JP2007292152A - Radial needle roller bearing - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a radial needle roller bearing for suppressing the possibility of flaking while securing a long life. <P>SOLUTION: Two radial needle roller bearings with rollers 51 in two rows each have a short total length and share a moment load with each other. Thus, bearing pressure PP is decreased, as shown in Fig.2 by a screen tone, and a diameter hole Cb is formed between rollers 51, 51 in opposition thereto, therefore suppressing stress concentration while avoiding a load zone. <P>COPYRIGHT: (C)2008,JPO&amp;INPIT

Description

本発明は、例えば車両用自動変速機の遊星歯車機構に用いられるラジアル針状ころ軸受に関し、特にシングルピニオンプラネタリギヤ機構、ダブルピニオンプラネタリギヤ機構、ラビニヨウプラネタリギヤ機構のショートピニオンといった幅狭のピニオンギヤ用ラジアル針状ころ軸受に関する。   The present invention relates to a radial needle roller bearing used in, for example, a planetary gear mechanism of a vehicular automatic transmission, and more particularly to a narrow pinion gear radial, such as a single pinion planetary gear mechanism, a double pinion planetary gear mechanism, and a short pinion of a ravigne planetary gear mechanism. The present invention relates to a needle roller bearing.

車両等に搭載されている自動変速機には、一般的にプラネタリギヤ機構が用いられており、ピニオンギヤとキャリアに固定するシャフトとプラネタリニードル軸受で構成されているプラネタリピニオンが、トルクを伝達し、シャフト周りを回転する自転運動と、キャリアと共にサンギヤ周りを回転する公転運動との複合運動をしている。   A planetary gear mechanism is generally used for an automatic transmission mounted on a vehicle or the like, and a planetary pinion configured with a pinion gear, a shaft fixed to a carrier and a planetary needle bearing transmits torque, and the shaft It has a combined motion of a rotating motion that rotates around and a revolving motion that rotates around the sun gear with the carrier.

プラネタリギヤには一般的に「はすば歯車」が使用され、接線力とともに、ラジアル荷重、アキシャル荷重が発生し、アキシャル荷重は軸受に対してモーメント荷重として作用する。   A “helical gear” is generally used as a planetary gear. A radial load and an axial load are generated along with a tangential force, and the axial load acts as a moment load on the bearing.

現在、４速が主流である自動変速機は、更に５速〜７速と多段化される傾向にあり、また高トルク化、コンパクト化の流れをうけ、軸受には省スペースで、高速回転、且つ大きなモーメント荷重を受け持つことが要求されているという実情がある。   At present, automatic transmissions, the mainstream of which is the fourth speed, tend to be multistaged from the fifth speed to the seventh speed, and the trend of higher torque and compactness is achieved. In addition, there is a fact that it is required to handle a large moment load.

ところで、従来から自動変速機に使用される軸受には、総ころ軸受が使用されているが、保持器を具備しないことから、ころの充填率が高く（すなわち負荷容量が大きく）なり、さらに２列での使用が容易であり、モーメント荷重を左右それぞれの列のころで均等に分担することができるという利点があった。しかしながら、高速回転化に伴い、ころ同士が衝突し、滑りを起因とするフレーキングが発生するなどといった問題もあった。   By the way, as a bearing conventionally used for an automatic transmission, a full roller bearing has been used. However, since a cage is not provided, the roller filling rate is high (that is, the load capacity is large), and 2 There is an advantage that it can be easily used in a row, and the moment load can be shared equally between the left and right rows of rollers. However, as the rotation speed is increased, the rollers collide with each other to cause flaking due to slippage.

一方、保持器を具備しているケージアンドローラタイプの軸受は、ころ同士の衝突がなく、高速回転性能に優れているという利点がある。しかしながら、総ころ軸受に対して、ころの充填率が低いために、負荷容量が減少するという問題がある。これに対し、特許文献１で提案されているような熱処理（ピニオンシャフトに０．５〜１．２重量％の炭素、０．０５〜０．４重量％の窒素を含有する鋼を用い、表面硬さがＨｖ６５０以上となるように焼入れ硬化させ、かつ表面の残留オーステナイト量を１５〜４０ｖｏ１％とすると共に、芯部の残留オーステナイト量を０ｖｏｌ％とすることで、耐転がり疲労性に優れ、塑性変形が生じにくくする）をピニオンシャフトに用いることで問題点を解消している。   On the other hand, cage-and-roller type bearings equipped with cages have the advantage that they do not collide with each other and are excellent in high-speed rotation performance. However, there is a problem that the load capacity is reduced because the roller filling rate is low with respect to the full roller bearing. On the other hand, heat treatment as proposed in Patent Document 1 (using a steel containing 0.5 to 1.2 wt% carbon and 0.05 to 0.4 wt% nitrogen in the pinion shaft, It is hardened by quenching so that the hardness becomes Hv650 or more, and the amount of retained austenite on the surface is 15-40 vol. 1%, and the amount of retained austenite in the core is 0 vol. The problem is solved by using a pinion shaft that makes deformation less likely to occur.

