JPH03140652A - 回転軸の支持構造 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明は車両用トルク伝達軸のように、高速で回転する
回転軸を非回転体に支持する構造に関するものである。

従来の技術 ］ノヨうな回転軸の支持構造として、第６図に示した手
段が知られている。図中１はプロペラシャフトのように
高速で回転する回転軸、３は非回転体としてのハウジン
グ（車両においてはトルクチューブと呼称される）であ
り、このハウジング３は全体的に円筒形を有しており、
その内壁面３ａに複数個のベアリング装置５，５・・・
が配設されていて、このベアリング装置５．５・・・に
よって回転軸１を回転自在に支承している（上記の支持
構造としては例えば１９８８年６月に西独において発行
された雑誌ＡＴＺを参照）。

このような回転軸１の支持構造によれば、該回転軸１が
非回転体としてのハウジング３の内壁面３ａの複数個所
でベアリング装置５，５・・・によって支承されている
ので、回転軸１の所定の高速回転を可能にするとともに
回転軸１の曲げ剛性を高めることができて、一般の回転
軸として許容される危険回転速度を所定の値まで大きく
することが可能となる。

発明が解決しようとする課題 しかしながらこのような従来の回転軸の支持構造にあっ
ても、回転軸として許容される危険回転速度には限界が
あり、近時の車両の高速化に対応することが困難である
という課題を有している。

即ち、車両性能の向上に伴って上記回転軸重の回転速度
を従来よりも更に増大させるためには、該回転軸１の径
長を大きくするか、もしくは前記ベアソング装置５，５
・・・による回転軸Ｉの支持点数を増大して、該回転軸
１の曲げ剛性をより一層高める手段が考えられるが、回
転軸１の径長を大きくすると、ベアリング装置５．５・
・・ノ径方向寸法も大きくなってスペースの確保が困難
になる外、回転軸１自体の重量及び慣性モーメントが増
大してしまい、その結果回転数変更時の応答性が悪化し
て、車両の加速及び減速性能の低下をきたしてしまうこ
とになり易い。

更にベアリング装置５，５・・・による支持点数を増大
させると、これら廣数個のベアリング装置５．５・・・
の軸芯を一致させることが難かしくなり、従って組付時
に高い加工精度が要求されることになって、工数の増加
に起因するコストアップを招来してしまうことになる。

そこで本発明はこのような従来の回転軸の支持構造が有
している各種の問題点を解消して、簡易な手段によって
回転軸として許容される危険回転速度を増大させること
が出来る支持構造を提供することを目的とするものであ
る。

課題を解決するための手段 本発明は上記の目的を達成するために、軸受装置を介し
て回転軸を非回転体に対して回転自在に支承した回転軸
の支持構造において、先ず請求項１により、回転軸の回
転によって生ずる遠心力に基づいて、該回転軸に軸方向
への張力を負荷するための張力発生機構を上記回転軸に
配備した構成にしてあり、請求項２により、前記非回転
体の適宜離反した所定位置に一対の軸受装置支持部材を
設けるとともに、回転軸の所定位置にブラケットを設け
、一方の軸受装置支持部材と回転軸との間に第１の軸受
装置を配設する一方、他方の軸受装置支持部材と前記ブ
ラケｙトとの間に第２の軸受装置を配設し、且つ該ブラ
ケットに、先端部に重量体が固着されているとともに基
部が該ブラケ。

トに軸支され、回転軸の回転に伴って生ずる重量体の遠
心力によって、回転軸に軸方向への張力を負荷する複数
本のアームを取り付けた構成にしである。

更に請求項３により、前記アームの先端部にワイヤを介
して重量体を取り付けたことにより、遠心振り子の作動
原理に基づく定次数形ダイナミ。

クダンバを構成した回転軸の支持構造にしである。

作用 かかる請求項１，２の構成によれば、回転軸の回転に伴
って生ずる遠心力によって、上記張力発生機構から回転
軸の軸方向に張力が負荷され、この張力によって回転軸
の曲げ１次固有振動数が上昇するので、回転軸として許
容される危険回転速度を増大させることが可能となる。

