JPS6048664B2 - 転位円弧歯形歯車 - Google Patents
転位円弧歯形歯車Info
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- JPS6048664B2 JPS6048664B2 JP3838079A JP3838079A JPS6048664B2 JP S6048664 B2 JPS6048664 B2 JP S6048664B2 JP 3838079 A JP3838079 A JP 3838079A JP 3838079 A JP3838079 A JP 3838079A JP S6048664 B2 JPS6048664 B2 JP S6048664B2
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- tooth
- gear
- gears
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- circular arc
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Description
【発明の詳細な説明】
〔発明の利用分野〕
本発明は特に製作精度に鈍感な転位円弧歯形歯車の改
良に関するものである。
良に関するものである。
従来、円弧歯形歯車としては、第１図に基準ラ ック
歯形で示すように、歯末と歯元をピッチ線Ｐ又はその近
傍に中心を有する同一半径Ｒの円弧歯形に形成したもの
がある。
歯形で示すように、歯末と歯元をピッチ線Ｐ又はその近
傍に中心を有する同一半径Ｒの円弧歯形に形成したもの
がある。
そしてこの歯末と歯元は、干渉を防ぐ目的で直線により
接続されてい る。 上記の円弧歯形歯車（対称形の円
弧歯形歯車と も呼ふ）は、両歯車間の軸間距離や歯形
等に誤差が生じない場合には、第２図および第３図に示
すように、歯たけおよび歯筋方向において、歯面の全面
が接触し負荷を受けもつようになるため高い負荷能力を
発揮する。
接続されてい る。 上記の円弧歯形歯車（対称形の円
弧歯形歯車と も呼ふ）は、両歯車間の軸間距離や歯形
等に誤差が生じない場合には、第２図および第３図に示
すように、歯たけおよび歯筋方向において、歯面の全面
が接触し負荷を受けもつようになるため高い負荷能力を
発揮する。
しかし、前記軸間距離や歯形等に誤差が生じた場合には
、前記のような理想的な歯当りを実現することが困難て
ある。これら歯当りに影響する要因のうち、影響度の高
い軸間・距離の誤差と歯当りとの関連について説明する
。例えは、軸間距離が正規の軸間距離（両歯車のピ ッ
チ円同志で噛合わせるときの軸間距離）より離れるよう
な誤差が生じた場合には、第４図および第５図に示すよ
うに歯末と歯元を接続するインボフリユート歯形部のみ
の歯当りとなり負荷能力が大幅に低下する。また、軸間
距離が正規の軸間距離より縮まるような誤差が生じた場
合には、第６図および第７図に示すように歯末の歯先側
と歯元の歯直側のみの歯当りとなり負荷能力が前記と同
様に大幅に低下する。このように上記の円弧歯形歯車の
負荷能力は、軸間距離の誤差の影響を敏惑に受けやすい
という問題点がある。上記の問題点を改善するために、
例えばピッチ線の近くに中心をもつ円弧歯形を有する基
準ラック歯形に相当する一種類のカッタにより、前記円
弧歯形を精度に応じて任意に正転位又は負転位して半径
差を有する歯形を創成するものが提案されている。
、前記のような理想的な歯当りを実現することが困難て
ある。これら歯当りに影響する要因のうち、影響度の高
い軸間・距離の誤差と歯当りとの関連について説明する
。例えは、軸間距離が正規の軸間距離（両歯車のピ ッ
チ円同志で噛合わせるときの軸間距離）より離れるよう
な誤差が生じた場合には、第４図および第５図に示すよ
