(57)【要約】【課題】  キャリアの偏芯を抑制してアンバランス加振力を低減し、ユニットの振動レベルを小さく抑えることができる遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造を提供する。【解決手段】  動力伝達経路上に配置され、サンギア２、リングギア３、ピニオン４、およびこのピニオン４を支持するキャリア５を回転要素として有する遊星歯車機構１において、サンギア２、リングギア３およびピニオン４をヘリカルギアで構成し、動力伝達時に発生するスラスト力Fthを軸心方向のラジアル力に変換し、このラジアル力をキャリア５に伝えるセンタリング機構（テーパニードルベアリング１０）を設けた。【選択図】      図１
2009030676.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
動力伝達経路上に配置され、サンギア、リングギア、ピニオン、および、このピニオンを支持するキャリアを回転要素として有する遊星歯車機構において、
前記サンギア、前記リングギアおよび前記ピニオンをヘリカルギアで構成し、
動力伝達時に発生するスラスト力を軸心方向のラジアル力に変換し、このラジアル力を前記キャリアに伝えるセンタリング機構を設けたことを特徴とする遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造。
【請求項２】
請求項１に記載の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造において、
前記センタリング機構を、前記リングギアと前記キャリアとの間に介装されたテーパベアリングとしたことを特徴とする遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造。
【請求項３】
請求項１に記載の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造において、
前記センタリング機構を、前記サンギアと前記キャリアとの間に介装されたテーパベアリングとしたことを特徴とする遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造。
【請求項４】
請求項２または請求項３に記載の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造において、
前記ラジアル力がキャリアに作用するアンバランス加振力よりも大きくなるように、キャリアの軸直交方向に対する前記テーパベアリングの軸方向角度および各回転要素の緒元を設定したことを特徴とする遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造。
【請求項５】
請求項４に記載の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造において、
前記リングギアを入力軸、サンギアを出力軸と連結し、
前記キャリアの重量をM、偏芯量をr、リングギアのピッチ円半径をdp、リングギアへのインプットトルクがTin、かつキャリアの角加速度がωのときのスラスト力をFth、キャリアのアンバランス加振力をFu/bとしたとき、下記の３式、
tanθ＞Fu/b／Fth  …(1)
Fth＝（Tin／2dp）×sin2β×cosα  …(2)
Fu/b＝Mrω2  …(3)
を満足するように、テーパベアリングの軸方向角度θ、ヘリカルギアの圧力角αおよびねじれ角βを設定したことを特徴とする遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、キャリアの偏芯回転に伴うユニットの振動を低減する遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造の技術分野に属する。
【背景技術】
【０００２】
従来、遊星歯車機構では、キャリアの位置決めはリングギアおよびサンギアで行われているため、キャリアはギアのバックラッシュで決まる偏芯量に応じて偏芯回転する（例えば、特許文献１参照）。
【特許文献１】特開２００１−３３６５８７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら、上記従来技術にあっては、ギアのバックラッシュで決まるキャリアの偏芯量とキャリア重量との積で決まるアンバランス加振力によって、ユニットの振動レベルが高くなり、音振性能の悪化を伴うという問題があった。
【０００４】
本発明は、上記問題に着目してなされてもので、その目的とするところは、キャリアの偏芯を抑制してアンバランス加振力を低減し、ユニットの振動レベルを小さく抑えることができる遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
上述の目的を達成するため、本発明では、
動力伝達経路上に配置され、サンギア、リングギア、ピニオン、および、このピニオンを支持するキャリアを回転要素として有する遊星歯車機構において、
前記サンギア、前記リングギアおよび前記ピニオンをヘリカルギアで構成し、
動力伝達時に発生するスラスト力を軸心方向のラジアル力に変換し、このラジアル力を前記キャリアに伝えるセンタリング機構を設けたことを特徴とする。
【発明の効果】
【０００６】
本発明の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造では、ヘリカルギアにより各回転要素間に発生するスラスト力が、軸心方向のラジアル力に変換されてキャリアに伝達される。すなわち、ヘリカルギアのスラスト力を利用してキャリアをセンタリングする力を発生させ、キャリアの偏芯量を低減しようとするものである。
