JP3543431B2 - 傘歯車の歯形の設計方法 - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、傘歯車を設計・製造するに当たり行われる傘歯車の歯形の設計方法に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
歯車の静粛性の目安として、正面噛合率、重なり噛合率及びこれら噛合率の和であるトータル噛合率が用いられている。複雑な３次元形状を有するハイポイドギヤのような傘歯車のこれら噛合率を算出する場合には、例えば"BASIC RELATIONSHIP of HYPOID GEARS"に記載されているように、傘歯車を相当ねじ歯車に置き換えた後この相当ねじ歯車を相当円筒歯車に置き換え、このように置き換えられた相当円筒歯車のこれら噛合率をそれぞれ算出している。
【０００３】
例えばハイポイドギヤを形成する場合、そのリングギヤ及びピニオンの歯数、モジュール、これらリングギヤとピニオンとのオフセット、ピニオンスパイラル角に基づく基本諸元からリングギヤの歯形が決定されるが、このようにして決定されたリングギヤと理論的に噛み合う共役ピニオンは加工理論上存在せず、したがってピニオンの歯形は歯当たりシミュレーションや歯当たりデベロップにより試行錯誤によって決定される。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、相当円筒歯車に置き換えてこれら噛合率を算出する場合、これら噛合率は不正確なものとなる。
【０００５】
また、試行錯誤によってピニオンの歯形を形成するに際し、そのドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更することができるが、これら圧力角を変更した場合には、ドライブ側及びコースト側の諸元が変わるためにこれら噛合率も変化するが、この場合これら噛合率を算出することができない。
【０００６】
本発明の目的は、傘歯車の一方の歯車を形成する際に、この一方の歯車のドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更した場合でも、これら噛合率を正確に算出することができる傘歯車の歯形の設計方法を提供することである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
本発明による請求項１の傘歯車の歯形の設計方法は、共に傘歯車である一方の歯車及び他方の歯車の歯形を設計するに際し、この一方の歯車のドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更自在にし、
前記ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更した後、前記一方の歯車と前記他方の歯車との間のトータル噛合率を、これら歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ算出し、算出したトータル噛合率が目標値であるか否か判断し、前記算出したトータル噛合率が目標値でない場合には、前記ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を再度変更し、前記算出したトータル噛合率が目標値である場合には、変更したドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を、最終諸元のドライブ側圧力角及びコースト側圧力角とすることを特徴とするものである。
【０００８】
このように一方の歯車のドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更自在にすることにより、一方の歯車の歯元強度を適切に選択することができる。また、このようにしてドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更した場合でも、加工理論と関係なく一方の歯車の歯面を算出しているので、静粛性の目安となる一方の歯車と他方の歯車との間のトータル噛合率を、これら歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ正確に算出することができる。なお、算出された一方の歯車の歯面を歯切り理論上形成することができない場合でも、一方の歯車にはラップ仕上げが施されるため、完成した一方の歯車の歯面は他方の歯車と理論的に噛み合うほぼ共役な歯車となる。
【０００９】
この場合、ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更した後、一方の歯車と他方の歯車との間のトータル噛合率を、これら歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ算出する。
