JPH1038036A - かさ歯車装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】歯部の耐久性を向上させ得るのに有利なかさ歯
車装置を提供すること。 【解決手段】かさ歯車装置は、ｘ方向及びｙ方向に沿っ
て配置され軸芯がｚ方向に沿うリング状をなすリングギ
ヤ１と、軸芯がｘ方向に沿うピニオンギヤ３と、リング
ギヤ１及びピニオンギヤ３を回転可能に組付けた歯車箱
とをもつ。リングギヤ１の軸芯１ｐとピニオンギヤ３の
軸芯３ｐとの間のｙ方向における軸芯間距離がピニオン
ギヤ３の回転に伴いｙ方向において変化する。この変化
を補正するようにリングギヤ１のピッチ円直径をＤｐ
〔ｍｍ〕としたとき、ピニオンギヤ３の軸芯はｙ方向に
おいて正規の位置からδ〔ｍｍ〕ずれて設定されてい
る。ここで、δ＝（０．０〜０．５）＋０．０００５・
Ｄｐ

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】本発明はかさ歯車装置に関す
る。本発明は例えばハイポイドギヤまたはマガリバかさ
歯車等に適用できる。

【０００２】

【従来の技術】代表的なかさ歯車装置として、食い違い
軸芯をもつハイポイドギヤ装置を例にとって説明する。
ハイポイドギヤ装置は、図１に示すように、ｘ方向及び
ｙ方向に沿って配置され軸芯１ｐがｚ方向に沿うリング
状をなすリングギヤ１と、軸芯３ｐがｘ方向に沿って配
置されリングギヤ１と対をなしリングギヤ１に噛み合う
ピニオンギヤ３とを用い、リングギヤ１及びピニオンギ
ヤ３を歯車箱に回転可能に保持して構成されている。こ
こで三次元の方向はｘ、ｙ、ｚのように小文字で示す。

【０００３】ピニオンギヤ３は小端３ａと大端３ｃを備
えている。図１においてピニオンギヤ３の正回転方向は
Ｒ１、逆回転方向はＲ２として示される。図２（Ａ）
（Ｂ）は、ハイポイドギヤ装置の要部をそれぞれ異なる
方向からみた図である。これによれば、ピニオンギヤ３
はリングギヤ１に対して所定量ずらして、つまりオフセ
ットされて配置されている。このハイポイドギヤ装置に
よれば、ピッチ円直径等のギヤ諸元に基づいて規定され
た正規の位置となるようにアライメントのＸ成分、Ｙ成
分、Ｚ成分、Σ成分が規定されている。

【０００４】即ち、図２（Ａ）（Ｂ）に示すように、ア
ライメントは、ｘ方向におけるＸ成分、ｙ方向における
Ｙ成分、ｚ方向におけるＺ成分、Σ成分の４成分で表さ
れる。なおアライメントの成分はＸ、Ｙ、Ｚのように大
文字で示す。図２（Ａ）（Ｂ）から理解できるように、
アライメントのＸ成分は、リングギヤ１の軸芯１ｐとピ
ニオンギヤ３の大端３ｃとの間のｘ方向における距離で
ある。アライメントのＹ成分は、リングギヤ１の軸芯１
ｐとピニオンギヤ３の軸芯３ｐとの間のｙ方向における
軸芯間距離であり、一般にオフセットと呼ばれる。Ｚ成
分は、リングギヤ１の大端１ｃとピニオンギヤ３の軸芯
３ｐとの間のｚ方向における距離である。アライメント
のΣ成分は、リングギヤ１の軸芯１ｃとピニオンギヤ３
の軸芯３ｃとの間の交差角である。

