JP6147708B2 - 動力伝達機構 - Google Patents
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Description
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(θ0)に対して前記第1相対角度(θt)を減算した角度(θ0−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(θ0)に対して前記第2相対角度(θc)を減算した角度(θ0−θc)に補正することを特徴とする。
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)。
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。
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。
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。
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。
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。
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)
θ0 進み角
Claims (5)
- 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(θ0)に対して前記第1相対角度(θt)を減算した角度(θ0−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(θ0)に対して前記第2相対角度(θc)を減算した角度(θ0−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(θ0)に対して前記第1相対角度(θt)を加算した角度(θ0+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(θ0)に対して前記第2相対角度(θc)を加算した角度(θ0+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(θ0)に対して前記第1相対角度(θt)を減算した角度(θ0−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(θ0)に対して前記第2相対角度(θc)を加算した角度(θ0+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(θ0)に対して前記第1相対角度(θt)を加算した角度(θ0+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(θ0)に対して前記第2相対角度(θc)を減算した角度(θ0−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。
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