JP2005172187A - ニードル軸受及び遊星歯車機構 - Google Patents

Abstract

【課題】
ころの潜り込みを抑制できるニードル軸受及び遊星歯車機構を提供する。
【解決手段】
両端側の列のころ１１ａ、１１ｃの長さＬ１を、中央側の列のころ１１ｂの長さＬ２より短くすることで、ピニオンシャフト４ｅが曲がることで、両端側の列のころ１１ａ、１１ｃにエッジロードが発生しても、長い中央側の列のころ１１ｂが、両端側の列のころ１１ａ、１１ｃの荷重を分担するため、両者の寿命は均等化され、結果としてニードル軸受１０の寿命を延長することができる。
【選択図】 図４

Description

本発明は、ニードル軸受及び遊星歯車機構に関し、特に信頼性を向上させることができるニードル軸受及び遊星歯車機構に関する。

車両等に搭載されている自動変速機において、一般的には遊星歯車機構が用いられている。ここで、ニードル軸受は、細径のころを用いていることから、内輪外径と外輪内径との差が小さいスペースにも収めることができるので、遊星歯車機構のプラネタリギヤを回転自在に支持するために用いると、それを搭載した自動変速機のコンパクト化に寄与するので好ましいといえる（特許文献１参照）。
特開２００２−３４９６４７号公報

ところで、近年は、燃費の向上などを目的として、自動変速機においても多段化される傾向がある。しかるに、現在は４速が主流である自動変速機を、例えば５速或いは６速に多段化しようとすると、動力を伝達する遊星歯車機構のプラネタリギヤの自転速度及び公転速度が増大するということがある。

ここで、一般的な遊星歯車機構において、プラネタリギヤは、キャリヤに植設されたピニオンシャフトにより軸受を介して支持されているが、サンギヤからプラネタリギヤが受ける力や、公転による遠心力等により、ピニオンシャフトは比較的撓みやすい条件下にあるといえる。しかるに、例えば単列のころの場合、ピニオンシャフトが曲がると、ころの端部にエッジロードが生じやすく、それにより寿命が短くなる恐れがある。

これに対して、ころを３列以上にし、各ころの受ける荷重を分担させることも考えられる。しかしながら、その場合にも、軸線方向端部側の列のころは荷重が高くなる傾向があり、そのため中央側の列のころより寿命が短くなる恐れがある。ニードル軸受全体の寿命は、最も短い軸受構成要素の寿命で決まるため、結果としてニードル軸受の寿命を大幅に延長することができないという問題がある。

本発明は、上述した問題点に鑑みてなされたものであり、ころの寿命のバランスを図ることで、寿命を延長することができるニードル軸受及び遊星歯車機構を提供することを目的とする。

本発明のニードル軸受は、
キャリヤに植設されたピニオンシャフトに対してプラネタリギヤを回転自在に支持する遊星歯車機構用のニードル軸受において、
少なくとも３列以上のころを有し、両端側の列のころの長さは、中央側の列のころの長さより短いことを特徴とする。

本発明のニードル軸受によれば、少なくとも３列以上のころを有し、両端側の列のころの長さは、中央側の列のころの長さより短いので、前記ピニオンシャフトが曲がることで、両端側の列のころにエッジロードが発生しても、長い中央側の列のころが、両端側の列のころの荷重を分担するため、両者の寿命は均等化され、結果としてニードル軸受の寿命を延長することができる。

前記両端側の列のころのクラウニング量は、前記中央側の列のころのクラウニング量より大きいと好ましい。

以下、本発明の実施の形態を図面を参照して以下に詳細に説明する。図１は、本実施の形態にかかるニードル軸受を含む車両の自動変速機１の断面図である。図１において、エンジンのクランクシャフト２から出力されるトルクは、トルクコンバータ３を介して伝達され、更に複数列組み合わせれた遊星歯車機構４，５，６等を介して複数段に減速され、その後デファレンシャルギヤ７及びドライブシャフト８を介して、不図示の車輪に出力されるようになっている。

図２は、遊星歯車機構４（５，６も原則的に同じ）の分解図である。図２において、遊星歯車機構４は、内歯を有するリングギヤ４ａと、外歯を有するサンギヤ４ｂと、リングギヤ４ａ及びサンギヤ４ｂに噛合する３つのプラネタリギヤ４ｃと、３つのピニオンシャフト４ｅによりプラネタリギヤ４ｃを回転自在に支持すると共に、自らも回転可能なキャリヤ４ｄとを有する。

