JP5240405B1 - はすば歯車および動力伝達装置 - Google Patents

Abstract

このはすば歯車において、開口周壁は、回転方向先端側に位置し回転方向先端側に向かって凹み、円弧中心（Ｃ２）からの距離が第１半径（Ｄ１１）である第１円弧側面（２４ｃ）を有し、第１円弧側面（２４ｃ）は、ハブ部の回転中心（Ｃ１）を中心とし円弧中心（Ｃ２）を通過する仮想円弧線（ＣＬ）を境にして、回転中心（Ｃ１）側には、円弧中心（Ｃ２）からの距離が第１半径（Ｄ１１）の長さとは異なる位置に設けられる側面（２４ｅ）を備える。

Description

この発明は、はすば歯車および動力伝達装置に関する。

図１８および図１９に、はすば歯車２１Ｚの概略構成を示す。図１８および図１９は、歯車の噛み合い箇所で、歯車が傾斜（倒れ）している状態を図示している。また、傾斜の程度は、理解を容易にするために誇張して図示している。

このはすば歯車２１Ｚは、回転軸に装着されるハブ部２２ａと、このハブ部２２ａから回転軸の半径方向外側に向かって延びるディスク部２２ｂと、このディスク部２２ｂの外側に設けられたリム部２２ｃとを備え、このリム部２２ｃの外周面に、歯車２１Ｚの回転方向（Ｒ１）に対して傾斜する歯２２ｄが設けられている。

このような、はすば歯車２１Ｚは、歯車の回転方向に対して歯が傾斜している。これにより、歯車の回転方向に対して交差する方向（スラスト方向（図１９中Ｓ方向））に歯当たりトルクが分散されるので騒音が抑制され、トルクの変動が少ない。しかし、トルクが分散されると、図１９に示すように、スラスト方向（Ｓ方向）に向けてはすば歯車２１Ｚが倒れ、これにより、振動、および騒音が増大し、十分に振動、および騒音の抑制が期待できない。

特開２００９−２２８７４１号公報（特許文献１）、特開２０１０−１０１３３４号公報（特許文献２）、特開２００８−３０３９６８号公報（特許文献３）、特開２００５−３２５８６５号公報（特許文献４）、および特開２００５−０６９４０１号公報（特許文献５）に開示される歯車においては、歯車のディスク部に貫通孔を設けて、ディスク部の剛性に工夫を施すことで、振動および騒音の抑制が図られている。

特開２００９−２２８７４１号公報 特開２０１０−１０１３３４号公報 特開２００８−３０３９６８号公報 特開２００５−３２５８６５号公報 特開２００５−０６９４０１号公報

図２０および図２１に、はすば歯車２１Ｙの概略構成を示す。図２０および図２１は、歯車の噛み合い箇所で、歯車が傾斜（倒れ）している状態を図示している。また、傾斜の程度は、理解を容易にするために誇張して図示している。

このはすば歯車２１Ｙにおいては、ディスク部２２ｂに回転軸周りの周方向に向かって延びる複数の貫通孔Ｈ２１が設けられている。これにより、ハブ部２２ａとリム部２２ｃとの間に位置するディスク部２２ｂの周方向に沿った剛性を変化させることで、図２１に示すように、スラスト方向に向けてはすば歯車２１Ｚが大きく倒れることを可能としている。これにより、振動、および騒音の増大を抑制している。

しかし、回転軸の半径方向において、リム部２２ｃからハブ部２２ａを見た場合に、貫通孔Ｈ２１が設けられていない領域のディスク部２２ｂの剛性と、貫通孔Ｈ２１が設けられている領域のディスク部２２ｂの剛性とが急峻に変化する。

このため、貫通孔Ｈ２１において、はすば歯車２１Ｙの回転方向の先頭側（（回転方向Ｒ１）の最も先端側（図２０中のＡ１で囲まれる領域））において、ディスク部２２ｂに生じる応力が極端に増加し、貫通孔Ｈ２１の噛み合い進行方向側のリム部２２ｃの強度不足が生じるおそれがある。一方、この強度不足を解消するために、たとえば、ディスク部２２ｂの厚さを増大した場合には、剛性が高まり、振動、および騒音が増大することが懸念される。

本発明は上記の問題に鑑みてなされたものであり、振動および騒音の抑制を図るとともに、ディスク部に設けられる貫通孔の回転方向の先端側に生じる応力を低下させることが可能な構造を備える、はすば歯車および動力伝達装置を提供することにある。

この発明に基づいてた、はすば歯車においては、回転軸に装着され回転中心を有するハブ部と、上記ハブ部の上記回転中心から半径方向外側に向かって延びるディスク部と、上記ディスク部の外側に設けられたリム部とを備えるはすば歯車であって、上記リム部は、その外周面に複数の歯を含み、上記ディスク部は、上記ハブ部の周りに沿って設けられる貫通孔を規定する複数の開口周壁を含む。

