(57)【要約】      （修正有）【課題】伝達トルクが大きに方向への回転時に噛合するピニオンおよびフェースギヤの噛み合い部を圧力角が小さな歯形とし、ピニオンからフェースギヤへの噛合反力を減ずる。【解決手段】操舵トルクが大きくなる内輪転舵時に(a)の領域Bにおけるフェースギヤ歯面23in_p,23in_rと噛み合うピニオン24の内端24iに近い歯24a（歯面24a_1,24a_2）を、(c)に示すごとく歯厚方向中央面Zに関し左右非対称な形状にする。つまり、フェースギヤ23の内輪切り増し時使用歯面23in_pに噛合するピニオン歯24aの歯面24a_1を、圧力角が小さくなるような形状となし、これに伴うピニオン歯24aの歯厚減少を解消するため、ピニオン歯24aの反対側歯面24a_2を、圧力角が逆に大きくなるような形状となす。【選択図】図１２
2014169745.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピニオンと、該ピニオンに対し軸交角を持つよう配置されたフェースギヤとを相互に噛合させて構成し、回転方向によって伝達トルクの大きさが異なる箇所で実用する交差軸歯車伝動機構において、
前記フェースギヤと噛合する前記ピニオンの歯を、歯厚形成歯面のうち、前記伝達トルクが大きい方向への回転時に動力伝達を担う歯面の圧力角が、前記伝達トルクが小さい方向への回転時に動力伝達を担う歯面の圧力角よりも小さくなるよう形成したことを特徴とする交差軸歯車伝動機構。
【請求項２】
請求項1に記載された交差軸歯車伝動機構において、
前記フェースギヤを不等速フェースギヤとし、前記ピニオン歯の歯厚形成歯面間における圧力角の差がフェースギヤ内周側で大きく、外周側ほど小さくなるよう、該ピニオン歯を形成したことを特徴とする交差軸歯車伝動機構。
【請求項３】
請求項1に記載された交差軸歯車伝動機構において、
前記フェースギヤを不等速フェースギヤとし、前記ピニオン歯の歯厚形成歯面における圧力角がともに、フェースギヤ内周側に比べてフェースギヤ外周側ほど大きくなるよう、該ピニオン歯を形成したことを特徴とする交差軸歯車伝動機構。
【請求項４】
請求項3に記載された交差軸歯車伝動機構において、
フェースギヤ外周側ほど前記ピニオン歯の転位係数を大きくすることにより、前記ピニオン歯の歯厚形成歯面における圧力角がともに、フェースギヤ内周側に比べてフェースギヤ外周側ほど大きくなるよう、該ピニオン歯を形成したことを特徴とする交差軸歯車伝動機構。
【請求項５】
請求項1〜4のいずれか1項に記載された交差軸歯車伝動機構を、アッカーマン式ステアリング機構により転舵される左右操舵輪の個々の転舵機構として用い、
これら左右操舵輪に係わる交差軸歯車伝動機構がそれぞれ、前記ピニオンにステアリングホイールの回転を入力され、前記フェースギヤにより前記左右操舵輪を転舵するよう、且つこれら左右操舵輪が内輪となって切り増しされる場合に前記圧力角の小さな歯面が低打力の伝達を担うよう、該交差軸歯車伝動機構をそれぞれ配置して車両に搭載したことを特徴とする車輪転舵装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車輪転舵装置などに有用な交差軸歯車伝動機構、および、これを左右操舵輪に個々に用いて構成した車輪転舵装置に関し、特に、回転方向により伝達トルクの大きさが異なる箇所に用いた場合における交差軸歯車伝動機構の伝動効率を向上させる技術に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
交差軸歯車伝動機構としては従来、例えば特許文献1に記載のようなものが提案されている。
この提案技術は、車両のステアリング装置に用いるよう構成した交差軸歯車伝動機構に係わり、キングピン軸線上に非円形歯車を同軸に配置し、これに交差関係に配置されて噛合させた入力ギヤへステアリングホイールの回転を入力することにより車輪を転舵するものである。
【０００３】
車輪の転舵を司る非円形歯車は、左右操舵輪（内外輪）間に舵角差を与えることができて、車両操縦パターンの多様化が可能である。
