JP2009216153A

JP2009216153A - 歯車

Info

Publication number: JP2009216153A
Application number: JP2008059470A
Authority: JP
Inventors: Takayuki Abe; 隆行阿部
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2008-03-10
Filing date: 2008-03-10
Publication date: 2009-09-24

Abstract

【課題】歯部の内径側の２ｎ箇所（ｎは２以上の整数である。）にスポーク部を有する歯車において、構造を複雑化することなくギヤノイズ、振動の低減を可能とした歯車を提供する。
【解決手段】歯部６の内径側の４箇所に周方向に等間隔をおいてスポーク部３が設けられた歯車１において、直線上に並ぶ何れか一対のスポーク部３Ａの軸線と一致する第１の中心線Ｐ１回りの面外曲げ剛性と、第１の中心線Ｐ１に直交する第２の中心線Ｐ２回りの面外曲げ剛性とを相違させる。
【選択図】図１

Description

本発明は、歯の内径側にスポーク部を有する歯車に関し、特に、そのような歯車のギヤノイズの低減を図る技術に関する。

歯車にとっては、歯面が正確なインボリュート歯形を形成していることが理想的である。しかし、歯車の歯面は、熱処理などで正確なインボリュート歯形に対して誤差を含むものとなっている。このような歯面の誤差によって、ノイズ、振動の原因となる噛合い伝達誤差が生じる。噛合い伝達誤差は、互いに噛み合う一対の歯車の回転誤差であり、例えば駆動側歯車を一定速度で回転させた場合に、その駆動側歯車の回転に対する従動側歯車の進み遅れ量で表すことができる。

従来より、歯車のギヤノイズ、振動を抑制する技術として種々のものが提案されている（例えば、特許文献１，２参照。）。

特許文献１に開示されている歯車は、歯車のリムの両側に周方向に等間隔をおいて弾性支持部を複数設け、各弾性支持部にそれぞれ重錘部を設けたものである。この歯車では、弾性支持部のばね定数および重錘部の質量を適値に設定することで、歯車の特定回転数域におけるギヤノイズ、振動が抑制される。

また、特許文献２に開示されている歯車は、歯車のディスク部にスリット形状の貫通穴を設け、ギヤの動的剛性を低下させることで、歯部のコンプライアンスを変化させ、ギヤノイズ、振動を抑制するというものである。

ところで、近年、自動車等の車両の軽量化に伴い、動力伝達系に使用される歯車の軽量化が図られている。歯車を軽量化するために、例えば、歯部の内径側にスポーク部が設けられた歯車が採用される。

なお、非特許文献１には、歯車の噛合い点のコンプライアンスを大きくすることがギヤノイズを低減する有効な手法である旨の記載がある。
特開平１０−２８１２５９号公報特開２００６−２６６４９５号公報有松正夫、河上哲也、「ベルトＣＶＴのギヤノイズ低減技術」、社団法人自動車技術会、１９９７年１０月、学術講演会前刷集９７６、ｐ．３５９−３６２

ところが、特許文献１に開示されている歯車によれば、歯車のリムの両側に弾性支持部および重錘部が設けられるため、構造が複雑になるという問題がある。

また、特許文献２に開示されている歯車では、単に歯車のディスク部に貫通穴を設けて歯部のコンプライアンスを変化させているに過ぎず、元々歯部の内径側に貫通穴を有する歯車に対しては、ギヤノイズ、振動の低減を図る有効な手段とはならない。

本発明は、上記問題点に鑑みて創案されたものであり、歯部の内径側にスポーク部を有する歯車、特に、スポーク部が２ｎ箇所（ｎは２以上の整数である。）に設けられた歯車において、構造を複雑化することなくギヤノイズ、振動の低減を可能とした歯車を提供することを目的とする。

