JP6311730B2 - 歯車機構 - Google Patents

Description

この発明は、複数の歯車を介してトルクを伝達する歯車機構に関するものであり、特に、その歯車における歯面の表面性状に関するものである。

特許文献１には、駆動側回転軸に設けられたハイポイドピニオン歯車と、被駆動側回転軸に設けられたハイポイドリング歯車との噛み合い面における潤滑油の保持率を高めるために、歯面のスキューネスＲｓｋを「−１」以下とし、歯面の表面粗さの最大高さＲｙを「３」以下とし、その最大高さＲｙを、歯面の表面粗さの算術平均粗さＲａで除算した値を「６〜１２」とした歯車機構が記載されている。さらに、特許文献２には、上記の歯車のうちの一方の歯車の表面性状を特許文献１に記載された条件を満たすように構成し、他方の歯車の表面性状は、スキューネスＲｓｋを「０〜１．５」とし、最大高さＲｙを「３」以下とし、最大高さＲｙを算術平均粗さＲａで除算した値を「６」以下とした歯車機構が記載されている。

また、特許文献３には、サンギヤと、そのサンギヤを囲うように配置されたリングギヤと、サンギヤおよびリングギヤとに噛み合う複数のピニオンギヤとを備えた遊星歯車機構が記載されている。この遊星歯車機構を構成する各ギヤがトルクを伝達する際に、歯面が摩耗して金属くずが生じることを抑制するために、各ギヤの歯面の算術平均粗さが「０．２５」マイクロメートル以下になるように上記各ギヤが形成されている。

さらに、特許文献４に記載された歯車は、動力の伝達効率を向上させるとともに、歯面強度を向上させるために、噛み合い面に介在する油膜を適切な厚さに形成するように構成されている。具体的には、歯面の算術平均粗さＲａが「０．１５」マイクロメートル以下で、かつ突出山部高さＲｐｋが「０．０１」マイクロメートル以上かつ「０．１」マイクロメートル以下となるように形成されている。

またさらに、特許文献５には、金属製の駆動ギヤと樹脂製の従動ギヤとの噛み合いの摩擦を低減するために、駆動ギヤの歯面の算術平均粗さＲａを「０．１」マイクロメートル以下に形成した歯車機構が記載されている。

なお、特許文献６には、歯車の疲労寿命を向上させるために、互いに噛み合う二つの歯車のうち少なくともいずれか一方の歯車の歯面、より好ましくは噛み合い回数の多い方の歯車や、硬度の高い方の歯車の歯面に、なじみ処理を行った後に、ショットピーニング処理を施す歯車の製造方法が記載されている。

特開２００４−３０８６６５号公報 特開２００４−３０８８１７号公報 特表２００７−５１６０９６号公報 特開２０１４−９５３９２号公報 特開２００５−２１４３３９号公報 特開２００９−２３６２４４号公報

特許文献１ないし４に記載された歯車または歯車機構は、互いに噛み合う歯の歯面で摩擦が生じることを抑制するために、一対の歯車または遊星歯車を構成する各歯車のそれぞれの歯面の表面性状を定めている。一方、一般的な歯車は、歯形状を形成した後に、歯面の強度を向上させる処理を行い、その後に、特許文献１ないし４に記載されたような歯面の性状を整える処理を行う。したがって、上記のように複数の歯車の歯面の表面性状を定めるとすれば、各歯車を加工する工数が増大し、また表面性状を定めていることにより歩留まりが増大する可能性がある。そのため、歯車や歯車機構を製造するコストが増大する可能性がある。

また、一般的な車両などにおける駆動力源から駆動輪へのトルクの伝達経路内に設けられる歯車は、伝達するべきトルクが大きいことにより比較的強度の高い歯車が使用される。したがって、比較的大きなトルクを伝達する装置には、特許文献５に記載された歯車機構を採用することは困難である。

この発明は上記の技術的課題に着目してなされたものであり、歯車の加工工数が増大することを抑制しつつ、トルクの伝達効率を向上させることができる歯車機構を提供することを目的とするものである。

上記の目的を達成するために、この発明は、複数の歯車を備え、駆動力源から出力されたトルクを出力部材に伝達する歯車機構において、前記複数の歯車のうち最も高回転数となる第１歯車の歯面の表面性状が、プラトー状に形成され、かつ前記第１歯車の歯面の表面粗さを表すパラメータが、前記複数の歯車のうちの他の歯車の歯面の表面粗さを表すパラメータよりも小さいことを特徴とするものである。

