(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
係合逃げ面（１３４）と滑り逃げ面（１３８）を有する複数のスプロケット歯（１３２、１３６）を有し、前記複数のスプロケット歯の各々とこれに隣接するスプロケット歯との間に谷の非対称の歯溝（１４０）が定義される、単方向スプロケット（１１２，１１４）であって、
前記非対称の歯溝（１４０）の各々が、
ａ）前記スプロケット歯の第１歯に形成された丸み（Ｒf）の係合逃げ面（１３４）と、
ｂ）前記第１歯に隣接する第２の歯に形成された丸み（Ｒf’）の滑り逃げ面（１３８）と、
ｃ）前記第１歯側で前記歯溝（１４０）の谷を形成する第１の谷の丸み（Ｒi）と前記第２歯側で前記歯溝（１４０）の谷を形成する第２の谷の丸み（Ｒi’）と、
ｄ）外側の一端が前記係合逃げ面１３４の丸み（Ｒf）に接し、内側の他端が前記外側の一端から内側に延びて第１の谷の丸み（Ｒi）に接する逃げ面平坦部（１４４）と、
ｅ）一端が前記第１の谷の丸み（Ｒi）に、他端が第２の谷の丸み（Ｒi’）にそれぞれ接する傾斜歯底面（１４６）であって、前記逃げ面平坦部（１４４）との間に前記第１の谷の丸み（Ｒi）が位置する前記傾斜歯底面（１４６）と、
によって定義される、前記単方向スプロケット（１１２，１１４）と、
前記スプロケットに係合するローラ（１２８、１３０）を用いるローラチェーン（１１６）であって、前記各々のローラは前記スプロケットに係合する際に多段衝撃が生じ、前記多段衝撃は前記ローラと前記係合逃げ面（１３４）が前記逃げ面平坦部（１４４）に接する接触点（Ａ）との間に生じる初期衝撃と、その後に続いて前記ローラと前記第１の谷の丸み（Ｒi）が前記傾斜歯底面（１４６）に接する第１ローラ接触点（Ｃ）との間に生じる後続衝撃である、ローラチェーン（１１６）と、
を備えるローラチェーン及びスプロケット駆動システム。
【請求項２】
前記逃げ面平坦部（１４４）の内側の他端が前記第１の谷の丸み（Ｒi）に接する第２ローラ接触点（Ｂ）において、前記ローラと前記第１ローラ接触点（Ｃ）との前記後続衝撃の後に、前記第１ローラ接触点（Ｃ）及び前記第２ローラ接触点（Ｂ）で駆動接触によって係合し、且つ、前記第１の谷の丸み（Ｒi）は前記ローラチェーン（１１６）のそれぞれの前記ローラの丸みより小さく、前記ローラが前記第１及び第２ローラ接触点（Ｂ、Ｃ）に係合する際に前記第１の谷の丸み（Ｒi）とローラの間に隙間が生じる、
請求項１記載のローラチェーン及びスプロケット駆動システム。
【発明の詳細な説明】
関連出願の相互参照
本願は、米国仮特許出願第０６／０２１，１０７号（１９９６年７月３日出願）の利益を請求する。
発明の背景
本発明は、自動車用タイミングチェーンの技術に関する。本発明は、特に、自動車のカムシャフト駆動に用いられる一方向ローラチェーンスプロケットに関する用途があり、本発明について特に一方向ローラチェーンスプロケットを参照して説明する。しかしながら、本発明は、他種のチェーン駆動システムに関する用途およびチェーン駆動に関連する騒音レベルの低減を必要とする用途がある。
自動車エンジンのカムシャフト駆動に用いられるローラチェーンスプロケットは、通常、ＩＳＯ（国際標準機構）規格６０６：１９９４（Ｅ）に基づいて製造される。ＩＳＯ−６０６規格は、短ピッチ精密ローラチェーンおよびそれに関連するチェーンホイールまたはスプロケットの要件を規定する。
図１は、ＩＳＯ−６０６規格に準拠するスプロケット用の対称歯溝形を示す。歯溝は、ある歯の逃げ面（すなわち、歯の側面）から隣接する歯の逃げ面まで連続する歯底の丸みまたは谷の丸みＲiを有する。リンクピッチＰのチェーンは、歯溝に接触する直径Ｄ1のローラを有する。ＩＳＯ規格のスプロケットは、長さＰの弦ピッチ、谷径Ｄ2およびＺ個の歯を有する。歯の逃げ面の丸みＲf、ピッチ円直径ＰＤ、歯先円直径ＯＤ、歯角Ａ（３６０°／Ｚに等しい）およびローラ座角αは、さらに、ＩＳＯ−６０６規格に準拠するスプロケットを定義する。最大および最小のローラ座角αはそれぞれ下式で定義される。
αmax＝（１４０°−９０°）／Ｚおよび
αmin＝（１２０°−９０°）／Ｚ
図２を参照すると、例示のＩＳＯ−６０６規格に準拠するローラチェーン駆動システム１０は、矢印１１で示すように時計回り方向に回転する。チェーン駆動システム１０は、駆動スプロケット１２と、被駆動スプロケット１４と、多数のローラ１８を有するローラチェーン１６とを備える。概して、スプロケット１２、１４およびチェーン１６は、それぞれ、ＩＳＯ−６０６規格に準拠する。
ローラチェーン１６はスプロケット１２および１４に係合するとともに巻き掛かり、スプロケット間に延在する２つのスパンであるスラックストランド２０およびトートストランド２２を有する。ローラチェーン１６は、矢印２４で示すように、引っ張られている。トートストランド２２を、チェーンガイド２６によって被駆動スプロケット１４から駆動スプロケット１２まで案内してもよい。第１のローラ２８が駆動スプロケット１２の１２時の位置に噛み合っている状態を図示する。第２のローラ３０は第１のローラ２８に隣接し、次に駆動スプロケット１２に噛み合う。
