JP2019002449A - はすば歯車装置 - Google Patents

Abstract

【課題】第２はすば歯車の芯ずれや傾斜によって第３はすば歯車との間で噛み合い干渉が発生し、伝達効率が悪化したり耐久性が損なわれたりすることを抑制する。
【解決手段】第２はすば歯車１４および第３はすば歯車のねじれ角β２、β３が、第２はすば歯車１４の最大傾き角θｋの１／２〜最大傾き角θｋの範囲で互いに相違させられており、回転伝達時に生じるモーメントで第２はすば歯車１４が傾斜させられた場合の噛み合い歯２０、２２の交差角度が最大傾き角θｋの１／２以下に低減されるため、転がり軸受の径方向クリアランスに起因する第２はすば歯車１４の芯ずれや傾斜に拘らず、第３はすば歯車との間の噛み合い干渉が抑制される。特に、本実施例ではβ２≒β３＋θｋで、最大傾き角θｋだけ相違しているため、第２はすば歯車１４が最大傾き角θｋだけ傾斜させられた場合に、噛み合い歯２０、２２が略平行になり、噛み合い干渉が適切に抑制される。
【選択図】図４

Description

本発明ははすば歯車装置に係り、特に、３つの第１はすば歯車、第２はすば歯車、および第３はすば歯車が直列に連結されたはすば歯車装置の耐久性や伝達効率を向上させる技術に関するものである。

(a) 第１軸線まわりに回転駆動される第１はすば歯車と、(b) 前記第１軸線と平行な第３軸線まわりに回転可能に配設された第３はすば歯車と、(c) 前記第１はすば歯車および前記第３はすば歯車の両方と噛み合わされるとともに、回転中心に挿通孔が設けられた第２はすば歯車と、(d) 前記第１軸線と平行な第２軸線と同軸に配設されて前記挿通孔内を挿通させられ、前記第２はすば歯車をその第２軸線まわりに回転可能に支持する支持軸と、を有し、(e) 前記第１はすば歯車から前記第２はすば歯車を介して前記第３はすば歯車に回転を伝達するはすば歯車装置が知られている。特許文献１に記載の装置はその一例で、遊星歯車装置４６の第２ピニオンギヤ５６が第１はすば歯車、第１ピニオンギヤ５２が第２はすば歯車、サンギヤ４８が第３はすば歯車に相当し、第２はすば歯車に相当する第１ピニオンギヤ５２は支持軸である第１ピニオン軸６２によりニードル軸受６６を介して回転自在に支持されている。

特開２０１４−１３０５５号公報

しかしながら、このようなはすば歯車装置においては、ニードル軸受の径方向のクリアランス（遊び）に起因して第２はすば歯車が芯ずれして第３はすば歯車に接近したり第２軸線に対して傾斜したりして、第３はすば歯車との間のバックラッシが０になる噛み合い干渉が生じる可能性があった。歯打ち音を抑えるためにバックラッシを小さく設定すると、噛み合い干渉が発生する可能性が高くなる。また、歯幅が大きい程、傾斜によるバックラッシへの影響が大きくなる。このように第３はすば歯車との間で噛み合い干渉が生じると、伝達効率が著しく悪化するとともに、第１はすば歯車との間の噛み合い荷重の軸方向成分により第２はすば歯車に偏荷重が作用し、摩耗等により各部の耐久性が損なわれる恐れがある。例えば、第２はすば歯車の軸方向に隣接して小径のスラストワッシャが設けられる場合、その径寸法の差に応じて噛み合い荷重の軸方向成分が倍力（増力）され、過大なスラスト荷重がスラストワッシャに加えられて早期に摩耗したり損傷したりする可能性がある。

本発明は以上の事情を背景として為されたもので、その目的とするところは、第２はすば歯車の芯ずれや傾斜によって第３はすば歯車との間で噛み合い干渉が発生し、伝達効率が悪化したり耐久性が損なわれたりすることを抑制することにある。

