JP2021076205A

JP2021076205A - 歯車装置

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Publication number: JP2021076205A
Application number: JP2019204596A
Authority: JP
Inventors: 美穂荒木; Miho Araki; 大野　耕作; Kosaku Ono; 耕作大野; 安弘岩本; Yasuhiro Iwamoto; 早貴深瀬; Saki Fukase
Original assignee: Hitachi Nico Transmission Co Ltd
Current assignee: Hitachi Nico Transmission Co Ltd
Priority date: 2019-11-12
Filing date: 2019-11-12
Publication date: 2021-05-20
Anticipated expiration: 2039-11-12
Also published as: JP7304793B2

Abstract

【課題】平歯車は一枚かみ合いと二枚かみ合いを交互に繰り返すため、かみ合い剛性変動が大きく、歯車のかみ合いに起因したかみ合い振動が大きい。そこで、本発明は、平歯車の負荷面側における、歯先や歯元でのかみ合い剛性と、ピッチ点付近でのかみ合い剛性の差を小さくすることで、かみ合い剛性変動を小さくし、その結果として、駆動力の伝達誤差を小さくすることで、歯車のかみ合いに起因したかみ合い振動を低減できる、歯車装置を提供することを目的とする。【解決手段】上記課題を解決するために、一対の平歯車と、該平歯車の回転軸と、該回転軸の軸受と、を備え、前記一対の平歯車をかみ合わせて駆動力を伝達する歯車装置であって、前記平歯車の負荷面では、歯先のクラウニング量がピッチ点のクラウニング量より大きく、かつ、歯元のクラウニング量がピッチ点のクラウニング量より大きい歯車装置とした。【選択図】図４

Description

本発明は、平歯車同士をかみ合わせて駆動力を伝達する歯車装置に関する。

平歯車には、かみ合い時に軸方向力（スラスト力）を発生させないという利点があるため、歯車装置を簡素化することができ、産業機械等にも多く用いられている。しかし、はすば歯車と比較すると、かみ合い振動が大きいという欠点もあり、その低減が求められている。

歯車のかみ合いに起因するかみ合い振動は、駆動歯車に対する被動歯車の回転の遅速（伝達誤差）によって生じることが知られており、また、伝達誤差はかみ合い剛性変動および、歯形誤差によって生じることが知られている。

はすば歯車を用いた歯車装置では、多数の歯が同時にかみ合うため、かみ合い剛性の変動が小さく、その結果として、かみ合い振動も小さい。これに対し、平歯車を用いた歯車装置では、一枚かみ合いと二枚かみ合いの状態が交互に発生するため、かみ合い剛性の変動が大きく、その結果として、かみ合い振動も大きい。

かみ合い振動を低減させる一般的な方法として、歯形修整の最適化による伝達誤差の低減がある。しかし、これには限界があるため、特許文献１や特許文献２では、更なる振動低減策が提案されている。

特許文献１では、歯すじ方向に沿って歯丈を変化させることで、１対かみ合い時の剛性の曲げ成分より２対かみ合い時の剛性の曲げ成分を小さくし、かみ合い剛性変動を低減させる方法が提案されている。しかし、この方法では歯丈の異なる歯対がかみ合うために、歯丈が短い方の歯の歯先が、歯丈が長い方の歯に食い込み、エッジ当たりが発生する。そのため、エッジ当たり部で歯面損傷が発生しやすくなる。

また、特許文献２では、歯元のクラウニング半径が歯先のクラウニング半径より小さくなる歯面形状を提案しており、歯対の接触剛性をかみ合い位置によって変化させることが可能な構造となっている。しかし、歯先と歯元がかみ合うため、クラウニング半径の歯丈方向の変化は打ち消され、接触剛性のかみ合い位置による変化は小さくなり、あまり効果が得られない。

特開２００７−３２７６０３号公報特開２０１９−１１７７３号公報

平歯車は一枚かみ合いと二枚かみ合いを交互に繰り返すため、かみ合い剛性変動が大きく、歯車のかみ合いに起因したかみ合い振動が大きい。しかし、一般的な対策である歯形修整の最適化や、特許文献２に記載の方法には限界があり、また、特許文献１に記載の方法には歯面損傷の恐れがあるため使用できず、平歯車の更なる振動低減に有効な手段が必要である。

