(57)【要約】      （修正有）【課題】動力伝達装置の設計方法において、軸系の軸方向変位を歯車軸継手により適正に吸収することで歯車の局部的な歯当たりの発生を抑制可能とする。【解決手段】装置諸元に基づいて初期軸傾き角θ０を算出し、初期軸傾き角θ０に歯車軸継手４３，５３の傾き角を考慮して歯車軸継手摩擦係数を算出し、歯車軸継手摩擦係数と運転条件を用いて歯車軸継手が伝達するスラスト力とモーメントを算出し、歯車軸継手が伝達するスラスト力とモーメントに基づいて第１小歯車２１ａのスラスト力とモーメントと軸受反力を算出し、第１小歯車のスラスト力とモーメントと軸受反力に基づいて実際の軸傾き角θ１を算出し、初期軸傾き角θ０と実際の軸傾き角θ１との偏差に基づいて軸傾き角θを設定する。【選択図】図３
2010203471.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
出力側に歯車減速装置を有する軸系にて、入力軸と出力軸との間に外歯と内歯との噛み合いにより前記入力軸と前記出力軸との間で回転力を伝達する歯車軸継手が設けられ、前記入力軸と前記出力軸との間に軸傾き角が設定される動力伝達装置において、
装置諸元に基づいて初期軸傾き角を算出し、
初期軸傾き角に前記歯車軸継手の傾き角を考慮して歯車軸継手摩擦係数を算出し、歯車軸継手摩擦係数と運転条件を用いて前記歯車軸継手が伝達するスラスト力とモーメントを算出し、
前記歯車軸継手が伝達するスラスト力とモーメントに基づいて出力歯車のスラスト力とモーメントと軸受反力を算出し、
前記出力歯車のスラスト力とモーメントと軸受反力に基づいて実際の軸傾き角を算出し、
初期軸傾き角と実際の軸傾き角との偏差に基づいて軸傾き角を設定する、
ことを特徴とする動力伝達装置の設計方法。
【請求項２】
初期軸傾き角と実際の軸傾き角との偏差が予め設定された許容偏差以下であれば、実際の軸傾き角を軸傾き角に設定することを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置の設計方法。
【請求項３】
初期軸傾き角と実際の軸傾き角との偏差が予め設定された所定偏差より大きければ、実際の軸傾き角を初期軸傾き角として実際の軸傾き角を再度算出することを特徴とする請求項１に記載の動力伝達装置の設計方法。
【請求項４】
前記歯車減速装置は、前記出力軸に固結された小歯車と該小歯車に噛み合う大歯車を有し、設定された軸傾き角に基づいて前記小歯車の面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力を算出し、この小歯車の面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力と予め設定された許容値とを比較して装置の健全性を判定することを特徴とする請求項１から３のいずれか一つに記載の動力伝達装置の設計方法。
【請求項５】
前記小歯車の面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力のいずれかが許容値よりも大きければ、装置諸元または運転条件の見直しを行うことを特徴とする請求項４に記載の動力伝達装置の設計方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、入力軸と出力軸との間に軸継手が介装された動力伝達装置の設計方法に関する。
【背景技術】
【０００２】
軸系の入力軸と出力軸との間に軸継手を介装する動力伝達装置は、例えば、原動機（蒸気タービン）の回転を歯車軸継手を介して減速機に伝達し、この減速機により所定の減速比で減速して発電機を駆動する蒸気タービン発電装置や、船舶用蒸気タービンの回転を歯車軸継手を介して減速機に伝達し、この減速機により所定の減速比で減速してプロペラを駆動する船舶用減速装置などに多く適用されている。
【０００３】
このような歯車軸継手を有する船舶用減速装置においては、船舶の推進力に伴う軸系の移動、船体変形、軸系の熱伸び等によって軸方向変位が発生する。この軸方向変位によるスラスト荷重は、プロペラ軸に設けたスラスト軸受やタービン側に設けたスラスト軸受で吸収する構成となっている。しかしながら、歯車軸継手が設けられているタービンと減速機のピニオンギヤとの間の軸系の軸方向変位については、従来、歯車軸継手に作用する軸方向変位を吸収することが困難となり、この軸系の軸方向変位によってピニオンギヤとホイールギヤとの噛み合い部に局部的に強い歯当たりが発生してしまうという問題がある。