うに歯末と歯元を接続するインボフリユート歯形部のみ
の歯当りとなり負荷能力が大幅に低下する。また、軸間
距離が正規の軸間距離より縮まるような誤差が生じた場
合には、第６図および第７図に示すように歯末の歯先側
と歯元の歯直側のみの歯当りとなり負荷能力が前記と同
様に大幅に低下する。このように上記の円弧歯形歯車の
負荷能力は、軸間距離の誤差の影響を敏惑に受けやすい
という問題点がある。上記の問題点を改善するために、
例えばピッチ線の近くに中心をもつ円弧歯形を有する基
準ラック歯形に相当する一種類のカッタにより、前記円
弧歯形を精度に応じて任意に正転位又は負転位して半径
差を有する歯形を創成するものが提案されている。
これは本願出願人が特許第６００３２訝（特願昭４０−
１６９４３号）としてすべに特許を受けてい 』るもの
である。しかし、これらの創成法においては、転位置が
定量的に求められていなかつたため、歯車装置に応じて
最適な歯当りを得るための転位置を選択することが困難
であつた。
１６９４３号）としてすべに特許を受けてい 』るもの
である。しかし、これらの創成法においては、転位置が
定量的に求められていなかつたため、歯車装置に応じて
最適な歯当りを得るための転位置を選択することが困難
であつた。
また、前記円弧歯形歯車に類似した歯車として、第８図
に基準ラック歯形で示すように、歯末または歯元の一方
がピッチ線Ｐから離れた位置に中心を有し、それぞれ異
なるＲ，，Ｒ。
に基準ラック歯形で示すように、歯末または歯元の一方
がピッチ線Ｐから離れた位置に中心を有し、それぞれ異
なるＲ，，Ｒ。
の円弧により歯形を形成したものがある。この歯末と歯
元も前記と同様に直線により接続されている。そしてこ
の円弧歯形歯車（非対称形の円弧歯形歯車とも呼ふ）は
、第９図および第１０図に示すように互いに噛合う歯形
間において、ある部分が接触するのみでそれ以外の歯形
に隙間が形成される。この．ため、軸間距離に多少の誤
差が生じても、両歯形間の接触点が単に歯たけ方向の上
、下側に移動するのみで、大幅な負荷能力の低下はなく
なる。しかし、この種の円弧歯形歯車においては、カッ
タに与えられている円弧歯形の半径差が定められて−い
るため、負荷に合わせた最適な歯当りを任意に実現でき
ない。仮りに最適な歯当りを実現しようとするならば、
それぞれの負荷に合わせたカッタの円弧歯形の半径差を
変えた何種類ものカッタを準備しなけれはならす不便で
ある。〔発明の目的〕 本発明の目的は、一対の小，大歯車の転位置を定量的に
把握して歯車装置の軸間距離の誤差の影響を鈍惑にする
ようにした転位円弧歯形歯車を提供することにある。
元も前記と同様に直線により接続されている。そしてこ
の円弧歯形歯車（非対称形の円弧歯形歯車とも呼ふ）は
、第９図および第１０図に示すように互いに噛合う歯形
間において、ある部分が接触するのみでそれ以外の歯形
に隙間が形成される。この．ため、軸間距離に多少の誤
差が生じても、両歯形間の接触点が単に歯たけ方向の上
、下側に移動するのみで、大幅な負荷能力の低下はなく
なる。しかし、この種の円弧歯形歯車においては、カッ
タに与えられている円弧歯形の半径差が定められて−い
るため、負荷に合わせた最適な歯当りを任意に実現でき
ない。仮りに最適な歯当りを実現しようとするならば、
それぞれの負荷に合わせたカッタの円弧歯形の半径差を
変えた何種類ものカッタを準備しなけれはならす不便で
ある。〔発明の目的〕 本発明の目的は、一対の小，大歯車の転位置を定量的に
把握して歯車装置の軸間距離の誤差の影響を鈍惑にする
ようにした転位円弧歯形歯車を提供することにある。
４
〔発明の概要〕
本発明は上記の目的を達成するために、円弧歯形歯車の
双方を転位させ、このとき一対の歯車を噛合せるときの
実際の軸間距離Ｃは、一対の小，大歯車の転位係数をＸ