そこで、本発明は、平歯車の負荷面側における、歯先や歯元でのかみ合い剛性と、ピッチ点付近でのかみ合い剛性の差を小さくすることで、かみ合い剛性変動を小さくし、その結果として、駆動力の伝達誤差を小さくすることで、歯車のかみ合いに起因したかみ合い振動を低減できる、歯車装置を提供することを目的とする。

課題を解決するために、一対の平歯車と、該平歯車の回転軸と、該回転軸の軸受と、を備え、前記一対の平歯車をかみ合わせて駆動力を伝達する歯車装置であって、前記平歯車の負荷面では、歯先のクラウニング量がピッチ点のクラウニング量より大きく、かつ、歯元のクラウニング量がピッチ点のクラウニング量より大きい歯車装置とした。

本発明の歯車装置によれば、平歯車の負荷面側における、歯先や歯元でのかみ合い剛性と、ピッチ点付近でのかみ合い剛性の差を小さくすることで、かみ合い剛性変動を小さくし、その結果として、駆動力の伝達誤差を小さくすることで、歯車のかみ合いに起因したかみ合い振動を低減することができる。

一枚かみ合い時のかみ合い剛性を説明する図。二枚かみ合い時のかみ合い剛性を説明する図。平歯車のかみ合い剛性変動を説明する図。実施例１に係る平歯車を説明する図。実施例１を説明する図。実施例１を説明する図。実施例１の効果を説明する図。実施例２を説明する図。実施例２を説明する図。実施例２の効果を説明する図。

本発明の歯車装置を説明する前に、図１〜３を用いて、平歯車同士をかみ合わせて駆動力を伝達する歯車装置における、かみ合い剛性変動（かみ合い振動）の発生メカニズムを説明する。

図１は、歯車装置内の平歯車対１００が１対の歯でかみ合う状態のかみ合い剛性の説明図である。ここに示すように、平歯車対１００は、駆動歯車１０１と被動歯車１０３をかみ合わせた歯車対であり、駆動歯車１０１の基礎円１０２と被動歯車１０３の基礎円１０４の共通接線を作用線１０５としている。

駆動歯車１０１と被動歯車１０３の作用線１０５上でのかみ合い点Ｘの位置をθ_Ｘとすると、位置θ_Ｘにおけるかみ合い剛性は作用線１０５上の直列するバネ１０６、１０７、１０８で表される。バネ１０６は駆動歯車１０１の歯一枚の曲げ剛性Ｋ_drive、バネ１０７は被動歯車１０３の歯一枚の曲げ剛性Ｋ_driven、バネ１０８は両平歯車の接触剛性Ｋ_contに相当する。なお、Ｋ_drive、Ｋ_driven、Ｋ_contはそれぞれ位置θ_Ｘの関数である。平歯車対１００が一枚でかみ合う場合、バネ１０６、１０７、１０８の合成バネ定数がかみ合い剛性となる。

図２は、歯車装置内の平歯車対１００が２対の歯でかみ合う状態のかみ合い剛性の説明図である。この図では、駆動歯車１０１の歯１０１ａ、１０１ｂが、被動歯車１０３の歯１０３ａ、１０３ｂとそれぞれかみ合っている。

歯１０１ａと１０３ａのかみ合い点をＸａとすると、位置θ_Ｘａにおけるかみ合い剛性は、作用線１０５上のバネ１０６ａ、１０７ａ、１０８ａの合成バネ定数Ｋａとなる。また、歯１０１ｂと１０３ｂとのかみ合い点をＸｂとすると、位置θ_Ｘｂにおけるかみ合い剛性は、作用線１０５上のバネ１０６ｂ、１０７ｂ、１０８ｂの合成バネ定数Ｋｂとなる。

歯１０１ａと１０３ａのかみ合いと、歯１０１ｂと１０３ｂのかみ合いは並列関係にあるため、平歯車対１００全体のかみ合い剛性Ｋｃは、各かみ合い剛性Ｋａ、Ｋｂを足し合わせて合成したものとなる。

図３に平歯車の任意のかみ合い位置θにおけるかみ合い剛性を示す。破線で示す剛性Ｋ_ｎは、１対の歯の曲げ剛性（Ｋ_drive、Ｋ_driven）と接触剛性（Ｋ_cont）を合成したものである。これに対し、法線ピッチＰｂ分だけ先行してかみ合う歯対の剛性をＫ_ｎ−１、法線ピッチＰｂ分だけ遅行してかみ合う歯対の剛性をＫ_ｎ＋１とする。