【０００４】
このような問題を解決するものとして、下記特許文献１に記載されたものがある。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２００７−０８５４６７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
上述した下記特許文献１に記載された動力伝達装置の設計方法では、入力軸と出力軸との間にある歯車軸継手とし、この歯車軸継手における外歯と内歯との噛み合い歯面の摩擦係数を、噛み合いピッチ円直径と、歯車軸継手の伝達トルクと、スラスト荷重とりより設定している。この場合、減速装置に外部から作用する変位やスラスト力については、減速装置とタービンとの間に設けた歯車軸継手における摩耗や弾性変形により吸収できることを考慮して設定している。
【０００７】
ところが、歯車軸継手については、摩擦係数を一定値として解析していたが、軸傾き角により増減している。そして、動力伝達装置における実際の運転時には、歯車軸継手における歯面の摩擦係数により伝達されるスラスト力や、軸を転倒させるモーメントが減速装置に作用する。そのため、歯車の荷重分担が変化し、それに応じて軸受反力が変化することとなり、実際の軸傾き角が初期条件として与えた軸傾き角と相違し、軸系における歯車の局部的な歯当たりの発生を十分に収束させることが困難となる。
【０００８】
本発明は、このような問題を解決するものであって、軸系の軸方向変位を歯車軸継手により適正に吸収することで歯車の局部的な歯当たりの発生を抑制可能とする動力伝達装置の設計方法を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
上述した課題を解決するための本発明の動力伝達装置の設計方法は、出力側に歯車減速装置を有する軸系にて、入力軸と出力軸との間に外歯と内歯との噛み合いにより前記入力軸と前記出力軸との間で回転力を伝達する歯車軸継手が設けられ、前記入力軸と前記出力軸との間に軸傾き角が設定される動力伝達装置において、装置諸元に基づいて初期軸傾き角を算出し、初期軸傾き角に前記歯車軸継手の傾き角を考慮して歯車軸継手摩擦係数を算出し、歯車軸継手摩擦係数と運転条件を用いて前記歯車軸継手が伝達するスラスト力とモーメントを算出し、前記歯車軸継手が伝達するスラスト力とモーメントに基づいて出力歯車のスラスト力とモーメントと軸受反力を算出し、前記出力歯車のスラスト力とモーメントと軸受反力に基づいて実際の軸傾き角を算出し、初期軸傾き角と実際の軸傾き角との偏差に基づいて軸傾き角を設定する、ことを特徴とするものである。
【００１０】
本発明の動力伝達装置の設計方法では、初期軸傾き角と実際の軸傾き角との偏差が予め設定された許容偏差以下であれば、実際の軸傾き角を軸傾き角に設定することを特徴としている。
【００１１】
本発明の動力伝達装置の設計方法では、初期軸傾き角と実際の軸傾き角との偏差が予め設定された所定偏差より大きければ、実際の軸傾き角を初期軸傾き角として実際の軸傾き角を再度算出することを特徴としている。
【００１２】
本発明の動力伝達装置の設計方法では、前記歯車減速装置は、前記出力軸に固結された小歯車と該小歯車に噛み合う大歯車を有し、設定された軸傾き角に基づいて前記小歯車の面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力を算出し、この小歯車の面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力と予め設定された許容値とを比較して装置の健全性を判定することを特徴としている。
【００１３】
本発明の動力伝達装置の設計方法では、前記小歯車の面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力のいずれかが許容値よりも大きければ、装置諸元または運転条件の見直しを行うことを特徴としている。
【発明の効果】
【００１４】
