(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ロングピニオンギヤと、ショートピニオンギヤとを備えるラビニヨ型遊星歯車装置において、
前記ロングピニオンギヤおよび前記ショートピニオンギヤの歯の端面に、前記ロングピニオンギヤおよび前記ショートピニオンギヤの内周側から外周側に向かって、かつ歯幅方向の中心に向かって曲率が設けられており、
前記ショートピニオンギヤの歯の端面に設けられた曲率は、前記ロングピニオンギヤの歯の端面に設けられた曲率よりも大きいことを特徴とするラビニヨ型遊星歯車装置。
【請求項２】
前記曲率は、前記ロングピニオンギヤおよび前記ショートピニオンギヤの回転時における回転軸の傾斜量に応じた値であることを特徴とする請求項１に記載のラビニヨ型遊星歯車装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、車両の自動変速機等に用いられるラビニヨ型遊星歯車装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、中心軸にフロントサンギヤおよびリアサンギヤを配置し、各サンギヤと同心に設けたリングギヤとの間にロングピニオンギヤおよびショートピニオンギヤを配置したラビニヨ型遊星歯車装置が提案されている（例えば特許文献１参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００５−３２５９６６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
ラビニヨ型遊星歯車装置は、ロングピニオンギヤやショートピニオンギヤといった長さの異なるギヤが設けられているため、ギヤの噛み合い点がオフセットし、回転時において各ピニオンギヤにモーメント力が発生する。そして、このモーメント力の釣り合いが取れず、各ピニオンギヤの回転軸（支持軸）が傾いてしまうことがある。
【０００５】
ここで、ラビニヨ型遊星歯車装置のピニオンギヤの歯の端面は、通常は面取り加工が施されており、この面取り加工が施されている部分（以下、面取り部という）と、面取り加工が施されていない部分（以下、平面部）との境界に、角部が形成されている。そのため、前記したようにピニオンギヤの回転軸が傾くと、ギヤ端面の角部と、当該ギヤ端面に隣接して配置されている周辺部材（例えばワッシャ、ベアリング等）の接触面との間で局部当たりが発生する。
【０００６】
このとき、前記した周辺部材の接触面が、例えば潤滑油量の不足による潤滑状態の悪化により摩擦係数の高い面となってしまった場合、接触面で受けたトルクの一部が、トルク反力として各ピニオンギヤとそれ以外のギヤとの歯面同士に作用する。そしてその結果、歯面同士に働く面圧が大きくなり、負荷損失が増大する。
【０００７】
本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、部品間の負荷損失を低減することができるラビニヨ型遊星歯車装置を提供することを課題とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明に係るラビニヨ型遊星歯車装置は、ロングピニオンギヤと、ショートピニオンギヤとを備えるラビニヨ型遊星歯車装置において、前記ロングピニオンギヤおよび前記ショートピニオンギヤの歯の端面に、前記ロングピニオンギヤおよび前記ショートピニオンギヤの内周側から外周側に向かって、かつ歯幅方向の中心に向かって曲率が設けられていることを特徴とする。
【０００９】
これにより、ラビニヨ型遊星歯車装置は、ピニオンギヤの歯の端面に曲率が設けられていることで、周辺部材の接触面と接触する領域が滑らかに傾斜しているため、ピニオンギヤの歯の端面と周辺部材の接触面との接触面積が増大し、局部当たりの発生が防止される。その結果、部品間に働くトルク反力が減少し、このトルク反力による歯面間の面圧が小さくなるため、部品間の負荷損失が低減される。
