WO2011099105A1 - 歯車列の潤滑装置 - Google Patents

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lubricating oil
shroud
gear train
discharge port
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秀則 有澤
秀幸 今井
龍彦 五井
元彦 西村
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川崎重工業株式会社
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    • F16H—GEARING
    • F16H57/00—General details of gearing
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    • F16H57/042—Guidance of lubricant
    • F16H57/0421—Guidance of lubricant on or within the casing, e.g. shields or baffles for collecting lubricant, tubes, pipes, grooves, channels or the like
    • F16H57/0423—Lubricant guiding means mounted or supported on the casing, e.g. shields or baffles for collecting lubricant, tubes or pipes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
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    • F16H57/04—Features relating to lubrication or cooling or heating
    • F16H57/048—Type of gearings to be lubricated, cooled or heated
    • F16H57/0493—Gearings with spur or bevel gears
    • F16H57/0495—Gearings with spur or bevel gears with fixed gear ratio

Definitions

  • the present invention relates to a gear train lubrication device in a gear box used in a gas turbine engine or a jet engine, or a gear device such as a high-speed gear mechanism.
  • This type of gear device is provided with a lubricating oil supply port for spraying the lubricating oil toward the gear and a lubricating oil drain for collecting the lubricating oil after lubrication / cooling with a drain pump in order to lubricate and cool the gear.
  • the power loss that occurs in the gear device is mainly air resistance accompanying rotation of the gear and lubricating oil stirring resistance.
  • the gear train since the gear train is rotated at a relatively high speed, the air resistance is large.
  • various electrification on the airframe side is remarkably promoted, so it is expected that the power generation capacity required in the near future will increase dramatically. Since power loss due to air resistance and lubricating oil stirring resistance generated in the apparatus also increases, adverse effects on fuel consumption of aircraft engines such as jet engines and gas turbine engines also increase.
  • a plurality of gears that mesh with each other in the gear train are covered with a surrounding plate so that the gears are dragged from the front surface of the gear as the gear rotates.
  • the shroud has a pair of side walls disposed opposite to the side of each gear and close to the outer diameter surface of the gear, and ends disposed in parallel to the front surface of the gear perpendicular to the pair of side walls.
  • the end wall is provided with a first opening for injecting the lubricating oil to each gear and a second opening for discharging the lubricating oil from the surrounding plate.
  • the shroud that covers each gear of the gear train described above efficiently guides the lubricating oil without stagnation to the outlet, and then improves efficiency from the outlet. Therefore, it is necessary to have a suitable shape capable of discharging the lubricating oil. If the discharge port is provided at an improper position on the shroud, excess lubricating oil will remain inside the shroud, resulting in a power loss that increases while the shroud is installed. End up.
  • the shroud of Patent Document 1 suppresses the generation of the spiral air flow, but it has been considered that the lubricating oil is smoothly guided to the discharge port and efficiently discharged from the discharge port. Not.
  • the present invention relates to a gear train lubrication device that can effectively reduce air resistance and lubricating oil stirring resistance and suppress power loss by smoothly guiding lubricating oil to a discharging port and efficiently discharging the lubricating oil from the discharging port.
  • the purpose is to provide.
  • a gear train lubrication device is a gear train lubrication device that supplies lubricating oil to gears constituting a gear train, and includes at least a portion constituting the gears.
  • the portion of the shroud that is on the radially outer side of the gear is located at an angular position advanced by 90 ° ⁇ 15 ° from the meshing portion in the rotational direction of the gear.
  • the lubricating oil is sufficiently rectified, and the lubricating oil is swirling at an appropriate flow rate and swirling. A large centrifugal force acts on the lubricating oil. Therefore, according to the gear train lubrication device described above, the lubricating oil can be efficiently discharged from the discharge port while having a small opening area advantageous for suppressing air resistance. As a result, the air resistance of the gears can be reduced, and an increase in the lubricating oil stirring resistance due to excessive retention of the lubricating oil in the shroud can be suppressed.
  • the discharge port is disposed at a position of less than 90 ° ⁇ 15 ° in the shroud, the lubricating oil is not sufficiently rectified, resulting in insufficient smooth discharge of the lubricating oil.
  • the discharge port is disposed at a position exceeding 90 ° ⁇ 15 °, the time during which the lubricating oil stays inside the shroud becomes longer, and the lubricating oil stirring resistance is increased by each gear stirring the retained lubricating oil.
  • the power loss increases.
  • the discharge port has an angle width of 45 ° ⁇ 7 ° when viewed from the axial center of the gear.
  • an appropriate amount of lubricating oil can be discharged efficiently and power loss can be reduced. That is, when the discharge port is shorter than the angular width of 45 ° ⁇ 7 °, the discharge amount of the lubricating oil becomes small and excessive lubricating oil stays in the shroud.
  • the discharge port is longer than 45 ° ⁇ 7 °, the opening area of the discharge port becomes excessive and air or oil droplets from the outside (ambient environment) are likely to enter, reducing loss. It becomes an obstruction factor.
  • the shroud preferably includes an outer peripheral wall that covers the gear from the outer side in the radial direction, and a side wall that is coupled to both side edges of the outer peripheral wall and covers the side surfaces of the teeth. According to this structure, the circumference
  • the axial width of the discharge port substantially matches the inner space between the side walls. According to this configuration, the lubricating oil in the shroud flows while receiving the centrifugal force due to the rotation of each gear and being guided mainly by the outer peripheral wall of the shroud, and almost all of the lubricating oil is discharged with a large axial width. It is efficiently discharged from the outlet and hardly remains in the shroud.
  • the gap between the outer peripheral wall of the shroud and the tooth tip is 0.5 to 1.5 times the tooth height of the tooth.
  • the stirring resistance of the lubricating oil is reduced. That is, when the radial gap between the outer peripheral wall of the shroud and the tooth tip of each gear exceeds the above range, the retention amount of the lubricating oil between the outer peripheral wall and the tooth tip increases, and the lubricant stirring resistance decreases. Increase. On the other hand, when the radial gap is less than the above range, the flow resistance of the lubricating oil in the radial gap between each gear and the shroud increases.
