WO2022202437A1 - 車輪用軸受装置 - Google Patents

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WO2022202437A1
WO2022202437A1 PCT/JP2022/011292 JP2022011292W WO2022202437A1 WO 2022202437 A1 WO2022202437 A1 WO 2022202437A1 JP 2022011292 W JP2022011292 W JP 2022011292W WO 2022202437 A1 WO2022202437 A1 WO 2022202437A1
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tooth
face
wheel bearing
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雅司 船橋
輝明 藤尾
昌矢 井上
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Ntn株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a wheel bearing device for rotatably supporting wheels in a vehicle such as an automobile.
  • JP 2009-115292 A Japanese Patent No. 5039048 U.S. Patent Application Publication No. 2015/0021973
  • Patent Document 2 describes that the first tooth and the second tooth contact each other over the entire length of the tooth flanks of both teeth when reaching approximately 75% of the normal tightening force (paragraph 0028).
  • the tooth flank cannot be manufactured to have an ideal shape. Therefore, it is theoretically difficult to bring the tooth flanks of both teeth into contact with each other over the entire radial direction of the tooth flanks after applying a predetermined clamping force. , contact can only be made over part of the meshing area.
  • Patent Document 3 in the configuration in which the contact area between the tooth flanks during torque transmission is on the inner diameter side, since there is no contact area on the outer diameter side, the bending moment affects the bending rigidity of the wheel bearing device. However, since the radius of rotation of the contact area is small, the load capacity during torque transmission is reduced, making it difficult to transmit high torque.
  • the present invention comprises an inner member having double rows of inner raceway surfaces and a flange portion for attachment to a wheel, an outer member having double rows of outer raceway surfaces, and between opposing inner and outer raceway surfaces. and a constant velocity universal joint having an outer joint member, wherein the outer joint member and the inner member engage face splines provided respectively.
  • both faces are arranged so that the tooth flanks of both face splines first come into contact with each other at the intermediate portion. It is characterized in that the tooth flank shape of the spline is determined.
  • both tooth flanks elastically deform as the meshing progresses, maintaining the contact state. do. Therefore, the area where the tooth flanks are in contact with each other in the initial stage becomes a contact area where the tooth flanks are in contact with each other during torque transmission even if there is some machining error in the tooth flanks.
  • the contact area between the tooth flanks is formed at least in the intermediate portion, a bending moment acts due to the torque transmission of the constant velocity universal joint having an operating angle. are about to come out of mesh, the contact area between the tooth flanks is maintained at the intermediate portion. Therefore, both face splines are not disengaged.
  • the radius of rotation of the contact area is generally large, so it is possible to sufficiently secure the load capacity during torque transmission.
  • the tooth flank shapes of both face splines are determined so that the tooth flanks of both face splines contact each other at the outer diameter portion next to the intermediate portion.
  • the contact area between the tooth flanks during torque transmission is enlarged in the outer diameter direction, so that the load capacity during torque transmission can be further increased.
  • 50% to 90% of the meshing area is defined as the intermediate portion, with the inner diameter end of the tooth crest of one of the face splines being 0% and the outer diameter end being 100%. is preferred.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view of the wheel bearing device as viewed in a cross section along the axial direction; It is the front view which looked at the outer joint member from the outboard side.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view showing a process in which the face splines of the wheel bearing device shown in FIG. 1 are axially approached to mesh with each other;
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of an engaging region of face splines viewed in a circumferential direction;
  • FIG. 4 is a front view of the meshing region of the face splines as seen from the axial direction;
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing a first face spline of the wheel bearing device shown in FIG. 1 ;
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing a first face spline of the wheel bearing device shown in FIG. 1 ;
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing a first face spline of the wheel bearing device shown in FIG. 1 ;
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing a first face spline of the wheel bearing device shown in FIG. 1 ;
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing a first face spline of the wheel bearing device shown in FIG. 1 ;
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing a first face spline of the wheel bearing device shown in FIG. 1 ;
  • FIG. 1 is an enlarged cross-sectional view showing a first face spline of the wheel bearing device shown in FIG. 1 ;
  • FIG. 1 is an enlarged cross-sectional view showing a first face spline of the wheel bearing device shown in FIG. 1 ;
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing a first face spline of the wheel bearing device shown in FIG. 1 ;
  • FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view showing a first face spline of the wheel bearing device shown in FIG. 1 ;
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of an engaging region of face splines viewed in a circumferential direction;
  • a wheel bearing device according to an embodiment of the present invention will be described below with reference to FIGS. 1 to 9A and 9B.
  • the direction on the outside in the vehicle width direction when attached to the vehicle body is called the outboard side
  • the direction on the inside in the vehicle width direction is called the inboard side.
  • a wheel bearing device 1 As shown in FIG. 1, a wheel bearing device 1 according to this embodiment has a structure in which a wheel bearing 2 and a constant velocity universal joint 3 are unitized.
  • the wheel bearing 2 includes an inner member 7 having double-row inner raceway surfaces 5 and 6, and an outer member 12 disposed on the outer diameter side of the inner member 7 and having double-row outer raceway surfaces 10 and 11. , a plurality of rolling elements 13 arranged between the inner raceway surfaces 5, 6 and the outer raceway surfaces 10, 11 facing each other in the radial direction, and a retainer (illustrated omitted) are the main components.
  • the inner member 7 has a hub wheel 16 and an inner ring 17 fixed to the outer periphery of the hub wheel 16 .
  • One inner raceway surface 5 of the double-row inner raceway surfaces 5 and 6 is formed on the outer peripheral surface of the hub wheel 16
  • the other inner raceway surface 6 is formed on the outer peripheral surface of the inner ring 17 .