上記開口周壁は、回転方向先端側に位置し上記回転方向先端側に向かって凹み、円弧中心からの距離が第１半径である第１円弧側面を有し、上記第１円弧側面は、上記ハブ部の回転中心を中心とし上記円弧中心を通過する仮想円弧線を境にして、上記回転中心側には、上記円弧中心からの距離が上記第１半径の長さとは異なる位置に設けられる側面を備える。

他の形態においては、上記開口周壁は、上記ハブ部側に位置する内周側面と、上記内周側面よりも上記リム部側に位置する外周側面と、上記内周側面の一端と上記外周側面の一端を連結する第１円弧側面と、上記内周側面の他端と上記外周側面の他端を連結する第２円弧側面とを含む。

上記内周側面は、上記ハブ部の上記回転中心を中心とする第２半径を有する円弧の一部であり、上記外周側面は、上記ハブ部の上記回転中心を中心とし、上記第２半径よりも大きい第３半径を有する円弧の一部であり、上記第１円弧側面の円弧中心は、上記内周側面と上記外周側面との中間位置を通る円弧状の中心半径上に位置する。

他の形態においては、上記円弧中心から上記側面への垂線距離は、上記第１半径の長さよりも短い。

他の形態においては、上記内周側面と上記外周側面との間の半径方向における距離と、上記第１半径の２倍の長さとは等しく設けられている。

他の形態においては、上記側面は、上記第１円弧側面の上記仮想円弧線が交差する交点を通過するように設けられている。

他の形態においては、上記側面は、上記仮想円弧線を境にして、上記外周側面側にまで延びるように設けられている。

他の形態においては、上記側面は、上記内周側面に交差するように設けられている。
他の形態においては、上記内周側面と上記外周側面との間の半径方向における距離は、上記第１半径の２倍の長さよりも短く設けられている。

他の形態においては、上記側面は、上記内周側面と同一の上記回転中心を中心する同一の上記第２半径を有する湾曲面である。

他の形態においては、上記内周側面と上記外周側面との間の半径方向における距離は、上記第１半径の２倍の長さよりも短く設けられ、上記円弧中心から上記側面への垂線距離は、上記第１半径と同じであり、上記側面は、上記内周側面に交差するように設けられている。

他の形態においては、上記第２円弧側面は、上記内周側面および上記外周側面を挟んで、上記第１円弧側面と対称な形状に設けられている。

他の形態においては、上記開口周壁は、上記回転方向先端側に上記第１円弧側面を有し、上記回転方向後端側に第２円弧側面を備え、上記第１円弧側面および上記第２円弧側面により円形形状となり、上記側面は、上記第１円弧側面の上記仮想円弧線が交差する交点を通過するように設けられている。

他の形態においては、上記第２円弧側面は、上記回転中心および上記円弧中心を通過する半径線を挟んで、上記第１円弧側面と対称な形状に設けられている。

この発明に基づいた動力伝達装置においては、上述に記載のはすば歯車を備える。

この発明に基づいたはすば歯車および動力伝達装置によれば、振動および騒音の抑制を図るとともに、ディスク部に設けられる貫通孔の回転方向の先端側に生じる応力を低下させることが可能な構造を備えるはすば歯車および動力伝達装置を提供する。

本実施の形態のはすば歯車を備えるトランスミッションとアクスルとが一体に形成されている、トランスアクスル（動力伝達装置）の構成を示す断面図である。 本実施の形態のはすば歯車を備える、３軸構成の歯車装置の噛合い状態を示す模式図である。 本実施の形態のはすば歯車を示す正面図である。 本実施の形態のはすば歯車の部分拡大正面図である。 図４中のＡ１で囲まれた領域の部分拡大図である。 図３中ＶＩ−ＶＩ線矢視に対応するはすば歯車の噛み合い時の変形を示す断面図である。 背景技術におけるはすば歯車を示す正面図である。 図７中ＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線矢視に対応する断面図である。 はすば歯車の発生応力と噛み合い位相との関係を示す図である。 図４中のＡ１で囲まれた領域の部分拡大図に相当する他の形態を示す図である。 図４中のＡ１で囲まれた領域の部分拡大図に相当するさらに他の形態を示す図である。 図４中のＡ１で囲まれた領域の部分拡大図に相当するさらに他の形態を示す図である。 他の実施の形態のはすば歯車を示す正面図である。 さらに他の実施の形態のはすば歯車を示す正面図である。 さらに他の実施の形態のはすば歯車を示す正面図である。 さらに他の実施の形態のはすば歯車を示す正面図である。 さらに他の実施の形態のはすば歯車を示す正面図である。 背景技術におけるはすば歯車の噛み合い時の変形を示す正面図である。 図１８中ＸＩＸ−ＸＩＸ線矢視断面図である。 背景技術における他のはすば歯車の噛み合い時の変形を示す正面図である。 図２０中ＸＸＩ−ＸＸＩ線矢視断面図である。

