(57)【要約】【課題】ギヤノイズの発生を抑制できる歯車装置を提供する。【解決手段】歯車は、歯当たり面１２の接触長さＬ２を作用平面１０の対角長さＬ１で除することによって得られる値をかみあい長さ率（Ｌ２／Ｌ１）とした場合に、かみあい長さ率の全歯の平均値に対して、３歯以上のかみあい長さ率が、上記平均値を中心とした所定の範囲外となる歯面形状を有する。【選択図】図２
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
歯車を備えた歯車装置であって、
前記歯車は、歯当たり面の接触長さを作用平面の対角長さで除することによって得られる値をかみあい長さ率とした場合に、前記かみあい長さ率の全歯の平均値に対して、３歯以上の前記かみあい長さ率が、前記平均値を中心とした所定の範囲外となる歯面形状を有する、
歯車装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、歯車を介して動力を伝達する歯車装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
歯車装置は、歯車同士のかみあいによって動力を伝達する。歯車同士は、絶えずかみあって回転している。近年、歯車装置の配置される状況によっては、静粛性に対する要求が高まる傾向にある。たとえば自動車においては、車両全体で生じる振動騒音は種々の改良によって低減が進められてきているが、歯車のかみあいにより生じる振動騒音は、歯車の形状や歯車の加工精度により決まるため、低減はあまり進んでいない。周囲の他の振動騒音が小さくなってきている状況の中で、歯車のかみあいにより生じる振動騒音が徐々に際立つようになってきている。
【０００３】
下記の特許文献１は、鉄道車両用の歯車装置を開示している。この歯車装置は、歯面のかみあい接触線方向に５〜２０μｍのクラウニングを施工し、かつ諸元かみあい率が２．４〜２．８となるように歯車諸元を調整すると共に、歯当たり面の接触長さと、作用平面の対角長さの比率が０．６〜０．９５となるように、歯面に修整を施したことを特徴としている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００８−２７５０６０号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
歯面修整の効果は、歯当たり面の形状と密接に関連する。歯面修整の形状を、幾何学的な理論に基づいて設定するという試みは種々なされており、近年の技術進歩に伴い、歯当たり面の加工精度は確かに向上している。しかしながら、加工精度の向上に伴い、１個の歯車の中の各歯の歯面修整の形状が一定に揃った結果、特定の周波数での振動起振力が大きくなるという現象が見られている。各歯の歯面修整の形状が一定に揃うと、ピーク周波数における振動起振力の低減という課題に対して十分な効果が得られない。
【０００６】
すなわち、既存の歯車装置においては、１個の歯車の中の各歯のかみあい長さ率が一定に揃っていることに起因して、特定の周波数における振動起振力のピークが大きくなり、振動騒音が大きくなってしまうという問題があった。ここで言うかみあい長さ率とは、歯当たり面の接触長さを作用平面の対角長さで除することによって得られる値である。そこで本発明は、各歯のかみあい長さ率が一定に揃っていることに起因する振動騒音の発生を抑制できる歯車装置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】
【０００７】
歯車を備えた歯車装置であって、上記歯車は、歯当たり面の接触長さを作用平面の対角長さで除することによって得られる値をかみあい長さ率と定義した場合に、上記かみあい長さ率の全歯の平均値に対して、３歯以上の上記かみあい長さ率が、上記平均値を中心とした所定の範囲外となる歯面形状を有する。
【発明の効果】
【０００８】
３歯以上のかみあい長さ率が、かみあい長さ率の全歯の平均値を中心とした所定の範囲外となるように構成することによって、歯車１回転内でのかみあい周波数が変動し、特定の周波数に出現する振動起振力のピークを低減させることができ、ひいては振動騒音の発生を抑制できる。
【図面の簡単な説明】
【０００９】
【図１】かみあい長さ率を示す図である。
【図２】実施の形態における歯車装置に備えられる歯車のそれぞれの歯におけるかみあい長さ率を示す図である。駆動側歯車、被動側歯車のそれぞれに定義でき、いずれも同様である。
【図３】実施の形態の歯車装置で採用されている歯車のモーションカーブを示す模式図である。
【図４】実施の形態の歯車装置で採用されている歯車のかみあい次数と、かみあい伝達誤差との関係を示す図である。
【図５】比較例の歯車装置で採用されている歯車のモーションカーブを示す模式図である。
【図６】比較例の歯車装置で採用されている歯車のかみあい次数と、かみあい伝達誤差との関係を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１０】
［実施の形態］
実施の形態について、以下、図面を参照しながら説明する。図１は、歯車同士がかみあう範囲を平面的に展開したものであり、後述するかみあい長さ率を示す図である。実施の形態における歯車装置は、一例として、はすば歯車のかみあいによって動力を伝達する。図１に示すように、歯面の有効かみあい範囲において、作用平面１０の対角線１１は、対角長さＬ１を有しており、歯当たり面１２は、接触長さＬ２を有している。
【００１１】
