(57)【要約】【課題】軸角度の変更が任意にでき、噛み合い及び力の伝達効率を良好とする、また、高トルクの力の伝達が可能なギア構造を提供する。【解決手段】凸歯車１０と、凹歯車２０とが噛合するギア構造１であって、凸歯車１０のピッチ円の径は、凸歯車１０の厚さ方向において外周側に所定の曲率で凸出して変化するように形成され、凹歯車２０のピッチ円の径が、凹歯車２０の厚さ方向において上記所定の曲率と同一の曲率で内周側に凹んで変化するように形成されるという構成を採用する。【選択図】図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
第１歯車と、第２歯車とが噛合するギア構造であって、
前記第１歯車のピッチ円の径は、前記第１歯車の厚さ方向において外周側に所定の曲率で凸出して変化するように形成され、前記第２歯車のピッチ円の径が、前記第２歯車の厚さ方向において前記所定の曲率と同一の曲率で内周側に凹んで変化するように形成されることを特徴とするギア構造。
【請求項２】
前記第１歯車及び前記第２歯車の歯厚は、厚さ方向の位置に応じて変化することを特徴とする請求項１に記載のギア構造。
【請求項３】
前記第１歯車及び前記第２歯車の歯厚はそれぞれ、最大歯厚と最小歯厚との寸法比が、最大基準ピッチ円直径と最小基準ピッチ円直径との寸法比と同一となるように形成されることを特徴とする請求項２に記載のギア構造。
【請求項４】
前記第１歯車の歯数と前記第２歯車の歯数とはそれぞれ、モジュールとピッチ円の径との所定の関係式により求められる基準歯数から、前記曲率に基づいて減少させて形成されることを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載のギア構造。
【請求項５】
前記第１歯車の歯数と前記第２歯車の歯数とはそれぞれ、モジュールとピッチ円の径との所定の関係式により求められる基準歯数から、前記第１歯車の厚さ及び前記第２歯車の厚さの少なくともいずれか一方に基づいて減少させて形成されることを特徴とする請求項１〜４のいずれか一項に記載のギア構造。
【請求項６】
前記第１歯車及び前記第２歯車は、直歯を有することを特徴とする請求項１〜５に記載のギア構造。
【請求項７】
前記第１歯車及び前記第２歯車は、はすばを有することを特徴とする請求項１〜５に記載のギア構造。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、噛合する歯車の軸角度の変更が可能なギア構造に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
一般に、歯車列（ギア構造）を所定の軸角度で噛合させるためには、かさ歯車を用いることが知られている。しかしながら、かさ歯車は通常、軸角度が一定でなければ歯車が噛合しないように設計されているため、設計変更等により所定の軸角度が変更されてしまうと、変更後の軸角を有する別の新たなかさ歯車を用いなければならないという問題があり、所望の角度に軸角度を変更可能にさせる歯車が求められている。
【０００３】
従来、軸角度を変更可能な歯車として、歯車の先端中心から所定の半径で設けられた円盤状の歯を有する特殊な歯車を用い、平歯車と噛合して、軸角度の変更を可能とさせるギア構造が知られている（例えば、特許文献１、特許文献２参照）。
【特許文献１】特開平５−１２３９２２号公報
【特許文献１】特開平５−２４０３１２号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかしながら、上記特許文献に記載の歯車は、平歯車との当接部が凸形状の曲面となっており、また、平歯車が当該特殊な形状と対応する曲面を有していないため、噛み合い及び力の伝達効率が悪いという問題があった。また、上記歯車は、当該特殊な歯を有していることから、平歯車との高トルクの力の伝達に耐え得る強度であるかについての強度不足の懸念があった。
【０００５】
