JP6147708B2

JP6147708B2 - 動力伝達機構

Info

Publication number: JP6147708B2
Application number: JP2014169629A
Authority: JP
Inventors: 一貴冨岡
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2014-08-22
Filing date: 2014-08-22
Publication date: 2017-06-14
Anticipated expiration: 2034-08-22
Also published as: JP2016044753A

Description

本発明は、平行に配置された駆動軸のドライブギヤと従動軸のドリブンギヤとが噛合する動力伝達機構に関する。

例えば、特許文献１には、モータのモータ軸（駆動軸）の先端部に形成されるドライブギヤと、モータ軸と平行に配置され、軸方向に沿って進退可能に設けられるロッド(従動軸)と、ロッドに固定されて一体的に回転するドリブンギヤとを有する動力伝達機構が開示されている。

特許文献１に開示された動力伝達機構では、平行に配置されたドライブギヤとドリブンギヤとが噛合し、モータの回転駆動力が、ドライブギヤ及びドリブンギヤを介してロッドに伝達される。回転駆動力が伝達されて所定方向に回転するロッドは、ロッドの外周面と螺合するナットを介して、軸方向に進退動作するように設けられている。

特開２０１３−２４８８９６号公報

例えば、ドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間にギヤ離反力が作用する場合、このギヤ離反力によってドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間の当接面積が最大面積から減少し、作動音（ギヤノイズ）が発生するおそれがある。

本発明は、前記の点に鑑みてなされたものであり、ドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間の噛み合いを最適化して作動音を低減させることが可能な動力伝達機構を提供することを目的とする。

前記の目的を達成するために、本発明は、回転駆動源の回転駆動力が伝達される駆動軸と、前記駆動軸に設けられるドライブギヤと、前記駆動軸の軸線に対して平行に配置される従動軸と、前記従動軸に設けられ、前記ドライブギヤと噛合するドリブンギヤと、
を有する動力伝達機構であって、前記駆動軸が正転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第１相対角度（θｔ）を求め、前記駆動軸が逆転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第２相対角度（θｃ）を求め、前記駆動軸が正転するときに前記ドリブンギヤと接触する前記ドライブギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第１相対角度（θｔ）を減算した角度（θ_０−θｔ）に補正すると共に、前記駆動軸が逆転するときに前記ドリブンギヤと接触する前記ドライブギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第２相対角度（θｃ）を減算した角度（θ_０−θｃ）に補正することを特徴とする。

本発明によれば、駆動軸が正転及び逆転する際、ドライブギヤの歯面の角度を、進み角（θ_０）に対して相対角度（θｔ）及び相対角度（θｃ）だけ減算して補正することで、ドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間の接触面積が最大となり、ドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間の噛み合いを最適化することができる。ドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間の噛み合いが最適化されてドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間の接触面積が大きくなり、着力点の変位量を小さくすることができることで作動音の発生を抑制することができる。

また、本発明は、回転駆動源の回転駆動力が伝達される駆動軸と、前記駆動軸に設けられるドライブギヤと、前記駆動軸の軸線に対して平行に配置される従動軸と、前記従動軸に設けられ、前記ドライブギヤと噛合するドリブンギヤと、を有する動力伝達機構であって、前記駆動軸が正転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第１相対角度（θｔ）を求め、前記駆動軸が逆転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第２相対角度（θｃ）を求め、前記駆動軸が正転するときに前記ドライブギヤと接触する前記ドリブンギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第１相対角度（θｔ）を加算した角度（θ_０＋θｔ）に補正すると共に、前記駆動軸が逆転するときに前記ドライブギヤと接触する前記ドリブンギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第２相対角度（θｃ）を加算した角度（θ_０＋θｃ）に補正することを特徴とする。

本発明によれば、ドリブンギヤの歯面の角度を、進み角（θ_０）に対して相対角度（θｔ）及び相対角度（θｃ）だけ加算して補正することで、ドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間の接触面積が最大となり、ドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間の噛み合いを最適化することができる。ドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間の噛み合いが最適化されてドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間の接触面積が大きくなり、着力点の変位量を小さくすることができることで作動音の発生を抑制することができる。

さらに、本発明は、回転駆動源の回転駆動力が伝達される駆動軸と、前記駆動軸に設けられるドライブギヤと、前記駆動軸の軸線に対して平行に配置される従動軸と、前記従動軸に設けられ、前記ドライブギヤと噛合するドリブンギヤと、を有する動力伝達機構であって、前記駆動軸が正転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第１相対角度（θｔ）を求め、前記駆動軸が逆転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第２相対角度（θｃ）を求め、前記駆動軸が正転するときに前記ドリブンギヤと接触する前記ドライブギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第１相対角度（θｔ）を減算した角度（θ_０−θｔ）に補正すると共に、前記駆動軸が逆転するときに前記ドライブギヤと接触する前記ドリブンギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第２相対角度（θｃ）を加算した角度（θ_０＋θｃ）に補正することを特徴とする。

本発明によれば、ドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面の角度をそれぞれ駆動軸の正転時と逆転時とでそれぞれ異なるように補正することで、ドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間の接触面積が最大となり、ドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間の噛み合いを最適化することができる。

さらにまた、本発明は、回転駆動源の回転駆動力が伝達される駆動軸と、前記駆動軸に設けられるドライブギヤと、前記駆動軸の軸線に対して平行に配置される従動軸と、前記従動軸に設けられ、前記ドライブギヤと噛合するドリブンギヤと、を有する動力伝達機構であって、前記駆動軸が正転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第１相対角度（θｔ）を求め、前記駆動軸が逆転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第２相対角度（θｃ）を求め、前記駆動軸が正転するときに前記ドライブギヤと接触する前記ドリブンギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第１相対角度（θｔ）を加算した角度（θ_０＋θｔ）に補正すると共に、前記駆動軸が逆転するときに前記ドリブンギヤと接触する前記ドライブギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第２相対角度（θｃ）を減算した角度（θ_０−θｃ）に補正することを特徴とする。

