KR20040053385A - 베벨 기어 변속장치 - Google Patents

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KR20040053385A
KR20040053385A KR10-2004-7008236A KR20047008236A KR20040053385A KR 20040053385 A KR20040053385 A KR 20040053385A KR 20047008236 A KR20047008236 A KR 20047008236A KR 20040053385 A KR20040053385 A KR 20040053385A
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bearing
rotating shaft
bevel
bearings
gear transmission
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KR10-2004-7008236A
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스가누마다쯔지
마쯔다다까시
와따나베고우이찌
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도요다 지도샤 가부시끼가이샤
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Abstract

베벨 기어 변속장치 (1) 에서, 베벨 피니언 (2) 에 연결된 회전축 (3) 에서, 윤활 조건이 가혹한 베벨 피니언 (2) 으로부터 먼 부분은 윤활성이 쉽게 보유되는 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 의해 지지되고, 다른 부분은 더 우수한 내피로성, 하중 저항성 및 강성을 나타내는 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에 의해 지지된다.

Description

베벨 기어 변속장치{BEVEL GEAR TRANSMISSION}
자동차와 같은 차량에서, 최종 감속 기어 장치가 엔진과 바퀴 사이의 회전 전달 경로에 제공되어, 최종 감속 기어 장치에 연결된 회전축을 통해 회전이 엔진 측과 바퀴 측 사이에 전달된다. 이 최종 감속 기어 장치는 베벨 기어 변속장치로되어 있다. 회전축은 2 개의 베어링에 의해 최종 기어 감속 장치에 회전가능하게 지지된다. 최종 감속 기어 장치의 회전축의 지지 구조를 도 7 을 참조하여 설명한다. 도 7 은 회전축이 최종 감속 기어 장치에서 지지되는 부분의 확대단면도이다.
도 7 에 도시된 바와 같이, 회전축 (91) 은 최종 감속 기어 장치 (92) 의 베벨 피니언 (93) 에 연결된다. 따라서, 회전축 (91) 을 통해 엔진 측과 바퀴 측 사이에 회전이 전달되는 경우, 베벨 피니언 (93) 이 결합되어 회전되며, 회전시 발생되는 반력은 레이디얼 하중과 스러스트 하중으로서 회전축 (91) 에 작용한다. 더욱이, 레이디얼 하중과 스러스트 하중에 의해 회전축 (91) 에 휨이 발생된다.
따라서, 회전축 (91) 을 지지하는 베어링은 레이디얼 하중과 스러스트 하중을 받기 위한 하중 저항성, 두 종류의 하중으로 발생되는 피로에 대한 내구성 (이하, 내피로성), 그리고 두 종류의 하중에 의해 발생되는 회전축 (91) 의 휨을 억제하기 위한 강성을 가질 것이 요구된다. 이런 이유로, 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 이 회전축 (91) 을 지지하는데 적절한 베어링으로서 채택되어, 필요한 하중 저항성, 내피로성 및 강성을 보유한다.
테이퍼형 롤러 베어링 (94) 에서, 롤러 (95) 는, 롤러 (95) 의 축선이 회전축 (91) 에 대해 경사진 상태에서 회전할 수 있도록 내부링 (96) 과 외부링 (97) 사이에 배치된다. 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 에서, 롤러 (95) 와 내부링 (96) 사이 및 롤러 (95) 와 외부링 (97) 은 각각 거의 선접촉인 상태로 서로 접촉하여, 전체 선접촉부는 레이디얼 하중과 스러스트 하중을 받는다. 따라서, 필요한 수준으로 레이디얼 하중과 스러스트 하중을 받아들이기 위한 하중 저항성과 두 하중에 대한 내피로성을 유지하는 것이 가능하다.
더욱이, 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 은 보통 쌍으로 사용된다. 2 개의 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 은 회전축 (91) 을 지지하면서 최종 감속 기어 장치 (92) 에 서로 반대 방향을 향해 설치되어, 테이퍼형 베어링은 회전축 (91) 에 수직인 평면 (F) 에 대해 대칭이다. 더욱이, 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 이 설치된 상태에서, 내부링 (96) 과 외부링 (97) 으로부터 소정의 압력이 롤러 (95) 에 가해져, 베어링으로서의 강성이 필요한 수준까지 증가된다.
2 개의 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 중, 하나는 (도면의 좌측에 있는 것) 차량이 전진하는 경우 도면의 우측 방향으로 작용하는 스러스트 하중과 레이디얼 하중을 받고, 다른 하나는 (도면의 우측에 있는 것) 차량이 후진하는 경우 도면의 좌측 방향으로 작용하는 스러스트 하중과 레이디얼 하중을 받는다. 회전축 (91) 이 회전하는 경우, 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 의 롤러 (95) 는 레이디얼 하중과 스러스트 하중을 받으면서, 내부링 (95) 과 외부링 (97) 사이에서 구르게 된다. 롤러 (95) 의 구름은 내부링 (96) 의 외주면의 가장자리부에 제공된 칼라부 (96a) 에 의해 안내된다.
테이퍼형 롤러 베어링 (94) 은 최종 감속 기어 장치 (92) 의 하우징 (92a) 안에 밀봉된 윤활유 (도시되지 않음) 로 윤활된다. 즉, 최종 감속 기어 장치 (92) 의 기어 등이 회전축 (91) 의 회전에 의해 구동되는 경우, 최종 감속 기어 장치 (92) 의 하우징 (92a) 내의 윤활유는 교반되고, 퍼올려져 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 에 공급된다. 윤활유는 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 에서 내부링 (96) 과 롤러 (95) 사이 그리고 외부링 (97) 과 롤러 (95) 사이에 각각 들어가서, 유막을 형성하고 대상 부위를 윤활한다. 회전축 (91) 은 엔진 속도와 동일한 속도이상으로 회전될 수 있다. 따라서, 회전축 (91) 을 지지하는 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 이 사용되는 환경은 다른 부위에 사용되는 다른 베어링의 환경 보다 더 가혹하다. 따라서, 내부링 (96) 과 롤러 (95) 그리고 외부링 (97) 과 롤러 (95) 사이의 윤활은 아주 중요하다.
차량 엔진 등의 연비를 개선하기 위해, 최종 감속 기어 장치 (92) 또는 회전축 (91) 과 같은 구동 트레인의 회전 저항을 감소시키는 것이 요구된다. 이 요구를 만족시키기 위해 가능한 해결책으로서, 회전축 (91) 이 회전하는 경우 윤활유의 교반 저항을 줄이기 위해 최종 감속 기어 장치 (92) 의 하우징 (92a) 에 밀봉된 윤활유의 양을 줄이거나, 또는 윤활유의 점성을 줄이는 것이 고려되어 왔다.
그러나, 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 에서는, 내부링 (96) 으로부터 소정의 압력이 롤러 (95) 에 가해지면서 롤러 (95) 의 구름이 내부링 (96) 의 칼라부 (96a) 에 의해 안내된다. 이런 이유로, 롤러 (95) 가 구를 때 칼라부 (96a) 가 롤러 (95) 에 대해 가압되는 경우 칼라부 (96a) 와 롤러 (95) 는 서로를 마찰시키게된다.
