JP2017187078A - ギア装置 - Google Patents

Abstract

【課題】分担トルク大・フリクショントルク小・組立性容易というサブギアへの要求を満足しつつ、入力トルク変動による歯打ち音を抑制するギア装置を提供すること。
【解決手段】第１ギア３４、第２ギア３５に噛み合うメインギア５０と、メインギア５０の隣接位置に同軸にて組み付けられ、メインギア５０と共に第１ギア３４、第２ギア３５に噛み合うサブギア６０と、を備える。このエンジントルク伝達ギア機構３０において、サブギア６０は、メインギア歯５１に対してサブギア歯６１の円周方向重なり位置を合わせてメインギア５０に固定する。サブギア歯６１の円周方向歯厚SSを、メインギア歯５１の円周方向歯厚SMより広くすると共に、サブギア歯６１の円周方向歯剛性を、メインギア歯５１の円周方向歯剛性よりも低く設定する。
【選択図】図４

Description

本発明は、メインギアに付随して組み付けられるサブギアを用い、入力トルク変動による歯打ち音（ラトルノイズ）を抑制するギア装置に関する。

ギア装置の互いに噛み合う歯面間には、ギア噛み合い運動を妨げないように、バックラッシと呼ばれる遊び隙間が円周方向に設けられる。このため、ギア噛み合い状態でのトルク伝達中、入力トルクの変動により接触する歯面の組み合わせが変更されると、バックラッシによる逆方向の隙間を一気に無くすように、噛み合っている一対のギアが円周方向に相対変位する。したがって、入力トルクが変動する前に離れていた歯面同士が衝突し、このときに“歯打ち音”が発生するし、エンジントルクのように入力トルク変動が繰り返されると“ラトルノイズ”と呼ばれる振動的な異音になる。

この歯打ち音対策のギア装置としては、メインギアとサブギアを、円周方向のコイルスプリングの一端部と他端部により連結したものが知られている（例えば、特許文献１参照）。また、メインギアとサブギアを、皿バネにより付勢力が与えられるトーションリングを介して連結したものが知られている（例えば、特許文献２参照）。

特開２００６−７７７８６号公報 特開平８−１６６０５５号公報

しかしながら、特許文献１に記載されたギア装置にあっては、メインギアとサブギアの歯が、コイルスプリングで相手ギアの歯を挟み付け、サブギアに回転抵抗を与えて歯打ち音を抑制する構成になっている。このため、コイルスプリングによる回転抵抗力で分担トルクが決まり、分担トルクが小さくなると共に、相手ギアとの組み立ての際にコイルスプリングをねじりながら組む必要があることから組立性が難しい、という問題がある。

特許文献２に記載されたギア装置にあっては、皿バネの荷重でサブギアをメインギアに押付けて摩擦フリクションを発生させ、フリクショントルクによって歯打ち音を抑制する構成になっている。このため、フリクショントルクが大きくなり、フリクショントルク分の損失によってトルク伝達効率が悪化する、という問題がある。

本発明は、上記問題に着目してなされたもので、分担トルク大・フリクショントルク小・組立性容易というサブギアへの要求を満足しつつ、入力トルク変動による歯打ち音を抑制するギア装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するため、本発明は、相手ギアと、相手ギアに噛み合うメインギアと、メインギアの隣接位置に同軸にて組み付けられ、メインギアと共に相手ギアに噛み合うサブギアと、を備える。
このギア装置において、サブギアは、メインギア歯に対してサブギア歯の円周方向重なり位置を合わせてメインギアに固定する。
サブギア歯の円周方向歯厚を、メインギア歯の円周方向歯厚より広くすると共に、サブギア歯の円周方向歯剛性を、メインギア歯の円周方向歯剛性よりも低く設定する。

よって、無負荷状態での相手ギアからのトルク伝達の際、相手ギアの歯面とサブギアの歯面とが接触し、接触位置から円周方向接線力が与えられると、サブギア歯が円周方向接線力によって弾性変形する。そして、サブギア歯の弾性変形によりメインギア歯との円周方向歯厚の差分が無くなると、組付けギア対によりトルク伝達される。
即ち、相手ギアに対してメインギア歯よりも先にサブギア歯が噛み合う不等ピッチ構成にすると共に、サブギア歯そのものに円周方向接線力に対する弾性変形性を持たせる構成にしている。このため、円周方向接線力によってサブギア歯が弾性変形を開始すると、円周方向剛性（バネ定数）と変位量の積によるバネ力が、サブギアの歯面から相手ギアの歯面に向かって作用し、相手ギアとメインギアが歯面接触するときの歯打ち音が抑制される。
このように、相手ギアからの入力トルクを、弾性変形するサブギア歯により発生するバネ力にて直接支えるため、大きな分担トルクが可能になるし、フリクショントルクの発生も小さく抑えられる。そして、サブギアは、メインギアに対する固定により組み付けられるため、組立性が容易である。
この結果、分担トルク大・フリクショントルク小・組立性容易というサブギアへの要求を満足しつつ、入力トルク変動による歯打ち音を抑制することができる。

実施例１のエンジントルク伝達ギア機構（ギア装置）が適用されたハイブリッド車両の駆動系及び制御系を示す全体システム図である。 実施例１のエンジントルク伝達ギア機構においてメインギアとサブギアによる組付けギア対により構成されたアイドラーギアを示す断面図である。 実施例１のエンジントルク伝達ギア機構においてメインギアとサブギアによる組付けギア対により構成されたアイドラーギアを示す側面図である。 実施例１のエンジントルク伝達ギア機構において第１ギアと噛み合うサブギアの詳細構成を示す拡大図である。 実施例１のエンジントルク伝達ギア機構において第１ギアとメインギアとのメインギアバックラッシを示すバックラッシ説明図である。 実施例１のエンジントルク伝達ギア機構において第１ギアとサブギアとのサブギアバックラッシを示すバックラッシ説明図である。 実施例１のエンジントルク伝達ギア機構においてエンジンにより駆動される第１ギアのドライブ歯面とサブギア歯のドライブ歯面との接触状態を示す作用説明図である。 実施例１のエンジントルク伝達ギア機構においてドライブ方向の円周方向接線力によるサブギア歯の弾性変形状態を示す作用説明図である。 実施例１のエンジントルク伝達ギア機構においてサブギア歯が弾性変形したままで第１ギアのドライブ歯面とメインギア歯のドライブ歯面との接触状態を示す作用説明図である。 実施例１のエンジントルク伝達ギア機構において入力トルク変動により第１ギアのドライブ歯面がメインギア歯のドライブ歯面から離れる状態を示す作用説明図である。 実施例１のエンジントルク伝達ギア機構において入力トルク変動により第１ギアのコースト歯面とサブギア歯のコースト歯面との接触状態を示す作用説明図である。 実施例１のエンジントルク伝達ギア機構においてコースト方向の円周方向接線力によるサブギア歯の弾性変形状態を示す作用説明図である。 実施例１のエンジントルク伝達ギア機構においてサブギア歯が弾性変形したままで第１ギアのコースト歯面とメインギア歯のコースト歯面との接触状態を示す作用説明図である。 実施例２においてサブギアの円周方向歯厚をメインギアの２つの歯面のうち一方の歯面からのみ円周方向に拡大して設定した組付けギア対の一例を示す図である。 実施例１，２以外の組付けギア対であってサブギアに欠歯を設けた間引きタイプの例を示す図である。