本発明は、上記問題に鑑みてなされたものであり、軸角度の変更が任意にでき、噛み合い及び力の伝達効率を良好とする、また、高トルクの力の伝達が可能なギア構造を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
上記の課題を解決するために、本発明は、第１歯車と、第２歯車とが噛合するギア構造であって、上記第１歯車のピッチ円の径は、上記第１歯車の厚さ方向において外周側に所定の曲率で凸出して変化するように形成され、上記第２歯車のピッチ円の径が、上記第２歯車の厚さ方向において上記所定の曲率と同一の曲率で内周側に凹んで変化するように形成されるという構成を採用する。
このような構成を採用することによって、本発明では、第１歯車と、第２歯車とが厚さ方向において所定の曲形状を形成し、該曲形状に沿った軸角度の変更ができ、且つ、第１歯車の曲形状と、第２歯車の曲形状とが対応して形成されるため、噛み合い及び力の伝達を円滑にすることができる。
【０００７】
また、本発明では、上記第１歯車及び上記第２歯車の歯厚は、厚さ方向の位置に応じて変化するという構成を採用する。
このような構成を採用することによって、本発明では、歯厚を変化させることによって、曲形状に対応した歯形状とすることができる。
【０００８】
また、本発明では、上記第１歯車及び上記第２歯車の歯厚はそれぞれ、最大歯厚と最小歯厚との寸法比が、最大基準ピッチ円直径と最小基準ピッチ円直径との寸法比と同一となるように形成されるという構成を採用する。
このような構成を採用することによって、本発明では、歯厚を基準ピッチ円直径の寸法比に基づいて変化させることによって、曲形状に対応した歯形状とすることができる。
【０００９】
また、本発明では、上記第１歯車の歯数と上記第２歯車の歯数とはそれぞれ、モジュールとピッチ円の径との所定の関係式により求められる基準歯数から、上記曲率に基づいて減少させて形成されるという構成を採用する。
このような構成を採用することによって、本発明では、曲率の大きさに対応するように歯数を減少させることで軸角度変更時の第１歯車の歯と第２歯車の歯との干渉を防止することができる。
【００１０】
また、本発明では、上記第１歯車の歯数と上記第２歯車の歯数とはそれぞれ、モジュールとピッチ円の径との所定の関係式により求められる基準歯数から、上記第１歯車の厚さ及び上記第２歯車の厚さの少なくともいずれか一方に基づいて減少させて形成されるという構成を採用する。
このような構成を採用することによって、本発明では、厚さの大きさに対応するように歯数を減少させることで軸角度変更時の第１歯車の歯と第２歯車の歯との干渉を防止することができる。
【００１１】
また、本発明では、上記第１歯車及び上記第２歯車は、直歯を有するという構成を採用する。
このような構成を採用することによって、本発明では、製造が容易で低コストのギア構造が得られる。
【００１２】
また、本発明では、上記第１歯車及び上記第２歯車は、はすばを有するという構成を採用する。
このような構成を採用することによって、本発明では、高トルクで伝達効率が高く、静粛、低振動のギア構造が得られる。
【発明の効果】
【００１３】
本発明によれば、第１歯車と、第２歯車とが噛合するギア構造であって、上記第１歯車のピッチ円の径は、上記第１歯車の厚さ方向において外周側に所定の曲率で凸出して変化するように形成され、上記第２歯車のピッチ円の径が、上記第２歯車の厚さ方向において上記所定の曲率と同一の曲率で内周側に凹んで変化するように形成されるという構成を採用することによって、第１歯車と、第２歯車とが厚さ方向において所定の曲形状を形成し、該曲形状に沿った軸角度の変更ができ、且つ、第１歯車の曲形状と、第２歯車の曲形状とが対応して形成されるため、噛み合い及び力の伝達を円滑にすることができる。
