸９，１２の先端に嵌着されたスナップリング３１，３２によってスタブ軸９，１２からの軸方向への抜け出しが規制されるようになっている。

各等速ジョイント３，５は、前記外輪部材１８，１９及び内輪部材２４，２５に形成された保持溝の交差部に各トルク伝達ボール２０，２１が保持されるのと同時に、ケージ２２，２３と内輪部材２４，２５とによって、通常使用時においては外輪部材１８，１９と内輪部材２４，２５との軸方向の相対移動量が規制されている。

前記各外輪部材１８，１９と駆動側シャフト２及び従動側シャフト６との間には、内部へのゴミや水の侵入を防止すると共に内部に前記グリスキャップ２７，２８と一緒にグリスを保持するシールブーツ２９，３０が設けられている。

この両シールブーツ２７，２８は、同じ構造であって、小径端部がスタブ軸９，１２の小径部に被嵌したゴムブーツ部２９ａ、３０ａと、一端部が該ゴムブーツ部２９ａ、３０ａの外端部に嵌着され、大径な他端部が前記各外輪部材１８，１９の各シャフト２，６側外端部にボルト１６，１７によって固定された金属製リテーナ２９ｂ、３０ｂと、前記各ゴムブーツ部２９ａ、３０ａの小径端部をスタブシャフト１５の外周に保持するクランプ２９ｃ、３０ｃとから構成されている。

したがって、この実施形態によれば、例えば、車両の衝突時などにおいてトランスミッション側から衝突荷重が図１の矢印方向から駆動側シャフト２に入力されると、図２に示すように、駆動側シャフト２と従動側シャフト６が互いに円筒部材４の内部方向へ相対的にストローク移動して、軸方向の変位の吸収が開始される。

これにより、各スタブ軸９，１２と一緒に各等速ジョイント３，５の内輪部材２４，２５が、前記円筒部材４の内部中心方向へ相対的にストローク移動して、該内輪部材２４，２５の外周面と各ケージ２２，２３の内周面端部が干渉して所定以上の衝突エネルギーが加わると、各ケージ２２，２３が２つあるいは３つ程度に破壊される。

次に、各ケージ２２，２３を破壊した各シャフト２，６は、図３に示すように、各内輪部材２４，２５とともにそのまま互いに近接する方向へ相対的にストローク移動して、各スタブ軸９，１２の先端部と各内輪部材２４，２５がグリスキャップ２７，２８の中央側の内面に干渉してこれを突き破る。

この時、各トルク伝達ボール２０，２１は、各ケージ２２，２３が破壊されていることから、そのまま押し出されて前記グリスキャップ２７，２８の外周部側内面に衝突したり、外輪部材１８，１９や破断したグリスキャップ２７，２８内でバラバラに収容されている。

さらに、グリスキャップ２７，２８を突き破った各スタブ軸９，１２と各内輪部材２４，２５は、図４に示すように、さらにストローク移動して各内輪部材２４，２５の外周面が各コンパニオン部材１４，１５のテーパ状の内周面１４ｃ、１５ｃに案内されながら、さらに円筒部材４の内部にストローク移動して、軸方向の変位を吸収する。

ここで、各シャフト２，６は、グリスキャップ２７，２８を破壊した後は、何らの障害や抵抗もなく軸方向へ移動するだけであるから、トータルな衝突エネルギーが低くても大きな変位を発生させることができる。

またこのとき、シールブーツ２９，３０は、ブーツバンド２９ｃ、３０ｃでスタブ軸９，１２に固定された小径端部側がスタブ軸９，１２と一緒に移動してゴムブーツ部２９ａ、３０ａがリテーナ２９ｂ、３０ｂの固着個所から円筒部材４内へ引っ張られる。

また、各シャフト２，６がさらにストローク移動すると、図５に示すように、衝突エネルギーに耐えかねて引き伸ばされた前記ゴムブーツ部２９ａ、３０ａを破断しつつさらに同軸方向へ変位し続ける。

このとき、各軸体７，１０は、各等速ジョイント３，５の内部をストローク移動する際に、各テーパ面７ｂ、１０ｂによって各トルク伝達ボール２０，２１や破壊された各ケージ２２，２３の残骸に引っ掛かることなく、スムーズに軸方向の変位を吸収する。

さらに各シャフト２，６が、円筒部材４内にストローク移動すると、図６に示すように、各シャフト２，６の各フランジ部８，１１の内端面が各リテーナ２９ｂ、３０ｂの突出した端部に突き当たって、それ以上のストローク移動が規制される。これによって、各シャフト２，６の軸方向へのストローク移動が終了する。

