JP7447370B2 - 歯車機構、歯車機構の製造方法 - Google Patents

Description

本発明は、歯車機構に関する。

特許文献１は、変速機に用いられる、はす歯の平行歯車を開示する。

特開２０１３－２０００１５号公報

歯車の歯元強度を向上させるには、応力集中を緩和させることが好ましい。そのため、歯元の曲率半径を大きくして、歯元への応力集中を緩和させることが好ましい。

歯元強度を向上すべく、歯元の曲率半径を単純に大きくしていくと、隣接する２つの歯の一方の歯元領域と、隣接する２つの歯の他方の歯元領域とが交差して、隣接する２つの歯の境界領域に、鋭いエッジが形成されてしまうことがある。
歯車の表面に鋭いエッジが形成されると、そこに応力集中が生じるため、応力集中を緩和させる必要がある。

そのため、強度向上の観点を含めた歯車への機能要求に対して、バランスのとれた形状を有する歯車を提供することが求められている。

本発明の一態様は、
歯底と、
前記歯底と接続する第１歯元と、
前記歯底と接続する第２歯元と、
前記第１歯元と接続する第１歯面と、
前記第２歯元と接続する第２歯面と、を有する形状の歯車を有する歯車機構であって、
前記歯底は、曲線状であり、
前記第１歯元の曲率半径は、前記第２歯元の曲率半径よりも大きく、
前記第１歯元及び前記第２歯元における前記歯底との接続点と接続する部分は、前記歯底との接続点に近づくほど前記歯車の軸心からの距離が小さくなり、且つ、前記接続点に近づくほど勾配が小さくなる曲線状であり、
前記歯車の軸芯から前記歯面の切削開始点の距離をえぐり発生径と定義すると、
前記第１歯面の前記えぐり発生径と、前記第２歯面の前記えぐり発生径と、が揃うように形成される、歯車機構である。

本発明の一態様によれば、機能要求に対してバランスのとれた形状を有する歯車を提供できる。

車両用のベルト式の無段変速機１を搭載した車両Ｖの概略図である。 カウンタギア７を大径歯車７１側から見た斜視図である。 カウンタギア７を大径歯車７１側から見た平面図である。 図３におけるＡ－Ａ矢視方向から、大径歯車７１の外周を見た部分拡大図である。 大径歯車７１の外周の歯部７３の第１側面７３１と第２側面７３２の形状を説明する図である。 隣接する２つの歯部７３、７３の間の歯底７２０ａ側の拡大図である。 歯元周りに形成されたエッジＥを説明する図である。 歯元周りに形成されたエッジＥを説明する図である。 歯元周りに形成されたエッジＥを説明する図である。 歯部７３の第１側面７３１と第２側面７３２の形成過程を説明する図である。 歯部７３の第１側面７３１と第２側面７３２の形成過程を説明する図である。 変形例にかかる歯元周りの形状を説明する図である。

以下、本発明の実施形態を、無段変速機１の終減速機構６のカウンタギア７に適用した場合を例に挙げて説明する。
図１は、車両用のベルト式の無段変速機１を搭載した車両Ｖの概略図である。

図１に示すように、車両Ｖの駆動系は、エンジン２と、トルクコンバータ３と、前後進切替装置４と、バリエータ５（変速機構部）と、終減速機構６（歯車機構）と、駆動輪９、９と、を有する。

トルクコンバータ３は、トルク増大機能を有する流体伝動装置である。エンジン２からトルクコンバータ３に入力された回転（回転駆動力）は、出力軸３１を介して前後進切替装置４側に伝達される。

前後進切替装置４は、前進クラッチ４１と、後進ブレーキ４２と、遊星歯車機構４３と、を有している。
前後進切替装置４では、前進クラッチ４１が締結されると、トルクコンバータ３側から入力された回転が、順回転でバリエータ５に出力される。後進ブレーキ４２が締結されると、トルクコンバータ３側から入力された回転が、逆回転でバリエータ５に出力される。

バリエータ５は、入力軸５５（回転軸Ｘ１）回りに回転するプライマリプーリ５１と、出力軸５６（回転軸Ｘ２）回りに回転するセカンダリプーリ５２と、ベルト５３と、を有している。ベルト５３は、一対のプーリ（プライマリプーリ５１、セカンダリプーリ５２）に巻き掛けられている。

バリエータ５では、プライマリプーリ５１とセカンダリプーリ５２におけるベルト５３の巻掛け半径を変更することで、前後進切替装置４側から入力された回転が、所望の変速比で変速されて、終減速機構６側に出力される。

終減速機構６は、カウンタギア７と、差動装置８と、を有している。
カウンタギア７は、大径歯車７１と小径歯車７５とを有している。カウンタギア７は、回転軸Ｘ３周りに回転可能である。
大径歯車７１は、バリエータ５の出力軸５６に設けた出力歯車５７に、回転伝達可能に噛合している。
小径歯車７５は、ファイナルギア８２に、回転伝達可能に噛合している。

ファイナルギア８２は、差動装置８のデフケース８１に固定されている。
バリエータ５の出力軸５６の回転は、カウンタギア７を介して、デフケース８１に伝達される。デフケース８１に伝達された回転は、最終的に、デフケース８１と一体に回転する駆動軸ＳＨ、ＳＨを介して、駆動輪９、９に伝達される。

無段変速機１では、エンジン２の出力回転（回転駆動力）の伝達経路上に、複数の歯車機構（遊星歯車機構４３、終減速機構６）が設けられている。
終減速機構６のカウンタギア７は、歯車機構を構成する歯車の１つである。

