JP5787975B2 - Tooth optimized for noise - Google Patents

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Description

従来技術
ＤＥ１０２００８０４２４３４．５号明細書は、減速装置及び内燃機関のためのスタータ装置に関する。減速装置によって、互いにかみあう少なくとも２つの歯車による駆動軸と被動軸との間の、回転数を下げる連結が実施される。歯車は、すぐ歯に形成されている。歯車間の歯は、高歯（Ｈｏｃｈｖｅｒｚａｈｎｕｎｇ）として形成されている。高歯としての歯の形成は、互いにかみあう歯を切られた構成部材のかみあい率を明らかに高めることを可能にする。高歯は、基準圧力角（Ｎｏｒｍａｌｅｉｎｇｒｉｆｆｓｗｉｎｋｅｌ）が減じられ、好ましくは２０°より小さく維持されることにより、歯のかみあい率が≧２．０である歯である。高歯としての歯の設計時、より急斜面の歯面、より大きなかみあい率及び発生するより小さな半径方向力が生じる。この半径方向力は、互いに噛合する歯車の支承部に作用する。高歯は、従来慣用の歯幾何学形状と比較して、軸間距離偏差及び偏心（Ｒｕｎｄｌａｕｆｆｅｈｌｅｒ）に対してより鈍感である。さらに、回転安定性あるいは静粛性が改善される。やま歯（Ｐｆｅｉｌｖｅｒｚａｈｎｕｎｇ）とも称呼される複はす歯（Ｄｏｐｐｅｌｓｃｈｒａｅｇｖｅｒｚａｈｎｕｇ）と比較して、高歯は、使用されるすぐ歯の歯車が従来慣用の製造プロセスにより製造可能であり、これにより既存の組立プロセスが維持可能であるという利点を有している。 The prior art DE 102008042434.5 relates to a speed reducer and a starter device for an internal combustion engine. The reduction device implements a connection for reducing the rotational speed between the drive shaft and the driven shaft by at least two gears meshing with each other. The gear is immediately formed on the teeth. The teeth between the gears are formed as high teeth (Hochversahunung). The formation of teeth as high teeth makes it possible to clearly increase the engagement rate of the toothed components that mesh with each other. A high tooth is a tooth whose tooth engagement rate is ≧ 2.0 by reducing the normal pressure swinkel and preferably keeping it below 20 °. When designing a tooth as a high tooth, there is a steeper tooth surface, a greater engagement rate and a smaller radial force generated. This radial force acts on the support portions of the gears that mesh with each other. High teeth are less sensitive to inter-axis distance deviation and Rundlauffler compared to conventional tooth geometry. Furthermore, rotational stability or quietness is improved. Compared to the double-toothed tooth (Poppelschahnung), which is also referred to as “Pfeilverzahnung”, the high-tooth can be manufactured by the conventional manufacturing process of the immediate gear used. Has the advantage of being maintainable.

しばしば、ピニオンとリングギヤとからなる回転数を下げる歯列のために、従来慣用の歯を有する歯車が使用される。   Often, gears with conventional teeth are used for the dentition, which consists of a pinion and a ring gear, to reduce the rotational speed.

このことは、運転中に振動が励起されて、始動ピニオンとリングギヤとからなる歯列の音響特性を悪化させるという欠点を有している。これにより発生するノイズは、時として比較的大きく、ひいては障害となる場合がある。   This has the disadvantage that vibrations are excited during operation and the acoustic characteristics of the dentition composed of the starting pinion and the ring gear are deteriorated. The noise generated by this sometimes becomes relatively large and may become an obstacle.

このような振動の発生を回避するために、例えばより小さな変速比を有するすぐ歯が設けられる。この対策は、かみあい状況を改善し、振動の発生及びこれに伴うノイズレベルを低減する。これにより、音響特性は改善される。しかし、変速比の減少は、始動装置の動特性が変化するため、極低温時の始動動作に影響を及ぼす可能性があることを意味している。他方、このことは、顧客の仕様書の要求をもはや充足し得ないか、又は要求への適合を考慮しなければならないことを結果として伴う。   In order to avoid the occurrence of such vibrations, for example, immediate teeth having a smaller gear ratio are provided. This measure improves the meshing situation and reduces the occurrence of vibrations and the associated noise level. Thereby, the acoustic characteristics are improved. However, the reduction in the gear ratio means that the dynamic characteristics of the starter change, which may affect the start operation at extremely low temperatures. On the other hand, this entails that the customer's specification requirements can no longer be met or that conformance to the requirements must be considered.

