JPH01501331A - 複合噛合形歯車装置 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるため要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 複合噛合形歯車装置 技術分野 本発明は機械工学に関連し、特に複合噛合形歯車に関°・１゛る１゜本発明は、 船舶、航空機、農業用及び他の機械の高負イ：イの伝達装置に最適に使用される 。

背景技術 複合噛合形歯車の特徴はその歯面が、応力歪状態の異った法則に支配されるいく つかの部分により構成されていることにある。本複合噛合形歯車の歯形は歯先部 及び歯元部にノビコツ歯形部分を有し、それらを連結する部分はインボリュート 曲線に形成されている。（以下この部分は“インボリュート歯形部分”と称する ）上記の歯形部分は理想剛体の歯車のかみ合いにおいては所定の速度比を与える 理論歯形と一致している。これらの歯形部分で荷重を受ける歯は、インボリュー ト歯形部分に高荷重を付加できるような各歯形部分で異なる剛性や、各部分で異 なった値になる歯面の最大引張応力や最大接触応力、接触面での最大すべり速度 等を考慮して設計される。上記の異なる値により各部分での摩擦損失の相異や、 又曲げ応力に対する歯の疲労強度、接触応力に対する疲労強度、対スフ−リング １強度、耐熱及び耐摩耗性等の点の耐久性の相異が生じてくる。本複合噛合形歯 車装置の歯面の各部分は動作上連続していないため本歯車は歯の軸方向の噛み合 い率が高く、好適な一般歯形であり、それぞれの接触領域で歯が大きな負荷容量 を有している。これにより従来型歯車に較べて伝達負荷を大きくすることができ る。又、従来のインボリュート歯形に比してインボリュート歯形部分の接触線長 さが少い事、ピッチ点圧力角が大きいことにより上記接触線に沿った負荷分布の ばら付きが減り、力の最大アーム長と最大すべり速度を減少させる。これらの要 因と、軸間距離の変化に対する感受性の低さにより、歯面の耐久コーリング性と 曲げ応力に対する疲労強度に関してインボリュート歯形部分の耐久性が向上する だけでなくピッチ点領域の接触応力の影響に関し、インボリュート歯車を含め、 他のどの従来タイプの歯車より高い疲労強度を可能にしている。例えば、歯先部 のノビコツ歯形部分がインボリュート歯形部分と連続する部分の、（通常のノビ コツ歯形に比較して）小さな曲率半径は引張応力を集中させ、曲げ荷重のアーム を小さくし、ピッチ円外側の歯先部の肉厚と歯元部の通常部分の肉厚を増加させ −ご歯面の噛み合い接触面積を増大させる。従ってノビコツ歯形部分は接触応力 下での疲労強度の点で高い耐久性を有するのるでなく曲げ荷重に関しての高い疲 労強さを有すること４４′１微としている。

インボリュート歯形又はノビコツ歯形に比較して、複合噛合形歯車は、耐スコー リング性、耐熱性、曲げ疲労強度の基準値から決まる高い負荷容量と、インボリ ュート歯形部分に高負荷を印加することによる高効率を有する事が知られている 。

しかし、複合噛合形歯車装置の設計は、個々の歯形部分へ加わる負荷が不均衡で あるため負荷容量を大きくとる事に制限があったため産業界ではあまり広く受け 入れられていなかった。

即ち；前記インボリュート歯形部分は、接触応力下での疲労強度の点から見れば 過負荷になっているが耐スコーリング性、曲げ疲労強度、摩耗の点では低負荷と なっており、又インボリュート歯形部分は軸間距離の変化に対して影響を受け！ 、−い９゜；前記ノビニ】フ歯形部分は、耐スコーリング性、曲げシυす７強度 、摩耗の点から見れば過負荷になっており、又ノビ：Ｊフ歯形部分の負荷容量は 軸間距離の変化により変わるが、接触応力下での疲労強度の点では低負荷になっ ている。

高負荷容量を持つ複合噛合形歯車を考案しようと言う努力により、「発見、発明 、工業意匠、商標」公報１９８２年第１９号に公開されたソビエト連邦発明者証 第９２９．９１５号による歯車装置が発明された。

上記の周知歯車装置は、各歯車の歯面が略インボリュート歯形の１つの部分にノ ビコツ歯形をした２つの部分が連続している構成の歯車より成っている。上記イ ンボリュート歯形部分は歯車のピッチ円が通過する領域に在り、他の２つの部分 はピッチ円から外れた領域にある。前記ノビコツ歯形部分の歯面は、理論歯形の 歯面と一致し、一方インボリュート歯形部分では歯面は理想歯形から歯の肉厚が 薄くなる方向に偏移している。この偏移量はノビコツ歯形部分の最大予想摩耗Ｉ １１：と同じに決められている。運転中、この歯車はノビコツ両市として機能し 、前記インボリュート歯形部分が噛み合いに関与しない事で最大接触応力の部分 が減ったことによるだＩｔ　Ｏ＞少量の負荷容量増加がある。

歯先部近傍の、ノビコツ歯形部分がインボリュート歯形部分に接続する部分に発 生する最大引張応力を減少させるため上記部分の下側境界はピッチ円からある一 定距離を置いで設けられている。この距離は歯末たけの０．１５倍に等しい。こ れにより、前記歯車がノビコツ歯車として機能している場合曲げ疲労強度は２０ ％以上増加する。もし歯車装置の潤滑が悪化して歯に大きな摩耗が生じた場合、 歯面のインボリュートの各部分に負荷が再分配され、その結果ノビコツ歯形部分 の負荷及び単位面積当りの熱発生量が減少して歯車装置の耐摩耗性を増加させる 。上記のような歯車装置の負荷容量の増加は歯面の点接触領域に印加される曲げ 応力の影響下での疲労強度により制限を受ける。又、上記のような歯車装置はイ ンボリュート歯形部分が鳴み合いに関与しないため歯の噛み合い率を減少させ単 位面積当りの熱発生量を増加させるため効率が低いことで知られている。上記の 周知歯車装置はノビコツ歯車装置と同様、最大４０％の歯面が噛み合いに関与し ないため接触応力の影響下で歯面の疲労強度が低下している、。

