JP2008256203A

JP2008256203A - 動力伝達シャフト

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Publication number: JP2008256203A
Application number: JP2007313716A
Authority: JP
Inventors: Hirokazu Oba; 浩量大場; Yukio Matsubara; 幸生松原; Kazuhiko Yoshida; 和彦吉田; Hiroo Morimoto; 洋生森本
Original assignee: NTN Corp; NTN Toyo Bearing Co Ltd
Current assignee: NTN Corp
Priority date: 2007-03-09
Filing date: 2007-12-04
Publication date: 2008-10-23

Abstract

【課題】動力伝達シャフトの雄スプライン部での引張応力とせん断応力の双方の応力集中を緩和させて雄スプライン部の疲労強度を高め、且つ雄スプライン部に最初の疲労破断が生じることを確実に回避する
【解決手段】動力伝達シャフトの外周に雄スプライン部Ｓｍを形成する。雄スプライン部Ｓｍの谷部２１のうち、反軸端側の部分に、外径寸法を反軸端側に向けて徐々に拡径させた拡径部２１ｂを設ける。拡径部２１ｂの円周方向両側に断面円弧状のアール部２１ｂ１を設け、このアール部２１ｂ１の曲率半径を反軸端側に向けて徐々に大きくする。動力伝達シャフトのうち、前記雄スプライン部よりも軸方向一端側に小径を設け、この小径部の直径Ｄ_oと、前記雄スプライン部のピッチ円直径Ｄ_pとが、Ｄ_o／Ｄ_p≦０．９５の関係を満たす。
【選択図】図２

Description

本発明は、雌側部材とスプライン（セレーションも含まれる。以下、同じ）を介して結合される動力伝達シャフトに関する。

近年、環境問題に対する関心の高まりから、例えば自動車では排ガス規制の強化や燃費向上等が強く求められており、それらの対策の一環として、ドライブシャフト、プロペラシャフト等に使用される動力伝達シャフトにもさらなる軽量化・強度向上が強く求められている。この種の動力伝達シャフトは、外周に雄側のスプライン（セレーションも含む）が形成されると共に、等速自在継手の内側継手部材の内周面に雌側のスプラインが形成される。この動力伝達シャフトの外周の雄スプライン部と内側継手部材の内周面の雌スプライン部とが嵌合することにより、動力伝達シャフトと内側継手部材とがトルク伝達可能に結合される。

雄スプライン部を有する動力伝達シャフトには強度が要求されるため、通常は、素材として鋼を用い、雄スプライン部を転造加工やプレス加工などによって成形した後、少なくとも雄スプライン部を焼入れ硬化させて使用される。成形後の焼入れ硬化の方法としては、高周波焼入れによることが多いが、ずぶ焼入れや浸炭焼入れによる場合もある。

図８は、谷部１００の反軸端側（図面左側）の端部を、外径寸法を徐々に拡径させた拡径部１０２を介して外周面（平滑部）１０１につなげた、いわゆる切上がりタイプの雄スプライン部を示す平面図である。この形態の雄スプライン部の疲労破壊は、通常、谷部１００と拡径部１０２のつなぎ目付近もしくは拡径部１０２で生じる。その際のき裂発生モードは２つあり、１つはＡ部に集中する引張応力によるもの、もう一つはＢ部に集中するせん断応力によるものである。鋼の場合、目安としてビッカース硬さ７００を境に、それ以下ではき裂発生が主としてせん断応力支配となり、それ以上でかつ片振り捩り疲労の場合は引張応力支配となる。

これまで、雄スプライン部の疲労強度を向上させるための手段として、いくつかの方法が提案されている。例えば特許文献１では、拡径部と歯面の境界を鈍化させて応力集中を緩和する技術が開示されている。また、特許文献２では、通常は一つの拡径部を軸方向に２つ以上並べて設けた高強度化技術が開示されている。
特開２００５−１４７３６７号公報特表平１１−５１４０７９号公報

しかしながら、特許文献１に記載された技術では、引張応力集中の緩和には効果が認められるが、せん断応力集中の緩和効果は不充分である。また、特許文献２の技術では、せん断応力集中の緩和はできるが、引張応力集中の緩和効果は不充分である。このように、き裂発生を支配する２つの応力のどちらか一方を緩和できる技術は存在するが、双方を同時に緩和する技術は存在せず、さらなる疲労強度向上を実現するためには改良の余地があった。

また、仮に雄スプライン部の強度を向上させることができたとしても、雄スプライン部が他の部分と比べて相対的に強度が劣ると、最初の疲労破断はやはり雄スプライン部から生じることとなる。雄スプライン部に破断が生じると、嵌合する相手側の部材となる内側継手部材の雌スプライン部に２次的に損傷を与える恐れがある。

そこで、本発明では、動力伝達シャフトの雄スプライン部での引張応力とせん断応力の双方の応力集中を緩和させて雄スプライン部の疲労強度を高め、且つ雄スプライン部に最初の疲労破断が生じることを確実に回避することを目的とする。