図２は、カウンタギア７を大径歯車７１側から見た斜視図である。図２では、大径歯車７１の外周に噛合する出力歯車５７を仮想線で示している。
図３は、カウンタギア７を大径歯車７１側から見た平面図である。
図４は、図３におけるＡ－Ａ矢視方向から、大径歯車７１の外周を見た部分拡大図である。
なお、図４では、大径歯車７１の外周の歯部７３の位置を判り易くするために、歯部７３における歯先部７３０と、第１側面７３１と、第２側面７３２に、ハッチングを付して示している。

図２に示すように、カウンタギア７において大径歯車７１と小径歯車７５は、共通の軸心（回転軸Ｘ３）上で同芯に配置されている。
図３に示すように、大径歯車７１では、円板状の基部７２の外周に、歯部７３が設けられている。

基部７２の外周において歯部７３は、回転軸Ｘ３周りの周方向の全周に亘って設けられている。歯部７３は、回転軸Ｘ３周りの周方向に設定された間隔で設けられている。周方向で隣接する歯部７３、７３の間は、相手側歯車の歯部が係合可能な歯溝部７４である。
本実施形態では、バリエータ５の出力軸５６に設けた出力歯車５７が、相手側歯車である。出力歯車５７の外周の歯部５８が、歯溝部７４に挿入されて、出力歯車５７と大径歯車７１とが噛合する。大径歯車７１と出力歯車５７が、一対の歯車に相当する。

図４に示すように、回転軸Ｘ３の径方向から見て、歯部７３の各々は、回転軸Ｘ３に対して交差する向きで設けられている。歯部７３の各々は、回転軸Ｘ３方向に延びており、歯部７３の一端７３ａと他端７３ｂは、回転軸Ｘ３周りの周方向で所定長さＬオフセットしている。
歯部７３の先端の歯先部７３０は、回転軸Ｘ３方向の全長に亘って略同じ幅Ｗ１で形成されている。

図３に示すように、回転軸Ｘ３方向から見て歯部７３の各々は、基部７２の外周から外径側に突出している。歯部７３の各々は、外径側に向かうにつれて周方向の幅Ｗが狭くなる断面形状を有している。
回転軸Ｘ３周りの周方向における歯部７３の一方側の第１側面７３１と、他方側の第２側面７３２は湾曲した表面を有している。
なお、歯部７３の断面形状は、回転軸Ｘ３方向の全長に亘って同じであり、図４におけるＡ－Ａ線に沿う側面も、Ｂ－Ｂ線に沿う断面も、図３に示す歯部７３の形状と同じである。

本実施形態では、第１側面７３１が、ドライブ側の側面であり、第２側面７３２がコースト側の側面である。
ここで、ドライブ側の側面とは、エンジン２側から入力される回転駆動力の伝達に関与する側面を意味する。コースト側の側面とは、駆動輪９、９側から入力される回転駆動力の伝達に関与する側面を意味する。

例えば、無段変速機１を搭載した車両Ｖがエンジン２の回転駆動力で走行しているときには、バリエータ５側の出力歯車５７からカウンタギア７に回転駆動力が入力される。
本実施形態では、この際に、出力歯車５７の歯部５８の第１側面５８１が、歯部７３の第１側面７３１に接触する（図３参照）。これにより、バリエータ５の出力回転が、歯部７３の第１側面７３１から大径歯車７１に入力されて、カウンタギア７が回転軸Ｘ３周りに回転する。

例えば、無段変速機１を搭載した車両Ｖが、アクセル開度ゼロ（＝０）のコースト走行をしているときには、カウンタギア７は、駆動輪９、９側から入力される回転駆動力で回転する。この際に、歯部７３の第２側面７３２が、出力歯車５７の歯部５８の第２側面５８２に接触する。これにより、駆動輪９、９側から入力される回転駆動力が、歯部７３の第２側面７３２から、バリエータ５側の出力歯車５７に入力されて、出力軸５６が、回転軸Ｘ２周りに回転する。

図５は、大径歯車７１の外周の歯部７３の第１側面７３１と第２側面７３２の形状を説明する図である。図５では、周方向で隣接する２つの歯部７３、７３の間の第１側面７３１と第２側面７３２が示されている。
図６は、隣接する２つの歯部７３、７３の間の歯底７２０ａ側の拡大図であって、第１側面７３１の第１歯元７３１ｂと、第２側面７３２の第２歯元７３２ｂと、歯底７２０ａの形状を説明する図である。

図５に示すように、歯部７３の第１側面７３１は、歯先部７３０に隣接する領域が、第１歯面７３１ａであり、この第１歯面７３１ａに隣接する領域が、第１歯元７３１ｂである。
第１歯面７３１ａは、湾曲した断面形状を有している。断面視において第１歯面７３１ａは、歯溝部７４を間に挟んで隣接する他の歯部７３側に膨出した曲線状に形成されている。
図６に示すように、第１歯元７３１ｂは、湾曲した断面形状を有している。断面視において第１歯元７３１ｂは、隣接する他の歯部７３から離れる方向に窪んだ曲線状に形成されている。
歯部７３の第１歯元７３１ｂは、大径歯車７１の内径側（回転軸Ｘ３側に近づく方向の下側）に向けて窪んでおり、仮想円ＩＭ１に沿う弧状を成している。

第１歯面７３１ａと第１歯元７３１ｂは、連続的に接続しており、第１歯面７３１ａと第１歯元７３１ｂとの接続点Ｐ１に、エッジが形成されないようになっている。
第１歯元７３１ｂの内径側は、歯底７２０ａに連続的に接続しており、第１歯元７３１ｂと歯底７２０ａとの接続点Ｐ２に、エッジが形成されないようになっている。