以下、本発明のギア装置を実現する最良の形態を、図面に示す実施例１及び実施例２に基づいて説明する。

まず、構成を説明する。
実施例１におけるギア装置は、ハイブリッド車両の駆動系に設けられるエンジンと第２モータジェネレータを連結するエンジントルク伝達ギア機構として適用したものである。以下、実施例１のエンジントルク伝達ギア機構（ギア装置）の構成を、「全体システム構成」、「エンジントルク伝達ギア機構の構成」、「サブギアの詳細構成」に分けて説明する。

［全体システム構成］
図１は、実施例１のエンジントルク伝達ギア機構が適用されたハイブリッド車両の駆動系及び制御系を示す。以下、図１に基づき、全体システム構成を説明する。

ハイブリッド車両の駆動系は、図１に示すように、エンジン１（ENG）と、第１モータジェネレータ２（MG1）と、第２モータジェネレータ３（MG2）と、動力分割装置４と、左右ドライブシャフト５Ｌ，５Ｒと、左右前輪６Ｌ，６Ｒと、を備えている。

前記エンジン１は、例えば、クランク軸方向を車幅方向として車両のフロントルームに配置したガソリンエンジンやディーゼルエンジン等である。このエンジン１は、動力分割装置４の装置ケース１０に連結されると共に、エンジン出力軸が、動力分割装置４の第１軸３１に接続される。なお、エンジン１は、第２モータジェネレータ３をスタータモータとしてMG2始動する。

前記第１モータジェネレータ２は、強電バッテリ７を電源とし、主に走行用駆動源として用いられる三相交流の永久磁石型同期回転電機である。第１モータジェネレータ２のステータは、モータケースに固定され、そのケースが動力分割装置４の装置ケース１０に固定される。そして、第１モータジェネレータ２のロータに一体のモータ軸が、動力分割装置４の入力軸２１に接続される。第１モータジェネレータ２のステータに巻き付けられているコイルは、三相交流/直流を変換する第１インバータ８１と、直流低電圧/直流高電圧を変換する第１コンバータ９１とを介して、強電バッテリ７に接続される。

前記第２モータジェネレータ３は、主にエンジン１により駆動されることで発電するジェネレータとして用いられ、発電電力を強電バッテリ７に充電する三相交流の永久磁石型同期回転電機である。第２モータジェネレータ３のステータは、ジェネレータケースに固定され、そのケースが動力分割装置４の装置ケース１０に固定される。そして、第２モータジェネレータ３のロータに一体のジェネレータ軸が、動力分割装置４の第２軸３２に接続される。第２モータジェネレータ３のステータに巻き付けられているコイルは、発電時に三相交流を直流に変換する第２インバータ８２と、直流電圧を変換する第２コンバータ９２とを介して、強電バッテリ７に接続される。

前記動力分割装置４は、「シリーズEVモード」と「パラレルHEVモード」との切り替えが可能であり、発進時、トルクコンバータ等の回転差吸収機構を持たないことで、第１モータジェネレータ２を駆動源とする「EVモード」で発進する平行軸歯車装置である。この動力分割装置４は、装置ケース１０の内部に、終減速機構２０と、エンジントルク伝達ギア機構３０と、ドグクラッチ４０と、を備える。なお、装置ケース１０は、車体に対して防振機能を持つ弾性マウント部材を介して弾性支持されている。

前記終減速機構２０は、ドグクラッチ４０の切り離し解放による「EVモード」または「シリーズEVモード」の選択時、第１モータジェネレータ２から左右前輪６Ｌ，６Ｒへの駆動力伝達系を構成する。この終減速機構２０は、入力軸２１に設けられた入力ギア２２と、入力ギア２２と噛み合うリングギア２３と、差動を許容しながらリングギア２３への入力回転を左右ドライブシャフト５Ｌ，５Ｒに伝達するフロントデファレンシャルギア２４と、を有する。

前記エンジントルク伝達ギア機構３０は、エンジン始動時や「シリーズEVモード」の選択時や「パラレルHEVモード」の選択時、エンジン１と第２モータジェネレータ３との間でトルクを伝達するギア列である。このエンジントルク伝達ギア機構３０は、第１軸３１に設けられた第１ギア３４と、第２軸３２に設けられた第２ギア３５と、アイドラー軸３３に設けられ、第１ギア３４と第２ギア３５とに噛み合うアイドラーギア３６と、を有する。さらに、アイドラーギア３６は、第１ギア３４と第２ギア３５とに噛み合うメインギア５０と、メインギア５０の隣接位置に同軸にて組み付けられ、メインギア５０と共に第１ギア３４と第２ギア３５とに噛み合うサブギア６０と、を備える。

前記ドグクラッチ４０は、「EVモード」や「シリーズEVモード」を切り離し解放によって選択し、「パラレルHEVモード」を噛み合い締結によって選択するモード切り替えクラッチである。このドグクラッチ４０は、入力軸２１側に設けられた第１クラッチ部４１と、第１軸３１側に設けられた第２クラッチ部４２と、ストローク駆動によりドグクラッチ４０の解放/締結を切り替えるクラッチアクチュエータ４３と、を有して構成される。なお、入力軸２１と第１クラッチ部４１との間や第１軸３１と第２クラッチ部４２との間にギア列を設けても良い。

ハイブリッド車両の制御系は、図１に示すように、ハイブリッドコントロールモジュール１００と、エンジンコントロールユニット１０１と、ジェネレータコントロールユニット１０２と、クラッチコントロールユニット１０３と、バッテリコントロールユニット１０４と、モータコントロールユニット１０５と、を備えている。

前記ハイブリッドコントロールモジュール１００（HCM）は、車両全体の消費エネルギーを適切に管理する機能を担う統合制御手段である。このハイブリッドコントロールモジュール１００は、他のコントロールユニットとCAN通信線１０６により双方向情報交換可能に接続されている。ハイブリッドコントロールモジュール１００には、車速センサ１０７、アクセル開度センサ１０８、他のセンサ・スイッチ類１０９からの情報が入力される。加えて、バッテリコントロールユニット１０４からのバッテリ充電容量情報やバッテリ温度情報、他のコントロールユニット１０１，１０２，１０３，１０５からの様々な必要情報が入力される。
なお、CAN通信線１０６の「CAN」とは、「Controller Area Network」の略称である。

