第1歯車の歯面と、当該第1歯車に噛合する第2歯車の歯面とが当接することにより生じる騒音を低減する歯車の騒音低減方法であって、前記第1歯車の歯面と前記第2歯車の歯面との間のピッチ円上のバックラッシュの範囲を0.060~0.139mmとすることを特徴とする歯車の騒音低減方法。前記バックラッシュは、前記第1歯車のまたぎ歯厚の公差の範囲内における当該またぎ歯厚の増減に基づいて算出される歯厚の増減量に、前記第2歯車のまたぎ歯厚の公差の範囲内における当該またぎ歯厚の増減に基づいて算出される歯厚の増減量を加算して算出される積み上げ公差と、前記第1歯車と前記第2歯車との中心間距離の公差の範囲内における当該中心間距離の増減に基づいてそれぞれ算出される前記第1歯車の歯厚の増減量及び第2歯車の歯厚の増減量と、を加算して算出されることを特徴とする請求項1に記載の歯車の騒音低減方法。前記またぎ歯厚の公差の範囲を-0.02~0mmとし、前記中心間距離の公差の範囲を-0.025~0.025mmとすることを特徴とする請求項2に記載の歯車の騒音低減方法。しかしながら、特許文献1及び特許文献2に記載のバックラッシュエリミネータでは、第1歯車と第2歯車とをバネ等の付勢手段により第1歯車と第2歯車を互いに異なる方向に回動付勢させるため、構造が複雑となる。したがって、各部品の製作及び組立てに手間がかかり、製造コストが高くなるという問題点があった。そこで、本発明は、このような問題を解決するものであって、バックラッシュエリミネータを用いること無く、バックラッシュを抑制して歯車の歯面同士の当接による騒音を低減可能な歯車の騒音低減方法を提供することを目的とする。上述した課題を解決する本発明に係る歯車の騒音低減方法は、第1歯車の歯面と、当該第1歯車に噛合する第2歯車の歯面とが当接することにより生じる騒音を低減する歯車の騒音低減方法であって、前記第1歯車の歯面と前記第2歯車の歯面との間のピッチ円上のバックラッシュの範囲を0.060~0.139mmとすることを特徴とする。上記歯車の騒音低減方法によれば、従来のバックラッシュの範囲である0.042~0.179mmからバックラッシュの範囲を0.060~0.139mmとすることにより、第1歯車の歯面と第2歯車の歯面とが当接する際に生じる騒音を低減することができる。即ち、バックラッシュの範囲を0.060~0.139mmとすることで、バックラッシュエリミネータを用いることなく、騒音を低減することができる。したがって、バックラッシュエリミネータを有する歯車よりも安価に第1歯車及び第2歯車を製作することができる。また、騒音を低減することで、騒音レベルのばらつきを小さくすることができる。また、前記バックラッシュは、前記第1歯車のまたぎ歯厚の公差の範囲内における当該またぎ歯厚の増減に基づいて算出される歯厚の増減量に、前記第2歯車のまたぎ歯厚の公差の範囲内における当該またぎ歯厚の増減に基づいて算出される歯厚の増減量を加算して算出される積み上げ公差と、前記第1歯車と前記第2歯車との中心間距離の公差の範囲内における当該中心間距離の増減に基づいてそれぞれ算出される前記第1歯車の歯厚の増減量及び第2歯車の歯厚の増減量と、を加算して算出してもよい。このように、バックラッシュは、積み上げ公差と歯厚の増減量とを加算することで算出することができる。したがって、バックラッシュの範囲を短時間で容易に設定することができる。また、前記またぎ歯厚の公差の範囲を-0.02~0mmとし、前記中心間距離の公差の範囲を-0.025~0.025mmとしてもよい。またぎ歯厚の公差範囲の変更及び中心間距離の公差範囲の変更がバックラッシュの範囲に大きく影響することをシミュレーションにより確認した。さらに、シミュレーションにより、またぎ歯厚の公差の範囲を-0.02~0mmとし、且つ、中心間距離の公差の範囲を-0.025~0.025mmとすることにより、バックラッシュの範囲を0.060~0.139mmとすることができることを確認した。