この発明では、前記パラメータは、スキューネスであってよい。

この発明では、前記第１歯車の歯面の算術平均粗さＲａが０．１５μｍ以下で、突出山部高さＲｐｋが０．０１μｍ≦Ｒｐｋ≦０．１μｍであってよい。

この発明では、前記駆動力源からトルクが入力される入力要素と、前記出力部材にトルクを出力する出力要素と、前記入力要素に入力されたトルクが前記出力要素から出力されるように反力トルクを出力する反力要素との少なくとも三つの回転要素と、前記各回転要素のうちのいずれか一つの第１回転要素によって、自転可能かつ前記第１回転要素の回転軸線を中心として公転可能に保持される少なくとも一つのピニオンギヤとを備え、前記複数の歯車は、前記各回転要素のうち前記第１回転要素を除く他の回転要素であり、前記ピニオンギヤは、前記他の回転要素のうち少なくともいずれか一つの回転要素に噛み合い、前記第１歯車は、前記他の回転要素と前記ピニオンギヤとのうち回転数が最大となる歯車であってよい。

この発明では、前記各回転要素は、前記駆動力源の回転数と前記出力部材の回転数との比をステップ的に変化させる有段変速機構に設けられ、前記各回転要素および前記ピニオンギヤは、前記有段変速機構の変速段の変化に伴って回転数が変化するように構成され、前記第１歯車は、前記有段変速機構の変速段を変化させることによる前記各回転要素および前記ピニオンギヤのうち最大の回転数となる回転要素または前記ピニオンギヤであってよい。

この発明では、前記各回転要素は、前記駆動力源の回転数と前記出力部材の回転数との比をステップ的に変化させる有段変速機構に設けられ、前記第１歯車は、前記有段変速機の変速段のうち最も設定される期間が長い変速段を設定した場合に回転数が最大となる前記各回転要素のうちのいずれか一つの回転要素または前記ピニオンギヤであってよい。

この発明では、前記ピニオンギヤは、第１回転要素に噛み合う第１ギヤと、前記各回転要素のうち前記第１回転要素以外の回転要素に噛み合う第２ギヤとを備えてよい。

この発明では、前記第１歯車は、前記駆動力源からトルクが入力され、前記出力部材に連結された第２歯車を備え、前記第１歯車と前記第２歯車とが噛み合いかつ前記第１歯車が前記第２歯車よりも高回転で回転するように構成されていてよい。

この発明では、前記第１歯車は、前記出力部材に連結され、前記駆動力源からトルクが入力される第３歯車を備え、前記第１歯車と前記第３歯車とが噛み合いかつ前記第１歯車が前記第３歯車よりも高回転で回転するように構成されていてよい。

この発明によれば、歯車機構が複数の歯車によって構成されており、その複数の歯車のうち最も高回転数となる第１歯車の歯面の表面性状が、プラトー状に形成され、かつその第１歯車の歯面の表面粗さを表すパラメータが、他の歯車の歯面の表面粗さを表すパラメータよりも小さく形成されている。したがって、歯車機構を構成する歯車の加工工数が増大することを抑制しつつ、歯車機構のトルクの伝達効率を向上させることができる。その理由は、表面性状がプラトー状でありかつ表面粗さを良好とすることによりトルクの伝達効率に最も寄与する歯車が、歯車機構を構成する歯車のうち最も高回転数となる歯車であることを実験的に明らかにしたことによるものである。

遊星歯車機構を使用して表面性状を良好とすることによる損失トルクの低減量を測定した結果を示すグラフである。 この発明の実施例における歯車機構の構成の一例を説明するためのスケルトン図である。 図２に示す変速機構が変速段を設定する際に係合する係合装置を示す図表である。 各遊星歯車機構の回転数を説明するための共線図である。 入力トルクに応じてギヤの回転数と損失トルクの低減量との関係が変化するか否かを確認した実験結果を示すグラフである。 シングルピニオン型の遊星歯車機構のうち、サンギヤの回転数が最も高回転数となっている状態を示す共線図である。 シングルピニオン型の遊星歯車機構のうち、ピニオンギヤの回転数が最も高回転数となっている状態を示す共線図である。 ダブルピニオン型の遊星歯車機構のうち、外側のピニオンギヤの回転数が最も高回転数となっている状態を示す共線図である。 ダブルピニオン型の遊星歯車機構のうち、内側のピニオンギヤの回転数が最も高回転数となっている状態を示す共線図である。 ラビニョ型の遊星歯車機構のうち、ロングピニオンギヤの回転数が最も高回転数となっている状態を示す共線図である。 ラビニョ型の遊星歯車機構のうち、ショートピニオンギヤの回転数が最も高回転数となっている状態を示す共線図である。 二つの歯車によって構成された歯車機構の構成例を説明するための模式図である。 図１２に示す歯車機構を使用してトルクの伝達効率を測定した結果を示すグラフである。 図１３に示す測定結果から求めたストライベック曲線を示す図である。