歯底７２０ａは、円弧状の断面形状を有している。断面視において歯底７２０ａは、大径歯車７１の外径側（回転軸Ｘ３から離れる方向の上側）に膨出した曲線状に形成されている。
大径歯車７１の回転軸Ｘ３方向（軸心方向）から見て、歯底７２０ａは、回転軸Ｘ３を中心とした仮想円ＩＭａに沿う円弧状を成している。歯底７２０ａは、上側（外径側）に凸の曲線状に形成されている。

図５に示すように、歯部７３の第２側面７３２は、歯先部７３０に隣接する領域が、第２歯面７３２ａであり、この第２歯面７３２ａに隣接する領域が、第２歯元７３２ｂである。
第２歯面７３２ａは、湾曲した断面形状を有している。断面視において第２歯面７３２ａは、歯溝部７４を間に挟んで隣接する他の歯部７３側に膨出した曲線状に形成されている。
図６に示すように、第２歯元７３２ｂは、湾曲した断面形状を有している。断面視において第２歯元７３２ｂは、隣接する他の歯部７３から離れる方向に膨出した曲線状に形成されている。
歯部７３の第２歯元７３２ｂは、大径歯車７１の内径側（回転軸Ｘ３側に近づく方向の下側）に向けて窪んでおり、仮想円ＩＭ２に沿う弧状を成している。

第２歯面７３２ａと第２歯元７３２ｂは、連続的に接続しており、第２歯面７３２ａと第２歯元７３２ｂとの接続点Ｐ３に、エッジが形成されないようになっている。
第２歯元７３２ｂの内径側は、歯底７２０ａに連続的に接続しており、第２歯元７３２ｂと歯底７２０ａとの接続点Ｐ４に、エッジが形成されないようにしている。

ここで、大径歯車７１の歯部７３の歯元（第１歯元７３１ｂ、第２歯元７３２ｂ）の強度を向上させるためには、歯元側での応力集中を緩和させることが好ましい。
応力集中を緩和させる方法の一例として、歯元（第１歯元７３１ｂ、第２歯元７３２ｂ）の曲率半径を大きくすることが考えられる。

歯元の強度を向上すべく、歯元の曲率半径を単純に大きくしていくと、隣接する２つの歯の一方の歯元領域と、隣接する２つの歯の他方の歯元領域とが交差して、隣接する２つの歯の境界領域に、鋭いエッジＥが形成されてしまうことがある。

例えば、図７の場合には、第１歯元７３１ｂｘの曲率半径ｒ１ｘと、第２歯元７３２ｂｘの曲率半径ｒ２ｘが同じ（ｒ１ｘ＝ｒ２ｘ）である。そして、第１歯元７３１ｂｘと第２歯元７３２ｂｘとの交点に、上側に突出する向きのエッジＥが形成されている。

例えば、図８の場合には、第１歯元７３１ｂｙの曲率半径ｒ１ｙのほうが、第２歯元７３２ｂｙの曲率半径ｒ２ｙよりも大きい（ｒ１ｙ＞ｒ２ｙ）。そして、第１歯元７３１ｂｙと第２歯元７３２ｂｙとの交点に、上側に突出する向きのエッジＥが形成されている。

例えば、図９の場合には、第１歯元７３１ｂｚの曲率半径ｒ１ｚと、第２歯元７３２ｂｚの曲率半径ｒ２ｚが略同じ（ｒ１ｚ≒ｒ２ｚ）である。そして、第１歯元７３１ｂｚと第２歯元７３２ｂｚとの交点に、下側に突出する向きのエッジＥが形成されている。

このように、大径歯車７１の歯部７３Ｘ、７３Ｙ、７３Ｚにおいて、第１歯元７３１ｂｘ、７３１ｂｙ、７３１ｂｚと、第２歯元７３２ｂｘ、７３２ｂｙ、７３２ｂｚとの交点にエッジＥが形成されていると、エッジＥとその近傍領域に応力集中が生じる。

そのため、本実施形態では、図６に示すように、第１歯元７３１ｂと第２歯元７３２ｂとの間に、歯底７２０ａが残るようにして、第１歯元７３１ｂと第２歯元７３２ｂの曲率半径ｒ１、ｒ２が設定されている。
これにより、第１歯元７３１ｂと第２歯元７３２ｂにおける応力集中を緩和できるようにしている。

さらに、本実施形態では、歯底７２０ａにおける応力集中を緩和するために、歯底７２０ａを曲線状に形成してある。具体的には、歯底７２０ａは、大径歯車７１の基部７２の外周に沿う仮想円ＩＭａに沿って形成されており、上側（外径側に）突出した曲線状を成している。

ここで、第１歯元７３１ｂ及び第２歯元７３２ｂの双方の曲率半径ｒ１、ｒ２を同じように大きくしていくと歯底７２０ａが残存しなくなる可能性がある。
一方、歯底７２０ａを残存させるためには大径歯車７１（歯車）を大きくすることも考えられるが、その場合は歯車の小型化の妨げとなる。
そこで、２つの第１歯元７３１ｂの曲率半径ｒ１と、第２歯元７３２ｂの曲率半径ｒ２を異なるものとすることによって、歯元（第１歯元７３１ｂ、第２歯元７３２ｂ）における応力緩和と、歯底の残存と、歯車の小型化と、のバランスを考慮した歯車設計が可能となる。
これは、第１歯元７３１ｂ及び第２歯元７３２ｂへの機能要求が必ずしも等価にならないという知見に基づく歯車設計である。

本実施形態では、歯部７３におけるドライブ側の側面である第１側面７３１の第１歯元７３１ｂの曲率半径ｒ１を、コースト側の側面である第２側面７３２の第２歯元７３２ｂの曲率半径ｒ２よりも大きくしている（ｒ１＞ｒ２）。
これにより、無段変速機１を搭載した車両Ｖの前進走行において、歯元への応力集中を適切に緩和できる。よって、曲率半径を大きくしたことによりエッジＥが生じることを防ぎつつ、歯部７３の耐久性の向上が期待できる。