噛み合っている歯の間で歯車幅方向全体にわたって負荷分布が一様でないこと、 及び噛み合い部分で軸方向の動作速度が大きいことにより歯車の幅方向全体にわ たり力の作用点が急激に変動し動力学的現象を生じ、歯車装置の音響振動特性を 悪化させ、騒音を増加させる等の結果になる。負荷分布が一様でないこと及び歯 の噛み合い率が小さいことにより、歯ｉ［の軸方向寸法が増加し、又噛み合い力 の軸方向分力が増加（７、歯のモジュールを減少させ、その結果歯車の負荷容量 の増加を制限し、歯車全体にわたる合力の作用点の変化による軸受の耐久性の低 下をまねく。

歯面の曲げ疲労強度を向上させることにより歯車の負荷容量を増加させようと言 う努力は複合噛合形歯車装置を復活させた。（「発見及び発明」公報１９８４年 第７号掲載のソビエト連邦発明者証第１．０７５．０４１号参照）上記の周知歯 車装置はその歯面が略インボリュート形状をした１つの部分がノビコツ歯形をし た２つの部分に連続している歯車から構成されている。インボリュート歯形部分 は歯車のピッチ円が通過する部分に在り、他の２つの部分はピッチ円から外れた 部分に設けられている。歯先部付近の、ノビコツ歯形部分がインボリュート歯形 部分に接続する部分に発生する最大引張応力を減少するためこの部分の曲率半径 は工具の技術的限界まで小さくする必要がある。この部分の曲率半径を最小にす ることにより噛み合いに関与する歯面の面積が増加し、これにより歯車装置の負 荷容量が増加する。しかし、上記の歯車装置は個々の歯形部分へ加わる負荷の不 均衡のため負荷容量を増加させることに制限がある。

即ち；インボリュート歯形部分は接触応力の影響の点では過負荷になっているが 、耐スコーリング性、曲げ疲労強度、摩耗の点では低負荷になっている。又イン ボリュート歯形部分は歯車の軸間距離の公称値からの変化に対して影響を受けな い。

；ノビコブ歯形部分は、耐スコーリング性、曲げ疲労強度摩耗の点から見て過負 荷になっており、又その負荷容量は歯車の軸間距離の公称値からの変化により低 下するが接触応力疲労強度の点から見て低負荷になっている。

発明の概要 本発明の主な目的は噛み合いに関与する歯の歯面の形状変化により負荷容量が増 大し、寿命が延長され、効率が向上し、音響振動学的特性が改善され、歯車装置 の大きさと使用金属過領域は略インボリュート曲線形状の歯形部分であるととも に、該インボリュート歯形部分が前記ピッチ円から外れた領域に設けられたノビ コツ歯形形状をした少くとも１つの歯形部分に連続している歯車より形成される 複合歯形歯車装置で、本発明によれば噛み合いに関与する前記夫々の歯の前記歯 面が少くとも２つの部分において、その理論歯形の歯面から前記の噛み合いに関 与する歯の肉厚が増す方向に偏移している複合噛合形歯車装置を提供することに より達成される。噛み合いに関与する歯の歯面上の歯形部分の理論歯形からの偏 差の合計の差が次式で表わされるような歯形が推奨される。

δ：両歯車同心の円筒面上のピッチ線に対し直角な断面上で測った、噛み合いに 関与する歯の歯面のｊ番目の歯形部分の偏差の合計とインボリュート歯形部分の 偏差の合計との差（単位：ｍｍ） ｍ：歯車モジュール。（単位：ｍｍ） Ｆ、：前記ｊ番目の歯形部分でかみ合う一対の歯が受ける定常の力で、歯車の幾 何学的形状、材質、硬化処理及び仕上加工の方法、外部負荷の印加順序の関数と して与えられる。（単位二Ｎ） ＦＣ＝前記インボリュート歯形部分でかみ合う一対の歯が受ける定常の力で、歯 車の幾何学的形状、その材質、硬化処理及び仕上加工の方法、外部負荷の印加順 序の関数として与えられる。（単位二Ｎ） αｊ　：前記歯車の歯のｊ番目の歯形部分で、合力の作用点における前記の差δ を測る直角断面上での圧力角。

αｔ　：前記歯車の歯のピッチ円との交差部分における前記の差δを測る直角断 面上での圧力角。

Ｃｖｊ＋Ｃｐｔ：前記ｊ番目の歯形部分及びインボリュート歯形部分（ε）での 噛み合いにおいて、噛み合いに係イ）一対の歯の全体的（曲げ及び剪断）剛性算 出の際加味すべき比例係数。鋼製歯車では次の範囲になる；ＣＦＪ＝（０，７〜 ２．０）　ＸＩＱ’Ｃｐｓ　＝　（０，１５〜０．２５）　ＸＩＯ’Ｃｕｊ＊Ｃ ｕｔ：前記ｊ番目の歯形部分及びインボリュート歯形部分（ε）での噛み合いに おいて、噛み合いに関与する一対の歯の局所的（接触）剛性の算出の際加味すべ き比例係数。鋼製歯車では次の範囲になる；ＣＨＪ＝　（０，１５〜０．３）　 ＸＩＯ’Ｃｕｔ　＝　（０，５〜０．８）　ＸＩＯ’ｌｃ　：インボリュート歯 形部分の接触線長さ　（単位：ｍｍ）歯車を前記構造にすることにより複合噛合 形歯車装置の負荷容量が増大する。これは歯面の歯形部分が歯の肉厚が増す方向 の偏差を持つように製作され、その結果負荷が加わった歯が、理想剛体歯車のか み合いの場合所定の速度比を与えるような理論歯形に一致するようにすることに より達成される。１噛み合いに関１ｊ、する歯の歯面の各歯形部分での偏差が異 なるため各歯形部分に加わる負荷は各々の歯形部分の負荷室を旧、：応じたもの になる。例えば複合噛合形歯車装置が外部からの短時間の繰り返しピーク負荷や 低周波数の変動負荷や温度変化等の影響下で運転されるとき、即ち歯車装置の耐 久性が曲げ疲労強度と表面の耐スコーリング性、耐摩耗性により制限されるよう な時にはノビコブ歯形部分は、その負荷容量に応じた負荷を受け持ち、インボリ ュート歯形部分が負荷の増加分を受け持つことにより歯車装置の負荷容量は増加 する。その低い接触応力のため、複合噛合形歯車のノビコブ歯形部分は他のどん なピッチ点外の単一歯形の噛み合いに比較しても大きな耐スコーリング性及び耐 摩耗性を有している。複合噛合形歯車が例えば長期間一定荷重の下で運転される ような時、即ち噛み合いの耐久性が歯面の接触応力に対する疲労強度で制限され るような場合、インボリュート歯形部分は上記の要因による負荷容量に応じた負 荷を受け入れ、それによりノビコブ歯形部分の負荷を増大させ、歯面全体の歯形 部分を効率良く使うことにより歯車装置の負荷容量を増大させる。中心軸間距離 の変動に影響を受けないこと、及びピッチ点圧力角が増加しないこと、接触線が 短いこと等により複合噛合形歯車のインポリコート歯形部分は、インボリュート 歯車も含めた他のどんなピッチ点領域での単−歯形噛み合いに比較しても接触応 力に対する高い疲据強度を有している。

