WO2006100893A1 - クロスグルーブ型等速自在継手 - Google Patents

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • Y10S464/00—Rotary shafts, gudgeons, housings, and flexible couplings for rotary shafts
    • Y10S464/904—Homokinetic coupling
    • Y10S464/906—Torque transmitted via radially spaced balls

Definitions

  • the present invention relates to a cross group constant velocity universal joint used for a drive shaft or a propeller shaft of an automobile.
  • the ball groove of the inner ring and the ball groove of the outer ring that form a pair are inclined in opposite directions with respect to the axis, and the torque transmission ball is held at the intersection of both ball grooves. It is supposed to be. With such a structure, rattling between the torque transmitting ball and the ball groove can be reduced, and in particular, it is used for a drive shaft of an automobile that does not like rattling.
  • Non-Patent Document 1 shows the most basic cross group type constant velocity universal joint!
  • Non-Patent Document 1 the number of rolling elements is 4 or more, generally 6 and the inclination angle between the ball grooves is the opposite of the inner ring and the outer ring with the constant velocity universal joint having the maximum operating angle. It is said that the ball grooves to be designed are designed so as not to be parallel, and the axis and the crossing angle ⁇ of each inner ring or outer ring are generally 13 to 19 °.
  • Patent Document 1 includes an axis line in which the ball groove is simply tilted with respect to the axis line in order to prevent the maximum operating angle from becoming small when the crossing angle of the ball groove with respect to the axis line is reduced. It has been proposed to tilt it even in the plane.
  • the cross group type constant velocity universal joint is basically considered to be unable to have a large operating angle. This is because the wedge angular force joint composed of the inner and outer ring ball grooves has an angle of rotation (limit angle) when it takes an operating angle. If the operating angle of the joint exceeds the limit angle, the cage will not be able to maintain the balance of force and will become unstable, and the function of the constant velocity universal joint will be lost. This phenomenon has been confirmed in the case of six general torque transmission balls, and it is known that the limit angle is determined by the contact angle OC and the crossing angle ⁇ of the ball groove.
  • Patent Document 1 the ball groove is inclined even in a plane including the axis, thereby limiting the limit. It is formulated that the field angle can be increased. However, the shape is very difficult for manufacturing and quality control.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Application Laid-Open No. 5-231435
  • Non-Patent Literature 1 E.R.Wagner, Universal Joint ana Driveshaft DesignManuai, SAE, 19 91, p.l63 -166
  • a wedge angle is formed at the intersection between the ball groove of the inner ring and the ball groove of the outer ring that forms a pair during torque transmission. Trying to jump out of the intersection and being pushed into the pocket of the cage. Since the inner ring and the outer ring are alternately arranged in the circumferential direction with grooves inclined in opposite directions with respect to the axis, adjacent balls try to jump out in the opposite direction also at the intersection of the grooves. For this reason, the cage is positioned by the ball. The intersection of the grooves always forms a bisector of the operating angle.
  • the torque transmitting ball is always held at the intersection of the ball grooves, and is always maintained within the bisector of the operating angle even when an angular displacement occurs between the inner and outer rings.
  • the cross group type constant velocity universal joint is excellent in that it has constant velocity and little backlash.
  • the constant velocity universal of the type that controls the torque transmission ball by offsetting the center of the arc-shaped ball groove formed in the axial direction on the inner and outer rings is applied to the cross group type constant velocity universal joint.
  • the operating angle cannot be made very large. This is because if the operating angle is increased, the wedge angle is reversed, and the balance of the force applied to the torque transmitting ball force cage is lost. As a result, the cage becomes unstable because it cannot balance the force.
  • the ball grooves of the inner and outer rings prevent the reversal of the wedge angle by increasing the crossing angle ⁇ between the axes of the inner and outer rings.
  • the inner ring and the outer ring have ball grooves inclined in opposite directions with respect to the axis, and are alternately arranged in the circumferential direction. Therefore, in order to avoid interference between adjacent ball grooves, the crossing angle ⁇ is increased. There are limitations to this.
  • the crossing angle 13 between the inner and outer ball grooves of the cross group type constant velocity universal joint and the axis of each inner or outer ring is also related to the sliding stroke of the joint. It is effective to decrease the crossing angle ⁇ to increase the amount of rook.
  • the maximum operating angle as a constant velocity universal joint will be reduced.
  • the maximum operating angle is an angle at which a maximum torque is applied when the joint is bent and returned further without rotating. In the worst case, it will not return with an angle, that is, it will get caught. Such hooking at the time of bending becomes a problem when the constant velocity universal joint is assembled to an automobile.
  • An object of the present invention is to achieve an excellent bending in which the maximum operating angle does not decrease even when the sliding angle is increased by reducing the crossing angle j8 with the axis of the ball groove and the hooking force is small during bending.
  • a cross-group type constant velocity universal joint of the present invention is a constant velocity universal joint used for a drive shaft or a propeller shaft of an automobile.
  • Inner ring having outer circumferential surfaces alternately formed in the direction
  • outer ring having inner circumferential surfaces alternately formed in the circumferential direction with ball grooves inclined in opposite directions with respect to the axis, and opposite directions with respect to the axis
  • the drive shaft is a shaft connecting the differential and the wheel
  • the propeller shaft is a shaft connecting the transmission or the engine and the differential.
  • the drive shaft The rotation speed is higher
  • the angle of intersection between the inner and outer ring ball grooves with the inner or outer ring axis is 10 ° or more and 15 ° or less, and the number of torque transmitting balls is 10. By doing so, the maximum operating angle of the joint is not reduced, and a sliding stroke can be earned.
  • the cross group type constant velocity universal joint there is a torque transmission ball at a certain phase, and when the operating angle is increased, the wedge angle is reversed, and the force used for the torque transmission ball force retainer Balance is lost, and the cage becomes unstable.