本発明の動力伝達装置の設計方法によれば、装置諸元に基づいて初期軸傾き角を算出し、初期軸傾き角に歯車軸継手の傾き角を考慮して歯車軸継手摩擦係数を算出し、歯車軸継手摩擦係数と運転条件を用いて歯車軸継手が伝達するスラスト力とモーメントを算出し、歯車軸継手が伝達するスラスト力とモーメントに基づいて出力歯車のスラスト力とモーメントと軸受反力を算出し、出力歯車のスラスト力とモーメントと軸受反力に基づいて実際の軸傾き角を算出し、初期軸傾き角と実際の軸傾き角との偏差に基づいて軸傾き角を設定している。従って、軸傾き角を設定するときに、初期軸傾き角に歯車軸継手の傾き角を考慮した歯車軸継手摩擦係数を用いることで、実際に動力伝達装置が作動する状態を考慮することができ、最適な軸傾き角を設定することができ、軸系の軸方向変位を歯車軸継手により適正に吸収することで歯車の局部的な歯当たりの発生を抑制することができる。
【００１５】
本発明の動力伝達装置の設計方法によれば、初期軸傾き角と実際の軸傾き角との偏差が予め設定された許容偏差以下であれば、実際の軸傾き角を軸傾き角に設定するので、装置諸元や運転条件に加え、歯車軸継手摩擦係数を考慮して求めた実際の軸傾き角の適正度合いを容易に判定することができる。
【００１６】
本発明の動力伝達装置の設計方法によれば、初期軸傾き角と実際の軸傾き角との偏差が予め設定された所定偏差より大きければ、実際の軸傾き角を初期軸傾き角として実際の軸傾き角を再度算出するので、実際の軸傾き角を初期軸傾き角として繰り返し演算することで、最適な軸傾き角を求めることができる。
【００１７】
本発明の動力伝達装置の設計方法によれば、歯車減速装置として、出力軸に固結された小歯車とこの小歯車に噛み合う大歯車を設け、設定された軸傾き角に基づいて小歯車の面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力を算出し、この面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力と予め設定された許容値とを比較して装置の健全性を判定するので、適正な軸傾き角に基づいて、小歯車の面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力から装置の健全性を容易に判定することができる。
【００１８】
本発明の動力伝達装置の設計方法によれば、小歯車の面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力のいずれかが許容値よりも大きければ、装置諸元または運転条件の見直しを行うので、最適な動力伝達装置の設計値を設定することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１９】
【図１】図１は、本発明の一実施例に係る動力伝達装置を表す概略図である。
【図２】図２は、本実施例の動力伝達装置を表す歯車展開図である。
【図３】図３は、本実施例の動力伝達装置の要部を表す概略図である。
【図４】図４は、高圧側出力軸の詳細を表す一部切欠概略図である。
【図５】図５は、本実施例の動力伝達装置の設計方法における軸傾き角を設定するためのフローチャートである。
【図６】図６は、本実施例の動力伝達装置の設計方法における歯車の設計値を設定するためのフローチャートである。
【図７】図７は、設計時における軸傾き状態を表す概略図である。
【図８】図８は、運転時における軸傾き状態を表す概略図である。
【発明を実施するための形態】
【００２０】
以下に、本発明に係る動力伝達装置の設計方法の実施例を図面に基づいて詳細に説明する。なお、この実施例により本発明が限定されるものではない。
【実施例】
【００２１】
図１は、本発明の一実施例に係る動力伝達装置を表す概略図、図２は、本実施例の動力伝達装置を表す歯車展開図、図３は、本実施例の動力伝達装置の要部を表す概略図、図４は、高圧側出力軸の詳細を表す一部切欠概略図、図５は、本実施例の動力伝達装置の設計方法における軸傾き角を設定するためのフローチャート、図６は、本実施例の動力伝達装置の設計方法における歯車の設計値を設定するためのフローチャート、図７は、設計時における軸傾き状態を表す概略図、図８は、運転時における軸傾き状態を表す概略図である。
【００２２】
本実施例において、図１乃至図３に示すように、動力伝達装置１は、クロスコンパウンド型蒸気タービン２を原動機としてプロペラ３に動力を伝達するためのものである。また、動力伝達装置１、クロスコンパウンド型蒸気タービン２、プロペラ３は、これらにより推進力が付与される船舶に適用される。
【００２３】