ｐ，Ｘｇ、一対の歯車のピッチ円同志を噛合わせるとき
の正規軸間距離をＣＯ）歯直角モジュールをＭｎとする
とき、Ｃ＝ＣＯ＋（Ｘｐ＋Ｘｇ）・Ｍｎの式から求める
ようにし、前記小歯車を正転位にするときには大歯車に
正転位を支えるようにし、前記大歯車を負転位にすると
きには小歯車にインボリュート干渉を生じさせない範囲
で急転位を与えるようにして軸間距離の誤差が大きいと
き前記転位係数Ｘｐ，Ｘｇの和の絶対Ｊ値を大きくする
ようにしたものである。
双方を転位させ、このとき一対の歯車を噛合せるときの
実際の軸間距離Ｃは、一対の小，大歯車の転位係数をＸ
ｐ，Ｘｇ、一対の歯車のピッチ円同志を噛合わせるとき
の正規軸間距離をＣＯ）歯直角モジュールをＭｎとする
とき、Ｃ＝ＣＯ＋（Ｘｐ＋Ｘｇ）・Ｍｎの式から求める
ようにし、前記小歯車を正転位にするときには大歯車に
正転位を支えるようにし、前記大歯車を負転位にすると
きには小歯車にインボリュート干渉を生じさせない範囲
で急転位を与えるようにして軸間距離の誤差が大きいと
き前記転位係数Ｘｐ，Ｘｇの和の絶対Ｊ値を大きくする
ようにしたものである。
以下本発明の転位円弧歯形歯車の一実施例を数値計算に
より求めた場合について説明する。
より求めた場合について説明する。
前記第１図に示す基準ラック歯形によつて創成される一
対の転位円弧歯形歯車を組合せることにより、第９図お
よび第１？図に示すような円弧歯形部に相当する歯形間
のある１点て歯面を接触させ、それ以外の両歯形間に隙
間を形成させるためには、第１１図に示すような歯当り
を実現させればよい。すなわち、小歯車１の歯末と大歯
車２の歯元の一部分が点ＣＡで接触し、点ＣＡから離れ
るに従い両歯形間の噛合いピッチ円上の隙間Δｐが漸増
する。
対の転位円弧歯形歯車を組合せることにより、第９図お
よび第１？図に示すような円弧歯形部に相当する歯形間
のある１点て歯面を接触させ、それ以外の両歯形間に隙
間を形成させるためには、第１１図に示すような歯当り
を実現させればよい。すなわち、小歯車１の歯末と大歯
車２の歯元の一部分が点ＣＡで接触し、点ＣＡから離れ
るに従い両歯形間の噛合いピッチ円上の隙間Δｐが漸増
する。
同様に小歯車１の歯元と大歯車２の歯末の一部分が点Ｃ
Ｄで接触し、点ＣＤから離れるに従い両歯形間の隙間Δ
Ｐが漸増する。これらを第１２図を用いて説明すると、
小歯車１の歯末歯形上の点Ｃ，Ａと大歯車２の歯末歯形
上の点ＣＣＤが接触し、且つ小歯車１の歯元歯形上の点
ＣＰＤと大歯車２の歯末歯形上の点ＣＣＡが接触するた
めには、次の噛合いの条件式が満足されなければならな
い。（１）小歯車１の点ＣＰＡと大歯車２の点ＣＣＤが
接触するには、ρＰＡ＝ρＣＤ）小歯車１の点ＣＰＤと
大歯車２の点ＣＣＡが接触するには、ρＰＤ＝ρＣＡ）
ここで、小歯車１の歯末歯形上の点ＣＰＡの法線と小歯
車１の噛合いピッチ円半径Ｒｗ．との交点を０ｐ＾とし
、Ｃｐ＾゜０ＰＡ：ρｐ＾、大歯車２の歯元歯形上の点
ＣＣＤの法線と大歯車２の噛合いピッチ円半径ＲｗＧと
の交点０ＣＤとし、ＣＣＤ・０＝ニρＣＤとする。また
、点ＣＰＡと点ＣＣＤが接触するとき、点０ＰＡと点０
ＣＤは一致し、この点がピッチ点となる。
Ｄで接触し、点ＣＤから離れるに従い両歯形間の隙間Δ
Ｐが漸増する。これらを第１２図を用いて説明すると、
小歯車１の歯末歯形上の点Ｃ，Ａと大歯車２の歯末歯形
上の点ＣＣＤが接触し、且つ小歯車１の歯元歯形上の点
ＣＰＤと大歯車２の歯末歯形上の点ＣＣＡが接触するた
めには、次の噛合いの条件式が満足されなければならな
い。（１）小歯車１の点ＣＰＡと大歯車２の点ＣＣＤが
接触するには、ρＰＡ＝ρＣＤ）小歯車１の点ＣＰＤと
大歯車２の点ＣＣＡが接触するには、ρＰＤ＝ρＣＡ）
ここで、小歯車１の歯末歯形上の点ＣＰＡの法線と小歯
車１の噛合いピッチ円半径Ｒｗ．との交点を０ｐ＾とし