以下、図面に基づいて本発明の実施の形態を説明する。以下の図面において、同一または相当する部分には同一の参照番号を付し、その説明は繰返さない。

以下に説明する実施の形態において、各々の構成要素は、特に記載がある場合を除き、本発明にとって必ずしも必須のものではない。以下の実施の形態において、個数、量などに言及する場合、特に記載がある場合を除き、上記個数などは例示であり、本発明の範囲は必ずしもその個数、量などに限定されない。各実施の形態における構成を適宜組み合わせて用いることは当初から予定されていることである。

図１は、本実施の形態のはすば歯車が採用された歯車装置を備えるトランスミッションとアクスルとが一体に形成されている、トランスアクスルの構成を示す断面図である。図１に示すトランスミッションは、前輪駆動のハイブリッド車両に用いられるトランスミッションである。

図１に示すように、トランスアクスルは、回転電機１００，２００と、動力分配用のプラネタリギヤ３００と、ディファレンシャル機構４００とを備える。回転電機１００，２００、プラネタリギヤ３００、およびディファレンシャル機構４００は、ハウジング内に設けられている。

回転電機１００は、ハウジングに対して回転可能に設けられた、第１軸としての回転シャフト１０を含む。回転電機２００は、ハウジングに対して回転可能に設けられた、第２軸としての回転シャフト２０を含む。回転電機１００，２００は、電磁鋼板を積層して形成されたステータコアと、ステータコアに巻回されたステータコイルとを有する。ステータコイルの端子が外部電源からの給電ケーブルと接続されて、外部電源とステータコイルとが電気的に接続される。

プラネタリギヤ３００は、回転シャフト２０に接続されている。プラネタリギヤ３００は、回転シャフト２０を経由して伝達されるエンジン動力を、回転シャフト１０と、第３軸としての回転シャフト３０とに、分割して伝達する。

ディファレンシャル機構４００は、ファイナルドリブンギヤ９１を含む。ファイナルドリブンギヤ９１は、ファイナルドライブギヤ８１を介在させて、回転シャフト３０に連結されている。回転シャフト３０から動力伝達を受けたディファレンシャル部９０は、車両旋回時の左右車輪の回転速度を変えながら、両輪に均等な駆動力を伝達する。

このようにして、図１に示すトランスアクスルは、モータおよびエンジンのクランクシャフトから入力される回転駆動力を駆動輪へ伝達して出力する、動力伝達装置として機能する。

このトランスアクスルでは、小型化、軽量化および低コスト化を達成するために、モータ動力とエンジン動力とを出力するトランスミッションに、一つの歯車が２箇所の噛合いをもつ３軸構造の歯車装置が採用されている。

回転シャフト１０には、第１歯車１１が設けられている。回転シャフト２０には、第２歯車２１が設けられている。回転シャフト３０には、第３歯車３１が設けられている。第１歯車１１、第２歯車２１、および第３歯車３１には、それぞれはすば歯車が用いられている。

図２を参照して、３軸構成の歯車装置の噛合い状態を示す。図２に示すように、第１歯車１１と第２歯車２１とは、噛合い点４１において噛合っている。第２歯車２１と第３歯車３１とは、噛合い点４２において噛合っている。動力伝達装置は、第１歯車１１、第２歯車２１および第３歯車３１を含む歯車装置を備える。噛合い点４１は、第１歯車１１と第２歯車２１との噛合い位置である。噛合い点４２は、第２歯車２１と第３歯車３１との噛合い位置である。

ここで、図３から図６を参照して、第２歯車としてのはすば歯車２１の詳細構造について説明する。図３は、はすば歯車２１を示す正面図、図４は、はすば歯車２１の部分拡大正面図、図５は、図４中のＡ１で囲まれた領域の部分拡大図、図６は、図３中ＶＩ−ＶＩ線矢視に対応するはすば歯車の噛み合い時の変形を示す断面図である。第１歯車１１および第３歯車３１の採用されるはすば歯車にも、本実施の形態と同様のはすば歯車が採用されるとよい。

図３から図５を参照して、このはすば歯車２１は、回転中心Ｃ１を有する回転シャフト２０に装着されるハブ部２２ａと、ハブ部２２ａから回転シャフト２０の半径方向外側に向かって延びるディスク部２２ｂと、ディスク部２２ｂの外側に設けられたリム部２２ｃとを備える。リム部２２ｃは、その外周面に複数の歯２２ｄを含んでいる。

