JP2014013055A - 歯車装置 - Google Patents

Abstract

【課題】歯車装置において、歯車に加わるスラスト力を低減し、歯車装置の損失を低減することである。
【解決手段】歯車装置は、互いに噛合する第１、第２、第３歯車２６，３４，３０を含む。第２歯車３４は、第１歯車２６及び第３歯車３０と噛合する。第２歯車３４において、コースト側歯面のねじれ角θ₁と、コースト側歯面とは反対側のドライブ側歯面のねじれ角θ₂との大きさを異ならせる。これによって、軸受挙動等により第２歯車３４に作用する第１スラスト力Ｆｂを、ねじれ角θ₁、θ₂の差による逆方向のスラスト力により相殺または低減し、上記課題の解決を図る。
【選択図】図１

Description

本発明は、３つ以上の歯車を含む歯車装置に関する。

従来から、エンジンまたはモータまたはそれらの両方を車両の駆動源として備える自動車等に使用される変速装置に、遊星歯車装置を使用することが考えられている。遊星歯車装置は、サンギヤと、サンギヤの周囲に噛合する複数のピニオンギヤと、サンギヤと同軸に配置されたリングギヤとを備える。また、複数のピニオンギヤはキャリアによりそれぞれ自転可能及びサンギヤの中心軸を中心とする公転可能に支持されている。単純なシングルプラネタリ型の遊星歯車装置の場合、複数のピニオンギヤはリングギヤの内歯に噛合している。この場合、歯車であるピニオンギヤは、例えばニードルローラ軸受（以下、単に「ニードル軸受」という場合がある。）により歯車軸であるピニオン軸の周囲に回転可能に支持される場合がある。

例えば、図１２は、特許文献１に記載された遊星歯車装置の従来構造の一部の断面図を示している。図１２の遊星歯車装置は、ピニオンギヤ１０の両側に配置される２つのキャリアプレート１２と、各キャリアプレート１２に支持固定され、ピニオンギヤ１０を支持するピニオン軸１４と、２つのキャリアプレート１２に圧入または鋳込みにより固着されたスラストリング１６とを備える。各スラストリング１６は、外径がピニオンギヤ１０の内径よりも小さく、かつ、ニードル軸受１８の中心径よりも大きい、焼入れ処理を施した鋼製である。また、遊星歯車装置では、ピニオンギヤ１０の端面をキャリアプレート１２に対してスラスト支持するスラストワッシャ２０が、スラストリング１６に圧入装着されている。複数のピニオンギヤ１０は、サンギヤ２２と、リングギヤに対応するインターナルギヤ２４とに噛合している。このような構造では、スラストリング１６がニードル軸受１８からのスラスト力を受けるので、ニードル軸受１８からの局部的な力は、ピニオンギヤ１０とキャリアプレート１２との間に介在されたスラストワッシャ２０には作用しない。このため、スラストワッシャ２０の耐摩耗性を向上できるとされている。

なお、本発明に関連する先行技術文献として、非特許文献１，２がある。非特許文献１には、ニードルローラ軸受のニードルのスキューによる摩擦とスラスト力との影響が記載されている。また、非特許文献１には、ニードルローラ軸受において、軸受を構成するニードルの軸に対する傾き角、すなわちスキュー角と、軸受接触荷重と、スラスト力との関係式が記載されている。

また、非特許文献１には、スキュー角が０から１°の範囲で変化し、スキュー角が大きくなるのに従って軸受に発生するスラスト力が直線的に増大することが記載されている。

非特許文献２には、ピニオンピッチ直径とピッチ線速度との変化に対応する歯車噛み合い効率を示す効率マップの図が記載されている。

特開平１０−１０３４１８号公報

曾田範宗、船橋甲一，「針状ころ軸受のころのスキューに基づく摩擦とスラストの基礎研究」，潤滑，Vol.16,No.3,1971,196-209頁 John J. Coy, Dennis P. Townsend and Erwin V. Zaretsky, 「Gearing」，NASA Reference Publication 1152, AVSCOM Technical Report 84-C-15,1985

従来から上記のような遊星歯車装置等の歯車装置において、歯車に加わるスラスト力を低減し、歯車装置の損失を低減することが望まれている。これに対して、上記の特許文献１に記載された従来技術では、スラストリング１６がニードル軸受１８からのスラスト力を受けることにより、スラストワッシャ２０の耐摩耗性の向上を狙っている。ただし、ニードルスキューにより発生したスラスト力をスラストリング１６が受けることになる。このため、歯車に加わるスラスト力を低減する必要があるという課題に対して、根本的解決とはなっていない。例えば、スラスト力を受けるスラストリング１６と歯車であるピニオンギヤ１０との間で摩擦による損失が発生し、その結果、各ギヤ２２，１０，２４間での回転伝達効率が悪化する可能性がある。また、スラストリング１６はスラスト力を受けるので、軸方向に対向する相手部材との間で摩耗が生じる可能性がある。このため、歯車に加わるスラスト力を低減することが望まれている。上記非特許文献１，２のいずれにもこのような課題を解決する手段は開示されていない。

