JP2006189105A - 歯車箱 - Google Patents

Abstract

【課題】歯車箱の形状の工夫と剛性の強化対策とを有機的に融合させ、最小限の重量増大で大きな騒音の低減効果を得ることのできる歯車箱を得る。
【解決手段】第１軸孔１０２Ａと第２軸孔１０４Ａを備えた歯車箱１００において、第１軸孔１０２Ａ及び第２軸孔１０４Ａから、該軸孔１０２Ａ、１０４Ａの半径方向Ｘに沿って第１、第２制振体１１０Ａ、１１２Ａが歯車箱１００と一体的に形成され、且つ該第１、第２制振体１１０Ａ、１１２Ａの形成幅Ｗ１、Ｗ２が、当該軸孔の軸孔径Ｄ１、Ｄ２の少なくとも１／４以上確保され、又、形成高さＨ１、Ｈ２が軸孔径Ｄ１、Ｄ２の少なくとも１／６以上確保されるようにする。
【選択図】図１

Description

本発明は、減速機等の歯車箱に関する。

例えば工場内の産業設備を駆動するための動力伝達系には、従来、さまざまな減速機が使用されている。減速機は、一般に特定の構造の歯車伝達機構を所定の歯車箱の中に備える。歯車伝達機構は、歯車同士が噛合することにより、歯面同士の衝突及びトルク伝達時の微少変形等に起因して歯数、回転速度等に応じた周期的振動が起こり、いわゆる噛合音が発生する。この噛合音の中心周波数と、減速機の各部材、特に歯車箱の固有振動数とが同等又は整数倍に近い関係となると、いわゆる共振現象が発生し、騒音が一段と増大する。

近年、工場等における作業環境の向上指向を反映して、これらの減速機等の発生する騒音の低減が大きな課題となっている。

歯車箱は、減速機中の他の部材に対して大きく、また、その壁面が振動を増幅させ易いため、減速機全体で発生する騒音に対して極めて大きな影響を及ぼしている。

このような点に鑑み、例えば特許文献１においては、歯車箱の壁面の肉厚部を中高とする構成を提案している。

特開昭５０−１２５１５９号公報

しかしながら、この種の騒音に対する従来の対策は、歯車箱の「剛性強化」の概念をベースとしており、必ずしも効果的な騒音低減効果が得られているというわけではなかったというのが実情である。

歯車箱には、入力軸と出力軸とが同軸に配置されているタイプと、入力軸と出力軸とが非同軸とされているタイプとがある。このうち、特に、入力軸と出力軸とが同軸に配置されていないタイプの歯車箱にあっては、軸孔の数が多くなる上に、この部分にそれぞれ起振源となる軸が配置されるため、各軸の起振力が歯車箱全体に伝わって一層共鳴し易くなる、という問題があった。

本発明は、このような従来の問題を解消するためになされたものであって、歯車箱の形状の工夫と剛性の強化対策とを有機的に融合させ、最小限の重量増大で大きな騒音の低減効果を得ることのできる歯車箱を提供することをその課題としている。

本発明は、軸孔を少なくとも３個以上備えた歯車箱において、前記軸孔のうち、少なくとも１個の軸孔から、該軸孔の半径方向に沿って制振体が形成され、且つ該制振体は、その形成幅が、当該軸孔の軸孔径の少なくとも１／４以上で、且つその形成高さが、最も高い部分で当該軸孔径の少なくとも１／６以上となる大きさが確保されている構成を採用することにより、上記課題を解決した。

歯車箱の剛性は振動・騒音の発生と極めて密接な関係があり、騒音を低減するためには該歯車箱を構成する部材の剛性を向上させる必要がある。しかしながら、単純な（一般的に用いられる）剛性強化は重量の増大を伴うため、場合によっては歯車箱の固有振動数の低下を誘引し、必ずしも騒音低減に寄与するわけではない。この観点に立脚し、本発明では、形状的、質量的な面に配慮することにより、特に歯車箱の固有振動数に着目し、最も騒音低減に寄与し得る対応策を提案する。