【００１０】
また、本発明に係るラビニヨ型遊星歯車装置は、前記ショートピニオンギヤの歯の端面に設けられた曲率が、前記ロングピニオンギヤの歯の端面に設けられた曲率よりも大きいことを特徴とする。
【００１１】
これにより、大小２種類のピニオンギヤの歯に設けられる曲率のうち、回転軸がより大きく傾くショートピニオンギヤ側の曲率を大きくすることで、部品間の面圧増加を効果的に抑制し、負荷損失をより低減することができる。
【００１２】
また、本発明に係るラビニヨ型遊星歯車装置は、前記曲率が、前記ロングピニオンギヤおよび前記ショートピニオンギヤの回転時における回転軸の傾斜量に応じた値であることを特徴とする。
【００１３】
これにより、ショートピニオンギヤおよびロングピニオンギヤの回転軸の傾斜量に応じた適切な曲率を設定することで、部品間の面圧増加を効果的に抑制し、負荷損失をより低減することができる。
【発明の効果】
【００１４】
本発明に係るラビニヨ型遊星歯車装置は、ギヤの歯面間に働くトルク反力を小さくし、歯面間の面圧増加を抑制することができるため、部品間の負荷損失を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１５】
【図１】図１は、本発明に係るラビニヨ型遊星歯車装置の全体構成を概略的に示す断面図である。
【図２Ａ】図２Ａは、従来のラビニヨ型遊星歯車装置におけるピニオンギヤの歯の端面を概略的に示す拡大図である。
【図２Ｂ】図２Ｂは、従来のラビニヨ型遊星歯車装置におけるピニオンギヤの歯の端面と、周辺部材の接触面とが接触した様子を概略的に示す拡大図である。
【図３Ａ】図３Ａは、本発明に係るラビニヨ型遊星歯車装置におけるピニオンギヤの歯の端面を概略的に示す拡大図であり、図１のＡ部およびＢ部の部分拡大図である。
【図３Ｂ】図３Ｂは、本発明に係るラビニヨ型遊星歯車装置におけるピニオンギヤの歯の端面と、周辺部材の接触面とが接触した様子を概略的に示す拡大図である。
【図４】図４は、従来のラビニヨ型遊星歯車装置におけるピニオンギヤの歯の端面と、本発明に係るラビニヨ型遊星歯車装置におけるピニオンギヤの歯の端面とを比較した様子を概略的に示す拡大図である。
【発明を実施するための形態】
【００１６】
本発明の実施形態に係るラビニヨ型遊星歯車装置について、図１〜図４を参照しながら説明する。なお、本発明は以下の実施形態に限定されるものではない。また、下記実施形態における構成要素には、当業者が置換可能かつ容易なもの、あるいは実質的に同一のものが含まれる。
【００１７】
ラビニヨ型遊星歯車装置１は、例えば車両の変速機等に用いられるものであり、図１に示すように、リアサンギヤ１１と、フロントサンギヤ１２と、中心軸１３と、ロングピニオンギヤ１４と、支持軸１５と、２つの軸受部材１６と、スペーサ１７と、２つのリング部材１８と、キャリア１９，２０と、ショートピニオンギヤ２１と、支持軸２２と、２つの軸受部材２３と、２つのリング部材２４と、キャリア２５，２６，２７と、リングギヤ２８と、を備えている。なお、図１では、ラビニヨ型遊星歯車装置１において本発明に関係する構成のみを示しており、その他の構成は図示を省略している。また、実際のラビニヨ型遊星歯車装置１では、各ギヤの歯は噛み合っているが、ここでは説明の便宜上、各ギヤの歯を離して図示している。
【００１８】
リアサンギヤ１１およびフロントサンギヤ１２は、中心軸１３に回転可能に支持されている。また、リアサンギヤ１１およびフロントサンギヤ１２は、中心軸１３において、軸方向にオフセットした位置に設けられている。そして、リアサンギヤ１１の周囲にはロングピニオンギヤ１４が設けられており、フロントサンギヤ１２の周囲には、ロングピニオンギヤ１４およびショートピニオンギヤ２１が設けられている。
【００１９】