また、入力ギヤを介してステアリングホイールの回転を非円形歯車に伝達することで、車輪を転舵するための回転運動方向を変えることができ、この点においても車両操縦パターンの多様化が可能である。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２０１０−１７９６６５号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかし、上記した従来の交差軸歯車伝動機構にあっては、非円形歯車と入力ギヤとを一ユニットに構成してコンパクト化するために非円形歯車として不等速フェースギヤを用いようとすると、入力ギヤの歯厚形成歯面のうち、該当車輪が内輪となる場合の車輪転舵時（内輪転舵時）に動力伝達を担う歯面の圧力角が大きくなる。
【０００６】
かように圧力角が大きくなると、入力ギヤから非円形歯車の軸線方向へ向かうラジアル荷重が増して、フリクションの増大により交差軸歯車伝動機構の伝動効率、つまりステアリング効率が低下する。
内輪転舵時は、内輪の切り増しであることから他の場合よりも大きな転舵力が必要であるため、上記の問題が一層顕著になる。
そして上記伝動効率（ステアリング効率）の低下は、操舵フィーリングの悪化や、パワーステアリングの動力損失の増大を招き、特に車輪を個々の電動モータ（インホイールモータ）により駆動される電気自動車においては看過できない問題である。
【０００７】
本発明は、車輪転舵装置用に限られないが、例えば車輪転舵装置として用いた場合において、車輪が内輪となるときの車輪転舵時（内輪転舵時）、つまり大きな転舵力が必要な内輪切り増し時に動力伝達を担う歯面の圧力角を小さなものとなし、これにより前記のラジアル荷重（フリクション）を低減して、伝動効率（ステアリング効率）の低下に係わる前記の問題を解消し得るようにした交差軸歯車伝動機構を提案することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
この目的のため、本発明による交差軸歯車伝動機構は、これを以下のごとくに構成する。
先ず本発明の前提となる交差軸歯車伝動機構を説明するに、これは、
ピニオンと、該ピニオンに対し軸交角を持つよう配置されたフェースギヤとを相互に噛合させて構成し、回転方向によって伝達トルクの大きさが異なる箇所で実用するものである。
【０００９】
本発明は、かかる交差軸歯車伝動機構において、
前記フェースギヤと噛合する前記ピニオンの歯を、歯厚形成歯面のうち、前記伝達トルクが大きい方向への回転時に動力伝達を担う歯面の圧力角が、前記伝達トルクが小さい方向への回転時に動力伝達を担う歯面の圧力角よりも小さくなるよう形成した点に特徴づけられる。
【発明の効果】
【００１０】
かかる本発明の交差軸歯車伝動機構にあっては、ピニオン歯を造形する歯厚形成歯面の圧力角間に上記の差を持たせて、伝達トルクが大きい方向への回転時に動力伝達を担う歯面の圧力角が、伝達トルクが小さい方向への回転時に動力伝達を担う歯面の圧力角よりも小さな構成としたため、
伝達トルクが大きい方向への回転時に動力伝達を担う歯面からフェースギヤに向かうラジアル荷重が低減され、これに伴うフリクションの低減によって、交差軸歯車伝動機構の伝動効率を高めることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１１】
【図１】本発明の第1実施例になる交差軸歯車伝動機構を車輪転舵機構として具えた車両のインホイールモータ駆動車輪を、そのサスペンション装置および転舵システムと共に、車両後方から見て示す正面図である。
【図２】図1における車輪転舵機構を具えた車両のインホイールモータ駆動車輪を車両上方から見て示す平面図である。
【図３】図1における車輪転舵機構を車両上方から見て示す拡大平面図である。
【図４】図3のIV−IV線上で断面とし、矢の方向に見て示す転舵装置の拡大縦断側面図である。
【図５】図1〜4において転舵機構として用いた第1実施例の交差軸歯車伝動機構内における歯車組を上方から見て示す平面図である。
【図６】図5の外輪転舵時噛み合い歯面領域におけるフェースギヤの歯形をフェースギヤ内周側から見て示す歯形説明図である。
【図７】図5の内輪転舵時噛み合い歯面領域におけるフェースギヤの歯形をフェースギヤ内周側から見て示す歯形説明図である。
【図８】図5におけるピニオンの基本的な軸直角断面歯形を示す歯形説明図である。
【図９】不等速フェースギヤを用いた転舵機構により要求されるステアリングギヤ比の変化特性を示す特性線図である。