また、ケージアンドローラタイプの軸受を構成するローラが、遠心力が増す事によって、保持器の柱部に激しく衝突し、柱部根元を起点にクラックが発生するなどの不具合を招く恐れのある応力過大については、特許文献２で示されているようにころ（ローラ）の軸方向中心位置の表面が保持器柱と衝突しない構造を適用すること、及び特許文献３で示されているようにころの質量を１ｇ以下とすること等の緩和策が提案されている。
特開２００２−４００３号公報 特開２００４−３５３８０９号公報 特開２００５−２１４３９０号公報 In addition, stress that may cause problems such as the roller constituting the cage-and-roller type bearing violently collides with the cage column due to increased centrifugal force and cracks start from the column base. For over-sizing, use a structure in which the surface of the center position in the axial direction of the roller (roller) does not collide with the retainer column as shown in Patent Document 2, and as shown in Patent Document 3. Mitigation measures such as making the mass of 1 g or less have been proposed.
Japanese Patent Laid-Open No. 2002-4003 JP 2004-353809 A JP 2005-214390 A

しかしながら、上記従来技術については、量産性が必要とされる自動変速機用ケージアンドローラタイプの軸受は、Ｍ型溶接保持器と呼ばれる保持器形式が一般的であり、その保持器形状、成型方法から、シングルピニオンプラネタリギヤ機構、ダブルピニオンプラネタリギヤ機構、ラビニヨウプラネタリギヤ機構のショートピニオンといった幅狭のピニオンギヤでは、ケージアンドローラが１列での使用に限定されることが多く、大きなモーメント荷重に対しては、ころが長いことで接触面圧の勾配（傾き）が大きくなり、局所的に過大となる面圧に応じて短寿命となることがあった。   However, with regard to the above prior art, cage and roller type bearings for automatic transmissions that require mass productivity are generally in the form of cages called M-type welded cages. For narrow pinion gears such as single pinion planetary gear mechanism, double pinion planetary gear mechanism, and short pinion of Ravigneaux planetary gear mechanism, the cage and rollers are often limited to use in a single row, and for large moment loads However, since the roller is long, the gradient (inclination) of the contact surface pressure becomes large, and the life may be shortened depending on the surface pressure that is locally excessive.

また、１速から最終ギヤまで変速する過程で、プラネタリギヤの噛み合い位置・方向が変化し、シャフト（内輪）は全周負荷圏となることがあり、シャフト転動面に油を供給する油穴は、負荷圏上に配置せざるをえず、高速回転や高トルク化すると、高負荷による油穴縁の応力集中でフレーキングが発生する恐れがあるという問題があった。   In the process of shifting from the first gear to the final gear, the meshing position and direction of the planetary gear change, the shaft (inner ring) may be in the full load range, and the oil hole that supplies oil to the shaft rolling surface is However, there is a problem that flaking may occur due to stress concentration at the edge of the oil hole due to a high load when it is forced to be placed on the load zone and the rotation is increased or the torque is increased.

本発明は、かかる問題点に鑑みてなされたものであり、長寿命を確保しフレーキング等の恐れを抑制できる針状ころ軸受を提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of such problems, and an object of the present invention is to provide a needle roller bearing that can ensure a long life and suppress the fear of flaking and the like.

本発明の針状ころ軸受は、車両用自動変速機の遊星歯車機構におけるピニオンシャフトとピニオンギヤとの間に配置されるラジアル針状ころ軸受において、
複列に配置されたころと、複列の前記ころを保持する単一の保持器と、を有し、
前記保持器は、一対の環状部と、前記環状部を軸線方向に連結した複数の柱部とを有し、隣接する前記柱部の間に複列の前記ころが配置されるようになっていることを特徴とする。 The needle roller bearing of the present invention is a radial needle roller bearing disposed between a pinion shaft and a pinion gear in a planetary gear mechanism of a vehicle automatic transmission.
A roller arranged in a double row; and a single retainer for holding the roller in a double row;
The retainer has a pair of annular portions and a plurality of column portions connecting the annular portions in the axial direction, and the rows of the rollers are arranged between the adjacent column portions. It is characterized by being.

本発明の針状ころ軸受によれば、前記保持器が、一対の環状部と、前記環状部を軸線方向に連結した複数の柱部とを有し、隣接する前記柱部の間に（すなわち同一ポケット内に）複列（３列以上を含む）の前記ころが配置されるようになっているので、単列での使用に限定されるような幅狭のピニオンギヤでも、さらなる高速回転も実現できる。より具体的には、前記保持器を具備していることで、同じ列のころところは回転方向、すなわち円周方向の接触が発生することはなく、また大きなモーメント荷重に対しても、総ころ軸受と同様に２列それぞれが荷重として分担することができるため、局所的に面圧が過大となることが抑制され短寿命を招く恐れは少ない。更に、単列のころに比べると、ころ１個の質量が大よそ半分になることから、遠心力による保持器ヘの衝突力も半減し、単列のころよりも高い公転速度で回転することが可能になる。加えて、同一ポケット内のころは、それぞれ異なる負荷を受けて、異なるタイミングで柱部に衝突するため、柱部の最大応力を抑えることができ、保持器の長寿命を確保できる。   According to the needle roller bearing of the present invention, the retainer has a pair of annular portions and a plurality of column portions that connect the annular portions in the axial direction, and between the adjacent column portions (that is, Double row (including 3 or more rows) of rollers are arranged in the same pocket, so even a narrow pinion gear limited to single row use can achieve even higher speed rotation. it can. More specifically, since the cage is provided, the rollers in the same row do not generate contact in the rotational direction, that is, in the circumferential direction, and the total rollers can be applied to a large moment load. Like the bearings, each of the two rows can be shared as a load, so that excessively high surface pressure is suppressed and there is little risk of short life. Furthermore, since the mass of one roller is roughly half that of a single row roller, the impact force on the cage due to centrifugal force is also halved, and the roller can rotate at a higher revolution speed than the single row roller. It becomes possible. In addition, since the rollers in the same pocket receive different loads and collide with the column portion at different timings, the maximum stress of the column portion can be suppressed, and a long life of the cage can be secured.