  • a gap between the side walls and the side surface of the tooth facing the both side walls is 5 ⁇ 1 mm. According to this configuration, it is possible to suppress the spiral air flow around the shaft center that is generated by being dragged by the side surface of each gear, so that the air resistance of each gear is reduced. When the gap exceeds the above range, the effect of reducing the air resistance decreases. Further, if the gap is less than the above range, the lubricating oil tends to adhere to the side surfaces of each gear, and the rotational resistance increases.
  • the lubricating oil supply port is positioned on a side opposite to the rotational direction of the teeth as viewed from the meshing portion, and is configured to supply the lubricating oil toward the meshing portion. It is preferable. According to this configuration, when the gear train is considered as a gear pump, lubricating oil is supplied to the suction side, so that more lubricating oil can be efficiently supplied to the teeth of both gears.
  • the peripheral speed of the pitch circle of the pair of gears is set to 50 to 120 m / second, for example.
  • the lubricating oil discharge port is formed at a position advanced by 90 ° ⁇ 15 ° from the gear meshing portion on the outer peripheral wall of the shroud to the front side in the rotational direction of the gear.
  • the discharge port In the position where the discharge port is formed, the lubricating oil is sufficiently rectified and then swirled at an appropriate flow rate, and a large centrifugal force acts on the swirling lubricating oil in the discharging direction.
  • the discharge port provided at the appropriate position can efficiently discharge only a set amount of lubricating oil from the discharge port, while having a small opening area advantageous for suppressing the air resistance of the gear. That is, the air resistance of the gear can be reduced, and an increase in the lubricating oil stirring resistance due to excessive retention of the lubricating oil in the shroud can be suppressed, so that power loss can be reduced.
  • FIG. 1 is a horizontal sectional view of a gear device according to an embodiment of the present invention.
  • the gear device 1 according to the present embodiment includes an input shaft 3 and an output shaft 9.
  • the input shaft 3 is rotatably supported by the bearing housing 2 via three bearings 4, 4, and 7.
  • One end 3a of the input shaft 3 is connected to a jet engine or other power source via a power transmission device (not shown).
  • An input gear 12 that is a spur gear is integrally formed on the input shaft 3.
  • a rim 22 having a larger axial width than the inner peripheral disk 24 is formed on the outer peripheral portion of the input gear 12.
  • Flat teeth 19 are formed on the outer diameter surface of the rim 22.
  • the output shaft 9 is rotatably supported by the bearing housing 2 via the three bearings 10, 10, and 11.
  • One end portion 9a of the output shaft 9 is connected to a generator or other auxiliary equipment via a power transmission device (not shown).
  • the output shaft 9 is integrally formed with an output gear 13 that is a spur gear.
  • Flat teeth 20 are formed on the outer diameter surface of the output gear 13. Further, the input gear 12 and the output gear 13 are arranged so as to mesh with each other.
  • the input gear 12 and the output gear 13 are arranged such that their shaft centers P1 and P2 are parallel to each other on the same horizontal plane, and the meshing portion 14 of both the gears 12 and 13 is also provided.
  • the input gear 12 rotates in the rotation direction R1 (counterclockwise direction in FIG. 2)
  • the output gear 13 rotates in the rotation direction R2 (clockwise direction in FIG. 2). That is, the gears 12 and 13 mesh with each other while moving downward at the meshing portion 14. Therefore, both gears 12 and 13 operate like a gear pump in which the upper portion of the meshing portion 14 is the suction side.
  • both gears 12 and 13 are covered with a shroud 18.
  • the shroud 18 is attached to the bearing housing 2 with a plurality of bolts.
  • the shroud 18 is indicated by a two-dot chain line.
  • the shroud 18 covers most of the side surfaces of the gears 12 and 13 and the entire teeth 19 and 20.
  • the shroud 18 is mainly composed of an outer peripheral wall 28 positioned radially outward of both gears 12 and 13 and side walls 29 and 30 positioned on both side surfaces thereof.
  • the shroud 18 is formed by combining an upper half 18a and a lower half 18b. Both are fixed to each other by a bolt (not shown) penetrating through the insertion hole 23 formed in each.
  • through holes 39 and 40 through which the input shaft 3 or the output shaft 9 passes are formed in the side walls 29 and 30.
  • the shroud 18 is provided with a nozzle 31 for supplying lubricating oil OL.
  • the nozzle 31 extends in parallel with the input shaft 3 and the output shaft 9 and penetrates the shroud 18.
  • the nozzle 31 has a supply port 32 for supplying the lubricating oil OL.
  • the supply port 32 is located above the meshing portion 14 of both gears 12 and 13 (on the side opposite to the rotational direction R1 and R2 of the teeth 19 and 20 when viewed from the meshing portion 14), and opens vertically downward. . Therefore, the nozzle 31 can supply the lubricating oil OL downward from the upper side toward the meshing portion 14.
  • the direction in which the lubricating oil OL is supplied from the nozzle 31 to the meshing portion 14 is a direction perpendicular to the surface including the meshing portion 14 and the shaft centers P1 and P2 of both gears 12 and 13.
  • the nozzle 31 is supplied with lubricating oil OL from a lubricating oil pump (not shown).
  • a first discharge port 33 and a second discharge port 34 for discharging the lubricating oil OL are formed in the outer peripheral wall 28 of the shroud 18. Both the discharge ports 33 and 34 are formed at angular positions advanced from the meshing portion 14 by 90 ° in the rotation directions R1 and R2 of the gears 12 and 13, respectively.
  • the angular positions of the discharge ports 33 and 34 are based on the circumferential center of the discharge ports 33 and 34.
  • the arrangement angle ⁇ is preferably 90 ° ⁇ 15 °.