【００１０】
このようにして算出されたトータル噛合率は、一方の歯車と他方の歯車との間の噛合部分を考慮したトータル噛合率となるので、算出されたトータル噛合率に基づいて静粛性を適切に選択することができる。
【００１１】
本発明による請求項２の傘歯車の歯形の設計方法は、前記変更したドライブ側圧力角及びコースト側圧力角に基づいて前記一方の歯車の歯形及び前記他方の歯車の歯形を修正した後、前記一方の歯車と前記他方の歯車との間のトータル噛合率を、これら歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ算出し、算出したトータル噛合率が目標値であるか否か判断し、前記算出したトータル噛合率が目標値でない場合には、前記ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を再度変更し、前記算出したトータル噛合率が目標値である場合には、変更したドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を、最終諸元のドライブ側圧力角及びコースト側圧力角とすることを特徴とするものである。
本発明による請求項３の傘歯車の歯形の設計方法は、共に傘歯車である一方の歯車及び他方の歯車の歯形を設計するに際し、この一方の歯車のドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更自在にし、
前記ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更した後、前記一方の歯車と前記他方の歯車との間のトータル噛合率を、これら歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ算出し、算出したトータル噛合率が目標値であるか否か判断し、前記算出したトータル噛合率が目標値でない場合には、カッタのカッタ圧力角を変更し、前記算出したトータル噛合率が目標値である場合には、変更したカッタ圧力角に基づいて、最終諸元のドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を設定することを特徴とするものである。
【００１２】
これら歯車の歯形修正後の形状に基づいてトータル噛合率を算出することにより、傘歯車の一方の歯車と他方の歯車との歯当たりが加工誤差及び組付誤差によって変化したときのトータル噛合率を算出することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
本発明による傘歯車の歯形の設計方法の実施の形態を、図面を参照して説明する。以下説明する実施の形態では、車両の終減速装置などに用いうるハイポイドギヤのリングギヤ及びピニオンの歯切りを行うものとする。
【００１４】
図１は、本発明の第１の実施の形態のフローチャートである。このフローチャートは、グリーソンプログラムによってピニオンのドライブ側圧力角を変更することにより最終諸元を設定するものである。
【００１５】
先ず、ステップ１において、リングギヤの歯数ｚ1 、ピニオンの歯数ｚ2 、モジュール、リングギヤとピニオンとの間のオフセット及びピニオンスパイラルアングルをそれぞれコンピュータに入力する。
【００１６】
次いで、ステップ２において、ステップ１で入力された基本データに基づいて諸元を、グリーソンプログラムによって計算する。次いで、ステップ３において、グリーソンプログラムによるリングギヤマシンセッティング計算を行い、リングギヤ歯面を決定する。
【００１７】
次いで、ステップ４において、リングギヤとピニオンとの正面噛合率及び重なり噛合率を算出する。これら噛合率を算出するに当たり、図２に示すようにステップ３で決定されたリングギヤ歯面１１と理想的に噛み合う共役なリングギヤ歯面１２を加工理論と関係なく算出する。リングギヤ歯面１１とこれに共役なピニオン歯面１２とは同時接触線１３（図では一つのみ示す。）において噛合する。
【００１８】
次いで、ステップ５において、ステップ４で算出した正面噛合率及び重なり噛合率が目標値であるか否かを判断する。目標値でないと判断すると、ステップ６においてピニオンのドライブ側圧力角を変更して、ステップ２に戻る。目標値であると判断すると、ステップ７において最終諸元を設定して、この処理工程を終了する。
【００１９】