さらに、この振動の発生を軽減するために、互いに噛合する歯の対偶間、つまり始動ピニオンとリングギヤとの間にはす歯が設けられる。この対策は、かみあい状況を改善し、振動の発生及びこれに伴うノイズレベルを阻止する。これにより、音響特性は改善される。しかし、はす歯の形成は、軸方向のスラスト力が、はす歯を有する歯車に作用することを意味している。このことは、他方、発生するスラスト力に基づいて、歯車あるいは歯車を有する軸の適当な支承部が設けられていなければならないことを結果として伴う。また、ハウジングの剛性は、発生するスラスト力を考慮して相応に設計されていなければならない。このことは、はす歯の使用時に発生する軸方向力を受けるべきハウジングの手間のかかるコンセプトにつながる。これに伴いかなりのコスト上昇が生じる。さらに、はす歯を有する歯車には、より高い摩擦が生じる。その結果、始動ピニオン及びリングギヤの歯列の効率は悪化し、これによりスタータの性能は低下する。このことは、スタータ装置あるいはその電気駆動装置の始動性が低下することを意味している。この低下を補償するために、電動モータの出力は、発生するすべての運転条件下での必要な始動性を保証すべく、高められる必要がある。このことは、電動モータの摩耗、特に整流系の摩耗が増大するという結果を伴う。その結果、電動モータの寿命は短縮する。はす歯の有利な振動特性は、効率の悪化及び手間のかかる設計の欠点を伴う。   Further, in order to reduce the occurrence of this vibration, a tooth is provided between a pair of teeth that mesh with each other, that is, between the starting pinion and the ring gear. This measure improves the meshing situation and prevents the occurrence of vibrations and the associated noise levels. Thereby, the acoustic characteristics are improved. However, the formation of helical teeth means that axial thrust forces act on the gears with helical teeth. This, on the other hand, results in the fact that a suitable bearing for the gear or the shaft with the gear must be provided on the basis of the generated thrust force. The rigidity of the housing must be designed accordingly in consideration of the generated thrust force. This leads to a laborious concept of the housing that is to be subjected to the axial forces generated when using the helical teeth. Along with this, a considerable cost increase occurs. Furthermore, higher friction occurs in gears having helical teeth. As a result, the efficiency of the start pinion and the ring gear dentition deteriorates, thereby reducing the performance of the starter. This means that the startability of the starter device or its electric drive device is reduced. In order to compensate for this drop, the output of the electric motor needs to be increased to ensure the required startability under all operating conditions that occur. This has the consequence that the wear of the electric motor, in particular the wear of the commutation system, increases. As a result, the life of the electric motor is shortened. The advantageous vibration characteristics of a helical tooth are associated with inefficiencies and time-consuming design disadvantages.

発明の概要
本発明により、互いに噛合する２つの歯車、特にスタータ装置の始動ピニオンと内燃機関のリングギヤとの間の歯であって、始動ピニオン及びリングギヤの歯のノイズレベル及び振動特性が改善されている歯が提案される。本発明により提案される解決手段により、従来慣用のすぐ歯の高い効率は維持される。本発明により提案される解決手段によれば、互いに噛合する歯車間の歯は、歯車相互のかみ込みを容易にする高歯として形成されている。互いに噛合する歯車の少なくとも一方には、歯の軸方向の長さの少なくとも一部にわたって延在する歯形の非対称的な幾何学形状が設けられている。 SUMMARY OF THE INVENTION The present invention improves the noise level and vibration characteristics of two gears meshing with each other, in particular the teeth between the starter pinion of the starter device and the ring gear of the internal combustion engine, the teeth of the starter pinion and ring gear. Teeth are proposed. With the solution proposed by the present invention, the high efficiency of conventional straight teeth is maintained. According to the solution proposed by the present invention, the teeth between the gears that mesh with each other are formed as high teeth that facilitate the engagement of the gears. At least one of the meshing gears is provided with an asymmetrical tooth profile that extends over at least a portion of the axial length of the tooth.

本発明により提案される解決手段により、一方では、コンパクトな構造形態が達成され、他方では、始動ピニオン及びリングギヤの歯の安価な形成と同時に、大幅に延長された寿命が達成され得る。始動ピニオンとリングギヤとからなる、互いに噛合する対偶には、最適化された歯が設けられている。この歯は、内燃機関の始動動作中の内燃機関のリングギヤとスタータ装置の始動ピニオンとが互いに噛合しているときのノイズレベルを低下させるために、特別な歯形を有している。始動ピニオンとリングギヤとからなる対偶の最適化された設計は、最適化された歯により、運転が音響面で最適化されている、すなわち、全体として、発生するノイズレベルがかなり低下するという利点を有している。さらに、コンパクトかつ省コストな設計が可能である。コスト削減は、特に、依然としてすぐ歯が使用されることにより達成される。これにより、軸方向力は回避され得る。軸方向力は、さもなければ、軸受や、スタータ装置のハウジングにおいて講じられる構造的な対策を介して吸収されなければならない。駆動軸及びクランク軸あるいは歯車の支承部は、本発明により提案される解決手段にしたがって、軸方向力を受ける必要がないか、又は受ける必要があったとしても僅かにすぎないように設計可能である。音響特性の改善は、歯が高歯として設計されていることにより達成される。このことは、互いに噛合する歯車のかみあい率（Ｐｒｏｆｉｌｕｅｂｅｒｄｅｃｋｕｎｇ）の上昇を可能にする。このことは、改善されたノイズ特性及び振動特性を結果として伴う。減じられた振動レベルは、始動ピニオンとリングギヤとの間の最適化された歯の寿命に対しても肯定的に働く。   By means of the solution proposed by the invention, on the one hand, a compact structural form can be achieved, on the other hand, a significantly extended life can be achieved simultaneously with the inexpensive formation of the teeth of the starting pinion and the ring gear. Optimized teeth are provided on the mating pair of the starting pinion and the ring gear. This tooth has a special tooth profile in order to reduce the noise level when the ring gear of the internal combustion engine and the starter pinion of the starter device are engaged with each other during the starting operation of the internal combustion engine. The optimized design of the kinematic pair consisting of the starting pinion and the ring gear has the advantage that, due to the optimized teeth, the operation is optimized in terms of acoustics, i.e. the overall noise level generated is considerably reduced. Have. Furthermore, a compact and cost-saving design is possible. Cost reduction is achieved in particular by still using the teeth immediately. Thereby, axial forces can be avoided. Axial forces must otherwise be absorbed through structural measures taken in bearings and starter device housings. The drive shaft and the crankshaft or gear bearing can be designed in accordance with the solution proposed by the present invention so that it does not need to receive axial forces or only a few, if any. is there. The improvement of the acoustic properties is achieved by the fact that the teeth are designed as high teeth. This makes it possible to increase the meshing rate of the gears that mesh with each other. This results in improved noise and vibration characteristics. The reduced vibration level also works positively for the optimized tooth life between the starting pinion and the ring gear.