  • each discharge port 33, 34 has an angle width of 45 ° when viewed from the axis P1 (P2). That is, when imaginary lines are drawn from the axial center P1 (P2) toward both ends in the circumferential direction of the discharge port 33 (34), an angle formed by these imaginary lines (hereinafter, this angle is referred to as “width angle ⁇ ”). Is 45 °. As will be described later, the width angle ⁇ is preferably 45 ° ⁇ 7 °. Furthermore, each discharge port 33 and 34 is formed over the whole width in the axial center P1 and P2 direction of the outer peripheral wall 28. That is, the width W (FIG. 4) of the discharge ports 33 and 34 in the directions of the axial centers P1 and P2 matches the width of the outer peripheral wall 28 (the distance between the inner surface of the side wall 29 and the inner surface of the side wall 30).
  • the gap C1 between the outer peripheral wall 28 and the tooth tip 19b of the input gear 12 (and the gap C1 between the outer peripheral wall 28 and the tooth tip of the output gear 13) is set to 5 mm.
  • the gap C1 is preferably 5 ⁇ 1 mm.
  • the value of the interval C1 described above is that the pitch circle diameter of the input gear 12 is 40 to 500 mm, the pitch circle diameter of the output gear 13 is 90 to 110 mm, the tooth widths of both gears 12 and 13 are 6 to 60 mm, and the tooth height is 5 mm ⁇ 2 mm, which is suitable under the condition that the circumferential speed of the gear trains 12 and 13 rotates at a circumferential speed of 50 to 120 m / sec.
  • the tooth height has a great influence on the determination of the interval C1. That is, when the tooth height is used as a reference, the interval C1 is desirably 0.5 to 1.5 times the tooth height.
  • the gap C2 is preferably 5 ⁇ 1 mm as will be described later.
  • the interval C2 is hardly influenced by the gear size and rotational speed, unlike the interval C1.
  • the interval C2 is desirably 5 ⁇ 1 mm regardless of the diameter of the input gear.
  • Lubricating oil OL injected downward from the supply port 32 of the nozzle 31 shown in FIG. 2 is supplied to the meshing portion 14 of both gears 12 and 13 to lubricate the gears 12 and 13.
  • the lubricating oil OL supplied to the meshing portion 14 flows downward through the meshing portion 14.
  • the lubricating oil OL is divided into two directions, that is, a rotation direction R ⁇ b> 1 of the input gear 12 and a rotation direction R ⁇ b> 2 of the output gear 13, and is guided to the lower portions of the input gear 12 and the output gear 13.
  • the lubricating oil OL is discharged to the outside of the shroud 18 from the first discharge port 33 and the second discharge port 34.
  • the lubricating oil supply port 32 is arranged on the suction side of the gear pump. Therefore, even if the discharge pressure of the lubricating oil OL from the lubricating oil supply port 32 is small, a large amount of the lubricating oil OL can be efficiently supplied from the supply port 32 to the meshing portion 14, and the meshing portion 14 can be sufficiently lubricated. Can do.
  • the gap C1 between the gears 12 and 13 and the tooth tips 19b and 20b is preferably 5 mm ⁇ 1 mm or 0.5 to 1.5 times the tooth height.
  • the stirring resistance and flow resistance of lubricating oil OL can be suppressed. That is, when the gap C1 becomes larger than the above value, the amount of the lubricating oil OL staying between the outer peripheral wall 28 and the tooth tips 19b and 20b increases, and the lubricating oil OL in the shroud 18 flows in a narrow passage. As a result, the stirring resistance increases. If the gap C1 is smaller than the above value, the flow resistance of the lubricating oil OL increases between the gears 12, 13 and the outer peripheral wall 28.
  • the gap C2 between the side surfaces of the gears 12 and 13 (the side surface of the rim 22 for the input gear 12) and the side walls 29 and 30 of the shroud 18 is 5 mm ⁇ 1 mm.
  • the lubricating oil OL tends to adhere to the side surfaces of the gears 12 and 13, and the rotational resistance increases.
  • the lubricating oil OL is difficult to be removed from the lightening hole 38, and the stirring resistance of the lubricating oil OL increases.
  • the arrangement angle ⁇ is 90 ° ⁇ 15 °. This is due to the following reason. That is, the swirling flow of the lubricating oil OL along the rotation directions R1 and R2 of both the gears 12 and 13 in FIG. 2 is gradually rectified as it proceeds from the meshing portion 14 to the rotation directions R1 and R2.
  • the swirling flow of the lubricating oil OL is sufficiently smoothed in the shroud 18 at an angular position advanced from the meshing portion 14 by 90 ° ⁇ 15 ° in the rotational directions R1 and R2 of the gears 12 and 13.
  • the lubricating oil OL has a large flow velocity, a large centrifugal force acts on the lubricating oil OL. Therefore, if the first discharge port 33 and the second discharge port 34 are configured so that the arrangement angle ⁇ is 90 ° ⁇ 15 °, a small opening that can suppress the air resistance due to the air flowing from the discharge ports 33 and 34. Although the area is set, the set amount of lubricating oil OL can be appropriately discharged from the discharge ports 33 and 34. Therefore, according to said structure, the effect that air resistance and lubricating oil stirring resistance can be reduced is acquired.
  • the arrangement angle ⁇ is smaller than the above value (that is, the arrangement angle ⁇ is smaller than 75 °)
  • the lubricating oil OL after passing through the meshing portion 14 is not sufficiently rectified, and thus lubrication is performed. Oil OL is not discharged smoothly.
  • the arrangement angle ⁇ is larger than the above value (that is, the arrangement angle ⁇ is larger than 115 °)
  • the time during which the lubricating oil OL stays inside the shroud 18 becomes longer.
  • the lubricating oil agitation resistance due to the agitation of the retained lubricating oil OL by the gears 12 and 13 increases, and the power loss increases.
  • the width angle ⁇ is 45 ° ⁇ 7 °.
  • a suitable quantity of lubricating oil OL can be discharged
  • the width W in the direction of the axis P1, P2 of each of the discharge ports 33, 34 is set to match the width of the outer peripheral wall 28 (the distance between the inner surface of the side wall 29 and the inner surface of the side wall 30). ing.