ディスク部２２ｂは、ハブ部２２ａの周りに沿って設けられる貫通孔Ｈ１１を規定する開口周壁２４を含む。本実施の形態では、開口周壁２４は、１２０°ピッチで３箇所に設けられている。

貫通孔Ｈ１１を規定する開口周壁２４は、ハブ部２２ａ側に位置する内周側面２４ａと、内周側面２４ａよりもリム部２２ｃ側に位置する外周側面２４ｂと、内周側面２４ａの一端と外周側面２４ｂの一端とを連結するの第１円弧側面２４ｃと、内周側面２４ａの他端と外周側面２４ｂの他端を連結する第２円弧側面２４ｄとを含む。ここでは、一端は、回転方向（Ｒ１）先端側を意味し、他端は、回転方向後端側を意味する。

図５を参照して、はすば歯車２１の回転方向をＲ１とした場合には、第１円弧側面２４ｃは、回転方向先端側に位置し回転方向先端側に向かって凹み、円弧中心Ｃ２からの距離は第１半径Ｄ１１に設けられている。第１円弧側面２４ｃは、ハブ部２２ａの回転中心Ｃ１を中心とし円弧中心Ｃ２を通過する仮想円弧線ＣＬを境にして、回転中心Ｃ１側には、円弧中心Ｃ２からの距離が第１半径Ｄ１１の長さとは異なる位置に設けられる側面２４ｅを備える。

内周側面２４ａは、ハブ部２２ａの回転中心Ｃ１を中心とする第２半径Ｄ１２を有する円弧の一部である。外周側面２４ｂは、ハブ部２２ａの回転中心Ｃ１を中心とし、第２半径Ｄ１２よりも大きい第３半径Ｄ１３を有する円弧の一部である。第１円弧側面２４ｃの円弧中心Ｃ２は、内周側面２４ａと外周側面２４ｂとの中間位置を通る円弧状の中心半径ＣＬ上に位置している。

貫通孔Ｈ１１を規定する開口周壁２４において、内周側面２４ａおよび外周側面２４ｂは、回転軸方向孔線を規定し、第１円弧側面２４ｃおよび第２円弧側面２４ｄは、周方向孔線を規定する。

内周側面２４ａと外周側面２４ｂとの間の半径方向における距離（Ｄ１３−Ｄ１２）と、第１半径Ｄ１１の２倍の長さとは等しく設けられている。

本実施の形態における側面２４ｅは、直線状の形態を有する。側面２４ｅは、円弧中心Ｃ２からこの側面２４ｅへの垂線距離Ｄ２０が、第１半径Ｄ１１の長さよりも短くなるように設けられている。側面２４ｅは、第１円弧側面２４ｃの仮想円弧線ＣＬが交差する交点Ｐ１を通過するように設けられている。交点Ｐ１を通過する第１円弧側面２４ｃの接線ＳＬと側面２４ｅとの交わる角度（α°）は、本実施の形態では約２０°である。なお、この角度２０°に限定はされない。

再び図３を参照して、第１円弧側面２４ｃに側面２４ｅを設けることで、複数の開口周壁２４において、隣り合う第１円弧側面２４ｃと第２円弧側面２４ｄとの間に位置するディスク部２２ｂ（柱部２２ｐ）の周方向に沿った幅は、側面２４ｅの交点Ｐ１同士の間の間隔をＷ１、側面２４ｅの回転中心Ｃ１側の下端の間隔をＷ２とした場合には、下端の間隔をＷ２を、従来の構造に比べて厚くすることを可能としている。

本実施の形態の貫通孔Ｈ１１を規定する開口周壁２４において、第２円弧側面２４ｄは、内周側面２４ａおよび外周側面２４ｂを挟んで、第１円弧側面２４ｃと対称な形状に設けられている。これにより、はすば歯車２１の回転方向が、図３に示す反時計回転方向Ｒ１の場合には、第１円弧側面２４ｃが回転方向先端側となる。はすば歯車２１の回転方向が、図３に示す回転方向Ｒ１と反対の時計回転方向の場合には、第２円弧側面２４ｄが回転方向先端側となる。

ここで、図７および図８を参照して、背景技術におけるはすば歯車２１Ｙの形状について説明する。図７は、背景技術におけるはすば歯車２１Ｙを示す正面図、図８は、図７中ＶＩＩＩ−ＶＩＩＩ線矢視に対応するはすば歯車２１Ｙの噛み合い時の変形を示す断面図である。

図３から図６に示す本実施の形態おけるはすば歯車２１と、背景技術におけるはすば歯車２１Ｙとの基本的形状は同じであり、ディスク部２２ｂに設けられる貫通孔Ｈ２１を規定する開口周壁２４の形状が異なっている。

