CN211820627U - 斜齿轮的推力负荷减轻结构 - Google Patents

Abstract

本实用新型提供一种斜齿轮的推力负荷减轻结构，能够在不导致零件数的增加或成本上涨的情况下，利用简单的结构使花键嵌合于旋转轴的斜齿轮所产生的推力负荷减轻而防止其轴向移动。作为通过花键嵌合而结合于旋转轴(副轴)(11)的斜齿轮(变速齿轮)(14)的推力负荷减轻结构，将所述斜齿轮(14)的内径花键(14b)设置为相对于旋转轴中心线(L)而斜向扭转的螺旋花键。此时，将所述螺旋花键的扭转方向设置为与刻设在所述斜齿轮(14)外周的斜齿(14a)的扭转方向相同的方向。

Description

斜齿轮的推力负荷减轻结构

技术领域

本实用新型涉及一种通过花键嵌合而结合于旋转轴的斜齿轮(helical gear)的推力负荷(thrust load)减轻结构。

背景技术

为了降低相互咬合的齿轮在旋转时的噪音，通常利用斜齿轮(斜齿齿轮)来构成两齿轮，但若这些斜齿轮旋转，则由于齿轮的咬合而产生推力负荷。因此，设有斜齿轮的旋转轴是由能够同时承受轴颈负荷(journal load)与推力负荷的圆锥滚子轴承(taper rollerbearing)等可旋转地支撑。另外，有可能斜齿轮由于推力负荷而在旋转轴上沿轴向移动，因此需要限制所述移动的部件。

此外，专利文献1中提出有一种车辆的差速器装置，其利用通过斜齿轮的咬合而产生的推力负荷，通过推力负荷而使花键嵌合于旋转轴的斜齿轮沿轴向移动，由此例如挤压离合器(clutch)而容易地获得摩擦阻力。

[现有技术文献]

[专利文献]

专利文献1：日本专利特开2004-100832号公报

实用新型内容

[实用新型所要解决的问题]

但是，在不利用由斜齿轮的推力负荷所致的轴向移动的装置中，为了限制斜齿轮的轴向移动，需要设置栓(cotter)或栓盖(cotter cover)、按压栓盖的卡簧(circlip)等。因此，有无法避免零件数的增加或结构的复杂化、伴随这些的成本上涨(cost up)等问题。

本实用新型是鉴于所述问题而成，其目的在于提供一种斜齿轮的推力负荷减轻结构，能够在不导致零件数的增加或成本上涨的情况下，利用简单的结构使花键嵌合于旋转轴的斜齿轮所产生的推力负荷减轻而防止其轴向移动。

[解决问题的技术手段]

为了达成所述目的，本实用新型是一种斜齿轮14的推力负荷减轻结构，所述斜齿轮14通过花键嵌合而结合于旋转轴11，且所述斜齿轮14的推力负荷减轻结构，将所述斜齿轮14的内径花键14b设置为相对于旋转轴中心线L而斜向扭转的螺旋花键(helicalspline)。此时，需要将所述螺旋花键的扭转方向设为与刻设在所述斜齿轮14的外周的斜齿14a的扭转方向相同的方向。

根据本实用新型，将通过花键嵌合而结合于旋转轴的斜齿轮的内径花键设为螺旋花键，并将其扭转方向设置为与刻设在所述变速齿轮的外周的斜齿的扭转方向相同的方向，因此与作用于相互咬合的两个斜齿轮彼此的咬合面的推力负荷为相反方向的推力负荷作用于螺旋花键。因此，作用于两斜齿轮的咬合面的推力负荷由作用于其中一个斜齿轮(花键嵌合于旋转轴的斜齿轮)的内径花键的推力负荷抵消而减轻。其结果为，限制斜齿轮的轴向移动，能够不像以前那样使用栓或栓盖等零件，而仅利用例如卡簧来限制斜齿轮的轴向移动，能够在不导致零件数的增加或结构的复杂化及伴随这些的成本上涨的情况下，利用简单的结构获得所述效果。