かかる目的を達成するために、本発明は、(a) 第１軸線まわりに回転駆動される第１はすば歯車と、(b) 前記第１軸線と平行な第３軸線まわりに回転可能に配設された第３はすば歯車と、(c) 前記第１はすば歯車および前記第３はすば歯車の両方と噛み合わされるとともに、回転中心に挿通孔が設けられた第２はすば歯車と、(d) 前記第１軸線と平行な第２軸線と同軸に配設されて、前記挿通孔内を径方向に所定の遊びを有する状態で挿通させられ、前記第２はすば歯車をその第２軸線まわりに回転可能に支持する支持軸と、を有し、(e) 前記第１はすば歯車から前記第２はすば歯車を介して前記第３はすば歯車に回転を伝達するはすば歯車装置において、(f) 前記回転伝達時に前記第２はすば歯車および前記第３はすば歯車の互いに接する一対の噛み合い側歯面のねじれ角が、その回転伝達時に前記第２はすば歯車が前記第１はすば歯車から受ける噛み合い荷重および前記第３はすば歯車から受ける噛み合い反力によって生じるモーメントにより前記遊びによって定まる最大傾き角だけ前記第２軸線に対して傾斜させられた場合に、一対の噛み合い側歯面の相互間の交差角度が、前記ねじれ角が互いに等しい場合に比較して小さくなるように、前記最大傾き角の１／２〜最大傾き角の範囲で互いに相違させられていることを特徴とする。

すなわち、一対の噛み合い側歯面のねじれ角が互いに等しい場合、第２はすば歯車が第２軸線と平行な状態では一対の噛み合い側歯面の交差角度は０°すなわち互いに平行であるが、第２はすば歯車の傾斜に伴って交差角度は大きくなり、最大傾き角では交差角度も最大傾き角と同じ角度である。したがって、「ねじれ角が互いに等しい場合に比較して小さくなる」とは、第２はすば歯車が最大傾き角だけ傾斜させられた場合に、一対の噛み合い側歯面の相互間の交差角度がその最大傾き角よりも小さくなることを意味する。具体的には、例えばねじれ角の相違が最大傾き角と同じ場合、第２はすば歯車が第２軸線と平行な状態では一対の噛み合い側歯面の交差角度は最大傾き角と同じであるが、第２はすば歯車の傾斜に伴って交差角度は小さくなり、最大傾き角では交差角度が略０°の平行状態になる。また、ねじれ角の相違が最大傾き角の１／２の場合は、第２はすば歯車が第２軸線と平行な状態では一対の噛み合い側歯面の交差角度は最大傾き角の１／２であるが、第２はすば歯車の傾斜に伴って交差角度は小さくなり、互いに平行になった後は逆方向へ拡大し、最大傾き角では逆方向に最大傾き角の１／２の交差角度になる。なお、互いに噛み合う一対のはすば歯車のねじれ方向は互いに反対であり、この明細書では単にねじれ角と言った場合、ねじれ角の絶対値を意味している。

このようなはすば歯車装置においては、回転伝達時に第２はすば歯車および第３はすば歯車の互いに接する一対の噛み合い側歯面のねじれ角が、支持軸との間の遊びによって定まる最大傾き角の１／２〜最大傾き角の範囲で互いに相違させられており、回転伝達時に生じるモーメントで第２はすば歯車が傾斜させられた場合のその一対の噛み合い側歯面の交差角度が最大傾き角の１／２以下に低減されるため、支持軸との間の遊びに起因する第２はすば歯車の芯ずれや傾斜に拘らず、第３はすば歯車との間の噛み合い干渉が抑制される。これにより、噛み合い干渉を抑制しつつバックラッシを小さくできるとともに、噛み合い干渉に起因する伝達効率の悪化や、第１はすば歯車との噛み合い荷重の軸方向成分によって生じる偏荷重による摩耗等の耐久性の低下が抑制される。

本発明の一実施例であるはすば歯車装置を説明する概略正面図で、噛み合い部Ｅ１、Ｅ２の拡大図を併せて示した図である。 図１の第２はすば歯車の側面図で、第１はすば歯車および第３はすば歯車の噛み合い歯（断面）を併せて示した図である。 図２の第２はすば歯車の軸線方向の断面図である。 図１のはすば歯車装置の第２はすば歯車を第３はすば歯車側から見た側面図で、それ等のはすば歯車のねじれ角β２、β３の相違を説明する図である。 図４に対応する第２はすば歯車の側面図で、第２はすば歯車が遊びに起因して最大傾き角θｋだけ第２軸線Ｃ２に対して傾斜させられた状態を示した図である。 本発明の他の実施例を説明する図で、図４に対応する第２はすば歯車の側面図である。 従来のはすば歯車装置の図２に対応する第２はすば歯車の側面図で、第３はすば歯車との間で噛み合い干渉が発生した場合を説明する図である。 図７に対応する軸線方向の断面図で、第１はすば歯車との間の噛み合い荷重の軸方向成分Ｆ１ｓが倍力されてスラストワッシャに加えられることを説明する図である。

