JP3891113B2 - 撓み軸継ぎ手 - Google Patents
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- F16D3/18—Universal joints in which flexibility is produced by means of pivots or sliding or rolling connecting parts the coupling parts (1) having slidably-interengaging teeth
- F16D3/185—Universal joints in which flexibility is produced by means of pivots or sliding or rolling connecting parts the coupling parts (1) having slidably-interengaging teeth radial teeth connecting concentric inner and outer coupling parts
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、電気車の電動機の回転軸と台車の車軸に組み込まれた歯車装置のピニオン軸とを揺動自在に接続する撓み軸継ぎ手に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
鉄道車両の駆動用電動機は台車枠に配置され、減速用歯車装置は車軸に配置されている。したがって、走行中に台車の揺動によって電動機の出力軸と歯車装置のピニオン軸の軸心がずれる。このように変位した状態においても両軸間の動力の授受を円滑に行う必要があるので、電動機と歯車装置との間を可とう歯車継ぎ手（撓み軸継ぎ手）で連結している。
【０００３】
図６は、通常の撓み軸継ぎ手を示す構成断面図である（例えば、特許文献１参照。）。図６に示すように、回転軸１，１１は相対向して配置されている。回転軸１，１１には、ピニオン２，１２が例えばテーパ焼嵌めにより装着されている。ピニオン２，１２には、クラウニングが施された外歯歯車２ａ，１２ａが形成されている。スリーブ３，１３には、内側にピニオン２，１２の外歯歯車２ａ，１２ａに噛み合う内歯歯車３ａ，１３ａが形成されており、スリーブ３，１３は互いにボルト４で結合されている。端カバー５，１５は、スリーブ３，１３に固定され、内側はピニオン２，１２の固着部との間に位置するように配置されている。仕切板６はスリーブ３，１３の接合面に間挿され、スリーブ３，１３の相互間を仕切る。軸端ナット７，１７は回転軸１，１１にピニオン２，１２を固定する。クッション８，１８は軸端ナット７，１７に固着され、軸端ナット７，１７が仕切板６に当たってスリーブ３，１３の内歯歯車３ａ，１３ａとピニオン２，１２の外歯歯車２ａ，１２ａとが適正に噛み合うように位置決めする。
【０００４】
このように構成された撓み軸継ぎ手は、回転軸１，１１のいずれか一方は電動機回転軸に繋がれ、他方は台車の車軸と一緒に組み込まれた歯車装置のピニオン軸に繋がれている。電気車が走行中に台車が揺動して電動機の回転軸と車軸と一緒に組み込まれた歯車装置のピニオン軸との間の軸心がずれると、図７のように両端の回転軸１，１１の軸心がずれた状態に変位する。変位が生じても、クラウニング加工されたピニオン２，１２の外歯歯車２ａ，１２ａはスリーブ３，１３の内歯歯車３ａ，１３ａに常に噛み合い円滑な駆動力の伝達がなされる。
【０００５】
図８はピニオン２の外歯歯車２ａを示し、（ａ）は軸方向外歯溝中央の縦断面図の一部であり、（ｂ）はその側面図である。Ｓはピニオン２のピッチ円径を示す。図９はピニオン２の外歯歯車２ａとスリーブ３の内歯歯車３ａとの関係を示し、ピッチ円における円筒状断面を平面に展開した部分図である。ピニオン２では、ピニオン２のピッチ円の円筒状断面の歯厚方向が図９に示すようにクラウニング加工が施されており、ピニオン２の外歯歯車２ａが一対の回転軸の角度変位に対してスリーブ３側の内歯歯車３ａに円滑に噛み合うように丸みを持たせている。なお、図９において、Ｔは外歯２ａ１の中央部歯厚、δはバックラッシュ（背隙）、Ｒｃはクラウニング半径、Ｈは内歯３ａ１，３ａ２間の溝幅、βｗは許容動作角である。
【０００６】
この歯車形撓み軸継ぎ手は、図７に示すような状態となって、電動機軸（回転軸）１と歯車装置のピニオン軸（回転軸）１１の相対変位を許容するため、歯の一部は、図９を参照して、動作角βが大きくなるにつれて、内歯３ａ１，３ａ２と外歯２ａ１の隙間が小さくなる。そして、動作角βが最大（許容動作角βw）となった際にも、内歯３ａ１，３ａ２と外歯２ａ１が干渉しないことが必要であり、このような条件を満足するように内歯３ａ１，３ａ２間の溝幅Ｈと外歯２ａ１の歯厚Ｔが決定される。上記のような方法で、内歯３ａ１，３ａ２間の溝幅Ｈと外歯２ａ１の歯厚Ｔを決定した場合、動作角βが小さくなってゆくと、内歯３ａ１，３ａ２間の溝幅Ｈと外歯２ａ１の歯厚Ｔの隙間が大きくなってゆき、動作角βが０°となった際（回転軸の軸心とスリーブの軸心を一致させた際）に前記隙間は最大となる。そして、その際の隙間をバックラッシュ（背隙）δと称しているが（図９参照）、このバックラッシュδが大きくなると振動や騒音が大きくなる場合がある。