  • the crossing angle j8 of the ball groove is 8 ° or more If this is the case, it was confirmed that the conventional torque transmission balls have better bending characteristics than those of the six types.
  • the lower limit of the ball groove intersection angle j8 is 10 °. Since the ball grooves of the inner ring and the outer ring are arranged in opposite directions on the circumferential surface, if the crossing angle ⁇ becomes too large, adjacent grooves interfere with each other. This tendency becomes more prominent as the number of torque transmitting balls increases. For this reason, it is desirable that the upper limit of the ball groove crossing angle is 15 ° or less for practical use in drive shafts.
  • the intersection angle j8 of the inner and outer ring ball grooves with the inner ring or outer ring axis is set to 6 ° to 9 °
  • the maximum operating angle of the joint is not reduced, and a sliding stroke can be earned.
  • the required working angle of the cross group type constant velocity universal joint used for the propeller shaft is about 10 °, and as a result of analyzing the operating angle up to 15 °, the crossing angle of the ball groove is 5 ° or more. If this is the case, it was confirmed that the conventional torque transmission balls have better bending characteristics than those of the six types.
  • the lower limit value of the ball groove intersection angle ⁇ is 6 °.
  • the intersecting grooves will interfere if the crossing angle ⁇ is too large. This tendency becomes more prominent as the number of torque transmitting balls increases. For this reason, in practical use for a propeller shaft, it is desirable that the upper limit value of the intersection angle 13 of the ball grooves is 9 ° or less.
  • the number of torque transmission balls is 8 in the cross group type constant velocity universal joint. Even so, it has better bending torque characteristics than the conventional six joints. However, if there are eight, the inclination directions of the pair of ball grooves corresponding to the diametrical direction provided on the outer ring or the inner ring are opposite to each other. , Processability is poor and productivity is lowered and costs are increased. On the other hand, if there are ten torque transmitting balls, the inclination directions of the pair of ball grooves corresponding to the diameter direction provided on the outer ring or the inner ring are the same direction. Therefore, the pair of ball grooves can be simultaneously examined, the workability of the ball grooves is good, the productivity is excellent, and the cost can be reduced.
  • the groove contact angle may be 30 to 50 °. More preferably, it is 40 to 50 °.
  • FIG. 1 is a partially cutaway perspective view of a cross group type constant velocity universal joint that is useful in an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the same cross group type constant velocity universal joint.
  • FIG. 3 is a development view of the ball groove of the cross group type constant velocity universal joint.
  • FIG. 4 is a front view of the cross group type constant velocity universal joint when a ball is omitted.
  • FIG. 5 is a cross-sectional view of a ball groove of the cross group type constant velocity universal joint.
  • FIG. 6 is an explanatory view showing the relationship between the ball groove and the ball.
  • FIG. 7 is a graph showing the relationship between bending angle and bending torque in a conventional cross group type constant velocity universal joint.
  • FIG. 8 is a graph showing the relationship between the operating angle and the bending torque in the conventional product and the embodiment.
  • FIG. 9 A graph showing the relationship between operating angle and bending torque for models with different crossing angles. is there.
  • FIG. 10 is a graph showing the relationship between the contact angle and the bending torque in a model in which the number of torque transmission balls is 10 and the ball contact rate is varied.
  • FIG. 11 is a graph showing the relationship between crossing angle and constant velocity at an operating angle of 20 °.
  • FIG. 12 is a graph showing the relationship between bending angle and bending torque in a conventional cross group type constant velocity universal joint.
  • FIG. 13 is a graph showing the relationship between the operating angle and the bending torque in the conventional product and the embodiment.
  • FIG. 14 is a graph showing the relationship between the operating angle and the bending torque of models with different crossing angles.
  • FIG. 15 is a graph showing the relationship between crossing angle and constant velocity at an operating angle of 10 °.
  • the cross group type constant velocity universal joint J is attached to the end of the drive shaft or propeller shaft S, and comprises the inner ring 2, the outer ring 4, the torque transmission ball 6 and the cage 8 as main components. ing.
  • the inner ring 2 is ring-shaped and has ball grooves 2a and 2b formed on the outer peripheral surface thereof.
  • the outer ring 4 is also ring-shaped and has ball grooves 4a and 4b formed on the inner peripheral surface.
  • FIG. 3 is a developed view of the ball groove. As shown by the solid line in FIG. 3, the ball grooves 2a and 2b inclined in opposite directions with respect to the axis of the inner ring 2 are alternately positioned in the circumferential direction. . Further, as indicated by a two-dot chain line, ball grooves 4a and 4b inclined in opposite directions with respect to the axis of the outer ring 4 are alternately positioned in the circumferential direction.
  • the crossing angle of each of the ball grooves 2a, 2b, 4a, 4b with respect to the axis is represented by symbol / 3.
  • the crossing angle should be in the range of 10 ° to 15 °.
  • the torque transmitting ball 6 is incorporated at the intersection of the ball groove 2a and the ball groove 4a or the ball groove 2b and the ball groove 4b forming a pair.
  • FIG. 4 here, there are 10 ball grooves 2a, 2b of the inner ring 2, 10 ball grooves 4a, 4b of the outer ring 4, and 10 torque transmitting balls 6.
  • the ball grooves 2a, 2b, 4a, 4b of the inner ring 2 and the outer ring 4 generally have a gothic arch or elliptical cross-sectional shape, and the torque transmission ball 6 and the ball grooves 2a,
  • the relationship with 2b, 4a, 4b is Anguilla contact.
  • the contact angle a of the anguilla contact is in the range of 30 to 50 °.
  • Hooking is a phenomenon that requires excessive torque when a joint tries to return at an operating angle.
  • Figure 7 shows the relationship between the bending angle and the bending torque when the torque transmission ball of the cross group type constant velocity self-joint used in the conventional drive shaft is six.