前記エンジンコントロールユニット１０１（ECU）は、ハイブリッドコントロールモジュール１００からの制御指示に基づき、点火プラグや燃料噴射アクチュエータなどへ制御指令を出力することにより、エンジン１の始動制御やエンジン１の停止制御や燃料カット制御などを行う。

前記ジェネレータコントロールユニット１０２（GCU）は、ハイブリッドコントロールモジュール１００からの制御指示に基づき、第２インバータ８２と第２コンバータ９２に対して制御指令を出力し、第２モータジェネレータ３の発電制御などを行う。

前記クラッチコントロールユニット１０３（CCU）は、ハイブリッドコントロールモジュール１００からの制御指示に基づき、クラッチアクチュエータ４３に制御指令を出力し、ドククラッチ４０の噛み合い解放・噛み合い締結を制御する。

前記バッテリコントロールユニット１０４（BCU）は、充電容量情報や温度情報を入力して強電バッテリ７の充電容量管理や温度管理を行い、管理結果の情報をハイブリッドコントロールモジュール１００に対して出力する。

前記モータコントロールユニット１０５（MCU）は、ハイブリッドコントロールモジュール１００からの制御指示に基づき、第１インバータ８１と第１コンバータ９１に対して制御指令を出力し、第１モータジェネレータ２の力行/回生制御などを行う。

［エンジントルク伝達ギア機構の構成］
図２及び図３は、実施例１のエンジントルク伝達ギア機構３０においてメインギア５０とサブギア６０による組付けギア対により構成されたアイドラーギア３６を示す。以下、図２及び図３に基づき、エンジントルク伝達ギア機構３０の構成を説明する。

前記エンジントルク伝達ギア機構３０は、図２に示すように、第１ギア３４と、第２ギア３５と、アイドラー軸３３に設けられ、第１ギア３４と第２ギア３５とに噛み合うアイドラーギア３６と、を備えている。

前記アイドラーギア３６は、図２及び図３に示すように、メインギア５０と、メインギア５０に付随するサブギア６０と、による組付けギア対により構成されている。メインギア５０は、第１ギア３４と第２ギア３５とに噛み合う。サブギア６０は、メインギア５０に対し隙間ｔを介した隣接位置に、ギア軸GLを共通として同軸にて組み付けられ、メインギア５０と共に第１ギア３４と第２ギア３５とに噛み合う。

前記メインギア５０は、ギア素材として一般的なクロムモリブデン鋼などを用いて製造され、図２に示すように、アイドラー軸３３と一体に構成される。メインギア５０を一体に有するアイドラー軸３３は、ベアリング８０，８１を介して装置ケース１０に対し両端支持されている。このメインギア５０は、外周に所定数のメインギア歯５１が軸に対して傾いて設けられている“はすば歯車”である。なお、メインギア歯５１の軸方向歯幅WMは、サブギア歯６１の軸方向歯幅WSに比べて遥かに広く、第１ギア３４や第２ギア３５の軸方向歯幅WGより少し狭くしている。

前記サブギア６０は、ギア素材として、クロムモリブデン鋼に比べて高強度であって弾性変形性も高いバネ鋼などを用いて製造され、図２及び図３に示すように、メインギア５０に固定されている。このサブギア６０は、メインギア５０と同様に、外周にメインギア５０と同数のサブギア歯６１が軸に対して傾いて設けられている“はすば歯車”であり、メインギア歯５１に対してサブギア歯６１の円周方向重なり位置が合わせられている。
なお、サブギア歯６１の軸方向歯幅WSは、メインギア歯５１の軸方向歯幅WMに比べて薄く、例えば、軸方向歯幅WS＝１mm〜３mm程度とされる。

ここで、「円周方向重なり位置合わせ」とは、図３の共通径方向線dLに示すように、サブギア歯６１の円周方向歯厚の中心点とギア軸GLを結ぶ径方向線と、メインギア歯５１の円周方向歯厚の中心点とギア軸GLを結ぶ径方向線を一致させることをいう。
つまり、実施例１の場合には、サブギア歯６１の円周方向歯厚SS（図４参照）を、メインギア歯５１の両歯面５１ａ，５１ｂから円周方向に拡大して設定している。このため、メインギア歯５１とサブギア歯６１の歯厚方向の中心を通る径方向線を一致させると、サブギア歯６１は、メインギア歯５１に対して円周方向の位置が重なる。

前記サブギア６０のメインギア５０に対する固定構造は、メインギア歯５１に対してサブギア歯６１の円周方向重なり位置合わせ調整を行った後、４箇所の固定ボルト７０によるボルト軸力にてサブギア６０をメインギア５０に対して固定する構造としている。

前記メインギア５０側の固定構造としては、図２に示すように、ベアリング８０との間の位置に、サブギア６０を固定するためのサブギア被固定部５２が形成される。このサブギア被固定部５２には、アイドラー軸３３の外径よりも大きな外径を持つギア挿入面５２ａと、ギア挿入面５２ａに直交するギア被固定面５２ｂと、ギア被固定面５２ｂに軸方向に開口したボルト穴５２ｃと、を有する。

前記サブギア６０側の固定構造としては、図２に示すように、ギア内周部の位置に、サブギア歯６１が形成されるギア外周部の厚みに比べ、段階的に厚みを増したサブギア固定部６２が形成される。このサブギア固定部６２には、ギア挿入面５２ａに対応するギア固定穴６２ａと、ギア被固定面５２ｂに対応するギア固定面６２ｂと、ボルト穴５２ｃに対応して円周方向に延ばして形成したボルト長穴６２ｃと、ボルト長穴６２ｃに対応するボルト頭凹部６２ｄと、を有する。

前記固定構造のうち、図３に示すように、サブギア６０側に有する円周方向のボルト長穴６２ｃにより、メインギア歯５１に対するサブギア歯６１の円周方向重ね合わせ調整代として、例えば、10°程度の角度調整代が与えられる。また、固定ボルト７０は、ボルト頭７０ａに六角レンチ穴７０ｂを有し、六角レンチによってボルト軸力を出して締め付けると、図２に示すように、ボルト頭７０ａがボルト頭凹部６２ｄ内に沈み込む。

［サブギアの詳細構成］
図４は、実施例１のエンジントルク伝達ギア機構３０において第１ギア３４と噛み合うサブギア６０の詳細構成を示し、図５は、メインギアバックラッシMGBLを示し、図６は、サブギアバックラッシSGBLを示す。以下、図４〜図６に基づき、サブギア６０の詳細構成を説明する。

