JP2010133504A - 歯車列の潤滑装置 - Google Patents

Abstract

【課題】潤滑油を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。
【解決手段】互いに噛み合う一対の歯車１１，１２における噛み合い部１３に両歯車１１，１２の軸心Ｐ１，Ｐ２と直交する方向へ潤滑油ＯＬを供給する潤滑油供給口３８ａと、両歯車１１，１２の少なくとも歯１８，１９を覆って潤滑油ＯＬの流路１７を形成するシュラウド１４とを備える。シュラウド１４における噛み合い部１３と各歯車１１，１２の軸心Ｐ１，Ｐ２を挟んで対向する部分に、潤滑油ＯＬの排出口３９，４０が形成されている。
【選択図】図３

Description

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、歯車装置で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により引きずられてこの前面側に発生しようとする、逆トルネード形の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、か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、囲い板を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。

特開平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、囲い板によって潤滑油による冷却効果の向上を狙った技術内容であって、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、互いに噛み合う一対の歯車における噛み合い部に前記両歯車の軸心と直交する方向へ潤滑油を供給する潤滑油供給口と、前記両歯車の少なくとも歯を覆って前記潤滑油の流路を形成するシュラウドとを備え、前記シュラウドにおける前記噛み合い部と前記各歯車の軸心を挟んで対向する部分に、前記潤滑油の排出口が形成されている。

この歯車列の潤滑装置によれば、シュラウドにおける歯車の噛み合い部と各歯車の軸心を挟んで対向する部分では、潤滑油がシュラウドの内面に沿って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遠心力が排出方向に最も効果的に作用するので、この箇所に設ける排出口を、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。

本発明において、前記一対の歯車がかさ歯車であり、前記各かさ歯車の歯とこの歯が形成された環状のリムとからなる歯付き部に対し、その径方向外方に対向する位置に前記排出口が配置されていることが好ましい。かさ歯車の歯は円錐台形状を有しているので、この円錐台形状の歯とリムとからなる歯付き部には、歯車の回転に伴って旋回する潤滑油が、旋回の遠心力を受けて集められるので、この歯付き部の径方向外方に排出口を設けることにより、潤滑油を効率良く排出することができる。

本発明において、前記一対の歯車がかさ歯車である場合、前記シュラウドは前記両歯車の前面を覆う端壁と、前記歯付き部の外周面を径方向外方から覆う部分円筒壁と、歯先を径方向斜め外方から覆う部分円錐壁とを有し、前記部分円筒壁に前記排出口が形成されていることが好ましい。歯付き部の外周面を径方向外方から覆う部分円筒壁に排出口を設けることにより、排出口が歯付き部の径方向外方に対向する、旋回の遠心力が最も大きく作用する位置に設けられるので、潤滑油の排出が一層効果的になされる。

本発明において、前記一対の歯車がかさ歯車である場合、前記排出口の軸心方向の幅が前記部分円筒壁の軸心方向高さにほぼ合致していることが好ましい。この構成によれば、かさ歯車では、潤滑油が歯車の回転による遠心力を受けて部分円筒壁の内周面付近に集められるので、この部分円筒壁の軸心方向の高さ全体にわたって設けた排出口から潤滑油を効率的に排出することができる。

本発明において、前記一対の歯車は水平な軸心を有し、前記潤滑油が前記噛み合い部に向けて下方から上方へ供給されていることが好ましい。この構成によれば、水平な軸心を有する一対の歯車の噛み合い部に対し、その下方位置を、両歯車の回転方向後ろ側、つまりギヤポンプ作用の吸引側とすることにより、この下方位置から噛み合い部に向けて潤滑油が円滑に供給されるから、潤滑油を両歯車の前面側から軸心と平行な方向へ向け噴射して噛み合い部に供給する場合と比較して、より多くの潤滑油を両歯車の各歯に効率的に給することができる。

本発明において、前記排出口は、好ましくは、前記噛み合い部から前記歯車の軸心まわりに回転方向に沿ってほぼ１８０°離間した位置にあり、周方向の長さが前記軸心まわりのほぼ３０°の角度幅に等しい。前記１８０°の位置では、潤滑油がシュラウドにより十分整流された後であり、しかも、潤滑油が適度な流速で旋回して遠心力を受けているので、排出口を、角度幅３０°程度の、空気抵抗を抑制できる小さな開口面積としながらも、この排出口から設定排出量だけの潤滑油を円滑に排出できるので、潤滑油攪拌抵抗を低減することができる。すなわち、排出口をシュラウドにおける１８０°よりも小さい角度の箇所に配設すると、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、排出口を前記１８０°よりも大きい角度の箇所に配設すると、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両歯車が攪拌することによる潤滑油攪拌抵抗が増大する。