したがって、本発明では、噛み合い及び力の伝達効率を良好とする、また、高トルクの力の伝達が可能なギア構造を提供することができる効果がある。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１４】
次に、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。なお、以下の図面において、各部材を認識可能な大きさとするために、各部材の縮尺を適宜変更している。
【００１５】
図１は、本実施形態におけるギア構造１を示す斜視図である。
図２は、本実施形態におけるギア構造１の図１における線視Ｘ−Ｘ断面図である。
ギア構造１は、図１に示すように、厚さ方向外形が凸形状の凸歯車（第１歯車）１０と、凸歯車と噛合し厚さ方向外形が凹形状の凹歯車（第２歯車）２０とから構成される。また、図２示すように、凸歯車１０の厚さ方向に延びる回転軸１１と、凹歯車２０の厚さ方向に延びる回転軸２１とは互いに平行に配置されており、具体的には、凸歯車１０と凹歯車２０との中心間距離は６０ｍｍに設定されている。
なお、本実施形態では、凸歯車１０及び凹歯車２０は互いに、歯の厚さが３０ｍｍ、基準ピッチ円直径が６０ｍｍ、モジュールが２、歯数が３０枚の平歯車を基礎として設計変更されており、当該設計変更による具体的な形状については以下説明する。
【００１６】
先ず、凸歯車１０の形状について図３及び図４を参照して説明する。
図３は、本実施形態における凸歯車１０の厚さ方向における断面図である。
図４は、本実施形態における凸歯車１０が有する歯１５のピッチ円の径Ｐ１に沿った矢視Ａ断面図である。
凸歯車１０は、回転軸１１と、凸歯車１０の厚さを厚さ方向において等分する水平線１２との交点を中心点１３として、厚さ方向において外周側に所定の曲率で凸出するように外形が形成されている。より詳しくは、凸歯車１０の基準ピッチ円直径、歯先円直径及び歯底円直径も同様に、中心点１３を中心として厚さ方向において、各々所定の曲率で凸出するように変化することとなる。
【００１７】
より具体的に本実施形態を例に挙げて説明すると、厚さ方向において、凸歯車１０の基準ピッチ円直径が、中心点１３からの距離が３０ｍｍの円弧状に形成され、歯先円直径においては、中心点１３からの距離が３２ｍｍの円弧状に形成され、さらに、歯底円直径においては、中心点１３からの距離が２７．５ｍｍの円弧状に形成される。
したがって、基準ピッチ円直径を例に挙げると、凸歯車１０の厚さ方向中央部における最大基準ピッチ円直径が６０ｍｍから、厚さ方向端部において最小基準ピッチ円直径が５１．９６２ｍｍまで上記曲率に基づいて変化することとなる。
【００１８】
また、凸歯車１０が厚さ方向において上記のように基準ピッチ円直径を変化させるように設計変更されているため、厚さ方向端部においては、隣り合う歯１５と歯１５との間隔が狭小になる。したがって、本実施形態における凸歯車１０の歯１５は、図４に示すように、上記基準ピッチ円直径の変化に応じて、中央部において歯厚が膨らむ様に形成され、端部に向うにつれて順次歯厚が小さくなる構成となっている。具体的に歯１５は、モジュールが２の歯厚（３．１４ｍｍ）を基礎として、中央部において最大歯厚が３．１４ｍｍと、端部において最小歯厚が２．７１９ｍｍとなるように設計変更されている。
なお、最大歯厚と最小歯厚との寸法比は、最大基準ピッチ円直径と最小基準ピッチ円直径との比と同一となるように設計されている。
【００１９】
対して、凹歯車２０の形状について図５及び図６を参照して説明する。
図５は、本実施形態における凹歯車２０の厚さ方向における断面図である。
図６は、本実施形態における凹歯車２０が有する歯２５のピッチ円の径Ｐ２に沿った矢視Ｂ断面図である。
