JP4389946B2 - 動力伝達装置 - Google Patents

Description

本発明は、動力伝達装置に関する。

動力伝達装置は、一の装置からの動力を他の装置に伝達するための装置である。動力伝達装置には、複数の歯車が噛合う構造を備えるものがある。たとえば、四輪駆動自動車や大型六輪駆動車には、前側の車輪と後側の車輪とに駆動力を分配させるための動力伝達装置としてトランスファ装置が配置される。

トランスファ装置は、エンジンからの動力が入力されるドライブギヤと、ドライブギヤに噛合うアイドラギヤと、アイドラギヤに噛合うドリブンギヤとを備える。このように、トランスファ装置は３個の歯車を備える。

実開平６−２５６５２号公報においては、油投入溝と油排出溝の受入れ口とはインプットギヤの径方向に相対して設けられ、油排出溝の受入れ口は、油投入溝からリヤカバーの油保持部に導く部分にほぼ接近する高さ位置に開口するトランスファの潤滑装置が開示されている。

動力伝達装置に配置されている歯車同士が噛合って駆動することによりギヤノイズが発生する。従来からギヤノイズを低減するための検討が行なわれている。

特開２００４−１２５０５４号公報においては、基準歯形の歯厚および圧力角の少なくとも一方を歯車要求精度の範囲内で適宜変更した歯を、基準歯形と共に並べて形成したことを特徴とする鍛造歯車が開示されている。この構成により得られる歯車は、１歯ごとに歯形状を変更したものとなり、ギヤノイズを低減させることができると開示されている。

上記の文献以外にも、歯車同士が噛合って駆動するときに生じるギヤノイズを低減する方法が検討されている（たとえば、特開２００５−６１４８７号公報、特開２００６−１４４９９５号公報、特開２０００−２２０７２６号公報、特開２００２−２３５８３６号公報、特開２００２−２３５８３７号公報、特開２００１−２６３４５３号公報参照）。
実開平６−２５６５２号公報 特開２００４−１２５０５４号公報 特開２００５−６１４８７号公報 特開２００６−１４４９９５号公報 特開２０００−２２０７２６号公報 特開２００２−２３５８３６号公報 特開２００２−２３５８３７号公報 特開２００１−２６３４５３号公報

上記のように、歯車同士が噛合う場合には、ギヤノイズが生じる。３個の歯車を備えるトランスファ装置においては、第１歯車としてのドライブギヤと中間歯車としてのアイドラギヤが噛合う。また、アイドラギヤと第２歯車としてのドリブンギヤとが噛合う。このような構造においては、第１の歯車と中間歯車との間で生じるギヤノイズと、中間歯車と第２歯車との間で生じるギヤノイズとが互いに増幅されてギヤノイズが大きくなる場合があった。

本発明は、ギヤノイズを低減した動力伝達装置を提供することを目的とする。

本発明に基づく動力伝達装置は、第１歯車と、上記第１歯車に噛合う中間歯車と、上記中間歯車に噛合う第２歯車とを備える。上記第１歯車および上記第２歯車は、互いに同一の歯数、同一の基準円直径および同一の基準ピッチを有する。上記第１歯車は、互いに同一の歯面形状を有する複数の歯を有する。上記第２歯車は、互いに同一の歯面形状を有する複数の歯を有する。上記第１歯車の歯面形状と上記第２歯車の歯面形状が、互いに異なるように形成されている。

上記発明において好ましくは、上記歯面形状は、圧力角、捩れ角、相手側の歯車と当接する歯面における歯車の円周方向に膨らむ歯形丸み、およびクラウニングのうち、少なくとも一の形状を含む。

上記発明において好ましくは、上記第１歯車および上記中間歯車の噛合いと上記中間歯車および上記第２歯車の噛合いは、噛合い位相が逆位相になるように形成されている。

上記発明において好ましくは、上記第１歯車の上記歯面形状および上記第２歯車の上記歯面形状は、上記第１歯車および上記中間歯車の噛合い伝達誤差が、上記中間歯車および上記第２歯車の噛合い伝達誤差を打ち消すように形成されている。