尚、単一の保持器のポケット内に配置された複列のころ同士の間に環状のスペーサを設けることで、隣接する列間におけるころ同士の接触を防止することもできる。又、保持器は、その柱部が軸線方向両端側よりも中央側において保持器の軸線に近接するように曲がっている、いわゆるＭ型保持器に限られず、柱部にころ接触防止の爪を設けたものでも良いし、溶接により形成された保持器のみならずプレスにより形成された保持器であっても良い。   In addition, the contact of rollers between adjacent rows can be prevented by providing an annular spacer between the rows of rollers arranged in a pocket of a single cage. Further, the cage is not limited to the so-called M-type cage in which the column portion is bent so as to be closer to the axis of the cage at the center side than the both ends in the axial direction. It may be provided, or may be a cage formed by pressing as well as a cage formed by welding.

前記ピニオンシャフトは、複列に配置されたころの間に露出した油孔を設けていると、常に非負荷位置となる箇所に油穴を配置することで、応力集中を抑制しクラック等の発生を防止できる。   When the pinion shaft is provided with exposed oil holes between the rollers arranged in a double row, the oil holes are always arranged at the non-load position, thereby suppressing stress concentration and generating cracks, etc. Can be prevented.

以下、本発明の実施の形態を図面を参照して以下に詳細に説明する。図１は、本実施の形態にかかるラジアル針状ころ軸受を含む車両の自動変速機の一部を示す断面図である。   Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a cross-sectional view showing a part of a vehicle automatic transmission including a radial needle roller bearing according to the present embodiment.

図１において、ケース１０内において、不図示のトルクコンバータのタービン出力回転をプラネタリギヤセット１２に伝達する入力部材を構成する入力軸１１は、プラネタリギヤセット１２のフロントサンギヤ１３側に配置されている。また、カウンタドライブギヤ１４は、ケース１０の後壁を挟んでプラネタリギヤセット１２のリヤサンギヤ１５側に配置されている。そして、プラネタリギヤセット１２の内周側には、プラネタリギヤセット１２の支持軸を構成するサンギヤ軸２０が配置され、本形態において、この軸は、リヤサンギヤ１５と一体化され、プラネタリギヤセット１２とカウンタドライブギヤ１４とを貫通して延在している。   In FIG. 1, an input shaft 11 that constitutes an input member that transmits a turbine output rotation of a torque converter (not shown) to a planetary gear set 12 in a case 10 is disposed on the front sun gear 13 side of the planetary gear set 12. The counter drive gear 14 is disposed on the rear sun gear 15 side of the planetary gear set 12 with the rear wall of the case 10 interposed therebetween. A sun gear shaft 20 constituting a support shaft of the planetary gear set 12 is disposed on the inner peripheral side of the planetary gear set 12. In this embodiment, this shaft is integrated with the rear sun gear 15, and the planetary gear set 12 and the counter drive gear are combined. 14 extending through.

入力軸１１は、ケース１０に支持されて、トルクコンバータのタービンと、各クラッチ１６，１７，１８と、第１のワンウェイクラッチに連結されている。詳しくは、入力軸１１は、オイルポンプカバーで構成されるケース１０の前壁に固定した中空のステータシャフト１９に前端部付近をブッシュを介して、また後端部付近をニードルベアリングを介して支持され、前端をスプライン係合でタービンハブ（不図示）に連結され、後端を各クラッチ１８，１７，１６のドラム側の油圧サーボシリンダ内周側部材２１に第１ワンウェイクラッチＯＣ１のインナレースを経て連結されている。   The input shaft 11 is supported by the case 10 and is connected to the turbine of the torque converter, the clutches 16, 17, 18 and the first one-way clutch. Specifically, the input shaft 11 is supported by a hollow stator shaft 19 fixed to the front wall of the case 10 constituted by an oil pump cover, near the front end portion via a bush, and near the rear end portion via a needle bearing. The front end is connected to a turbine hub (not shown) by spline engagement, and the inner end of the first one-way clutch OC1 is connected to the drum side hydraulic servo cylinder inner member 21 of each clutch 18, 17, 16 at the rear end. It is connected through.

サンギヤ軸２０は、一方側の端部をクラッチ１８及び第１ワンウェイクラッチＯＣ１を介して入力軸１１に連結され、他方側の端部をカウンタドライブギヤ１４を貫通した外側でブレーキ２２を介してケース１０に連結されている。詳しくは、サンギヤ軸２０は、前端を入力軸１１後端の凹部にブッシュを介して支持され、後端部付近をブッシュを介してリングギヤフランジ２３の軸部内周に支持され、その外周に嵌合するカウンタドライブギヤ１４のボス部及びローラベアリング経由で最終的にケース１０の後壁に支持されている。そして、サンギヤ軸２０の前端部側は、スプライン係合でクラッチ１８のハブ２４側に連結されている。また、サンギヤ軸２０の後端は、スプライン係合でブレーキ２２のハブ２５側に連結されている。   The sun gear shaft 20 has one end connected to the input shaft 11 via the clutch 18 and the first one-way clutch OC1, and the other end connected to the case via the brake 22 outside the counter drive gear 14. 10. Specifically, the sun gear shaft 20 is supported at the front end by a recess at the rear end of the input shaft 11 via a bush, and the vicinity of the rear end is supported by the inner periphery of the ring gear flange 23 via the bush and is fitted to the outer periphery thereof. The counter drive gear 14 is finally supported on the rear wall of the case 10 via a boss portion and a roller bearing. The front end side of the sun gear shaft 20 is connected to the hub 24 side of the clutch 18 by spline engagement. The rear end of the sun gear shaft 20 is connected to the hub 25 side of the brake 22 by spline engagement.