另外，在所述斜齿轮14的推力负荷减轻结构中，也可在将所述斜齿轮14的半径设为R，将所述内径花键14b的半径设为r，将所述斜齿14a的扭转角设为β时，将所述螺旋花键的扭转角α设置为

α＝tan^-1((r/R)tanβ)。

根据所述结构，作用于两斜齿轮的咬合面的推力负荷、与作用于其中一个斜齿轮的内径花键(螺旋花键)的推力负荷的大小(绝对值)相等，能够利用作用于其中一个斜齿轮的内径花键的推力负荷来抵消作用于两斜齿轮的咬合面的推力负荷，使作用于所述斜齿轮14的推力负荷减轻。

[实用新型的效果]

根据本实用新型，能够在不导致零件数的增加或成本上涨的情况下，利用简单的结构使花键嵌合于旋转轴的斜齿轮所产生的推力负荷减轻而防止其轴向移动。

附图说明

图1是设有具备本实用新型的推力负荷减轻结构的斜齿轮的、车辆的差速器装置部分的平剖面图。

图2是示意性地表示作用于具备本实用新型的推力负荷减轻结构的斜齿轮及与其咬合的另一斜齿轮的负荷的正面图。

图3是示意性地表示具备本实用新型的推力负荷减轻结构的斜齿轮(变速齿轮)的斜齿与内径花键以及所述斜齿轮所产生的推力负荷的侧面图(图2的箭头A方向的图)。

图4是示意性地表示作用于现有的斜齿轮及与其咬合的另一斜齿轮的负荷的正面图。

图5是示意性地表示现有的斜齿轮的斜齿与内径花键及作用于两斜齿轮的咬合面的推力负荷的侧面图(图4的箭头B方向的图)。

[符号的说明]

1：差速器装置

6：环齿轮

11：副轴(旋转轴)

14：变速齿轮(斜齿轮)

14a：变速齿轮的斜齿

14b：变速齿轮的内径花键

15：卡簧

nK_axi(SPL)：作用于内径花键的推力负荷

K_axi(HEL)：作用于变速齿轮与环齿轮的咬合面的推力负荷

L：旋转轴中心线

R：变速齿轮的半径

r：变速齿轮的内径花键的半径

α：斜齿的扭转角

β：内径花键的扭转角

具体实施方式

以下，参照附图对本实用新型的实施方式进行说明。

＜车辆的差速器装置部＞

图1为设有具备本实用新型的推力负荷减轻结构的斜齿轮的、车辆的差速器装置部分的平剖面图。本图所示的差速器装置1将来自搭载于车辆前部的发动机(engine)等未图示的驱动源的旋转动力分配给左右的未图示的驱动轮，收容在变速箱2内，且具备绕车宽方向(图1的左右方向)的第一轴心C1受到旋转驱动的球壳状的差速器壳体(以下简称为“差速器壳体”)3。

在差速器壳体3，沿第一轴心C1方向(图1的左右方向)一体地突设有圆筒状的内嵌部3a，此内嵌部3a用于分别穿插支撑左右的车轴4L、车轴4R的在轴向相对向的小径的各端部。

而且，差速器壳体3通过其左右的内嵌部3a由左右的滚珠轴承5支撑于变速箱2，从而绕第一轴心C1可旋转地受到支撑。另外，在差速器壳体3的外周，一体地形成有在图1中沿上下方向竖起的环状的法兰部3A，在所述法兰部3A，利用多根螺栓(图1中仅图示一根)而安装有用于将从发动机等驱动源输出的旋转动力输入至所述差速器壳体3的环齿轮(ringgear)6。