この発明で対象とする歯車機構の一例を説明するためのスケルトン図を図２に示している。図２に示す例は、車両の動力源であるエンジン１の出力軸２に図示しないトルクコンバータが連結され、そのトルクコンバータを介してエンジン１からトルクが伝達される変速機構３を備えている。この変速機構３には、図示しない駆動輪が連結されている。この変速機構３は、入力軸４の回転数を増大または減少させて出力することができる有段式の変速機構であり、図に示す例では、前進第１速段から前進第６速段まで変速比をステップ的に変化させることができるように構成されている。具体的には、変速機構３は、シングルピニオン型の遊星歯車機構（以下、第１遊星歯車機構と記す）５と、ラビニョン型の遊星歯車機構（以下、第２歯車機構と記す）６とにより構成されている。

この第１遊星歯車機構５は、変速機構３の入力軸４に連結された第１サンギヤ７と、第１サンギヤ７と同心円上に配置された第１リングギヤ８と、第１サンギヤ７および第１リングギヤ８とに噛み合うピニオンギヤ９と、ピニオンギヤ９を自転可能にかつピニオンギヤ９が入力軸４の回転中心を中心として公転することができるように保持する第１キャリヤ１０とにより構成されている。すなわち、上記ピニオンギヤ９は、第１キャリヤ１０の回転軸線を中心として公転するように設けられている。

上記第２遊星歯車機構６は、第１キャリヤ１０に連結された第２サンギヤ１１と、第２サンギヤ１１に噛み合うショートピニオンギヤ１２と、入力軸４の回転中心を中心として自転することができるように構成された第３サンギヤ１３と、ショートピニオンギヤ１２および第３サンギヤ１３に噛み合うロングピニオンギヤ１４と、第３サンギヤ１３と同心円上に配置されるとともに、ロングピニオンギヤ１４に噛み合う第２リングギヤ１５と、ショートピニオンギヤ１２およびロングピニオンギヤ１４を自転および各ピニオンギヤ１２，１４が入力軸４の中心軸線を中心として公転することができるように保持するとともに、図示しない駆動輪に連結された第２キャリヤ１６とにより構成されている。すなわち、第２遊星歯車機構６は、第２サンギヤ１１、ショートピニオンギヤ１２、ロングピニオンギヤ１４、第２リングギヤ１５により構成されたダブルピニオン型の遊星歯車機構と、そのロングピニオンギヤ１４および第２リングギヤ１５と、第３サンギヤ１３とにより構成されたシングルピニオン型の遊星歯車機構とにより構成され、上記各ピニオンギヤ１２，１４は、第２キャリヤ１６の回転中心を中心として公転するように構成されている。

この変速機構３は、更に、入力軸４と第３サンギヤ１３とを選択的に連結することができる第１クラッチＣ１と、入力軸４と第２リングギヤ１５とを選択的に連結することができる第２クラッチＣ２と、第１キャリヤ１０をケース１７に選択的に連結することができる第１ブレーキＢ１と、第２リングギヤ１５をケース１７に選択的に連結することができる第２ブレーキＢ２と、第１リングギヤ８をケース１７に選択的に連結することができる第３ブレーキＢ３と、第２リングギヤ１５が入力軸４と反対方向に回転することを禁止するワンウェイクラッチＦ１とを備えている。

上記の各クラッチＣ１，Ｃ２や各ブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３を選択的に係合させることにより、変速機構３が適宜変速段を設定するように構成されている。なお、各クラッチＣ１，Ｃ２および各ブレーキＢ１，Ｂ２，Ｂ３ならびにワンウェイクラッチＦ１を分けて説明する必要がない場合には、以下の説明では係合装置Ｅと記す場合がある。図３は、各変速段を設定するために係合させられる係合装置Ｅを示す係合表であり、係合させる係合装置Ｅの欄に白抜きの丸印を付しており、空欄は、係合装置Ｅが係合していない状態を示している。図３に示すように変速機構３は、前進第１速段を設定する場合に、第１クラッチＣ１を係合させる。このように第１クラッチＣ１が係合した状態でかつ比較的低車速の場合に、エンジン１から駆動トルクが出力されると、ワンウェイクラッチＦ１が自動的に係合され、その結果、前進第１速段が設定される。一方、エンジンブレーキを作用させる場合などには、ワンウェイクラッチＦ１が解放するように第２リングギヤ１５にトルクが入力されるため、そのような場合には、第２ブレーキＢ２を係合させるように構成されている。上記のように前進第１速段では、走行状態に応じて第２ブレーキＢ２とワンウェイクラッチＦ１とのいずれか一方が係合させられることとなるため、図３では、第２ブレーキＢ２とワンウェイクラッチＦ１との欄に括弧を付して示している。