本発明の目的は、歯車装置において、歯車に加わるスラスト力を低減し、歯車装置の損失を低減することである。

本発明に係る歯車装置は、それぞれはすば歯車である３つ以上の歯車を含み、少なくとも１つの前記歯車である中間歯車は、別の２つの前記歯車と噛合しており、前記各歯車は、互いに平行または同軸の３つの軸のうち、対応する前記軸の中心を中心とする回転可能に配置されており、前記中間歯車の前記コースト側歯面のねじれ角と前記ドライブ側歯面のねじれ角との大きさが互いに異なっていることを特徴とする歯車装置である。

上記構成によれば、歯車に加わるスラスト力を低減し、歯車装置の損失を低減することができる。すなわち、中間歯車は２つの別の歯車と噛合し、それぞれの歯車から互いに逆方向のスラスト力を受ける。また、中間歯車に軸受挙動等により第１スラスト力が加わる。これに対して、中間歯車のコースト側歯面とドライブ側歯面とのねじれ角の大きさに差異を持たせることで、相手歯車との噛み合いによりねじれ角の差に応じて第１スラスト力と逆方向の第２スラスト力を発生させ、第１スラスト力と相殺する等により歯車に加わるスラスト力を低減できる。

好ましくは、前記中間歯車は、対応する前記軸に、前記軸との間に設けられ複数の転動体を含む軸受により回転可能に支持されており、θ₁が前記コースト側歯面のねじれ角であり、ａがヘルツ接触理論における対応する前記軸と前記各転動体との接触幅の１／２であり、Ｐ_mがヘルツ接触理論における対応する前記軸と前記各転動体との平均接触圧力であり、Ｅｇが前記中間歯車の回転効率であり、ｋが２．５６×１０⁴ｋｇ／ｍｍ³である場合に、前記中間歯車の前記コースト側歯面と前記ドライブ側歯面とのねじれ角の差であるαは、βmin≦｜α｜≦βmaxを満たし、βminは、sinθ₁＝Ｅｇ×sin（θ₁＋βmin）を満たし、βmaxは、sinθ₁＋２ａｋ×sin１°／Ｐｍ＝Ｅｇ×sin(θ₁＋βmax)を満たし、Ｅｇは、０．９４≦Ｅｇ≦０．９９８を満たす。

上記構成によれば、中間歯車と、中間歯車と噛合する２つの歯車とを有する歯車装置において、通常の使用条件で、歯車に加わるスラスト力を低減または解消でき、歯車装置の損失を低減できる構成を、より有効に実現できる。

好ましくは、前記歯車であるサンギヤと、前記サンギヤの周囲に配置され、前記サンギヤと噛合するそれぞれ前記中間歯車である複数のピニオンギヤと、前記複数のピニオンギヤの外側に、前記サンギヤと同軸に配置され、前記複数のピニオンギヤと噛合する別の前記歯車であるリングギヤとを備え、前記複数のピニオンギヤは、第１キャリア及び第２キャリアに支持された前記軸である歯車軸に支持され、遊星歯車装置として使用される。

好ましくは、互いに同軸で軸方向にずれて配置される回転可能な前記歯車であるフロントサンギヤ及びリアサンギヤと、前記フロントサンギヤの周囲に配置され、前記フロントサンギヤと噛合するそれぞれ前記中間歯車である複数の第１ピニオンギヤと、前記リアサンギヤの周囲に配置され、前記リアサンギアと噛合するそれぞれ別の前記中間歯車である複数の第２ピニオンギヤと、前記複数の第２ピニオンギヤの周囲に配置され、前記複数の第２ピニオンギヤと噛合する別の前記歯車であるリングギヤとを備え、前記複数の第１ピニオンギヤは、それぞれ第１キャリア及び第２キャリアに支持された前記軸である第１歯車軸に支持されるとともに、前記第２ピニオンギヤと噛合しており、前記複数の第２ピニオンギヤは、それぞれ前記第１キャリア及び前記第２キャリアに支持された別の前記軸である第２歯車軸に支持され、ラビニヨ型遊星歯車装置として使用される。

本発明の歯車装置によれば、歯車に加わるスラスト力を低減し、歯車装置の損失を低減することができる。

本発明の第１実施形態の歯車装置を示す模式図である。 図１のＡ−Ａ断面図である。 図１の装置を構成する第２歯車の部分拡大斜視図である。 図１から第２歯車のみを取り出してコースト側、ドライブ側の両側の歯面のねじれ角の差を誇張して示す図である。 従来の歯車装置の１例において、歯のねじれ角に起因して第２歯車に作用するスラスト力を説明するための模式図である。 図５から第２歯車のみを取り出して、軸受挙動により発生するスラスト力を説明するための図である。 第１実施形態の歯車装置において、歯車回転効率の異なる歯車Ｇａ、歯車Ｇｂを用いて、第２歯車のコースト側、ドライブ側の両側のねじれ角差を求めるための最小値βminと最大値βmaxとを計算した結果を示す図である。 本発明の第２実施形態の歯車装置の斜視図である。 図８の装置の概略断面図である。 図８の装置の構成図である。 本発明の第３実施形態の歯車装置の概略断面図である。 遊星歯車装置の従来構造の一部の断面図である。