  • Each torque curve is a graph showing a bending torque in a phase where a hooking force is generated. When a hooking force is generated, a torque peak occurs at a certain bending angle.
  • the model with six torque transmission balls has a crossing angle ⁇ of 16 °.
  • the model with 10 torque transmission balls used in Fig. 8 has a crossing angle of 13 °.
  • FIG. 8 shows the relationship between the bending angle and the bending torque in the case of the 10-ball cross group type constant velocity universal joint shown in the above embodiment. As shown in the figure, when the number of torque transmission balls is increased to 10, the bending torque at the time of catching force is reduced.
  • the bending torque at the time of hooking is about 1Z3 with the same clearance setting compared to the case of 6 balls.
  • FIG. 9 shows the analysis results of the relationship between the operating angle and the bending torque when the number of torque transmission balls is 10 and the crossing angle ⁇ 8 is varied.
  • the figure also shows the curves for six torque transmission balls and a crossing angle of 16 °.
  • the unit of crossing angle in the figure is degrees.
  • the bending torque should be small when the operating angle is up to 25 °.
  • FIG. 10 shows the relationship between the contact angle ⁇ and the bending torque when the ball contact rate of the joint with 10 torque transfer balls is 1.06 and 1.02.
  • the ball contact ratio is a value indicated by (groove diameter DZ ball diameter d).
  • the contact angle is 10.2 when the ball contact rate is 1.02 and the contact angle is 30 °. Becomes a low value. Therefore, the contact angle can be applied in the range of 30-50 °.
  • the contact angle should be 40 ° or higher, which is a value that does not affect the bending torque.
  • the contact angle should be 40 ° or higher, which is a value that does not affect the bending torque.
  • Fig. 11 shows a cross-groove type constant velocity universal joint with 10 torque transmission balls, where the horizontal axis represents the cross angle and the vertical axis represents the constant velocity, and the constant velocity due to the difference in the cross angle for various operating angles. This shows the change.
  • the constant velocity is a value represented by (input rotation speed ⁇ output rotation speed) / (input rotation speed).
  • the curve in Fig. 11 shows the analysis result of constant velocity when the torque is 6 ° and the crossing angle is 16 °, and the working angle is 20 °, which is the required performance for the drive shaft. .
  • the constant velocity is about the same as the conventional product, and the crossing angle ⁇ is 10 °. If it is increased, the constant velocity is superior to the conventional product.
  • the crossing angle When the crossing angle is large, it is advantageous in terms of bending characteristics. However, as described above, when the crossing angle is large, adjacent ball grooves interfere with each other. Considering the practical range, in the case of cross group type constant velocity universal joints for drive shafts, the maximum crossing angle is 15 ° with 10 torque transmission balls.
  • the crossing angle 13 is preferably in the range of 10 ° to 15 °.
  • the cross group type constant velocity universal joint with ten torque transmission balls 6 has excellent productivity. That is, in the cross group type constant velocity universal joint, even if the number of torque transmission balls 6 is eight, the bending torque characteristics are superior to the conventional six joints. However, if there are eight, the inclination directions of the pair of ball grooves corresponding to the diameter direction provided on the outer ring 4 or the inner ring 2 are opposite to each other, so that the pair of ball grooves cannot be processed simultaneously. The processability is poor, resulting in decreased productivity and increased costs.
  • a pair of ball grooves 4a, 4a, 4b, 4b corresponding to the diameter direction provided on the outer ring 4 or the inner ring 2; 2a, 2a, 2b, 2b tilt direction Are in the same direction. Therefore, the pair of ball grooves can be simultaneously covered, the workability of the ball grooves 2a, 2b, 4a, 4b is excellent, the productivity is excellent, and the cost can be reduced.
  • each ball groove 2a, 2b, 4a, 4b with respect to the axis is in the range of 6 ° to 9 °.
  • Hooking is a phenomenon that requires excessive torque when a joint tries to return at an operating angle.
  • Figure 12 shows the bending angle and bending torque when there are 6 torque transmitting balls. Show the relationship.
  • the torque curve shows the bending torque at the phase where the hooking occurs. When catching occurs, a torque peak occurs at a certain bending angle.
  • the main dimensions of the analysis model are as follows.
  • the model with six torque transmission balls has a crossing angle ⁇ of 10 °
  • the model with ten torque transmission balls used in FIG. 13 has a crossing angle 13 of 5 °.
  • FIG. 13 shows the relationship between the bending angle and the bending torque in the case of the 10-ball cross group type constant velocity universal joint shown in the above embodiment. As shown in the figure, when the number of torque transmission balls is increased to 10, the bending torque at the time of catching force is reduced.
  • the bending torque at the time of hooking is about 1Z3 with the same clearance setting compared to the case of 6 balls.
  • FIG. 14 shows the analysis results of the relationship between the operating angle and the bending torque when the number of torque transmission balls is 10 and the crossing angle ⁇ 8 is varied. The figure also shows the curves when there are six torque transmission balls and the crossing angle is 10 °. The unit of crossing angle in the figure is degrees.
  • the bending torque in each example where the crossing angle is 5 ° or more, the bending torque remains low over the operating angle of 8-15 °.
  • the bending torque rises rapidly as the force increases around 12 ° even if the crossing angle is as large as 10 °.
  • the joint with 10 torque transmitting balls has better bending characteristics than the 6 torque transmitting balls if the crossing angle is 5 ° or more.
  • the required operating angle is generally about 10 °, so the bending torque should be small when the operating angle is up to 15 °.
  • Fig. 15 shows a cross-groove type constant velocity universal joint with 10 torque transmission balls, where the horizontal axis represents the cross angle and the vertical axis represents the constant velocity, and the constant velocity due to the difference in the cross angle for various operating angles. This shows the change.
  • the constant velocity is a value represented by (input rotation speed ⁇ output rotation speed) / (input rotation speed).