本発明者らは、平行部に切欠きを有する試験片を製作し、これを回転曲げ疲労試験と捩り疲労試験にそれぞれ供して、応力集中係数と疲労強度との関係を求めた。

試験片としては、図９に示す化学成分の同一ロットの中炭素鋼を用い、図１０ａおよび図１１ａに示す形状および寸法（単位ｍｍ）の試験片を製作した。図１０ａは回転曲げ疲労試験の試験片であり、図１１ａは捩り疲労試験の試験片である。回転曲げ疲労試験の試験片では、切欠き先端の曲率半径を０．１０、０．１５、０．２５、０．５０、１．４０の５水準とし、それぞれの応力集中係数αを３．５、３．０、２．５、２．０、１．５に設定した（図１０ｃ参照）。捩り疲労試験の試験片では、切欠き先端の曲率半径を０．１５、０．２５、０．５０、１．４０の４水準とし、それぞれの応力集中係数αを３．０、２．５、２．０、１．５に設定した（図１１ｃ参照）。これら全ての試験片に対し、切欠きを含む平行部に高周波焼入れを施した後に低温焼戻しを施した。何れの試験片も熱処理後の表面硬度は約ＨＶ６５０であった。

先ず、回転曲げ疲労試験は、小野式回転曲げ疲労試験機により、常温大気中で負荷周波数５０Ｈｚにて行った。

回転曲げ疲労試験の結果、切欠きの水準によらず、切欠き底に沿ってき裂が発生して破断に至った。この場合のき裂発生モードは引張応力支配となる。破断に至るまでの負荷回数が１０⁵を越える辺りまでは、応力振幅の減少に伴って疲労曲線が降下し、応力振幅が一定値を下回ると破断しなくなる明瞭な疲労限現象を示した。なお、ここでの応力振幅は、切欠きの水準によらない公称応力振幅のことで、切欠き底直径（φ６．５ｍｍ）を有する平滑丸棒に疲労試験と同じ大きさの曲げモーメントを与えた時に表面に作用する最大引張応力振幅を意味する。

図１２に、上記回転曲げ疲労試験で得られた応力集中係数ασと疲労限強度との関係を示す。図示のように、ασの減少に伴って疲労強度は向上したが、図中に破線で示すように、ασ≦２．７では疲労曲線の勾配が大きく、ασを減少させた時の疲労強度の向上がより顕著に現れることが判明した。

次に、捩り疲労試験は、電気式油圧サーボ疲労試験機により、トルク制御にて、常温大気中で負荷周波数２Ｈｚ、完全両振り（応力比Ｒ＝−１）の条件で行った。

捩り疲労試験の結果、切欠きの水準によらず、切欠き底に沿ってき裂が発生して破断に至った。この場合のき裂発生モードはせん断応力支配となる。両振り捩り疲労試験は負荷回数が最大で１０⁶回近くになるまで行ったが、その範囲では応力振幅の減少に伴って、疲労曲線が降下した。なお、ここでの応力振幅は、切欠きの水準によらない公称応力振幅のことで、切欠き底直径（φ１７ｍｍ）を有する平滑丸棒に疲労試験と同じ大きさの捩りトルクを与えた時に表面に作用する最大せん断応力振幅を意味する。

図１３に、上記両振り捩り疲労試験で得られた応力集中係数ατと１０⁵回における疲労強度との関係を示す。図示のように、ατの減少に伴って疲労強度は向上したが、図中に破線で示すように、ατ≦２．１では疲労曲線の勾配が大きく、ατを減少させた時の疲労強度の向上がより顕著に現れることが判明した。

以上から、き裂発生が引張応力、せん断応力のどちらに支配される場合であっても応力集中緩和によって疲労強度が向上し、特に引張応力に対してはασ≦２．７で、また、せん断応力に対してはατ≦２．１でより応力集中の緩和効果が高まることが判明した。従って、双方の破損モードで疲労破壊する雄スプライン部の拡径部においては、そこに集中する第１主応力の最大値σ_1maxを基準応力τ₀の２．７倍以下（σ_1max≦２．７τ_o）、軸方向のせん断応力の最大値τθ_zmaxを基準応力τ₀の２．１倍以下（τθ_zmax≦２．１τ₀）となるよう形状をチューニングすることが望ましい。ここで、基準応力τ₀は、トルクＴと、図６に示す雄スプライン部の谷部底の直径ｄ_oと、雄スプライン部の内径ｄ_i（雄スプライン部が中空の場合。中実の時はｄ_i＝０となる）とに対し、以下で与えられる値である。

τ₀＝１６Ｔｄ_o／［π（ｄ_o ⁴−ｄ_i ⁴）］

本発明者らが拡径部の形状を種々チューニングした結果、雄スプライン部の拡径部の円周方向両側にアール部を設け、アール部の曲率半径を反軸端側に向けて徐々に大きくすれば、σ_1max≦２．７τ_o、およびτθ_zmax≦２．１τ₀を満足できることが判明した。

