JP2009257392A - 動力伝達シャフト - Google Patents

Abstract

【課題】高トルク領域での捩り剛性を高くし且つ低トルク領域での捩り剛性を低くすることが可能であって、部品点数を少なく且つ簡易である新規な構成の動力伝達シャフトを提供する。
【解決手段】動力伝達シャフトを、内周面に径方向の凸部または凹部が形成された中空の筒部４１を有する第一シャフト１１と、第一シャフト１１の筒部４１内に回転軸を共有して同軸配置され、第一シャフト１１とのトルク伝達がない状態で第一シャフト１１の凸部または凹部に当接する凹部または凸部を外周面に有する第二シャフト１２とにより構成する。第一シャフト１１と第二シャフト１２との間で伝達されるトルクの増大に伴い、第一シャフト１１と第二シャフト１２との少なくとも一方が弾性変形することによって、トルク伝達なし状態に比べて広い面積で両シャフト１２、１２が当接することを特徴とする。
【選択図】図２

Description

本発明は、ドライブシャフトなどの動力伝達シャフトに関するものである。

例えば、特開昭５５−８７６２３号公報（特許文献１）には、駆動源のトルクが車輪に伝達された状態で運転者がブレーキペダルを踏んでいるような状態における振動を低減するため、ドライブシャフトなどの動力伝達シャフトに対して、高トルク領域においては十分な強度（すなわち、高い捩り剛性）を有するとともに、低トルク領域においては低い捩り弾性（すなわち、低い捩り剛性）を有することが有効であると記載されている（特許文献１の図７参照）。ここで、捩り剛性とは、動力伝達シャフトの一端と他端の捩れ角の変化量に対する、動力伝達シャフトの一端から他端との間の伝達トルクの変化量である。

そして、上記を達成するために、特許文献１に記載の動力伝達シャフトは、高い捩り弾性を有する第一伝動要素としての中実軸部材と、低い捩り弾性を有する第二伝動要素としての中空軸部材とを有するようにしている。
特開昭５５−８７６２３号公報

しかし、特許文献１に記載の動力伝達シャフトは、部品点数が多く、非常に複雑な構成であるため製造コストが高くなるという問題がある。

本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、高トルク領域での捩り剛性を高くし且つ低トルク領域での捩り剛性を低くすることが可能であって、部品点数を少なく且つ簡易である新規な構成の動力伝達シャフトを提供することを目的とする。

課題を解決するための各手段について、以下に記載する。

（手段１）手段１の動力伝達シャフトは、
内周面に径方向の凸部または凹部が形成された中空の筒部を有する第一シャフトと、
前記第一シャフトの筒部内に回転軸を共有して同軸配置され、前記第一シャフトとのトルク伝達がない状態で前記第一シャフトの凸部または凹部に当接する凹部または凸部を外周面に有する第二シャフトと、
を備え、
前記第一シャフトと前記第二シャフトとの間で伝達されるトルクの増大に伴い、前記第一シャフトと前記第二シャフトとの少なくとも一方が弾性変形することによって両シャフトが相対回転することで、前記トルク伝達なし状態に比べて広い面積で両シャフトが当接することを特徴とする。

ここで、第一シャフトの凹部とは、回転軸を中心とする円（第一シャフトの内周面の内接円より大きく且つ外接円より小さな円）に対して、周辺部よりも径方向外側に位置している部分を意味する。すなわち、第一シャフトの凹部とは、筒部の内周面における周辺部に比べて回転軸からの距離が大きな部位およびその周辺を意味する。第一シャフトの凸部とは、回転軸を中心とする円（第一シャフトの内周面の内接円より大きく且つ外接円より小さな円）に対して、周辺部よりも径方向内側に位置している部分を意味する。すなわち、第一シャフトの凸部とは、筒部の内周面における周辺部に比べて回転軸からの距離が小さな部位およびその周辺を意味する。

また、第二シャフトの凹部とは、回転軸を中心とする円（第二シャフトの外周面の内接円より大きく且つ外接円より小さな円）に対して、周辺部よりも径方向内側に位置している部分を意味する。すなわち、第二シャフトの凹部とは、外周面における周辺部に比べて回転軸からの距離が小さな部位およびその周辺を意味する。第二シャフトの凸部とは、回転軸を中心とする円（第二シャフトの外周面の内接円より大きく且つ外接円より小さな円）に対して、周辺部よりも径方向外側に位置している部分を意味する。すなわち、第二シャフトの凸部とは、外周面における周辺部に比べて回転軸からの距離が大きな部位およびその周辺を意味する。

例えば、第一シャフトの筒部の内周面が径方向に直交する平面により形成されている場合、筒部の内周面が多角形断面の場合には、第一シャフトの凸部が当接部となる。また、第二シャフトの外周面が径方向に直交する平面により形成されている場合、外周面が正多角形断面の場合には、第二シャフトの凹部が当接部となる。

手段１によれば、両シャフト間で伝達されるトルクの増大に伴い、第一シャフトと第二シャフトの少なくとも一方が弾性変形することによって、両シャフトの当接部の接触面積が広くなっていく。ここで、シャフトが弾性変形することによって、シャフトには弾性力が作用する。そして、両シャフト間で伝達できるトルクは、弾性力の大きさが大きくなればなるほど大きくなる関係にある。つまり、シャフトが弾性変形することによって、接触面積が広くなっていくことで、シャフトに作用する弾性力を徐々に大きくすることが可能となる。従って、動力伝達シャフトを上記のような第一シャフトと第二シャフトとにより構成することで、動力伝達シャフトの捩り剛性を徐々に高くすることが可能となる。