［第１実施形態］
以下において、図面を用いて本発明に係る実施の形態につき詳細に説明する。図１から図４、図７は、本発明の第１実施形態を示している。図１は、本発明の第１実施形態の歯車装置を示す模式図である。図２は、図１のＡ−Ａ断面図である。図３は、図１の装置を構成する第２歯車の部分拡大斜視図である。図４は、図１から第２歯車のみを取り出してコースト側、ドライブ側の両側の歯面のねじれ角の差を誇張して示す図である。なお、図１では、Ｉ，Ｊで囲んだ部分により、それぞれ第１歯車２６の各歯Ｔ１のドライブ側歯面２８のねじれ角θ₁と、第３歯車３０の各歯Ｔ３のコースト側歯面３２のねじれ角θ₂（＝θ１＋α）とを示している。また、図４のＫ，Ｌで囲んだ部分により、それぞれ第２歯車３４の各歯Ｔ２のコースト側歯面３６のねじれ角θ₁と、第２歯車３４の各歯Ｔ２のドライブ側歯面３８のねじれ角θ₂（＝θ１＋α）とを示している。なお、図４では、各歯Ｔ２の先端に斜線を付している。

図１に示すように、歯車装置は、互いに平行に配置された３つの軸Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３に支持された３つの歯車である、第１歯車２６、第２歯車３４及び第３歯車３０を備え、隣り合う歯車２６，３４，３０同士で噛合させている。各歯車２６，３４，３０は、はすば歯車であり、それぞれ対応する軸Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３の周囲にニードル軸受６６(図９、図１１参照)を介して回転可能に支持されている。すなわち、各歯車２６，３４，３０は、互いに平行な３つの軸Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３のうち、対応する軸Ｓ１（またはＳ２またはＳ３）の中心軸を中心とする回転可能に配置されている。すなわち歯車装置は、平行３軸を有するはすば歯車装置である。各歯車２６，３４，３０は、対応する軸Ｓ１（またはＳ２またはＳ３）に、対応する軸Ｓ１（またはＳ２またはＳ３）との間に設けられ複数の転動体であるニードルを含むニードル軸受６６により回転可能に支持されている。

図１に示すように、第１歯車２６及び第３歯車３０の間に中間歯車である第２歯車３４が配置され、第１歯車２６及び第２歯車３４が噛合し、第２歯車３４及び第３歯車３０が噛合している。また、第１歯車２６が駆動側で、第３歯車３０が従動側である。すなわち、各歯車２６，３４，３０の正回転時、すなわち、図１の矢印Ｕ，Ｖ，Ｗ方向の回転時に、第１歯車２６の各歯Ｔ１のドライブ側歯面２８が第２歯車３４の各歯Ｔ２のコースト側歯面３６(図２)に接触し、第２歯車３４の各歯Ｔ２のドライブ側歯面３８(図２)が第３歯車３０の各歯Ｔ３のコースト側歯面３２に接触する。特に、図４に示すように、第２歯車３４のコースト側歯面３６のねじれ角θ₁と、コースト側歯面３６とは反対側のドライブ側歯面３８のねじれ角θ₂との大きさが互いに異なっている。

具体的には、図４に示すように、第２歯車３４のコースト側歯面３６のねじれ角θ₁に対して第２歯車３４のドライブ側歯面３８のねじれ角θ₂は、角度差α分大きくなっている(θ₂＝θ₁＋α)。

一方、歯車装置では、第２歯車３４と軸Ｓ２との間に設けられたニードル軸受６６(図９、図１１参照)の挙動等により、図１に矢印Ｆｂで示す、図１の上向きの第１スラスト力が発生する。これに対して、もしこのような第１スラスト力Ｆｂが歯車装置で解消されずに維持されると、第１スラスト力Ｆｂにより第２歯車３４が別の部材に押し付けられ、大きな摩擦が発生する等により損失が発生する可能性がある。この場合、各歯車２６，３４，３０間の回転伝達時の損失が大きくなり、回転伝達の効率が悪化する可能性がある。

例えば、図５は、従来の歯車装置の１例において、歯のねじれ角に起因して第２歯車３４に作用するスラスト力が発生する様子を説明するための模式図である。図６は、図５から第２歯車３４のみを取り出して、軸受挙動により発生するスラスト力Ｆｂを説明するための図である。図５、図６に示す歯車装置の基本構成は、上記の図１から図４に示した本実施形態の基本構成と同様である。ただし、図５、図６の歯車装置の場合、各歯車２６，３４，３０のコースト側、ドライブ側の両側の歯面のねじれ角θは互いに同じとしている。

このような図５の歯車装置では、第１歯車２６を図５の矢印Ｕ方向に正回転させることで、第２歯車３４が図５の矢印Ｖ方向、第３歯車３０が図５の矢印Ｗ方向にそれぞれ正回転する。そして、第１歯車２６と第２歯車３４との歯面に作用する歯面荷重をＦｇとし、ねじれ角をθとし、歯車回転効率をＥｇとした場合に、歯Ｔ１，Ｔ２のねじれに起因して第１歯車２６のドライブ側歯面２８と、第２歯車３４のコースト側歯面３６との噛合により第２歯車３４に発生する図５の上向きのスラスト力は、Ｆｇsinθとなる。また、同じ場合に、歯Ｔ２，Ｔ３のねじれに起因して第２歯車３４のドライブ側歯面３８と、第３歯車３０のコースト側歯面３２との噛合により第２歯車３４に発生する図５の下向きのスラスト力は、Ｅｇ×Ｆｇsinθとなる。