  • the hub wheel 16 includes a flange portion 18 attached to the vehicle wheel and a cylindrical tubular portion 19 .
  • a bolt mounting hole 20 is provided in the flange portion 18 of the hub wheel 16 .
  • a hub bolt for fixing the wheel and brake rotor to this flange portion 18 is fixed to this bolt mounting hole 20 .
  • a small-diameter portion 21 is formed at the inboard-side end portion of the cylindrical portion 19 , and the inner ring 17 is press-fitted and fixed to the outer peripheral surface of the small-diameter portion 21 .
  • a crimped portion 22 is formed at the inboard side end portion of the cylindrical portion 19 of the hub wheel 16 by plastically deforming it to the outer diameter side by crimping after being press-fitted into the small diameter portion 21 of the inner ring 17 .
  • the crimped portion 22 is in close contact with the inboard side end surface of the inner ring 17 .
  • the caulking portion 22 positions the inner ring 17 and applies a predetermined preload to the inside of the wheel bearing 2 .
  • An inner wall portion 23 that protrudes radially inward is provided on the inner peripheral surface of the cylindrical portion 19 of the hub wheel 16 on the outboard side.
  • the inner wall portion 23 has an axial through hole 24 on its axis. A bolt member 26 is inserted into the through hole 24 from the outboard side.
  • the constant velocity universal joint 3 is composed of a fixed constant velocity universal joint that allows only angular displacement and does not allow axial displacement.
  • the constant velocity universal joint 3 includes an outer joint member 31 having a cup-shaped mouth portion 30, an inner joint member 32 accommodated on the inner diameter side of the mouth portion 30 of the outer joint member 31, the inner joint member 32 and the outer joint.
  • a ball 33 as a torque transmission member disposed between the member 31 is a main component.
  • a female spline 34 is formed on the inner peripheral surface of the center hole of the inner joint member 32 , and a male spline formed at the end of an intermediate shaft (not shown) is inserted into the female spline 34 . Thereby, the inner joint member 32 and the intermediate shaft are coupled so that torque can be transmitted.
  • Axially extending track grooves 35 are formed at a plurality of circumferential locations on the spherical inner peripheral surface of the mouth portion 30 , and axially extending track grooves are formed on the spherical outer peripheral surface of the inner joint member 32 .
  • 36 are formed at a plurality of locations in the circumferential direction.
  • the track grooves 35 of the outer joint member 31 and the track grooves 36 of the inner joint member 32, which face each other in the radial direction, form pairs, and each pair of track grooves 35, 36 has a plurality of ball tracks each having one ball 33. It is rotatably incorporated.
  • Each ball 33 is held at equidistant positions in the circumferential direction by a cage 37 .
  • the spherical outer peripheral surface of the cage 37 is in contact with the spherical inner peripheral surface of the outer joint member 31 , and the spherical inner peripheral surface of the cage 37 is in contact with the spherical outer peripheral surface of the inner joint member 32 .
  • the groove bottom of the track groove 35 of the outer joint member 31 is linear at the opening-side end of the mouth portion 30
  • the groove bottom of the track groove 36 of the inner joint member 32 is linear at the deep-side end of the mouth portion 30 .
  • the entire groove bottoms of both the track grooves 35 of the outer joint member 31 and the track grooves 36 of the inner joint member 32 may be formed in a curved shape.
  • the mouth portion 30 has a bottom portion 39 formed with an internal thread portion 38 centered on the axis.
  • a torque transmission portion 50 is provided between the inner member 7 of the wheel bearing 2 and the bottom portion 39 of the mouth portion 30 of the outer joint member 31 .
  • This torque transmission portion 50 is configured by fitting a first face spline 51 formed on the joint 3 side and a second face spline 52 formed on the bearing 2 side.
  • the first face spline 51 is formed on the outboard side end surface of the bottom portion 39 of the mouth portion 30, and the second face spline 52 is formed on the inboard side end surface of the caulked portion 22 of the hub wheel 16.
  • FIG. 2 shows a view of the first face spline 51 viewed from the axial direction.
  • the first face spline 51 has a configuration in which a plurality of radially extending ridges 53 and a plurality of radially extending grooves 54 are alternately arranged in the circumferential direction.
  • the second face spline 52 also has a configuration in which a plurality of radially extending ridges and a plurality of radially extending recessed stripes are alternately arranged in the circumferential direction, similar to the first face spline 51. have The first face spline 51 and the second face spline 52 are engaged with each other, and the bolt member 26 is screwed into the female threaded portion 38 to apply an axial tightening force between the face splines 51 and 52, whereby the outer joint member 31 is and the hub wheel 16 are coupled so that torque can be transmitted.
  • both face splines 51 and 52 are axially displaced under the action of the tightening force of the bolt member 26 (see FIG. 1). bring close to
  • the hatched area in FIG. 3 represents the meshing area X where the convex streak of one face spline and the recessed streak of the other face spline finally mesh.
  • the surface 55 including the tooth tip of each ridge provided on one of the face splines will be referred to as a “tooth crest surface”, and the outer diameter of the tooth crest surface 55 of the meshing region X A region including the end is called an outer diameter portion Ea, a region including the inner diameter end of the tooth crest 55 of the meshing region X is called an inner diameter portion Ec, and a region sandwiched between the outer diameter portion Ea and the inner diameter portion Ec is called an intermediate portion Eb. called.
  • Rows I to III in FIG. 4 show the engagement process of both face splines 51 and 52 in chronological order. Columns indicate final stages.