チェーン駆動システムは望ましくない騒音を発生する部品をいくつか有する。ローラチェーン駆動の主な騒音源は、ローラがスパンを出て、噛合時にスプロケットに衝突するときに発生する音である。その結果生じる衝撃騒音は、チェーンがスプロケットに噛合する頻度とほぼ等しい頻度で繰り返される。衝撃騒音の大きさは、噛合過程で吸収されなければならない衝撃エネルギ（ＥA）の関数である。吸収された衝撃エネルギは、エンジン回転速度、チェーンの質量および噛合時のチェーンとスプロケットの間の衝撃速度に関連する。衝撃速度はチェーン−スプロケット間の係合の幾何学的形状によって影響され、その係合逃げ面圧力角γは係数である。
ＥA＝ｗＰ／２０００・ＶA2；
ＶA＝πｎＰ／３００００・ｓｉｎ（３６０／Ｚ＋γ）；
γ＝（１８０−Ａ−α）／２；および
ＥA＝衝撃エネルギ［Ｎ・ｍ］
ＶA＝ローラ衝撃速度［ｍ／ｓ］
γ＝係合逃げ面圧力角
ｎ＝エンジン回転数［ＲＰＭ］
ｗ＝チェーンの質量［ｋｇ］
Ｚ＝スプロケットの歯の数
Ａ＝歯角（３６０°／Ｚ）
α＝ローラ座角
Ｐ＝チェーンピッチ（弦ピッチ）
衝撃エネルギの等式は、チェーン駆動運動が準静的分析モデルとほぼ一致することと、スプロケットがスパンからローラを受け取ると、ローラとスプロケットとの間の駆動接触が逃げ面の丸みおよび谷の丸みの接点ＴＰ（図３）で生じることを仮定する。
図３に示すように、圧力角γを、係合する逃げ面の丸みＲfおよび谷の丸みＲiの接点ＴＰに垂直なかつ接点ＴＰを通る係合ローラ３０の中心から延びる線Ａと理論上のピッチ直径ＰＤに完全に嵌まった仮想ローラの中心および理論上のピッチ直径ＰＤに完全に嵌まったときの係合ローラ３０の中心を結ぶ線Ｂとの間の角度として定義する。表１に示すローラ座角αおよび圧力角γは上記等式から算出される。尚、γはαが最大のときに最小であることは理解されるはずである。図３に例示した１８歯のＩＳＯ規格に準拠するスプロケット１２は、表１に示すように、１２．５°〜２２．５°の範囲の圧力角γを有する。
図３は、駆動スプロケット１２が矢印１１の方向に回転するときの係合経路（仮想ローラ）およびローラ３０の噛合接触位置（実線）も示す。チェーン駆動運動が準静的分析モデルとほぼ一致するとともに準静的分析モデルによって表すことができることと、駆動接触が接点ＴＰで生じることを仮定する。図３は、チェーンピッチおよび理論上のピッチＰに等しいスプロケット弦ピッチの両方を有する最大実体スプロケットの谷径Ｄ2に嵌まったチェーンローラ２８の理論上の場合を示す。この理論上の場合、ローラ係合時に発生する騒音は、ローラ３０が歯底面Ｒiおよび接線成分ＦItに衝突した結果として、半径方向成分ＦIrを有する。尚、接線成分ＦItは、ローラが駆動接触するとき同じローラ３０が点ＴＰで係合歯面に衝突するときに生じる。半径方向の衝撃はまずほぼ同時に続く接線衝撃とともに生じると考えられる。
特徴寸法公差のために生じる実際の状況では、通常、部品が使用中に摩耗するにつれて大きくなったずれにともない、チェーンとスプロケットとの間にピッチのずれがある。このようなピッチのずれは、半径方向の衝突が歯底面Ｒiでまだ生じるがＤ2で必ずしも生じるとは限らない状態で、噛合衝撃点を移動させるのに役立つ。通常、接線衝突は点ＴＰの近傍であるが、この接触は、実際のチェーンとスプロケットとの間のピッチのずれの関数として、谷の丸みＲiの係合する側の高い位置で発生したり、係合逃げ面の丸みＲfの点ＴＰから半径方向に外側にも発生する可能性がある。
係合逃げ面圧力角γを小さくすると、上記で設定した衝撃エネルギ（ＥA）の等式によって予測されるように、ローラチェーン駆動に関連する噛合騒音レベルが低下する。対称歯形を維持しながら圧力角γを小さくすることは可能であるが好ましくない。これは、ローラ座角αを大きくするだけで行うことができ、両方の逃げ面の圧力角を効果的に小さくする。この上記のような歯形は、ローラがスプロケットラップ（以下に説明する）の周囲を移動するとき、摩耗したチェーンがかなり急な傾斜を妨害し、ローラがラップを出る前に必ず滑り逃げ面上のより高い位置に乗ることを必要とする。
チェーン駆動の別の騒音源は、シャフトねじり振動およびチェーンとスプロケットとの間のわずかな寸法誤差によって部分的に発生する広帯域機械騒音である。広帯域機械騒音レベルのより大きな要因は、ローラがスプロケットラップの周囲を移動するとき、摩耗したローラチェーンとスプロケットとの間に生じる間欠接触または振動接触である。特に、通常のチェーン駆動システムの摩耗は、スプロケットのすくい面の摩耗およびチェーンの摩耗を含む。チェーン摩耗はチェーンジョイントの軸受け摩耗によって生じ、ピッチ伸長と見なされる。ＩＳＯ規格のスプロケットに噛合する摩耗したチェーンは、駆動接触するとともに最大荷重状態で荷重をかけられるローラを１つだけ有すると考えられる。