クロスコンパウンド型蒸気タービン２は、高圧タービン、中圧タービン、低圧タービンをプライマリとセカンダリの２軸に振り分けて用いることで、高圧タービン、中圧タービン、低圧タービンを１つの軸に配置したタンデムコンパウンド型蒸気タービンと比較して大出力化が容易で熱効率も向上できるものである。本実施例のクロスコンパウンド型蒸気タービン２は、高圧タービンと中圧タービンとを高圧側タービン２Ａとして高圧側出力軸（プライマリ軸）２１に配置し、低圧タービンを低圧側タービン２Ｂとして低圧側出力軸（セカンダリ軸）２２に配置されている。これら高圧側出力軸２１と低圧側出力軸２２とは平行に設けられている。
【００２４】
動力伝達装置１は、クロスコンパウンド型蒸気タービン２とプロペラ３との間に介装されることで、高圧側出力軸２１及び低圧側出力軸２２の動力を、プロペラ３の駆動軸３１に伝達するものである。この動力伝達装置１は、高圧側動力分割装置１１と、低圧側動力分割装置１２と、高圧側動力伝達装置１３と、低圧側動力伝達装置１４とにより構成されている。
【００２５】
高圧側動力分割装置１１は、高圧側出力軸２１の回転動力を２つに独立して等分するものである。高圧側動力分割装置１１は、高圧側出力軸２１に設けられた高圧側第１小歯車２１ａにそれぞれ噛合する２つの高圧側第１大歯車１１ａ，１１ｂを有してなる。
【００２６】
低圧側動力分割装置１２は、低圧側出力軸２２の回転動力を２つに独立して等分するものである。低圧側動力分割装置１２は、低圧側出力軸２２に設けられた低圧側第１小歯車２２ａにそれぞれ噛合する２つの低圧側第１大歯車１２ａ，１２ｂを有してなる。
【００２７】
高圧側動力伝達装置１３は、高圧側動力分割装置１１により分割された２つの回転動力を併合して駆動軸３１に伝達するものである。高圧側動力伝達装置１３は、一方の高圧側第１大歯車１１ａが設けられた高圧側回転軸１３ａと、駆動軸３１に設けられた第２大歯車３１ａに噛合しつつ高圧側回転軸１３ａに設けられた高圧側第２小歯車１３ｂとを有してなる。また、高圧側動力伝達装置１３は、他方の高圧側第１大歯車１１ｂが設けられた高圧側回転軸１３ｃと、駆動軸３１に設けられた第２大歯車３１ａに噛合しつつ高圧側回転軸１３ｃに設けられた高圧側第２小歯車１３ｄとを有してなる。
【００２８】
そして、高圧側回転軸１３ａ，１３ｃは、可撓性を有する可撓軸として構成され、高圧側第１小歯車２１ａと高圧側第１大歯車１１ａ，１１ｂとの噛合、高圧側第２小歯車１３ｂ，１３ｄと第２大歯車３１ａとの噛合による静的・動的ミスアライメントや、プロペラ３からの捩れ振動を撓みにより吸収する。
【００２９】
低圧側動力伝達装置１４は、低圧側動力分割装置１２により分割された２つの回転動力を併合して駆動軸３１に伝達するものである。低圧側動力伝達装置１４は、一方の低圧側第１大歯車１２ａが設けられた低圧側回転軸１４ａと、第２大歯車３１ａに噛合しつつ低圧側回転軸１４ａに設けられた低圧側第２小歯車１４ｂとを有してなる。また、低圧側動力伝達装置１４は、他方の低圧側第１大歯車１２ｂが設けられた低圧側回転軸１４ｃと、第２大歯車３１ａに噛合しつつ低圧側回転軸１４ｃに設けられた低圧側第２小歯車１４ｄとを有してなる。
【００３０】
そして、低圧側回転軸１４ａ，１４ｃは、可撓性を有する可撓軸として構成され、低圧側第１小歯車２２ａと低圧側第１大歯車１２ａ，１２ｂとの噛合、低圧側第２小歯車１４ｂ，１４ｄと第２大歯車３１ａとの噛合による静的・動的ミスアライメントや、プロペラ３からの捩れ振動を撓みにより吸収する。
【００３１】
なお、上述した各歯車１１ａ，１１ｂ，１２ａ，１２ｂ，１３ｂ，１４ｄ，１４ｂ，１４ｄ，２１ａ，２２ａ，３１ａは、隣り合う歯車対により形成されている。歯車対は、軸心Ｓに対して角度を有した斜歯が隣り合う相互で対称に配置されている。このため、他の歯車との噛合において、歯当たりが分散されてトルク変動が少なく、しかもスラスト方向へのずれを歯車対の斜歯相互で相殺できる。
【００３２】
駆動軸３１は、第２大歯車３１ａが設けられた部位の外径が、駆動軸３１の他の部位に比較して大径に形成され、且つ、第２大歯車３１ａから駆動軸３１の軸心Ｓの延在方向に突出して形成された大径部３１ｂを有している。そして、この大径部３１ｂは、駆動軸３１の軸心方向への荷重を受けるスラスト軸受部１７により支持されている。
【００３３】