次に、図１０（ａ）および図１１（ａ）の切欠き疲労試験片と同じ成分（図９参照）の素材を用いて、両軸端に雄スプライン部を有するシャフト形状試験片を製作し（図１７ａ参照）、この試験片を用いて両振り捩り疲労試験および片振り捩り疲労試験を行った。試験片は、図１７ｂに示すインボリュートスプライン諸元に準じ、拡径部の形状を本発明品相当と従来品相当とした２種類を製作した。これら試験片には、その全体に大気中の同一条件で高周波焼入れおよび焼戻しが施されている。両振り捩り疲労試験は８５０〜１３００Ｎｍの範囲の４水準で行い、片振り捩り疲労試験は１２５０〜２０００Ｎｍの範囲の４水準の最大捩りトルクを付与している。図１８に両振り捩り疲労試験で得られたＴ／Ｎ線図、図１９に片振り疲労試験で得られたＴ／Ｎ線図を示す。両図からも明らかなように、本発明品では、従来品に対して両振り捩り疲労および片振り捩り疲労の双方で大幅な疲労強度の向上を達成することができる。

さらに、図２８に示すシャフト形状試験片を用いて、片振り捩り疲労試験を行った。この試験片は、一端に図２９に示すインボリュートスプライン諸元に準じた雄スプライン部Ｘを有し、他端に図１７ｂに示すインボリュートスプライン諸元に準じた雄スプライン部Ｙを有する。雄スプライン部Ｘは、雄スプライン部Ｙに対してピッチ円直径を大きくすることで強度余裕のある形状としている。この試験片の雄スプライン部Ｘ、Ｙの拡径部の形状を本発明品相当とした実施品１〜４と、従来品相当とした比較品１〜４とを用意した。このうち実施品１及び比較品１に係る試験片の中央部（図２８にＺで示す領域）は直径２２ｍｍの一定径とし、実施品２〜４及び比較品２〜４に係る試験片の中央部には直径Ｄ₀の小径部を設け、この小径部の直径Ｄ₀と雄スプライン部Ｙのピッチ円直径Ｄ_pとの比Ｄ₀／Ｄ_pを０．９２、０．９４、及び０．９６の３水準とした（図３０参照）。各試験片は、転造ラックを用いて雄スプライン部Ｘ及びＹを成形した後、高周波焼入れ焼戻しが施されている。この片振り捩り疲労試験は、１２５０〜２０００Ｎｍの範囲の４水準の最大捩りトルクを付与し、トルク制御で行った。負荷波形はサイン波とし、負荷周波数は負荷トルク振幅に応じて０．５〜３．０Ｈｚの範囲で行った。

この試験で得られたＴ／Ｎ線図を、図３１及び図３２に示す。図３１は、試験片中央部に小径部を設けなかった実施品１及び比較品１の結果を示す図である。この図から、比較品１は全て雄スプライン部Ｙから破断が生じたのに対し、実施品１は全て雄スプライン部Ｙの横の平坦部から破断が生じ、且つ比較品よりも高強度を示した。図３２は、小径部の直径Ｄ₀の異なる実施品２〜４及び比較品２〜４の結果を示す図である。この図から、比較品２〜４は全て雄スプライン部Ｙから破断が生じたのに対し、実施品２及び３は小径部から、実施品４は実施品１と同様に雄スプライン部Ｙの横の平坦部から破断が生じた。以上より、雄スプライン部の拡径部を本発明品相当の形状とすることにより、雄スプライン部からの破断を抑制し、この雄スプライン部と嵌合する雌側部材（例えば内側継手部材）に損傷を与える恐れを回避できる。また、試験片の中央に設けた小径部の直径Ｄ₀と雄スプライン部Ｙのピッチ円直径Ｄ_pとの比比Ｄ₀／Ｄ_pが０．９５以下であれば、小径部で最初の破断を生じさせることができるため、雌側部材に損傷を与える事態を確実に回避できる。

以上から、本発明は、以下の事項によって特徴付けられるものである。

（Ｉ）外周に雄スプライン部が設けられ、雄スプライン部の谷部の軸方向一端側にその外径寸法を徐々に拡径させた拡径部を有する動力伝達シャフトにおいて、前記雄スプライン部の拡径部の円周方向両側にアール部を設け、アール部の曲率半径を軸方向一端側に向けて徐々に大きくする。

（ＩＩ）トルクＴが負荷されたときに、雄スプライン部の拡径部に作用する第１主応力、および軸方向のせん断応力の最大値をそれぞれσ_1max、τθ_zmaxとし、トルクＴ、雄スプライン部の谷部の直径ｄ_o、雄スプライン部の内径ｄ_iに対し、１）式で与えられる基準応力τ₀とするとき、下記２）式と３）式を同時に満たすようにする。

τ₀＝１６Ｔｄ_o／［π（ｄ_o ⁴−ｄ_i ⁴）］ …１）

σ_1max≦２．７τ_o …２）

τθ_zmax≦２．１τ₀ …３）

本発明者が検証したところ、以上の構成においては、アール部の曲率半径の増加率をｄＲ／ｄＬ、拡径部の軸方向断面の内径端と外径端を結ぶ直線の角度をθとするとき、それぞれの値を０．０５≦ｄＲ／ｄＬ≦０．６０、および５°≦θ≦２０°の範囲に設定するのが望ましいことが判明した。