上記発明において好ましくは、上記第１歯車の上記歯面形状および上記第２歯車の上記歯面形状は、上記第１歯車および上記中間歯車の噛合い伝達誤差の振幅の大きさが、上記中間歯車および上記第２歯車の噛合い伝達誤差の振幅の大きさと同じになるように形成されている。

上記発明において好ましくは、上記第１歯車、上記中間歯車および上記第２歯車のそれぞれは、はすば歯車を含む。

本発明によれば、ギヤノイズを低減した動力伝達装置を提供することができる。

図１から図１３を参照して、実施の形態における動力伝達装置について説明する。本実施の形態における動力伝達装置は、四輪駆動車に搭載されているトランスファ装置である。

トランスファ装置は、複変速装置とも呼ばれる。トランスファ装置は、変速機の出力側に接続される。エンジンの回転力（駆動力）は変速機に入力され、変速機から出力される回転力がトランスファ装置に入力される。

トランスファ装置は、変速機から出力された回転力を前輪側のフロントプロペラシャフトと後輪側のリヤプロペラシャフトとに分配して出力する装置である。トランスファ装置は、たとえば、入力された回転力の６０％をリヤプロペラシャフトに伝達する。入力された回転力の４０％をフロントプロペラシャフトに伝達する。フロントプロペラシャフトは前輪に接続されている。リヤプロペラシャフトは後輪に接続されている。

図１は、本実施の形態におけるトランスファ装置の概略断面図である。本実施の形態におけるトランスファ装置は、３個の歯車を備える。トランスファ装置は、第１歯車としてのドライブギヤ１を備える。トランスファ装置は、ドライブギヤ１に噛合う中間歯車としてのアイドラギヤ２を備える。トランスファ装置は、アイドラギヤ２に噛合う第２歯車としてのドリブンギヤ３を備える。

トランスファ装置は、筐体１１を備える。ドライブギヤ１、アイドラギヤ２およびドリブンギヤ３は、筐体１１の内部に配置されている。

トランスファ装置は、変速機からの回転力を入力するためのインプットシャフト２１を備える。インプットシャフト２１は、変速機の出力軸に接続されている。

トランスファ装置は、デファレンシャル２５を備える。トランスファ装置は、デファレンシャル２５に接続されているアウトプットシャフト２２を備える。アウトプットシャフト２２は、リヤプロペラシャフトに連結されている。ドライブギヤ１は、デファレンシャル２５に接続されている。トランスファ装置は、デファレンシャル２５の回転力が、ドライブギヤ１に伝達されるように形成されている。

インプットシャフト２１は、ドライブギヤ１を貫通するように配置されている。インプットシャフト２１は、回転軸５１を回転中心に回転するように形成されている。ドライブギヤ１とインプットシャフト２１との間には、ベアリング（軸受け）３１が配置されている。

ドライブギヤ１は、ベアリング３２によって筐体１１に支持されている。ドライブギヤ１は、回転軸５１を回転中心に回転するように形成されている。インプットシャフト２１の回転軸５１は、ドライブギヤ１の回転軸５１と同じになるように形成されている。

アウトプットシャフト２２は、ベアリング３５によって筐体１１に支持されている。アウトプットシャフト２２は、回転軸５１を回転中心に回転するように形成されている。アウトプットシャフト２２の回転軸５１は、ドライブギヤ１の回転軸５１と同じになるように形成されている。

アイドラギヤ２は、回転軸５２を回転中心にして回転するように形成されている。アイドラギヤ２は、ベアリング３３によって筐体１１に支持されている。ドリブンギヤ３は、回転軸５３を回転中心に回転するように形成されている。回転軸５１〜５３は、互いにほぼ平行である。ドリブンギヤ３は、ベアリング３４によって筐体１１に支持されている。

トランスファ装置は、アウトプットシャフト２３を備える。アウトプットシャフト２３は、ドリブンギヤ３と一体的に回転するように形成されている。アウトプットシャフト２３は、フロントプロペラシャフトに接続されている。フロントプロペラシャフトは前輪に接続されている。

本実施の形態におけるトランスファ装置においては、変速機の回転力がインプットシャフト２１に入力される。インプットシャフト２１の回転力は、デファレンシャル２５に伝達される。デファレンシャル２５の回転力は、アウトプットシャフト２２およびドライブギヤ１に伝達される。