また、駆動軸３１は、第２大歯車３１ａとプロペラ３との間に位置してフライホイール３１ｃが設けられている。駆動軸３１は、フライホイール３１ｃが設けられた部位の外径が、駆動軸３１の他の部位に比較して大径に形成され、且つ、フライホイール３１ｃから駆動軸３１の軸心Ｓの延在方向に突出して形成された大径部３１ｄを有している。そして、大径部３１ｄは、駆動軸３１の軸心方向への荷重を受けるスラスト軸受部１８により支持されている。
【００３４】
この動力伝達装置１では、駆動軸３１の軸心方向への荷重を受けるスラスト軸受部１７，１８が、第２大歯車３１ａ及びフライホイール３１ｃの部位に設けられた大径部３１ｂ，３１ｄを支持するように構成されていることから、スラスト軸受部１７，１８が第２大歯車３１ａ及びフライホイール３１ｃの構成に組み込まれてユニット化されることから、駆動軸３１の長さを短くできる。この結果、動力伝達装置１の小型化を図ることができ、機器設置スペースの制約のある船体機関室においてスペース効率を向上することが可能になる。
【００３５】
また、動力伝達装置１では、駆動軸３１を収容するハウジング１９ａを備えている。そして、このハウジング１９ａがスラスト軸受部１７，１８を収容するケースを兼ねている。ハウジング１９ａは、船体の船穀（図示せず）に固定されるブロック１９ｂに固定されている。ブロック１９ｂには、駆動軸３１と共に、第２大歯車３１ａの下部が収容されている。また、スラスト軸受部１７，１８のケースをなすハウジング１９ａは、船穀から延在して設けられた脚部（図示せず）に連結されることで船体側に支持されている。また、ブロック１９ｂの上部には、各歯車１１ａ，１１ｂ，１２ａ，１２ｂ，１３ｂ，１３ｄ，１４ｂ，１４ｄ，２１ａ，２２ａ，３１ａ、及び各軸１３ａ，１３ｃ，１４ａ，１４ｃを覆うカバー部材（図示せず）が取付けられている。
【００３６】
また、本実施例の動力伝達装置１にて、高圧側タービン２Ａの高圧側出力軸２１は、入力軸４１と出力軸４２と歯車軸継手４３とから構成されている。そして、入力軸４１の基端部が高圧側タービン２Ａの駆動軸となり、出力軸４２の先端部に高圧側第１小歯車２１ａが固結されており、入力軸４１の先端部と出力軸４２の基端部が歯車軸継手４３により連結されている。また、低圧側タービン２Ｂの低圧側出力軸２２は、入力軸５１と出力軸５２と歯車軸継手５３とから構成されている。そして、入力軸５１の基端部が低圧側タービン２Ｂの駆動軸となり、出力軸５２の先端部に低圧側第１小歯車２２ａが固結されており、入力軸５１の先端部と出力軸５２の基端部が歯車軸継手５３により連結されている。
【００３７】
このように構成された本実施例の動力伝達装置１による回転動力の伝達について説明する。
【００３８】
本実施例の動力伝達装置１において、図１及び図２に示すように、高圧側タービン２Ａの高圧側出力軸２１からの回転動力は、高圧側第１小歯車２１ａの２つの高圧側第１大歯車１１ａ，１１ｂへの噛合により、２つに独立して等分される。分割された一方の高圧側の回転動力は、一方の高圧側第１大歯車１１ａから高圧側回転軸１３ａに伝達され、この高圧側回転軸１３ａに設けられた高圧側第２小歯車１３ｂの第２大歯車３１ａへの噛合により駆動軸３１に伝達される。また、分割された他方の高圧側の回転動力は、他方の高圧側第１大歯車１１ｂから高圧側回転軸１３ｃに伝達され、この高圧側回転軸１３ｃに設けられた高圧側第２小歯車１３ｄの第２大歯車３１ａへの噛合により駆動軸３１に伝達される。
【００３９】
低圧側タービン２Ｂの低圧側出力軸２２からの回転動力は、低圧側第１小歯車２２ａの２つの低圧側第１大歯車１２ａ，１２ｂの噛合により、２つに独立して等分される。分割された一方の低圧側の回転動力は、一方の低圧側第１大歯車１２ａから低圧側回転軸１４ａに伝達され、この低圧側回転軸１４ａに設けられた低圧側第２小歯車１４ｂの第２大歯車３１ａへの噛合により駆動軸３１に伝達される。また、分割された他方の低圧側の回転動力は、他方の低圧側第１大歯車１２ｂから低圧側回転軸１４ｃに伝達され、この低圧側回転軸１４ｃに設けられた低圧側第２小歯車１４ｄの第２大歯車３１ａへの噛合により駆動軸３１に伝達される。
【００４０】
なお、高圧側タービン２Ａによる高圧側出力軸２１への回転動力と、低圧側タービン２Ｂによる低圧側出力軸２２への回転動力とは異なる。そのため、高圧側動力分割装置１１の各高圧側第１大歯車１１ａ，１１ｂと高圧側第１小歯車２１ａとの噛合により伝達される回転動力と、低圧側動力分割装置１２の各低圧側第１大歯車１２ａ，１２ｂと低圧側第１小歯車２２ａとの噛合により伝達される回転動力とが等しくなるように構成されている。従って、高圧側動力分割装置１１で分割された一方の高圧側の回転動力と、低圧側動力分割装置１２により分割された他方の低圧側の回転動力とが等しくなり、それぞれの回転動力を駆動軸３１に伝達することができる。