【０００５】ところで現状では、リングギヤ１及びピニ
オンギヤ３を歯車箱に組付けた状態で、無負荷に近い状
態で、ピニオンギヤ３及びリングギヤ１を回転させなが
ら、ピニオンギヤ３及びリングギヤ１の歯面の歯当たり
をチェックし、歯当たりが良好となるようにリングギヤ
１及びピニオンギヤ３を歯車箱に組付けている。換言す
れば、現状では、図１０に示すように、無負荷に近い状
態で、リングギヤ１の歯部において、歯当たりの伸びが
歯すじ方向長さの約１／２となり、かつ、外端１ｈより
も内端１ｋに寄るような歯当たりが得られるように、ピ
ニオンギヤ３のアライメントのＸ成分およびリングギヤ
１のアライメントのＺ成分の位置が微調整されて、ピニ
オンギヤ３及びリングギヤ１は歯車箱に組付けられてい
る。この場合、負荷が作用した時の歯当たりは、図１１
に示すように歯筋方向においてほぼ全面的な歯当たりと
なり、強度上好ましい状態が得られると、従来より考え
られていた。なお図１０、図１１において黒色で塗った
部分は、歯当たりしている箇所を意味する。

【０００６】

【発明が解決しようとする課題】近年、産業界では、か
さ歯車の使用条件が更に厳しくなっている。そこで歯部
の耐久性が更に向上したかさ歯車装置が要望されてい
る。本発明は上記した実情に鑑みなされたものであり、
その課題は、歯部の耐久性を向上させ得るのに有利なか
さ歯車装置を提供することにある。

【０００７】

【課題を解決するための手段】本発明者は上記課題を達
成するために鋭意研究を進めた。そして、常用領域での
負荷である常用負荷や定格負荷等の負荷に伴うアライメ
ントのＸ成分、Ｙ成分、Ｚ成分、Σ成分の変化と歯部の
耐久性との関係を研究した結果、ピニオンギヤの回転に
伴うアライメントのＹ成分が変化する現象を補正して解
消または低減するように、アライメントのＹ成分を正規
の位置から、以下の式で規定されるδ〔ｍｍ〕ずらして
組付ければ、歯部の耐久性を向上させ得ることを知見
し、試験で確認し、本発明を完成した。

【０００８】その理由は次のように推察される。即ち、
上記した従来に係る組付け形態によれば、歯当たりの面
からは一見良好な状態が得られているものの、上記した
組付け時の歯当たりは、無負荷または無負荷に近い軽負
荷作用時における歯当たりであり、高い負荷が作用する
際の理想的な歯当たりでは、必ずしもない。即ち、各ギ
ヤを支持する支持剛性は歯車箱の剛性、軸受けの剛性、
ギヤ自体の剛性等に影響を受け、無限大ではなく有限で
ある。そのため組付け時に良好に歯当たりが生じるよう
に組付けたとしても、常用負荷や定格負荷等の負荷が作
用している時には、上記したアライメントのＸ成分、Ｙ
成分、Ｚ成分、Σ成分が組付け時よりも変化する。

【０００９】故に負荷が作用する時には、各ギヤにかか
る荷重分担、歯当たり、各ギヤの歯部の歯すじ方向の歯
元応力分布が必ずしも均等ではなくなり、強度に大きな
影響を与える歯部の歯元の応力の均一性が低下するため
と推察される。即ち、請求項１に係るかさ歯車装置は、
ｘ方向及びｙ方向に沿って配置され軸芯がｚ方向に沿う
リング状をなすリングギヤと、軸芯がｘ方向に沿うと共
にリングギヤと対をなしリングギヤに噛み合うピニオン
ギヤと、リングギヤ及びピニオンギヤを回転可能に組付
けた歯車箱とで構成されたかさ歯車装置において、リン
グギヤの軸芯とピニオンギヤの軸芯との間のｙ方向にお
ける軸芯間距離が負荷作用時にｙ方向において変化する
現象を補正するように、リングギヤのピッチ円直径をＤ
ｐ〔ｍｍ〕としたとき、ピニオンギヤの軸芯はｙ方向に
おいて正規の位置からδ〔ｍｍ〕ずれて設定されている
ことを特徴とするものである。