次に、各シャフト２，６に、さらに軸方向の衝突エネルギーが作用すると、今度は、図７に示すように、例えば従動側シャフト６に曲げ入力（矢印）が作用して、該従動側シャフト６が第２等速ジョイント５付近を中心に曲げ入力方向へ内輪部材２５が円筒部材４の内周面に当接するまでリテーナ３０ｂで曲げ入力を吸収しながら傾動する。これによって、軸方向の衝突エネルギーをさらに吸収することができるので、円筒部材４の座屈変形が防止できる。

すなわち、従動側シャフト６が、前述のように、軸方向へ最大ストローク移動した時点で、さらに同方向へ衝突エネルギーが掛かっている場合は、今度は長尺な円筒部材４に同じ軸方向から衝撃荷重が作用して該円筒部材４が座屈変形してしまう、つまり円筒部材４の中央付近から折曲変形して、この折曲部位が例えば燃料タンクなどの周辺部材に干渉するおそれがある。

しかし、この実施形態では、従動側シャフト６が最大ストローク移動した時点で、該従動側シャフト６がリテーナ３０ｂで曲げ入力を吸収しながら傾動して、これによって前記衝突エネルギーが吸収されることから円筒部材４の座屈変形が防止される。

この作用は、前記駆動側シャフト２についても同様であり、両者のシャフト２，６を同時に傾動させようにすれば、軸方向の衝突エネルギーをさらに十分に吸収することが可能になり、円筒部材４の座屈変形をさらに効果的に防止することが可能になる。

以上のように、この実施形態によれば、従来の緩衝機構のように、各駆動伝達軸や従動伝達軸のストローク移動を細径かつ長尺な連結シャフトなどを用いずに、単に前記両方のシャフト２，６を中間シャフト４の両端部側から内部に相対的にストローク移動させて緩衝効果を得るようにしたため、該駆動側シャフト２と従動側シャフト６の軸方向の長さを十分に短くすることができると共に、これらのシャフト２，６の軸体７，１０の外径も段差大径部７ａ、１０ａとして十分に大きく設定することが可能になる。

したがって、プロペラシャフト１の回転駆動伝達時における固有振動数を十分に高くすることができる。この結果、常用回転域から高回転域までのプロペラシャフトの振動や振動異音の発生を抑制することが可能になる。

しかも、この実施形態では、前述のように、前記各シャフト２，６の軸方向のストローク移動時には、各軸体７，１０のテーパ状内周面７ｂ、１０ｂや、コンパニオン部材１４，１５の各テーパ面１４ｃ、１５ｃによって該ストローク移動に大きな障害や抵抗の発生を防止できることから、大きなストローク荷重の発生を抑制することが可能になる。

この結果、大きなストローク移動を確保しつつ低いストローク荷重によって軸方向の変位を十分に吸収することができるので、緩衝効果が大きくなる。

図８は本発明の第２の実施形態を示し、この実施形態では、前記コンパニオン部材１４，１５の基端部１４ａ、１５ａの端縁に、前記円筒部材４の内周面４ａに沿った保護部材３３，３４を一体に設けたものである。

この保護部材３３，３４は、ほぼ円筒状に形成されて、その長さが前記各シャフト２，６が円筒部材４内へ最大にストローク移動した際における内輪部材２４，２５の位置よりもさらに若干円筒部材４の中心寄りに長く設定されている。また、この保護部材３３，３４は、その外径ｄが円筒部材４の内径Ｄよりも小さく設定されて、該内外周面間に円筒状の隙間Ｓ、Ｓが形成されている。

したがって、この実施形態によれば、各シャフト２，６が、前述のように、最大ストローク移動して、さらにかかる位置から傾動した場合には、各内輪部材２４，２５の外周面が各保護部材３３，３４の内周面３３ａ、３４ａに干渉してその衝撃を吸収する。

よって、円筒部材４の内周面４ａへの干渉が防止されるので、該円筒部材４の座屈変形を一層確実に防止することが可能になる。

特に、各保護部材３３，３４と円筒部材４との間に形成された前記隙間Ｓ、Ｓによって各保護部材３３，３４に対する内輪部材２４，２５からの衝撃が効果的に吸収されることから、該保護部材３３，４４の座屈変形も防止できると共に、円筒部材４に対する衝撃荷重の発生も確実に回避できる。

前記実施形態から把握される前記請求項に記載した発明以外の技術的思想について以下に説明する。

請求項（１）前記駆動伝達軸と従動伝達軸の少なくとも一方の軸部の外径を、先端部側から基端部側へ段階的に拡径するように形成したことを特徴とする請求項２に記載のプロペラシャフトの緩衝機構。

