気泡崩壊による水の衝撃力を利用した機械要素の高強度化に関する研究
岡山大学大学院助教

自然科学研究科關 正憲（平成 20 年度一般研究開発助成 AF-2008011）

キーワード：歯車，ピーニング，疲労強度
産性の効率を考慮し，処理時間 5 分以内の CP に着目した．

１．研究の目的と背景
歯車の疲労強度を検討する場合，歯の曲げ強度と面圧強

処理時間 5 分以内の CP を鋼ローラと鋼歯車に施し，それ度を考慮し，2 つの強度のうち，小さい値をその歯車の疲らの疲労試験を行った．そして，それらの疲労強度に及ぼ労強度とするのが一般的である

1)．歯の曲げ強度の場合，す CP の影響について検討した．

ショット（小球）を高速度で衝突させるショットピーニン
グ（以下，SP と記す）による曲げ強度向上が数多く報告されており 2)，曲げ強度はアークハイト値の増加に比例する傾向にある．しかし，歯車の面圧強度に及ぼす SP の影
響に関しては，SP による硬さと圧縮残留応力の増加は得られるものの，面圧強度や歯車精度に悪影響となる表面粗さも増大することから，SP により疲労寿命が向上した報図1告 3)だけでなく，低下した報告 4)も存在する．その疲労強キャビテーション気泡の変化

度が低下した主な原因として，ショットの衝突による表面粗さの増大が挙げられることが多い．
新しい表面処理方法として，気泡崩壊による水の衝撃力を利用したキャビテーションピーニング（以下，CP と記す）がある．CP とは，図 1 に示すようなキャビテーショ
ン気泡の崩壊時に生じる衝撃波やマイクロジェットによる衝撃力を用いたピーニング 5)である．一般にキャビテーションについては，流体機械の性能劣化，壊食による固体(a)水中キャビテーション噴流

図2

面の破壊，振動や騒音の発生などが悪影響として挙げられ(b)気中キャビテーション噴流

水中ならびに気中キャビテーション噴流

る 6)．キャビテーションによる壊食は，液体中に発生した多数の気泡が固体面近くで崩壊する際に固体面に損傷を7)与える現象 であり，気泡の最大崩壊圧力は数 GPa 以上に達すると考えられている

8), 9)．その崩壊圧力を逆転の発想

２．実験方法
2・1

試験ローラと試験歯車の製作

ローラの疲労試験で用いた試験ローラ対は，試験ローラと相手ローラで構成され，これらの直径は 60 mm である．

により有効利用したものの 1 つが CP である．
CP では，SP の場合のようなショットを用いるのではな

一方，歯車の疲労試験にはモジュール 5 mm の試験歯車とく，キャビテーションを伴う高速水噴流（キャビテーショ相手歯車で構成される試験歯車対が用いられた．表 1 に試ン噴流）を利用しており，CP による表面改質によって金験歯車対の諸元を示す．試験ローラと試験歯車はクロム鋼属材料の高強度化を実現することができる特徴を有する．

（JIS：SCr420）で製作され，相手ローラと相手歯車はクCP で用いるキャビテーション噴流には，図 2 に示すようロムモリブデン鋼（JIS：SCM415）で製作された．これらに水中に高速水噴流を噴射させる水中キャビテーションは浸炭硬化の後，研削仕上げされた．その後，表 2 に示す噴流と気中に高速水噴流を噴射させる気中キャビテーシ

条件でローラと歯車に CP が施された．本研究で用いたョン噴流がある．これまでに，炭素鋼やアルミニウム合金

CP は水中キャビテーション噴流を用いた CP であり，図 3などの金属材料に対し，CP によって圧縮残留応力が導入に示すように水中でローラまたは歯車を 20 rpm で回転さされたことが示され，さらに回転曲げ疲労強度が向上するせながら，ローラ円周面および歯車歯面に水中 CP を施し．したがって，CP による鋼歯車の疲た．本研究では 2 種類の水中 CP を用い，1 つは図 3 の左労強度向上にも十分に期待できる．そこで本研究では，生図に示す高速水噴流と同時に低速水噴流を噴射させたも結果が得られた

10), 11)－ 76 －

の，もう 1 つは図 3 の右図に示す高速水噴流のみを噴射さきな塑性変形が起こっていないと言える．また試験片の粗せたものである．前者が表 2 の CP 条件名で HL1 と HL5

さ曲線をみても，CP を施していない R-NP と G-NP に比べ，であり，後者が H5 である．CP の処理時間は 1 分または 5CP を施した試験片の粗さ曲線はほぼ同じか，その振幅が分とした．