此外，在差速器壳体3的中心部，沿与第一轴心C1正交的第二轴心C2方向(图1的上下方向)穿插固定着小齿轮轴8，在差速器壳体3的内部，收容有由小齿轮轴8绕第二轴心C2可旋转地支撑的左右一对小齿轮(伞齿轮(bevel gear))9、及与各小齿轮9分别咬合并绕第一轴心C1可旋转地受到支撑的左右一对侧齿轮(伞齿轮)10。此处，一对小齿轮9在差速器壳体3内沿图1的上下方向配置，一对侧齿轮10夹持小齿轮轴8而配置在其左右两侧。

而且，在所述一对侧齿轮10的内周，通过花键嵌合而连结有分别穿进差速器壳体3的左右的内嵌部3a的左右的车轴4L、车轴4R的各内端部。因此，左右的各侧齿轮10与左右的各车轴4L、车轴4R绕第一轴心C1一体地旋转。此外，虽未图示，但在左右的车轴4L、车轴4R的各外端部分别安装有左右的驱动轮，左右的驱动轮与左右的车轴4L、车轴4R一起一体地旋转。

此外，在变速箱2内，与左右的车轴4L、车轴4R平行地配置有中空状的副轴(counter shaft)11，所述副轴11的轴向两端部(图1的左右两端部)通过圆锥滚子轴承12而可旋转地支撑于变速箱2。此处，各圆锥滚子轴承12为能够同时承受轴颈负荷与推力负荷的轴承。

而且，在所述副轴11一体地形成有变速齿轮13，所述变速齿轮13与收容在变速箱2内的另一变速齿轮(未图示)咬合。另外，在副轴11通过花键嵌合而结合有小径的变速齿轮14，所述变速齿轮14与安装于差速器壳体2的大径的所述环齿轮6咬合。此处，相互咬合的变速齿轮14及环齿轮6由斜齿轮构成。此外，花键嵌合于副轴11的变速齿轮14的轴向移动由嵌着在副轴14的外周的卡簧15限制。

以上的结构中，若从车辆的发动机等驱动源输出的旋转动力经由变速齿轮13输入至副轴11，则所述副轴11以规定的速度旋转，但所述副轴11的旋转经相互咬合的变速齿轮14及环齿轮6减速而输入至差速器装置1的差速器壳体3。于是，差速器壳体3在变速箱2内绕第一轴心C1旋转，当车辆直进行驶时，左右的驱动轮从路面所受的阻力相等，因此左右的小齿轮9与差速器壳体3一起公转而向左右一对侧齿轮10传递旋转动力。因此，左右的侧齿轮10旋转，与这些侧齿轮10一起而左右的车轴4L、车轴4R及左右的驱动轮分别受到旋转驱动。此时，一对小齿轮9不旋转(自转)。

另一方面，在车辆转弯的拐弯时，左右的驱动轮从路面所受的阻力产生差(左右的驱动轮的移动距离产生差)，因此差速器装置1的一对小齿轮9自转，其中一个侧齿轮10的旋转速度较另一个侧齿轮10的旋转速度更快，由此一方面顺利进行车辆的拐弯一方面向左右的驱动轮适当分配旋转动力。

＜斜齿轮的推力负荷减轻结构＞

接下来，基于图2及图3对本实用新型的推力负荷减轻结构作以下说明。

图2为示意性地表示作用于具备本实用新型的推力负荷减轻结构的斜齿轮(变速齿轮)及与其咬合的另一斜齿轮(环齿轮)的负荷的正面图，图3为示意性地表示具备本实用新型的推力负荷减轻结构的斜齿轮(变速齿轮)的斜齿与内径花键及所述斜齿轮所产生的推力负荷的侧面图(图2的箭头A方向的图)。

本实施方式中，如上文所述，图1所示的变速齿轮14及与其咬合的环齿轮6均由斜齿轮构成，本实用新型的推力负荷减轻结构是对变速齿轮14采用。

也就是说，刻设在变速齿轮14的外周的斜齿14a如图3所示，相对于旋转轴中心线L而以图示的扭转角β斜向(图3中向右下)倾斜，但刻设在所述变速齿轮14的内径部的内径花键14b也相对于旋转轴中心线L而以图示的扭转角α与斜齿14a向相同方向倾斜，以螺旋花键的形式构成。此外，虽未图示，但在变速齿轮14通过花键嵌合而结合的副轴11的外周也刻设有螺旋花键。