なお、第一シャフトの筒部の内周面が凸部または凹部を有し、且つ、第二シャフトの外周面が凹部または凸部を有する構成とすることで、両シャフトが周方向で必ず係合し合うことになる。つまり、第一シャフトと第二シャフトとが相対回転し続けることなく、確実にトルク伝達し得る形状をなしている。さらに、手段１における動力伝達シャフトは第一シャフトと第二シャフトのみにより構成される。つまり、従来に比べて、部品点数は少なく、且つ、非常に簡易な構成である。

（手段２）手段１の動力伝達シャフトにおいて、
前記第一シャフトの内周面と前記第二シャフトの外周面のそれぞれには、両シャフト間で伝達されるトルクが所定値以上になった際に隙間なく当接する高トルク用当接面を備え、
前記トルクが所定値以上の場合に、前記第一シャフトの前記高トルク用当接面と前記第二シャフトの前記高トルク用当接面とが互いに面接触することにより前記第一シャフトと前記第二シャフトの間でトルクを伝達するとよい。

つまり、両シャフトの高トルク用当接面は、隙間なく当接しているため、第一シャフトと第二シャフトとの間における捩り剛性が高くなる。そして、本手段における動力伝達シャフトは、両シャフト間で伝達されるトルクが所定値以上になった際に、高い捩り剛性を発揮する。つまり、動力伝達シャフトは、高トルク領域において高い捩り剛性を発揮し、低トルク領域において低い捩り剛性を発揮するようにできる。

（手段３）手段２の動力伝達シャフトにおいて、前記高トルク用当接面の少なくとも一部は、前記トルク伝達なし状態において両シャフトが当接する低トルク用当接部と異なる部位に位置するとよい。

手段３によれば、高トルク領域と低トルク領域のそれぞれにおいて、両シャフトの当接位置が異なる。従って、高トルク領域と低トルク領域において発揮すべき捩り剛性を確実に発揮できる。

（手段４）手段２または３の動力伝達シャフトにおいて、前記高トルク用当接面の少なくとも一部は、両シャフト間で伝達されるトルクが前記所定値未満において当接しないようにするとよい。
手段４によれば、両シャフトの高トルク用当接面は、低トルク領域（トルクが所定値未満の領域）において当接しない。従って、低トルク領域において、高トルク用当接面は捩り剛性に寄与しない。つまり、低トルク領域において、低トルク用当接部によって確実に低い捩り剛性を発揮できる。

（手段５）手段２〜４の何れかの動力伝達シャフトにおいて、各前記シャフトにおけるそれぞれの前記高トルク用当接面は、他の前記高トルク用当接面の平行面に対して傾斜するように形成されているとよい。

仮に、二つの高トルク用当接面が平行である場合には、二つの高トルク用当接面によるなす角度、すなわち、くさび角が、０°となる。くさび角が０°となる二つの高トルク用当接面が接触している状態において、元に戻るためには大きな力が必要となる。つまり、くさび角が０°の場合には、一旦、両シャフトの高トルク用当接面同士が当接した状態になると、当該高トルク用当接面が離間できないおそれがある。

そこで、本手段は、それぞれの高トルク用当接面が、他の高トルク用当接面の平行面に対して傾斜するように形成している。これにより、二つの高トルク用当接面によるなす角度（くさび角）が０°ではなくなる。従って、一旦、両シャフトの高トルク用当接面同士が当接した状態となったとしても、当該高トルク用当接面が離間することが容易となる。つまり、高トルク用当接面の全てが当接している状態ではなく、低トルク用当接部が当接している基準状態に戻ることが容易になる。例えば、第一シャフトの筒部の内周面および第二シャフトの外周面の軸直交方向断面形状が、正多角形の場合には、奇数角形とすることで、上記を達成できる。

（手段６）手段１〜５の動力伝達シャフトにおいて、両シャフト間で伝達されるトルクが所定値未満において両シャフトが当接する前記第一シャフトの低トルク用当接部と、これに当接する前記第二シャフトの低トルク用当接部の少なくとも一方は、断面円弧状に形成されているとよい。

手段６によれば、低トルク用当接部からその周囲の面に両シャフトの当接位置が移動する場合に、滑らかに移動できる。特に、両シャフトの当接位置が、低トルク用当接部と高トルク用当接面との間で移動する場合に、振動の発生を防止できる。つまり、低トルク領域と高トルク領域との間において、捩り剛性が変化する際に、振動の発生を防止できる。

（手段７）手段１〜６の何れかの動力伝達シャフトにおいて、前記第一シャフトの凸部又は前記第二シャフトの凹部は、前記回転軸の径方向に対して直交する平面状に形成されるようにしてもよい。

手段７によれば、第一シャフトの凸部が当該平面状に形成されている場合には、第二シャフトが第一シャフトの凸部に当接している状態から、第二シャフトが第一シャフトの凸部の周囲に当接する状態へ移動する際に、滑らかになる。一方、第二シャフトの凹部が当該平面状に形成されている場合には、第一シャフトが第二シャフトの凹部に当接している状態から、第一シャフトが第二シャフトの凹部の周囲に当接する状態へ移動する際に、滑らかになる。両シャフトが高トルク用当接面を備える場合には、両シャフトの高トルク用当接面の少なくとも一部が平面状に形成されていることになる。この場合、高い捩り剛性を確実に発揮できる。

（手段８）手段１〜７の何れかの動力伝達シャフトにおいて、前記第一シャフトの凸部または凹部、および、これに対応する前記第二シャフトの凹部または凸部が当接することで、前記第一シャフトと前記第二シャフトとを同軸的に位置決めする。