また、上記の試験結果より、動力伝達シャフトのうち、雄スプライン部よりも軸方向一端側に小径部を設け、この小径部の直径Ｄ_oと雄スプライン部のピッチ円直径Ｄ_pとが、Ｄ_o／Ｄ_p≦０．９５の関係を満たすように設計すると、小径部で確実に最初の疲労破断が生じるようにすることができる。これにより、雄スプライン部の破断による雌側部材の雌スプライン部の２次的損傷を回避することができる。

このような動力伝達シャフトにおいて、軸端に設けた等速自在継手の外側継手部材の開口端部と干渉する部分に小径部を設けると、動力伝達シャフトと外側継手部材との干渉を遅らせ、継手の作動角の高角化を図ることができる。従って、例えば動力伝達シャフトの両軸端側に等速自在継手を設ける場合には、両等速自在継手の外側継手部材と干渉する部分にそれぞれ小径部を設けることで、双方の等速自在継手の作動角を高角化することができる。この場合、動力伝達シャフトの疲労破断はこの小径部で生じることとなる。本発明では、この２箇所に設けられた小径部の直径を異ならせることにより、両小径部の疲労強度に差を設けている。例えば、この動力伝達シャフトを車のドライブシャフトに使用する場合、動力伝達シャフトのインボード側（車両搭載時に車幅方向中央よりとなる側）はエンジン・ミッション部と近接するため、インボード側の小径部に破断が生じてシャフトの触れ回りが生じると、エンジン・ミッション部に支障を来たす恐れがある。従って、この場合は、直径の大きい方の小径部がインボード側となるように動力伝達シャフトを配すればかかる事態を回避することができる。

以上のように、本発明によれば、動力伝達シャフトの雄スプライン部での引張応力とせん断応力の双方の応力集中を緩和させて雄スプライン部の疲労強度を高め、且つ雄スプライン部に最初の疲労破断が生じることを確実に回避することが可能となる。

以下、本発明の実施の形態を、添付図面を参照して説明する。

図１に、本発明に係る動力伝達シャフト２を組み込んだ車のドライブシャフト１を示す。図示例のドライブシャフト１は、動力伝達シャフト２と、動力伝達シャフト２のアウトボード側（車両搭載時に車幅方向の外となる側）の端部に装着される固定型等速自在継手Ｊ₁と、動力伝達シャフト２のインボード側の端部に装着される摺動型等速自在継手（トリポード型等速自在継手）Ｊ₂とを備える。

固定型等速自在継手Ｊ₁は、動力伝達シャフト２に結合される内側継手部材３と、内側継手部材３の外径側に配置される外側継手部材４と、内側継手部材３と外側継手部材４との間でトルクを伝達するボール５とを主要構成要素とする。内側継手部材３の外周に形成されたトラック溝３ａと外側継手部材４の内周に形成されたトラック溝４ａとで形成されるボールトラックにボール５を配置し、円周方向等配位置に配置した複数のボール５をケージ６で保持している。

トリポード型等速自在継手Ｊ₂は、動力伝達シャフト２に結合される内側継手部材１３と、内側継手部材１３の外径側に配置される外側継手部材１４と、内側継手部材１３と外側継手部材１４との間でトルクを伝達するトルク伝達部材としてのローラ１５とを主要構成要素とする。内側継手部材１３の円周方向三箇所には、脚軸１３ａが突設されている。外側継手部材１４の内周の円周方向三等分位置には軸方向に延びるトラック溝１４ａが形成され、このトラック溝１４ａをローラ１５が転動する。

動力伝達シャフト２は、例えば炭素量０．３０〜０．６０mass％程度の中炭素鋼（例えばＪＩＳＧ４０５１に規定の機械構造用炭素鋼Ｓ３５Ｃ）で中空に形成される。Ｃ量が０．３０mass％を下回ると、高周波焼入れしても安定した高硬度を得ることができず、０．６０mass％をこえると、素材硬度が上昇して転造等の加工性が著しく低下する。このように、動力伝達シャフト２を中空に形成することで、軽量化及び低コスト化を図ることができる。尚、動力伝達シャフト２は中実に形成してもよく、この場合、強度の向上効果が得られる。

動力伝達シャフト２の両軸端の外周には、それぞれ雄スプライン部Ｓｍが形成される。この雄スプライン部Ｓｍを、図３に示すように内側継手部材３、１３の内周に形成された雌スプライン部Ｓｆと嵌合させることによって、動力伝達シャフト２と内側継手部材３、１３とがトルク伝達可能に結合されている。内側継手部材３、１３は、その反軸端側（図３の左側）の内径端部を動力伝達シャフト２外周の肩部２４に当接させ、かつ軸端側（図３の右側）の内径端部を、例えば図示しない止め輪で係止することによって、動力伝達シャフト２に対して軸方向で位置決め固定される。