ロングピニオンギヤ１４は、キャリア１９およびキャリア２０間において、支持軸（回転軸）１５に回転可能に支持されている。ロングピニオンギヤ１４の内部には、２つの軸受部材１６とスペーサ１７とが設けられている。また、ロングピニオンギヤ１４の両端とキャリア１９，２０との間には、リング部材１８がそれぞれ設けられている。そして、これら軸受部材１６、スペーサ１７およびリング部材１８は、支持軸１５が挿通されることで支持されている。なお、軸受部材１６は、例えばラジアルニードルローラベアリングであり、リング部材１８は、例えばワッシャ、スラストニードルローラベアリング等である。
【００２０】
ショートピニオンギヤ２１は、キャリア２５およびキャリア２６間において、支持軸（回転軸）２２に回転可能に支持されている。この支持軸２２は、ロングピニオンギヤ１４の支持軸１５と同じ長さである。ショートピニオンギヤ２１の内部には、２つの軸受部材２３が設けられている。また、ショートピニオンギヤ２１の両端とキャリア２５，２６との間には、リング部材２４がそれぞれ設けられている。そして、これら軸受部材２３およびリング部材２４は、支持軸２２が挿通されることで支持されている。なお、軸受部材２３は、例えばラジアルニードルローラベアリングであり、リング部材２４は、例えばワッシャ、スラストニードルローラベアリングである。
【００２１】
ここで、ショートピニオンギヤ２１は、支持軸２２の軸方向における一方の端部側に寄せて配置されている。つまり、支持軸２２には、軸方向における中央から一方の端部までの間にショートピニオンギヤ２１が配置され、軸方向における中央から他方の端部までの間には何も配置されず、空間となっている。また、リングギヤ２８は、リアサンギヤ１１およびフロントサンギヤ１２と同心に設けられており、ロングピニオンギヤ１４と噛み合っている。
【００２２】
以下、本発明に係るロングピニオンギヤ１４およびショートピニオンギヤ２１（以下、適宜ピニオンギヤ１４，２１と省略する）の具体的構成について説明する。なお、以下では、比較のためにまず従来技術に係る構成を説明し、その後に本発明に係る構成を説明する。
【００２３】
従来のラビニヨ型遊星歯車装置のロングピニオンギヤ１１４およびショートピニオンギヤ１２１（以下、適宜ピニオンギヤ１１４，１２１と省略する）は、図２Ａに示すような構成を備えている。なお、図２Ａは、従来のラビニヨ型遊星歯車装置において、図１に示す本実施形態のＡ部およびＢ部に相当する拡大図である。
【００２４】
ピニオンギヤ１１４，１２１は、歯の端面に面取り加工が施されている。すなわち、ピニオンギヤ１１４，１２１の歯の端面は、面取り加工が施されていない平面部１１４ａ，１２１ａと、その平面部１１４ａ，１２１ａから連続して形成され、かつ歯先面１１４ｃ，１２１ｃへと接続する面取り部１１４ｂ，１２１ｂと、から構成されている。そして、ピニオンギヤ１１４，１２１の歯の端面は、平面部１１４ａ，１２１ａと面取り部１１４ｂ，１２１ｂとの境界に角部１１４ｄ，１２１ｄが形成されている。
【００２５】
ここで、ラビニヨ型遊星歯車装置は、軸長が同じで幅の異なる複数のピニオンギヤが用いられているため、例えば図１で説明すると、動力伝達の際に、リアサンギヤ１１の左側から伝達された動力が、ロングピニオンギヤ１４を介し、ショートピニオンギヤ２１、フロントサンギヤ１２、というように軸方向に位置を変えながら伝達される。そのため、ピニオンギヤ１４，２１には、軸方向にモーメント力が作用し、ギヤ回転時に回転軸である支持軸１５，２２が傾いてしまうことがある。
【００２６】
一方、ラビニヨ型遊星歯車装置は、理想状態では各ピニオンギヤにモーメント力は作用しないと考えられているため、その影響で各ピニオンギヤの回転軸が傾くということは軽微と考え、このようなモーメント力の影響を考慮した設計にはなっていなかった。
【００２７】
