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WO2023026826A1 - 摺動式等速自在継手 - Google Patents

摺動式等速自在継手 Download PDF

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WO2023026826A1
WO2023026826A1 PCT/JP2022/030127 JP2022030127W WO2023026826A1 WO 2023026826 A1 WO2023026826 A1 WO 2023026826A1 JP 2022030127 W JP2022030127 W JP 2022030127W WO 2023026826 A1 WO2023026826 A1 WO 2023026826A1
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WO
WIPO (PCT)
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velocity universal
constant velocity
universal joint
peripheral surface
pcd
Prior art date
Application number
PCT/JP2022/030127
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English (en)
French (fr)
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WO2023026826A8 (ja
Inventor
正純 小林
達朗 杉山
Original Assignee
Ntn株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Ntn株式会社 filed Critical Ntn株式会社
Priority to CN202280056536.8A priority Critical patent/CN117881904A/zh
Priority to US18/684,300 priority patent/US20240426349A1/en
Publication of WO2023026826A1 publication Critical patent/WO2023026826A1/ja
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    • F16D2003/22303—Details of ball cages
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    • F16D2003/22309—Details of grooves

Definitions

  • the present invention relates to a sliding constant velocity universal joint used in automobiles and various industrial machines.
  • a drive shaft for an automobile usually uses a fixed constant velocity universal joint on the drive wheel side (also called the outboard side), and uses a sliding constant velocity universal joint on the differential side (also called the inboard side). It is configured by connecting these two constant velocity universal joints with an intermediate shaft.
  • a fixed constant velocity universal joint can take a large operating angle, but does not slide in the axial direction.
  • a sliding constant velocity universal joint can be slid in the axial direction, but cannot take a very large operating angle.
  • the fixed constant velocity universal joint used on the drive wheel side is set to have a maximum allowable angle of about 46° to 50° so that it can handle the angle at full steering.
  • the sliding constant velocity universal joint used on the differential side is set to have a maximum allowable angle of about 23° to 30° so as to absorb the movement of the suspension.
  • the maximum operating angle is usually reached when the suspension is in the fully extended full rebound state.
  • the normal working angle the conventional normal working angle of the drive shaft of the current passenger car or the like is relatively small and is usually used at about 6°.
  • SUVs which have a higher vehicle height than passenger cars, tend to have a large drive shaft angle (hereinafter referred to as the normal operating angle.
  • the definition of the normal operating angle will be described later) when driving on flat ground, and the movement of the suspension tends to be large. It is in.
  • a DOJ with a maximum operating angle of more than 25° and about 30° and a compact design has been proposed (Patent Document 1).
  • the present invention provides a sliding constant velocity universal joint that ensures strength and durability for use conditions that require a high maximum operating angle and a high normal operating angle. for the purpose.
  • the inventors of the present invention have found that the durability at a high normal operating angle (for example, about 10°) is higher than that at a conventional normal operating angle (for example, about 6°). I arrived at the guideline to ensure equality. Then, as points for setting the internal specifications of the sliding constant velocity universal joint, we focused on two factors, namely, the increase in the maximum operating angle and the increase in the normal operating angle, and set the internal specifications by fusing these two factors. The new idea of doing so led to the present invention.
  • the present invention provides an outer joint member in which six linear track grooves are formed along the axial direction on the cylindrical inner peripheral surface, and the outer joint member on the spherical outer peripheral surface.
  • the sliding constant velocity universal joint is used at a normal operating angle of 8 ° to 12 °, and the diameter of the torque transmission ball (D BALL ) and the inner joint member
  • the ratio D BALL /DS PCD to the spline pitch circle diameter (DS PCD ) of the connecting hole is 0.80 to 0.86, and the contact angle ( ⁇ ) between the torque transmission ball and the linear track groove is 32° 35°, and the contact ratio ( ⁇ ) between the torque transmission ball and the linear track groove is 1.05 to 1.08.
  • the ratio DT PCD /DS PCD between the pitch circle diameter (DT PCD ) of the linear track groove and the spline pitch circle diameter (DS PCD ) can be set to 2.25 to 2.40. desirable. Thereby, the track surface pressure can be suppressed while suppressing the outer diameter of the outer joint member.
  • the ratio F/DS PCD of the offset amount (F) between the center of curvature of the spherical outer peripheral surface of the cage and the center of curvature of the spherical inner peripheral surface and the spline pitch circle diameter (DS PCD ) is 0.18 to 0.19. It is desirable to As a result, it is possible to suppress protrusion of the contact ellipse of the ball from the track groove and suppress the track surface pressure.
  • the sliding constant velocity universal joint has a maximum operating angle of 30° to 35°, it is suitable for applications such as SUVs.
  • a slidable constant velocity universal joint that ensures strength and durability for use conditions that require a high maximum operating angle and a high normal operating angle. joints can be realized.
  • FIG. 3 is a vertical cross-sectional view of the sliding constant velocity universal joint according to the first embodiment of the present invention, taken along line BNB of FIG. 2;
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the sliding constant velocity universal joint according to the first embodiment of the present invention, taken along line AA of FIG. 1;
  • FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view of one torque transmission ball and track groove in FIG. 2; It is the figure which contrasted the cross section of the sliding type constant velocity universal joint of this embodiment, and the conventional sliding type constant velocity universal joint.