動力伝達シャフト２の両軸端の外周に形成された雄スプライン部Ｓｍの反軸端側、すなわちトルク負荷の加わる雄スプライン部Ｓｍ間の領域には、外周面が平滑な円筒面状の小径部２ａ、２ｂが形成される（図１参照）。この小径部の直径Ｄ_o（本実施形態では小径部２ａ、２ｂの直径Ｄ_oo、Ｄ_oi）は、雄スプライン部Ｓｍのピッチ円直径Ｄ_pとの間で、Ｄ_o／Ｄ_p≦０．９５の関係を満たすように設定される。また、小径部２ａ、２ｂはその直径が異なり、具体的には、アウトボード側の小径部２ａの直径Ｄ_ooがインボード側の小径部２ｂの直径Ｄ_oiよりも小さくなるように設定されている（Ｄ_oo＜Ｄ_oi）。各等速自在継手Ｊ₁、Ｊ₂を最大角度まで折曲させると、外側継手部材４、１４の開口部と動力伝達シャフトの各小径部２ａ、２ｂとが干渉する。このように、外側継手部材４、１４と干渉する部分に小径部２ａ、２ｂを設けることで、これらの干渉を遅らせて、継手の最大作動角の高角化を図ることができる。

図２、図３、および図６に示すように、動力伝達シャフト２の雄スプライン部Ｓｍは、軸方向に延びる谷部２１と山部２２とを円周方向に交互に有する。この実施形態の雄スプライン部Ｓｍは、転造加工で形成されたいわゆる切上りタイプで、各谷部２１は、軸方向で同径寸法のストレート部２１ａと、その反軸端側に形成された拡径部２１ｂとで構成される。各山部２２も同様に、軸方向で同径寸法のストレート部２２ａと、その反軸端側に形成された縮径部２２ｂとで構成される。図４に示すように、拡径部２１ｂと縮径部２２ｂの始端は軸方向で同じ位置にあり、かつその終端も軸方向で同じ位置にある。この雄スプライン部Ｓｍは冷間鍛造で成形することもでき、この場合は、通常、山部２２の縮径部２２ｂは形成されず、山部２２の反軸端側は全体が同一外径寸法となる。成形後の雄スプライン部Ｓｍには、高周波焼入れ等による熱処理が施され、さらに必要に応じてショットピーニングが施される。

図３に示すように、雌スプライン部Ｓｆの谷部３１は、同径寸法で反軸端側の端部まで形成されている。一方、山部３２は、小径部３２ａ、大径部３２ｂ、小径部３２ａと大径部３２ｂの間の立ち上り部３２ｃを有する。大径部３２ｂの内径寸法は、雄スプライン部Ｓｍの山部２２の最大外径寸法（ストレート部２２ａの外径寸法）よりも小さく、雄スプライン部Ｓｍの反軸端側に形成された動力伝達シャフト２の平滑部２５の外径寸法よりも大きい。

雄スプライン部Ｓｍと雌スプライン部Ｓｆとを互いに嵌合させると、雄スプライン部Ｓｍの歯面２３と、雌スプライン部Ｓｆの歯面（図示省略）とが強く圧接する。この時の両歯面の嵌合部（散点模様で表す）は、図３に示すように、拡径部２１ｂの外径側領域にも及んでいる。

なお、図３では、拡径部２１ｂおよび縮径部２２ｂの軸方向断面を何れも直線的なテーパ状に形成した場合を例示しているが、両者の軸方向断面を曲線状に形成することもできる。また、直線状と曲線状の複合形状とすることもできる。

図２に示すように、本発明において雄スプライン部Ｓｍの拡径部２１ｂは、その円周方向両側に形成されたアール部２１ｂ１（散点模様で示す）と、アール部２１ｂ１の間に形成された平面状の平坦部２１ｂ２とで構成される。アール部２１ｂ１は半径方向断面が円弧状をなし、その円周方向両側は歯面２３および平坦部２１ｂ２に滑らかにつながっている。

図４は、雄スプライン部Ｓｍのうち、拡径部２１ｂ付近を示す平面図、図５ａ〜図５ｄは、図４におけるＡ−Ａ線、Ｂ−Ｂ線、Ｃ−Ｃ線、Ｄ−Ｄ線の各断面図である。図５ａに示すように、谷部２１のストレート部２１ａと歯面２３とをつなぐアール部の曲率半径Ｒ_Aは、拡径部２１ｂとの境界部に至るまで一定である。図５ｂ〜図５ｄに示すように、拡径部２１ｂでは、アール部２１ｂ１の曲率半径が、境界部の曲率半径Ｒ_Aよりも大きく、かつ反軸端側ほど徐々に大きくなっている（Ｒ_A＜Ｒ_B＜Ｒ_C＜Ｒ_D）。また、図４に示すように、アール部２１ｂ１の境界線が山部の稜線と交わって歯面２３が無くなる位置までは、アール部２１ｂ１の円周方向の幅寸法は反軸端側（図面上方）に向けて徐々に拡大し、これを超えると幅寸法は徐々に縮小している。平坦部２１ｂ２の円周方向の幅寸法も反軸端側に向けて徐々に拡大している。