遊星歯車機構４の作動原理を図３に示す。まず、１速の場合、図３（ａ）に示すように、太陽歯車４ｂをドライブ側とし、プラネタリギヤ４ｃ（キャリヤ）をドリブン側とし、リングギヤ４ａを固定することで、大きな減速比が得られる。次に、２速の場合、図３（ｂ）に示すように、太陽歯車４ｂを固定し、プラネタリギヤ４ｃ（キャリヤ）をドリブン側とし、リングギヤ４ａをドライブ側とすることで、中程度の減速比が得られる。更に、３速の場合、図３（ｃ）に示すように、太陽歯車４ｂを固定し、プラネタリギヤ４ｃ（キャリヤ）をドライブ側とし、リングギヤ４ａをドリブン側とすることで、小さな減速比が得られる。尚、後退の場合、図３（ｄ）に示すように、太陽歯車４ｂをドリブン側とし、プラネタリギヤ４ｃ（キャリヤ）を固定し、リングギヤ４ａをドライブ側とすることで、入力に対して出力を逆転させることができる。なお、以上は遊星歯車機構４の動作の一例を示すものであり、必ずしもかかる動作に限られることはない。

図４は、本実施の形態のニードル軸受を遊星歯車機構に組み込んだ状態で示す図である。図４に示すように、ニードル軸受１０は、キャリヤ４ｄに植設されたピニオンシャフト（内輪）４ｅとプラネタリギヤ（外輪）４ｃとの間に配置され、プラネタリギヤ４ｃを回転自在に支持している。ニードル軸受１０は、複列のころ（左端列のころ１１ａ、中央列のころ１１ｂ、右端列のころ１１ｃ）と、それらを保持する保持器１２とからなっている。ピニオンシャフト４ｅ内には、図４で右方から軸線に沿って延在し、一般的には中央で外周面に抜ける油路４ｆが形成されている。保持器１２は外輪案内で用いられる。

本実施の形態においては、左端列のころ１１ａの軸線方向長はＬ１であり、中央列のころ１１ｂの軸線方向長はＬ２であり、右端列のころ１１ｃの軸線方向長はＬ１であり、Ｌ２＞Ｌ１となっている。すなわち、両端側の列のころ１１ａ、１１ｃの長さＬ１を、中央側の列のころ１１ｂの長さＬ２より短くすることで、ピニオンシャフト４ｅが曲がったときに、両端側の列のころ１１ａ、１１ｃにエッジロードが発生しても、長い中央側の列のころ１１ｂが、両端側の列のころ１１ａ、１１ｃの荷重を分担するため、両者の寿命は均等化され、結果としてニードル軸受１０の寿命を延長することができる。

図５は、本実施の形態にかかるニードル軸受の保持器の斜視図である。図に示すように、保持器１２は、一対の環状部１２ａを複数の柱部１２ｂで連結した構成を有している。隣接する柱部１２ｂの間が、ころ１１ａ〜１１ｃを保持するポケット部１２ｐとなる。各柱部１２ｂは、軸線方向中央において縮径した（即ち保持器１２の軸線に近接した）中央部１２ｃを有しており、中央部１２ｃの軸線方向両側から環状部１２ａにかけて拡径している部位を、外径案内部１２ｄとしている。このような形状を有する保持器１２をＭ型保持器と呼ぶ。

尚、上述した実施の形態では、各ころ１１ａ〜１１ｃのクラウニング量は同じであるが、その変形例として、両端側の列のころ１１ａ、１１ｃのクラウニング量を、中央側の列のころ１１ｂのクラウニング量より大きくすることも考えられる。

図６は、本変形例のころにおいてクラウニング形状を誇張して示した輪郭図である。このクラウニング形状の詳細は、図７に太い実線で明示している。具体的には、ころの輪郭は二つの半径の円弧の組合せからなり、転動面中央部の円弧の半径Ｒ１は４９００ｍｍ、その両外側に接続する円弧の半径Ｒ２は７７０ｍｍであり、両者の接続点は、ころ の中心線を挟んだ対称な距離Ｋ１が、母線方向の有効接触長さＬe の０．８５倍の長さになる位置、即ちころ の中心線からの距離ｘが当該母線方向の有効接触長さＬe の０．４２５倍の長さである位置になっている。