ここで、第一シャフトと第二シャフトとは、従来一本のシャフトとして機能させていたものである。つまり、第一シャフトの回転軸と第二シャフトの回転軸とは、一致していることが要求される。そこで、手段８によれば、両シャフトの凹凸部の当接により、両シャフトを同軸的に位置決めするようにしている。つまり、両シャフトの凹凸部は、上記手段に記載したように、トルク伝達に寄与する部位であるが、併せて、回転軸位置決め用にも寄与させるようにしている。つまり、別途回転軸位置決め用の専用部材を設ける必要がないため、構造上簡易化を図ることができる。

（手段９）手段１〜８の何れかの動力伝達シャフトにおいて、前記トルク伝達なし状態からの前記第一シャフトと前記第二シャフトとの相対的な位相が大きくなるにつれて、両シャフトの当接部における弾性力が大きくなるように、前記第一シャフトと前記第二シャフトとの少なくとも一方が弾性変形するとよい。

上述したように、両シャフトの当接部における弾性力が大きくなるほど、両シャフト間の捩り剛性が高くなる。従って、当該弾性力が大きくなるほど、両シャフト間の伝達トルクが大きくなる。つまり、低トルク領域において、トルク伝達なし状態から徐々に、両シャフト間で伝達されるトルクを大きくできる。また、両シャフト間にトルクがかかっている状態からトルク伝達なし状態に戻る場合には、弾性力が次第に小さくなるように変化する。従って、両シャフト間でトルク伝達がない状態になると、第一シャフトと第二シャフトとの相対的な位相が基準状態に戻る。

（手段１０）手段１〜９の何れかの動力伝達シャフトにおいて、
両シャフト間で伝達されるトルクが所定値未満において前記第二シャフトのうち前記第一シャフトに当接し得る低トルク用当接部は、前記トルク伝達なし状態において前記第一シャフトとの当接位置より前記第二シャフト側に曲率中心を有し且つ前記第一シャフトとの当接位置から前記回転軸までの距離より大きな曲率半径を有する円弧状をなし、
両シャフト間で伝達されるトルクが所定値未満において前記第一シャフトのうち前記第二シャフトに当接し得る低トルク用当接部は、前記トルク伝達なし状態において前記第二シャフトとの当接位置より前記第二シャフト側に曲率中心を有し且つ前記第二シャフトの前記低トルク用当接部の曲率半径より大きな曲率半径を有する円弧状または平面状をなすとよい。

手段１０のように、両シャフトの低トルク用当接部の曲率を設定することで、両シャフト間にトルクがかかっている状態からトルク伝達なし状態に戻る場合に、第一シャフトと第二シャフトとの相対的な位相が基準状態に確実に戻る。

（手段１１）手段１〜１０の何れかの動力伝達シャフトにおいて、前記第一シャフトのうち前記第二シャフトと当接する部分、および、前記第二シャフトのうち前記第一シャフトと当接する部分の少なくとも一方には、摩擦係数を低減する表面処理が施されるとよい。

本発明の動力伝達シャフトは、両シャフト間で伝達されるトルクが変化すると、両シャフトの相対的な位相がずれる。つまり、両シャフト間で滑りが生じる。従って、両シャフトが相対的に回転している状態から基準状態へ戻るためには、両シャフト間における滑り摩擦の影響を受ける。しかし、本手段によれば、摩擦係数を低減する表面処理を施すことで、両シャフト間において、滑り摩擦を小さくできるため、基準状態に確実に且つ容易に戻ることができる。

＜第一実施形態＞
＜車両用ドライブシャフト全体構成＞
本発明の動力伝達シャフトについて、車両用ドライブシャフトを例に挙げて、図面を参照しながら説明する。まず、図１を参照して、車両用ドライブシャフトの全体構成について説明する。図１は、車両用ドライブシャフトの全体を示す部分断面図である。

車両用ドライブシャフトは、中間シャフト１０と、第一の等速ジョイント２０と、第二の等速ジョイント３０とから構成される。

中間シャフト１０は、回転軸を共有して同軸配置された第一シャフト１１と第二シャフト１２とから構成されており、第一シャフト１１と第二シャフト１２と係合部分である軸方向中央にトルク伝達調整部４０を備えている。第一シャフト１１および第二シャフト１２は、中空または中実の棒状部材からなる。第一シャフト１１の一端（図１の左端）の外周面にはスプライン１３が形成されている。この第一シャフト１１の他端（図１の右端）には、トルク伝達調整部４０を構成する筒部４１が設けられている。また、第二シャフト１２の一端（図１の右端）の外周面にはスプライン１４が形成されている。この第二シャフト１２の他端（図１の左端）には、トルク伝達調整部４０を構成する軸部４２が設けられている。トルク伝達調整部４０の詳細な構成については後述する。

第一の等速ジョイント２０は、中間シャフト１０の一端（図１の左側）に設けられた摺動式トリポード形等速ジョイントであり、第二の等速ジョイント３０は、中間シャフト１０の他端（図１の右側）に設けられた固定式ボール形等速ジョイントである。

つまり、中間シャフト１０のうち第一シャフト１１の一端（図１の左端）に形成された外周スプライン１３に、摺動式トリポード形等速ジョイント２０のトリポード２１に形成された内周スプラインが嵌合している。そして、トリポード２１が、外輪２２に対して軸方向に相対移動可能となるように、外輪２２内に収容されている。

一方、中間シャフト１０のうち第二シャフト１２の他端（図１の右端）に形成された外周スプライン１４に、固定式ボール形等速ジョイント３０の内輪３１に形成された内周スプラインが嵌合している。そして、内輪３１は、ボール３２を介して、外輪３３の内周面と周方向に係合している。