また、前進第２速段を設定する場合には、第１クラッチＣ１と第１ブレーキＢ１とを係合し、前進第３速段を設定する場合には、第１クラッチＣ１と第３ブレーキＢ３とを係合し、前進第４速段を設定する場合には、第１クラッチＣ１と第２クラッチＣ２とを係合し、前進第５速段を設定する場合には、第２クラッチＣ２と第３ブレーキＢ３とを係合し、前進第６速段を設定する場合には、第２クラッチＣ２と第１ブレーキＢ１とを係合するように構成されている。

図４には、変速機構３が設定する変速段毎における各回転要素の回転数を説明するための共線図を示している。なお、図４では、便宜上、第１サンギヤ７の回転数を同一として示している。

上述した変速機構３を構成する各ギヤ７，８，９，１１，１２，１３，１４，１５は、エンジン１から駆動輪へトルクを伝達する経路内に設けられているため、比較的大きなトルクが入力される。そのため、各ギヤ７，８，９，１１，１２，１３，１４，１５は、金属などの剛性の高い材料により形成されている。また、トルクの伝達時における異音の発生を抑制するためや、各歯に作用する圧力を低下させるためなど種々の理由により、各ギヤ７，８，９，１１，１２，１３，１４，１５は、歯筋が軸線方向に対して所定の角度捩れて形成されており、例えば、はすば歯車によって形成されている。なお、各ギヤ７，８，９，１１，１２，１３，１４，１５の種類は特に限定されず、平歯車のように歯筋と軸線方向との角度が同一に形成されていてもよい。

上述した各ギヤ７，８，９，１１，１２，１３，１４，１５は、基本的には、従来知られている一般的な歯車と同様の工程を経て製造される。すなわち、素材から転造、旋削や歯切りなどの加工を経て粗形材を造り、その歯に研削や適宜の表面処理を施して製造される。

一方、各遊星歯車機構５，６を構成するギヤ７，８，９，１１，１２，１３，１４，１５のうち、トルク伝達時に最も高回転数となるギヤは、上述した表面処理を施した後に、更に、化学研磨、電解研磨、樹脂を使用した樹脂研磨、ラッピング加工などにより、歯面から突出した部分を削り落とす研磨処理が行われる。すなわち、上述した例では、図４に示すように第１遊星歯車機構５では、前進第１速段におけるピニオンギヤ９の回転数が最も高回転数となり、第２遊星歯車機構６では、前進第６速段におけるショートピニオンギヤ１２の回転数が最も高回転数となるため、ピニオンギヤ９とショートピニオンギヤ１２の歯面に上記研磨処理を行う。

したがって、その研磨処理が行われたピニオンギヤ９およびショートピニオンギヤ１２の歯面は、断面形状がプラトー状になり、また、その歯面の表面性状（表面粗さ）を表すパラメータが、他のギヤ７，８，１１，１３，１４，１５の表面性状（表面粗さ）を表すパラメータよりも小さくなる。より具体的には、上述したように研磨処理が行われて歯面から突出した部分が削り落とされているため、ピニオンギヤ９およびショートピニオンギヤ１２の歯面の粗さ曲線のスキューネスＲｓｋは、他のギヤ７，８，１１，１３，１４，１５の歯面の粗さ曲線のスキューネスＲｓｋよりも小さくなる。この粗さ曲線のスキューネスＲｓｋは、ＪＩＳ（日本工業規格）Ｂ０６０１で規定されているとおり、断面曲線の最大山高さＲｐの三乗によって無次元化した基準長さにおける粗さ曲線Ｚ（ｘ）の三乗平均である。なお、ここでは、粗さ曲線のスキューネスで比較しているものの、例えば、断面曲線のスキューネスＰｓｋやうねり曲線のスキューネスＷｓｋであってもよい。