更に請求項３の構成によれば、遠心振り子の作動原理に
基づく定次数形ダイナミックダンパの作用により、回転
次数で入力される回転変動が抑制され、トルク変動によ
って発生する音振現象が防止されるという作用がもたら
される。

実施例 以下本発明にかかる回転軸の支持構造の各種実施例を、
前記従来の構成と同一の構成部分に同一の符号を付して
詳述する。

第１図は本発明の第１実施例を示す要部断面図であり、
図中１は回転軸、３は非回転体としてのハウジングであ
って、上記ハウジング３は全体的に円筒形を有している
とともに、その内壁面３ａには、軸方向に所定長離反し
て軸受装置支持部材としての環状のストッパ４ａ、４ｂ
が突設されている。

７は第１の軸受装置であり、この第１の軸受装置７は、
ハウジング３のストッパ４ａに固着された外筒７ａと、
回転軸１の外表面に沿って嵌入された内筒７ｂと、上記
外筒７ａ及び内筒７ｂ間に圧入されたボール７ｃとで構
成されている。

上記内筒７ｂに近接する部位の回転軸１表面には螺子切
り部９が形成されており、この螺子切り部９にナツト１
１及び該ナツト１１の緩み止め用のロックナツト１２が
螺合されている。

一方、１３は第２の軸受装置であり、この第２の軸受装
置１３は、ハウジング３のストッパ４ｂに固着された外
筒１３ａと、回転軸１の外表面に沿って軸方向にのみ移
動可能に設けられた内筒１３ｂと、上記外筒１３ａ及び
内筒１３ｂ間に圧入されたボール１３ｃとで構成されて
いる。

１５は回転軸Ｉの表面に突設された環状のブラケットで
あり、このブラケット１５は前記第２の軸受装置１３の
近傍部位にあって且つ回転軸ｌと一体に設けられている
。

更に該ブラケッ）１５と第２の軸受装置１３との間には
、円環状のスペーサ１７が配置されている。

１９ａ、１９ｂはアームであって、このアーム１９ａ、
１９ｂの先端部には重量体２１ａ、２１ｂが固着されて
おり、更にアーム１９ａ、１９ｂの基部はピン２３ａ、
２３ｂによって前記ブラケット１５に軸支されている。

このアーム１９ａ。

１９ｂにはピン２３ａ、２３ｂに関して重量体２１ａ、
２１ｂとの反対側に、カム面１９１ａ、１９１ｂが形成
されており、該カム面１９１ａ、１９１ｂとスペーサ１
７とは接触点Ｐ、、Ｐ、（第２図）において当接してい
る。

尚、図示例の場合は２本のアーム１９ａ、１９ｂを用い
た実施例を示したが、アームの本数は２本と限定される
ものではなく、環状ブラケット１５に沿って複数本設け
ることができる。又、後述するように上記複数本のアー
ムは、回転軸１の回転時におけるバランスを良好に保持
する本数が選択される。

上記のブラケット１５、アーム１９ａ、１９ｂ。

重ｆｆｉ体２１　ａ、　　２　ｌ　ｂ及びスペーサ１７
によって回転軸１に軸方向への張力を負荷するための張
力発生機構３０が構成される。

かかる第１実施例の作用を以下に説明する。即ち回転軸
１を第１の軸受装置７と第２の軸受装置１３間に組み込
んだ後、第１の軸受装置７側に配備されたナツト１１を
締め付け、且つロックナツト１２を用いて該ナツト１１
を固定する。従って回転軸ｌは第１の軸受装置に対して
回転自在で且つ軸方向への移動が禁止された状態に支持
される。

