JP2026066151A - 車両用動力伝達機構 - Google Patents

Abstract

【課題】部品点数や軸方向の寸法、位置のばらつきを増やさずに歯車を軸方向に支持できる車両用動力伝達機構を提供する。
【解決手段】つば輪９８は、軸受９２内につば面Ｔを形成するつば内輪部９８ａと、つば内輪部９８ａのドリブンギヤ３４ｇ側端部から径方向に延設され、ドリブンギヤ３４ｇに当接しドリブンギヤ３４ｇを軸方向（第２軸線Ｃ２方向）に規制する当接部９８ｂと、を一体に有する。これにより、つば輪９８によりドリブンギヤ３４ｇが軸方向（第２軸線Ｃ２方向）に規制されるので、部品点数や軸方向（第２軸線Ｃ２方向）の寸法、位置のばらつきを増やさずにドリブンギヤ３４ｇのスラスト支持がされる。また、組付け性も改善される。
【選択図】図２

Description

本発明は、回転軸と、歯車と、軸受とを備える車両用動力伝達機構に関するものである。

回転軸と、回転軸に同じ軸心で設けられる歯車と、回転軸を回転可能に支持する軸受と、を備える動力伝達機構において、回転軸にスラスト荷重が発生する場合は、軸受に、径方向のみならず、軸方向のスラスト荷重に対する支持や負荷耐力が求められる。このスラスト荷重に対する支持や負荷耐力向上のため、つば部（つば輪）を設けた円筒ころ軸受がよく知られている。例えば、特許文献１に記載された円筒ころ軸受がそれである。この特許文献１には、内輪及び外輪のいずれか一方または両方が、軸方向の両側または片側につば部を有する円筒ころ軸受について、スラスト荷重に対し負荷能力を向上させる技術が開示されている。

特開２０１０－７６７８号公報

ところで、前述のような動力伝達機構において、歯車と円筒ころ軸受（以下、軸受とする）とが隣接する場合は、歯車のスラスト荷重に対する支持、即ち歯車を軸方向に規制して支持（以下、スラスト支持とする）することも軸受に求められ、従来は、歯車と軸受との間に専用のスペーサを介することで、スラスト支持が行われていた。軸受がスラスト支持のためつば輪を有するものであった場合、軸受のつば輪とスペーサとをそれぞれ隣接して組み付ける必要があり、組付け時に、つば輪の装着忘れや、またつば輪の姿勢が安定せず組付け作業性が悪いといった課題が発生していた。また、部品点数が多いため、軸方向の寸法、位置のばらつきが大きくなり、このばらつきを考慮した設計が必要といった課題もあった。

本発明は、以上の事情を背景として為されたものであり、その目的とするところは、部品点数や軸方向の寸法、位置のばらつきを増やさずに歯車を軸方向に支持できる車両用動力伝達機構を提供することにある。

第１の発明の要旨とするところは、（ａ）回転軸と、前記回転軸に同じ軸心で設けられる歯車と、前記歯車に隣接するとともに前記回転軸を回転可能に支持する円筒ころ軸受と、を備え、（ｂ）前記円筒ころ軸受の内輪は、軸方向において前記歯車側から、つば輪と、軌道輪と、を含んで構成される、車両用動力伝達機構であって、（ｃ）前記つば輪は、前記円筒ころ軸受内につば面を形成するつば内輪部と、前記つば内輪部の前記歯車側端部から径方向に延設され、前記歯車に当接し前記歯車を軸方向に規制する当接部と、を一体に有することにある。

前記第１の発明によれば、前記つば輪は、前記円筒ころ軸受内につば面を形成するつば内輪部と、前記つば内輪部の前記歯車側端部から径方向に延設され、前記歯車に当接し前記歯車を軸方向に規制する当接部と、を一体に有する。これにより、前記つば輪により前記歯車が軸方向に規制されるので、部品点数や軸方向の寸法、位置のばらつきを増やさずに前記歯車のスラスト支持がされる。また、組付け性も改善される。

本発明が適用される車両の概略構成を説明する図である。 本発明が適用された車両用動力伝達機構を説明する、要部を同一の平面内に示す断面図である。 車両用動力伝達機構の従来例を説明する図である。

以下、本発明の実施例を図面を参照して詳細に説明する。なお、以下の実施例において図は適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。