  • the curve in Fig. 11 shows the results of an analysis of constant velocity when the operating angle is 10 °, which is the required performance for a propeller shaft, with 6 torque transmitting balls and a crossing angle of 10 °. .
  • the operating angle is 10 °, which is required for a joint for a propeller shaft, even if the crossing angle is reduced to 6 °, the same speed as the conventional product is achieved.
  • a joint with 10 torque transmission balls can reduce the crossing angle and increase the sliding stroke.
  • the lower limit of the crossing angle is preferably 6 °.
  • the crossing angle is large, it is advantageous in terms of bending characteristics.
  • a cross-group type constant velocity universal joint for a propeller shaft is considered in a practical range.
  • the maximum crossing angle is 9 °. Therefore, the intersection angle j8 is preferably in the range of 6 ° to 9 °.

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Description

明 細 書
クロスグループ型等速自在継手
技術分野
[0001] この発明は、自動車のドライブシャフトまたはプロペラシャフトに用いられるクロスグ ループ型等速自在継手に関する。
背景技術
[0002] クロスグループ型等速自在継手は、対を成す内輪のボール溝と外輪のボール溝が 軸線に対して互いに逆方向に傾 、ており、両ボール溝の交差部にトルク伝達ボール を保持するようになっている。このような構造であるため、トルク伝達ボールとボール 溝との間のがたつきを少なくすることができ、特に、がたつきを嫌う自動車のドライブ シャフトに用いられる。
[0003] 非特許文献 1には最も基本的なクロスグループ型等速自在継手が示されて!/、る。
非特許文献 1では、転動体の数は 4個以上、一般的には 6個で、ボール溝間の傾き 角は、等速自在継手が最大作動角をとつた状態で、内輪と外輪の対向するボール溝 が平行にならないような角度に設計するものとされ、それぞれの内輪または外輪の軸 線と交差角 βは、一般的には 13〜19° であると記載されている。
[0004] 特許文献 1には、軸線に対するボール溝の交差角を小さくしたときに最大作動角が 小さくなつてしまうことを避けるために、ボール溝を軸線に対して傾けるだけでなぐ軸 線を含む平面内にぉ 、ても傾斜させることが提案されて ヽる。
[0005] クロスグループ型等速自在継手は基本的には作動角を大きくとることができな 、とさ れている。それは、内 ·外輪のボール溝で構成されるくさび角力 継手が作動角をと ることによって、反転する角度（限界角度）があるからである。継手の作動角が限界角 度を超えると、ケージは力の釣り合いが保てなくなって不安定となり、等速自在継手 の機能を失ってしまうと考えられている。この現象は、一般的な 6個のトルク伝達ボー ルを持つものでは確認されており、限界角度がボール溝の接触角 OCと交差角 βで決 定されることち知られて 、る。
[0006] 特許文献 1にお 、ては、軸線を含む平面内でもボール溝を傾けることによって、限 界角度を大きくすることができることを定式ィ匕している。ただし、製造および品質管理 上、非常に難しい形状となる。
特許文献 1：特開平 5 - 231435号公報
非特干文献 1 : E. R. Wagner, Universal Joint ana Driveshaft DesignManuai ,SAE,19 91, p.l63 -166
[0007] クロスグループ型等速自在継手では、トルク伝達時に対を成す内輪のボール溝と 外輪のボール溝との交差部にくさび角が形成され、このくさび角の作用でトルク伝達 ボールが溝の交差部から飛び出そうとし、ケージのポケット面に押しやられる。内輪 および外輪は、軸線に対して互いに逆方向に傾斜した溝が円周方向に交互に配置 されるため、隣合うボールは溝の交差部力も逆方向に飛び出そうとする。このため、ケ ージはボールにより位置位置決めされる。溝の交差部は、常に作動角の二等分面を 構成する。従って、トルク伝達ボールは常にボール溝の交差部に保持され、内 '外輪 間に角度変位が生じたときでも常に作動角の二等分面内に維持される。このようにク ロスグループ型等速自在継手は、等速性があり、しかも、ガタツキの少ない優れたも のである。
[0008] し力しながら、クロスグループ型等速自在継手には、内 ·外輪に軸方向に形成した 円弧状ボール溝の中心をオフセットさせることによってトルク伝達ボールを制御するタ イブの等速自在継手に比べて、作動角をあまり大きくとることができない。これは、作 動角を大きくとると上記くさび角が反転してしまい、トルク伝達ボール力 ケージに作 用する力のバランスが崩れてしまうからである。その結果、ケージは力の釣り合いが 保てなくなって不安定になる。