さらに、歯元（第１歯元７３１ｂ、第２歯元７３２ｂ）の形状が、歯底７２０ａとの接続点Ｐ２、Ｐ４付近で内径方向にえぐれた形状になると、接続点Ｐ２、Ｐ４付近に応力が集中しやすくなる。
そこで、本実施形態では、歯底７２０ａとの接続点Ｐ２、Ｐ４に近づくほど、軸心（大径歯車７１の中心（回転軸Ｘ３））からの距離Ｌ１、Ｌ２が小さくなるような歯車設計を採用している。
図６の場合には、第１歯元７３１ｂの軸心からの距離Ｌ１が、接続点Ｐ２に近づくにつれて小さくなっている（図中、Ｌ１→Ｌ１’参照）。さらに第２歯元７３２ｂの軸心からの距離Ｌ２が、接続点Ｐ４に近づくにつれて小さくなっている（図中、Ｌ２→Ｌ２’参照）。

このような歯車設計を採用することにより、歯元（第１歯元７３１ｂ、第２歯元７３２ｂ）の形状が、歯底７２０ａとの接続点Ｐ２、Ｐ４付近で内径方向（下側）にえぐれた形状となることを避けることができるようにしている。

さらに、歯底７２０ａとの接続点Ｐ２、Ｐ４付近における歯元（第１歯元７３１ｂ、第２歯元７３２ｂ）の形状が上に凸の曲線状となっていると、接続点Ｐ２、Ｐ４付近に応力が集中しやすくなる。
そこで、本実施形態では、歯元（第１歯元７３１ｂ、第２歯元７３２ｂ）の形状が、歯底７２０ａとの接続点Ｐ２、Ｐ４に近づくほど、歯底７２０ａとの交差角θ１、θ２（勾配）が小さくなる曲線状に形成されている。すなわち、歯元（第１歯元７３１ｂ、第２歯元７３２ｂ）の形状が、下側（内径側）に凸となる曲線状となっている。これにより、接続点Ｐ２、Ｐ４付近への応力集中を緩和できるようになっている。

さらに、図５に示すように、本実施形態の歯部７３では、第１歯面７３１ａの圧力角θ７３１と、第２歯面７３２ａの圧力角θ７３２と、が等しくなるように設計している。
ここで、第１歯面７３１ａの圧力角とは、大径歯車７１の半径線Ｌｃと、第１歯面７３１ａの接点との交差角である。第２歯面７３２ａの圧力角とは、大径歯車７１の半径線Ｌｃと、第２歯面７３２ａの接点との交差角である。

圧力角は歯車設計において重要なパラメータの一つであり、各種諸元（材料、寸法等）に基づき、精密に設計される必要がある。
よって、第１歯面７３１ａの圧力角と、第２歯面７３２ａの圧力角とが異なるように設計すると設計工数が増加する。
本実施形態では、第１歯面７３１ａの圧力角θ７３１と、第２歯面７３２ａの圧力角θ７３２と、が等しくなるように設計しているので、設計工数を減少させることができる。
すなわち、左右歯面で圧力角を変える場合、左右歯面それぞれでかみ合い成立の検証が必要なため、別の歯車を設計することと同じ工数が必要となることから、設計工数が増加する。そこで、左右歯面の圧力角を同一にすることで、設計工数を減少させることができるようになるのである。

ここで、第１歯面７３１ａの圧力角θ７３１と、第２歯面７３２ａの圧力角θ７３２とを等しくした場合、隣接する２つの歯部７３、７３の間のスペースが制約されることになる。
そこで、本実施形態では、歯底７２０ａ間に挟んで隣り合う２つの歯元（第１歯元７３１ｂ、第２歯元７３２ｂ）の曲率半径ｒ１、ｒ２を異なるものとすることで、大径歯車７１（歯車）の大型化を抑制できるようにしている。

そして、２つの歯元（第１歯元７３１ｂ、第２歯元７３２ｂ）のうち、ドライブ側の第１歯元７３１ｂの曲率半径ｒ１を、コースト側の第２歯元７３２ｂの曲率半径ｒ２よりも大きくしている（ｒ１＞ｒ２）。
カウンタギア７の歯部７３では、無段変速機１を搭載した車両Ｖが、エンジン２の回転駆動力で前進走行している時に、ドライブ側の第１側面７３１（第１歯面７３１ａ、第１歯元７３１ｂ）に、エンジンの回転駆動力が入力される。
そして、無段変速機１を搭載した車両Ｖのコースト走行時に、コースト側の第２側面７３２（第２歯面７３２ａ、第２歯元７３２ｂ）に、駆動輪９、９側からの回転駆動力が入力される。

本実施形態では、第１歯元７３１ｂの曲率半径ｒ１を、第２歯元７３２ｂの曲率半径ｒ２よりも大きくすることで、前進走行時における歯部７３の耐久性を、コースト走行時の耐久性よりも優先して高めている。

ここで、カウンタギア７の大径歯車７１が噛合する出力歯車５７の歯部５８においても、ドライブ側の第１側面５８１の第１歯元５８１ｂの曲率半径を、コースト側の第２側面５８２の第２歯元５８２ｂの曲率半径よりも大きくしていることが好ましい（図３参照）。
かかる場合には、大径歯車７１の歯部７３の第１側面７３１と、出力歯車５７の歯部５８の第１側面５８１の両方を、車両Ｖの前進走行時の動力伝達に対して耐久性を高めることができる。