また、排出口の周方向の長さが３０°の角度幅よりも短い場合には、潤滑油の排出量が設定値よりも少なくなって、シュラウド内に過剰な潤滑油が滞留する。一方、長さが３０°の角度幅よりも長い場合には、排出口からの流入空気によって空気抵抗が増大する。

本発明において、前記シュラウドが前記両歯車の前面を覆う端壁を有し、この端壁に、前記両歯車のうち外径が小さい方の歯車の前面に対向する位置で、外部の空気をシュラウド内に流入させる空気の流入孔が設けられているのが好ましい。この構成によれば、外径が小さい方の歯車の外周面に作用する遠心力は外径が大きい方の歯車よりも小さいので、それだけポンプ作用が小さくなる結果、潤滑油の流れがシュラウドの内面に沿いにくくなって、排出口からの排出が不十分になろうとするが、このとき、流入孔から流入した空気によりポンプ作用が補強され、潤滑油の排出が円滑化される。

本発明の歯車列の潤滑装置によれば、排出口を、シュラウドにおける歯車の噛み合い部と各歯車の軸心を挟んで対向する部分に形成したので、この部分では、潤滑油が適度な流速で円滑に旋回しているとともに、旋回している潤滑油に対し遠心力が排出方向に最も効果的に作用するので、この箇所に設ける排出口を、空気抵抗を抑制するために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排出できる。これによって、空気抵抗および潤滑油攪拌抵抗を低減することができる。

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詳細に説明する。
図１は、本発明の一実施形態に係る潤滑装置を備えた歯車装置を示す水平断面図であり、この実施形態では、歯車装置の一例である歯車ボックス１に適用した場合を例示してある。この歯車ボックス１は、軸受ハウジング部２に、入力軸７が軸受３，４を介して回転自在に支持され、出力軸１０が軸受８，９を介して回転自在に支持されている。入力軸７の軸心Ｐ１と出力軸１０の軸心Ｐ２とは、同一平面上、この例では水平面上で互いに直交して配置されている。

入力軸７の一端部７ａに、かさ歯車からなる入力歯車１１が一体的に設けられ、軸受ハウジング部２の一側方に突出して、歯車ボックス１内の歯車空間Ｓ内に臨んでいる。入力軸７の他端部７ｂは、図示しない歯車減速装置を介して、ジェットエンジンのような動力源に接続される。出力軸１０の一端部には、かさ歯車からなる出力歯車１２が一体的に設けられ、軸受ハウジング部２の一側方に突出して、歯車ボックス１内の歯車空間Ｓ内に臨んでいる。出力軸１２の他端部１０ｂは、図示しない歯車減速装置を介して、発電機のような補機に接続される。

図２に示すように、共にかさ歯車からなる入力歯車１１と出力歯車１２は、水平な同一平面上で互いに直交する軸心Ｐ１，Ｐ２を有し、９０°の相対配置で互いに噛み合っている。したがって、両歯車１１，１２の噛み合い部１３は、軸心Ｐ１，Ｐ２を含む水平面上に位置する。また、両歯車１１，１２は、噛み合い部１３を介して、それぞれＲ１，Ｒ２方向に回転する。したがって、噛み合い部１３の下方が両歯車１１，１２のギヤポンプ作用の吸引側となる。

両歯車１１，１２は、図１に示すように、軸受ハウジング部２に複数のボルト（図示せず）により取り付けられたシュラウド１４によって覆われている。シュラウド１４および両歯車１１，１２を拡大した図３において、両歯車１１，１２はそれぞれ、かさ歯からなる歯１８，１９とこの歯１８，１９が形成された環状のリム２０，２１とからなる歯付き部２２，２３が、ディスク２４，２７の外周部に一体形成されている。両歯車１１，１２の軸方向外側となる前面１１ａ，１２ａ、つまり、ディスク２４，２７における、円錐台形状の歯１８，１９の円錐頂点側となる面は、それぞれ径方向ｒ１，ｒ２に沿った平坦面であり、歯付き部２２，２３の前端部２２ａ，２３ａが各歯車前面１１ａ，１２ａよりも前方に突出している。歯付き部２２，２３の背面は径方向内方へ向かって軸方向内方へ傾斜する傾斜面２２ｂ，２３ｂとなっている。