[0009] なお、内 ·外輪のボール溝が、それぞれの内輪または外輪との軸線の交差角 βを 大きくとることによって、くさび角の反転を防止することが考えられる。しかし、内輪お よび外輪は、軸線に対して互いに逆方向に傾斜したボール溝が円周方向に交互に 配列されるため、隣合うボール溝どうしの干渉を避ける必要上、交差角 βを大きくす ることには限界がある。
[0010] クロスグループ型等速自在継手の内輪および外輪のボール溝とそれぞれの内輪ま たは外輪の軸線との交差角 13は、また、継手の摺動ストロークにも関係しており、スト ローク量を力せぐためには交差角 βを小さくして行くことが有効となる。
[0011] ところが、継手の摺動ストロークを力せぐために交差角 βを小さくすると、等速自在 継手としての最大作動角が小さくなつてしまう。この最大作動角とは、回転しない状態 で、継手を折曲げてさらに戻す操作を行ったときに、極大なトルクが作用してしまう状 況が現れる角度である。最悪の場合、角度が付いたまま戻らなくなる、つまり引っ掛 かる現象が起きる。このような折曲げ時の引っ掛かりは、等速自在継手の自動車への 組み付け時に問題となる。
[0012] 等速自在継手を自動車に組み付けるときには、一旦、折曲げた後に戻す作業が必 要になる。そのため作動角が小さぐ折曲げ時に引っ掛力りが生じると、等速自在継 手の自動車への組み付け作業の作業性が悪 、。
発明の開示
[0013] この発明の目的は、ボール溝の軸線との交差角 j8を小さくして摺動ストロークを稼 いでも最大作動角が小さくならず、折曲げ時に引っ掛力りの少ない優れた折曲げ特 性が得られて、車両組立時の組立性を向上させることができ、かつ等速性にも優れた ものとできるドライブシャフト用またはプロペラシャフト用のクロスグループ型等速自在 継手を提供することである。
[0014] この発明のクロスグループ型等速自在継手は、自動車のドライブシャフトまたはプロ ペラシャフトに用いられる等速自在継手であって、軸線に対して互いに逆方向に傾 斜したボール溝を円周方向に交互に形成した外周面を有する内輪と、軸線に対して 互いに逆方向に傾斜したボール溝を円周方向に交互に形成した内周面を有する外 輪と、軸線に対して互いに逆方向に傾斜した内輪のボール溝と外輪のボール溝との 交差部に組み込んだトルク伝達ボールと、内輪の外周面と外輪の内周面との間に介 在してトルク伝達ボールを円周方向で所定間隔に保持するケージとを有し、トルク伝 達ボールの数が 10であり、内輪および外輪のボール溝がそれぞれの内輪または外 輪の軸線となす交差角 j8力 ドライブシャフト用について 10° 以上 15° 以下であり、 プロペラシャフト用について 6° 以上 9° 以下である。ここで、ドライブシャフトはディフ アレンシャルと車輪とを連結するシャフトであり、プロペラシャフトは変速機またはェン ジンとディファレンシャルとを連結するシャフトである。一般に、ドライブシャフトの方が プロペラシャフトよりも回転速度が大きい。
ドライブシャフトに用いられるクロスグループ型等速自在継手では、内輪および外輪 のボール溝がそれぞれの内輪または外輪の軸線との交差角 を 10° 以上 15° 以 下とし、トルク伝達ボールの個数を 10とすることにより、継手の最大作動角が小さくな らず、また、摺動ストロークを稼ぐことができる。既に述べたように、クロスグループ型 等速自在継手では、ある位相にトルク伝達ボールが存在し、作動角を大きくすると、く さび角が反転してしまい、トルク伝達ボール力 保持器に使用する力のバランスが崩 れ、保持器が不安定になる。内輪のボール溝と外輪のボール溝がそれぞれの内輪ま たは外輪の軸線との交差角 βが小さくなつて来ると、トルク伝達ボールの個数が 6個 までの場合は、この現象が顕著に現れる。し力しながら、トルク伝達ボールを 10個とし た場合、内輪のボール溝と外輪のボール溝がそれぞれの内輪または外輪の軸線と の交差角 βが小さくなつても、ある値までは保持器の駆動が安定する。これは、くさび 角が反転してしまったトルク伝達ボールの駆動力を、他のトルク伝達ボールが分担し て、保持器の駆動を安定させることによる。
ドライブシャフトに用いられるクロスグループ型等速自在継手では、要求される作動 角は 20° 程度であるため、 25° までの作動角の場合を解析した結果、ボール溝の 交差角 j8が 8° 以上であれば、従来のトルク伝達ボールが 6個のタイプのものよりも 折曲げ特性に優れることが確認された。
等速自在継手の重要機能である等速性に対してボール溝の交差角 βを小さくする ことは、悪ィ匕する傾向になることが知られている。し力しながら、トルク伝達ボールの個 数を 10個とすることにより、ボール溝の交差角 βを小さくしても等速性を悪ィ匕させな V、ことを解析により確認した。ドライブシャフトに用いられるクロスグループ型等速自在 継手に要求される作動角 20° での等速性を、トルク伝達ボールが 6個でかつボール 溝の交差角 β = 16° と解析により比較した結果、トルク伝達ボールの個数が 10個で かつボール溝の交差角部 /3が 10° 以上であれば、等速性の優れたクロスグループ 型等速自在継手を提供できる。
折曲げ特性および等速性を両立するためには、ボール溝の交差角 j8の下限値は 1 0° とすることが望ましい。 内輪および外輪のボール溝は、その周面上に隣どうし逆方向に配置されるため、 交差角 βが大きくなり過ぎると隣合う溝が干渉してしまう。トルク伝達ボール個数が増 加するとその傾向は顕著になる。このため、ドライブシャフトに用いられる実用上、ボ ール溝の交差角 の上限値は 15° 以下であることが望ましい。
このように、ボール溝の交差角 βを小さくして摺動ストロークを稼いでも最大作動角 力 、さくならず、折曲げ時に引っ掛力りの少ない優れた折曲げ特性が得られる。その ため車両組立時の組立性を向上させることができる。また等速性にも優れたものとで きる。