前記第１ギア３１とメインギア歯５１とサブギア歯６１に有する両歯面は、いずれもインボリュート曲線による歯面形状にしている。第１ギア３４とメインギア歯５１とサブギア歯６１の両歯面のうち、エンジン回転方向とトルク伝達方向が同じであるドライブ状態で接触する歯面を、ドライブ歯面３４ａ，５１ａ，６１ａという。そして、ドライブ歯面３４ａ，５１ａ，６１ａと反対側の歯面であって、エンジン回転方向に対しトルク伝達方向が逆向きであるコースト状態で接触する歯面を、コースト歯面３４ｂ，５１ｂ，６１ｂという。サブギア６０の特徴とする構成は、以下に説明するように、サブギア歯６１の円周方向歯厚の設定と、サブギア歯６１の円周方向歯剛性の設定とにある。

前記サブギア歯６１の基準円上における両歯面６１ａ，６１ｂとの円周方向長さである円周方向歯厚SSは、図４に示すように、メインギア歯５１の基準円上における両歯面５１ａ，５１ｂとの円周方向長さである円周方向歯厚SMより広く設定している。

このとき、円周方向歯厚SMと円周方向歯厚SSは、相手ギアである第１ギア３４との歯面隙間寸法であるメインギアバックラッシMGBLとサブギアバックラッシSGBLを異ならせることにより、円周方向歯厚SS＞円周方向歯厚SMという関係に決めている。以下、相手ギアを第１ギア３４としてバックラッシの説明をするが、相手ギアである第２ギア３５についても同様である。

即ち、第１ギア３４とメインギア歯５１との歯面隙間であるメインギアバックラッシMGBLは、図５に示すように、第１ギア３４の両側のバックラッシをａ，ｂとし、メインギア歯５１の両側のバックラッシをc，dとしたとき、ａ＋ｂ（＝BL）＜c＋d（＝BL＋ΔBL）という関係が成立する。このように、メインギアバックラッシMGBLを、ギア噛み合い運動を妨げない歯面隙間寸法、つまり、噛み合いギアにおいて通常の歯面隙間寸法によるバックラッシBLより隙間寸法ΔBLだけ広い歯面隙間寸法に設定している（MGBL＝BL＋ΔBL）。

一方、第１ギア３４とサブギア歯６１との歯面隙間であるサブギアバックラッシSGBLは、図６に示すように、第１ギア３４の両側のバックラッシをａ，ｂとし、サブギア歯６１の両側のバックラッシをe，fとしたとき、ａ＋ｂ＝e＋f＝BLという関係が成立する。このように、サブギアバックラッシSGBLとしては、ギア噛み合い運動を妨げない歯面隙間寸法、つまり、噛み合いギアにおいて通常の歯面隙間寸法によるバックラッシュBLに設定している（SGBL＝BL）。

このように、メインギアバックラッシMGBLを、サブギアバックラッシSGBLより大きな隙間寸法とする結果、サブギア歯６１の円周方向歯厚SSが、メインギア歯５１の円周方向歯厚SMより隙間寸法ΔBLだけ広く設定されることになる。つまり、サブギア歯６１の円周方向歯厚SSを、メインギア歯５１の両歯面５１ａ，５１ｂから円周方向に拡大して設定する実施例１の場合には、メインギア歯５１の両歯面５１ａ，５１ｂから、それぞれ(1/2)・ΔBLだけ広く設定される。

前記サブギア歯６１の歯面に円周方向接線力が加わったときの円周方向歯剛性を、図４に示すように、メインギア歯５１の歯面に円周方向接線力が加わったときの円周方向歯剛性よりも低く設定している。

このとき、メインギア歯５１とサブギア歯６１の円周方向歯剛性の設定は、メインギア５０とサブギア６０の歯幅や素材の決定以外に、サブギア歯６１の歯形状を、通常の歯形状であるメインギア歯５１と異ならせることにより決めている。これは、サブギア歯６１を、メインギア歯５１と同様に、ギア歯成形加工による通常の歯形状にすると円周方向歯剛性が高過ぎて、サブギア歯６１に所定の円周方向接線力が加わっても、狙いのようにサブギア歯６１が弾性変形しない場合がある。さらに、サブギア歯６１の円周方向歯剛性の調整を、歯幅や素材の決定に依存せざるを得ず、歯剛性の調整自由度が低くなる。このため、狙いの円周方向接線力に対しサブギア歯６１が確実に弾性変形するように円周方向歯剛性を低下させる調整代として、歯底切欠部６３を設けている。

即ち、サブギア６０のうち円周方向に隣接するサブギア歯６１，６１の歯底領域には、図４に示すように、２つの歯底位置P1,P2と、２つの歯底位置P1,P2より等距離で内径側に離れた離間位置P3と、を滑らかな線で繋いだ部分を切り欠いた歯底切欠部６３を設けている。この歯底切欠部６３は、２つの歯底位置P1,P2の間隔を徐々に拡げるように内径側に向かって描かれる直線部６３ａ，６３ａと、離間位置P3を通り直線部６３ａ，６３ａとは滑らかな接線繋がりとなるように描かれる円弧部６３ｂと、を有する形状としている。

前記歯底切欠部６３を設けることによって、例えば、歯底切欠部６３の離間位置P3を定位置に決めたとき、円弧部６３ｂの内径を大きくするほど、サブギア歯６１を支えるバネ支持部Ａが細くなり、サブギア歯６１の円周方向歯剛性が低く設定されることになる。例えば、歯底切欠部６３の円弧部６３ｂの内径を一定に決めたとき、離間位置P3が内径側の位置であるほど、サブギア歯６１を支えるバネ支持部Ａが長くなり、サブギア歯６１の円周方向歯剛性が低く設定されることになる。

次に、作用を説明する。
実施例１のエンジントルク伝達ギア機構３０における作用を、「歯打ち音抑制作用」、「エンジントルク伝達ギア機構の特徴作用」に分けて説明する。

［歯打ち音抑制作用］
例えば、エンジン１により第２モータジェネレータ３を駆動し、第２モータジェネレータ３により発電する「シリーズEVモード」のときは、第２モータジェネレータ３での発電効率の良い回転数域とするようにエンジン１の回転数制御が行われる。このエンジン１の回転数制御では、エンジン回転数が発電効率の良い回転数域を維持するように、エンジントルクを発電負荷に応じて変動させる制御とされる。このように、エンジン回転数制御に伴ってエンジントルクが変動するときの第１ギア３４とアイドラーギア３６との噛み合い関係をみると、エンジントルクの上昇側と下降側では異なる。つまり、エンジントルクの上昇側では、第１ギア３４とアイドラーギア３６のドライブ歯面同士の噛み合いになるが、エンジントルクの下降側では第１ギア３４とアイドラーギア３６のコースト歯面同士の噛み合いになる。このため、エンジントルク（エンジントルク伝達ギア機構３０への入力トルク）が変動するとき、トルク変動過渡期において、接触する歯面の組み合わせが入れ替わり、そのときバックラッシによる歯打ち音が発生する。