図７に示すはすば歯車２１Ｙにおける貫通孔Ｈ１１規定する開口周壁２４においては、第１円弧側面２４ｃの形状は半円形状であり、本実施の形態に示すような側面２４ｅは設けられていない。

上述した図３に示す構成を有する本実施の形態のはすば歯車２１の噛み合い時の変形と、図７に示す背景技術におけるはすば歯車２１Ｙの噛み合い時の変形と、図５および図８を用いて比較すると、図８に示すはすば歯車２１Ｙの倒れ角度（α２）よりも、図３に示す、本実施の形態におけるはすば歯車２１の倒れ角度（α１）の方が小さい。

一方、図１９に示す、ディスク部２２ｂに貫通孔を設けていないはすば歯車２１Ｚの倒れ角度（α３）よりも、本実施の形態におけるはすば歯車２１の倒れ角度（α１）の方が大きい。つまり、はすば歯車２１Ｙの倒れ角度（α２）＞はすば歯車２１の倒れ角度（α１）＞はすば歯車２１Ｚの倒れ角度（α３）の関係となる。

貫通孔とディスク部との間で剛性の差が大きく生じる部分でギヤが噛み合った場合に、大きな変形がはすば歯車に生じる。その結果、噛み合っている歯が剛性の大きい部分に押し付けられるように変形をする。そのため、噛み合っている歯元が引っ張られ歯元の応力が高くなる。これにより、ディスク部に貫通孔を設けた歯車では、歯元強度が極端に不利になり、大きな応力が発生すると考えられる。

本実施の形態におけるはすば歯車では、貫通孔Ｈ１１を回転方向に沿って見た場合に、回転方向先端側の第１円弧側面２４ｃに側面２４ｅを設けた場合には、この領域におけるディスク部２２ｂの剛性が高まり、歯車の噛み合い時に第１円弧側面２４ｃの近傍に生じる応力の低下を図ることが可能となる。その結果、歯が剛性の高い部分に押し付けられるような変形を緩和することが可能となり、歯元応力の上昇を抑制することが可能となる。

このようにして、本実施の形態におけるはすば歯車では、振動および騒音の抑制を図るとともに、ディスク部に設けられる貫通孔の回転方向の先端側に生じる応力を低下させることが可能となる。その結果、このはすば歯車が採用された歯車装置、およびこの歯車装置を備えるトランスアクスルの性能の向上を図ることが可能となる。

図９に、はすば歯車の発生応力と噛み合い位相との関係を示す。噛み合い位相の初期段階のおけるディスク部２２ｂの開口周壁２４における第１円弧側面２４ｃの近傍に生じる応力を、約２８０Ｍｐａから約２１０Ｍｐまで低下させていることが確認できた。

（他の形態）
図１０から図１２に、本実施の形態に採用される貫通孔Ｈ１１規定する開口周壁２４の側面２４ｅを有する第１円弧側面２４ｃの他の形態について説明する。第２円弧側面２４ｄにも同様の形態が採用される。図１０から図１２は、それぞれ図４中のＡ１で囲まれた領域の部分拡大図に相当する他の形態を示す図である。

図１０に示す貫通孔Ｈ１１規定する開口周壁２４の第１円弧側面２４ｃにおいて、側面２４ｅは、第１円弧側面２４ｃの仮想円弧線ＣＬが交差する交点Ｐ１を通過せずに、仮想円弧線ＣＬを境にして、外周側面２４ｂ側にまで側面２４ｅが延びるように設けられている。この側面２４ｅも、円弧中心Ｃ２からこの側面２４ｅへの垂線距離Ｄ２１が、第１半径Ｄ１１の長さよりも短くなるように設けられている。

図１１に示す貫通孔Ｈ１１規定する開口周壁２４の第１円弧側面２４ｃにおいて、側面２４ｅは、第１円弧側面２４ｃの仮想円弧線ＣＬが交差する交点Ｐ１を通過し、内周側面２４ａに交差するように設けられている。この側面２４ｅも、円弧中心Ｃ２からこの側面２４ｅへの垂線距離Ｄ２２が、第１半径Ｄ１１の長さよりも短くなるように設けられている。

図１０および図１２に示すいずれの第１円弧側面２４ｃを有する貫通孔Ｈ１１であっても、図３に示したはすば歯車と同様に、側面２４ｅを設けた領域におけるディスク部２２ｂの剛性が高まり、歯車の噛み合い時に第１円弧側面２４ｃの近傍に生じる応力の低下を図ることが可能となる。その結果、歯が剛性の高い部分に押し付けられるような変形を緩和することが可能となり、歯元応力の上昇を抑制することが可能となる。

これにより、振動および騒音の抑制を図るとともに、ディスク部に設けられる貫通孔の回転方向の先端側に生じる応力を低下させることが可能となる。その結果、このはすば歯車が採用された歯車装置、およびこの歯車装置を備えるトランスアクスルの性能の向上を図ることが可能となる。