【図１０】不等速フェースギヤを用いて構成した転舵機構内におけるピニオンおよびフェースギヤの噛み合い状態を示し、  (a)は、外輪転舵時におけるピニオンおよびフェースギヤの噛合状態説明図、  (b)は、内輪転舵時におけるピニオンおよびフェースギヤの噛合状態説明図である。
【図１１】本発明の第1実施例になる差動歯車伝動機構（転舵機構）内におけるピニオンおよびフェースギヤの歯形を示す歯形説明図である。
【図１２】転舵機構として用いた本発明の第2実施例になる交差軸歯車伝動機構を示す図で、  (a)は、この交差軸歯車伝動機構（転舵機構）内における歯車組を上方から見て示す図5と同様な平面図、  (b)は、ピニオンのフェースギヤ外周側端における歯形を示す歯形説明図、  (c)は、ピニオンのフェースギヤ内周側端における歯形を示す歯形説明図、  (d)は、(b)に示したピニオンのフェースギヤ外周側端における歯形と、(c)に示したフェースギヤ内周側端における歯形とを比較のため相互に重ね合わせて示す歯形比較図である。
【図１３】転舵機構として用いた本発明の第3実施例になる交差軸歯車伝動機構を示す図で、  (a)は、この交差軸歯車伝動機構（転舵機構）内における歯車組を上方から見て示す図5と同様な平面図、  (b)は、ピニオンのフェースギヤ外周側端における歯形を示す歯形説明図、  (c)は、ピニオンのフェースギヤ内周側端における歯形を示す歯形説明図、  (d)は、(b)に示したピニオンのフェースギヤ外周側端における歯形と、(c)に示したフェースギヤ内周側端における歯形とを比較のため相互に重ね合わせて示す歯形比較図である。
【発明を実施するための形態】
【００１２】
以下、本発明の実施の形態を、図面に示す実施例に基づき詳細に説明する。
＜第1実施例の構成＞
図１,2は、本発明の第1実施例になる交差軸歯車伝動機構を、アッカーマン式ステアリングの転舵機構として用いた車両のインホイールモータ駆動車輪1を、そのサスペンション装置および転舵システムと共に示す。
図1は、インホイールモータ駆動車輪1を車両後方から見て示す正面図、図2は、インホイールモータ駆動車輪1を車両上方から見て示す平面図である。
【００１３】
車輪1は、個々のインホイールモータ駆動ユニット2を一体化して具え、このユニット2により個別に駆動される。
そのためインホイールモータ駆動ユニット2はユニットケース3内に、図1,2では図示していないが電動モータおよび減速機を内蔵し、減速機の入力軸に電動モータを結合し、減速機の出力軸にホイールハブ4を結合する。
【００１４】
ホイールハブ4には車輪1を結合すると共にブレーキディスク5を結合し、これにより電動モータからの動力を減速機による減速下で車輪1へ伝達することで車両を走行可能にし、ブレーキディスク5を、インホイールモータ駆動ユニット2に取着したブレーキキャリパ13（図2参照）により軸線方向両側から挟圧することで車両を制動可能にする。
【００１５】
車輪1を車体に懸架するに当たっては、インホイールモータ駆動ユニット2のケース4を介して、以下のサスペンション装置により車輪1を懸架する。
サスペンション装置は図1に明示するごとく、ユニットケース4の上方において車幅方向へ延在する上側サスペンションアームであるアッパーアーム6と、ユニットケース4の下方において車幅方向へ延在する下側サスペンションアームであるロアアーム7と、サードリンク8と、ショックアブソーバ9（サスペンションスプリングを含む）とで概ね構成する。
【００１６】
アッパーアーム6およびロアアーム7はそれぞれ、図1の左側（車幅方向内側）の基端6a,7aにおいて、車体に対し上下方向揺動可能に支持する。
アッパーアーム6の反対側（車幅方向外側）における遊端6bは、サードリンク8の上端に上下方向揺動可能に枢支し、サードリンク8の下端は、ショックアブソーバ9のピストンロッド9aに揺動可能に枢支する。
なおショックアブソーバ9は、インシュレータ10を介してシリンダ9bを車体に取り付ける。
【００１７】
そして、インホイールモータ駆動ユニットケース4には、その上側面から上方へ延在する上側固定座11を突設すると共に、下側面から下方へ延在する下側固定座12を突設する。
上側固定座11の上端を、サードリンク8の上端近傍において、車輪1の転舵軸線であるキングピン軸線Kpの周りに揺動し得るよう取り付け、下側固定座12の下端を、ロアアーム7の車幅方向外側における遊端7bにおいて、上記キングピン軸線Kpの周りに揺動し得るよう取り付ける。