なお、出力歯車５７の歯部５８において、コースト側の第２側面５８２の第２歯元５８２ｂの曲率半径を、ドライブ側の第１側面５８１の第１歯元５８１ｂの曲率半径を大きくしても良い。
かかる場合には、動力伝達に関与する一対の歯車（大径歯車７１と出力歯車５７）の噛み合い部分における歯部の耐久性を、ドライブ走行時とコースト走行時の両方において高めることが期待できる。

図１０および図１１は、歯部７３の第１側面７３１と第２側面７３２の形成過程を説明する図である。図１０では、第１側面７３１と第２側面７３２に、第１仮歯面７３１ａ’と第２仮歯面７３２’が残されている状態が示されている。図１１では、第１仮歯面７３１ａ’と第２仮歯面７３２’を切削により切除した状態が示されている。

カウンタギア７の製造工程は、炭素鋼などの素材金属の鍛造等により、カウンタギア７の基本形状を持つ中間部品を形成する工程を有している。
中間部品は、最終的に大径歯車７１と小径歯車７５になる円板状の領域を備えている。中間部品の円板状の領域の外周を、切削工具を利用して切削することで、外周に歯部７３を備える大径歯車７１と、外周に歯部を備える小径歯車７５が形成される。

本実施形態の大径歯車７１の歯部７３の形状は、歯面（第１歯面７３１ａ、第２歯面７３２ａ）以外の箇所を、設計形状に基づいて作り込んだのちに、歯面（第１歯面７３１ａ、第２歯面７３２ａ）の形状を仕上げることで形成される。

具体的には、図１０に示すように、第１側面７３１の第１歯元７３１ｂと、第２側面７３２の第２歯元７３２ｂが、設計形状に基づく切削加工により形成される。
この状態では、第１歯元７３１ｂが、曲率半径ｒ１で形成されていると共に、第２歯元７３２ｂが、曲率半径ｒ２で形成されている。さらに、第１歯元７３１ｂと第２歯元７３２ｂとの間に、外径側に頂点を向けた弧状の歯底７２０ａが形成されている。

そして、最終的に形成される歯面（第１歯面７３１ａと、第２歯面７３２ａ）よりも歯溝部７４側に膨らんだ、仮歯面（第１仮歯面７３１ａ’と、第２仮歯面７３２ａ’）が形成されている。
これら第１仮歯面７３１ａ’と、第２仮歯面７３２ａ’の表面を、切削工具を用いて切削することで、歯面（第１歯面７３１ａと、第２歯面７３２ａ）が形成される（図１１参照）。

ここで、本実施形態では、第１仮歯面７３１ａ’と第２仮歯面７３２ａ’を切削する際に、内径側の切削開始点Ｐｃ、Ｐｃの位置が以下の条件を満たすように、第１仮歯面７３１ａ’と第２仮歯面７３２ａ’の形状と、切削条件が設定されている。
・第１仮歯面７３１ａ’と第２仮歯面７３２ａ’を切削する際に、表面の切削開始位置（えぐり発生位置）が、仮想円ＩＭｂ上の同じ位置になる。仮想円ＩＭｂは、カウンタギア７の回転軸Ｘ３を中心とした仮想円である。

すなわち、カウンタギア７の軸芯（回転軸Ｘ３）から第１仮歯面７３１ａ’側の切削開始点Ｐｃまでの距離（えぐり発生径Ｒｘ）と、カウンタギア７の軸芯（回転軸Ｘ３）から第２仮歯面７３２ａ’側の切削開始点Ｐｃまでの距離（えぐり発生径Ｒｘ）とが同じとなるようにしている。
ここで、えぐり発生位置とは、仮歯面（第１仮歯面７３１ａ’、第２仮歯面７３２ａ’）のうち最も突出した部分を意味する。

これは、歯部７３の第１側面７３１が、歯部５８（図３参照）の第１側面５８１に噛み合うときの歯面同士の接触面積と、歯部７３の第２側面７３２が、歯部５８の第２側面５８２に噛み合うときの歯面同士の接触面積とが、略同じとなるようにするためである。
これにより、歯部７３と歯部５８との噛み合いが安定して、歯車品質（歯面精度）が向上する。

このように、本実施形態にかかるカウンタギア７の製造方法では、歯底７２０ａと、第１歯元７３１ｂと、第２歯元７３２ｂと、第１仮歯面７３１ａ’と、第２仮歯面７３２ａ’と、を形成した後に、次の２つの工程を行う。
・第１仮歯面７３１ａ’を加工して第１歯面７３１ａを形成する工程
・第２仮歯面７３２ａ’を加工して第２歯面７３２ａを形成する工程

歯面（第１歯面７３１ａ、第２歯面７３２ａ）以外の箇所を本発明の設計形状に基づき作りこんだ後に歯面（第１歯面７３１ａ、第２歯面７３２ａ）を仕上げることで歯車品質（歯面精度）を向上することができる。

図１２は、変形例を説明する図である。
上記の実施形態では、周方向で隣接する歯部７３、７３の第１歯元７３１ｂと第２歯元７３２ｂと間に、外径側に頂点を向けた歯底７２０ａが存在する場合を例に挙げて説明をした（図６参照）。
第１歯元７３１ｂと第２歯元７３２ｂを切削により形成する際の振れなどにより、歯底７２０ａが残らない場合も生じ得る。
かかる場合であっても、第１歯元７３１ｂと第２歯元７３２ｂとの接続点Ｐ５に、エッジＥが生じない形状であれば、歯元周りでの応力集中を緩和できる。よって、図１２に示す形状の歯元（第１歯元７３１ｂと第２歯元７３２ｂ）を持つ歯部７３Ａもまた、本件発明の範囲に含まれる。