プラネタリギヤセット１２は、そのフロントサンギヤ１３とキャリヤＱがブッシュを介してそれぞれサンギヤ軸２０に支持され、リングギヤ２６がそれにスプライン係合で連結されたリングギヤフランジ２３経由で該部材にスプライン係合連結されたカウンタドライブギヤ１４に固定されることで、結果的にボールベアリング２７を介してケース１０の後壁に支持されている。プラネタリギヤセット１２のフロントサンギヤ１３は、クラッチ１７のハブ２８側に連結され、キャリヤＱは、クラッチ１６のハブ２９と、ブレーキ３０のハブ３１と、第２ワンウェイクラッチＯＣ２のインナレースとに並列的に連結されている。   In the planetary gear set 12, the front sun gear 13 and the carrier Q are supported by the sun gear shaft 20 via bushes, respectively, and the ring gear 26 is splined and connected to the member via a ring gear flange 23 connected to the member by spline engagement. By being fixed to the counter drive gear 14, as a result, it is supported on the rear wall of the case 10 via the ball bearing 27. The front sun gear 13 of the planetary gear set 12 is connected to the hub 28 side of the clutch 17, and the carrier Q is parallel to the hub 29 of the clutch 16, the hub 31 of the brake 30, and the inner race of the second one-way clutch OC2. It is connected.

このギヤトレインにおいて、入力軸１１をそれぞれ、フロントサンギヤ１３に連結するクラッチ１７、リヤサンギヤ１５に連結するクラッチ１７及びキャリヤＱに連結するクラッチ１６は、それら各クラッチの油圧サーボと摩擦部材を纏めて入力軸１１とサンギヤ軸２０の連結部の外周に配置されている。まず、クラッチ１７は、ケース１０の前壁を構成するオイルポンプボディにボルト止め固定されたオイルポンプカバーから延びるボス部３２の外周に回転自在に嵌合させた内周側部材２１と、それに内周側を固定したドラム３３により囲われる内側に、クラッチ１７のドラムを兼ねるピストン３４を回止め嵌合させた油圧サーボと、ドラム３３の先端内周の内側とフロントサンギヤ１３に内周側を連結させて配置されたハブ２８の外周にそれぞれスプライン係合連結された摩擦部材４０とで構成されている。   In this gear train, the clutch 17 that connects the input shaft 11 to the front sun gear 13, the clutch 17 that connects to the rear sun gear 15, and the clutch 16 that connects to the carrier Q respectively input the hydraulic servos and friction members of these clutches together. The shaft 11 and the sun gear shaft 20 are arranged on the outer periphery of the connecting portion. First, the clutch 17 includes an inner peripheral side member 21 that is rotatably fitted to the outer periphery of a boss portion 32 that extends from an oil pump cover that is bolted to an oil pump body that constitutes the front wall of the case 10, and an inner peripheral member 21. A hydraulic servo in which a piston 34 that also serves as a drum of the clutch 17 is fixedly engaged with an inner side surrounded by a drum 33 having a fixed peripheral side, and an inner peripheral side connected to the inner side of the inner periphery of the front end of the drum 33 and the front sun gear 13. The friction members 40 are spline-engaged and connected to the outer periphery of the hub 28 arranged in this manner.

次に、クラッチ１８は、クラッチ１７のピストンを兼ねて内周側部材２１に摺動自在に嵌挿されたドラム３４と、内周側部材２１とドラム３４とで囲われるシリンダ内側に嵌挿されたピストン３５からなり、ピストン３５の背後に遠心油圧のキャンセル室を備える油圧サーボと、ドラム３４の先端内周と、更にその内周に内周側を入力軸１１に連結させて配置されたハブ２４の外周とにそれぞれスプライン係合連結された摩擦部材３６とで構成されている。そして、このクラッチ１８のハブ２４には第１ワンウェイクラッチＯＣ１のアウタレースが固定されている。   Next, the clutch 18 is fitted into a drum 34 that also serves as a piston of the clutch 17 and is slidably fitted into the inner circumferential member 21, and an inner cylinder surrounded by the inner circumferential member 21 and the drum 34. A hydraulic servo having a centrifugal hydraulic canceling chamber behind the piston 35, a front end inner periphery of the drum 34, and a hub disposed on the inner periphery thereof with the inner peripheral side connected to the input shaft 11. And a friction member 36 that is spline-engaged to the outer periphery of 24. The outer race of the first one-way clutch OC1 is fixed to the hub 24 of the clutch 18.

クラッチ１６は、クラッチ１７のドラム３３をピストンとして、逆に該ピストンに被さるように嵌まるピストン３７がドラム３８に連結された構成とされ、遠心油圧のキャンセル室を備える油圧サーボと、プラネタリギヤセット１２のキャリヤＱにリベット止めされた第２ワンウェイクラッチＯＣ２のインナレースに連結されたハブ２９の外周とドラム３８の内周にスプライン係合連結された摩擦部材３９とで構成されている。   The clutch 16 is configured such that the drum 33 of the clutch 17 is a piston, and a piston 37 that is fitted over the piston is connected to the drum 38, and includes a hydraulic servo including a centrifugal hydraulic pressure canceling chamber, and the planetary gear set 12. The outer periphery of the hub 29 connected to the inner race of the second one-way clutch OC2 riveted to the carrier Q and the friction member 39 connected to the inner periphery of the drum 38 by spline engagement.

このように纏めて配置された各クラッチの油圧サーボにおいて、各クラッチに共通の内周側部材２１とクラッチ１７のドラムとクラッチ１６のピストンを兼ねる部材３３が軸方向に不動の部材とされ、クラッチ１８は、ドラム３４とピストン３５共に軸方向可動部材とされている。したがって、ボス部３２の油路からのサーボ油圧の供給によりクラッチ１７は、自身のドラム３３とクラッチ１８のドラム３４との間で摩擦部材４０を挟持して係合させ、クラッチ１８は、クラッチ１７のドラム３３に反力を取り、自身のピストン３５を押し出すことでクラッチ１７のピストン３４を兼ねる自身のドラムとピストン３５の間で摩擦部材３６を挟持して係合させ、クラッチ１６は、自身のドラム３８をクラッチ１７のドラム３３に対して軸方向に前進させることでそれらの間で摩擦部材３９を挟持して係合させることになる。   In the hydraulic servo of each clutch arranged in this way, the inner peripheral member 21 common to each clutch, the member 33 serving as the drum of the clutch 17 and the piston of the clutch 16 are fixed in the axial direction. The drum 34 and the piston 35 are axially movable members 18. Accordingly, the supply of servo hydraulic pressure from the oil passage of the boss portion 32 causes the clutch 17 to engage the friction member 40 between its own drum 33 and the drum 34 of the clutch 18. The friction force is held between the drum 35 and the piston 35 by pushing the piston 35 of the clutch 17 between the drum 35 and the piston 35. By advancing the drum 38 in the axial direction with respect to the drum 33 of the clutch 17, the friction member 39 is sandwiched and engaged between them.