シュラウド１４は、両歯車１１，１２の間の空間に、後述するノズルからシュラウド１４の内部に供給される潤滑油ＯＬの流路１７を形成するものである。このシュラウド１４は、両歯車１１，１２の各歯車前面１１ａ，１２ａをそれぞれ覆う第１および第２の端壁２８，２９と、両歯車１１，１２の各々の歯付き部２２，２３の最大径部分２２ｃ，２３ｃを含む外周面２２ｄ，２３ｄを径方向外方から覆う円筒形の第１および第２の部分円筒壁３０，３１と、両歯車１１，１２の歯先を径方向ｒ１，ｒ２の斜め外方から覆う第１および第２の部分円錐壁３２，３３と、両部分円筒壁３０，３１の軸方向両端部から対応する歯車１１，１２の径方向ｒ１，ｒ２内方に延びて各歯付き部２２，２３を径方向から覆う第１および第２の背壁３４，３７とを有している。

シュラウド１４の一対の端壁２８，２９には、対応する歯車１１，１２の歯付き部２２，２３の内周面形状に沿った段部２８ａ，２９ａが形成されており、これにより、各端壁２８，２９と歯車前面１１ａ，１２ａとの間隔を小さくしている。前記部分円筒壁３０，３１および背壁３４，３７と、歯付き部２２，２３の各傾斜面２２ｂ，２３ｂとの間に、比較的広い空間からなる油集合部４１，４２が設けられている。

図４に示すように、シュラウド１４の外周部である一対の部分円筒壁３０，３１は、両歯車１１，１２の噛み合い部１３を覆う上下の非円筒部分４３，４４を介して互いに連結されており、この連結箇所を除く大部分が円筒形状となっている。一対の部分円錐壁３２，３３も同様に、両歯車１１，１２の噛み合い部１３を覆う非円錐台部分４７，４８を介して互いに連結されており、この連結箇所を除く大部分が円錐台形状となっている。

図５の背面斜視図に示すように、シュラウド１４の環状の背壁３４，３７も、噛み合い部１３を背面から覆う非環状部分４９を介して互いに連結されている。また、図４のシュラウド１４における出力歯車１２の前面を覆う端壁２９の中心部分，つまり出力歯車１２の前面に対向する部分の中央部には、空気Ａの流入孔２９ｂが形成されている。

シュラウド１４における両歯車１１，１２の噛み合い部１３に下方から対向する箇所には、潤滑油ＯＬを供給するノズル３８が、鉛直上向きの姿勢でシユラウド１４を貫通して固定されている。したがって、ノズル３８の先端の潤滑油供給口３８ａは、両歯車１１，１２の噛み合い部１３に真下位置で対向しており、ノズル３８は、下方から噛み合い部１３に向けて上方へ潤滑油ＯＬを供給する。噛み合い部１３の下方は、前述のとおり、両歯車１１，１２の回転方向Ｒ１，Ｒ２により定まるギヤポンプ作用の吸引側となり、この吸引側にノズル３８の潤滑油供給口３８ａが配置されている。

前記シュラウド１４には、両歯車１１，１２の噛み合い部１３と各歯車１１，１２の軸心Ｐ１，Ｐ２を挟んで対向する部分、つまり、噛み合い部１３から各歯車１１，１２の各々の軸心Ｐ１，Ｐ２回りに回転方向Ｒ１，Ｒ２に沿ってほぼ１８０°の配置角度αだけ離間した位置に、潤滑油ＯＬの第１および第２の排出口３９，４０が形成されている。各排出口３９，４０の位置とは、各排出口３９，４０の軸方向および周方向の中心位置をいう。前記配置角度αは、後述する抵抗低減のために、１８０°±１５°の範囲内であるのがよく、１８０°±１０°がより好ましく、１８０°±５°がさらに好ましい。