  • the lubricating oil OL in the shroud 18 is subjected to centrifugal force due to the rotation of the gears 12 and 13 and is guided mainly by the outer peripheral wall 28 of the shroud 18, and almost all of the lubricating oil OL is discharged from the discharge ports 33 and 34. It is efficiently discharged and hardly remains in the shroud 18.
  • FIG. 7 shows the experimental results showing the relationship of the power loss with respect to the arrangement angle ⁇ .
  • a broken line indicated by a solid line is an experimental result when the width angle ⁇ is 45 °
  • a broken line indicated by an alternate long and short dash line is an experimental result when the width angle ⁇ is 30 °.
  • the gaps C1 and C2 are set to 5 mm.
  • a broken line indicated by a broken line is an experimental result when the width angle ⁇ is 45 ° and the gaps C1 and C2 are both set to 3 mm.
  • the power loss level was minimized when the arrangement angle ⁇ was 90 °, the width angle ⁇ was 45 °, and the gaps C1 and C2 were set to 5 mm.
  • the arrangement angle ⁇ is 90 ° ⁇ 15 °
  • the width angle ⁇ is 45 ° ⁇ 7 °
  • the clearance C1 between the tooth tips 19b, 20b of the gears 12, 13 and the shroud 18 is 5 ⁇ 1 mm
  • the side surfaces of the gears 12, 13 If the gap C2 between 12a, 13b and the shroud 18 is 5 ⁇ 1 mm, a sufficient reduction in power loss is achieved.
  • the shroud 18 covers most of the side surfaces of the gears 12 and 13 and the teeth 19 and 20.
  • the shroud 18A covers only the outer peripheral surface composed of a virtual cylindrical surface connecting the tooth tips 19b and 20b of the teeth 19 and 20 and the side surfaces 19a and 20a.
  • the lubricating oil OL is smoothly discharged from the discharge ports 33 and 34 (FIG. 2). In that case, the gap C2 between the side walls 29, 30 and the side surfaces 19a, 20b of the teeth 19, 20 facing the side walls 29, 30 is set to 5 mm.

Abstract

　歯車列を構成する歯車１２に潤滑油ＯＬを供給する歯車列の潤滑装置であって、歯車１２を構成する部分のうちの少なくとも歯１９を覆うシュラウド１８と、歯車１２の噛み合い部１４に潤滑油ＯＬを供給する潤滑油供給口３２と、を備えている。そして、シュラウド１８には供給された潤滑油ＯＬを排出する排出口３３が形成されている。排出口３３は、シュラウド１８のうち歯車１２の径方向外側にあたる部分であって、噛み合い部１４から歯車１２の回転方向Ｒ１へ９０°±１５°進んだ角度位置に位置する。

Description

歯車列の潤滑装置
　本発明は、ガスタービンエンジンもしくはジェットエンジンに使用されるギヤボックス、または高速歯車機構のような歯車装置における歯車列の潤滑装置に関するものである。
　この種の歯車装置は、歯車の潤滑および冷却を行うために、潤滑油を歯車に向け吹き付けるための潤滑油供給口および潤滑・冷却後の潤滑油を排油ポンプで回収するための潤滑油排出口を有している。この歯車装置に生じる動力損失としては、歯車の回転に伴う空気抵抗、および潤滑油攪拌抵抗が主なものである。特に、航空機エンジンの場合には、歯車列が比較的高速度で回転されることから、空気抵抗が大きい。また、近年の航空機では、機体側の様々な電気化が著しく促進されていることから、近い将来において必要となる発電容量が飛躍的に増大することが予想されるが、その場合には、歯車装置に生じる空気抵抗および潤滑油攪拌抵抗による動力損失も増大するので、ジェットエンジン、ガスタービンエンジンなどの航空機エンジンの燃費に及ぼす悪影響も大きくなる。