此处，考虑变速齿轮14及副轴11向图2的箭头a方向(逆时针方向)旋转，与所述变速齿轮14咬合的环齿轮6向箭头b方向(顺时针方向)旋转的情况。此时，若将变速齿轮14的内径花键14b的螺旋花键(花键齿与花键槽)的个数设为n，则切线方向的负荷nK_tan(SPL)及与其正交的轴向(图2的纸面垂直方向)的负荷nK_axi(SPL)作用于变速齿轮14的内径花键14b。

另外，切线方向的负荷K_tan(HEL)及与其正交的轴向(图2的纸面垂直方向)的负荷K_axi(HEL)作用于变速齿轮14与环齿轮6的咬合面。

轴向的所述负荷nK_axi(SPL)为沿图3的箭头方向(向右)作用于变速齿轮14的内径花键14b的推力负荷，轴向的所述负荷K_axi(HEL)为沿图3的箭头方向(向左)作用于变速齿轮14与环齿轮6的咬合面的推力负荷。此处，若将变速齿轮14(副轴11)的传递力矩设为T，将变速齿轮14的半径设为R，将此变速齿轮14的内径花键14b的半径设为r，则各推力负荷nK_axi(SPL)及推力负荷K_axi(HEL)分别由以下的(1)式、(2)式表示。

[数1]

如上文所述，作用于变速齿轮14的内径花键14b的推力负荷nK_axi(SPL)的作用方向与作用于变速齿轮14与环齿轮6的咬合面的推力负荷K_axi(HEL)的作用方向相反，因此作用于变速齿轮14与环齿轮6的咬合面的推力负荷K_axi(HEL)以作用于变速齿轮14的内径花键14b的推力负荷nK_axi(SPL)的大小程度被抵消而减轻。

因此，若相互向相反方向作用的推力负荷nK_axi(SPL)与推力负荷K_axi(HEL)的大小(绝对值)相等(nK_axi(SPL)＝K_axi(HEL))，则推力负荷不作用于变速齿轮14，能够防止变速齿轮14的轴向移动。此处，若求出其条件，则根据(1)式＝(2)式而以下的(3)式的关系必须成立。

tanα/tanβ＝r/R···(3)

因此，根据(3)式，若将变速齿轮14的内径花键14b的螺旋花键的扭转角α

设定为由下式：

α＝tan-1((r/R)tanβ)···(4)

所求出的值，则能够利用作用于变速齿轮14的内径花键14b的推力负荷nK_axi(SPL)来抵消作用于变速齿轮14与环齿轮6的咬合面的推力负荷K_axi(HEL)，使作用于变速齿轮14的推力方向的负荷减轻。

如以上那样，本实施方式中，将通过花键嵌合而结合于副轴11的变速齿轮14的内径花键14b设为螺旋花键，并将其扭转方向设为与刻设在所述变速齿轮14的外周的斜齿14a的扭转方向相同的方向，因此与作用于相互咬合的变速齿轮14与环齿轮6的咬合面的推力负荷K_axi(HEL)为相反方向的推力负荷nK_axi(SPL)作用于螺旋花键。因此，作用于变速齿轮14与环齿轮6的咬合面的推力负荷K_axi(HEL)由作用于变速齿轮14的内径花键14b的推力负荷nK_axi(SPL)抵消而减轻。其结果为，若限制变速齿轮14的轴向移动，则能够不像以前那样使用栓或栓盖等零件，而仅利用卡簧15来限制变速齿轮14的轴向移动，能够在不导致零件数的增加或结构的复杂化及伴随这些的成本上涨的情况下，利用简单的结构获得所述效果。