図２を再び参照すると、最大荷重での駆動接触は、ローラが係合時に駆動スプロケットラップ３２に入るときに生じる。駆動接触するとともに最大荷重状態で荷重をかけられる場合の係合ローラ２８が図示されている。ローラ２８への荷重は、まず、噛合衝撃荷重およびチェーン引張荷重である。ローラ２８の前のラップ３２内の次のいくつかのローラはチェーン引張荷重を分配されるが、漸次的に低下する比率で分配される。ローラ２８の荷重（および、ラップ内の次のいくつかのローラの場合、より少ない程度の荷重）は、ローラをスプロケットの歯底面３４に隙間なくまたはぴったり接触させたまま維持するのに役立つ。
ローラ３６は、スラックストランド２０に入る前の駆動スプロケットラップ３２の最後のローラである。ローラ３６もまた駆動スプロケット１２とぴったり接触しているが、歯底面３４上の（例えば、半径方向に外側に）よりいくらか高い点で接触している。ローラ２８、３６およびチェーン引張荷重を共有するローラ２８の前のいくつかのローラを除いて、駆動スプロケットラップ３２内の残りのローラはスプロケットの歯底面３４とぴったり接触していない。したがって、残りのローラは、ラップの周囲を移動するとき、スプロケットの歯底面に対して自由に振動し、それによって、望ましくない広帯域機械騒音の発生の要因となる。
ローラ３８は、トートストランド２２に入る前の被駆動スプロケット１４のスプロケットラップ４０の最後のローラである。ローラ３８はスプロケット１４に駆動接触している。駆動スプロケットラップ３２のローラ３６の場合と同様に、ローラ４２は被駆動スプロケット１４の谷の丸み４４にぴったり接触しているが、概して、谷径で接触しない。
スプロケット歯間にピッチ線隙間（ＰＬＣ）を設けることによって、ローラチェーンが摩耗するにつれて、スプロケットラップにおいてチェーンローラとスプロケットをぴったり接触させることが知られている。歯溝に加えられるピッチ線隙間の量は、歯溝の中心に位置し谷径Ｄ2のセグメントを形成する短いアークの長さを決める。谷の丸みＲiは逃げ面の丸みＲFおよび谷径アークセグメントに接する。歯形はまだ対称であるが、Ｒiはある逃げ面の丸みから隣接する逃げ面の丸みまで連続する歯底の丸みではない。これは、チェーン駆動システムの広帯域機械騒音成分を低減させるという効果がある。しかしながら、スプロケット歯間にピッチ線隙間を追加すると、衝撃時のローラ−スプロケット間の衝突によって生じるチェーン駆動騒音が低減されない。
弦の動き、すなわち、弦の昇降は、特に高速のチェーン駆動の作動円滑さおよび騒音レベルに影響を及ぼす別の重要な要因である。弦の動きは噛合時にチェーンが自由スパンからスプロケットに入るときに生じ、弦の動きによって、チェーンの進行方向に垂直な方向であるがチェーンおよびスプロケットと同一平面内で自由チェーンを移動させることができる。このような弦の動きの結果生じるチェーンの運動によって好ましくない騒音レベル成分を噛合騒音レベルに与えるので、ローラチェーン駆動に固有の弦の動きを小さくするのに有益である。
図４は、９．５２５ｍｍの弦ピッチを有する１８歯のＩＳＯ規格に準拠するスプロケットの弦の動きを示す。従来、弦上昇は、スプロケットが角度Ａ／２回転するときのチェーン中心線の変位として定義されることがある。
弦上昇＝ｒp−ｒc＝ｒp［１−ｃｏｓ（１８０°／Ｚ）］
ここで、ｒcは弦半径またはスプロケット中心から長さＰのピッチ弦までの距離、ｒpは実際の理論上のピッチ半径、Ｚはスプロケットの歯の数である。
短ピッチチェーンは、同様のピッチ半径を有するより長いピッチチェーンと比べて、弦の動きを小さくすることが知られている。図４は、１８個の歯を有し、図示の駆動スプロケットと同相の被駆動スプロケット（図示されていない）を仮定する。換言すれば、Ｔ＝０のとき、両方のスプロケットの歯の中心は１２時の位置にある。したがって、この準静的状態のチェーン駆動構成はトップストランドまたはトートストランドを有し、このストランドは弦上昇と等しい距離を上下方向に均一に移動する。Ｔ＝０のとき、ローラ４６は、弦ピッチＰがトートストランド２２に対して水平かつ一直線に並んだ状態で、噛合している。Ｔ＝０＋（Ａ／２）のとき、ローラ４６は１２時の位置に移動した。
多くのチェーン駆動の場合、駆動スプロケットおよび被駆動スプロケットは大きさが異なり、必ずしも同相とは限らない。チェーンガイド２６（図２）の主な目的は、自由スパンのチェーンストランド振動を制御することである。ガイド−チェーンとの間の接触面の幾何学的形状は、弦上昇及び弦下降を結合させる自由スパンチェーンの長さを決める。図５は図２の拡大図であり、係合状態の第１のローラ２８と、スプロケット１２に噛合しようとしている次のローラとして第２のローラ３０とを示す。この例では、チェーンガイド２６は、チェーンガイド２６と係合ローラ２８の間の支持されていない５つのリンクピッチを除いて、トートストランド２２を制御および案内する。トートストランド２２は、ローラ２８が１２時の位置にあるとき、水平である。