  • FIG. 3 is a vertical cross-sectional view of the sliding constant velocity universal joint according to the first embodiment of the present invention, taken along line BNB of FIG. 2;
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the sliding constant velocity universal joint according to the first embodiment of the present invention, taken along line AA of FIG. 1;
  • FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view of one torque transmission ball and track groove in FIG. 2; It is the figure which contraste
  • FIG. 4 is a vertical cross-sectional view showing a state in which the sliding constant velocity universal joint of the present embodiment takes the maximum working angle
  • 1 is a longitudinal sectional view showing a drive shaft to which a sliding constant velocity universal joint of the present embodiment and a fixed constant velocity universal joint having eight torque transmission balls are mounted
  • FIG. FIG. 5 is a schematic diagram comparing a high normal operating angle state and a conventional normal operating angle state
  • FIG. 10 is a vertical cross-sectional view showing a state in which the sliding constant velocity universal joint according to the second embodiment of the present invention has the maximum operating angle;
  • FIG. 1 is a vertical cross-sectional view of a sliding constant velocity universal joint according to the present embodiment, and is a vertical cross-sectional view taken along line BNB of FIG.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the sliding constant velocity universal joint of this embodiment, taken along line AA of FIG.
  • FIG. 3 is an enlarged cross-sectional view of one torque transmission ball and track groove on the upper side of FIG. 2, and
  • FIG. 4 is a diagram comparing cross sections of a joint;
  • FIG. 5 is a vertical cross-sectional view showing a state in which the sliding constant velocity universal joint of this embodiment takes the maximum operating angle, and FIG.
  • FIG. 6 shows the sliding constant velocity universal joint of this embodiment and eight torques.
  • FIG. 4 is a vertical cross-sectional view showing a drive shaft equipped with a fixed constant velocity universal joint having transmission balls;
  • FIG. 7 is a schematic diagram comparing a high normal working angle state and a conventional normal working angle state.
  • the sliding constant velocity universal joint 1 is a so-called double-offset sliding constant velocity universal joint (also abbreviated as DOJ).
  • the inner joint member 3, the torque transmission balls 4 and the cage 5 are the main components.
  • Six track grooves 7 are formed in the cylindrical inner peripheral surface 6 of the outer joint member 2 at equal intervals in the circumferential direction and linearly along the axial direction.
  • Track grooves 9 facing the track grooves 7 of the outer joint member 2 are formed on the spherical outer peripheral surface 8 of the inner joint member 3 at regular intervals in the circumferential direction and linearly along the axial direction.
  • Balls 4 are housed in pockets 5 a of cage 5 .
  • the cage 5 has a spherical outer peripheral surface 11 and a spherical inner peripheral surface 12.
  • the spherical outer peripheral surface 11 is fitted and guided in contact with the cylindrical inner peripheral surface 6 of the outer joint member 2, and the spherical inner peripheral surface 12 is inside. It is engaged with and guided by the spherical outer peripheral surface 8 of the joint member 3 .
  • the spherical outer peripheral surface 11 of the cage 5 has a center of curvature O1, and the spherical inner peripheral surface 12 has a center of curvature O2.
  • the centers of curvature O1, O2 are located on the axis N and are axially offset by an equal distance F with respect to the joint center O.
  • a retaining ring groove 15 is provided at the opening side end of the outer joint member 2, and a retaining ring (not shown) is attached to the retaining ring groove 15 to form the inner joint member 3, the balls 4, and the cage 5 shown in FIG.
  • the inner assembly is prevented from slipping out of the opening side end of the outer joint member 2.
  • - ⁇ A boot mounting groove 16 is provided on the outer circumference of the opening-side end of the outer joint member 2 .
  • a stem portion (shaft portion) 2b is integrally formed on the side opposite to the opening of the outer joint member 2, and is connected to a differential (not shown).
  • the linear track grooves 9 are formed in the spherical outer peripheral surface 8 of the inner joint member 3, the groove depth of the track grooves 9 becomes shallower from the axial center of the inner joint member 3 toward both ends.
  • a spline (including serrations, the same shall apply hereinafter) 14 is formed in the connecting hole 13 of the inner joint member 3, and the axial end of the intermediate shaft 27 (see FIG. 5) is spline-fitted, and the shoulder of the intermediate shaft 27 and the snap ring are fitted. is axially fixed by In the sliding constant velocity universal joint 1 of this embodiment, the axial width of the inner joint member 3 is set longer than that of the conventional product in order to allow a maximum operating angle of 35°.
  • a notch 5c for incorporating the inner joint member 3 is provided on the inner periphery of the large-diameter end of the cage 5 .
  • a stopper surface 5d of the cage 5 is formed in a conical shape that is tangentially connected to the spherical outer peripheral surface 11 . Since the cage 5 inclines by half of the angle formed by the axes of the outer joint member 2 and the inner joint member 3 when the joint has an operating angle, the inclination angle S of the stopper surface 5d is set to 17.5°. there is Thereby, the maximum permissible angle of the sliding constant velocity universal joint 1 can be regulated.
  • the cross sections of the track grooves 7 of the outer joint member 2 and the track grooves 9 of the inner joint member 3 are formed in a Gothic arch shape or an elliptical shape obtained by combining two circular arcs. Therefore, the ball 4 is in angular contact with the track grooves 7 and 9 at two points C1, C2, C3 and C4.
  • the ball contact angle ⁇ means the angle ⁇ between the straight line La and the straight line Lb in FIG.
  • a straight line La is the cross-sectional center line of the track grooves 7 and 9 and corresponds to the BN line in FIG.
  • a straight line Lb is a straight line connecting the contact points C1, C2, C3, C4 of the balls 4 on the side surfaces of the track grooves 7, 9 and the center Ob of the balls 4.