但し、
Ｌe ：母線方向の有効接触長さ
Ｅ’：等価弾性率
２／Ｅ’＝（１−ν12）／Ｅ1 ＋（１−ν22）／Ｅ2
Ｅ1 ，Ｅ2 ：転動体、内輪のヤング率
ν1 ，ν2 ：転動体、内輪のポアッソン比
Ｒ ：等価半径
Ｒ＝ｒ1 ・ｒ2 ／（ｒ1 ＋ｒ2 ）
ｒ1 ：転動体半径
ｒ2 ：内輪軌道半径
Ｃ ：動定格荷重
Ｚ ：転動体数
α ：軌道輪と転動体との接触角である。

図７には、上記数１による対数クラウニングのうち、軸受荷重Ｐを動定格荷重Ｃの０．４倍で計算したものを細い実線で、軸受荷重Ｐを動定格荷重Ｃの０．６倍で計算したものを破線で示している。本変形例のニードル軸受のクラウニングプロファイルの特徴は、前記ころ の中心線を挟んだ対称な距離Ｋ１が、母線方向の有効接触長さＬe の０．８５倍の長さになる位置、即ちころの中心線からの距離ｘが当該母線方向の有効接触長さＬe の０．４２５倍の長さである位置、及びころの中心線からの距離ｘが当該母線方向の有効接触長さＬe の０．５倍の長さである位置、即ち当該母線方向の有効接触長さＬe の端点の夫々が、前記軸受荷重Ｐ＝０．４Ｃの対数クラウニングと軸受荷重Ｐ＝０．６Ｃの対数クラウニングとの間に存在している点にある。

上記数１では、クラウニング量δは、軸受形式・サイズによる軸受寸法諸元と接触荷重ｗとから求められる。つまり、対象とする軸受が決まれば、クラウニング量δは接触荷重ｗの関数となる。接触荷重は軸受荷重と転動体数及び接触角〜計算されるが、一般に軸受寿命は軸受荷重Ｐで議論されるので、この対数クラウニングでのクラウニング量 をδ（Ｐ）と示す。また、多くは、軸受荷重Ｐは前述のように動定格荷重Ｃの比で表すので、当該対数クラウニングでのクラウニング量 を例えばδ（０．１Ｃ）のようにも表す。

本変形例において、両端側の列のころ１１ａ、１１ｃの受ける荷重は、中央側の列のころ１１ｂの受ける荷重より大きいので、例えば、両端側の列のころ１１ａ、１１ｃのクラウニング量は、図７でδ（０．６Ｃ）の形状となり、中央側の列のころ１１ｂのクラウニング量は、図７でδ（０．４Ｃ）の形状となり、すなわち両端側の列のころ１１ａ、１１ｃのクラウニング量は、中央側の列のころ１１ｂのクラウニング量より大きくなる。かかるクラウニング量は、ころの受ける荷重に応じて変化させることができる。

以上、本発明を実施例を参照して説明してきたが、本発明は上記実施の形態に限定して解釈されるべきではなく、適宜変更・改良が可能であることはもちろんである。ころは３列に限らず、４列以上でもよい。保持器を設けず、いわゆる総ころタイプのニードル軸受としてもよい。

本実施の形態にかかるニードル軸受を含む車両の自動変速機１の断面図である。 遊星歯車機構４の分解図である。 遊星歯車機構４の作動原理を示す図である。 本実施の形態のニードル軸受を遊星歯車機構に組み込んだ状態で示す図である。 保持器の斜視図である。 変形例のころにおいてクラウニング形状を誇張して示した輪郭図である。 クラウニング形状の詳細図である。

符号の説明

１ 自動変速機
４ 遊星歯車機構
４ｃ プラネタリギヤ
４ｈ ピニオンシャフト
１０ ニードル軸受
１１ａ、１１ｃ 端部側の列のころ
１１ｂ 中央側の列のころ
１２ 保持器

Claims (3)

1. キャリヤに植設されたピニオンシャフトに対してプラネタリギヤを回転自在に支持する遊星歯車機構用のニードル軸受において、
   少なくとも３列以上のころを有し、両端側の列のころの長さは、中央側の列のころの長さより短いことを特徴とするニードル軸受。
2. 前記両端側の列のころのクラウニング量は、前記中央側の列のころのクラウニング量より大きいことを特徴とする請求項１に記載のニードル軸受。
3. 請求項１又は２に記載のニードル軸受を用いたことを特徴とする遊星歯車機構。
   
   

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