図４中のＬは、拡径部２１ｂのアール部２１ｂ１において、その曲率半径の中心を通る線の方向にとった座標を示す。アール部２１ｂ１の曲率半径の増加率は、ｄＲ／ｄＬで表され、本実施形態ではｄＲ／ｄＬ＝０．１８に設定している。また、図４中のθは、拡径部２１ｂの軸方向断面の内径端と外径端を結ぶ直線の傾斜角を表し、本実施形態ではθ＝８．３°に設定している。

図１４〜図１６に、上記特許文献１（特開２００５−１４７３６７号公報）に記載された雄スプライン部Ｓｍ’、すなわち、拡径部２１ｂ’と歯面２３’の境界にアール部２１ｂ１’を形成し、かつアール部２１ｂ１’の曲率半径を軸方向全長にわたって一定とした雄スプライン部Ｓｍ’を示す（なお、図１４〜図１６では、図２〜図４に表された部位と対応する部位に（’）を加えた同一符号を付している）。

図２に示す雄スプライン部Ｓｍ（本発明品）と図１４に示す雄スプライン部Ｓｍ’（従来品）のそれぞれについてＦＥＭ解析を行い、それぞれについて第１主応力の最大値σ_1maxとせん断応力の最大値τθ_zmaxを求め、これらを上記基準応力τ₀で除した値を算出した。

このＦＥＭ解析は、３次元線形弾性解析であり、解析ソフトとして “I-deas Ver.10"を使用した。解析モデルは、図２０に示すように、雄スプライン部Ｓｍ、Ｓｍ'の１つの谷部２１、２１'を含む線形弾性体で、モデル長は１００ｍｍである。図２１に、この解析モデルに付したメッシュを示す。各要素は４面体二次要素で、総要素数は約２０万個、総接点数は約３０万個である。要素長は、主要部分Ｐ（雄スプライン部Ｓｍ、Ｓｍ'を含む部分で）で０．２ｍｍ以下とし（最小要素長は０．０５ｍｍ）、主要部分Ｐ以外で０．５ｍｍとした。図２２は、主要部分Ｐのメッシュを拡大して示す図であり、同図（ａ）が図２に対応した本発明品を表し、同図（ｂ）が図１４に対応した従来品を表す。図２３に示すように、解析モデルの反軸端側端面ＭにRigid要素を作成し、この端面Ｍの中心軸Ｏ上にトルクＴを負荷した。但し、モデルとして、１／歯数モデルを使用しているので、負荷トルクは、実際のトルクの１／歯数である。図２４に示すように、解析モデルは、谷部２１の中心を通る半径方向軸を対称軸とした形状で、円周方向の両側面Ｗの全節点を周期対称としている。なお、図２５に示すように、解析モデルの相手部材との接触面（散点模様で示す）では、その法線方向の変位が拘束されている。

第１主応力σ₁の解析結果を図２６に示し、軸方向せん断応力τθ_zの解析結果を図２７に示す。なお、図２６および図２７の何れでも、（ａ）図が本発明品モデルを表し、（ｂ）図が従来品モデルを示す。なお、両図中の基準応力τ₀は、トルクＴ、雄スプライン部Ｓｍの谷部の直径ｄ_o、雄スプライン部の内径ｄ_iに対し、τ₀＝１６Ｔｄ_o／［π（ｄ_o ⁴−ｄ_i ⁴）］なる式で与えられる。

以上の解析結果から、従来品では、σ_1max／τ₀＝３．０３であるのに対し、本発明品では、σ_1max／τ₀＝２．４８となり、従来品より引張応力に対する応力集中の緩和効果が高まることが判明した。これは、本発明品では、歯面２３の終端近傍におけるアール部２１ｂ１の曲率半径が、従来品の対応部位での曲率半径よりも大きくなるためと考えられる。先に説明したように、引張応力に対する応力集中係数ασが２．７以下であれば、応力集中の緩和効果が顕著となるので、σ_1max／τ₀≦２．７の本発明品であれば、従来品に比べ、引張り応力に対する疲労強度を大幅に増大させることが可能である。

また、従来品では、τθ_zmax／τ₀＝２．２８であるのに対し、本発明品ではτθ_zmax／τ₀＝１．７４となり、従来品より軸方向のせん断応力に対する応力集中の緩和効果も高まることが判明した。上記のとおり、せん断応力に対する応力集中係数ατが２．１以下であれば、応力集中の緩和効果が顕著となるので、τθ_zmax／τ₀≦２．１である本発明品は、従来品に比べ、せん断応力に対する疲労強度を大幅に向上させることができる。このように本発明によれば、雄スプライン部Ｓｍで引張応力およびせん断応力の双方に対して高い応力集中緩和効果を得ることができる。従って、動力伝達シャフト２の疲労強度を高めることができる。

本発明者がさらに解析したところ、図４に示すアール部２１ｂ１の曲率半径の増加率ｄＲ／ｄＬが０．０５≦ｄＲ／ｄＬ≦０．６０であり、かつ拡径部２１ｂの傾斜角θが５°≦θ≦２０°の範囲であれば、σ_1max／τ₀≦２．７、τθ_zmax／τ₀≦２．１を満足できることが判明した。