【００４１】
ところで、上述した動力伝達装置１にて、上述したように、高圧側タービン２Ａの高圧側出力軸２１は、入力軸４１と出力軸４２が歯車軸継手４３により連結され、低圧側タービン２Ｂの低圧側出力軸２２は、入力軸５１と出力軸５２が歯車軸継手５３により連結されて構成されている。即ち、出力軸４２，５２側に本発明の歯車減速装置を構成する、高圧側動力分割装置１１と、低圧側動力分割装置１２と、高圧側動力伝達装置１３と、低圧側動力伝達装置１４が配置されている。
【００４２】
高圧側タービン２Ａの高圧側出力軸２１にて、図４に示すように、入力軸４１の先端部には連結リングが形成され、内歯４１ａが形成される一方、出力軸４２の基端部には連結リングが形成され、内歯４２ａが形成されている。また、歯車軸継手４３は、基端部にフランジが形成され、外歯４３ａが形成される一方、先端部にフランジが形成され、外歯４３ｂが形成されている。そして、入力軸４１の内歯４１ａと歯車軸継手４３の外歯４３ａが噛み合うと共に、歯車軸継手４３の外歯４３ｂと出力軸４２の内歯４２ａが噛み合っている。
【００４３】
そして、高圧側出力軸２１は、図７及び図８に示すように、入力軸４１と出力軸４２が所定位置に配置されると共に、径方向に所定距離だけオフセットした状態で配置され、入力軸４１と出力軸４２を連結する歯車軸継手４３が、入力軸４１に対して所定角度だけ傾いた傾斜状態で配置される。即ち、高圧側出力軸２１は、内歯４１ａ，４２ａと外歯４３ａ，４３ｂとの噛み合いにより入力軸４１と出力軸４２との間で回転力を伝達する歯車軸継手４３が設けられ、この入力軸４１と出力軸４２との間に軸傾き角θ（θ０，θ１）が設定されている。このときの軸傾き角θ（θ０，θ１）とは、入力軸４１の軸心に対する、入力軸４１の軸心先端部と出力軸４２の軸心基端部とを結ぶ傾斜線の角度である。なお、初期軸傾き角θ０と実際の軸傾き角θ１については後述する。
【００４４】
ここで、高圧側出力軸２１について説明したが、低圧側出力軸２２も同様の構成となっている。
【００４５】
ところで、動力伝達装置１にて、高圧側出力軸２１は、軸系の移動、変形、軸系の熱伸びなどにより軸方向変位が発生する。この軸方向変位によるスラスト荷重は、一般的に、スラスト軸受部１７，１８や歯車軸継手４３，５３により吸収する構成となっている。ところが、歯車軸継手４３，５３にあっては、運転状態に応じて摩擦力が変動することから、軸傾き角が増減し、軸系で発生した軸方向変位を適正に吸収することができず、歯車の局部的な歯当たりが発生してしまう。
【００４６】
そこで、本実施例の動力伝達装置の設計方法では、動力伝達装置１における装置諸元に基づいて初期軸傾き角θ０を算出し、この初期軸傾き角θ０に歯車軸継手４３，５３の傾き角を考慮して歯車軸継手摩擦係数を算出し、歯車軸継手摩擦係数と運転条件を用いて歯車軸継手４３，５３が伝達するスラスト力とモーメントを算出し、歯車軸継手４３，５３が伝達するスラスト力とモーメントに基づいて第１小歯車（出力歯車）２１ａ，２１ｂのスラスト力とモーメントと軸受反力を算出し、第１小歯車２１ａ，２１ｂのスラスト力とモーメントと軸受反力に基づいて実際の軸傾き角θ１を算出し、初期軸傾き角θ０と実際の軸傾き角θ１との偏差に基づいて軸傾き角θを設定するようにしている。
【００４７】
ここで、本実施例の動力伝達装置の設計方法について、詳細に説明する。なお、高圧側と低圧側の構成がほぼ同様であることから、以下の説明では、高圧側のみの構成について説明する。
【００４８】
まず、本実施例の動力伝達装置の設計方法における軸傾き角の設定方法において、図５に示すように、ステップＳ１１にて、動力伝達装置１の諸元、歯車軸継手（カップリング）４３の摩擦係数（軸傾き角に応じた摩擦係数）、動力伝達装置１の運転条件、動力伝達装置１の組立誤差、動力伝達装置１に対する外力（強制変位）を設定する。ここで、動力伝達装置１の諸元とは、設計値であり、熱伸び、剛性を含むものである。動力伝達装置１の運転条件とは、潤滑条件、温度条件、伝達動力及び伝達トルク、軸回転数、プロペラ推力などである。動力伝達装置１の組立誤差とは、軸心ずれ、軸心誤差である。動力伝達装置１に対する外力（強制変位）とは、波浪による船体変形、熱伸びによる船体変形である。