  • the curvature center of the curvature radius R2 of the track groove 9 of the inner joint member 3 is offset from the ball center Ob on the straight line Lb having the contact angle ⁇ .
  • the radius of curvature of the track grooves 7 of the outer joint member 3 is also R2 like the track grooves 9 of the inner joint member 3 .
  • the radius of ball 4 is R1.
  • FIG. 7 is a schematic diagram comparing a state of a high normal working angle in which the sliding constant velocity universal joint 1 of this embodiment is used and a state of a conventional normal working angle.
  • the drive shaft 20 has a fixed constant velocity universal joint 21 at its outboard end connected to wheels W, and a sliding constant velocity universal joint 1 at its inboard end connected to a differential Df.
  • the left half of FIG. 7 shows the state of the high normal operating angle ⁇ 1, and the right half shows the state of the conventional normal operating angle ⁇ 2.
  • the normal operating angle ⁇ 1 is high, the height of the differential Df from the ground becomes higher by ⁇ h than when the conventional normal operating angle ⁇ 2 is used, and the running performance is enhanced.
  • the load on the torque transmission ball increases.
  • the normal operating angle refers to the operating angle generated by the sliding constant velocity universal joint of the drive shaft when the steering is set to the straight-ahead state in a vehicle with one passenger on a horizontal and flat road surface.
  • Conventional normal operating angles of drive shafts of current passenger cars and the like are relatively small, and are usually used at about 6°.
  • the ball diameter of the torque transmission ball which is a fundamental internal specification that governs the surface pressure between the ball and the track groove, was found in the following manner. That is, as shown in Table 1, it was found that the degree of influence of the ball diameter on the size increase is about 50% when the maximum operating angle is increased by 35° and when the normal operating angle is increased by 10°. Then, regarding the sliding constant velocity universal joint corresponding to the required usage conditions (maximum operating angle of 35°, normal operating angle of 10°), the diameter D BALL of the torque transmission ball and the spline pitch circle of the connecting hole of the inner joint member It was found that the ratio D BALL /DS PCD to the diameter DS PCD is between 0.80 and 0.86.
  • the above procedure is the first attempt for those skilled in the art. (Note)
  • the difference of one ball diameter size is 1/32 inch (approximately 0.8 mm). Since the size of the joint can be expressed by the spline diameter of the connecting hole (shaft) of the inner joint member, the above dimensional values and the dimensional values described later are indistinguishable from the spline PCD of the connecting hole of the inner joint member. It is assumed to be expressed as a dimension.
  • the durability of the DOJ type sliding constant velocity universal joint decreases as the working angle increases.
  • the force acting on the ball during one rotation fluctuates as the operating angle is increased. will be loaded. For example, if the normal operating angle increases from the current normal operating angle of 6° to 10°, the maximum load applied to the ball increases by about 20 to 30%.
  • the dimensions that affect the surface pressure between the balls and track grooves of the DOJ type sliding constant velocity universal joint are (1) ball diameter, (2) track groove contact angle, (3) track groove contact ratio, ( 4) track PCD; and (5) cage offset.
  • Table 2 shows the effect of the above dimensions (1) to (5) on the surface pressure between the ball and the track groove. In addition, points of concern in that case are also presented.
  • FIG. 1 The sliding constant velocity universal joint 1 of the present embodiment is shown on the left half of the center line in the vertical direction in FIG. 4, and the conventional product is shown on the right half.
  • 50 is added to the reference numerals used in the present embodiment. It is marked OUTER .
  • the outer diameter of the outer joint member 1, that is, the outer ring outer diameter D OUTER is about two sizes (5 to 10%) larger than that of the conventional product, but it is practical.
  • FIG. 5 shows a state in which the sliding constant velocity universal joint 1 of this embodiment takes the maximum operating angle ⁇ max.
  • a stopper surface 5 d of the cage 5 abuts against the cylindrical inner peripheral surface 6 of the outer joint member 2 to restrict the maximum allowable angle of the sliding constant velocity universal joint 1 .
  • the maximum operating angle ⁇ max is 35°.
  • FIG. 6 shows a drive shaft 20 to which the sliding constant velocity universal joint 1 of this embodiment is applied.
  • the drive shaft 20 has a fixed constant velocity universal joint 21 connected to one end of an intermediate shaft 27 and the sliding constant velocity universal joint 1 of the present embodiment connected to the other end.
  • the outer joint member 2 of the double offset sliding constant velocity universal joint 1 has a shaft portion 2b extending axially from the bottom of the cup portion.
  • the fixed type constant velocity universal joint 21 is a Rzeppa type constant velocity universal joint using eight balls, and comprises an outer joint member 22 having a shaft portion 22b extending axially from the bottom of the cup portion, and an outer joint member 22
  • the inner joint member 23 accommodated in the inner circumference of the cup portion of the, the ball 24 as a torque transmission element arranged between the outer joint member 22 and the inner joint member 23, and the spherical inner peripheral surface of the outer joint member 22 and the spherical outer peripheral surface of the inner joint member 23 to hold the balls 24 .
  • the intermediate shaft 27 has splines 26 for torque transmission on the outer diameters of both ends thereof.
  • the intermediate shaft 27 and the inner joint member 3 of the sliding constant velocity universal joint 1 generate torque. communicatively coupled.
  • torque can be transmitted between the intermediate shaft 27 and the inner joint member 23 of the fixed constant velocity universal joint 21. connected to Both constant velocity universal joints 1 and 21 are filled with grease as a lubricant.
  • the outer joint member 2 of the double offset type sliding constant velocity universal joint 1 and the intermediate shaft 27 and the outer side of the fixed constant velocity universal joint 21 are provided.