この時、アーム１９ａ、１９ｂは図示の状態、即ち軸方
向と略平行に延びた位置にある。

このような状態下で回転軸１が回転を開始すると、第２
図に示したようにアーム１９ａ、１９ｂの先端部に固着
された重量体２１ａ、２１ｂに遠心力Ｆが発生し、この
遠心力Ｆによって重量体２１ａ＋　　２１ｂが相互に離
反する方向に移動させる力が働く。即ち、アーム１９ａ
、１９ｂにはピン２３ａ、２３ｂを基点として相互に開
く力が発生する。

従って該アーム１９ａ、１９ｂとスペーサ１７との接触
点Ｐ、、Ｐ、には、該スペーサ１７を介して第２の軸受
装置１３を構成する内筒１３ｂを図示上の左方に押圧す
る力Ｓ１が発生し、且つその反力として回転軸ｌにはピ
ン２３ａ、２３ｂを支点として前記Ｓ１とは反対方向の
張力Ｓ、が負荷される。即ち押圧力Ｓ１と張力Ｓ、とは Ｓ、＝Ｓ。

の関係にある。

このようにして回転軸１に作用する張力Ｓ、と重量体２
１ａ、２１ｂによって発生する遠心力Ｆとは、てこの原
理によって Ｓ、− Ｆ 但し　ａ：ピン２３ａと重量体２１ａ 間の軸方向の距離 ｂ＝ピン２３ａと支点２１間の 径方向の距離 の関係がある。

このようにして回転軸１に張力Ｓ、か作用することによ
って、該回転軸１の曲げ固有振動数が上昇し、回転軸ｌ
として許容される危険回転速度を増大させることが可能
となる。

上記の作用を演算式に基づいて更に具体的に説明する。

今、第１の軸受装置７と第２の軸受装置１３間の距離を
ρ（ａｍ）とし、回転軸１が受ける張力Ｓ。

の合計をＳ　（Ｋｇ＃）とすると、回転軸１が受ける１
次の曲げ固有振動数ｆは となる。ここで定数Δ−９７，４０９＋９．８６９７　
ＩＩ　。

但し　Ｅ：縦弾性係数　（Ｋｇｆ／ｃｍ”）■：断面２
次モーメント（ｃｍ’） Ａ：断面積　（ｃｍ’） ｒ：単位体積の重さ（Ｋｇｆ／ｃｍ３）ｇ　′；９８１
ｃｍ／ｓ２ （上記の演算式は、機械工学便覧、改定第６版。

昭和５２年７月１５日発行、著作兼発行者１社団法人日
本機械学会　第３編の第５４頁を参照）従って張力Ｓと
曲げ固有振動数ｆとの関係は更に張力Ｓは ５＝−Ｆ−−・　−Ｒω２ ｂ　　　　　　　　ｂｇ 但し　ｍ：重量体の重量（複数個あ る場合はその合計、Ｋｇ） Ｒ：回転軸１の軸芯から重量 体までの距離　（ｃ　ｍ） ω：回転軸ｌの角速度 （ｒａｄ／５ｅｃ） 従って ・・・（１） となる。

即ち回転軸ｌの角速度ωが大きくなるにつれて該回転軸
１の曲げ１次回有振動数ｆが上昇して、回転軸ｌとして
許容される危険回転速度を増大させることができる。

具体的な数値例を計算すると、前記（１）式から明らか
なように、第１の軸受装置７と第２の軸受装置１３間の
距離Ｑが大きく、縦弾性係数Ｅ　（Ｋｇｆ／ｃａ＋”）
及び断面２次モーメントＩ　（ｃｍ’）が小さいほど回
転軸、■の曲げ固有振動数ｆが大きくなる。

そこで今、（＝５０Ｃｍ、直径１ｃｍの寸法を持つ鉄製
の回転軸１を使用した場合を想定すると、先ず回転軸１
に張力を負荷しない場合の曲げ１次回有振動数ｆ。は、
（１）式により、８０、　２Ｈ２ これは回転軸ｌの回転数が４８１２．８ｒｐｍである場
合の固有振動数に相当する。