次に、ブレーキ３０は、ケース１０の後壁に内蔵させた油圧サーボと、第２ワンウェイクラッチＯＣ２のインナレースから延びるハブ３１とケース１０の周壁にスプライン係合させた摩擦部材４２とで構成され、摩擦部材４２は、プラネタリギヤセット１２のリングギヤ２６の径方向外側に配置されている。そして、これと並列配置の第２ワンウェイクラッチＯＣ２は、前記のようにインナレースをプラネタリギヤセット１２のキャリヤＱにリベット止め連結され、アウタレースをケース１０の周壁にスプライン係合させてプラネタリギヤセット１２の径方向外側のほぼ軸方向中央部に配置されている。   Next, the brake 30 includes a hydraulic servo built in the rear wall of the case 10, a hub 31 extending from the inner race of the second one-way clutch OC2, and a friction member 42 splined to the peripheral wall of the case 10. The friction member 42 is disposed on the radially outer side of the ring gear 26 of the planetary gear set 12. In the second one-way clutch OC2 arranged in parallel with this, the inner race is riveted to the carrier Q of the planetary gear set 12 as described above, and the outer race is spline-engaged with the peripheral wall of the case 10 so that the diameter of the planetary gear set 12 is increased. It is arrange | positioned in the substantially axial center part of the direction outer side.

ブレーキ２２は、ケース１０の後壁より外側に配置されており、そこに配置されたカウンタギヤ対を覆うカバー１０ａと、サンギヤ軸２０の最後部に固定されたハブ２５とにスプライン係合させてカウンタギヤ対より後方に配置された摩擦部材４３と、ケース１０の後壁に内蔵させた油圧サーボとで構成されている。   The brake 22 is disposed outside the rear wall of the case 10, and is spline-engaged with a cover 10 a covering the counter gear pair disposed there and a hub 25 fixed to the rearmost portion of the sun gear shaft 20. The friction member 43 is arranged behind the counter gear pair and a hydraulic servo built in the rear wall of the case 10.

このギヤトレインにおいて第１速（１ｓｔ）を選択すると、入力軸１１からの回転がクラッチ１７経由でフロントサンギヤ１３に入力され、第２ワンウェイクラッチＯＣ２の係合により係止されたキャリヤＱに反力を取って、リングギヤ２６に出力される最大減速比の減速回転が、カウンタギヤ対を経て副変速部のリングギヤに伝達され、不図示のディファレンシャル装置から車両の駆動輪に伝達される。   When the first speed (1st) is selected in this gear train, the rotation from the input shaft 11 is input to the front sun gear 13 via the clutch 17, and the reaction force is exerted on the carrier Q locked by the engagement of the second one-way clutch OC2. Then, the reduced rotation of the maximum reduction ratio output to the ring gear 26 is transmitted to the ring gear of the sub-transmission unit through the counter gear pair, and is transmitted from the differential device (not shown) to the driving wheel of the vehicle.

次に、第２速（２ｎｄ）は、入力軸１１からも回転がクラッチ１７経由でフロントサンギヤ１３に入力され、ブレーキ２２の係合により係止されたリヤサンギヤ１５に反力を取って、リングギヤ２６に減速回転が出力される。この回転は、副変速部のリングギヤに入力され、不図示のディファレンシャル装置から車両の駆動輪に伝達される。   Next, in the second speed (2nd), rotation is also input from the input shaft 11 to the front sun gear 13 via the clutch 17, and a reaction force is applied to the rear sun gear 15 locked by engagement of the brake 22. Is output at reduced speed. This rotation is input to the ring gear of the auxiliary transmission unit, and is transmitted from a differential device (not shown) to the drive wheels of the vehicle.

また、第３速（３ｒｄ）は、主軸部側については第２速と同様とされ、副軸部側のクラッチを係合させることで達成される。この場合、主変速部からの回転がクラッチの係合による直結状態のプラネタリギヤを経て、不図示のディファレンシャル装置から車両の駆動輪に伝達される。   The third speed (3rd) is the same as the second speed on the main shaft side, and is achieved by engaging the clutch on the countershaft side. In this case, the rotation from the main transmission unit is transmitted from the differential device (not shown) to the drive wheels of the vehicle through the planetary gear directly connected by the engagement of the clutch.

更に、第４速（４ｔｈ）は、主変速部側のプラネタリギヤセット１２、副変速部側のプラネタリギヤが共に直結状態となり、入力軸１１の入力回転が、カウンタギヤ対による減速がないものとして、そのまま不図示のディファレンシャル装置から車両の駆動輪に伝達される。   Further, in the fourth speed (4th), the planetary gear set 12 on the main transmission unit side and the planetary gear on the auxiliary transmission unit side are both directly connected, and the input rotation of the input shaft 11 is not decelerated by the counter gear pair. It is transmitted to a drive wheel of a vehicle from a differential device (not shown).