アウトプットシャフト２２に伝達された回転力は、リヤプロペラシャフトを介して後輪に伝達される。ドライブギヤ１に入力された回転力は、アイドラギヤ２に伝達される。アイドラギヤ２に入力された回転力は、ドリブンギヤ３に伝達される。ドリブンギヤ３に伝達された回転力は、アウトプットシャフト２３から出力される。アウトプットシャフト２３から出力される回転力は、フロントプロペラシャフトを介して前輪に伝達される。

このように、本実施の形態におけるトランスファ装置は、前輪と後輪とに回転力を分配するように形成されている。

図２に、本実施の形態におけるトランスファ装置の概略断面図を示す。図２は、ドライブギヤ、アイドラギヤおよびドリブンギヤが配置されている面で切断したときの概略断面図である。

本実施の形態におけるドライブギヤ１、アイドラギヤ２およびドリブンギヤ３は、それぞれがはすば歯車である。はすば歯車は、歯筋がつるまき線である円筒歯車である。本実施の形態におけるトランスファ装置は、３軸の歯車のそれぞれが同時に噛合う構造を有するギヤトレーン構造を含む。

本実施の形態においては、第１歯車および第２歯車は、同一のギヤ諸元を有する。第１歯車および第２歯車は、互いに同一の歯数、同一の基準円直径および同一の基準ピッチを有する。本実施の形態においては、ドライブギヤ１とドリブンギヤ３とは、互いに同一の歯数、同一の基準円直径および同一の基準ピッチを有する（基準円直径および基準ピッチについては、JIS B 0121:1999およびJIS B 0102:1999に規定されている）。

本実施の形態におけるトランスファ装置は、ドライブギヤ１およびアイドラギヤ２の噛合いと、アイドラギヤ２およびドリブンギヤ３の噛合いが、ほぼ逆位相になるように形成されている。ここで、それぞれの歯車の噛合い位相が同位相の場合と逆位相の場合について説明する。

図３は、３個の歯車の噛合い位相が同位相の場合の概略平面図である。ドライブギヤ１は、周方向に沿って複数の歯１ａを有する。アイドラギヤ２は、周方向に沿って複数の歯２ａ，２ｂを有する。ドリブンギヤ３は、周方向に沿って複数の歯３ａを有する。

ドライブギヤ１は、矢印９１に示す向きに回転する。アイドラギヤ２の歯２ａがドライブギヤ１の歯１ａに押圧されることにより、アイドラギヤ２が矢印９２に示す向きに回転する。ドリブンギヤ３の歯３ａが、アイドラギヤ２の歯２ｂに押圧されることにより、ドリブンギヤ３が、矢印９３に示す向きに回転する。

ドライブギヤ１、アイドラギヤ２およびドリブンギヤ３の噛合い位相が同位相の場合においては、たとえば、ドライブギヤ１の一の歯１ａがアイドラギヤ２の一の歯２ａに接触するときに、アイドラギヤ２の一の歯２ｂが、ドリブンギヤ３の一の歯３ａに接触する。また、ドライブギヤ１の一の歯１ａがアイドラギヤ２の一の歯２ａから離れるときに、アイドラギヤ２の一の歯２ｂが、ドリブンギヤ３の一の歯３ａから離れる。このように、噛合い位相が同位相の状態においては、ドライブギヤ１の１個の歯とアイドラギヤ２の１個の歯との接触する周期が、アイドラギヤ２の１個の歯とドリブンギヤ３の１個の歯とが接触する周期とほぼ同じになる。

図４は、３個の歯車の噛合い位相が逆位相の場合の概略平面図である。噛合い位相が逆位相の場合においては、たとえば、ドライブギヤ１の一の歯１ａと、アイドラギヤ２の一の歯２ａが接触するときに、アイドラギヤ２の一の歯２ｂとドリブンギヤ３の一の歯３ａとが接触している周期の略中点にある。このように、噛合い位相が逆位相の場合には、ドライブギヤ１の１個の歯とアイドラギヤ２の１個の歯との接触する周期が、アイドラギヤ２の１個の歯とドリブンギヤ３の１個の歯とが接触する周期とほぼ半周期ずれている。