上述の課題を解決するための手段として、本発明の歯車は、以下のように構成されている。すなわち、本発明の歯車は、歯部の内径側の２ｎ箇所（ｎは２以上の整数である。）に周方向に等間隔をおいてスポーク部が設けられた歯車において、直線上に並ぶ何れか一対のスポーク部の軸線と一致する第１の中心線回りの面外曲げ剛性と、前記第１の中心線に直交する第２の中心線回りの面外曲げ剛性とが相違していることを特徴としている。

かかる構成を備える歯車によれば、第１の中心線を節とした１次の面外曲げ振動の共振周波数と第２の中心線を節とした１次の面外曲げ振動の共振周波数との重複が回避され、１次の面外曲げ振動の共振周波数と２次の面外曲げ振動の共振周波数との間に発生する噛合い点コンプライアンスのボトム値が底上げされる。その結果、本発明の歯車の噛合い点発生力の最高値が抑制され、ひいてはギヤノイズ、振動の低下が図られる。なお、第１の中心線回りの面外曲げ剛性と、前記第１の中心線に直交する第２の中心線回りの面外曲げ剛性とを相違させることは、簡易な構造で実現することが可能である。

また、本発明の歯車は、以下のように構成されていてもよい。すなわち、本発明の歯車は、上記構成において、前記第１の中心線回りの面外曲げ剛性と前記第２の中心線回りの面外曲げ剛性との相違は、各一対のスポーク部の面外曲げ剛性を相違させることによって成されていることを特徴としている。

スポーク部の面外曲げ剛性は、歯車全体の面外曲げ剛性を大きく左右するので、スポーク部の面外曲げ剛性を設定することにより、効率的に第１の中心線回りの面外曲げ剛性と第２の中心線回りの面外曲げ剛性との相違を実現することができる。

本発明に係る歯車によれば、歯部の内径側の２ｎ箇所（ｎは２以上の整数である。）に周方向に等間隔をおいてスポーク部が設けられた歯車において、第１の中心線を節とした１次の面外曲げ振動の共振周波数と第２の中心線を節とした１次の面外曲げ振動の共振周波数との重複が回避され、１次の面外曲げ振動の共振周波数と２次の面外曲げ振動の共振周波数との間に発生する噛合い点コンプライアンスのボトム値が底上げされる。その結果、噛合い点発生力の最高値が抑制され、ひいてはギヤノイズ、振動の低減が図られる。

以下、本発明の実施の形態に係る歯車について図面を参照して説明する。図１は、本発明の実施の形態に係る歯車１の正面図であり、図２は図１のＡ−Ａ断面図、図３は図１のＢ−Ｂ断面図である。

歯車１は、図示しないシャフトが挿通固定されるボス部２、このボス部２から遠心方向へ延設された円板部４、この円板部４に形成されたスポーク部３、これらスポーク部３、円板部４の遠心側端部に固設された環状のリム部５、このリム部５の外径側に周方向に等間隔をおいて設けられた所要枚数の歯からなる歯部６などを備えている。

スポーク部３は、歯部６の内径側の２ｎ箇所において周方向に等間隔をおいて設けられている。ここで等間隔とは、スポーク部３の軸線３Ｐ同士の周方向間隔が等しいことを意味する。上記ｎは２以上の整数であり、図面に例示する歯車１ではｎ＝１である。この歯車１では、円板部４において周方向に略等間隔に穴７が形成されており、スポーク部３は、周方向に２つの穴７，７で挟まれた領域で形成されている。

歯車１においては、ボス部２を介して直線上に並ぶ一対のスポーク部３、３の軸線３Ｐに一致する第１の中心線Ｐ１回りの面外曲げ剛性と、第１の中心線Ｐ１に直交する第２の中心線Ｐ２回りの面外曲げ剛性とが相違している。上記第１および第２の中心線Ｐ１，Ｐ２は、歯車１の回転中心を通る直線である。