  • row A represents the cross-sectional shape of the outer diameter portion Ea
  • row B represents the cross-sectional shape of the intermediate portion Eb
  • row C represents the cross-sectional shape of the inner diameter portion Ec.
  • the tooth surface 51a of the first face spline 51 and the tooth surface 52a of the second face spline 52 come into contact with each other at the intermediate portion Eb (IB) in the initial stage of the meshing process.
  • the depth from the tooth crest 55 to the portion of the tooth surface that first comes into contact with the mating tooth surface is referred to as the contact start depth.
  • Lb in FIG. 4 indicates the contact start depth at the intermediate portion Eb.
  • the tooth flanks 51a and 52a When the meshing process progresses to the intermediate stage (row II), the tooth flanks 51a and 52a also come into contact with each other at the outer diameter portion Ea (II-A) and the inner diameter portion Ec (II-C).
  • the contact starting depth La at the outer diameter portion Ea and the contact starting depth Lc at the inner diameter portion Ec are deeper than the contact starting depth Lb at the intermediate portion Eb.
  • the meshing process proceeds further and reaches the final stage (row III).
  • the tooth surfaces 51a and 52a After the contact between the tooth surfaces 51a and 52a, the tooth surfaces 51a and 52a are elastically deformed at any of the outer diameter portion Ea, the intermediate portion Eb, and the inner diameter portion Ec until the final stage (row III) is reached.
  • the contact state of both tooth flanks 51a and 52a is maintained. At this time, the amount of elastic deformation of the tooth flanks 51a and 52b at the intermediate portion Eb that comes into contact first becomes greater than the amount of elastic deformation
  • the inner diameter end of the tooth tip surface 55 in the meshing region X is 0%, and the outer diameter end is 100%. It is preferable to use an intermediate portion Eb in which they are in contact with each other. By setting the area of 50% or more as the intermediate portion Eb, the contact area Y (see FIG. 9B) between the tooth flanks during torque transmission is generally formed on the outer diameter side, so the load capacity during torque transmission is increased. be able to.
  • the contact order described above is such that, for example, the distance between tooth flanks (tooth width) of the ridges 53 of one face spline (for example, the first face spline 51) is equal to the ideal contour (tooth width) at the intermediate portion Eb.
  • This can be realized by defining the shape of the tooth flank 51a so as to be larger than the inter-tooth flank distance shown by the two-dot chain line).
  • FIG. 5 shows a case where the recessed line 54 that meshes with the projected line 53 is formed with an ideal outline (indicated by a broken line), but the same effect can be achieved by using the other face spline (for example, the second face spline 52).
  • tooth flanks 52a it can also be realized by determining the shape of the tooth flanks 52a so that the inter-tooth flank distance (the width of the tooth gap) of the grooved streak 54 is smaller than the inter-tooth flank distance of the ideal contour at the intermediate portion Eb.
  • the distance between the tooth flanks of the ridges 53 may be increased and the distance between the flanks of the grooves 54 may be decreased in the intermediate portion Eb.
  • the term "ideal contour" as used herein means an ideal tooth profile without machining error such that the tooth flanks 51a and 52a of both face splines 51 and 52 are in contact with each other over the entire meshing region X in the radial direction.
  • FIG. 6A shows the contact start depths La, Lb, and Lc between the tooth flanks 51a and 52a when the tooth flanks of both face splines 51 and 52 are formed with ideal contours by dashed lines.
  • the contact starting depth is uniform in the radial direction. Therefore, as shown in FIG. 6B, the width of the contact area Y (indicated by hatching) between the tooth flanks during torque transmission does not change in the radial direction and remains constant.
  • machining errors are unavoidable, it is difficult to achieve such a uniform contact start depth and a uniform width contact area.
  • FIGS. 7A and 7B show the contact start depths La, Lb, and Lc and the contact area Y when the tooth flanks are brought into contact with each other from the outer diameter portion Ea, as described in Patent Document 2.
  • the contact area gradually widens toward the inner diameter side after the outer diameter end of the meshing area contacts, as shown in FIG. Wide on the diameter side and narrow on the inner diameter side. Therefore, when a bending moment is generated when the constant velocity universal joint 3 takes an operating angle and transmits torque, a portion of the torque transmission portion 50 in the circumferential direction (a region forming a mountain fold) contacts the outer diameter side. Since the area Y disappears and the total area of the contact area Y is greatly reduced, the tooth flanks 51a and 52a are likely to be disengaged. Therefore, the bending rigidity of the wheel bearing device 1 is reduced.
  • FIGS. 8A and 8B show the contact start depths La, Lb, and Lc and the contact area Y when the tooth flanks are brought into contact from the inner diameter portion Ec as described in Patent Document 3.
  • the contact area gradually widens toward the outer diameter side after the inner diameter end of the meshing area contacts, as shown in FIG. wider on the side and narrower on the outer diameter side.
  • the radius of rotation of the contact area Y becomes small, the load capacity of the wheel bearing device 1 during torque transmission becomes insufficient.
  • FIGS. 9A and 9B show the contact start depths La, Lb, and Lc and the contact area Y when the tooth flanks are brought into contact from the intermediate portion Eb as in this embodiment.
  • the contact area gradually expands toward the outer diameter side and the inner diameter side after the intermediate portion Eb of the meshing area contacts.
  • a wide area including the intermediate portion Eb becomes the contact area Y during torque transmission. Therefore, even if a bending moment acts on the torque transmission portion 50 when the constant velocity universal joint 3 takes an operating angle to transmit torque, the total area of the contact region Y does not significantly decrease, and the tooth flanks do not contact each other. disengagement of meshing can be prevented.