このため、第２歯車３４には、歯Ｔ２のねじれに起因して、上向きにＦｇsinθ−Ｅｇ×Ｆｇsinθ、すなわち、（１−Ｅｇ）Ｆｇsinθのスラスト力が作用する。

一方、第２歯車３４には、ニードル軸受のニードルのスキュー等の軸受挙動に起因するスラスト力も作用し、これを上向きのスラスト力Ｆｂとする。この結果、第２歯車３４には、（１−Ｅｇ）Ｆｇsinθ＋Ｆｂの上向きのスラスト力が作用し、それが使用時に解消されない可能性がある。このため、上記のように第２歯車３４と相手部材との間でスラスト力による摩擦が生じて、回転伝達の効率が悪化する可能性がある。

これに対して、図１から図４に示した本実施形態では、上記のように第２歯車３４のコースト側、ドライブ側両側の歯面３６，３８のねじれ角θ₁、θ₂(図４)を互いに異ならせている。好ましくは、コースト側、ドライブ側両側の歯面３６，３８のねじれ角θ₁、θ₂同士の差αの絶対値｜α｜（＝｜θ₁−θ₂｜）を次のように規制する。なお、以下では、第２歯車３４のドライブ側歯面３８のねじれ角θ₂がコースト側歯面３６のねじれ角θ₁よりもα(＞０)分大きい場合を説明するが、θ₂をθ₁よりも小さくすることもできる。

図１から図４において、第１歯車２６と第２歯車３４との歯面に作用する歯面荷重をＦｇとし、第２歯車３４のコースト側歯面３６のねじれ角をθ₁とし、第２歯車３４のドライブ側歯面３８のねじれ角をθ₂（＝θ₁＋α）とし、歯車回転効率をＥｇとし、軸受挙動により第２歯車３４に作用する図１の上向きの第１スラスト力をＦｂとする。この場合、図１から明らかなように、次の（１）式を満たすように、コースト側、ドライブ側の歯面３６，３８のねじれ角θ₁、θ₂の差αを規定すれば、第２歯車３４に作用するスラスト力を解消できる。

Ｆｇ×sinθ₁＋Ｆｂ＝Ｅｇ×Ｆｇsin（θ₁＋α）・・・（１）

(１)式では、第２歯車３４に作用するスラスト力の合計が全体で０となることを表している。また、軸受挙動による第１スラスト力Ｆｂは、上記の非特許文献１の従来の研究から、次の（２）式となることが分かっている。

Ｆｂ＝ａｋ×sinφ×Ｐｂ／Ｐｍ ・・・（２）

ここで、φは対応するニードル軸受を構成する転動体である、ニードルの軸に対する傾き角、すなわちスキュー角であり、ａはヘルツ接触理論による対応する軸と各ニードルとの短辺方向の接触幅の１／２であり、Ｐｍはヘルツ接触理論における対応する軸と各ニードルとの平均接触圧力であり、Ｐｂは軸受荷重(接触荷重)である。また、ｋは、２．５６×１０⁴ｋｇ／ｍｍ³の定数である。

一方、軸受挙動により発生する第１スラスト力Ｆｂは、一般的な使用状態で、上記の非特許文献１等の従来の研究から、ニードル軸受を構成するニードルの軸に対する傾き角であるスキュー角φが約１°のときに最大となり、０°のときに最小となることが分かっている。また、ニードル軸受の代わりに玉軸受を使用することもでき、その場合、軸受を構成する転動体である玉の軸に対する傾きは０となる。このため、通常使用する範囲において、軸受挙動により発生する第１スラスト力Ｆｂは次の（３）式の範囲となる。

ａｋ×sin（φmin）×Ｐｂ／Ｐｍ≦Ｆｂ≦ａｋ×sin（φmax）×Ｐｂ／Ｐｍ・・・（３）

ここで、φminは０°であり、φmaxは１°である。

一般的に、軸受荷重Ｐｂは歯面荷重Ｆｇの約２倍であるから、(３)式は、次の（４）式に置き換えられる。

ａｋ×sin（φmin）×２Ｆｇ／Ｐｍ≦Ｆｂ≦ａｋ×sin（φmax）×２Ｆｇ／Ｐｍ・・・（４）

また、上記の非特許文献２等の従来の研究から、通常使用する範囲において、歯車の噛み合い効率は９４．０〜９９．８％程度であることが分かっている。すなわち、歯車回転効率Ｅｇは次式を満たす。

０．９４≦Ｅｇ≦０．９９８・・・（５）

この結果、上記の（１）式、（４）式、（５）式を用いて、通常使用する範囲では、第２歯車３４のコースト側、ドライブ側の両側の歯面３６，３８(図４)のねじれ角θ₁、θ₂同士の差αは、好ましくは、次の関係式をすべて満たすように規制する。