図１〜図３に示すように、この歯車１は、第１の中心線Ｐ１上にある一対のスポーク部３Ａ、３Ａの肉厚を、第２の中心線Ｐ２上にある一対のスポーク部３Ｂ，３Ｂの肉厚より厚くしている。このため、一対のスポーク部３Ａ，３Ａとその他の一対のスポーク部３Ｂ，３Ｂとの面外曲げ剛性とが相違し、その結果、第１の中心線Ｐ１回りの面外曲げ剛性と、第２の中心線Ｐ２回りの面外曲げ剛性とが相違している。

なお、本実施の形態においては、第１の中心線Ｐ１上にある一対のスポーク部３Ａ、３Ａとボス部２との間の部分８Ａ（以下「スポーク求心側部」ともいう。）の肉厚も、第２の中心線Ｐ２上にあるスポーク求心側部８Ｂの肉厚より厚くなっており、これにより、第１の中心線Ｐ１回りの面外曲げ剛性と、第２の中心線Ｐ２回りの面外曲げ剛性との差の増大が更に図られている。

図１に示すように、歯車１は、他の歯車１０と噛合うことで動力の伝達を行う。互いに噛合う歯車１，１０が、例えば、自動車等の車両のトランスミッションに使用されている場合、まず、歯車１，１０が互いに噛合いつつ回転することで噛合い伝達誤差が発生する。この噛合い伝達誤差が起振源となり、その噛合い伝達誤差により発生する起振力（以下「噛合い点発生力」ともいう。）がボス部２に挿通固定されるシャフト、シャフトの軸受を介してトランスミッションケースを加振する。そして、トランスミッションケースの膜振動を励起して放射音として車体を透過して空気伝播音として車室内へ伝達される。また、トランスミッションケースの振動はエンジンマウントブラケット、ドライブシャフト等により固体伝播音として車室内へ伝達される。このようなギヤノイズを低減するためには、噛合い点発生力を低減させればよい。噛合い点発生力は、噛合い伝達誤差と噛合い点コンプライアンスを用いて次のように表される。

すなわち、噛合い伝達誤差をδＴＥ［ｍ］、噛合い点コンプライアンスをＨｍｅｓｈ［ｍ／Ｎ］とすると、発生する噛合い点発生力Ｆｍｅｓｈ［Ｎ］は、Ｆｍｅｓｈ＝δＴＥ／Ｈｍｅｓｈとなる。

ここで、噛合い点コンプライアンスＨｍｅｓｈは、周波数応答関数であり、歯車１および歯車１０が固定されるシャフト、シャフトの軸受等の剛性にも左右される。但し、本発明は、歯車１単体によりギヤノイズ、振動の低減を図ることを目的としているため、歯車１以外の部分による上記コンプライアンスへの影響については無視するものとする。

噛合い点発生力Ｆｍｅｓｈを低減するためには、噛合い点コンプライアンスＨｍｅｓｈを大きくすることが有効である。また、噛合い点発生力Ｆｍｅｓｈは駆動側歯車と従動側歯車の噛合い点コンプライアンスの和に支配される。したがって、噛合い点発生力Ｆｍｅｓｈを低減するためには、駆動側歯車、従動側歯車のいずれかの噛合い点コンプライアンスを増加させればよい（社団法人自動車技術会学術講演会前刷集９７６１９９７−１０の「ベルトＣＶＴのギヤノイズ低減技術」を参照。）。

図４に、歯車１および従来の歯車の噛合い点コンプライアンスの周波数特性を示す。図４の縦軸は噛合い点コンプライアンスの対数値（２０ｌｏｇ₁₀Ｈｍｅｓｈ）を、横軸は周波数（Ｈｚ）を示している。なお、噛合い伝達誤差δＴＥは定数（例えば「１」）としている。