＜トルク伝達力調整部４０の詳細構成＞
トルク伝達調整部４０は、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間で伝達されるトルクを調整するための部材である。このトルク伝達力調整部４０の詳細構成について図２〜図４を参照して説明する。図２は、基準状態における、図１のＡ−Ａ断面図（径方向断面図）である。図３は、第一シャフト１１の端部である筒部４１の径方向断面図である。図４は、第二シャフト１２の端部である軸部４２の径方向断面図である。

図２および図３に示すように、第一シャフト１１の筒部４１は、多角形の軸直角方向断面である内周多角面部６０を備える。つまり、筒部４１の内周面には、径方向の凸部と凹部とが形成されていることになる。ここで、筒部４１の凸部とは、回転軸を中心とする円（第一シャフト１１の筒部４１の内周面の内接円より大きく且つ外接円より小さな円）に対して、周辺部よりも径方向内側に位置している部分を意味する。筒部４１の凹部とは、回転軸を中心とする円（第一シャフト１１の筒部４１の内周面の内接円より大きく且つ外接円より小さな円）に対して、周辺部よりも径方向外側に位置している部分を意味する。

本実施形態では、内周多角面部６０の軸直角方向断面は、ほぼ五角形状に形成している。具体的には、五角形のうち隣り合う二つの角部の中央部分が、当該二つの角部を結ぶ直線に対して径方向内側に突出している。つまり、筒部４１の凸部は、当該突出部分に相当し、筒部４１の凹部は、角部付近に相当する。なお、ここで言う「五角形」とは、各辺が直線であるものに限らず、曲線や、直線と曲線の混合したものなどを含む意味である。

より具体的には、内周多角面部６０は、径方向内側に最も突出する内凸部６１と、径方向外側に最も窪んでおり五角形の角部に相当する最窪み部６２と、内凸部６１と最窪み部６２との間に位置し平面状に形成された平面部６３とを備える。また、内凸部６１は、隣り合う最窪み部６２の中間に位置している。換言すると、内周多角面部６０の五角形の各面の軸直角方向断面形状は、ほぼ二等辺三角形をなしている。また、内凸部６１は、曲率半径Ｒの円弧凸状に形成されている。そして、内凸部６１の境界の接線と平面部６３とが同一平面上に位置する。

また、図２および図４に示すように、第二シャフト１２の軸部４２は、内周多角面部６０の角数と同数の多角形の軸直角方向断面であり、内周多角面部６０を挿入可能な外周多角面部５０を備える。つまり、軸部４２の外周面には、径方向の凸部と凹部とが形成されていることになる。ここで、軸部４２の凸部とは、回転軸を中心とする円（第二シャフト１２の軸部４２の外周面の内接円より大きく且つ外接円より小さな円）に対して、周辺部よりも径方向外側に位置している部分を意味する。軸部４２の凹部とは、回転軸を中心とする円（第二シャフト１２の軸部４２の外周面の内接円より大きく且つ外接円より小さな円）に対して、周辺部よりも径方向内側に位置している部分を意味する。

本実施形態では、外周多角面部５０の軸直角方向断面は、ほぼ正五角形状に形成している。具体的には、五角形のうち隣り合う二つの角部の間が、平面状に形成されている。つまり、軸部４２の凸部は、五角形の角部に相当し、軸部４２の凹部は、隣り合う角部の中央付近に相当する。なお、ここで言う「五角形」とは、各辺が直線であるものに限らず、曲線や、直線と曲線の混合したものなどを含む意味である。

そして、内周多角面部６０と外周多角面部５０とが嵌合している。具体的には、図２に示すように、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間でトルク伝達がない状態において、内周多角面部６０の内凸部６１と外周多角面部５０の平面状部分とが当接した状態で嵌合している。特に、外周多角面部５０における回転軸と各辺との距離は、内周多角面部６０における回転軸と内凸部６１との距離より僅かに大きく設定している。従って、図２の状態において、外周多角面部５０と内凸部６１とは圧入の状態となる。

そして、図２に示す状態においては、内周多角面部６０の平面部６３と外周多角面部５０の各面との間に隙間７０が形成されている。さらに、内周多角面部６０のそれぞれの内凸部６１と外周多角面部５０の各面とが接触することで、第一シャフト１１の筒部４１と第二シャフト１２の軸部４２とを同軸的に位置決めしている。この位置決めに際して、専用部材を設けておらず、構造上簡易化を図っている。

＜トルク伝達力調整部４０の動作＞
次に、トルク伝達力調整部４０の動作について、図２、図５および図６を参照して説明する。図２は、上述したように、基準状態における、図１のＡ−Ａ断面図（径方向断面図）である。図５は、第一シャフト１１の筒部４１と第二シャフト１２の軸部４２とが基準状態から相対的に回転した状態における、図１のＡ−Ａ断面図である。図６は、第一シャフト１１の端部（図１の左端）と第二シャフト１２の端部（図１の右端）との捩れ角に対する、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間で伝達されるトルクの関係を示す図である。

基準状態は、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間でトルク伝達がない状態である。このとき、第一シャフト１１の筒部４１と第二シャフト１２の軸部４２の相対的な位相が、図２に示すような所定位相の場合の状態となる。つまり、基準状態は、内周多角面部６０の平面部６３が外周多角面部５０に当接していない状態であり、内凸部６１が外周多角面部５０に当接している状態である。ここで、基準状態において、内凸部６１は、外周多角面部５０の外周面のうち回転軸からの距離が最も小さい部分に当接している。従って、基準状態が、最も安定している状態となる。