各排出口３９，４０は径方向から見て矩形であり、その周方向の長さＬは、軸心Ｐ１，Ｐ２を中心としたほぼ３０°の角度幅βに等しくなるよう設定されている。この角度幅βは、３０°±７°であればよく、３０°±５°がより好ましく、３０°±３°がさらに好ましい。さらに、図３に示すように、前記排出口３９，４０の軸心Ｐ１，Ｐ２方向の幅Ｗは、歯付き部２２，２３の外周面２２ｄ，２３ｄの軸心Ｐ１，Ｐ２方向の高さｈにほぼ合致するよう設定されている。この幅Ｗは０．９〜１．１ｈの範囲内が好ましい。

つぎに、歯車列１１，１２の潤滑装置の作用について説明する。図６は、代表として、入力歯車１１の潤滑作用を示す。ノズル３８の潤滑油供給口３８ａから上方へ向け噴射された潤滑油ＯＬが両歯車１１，１２の噛み合い部１３に供給されて、その潤滑油ＯＬにより噛み合い部１３が潤滑される。噛み合い部１３に供給された潤滑油ＯＬは、シュラウド１４の内部で両歯車１１，１２が回転することによって生じる一種のギヤポンプ作用により、上方に向けて流動したのち、シュラウド１４にガイドされながら、両歯車１１，１２に向け二方向に分かれて入力歯車１１の上部に導かれ、さらに、入力歯車１１の歯付き部２２とシュラウド１４の第１の部分円筒部３０との間の流路１７を通ったのち、第１の排出口３９からシュラウド１４の外部に排出される。

ここで、前記ギヤポンプ作用の吸引側に潤滑油供給口３８ａが配置されているから、潤滑油ＯＬを入力歯車１１の前面側から水平な方向へ向け噴射して噛み合い部１３に供給する場合と比較して、図示しない潤滑油ポンプにより僅かな吐出圧を付加するだけで、より多くの潤滑油ＯＬを入力歯車１１に効率的に供給して、噛み合い部１３を十分に潤滑することができる。また、シュラウド１４内には、図３に示す第１の背壁３４と歯付き部２２の傾斜面２２ｂとの隙間Ｇ１から遠心力によって空気が吸引され、図６に示す潤滑油ＯＬとともに第１の排出口３９から外部に排出される。

この実施形態のシュラウド１４は、図３の第１の端壁２８に、入力歯車１１の歯付き部２２の内周部に沿う形状の段部２８ａを設けて、歯車前面１１ａと第１の端壁２８との隙間を小さくしているから、歯車前面１１ａによって引きずられて、その前方に発生しようとする渦巻状の空気流ＡＳを抑制できるので、入力歯車１１の空気抵抗が減少する。

入力歯車１１の回転方向Ｒ１に沿った潤滑油ＯＬの旋回流は、噛み合い部１３から回転方向Ｒ１に沿って徐々に整流される。これに対し、シュラウド１４に設けた第１の排出口３９は、噛み合い部１３から回転方向Ｒ１に沿って入力歯車１１の軸心Ｐ１まわりの配置角度αがほぼ１８０°の位置に設けたので、潤滑油ＯＬの旋回流がシュラウド１４内で十分に円滑化されたのち、第１の排出口３９から効率的に排出される。

すなわち、第１の排出口３９を１８０°よりも小さい配置角度αの箇所、つまり軸心Ｐ１よりも上方の箇所に配設した場合には、潤滑油ＯＬが十分に整流されていないことから、潤滑油ＯＬが円滑に排出されない。一方、第１の排出口３９を１８０°よりも大きい配置角度αの箇所、つまり軸心Ｐ１よりも下方の箇所に配設した場合、シュラウド１４の内部に潤滑油ＯＬが滞留する時間が長くなり、その結果、この滞留した潤滑油ＯＬを入力歯車１１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。

これに対し、この実施形態のように、噛み合い部１３から配置角度αがほぼ１８０°の位置に第１の排出口３９を配設すれば、この第１の排出口３９の配設箇所では、潤滑油ＯＬが十分に整流された後であり、しかも、潤滑油ＯＬ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ＯＬに対し遠心力が大きく作用するので、第１の排出口３９を、この排出口３９から流入する空気による空気抵抗の増大を抑制できる小さな開口面積としながらも、その第１の排出口３９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、空気抵抗および潤滑油攪拌抵抗を低減する効果が得られる。