第１はすば歯車は例えば入力軸と一体的に第１軸線まわりに回転させられ、第３はすば歯車は例えば出力軸と一体的に第３軸線まわりに回転させられるように、それ等の入力軸や出力軸にスプライン等を介して相対回転不能に連結されるが、更に別のはすば歯車と噛み合わされて回転が伝達され、或いは回転を伝達する場合でも良い。第２はすば歯車の挿通孔と支持軸との間には、例えば転がり軸受が配設され、第２はすば歯車はその転がり軸受を介して径方向に所定の遊びを有する状態で支持軸によって第２軸線まわりに回転自在に支持されるが、軸受メタル等の滑り軸受を介して支持することもできるし、スプライン嵌合を介して相対回転不能に支持軸に連結し、支持軸と共に第２軸線まわりに回転可能に支持することもできるなど、径方向に所定の遊びを有する状態で支持する種々の支持態様が可能である。転がり軸受としては、例えば針状ころ軸受（ニードル軸受）やころ軸受が用いられるが、ボールベアリング等を用いることも可能である。

一対の噛み合い側歯面のねじれ角は、最大傾き角の１／２〜最大傾き角の範囲で互いに相違させられるが、回転伝達時には、第２はすば歯車は最大傾き角まで傾斜させられる可能性が高いため、その最大傾き角だけ傾斜させられた状態で一対の噛み合い側歯面が略平行になるように、最大傾き角と略同じ角度だけ互いに相違させることが望ましい。各部の寸法誤差や組付誤差等を考慮すると、最大傾き角と完全に一致させる必要はなく、最大傾き角の１０％程度上下にずれても差し支えない。最大傾き角の１／２〜最大傾き角の範囲の上下限値についても、最大傾き角の１０％程度の上下のずれを含む。なお、最大傾き角は、支持軸と第２はすば歯車との間の遊びから幾何学的乃至は実験的に求められる角度で、例えば弾性変形を有しない剛体として求めることもできる。

一対の噛み合い側歯面のねじれ角の相違は、互いに等しい本来のねじれ角に対して何れか一方の噛み合い側歯面のねじれ角のみを変更しても良いが、一対の噛み合い側歯面の両方のねじれ角を変更することも可能である。また、第２はすば歯車および第３はすば歯車の噛み合い歯のねじれ角を互いに相違させても良いが、噛み合い側歯面のみを相違させても良い。

第１はすば歯車、第２はすば歯車、および第３はすば歯車が何れも外歯のはすば歯車で、第１軸線〜第３軸線の位置関係が、軸線方向から見た正面視において、それ等の軸線を結ぶ中心線（line of centres ）が第２軸線を頂点として６０°〜１５０°の範囲内の角度で折れ曲がり、且つ第２軸線を頂点とする内角側（角度が小さい側）において第２はすば歯車の回転方向の下流側に第３軸線が位置するように定められている場合、第１はすば歯車から第２はすば歯車に加えられる噛み合い荷重と、第３はすば歯車から第２はすば歯車に加えられる噛み合い反力とにより、その第２はすば歯車には第３はすば歯車に対して接近する方向成分を有する芯ずれ力が作用する。これにより、第２はすば歯車が第３はすば歯車に対して接近する方向の芯ずれが生じ易くなり、第２はすば歯車が第２軸線に対して傾斜させられることにより、第２はすば歯車と第３はすば歯車との間のバックラッシが０になる噛み合い干渉が発生する可能性が高くなるが、本発明が適用されることにより噛み合い干渉が抑制され、伝達効率の悪化や耐久性の低下が抑制される。第２軸線を頂点とする角度が６０°未満になると第２はすば歯車に作用する芯ずれ力が小さくなり、第２軸線を頂点とする角度が１５０°を超えると芯ずれ力の方向が第３軸線に向かう方向から大きくずれるが、６０°未満や１５０°超の場合でも第２はすば歯車が第３はすば歯車に対して接近する方向へ芯ずれする可能性があるため、本発明が同様に適用され得る。なお、第２はすば歯車の回転方向の下流側に第３軸線が位置する動力伝達状態が可能であれば、逆方向へ回転する動力伝達状態があっても差し支えない。