そして、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間でトルクがかけられた場合には、第一シャフト１１の筒部４１と第二シャフト１２の軸部４２とが相対回転する。ここで、基準状態において外周多角面部５０のうち内凸部６１が当接している部位は、回転軸からの距離が最も小さい部分である。従って、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間でトルクがかけられた場合には、筒部４１と軸部４２の少なくとも一方が弾性変形しながら、筒部４１と軸部４２とが相対回転する。

さらに、このとき、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間で伝達されるトルクの増大に伴い、当該弾性変形による弾性力が大きくなる。その結果、基準状態から徐々に筒部４１と軸部４２との当接面積が広くなっていく。なお、この時点においては、まだ、内凸部６１と外周多角面部５０の各面とが当接している状態である。

このときの捩れ角に対する伝達トルクの関係は、図６に示すように、捩れ角が０°からθ１に達するまでの間、伝達トルクは緩やかに上昇している。つまり、捩り剛性は、比較的小さい。なお、捩り剛性とは、第一シャフト１１の一端（図１の左端）と第二シャフト１２の一端（図１の右端）の捩れ角の変化量に対する、第一シャフト１１の一端から第二シャフト１２の一端との間の伝達トルクの変化量である。すなわち、捩り剛性は、図６における傾きに相当する。ここで、内周多角面部６０の内凸部６１と、外周多角面部５０のうち内凸部６１に当接する部分が、本発明における「低トルク用当接面」に相当する。

そして、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間で伝達されるトルクがさらに増大して、当該トルクが所定値以上になった際には、図５に示すように、内周多角面部６０の平面部６３と外周多角面部５０の各面とが、隙間なく当接する状態となる。

つまり、外周多角面部５０の「平面」と内周多角面部６０の「平面」とが接触する状態となる。そして、この接触し合う「平面」は、多角面部を構成する面であるため、両シャフト１１、１２の回転軸を中心とする円の接線に対して必ず傾きを持つ。従って、当該接触し合う「平面」同士は、両シャフト１１、１２の周方向に係合し合っている状態となる。

従って、図６に示すように、内凸部６１と外周多角面部５０の各面との当接による捩り剛性に比べて、平面部６３と外周多角面部５０の各面との面接触による係合における捩り剛性は、非常に高くなる。ここで、内周多角面部６０の平面部６３と、外周多角面部５０のうち平面部６３に当接する部分が、本発明における「高トルク用当接面」に相当する。

このように、低トルク領域、すなわち捩れ角がθ１以下の領域においては、捩り剛性が低く、高トルク領域、捩れ角がθ１より大きい領域においては、捩り剛性が高くなる。そして、本実施形態によれば、第一シャフト１１の筒部４１と第二シャフト１２の軸部４２のみにより、トルク伝達力調整部４０を構成している。つまり、従来に比べて、部品点数は少なく、且つ、非常に簡易な構成である。

上述したように、トルク伝達なし状態からの第一シャフト１１と第二シャフト１２との相対的な位相が大きくなるにつれて、第一シャフト１１の筒部４１と第二シャフト１２の軸部４２の当接部（内凸部６１と外周多角面部５０の各面）における弾性力が大きくなる。従って、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間にトルクがかかっていない状態（基準状態）が最も弾性力の小さな安定した状態となる。トルクが伝達されている時、すなわち筒部４１と軸部４２とが基準状態から相対的に回転している時から、トルク伝達がない状態になると、最も安定した状態に戻るように動作する。つまり、トルクがかかっていない場合には、確実に、筒部４１と軸部４２との位置関係は基準状態に戻る。

さらに、第一シャフト１１の筒部４１の内凸部６１は、断面円弧状に形成されている。さらに、内凸部６１の境界の接線が平面部６３に一致するように形成されている。さらに加えて、軸部４２の外周多角面部５０の各面が回転軸の径方向に対して直交する平面状に形成されるようにしている。これらにより、内凸部６１が外周多角面部５０の各面に当接している状態から、平面部６３と外周多角面部５０の各面とが当接する状態に移動する場合に、非常に滑らかとなる。従って、低トルク領域と高トルク領域との間において、捩り剛性が変化する際に、振動の発生を防止できる。

さらに、筒部４１の内周多角面部６０の平面部６３と外周多角面部５０の各面とが当接している状態において、それぞれの当接面は、他の当接面の平行面に対して傾斜するように形成されている。本実施形態においては、外周多角面部５０の軸直角方向断面を正五角形としているので、各辺は必ず平行とならない。

仮に、二つの当接面が平行である場合には、二つの当接面によるなす角度、すなわち、くさび角が、０°となる。くさび角が０°となる二つの当接面が接触している状態において、元に戻るためには大きな力が必要となる。つまり、くさび角が０°の場合には、一旦、両シャフトの当接面同士が当接した状態になると、当該当接面が離間できないおそれがある。

そこで、本実施形態のように、それぞれの当接面が、他の当接面の平行面に対して傾斜するように形成することで、二つの当接面によるなす角度（くさび角）が０°ではなくなる。従って、一旦、当接面（平面部６３と外周多角面部５０の各面）同士が当接した状態となったとしても、当該当接面が離間することが容易となる。つまり、当接面の全てが当接している状態ではなく、基準状態に戻ることが容易になる。

なお、互いに当接する第一シャフト１１の筒部４１と第二シャフト１２の軸部４２の当接面の一方もしくは両方には、摩擦係数を低減する表面処理を施すことが望ましい。この表面処理としては、例えばＤＬＣ（ダイヤモンドライクカーボン）等の低摩擦係数を有する薄膜を成膜したり、グリスの保持性を高めるための微細な溝または微細な窪みを多数設けたりすること等が考えられる。これにより、平面部６３と外周多角面部５０の各面とが接触した状態から、基準状態により確実に戻ることができる。