図６および図７を参照すると、駆動スプロケット１２が時計回り方向に回転され、ローラ２８を新しい角位置（Ａ／２）＋ωに進める。ここで、角位置（Ａ／２）＋ωは、ローラ３０がスプロケットに係合した瞬間によって決められる。ローラ２８は、ローラ３０の噛合時、嵌合するとともにＤ2で歯底面にぴったり接触していると考えられる。図６に示すように、ローラ２８からチェーンピン中心４８までのチェーンスパンを直線と仮定する。尚、ピン４８を中心にして、ピン４８から係合ローラ３０までの支持されていないスパンが回転すると考える。チェーンガイド２６の位置およびチェーンとの接触面の形状は、自由スパンピッチの数を決める。尚、自由スパンピッチを中心にして、ローラ噛合過程の弦昇降の結果として結合が行われる。
図７で良く分かるように、ローラ２８および３０がＤ2でスプロケット歯底面にぴったり接触していると仮定すると、弦上昇は、ローラ３０が図示の初期噛合位置から現在ローラ２８がある位置に移動するとき（ピッチ直径ＰＤに位置する）ローラ３０の中心がトートスパン２２から垂直に変位することである。
したがって、上記要求を満たし、上記および他の問題を克服しつつ、より良くより有利な結果を提供する新規で改良されたローラチェーン駆動システムを開発することが望ましい。
発明の概要
本発明の一態様により、ローラチェーンスプロケットが開示される。ローラチェーンスプロケットは、各々が係合逃げ面および滑り逃げ面を有する複数のスプロケット歯を含み、第１歯係合逃げ面は第２歯滑り逃げ面と協働して、ローラチェーンに対応するローラを受け入れるための非対称歯溝を画定し、逃げ面平坦部は非対称歯溝内に位置され、ローラとスプロケットとの間の多段衝撃を可能にし、そこで多段衝撃は、逃げ面平坦部に沿ったローラとスプロケットとの間の初期接線衝撃と、その後に続く、初期接線衝撃から所定時間期間後に発生するローラとスプロケットの間の半径方向の衝撃を含む。
本発明の他の態様により、一方向ローラチェーン駆動システムが開示される。一方向ローラチェーン駆動システムは、各歯が係合逃げ面と滑り逃げ面を有する複数のスプロケット歯を有する駆動スプロケットを含み、そこで係合逃げ面は、隣接する歯の滑り逃げ面と協働し、スプロケット歯の間に非対称歯溝を画定する。被駆動スプロケットは、各歯が係合逃げ面と滑り逃げ面を有する複数のスプロケット歯を有し、そこで係合逃げ面は、隣接する歯の滑り逃げ面と協働し、スプロケット歯の間に非対称歯溝を画定する。ローラチェーンは、駆動スプロケットと被駆動スプロケットと係合接触するローラを有する。駆動スプロケットと被駆動スプロケットの歯の各々が、それぞれの係合逃げ面に沿って位置された逃げ面平坦部を有し、ローラとスプロケットとの間の多段衝撃を可能にし、そこで多段衝撃は、逃げ面平坦部に沿ったローラとスプロケットとの間の初期接線衝撃と、その後に続く、初期接線衝撃が発生してから所定時間期間後に発生するローラとスプロケットとの間の半径方向の衝撃を含む。
本発明のまだ別の態様により、ローラチェーンをスプロケットと係合させる方法が開示される。スプロケットは、隣接する歯の滑り逃げ面と協働する係合逃げ面を含む複数のスプロケット歯を有し、ローラチェーンに対応するローラを受け入れるために非対称歯溝を画定し、非対称歯溝内に配置される逃げ面平坦部を含む。この方法は、ローラが逃げ面平坦部に沿って係合逃げ面に接線に沿って衝撃を与えるように第１方向でスプロケットを回転することと、ローラが係合逃げ面に衝撃を与えてから所定の時間後にスプロケットの歯底面に半径方向に衝撃を与え、このようにして衝撃エネルギを所定時間期間で広げ、噛合騒音レベルを削減するように、第１方向でスプロケットを回転し続けることを含む。
本発明の一つの利点とは、係合歯面上に逃げ面平坦部を備えるローラチェーンスプロケットを提供することである。
本発明の他の利点とは、スプロケットとローラチェーンとの間のピッチのずれを備えるローラチェーンスプロケットを提供することである。
本発明の更に他の利点とは、係合逃げ面、滑り逃げ面、または係合逃げ面と滑り逃げ面の両方で傾斜歯底面を備えるローラチェーンスプロケットを提供することである。
本発明の他の利点とは、噛合時にローラとスプロケットとの間の衝突により生じる衝撃騒音を最小限に抑えるローラチェーンスプロケットを提供することである。
本発明の更に他の利点とは、スプロケットラップ内の無荷重ローラによって生じる広帯域機械騒音を最小限に抑えるローラチェーンスプロケットを提供することである。
本発明の他の利点とは、接線衝撃が最初に発生した後に半径方向の衝撃が続く、「多段」ローラ衝撃を提供するローラチェーンスプロケットを提供することである。
本発明の他の利点とは、かなりの時間間隔でローラ係合を広げ、さらに漸次的な荷重伝達を行い、それによってローラとスプロケットとの間の衝撃およびそこから生じる固有騒音を最小限に抑える、ローラチェーンスプロケットを提供することである。
本発明のさらなる利点とは、好まれる実施の形態の以下の詳細な説明を読み、理解すると、当業者により明らかになるだろう。
【図面の簡単な説明】
本発明は、種々の部品と部品構成および種々の工程と工程構成において実施してもよい。図面は好適な実施の形態を例示するためのものでしかすぎず、本発明を限定すると解釈すべきではない。