図１は、本発明が適用される車両用動力伝達機構（以下、動力伝達機構とする）９０が搭載された車両１０の概略構成を説明する骨子図である。車両１０は、エンジン１２と、一対の駆動輪１４と、の間の動力伝達経路にトランスアクスル１６を備える。エンジン１２は、走行用の動力源であって、周知の内燃機関である。車両１０は、例えばＦＲ（Front Engine Rear Drive）方式の車両である。トランスアクスル１６は、クラッチＫ１、ベベルギヤ対２４、変速機２６、ファイナルドライブシャフト５６、ディファレンシャルギヤ５８を備えており、それらは非回転部材であるケース７０内に収容されている。エンジン１２からの動力は、クラッチＫ１、ベベルギヤ対２４、変速機２６、ファイナルドライブシャフト５６、ディファレンシャルギヤ５８の順に伝達され、ディファレンシャルギヤ５８からドライブシャフト２０を介して駆動輪１４に伝達される。クラッチＫ１は、インプットシャフト１８を介してエンジン１２に連結され、その他方がベベルギヤ対２４の一方に連結されている。ベベルギヤ対２４の他方は、変速機２６の入力軸であるレイシャフト２８に連結されている。

変速機２６は、レイシャフト２８に平行であって水平に配置された動力伝達機構９０を備えている。動力伝達機構９０は、カウンターシャフト５２と、カウンターシャフト５２に同じ軸心で設けられるドリブンギヤ３４と、ドリブンギヤ３４に隣接するとともにカウンターシャフト５２を回転可能に支持する後述する円筒ころ軸受９２と、を備えている。

変速機２６は、レイシャフト２８の回転を所定のギヤ比γ（変速比ともいう）γ（＝レイシャフト２８の回転速度／カウンターシャフト５２の回転速度）で減速或いは増速することで複数のギヤ段（変速段）を成立させる平行２軸式のトランスミッションである。レイシャフト２８は、第１軸線Ｃ１を中心に回転可能に配置され、カウンターシャフト５２は、第２軸線Ｃ２を中心に回転可能に配置されている。第１軸線Ｃ１方向と第２軸線Ｃ２方向とは水平に延びる同じ方向である。カウンターシャフト５２は、本発明の「回転軸」に、ドリブンギヤ３４は、本発明の「歯車」に相当する。

変速機２６は、常時噛み合う複数のギヤ対３０を備えている。ギヤ対３０は、第１軸線Ｃ１方向でベベルギヤ対２４側（入力側）から順に、後進ギヤ対３０a、２速ギヤ対３０b、１速ギヤ対３０c、４速ギヤ対３０d、５速ギヤ対３０e、６速ギヤ対３０f、及び３速ギヤ対３０gを含んでいる。

ギヤ対３０は、ドライブギヤ３２（３２a1及び３２a2、３２b、３２c、３２d、３２e、３２f、３２gを含む）と、ドライブギヤ３２と常時噛み合うドリブンギヤ３４（３４a、３４b、３４c、３４d、３４e、３４f、３４gを含む）と、を備えている。後進ギヤ対３０aは、駆動方向を反転させるため２つのドライブギヤ３２a1、３２a2を備えている。ドライブギヤ３２は、レイシャフト２８に対して相対回転不能に設けられている。ドリブンギヤ３４は、カウンターシャフト５２に、第２軸線Ｃ２を中心に相対回転可能に設けられている。

第２軸線Ｃ２方向において、変速機２６は、後進ドリブンギヤ３４aの一方側と、２速ドリブンギヤ３４bと１速ドリブンギヤ３４cとの間と、４速ドリブンギヤ３４dと５速ドリブンギヤ３４eとの間と、６速ドリブンギヤ３４fと３速ドリブンギヤ３４gとの間と、に複数の切替機構３６をそれぞれ備えている。切替機構３６は、それぞれカウンターシャフト５２に相対回転不能且つ第２軸線Ｃ２方向に移動可能に設けられている。切替機構３６のそれぞれは、第２軸線Ｃ２方向でドリブンギヤ３４に対向する位置に、切替用噛合歯３８を有している。ドリブンギヤ３４のそれぞれは、第２軸線Ｃ２方向で切替機構３６に対向する位置に、切替用噛合歯３８と噛合可能なギヤ側噛合歯４０を有している。切替用噛合歯３８を備える切替機構３６と、ギヤ側噛合歯４０を備えるドリブンギヤ３４と、は噛合クラッチであるドグクラッチ５０を構成している。