【０００７】
図１０は撓み軸継ぎ手の外歯歯車と内歯歯車の関係で、負荷運転時の自動調心状況を示す説明図である。走行している際の高負荷時には、図１０に示すように、スリーブ３（１３）は負荷によって、内歯歯車３ａ（１３ａ）と外歯歯車２ａ（１２ａ）に拘束力が発生して自動調心されるので、スリーブ３（１３）の振れ回り運動はほとんどなく、振動レベルは小さい。
【０００８】
しかしながら、無負荷あるいは軽負荷時において、動作角βが０の場合には、バックラッシュδによる遊隙のため、図１１に示すように、スリーブ３（１３）はバックラッシュδの１／２だけ心ずれが生じるので、スリーブ３（１３）が振れ回りによる振動が発生し、騒音の発生源になる。そして、これらの振動は、継ぎ手のみならず歯車装置、電動機、車体等へも伝播することがあり、伝播した場合には乗客の快適性が損なわれる。なお、図１１は撓み軸継ぎ手の外歯歯車と内歯歯車の関係で、バックラッシュδによる偏心状況を示す説明図である。
【０００９】
そのため、現状設計ではバックラッシュδを可能な限り小さくすることを目指し、歯面接触応力が限界を超えない程度に歯幅中央部に近づくに従って、クラウニング半径Ｒcを小さくなるようにしているが、クラウニング形状を工夫することのみで小バックラッシュ化を達成するには限界があり、低騒音化するにも限界があった。また、運転使用条件において、バックラッシュδを構成する外歯２ａ１（１２ａ１）および内歯３ａ１（１３ａ１）は、歯面負荷トルクに伴う面圧荷重と変位に伴う内歯歯面と外歯歯面間の相対すべり速度の作用により、歯面がゆっくりではあるが磨耗し、バックラッシュδが徐々に増大する傾向があり、非常に長期にわたる使用の際に騒音が増加する可能性があった。
【００１０】
【特許文献１】
特開平１０−２３１８４９号公報
【００１１】
【発明が解決しようとする課題】
上記のような従来の撓み軸継ぎ手においては、歯部のバックラッシュδによる遊隙が存在するため、無負荷あるいは軽負荷の場合に、スリーブの心ずれによる振れ回り振動により、振動や騒音が大きくなる場合があり、外歯歯車のクラウニング形状についての改良等で小バックラッシュ化、低振動、低騒音化を果たしているが、形状の工夫のみでは限界が生じ、また、長期にわたる使用の際に歯面磨耗によるバックラッシュの増大に伴い騒音が増加する可能性が生じるという問題点があった。
この発明は、上記のような問題点を解消するためになされたもので、トルク伝達時の発生応力は許容範囲内に保って、心ずれ量を低減し、長期使用にわたり低騒音の撓み軸継ぎ手を得ることを目的とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
この発明に係わる撓み軸継ぎ手は、外周部に外歯歯車を有するピニオンがそれぞれ固着され、互いに対向して配置された一対の回転軸と、両端部にそれぞれ内歯歯車を有し、対向して配置された一対の上記ピニオンの外歯歯車のそれぞれに上記内歯歯車が噛み合って回転するスリーブとで構成され、二つの上記回転軸を接続する撓み軸継ぎ手において、上記回転軸の軸心と上記スリーブの軸心を一致させた状態で、上記ピニオンの外歯歯車の歯先と上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の頂隙を歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下とすると共に、上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の両端に上記内歯歯車の歯面に連続して形成された逃がし窪みを有すると共に、上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の上記逃がし窪みの間には上記外歯歯車の歯先に対向する面が形成されているものである。
【００１３】
【発明の実施の形態】
参考例１．
参考例１の構成は、図６〜９で説明した従来の撓み軸継ぎ手の構成と同様であり、相違する点について説明する。図１は参考例１である撓み軸継ぎ手の外歯歯車と内歯歯車の噛合状態において、外歯歯車歯幅中央における横断面を、ピッチ円を直線に展開して示す部分図である。図は、回転軸の軸心とスリーブの軸心を一致させた状態で、ピニオン外歯２ａ１とスリーブ内歯３ａ１が噛み合っている。Ｓはピッチ円径である。歯車のバックラッシュδの１／２に対し、通常、外歯歯車２ａの歯先と内歯歯車３ａの歯溝底の頂隙Ｔgは大きい状態で構成され（例えば、Ｔｇ＝δより大きく、Ｔｇ＝２δ程度に構成され）、内歯歯車３ａが形成されるスリーブ３の偏心量は図１１に示すようにバックラシュδの１／２となっていた。