＜第二実施形態＞
次に、第二実施形態のトルク伝達調整部１４０について図７〜図９を参照して説明する。図７は、第二実施形態の基準状態における、図１のＡ−Ａ断面図（径方向断面図）である。図８は、第一シャフト１１の端部である筒部１４１の径方向断面図である。図９は、第二シャフト１２の端部である軸部１４２の径方向断面図である。

図７および図８に示すように、第一シャフト１１の筒部１４１は、多角形の軸直角方向断面である内周多角面部１６０を備える。つまり、筒部１４１の内周面には、径方向の凸部と凹部とが形成されていることになる。ここで、筒部１４１の凸部とは、回転軸を中心とする円（第一シャフト１１の筒部１４１の内周面の内接円より大きく且つ外接円より小さな円）に対して、周辺部よりも径方向内側に位置している部分を意味する。筒部１４１の凹部とは、回転軸を中心とする円（第一シャフト１１の筒部１４１の内周面の内接円より大きく且つ外接円より小さな円）に対して、周辺部よりも径方向外側に位置している部分を意味する。

本実施形態では、内周多角面部１６０の軸直角方向断面は、ほぼ正五角形状に形成している。具体的には、五角形のうち隣り合う二つの角部の間が、平面状に形成されている。つまり、筒部１４１の凹部は、五角形の角部に想到し、筒部１４１の凸部は、隣り合う角部の中央付近に想到する。なお、ここで言う「五角形」とは、各辺が直線であるものに限らず、曲線や、直線と曲線の混合したものなどを含む意味である。

また、図７および図９に示すように、第二シャフト１２の軸部１４２は、内周多角面部１６０の角数と同数の多角形の軸直角方向断面であり、内周多角面部１６０を挿入可能な外周多角面部１５０を備える。つまり、軸部１４２の外周面には、径方向の凸部と凹部とが形成されていることになる。ここで、軸部１４２の凸部とは、回転軸を中心とする円（第二シャフト１２の軸部１４２の外周面の内接円より大きく且つ外接円より小さな円）に対して、周辺部よりも径方向外側に位置している部分を意味する。軸部１４２の凹部とは、回転軸を中心とする円（第二シャフト１２の軸部１４２の外周面の内接円より大きく且つ外接円より小さな円）に対して、周辺部よりも径方向内側に位置している部分を意味する。

本実施形態では、外周多角面部１５０の軸直角方向断面は、ほぼ五角形状に形成されている。具体的には、外周多角面部１５０は、頂点部１５１と、中央凸部１５２と、平面部１５３とを備える。頂点部１５１は、五角形の頂点をなし、外接円上に位置する。中央凸部１５２は、五角形のうち隣り合う二つの頂点部１５１の中央部分であり、当該二つの頂点部１５１を結ぶ直線に対して径方向外側に突出している。この中央凸部１５２は、円弧状に形成されている。円弧状の中央凸部１５２は、トルク伝達なし状態（図９に示す基準状態）において、第一シャフト１１の筒部１４１との当接位置より第二シャフト側に曲率中心を有し、且つ、第一シャフト１１の筒部１４１との当接位置から回転軸までの距離Ｒ０より大きな曲率半径を有する。そして、中央凸部１５２の一部は、内接円上に位置する。平面部１５３は、頂点部１５１と中央凸部１５２との間に位置し、平面状に形成されている。この平面部１５３は、中央凸部１５２の境界の接線と同一平面上に位置する。つまり、筒部１４１の凸部は、頂点部１５１に相当し、筒部１４１の凹部は、中央凸部１５２付近に相当する。

そして、内周多角面部１６０と外周多角面部１５０とが嵌合している。具体的には、図７に示すように、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間でトルク伝達がない状態において、内周多角面部１６０の平面状部分と外周多角面部１５０の中央凸部１５２とが当接した状態で嵌合している。特に、内周多角面部１６０における回転軸と各辺との距離は、外周多角面部１５０における回転軸と中央凸部１５２との距離より僅かに大きく設定している。従って、図７の状態において、内周多角面部１６０と中央凸部１５２とは圧入の状態となる。

そして、図７に示す状態においては、内周多角面部１６０の各面と外周多角面部１５０の平面部１５３との間に隙間１７０が形成されている。さらに、外周多角面部１５０のそれぞれの中央凸部１５２と内周多角面部１６０の各面とが接触することで、第一シャフト１１の筒部１４１と第二シャフト１２の軸部１４２とを同軸的に位置決めしている。この位置決めに際して、専用部材を設けておらず、構造上簡易化を図っている。

次に、トルク伝達力調整部１４０の動作について、図７、図１０および図６を参照して説明する。図７は、上述したように、基準状態における、図１のＡ−Ａ断面図（径方向断面図）である。図１０は、第一シャフト１１の筒部１４１と第二シャフト１２の軸部１４２とが基準状態から相対的に回転した状態における、図１のＡ−Ａ断面図である。図６は、第一シャフト１１の筒部１４１と第二シャフト１２の軸部１４２とのトルク伝達力を示す図である。

基準状態は、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間でトルク伝達がない状態である。このとき、第一シャフト１１の筒部１４１と第二シャフト１２の軸部１４２の相対的な位相が、図７に示すような所定位相の場合の状態となる。つまり、基準状態は、外周多角面部１５０の平面部１５３が内周多角面部１６０に当接していない状態であり、中央凸部１５２が内周多角面部１６０の各面に当接している状態である。ここで、基準状態において、中央凸部１５２は、内周多角面部１６０の内周面のうち回転軸からの距離が最も小さい部分に当接している。従って、基準状態が、最も安定している状態となる。

