(57)【要約】【課題】  シザースギヤと相手側ギヤとの噛合回転状態において、サブギヤの傾きを防止し、シザースギヤのバックラッシュ低減性能を最大限発揮させる。【解決手段】  メインギヤ２、メインギヤ２に隣設されるサブギヤ、両端がメインギヤ及びサブギヤにそれぞれ係止されるスプリング７、スプリングの両端を係止させるべくメインギヤ及びサブギヤにそれぞれ設けられた第１の係止部５及び第２の係止部４からなるシザースギヤを含み、シザースギヤと相手側ギヤ８とが互いに噛合回転しているとき駆動トルクが変動する歯車伝達装置において、駆動トルクがピークに達した時に両ギヤの噛合点Ｐ付近に第２の係止部４が位置されるよう第２の係止部４をサブギヤに配置する。噛合点Ｐを支点としてサブギヤを傾けようとするトルクが著しく減少され、サブギヤの傾きが防止される。【選択図】  図１
2005240842.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
メインギヤと、メインギヤと同じ歯形及び歯数を有し、メインギヤと同軸上に相対回転可能に隣設され、メインギヤとともに相手側ギヤに噛合するサブギヤと、両端がメインギヤ及びサブギヤにそれぞれ係止され両ギヤを互いに回転方向に付勢するスプリングと、スプリングの両端をそれぞれメインギヤ及びサブギヤに係止させるべくメインギヤ及びサブギヤにそれぞれ設けられた第１の係止部及び第２の係止部とを備えたシザースギヤを含み、
シザースギヤと相手側ギヤとが互いに噛合して回転しているときその一方から他方に伝達される駆動トルクが回転位相に応じて変動する歯車伝達装置において、
前記駆動トルクがピークに達した時に両ギヤの噛合点付近に前記第２の係止部が位置されるよう、前記第２の係止部の前記サブギヤに対する位置を設定した
ことを特徴とするシザースギヤを含む歯車伝達装置。
【請求項２】
前記駆動トルクのピーク時において、前記第２の係止部が、前記噛合点に至る前記メインギヤのピッチ円半径に対し±１５°以内に位置されるよう、前記第２の係止部の前記サブギヤに対する位置を設定した請求項１記載のシザースギヤを含む歯車伝達装置。
【請求項３】
前記第２の係止部が、前記噛合点に至る前記メインギヤのピッチ円半径上に位置されるよう、前記第２の係止部の前記サブギヤに対する位置を設定した請求項２記載のシザースギヤを含む歯車伝達装置。
【請求項４】
前記相手側ギヤの１回転に対しｎ（ｎは自然数）回の駆動トルクのピークが現れ、前記メインギヤ及びサブギヤの歯数が前記相手側ギヤの歯数の１／ｎである請求項１乃至３いずれかに記載のシザースギヤを含む歯車伝達装置。
【請求項５】
ｎ＝１である請求項４記載のシザースギヤを含む歯車伝達装置。
【請求項６】
前記相手側ギヤの１回転に対し複数ｍ回の駆動トルクのピークが現れ、前記メインギヤ及びサブギヤの歯数が前記相手側ギヤの歯数の１／ｍではないものであって、その複数回のトルクピークのうち最大値となるものが発生した時に前記噛合点付近に前記第２の係止部が位置されるよう、前記第２の係止部の前記サブギヤに対する位置を設定した請求項１乃至３いずれかに記載のシザースギヤを含む歯車伝達装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は歯車伝達装置に係り、特に相手側ギヤとのバックラッシュを解消するシザースギヤを含むものに関する。
【背景技術】
【０００２】
例えば自動車のエンジンまたはトランスミッション等において、回転変動が生じるギヤ機構部にはその回転変動に基づく歯打音（ラトル音）が発生する。この歯打音を抑制するため、相手側ギヤとのバックラッシュを解消するシザースギヤが好適に用いられている（例えば、特許文献１及び３参照）。自動車エンジンの分野において燃料噴射ポンプあるいはカムシャフト等に連結される歯車伝達装置では、ポンプの圧送あるいは吸排気に起因するトルク変動あるいは回転変動が生じるので、駆動用又は被動用ギヤとしてシザースギヤが用いられることが多い。