  • Corrugated boots 29 and 30 are mounted between the joint member 22 and the intermediate shaft 27, respectively.
  • FIG. 8 is a vertical cross-sectional view showing a state in which the sliding constant velocity universal joint 1 according to this embodiment has the maximum operating angle.
  • the sliding constant velocity universal joint of this embodiment differs in the value of the maximum working angle from that of the sliding constant velocity universal joint of the first embodiment. Since other configurations are the same as those of the first embodiment, parts having similar functions are denoted by the same reference numerals, and the contents described above in the first embodiment apply mutatis mutandis.
  • the sliding constant velocity universal joint of this embodiment has a maximum operating angle ⁇ max of 32° and a normal operating angle of 10°, which is the same as the sliding constant velocity universal joint of the first embodiment. Since the dimensional difference (dimensional interval) of one size of ball diameter is 1/32 inch, (1) ball diameter (D BALL )/spline PCD (DS PCD ), (2) track groove contact angle ⁇ , (3) track groove contact ratio ⁇ , (4) track PCD (DT PCD )/spline PCD (DS PCD ), (5) cage offset amount F/spline PCD ( DS PCD ) have the same values as those of the sliding constant velocity universal joint 1 of the first embodiment. In addition, the inclination angle S of the stopper surface 5d is set to 16 degrees.
  • the maximum operating angles of 32° and 35° and the normal operating angle of 10° were exemplified, but the maximum operating angle is not limited to these. is about 30° to 35°, and the normal working angle is about 8° to 12°.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Shafts, Cranks, Connecting Bars, And Related Bearings (AREA)

Abstract

６個のトルク伝達ボール４を備え、ケージ５の球状外周面１１の曲率中心Ｏ１と球状内周面１２の曲率中心Ｏ２が、継手中心Ｏに対して軸方向の反対側にオフセットした摺動式等速自在継手１において、摺動式等速自在継手１が８°～１２°の常用作動角で使用され、トルク伝達ボール４の直径ＤBALLと内側継手部材３の連結孔１３のスプラインピッチ円直径ＤＳPCDとの比ＤBALL／ＤＳPCDを０．８０～０．８６とし、トルク伝達ボール４と直線状トラック溝７、９との接触角αを３２°～３５°とし、トルク伝達ボール４と直線　状トラック溝７、９との接触率ψを１．０５～１．０８としたことを特徴とする。

Description

摺動式等速自在継手
　本発明は、自動車や各種産業機械に使用される摺動式等速自在継手に関する。
　近年、ＳＵＶ（スポーツ・ユーティリティ・ビークル）等の４輪駆動車の市場人気に伴って、これに用いられる等速自在継手も最大作動角の更なる高角化（３０°以上、例えば、３５°）と、走破性を高めるためにデフの位置を高く設定したものが増えてきている。それにより、継手の車両取り付け角度が大きくなり、常用作動角も高角化（８°以上、例えば、１０°）してきている。
　自動車用ドライブシャフトは、通常、駆動車輪側（アウトボード側ともいう）に固定式等速自在継手が用いられ、デファレンシャル側（インボード側ともいう）に摺動式等速自在継手が用いられ、これらの２つの等速自在継手を中間シャフトで連結して構成されている。固定式等速自在継手は、大きな作動角が取れるが軸方向にはスライドしない。一方、摺動式等速自在継手は、軸方向にスライド可能であるが、あまり大きな作動角が取れない。