【００１４】
これに対して、参考例１による撓み軸継ぎ手は、外歯歯車２ａの歯先と内歯歯車３ａの歯溝底の頂隙Ｔgを、バックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下、または１／２より小さくなるよう構成した。そのため、内歯歯車が構成されるスリーブの偏心量は図１１に示すように、バックラシュδの１／２ではなく、外歯歯車２ａの歯先と内歯歯車３ａの歯溝底の頂隙Ｔgにより抑制されるものとなる。図２は参考例１の撓み軸継ぎ手における外歯歯車と内歯歯車の関係で、バックラッシュδによる偏心状況を示す説明図である。図２に示すように、このように構成された撓み軸継ぎ手は、惰行時には、バックラッシュδの１／２と同等以下に構成された頂隙Ｔgにスリーブの振れ回り量が抑制された状態となるため、カップリングの変位機能を発揮するために必要となるバックラッシュ量を確保しながらも、頂隙Ｔgを小さくすることにより、低騒音化の達成が可能となる。
【００１５】
撓み軸継ぎ手内には、振動を緩和する（ダンパー効果を有する）高粘度の潤滑剤（例えば、グリース）が用いられており、この参考例１により、バックラッシュ方向のみならず、頂隙方向にも振動を抑制する相乗効果が得られる。
【００１６】
さらに、走行している際の高負荷時には、スリーブ３は負荷によって、外歯歯車２ａと内歯歯車３ａの歯面ピッチ円上の接触点にて拘束力が発生して自動調心されるので、頂隙Ｔｇは確保されながら回転する。外歯歯車２ａの歯先と内歯歯車３ａの歯溝底は、通常高面圧が発生する負荷時には接触せず、無負荷時のスリーブの微小振れ回り遠心力のみが作用するため、運転使用における負荷トルク条件によりほとんど磨耗することがなく、頂隙Ｔｇは増加せず長期にわたり、低騒音が維持されるものとなる。
【００１７】
参考例２．
図３は参考例２における外歯歯車と内歯歯車の関係を示し、軸方向外歯溝中央の縦断面図の一部である。参考例１に加えて、図３に示すように、ピニオン２の外歯歯車２ａの歯先をピニオン２の回転軸１中心を起点とし、動作角βが少なくとも許容動作角βｗを含む範囲において、一定の半径Ｒで形成することによって、動作角βが変化しても、外歯歯車２ａの歯先と内歯歯車３ａの歯溝底の頂隙Ｔｇを一定に保つことができる。なお、ピニオン２の外歯歯車２ａの歯先の角部は、歯切ホブのトッピング（底当たり）を防ぐために逃している（切り欠いている）。
【００１８】
参考例３．
上記参考例１では、回転軸１の軸心とスリーブ３の軸心を一致させた状態で、ピニオン２の外歯歯車２ａの歯先とスリーブ３の内歯歯車３ａの歯溝底の頂隙Ｔｇを歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下にした場合について、説明したが、回転軸１の軸心とスリーブ３の軸心を一致させた状態で、ピニオン２の外歯歯車２ａの歯溝底とスリーブ３の内歯歯車３ａの歯先の頂隙を歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下にしても、同様に、低騒音化の達成が可能となる。
さらに、参考例１と参考例３を合わせ、ピニオン２の外歯歯車２ａの歯先とスリーブ３の内歯歯車３ａの歯溝底の頂隙Ｔｇを歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下にすると共に、ピニオン２の外歯歯車２ａの歯溝底とスリーブ３の内歯歯車３ａの歯先の頂隙を歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下にすることにより、一層長期使用にわたる低騒音化の達成が可能となる。
さらにまた、参考例１と参考例２と参考例３とを合わせた構成も可能であり、組み合わせた作用も発揮される。
【００１９】
実施の形態１．
図４はこの発明の実施の形態１である撓み軸継ぎ手を示す図１に対応する部分図である。図は、回転軸の軸心とスリーブの軸心を一致させた状態で、ピニオン外歯２ａ１とスリーブ内歯３ａ１が噛み合っている。Ｓ，δ，Ｔｇは参考例１と同一の意味を示す。逃がし窪み９，９が内歯歯車３ａの歯溝底の付根の両側に設けられている。歯溝底の逃がし窪み９，９の間には接触面１０が形成される。このように構成することにより、ピニオン外歯２ａ１の歯先とスリーブ内歯３ａ１の歯溝底との角あたりを防止できるとともに、内歯歯車３ａの内歯付根の曲げ応力を低減できる。さらに、使用初期の歯面接触による金属磨耗紛等も遠心力により自動的に集積可能となり、潤滑材の劣化を防止できる。
なお、実施の形態１と、参考例１、参考例２、参考例３とを組み合わせた構成は可能であり、組み合わせた作用も発揮される。
【００２０】
実施の形態２．