歯面の各歯形部分はそれぞれ異なる噛み合い法則に従うこと及び歯面の偏差を前 述の推奨方法により設定するこ１ヒに、１：り歯面の各歯形部分は歯の負荷容量 と歯の噛み合い率が増加するような形状に形成される。このように本発明により 製１′１される複合噛合形歯車の歯面は各々の噛み合い領域においＣ最も効率の 良い形状を具備している。通常のインボリュート歯形やノビコツ歯形と比較する と、例えばピッチ線と交差する部分のインボリュート歯形部分でパラメーターを 決定してもピッチ点から外れた歯形部分の形状は（インボリュート歯車では決定 してしまうようには）決まらない、一方ピッチ点から外れたノビコブ歯形部分で のパラメーターの決定は（ノビコツ歯形ではそうであるようには）ピッチ線と交 差する部分の歯形部分が効率良く噛み合いに加わることを妨げない。

このことにより曲げ及び接触応力に対する疲労強度が向、Ｌ、シ、複合噛合形歯 車装置の耐用期間が延長される。又、このことにより噛み合っている歯の歯車の 幅方向にわたる負荷分布の均一性が向上し合力作用点の歯車の幅及び長さ方向の 変動の幅が減少して動力学的現象の励起が低下し、歯車装置の音背振動学的特性 が改善される。上記に説明した考案により、本複合噛合形歯車装置は歯車幅１． が歯の軸方向ピッチＰ、の０．７倍より小さいとき最も効率的になり上記の複合 噛合形歯車装置の大きさと使用金属量を減らし歯車モジュールを増大させてそれ により歯の接触応力と曲げ応力を減少させ、噛み合いによる力と軸受荷重の軸方 向成分を減少させ、その結果歯車と歯車の軸受の負荷容量を一層増加させること をｉｉＪ能にする。歯車の軸方向の寸法や噛み合いによる力の軸方向成分を制限 するには、第１歯面上のノビコツ歯形部分を歯先部（、′Ｉ配装し、第２歯面上 のノビコツ歯形部分を歯形の軸線の反対側の歯元部に配置し、略インボリュート 形状をした歯形部分の噛み合いの南面偏差をノビコツ歯形部分の噛み合いの歯面 偏差に略等しくすることが好適である。この歯形の構成によりインボリュート歯 形部分の噛み合い率が増加する。これは歯面のインボリュート歯形部分を例えば 歯先部方向に又は歯元部方向に増すことにより達成される。これにより本複合噛 合形歯車装置の歯車幅ｂｗを軸方向ピッチの０．７倍以下、即ちｂｗ＜０．７・ Ｐ８とすることができる。又、ホイールとビニオンの歯形は非対称となり同一の 工具を使用した歯切盤で形成することができる。

歯先部近傍の前記ノビコツ歯形部分の歯面は該ノビコツ歯」［５部分と反対符号 の曲率を持つ第１曲線部分を介して歯側面の略インボリュート形状の歯形部分に 、又歯元部近傍の前記２番目のノビコツ歯形部分は該２番目のノビコツ歯形部分 と反対符号の曲率を持つ第２曲線部分を介して歯側面の前記略インボリュート形 状の歯形部分に接続していなければならず前記第２曲線部分の曲率半径は前記第 １曲線部分の曲率半径より大きく、０．２・ｍ≦ρＰ２≦ｍの範囲になっていな ければなｍ：歯車のモジュール ρＰ２：歯元部に在るノビコツ歯形部分と略インボリュート形状をした歯形部分 を接続する第２曲線部分の曲ψ士。

径。

上記のようなビニオンとホイールの歯面の構成は、歯面の（形や歯車の中心軸間 距離の変動により前記第１及び第２曲線部分が噛み合いに加わるために噛み合い に関与する歯面の面積が増加することによりなお一層歯車装置の負荷伝達能力を 増加させる。第２曲線部分の曲率半径の選択の際の前記制限はインボリュート歯 形部分とノビコツ歯形部分の幾何学的干渉を避ける必要があるため課せられてい る。第２曲線部分の曲率半径ρＰ２が０．２　ｍより小さい場合インボリュート 歯形部分とノビコツ歯形部分の幾何学的干渉を生じさせ、該干渉は歯車装置の負 荷伝達容量を低下させてしまう。もし前記曲率半径ρＰ２がｍより大きい場合噛 み合いに係る歯面の面積が減少し、歯車装置の負荷伝達容量が低下してしまう。

歯元部の前記ノビコツ歯形部分は互いに滑らかに接続する２つの円弧から形成さ れており、この２つの円弧の曲率中心は互いに次式からめられる距離を隔ててい ることが望ましい。