  • the radius of rotation of the contact area Y is generally large, it is possible to ensure a sufficient load capacity during torque transmission. Therefore, it is possible to provide the wheel bearing device 1 having high bending rigidity and high load capacity during torque transmission.
  • the contact area Y during torque transmission expands in the outer diameter direction, so that the load capacity during torque transmission can be further increased.
  • the second face spline 52 on the side of the bearing 2 is provided on the end surface of the caulked portion 22 of the hub wheel 16, but when using the wheel bearing 2 that does not have the caulked portion 22, , the second face spline 52 can also be formed on the outboard side end surface of the inner ring 17 . In this case, it is desirable to provide a detent such as a serration between the inner ring 17 and the hub ring 16 to couple them so that torque can be transmitted.
  • the outer joint member 31 is provided with a female threaded portion 38 as a mechanism for applying an axial tightening force between the hub ring 16 and the outer joint member 31, and the female threaded portion 38 is screwed into the outer joint member 31.
  • a member having a male threaded portion bolt member 26
  • the structure for imparting tightening force is arbitrary. 27 is provided, and a tightening force can be applied by axially engaging a member (for example, a nut member) having a female threaded portion screwed to the male threaded portion with the hub wheel 16 .

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Abstract

外側継手部材３１とハブ輪１６は、それぞれに設けたフェーススプライン５１，５２を噛み合せ、かつ両フェーススプライン５１，５２間に軸方向の緊締力を作用させることでトルク伝達可能に結合される。両フェーススプライン５１，５２を軸方向に接近させて互いに噛み合せる過程で、両フェーススプラインの噛み合い領域Ｘの外径部Ｅａと、内径部Ｅｃと、外径部と内径部に挟まれた中間部Ｅｂとのうち、中間部Ｅｂで両フェーススプライン５１，５２の歯面５１ａ，５１ｂ同士が最初に接触するように両フェーススプライン５１，５２の歯面形状を定める。

Description

車輪用軸受装置
　本発明は、自動車等の車両において車輪を車体に対して回転自在に支持するための車輪用軸受装置に関する。
　複列の転がり軸受（車輪用軸受）と等速自在継手とがユニット化された車輪用軸受装置として、ハブ輪と等速自在継手の外側継手部材との間のトルク伝達を、ハブ輪の端面および外側接手部材の端面にそれぞれ設けたフェーススプラインを介して行うものが知られている（特許文献１の図７等）。この車輪用軸受装置では、ハブ輪にボルト部材を挿通し、ボルト部材の座面をハブ輪の端面と係合させた状態で、ボルト部材を外側継手部材の椀形部の底部に設けたねじ孔に螺着することで、外側継手部材とハブ輪が結合される。
　このようにフェーススプラインを使用した車輪用軸受装置においては、フェーススプライン同士を噛み合わせる際に、最初に半径方向外側で両フェーススプラインの歯同士を接触させ、緊締が強まるにつれて半径方向内側でも歯同士を接触させるもの（特許文献２）と、最初に半径方向内側で歯同士を接触させ、緊締が強まるにつれて半径方向外側でも歯同士を接触させるもの（特許文献３）とが知られている。
特開２００９－１１５２９２号公報 特許第５０３９０４８号公報 米国特許出願公開第２０１５／００２１９７３号明細書