、Ｃｐ＾゜０ＰＡ：ρｐ＾、大歯車２の歯元歯形上の点
ＣＣＤの法線と大歯車２の噛合いピッチ円半径ＲｗＧと
の交点０ＣＤとし、ＣＣＤ・０＝ニρＣＤとする。また
、点ＣＰＡと点ＣＣＤが接触するとき、点０ＰＡと点０
ＣＤは一致し、この点がピッチ点となる。
同様に点ＣＰＤとＣＣＡが接触するとき、点０ＰＤと点
０ＣＡは一致し、この点がピッチ点となる。（２）前記
（１）の接触点での圧力角がそれぞれ等しくなるには、
αＷＰＡ：ニニαＷｃＯ、 αＷＰＤ：αＷＣＡ（３）
歯車の回転に伴ない、歯末と歯元の接触から・歯末と
歯元の接触へなめらかに移行するには、０ＰＡ゜０ＰＤ
：０ＣＤ゜０ＣＡ（４）接触点以外での歯形間で干渉を
起さないためには、ρθＰ＾＜ρθＣＤ，ρθＰＤ＜ρ
θＣＡ，ＯｐＡＩＰｐ＜０ｃＡＩＰｃ以上の条件式を満
足する転位円弧歯形歯車を、例えば小歯車１の歯数１２
枚、大歯車２の歯数８８枚、転位係数は小歯車１側を零
とし、大歯車２側を正転位０．２〜０．６、急転位−０
．２〜−０．６として計算値を求めこの計算結果を第１
３図に示した。
０ＣＡは一致し、この点がピッチ点となる。（２）前記
（１）の接触点での圧力角がそれぞれ等しくなるには、
αＷＰＡ：ニニαＷｃＯ、 αＷＰＤ：αＷＣＡ（３）
歯車の回転に伴ない、歯末と歯元の接触から・歯末と
歯元の接触へなめらかに移行するには、０ＰＡ゜０ＰＤ
：０ＣＤ゜０ＣＡ（４）接触点以外での歯形間で干渉を
起さないためには、ρθＰ＾＜ρθＣＤ，ρθＰＤ＜ρ
θＣＡ，ＯｐＡＩＰｐ＜０ｃＡＩＰｃ以上の条件式を満
足する転位円弧歯形歯車を、例えば小歯車１の歯数１２
枚、大歯車２の歯数８８枚、転位係数は小歯車１側を零
とし、大歯車２側を正転位０．２〜０．６、急転位−０
．２〜−０．６として計算値を求めこの計算結果を第１
３図に示した。
第１３図は転位係数に対する軸間距離と噛合い圧力角と
の関係を示したもので、横軸には軸間距離の変動を、縦
軸には噛合い圧力角をそれぞれ採つてある。なお、横軸
における軸間距離のｏ％の位置は、次式の軸間距離の値
Ｃである。Ｃ＝ＣＯ＋（ＸＰｆＸｇ） ・Ｍｎ・・・・
・・（１）ここで、ＣＯ：ピツチ円（Ｍｓ−Ｚ）同志で
噛合わせるときの正規の軸間距離Ｘｐ：小歯車１の転位
係数 Ｘｇ：大歯車２の転位係数 Ｍｎ：歯直角モジュール Ｍｓ：軸直角モジュール この図において、軸間距離が前記Ｃの値に近づくに従い
、接触点が歯末の歯先側と歯元の歯底側に近づき曲線か
らはすれると、一対の歯車は噛合わなくなる。
の関係を示したもので、横軸には軸間距離の変動を、縦
軸には噛合い圧力角をそれぞれ採つてある。なお、横軸
における軸間距離のｏ％の位置は、次式の軸間距離の値
Ｃである。Ｃ＝ＣＯ＋（ＸＰｆＸｇ） ・Ｍｎ・・・・
・・（１）ここで、ＣＯ：ピツチ円（Ｍｓ−Ｚ）同志で
噛合わせるときの正規の軸間距離Ｘｐ：小歯車１の転位
係数 Ｘｇ：大歯車２の転位係数 Ｍｎ：歯直角モジュール Ｍｓ：軸直角モジュール この図において、軸間距離が前記Ｃの値に近づくに従い
、接触点が歯末の歯先側と歯元の歯底側に近づき曲線か
らはすれると、一対の歯車は噛合わなくなる。
また、軸間距離が前記Ｃの値から離れるに従い、接触点
が噛合ピッチ円に近づきピッチ円符近のインボリュート
歯形部での噛合いとな ′るため、負荷能力が大幅に低
下するので実用できない。第１４図，第１５図，第１６
図は、大歯車２の転位係数をＸｇ＝ー０．２、Ｘｇ＝ー
０．４ＮＸｇ＝ー０．６にしたときの軸間距離に対する
歯当りの状態を示し （たものである。
が噛合ピッチ円に近づきピッチ円符近のインボリュート
歯形部での噛合いとな ′るため、負荷能力が大幅に低
下するので実用できない。第１４図，第１５図，第１６
図は、大歯車２の転位係数をＸｇ＝ー０．２、Ｘｇ＝ー
０．４ＮＸｇ＝ー０．６にしたときの軸間距離に対する
歯当りの状態を示し （たものである。
尚、この図は、大歯車２の歯形を直線として表わしたと