　そこで、歯車装置の上述した動力損失の低減を図るために、歯車列の互いに噛み合う複数の歯車を囲い板で覆うことにより、歯車の回転に伴って歯車の前面より引きずられてこの前面側に発生しようとする、逆トルネード形渦巻状の空気流を抑制して、空気抵抗を減少させる歯車囲い板システムが提案されている（特許文献１参照）。この囲い板は、各歯車の側部に対向し、且つ歯車の外径面に近接して配置された一対の側壁と、この一対の側壁に直交して歯車の前面に平行に配置された端部壁とを有していることにより、側壁および端部壁が歯車列の複数の各歯車の前面を囲む配置で設けられる。また、端部壁に、各歯車に潤滑油を噴射するための第１の開口と、潤滑油を囲い板から排出するための第２の開口とが設けられている。この囲い板システムは、歯車の歯に近接して配置していることにより、前述した各歯車の前面側に渦巻状の空気流が生じるのを抑制して、空気抵抗を低減することができる。
特表平４－５０３５５８号公報
　上述の歯車列の各歯車を覆う囲い板は、空気抵抗および潤滑油攪拌抵抗を効果的に低減するために、潤滑油を滞留することなく円滑に排出口に導いたのち、その排出口から効率的に潤滑油を排出することができる好適な形状とする必要がある。もしも、排出口が囲い板の不適切な位置に設けられていると、過剰の潤滑油が囲い板の内部に滞留して、囲い板を設けながらも動力損失が逆に増大する結果を招いてしまう。しかしながら、前記特許文献１の囲い板は、前記渦巻状の空気流が発生するのを抑制するが、潤滑油を排出口に円滑に導いて排出口から効率的に排出することについて、何ら考察されていない。
　本発明は、潤滑油を排出口に円滑に導いてその排出口から効率的に排出することにより、空気抵抗および潤滑油攪拌抵抗を効果的に低減して動力損失を抑制できる歯車列の潤滑装置を提供することを目的とする。
　上記目的を達成するために、本発明に係る歯車列の潤滑装置は、歯車列を構成する歯車に潤滑油を供給する歯車列の潤滑装置であって、前記歯車を構成する部分のうちの少なくとも歯を覆うシュラウドと、前記歯車の噛み合い部に潤滑油を供給する潤滑油供給口と、を備え、前記シュラウドには供給された潤滑油を排出する排出口が形成されており、前記排出口は、前記シュラウドのうち前記歯車の径方向外側にあたる部分であって、前記噛み合い部から前記歯車の回転方向へ９０°±１５°進んだ角度位置に位置する。
　シュラウドにおける歯車の噛み合い部から各歯車の回転方向前側へ９０°±１５°進んだ位置では、潤滑油が十分に整流されており、しかも、潤滑油が適度な流速で旋回しているとともに、旋回している潤滑油に対し大きな遠心力が作用している。よって、上記の歯車列の潤滑装置によれば、空気抵抗の抑制に有利な小さな開口面積としながらも、その排出口から潤滑油を効率的に排出できる。これにより、歯車の空気抵抗を低減するとともに、シュラウド内での過剰な潤滑油の滞留による潤滑油攪拌抵抗の増大を抑制することができる。すなわち、排出口をシュラウドにおける９０°±１５°未満の位置に配設すると、潤滑油が十分に整流されなくなる結果、潤滑油の円滑な排出が不十分となる。一方、排出口を９０°±１５°を越える位置に配設すると、シュラウド内部に潤滑油が滞留する時間が長くなり、この滞留した潤滑油を各歯車が攪拌することによる潤滑油攪拌抵抗が増大し、動力損失が大きくなる。
　本発明において、前記排出口は、前記歯車の軸心からみて４５°±７°の角度幅を有することが好ましい。この角度幅を有する排出口により、適量の潤滑油を効率的に排出して、動力損失を低減できる。すなわち、排出口が４５°±７°の角度幅よりも短い場合には、潤滑油の排出量が小さくなって、シュラウド内に過剰の潤滑油が滞留する。一方、排出口が４５°±７°の角度幅よりも長い場合は、排出口の開口面積が過大となって外部（周囲環境）からの空気、油滴などの侵入を招き易くなり、損失低減の阻害要因となる。
　本発明において、前記シュラウドは、前記歯車を径方向外方から覆う外周壁と、該外周壁の両側縁に結合され、かつ、前記歯の側面を覆う側壁と、を有することが好ましい。この構成によれば、断面コ字形状の簡単な構造のシュラウドにより各歯車の周囲を覆うことができる。
　外周壁の両側縁に両側壁が連設されたシュラウドを有する構成において、前記排出口の軸心方向の幅が、前記両側壁の内側間隔と実質的に合致していることが好ましい。この構成によれば、シュラウド内の潤滑油は、各歯車の回転による遠心力を受けてシュラウドの主に外周壁にガイドされながら流動したのち、そのほぼ全てが、軸心方向の幅が大きい排出口から効率的に排出され、シュラウド内に残留し難くなる。
　外周壁の両側縁に両側壁が連設されたシュラウドを有する構成において、前記シュラウドの外周壁と前記歯の歯先との間隙は、前記歯の歯高の０．５～１．５倍であることが好ましい。この構成によれば、潤滑油の攪拌抵抗が小さくなる。すなわち、シュラウドの外周壁と各歯車の歯先との径方向間隙が上記の範囲を越えると、外周壁と歯先との間での潤滑油の滞留量が増大して、潤滑油攪拌抵抗が増大する。他方、径方向間隙が上記の範囲未満であると、各歯車とシュラウドとの径方向間隙での潤滑油の流動抵抗が増す。
　外周壁の両側縁に両側壁が連設されたシュラウドを有する構成において、前記両側壁と該両側壁に対向する前記歯の側面との間隙は５±１ｍｍであることが好ましい。この構成によれば、各歯車の側面によって引きずられて発生しようとする軸心回りの渦巻状の空気流を抑制できるので、各歯車の空気抵抗が減少する。間隙が上記範囲を越えると空気抵抗減少の効果が低下する。また、間隙が上記範囲未満であると、各歯車の側面に潤滑油が付着し易くなり、回転抵抗が増大する。