βmin≦｜α｜≦βmax・・・（６）
sinθ₁＝Ｅｇ×sin（θ₁＋βmin）・・・（７)
sinθ₁＋２ａｋ×sin１°／Ｐｍ＝Ｅｇ×sin(θ₁＋βmax)・・・（８）
０．９４≦Ｅｇ≦０．９９８・・・（９）

このように本実施形態では、第２歯車３４は、第１歯車２６及び第３歯車３０と噛合するはすば歯車であり、各歯車２６，３４，３０は、互いに平行に配置された３つの軸Ｓ１，Ｓ２，Ｓ３に支持されている。また、第２歯車３４のコースト側歯面３６とドライブ側歯面３８とのねじれ角の大きさθ₁、θ₂が異なっている。このため、第２歯車３４は第１、第３歯車２６，３０のそれぞれから互いに逆方向のスラスト力を受ける。また、第２歯車３４に上記のように軸受挙動により図１の上向きの第１スラスト力Ｆｂが加わる。これに対して、第２歯車３４のコースト側歯面３６とドライブ側歯面３８とのねじれ角θ₁、θ₂の大きさに差αを持たせることで、相手歯車との噛み合いによりねじれ角θ₁、θ₂の差に応じて第１スラスト力Ｆｂと逆方向の第２スラスト力を発生させることができる。このため、第１スラスト力Ｆｂと相殺する等により第２歯車３４に加わるスラスト力を低減できる。すなわち、第２スラスト力として、図１の｛Ｅｇ×Ｆｇsin（θ₁＋α）−Ｆｇ×sinθ₁｝の大きさの下向きの力を発生させることで、第２歯車３４に加わるスラスト力を低減できる。

また、上記の(６)式から(８)式のようにαを規制する本実施形態の歯車装置によれば、はすば歯車である第２歯車３４と、第２歯車３４と噛合する２つの第１歯車２６及び第３歯車３０とを有する歯車装置において、通常の使用条件で、第２歯車３４に加わるスラスト力を解消でき、歯車装置の損失を低減できる構成を、より有効に実現できる。すなわち、コースト側、ドライブ側の両側の歯面３６，３８のねじれ角θ₁、θ₂の差αを上記のように適切に設定することで、歯面３６，３８のねじれに起因するスラスト力によって、軸受挙動に起因するスラスト力Ｆｂを有効に相殺し、解消することができる。

なお、上記の(６)式から（９）式では、第２歯車３４の軸長の影響を考慮しなくて済むので、通常使用され、軸長を限定しないあらゆる平行軸を有するはすば歯車装置に適用することができる。

図７は、第１実施形態の歯車装置において、歯車回転効率の異なる歯車Ｇａ、歯車Ｇｂを用いて、第２歯車のコースト側、ドライブ側の両側のねじれ角差αを求めるための最小値βminと最大値βmaxとを計算した結果を示す図である。なお、以下の説明では、図１から図４に示した要素と同一の要素には同一の符号を付して説明する。上記のβmin、βmaxは、第２歯車３４(図１等)のコースト側、ドライブ側の両側の歯面３６，３８同士の間の好ましいねじれ角の差αを求めるために使用される。この計算では、第２歯車３４として使用される、歯車回転効率が０．９４の歯車Ｇａと、歯車回転効率が０．９９８の歯車Ｇｂとを用いた。また、各歯車Ｇａ、Ｇｂを支持する軸の直径を約５０ｍｍとし、軸受転動体であるニードルの直径を約５ｍｍとした。この場合、上記の（２）式から軸受挙動によるスラスト力Ｆｂの最大値を求めると、この最大値は歯面荷重Ｆｇの約１２％となった。また、スラスト力Ｆｂの最小値は、スキュー角φが０°のときでＦｂ＝０となった。

これらを上記の(７)式及び（８）式に代入し、さらに歯車回転効率が異なる２つの歯車Ｇａ、Ｇｂにおけるβmax、βminを計算した。この計算結果を図７に示している。このため、第２歯車３４において、好ましいねじれ角θ₁、θ₂の差αは、図７のβmax及びβminを用いて規定することができる。

なお、上記では、３軸平行はすば歯車装置に本発明を適用した場合を説明したが、本発明は種々の歯車装置に適用できる。例えば、以下の遊星歯車装置に本発明を適用することもできる。

［第２実施形態］
図８は、本発明の第２実施形態の歯車装置の斜視図である。図９は、図８の装置の概略断面図である。本実施形態の歯車装置は、ラビニヨ型の遊星歯車装置として使用する。まず、この歯車装置である遊星歯車装置の基本構成を説明する。

図８、図９に示すように、ラビニヨ型の遊星歯車装置４６は、互いに同軸に設けられたフロントサンギヤ４８及びリアサンギヤ５０(図９)と、フロントサンギヤ４８の周囲に噛合する複数の中間歯車である第１ピニオンギヤ５２と、第１ピニオンギヤ５２と噛合する複数の別の中間歯車である第２ピニオンギヤ５６と、複数の第２ピニオンギヤ５６の周囲に、フロントサンギヤ４８及びリアサンギヤ５０と同軸に配置されたリングギヤ５４とを備える。また、フロントサンギヤ４８及びリアサンギヤ５０は、中心軸である入力軸５１に互いに軸方向にずれて配置されるように外嵌され、それぞれ回転可能とされている。また、リアサンギヤ５０は、入力軸５１に固定されているが、フロントサンギヤ４８のみ、またはフロントサンギヤ４８及びリアサンギヤ５０の両方を入力軸５１に固定することもできる。