さらにまた、本発明は、前記ドライブギヤの歯面及び前記ドリブンギヤの歯面の少なくともいずれか一方には、クラウニング処理が施されることを特徴とする。

本発明によれば、ドライブギヤ及び／又はドリブンギヤの歯面に対してクラウニング処理を施すことで、目標外のギヤ離反力に対する相対角度のズレを抑制することができる。この結果、クラウニング処理によって、目標外の範囲をも含めた広範な範囲でギヤ離反力における噛み合いを安定化することができる。

本発明では、ドライブギヤ及びドリブンギヤの歯面間の噛み合いを最適化して作動音を低減させることが可能な動力伝達機構を得ることができる。

本発明の実施形態に係る動力伝達機構が適用されたリヤトーコントロールアクチュエータを含むリヤサスペンション装置の概略斜視図である。図１に示すリヤトーコントロールアクチュエータの軸方向に沿った拡大断面図である。作動音の発生に至る経緯を簡略化して示したフローチャートである。ピニオンギヤ及びドリブンギヤの投影歯面が正対する状態における噛み合い変化を経時列に沿って示した模式図である。ギヤ離反力が大きな領域でリヤトーコントロールアクチュエータを駆動した場合、ギヤ離反力によってピニオンギヤ及びドリブンギヤの投影歯面間の当接領域が減少した状態における噛み合い変化を経時列に沿った示した模式図である。（ａ）は、図２に示すリヤトーコントロールアクチュエータに組み込まれた平行２軸ギヤ機構の模式図、（ｂ）は、（ａ）の矢印Ｘ方向からみた矢視拡大模式図である。ギヤ離反力の方向を示す模式図であり、（ａ）は、トーコントロールアクチュエータを伸長方向に駆動した場合、（ｂ）は、トーコントロールアクチュエータを収縮方向に駆動した場合をそれぞれ示している。（ａ）は、ピニオンギヤ及びドリブンギヤに対してギヤ離反力が付与されたとき、ピニオンギヤ及びドリブンギヤの偏位を示す説明図、（ｂ）は、（ａ）の偏位の説明に供される平行２軸ギヤ機構の模式図である。ピニオンギヤ及びドリブンギヤに対してギヤ離反力が付与されたとき、ピニオンギヤ及びドリブンギヤの偏位を示す説明図である。ドリブンギヤの溝部とピニオンギヤの山部とによって相対角度（θｔ、θｃ）を模式的に示した説明図である。（ａ）は、着力点が急変する前の状態における各ベアリングの分担荷重を示す模式図、（ｂ）は、着力点が急変した後の状態における各ベアリングの分担荷重を示す模式図である。求められた相対角度によってピニオンギヤの歯面、又は、ドリブンギヤの歯面を補正することにより、ピニオンギヤ及びドリブンギヤの歯面間の噛み合いを最適化する手法を示す説明図である。（ａ）は、ピニオンギヤ側の歯面を補正するときに供される説明図、（ｂ）は、ドリブンギヤ側の歯面を補正するときに供される説明図である。ピニオンギヤとドリブンギヤの相対角度がθｔ＜０、且つ、θｃ＞０の場合における、ピニオンギヤ及びドリブンギヤの歯面間の噛み合いを最適化する手法を示す説明図である。（ａ）、（ｂ）は、伸び駆動時にピニオンギヤ側の歯面を補正すると共に、縮み駆動時にドリブンギヤ側の歯面を補正する場合の説明図である。（ａ）、（ｂ）は、伸び駆動時にドリブンギヤ側の歯面を補正すると共に、縮み駆動時にピニオンギヤ側の歯面を補正する場合の説明図である。ピニオンギヤの歯面に対してクラウニング処理を施した変形例を示す模式図である。ドリブンギヤの歯面に対してクラウニング処理を施した変形例を示す模式図である。

次に、本発明の実施形態について、適宜図面を参照しながら詳細に説明する。図１は、本発明の実施形態に係る動力伝達機構が適用されたリヤトーコントロールアクチュエータを含むリヤサスペンション装置の概略斜視図、図２は、図１に示すリヤトーコントロールアクチュエータの軸方向に沿った拡大断面図である。なお、各図中において、「前後」は、車両前後方向、「左右」は、左右方向（車幅方向）、「上下」は、車両上下方向をそれぞれ示している。

図１に示されるように、リヤサスペンション装置１０は、ダブルウィッシュボーンタイプからなり、ナックル１２を図示しない車体に対して上下動可能に支持するアッパアーム１４及びロアアーム１６と、ナックル１２と車体とを連結するダンパ１８と、ダンパ１８の上部外周に装着されるスプリング２０とを備えて構成されている。左後輪２２は、ナックル１２によって回転自在に支持され、ナックル１２と共に上下方向等に変位可能に設けられている。

アッパアーム１４及びロアアーム１６は、基端がそれぞれゴムブッシュ２４ａ、２４ｂを介して図示しない車体に連結され、先端がそれぞれボールジョイント２６ａ、２６ｂを介してナックル１２の上部及び下部に連結されている。リヤトーコントロールアクチュエータ２８は、基端がゴムブッシュ３０を介して図示しない車体に連結され、先端がゴムブッシュ３２を介してナックル１２の後部に連結されている。また、ダンパ１８は、その上端が図示しないゴムブッシュを介して車体に連結され、下端がゴムブッシュ３４を介してナックル１２の上部に連結されている。

図２に示されるように、リヤトーコントロールアクチュエータ２８は、アクチュエータ本体部３６と、モータケーシング３８を介してアクチュエータ本体部３６と一体的に付設されるモータ（回転駆動源）４０と、モータ４０の回転駆動力を出力ロッド４２に伝達する平行２軸ギヤ機構４４とを有する。

モータ４０は、例えば、ブラシ付モータからなり、図示しないロータと共に回転するモータ軸４６を有する。モータ軸４６の軸方向に沿った先端には、カップリング手段を介してモータ軸４６と同軸に駆動シャフト４８が連結されている。