第１はすば歯車、第２はすば歯車、および第３はすば歯車は、例えば何れも外歯のはすば歯車にて構成されるが、第１はすば歯車および第３はすば歯車の何れか一方が内歯のリングギヤであっても良い。また、第１軸線〜第３軸線は、例えばケース等によって一定の位置に定められるが、ダブルピニオン型の遊星歯車装置のように第１軸線がサンギヤ或いはリングギヤの中心軸線で、その第１軸線まわりに回転可能に配設されるキャリアに第２軸線および第３軸線が設定されても良い。同様に、第３軸線がサンギヤ或いはリングギヤの中心軸線で、その第３軸線まわりに回転可能に配設されるキャリアに第１軸線および第２軸線が設定されても良い。

以下、本発明の実施例を、図面を参照して詳細に説明する。なお、以下の実施例において、図は説明のために適宜簡略化或いは変形されており、各部の寸法比および形状等は必ずしも正確に描かれていない。

図１は、本発明の一実施例であるはすば歯車装置１０を説明する概略正面図で、噛み合い部Ｅ１、Ｅ２の拡大図を併せて示した図である。このはすば歯車装置１０は、車両用動力伝達装置等に用いられるもので、第１軸線Ｃ１まわりに回転可能に配設された第１はすば歯車１２と、第１軸線Ｃ１と平行な第２軸線Ｃ２まわりに回転可能に配設された第２はすば歯車１４と、第１軸線Ｃ１と平行な第３軸線Ｃ３まわりに回転可能に配設された第３はすば歯車１６とを備えており、第２はすば歯車１４は第１はすば歯車１２および第３はすば歯車１６の両方と噛み合わされている。これ等のはすば歯車１２、１４、１６は、何れも軸線まわりに捩じれた噛み合い歯１８、２０、２２を外周部に備えている外歯のはすば歯車で、それ等の噛み合い歯１８、２０、２２が互いに噛み合わされて回転を伝達する。また、第１軸線Ｃ１〜第３軸線Ｃ３は、例えばケース等によって一定の位置に定められるが、ダブルピニオン型の遊星歯車装置のように第１軸線Ｃ１がサンギヤの中心軸線で、その第１軸線Ｃ１まわりに回転可能に配設されるキャリアに第２軸線Ｃ２および第３軸線Ｃ３が設定されても良い。すなわち、第１はすば歯車１２がサンギヤで、第２はすば歯車１４および第３はすば歯車１６が、それぞれキャリアに配設された第１ピニオンおよび第２ピニオンであっても良い。

第１はすば歯車１２は、第１軸線Ｃ１と同軸に配設された入力軸２４にスプライン等を介して相対回転不能に連結されており、入力軸２４を介して回転動力が伝達されて、入力軸２４と一体的に第１軸線Ｃ１まわりに回転駆動される。第３はすば歯車１６は、第３軸線Ｃ３と同軸に配設された出力軸２６にスプライン等を介して相対回転不能に連結されており、出力軸２６と一体的に第３軸線Ｃ３まわりに回転させられて、その出力軸２６を介して回転動力を出力する。すなわち、入力軸２４から第１はすば歯車１２に伝達された回転は、第２はすば歯車１４を介して第３はすば歯車１６に伝達され、更に第３はすば歯車１６から出力軸２６に出力される。例えば第１はすば歯車１２が矢印Ａで示すように右まわりに回転駆動されると、第２はすば歯車１４は矢印Ｂで示すように左まわりに回転させられ、第３はすば歯車１６は矢印Ｃで示すように右まわりに回転させられる。

第２はすば歯車１４の回転中心には挿通孔３０が設けられており、第２はすば歯車１４は、挿通孔３０内を挿通させられた支持軸３２により転がり軸受３４を介して第２軸線Ｃ２まわりに回転自在に支持されている。図２は第２はすば歯車１４の側面図で、第１はすば歯車１２および第３はすば歯車１６の噛み合い歯１８、２２の断面を併せて示した図であり、図３は図２の第２はすば歯車１４の軸線方向の断面図である。これ等の図において、支持軸３２には、第２はすば歯車１４の軸方向に隣接して第４はすば歯車３８が一体に設けられており、それ等の第２はすば歯車１４と第４はすば歯車３８との間には、両者の相対回転抵抗を低減するためにスラストワッシャ３６が介在させられている。第４はすば歯車３８は第２はすば歯車１４よりも小径（１／２以下）であり、スラストワッシャ３６の外径は、第４はすば歯車３８の外径よりも僅かに大きい寸法で第２はすば歯車１４の外径よりも十分に小さい。