図５はこの発明の実施の形態２である撓み軸継ぎ手を示す図１に対応する部分図である。図は、回転軸の軸心とスリーブの軸心を一致させた状態で、ピニオン外歯２ａＬとスリーブ内歯３ａＳが噛み合っている。Ｓ，δ，Ｔｇ，９は参考例１，実施の形態１と同一の意味を示す。図において、ピニオン外歯２ａＬはスリーブ内歯３ａＳの歯厚Ｂｓよりも厚い歯厚Ｂｐで構成されている。内歯歯車３ａの歯溝底の付根の両側に設けられた逃がし窪み９，９間には、ピニオン外歯２ａＬの歯先の接触部１０ａが形成される。このように構成することにより、同一の歯丈で比較した場合、スリーブ内歯３ａＳの歯溝底の長さが長くなり、ピニオン外歯２ａＬの歯先と内歯歯車３ａの歯溝底との接触部１０ａを大きく確保するとともに、歯溝底の付根に設けられる逃がし窪み９，９を形成しやすくなる。また、スリーブ内歯３ａＳの歯溝底の付根に設けられた逃がし窪み９，９による内歯付根の曲げ応力の低減効果により、スリーブ内歯３ａＳの歯厚Ｂｓを薄く構成したことによる曲げ応力の増加を抑制できる。
なお、実施の形態２と、参考例１、参考例２、参考例３とを組み合わせた構成は可能であり、組み合わせた作用も発揮される。
【００２１】
【発明の効果】
以上説明したように、この発明の撓み軸継ぎ手によれば、外周部に外歯歯車を有するピニオンがそれぞれ固着され、互いに対向して配置された一対の回転軸と、両端部にそれぞれ内歯歯車を有し、対向して配置された一対の上記ピニオンの外歯歯車のそれぞれに上記内歯歯車が噛み合って回転するスリーブとで構成され、二つの上記回転軸を接続する撓み軸継ぎ手において、上記回転軸の軸心と上記スリーブの軸心を一致させた状態で、上記ピニオンの外歯歯車の歯先と上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の頂隙を歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下とすると共に、上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の両端に上記内歯歯車の歯面に連続して形成された逃がし窪みを有すると共に、上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の上記逃がし窪みの間には上記外歯歯車の歯先に対向する面が形成されているので、無負荷あるいは軽負荷の場合には、バックラッシュδの１／２と同等以下に構成された頂隙Ｔgにスリーブの振れ回り量が抑制された状態となるため、カップリングの変位機能を発揮するために必要となるバックラッシュ量を確保しながらも、低騒音化の達成が可能となり、長期使用にわたり低騒音の撓み軸継ぎ手を得る。さらに、ピニオン外歯歯車の歯先とスリーブ内歯歯車の歯溝底との角あたりを防止できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 参考例１における撓み軸継ぎ手の外歯歯車と内歯歯車の関係を示す部分図である。
【図２】 参考例１の撓み軸継ぎ手における外歯歯車と内歯歯車の関係で、偏心状況を示す説明図である。
【図３】 参考例２における外歯歯車と内歯歯車の関係を示す縦断面図である。
【図４】 この発明の実施の形態１である撓み軸継ぎ手を示す図１に対応する部分図である。
【図５】 実施の形態２である撓み軸継ぎ手を示す図１に対応する部分図である。
【図６】 通常の撓み軸継ぎ手を示す構成断面図である。
【図７】 通常のたわみ軸継ぎ手の回転軸の変位状況を示す構成断面図である。
【図８】 通常のピニオンの外歯歯車を示し、（ａ）は縦断面図であり、（ｂ）はその側面図である。
【図９】 ピニオンの外歯歯車とスリーブの内歯歯車との関係を示す部分図である。
【図１０】 外歯歯車と内歯歯車の関係で、負荷運転時の自動調心状況を示す説明図である。
【図１１】 従来の撓み軸継ぎ手における外歯歯車と内歯歯車の関係で、偏心状況を示す説明図である。
【符号の説明】
１，１１ 回転軸 ２，１２ ピニオン
２ａ，１２ａ 外歯歯車 ３，１３ スリーブ
２ａ１ ピニオン外歯 ３ａ，１３ａ 内歯歯車
３ａ１，３ａ２ スリーブ内歯 ４ ボルト
５，１５ 端カバー ６ 仕切板６
７，１７ 軸端ナット ８，１８ クッション
９ 逃がし窪み １０ 接触面
２ａＬ ピニオン外歯 ３ａＳ スリーブ内歯
Ｔ ピニオン外歯歯厚 Ｈ スリーブ内歯歯幅
βｗ 許容動作角 Ｒｃ クラウニング半径
Ｓ ピッチ円径 δ バックラッシュ
Ｔｇ 外歯歯車の歯先と内歯歯車の歯溝底の隙間長
Ｂｐ ピニオン外歯歯厚 Ｂｓ スリーブ内歯歯厚
Ｒ 半径。
【発明の属する技術分野】
この発明は、電気車の電動機の回転軸と台車の車軸に組み込まれた歯車装置のピニオン軸とを揺動自在に接続する撓み軸継ぎ手に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