따라서, 상기한 바와 같이 윤활유의 양이 감소되고 그 점성이 감소되면, 2 개의 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 중, 더 가혹한 윤활 조건을 갖는 회전축 (91) 의 일부를 지지하는 베어링은 아래와 같은 문제를 갖는다:
- 윤활유의 양이 감소되면, 윤활유는 칼라부 (96a) 과 롤러 (95) 사이에 도달하기 어렵고, 그 위치에서 녹아붙음이 쉽게 발생하기 쉽다.
- 윤활유의 점성이 감소되면, 회전축 (91) 이 낮은 속도로 회전하는 동안 높이 하중이 있는 경우, 윤활유에 의해 생성된 유막을 칼라부 (96a) 와 롤러 (95) 사이에 형성하는 것이 어려워, 그 위치에서 녹아붙음이 발생될 수 있다.
특히 최종 감속 기어 장치 (92) 가 냉각 상태로부터 구동하기 시작한 후, 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 의 내부링 (96) 또는 외부링 (97) 만의 온도가 증가하고 내부링 (96) 또는 외부링 (97) 이 열팽창하고, 또한 내부링 (96) 과 외부링 (97) 사이의 열 팽창 차이가 칼라부 (96a) 와 롤러 (95) 사이에 가해진 압력을 증가시켜 유막이 형성되기 어려운 경우, 칼라부 (96a) 와 롤러 (95) 사이에 녹아붙음이 발생하기 쉽다.
이런 종류의 녹아붙음을 억제하기 위해, 회전축 (91) 을 지지하기 위한 베어링으로서 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 을 사용하는 대신 높은 윤활성을 지닌 다른 베어링을 사용하는 것을 생각할 수 있다. 그러나, 단지 높은 윤활성을 갖는 베어링으로 대체하는 것은, 다른 하중 저항성, 내피로성 및 강성과 같은 윤활성 외의 다른 측면에서는 회전축 (91) 을 지지하기 위한 베어링으로서 부적절할 수 있다. 예컨데, 테이퍼형 롤러 베어링 (94) 대신 사용되는 베어링이 필요한 수준의 윤활성을 가질 지라도, 필요한 수준의 내피로성을 갖지 못한다면, 베어링의 수명이 짧아지는 단점이 있다.
본 발명은 베벨 기어 변속장치에 관한 것이다.
도 1 은 일 실시예에 따른 회전축의 지지 구조가 적용된, 베벨 기어 변속장치로 이루어진 차량의 최종 감속 기어 장치의 내부 구조의 단면도.
도 2 는 최종 감속 기어 장치에 설치된 테이퍼형 롤러 베어링의 확대 단면도.
도 3 은 최종 감속 기어 장치에 설치된 앵귤러 볼 베어링의 확대 단면도.
도 4 는 테이퍼형 롤러 베어링과 앵귤러 볼 베어링의 성능을 비교한 시험 1 의 시험된 실시예를 나타내는 타임 챠트.
도 5 는 테이퍼형 롤러 베어링과 앵귤러 볼 베어링의 성능을 비교한 시험 2 의 결과를 나타내는 그래프.
도 6 는 테이퍼형 롤러 베어링과 앵귤러 볼 베어링의 성능을 비교한 시험 3 의 결과를 나타내는 시간 그래프.
도 7 은 본 발명에 관련된 기술의 회전축의 지지 구조가 적용된, 차량의 최종 감속 기어 장치의 내부 구조의 단면도.
상기 문제와 관련하여, 본발명의 목적은, 윤활유의 양과 점성이 감소되더라도 전달 손실이 줄어들 수 있고 베어링에서 녹아붙음이 억제될 수 있고, 더욱이 불충분한 베어링의 내피로성, 하중 저항성 및 강성과 같은 문제가 최소화될 수 있는 베벨 기어 변속장치를 제공하는 것이다.
이하, 상기 목적을 이루기 위한 본 발명의 구성과 효과가 설명된다.
본 목적을 이루기 위해 본 발명의 제 1 양태에 따라서, 베빌 피니언과 맞물리는 베벨 휠; 상기 베벨 피니언을 지지하며 복수의 베어링에 의해 지지되는 회전축을 포함하며, 베벨 피니언에 가까이 배치된 일방 베어링은 테이퍼형 롤러 베어링으로 되어 있어, 상기 회전축이 전진 방향으로 회전하는 경우, 회전축의 스러스트 하중은 상기 테이퍼형 롤러 베어링이 받고, 상기 회전축이 역방향으로 회전하는 경우에는, 베벨 피니언으로부터 멀리 배열된 타방의 베어링이 회전축의 스러스트 하중이 받도록 배치되어 있는 베벨 기어 변속장치에 있어서, 상기 타방의 베어링은 볼 베어링인 것을 특징으로 하는 특히 자동차의 최종 기어 장치에 사용되는 베벨 기어 변속장치가 제공된다.
볼 베어링에서는, 내부링과 구름체 (볼) 사이의 접촉부와, 외부링과 구름체 (볼) 사이의 접촉부는 거의 점접촉으로, 접촉 면적은 작다. 따라서, 윤활유에 의해 생성된 유막이 접촉부 사이에서 쉽게 형성될 수 있고, 윤활유의 양과 점성이 감소하는 경우에도 필요한 윤활성이 쉽게 보유될 수 있다. 따라서, 회전축을 지지하는 복수의 베어링중 일부는 볼 베어링 (제 2 베어링) 으로하고 회전축에서 윤활이 어려운 부분은 이 베어링으로 지지한다면, 회전축의 회전 저항을 현저히 감소시킬 수 있고, 또한 최종 감속 기어 장치의 윤활유의 양과 점성이 감소되는 경우에도 베어링에서 녹아붙음이 억제될 수 있다. 더욱이, 제 2 베어링 (볼 베어링) 은 회전축을 지지하기 위해 필요한 내피로성을 갖는다. 따라서, 회전축을 지지하는 복수의 베어링중 일부를 제 2 베어링으로 해도, 베어링의 수명이 줄어드는 것과 같은 문제가 발생하지 않는다.
더욱이, 본 발명의 제 1 양태에 따라서, 제 2 베어링은 내부링과 외부링 사이에 볼을 위한 복수의 레이스웨이를 갖는 앵귤러 볼 베어링일 수 있다.
단열 앵귤러 볼 베어링은 내피로성, 하중 저항성 그리고 강성면에서 동일한 크기의 롤러 베어링 보다 열등하다. 따라서, 베어링의 크기 증가 없이 회전축을 지지하는데 필요한 내피로성, 하중 저항성 및 강성을 보유하는 것이 어렵다.
그러나, 복열 앵귤러 볼 베어링이 볼베어링인 제 2 베어링으로서 사용되는경우, 회전축에 가해지는 레이디얼 하중과 스러스트 하중은 복열의 볼이 받는다. 따라서, 베어링의 크기 증가 없이 필요한 수준 이상으로 회전축을 지지하기 위한 내피로성, 하중 저항성 및 강성을 유지하는 것이 가능하다. 게다가, 앵귤러 볼 베어링에서, 볼이 소정의 압력으로 가압되어 내부링과 외부링에 의해 강성이 증가된다.
본 발명의 제 2 양태에 따른 지지 구조에서, 차량의 최종 감속 기어 장치에 제공된 기어에 연결된 회전축은 복수의 베어링에 의해 지지되고, 복수의 베어링은 내부링과 외부링 사이의 볼을 위한 복수의 레이스를 갖는 앵귤러 볼 베어링과 테이퍼형 롤러 베어링을 포함한다.