シフト機構６０は、切替機構３６にそれぞれ嵌合するシフトフォーク６２と、シフトバレル６４と、シフトアクチュエータ６６と、を備えている。シフトバレル６４には、シフトフォーク６２を介して第２軸線Ｃ２方向における切替機構３６の移動位置をそれぞれ規定するシフト溝６８が形成されている。変速機２６は、シフトバレル６４の回転位置に応じて切替機構３６が第２軸線Ｃ２方向における規定の位置にそれぞれ移動させられることにより、ドグクラッチ５０の断接状態がそれぞれ切り替えられて変速させられる。例えば、後進ギヤ段Ｒｅｖの後進ドリブンギヤ３４aとカウンターシャフト５２とが切替機構３６を介して接続されると、変速機２６において後進ギヤ段Ｒｅｖが形成される。１速ギヤ段１ｓｔ～６速ギヤ段６ｔｈについても同様である。

カウンターシャフト５２とファイナルドライブシャフト５６とは、スプライン嵌合（スプライン嵌合部５４）により連結され、また、ファイナルドライブシャフト５６とディファレンシャルギヤ５８とは、ドライブギヤ５６aとファイナルギヤ５８aとが噛み合うことで連結されている。ディファレンシャルギヤ５８と一対の駆動輪１４とは、一対のドライブシャフト２０を介して連結されている。

図３は、動力伝達機構９０の従来例に相当する動力伝達機構１００の構成を説明する図であり、動力伝達機構１００におけるドリブンギヤ３４ｇ側の端部周辺を同一の平面内に示す断面図である。円筒ころ軸受（以下、軸受とする）１０２は、トランスアクスル１６のケース７０とカウンターシャフト５２との間に設けられており、カウンターシャフト５２を第２軸線Ｃ２回りに回転可能に支持している。軸受１０２は、外輪１０４、不図示のころ（保持器を含む）、内輪１０６などを備えている。内輪１０６は、第２軸線Ｃ２方向においてドリブンギヤ３４ｇ側から、つば輪１０６ａと、軌道輪１０６ｂと、を含んで構成されている。つば輪１０６ａにより軸受１０２内につば面Ｔが形成されることで、軸受１０２のスラスト負荷荷重への耐力が確保されている。動力伝達機構１００において、内輪１０６（つば輪１０６ａ、軌道輪１０６ｂ）の外径Ｂは、ドリブンギヤ３４ｇの内径Ａより小さく（Ｂ＜Ａ）されており、軸受１０２でドリブンギヤ３４ｇを軸方向（第２軸線Ｃ２方向）に直接規制して、スラスト支持することができないため、ドリブンギヤ３４ｇと軸受１０２との間に専用のギヤスラストスペーサ１０８を介することで、スラスト支持がされている。

ところで、図２に示す動力伝達機構１００の組付けは、例えば、（１）外輪１０４及びころをケース７０に圧入、（２）ギヤスラストスペーサ１０８及びつば輪１０６ａを装着しカウンターシャフト５２とケース７０とを組合せ、（３）軌道輪１０６ｂを組付け、の順で行われる。つまり、つば輪１０６ａとギヤスラストスペーサ１０８とをそれぞれ隣接して組み付ける必要があり、組付け時に、つば輪１０６ａの装着忘れや、またつば輪１０６ａの姿勢が安定せず組付け作業性が悪いといった課題が発生していた。また、部品点数が多いため、第２軸線Ｃ２方向の寸法、位置のばらつきが大きくなり、このばらつきを考慮した設計が必要といった課題もあった。