鉄道車両の駆動用電動機は台車枠に配置され、減速用歯車装置は車軸に配置されている。したがって、走行中に台車の揺動によって電動機の出力軸と歯車装置のピニオン軸の軸心がずれる。このように変位した状態においても両軸間の動力の授受を円滑に行う必要があるので、電動機と歯車装置との間を可とう歯車継ぎ手（撓み軸継ぎ手）で連結している。
【０００３】
図６は、通常の撓み軸継ぎ手を示す構成断面図である（例えば、特許文献１参照。）。図６に示すように、回転軸１，１１は相対向して配置されている。回転軸１，１１には、ピニオン２，１２が例えばテーパ焼嵌めにより装着されている。ピニオン２，１２には、クラウニングが施された外歯歯車２ａ，１２ａが形成されている。スリーブ３，１３には、内側にピニオン２，１２の外歯歯車２ａ，１２ａに噛み合う内歯歯車３ａ，１３ａが形成されており、スリーブ３，１３は互いにボルト４で結合されている。端カバー５，１５は、スリーブ３，１３に固定され、内側はピニオン２，１２の固着部との間に位置するように配置されている。仕切板６はスリーブ３，１３の接合面に間挿され、スリーブ３，１３の相互間を仕切る。軸端ナット７，１７は回転軸１，１１にピニオン２，１２を固定する。クッション８，１８は軸端ナット７，１７に固着され、軸端ナット７，１７が仕切板６に当たってスリーブ３，１３の内歯歯車３ａ，１３ａとピニオン２，１２の外歯歯車２ａ，１２ａとが適正に噛み合うように位置決めする。
【０００４】
このように構成された撓み軸継ぎ手は、回転軸１，１１のいずれか一方は電動機回転軸に繋がれ、他方は台車の車軸と一緒に組み込まれた歯車装置のピニオン軸に繋がれている。電気車が走行中に台車が揺動して電動機の回転軸と車軸と一緒に組み込まれた歯車装置のピニオン軸との間の軸心がずれると、図７のように両端の回転軸１，１１の軸心がずれた状態に変位する。変位が生じても、クラウニング加工されたピニオン２，１２の外歯歯車２ａ，１２ａはスリーブ３，１３の内歯歯車３ａ，１３ａに常に噛み合い円滑な駆動力の伝達がなされる。
【０００５】
図８はピニオン２の外歯歯車２ａを示し、（ａ）は軸方向外歯溝中央の縦断面図の一部であり、（ｂ）はその側面図である。Ｓはピニオン２のピッチ円径を示す。図９はピニオン２の外歯歯車２ａとスリーブ３の内歯歯車３ａとの関係を示し、ピッチ円における円筒状断面を平面に展開した部分図である。ピニオン２では、ピニオン２のピッチ円の円筒状断面の歯厚方向が図９に示すようにクラウニング加工が施されており、ピニオン２の外歯歯車２ａが一対の回転軸の角度変位に対してスリーブ３側の内歯歯車３ａに円滑に噛み合うように丸みを持たせている。なお、図９において、Ｔは外歯２ａ１の中央部歯厚、δはバックラッシュ（背隙）、Ｒｃはクラウニング半径、Ｈは内歯３ａ１，３ａ２間の溝幅、βｗは許容動作角である。
【０００６】
この歯車形撓み軸継ぎ手は、図７に示すような状態となって、電動機軸（回転軸）１と歯車装置のピニオン軸（回転軸）１１の相対変位を許容するため、歯の一部は、図９を参照して、動作角βが大きくなるにつれて、内歯３ａ１，３ａ２と外歯２ａ１の隙間が小さくなる。そして、動作角βが最大（許容動作角βw）となった際にも、内歯３ａ１，３ａ２と外歯２ａ１が干渉しないことが必要であり、このような条件を満足するように内歯３ａ１，３ａ２間の溝幅Ｈと外歯２ａ１の歯厚Ｔが決定される。上記のような方法で、内歯３ａ１，３ａ２間の溝幅Ｈと外歯２ａ１の歯厚Ｔを決定した場合、動作角βが小さくなってゆくと、内歯３ａ１，３ａ２間の溝幅Ｈと外歯２ａ１の歯厚Ｔの隙間が大きくなってゆき、動作角βが０°となった際（回転軸の軸心とスリーブの軸心を一致させた際）に前記隙間は最大となる。そして、その際の隙間をバックラッシュ（背隙）δと称しているが（図９参照）、このバックラッシュδが大きくなると振動や騒音が大きくなる場合がある。
【０００７】
図１０は撓み軸継ぎ手の外歯歯車と内歯歯車の関係で、負荷運転時の自動調心状況を示す説明図である。走行している際の高負荷時には、図１０に示すように、スリーブ３（１３）は負荷によって、内歯歯車３ａ（１３ａ）と外歯歯車２ａ（１２ａ）に拘束力が発生して自動調心されるので、スリーブ３（１３）の振れ回り運動はほとんどなく、振動レベルは小さい。
【０００８】
しかしながら、無負荷あるいは軽負荷時において、動作角βが０の場合には、バックラッシュδによる遊隙のため、図１１に示すように、スリーブ３（１３）はバックラッシュδの１／２だけ心ずれが生じるので、スリーブ３（１３）が振れ回りによる振動が発生し、騒音の発生源になる。そして、これらの振動は、継ぎ手のみならず歯車装置、電動機、車体等へも伝播することがあり、伝播した場合には乗客の快適性が損なわれる。なお、図１１は撓み軸継ぎ手の外歯歯車と内歯歯車の関係で、バックラッシュδによる偏心状況を示す説明図である。
【０００９】
