JP5259064B2 - 動力伝達シャフト - Google Patents

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す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。これら動力伝達シャフトの多くは、外周面にスプライン部を有する。動力伝達シャフトのスプライン部（雄スプライン部）と、動力伝達シャフトに外嵌する雌側部材のスプライン部（雌スプライン部）とを嵌合させることにより、動力伝達シャフトと雌側部材が連結され、回転動力が伝達される。

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を介して雄側部材の外周面（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の平面図である。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、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。

そこで、本発明では、引張応力とせん断応力の双方の応力集中を緩和させて、動力伝達シャフトの疲労強度の向上を図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１０^５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α_σと疲労限強度との関係を示す。図示のように、α_σ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、α_σ≦２．７では疲労曲線の勾配が大きく、α_σ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１０^６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α_τと１０^５回における疲労強度との関係を示す。図示のように、α_τ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、α_τ≦２．１では疲労曲線の勾配が大きく、α_τ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α_σ≦２．７で、また、せん断応力に対してはα_τ≦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τ_０の２．７倍以下（σ_１ｍａｘ≦２．７τ_ｏ）、軸方向のせん断応力の最大値τ_{θｚｍａｘ}を基準応力τ_０の２．１倍以下（τ_{θｚｍａｘ}≦２．１τ_０）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τ_０は、トルクＴと、図６に示す雄スプライン部Ｓｍの谷部底の直径ｄ_ｏと、雄スプライン部の内径ｄ_ｉ（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。

τ_０＝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τ_{θｚｍａｘ}≦２．１τ_０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、本発明品相当と従来品相当の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。

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）外周に山部と谷部を有する雄スプライン部が設けられ、雄スプライン部の谷部が、同径寸法のストレート部と、ストレート部の軸方向一端側に形成され、外径寸法を徐々に拡径させた拡径部とを有する動力伝達シャフトにおいて、雄スプライン部の拡径部に平坦部と平坦部の円周方向両側に位置するアール部とを設け、前記アール部の曲率半径を、ストレート部との境界部から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、τ_{θｚｍａｘ}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τ_０とするとき、下記２）式と３）式を同時に満たすようにする。

τ_０＝１６Ｔｄ_ｏ／［π（ｄ_ｏ ^４−ｄ_ｉ ^４）］ …１）

σ_１ｍａｘ≦２．７τ_ｏ …２）

τ_{θｚｍａｘ}≦２．１τ_０ …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。

動力伝達シャフトの雄スプライン部は、例えば高周波焼入れで焼入れ硬化させるのが望ましい。さらに動力伝達シャフトの雄スプライン部にショットピーニングを施すことにより、雄スプライン部の疲労強度をより一層高めることができる。

以上のように、本発明によれば、雄スプライン部における引張応力集中とせん断応力集中の双方を緩和させることができる。従って、より高い疲労強度を有する動力伝達シャフトの提供が可能となる。

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、動力伝達シャフト２の一部断面図を示す。図示例の動力伝達シャフト２は、中実状であり、炭素量０．３０〜０．６０ｗｔ％程度の中炭素鋼で形成される。Ｃ量が０．３０ｗｔ％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、０．６０ｗｔ％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。特に溶接部もしくは摩擦圧接部を有するスタブシャフト（図３０参照）の場合、鋼中のＳ量は、０．００２〜０．００８ｗｔ％の範囲内が望ましい。Ｓ量の上限値を０．００８ｗｔ％としたのは、溶接性や摩擦圧接性を良好に保つためである。下限値を０．００２ｗｔ％としたのは、それ以下にすることが困難であり、そうすることの意義も薄いからである。

動力伝達シャフト２の軸端外周には、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に示すように雌側部材Ｆ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と雌側部材Ｆとがトルク伝達可能に結合されている。雌側部材Ｆ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、例えば止め輪８（図２８参照）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。

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、雌側部材Ｆの内周に形成された雌スプライン部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４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τ_{θｚｍａｘ}を求め、これらを上記基準応力τ_０で除した値を算出した。本実施形態のような中実軸では、τ_０は上記（１）式において、ｄ_ｉ＝０とすることにより求められる。

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の全接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σ_１の解析結果を図２６に示し、軸方向せん断応力τ_θｚ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。この解析結果から、従来品では、σ_１ｍａｘ／τ_０＝３．０３であるのに対し、本発明品では、σ_１ｍａｘ／τ_０＝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α_σ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／τ_０≦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、τ_{θｚｍａｘ}／τ_０＝２．２８であるのに対し、本発明品ではτ_{θｚｍａｘ}／τ_０＝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α_τ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、τ_{θｚｍａｘ}／τ_０≦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／τ_０≦２．７、τ_{θｚｍａｘ}／τ_０≦２．１を満足できることが判明した。

また、図１４に示すように、従来品では、最大せん断応力τ_{θｚｍａｘ}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τ_{θｚｍａｘ}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。

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。

図２８に、以上に述べた中実の動力伝達シャフト２と結合した等速自在継手１を示す。この等速自在継手１は、動力伝達シャフト２に固定される内側継手部材３、内側継手部材３の外径側に配置される外側継手部材４、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トルク伝達部材としてのボール５を主要構成要素とする。図示例の等速自在継手は、ツエッパ型と称される固定型のもので、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７で保持したものである。等速自在継手１としては、図示例のものに限定されず、他の固定型等速自在継手、さらにはトリポード型をはじめとする摺動式等速自在継手等も使用可能である

