(57)【要約】【課題】終減速装置の動力伝達効率を向上させる。【解決手段】駆動輪に動力を伝達する終減速装置であって、前輪出力軸２２に連結されるドライブピニオン３０と、ドライブピニオン３０に噛み合う曲がり歯４１が形成されるクラウンギヤ３１と、を有し、曲がり歯４１の歯幅中央部４２の捩れ角ψａ１は、４５°以上５５°以下である。【選択図】図４
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
駆動輪に動力を伝達する終減速装置であって、
駆動軸に連結される小歯車と、
前記小歯車に噛み合う曲がり歯が形成される大歯車と、
を有し、
前記曲がり歯の歯幅中央部の捩れ角は、４５°以上５５°以下である、終減速装置。
【請求項２】
請求項１記載の終減速装置において、
前記小歯車および前記大歯車が収容されるケース、を有し、
前記ケースには、前記大歯車が浸かる油面高さまでオイルが注入される、終減速装置。
【請求項３】
請求項１または２記載の終減速装置において、
前記曲がり歯の外径側端部の捩れ角は、前記曲がり歯の内径側端部の捩れ角よりも大きい、終減速装置。
【請求項４】
請求項１〜３のいずれか１項に記載の終減速装置において、
前記曲がり歯の外径側端部の歯厚は、前記曲がり歯の内径側端部の歯厚よりも小さい、終減速装置。
【請求項５】
請求項１〜４のいずれか１項に記載の終減速装置において、
前記曲がり歯の外径側端部に面取り部が形成される、終減速装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、駆動輪に動力を伝達する終減速装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
自動車等の車両には、駆動輪に動力を伝達する終減速装置として終減速装置が設けられている（特許文献１参照）。終減速装置を構成する減速歯車としては、一般的にハイポイドギヤやスパイラルベベルギヤ等が採用される。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２０１２−１１７５９７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ところで、ハイポイドギヤ等に形成される曲がり歯の捩れ角は、減速歯車の噛合効率や歯車騒音に基づき設定されている。しかしながら、終減速装置には様々な要因が作用することから、噛合効率や歯車騒音だけで曲がり歯の捩れ角を設定することは、終減速装置の動力伝達効率を低下させるおそれがある。このような動力伝達効率の低下は、車両の燃費性能を低下させる要因であることから、動力伝達効率の向上が求められている。
【０００５】
本発明の目的は、終減速装置の動力伝達効率を向上させることにある。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明の終減速装置は、駆動輪に動力を伝達する終減速装置であって、駆動軸に連結される小歯車と、前記小歯車に噛み合う曲がり歯が形成される大歯車と、を有し、前記曲がり歯の歯幅中央部の捩れ角は、４５°以上５５°以下である。
【発明の効果】
【０００７】
本発明によれば、大歯車に形成される曲がり歯の歯幅中央部の捩れ角を、４５°以上５５°以下に設定したので、終減速装置の動力伝達効率を向上させることが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【０００８】
【図１】車両に搭載されるパワートレインの一例を示すスケルトン図である。
【図２】図１の矢印Ａ方向から終減速装置を示すスケルトン図である。
【図３】図２の矢印Ａ方向から終減速装置の一部を示す斜視図である。
【図４】図２の矢印Ｂ方向からクラウンギヤを示す側面図である。
【図５】曲がり歯の捩れ角を示す説明図である。
【図６】曲がり歯の捩れ角を示す説明図である。