【００１０】ここで、δ＝（０．０〜０．５）＋０．０
００５・Ｄｐ 請求項２に係るかさ歯車装置は、ｘ方向及びｙ方向に沿
って配置され軸芯がｚ方向に沿うリング状をなすリング
ギヤと、軸芯がｘ方向に沿うと共にｙ方向にオフセット
されて配置されリングギヤと対をなしリングギヤに噛み
合うピニオンギヤと、リングギヤ及びピニオンギヤを回
転可能に組付けた歯車箱とで構成されたかさ歯車装置に
おいて、リングギヤの軸芯とピニオンギヤの軸芯との間
のアライメントのｙ方向におけるＹ成分が負荷作用時に
変化する現象を補正するように、リングギヤのピッチ円
直径をＤｐ〔ｍｍ〕としたとき、Ｙ成分は正規の位置か
らδ〔ｍｍ〕ずれて設定されていることを特徴とするも
のである。

【００１１】ここで、δ＝（０．０〜０．５）＋０．０
００５・Ｄｐ 上記した式における第１項である（０．０〜０．５）
は、かさ歯車装置における支持剛性の大きさを考慮した
ものであり、ギヤの支持剛性が高いほど（０．０〜０．
５）の範囲から小さい値が選択され、ギヤの支持剛性が
低いほど（０．０〜０．５）の範囲から大きな値が選択
される。

【００１２】上記した式における第２項である０．００
０５・Ｄｐは、かさ歯車装置の大きさ、特にリングギヤ
の径の影響を考慮したものである。アライメントのＹ成
分の望ましい補正量δとしては、上記した式から計算さ
れる値の範囲から選べば良い。負荷作用時には前述した
ように、請求項１では、リングギヤの軸芯とピニオンギ
ヤの軸芯との間のｙ方向における軸芯間距離、また請求
項２では、リングギヤの軸芯とピニオンギヤの軸芯との
間のアライメントのｙ方向におけるＹ成分などが変化す
る。そのため、補正量δの符号としては、請求項１では
前記軸芯間距離、また請求項２では前記アライメントの
Ｙ成分の変化を補正して是正するような向きとする。

【００１３】なお本発明において、正規の位置とは、か
さ歯車装置がハイポイドギヤ装置の場合には、リングギ
ヤ及びピニオンギヤのピッチ円直径、リングギヤ及びピ
ニオンギヤの歯筋方向におけるプロフィール等のギヤ諸
元で規定されるアライメント（Ｘ成分、Ｙ成分、Ｚ成
分、Σ成分）をいう。またかさ歯車装置がマガリバかさ
歯車装置の場合には、リングギヤの軸芯とピニオンギヤ
の軸芯との合致位置をいう。

【００１４】

【発明の実施の形態】本発明の実施の形態について、本
発明の開発過程と共に説明する。 従来技術の説明で図１、図２を用いたが、本実施形態
の特徴は補正量δであり、前提構成は従来技術と同様で
あるため、本実施形態についても図１、図２を参照して
説明する。

【００１５】図１に示すようなかさ歯車装置の代表例で
あるハイポイドギヤ装置において、アライメントは前述
したようにＸ成分、Ｙ成分、Ｚ成分、Σ成分の４成分で
表される。この４成分のそれぞれについて、独立に少し
ずつ大きさを変化させて、歯元における最大歯元応力の
変化を調べた。その結果を図３に示す。図３において、
（Ａ）はアライメントのＸ成分を変化させたときの試験
結果を示し、（Ｂ）はアライメントのＹ成分を変化させ
たときの試験結果を示し、（Ｃ）はアライメントのＺ成
分を変化させたときの試験結果を示し、（Ｄ）はアライ
メントのΣ成分を変化させたときの試験結果を示す。ま
た図３の（Ｉ）はリングギヤ１の試験結果を示し、図３
の（ＩＩ）はピニオンギヤ３の試験結果を示す。図３の
各試験結果において、縦軸は、各成分の変化量を０とし
たときの歯元最大ひずみを１とした相対比を示す。

