JP2016125562A - 歯車構造体 - Google Patents

Abstract

【課題】歯車部を備えた歯車構造体の一部を、該歯車部の直径に比べて小さな直径を有する締結用の穴部へ容易に圧入できるようにする。
【解決手段】歯車構造体１は、複数の歯が外周面に形成された歯車部２と、前記歯車部と同軸に設けられているとともに該歯車部から軸方向にずれた位置に設けられ、かつ前記歯車部の歯底円直径Ｄ２よりも小さな歯先円直径Ｄ３となるように複数のスプライン歯が外周面に形成されたスプライン軸部３とを備えている。
【選択図】図１

Description

本発明は歯車部を備えた歯車構造体に関する。

歯車構造体の例として、特許文献１には、外周面に複数の歯を備えた歯車部と、外周面に溝部を備えた連結部とを有する小径歯車が記載されている。前記溝部は、歯車部の歯溝の延長線と半径方向に重なる位置に形成されている。このような溝部を備えた連結部は、大径歯車に設けられた連結穴に圧入される。

特開２００９−４１６７４号公報

上述したように、特許文献１における連結部の溝部は、歯車部の歯溝の延長線と半径方向に重なる位置に形成されている。そのため、歯車部の直径が比較的大きい場合、それに応じて連結部の直径も大きくなる。その結果として、歯車部の直径に比べて小さな直径を有する連結穴に連結部を圧入することが困難であった。

本発明は、かかる不都合を解消し、歯車部を備えた歯車構造体の一部を、該歯車部の直径に比べて小さな直径を有する締結用の穴部へ容易に圧入できるようにすることを目的とする。

上記の目的を達成するために、本発明の一実施形態によれば、複数の歯が外周面に形成された歯車部と、前記歯車部と同軸に設けられているとともに該歯車部から軸方向にずれた位置に設けられ、かつ前記歯車部の歯底円直径よりも小さな歯先円直径となるように複数のスプライン歯が外周面に形成されたスプライン軸部とを備えた歯車構造体が提供される。

前記スプライン軸部は、前記歯車構造体が締結される被締結部品に設けられた穴部に圧入することができる。

前記歯車構造体の縦弾性係数と前記被締結部品の縦弾性係数とが等しい場合において、前記スプライン軸部の歯先円直径と前記穴部の直径との締め代を、前記スプライン軸部の圧入により前記穴部の内壁の降伏が生じる最小締め代の２．１倍以上３．５倍以下の範囲内に設定することができる。

前記被締結部品を回転電機の回転軸とすることができる。

前記被締結部品を、平歯車とハイポイドギヤとフェースギヤとベベルギヤとウォームギヤとを含む歯車部品とすることができる。

前記被締結部品を遊星歯車装置のキャリアとすることができる。

歯車部を備えた歯車構造体の一部を、該歯車部の直径に比べて小さな直径を有する締結用の穴部へ容易に圧入できる。

歯車構造体の説明図である。 歯車構造体の製造工程を示す説明図である。 回転電機のシャフトに締結された歯車構造体を示す説明図である。 締結状態をまとめた表である。 式（１５）の導出過程を示す第１の説明図である。 式（１５）の導出過程を示す第２の説明図である。 式（１５）の導出過程を示す第３の説明図である。 歯車構造体の一例及び該歯車構造体が締結される被締結部品の一例の説明図である。（ａ）は材料物性値を示している。（ｂ）は形状を示している。 比Ｘとせん断破壊応力Ｔとの関係を示す説明図である。 他の実施形態を示す説明図である。

［構造］
図１に示しているように、歯車構造体１は、複数の歯が外周面に形成された歯車部２と、複数のスプライン歯が外周面に形成されたスプライン軸部３とを備えている。スプライン軸部３は、歯車部２と同軸に設けられているとともに該歯車部２から軸方向にずれた位置に設けられている。スプライン軸部３の歯先円直径Ｄ３は、歯車部２の歯底円直径Ｄ２よりも小さい。

