JP2001248694A - 歯車伝動装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 歯車伝動装置のミスアライメントによる影響
を抑制する。 【解決手段】 ピニオンギヤ１０９とリングギヤ１１４
とを有するハイポイドギヤ装置において、ピニオンギヤ
１０９とリングギヤ１１４との相対位置の誤差要因とし
て、オフセット量方向と組み付け距離方向と軸角方向と
が選択され、ピニオンギヤ１０９とリングギヤ１１４と
の間で動力の伝達がおこなわれる際に、各方向における
各ギヤの歯同士の相対位置の変化に影響を与える第１の
影響係数ないし第４の影響係数と、ピニオンギヤ１０９
とリングギヤ１１４との間で動力の伝達がおこなわれる
際に発生し、かつ、各方向における各ギヤの歯同士の相
対位置の変化量との内積の和が概略零になるように、ピ
ニオンギヤ１０９またはリングギヤ１１４のうちの少な
くとも一方、あるいは、軸受１０８，１１３、デフキャ
リヤ１０２のうち、少なくとも一方の諸元が設定されて
いる。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】この発明は、第１の回転中心
軸を備えた第１のギヤと、第２の回転中心軸を備え、か
つ、第１のギヤに噛合する第２のギヤとを有する歯車伝
動装置に関するものである。

【０００２】

【従来の技術】車両や各種の産業機械などに用いられて
いる歯車伝動装置は複数のギヤを有し、各ギヤに形成さ
れた歯同士が噛み合わきれた状態で、複数のギヤ同士が
相対的に位置決めされている。そして、各ギヤの歯同士
の噛み合いにより、各ギヤ同士の間で動力の伝達がおこ
なわれる。このような動力の伝達時、言い換えれば負荷
時には、各ギヤの歯同士の噛み合い抵抗により反力（い
わゆる噛合い反力）が生じる。すると、この反力により
各ギヤ同士の相対位置が変化する現象、いわゆるミスア
ライメントが発生する。その結果、各ギヤの歯同士の噛
み合い状態が不適当な状態となり、各ギヤの耐久性の低
下やギヤノイズの発生を招く可能性がある。

【０００３】これに対して、各ギヤの歯同士の噛み合い
状態が不適当な状態となることを防ぐために、２つの方
法が考えられる。第１の方法は、各ギヤを支持する支持
装置の構成を変更することであり、具体的には、各ギヤ
が収納されるギヤボックスの肉厚を増加したり、ギヤの
支持部を補強するためのリブの強度や肉厚の設定を変更
することなどがおこなわれる。この第１の方法によれ
ば、支持装置の剛性が高められるため、負荷時に発生す
るミスアライメントが低減される。したがって、動力伝
達時に噛み合い状態が不適当な状態となることが抑制さ
れ、ギヤの耐久性の低下を防いだり、あるいは、ギヤノ
イズの発生を低減することができる。

【０００４】これに対して、第２の方法は、各ギヤ自体
の諸元を変更することであり、例えば、各ギヤの歯同士
の相対的な形状に対して、丸みを与えたり（いわゆる歯
面修整）することがおこなわれる。この第２の方法によ
れば、負荷時にミスアライメントが発生しても、各ギヤ
の歯面同士の接触部位が歯面端部に寄ることがない。し
たがって、各歯同士の噛み合い状態が不適当な状態とな
ることが抑制され、ギヤの耐久性の低下を防いだり、あ
るいは、ギヤノイズの発生を低減することができるとさ
れている。この第２の方法に相当する歯面修正方法の一
例が、特開平８−１９７３３２号公報に記載されてい
る。

【０００５】

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上記の
ような第１の方法を選択した場合は、ギヤボックスの肉
厚の増加や補強リブの設計変更により、歯車伝動装置全
体の大重量化および大型化を招く可能性がある。また、
第２の方法を選択して歯面修整をおこなった場合につい
て述べる。この場合は、例えば、高負荷域、つまり、ミ
スアライメントが大きい際に、各ギヤの歯の相対的な丸
みを大きくすることで、噛み合わされる歯同士の接触部
位が歯面の端部に寄りにくくなり、不適当な噛合い状態
となることが抑制されるが、歯面の丸みは、各ギヤの回
転が一定速度でおこなわれることを妨げることとなり、
低負荷域では各歯が反ってしまい、ギヤノイズを悪化さ
せる要因と成り得る。したがって、第２の方法では、耐
久性とギヤノイズとを両立させることが困難である。

【０００６】この発明は上記事情を背景としてなされた
もので、第１のギヤと第２のギヤとの間で動力の伝達が
おこなわれてミスアライメントが発生した場合でも、ギ
ヤの耐久性を向上し、かつ、ギヤノイズを抑制すること
のできる歯車伝動装置を提供することを目的としてい
る。

【０００７】

【課題を解決するための手段およびその作用】上記の目
的を達成するため請求項１の発明は、第１の回転中心軸
を備えた第１のギヤと、この第１のギヤに噛合され、か
つ、第２の回転中心軸を備えた第２のギヤとを有する歯
車伝動装置において、前記第１のギヤと前記第２のギヤ
との間で動力の伝達がおこなわれて、ギヤ同士の噛み合
い反力により各ギヤ同士の相対位置の変化が発生した場
合に、各ギヤの歯面同士の相対的な形状変化が抑制され
るように、前記第１のギヤまたは前記第２のギヤの少な
くとも一方に対応する歯車諸元、または前記第１のギヤ
または前記第２のギヤのうちの少なくとも一方を支持す
る支持装置の諸元のうち、少なくとも一方の諸元が設定
されていることを特徴とするものである。