この等速自在継手１では、内側継手部材３が図３に示す雌側部材Ｆとなる。内側継手部材３の内周に形成された雌スプライン部Ｓｆに、動力伝達シャフト２の雄スプライン部Ｓｍを嵌合させることにより、内側継手部材３と動力伝達シャフト２との間で動力伝達が行われる。動力伝達シャフト２の雄スプライン部Ｓｍを図２〜図５に示す形状に形成することにより、動力伝達シャフト２の疲労強度を向上させることができる。

この実施形態の雄スプライン部Ｓｍは、動力伝達シャフト２の内側継手部材３との結合部に形成する他、図示のように、外側継手部材４に一体または別体に設けたステム部９の外周に形成することもできる。

図２９は、動力伝達シャフト２’を有するドライブシャフトの断面図である。このドライブシャフトは、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）の端部に図２８に示す固定型等速自在継手１（Ｊ１）を装着すると共に、インボード側（車両搭載時に車幅方向中央寄りとなる側）の端部にトリポード型等の摺動型等速自在継手Ｊ２を装着して構成される。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トルク伝達部材としてのローラ５’とを主要構成要素とする。内側継手部材３’の円周方向三箇所には、脚軸３ａ’が突設されている。外側継手部材４’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４ａ’が形成され、このトラック溝４ａ’をローラ５’が転動する。

動力伝達シャフト２’の軸方向両端には、それぞれ図２〜図５に示す形状の雄スプライン部Ｓｍが形成され、この雄スプライン部Ｓｍをそれぞれ内側継手部材３、３’の雌スプライン部Ｓｆに嵌合させて両軸端に等速自在継手Ｊ１、Ｊ２がトルク伝達可能に結合される。

図示のように、この実施形態の動力伝達シャフト２’は中空状に形成される。この場合、上記基準応力τ_０は、

τ_０＝１６Ｔｄ_ｏ／［π（ｄ_ｏ ^４−ｄ_ｉ ^４）
なる式で求められる。σ_１ｍａｘ／τ_０≦２．７およびτ_{θｚｍａｘ}／τ_０≦２．１なる式を満たすように雄スプライン部Ｓｍの形状をそれぞれチューニングすることにより、引張応力とせん断応力の双方について動力伝達シャフト２’の疲労強度を大幅に高めることが可能となる。

動力伝達シャフトとして、いわゆるスタブシャフト（圧接スタブシャフトあるいは溶接スタブシャフト）を使用する場合にも本発明を適用することができる。図３０に示すように、スタブシャフト２００は、一端に等速自在継手の内側継手部材３，３’等に結合するための雄スプライン部Ｓｍを形成すると共に、他端に鋼管２０３を圧接あるいは溶接するためのフランジ部２０２を形成したものである。このスタブシャフト２００の雄スプライン部Ｓｍに本発明を適用することにより、スタブシャフト２００の疲労強度の向上を図ることができる。なお、図面では、中実状のスタブシャフトを例示しているが、これを中空に形成することもできる。

以上、本発明の実施形態につき説明したが、本発明の特徴は形状の改善による応力集中係数の緩和であって、前記実施形態に限定されることなく、様々な材質にも適用が可能である。例えば、焼入れ硬化しない鋼で形成される動力伝達シャフトであってもよい。さらには、非鉄金属、セラミック材料、樹脂材料などで形成される動力伝達シャフトであってもよい。

雄スプライン部を有する動力伝達シャフトの断面図である。 雄スプライン部の反軸端側部分（図２８の符号Ｘ部）を示す斜視図である。 図２８中の符号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１０^５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図である。 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。 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。 等速自在継手の断面図である。 ドライブシャフトの断面図である。 スタブシャフトの断面図である。

符号の説明

１ 等速自在継手
２ 動力伝達シャフト
３ 内側継手部材
４ 外側継手部材
５ トルク伝達ボール
７ 保持器
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 (5)

1. 外周に山部と谷部を有する雄スプライン部が設けられ、雄スプライン部の谷部が、同径寸法のストレート部と、ストレート部の軸方向一端側に形成され、外径寸法を徐々に拡径させた拡径部とを有する動力伝達シャフトにおいて、
   雄スプライン部の拡径部に平坦部と平坦部の円周方向両側に位置するアール部とを設け、前記アール部の曲率半径を、ストレート部との境界部から軸方向一端側に向けて徐々に大きくし、
   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τ ₀ とするとき、下記２）式と３）式を同時に満たすことを特徴とする動力伝達シャフト。
   τ₀＝１６Ｔｄ_o／［π（ｄ_o ⁴−ｄ_i ⁴）］ …１）
   σ_1max≦２．７τ_o …２）
   τθ_zmax≦２．１τ₀ …３）
2. 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１記載の動力伝達シャフト。
3. 雄スプライン部を焼入れ硬化させた請求項１または２記載の動力伝達シャフト。
4. 雄スプライン部を高周波焼入れで焼入れ硬化させた請求項３記載の動力伝達シャフト。
5. さらに雄スプライン部にショットピーニングを施した請求項３又は４記載の動力伝達シャフト。

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