そのため、現状設計ではバックラッシュδを可能な限り小さくすることを目指し、歯面接触応力が限界を超えない程度に歯幅中央部に近づくに従って、クラウニング半径Ｒcを小さくなるようにしているが、クラウニング形状を工夫することのみで小バックラッシュ化を達成するには限界があり、低騒音化するにも限界があった。また、運転使用条件において、バックラッシュδを構成する外歯２ａ１（１２ａ１）および内歯３ａ１（１３ａ１）は、歯面負荷トルクに伴う面圧荷重と変位に伴う内歯歯面と外歯歯面間の相対すべり速度の作用により、歯面がゆっくりではあるが磨耗し、バックラッシュδが徐々に増大する傾向があり、非常に長期にわたる使用の際に騒音が増加する可能性があった。
【００１０】
【特許文献１】
特開平１０−２３１８４９号公報
【００１１】
【発明が解決しようとする課題】
上記のような従来の撓み軸継ぎ手においては、歯部のバックラッシュδによる遊隙が存在するため、無負荷あるいは軽負荷の場合に、スリーブの心ずれによる振れ回り振動により、振動や騒音が大きくなる場合があり、外歯歯車のクラウニング形状についての改良等で小バックラッシュ化、低振動、低騒音化を果たしているが、形状の工夫のみでは限界が生じ、また、長期にわたる使用の際に歯面磨耗によるバックラッシュの増大に伴い騒音が増加する可能性が生じるという問題点があった。
この発明は、上記のような問題点を解消するためになされたもので、トルク伝達時の発生応力は許容範囲内に保って、心ずれ量を低減し、長期使用にわたり低騒音の撓み軸継ぎ手を得ることを目的とする。
【００１２】
【課題を解決するための手段】
この発明に係わる撓み軸継ぎ手は、外周部に外歯歯車を有するピニオンがそれぞれ固着され、互いに対向して配置された一対の回転軸と、両端部にそれぞれ内歯歯車を有し、対向して配置された一対の上記ピニオンの外歯歯車のそれぞれに上記内歯歯車が噛み合って回転するスリーブとで構成され、二つの上記回転軸を接続する撓み軸継ぎ手において、上記回転軸の軸心と上記スリーブの軸心を一致させた状態で、上記ピニオンの外歯歯車の歯先と上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の頂隙を歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下とすると共に、上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の両端に上記内歯歯車の歯面に連続して形成された逃がし窪みを有すると共に、上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の上記逃がし窪みの間には上記外歯歯車の歯先に対向する面が形成されているものである。
【００１３】
【発明の実施の形態】
参考例１．
参考例１の構成は、図６〜９で説明した従来の撓み軸継ぎ手の構成と同様であり、相違する点について説明する。図１は参考例１である撓み軸継ぎ手の外歯歯車と内歯歯車の噛合状態において、外歯歯車歯幅中央における横断面を、ピッチ円を直線に展開して示す部分図である。図は、回転軸の軸心とスリーブの軸心を一致させた状態で、ピニオン外歯２ａ１とスリーブ内歯３ａ１が噛み合っている。Ｓはピッチ円径である。歯車のバックラッシュδの１／２に対し、通常、外歯歯車２ａの歯先と内歯歯車３ａの歯溝底の頂隙Ｔgは大きい状態で構成され（例えば、Ｔｇ＝δより大きく、Ｔｇ＝２δ程度に構成され）、内歯歯車３ａが形成されるスリーブ３の偏心量は図１１に示すようにバックラシュδの１／２となっていた。
【００１４】
これに対して、参考例１による撓み軸継ぎ手は、外歯歯車２ａの歯先と内歯歯車３ａの歯溝底の頂隙Ｔgを、バックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下、または１／２より小さくなるよう構成した。そのため、内歯歯車が構成されるスリーブの偏心量は図１１に示すように、バックラシュδの１／２ではなく、外歯歯車２ａの歯先と内歯歯車３ａの歯溝底の頂隙Ｔgにより抑制されるものとなる。図２は参考例１の撓み軸継ぎ手における外歯歯車と内歯歯車の関係で、バックラッシュδによる偏心状況を示す説明図である。図２に示すように、このように構成された撓み軸継ぎ手は、惰行時には、バックラッシュδの１／２と同等以下に構成された頂隙Ｔgにスリーブの振れ回り量が抑制された状態となるため、カップリングの変位機能を発揮するために必要となるバックラッシュ量を確保しながらも、頂隙Ｔgを小さくすることにより、低騒音化の達成が可能となる。
【００１５】
撓み軸継ぎ手内には、振動を緩和する（ダンパー効果を有する）高粘度の潤滑剤（例えば、グリース）が用いられており、この参考例１により、バックラッシュ方向のみならず、頂隙方向にも振動を抑制する相乗効果が得られる。
【００１６】
さらに、走行している際の高負荷時には、スリーブ３は負荷によって、外歯歯車２ａと内歯歯車３ａの歯面ピッチ円上の接触点にて拘束力が発生して自動調心されるので、頂隙Ｔｇは確保されながら回転する。外歯歯車２ａの歯先と内歯歯車３ａの歯溝底は、通常高面圧が発生する負荷時には接触せず、無負荷時のスリーブの微小振れ回り遠心力のみが作用するため、運転使用における負荷トルク条件によりほとんど磨耗することがなく、頂隙Ｔｇは増加せず長期にわたり、低騒音が維持されるものとなる。