図１は、ＩＳＯ−６０６規格に準拠するローラチェーンスプロケット用の対称歯溝形を示す。
図２は、ＩＳＯ−６０６規格に準拠する駆動スプロケット、被駆動スプロケットおよびローラチェーンを有するローラチェーン駆動システムの一例である。
図３は、ＩＳＯ−６０６規格に準拠する駆動スプロケットが時計回り方向に回転するときの係合経路（仮想線）およびローラの初期接触位置（実線）を示す。
図４は、図２の駆動スプロケットと噛合しているローラを示すとともに、ローラが１２時の位置に達するまで時計回り方向に回転させた駆動スプロケットを示す。
図５は、ローラが歯溝に完全に嵌まり、第２のローラが駆動スプロケットに噛合しようとしている状態の図２の駆動スプロケットの拡大図である。
図６は、第２のローラが駆動スプロケットに初期接触するまで時計回り方向に回転させた図５の駆動スプロケットを示す。
図７は、図６の拡大図であり、理論上の条件で、第２のローラが駆動スプロケットの歯底面（すなわち、半径方向衝撃）に接触する場合を示す。
図８は、本発明の特徴を含むローラチェーン駆動スプロケットおよび被駆動スプロケットを有するローラチェーン駆動システムを示す。
図９は、本発明の第１の実施の形態に係る非対称歯溝形を有する図８のローラチェーン駆動スプロケットを示す。
図１０は、図９の非対称歯溝形の拡大図であり、スプロケットと２点接触しているローラを示す。
図１１は、図８の駆動スプロケットが時計回り方向に回転するときの係合経路（仮想線）およびローラの初期接触位置（実線）を示す。
図１２は、図８の駆動スプロケットの拡大図であり、ローラは歯溝に完全に嵌まり、第２ローラはローラチェーンのトートスパンから受け取られている。
図１３は、第２のローラが駆動スプロケットに初期接触するまで時計回り方向に回転させた図１２の駆動スプロケットを示す。
図１４は、図１３の拡大図であり、２点接触している第１のローラおよび駆動スプロケットと初期接線接触している第２のローラを示す。
図１４ａは、図８のローラチェーン駆動スプロケットを時計回り方向に回転させたときの第１および第２のローラの進行を示す。
図１４ｂは、１２時の位置で完全に噛合する瞬間まで第２のローラを進めるため時計回り方向に回転させた図１４の駆動スプロケットの拡大図である。
図１５は、本発明の第２の実施の形態に係る非対称歯溝形を有するローラチェーン駆動スプロケットを示す。
図１６は、図８の拡大図であり、ローラが駆動スプロケットラップの周囲を移動するときの接触進行を示す。
図１７は、図８のスプロケットのスプロケットラップを出ていくローラの拡大図である。
図１８は、本発明の第３の実施の形態に係る非対称歯溝形を有するローラチェーンスプロケットを示す。
図１９は、本発明の第４の実施の形態に係る非対称歯溝形を有するローラチェーンスプロケットを示す。
好適な実施の形態の詳細な説明
図８を参照すると、ローラチェーン駆動システム１１０は駆動スプロケット１１２および被駆動スプロケット１１４を備え、これらのスプロケットは本発明の特徴を含む。ローラチェーン駆動システム１１０は、さらに、ローラチェーン１１６を備え、ローラチェーン１１６は多くのローラ１１８を有し、ローラ１１８はスプロケット１１２および１１４に係合するとともに巻き掛かる。ローラチェーンは矢印１１１で示すように時計回り方向に回転する。
ローラチェーン１１６は、スプロケット間に延在する２つのスパンであるスラックストランド１２０およびトートストランド１２２を有する。ローラチェーン１１６は矢印１２４で示すように引っ張られている。トートストランド１２２の中心部を、チェーンガイド１２６によって被駆動スプロケット１１４から駆動スプロケット１１２まで案内してもよい。第１のローラ１２８が駆動スプロケット１１２の１２時の位置に完全に嵌まっている状態を図示する。第２のローラ１３０は第１のローラ１２８に隣接し、駆動スプロケット１１２に噛合しようとしている。
本発明の非対称歯形の説明を容易にするため、駆動スプロケット１１２のみを参照する。しかしながら、本発明の非対称歯形は、アイドラスプロケットおよび逆回転バランスシャフトに関連するスプロケットと同様に、被駆動スプロケット１１４にも適用できる。
図９および図１０を参照すると、スプロケット１１２は、係合逃げ面１３４を有する第１の歯１３２と、滑りまたは係合解除逃げ面１３８を有する第２の歯１３６とを備える。係合逃げ面１３４および滑り逃げ面１３８はともに歯溝１４０を形成し、歯溝１４０は（仮想線で示す）係合ローラ１２８を受容する。係合ローラ１２８はローラ直径Ｄ1を有し、以下にさらに説明するように、歯溝１４０内で２点接触して完全に嵌まっている状態が図示されている。具体的には、係合ローラ１２８は、歯溝に完全に嵌まっているとき、各スプロケット歯面に沿って軸方向に（すなわち、図面の面に直交する方向に）延びる２本の線またはリッジＢおよびＣに接触する。しかしながら、その説明を容易にするため、以下、線またはリッジＡ、ＢおよびＣを歯溝内の接触点として示す。