【図７】終減速装置の撹拌ロスを示す線図である。
【図８】終減速装置の噛合効率および噛合ロスを示す線図である。
【図９】終減速装置の撹拌ロスと噛合ロスとを合算したトータルロスを示す線図である。
【図１０】（ａ）および（ｂ）はクラウンギヤによるオイルの撹拌状況を示すイメージ図である。
【図１１】本発明の他の実施の形態である終減速装置を構成する大歯車つまりクラウンギヤを示す説明図である。
【図１２】（ａ）および（ｂ）は本発明の他の実施の形態である終減速装置を構成する大歯車つまりクラウンギヤを示す説明図である。
【発明を実施するための形態】
【０００９】
以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。図１は車両に搭載されるパワートレイン１０の一例を示すスケルトン図である。図１に示すように、パワートレイン１０は、動力源としてのエンジン１１と、エンジン動力を駆動輪１２に伝達する動力伝達系１３とを備えている。動力伝達系１３は、トルクコンバータ１４、前後進切換機構１５、無段変速機１６および終減速装置１７等によって構成されている。また、パワートレイン１０は、動力伝達系１３を収容するミッションケース１８を有している。ミッションケース１８には無段変速機１６が収容される変速機収容室１９が区画されており、変速機収容室１９には所定量のオイルＸが注入されている。また、ミッションケース１８には終減速装置１７が収容されるデフ収容室２０が区画されており、デフ収容室２０には後述するクラウンギヤ３１が浸かる油面高さＯＬまでオイルＸが注入されている。このように、ミッションケース１８は、終減速装置１７のケースとして機能している。
【００１０】
ミッションケース１８には、無段変速機１６のセカンダリ軸２１に平行となる前輪出力軸２２が収容されている。セカンダリ軸２１と前輪出力軸２２とは歯車列２３を介して連結されており、前輪出力軸２２は終減速装置１７を介して駆動輪である前輪１２に連結されている。また、ミッションケース１８には、前輪出力軸２２に平行となる後輪出力軸２４が収容されている。前輪出力軸２２と後輪出力軸２４とは、歯車列２５およびトランスファクラッチ２６を介して連結されている。後輪出力軸２４は、図示しないプロペラシャフトおよびリヤ側の終減速装置を介して後輪に連結される。
【００１１】
図２は図１の矢印Ａ方向から終減速装置１７を示すスケルトン図である。また、図３は図２の矢印Ａ方向から終減速装置１７の一部を示す斜視図である。図２に示すように、終減速装置１７は、駆動軸である前輪出力軸２２に連結されるドライブピニオン（小歯車）３０と、ドライブピニオン３０に噛み合うクラウンギヤ（大歯車）３１とを備えている。リングギヤとも呼ばれるクラウンギヤ３１には、差動機構３２を収容するデフケース３３が固定されている。デフケース３３内には、差動機構３２を構成する複数の差動ピニオン３４が回転自在に設けられている。また、デフケース３３内には、差動ピニオン３４に噛み合う一対のサイドギヤ３５，３６が回転自在に設けられている。一方のサイドギヤ３５には、前輪駆動軸３７を介して左側の前輪が連結されており、他方のサイドギヤ３６には、前輪駆動軸３８を介して右側の前輪が連結されている。また、図１および図３に示すように、ドライブピニオン３０の回転中心軸Ｃｐは、クラウンギヤ３１の回転中心軸Ｃｇに対して、上方にオフセットした状態となっている。すなわち、ドライブピニオン３０はハイポイドピニオンとして構成されており、クラウンギヤ３１はハイポイドギヤとして構成されている。
【００１２】
図３に示すように、ドライブピニオン３０には、複数の曲がり歯４０が形成されている。また、クラウンギヤ３１には、曲がり歯４０に噛み合う複数の曲がり歯４１が形成されている。ここで、図４は図２の矢印Ｂ方向からクラウンギヤ３１を示す側面図であり、図５は曲がり歯４１の捩れ角を示す説明図である。図４に示すように、クラウンギヤ３１に形成される曲がり歯４１は、所定の捩れ角ψａ１を有している。図５に示すように、捩れ角ψａ１とは、曲がり歯４１の歯幅中央のピッチ点Ｐａ１における接線Ｔａ１と、ピッチ点Ｐａ１と回転中心軸Ｃｇとを結ぶ線Ｌａ１との間の角度である。すなわち、捩れ角ψａ１とは、曲がり歯４１の歯幅中央部４２における捩れ角となっている。