このようにピニオンのドライブ側圧力角を変更自在にすることにより、ピニオンの歯元強度を適切に選択することができる。また、このようにしてドライブ側圧力角を変更した場合でも、加工理論と関係なくピニオンの歯面を算出しているので、静粛性の目安となるリングギヤとピニオンとの間のトータル噛合率を、リングギヤ及びピニオンのドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ正確に算出することができる。なお、算出されたピニオンを歯切り理論上形成することができない場合でも、ピニオンにはラップ仕上げが施されるため、完成したピニオン歯面はリングギヤと理論的に噛み合うほぼ共役な歯車となる。
【００２０】
さらに、このようにして算出されたトータル噛合率は、リングギヤとピニオンとの間の噛合部分を考慮したトータル噛合率となるので、静粛性を適切に選択することができる。
【００２１】
図２は、本発明の第２の実施の形態のフローチャートである。このフローチャートは、カッタのカッタ圧力角によってピニオンのドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更することにより最終諸元を設定するものである。
【００２２】
先ず、ステップ１１において、リングギヤの歯数ｚ1 、ピニオンの歯数ｚ2 、モジュール、リングギヤとピニオンとの間のオフセット及びピニオンスパイラルアングルをそれぞれコンピュータに入力する。
【００２３】
次いで、ステップ１２において、ステップ１で入力された基本データに基づいて諸元を、グリーソンプログラムによって計算する。次いで、ステップ１３において、グリーソンプログラムによるリングギヤマシンセッティング計算を行い、リングギヤ歯面を決定する。
【００２４】
次いで、ステップ１４において、リングギヤとピニオンとの間のトータル噛合率を算出する。このトータル噛合率を算出するに当たり、図３に示すようにステップ１３で決定されたリングギヤ歯面２１と理想的に噛み合う共役なリングギヤ歯面２２を加工理論と関係なく算出する。リングギヤ歯面２１とこれに共役なピニオン歯面２２とは同時接触線２３（図では一つのみ示す。）において噛合する。
【００２５】
図４（ａ）はリングギヤのドライブ側歯面の同時接触線を、（ｂ）はリングギヤのコースト側歯面の同時接触線をそれぞれ示す図である。図において、これら歯面の噛合開始時のリングギヤ回転角θ1 から噛合終了時のリングギヤ回転角θ2 の範囲でリングギヤが回転する間に現れる同時接触線を示す。１本の同時接触線は噛合率０．１に相当する。ここで、トータル噛合率Ｔを、リングギヤ回転角θ2 とリングギヤ回転角θ1 との差を、１ピッチθ0 で除した値とし、したがって、
【数１】
Ｔ＝（θ2 −θ1 ）／θ0
で表すことができる。ただし、
【数２】
θ0 ＝２π／ｚ1
とする。
【００２６】
このようにして算出されたトータル噛合率が、目標値であるか否かを判断する（ステップ１５）。目標値でないと判断すると、ステップ１６においてカッタのカッタ圧力角を変更して、ステップ１４に戻る。目標値であると判断すると、ステップ１７において最終諸元を設定して、この処理工程を終了する。
【００２７】
このようにカッタ圧力角を変更してピニオンのドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更自在にすることにより、ピニオンの歯元強度をより適切に選択することができる。また、このようにしてこれらドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更した場合でも、加工理論と関係なくピニオンの歯面を算出しているので、静粛性の目安となるリングギヤとピニオンとの間のトータル噛合率を、リングギヤ及びピニオンのドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ正確に算出することができる。この場合にも、算出されたピニオンを歯切り理論上形成することができない場合でも、ピニオンにはラップ仕上げが施されるため、完成したピニオン歯面はリングギヤと理論的に噛み合うほぼ共役な歯車となる。
【００２８】
さらにこの場合も、このようにして算出されたトータル噛合率は、リングギヤとピニオンとの間の噛合部分を考慮したトータル噛合率となるので、静粛性を適切に選択することができる。
【００２９】
図５は、図２のフローチャート及びグリーソンブログラムに従って形成されたピニオンの歯形の断面をそれぞれ示す図である。図において、破線で示す歯形２４は、グリーソン標準諸元に基づきグリーソンプログラムに従って形成したものであり、実線で示す歯形２５は、グリーソン標準諸元に基づき図２のフローチャートに従って形成したものである。
【００３０】
歯形２４を形成するに際し、グリーソン標準諸元を用いる。すなわち、ギヤ比を３５×８とし、モジュールを５．７１４ｍｍとし、ピニオンスパイラルアングルを５０°とする。このようなグリーソン標準諸元に基づいてピニオン歯形を形成すると、ドライブ側圧力角が１６．１１°、コースト側圧力角が２１．８９°、ドライブ側のトータル噛合率が３．２１、コースト側のトータル噛合率が３．６５となる。