【００１８】
上記のサスペンション装置により車体に懸架された車輪1は、インホイールモータ駆動ユニット2と共に、上下方向へバウンド、リバウンド可能であると共に、この間ショックアブソーバ9により上下振動を減衰され得る。
そして車輪1およびインホイールモータ駆動ユニット2は、キングピン軸線Kpの周りに転舵可能なステアリングナックルの用をなし、車両の操向を行うことができる。
【００１９】
＜車輪転舵装置＞
車輪1およびインホイールモータ駆動ユニット2をキングピン軸線（Kp）周りに転舵させるための転舵機構21を、図1,2に示すごとくサードリンク8に取着して設けるが、キングピン軸線Kp上に配置して、インホイールモータ駆動車輪1よりも上方の箇所に配設する。
この転舵機構21は図3,4に明示するような構成とし、図3は、転舵機構21を上方から見て示す平面図、図4は、図3のIV−IV線上で断面とし、矢の方向見て示す詳細断面図である。
【００２０】
これら図3,4に基づき転舵機構21を詳述するに、22は筐体を示し、この筐体22内に円環状のフェースギヤ23およびこれに噛合するピニオンギヤ24を交差軸関係に配置して収納する。
フェースギヤ23は図5に示すような不等速フェースギヤとし、図4のごとく上側固定座11の上端からキングピン軸線Kpを提供するよう突設した転舵軸25にキー26で（またはスプラインで）軸線方向変位可能に係着し、この転舵軸25と共にキングピン軸線Kpの周りに回転自在となす。
【００２１】
ピニオンギヤ24は図5に示すごとく、キングピン軸線Kp（フェースギヤ23）に対し90度の軸交角を持つよう、しかしキングピン軸線Kpから若干オフセットさせて、図4に示すごとく筐体22内に回転自在に横架した入力軸27上に一体回転可能に固着し、その固着位置は図5に示すごとく、ピニオンギヤ24がフェースギヤ23に噛合する位置とする。
入力軸27は図示しなかったが、運転者が車両の操向に当たって操作するステアリングホイールに機械的に連結し、ステアリングホイールからの回転が入力軸27に回転として入力されるものとする。
かくしてステアリングホイールからの操舵力は、入力軸27からピニオンギヤ24および円環状フェースギヤ23を経て転舵軸25に達し、上側固定座11を介してインホイールモータ駆動ユニット2および車輪1をキングピン軸線Kpの周りに転舵することができる。
【００２２】
図4に示すごとく、転舵軸25にキー26で軸線方向変位可能に係着したフェースギヤ23は、転舵軸25に巻装したコイルバネ28によりピニオンギヤ24に向け附勢し、これによりこれらフェースギヤ23およびピニオンギヤ24間の噛合部におけるバックラッシュを減ずる。
而して、噛み合い反力によるピニオンギヤ24からフェースギヤ23へのラジアル荷重でフェースギヤ23がコイルバネ28に抗して図4の下方に押動されるとき、フェースギヤ23をスラストベアリング29を介して筐体22で支持する。
【００２３】
ピニオンギヤ24および不等速フェースギヤ23を、図5〜11に基づき以下に詳述する。
図5は、車輪1が非転舵中立状態（車両直進状態）である時におけるピニオンギヤ24および不等速フェースギヤ23の噛み合い状態を、キングピン軸線Kpの上方から見て示す説明図である。
図5において、Aは、車輪1が外輪となる車輪転舵時（外輪転舵時）にピニオン24が噛合するフェースギヤ23の噛み合い歯面領域（外輪転舵時噛み合い歯面領域）であり、またBは、車輪1が内輪となる車輪転舵時（内輪転舵時）にピニオン24が噛合するフェースギヤ23の噛み合い歯面領域（内輪転舵時噛み合い歯面領域）である。
【００２４】
図6は、不等速フェースギヤ23の外輪転舵時噛み合い歯面領域Aをフェースギヤ23の内周側から見て、フェースギヤ23の外輪転舵時噛み合い歯面23out_p,23out_rを示す拡大部分詳細図であり、また図7は、不等速フェースギヤ23の内輪転舵時噛み合い歯面領域Bをフェースギヤ23の内周側から見て、フェースギヤ23の内輪転舵時噛み合い歯面23in_p,23in_rを示す拡大部分詳細図である。
【００２５】
そして図6に短線ハッチングを付して示す歯面23out_pは、外輪切り増し時使用歯面であり、また図6に点々ハッチングを付して示す歯面23out_rは、外輪切り戻し時使用歯面であり、