図１２に示す貫通孔Ｈ１１は、これまでに説明した貫通孔Ｈ１１規定する開口周壁２４とは異なり、内周側面２４ａおよび外周側面２４ｂを有していない。貫通孔Ｈ１１規定する開口周壁２４は、第１円弧側面２４ｃおよび第２円弧側面２４ｄにより円形形状を有している。

側面２４ｅは、図３に示す貫通孔Ｈ１１と同様に、第１円弧側面２４ｃの仮想円弧線ＣＬが交差する交点Ｐ１を通過するように設けられている。交点Ｐ１を通過する第１円弧側面２４ｃの接線ＳＬと側面２４ｅとの交わる角度（α°）は、本実施の形態では約２０°である。なお、この角度２０°に限定はされない。

側面２４ｅは、円弧中心Ｃ２からこの側面２４ｅへの垂線距離Ｄ２０が、第１半径Ｄ１１の長さよりも短くなるように設けられている。第２円弧側面２４ｄは、回転中心Ｃ１および円弧中心Ｃ２を通過する半径線ＨＬを挟んで、第１円弧側面２４ｃと対称な形状に設けられている。

図１２に示す第１円弧側面２４ｃを有する貫通孔Ｈ１１であっても、図３に示したはすば歯車と同様に、側面２４ｅを設けた領域におけるディスク部２２ｂの剛性が高まり、歯車の噛み合い時に第１円弧側面２４ｃの近傍に生じる応力の低下を図ることが可能となる。その結果、歯が剛性の高い部分に押し付けられるような変形を緩和することが可能となり、歯元応力の上昇を抑制することが可能となる。

これにより、振動および騒音の抑制を図るとともに、ディスク部に設けられる貫通孔の回転方向の先端側に生じる応力を低下させることが可能となる。その結果、このはすば歯車が採用された歯車装置、およびこの歯車装置を備えるトランスアクスルの性能の向上を図ることが可能となる。

上記実施の形態では、第１円弧側面２４ｃと第２円弧側面２４ｄとは対称となる開口周壁２４を採用した場合について説明したが、図１３に示すはすば歯車２１Ｂのように、図示において、回転方向が反時計回転方向（Ｒ１方向）の場合に、回転方向の先端側（図中Ａ１で囲まれる領域）である第１円弧側面２４ｃにのみ側面２４ｅを有する開口周壁２４を採用することも可能である。

また、図１４に示すはすば歯車２１Ｃのように、図示において、回転方向が時計回転方向（Ｒ２方向）の場合に、回転方向の先端側（図中Ａ２で囲まれる領域）である第２円弧側面２４ｄにのみ側面２４ｅを有する開口周壁２４を採用することも可能である。

また、図１５に示すはすば歯車２１Ｄのように、すべての開口周壁２４に、側面２４ｅを有する第１円弧側面２４ｃまたは第２円弧側面２４ｄを採用する必要なく、たとえば、図１３に示す場合と比較して、３つの開口周壁２４の中から選択された２つの開口周壁２４に設けられる第１円弧側面２４ｃが側面２４ｅを有するようにしてもかまわない。

図１６に、他の実施の形態の開口周壁２４を採用した、はすば歯車２１Ｅについて説明する。図１６は、他の実施の形態のはすば歯車を示す正面図である。

図１６に示すはすば歯車２１Ｅの開口周壁２４においては、基本的な構成は、図３から図５に示す開口周壁２４と同じであるが、相違点として、内周側面２４ａと外周側面２４ｂとの間の半径方向における距離は、第１半径Ｄ１１の２倍の長さよりも短く設けられている。そのため、第１円弧側面２４ｃは、より円形に近い形状となり、第１円弧側面２４ｃは、内周側面２４ａおよび外周側面２４ｂから半径方向に膨出している。

さらに、第１円弧側面２４ｃに設けられる側面２４ｓは、内周側面２４ａと同一の回転中心Ｃ１を中心する同一の第２半径Ｄ１２を有する湾曲面である。したがって、側面２４ｓと内周側面２４ａとは連続する同一側面となっている。側面２４ｓは、円弧中心Ｃ２からこの側面２４ｓへの垂線距離Ｄ４１が、第１半径Ｄ１１の長さよりも短くなる。図１６中の破線は、側面２４ｓを設けなかった場合の第１円弧側面２４ｃの側面を仮想的に示した線であり、側面２４ｓを設けることで、側面２４ｓと破線部分との間が、埋められた状態を示している。