【００３１】
歯形２５を形成するに際し、ギヤ比、モジュール及びピニオンスパイラルアングをそれぞれ上記グリーソン標準諸元を用いるとともに、ドライブ側のトータル噛合率とコースト側のトータル噛合率が共に３．４０となるように、ドライブ側圧力角αD を１２°に、コースト側圧力角αC を３０°にそれぞれ選定した。
【００３２】
歯形２５のドライブ側圧力角αD とコースト側圧力角αC との合計は４２°となり、歯形２４のこれら圧力角の合計３８°に比べて増大している。したがって、歯形２５の歯元強度が従来の歯形２４に比べて向上する。この場合、歯形２５のドライブ側のトータル噛合率とコースト側のトータル噛合率を等しくしているので、ノイズバランスの良好なハイポイドギヤを得ることができる。また、これらトータル噛合率は従来の歯形２４のドライブ側のトータル噛合率以上の値であるので、静粛性に対して問題とはならない。
【００３３】
図６は、歯形修正が施されたドライブ側のリングギヤ歯面を示す図である。歯車を形成するに際し、加工誤差及び組付誤差を吸収するために歯形修正が施される。図に示すようにドライブ側のリングギヤ歯面２６について説明すると、加工及び組立の実際の値からリングギヤ歯先部Ａ、リングギヤヒール部Ｂ及びリングギヤトー部Ｃの歯形修正量が決定される。このように歯形修正量が決定されると、リングギヤ上の噛合エリアに基づいて、以下説明するように実際の歯面のトータル噛合率を計算することができる。
【００３４】
図７は、本発明の第３の実施の形態のフローチャートである。先ず、ステップ３１において、図１又は図２のフローチャートに基づいて最終諸元を設定する。次いで、ステップ３２において、図６を用いて説明したように歯形修正量を決定する。次いで、ステップ３３において、修正した歯形に基づいてリングギヤ上の噛合エリアを算出する。次いで、ステップ３４において、算出された噛合エリアに基づいて実際の歯面のトータル噛合率を算出する。
【００３５】
このように歯形修正後の形状に基づいてトータル噛合率を算出することにより、リングギヤとピニオンとの歯当たりが加工誤差や組付誤差によって変化したときのトータル噛合率を算出することができる。
【００３６】
本発明は上記実施の形態に限定されるものではなく、幾多の変形及び変更が可能である。例えば上記実施の形態では、ハイポイドギヤの歯形の設計について説明したが、ゼロールベベルギヤ及びスパイラルベベルギヤの歯形の設計にも適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態のフローチャートである。
【図２】本発明の第２の実施の形態のフローチャートである。
【図３】リングギヤとこれに共役なピニオンとの噛合を示す図である。
【図４】（ａ）はリングギヤのドライブ側歯面の同時接触線を、（ｂ）はリングギヤのコースト側歯面の同時接触線をそれぞれ示す図である。
【図５】図２のフローチャート及びグリーソンプログラムに従って形成されたピニオンの歯の断面をそれぞれ示す図である。
【図６】歯形修正が施されたドライブ側のリングギヤ歯面を示す図である。
【図７】本発明の第３の実施の形態のフローチャートである。
【符号の説明】
２１，２６ リングギヤ歯面
２２ ピニオン歯面
２３ 同時接触線
２４，２５ 歯形
αC ドライブ側圧力角
αD コースト側圧力角
【発明の属する技術分野】
本発明は、傘歯車を設計・製造するに当たり行われる傘歯車の歯形の設計方法に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
歯車の静粛性の目安として、正面噛合率、重なり噛合率及びこれら噛合率の和であるトータル噛合率が用いられている。複雑な３次元形状を有するハイポイドギヤのような傘歯車のこれら噛合率を算出する場合には、例えば"BASIC RELATIONSHIP of HYPOID GEARS"に記載されているように、傘歯車を相当ねじ歯車に置き換えた後この相当ねじ歯車を相当円筒歯車に置き換え、このように置き換えられた相当円筒歯車のこれら噛合率をそれぞれ算出している。
【０００３】
例えばハイポイドギヤを形成する場合、そのリングギヤ及びピニオンの歯数、モジュール、これらリングギヤとピニオンとのオフセット、ピニオンスパイラル角に基づく基本諸元からリングギヤの歯形が決定されるが、このようにして決定されたリングギヤと理論的に噛み合う共役ピニオンは加工理論上存在せず、したがってピニオンの歯形は歯当たりシミュレーションや歯当たりデベロップにより試行錯誤によって決定される。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、相当円筒歯車に置き換えてこれら噛合率を算出する場合、これら噛合率は不正確なものとなる。
【０００５】