この発明によれば、軸部が単に小径な外径ではなく、基端部側へ段階的拡径状に形成されて、漸次大径になっていることから、該軸部の剛性が高くなる。

このため、駆動伝達軸や従動伝達軸の固有振動数を十分に高くすることが可能になり、常用域から高速回転域での振動及び振動騒音の発生を抑制することができる。

請求項（２）前記円筒部材の両端部に、ほぼ円筒状のコンパニオン部材を設けると共に、該コンパニオン部材の内周面に外方側に拡径したテーパ面を形成したことを特徴とする請求項２に記載のプロペラシャフトの緩衝機構。

この発明によれば、前記軸方向からの過大な衝撃を受けて、各軸部やこの外周に結合された内輪部材が円筒部材内にストローク移動する際に、各内輪部材の外周面が前記コンパニオン部材のテーパ面によって摺動案内されるため、各内輪部材や各軸部を円筒部材内へスムーズにストローク移動させることが可能になり、低いストローク荷重を得ることができる。

請求項（３）前記駆動伝達軸と従動伝達軸の各軸部の外周面に、先端縮径状のテーパ面を形成したことを特徴とする請求項２に記載のプロペラシャフトの緩衝機構。

この発明も同じく、前記各軸部のストローク移動中に、テーパ面によって等速ジョイントの各構成部品などと干渉してもスムーズにストローク移動できることから、ストローク荷重を低下させることができる。

請求項（４）前記軸部が前記円筒部材内に最大にストローク移動した時点で、該軸部を傾動可能に形成したことを特徴とする請求項２に記載のプロペラシャフトの緩衝機構。

この発明では、軸部が最大ストローク移動した時点で、該軸部が傾動するように形成したことから、これによって前記衝撃が吸収されて円筒部材の座屈変形が防止される。

請求項（５）前記円筒部材の内周面に沿って保護部材を設けたことを特徴とする請求項（４）に記載のプロペラシャフトの緩衝機構。

前記最大ストローク移動時において軸部が傾動した際に、該軸部あるいは前記内輪部材が前記保護部材に干渉することによって円筒部材との直接的な干渉を防止できる。この結果、円筒部材の座屈変形を防止することが可能になる。

本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば円筒部材４の長さを車両の仕様や大きさなどによって長く形成することも可能である。

また各シャフト２，６の外径も、円筒部材４の内径内であればさらに大きく設定することも可能であり、このようにすれば、固有振動数をさらに上げることも可能になる。

本発明の第１実施形態に供されるプロペラシャフトの縦断面図である。車両衝突時における本実施形態の作用説明図である。同実施形態の作用説明図である。同実施形態の作用説明図である。同実施形態の作用説明図である。同実施形態の作用説明図である。同実施形態の作用説明図である。第２の実施形態のプロペラシャフトの作用を説明する縦断面図である。

符号の説明

１…プロペラシャフト
２…駆動側シャフト（駆動伝達軸）
３…第１等速ジョイント
４…中間シャフト（中間伝達軸）
５…第２等速ジョイント
６…従動側シャフト（従動伝達軸）
７、１０…軸体
７ｂ、１０ｂ…テーパ面
８、１１…フランジ部
９、１２…スタブ軸
１３…円筒部材
１４，１５…コンパニオン部材
１４ｃ、１５ｃ…テーパ状内周面
１８、１９…外輪部材
２０、２１…トルク伝達ボール
２２、２３…ケージ
２４、２５…内輪部材

Claims

駆動伝達軸と従動伝達軸との間に筒状の中間伝達軸を配置し、該中間伝達軸の両端部にそれぞれ配置された等速ジョイントによって該中間伝達軸と前記両伝達軸とを連繋し、前記駆動伝達軸の回転駆動力を中間伝達軸と各等速ジョイントを介して前記従動伝達軸に伝達してなるプロペラシャフトであって、
前記各伝達軸に軸方向から所定以上の衝突荷重が作用した際に、少なくとも前記駆動伝達軸と従動伝達軸の対向する端部を、各等速ジョイントを介して前記中間伝達軸の内部にストローク移動可能に形成したことを特徴とするプロペラシャフトの緩衝機構。
中間伝達軸の円筒部材の両端部に、各等速ジョイントの外輪部材を結合すると共に、該各外輪部材の内部に回転自在に収容された転動体を介して前記外輪部材に内輪部材を連繋し、かつ該各内輪部材に駆動伝達軸と従動伝達軸の軸部を結合し、前記各伝達軸に軸方向から所定以上の衝突荷重が作用した際に、前記駆動伝達軸と従動伝達軸の各軸部が前記内輪部材とともに互いに接近する方向へスライドして前記円筒部材の内部にストローク移動可能に形成したことを特徴とするプロペラシャフトの緩衝機構。