【０００３】
従来例に係るシザースギヤの一例を図６及び図７に示す。このシザースギヤは、所定数の歯を有し、回転軸１に固定されるメインギヤ２と、このメインギヤ２と同じ歯形及び歯数を有するとともに、メインギヤ２と相対回転自在に同軸上に隣設され、メインギヤ２とともに相手側ギヤ８に噛合するサブギヤ３と、メインギヤ２とサブギヤ３とを回転方向に付勢する一つのスプリング７とを有している。スプリング７は、典型的には図示されるようなＣ形トーションスプリングが用いられ、メインギヤ２に凹設された溝６に設置される。メインギヤ２には、スプリング７の一端を係止させるための第１ピン５が設けられ、サブギヤ３にはスプリング７の他端を係止させるための第２ピン４が設けられている。そして、スプリング７のバネ力により回転方向に捩りを持たせた状態で、図８に示す如くメインギヤ２とサブギヤ３とを相手側ギヤ８に噛み合わせ、相手側ギヤ８の歯をメインギヤ２とサブギヤ３の歯で挟み込むことで、相手側ギヤ８とのバックラッシュを解消するようになっている。
【０００４】
【特許文献１】特開２０００−２５８２号公報
【特許文献２】特開２０００−２５８１号公報
【特許文献３】特開平９−５０６４８号公報
【特許文献４】実開平２−７２８４７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ところで、シザースギヤと相手側ギヤとが噛み合った状態で回転している場合、サブギヤを軸方向に対し傾けようとする傾動トルクＴ２が発生する（図６参照）。これは特許文献１段落０００７にも記載されているように、サブギヤに作用するスプリングによるバネ力、サブギヤが相手側ギヤから受ける反力、及びサブギヤが軸受部から受ける反力の軸方向位置がそれぞれ異なるからと考えられる。
【０００６】
この傾動トルクＴ２のため、図９（ｂ）に矢印で示されるように、サブギヤ３が軸方向に対し傾き、その結果メインギヤとサブギヤ間のフリクションが増加し、サブギヤとその軸受部との間のフリクションも増加し、スプリングによるバネ力がサブギヤに有効に伝達されなくなり、メインギヤに対するサブギヤの追従性悪化、ひいてはサブギヤによるバックラッシュ低減効果の減少、さらにはフレッティング等の摩耗現象を生じるといった問題が発生する。
【０００７】
とりわけ、トルク変動・回転変動が現れる歯車伝達装置においては、バックラッシュによる歯車騒音をできるだけ抑制するために、トルク変動が大きい場合ほどスプリングによるバネ力を大きくするのが効果的である。しかしながらバネ力を大きくするほど前記傾動トルクＴ２も増加し、前記問題点が顕著となる。本発明はこのようなシザースギヤ適用に関わる固有の問題を解消すべく創案されたものである。
【０００８】
本発明の目的は、シザースギヤと相手側ギヤとの噛合回転状態において、サブギヤに作用する傾動トルクを低減し、サブギヤの傾きを防止することにある。
【０００９】
また本発明の目的は、サブギヤの傾きに起因するフリクションを抑制し、シザースギヤが本来有するバックラッシュ低減性能を最大限発揮させると共に、フリクションに基づく摩耗を抑制することにある。
【００１０】
さらに本発明の目的は、トルク変動が現れる歯車伝達装置において、トルクピーク時におけるサブギヤへの傾動トルクが最小限となるようにシザースギヤを構成することにある。
【課題を解決するための手段】
【００１１】