平行２軸ギヤ機構４４は、軸線同士がそれぞれ平行に配置され、駆動軸として機能する駆動シャフト４８と、従動軸として機能する出力ロッド４２を有する。駆動シャフト４８の外周面には、ドライブギヤとして機能するピニオンギヤ５０が形成され、ピニオンギヤ５０と噛合するドリブンギヤ５２が設けられている。ピニオンギヤ５０の回転軸とドリブンギヤ５２の回転軸は、それぞれ平行に配置されている。ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２は、それぞれヘリカルギヤ（はすば歯車）によって構成されているが、例えば、平歯ギヤによって構成してもよい。ドリブンギヤ５２は、ピニオンギヤ５０よりも大径に設定されている。

ドリブンギヤ５２は、円筒状のナット部材５４の外周面に固定され、ナット部材５４はドリブンギヤ５２と一体的に回転する。ナット部材５４の内部には出力ロッド４２が内嵌され、ナット部材５４の内周面に形成された雄ねじと出力ロッド４２の外周面に形成された雌ねじとが嵌合することで、出力ロッド４２が軸方向に沿って伸縮自在（進退自在）に変位する。

モータ軸４６は、その軸方向に沿って離間して配置された一対のボールベアリング５６ａ、５６ｂによって回転自在に軸支されている。駆動シャフト４８の軸方向に沿った基端側（モータ４０側）には、駆動シャフト４８を回転自在に軸支するボールベアリング５８が配置されている。駆動シャフト４８の軸方向に沿った先端側には、駆動シャフト４８を回転自在に軸支するニードルベアリング６０が配置されている。

また、ナット部材５４は、複列アンギュラベアリング６２を介して、アクチュエータ本体部３６に対して回転自在に軸支されている。なお、ナット部材５４と出力ロッド４２との間には、軸方向に沿って所定間隔離間する一対のスライドブッシュ６４が介装され、一対のスライドブッシュ６４によって出力ロッド４２が摺動可能に支持されている。

本実施形態に係る動力伝達機構が適用されたリヤトーコントロールアクチュエータ２８を含むリヤサスペンション装置１０は、基本的に以上のように構成されるものであり、次にその動作及び作用効果について説明する。

モータ４０を所定方向に回転させてリヤトーコントロールアクチュエータ２８を伸長方向に駆動すると、ナックル１２の後部が車幅方向外側に押されて左後輪２２のトー角がトーイン方向に変化する。一方、モータ４０を前記とは反対方向に回転させてリヤトーコントロールアクチュエータ２８を収縮方向に駆動すると、ナックル１２の後部が車幅方向内側に引っ張られて左後輪２２のトー角がトーアウト方向に変化する。従って、図示しないステアリングホイールの操作による通常の前輪の操舵に加えて、車速やステアリングホイールの操舵角に応じて左右後輪のトー角を制御することで、車両の直進安定性能や旋回性能を向上させることができる。

次に、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２間の作動音（ギヤノイズ）の発生原因について、以下詳細に検討する。

図３は、作動音の発生に至る経緯を簡略化して示したフローチャートである。
先ず、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２間の１噛み合いにつき１回、ギヤ離反力の着力点が急変する（ステップＳ１参照）。このギヤ離反力に着力点の変動に起因して、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２間の１噛み合いにつき１回、ニードルベアリング６０、ボールベアリング５８の分担荷重が急変する（ステップＳ２参照）。

さらに、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２間の１噛み合いにつき１回、ピニオンギヤ５０、ニードルベアリング６０、ボールベアリング５８の変位が急変する（ステップＳ３参照）。ステップＳ１〜Ｓ３に示される過程を経て、ピニオンギヤ５０とドリブンギヤ５２とのギヤ噛み合いの作動音（１次作動音）が発生する（ステップＳ４参照）。なお、ステップＳ２を経由することがなく、ステップＳ１からステップＳ３にバイパスする場合も含まれる。

ここで、着力点の変動について説明する。
ギヤ離反力が微小な領域でリヤトーコントロールアクチュエータ２８を駆動した場合、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２の投影歯面は正対する状態となる。図４は、ピニオンギヤ及びドリブンギヤの投影歯面が正対する状態における噛み合い変化を経時列に沿って示した模式図である。図４では、ピニオンギヤ５０の歯先上がり、又は、ドリブンギヤ５２の歯元上がり、若しくは、その両方の場合の噛み合い状態を示している。図５は、ギヤ離反力が大きな領域でリヤトーコントロールアクチュエータを駆動した場合、ギヤ離反力によってピニオンギヤ及びドリブンギヤの投影歯面間の当接領域が減少した状態における噛み合い変化を経時列に沿って示した模式図である。

なお、「着力点」とは、ピニオンギヤ５０の投影歯面とドリブンギヤ５２の投影歯面とが当接する当接領域に発生するギヤ離反力の中央位置を示している。また、図４及び図５において、○印は、着力点を示し、太線矢印は、ピニオンギヤによる押圧荷重を示している。「歯面」とは、歯末の面（tooth face）と歯元の面(tooth flank)との両者を合わせた面をいう。

ギヤ離反力が微小な領域でリヤトーコントロールアクチュエータ２８を駆動した場合、ピニオンギヤ５０の歯面とドリブンギヤ５２の歯面とが正対する噛み合い状態となる。この正対状態では、図４に示されるように、投影歯面間の当接領域がピニオンギヤ５０の歯すじ方向における略全長となり、（ｃ）の噛み合い区間から（ｄ）の噛み合い区間に変化するときに着力点の最大変位量がＡ１となる。

これに対して、ギヤ離反力が大きな領域でリヤトーコントロールアクチュエータ２８を駆動した場合、ピニオンギヤ５０の投影歯面とドリブンギヤ５２の投影歯面との当接領域が、ピニオンギヤ５０の歯すじ方向における全長の半分よりも短縮された噛み合い状態となる。このギヤ離反力発生状態では、図５に示されるように、（ｄ）の噛み合い区間から（ｅ）の噛み合い区間に変化するときに着力点の最大変位量がＡ２となる（最大変位量Ａ１≪最大変位量Ａ２）。