凹歯車２０は、図５に示すように、凸歯車１０の基準ピッチ円直径が厚さ方向において変化する上記所定の曲率と同一の曲率で、厚さ方向において基準ピッチ円直径が内周側に凹んで変化するように形成されている。具体的には、凹歯車２０は、回転軸２１を通り凹歯車２０の厚さを厚さ方向において等分する水平線２２上であって、回転軸２１から６０ｍｍの距離（詳しくは、凸歯車１０と凹歯車２０とが噛合した時の回転軸２１と中心点１３との距離）の点を中心点２３として、厚さ方向において内周側に所定の曲率で凹んで外形が形成されている。より詳しくは、凹歯車２０の歯先円直径及び歯底円直径も同様に、中心点２３を中心として厚さ方向において、各々所定の曲率で内周側に凹むように変化することとなる。
【００２０】
より具体的に本実施形態を例に挙げて説明すると、厚さ方向において、凹歯車２０の基準ピッチ円直径が、中心点２３からの距離が３０ｍｍの円弧状に形成され、歯先円直径においては、中心点２３からの距離が２８ｍｍの円弧状に形成され、さらに、歯底円直径においては、中心点２３からの距離が３２．５ｍｍの円弧状に形成される。
したがって、基準ピッチ円直径を例に挙げると、凹歯車２０の厚さ方向中央部における最小基準ピッチ円直径が６０ｍｍから、厚さ方向端部において最大基準ピッチ円直径が６８．０３８ｍｍまで上記曲率に基づいて変化することとなる。
【００２１】
また、凹歯車２０が厚さ方向において上記のように基準ピッチ円直径を変化させるように設計変更されているため、凸歯車１０の場合とは逆に、厚さ方向端部において隣り合う歯２５と歯２５との間隔が広くなってしまうため、凹歯車２０の歯２５は、図６に示すように、中央部から端部へ向うにつれて順次歯厚が大きくなるように設計されている。具体的には、歯２５は、モジュールが２の歯厚（３．１４ｍｍ）を基礎として、中央部において最小歯厚が３．１４ｍｍと、端部において最大歯厚が３．６２６ｍｍとなるように設計変更されている。なお、歯２５の歯厚の変化は、歯１５の歯厚の変化と対応しており、図４及び図６に示すように歯２５の側面２５ａ及び歯１５の側面１５ａの曲率が同一となるように設計されている。
【００２２】
また、上記構成の凸歯車１０及び凹歯車２０は、中央部の基準ピッチ円直径が６０ｍｍに設定されており、モジュールが２に設定されていれば、所定の関係式により歯数が３０枚に設定されるのが通常であるが、凸歯車１０及び凹歯車２０が特殊な形状を有しているため、以下説明する軸角度変更時に歯の干渉（噛合不可）が起こる場合がある。したがって、軸角度変更時の歯の干渉を防止するために、本実施形態の凸歯車１０及び凹歯車２０は、歯数を基準歯数３０枚から５枚減らして、各々歯数が２５枚で構成されている。なお、この５枚減らすことは、当該ギア構造１の３Ｄシミュレーションに基づき、順次歯数を１枚ずつ減少させて軸角度変更時に干渉があるか否かを適宜確認して設計した結果である。さらに、歯１５及び歯２５の端部における歯形状の角部を上記軸角度変更時の干渉防止のために、面取りより若干大きく欠切させている（図１参照）。
【００２３】
続いて、上記形状の凸歯車１０と凹歯車２０とからなるギア構造１の軸角度変更について図７、図８及び図９を参照して説明する。
図７は、ギア構造１の軸角度変更を説明する図である。
図８は、図７（ａ）に示すギア構造１の線視Ｙ−Ｙ断面図である。
図９は、図７（ｂ）に示すギア構造１の線視Ｚ−Ｚ断面図である。
上記構成のギア構造１は、図７（ｂ）に示す、凸歯車１０と凹歯車２０とが平行に配置されている状態から、図７（ａ）または図７（ｃ）に示すように、凸歯車１０と凹歯車２０との軸角度を任意に変更させるために、凸歯車１０の厚さ方向におけるピッチ円の径Ｐ１の曲形状に沿って凹歯車２０を厚さ方向に移動させると、あたかも凹歯車２０が凸歯車１０の中心点１３を通り図７において紙面垂直方向に延びる軸線回りに回転するように軸角度が変更される。
軸角度が変更されたギア構造１においては、凸歯車１０のピッチ円の径Ｐ１及び凹歯車２０のピッチ円の径Ｐ２が同じ曲率で変化していることから、軸角度変更時においても、適切な凸歯車１０と凹歯車２０との噛合関係を保つことができることとなる（図８及び図９参照）。
【００２４】