このように、またぎ歯厚の公差の範囲を-0.02~0mmとすることは、技術的に実施可能であり、本発明を実施しても、歯車の製作コストは一般的な歯車の製作コストと同程度なので、安価に第1歯車及び第2歯車を製作することができる。また、中心間距離の公差の範囲を-0.025~0.025mmとすることは、技術的に実施可能であり、本発明を実施しても、第1歯車と第2歯車との組立ての手間は一般的な歯車同士の組立ての手間と同程度なので、一般的な歯車同士の組立て時間のままで第1歯車と第2歯車とを組立てることができる。本発明によれば、バックラッシュを抑制して歯車の歯面同士の当接による騒音を低減可能な歯車の騒音低減方法を提供することができる。以下、本発明に係る歯車の騒音低減方法について図面を用いて詳細に説明する。なお、以下の実施形態では、クランクシャフトの回転をカムシャフトに伝達するタイミングギアに適用した場合について説明するが、タイミングギアに限定されるものでは無い。また、以下の実施形態に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対配置などは特に特定的な記載がない限り、この発明の範囲をそれのみに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。図1は、本発明の実施形態に係る第1歯車と第2歯車とが噛合した状態を示す概略正面図である。図1に示すように、タイミングギアを構成する第1歯車1と第2歯車2とが噛合して、クランクシャフトとカムシャフトクランクシャフト及びカムシャフトは図示しないの間に配置されている。第1歯車1及び第2歯車2は、インボリュート歯形を有するはすば歯車である。はすば歯車を用いることにより、騒音を抑制しながら高速回転が可能となる。なお、本実施形態では、はすば歯車を用いたが、はすば歯車に限定されるものではない。第1歯車1の歯面1bと、当該第1歯車1に噛合する第2歯車2の歯面2bとの間のピッチ円筒上の正面バックラッシュの範囲は、0.060下限値~0.139上限値mmに調整されている。正面バックラッシュの上限値以下、正面バックラッシュ値maxという及び下限値以下、正面バックラッシュ値minというの算出方法についてそれぞれ以下で説明する。最初に、ピッチ円筒上の正面バックラッシュ値maxの算出方法について、次に、ピッチ円筒上の正面バックラッシュ値minの算出方法について説明する。1ピッチ円筒上の正面バックラッシュ値maxについてまず、第1歯車1のまたぎ歯厚Gを算出する。第1歯車1のまたぎ歯厚Gは、諸元値に基づいて次式1より算出される。G=mn×COSαn×π×zm1-0.5Z1×INVαs2×xn1×mn×SINαn式1ここで、図2~図5に示すように、Gは、またぎ歯厚mm、mnは歯直角モジュールmm、αnは歯直角圧力角rad、zm1は、またぎ歯数、Z1は歯数、αsは正面圧力角rad、xn1は歯直角転位係数である。また、第2歯車2のまたぎ歯厚Hを算出する。第2歯車2のまたぎ歯厚Hも第1歯車1と同様に、式1を用いて算出する。なお、図2の第2歯車2の列に記載された左矢印は、第1歯車1の列に記載された値と同じ値を用いることを示している。次に、第1歯車1のまたぎ歯厚最小値Btmiを算出する。またぎ歯厚最小値とは、またぎ歯厚の公差の下限値で製作されたときの歯厚値である。またぎ歯厚の公差範囲の変更が正面バックラッシュの範囲に大きく影響することをシミュレーションにより確認したので、本発明では、またぎ歯厚の公差を-0.02~0mmの範囲とする。なお、従来のまたぎ歯厚の公差は-0.03~0mmである。またぎ歯厚の公差の下限値を従来の-0.03mmから-0.02mmとすることは、技術的に実施可能であり、本発明を実施しても、第1歯車1及び第2歯車2の製作コストは一般的な歯車の製作コストと同程度なので、安価に製作することができる。第1歯車1のまたぎ歯厚最小値Btmiは、次式2より算出される。Btmi=またぎ歯厚の設計値-0.02式2ここで、値0.02は、上述したまたぎ歯厚の公差の下限値である。また、第2歯車2のまたぎ歯厚最小値Btmiを算出する。