この歯打ち音を抑制する対策としては、メインギアとサブギアによる組付けギア対を用いて直接的に歯打ち音を抑制する対策以外に、ケース弾性支持などにより歯打ち音が車内へ伝達するのを抑制する間接的な対策がある。このうち、歯打ち音抑制のために間接的対策だけ施すと、乗員にとって違和感となる歯打ち音を取り除くことができないエンジントルク変動領域が存在する。よって、歯打ち音を抑制する場合には、間接的対策と直接的対策とを併用し、間接的対策を施しても歯打ち音が残ってしまうエンジントルク変動領域に絞って、メインギアとサブギアによる組付けギア対を用いた直接的対策が施されることになる。

これに対し、メインギアとサブギアによる組付けギア対を用いた直接的対策として、既に提案されている技術は、コイルスプリングを用いたサブギア（特開２００６−７７７８６号公報など）と、皿バネを用いたサブギア（特開平８−１６６０５５号公報など）である。

このうち、コイルスプリングを用いたサブギアについては、分担トルクが小さくなると共に、組立性が難しい。皿バネを用いたサブギアについては、フリクショントルクによってトルク伝達効率が悪化する。
つまり、サブギアへの要求として、
（１）分担トルクが大きいこと
（２）フリクショントルクが小さいこと
（３）組立性が容易であること
を掲げた場合、何れの提案対策も（１）〜（３）の全てを満足しない。

そこで、本発明者は、（１）〜（３）の全てを満足しない原因がどこに存在するのかを究明した。まず、機械要素であるギアは、装置や機構において変形しない剛体として取り扱うのが技術常識である。この技術常識に捉われ、サブギアも同様に変形しない剛体であるとの認識に基づき、これまでは歯打ち音を抑制する力を、別体による弾性体（コイルスプリング、皿バネなど）により得ようとする点に最大の原因があることが分かった。

この原因究明にしたがって、サブギアが変形しない剛体であるという考え方を変え、サブギア歯そのものに弾性変形機能を持たせることが可能であるかの試みを繰り返したところ、バックラッシ程度の変位量であれば弾性変形可能であることを知見した。この知見に基づいて、本発明のメインギア５０とサブギア６０による組付けギア対は、歯打ち音を抑制する力を出すために別体の弾性体を用いない。その代わりに、サブギア６０は、相手ギアに対してメインギア歯５１よりも先にサブギア歯６１が噛み合う不等ピッチ構成にすると共に、サブギア歯６１そのものに円周方向接線力に対する弾性変形性を持たせる構成とした。

以下、第１ギア３４と、メインギア５０とサブギア６０による組付けギア対により構成されるアイドラーギア３６との間での歯打ち音抑制作用を、図７〜図１３に基づき説明する。なお、第１ギア３４のドライブ歯面３４ａとアイドラーギア３６を構成するメインギア５０とサブギア６０のドライブ歯面５１ａ，６１ａが噛み合う状態を、通常のギア噛み合いという。

まず、上昇するエンジントルクが第１ギア３４に作用し、トルク伝達方向が第１ギア３４からアイドラーギア３６へ向かうときの歯打ち音抑制作用を説明する。トルク伝達方向がドライブ方向のときは、図７の矢印Ｂの枠内に示すように、第１ギア３４のドライブ歯面３４ａがサブギア歯６１のドライブ歯面６１ａに接触する。

そして、第１ギア３４のドライブ歯面３４ａからの円周方向接線力がサブギア歯６１のドライブ歯面６１ａに作用すると、図８に示すように、円周方向接線力にしたがってサブギア歯６１が弾性変形する。このサブギア歯６１が弾性変形するときは、第１ギア３４からの円周方向接線力が、サブギア歯６１のバネ力（＝円周方向剛性×変位量）を上回っている関係にある。

次に、サブギア歯６１の弾性変形によりバックラッシ分が無くなると、図９の矢印Ｃの枠内に示すように、サブギア歯６１が弾性変形状態のままで、第１ギア３４のドライブ歯面３４ａとメインギア歯５１のドライブ歯面５１ａが接触する。つまり、第１ギア３４とメインギア歯５１の接触する歯面同士の組み合わせが、ドライブ歯面３４ａ，５１ａである通常のギア噛み合い状態になる。

よって、第１ギア３４のドライブ歯面３４ａとメインギア歯５１のドライブ歯面５１ａの歯面同士が一気に衝突することで発生する歯打ち音が、サブギア歯６１の弾性変形によるバネ力により抑制される。つまり、歯打ち衝突エネルギーが、サブギア歯６１の弾性変形エネルギー分だけ軽減される。

その後、下降するエンジントルクが第１ギア３４に作用し、トルク伝達方向がアイドラーギア３６から第１ギア３４へ向かう方向に切り替えられるときの歯打ち音抑制作用を説明する。トルク伝達方向がコースト方向に切り替えられると、図１０の矢印Ｄの枠内に示すように、第１ギア３４のドライブ歯面３４ａが、接触していたメインギア歯５１のドライブ歯５１ａ及びサブギア歯６１のドライブ歯面６１ａから離れる。そして、第１ギア３４のコースト歯面３４ｂが、図１１の矢印Ｅの枠内に示すように、サブギア歯６１のコースト歯面６１ｂに接触する。

そして、第１ギア３４のコースト歯面３４ｂからの円周方向接線力がサブギア歯６１のコースト歯面６１ｂに作用すると、図１２に示すように、円周方向接線力にしたがってサブギア歯６１が弾性変形する。このサブギア歯６１が弾性変形するときは、第１ギア３４からの円周方向接線力が、サブギア歯６１のバネ力（＝円周方向剛性×変位量）を上回っている関係にある。

次に、サブギア歯６１の弾性変形によりバックラッシ分が無くなると、図１３に示すように、サブギア歯６１が弾性変形状態のままで、第１ギア３４のコースト歯面３４ｂとメインギア歯５１のコースト歯面５１ｂが接触する。つまり、第１ギア３４とメインギア歯５１の接触する歯面同士の組み合わせが、コースト歯面３４ｂ，５１ｂである通常のギア噛み合いとは反対になる。

よって、第１ギア３４のコースト歯面３４ｂとメインギア歯５１のコースト歯面５１ｂの歯面同士が一気に衝突することで発生する歯打ち音が、サブギア歯６１の弾性変形によるバネ力により抑制される。つまり、歯打ち衝突エネルギーが、サブギア歯６１の弾性変形エネルギー分だけ軽減される。

［エンジントルク伝達ギア機構の特徴作用］
実施例１では、サブギア６０を、メインギア歯５１に対してサブギア歯６１の円周方向重なり位置を合わせてメインギア５０に固定する。そして、サブギア歯６１の円周方向歯厚SSを、メインギア歯５１の円周方向歯厚SMより広くすると共に、サブギア歯６１の円周方向歯剛性を、メインギア歯５１の円周方向歯剛性よりも低く設定する構成とした。