少し小さくなっていることがわかる．したがって，SP の場合と比較すると，表面粗さに及ぼす CP の影響は小さい
試験歯車対の諸元
Test pinion

20Axial direction
100 m210-0.19

110.0

113.1
102

R-NP

キャビテーションピーニング条件
HL1

HL52 mm
30 MPa140 mm50 mm
0.02 MPa
80 mm
60 mm

80 mm
--------5 minutes 5 minutes
20 rpm

Tip

Root

Tip

High-speed
water jetHigh-speed
water jet

ローラに対するキャビテーションピーニング

2・2

試験ローラと試験歯車の表面性状

R a mR z mHV( x)r MPa( y)r MPa

G-HL5G-H5

Test roller
R-NP0.081.20803-351-58

表4

面写真と粗さ曲線をそれぞれ示す．ここで，試験片の表記

Specimen

名の R と G はそれぞれ試験ローラならびに試験歯車を示

R a mR z mHV( x)r MPa( y)r MPa

影したものであり，図 5 の表面写真は，レプリカ法によっ

Root
0.5mm

試験ローラの表面性状
R-HL10.071.10827-551-216

R-HL50.121.38834-648-371

R-H50.242.13869-1134-649

試験歯車の表面性状

図 4 と図 5 に試験ローラ円周面および試験歯車歯面の表

表面写真は，レーザ顕微鏡によって試験ローラ円周面を撮Tip

試験歯車の表面写真と粗さ曲線

Specimen

す．また CP を施していない試験片を NP とした．図 4 のRoot
0.5mm

G-HL1

表3Roller

Tip0.5mm

図520rpm

図3Root0.5mm

NozzleStandoff distanceLow-speed
water jetStandoff distanceRoller

3m

Tooth profile direction
3 mm

In Water20rpm

R-H5H5G-NP
NozzleR-HL5

試験ローラの表面写真と粗さ曲線

5m

1 minute

R-HL1

図41mm

5m

Nozzle diameterdHHigh-speed
Injection pressure p Hwater jetStandoff distance s H
Nozzle diameterdL
Low-speed
Injection pressure p Lwater jetStandoff distance s LsH - sL
Processing time t
Rotational speed of roller and gear

1mm
3m1.536Condition name

1mm

1mm

223m

55m

表2Mating gear5205mModulemm
Pressure angle
deg.
Number of teeth
Addendum modification
coefficient
Tip circle diametermmCenter distancemm
Facewidthmm
Contact ratioと言える．

3m

表1

Test pinion
G-NP0.31
2.34718-369-529

G-HL1
0.28
2.14725-377-554

G-HL50.30
2.26729-451-671

G-H50.31
2.42759-424-873て転写した試験歯車歯面を実体顕微鏡により撮影したものである．また図中の粗さ曲線は表面粗さ測定器によって，

表 3 と表 4 に試験ローラと試験歯車の表面粗さ，表面硬試験ローラ円周面をローラ軸方向に，試験歯車歯面のかみさならびに表面残留応力を示す．ここで表中の表面粗さ

あいピッチ点付近を歯形方向に測定して得られたものでRa と Rz は，図 4 および図 5 で示した粗さ曲線の算術平均ある．これらの図より，すべての表面写真で研削痕を観察

粗さ Ra と最大高さ Rz である．また表面硬さは，マイクすることができる．通常，研削仕上げの金属材料に SP をロビッカース硬度計を使用してローラ円周面下ならびに施した場合，ショットによる塑性変形によって圧痕が生じ，歯車歯面下の硬さ分布を測定し，得られた硬さ分布を近似研削痕が消失する．しかしながら，CP の場合には，ローした際の深さ z=0.0 mm における硬さである．表面残留応

ラおよび歯車に CP を施しても研削痕が残存しており，大力は，特性 X 線として CrK線を用い，2-sin2法により－ 77 －測定を行った 12)．表中の(σx)r は，ローラ円周面における加し，特に R-H5 の疲労寿命が大きく増加した．図 7 におローラ軸方向または歯車歯面のかみあいピッチ点付近にいても，G-H5 の疲労寿命はその他の試験歯車よりも長かおける歯筋方向の表面残留応力であり，(σy)r は，ローラ円った．しかしながら，G-H5 を除く試験歯車の疲労寿命は，周面におけるローラ円周方向または歯車歯面のかみあいCP によってあまり増加しなかった．これは，CP によるピピッチ点付近における歯形方向の表面残留応力である．

ーニング効果，つまり CP による表面硬さや表面圧縮残留

表 3，表 4 より，試験ローラと試験歯車の表面硬さなら応力の増加が，表 4 で示したように G-HL1 と G-HL5 に対びに表面圧縮残留応力は CP によって増加した．しかし，して十分に得られなかったことが原因であると考えられ

G-HL1 と G-HL5 のそれらは，CP によって大きくは増加しる．一方，R-H5 と G-H5 の疲労寿命は CP による大きなピなかった．この原因として，CP はキャビテーション気泡ーニング効果によって特に増加した．の崩壊時に生じる衝撃波やマイクロジェットによる衝撃
Maximum Hertzian stresspmax MPa