앵귤러 볼 베어링에서, 볼과 내부링 그리고 볼과 외부링은 각각 거의 점접촉 상태로 접촉하며, 접촉면적은 작다. 따라서, 유막은 접촉부 사이에서 쉽게 형성되고, 윤활성이 쉽게 보유된다. 더욱이, 테이퍼형 롤러 베어링은 더 우수한 내피로성, 하중 저항성 및 강성을 나타내어, 지지 구조의 내피로성, 하중 저항성 및 강성을 보유하는 것이 가능하다.
본 발명의 제 2 양태에 따라서, 복수의 베어링에 의해 지지되는 부분 중, 다른 부분 보다 더 가혹한 윤활 조건을 갖는 부분은 내부링과 외부링 사이의 볼을 위한 복수의 레이스웨이를 갖는 앵귤러 볼 베어링에 의해 지지될 수 있고, 다른 부분은 테이퍼형 베어링에 의해 지지될 수 있다.
이런 구성에 따라서, 회전축의 윤활 조건이 가혹한 부분은 윤활성이 쉽게 보유되는 앵귤러 볼 베어링에 의해 지지되고, 윤활 조건이 그렇게 가혹하지 않은 부분은 더 우수한 내피로성, 하중 저항성 및 강성을 나타내는 테이퍼형 롤러 베어링에 의해 지지된다. 따라서, 최종 감속 기어 장치의 윤활유의 양과 점성이 테이퍼형 롤러 베어링에서 녹아붙음이 발생하지 않는 정도까지만 감소되는 경우, 회전축의 회전 저항은 현저히 감소될 수 있다. 이런 식으로, 회전축의 회전 저항은 현저하게 감소되고, 동시에 베어링에서 녹아붙음이 억제될 수 있다. 더욱이, 앵귤러 볼 베어링은 회전축에 작용하는 회전력과 스러스트 하중을 볼로 받고, 이 볼은 소정의 압력으로 내부링과 외부링에 의해 가압되어 베어링으로서의 강성이 증가된다. 따라서, 회전축을 지지하기 위한 베어링으로서 내피로성, 하중 저항성 및 강성을 베어링의 크기를 증가시키지 않고 필요한 수준 이상으로 유지하는 것이 가능하다. 더욱이, 내피로성, 하중 저항성 및 강성에 관한 문제가 발생하지 않는다.
더욱이, 복수의 앵귤러 볼 베어링에 의해 지지되는 회전축의 부분 중, 다른 부분에서 보다 더 가혹한 윤활 조건을 가지며 하중이 다른 부분 보다 더 작은 부분은 앵귤러 볼 베어링으로 지지할 수 있다.
일반적으로, 볼 베어링으로 하중 저항성을 보유하는 것은 힘들다. 그러나, 상기 구성에 따라서, 회전축에서 앵귤러 볼 베어링에 의해 지지되는 부분에서, 윤활 조건은 다른 부분 보다 더 가혹하고, 가해지는 하중은 다른 부분 보다 더 작다. 따라서, 앵귤러 볼 베어링이 회전축을 지지하기 위한 볼 베어링으로서 사용되는 경우, 하중 저항성에 관한 문제는 발생하지 않는다.
더욱이, 본 발명의 상기 제 2 양태에서, 복수의 베어링에 의해 지지되는 회전축의 부분 중, 다른 부분 보다 휨 강성이 더 높게 요구죄는 부분은 테이퍼형 롤러 베어링에 의해 지지될 수 있고, 다른 부분은 내부링과 외부링 사이의 볼을 위한 복수의 레이스웨이를 갖는 앵귤러 볼 베어링에 의해 지지될 수 있다.
앵귤러 볼 베어링에서, 볼과 내부링 그리고 볼과 외부링은 각각 거의 점접촉 상태로 접촉하여, 두 접촉 면적은 작다. 따라서, 접촉부 사이에 유막이 쉽게 형성되고, 윤활성이 쉽게 보유될 수 있다. 더욱이, 앵귤러 볼 베어링은 회전축에 작용하는 레이디얼 하중과 스러스트 하중을 볼로 받고, 이 볼은 소정의 압력으로 내부링과 외부링에 의해 가압되어, 베어링의로서의 강성이 증가된다. 이런 이유로, 베어링의 크기를 증가시키지 않고 앵귤러 볼 베어링의 내피로성, 하중 저항성 및 강성이 소정의 수준 이상으로 유지된다. 상기 구성에 따라서, 회전축의 다른 부분 보다 휨 강성이 더 높게 요구되는 부분은 더 우수한 강성을 나타내는 테이퍼형 롤러 베어링에 의해 지지되고, 높은 휨 강성이 아주 많이 요구되지 않는 부분은 윤활성이 쉽게 보유되는 앵귤러 볼 베어링에 의해 지지된다. 이런식으로, 앵귤러 볼 베어링이 사용되면, 회전축의 회전 저항은 현저하게 감소될 수 있고, 최종 감속 기어 장치의 윤활유의 양과 점성이 작은 경우에도 베어링에서의 녹아붙음이 감소될 수 있다. 더욱이, 회전축에서 강성이 높게 요구되는 부분은 테이퍼형 롤러 베어링에 의해 지지되고, 다른 부분은 상기된 바와 같이 강성이 증가되는 앵귤러 볼 베어링에 의해 지지된다. 따라서, 회전축을 지지하는 베어링의 강성은 결코 부족해지지 않는다.
더욱이, 본 발명의 제 2 양태에서, 복수의 베어링에 의해 지지되는 회전축의일부 중, 다른 부분 보다 큰 하중을 받는 부분은 테이퍼형 롤러 베어링에 의해 지지될 수 있고, 다른 부분은 내부링과 외부링 사이의 볼을 위한 복수의 레이스웨이를 갖는 앵귤러 볼 베어링에 의해 지지될 수 있다.
앵귤러 볼 베어링에서, 볼과 내부링 그리고 볼과 외부링은 각각 거의 점접촉 상태로 접촉하여, 두 접촉 면적은 작다. 따라서, 접촉부 사이에 유막이 쉽게 형성되고, 윤활성이 쉽게 보유될 수 있다. 더욱이, 앵귤러 볼 베어링은 회전축에 작용하는 레이디얼 하중과 스러스트 하중을 볼로 받고, 이 볼은 소정의 압력으로 내부링과 외부링에 의해 가압되어, 베어링의로서의 강성이 증가된다. 이런 이유로, 베어링의 크기를 증가시키지 않고 앵귤러 볼 베어링의 내피로성, 하중 저항성 및 강성이 소정의 수준 이상으로 유지된다. 이 구성에 따라서, 베어링에서 다른 부분 보다 큰 하중이 가해지는 부분은 더 우수한 하중 저항성을 나타내는 테이퍼형 롤러 베어링에 의해 지지되고, 그렇게 큰 하중이 가해지지 않는 부분은 윤활성이 쉽게 보유되는 앵귤러 볼 베어링에 의해 지지된다. 이런식으로, 앵귤러 볼 베어링이 사용되면, 회전축의 회전 저항은 현저하게 감소될 수 있고, 최종 감속 기어 장치의 윤활유의 양과 점성이 작은 경우에도 베어링에서의 녹아붙음은 감소될 수 있다. 더욱이, 회전축에서 큰 하중을 받는 회전축의 일부는 테이퍼형 롤러 베어링에 의해 지지되고, 다른 부분은 상기된 바와 같이 하중 저항성이 보유되는 앵귤러 볼 베어링에 의해 지지된다. 따라서, 회전축을 지지하기 위한 베어링의 하중 저항성은 결코 부족해지지 않는다.