【０００８】請求項１の発明によれば、第１のギヤと第
２のギヤとの間で動力の伝達がおこなわれる際に、ギヤ
同士の噛合い反力によるミスアライメントが発生して
も、相互に噛み合わされている歯の歯面同士の相対的な
形状変化が抑制され、設計的に求められている歯面同士
の噛み合い状態が維持される。

【０００９】請求項２の発明は、第１の回転中心軸を備
えたピニオンギヤと、第２の回転中心軸を備えたリング
ギヤとを有し、前記第１の回転中心軸および前記第２の
回転中心軸と平行な平面内で、この第１の回転中心軸と
第２の回転中心軸とにより所定の軸角を設定した状態で
前記ピニオンギヤと前記リングギヤとが噛合されている
歯車伝動装置において、前記ピニオンギヤと前記リング
ギヤとの相対位置の誤差要因として、前記第１の回転中
心軸と前記第２の中心軸との軸間距離に対応する第１の
方向と、前記第１の回転中心軸方向における前記ピニオ
ンギヤと前記リングギヤとの相対位置に対応する第２の
方向と、前記第２の回転中心軸方向における前記ピニオ
ンギヤと前記リングギヤとの相対位置に対応する第３の
方向と、前記軸角の設定方向に対応する第４の方向とが
選択され、前記ピニオンギヤと前記リングギヤとの間で
動力の伝達がおこなわれる際に、前記第１の方向ないし
第４の方向における各ギヤの歯同士の相対位置の変化に
影響を与える第１の影響係数ないし第４の影響係数と、
前記ピニオンギヤと前記リングギヤとの間で動力の伝達
がおこなわれる際に発生し、かつ、前記第１の方向ない
し前記第４の方向における各ギヤの歯同士の相対位置の
変化量との内積の和が概略零になるように、前記ピニオ
ンギヤまたは前記リングギヤのうちの少なくとも一方に
対応する歯車諸元、あるいは、前記ピニオンギヤまたは
前記リングギヤのうちの少なくとも一方を支持する支持
装置の諸元のうち、少なくとも一方の諸元が設定されて
いることを特徴とするものである。

【００１０】請求項２の発明によれば、第１のギヤと第
２のギヤとの間で動力の伝達がおこなわれる際に、噛合
い反力によるミスアライメントが発生しても、相互に噛
み合わされている歯の歯面同士の相対的な形状変化が抑
制され、設計的に求められている歯面同士の噛み合い状
態が維持される。

【００１１】また、ミスアライメントについては、軸間
距離に対応する第１の方向と、第１の回転中心軸方向に
おけるピニオンギヤとリングギヤとの相対位置に対応す
る第２の方向と、第２の回転中心軸方向におけるピニオ
ンギヤとリングギヤとの相対位置に対応する第３の方向
と、軸角の設定方向に対応する第４の方向において、各
方向のミスアライメント量の比率が同じであれば、各方
向のミスアライメント量の大きさが変化しても、相互に
噛み合わされている歯の歯面同士の相対的な形状変化が
抑制され、歯面同士の噛み合い状態が、設計的に求めら
れている状態に維持される。

【００１２】請求項３の発明は、ピニオンギヤの第１の
回転中心軸と、リングギヤの第２の回転中心軸とにより
所定の軸角が設定され、かつ、前記第１の回転中心軸と
前記第２の回転中心軸のとの間にオフセット量が設定さ
れた状態で、前記ピニオンギヤと前記リングギヤとが噛
合されている歯車伝動装置において、前記ピニオンギヤ
と前記リングギヤとの相対位置の誤差要因として、前記
オフセットに対応する第１の方向と、前記第１の回転中
心軸方向における前記ピニオンギヤと前記リングギヤと
の相対位置に対応する第２の方向と、前記第２の回転中
心軸方向における前記ピニオンギヤと前記リングギヤと
の相対位置に対応する第３の方向と、前記軸角に対応す
る第４の方向とが選択され、前記ピニオンギヤと前記リ
ングギヤとの間で動力の伝達がおこなわれる際に、前記
第１の方向ないし第４の方向における各ギヤの歯同士の
相対位置の変化に影響を与える第１の影響係数ないし第
４の影響係数が全て零になるように、前記ピニオンギヤ
および前記リングギヤの諸元が設定されていることを特
徴とするものである。

【００１３】請求項３の発明によれば、ピニオンギヤと
リングギヤとの間で動力の伝達がおこなわれる際に、噛
み合い反力によりどのようなミスアライメントが発生し
ても、相互に噛み合わされている歯の歯面同士の相対的
な形状変化が抑制され、歯面同士の噛み合い状態が、設
計的に求められている状態に維持される。

【００１４】請求項４の発明は、請求項２または３の構
成に加えて、前記各影響係数は、前記ピニオンギヤと前
記リングギヤの歯面中央点を基準とする歯面各部の接触
部位における相対的な形状変化に基づいて定まるもので
あることを特徴とするものである。

【００１５】請求項４の発明によれば、ピニオンギヤお
よびリングギヤの各歯面同士の接触部位が、歯面中央点
を基準として相対的に形状変化することが抑制され、請
求項２または３の発明と同様の作用が生じる。

【００１６】

【発明の実施の形態】つぎに、この発明を図に示す具体
例に基づいて説明する。図２は、この発明に係る歯車伝
動装置の一実施形態であるハイポイドギヤ装置を示すス
ケルトン図である。具体的には、ハイポイドギヤ装置を
適用した車両の最終減速機１０１が、図２に示されてい
る。この最終減速機１０１は、内部中空のデフキャリヤ
１０２を有し、デフキャリヤ１０２の側壁には、車両の
幅方向に沿って開口部１０３が貫通形成されている。ま
た、デフキャリヤ１０２の後方の開口部１０４を閉塞す
るキャリヤカバー１０５が設けられている。