　特許文献２には、第１の歯と第２の歯とが、通常の緊締力のほぼ７５％に到達した際に両歯の歯面の全長にわたって互いに接触する旨が記載されている（段落００２８）。しかしながら、フェーススプラインの加工時には加工誤差が避けられず、そのため、歯面の形状を理想通りに製作することはできない。従って、所定の緊締力の付与後には、両歯の歯面の半径方向全長にわたって歯面同士を接触させることは、理論的にはともかく実際には困難であり、両フェーススプラインの歯面同士は、噛み合い領域の一部でしか接触させることはできない。
　また、フェーススプライン同士を噛み合わせる際には、その噛み合わせ作業の前半に相手側と接触する部位が、トルク伝達時における歯面同士の接触領域となることが多い。従って、緊締力の付与後は、特許文献２の構成では、歯面同士の半径方向の噛み合い領域のうち主に外径側が歯面同士の接触領域となり、特許文献３の構成では主に内径側が歯面同士の接触領域となる。
　車輪用軸受装置の等速自在継手が作動角をとった状態で、トルク伝達を行う場合、等速自在継手の外側継手部材とハブ輪の連結部には曲げモーメントが繰り返し作用する。従って、特許文献２のように歯面同士の接触領域が外径側に存在する場合、噛み合い領域の円周方向の一部領域（曲げモーメントを作用させた際に山折れとなる領域）では、ボルト部材の変形を通じてフェーススプライン同士の噛み合い領域の外径側で歯面同士が非接触となる。これにより噛み合い領域での接触領域の面積が大きく減少するため、フェーススプライン同士の噛み合いが外れる場合がある。特にフェーススプライン同士の噛み合い領域では、図１０に示すように、トルク伝達中に、歯面１５１ａ，１５２ａ間に作用するトルク伝達力Ｆの歯面に沿う方向の分力Ｆａが歯同士の噛み合いを外す方向に作用するため、フェーススプライン同士の噛み合いがより一層外れやすくなる。従って、特許文献２の構成では、車輪用軸受装置の曲げ剛性が低下する問題がある。
　その一方で、特許文献３のように、トルク伝達中における歯面同士の接触領域が内径側となる構成では、外径側に接触領域を持たないため、曲げモーメントが車輪用軸受装置の曲げ剛性に与える影響は少なくなるが、接触領域の回転半径が小さいため、トルク伝達時の負荷容量が低下し、高トルクの伝達が難しくなる問題がある。
　以上に鑑み、本発明は、高い曲げ剛性を有し、かつトルク伝達時の負荷容量を高めることができる車輪用軸受装置を提供することを目的とする。
　本発明は、複列の内側軌道面、およびホイールに取り付けるためのフランジ部を有する内方部材と、複列の外側軌道面を有する外方部材と、対向する内側軌道面と外側軌道面の間に配置された複数の転動体とを備えた車輪用軸受と、外側継手部材を有する等速自在継手とを備え、前記外側継手部材と前記内方部材とが、それぞれに設けたフェーススプラインを噛み合せ、かつ両フェーススプライン間に軸方向の緊締力を作用させることでトルク伝達可能に結合された車輪用軸受装置において、両フェーススプラインを軸方向に接近させて互いに噛み合せる過程で、両フェーススプラインの噛み合い領域の外径部と、内径部と、前記外径部と前記内径部に挟まれた中間部とのうち、前記中間部で両フェーススプラインの歯面同士が最初に接触するように両フェーススプラインの歯面形状が定められていることを特徴とする。
　両フェーススプラインを軸方向に接近させて互いに噛み合せる過程において、初期の段階で歯面同士が接触する領域では、噛み合わせの進行に伴って双方の歯面が弾性変形し、その接触状態を維持する。そのため、初期の段階で歯面同士が接触した領域は、歯面に多少の加工誤差があったとしても、トルク伝達中は歯面同士が接触した接触領域となる。上記構成によれば、少なくとも中間部に歯面同士の接触領域が形成されるため、作動角をとった等速自在継手のトルク伝達により曲げモーメントが作用し、そのために外径側で両フェーススプラインの噛み合いが外れそうになったとして、中間部では歯面同士の接触領域が維持される。そのため、両フェーススプラインの噛み合いが外れることはない。また、中間部に歯面同士の接触領域が存在することで、接触領域の回転半径が総じて大きくなるため、トルク伝達時の負荷容量を十分に確保することが可能となる。
  かかる構成においては、中間部の次に、外径部で両フェーススプラインの歯面同士が接触するように両フェーススプラインの歯面形状が定められるのが好ましい。これにより、トルク伝達中の歯面同士の接触領域が外径方向に拡大するため、トルク伝達時の負荷容量をさらに高めることができる。
　前記両フェーススプライン同士の噛み合い領域のうち、何れか一方のフェーススプラインの歯先面の内径端を０％、外径端を１００％として、５０％から９０％の領域を前記中間部とするのが好ましい。
　このように歯先面の５０％以上の領域を中間部とすることにより、トルク伝達中の歯面同士の接触領域が外径側に形成されるため、トルク伝達時の負荷容量をさらに高めることが可能となる。
　以上のように、本発明によれば、高い曲げ剛性を有し、かつトルク伝達時の負荷容量を高めることができる車輪用軸受装置を提供することができる。
車輪用軸受装置を軸方向に沿う断面で見た断面図である。 外側継手部材をアウトボード側から見た正面図である。 図１に示す車輪用軸受装置において、フェーススプライン同士を軸方向に接近させて互いに噛み合せる過程を示す断面図である。 フェーススプラインの噛み合い領域を円周方向に沿う断面で見た断面図である。 フェーススプラインの噛み合い領域を軸方向から見た正面図である。 図１に示す車輪用軸受装置の第一フェーススプラインを拡大して示す断面図である。 図１に示す車輪用軸受装置の第一フェーススプラインを拡大して示す断面図である。 図１に示す車輪用軸受装置の第一フェーススプラインを拡大して示す断面図である。 図１に示す車輪用軸受装置の第一フェーススプラインを拡大して示す断面図である。 図１に示す車輪用軸受装置の第一フェーススプラインを拡大して示す断面図である。 図１に示す車輪用軸受装置の第一フェーススプラインを拡大して示す断面図である。 図１に示す車輪用軸受装置の第一フェーススプラインを拡大して示す断面図である。 図１に示す車輪用軸受装置の第一フェーススプラインを拡大して示す断面図である。 フェーススプラインの噛み合い領域を円周方向に沿う断面で見た断面図である。