본 발명의 제 2 양태에 따라서, 복수의 베어링에 의해 지지되는 회전축의 부분 중, 적어도 베벨 피니언에 가장 가까운 부분은 테이퍼형 롤러 베어링에 의해 지지되고, 다른 부분은 내부링과 외부링 사이의 볼을 위한 복수의 레이스웨이를 갖는 앵귤러 볼 베어링에 의해 지지될 수 있다.
회전축에서 최종 감속 기어 장치의 기어에 가까운 부분에서, 회전축의 회전에 의해 발생되는 반력으로서 작용하는 레이디얼 하중과 스러스트 하중이 증가되고, 이 하중이 가해지는 경우 회전축의 휨 강성 또한 커진다. 앵귤러 볼 베어링에서, 볼과 내부링 그리고 볼과 외부링은 각각 거의 점접촉 상태로 접촉하여, 두 접촉 면적은 작다. 따라서, 접촉부 사이에 유막이 쉽게 형성되고, 윤활성이 쉽게 보유될 수 있다. 더욱이, 앵귤러 볼 베어링은 회전축에 작용하는 레이디얼 하중과 스러스트 하중을 볼로 받고, 이 볼은 소정의 가압으로 내부링과 외부링에 의해 가압되어, 베어링의로서의 강성이 증가된다. 이런 이유로, 베어링의 크기를 증가시키지 않고 앵귤러 볼 베어링의 내피로성, 하중 저항성 및 강성이 소정의 수준 이상으로 유지된다. 상기 구성에 따라서, 회전축의 기어에 가까운 부분은 더 우수한 내피로성, 하중 저항성 및 강성을 나타내는 테이퍼형 롤러 베어링에 의해 지지되고, 상기 기어로부터 먼 부분은 윤활성이 쉽게 보유되는 앵귤러 볼 베어링에 의해 지지된다. 이런식으로, 앵귤러 볼 베어링이 사용되면, 회전축의 회전 저항은 현저하게 감소될 수 있고, 최종 감속 기어 장치의 윤활유의 양과 점성이 작은 경우에도 베어링에서의 녹아붙음이 억제될 수 있다. 더욱이, 회전축의 기서에 가까운 부분은 테이퍼형 롤러 베어링에 의해 지지되고, 다른 부분은 상기된 바와 같이 내피로성, 하중 저항성 및 강성이 보유되는 앵귤러 볼 베어링에 의해 지지된다. 따라서, 회전축을 지지하기 위한 베어링의 내피로성, 하중 저항성 및 강성은 결코 부족해지지 않는다.
이하, 본 발명이 적용된 차량의 최종 감속 기어 장치의 실시예를 도 1 내지 6 을 참조하여 설명한다.
도 1 에 도시된 바와 같이, 베벨 기어 변속장치 (1) 에 제공된 베벨 피니언(2) 이 엔진과 바퀴 사이에 회전을 전달하는 회전축 (3) 에 연결되어 있다. 회전축 (3) 은 베벨 기어 변속장치 (1) 에서 두 종류의 베어링, 즉 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 과 복열 앵귤러 볼 베어링 (6) 으로 회전식으로 지지된다 더욱이, 엔진의 구동에 의한 회전축 (3) 의 회전이 베벨 피니언 (2) 에 결합된 베벨 휠 (7) 을 통해 바퀴 측에 전달된다.
윤활유는 베벨 기어 변속장치 (1) 의 하우징 (1a) 에 밀봉되어 있다. 베벨 휠 (7) 이 회전축 (3) 의 회전과 함께 회전하는 경우, 베벨 피니언 (7) 의 하부에 모여있는 윤활유는 하우징 (1a) 에서 교반되고 퍼올려진다. 도 1 의 화살표로 나타내는 바와 같이, 퍼올려진 윤활유는 하우징 (1a) 의 통로 (8) 를 통해 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 과 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 공급되어, 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 과 앵귤러 볼 베어링 (6) 을 윤활한다.
회전축 (3) 이 회전하면, 베벨 피니언 (2) 과 결합된 베벨 휠 (7) 이 회전한다. 결합에 의해 발생된 반력은 레이디얼 하중 및 스러스트 하중으로 회전축 (3) 에 작용한다. 따라서, 베벨 피니언 (2) 에 더 가까운 회전축 (3) 의 일부는 더 큰 레이디얼 하중 및 스러스트 하중을 받아서, 이 하중 때문에 회전축 (3) 의 휨이 커진다. 이 결과 높은 휨 강성이 요구된다. 더욱이, 베벨 피니언 (2) 에서 더 먼 회전축 (3) 의 일부는 작은 레이디얼 하중과 스러스트 하중을 받아서, 요구되는 휨 강성은 작다. 그러나, 베벨 피니언 (2) 에서 더 먼 회전축 (3) 의 일부는 하우징 (1a) 에 오일이 축적되는 베벨 휠 (7) 의 하부에서 더 멀다. 따라서, 회전축 (3) 이 회전할 때 윤활유가 쉽게 공급되지 않아, 윤활 조건이 더가혹해진다.
회전축 (3) 에서, 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 과 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 의해 지지되는 두 부분 베벨 피니언 (2) 에 더 가까운 부분은 회전시 베벨 피니언 (2) 에서 더 먼 부분 보다 더 큰 레이디얼 하중과 스러스트 하중을 받아서, 높은 휨 강성이 요구된다. 그러나, 윤활 조건은 피니언 베벨 (2) 에 더 가까운 부분 보다 피니언 베벨에서 더 먼 부분에서 더 가혹하다. 이런 이유로, 상기 두 부분 중에서 베벨 피니언 (2) 에 더 먼 부분은 윤활성이 쉽게 보유되는 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 의해 지지되는 반면, 베벨 피니언 (2) 에 더 가까운 부분은 베어링으로서 더 우수한 내피로성, 내부하성 및 강성 등을 갖는 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에 의해 지지된다.
이하, 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 과 앵귤러 볼 베어링 (6) 은 도 2 및 도 3 을 참조하여 더 상세히 설명한다.
도 2 는 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 의 내부 구조를 나타내는 확대 단면도이다.
테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에는, 내부링 (10) 과 외부링 (11) 사이에 배치된 복수의 롤러 (12) (도면에는 단지 1 개의 롤러만 도시되어 있음) 와 회전축 (3) 의 원주 방향으로 롤러 (12) 가 구를 수 있도록 내부링 (10) 의 외주면에 형성된 레이스웨이 홈 (10c) 이 제공된다. 롤러 (12) 의 축선 (L2) 이 회전축 (3) 의 축선 (L1) (도 1) 에 관해 경사지도록 롤러 (12) 가 경사져 있고, 축선 (L2) 과 회전축 (3) 의 외주면 사이의 거리는 베벨 피니언 (2) 으로부터 멀어지는 방향 (도 2 의우측으로) 으로 더 작아 진다. 더욱이, 롤러 (12) 의 외주면은, 직경이 베벨 피니언 (2) 으로부터 멀어질 수록 작아지는 테이퍼형이다.