[0016] 一方、プロペラシャフトに用いられるクロスグループ型等速自在継手では、内輪およ び外輪のボール溝がそれぞれの内輪または外輪の軸線との交差角 j8を 6° 以上 9 ° 以下とし、トルク伝達ボールの個数を 10とすることにより、継手の最大作動角が小 さくならず、また、摺動ストロークを稼ぐことができる。
プロペラシャフトに用いられるクロスグループ型等速自在継手では、要求される作 動角は 10° 程度であるため、 15° までの作動角の場合を解析した結果、ボール溝 の交差角が 5° 以上であれば、従来のトルク伝達ボールが 6個のタイプのものよりも 折曲げ特性に優れることが確認された。
また、プロペラシャフトに用いられるクロスグループ型等速自在継手に要求される作 動角 10° での等速性を、トルク伝達ボール個数が 6個でかつボール溝の交差角 13 = 10° と解析により比較した結果、トルク伝達ボール個数 10個でかつボール溝の交 差角部 j8が 6° 以上であれば、等速性の優れたクロスグループ型等速自在継手を提 供できる。
折曲げ特性及び等速性を両立するためには、ボール溝の交差角 βの下限値は 6 ° とすることが望ましい。
内輪および外輪のボール溝は、その周面上にとなりどうし逆方向に配置されるため 、交差角 βが大きくなりすぎるととなりあう溝が干渉してしまう。トルク伝達ボール個数 が増加するとその傾向は顕著になる。このため、プロペラシャフトに用いられる実用上 、ボール溝の交差角 13の上限値は 9° 以下であることが望ましい。
[0017] なお、クロスグループ型等速自在継手にぉ 、て、トルク伝達ボールの個数を 8個と しても、従来の 6個の継手よりは折曲げトルク特性に優れたものとなる。しかし、 8個と すると、外輪あるいは内輪に設けられる直径方向に対応した一対のボール溝の傾き 方向が互いに逆方向となるため、これら一対のボール溝を同時カ卩ェすることができな くて、加工性が悪ぐ生産性の低下、コスト増を招く。これに対してトルク伝達ボール が 10個であると、外輪あるいは内輪に設けられる直径方向に対応した一対のボール 溝の傾き方向が同じ方向となる。そのため、これら一対のボール溝を同時カ卩ェするこ とができて、ボール溝の加工性が良ぐ生産性に優れ、コスト低下が図れる。
[0018] この発明において、溝接触角を 30〜50° としても良い。より好ましくは、 40〜50° である。溝接触角を大きくした場合、接触率（=ボール溝径 Zボール径)が大きくても 、折曲げ時の引っ掛力り現象が生じ易くなることが回避される。
図面の簡単な説明
[0019] この発明は、添付の図面を参考にした以下の好適な実施形態の説明から、より明 瞭に理解されるであろう。し力しながら、実施形態および図面は単なる図示および説 明のためのものであり、この発明の範囲を定めるために利用されるべきものではない 。この発明の範囲は添付の請求の範囲によって定まる。添付図面において、複数の 図面における同一の部品番号は、同一部分を示す。
[図 1]この発明の一実施形態に力かるクロスグループ型等速自在継手の一部切欠斜 視図である。
[図 2]同クロスグループ型等速自在継手の断面図である。
[図 3]同クロスグループ型等速自在継手のボール溝の展開図である。
[図 4]同クロスグループ型等速自在継手のボール省略状態の正面図である。
[図 5]同クロスグループ型等速自在継手のボール溝の断面図である。
[図 6]そのボール溝とボールの関係を示す説明図である。
[図 7]従来のクロスグループ型等速自在継手における折曲げ角と折曲げトルクの関係 を示すグラフである。
[図 8]従来品および実施形態における作動角と折曲げトルクの関係を示すグラフであ る。
[図 9]交差角を種々異ならせたモデルの作動角と折曲げトルクの関係を示すグラフで ある。
[図 10]トルク伝達ボールの個数 10個でボール接触率を種々異ならせたモデルにお ける接触角と折曲げトルクの関係を示すグラフである。
[図 11]作動角 20° における交差角と等速性の関係を示すグラフである。
[図 12]従来のクロスグループ型等速自在継手における折曲げ角と折曲げトルクの関 係を示すグラフである。
[図 13]従来品および実施形態における作動角と折曲げトルクの関係を示すグラフで ある。
[図 14]交差角を種々異ならせたモデルの作動角と折曲げトルクの関係を示すグラフ である。
[図 15]作動角 10° における交差角と等速性の関係を示すグラフである。
発明を実施するための最良の形態
[0020] この発明の一実施形態を図面と共に説明する。図 1において、クロスグループ型等 速自在継手 Jは、ドライブシャフトまたはプロペラシャフト Sの端部に装着されており、 内輪 2と外輪 4とトルク伝達ボール 6とケージ 8とを主要な構成要素として成り立つてい る。
[0021] 内輪 2は、リング状で外周面にボール溝 2a, 2bが形成してある。これと同様に、外 輪 4もリング状で内周面にボール溝 4a, 4bが形成してある。図 3はボール溝の展開図 であって、同図に実線で示すように、内輪 2の軸線に対して互いに逆方向に傾斜した ボール溝 2a, 2bが円周方向に交互に位置している。また、二点鎖線で示すように、 外輪 4の軸線に対して互いに逆方向に傾斜したボール溝 4a, 4bが円周方向に交互 に位置している。
[0022] 軸線に対する各ボール溝 2a, 2b, 4a, 4bの交差角を符号 /3で表してある。ドライブ シャフトに用いる場合、前記交差角 は 10° 以上、 15° 以下の範囲とする。
[0023] 対を成すボール溝 2aとボール溝 4a、またはボール溝 2bとボール溝 4bの交差部に トルク伝達ボール 6が組み込まれる。図 4に示すように、ここでは内輪 2のボール溝 2a , 2bと、外輪 4のボール溝 4a, 4bがそれぞれ 10本あり、トルク伝達ボール 6も 10個あ る。 [0024] 図 5に示すように、内輪 2および外輪 4のボール溝 2a, 2b, 4a, 4bは一般的にゴシ ックアーチまたは楕円の断面形状をしており、トルク伝達ボール 6とボール溝 2a, 2b, 4a, 4bとの関係は、アンギユラコンタクトとなっている。アンギユラコンタクトの接触角 aは、例示するなら 30〜50° の範囲である。