【００４９】
ステップＳ１２では、動力伝達装置１の諸元と動力伝達装置１の組立誤差に基づいて、初期軸傾き角θ０を設定する。この初期軸傾き角θ０とは、図７に示すように、入力軸４１と出力軸４２が平行に配置されると共に、両者の間に径方向に対してオフセット量が設定された状態で、入力軸４１と出力軸４２を連結する歯車軸継手４３に対する傾き角度である。即ち、この初期軸傾き角θ０とは、設計値である。
【００５０】
ステップＳ１３では、この初期軸傾き角θ０に歯車軸継手４３の傾き角を考慮して歯車軸継手摩擦係数を算出する。この場合、歯車軸継手４３の傾き角とは、歯車軸継手４３の設計値（軸継手諸元）に組立誤差を含んだものである。そして、この歯車軸継手摩擦係数と運転条件を用いて歯車軸継手４３の伝達力、つまり、歯車軸継手４３が伝達するスラスト力とモーメントを算出する。
【００５１】
ステップＳ１４では、ステップＳ１３で算出した歯車軸継手４３が伝達するスラスト力とモーメントに基づいて、第１小歯車２１ａの伝達力、つまり、第１小歯車２１ａが高圧側第１大歯車１１ａ，１１ｂに伝達するスラスト力とモーメントとスラスト軸受部１７，１８の軸受反力を算出する。
【００５２】
ステップＳ１５では、算出した第１小歯車２１ａのスラスト力とモーメントとスラスト軸受部１７，１８の軸受反力に基づいて実際の軸傾き角θ１を算出する。即ち、動力伝達装置１の諸元だけでなく、歯車軸継手４３の摩擦係数、動力伝達装置１の運転条件、動力伝達装置１の組立誤差、動力伝達装置１に対する外力を考慮することで、実際の軸傾き角θ１を算出する。実際の軸傾き角θ１は、図８に示すように、高圧側第１大歯車１１ａ，１１ｂに対して第１小歯車２１ａが片当たり状態となることで、初期軸傾き角θ０に対して小さくなる。一般に、軸傾き角θが減少すると、歯車軸継手４３の摩擦係数が大きくなってしまう。
【００５３】
ステップＳ１６では、初期軸傾き角θ０と実際の軸傾き角θ１との偏差が予め設定された許容偏差以下であるかどうかを判定する。この場合、予め設定された許容偏差とは、装置諸元や運転条件等を考慮して設定されるべきものである。ここで、初期軸傾き角θ０と実際の軸傾き角θ１との偏差が許容偏差以下であると判定されたら、ステップＳ１７に移行し、実際の軸傾き角θ１を軸傾き角θに設定し、処理を終了する。
【００５４】
一方、初期軸傾き角θ０と実際の軸傾き角θ１との偏差が許容偏差より大きいと判定されたら、実際の軸傾き角θ１を初期軸傾き角θ０に設定し直し、ステップＳ１３に戻って処理を繰り返す。
【００５５】
次に、本実施例の動力伝達装置の設計方法における歯車の設計値を設定する方法において、図６に示すように、ステップＳ２１にて、動力伝達装置１の諸元、歯車軸継手（カップリング）４３の摩擦係数（軸傾き角に応じた摩擦係数）、動力伝達装置１の運転条件、動力伝達装置１の組立誤差、動力伝達装置１に対する外力（強制変位）を設定する。そして、ステップＳ２２にて、上述した動力伝達装置の設計方法における軸傾き角の設定処理（Ｓ１２〜Ｓ１７）を実行する。
【００５６】
ステップＳ２３では、設定された軸傾き角θに基づいて、第１小歯車２１ａの面圧、すべり速度、油膜厚さ、歯元曲げ応力を算出する。ステップＳ２４では、第１小歯車２１ａの面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力と予め設定された許容値とを比較して装置の健全性を判定する。ここで、ＰＶ値とは、歯車の評価指標として、金型負荷の一般的な指標として用いられているものであり、ＰＶ値＝面圧×すべり速度、として算出することができる。この場合、予め設定された許容値とは、許容面圧、許容ＰＶ値、許容歯元曲げ応力であり、装置諸元や運転条件等を考慮して設定されるべきものである。
【００５７】
そして、このステップＳ２４にて、第１小歯車２１ａの面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力のいずれもが許容値以下であると判定されたら、ステップＳ２５に移行し、設計のシミュレーションを終了する。一方、第１小歯車２１ａの面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力のいずれかが許容値よりも大きいと判定されたら、ステップＳ２１に戻り、装置諸元や運転条件の見直しを行った後、処理を繰り返し行う。