フロントサンギヤ４８の周囲に複数のショートピニオンギヤに対応する、第１ピニオンギヤ５２が噛合しており、リアサンギヤ５０の周囲に複数のロングピニオンギヤに対応する第２ピニオンギヤ５６が噛合している。また、リングギヤ５４は、複数の第２ピニオンギヤ５６の片側半部の周囲に配置されている。各ギヤ４８，５０，５２，５４，５６は、はすば歯車である。

図９に示すように、複数の第１ピニオンギヤ５２は、それぞれ第１キャリアであるフロントキャリア５８及び第２キャリアであるリアキャリア６０に両端部が支持固定された複数の第１歯車軸である第１ピニオン軸６２に回転可能に支持されるとともに、図８に示すように、第２ピニオンギヤ５６と噛合している。なお、図８、図９では、第１ピニオンギヤ５２を１つのみ図示しているが、実際には複数の第１ピニオンギヤ５２が設けられている。また、図８では、フロントキャリア及びリアキャリアの図示を省略している。図９に示すように、複数の第２ピニオンギヤ５６は、それぞれフロントキャリア５８及びリアキャリア６０に両端部が支持固定された複数の第２歯車軸である第２ピニオン軸６４に回転可能に支持されるとともに、リアサンギヤ５０と噛合している。このように、第１ピニオンギヤ５２は、フロントサンギヤ４８及び第２ピニオンギヤ５６と噛合し、第２ピニオンギヤ５６は、リアサンギヤ５０及びリングギヤ５４と噛合する。フロントキャリア５８及びリアキャリア６０は連結され、一体化されている。なお、図９のように、リアキャリア６０は２つ設けられたような図示としているが、第１ピニオン軸６２を支持する部分と第２ピニオン軸６４を支持する部分とで軸方向位置をずらせて互いに一体化することもできる。

各第１ピニオンギヤ５２は、第１ピニオン軸６２の周囲に配置されたニードル軸受６６により回転可能に支持されている。各第２ピニオンギヤ５６は、第２ピニオン軸６４の周囲に軸方向両側に配置された２つのニードル軸受６６により回転可能に支持されている。各ニードル軸受６６は、複数のニードルを軸の周囲に周方向に並んで配置されることにより構成される総ころ軸受である。なお、各ニードル軸受６６は、総ころ軸受以外の構成とすることもできる。また、第１ピニオンギヤ５２及び第２ピニオンギヤ５６の軸方向両端側で、フロントキャリア５８またはリアキャリア６０との間部分のそれぞれに、それぞれに対応するピニオン軸６２，６４の周囲に設けられたスラストワッシャ６８が配置されている。互いに噛合する第１ピニオンギヤ５２とフロントサンギヤ４８と第２ピニオンギヤ５６とは、互いに平行な対応する３つの軸中心に回転可能に配置されている。また、互いに噛合する第２ピニオンギヤ５６と第１ピニオンギヤ５２とリアサンギヤ５０（またはリングギヤ５４）とは、互いに平行または同軸の対応する複数の軸中心に回転可能に配置されている。

このような遊星歯車装置４６は、例えば図１０に示すような使用形態で使用する。図１０は、図８の遊星歯車装置の構成図である。なお、図１０では、図８、図９で示した要素と同一の要素に同一の符号を付している。図１０の例は、例えば自動車の変速装置として使用されるもので、リアサンギヤ５０にエンジン等の動力源の回転軸を同軸に結合し、動力源からリアサンギヤ５０に動力の入力を可能とする。また、リングギヤ５４及びフロントサンギヤ４８は、第１ブレーキ７０と第２ブレーキ７２とによりそれぞれ制動可能とされている。また、リアキャリア６０に同軸に出力軸７４を結合し、リアキャリア６０から出力を取り出し可能としている。すなわち、リアサンギヤ５０が駆動側で、フロントサンギヤ４８が従動側である。このため、第２ピニオンギヤ５６のリアサンギヤ５０と接触する歯面がコースト側歯面であり、第２ピニオンギヤ５６の第１ピニオンギヤ５２と接触する歯面がドライブ側歯面である。また、第１ピニオンギヤ５２の第２ピニオンギヤ５６と接触する歯面がコースト側歯面であり、第１ピニオンギヤ５２のフロントサンギヤ４８と接触する歯面がドライブ側歯面である。

このような遊星歯車装置４６の使用時には、例えば、第１ブレーキ７０及び第２ブレーキ７２の一方または両方によるリングギヤ５４及びフロントサンギヤ４８の一方または両方の制動状態を、図示しない制御部により制御する等により変速の切換を可能としている。なお、遊星歯車装置４６の使用例はこのような例に限定するものではなく、種々の方法で使用できる。いずれにしてもラビニヨ型の遊星歯車装置４６は、小型で、かつ、変速段を多く設定できるので有効である。