図7に点々ハッチングを付して示す歯面23in_pは、内輪切り増し時使用歯面であり、また図7に短線ハッチングを付して示す歯面23in_rは内輪切り戻し時使用歯面である。
【００２６】
上記のようなフェースギヤ23の歯面23out_p,23out_r,23in_p,23in_rと噛み合うピニオン24は、平行軸ギヤ組で使用されると同様なインボリュート歯車とし、通常のものはピニオン軸線方向のどの軸直角断面でも同じ形状である。
図8は、ピニオン24の軸直角断面での歯24aの歯面形状を示し、通常は歯厚形成歯面24a_1,24a_2が図8に示すごとく、歯厚方向中央面Zに関し左右対称な同形状である。
【００２７】
ところで不等速フェースギヤ23は、図6,7の比較から明らかなように、歯面23out_p,23out_r,23in_p,23in_rの形状や、フェースギヤ中心Kpから当該歯面までの距離を様々に変えることで、図9のような内輪転舵時および外輪転舵時のステアリングギヤ比特性を実現して、左右操舵輪のうち内輪の転舵角と外輪の転舵角との間に差を与え得るよう構成する。
そのため、内輪転舵時においてピニオン24およびフェースギヤ23の噛合部における圧力角が大きく、ピニオン24の回転により一歯分だけ噛み合いが進むときの回転角度が大きい。
【００２８】
図10(a),(b)にそれぞれ、外輪転舵時と内輪転舵時におけるピニオン24と不等速フェースギヤ23との噛み合い状態を模式的に示す。
図10のベクトル図に示すようにラジアル荷重が接線力のTanαに比例することから、トルク伝達に必要な或る接線力に対して、圧力角αが大きいほど、大きなラジアル荷重（フェースギヤ軸方向荷重）が発生し、これがフェースギヤ23の軸線方向に作用する。
【００２９】
ところでラジアル荷重はトルク伝達に無関係な方向の荷重であるし、このラジアル荷重が大きいほど、その荷重を受け止めるスラストベアリング29（図4参照）などのフリクションが大きくなるため、転舵機構21の効率ηが悪化する。
転舵機構21の効率ηは、出力トルク（フェースギヤ回転トルク）をTout、出力軸フリクションをTof、入力トルク（ピニオン回転トルク）をTin、入力軸フリクションをTifとすると、
η = (Tout-Tof)/(Tin+Tif)
の式で表される。
スラストベアリング29（図4参照）のフリクションは上記の出力軸フリクションをTofに含まれ、このフリクションがラジアル荷重の増大で大きくなると、転舵機構21の効率ηは上式から明らかな通り低下する。
【００３０】
また、一般的な自動車においては操舵輪が内輪となる場合の転舵時（内輪切り増し転舵時）ほど、車輪転舵に必要な転舵トルクが大きくなるため、内輪切り増し転舵時に効率ηの悪化が一層顕著になる。
このように転舵機構21の効率ηが悪化すると、操舵フィーリングが悪化したり、パワーステアリングのアシスト力要求値が大きくなって、これを実現する大型のアシストモータが必要になるという問題を生ずる。
【００３１】
上記の観点から、転舵機構21の効率ηが顕著に悪化する内輪切り増し転舵時は、この効率悪化を回避するために上記したラジアル荷重の軽減が不可欠である。
そのため本実施例においては、図10(b)に示す内輪転舵時に不等速フェースギヤ23と噛み合うピニオン24の歯24a（歯面24a_1,24a_2）を、この図に示すごとく歯厚方向中央面Zに関し左右対称な形状にするのではなく、図11につき以下に説明するごとく左右非対称な形状に形成する。
【００３２】
先ず、フェースギヤ23の内輪切り増し時使用歯面23in_pに噛合するピニオン歯24aの歯面24a_1を、図11に破線で示す一般的な形状、つまり図10(b)に示す形状から、図11に実線で示すように、図10(b)の圧力角αが小さくなるような形状へと変形させる。
かかるピニオン歯面24a_1の変形は、ピニオン歯24aを歯厚減少させて、ピニオン歯24aの強度不足を伴う。
【００３３】
そこで本実施例においては、かかるピニオン歯24aの強度不足を回避するため、ピニオン歯24aの反対側歯面24a_2を、図11に破線で示す一般的な形状、つまり図10(b)に示す形状から、図11に実線で示すように、圧力角が逆に大きくなるような形状へと変形させる。
【００３４】
なお、ピニオン歯面24a_1,24a_2の上記変形に合わせて、これらに噛合するフェースギヤ23の内輪切り増し時使用歯面23in_pおよび内輪切り戻し時使用歯面23in_rの形状もそれぞれ、図11に破線で示す一般的な形状から実線図示の形状へと変形させることになるのは言うまでもない。