以上の通り、本実施形態にかかる終減速機構６（歯車機構）は、以下の構成を有している。
（１）歯底７２０ａと、
歯底７２０ａと接続する第１歯元７３１ｂと、
歯底７２０ａと接続する第２歯元７３２ｂと、
第１歯元７３１ｂと接続する第１歯面７３１ａと、
第２歯元７３２ｂと接続する第２歯面７３２ａと、を有する形状の歯部７３を持つ大径歯車７１（歯車）を有する。
歯底７２０ａは、曲線状である。
第１歯元７３１ｂの曲率半径ｒ１は、第２歯元７３２ｂの曲率半径ｒ２よりも大きい（ｒ１＞ｒ２）。
第１歯元７３１ｂ及び第２歯元７３２ｂにおける歯底７２０ａとの接続点Ｐ２、Ｐ４と接続する部分は、歯底７２０ａとの接続点Ｐ２、Ｐ４に近づくほど大径歯車７１の軸心（回転軸Ｘ３）からの距離Ｌ１、Ｌ２が小さくなり、且つ、接続点Ｐ２、Ｐ４に近づくほど勾配（歯底７２０ａとの交差角θ１、θ２）が小さくなる曲線状である。

この構成によると、下記のような考え方から、強度向上の観点を含めた歯車への機能要求に対してバランスのとれた形状を有する歯車を提供することができるようになる。

（Ａ）第１歯元７３１ｂと第２歯元７３２ｂとの間に歯底７２０ａを残存させることにより、第１歯元７３１ｂと第２歯元７３２ｂとの間の領域における応力集中を緩和する。
なお、第１歯元７３１ｂと第２歯元７３２ｂとの間にエッジＥのある形状は（図７、図８、図９参照）、もはや歯底が不成立な状態であり、歯底がないこととほぼ同義である。
（Ｂ）歯底７２０ａにおける応力集中を緩和するために歯底７２０ａを曲線状とする。なお、エッジＥのある歯底の形状は非曲線状である。

（Ｃ）第１歯元７３１ｂ及び第２歯元７３２ｂの双方の曲率半径を同じように大きくしていくと歯底７２０ａが残存しなくなる可能性がある。
一方、歯底７２０ａを残存させるためには大径歯車（歯車）を大きくすることも考えられるが、その場合は歯車の小型化の妨げとなる。
そこで、２つの歯元（第１歯元７３１ｂ及び第２歯元７３２ｂ）の曲率半径を異なるものとすることによって、歯元応力緩和と、歯底の残存と、歯車の小型化と、のバランスを考慮した歯車設計が可能となる。
これは、第１歯元７３１ｂ及び第２歯元７３２ｂへの機能要求が必ずしも等価にならないという知見に基づく歯車設計である。

（Ｄ）歯元（第１歯元７３１ｂ及び第２歯元７３２ｂ）と歯底（歯底７２０ａ）との接続点Ｐ２、Ｐ４付近で内径方向にえぐれた形状となると、接続点Ｐ２、Ｐ４付近に応力が集中しやすくなる。
そこで、歯底（歯底７２０ａ）との接続点Ｐ２、Ｐ４に近づくほど軸心（回転軸Ｘ３）からの距離Ｌ１、Ｌ２が小さくなるような歯車設計とする。これにより、歯元と歯底との接続点付近で内径方向にえぐれた形状、例えば特開平８－１０５５１３号公報の図３に開示された形状となることを避けることができる。
（Ｅ）歯元（第１歯元７３１ｂ及び第２歯元７３２ｂ）と歯底（歯底７２０ａ）との接続点Ｐ２、Ｐ４付近における歯元の形状部分が上に凸の曲線状となっていると、接続点付近の応力が集中しやすくなる（図７、図８参照）。
そこで、歯底との接続点に近づくほど勾配が小さくなる曲線状、即ち、下に凸の曲線状とすることで接続点付近の応力集中を緩和することができる。
これにより、歯元とは底により、連続したＲを描く形状となり、鋭いエッジＥが形成されることを好適に防止できる。

本実施形態にかかる終減速機構６（歯車機構）は、以下の構成を有している。
（２）歯底７２０ａは、上に凸の曲線状である。

歯底を、頂点を下側に向けた下に凸の曲線状となるように設計することも許容される。
しかし、下に凸の曲線状となるように設計した場合において、製造ばらつきに伴い、第１歯元７３１ｂ側の歯底と第２歯元７３２ｂ側の歯底とがえぐれすぎてしまうことにより、それぞれぶつかり合い、歯底にエッジＥが形成されて非曲線状となる場合がある。
そこで、頂点を上側に向けた上に凸の曲線状の歯底７２０ａが残存するような設計とすることより、えぐれすぎによる歯底のエッジ形成を抑制することができるようになる。

本実施形態にかかる終減速機構６（歯車機構）は、以下の構成を有している。
（３）第１歯面７３１ａの圧力角θ７３１（図５参照）と、第２歯面７３２ａの圧力角θ７３２（図５参照）とが等しくなるように設計されている。

圧力角は歯車設計において重要なパラメータの一つであり、各種諸元（材料、寸法等）に基づき、精密に設計される必要がある。よって、第１歯面７３１ａの圧力角と第２歯面７３２ａの圧力角とが異なるように設計すると設計工数が増加する。
そこで、第１歯面７３１ａの圧力角と第２歯面７３２ａの圧力角とが等しくなるように設計することで、設計工数を減少させることができる。

そして、第１歯面の圧力角と第２歯面の圧力角とを等しくした場合、隣接する２つの歯部７３、７３の間のスペースが制約されることになるので、２つの歯元の曲率半径を異なるものとすることが、歯車の大型化を抑制する上で重要な考え方となる。