このように、ギヤ離反力が大きくなり歯すじ方向における歯面間の当接領域が短縮（減少）するにつれて、着力点の最大変位量が大きくなる。

次に、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２に作用するギヤ離反力について説明する。

図６（ａ）は、図２に示すリヤトーコントロールアクチュエータに組み込まれた平行２軸ギヤ機構の模式図、図６（ｂ）は、図６（ａ）の矢印Ｘ方向からみた矢視拡大模式図である。なお、なお、図６（ａ）において、ピニオンギヤ５０とドリブンギヤ５２との間に示される斜線部分５３は、ピニオンギヤ５０とドリブンギヤ５２との歯面間の噛合部分を示している。

駆動シャフト４８の先端を支持するニードルベアリング６０と、駆動シャフト４８の基端を支持するボールベアリング５８と、ナット部材５４を支持する複列アンギュラベアリング６２の三者間におけるガタの大小関係は、以下のようになっている。

（ニードルベアリング６０のガタ）＞（ボールベアリング５８のガタ）≒（複列アンギュラベアリング６２のガタ）
この三者間におけるガタの大小関係において、ニードルベアリング６０のガタが最も大きいことから、駆動シャフト４８の先端が最も大きく振れる。

また、駆動シャフト４８の先端を支持するニードルベアリング６０と、駆動シャフト４８の基端を支持するボールベアリング５８と、ナット部材５４を支持する複列アンギュラベアリング６２の三者間における支持点剛性の大小関係は、以下のようになっている。

（ニードルベアリング６０の剛性）＜（ボールベアリング５８の剛性）＜（複列アンギュラベアリング６２の剛性）
この三者間における剛性の大小関係において、ニードルベアリング６０の剛性が最も低いことからも、駆動シャフト４８の先端が最も大きく振れる。

図７は、ギヤ離反力の方向を示す模式図であり、図７（ａ）は、トーコントロールアクチュエータを伸長方向に駆動した場合、図７（ｂ）は、トーコントロールアクチュエータを収縮方向に駆動した場合をそれぞれ示している。また、図７中において、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２の回転方向をそれぞれ「ＣＷ」、「ＣＣＷ」で表示している。「ＣＷ」は、ギヤ回転方向が時計回り方向（clockwise）、「ＣＣＷ」は、ギヤ回転方向が反時計回り方向（counterclockwise）をそれぞれ示している。

図７（ａ）に示されるように、リヤトーコントロールアクチュエータ２８が伸長方向に駆動される際、ピニオンギヤ５０は、反時計回り方向（ＣＣＷ方向）で、歯面がモータ４０側に傾斜する力（ギヤ離反力）Ｆ１ａを受ける。また、図７（ｂ）に示されるように、リヤトーコントロールアクチュエータ２８が収縮方向に駆動される際、ピニオンギヤ５０は、時計回り方向（ＣＷ方向）で、歯面がニードルベアリング６０側に傾斜する力（ギヤ離反力）Ｆ１ｂを受ける。

リヤトーコントロールアクチュエータ２８が伸長方向に駆動される際、ドリブンギヤ５２は、時計回り方向（ＣＷ方向）で、歯面がニードルベアリング６０側に傾斜する力（ギヤ離反力）Ｆ２ａを受ける。また、リヤトーコントロールアクチュエータ２８が収縮方向に駆動される際、ドリブンギヤ５２は、反時計回り方向（ＣＣＷ方向）で、歯面がモータ４０側に傾斜する力（ギヤ離反力）Ｆ２ｂを受ける。

なお、各ギヤ離反力がピニオンギヤ５０の回転軸に対して直交する方向から、モータ４０側又はニードルベアリング６０側に傾くのは、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２が、それぞれ、歯すじ（tooth trace）がつるまき線で傾斜したヘリカルギヤを用いていることに起因する。

図８（ａ）は、ピニオンギヤ及びドリブンギヤに対してギヤ離反力が付与されたとき、ピニオンギヤ及びドリブンギヤの偏位を示す説明図、図８（ｂ）は、図８（ａ）の偏位の説明に供される平行２軸ギヤ機構の模式図である。

図８（ａ）の左側縦欄の表題において、「静止時」とは、リヤトーコントロールアクチュエータ２８の駆動が停止してピニオンギヤ５０の歯面とドリブンギヤ５２の歯面とが正対している状態をいう。また、「伸び駆動時」とは、出力ロッド４２が伸長方向に駆動される場合をいい、「縮み駆動時」とは、出力ロッド４２が収縮方向に駆動される場合をいう。

図８（ａ）の横上欄の表題において、「ピニオンギヤ姿勢」とは、ピニオンギヤ５０にギヤ離反力が付与された時、ドリブンギヤ５２と接触するピニオンギヤ５０の歯面の角度をいう。また、「ドリブンギヤ姿勢」とは、ドリブンギヤ５２にギヤ離反力が付与された時、ピニオンギヤ５０と接触するドリブンギヤ５２の歯面の角度をいう。

さらに、図８（ａ）の横上欄の表題において、「相対角度」とは、リヤトーコントロールアクチュエータ２８の駆動時に出力ロッド４２が変位する際、ギヤ離反力によって相対的にＣＷ側又はＣＣＷ側にオフセット（偏位、傾動、離間）するピニオンギヤ５０の回転中心線（太実線参照）とドリブンギヤ５２の回転中心線（細実線参照）との間で形成される角度をいう。この相対角度は、相対角度（第１相対角度）θｔと相対角度（第２相対角度）θｃとによって構成される。

相対角度θｔは、出力ロッド４２が伸長方向に変位する際、ギヤ離反力によってＣＣＷ側に傾動するピニオンギヤ５０の回転中心線とＣＷ側に傾動するドリブンギヤ５２の回転中心線との間で形成される相対角度をいう。また、相対角度θｃは、出力ロッド４２が収縮方向に変位する際、ギヤ離反力によってＣＷ側に傾動するピニオンギヤ５０の回転中心線とＣＣＷ側に傾動するドリブンギヤ５２の回転中心線との間で形成される相対角度をいう。