本発明では、歯車箱の軸孔から、該軸孔の半径方向に沿って制振体が形成される。制振体を軸孔の半径方向に形成するようにしたのは、種々の実験の結果、この形成の仕方が小質量で大きな制振効果が得られることが確認されたためである。ここで、この制振体の形成幅（半径方向と直角の方向の長さ）は、当該軸孔の軸孔径の少なくとも１／４以上確保される。形成高さは最も厚い部分が軸孔径の少なくとも１／６以上となるように確保する。この形状は、剛性強化としての一般的なリブの形状と大きさの概念を大きく逸脱するものである。

この構成が騒音低減に有効な理由はいくつかあると考えられるが、その一つとして推察できるのは、この構成が歯車箱の固有振動数を容易に２ｋＨｚ以上にまで高めることができるメカニズムを持っているためと考えられる。歯車箱の固有振動数が２ｋＨｚ以上にまで高められると、様々な観点から騒音低減の効果が極めて顕著に現れるようになる。この点については後に詳述する。

なお、制振体の形成幅を軸孔径の１／４以上、形成高さを同１／６以上に確保することにより、多くの場合歯車箱の固有振動数を２ｋＨｚ以上に構成することができるが、逆の見方をした場合には、歯車箱の大きさや形状によっては、歯車箱の固有振動数を２ｋＨｚ以上とするのに、必ずしも制振体の大きさをこの大きさにまで幅広とする必要がない場合もある。この場合は、歯車箱の固有振動数が２ｋＨｚ以上に確保される限り、必ずしもこの大きさとする必要はない。

さらには、歯車箱の固有振動数は、歯車箱自体の外形形状とも密接な関係を持っており、当該歯車箱の大半（少なくとも半分以上）の外形形状を軸と同心の形状に形成することにより、制振体の大きさをそれほど大きくしなくても、固有振動数を２ｋＨｚ以上に確保できるようになる。また、制振体の大きさを同一とした場合には、より高い固有振動数とすることができる。

請求項各項に記載された構成は、その全てが揃ったときに最も相乗的な効果が得られるが、本発明は、必ずしも常にその全てを揃える必要はなく、それぞれに相応の相乗効果が得られる。

歯車箱の形状の工夫と剛性の強化対策とを有機的に融合させ、最小限の重量増大で大きな騒音の低減効果を得ることのできる歯車箱を提供できる。

以下図面に基づいて本発明の実施形態の一例を詳細に説明する。

図１は、本実施形態の一例に係る歯車箱１００を前面斜め上から見た斜視図、図２は、同じく後面斜め上から見た斜視図である。また、図３は、該歯車箱１００の平面図、図４は、図３の矢印IV−IVに沿う断面図、図５〜図１０は、それぞれ図４の矢印Ｖ−Ｖ〜矢印Ｘ−Ｘから見た断面図又は側面図である。

各図から明らかなように、この歯車箱１００は、センタラインＣに対して対称である。歯車箱１００は、その正面１００Ａ及び背面１００Ｂに中間軸（図示略）が挿通されるべき一対の第１軸孔１０２（１０２Ａ及び１０２Ｂ）と、出力軸（図示略）が挿通されるべき一対の第２軸孔１０４（１０４Ａ及び１０４Ｂ）を備える。第１軸孔１０２と第２軸孔１０４は、挿通されるべき中間軸と出力軸が平行となるように（非同軸に）配置されている。

また、歯車箱１００は、さらに、第３軸孔１０６を歯車箱１００の側面１００Ｃに備え、図示せぬ入力軸が貫通するように設計されている。入力軸から中間軸への動力伝達は、ベベルギヤ（直交歯車：図示略）を介して行われる。結局、この歯車箱１００には、計５個の軸孔１０２Ａ、１０２Ｂ、１０４Ａ、１０４Ｂ、１０６が形成されていることになる。

一対の第１軸孔１０２（１０２Ａ及び１０２Ｂ）からは、それぞれの半径方向Ｘ（図の上方）に沿って第１制振体１１０（１１０Ａ及び１１０Ｂ）が歯車箱と一体に形成されている。また、一対の第２軸孔１０４（１０４Ａ及び１０４Ｂ）からは、それぞれの半径方向Ｘ（図の上方）に沿って第２制振体１１２（１１２Ａ及び１１２Ｂ）が歯車箱と一体に形成されている。