き、大歯車２に対して小歯車１の接触状態を、図中ΔＰ
は噛合いピッチ円上の隙間をそれぞれ示している。これ
ら第１３図〜第１６図から明らかなように、一対の転位
円弧歯形歯車の噛合いは、前述の（１）式の軸間距離Ｃ
より少しはなれた距離附近で噛合う。
き、大歯車２に対して小歯車１の接触状態を、図中ΔＰ
は噛合いピッチ円上の隙間をそれぞれ示している。これ
ら第１３図〜第１６図から明らかなように、一対の転位
円弧歯形歯車の噛合いは、前述の（１）式の軸間距離Ｃ
より少しはなれた距離附近で噛合う。
このとき、一対の小，大歯車転位円弧歯形歯車の転位係
数の和の絶対値が大きくなる歯車の組合わせ、すなわち
、軸間距離の誤差が大きいとき転位係数が大きく、しか
もその転位係数の和の絶対値を大きくなるように小，大
歯車ともに正又は負転位を与えた場合、噛合う軸間距離
の許容幅がが大きくなり、しかも両歯形間の接触点以外
の隙間ΔＰが大きくなる。このため、無転位の円弧歯形
歯車に比較して歯車の軸のたわみや軸受のガタなどによ
る軸間距離誤差の影響が鈍惑になると共に軸間距離の変
動量に合せた最適設計が可能となる。その上、ピッチ線
近傍のインボリュート部に発生するピッチングを防止で
きる。また、一対の小，大歯車の双方に正転位又は負転
位を与えることにより、一方の歯車のみに転位を与える
ときの以下の問題点を解消できる。
数の和の絶対値が大きくなる歯車の組合わせ、すなわち
、軸間距離の誤差が大きいとき転位係数が大きく、しか
もその転位係数の和の絶対値を大きくなるように小，大
歯車ともに正又は負転位を与えた場合、噛合う軸間距離
の許容幅がが大きくなり、しかも両歯形間の接触点以外
の隙間ΔＰが大きくなる。このため、無転位の円弧歯形
歯車に比較して歯車の軸のたわみや軸受のガタなどによ
る軸間距離誤差の影響が鈍惑になると共に軸間距離の変
動量に合せた最適設計が可能となる。その上、ピッチ線
近傍のインボリュート部に発生するピッチングを防止で
きる。また、一対の小，大歯車の双方に正転位又は負転
位を与えることにより、一方の歯車のみに転位を与える
ときの以下の問題点を解消できる。
すなわぢ、一方の小又は大歯車のみに大きな転位を与え
た楊合、負転位においては後述するインボリュート干渉
が生じ、ピッチ線近傍のインボリュート歯形と歯末側の
円弧の接合部に凹部が生じるため、歯面強度を低下させ
る。また、正転位においては、歯末側の円弧とインボリ
ュート歯形の接合部に尖点を生じるため、歯当りが悪化
する。
た楊合、負転位においては後述するインボリュート干渉
が生じ、ピッチ線近傍のインボリュート歯形と歯末側の
円弧の接合部に凹部が生じるため、歯面強度を低下させ
る。また、正転位においては、歯末側の円弧とインボリ
ュート歯形の接合部に尖点を生じるため、歯当りが悪化
する。
さらにこの円弧歯形歯車の基準ラック歯形は、歯末円弧
と歯元円弧間か直線歯形で接続されているため、この直
線歯形部て創成されるインボリュート歯形部にインボリ
ュート干渉を生じる可能性がある。
と歯元円弧間か直線歯形で接続されているため、この直
線歯形部て創成されるインボリュート歯形部にインボリ
ュート干渉を生じる可能性がある。
この関係を第１７図に示す。第１７図は、基準ラック歯
形の直線歯形部の圧力角８゜としたとき、創成される転
位円弧歯形歯車のねじれ５角βを種々変えたときの転位
係数と歯数によるインボリュート干渉限界を示したもの
である。この図より明らかなように小歯車では、余り大
きく負転位させると、インボリュート干渉が生じる。こ
のため一対の転位円弧歯形において、小歯車側にク転位
を与える場合には、正転位とし、もしインボリュート干
渉を生じさせない範囲であれば、勿論、負転位であつて
もよい。また、大歯車側に転位を与える場合には、第１
３図から明らかなように軸間距離の許容幅の利点として