「静止時」では、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２に対してギヤ離反力が付与されていないため、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２の姿勢に変化がなく、ピニオンギヤ５０の回転中心線とドリブンギヤ５２の回転中心線との間で形成される相対角度（θｔ、θｃ）は、零である。

「伸び駆動時」では、ピニオンギヤ５０にＣＣＷ方向のギヤ離反力が付与されるため、ギヤ離反力付与前の回転中心線に対してピニオンギヤ５０の回転中心線がＴＯＰ側において相対角度θｔ_１だけ傾動する。なお、図８（ａ）中における一点鎖線は、ギヤ離反力が付与される前のピニオンギヤ５０の回転中心線を示している。

また、「伸び駆動時」では、ドリブンギヤ５２にＣＷ方向のギヤ離反力が付与されるため、ギヤ離反力付与前の回転中心線に対してドリブンギヤ５２の回転中心線がＢＯＴＴＯＭ側において相対角度θｔ_２だけ傾動する。そこで、相対角度θｔ_１を有するピニオンギヤ５０の回転中心線と、相対角度θｔ_２を有するドリブンギヤ５２の回転中心線とを平行移動して両者を重ね合わせると、伸長方向側の相対角度（θｔ；第１相対角度）が求められる。

すなわち、この相対角度θｔは、ドリブンギヤ５２に対するピニオンギヤ５０の相対角度（ドリブンギヤ５２から見たピニオンギヤ５０の傾動角度）をいい、ピニオンギヤ５０側の相対角度θｔ_１からドリブンギヤ５２側の相対角度θｔ_２を減算することで求められる（θｔ＝θｔ_１−θｔ_２）。なお、この相対角度θｔは、基準とするドリブンギヤ５２の中心線を零とすると、θｔ＞０となる。

次に、「縮み駆動時」では、ピニオンギヤ５０にＣＷ方向のギヤ離反力が付与されるため、ギヤ離反力付与前の回転中心線に対してピニオンギヤ５０の回転中心線がＴＯＰ側において相対角度θｃ_１だけ傾動する。

また、「縮み駆動時」では、ドリブンギヤ５２にＣＣＷ方向のギヤ離反力が付与されるため、ギヤ離反力付与前の回転中心線に対してドリブンギヤ５２の回転中心線がＢＯＴＴＯＭ側において相対角度θｃ_２だけ傾動する。そこで、相対角度θｃ_１を有するピニオンギヤ５０の回転中心線と、相対角度θｃ_２を有するドリブンギヤ５２の回転中心線とを平行移動して両者を重ね合わせると、収縮方向側の相対角度（θｃ；第２相対角度）が求められる。

すなわち、この相対角度θｃは、ドリブンギヤ５２に対するピニオンギヤ５０の相対角度（ドリブンギヤ５２から見たピニオンギヤ５０の傾動角度）をいい、ピニオンギヤ５０側の相対角度θｃ_１からドリブンギヤ５２側の相対角度θｃ_２を減算することで求められる（θｃ＝θｃ_１−θｃ_２）。なお、この相対角度θｃは、基準とするドリブンギヤ５２の中心線を零とすると、θｃ＜０となる。

前記した図８（ａ）では、相対角度θｔ＞０、且つ、相対角度θｃ＜０の場合を示しているが、例えば、図９に示されるように、相対角度θｔ＜０、且つ、相対角度θｃ＞０の場合もあり、ギヤ離反力は図と反対方向に発生する。なお、相対角度θｔ＜０、且つ、相対角度θｃ＞０の場合では、駆動シャフト４８の先端を支持するニードルベアリング６０と、駆動シャフト４８の基端を支持するボールベアリング５８と、ナット部材５４を支持する複列アンギュラベアリング６２の三者間におけるガタの大小関係が図８（ａ）と異なるように設定される。

相対角度を決定する要素としては、ピニオンギヤ５０側の要素とドリブンギヤ５２側の要素とに大別される。ピニオンギヤ５０側の要素としては、例えば、ピニオンギヤ５０のＴＯＰ側支持点ガタ、ピニオンギヤ５０のＴＯＰ側支持点剛性、ピニオンギヤ５０のＢＯＴＴＯＭ側支持点ガタ、ピニオンギヤ５０のＢＯＴＴＯＭ側支持点剛性、ピニオンギヤ５０のＴＯＰ側支持点と噛み合い位置との間の距離、ピニオンギヤ５０のＢＯＴＴＯＭ側支持点と噛み合い位置との間の距離、ピニオンギヤ５０のギヤ離反力等が挙げられる。

また、ドリブンギヤ５２側の要素としては、例えば、ドリブンギヤ５２のＴＯＰ側支持点ガタ、ドリブンギヤ５２のＴＯＰ側支持点剛性、ドリブンギヤ５２のＴＯＰ側支持点と噛み合い位置との間の距離、ドリブンギヤ５２のギヤ離反力等が挙げられる。

図１０は、ドリブンギヤの溝部とピニオンギヤの山部とによって相対角度（θｔ、θｃ）を模式的に示した説明図である。

図１０に示されるように、相似形からなり平行で幅狭な一組の対辺と平行で幅広な一組の対辺とによって構成される２つの平行四辺形において、内側の小さな平行四辺形は、ピニオンギヤ５０の山部６６を上面視で模式的に示したものであり、外側の大きな平行四辺形は、ピニオンギヤ５０の山部６６に対応するドリブンギヤ５２の溝部６８を上面視で模式的に示したものである。

「静止時」では、ピニオンギヤ５０の山部６６の歯面とドリブンギヤ５２の溝部６８の歯面とが非接触状態にある。この結果、ピニオンギヤ５０の回転中心線とドライブギヤ５２の回転中心線との間で形成される相対角度（θｔ、θｃ）は、零である。なお、静止時において、２つの平行四辺形の斜辺と鉛直線とが交差する鋭角側の角度θ_０は、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２の各歯面における進み角を示している。この進み角θ_０は、はすば歯車では、θ_０＞０であり、平歯車では、θ_０＝０である。