ノイズに関して最適化された高歯とは、この場合、基準圧力角が減じられ、歯先の幾何学形状が歯先輪郭の修正部あるいは後退部（Ｒｕｅｃｋｎａｈｍｅ）を有していることによって、歯のかみあい率が高められている歯と解される。さらに高歯は、歯元の領域において歯元輪郭の強化がなされているように形成されている。これにより、より急斜面の歯面、より大きなかみあい率及び歯車の支承部に作用するより小さな半径方向力が生じる。さらに、歯先輪郭の修正部により、互いに噛合する歯車のかみあい開始時の、ノイズを惹起する進入衝撃が、理想的には阻止され、いずれにしてもかなり軽減される。歯元輪郭の強化は、歯の剛性を高める。このことは、やはり、発生するノイズレベルの大幅な低下に貢献する。特殊な歯形をなした高歯は、従来慣用の歯幾何学形状と比較して、軸間距離偏差及び偏心に対して大幅に鈍感である。さらに、互いに噛合する歯車の回転安定性あるいは静粛性は、かなり改善されている。   High teeth optimized for noise are in this case the reference pressure angle is reduced, and the tooth tip geometry has a tooth tip contour correction or retraction (Rücknahme), so that It is interpreted as a tooth with an increased engagement rate. Furthermore, the high tooth is formed so that the tooth root contour is strengthened in the tooth root region. This produces a steeper tooth surface, a higher meshing rate and a smaller radial force acting on the gear bearing. Further, the tooth tip contour correcting portion ideally prevents the noise-induced approaching impact at the start of meshing of the gears meshing with each other and is considerably reduced in any case. The strengthening of the tooth root contour increases the rigidity of the tooth. This also contributes to a significant reduction in the generated noise level. High teeth with a special tooth profile are much less sensitive to inter-axis distance deviation and eccentricity than conventional tooth geometry. Furthermore, the rotational stability or quietness of the gears meshing with each other is considerably improved.

高歯の好ましい態様において、高歯は、始動ピニオンとリングギヤとの間に約１又は１より大きい有効最小かみあい率（ｅｆｆｅｋｔｉｖｅ Ｍｉｎｄｅｓｔｐｒｏｆｉｌｕｅｂｅｒｄｅｃｋｕｎｇ）を有する。歯たけは、無修正のインボリュート領域が始動ピニオンとリングギヤとの間の≧１の有効最小かみあい率を達成するように設計されなければならない。この条件は、かみあい長さ（Ｅｉｎｇｒｉｆｆｓｓｔｒｅｃｋｅ）ｇａがｇａ＝１＊ｐｅｔの関係にしたがうように成形円直径（Ｆｏｒｍｋｒｅｉｓｄｕｒｃｈｍｅｓｓｅｒ）ｄＦａが選択されると、充足されている。ここで、ｐｅｔは、（正面）かみあいピッチ（（Ｓｔｉｒｎ）‐Ｅｉｎｇｒｉｆｆｓｔｅｉｌｕｎｇ）である。かみあい率εａは、正面かみあいピッチｐｅｔに対するかみあい長さｇａの比を表している。正面かみあいピッチｐｅｔ＝ｍｔ＊π＊ｃｏｓαｔは、かみあい線（Ｅｉｎｇｒｉｆｆｓｌｉｎｉｅ）上の２つの右歯面間又は左歯面間の間隔である。歯におけるこのようなかみあいにより、歯の耐荷能力に関する最適化も実現可能である。 In a preferred embodiment of high teeth, the high teeth have an effective minimum profile ratio of about 1 or greater between the starting pinion and the ring gear. The toothpaste must be designed such that the uncorrected involute region achieves an effective minimum meshing ratio of ≧ 1 between the starting pinion and the ring gear. This condition, when forming circular diameter (Formkreisdurchmesser) d Fa is selected such meshing length (Eingriffsstrecke) g a follows the relationship g a = 1 * p et, they are satisfied. Here, p et is (front) working pitch ((Stirn) -Eingriffsteilung). Contact ratio epsilon a denotes the ratio of the front working pitch p meshing respect et length g a. The front meshing pitch p et = m t * π * cos α t is the distance between the two right tooth surfaces or the left tooth surfaces on the meshing line (Eingiffslinie). Such engagement in the teeth also makes it possible to optimize the load carrying capacity of the teeth.

上述の対策により、一方では最適なノイズ特性及び振動特性についての要求が充足され、他方では、互いに噛合する歯車の十分な強度についての要求が充足される。かみあい率の増大は、特に、歯車対における所定の変速比のための小さくされたモジュールの使用により実施される。モジュールは、以下の考慮により求められている。   The above measures fulfill on the one hand the requirements for optimal noise and vibration characteristics and on the other hand the requirements for sufficient strength of the gears meshing with each other. The increase in the meshing rate is implemented in particular by the use of a reduced module for a given gear ratio in the gear pair. Modules are required by the following considerations.