　本発明において、前記潤滑油供給口は、前記噛み合い部からみて前記歯の回転方向とは逆の方向側に位置しており、前記噛み合い部に向けて潤滑油を供給するように構成されていることが好ましい。この構成によれば歯車列をギヤポンプとして考えると、吸引側に潤滑油が供給されることになるから、より多くの潤滑油を両歯車の各歯に効率的に供給することができる。
　本発明において、前記一対の歯車のピッチ円の周速度は、例えば５０～１２０ｍ／秒に設定されている。このような周速度で高速回転する歯車列に対し、シュラウドの外周壁における両歯車の噛み合い部から各歯車の回転方向前側へ９０°±１５°離れた位置に排出口を設けることにより、歯車の空気抵抗および潤滑油攪拌抵抗を共に低減できる効果が十分発揮される。
　本発明の歯車列の潤滑装置によれば、シュラウドの外周壁における歯車の噛み合い部から歯車の回転方向前側へ９０°±１５°進んだ位置に潤滑油の排出口が形成されているので、シュラウドにおける排出口の形成位置では、潤滑油が十分に整流されたのちに適度な流速で旋回しているとともに、その旋回している潤滑油に対し大きな遠心力が排出方向に作用している。そのため、この適所に設けられた排出口は、歯車の空気抵抗の抑制に有利な小さな開口面積としながらも、その排出口から設定排出量だけの潤滑油を効率的に排出できる。つまり、歯車の空気抵抗を低減できるとともに、シュラウド内での過剰な潤滑油の滞留による潤滑油攪拌抵抗の増大を抑制することができるので、動力損失を軽減できる。
本発明の一実施形態に係る歯車列の潤滑装置を備えた歯車装置を示す水平断面図である。 同上の歯車装置の縦断面図である。 同上の歯車装置の歯車列を示す斜視図である。 同上の潤滑装置を下方から見た斜視図である。 同上の潤滑装置のシュラウドを下方から見た斜視図である。 同上の潤滑装置の一部の破断斜視図である。 排出口の配置角度と動力損失との関係を示す実験結果である。
　以下、本発明の好ましい実施形態について図面を参照しながら説明する。
　図１は、本発明の一実施形態に係る歯車装置の水平断面図である。図１に示すように、本実施形態に係る歯車装置１は、入力軸３と、出力軸９とを備えている。このうち、入力軸３は、３つの軸受４，４，７を介して軸受ハウジング２に回転自在に支持されている。入力軸３の一端部３ａは、図示しない動力伝達装置を介して、ジェットエンジンまたはその他の動力源に接続されている。また、入力軸３には、平歯車である入力歯車１２が一体的に形成されている。入力歯車１２の外周部には、内周側のディスク２４よりも軸方向幅が大きいリム２２が形成されている。リム２２の外径面には、平歯の歯１９が形成されている。
　一方、出力軸９は、３つの軸受１０，１０，１１を介して軸受ハウジング２に回転自在に支持されている。出力軸９の一端部９ａは、図示しない動力伝達装置を介して、発電機またはその他の補機に接続されている。また、出力軸９には、平歯車である出力歯車１３が一体的に形成されている。出力歯車１３の外径面には、平歯の歯２０が形成されている。さらに、入力歯車１２と出力歯車１３とは互いに噛み合うように配置されている。
　図２に示すように、入力歯車１２および出力歯車１３は、それらの軸心Ｐ１，Ｐ２が水平な同一平面上で互いに平行になるよう配置されており、両歯車１２，１３の噛み合い部１４も上記の平面上に位置している。入力歯車１２は回転方向Ｒ１（図２では反時計回り方向）に回転し、出力歯車１３は回転方向Ｒ２（図２では時計回り方向）に回転する。つまり、両歯車１２，１３は、噛み合い部１４で下方に向かって移動しながら噛み合う。そのため、両歯車１２，１３は、噛み合い部１４の上方が吸引側であるギヤポンプのように作動する。
　図１に示すように、両歯車１２，１３は、シュラウド１８によって覆われている。このシュラウド１８は、複数のボルトにより軸受ハウジング２に取り付けられている。図３ではシュラウド１８を二点鎖線で示している。図３に示すようにシュラウド１８は、両歯車１２，１３の側面の大部分および歯１９，２０の全体を覆っている。シュラウド１８は、両歯車１２，１３の径方向外方に位置する外周壁２８と、その両側面側に位置する側壁２９，３０とから主に構成されている。また、図４に示すように、シュラウド１８は、上半体１８ａと下半体１８ｂとを組み合わせることによって形成されている。両者は、それぞれに形成された挿通孔２３を貫通するボルト（図示せず）により互いに固定されている。また、図５に示すように、両側壁２９，３０には、入力軸３または出力軸９が貫通する貫通孔３９，４０が形成されている。
　図３に示すように、シュラウド１８には潤滑油ＯＬを供給するためのノズル３１が設けられている。ノズル３１は、入力軸３および出力軸９と平行に延びており、シュラウド１８を貫通している。図２に示すように、ノズル３１には潤滑油ＯＬを供給する供給口３２が形成されている。供給口３２は、両歯車１２，１３の噛み合い部１４の上方（噛み合い部１４からみて歯１９、２０の回転方向Ｒ１、Ｒ２とは逆の方向側）に位置し、鉛直下向きに開口している。そのため、ノズル３１は上方から噛み合い部１４に向けて下方へ潤滑油ＯＬを供給することができる。つまり、ノズル３１から噛み合い部１４に潤滑油ＯＬを供給する方向は、噛み合い部１４および両歯車１２，１３の軸心Ｐ１，Ｐ２を含む面に垂直な方向である。なお、ノズル３１には、図示しない潤滑油ポンプから潤滑油ＯＬが供給される。
　図５に示すように、シュラウド１８の外周壁２８には、潤滑油ＯＬを排出する第１の排出口３３および第２の排出口３４が形成されている。両排出口３３、３４は、それぞれ噛み合い部１４から両歯車１２，１３の回転方向Ｒ１，Ｒ２へ９０°前進した角度位置に形成されている。ここで、各排出口３３，３４の角度位置は、各排出口３３，３４の周方向中心を基準としている。つまり、上記の場合、軸心Ｐ１（Ｐ２）から、噛み合い部１４および排出口３３（３４）の周方向中心に向かってそれぞれ仮想線を引いたとき、それらの仮想線がなす角度（以下、この角度を「配置角度α」と称す。）は９０°である。なお、後述するように、配置角度αは９０°±１５°であることが好ましい。