また、試行錯誤によってピニオンの歯形を形成するに際し、そのドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更することができるが、これら圧力角を変更した場合には、ドライブ側及びコースト側の諸元が変わるためにこれら噛合率も変化するが、この場合これら噛合率を算出することができない。
【０００６】
本発明の目的は、傘歯車の一方の歯車を形成する際に、この一方の歯車のドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更した場合でも、これら噛合率を正確に算出することができる傘歯車の歯形の設計方法を提供することである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
本発明による請求項１の傘歯車の歯形の設計方法は、共に傘歯車である一方の歯車及び他方の歯車の歯形を設計するに際し、この一方の歯車のドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更自在にし、
前記ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更した後、前記一方の歯車と前記他方の歯車との間のトータル噛合率を、これら歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ算出し、算出したトータル噛合率が目標値であるか否か判断し、前記算出したトータル噛合率が目標値でない場合には、前記ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を再度変更し、前記算出したトータル噛合率が目標値である場合には、変更したドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を、最終諸元のドライブ側圧力角及びコースト側圧力角とすることを特徴とするものである。
【０００８】
このように一方の歯車のドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更自在にすることにより、一方の歯車の歯元強度を適切に選択することができる。また、このようにしてドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更した場合でも、加工理論と関係なく一方の歯車の歯面を算出しているので、静粛性の目安となる一方の歯車と他方の歯車との間のトータル噛合率を、これら歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ正確に算出することができる。なお、算出された一方の歯車の歯面を歯切り理論上形成することができない場合でも、一方の歯車にはラップ仕上げが施されるため、完成した一方の歯車の歯面は他方の歯車と理論的に噛み合うほぼ共役な歯車となる。
【０００９】
この場合、ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更した後、一方の歯車と他方の歯車との間のトータル噛合率を、これら歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ算出する。
【００１０】
このようにして算出されたトータル噛合率は、一方の歯車と他方の歯車との間の噛合部分を考慮したトータル噛合率となるので、算出されたトータル噛合率に基づいて静粛性を適切に選択することができる。
【００１１】
本発明による請求項２の傘歯車の歯形の設計方法は、前記変更したドライブ側圧力角及びコースト側圧力角に基づいて前記一方の歯車の歯形及び前記他方の歯車の歯形を修正した後、前記一方の歯車と前記他方の歯車との間のトータル噛合率を、これら歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ算出し、算出したトータル噛合率が目標値であるか否か判断し、前記算出したトータル噛合率が目標値でない場合には、前記ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を再度変更し、前記算出したトータル噛合率が目標値である場合には、変更したドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を、最終諸元のドライブ側圧力角及びコースト側圧力角とすることを特徴とするものである。
本発明による請求項３の傘歯車の歯形の設計方法は、共に傘歯車である一方の歯車及び他方の歯車の歯形を設計するに際し、この一方の歯車のドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更自在にし、