よって、無負荷状態での第１ギア３４からのトルク伝達の際、第１ギア３４の歯面とサブギア歯６１の歯面とが接触し、接触位置から円周方向接線力が与えられると、円周方向歯剛性が低いサブギア歯６１が円周方向接線力によって弾性変形する。そして、サブギア歯６１の弾性変形によりメインギア歯５１との円周方向歯厚SS,SMの差分（SS−SM）が無くなると、メインギア５０とサブギア６０との組付けギア対によりトルク伝達される。

即ち、第１ギア３４に対してメインギア歯５１よりも先にサブギア歯６１が噛み合う歯厚構成にすると共に、サブギア歯６１そのものに円周方向接線力に対する弾性変形性を持たせる構成にしている。このため、円周方向接線力によってサブギア歯６１が弾性変形を開始すると、円周方向剛性（バネ定数）と変位量の積によるバネ力が、サブギア６０の歯面から第１ギア３４の歯面に向かって作用し、第１ギア３４とメインギア５０が歯面接触するときの歯打ち音が抑制される。

このように、第１ギア３４からの入力トルクを、弾性変形するサブギア歯６１により発生するバネ力にて直接支えるため、大きな分担トルクが可能になるし、フリクショントルクの発生も小さく抑えられる。そして、サブギア６０は、メインギア５０に対する固定により組み付けられるため、組立性が容易である。

実施例１では、サブギアバックラッシSGBLを、ギア噛み合い運動を妨げない歯面隙間寸法に設定し、メインギアバックラッシMGBLを、サブギアバックラッシSGBLより広い歯面隙間寸法に設定する構成とした。
即ち、サブギアバックラッシSGBLによりサブギア歯６１の円周方向歯厚SSが決まる。そして、メインギアバックラッシMGBLとサブギアバックラッシSGBLとの差分が、サブギア歯６１の円周方向歯厚SSとメインギア歯５１の円周方向歯厚SMとの差（SS−SM）に一致するため、メインギア歯５１の円周方向歯厚SMが決まる。このように、サブギア歯６１の円周方向歯厚SSとメインギア歯５１の円周方向歯厚SMとが、バックラッシに基づいて決められる。
従って、サブギア歯６１とメインギア歯５１の円周方向歯厚SS,SMを異ならせた設定にするとき、第１ギア３４とサブギア６０のスムーズなギア噛み合いを確保しながら、サブギア歯６１の弾性変形量がバックラッシ差分に基づく適正量とされる。

実施例１では、サブギア６０のうち円周方向に隣接するサブギア歯６１，６１の歯底領域に、歯底部分を切り欠いた歯底切欠部６３を設ける構成とした。
即ち、サブギア歯６１の円周方向歯剛性を、メインギア歯５１の円周方向歯剛性よりも低く設定する際、歯幅や素材よりも自由度が高い歯底切欠部６３の形状変更が、サブギア歯６１の円周方向歯剛性の調整代になる。
従って、サブギア歯６１の円周方向歯剛性を設定するとき、歯底切欠部６３の形状設定により、円周方向接線力により弾性変形する狙いの円周方向歯剛性が容易に得られる。

実施例１では、歯底切欠部６３は、隣接するサブギア歯６１，６１の２つの歯底位置P1,P2と、２つの歯底位置P1,P2より内径側に等距離だけ離れた離間位置P3と、を滑らかな線で繋いだ部分を切り欠いた形状とした。
例えば、隣接するサブギア歯の歯底領域に直線が交わる角を持つような歯底切欠部を設けると、サブギア歯が弾性変形するとき、歯底切欠部の角に応力集中が発生し、サブギア歯の耐久信頼性を損なう。
これに対し、隣接するサブギア歯６１，６１の２つの歯底部分に歯底切欠部６３を設けるとき、３つの位置P1,P2,P3を滑らかな線で繋いだ部分を切り欠いて歯底切欠部６３とすることで、サブギア歯６１の耐久信頼性が確保される。

実施例１では、サブギア歯６１の円周方向歯厚SSを、メインギア歯５１の両歯面５１ａ，５１ｂから円周方向に拡大して設定する構成とした。
即ち、歯打ち音の発生メカニズムで、以下の３つの状態があることが分かっている。
(A) 入力トルク変動が小さく、ドライブ歯面を離れるが、コースト歯面に接触せず、またドライブ歯面に衝突する際に発生する歯打ち音。
(B) 入力トルク変動が中程度で、ドライブ歯面を離れるが、コースト歯面に衝突する場合としない場合がある、またドライブ歯面とコースト歯面の両歯打ちの過渡状態。
(C) 入力トルク変動が大きく、ドライブ歯面を離れ、コースト歯面に衝突し、その後、またドライブ歯面に衝突する歯打ち音が定常的に発生する。
これに対し、サブギア歯６１の円周方向歯厚SSを、メインギア歯５１の両歯面５１ａ，５１ｂから円周方向に拡大した両側タイプでは、上記(A),(B),(C)の状態で歯打ち音の抑制が実現できる。

実施例１では、ギア装置を、ハイブリッド車両の駆動系に設けられ、エンジン１と第２モータジェネレータ３とのエンジントルク伝達ギア機構３０とする。エンジントルク伝達ギア機構３０は、エンジン１に連結される第１軸３１に設けられた第１ギア３４と、第２モータジェネレータ３に連結される第２軸３２に設けられた第２ギア３５と、第１ギア３４と第２ギア３５に噛み合うアイドラーギア３６と、を有する。エンジントルク伝達ギア機構３０のアイドラーギア３０を、メインギア５０とサブギア６０による組付けギア対とする構成とした。
即ち、エンジン駆動で第２モータジェネレータ３を発電するとき、エンジントルク伝達ギア機構３０にトルク変動の大きなエンジントルクが伝達される。このとき、他の対策との併用で歯打ち音を抑制するとき、エンジントルク変動のうち、例えば、5Nm相当の変動による歯打ち音が残ってしまうため、これを解消したいという要求がある。これに対し、サブギア６０のサブギア歯６１の円周方向剛性を、解消したいエンジントルク変動で弾性変形するようにチューニングする。
この結果、エンジン駆動で第２モータジェネレータ３を発電する際、他の歯打ち音抑制対策との併用で歯打ち音を抑制するとき、他の対策では残ってしまう歯打ち音が整然と抑制される。