また、第１、第２制振体１１０、１１２の形成高さＨ１、Ｈ２（軸方向の高さあるいは厚さ）は、この実施形態では共に６０ｍｍである。第１、第２制振体１１０、１１２の軸孔側は対応する軸孔１０２、１０４の前端１２０（１２０Ａ、１２０Ｂ）、１２２（１２２Ａ、１２２Ｂ）と面一とされている。即ち、それぞれの軸孔１０２、１０４は、高さＨ１（Ｈ２）の軸方向長さを有し、各軸孔１０２、１０４の前端１２０（１２０Ａ、１２０Ｂ）、１２２（１２２Ａ、１２２Ｂ）は、歯車収容部の軸方向端面１００Ｇよりも軸方向外側に張り出している。

第１、第２制振体１１０、１１２は、半径方向に沿って第１軸孔１０２及び第２軸孔１０４から遠ざかるほどその形成高さがＨ１、Ｈ２から直線的に小さくなるように形成されている。即ち、図６及び図８の断面図から明らかなように、第１、第２制振体１１０、１１２は軸と平行な鉛直断面形状がほぼ３角形に近い形状とされている。これは高い剛性を維持したまま軽量化を図り、歯車箱１００の固有振動数を高めるための配慮である。

この実施形態では、第１、第２制振体１１０、１１２の形成幅（半径方向Ｘと直角の方向の幅）Ｗ１、Ｗ２は、Ｗ１は１３０ｍｍ、Ｗ２は７０ｍｍである。又、第１軸孔１０２の軸孔径Ｄ１は２００ｍｍ、第２軸孔１０４Ａ、１０４Ｂの軸孔径Ｄ２は１５０ｍｍであるため、この実施形態における（形成幅／軸孔径）Ｗ１／Ｄ１は０.６５、Ｗ２／Ｄ２は０.４７である。共に１／４を大きく上回る値であり、軸周りを剛性的に補強するための「リブ」或いは「補強体」としては、異例と言える広いものである。

また第１、第２制振体１１０、１１２の形成高さＨ１、Ｈ２は、６０ｍｍであるため、軸孔径Ｄ１、Ｄ２との比はそれぞれＨ１／Ｄ１＝０.３、Ｈ２／Ｄ２＝０.４である。共に、１／８を大きく上回っている。

なお、この実施形態の場合、歯車箱１００の一般面の厚さｗは、１０ｍｍであり、Ｈ１，Ｈ２は６０ｍｍであるため、ほぼ６倍である。この軸方向高さＨ１、Ｈ２は一般面の厚さｗの５倍以上とするのが好ましい。

歯車箱１００は、全体がほぼ直方体とされているが、図４から明らかなように、据付のためのフランジ部１３０Ａ、１３０Ｂ、１３０Ｃ等を除いて、その外形の大半が、出力軸、中間軸とそれぞれＲ１、Ｒ２隔てた同心の形状に形成されている。

次にこの歯車箱１００の作用を説明する。

歯車箱１００における最も大きな騒音発生源は、当該歯車箱１００に搭載されている歯車同士の「噛合音」である。例えば、軸の回転速度が１８００ｒｐｍ、該軸に搭載されている歯車の歯数が１４だとすれば、噛合時に毎秒、（１４×１８００）／６０＝４２０回の歯面同士の衝突があることになり、４２０Ｈｚを中心とした周波数の噛合騒音が発生する。この噛合騒音は当該歯車が組み込まれた軸（及び軸受）を介して歯車箱１００に伝達される。したがって、歯車箱１００の軸周りの剛性を高めるのは、基本的に「騒音低減の観点」で有効である。

軸周りの剛性を高めるためには、Ａ）歯車箱１００の当該軸の周辺部に高剛性の素材を配置する、Ｂ）歯車箱１００の当該軸の周辺部にリブを配置する等の構成が考えられる。しかしながら、Ａ）の軸の周辺部に高剛性の素材を配置する構成は、コスト高になること及び製造のステップが増大すること等の欠点が存在する割には、（強度的なメリットは得られても）騒音低減の効果はそれほど期待できない。Ｂ）の軸の周辺部にリブを配置する構成の場合、一般的には、当該「リブ」は、材料力学的な合理性から、通常、歯車箱１００の一般面での肉厚ｗと同程度の幅に設定される。しかし、このタイプの幅狭な「リブ」はやはり、騒音低減の効果はそれほど期待できないことが確認されている。