使用されるモジュールは、歯の歯元の領域に耐荷能力が付与されているように、強度に応じて選択されなければならない。最小で使用可能なモジュールは、経験的に約１．０ｍｍである。しかし、この値は、改良された材料の使用により場合によってはより小さなモジュールも使用可能な場合もあるので、参考値程度に解されるべきものである。   The module used must be selected according to the strength so that the load bearing capacity is imparted to the root area of the tooth. The smallest usable module is empirically about 1.0 mm. However, this value should be understood as a reference value, as smaller modules may be used in some cases due to the use of improved materials.

本発明により提案される解決手段の態様において、高歯は、１０°〜３５°、好ましくは約１５°又は約２５°の基準圧力角を有する。高歯の基準圧力角の減少により、より急斜面の歯面、より大きなかみあい率及び発生するより小さな半径方向力が生じる。これにより、高歯は、従来慣用の幾何学形状と比較して、軸間距離偏差及び偏心に対してより鈍感であり、回転安定性あるいは静粛性も改善される。被切削加工により製造される歯の場合、圧力角は、特にかみあい率が≧１．０であるとき、約１０°まで減少可能である。歯がホブ切りされる場合、圧力角は、例えば１５°まで減少可能である。例えば他の材料の選択によって強度を上昇させる適当な対策により、＜１０°の基準圧力角も達成される。   In the solution aspect proposed by the present invention, the high teeth have a reference pressure angle of 10 ° to 35 °, preferably about 15 ° or about 25 °. The reduction in the high tooth reference pressure angle results in a steeper tooth surface, a greater engagement rate and a smaller radial force generated. As a result, the high teeth are insensitive to the inter-axis distance deviation and the eccentricity, and the rotational stability or quietness is improved as compared with the conventional geometric shapes. In the case of teeth manufactured by machining, the pressure angle can be reduced to about 10 °, especially when the engagement rate is ≧ 1.0. If the teeth are hobbed, the pressure angle can be reduced to, for example, 15 °. A reference pressure angle of <10 ° can also be achieved, for example by appropriate measures to increase the strength by selecting other materials.

本発明により提案される解決手段の有利な態様は、高歯の歯元が、トロコイド形状から逸脱した形状を有することにより生じる。歯の歯元半径は、より小さなモジュールの使用により減じられる。歯元形状は、歯元強度を改善するために、歯元の従来慣用の丸み付けの代わりに、好ましくは修正された歯元丸み付けに置換される。最適化された歯元形状は、これまで形成されたトロコイド形状とは異なっている。   An advantageous aspect of the solution proposed by the present invention results from the high tooth root having a shape that deviates from the trochoidal shape. The root radius of the tooth is reduced by the use of smaller modules. The root shape is preferably replaced with a modified root rounding instead of the conventional conventional rounding of the root to improve root strength. The optimized tooth root shape is different from the trochoid shape formed so far.

本発明により提案される解決手段の一態様では、高歯の歯先が、変更された歯先領域を有する。歯先領域において、歯面は、例えば、使用されるモジュールに適合された軽微な歯先丸み付けにより形成されていてよい。これに対して択一的には、歯先修正部が設けられてもよい。歯先修正部は、互いに接線方向に延びるそれぞれ異なる３つのアールにより形成され、これらのアールは、それぞれ歯面と歯先とを互いに結合している。この最後の対策は、力を伝達する歯面の衝撃の少ない進入を可能にする。その結果、摩耗及びノイズレベルは低減される。   In one aspect of the solution proposed by the present invention, the high tooth tip has a modified tooth tip region. In the tip region, the tooth surface may be formed, for example, by a slight tip rounding adapted to the module used. As an alternative to this, a tooth tip correction portion may be provided. The tooth tip correcting portion is formed by three different rounds extending in the tangential direction, and these rounds respectively connect the tooth surface and the tooth tip. This last measure allows for less impact of the tooth surface transmitting the force. As a result, wear and noise levels are reduced.

さらに、本発明により提案される高歯は、好ましくは、従来慣用の製造プロセスにより製造可能である。付加的な製造工程を行う必要がないので、この歯は、比較的安価に製造可能である。   Furthermore, the high teeth proposed by the present invention are preferably manufacturable by conventional production processes. The teeth can be manufactured relatively inexpensively since no additional manufacturing steps need to be performed.

本発明により提案される解決手段の好ましい態様では、スタータ装置の被動軸にフリーホイールが配設されている。フリーホイールを介して、既に始動された内燃機関が、減速装置の駆動軸を高回転数で回転させ、例えばこの減速装置を介して接続された電動モータを損傷させる事態は、回避可能である。フリーホイールにより、一方向のトルク伝達が実現されるので、トルクは、駆動軸から被動軸にのみ伝達され、逆方向には伝達され得ない。   In a preferred embodiment of the solution proposed by the invention, a freewheel is arranged on the driven shaft of the starter device. It is possible to avoid a situation in which the already started internal combustion engine rotates the drive shaft of the reduction gear at a high rotation speed via the free wheel and damages the electric motor connected via the reduction gear, for example. Since the freewheel realizes torque transmission in one direction, the torque is transmitted only from the drive shaft to the driven shaft and cannot be transmitted in the reverse direction.