Ａ＝（０，３〜１．２）（ρ、２−ρ１）ｌ：歯元部の歯面の前記接続する２つ の円弧のうち歯底部に近い方の円弧の曲率中心から前記２つの円弧の共通法線に 沿って測った歯元部の歯面の前記２つの円弧の中心間距離。Ａ＞００とき歯面か ら遠ざかる方向を示し、ｌく０のとき歯面に近づく方向を示す。

ρｆ２：歯元邪歯元面の前記接続する２つの円弧のうち歯底部に近い方の円弧の 曲率半径。

ρ、：歯先部の歯面の歯形部分の曲率半径。

Δａ’、：歯車装置の中心軸間距離の増加方向の変動。

Δａ’ｗ：歯車装置の中心軸間距離の減少方向の変動。

α、、っ　：歯先部のノビコツタイブ歯形部分の最大圧力角。

α０．、：歯元部のノビコツタイブ歯形部分の最小圧力角。

上記の歯面形状はノビコツ歯形部分の、例えば減速機ケーシングや部品の熱変形 により生じる歯車装置の中心軸間距離■の変動Δａ’　ｗ　＞０及びΔａ’、＜ Ｏに対する感受性を、特にΔａ’ｗ＝−ａ’ｗの場合に低くする。上記によりノ ビニ１フ歯形部分の、中心軸間距離が変化する場合に対する信頼性が増大する。

もし曲線部の曲率中心間距離を任意に、例えばｌ　＝　Ｑ　Ｏ）　、Ｆ：うにと った場合、ノビコツ歯形部分は中心軸間距離のく化に対して敏感になってしまう 。軸間距離の変動Δａ　’　ｗ　＞　０とａ’−＜Ｑの絶対値が異なる場合軸間 距離変動の大きい方の絶対値に対応してノビコツ歯形部分のかみ合いが阻害され るか又は変動の小さい方の絶対値に対応してこのノビコツ歯形部分の他の所で接 触応力が増加する。これらの場合は複合歯形歯車装置の負荷伝達容量は低下する 。

図面の簡単な説明 本発明の他の目的や特長は、以下の添付の図面を参照した実施例の説明により一 層明らかになる。

ここで、第１図は本発明による円筒はす歯複合噛合形歯車装置を略示する等角投 影図、第２図は歯車が軽負荷でかみ合っている場合のビニオンの歯形歯元部及び ホイールの歯形歯先部のノビコツ歯車部分の接触点を通る面での歯の拡大断面図 、第３図は歯車が軽負荷でかみ合っている場合のビニオンの歯形歯先部及びホイ ールの歯形歯底部のノビコツ歯車部分の接触点を通る面での歯の拡大断面図、第 ４図は歯車が軽Ｅ’を荷でかみ合っている°場合のピッチ点を通る面での歯の拡 大断面図、第５図は軽負荷でかみ合っている場合の接触領域を示す歯車の部分図 、第６図は歯車が高負荷でかみ合っている場合のピニオンの歯形歯元部及びホイ ールの歯形歯先部のノビコツ歯車の接触領域の中央を通る面での歯の拡大断面図 、第７図は歯車が高負荷でかみ合っている場合のピニオンの歯形歯先部及びホイ ールの歯形歯元部のノビコツ歯車領域の接触領域の中央を通る面での歯の拡大断 面図、第８図は歯車が高負荷でかみ合っている場合のピッチ点を通る面での歯の 拡大断面図、第９図は、負荷伝達状態での接触領域を示す歯車の部分図、第１０ 図は噛み合いに関与する歯面の構成、第１１図は第１及び第２曲線部を示す歯の 要素図、第１２図は負荷伝達状態での接触領域を示す歯車の部分図、第１３図は 歯面の他の構成を図示し、第１４図は中心軸間距離が正の方向に変動した場合の 接触領域を示す歯の一部、第１５図は中心軸間距離が負の方向に変動した場合の 接触領域を示す歯の１部である。

発明を実施するだめの最良の形態 本発明により提供される複合噛合形円筒はすば歯車装置は高負荷の伝達に用いら れ、歯２を有する駆動ピニオン（小歯車）１　（第１図）及び歯４を有するホイ ール（大歯車）３により形成される。モジュールｍは６ＩＩＩＩ！１１歯面っる 巻角βは２ド２４′である。歯車１及び３は鋼鉄製であり浸炭処理され歯面の硬 度１］はロックウェルＣ硬度で５８から６２に調整されている。歯２の歯面５は 、ビニオン１のピッチ円７が歯面５と交差する部分６はインボリュート歯形の形 状を、そ１．ｃピッチ円７から離れた２つの部分８．９はノビコツ（Ｎｏｖｉｋ ｏｖ）歯形の形状を有している。歯４の歯面１０はホイール３のピッチ円１２が 歯面１０と交差する部分１１にインボリュート歯形の形状を、そしてピッチ円１ ２から離れた２つの部分１：（。

１４にはノビコツ歯形の形状を有している。

歯形２の歯面５は、歯の肉厚が増す方向に歯２の理論歯形１５から偏移しており 歯元のノビコツ歯形部分でδＩＮｓインボリュート歯形部でδ、ε等の理論歯形 歯面からの偏差を有する。一方向形４の歯面１０は歯の肉厚が増加する方向に歯 ４の理論歯形面１６から偏移しており歯先のノビコツ歯形部分でδ３Ｎ、インボ リュート歯形部分で６３を等の偏差を有する。歯２及び４の理論歯形の歯面形状 はそれぞれ点線で図示されている。理想剛体の歯車の接触の場合は上記の理論歯 形により所定の減速比が得られる。歯２の輪郭部分９と歯４の輪郭部分１３にお ける合計偏差δΣ、は、噛み合いに係る歯２と４により受承される力の合力の作 用線に沿って、ピッチ線に対して直角な歯の断面で計測した偏差δ、とδ、Ｈの 和に等しい。

δΣ、−δ、十δ、Ｎ 又、歯２の輪郭部分６と歯４の輪郭部分１１における総合偏差δΣＣは噛み合い に関与する歯２と４により受承される力の合力の作用線に沿って、ピッチ線に対 して直角な歯の断面で計測した偏差δ目とδ、εの和に等しい。