테이퍼형 롤러 베어링 (5) 이 회전축 (3) 을 지지하는 베벨 기어 변속장치 (1) 에 설치되어 있는 상태에서, 소정의 압력이 내부링 (10) 및 외부링 (11) 으로부터 롤러 (12) 에 가해지는 경우, 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 의 강성은 회전축 (3) 을 지지하는 베어링으로서 요구되는 수준까지 증가한다.
롤러 (12) 의 외주면은 내부링 (10) 의 내주면 (레이스웨이 홈(10c) 의 바닥면) 과 외부링 (11) 의 내주면과 거의 선접촉 상태로 접촉한다. 더욱이, 내부링 (10) 의 외주면에서, 칼라부 (10a) 가 베벨 피니언 (2) 측 (도 2 의 좌측) 의 가장자리부에 형성되고, 칼라부 (10b) 는 베벨 피니언 (2) 의 반대측 (도 2 의 우측) 의 가장자리부에 형성된다. 따라서, 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 이 회전축 (3) 을 지지하면서 베벨 기어 변속장치 (1) 에 설치되어 있는 상태에서, 칼라부 (10a) 는 롤러 (12) 의 대경 측의 단면 (12a) 에 대해 가압된다.
회전축 (3) 이 회전하는 경우, 내부링 (10) 은 회전축 (3) 과 일체로 회전하며, 외부링 (11) 에 대해 회전하며, 롤러 (12) 는 내부링 (10) 과 외부링 (11) 사이에서 구르게된다. 그 후, 차량이 전진하도록 회전축 (3) 이 회전하는 경우, 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 은, 롤러 (12) 와 외부링 (11) 뿐만 아니라 롤러 (12) 와 내부링 (10) 사이의 접촉부에서, 회전축 (3) 에 작용하는 레이디얼 하중과 도 2 의 우측 방향으로 작용하는 스러스트 하중을 각각 받는다. 이런식으로, 두 하중은 선접촉부에서 받아져서, 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 은 비교적 큰 레이디얼 하중과 스러스트 하중을 받을 수 있고, 이 받은 하중에 대한 내피로성이 더 우수하게 된다.
상기한 바와 같이, 윤활유는 회전축 (3) 의 회전으로 발생되는 베벨 휠 (7) (도 1) 의 회전에 의해 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에 공급된다. 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에 윤활유가 공급되는 경우, 윤활유는 롤러 (12) 와 내부링 (10) 사이와 롤러 (12) 와 외부링 (11) 의 사이에 각각 들어가고, 그 사이에 유막이 형성되어 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 을 윤활한다. 그러나, 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에서, 내부링 (10) 의 칼라부 (10a) 는 롤러 (12) 의 단면 (12a) 에 대해 가압되어, 윤활유는 칼라부 (10a) 와 단면 (12a) 사이에 들어가기 어렵다. 그 결과, 유막은 다른부 위에서 만큼 쉽게 형성되지 않는다.
도 3 은 앵귤러 볼 베어링 (6) 의 내부 구조를 나타내는 확대 단면도이다.
앵귤러 볼 베어링 (6) 에는, 내부링 (13) 과 외부링 (14) 사이에 배치된 복수의 볼 (15) 과, 회전축 (3) 의 원주 방향으로 볼 (15) 이 구를 수 있도록 내부링 (13) 의 외주면과 외부링 (14) 의 내주면에 형성된 레이스웨이 홈 (16 내지 19) 이 제공된다. 앵귤러 볼 베어링 (6) 에서, 레이스웨이 홈 (16 및 18) 과 레이스웨이 홈 (17 및 19) 각각은 서로 대향해 있다. 더욱이, 복수의 볼 (15) 은 레이스웨이 홈 (16 및 18) 과 레이스웨이 홈 (17 및 19) 사이의 케이지 (20) 에 의해 각각 보유된다. 따라서, 앵귤러 볼 베어링 (6) 에서, 복열 (두 열) 의 볼 (15) 이, 회전축 (3) 의 원주 방향으로 레이스 홈 (16 내지 19) 을 따라 내부링 (13) 과 외부링 (14) 사이에서 구르게 된다.
앵귤러 볼 베어링 (6) 이 회전축 (3) 을 지지하면서 베벨 기어 변속장치 (1) 에 설치되어 있는 상태에서, 소정의 압력이 내부링 (13) 및 외부링 (14) 으로부터 볼 (15) 에 가해진다. 따라서, 레이스 홈 (16 내지 19) 의 내면은 볼 (15) 의 외면과 접촉한다. 앵귤러 볼 베어링 (6) 에서, 볼 (15) 과 내부링 (13) 사이의 접촉과 볼 (15) 과 외부링 (14) 사이의 접촉은 각각 거의 점접촉 상태이다. 더욱이, 접촉 면적은 동일한 크기의 테이퍼형 롤러 베어링의 롤러와 내부 및 외부링 사이의 접촉부의 면적보다 작다. 따라서, 내부링 (13) 이 외부링 (14) 에 대해 회전하고 볼 (15) 이 구르는 경우 앵귤러 볼 베어링 (6) 의 저항성은, 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에서 롤러 (12) 가 구르는 경우 보다 작다.
상기한 바와 같이, 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 과 동일한 방식으로 윤활유는 회전축 (3) 의 회전으로 발생되는 베벨 휠 (7) (도 1) 의 회전에 의해 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 공급된다. 더욱이, 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에 윤활유가 공급되는 경우, 윤활유는 볼 (15) 와 내부링 (13) 사이와 볼 (15) 와 외부링 (14) 의 사이에 각각 들어가고, 그 사이에 유막이 형성되어 앵귤러 볼 베어링 (6) 을 윤활한다. 앵귤러 볼 베어링 (6) 과 같은 볼 베어링에서, 접촉면 (볼과 내부링 사이의 접촉부와, 볼과 외부링 사이의 접촉부는 거의 점접촉이다) 은 작다. 따라서, 유막은 접촉부 사이에서 쉽게 형성되고, 가혹한 윤활 조건의 환경에서도 윤활성이 쉽게 보유될 수 있다.
회전축 (3) 이 회전하는 경우, 앵귤러 볼 베어링 (6) 에서 내부링 (13) 은 회전축 (3) 과 일체로 회전하며, 외부링 (14) 에 대해 회전하며, 볼 (15) 은 내부링 (13) 과 외부링 (14) 사이에서 구른다. 그 후, 차량이 전진하도록 회전축 (3) 이 회전하는 경우, 앵귤러 볼 베어링 (6) 은 볼 (15) 과 외부링 (14) 뿐만 아니라 볼 (15) 과 내부링 (13) 사이의 접촉부에서 각각, 회전축 (3) 에 작용하는 회전력과 도 3 의 좌측 방향으로 작용하는 스러스트 하중을 받는다. 따라서, 회전축 (3) 을 지지하는데 필요한 내피로성과 하중 저항성은, 베어링의 크기 증가 없이 회전축 (3) 을 지지하기 위한 복열의 앵귤러 볼 베어링 (6) 을 사용하여 보유될 수 있다. 더욱이, 내피로성의 수준은 적어도 동일한 크기의 테이퍼형 롤러 베어링과 동일할 수 있다.