位置θ_１から位置θ_２の領域は、図２のように２対の歯がかみ合う状態であるため、剛性Ｋ_ｎ−１と剛性Ｋ_ｎを足し合わせたものが、平歯車対１００全体のかみ合い剛性Ｋｃとなる。また、ピッチ点（位置θ_３）を含む、位置θ_２から位置θ_４の領域は、図１のように１対の歯がかみ合う状態であるため、剛性Ｋ_ｎがそのまま、平歯車対１００全体のかみ合い剛性Ｋｃとなる。さらに、位置θ_４から位置θ_５の領域は、図２のように２対の歯がかみ合う状態であるため、剛性Ｋ_ｎと剛性Ｋ_ｎ＋１を足し合わせたものが、平歯車対１００全体のかみ合い剛性Ｋｃとなる。

その結果、平歯車対１００全体のかみ合い剛性Ｋｃは、図３の太線で示すような凹凸のある形状となる。すなわち、１対の歯がかみ合う領域でのかみ合い剛性Ｋｃが凹部となり、２対の歯がかみ合う領域でのかみ合い剛性Ｋｃが凸部となるため、両領域の境界ではかみ合い剛性Ｋｃの変動が大きく、これが平歯車を用いた歯車装置で発生する大きなかみ合い振動の原因となる。

ここで、図４から図７を用いて、本発明の実施例１に係る歯車装置を説明する。

本実施例の歯車装置は、一対の平歯車１と、各平歯車の回転軸と、各回転軸を支持する軸受と、を備えるものであり、平歯車１同士をかみ合わせて駆動力を伝達するものである。

図４は、平歯車対の一方の平歯車１の任意の歯の負荷面１１を拡大視した斜視図であり、一点鎖線で示した１２ａ〜１２ｃは夫々、歯先付近の歯すじ検査箇所、ピッチ点付近の歯すじ検査箇所、歯元付近の歯すじ検査箇所を示している。また、１３ａ〜１３ｃは夫々、歯すじ検査箇所１２ａ〜１２ｃに沿った歯すじ検査記録を示している。これらの記録から読み取ることができるように、負荷面１１の歯すじ曲線１４（１４ａ〜１４ｃ）は、中央付近が凸となる曲線形状である。

また、二点鎖線で示した１５は、歯幅Ｂの任意位置にあるクラウニング中心を通る歯形検査箇所を示しており、１６は歯形検査箇所１５に沿った歯形検査記録を示している。ここからから読み取ることができるように、負荷面１１の歯形曲線１７は、ピッチ点付近が凸となる曲線形状である。

ここで、各々の歯すじ曲線１４のクラウニング中心（歯形検査箇所１５）を基準にすると、各々の歯すじ曲線１４の端部はクラウニング中心よりも低くなっている。歯すじ曲線１４ａ〜１４ｃのクラウニング中心と端部の歯面誤差をそれぞれクラウニング量ＣＲａ〜ＣＲｃとすると、本実施例の平歯車１では、クラウニング量ＣＲａ〜ＣＲｃが、式１、式２の双方を満たしている。

これらの関係は、図４に示した歯以外のすべての歯の負荷面１１に対しても同様である。また、反負荷面の歯面形状は問わないが、反負荷面も同等形状にしておくことが、双方向の回転に対応するうえで望ましい。

次に、図４に示した負荷面１１の詳細を、図５〜図７を用いて説明する。

図５では、平歯車１の負荷面１１におけるかみ合い位置を、θを用いて定義する。θは作用線上の位置を示し、位置θ_１は歯先、位置θ_３はピッチ点、位置θ_５は歯元を示す。また、位置θ_２は歯元θ_５から法線ピッチＰｂだけ離れた位置、位置θ_４は歯先θ_１から法線ピッチＰｂだけ離れた位置を示し、位置θ_２と位置θ_４にて、歯のかみ合い枚数が増減する。

図６は、クラウニング中心（歯形検査箇所１５）に沿ったクラウニング量ＣＲを示す。ここに示すように、平歯車１のクラウニング量ＣＲは、歯先θ_１と歯元θ_５で最大値を示し、ピッチ点θ_３で最小値を示す、滑らかな曲線である。

夫々の歯の負荷面１１の歯形を図６のような形状とすることで、図５に示すように、平歯車１の歯当たり形状は１１ａのように広くなる。その結果、かみ合い剛性Ｋｃの変動が図７に示すごとく低振幅となるため、本実施例を適用しない歯車装置（図３のかみ合い剛性Ｋｃの大きな変動を参照）に比べ、振動低減と歯面の負荷低減を両立できる。