次に一例として回転軸１に突設された環状のブラケット
１５の周囲に、それぞれ０．０５Ｋｇの重量体２１ａ、
２１ｂ・・・・が固着されたアーム１９ａ、１９ｂ・・
・・を合計８個取り付け、ａ／ｂ＝６／、Ｒ＝５ｃｍ として回転軸１の回転数が４８１２．８ｒｐｍの時の曲
げ１次回有振動数ｆ１を求めると、ｆ１＝１０６．５Ｈ
ｚとなる。

即ち、第３図のグラフに示したように、回転１次の４８
１２．８ｒｐｍにおける曲げ１次回有振動数ｆ。、即ち
回転軸１に張力を負荷しない場合の曲げ１次固有振動数
（８２，２Ｈｚ）の約１３３倍に相当する。

このようにして回転軸１の曲げ固有振動数を高めること
によって前記したように該回転軸Ｉの危険回転速度を増
大させることができる。

又、前記（１）式から明らかなように、ａ　／　ｂの比
を大きくすることによって回転軸ｌにかかる張力Ｓを大
きくすることが出来て、更に該回転軸１の曲げ１次固有
振動数を上昇させることが可能となる。

尚、上記第１実施例では、回転軸１と第２の軸受装置１
３との間に張力発生機構３０を配備したが、同様な張力
発生機構３０を回転軸１と第１の軸受装置７との間に配
備することも可能である。

第４図は本発明の第２実施例を示しており、前記の第１
実施例と同一の構成部分に同一の符号を付して表示しで
ある。本実施例の場合、アーム１９ａ、１９ｂの先端部
にワイヤ２５ａ、２５ｂを、介して球状の重量体２７ａ
、２７ｂを取り付けたことにより、遠心振り子２９ａ、
２９ｂが構成されている。

このような第２実施例によれば、回転軸１の軸芯とワイ
ヤ２５ａの取付基部までの距離をＲ８とし、該取付基部
と重量体２７Ｈの中心までの距離をｒｌとすると、Ｒ＋
／ｒ、の比が振動の入力次数の２乗となるように設定す
ることによって定次数形グイナミソクダンパが構成され
、回転軸ｌの回転次数で入力される回転変動に対してこ
れを吸収することができる。例えば４気筒内燃機関の場
合、燃焼圧力変動によって回転２次で回転変動が発生す
るものであるが、このような回転変動は前記した遠心振
り子２９ａ、２９ｂに基づく定次数形タイナミノクダン
パの作動原理に基づいて効率よく吸収することが可能と
なる。

上記した定次数形ダイナミックダンパとは、主として内
燃機関のクランク軸のねじり振動の吸振に用いられるも
のであって、昭和６２年４月１５日に日本機械学会から
発行された機械工学便覧Ａ３−４７頁によれば、第５図
に示した円板３１が回転ばね定数に′、慣性モーメント
■をもって一定の角速度ωで一様に回転している振動系
の場合、この円板３１に回転角速度のｎ（整数）倍の角
振動数をもった周期的ねじりモーメントが作用すると、
振動系は一様に回転しながらねじり振動を行い、ｎωが
ω、−、ｇ「７丁に一致するとねじり振動は共振する。

これを避けるために、円板３１の中心よりｒの点に長さ
ｅ、質量ｍ４の単振り子を付加し、ｎ＝、７’下フーｒ
のような調整を行えば円板３１はねじり振動を行わず、
−様回転だけを行うようになると記載されている。

従って上記第２実施例では、このような定次数形ダイナ
ミックダンパの作動原理を利用することによって、回転
次数で入力される回転変動を抑制することが可能となり
、例えばエンジンのトルク変動によって発生する不快な
音振現象をなくすという作用が得られる。