【００１６】換言すれば、図３の各試験結果から理解で
きるように、アライメントを構成するＸ成分、Ｚ成分、
Σ成分については変化しても、リングギヤ１及びピニオ
ンギヤ３共に歯元最大ひずみに与える影響は小さい。し
かしながら図３の（Ｂ）の（Ｉ）（ＩＩ）で示す試験結
果の特性線Ｋ１、Ｋ２から理解できるように、アライメ
ントを構成するＹ成分が変化すると、歯元最大ひずみが
かなり大きな割合で変化するものである。

【００１７】また、アライメントを構成するＸ成分、Ｙ
成分、Ｚ成分、Σ成分は、負荷に基づいて変化する。各
成分の変化量は、負荷の大きさ、歯車箱の剛性等によっ
て異なる。ピニオンギヤが矢印Ｒ１方向へ正回転する場
合において、一例を示せば、表１に示すようであり、か
さ歯車装置に定格負荷が作用しているときには、Ｘ成
分、Ｙ成分、Ｚ成分、Σ成分の各成分ともに０．数〔ｍ
ｍ〕の変化が生じている。

【００１８】

【表１】 このことは、かさ歯車装置の組付け時に、リングギヤ１
やピニオンギヤ３のピッチ円直径やリングギヤ１やピニ
オンギヤ３の歯面のプロフィール等で規定される設計上
のアライメント通りに組付けたとしても、使用の際に、
常用負荷等のような高い負荷が加われば、アライメント
の各成分の値が変化することを意味する。従って、負荷
が作用する時には、このようなアライメントの変化に起
因して、歯部の歯元の最大応力が増大し、耐久性の低下
の要因となると考えられる。これを避けるには、リング
ギヤ１やピニオンギヤ３を組付ける時に、アライメント
の負荷による変化分が低減する方向に変化分を解消、低
減するように予め補正しておけばよい。

【００１９】このときＸ成分、Ｙ成分、Ｚ成分、Σ成分
の４つのアライメント成分のすべてについて補正するま
でもない。図３の特性線Ｋ１、Ｋ２に示すように、アラ
イメントのＹ成分のみを補正することによって、歯元最
大応力の上昇を抑えて、歯元最大ひずみひずみの増加を
抑えることができる。ところで一般に、歯車の大きさが
大きくなり、歯車箱が大きいほどアライメントの変化量
は大きくなる。したがって、アライメントのＹ成分の補
正量は、リングギヤ１のピッチ円径が大きいほど、大き
くなる。本発明者が多数のかさ歯車装置（例えば、リン
グギヤ１のピッチ円直径が２００〔ｍｍ〕、６０〔ｍ
ｍ〕など）を用い、定格負荷が作用したとき、正規の位
置に対するアライメントのＹ成分の変化量をδ〔ｍｍ〕
とし、リングギヤ１のピッチ円径をＤｐ〔ｍｍ〕とした
とき、両者の関係を調べた結果、おおよそ以下のような
関係が成立することを知見された。

【００２０】 δ＝（０．０〜０．５）＋０．０００５・Ｄｐ ……（１） 上記したピニオンギヤ３が正回転する形態では、表１に
示すように、ΔＹには負の符号がつく。即ち、負荷作用
時には、アライメントのＹ成分が減少するように変化す
る。そこでピニオンギヤ３が主として正回転するハイポ
イドギヤ装置では、上記変化を解消、低減するように補
正すべく、アライメントのＹ成分が広がる方向に、上記
した（１）式に基づいて補正量δを設定する。

