JPH09292008A - 自動車の変速機における主軸歯車機構 - Google Patents
自動車の変速機における主軸歯車機構Info
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Abstract
る歯部1aを外周に一体に有する主軸歯車1と、主軸5
の外周に嵌合された一対の内輪2と、主軸歯車1の軌道
面と内輪2の軌道面との間に配された複列の円すいころ
3と、各列の円すいころ3をそれぞれ保持する一対の保
持器4とで構成される。保持器4のポケット4aは不等
ピッチであり、ポケット4aに収容された円すいころ3
が円周不等配になっている。
Description
トラック、バス等)の変速機における主軸歯車およびそ
の周辺構造に関する。
行条件に対応して変速比を変えることによりエンジント
ルクを変換させ、スムーズで快適な走行を可能にする役
割をもつ。一般に、変速機は 適切な変速比、充分な強
度、耐久性、信頼性、高い動力伝達効率、静粛性の他、
小型軽量であることが要求される。
変速機である。主軸11と副軸12とが所定間隔で平行
配置され、図示されていないミッションケースに回転自
在に支持される。主軸11は出力軸(駆動車輪側)に連
動され、副軸12は入力軸(エンジン側)に連動され
る。
れ、主軸11には軸受内輪14および針状ころ15を介
して主軸歯車16(軸受外輪を兼用している。)が回転
自在に装着される。副軸歯車13と主軸歯車16とは常
時噛合している。主軸歯車16の一側にはスプライン歯
17とコーン18が形成され、コーン18の端面に近接
してハブ19が配設され、主軸11に一体に係合連結さ
れる。ハブ19とコーン18との間にはシンクロ機構2
0が介装され、また、ハブ19の外周にはスリーブ21
が軸方向に移動自在にスプライン連結される。
歯車13の回転を受けて、主軸11に対して空転する。
一方、スリーブ21が同図に示す状態から軸方向右側に
移動すると、これがシンクロ機構20を介して主軸歯車
16のスプライン歯17に係合し、主軸歯車16と主軸
11との間が連結される。これにより、副軸歯車13の
回転が主軸歯車16によって所定の変速比で減速され
て、主軸11に伝達される。変速時、主軸歯車16は、
主軸11および内輪14と同期回転する。
と内輪14とが同期回転することにより、転動体(針状
ころ15)が両者14、16の軌道面上で停止した状態
が生じる。一方、外部からの繰返し負荷(振動等)が作
用すると、転動体と軌道面との間に繰返し微小滑りが生
じ、フレッティング(接触する2面間が、相対的な繰返
し微小滑りを生じて摩耗する現象をいう。)が発生し易
い。
軸歯車16および内輪14の軌道面や転動体の転動面に
パーカー処理(リン酸被膜処理)を施し、転動体と軌道
面との摩擦抵抗を低減したものもあるが、パーカー処理
被膜の損耗により、長期にわたる良好なフレッティング
抑制効果を期待することはできない可能性がある。
輪の軌道面、転動体の転動面のフレッティングを長期に
わたり防止するのできる手段を提供しようとするもので
ある。
ジン側の入力軸に連動される副軸と、副軸に設けられた
副軸歯車と、駆動車輪側の出力軸に連動される主軸と、
副軸歯車と常時歯合する歯部を外周面に一体に有し、内
周面に複列軌道面を有する主軸歯車と、主軸の外周に嵌
合され、外周面にそれぞれ軌道面を有する一対の軸受内
輪と、主軸歯車の複列軌道面と一対の軸受内輪の軌道面
との間に配され、保持器によって円周所定間隔に保持さ
れた複列の円すいころと、各列の円すいころおよび保持
器からなる組付体にそれぞれ円周方向の重量アンバラン
スを生じさせるアンバランス手段と、主軸歯車に連結さ
れたクラッチギヤと、セレクタの作動により、クラッチ
ギヤを介して主軸歯車と主軸との間でエンジントルクを
伝達又は遮断するシンクロ機構とを備えた自動車の変速
機における主軸歯車機構を提供する。
車と常時歯合する歯部を外周面に一体に有し、内周面に
複列軌道面を有する主軸歯車と、主軸の外周に嵌合さ
れ、外周面にそれぞれ軌道面を有する一対の軸受内輪
と、主軸歯車の複列軌道面と一対の軸受内輪の軌道面と
の間に配され、保持器によって円周所定間隔に保持され
た複列の円すいころ列と、各列の円すいころおよび保持
器からなる組付体にそれぞれ円周方向の重量アンバラン
スを生じさせるアンバランス手段とを備えた自動車の変
速機における主軸歯車の支持用軸受装置を提供する。