【００１３】
ところで、前述した捩れ角ψａ１は、コースト時に接触する凹状歯面４５の歯幅中央部４２における捩れ角、つまりクラウンギヤ３１からドライブピニオン３０へのトルク伝達時に接触する凹状歯面４５の歯幅中央部４２における捩れ角である。曲がり歯４１の捩れ角としては、凹状歯面４５の内径側端部４３や外径側端部４４における捩れ角があり、ドライブ時に接触する凸状歯面４６の歯幅中央部４２、内径側端部４３、外径側端部４４における捩れ角がある。なお、内径側端部４３とは、クラウンギヤ３１の径方向内側に位置する曲がり歯４１の部位であり、外径側端部４４とは、クラウンギヤ３１の径方向外側に位置する曲がり歯４１の部位である。ここで、図６は曲がり歯４１の捩れ角を示す説明図である。図６において、クロスハッチングを付した部分は、ピッチ円錐面で切断した曲がり歯４１の断面部分である。また、図６においては、クラウンギヤ３１の歯数を削減して簡略的に図示している。
【００１４】
図６に示すように、曲がり歯４１は、前述した捩れ角ψａ１の他に、捩れ角ψａ２，ψａ３，ψｂ１，ψｂ２，ψｂ３を有している。凹状歯面４５の捩れ角ψａ２とは、曲がり歯４１の内径側端部４３のピッチ点Ｐａ２における接線Ｔａ２と、ピッチ点Ｐａ２と回転中心軸Ｃｇとを結ぶ線Ｌａ２との間の角度である。つまり、捩れ角ψａ２とは、曲がり歯４１の内径側端部４３における捩れ角となっている。さらに、凹状歯面４５の捩れ角ψａ３とは、曲がり歯４１の外径側端部４４のピッチ点Ｐａ３における接線Ｔａ３と、ピッチ点Ｐａ３と回転中心軸Ｃｇとを結ぶ線Ｌａ３との間の角度である。つまり、捩れ角ψａ３とは、曲がり歯４１の外径側端部４４における捩れ角となっている。このように、曲がり歯４１の凹状歯面４５は、捩れ角ψａ１，ψａ２，ψａ３によって形成されている。また、捩れ角ψａ１は捩れ角ψａ２よりも大きく、捩れ角ψａ３は捩れ角ψａ１よりも大きく設定されている。すなわち、凹状歯面４５の捩れ角は、ψａ２＞ψａ１＞ψａ３の関係を有している。
【００１５】
図６に示すように、凸状歯面４６の捩れ角ψｂ１とは、曲がり歯４１の歯幅中央部４２のピッチ点Ｐｂ１における接線Ｔｂ１と、ピッチ点Ｐｂ１と回転中心軸Ｃｇとを結ぶ線Ｌｂ１との間の角度である。つまり、捩れ角ψｂ１とは、曲がり歯４１の歯幅中央部４２における捩れ角となっている。また、凸状歯面４６の捩れ角ψｂ２とは、曲がり歯４１の内径側端部４３のピッチ点Ｐｂ２における接線Ｔｂ２と、ピッチ点Ｐｂ２と回転中心軸Ｃｇとを結ぶ線Ｌｂ２との間の角度である。つまり、捩れ角ψｂ２とは、曲がり歯４１の内径側端部４３における捩れ角となっている。さらに、凸状歯面４６の捩れ角ψｂ３とは、曲がり歯４１の外径側端部４４のピッチ点Ｐｂ３における接線Ｔｂ３と、ピッチ点Ｐｂ３と回転中心軸Ｃｇとを結ぶ線Ｌｂ３との間の角度である。つまり、捩れ角ψｂ３とは、曲がり歯４１の外径側端部４４における捩れ角となっている。このように、曲がり歯４１の凸状歯面４６は、捩れ角ψｂ１，ψｂ２，ψｂ３によって形成されている。また、捩れ角ψｂ１は捩れ角ψｂ２よりも大きく、捩れ角ψｂ３は捩れ角ψｂ１よりも大きく設定されている。すなわち、凸状歯面４６の捩れ角は、ψｂ２＞ψｂ１＞ψｂ３の関係を有している。
【００１６】