図５に、本実施の形態におけるドライブギヤ、アイドラギヤ、およびドリブンギヤの概略平面図を示す。ドライブギヤ１の回転軸５１およびアイドラギヤ２の回転軸５２を結ぶ直線と、アイドラギヤ２の回転軸５２およびドリブンギヤ３の回転軸５３を結ぶ直線とは角度θをなすように形成されている。本実施の形態における角度θは、ドライブギヤおよびアイドラギヤの噛合いと、アイドラギヤおよびドリブンギヤの噛合いとが逆位相になるように角度θが設定されている。

たとえば、本実施の形態におけるドライブギヤおよびドリブンギヤの歯数は、Ｘである。本実施の形態におけるアイドラギヤの歯数（ピッチ数）は、Ｙである。

ここで、角度θの範囲内に配置されているアイドラギヤの歯のピッチ数（歯数）を計算する。

ピッチ数＝θ／（１歯当たりの角度） …（１）
１歯当たりの角度は（３６０°／Ｙ）で表わすことができる。すなわち、角度θの範囲内に配置されているアイドラギヤのピッチ数は以下の式（２）になる。

ピッチ数＝θ／（３６０／Ｙ）…（２）
このように計算したピッチ数がほぼ整数である場合には、噛合い位相が逆位相になっていることがわかる。ピッチ数がほぼ整数になるように角度θを選定することにより、噛合い位相を逆位相にすることができる。

これに対して、上記の式（２）におけるピッチ数がほぼ（ｎ（整数）＋０．５）の場合には、噛合い位相はほぼ同位相になる。図３を参照して、噛合い位相が同位相の場合には、角度θの領域に、ほぼ（ｎ＋０．５）個の歯が配置されている。図４を参照して、噛合い位相が逆位相の場合には、角度θの領域に、ほぼ整数個の歯が配置されている。

図６に、一のギヤと他のギヤとが噛合ったときの噛合い伝達誤差を説明するグラフを示す。横軸が時間であり、縦軸が噛合い伝達誤差である。一のギヤと他のギヤとが噛合うことにより回転力が伝達される。ここで、噛合い伝達誤差は、駆動する側の歯車の回転に対する駆動される側の歯車の１歯ごとの回転角度の変動量を示す。すなわち、噛合い伝達誤差は被駆動側の歯車の進みと遅れを示す。曲線６０は、噛み合い伝達誤差の例を示す。１歯の噛み合いが曲線６０の１周期に対応する。噛合い伝達誤差は、振幅が小さいほど好ましい。

図７に、本実施の形態における噛合い伝達誤差の第１のグラフを示す。図７は、図３に示すように、ドライブギヤおよびアイドラギヤと、アイドラギヤおよびドリブンギヤとの噛合い位相が同位相の場合のグラフである。曲線６１は、ドライブギヤおよびアイドラギヤの噛合い伝達誤差を示す。曲線６２は、アイドラギヤおよびドリブンギヤの噛合い伝達誤差を示す。

噛合い位相が同位相の場合には、これらの噛合い伝達誤差が足し合わされ、曲線６３に示すように、噛合い伝達誤差が大きくなる。この結果、ギヤノイズが大きくなってしまう。それぞれのギヤ同士の噛合い位相が同位相の場合には、ギヤノイズが増幅されて大きくなる。

図８に、本実施の形態における噛合い伝達誤差の第２のグラフを示す。図８は、図４に示すように、ドライブギヤおよびアイドラギヤと、アイドラギヤおよびドリブンギヤとの噛合い位相が逆位相の場合のグラフである。曲線６４は、ドライブギヤおよびアイドラギヤの噛合い伝達誤差を示す。曲線６５は、アイドラギヤおよびドリブンギヤの噛合い伝達誤差を示す。

噛合い位相が逆位相の場合には、これらの噛合い伝達誤差が互いに打ち消され、曲線６６に示すように、噛合い伝達誤差が小さくなる。この結果、ギヤノイズを小さくすることができる。このように、３軸同時噛合い構造のギヤトレーンにおいて、歯車の噛合い位相を逆位相にすることにより、ギヤノイズを低減することができる。

本実施の形態においては、ドライブギヤおよびアイドラギヤの噛合いと、アイドラギヤおよびドリブンギヤの噛合いは、ほぼ逆位相になるように形成され、さらに、それぞれの噛合い伝達誤差の振幅がほぼ同じになるように形成されている。このため、それぞれの噛合いにおける噛合い伝達誤差を互いに打ち消すことができて、ギヤノイズを小さくすることができる。