なお、このような歯形曲線を持つ負荷面１１を有する平歯車１は以下のように製造される。まず、例えば機械構造用炭素鋼や、機械構造用合金鋼などの柱管を焼準し、ギヤブランクを製作する。次に、例えばマシニングセンタなどを用いた歯切り加工によって歯を形成する。この際にクラウニング形状を付与する。その後、熱処理を行っても良い。最後に、研削などの仕上げ加工を施しても良い。また、例えば機械構造部品用焼結材料などを用い、焼結工法によって歯形およびクラウニング形状を付与しても良い。

以上で説明した本実施例の歯車装置によれば、以下の効果が得られる。すなわち、歯先歯元で接触剛性が大きく低下し、ピッチ点付近では接触剛性はあまり低下しないため、歯先や歯元でのかみ合い剛性と、ピッチ点付近でのかみ合い剛性の差が小さくなる。その結果、かみ合い剛性変動が小さくなるため伝達誤差が小さくなり、歯車のかみ合い振動が小さくなる。

次に、本発明の実施例２に係る歯車装置を、図８から図１０を用いて説明する。なお、実施例１との共通点は重複説明を省略する。

本実施例の歯車装置は、実施例１の平歯車１に代え、歯形曲線の異なる平歯車２を用いたものである。具体的には、平歯車１のクラウニング量ＣＲは、図６に示すように、二次関数状の滑らかな曲線で表現されたが、平歯車２のクラウニング量ＣＲは、図９に示すように、凸部と凹部を滑らかに接続した曲線で表現される。

すなわち、本実施例の平歯車２のクラウニング量ＣＲは、歯先θ_１から位置θ_２に向けて、および、歯元θ_５から位置θ_４に向けて、漸減しつつも略一定の最大値を示し、また、ピッチ点θ_３近傍では、位置θ_２または位置θ_４に向けて、漸増しつつも略一定の最小値を示し、また、位置θ_２および位置θ_４の近傍において、歯先θ_１や歯元θ_５側の凸部とピッチ点θ_３側の凹部を急峻な曲線で滑らかにつなぐ歯形曲線をとる。これにより、二枚かみ合い領域（θ_１〜θ_２間、θ_４〜θ_５間）のクラウニング量ＣＲと、一枚かみ合い領域（θ_２〜θ_４間）のクラウニング量ＣＲを、大きく異ならせることができる。

このようなクラウニング量ＣＲを設定すると、図８に示すように、平歯車２の負荷面２１の歯当たり形状２１ａが二枚かみ合い領域（θ_１〜θ_２間、θ_４〜θ_５間）では狭くなるため歯面負荷が大きいが、かみ合い剛性変動が図１０に示すごとく小さくなるため、実施例１より更に大きな振動低減効果を実現することができる。

１、２…平歯車
１１、２１…負荷面
１２ａ、１２ｂ、１２ｃ…歯すじ検査箇所
１３ａ、１３ｂ、１３ｃ…歯すじ検査結果
１４ａ、１４ｂ、１４ｃ…歯すじ曲線
１５…歯形検査箇所
１６…歯形検査結果
１７…歯形曲線
１０１駆動歯車
１０３被動歯車
１０１ａ、１０１ｂ、１０３ａ、１０３ｂ…歯
１０２、１０４…基礎円
１０５…作用線

Claims

一対の平歯車と、該平歯車の回転軸と、該回転軸の軸受と、を備え、前記一対の平歯車をかみ合わせて駆動力を伝達する歯車装置であって、
前記平歯車の負荷面では、
歯先のクラウニング量がピッチ点のクラウニング量より大きく、かつ、
歯元のクラウニング量がピッチ点のクラウニング量より大きいことを特徴とする歯車装置。
請求項１に記載の歯車装置において、
前記平歯車の負荷面は、歯先または歯元でクラウニング量が最大値をとり、ピッチ点でクラウニング量が最小値をとる、滑らかな曲面であることを特徴とする歯車装置。
請求項１記載の歯車装置において、
前記平歯車の負荷面は、二枚かみ合い領域ではクラウニング量が最大値をとる凸部を形成し、一枚かみ合い領域でクラウニング量が最小値をとる凹部を形成し、かつ、両領域の境界では前記凸部と前記凹部を急峻な曲線で滑らかにつなぐ曲面であることを特徴とする歯車装置。