第2歯車2のまたぎ歯厚最小値Btmiも第1歯車1と同様に、式2を用いて算出する。次に、第1歯車1のまたぎ歯厚減少量maxEを算出する。またぎ歯厚減少量とは、式1より算出されるまたぎ歯厚Gと、式2より算出されるまたぎ歯厚最小値Btmiとの差分である。第1歯車1のまたぎ歯厚減少量maxEは、次式3より算出される。E=-第1歯車1のBtmi-G式3ここで、Eは、第1歯車1のまたぎ歯厚減少量maxmmである。また、第2歯車2のまたぎ歯厚減少量maxFを算出する。第2歯車2のまたぎ歯厚減少量maxFは、次式4より算出される。F=-第2歯車2のBtmi-H式4ここで、Fは、第2歯車2のまたぎ歯厚減少量maxmm、Hは、式1より算出される第2歯車2のまたぎ歯厚mmである。次に、第1歯車1の正面円弧歯厚減少量maxピッチ円筒上Cを算出する。正面円弧歯厚減少量maxとは、ピッチ円筒上における歯厚の減少量の最大値である。正面円弧歯厚減少量maxCは、次式5より算出される。C=E/COSβ0×COSαn式5ここで、Cは、第1歯車1の正面円弧歯厚減少量maxmmであり、Eは、式3より算出される第1歯車1のまたぎ歯厚減少量maxmmである。また、β0は、ピッチ円筒捩れ角rad、αnは、歯直角圧力角radである。また、第2歯車2の正面円弧歯厚減少量maxピッチ円筒上Dを算出する。第2歯車2の正面円弧歯厚減少量maxDは、次式6より算出される。D=F/COSβ0×COSαn式6ここで、Dは、第2歯車2の正面円弧歯厚減少量maxmm、Fは、式4より算出される第2歯車2のまたぎ歯厚減少量maxmmである。次に、第1歯車1の歯厚の公差と第2歯車2の歯厚の公差の積上げ公差maxBを算出する。積上げ公差maxBは、次式7より算出される。B=CD式7ここで、Bは、積上げ公差maxmm、Cは、式5より算出される第1歯車1の正面円弧歯厚減少量maxmmである。また、Dは、式6より算出される第2歯車2の正面円弧歯厚減少量maxmmである。次に、第1歯車1と第2歯車2との中心距離の増加量maxUPを算出する。中心距離の増加量maxUPとは、中心間距離の公差の中央値と当該公差の最大側の値との差分である。中心間距離の公差範囲の変更が正面バックラッシュの範囲に大きく影響することをシミュレーションにより確認したので、本実施形態では、中心間距離の公差を±0.025mmの範囲とした。なお、従来の中心間距離の公差は±0.05mmである。中心間距離の公差を従来の±0.05mmから±0.025mmとすることは、技術的に実施可能であり、本発明を実施しても、第1歯車1と第2歯車2との組立ての手間は一般的な歯車同士の組立ての手間と同程度なので、一般的な歯車同士の組立て時間のままで第1歯車1と第2歯車2とを組立てることができる。第1歯車1と第2歯車2との中心距離の増加量maxUPは、次式8より算出される。UP=中心間距離公差のmaxCdma-中心間距離公差の中央値式8ここで、UPは第1歯車1と第2歯車2との中心距離の増加量maxmmである。また、Cdmaは、中心間距離公差のmaxmmである。次に、中心間距離の変化にともなって減少する正面円弧歯厚減少量maxピッチ円筒上Aを算出する。正面円弧歯厚減少量maxAは、次式9より算出される。A=2×UP×TANαs式9ここで、Aは、正面円弧歯厚減少量maxmm、αsは、正面圧力角radである。最後に、ピッチ円筒上の正面バックラッシュ値maxBLを次式10より算出する。BL=BA式10ここで、BLは、ピッチ円筒上の正面バックラッシュ値maxmmである。また、Bは、式7より算出される積上げ公差maxmmであり、Aは、式9より算出される正面円弧歯厚減少量maxピッチ円筒上mmである。上述した式1~式10を実施することにより、ピッチ円筒上の正面バックラッシュ値maxの0.139を算出することができる。次に、ピッチ円筒上の正面バックラッシュ値minの算出方法について説明する。2ピッチ円筒上の正面バックラッシュ値minについてまず、第1歯車1のまたぎ歯厚最大値Btmaを算出する。