【００１７】
参考例２．
図３は参考例２における外歯歯車と内歯歯車の関係を示し、軸方向外歯溝中央の縦断面図の一部である。参考例１に加えて、図３に示すように、ピニオン２の外歯歯車２ａの歯先をピニオン２の回転軸１中心を起点とし、動作角βが少なくとも許容動作角βｗを含む範囲において、一定の半径Ｒで形成することによって、動作角βが変化しても、外歯歯車２ａの歯先と内歯歯車３ａの歯溝底の頂隙Ｔｇを一定に保つことができる。なお、ピニオン２の外歯歯車２ａの歯先の角部は、歯切ホブのトッピング（底当たり）を防ぐために逃している（切り欠いている）。
【００１８】
参考例３．
上記参考例１では、回転軸１の軸心とスリーブ３の軸心を一致させた状態で、ピニオン２の外歯歯車２ａの歯先とスリーブ３の内歯歯車３ａの歯溝底の頂隙Ｔｇを歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下にした場合について、説明したが、回転軸１の軸心とスリーブ３の軸心を一致させた状態で、ピニオン２の外歯歯車２ａの歯溝底とスリーブ３の内歯歯車３ａの歯先の頂隙を歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下にしても、同様に、低騒音化の達成が可能となる。
さらに、参考例１と参考例３を合わせ、ピニオン２の外歯歯車２ａの歯先とスリーブ３の内歯歯車３ａの歯溝底の頂隙Ｔｇを歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下にすると共に、ピニオン２の外歯歯車２ａの歯溝底とスリーブ３の内歯歯車３ａの歯先の頂隙を歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下にすることにより、一層長期使用にわたる低騒音化の達成が可能となる。
さらにまた、参考例１と参考例２と参考例３とを合わせた構成も可能であり、組み合わせた作用も発揮される。
【００１９】
実施の形態１．
図４はこの発明の実施の形態１である撓み軸継ぎ手を示す図１に対応する部分図である。図は、回転軸の軸心とスリーブの軸心を一致させた状態で、ピニオン外歯２ａ１とスリーブ内歯３ａ１が噛み合っている。Ｓ，δ，Ｔｇは参考例１と同一の意味を示す。逃がし窪み９，９が内歯歯車３ａの歯溝底の付根の両側に設けられている。歯溝底の逃がし窪み９，９の間には接触面１０が形成される。このように構成することにより、ピニオン外歯２ａ１の歯先とスリーブ内歯３ａ１の歯溝底との角あたりを防止できるとともに、内歯歯車３ａの内歯付根の曲げ応力を低減できる。さらに、使用初期の歯面接触による金属磨耗紛等も遠心力により自動的に集積可能となり、潤滑材の劣化を防止できる。
なお、実施の形態１と、参考例１、参考例２、参考例３とを組み合わせた構成は可能であり、組み合わせた作用も発揮される。
【００２０】
実施の形態２．
図５はこの発明の実施の形態２である撓み軸継ぎ手を示す図１に対応する部分図である。図は、回転軸の軸心とスリーブの軸心を一致させた状態で、ピニオン外歯２ａＬとスリーブ内歯３ａＳが噛み合っている。Ｓ，δ，Ｔｇ，９は参考例１，実施の形態１と同一の意味を示す。図において、ピニオン外歯２ａＬはスリーブ内歯３ａＳの歯厚Ｂｓよりも厚い歯厚Ｂｐで構成されている。内歯歯車３ａの歯溝底の付根の両側に設けられた逃がし窪み９，９間には、ピニオン外歯２ａＬの歯先の接触部１０ａが形成される。このように構成することにより、同一の歯丈で比較した場合、スリーブ内歯３ａＳの歯溝底の長さが長くなり、ピニオン外歯２ａＬの歯先と内歯歯車３ａの歯溝底との接触部１０ａを大きく確保するとともに、歯溝底の付根に設けられる逃がし窪み９，９を形成しやすくなる。また、スリーブ内歯３ａＳの歯溝底の付根に設けられた逃がし窪み９，９による内歯付根の曲げ応力の低減効果により、スリーブ内歯３ａＳの歯厚Ｂｓを薄く構成したことによる曲げ応力の増加を抑制できる。
なお、実施の形態２と、参考例１、参考例２、参考例３とを組み合わせた構成は可能であり、組み合わせた作用も発揮される。
【００２１】
【発明の効果】