ところで、終減速装置１７における動力伝達効率を向上させる観点から、歯幅中央部４２の捩れ角ψａ１は、４５°以上５５°以下に設定されている。以下、クラウンギヤ３１に形成される曲がり歯４１の捩れ角が、終減速装置１７の動力伝達効率に与える影響について説明する。図７は終減速装置１７の撹拌ロスを示す線図であり、図８は終減速装置１７の噛合効率および噛合ロスを示す線図である。また、図９は終減速装置１７の撹拌ロスと噛合ロスとを合算したトータルロスを示す線図である。図７〜図９には、クラウンギヤ３１の捩れ角ψａ１を、０°〜８０°まで５°単位で変化させた結果が示されている。なお、図７〜図９においては、回転中心軸Ｃｐと回転中心軸Ｃｇとのオフセット量を一定に保持するため、捩れ角ψａ１の変化に対応させてドライブピニオン３０の捩れ角を変化させている。詳しくは、０°から８０°まで５°単位で変化するクラウンギヤ３１の捩れ角ψａ１に対応するように、ドライブピニオン３０の捩れ角を−１０°から−９０°まで５°単位で変化させている。
【００１７】
図７および図９に示した撹拌ロスとは、スピンロスとも呼ばれる損失であり、クラウンギヤ３１の回転に伴って撹拌されるオイルＸの撹拌抵抗による損失である。この撹拌ロスを求める際には、熱流体解析プログラムである「ＳＴＡＲ−ＣＣＭ＋（株式会社ＣＤ−ａｄａｐｃｏ）」を用いて解析を行った。なお、解析条件としては、車速１００ｋｍ／ｈに相当するクラウンギヤ回転数を入力し、油温８０℃の低粘度オイルに相当するオイル密度、オイル粘度およびオイル表面張力を入力した。また、デフ収容室２０内の油面高さＯＬについては、クラウンギヤ３１の回転中心軸Ｃｇから下方に約２０ｍｍの位置に設定した。また、図８に示した噛合効率は以下の式（１）を用いて算出した。なお、式（１）で算出される噛合効率は、ドライブピニオン３０によってクラウンギヤ３１が駆動されるドライブ時の噛合効率である。また、式（１）において、「μ」とは歯面の摩擦係数であり、「ψｐ」とはドライブピニオン３０の曲がり歯４０の捩れ角である。
噛合効率＝｛１＋μｔａｎ（ψａ１）｝／｛１＋μｔａｎ（ψｐ）｝…（１）
【００１８】
図７に示すように、終減速装置１７の撹拌ロスについては、クラウンギヤ３１の捩れ角ψａ１の増加に伴って減少している。ここで、図１０（ａ）および（ｂ）はクラウンギヤ３１によるオイルＸの撹拌状況を示すイメージ図である。図１０（ａ）には捩れ角の大きなクラウンギヤ３１が示され、図１０（ｂ）には捩れ角の小さなクラウンギヤ１００が示されている。なお、図１０（ａ）には本発明を構成するクラウンギヤ３１を示し、図１０（ｂ）には比較例としてのクラウンギヤ１００を示している。
【００１９】
図１０（ａ）に白抜きの矢印で示すように、曲がり歯４１の捩れ角が大きい場合には、クラウンギヤ３１の回転方向に沿うように歯筋が設けられるため、曲がり歯４１に沿ってオイルＸがスムーズに流れることになる。また、図１０（ａ）に符号αで示すように、クラウンギヤ３１が回転する際には、曲がり歯４１は外径側端部４４からオイルＸに突入している。ここで、曲がり歯４１の捩れ角が大きい場合には、油面に対して垂直となるように外径側端部４４が立つことから、オイルＸに対して曲がり歯４１がスムーズに突入することになる。このように、曲がり歯４１の捩れ角を大きくすることにより、オイルＸの撹拌抵抗を低減することができ、終減速装置１７の撹拌ロスについても小さくなると考えられる。
【００２０】
これに対し、図１０（ｂ）に白抜きの矢印で示すように、曲がり歯１０１の捩れ角が小さい場合には、クラウンギヤ１００の回転方向に対して歯筋が直交するため、曲がり歯４１によってオイルＸの流れ方向が大きく曲げられる。また、図１０（ｂ）に符号αで示すように、曲がり歯１０１の捩れ角が小さい場合には、油面に対してほぼ平行となる向きで外径側端部４４がオイルＸに突入する。このため、曲がり歯１０１がオイルＸに突入する際には、曲がり歯１０１によってオイルＸが大きく掻き分けられることになる。このように、曲がり歯１０１の捩れ角を小さくすることにより、オイルＸの撹拌抵抗が増加するため、終減速装置の撹拌ロスについても大きくなると考えられる。
【００２１】