【００２１】一方、ピニオンギヤ３が逆回転する形態で
は、ΔＹには正の符号がつき、アライメントのＹ成分が
広がるように変化する。そこでピニオンギヤ３が主に逆
回転する形態のハイポイドギヤ装置では、この変化を解
消、低減するように補正するべく、アライメントのＹ成
分が狭まる方向に、上記した（１）式に基づいて補正量
δを設定する。 本実施形態は、車両の駆動系の減速機構を構成するフ
ァイナルドライブに用いられているハイポイドギヤ装置
に適用した場合である。これを図４に示す。本実施形態
に係るハイポイドギヤ装置は、図４から理解できるよう
に、従来技術と同様に、ｘ方向及びｙ方向に沿って配置
され軸芯がｚ方向に沿うリング状をなすリングギヤ１
と、軸芯がｘ方向に沿って配置されリングギヤ１と対を
なしリングギヤ１に噛み合うピニオンギヤ３と、リング
ギヤ１及びピニオンギヤ３を組付ける歯車箱６とで構成
されている。ピニオンギヤ３は第１軸受６３と第２軸受
６４とで回転可能に歯車箱６に支持されている。

【００２２】リングギヤ１は図略の軸受で回転可能に歯
車箱６に支持されている。本実施形態によれば、ピニオ
ンギヤ３が駆動されると、リングギヤ１が従動する。ピ
ニオンギヤ３の正回転方向はＲ１、逆回転方向はＲ２で
ある。本実施形態においては、車両の駆動系に用いられ
るため、ピニオンギヤ２が正回転方向Ｒ１に回転する形
態が使用頻度が高く、ピニオンギヤ３が逆回転方向Ｒ２
に回転する形態が使用頻度が低い。そのため使用頻度が
高い正回転方向Ｒ１でピニオンギヤ３が回転する場合に
おける歯部の耐久性を高めることが肝要である。このよ
うにピニオンギヤ３が正回転方向Ｒ１に回転する形態で
は、負荷作用時にはアライメントのＹ成分が減少するよ
うにＹ成分が変化する。そこで本実施形態によれば、こ
の変化が補正されて解消、低減される向きに、上記
（１）式に基づいて補正量δを設定し、これによりアラ
イメントのＹ成分が広がるように、ピニオンギヤ３やリ
ングギヤ１が組付けられている。

【００２３】本発明の請求項１に係るかさ歯車装置の組
付け方法としては、ｘ方向及びｙ方向に沿って配置され
軸芯がｚ方向に沿うリング状をなすリングギヤと、軸芯
がｘ方向に沿うと共に前記リングギヤと対をなし前記リ
ングギヤに噛み合うピニオンギヤと、前記リングギヤ及
び前記ピニオンギヤを回転可能に組付ける歯車箱とを用
い、前記リングギヤのピッチ円直径をＤｐ〔ｍｍ〕とし
たとき、前記リングギヤの軸芯が、ｙ方向において正規
位置からδ〔ｍｍ〕ずれるように、前記リングギヤ及び
前記ピニオンギヤを前記歯車箱に組付け、負荷作用時に
おける前記リングギヤの軸芯と前記ピニオンギヤの軸芯
との間のｙ方向における軸芯間距離がｙ方向において変
化する現象を補正するようにしたことにより行う方法が
ある。

【００２４】ここで、δ＝（０．０〜０．５）＋０．０
００５・Ｄｐ また本発明の請求項２に係るかさ歯車装置の組付け方法
としては、ｘ方向及びｙ方向に沿って配置され軸芯がｚ
方向に沿うリング状をなすリングギヤと、軸芯がｘ方向
に沿い且つアライメントされて配置されると共にリング
ギヤと対をなしリングギヤに噛み合うピニオンギヤと、
リングギヤ及びピニオンギヤを回転可能に組付ける歯車
箱とを用い、リングギヤのピッチ円直径をＤｐ〔ｍｍ〕
としたとき、リングギヤの軸芯とピニオンギヤの軸芯と
の間のアライメントのｙ方向におけるＹ成分が、正規の
位置からδ〔ｍｍ〕ずれるように、リングギヤ及びピニ
オンギヤを歯車箱に組付け、負荷作用時におけるアライ
メントのＹ成分の変化を補正するようにしたことにより
行う方法がある。