前記ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更した後、前記一方の歯車と前記他方の歯車との間のトータル噛合率を、これら歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ算出し、算出したトータル噛合率が目標値であるか否か判断し、前記算出したトータル噛合率が目標値でない場合には、カッタのカッタ圧力角を変更し、前記算出したトータル噛合率が目標値である場合には、変更したカッタ圧力角に基づいて、最終諸元のドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を設定することを特徴とするものである。
【００１２】
これら歯車の歯形修正後の形状に基づいてトータル噛合率を算出することにより、傘歯車の一方の歯車と他方の歯車との歯当たりが加工誤差及び組付誤差によって変化したときのトータル噛合率を算出することができる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
本発明による傘歯車の歯形の設計方法の実施の形態を、図面を参照して説明する。以下説明する実施の形態では、車両の終減速装置などに用いうるハイポイドギヤのリングギヤ及びピニオンの歯切りを行うものとする。
【００１４】
図１は、本発明の第１の実施の形態のフローチャートである。このフローチャートは、グリーソンプログラムによってピニオンのドライブ側圧力角を変更することにより最終諸元を設定するものである。
【００１５】
先ず、ステップ１において、リングギヤの歯数ｚ1 、ピニオンの歯数ｚ2 、モジュール、リングギヤとピニオンとの間のオフセット及びピニオンスパイラルアングルをそれぞれコンピュータに入力する。
【００１６】
次いで、ステップ２において、ステップ１で入力された基本データに基づいて諸元を、グリーソンプログラムによって計算する。次いで、ステップ３において、グリーソンプログラムによるリングギヤマシンセッティング計算を行い、リングギヤ歯面を決定する。
【００１７】
次いで、ステップ４において、リングギヤとピニオンとの正面噛合率及び重なり噛合率を算出する。これら噛合率を算出するに当たり、図２に示すようにステップ３で決定されたリングギヤ歯面１１と理想的に噛み合う共役なリングギヤ歯面１２を加工理論と関係なく算出する。リングギヤ歯面１１とこれに共役なピニオン歯面１２とは同時接触線１３（図では一つのみ示す。）において噛合する。
【００１８】
次いで、ステップ５において、ステップ４で算出した正面噛合率及び重なり噛合率が目標値であるか否かを判断する。目標値でないと判断すると、ステップ６においてピニオンのドライブ側圧力角を変更して、ステップ２に戻る。目標値であると判断すると、ステップ７において最終諸元を設定して、この処理工程を終了する。
【００１９】
このようにピニオンのドライブ側圧力角を変更自在にすることにより、ピニオンの歯元強度を適切に選択することができる。また、このようにしてドライブ側圧力角を変更した場合でも、加工理論と関係なくピニオンの歯面を算出しているので、静粛性の目安となるリングギヤとピニオンとの間のトータル噛合率を、リングギヤ及びピニオンのドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ正確に算出することができる。なお、算出されたピニオンを歯切り理論上形成することができない場合でも、ピニオンにはラップ仕上げが施されるため、完成したピニオン歯面はリングギヤと理論的に噛み合うほぼ共役な歯車となる。
【００２０】
さらに、このようにして算出されたトータル噛合率は、リングギヤとピニオンとの間の噛合部分を考慮したトータル噛合率となるので、静粛性を適切に選択することができる。
【００２１】
図２は、本発明の第２の実施の形態のフローチャートである。このフローチャートは、カッタのカッタ圧力角によってピニオンのドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更することにより最終諸元を設定するものである。
【００２２】
先ず、ステップ１１において、リングギヤの歯数ｚ1 、ピニオンの歯数ｚ2 、モジュール、リングギヤとピニオンとの間のオフセット及びピニオンスパイラルアングルをそれぞれコンピュータに入力する。
【００２３】
次いで、ステップ１２において、ステップ１で入力された基本データに基づいて諸元を、グリーソンプログラムによって計算する。次いで、ステップ１３において、グリーソンプログラムによるリングギヤマシンセッティング計算を行い、リングギヤ歯面を決定する。
【００２４】