以上説明したように、この発明の撓み軸継ぎ手によれば、外周部に外歯歯車を有するピニオンがそれぞれ固着され、互いに対向して配置された一対の回転軸と、両端部にそれぞれ内歯歯車を有し、対向して配置された一対の上記ピニオンの外歯歯車のそれぞれに上記内歯歯車が噛み合って回転するスリーブとで構成され、二つの上記回転軸を接続する撓み軸継ぎ手において、上記回転軸の軸心と上記スリーブの軸心を一致させた状態で、上記ピニオンの外歯歯車の歯先と上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の頂隙を歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下とすると共に、上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の両端に上記内歯歯車の歯面に連続して形成された逃がし窪みを有すると共に、上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の上記逃がし窪みの間には上記外歯歯車の歯先に対向する面が形成されているので、無負荷あるいは軽負荷の場合には、バックラッシュδの１／２と同等以下に構成された頂隙Ｔgにスリーブの振れ回り量が抑制された状態となるため、カップリングの変位機能を発揮するために必要となるバックラッシュ量を確保しながらも、低騒音化の達成が可能となり、長期使用にわたり低騒音の撓み軸継ぎ手を得る。さらに、ピニオン外歯歯車の歯先とスリーブ内歯歯車の歯溝底との角あたりを防止できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 参考例１における撓み軸継ぎ手の外歯歯車と内歯歯車の関係を示す部分図である。
【図２】 参考例１の撓み軸継ぎ手における外歯歯車と内歯歯車の関係で、偏心状況を示す説明図である。
【図３】 参考例２における外歯歯車と内歯歯車の関係を示す縦断面図である。
【図４】 この発明の実施の形態１である撓み軸継ぎ手を示す図１に対応する部分図である。
【図５】 実施の形態２である撓み軸継ぎ手を示す図１に対応する部分図である。
【図６】 通常の撓み軸継ぎ手を示す構成断面図である。
【図７】 通常のたわみ軸継ぎ手の回転軸の変位状況を示す構成断面図である。
【図８】 通常のピニオンの外歯歯車を示し、（ａ）は縦断面図であり、（ｂ）はその側面図である。
【図９】 ピニオンの外歯歯車とスリーブの内歯歯車との関係を示す部分図である。
【図１０】 外歯歯車と内歯歯車の関係で、負荷運転時の自動調心状況を示す説明図である。
【図１１】 従来の撓み軸継ぎ手における外歯歯車と内歯歯車の関係で、偏心状況を示す説明図である。
【符号の説明】
１，１１ 回転軸 ２，１２ ピニオン
２ａ，１２ａ 外歯歯車 ３，１３ スリーブ
２ａ１ ピニオン外歯 ３ａ，１３ａ 内歯歯車
３ａ１，３ａ２ スリーブ内歯 ４ ボルト
５，１５ 端カバー ６ 仕切板６
７，１７ 軸端ナット ８，１８ クッション
９ 逃がし窪み １０ 接触面
２ａＬ ピニオン外歯 ３ａＳ スリーブ内歯
Ｔ ピニオン外歯歯厚 Ｈ スリーブ内歯歯幅
βｗ 許容動作角 Ｒｃ クラウニング半径
Ｓ ピッチ円径 δ バックラッシュ
Ｔｇ 外歯歯車の歯先と内歯歯車の歯溝底の隙間長
Ｂｐ ピニオン外歯歯厚 Ｂｓ スリーブ内歯歯厚
Ｒ 半径。
Claims (5)
- 外周部に外歯歯車を有するピニオンがそれぞれ固着され、互いに対向して配置された一対の回転軸と、両端部にそれぞれ内歯歯車を有し、対向して配置された一対の上記ピニオンの外歯歯車のそれぞれに上記内歯歯車が噛み合って回転するスリーブとで構成され、二つの上記回転軸を接続する撓み軸継ぎ手において、
上記回転軸の軸心と上記スリーブの軸心を一致させた状態で、上記ピニオンの外歯歯車の歯先と上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の頂隙を歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下とすると共に、
上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の両端に上記内歯歯車の歯面に連続して形成された逃がし窪みを有すると共に、上記スリーブの内歯歯車の歯溝底の上記逃がし窪みの間には上記外歯歯車の歯先に対向する面が形成されていることを特徴とする撓み軸継ぎ手。 - 上記逃がし窪みは、上記外歯歯車の歯先と上記スリーブの内歯歯車の歯溝底との角あたりを防止することを特徴とする請求項１記載の撓み軸継ぎ手。
- 上記ピニオンの外歯歯車の歯先は、上記ピニオンの回転軸中心を起点として動作角βが許容動作角βｗを含む範囲において、一定の半径Ｒで形成され、かつ、上記歯先の角部が切り欠かかれた請求項１又は請求項２記載の撓み軸継ぎ手。
- 上記ピニオンのピッチ円上における上記ピニオンの外歯歯車の歯厚を上記スリーブの内歯歯車の歯厚より大きくしたことを特徴とする請求項１〜請求項３のいずれか１項に記載の撓み軸継ぎ手。
- 上記回転軸の軸心と上記スリーブの軸心を一致させた状態で、上記ピニオンの外歯歯車の歯溝底と上記スリーブの内歯歯車の歯先の頂隙を歯車のバックラッシュδの１／２と同等もしくはそれ以下とすることを特徴とする請求項１〜請求項４のいずれか１項に記載の撓み軸継ぎ手。
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