δＩＣ−δμ十δ３ｃ 現実の歯車装置においては歯車は理想剛体ではなくある一定の大きさの剛性を有 しており、インボリュート歯形部分とノビコツ歯形部分における負荷容量は等し くならない。従って、歯形の設計に際して経験値として次式により与えられるノ ビコツ歯形部分とインボリュート歯形部分における偏差の差δが付加される。

δ＝δΣ９−δＩε Ｆ、・・・ノビコツ歯形部分９と１３の噛み合いにより歯シ；及び４に加わる定 常の力；　ＦＮ　＝４．３　ＸＩＯ’　ＮＦｔ・・・インボリュート歯形部分６ と１１の噛み合いにより歯２と４に加わる定常の力；Ｆε＝３．０Ｘ１０’ＮＣ ＦＮ・・・歯２と４が曲げ荷重手の影響下において歯形部分９と１３で噛み合う 際の全体剛性算出用の比例係数；Ｃｐｓ＝　１．２　Ｘ　１０’ Ｃｗｔ・・・歯２と４が曲げ荷重の影響下において歯形部分６と１１でかみ合う 際の全体剛性算出用の比例係数；、ＣＦ＄　＝　０．２２　Ｘ　１０’ Ｃ）ＩＮ・・・歯２と４が接触応力の影響下において歯形部分９と１３で鳴み合 う際の局所剛性算出用の比例係数；ＣＨＮ＝　０．２　Ｘ　１０ｓ Ｃμ・・・歯２と４が接触応力の影響下において歯形部分６と１１で噛み合う際 の局所剛性算出用の比例係数；Ｃ）Ｉｔ　＝　０．７　Ｘ　１０’ αＮ・・・ホイール３の歯４の歯形部分１３上の合力作用点において差δを測る 、垂直断面上での圧力角αＮ−′：２４゜ αε・・・ホイール３の歯４のピッチ円との交点において差δを測る垂直断面上 での圧力角α、−３５゜ｌｃ・・・歯形部分６と１１における歯２と４の接触線 長さ；１ｃ＝１８［ｎ［Ｄ 上記からめられる偏差の差分はδ＝０．０４ｍｍとなる。

δ〉０の範囲では本発明による歯車の動的噛み合いは、ビニオンの歯２の歯元部 とホイールの歯４の歯先部の歯形部分９及び１３（第２図）のＫｓ点及びピニオ ンの歯２の歯先部とホイールの歯４の歯元部の歯形部分８及び１４（第３図）の に０点のノビコツ歯形部分のみで歯２と４が接触する。歯２と４のインボリュー ト歯形部分６と１１　（第４図）は接触しない。

第２図、第３図及び第４図の解析から分かるように、本複合歯形歯車は無負荷時 には動作上不連続である。一層の明示のため第５図にホイール３の歯４を含む部 分図に歯先部と歯元部の接触領域を図示する。上記接触領域はビニオン１の歯２ との接触により生じたものである。

次にδく０の範囲、では、本発明による歯車の動的噛み合いは歯２と４（第１図 ）との接触はインボリュート歯形部分６と１１のみで生じ歯２と４のノビコツ歯 形部分９と１３．８と１４は接触しない。この場合も又、無負荷の複合歯形歯車 は動作上不連続になる。

動的噛み合いの際、ビニオン１の回転は、ノビコツ歯形部分９が理論歯形になっ ているビニオンに較べΔψＩＮ　＜図示されていない）の角度だけ遅れる。上記 遅れ角は次式により表わされる。

τ　ＩＮ ここで、τ、Ｎ・・・歯形部分９　（第１図）の合力作用点のピニオン中心から の距離 β・・・歯車のつる巻き角。

又、インボリュート歯形部分６においては遅れ角Δψｌｔ（図示されていない） は次式により表わされる。

τ　１ε ここで τ１ｔ・・・ピニオンピッチ円半径 ホイール３の回転はノビコツ歯形部分１３に理論歯形４有するホイールに較べ次 式で表わされる角度Δψ、Ｎだけ進んＣｒ２Ｎ ここで、τ、・・・歯形部分１３の合力作用点のホイール中心からの距離 又、インボリュート歯形部分１１においては次式で表わされる角度Δψ、εだけ 進んでいる。

τ３ｔ ここで、τ、ε・・・ホイールのピッチ円半径歯車の動的噛み合いで負荷が加わ った場合、歯２及び４は変形し、ビニオン１はΔψＩＮ　（Δψ１りの角度だけ その回転方向に移動し、一方ホイールはΔψ３Ｎ　（Δψ３ε）の角Ｊαだけそ の正規の回転方向の反対に向って移動する。このビニオンとホイールの移動の結 果噛み合いに関与する歯２の歯面５はビニオン１の理論歯形１５に一致し、他方 噛み合いに関与する歯４の歯面１０はホイール３の理論歯形１６に一致する。歯 ２の歯面５の歯形部分６．８．９と歯４の歯面１０の歯形部分１１．１３．１４ が、歯の肉厚が増す方にδ＝０．０４ｍｍの偏差に製作されている場合、歯２と ４は、ビニオンの歯２の歯元部とホイールの歯４の歯先部のノビコツ歯形部分９ と１３（第６図）の理論接触領域に、において圧力角α、で、又ビニオンの歯２ の歯先部とホイールの歯４の歯元部のノビコツ歯形部分８と１４（第７図）の理 論接触領域に、において、そしてインボリュート歯形部分６と１１　（第８図） のピッチ点Ｐにおいてピッチ点圧力角α５ｗεで接触する。理想剛体歯車の噛み 合いにおいて理論歯形により所定の減速比が得られるので、本複合歯形歯車は負 荷状態において動作上連続となり、又偏差の差分δのため歯２．４（第１図）の インボリュート歯形部分６と１１に加わる負荷は、該インボリュート歯形部分の 負荷容量に相当した大きさになる。上記歯車が一定負荷で長期間運転される場合 、又噛み合いの条件が歯車２゜４の接触応力に対する疲労強度で制限される場合 にはインボリュート歯形部分６．１１は、その所定の基準値による負４：イ容量 に相当する負荷Ｆεを受容する。又、ノビコツ歯形部分９と１３及び８と１４に 加わる負荷Ｆｓを増加させるド及び、歯形輪郭がそれぞれの歯車のピッチ円と交 差する領域のインボリュート歯形部分６，１１を有効に活用することにより高い 負荷容量が達成できる。