したがって、上述の実施の形態によれば、凸歯車１０と、凹歯車２０とが噛合するギア構造１であって、凸歯車１０のピッチ円の径Ｐ１は、凸歯車１０の厚さ方向において外周側に所定の曲率で凸出して変化するように形成され、凹歯車２０のピッチ円の径Ｐ２が、凹歯車２０の厚さ方向において上記所定の曲率と同一の曲率で内周側に凹んで変化するように形成されるという構成を採用することによって、凸歯車１０と、凹歯車２０とが厚さ方向において所定の曲形状を形成し、該曲形状に沿った軸角度の変更ができ、且つ、凸歯車１０の曲形状と、凹歯車２０の曲形状とが対応して形成されるため、噛み合い及び力の伝達を円滑にすることができる。
したがって、本実施形態では、軸角度の変更が任意にでき、噛み合い及び力の伝達効率を良好とする、また、高トルクの力の伝達が可能なギア構造１を提供することができる効果がある。
【００２５】
また、本実施形態では、凸歯車１０及び凹歯車２０の歯厚は、厚さ方向の位置に応じて変化するという構成を採用することによって、上記曲形状に対応した歯形状とすることができる。
【００２６】
また、本実施形態では、凸歯車１０及び凹歯車２０の歯厚はそれぞれ、最大歯厚と最小歯厚との寸法比が、最大基準ピッチ円直径と最小基準ピッチ円直径との寸法比と同一となるように形成されるという構成を採用することによって、歯厚を基準ピッチ円直径の寸法比に基づいて変化させ、上記曲形状に対応した歯形状を形成することができる。
【００２７】
また、本実施形態では、凸歯車１０及び凹歯車２０は、直歯を有するという構成を採用することによって、製造が容易で低コストのギア構造１が得られる。
【００２８】
（歯数減少数と曲率及び厚さとの関係）
以下、本発明におけるギア構造の歯数減少数とピッチ円の径の曲率及び厚さとの関係について、実際に設計した例を複数挙げ、図１０〜図１８を参照して説明する。なお、上記本実施形態と構成を同じくする部分の記載は割愛する。
また、以下の説明において、凸歯車１０及び凹歯車２０は、中央部における基準ピッチ円直径、並びに歯数、厚さは同一に設計されている。また、図中、中心点１３は、特に断りのない場合、凸歯車の回転軸１１と、凸歯車及び凹歯車の厚さを厚さ方向において等分する水平線１２との交点を指すものとする。
【００２９】
（第１設計変更例）
図１０は、第１設計変更例におけるギア構造１を示す斜視図である。
図１１は、第１設計変更例におけるギア構造１の厚さ方向における断面図である。
図１０に示すギア構造１は、図１１に示すように、凸歯車１０と凹歯車２０との中心間距離が４０ｍｍ、厚さが各々２０ｍｍ、モジュールが１、ピッチ円の径Ｐ１（Ｐ２）が厚さ方向において中心点１３を中心として２０ｍｍ（曲率０．０５）で変化するように設計した場合の例であある。第１設計変更例において、歯数は、基準歯数４０枚の所、１４枚減らして２６枚となっている。
【００３０】
（第２設計変更例）
図１２は、第２設計変更例におけるギア構造１を示す斜視図である。
図１３は、第２設計変更例におけるギア構造１の厚さ方向における断面図である。
図１２に示すギア構造１は、図１３に示すように、凸歯車１０と凹歯車２０との中心間距離が９０ｍｍ、厚さが各々２０ｍｍ、モジュールが３、ピッチ円の径Ｐ１（Ｐ２）が厚さ方向において中心点１３を中心として４５ｍｍ（曲率０．０２２２）で変化するように設計した場合の例である。第２設計変更例において、歯数は、基準歯数３０枚の所、減少枚数は無く３０枚となっている。
【００３１】
（第３設計変更例）
図１４は、第３設計変更例におけるギア構造１を示す斜視図である。
図１５は、第３設計変更例におけるギア構造１の厚さ方向における断面図である。
図１５に示すように、第３設計変更例のギア構造１は、中心点１３を回転軸１１の位置から水平線１２に沿って凹歯車に対して近接するように２５ｍｍずらした場合を示す。
このような構成のギア構造１は、凸歯車１０と凹歯車２０との中心間距離が１００ｍｍ、厚さが各々３０ｍｍ、モジュールが２、ピッチ円の径Ｐ１（Ｐ２）が厚さ方向において中心点１３を中心として２５ｍｍ（曲率０．０４）で変化するように設計した場合の例である。第３設計変更例において、歯数は、基準歯数５０枚の所、１１枚減らして３９枚となっている。