第２はすば歯車１４は、外周部に噛み合い歯２０を有する円板部４０と、円板部４０の内周側に回転中心（第２軸線Ｃ２と同じ）と同心に一体に設けられた円筒部４２とを備えており、その円筒部４２の内周面が挿通孔３０で、その挿通孔３０と支持軸３２の外周面との間の環状空間に転がり軸受３４が配設されている。円筒部４２の一端部、すなわちスラストワッシャ３６側の端部の外径は、そのスラストワッシャ３６の外径と略同じで、円筒部４２の内径すなわち挿通孔３０の径寸法は、第４はすば歯車３８の外径と略同じである。転がり軸受３４は、円筒状の内輪４４、多数のころ４６、および保持器４８等を備えており、内輪４４は支持軸３２に嵌合されている。この転がり軸受３４は、例えばころ４６として針状ころが用いられる針状ころ軸受（ニードル軸受）で、径方向に所定のクリアランス（遊び）を有する。

ここで、前記第１軸線Ｃ１、第２軸線Ｃ２、および第３軸線Ｃ３の位置関係は、図１に示す軸線方向から見た正面視において、第１軸線Ｃ１と第２軸線Ｃ２とを結ぶ直線である第１中心線Ｌｃ１と、第２軸線Ｃ２と第３軸線Ｃ３とを結ぶ直線である第２中心線Ｌｃ２とが、第２軸線Ｃ２を頂点として６０°〜１５０°の範囲内（実施例では約９０°）の角度で折れ曲がり、且つ第２軸線Ｃ２を頂点とする内角側（図１における左側の角度範囲）において第２はすば歯車１４の回転方向の下流側に第３軸線Ｃ３が位置するように定められている。この場合、第１はすば歯車１２から第２はすば歯車１４を介して第３はすば歯車１６へ動力が伝達される動力伝達時には、第３はすば歯車１６の回転抵抗に基づいて、第１はすば歯車１２と第２はすば歯車１４との噛み合い部Ｅ１では、第１はすば歯車１２から第２はすば歯車１４に対して噛み合い荷重Ｆ１が加えられ、第２はすば歯車１４と第３はすば歯車１６との噛み合い部Ｅ２では、第３はすば歯車１６から第２はすば歯車１４に対して噛み合い反力Ｆ２が加えられる。これ等の噛み合い荷重Ｆ１および噛み合い反力Ｆ２により、第２はすば歯車１４には、それ等の合力である芯ずれ力Ｆａが作用し、その芯ずれ力Ｆａに基づいて第２はすば歯車１４は転がり軸受３４の径方向クリアランス分だけ第３はすば歯車１６に対して接近させられる可能性がある。また、これ等の噛み合い荷重Ｆ１および噛み合い反力Ｆ２により、第２はすば歯車１４には図２における右まわり方向のモーメントが作用するが、転がり軸受３４により受け止められて転がり性能が適切に維持されるとともに、軸方向成分は互いに相殺されてスラストワッシャ３６に過大なスラスト荷重が加えられる恐れはない。

一方、第２はすば歯車１４および第３はすば歯車１６の噛み合い歯２０、２２のねじれ角β２、β３は、図４に示すように互いに相違している。図４は、第２軸線Ｃ２および第３軸線Ｃ３が一致するように、第２はすば歯車１４を第３はすば歯車１６側から見た側面図であり、両者のねじれ角β２およびβ３をそのまま比較することができる。本実施例では、図１に示す回転伝達時に前記噛み合い荷重Ｆ１および噛み合い反力Ｆ２によって生じるモーメントにより、第２はすば歯車１４は、転がり軸受３４の径方向クリアランス（遊び）の範囲で図５に矢印Ｄで示すように回転し、第２軸線Ｃ２に対して傾斜させられる。図５は、転がり軸受３４の径方向クリアランスによって定まる最大傾き角θｋだけ第２軸線Ｃ２に対して傾斜させられた場合である。上記ねじれ角β２およびβ３は、このように第２はすば歯車１４が最大傾き角θｋだけ第２軸線Ｃ２に対して傾斜させられた場合に、噛み合い歯２０、２２の相互間の交差角度が、ねじれ角β２およびβ３が互いに等しい場合に比較して小さくなるように、次式(1) に示すように、ねじれ角β２が最大傾き角θｋの１／２〜最大傾き角θｋの範囲でねじれ角β３よりも大きくされる。本実施例では、第２はすば歯車１４が最大傾き角θｋだけ第２軸線Ｃ２に対して傾斜させられた場合に、噛み合い歯２０、２２の相互間の交差角度が０°すなわち互いに略平行になるように、次式(2) に示すように、第２はすば歯車１４のねじれ角β２が、第３はすば歯車１６のねじれ角β３よりも最大傾き角θｋだけ大きい角度とされている。なお、各部の寸法誤差や組付誤差等により、最大傾き角θｋの１０％程度大きかったり小さかったりしても良い。
β３＋（１／２）θｋ≦β２≦β３＋θｋ ・・・(1)
β２≒β３＋θｋ ・・・(2)