前記目的を達成するため本発明は、メインギヤと、メインギヤと同じ歯形及び歯数を有し、メインギヤと同軸上に相対回転可能に隣設され、メインギヤとともに相手側ギヤに噛合するサブギヤと、両端がメインギヤ及びサブギヤにそれぞれ係止され両ギヤを互いに回転方向に付勢するスプリングと、スプリングの両端をそれぞれメインギヤ及びサブギヤに係止させるべくメインギヤ及びサブギヤにそれぞれ設けられた第１の係止部及び第２の係止部とを備えたシザースギヤを含み、シザースギヤと相手側ギヤとが互いに噛合して回転しているときその一方から他方に伝達される駆動トルクが回転位相に応じて変動する歯車伝達装置において、
前記駆動トルクがピークに達した時に両ギヤの噛合点付近に前記第２の係止部が位置されるよう、前記第２の係止部の前記サブギヤに対する位置を設定したことを特徴とする。
【００１２】
具体的には、前記駆動トルクのピーク時において、前記第２の係止部が、前記噛合点に至る前記メインギヤのピッチ円半径に対し±１５°以内に位置されるよう、前記第２の係止部の前記サブギヤに対する位置を設定する。
【００１３】
好ましくは、前記第２の係止部が、前記噛合点に至る前記メインギヤのピッチ円半径上に位置されるよう、前記第２の係止部の前記サブギヤに対する位置を設定する。
【００１４】
また好ましくは、前記相手側ギヤの１回転に対しｎ（ｎは自然数）回の駆動トルクのピークが現れるものにおいて、前記メインギヤ及びサブギヤの歯数が前記相手側ギヤの歯数の１／ｎとなるようにする。この場合ｎ＝１であってもよい。
【００１５】
一方、前記相手側ギヤの１回転に対し複数ｍ回の駆動トルクのピークが現れ、前記メインギヤ及びサブギヤの歯数が前記相手側ギヤの歯数の１／ｍではないものにおいては、その複数回のトルクピークのうち最大値となるものが発生した時に前記噛合点付近に前記第２の係止部が位置されるよう、前記第２の係止部の前記サブギヤに対する位置を設定する。
【発明の効果】
【００１６】
本発明によれば、シザースギヤと相手側ギヤとが噛合回転しているとき、駆動トルクのピーク時に噛合点付近に第２の係止部が位置されるようになる。これによって噛合点を支点としてサブギヤを傾けようとする傾動トルクが著しく減少され、サブギヤの傾き自体が防止される。
【００１７】
従って、サブギヤの傾きに起因するフリクションが抑制され、シザースギヤが本来有するバックラッシュ低減性能を最大限発揮させられるほか、フリクションに基づく摩耗も抑制することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１８】
以下、本発明の好適な一実施形態を添付図面に基づいて詳述する。
【００１９】
本発明の好適実施形態に係る歯車伝達装置は、前記従来例と同様、互いに噛合するシザースギヤと相手側ギヤとから構成されている。そしてシザースギヤの構成も前記従来例とほぼ同様であるから、図６〜図８を用いて本実施形態の構成を説明する。
【００２０】
シザースギヤは、外周に所定数の歯を有するメインギヤ２と、外周にメインギヤ２と同じ形状及び数の歯を有しメインギヤ２に軸方向で隣設されるサブギヤ３と、メインギヤ２及びサブギヤ３の間に設けられ、メインギヤ２とサブギヤ３とを互いに回転方向に付勢するスプリング７とを備える。
【００２１】
メインギヤ２は回転軸１の外周にスプライン等を介して固定され、このメインギヤ２の円筒状の軸受部２ａの外周にサブギヤ３が回転可能に支持される。これによりメインギヤ２とサブギヤ３とは互いに相対回転可能となるが、サブギヤ３は回転軸１１の外周に直接回転可能に支持されてもよい。サブギヤ３は主にバックラッシュを防止する目的で用いられ、駆動力の伝達に積極的に用いられるものではないので、その歯厚はメインギヤ２より薄くされる。メインギヤ２及びサブギヤ３としては例えばヘリカルギヤまたはスパーギヤが用いられる。
【００２２】