本発明者らは、図２Ａに示すような従来のピニオンギヤ１１４，１２１と、その周囲のキャリア（図１のキャリア１９，２０，２５，２６に相当）との間に、リング部材（図１のリング部材１８，２４に相当）としてスラストニードルローラベアリングを用いたラビニヨ型遊星歯車装置を作製し、駆動実験を行った。その結果、スラストニードルローラベアリングのレースの両面、すなわちピニオンギヤ１１４，１２１との接触面（レースの一方の面）と、ころ部との接触面（レースの他方の面）の両方において、摩擦によって接触面の全周に強い摺動痕が形成されていることを発見した。
【００２８】
ここで、従来のように、ピニオンギヤ１１４，１２１の歯の端面に角部１１４ｄ，１２１ｄが形成されている場合（図２Ａ参照）、図２ＢのＣ部に示すように、回転軸が傾いた際に、角部１１４ｄ，１２１ｄがリング部材１８，２４の接触面Ｓに接触する。これにより、角部１１４ｄ，１２１ｄとリング部材１８，２４の接触面Ｓとの間で局部当たりが発生する。
【００２９】
このような局部当たりが発生すると、ピニオンギヤ１１４，１２１の回転軸が本来の設計通りに回転して動力を伝達している場合と比較して、局部当たりの結果生じる荷重の反力（トルク反力）が、ラビニヨ型遊星歯車装置を構成する部品間の接触部（例えばピニオンギヤ１１４，１２１とそれ以外のギヤとの歯面）に作用する。その結果、ラビニヨ型遊星歯車装置を構成する部品間の摺動面で発生する面圧が増加し、負荷損失（例えば摩擦損失、摩耗損失）が発生することになる。
【００３０】
なお、ピニオンギヤの回転軸が傾く原因としては、前記したような幅の異なる複数のピニオンギヤを用いているというラビニヨ型遊星歯車装置の構造上の問題以外にも、例えば装置を構成する部品の変形、撓み、装置製造時における組付け誤差、装置を構成する部品の製造上の寸法ばらつき等の要因もある。そのため、局部当たりによる反力の大きさや反力を受ける部品や場所は、ラビニヨ型遊星歯車装置を構成する部品の変形、撓み、組付け誤差、寸法ばらつきの度合いによっても変化する。また、局部当たりによる反力を受ける場所が各ギヤの歯面であれば、ギヤの負荷損失となり、前記反力を受ける場所がラジアルニードルローラベアリング（軸受部材１６，２３）のころ部であれば軸受損失となる。
【００３１】
そこで、このような従来の問題を解決するために、本実施形態に係るラビニヨ型遊星歯車装置１のピニオンギヤ１４，２１は、図３Ａに示すような構成を備えている。なお、図３Ａは、図１に示す本実施形態のＡ部およびＢ部の拡大図である。
【００３２】
ピニオンギヤ１４，２１は、歯の端面に面取り加工が施されている点では従来のピニオンギヤ１１４，１２１と同様であるが、歯の端面の具体的形状が従来とは異なる。ピニオンギヤ１４，２１は、歯の端面に、ピニオンギヤ１４，２１の内周側から外周側に向かって、かつ歯幅方向の中心に向かって曲率が設けられている。すなわち、ピニオンギヤ１４，２１の歯の端面は、平面部１４ａ，２１ａと、その平面部１４ａ，２１ａから連続して形成され、かつ歯先面１４ｃ，２１ｃに接続する曲面部１４ｂ，２１ｂと、から構成されている。従って、ピニオンギヤ１４，２１の歯の端面には、従来のピニオンギヤ１１４，１２１のような角部１１４ｄ，１２１ｄが形成されておらず、平面部１４ａ，２１ａと曲面部１４ｂ，２１ｂとの境界が滑らかに形成されている。
【００３３】
このようにピニオンギヤ１４，２１の歯の端面に曲率が設けられている場合、図３ＢのＤ部に示すように、回転軸が傾いた際に、リング部材１８，２４の接触面Ｓと触れ合う面積が大きくなり、ピニオンギヤ１４，２１の歯の端面とリング部材１８，２４の接触面Ｓとが面当たりで接触することになる。そのため、ピニオンギヤ１４，２１の歯の端面と、リング部材１８，２４の接触面Ｓとの間には、従来のような局部当たりが発生しなくなる。これにより、ラビニヨ型遊星歯車装置１を構成する部品間（例えば各ギヤの歯面間）の摺動面で発生する面圧増加が抑制され、負荷損失が低減される。
【００３４】
なお、前記した接触面Ｓの具体例としては、例えばワッシャの側面、スラストニードルローラベアリング（リング部材１８，２４）のレースの側面等が挙げられる。また、例えばピニオンギヤ１４，２１とキャリア１９，２０，２５，２６との間にリング部材１８，２４を設けないラビニヨ型遊星歯車装置の場合、前記した接触面Ｓはキャリア１９，２０，２５，２６の側面であっても構わない。