これにより、図４に示すように第２はすば歯車１４が第２軸線Ｃ２と平行な状態では、噛み合い歯２０、２２が最大傾き角θｋと略同じ交差角度で相互に傾斜させられるが、回転伝達時に図５に示すように第２はすば歯車１４が第２軸線Ｃ２に対して最大傾き角θｋだけ傾斜させられると、噛み合い歯２０、２２は交差角度が略０°の平行状態となり、第２はすば歯車１４と第３はすば歯車１６との間のバックラッシ５０（図１参照）が０になる噛み合い干渉が抑制される。本実施例では、第２はすば歯車１４の回転方向における噛み合い歯２０の前側歯面２０ｆおよび後側歯面２０ｒは互いに略平行で、何れのねじれ角も噛み合い歯２０と同じねじれ角β２である。第３はすば歯車１６の回転方向における噛み合い歯２２の前側歯面２２ｆおよび後側歯面２２ｒも互いに略平行で、何れのねじれ角も噛み合い歯２２と同じねじれ角β３である。そして、噛み合い歯２０の前側歯面２０ｆおよび噛み合い歯２２の後側歯面２２ｒが、回転伝達時に互いに接する一対の噛み合い側歯面に相当する。

図７および図８は、上記ねじれ角β２およびβ３が互いに等しい従来のはすば歯車装置１００の場合で、第２はすば歯車１４が、噛み合い荷重Ｆ１および噛み合い反力Ｆ２によるモーメントにより第２軸線Ｃ２に対して最大傾き角θｋだけ傾斜させられると、噛み合い歯２０、２２が最大傾き角θｋと同じ交差角度で相互に傾斜させられるため、バックラッシ５０が０になる噛み合い干渉が生じ易くなる。第３はすば歯車１６の歯幅が第２はすば歯車１４の歯幅よりも小さい本実施例では、噛み合い歯２２の両端のエッジ２２ａ、２２ｂが第２はすば歯車１４の噛み合い歯２０の歯面２０ｆ、２０ｒに食い込み易くなる。第２はすば歯車１４の歯幅が第３はすば歯車１６の歯幅よりも小さい場合は、第２はすば歯車１４の噛み合い歯２０の両端のエッジが第３はすば歯車１６の噛み合い歯２２の歯面２２ｆ、２２ｒに食い込み易くなる。噛み合い干渉が発生すると、第２はすば歯車１４および第３はすば歯車１６の噛み合い歯２０、２２の歯面２０ｆと２２ｒ、或いは歯面２０ｒと２２ｆの接触（食い込み）による摺動抵抗やこじりによって回転抵抗が大きくなり、伝達効率が著しく損なわれる。また、噛み合い反力Ｆ２が小さくなるため、第１はすば歯車１２との噛み合い荷重Ｆ１の軸方向成分Ｆ１ｓにより第２はすば歯車１４に偏荷重が作用して耐久性が損なわれる恐れがある。すなわち、第２はすば歯車１４と第３はすば歯車１６との噛み合い干渉により噛み合い反力Ｆ２が略０になると、その噛み合い干渉部位を支点として第１はすば歯車１２との噛み合い部Ｅ１に噛み合い荷重Ｆ１が作用することにより、その噛み合い荷重Ｆ１の軸方向成分Ｆ１ｓが、第２はすば歯車１４の軸方向に隣接して配設されたスラストワッシャ３６との径寸法の差に応じて倍力されて、そのスラストワッシャ３６に過大なスラスト荷重Ｆ１ｓ＊が加えられ、早期に摩耗したり損傷したりする恐れがある。特に、第２はすば歯車１４の円筒部４２の外径およびスラストワッシャ３６の外径が第４はすば歯車３８の外径よりも大きく、第４はすば歯車３８から外周側へ突き出しているとともに、円筒部４２の内径が第４はすば歯車３８の外径と略同じである場合、過大なスラスト荷重Ｆ１ｓ＊によってスラストワッシャ３６が変形する可能性がある。また、噛み合い干渉によってエッジ２２ａ、２２ｂが第２はすば歯車１４の噛み合い歯２０の歯面２０ｆ、２０ｒに食い込むと、第２はすば歯車１４の軸方向の逃げが阻止されて、過大なスラスト荷重Ｆ１ｓ＊がスラストワッシャ３６に一層確実に加えられる。

