JP4359437B2

JP4359437B2 - ハイポイドギヤの設計方法、及び、これを用いて設計されたハイポイドギヤ

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Publication number: JP4359437B2
Application number: JP2003027444A
Authority: JP
Inventors: 正樹狩野; 康平斎木
Original assignee: Fuji Jukogyo KK
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 2003-02-04
Filing date: 2003-02-04
Publication date: 2009-11-04
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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、リングギヤにピニオンギヤが噛合されて構成されるハイポイドギヤの設計方法、及び、これを用いて設計されたハイポイドギヤに関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、車両の変速機やアクスル等に用いられるハイポイドギヤの基本諸元は、当該ハイポイドギヤに要求される仕様に基づき、周知のグリーソンプログラムを用いて算出される。グリーソンプログラムは、ハイポイドギヤの強度等に主眼を置いて諸元を算出するものであり、同時に、算出した諸元に基づくある特定の負荷状態での動力伝達効率を算出する。
【０００３】
また、グリーソンプログラム等によって基本諸元が算出されたハイポイドギヤにおけるピニオンギヤの捩れ角を、所定の推奨値とするための手段として、例えば（９）式に示すグリーソン推奨式が知られている。
【０００４】
ψ_p＝２５＋５・（Ｚ_g／Ｚ_p）^1/2＋（９０・Ｅ／Ｄ） …（９）
ここで、ψ_p：ピニオンギヤの捩れ角
Ｚ_g：リングギヤの歯数
Ｚ_p：ピニオンギヤの歯数
Ｅ：ピニオンギヤのリングギヤに対するオフセット量
Ｄ：リングギヤのピッチ円半径
である。
【０００５】
このようなグリーソンプログラム等を用いて基本諸元が決定されたハイポイドギヤにおいて、静粛性の向上等を目的として、例えば特許文献１には、ハイポイドギヤのリングギヤ歯面をグリーソンプログラムを用いたリングギヤセッティング計算によって決定した後、リングギヤ歯面とピニオンギヤ歯面との間のトータル噛合率を算出し、算出したトータル噛合率が目標値となるまで、カッタ圧力角を変更することにより、ドライブ側圧力角とコースト側圧力角の少なくとも何れかを変更する技術が開示されている。
【０００６】
【特許文献１】
特開平９−３２９０８号公報
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、近年、車両等においては、排ガス規制や地球温暖化等に対応して燃費を更に向上することが求められている。このような要求への対策として、ハイポイドギヤによる動力伝達効率の向上を図ることが考えられる。特に、フロント側とリヤ側とで２セットのハイポイドギヤを必要とする４輪駆動車においては、ハイポイドギヤによる動力伝達ロスが全体の約半分を占めるため、ハイポイドギヤの伝達効率を向上させることは重要となる。
【０００８】
しかしながら、従来のハイポイドギヤにおいては、動力伝達効率自体を積極的に向上させるための具体的な対策及び諸元の設定等が十分に検討されていなかった。
【０００９】