【００３５】
ここで、ギヤ間の負荷損失は、例えば参考文献（特開２０１３−１９４８０２号公報）で紹介されているように、以下の式（１）で表すことができる。なお、式（１）におけるＷは負荷損失（摩擦損失）、μは摩擦係数、Ｐはギヤ同士の接触面に作用する荷重、ΔＶは一方のギヤの速度と他方のギヤの速度との差から算出される滑り速度、である。
【００３６】
Ｗ＝μΣＰ｜ΔＶ｜  ・・・式（１）
【００３７】
上記式（１）に示すように、ギヤの接触面における摩擦損失Ｗは、ギヤ同士の接触線に作用する荷重Ｐが増大することにより増大する。そして、上記参考文献でも述べられているように、ギヤの接触面における摩擦係数μは、ギヤ同士の接触線の長さが長くなることにより減少する。そのため、図３Ｂに示すように、接触面積（接触線の長さ）の増加によってピニオンギヤ１４，２１とリング部材１８，２４との摺動面（接触面Ｓ）に発生する面圧が小さくなることで、上記式（１）に示すように、部品間の摩擦係数μが低下し、それに伴って負荷損失Ｗも低減する。
【００３８】
なお、本実施形態に係るピニオンギヤ１４，２１と従来のピニオンギヤ１１４，１２１の端面を比較すると、例えば図４に示すような関係となる。なお、図４において、破線で示した部分は、ピニオンギヤ１１４，１２１の歯の端面の輪郭線である。同図に示すように、ピニオンギヤ１４，２１は、平面部１４ａ，２１ａの長さＬ１１が従来の平面部１１４ａ，１２１ａの長さＬ１２よりも短く形成され、その分だけ曲面部１４ｂ，２１ｂの直線長さＬ２１が従来の面取り部１１４ｂ，１２１ｂの直線長さＬ２２よりも長く形成されている。また、ピニオンギヤ１４，２１は、その歯幅Ｗ１が従来の歯幅Ｗ２よりも短く形成されている。
【００３９】
なお、前記したように、従来はピニオンギヤの回転軸が図２Ｂのように傾くことが想定された設計になっていなかったため、ピニオンギヤ１１４，１２１の歯の端面における平面部１１４ａ，１２１ａは、その平面度が非常に重視され、当該平面部１１４ａ，１２１ａとリング部材（図１のリング部材１８，２４に相当）の接触面Ｓとを、可能な限りフラットに接触させることが理想的とされてきた。一方、本実施形態に係るラビニヨ型遊星歯車装置１は、このような従来の既成概念を取り外し、ピニオンギヤ１４，２１の歯の端面に曲率を形成している。
【００４０】
ピニオンギヤ１４，２１の歯の端面に設けられた曲面部１４ｂ，２１ｂの曲率は、具体的には、ロングピニオンギヤ１４およびショートピニオンギヤ２１の回転時における支持軸１５，２２の傾斜量に応じた値とする。すなわち、曲面部１４ｂ，２１ｂの曲率は、例えば支持軸１５，２２の傾斜量に応じて予め実験的に最適な値を求めておき、実際の傾斜量に応じて曲率を設定することが好ましい。このように、ピニオンギヤ１４，２１の歯の端面に対して適切な曲率を設定することで、部品間の面圧増加を効果的に抑制し、負荷損失をより低減することができる。
【００４１】
ここで、ロングピニオンギヤ１４の支持軸１５とショートピニオンギヤ２１の支持軸２２は、前記した特許文献１でも紹介されているように、回転時に撓むことが知られているが、それぞれの撓み量は同じではない。すなわち、ロングピニオンギヤ１４の支持軸１５とショートピニオンギヤ２１の支持軸２２は、図１に示すようにそれぞれ同じ軸長である。しかし、ショートピニオンギヤ２１は支持軸２２の軸方向における一方の端部側に寄せて配置されているため、軸に対するギヤの幅が小さくなり、その分だけ支持軸２２の撓み量が増大する。
【００４２】