図２は、本実施の形態にかかる針状ころ軸受を用いたプラネタリギヤセットのピニオンシャフト周辺を示す断面図である。図３は、本実施の形態にかかる針状ころ軸受の斜視図である。図２、３に示すように、針状ころ軸受５０は、複列に配置されたころ５１，５１と、各列のころ５１，５１を保持する単一の保持器５２とからなり、キャリヤＱに取り付けられたピニオンシャフトＣの周囲に配置されて、ピニオンＰ１を回転自在に支持している。ピニオンシャフトＣ内には、図２の右端面から軸線に沿って延在する袋孔Ｃａと、袋孔Ｃａの途中から半径方向に延在しピニオンシャフトＣの周面において、突き合わせたころ５１、５１の端部に対向するようにして開口する径孔Ｃｂとが形成されている。針状ころ軸受５０は、ピニオンシャフトＣの外部より袋孔Ｃａ及び径孔Ｃｂを介して供給される潤滑油により潤滑されるようになっている。尚、キャリヤＱとピニオンＰ１との間には、ワッシャＷＳが配置されている。   FIG. 2 is a cross-sectional view showing the periphery of the pinion shaft of the planetary gear set using the needle roller bearing according to the present embodiment. FIG. 3 is a perspective view of the needle roller bearing according to the present embodiment. As shown in FIGS. 2 and 3, the needle roller bearing 50 includes rollers 51 and 51 arranged in double rows and a single retainer 52 that holds the rollers 51 and 51 in each row. It is arrange | positioned around the pinion shaft C attached to the pinion P1, and the pinion P1 is rotatably supported. In the pinion shaft C, a bag hole Ca extending along the axis from the right end surface of FIG. 2, and a roller 51 that extends in the radial direction from the middle of the bag hole Ca and abuts on the peripheral surface of the pinion shaft C, A diameter hole Cb is formed so as to face the end of 51. The needle roller bearing 50 is lubricated by lubricating oil supplied from the outside of the pinion shaft C through the bag hole Ca and the diameter hole Cb. A washer WS is disposed between the carrier Q and the pinion P1.

図２，３に示すように、保持器５２は、一対の環状部５２ａを複数の柱部５２ｂで連結した構成を有している。隣接する柱部５２ｂの間が、ころ５１を２つずつ保持するポケット５２ｐとなっている。各柱部５２ｂは、軸線方向中央において縮径（即ち保持器１２の軸線に近接）した縮径部５２ｃを有する。このような形状を有する保持器５２をＭ型保持器と呼ぶ。   As shown in FIGS. 2 and 3, the retainer 52 has a configuration in which a pair of annular portions 52a are connected by a plurality of column portions 52b. Between the adjacent column parts 52b is a pocket 52p for holding two rollers 51. Each column part 52b has a reduced diameter part 52c having a reduced diameter (that is, close to the axial line of the cage 12) at the center in the axial direction. The cage 52 having such a shape is referred to as an M-type cage.

次に、本発明者が行った比較試験について説明する。図４は、かかる比較試験に用いた試験装置の断面図である。定盤上においてベース１０１の両端に、支持部１０２，１０３が取り付けられている。左方の支持部１０２には、円筒状のホルダ１０４が嵌め込まれており、ホルダ１０４に対して、サンギヤ回転軸１０５が軸受により回転自在に支持されている。サンギヤ回転軸１０５の右端には、サンギヤＳが形成されている。   Next, a comparative test conducted by the present inventor will be described. FIG. 4 is a cross-sectional view of a test apparatus used for the comparative test. Support portions 102 and 103 are attached to both ends of the base 101 on the surface plate. A cylindrical holder 104 is fitted into the left support portion 102, and the sun gear rotation shaft 105 is rotatably supported by a bearing with respect to the holder 104. A sun gear S is formed at the right end of the sun gear rotation shaft 105.

右方の支持部１０３には、円筒状のホルダ１０６が嵌め込まれており、ホルダ１０６に対して、キャリヤ回転軸１０７が軸受により回転自在に支持されている。キャリヤ回転軸１０７の右端には、キャリヤＱが取り付けられている。ホルダ１０６には、潤滑剤吐出装置１０８が取り付けられており、ここからキャリヤ回転軸１０７の内部に設けられた通路１０７ａと、キャリヤＱの内部に形成された通路Ｑａと、ピニオンシャフトＣの袋孔Ｃａ、径孔Ｃｂとを介して、所定量の潤滑剤を針状ころ軸受５０に供給するようになっている。ピニオンシャフトＣは、針状ころ軸受５０を介して、ピニオンＰ１を回転自在に支持している。   A cylindrical holder 106 is fitted into the right support portion 103, and the carrier rotation shaft 107 is rotatably supported by a bearing with respect to the holder 106. A carrier Q is attached to the right end of the carrier rotation shaft 107. A lubricant discharge device 108 is attached to the holder 106, from which a passage 107 a provided inside the carrier rotation shaft 107, a passage Qa formed inside the carrier Q, and a pin hole of the pinion shaft C A predetermined amount of lubricant is supplied to the needle roller bearing 50 through Ca and the diameter hole Cb. The pinion shaft C rotatably supports the pinion P1 via the needle roller bearing 50.

本発明者は、図４に示す構造の試験機で、実施例と比較例とについて同じ条件で耐久試験を行い、結果を比較した。図４の試験機は、ピニオンＰ１を公転しながら自転させるもので、ピニオンシャフトＣにはピニオンＰ１、保持器５２ところ５１、ピニオン両端のワッシャＷＳに負荷される遠心力がかかる。尚、実際の機構においては、リングギヤ、サンギヤと噛み合ってピニオンＰ１にアキシャル荷重が発生し、軸受５０，５０’にモーメント荷重が作用するが、本比較試験においては、ピニオン半分の質量を増大させた機構を用いることで、軸受にモーメント荷重を作用させた。   The inventor conducted an endurance test under the same conditions for the example and the comparative example with the testing machine having the structure shown in FIG. 4, and compared the results. The test machine of FIG. 4 rotates the pinion P1 while revolving, and the pinion shaft C receives a centrifugal force applied to the pinion P1, the holder 52, 51, and the washers WS at both ends of the pinion. In the actual mechanism, an axial load is generated on the pinion P1 by meshing with the ring gear and sun gear, and a moment load acts on the bearings 50 and 50 ′. In this comparative test, the mass of the pinion half was increased. A moment load was applied to the bearing by using the mechanism.