続いて、終減速装置１７の噛合効率および噛合ロスについて説明する。図８に示すように、終減速装置１７の噛合効率については、クラウンギヤ３１の捩れ角ψａ１の増加に伴って低下している。すなわち、曲がり歯４１の捩れ角ψａ１が大きくなると、歯筋方向への滑り量が増加して噛合効率が低下すると考えられる。このように、捩れ角ψａ１の増加に伴って噛合効率が低下することから、終減速装置１７の噛合ロスについては捩れ角ψａ１の増加に伴って増加することになる。
【００２２】
終減速装置１７の動力伝達効率を検討する際には、終減速装置１７における撹拌ロスと噛合ロスとを考慮する必要がある。前述したように、終減速装置１７の撹拌ロスについては、クラウンギヤ３１の捩れ角ψａ１の増加に伴って減少する一方、終減速装置１７の噛合ロスについては、クラウンギヤ３１の捩れ角ψａ１の増加に伴って増加している。ここで、図７に示すように、終減速装置１７の撹拌ロスについては、捩れ角ψａ１の変化量に対してほぼ比例して変化している。一方、図８に示すように、終減速装置１７の噛合ロスについては、捩れ角ψａ１の変化量に対して加速度的に変化している。すなわち、撹拌ロスと噛合ロスとを合算したトータルロスについては、特定の捩れ角において減少から増加に転じる変曲点が表れることになる。
【００２３】
ここで、図９に符号αで示すように、撹拌ロスと噛合ロスとを合算したトータルロスについては、捩れ角ψａ１が４５°以上５５°以下となる領域で減少から増加に転じている。したがって、クラウンギヤ３１に形成される曲がり歯４１の捩れ角ψａ１を、４５°以上５５°以下の範囲に設定することにより、終減速装置１７のトータルロスを減少させることができ、終減速装置１７の動力伝達効率を向上させることが可能となる。また、図９に示すように、捩れ角ψａ１が５０°付近に設定されたときに、トータルロスが減少から増加に転じる変曲点が表れている。このため、トータルロスを減少させる観点からは、捩れ角ψａ１を４５．５°以上５４．５°以下に設定することが好ましく、捩れ角ψａ１を４６°以上５４°以下に設定することがより好ましい。さらに、捩れ角ψａ１を４６．５°以上５３．５°以下に設定することが好ましく、捩れ角ψａ１を４７°以上５３°以下に設定することがより好ましい。さらに、捩れ角ψａ１を４７．５°以上５２．５°以下に設定することが好ましく、捩れ角ψａ１を４８°以上５２°以下に設定することがより好ましい。さらに、捩れ角ψａ１を４８．５°以上５１．５°以下に設定することが好ましく、捩れ角ψａ１を４９°以上５１°以下に設定することがより好ましい。
【００２４】
一般的に、終減速装置を構成するクラウンギヤの捩れ角としては、噛合効率と歯車騒音とに基づいて３３°近傍に設定されている。これに対し、本発明を構成するクラウンギヤ３１においては、曲がり歯４１がオイルＸの撹拌ロスに与える影響に着目することにより、従来とは全く異なる４５°以上５５°以下という捩れ角の曲がり歯４１を採用し、終減速装置１７のトータルロスを減少させて動力伝達効率を大幅に改善している。なお、前述の説明では、凹状歯面４５の歯幅中央部４２における捩れ角ψａ１を、４５°以上５５°以下に設定しているが、これに限られることはなく、凸状歯面４６の歯幅中央部４２における捩れ角ψｂ１を、４５°以上５５°以下に設定しても良い。また、捩れ角ψａ１と捩れ角ψｂ１とのいずれか一方だけでなく、捩れ角ψａ１と捩れ角ψｂ１との双方を、４５°以上５５°以下に設定しても良い。
【００２５】
また、図６に示すように、凹状歯面４５において、外径側端部４４の捩れ角ψａ３は、内径側端部４３の捩れ角ψａ２よりも大きく設定されている。同様に、凸状歯面４６において、外径側端部４４の捩れ角ψｂ３は、内径側端部４３の捩れ角ψｂ２よりも大きく設定されている。このように、外径側端部４４の捩れ角を内径側端部４３の捩れ角よりも大きくすることにより、先端側の外径側端部４４をクラウンギヤ３１の回転方向に沿わせることができ、オイルＸの撹拌抵抗を低減して終減速装置１７の撹拌ロスを低減することが可能となる。また、クラウンギヤ３１によってオイルＸをスムーズに掬うことができ、終減速装置１７の潤滑性能を向上させることが可能となる。なお、外径側端部４４の捩れ角としては、オイルＸの撹拌抵抗を抑制する観点から、例えば５５°以上８０°以下に設定することが好ましい。