図１７に、さらに他の実施の形態の開口周壁２４を採用した、はすば歯車２１Ｆについて説明する。図１７は、他の実施の形態のはすば歯車を示す正面図である。

図１７に示すはすば歯車２１Ｆの開口周壁２４と、上記図１６に示すはすば歯車２１Ｅの開口周壁２４との相違は、図１７に示すはすば歯車２１Ｆの開口周壁２４においては、第１円弧側面２４ｃの回転中心Ｃ１側において、側面２４ｔが、第１円弧側面２４ｃの接線であり、その側面２４ｔが内周側面２４ａに交差するように設けられている点にある。

したがって、接点においては、円弧中心Ｃ２から側面２４ｔへの垂線距離Ｄ４２は、第１半径Ｄ１１と同じであるが、内周側面２４ａ側に向かう側面においては、円弧中心Ｃ２からの距離が第１半径Ｄ１１の長さとは異なる位置を含む側面となる。図１７中の破線は、側面２４ｓを設けなかった場合の第１円弧側面２４ｃおよび内周側面２４ａの側面を仮想的に示した線であり、側面２４ｔを設けることで、第１円弧側面２４ｃおよび内周側面２４ａが一部取り除かれた状態を示している。

この図１６に示すはすば歯車２１Ｅ、および図１７に示すはすば歯車２１Ｆにおいても、これまで説明したはすば歯車と同様に、開口周壁２４において左右対称となるように設けても良いし、回転方向の先端側にのみ設けてもかまわない。また、はすば歯車に設けられるすべての開口周壁２４に図１６および図１７の構造を採用してもよいし、選択された開口周壁２４にのみ図１６および図１７の構造を採用してもよい。

以上、図１６に示すはすば歯車２１Ｅ、および図１７に示すはすば歯車においても、側面２４ｓ、２４ｔを設けた領域におけるディスク部２２ｂの剛性が高まり、歯車の噛み合い時に第１円弧側面２４ｃの近傍に生じる応力の低下を図る応力集中が緩和される。その結果、歯が剛性の高い部分に押し付けられるような変形を緩和することが可能となり、歯元応力の上昇を抑制することが可能となる。

これにより、振動および騒音の抑制を図るとともに、ディスク部に設けられる貫通孔の回転方向の先端側に生じる応力を低下させることが可能となる。その結果、このはすば歯車が採用された歯車装置、およびこの歯車装置を備えるトランスアクスルの性能の向上を図ることが可能となる。

今回開示された実施の形態および実施例はすべての点で例示であって、制限的なものではないと考えられるべきである。本発明の範囲は上記した説明ではなくて請求の範囲によって示され、請求の範囲と均等の意味、および範囲内でのすべての変更が含まれることが意図される。

本発明は、車両のトランスミッション、トランスファなどの歯車装置に、特に有利に適用され得る。

１０，２０，３０ 回転シャフト、１１ 第１歯車（はすば歯車）、２１ 第２歯車（はすば歯車）、２２ａ ハブ部、２２ｂ ディスク部、２２ｃ リム部、２２ｄ 歯、２４ 開口周壁、２４ａ 内周側面、２４ｂ 外周側面、２４ｃ 第１円弧側面、２４ｄ 第２円弧側面、２１Ａ，２１Ｂ，２１Ｃ，２１Ｄ，２１Ｅ，２１Ｆ はすば歯車、２４ 開口周壁、２４ｅ，２４ｓ，２４ｔ 側面、４１，４２ 噛合い点、８１ ファイナルドライブギヤ、９０ ディファレンシャル部、９１ ファイナルドリブンギヤ、１００，２００ 回転電機、３００ プラネタリギヤ、４００ ディファレンシャル機構、Ｃ１ 回転中心、Ｃ２ 円弧中心、ＣＬ 仮想円弧線、Ｄ１１第１半径。

Claims (14)