図２は、本発明が適用された動力伝達機構９０を説明する図であり、前述の図３に相当する図である。軸受９２は、従来例（図３）と同様に、トランスアクスル１６のケース７０とカウンターシャフト５２との間に設けられており、カウンターシャフト５２を第２軸線Ｃ２回りに回転可能に支持している。軸受９２は、外輪１０４及び不図示のころ（従来例と共通）、内輪９６などを備えている。内輪９６は、第２軸線Ｃ２方向においてドリブンギヤ３４ｇ側から、つば輪９８と、軌道輪１０６ｂ（従来例と共通）と、を含んで構成されている。つば輪９８により軸受９２内につば面Ｔが形成されることで、軸受９２のスラスト負荷荷重への耐力が確保されている。つば輪９８は、従来例（図３）におけるつば輪１０６ａとギヤスラストスペーサ１０８とを一体化した形状をなしており、軸受９２内につば面Ｔを形成する従来例のつば輪１０６ａと同形状のつば内輪部９８ａと、つば内輪部９８ａのドリブンギヤ３４ｇ側端部から径方向に延設され、ドリブンギヤ３４ｇに当接しドリブンギヤ３４ｇを軸方向（第２軸線Ｃ２方向）に規制する当接部９８ｂと、を一体に有している。また、軌道輪１０６ｂ及びつば内輪部９８ａの外径Ｂは、ドリブンギヤ３４ｇの内径Ａより小さく（Ｂ＜Ａ）されており、当接部９８ｂがドリブンギヤ３４ｇに当接する、当接面９８ｂ１の外径Ｃは、ドリブンギヤ３４ｇの内径Ａより大きく（Ｃ＞Ａ）されている。これにより、つば輪９８によりドリブンギヤ３４ｇが軸方向（第２軸線Ｃ２方向）に規制されるので、部品点数を増やさずにドリブンギヤ３４ｇのスラスト支持がされる。また、軸方向（第２軸線Ｃ２方向）の寸法、位置のばらつきを低減することができ、例えば、図３における２点鎖線の囲み部Ｗで示す、５速ギヤ対３０e（ドライブギヤ３２eとドリブンギヤ３４e）のギヤ嵌合部と、６速ギヤ対３０f（ドライブギヤ３２ｆとドリブンギヤ３４ｆ）のギヤ嵌合部と、の隙間に対する干渉逃げの歯先面取り量を少なくし、強度をより確保するといったことが可能となる。さらに、組付け性も改善される。当接部９８ｂの形状及び寸法は、当接面９８ｂ１の外径Ｃを含め、予め設計的または実験的に求められた好適な形状及び寸法が設定される。

上述のように、本実施例によれば、つば輪９８は、軸受９２内につば面Ｔを形成するつば内輪部９８ａと、つば内輪部９８ａのドリブンギヤ３４ｇ側端部から径方向に延設され、ドリブンギヤ３４ｇに当接しドリブンギヤ３４ｇを軸方向（第２軸線Ｃ２方向）に規制する当接部９８ｂと、を一体に有する。これにより、つば輪９８によりドリブンギヤ３４ｇが軸方向（第２軸線Ｃ２方向）に規制されるので、部品点数や軸方向（第２軸線Ｃ２方向）の寸法、位置のばらつきを増やさずにドリブンギヤ３４ｇのスラスト支持がされる。また、組付け性も改善される。

また、本実施例によれば、内輪９８の外径Ｂは、ドリブンギヤ３４ｇの内径Ａより小さく（Ｂ＜Ａ）され、当接部９８ｂがドリブンギヤ３４ｇに当接する当接面９８ｂ１の外径Ｃは、ドリブンギヤ３４ｇの内径Ａより大きく（Ｃ＞Ａ）される。これにより、前項に記載の効果と同様の効果が得られる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

３４（３４ｇ）：ドリブンギヤ（歯車） ５２：カウンターシャフト（回転軸） ９０：動力伝達機構（車両用動力伝達機構） ９２：軸受（円筒ころ軸受） ９６：内輪 ９８：つば輪 ９８ａ：つば内輪部 ９８ｂ：当接部 ９８ｂ１：当接面 １０６ｂ：軌道輪 Ａ：内径 Ｃ：外径 Ｔ：つば面

Claims (2)

1. 回転軸と、前記回転軸に同じ軸心で設けられる歯車と、前記歯車に隣接するとともに前記回転軸を回転可能に支持する円筒ころ軸受と、を備え、
   前記円筒ころ軸受の内輪は、軸方向において前記歯車側から、つば輪と、軌道輪と、を含んで構成される、車両用動力伝達機構であって、
   前記つば輪は、前記円筒ころ軸受内につば面を形成するつば内輪部と、前記つば内輪部の前記歯車側端部から径方向に延設され、前記歯車に当接し前記歯車を軸方向に規制する当接部と、を一体に有する
   ことを特徴とする車両用動力伝達機構。
2. 前記軌道輪及び前記つば内輪部の外径は、前記歯車の内径より小さくされ、前記当接部が前記歯車に当接する当接面の外径は、前記歯車の内径より大きくされる
   ことを特徴とする請求項１の車両用動力伝達機構。