JP5265592B2 - 歯車列の潤滑装置 - Google Patents

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、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平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、前記両歯車における少なくとも歯を覆って、つまり歯の歯先を連ねた外周面と側面と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、前記シュラウドの外周壁における前記噛み合い部から前記各歯車の回転方向前側へ９０°±１５°離れた位置に、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から各歯車の回転方向前側へ９０°±１５°離れた位置では、潤滑油が十分に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。このような適所に設けられた排出口は、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。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、周方向の長さを軸心回りに４５°±７°の角度幅に等しく設定することが好ましい。この大きさの周方向長さ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、排出口の周方向の長さが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、排出口の周方向の長さが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、前記シュラウドが、前記歯車を径方向外方から覆う前記外周壁の両側縁に、少なくとも前記各歯車の歯の両側面を覆う両側壁が連設されていることが好ましい。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にほぼ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各歯車の歯先との間隙が５±１ｍｍに設定されていることが好ましい。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、前記両側壁とこれらに対向する前記歯の側面との間隙が５±１ｍｍに設定されていることが好ましい。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し、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、前記一対の歯車の軸心は同一の水平面上に位置し、前記潤滑油供給口が前記噛み合い部に向けて上方から下方へ潤滑油を供給することが好ましい。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、その上方位置を、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、この上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に比較して、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てきる。

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各歯車の回転方向前側へ９０°±１５°離れた位置に潤滑油の排出口を形成したので、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ので、この適所に設ける排出口は、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から、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２に、入力軸３が３つの軸受４，４，７を介して回転自在に支持され、出力軸９が３つの軸受１０，１０，１１を介して回転自在に支持されている。入力軸３の軸心Ｐ１と出力軸９の軸心Ｐ２とは、同一平面上、この例では水平面上で互いに平行に配置されている。

入力軸３には、平歯車からなる入力歯車１２が一体形成により設けられ、この入力軸３の一端部３ａは、図示しない動力伝達装置を介して、ジェットエンジンのような動力源に接続される。出力軸９には、平歯車からなる出力歯車１３が一体形成により設けられ、入力歯車１２に噛み合っている。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、発電機のような補機に接続される。両歯車１２，１３にはそれぞれ、平歯からなる歯１９，２０が一体形成されている。入力歯車１２は外周部にリム２２を有し、このリム２２の外径面に歯１９が形成されている。リム２２は、その内周側のディスク２４よりも軸方向幅が大きい。

図２に示すように、入力歯車１２および出力歯車１３の軸心Ｐ１，Ｐ２は、水平な同一平面上で互いに平行であるから、両歯車１２，１３の噛み合い部１４は、軸心Ｐ１，Ｐ２を含む水平面上に位置することになる。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ように、それぞれＲ１，Ｒ２方向に回転する。したがって、噛み合い部１４の上方が両歯車１２，１３のギヤポンプ作用の吸引側となる。

図１に示すように、両歯車１２，１３は、軸受ハウジング２に複数のボルト２３（図示せず）により取り付けられたシュラウド１８によって覆われている。シュラウド１８は、図３に二点鎖線で示すように、両歯車１２，１３の側面の大部分と歯１９，２０とを覆っている。図４に示すように、シュラウド１８は、上下二つ割りであり、上半体１８ａと下半体１８ｂとが、それぞれのフランジに設けた挿通孔２３に挿通された、図示しないボルトとナットにより、連結されている。シュラウド１８には、両歯車１２，１３をそれぞれの径方向外方から覆う外周壁２８と、その両側縁に連設されて軸方向に対向し両歯車１２，１３の歯１９，２０の側面１９ａ，２０ａを含む両側面１２ａ，１３ａを覆う両側壁２９，３０とが形成されており、さらに、両側壁２９，３０に、図５に明示する、各歯車１２，１３の入力軸３および出力軸９を貫通させる貫通孔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、ノズル３１がシュラウド１８を入力軸３および出力軸９と平行な方向に貫通して固定されている。図２に示すように、ノズル３１には、シュラウド１８における両歯車１２，１３の噛み合い部１４に上方から対向する箇所に、潤滑油ＯＬを供給する供給口３２が、鉛直下向きに開口している。したがって、ノズル３１は、噛み合い部１４に向けて上方から下方へ潤滑油ＯＬを供給する。つまり、ノズル３１は、噛み合い部１４に両歯車１２，１３の軸心Ｐ１，Ｐ２と直交する方向へ潤滑油ＯＬを供給する。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、前記シュラウド１８の外周壁２８にはそれぞれ、両歯車１２，１３の噛み合い部１４から回転方向Ｒ１，Ｒ２の前側へ９０°の配置角度αだけ離れた位置に、潤滑油ＯＬの第１および第２の排出口３３，３４が形成されている。この各排出口３３，３４の位置とは、各排出口３３，３４における軸心Ｐ１，Ｐ２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、９０°±１５°の範囲であるのが好ましい。