次いで、ステップ１４において、リングギヤとピニオンとの間のトータル噛合率を算出する。このトータル噛合率を算出するに当たり、図３に示すようにステップ１３で決定されたリングギヤ歯面２１と理想的に噛み合う共役なリングギヤ歯面２２を加工理論と関係なく算出する。リングギヤ歯面２１とこれに共役なピニオン歯面２２とは同時接触線２３（図では一つのみ示す。）において噛合する。
【００２５】
図４（ａ）はリングギヤのドライブ側歯面の同時接触線を、（ｂ）はリングギヤのコースト側歯面の同時接触線をそれぞれ示す図である。図において、これら歯面の噛合開始時のリングギヤ回転角θ1 から噛合終了時のリングギヤ回転角θ2 の範囲でリングギヤが回転する間に現れる同時接触線を示す。１本の同時接触線は噛合率０．１に相当する。ここで、トータル噛合率Ｔを、リングギヤ回転角θ2 とリングギヤ回転角θ1 との差を、１ピッチθ0 で除した値とし、したがって、
【数１】
Ｔ＝（θ2 −θ1 ）／θ0
で表すことができる。ただし、
【数２】
θ0 ＝２π／ｚ1
とする。
【００２６】
このようにして算出されたトータル噛合率が、目標値であるか否かを判断する（ステップ１５）。目標値でないと判断すると、ステップ１６においてカッタのカッタ圧力角を変更して、ステップ１４に戻る。目標値であると判断すると、ステップ１７において最終諸元を設定して、この処理工程を終了する。
【００２７】
このようにカッタ圧力角を変更してピニオンのドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更自在にすることにより、ピニオンの歯元強度をより適切に選択することができる。また、このようにしてこれらドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更した場合でも、加工理論と関係なくピニオンの歯面を算出しているので、静粛性の目安となるリングギヤとピニオンとの間のトータル噛合率を、リングギヤ及びピニオンのドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ正確に算出することができる。この場合にも、算出されたピニオンを歯切り理論上形成することができない場合でも、ピニオンにはラップ仕上げが施されるため、完成したピニオン歯面はリングギヤと理論的に噛み合うほぼ共役な歯車となる。
【００２８】
さらにこの場合も、このようにして算出されたトータル噛合率は、リングギヤとピニオンとの間の噛合部分を考慮したトータル噛合率となるので、静粛性を適切に選択することができる。
【００２９】
図５は、図２のフローチャート及びグリーソンブログラムに従って形成されたピニオンの歯形の断面をそれぞれ示す図である。図において、破線で示す歯形２４は、グリーソン標準諸元に基づきグリーソンプログラムに従って形成したものであり、実線で示す歯形２５は、グリーソン標準諸元に基づき図２のフローチャートに従って形成したものである。
【００３０】
歯形２４を形成するに際し、グリーソン標準諸元を用いる。すなわち、ギヤ比を３５×８とし、モジュールを５．７１４ｍｍとし、ピニオンスパイラルアングルを５０°とする。このようなグリーソン標準諸元に基づいてピニオン歯形を形成すると、ドライブ側圧力角が１６．１１°、コースト側圧力角が２１．８９°、ドライブ側のトータル噛合率が３．２１、コースト側のトータル噛合率が３．６５となる。
【００３１】
歯形２５を形成するに際し、ギヤ比、モジュール及びピニオンスパイラルアングをそれぞれ上記グリーソン標準諸元を用いるとともに、ドライブ側のトータル噛合率とコースト側のトータル噛合率が共に３．４０となるように、ドライブ側圧力角αD を１２°に、コースト側圧力角αC を３０°にそれぞれ選定した。
【００３２】
歯形２５のドライブ側圧力角αD とコースト側圧力角αC との合計は４２°となり、歯形２４のこれら圧力角の合計３８°に比べて増大している。したがって、歯形２５の歯元強度が従来の歯形２４に比べて向上する。この場合、歯形２５のドライブ側のトータル噛合率とコースト側のトータル噛合率を等しくしているので、ノイズバランスの良好なハイポイドギヤを得ることができる。また、これらトータル噛合率は従来の歯形２４のドライブ側のトータル噛合率以上の値であるので、静粛性に対して問題とはならない。
【００３３】
図６は、歯形修正が施されたドライブ側のリングギヤ歯面を示す図である。歯車を形成するに際し、加工誤差及び組付誤差を吸収するために歯形修正が施される。図に示すようにドライブ側のリングギヤ歯面２６について説明すると、加工及び組立の実際の値からリングギヤ歯先部Ａ、リングギヤヒール部Ｂ及びリングギヤトー部Ｃの歯形修正量が決定される。このように歯形修正量が決定されると、リングギヤ上の噛合エリアに基づいて、以下説明するように実際の歯面のトータル噛合率を計算することができる。
【００３４】