　駆動車輪側に使用する固定式等速自在継手は、フル転舵時の角度にも対応できるように継手の最大許容角度は４６°～５０°程度に設定される。一方、デファレンシャル側に使用する摺動式等速自在継手は、サスペンションの動きを吸収できるように継手の最大許容角度は２３°～３０°程度に設定される。摺動式等速自在継手では、通常、サスペンションが最も伸びきったフルリバウンド状態のとき、最大作動角となる。一方、常用作動角については、現状の乗用車等のドライブシャフトにおける従来の常用作動角は、比較的に小さく、通常、６°程度で使用される。
　一般に、乗用車より車高が高いＳＵＶなどは、平地走行状態でのドライブシャフトの角度（以下、常用作動角という。常用作動角の定義は後述する。）が大きく、さらにサスペンションの動きも大きくなる傾向にある。最大作動角が２５°を超え３０°程度の高角度とコンパクト化を図ったＤＯＪが提案されている（特許文献１）。
特開２００７－８５４８８号公報
　ＤＯＪ型の等速自在継手において、作動角が高くなると、トルク伝達ボールに係る荷重が増大し、それによって、外側継手部材、内側継手部材のトラック溝に係る面圧も増大する。ただし、最大作動角となるフルリバウンド状態では、車輪は地面に接地していなく、車輪にトルク負荷がかからないので、前記の面圧は問題にならない。
　一方、摺動式等速自在継手の車両取り付け角度が大きくなり、常時使用される角度（常用作動角）が高角化すると、等速自在継手の耐久性が著しく厳しくなる。すなわち、常用作動角の時は、車両が高速走行し、等速自在継手に負荷されるトルクは大きい。
　本発明は、上記の問題に鑑み、最大作動角の高角化と常用作動角の高角化が要求される使用条件に対して、強度、耐久性を確保した摺動式等速自在継手を提供することを目的とする。
　本発明者らは、上記の目的を達成するため種々検討、検証した結果、高い常用作動角（例えば、１０°程度）での耐久性を従来の常用作動角（例えば、６°程度）時と同等に確保するという指針に辿り着いた。そして、摺動式等速自在継手の内部仕様設定のためのポイントとして最大作動角の高角化と常用作動角の高角化という２つの要因に着目し、これら両要因を融合させて内部仕様を設定するという新たな着想によって、本発明に至った。
　前述の目的を達成する技術的手段として、本発明は、円筒状内周面に６本の直線状トラック溝が軸方向に沿って形成された外側継手部材と、球状外周面に前記外側継手部材の直線状トラック溝に対向する６本の直線状トラック溝が軸方向に沿って形成されると共に中心部にシャフトを連結する連結孔が形成された内側継手部材と、前記外側継手部材の直線状トラック溝と前記内側継手部材の直線状トラック溝間に組込まれた６個のトルク伝達ボールと、前記トルク伝達ボールを保持し、前記外側継手部材の円筒状内周面と前記内側継手部材の球状外周面に接触案内される球状外周面と球状内周面を有するケージとからなり、前記ケージの球状外周面の曲率中心と球状内周面の曲率中心が、継手中心に対して軸方向の反対側にオフセットした摺動式等速自在継手において、前記摺動式等速自在継手が８°～１２°の常用作動角で使用され、前記トルク伝達ボールの直径（ＤBALL）と前記内側継手部材の連結孔のスプラインピッチ円直径（ＤＳPCD）との比ＤBALL／ＤＳPCDを０．８０～０．８６とし、前記トルク伝達ボールと前記直線状トラック溝との接触角（α）を３２°～３５°とし、前記トルク伝達ボールと前記直線状トラック溝との接触率（ψ）を１．０５～１．０８としたことを特徴とする。上記の構成により、最大作動角の高角化と共に常用作動角の高角化の使用条件に対して、強度、耐久性を確保した摺動式等速自在継手を実現できる。
　具体的には、上記の直線状トラック溝のピッチ円直径（ＤＴPCD）と上記のスプラインピッチ円直径（ＤＳPCD）との比ＤＴPCD／ＤＳPCDを２．２５～２．４０とすることが望ましい。これにより、外側継手部材の外径を抑えつつ、トラック面圧を抑制することができる。
　上記のケージの球状外周面の曲率中心と球状内周面の曲率中心のオフセット量（Ｆ）と上記のスプラインピッチ円直径（ＤＳPCD）との比Ｆ／ＤＳPCDを０．１８～０．１９とすることが望ましい。これにより、ボールの接触楕円のトラック溝からのはみ出しを抑えると共にトラック面圧を抑制することができる。
　上記の摺動式等速自在継手の最大作動角が３０°～３５°であることにより、ＳＵＶ等の用途に好適である。
　上記の摺動式等速自在継手をインボード側に装着し、８個のトルク伝達ボールを有する固定式等速自在継手をアウトボード側に装着したドライブシャフトを構成することにより、ＳＵＶ等の用途に好適である。
　本発明の摺動式等速自在継手によれば、最大作動角の高角化と常用作動角の高角化が要求される使用条件に対して、強度、耐久性を確保した摺動式等速自在継手を実現できる。
本発明の第１の実施形態に係る摺動式等速自在継手の縦断面図で、図２のＢ－Ｎ－Ｂ線における縦断面図である。 本発明の第１の実施形態に係る摺動式等速自在継手の横断面図で、図１のＡ－Ａ線における横断面図である。 図２の１個のトルク伝達ボールとトラック溝を拡大した横断面図である。 本実施形態の摺動式等速自在継手と従来の摺動式等速自在継手の横断面を対比した図である。 本実施形態の摺動式等速自在継手が最大作動角を取った状態を示す縦断面図である。 本実施形態の摺動式等速自在継手と８個のトルク伝達ボールを有する固定式等速自在継手を装着したドライブシャフトを示す縦断面図である。 高い常用作動角の状態と従来の常用作動角の状態とを対比した模式図である。 本発明の第２の実施形態に係る摺動式等速自在継手が最大作動角を取った状態を示す縦断面図である。