また、各第１ピニオンギヤ５２において、正回転時に第２ピニオンギヤ５６の歯面と接触するコースト側歯面のねじれ角θ₁と、フロントサンギヤ４８の歯面と接触するドライブ側歯面のねじれ角θ₂とを異ならせて、各第１ピニオンギヤ５２に作用するスラスト力の合計が０となるようにしている。また、ａをヘルツ接触理論における各第１ピニオンギヤ５２の対応する軸と各ニードルとの短辺方向の接触幅の１／２とし、Ｐ_mをヘルツ接触理論における対応する軸と各ニードルとの平均接触圧力とし、Ｅｇを各第１ピニオンギヤ５２の回転効率とし、ｋを２．５６×１０⁴ｋｇ／ｍｍ³とすることを想定する。この場合に、ねじれ角θ₁、θ₂の間の角度差α１が、上記の（６）式から（９）式を満たすαとなるようにしている。

また、各第２ピニオンギヤ５６において、正回転時にリングギヤ５４及びリアサンギヤ５０の一方または両方の歯面と接触するコースト側歯面のねじれ角θ₃と、第１ピニオンギヤ５２の歯面と接触するドライブ側歯面のねじれ角θ₁とを異ならせて、各第２ピニオンギヤ５６に作用するスラスト力の合計が０となるようにしている。また、ａをヘルツ接触理論における各第２ピニオンギヤ５６の対応する軸と各ニードルとの短辺方向の接触幅の１／２とし、Ｐ_mをヘルツ接触理論における対応する軸と各ニードルとの平均接触圧力とし、Ｅｇを各第２ピニオンギヤ５６の回転効率とし、ｋを２．５６×１０⁴ｋｇ／ｍｍ³とすることを想定する。この場合に、ねじれ角θ₁、θ₃の間の角度差α２が、上記の（６）式から（９）式でθ₁をθ₃で置き換えて（６）式から（９）式を満たすαとなるようにしている。このため、フロントサンギヤ４８のねじれ角は第１ピニオンギヤ５２のドライブ側歯面と同様にθ₂となり、リングギヤ５４及びリアサンギヤ５０の一方または両方のねじれ角は第２ピニオンギヤ５６のコースト側歯面と同様にθ₃となる。

このようにねじれ角θ₁、θ₂、θ₃の差α１、α２を適切に設定することで、各第１ピニオンギヤ５２及び各第２ピニオンギヤ５６に加わるスラスト力を解消でき（０とでき）、各ピニオンギヤ５２，５６とスラストワッシャ６８等の軸方向に対向する相手部材との間での摩擦等による損失を大幅に低減でき、高効率の遊星歯車装置４６を実現できる。その他の構成及び作用は、上記の第１実施形態と同様である。

［第３実施形態］
図１１は、本発明の第３実施形態の歯車装置の概略断面図である。本実施形態では、本発明の歯車装置をシングルプラネタリ型の遊星歯車装置として使用する。すなわち、ピニオンギヤが１種類しかない。具体的には、歯車装置である遊星歯車装置８４は、中心軸である入力軸８６の周囲に固定されたサンギヤ８８と、サンギヤ８８と同軸に配置されたリングギヤ９０と、サンギヤ８８及びリングギヤ９０に噛合するように、サンギヤ８８の周囲でリングギヤ９０の内側に配置された複数の中間歯車であるピニオンギヤ９２とを備える。複数のピニオンギヤ９２は、ピニオン軸９４の周囲にニードル軸受６６により回転可能に支持されており、ピニオン軸９４は、両側に設けられた２のキャリア９６に支持固定されている。互いに噛合するピニオンギヤ９２とサンギヤ８８及びリングギヤ９０とは、互いに平行または同軸の対応する複数の軸中心に回転可能に配置されている。

また、本実施形態では、サンギヤ８８を駆動側とし、リングギヤ９０を従動側とする。各ピニオンギヤ９２の正回転時にサンギヤ８８の歯面と接触するコースト側歯面のねじれ角θ₁と、リングギヤ９０の歯面と接触するドライブ側歯面のねじれ角θ₂とを異ならせて、各ピニオンギヤ９２に作用するスラスト力の合計が０となるようにしている。また、ａをヘルツ接触理論における各ピニオンギヤ９２の対応する軸と各ニードルとの短辺方向の接触幅の１／２とし、Ｐ_mをヘルツ接触理論における対応する軸と各ニードルとの平均接触圧力とし、Ｅｇを各ピニオンギヤ９２の回転効率とし、ｋを２．５６×１０⁴ｋｇ／ｍｍ³とすることを想定する。この場合に、ねじれ角θ₁、θ₂の間の角度差αが、上記の（６）式から（９）式を満たすようにしている。このため、ピニオンギヤ９２のコースト側歯面と対応してサンギヤ８８のねじれ角はθ₁となり、ピニオンギヤ９２のドライブ側歯面と対応してリングギヤ９０のねじれ角はθ₂となる。

このようにねじれ角θ₁、θ₂の差αを適切に設定することで、各ピニオンギヤ９２に加わるスラスト力を解消でき（０とでき）、各ピニオンギヤ９２とスラストワッシャ６８等の軸方向に対向する相手部材との間での摩擦等による損失を大幅に低減でき、高効率の遊星歯車装置８４を実現できる。その他の構成及び作用は、上記の第１実施形態または第２実施形態と同様である。