この結果、キャリアの偏芯を抑制してアンバランス加振力が低減され、ユニットの振動レベルを小さく抑えることができるため、音振性能の向上を図ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００７】
以下、本発明を実施するための最良の形態を、実施例１〜４に基づいて説明する。
【実施例１】
【０００８】
まず、構成を説明する。
図１は、実施例１の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造を適用した遊星歯車機構の縦断面図である。
実施例１の遊星歯車機構１は、例えば、車両の変速装置内に設けられている。この遊星歯車機構１は、回転要素として、サンギア２、リングギア３、ピニオン４、および、ピニオン４を支持するキャリア５を有している。各ギア２，３，４は、ヘリカルギアで構成されている。
【０００９】
サンギア２は、変速機ケース側部材６に対しニードルベアリング７を介して回動可能に支持され、図外の出力軸と連結されている。リングギア３は、変速機ケース側部材６の内部に配置された入力軸８と連結されている。入力軸８と変速機ケース側部材６との間には、ラジアル方向の力のみを受けるラジアルニードルベアリング９を介して回動可能に支持されている。
【００１０】
リングギア３の縦壁３ａとキャリア５との間には、キャリア５の偏芯を抑制するセンタリング機構として、テーパニードルベアリング１０が配置されている。このテーパニードルベアリング１０の軸方向は、リングギア３の軸線方向に対し直交する線に対して角度θを有している。また、サンギア２とキャリア５との間には、スラスト方向の力のみを受けるスラストニードルベアリング１１が配置されている。
【００１１】
実施例１の遊星歯車機構１において、入力軸８からリングギア３に入力されたトルクは、ピニオン４を介してサンギア２へと伝達され、図外の出力軸から出力される。ここで、ヘリカルギアの歯面は、リングギア３にトルクが入力されたとき、図１の左方向にキャリア５を押すスラスト力が作用するように設定されている。
【００１２】
すなわち、リングギア３にトルク（インプットトルク）が入力されると、ヘリカルギアの作用により、サンギア２とリングギア３には、キャリア５を挟み込むスラスト力が発生する。このスラスト力の一部は、テーパニードルベアリング１０によってキャリア５を軸心方向にセンタリングさせるラジアル力として作用する。このラジアル力により、アンバランス加振力の原因となるキャリア５の偏芯量を低減させることが可能となる。
【００１３】
次に、テーパニードルベアリングの角度θおよびギア緒元の設定方法について説明する。
キャリア５をセンタリングするための角度θは、軸方向のスラスト力Fthとアンバランス加振力Fu/bにより決まる。
【００１４】
キャリア５の偏芯量を低減させるためには、スラスト力Fthの分力のうちキャリア５をセンタリングする力が、アンバランス加振力Fu/bよりも大きくなる必要があり、その条件として以下の関係が成り立つ（図２参照）。
Fth×sinθ＞Fu/b×cosθ
したがって、
tanθ＞Fu/b／Fth  …(1)
【００１５】
図３に示すように、リングギア３のピッチ円に掛かる回転方向の力をFR/Gとし、ヘリカルギアのねじれ角をβ（図４）、圧力角をα（図５）としたとき、軸方向のスラスト力Fthは、
Fth＝FR/G×cosβ×sinβ×cosα
＝FR/G×1/2sin2β×cosα
となる。
【００１６】
ここで、リングギア３に入力されるインプットトルクをTin、リングギア３のピッチ円半径をdpとしたとき、
FR/G＝Tin／dp
であるため、軸方向のスラスト力Fthは、以下の式となる。
Fth＝（Tin／2dp）×sin2β×cosα  …(2)
【００１７】
また、キャリア５のアンバランス加振力Fu/bは、キャリア重量M、偏芯量rおよび角加速度ωを用い、以下の式で求める。
Fu/b＝Mrω2  …(3)
ここで、Mrはアンバランス量である。
【００１８】
リングギア３へのインプットトルクTinと、キャリア５の角加速度ωは、エンジン回転や変速段等、車両の走行状態に応じて変化する値であるが、Tinとωの取り得る値の範囲は、エンジンや変速装置の緒元から実験等によりあらかじめ検出可能である。よって、よって、Tinとωを変化させたとき、式(1),(2),(3)が常に成立するように角度θ、圧力角αおよびねじれ角βを設定することにより、全ての速度領域で常にキャリア５の偏芯量を低減させることができ、センタリング効果をより高めることができる。
【００１９】
[キャリアの偏芯回転について]
遊星歯車機構において、キャリアに固定されるピニオンは、リングギアとサンギアとにより位置決めされているため、キャリアの偏芯量は、ギアのバックラッシュから定義される。そして、動力伝達時には、図６に示すように、キャリアがリングギアに対して偏芯回転することで、キャリアの偏芯量とキャリア重量との積で決まるアンバランス加振力が発生し、ユニットの振動レベルが大きくなるという問題があった。
【００２０】
一方、キャリアの偏芯量は、ギアのバックラッシュを小さくすることで抑制可能であるが、バックラッシュは本来、歯形の加工誤差や組み立て誤差による摩耗や焼き付き等の不具合を防ぐために適正な値が設定されているため、バックラッシュを適正値よりも小さくした場合、歯当たりの悪化や高い加工精度要求に伴うコストアップが生じるため、現実的な解決策ではない。
【００２１】