本発明により提案される解決手段によれば、高歯は、歯の少なくとも制限された長さにわたって延びる、歯形における非対称的な幾何学形状と協働する。歯形の非対称的な幾何学形状は、内燃機関のリングギヤの端面側の領域においても、スタータ装置の、内燃機関のリングギヤに軸方向でかみ込ませたい始動ピニオンの端面側の領域においても形成されていてよい。歯形の非対称の幾何学形状の枠内で、歯は、始動ピニオンの歯厚か、又は内燃機関のリングギヤの歯厚が、所定の歯幅にわたって、それぞれの歯車の前側の端面から出発して、片側にのみ、すなわち非対称的に減じられ、この減じられた歯厚を備えて形成された領域で、企図される円周方向バックラッシ（Ｖｅｒｄｒｅｈｆｌａｎｋｅｎｓｐｉｅｌ）が例えば０．３ｍｍの値を取るように形成される。したがって、このような形成は、歯厚が減じられていない残りの歯幅が、明らかに小さなバックラッシを有して設計され得ることを可能にする。これらの両対策の組み合わせにより、一方では、リングギヤへの始動ピニオンのかみ込みが保証され、他方では、互いに噛合する歯のノイズレベルが著しく低下される。歯形の非対称的な幾何学形状を形成するために歯厚を減じることは、スタータ装置の回転方向とは無関係に、歯列の互いに噛合する歯の右又は左のそれぞれの歯面において実施可能である。非対称的な歯の設計時、歯面面圧及び歯元応力に対する信頼性が、減じられた歯厚の領域においても、標準の歯厚で形成された領域においても遵守されることが考慮されなければならない。非対称の歯の設計は、次のように実施されることが望ましい。   According to the solution proposed by the invention, the high teeth cooperate with an asymmetric geometry in the tooth profile that extends over at least a limited length of the tooth. The asymmetrical shape of the tooth profile is formed both in the region on the end face side of the ring gear of the internal combustion engine and in the region on the end face side of the starter pinion that is to be axially engaged with the ring gear of the starter device. It's okay. Within the frame of the asymmetrical geometry of the tooth profile, the teeth are either the starting pinion tooth thickness or the internal gear engine ring gear tooth thickness starting from the front end face of each gear over a predetermined tooth width, Only one side, i.e. asymmetrically reduced, in the region formed with this reduced tooth thickness, the intended circumferential backlash is formed to take a value of eg 0.3 mm . Thus, such formation allows the remaining tooth width, where the tooth thickness is not reduced, to be designed with a clearly small backlash. The combination of these two measures guarantees, on the one hand, the engagement of the starting pinion into the ring gear, and on the other hand the noise level of the teeth meshing with each other is significantly reduced. Reducing the tooth thickness to form the asymmetrical geometry of the tooth profile can be performed on the right or left tooth surface of the meshing teeth, regardless of the direction of rotation of the starter device. is there. When designing asymmetric teeth, it should be taken into account that the reliability of the flank pressure and root stress is observed both in the region of reduced tooth thickness and in the region formed with standard tooth thickness. I must. The asymmetric tooth design is preferably implemented as follows.

ノイズに関して最適化されたすぐ歯の設計時、円周方向バックラッシの減少が企図される。同時に、内燃機関のリングギヤの外歯列への始動ピニオンのかみ込みを保証するために、０．３ｍｍの最小円周方向バックラッシが遵守されることが望ましい。歯の設計時、次のような方法が執られることが望ましい。
１．第１の設計ステップにおいて、所定の最低歯元信頼性及び最低歯面信頼性の遵守を保証する最適化された歯幾何学形状を設計する。最適化された歯幾何学形状において存在する円周方向バックラッシは、０．３ｍｍを下回っていてよい。
２．第２の設計ステップにおいて、第１のステップにおいて最適化された歯幾何学形状から導き出される、要求される０．３ｍｍの円周方向バックラッシを達成するための減じられた歯幅を有する歯幾何学形状を導き出す。その際、第１の方法ステップにおいて最適化された歯幾何学形状と同じ歯元半径が使用されることが保証されることが望ましい。歯幅の減少は、例えば始動ピニオンにおいて、より小さな転位係数の設定により行われることができる。歯先円直径は、維持されることが望ましい。
３．第３の設計ステップにおいて、所定の最低歯元信頼性が第２の設計ステップ後に遵守されているか否かを評価する。 When designing immediate teeth optimized for noise, a reduction in circumferential backlash is contemplated. At the same time, it is desirable to observe a minimum circumferential backlash of 0.3 mm in order to ensure that the starter pinion bites into the external gear train of the ring gear of the internal combustion engine. It is desirable that the following methods be performed when designing teeth.
1. In a first design step, an optimized tooth geometry is designed that ensures adherence to a predetermined minimum tooth root reliability and minimum tooth surface reliability. The circumferential backlash present in the optimized tooth geometry may be less than 0.3 mm.
2. In the second design step, the tooth geometry having a reduced tooth width to achieve the required 0.3 mm circumferential backlash derived from the tooth geometry optimized in the first step. Derive the shape. In doing so, it is desirable to ensure that the same root radius is used as the tooth geometry optimized in the first method step. The reduction of the tooth width can be effected, for example, by setting a smaller dislocation coefficient in the starting pinion. It is desirable to maintain the tip circle diameter.
3. In the third design step, it is evaluated whether or not a predetermined minimum tooth root reliability is observed after the second design step.

第２の設計ステップによる歯幾何学形状の最低歯元信頼性が基準歯の歯元信頼性に相当するものであれば、第１の設計ステップによる最適化された歯幾何学形状は許容される。これが当てはまらない場合には、第１の設計ステップにおいて最適化された歯において、モジュールの増大を行い、第２の設計ステップ及び第３の設計ステップにおけるプロセス、すなわち評価を繰り返す。   If the minimum tooth root reliability of the tooth geometry according to the second design step corresponds to the tooth root reliability of the reference tooth, the optimized tooth geometry according to the first design step is acceptable. . If this is not the case, a module augmentation is performed on the teeth optimized in the first design step, and the process in the second and third design steps, i.e. the evaluation, is repeated.