「伸び駆動時」では、前記したギヤ離反力の作用によってピニオンギヤ５０の回転中心線とドリブンギヤ５２の回転中心線との間で相対角度θｔが発生し、ピニオンギヤ５０の山部６６の左下角部６７がドリブンギヤ５２の溝部６８の歯面と点接触した噛み合い状態となる。この結果、ピニオンギヤ５０とドリブンギヤ５２との間で接触する歯面間の作動音が大きくなる。

「縮み駆動時」では、前記したギヤ離反力の作用によってピニオンギヤ５０の回転中心線とドリブンギヤ５２の回転中心線との間で相対角度θｃが発生し、ピニオンギヤ５０の山部６６の右下角部６９がドリブンギヤ５２の溝部６８の歯面と点接触した噛み合い状態となる。この結果、ピニオンギヤ５０とドリブンギヤ５２との間で接触する歯面間の作動音が大きくなる。

次に、着力点が変動した際の各ベアリング間における分担荷重の変化について説明する。
図１１（ａ）は、着力点が急変する前の状態における各ベアリングの分担荷重を示す模式図、図１１（ｂ）は、着力点が急変した後の状態における各ベアリングの分担荷重を示す模式図である。なお、図中では、各要素に記載された太線矢印の長さによって、分担荷重の増減を表している。

ピニオンギヤ５０が形成された駆動シャフト４８の先端４８ａは、ニードルベアリング６０によって回転自在に支持され、駆動シャフト４８の基端は、ボールベアリング５８によって支持されている。図１１（ａ）と図１１（ｂ）とを比較して諒解されるように、着力点の急変後では、急変前と比較して、先端４８ａ側のニードルベアリング６０の分担荷重が急増していると共に、基端側のボールベアリング５８の分担荷重が急減している。

次に、本願の発明者は、上記のような作動音の発生原因について鋭意検討した結果、ギヤ離反力の着力点の変動を要因として作動音が発生するため、歯面に対して以下のような補正を行なうことで、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２の歯面間の噛み合いを最適化できることがわかった。

先ず、ピニオンギヤ５０とドリブンギヤ５２の相対角度がθｔ＞０、且つ、θｃ＜０の場合で、ピニオンギヤ５０の歯面の補正について説明する。
図１２は、求められた相対角度によってピニオンギヤの歯面、又は、ドリブンギヤの歯面を補正することにより、ピニオンギヤ及びドリブンギヤの歯面間の噛み合いを最適化する手法を示す説明図、図１３（ａ）は、ピニオンギヤ側の歯面を補正するときに供される説明図、図１３（ｂ）は、ドリブンギヤ側の歯面を補正するときに供される説明図、図１４は、ピニオンギヤとドリブンギヤの相対角度がθｔ＜０、且つ、θｃ＞０の場合で、ドリブンギヤの歯面を補正する説明図である。

図１２に示されるように、伸び駆動時における相対角度θｔを求め（θｔ＝θｔ_１−θｔ_２）、この相対角度θｔを保持したままドリブンギヤ５２の回転中心線を基準線（一点鎖線）に合わせて０度に置換する。続いて、ドリブンギヤ５２と接触するＣＷ側のピニオンギヤ５０の歯面の角度（内側の小さな平行四辺形の向かって左側の斜辺の角度）を、ピニオンギヤ５０の歯面の進み角θ_０（図１０参照）に対して前記で求めた相対角度θｔを減算した角度（θ_０−θｔ）に補正する。

すなわち、図１３（ａ）に示されるように、角度（θ_０−θｔ）の補正は、内側の小さな平行四辺形で示されるピニオンギヤ５０の山部６６の歯面において、幅狭な上側の対辺の左端から下側の対辺に向かって相対角度θｔを有してＣＣＷ側に立ち下がる太線斜線とすることで補正される。

図１２に戻って、縮み駆動時では、縮み駆動時における相対角度θｃを求め（θｃ＝θｃ_１−θｃ_２）、この相対角度θｃを保持したままドリブンギヤ５２の回転中心線を基準線（一点鎖線）に合わせて０度に置換する。続いて、ドリブンギヤ５２と接触するＣＣＷ側のピニオンギヤ５０の歯面の角度（内側の小さな平行四辺形の向かって右側の斜辺の角度）を、ピニオンギヤ５０の歯面の進み角θ_０（図１０参照）に対して前記で求めた相対角度θｃを減算した角度（θ_０−θｃ）に補正する。

すなわち、図１３（ａ）に示されるように、角度（θ_０−θｃ）の補正は、内側の小さな平行四辺形で示されるピニオンギヤ５０の山部６６の歯面において、点Ｏを回転中心として破線で示す右側の幅広な斜辺を時計回り方向に相対角度θｃだけ回転させた太線斜線とすることで補正される。

このように、本実施形態では、出力ロッド４２が伸長方向及び収縮方向に変位する際、ドリブンギヤ５２の歯面と接触するピニオンギヤ５０のＣＣＷ側の歯面の角度、及び、ピニオンギヤ５０のＣＷ側の歯面の角度をそれぞれ、進み角θ_０に対して相対角度θｔ及び相対角度θｃだけ減算して補正することで、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２の歯面間の接触面積が最大となり、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２の歯面間の噛み合いを最適化することができる。

換言すると、本実施形態では、補正しない場合と比較して、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２の歯面間の接触面積を大きくすることで、着力点の変位量を小さくすることができ、作動音の発生を抑制することができる。

次に、ピニオンギヤ５０とドリブンギヤ５２の相対角度がθｔ＞０、且つ、θｃ＜０の場合で、ドリブンギヤ５２の歯面の補正について説明する。

ドリブンギヤ５２の歯面の補正は、伸び駆動時及び縮み駆動時における相対角度θｔ及び相対角度θｃをそれぞれ求めて、ドリブンギヤ５２の回転中心線を０度に置換する点まで、ピニオンギヤ５０の歯面の補正と同一である。