［センタリング作用］
これに対し、実施例１の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造では、遊星歯車機構の各回転要素をヘリカルギアで構成し、テーパニードルベアリング１０により、アンバランス加振力の原因となる偏芯を伴うキャリア５が、トルク付加時にセンタリングされる力が働く構造とした。
【００２２】
すなわち、トルク付加時には、リングギア３とサンギア２とでキャリア５を挟み込む力が発生するため、テーパニードルベアリング１０でキャリア５がリングギア３に押し付けられることにより、キャリア５をセンタリングする効果を得ることができる。
【００２３】
このとき、図７に示すように、スラスト力Fthのテーパニードルベアリング１０の軸方向成分Fth×sinθは、キャリア５のアンバランス加振力Fu/bのテーパニードルベアリング１０の軸方向成分Fu/b×cosθよりも大きくなるように、インプットトルクTin、キャリア重量M、遊星歯車機構の緒元に応じて角度θ、圧力角α、ねじれ角βが規定されているため、全ての速度領域において、センタリング効果をより高めることができる。
【００２４】
図８は、実施例１の偏芯量低減作用を示す図であり、従来の遊星歯車機構において、リングギアとケース間のガタを50μm、キャリアの偏芯量をバックラッシュ最大で200μmとした場合、250μmのガタ量が発生していた。
【００２５】
これに対し、実施例１では、バックラッシュを従来と同一とした場合であっても、テーパニードルベアリング１０のセンタリング機能によって、キャリアの偏芯量が50μmまで低減されるため、従来と比較して、ガタ量を100μmまで低減させることができる。この結果、偏芯量とキャリア重量とで決まるアンバランス加振力を８db程度低減させることが可能となった。
【００２６】
次に、効果を説明する。
実施例１の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造にあっては、以下に列挙する効果が得られる。
【００２７】
(1) 動力伝達経路上に配置され、サンギア２、リングギア３、ピニオン４、および、ピニオン４を支持するキャリア５を回転要素として有する遊星歯車機構１において、サンギア２、リングギア３およびピニオン４をヘリカルギアで構成し、動力伝達時に発生するスラスト力Fthを軸心方向のラジアル力に変換し、このラジアル力をキャリア５に伝えるセンタリング機構（テーパニードルベアリング１０）を設けた。これにより、キャリア５の偏芯が抑制され、アンバランス加振力Fu/bが低減されるため、ユニットの振動レベルを小さく抑えることができ、音振性能の向上を図ることができる。
【００２８】
(2) センタリング機構を、リングギア３と前記キャリア５との間に介装されたテーパニードルベアリング１０としたため、センタリング機構を安価に構成することができる。
【００２９】
(3) ラジアル力がキャリア５に作用するアンバランス加振力Fu/bよりも大きくなるように、キャリア５の軸直交方向に対するテーパニードルベアリング１０の軸方向角度θおよび各回転要素の緒元を設定した。これにより、キャリア５のセンタリング効果をより高めることができる。
【００３０】
(4) リングギア３を入力軸８、サンギアを出力軸と連結し、キャリア重量をM、偏芯量をr、リングギア３のピッチ円半径をdp、リングギア３へのインプットトルクがTin、かつキャリア５の角加速度がωのときのスラスト力をFth、キャリア５のアンバランス加振力をFu/bとしたとき、下記の３式、
tanθ＞Fu/b／Fth  …(1)
Fth＝（Tin／2dp）×sin2β×cosα  …(2)
Fu/b＝Mrω2  …(3)
を満足するように、テーパベアリングの軸方向角度θ、ヘリカルギアの圧力角αおよびねじれ角βを設定した。これにより、キャリア５のセンタリング効果をより高めることができる。
【実施例２】
【００３１】
実施例２は、テーパニードルベアリングをサンギアとキャリアとの間に介装した例である。
すなわち、実施例２の遊星歯車機構２１では、図９に示すように、サンギア２の縦壁２ａとピニオン４を支持するキャリア５との間に、テーパニードルベアリング１２が介装されている。このテーパニードルベアリング１２の角度θおよびヘリカルギアの圧力角α、ねじれ角βは、実施例１と同様の方法で設定されている。
また、リングギア３とキャリア５との間には、スラスト方向の力のみを受けるスラストベアリング１３が介装されている。
【００３２】
次に、作用を説明すると、実施例２では、動力伝達時、サンギア２とピニオン４との間に、ピニオン４がサンギア２側へ引き込まれるスラスト力が発生する。このスラスト力によりテーパニードルベアリング１２でキャリア５がサンギア２にセンタリングされる力が働き、アンバランス加振力の原因となるキャリア偏芯量を低減させることが可能となる。
【００３３】
次に、効果を説明する。
実施例２の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造にあっては、実施例１と効果(1),(3),(4)に加え、以下の効果を得ることができる。
【００３４】
(5) センタリング機構を、サンギア２とキャリア５との間に介装されたテーパニードルベアリング１２としたため、センタリング機構を安価に構成することができる。
【実施例３】
【００３５】
実施例３は、テーパローラベアリングをリングギアとキャリアとの間に介装した例である。