図１および図２を参照して、本実施の形態においては、同一の諸元を有するドライブギヤとドリブンギヤとが、１個のアイドラギヤを挟むように配置されているが、たとえば、ドライブギヤの支持構造とドリブンギヤの支持構造とが異なるために、それぞれの噛合い伝達誤差は異なってくる。

図１を参照して、ドライブギヤ１が支持されている部分の筐体１１の形状と、ドリブンギヤ３が支持されている部分の筐体１１の形状とは異なる。たとえば、筐体１１自体のわずかな変形により、それぞれのギヤの軸が微小にずれる場合がある。このずれの違いに起因して、歯車の噛合い伝達誤差が生じる。すなわち、噛合い伝達誤差の振幅の大きさ（絶対値）に差が生じる。このため、図８に示すように、噛合い伝達誤差が互いに逆位相になるようにそれぞれの歯車を配置したとしても、噛合い伝達誤差が残ってしまう場合がある。

本実施の形態においては、残存する噛合い伝達誤差を小さくするために、ドライブギヤおよびドリブンギヤの歯面形状が互いに異なるように形成されている。すなわち、ドライブギヤの歯面形状およびドリブンギヤの歯面形状のうち、少なくとも一方を修整して、歯面形状が互いに異なるように形成されている。

それぞれのギヤに形成されている複数の歯の歯面形状は同一である。すなわち、ドライブギヤは、複数の歯を有し、複数の歯は同一の歯面形状を有する。ドリブンギヤは、複数の歯を有し、複数の歯は同一の歯面形状を有する。

修整する歯面形状としては、それぞれの歯の圧力角、捩れ角、歯形丸みおよびクラウニングを採り上げることができる（歯面形状に関しては、JIS B 0121:1999、JIS B 1702-1:1998およびJIS B 0102:1999に規定されている）。

本実施の形態においては、これらの歯面形状のうち、捩れ角を修整している。ドライブギヤの歯面形状と、ドリブンギヤの歯面形状とを互いに異なるものにすることにより、噛合い伝達誤差をさらに小さくすることができる。以下に、それぞれの歯面形状の説明を行なう。

図９に、圧力角の修整量を説明する歯車の歯の概略斜視図を示す。歯１５は、基準となる歯形を有する。基準となる歯形は、たとえばインボリュート歯車（JIS B 1701-1:1999）の歯形である。矢印８１は、歯幅方向を示す。矢印８２は、歯形方向を示す。

圧力角は、ピッチ円直径と歯面とが交わる点において、その直径線と歯形への接線とのなす角度である。圧力角は、歯が噛合うときの力の方向を決めるもので、圧力角を大きくすることにより、歯元の厚さが厚くなって歯の強さが増加する。仮想線１６は、圧力角を大きくした歯形を延長したときの形状を示す。圧力角の修整量としては、角度を採用する他に、たとえば、歯の頂面まで仮想線１６を延長したときの頂面に沿った矢印８３の長さを採用することができる。

図１０は、歯形丸みの修整量を説明する概略斜視図である。歯形丸みは、矢印８２に示す歯形方向における膨らみである。仮想線１７は、歯形丸みを修整したときの歯面形状である。歯形丸みの修整量としては、たとえば、歯１５の歯形の膨らみのうち、変曲点における膨らみ量である矢印８４の長さを採用することができる。

図１１は、捩れ角の修整量を説明する概略斜視図である。捩れ角は、歯車の回転軸方向に対して、それぞれの歯すじが傾斜する角度である。仮想線１８は、捩れ角を修整したときの歯面形状を示す。捩れ角の修整量としては、回転軸に対する歯すじの傾斜角度の他に、矢印８１に示す歯幅方向において、頂面の一方の端部を支点として回転させたときの他方の端における矢印８５の長さを採用することができる。

図１２は、クラウニングの修整量を説明する概略斜視図である。仮想線１９は、クラウニングを修整したときの歯面形状である。クラウニングの修整においては、矢印８１に示す歯幅方向において膨らみを形成する。クラウニングの修整量としては、たとえば、歯幅方向のほぼ中央の部分の膨らみ量を示す矢印８６の長さを採用することができる。