歯面の有効かみあい範囲とは、歯車の取付け誤差やミスアライメントによって生じる片当りを防止するために、歯筋方向に設けられるレリービングと称する逃がし部分を除く範囲を言う。歯当たり面１２の接触長さＬ２とは、歯当たり面１２と対角線１１とが交差している線分（始点ＳＴと終点ＥＮとの間の部分）の長さである。ここで、歯当たり面１２の接触長さＬ２を作用平面１０の対角長さＬ１で除することによって得られる値（Ｌ２／Ｌ１）を、かみあい長さ率とする。
【００１２】
図２は、実施の形態における歯車装置に備えられる歯車のそれぞれの歯（Ｎｏ．１〜Ｎｏ．４１）におけるかみあい長さ率（Ｌ２／Ｌ１）を示す図である。実施の形態における歯車装置の歯車は、微小負荷時（歯数が小さい側の歯車の入力トルク５Ｎｍ）の歯当たりにおいて、かみあい長さ率の全歯の平均値（線ＬＮ１）に対して、３歯以上のかみあい長さ率が、この平均値（線ＬＮ１）を中心とした所定の範囲外となる（所定の範囲を超える）歯面形状を有している。３歯以上のかみあい長さ率が平均値（線ＬＮ１）を中心とした所定の範囲外となる場合には、歯車を組み付けた際に生じる偏心による影響は排除されるものである（偏心の場合は２歯に生じる）。
【００１３】
上記の所定の範囲とは、加工精度により発生するバラツキの範囲であり、実施の形態では、上限値が平均値＋５％（つまり、平均値×１．０５）に設定され、下限値が平均値−５％（つまり、平均値×０．９５）に設定される。この平均値±５％という値は、変動を意図しない場合に不可避的に生じる製造上のばらつきとは明確に区別できるものである。図２中では、上記所定の範囲（平均値±５％）の上限値は線ＬＮ２で示され、下限値は線ＬＮ３で示される。実施の形態では、歯車Ｎｏ．１，５，６，１４，２７，２８，２９の合計７歯において、平均値（線ＬＮ１）を中心とした所定の範囲（平均値±５％）外となる歯面形状が採用されている。このような構成は、駆動側歯車のみ、被動側歯車のみ、あるいは、駆動側歯車および被駆動歯車の双方に適用することが可能である。
【００１４】
図３は、実施の形態の歯車装置で採用されている歯車のモーションカーブＭＣ１を示す図である。モーションカーブとは、歯車の回転角度とかみあい伝達誤差との関係を示すものである。かみあい伝達誤差とは、互いにかみあいながら回転する歯車の一方を一定速度で回転させた場合に、他方の歯車に生じる回転変動を回転角度誤差で表される値であり、他方の歯車の最大進み遅れ角度量（μｒａｄ）で表される。
【００１５】
かみあい伝達誤差と歯車の振動騒音との間には相関関係があり、一般的には、かみあい伝達誤差が大きくなるほど振動騒音が大きくなる。これに加えて、モーションカーブが周期的ないし規則的になるほど、かみあい伝達誤差に起因する振動騒音は増大する傾向にある。実施の形態では、かみあい長さ率の全歯の平均値に対して、３歯以上のかみあい長さ率が、この平均値を中心とした所定の範囲外となる歯面形状を有しているため、モーションカーブＭＣ１が周期的ないし規則的になることが抑制されている。これは、駆動側歯車のみに上記思想を適用する場合、被動側歯車のみに上記思想を適用する場合、ならびに、駆動側歯車および被駆動歯車の双方に上記思想を適用する場合のいずれにおいても、同様の作用効果が得られるものである。
【００１６】
図４は、実施の形態の歯車装置で採用されている歯車のかみあい次数と、かみあい伝達誤差との関係を示す図である。歯車の起振力は、一般に、歯車のかみあい次数と呼ばれる、歯車の回転周波数の歯数倍およびその整数倍の周波数で発生し、歯車箱やそれに結合される部品の共振等により、音や振動として知覚される。実施の形態では、モーションカーブＭＣ１（図３）が周期的ないし規則的になることが抑制されているため、かみあい伝達誤差に起因する振動騒音が従来のものに比べて低減されている。以下、この点につき比較例との対比に基づいて説明する。
【００１７】
［比較例］
図５は、比較例の歯車装置で採用されている歯車のモーションカーブＭＣ２を示す図である。比較例における歯車装置の歯車は、１個の歯車の中の各歯のかみあい長さ率が一定に揃っている。比較例における歯車装置の歯車は、かみあい長さ率の全歯の平均値に対して、３歯以上のかみあい長さ率が、この平均値を中心とした所定の範囲外となる歯面形状を、有してはいない。
【００１８】
図６は、比較例の歯車装置で採用されている歯車のかみあい次数と、かみあい伝達誤差との関係を示す図である。比較例では、モーションカーブＭＣ２（図５）が周期的ないし規則的になっている。図６中に示す線ＬＬは、図４中に示す実施の形態の１次のかみあい次数におけるかみあい伝達誤差の値を示すものである。すなわち、１次のかみあい次数同士を比較すれば明らかなとおり、かみあい伝達誤差は比較例の方が実施の形態よりも高い。したがって実施の形態の構成によれば、かみあい伝達誤差に起因する振動騒音が従来のものに比べて低減できることがわかる。
【００１９】
以上、本発明に基づいた実施の形態について説明したが、上記の開示内容はすべての点で例示であって制限的なものではない。本発明の技術的範囲は特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。
【符号の説明】
【００２０】
１０  作用平面、１１  対角線、１２  歯当たり面、ＥＮ  終点、Ｌ１  対角長さ、Ｌ２  接触長さ、ＭＣ１，ＭＣ２  モーションカーブ、ＳＴ  始点。
【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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