［製造工程］
歯車構造体１の製造工程を図２に示している。同図（ａ）は、歯車構造体１の元となる一次ブランク１ａを示している。一次ブランク１ａは、歯車部２の元となる第１ブランク部２ａと、スプライン軸部３の元となる第２ブランク部３ａとを備えている。第１ブランク部２ａと第２ブランク部３ａとは同軸に設けられている。すなわち、第１ブランク部２ａと第２ブランク部３ａとは共通の軸心線Ｓを有している。第２ブランク部３ａの直径Ｄ３ａは、第１ブランク部２ａの直径Ｄ２ａよりも小さい。

同図（ｂ）に示しているように、ホブなどの第１加工工具４を使用し、軸心線Ｓを基準として第１ブランク部２ａの歯切り加工を行う。これにより、歯車部２が形成される。一例として、第１加工工具４の直径は２５ｍｍであり、モジュールは０．６である。この歯切り加工は、歯車部２の歯底円直径Ｄ２が、第２ブランク部３ａの直径Ｄ３ａよりも大きくなるように行う。このようにして、歯車部２と第２ブランク部３ａとを備えた二次ブランク１ｂが得られる。

次に、同図（ｃ）に示しているように、ホブなどの第２加工工具５を使用し、軸心線Ｓを基準として第２ブランク部３ａの歯切り加工を行う。これにより、スプライン軸部３が形成される。一例として、第２加工工具５の直径は１９ｍｍであり、モジュールは０．３である。スプライン軸部３の歯先円直径Ｄ３は、第２ブランク部３ａの直径Ｄ３ａと等しい。以上のようにして、歯車部２とスプライン軸部３とを備えた歯車構造体１が製造される。

このような製造工程によれば、歯車部２及びスプライン軸部３の加工基準はともに軸心線Ｓであり、同一である。そのため、歯車部２及びスプライン軸部３の同軸度を良好なものとすることができる。

［締結］
歯車構造体１を、電動機などの回転電機６のシャフト（又は回転軸）７に締結した様子を図３に示している。シャフト７は、その先端部７ａが回転電機６のケース６ａの外方に突出するように設けられている。先端部７ａには、軸方向の穴部７ｂが設けられている。この穴部７ｂに、歯車構造体１のスプライン軸部３を圧入することにより、歯車構造体１がシャフト７に締結される。穴部７ｂ及びスプライン軸部３には締め代が設けられている。すなわち、穴部７ｂの直径Ｄ７ｂは、スプライン軸部３の歯先円直径Ｄ３よりも小さい。この両直径の差が前記締め代の値ということになる。

その一方で、上述したように、スプライン軸部３の歯先円直径Ｄ３は、歯車部２の歯底円直径Ｄ２よりも小さい。結果として、穴部７ｂの直径Ｄ７ｂは、歯車部２の歯底円直径Ｄ２よりも小さい。このような穴部７ｂを有するシャフト７に歯車構造体１を締結することができる。

［締結状態の詳細］
スプライン軸部３と先端部７ａとの締結状態の詳細を図４に示している。前記締め代が小さ過ぎる場合は、同図の締結状態Ａ又はＢに示したような締結状態となる。締結状態Ａにおいては、穴部７ｂの内壁７ｃが降伏しておらず、シャフト７の材料がスプライン軸部３におけるスプライン歯溝部３１に入り込んでいない。スプライン軸部３のスプライン歯３２の歯先面と内壁７ｃとが接触しているに留まる。そのため、締結状態Ａにおける締結強度は十分ではない。なお、以下において、スプライン歯溝部３１を雄スプライン歯溝部３１とも呼び、スプライン歯３２を雄スプライン歯３２とも呼ぶ。

締結状態Ｂにおいては、内壁７ｃが降伏し、シャフト７の材料の一部が雄スプライン歯溝部３１に入り込むように塑性変形した結果、雌スプライン歯７ｄが形成されている。しかし、入り込みの量が十分ではないため、雌スプライン歯７ｄの歯丈は比較的低く、雌スプライン歯７ｄと雄スプライン歯３２とが噛み合っているとはいえない。そのため、締結状態Ｂにおける締結強度も十分ではない。