더욱이, 앵귤러 볼 베어링 (6) 에서, 볼 (15) 은 내부링 (13) 과 외부링 (14) 에 의해 소정의 압력으로 가압되어 강성이 증가된다. 따라서, 회전축 (3) 을 지지하는 베어링으로서 강성의 수준은, 베어링의 크기 증가 없이 필요한 수준 이상으로 유지될 수 있다.
다음으로, 테이퍼형 롤러 베어링과 앵귤러 볼 베어링의 성능을 비교하기 위해 실시된 시험 1 내지 3 의 결과가 이하 설명된다.
(시험 1)
이 시험에서, 동일한 외경과 내경의 테이퍼형 롤러 베어링과 앵귤러 볼 베어링이 각각 회전축에 설치되고, 회전축의 회전 속도는 예컨데 5000rpm 으로 설정하고 동일한 양의 스러스트 하중을 테이퍼형 롤러 베어링과 앵귤러 볼 베어링 모두에 가하였다. 이 상태에서, 윤활유는 소정의 시간 동안 예컨데, 50 ㎤/min 의 양으로 두 베어링에 공급된다. 그 후, 윤활유의 공급은 소정의 시간 동안 중지된다. 윤활유의 공급 시간과 공급 중지 시간은 예컨데, 3:1 로 설정된다. 윤활유 공급 개시 시간으로부터 공급 정지 시간 까지가 1 사이클이다. 사이클은 모두 10 번 반복된다. 도 4 는 상기된 1 사이클 동안 두 베어링으로 유동되는 윤활유의 양의 변화를 나타낸다.
그 후, 회전축의 회전 속도는 연속적으로 6000 rpm, 7000 rpm, 8200 rpm 및 8800 rpm 까지 증가하고, 시험은 각 회전 속도에서 상기 과정을 따라 실행된다. 더욱이, 윤활유 양을 소정의 값 만큼 증가시키면서 동일한 시험이 실행되고, 어느 수준의 회전 속도와 윤활유의 유동량에서 녹아붙음을 발생시키는지 알기 위해 테이퍼형 롤러 베어링을 앵귤러 볼 베어링과 비교하였다.
상기 시험의 결과로서, 윤활유가 100 ㎤/min 의 양으로 공급되고 회전 속도가 8800 rpm 일 때 테이퍼형 롤러 베어링에 녹아붙음이 발생했다. 한편, 앵귤러 볼 베어링에서는 회전축의 회전 속도에 관계 없이 윤활유가 10 ㎤/min 의 적은 양으로 공급되는 경우에도, 녹아붙음이 결코 발생되지 않았다. 따라서, 앵귤러 볼 베어링 (6) 이 동일한 크기의 테이퍼형 롤러 베어링과 비교하여 더 우수한 윤활성을 나타낸다.
(시험 2)
이 시험에서, 동일한 외경과 내경을 갖는 테이퍼형 롤러 베어링과 앵귤러 볼 베어링이 회전축에 각각 설치되고, 동일한 크기의 스러스트 하중이 테이퍼형 롤러 베어링과 앵귤러 볼 베어링 모두에 가해진다. 동시에, 동일한 양의 윤활유가 두 베어링에 공급되고, 회전축의 회전 속도를 점진적으로 증가시키면서 동안 두 베어링에 의해 발생된 회전축의 각각의 회전 저항을 측정하였다.
시험의 결과가 도 5 의 그래프에 나타나 있다. 이 그래프에서, 점선은 테이퍼형 롤러 베어링에 의해 발생된 회전축의 회전 저항 (토크 손실) 이 회전속도의 증가에 따라 어떻게 변화하는지를 나타낸다. 실선은 앵귤러 볼 베어링에 의해 발생된 회전축의 회전 저항 (토크 손실) 이 회전속도의 증가에 따라 어떻게 변화하는 지를 나타낸다.
이 결과로부터, 앵귤러 볼 베어링에 의해 발생된 회전 저항은 전체 회전 속도 범위에서 테이펴형 롤러 베어링에 의해 발생된 회전 저항 보다 50 % 이상 작은 것을 알 수 있다. 따라서, 회전축의 회전 저항은 회전축의 베어링으로서 앵귤러 볼 베어링을 사용하여 감소할 수 있는 것이 확실하다.
(시험 3)
이 시험에서, 동일한 외경과 내경이 테이퍼형 롤러 베어링과 앵귤러 볼 베어링이 각각 회전축에 설치되고, 동일한 크기의 스러스트 하중이 테이퍼형 롤러 베어링과 앵귤러 볼 베어링 모두에 가해진다. 이 상태에서, 회전축의 회전 속도는 일정한 속도로 유지되고, 베어링을 윤활하는 윤활유의 공급양을 변화시키지 않고 단지 동점성만 변화시켰다. 그 후, 두 베어링에 의해 발생된 회전축의 회전 저항을 윤활유의 각 동점성에 대해 측정했다.
시험의 결과가 도 6 의 그래프에 나타나있다. 이 그래프에서, 점선은 테이퍼형 롤러 베어링에 의해 발생된 회전축의 회전 저항 (토크 손실) 이 윤활유의 동점성 변화에 따라 어떻게 변화하는 지를 나타낸다. 실선은 앵귤러 볼 베어링에 의해 발생된 회전축의 회전 저항 (토크 손실) 이 윤활유의 동점성 변화에 따라 어떻게 변화하는 지를 나타낸다.
그 결과로부터, 테이퍼형 롤러 베어링에 의해 발생된 회전축의 회전 저항은, 윤활유의 동점성이 큰 경우 과도하게 증가한다. 반편, 앵귤러 볼 베어링에 의해 발생된 회전축의 회전 저항은, 윤활유의 동점성에 의해 쉽게 영향을 받지 않는다. 회전 저항은 윤활유의 동점성이 작든지 크든지 크게 변하지 않고, 낮은 상태로 유지된다. 따라서, 테이퍼형 롤러 베어링을 사용하는 것 보다 회전축으로서 앵귤러 볼 베어링을 사용하여 윤활유의 점성을 더 감소시키는 것이 가능하다는 것이 확실하다.
다음으로, 회전축 (3) 이 상기된 방법으로 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 과 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 의해 지지되는 경우의 장점을 설명한다.
앵귤러 볼 베어링 (6) 에서, 볼 (15) 과 내부링 (13) 사이의 접촉과 볼 (15) 과 외부링 (14) 사이의 접촉은 각각 거의 점접촉으로 접촉면적이 적다. 그 결과, 이들 사이에 유막이 쉽게 형성되며, 따라서 가혹한 윤활 조건하에서도 윤활성이 쉽게 보유된다. 게다가, 앵귤러 볼 베어링 (6) 에서, 회전축 (3) 에 작용하는 레이디얼 하중과 스러스트 하중은, 각각 볼 (15) 과 내부링 (13) 사이와 볼 (15) 과 외부링 (14) 사이의 점접촉부에서 받아들여 진다. 동시에, 볼 (15) 은 소정의 압력으로 내부링 (13) 과 외부링 (14) 에 의해 가압되어 강성이 증가한다. 그 결과, 앵귤러 볼 베어링 (6) 의 내피로성, 하중 저항성 및 강성이, 베어링 크기증가 없이 회전축 (3) 의 지지에 위해 요구되는 소정의 수준 이상으로 유지된다.