図１４に示すように、従来品では、最大せん断応力τθ_zmaxが拡径部２１ｂ’の起点の中心線上で生じる。このように、中心線上で最大せん断応力が発生すると、動力伝達シャフト２が正逆両方向のトルクを伝達する際、正逆何れの回転時にも同じ部位に最大せん断応力が生じるため、それだけ疲労破壊が進展し易くなる。これに対し、本発明品では、最大せん断応力τθ_zmaxは、図２に示すように、拡径部２１ｂの起点よりも反軸端側の双方のアール部２１ｂ１で生じる。そのため、正回転時と逆回転時で最大せん断応力の発生部位が異なり、従って、疲労破壊の進展速度も抑制することが可能となる。以上から、本発明品は、トルクの伝達方向が頻繁に切り替わる用途、例えば車両の前進・後退に応じてトルク伝達方向が反転するような用途に特に好適なものとなる。

以上に述べたアール部２１ｂ１を有する拡径部２１ｂは、転造加工時に使用する転造ラックに、当該拡径部２１ｂに対応した形状の成形部を形成することにより、雄スプライン部Ｓｍの歯と同時に形成することができる。雄スプライン部をプレス加工で冷間鍛造する場合も同様に、プレス加工用のダイスに拡径部２１ｂの形状に対応した成形部を予め形成することにより、雄スプライン部Ｓｍの歯と同時にアール部２１ｂ１を成形することができる。

以上の対策により、雄スプライン部Ｓｍで引張応力およびせん断応力の双方に対して高い疲労強度が得られる。このように、従来最も疲労破断の生じやすかった雄スプライン部Ｓｍの強度が高められることにより、最初の疲労破断を雄スプライン部Ｓｍ以外の箇所で生じるようにすることができる。このとき、上記のように動力伝達シャフト２に小径部２ａ、２ｂを設け、これらの小径部の直径Ｄ_oが、雄スプライン部Ｓｍのピッチ円直径Ｄ_pとの間で、Ｄ_o／Ｄ_p≦０．９５の関係を満たすことで、最初の疲労破断を確実に小径部２ａ、２ｂで生じさせることが出来る。このように、雄スプライン部Ｓｍ以外の部分で最初の破断が生じるようにすることで、雄スプライン部Ｓｍの破断による内側継手部材３、１３の雌スプライン部Ｓｆの２次的損傷を回避できる。また、小径部２ａは円筒面状に形成されるため、寸法精度や熱処理品質を比較的容易に高めることができる。さらに、上記のように、２箇所に形成された小径部２ａ、２ｂのうち、アウトボード側に配された小径部２ａの直径Ｄ_ooをインボード側に配された小径部２ｂの直径Ｄ_oiよりも小さく設定することで（Ｄ_oo＜Ｄ_oi）、インボード側の小径部２ｂにおける破断を未然に防止し、エンジン・ミッション部に損傷を来たす事態を回避することができる。

図７に本発明の他の実施形態を示す。この実施形態は、雄スプライン部Ｓｍもしくは雌スプライン部Ｓｆ（図面では雄スプライン部Ｓｍ）のうち、何れか一方の歯に軸心方向に対して捩れ角βを持たせた実施形態であり、嵌合後の両スプライン部Ｓｍ、Ｓｆ間のガタ詰めに有効な手法である。捩れ角βを設けた場合、トルク伝達側の歯面同士の接触圧力が高まり、これに伴って拡径部に集中する引張応力、せん断応力も高くなるため、疲労強度の低下を招く。この観点から、従来品では、捩れ角βは実質１５°が限度とされてきた。これに対し、本発明品では、上記のとおり動力伝達スプラインの疲労強度を大幅に高めることができるので、１５°以上の捩れ角βをとることができ、高いガタ詰め効果を得ることが可能である。

上述の実施形態では、雄スプライン部Ｓｍとして、拡径部２１ｂの円周方向幅を反軸端側で徐々に拡大させたいわゆる「槍形タイプ」を例示しているが、これに限らず、拡径部２１ｂの円周方向幅を一定にしたいわゆる「舟形タイプ」の雄スプライン部Ｓｍに本発明を適用することもできる。この場合も、拡径部２１ｂの円周方向両側にアール部を設け、かつアール部の曲率半径を反軸端側ほど徐々に大きくすることにより、本発明と同様の効果が得られる。

以上に述べたドライブシャフトにおいて、雄スプライン部Ｓｍは、動力伝達シャフト２の軸端部に加え、図示のように、外側継手部材４、４’に一体または別体に設けたステム部の外周に形成することもできる。