[0025] つぎに、ドライブシャフトに用いられるクロスグループ型等速自在継手の折曲げ時 の引っ掛力りにつき、解析結果に基づいて説明する。
引っ掛かりは、継手が作動角を取って戻そうとするときに、過大なトルクが必要とな る現象である。図 7は、従来のドライブシャフトに用いられるクロスグループ型等速自 在継手のトルク伝達ボールが 6個の場合の折曲げ角と折曲げトルクの関係を示す。 各トルク曲線は、引っ掛力りが生じる位相における折曲げトルクを示すグラフである。 引っ掛力りが生じる場合は、ある折曲げ角度でトルクのピークが生じる。
解析モデルの主要寸法を説明すると、トルク伝達ボールが 6個のモデルは、交差角 βが 16° である。図 8で使用するトルク伝達ボールが 10個のモデルは、交差角 13が 6° である。
[0026] 図 8は、上記実施形態に示す 10個のボールのクロスグループ型等速自在継手の 場合の折曲げ角度と折曲げトルクの関係を示す。同図に示されるように、トルク伝達 ボールを 10と多くした場合、引っ掛力り時の折曲げトルクが軽減される。
トルク伝達ボールを 10とした場合、 6個の場合に比べて、同じ隙間設定で、引っ掛 力り時の折曲げトルクは約 1Z3となる。
[0027] 交差角 βと作動角の関係を説明する。図 9は、トルク伝達ボールを 10個とし、交差 角 ι8を種々変えた場合の作動角と折曲げトルクの関係の解析結果を示す。同図に、 トルク伝達ボールを 6個として交差角を 16° とした場合の曲線を併せて示す。図中の 交差角の単位は度である。
同図によると、交差角が 8° 以上の各例では、作動角が 15° 力 25° に渡り、折 曲げトルクは低い値を保っている。これに対し、トルク伝達ボールが 6個の継手では、 交差角が 16° と大きなものであっても、作動角が 18° 付近から大きくなるに従って、 折曲げトルクが急激に上昇している。これより、トルク伝達ボールを 10個とした継手は 、交差角が 10° 以上であれば、トルク伝達ボールが 6個のものより折曲げ特性が改 善されることがわ力る。ドライブシャフト用のクロスグループ型等速自在継手の場合は
、要求される作動角は一般的に 20° 程度であるため、作動角が 25° までの範囲で 見て折曲げトルクが小さければ良い。
[0028] 接触角 aおよび接触率 DZdと折曲げトルクの関係を説明する。図 10は、トルク伝 達ボールを 10個とした継手のボール接触率を 1. 06と 1. 02との 2種類とした場合の 、接触角 αと折曲げトルクの関係を示す。ボール接触率は、（溝径 DZボール径 d)で 示される値である。 10個の継手の場合、接触角 40° で接触率の影響はほぼなくなる トルク伝達ボールを 10個とした場合、ボール接触率が 1. 02では、接触角が 30° であっても折曲げトルクは低い値となる。そのため、接触角は 30〜50° の範囲で適 用可能である。しかし、ボール接触率を 1. 02よりも大きな値、例えば 1. 06以上と高 くする場合は、ボール接触率が折曲げトルクに影響しなくなる値である 40° 以上の 接触角とすることが好ま 、。
[0029] 等速性につき説明する。図 11は、トルク伝達ボールが 10個のクロスグルーブ型等 速自在継手において、横軸に交差角、縦軸に等速性をとり、各種の作動角の場合の 交差角の違いによる等速性の変化を示したものである。等速性は、（入力回転数— 出力回転数) / (入力回転数)で示される値である。
一般的に、作動角が小さいほど、また交差角が大きくなるほど、等速性が優れた値 となる。図 11の曲線はトルク伝達ボールが 6個、交差角が 16° のものにおいて、作 動角をドライブシャフト用として要求される性能である 20° とした場合の等速性の解 析結果を示す。
[0030] 作動角が 20° の場合、トルク伝達ボール 6が 10個の継手では、交差角 j8を 10° と すると、等速性は上記従来品と同程度となり、交差角 βを 10° より大きくすると、等速 性は上記従来品よりも優れた値となる。
このように、トルク伝達ボールを 10個とすると、ドライブシャフト用の継手として要求さ れる作動角 20° の場合に、交差角を 10° まで小さくしても、従来品と同程度の等速 性であり、等速性の観点からも、トルク伝達ボールを 10個とした継手は、交差角 /3を 小さくして摺動ストロークを稼ぐことが可能である。折曲げ特性および等速性を両立 するには、交差角 j8の下限値は 10° とするのが望ましい。
[0031] 交差角が大きい場合は、折曲げ特性上は有利であるが、前述したように、交差角が 大きくなると、隣合うボール溝が干渉する。実用的な範囲で考慮すると、ドライブシャ フト用のクロスグループ型等速自在継手の場合、トルク伝達ボールが 10個では交差 角の最大は 15° である。
したがって、交差角 13は、 10° 以上、 15° 以下の範囲であることが好ましい。
[0032] なお、トルク伝達ボール 6を 10個とすると、トルク伝達ボール 6が小さくなるため、個 々のトルク伝達ボール 6に負荷される荷重が同じであれば、トルク伝達ボールが 6個 の継手に比べて、ボール溝 2a, 2b, 4a, 4bとの接触部における面圧が高くなる。し かし、 10個とすると、ボール個数が増えることで、個々のトルク伝達ボール 6に負荷さ れる荷重が小さくなるため、面圧の問題も解消した設計が可能である。