スプリング７は、典型的にはトーションタイプのＣ形スプリングが用いられ、メインギヤ２に形成された円環状の溝６に収容される。サブギヤ３に対向する溝６底面の所定位相位置に、スプリング７の一端を係止するため、第１の係止部としての第１ピン５が圧入等により固定されている。サブギヤ３の対向面にも、スプリング７の他端を係止するため、第２の係止部としての第２ピン４が圧入等により固定されている。スプリング７の両端には第１及び第２ピン５，４をそれぞれ受け入れて係合させるための凹座９，１０が形成されている。
【００２３】
シザースギヤの組み立ては皿バネ１１及びスナップリング１２を用いて行われる。即ち、スプリング７を溝６に収容した後、その両端の凹座９，１０を第１及び第２ピン５，４に係合させつつ、サブギヤ３を軸受部２ａの外周にスライド嵌合させる。そしてさらに軸受部２ａの外周に皿バネ１１を嵌合し、皿バネ１１でサブギヤ３をメインギヤ２に軽く押し付けつつ、スナップリング１２を軸受部２ａのリング溝１３に嵌め込む。これにより１ユニットとしてのシザースギヤの組立てが完了する。
【００２４】
シザースギヤを相手側ギヤ８へ組み付ける際には、スプリング７を拡径変形させつつサブギヤ３をメインギヤ２に対し捩って相対回転させ、両ギヤの歯面を合わせた状態で両ギヤを相手側ギヤ８に噛み合わせる。この後サブギヤ３を解放するとスプリング７の復元力でサブギヤ３が僅かに逆転し、相手側ギヤ８の歯がメインギヤ２の歯とサブギヤ３の歯との間に挟まれるようになる（図８参照）。これによりバックラッシュゼロの状態が実現される。
【００２５】
かかる歯車伝達装置は、回転駆動力の伝達時にトルク変動あるいは回転変動を伴うものに好適に適用される。例えば、自動車の分野におけるエンジンの燃料噴射ポンプ駆動系、バルブ駆動系、パワーステアリングポンプ駆動系、またそれら駆動系に使用されるアイドルギヤ等への適用である。本実施形態では相手側ギヤ８が駆動側、シザースギヤが被動側である。なおこれらの関係が逆である実施形態も可能である。
【００２６】
ところで、本発明者らは、前述の従来技術の問題点を解決するために以下のような考察を行い、その結果、サブギヤにおける第２係止部の配置について最適配置が存在することを見出した。以下これについて詳細に説明する。
【００２７】
図９は、前述の従来の問題点を説明するための簡略図であって、図中メインギヤ２及び相手側ギヤ８がピッチ円のみで描かれ、サブギヤ３自体は省略されている。７がスプリング、５がメインギヤ側の第１ピン、４がサブギヤ側の第２ピンである。図は駆動トルクがピークに達した時の状態である。
【００２８】
一般に、サブギヤに作用する力Ｆの大きさは、その軸受部からの反力を無視すれば、スプリングによるバネ力Ｆｓと、駆動時のバックトルクに基づく逆転駆動力Ｆｇとの和に等しい。そしてバックラッシュを打ち消す方向に作用する力は円周方向成分Ｆ１（図９参照）のみであり、それ以外の成分Ｆ２はサブギヤを傾けようとする力として作用する。即ち、
Ｆ＝Ｆｓ＋Ｆｇ＝Ｆ１＋Ｆ２  ・・・（１）
一方、サブギヤを傾けようとするトルク即ち傾動トルクＴ２は、図示される噛合点Ｐ回りのモーメントとして考えられる。噛合点Ｐと第２ピン４との距離をａとすると次式が成立する。
【００２９】
Ｔ２＝Ｆ２×ａ      ・・・（２）
式（１）を式（２）に代入して、
Ｔ２＝（Ｆｓ＋Ｆｇ−Ｆ１）×ａ      ・・・（３）
式（３）から考察するに、傾動トルクＴ２をできるだけ小さくするには、バネ力Ｆｓを一定と考えると、逆転駆動力Ｆｇが最大となる時に距離ａを最小にするのが極めて効果的である。
【００３０】