また、上記研磨処理を行った後のギヤ９，１２の歯面の表面性状は、算術平均粗さＲａが０．１５μｍ以下、突出山部高さＲｐｋが０．０１μｍ位以上かつ０．１μｍ以下に設定されていることが好ましい。これは、トルク伝達時における噛み合い面の油膜保持を向上させ、かつ歯面の摺動抵抗を低減させるためである。ここで、算術平均粗さＲａは、ＪＩＳ Ｂ０６０１で規定されているとおり、粗さ曲線Ｚ（ｘ）からその平均線の方向に基準長さに相当する部分を抜き取り、その抜き取った部分の平均線から測定曲線までの偏差の絶対値（高さ、深さ）を合計し、これを平均した値である。また、突出山部高さＲｐｋは、ＪＩＳ Ｂ０６７１で規定されているとおり、平滑化された粗さ曲線のうちの評価長さｌｎにおけるコア部の上にある突出山部高さの平均値である。

上述したように各遊星歯車機構５，６を構成するギヤ７，８，９，１１，１２，１３，１４，１５のうち、最も高回転数となるギヤ９，１２の歯面に研磨処理を施すのは、発明者による実験の結果に基づいている。ここで、その実験の内容および結果について説明する。この実験では、図２に示す第２遊星歯車機構６と同様に構成されたラビニョ型の遊星歯車機構を使用して、その遊星歯車機構を構成する全てのギヤの歯面を研磨処理していないものと、全ての歯面を研磨処理したものと、いずれか一つのギヤの歯面を研磨処理したものとで、ラビニョ型の遊星歯車機構を介してトルクを伝達する際の損失トルクを比較した。なお、上記のように実験で使用した遊星歯車機構は、上記第２遊星歯車機構６と同様に構成されたものを使用しているため、その構成の説明を省略し、同一の構成は同一の参照符号を付して説明する。

この実験では、第２リングギヤ１５から所定のトルクを入力し、第２サンギヤ１１を固定し、第２キャリヤ１６から出力されたトルクを検出し、その検出されたトルクに遊星歯車機構６のギヤ比を積算し、第２リングギヤ１５に入力したトルクとその算出されたトルクとの差から損失トルクを求めた。

図１は、その実験データをまとめたグラフであり、全てのギヤ１１，１２，１３，１４，１５の歯面を研磨処理していないものの損失トルクを基準として、全てのギヤ１１，１２，１３，１４，１５の歯面を研磨処理したものの損失トルクと、いずれか一つのギヤ１１（１２，１３，１４，１５）の歯面を研磨処理したものの損失トルクとをプロットしており、全てのギヤ１１，１２，１３，１４，１５の歯面を研磨処理した結果を、プラス印でプロットし、ショートピニオンギヤ１２の歯面のみを研磨処理した結果を、黒塗りの三角印でプロットし、ロングピニオンギヤ１４の歯面のみを研磨処理した結果を、黒塗りの丸印でプロットし、第２リングギヤ１５の歯面のみを研磨処理した結果を、黒塗りの四角印でプロットし、第２サンギヤ１１の歯面のみを研磨処理した結果を、黒塗りの菱形印でプロットしている。なお、上記の実験条件では、第３サンギヤ１３にトルクが作用せず、その第３サンギヤ１３は空転してトルクの伝達に寄与しないため、実験結果の対象から外してある。

また、図１における横軸は、第２リングギヤ１５の回転数を示し、縦軸は、全てのギヤ１１，１２，１３，１４，１５の歯面を研磨処理していない損失トルクと結果との差を示している。すなわち、損失トルクが小さいほど、図１における上側にプロットされる。なお、この実験結果の誤差は、約±０．１Ｎｍであった。

図１に示すように第２サンギヤ１１の歯面のみを研磨処理した場合の損失トルクは、全てのギヤ１１，１２，１３，１４，１５の歯面を研磨処理していない場合の損失トルクと同等となった。また、第２リングギヤ１５の歯面のみを研磨処理した場合の損失トルクと、ロングピニオンギヤ１４の歯面のみを研磨処理した場合の損失トルクとは、全てのギヤ１１，１２，１３，１４，１５の歯面を研磨処理していない場合の損失トルクよりも若干損失トルクが低減された。一方、ショートピニオンギヤ１２の歯面のみを研磨処理した場合の損失トルクは、全てのギヤ１１，１２，１３，１４，１５の歯面を研磨処理した場合の損失トルクと同等であり、最も損失トルクが低減することが分かった。

上記のようにこの実験は、図２における変速機構３で前進第６速段を設定した場合と同様の条件で行っており、第２リングギヤ１５からトルクを入力し、第２サンギヤ１１を固定している。したがって、図４における前進第６速段における各ギヤ１１，１２，１３，１４，１５の回転数の関係と同様に、ショートピニオンギヤ１２の回転数が最も高回転数となり、かつ第２リングギヤ１５とロングピニオンギヤ１４の回転数（絶対値）は同等となる。この場合における第２リングギヤ１５が、この発明の実施例における「入力要素」に相当し、第２サンギヤ１１が、この発明の実施例における「反力要素」に相当し、ショートピニオンギヤ１２が、この発明の実施例における「第１歯車」」に相当し、第２キャリヤ１６が、この発明の実施例における「第１回転要素」に相当する。