　さらに、各排出口３３，３４は軸心Ｐ１（Ｐ２）からみて４５°の角度幅を有している。つまり、軸心Ｐ１（Ｐ２）から排出口３３（３４）の周方向両端縁に向かってそれぞれ仮想線を引いたとき、それらの仮想線がなす角度（以下、この角度を「幅角度β」と称す。）は４５°である。なお、後述するように、幅角度βは４５°±７°であることが好ましい。さらに、各排出口３３，３４は、外周壁２８の軸心Ｐ１，Ｐ２方向における幅全体にわたって形成されている。つまり、軸心Ｐ１，Ｐ２方向における各排出口３３，３４の幅Ｗ（図４）は、外周壁２８の幅（側壁２９の内面と側壁３０の内面との間隔）に一致する。
　図６に示すように、外周壁２８と入力歯車１２の歯先１９ｂとの間隙Ｃ１（及び外周壁２８と出力歯車１３の歯先との間隙Ｃ１）は、５ｍｍに設定されている。そして、後述するように、間隙Ｃ１は５±１ｍｍであることが好ましい。ただし、上述した間隔Ｃ１の値は、入力歯車１２のピッチ円径が４０～５００ｍｍ、出力歯車１３のピッチ円径が９０～１１０ｍｍ、両歯車１２，１３の歯幅が６～６０ｍｍ、歯高が５ｍｍ±２ｍｍであって、歯車列１２，１３の周速度が５０～１２０ｍ／ｓｅｃの周速度で回転する条件下において適したものである。そして、上記の条件の中でも、間隔Ｃ１の決定に大きな影響を及ぼすのが歯高である。つまり、歯高を基準とした場合、間隔Ｃ１は歯高の０．５～１．５倍であることが望ましい。
　また、各側壁２９，３０と入力歯車１２の側面１２ａ（歯１９の側面１９ａ）との間隙Ｃ２（及び各側壁２９，３０と出力歯車１３の側面（歯２０の側面２０ａ）との間隙Ｃ２）は５ｍｍに設定されている。この間隙Ｃ２は、後述するように、５±１ｍｍであることが好ましい。なお、間隔Ｃ２は間隔Ｃ１と異なり、歯車の寸法や回転速度にほとんど影響されない。例えば、入力歯車の径の大きさにかかわらず、間隔Ｃ２は５±１ｍｍであることが望ましい。
　つぎに、歯車列１２，１３の潤滑装置の作用について説明する。図２に示すノズル３１の供給口３２から下方に向け噴射された潤滑油ＯＬは、両歯車１２，１３の噛み合い部１４に供給されて、各歯車１２，１３を潤滑する。噛み合い部１４に供給された潤滑油ＯＬは、噛み合い部１４を通って下方に向けて流れる。その後、潤滑油ＯＬはシュラウド１８にガイドされながら、入力歯車１２の回転方向Ｒ１と出力歯車１３の回転方向Ｒ２の二方向に分かれ、入力歯車１２および出力歯車１３の下部にそれぞれ導かれる。そして、最終的に、潤滑油ＯＬは、第１の排出口３３および第２の排出口３４からシュラウド１８の外部に排出される。
　ここで、両歯車１２，１３がギヤボンプであると考えると、ギヤポンプの吸引側に潤滑油供給口３２が配置されていることになる。そのため、潤滑油供給口３２による潤滑油ＯＬの吐出圧が小さくとも、多くの潤滑油ＯＬを供給口３２から噛み合い部１４に効率的に供給することができ、噛み合い部１４を十分に潤滑することができる。
　各歯車１２，１３の歯先１９ｂ，２０ｂとの間隙Ｃ１が５ｍｍ±１ｍｍまたは歯高の０．５～１．５倍であることが望ましいことは上述したとおりである。このように構成することにより、潤滑油ＯＬの攪拌抵抗および流動抵抗を抑えることができる。すなわち、間隙Ｃ１が上記の値よりも大きくなると、外周壁２８と歯先１９ｂ，２０ｂとの間に滞留する潤滑油ＯＬの量が増大し、シュラウド１８内の潤滑油ＯＬが狭い通路内を流動することになって、攪拌抵抗が増大する。また、間隙Ｃ１が上記の値よりも小さいと、各歯車１２、１３と外周壁２８との間で潤滑油ＯＬの流動抵抗が増す。
　また、各歯車１２，１３の側面（入力歯車１２についてはリム２２の側面）とシュラウド１８の両側壁２９，３０との間隙Ｃ２が５ｍｍ±１ｍｍであることが望ましいことは上述したとおりである。このように構成することにより、各歯車１２，１３の側面によって引きずられて発生しようとする軸心Ｐ１，Ｐ２回りの渦巻状の空気流を抑制でき、両歯車１２，１３の空気抵抗を減少させることができる。これに対し、間隙Ｃ２が上記の値よりも大きくなると、このような効果が低下するとともに、潤滑油ＯＬの滞留が多くなる。また、間隙Ｃ２が上記の値よりも小さくなると、各歯車１２，１３の側面に潤滑油ＯＬが付着し易くなり、回転抵抗が増大する。特に、軽量化のための肉抜き孔３８を有する入力歯車１２では、肉抜き孔３８から潤滑油ＯＬが抜けにくくなり、潤滑油ＯＬの攪拌抵抗が増大する。
　また、配置角度αが９０°±１５°であることが望ましいことは上述した通りである。これは次の理由による。すなわち、図２の両歯車１２，１３の回転方向Ｒ１，Ｒ２に沿った潤滑油ＯＬの旋回流は、噛み合い部１４から回転方向Ｒ１，Ｒ２に進むに従って徐々に整流される。そして、噛み合い部１４から両歯車１２，１３の回転方向Ｒ１，Ｒ２へ９０°±１５°前進した角度位置では、潤滑油ＯＬの旋回流がシュラウド１８内で十分に円滑化されている。しかも、潤滑油ＯＬが大きい流速となっていることから潤滑油ＯＬには大きな遠心力がはたらく。よって、配置角度αが９０°±１５°となるように、第１排出口３３および第２排出口３４を構成すれば、これら排出口３３，３４から流入する空気による空気抵抗を抑制できる小さな開口面積としながらも、その各排出口３３，３４から設定排出量だけの潤滑油ＯＬを適切に排出できる。したがって、上記の構成によれば、空気抵抗および潤滑油攪拌抵抗を低減できる効果が得られる。