締結状態Ａ及びＢに比べて締め代を大きく取ると、締結状態Ｃとなる。この状態では、内壁７ｃは降伏しており、締結前の内壁（符号Ｗ）に比べて大きく塑性変形している。具体的には、内壁７ｃの一部が、雄スプライン歯３２に押されて径方向外側に凹むように塑性変形しているとともに、その他の部分は、径方向内側に膨らむように塑性変形して、雄スプライン歯溝部３１に入り込んでいる。このような二種類の塑性変形により、雄スプライン歯３２と噛み合った雌スプライン歯７ｅが形成されている。もっとも、雄スプライン歯溝部３１の全体が雌スプライン歯７ｅによって満たされているわけではない。このような締結状態Ｃにおいては十分な締結強度が得られる。

締め代をさらに大きくすると、締結状態Ｄとなる。この状態においても内壁７ｃは降伏し、締結状態Ｃの場合よりも大きく塑性変形している。この塑性変形により生じた雌スプライン歯７ｆによって雄スプライン歯溝部３１の全体が満たされている。すなわち、嵌合形態は小径合わせである。締結強度は、締結状態Ｃと同程度である。ところが、雄スプライン歯３２の歯底を基準として締結組立部品が組み上がることになる上、該締結組立部品の組立基準が塑性変形により形成された雌スプライン歯７ｆの歯先になってしまうため、該締結組立部品の組立精度が著しく低下する。

以上から、締結状態Ｃとなるような適正な締め代を取ることにより、十分な締結強度が得られるとともに、締結組立部品の組立精度の低下を防ぐことができる。

雄スプライン歯溝部３１にシャフト７の材料が入り込むためには、内壁７ｃにおけるスプライン軸部３との接触面に発生している圧縮応力が、シャフト７の材料の降伏応力以上でなければならない。さらに、締結状態Ｃとして示したように、雌スプライン歯７ｅが雄スプライン歯３２と噛み合うように形成されるためには、穴部７ｂの内壁７ｃにおいて径方向のより外側にまで前記降伏応力以上の圧縮力が生じている必要がある。

まず、図５〜図７に示した導出過程により導出される以下の式（１５）によって、降伏が生じる最小締め代δを算出する。締結された状態における前記接触面の圧縮応力計算を行うのは困難であるため、同式では単純な丸穴と丸軸の締まり嵌めを前提としてδを算出している。

この式において、締結部品はスプライン軸部３に相当し、被締結部品はシャフト７に相当する。

また、この式は、締結部品及び被締結部品の縦弾性係数がともにＥである場合を前提としている。両部品の縦弾性係数が異なる場合は、図６の式（７）以降について剛性比Γを用いながら計算を解くことでδを算出することができる。

さらに、実際に設ける締め代ΔＤと、式（１５）により算出されるδとの比Ｘを以下のように定める。

比Ｘは、実際に設ける締め代ΔＤが、降伏が生じる最小締め代δの何倍であるかを表している。

発明者は、この比Ｘと図４の締結状態Ａ〜Ｄとの関係を見いだすために、実際の部品を用いて検証を行った。

このとき用いた、締結部品である歯車構造体と被締結部品の詳細を図８に示している。歯車構造体１の材料として、クロムモリブデン鋼ＳＣＭ４１５を採用した。この歯車構造体１は浸炭焼入れにより製造し、スプライン軸部３のモジュールは０．３である。

また、被締結部品７１は円盤状とし、中心に穴部７２を設けた。被締結部品７１の外径Ｄ７１は３０ｍｍであり、穴部７２の直径Ｄ７２は７ｍｍである。被締結部品７１の厚さＴ７１は８ｍｍとした。被締結部品７１の材料として炭素鋼Ｓ４５Ｃを採用した。