表１に、本実施の形態におけるドライブギヤおよびドリブンギヤのそれぞれの歯面形状の修整量をまとめた表を示す。表１では、図９から図１２に示したドライブギヤとドリブンギヤの修整量の相対値を示している。本実施の形態においては、インボリュート歯車を基準の形状として、この歯面形状からの修整量を示している。ドライブギヤとドリブンギヤにおいて、加速時に圧接する当接面と減速時に圧接する当接面のそれぞれの歯面形状の修整量を示している。

本実施の形態においては、圧力角の修整量、歯形丸みの修整量、およびクラウニングの修整量は、ドライブギヤとドリブンギヤとで同じである。本実施の形態においては、歯面形状のうち、ドライブギヤの捩れ角の修整量とドリブンギヤの捩れ角の修整量が異なるように形成されている。本実施の形態においては、捩れ角の修整量を調整することにより、ギヤノイズがさらに低減されている。

図１３に、本実施の形態における噛合い伝達誤差の第３のグラフを示す。図１３は、ドライブギヤの歯面形状の修整量とドリブンギヤの歯面形状の修整量とを異なるものにしたときのグラフである。曲線６７は、ドライブギヤおよびアイドラギヤの噛合い伝達誤差を示す。曲線６８は、アイドラギヤおよびドリブンギヤの噛合い伝達誤差を示す。本実施の形態においては、歯面形状の修整により、曲線６７の振幅の大きさ（振幅の絶対値）と曲線６８の振幅の大きさとが略同じになっている。

したがって、互いの噛合い伝達誤差が、互いにほぼ完全に打ち消され、曲線６９に示すように、噛合い伝達誤差をほぼゼロにすることができる。この結果、ギヤノイズを小さくすることができる。

このように、本実施の形態におけるドライブギヤの歯面形状およびドリブンギヤの歯面形状は、ドライブギヤおよびアイドラギヤの噛合い伝達誤差の振幅の大きさが、アイドラギヤおよびドリブンギヤの噛合い伝達誤差の振幅の大きさとほぼ同じになるように形成されている。この構成により、効果的にギヤノイズを低減することができる。

または、本実施の形態におけるドライブギヤの歯面形状およびドリブンギヤの歯面形状は、ドライブギヤおよびアイドラギヤの噛合い伝達誤差が、アイドラギヤおよびドリブンギヤの噛合い伝達誤差を打ち消すように形成されている。この構成により、効果的にギヤノイズを低減することができる。

図１４に、ドライブギヤおよびドリブンギヤの歯面形状を同じにした場合と、ドライブギヤおよびドリブンギヤの歯面形状を異なるものにした場合の試験結果を示す。ドライブギヤの捩れ角とドリブンギヤの捩れ角を異なるものにすることにより、３ｄＢ〜５ｄＢのギヤノイズを低減することができた。このように、ドライブギヤとドリブンギヤの歯面形状を個別に修整することにより、効果的にギヤノイズを低減することができる。

本実施の形態においては、歯面形状のうち、捩れ角の修整量を調整することによりギヤノイズの低減を図っているが、この形態に限られず、任意の歯面形状を修整しても構わない。たとえば、修整する歯面形状は、圧力角、捩れ角、歯形丸み、およびクラウニングのうち、少なくとも一の形状を含んでいても構わない。それぞれの歯面形状の修整量の差は、たとえば、図９から図１２に示すそれぞれの修整量において、２μｍ以上１５μｍ以下である。

歯面形状の修整においては、それぞれに発生するギヤノイズに対応させて、任意の歯面形状の修整を行なうことが好ましい。たとえば、前述のように、それぞれのギヤの支持構造により、発生するギヤノイズが異なるために、生じるギヤノイズに対応させて歯面形状を修整することが好ましい。

本実施の形態においては、はすば歯車を例に取上げて説明したが、この形態に限られず、たとえば、歯筋が回転軸に平行な円筒歯車である平歯車に本発明を適用することができる。