係合逃げ面１３４は丸みＲfを有し、丸みＲfは逃げ面平坦部１４４の半径方向外端部と接している。逃げ面平坦部１４４の位置は角度βによって定義され、平坦部の向きは、ローラが点Ｂおよび点Ｃでスプロケットに接触しているとき、点Ｂおよびローラ１２８の中心を通る線に垂直、即ち、法線、である。点Ｂから半径方向に外側に延びる逃げ面平坦部の長さは、逃げ面平坦部１４４に沿った第１の接触点Ａでのスプロケット１１２とローラ１２８との初期接線衝撃と点Ｃでの次の半径方向衝撃との間の時間遅延に影響を及ぼす。ローラが点Ｂおよび点Ｃで完全係合２点接触位置に移動するまで、ローラは点Ａでの初期接線接触から逃げ面平坦部に接触したままであると考えられる。圧力角γ、チェーンとスプロケットとの間のピッチずれ量および逃げ面平坦部の長さを変更し、ローラのスプロケットへの噛合時に所望の初期ローラ接触点Ａを得ることができる。
チェーンピッチ長に関わらず、逃げ面（接線）接触は常に最初に生じ、その後、半径方向接触が常に点Ｃで生じることが理解されるはずである。これに対して、１点接触（例えば、１線接触）を含む公知の歯溝形（例えば、ＩＳＯ規格に準拠する歯溝形および非対称歯溝形）の場合、係合ローラは半径方向接触を行った後に駆動位置に移動しなければならない。したがって、圧力角γは、係合ローラが逃げ面の丸みと谷の丸みの接点で接触することを仮定する。このため、公知の１点／１線歯溝形の噛合接触位置はピッチに対して「敏感」であり、接線衝撃だけでなく半径方向衝撃も生じる場所を決定する。
係合逃げ面ローラ座角β（図９）および係合解除逃げ面ローラ座角β’は、ＩＳＯ−６０６規格のローラ座角α（仮想線で示すＩＳＯ規格の歯形）に取って代わる。圧力角γは係合逃げ面ローラ座角βの関数である。すなわち、βが増加するにつれて、γは減少する。最小非対称圧力角は下式から求めることができる。
γmin＝βmax−（αmax／２＋γISOmin）
したがって、表２に示すように、βmax＝（αmax／２＋γISOmin）のとき、非対称圧力角γmin＝０である。表２は、いくつかのスプロケットサイズおよびいくつかの非対称歯形の場合の最大ベータ（β）角およびそれに対応する圧力角（γ）を示す。係合逃げ面圧力角γを小さくすると、接線衝撃力成分ＦIA（図１４）および係合時の騒音レベル全体に対する接線衝撃騒音の寄与が小さくなることは理解されるはずである。
衝撃力ＦIAは、圧力γにも関連する衝撃速度の関数である。圧力角γを小さくするにつれて、それに対応して、噛合時のチェーンとスプロケットの間の衝撃速度が低下する。また、最小圧力角γによって、接線接触点ＡとＢの間の間隔または距離がより長くなり、係合「段階」を増加または最大限にすることができる。好適な実施の形態において、係合逃げ面圧力角γはおよそ−２．０°〜およそ＋５°までの範囲であり、ローラとスプロケットの間の多段衝撃を最適化する。
説明している実施の形態において、ローラ座角βは最大実体状態でＩＳＯ規格のαmax／２より大きく、所望の係合逃げ面圧力角γが得られるまで、βを調整することができる。例えば、図９のローラ座角βは、０未満、すなわち、負の値の圧力角γを形成する。負の圧力角γは、正の圧力角γを有する図３のＩＳＯ−６０６規格に準拠する歯形と対照してみると、図１１に良く示されている。理論上のチェーン／スプロケット間の接触面の場合の小さい負の圧力角は、「公称」システムまたは摩耗したシステムの０により近い圧力角γを有益に形成する。しかしながら、係合逃げ面ローラ座角βを有益に調整し、最小ＩＳＯ−６０６規格の圧力角より小さい値の係合逃げ面圧力角γを形成してもよい。
図９および図１０を再び参照すると、第１の谷の丸みＲiは逃げ面平坦部１４４の半径方向内端部に接し、傾斜歯底面１４６の半径方向外端部に接する。図１０に良く示すように、最大谷の丸みＲiは、点Ｂおよび点Ｃでの完全係合２点／２線接触を容易にするため、最小ローラ半径０．５Ｄ1以下でなければならない。したがって、これによって、２点／２線係合時に係合逃げ面１３４のＲiとローラ１２８の間に小さい隙間を形成する。逃げ面平坦部１４４および傾斜歯底面１４６は、それぞれ、必然的に点Ｂおよび点Ｃの内側に延び、ローラ１２８に対して必要な隙間Ｒiとともに、係合時の２点／２線ローラ接触を容易にする。第２の谷の丸みＲi’は線１５０で傾斜歯底面１４６の半径方向内端部に接する。滑り逃げ面は、ローラ座角β’により画定される点で丸みＲi’を有する。
傾斜歯底面１４６は有限長の平坦面であり、その長さは歯溝隙間（ＴＳＣ）を決める。歯溝隙間は、指定の度合のチェーンピッチ伸長ΔＰを許容することによってチェーンピッチ伸長またはチェーン摩耗を補償する。換言すれば、歯溝隙間ＴＳＣによって、摩耗チェーンのローラはスプロケット歯の傾斜歯底面にぴったり接触した状態を維持することを容易にする。さらに、傾斜歯底面１４６によって、半径方向の反力を小さくすることを容易にし、それによって、騒音レベル全体に対するローラの半径方向衝撃騒音の寄与を減少させることができる。