【００１７】デフキャリヤ１０２の内部には、車両の前
後方向にドライブピニオンギヤシャフト１０６が設けら
れている。このドライブピニオンギヤシャフト１０６は
プロペラシャフト（図示せず）に連結されている。デフ
キャリヤ１０２の内面には保持部１０７が形成されてお
り、保持部１０７に固定された軸受１０８により、ドラ
イブピニオンギヤシャフト１０６が回転可能に保持され
ている。ドライブピニオンギヤシャフト１０６の後端に
はドライブピニオンギヤ１０９が形成されている。この
ように、デフキャリヤ２および保持部１０７ならびに軸
受１０８により、ドライブピニオンギヤ１０９が付置決
めされている。このドライブピニオンギヤ１０９は、各
歯１１０の歯すじが斜めに形成されたギヤ、具体的に
は、左ねじれのギヤである。

【００１８】また、デフキャリヤ１０２の内部にはデフ
ケース１１１が設けられており、デフケース１１１には
２つの軸孔１１２が形成されている。前記開口部１０３
の内周には軸受１１３がそれぞれ固定されているととも
に、この軸受１１３によりデフケース１１１が回転可能
に保持されている。デフケース１１１の外周にはリング
ギヤ１１４が形成されている。このように、デフケース
１１１および軸受１１３ならびにデフキャリヤ２によ
り、リングギヤ１１４が位置決めされている。このリン
グギヤ１１４は、各歯１１５の歯すしが斜めに形成され
たギヤ、具体的には、右ねじれのギヤである。

【００１９】上記のように構成されたドライブピニオン
ギヤ１０９とリングギヤ１１４とが相互に噛み合わされ
ているとともに、ドライブピニオンギヤ１０９とリング
ギヤ１１４とが、以下のように各種の方向において相対
的に位置決めされている。まず、ドライブピニオンギヤ
１０９の回転中心軸Ｊ１を含む平面（図示せず）と、リ
ングギヤ１１４の回転中心軸Ｊ２を含む平面（図示せ
ず）とが、相互に平行に設定されている。つまり、回転
中心軸Ｊ１と回転中心軸Ｊ２とは交差しておらず、回転
中心軸Ｊ１と回転中心軸Ｊ２との間に、所定量の軸間距
離、つまりオフセット１Ｅが設定されている。

【００２０】また、回転中心軸Ｊ２とピニオンギヤ１０
９の端面１１６との間には、回転中心軸Ｊ１と平行な方
向に沿って、第１の組み付け距離Ｐが設定されている。
ここで、端面１１６は、ドライブピニオンギヤ１０９に
おけるドライブピニオンシャフト１０６側の端面であ
り、かつ、回転中心軸Ｊ１と直交する面を意味してい
る。さらに、回転中心軸Ｊ１とリングギヤ１１４の背面
１１７との間には、回転中心軸Ｊ２方向と平行な方向に
沿って、第２の組み付け距離Ｇが設定されている。ここ
で、背面１１７とは、リングギヤ１１４における歯１１
５が形成されている面とは反対側の端面であり、かつ、
回転中心軸Ｊ２と直交する面を意味している。さらにま
た、回転中心軸Ｊ１および回転中心軸Ｊ２と平行な平面
（図示せず）内において、回転中心軸Ｊ１と回転中心軸
Ｊ２とにより所定角度の軸角Ｓが設定されている。この
軸角Ｓは、回転中心軸Ｊ１と回転中心軸Ｊ２とにより形
成される角度のうち、小さい方の角度である。

【００２１】一方、デフケース１１１の内部には、ピニ
オンシャフト１１８により回転可能に支持された２個の
ピニオンギヤ１１９が設けられている。また、デフケー
ス１１１の内部から軸孔１１２に亘って２本のアクスル
シャフト１２０が配置されている。各アクスルシャフト
１２０の対向端には、サイドギヤ１２１がそれぞれ形成
され、２個のサイドギヤ１２１と２個のピニオンギヤ１
１９とが相互に噛合されている。

【００２２】上記構成において、車両が前進する際に
は、プロペラシャフトのトルクがドライブピニオンシャ
フト１０６に伝達されて、図１においてドライブピニオ
ンギヤ１０９が矢印Ｆ１方向に回転するとともに、ドラ
イブピニオンギヤ１０９の歯面１２２とリングギヤ１１
４の歯面１２３とが接触し、ドライブピニオンギヤ１０
９のトルクがリングギヤ１１４に伝達される。この場
合、リングギヤ１１４は矢印Ｆ２方向に回転するととも
に、リングギヤ１１４のトルクは、デフケース１１１お
よびピニオンギヤ１１９ならびにサイドギヤ１２１を経
由してアクスルシャフト１２０に伝達される。

【００２３】ここで、ドライブピニオンギヤ１０９から
リングギヤ１１４に対してトルクが伝達されない時（つ
まり、無負荷時）と、ドライブピニオンギヤ１０９から
リングギヤ１１４に対してトルクが伝達される時（つま
り、負荷時）とについて、ドライブピニオンギヤ１０９
とリングギヤ１１４との相対位置関係を説明する。すな
わち、負荷時には、ハイポイドギヤの幾何学的特性に基
づいて、歯１１０と歯１１５との間に噛み合い反力が生
じる。そして、この反力により、ドライブピニオンギヤ
１０９およびリングギヤ１１４自体、またはドライブピ
ニオンギヤ１０９およびリングギヤ１１４を支持してい
る支持装置、例えば、軸受１０８，１１３、保持部１０
７、デフキャリヤ１０２などに弾性変形が生じる。