次に、効果を説明する。
実施例１におけるエンジントルク伝達ギア機構３０にあっては、下記に列挙する効果が得られる。

(1) 相手ギア（第１ギア３４、第２ギア３５）と、
相手ギア（第１ギア３４、第２ギア３５）に噛み合うメインギア５０と、
メインギア５０の隣接位置に同軸にて組み付けられ、メインギア５０と共に相手ギア（第１ギア３４、第２ギア３５）に噛み合うサブギア６０と、
を備えるギア装置（エンジントルク伝達ギア機構３０）において、
サブギア６０は、メインギア歯５１に対してサブギア歯６１の円周方向重なり位置を合わせてメインギア５０に固定し、
サブギア歯６１の円周方向歯厚SSを、メインギア歯５１の円周方向歯厚SMより広くすると共に、サブギア歯６１の円周方向歯剛性を、メインギア歯５１の円周方向歯剛性よりも低く設定する（図４）。
このため、分担トルク大・フリクショントルク小・組立性容易というサブギア６０への要求を満足しつつ、入力トルク変動による歯打ち音を抑制することができる。

(2) 相手ギア（第１ギア３４、第２ギア３５）とメインギア歯５１との歯面隙間であるバックラッシをメインギアバックラッシMGBLといい、相手ギア（第１ギア３４、第２ギア３５）とサブギア歯６１との歯面隙間であるバックラッシをサブギアバックラッシSGBLというとき、
サブギアバックラッシSBGLを、ギア噛み合い運動を妨げない歯面隙間寸法に設定し、
メインギアバックラッシMGBLを、サブギアバックラッシSGBLより広い歯面隙間寸法に設定する（図４）。
このため、(1)の効果に加え、サブギア歯６１とメインギア歯５１の円周方向歯厚SS,SMを異ならせた設定にするとき、相手ギア（第１ギア３４、第２ギア３５）とサブギア６０のスムーズなギア噛み合いを確保しながら、サブギア歯６１の弾性変形量をバックラッシ差分に基づいて適正量にすることができる。

(3) サブギア６０のうち円周方向に隣接するサブギア歯６１，６１の歯底領域に、歯底部分を切り欠いた歯底切欠部６３を設ける（図４）。
このため、(1)又は(2)の効果に加え、サブギア歯６１の円周方向歯剛性を設定するとき、歯底切欠部６３の形状設定により、円周方向接線力により弾性変形する狙いの円周方向歯剛性を容易に得ることができる。

(4) 歯底切欠部６３は、隣接するサブギア歯６１，６１の２つの歯底位置P1,P2と、２つの歯底位置P1,P2より内径側に等距離だけ離れた離間位置P3と、を滑らかな線で繋いだ部分を切り欠いた形状とする（図４）。
このため、(3)の効果に加え、隣接するサブギア歯６１，６１の２つの歯底部分に歯底切欠部６３を設けるとき、サブギア歯６１の耐久信頼性を確保することができる。

(5) サブギア歯６１の円周方向歯厚SSを、メインギア歯５１の両歯面５１ａ，５１ｂから円周方向に拡大して設定する（図４）。
このため、(1)〜(4)の効果に加え、サブギア歯６１の弾性変形が両歯面で得られる両側タイプとしたことで、入力トルク変動が小さい状態から大きい状態までの全ての状態で歯打ち音の抑制を実現することができる。

(6) ギア装置は、ハイブリッド車両の駆動系に設けられ、エンジン１とモータジェネレータ（第２モータジェネレータ３）とのエンジントルク伝達ギア機構３０であり、
エンジントルク伝達ギア機構３０は、エンジン１に連結される第１軸３１に設けられた第１ギア３４と、モータジェネレータ（第２モータジェネレータ３）に連結される第２軸３２に設けられた第２ギア３５と、第１ギア３４と第２ギア３５に噛み合うアイドラーギア３６と、を有し、
エンジントルク伝達ギア機構３０のアイドラーギア３６を、メインギア５０とサブギア６０による組付けギア対とする（図１）。
このため、(1)〜(5)の効果に加え、エンジン駆動でモータジェネレータ（第２モータジェネレータ３）を発電する際、他の歯打ち音抑制対策との併用で歯打ち音を抑制するとき、他の対策では残ってしまう歯打ち音を整然と抑制することができる。

実施例２は、サブギア歯の円周方向歯厚を、メインギア歯の両歯面のうち一方の歯面からのみ円周方向に拡大して設定する例である。

図１４は、実施例２の組付けギア対の一例を示す。以下、図１４に基づき、実施例２のサブギア６０の構成を説明する。

実施例２では、サブギア歯６１の円周方向歯厚SSを、図１４に示すように、メインギア歯５１の両歯面５１ａ，５１ｂのうち一方の歯面からのみ円周方向に拡大して設定している。

即ち、第１ギア３１とメインギア歯５１との歯面隙間であるメインギアバックラッシMGBLは、噛み合いギアにおいて通常の歯面隙間寸法によるバックラッシBLより隙間寸法(1/2)・ΔBLだけ広い歯面隙間寸法に設定している（MGBL＝BL＋(1/2)・ΔBL）。

一方、第１ギア３１とサブギア歯６１との歯面隙間であるサブギアバックラッシSGBLは、実施例１と同様に、噛み合いギアにおいて通常の歯面隙間寸法によるバックラッシュBLに設定している（SGBL＝BL）。

このように、メインギアバックラッシMGBLを、サブギアバックラッシSGBLより大きな隙間寸法とする結果、サブギア歯６１の円周方向歯厚SSが、メインギア歯５１の円周方向歯厚SMより隙間寸法(1/2)・ΔBLだけ広く設定されることになる。つまり、サブギア歯６１の円周方向歯厚SSを、メインギア歯５１の両歯面の一方の歯面から円周方向に拡大して設定する実施例２の場合には、メインギア歯５１のコースト歯面５１ｂから(1/2)・ΔBLだけ広く設定される。

実施例２において、「円周方向重なり位置合わせ」とは、図１４に示すように、メインギア歯５１のドライブ歯面５１ａと、サブギア歯６１の両歯面のうち、拡大していない他方のドライブ歯面６１ａの位置を一致させることをいう。

なお、「全体システム構成」、「エンジントルク伝達ギア機構の構成」については、実施例１と同様であるので図示並びに説明を省略する。また、「サブギアの詳細構成」のうち、上記以外の構成については、実施例１と同様であるので説明を省略する。

次に、作用を説明すると、実施例１のサブギア歯６１は、ドライブ歯面６１ａ及びコースト歯面６１ｂの両面で、歯面接触の際に弾性変形し、歯打ち音抑制効果がある。
これに対し、実施例１の片側タイプのサブギア６０の場合、サブギア歯６１のドライブ歯面６１ａ、または、コースト歯面６１ｂいずれかのみで、歯面接触の際に弾性変形し、歯打ち音抑制効果を狙う。よって、歯打ち音のトルク分担が少なくなるので効果は限定的となるが、サブギア歯６１の弾性変形による応力は、両振りから片振りとなるため、耐久性が向上する。
なお、他の作用は、実施例１と同様であるので、説明を省略する。

