JP2016044769A

JP2016044769A - 歯車組立構造

Info

Publication number: JP2016044769A
Application number: JP2014170511A
Authority: JP
Inventors: 鈴木　健太; Kenta Suzuki; 健太鈴木; 耕平加藤; Kohei Kato; 信森下; Makoto Morishita
Original assignee: Suzuki Motor Corp; Yokohama National University NUC
Current assignee: Suzuki Motor Corp; Yokohama National University NUC
Priority date: 2014-08-25
Filing date: 2014-08-25
Publication date: 2016-04-04

Abstract

【課題】自動二輪車に搭載する歯車装置の歯車騒音を低減することができる歯車組立構造を提供すること。
【解決手段】互いに噛み合う一対の歯車７、８の軸間距離を、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも長くする。また、歯車７、８はインボリュート歯車である。また、歯車８は、歯先に向かうに連れてインボリュート曲線に対してマイナス側に修正された歯形勾配を有する。また、歯車７、８は金属製である。また、歯車７、８の軸間距離を、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも、歯車７、８のモジュールの４．４％乃至１３．３％の距離だけ長くした。また、歯車７、８のモジュールが２．２５である。また、歯車７、８の軸間距離を、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも、０．１ｍｍ乃至０．３ｍｍ長くした。
【選択図】図２

Description

本発明は、歯車組立構造に関し、特に、歯車騒音を低減可能な歯車装置の歯車組立構造に関する。

一般に、自動二輪車において変速機等には平歯車を用いた歯車装置が多く用いられている。平歯車は、自動車等の変速機に用いられるはすば歯車と比較して、変速機を小型化できる一方で噛み合い時の歯車騒音は大きいという特性がある。このため、歯車装置の歯車騒音を低減することが求められている。

従来、歯車装置の騒音を低減するものとしては、互いに噛み合う一対の歯車の軸間距離を、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも歯車のモジュールの０〜１００％の距離だけ短くした樹脂製歯車が知られている（特許文献１参照）。

特開平９−１７７９４５号公報

しかしながら、特許文献１に記載のものは、歯車が樹脂からなり、かつ、伝達トルクが小さい場合に歯車騒音を低減することができるものであるため、伝達トルクの大きい自動二輪車の歯車装置には用いることができず、歯車騒音を低減することができないという問題があった。

本発明は、上記のような問題点に着目してなされたものであり、自動二輪車に搭載する歯車装置の歯車騒音を低減することができる歯車組立構造を提供することを目的とするものである。

本発明の第１の態様は、互いに噛み合う一対の歯車の軸間距離を、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも長くしたものから構成されている。

このように上記の第１の態様によれば、互いに噛み合う一対の歯車において、歯車騒音を低減することができる。このため、自動二輪車に搭載する歯車装置の歯車騒音を低減することができる。

図１は、本発明の歯車組立構造の一実施形態を示す図であり、一対の歯車が組付けられた動力伝達装置の平面図である。図２は、本発明の歯車組立構造の一実施形態を示す図であり、一対の歯車の側面図である。図３は、本発明の歯車組立構造の一実施形態を示す図であり、動力伝達装置で用いる歯車の歯形および比較例の歯形を示す図である。図４は、本発明の歯車組立構造の一実施形態を示す図であり、軸間距離Ｄの増加量ｄに対する歯車騒音の変化を示す図である。

以下、本発明に係る歯車組立構造の実施形態について、図面を用いて説明する。図１は、本発明に係る一実施形態の歯車組立構造を適用した動力伝達装置を示す図である。

まず、構成を説明する。図１において、動力伝達装置１は、互いに噛み合う歯車７、８の軸間距離等を変更可能な試験用の動力伝達装置として構成されている。
［試験用の動力伝達装置１について］

動力伝達装置１は、歯車７、８を支持する歯車装置４と、歯車７を駆動する駆動部２と、歯車８に負荷トルクを与えるブレーキ部３とを備えている。また、動力伝達装置１はベルト５、６を備えており、ベルト５は歯車７の歯車回転軸４４と駆動部２の回転軸２１とに巻き掛けられ、ベルト６は歯車８の歯車回転軸５４とブレーキ部３の回転軸３１とに巻き掛けられている。