またぎ歯厚最大値とは、またぎ歯厚の公差の上限値で製作されたときの歯厚値である。本実施形態では、上述したように、またぎ歯厚の公差を-0.02~0mmの範囲としたので、第1歯車1のまたぎ歯厚最大値Btmaは、次式12より算出される。第1歯車1のBtma=またぎ歯厚の設計値0式12ここで、値0は、またぎ歯厚の公差の上限値である。また、第2歯車2のまたぎ歯厚最大値Btmaを算出する。第2歯車2のまたぎ歯厚最大値Btmaも第1歯車1と同様に、式12を用いて算出する。次に、第1歯車1のまたぎ歯厚減少量minE’を算出する。またぎ歯厚減少量minとは、式1より算出されるまたぎ歯厚Gと、式12より算出されるまたぎ歯厚最大値Btmaとの差分である。第1歯車1のまたぎ歯厚減少量minE’は、次式13より算出される。E’=第1歯車1のBtma-G式13ここで、E’は、第1歯車1のまたぎ歯厚減少量minmmである。また、第2歯車2のまたぎ歯厚減少量minF’を算出する。第2歯車2のまたぎ歯厚減少量minF’は、次式14より算出される。F’=第2歯車2のBtma-H式14ここで、F’は、第2歯車2のまたぎ歯厚減少量minmm、Hは、式1より算出される第2歯車2のまたぎ歯厚mmである。次に、第1歯車1の正面円弧歯厚減少量minピッチ円筒上C’を算出する。第1歯車1の正面円弧歯厚減少量minとは、ピッチ円筒上における歯厚の減少量の最小値である。正面円弧歯厚減少量minC’は、次式15より算出される。C’=E’/COSβ0×COSαn式15ここで、C’は、第1歯車1の正面円弧歯厚減少量minmm、E’は、式13より算出される第1歯車1のまたぎ歯厚減少量minmmである。また、第2歯車2の正面円弧歯厚減少量minピッチ円筒上D’を算出する。第2歯車2の正面円弧歯厚減少量minD’は、次式16より算出される。D’=F’/COSβ0×COSαn式16ここで、D’は、第2歯車2の正面円弧歯厚減少量minmm、F’は、式14より算出される第2歯車2のまたぎ歯厚減少量minmmである。次に、第1歯車1の歯厚の公差と第2歯車2の歯厚の公差の積上げ公差minB’を算出する。積上げ公差minB’は、次式17より算出される。B’=C’D’式17ここで、B’は、積上げ公差minmm、C’は、式15より算出される第1歯車1の正面円弧歯厚減少量minmmである。また、D’は、式16より算出される第2歯車2の正面円弧歯厚減少量minmmである。次に、第1歯車1と第2歯車2との中心距離の増加量minUP’を算出する。中心距離の増加量minとは、中心間距離の公差の中央値と当該公差の最小側の値との差分である。第1歯車1と第2歯車2との中心距離の増加量minUP’は、次式18より算出される。UP’=-中心間距離公差のminCdmi-中心間距離公差の中央値式18ここで、UP’は第1歯車1と第2歯車2との中心距離の増加量minmmである。また、Cdmiは、中心間距離公差のminmmである。次に、中心間距離の変化にともなって増減する正面円弧歯厚減少量minピッチ円筒上A’を算出する。正面円弧歯厚減少量minA’は、次式19より算出される。A’=2×UP’×TANαs式19ここで、A’は、正面円弧歯厚減少量minmm、αsは、正面圧力角radである。最後に、ピッチ円筒上の正面バックラッシュ値minBL’を次式20より算出する。BL’=B’A’式20ここで、BL’は、ピッチ円筒上の正面バックラッシュ値minmmである。また、B’は、式17より算出される積上げ公差minmmであり、A’は、式19より算出される正面円弧歯厚減少量minmmである。上述した式1及び式12~式20を実施することにより、ピッチ円筒上の正面バックラッシュ値minの0.060を算出することができる。次に、上述した諸元値にて製作された第1歯車1と第2歯車2とを、正面バックラッシュが0.060~0.139mmの範囲内となるように配置した場合に発生する騒音を測定した結果について説明する。まず、設計等により定められた諸元値及びまたぎ歯厚の公差の範囲が-0.02~0mmの第1歯車1及び第2歯車2を製作した。