図１２に示されるように、伸び駆動時におけるドリブンギヤ５２側の補正では、ピニオンギヤ５０と接触するＣＷ側のドリブンギヤ５２の歯面の角度（外側の大きな平行四辺形の向かって左側の斜辺の角度）を、ピニオンギヤ５０の歯面の進み角θ_０に対して前記で求めた相対角度θｔを加算した角度（θ_０＋θｔ）に補正する。

すなわち、図１３（ｂ）に示されるように、伸び駆動時における角度（θ_０＋θｔ）の補正は、外側の大きな平行四辺形で示されるドリブンギヤ５２の溝部６８の歯面において、点Ｏを回転中心として破線で示す左側の幅広な斜辺を時計回り方向に相対角度θｔだけ回転させた太線斜線とすることで補正される。

図１２に戻って、縮み駆動時におけるドリブンギヤ５２側の補正では、ピニオンギヤ５０と接触するＣＣＷ側のドリブンギヤ５２の歯面の角度（外側の大きな平行四辺形の向かって右側の斜辺の角度）を、ピニオンギヤ５０の歯面の進み角θ_０に対して前記で求めた相対角度θｃを加算した角度（θ_０＋θｃ）に補正する。

すなわち、図１３（ｂ）に示されるように、縮み駆動時における角度（θ_０＋θｃ）の補正は、外側の大きな平行四辺形で示されるドリブンギヤ５２の溝部６８の歯面において、点Ｏを回転中心として破線で示す右側の幅広な斜辺を反時計回り方向に相対角度θｃだけ回転させた太線斜線とすることで補正される。

以上は、ピニオンギヤ５０とドリブンギヤ５２の相対角度がθｔ＞０、且つ、θｃ＜０のときに、ピニオンギヤ側の歯面又はドリブンギヤ側の歯面を補正する場合について説明している。これに対して、図１４に示されるように、ピニオンギヤ５０とドリブンギヤ５２の相対角度がθｔ＜０、且つ、θｃ＞０のときも図１２と同様にして、ピニオンギヤ５０側の歯面又はドリブンギヤ５２側の歯面を補正することができる。

前記では、伸び駆動時及び縮み駆動時の両方において、ピニオンギヤ５０の歯面、又は、ドリブンギヤ５２の歯面のいずれか一方を補正する場合について説明しているが、次に、伸び駆動時と縮み駆動時とにおいて、それぞれ、異なる補正を行なう場合について説明する。

図１５（ａ）及び図１５（ｂ）は、伸び駆動時にピニオンギヤ側の歯面を補正すると共に、縮み駆動時にドリブンギヤ側の歯面を補正する場合の説明図である。

伸び駆動時におけるピニオンギヤ５０側の補正では、ドリブンギヤ５２と接触するＣＷ側のピニオンギヤ５０の歯面の角度（内側の小さな平行四辺形の向かって左側の斜辺の角度）を、ピニオンギヤ５０の歯面の進み角θ_０に対して前記で求めた相対角度θｔを減算した角度（θ_０−θｔ）に補正する。なお、角度（θ_０−θｔ）の補正は、図１３（ａ）と同様であるので、その詳細な説明を省略する。

縮み駆動時におけるドリブンギヤ５２側の補正では、ピニオンギヤ５０と接触するＣＣＷ側のドリブンギヤ５２の歯面の角度（外側の大きな平行四辺形の向かって右側の斜辺の角度）を、ピニオンギヤ５０の歯面の進み角θ_０に対して前記で求めた相対角度θｃを加算した角度（θ_０＋θｃ）に補正する。なお、角度（θ_０＋θｃ）の補正は、図１３（ｂ）と同様であるので、その詳細な説明を省略する。

図１６（ａ）及び図１６（ｂ）は、伸び駆動時にドリブンギヤ側の歯面を補正すると共に、縮み駆動時にピニオンギヤ側の歯面を補正する場合の説明図である。

伸び駆動時におけるドリブンギヤ５２側の補正では、ピニオンギヤ５０と接触するＣＷ側のドリブンギヤ５２の歯面の角度（外側の大きな平行四辺形の向かって左側の斜辺の角度）を、ピニオンギヤ５０の歯面の進み角θ_０に対して前記で求めた相対角度θｔを加算した角度（θ_０＋θｔ）に補正する。なお、角度（θ_０＋θｔ）の補正は、図１３（ｂ）と同様であるため、その詳細な説明を省略する。

縮み駆動時におけるピニオンギヤ５０側の補正では、ドリブンギヤ５２と接触するＣＣＷ側のピニオンギヤ５０の歯面の角度（内側の小さな平行四辺形の向かって右側の斜辺の角度）を、ピニオンギヤ５０の歯面の進み角θ_０に対して前記で求めた相対角度θｃを減算した角度（θ_０−θｃ）に補正する。なお、角度（θ_０−θｃ）の補正は、図１３（ａ）と同様であるため、その詳細な説明を省略する。

このように伸び駆動時と縮み駆動時とにおいて、ピニオンギヤ５０とドリブンギヤ５２とのいずれかで補正することによっても、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２の歯面間の接触面積が最大となり、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２の歯面間の噛み合いを最適化することができる。

次に、ピニオンギヤ５０及び／又はドリブンギヤ５２の歯面に対してクラウニング処理を行なう点について、以下説明する。

ピニオンギヤ５０及び／又はドリブンギヤ５２の歯面を補正する最適化手法では、目標とするギヤ離反力下において、相対角度を零として噛み合いを最適化している。しかしながら、例えば、外力の変化やピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２の回転速度の増加等によってギヤ離反力が目標値から外れた場合（想定範囲外となった場合）、相対角度が零とならず零より大きい相対角度が残存する。

そこで、目標外のギヤ離反力によって発生する相対角度分だけ、ピニオンギヤ５０及び／又はドリブンギヤ５２の歯面に対してクラウニング処理を施すことで、目標外のギヤ離反力に対する相対角度のズレを抑制することができる。この結果、クラウニング処理によって、目標外の範囲をも含めた広範な範囲でギヤ離反力における噛み合いを安定化することができる。