【００２５】ここで、δ＝（０．０〜０．５）＋０．０
００５・Ｄｐ

【００２６】

【実施例】本実施例は、前記した図４に示すハイポイド
ギヤ装置に適用した例である。本実施例によれば、ピニ
オンギヤ３が正回転方向Ｒ１に回転する形態の使用頻度
が高い。本実施例によれば、リングギヤ１のピッチ円径
は２００〔ｍｍ〕、ピニオンギヤ３のピッチ円径は７０
〔ｍｍ〕、リングギヤ１の歯数は４７であり、ピニオン
ギヤ３の歯数は１３であり、ギヤ比は３．６１５＝４７
／１３である。

【００２７】本実施例に係るハイポイドギヤ装置につい
て、アライメントのＹ成分の正規の位置の値は２８．０
〔ｍｍ〕である。本実施例によれば、補正値δ＝０．３
〔ｍｍ〕に設定されている。本実施例によれば、ピニオ
ンギヤ３が正回転方向Ｒ１に回転する形態の使用頻度が
高いため、正回転する場合における歯部の耐久性を向上
させる必要がある。この場合には負荷作用時には前述し
たように、アライメントのＹ成分が狭まるように変化す
る。そこで本実施例によれば、正規の位置よりも補正値
δ＝０．３〔ｍｍ〕ぶん、アライメントのＹ成分を広め
にずらして、各ギヤは組付けられている。

【００２８】ちなみに図５は正規の位置にリングギヤ１
及びピニオンギヤ３を組付けた状態を比較例として示
す。前述したように本実施例によれば、アライメントの
Ｙ成分の補正量δは、Ｙ成分が広がる方向において０．
３〔ｍｍ〕と微小量である。図４と図５との比較から理
解できるように、理解の容易のために補正量δは、かな
り誇張して図示されている。

【００２９】上記したかさ歯車装置について、歯元曲げ
疲労試験を行って疲労強度を求めた。この試験では、使
用した試験機はパルセータ式歯車疲労試験であり、リン
グギヤ１とピニオンギヤ３とを噛み合わせた状態で、リ
ングギヤ１を固定し、ピニオンギヤ３を所定の振幅で揺
動させ、これにより完全片振りの疲労試験を行ない、リ
ングギヤ１の歯部の疲労強度を求めた。試験速度は約２
０００ｃｐｍである。疲労試験の結果を図６に示す。

【００３０】図６の横軸は破断に至るまでの繰り返し数
を示し、縦軸は従来技術の疲労強度を１にした場合にお
ける相対値としてのトルクを示す。□印は、正規位置に
組み付けた従来技術に係る試験結果を示す。■印は、ア
ライメントのＹ成分を正規の位置の値よりも、δ＝０．
３〔ｍｍ〕ぶん広めにずらして、ピニオンギヤ３やリン
グギヤ１を組付けた場合における試験結果を示す。

【００３１】■印から理解できるように、本実施例によ
れば、疲労強度の相対値は１．２以上であり、疲労強度
がかなり向上していることが確認された。即ちアライメ
ントのＹ成分が正規の位置として設定されている従来技
術に比較して、本実施例によれば２０％以上の耐久性の
向上が得られたことが確認された。また本実施例及び従
来例に係るピニオンギヤ３を用い、歯部の歯元応力の歯
すじ方向分布を測定した。歯元応力の測定は、歪みゲー
ジを張付けたハイポイドギヤをパルセータ式歯車疲労試
験機に組み付けてリングギヤ側を固定し、ピニオンギヤ
側よりトルクを負荷することにより行った。その測定結
果を図７に示す。

【００３２】図７の横軸は、ピニオンギヤ３の小端３ａ
側から大端３ｃ側への歯筋方向における位置を示す。図
７の縦軸は歯元応力を示す。図７から理解できるよう
に、正規位置にセットした比較例では、○印で示すよう
に、ピニオンギヤ３の小端３ａ側から大端３ｃ側に向か
うにつれて、歯元応力の均一性は充分ではなかった。し
かし本実施形態によれば、●印に示すように、ピニオン
ギヤ３の小端３ａ側から大端３ｃ側に向かうにつれて、
歯元応力の均一性が向上していたことが確認された。