　本発明の第１の実施形態に係る摺動式等速自在継手を図１～図７に基づいて説明する。図１は、本実施形態の摺動式等速自在継手の縦断面図で、図２のＢ－Ｎ－Ｂ線における縦断面図である。図２は、本実施形態の摺動式等速自在継手の横断面図で、図１のＡ－Ａ線における横断面図である。図３は、図２の上側の１個のトルク伝達ボールとトラック溝を拡大した横断面図で、図４は、本実施形態の摺動式等速自在継手と従来の摺動式等速自在継手の横断面を対比した図である。図５は、本実施形態の摺動式等速自在継手が最大作動角を取った状態を示す縦断面図で、図６は、本実施形態の摺動式等速自在継手と８個のトルク伝達ボールを有する固定式等速自在継手を装着したドライブシャフトを示す縦断面図である。図７は、高い常用作動角の状態と従来の常用作動角の状態とを対比した模式図である。
　図１、図２に示すように、摺動式等速自在継手１は、いわゆる、ダブルオフセット型摺動式等速自在継手（ＤＯＪと略称することもある。）であり、外側継手部材２、内側継手部材３、トルク伝達ボール４およびケージ５を主な構成とする。外側継手部材２の円筒状内周面６には、６本のトラック溝７が円周方向に等間隔で、かつ軸方向に沿って直線状に形成されている。内側継手部材３の球状外周面８には、外側継手部材２のトラック溝７と対向するトラック溝９が円周方向に等間隔で、かつ軸方向に沿って直線状に形成されている。外側継手部材２のトラック溝７と内側継手部材３のトラック溝９との間に６個のトルク伝達ボール（以下、単にボールともいう）４が１個ずつ組み込まれている。ボール４はケージ５のポケット５ａに収容されている。
　ケージ５は、球状外周面１１と球状内周面１２を有し、球状外周面１１は外側継手部材２の円筒状内周面６と嵌合して接触案内され、球状内周面１２は内側継手部材３の球状外周面８と嵌合して接触案内される。ケージ５の球状外周面１１は曲率中心Ｏ１を有し、球状内周面１２は曲率中心Ｏ２を有している。曲率中心Ｏ１、Ｏ２は、軸線Ｎ上に位置し、継手中心Ｏに対して軸方向に等距離Ｆでオフセットされている。これにより、継手が作動角を取った場合、外側継手部材２と内側継手部材３の両軸線がなす角度を二等分する平面上にボール４が常に案内され、二軸間が等速回転で伝達される。
　外側継手部材２の開口側端部に止め輪溝１５が設けられ、この止め輪溝１５に止め輪（図示省略）が装着されて、図１に示す内側継手部材３、ボール４、ケージ５の内側組立体が、外側継手部材２の開口側端部から抜け出すのを防止する。外側継手部材２の開口側端部の外周にブーツ装着溝１６が設けられている。外側継手部材２の反開口側にはステム部（軸部）２ｂが一体に形成され、デファレンシャル（図示省略）に連結される。
　内側継手部材３の球状外周面８に直線状のトラック溝９が形成されているので、内側継手部材３の軸方向の中心から両端に行くにつれてトラック溝９の溝深さが浅くなる。内側継手部材３の連結孔１３にスプライン（セレーションを含む、以下同じ）１４が形成され、中間シャフト２７（図５参照）の軸端部がスプライン嵌合され、中間シャフト２７の肩部と止め輪によって軸方向に固定される。本実施形態の摺動式等速自在継手１では、３５°の最大作動角を許容するため、内側継手部材３の軸方向幅は従来品より長く設定されている。
　図１のＡ－Ａ線で示すケージ５の軸方向中心に６個のポケット５ａが円周方向に等間隔で設けられ、隣接するポケット５ａ間は柱部５ｂ（図２参照）となっている。ケージ５の大径側端部の内周に内側継手部材３を組み込むための切欠き５ｃが設けられている。ケージ５のストッパ面５ｄは、球状外周面１１に接線として接続する円すい状に形成されている。ケージ５は、継手が作動角を取った場合、外側継手部材２と内側継手部材３の両軸線がなす角度の半分だけ傾くので、ストッパ面５ｄの傾斜角度Ｓは１７．５°に設定されている。これにより、摺動式等速自在継手１の最大許容角度を規制することができる。
　図３に示すように、外側継手部材２のトラック溝７と内側継手部材３のトラック溝９の横断面は、２つの円弧を組合せたゴシックアーチ形状や楕円形状に形成されている。このため、ボール４は、トラック溝７、９に対して各２つの点Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４でアンギュラコンタクトする。
　ここで、ボール接触角αとは、図３の直線Ｌａと直線Ｌｂとの間の角度αを意味する。直線Ｌａはトラック溝７、９の横断面の中心線で、図２のＢ－Ｎ線に対応する。直線Ｌｂは、トラック溝７、９の側面におけるボール４の接触点Ｃ１、Ｃ２、Ｃ３、Ｃ４とボール４の中心Ｏｂを結ぶ直線である。
　図３に示すように、内側継手部材３のトラック溝９の曲率半径Ｒ２の曲率中心は、接触角αをもつ直線Ｌｂ上でボール中心Ｏｂよりオフセットしている。外側継手部材３のトラック溝７の曲率半径も内側継手部材３のトラック溝９と同様にＲ２である。ボール４の半径はＲ１である。ボール接触率ψとは、トラック溝７、９の横断面の曲率半径Ｒ２とボール４の半径Ｒ１（Ｒ１＝ＤBALL／２）との比率Ｒ２／Ｒ１を意味する。
　図７は、本実施形態の摺動式等速自在継手１が使用される高い常用作動角の状態と従来の常用作動角の状態とを対比した模式図である。図７に示すように、ドライブシャフト２０は、アウトボード端の固定式等速自在継手２１が車輪Ｗに連結され、インボード端の摺動式等速自在継手１がデファレンシャルＤｆに連結される。図７の左半分が高い常用作動角θ１の状態を示し、右半分が従来の常用作動角θ２の状態を示す。高い常用作動角θ１の場合は、デファレンシャルＤｆの地上からの高さが従来の常用作動角θ２の場合よりΔｈ高くなり、走破性が高まる。しかし、常用作動角が高くなるので、トルク伝達ボールに係る荷重が増大する。