そして、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間でトルクがかけられた場合には、第一シャフト１１の筒部１４１と第二シャフト１２の軸部１４２とが相対回転する。ここで、基準状態において内周多角面部１６０のうち中央凸部１５２が当接している部位は、回転軸からの距離が最も小さい部分である。従って、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間でトルクがかけられた場合には、筒部１４１と軸部１４２の少なくとも一方が弾性変形しながら、筒部１４１と軸部１４２とが相対回転する。

さらに、このとき、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間で伝達されるトルクの増大に伴い、当該弾性変形による弾性力が大きくなる。その結果、基準状態から徐々に筒部１４１と軸部１４２との当接面積が広くなっていく。なお、この時点においては、まだ、中央凸部１５２と内周多角面部１６０の各面とが当接している状態である。

このときの捩れ角に対する伝達トルクの関係は、図６に示すように、捩れ角が０°からθ１に達するまでの間、伝達トルクは緩やかに上昇している。つまり、捩り剛性は、比較的低い。ここで、外周多角面部１５０の中央凸部１５２と、内周多角面部１６０のうち中央凸部１５２に当接する部分が、本発明における「低トルク用当接面」に相当する。

そして、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間で伝達されるトルクがさらに増大して、当該トルクが所定値以上になった際には、図１０に示すように、外周多角面部１５０の平面部１５３と内周多角面部１６０の各面とが、隙間なく当接する状態となる。

つまり、外周多角面部１５０の「平面」と内周多角面部１６０の「平面」とが接触する状態となる。そして、この接触し合う「平面」は、両シャフト１１、１２の回転軸を中心とする円の接線に対して必ず傾きを持つ。従って、当該接触し合う「平面」同士は、両シャフト１１、１２の周方向に係合し合っている状態となる。

従って、図６に示すように、外周多角面部１５０の中央凸部１５２と内周多角面部１６０の各面との当接による捩り剛性に比べて、外周多角面部１５０の平面部１５３と内周多角面部１６０の各面との面接触による係合における捩り剛性は、非常に高くなる。ここで、外周多角面部１５０の平面部１５３と、内周多角面部１６０のうち平面部１５３に当接する部分が、本発明における「高トルク用当接面」に相当する。

このように、低トルク領域、すなわち捩れ角がθ１以下の領域においては、捩り剛性が低く、高トルク領域、捩れ角がθ１より大きい領域においては、捩り剛性が高くなる。そして、本実施形態によれば、第一シャフト１１の筒部１４１と第二シャフト１２の軸部１４２のみにより、トルク伝達力調整部１４０を構成している。つまり、従来に比べて、部品点数は少なく、且つ、非常に簡易な構成である。

上述したように、トルク伝達なし状態からの第一シャフト１１と第二シャフト１２との相対的な位相が大きくなるにつれて、第一シャフト１１の筒部１４１と第二シャフト１２の軸部１４２の当接部（中央凸部１５２と内周多角面部１６０の各面）における弾性力が大きくなる。従って、第一シャフト１１と第二シャフト１２との間にトルクがかかっていない状態（基準状態）が最も弾性力が小さな安定した状態となる。トルクが伝達されている時、すなわち筒部１４１と軸部１４２とが基準状態から相対的に回転している時から、トルク伝達がない状態になると、最も安定した状態に戻るように動作する。つまり、トルクがかかっていない場合には、確実に、筒部１４１と軸部１４２との位置関係は基準状態に戻る。

さらに、両シャフト間で伝達されるトルクが所定値未満において第二シャフト１２の軸部１４２のうち第一シャフト１１の筒部１４１に当接し得る低トルク用当接部（中央凸部）１５２は、トルク伝達なし状態において第一シャフト１１の筒部１４１との当接位置より第二シャフト１１の軸部１４２側に曲率中心を有し且つ第一シャフト１１の筒部１４１との当接位置から回転軸までの距離Ｒ０より大きな曲率半径Ｒを有する円弧状をなしている。さらに、第一シャフト１１の筒部１４１の内周多角面部１６０は平面状をなしている。

このように、両シャフト１１、１２の低トルク用当接部の曲率を設定することで、両シャフト１１、１２間にトルクがかかっている状態からトルク伝達なし状態に戻る場合に、第一シャフト１１と第二シャフト１２との相対的な位相が基準状態に確実に戻る。

また、第二実施形態の構成によれば、第一実施形態における他の効果と同様の効果を奏する。

＜その他＞
上記実施形態においては、第一実施形態においては内周多角面部６０が平面部６３を備え、第二実施形態においては外周多角面部１５０が平面部１５３を備えるようにしたが、この平面部６３、１５３は、平面状に限られるものではない。曲面であっても適用可能である。ただし、高トルク領域におけるトルク伝達力を確保するために、平面であることが望ましい。

また、上記実施形態においては、好ましい態様として、外周多角面部および内周多角面部の軸直角方向断面形状は、奇数角形であるが、偶数角形でも可能である。ただし、くさび角が０°とならないように設定することが望ましい。

また、第二実施形態において、内周多角面部１６０は、平面状に形成したが、以下のような円弧状に形成してもよい。すなわち、両シャフト１１、１２間で伝達されるトルクが所定値未満において第二シャフト１２の軸部１４２のうち第一シャフト１１の筒部１４１に当接し得る低トルク用当接部（内周多角面部１６０の各面）は、トルク伝達なし状態において第一シャフト１１の筒部１４１との当接位置より第二シャフト１２の軸部１４２側に曲率中心を有し、且つ、第一シャフト１１の筒部１４１との当接位置から回転軸までの距離Ｒ０より大きな曲率半径を有する円弧状をなす。この場合も、第二実施形態と同様の効果を奏する。すなわち、基準状態へ確実に戻るように動作する。