発明の効果 以上詳細に説明した如く、本発明にかかる回転軸の支持
構造によれば、軸受装置を介して回転軸を非回転体に対
して回転自在に支承した回転軸の支持構造において、回
転軸の回転によって生ずる遠心力に基づいて該回転軸に
軸方向への張力を負荷するための張力発生機構を上記回
転軸に配備した支持構造にしたので、以下に記す作用効
果が得られる。

即ち、回転軸の回転に伴って生ずる遠心力によって、上
記張力発生機構から回転軸の軸方向に張力が負荷され、
この張力の大きさによって回転軸の曲げ１次固有振動数
が上昇するので、回転軸として許容される危険回転速度
を増大させることか可能となる。

従って本発明によれば、車両性能の向上に伴って回転軸
の回転速度を従来よりも更に増大させる際に、該回転軸
の径長を大きくしたり、ベアリング装置等による回転軸
の支持点数を増大する手段を不要とし、従って余分なス
ペースを要しないという利点がある外、回転軸自体の重
量の増大かなく、且つ回転速度の低下とともに遠心力も
減少するので慣性モーメントの増大がなく、回転数変更
時における応答性を高く維持して車両の加速及び減速性
能を良好に維持することができる。

更に組付時にあっても特に高い加工精度が要求されるこ
とがないので、製作時におけるコストを低廉化すること
が可能である。

更に本発明の請求項３の構成によれば、遠心振り子の作
動原理に基づく定次数形ダイナミックダンパの作用によ
り、回転次数で入力される回転変動が抑制され、トルク
変動によって発生する音振現象が防止されるという効果
が得られる。

【図面の簡単な説明】

第１図は本発明にかかる回転軸の支持構造の第１実施例
を示す要部断面図、第２図は上記第１実施例の作用説明
図、第３図は同動作時の振動特性を示すグラフ、第４図
は本発明の第２実施例を示す要部断面図、第５図は上記
第２実施例の動作原理を示す概要図、第６図は従来の同
様な回転軸の支持構造を示す要部断面図である。 １・・・回転軸、３・・・ハウジング（非回転体）、４
ａ、４ｂ・・・ストッパ（軸受装置支持部材）、７ａ、
１３ａ・・・外筒、７・・・第１の軸受装置、１３・・
・第２の軸受装置、７ｂ、１３ｂ・・・内筒、７ｃ、１
３ｃ・・・ベアリング、１５・・ブラケット、１７　・
・・スペーサ、１９ａ、１９ｂ−・・アーム、２１ａ、
２１ｂ、２７ａ、２７ｂ＝−重量体、２５ａ、２５ｂ・
・・ワイヤ、２９・・・遠心振り子、３０・・・張力発
生機構、 第３図 回転を丈 第５図 ■ 第６図

Claims (3)

【特許請求の範囲】
1. （１）軸受装置を介して回転軸を非回転体に対して回転
   自在に支承した回転軸の支持構造において、回転軸の回
   転によって生ずる遠心力に基づいて、該回転軸に軸方向
   への張力を負荷するための張力発生機構を上記回転軸に
   配備したことを特徴とする回転軸の支持構造。
2. （２）前記非回転体の適宜離反した所定位置に一対の軸
   受装置支持部材を設けるとともに、回転軸の所定位置に
   ブラケットを設け、一方の軸受装置支持部材と回転軸と
   の間に第１の軸受装置を配設する一方、他方の軸受装置
   支持部材と前記ブラケットとの間に第２の軸受装置を配
   設し、且つ該ブラケットに、先端部に重量体が固着され
   ているとともに基部が該ブラケットに軸支され、回転軸
   の回転に伴って生ずる重量体の遠心力に基づいて回転軸
   に軸方向への張力を負荷する複数本のアームを取り付け
   たことを特徴とする請求項１記載の回転軸の支持構造。
3. （３）前記アームの先端部にワイヤを介して重量体を取
   り付けたことにより、遠心振り子の作動原理に基づく定
   次数形ダイナミックダンパを構成したことを特徴とする
   請求項１、２記載の回転軸の支持構造。