　ここで、請求の範囲および本明細書における常用作動角について定義する。常用作動角とは、水平で平坦な路面上で１名乗車時の自動車において、ステアリングを直進状態にした時にドライブシャフトの摺動式等速自在継手で生じる作動角をいう。現状の乗用車等のドライブシャフトにおける従来の常用作動角は、比較的小さく、通常、６°程度で使用される。
　次に、本発明の開発過程における知見や着想について説明する。本発明者らは、最大作動角の高角化と常用作動角の高角化が要求される使用条件に対応するために種々検討、検証した結果、高い常用作動角（例えば、１０°程度）での耐久性を従来の常用作動角（例えば、６°程度）時と同等に確保するという指針に辿り着いた。そして、摺動式等速自在継手の内部仕様設定のためのポイントとして最大作動角の高角化と常用作動角の高角化という２つの要因に着目し、これら両要因を融合させて内部仕様を設定するという新たな着想によって、本発明に至った。
　上記の指針および着想に基づいて、まず、ボールとトラック溝間の面圧を支配する抜本的な内部仕様であるトルク伝達ボールのボール径を以下のような要領で見出した。すなわち、表１に示すように、ボール径のサイズアップへの影響度合は、最大作動角の高角化３５°、常用作動角の高角化１０°のそれぞれで５０％程度であることを突き止めた。そして、要求される使用条件（最大作動角３５°、常用作動角１０°）に対応する摺動式等速自在継手について、トルク伝達ボールの直径ＤBALLと内側継手部材の連結孔のスプラインピッチ円直径ＤＳPCDとの比ＤBALL／ＤＳPCDを０．８０～０．８６とすることを見出した。上記の要領は当業者にとって初めての試みである。
（注）ボール径の１サイズの差は、１／３２インチ（約０．８ｍｍ）である。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000001
 　尚、ジョイントのサイズは、内側継手部材の連結孔（シャフト）のスプライン径で表すことができるため、上記の寸法値および後述する寸法値は内側継手部材の連結孔のスプラインＰＣＤとの比で無次元化して表すこととする。
　ＤＯＪ型摺動式等速自在継手の耐久性は、使用作動角が高い程、低下する。ＤＯＪ型摺動式等速自在継手では、作動角が付くと１回転中にボールに作用する力が変動し、最大負荷時は、作動角０°時の数パーセントから角度によっては数倍の荷重が負荷されることになる。例えば、常用作動角が高くなり、現状の常用作動角の６°から１０°に常用作動角が高角化されると、ボールに負荷される最大荷重は２０～３０％程度高くなる。
　前述したトルク伝達ボールの直径ＤBALLと内側継手部材の連結孔のスプラインピッチ円直径ＤＳPCDとの比ＤBALL／ＤＳPCDを０．８０～０．８６とすることをベースにし、ボールとトラック溝間の面圧に影響する諸寸法を調整し面圧を緩和することにより、高い常用作動角（例えば、１０°程度）での耐久性を従来の常用作動角（例えば、６°程度）時と同等に確保するできる確証が得られた。
　ＤＯＪ型摺動式等速自在継手のボールとトラック溝間の面圧に影響する諸寸法は、（１）ボール径、（２）トラック溝の接触角、（３）トラック溝の接触率、（４）トラックＰＣＤ、（５）ケージオフセットである。表２に上記（１）～（５）の諸寸法のボールとトラック溝間の面圧への影響を示す。また、併せてその場合の懸念点も示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000002
　ボールとトラック溝間の面圧を抑制するために、単純にボール径を大きくするだけで対策できるものではなく、トラック溝の接触角、トラック溝の接触率、トラックＰＣＤ、ケージオフセット量等を複合的に設定して、それぞれの項目の最適値を見出した。本実施形態の摺動式等速自在継手１の内部仕様を表３に示す。
Figure JPOXMLDOC01-appb-T000003
　上記の内部仕様の設定ついて視覚的に補足するために、本実施形態の摺動式等速自在継手１と従来品の横断面を図４に対比して示す。図４の紙面における上下方向の中心線の左側半分が本実施形態の摺動式等速自在継手１であり、右側半分が従来品である。本実施形態の摺動式等速自在継手１に対応する従来品の構成部材には、本実施形態に用いた符号にそれぞれ５０を加え、トラック溝ＰＣＤはＤＴ’PCD、外輪外径はＤ’OUTERの符号を付している。本実施形態の摺動式等速自在継手１は、従来品より外側継手部材１の外径、すなわち外輪外径ＤOUTERは２サイズ（５～１０％）程度大きくなるが、実用可能である。
　図５に本実施形態の摺動式等速自在継手１が最大作動角θｍａｘを取った状態を示す。ケージ５のストッパ面５ｄが、外側継手部材２の円筒状内周面６に当接し、摺動式等速自在継手１の最大許容角度を規制する。最大作動角θｍａｘは３５°である。
　図６に本実施形態の摺動式等速自在継手１を適用したドライブシャフト２０を示す。このドライブシャフト２０は、中間シャフト２７の一端に固定式等速自在継手２１が連結され、他端に本実施形態の摺動式等速自在継手１が連結されている。ダブルオフセット型摺動式等速自在継手１の外側継手部材２はカップ部の底部から軸方向に延びた軸部２ｂを有する。固定式等速自在継手２１は、８個のボールを用いたツェッパ型等速自在継手であり、カップ部の底部から軸方向に延びた軸部２２ｂを有する外側継手部材２２と、外側継手部材２２のカップ部の内周に収容された内側継手部材２３と、外側継手部材２２と内側継手部材２３との間に配置されたトルク伝達要素としてのボール２４と、外側継手部材２２の球状内周面と内側継手部材２３の球状外周面との間に配され、ボール２４を保持するケージ２５とを備える。