本発明にかかる動力伝達シャフトの部分段面図である。動力伝達シャフトに形成された雄スプライン部のうち、反軸端側部分（図１符号Ｘ部）を示す斜視図である。図１の符号Ｘ部を拡大して示す断面図である。（ａ）図は雄スプライン部の反軸端側部分を示す平面図であり、（ｂ）図は（ａ）図中のＹ−Ｙ線断面図である。（ａ）図は、図４（ａ）中のＡ−Ａ線断面図、（ｂ）図は同Ｂ−Ｂ線断面図、（ｃ）図は同Ｃ−Ｃ線断面図、（ｄ）図は同Ｄ−Ｄ線断面図である。雄スプライン部の周方向断面図である。捩れ角を有する雄スプライン部の概略構成を示す平面図である。雄スプライン部の平面図である。疲労試験で使用する試験片の化学組成を示す表である。回転曲げ疲労試験の試験片を示す側面図である。上記試験片の切欠き部Ａを拡大した側面図である。切欠き部の寸法と応力集中係数の関係を示す表である。捩り疲労試験の試験片を示す側面図である。上記試験片の切欠き部Ａを拡大した側面図である。切欠き部の寸法と応力集中係数の関係を示す表である。回転曲げ疲労試験で求めた疲労限強度の測定結果を示す図である。捩り疲労試験で求めた１０⁵回における捩り疲労強度の測定結果を示す図である。従来の雄スプライン部の反軸端側部分を示す斜視図である従来の雄スプライン部の反軸端側部分を示す断面図である。従来の雄スプライン部の反軸端側部分を示す平面図である。試験片を示す側面図である。試験片のインボリュートスプライン緒元を示す表である。両振り捩り疲労試験で得られたＴ／Ｎ線図である。片振り捩り疲労試験で得られたＴ／Ｎ線図である。ＦＥＭ解析モデルを示す斜視図である。メッシュを付した解析モデルを示す斜視図である。（ａ）図は、メッシュを付した本発明品の主要部分Ｐの斜視図であり、同図（ｂ）が同じく従来品の主要部分Ｐの斜視図である。解析モデルの反軸端側の端部の斜視図である。図２０の矢印方向から見た解析モデルの正面図である。解析モデルの斜視図である。第１主応力の解析結果を示す図である。軸方向せん断応力の解析結果を示す図である。試験片を示す側面図である。試験片のインボリュートスプライン緒元を示す表である。試験片の形状を示す表である。片振り捩り疲労試験で得られたＴ／Ｎ線図である。片振り捩り疲労試験で得られたＴ／Ｎ線図である。

符号の説明

１ドライブシャフト
２動力伝達シャフト
２ａ小径部
２ｂ小径部
Ｊ₁、Ｊ₂ 等速自在継手
３、１３内側継手部材
４、１４外側継手部材
２１谷部
２１ａストレート部
２１ｂ拡径部
２１ｂ１アール部
２１ｂ２平坦部
２２山部
２３歯面
２４肩部
２５平滑部
Ｓｍ雄スプライン部
Ｓｆ雌スプライン部

Claims

外周に雄スプライン部が設けられ、雄スプライン部の谷部の軸方向一端側にその外径寸法を徐々に拡径させた拡径部を有する動力伝達シャフトにおいて、
前記雄スプライン部の拡径部の円周方向両側にアール部を設け、アール部の曲率半径を軸方向一端側に向けて徐々に大きくし、且つ、前記雄スプライン部よりも軸方向一端側に小径部を設け、この小径部の直径Ｄ_oと前記雄スプライン部のピッチ円直径Ｄ_pとが、
Ｄ_o／Ｄ_p≦０．９５
の関係を満たすことを特徴とする動力伝達シャフト。
トルクＴが負荷されたときに、雄スプライン部の拡径部に作用する第１主応力、および軸方向のせん断応力の最大値をそれぞれσ_1max、τθ_zmaxとし、トルクＴ、雄スプライン部の谷部の直径ｄ_o、雄スプライン部の内径ｄ_iに対し、１）式で与えられる基準応力τ₀とするとき、下記２）式と３）式を同時に満たす請求項１記載の動力伝達シャフト。
τ₀＝１６Ｔｄ_o／［π（ｄ_o ⁴−ｄ_i ⁴）］ …１）
σ_1max≦２．７τ_o …２）
τθ_zmax≦２．１τ₀ …３）
アール部の曲率半径の増加率をｄＲ／ｄＬ、拡径部の軸方向断面の内径端と外径端を結ぶ直線の角度をθとするとき、それぞれの値が
０．０５≦ｄＲ／ｄＬ≦０．６０、
５°≦θ≦２０°
の範囲にある請求項２記載の動力伝達シャフト。
内周に前記雄スプライン部と嵌合する雌スプライン部が形成された内側継手部材と、内周に内側継手部材をトルク伝達可能に保持した外側継手部材とを有する等速自在継手を配し、該外側継手部材と干渉する部分に前記小径部を設けた請求項１〜３何れか記載の動力伝達シャフト。
両軸端部に前記雄スプライン部を設けると共に、両軸端側に前記等速自在継手を配し、両等速自在継手の外側継手部材と干渉する部分にそれぞれ前記小径部を設け、且つ、アウトボード側の小径部の直径をインボード側の小径部の直径よりも大きくした請求項４記載の動力伝達シャフト。