【００２４】すると、ドライブピニオンギヤ１０９とリ
ングギヤ１１４との相対位置の誤差、つまりミスアライ
メントが生じる。すると、歯面１２２と歯面１２３との
接触領域が、無負荷時と負荷時とでは異なることにな
る。その結果、歯面１２２と歯面１２３とで相対的な歯
面形状の変化（言い扱えれば歯面１２２と歯面１２３と
の接触点の移動）が生じたりするとともに、噛み合い状
態が変わることでギヤノイズが発生したり、各歯１１
０，１１５における応力が高まり、耐久性が低下したり
する。

【００２５】そこで、このようなハイポイドギヤ装置に
おけるミスアライメントの影響を抑制する構成を説明す
ることに先立ち、歯面１２２と歯面１２３との相対的な
歯面形状の変化に対するミスアライメントの影響につい
て、図３ないし図５を参照しながら説明する。図３は、
ドライブピニオンギヤ１０９とリングギヤ１１４との相
対位置関係を示す部分的な正面図、図４は、リングギヤ
１１４を概念的に示す全体的な正面図、図５は図４の底
面図である。

【００２６】まず、各ギヤの相対的な位置を表すミスア
ライメントは、オフセットＥの設定方向におけるオフセ
ット誤差ΔＥと、第１の組み付け距離方向の誤差ΔＰ
と、第２の組み付け距離方向の誤差ΔＧと、軸角方向の
誤差ΔＳとで表現できる。そして、歯面の法線Ｈ１に沿
った方向において、ミスアライメントによる相対形状の
変化１は、ミスアライメントが比較的微小な範囲であれ
ば、歯面上の任意な接触点における歯面に垂直なベクト
ルの方向余弦と、ミスアライメントの要因である各方向
の誤差とを乗じることにより求められる。

【００２７】ここで、上記法線Ｈ１は、リングギヤ１１
４の基礎円（図示せず）の半径を示す線分ｒに対して直
角に設定され、かつ、歯面の任意点Ｈ２を通過する線分
を意味している。また上記「余弦」は、ミスアライメン
トにより生じる歯面法線方向のベクトルを、任意点Ｈ２
を含む平面内で２次元方向に分解したものを意味してい
る。なお、ここで示す実施形態では、任意点Ｈ２を歯面
のほぼ中央に設定している。

【００２８】そして、以下の各式（１）ないし（４）に
より、誤差ΔＥないし誤差ΔＳによる歯面の相対形状の
変化量ＣＥｉないしＣＳｉを求めることができる。 ＣＥｉ＝nyｉΔＥ…（１） ＣＰｉ＝nxｉΔＰ…（２） ＣＧｉ＝nzｉΔＧ…（３） ＣＳｉ＝ＲｉΔＳ…（４） なお、上記式（１）ないし（４）において、ｉ＝１，
２，・・・９とする。

【００２９】上記の式（１）ないし（４）において、Ｃ
Ｅは、オフセット方向のミスアライメントによる歯面法
線方向の相対形状の変化１を意味しており、ＣＰは、第
１の組み付け距離方向のミスアライメントによる歯面法
線方向の相対形状の変化量を意味しており、ＣＧは、第
２の組み付け距離方向のミスアライメントによる歯面法
線方向の相対形状の変化量を示しており、ＣＳは、軸角
方向のミスアライメントによる歯面法線方向の相対形状
の変化量を示している。

【００３０】また、nxは、任意点Ｈ２における歯面法線
方向の単位ベクトルに対応するＸ軸方向の成分を示し、
nyは、任意点Ｈ２における歯面法線方向の単位ベクトル
に対応するＹ軸方向の成分を示し、nzは、任意点Ｈ２に
おける歯面法線方向の単位ベクトルに対応するＺ軸方向
の成分を示し、Ｒは、Ｘ軸とＹ軸との交点から法線Ｈ１
に向けて直角に設定した線分の長さを意味している。ま
た、各式において、ｉに置換される１，２，・・・９の
算用数字と、図６の誤差歯面Ｈ４上の各点（つまり各位
置）を示す算用数字とが、対応している。

【００３１】図６において、符号５は歯面中央点を示
し、位置１は小端部１０１Ａと歯先１２５との接続点を
示し、位置２は小端部１０１Ａの中央を示し、位置３
は、小端部１０１Ａと相手歯車の歯先が接触する歯元１
２４との接続点を示し、位置４は歯先１２５の中央を示
し、位置６は、相手歯車の歯先が接触する歯元１２４の
中央を示し、位置７は、歯先１２５と大端部１０２Ａと
の接続点を示し、位置９は、相手歯車の歯先が接触する
歯元１２４と大端部１０２Ａとの接続点を示している。
さらに、各相対形状の変化量ＣＥないしＣＳは、歯面中
央５を基準とする形状変化量ＳＥないしＳＳとして次の
ように定められる。

【００３２】 ＳＥｉ＝（ＣＥｉ／ｒｉ−ＣＥ５／ｒ５）ｒｉ ＳＰｉ＝（ＣＰｉ／ｒｉ−ＣＰ５／ｒ５）ｒｉ ＳＧｉ＝（ＣＧｉ／ｒｉ−ＣＧ５／ｒ５）ｒｉ ＳＳｉ＝（ＣＳｉ／ｒｉ−ＣＳ５／ｒ５）ｒｉ