これに対し、この実施形態においては、第１、第２制振体１１０、１１２の形成幅ｗ１、ｗ２は、当該軸孔１０２、１０４の軸孔径Ｄ１、Ｄ２の優に１／３以上の大きさが確保されており、又、形成高さＨ１、Ｈ２も軸孔径Ｄ１、Ｄ２の１／４以上の大きさが確保されている。この形状は、もはや「剛性強化としてのリブ」という概念を逸脱するものであるが、この構成により騒音低減に大きな効果が得られる。

推察するに、これには歯車箱１００の固有振動数の上昇が影響していると考えられる。固有振動数は剛性が高く、且つ軽量である程高くなる傾向がある。前述したように、この構成により歯車箱１００の固有振動数を容易に２ｋＨｚ以上にまで高めることができる。これは、実験によって確認されている。歯車箱１００の固有振動数が２ｋＨｚ以上にまで高められると、歯車箱１００はその全体の慣性質量の関係から大きな振幅で振動することが事実上できなくなり、振動（発音）レベル自体が必然的に低下せざるを得ない。

一方、噛合騒音は、例えば前記例で言えば、４２０Ｈｚを１次とし、８４０Ｈｚ、１，２６０Ｈｚ、１，６８０Ｈｚ… にそれぞれ２次、３次、４次… の高次成分が現れる。高次成分は３次以上になると極端にそのレベルが低くなる傾向がある。そのため、例えば歯車箱１００の固有振動数が例えば２ｋＨｚ程度にまで高められた場合、（多少１次の周波数がばらついても）噛合騒音の３次、あるいは４次以上の高次成分とで共振が発生することになり、共振レベルは極めて低くなることになる。

また、人間の耳には周波数的に数百Ｈｚから１ｋＨｚ程度の高さの音が最も聞こえ易いため、固有振動数が高められることにより、騒音として感じにくくなるという現象も起きることもその一因と解される。

更に、この実施形態に係る歯車箱１００は、一般的な箱状の形状と異なり、その外形の大半が、出力軸、中間軸とそれぞれＲ１、Ｒ２を隔てた同心の形状に形成されている。そのため、歯車箱１００の両側面１００Ｃ、１００Ｄ、上下面１００Ｅ、１００Ｆにおける振動抑制効果が大きく働き、第１、第２制振体１１０、１１２の存在と相まってそれほど厚い肉厚（ｗ）としなくても、特に低い周波数での振幅がより困難になって固有振動数が上がる傾向となったと考えられる。

また、第１軸孔１０２及び第２軸孔１０４の双方に第１、第２制振体１１０、１１２がそれぞれ形成され、該第１軸孔１０２及び第２軸孔１０４の双方のそれぞれの周辺部の一部同士が、連続的に合体しているため、軸周りの剛性は一層強化されている。

更に、第１、第２制振体１１０、１１２は、断面が三角形状とされ、剛性を低下させることなく、軽量化できている。

これらの構成が相乗して固有振動数の上昇に寄与したと推察される。

本発明に係る制振体は、（勿論複数形成されていても良いが）１個でも大きな騒音低減効果を有する。また歯車箱と一体であるから部品点数が増大することもなく、製造コストが大きく増大することもない。

なお、制振体の形成幅を軸孔径の１／４以上、形成高さを同１／６以上の大きさとすることにより、多くの場合歯車箱の固有振動数を２ｋＨｚ以上に高めることができるが、逆の見方をした場合には、歯車箱の大きさや形状によっては、歯車箱の固有振動数を２ｋＨｚ以上とするのに、必ずしも制振体の大きさをここまで大きくする必要がない場合もある。この場合は、歯車箱の固有振動数が２ｋＨｚ以上に確保される限り、必ずしもこの大きさとする必要はなく、且つ、相応の騒音低減効果が得られる。