したがって、最も高回転数となるギヤ（ショートピニオンギヤ）１２の歯面に研磨処理を施すことにより、全てのギヤ１１，１２，１３，１４，１５に研磨処理を施した場合の損失トルクの低減量と同等の効果を得られることが分かる。また、ショートピニオンギヤ１２の歯面に研磨処理を施した場合の損失トルクの低減量が最も大きく、第２リングギヤ１５の歯面に研磨処理を施した場合の損失トルクの低減量と、ロングピニオンギヤ１４の歯面に研磨処理を施した場合の損失トルクの低減量とがほぼ同一であり、かつショートピニオンギヤ１２の回転数が最も高回転数であり、第２リングギヤ１５とロングピニオンギヤ１４との回転数（絶対値）がほぼ同一であることから、研磨処理を施したギヤの回転数と損失トルクの低減量とに一定の関係があることが分かる。

つぎに、入力トルクに応じて、ギヤの回転数と損失トルクの低減量との関係が、上記の実験と同様になるか否かを確認するための実験を行った。なお、入力トルク以外は、図１に結果を示している実験と同一の条件で行った。入力トルクは、図１に結果を示している実験と同一のトルク、そのトルクの半分のトルク、および無負荷で比較し、その結果を図５に示している。なお、図５における各シンボルは、図１と同様である。すなわち、黒塗りの四角は第２リングギヤ１５にのみ研磨処理を行った結果を示し、黒塗りの三角はショートピニオンギヤ１２にのみ研磨処理を行った結果を示し、黒塗りの丸はロングピニオンギヤ１４のみに研磨処理を行った結果を示している。また、入力トルクが図１に結果を示している実験と同一の結果は、シンボルを破線で示し、その入力トルクが図１に結果を示している実験の半分のトルクの結果は、シンボルを白抜きで示し、無負荷での結果は、シンボルを塗りつぶして示している。

また、図５における横軸は、各ギヤ１２，１４，１５の角速度を対数で示しており、縦軸は図１と同様に損失トルクの低減量を示している。図５に示すように入力トルクに拘わらずギヤ１２，１４，１５の回転数（角速度）が増大するに連れて損失トルクの低減量が増大することが分かる。

図１に示す実験結果から一つの遊星歯車のうち最も高回転数になるギヤの歯面に研磨処理を施すことにより、全てのギヤの歯面に研磨処理を施した場合と同等のトルクの伝達効率を得ることができると考えられる。そのため、図２における第１遊星歯車機構５では、前進第１速段でピニオンギヤ９の回転数が最も高回転となるため、そのピニオンギヤ９の歯面のみ研磨処理を施している。また、第２遊星歯車機構６では、前進第６速段でショートピニオンギヤ１２が最も高回転数となるため、そのショートピニオンギヤ１２の歯面のみ研磨処理を施している。

上述したように遊星歯車機構を構成するギヤのうち最も高回転数となるギヤの歯面のみに研磨処理を施すことにより、全てのギヤの歯面に研磨処理を施した場合と同等のトルクの伝達効率を得ることができるため、研磨処理を行うギヤを少なくすることができる。すなわち、歯車機構を構成する歯車の加工工数が増大することを抑制しつつ、歯車機構のトルクの伝達効率を向上させることができる。

また、上述したように車両の走行に応じて変速した場合における最も高回転数となるギヤの歯面を研磨処理するものに限らず、例えば、車両が走行する際に最も設定される期間が長い変速段を定め、その変速段が設定された場合に最も高回転数となるギヤの歯面を研磨処理してもよい。例えば、所定の変速段では、変速機構を構成するシングルピニオン型の遊星歯車のうち図６に示すようにサンギヤＳが最も高回転数となり、他の変速段では、図７に示すようにピニオンギヤＰが最も高回転数となり、また図６におけるサンギヤＳの回転数が図７におけるピニオンギヤＰの回転数よりも低回転数となり、車両が走行する際に所定の変速段が最も設定される期間が長い変速機構があるとした場合には、サンギヤＳの歯面のみに研磨処理を施すように構成してもよい。