円周不等配により得ることができる。あるいは、上記の
重量アンバランスは、保持器の円周方向の重量アンバラ
ンスにより得ることもできる。保持器の重量アンバラン
スは、例えば、保持器の形状または肉厚を円周方向に不
均一にすることにより得ることができる。さらに、上記
の重量アンバランスは、各列における円すいころの重量
の不等により得ることもできる。具体的には、複数の円
すいころのうち少なくとも1つの円すいころの重量を他
の円すいころの重量と異ならせるのであるが、そのため
の手段として、例えば、少なくとも1つの円すいころを
中空にする、少なくとも1つの円すいころの端面にぬす
み部を設ける、少なくとも1つの円すいころをセラミッ
ク等の比重の小さい材料で形成する等の手段が考えられ
る。
らの半径50mmに対して1〜20gとするのが良い。
説明する。
車1の周辺部を示している。主軸5と副軸(図示省略)
とが所定間隔で平行配置され、ミッションケース(図示
省略)に回転自在に支持される。主軸5は駆動車輪側の
出力軸(図示省略)に連動され、副軸はエンジン側の入
力軸(図示省略)に連動される。
に設けられ、主軸5には後述する軸受装置Aを介して主
軸歯車1が回転自在に装着される。主軸歯車1の外周面
の中央部分には副軸歯車6と常時歯合する歯部1aが一
体に設けられ、両端部分にはクラッチギヤ7が係合連結
される。クラッチギヤ7は、外周にスプライン歯7a、
一側に円錐形のコーン7bを一体に有し、クラッチギヤ
7に近接してシンクロ機構8が配設される。
クタの作動によって軸方向(同図で左右方向)に移動す
るスリーブ81、スリーブ81の内周に軸方向移動自在
に装着されたシンクロナイザーキー82、主軸5の外周
に係合連結されたハブ83、クラッチギヤ7のコーン7
bの外周に摺動自在に装着されたシンクロナイザーリン
グ84、シンクロナイザーキー82をスリーブ81の内
周に弾性的に押圧する押さえピン85およびスプリング
86を備えている。
シンクロナイザーキー82が押さえピン85によって中
立位置に保持されている。この時、主軸歯車1は副軸歯
車6の回転を受けて、主軸5に対して空転する。一方、
セレクタの作動により、スリーブ81が同図に示す状態
から例えば軸方向左側に移動すると、スリーブ81に従
動してシンクロナイザーキー82が軸方向左側に移動
し、シンクロナイザ−リング84をクラッチギヤ7のコ
ーン7bの傾斜面に押し付ける。これにより、クラッチ
ギヤ7側の回転速度が落ち、逆にシンクロ機構8側の回
転速度が高められる。そして、両者の回転速度が同期し
た頃、スリーブ81がさらに軸方向左側に移動して、ク
ラッチギヤ7のスプライン歯7aに噛み合い、主軸歯車
1と主軸5との間がシンクロ機構8を介して連結され
る。これにより、副軸歯車6の回転が主軸歯車1によっ
て所定の変速比で減速されて、主軸5に伝達される。こ
の時、主軸歯車1は、主軸5および軸受装置Aの内輪2
と同期回転する。
いて、主軸歯車1を主軸5に対して回転自在に支持する
軸受装置Aを示している。軸受装置Aは、副軸歯車6と
常時噛合する歯部1a、およびクラッチギヤ7が係合連
結される歯部1b(クラッチギヤ7を図1に示すような
態様で連結する場合に設ける。ただし、主軸歯車1とク
ラッチギヤ7との連結は図1に示す態様に限定されな
い。)を外周面に一体に有し、内周面に複列の軌道面1
cを有する主軸歯車1と、外周面に軌道面2aを有し、
主軸5の外周に嵌合される一対の内輪2と、主軸歯車1
の複列の軌道面1cと一対の内輪2の軌道面2aとの間
に配された複列の円すいころ3と、各列の円すいころ3
をそれぞれ保持する一対の保持器4とを備えている。ニ
ュートラル時あるいは他の主軸歯車による変速時、主軸
歯車1は内輪2(および主軸5)に対して空転するが、
この主軸歯車1による変速時、主軸歯車1は内輪2(お
よび主軸5)と同期回転する。尚、図1に示すように、
軸受装置Aの一対の内輪2は間座9を介して主軸5の外
周に嵌合され、ハブ83の端面と端面部材10との間で
軸方向位置決めされる。
おいて、保持器4のポケット4aは不等ピッチであり、
ポケット4aに収容された円すいころ3が円周不等配に
なっている。そのため、各保持器4と各列の円すいころ
3とからなる組付体の重心Gが軸中心Oから半径rだけ
ずれ、組付体に円周方向の重量アンバランスが生じる。
チ角度θn(n:1〜7)は、少なくとも2つの値を持
っている。ここで、円すいころ3の重量をWr、保持器