【００３５】
＜第1実施例の効果＞
上記した第1実施例の転舵機構21によれば、内輪を外輪よりも大きく転舵するアッカーマン式ステアリング故に操舵力が大きくなる内輪切り増し転舵時にフェースギヤ23の内輪切り増し時使用歯面23in_pと噛み合うピニオン歯24aの歯面24a_1を圧力角αが小さくなるよう変形させたため、
圧力角αの減少分だけピニオン24からフェースギヤ23へのラジアル荷重を小さくすることができる。
【００３６】
よって、操舵力が大きくなる内輪切り増し転舵時においても、ピニオン24からフェースギヤ23へのラジアル荷重が大きくなることがなく、スラストベアリング29などのフリクションを小さく保ち得て、転舵機構21の伝動効率（ステアリング効率）を高めることができる。
従って、操舵力が大きくなる内輪切り増し転舵時の操舵フィーリングの悪化や、パワーステアリングの大きなエネルギーロスに関する問題を回避することができる。
【００３７】
また本実施例では、上記の作用・効果を達成するために行ったピニオン歯面24a_1の変形が、ピニオン歯24aを歯厚減少により強度低下させるが、ピニオン歯24aの反対側歯面24a_2を圧力角が大きくなるよう変形させたため、ピニオン歯24aの歯厚減少を回避し得て、ピニオン歯24aの強度低下を生ずることがない。
なお、ピニオン歯面24a_2の上記した変形は圧力角の増大をもたらすが、このピニオン歯面24a_2と、フェースギヤ23の内輪切り戻し時使用歯面23in_rとの噛合により行われる内輪切り戻し転舵時は、もともと操舵力が小さいために圧力角の増大によっても、前記したラジアル荷重が問題となるようなことはない。
【００３８】
＜第2実施例＞
図12は、本発明の第2実施例になる交差軸歯車伝動機構を用いた転舵機構21の要部を示す。
図12(a)は、転舵機構21の内部歯車組を示す図5と同様な図面で、本実施例においては、フェースギヤ23の外周方向に位置したピニオン24のフェースギヤ外周側端24oにあって、フェースギヤ23の外輪切り増し時使用歯面23out_pおよび外輪切り戻し時使用歯面23out_rと噛み合うピニオン歯24aを図12(b)に太い実線で示すごとくに形成し、フェースギヤ23の内周方向に位置したピニオン24のフェースギヤ内周側端24iにあって、フェースギヤ23の内輪切り増し時使用歯面23in_pおよび内輪切り戻し時使用歯面23in_rと噛み合うピニオン歯24aを図12(c)に細い実線で示すごとくに形成する。
【００３９】
ピニオン24のフェースギヤ外周側端24oおよびフェースギヤ内周側端24iにおけるピニオン歯24aを比較のため重ね合わせて示した図12(d)から明らかな通り、
フェースギヤ23の外輪切り増し時使用歯面23out_pおよび外輪切り戻し時使用歯面23out_rと噛み合う、ピニオン24のフェースギヤ外周側端24oにおけるピニオン歯24aを、歯面24a_1の圧力角および歯面24a_2の圧力角間における圧力角差が最小となるよう形成し、
フェースギヤ23の内輪切り増し時使用歯面23in_pおよび内輪切り戻し時使用歯面23in_rと噛み合う、ピニオン24のフェースギヤ内周側端24iにおけるピニオン歯24aを、歯面24a_1の圧力角および歯面24a_2の圧力角間における圧力角差が最大（第1実施例と同じ）となるよう形成し、
上記の圧力角差が、ピニオン24のフェースギヤ内周側端24iからフェースギヤ外周側端24oに向かうにつれ徐々に小さくなるよう、ピニオン24の歯24aを形成する。
【００４０】
つまりピニオン歯24aは、歯面24a_1および24a_2のうち、一方の歯面の圧力角が外端24oに向かうにつれて小さくなり、他方の歯面の圧力角が外端24oに向かうにつれて大きくなるよう形成する。
転舵機構21のピニオン24を上記のように形成する以外、車輪転舵装置は前記した第1実施例と同じである。
【００４１】
＜第2実施例の効果＞
上記した第2実施例の効果を以下に説明する。
前記した第1実施例のように、ピニオン24の内輪切り増し転舵時に使用する歯面24a_1を圧力角が小さくなるよう形成すると、それに伴って不等速フェースギヤ23では図5に点々ハッチングを付して示した外輪切り戻し時使用歯面23out_rおよび内輪切り増し時使用歯面23in_pの圧力角が小さくなる。