負転位とした方が有利である。〔発明の効果〕 本発明の転位円弧歯形歯車は、一対の小，大円弧歯形歯
車の双方を軸間距離の誤差が大きいとき転位係数の和の
絶対値が大きくなるように正又は負転位するようにした
ので、下記のような効果が得られる。
形の直線歯形部の圧力角８゜としたとき、創成される転
位円弧歯形歯車のねじれ５角βを種々変えたときの転位
係数と歯数によるインボリュート干渉限界を示したもの
である。この図より明らかなように小歯車では、余り大
きく負転位させると、インボリュート干渉が生じる。こ
のため一対の転位円弧歯形において、小歯車側にク転位
を与える場合には、正転位とし、もしインボリュート干
渉を生じさせない範囲であれば、勿論、負転位であつて
もよい。また、大歯車側に転位を与える場合には、第１
３図から明らかなように軸間距離の許容幅の利点として
負転位とした方が有利である。〔発明の効果〕 本発明の転位円弧歯形歯車は、一対の小，大円弧歯形歯
車の双方を軸間距離の誤差が大きいとき転位係数の和の
絶対値が大きくなるように正又は負転位するようにした
ので、下記のような効果が得られる。
（１）軸間距離の誤差が大きい場合でも軸間距離の許容
幅が大きくなるため、軸間距離誤差の影響が鈍感になる
。
幅が大きくなるため、軸間距離誤差の影響が鈍感になる
。
（２）軸間距離の誤差の変動量に合わせた最適な歯当り
を転位係数の選択により任意に行なえる。
を転位係数の選択により任意に行なえる。
（３）ピッチ線近傍に発生する初期ピッチングを防止す
ることができる。
ることができる。
第１図は従来の対称形の円弧歯形歯車の基準ラック歯形
を示す図、第２図および第３図は第１図の基準ラック歯
形により創成された円弧歯形歯車の歯当りを説明するた
めの図、第４図および第５図は第１図における円弧歯形
歯車か正規の軸間距離より離れる誤差が生じた場合の歯
当りを説明するための図、第６図および第７図は第１図
における円弧歯形歯車が正規の軸間距離より縮まる誤差
が生じた場合の歯当りを説明するための図、第８図は従
来の非対称形の円弧歯形歯車の基準ラック歯形を示す図
、第９図および第１０図は第８図の基準ラック歯形によ
り創成された円弧歯形歯車の歯当りを説明するための図
、第１１図は本発明の転位円弧歯形歯車の歯当りを説明
するための図、第１２図は本発明の転位円弧歯形歯車を
数値計算により求めるための条件式を説明する図、第１
３図は本発明の転位円弧歯形歯車における転位係数、軸
間距離および噛合い圧力角の関係を示す図、第１４図〜
第１６図は転位係数の相違による軸間距離と歯当りの関
係を説明するための図、第１７図は本発明の転位円弧歯
形歯車におけるインボリュート干渉限界を示す図である
。 １ ・・・・・・小歯車、２・・・・・・大歯車。
を示す図、第２図および第３図は第１図の基準ラック歯
形により創成された円弧歯形歯車の歯当りを説明するた
めの図、第４図および第５図は第１図における円弧歯形
歯車か正規の軸間距離より離れる誤差が生じた場合の歯
当りを説明するための図、第６図および第７図は第１図
における円弧歯形歯車が正規の軸間距離より縮まる誤差
が生じた場合の歯当りを説明するための図、第８図は従
来の非対称形の円弧歯形歯車の基準ラック歯形を示す図
、第９図および第１０図は第８図の基準ラック歯形によ
り創成された円弧歯形歯車の歯当りを説明するための図
、第１１図は本発明の転位円弧歯形歯車の歯当りを説明
するための図、第１２図は本発明の転位円弧歯形歯車を
数値計算により求めるための条件式を説明する図、第１
３図は本発明の転位円弧歯形歯車における転位係数、軸
間距離および噛合い圧力角の関係を示す図、第１４図〜
第１６図は転位係数の相違による軸間距離と歯当りの関
係を説明するための図、第１７図は本発明の転位円弧歯
形歯車におけるインボリュート干渉限界を示す図である