各排出口３３，３４は、径方向から見て矩形である。各排出口３３，３４の各々の周方向の長さＬ１，Ｌ２（図４）は、各歯車１２，１３の軸心Ｐ１，Ｐ２を中心とした４５°の角度幅βに等しい。角度幅βは、後述する抵抗低減のために、４５°±７°の範囲であることが好ましい。さらに、各排出口３３，３４の軸心Ｐ１，Ｐ２方向の幅Ｗ（図４）は、シュラウド１８の両側壁２９，３０の各内面の間隔にほぼ合致している。

図６に示すように、シュラウド１８の外周壁２８と入力歯車１２の歯先１２ｂとの径方向間隙Ｃ１は、５ｍｍに設定されている。この間隙Ｃ１は、後述する抵抗低減のために、５±１ｍｍの範囲であるのが好ましい。各側壁２９，３０と各側壁２９，３０に対向する入力歯車１２の側面１２ａ（歯１９の側面１９ａと面一）との間隙Ｃ２も５ｍｍに設定されている。この間隙Ｃ２も、後述する抵抗低減のために、５±１ｍｍの範囲であるのが好ましい。図１に示す出力歯車１３についても、前記した大きさの間隙Ｃ１，Ｃ２が設けられている。この間隙Ｃ１，Ｃ２の５±１ｍｍの範囲は、両歯車１２，１３として以下のものを用いる場合に特に有意義である。すなわち、好適に用いることができる歯車１２，１３は、入力歯車１２のピッチ円径が４０〜５００ｍｍで、出力歯車１３のピッチ円径が９０〜１１０ｍｍであり、両歯車１２，１３の歯幅が６〜６０ｍｍで、かつ歯高が３ｍｍ±１ｍｍの形状を有したものである。また、この実施形態は、５０〜１２０ｍ／ｓｅｃの周速度で高速回転する歯車列１２，１３の潤滑に好適に適用できるものである。

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が両歯車１２，１３の噛み合い部１４に供給されて、各歯車１２，１３が潤滑される。噛み合い部１４に供給された潤滑油ＯＬは、噛み合い部１４を通って下方へ向け流動したのち、シュラウド１８にガイドされながら、両歯車１２，１３に向け二方向に分かれて入力歯車１２および出力歯車１３の下部にそれぞれ導かれたのち、第１および第２の排出口３３，３４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の前記ギヤボンプ作用の吸引側に潤滑油供給口３２が配置されているから、潤滑油ＯＬを両歯車１２，１３の軸方向に沿って水平な方向へ向け噴射して噛み合い部１４に供給する場合に比較して、図示しない潤滑油ボ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を供給口３２から噛み合い部１４に効率的に供給して、噛み合い部１４を十分に潤滑することができる。

この実施形態のシュラウド１８は、図６に示す外周壁２８と各歯車１２，１３の歯先１９ｂ，２０ｂとの径方向間隙Ｃ１を５ｍｍ±１ｍｍ程度に小さくしているから、潤滑油ＯＬの攪拌抵抗が小さくなる。すなわち、径方向間隙Ｃ１がこの範囲を越えると、外周壁２８と歯先１９ｂ，２０ｂとの間に滞留する潤滑油ＯＬの量の増大により、攪拌抵抗が増大する。他方、径方向間隙Ｃ１が上記の範囲未満であると、径方向間隙Ｃ１での潤滑油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１９の両側壁２９，３０との間隙Ｃ２を５ｍｍ±１ｍｍ程度と小さくしているから、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るので、両歯車１２，１３の空気抵抗が減少する。間隙Ｃ２が上記範囲を越えると、このような効果が低下する。間隙Ｃ２が上記範囲未満であると、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。

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に沿って徐々に整流される。これに対し、シュラウド１８の外周壁２８に設けた第１および第２の排出口３３，３４は、噛み合い部１４から回転方向Ｒ１，Ｒ２に沿って各歯車１２，１３の軸心Ｐ１，Ｐ２回りの配置角度αがほぼ９０°の位置に設けたので、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たのち、各排出口３３，３４から排出される。

すなわち、各排出口３３，３４を９０°±１５°未満の配置角度αの箇所に配設した場合には、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。一方、各排出口３３，３４を９０°±１５°を越える大きな配置角度αの箇所に配設した場合、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り、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。

これに対し、この実施形態のように、噛み合い部１４から配置角度αがほぼ９０°の位置に各排出口３３，３４を配設すれば、この各排出口３３，３４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９０°未満の位置よりも大きい流速となるから、潤滑油ＯＬに対する遠心力が大きくなるので、各排出口３３，３４を、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、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。