【００３３】従って本実施形態によれば、複数の歯およ
びそれぞれの歯の歯すじ方向における荷重分担が均等化
し、歯元最大応力が低く抑えられ、歯元にかかる応力の
上昇が抑制される。すなわち、高いトルクが負荷されて
も、歯元最大応力を小さくできることにより、かさ歯車
装置の耐久性を高め得る。なお、各ギヤの取付位置を、
設計時の正規の位置よりも、δぶんずらして取付けてい
る本実施例によれば、組付け時よりも、定格負荷または
常用負荷のときに歯当たりが良好となる。このような本
実施例では、負荷が、補正の基準とした定格負荷または
常用負荷の大きさ程度であれば、歯車の騒音は小さく実
質的には問題とならない。しかしながらその反面、負荷
が非常に小さい場合には、かえって歯当たりの不良によ
り騒音が問題となることも考えられる。

【００３４】この問題点を解決するために、本実施例で
は、図１に示すアライメントのＹ成分の他にＸ成分も微
調整することによって、リングギヤ１とピニオンギヤ３
の歯当たりを改善し、騒音を低下させることができる。
図３の試験結果から理解できるように、アライメントの
Ｘ成分を変化させても、歯元最大応力への影響はほとん
どないので、歯車の耐久性の悪化を抑制できる。

【００３５】（他の実施例）上記した実施例によれば自
動車のファイナルドライブに用いられているハイポイド
ギヤ装置を例にとって、かさ歯車装置について説明した
が、これに限らず、工作機械や、建設機械等の動力伝達
機構に用いられている各種のかさ歯車装置に適用できる
ことは勿論である。

【００３６】またハイポイドギヤ装置に限らず、マガリ
バかさ歯車についても適用することもできる。図８は、
かさ歯車装置としての従来技術に係るマガリバかさ歯車
装置を示す。このマガリバかさ歯車装置は、ｘ方向及び
ｙ方向に沿って配置され軸芯がｚ方向に沿うリング状を
なすリングギヤ１０と、軸芯がｘ方向に沿って配置され
リングギヤ１０と対をなしリングギヤ１０に噛み合うピ
ニオンギヤ３０と、リングギヤ１０及びピニオンギヤ３
０を回転可能に保持する歯車箱６（図略）とで構成され
ている。

【００３７】従来例に係るマガリバかさ歯車によれば、
図８に示すように、組付け時には、リングギヤ１０の軸
芯１０ｐとピニオンギヤ３０の軸芯３０ｐとは合致して
いる。これが正規の位置である。しかしながら負荷が作
用する時には、ピニオンギヤ３０が正回転方向Ｒ１に回
転すれば、図８に示すピニオンギヤ３０にはｙ方向にお
いて矢印Ｆ１方向の力が作用し、ピニオンギヤ３０の軸
芯がｙ方向においてリングギヤ１０の軸芯から離れるよ
うに変化しがちである。

【００３８】そこで本実施例に係るマガリバかさ歯車に
よれば、図９に示すように、この変化を補正すべく、ｙ
方向において、矢印Ｆ１方向と逆方向であるＦ２方向
に、δぶん補正してピニオンギヤ３０の軸芯３０ｐがず
れるように、ピニオンギヤ３０を組付ける。従って組付
け時には、図９に示すようにピニオンギヤ３０の軸芯３
０ｐとリングギヤ１０の軸芯１０ｐとは非合致である。
即ち、合致している状態である正規の位置からずれてい
る。もっとも図９によれば、理解容易化のため、非合致
状態が誇張して図示されている。