そして、第1歯車1と第2歯車2との中心間距離の公差が±0.025mmの範囲内となるように配置するとともに、正面バックラッシュが0.11mmとなるように第1歯車1及び第2歯車2を配置した。正面バックラッシュの0.11mmとは、0.060~0.139mmの範囲内の値であり、且つ、一般的な正面バックラッシュの範囲0.042~0.179mmJIS-B-0003参照の中央値である。続いて、第1歯車1と第2歯車2とが噛合したときに発生する騒音を測定した。以下で、騒音の測定結果について説明する。なお、比較検討のため、一般的な正面バックラッシュの下限値0.042、上限値0.179、及び範囲外の値0.220の場合の騒音についてもそれぞれ測定した。図6は、正面バックラッシュと騒音レベルとの関係を示す図である。図6には、騒音レベルの測定結果、及び騒音の測定結果に基づいて正面バックラッシュ値と騒音レベルとの関係を回帰分析して得られた回帰曲線を記載している。図6に示すように、正面バックラッシュが大きくなると騒音レベルは高くなることがわかる。また、正面バックラッシュ値が0.042の場合の騒音レベルと0.179の場合の騒音レベルとの差は1.8dBAであるが、正面バックラッシュが0.042の場合の騒音レベルと0.220の場合の騒音レベルとの差は3.2dBAであり、一般的な正面バックラッシュの範囲を超えると大幅に騒音レベルが高くなることがわかる。また、本発明にかかる正面バックラッシュの上限値である0.139の場合の騒音レベルと一般的な正面バックラッシュの上限値である0.179の場合の騒音レベルとの差は約1dBAあり、本発明にかかる正面バックラッシュの範囲を用いることで、騒音レベルが大幅に低減されることがわかる。そして、本発明にかかる正面バックラッシュの範囲0.060~0.139では、騒音レベルが約0.5~約1.5dBAであり、一般的な正面バックラッシュの範囲0.042~0.179mmでの騒音レベルよりも低い範囲に抑制できることがわかる。さらに、本発明にかかる正面バックラッシュの範囲を0.060~0.139とすることにより、騒音レベルのばらつきも少なくなることがわかる。上述したように、本実施形態に係る歯車の騒音低減方法によれば、正面バックラッシュの範囲を0.060~0.139mmとすることにより、第1歯車1の歯面1bと第2歯車2の歯面2bとが当接する際に生じる騒音レベルを低減することができる。また、騒音レベルを低減することで、騒音レベルのばらつきを小さくすることができる。また、第1歯車1及び第2歯車2のまたぎ歯厚の公差及び中心間距離の公差の範囲を狭くすることで正面バックラッシュの範囲を0.060~0.139mmとすることができる。具体的には、またぎ歯厚の公差の範囲を-0.02~0mmとし、且つ、中心間距離の公差の範囲を-0.025~0.025mmとすることで、正面バックラッシュの範囲を0.060~0.139mmとすることができる。したがって、正面バックラッシュを解消するために従来設けられていたバックラッシュエリミネータを用いること無く、正面バックラッシュを低減することができる。これにより、バックラッシュエリミネータを有する歯車よりも安価に第1歯車1及び第2歯車2を製作することができる。さらに、またぎ歯厚の公差の範囲を-0.02~0mmとすることは、技術的に実施可能であり、本発明を実施しても、歯車の製作コストは一般的な歯車の製作コストと同程度なので、安価に第1歯車1及び第2歯車2を製作することができる。また、中心間距離の公差の範囲を-0.025~0.025mmとすることも、技術的に実施可能であり、本発明を実施しても、第1歯車1と第2歯車2との組立ての手間は一般的な組立ての手間と同程度なので、一般的な歯車の組立て時間のままで第1歯車1と第2歯車2とを組立てることができる。そして、正面バックラッシュは、上述した式1~式10、式12~式20により算出することができるので、正面バックラッシュの範囲を短時間で容易に算出することができる。