そのため、図１に示すように、回転時におけるショートピニオンギヤ２１の支持軸２２の撓み量Ｂｄ１は、ロングピニオンギヤ１４の支持軸１５の撓み量Ｂｄ２よりも大きくなり、支持軸２２が支持軸１５よりも大きく傾くことになる。そしてその結果、ロングピニオンギヤ１４と比較して、ショートピニオンギヤ２１とリング部材１８，２４の接触面Ｓ（図３Ｂ参照）との間の当たりが強くなり、その分だけショートピニオンギヤ２１側に作用するトルク反力が大きくなる。なお、図１に示した撓み量Ｂｄ１，撓み量Ｂｄ２は、説明のために誇張して示しており、実際の撓み量とは異なる。
【００４３】
そこで、ショートピニオンギヤ２１の歯の端面に設けられた曲率は、ロングピニオンギヤ１４の歯の端面に設けられた曲率よりも大きくすることが好ましい。このように、大小２種類のピニオンギヤ１４，２１の歯に設けられる曲率のうち、回転軸がより大きく傾くショートピニオンギヤ２１側の曲率を大きくすることで、部品間の面圧増加を効果的に抑制し、負荷損失をより低減することができる。
【００４４】
また、ショートピニオンギヤ２１は支持軸２２の軸方向における一方の端部側に寄せて配置されているため、ショートピニオンギヤ２１の歯の端面が、支持軸２２の軸方向における一方の端部側（すなわち図１の右側）に設けられたリング部材２４の接触面Ｓから受けるトルク反力は、支持軸２２の軸方向における他方の端部側（すなわち図１の左側）に設けられたリング部材２４の接触面Ｓから受けるトルク反力よりも大きくなる。
【００４５】
そこで、ショートピニオンギヤ２１の歯の端面に設けられた曲率のうち、支持軸２２の軸方向における一方の端部側の端面に設けられた曲面部２１ｂの曲率は、支持軸２２の軸方向における他方の端部側の端面に設けられた曲面部２１ｂの曲率よりも大きくすることが好ましい。このように、ショートピニオンギヤ２１の歯の２つの端面に設けられる曲率のうち、周辺部材の接触面Ｓから受けるトルク反力が大きい側の曲率を大きくすることで、部品間の面圧増加を効果的に抑制し、負荷損失をより低減することができる。
【００４６】
以上のような構成を備えるラビニヨ型遊星歯車装置１は、ピニオンギヤ１４，２１の歯の端面に曲率が設けられていることで、周辺部材（例えばリング部材１８，２４）の接触面Ｓと接触する領域が滑らかに傾斜しているため、ピニオンギヤ１４，２１の歯の端面と周辺部材の接触面Ｓとの接触面積が増大し、局部当たりの発生が防止される。その結果、ラビニヨ型遊星歯車装置１は、部品間に働くトルク反力が減少し、このトルク反力による歯面間の面圧が小さくなるため、部品間の負荷損失が低減される。
【００４７】
以上、本発明に係るラビニヨ型遊星歯車装置について、発明を実施するための形態により具体的に説明したが、本発明の趣旨はこれらの記載に限定されるものではなく、特許請求の範囲の記載に基づいて広く解釈されなければならない。また、これらの記載に基づいて種々変更、改変等したものも本発明の趣旨に含まれることはいうまでもない。
【符号の説明】
【００４８】
１  ラビニヨ型遊星歯車装置
１１  リアサンギヤ
１２  フロントサンギヤ
１３  中心軸
１４  ロングピニオンギヤ
１４ａ  平面部
１４ｂ  曲面部
１４ｃ  歯先面
１５  支持軸（回転軸）
１６  軸受部材
１７  スペーサ
１８  リング部材
１９，２０  キャリア
２１  ショートピニオンギヤ
２１ａ  平面部
２１ｂ  曲面部
２１ｃ  歯先面
２２  支持軸（回転軸）
２３  軸受部材
２４  リング部材
２５，２６，２７  キャリア
２８  リングギヤ
１１４  ロングピニオンギヤ
１１４ａ  平面部
１１４ｂ  面取り部
１１４ｃ  歯先面
１１４ｄ  角部
１２１  ショートピニオンギヤ
１２１ａ  平面部
１２１ｂ  面取り部
１２１ｃ  歯先面
１２１ｄ  角部
Ｓ  接触面
【図１】
0006332106.tif 000002
【図２Ａ】
0006332106.tif 000003
【図２Ｂ】
0006332106.tif 000004
【図３Ａ】
0006332106.tif 000005
【図３Ｂ】
0006332106.tif 000006
【図４】
0006332106.tif 000007