このように本実施例のはすば歯車装置１０においては、第２はすば歯車１４および第３はすば歯車１６の噛み合い歯２０、２２のねじれ角β２、β３、すなわち回転伝達時に互いに接する前側歯面２０ｆ、後側歯面２２ｒのねじれ角β２、β３が、第２はすば歯車１４の最大傾き角θｋの１／２〜最大傾き角θｋの範囲で互いに相違させられており、回転伝達時に生じるモーメントで第２はすば歯車１４が傾斜させられた場合の噛み合い歯２０、２２の交差角度が最大傾き角θｋの１／２以下に低減されるため、転がり軸受３４の径方向クリアランスに起因する第２はすば歯車１４の芯ずれや傾斜に拘らず、第３はすば歯車１６との間の噛み合い干渉が抑制される。特に、本実施例ではβ２≒β３＋θｋで、最大傾き角θｋだけ相違しているため、第２はすば歯車１４が最大傾き角θｋだけ傾斜させられた場合に、噛み合い歯２０、２２が略平行になり、噛み合い干渉が適切に抑制される。

これにより、噛み合い干渉を抑制しつつバックラッシ５０を小さくできるとともに、噛み合い干渉に起因する伝達効率の悪化や、第１はすば歯車１２との噛み合い荷重Ｆ１の軸方向成分Ｆ１ｓによって生じる偏荷重による摩耗等の耐久性の低下が抑制される。すなわち、図７、図８に示す従来のはすば歯車装置１００において、第２はすば歯車１４と第３はすば歯車１６との間で噛み合い干渉が生じると、第２はすば歯車１４の軸方向に隣接して配設されたスラストワッシャ３６との径寸法の差に応じて、噛み合い荷重Ｆ１の軸方向成分Ｆ１ｓが倍力されて過大なスラスト荷重Ｆ１ｓ＊がスラストワッシャ３６に加えられるとともに、第２はすば歯車１４の円筒部４２の外径が第４はすば歯車３８の外径よりも大きく、且つ円筒部４２の内径が第４はすば歯車３８の外径と略同じであるため、過大なスラスト荷重Ｆ１ｓ＊によってスラストワッシャ３６が損傷したり早期に摩耗したりする恐れがあるが、噛み合い干渉が抑制されることにより損傷や摩耗が適切に抑制される。

また、第１はすば歯車１２、第２はすば歯車１４、および第３はすば歯車１６が何れも外歯のはすば歯車で、第１軸線Ｃ１〜第３軸線Ｃ３の位置関係が、軸線方向から見た正面視において、第２軸線Ｃ２を頂点として６０°〜１５０°の範囲内の角度で折れ曲がり、且つ第２はすば歯車１４の回転方向の下流側に第３軸線Ｃ３が位置するように定められているため、第１はすば歯車１２から第２はすば歯車１４に加えられる噛み合い荷重Ｆ１と、第３はすば歯車１６から第２はすば歯車１４に加えられる噛み合い反力Ｆ２とにより、その第２はすば歯車１４には第３はすば歯車１６に対して接近する方向成分を有する芯ずれ力Ｆａが作用し、第２はすば歯車１４が第３はすば歯車１６に対して接近する方向の芯ずれが生じ易くなるとともに、モーメントにより第２はすば歯車１４が傾斜され易くなる。このため、その芯ずれおよび傾斜により噛み合い干渉が一層生じ易くなるが、ねじれ角β２がねじれ角β３よりも最大傾き角θｋだけ大きくされ、回転伝達時に噛み合い歯２０、２２が略平行になることにより、噛み合い干渉が適切に抑制されて伝達効率の悪化や耐久性の低下が抑制される。