図５は、比較例２である針状ころ軸受５０’を示す図２と同様な断面図である。針状ころ軸受５０’は、単列のころ５１（軸線方向長は、図２のころに対し２倍）を用いた点のみが異なっており、それ以外の構成は保持器を含めて同じである。なお、それ以外にも、比較例１として２列の総ころタイプの軸受と、比較例３として単列ころを保持器で保持する（ケージアンドローラ）タイプの軸受とを用意して、同様に耐久試験を行った。   FIG. 5 is a cross-sectional view similar to FIG. 2 showing a needle roller bearing 50 ′ which is a second comparative example. The needle roller bearing 50 ′ is different only in that a single-row roller 51 (the axial length is twice that of the roller in FIG. 2) is used, and other configurations are the same including the cage. is there. In addition to this, a two-row full-roller type bearing as Comparative Example 1 and a (cage and roller) type bearing in which a single-row roller is held by a cage are provided as Comparative Example 3, and similarly. A durability test was conducted.

耐久試験に先立ち、本発明者が行ったシミュレーションによれば、ピニオンＰ１がはすば歯車である場合、図２，５に示すように、アキシャル荷重Ｆが付与され、針状ころ軸受５０，５０’にモーメント力が作用する。ここで、ころ５１が単列である場合、その全長が長いために１本でモーメント荷重を受け、図５にスクリーントーンで示すように過大な面圧ＰＰが作用し、ピニオンシャフトＣの径孔Ｃｂがその負荷圏内にある場合、応力集中が発生する恐れがある。これに対し、ころ５１が２列である場合、その全長が短く且つ２本でモーメント荷重を分担できるので、図２にスクリーントーンで示すように面圧ＰＰは低くなり、また径孔Ｃｂは、ころ５１，５１間に対向するように形成されているので、負荷圏を避けることで応力集中を抑制することができる。又、ころ５１が単列である場合における保持器５２に衝突したときの衝撃は、ころ５１が２列である場合における保持器５２に衝突したときの衝撃より小さくなる。これは衝撃力を位置的及び時間的に分散できるからである。   According to a simulation conducted by the present inventor prior to the durability test, when the pinion P1 is a helical gear, an axial load F is applied and needle roller bearings 50 and 50 are applied as shown in FIGS. Moment force acts on '. Here, when the rollers 51 are in a single row, since the entire length is long, one moment receives a moment load, and an excessive surface pressure PP acts as shown by a screen tone in FIG. When Cb is within the load range, stress concentration may occur. On the other hand, when the rollers 51 are arranged in two rows, the total length is short and the moment load can be shared by two, so the surface pressure PP is low as shown by the screen tone in FIG. Since the rollers 51 are formed so as to face each other, stress concentration can be suppressed by avoiding the load zone. Further, the impact when the roller 51 collides with the cage 52 when the roller 51 is a single row is smaller than the impact when the roller 51 collides with the cage 52 when the roller 51 is a double row. This is because the impact force can be dispersed in terms of position and time.

（供試仕様）
ギヤ内径：φ２０．４、ギヤ幅：２１ｍｍ
試験（１）比較例１（総ころ２列、シャフトの油穴位置：負荷圏の列間）
試験（２）比較例２（単列ころケージアンドローラ、シャフトの油穴位置：負荷圏の列内）
試験（３）比較例３（単列ころケージアンドローラ、シャフトの油穴位置：非負荷圏の列内）
試験（４）実施例 （複列ころケージアンドローラ、シャフトの油穴位置：負荷圏の列間） (Test specifications)
Gear inner diameter: φ20.4, gear width: 21mm
Test (1) Comparative Example 1 (2 rows of all rollers, oil hole position of shaft: between rows of load zone)
Test (2) Comparative Example 2 (Single Row Roller Cage and Roller, Shaft Oil Hole Position: Within Load Range)
Test (3) Comparative Example 3 (Single Row Roller Cage and Roller, Shaft Oil Hole Position: Inside Non-Load Range Row)
Test (4) Example (Double Row Roller Cage and Roller, Shaft Oil Hole Position: Between Rows in Load Zone)

なお、実施例である複列ころケージアンドローラタイプの保持器（図２参照）は、ピニオンＰ１内に組み込み時、ころ５１と保持器５２にグリースを塗布することで、ころ５１を保持器５２からバレることなく円滑に細み込むことができる。ピニオンＰ１からの廃油温度は１２０℃、油の粘度グレードはＶＧ７である。また、転がり耐久試験（１００００ｍｉｎ^-1まで)は、計算寿命の３倍で打ち切ったが、それまでにシャフト・ころがフレーキングした場合を不合格（ＮＧ）とし、破損がない場合を合格（ＯＫ）とした。保持器耐久試験（１２０００ｍｉｎ^-1）では、ころ５１及びピニオンシャフトＣはフレーキングする前に交換し、保持器強度のみを比較した。比較結果を表１に示す。 In addition, the double row roller cage and roller type cage (see FIG. 2) according to the embodiment is applied to the rollers 51 and the cage 52 by applying grease to the rollers 51 and the cage 52 when assembled in the pinion P1. You can smoothly squeeze out without losing. The temperature of the waste oil from the pinion P1 is 120 ° C., and the viscosity grade of the oil is VG7. The rolling endurance test (up to 10,000 min ^-1 ) was cut off at 3 times the calculated life, but the shaft / roller flaking by that time was rejected (NG), and the case where there was no damage passed (OK). ). In the cage durability test (12000 min ⁻¹ ), the roller 51 and the pinion shaft C were replaced before flaking, and only the cage strength was compared. The comparison results are shown in Table 1.