傾斜歯底面１４６は、指定の幾何学的形状の伸張を満たすために必要な任意の角度φで傾斜してよい。図９に示すように、傾斜歯底面角φは、ローラ１２８の中心およびスプロケットの中心を通る線１５２からローラ１２８の中心および点Ｃを通る第２の線１５４まで測定される。傾斜歯底面１４６は線１５４に垂直であり、傾斜歯底面は線１５０に向かって半径方向に内側に延び、線１５０で傾斜歯底面はＲi’と接する。記載の実施の形態において、傾斜歯底面角φはおよそ２０°〜およそ３５°の範囲が好ましい。
図１２は図８の拡大図であり、スプロケット歯形の厚さまたは幅にわたって２点／２線接触した状態で完全係合している第１のローラ１２８と、次にスプロケット１１２に噛合しようとしている第２のローラ１３０とを示す。ＩＳＯ規格に準拠する駆動システム１０の場合と同様に、チェーンガイド１２６は、チェーンガイド１２６と係合ローラ１２８との間の支持されていない５つのリンクピッチを除いて（および、被駆動スプロケットとチェーンガイドとの間の支持されていないリンクピッチを除いて）、トートストランド１２２の中心部を制御および案内する。トートストランド１２２は、ローラ１２８が１２時の位置にあるとき、水平である。
図１３は、ローラ１３０がスプロケットに係合する瞬間によって決定されるような時計回り方向（Ａ／２）＋ωに回転させた駆動スプロケット１１２を示す。ローラ１２８からチェーンピン中心１５６までのチェーンスパンを直線と仮定する。尚、ピン中心１５６を中心にして、ピン中心１５６から係合ローラ１３０までの支持されていないスパンが回転すると考える。直線と仮定することは準静的モデルにのみ有効であることは理解されるはずである。上記の移動量（または直線の仮定からのずれ）は、駆動／スプロケット幾何学的形状とともに駆動力学の関数でもある。
ローラ１３０が噛合するときのスプロケット接触はＩＳＯ規格のものより早く行われることによって弦上昇量を小さくし、同様に重要なことに、この接触によって、初期接触を係合逃げ面の点Ａで所望の圧力角γで発生することができる。さらに、騒音レベル全体に対する寄与をともなうローラ１３０の半径方向スプロケット接触は、スプロケットの回転によってローラ１３０を１２時の位置に移動させるまで発生しない。これを多段係合と呼ぶ。
図１４は、図１３の拡大図であり、ローラ１３０が噛合するときをより明瞭に示す。噛合の直前、ローラ１２８がトートストランドの荷重ＦTB＋Ｆ0全体を受けると仮定し、この荷重は力ベクトルの矢印で示す。実際、矢印はトートストランドチェーン力に対する反力を示す。ローラ１３０が噛合する瞬間、接線衝撃は衝撃力ベクトルＦIAで示すように生じる。接線衝撃はトートストランドチェーン荷重と同じではない。特に、衝撃荷重または衝撃力は衝撃速度ＶAに関連する。衝撃は２体が衝突するときに生じ、その結果、比較的短時間の間隔に比較的大きい力が生じることが知られている。
図１４ａは、図１４に示すようなローラ１２８および１３０の場合と同じローラ位置（実線）を示すが、さらに、いったんローラ１３０が１２時の位置でその２点／２線噛合したときのスプロケット歯形に対するローラ位置（仮想線）を示す。チェーンとスプロケットとの間のピッチずれの結果として、ローラ１２８は新しい位置に移動しなければならない。特に、ローラ１３０が初期接触から完全噛合に移行するにつれて、ローラ１２８はその歯溝内で前進する。しかしながら、チェーンジョイントの小さい隙間によって、ローラ１２８に必要な前進量を減らす。また、噛合時には、ローラ１２８からローラ１３０へのトートストランド荷重伝達も開始する。
非対称歯形によって上記の「多段」噛合を行う。特に、図１４を再び参照すると、点Ａの接線接触は噛合時にそれに関連する衝撃力ＦIAで生じる。ローラ１３０は、スプロケットが回転した結果、ローラが点Ｃで半径方向接触して完全噛合したとき、係合逃げ面１３４にぴったり接触したままであると考えられる。半径方向衝撃力ＦIC（アウトラインで示す力ベクトル）は、スプロケットが十分に回転してローラ１３０を点Ｃで半径方向接触させるまで生じない。
図１４ｂは図１４の拡大図であるが、スプロケット１１２が回転してローラ１３０を１２時の位置で完全に噛合する瞬間まで進めた場合を示す。このような完全噛合時に、半径方向衝撃力ＦICは生じ、トートストランド荷重伝達は完全であると考えられる。ローラ１３０が点Ｃで半径方向に衝突したとき、その結果生じる半径方向衝撃力ＦICによって、接線衝撃力ＦIAはすでに発生しており、もはやファクタではない。接線衝突と半径方向のローラとスプロケットとの間の衝突との間の時間遅延（「多段」係合）は、噛合過程時に吸収しなければならない衝撃エネルギを長時間にわたって効果的に拡散し、それによって、発生した噛合頻度数の騒音レベルに対する寄与を低減させる。したがって、本発明の非対称スプロケット歯形によって、噛合ローラ１３０が点Ａの初期噛合から完全２点噛合位置に移動するとき、完全係合したローラ１２８から噛合ローラ１３０へのトートストランド荷重伝達をより漸次的に行うことができると考えられる。