【００３２】
（第４設計変更例）
図１６は、第４設計変更例におけるギア構造１を示す斜視図である。
図１７は、第４設計変更例におけるギア構造１の厚さ方向における断面図である。
図１７に示すように、第４設計変更例のギア構造１は、中心点１３を回転軸１１の位置から水平線１２に沿って凹歯車に対して離間するように１０ｍｍずらした場合を示す。
このような構成のギア構造１は、凸歯車１０と凹歯車２０との中心間距離が４０ｍｍ、厚さが各々２０ｍｍ、モジュールが１、ピッチ円の径Ｐ１（Ｐ２）が厚さ方向において中心点１３を中心として３０ｍｍ（曲率０．０３３３）で変化するように設計した場合の例である。第４設計変更例において、歯数は、基準歯数４０枚の所、４枚減らして３６枚となっている。
【００３３】
（第５設計変更例）
図１８は、第５設計変更例におけるギア構造１を示す斜視図である。
図１９は、第５設計変更例におけるギア構造１の厚さ方向における断面図である。
図１９に示すように、第５設計変更例のギア構造１は、中心点１３を水平線１２に沿って凹歯車に対して近接するように５ｍｍずらした場合を示す。
このような構成のギア構造１は、凸歯車１０と凹歯車２０との中心間距離が７５ｍｍ、厚さが各々２０ｍｍ、モジュールが３、ピッチ円の径Ｐ１（Ｐ２）が厚さ方向において中心点１３を中心として３２．５ｍｍ（曲率０．０３０８）で変化するように設計した場合の例である。第５設計変更例において、歯数は、基準歯数２５枚の所、減少枚数は無く２５枚となっている。
【００３４】
以上の設計変更例により、ギア構造の歯数の減少数は、上記曲率及び厚さに起因していることが考えられ、歯数減少数と曲率及び厚さの関係は、図２０に示すグラフとして表すことができる。図２０に示すように、曲率が大きくなると、それに伴い歯数減少数も大きくなり、また、厚さを大きくすると、歯数減少数も大きくなる傾向にある。したがって、曲率及び厚さが小さいギア構造であれば、基準歯数から歯数を減少させずに製作できるため、設計変更による強度や剛性等の低下の懸念を回避することができる。
【００３５】
したがって、本実施形態では、凸歯車１０の歯数と凹歯車２０の歯数とはそれぞれ、モジュールとピッチ円の径との所定の関係式により求められる基準歯数から、上記曲率に基づいて減少させて形成されるという構成を採用することによって、ギア構造１では、上記曲率の大きさに対応するように歯数を減少させることで軸角度変更時の凸歯車１０の歯１５と凹歯車２０の歯２５との干渉を防止することができる。
【００３６】
また、本実施形態では、凸歯車１０の歯数と凹歯車２０の歯数とはそれぞれ、モジュールとピッチ円の径との所定の関係式により求められる基準歯数から、凸歯車１０の厚さ及び凹歯車２０の厚さに基づいて減少させて形成されるという構成を採用することによって、ギア構造１では、凸歯車１０の厚さ及び凹歯車２０の厚さに対応するように歯数を減少させることで凸歯車１０の歯１５と凹歯車２０の歯２５との干渉を防止することができる。
【００３７】
以上、図面を参照しながら本発明の好適な実施形態について説明したが、本発明は上記実施形態に限定されるものではない。上述した実施形態において示した各構成部材の諸形状や組み合わせ等は一例であって、本発明の主旨から逸脱しない範囲において設計要求等に基づき種々変更可能である。
【００３８】
例えば、上記実施形態において、凸歯車１０及び凹歯車２０は、中央部における基準ピッチ円直径、並びに歯数、厚さは同一に設計されていると説明したが、本発明は、当該構成に限定されず、中央部における基準ピッチ円直径、並びに歯数、厚さが異なっていても良い。
【００３９】
また、例えば、本実施形態では、ギア構造１は、平歯車を基準として設計変更されているため、直歯を有すると説明した。しかしながら、本発明は、上記構成に限定されるものでは無く、例えば、はすば歯車のギア構造に適応することもできる（図２１及び図２２参照）。