なお、所定の変速段では、変速機構を構成するダブルピニオン型の遊星歯車のうち図８に示すように外側のピニオンギヤＰｏが最も高回転数となり、他の変速段では、図９に示すように内側のピニオンギヤＰｉが最も高回転数となり、また図８における外側のピニオンギヤＰｏの回転数が図９における内側のピニオンギヤＰｉの回転数よりも低回転数となり、車両が走行する際に所定の変速段が最も設定される期間が長い変速機構があるとした場合には、外側のピニオンギヤＰｏの歯面のみに研磨処理を施すように構成してもよい。また、所定の変速段では、変速機構を構成するラビニョ型の遊星歯車のうち図１０に示すようにロングピニオンギヤＰｌが最も高回転数となり、他の変速段では、図１１に示すようにショートピニオンギヤＰｓが最も高回転数となり、また図１０におけるロングピニオンギヤＰｌの回転数が図１１におけるショートピニオンギヤＰｓの回転数よりも低回転数となり、車両が走行する際に所定の変速段が最も設定される期間が長い変速機構があるとした場合には、ロングピニオンギヤＰｌの歯面のみに研磨処理を施すように構成してもよい。

また、設定される変速段に応じて最も高回転数となるギヤが異なる場合には、変速段ごとに高回転数となるギヤを選択し、それらのギヤの歯面に研磨処理を施してもよく、上記のようにそれらのギヤのうち最も高回転数となるギヤのみの歯面に研磨処理を施してもよい。さらに、この発明の実施例における歯車機構は、上記のように変速比を変化させることができる変速機構に限らず、固定の変速比を設定する減速機構や増速機構であってもよい。

さらに、この発明の実施例における歯車機構は、遊星歯車機構に限らず、図１２に示すように入力軸１８に連結された第１歯車１９と、その第１歯車１９に噛み合うとともに出力軸２０に連結された第２歯車２１とにより構成された歯車対であってもよい。そのように互いに噛み合う二つの歯車で構成された歯車機構の場合には、それらの歯車のうち高回転数で回転する歯車の歯面に研磨処理を施せばよい。

上記のように二つの歯車で構成された歯車機構のトルクの伝達効率を測定した結果を図１３に示している。図１３における横軸は、第１歯車１９（駆動側歯車）の回転数を示し、縦軸は、トルクの伝達効率を示している。このトルクの伝達効率は、出力軸２０のトルク（出力トルク）にギヤ比を積算し、その積算した値を第１歯車１９に入力した所定のトルク（入力トルク）で除算した値であり、したがって、トルクの伝達効率が良好であるほど、図１３における縦軸の値が大きくなる。なお、ここでは、第１歯車１９が、第２歯車２１（従動側歯車）よりも高回転数となる減速機として機能する歯車機構で実験を行った。

図１３には、第１歯車１９と第２歯車２１との双方の歯面に研磨処理を施していないときのトルクの伝達効率を黒塗りの菱形印で示し、第２歯車２１の歯面のみに研磨処理（ラッピング加工）を施したときのトルクの伝達効率を黒塗りの四角印で示し、第１歯車１９の歯面のみに研磨処理を施したときのトルクの伝達効率を黒塗りの三角印で示し、第１歯車１９および第２歯車２１の歯面に研磨処理を施したときのトルクの伝達効率を黒塗りの丸印で示している。

また、上記の実験と同一の条件で測定したデータを基としたストライベック曲線を図１４に示している。なお、図１４における横軸は、噛み合い面に介在する潤滑油の粘度ηと、その歯面での相対速度Ｖを積算し、その積算した値を歯面の面圧（Ｐｎ／ｂ）で除算した値であり、縦軸は、歯面間の摩擦係数μの実測値を示している。

図１３および図１４に示す実験結果からも、上記図１に示す実験結果と同様に高回転数の歯車１９の歯面に研磨処理を施すことにより、二つの歯車１９，２１の歯面に研磨処理を施した場合とトルクの伝達効率に相違がほとんどないことが分かる。したがって、二つの歯車１９，２１が噛み合って構成された歯車機構であっても、高回転数の歯車１９の歯面のみに研磨処理を施すことにより、歯車機構を構成する歯車の加工工数が増大することを抑制しつつ、歯車機構のトルクの伝達効率を向上させることができる。

なお、二つの歯車で歯車機構を構成する場合には、その歯車機構は、固定のギヤ比に応じてトルクを変化させて伝達するものであってよく、その歯車機構が、従来知られているマニュアル式のトランスミッションのうち低速段などの減速比を設定するトルクの伝達経路に設けられていてもよく、そのトランスミッションのうち高速段などの増速比を設定するトルクの伝達経路に設けられていてもよい。具体的には、歯車機構が減速比を設定する場合には、入力側の歯車が高回転数となるため、その入力側の歯車の歯面のみに研磨処理を施し、歯車機構が増速比を設定する場合には、出力側の歯車が高回転数となるため、その出力側の歯車の歯面のみに研磨処理を施せばよい。