　以下、この発明の実施形態に係る車輪用軸受装置を図１～図９Ａ、図９Ｂに基づいて説明する。なお、以下の説明では、車体に取り付けた際に車幅方向の外側となる方向をアウトボード側と呼び、車幅方向の内側となる方向をインボード側と呼ぶ。
  この実施形態に係る車輪用軸受装置１は、図１に示すように、車輪用軸受２と等速自在継手３とをユニット化した構造を有する。
　車輪用軸受２は、複列の内側軌道面５，６を有する内方部材７と、内方部材７の外径側に配置され、複列の外側軌道面１０，１１を有する外方部材１２と、半径方向で対向する内側軌道面５，６と外側軌道面１０，１１の間に配置された複数の転動体１３と、転動体１３を円周方向で等間隔に保持する保持器（図示省略）とを主要な構成要素とする。
　内方部材７は、ハブ輪１６と、ハブ輪１６の外周に固定された内輪１７とを有する。ハブ輪１６の外周面に複列の内側軌道面５，６のうちの一方の内側軌道面５が形成され、内輪１７の外周面に他方の内側軌道面６が形成されている。
　ハブ輪１６は、車両のホイールに取り付けられるフランジ部１８と、円筒状の筒部１９とを備える。ハブ輪１６のフランジ部１８にはボルト装着孔２０が設けられる。ホイールおよびブレーキロータをこのフランジ部１８に固定するためのハブボルトがこのボルト装着孔２０に固定される。筒部１９のインボード側端部に小径部２１が形成され、この小径部２１の外周面に内輪１７が圧入固定されている。ハブ輪１６の筒部１９のインボード側の端部には、内輪１７の小径部２１への圧入後に加締めにより外径側に塑性変形させた加締め部２２が形成されている。加締め部２２は内輪１７のインボード側端面に密着している。この加締め部２２により内輪１７の位置決めがなされると共に、車輪用軸受２の内部に所定の予圧が付与される。ハブ輪１６の筒部１９のアウトボード側の内周面には、内径側に突出する内壁部２３が設けられる。内壁部２３は、その軸心上に、軸方向の貫通穴２４を有する。貫通穴２４には、そのアウトボード側からボルト部材２６が挿入される。
  等速自在継手３は、角度変位のみを許容し、軸方向変位を許容しない固定式等速自在継手で構成される。この等速自在継手３は、カップ状のマウス部３０を有する外側継手部材３１と、外側継手部材３１のマウス部３０の内径側に収容された内側継手部材３２と、内側継手部材３２と外側継手部材３１との間に配設されるトルク伝達部材としてのボール３３とを主要な構成要素とする。内側継手部材３２の中心孔の内周面には雌スプライン３４が形成され、この雌スプライン３４に、図示しない中間シャフトの端部に形成された雄スプラインが挿入される。これにより、内側継手部材３２と中間シャフトとがトルク伝達可能に結合される。
　マウス部３０の球面状の内周面には、軸方向に延びるトラック溝３５が円周方向の複数個所に形成され、内側継手部材３２の球面状の外周面には、軸方向に延びるトラック溝３６が円周方向の複数個所に形成される。半径方向で対向する外側継手部材３１のトラック溝３５と内側継手部材３２のトラック溝３６が対をなし、各対のトラック溝３５，３６で形成される複数のボールトラックに１個ずつボール３３が転動可能に組み込まれている。各ボール３３は、ケージ３７によって円周方向の等配位置に保持されている。ケージ３７の球面状の外周面は外側継手部材３１の球面状の内周面と接し、ケージ３７の球面状の内周面は内側継手部材３２の球面状の外周面と接している。
　図１では、マウス部３０の開口側端部で外側継手部材３１のトラック溝３５の溝底を直線状とし、マウス部３０の奥側端部で内側継手部材３２のトラック溝３６の溝底を直線状としているが（アンダーカットフリー型）、外側継手部材３１のトラック溝３５および内側継手部材３２のトラック溝３６の双方の溝底全体を曲線状に形成することもできる。
　外側継手部材３１と内側継手部材３２との間に作動角が付与されると、ケージ３７に保持されたボール３３はどのような作動角においても、常にその作動角の二等分面内に維持される。これにより、外側継手部材３１と内側継手部材３２との間での等速性が確保される。外側継手部材３１と内側継手部材３２との間では、等速性が確保された状態で回転トルクがボール３３を介して伝達される。
  マウス部３０は、軸心を中心とする雌ねじ部３８が形成された底部３９を有する。ボルト部材２６の先端に形成された雄ねじ部２７を雌ねじ部３８に螺合させることで、ボルト部材２６の座面２６ａが内壁部２３のアウトボード側端面２３ａと軸方向で係合する。さらにボルト部材２６をねじ込むことで、外側継手部材３１とハブ輪１６の間に、両者を接近させる方向の軸方向の緊締力が付与される。
　車輪用軸受２の内方部材７と外側継手部材３１のマウス部３０の底部３９との間にはトルク伝達部５０が設けられる。このトルク伝達部５０は、継手３側に形成された第一フェーススプライン５１と、軸受２側に形成された第二フェーススプライン５２とを篏合させることで構成される。