また、この実施形態のように、当該歯車箱の大半（少なくとも半分以上）の外形形状を軸と同心の形状に形成した場合にも、制振体の大きさをそれほど大きくとらなくても、固有振動数を２ｋＨｚ以上に確保できるようになることがあり、また、制振体の大きさを同一とした場合には、より高い固有振動数とすることができることも確認されている。

本発明は、最も小さな軸孔径が７０ｍｍ以上であるような比較的大型の歯車箱に適用したときに特に顕著な騒音低減効果が得られるが、これより小型の歯車箱にも適用できる。

また、本発明は、必ずしも常に上記実施形態のその全て構成を揃える必要はなく、揃えた範囲でそれぞれに相応の相乗効果が得られる。

減速機、増速機、直交歯車等の方向変換機構等の歯車箱に適用できる。特に産業用として広く用いられている、軸孔径が７０ｍｍ以上あるような比較的大型の歯車箱に適用すると顕著な騒音低減効果が得られる。

本発明の実施形態の一例に係る歯車箱を前面斜め上から見た斜視図 同歯車箱を後面斜め上から見た斜視図 同歯車箱の平面図 同歯車箱の図３の矢示ＩＩＩ−ＩＩＩ線に沿う断面図 図４の矢示Ｖ−Ｖ線に沿う断面図 図４の矢示ＶＩ−ＶＩ線に沿う断面図 図４の矢示ＶＩＩ−ＶＩＩ線に沿う断面図 図４の矢示ＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線に沿う断面図 図４の矢示ＩＸ−ＩＸ線に沿う断面図 図４の矢示Ｘ−Ｘ線に沿う断面図

符号の説明

１００…歯車箱
１０２（１０２Ａ及び１０２Ｂ）…第１軸孔
１０４（１０４Ａ及び１０４Ｂ）…第２軸孔
１０６…第３軸孔
１１０（１１０Ａ及び１１０Ｂ）…第１制振体
１１２（１１２Ａ及び１１２Ｂ）…第２制振体
１２０（１２０Ａ及び１２０Ｂ）…第１軸孔の前端
１２２（１２２Ａ及び１２２Ｂ）…第２軸孔の前端
Ｘ…半径方向
Ｗ１、Ｗ２…形成幅
Ｈ１、Ｈ２…形成高さ
Ｄ１、Ｄ２…軸孔径

Claims (6)

1. 軸孔を少なくとも３個以上備えた歯車箱において、
   前記軸孔のうち、少なくとも１個の軸孔から、該軸孔の半径方向に沿って制振体が形成され、且つ
   該制振体は、その形成幅が、当該軸孔の軸孔径の少なくとも１／４以上で、且つ
   その形成高さが、最も高い部分で当該軸孔径の少なくとも１／６以上となる大きさが確保されている
   ことを特徴とする歯車箱。
2. 請求項１において、
   前記３個以上の軸孔のうち、最小径の軸孔径が７０ｍｍ以上である
   ことを特徴とする歯車箱。
3. 請求項１または２において、
   前記制振体の形成されている軸孔の前端が、当該歯車箱の歯車収容部の軸方向端面より軸方向外側に位置している
   ことを特徴とする歯車箱。
4. 請求項１〜３のいずれかにおいて、
   前記制振体が、前記半径方向に沿って当該軸孔から遠ざかるほど、その形成高さが小さくなるように形成されている
   ことを特徴とする歯車箱。
5. 軸孔を少なくとも３個以上備えた歯車箱において、
   前記軸孔のうち、少なくとも１個の軸孔から、該軸孔の半径方向に沿って制振体が形成され、且つ
   該制振体の形成幅が、当該歯車箱の固有振動数を２ｋＨｚ以上に維持し得る幅とされている
   ことを特徴とする歯車箱。
6. 軸孔を少なくとも３個以上備えた歯車箱において、
   前記軸孔のうち、少なくとも１個の軸孔から、該軸孔の半径方向に沿って制振体が形成され、且つ
   当該歯車箱の外形形状が、該歯車箱全体の少なくとも半分以上に亘って、前記３個以上の軸孔のうち少なくとも１個と同心の形状に形成されている
   ことを特徴とする歯車箱。

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