駆動部２は、回転軸２１と、この回転軸２１を回転させるモータ２３と、回転軸２１に固定されるとともにベルト５が巻き掛けられたプーリ２２とを備えている。駆動部２は、回転軸２１、プーリ２２およびベルト５を介して、モータ２３の回転を歯車７の歯車回転軸４４に出力している。

モータ２３は、出力２．２ｋＷの三相交流モータから構成されており、歯車７の歯車回転軸４４を回転速度５００〜３．０００ｒｐｍの間で連続的に変化させることができるようになっている。

また、モータ２３は最大で約３．５Ｎ・ｍのトルクを発生することができる。回転軸２１にはトルクメータ２４が設けられており、このトルクメータ２４は、回転軸２１に作用するトルクを検出している。

ブレーキ部３は、回転軸３１と、この回転軸に連結されたパウダブレーキ３３と、回転軸３１に固定されるとともにベルト６が巻き掛けられたプーリ３２とを備えており、パウダブレーキ３３は、負荷トルクを発生している。

ブレーキ部３は、パウダブレーキ３３で発生した負荷トルクを、回転軸３１、プーリ３２およびベルト６を介して、歯車８の歯車回転軸５４に与えている。パウダブレーキ３３は、歯車８の歯車回転軸５４に与える負荷トルクを所望の値に連続的に変更することができるようになっている。

歯車装置４は土台プレート４１を備えており、この土台プレート４１の駆動部２側の上部には、固定ステージ４２が設けられている。固定ステージ４２は、４つの六角ボルト４７により土台プレート４１に固定されている。

固定ステージ４２には２つの軸受４５が取付けられており、この軸受４５は歯車７の歯車回転軸４４を回転自在に支持している。歯車回転軸４４の端部にはプーリ４６が取付けられており、このプーリ４６にはベルト５が巻き付けられている。

歯車７は、駆動部２のモータ２３の回転がベルト６を介して伝達されることで、駆動歯車として回転する。

また、土台プレート４１のブレーキ部３側の上部には、平行スライドステージ５２が設けられている。平行スライドステージ５２は、六角ボルト５７により土台プレート４１に固定されている。

また、平行スライドステージ５２の上部には、回転ステージ５３が設けられている。回転ステージ５３は、４つの六角ボルト５８により平行スライドステージ５２に固定されている。

回転ステージ５３には２つの軸受５５が取付けられており、この軸受５５は、歯車８を、歯車７と噛み合った状態で回転自在に支持している。歯車回転軸５４の端部にはプーリ５６が取付けられており、このプーリ５６にはベルト６が巻き付けられている。歯車８は、ブレーキ部３のパウダブレーキ３３で発生された負荷トルクがベルト６を介して与えられることで、被動歯車として回転する。

平行スライドステージ５２にはボルト５７が挿通する図示しない長穴が形成されており、この長穴は平行スライドステージ５２が固定ステージ４２に近接および離隔する方向に長径を有している。

これにより、六角ボルト５７を緩めた状態で、平行スライドステージ５２を固定ステージ４２に近接する方向または固定ステージ４２から離隔する方向に移動させ、平行スライドステージ５２と固定ステージ４２の距離を変更することができる。

すなわち、平行スライドステージ５２を移動させることで、歯車７と歯車８の軸間距離Ｄが変更される。ここで、軸間距離Ｄは、歯車７の回転中心Ｏ１と歯車８の回転中心Ｏ２の距離である。

また、回転ステージ５３にはボルト５８が挿通する図示しない長穴が形成されており、この長穴は、回転ステージ５３が鉛直軸周りに回転させて、歯車７の歯車回転軸４４に対する歯車８の歯車回転軸５４の角度を変更できるように円弧状に形成されている。

これにより、六角ボルト５８を緩めた状態で、回転ステージ５３を回転させ、歯車回転軸４４に対する歯車８の歯車回転軸５４の角度を変更することができる。すなわち、回転ステージ５３を鉛直軸周りに回転させることで、歯車７と歯車８の噛み合い角度を変更することができる。

土台プレート４１には、平行スライドステージ５２を挟んで固定ステージ４２と対向する位置に、マイクロメータ保持部４１ａが設けられている。マイクロメータ保持部４１ａは、図示しないマイクロメータを保持しており、このマイクロメータのスピンドルは、平行スライドステージ５２のマイクロメータ保持部４１ａ側の端面に接触している。