　本実施形態では、第一フェーススプライン５１がマウス部３０の底部３９のアウトボード側端面に形成され、第二フェーススプライン５２がハブ輪１６の加締め部２２のインボード側端面に形成されている。図２は第一フェーススプライン５１を軸方向から見た図を示す。図２に示すように、第一フェーススプライン５１は、半径方向に延びる複数の凸条５３と半径方向に延びる複数の凹条５４とを円周方向で交互に配置した形態を有する。図示は省略するが、第二フェーススプライン５２も、第一フェーススプライン５１と同様に、半径方向に延びる複数の凸条と半径方向に延びる複数の凹条とを円周方向で交互に配置した形態を有する。第一フェーススプライン５１と第二フェーススプライン５２を噛み合わせ、さらにボルト部材２６の雌ねじ部３８へのねじ込みにより軸方向の緊締力を両フェーススプライン５１，５２間に作用させることで、外側継手部材３１とハブ輪１６とがトルク伝達可能に結合される。
　図３に示すように、第一フェーススプライン５１と第二フェーススプライン５２を噛み合せる際には、ボルト部材２６（図１参照）の緊締力の作用下で、両フェーススプライン５１，５２を軸方向に接近させる。図３中のハッチングを付した領域が最終的に一方のフェーススプラインの凸条と他方のフェーススプラインの凹条とが噛み合う噛み合い領域Ｘを表す。以下では、この噛み合い領域Ｘのうち、何れか一方のフェーススプラインに設けられた各凸条の歯先を含む面５５を「歯先面」と称し、噛み合い領域Ｘの歯先面５５の外径端を含む領域を外径部Ｅａと称し、噛み合い領域Ｘの歯先面５５の内径端を含む領域を内径部Ｅｃと称し、外径部Ｅａと内径部Ｅｃに挟まれた領域を中間部Ｅｂと称する。
　本実施形態においては、第一フェーススプライン５１と第二フェーススプライン５２を軸方向に接近させて互いに噛み合せる過程において、中間部Ｅｂで両フェーススプライン５１，５２の歯面同士が最初に接触するように、両フェーススプライン５１，５２の各歯面の形状が定められる。
　これを図４に基づいて具体的に説明する。なお、図４中のＩ列～ＩＩＩ列は、両フェーススプライン５１，５２の噛み合せ過程を時系列で示すもので、Ｉ列が噛み合わせの初期段階を示し、ＩＩ列が中間段階を示し、ＩＩＩ列が最終段階を示す。また、図４中のＡ行が外径部Ｅａの断面形状を表し、Ｂ行が中間部Ｅｂの断面形状を表し、Ｃ行が内径部Ｅｃの断面形状を表す。
　図４に示すように、噛み合せ過程の初期段階の中間部Ｅｂ（Ｉ－Ｂ）では第一フェーススプライン５１の歯面５１ａと第二フェーススプライン５２の歯面５２ａとが接触する。この時、外径部Ｅａ（Ｉ－Ａ）と内径部Ｅｃ（Ｉ－Ｃ）では、歯面５１ａ，５２ａ間に隙間δがある。なお、歯先面５５から、歯面のうちで最初に相手側の歯面と接触した部分までの深さを接触開始深さと称する。図４中のＬｂは、中間部Ｅｂにおける接触開始深さを示す。
　噛み合せ過程が進んで中間段階（ＩＩ列）に至ると、外径部Ｅａ（ＩＩ－Ａ）と内径部Ｅｃ（ＩＩ－Ｃ）でも歯面５１ａ，５２ａ同士が接触する。外径部Ｅａにおける接触開始深さＬａおよび内径部Ｅｃにおける接触開始深さＬｃは、中間部Ｅｂにおける接触開始深さＬｂよりも深い位置となる。その後、噛み合せ過程がさらに進んで最終段階（ＩＩＩ列）に至る。歯面５１ａ，５２ａ同士の接触後、最終段階（ＩＩＩ列）に至るまでは、外径部Ｅａ、中間部Ｅｂ、および内径部Ｅｃの何れの部位でも、歯面５１ａ，５２ａが弾性変形し、両歯面５１ａ，５２ａの接触状態が維持される。この時、最初に接触する中間部Ｅｂでの歯面５１ａ，５２ｂの弾性変形量は、他所（外径部Ｅａ，内径部Ｅｂ）の弾性変形量よりも大きくなる。
　なお、図３において、噛み合い領域Ｘにおける歯先面５５の内径端を０％、外径端を１００％として、５０％以上の領域、具体的には５０～９０％の領域を最初に歯面同士が接触する中間部Ｅｂとするのが好ましい。５０％以上の領域を中間部Ｅｂとすることで、トルク伝達中の歯面同士の接触領域Ｙ（図９Ｂ参照）が総じて外径側に形成されるため、トルク伝達時の負荷容量を大きくすることができる。
　以上に述べた接触順序は、図５に示すように、例えば、一方のフェーススプライン（例えば第一フェーススプライン５１）の凸条５３の歯面間距離（歯幅）が中間部Ｅｂで理想輪郭（二点鎖線で示す）の歯面間距離よりも大きくなるように歯面５１ａの形状を定めることで実現することができる。なお、図５では、凸条５３と噛み合う凹条５４が理想輪郭（破線で示す）で形成された場合を示しているが、同様の効果は、他方のフェーススプライン（例えば第二フェーススプライン５２）の凹条５４の歯面間距離（歯隙間の幅）が中間部Ｅｂで理想輪郭の歯面間距離よりも小さくなるように歯面５２ａの形状を定めることでも実現することができる。これらを組み合わせて、中間部Ｅｂで凸条５３の歯面間距離を大きくし、凹条５４の歯面間距離を小さくしてもよい。ここでいう理想輪郭とは、噛み合い領域Ｘの半径方向全域で両フェーススプライン５１，５２の歯面５１ａ，５２ａ同士が同時に接触するような、加工誤差のない理想的な歯形輪郭を意味する。
　なお、図５では、理解の容易化のため、中間部Ｅｂにおける歯面間距離を誇張して拡大させているが、実際の拡大量は、歯面５１ａ，５１ｂで生じ得る最大の加工誤差を超える程度であり、肉眼で判別することは困難な程度となる。図５中の符号Ｏは車輪用軸受装置１の回転中心を表す。
　図６Ａは、両フェーススプライン５１，５２の各歯面が理想輪郭で形成されている時の歯面５１ａ，５２ａ同士の接触開始深さＬａ，Ｌｂ，Ｌｃを破線で示している。この場合、噛み合い領域Ｘの半径方向全域で歯面５１ａ，５２ａ同士が同時に接触するため、接触開始深さは、半径方向で均一な深さとなる。そのため、図６Ｂに示すように、トルク伝達中における歯面同士の接触領域Ｙ（ハッチングで示す）の幅は、半径方向で変化せず一定の幅となる。その一方で、加工誤差が不可避であるため、このような均一な接触開始深さや均一幅の接触領域を実現することは困難である。