[0033] また、トルク伝達ボール 6を 10個としたクロスグループ型等速自在継手は、生産性 にも優れたものとなる。すなわち、クロスグループ型等速自在継手において、トルク伝 達ボール 6の個数を 8個としても、従来の 6個の継手よりは折曲げトルク特性に優れた ものとなる。しかし、 8個とすると、外輪 4あるいは内輪 2に設けられる直径方向に対応 した一対のボール溝の傾き方向が互いに逆方向となるため、これら一対のボール溝 を同時加工することができなくて、加工性が悪ぐ生産性の低下、コスト増を招く。これ に対してトルク伝達ボール 6が 10個であると、外輪 4あるいは内輪 2に設けられる直径 方向に対応した一対のボール溝 4a, 4a, 4b, 4b ; 2a, 2a, 2b, 2bの傾き方向が同じ 方向となる。そのため、これら一対のボール溝を同時カ卩ェすることができて、ボール 溝 2a, 2b, 4a, 4bの加工性が良ぐ生産性に優れ、コスト低下が図れる。
[0034] 次に、プロペラシャフトに用いるクロスグループ型等速自在継手について説明する 。この場合、軸線に対する各ボール溝 2a, 2b, 4a, 4bの交差角 /3は 6° 以上、 9° 以下の範囲とする。
[0035] プロペラシャフト用に用いるクロスグループ型等速自在継手の折曲げ時の引っ掛か りにつき、解析結果に基づいて説明する。
引っ掛かりは、継手が作動角を取って戻そうとするときに、過大なトルクが必要とな る現象である。図 12は、トルク伝達ボールが 6個の場合の折曲げ角と折曲げトルクの 関係を示す。トルク曲線は、引っ掛カゝりが生じる位相における折曲げトルクを示す。引 つ掛かりが生じる場合は、ある折曲げ角度でトルクのピークが生じる。
解析モデルの主要寸法を説明すると、トルク伝達ボールが 6個のモデルは、交差角 βが 10° 、図 13で使用するトルク伝達ボールが 10個のモデルは、交差角 13が 5° である。
[0036] 図 13は、上記実施形態に示す 10個のボールのクロスグループ型等速自在継手の 場合の折曲げ角度と折曲げトルクの関係を示す。同図に示されるように、トルク伝達 ボールを 10と多くした場合、引っ掛力り時の折曲げトルクが軽減される。
トルク伝達ボールを 10とした場合、 6個の場合に比べて、同じ隙間設定で、引っ掛 力り時の折曲げトルクは約 1Z3となる。
[0037] 交差角 βと作動角の関係を説明する。図 14は、トルク伝達ボールを 10個とし、交差 角 ι8を種々変えた場合の作動角と折曲げトルクの関係の解析結果を示す。同図に、 トルク伝達ボールを 6個として交差角を 10° とした場合の曲線を併せて示す。図中の 交差角の単位は度である。
同図によると、交差角が 5° 以上の各例では、作動角が 8〜15° に渡り折曲げトル クは低い値を保っている。これに対しトルク伝達ボールが 6個の継手では、交差角が 10° と大きなものであっても、作動角が 12° 付近力も大きくなるに従って、折曲げト ルクが急激に上昇している。これより、トルク伝達ボールを 10個とした継手は、交差角 が 5° 以上であれば、トルク伝達ボールが 6個のものより折曲げ特性が改善されること がわカゝる。
プロペラシャフト用のクロスグループ型等速自在継手の場合は、要求される作動角 は一般的に 10° 程度であるため、作動角が 15° までの範囲で見て折曲げトルクが 小さければ良い。
[0038] 等速性につき説明する。図 15は、トルク伝達ボールが 10個のクロスグルーブ型等 速自在継手において、横軸に交差角、縦軸に等速性をとり、各種の作動角の場合の 交差角の違いによる等速性の変化を示したものである。
等速性は、（入力回転数—出力回転数) / (入力回転数)で示される値である。 一般的に、作動角が小さいほど、また交差角が大きくなるほど、等速性が優れた値 となる。図 11の曲線はトルク伝達ボールが 6個、交差角が 10° のものにおいて、作 動角をプロペラシャフト用として要求される性能である 10° とした場合の等速性の解 析結果を示す。
[0039] 作動角が 10° の場合、トルク伝達ボール 6が 10個の継手では、交差角 |8を 6° と すると、等速性は上記従来品と同等となり、交差角 βを 6° より大きくすると、等速性 は上記従来品と同等以上となる。
このように、トルク伝達ボールを 10個とすると、プロペラシャフト用の継手として要求 される作動角 10° の場合に、交差角を 6° まで小さくしても、従来品と同程度の等速 性であり、等速性の観点からも、トルク伝達ボールを 10個とした継手は、交差角を小 さくして摺動ストロークを稼ぐことが可能である。折曲げ特性および等速性を両立する には、交差角の下限値は 6° とするのが望ましい。
[0040] 交差角が大きい場合は、折曲げ特性上は有利であるが、前述したように、交差角が 大きくなると、実用的な範囲で考慮すると、プロペラシャフト用のクロスグループ型等 速自在継手の場合、トルク伝達ボールが 10個では交差角の最大は 9° である。 したがって、交差角 j8は、 6° 以上、 9° 以下の範囲であることが好ましい。

Claims

請求の範囲
[1] 自動車のドライブシャフトまたはプロペラシャフトに用いられる等速自在継手であつ て、軸線に対して互いに逆方向に傾 、たボール溝を円周方向に交互に形成した外 周面を有する内輪と、軸線に対して互いに逆方向に傾 、たボール溝を円周方向に 交互に形成した内周面を有する外輪と、軸線に対して互いに逆方向に傾 、た内輪の ボール溝と外輪のボール溝との交差部に組み込んだトルク伝達ボールと、内輪の外 周面と外輪の内周面との間に介在してトルク伝達ボールを円周方向で所定間隔に保 持するケージとを有し、トルク伝達ボールの数が 10であり、互いに逆方向に傾いた内 輪のボール溝と外輪のボール溝が、それぞれの内輪または外輪の軸線となす交差 角力 ドライブシャフト用について 10° 以上 15° 以下であり、プロペラシャフト用につ いて 6° 以上 9° 以下であることを特徴とするクロスグループ型等速自在継手。
[2] 請求項 1にお 、て、溝接触角が 30〜50° であるクロスグループ型等速自在継手。
[3] 請求項 2において、溝接触角力 0〜50° であるクロスグループ型等速自在継手。
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