表１の結果から、実施例である本発明、すなわち１つのポケットあたり２列のころを配置した保持器５２を具備した針状ころ軸受が有効であることがわかり、シミュレーション結果を裏付けできた。   From the results of Table 1, it was found that the present invention as an example, that is, a needle roller bearing provided with a cage 52 in which two rows of rollers are arranged per pocket, is effective, and the simulation result was supported.

以上、本発明を実施例を参照して説明してきたが、本発明は上記実施の形態に限定して解釈されるべきではなく、適宜変更・改良が可能であることはもちろんである。本発明は、ラビニョウ型遊星歯車機構に限らず、その他のタイプの遊星歯車機構に用いる針状ころ軸受やピニオンシャフトに適用できる。また、ころは２列に限らず、３列以上であって良い。   The present invention has been described with reference to the embodiments. However, the present invention should not be construed as being limited to the above-described embodiments, and can be modified or improved as appropriate. The present invention is not limited to the Ravigneaux type planetary gear mechanism, and can be applied to needle roller bearings and pinion shafts used in other types of planetary gear mechanisms. Further, the rollers are not limited to two rows, but may be three or more rows.

第１の実施の形態にかかるラジアル針状ころ軸受を含む車両の自動変速機１の一部断面図である。1 is a partial cross-sectional view of a vehicle automatic transmission 1 including a radial needle roller bearing according to a first embodiment. 第１の実施の形態にかかるラジアル針状ころ軸受を含むプラネタリギヤセットのピニオンシャフト周辺を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the pinion shaft periphery of the planetary gear set containing the radial needle roller bearing concerning 1st Embodiment. 第１の実施の形態にかかるラジアル針状ころ軸受の斜視図である。It is a perspective view of the radial needle roller bearing concerning a 1st embodiment. 試験装置の断面図である。It is sectional drawing of a test apparatus. 比較例にかかるラジアル針状ころ軸受の斜視図である。It is a perspective view of the radial needle roller bearing concerning a comparative example.

符号の説明Explanation of symbols

１０ ケース
１０ａ カバー
１１ 入力軸
１２ プラネタリギヤセット
１３ フロントサンギヤ
１４ カウンタドライブギヤ
１５ リヤサンギヤ
１６ クラッチ
１７ クラッチ
１８ クラッチ
１９ ステータシャフト
２０ サンギヤ軸
２１ 内周側部材
２２ ブレーキ
２３ リングギヤフランジ
２４ ハブ
２５ ハブ
２６ リングギヤ
２７ ボールベアリング
２８ ハブ
２９ ハブ
３０ ブレーキ
３１ ハブ
３２ ボス部
３３ ドラム
３３ 部材
３４ ドラム
３５ ピストン
３６ 摩擦部材
３７ ピストン
３８ ドラム
３９ 摩擦部材
４０ 摩擦部材
４２ 摩擦部材
４３ 摩擦部材
５０ 軸受
５２ 保持器
１０１ ベース
１０２ 支持部
１０２，１０３ 支持部
１０３ 支持部
１０４ ホルダ
１０５ サンギヤ回転軸
１０６ ホルダ
１０７ キャリヤ回転軸
１０７ａ 通路
１０８ 潤滑剤吐出装置
Ｃ ピニオンシャフト
ＯＣ１ ワンウェイクラッチ
ＯＣ２ ワンウェイクラッチ
Ｐ１ ピニオンギヤ
Ｑ キャリヤ
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 Case 10a Cover 11 Input shaft 12 Planetary gear set 13 Front sun gear 14 Counter drive gear 15 Rear sun gear 16 Clutch 17 Clutch 18 Clutch 19 Stator shaft 20 Sun gear shaft 21 Inner peripheral member 22 Brake 23 Ring gear flange 24 Hub 25 Hub 26 Ring gear 27 Ball bearing 28 Hub 29 Hub 30 Brake 31 Hub 32 Boss part 33 Drum 33 Member 34 Drum 35 Piston 36 Friction member 37 Piston 38 Drum 39 Friction member 40 Friction member 42 Friction member 43 Friction member 50 Bearing 52 Cage 101 Base 102 Support part 102, 103 Support section 103 Support section 104 Holder 105 Sun gear rotation shaft 106 Holder 107 Carrier rotation shaft 107a Passage 108 Moisture Agent ejection apparatus C pinion shaft OC1 one-way clutch OC2 one-way clutch P1 pinion gear Q carrier

Claims (2)

車両用自動変速機の遊星歯車機構におけるピニオンシャフトとピニオンギヤとの間に配置されるラジアル針状ころ軸受において、
複列に配置されたころと、複列の前記ころを保持する単一の保持器と、を有し、
前記保持器は、一対の環状部と、前記環状部を軸線方向に連結した複数の柱部とを有し、隣接する前記柱部の間に複列の前記ころが配置されるようになっていることを特徴とするラジアル針状ころ軸受。 In a radial needle roller bearing disposed between a pinion shaft and a pinion gear in a planetary gear mechanism of a vehicle automatic transmission,
A roller arranged in a double row; and a single retainer for holding the roller in a double row;
The retainer has a pair of annular portions and a plurality of column portions connecting the annular portions in the axial direction, and the rows of the rollers are arranged between the adjacent column portions. A radial needle roller bearing. 前記ピニオンシャフトは、複列に配置されたころの間に露出した油孔を設けていることを特徴とする請求項１に記載のラジアル針状ころ軸受。

The radial needle roller bearing according to claim 1, wherein the pinion shaft is provided with exposed oil holes between the rollers arranged in a double row.

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