　図７Ａ、図７Ｂは特許文献２に記載のように、歯面同士を外径部Ｅａから接触させるようにした場合の接触開始深さＬａ，Ｌｂ，Ｌｃと接触領域Ｙを示している。この場合、噛み合い領域の外径端が接触してから内径側に向けて徐々に接触領域が広がるため、図７Ｂに示すように、トルク伝達中の歯面５１ａ，５２ａ同士の接触領域Ｙは外径側で広く、内径側で狭くなる。そのため、等速自在継手３が作動角をとってトルク伝達する際に曲げモーメントが生じると、トルク伝達部５０の円周方向の一部領域（山折りとなる領域）では、外径側の接触領域Ｙが消失し、接触領域Ｙの総面積が大きく減少するため、歯面５１ａ，５２ａ同士の噛み合いが外れやすくなる。そのため、車輪用軸受装置１の曲げ剛性が低下する。
　図８Ａ、図８Ｂは特許文献３に記載のように、歯面同士を内径部Ｅｃから接触させるようにした場合の接触開始深さＬａ，Ｌｂ，Ｌｃと接触領域Ｙを示している。この場合、噛み合い領域の内径端が接触してから外径側に向けて徐々に接触領域が広がるため、図８Ｂに示すように、トルク伝達中の歯面５１ａ，５２ａ同士の接触領域Ｙは内径側で広く、外径側で狭くなる。この場合、接触領域Ｙの回転半径が小さくなるため、車輪用軸受装置１におけるトルク伝達時の負荷容量が不十分となる。
　図９Ａ、図９Ｂは本実施形態のように、歯面同士を中間部Ｅｂから接触させるようにした場合の接触開始深さＬａ，Ｌｂ，Ｌｃと接触領域Ｙを示している。この場合、噛み合い領域の中間部Ｅｂが接触してから外径側および内径側に向けて徐々に接触領域が広がる。この場合、トルク伝達中は、中間部Ｅｂを含む広い領域が接触領域Ｙとなる。そのため、等速自在継手３が作動角をとってトルク伝達する際に、トルク伝達部５０に曲げモーメントが作用したとしても、接触領域Ｙの総面積が極端に減少することはなく、歯面同士の噛み合いの外れを防止することができる。また、接触領域Ｙの回転半径が総じて大きくなるため、トルク伝達時の負荷容量を十分に確保することが可能となる。従って、曲げ剛性が高くかつトルク伝達時の負荷容量が高い車輪用軸受装置１を提供することが可能となる。
　なお、中間部Ｅｂの歯面同士が接触した後は、内径部Ｅｃよりも先に外径部Ｅａで歯面５１ａ，５２ａが接触するように各歯面５１ａ，５２ａの形状を定めるのが好ましい。これにより、トルク伝達中の接触領域Ｙが外径方向に拡大するため、トルク伝達時の負荷容量を更に高めることができる。
  本発明の実施形態は上記に限られない。以下、本発明の他の実施形態を説明するが、上記の実施形態と同様の点については説明を省略する。
　以上に述べた実施形態では、軸受２側の第二フェーススプライン５２をハブ輪１６の加締め部２２の端面に設けているが、加締め部２２を有しない車輪用軸受２を使用する場合は、第二フェーススプライン５２を内輪１７のアウトボード側端面に形成することもできる。この場合、内輪１７とハブ輪１６との間には、セレーション等の回り止めを設けて両者をトルク伝達可能に結合するのが望ましい。
　また、以上に述べた実施形態では、ハブ輪１６と外側継手部材３１の間に軸方向の緊締力を与える機構として、外側継手部材３１に雌ねじ部３８を設け、この雌ねじ部３８に螺合する雄ねじ部を有する部材（ボルト部材２６）をハブ輪１６と軸方向で係合させる場合を例示したが、緊締力の付与構造は任意であり、上記以外にも、例えば外側継手部材３１に雄ねじ部２７を設け、この雄ねじ部に螺合する雌ねじ部を有する部材（例えばナット部材）をハブ輪１６と軸方向で係合させることで、緊締力を与えることもできる。
１　　　　　車輪用軸受装置
２　　　　　車輪用軸受
３　　　　　等速自在継手
５，６　　　内側軌道面
７　　　　　内方部材
１０，１１　外側軌道面
１２　　　　外方部材
１３　　　　転動体
１６　　　　ハブ輪
１７　　　　内輪
１８　　　　フランジ部
２６　　　　ボルト部材
３１　　　　外側継手部材
５１　　　　第一フェーススプライン
５１ａ　　　歯面
５２　　　　第二フェーススプライン
５２ａ　　　歯面
Ｅａ　　　　外径部
Ｅｂ　　　　中間部
Ｅｃ　　　　内径部

Claims (3)

  1. 　複列の内側軌道面、およびホイールに取り付けるためのフランジ部を有する内方部材と、複列の外側軌道面を有する外方部材と、対向する内側軌道面と外側軌道面の間に配置された複数の転動体とを備えた車輪用軸受と、
    　外側継手部材を有する等速自在継手とを備え、
    　前記外側継手部材と前記内方部材とが、それぞれに設けたフェーススプラインを噛み合せ、かつ両フェーススプライン間に軸方向の緊締力を作用させることでトルク伝達可能に結合された車輪用軸受装置において、
    　両フェーススプラインを軸方向に接近させて互いに噛み合せる過程で、両フェーススプラインの噛み合い領域の外径部と、内径部と、前記外径部と前記内径部に挟まれた中間部とのうち、前記中間部で両フェーススプラインの歯面同士が最初に接触するように両フェーススプラインの歯面形状が定められていることを特徴とする車輪用軸受装置。
  2.   前記中間部の次に、前記外径部で両フェーススプラインの歯面同士が接触するように両フェーススプラインの歯面形状が定められた請求項１に記載の車輪用軸受装置。
  3. 　前記両フェーススプライン同士の噛み合い領域のうち、何れか一方のフェーススプラインの歯先面の内径端を０％、外径端を１００％として、５０％から９０％の領域を前記中間部とした請求項１または２記載の車輪用軸受装置。
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