本発明は上記事情に鑑みてなされたもので、動力伝達効率を効果的に向上させることのできるハイポイドギヤの設計方法、及び、これを用いて設計されたハイポイドギヤを提供することを目的とする。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するため、請求項１記載の発明によるハイポイドギヤの設計方法は、要求される仕様に基づいて算出したハイポイドギヤの基本諸元のうちの少なくとも何れか１つを、ピニオンギヤのリングギヤに対する歯筋方向滑り率の算出項と、上記ピニオンギヤの上記リングギヤに対する歯形方向滑り率の算出項とを有して構成される動力伝達効率の計算式に基づいて、上記ハイポイドギヤの動力伝達効率が向上する側に補正することを特徴とする。
【００１１】
また、請求項２記載の発明によるハイポイドギヤの設計方法は、請求項１記載の発明において、上記動力伝達効率の計算式は、
η＝〈１＋（Ｔ_max／Ｔ）^1/2・｛μ・ｓｅｃφ
・［〔ｃｏｓψ_g・（ｔａｎψ_p−ｔａｎψ_g）〕²
＋〔Ａ・（１−Ｅ／Ｄ）¹⁶〕²]^1/2｝＋Ｂ〉^-1
で規定されることを特徴とする。
【００１２】
ここで、Ｔ_max：歯車の許容トルク
Ｔ：入力トルク
μ：摩擦係数
φ：圧力角
ψ_p：ピニオンギヤの捩れ角
ψ_g：リングギヤの捩れ角
Ｅ：ピニオンギヤのリングギヤに対するオフセット量
Ｄ：リングギヤのピッチ円半径
Ａ：Ｅ＝０である場合の歯形方向滑り率
Ｂ：ベアリングロス
であり、歯筋方向滑り率の算出項は、ｃｏｓψ_g・（ｔａｎψ_p−ｔａｎψ_g）〕²であり、歯形方向滑り率の算出項は〔Ａ・（１−Ｅ／Ｄ）¹⁶〕²である。
【００１３】
また、請求項３記載の発明によるハイポイドギヤの設計方法は、請求項１または請求項２記載の発明において、上記基本諸元として算出された上記ピニオンギヤの上記リングギヤに対するオフセット量を上記動力伝達効率の計算式に基づいて補正することによって、上記動力伝達効率を向上させることを特徴とする。
【００１４】
また、請求項４記載の発明によるハイポイドギヤの設計方法は、請求項３記載の発明において、上記ピニオンギヤの上記リングギヤに対するオフセット量は”０”ではないことを特徴とする。
【００１５】
また、請求項５記載の発明によるハイポイドギヤの設計方法は、請求項１乃至請求項４の何れかに記載の発明において、上記基本諸元として算出された上記ピニオンギヤの捩れ角を上記動力伝達効率の計算式に基づいて補正することによって、上記動力伝達効率を向上させることを特徴とする。
【００１６】
また、請求項６記載の発明によるハイポイドギヤの設計方法は、請求項５記載の発明において、上記ピニオンギヤの歯数を増加させることで上記ピニオンギヤの捩れ角を減少させることを特徴とする。
【００１７】
また、請求項７記載の発明によるハイポイドギヤの設計方法は、請求項５記載の発明において、上記ピニオンギヤの歯数はそのままの状態で、上記ピニオンギヤの捩れ角自体を補正することを特徴とする。
【００１８】
また、請求項８記載の発明によるハイポイドギヤの設計方法は、請求項７記載の発明において、上記ピニオンギヤの捩れ角自体の補正に、上記ピニオンギヤと上記リングギヤとのギヤ比に応じた制限を加えることを特徴とする。
【００１９】
また、請求項９記載の発明によるハイポイドギヤの設計方法は、請求項５記載の発明において、上記リングギヤに対する上記ピニオンギヤの歯当たり位置を変化させることによって、動力伝達に寄与する実質的な上記ピニオンギヤの捩れ角を補正することを特徴とする。
【００２０】
まあ、請求項１０記載の発明によるハイポイドギヤの設計方法は、請求項１または請求項２記載の発明において、上記基本諸元として算出された上記ピニオンギヤの上記リングギヤに対するオフセット量を上記動力伝達効率の計算式に基づいて補正する手順と、上記基本諸元として算出された上記ピニオンギヤの捩れ角を上記動力伝達効率の計算式に基づいて補正する手順とを有し、上記ピニオンギヤの捩れ角を補正する手順は、上記ピニオンギヤの歯数を増加させることで上記ピニオンギヤの捩れ角を減少させる手順と、上記リングギヤに対する上記ピニオンギヤの歯当たり位置を変化させることによって、動力伝達に寄与する実質的な上記ピニオンギヤの捩れ角を補正する手順と、上記ピニオンギヤの捩れ角自体を補正する手順とを備えたことを特徴とする。