また、図４に示すように、第１の排出口３９の周方向の長さＬは、軸心Ｐ１を中心としたほぼ３０°の角度幅βに等しく設定されている。この長さＬを有する第１の排出口３９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、第１の排出口３９の周方向の長さＬが前記３０°の角度幅βよりも短い場合には、潤滑油ＯＬの排出量が設定値よりも少なくなって、シュラウド１４内の底部１４ａに過剰な潤滑油ＯＬが滞留する。一方、長さＬが前記３０°の角度幅βより長い場合には、この排出口３９からの潤滑油ＯＬの排出量増大に伴って、図３の入力歯車１１とシュラウド１４の背壁３４との隙間Ｇ１からシュラウド１４内への空気導入量が増加し、空気抵抗が増大する。

さらに、図３に明示するように、かさ歯車からなる入力歯車１１の歯１８は円錐台形状を有しているので、この円錐台形状の歯１８とリム２０とからなる歯付き部２２には、図６に示すように、入力歯車１１の回転に伴って旋回する潤滑油ＯＬが、旋回の遠心力を受けて導かれる。また、第１の部分円筒壁３０は、入力歯車１１の最大径部分２２ｃを径方向外方から覆っているので、潤滑油ＯＬの旋回の遠心力が最も大きく作用する箇所であり、この部分円筒壁３０に排出口３９を設けたことにより、大きな遠心力を利用して潤滑油ＯＬを一層効率良く排出することができる。

また、図３に示す第１の排出口３９の軸心方向の幅Ｗは、第１の部分円筒壁３０の軸心方向高さｈにほぼ合致するよう設定されている。この軸心方向高さｈは、油集合部４１の軸心方向の幅にほぼ合致しているので、油集合部４１に集められた潤滑油ＯＬを第１の排出口３９から効率的に排出できる。つまり、油集合部４１内の潤滑油ＯＬは、入力歯車１１の回転による大きな遠心力を受ける第１の部分円筒壁３０の内面によってガイドされたのち、その軸心方向高さｈにほぼ合致する大きな幅Ｗを有する第１の排出口３９から効率的に排出される。なお、シュラウド１４の背壁３４は、入力歯車１１のディスク２４の背面全体を覆うように延出させることもできるが、この実施形態では、油集合部４１を構成できる程度の短い径方向寸法に設定されている。また、シュラウド１４は、入力歯車１１における少なくとも歯１８を覆うことができる形状を有していればよく、したがって、背壁３４を削除しても支障がない。

出力歯車１２についても上記と同一の効果が得られる。この出力歯車１２は入力歯車１１よりも若干外径が小さく、そのために、図４のノズル３８から供給された潤滑油ＯＬは、出力歯車１２の方により多く供給されることが判明した。そこで、シュラウド１４における出力歯車１２の前方の第２の端壁２９に流入孔２９ｂを設け、図３に示す背壁３７と歯付き部２３の傾斜面２３ｂとの隙間Ｇ２に加えて、図４の流入孔２９ｂからもシュラウド１４内に外部の空気を導入して潤滑油ＯＬに混入することにより、潤滑油ＯＬの流動を円滑化している。つまり、出力歯車１２の方が外径が小さい分だけ、その外周面に作用する遠心力が小さいので、ポンプ作用が入力歯車１１よりも小さいから、潤滑油ＯＬの流れがシュラウド１４の内面に沿いにくくなって、第２の排出口４０からの排出が不十分になる。ここで、流入孔２９ｂから流入した空気によりポンプ作用が補強され、潤滑油ＯＬの排出が円滑化される。したがって、入力歯車１１の方が外径が小さい場合、入力歯車１１の前方の端壁２８に空気の流入口を設けるのが好ましい。

図７は、シュラウド１４における排出口３９，４０の配置角度αに対する動力損失の関係を示す実験結果である。図４の両排出口３９，４０は、噛み合い部１３から歯車軸心Ｐ１，Ｐ２まわりに１８０°離間した（配置角度α＝１８０°）位置にあり、周方向の長さＬが軸心Ｐ１，Ｐ２まわりに３０°の角度幅に等しい長さに設定された。図７から明らかなように、配置角度αを１８０°に設定すれば、上述した理由により、動力損失が最小になることが確認された。配置角度α＝１８０°±１５°、周方向の長さＬ＝３０°±７°、軸心方向の幅Ｗ＝０．９〜１．１ｈの範囲内であれば、十分な動力損失の低減が達成される。