本発明について以下に、図面に示した実施の形態を参照しながら詳細に説明する。   The present invention will be described in detail below with reference to the embodiments shown in the drawings.

始動ピニオン及びリングギヤの互いに噛合する歯の対偶とともに、内燃機関のスタータ装置を示す図である。It is a figure which shows the starter apparatus of an internal combustion engine with the pair of teeth | gears which a starting pinion and a ring gear mutually mesh | engage. ノイズに関して最適化された高歯を備える始動ピニオン及びリングギヤの歯対偶の側面図である。FIG. 5 is a side view of a start pinion and ring gear tooth pair with high teeth optimized for noise. ノイズに関して最適化された高歯の側面図である。FIG. 6 is a side view of a high tooth optimized for noise. スタータ装置の始動ピニオン又は内燃機関のリングギヤの端面における、非対称的に形成された歯幾何学形状を示す図である。It is a figure which shows the tooth | gear geometry formed asymmetrically in the end surface of the start pinion of a starter apparatus, or the ring gear of an internal combustion engine.

実施の形態
図１は、スタータ装置１０を縦断面図で示している。スタータ装置１０は、例えばスタータモータ１３と、押し込み型のアクチュエータ１６（Ｖｏｒｓｐｕｒａｋｔｕａｔｏｒ：例えばリレー、スタータリレー）とを有している。スタータモータ１３と電気的なアクチュエータ１６とは、１つの共通のドライブベアリングシールド１９に固定されている。スタータモータ１３は、始動ピニオン２２が図１には示さない内燃機関のリングギヤ２５にかみ込んだ状態で、始動ピニオン２２を駆動するために機能する。スタータモータ２５は、ハウジングとして磁極管２８を有している。磁極管２８は、磁極管２８の内周面に磁極片３１を担持している。磁極片３１には、それぞれ、界磁巻線３４が巻成されている。低出力のスタータのために、ここでは、磁極片３１及び界磁巻線３４の代わりに、永久磁石が使用されてもよい。磁極片３１は、他方、アーマチュア３７を包囲している。アーマチュア３７は、複数の薄板４０から形成されるアーマチュア積層体４３と、スロット４６内に配置されるアーマチュア巻線４９とを有している。アーマチュア積層体４３は、駆動軸４４にプレスばめされている。駆動軸１３の、始動ピニオン２２とは反対側の端部には、コンミテータ５２が取り付けられている。コンミテータ５２は、特に、個々のコンミテータ薄板５５から形成されている。コンミテータ薄板５５は、公知の形式でアーマチュア巻線４９に電気的に接続されていて、炭素ブラシ５８を通してコンミテータ薄板５５に通電したときに、アーマチュア３７が磁極管２８内で回転されるように形成されている。電気的な駆動装置１６とスタータモータ１３との間に配置される給電部６１は、ＯＮの状態で炭素ブラシ５８と界磁巻線３４とに電流を供給する。駆動軸４４は、コンミテータ側で軸ジャーナル６４によって滑り軸受６７内に支承されている。滑り軸受６７は、他方、コンミテータベアリングカバー７０内に定置に保持されている。コンミテータベアリングカバー７０は、他方、磁極管２８の周囲に分配配置されている２本、３本又は４本のタイロッド７３、例えばねじによって、ドライブベアリングシールド１９に固定される。その際、磁極管２８は、ドライブベアリングシールド１９に支持され、コンミテータベアリングカバー７０は、磁極管２８に支持されている。 Embodiment FIG. 1 shows a starter device 10 in a longitudinal sectional view. The starter device 10 includes, for example, a starter motor 13 and a push-in actuator 16 (for example, a relay or a starter relay). The starter motor 13 and the electric actuator 16 are fixed to a common drive bearing shield 19. The starter motor 13 functions to drive the starter pinion 22 in a state where the starter pinion 22 is engaged with a ring gear 25 of an internal combustion engine not shown in FIG. The starter motor 25 has a magnetic pole tube 28 as a housing. The magnetic pole tube 28 carries a magnetic pole piece 31 on the inner peripheral surface of the magnetic pole tube 28. A field winding 34 is wound around each pole piece 31. For low power starters, permanent magnets may be used here instead of the pole pieces 31 and the field windings 34. On the other hand, the pole piece 31 surrounds the armature 37. The armature 37 includes an armature laminate 43 formed from a plurality of thin plates 40 and an armature winding 49 disposed in the slot 46. The armature laminate 43 is press-fitted to the drive shaft 44. A commutator 52 is attached to the end of the drive shaft 13 opposite to the start pinion 22. The commutator 52 is formed in particular from individual commutator thin plates 55. The commutator thin plate 55 is electrically connected to the armature winding 49 in a known manner, and is formed so that the armature 37 is rotated in the magnetic pole tube 28 when the commutator thin plate 55 is energized through the carbon brush 58. ing. The power feeding unit 61 disposed between the electric drive device 16 and the starter motor 13 supplies current to the carbon brush 58 and the field winding 34 in the ON state. The drive shaft 44 is supported in a slide bearing 67 by a shaft journal 64 on the commutator side. On the other hand, the slide bearing 67 is held stationary in the commutator bearing cover 70. On the other hand, the commutator bearing cover 70 is fixed to the drive bearing shield 19 by two, three or four tie rods 73 distributed around the magnetic pole tube 28, for example, screws. At this time, the magnetic pole tube 28 is supported by the drive bearing shield 19, and the commutator bearing cover 70 is supported by the magnetic pole tube 28.