【００２１】
また、請求項１１記載の発明によるハイポイドギヤの設計方法は、請求項１乃至請求項４の何れかに記載の発明において、上記基本諸元として算出された上記ピニオンギヤと上記リングギヤとの捩れ角の差を上記動力伝達効率の計算式に基づいて補正することによって、上記動力伝達効率を向上させることを特徴とする。
【００２２】
また、請求項１２記載の発明によるハイポイドギヤは、要求される仕様に基づいて算出した基本諸元のうちの少なくとも何れか１つが、請求項１乃至請求項１１の何れかに記載のハイポイドギヤの設計方法によって補正されたことを特徴とする。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、図面を参照して本発明の実施の形態を説明する。図面は本発明の実施の一形態に係わり、図１はハイポイドギヤの概略構成を示す斜視図、図２は歯筋方向滑り率の算出方法を導出するための説明図、図３は基本諸元で構成されたハイポイドギヤへの伝達トルクと動力伝達効率との関係を示す図表、図４はオフセット量と各滑り率との関係を示す図表、図５はピニオンギヤの歯数と動力伝達効率との関係を示す図表、図６は各歯当たり位置でのオフセット量と動力伝達効率との関係を示す図表、図７はピニオンギヤの捩れ角と動力伝達効率との関係を示す図表、図８はギヤ比と補正可能な捩れ角との関係を示す図表である。
【００２４】
図１において符号１は、例えば４輪駆動車のフロントディファレンシャル装置に駆動力を伝達するためのハイポイドギヤを示し、このハイポイドギヤ１は、大径のリングギヤ２と、このリングギヤ２に噛合する小径のピニオンギヤ３とを有して構成されている。
【００２５】
ここで、図１において、リングギヤ２の軸４方向に沿う方向をｚ方向、ピニオンギヤ３の軸５方向に沿う方向をｘ方向、これらに直交する方向をｙ方向として説明する。
【００２６】
このハイポイドギヤ１は、搭載される車両に要求される仕様等に基づいて、周知のグリーソンプログラムを用いて算出した基本諸元に対し、動力伝達効率ηを考慮した各種補正（後で詳述する）を行うことにより、最終的な諸元が設定されるものである。
【００２７】
ここで、本実施の形態において、グリーソンプログラムを用いて算出されたハイポイドギヤ１の主要な基本諸元は、例えば、
リングギヤ２の歯数：Ｚ_g＝４０
ピニオンギヤ３の歯数：Ｚ_p＝９
ギヤ比：（Ｚ_g／Ｚ_p）＝４．４４
リングギヤ２の捩れ角：ψ_g＝３２（deg)
ピニオンギヤ３の捩れ角：ψ_p＝５０（deg)
リングギヤ２のピッチ円半径：Ｄ＝１７０（mm)
ピニオンギヤ３のリングギヤ２に対するオフセット量：Ｅ＝２３(mm)
リングギヤ２のピッチ角：Γ＝７４（deg)
ピニオンギヤ３のピッチ角：γ＝１４（deg)
リングギヤ２の円錐距離：Ａ_g＝８８．１６（mm)
ピニオンギヤ３の円錐距離：Ａ_p＝９７．９４（mm)
リングギヤ２とピニオンギヤ３との軸角：Σ＝９０（deg)
リングギヤ２とピニオンギヤ３との摩擦係数：μ＝０．０５
圧力角：φ＝１７(deg)
であるものとして説明する。
【００２８】
ところで、動力伝達効率ηを算出するための計算式としては、（１）式に示すグリーソンＣｏｌｅｍａｎの計算式が広く知られている。グリーソンＣｏｌｅｍａｎの計算式は、ベアリングロスをＢ（例えば、Ｂ＝１／１００（１％））とすると、
η＝〈１＋（Ｔ_max／Ｔ）^1/2・｛μ・ｓｅｃφ
・〔（ｔａｎψ_p−ｔａｎψ_g）²＋Ａ²〕^1/2＋Ｂ｝〉^-1 …（１）