【００３３】つぎに、上記のミスアライメントにより、
歯面全体がどのように形状変化するのかを説明する。図
７に示すようにして、歯面法線方向の相対形状の変化量
を縦軸とした断面、具体的には、歯面１２３における歯
すじ方向のほぼ中央と、歯面１２３の小端部（リングギ
ヤ１１４の内周側の端部）１０１Ａ側と、歯面１２３の
大端部（リングギヤ１１４の外局側の端部）１０２Ａ側
と、歯面１２３の歯形方向のほぼ中央の断面とにおける
相対形状の変化は、式（５）のように表すことができ
る。

【００３４】

【数１】

【００３５】まず、式（５）の右辺の項目について説明
すれば、Δαは圧力角誤差を意味し、Δβはねじれ角誤
差を意味し、ΔＰは歯形丸み誤差を意味し、ΔＣはクラ
ウニング誤差を意味し、ΔＢはバイアス誤差を意味して
いる。ここで、各種の誤差について説明する。図８に
は、理論歯面Ｈ３と修正歯面Ｈ４とが示されている。理
論歯面Ｈ３は、リングギヤ１１４とドライブピニオンギ
ヤ１０９とが等速で噛み合う歯面を意味しており、修正
歯面Ｈ４は、理論歯面Ｈ３に対して、故意に修正（つま
り、リングギヤ１１４とドライブピニオンギヤ１０９と
に所定の相対速度）を与えた歯面、つまり、設計的に求
められる歯面を意味している。

【００３６】また図９には、修正歯面Ｈ４と誤差歯面Ｈ
５とが示されている。誤差歯面Ｈ５とは、修正歯面Ｈ４
が、製造工程における各ギヤの加工誤差や、各ギヤ同士
の組付け位置の誤差により、リングギヤ１１４の歯面と
ドライブピニオンギヤ１０９の歯面とで相対的に誤差を
生じた歯面を意味している。なお、この実施形態におけ
る“誤差”とは、設計的に求められる歯面が、動力伝達
時の各ギヤ同士の噛合い反力によるミスアライメントに
より、相対的に歯面形状が変化した状態を意味してい
る。

【００３７】図１０は、修正歯面Ｈ４と誤差歯面Ｈ５と
の対応関係を示す概念的に示す斜視図、図１１は、図１
０のＸ−Ｘ線における断面図、図１２は、図１０のXI−
XI線における断面図である。この実施形態において、圧
力角誤差Δαおよぴねじれ角誤差Δβは、いわゆる角度
の誤差を意味するものではなく、歯面の傾きに相当する
ものである。つまり、圧力角誤差Δαは、図１１に示す
ように、法線方向において、端点Ｋ１の高さと端点Ｋ２
の高さとの差を意味している。また、ねじれ角誤差Δβ
は、図１２に示すように、法線方向において、端点Ｋ３
の高さと端点Ｋ４の高さとの差を意味している。

【００３８】また、歯形丸み誤差ΔＰは、図１１に示す
ように、法線方向における歯面中央点Ｋ５の高さから、
歯面の傾きによる高さの増減分を差し引いた値を意味し
ている。さらに、クラウニング誤差ΔＣは、図１２に示
すように、法線方向における歯面中央点Ｋ５の高さか
ら、歯面の傾きによる高さの増減分を差し引いた値を意
味している。なお、バイアス誤差ΔBは、図１０のXII
−XII 線の断面における圧力角誤差Δαと、図１０のXI
II−XIII線の断面における圧力角誤差Δαとの差により
表される歯面のねじれ量を意味している。

【００３９】つぎに、前記式（５）の左辺の項目につい
て説明すれば、Ａ１は、圧力角誤差Δαに対するオフセ
ット方向の影響係数であり、Ａ２は、圧力角誤差Δαに
対する第１の組み付け距離方向の影響係数であり、Ａ３
は、圧力角誤差Δαに対する第２の組み付け距離方向の
影響係数であり、Ａ４は、圧力角誤差Δαに対する軸角
方向の影響係数である。

【００４０】また、Ａ５は、ねじれ角誤差Δβに対する
オフセット方向の影響係数であり、Ａ６は、ねじれ角誤
差Δβに対する第１の組み付け距離方向の影響係数であ
り、Ａ７は、ねじれ角誤差Δβに対する第２の組み付け
距離方向の影響係数であり、Ａ８は、ねじれ角誤差Δβ
に対する軸角方向の影響係数である。

【００４１】さらに、Ａ９は、歯形丸み誤差ΔＰに対す
るオフセット方向の影響係数であり、Ａ１０は、歯形丸
み誤差ΔＰに対する第１の組み付け距離方向の影響係数
であり、Ａ１１は、歯形丸み誤差ΔＰに期する第２の組
み付け距離方向の影響係数であり、Ａ１２は、歯形丸み
誤差ΔＰに対する軸角方向の影響係数である。

【００４２】さらに、Ａ１３は、クラウニング誤差ΔＣ
に対するオフセット方向の影響係数であり、Ａ１４は、
クラウニング誤差ΔＣに対する第１の組み付け距離方向
の影響係数であり、Ａ１５は、クラウニング誤差ΔＣに
対する第２の組み付け距離方向の影響係数であり、Ａ１
６は、クラウニング誤差ΔＣに対する軸角方向の影響係
数である。

【００４３】さらに、Ａ１７は、バイアス誤差ΔＢに対
するオフセット方向の影響係数であり、Ａ１８は、バイ
アス誤差ΔＢに対する第１の組み付け距離方向の影響係
数であり、Ａ１９は、バイアス誤差ΔＢに対する第２の
組み付け距離方向の影響係数であり、Ａ２０は、バイア
ス誤差ΔＢに対する軸角方向の影響係数である。