另外，能够不使用栓而仅利用卡簧15来进行变速齿轮14的轴向移动的限制，因此不需要对副轴11进行栓槽的加工，可提高变速齿轮14等的布局的自由度。除此以外，不会产生车辆的加速时或再生制动时的变速齿轮14等的位置偏移，因此能够容易地进行对所述变速齿轮等14的齿形修正。

接下来，为了与本实用新型进行比较，以下，基于图4及图5，来说明作用于内径花键未采用螺旋花键的现有的变速齿轮及与其咬合的环齿轮的负荷。

图4是示意性地表示作用于现有的斜齿轮(变速齿轮)及与其咬合的另一斜齿轮(环齿轮)的负荷的正面图，图5是示意性地表示现有的斜齿轮(变速齿轮)的斜齿与内径花键及作用于两斜齿轮的咬合面的推力负荷的侧面图(图4的箭头B方向的图)。

如图5所示，现有的变速齿轮114的内径花键114b相对于旋转轴中心线L而平行地形成。此外，刻设在变速齿轮114的外周的斜齿114a的扭转角如图示那样设定为β。

此处，考虑变速齿轮114及副轴111向图4的箭头a方向(逆时针方向)旋转，与所述变速齿轮114咬合的环齿轮106向箭头b方向(顺时针方向)旋转的情况。此时，若将变速齿轮114的内径花键(花键齿及花键槽)114b的个数设为n，则仅切线方向的负荷nK_tan(SPL)作用于变速齿轮114的内径花键114b。

另外，切线方向的负荷K_tan(HEL)及与其正交的轴向(图4的纸面垂直方向)的负荷K_axi(HEL)作用于变速齿轮114与环齿轮106的咬合面。此处，轴向的负荷K_axi(HEL)为沿图5的箭头方向(向左)作用于变速齿轮114与环齿轮106的咬合面的推力负荷，若将变速齿轮114(副轴111)的传递力矩设为T，将变速齿轮114的半径设为R，将此变速齿轮114的内径花键114b的半径设为r，则推力负荷K_axi(HEL)由所述(2)式表示。

现有的变速齿轮114中，推力负荷不作用于内径花键114b，因此所述(2)式所表示的推力负荷K_axi(HEL)直接作用于变速齿轮114与环齿轮106的咬合面，所述推力负荷K_axi(HEL)并未如本实用新型那样由作用于变速齿轮114的内径花键114b的推力负荷抵消而减轻。因此，如上文所述，为了限制变速齿轮114的由大的推力负荷K_axi(HEL)所致的轴向移动，需要栓或栓盖等零件，因此产生各种问题。

此外，以上对将本实用新型适用于设于车辆的动力传递路径的变速齿轮的实施方式进行了说明，但本实用新型也可同样地适用于通过花键嵌合而结合于旋转轴的其他任意的斜齿轮。

除此以外，本实用新型的应用并不限定于以上说明的实施方式，能够在权利要求及说明书与附图中记载的技术思想范围内进行各种变形。

Claims (3)

1.一种斜齿轮的推力负荷减轻结构，所述斜齿轮通过花键嵌合而结合于旋转轴，所述斜齿轮的推力负荷减轻结构的特征在于，

将所述斜齿轮的内径花键设置为相对于旋转轴中心线而斜向扭转的螺旋花键。

2.根据权利要求1所述的斜齿轮的推力负荷减轻结构，其特征在于，

将所述螺旋花键的扭转方向设置为与刻设在所述斜齿轮的外周的斜齿的扭转方向相同的方向。

3.根据权利要求1或2所述的斜齿轮的推力负荷减轻结构，其特征在于，

在将所述斜齿轮的半径设为R，将所述内径花键的半径设为r，将所述斜齿的扭转角设为β时，将所述螺旋花键的扭转角α设置为

α＝tan-1((r/R)tanβ)。

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