図７は、本発明の第３の実施の形態のフローチャートである。先ず、ステップ３１において、図１又は図２のフローチャートに基づいて最終諸元を設定する。次いで、ステップ３２において、図６を用いて説明したように歯形修正量を決定する。次いで、ステップ３３において、修正した歯形に基づいてリングギヤ上の噛合エリアを算出する。次いで、ステップ３４において、算出された噛合エリアに基づいて実際の歯面のトータル噛合率を算出する。
【００３５】
このように歯形修正後の形状に基づいてトータル噛合率を算出することにより、リングギヤとピニオンとの歯当たりが加工誤差や組付誤差によって変化したときのトータル噛合率を算出することができる。
【００３６】
本発明は上記実施の形態に限定されるものではなく、幾多の変形及び変更が可能である。例えば上記実施の形態では、ハイポイドギヤの歯形の設計について説明したが、ゼロールベベルギヤ及びスパイラルベベルギヤの歯形の設計にも適用することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態のフローチャートである。
【図２】本発明の第２の実施の形態のフローチャートである。
【図３】リングギヤとこれに共役なピニオンとの噛合を示す図である。
【図４】（ａ）はリングギヤのドライブ側歯面の同時接触線を、（ｂ）はリングギヤのコースト側歯面の同時接触線をそれぞれ示す図である。
【図５】図２のフローチャート及びグリーソンプログラムに従って形成されたピニオンの歯の断面をそれぞれ示す図である。
【図６】歯形修正が施されたドライブ側のリングギヤ歯面を示す図である。
【図７】本発明の第３の実施の形態のフローチャートである。
【符号の説明】
２１，２６ リングギヤ歯面
２２ ピニオン歯面
２３ 同時接触線
２４，２５ 歯形
αC ドライブ側圧力角
αD コースト側圧力角
Claims (3)
- 共に傘歯車である一方の歯車及び他方の歯車の歯形を設計するに際し、この一方の歯車のドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更自在にし、
前記ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更した後、前記一方の歯車と前記他方の歯車との間のトータル噛合率を、これら歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ算出し、算出したトータル噛合率が目標値であるか否か判断し、前記算出したトータル噛合率が目標値でない場合には、前記ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を再度変更し、前記算出したトータル噛合率が目標値である場合には、変更したドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を、最終諸元のドライブ側圧力角及びコースト側圧力角とすることを特徴とする傘歯車の歯形の設計方法。 - 前記変更したドライブ側圧力角及びコースト側圧力角に基づいて前記一方の歯車の歯形及び前記他方の歯車の歯形を修正した後、前記一方の歯車と前記他方の歯車との間のトータル噛合率を、これら歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ算出し、算出したトータル噛合率が目標値であるか否か判断し、前記算出したトータル噛合率が目標値でない場合には、前記ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を再度変更し、前記算出したトータル噛合率が目標値である場合には、変更したドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を、最終諸元のドライブ側圧力角及びコースト側圧力角とすることを特徴とする傘歯車の歯形の設計方法。
- 共に傘歯車である一方の歯車及び他方の歯車の歯形を設計するに際し、この一方の歯車のドライブ側圧力角とコースト側圧力角の双方又はいずれか一方を変更自在にし、
前記ドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を変更した後、前記一方の歯車と前記他方の歯車との間のトータル噛合率を、これら歯車のドライブ側歯面及びコースト側歯面についてそれぞれ算出し、算出したトータル噛合率が目標値であるか否か判断し、前記算出したトータル噛合率が目標値でない場合には、カッタのカッタ圧力角を変更し、前記算出したトータル噛合率が目標値である場合には、変更したカッタ圧力角に基づいて、最終諸元のドライブ側圧力角及びコースト側圧力角を設定することを特徴とする傘歯車の歯形の設計方法。
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