本実施形態にかかる終減速機構６（歯車機構）は、以下の構成を有している。
（４）終減速機構６（歯車機構）は、カウンタギア７と出力歯車５７（一対の歯車）を有する。
カウンタギア７の歯部７３の第１歯面７３１ａと、出力歯車５７の歯部５８の第１歯面５８１ａとが接触するように、カウンタギア７と出力歯車５７が組付けられている
歯部７３では、第１歯元７３１ｂの曲率半径ｒ１が、第２歯元７３２ｂの曲率半径ｒ２よりも大きい。
歯部５８では、第１歯元５８１ｂの曲率半径が、第２歯元５８２ｂの曲率半径よりも大きい。

カウンタギア７の歯部７３の第１歯元７３１ｂと第２歯元７３２ｂの曲率半径が異なると共に、出力歯車５７の歯部５８の第１歯元５８１ｂと第２歯元５８２ｂの曲率半径が異なる場合、歯元の曲率半径が大きいほうの歯面と、歯元の曲率半径が小さい方の歯面とを接触させる向きで、カウンタギア７と出力歯車５７（一対の歯車）を組み付けることが考えられる。
かかる場合、カウンタギア７の正回転（前進走行時の回転）および逆回転（後進走行時の回転）の双方において、歯部の応力耐性を平均的に向上させることができる。しかし、正回転と逆回転との間の負荷にギャップが大きいことが多いので、上記のような組付け方を採用することが好ましい。この組付け方は、歯元応力緩和と、歯底の残存と、歯車の小型化と、のバランスを考慮した組付け方であるといえる。

本実施形態にかかる終減速機構６（歯車機構）の製造方法は、以下の構成を有している。（５）終減速機構６は、
歯底７２０ａと、
歯底７２０ａと接続する第１歯元７３１ｂと、
歯底７２０ａと接続する第２歯元７３２ｂと、
第１歯元７３１ｂと接続する第１歯面７３１ａと、
第２歯元７３２ｂと接続する第２歯面７３２ａと、を有する形状の歯部７３を持つ大径歯車７１（歯車）を有する。
歯底７２０ａは、曲線状である。
第１歯元７３１ｂの曲率半径ｒ１は、第２歯元７３２ｂの曲率半径ｒ２よりも大きい。
第１歯元７３１ｂ及び第２歯元７３２ｂにおける歯底７２０ａとの接続点Ｐ２、Ｐ４と接続する部分は、歯底７２０ａとの接続点Ｐ２、Ｐ４に近づくほど大径歯車７１の軸心からの距離Ｌ１、Ｌ２が小さくなり、且つ、接続点Ｐ２、Ｐ４に近づくほど勾配（歯底７２０ａとの交差角θ１、θ２）が小さくなる曲線状である。
製造方法では、歯底７２０ａと、第１歯元７３１ｂと、第２歯元７３２ｂと、第１仮歯面７３１ａ’と、第２仮歯面７３２ａ’と、を形成した後に、次の２つの工程を行う。
・第１仮歯面７３１ａ’を加工して第１歯面７３１ａを形成する工程
・第２仮歯面７３２ａ’を加工して第２歯面７３２ａを形成する工程

歯面（第１歯面７３１ａ、第２歯面７３２ａ）以外の箇所を本発明の設計形状に基づき作りこんだ後に歯面を仕上げることで歯車品質（歯面精度）を向上することができる。

本実施形態にかかる終減速機構６（歯車機構）の製造方法で作製される大径歯車７１は、以下の構成を有している。
（６）第１歯面７３１ａの圧力角θ７３１と、第２歯面７３２ａの圧力角θ７３２とが等しくなるように設計されている

圧力角は歯車設計において重要なパラメータの一つであり、各種諸元（材料、寸法等）に基づき、精密に設計される必要がある。
よって、第１歯面の圧力角と第２歯面の圧力角とを異なるように設計すると設計工数が増加する。そこで、第１歯面の圧力角と第２歯面の圧力角とを等しくなるように設計することで、設計工数を減少させることができる。
そして、第１歯面の圧力角と第２歯面の圧力角とを等しくした場合、隣接する２つの歯の間のスペースが制約されることになるので、２つの歯元の曲率半径を異なるものとすることが、歯車の大型化を抑制する上で重要な考え方となる。

本実施形態にかかる終減速機構６（歯車機構）の製造方法は、以下の構成を有している。
（７）第１仮歯面７３１ａ’のえぐり発生径Ｒｘと、第２仮歯面７３２ａ’のえぐり発生径Ｒｘと、が揃うように第１仮歯面７３１ａ’及び第２仮歯面７３２ａ’が形成される。

歯部７３の第１側面７３１が歯部５８の第１側面５８１に噛み合うときの、歯面同士の接触面積と、歯部７３の第２側面７３２が、歯部５８の第２側面５８２に噛み合うときの歯面同士の接触面積とが、略同じとなる。
これにより、歯部７３と歯部５８との噛み合いが安定して、歯車品質（歯面精度）が向上する。

ここで、第１仮歯面７３１ａ’のえぐり発生径Ｒｘと、第２仮歯面７３２ａ’のえぐり発生径Ｒｘと、が揃うとは、以下のように言い換えることができる。
・仮歯面７３１ａ’、７３２ａ’の切削後（歯切り後）の中間製品において、曲率半径が大きい側と、曲率半径が小さい側において、えぐり発生位置の高さが揃う。
・後工程（ギヤシェービング、ギヤホーニング等）での歯面加工時に、工具とのかみ合いが開始する径が揃う
・歯部７３の歯面（第１歯面７３１ａ、第２歯面７３２ａ）のかみ合いが安定し、歯車品質（歯面精度）を向上することができる。