次に、本発明の他の実施例を説明する。なお、以下の実施例において前記実施例と実質的に共通する部分には同一の符号を付して詳しい説明を省略する。

図６は前記図４に対応する側面図で、このはすば歯車装置６０は、第２はすば歯車１４の噛み合い歯６２が前記噛み合い歯２０と相違し、噛み合い歯６２の前側歯面６２ｆのねじれ角β２ｆと後側歯面６２ｒのねじれ角β２ｒとが異なる場合である。そして、第３はすば歯車１６の噛み合い歯２２の後側歯面２２ｒと接する前側歯面６２ｆのねじれ角β２ｆは、前記実施例のねじれ角β２と同様に、最大傾き角θｋの１／２〜最大傾き角θｋの範囲で第３はすば歯車１６のねじれ角β３よりも大きく、例えば次式(3) に示すように最大傾き角θｋだけ大きくされる。後側歯面６２ｒのねじれ角β２ｒは、図示しない第１はすば歯車１２の噛み合い歯１８のねじれ角と同じ角度とされる。
β２ｆ≒β３＋θｋ ・・・(3)

本実施例においても、回転伝達時に互いに接する第２はすば歯車１４の前側歯面６２ｆおよび第３はすば歯車１６の後側歯面２２ｒのねじれ角β２ｆ、β３が、最大傾き角θｋの１／２〜最大傾き角θｋの範囲で互いに相違させられており、回転伝達時に生じるモーメントで第２はすば歯車１４が傾斜させられた場合の前側歯面６２ｆと後側歯面２２ｒとの交差角度が最大傾き角θｋの１／２以下に低減されるため、転がり軸受３４の径方向クリアランスに起因する第２はすば歯車１４の芯ずれや傾斜に拘らず、第３はすば歯車１６との間の噛み合い干渉が抑制されるなど、前記実施例と同様の作用効果が得られる。

以上、本発明の実施例を図面に基づいて詳細に説明したが、これ等はあくまでも一実施形態であり、本発明は当業者の知識に基づいて種々の変更、改良を加えた態様で実施することができる。

１０、６０：はすば歯車装置 １２：第１はすば歯車 １４：第２はすば歯車 １６：第３はすば歯車 ２０ｆ：前側歯面（噛み合い側歯面） ２２ｒ：後側歯面（噛み合い側歯面） ３０：挿通孔 ３２：支持軸 ３４：転がり軸受 ６２ｆ：前側歯面（噛み合い側歯面） Ｃ１：第１軸線 Ｃ２：第２軸線 Ｃ３：第３軸線 Ｆ１：噛み合い荷重 Ｆ２：噛み合い反力 β２：第２はすば歯車のねじれ角 β２ｆ：前側歯面のねじれ角 β３：第３はすば歯車のねじれ角

Claims (1)

1. 第１軸線まわりに回転駆動される第１はすば歯車と、
   前記第１軸線と平行な第３軸線まわりに回転可能に配設された第３はすば歯車と、
   前記第１はすば歯車および前記第３はすば歯車の両方と噛み合わされるとともに、回転中心に挿通孔が設けられた第２はすば歯車と、
   前記第１軸線と平行な第２軸線と同軸に配設されて、前記挿通孔内を径方向に所定の遊びを有する状態で挿通させられ、前記第２はすば歯車を該第２軸線まわりに回転可能に支持する支持軸と、
   を有し、前記第１はすば歯車から前記第２はすば歯車を介して前記第３はすば歯車に回転を伝達するはすば歯車装置において、
   前記回転伝達時に前記第２はすば歯車および前記第３はすば歯車の互いに接する一対の噛み合い側歯面のねじれ角が、該回転伝達時に前記第２はすば歯車が前記第１はすば歯車から受ける噛み合い荷重および前記第３はすば歯車から受ける噛み合い反力によって生じるモーメントにより前記遊びによって定まる最大傾き角だけ前記第２軸線に対して傾斜させられた場合に、該一対の噛み合い側歯面の相互間の交差角度が、前記ねじれ角が互いに等しい場合に比較して小さくなるように、該最大傾き角の１／２〜該最大傾き角の範囲で互いに相違させられている
   ことを特徴とするはすば歯車装置。

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