スタータ装置１０のアーマチュア３７には、駆動方向で、太陽歯車８０が接続している。太陽歯車８０は、公転型の伝動装置（Ｕｍｌａｕｆｇｅｔｒｉｅｂｅ）、例えば遊星歯車伝動装置８３の一部である。太陽歯車８０は、複数の遊星歯車８６、一般には３つの遊星歯車８６により包囲されている。遊星歯車８６は、転がり軸受８９又は滑り軸受により軸ジャーナル９２に支持されている。遊星歯車８６は、内歯車９５内を転動する。内歯車９５は、スタータ装置１０の磁極管２８内に半径方向で支承されている。遊星歯車８６には、被動側に向かって、遊星腕９８が接続している。遊星腕９８には、軸ジャーナル９２が収容されている。遊星腕９８は、他方、中間軸受１０１及び中間軸受１０１内に配置された滑り軸受１０４内で支承される。中間軸受１０１は、内部に遊星腕９８及び遊星歯車８６が収容されているようにポット状に形成されている。さらにポット状の中間軸受１０１内には、内歯車９５が配置されている。内歯車９５は、最終的に、カバー１０７によりアーマチュア３７に対して閉鎖されている。中間軸受１０１も、外周面でもって磁極管２８の内面に支持されている。アーマチュア３７は、駆動軸４４の、コンミテータ５２とは反対側の端部に別の軸ジャーナル１１０を有している。軸ジャーナル１１０は、やはり滑り軸受１１３内に収容されている。滑り軸受１１３は、他方、遊星腕９８の中央の孔内に収容されている。遊星腕９８は、被動軸１１６と一体的に結合されている。被動軸１１６は、中間軸受１０１とは反対側の端部１１９でもって、ドライブベアリングシールド１９内に固定されている別の軸受１２２内に支持されている。   A sun gear 80 is connected to the armature 37 of the starter device 10 in the driving direction. The sun gear 80 is a part of an orbital transmission device (Umlafgetriebe), for example, a planetary gear transmission device 83. The sun gear 80 is surrounded by a plurality of planet gears 86, generally three planet gears 86. The planetary gear 86 is supported on the shaft journal 92 by a rolling bearing 89 or a sliding bearing. The planetary gear 86 rolls in the internal gear 95. The internal gear 95 is supported in the radial direction in the magnetic pole tube 28 of the starter device 10. A planetary arm 98 is connected to the planetary gear 86 toward the driven side. An axis journal 92 is accommodated in the planetary arm 98. On the other hand, the planetary arm 98 is supported in an intermediate bearing 101 and a sliding bearing 104 disposed in the intermediate bearing 101. The intermediate bearing 101 is formed in a pot shape so that the planetary arm 98 and the planetary gear 86 are accommodated therein. Further, an internal gear 95 is disposed in the pot-shaped intermediate bearing 101. The internal gear 95 is finally closed with respect to the armature 37 by the cover 107. The intermediate bearing 101 is also supported on the inner surface of the magnetic pole tube 28 by the outer peripheral surface. The armature 37 has another shaft journal 110 at the end of the drive shaft 44 opposite to the commutator 52. The shaft journal 110 is also accommodated in the slide bearing 113. On the other hand, the slide bearing 113 is accommodated in the central hole of the planetary arm 98. The planetary arm 98 is integrally coupled to the driven shaft 116. The driven shaft 116 is supported in another bearing 122 fixed in the drive bearing shield 19 with an end 119 opposite to the intermediate bearing 101.

被動軸１１６は、様々な区分に区分けされている。つまり、中間軸受１０１の滑り軸受１０４内に配置されている区分には、軸ハブ結合部１２８の一部であるすぐ歯列１２５（内歯列）を備える区分が接続している。軸ハブ結合部１２８は、この場合、連行子１３１の軸方向の直線状の滑動を可能にする。連行子１３１は、フリーホイール１３７あるいはオーバランニングクラッチのポット状のアウタレース１３２と一体的に結合されているスリーブ状の延長部である。フリーホイール１３７（Ｒｉｃｈｔｇｅｓｐｅｒｒｅ：方向制限器）は、さらに、アウタレース１３２の半径方向内側に配置されているインナレース１４０を有する。インナレース１４０とアウタレース１３２との間には、締結体１３８あるいはスプラグが配置されている。締結体１３８は、インナレース１４０及びアウタレース１３２と協働して、第２の方向でのアウタレース１３２とインナレース１４０との間の相対回動を阻止する。換言すれば、フリーホイール１３７は、一方向でのみインナレース１４０とアウタレース１３２との間の相対回動を許可する。本実施の形態では、インナレース１４０は、始動ピニオン２２及び始動ピニオン２２のはす歯列１４３（外歯のはす歯列）と一体的に形成されている。始動ピニオン２２は、別の形態では、すぐ歯のピニオンとして形成されていてもよい。電磁式に励磁される、界磁巻線３４を備える磁極片３１の代わりに、永久界磁型の磁極が使用されてもよい。   The driven shaft 116 is divided into various sections. In other words, the section provided in the sliding bearing 104 of the intermediate bearing 101 is connected to the section including the immediate tooth row 125 (internal tooth row) which is a part of the shaft hub coupling portion 128. In this case, the shaft hub coupling portion 128 enables the linear movement of the follower 131 in the axial direction. The entrainer 131 is a sleeve-like extension part integrally coupled to the free wheel 137 or the pot-like outer race 132 of the overrunning clutch. The free wheel 137 (Richtgesperre: direction limiter) further includes an inner race 140 that is disposed radially inward of the outer race 132. A fastening body 138 or a sprag is disposed between the inner race 140 and the outer race 132. The fastening body 138 prevents relative rotation between the outer race 132 and the inner race 140 in the second direction in cooperation with the inner race 140 and the outer race 132. In other words, the free wheel 137 allows relative rotation between the inner race 140 and the outer race 132 only in one direction. In the present embodiment, the inner race 140 is formed integrally with the starting pinion 22 and the helical tooth row 143 (external tooth helical row) of the starting pinion 22. The starter pinion 22 may alternatively be formed as an immediate tooth pinion. Instead of the magnetic pole piece 31 having the field winding 34 that is excited electromagnetically, a permanent field type magnetic pole may be used.