で表される。
【００２９】
ここで、Ｔ_maxは歯車の許容トルク、Ｔは入力トルクである。また、（１）式中、（Ｔ_max／Ｔ）^1/2は動力伝達効率ηに対する荷重の影響を示す項であり、μ・ｓｅｃφは動力伝達効率ηに対する摩擦係数の影響を示す項である。さらに、（１）式中、（ｔａｎψ_p−ｔａｎψ_g）は歯筋方向滑り率の算出項であり、Ａは歯形方向滑り率の算出項である。なお、（１）式において、歯形滑り率の算出項は、例えば、Ａ＝０．１５の固定値に規定されている。
【００３０】
本出願人は、このグリーソンＣｏｌｅｍａｎの計算式に基づいて精査研究を行った結果、動力伝達効率ηをより高精度に算出するための計算式として、（２）式に示す新たな計算式を見いだした。
【００３１】
η＝〈１＋（Ｔ_max／Ｔ）^1/2・｛μ・ｓｅｃφ
・［〔ｃｏｓψ_g・（ｔａｎψ_p−ｔａｎψ_g）〕²
＋〔Ａ・（１−Ｅ／Ｄ）¹⁶〕²]^1/2｝＋Ｂ^-1〉 …（２）
ここで、図２を参照して、（２）式における歯筋方向の滑り率の滑り率及び歯形方向の滑り率の算出項の導出方法について説明する。
【００３２】
図２において、リングギヤ２の凹歯面とピニオンギヤ３の凸歯面との噛合部をピッチ点Ｐとし、このピッチ点Ｐにおけるリングギヤ２の周速度をＶ_g、ピッチ点Ｐにおけるピニオンギヤ３の周速度をＶ_p とする。なお、図中符号２ａ，２ｂ，２ｃは、リングギヤ２の小端、リングギヤ２の大端、及びリングギヤ２のピッチ円をそれぞれ示す。また、符号３ａ，３ｂは、ピニオンギヤ３の小端、及びピニオンギヤ３の大端をそれぞれ示す。
【００３３】
図２に示すように、ハイポイドギヤ１においては、ピニオンギヤ３がリングギヤ２に対してオフセット量Ｅでオフセットされる場合、ピニオンギヤ３の捩れ角ψ_pはリングギヤ２の捩れ角ψ_gよりも相対的に大きく設定され、また、動力伝達時における各周速度Ｖ_g，Ｖ_pの大きさ及び方向も異なる。しかし、両ギヤ２，３は噛合されているため、ピッチ点Ｐにおける各周速度Ｖ_g，Ｖ_pの歯面に垂直な成分は等しくなる。すなわち、
Ｖ_p・ｃｏｓψ_p＝Ｖ_gｃｏｓψ_g …（３）
となる。
【００３４】
また、各周速度Ｖ_g，Ｖ_pの歯筋方向成分は、それぞれＶ_g・ｓｉｎψ_g，Ｖ_p・ｓｉｎψ_pであり、両者の差が歯筋方向の滑り速度Ｖ_SLとなる。すなわち、
Ｖ_SL＝Ｖ_p・ｓｉｎψ_p−Ｖ_g・ｓｉｎψ_g …（４）
となる。
【００３５】
従って、（３）式を（４）式に代入して整理すると、歯筋方向滑り速度は、
Ｖ_SL＝（Ｖ_g・ｃｏｓψ_g）・（ｔａｎψ_p−ｔａｎψ_g） …（５）
となる。
【００３６】
そして、（５）式を変形すると、歯筋方向滑り率（Ｖ_SL／Ｖ_g）が、
Ｖ_SL／Ｖ_g＝ｃｏｓψ_g・（ｔａｎψ_p−ｔａｎψ_g） …（６）
として導出できる。
【００３７】
なお、歯筋方向滑り率（Ｖ_SL／Ｖ_g）は、両ギヤ２，３の関係から、
Ｖ_SL／Ｖ_g＝〔Ｅ／（Ａ_p・ｔａｎγ＋Ａ_gｔａｎΓ）〕
・（ｓｉｎΣ・ｓｅｃψ_p／ｃｏｓγ・ｃｏｓΓ） …（７）としても表される。
【００３８】
ところで、ハイポイドギヤ１のオフセット量Ｅが仮にＥ＝０であるとすると、各ギヤ２，３の捩れ角ψ_g，ψ_pは等しくなり、周速度Ｖ_g，Ｖ_pも等しくなる。このときの滑りは、ヘリカルギヤと同様に、歯形方向のみに生じる。すなわち、各ギヤ２，３の歯面は、ピッチ点を通過する前は互いに接近する方向に作用し、通過後は互いに離間する方向に作用する。このため、これらの間には歯形方向の滑りが生じる。この場合の歯形方向滑り率は、ヘリカルギヤ並みのであり、約０．１５である。
【００３９】