前記した実施形態では、カウンタギア７が、はす歯歯車であり、はす歯歯車の互いに噛み合う歯部の形状の場合を例に挙げて説明をした。本件発明は、平歯車などの他の歯車にも適用可能である。

前記した実施形態では、一対の歯車が、一例として、はす歯の外歯歯車が噛合した平行歯車対である場合を例示した。
また、歯部の形状は、断面を歯車の軸方向から視た場合の歯車の表面(歯面の表面、歯元の表面、歯底の表面等)の描く線形状を意味する。なお、歯車の端面が断面と当該断面と同じ形状になる場合もある。

本発明は、切削による形成においての現実解を追求することにより創出された発明である。切削による形成を行った場合は、その形状は歯形創成理論に基づく形状（歯形）となる。なお、本発明の適用範囲は切削のみに限定されるものではなく、鍛造等の他の方法でも形成しても良い。

前記した実施形態では、エンジン２の回転動力の伝達経路上に位置する一対の歯車の場合を例示した。本件発明は、エンジン２とモータ（図示せず）の両方を搭載したハイブリッド車両や、モータ車両の動力伝達系路上に位置する一対の歯車に適用しても良い。

以上、本願発明の実施形態を説明したが、本願発明は、これら実施形態に示した態様のみに限定されるものではない。発明の技術的な思想の範囲内で、適宜変更可能である。

５６ ：出力軸
５７ ：出力歯車
５８ ：歯部
５８１ ：第１側面
５８１ａ ：第１歯面
５８１ｂ ：第１歯元
５８２ ：第２側面
５８１ａ ：第２歯面
５８２ｂ ：第２歯元
６ ：終減速機構
７ ：カウンタギア
７１ ：大径歯車
７２ ：基部
７２０ａ ：歯底
７３、７３Ｘ、７３Ｙ７３Ｚ ：歯部
７３１ ：第１側面
７３１ａ ：第１歯面
７３１ａ’ ：第１仮歯面
７３１ｂ、７３１ｂｘ、７３１ｂｙ、７３１ｂｚ ：第１歯元
７３２ ：第２側面
７３２ａ ：第２歯面
７３２ａ’ ：第２仮歯面
７３２ｂ、７３２ｂｘ、７３２ｂｙ、７３２ｂｚ ：第２歯元
７４ ：歯溝部
７５ ：小径歯車
Ｅ ：エッジ
Ｌ１ ：距離
Ｌ２ ：距離
Ｐ１、Ｐ２、Ｐ３、Ｐ４、Ｐ５ ：接続点
Ｐｃ ：切削開始点
Ｒ ：歯元
Ｒｘ ：えぐり発生径
Ｘ３ ：回転軸（軸心）
ｒ１、ｒ１ｘ、ｒ１ｙ、ｒ１ｚ ：曲率半径
ｒ２、ｒ２ｘ、ｒ２ｙ、ｒ２ｚ ：曲率半径
θ１、θ２ ：交差角
θ７３１、θ７３２ ：圧力角

Claims (6)

1. 歯底と、
   前記歯底と接続する第１歯元と、
   前記歯底と接続する第２歯元と、
   前記第１歯元と接続する第１歯面と、
   前記第２歯元と接続する第２歯面と、を有する形状の歯車を有する歯車機構であって、
   前記歯底は、曲線状であり、
   前記第１歯元の曲率半径は、前記第２歯元の曲率半径よりも大きく、
   前記第１歯元及び前記第２歯元における前記歯底との接続点と接続する部分は、前記歯底との接続点に近づくほど前記歯車の軸心からの距離が小さくなり、且つ、前記接続点に近づくほど勾配が小さくなる曲線状であり、
   前記歯車の軸芯から前記歯面の切削開始点の距離をえぐり発生径と定義すると、
   前記第１歯面の前記えぐり発生径と、前記第２歯面の前記えぐり発生径と、が揃うように形成される、歯車機構。
2. 請求項１において、
   前記歯底は上に凸の曲線状である、歯車機構。
3. 請求項１又は請求項２において、
   前記第１歯面の圧力角と前記第２歯面の圧力角とが等しくなるように設計されている、
   歯車機構。
4. 請求項１乃至請求項３のいずれか一において、
   前記歯車機構は、一対の前記歯車を有し、
   一対の前記歯車の一方の前記第１歯面の歯面と、一対の前記歯車の他方の前記第１歯面
   の歯面と、が接触するように一対の前記歯車が組付けられている、歯車機構。
5. 歯底と、
   前記歯底と接続する第１歯元と、
   前記歯底と接続する第２歯元と、
   前記第１歯元と接続する第１歯面と、
   前記第２歯元と接続する第２歯面と、を有する形状の歯車を有し、
   前記歯底は、曲線状であり、
   前記第１歯元の曲率半径は、前記第２歯元の曲率半径よりも大きく、
   前記第１歯元及び前記第２歯元における前記歯底との接続点と接続する部分は、前記歯
   底との接続点に近づくほど軸心からの距離が小さくなり、且つ、前記接続点に近づくほど
   勾配が小さくなる曲線状である歯車機構の製造方法であって、
   前記歯底と、前記第１歯元と、前記第２歯元と、第１仮歯面と、第２仮歯面と、を形成
   した後に、
   前記第１仮歯面を加工して前記第１歯面を形成する工程と、前記第２仮歯面を加工し
   て前記第２歯面を形成する工程と、を行い、
   前記第１仮歯面のえぐり発生径と、前記第２仮歯面のえぐり発生径と、が揃うように前
   記第１仮歯面及び前記第２仮歯面が形成される、歯車機構の製造方法。
6. 請求項５において、
   前記第１歯面の圧力角と前記第２歯面の圧力角とが等しくなるように設計されている、
   歯車機構の製造方法。

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