逆転駆動力Ｆｇが最大となる時とは、駆動力がピークに達した時の直後である。すなわち、例えばポンプの圧送等により被動側シザースギヤのメインギヤに作用する抵抗ないし負荷が最大となる時に駆動力のピークを迎え、そのピークの直後に抵抗から解放されたメインギヤが駆動側ギヤに対し相対的に順方向に回転しようとする。この時、サブギヤが駆動側ギヤに逆転方向に押され、メインギヤに対して逆転方向に相対回転し、サブギヤに最大の逆転駆動力が作用する。もっとも実際上は、逆転駆動力Ｆｇの最大時を駆動力ピーク時と等しいとみなして差し支えない。
【００３１】
一方、式（１）より
Ｆ１＝（Ｆｓ＋Ｆｇ）−Ｆ２
となり、円周方向成分Ｆ１はバネ力Ｆｓと逆転駆動力Ｆｇとの和の関数である。つまりサブギヤの傾きが小さくなると、円周方向以外の成分Ｆ２は小さくなり、円周方向成分Ｆ１は大きくなる。
【００３２】
以上の考察に基づいて第２係止部（本実施形態では第２ピン４）を最適配置すれば、バネ力を円周方向すなわちバックラッシュを無くす方向に効率よく利用できることになり、ひいてはスプリングの小型化も可能になる。
【００３３】
従来は、図９に示されるように、このような考察がなされていなかったため、第２ピン４はサブギヤ３の任意の位相位置に配置され、駆動トルクのピーク時における噛合点Ｐから第２ピン４への距離ａは比較的遠いものであった。
【００３４】
これに対し、図１に示されるように、本実施形態では、駆動トルクがピークに達した時において第２ピン４が噛合点Ｐの付近に位置されるよう、サブギヤ３に対する第２ピン４の位相位置が設定されている。これにより距離ａが最小となる程度まで減少され、サブギヤを傾けようとする傾動トルクＴ２を最小にすることができる。
【００３５】
この結果、サブギヤの傾きを抑制し、スプリング７によるバネ力を円周方向に効率よく伝達できる。また比較的小さいバネ力で所望のバックラッシュ低減効果を得られ、スプリングの小型化も可能になる。バネ力を小さくできることから噛合時におけるシザースギヤによる噛み合い音も減少できる。さらにはサブギヤの傾きに起因するフリクションも抑制でき、フリクションに起因するバックラッシュ低減性能の悪化や摩耗を抑制することができる。
【００３６】
次に第２ピン４の位置についてより詳細に説明する。図３は噛合点Ｐ付近の拡大図で、図１同様、メインギヤ２及び相手側ギヤ８がピッチ円のみで簡略的に描かれている。サブギヤ３はそれ自体略示されているが、そのピッチ円はメインギヤのピッチ円と同等に考えてよい。４がサブギヤ側の第２ピン、Ｏがサブギヤの中心（即ちシザースギヤ及びメインギヤの中心）、ｒがサブギヤのピッチ円半径である。図は駆動トルクピーク時の状態である。
【００３７】
距離ａをできる限り小さくすることを試みた場合、第２ピン４が、噛合点Ｐに至るピッチ円半径ｒ１上に存在するのが最も理想的である（４ａ）。ただし実際上は、そのピッチ円半径ｒ１から多少位相ずれしていても差し支えなく、その範囲として、基準のピッチ円半径ｒ１から回転方向に±θ＝１５°以内に位置させるのが好適である。
【００３８】
次に各ギヤの歯数に関して説明する。相手側ギヤ８とシザースギヤとが噛み合って回転しているとき、駆動トルクのピーク時には、常に上述のような配置となるのが望ましい。このため例えば、相手側ギヤ８の１回転に対し１回のピークが現れるような装置では、相手側ギヤ８とメインギヤ２及びサブギヤ３との歯数をそれぞれ等しくする。この場合が図１に示されており、全てのギヤのピッチ円直径はＤと等しい。また例えば、相手側ギヤ８の１回転に対し２回のピークが現れるような装置では、メインギヤ２及びサブギヤ３の歯数を相手側ギヤ８の歯数の１／２とする。この場合は図２に示されるように相手側ギヤ８のピッチ円直径Ｄとするとメインギヤ２及びサブギヤ３のピッチ円直径は（１／２）Ｄである。
【００３９】