また、両ギヤ２，３にオフセットがある場合、これらの周速度Ｖ_g，Ｖ_pが変化し、歯当たり位置が噛合の進行に伴って歯筋方向にも変化するため、ピニオンギヤ３直径が増加されるとともに、両ギヤ２，３間の圧力角φが減少され、実質的な歯形方向滑り率（Ｖ_SP／Ｖ_g）が小さくなる。これらのことを考慮すると、歯形方向滑り率（Ｖ_SP／Ｖ_g）は、
Ｖ_SP／Ｖ_g＝０．１５・〔１−（Ｅ／Ｄ）〕¹⁶ …（８）
と近似できる。
【００４０】
次に、グリーソンプログラムを用いて算出した基本諸元を、（２）式の動力伝達効率ηの計算式に基づいて補正する場合の各具体例について説明する。ここで、図３からも明らかなように、ハイポイドギヤ１の動力伝達効率ηは、伝達トルク（Ｔ／Ｔ_max）が大きくなるにつれて高くなり、実用燃費荷重範囲内（通常走行時の軽負荷範囲内）の入力トルクＴでは動力伝達効率ηが比較的低いことがわかる。燃費向上等を実現するためには、特に、この範囲内での動力伝達効率ηを向上させることが望ましい。そこで、ハイポイドギヤ１の基本諸元を（２）式に基づいて補正する場合の一例として、主として、実用燃費荷重範囲内での入力トルクＴ（例えば、Ｔ＝Ｔ_max／１０）に対応させて動力伝達効率ηを向上させる場合について説明する。
【００４１】
（オフセット量Ｅの補正）
（２）式からも明らかなように、歯筋方向滑り率と歯形方向滑り率との合成滑り率を小さくすることにより、動力伝達効率ηの向上が可能であることがわかる。
【００４２】
ところで、オフセット量Ｅを補正する場合においては、ハイポイドギヤ１の噛合性を確保する必要がある。この点を考慮し、オフセット量Ｅの変化に応じ、例えば上述した（９）式のグリーソン推奨式を用いてピニオンギヤ３の捩れ角ψ_pを変化させたとすると、（６）式からも明らかなように、ハイポイドギヤ１の歯筋方向滑り率は、オフセット量Ｅの減少に伴って増大することがわかる（図４中破線参照）。
【００４３】
一方、歯形方向滑り率は、（８）式からも明らかなように、オフセット量Ｅの増加に伴って増大することがわかる（図４中１点鎖線参照）。
【００４４】
従って、これらの合成滑り率（図４中実線参照）に基づいて、本実施の形態におけるハイポイドギヤ１では、オフセット量Ｅを基本諸元のＥ＝２３（mm）からＥ＝５（mm）近傍へと補正することにより、動力伝達効率ηを最も高めることができる。この場合、オフセット量Ｅの補正によって、動力伝達効率ηを３〜６％程度の改善代で改善可能であることが確認された。
【００４５】
なお、図４に示す関係から、本出願人は、動力伝達効率ηを最も良好とするためのオフセット量Ｅは、”０”ではないことを知見した。
【００４６】
（ピニオンギヤの歯数Ｚ_pの補正による捩れ角ψ_pの補正）
（２）式からも明らかなように、ピニオンギヤ３とリングギヤ２の捩れ角の差ψ_p−ψ_gを小さくして歯筋方向の滑り率を減少させることにより、動力伝達効率ηの向上が可能であることがわかる。
【００４７】
ピニオンギヤ３とリングギヤ２の捩れ角の差ψ_p−ψ_gは、ハイポイドギヤ１の形状的な特徴から、（９）式からも明らかなように、ピニオンギヤ３の歯数Ｚ_pを増加補正することにより減少側に補正することができる。
ψ _p ＝２５＋５・（Ｚ _g ／Ｚ _p ） ^1/2 ＋（９０・Ｅ／Ｄ） …（９）
ここで、ψ _p ：ピニオンギヤの捩れ角
Ｚ _g ：リングギヤの歯数
Ｚ _p ：ピニオンギヤの歯数
Ｅ：ピニオンギヤのリングギヤに対するオフセット量
Ｄ：リングギヤのピッチ円半径
である。
【００４８】
この場合、図５からも明らかなように、ピニオンギヤ３の歯数Ｚ_pを、例えば基本諸元であるＺ_p＝９からＺ_p＝１２へと補正することにより、動力伝達効率ηを１％程度改善することができ、さらにＺ_p＝１２以上へと補正することにより、〜２．６％程度までの改善代で改善可能であることが確認された。なお、歯数Ｚ_pを大幅に増加補正する場合には、ピニオンギヤ３の大径化を伴う。
【００４９】
（歯当たり位置の変更によるピニオンギヤの捩れ角ψ_pの補正）