上記の明示のため、第９図に歯４を含むホイール３の一部を示す。ビニオン１の 歯２との負荷相互作用により歯４に形成された接触面を見ることができる。異っ た噛み合い法則に基づき、しかも各々の噛み合い領域で最も効率の良い歯形部分 を有する南面全体を活用することにより歯の噛み合い率や市げ応力及び接触応力 の影響下での歯の疲労強度及び歯車の耐久性が向上している。上記のように歯車 を設計することにより、歯２と４の噛み合いにおいて歯車の幅及び長さ方向にわ たりほぼ一様な負荷分布が得られ、又、歯２と４の噛み合いにおける合力の作用 点が歯車の幅方向にほとんど変化せず、かつ歯車装置の音響振動特性が向上する 。

歯の噛み合い率が大きいことと、歯車全体にわたり比較的均一な負荷分布が得ら れることにより、本複合歯形歯車はその歯車幅ｂｗを軸方向ピッチＰ８より小さ く、例えばｂｗｚＯ，７Ｐ、にとることができ、これにより使用金属量を減らし かつ歯車装置の大きさを小さくできる。又、歯車装置の大きさを現状と同じとし た場合、現状のものに較べ歯車モジュール数を増す事ができ、これにより歯面の 曲げ応力と接触応力を減らし、かつ歯面の噛み合いによる力の軸方向成分を小さ くし軸受負荷を減少させることができる。

更に歯車装置の軸方向寸法や噛み合いによる力の軸方向成分を小さくするために は、噛み合いに係る歯１８の歯面１７（第１０図）と歯２０の歯面１９が２つの 歯形部分を持つようにするのが適宜である。歯２０の第１歯面１９上の歯形部分 ２１は歯先部にあり、ノビコツ歯形に形成される。又、歯２０の第２歯面２３上 の別の歯形部分２２は、やはりノビコツ歯形を有し、歯２０の前記歯形部分２１ ０反対側の歯元部分に配される。歯形部分２４及び２５はインボリュート歯形で ある。

ノビコツ歯形部分２１における、噛み合いに関与する歯１８と２０の側面１７と １９の偏差δ！８は、本質的にインボリュート歯形部分２４における歯１８．２ ０の側面１７と１１）の偏差δΣＣに等しい。ノビコツ歯形部分とインボリュー 　ト歯形部分の合計偏差の差はゼロに等しくなり、これはその基準ピッチ線２６ が一致しているラック形工具端部を示した第１０図より明らかである。この歯面 形状はインボリュート歯形部分の歯の鳴み合い率を増加させる。これは歯面輪郭 のインボリュート歯形部分を歯先部又は歯元部に向かい増加させることにより成 される。これにより複合歯形歯車をその歯車の幅ｂ−が軸方向ピッチＰ。の０． ７倍以下にすることができる；　ｂ−＜０．７’Ｐ。

又ビニオン及びホイールの歯形は非対称になり、歯切り加工の隙間−の工具で製 作されるようになる。

更に一層歯車装置の負荷容量を増加させるためにはホイールのそれぞれの歯の側 面は下記のように製作される。ここで本発明による歯車の理解を容易にするため 、以下の説明は従動側ホイールだけを例示することとする。ノビコツ歯形を有し 歯２９の歯頂部に側面２８上に配された歯形部分２７（第１１図）は、インボリ ュート歯形部分３０に凹形の第１曲線部分３１により接続されている。曲線部分 ３１の曲率はノビコツ歯形部分の曲率の反対の符号になっている。歯２９Ｑ）＋ ’！＋元部の側面３３上のノビコツ歯形部分３２は凸形の第２曲線部分３５によ りインボリュート歯形部分３４に接続されＣ’Ｊ３す、上記曲線部分３５０曲率 はノビコツ歯形部分３２の曲率と反対の符号になっている。第１曲線部３１の曲 率半径はρｐ１、第２曲線部３５の曲率半径はρ２□であり曲率半径／’Ｐ２は ρＰＩより大きい。又ρ２□は次式の範囲に決められる；０．２・ｍ≦ρＰ２≦ ｍ１ここでｍは歯車のモジュールである。

上記の歯形設計は、第１及び第２曲線部３１と３５を接触させることにより歯の 噛み合い接触面積を更に一層増加させることができる。噛み合い接触をしている 歯面領域が第１２図に明示されている。第２曲線部分３５０曲率半径ρ、２（第 １１図）の値の上記制限はインボリュート歯形部分３０及び３４とノビコツ歯形 部分２７及び３２の幾何学的干渉を避けるためである。

第２曲線部分３５がρ２□＜　０．２　ｍの曲率半径で製作された場合インボリ ュート歯形部分３０及び３４とノビコツ歯形部分２７と３２は幾何学的干渉を生 じ歯車装置の負荷容量を減少させる。又、ρ１〉ｍの場合歯面の噛み合い接触面 積が減少し歯車装置の負荷容量も減少する。

減速機ケーシング及び部品の熱変形等により生じる歯車装置の軸間距離ａｗの変 化Δａ、’＞Ｑ及びΔａ　ｗ’　＜　０に対してノビコツ歯形部分の感受性を下 げるために、本発明による複合歯形歯車においては、歯４の歯元部の歯面１０の ノビコツ歯形部分１４（第１３図）を互いに滑らかに連結する半径ρ、１とρ、 ２の２つの円弧で形成し、歯頂の同じ歯面上のノビコツ歯形部分１３を曲率中心 ０１と曲率半径ρ１の１つの円弧で形成することが推奨される。円弧中心Ｏ０と ０１２は互いに距離ｌを隔てており、上記距離ｌは次式によりめられる；Ａ−（ ０，３〜１．２）（ρ、２−ρ、）ここで！・・・歯元部の歯底に近い方の曲線 部の曲率中心から、共通法線に沿って測った、歯元部の歯面の１ａ続円弧の曲率 中心間距離。！〉０は歯面から遠ざかる方向を示し、ｌく０は歯面に近づく方向 を示ず、。