　中間シャフト２７は、その両端部外径にトルク伝達用のスプライン２６を有する。そして、インボード側のスプライン２６を摺動式等速自在継手１の内側継手部材３とスプライン嵌合させることにより、中間シャフト２７と摺動式等速自在継手１の内側継手部材３とがトルク伝達可能に連結される。また、アウトボード側のスプライン２６を固定式等速自在継手２１の内側継手部材２３とスプライン嵌合させることにより、中間シャフト２７と固定式等速自在継手２１の内側継手部材２３とがトルク伝達可能に連結される。両等速自在継手１、２１の内部には潤滑剤としてのグリースが封入されている。グリースの外部漏洩や継手外部からの異物侵入を防止するため、ダブルオフセット型摺動式等速自在継手１の外側継手部材２と中間シャフト２７との間、および固定式等速自在継手２１の外側継手部材２２と中間シャフト２７との間には、蛇腹状のブーツ２９、３０がそれぞれ装着されている。
　本発明の第２の実施形態に係る摺動式等速自在継手を図８に基づいて説明する。図８は、本実施形態に係る摺動式等速自在継手１が最大作動角を取った状態を示す縦断面図である。本実施形態の摺動式等速自在継手は、前述した第１の実施形態の摺動式等速自在継手と比べて最大作動角の値が異なる。その他の構成については第１の実施形態と同様であるので、同様の機能を有する部位には同じ符号を付して、第１の実施形態において前述した内容を準用する。
　本実施形態の摺動式等速自在継手は、最大作動角θｍａｘは３２°で、常用作動角は、第１の実施形態の摺動式等速自在継手と同じ１０°である。ボール径の１サイズの寸法差（寸法間隔）は、１／３２インチであるので、本実施形態の摺動式等速自在継手１の（１）ボール径（ＤBALL）／スプラインＰＣＤ(ＤＳPCD)、（２）トラック溝の接触角α、（３）トラック溝の接触率ψ、（４）トラックＰＣＤ(ＤＴPCD)／スプラインＰＣＤ(ＤＳPCD)、（５）ケージオフセット量Ｆ／スプラインＰＣＤ(ＤＳPCD)から構成される内部仕様は、第１の実施形態の摺動式等速自在継手１のものと同じ値となる。なお、ストッパ面５ｄの傾斜角度Ｓは１６°に設定されている。
　以上の実施形態の摺動式等速自在継手では、最大作動角を３２°と３５°のもの、常用作動角を１０°のものを例示したが、これに限られものではなく、最大作動角は３０°～３５°程度および常用作動角は８°～１２°程度で実用可能である。
　本発明は前述した実施形態に何ら限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において、さらに種々の形態で実施し得ることは勿論のことであり、本発明の範囲は、請求の範囲によって示され、さらに請求の範囲に記載の均等の意味、および範囲内のすべての変更を含む。
１　　　　　摺動式等速自在継手
２　　　　　外側継手部材
３　　　　　内側継手部材
４　　　　　トルク伝達ボール
５　　　　　ケージ
５ａ　　　　ポケット
５ｄ　　　　ストッパ面
６　　　　　円筒状内周面
７　　　　　トラック溝
８　　　　　球状外周面
９　　　　　トラック溝
１１　　　　球状外周面
１２　　　　球状内周面
１３　　　　連結孔
１４　　　　スプライン
２０　　　　ドライブシャフト
２１　　　　固定式等速自在継手
ＤBALL　　　ボール径
ＤOUTER　　外輪外径
ＤＴPCD　　トラック溝ピッチ円径
ＤＳPCD　　 スプライン大径
Ｆ　　　　　オフセット量
Ｏ　　　　　継手中心
Ｏ１　　　　曲率中心
Ｏ２　　　　曲率中心
Ｓ　　　　　傾斜角度
α　　　　　ボール接触角
θｍａｘ　　最大作動角
ψ　　　　　ボール接触率

Claims (5)

  1. 　円筒状内周面に６本の直線状トラック溝が軸方向に沿って形成された外側継手部材と、球状外周面に前記外側継手部材の直線状トラック溝に対向する６本の直線状トラック溝が軸方向に沿って形成されると共に中心部にシャフトを連結する連結孔が形成された内側継手部材と、前記外側継手部材の直線状トラック溝と前記内側継手部材の直線状トラック溝間に組込まれた６個のトルク伝達ボールと、前記トルク伝達ボールを保持し、前記外側継手部材の円筒状内周面と前記内側継手部材の球状外周面に接触案内される球状外周面と球状内周面を有するケージとからなり、前記ケージの球状外周面の曲率中心と球状内周面の曲率中心が、継手中心に対して軸方向の反対側にオフセットした摺動式等速自在継手において、
    　前記摺動式等速自在継手が８°～１２°の常用作動角で使用され、
    　前記トルク伝達ボールの直径（ＤBALL）と前記内側継手部材の連結孔のスプラインピッチ円直径（ＤＳPCD）との比ＤBALL／ＤＳPCDを０．８０～０．８６とし、
    　前記トルク伝達ボールと前記直線状トラック溝との接触角（α）を３２°～３５°とし、
    　前記トルク伝達ボールと前記直線状トラック溝との接触率（ψ）を１．０５～１．０８としたことを特徴とする摺動式等速自在継手。
  2. 　前記直線状トラック溝のピッチ円直径（ＤＴPCD）と前記スプラインピッチ円直径（ＤＳPCD）との比ＤＴPCD／ＤＳPCDを２．２５～２．４０としたことを特徴とする請求項１に記載の摺動式等速自在継手。
  3. 　前記ケージの球状外周面の曲率中心と球状内周面の曲率中心のオフセット量（Ｆ）と前記スプラインピッチ円直径（ＤＳPCD）との比Ｆ／ＤＳPCDを０．１８～０．１９としたことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載の摺動式等速自在継手。
  4. 　前記摺動式等速自在継手の最大作動角が３０°～３５°であることを特徴とする請求項１～３のいずれか一項に記載の摺動式等速自在継手。
  5. 　請求項１～４のいずれか一項に記載された前記摺動式等速自在継手をインボード側に装着し、８個のトルク伝達ボールを有する固定式等速自在継手をアウトボード側に装着したドライブシャフト。
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