次に、効果を説明する。
実施例２におけるエンジントルク伝達ギア機構３０にあっては、下記の効果が得られる。

(7) サブギア歯６１の円周方向歯厚を、メインギア歯５１の両歯面５１ａ，５１ｂのうち一方の歯面からのみ円周方向に拡大して設定する（図１４）。
このため、実施例１の(1)〜(4)の効果に加え、サブギア歯６１の弾性変形が片側の歯面で得られる片側タイプとしたことで、サブギア６０の耐久性を向上しながら、入力トルク変動が小さい状態から中程度の状態までの歯打ち音の抑制を実現することができる。

以上、本発明のギア装置を実施例１及び実施例２に基づき説明してきたが、具体的な構成については、これらの実施例に限られるものではなく、特許請求の範囲の各請求項に係る発明の要旨を逸脱しない限り、設計の変更や追加等は許容される。

実施例１，２では、サブギア６０のサブギア歯６１の歯数として、メインギア歯５１の歯数と同じ歯数にする例を示した。しかし、サブギア歯６１の歯数としては、図１５に示すように、メインギア歯５１の歯数より少ない歯数にした間引きタイプとしても良い。この図１５に示す欠歯を設けてサブギア歯６１を間引きする例の場合、正面噛合い率が小さくなるので、サブギア６０のトルク分担は、メインギア歯５１の歯数と同じ歯数にする実施例１，２に比べて小さくなる。しかし、実施例１，２と同様に、歯打ち音抑制効果を得ることができる。

実施例１，２では、サブギア６０のうち円周方向に隣接するサブギア歯６１，６１の歯底領域に、歯底部分を切り欠いた歯底切欠部６３を設ける例を示した。しかし、サブギア歯の円周方向歯剛性を低下させる構成としては、サブギア歯の歯形状は、メインギア歯の歯形状と同じ形状にし、サブギア歯の歯底領域の厚みを薄くする例であっても、サブギア歯の歯底領域に穴を設ける例であっても良い。また、歯底切欠部を設ける場合、その形状は、実施例１，２に示す形状に限られるものではなく、実施例１，２に示す形状以外の様々な形状の例であっても良い。

実施例２では、サブギア歯６１の円周方向歯厚SSを、メインギア歯５１の両歯面５１ａ，５１ｂのうちコースト歯面５１ｂからのみ円周方向に拡大して設定する例を示した。しかし、サブギア歯の円周方向歯厚を、メインギア歯の両歯面のうちドライブ歯面からのみ円周方向に拡大して設定する例としても良い。

実施例１，２では、本発明のギア装置を、ハイブリッド車両の駆動系に有するエンジントルク伝達ギア機構３０に適用する例を示した。しかし、本発明のギア装置は、ギアの噛み合いによりトルクを伝達する装置であれば、車両以外の産業機械などを含む様々なギア装置に対して適用することができる。要するに、相手ギアと、相手ギアに噛み合うメインギアと、メインギアの隣接位置に同軸にて組み付けられ、メインギアと共に相手ギアに噛み合うサブギアと、を備えるギア装置であれば適用できる。

１ エンジン
２ 第１モータジェネレータ
３ 第２モータジェネレータ（モータジェネレータ）
４ 動力分割装置
５Ｌ，５Ｒ 左右ドライブシャフト
６Ｌ，６Ｒ 左右前輪
３０ エンジントルク伝達ギア機構（ギア装置）
３１ 第１軸
３２ 第２軸
３３ アイドラー軸
３４ 第１ギア（相手ギア）
３５ 第２ギア（相手ギア）
３６ アイドラーギア
５０ メインギア
５１ メインギア歯
５１ａ ドライブ歯面
５１ｂ コースト歯面
SM 円周方向歯厚
６０ サブギア
６１ サブギア歯
６１ａ ドライブ歯面
６１ｂ コースト歯面
SS 円周方向歯厚
６３ 歯底切欠部
P1,P2 歯底位置
P3 離間位置
６３ａ 直線部
６３ｂ 円弧部
MGBL メインギアバックラッシ
SGBL サブギアバックラッシ

Claims (7)

1. 相手ギアと、
   前記相手ギアに噛み合うメインギアと、
   前記メインギアの隣接位置に同軸にて組み付けられ、前記メインギアと共に前記相手ギアに噛み合うサブギアと、
   を備えるギア装置において、
   前記サブギアは、メインギア歯に対してサブギア歯の円周方向重なり位置を合わせて前記メインギアに固定し、
   前記サブギア歯の円周方向歯厚を、前記メインギア歯の円周方向歯厚より広くすると共に、前記サブギア歯の円周方向歯剛性を、前記メインギア歯の円周方向歯剛性よりも低く設定する
   ことを特徴とするギア装置。
2. 請求項１に記載されたギア装置において、
   前記相手ギアと前記メインギア歯との歯面隙間であるバックラッシをメインギアバックラッシといい、前記相手ギアと前記サブギア歯との歯面隙間であるバックラッシをサブギアバックラッシというとき、
   前記サブギアバックラッシを、ギア噛み合い運動を妨げない歯面隙間寸法に設定し、
   前記メインギアバックラッシを、前記サブギアバックラッシより広い歯面隙間寸法に設定する
   ことを特徴とするギア装置。
3. 請求項１又は請求項２に記載されたギア装置において、
   前記サブギアのうち円周方向に隣接するサブギア歯の歯底領域に、歯底部分を切り欠いた歯底切欠部を設ける
   ことを特徴とするギア装置。
4. 請求項３に記載されたギア装置において、
   前記歯底切欠部は、隣接する前記サブギア歯の２つの歯底位置と、前記２つの歯底位置より内径側に等距離だけ離れた離間位置と、を滑らかな線で繋いだ部分を切り欠いた形状とする
   ことを特徴とするギア装置。
5. 請求項１から請求項４までの何れか一項に記載されたギア装置において、
   前記サブギア歯の円周方向歯厚を、前記メインギア歯の両歯面から円周方向に拡大して設定する
   ことを特徴とするギア装置。
6. 請求項１から請求項５までの何れか一項に記載されたギア装置において、
   前記ギア装置は、ハイブリッド車両の駆動系に設けられ、エンジンとモータジェネレータとのエンジントルク伝達ギア機構であり、
   前記エンジントルク伝達ギア機構は、エンジンに連結される第１軸に設けられた第１ギアと、モータジェネレータに連結される第２軸に設けられた第２ギアと、前記第１ギアと前記第２ギアに噛み合うアイドラーギアと、を有し、
   前記エンジントルク伝達ギア機構の前記アイドラーギアを、前記メインギアと前記サブギアによる組付けギア対とする
   ことを特徴とするギア装置。
7. 請求項１から請求項４までの何れか一項に記載されたギア装置において、
   前記サブギア歯の円周方向歯厚を、前記メインギア歯の両歯面のうち一方の歯面からのみ円周方向に拡大して設定する
   ことを特徴とするギア装置。