図４中の曲線Ｓ１は、歯車１の噛合い点コンプライアンスの周波数特性を示し、曲線Ｓ２は、図６に示す、従来の歯車２０の噛合い点コンプライアンスの周波数特性を示している。上記従来の歯車２０は、第１の中心線Ｐ１上にある一対のスポーク部２３Ａ，２３Ａおよびスポーク求心側部２８Ａ，２８Ａの肉厚と、第２の中心線Ｐ２上にある一対のスポーク部２３Ｂ，２３Ｂおよびスポーク求心側部２８Ｂ，２８Ｂの肉厚とが一致している。このため、歯車２０の第１の中心線Ｐ１回りの面外曲げ剛性と、第２の中心線Ｐ２回りの面外曲げ剛性とは一致している。なお、本発明の実施の形態に係る歯車１と従来の歯車２０とは、スポーク部およびスポーク求心側部の肉厚以外の部分では、同じ構造をしている。図４の曲線Ｓ１，Ｓ２にて示される歯車１，２０の噛合い点コンプライアンスの周波数特性は、主に、スポーク部３，２３をバネ、歯部６，６およびリム部５，５を質量、噛合い点の変位方向を噛合い点での作用線方向（歯当たり方向）としてＦＥＭ（有限要素法）を用いて求めることができる。

曲線Ｓ２に表れているように、従来の歯車２０の噛合い点コンプライアンスは、周波数Ｈ１およびＨ２でピークとなっている。これらは従来の歯車２０の面外曲げ振動の共振周波数であり、周波数Ｈ１は、歯車２０の第１の中心線Ｐ１を節とした１次の面外曲げ振動（第１の中心線Ｐ１回りの１次の面外曲げ振動）の共振周波数である。また、周波数Ｈ１は、歯車２０の第２の中心線Ｐ２を節とした１次の面外曲げ振動（第２の中心線Ｐ２回りの１次の面外曲げ振動）の共振周波数でもある。つまり、周波数Ｈ１では、第１の中心線Ｐ１を節とした１次の面外曲げ振動の共振と、第２の中心線Ｐ２を節とした１次の面外曲げ振動の共振とが同時に発生する。周波数Ｈ２は、第１の中心線Ｐ１および第２の中心線Ｐ２の双方を節とした２次の面外曲げ振動（第１および第２の中心線Ｐ１，Ｐ２回りの２次の面外曲げ振動）の共振周波数である。

また、曲線Ｓ２において周波数Ｈ１と周波数Ｈ２との間の周波数Ｈ３では、従来の歯車２０の噛合い点コンプライアンスのボトムが形成されている。

一方、曲線Ｓ１に表れているように、歯車１の噛合い点コンプライアンスは、周波数Ｈ１Ａ、Ｈ１ＢおよびＨ２Ａでピークを形成している。これらは何れも歯車１の面外曲げ振動の共振周波数であり、周波数Ｈ１Ａは、歯車１の第１の中心線Ｐ１を節とした１次の面外曲げ振動（第１の中心線Ｐ１回りの１次の面外曲げ振動）の共振周波数である。周波数Ｈ１Ｂは、歯車１の第２の中心線Ｐ２を節とした１次の面外曲げ振動（第２の中心線Ｐ２回りの１次の面外曲げ振動）の共振周波数である。

つまり、歯車１では、第１の中心線Ｐ１を節とした１次の面外曲げ振動の共振周波数と第２の中心線Ｐ２を節とした１次の面外曲げ振動の共振周波数とが相違している。これは、共振周波数に影響する面外曲げ剛性を第１の中心線Ｐ１回りと、第２の中心線Ｐ２回りとで相違させたことによるものである。

このように、歯車１では、第１の中心線Ｐ１を節とした１次の面外曲げ振動の共振周波数と第２の中心線Ｐ２を節とした１次の面外曲げ振動の共振周波数との重複を回避することにより、従来の歯車２０に係る曲線Ｓ２の周波数Ｈ３に形成されていたボトムが、歯車１に係る曲線Ｓ１の周波数Ｈ３Ａ、Ｈ３Ｂの２つのボトムに分かれ、なお且つ、周波数Ｈ３Ａ、Ｈ３Ｂにおける歯車１の噛合い点コンプライアンスは、周波数Ｈ３における従来の歯車２０の噛合い点コンプライアンスよりも高くなる。