【００４２】
外輪転舵時噛み合い歯面領域Aを示す図6と、内輪転舵時噛み合い歯面領域Bを示す図7との比較から明らかなように、外輪転舵時噛み合い歯面領域Aの方が内輪転舵時噛み合い歯面領域Bよりも圧力角が小さく、いわゆる歯車の切り下げという現象が発生しやすくなる。
また図6から判るように、不等速フェースギヤ23の外輪転舵時噛み合い歯面領域Aにおける歯面23out_p,23out_rは、フェースギヤ内周側端ほど圧力角が小さくなり、切り下げを発生しやすい。
ここで切り下げとは、歯面が噛み合った後、相手方歯先が当該歯面に切り込む現象であり、切り下げが起きる場合には、トルク伝達のための有効歯面が存在しなくなる。
【００４３】
図7に示すように、点々ハッチングを付した内輪切り増し時使用歯面23in_pはもともと圧力角が大きいため、内輪切り増し時使用歯面23in_pの圧力角差と内輪切り戻し時使用歯面23in_rの圧力角との間に第1実施例のような圧力角差を設定しても、切り下げの問題は生じ難い。
しかし図6のように、点々ハッチングを付した外輪切り戻し時使用歯面23out_rは切り下げが生じ易く、有効歯面が小さくなってしまうのを避けられない。
このように有効歯面が小さくなると、フェースギヤ23の歯が強度不足になるという問題を生ずる。
【００４４】
ところで本実施例においては、図12につき前述した通り、ピニオン24の内端24iにおけるピニオン歯24aの歯面24a_1,24a_2間の圧力角差を前記第1実施例と同じ大きさとし、この圧力角差がピニオン24の外端24oに向かうにつれて徐々に小さくなるようピニオン24の歯24aを形成したため、
フェースギヤ23の外輪切り増し時使用歯面23out_pおよび外輪切り戻し時使用歯面23out_rと噛み合う、ピニオン24の外端24oにおいて懸念される前記切り下げの問題を回避し得て、トルク伝達のための有効歯面が存在しなくなるという問題を解消することができる。
【００４５】
しかるに、フェースギヤ23の内輪切り増し時使用歯面23in_pおよび内輪切り戻し時使用歯面23in_rと噛み合う、ピニオン24の内端24iにおけるピニオン歯24aの歯面24a_1,24a_2間の圧力角差が前記第1実施例と同じ大きさとなるようピニオン24の歯24aを形成したため、第1実施例の作用・効果はそのまま達成可能である。
【００４６】
＜第3実施例＞
図13は、第2実施例と同様な効果、つまりピニオン24の外端24oにおいて懸念される前記切り下げの問題を回避するという効果を、別の対策により達成するようにした、本発明の第3実施例になる交差軸歯車伝動機構を用いた転舵機構21の要部を示す。
図13(a)は、転舵機構21の内部歯車組を示す図5と同様な図面で、本実施例においては、フェースギヤ23の外周方向に位置したピニオン24のフェースギヤ外周側端24oにあって、フェースギヤ23の外輪切り増し時使用歯面23out_pおよび外輪切り戻し時使用歯面23out_rと噛み合うピニオン歯24aを図13(b)に太い実線で示すごとくに形成し、フェースギヤ23の内周方向に位置したピニオン24のフェースギヤ内周側端24iにあって、フェースギヤ23の内輪切り増し時使用歯面23in_pおよび内輪切り戻し時使用歯面23in_rと噛み合うピニオン歯24aを図13(c)に細い実線で示すごとくに形成する。
【００４７】
ピニオン24のフェースギヤ外周側端24oおよびフェースギヤ内周側端24iにおけるピニオン歯24aを比較のため重ね合わせて示した図13(d)から明らかな通り、
フェースギヤ23の内輪切り増し時使用歯面23in_pおよび内輪切り戻し時使用歯面23in_rと噛み合う、ピニオン24のフェースギヤ内周側端24iにおけるピニオン歯24aを、歯面24a_1の圧力角および歯面24a_2の圧力角がそれぞれ、第1実施例におけると同じになるよう形成し、
フェースギヤ23の外輪切り増し時使用歯面23out_pおよび外輪切り戻し時使用歯面23out_rと噛み合う、ピニオン24の外端24oにおけるピニオン歯24aを、歯面24a_1の圧力角および歯面24a_2の圧力角がそれぞれ、ピニオン24の内端24iにおけるピニオン歯24aの歯面24a_1の圧力角および歯面24a_2の圧力角よりも大きくなるよう形成し、
歯面24a_1の圧力角および歯面24a_2の圧力角がそれぞれ、ピニオン24の内端24iから外端24oに向かうにつれ徐々に大きくなるよう、ピニオン24の歯24aを形成する。