【００４４】上記各影響係数のうち、圧力角誤差Δαに
対する各影響係数は、 Ａ１＝ＳＥ４−ＳＥ６ Ａ２＝ＳＰ４−ＳＰ６ Ａ３＝ＳＧ４−ＳＧ６ Ａ４＝ＳＳ４−ＳＳ６ として求められる。

【００４５】また、ねじれ角誤差Δβに対する各影響係
数は、 Ａ５＝ＳＥ８−ＳＥ２ Ａ６＝ＳＰ８−ＳＰ２ Ａ７＝ＳＧ８−ＳＧ２ Ａ８＝ＳＳ８−ＳＳ２ として求められる。

【００４６】また、歯形丸み誤差ΔＰに付する各影響係
数は、 Ａ９ ＝−（ＳＥ４−ＳＥ６）／２ Ａ１０＝−（ＳＥ４−ＳＰ６）／２ Ａ１１＝−（ＳＧ４−ＳＧ６）／２ Ａ１２＝−（ＳＳ４−ＳＧ６）／２ として求められる。

【００４７】また、クラウニング誤差ΔＣに対する各影
響係数は、 Ａ１３＝−（ＳＥ８−ＳＥ２）／２ Ａ１４＝−（ＳＰ８−ＳＰ２）／２ Ａ１５＝−（ＳＧ８−ＳＧ２）／２ Ａ１６＝−（ＳＳ８−ＳＳ２）／２ として求められる。

【００４８】さらに、バイアス誤差ΔBに対する各影響
係数は、 Ａ１７＝（ＳＥ３−ＳＥ１）＋（ＳＥ７−ＳＥ９） Ａ１８＝（ＳＰ３−ＳＰ１）＋（ＳＰ７−ＳＰ９） Ａ１９＝（ＳＧ３−ＳＧ１）＋（ＳＧ７−ＳＧ９） Ａ２０＝（ＳＳ３−ＳＳ１）＋（ＳＳ７−ＳＳ９） として求められる。

【００４９】ところで、本発明者らは、図１に示すハイ
ポイドギヤ装置を用い、トルクの伝達時における各ギヤ
の強度と各歯面誤差との関係を解析したところ、図１３
ないし図１７に示すような結果が得られた。これらの図
には、圧力角誤差Δαまたはねじれ角誤差Δβまたは歯
形丸み誤差ΔＰまたはクラウニング誤差ΔＣまたはバイ
アス誤差ΔBの変化と、リングギヤ１１４の歯元１２４
側の曲げ応力との関係が示されている。

【００５０】そして、各誤差について、誤差の変化と歯
面の接触領域との関係が、図１８に示されている。ほぼ
長方形の枠（線で囲まれた領域）が歯面を示しており、
この歯面の内部に示された影の部分（べた塗り部分）が
接触領域を示している。図１８において、歯形丸み誤差
ΔＰ、バイアス誤差ΔＢ、、ねじれ角誤差Δβ、圧力角
誤差Δαについては、各誤差が概略零の場合に相当する
歯面が、図１８の中央に示され、各誤差が正の値の場合
に相当する歯面が図１８の右側に示され、各誤差が負の
値の場合に相当する歯面が図１８の左側に示されてい
る。また、クラウニング誤差ΔＣについては、誤差が概
略零の場合に相当する歯面が左側に示され、右側に移行
するにともない誤差が多い歯面が示されている。図１８
に示す歯面において、各歯面の左右方向が歯すじ方向に
相当し、各歯面の上下方向が歯たけ方向（図７の歯元１
２４から歯先１２５に至る方向）に相当する。

【００５１】図１３ないし図１８図の事項からは、Δα
＝０またはΔβ＝０のいずれかの状態に設定すること、
あるいは、Δα＝Δβ＝０の状態に設定することによ
り、歯元１２４側における曲げ応力を低減することがで
きることが分かる。しかし、接触応力を低減するために
は、各歯面誤差の項目同士の優劣を決めることは困難で
ある。このため、全ての項目が概略零となるように、各
ギヤの諸元、または各ギヤの支持装置の諸元を設定する
ことにより、各種の誤差を低減することができる。

【００５２】つまり、 Ａ１ ・ΔＥ＋Ａ２ ・ΔＰ＋Ａ３ ・ΔＧ＋Ａ４ ・ΔＳ＝０ …（６） Ａ５ ・ΔＥ＋Ａ６ ・ΔＰ＋Ａ７ ・ΔＧ＋Ａ８ ・ΔＳ＝０ …（７） Ａ９ ・ΔＥ＋Ａ１０・ΔＰ＋Ａ１１・ΔＧ＋Ａ１２・ΔＳ＝０ …（８） Ａ１３・ΔＥ＋Ａ１４・ΔＰ＋Ａ１５・ΔＧ＋Ａ１６・ΔＳ＝０ …（９） Ａ１７・ΔＥ＋Ａ１８・ΔＰ＋Ａ１９・ΔＧ＋Ａ２０・ΔＳ＝０ …（１０） となるように設定すること、言い換えれば、各影響係数
と各誤差との内積の和が、概略零となるように、各ギヤ
の諸元または支持装置の諸元を設定することにより、ト
ルクの伝達時において、歯面１２２および歯面１２３の
形状変化を実質的に解消することができる。

【００５３】また、各方向のミスアライメント量の比率
が同じであれば、各方向のアライメント量の大きさが変
化しても相互に噛み合わされている歯の歯面同士の相対
的な形状変化が抑制され、設計的に求められている歯面
同士の噛み合い状態が維持される。ただし、未知数４個
（ΔＥ、ΔＰ、ΔＧ、ΔＳ）に対して、５つの式がある
ため、実際の各ギヤの諸元の設計に際しては、歯面誤差
のうちの１項目を無視するか、それぞれの誤差の項目が
概略零になるように決定するかが、状況に応じて選択さ
れる。