両部品の縦弾性係数Ｅは等しいため、式（１５）が適用できる。ｒ_Ａ＝３．５ｍｍ、ｒ_Ｂ＝１５ｍｍ、Ｒ＝４．２９であるため、同式からδ＝０．０１４ｍｍとなる。

他方、実際の締め代ΔＤを５３個設定し、各ΔＤに対応したスプライン軸部３を有する歯車構造体１のサンプルを製造した。そして、各サンプルを被締結部品７１に締結した。その後、締結部分を捩り試験により破壊した。このときの締結解除トルクを、締結部分の半径（スプライン軸部３の歯先円直径Ｄ３の半分の値）と、雌スプライン歯元の断面積の総和とで除することにより、雌スプライン歯元の単位面積当たりで受けることができる雌スプライン材質のせん断破壊応力Ｔを求めた。すなわち、Ｔは以下の通りである。

比Ｘと、前記捩り試験により求められたせん断破壊応力Ｔとの関係を図９に示している。比Ｘが１．６未満の場合（サンプル数１４個）、締結状態Ａとなり、せん断破壊応力Ｔは２９０ＭＰａ以下である。比Ｘが１．６以上２．１未満の場合（サンプル数９個）、締結状態Ｂとなり、せん断破壊応力Ｔは４００ＭＰａ未満である。比Ｘが２．１以上３．５以下の場合（サンプル数２８個）、締結状態Ｃとなり、せん断破壊応力Ｔは４００ＭＰａ以上である。比Ｘが３．５を超えると（サンプル数２個）、締結状態Ｄとなり、せん断破壊応力Ｔは４００ＭＰａ以上である。

以上から、比Ｘが２．１以上３．５以下という数値範囲を満たしたときのみ、締結状態Ｃとなり、かつせん断破壊応力Ｔが４００ＭＰａ以上となることが見いだされる。

これを図８に示した両部品の締結の設計に適用する。歯車構造体１のスプライン軸部３においてモジュールを０．３とし、歯数Ｚ＝１６とした場合、比Ｘ＝２．５を選択すると、式（１６）から以下のようになる。

このように、図８に示した両部品の場合では、ΔＤ＝０．０３５ｍｍの締め代を設定することで、安定した締結強度を得ることができる。そのときに得られる回転方向の固定力は、せん断破壊応力Ｔが被締結部品７１のせん断荷重に対する極限強さτｍａｘと同値であると仮定する。

被締結部品７１の引張強さσＢからせん断荷重に対する極限強さτｍａｘをミーゼスの応力により算出すると、以下のようになる。

式（１７）においてＴ＝τｍａｘとして、締結解除トルクについて解くと、以下のようになる。

これまでに述べた実施形態によれば、以下の効果を得ることができる。
１）歯車構造体１において、歯車部２及びスプライン軸部３を同一の加工基準で加工することができるため、歯車部２に対するスプライン軸部３の同軸度を向上させることができる。
２）スプライン軸部３の加工をホブなどの第２加工工具５により行うため、元となる第２ブランク部３ａの直径Ｄ３ａなどに依存せず、モジュール及び歯数を選択することが容易になる。
３）スプライン軸部３の歯先円直径Ｄ３は、歯車部２の歯底円直径Ｄ２よりも小さい。そのため、歯車構造体１のスプライン軸部３の、歯車部２の直径に比べて小さな直径を有する穴への圧入を容易に行うことができる。
４）歯車構造体のスプライン軸部を被締結部品に締結した場合に、安定した固定力が得られるような、スプライン軸部及び被締結部品の穴部の締め代を設定することができる。
５）締結部品及び被締結部品の材質及び形状といった条件が変化した場合にも、式（１５）により、降伏が生じる最小締め代δ及び比Ｘを算出して、スプライン締結部の回転方向の捩り試験を数点実施すれば、図９に示した傾向を利用して適切な締め代の管理値を算出できる。これにより、実物評価の回数を低減することができる。