このような構成を採用することによって、はすば歯車の特性である高トルクで伝達効率が高く、静粛、低振動のギア構造が得られる。
【００４０】
図２１は、はすばギア構造１０１を示す斜視図であり、図２２は、はすばギア構造１０１の軸角度変更時の斜視図である。
はすばギア構造１０１は、図２１及び図２２に示すように、はすばを有して厚さ方向外形が凸形状の凸歯車１１０と、凸歯車と噛合するはすばを有し厚さ方向外形が凹形状の凹歯車１２０とから構成される。なお、はすばギア構造１０１は、凸歯車１１０と凹歯車１２０との中心間距離が５５ｍｍ、厚さが各々２４ｍｍ、モジュールが２、歯数は、基準歯数２５枚の所、７枚減らして１８枚となっている。なお、凸歯車１１０及び凹歯車１２０は、中央部における基準ピッチ円直径、並びに歯数、厚さは同一に設計されている。
【図面の簡単な説明】
【００４１】
【図１】本発明の実施の形態におけるギア構造を示す斜視図である。
【図２】本発明の実施の形態におけるギア構造の図１における線視Ｘ−Ｘ断面図である。
【図３】本発明の実施の形態における凸歯車の厚さ方向における断面図である。
【図４】本発明の実施の形態における凸歯車が有する歯のピッチ円の径Ｐ１に沿った矢視Ａ断面図である。
【図５】本発明の実施の形態における凹歯車の厚さ方向における断面図である。
【図６】本発明の実施の形態における凹歯車が有する歯のピッチ円の径Ｐ２に沿った矢視Ｂ断面図である。
【図７】本発明の実施の形態におけるギア構造の軸角度変更を説明する図である。
【図８】本発明の実施の形態における図７（ｂ）に示すギア構造の線視Ｙ−Ｙ断面図    である。
【図９】本発明の実施の形態における図７（ｂ）に示すギア構造の線視Ｚ−Ｚ断面図    である。
【図１０】本発明の実施の形態における第１設計変更例におけるギア構造を示す斜視    図である。
【図１１】本発明の実施の形態における第１設計変更例におけるギア構造の厚さ方向における断面図である。
【図１２】本発明の実施の形態における第２設計変更例におけるギア構造を示す斜視図である。
【図１３】本発明の実施の形態における第２設計変更例におけるギア構造の厚さ方向における断面図である。
【図１４】本発明の実施の形態における第３設計変更例におけるギア構造を示す斜視    図である。
【図１５】本発明の実施の形態における第３設計変更例におけるギア構造の厚さ方向における断面図である。
【図１６】本発明の実施の形態における第４設計変更例におけるギア構造を示す斜視    図である。
【図１７】本発明の実施の形態における第４設計変更例におけるギア構造の厚さ方向における断面図である。
【図１８】本発明の実施の形態における第５設計変更例におけるギア構造を示す斜視    図である。
【図１９】本発明の実施の形態における第５設計変更例におけるギア構造の厚さ方向における断面図である。
【図２０】本発明の実施の形態における歯数減少数と曲率及び厚さとの関係を示す図である。
【図２１】本発明の実施の形態におけるはすばギア構造を示す斜視図である。
【図２２】本発明の実施の形態におけるはすばギア構造の軸角度変更時の斜視図である。
【符号の説明】
【００４２】
１…ギア構造、１０…凸歯車（第１歯車）、２０…凹歯車（第２歯車）、Ｐ１，Ｐ２…ピッチ円の径
【図１】
2009150524.tif 000003
【図２】
2009150524.tif 000004
【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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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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