4の柱部4bの重量をWcn(n:1〜7)とし、それ
ぞれの軸中心Oからの重心位置半径をRr、Rcとする
と、半径rの位置におけるアンバランス量mは下式で求
められる値になる。
・cosβn) Y=Wr・Rr・Σ(sinαn)+Rc・Σ(Wcn
・sinβn) αn=Σ(θn)、 βn=Σ(θn-1)+θn/2 主軸歯車1が副軸歯車6の回転を受けて内輪2(および
主軸5)と同期回転する時、重量アンバランスmに対す
る重力の位置エネルギーが運動エネルギーへと変換され
ることにより、例えば図3(a)に示す位置では反時計
方向に、図3(b)に示す位置では時計方向に、上記組
付体を主軸歯車1および内輪2に対して相対回転運動さ
せようとする力(=m×r)が作用する。そのため、円
すいころ3と主軸歯車1の軌道面1cおよび内輪2の軌
道面2aとの接触位置が変動し、これにより、フレッテ
ィングが防止される。
宜設定すれば良いが、この種の変速機においては、軸中
心Oからの半径50mmに対し、1〜20g程度とする
のが良い。つまり、モーメント量(m×r)として50
〜1000g・mm程度とするのがフレッティング防止
に効果的である。
と比較品(等ピッチ:実施形態品と同一品番、パーカー
処理なし)を用いて比較試験を行なった。その結果を表
1に示す。尚、試験は、ラジアル荷重Fr=500kg
f、スラスト荷重Fa=350kgf、回転数=160
0rpmの条件下で試験軸受の内輪と主軸歯車とを同期
回転させ、試験時間=24hour経過後における内輪
・主軸歯車の軌道面の摩耗量を測定することにより行な
った。
ンバランスを設けた実施形態品は、重量アンバランスを
設けていない比較品に比べ、フレッティングによる摩耗
が大幅に低減している。特に、重量アンバランス量=
1.5g(軸心から半径50mmに対する値)とした場
合に、摩耗低減が顕著である。
等ピッチの保持器4においては、組立工程上、基準とな
る角度位置が明確にわかるのが好ましい(この種の円す
いころ軸受では、保持器を加締めて円すいころを保持す
るが、加締型が円すいころのピッチに適合する形状にな
っているため、保持器と加締型との位相合せを行なう必
要がある。)。図4〜図6に示す実施形態は、保持器4
の角度基準位置を表す識別マークを設けたものである。
図4に示す実施形態は保持器4の大径側または小径側の
基準位置外周に凸部4cを設けたもの(同図a)、基準
位置内周に凸部4cを設けたもの(同図b)、図5に示
す実施形態は保持器4の大径側または小径側の基準位置
外周に切欠き4dを設けたもの(同図a)、基準位置内
周に切欠き4dを設けたもの(同図b)、図6に示す実
施形態は保持器4の大径側または小径側の基準位置端面
に切欠き4e(凸部でも良い。)を設けたものである。
に円周方向の重量アンバランスを設けたものである。保
持器が重量アンバランスを有することにより、保持器と
円すいころとからなる組付体の重心が軸中心からずれ、
組付体に円周方向の重量アンバランスが生じる。図7
は、保持器41の大径側の1箇所または複数箇所に切欠
き41aを設けた構成、図8は、保持器42の大径側の
1箇所または複数箇所に凸部42aを設けた構成をそれ
ぞれ例示している。図4〜図6に示す凸部4c、切欠き
4d、4eが識別マークとして設けられ、実質的な重量
アンバランスを生じさせるものではないのに対し、ここ
での切欠き41a、凸部42aは重量アンバランスを生
じさせるために設けられるものである。ただし、切欠き
41a、凸部42aは識別マークとしても利用すること
ができる。尚、切欠き41a、凸部42aは、保持器4
1(42)の小径側にのみ、あるいは、小径側と大径側
の双方に設けても良い。
における円すいころの重量を不等にしたものである。円
すいころの重量が不等であることにより、保持器と円す
いころとからなる組付体の重心が軸中心からずれ、組付
体に円周方向の重量アンバランスが生じる。図9は、少
なくとも1つの円すいころ31を中空状にした構成、図
10は、少なくとも1つの円すいころ32の大端面にぬ
すみ32aを設けた構成(ぬすみ32aは小端面、ある
いは、小端面と大端面の双方に設けも良い。)をそれぞ
れ例示している。
分の軸方向寸法L1、L2、内径寸法D1、D2を異な
らせたものである(L1>L2、D1<D2)。ミッシ
ョンケース内のレイアウト上の問題や、負荷されるアキ
シャル荷重の違い(一般的には、片側にのみアキシャル
荷重が負荷される。)に配慮したものである。この実施