本実施の形態においては、動力伝達装置のうち、自動車に搭載されるトランスファ装置を例に取上げて説明したが、この形態に限られず、第１歯車、中間歯車および第２歯車を有し、第１歯車と中間歯車とが噛合い、かつ、中間歯車と第２歯車とが噛合っている構造を有する任意の動力伝達装置に本発明を適用することができる。

上述のそれぞれの図において、同一または相当する部分には、同一の符号を付している。

なお、今回開示した上記実施の形態はすべての点で例示であって制限的なものではない。本発明の範囲は上記した説明ではなくて特許請求の範囲によって示され、特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての変更を含むものである。

実施の形態におけるトランスファ装置の概略断面図である。 実施の形態におけるトランスファ装置のドライブギヤ、アイドラギヤおよびドリブンギヤの部分の概略断面図である。 ドライブギヤ、アイドラギヤおよびドリブンギヤの噛合いが、同位相の場合の概略平面図である。 ドライブギヤ、アイドラギヤおよびドリブンギヤの噛合いが、逆位相の場合の概略平面図である。 ドライブギヤ、アイドラギヤおよびドリブンギヤの配置を説明する概略平面図である。 ２個のギヤが互いに噛合うときの噛合い伝達誤差を説明するグラフである。 ３軸同時噛合い構造において、噛合いの位相が同位相の場合の噛合い伝達誤差を説明する図である。 ３軸同時噛合い構造において、噛合いの位相が逆位相の場合の噛合い伝達誤差を説明する図である。 歯車の歯の圧力角の修整量を説明する概略斜視図である。 歯車の歯の歯形丸みの修整量を説明する概略斜視図である。 歯車の歯の捩れ角の修整量を説明する概略斜視図である。 歯車の歯のクラウニングの修整量を説明する概略斜視図である。 ３軸同時噛合い構造において、２個の歯車の歯面形状をそれぞれ修整したときの噛合い伝達誤差を説明する図である。 実施の形態のトランスファ装置において、ギヤノイズの低減効果を説明するグラフである。

符号の説明

１ ドライブギヤ、１ａ 歯、２ アイドラギヤ、２ａ，２ｂ 歯、３ ドリブンギヤ、３ａ 歯、１１ 筐体、１５ 歯、１６〜１９ 仮想線、２１ インプットシャフト、２２，２３ アウトプットシャフト、２５ デファレンシャル、３１〜３５ ベアリング、５１〜５３ 回転軸、６０〜６９ 曲線、８１〜８６、９１〜９３ 矢印。

Claims (6)

1. 第１歯車と、
   前記第１歯車に噛合う中間歯車と、
   前記中間歯車に噛合う第２歯車と
   を備え、
   前記第１歯車および前記第２歯車は、互いに同一の歯数、同一の基準円直径および同一の基準ピッチを有し、
   前記第１歯車は、互いに同一の歯面形状を有する複数の歯を有し、
   前記第２歯車は、互いに同一の歯面形状を有する複数の歯を有し、
   前記第１歯車の歯面形状と前記第２歯車の歯面形状が、互いに異なるように形成されている、動力伝達装置
2. 前記歯面形状は、圧力角、捩れ角、相手側の歯車と当接する歯面における歯車の円周方向に膨らむ歯形丸み、およびクラウニングのうち、少なくとも一の形状を含む、請求項１に記載の動力伝達装置。
3. 前記第１歯車および前記中間歯車の噛合いと、前記中間歯車および前記第２歯車の噛合いは、噛合い位相が逆位相になるように形成されている、請求項１または２に記載の動力伝達装置。
4. 前記第１歯車の前記歯面形状および前記第２歯車の前記歯面形状は、前記第１歯車および前記中間歯車の噛合い伝達誤差が、前記中間歯車および前記第２歯車の噛合い伝達誤差を打ち消すように形成されている、請求項１から３のいずれかに記載の動力伝達装置。
5. 前記第１歯車の前記歯面形状および前記第２歯車の前記歯面形状は、前記第１歯車および前記中間歯車の噛合い伝達誤差の振幅の大きさが、前記中間歯車および前記第２歯車の噛合い伝達誤差の振幅の大きさと同じになるように形成されている、請求項３または４に記載の動力伝達装置。
6. 前記第１歯車、前記中間歯車および前記第２歯車のそれぞれは、はすば歯車を含む、請求項１から５のいずれかに記載の動力伝達装置。

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