図５は、歯車１と従来の歯車２０との噛合い点発生力Ｆｍｅｓｈを表している。縦軸は噛合い点発生力の対数値（２０ｌｏｇ₁₀Ｆｍｅｓｈ）を、横軸は周波数（Ｈｚ）を示している。なお、噛合い伝達誤差δＴＥは定数（例えば「１」）としている。

噛合い点発生力Ｆｍｅｓｈは、コンプライアンスＨｍｅｓｈの逆数で表されることから、コンプライアンスＨｍｅｓｈが高くなると噛合い点発生力Ｆｍｅｓｈは低くなり、コンプライアンスＨｍｅｓｈが低くなると噛合い点発生力Ｆｍｅｓｈは高くなる。

一般に噛合い点発生力Ｆｍｅｓｈが低下すると、ギヤノイズも低下する。このことから、歯車１によるギヤノイズの最高値は、従来の歯車２０と比較して低減される。

以上の説明から明らかなように、歯車１の第１の中心線Ｐ１回りの面外曲げ剛性と第２の中心線Ｐ２回りの面外曲げ剛性との相違量は、噛合い点コンプライアンスＨｍｅｓｈのボトム値ができるだけ高くなるように（噛合い点発生力Ｆｍｅｓｈのピーク値ができるだけ低くなるように）設定することが望ましく、そう設定することでギヤノイズの最大値を抑制することができる。勿論、歯車１の常用回転数がある場合は、常用回転数（常用周波数）の範囲内で上記設定を考慮すればよい。

［他の実施形態］
本発明は、歯部の内径側の２ｎ箇所に周方向に等間隔をおいてスポーク部が設けられた歯車において、第１の中心線回りの面外曲げ剛性と第２の中心線回りの面外曲げ剛性とを相違させることにより、噛合い点発生力の低減を図るものである。したがって、第１の中心線回りの面外曲げ剛性と第２の中心線回りの面外曲げ剛性とを相違させるための構造は、既述したような、スポーク部等の肉厚に差異を設けたものに限定されない。

例えば、図７に示す歯車１Ａのように、第１の中心線Ｐ１上ある一対のスポーク部３Ｃ、３Ｃの周方向幅Ｒ１と第２の中心線Ｐ２上にある一対のスポーク部３Ｄ、３Ｄの周方向幅Ｒ２とを相違させ、そうすることによって、第１の中心線Ｐ１回りの面外曲げ剛性と第２の中心線Ｐ２回りの面外曲げ剛性とを相違させてもよい。

本発明は、歯の内径側の２ｎ箇所に周方向に等間隔をおいてスポーク部が設けられた歯車に適用可能である。

本発明の実施の形態に係る歯車の正面図である。図１のＡ−Ａ断面図である。図１のＢ−Ｂ断面図である。本発明の実施の形態に係る歯車および従来の歯車の噛合い点コンプライアンスの周波数特性を示したグラフである。本発明の実施の形態に係る歯車および従来の歯車の噛合い点発生力を示したグラフである。従来の歯車の正面図である。本発明の他の実施の形態に係る歯車の正面図である。

符号の説明

１歯車
３スポーク部
３Ａ，３Ｂスポーク部
３Ｃ，３Ｄスポーク部
６歯部
Ｐ１第１の中心線
Ｐ２第２の中心線

Claims

歯部の内径側の２ｎ箇所（ｎは２以上の整数である。）に周方向に等間隔をおいてスポーク部が設けられた歯車において、
直線上に並ぶ何れか一対のスポーク部の軸線と一致する第１の中心線回りの面外曲げ剛性と、前記第１の中心線に直交する第２の中心線回りの面外曲げ剛性とが相違していることを特徴とする歯車。
請求項１に記載の歯車において、
前記第１の中心線回りの面外曲げ剛性と前記第２の中心線回りの面外曲げ剛性との相違は、各一対のスポーク部の面外曲げ剛性を相違させることによって成されていることを特徴とする歯車。