【００４８】
つまりピニオン歯24aは、歯面24a_1および24a_2の圧力角がともに外端24oに向かうにつれて大きくなるよう形成する。
ピニオン歯面24a_1および24a_2の圧力角をかようにピニオン軸線方向に連続変化させるに際しては、ピニオン24の外端24oほど転位係数が大きくなるように諸元を設定するだけでよいため、つまりピニオン24の製造時に転位係数をピニオン軸線方向に変えるだけでよい。
【００４９】
そして上記転位係数の変化に際しては、ピニオン製作時に、カッターをピニオン24の軸線方向へ移動させてピニオン歯面を創成しながら、同時にピニオン24の半径方向にもカッターを移動させるだけのため、ピニオン24の製作が容易であり、コスト上も大いに有利である。
転舵機構21のピニオン24を上記のように形成する以外、車輪転舵装置は前記した第1実施例と同じである。
【００５０】
＜第3実施例の効果＞
上記した第3実施例の効果を以下に説明する。
本実施例においては、図13につき前述した通り、ピニオン24の内端24iにおけるピニオン歯24aの歯面24a_1,24a_2の圧力角を前記第1実施例と同じように設定し、これらピニオン歯面24a_1,24a_2の圧力角がともに、ピニオン24の外端24oに向かうにつれて徐々に大きくなるようピニオン24の歯24aを形成したため、
フェースギヤ23の外輪切り増し時使用歯面23out_pおよび外輪切り戻し時使用歯面23out_rと噛み合う、ピニオン24の外端24oにおいて懸念される前記切り下げの問題を回避し得て、トルク伝達のための有効歯面が存在しなくなるという問題を解消することができる。
【００５１】
しかも、本実施例のごとくピニオン歯面24a_1および24a_2の圧力角をともにピニオン軸線方向に連続変化させるに際しては、ピニオン製作時に、カッターをピニオン24の軸線方向へ移動させてピニオン歯面を創成しながら、同時にピニオン24の半径方向にもカッターを移動させるだけでよいため、ピニオン24の製作が容易であり、コスト上も有利であることから、容易に且つ安価に第2実施例と同様な効果を得ることができる。
【００５２】
なお、フェースギヤ23の内輪切り増し時使用歯面23in_pおよび内輪切り戻し時使用歯面23in_rと噛み合う、ピニオン24の内端24iにおけるピニオン歯24aの歯面24a_1,24a_2の圧力角が前記第1実施例と同じ大きさとなるようピニオン24の歯24aを形成したため、第1実施例の作用・効果はそのまま達成可能である。
【００５３】
＜その他の実施例＞
なお、上記第1〜3実施例のいずれにおいても、本発明の交差軸歯車伝動機構をインホイールモータ駆動車輪1の転舵機構21として用いる場合につき説明したが、本発明の交差軸歯車伝動機構は用途をこれに限られるものでなく、回転方向によって伝達トルクの大きさが異なる箇所で、交差軸伝動が必要な箇所であれば、如何なる用途にも実用可能である。
【符号の説明】
【００５４】
1  インホイールモータ駆動車輪
2  インホイールモータ駆動ユニット
2a  電動モータ
2b  減速機
3  ユニットケース
4  ホイールハブ
5  ブレーキディスク
6  アッパーアーム
7  ロアアーム
8  サードリンク
9  ショックアブソーバ
10  インシュレータ
13  ブレーキキャリパ
Kp  キングピン軸線
21  転舵機構
22  筐体
23  不等速フェースギヤ
23in_p  内輪切り増し時使用歯面
23in_r  内輪切り戻し時使用歯面
23out_p  外輪切り増し時使用歯面
23out_r  外輪切り戻し時使用歯面
24  ピニオン
24a  ピニオン歯
24a_1,24a_2  ピニオン歯面
25  転舵軸
26  キー
27  入力軸
28  コイルバネ
29  スラストベアリング
【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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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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