【００２６】
図１１は本発明の他の実施の形態である終減速装置を構成する大歯車つまりクラウンギヤ５０を示す説明図である。また、図１２（ａ）および（ｂ）は本発明の他の実施の形態である終減速装置を構成する大歯車つまりクラウンギヤ５１，５２を示す説明図である。なお、図１１および図１２において、クロスハッチングを付した部分は、ピッチ円錐面で切断した曲がり歯４１の断面部分である。また、図１１および図１２において、図６に示した部材と同様の部材については、同一の符号を付してその説明を省略する。
【００２７】
図１１に示すように、曲がり歯４１の外径側端部４４の歯厚Ｔ１は、曲がり歯４１の内径側端部４３の歯厚Ｔ２よりも小さく設定されている。これにより、先端側の外径側端部４４を薄く形成することができるため、曲がり歯４１によるオイルＸの撹拌抵抗を低減することができ、終減速装置の撹拌ロスを低減することが可能となる。また、クラウンギヤ５０によってオイルＸをスムーズに掬うことができ、終減速装置１７の潤滑性能を向上させることが可能となる。また、図１２（ａ）および（ｂ）に示すように、曲がり歯４１の外径側端部４４には面取り部５３，５４が形成されている。これにより、先端側の外径側端部４４を薄く形成することができるため、曲がり歯４１によるオイルＸの撹拌抵抗を低減することができ、終減速装置１７の撹拌ロスを低減することが可能となる。また、クラウンギヤ５１，５２によってオイルＸをスムーズに掬うことができ、終減速装置１７の潤滑性能を向上させることが可能となる。なお、図１２（ａ）に示すように、凸状歯面４６に対して面取り部５３を形成しても良く、図１２（ｂ）に示すように、凹状歯面４５に対して面取り部５４を形成しても良い。また、凸状歯面４６と凹状歯面４５との双方に面取り部５３，５４を形成しても良い。
【００２８】
本発明は前記実施の形態に限定されるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲で種々変更可能であることはいうまでもない。前述の説明では、前輪に動力を伝達する終減速装置１７に対して本発明を適用しているが、これに限られることはなく、後輪に動力を伝達する終減速装置に対して本発明を適用しても良い。また、前述の説明では、ドライブピニオン３０つまり小歯車をハイポイドピニオンとして構成し、クラウンギヤ３１つまり大歯車をハイポイドギヤとして構成しているが、これに限られることはない。小歯車および大歯車としては、曲がり歯が形成される歯車であれば良く、小歯車および大歯車を曲がり歯傘歯車（スパイラルベベルギヤ）によって構成しても良い。
【符号の説明】
【００２９】
１２    前輪（駆動輪）
１７    終減速装置
１８    ミッションケース（ケース）
２２    前輪出力軸（駆動軸）
３０    ドライブピニオン（小歯車）
３１    クラウンギヤ（大歯車）
４１    曲がり歯
４２    歯幅中央部
４３    内径側端部
４４    外径側端部
５０    クラウンギヤ（大歯車）
５１    クラウンギヤ（大歯車）
５２    クラウンギヤ（大歯車）
５３，５４    面取り部
Ｘ    オイル
ＯＬ      油面高さ
ψａ１〜ψａ３    捩れ角
ψｂ１〜ψｂ３    捩れ角
Ｔ１，Ｔ２    歯厚
【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】
2015121267.tif 000010
【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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