（２）式からも明らかなように、ピニオンギヤ３とリングギヤ２の捩れ角の差ψ_p−ψ_gを小さくして歯筋方向の滑り率を減少させることにより、動力伝達効率ηの向上が可能であることがわかる。
【００５０】
ピニオンギヤ３とリングギヤ２の捩れ角の差ψ_p−ψ_gは、ハイポイドギヤ１の形状的な特徴から、リングギヤ２に対する歯当たり位置を基本位置である中央から大端２ｂ寄りに補正することで、実質的に小さく補正することができる。ハイポイドギヤ１の歯当たり位置の変更は、歯面加工により容易に実現することができる。
【００５１】
この場合、歯当たり位置を中央（図６中破線参照）から大端２ｂ寄り（図６中実線参照）に補正することで、基本諸元のハイポイドギヤ１において、動力伝達効率ηを２％程度の改善代で改善可能であることが確認された。なお、図からも明らかなように、歯当たり位置を小端２ａ寄り（図６中１点鎖線参照）に補正した場合、動力伝達効率ηは低下する。
【００５２】
（ピニオンギヤの捩れ角ψ_p自体の補正）
（２）式からも明らかなように、ピニオンギヤ３とリングギヤ２の捩れ角の差ψ_p−ψ_gを小さくして歯筋方向の滑り率を減少させることにより、動力伝達効率ηの向上が可能であることがわかる。
【００５３】
この場合、図７からも明らかなように、ピニオンギヤ３の歯数Ｚ_pはそのままの状態で、捩れ角ψ_p自体を基本諸元であるψ_p＝５０（deg)からψ_p＝４１へと補正することにより、動力伝達効率ηを〜１．７％程度までの改善代で改善可能であることが確認された。
【００５４】
ここで、ハイポイドギヤ１の噛合性を確保する必要性から、ピニオンギヤ３の捩れ角ψ_p自体の補正には、例えば図８に示すように、ギヤ比（Ｚ_g／Ｚ_p）に応じた所定の制限を加える必要がある。
【００５５】
ここで、動力伝達効率ηの向上を効率的に行うためには、上述した各補正を改善代が大きなものから行うことが望ましく、本実施の形態においては、例えば、（オフセット量Ｅの補正）、（ピニオンギヤの歯数Ｚ_pの補正による捩れ角ψ_pの補正）、（歯当たり位置の変更によるピニオンギヤの捩れ角ψ_pの補正）、（ピニオンギヤの捩れ角ψ_p自体の補正）の順で行うことが望ましい。
【００５６】
なお、上述の実施の形態においては、４輪駆動車のフロントディファレンシャル装置に駆動力を伝達するためのハイポイドギヤの設計についての一例について説明したが、本発明はこれに限定されるものではなく、他の用途のハイポイドギヤの設計についても適用が可能であることは勿論である。
【００５７】
また、動力伝達効率η向上のための基本諸元の補正は、例えばピニオンギヤ３の捩れ角ψ_p等の補正に限定する場合においては、上述の（１）式に基づくものであってもよい。
【００５８】
【発明の効果】
以上説明したように本発明によれば、ピニオンギヤのリングギヤに対する歯筋方向滑り率と、ピニオンギヤのリングギヤに対する歯形方向滑り率とが適切な値となるよう基本諸元を補正することにより、ハイポイドギヤによる動力伝達効率を効果的に向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】ハイポイドギヤの概略構成を示す斜視図
【図２】歯筋方向滑り率の算出方法を導出するための説明図
【図３】基本諸元で構成されたハイポイドギヤへの伝達トルクと動力伝達効率との関係を示す図表
【図４】オフセット量と各滑り率との関係を示す図表
【図５】ピニオンギヤの歯数と動力伝達効率との関係を示す図表
【図６】各歯当たり位置でのオフセット量と動力伝達効率との関係を示す図表
【図７】ピニオンギヤの捩れ角と動力伝達効率との関係を示す図表
【図８】ギヤ比と補正可能な捩れ角との関係を示す図表
【符号の説明】
１ … ハイポイドギヤ
２ … リングギヤ
３ … ピニオンギヤ

Claims