ρｆ２・・・歯元部の歯面の歯底に近い方の円弧の曲率１′径ρｆ３・・・歯先 部の歯面の部分の曲率半径Δａ’ｗ及びΔａ’ｗ・・・歯車装置の軸間距離の変 化値で増加（Δａ’ｗ）又は減少（Δａ’ｗ）、歯車装置の製作、据付及び運転 条件による。

α、・・・ノビコツ歯形部分の歯面の接触点における圧力α、、８・・・歯先部 におけるノビコツ歯形部分の歯面の最大圧力角 α、ア・・・歯元部におけるノビコツ歯形部分の歯面の最小圧力角 歯４の歯先部の歯面１０の歯形部分１３（第１３図）が半径ｐＨとρ１２（図示 されていない）の滑らかに接続する２−）の円弧で形成されている場合、同じ歯 面の歯元部の歯形部分１４は１つの円弧から形成されなければならない。

Δａｖ’＞Ｑの軸間距離変化に対するノビコツ歯形部分１：（及び１４（第１４ 図）の感受性が低いことは接触領域の位置がインボリュート歯形部分１１に向っ て変位するものの未だ歯形部分１３及び１４の領域内部に在ることで示されてい る。

又Δａ’、＜Ｏの軸間距離変化に対するノビコツ歯形部分１３及び１４（第１５ 図）の感受性が低いことは接触領域の位置がインボリュート歯形部分１１から最 大距離まで離れるものの未だ歯形部分１３及び１４の領域に在ることで示されて いる。

上記のような歯車装置では運転中モの歯面の接触領域は歯形部分１３及び１４の 領域内で様々な位置に動き、このため分の面全体が接触に用いられることになる 。

本複合歯形歯車を形成する、以上に説明した歯形は、例えばラック形の歯切工具 を用いて製造可能である。

ビニオンとホイールの歯の基準ラックの偏差の和に関する係数ｘｘが次式で与え られる場合、δが変化しても同一の歯切工具を使用することが可能となる。

ここで、ａ８・・・歯車装置の軸間距離公称値Ｚｌ　、Ｚ２・・・ビニオンとホ イールの歯数αε・・・インボリュート歯形部分の歯すじに直角な断面における ラック形工具の工具圧力角 αＬｔ・・・インボリュート歯形部分の端部におけるラック形工具の工具圧力角 αＬｗＥ・−・インボリュート歯形部分の歯面のピッチ点圧力角 ｍ・・・歯車のモジュール Δδ・・・噛み合いに関与する南面の、理論歯形からの偏差量の差の減少分 歯車装置の軸間距離公称値ａ、は次式によりめられる：ここで：ｍ・・・歯すじ に直角な断面におけるモジュール２、．２．−・・ピニオン及びホイールの歯数 β・・・ピッチ円筒上で測った歯すじの角度ＸΣ・・・ピニオンとホイールの基 準ラックの変位の和の係数。ノビコツ歯形部分では上記の式が成立しないと歯面 の接触に支障が生じるのに対しインボリュート歯形部分では軸間距離の変化に対 し影響を受けないため通常の噛み合い状態を保つ。

南面のインボリュート歯形部分におけるピッチ点圧力角は次式により与えられる ： 複合歯形歯車装置において公称軸間距離ａｗと基準ラックの合計偏差量の係数Ｘ Σとの関係を決定する前記の式を採用することにより、上記基準ラック偏差量係 数は歯の応力レベルを下げ噛み合いの負荷容量を増すための実際的なパラメータ ーとして使用することができる。

産業上の利用可能性 本複合噛合形歯車は平歯車、かさ両歯車、ハイポイドギヤの形に製作可能であり 、航空機産業、造船、運輸、減速歯用製造産業及び他の機械工学分野で使用され る。本複合噛合形歯車はインボリュート歯車及びノビコツ歯車より高効率である 。複合噛合形歯車を採用した駆動歯車装置及び減速歯車装置はインボリュート歯 車を採用した場合に較べ１．２５〜２倍、又ノビコツ歯車の場合に較べ１．３〜 １．６倍に負荷容量が増加する。又、複合歯形歯車装置を採用の場合、幾何学的 パラメーターと負荷条件により歯車変速機の寿命は２〜１０倍に延び、あるいは 変速機の大きさ及び使用金属材料の量は５〜３０％減少する。

本複合噛合形歯車装置及び所要歯切り工具はインボリュート歯車装置用の設備を 基に製作される。平歯車とはす歯山＋１〔の組合せ又はダブルヘリカル複合噛合 形歯車も同じ工具で歯切りされる。