회전축 (3) 에서 베어링에 의해 지지되는 두 부분 중, 베벨 피니언 (2) 에서 먼 부분은 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 의해 지지된다. 이 부분에서, 회전축 (3) 의 휨 강성은 다른 부분에서 만큼 많이 요구되지 않으며, 수용된 하중은 크지 않다. 그러나, 윤활 조건이 가혹한 상태이다. 반면, 상기된 부분의 다른 부분에서는, 윤활 조건은 가혹하지 않지만, 회전축 (3) 의 휨 강성은 높게 요구되며, 수용된 하중이 크다. 따라서, 이 부분은 우수한 내피로성, 하중 저항성 및 강성을 나타내는 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에 의해 지지된다.
상기된 바와 같이, 회전축 (3) 에서, 윤활이 어려운 부분은 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 의해 지지되고, 윤활이 어렵지 않은 다른 부분은 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에 의해 지지된다. 따라서, 베벨 기어 변속장치 (1) 의 윤활유의 양과 점성이, 회전축 (3) 의 회전 저항을 감소시키기 위해 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에서 녹아붙음이 발생하지 않는 정도까지만 감소되는 경우, 회전축의 회전 저항은 현저하게 감소될 수 있다. 더욱이, 회전축 (3) 에서, 휨 강성이 높게 요구되고 더 큰 하중이 가해지는 부분은 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에 의해 지지된다. 반면, 휨 강성이 높게 요구되지 않고 큰 하중이 작용되지 않는 부분은 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 의해 지지된다. 그 결과, 회전축 (3) 을 지지하는 내피로성, 하중 저항성 및 강성은 결코 부족하지 않게 된다.
다음 효과는 본 실시예의 상세한 설명에 따라 얻어진다.
(1) 회전축 (3) 에서, 윤활 조건이 가혹한 베벨 피니언 (2) 에서 먼 부분은 윤활성이 쉽게 보유되는 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 의해 지지되고, 다른 부분은 우수한 내피로성, 하중 저항성 및 강성을 나타내는 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에 의해 지지된다. 따라서, 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에서, 베벨 기어 변속장치 (1) 의 윤활유의 양과 점성이, 두 부분 사이, 즉 윤활유가 들어가기 어려워 유막이 형성되기 어려운 내부링 (10) 의 칼라부 (10a) 와 롤러 (12) 의 단면 (12a) 사이에서 녹아붙음이 발생하지 않는 정도만 감소되는 경우, 회전축 (3) 의 회전 저항은 현저히 감소될 수 있다. 동시에 녹아붙음은 베어링에서 억제될 수 있다. 더욱이, 앵귤러 볼 베어링 (6) 에서, 볼 (15) 이 회전축 (3) 의 회전과 함께 회전할 때의 저항성은, 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에서 롤러가 회전할 때와 비교하여 현저히 감소되어, 회전축 (3) 의 회전 저항을 감소시키는데 기여한다. 이런 식으로, 회전축 (3) 의 회전 저항을 현저하게 감소시키는 것이 가능하며, 동시에 회전축 (3) 을 지지하는 베어링에서 녹아붙음을 억제할 수 있다.
(2) 일반적으로, 내부링과 외부링에 단열 볼이 제공된 단열 볼 베어링에서, 내부링과 볼 그리고 외부링과 볼은 각각 거의 점접촉 상태로 접촉하여 두 접촉면적은 작다. 따라서, 내피로성, 하중 저항성 및 강성은 동일한 크기의 롤러 베어링 보다 열등하다. 이런 이유로, 단열 볼 베어링이 회전축 (3) 을 지지하는 베어링으로서 사용되는 경우, 베어링의 크기는 요구되는 내피로성, 하중 저항성 및 강성을 얻기 위해 더 커질 필요가 있으며, 이는 무시할 수 없는 문제가 된다. 그러나, 내부링 (13) 과 외부링 (14) 사이에 배치된 복수의 볼 (15) 이 제공되는 종류의 앵귤러 볼 베어링 (6) 이 회전축 (3) 을 지지하는 베어링으로서 사용되는 경우, 회전축 (3) 으로부터의 하중은 복수의 볼 (15) 과 내부링 (13) 사이 그리고복수의 볼 (15) 과 외부링 (14) 사이의 접촉부에서 받아들여 진다. 그 결과, 내피로성, 하중 저항성 및 강성은 베어링의 크기를 증가시키지 않고 보유될 수 있다. 더욱이, 앵귤러 볼 베어링 (6) 에서, 볼 (15) 이 내부링 (13) 과 외부링 (14) 에 의해 소정의 압력으로 가압되어, 강성이 증가된다. 따라서, 회전축 (3) 을 지지하는 베어링으로서 강성의 수준은 베어링의 크기를 증가하지 않고 요구되는 수준 이상으로 유지될 수 있다.
(3) 앵귤러 볼 베어링 (6) 과 같은 볼 베어링으로는, 하중 저항성을 보유하기는 어렵다. 그러나, 앵귤러 볼 베어링 (6) 은 회전축 (3) 에서 베벨 피니언 (2) 으로부터 떨어진 곳에 배치되며 작은 하중을 받는 부분을 지지한다. 이런 이유로, 앵귤러 볼 베어링 (6) 이 회전축 (3) 을 지지하는 베어링으로서 사용되는 경우 베어링의 하중 저항성에 대해 아무런 문제가 없다.
(4) 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 은, 회전축 (3) 에서 베벨 피니언 (2) 에 더 가까운 부분 즉, 윤활유가 가혹하지 않고 회전축 (3) 의 휨 강성이 높게 요구되는 부분 (큰 하중을 받음) 을 지지한다. 따라서, 상기된 부분에서, 회전축 (3) 의 휨 강성, 그 부분을 지지하는 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 의 내피로성 과 하중 저항성은 결코 부족하지 않다. 더욱이, 회전축 (3) 에서 베벨 피니언 (2) 으로부터 먼 부분과 관련하여, 내피로성, 하중 저항성 그리고 강성이 상기한 바와 같이 증가된다. 더욱이, 그 부분은 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 과 적어도 동일한 내피로성을 갖는 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 의해 지지된다. 따라서, 회전축 (3) 의 휨 강성, 베어링의 내피로성 및 하중 저항성은 결코 부족하지 않다.
(5) 회전축 (3) 에서, 휨 강성이 높게 요구되는 부분은 우수한 강성을 나타내는 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에 의해 지지되고, 휨 강성이 높게 요구되지 않는 부분은 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 보다 열등한 강성을 나타내는 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 의해 지지된다. 이런 이유로, 회전축 (3) 주위의 온도 상승 등으로 인해 회전축 (3) 에 스러스트 하중이 작용하는 경우, 스러스트 하중은 앵귤러 볼 베어링 (6) 의 측에서 풀릴 수 있고, 베어링 (5, 6) 의 내부링과 외부링으로부터 롤러 (12) 와 볼 (15) 까지 가해지는 스러스트 하중 방향으로의 과도한 압력 증가는 스러스트 하중에 의해 억제된다. 따라서, 상기 증가된 압력으로 인한 베어링 (5 및 6) 의 회전 저항의 증가와 녹아붙음을 억제할 수 있다.