図１４を再び参照すると、本発明の非対称歯形による弦上昇（および下降）とは、ローラ１３０が初期噛合接触点Ａから現在ローラ１２８がある噛合位置に移動するとき、ローラ１３０の中心がトートストランド１２２の経路から垂直に変位することである。ローラが初期接線接触から完全噛合に移行するとき、ローラ１３０は係合逃げ面１３４にぴったり接触したままなので、点Ａと点Ｂとの間の距離が大きくなるにつれて、弦上昇は小さくなると考えられる。図１４に示すように、チェーンピッチＰcはスプロケット１１２の弦ピッチＰsより大きいのが有益である。
図１５を参照すると、傾斜歯底面１４６（図１０）の長さを０に減らすことによって、傾斜歯底面１４６をなくし、谷の丸みＲi’が点Ｃで歯底面およびローラ１４２に接するようにしてもよい。すなわち、Ｒi’は点Ｃでの短い平坦部に接し、平坦部はＲi’に接する。傾斜歯底面１４６をなくすと、係合逃げ面圧力角γはある正の値から０までの範囲になるが、通常、０未満ではない。その理由は、γが負の場合、ローラがＲfと干渉することなくスプロケットラップ１５８から出ていくように弦ピッチを小さくしなければならないからである。
図１６は、ラップ１５８内のすべてのローラがスプロケット１１２の歯形に接触している場合を示す。ローラ１２８は図示のように完全２点噛合している。線１６０は、ローラがラップの周囲を移動するときの接触進行とともに、各ローラ毎の接触点を示す。スプロケットとローラとの間の固有のピッチのずれによって、ローラがスプロケットラップの周囲を進行するとき、ローラは滑り側逃げ面を登る。さらに、弦ピッチをかなり小さくすると、ローラが滑り側逃げ面を登る程度が大きくなる。
圧力角γが負の値の場合、弦ピッチを小さくする必要があることに注目することが重要である。そうしなければ、図１６および図１７に示すように、ローラ１６２は、ラップ１５８から出てスパンに戻るとき、（最大実体スプロケットおよび理論上のピッチの（最短の）チェーンで）係合逃げ面と干渉する。また、小さくした弦ピッチは上記のように多段噛合に役立つ。図１７は、ラップ１５８内のローラ接触進行を示すとともに、浅いβ’角および歯溝隙間ＴＳＣは、ローラがラップ内にある場合、「ぴったりした」ローラとスプロケットとの間の接触を維持するのに役立つ理由も示す。
さらに、係合解除逃げ面ローラ座角β’（図９）を調整し、その最大値をαmin／２以下にしてもよい。このように小さくした座角β’によって、ローラがスプロケットを出てスパンに入るときの分離をより高速に行うことができる。また、このように小さくした角度β’によって、ローラがラップのスプロケットの周囲を移動するとき、摩耗したチェーンのローラはあまり厳密でない角度で滑り逃げ面に上がることもできる。したがって、この実施の形態で用いる場合、弦ピッチの減少は小さい値のはずである。
本発明について好適な実施の形態を参照して説明してきた。明らかに、本明細書を読み理解すれば他の変更が行われ、本発明は、変更が請求の範囲またはその等価物の範囲内にある限り、その変更を含む。
前記に説明された非対称歯形の特徴は、本発明の騒音減少の利点を生み出すチェーンとスプロケットの嵌合運動学から大きく逸脱することなく、変化させることができることが意図されている。例えば、係合非対称逃げ面形は、インボリュート形により近似され、係合解除非対称逃げ面形は、別のインボリュート形により近似されるだろう。非対称歯形に対するわずかな変更は、製造上および／または品質管理の理由からであるか、あるいは単にパーツの寸法設定を改善するためである可能性がある。これらの変更は、ここに開示されるように、本発明の範囲内である。
さらなる実施の形態においては、係合逃げ面傾斜歯底面１４６（図９）は、図１８に図示されるように滑り逃げ面傾斜歯底面１６４で置き換えてよい。滑り逃げ面傾斜歯底面１６４は、傾斜歯底面１４６に関して前記に説明されたのと同じように、歯溝隙間（ＴＳＣ）を形成する。さらに、有益なことに、係合逃げ面傾斜歯底面１６４は、チェーンが摩耗するにつれて、ローラを好ましい半径方向に外側の位置へ移動する。
あるいは、滑り逃げ面傾斜歯底面１６４が、図１９に図示されるように係合逃げ面傾斜歯底面１４６とともに含まれることがある。係合逃げ面傾斜歯底面１４６および滑り逃げ面傾斜歯底面１６４は協働し、前記に説明されたのと同じように歯溝隙間（ＴＳＣ）を形成する。
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【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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【図１４】
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【図１４ａ】
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【図１４ｂ】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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