力を利用したピーニングであるが，キャビテーション気泡の崩壊が歯面付近で上手く発生しなかった 13)と考えられる．一方，R-H5 の表面粗さは CP によって増加したが，その他の試験片の表面粗さは CP を施していない試験片とほぼ同じであった．
2・3ローラ試験と歯車試験

2400

2200
R−H5
R−HL5
R−HL1
R−NP

2000

6本研究では，ローラの疲労試験にばね負荷式二円筒滑り試験ローラの pmax-N 線図

図6転がり疲労試験機 14)を使用し，試験ローラを低速側（ロMaximum Hertzian stressat working pitch point pmax MPa

ーラ周速度 4.50 m/s，滑り率−25.6 %），相手ローラを高速側（ローラ周速度 5.65 m/s，滑り率+20.4 %）としてローラの転がり疲労試験を行った．一方，歯車の疲労試験にはFZG 型動力循環式歯車試験機 15)を使用し，試験歯車を被動側，相手歯車を駆動側として，試験歯車の回転速度n1=1800 rpm で運転疲労試験を行った．負荷の基準には，2つのローラ間または歯車歯面のかみ合いピッチ点におけるヘルツの最大接触応力 pmax16)を用いた．また潤滑油として，ローラの疲労試験では ATF（動粘度 33.18 mm2/s［31371010
Number of cycles to failure N2600
2400

PB

2200

G−H5G−HL5
G−HL1
G−NP

2000
610

図7K］，7.225 mm2/s［373 K］）を使用し，歯車の疲労試験でPB : Tooth breakage
due to surface failure

PBPB

PB
710
Number of cycles to failure N

試験歯車の pmax-N 線図

Fatigue strength(pmax)lim MPa

は EP ギヤ油（動粘度 190.9 mm2/s［313 K］，17.47 mm2/s［373 K］）を使用した．
本研究の疲労試験では，任意の試験ローラおよび試験歯車の繰返し数 N1 ごとにローラ円周面または歯車歯面に生じたピッチングの面積を測定し，試験ローラ対または試験歯車対の総接触面積に対するピッチング面積の比で表すピッチング面積率を求めた．そのピッチング面積率が 5%
図8に達したときの試験ローラおよび試験歯車繰返し数をそG−H52200

R−HL5

R−H5

G−HL12100

R−HL1

G−NP
G−HL52000

R−NP700
800
Surface hardness HV900

試験片の疲労強度と表面硬さの関係の疲労寿命 N とした．また，ローラの大きな損傷あるいは歯の折損により異常振動が発生し，振動感受スイッチに3・2よって試験機が自動停止したときの試験ローラまたは試

図 8 に試験片の疲労強度(pmax)lim と表面硬さの関係を示

験歯車繰返し数も疲労寿命 N とした．さらに，N=2×107す．この図より，表面硬さが大きいほど疲労強度が大きくに対するヘルツの最大接触応力 pmax を試験ローラおよびなっている．本研究で疲労強度が最も向上した R-H5 と試験歯車の疲労強度(pmax)lim とした．

G-H5 は，それぞれ R-NP と G-NP に比べて約 5%および約３．実験成果

SP による浸炭硬化ローラの疲労強度向上は最大で約 6%

3・1

試験ローラと試験歯車の疲労強度4%の疲労強度向上が得られた．過去の研究 17)において，であったことから，本研究で用いた CP は SP とほぼ同等試験ローラと試験歯車の疲労寿命

図 6 と図 7 に疲労試験で得られた試験片の pmax-N 線図の疲労強度向上が得られたと言える．

を示す．本研究で用いた試験ローラと試験歯車の主な損傷
形態は，表面き裂に起因するピッチング損傷であった．図3・36 より，すべての試験ローラの疲労寿命は CP によって増先述したように，本研究で用いた試験ローラと試験歯車－ 78 －硬さに対する垂直応力の比の算出

の主な損傷形態は，表面き裂に起因するピッチング損傷で本研究では CP の実用化を目指し，処理時間 5 分以内のあった．したがって，表面で最大となる接線方向の垂直応CP による鋼ローラと鋼歯車の疲労強度向上について検討

力y に着目した 17)．垂直応力y を求めるにあたり，試験を行った．処理時間 5 分の CP によって表面硬さの増加が片の表面性状の測定と同じ方向に x-y-z 座標系をとった．

得られ，CP による表面硬さの増加が直接的に鋼ローラとその座標系において J.O.Smith の解析法 18)を用い，試験ロ鋼歯車の疲労強度向上につながっていることを明らかにーラ円周面と試験歯車歯面のかみ合いピッチ点付近におした．さらに CP による鋼ローラと鋼歯車の疲労強度向上