なお、上記の各実施形態の歯車装置の複数の歯車において、正回転時の駆動側と従動側との関係を逆にすることもできる。この場合、第２歯車３４、第１ピニオンギヤ５２、第２ピニオンギヤ５６またはピニオンギヤ９２において、コースト側歯面とドライブ側歯面との関係が逆になる。また、上記では３つ以上の歯車を有する歯車装置について説明したが、互いに噛合する２つの歯車を有する歯車装置において、一方または両方の歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面のねじれ角の間に差を設けることもできる。また、上記の実施形態では、軸に歯車をニードル軸受を介して支持する場合を説明したが、本発明は、ニードル軸受以外に玉軸受等、別の軸受を使用する場合も同様に実施できる。

１０ ピニオンギヤ、１２ キャリアプレート、１４ ピニオン軸、１６ スラストリング、１８ ニードル軸受、２０ スラストワッシャ、２２ サンギヤ、２４ インターナルギヤ、２６ 第１歯車、２８ ドライブ側歯面、３０ 第３歯車、３２ コースト側歯面、３４ 第２歯車、３６ コースト側歯面、３８ ドライブ側歯面、４６ 遊星歯車装置、４８ フロントサンギヤ、５０ リアサンギヤ、５１ 入力軸、５２ 第１ピニオンギヤ、５４ リングギヤ、５６ 第２ピニオンギヤ、５８ フロントキャリア、６０ リアキャリア、６２ 第１ピニオン軸、６４ 第２ピニオン軸、６６ ニードル軸受、６８ スラストワッシャ、７０ 第１ブレーキ、７２ 第２ブレーキ、７４ 出力軸、８４ 遊星歯車装置、８６ 入力軸、８８ サンギヤ、９０ リングギヤ、９２ ピニオンギヤ、９４ ピニオン軸、９６ キャリア。

Claims (4)

1. それぞれはすば歯車である３つ以上の歯車を含み、
   少なくとも１つの前記歯車である中間歯車は、別の２つの前記歯車と噛合しており、
   前記各歯車は、互いに平行または同軸の３つの軸のうち、対応する前記軸の中心を中心とする回転可能に配置されており、
   前記中間歯車の前記コースト側歯面のねじれ角と前記ドライブ側歯面のねじれ角との大きさが互いに異なっていることを特徴とする歯車装置。
2. 請求項１に記載の歯車装置において、
   前記中間歯車は、対応する前記軸に、前記軸との間に設けられ複数の転動体を含む軸受により回転可能に支持されており、
   θ₁が前記コースト側歯面のねじれ角であり、ａがヘルツ接触理論における対応する前記軸と前記各転動体との接触幅の１／２であり、Ｐ_mがヘルツ接触理論における対応する前記軸と前記各転動体との平均接触圧力であり、Ｅｇが前記中間歯車の回転効率であり、ｋが２．５６×１０⁴ｋｇ／ｍｍ³である場合に、前記中間歯車の前記コースト側歯面と前記ドライブ側歯面とのねじれ角の差であるαは、βmin≦｜α｜≦βmaxを満たし、
   βminは、sinθ₁＝Ｅｇ×sin（θ₁＋βmin）を満たし、
   βmaxは、sinθ₁＋２ａｋ×sin１°／Ｐｍ＝Ｅｇ×sin(θ₁＋βmax)を満たし、
   Ｅｇは、０．９４≦Ｅｇ≦０．９９８を満たすことを特徴とする歯車装置。
3. 請求項１または請求項２に記載の歯車装置において、
   前記歯車であるサンギヤと、
   前記サンギヤの周囲に配置され、前記サンギヤと噛合するそれぞれ前記中間歯車である複数のピニオンギヤと、
   前記複数のピニオンギヤの外側に、前記サンギヤと同軸に配置され、前記複数のピニオンギヤと噛合する別の前記歯車であるリングギヤとを備え、
   前記複数のピニオンギヤは、第１キャリア及び第２キャリアに支持された前記軸である歯車軸に支持され、
   遊星歯車装置として使用されることを特徴とする歯車装置。
4. 請求項１または請求項２に記載の歯車装置において、
   互いに同軸で軸方向にずれて配置される回転可能な前記歯車であるフロントサンギヤ及びリアサンギヤと、
   前記フロントサンギヤの周囲に配置され、前記フロントサンギヤと噛合するそれぞれ前記中間歯車である複数の第１ピニオンギヤと、
   前記リアサンギヤの周囲に配置され、前記リアサンギアと噛合するそれぞれ別の前記中間歯車である複数の第２ピニオンギヤと、
   前記複数の第２ピニオンギヤの周囲に配置され、前記複数の第２ピニオンギヤと噛合する別の前記歯車であるリングギヤとを備え、
   前記複数の第１ピニオンギヤは、それぞれ第１キャリア及び第２キャリアに支持された前記軸である第１歯車軸に支持されるとともに、前記第２ピニオンギヤと噛合しており、
   前記複数の第２ピニオンギヤは、それぞれ前記第１キャリア及び前記第２キャリアに支持された別の前記軸である第２歯車軸に支持され、
   ラビニヨ型遊星歯車装置として使用されることを特徴とする歯車装置。

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