同様に、相手側ギヤ８の１回転に対しｎ（ｎは自然数）回のピークが現れるような装置では、メインギヤ２及びサブギヤ３の歯数を相手側ギヤ８の歯数の１／ｎとする。このときは相手側ギヤ８のピッチ円直径Ｄとするとメインギヤ２及びサブギヤ３のピッチ円直径は（１／ｎ）Ｄである。
【００４０】
しかしながら、設計等の都合によりこのような最適歯数を選択できない場合もある。相手側ギヤ８の１回転に対し複数回（例えばｍ回）のトルクピークが現れるにも拘わらず、メインギヤ２及びサブギヤ３の歯数を相手側ギヤ８の１／ｍとすることができない場合である。例えば、図１に示すような互いに歯数の等しいギヤ列において、相手側ギヤ８の１回転に対し３回のトルクピークが現れるような装置である。このときは複数回のトルクピークのうち値が最大となるものを選択し、少なくともその選択されたピーク時において噛合点付近に第２ピン４が位置されるようにするのが好ましい。
【００４１】
次に本発明に係る歯車伝達装置について効果の確認試験を行ったので以下その結果について説明する。
【００４２】
ここでの歯車伝達装置は、図５に示されるように、６気筒エンジンのクランク位相に対して駆動トルクが変動し、７２０°のクランク位相の間に６回の等間隔のトルクピークが見られる動力伝達系に適用される。
【００４３】
図４は、クランク位相（横軸）に対するシザースギヤの回転位相（縦軸）の変化を示している。実線Ｆが図８に示したような従来装置、破線Ｇが本願装置である。この図から分かるように、従来装置ではトルク変動がピークとなる付近からシザースギヤの回転変動に乱れが生じて、シザースギヤがバックラッシュを吸収できていないことが分かる。これに対し本願装置では、そのような乱れが発生しておらず、シザースギヤがバックラッシュを好適に吸収できていることが分かる。以上の結果から本発明の装置が良好なものであることが確認された。
【００４４】
なお、本発明は前記実施形態に限定されず様々な改良や変形が可能である。例えば、前記実施形態ではスプリングの両端を係止させるための第１係止部及び第２係止部としてピンを用いたが、スプリングをリングギヤ及び／又はサブギヤに形成したＣ字状溝内に収容しその溝の周方向端部でスプリングを係止するようにしてもよいし、スプリングの端部に軸方向に突出する部分を設けこれをリングギヤ及び／又はサブギヤに形成した穴に差し込むようにしても構わない。
【図面の簡単な説明】
【００４５】
【図１】本発明に係る動力伝達装置を示す簡略図である。
【図２】本発明に係る動力伝達装置の変形例を示す簡略図である。
【図３】第２ピンの最適配置を説明するための簡略図である。
【図４】本発明に係る動力伝達装置の効果確認試験結果を示すグラフである。
【図５】同試験に用いられた動力伝達系のトルク変動の様子を示すグラフである。
【図６】シザースギヤを示す分解斜視図である。
【図７】動力伝達装置の縦断側面図である。
【図８】動力伝達装置におけるギヤ噛合部を示す拡大正面図である。
【図９】従来の動力伝達装置を示す簡略図で、（ａ）は正面図、（ｂ）は底面図である。
【符号の説明】
【００４６】
１  回転軸
２  メインギヤ
３  サブギヤ
４  第２ピン
５  第１ピン
６  スプリング
８  相手側ギヤ
Ｔ２  傾動トルク
Ｐ  噛合点
ｒ  サブギヤのピッチ円半径
【図１】
2005240842.tif 000003
【図２】
2005240842.tif 000004
【図３】
2005240842.tif 000005
【図４】
2005240842.tif 000006
【図５】
2005240842.tif 000007
【図６】
2005240842.tif 000008
【図７】
2005240842.tif 000009
【図８】
2005240842.tif 000010
【図９】
2005240842.tif 000011