ける垂直応力y を求めた．さらに前報 17), 19)で用いた浸炭が SP と同程度となったことを示した．今後は，さらなる硬化ローラと歯車の場合と同様に，疲労強度に及ぼす平均疲労強度向上を目指し，CP 条件の最適化と実験的評価に応力の影響を無視し，材料の降伏強さあるいは疲労強度がより研究を実施していきたいと考えている．

硬さに比例すると仮定して，試験片の垂直応力y をそのビッカース硬さ HV で除した振幅最大値[A(y/ 3 HV)]max

謝

辞を用い，試験ローラと試験歯車の疲労寿命と疲労強度につ本研究は，財団法人天田金属加工機械技術振興財団の平．垂直応力y を計算するにあたり，表 3

成 20 年度一般研究開発助成を得て行われたものである．

いて考察した20)

記してここに謝意を表する．と表 4 で示した残留応力が考慮された．

参考文献[A(y/√3 HV)]max

0.101)

R−H5
R−HL5
R−HL1
R−NP0.07

6

加藤洋治，キャビテーション，(1999)，3，槇書店．

7)

文献(6)の p.199．

8)

文献(6)の p.203．

9)

祖山 均，シンポジウム ショットレスピーニング，(1999)，

3)
4)

71010
Number of cycles to failure N

試験ローラの[A(y/ 3 HV)]max-N 線図

図9[A(y/√3 HV)]max6)

2)

0.06

0.110.10

PB

PB : Tooth breakage
due to surface failure

PB
PB

0.09

G−H5
G−HL5
G−HL1
G−NP

0.08
671010
Number of cycles to failure N

図 103・45)

日本機械学会．
B-R.Hoehn, P.Oster and U.Weigand, VDI Ber (Ver Dtsch Ing),
1665-2 (2002), 1087-1097.
松井勝幸，他 4 名，機論，66-650，A (2000)，1878-1885．
D.V.Girish, M.M.Mayuram and S.Krishnamurthy, Tribology
International, 30-12 (1997), 865-870.
祖山 均，油空圧技術，42-8 (2004)，35-39．

0.090.08

試験歯車の[A(y/ 3 HV)]max-N 線図

硬さと垂直応力による疲労強度の評価

図 9 と図 10 に試験片の[A(y/ 3 HV)]max-N 線図を示す．
図 6 と図 7 の pmax-N 線図と比べ，縦軸を[A(y/ 3 HV)]maxに置き換えることによって硬さ以外の影響が現れる．SPの場合には，疲労強度に及ぼす影響として硬さ以外に表面粗さなどの影響が大きいため，[A(y/ 3 HV)]max-N 線図に

9-16．
10) D.Odhiambo and H.Soyama, International Journal of Fatigue,
25 (2003), 1217-1222.
11) H.Soyama, K.Saito and M.Saka, Transactions of the ASME,
Journal of Engineering Materials and Technology, 124 (2004),135-139.
12) The Society of Materials Science, Japan, Standard Method for
X-Ray Stress Measurement, (1982), 4, The Society ofMaterials Science.
13) H.Soyama and Y.Sekine, International Journal of Sustainable
Engineering, 3-1 (2010), 25-32.
14) 吉田 彰，大上祐司，關 正憲，他 3 名，機論，68-668，
15)
16)

おいて SP 条件の違いによってプロット点が大きくばらつく 21)．しかしながら図 9 と図 10 では，本研究で得られたすべてのプロット点が，ほぼ一直線上に並んでいることがわかる．これは試験片の疲労強度に及ぼす硬さ以外の影響がほとんどないことを示しており，本研究で用いた試験片

17)
18)
19)

は CP による表面硬さの増加によって直接的に疲労寿命ならびに疲労強度が向上したと言える．

４．結言

日本機械学会，技術資料歯車強さ設計資料，(1979)，85，

20)
21)

－ 79 －C (2002)，1265-1272．
M.Seki, A.Yoshida, et al., Journal of Advanced Mechanical
Design, Systems, and Manufacturing, 1-4 (2007), 518-529.
K.L.Johnson, Contact Mechanics, (1987), 84, Cambridge
University Press.
A.Yoshida, M.Seki, Y.Ohue, et al., Proceedings of JSME
Summer Annual Meeting, 03-1 (2003), 19-20.
J.O.Smith and C.K.Liu, Transactions of the ASME, Journal ofApplied Mechanics, 20-2 (1953), 157-166.
M.Seki, H.Soyama, M.Fujii and A.Yoshida, Tribology Online,3-2 (2008), 116-121.
K.Fujita and A.Yoshida, Bulletin of the Japan Society ofMechanical Engineers, 23-178 (1980), 587-594.
M.Seki, A.Yoshida, et al., Journal of Advanced Mechanical
Design, Systems, and Manufacturing, 1-4 (2007), 518-529.