図８は、シュラウドの有無および排出口形状と動力損失との関係を示す実験結果である。図８のＡはシュラウドを設けない第１比較例の潤滑装置、Ｂは前記実施形態の潤滑装置、Ｃは、図４のシュラウド１４に二点鎖線で示すように、第１の部分円筒壁３０，３１と、第１および第２の部分円錐壁３２，３３とにわたってＵ字形状の比較的大きな排出口６１，６２を設けた第２比較例の潤滑装置における各々の動力損失をそれぞれ示したものである。この図８の実験結果から明らかなように、第１の部分円筒壁３０，３１にのみ排出口３９，４０を設けた本発明の実施形態の潤滑装置は、動力損失を格段に低減できることが実証できた。

なお、図４に示した第１および第２の排出口３９，４０の周方向の長さＬの好適な大きさは、３０°程度の角度幅に限られるものではなく、潤滑油の必要排出量によって変動する。

本発明は、前記実施形態で示した複数のかさ歯車の歯車列の他に、複数の平歯車やはすば歯車の歯車列にも適用することができる。さらに、本発明の要旨を逸脱しない範囲内で、種々の追加、変更または削除が可能であり、そのようなものも本発明の範囲内に含まれる。

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。 同上の歯車装置の歯車列を示す前方斜視図である。 図１の要部の拡大図である。 同上の潤滑装置を示す前方斜視図である。 同上の潤滑装置を示す後方斜視図である。 同上の潤滑装置におけるシュラウドの横断面図である。 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。 本発明の一実施形態の潤滑装置および比較例の潤滑装置と動力損失との関係を示す実験結果である。

符号の説明

１１ 入力歯車
１２ 出力歯車
１３ 噛み合い部
１４ シュラウド
１８，１９ 歯（かさ歯）
２０，２１ リム
２２，２３ 歯付き部
２８，２９ 端壁
２９ｂ 流入孔
３０，３１ 部分円筒壁
３２，３３ 部分円錐壁
３８ａ 潤滑油供給口
３９，４０ 排出口
ＯＬ 潤滑油
Ｐ１，Ｐ２ 軸心
ｒ１，ｒ２ 径方向
Ｌ 周方向の長さ
Ｗ 軸心方向の幅
ｈ 軸心方向高さ

Claims (7)

1. 互いに噛み合う一対の歯車における噛み合い部に前記両歯車の軸心と直交する方向へ潤滑油を供給する潤滑油供給口と、前記両歯車の少なくとも歯を覆って前記潤滑油の流路を形成するシュラウドとを備え、
   前記シュラウドにおける前記噛み合い部と前記各歯車の軸心を挟んで対向する部分に、前記潤滑油の排出口が形成された歯車列の潤滑装置。
2. 請求項１において、
   前記一対の歯車はかさ歯車であり、
   前記各かさ歯車の歯とこの歯が形成された環状のリムとからなる歯付き部に対し、その径方向外方に対向する位置に前記排出口が配置されている歯車列の潤滑装置。
3. 請求項２において、
   前記シュラウドは前記両歯車の前面を覆う端壁と、前記歯付き部の外周面を径方向外方から覆う部分円筒壁と、歯先を径方向斜め外方から覆う部分円錐壁とを有し、
   前記部分円筒壁に前記排出口が形成されている歯車列の潤滑装置。
4. 請求項３において、前記排出口の軸心方向の幅が前記部分円筒壁の軸心方向高さにほぼ合致している歯車列の潤滑装置。
5. 請求項１から４のいずれか一項において、前記一対の歯車は水平な軸心を有し、前記潤滑油が前記噛み合い部に向けて下方から上方へ供給されている歯車列の潤滑装置。
6. 請求項１から５のいずれか一項において、前記排出口は、前記噛み合い部から前記歯車の軸心まわりにほぼ１８０°離間した位置にあり、周方向の長さが前記軸心まわりのほぼ３０°の角度幅に等しい歯車列の潤滑装置。
7. 請求項１から６のいずれか一項において、前記シュラウドは前記両歯車の前面を覆う端壁を有し、この端壁に、前記両歯車のうち外径が小さい方の歯車の前面に対向する位置で、外部の空気をシュラウド内に流入させる流入孔が設けられている歯車列の潤滑装置。

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