すなわち、実施例３の遊星歯車機構３１では、図１０に示すように、リングギア３の縦壁３ａとキャリア５との間にテーパローラベアリング１４が介装されている。このテーパローラベアリング１４の角度θおよびヘリカルギアの圧力角α、ねじれ角βは、実施例１と同様の方法で設定されている。
【００３６】
よって、実施例３の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造にあっては、実施例１と同様に、遊星歯車機構３１のヘリカルギアにより発生するスラスト力を受け、キャリア５がリングギア３にセンタリングされるため、アンバランス加振力の原因となるキャリア偏芯量を低減させることが可能となる。
【００３７】
次に、効果を説明する。
実施例３の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造にあっては、実施例１と効果(1),(3),(4)に加え、以下の効果を得ることができる。
【００３８】
(6) センタリング機構を、リングギア３とキャリア５との間に介装されたテーパローラベアリング１４としたため、省スペースで大きな負荷容量と高剛性とを得ることができ、より高出力の駆動源を搭載した車両の変速装置に適用することができる。
【実施例４】
【００３９】
実施例４は、テーパローラベアリングをサンギアとキャリアとの間に介装した例である。
すなわち、実施例４の遊星歯車機構４１では、図１１に示すように、サンギア２の縦壁２ａとキャリア５との間にテーパローラベアリング１５が介装されている。このテーパローラベアリング１５の角度θおよびヘリカルギアの圧力角α、ねじれ角βは、実施例１と同様の方法で設定されている。
【００４０】
よって、実施例４の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造にあっては、実施例２と同様に、遊星歯車機構４１のヘリカルギアにより発生するスラスト力を受け、キャリア５がサンギア２にセンタリングされるため、アンバランス加振力の原因となるキャリア偏芯量を低減させることが可能となる。
【００４１】
次に、効果を説明する。
実施例４の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造にあっては、実施例１と効果(1),(3),(4)に加え、以下の効果を得ることができる。
【００４２】
(7) センタリング機構を、サンギア２とキャリア５との間に介装されたテーパローラベアリング１５としたため、省スペースで大きな負荷容量と高剛性とを得ることができ、より高出力の駆動源を搭載した車両の変速装置に適用することができる。
【００４３】
（他の実施例）
以上、本発明を実施するための最良の形態を、実施例１〜４に基づいて説明したが、本発明の具体的な構成は、実施例１〜４に限定されるものではなく、発明の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても本発明に含まれる。
【００４４】
例えば、実施例では、センタリング機構としてテーパニードルベアリングまたはテーパローラベアリングを用いた例を示したが、ヘリカルギアにより発生するスラスト力を軸心方向のラジアル力に変換してキャリアをセンタリング可能であれば、ベアリングの種類および形状は、任意のものを用いることができる。
【図面の簡単な説明】
【００４５】
【図１】実施例１の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造を適用した遊星歯車機構の縦断面図である。
【図２】スラスト力Fthとアンバランス加振力Fu/bに対する角度θの設定方法を示す図である。
【図３】リングギアのピッチ円に回転方向の力FR/Gが作用した状態を示す図である。
【図４】ヘリカルギアのねじれ角βを示す図である。
【図５】ヘリカルギアの圧力角αを示す図である。
【図６】キャリアの偏芯回転に伴うアンバランス加振力を示す図である。
【図７】実施例１のセンタリング作用を示す図である。
【図８】実施例１の偏芯量低減作用を示す図である。
【図９】実施例２の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造を適用した遊星歯車機構の縦断面図である。
【図１０】実施例３の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造を適用した遊星歯車機構の縦断面図である。
【図１１】実施例４の遊星歯車機構のアンバランス加振力低減構造を適用した遊星歯車機構の縦断面図である。
【符号の説明】
【００４６】
１  遊星歯車機構
２  サンギア
２ａ  縦壁
３  リングギア
３ａ  縦壁
４  ピニオン
５  キャリア
６  変速機ケース側部材
７  ニードルベアリング
８  入力軸
９  ラジアルニードルベアリング
１０  テーパニードルベアリング
１１  スラストニードルベアリング
１２  テーパニードルベアリング
１３  スラストベアリング
１４  テーパローラベアリング
１５  テーパローラベアリング
【図１】
2009030676.tif 000003
【図２】
2009030676.tif 000004
【図３】
2009030676.tif 000005
【図４】
2009030676.tif 000006
【図５】
2009030676.tif 000007
【図６】
2009030676.tif 000008
【図７】
2009030676.tif 000009
【図８】
2009030676.tif 000010
【図９】
2009030676.tif 000011
【図１０】
2009030676.tif 000012
【図１１】
2009030676.tif 000013