더욱이, 상기된 실시예는 다음과 같이 변경될 수 있다.
- 상기 실시예에서, 앵귤러 볼 베어링 (6) 으로서 내부링 (13) 과 외부링 (14) 사이에 복열 볼 (15) 이 배치된 복열 앵귤러 볼 베어링 (6) 이 예로서 나타나 있다. 그러나, 선택적으로, 내부링과 외부링 사이에 단열의 볼이 배치된 앵귤러 볼 베어링 (6) 을 회전축 (3) 의 축선 방향으로 평행으로 서로 인접하게 설치할 수 있다. 이 경우, 서로 인접한 앵귤러 볼 베어링의 접합면은 정확하게 형성되고 제어되어야 하지만, 상기된 실시예와 유사한 효과가 얻어질 수 있다. 반면, 복열 앵귤러 볼 베어링 (6) 이 상기 실시예에서 사용되는 경우, 상기된 접합면을 정확하게 형성하고 제어하는 문제가 제거된다.
- 상기 실시예에서, 윤활 조건이 가혹한 회전축 (3) 의 일부로서, 회전축 (3) 의 베벨 피니언 (2) 으로부터 먼 부분이 예로서 나타나 있다. 그러나, 베벨 피니언 (2) 으로부터 더 먼 부분이 점점 낮아 지도록 회전축 (3) 이 경사진 경우, 회전축 (3) 에 부착된 윤활유 등은 베벨 피니언 (2) 으로부터 멀어지는 방향으로 유동한다. 따라서, 베벨 피니언 (2) 에 더 가까운 부분에서 윤활 조건이 더 가혹해질 수 있다. 더욱이, 베벨 기어 변속장치 (1) 의 하우징 (1a) 내의 경로의 구조에 따라 회전축 (3) 의 베벨 피니언 (2) 에 더 가까운 부분에서 윤활 조건이 더 가혹해질 수 있다. 이 경우, 회전축 (3) 에서 베벨 피니언 (2) 에 더 가까운 부분은 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 의해 지지될 수 있다.
- 회전축 (3) 을 지지하는 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 은 필요한 윤활성, 내피로성, 하중 저항성, 강성 등을 보장할 수 있는 다른 종류의 베어링으로 바귈 수 있다.
- 이 실시예에서, 본 발명은 두 베어링에 의해 회전축 (3) 을 지지하는 장치에 적용된다. 그러나, 본 발명은 예컨데, 3 개 이상의 베어링에 의해 회전축 (3) 을 지지하는 장치에도 적용될 수 있다.
- 본 발명은 최종 감속 기어 장치에 국한되지는 않으며, 전진 방향으로 규정된 주 회전 방향과 선택적으로 역방향으로 규정된 부 회전 방향을 갖는 어떠한 베벨 기어 변속장치에서도 적용될 수 있다.
- 본 발명에 따른 베벨 기어 변속장치 (1) 에서, 베벨 피니언 (2) 과 연결된 회전축 (3) 에서, 윤활 조건이 가혹한 베벨 피니언 (2) 에서 먼 부분은 윤활성이 쉽게 보유되는 앵귤러 볼 베어링 (6) 에 의해 지지되며, 다른 부분은 우수한 내피로성과 하중 저항성 및 강성을 나타내는 테이퍼형 롤러 베어링 (5) 에 의해 지지된다.

Claims (9)

  1. 특히 자동차의 최종 기어 장치에 사용되는 베벨 기어 변속장치로서
    베빌 피니언과 맞물리는 베벨 휠;
    상기 베벨 피니언을 지지하며 복수의 베어링에 의해 지지되는 회전축을 포함하며,
    베벨 피니언에 가까이 배치된 일방 베어링은 테이퍼형 롤러 베어링으로 되어 있어, 상기 회전축이 전진 방향으로 회전하는 경우, 회전축의 스러스트 하중은 상기 테이퍼형 롤러 베어링이 받고, 상기 회전축이 역방향으로 회전하는 경우에는, 베벨 피니언으로부터 멀리 배열된 타방의 베어링이 회전축의 스러스트 하중이 받도록 배치되어 있는 베벨 기어 변속장치에 있어서,
    상기 타방의 베어링은 볼 베어링인 것을 특징으로 하는 베벨 기어 변속장치.
  2. 제 1 항에 있어서, 타방의 베어링은 내부링과 외부링 사이의 볼을 위해 복수의 레이스웨이를 갖는 앵귤러 볼 베어링인 것을 특징으로 하는 베벨 기어 변속장치.
  3. 제 1 항 또는 제 2 항에 있어서, 타방의 베어링이 받는 하중은 일방의 베어링이 받는 하중 보다 작은 것을 특징으로 하는 베벨 기어 변속장치.
  4. 제 1 항 내지 제 3 항 중 어느 한 항에 있어서, 회전축의 제 1 부분을 지지하는 일방의 베어링에 요구되는 휨 강성은 회전축의 제 2 부분을 지지하는 타방의 베어링에 요구되는 휨 강성 보다 높은 것을 특징으로 하는 베벨 기어 변속장치.
  5. 제 1 항 내지 제 4 항 중 어느 한 항에 있어서, 일방의 베어링의 내피로성은 타방의 베어링의 내피로성과 실질적으로 동일한 것을 특징으로 하는 베벨 기어 변속장치.
  6. 제 1 항 내지 제 5 항 중 어느 한 항에 있어서, 타방의 베어링에 의해 지지되는 회전축의 제 2 부분에서의 윤활 조건은 일방의 베어링에 의해 지지되는 회전축의 제 1 부분에서의 윤활 조건 보다 더 가혹한 것을 특징으로 하는 베벨 기어 변속장치.
  7. 제 1 항 내지 제 6 항 중 어느 한 항에 있어서, 테이퍼형 롤러 베어링은 복수의 롤러가 내부링과 외부링 사이에 배치되는 구조를 갖고,
    롤러 베어링의 축선은 회전축의 축선에 대해 경사져있으며, 또한 롤러 베어링의 축선과 회전축의 외주면 사이의 거리가 베벨 휠로부터의 거리가 증가함에 따라 더 작아지도록 경사지게 배치되고,
    롤러는 베벨 휠로부터의 거리가 증가함에 따라 직경이 더 작아지는 테이퍼형을 갖는 것을 특징으로 하는 베벨 기어 변속장치.
  8. 제 1 항 내지 제 7 항 중 어느 한 항에 있어서, 상기 복수의 베어링은 상기 베벨 휠에 의해 퍼올려지는 오일에 의해 윤활되는 것을 특징으로 하는 베벨 기어 변속장치.
  9. 제 8 항에 있어서, 주 회전 방향인 베벨 휠의 전진 회전 방향은 상기 베벨 휠의 외주가 상기 베벨 피니언 측에서 하방으로 이동하도록 되어 있고, 베벨 기어 변속장치의 하우징에 통로가 형성되며, 상기 통로는 하우징의 상측에서 실질적으로 베벨 휠의 외주의 접선 방향으로 베벨 휠로부터 하우징의 상측에서 복수의 베어링을 향해 있으며, 윤활유는 하우징의 바닥으로부터 복수의 베어링까지 베벨 휠의 회전으로 공급될 수 있는 것을 특징으로 하는 베벨 기어 변속장치.
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