【００５４】また、各影響係数が、 Ａ１ ＝Ａ２ ＝Ａ３ ＝Ａ４ ＝０ Ａ５ ＝Ａ６ ＝Ａ７ ＝Ａ８ ＝０ Ａ９ ＝Ａ１０＝Ａ１１＝Ａ１２＝０ Ａ１３＝Ａ１４＝Ａ１５＝Ａ１６＝０ Ａ１７＝Ａ１８＝Ａ１９＝Ａ２０＝０ となるように、各ギヤの諸元を設定しておけば、トルク
の伝達時に歯面１２２と歯面１２３とが、同様の形態に
より形状変化する、つまり、相似的に形状変化するた
め、歯面同士の噛み合い点（接触点）を所期の状態に維
持することができる。

【００５５】ここで、ギヤの諸元としては、歯すじの曲
線、歯すじの曲率、歯形の曲線、歯形の曲率、歯数、歯
だけ、歯幅、頂げきなどが例示される。また、支持装置
の諸元としては、デフキャリヤ１０２自体の形状、構
造、材質、またはデフキャリァ１０２の内部の保持部１
０７やデフキャリヤ１０２の外部に設けられる補強リブ
（図示せず）の形状、位置、あるいは軸受１０８，１１
３の形状、種類、構造、材質などが例示される。

【００５６】以上のように、この実施形態によれば、ド
ライブピニオンギヤ１０９とリングギヤ１１４との間で
動力（トルク）の伝達がおこなわれる際に、ミスアライ
メントが発生しても、歯面１２２、１２３同士が、その
ほぼ中央で、かつ、比較的広範囲に亘って接触する。し
たがって、ギヤノイズが低減され、かつ、各ギヤ１０
９，１１４の耐久性を向上させることができる。

【００５７】この実施形態の構成とこの発明の構成との
対応関係を説明する。すなわち、ドライブピニオンギヤ
１０９がこの発明の第１のギヤおよびピニオンギヤに相
当し、リングギヤ１１４がこの発明の第２のギヤに相当
し、回転中心軸Ｊ１がこの発明の第１の回転中心軸に相
当し、回転中心軸Ｊ２がこの発明の第２の回転中心軸に
相当し、オフセットがこの発明の軸間距離に相当し、オ
フセット１Ｅに対応する方向がこの発明の第１の方向に
相当し、第１の組み付け距離Ｐに対応する方向がこの発
明の第２の方向に相当し、第２の組み付け距離Ｇに対応
する方向がこの発明の第３の方向に相当し、軸角Ｓに対
応する方向がこの発明の第４の方向に相当する。

【００５８】また、軸受１０８，１１３および保持部１
０７ならびにデフキャリヤ１０２がこの発明の支持装置
に相当する。この実施形態は、ハイポイドギヤ装置の他
に、第１の回転中心軸と第２の回転中心軸とが同一の平
面内に配置され、かつ、交差している（つまり、第１の
回転中心軸と第２の回転中心軸とにオフセットが設定さ
れていない）構成の歯車伝動装置、つまり、曲がり歯か
さ歯車装置に対しても適用することができる。また、こ
の実施形態は、ハイポイドギヤ装置、曲がりかさ歯車装
置以外の歯車装置、例えば平歯車装置、はす歯歯車装
置、すぐ歯かさ歯車装置、やまば歯車装置などに対して
も適用することができる。

【００５９】

【発明の効果】以上説明したように請求項１の発明によ
れば、第１のギヤと第２のギヤとの間で動力の伝達がお
こなわれる際に、噛合い反力によるミスアライメントが
発生しても、相互に噛み合わされている歯の歯面同士の
相対的な形状変化が抑制され、設計的に求められている
歯面同士の噛み合い状態が維持される。したがって、接
触状態の変化に起因するギヤノイズの悪化、および各ギ
ヤの耐久性の低下を抑制することができる。

【００６０】請求項２の発明によれば、ピニオンギヤと
リングギヤとの間で動力の伝達がおこなわれる際に、相
互に噛み合わされている歯の歯面同士の形状変化が抑制
され、設計的に求められている歯面目土の噛み合い状態
が維持される。したがって、接触状態の変化に起因する
ギヤノイズの悪化、および各ギヤの耐久性の低下を抑制
することができる。

【００６１】請求項３の発明によれば、ピニオンギヤと
リングギヤとの間で動力の伝達がおこなわれる際に、相
互に噛み合わされている歯の歯面同士が同様の形態で変
形する、つまり、相似時に変形するため、歯面同士の噛
み合い点が所期の状態に維持される。したがって、接触
状態の変化に起因するギヤノイズの悪化、および各ギヤ
の耐久性の低下を抑制することができる。

【００６２】請求項４の発明によれば、各ギヤ同士の歯
面中央点を基準とする対称点の相対形状の変化が抑制さ
れることにより、請求項２または請求項３の発明と同様
の効果を得られる。