ｎｓｙ　ｎ１ｉｙｚ 国＠調査邦失

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 １．夫々の歯車（１，３）の各歯（２，４）の歯面（５，１０）におけるその各 歯車（１，３）のピッチ円通過領域は略インポリュート曲線形状の歯形部分（６ ，１１）であるとともに該インポリュート歯形部分が前記ピッチ円から外れた領 域に設けられたノビコフ歯形形状を有した少くとも１つの歯形部分（８，１４又 は９，１３）に連続している歯形の歯車より形成される複合噛合形歯車装置にお いて、噛み合いに関与する前記夫々の歯（２，４）の前記歯面（５，１０）が、 少くとも２つの歯形部分（６，８及び１１，１４）におき、その理論歯形の歯面 （１５，１６）から前記の噛み合いに関与する歯（２，４）の肉厚が増す方向に 偏移して形成されている事を特徴とする複合噛合形歯車装置。 ２．噛み合いに係る歯の前記歯面（５，１０）上の前記歯形部分（９，１３，６ ，１１）においてそれらの理論形状（１５，１６）からの偏差の合計の差が次式 、 δ＝（Ｆｊ０．７／Ｃｏｓαｊ）・〔（１／ＣＦｊ・ｍ）＋（１／ＣＨｊ・ｍ１ ／３）〕−（Ｆε／Ｃｏｓαε）・〔（１／ＣＦε・ｍ）＋（１／ＣＨε・ｌＣ ）〕で表わされ、ここで、 δ：歯車と同心の円筒面上のピッチ線に対し直角な断面上で測った、噛み合いに 関与する歯の歯面のｊ番目の歯形部分の偏差の合計とインポリュート歯形部分の 偏差の合計との差。（単位：ｍｍ） ｍ：歯車のモジュール（単位：ｍｍ） Ｆｊ：前記ｊ番目の歯形部分で噛み合う一対の歯が受ける定常の力で、歯車の幾 何学的形状、材質、硬化処理及び仕上加工の方法、外部負荷の印加順序の関数と して与えられる（単位：Ｎ） Ｆε：前記インポリニート歯形部分で噛み合う一対の歯が受ける定常の力で、歯 車の幾何学的形状、その材質、硬化処理及び仕上加工の方法、外部負荷の印加順 序の関数として与えられる、（単位：Ｎ） αｊ：前記歯車の歯のｊ番目の歯形部分で、合力の作用点における前記の差δを 測る直角断面上での圧力角。 αε：前記歯車の歯のピッチ円との交差部分における前記の差δを測る直角断面 上での圧力角。 ＣＦｊ，ＣＦε：前記ｊ番目の歯形部分及びインポリュート歯形部分（ε）での 噛み合いにおいて、噛み合いに関与する一対の歯の全体的（曲げ及び剪断）剛性 算出の際加味すべき比例係数。鋼製歯車では次の範囲になる；ＣＦｊ＝（０．７ 〜２．０）×１０４ ＣＦε＝（０．１５〜０．２５）×１０６ＣＨｊ，ＣＨε：前記ｊ番目の歯形部 分及びインポリユート歯形部分（ε）での噛み合いにおいて、噛み合いに係る一 対の歯の局所的（接触）剛性の算出の際加味すべき比例係数で鋼製歯車では次の 範囲になる；ＣＨｊ＝（０．１５〜０．３）×１０５ＣＨε＝（０．５〜０．８ ）×１０５ ｌｃ：インポリュート歯形部分の接触線長さ、（単位：ｍｍ）と定義される請求 の範囲第１項に記載の複合噛合形歯車装置。 ３．歯（２０）の第１歯面（１９）上の前記ノビコフ歯形の形状の歯形部分（２ １）は歯（２０）の歯先部にあり、一方歯（２０）の歯形の中心軸線に対して反 対側にある第２歯面（２３）上のノビコフ歯形形状の歯形部分（２２）は歯（２ ０）の歯元部にあり、しかも歯（２０）の歯面（１９）上の略インポリユート形 状をした歯形部分（２４）の偏差（δΣε）は歯（２０）の歯面（１９）上のノ ビコフ歯形の形状をした歯形部分（２１）の偏差（δΣＮ）に略等しいことを特 徴とする請求の範囲第１項又は第２項に記載の複合噛合形歯車装置。 ４．歯（２９）の歯先部に在る、歯面（２８）上の前記ノビコフ歯形の形状をし た歯形部分（２７）は該ノピコフ歯形と反対符号の曲率を持った第１曲線部分（ ３１）を介して歯面（２８）上の略インポリュート形状をした歯形部分（３０） に連続しており、又歯（２９）の歯元部に在る、歯面（３３）上のノビコフ歯形 の形状をした第２歯形部分（３２）は該ノビコフ歯形をした第２歯形部分と反対 符号の曲率を持った第２曲線部分（３５）を介して歯面（３３）上の略インポリ ュート形状をした歯形部分（３４）に連続しており、しかも前記第２曲線部分（ ３５）の曲率半径は前記第１曲線部分（３１）の曲率半径より大きく、次式、 ０．２ｍ≦ρｐ２≦ｍ の範囲に設定され、ここで、 ｍ：歯車モジュール ρｐ２：歯元部に在るノビコフタイプの歯形部分と略インボリュート形状をした 歯形部分を接続する第２曲線部分の曲率半径、 と定義される請求の範囲第３項に記載の複合噛合形歯車装置。 ５．歯（４）の歯元部の、歯面（１０）上の前記ノビコフタイブの歯形部分（１ ４）は互いに滑らかに連続する２つの円弧から形成されており、しかも上記２つ の円弧の曲率中心（Ｏｒ１，Ｏｒ２）は次式、 ｌ＝（０．３〜１．２）（ρｆ２−ρａ）・〔（Δａ′ｗ／｜Δａ′′ｗ｜）・ （Ｓｉｎαｍａｘ−ＳｉｎαＮ／ＳｉｎαＮ−Ｓｉｎαｍｉｎ）〕で表わされる 距離を隔てており、ここでｌ：歯元部の歯面の前記接続する２つの円弧のうち歯 底部に近い方の円弧の曲率中心から前記２つの円弧の共通法線に沿って測った歯 元部の歯面の前記２つの円弧の中心間距離。ｌ＞０のとき歯面から遠ざかる方向 を示し、ｌ＜０のとき歯面に近づく方向を示す。 ρｒ２：歯元部の歯面の前記接続する２つの円弧のうち歯底部に近い方の円弧の 曲率半径。 ρａ：歯先部の歯面の歯形部分の曲率半径。 Δａ′ｗ：歯車装置の中心軸間距離の増加方向の変動。 Δａ′′ｗ：歯車装置の中心軸間距離の減少方向の変動。 αＮ：接触点におけるノビコフタイプ歯形部分の圧力角。 αｍａｘ：歯先部のノビコフタイプ歯形部分の最大圧力角。 αｍｉｎ：歯元部のノビコフタイプ歯形部分の最小圧力角。 で定義される請求の範囲第４項に記載の複合噛合形歯車装置。