【００３９】上記のように正規の位置からずらして組付
ければ、負荷が作用する時には、ピニオンギヤ３０が正
回転方向Ｒ１に回転すれば、前述同様にピニオンギヤ３
０にはｙ方向において矢印Ｆ１方向の力が作用するた
め、ピニオンギヤ３０の軸芯３０ｐがリングギヤ１０の
軸芯１０ｐと合致するか、合致する方向に近づくように
なる。従って、歯部の疲労強度が向上して歯部の耐久性
が向上する。この装置においても、リングギヤ１０のピ
ッチ円直径をＤｐ〔ｍｍ〕としたとき、上記した（１）
式に基づいて補正量δは設定されている。

【００４０】

【発明の効果】本発明によれば、歯部の疲労強度が向上
して歯部の耐久性が向上したかさ歯車装置が得られる。
これは試験で確認されている。

【図面の簡単な説明】

【図１】かさ歯車装置の代表例であるハイポイドギヤ装
置の要部の斜視図である。

【図２】それぞれ異なる方向からみたハイポイドギヤ装
置の要部を示す構成図である。

【図３】アライメントの各成分が変化した場合における
歯元最大ひずみへの影響を示すグラフである。

【図４】Ｙ成分をδ補正した場合におけるハイポイドギ
ヤ装置の要部を示す構成図である。

【図５】δ補正していない従来例に係るハイポイドギヤ
装置の要部を示す構成図である。

【図６】リングギヤ１の疲労試験の結果を示すグラフで
ある。

【図７】ピニオンギヤの歯筋方向における歯元応力を示
すグラフである。

【図８】従来例に係るマガリバかさ歯車の要部の構成図
である。

【図９】δ補正した場合におけるマガリバかさ歯車の要
部の構成図である。

【図１０】従来技術に係り、無負荷に近い状態において
リングギヤの望ましい歯当たりを示す構成図である。

【図１１】全負荷時においてリングギヤの望ましい歯当
たりを示す構成図である。

【符号の説明】

図中、１はリングギヤ、３はピニオンギヤ、６は歯車箱
を示す。

Claims (2)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】ｘ方向及びｙ方向に沿って配置され軸芯が
   ｚ方向に沿うリング状をなすリングギヤと、 軸芯がｘ方向に沿うと共に前記リングギヤと対をなし前
   記リングギヤに噛み合うピニオンギヤと、 前記リングギヤ及び前記ピニオンギヤを回転可能に組付
   けた歯車箱とで構成されたかさ歯車装置において、 前記リングギヤの軸芯と前記ピニオンギヤの軸芯との間
   のｙ方向における軸芯間距離が負荷作用時にｙ方向にお
   いて変化する現象を補正するように、 前記リングギヤのピッチ円直径をＤｐ〔ｍｍ〕としたと
   き、 前記ピニオンギヤの軸芯はｙ方向において正規の位置か
   らδ〔ｍｍ〕ずれて設定されていることを特徴とするか
   さ歯車装置。 ここで、δ＝（０．０〜０．５）＋０．０００５・Ｄｐ
2. 【請求項２】ｘ方向及びｙ方向に沿って配置され軸芯が
   ｚ方向に沿うリング状をなすリングギヤと、 軸芯がｘ方向に沿うと共にｙ方向にオフセットされて配
   置され前記リングギヤと対をなし前記リングギヤに噛み
   合うピニオンギヤと、 前記リングギヤ及び前記ピニオンギヤを回転可能に組付
   けた歯車箱とで構成されたかさ歯車装置において、 前記リングギヤの軸芯と前記ピニオンギヤの軸芯との間
   のアライメントのｙ方向におけるＹ成分が負荷作用時に
   変化する現象を補正するように、 前記リングギヤのピッチ円直径をＤｐ〔ｍｍ〕としたと
   き、 前記Ｙ成分は正規の位置からδ〔ｍｍ〕ずれて設定され
   ていることを特徴とするかさ歯車装置。 ここで、δ＝（０．０〜０．５）＋０．０００５・Ｄｐ