したがって、歯車７と歯車８の軸間距離Ｄは、マイクロメータによりマイクロメータ保持部４１ａと平行スライドステージ５２との距離Ｄ１を調整することで微小な範囲で調整される。

また、平行スライドステージ５２には、歯車回転軸５４の軸線方向におけるプーリ５６側の端部近傍、かつ、固定ステージ４２側の端部に、マイクロメータ保持部５２ａが設けられている。

マイクロメータ保持部５２ａは、図示しないマイクロメータを保持しており、このマイクロメータのスピンドルは、回転ステージ５３に固定された当接部材５９のマイクロメータ保持部５２ａ側の端面に接触している。したがって、歯車７と歯車８の噛み合い角度は、マイクロメータによってマイクロメータ保持部５２ａと当接部材５９との距離Ｄ２を調整することで微小な範囲で調整される。

歯車７と歯車８の噛み合い部の鉛直上方２００ｍｍの位置には、マイクロフォン４９が設けられており、このマイクロフォン４９は、歯車７、８から発生する歯車騒音を測定している。
［歯車７、８の歯車組立構造について］

図２において、歯車７、８はインボリュート歯車からなる金属製の平歯車である。歯車７、８の材料としては例えば機械構造用合金鋼のＳＣＭ４１５を用いることができる。また、歯車８は、歯先に向けて凹となる歯形、すなわち歯先に向かうに連れてインボリュート曲線に対してマイナス側に修正された歯形勾配（図３のＸＣの歯形）を有する。

また、歯車７、８の軸間距離Ｄは、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも増加量ｄだけ長くなっている。

歯車７、８の軸間距離Ｄは、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも、増加量ｄとして、歯車７、８のモジュールｍの４．４％乃至１３．３％の距離だけ長くなっている。

本実施形態では、歯車７、８のモジュールｍは２．２５である。このため、歯車７、８の軸間距離Ｄは、増加量ｄとして、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも、０．１ｍｍ乃至０．３ｍｍ長くなっている。

次に、作用について説明する。上記構成の動力伝達装置１において、駆動歯車である歯車７の歯形を固定とし、被動歯車である歯車８の歯形を、図３に示す本発明の歯形ＸＣと、比較例としての歯形ＸＡ、ＸＢとの間で変更した。

図３において、歯形ＸＢは、理想的なインボリュート歯形に近い歯形である。歯形ＸＡは、歯先に向けて凸な歯形を持つ歯形である。歯形ＸＣは、歯先に向けて凹となる歯形である。

換言すると、歯形ＸＢは、インボリュート曲線に概ね沿った歯形勾配を有し、歯形ＸＡは、歯先に向かうに連れてインボリュート曲線に対してプラス側に修正された歯形勾配を有し、歯形ＸＣは、歯先に向かうに連れてインボリュート曲線に対してマイナス側に修正された歯形勾配を有する。

なお、歯形ＸＡ、ＸＢ、ＸＣでは、インボリュート曲線に対して互いに異なる歯形勾配を設定しているが、これらの歯形勾配の設定は、例えば"歯形勾配誤差"を管理する手法によって行うことができる。

また、歯形ＸＡ、ＸＢ、ＸＣの歯形を有する歯車８のそれぞれにおいて、図４に示すように、歯車７、８の軸間距離Ｄを、基準状態の１５２ｍｍから正の方向へ０．１ｍｍ刻みで０．５ｍｍまで増加させ、マイクロフォン４９で歯車騒音を測定した。

このとき、歯車７、８の回転数は、デジタルハンディタコメータで測定しつつ５００ｒｐｍで一定に保っており、噛み合い周波数は６９２Ｈｚであった。また、負荷トルクは、自動二輪車のアイドリング時と同程度の値である３．０Ｎ・ｍで一定とした。

図４において、縦軸は、マイクロフォン４９で測定した歯車騒音における、歯車７、８の噛み合い周波数の２次成分を音圧レベルで示したものである。また、この歯車騒音は、１つの条件で複数回（５回または６回）繰り返し測定し、その平均値を算出したものを用いた。

図４に示すように、歯車８で採用した歯形ＸＣにおいて、軸間距離Ｄが基準状態より０．２ｍｍ長いとき、歯車騒音が最も小さくなっている。具体的には、歯形ＸＣにおいて、歯車騒音は、軸間距離Ｄが基準状態（正の方向への増加量が０ｍｍ）から０．２ｍｍに増加するに連れて減少し、軸間距離Ｄが更に０．２ｍｍから０．５ｍｍに増加するに連れて増加している。