車両用ドライブシャフトの全体を示す部分断面図である。 第一実施形態の基準状態における、図１のＡ−Ａ断面図（径方向断面図）である。 第一シャフト１１の筒部４１の径方向断面図である。 第二シャフト１２の軸部４２の径方向断面図である。 第一シャフト１１の筒部４１と第二シャフト１２の軸部４２とが基準状態から相対的に回転した状態における、図１のＡ−Ａ断面図である。 第一シャフト１１の筒部４１と第二シャフト１２の軸部４２とのトルク伝達力を示す図である。 第二実施形態の基準状態における、図１のＡ−Ａ断面図（径方向断面図）である。 第一シャフト１１の筒部１４１の径方向断面図である。 第二シャフト１２の軸部１４２の径方向断面図である。 第一シャフト１１の筒部１４１と第二シャフト１２の軸部１４２とが基準状態から相対的に回転した状態における、図１のＡ−Ａ断面図である。

符号の説明

１０：中間シャフト、 １１：第一シャフト、 １２：第二シャフト
１１、１２：外周スプライン
２０：第一の等速ジョイント、 ２１：トリポード、 ２２：外輪
３０：第二の等速ジョイント、 ３１：内輪、 ３２：ボール、 ３３：外輪
４０：トルク伝達力調整部
４１、１４１：筒部、 ４２、１４２：軸部
５０、１５０：外周多角面部、 １５１：頂点部、 １５２：中央凸部
１５３：平面部
６０、１６０：内周多角面部、 ６１：内凸部、 ６２：窪み部、 ６３：平面部
７０、１７０：隙間

Claims (11)

1. 内周面に径方向の凸部または凹部が形成された中空の筒部を有する第一シャフトと、
   前記第一シャフトの筒部内に回転軸を共有して同軸配置され、前記第一シャフトとのトルク伝達がない状態で前記第一シャフトの凸部または凹部に当接する凹部または凸部を外周面に有する第二シャフトと、
   を備え、
   前記第一シャフトと前記第二シャフトとの間で伝達されるトルクの増大に伴い、前記第一シャフトと前記第二シャフトとの少なくとも一方が弾性変形することによって両シャフトが相対回転することで、前記トルク伝達なし状態に比べて広い面積で両シャフトが当接することを特徴とする動力伝達シャフト。
2. 前記第一シャフトの内周面と前記第二シャフトの外周面のそれぞれには、両シャフト間で伝達されるトルクが所定値以上になった際に隙間なく当接する高トルク用当接面を備え、
   前記トルクが所定値以上の場合に、前記第一シャフトの前記高トルク用当接面と前記第二シャフトの前記高トルク用当接面とが互いに面接触することにより前記第一シャフトと前記第二シャフトの間でトルクを伝達する請求項１に記載の動力伝達シャフト。
3. 前記高トルク用当接面の少なくとも一部は、前記トルク伝達なし状態において両シャフトが当接する低トルク用当接部と異なる部位に位置する請求項２に記載の動力伝達シャフト。
4. 前記高トルク用当接面の少なくとも一部は、両シャフト間で伝達されるトルクが前記所定値未満において当接しない請求項２または３に記載の動力伝達シャフト。
5. 各前記シャフトにおけるそれぞれの前記高トルク用当接面は、他の前記高トルク用当接面の平行面に対して傾斜するように形成されている請求項２〜４の何れか一項に記載の動力伝達シャフト。
6. 両シャフト間で伝達されるトルクが所定値未満において両シャフトが当接する前記第一シャフトの低トルク用当接部と、これに当接する前記第二シャフトの低トルク用当接部の少なくとも一方は、断面円弧状に形成されている請求項１〜５の何れか一項に記載の動力伝達シャフト。
7. 前記第一シャフトの凸部又は前記第二シャフトの凹部は、前記回転軸の径方向に対して直交する平面状に形成されている請求項１〜６の何れか一項に記載の動力伝達シャフト。
8. 前記第一シャフトの凸部または凹部、および、これに対応する前記第二シャフトの凹部または凸部が当接することで、前記第一シャフトと前記第二シャフトとを同軸的に位置決めする請求項１〜７の何れか一項に記載の動力伝達シャフト。
9. 前記トルク伝達なし状態からの前記第一シャフトと前記第二シャフトとの相対的な位相が大きくなるにつれて、両シャフトの当接部における弾性力が大きくなるように、前記第一シャフトと前記第二シャフトとの少なくとも一方が弾性変形する請求項１〜８の何れか一項に記載の動力伝達シャフト。
10. 両シャフト間で伝達されるトルクが所定値未満において前記第二シャフトのうち前記第一シャフトに当接し得る低トルク用当接部は、前記トルク伝達なし状態において前記第一シャフトとの当接位置より前記第二シャフト側に曲率中心を有し且つ前記第一シャフトとの当接位置から前記回転軸までの距離より大きな曲率半径を有する円弧状をなし、
    両シャフト間で伝達されるトルクが所定値未満において前記第一シャフトのうち前記第二シャフトに当接し得る低トルク用当接部は、前記トルク伝達なし状態において前記第二シャフトとの当接位置より前記第二シャフト側に曲率中心を有し且つ前記第二シャフトの前記低トルク用当接部の曲率半径より大きな曲率半径を有する円弧状または平面状をなす請求項１〜９の何れか一項に記載の動力伝達シャフト。
11. 前記第一シャフトのうち前記第二シャフトと当接する部分、および、前記第二シャフトのうち前記第一シャフトと当接する部分の少なくとも一方には、摩擦係数を低減する表面処理が施された請求項１〜１０の何れか一項に記載の動力伝達シャフト。

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