【００５８】
このように本実施例の動力伝達装置の設計方法にあっては、装置諸元に基づいて初期軸傾き角θ０を算出し、初期軸傾き角θ０に歯車軸継手４３，５３の傾き角を考慮して歯車軸継手摩擦係数を算出し、歯車軸継手摩擦係数と運転条件を用いて歯車軸継手４３，５３が伝達するスラスト力とモーメントを算出し、歯車軸継手４３，５３が伝達するスラスト力とモーメントに基づいて第１小歯車２１ａのスラスト力とモーメントと軸受反力を算出し、第１小歯車２１ａのスラスト力とモーメントと軸受反力に基づいて実際の軸傾き角θ１を算出し、初期軸傾き角θ０と実際の軸傾き角θ１との偏差に基づいて軸傾き角θを設定している。
【００５９】
従って、軸傾き角θを設定するときに、初期軸傾き角θ０に歯車軸継手４３，５３の傾き角を考慮した歯車軸継手摩擦係数を用いることで、実際に動力伝達装置１が作動する状態を考慮することができ、最適な軸傾き角θを設定することができ、軸系の軸方向変位を歯車軸継手４３，５３により適正に吸収することで歯車の局部的な歯当たりの発生を抑制することができる。
【００６０】
また、本実施例の動力伝達装置の設計方法では、初期軸傾き角θ０と実際の軸傾き角θ１との偏差が予め設定された許容偏差以下であれば、実際の軸傾き角θ１を軸傾き角θに設定しており、装置諸元や運転条件に加え、歯車軸継手摩擦係数を考慮して求めた実際の軸傾き角θ１の適正度合いを容易に判定することができる。
【００６１】
また、本実施例の動力伝達装置の設計方法では、初期軸傾き角θ０と実際の軸傾き角θ１との偏差が予め設定された所定偏差より大きければ、実際の軸傾き角θ１を初期軸傾き角θ０として実際の軸傾き角θ１を再度算出しており、実際の軸傾き角θ１を初期軸傾き角θ０として繰り返し演算することで、最適な軸傾き角θを求めることができる。
【００６２】
また、本実施例の動力伝達装置の設計方法では、設定された軸傾き角θに基づいて第１小歯車２１ａ，２２ａの面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力を算出し、この面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力と予め設定された許容値とを比較して装置の健全性を判定しており、適正な軸傾き角θに基づいて、第１小歯車２１ａ，２２ａの面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力から装置の健全性を容易に判定することができる。
【００６３】
また、本実施例の動力伝達装置の設計方法では、第１小歯車２１ａ，２２ａの面圧、ＰＶ値、歯元曲げ応力のいずれかが許容値よりも大きければ、装置諸元または運転条件の見直しを行うことで、最適な動力伝達装置１の設計値を設定することができる。
【００６４】
なお、上述した実施例では、本発明の動力伝達装置を、クロスコンパウンド型蒸気タービン２を原動機としてプロペラ３に動力を伝達するためのものに適用したが、この構成に限定されるものではない。
【産業上の利用可能性】
【００６５】
以上のように、本発明に係る動力伝達装置の設計方法は、軸系の軸方向変位を歯車軸継手により適正に吸収することで歯車の局部的な歯当たりの発生を抑制可能とするものであり、一般的な動力伝達装置に適している。
【符号の説明】
【００６６】
１  動力伝達装置
１１  高圧側動力分割装置
１１ａ，１１ｂ  高圧側第１大歯車
１２  低圧側動力分割装置
１２ａ，１２ｂ  低圧側第１大歯車
１３  高圧側動力伝達装置
１３ｂ，１３ｄ  高圧側第２小歯車
１４  低圧側動力伝達装置
１４ｂ，１４ｄ  低圧側第２小歯車
１７，１８  スラスト軸受部
２  クロスコンパウンド型蒸気タービン
２Ａ  高圧側タービン
２Ｂ  低圧側タービン
２１  高圧側出力軸
２１ａ  高圧側第１小歯車（出力歯車）
２２  低圧側出力軸
２２ａ  低圧側第１小歯車（出力歯車）
３  プロペラ
３１  駆動軸
３１ａ  第２大歯車
４１，５１  入力軸
４２，５２  出力軸
４３，５３  歯車軸継手
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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