１…エンジン、 ２，２０…出力軸、 ３…変速機構、 ４，１８…入力軸、 ５，６…遊星歯車機構、 ７，１１，１３…サンギヤ、 ８，１５…リングギヤ、 ９…ピニオンギヤ、 １０，１６…キャリヤ、 １１…サンギヤ、 １２…ショートピニオンギヤ、 １４…ロングピニオンギヤ、 １７…ケース、 １９…歯車（駆動側歯車）、 ２１…歯車（従動側歯車）、 Ｃ１，Ｃ２…クラッチ、 Ｂ１，Ｂ２，Ｂ３…ブレーキ、 Ｆ１…ワンウェイクラッチ。

Claims (9)

1. 複数の歯車を備え、駆動力源から出力されたトルクを出力部材に伝達する歯車機構において、
   前記複数の歯車のうち最も高回転数となる第１歯車の歯面の表面性状が、プラトー状に形成され、かつ前記第１歯車の歯面の表面粗さを表すパラメータが、前記複数の歯車のうちの他の歯車の歯面の表面粗さを表すパラメータよりも小さい
   ことを特徴とする歯車機構。
2. 請求項１に記載の歯車機構において、
   前記パラメータは、スキューネスである
   ことを特徴とする歯車機構。
3. 請求項１または２に記載の歯車機構において、
   前記第１歯車の歯面の算術平均粗さＲａが０．１５μｍ以下で、突出山部高さＲｐｋが０．０１μｍ≦Ｒｐｋ≦０．１μｍである
   ことを特徴とする歯車機構。
4. 請求項１ないし３に記載の歯車機構において、
   前記駆動力源からトルクが入力される入力要素と、前記出力部材にトルクを出力する出力要素と、前記入力要素に入力されたトルクが前記出力要素から出力されるように反力トルクを出力する反力要素との少なくとも三つの回転要素と、前記各回転要素のうちのいずれか一つの第１回転要素によって、自転可能かつ前記第１回転要素の回転軸線を中心として公転可能に保持される少なくとも一つのピニオンギヤとを備え、
   前記複数の歯車は、前記各回転要素のうち前記第１回転要素を除く他の回転要素であり、
   前記ピニオンギヤは、前記他の回転要素のうち少なくともいずれか一つの回転要素に噛み合い、
   前記第１歯車は、前記他の回転要素と前記ピニオンギヤとのうち回転数が最大となる歯車である
   ことを特徴とする歯車機構。
5. 請求項４に記載の歯車機構において、
   前記各回転要素は、前記駆動力源の回転数と前記出力部材の回転数との比をステップ的に変化させる有段変速機構に設けられ、
   前記各回転要素および前記ピニオンギヤは、前記有段変速機構の変速段の変化に伴って回転数が変化するように構成され、
   前記第１歯車は、前記有段変速機構の変速段を変化させることによる前記各回転要素および前記ピニオンギヤのうち最大の回転数となる回転要素または前記ピニオンギヤである
   ことを特徴とする歯車機構。
6. 請求項４に記載の歯車機構において、
   前記各回転要素は、前記駆動力源の回転数と前記出力部材の回転数との比をステップ的に変化させる有段変速機構に設けられ、
   前記第１歯車は、前記有段変速機の変速段のうち最も設定される期間が長い変速段を設定した場合に回転数が最大となる前記各回転要素のうちのいずれか一つの回転要素または前記ピニオンギヤである
   ことを特徴とする歯車機構。
7. 請求項４ないし６のいずれか一項に記載の歯車機構において、
   前記ピニオンギヤは、第１回転要素に噛み合う第１ギヤと、前記各回転要素のうち前記第１回転要素以外の回転要素に噛み合う第２ギヤとを備えている
   ことを特徴とする歯車機構。
8. 請求項１ないし３のいずれか一項に記載の歯車機構において、
   前記第１歯車は、前記駆動力源からトルクが入力され、
   前記出力部材に連結された第２歯車を備え、
   前記第１歯車と前記第２歯車とが噛み合いかつ前記第１歯車が前記第２歯車よりも高回転で回転するように構成されている
   ことを特徴とする歯車機構。
9. 請求項１ないし３のいずれか一項に記載の歯車機構において、
   前記第１歯車は、前記出力部材に連結され、
   前記駆動力源からトルクが入力される第３歯車を備え、
   前記第１歯車と前記第３歯車とが噛み合いかつ前記第１歯車が前記第３歯車よりも高回転で回転するように構成されている
   ことを特徴とする歯車機構。

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