また、各排出口３３，３４の周方向の長さＬ１，Ｌ２（図４）は、軸心Ｐ１，Ｐ２を中心とした４５°±７°の角度幅βに等しく設定されている。この長さＬ１，Ｌ２を有する各排出口３３，３４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、各排出口３３，３４の周方向の長さＬ１，Ｌ２（図４）が前記４５°±７°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。一方、長さＬ１，Ｌ２（図４）が前記４５°±７°の角度幅βよりも長い場合には、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、図４に示す各排出口３３，３４の軸心Ｐ１，Ｐ２方向の幅Ｗは、シュラウド１８の両側壁２９，３０の各内面の間隔にほぼ合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。

さらに、図６に示すシュラウド１８の外周壁２８と各歯車１２，１３の歯先１９ｂ，２０ｂとの径方向間隙Ｃ１および各側壁２９，３０と各歯車１２，１３の側面との間隙Ｃ２は共に５ｍｍ±１ｍｍに設定されている。これにより、シュラウド１８内の潤滑油ＯＬを滞留することなく各歯車１２，１３の回転に伴って円滑に流動させることができる。すなわち、各間隙Ｃ１，Ｃ２が５ｍｍ±１ｍｍよりも狭い場合には、潤滑油ＯＬの滞留が多くなる。一方、各間隙Ｃ１，Ｃ２が５ｍｍ±１ｍｍよりも広い場合には、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、潤滑油ＯＬの摩擦抵抗が大きくなる。特に、出力歯車よりも径の大きな入力歯車１２では、入力歯車１２の肉抜き孔３８に入り込んだ潤滑油ＯＬが、直ぐに抜けずに滞留した状態で入力歯車１２と共に回るので、その分だけ動力損失が大きくなる。

図７は、シュラウド１８における排出口３３，３４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。実線で示す折れ線は、図４の排出口３３，３４の周方向の長さＬ１，Ｌ２を、図２の軸心Ｐ１，Ｐ２回りにβ＝４５°の角度幅に設定したときの実験結果であり、一点鎖線で示す折れ線は、排出口３３，３４の周方向の長さＬ１，Ｌ２（図４）を、軸心Ｐ１，Ｐ２回りにβ＝３０°の角度幅に設定したときの実験結果である。いずれの場合も、噛み合い部１４から各歯車１２，１３の回転方向Ｒ１，Ｒ２前側へ９０°離れた位置に排出口３３，３４を設け、かつ上述の間隙Ｃ１，Ｃ２（図６）をそれぞれ５ｍｍに設定している。破線で示す折れ線は、排出口３３，３４の周方向の長さＬ１，Ｌ２を軸心Ｐ１，Ｐ２回りにβ＝４５°の角度幅に設定し、かつ上述の間隙Ｃ１，Ｃ２をそれぞれ、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、排出口３３，３４を、配置角度αが９０°の位置に、β＝４５°の角度幅に等しい周方向の長さを有する形状で設け、かつ上述の間隙Ｃ１，Ｃ２を５ｍｍに設定すれば、上述した理由により、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＝９０°±１５°、周方向の長さＬ１，Ｌ２＝４５°±７°、各歯車１２，１３の歯先１９ｂ，２０ｂとシュラウド１８との間隙Ｃ１＝５±１ｍｍ、各歯車１２，１３の側面１２ａ，１３ｂとシュラウド１８との間隙Ｃ２＝５±１ｍｍの範囲内であれば、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とを覆っているが、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よく、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 角度幅
Ｃ１，Ｃ２ 間隙

Claims (3)

1. 互いに噛み合う一対の平歯車における噛み合い部に前記両歯車の軸心と直行する方向へ潤滑油を供給する潤滑油供給口と、前記両歯車における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、
   前記シュラウドは、前記歯車を径方向外方から覆う前記外周壁の両側縁に、少なくとも前記歯の両側面を覆う両側壁が連設されており、
   前記シュラウドの外周壁における前記噛み合い部から前記各歯車の回転方向前側へ９０°±１５°離れた位置に、前記潤滑油の排出口が形成され、
   前記排出口は、周方向の長さが軸心回りに４５°±７°の角度幅に等しく、
   前記シュラウドの外周壁と前記各歯車の歯先との間隙が５±１ｍｍに設定され、
   前記両側壁と対向する前記歯の側面との間隙が５±１ｍｍに設定され、
   前記一対の歯車のピッチ円の周速度が５０〜１２０ｍ／秒である歯車列の潤滑装置。
2. 請求項１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にほぼ合致している歯車列の潤滑装置。
3. 請求項１または２において、前記一対の歯車の軸心は同一の水平面上に位置し、前記潤滑油供給口が前記噛み合い部に向けて上方から下方へ潤滑油を供給する歯車列の潤滑装置。

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