【図面の簡単な説明】

【図１】 この発明に係るハイポイドギヤ装置の斜視図
である。

【図２】 図１のハイポイドギヤ装置を有する最終減速
機の構成を示すスケルトン図である。

【図３】 図１のハイポイドギヤ装置を略示的に示すも
のであり、部分的な正面図である。

【図４】 図１のハイポイドギヤ装置を略示的に示すも
のであり、全体的な正面図である。

【図５】 図１のハイポイドギヤ装置の略示的に示すも
のであり、全体的な底面図である。

【図６】 修正歯面と誤差歯面との関係を示す概念的な
斜視図である。

【図７】 図１のリングギヤの歯を示す斜視図である。

【図８】 理論歯面と修正歯面との関係を示す概念的な
側面図である。

【図９】 修正歯面と誤差歯面との関係を示す概念的な
側面図である。

【図１０】 修正歯面と誤差歯面との関係を示す概念的
な斜視図である。

【図１１】 修正歯面と誤差歯面との関係を示す概念的
な断面図である。

【図１２】 修正歯面と誤差歯面との関係を示す概念的
な断面図である。

【図１３】 圧力角誤差と応力との関係を示す線図であ
る。

【図１４】 ねじれ角誤差と応力との関係を示す線図で
ある。

【図１５】 歯形丸み誤差と応力との関係を示す線図で
ある。

【図１６】 クラウニング誤差と応力との関係を示す線
図である。

【図１７】 バイアス誤差と応力との関係を示す線図で
ある。

【図１８】 各誤差の変化と、歯面同士の接触位置との
関係を示す図である。

【符号の説明】

１０２…デフキャリヤ、 １０７…保持部、 １０８，
１１３…軸受、 １０９…ピニオンギヤ、 １１４…リ
ングギヤ、 Ｅ…オフセット量、 Ｊ１，Ｊ２…回転中
心軸、 Ｓ…軸角、 Ｇ…第２の組み付け距離、 Ｐ…
第１の組み付け距離。

Claims (4)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 第１の回転中心軸を備えた第１のギヤ
   と、この第１のギヤに噛合され、かつ、第２の回転中心
   軸を備えた第２のギヤとを有する歯車伝動装置におい
   て、 前記第１のギヤと前記第２のギヤとの間で動力の伝達が
   おこなわれて、ギヤ同士の噛み合い反力により各ギヤ同
   士の相対位置の変化が発生した場合に、各ギヤの歯面同
   士の相対的な形状変化が抑制されるように、前記第１の
   ギヤまたは前記第２のギヤの少なくとも一方に対応する
   歯車諸元、または前記第１のギヤまたは前記第２のギヤ
   のうちの少なくとも一方を支持する支持装置の諸元のう
   ち、少なくとも一方の諸元が設定されていることを特徴
   とする歯車伝動装置。
2. 【請求項２】 第１の回転中心軸を備えたピニオンギヤ
   と、第２の回転中心軸を備えたリングギヤとを有し、前
   記第１の回転中心軸および前記第２の回転中心軸と平行
   な平面内で、この第１の回転中心軸と第２の回転中心軸
   とにより所定の軸角を設定した状態で前記ピニオンギヤ
   と前記リングギヤとが噛合されている歯車伝動装置にお
   いて、 前記ピニオンギヤと前記リングギヤとの相対位置の誤差
   要因として、前記第１の回転中心軸と前記第２の中心軸
   との軸間距離に対応する第１の方向と、前記第１の回転
   中心軸方向における前記ピニオンギヤと前記リングギヤ
   との相対位置に対応する第２の方向と、前記第２の回転
   中心軸方向における前記ピニオンギヤと前記リングギヤ
   との相対位置に対応する第３の方向と、前記軸角の設定
   方向に対応する第４の方向とが選択され、 前記ピニオンギヤと前記リングギヤとの間で動力の伝達
   がおこなわれる際に、前記第１の方向ないし第４の方向
   における各ギヤの歯同士の相対位置の変化に影響を与え
   る第１の影響係数ないし第４の影響係数と、 前記ピニオンギヤと前記リングギヤとの間で動力の伝達
   がおこなわれる際に発生し、かつ、前記第１の方向ない
   し前記第４の方向における各ギヤの歯同士の相対位置の
   変化量との内積の和が概略零になるように、前記ピニオ
   ンギヤまたは前記リングギヤのうちの少なくとも一方に
   対応する歯車諸元、あるいは、前記ピニオンギヤまたは
   前記リングギヤのうちの少なくとも一方を支持する支持
   装置の諸元のうち、少なくとも一方の諸元が設定されて
   いることを特徴とする歯車伝動装置。
3. 【請求項３】 ピニオンギヤの第１の回転中心軸と、リ
   ングギヤの第２の回転中心軸とにより所定の軸角が設定
   され、かつ、前記第１の回転中心軸と前記第２の回転中
   心軸のとの間にオフセット量が設定された状態で、前記
   ピニオンギヤと前記リングギヤとが噛合されている歯車
   伝動装置において、 前記ピニオンギヤと前記リングギヤとの相対位置の誤差
   要因として、前記オフセットに対応する第１の方向と、
   前記第１の回転中心軸方向における前記ピニオンギヤと
   前記リングギヤとの相対位置に対応する第２の方向と、
   前記第２の回転中心軸方向における前記ピニオンギヤと
   前記リングギヤとの相対位置に対応する第３の方向と、
   前記軸角に対応する第４の方向とが選択され、 前記ピニオンギヤと前記リングギヤとの間で動力の伝達
   がおこなわれる際に、前記第１の方向ないし第４の方向
   における各ギヤの歯同士の相対位置の変化に影響を与え
   る第１の影響係数ないし第４の影響係数が全て零になる
   ように、前記ピニオンギヤおよび前記リングギヤの諸元
   が設定されていることを特徴とする歯車伝動装置。
4. 【請求項４】 前記各影響係数は、前記ピニオンギヤと
   前記リングギヤの歯面中央点を基準とする歯面各部の接
   触部位における相対的な形状変化に基づいて定まるもの
   であることを特徴とする請求項２または請求項３に記載
   の歯車伝動装置。