形態において、L1は同図で左側(エンジン側)の内輪
2’の軸方向幅寸法、L2は同図で右側(駆動車輪側)
の内輪2”の軸方向幅寸法であるが、それらの軌道面
2’a、2”aの軸方向寸法、左右の円すころ3’、
3”の軸方向寸法、主軸歯車1’の左右の軌道面1’
c、1”cの軸方向寸法もそれぞれL1とL2との比率
に対応して相互に異なる寸法になっている。尚、レイア
ウトや、アキシャル荷重の負荷態様によっては、(L1
>L2、D1>D2)、(L1<L2、D1<D2)、
(L1<L2、D1>D2)とすることもできる。その
他の構成は、上述した軸受装置Aに準ずる。
保持器と円すいころとからなる組付体に円周方向の重量
アンバランスを生じさせるアンバランス手段を有するの
で、変速機のニュートラル時等において主軸歯車と軸受
内輪とが同期回転する場合でも、上記組付体が内輪およ
び主軸歯車に対して相対回転運動することにより、フレ
ッティングが防止される。しかも、このフレッティング
防止効果は長期にわたって期待することができる。
止されることにより、軸受の耐久寿命が向上し、かつ、
軸受のサイズダウンも可能になる。そのため、主軸やそ
の他周辺部品の小型化が可能となり、耐久性、信頼性を
維持しつつ、変速機のより一層の小型軽量を図ることが
できる。
である。
ころとの組付体を示す断面図(図b)である。
向を示す概念図である。
る。
る。
る。
a)、図aにおけるb−b断面図(図b)である。
a)、図aにおけるb−b断面図(図b)である。
る。
図である。
ある。
である。
Claims (10)
- 【請求項1】 自動車のエンジン側の入力軸に連動され
る副軸と、副軸に設けられた副軸歯車と、駆動車輪側の
出力軸に連動される主軸と、副軸歯車と常時歯合する歯
部を外周面に一体に有し、内周面に複列軌道面を有する
主軸歯車と、主軸の外周に嵌合され、外周面にそれぞれ
軌道面を有する一対の軸受内輪と、主軸歯車の複列軌道
面と一対の軸受内輪の軌道面との間に配され、保持器に
よって円周所定間隔に保持された複列の円すいころと、
各列の円すいころおよび保持器からなる組付体にそれぞ
れ円周方向の重量アンバランスを生じさせるアンバラン
ス手段と、主軸歯車に連結されたクラッチギヤと、セレ
クタの作動により、クラッチギヤを介して主軸歯車と主
軸との間でエンジントルクを伝達又は遮断するシンクロ
機構とを備えた自動車の変速機における主軸歯車機構。 - 【請求項2】 自動車の変速機の副軸歯車と常時歯合す
る歯部を外周面に一体に有し、内周面に複列軌道面を有
する主軸歯車と、主軸の外周に嵌合され、外周面にそれ
ぞれ軌道面を有する一対の軸受内輪と、主軸歯車の複列
軌道面と一対の軸受内輪の軌道面との間に配され、保持
器によって円周所定間隔に保持された複列の円すいころ
と、各列の円すいころおよび保持器からなる組付体にそ
れぞれ円周方向の重量アンバランスを生じさせるアンバ
ランス手段とを備えた自動車の変速機における主軸歯車
の支持用軸受装置。 - 【請求項3】 上記アンバランス手段が、円すいころの
円周不等配である請求項1記載の自動車の変速機におけ
る主軸歯車機構。 - 【請求項4】 上記アンバランス手段が、円すいころの
円周不等配である請求項2記載の自動車の変速機におけ
る主軸歯車の支持用軸受装置。 - 【請求項5】 上記アンバランス手段が、円すいころを
保持する保持器の円周方向の重量アンバランスである請
求項1記載の自動車の変速機における主軸歯車機構。 - 【請求項6】 上記アンバランス手段が、円すいころを
保持する保持器の円周方向の重量アンバランスである請
求項2記載の自動車の変速機における主軸歯車の支持用
軸受装置。 - 【請求項7】 上記アンバランス手段が、各列における
円すいころの重量の不等である請求項1記載の自動車の
変速機における主軸歯車機構。 - 【請求項8】 上記アンバランス手段が、各列における
円すいころの重量の不等である請求項2記載の自動車の
変速機における主軸歯車の支持用軸受装置。 - 【請求項9】 上記重量アンバランスが、軸中心からの
半径50mmに対して1〜20gである請求項1記載の
自動車の変速機における主軸歯車機構。 - 【請求項10】 上記重量アンバランスが、軸中心から
の半径50mmに対して1〜20gである請求項2記載
の自動車の変速機における主軸歯車の支持用軸受装置。
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