図１７は、ピニオンギヤの歯面に対してクラウニング処理を施した変形例を示す模式図、図１８は、ドリブンギヤの歯面に対してクラウニング処理を施した変形例を示す模式図である。図１７に示されるように、ピニオンギヤ５０には、山部６６の対向する両側の歯面に複合曲線で構成されるクラウニング７０（太実線参照）が設けられる。また、図１８に示されるように、ドリブンギヤ５２には、溝部６８の対向する両側の歯面に複合曲線で構成されるクラウニング７２（太実線参照）が設けられる。

図１７及び図１８には、縮み駆動時のドリブンギヤ５２の溝部６８とピニオンギヤ５０の山部６６との相対関係において、ピニオンギヤ５０又はドリブンギヤ５２に発生するギヤ離反力が変化する状態を示している（図中における太線矢印の大きさ参照）。また、図１７において、破線で囲んだ部分は、ピニオンギヤ５０のクラウニング７０とドリブンギヤ５２の溝部６８の歯面とが接触する接触部分を示している。ギヤ離反力が小さい状態から真ん中の状態を経てギヤ離反力が大きい状態となるにしたがって、接触部分が歯すじ方向で変化している。図１８において、破線で囲んだ部分は、ピニオンギヤ５０の山部６６の歯面とドリブンギヤ５２のクラウニング７２とが接触する接触部分を示している。

変形例では、ピニオンギヤ５０及び／又はドリブンギヤ５２の歯面にクラウニング７０
７２を設けることで、ピニオンギヤ５０及びドリブンギヤ５２の歯面間における総合的な噛み合いをより一層安定化させることができる。

２８リヤトーコントロールアクチュエータ
４０モータ（回転駆動源）
４２出力ロッド（従動軸）
４４平行２軸ギヤ機構
４８駆動シャフト（駆動軸）
５０ピニオンギヤ（ドライブギヤ）
５２ドリブンギヤ
７０、７２クラウニング
θｔ相対角度（第１相対角度）
θｃ相対角度（第２相対角度）
θ_０進み角

Claims

回転駆動源の回転駆動力が伝達される駆動軸と、
前記駆動軸に設けられるドライブギヤと、
前記駆動軸の軸線に対して平行に配置される従動軸と、
前記従動軸に設けられ、前記ドライブギヤと噛合するドリブンギヤと、
を有する動力伝達機構であって、
前記駆動軸が正転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第１相対角度（θｔ）を求め、
前記駆動軸が逆転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第２相対角度（θｃ）を求め、
前記駆動軸が正転するときに前記ドリブンギヤと接触する前記ドライブギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第１相対角度（θｔ）を減算した角度（θ_０−θｔ）に補正すると共に、
前記駆動軸が逆転するときに前記ドリブンギヤと接触する前記ドライブギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第２相対角度（θｃ）を減算した角度（θ_０−θｃ）に補正することを特徴とする動力伝達機構。
回転駆動源の回転駆動力が伝達される駆動軸と、
前記駆動軸に設けられるドライブギヤと、
前記駆動軸の軸線に対して平行に配置される従動軸と、
前記従動軸に設けられ、前記ドライブギヤと噛合するドリブンギヤと、
を有する動力伝達機構であって、
前記駆動軸が正転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第１相対角度（θｔ）を求め、
前記駆動軸が逆転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第２相対角度（θｃ）を求め、
前記駆動軸が正転するときに前記ドライブギヤと接触する前記ドリブンギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第１相対角度（θｔ）を加算した角度（θ_０＋θｔ）に補正すると共に、
前記駆動軸が逆転するときに前記ドライブギヤと接触する前記ドリブンギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第２相対角度（θｃ）を加算した角度（θ_０＋θｃ）に補正することを特徴とする動力伝達機構。
回転駆動源の回転駆動力が伝達される駆動軸と、
前記駆動軸に設けられるドライブギヤと、
前記駆動軸の軸線に対して平行に配置される従動軸と、
前記従動軸に設けられ、前記ドライブギヤと噛合するドリブンギヤと、
を有する動力伝達機構であって、
前記駆動軸が正転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第１相対角度（θｔ）を求め、
前記駆動軸が逆転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第２相対角度（θｃ）を求め、
前記駆動軸が正転するときに前記ドリブンギヤと接触する前記ドライブギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第１相対角度（θｔ）を減算した角度（θ_０−θｔ）に補正すると共に、
前記駆動軸が逆転するときに前記ドライブギヤと接触する前記ドリブンギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第２相対角度（θｃ）を加算した角度（θ_０＋θｃ）に補正することを特徴とする動力伝達機構。
回転駆動源の回転駆動力が伝達される駆動軸と、
前記駆動軸に設けられるドライブギヤと、
前記駆動軸の軸線に対して平行に配置される従動軸と、
前記従動軸に設けられ、前記ドライブギヤと噛合するドリブンギヤと、
を有する動力伝達機構であって、
前記駆動軸が正転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第１相対角度（θｔ）を求め、
前記駆動軸が逆転する際、ギヤ離反力によって相対的に離間する前記ドライブギヤの回転中心線と前記ドリブンギヤの回転中心線との間の第２相対角度（θｃ）を求め、
前記駆動軸が正転するときに前記ドライブギヤと接触する前記ドリブンギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第１相対角度（θｔ）を加算した角度（θ_０＋θｔ）に補正すると共に、
前記駆動軸が逆転するときに前記ドリブンギヤと接触する前記ドライブギヤの歯面の角度を、前記歯面の進み角（θ_０）に対して前記第２相対角度（θｃ）を減算した角度（θ_０−θｃ）に補正することを特徴とする動力伝達機構。
請求項１乃至請求項４記載の動力伝達機構において、
前記ドライブギヤの歯面及び前記ドリブンギヤの歯面の少なくともいずれか一方には、クラウニング処理が施されることを特徴とする動力伝達機構。