要求される仕様に基づいて算出したハイポイドギヤの基本諸元のうちの少なくとも何れか１つを、ピニオンギヤのリングギヤに対する歯筋方向滑り率の算出項と、上記ピニオンギヤの上記リングギヤに対する歯形方向滑り率の算出項とを有して構成される動力伝達効率の計算式に基づいて、上記ハイポイドギヤの動力伝達効率が向上する側に補正することを特徴とするハイポイドギヤの設計方法。
上記動力伝達効率（η）の計算式は、
η＝〈１＋（Ｔ_max／Ｔ）^1/2・｛μ・ｓｅｃφ
・［〔ｃｏｓψ_g・（ｔａｎψ_p−ｔａｎψ_g）〕²
＋〔Ａ・（１−Ｅ／Ｄ）¹⁶〕²]^1/2｝＋Ｂ〉^-1
で規定されることを特徴とする請求項１記載のハイポイドギヤの設計方法。
ここで、Ｔ_max：歯車の許容トルク
Ｔ：入力トルク
μ：摩擦係数
φ：圧力角
ψ_p：ピニオンギヤの捩れ角
ψ_g：リングギヤの捩れ角
Ｅ：ピニオンギヤのリングギヤに対するオフセット量
Ｄ：リングギヤのピッチ円半径
Ａ：Ｅ＝０である場合の歯形方向滑り率
Ｂ：ベアリングロス
であり、歯筋方向滑り率の算出項は、〔ｃｏｓψ_g・（ｔａｎψ_p−ｔａｎψ_g）〕であり、歯形方向滑り率の算出項は〔Ａ・（１−Ｅ／Ｄ）¹⁶〕である。
上記基本諸元として算出された上記ピニオンギヤの上記リングギヤに対するオフセット量を上記動力伝達効率の計算式に基づいて補正することによって、上記動力伝達効率を向上させることを特徴とする請求項１または請求項２に記載のハイポイドギヤの設計方法。
上記ピニオンギヤの上記リングギヤに対するオフセット量は”０”ではないことを特徴とする請求項３記載のハイポイドギヤの設計方法。
上記基本諸元として算出された上記ピニオンギヤの捩れ角を上記動力伝達効率の計算式に基づいて補正することによって、上記動力伝達効率を向上させることを特徴とする請求項１乃至請求項４の何れかに記載のハイポイドギヤの設計方法。
上記ピニオンギヤの歯数を増加させることで上記ピニオンギヤの捩れ角を減少させることを特徴とする請求項５記載のハイポイドギヤの設計方法。
上記ピニオンギヤの歯数はそのままの状態で、上記ピニオンギヤの捩れ角自体を補正することを特徴とする請求項５記載のハイポイドギヤの設計方法。
上記ピニオンギヤの捩れ角自体の補正に、上記ピニオンギヤと上記リングギヤとのギヤ比に応じた制限を加えることを特徴とする請求項７記載のハイポイドギヤの設計方法。
上記リングギヤに対する上記ピニオンギヤの歯当たり位置を変化させることによって、動力伝達に寄与する実質的な上記ピニオンギヤの捩れ角を補正することを特徴とする請求項５記載のハイポイドギヤの設計方法。
上記基本諸元として算出された上記ピニオンギヤの上記リングギヤに対するオフセット量を上記動力伝達効率の計算式に基づいて補正する手順と、
上記基本諸元として算出された上記ピニオンギヤの捩れ角を上記動力伝達効率の計算式に基づいて補正する手順とを有し、
上記ピニオンギヤの捩れ角を補正する手順は、
上記ピニオンギヤの歯数を増加させることで上記ピニオンギヤの捩れ角を減少させる手順と、
上記リングギヤに対する上記ピニオンギヤの歯当たり位置を変化させることによって、動力伝達に寄与する実質的な上記ピニオンギヤの捩れ角を補正する手順と、
上記ピニオンギヤの捩れ角自体を補正する手順とを備えたことを特徴とする請求項１または請求項２記載のハイポイドギヤの設計方法。
上記基本諸元として算出された上記ピニオンギヤと上記リングギヤとの捩れ角の差を上記動力伝達効率の計算式に基づいて補正することによって、上記動力伝達効率を向上させることを特徴とする請求項１乃至請求項４の何れかに記載のハイポイドギヤの設計方法。
要求される仕様に基づいて算出した基本諸元のうちの少なくとも何れか１つが、請求項１乃至請求項１１の何れかに記載のハイポイドギヤの設計方法によって補正されたことを特徴とするハイポイドギヤ。