なお、歯形ＸＣにおいて、歯車騒音が一定の値以下に低減される範囲は、０．１ｍｍ乃至０．３ｍｍとみなすことができ、この範囲は、歯車７、８のモジュールｍ（本実施形態では２．２５）の４．４％乃至１３．３％の距離に相当する。

また、歯形ＸＢにおいて、歯車騒音は、軸間距離Ｄが基準状態（正の方向への増加量が０ｍｍ）のとき最も小さいが、歯形ＸＣにおける軸間距離Ｄが０．２ｍｍのときの歯車騒音よりも大きい。また、歯形ＸＢにおいて、歯車騒音は、軸間距離Ｄが増加するに連れて増加している。

また、歯形ＸＡにおいて、歯車騒音は、軸間距離Ｄが基準状態（正の方向への増加量が０ｍｍ）のとき最も大きく、軸間距離Ｄが増加するに連れて減少している。

このような構成を有する本実施形態の歯車組立構造によれば、互いに噛み合う一対の歯車７、８の軸間距離Ｄを、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも長くしている。

これにより、歯車７、８において、歯車騒音を低減することができる。このため、自動二輪車に搭載する歯車装置の歯車騒音を低減することができる。

また、本実施形態の歯車組立構造によれば、歯車７、８はインボリュート歯車である。
これにより、インボリュート歯車を製造可能な一般的な工作機械により歯車７、８を製造することができる。

また、本実施形態の歯車組立構造によれば、歯車８は、歯先に向かうに連れてインボリュート曲線に対してマイナス側に修正された歯形勾配を有する。

これにより、自動二輪車に搭載する歯車装置の歯車には、通常、歯先に向かうに連れてインボリュート曲線に対してマイナス側に修正された歯形勾配が用いられるため、既存の工作機械により歯車７、８を製造することができる。

また、本実施形態の歯車組立構造によれば、歯車７、８は金属製である。
これにより、自動二輪車に搭載する歯車装置の歯車として、歯車７、８を用いることができる。

また、本実施形態の歯車組立構造によれば、歯車７、８の軸間距離Ｄを、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも、歯車７、８のモジュールｍの４．４％乃至１３．３％の距離だけ長くした。

これにより、歯車７、８の歯車騒音を低減することができ、自動二輪車に搭載する歯車装置の歯車騒音を低減することができる。

また、本実施形態の歯車組立構造によれば、歯車７、８のモジュールｍが２．２５である。

これにより、自動二輪車のプライマリギヤにはモジュールｍが２．２５の歯車が多く用いられるため、自動二輪車に搭載する歯車装置の歯車として、歯車７、８を用いることができる。

また、本実施形態の歯車組立構造によれば、歯車７、８の軸間距離Ｄを、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも、０．１ｍｍ乃至０．３ｍｍ長くした。

これにより、歯車７、８において、歯車騒音を一定の値以下に低減することができる。

本発明の実施形態を開示したが、当業者によっては本発明の範囲を逸脱することなく変更が加えられうることは明白である。すべてのこのような修正および等価物が次の請求項に含まれることが意図されている。

７、８...歯車（一対の歯車）、Ｄ...軸間距離

Claims

互いに噛み合う一対の歯車の軸間距離を、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも長くしたことを特徴とする歯車組立構造。
前記歯車がインボリュート歯車であることを特徴とする請求項１に記載の歯車組立構造。
前記歯車は、歯先に向かうに連れてインボリュート曲線に対してマイナス側に修正された歯形勾配を有することを特徴とする請求項２に記載の歯車組立構造。
前記歯車が金属製であることを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の歯車組立構造。
前記軸間距離を、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも、前記歯車のモジュールの４．４％乃至１３．３％の距離だけ長くしたことを特徴とする請求項１から請求項４のいずれか１項に記載の歯車組立構造。
前記歯車のモジュールが２．２５であることを特徴とする請求項１から請求項５のいずれか１項に記載の歯車組立構造。
前記軸間距離を、噛み合いピッチ円で噛み合わせた場合の中心距離よりも、０．１ｍｍ乃至０．３ｍｍ長くしたことを特徴とする請求項６に記載の歯車組立構造。