1. 回転軸に装着され回転中心（Ｃ１）を有するハブ部（２２ａ）と、前記ハブ部（２２ａ）の前記回転中心（Ｃ１）から半径方向外側に向かって延びるディスク部（２２ｂ）と、前記ディスク部（２２ｂ）の外側に設けられたリム部（２２ｃ）とを備える、はすば歯車（２１）であって、
   前記リム部（２２ｃ）は、その外周面に複数の歯（２２ｄ）を含み、
   前記ディスク部（２２ｂ）は、前記ハブ部（２２ａ）の周りに沿って設けられる貫通孔（Ｈ１１）を規定する複数の開口周壁（２４）を含み、
   前記開口周壁（２４）は、
   回転方向先端側に位置し前記回転方向先端側に向かって凹み、円弧中心（Ｃ２）からの距離が第１半径（Ｄ１１）である第１円弧側面（２４ｃ）を有し、
   前記第１円弧側面（２４ｃ）は、前記ハブ部（２２ａ）の回転中心（Ｃ１）を中心とし前記円弧中心（Ｃ２）を通過する仮想円弧線（ＣＬ）を境にして、前記回転中心（Ｃ１）側には、前記円弧中心（Ｃ２）からの距離が前記第１半径（Ｄ１１）の長さとは異なる位置に設けられる側面（２４ｅ，２４ｓ，２４ｔ）を備える、はすば歯車。
2. 前記開口周壁（２４）は、
   前記ハブ部（２２ａ）側に位置する内周側面（２４ａ）と、
   前記内周側面（２４ａ）よりも前記リム部（２２ｃ）側に位置する外周側面（２４ｂ）と、
   前記内周側面（２４ａ）の一端と前記外周側面（２４ｂ）の一端を連結する前記第１円弧側面（２４ｃ）と、
   前記内周側面（２４ａ）の他端と前記外周側面（２４ｂ）の他端を連結する第２円弧側面（２４ｄ）と、を含み、
   前記内周側面（２４ａ）は、前記ハブ部（２２ａ）の前記回転中心（Ｃ１）を中心とする第２半径（Ｄ１２）を有する円弧の一部であり、
   前記外周側面（２４ｂ）は、前記ハブ部（２２ａ）の前記回転中心（Ｃ１）を中心とし、前記第２半径（Ｄ１２）よりも大きい第３半径（Ｄ１３）を有する円弧の一部であり、
   前記第１円弧側面（２４ｃ）の円弧中心（Ｃ２）は、前記内周側面（２４ａ）と前記外周側面（２４ｂ）との中間位置を通る円弧状の中心半径（ＣＬ）上に位置する、請求項１に記載のはすば歯車。
3. 前記円弧中心（Ｃ２）から前記側面（２４ｅ，２４ｓ，２４ｔ）への垂線距離（Ｄ２０）は、前記第１半径（Ｄ１１）の長さよりも短い、請求項２に記載のはすば歯車。
4. 前記内周側面（２４ａ）と前記外周側面（２４ｂ）との間の半径方向における距離と、前記第１半径（Ｄ１１）の２倍の長さとは等しく設けられている、請求項３に記載のはすば歯車。
5. 前記側面（２４ｅ）は、前記第１円弧側面（２４ｃ）の前記仮想円弧線（ＣＬ）が交差する交点（Ｐ１）を通過するように設けられている、請求項４に記載のはすば歯車。
6. 前記側面（２４ｅ）は、前記仮想円弧線（ＣＬ）を境にして、前記外周側面（２４ｂ）側にまで延びるように設けられている、請求項４に記載のはすば歯車。
7. 前記側面（２４ｅ）は、前記内周側面（２４ａ）に交差するように設けられている、請求項４に記載のはすば歯車。
8. 前記内周側面（２４ａ）と前記外周側面（２４ｂ）との間の半径方向における距離は、前記第１半径（Ｄ１１）の２倍の長さよりも短く設けられている、請求項３に記載のはすば歯車。
9. 前記側面（２４ｓ）は、前記内周側面（２４ａ）と同一の前記回転中心（Ｃ１）を中心する同一の前記第２半径（Ｄ１２）を有する湾曲面である、請求項８に記載のはすば歯車。
10. 前記内周側面（２４ａ）と前記外周側面（２４ｂ）との間の半径方向における距離は、前記第１半径（Ｄ１１）の２倍の長さよりも短く設けられ、
    前記円弧中心（Ｃ２）から前記側面（２４ｅ，２４ｓ，２４ｔ）への垂線距離（Ｄ２０）は、前記第１半径（Ｄ１１）と同じであり、
    前記側面（２４ｔ）は、前記内周側面（２４ａ）に交差するように設けられている、請求項２に記載のはすば歯車。
11. 前記第２円弧側面（２４ｄ）は、前記内周側面（２４ａ）および前記外周側面（２４ｂ）を挟んで、前記第１円弧側面（２４ｃ）と対称な形状に設けられている、請求項２に記載のはすば歯車。
12. 前記開口周壁（２４）は、
    前記回転方向先端側に前記第１円弧側面（２４ｃ）を有し、
    前記回転方向後端側に第２円弧側面（２４ｄ）を備え、
    前記第１円弧側面（２４ｃ）および前記第２円弧側面（２４ｄ）により円形形状となり、
    前記側面（２４ｅ）は、前記第１円弧側面（２４ｃ）の前記仮想円弧線（ＣＬ）が交差する交点（Ｐ１）を通過するように設けられている、請求項１に記載のはすば歯車。
13. 前記第２円弧側面（２４ｄ）は、前記回転中心（Ｃ１）および前記円弧中心（Ｃ２）を通過する半径線（ＨＬ）を挟んで、前記第１円弧側面（２４ｃ）と対称な形状に設けられている、請求項１２に記載のはすば歯車。
14. 請求項１に記載のはすば歯車を備える、動力伝達装置。

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