　これに対し、配置角度αが上記の値よりも小さい（つまり、配置角度αが７５°よりも小さい）場合、噛み合い部１４を通過したのちの潤滑油ＯＬが十分に整流されていないから、潤滑油ＯＬが円滑に排出されない。また、配置角度αが上記の値よりも大きい（つまり、配置角度αが１１５°よりも大きい）場合、シュラウド１８の内部に潤滑油ＯＬが滞留する時間が長くなる。その結果、この滞留した潤滑油ＯＬを各歯車１２，１３が攪拌することによる潤滑油攪拌抵抗が増大し、動力損失が大きくなる。
　また、幅角度βが４５°±７°であることが望ましいことは上述した通りである。このように構成することにより、適量の潤滑油ＯＬを効率的に排出して、動力損失を低減することができる。すなわち、幅角度βが上記の値よりも小さい（つまり、幅角度βが３８°よりも小さい）場合には、潤滑油ＯＬの排出量が設定値よりも小さくなって、シュラウド１８内の底部に過剰な潤滑油ＯＬが滞留する。また、幅角度βが上記の値よりも大きい（つまり、幅角度βが５２°よりも大きい）場合には、排出口３３，３４の開口面積が過大となって外部からの空気、油滴などの侵入を招き易くなり、損失低減の阻害要因となる。
　また、本実施形態では、各排出口３３，３４の軸心Ｐ１，Ｐ２方向の幅Ｗは、外周壁２８の幅（側壁２９の内面と側壁３０の内面との間隔）に一致するよう設定されている。これにより、シュラウド１８内の潤滑油ＯＬは、各歯車１２，１３の回転による遠心力を受けてシュラウド１８の主に外周壁２８によってガイドされたのち、そのほぼ全てが、排出口３３，３４から効率的に排出され、シュラウド１８内に残留しにくくなる。
　図７は、配置角度αに対する動力損失の関係を示す実験結果である。実線で示す折れ線は、幅角度βが４５°のときの実験結果であり、一点鎖線で示す折れ線は幅角度βが３０°のときの実験結果である。いずれの場合も、上述の間隙Ｃ１，Ｃ２（図６）を５ｍｍに設定している。破線で示す折れ線は、幅角度βが４５°であり、間隙Ｃ１，Ｃ２をいずれも３ｍｍに設定した場合の実験結果である。
　図７から明らかなように、配置角度αが９０°、幅角度βが４５°、かつ間隙Ｃ１，Ｃ２を５ｍｍに設定したとき、動力損失レベルが最小になることが確認された。配置角度αが９０°±１５°、幅角度βが４５°±７°、各歯車１２，１３の歯先１９ｂ，２０ｂとシュラウド１８との間隙Ｃ１が５±１ｍｍ、各歯車１２，１３の側面１２ａ，１３ｂとシュラウド１８との間隙Ｃ２が５±１ｍｍであれば、十分な動力損失の低減が達成される。
　前記実施形態では、図３および図４に示したように、シュラウド１８は両歯車１２，１３の側面の大部分と歯１９，２０とを覆っていた。ただし、図６に二点鎖線で示すように、シュラウド１８Ａが、歯１９，２０の歯先１９ｂ，２０ｂを連ねた仮想円筒面からなる外周面と、側面１９ａ，２０ａとのみを覆うものであっても、潤滑油ＯＬを排出口３３，３４（図２）から円滑に排出される。その場合、各側壁２９，３０と、各側壁２９，３０に対向する歯１９，２０の側面１９ａ，２０ｂとの間隙Ｃ２が５ｍｍに設定される。
　なお、前記実施形態とは異なり、噛み合い部１４に対して下方から潤滑油ＯＬを供給するようにしても、上述と同様の潤滑油ＯＬの効率的な排出効果を得ることができる。さらに、両歯車１２，１３の回転方向Ｒ１，Ｒ２を前記実施形態とは逆方向に回転させて、ノズル３１を実施形態と同じ位置に配設した場合であっても、上述したのと同様の潤滑油ＯＬの効率的な排出効果を得ることができる。
　本発明は上述した実施形態に限らず、本発明の趣旨を逸脱しない範囲で、構成を追加、削除、変更でき、そのようなものも本発明の範囲内に含まれる。
１２　入力歯車（歯車）
１２ａ　歯車の側面
１３　出力歯車（歯車）
１３ａ　側面
１４　噛み合い部
１８　シュラウド
１９，２０　歯
１９ａ，２０ａ歯の側面
２８　外周壁
２９，３０　側壁
３２　潤滑油供給口
３３　第１の排出口（排出口）
３４　第２の排出口（排出口）
ＯＬ　潤滑油
Ｐ１，Ｐ２　軸心
Ｒ１，Ｒ２　歯車の回転方向
Ｌ１，Ｌ２　歯車の周方向の長さ
β　幅角度
Ｃ１，Ｃ２　間隙 

Claims (8)

  1. 　歯車列を構成する歯車に潤滑油を供給する歯車列の潤滑装置であって、
    　前記歯車を構成する部分のうちの少なくとも歯を覆うシュラウドと、
    　前記歯車の噛み合い部に潤滑油を供給する潤滑油供給口と、を備え、
    　前記シュラウドには供給された潤滑油を排出する排出口が形成されており、
    　前記排出口は、前記シュラウドのうち前記歯車の径方向外側にあたる部分であって、前記噛み合い部から前記歯車の回転方向へ９０°±１５°進んだ角度位置に位置する、歯車列の潤滑装置。
  2. 　前記排出口は、前記歯車の軸心からみて４５°±７°の角度幅を有する、請求項１に記載の歯車列の潤滑装置。
  3. 　前記シュラウドは、
    　前記歯車を径方向外方から覆う外周壁と、
    　該外周壁の両側縁に結合され、かつ、前記歯の側面を覆う側壁と、を有する、
    　請求項１または２に記載の歯車列の潤滑装置。
  4. 　前記排出口の軸心方向の幅が、前記両側壁の内側間隔と実質的に合致している、請求項３に記載の歯車列の潤滑装置。
  5. 　前記シュラウドの外周壁と前記歯の歯先との間隙は、前記歯の歯高の０．５～１．５倍である、請求項３または４に記載の歯車列の潤滑装置。
  6. 　前記両側壁と該両側壁に対向する前記歯の側面との間隙は５±１ｍｍである、請求項３または４に記載の歯車列の潤滑装置。
  7. 　前記潤滑油供給口は、前記噛み合い部からみて前記歯の回転方向とは逆の方向側に位置しており、前記噛み合い部に向けて潤滑油を供給するように構成されている、請求項１乃至６のうちいずれか一項に記載の歯車列の潤滑装置。
  8. 　前記歯車のピッチ円の周速度が５０～１２０ｍ／秒である、請求項１乃至７のうちいずれか一の項に記載の歯車列の潤滑装置。
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