［他の実施形態］
図３において、以下の３点を考慮することがさらに好ましい。
Ｉ）シャフト７には、両振りの衝撃荷重が加わるため、回転電機のトルクの４倍以上の締結力が求められる。
ＩＩ）歯車部２の組立精度は、噛み合わされる従動歯車（不図示）との噛み合いを良好に保つために、同軸度で０．０１ｍｍ以下程度の高精度組立が求められる。
ＩＩＩ）シャフト７を支持する軸受けサイズには制約があるため、シャフト７の外径を比較的小さくする必要がある。そのため、穴部７ｂの周辺部分の肉厚を薄くせざるを得なくなる。これに起因して、前記周辺部分の収縮応力を十分に得られず、締まり嵌めで固定力を得ることが困難である。

上記ＩＩＩについては、前記周辺部分の強度が低いと、圧入時に径方向外側に逃げてしまうため、その分締め代が大きくなってしまう。そこで、図１０に示しているように、先端部７ａの径方向外側に、ケース６ａに取り付けられた外径拡張抑止部品８を設けることができる。これにより、前記周辺部分の外径の拡張を抑止し、先端部７ａ自体の強度が低い場合でも十分な締結強度を得ることができる。外径拡張抑止部品８の例として、コレットチャック及びメカロックが挙げられる。

被締結部品は、シャフト７の他、平歯車、ハイポイドギヤ、フェースギヤ、ベベルギヤ、ウォームギヤなどの歯車部品とすることもできる。遊星歯車装置のキャリアを被締結部品としてもよい。

歯車部２とスプライン軸部３との間に軸方向の間隔Ｌを設けてもよい。

上記において、歯車構造体の特定の実施形態について具体的に説明した。しかし、本発明は、このような実施形態に限定されず、当業者にとって明らかな変更、修正は、全て本発明の技術的範囲に含まれる。

１ 歯車構造体
２ 歯車部
３ スプライン軸部
４ 第１加工工具
５ 第２加工工具
６ 回転電機
７ シャフト
８ 外径拡張抑止部品

１ａ 一次ブランク
１ｂ 二次ブランク
２ａ 第１ブランク部
３ａ 第２ブランク部

６ａ ケース
７ａ 先端部
７ｂ 穴部
７ｃ 内壁
７ｄ 雌スプライン歯
７ｅ 雌スプライン歯
７ｆ 雌スプライン歯

３１ スプライン歯溝部（雄スプライン歯溝部）
３２ スプライン歯（雄スプライン歯）

７１ 被締結部品
７２ 穴部

Ｄ２ 歯車部の歯底円直径
Ｄ３ スプライン軸部の歯先円直径
Ｄ２ａ 第１ブランク部の直径
Ｄ３ａ 第２ブランク部の直径
Ｄ７ｂ 穴部の直径

Ｄ７１ 被締結部品の外径
Ｄ７２ 穴部の直径
Ｔ７１ 被締結部品の厚さ

Ｌ 間隔

Ｓ 軸心線

Ｗ 締結前の内壁

Claims (6)

1. 複数の歯が外周面に形成された歯車部と、
   前記歯車部と同軸に設けられているとともに該歯車部から軸方向にずれた位置に設けられ、かつ前記歯車部の歯底円直径よりも小さな歯先円直径となるように複数のスプライン歯が外周面に形成されたスプライン軸部と
   を備えた歯車構造体。
2. 前記スプライン軸部は、前記歯車構造体が締結される被締結部品に設けられた穴部に圧入されるものである、請求項１に記載の歯車構造体。
3. 前記歯車構造体の縦弾性係数と前記被締結部品の縦弾性係数とが等しい場合において、前記スプライン軸部の歯先円直径と前記穴部の直径との締め代が、前記スプライン軸部の圧入により前記穴部の内壁の降伏が生じる最小締め代の２．１倍以上３．５倍以下の範囲内に設定されている、請求項２に記載の歯車構造体。
4. 前記被締結部品が回転電機の回転軸である、請求項２又は３に記載の歯車構造体。
5. 前記被締結部品が、平歯車とハイポイドギヤとフェースギヤとベベルギヤとウォームギヤとを含む歯車部品である、請求項２又は３に記載の歯車構造体。
6. 前記被締結部品が遊星歯車装置のキャリアである、請求項２又は３に記載の歯車構造体。

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