。 １ ・・・・・・小歯車、２・・・・・・大歯車。
Claims (1)
- １ 歯末と歯元をほぼ同一半径の円弧により形成し、歯
末円弧と歯元円弧を直線で接続した歯形を有する基準ラ
ック歯形により創成される一対の円弧歯形歯車において
、前記円弧歯形歯車の双方を転位させ、このとき一対の
歯車を噛み合わせるときの実際の軸間距離Ｃは、一対の
小、大歯車の転位係数をＸｐ，Ｘｇ、一対の歯車のピッ
チ円同志を噛み合わせるときの正規軸間距離Ｃｏ、歯直
角モジュールをｍ＿ｎとするとき、Ｃ＝Ｃｏ＋（Ｘｐ＋
Ｘｇ）・ｍ＿ｎの式から求めるようにし、前記小歯車を
正転位にするときには大歯車に正転位を与えるようにし
、前記大歯車を負転位にするときには小歯車にインボリ
ュート干渉を生じさせない範囲で負転位を与えるように
して軸間距離の誤差が大きいとき前記転位係数Ｘｐ，Ｘ
ｇの和の絶対値を大きくするようにしたことを特徴とす
る転位円弧歯形歯車。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3838079A JPS6048664B2 (ja) | 1979-04-02 | 1979-04-02 | 転位円弧歯形歯車 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP3838079A JPS6048664B2 (ja) | 1979-04-02 | 1979-04-02 | 転位円弧歯形歯車 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS55132459A JPS55132459A (en) | 1980-10-15 |
| JPS6048664B2 true JPS6048664B2 (ja) | 1985-10-29 |
Family
ID=12523661
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP3838079A Expired JPS6048664B2 (ja) | 1979-04-02 | 1979-04-02 | 転位円弧歯形歯車 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6048664B2 (ja) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6441180A (en) * | 1987-07-27 | 1989-02-13 | Bee L V Rihitoo & Bakuuumutehi | Plug-in cap for lamp or reflective mirror |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2011161742A1 (ja) * | 2010-06-21 | 2011-12-29 | 大岡技研株式会社 | 自由曲面歯車 |
-
1979
- 1979-04-02 JP JP3838079A patent/JPS6048664B2/ja not_active Expired
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6441180A (en) * | 1987-07-27 | 1989-02-13 | Bee L V Rihitoo & Bakuuumutehi | Plug-in cap for lamp or reflective mirror |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS55132459A (en) | 1980-10-15 |
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