さらに、電気的なアクチュエータ１６あるいはプランジャ１６８は、引っ張り要素１８７により、ドライブベアリングシールド１９内に旋回可能に配置されたレバー１９０を動かす機能も有している。このレバー１９０は、一般にフォークレバーとして形成されており、図示しない２つの「歯」で２つのディスク１９３，１９４の外周部に係合する。これにより、２つのディスク１９３，１９４間にクランプされた連行リング１９７は、フリーホイール１３７に向かってばね２００の抵抗に抗して動かされ、これにより始動ピニオン２２は、図１には示されていない内燃機関のリングギヤ２５にかみ込む。   Furthermore, the electric actuator 16 or the plunger 168 also has a function of moving a lever 190 that is pivotably disposed in the drive bearing shield 19 by a pulling element 187. The lever 190 is generally formed as a fork lever, and is engaged with the outer peripheral portions of the two disks 193 and 194 by two “teeth” (not shown). This causes the entrainment ring 197 clamped between the two discs 193, 194 to move against the resistance of the spring 200 towards the freewheel 137, whereby the starting pinion 22 is shown in FIG. It bites into the ring gear 25 of the internal combustion engine.

以下に、かみ込み機構について詳細に説明する。電気的なアクチュエータ１６は、ピン１５０を有している。ピン１５０は、電気的なコンタクトをなしており、車両に組み付けたとき、図１には示さない電気的なスタータバッテリのプラス極に接続されている。ピン１５０は、カバー１５３を貫通している。第２のピン１５２は、給電部６１（太いリッツ線）を介して給電される電気的なスタータモータ１３のための端子である。カバー１５３は、鋼からなるハウジング１５６を閉鎖する。ハウジング１５６は、複数の固定要素１５９（ねじ）によりドライブベアリングシールド１９に固定されている。電気的なアクチュエータ１６内には、フォークレバー１９０に対して引っ張り力を加える推力発生装置１６０と、切り換え装置１６１とが配置されている。推力発生装置１６０は巻線１６２を有し、切り換え装置１６１は巻線１６５を有している。推力発生装置１６０の巻線１６１と切り換え装置１６１の巻線１６５とは、それぞれ、ＯＮの状態で電磁界を形成する。電磁界は、種々異なる構成部材を通って形成される。軸ハブ結合部１２８には、すぐ歯列１２５の代わりに、ピッチの大きなねじ山状の歯列（Ｓｔｅｉｌｇｅｗｉｎｄｅｖｅｒｚａｈｎｕｎｇ）あるいはねじスプラインが設けられていてもよい。その際、以下の組み合わせが可能である：
ａ）始動ピニオン２２がはす歯列を有し、軸ハブ結合部１２８がすぐ歯列１２５を有するか、
ｂ）始動ピニオン２２がはす歯列を有し、軸ハブ結合部１２８がはす歯列を有するか、又は
ｃ）始動ピニオン２２がすぐ歯列を有し、軸ハブ結合部１２８がはす歯列を有する。 Hereinafter, the biting mechanism will be described in detail. The electric actuator 16 has a pin 150. The pin 150 is in electrical contact and is connected to the positive pole of an electrical starter battery (not shown in FIG. 1) when assembled to a vehicle. The pin 150 passes through the cover 153. The second pin 152 is a terminal for the electrical starter motor 13 that is fed via the feeding portion 61 (thick litz wire). The cover 153 closes the housing 156 made of steel. The housing 156 is fixed to the drive bearing shield 19 by a plurality of fixing elements 159 (screws). In the electric actuator 16, a thrust generating device 160 that applies a pulling force to the fork lever 190 and a switching device 161 are disposed. The thrust generator 160 has a winding 162, and the switching device 161 has a winding 165. The winding 161 of the thrust generator 160 and the winding 165 of the switching device 161 each form an electromagnetic field in the ON state. The electromagnetic field is formed through different components. The shaft hub coupling portion 128 may be provided with a threaded tooth row having a large pitch or a screw spline instead of the tooth row 125 immediately. The following combinations are possible:
a) whether the starting pinion 22 has a toothed row and the shaft hub coupling 128 immediately has a toothed row 125;
b) Start pinion 22 has a helical row and shaft hub coupling 128 has a helical row, or c) Start pinion 22 has a immediate row and shaft hub coupling 128 has a helical row. Has a dentition.

図２は、１つの単歯を基に、歯列の前側領域において部分的に減じられた歯幅を有する高歯（Ｈｏｃｈｖｅｒｚａｈｎｕｎｇ）を含む非対称的な歯の本発明における形態を示している。   FIG. 2 shows an embodiment of the present invention of an asymmetric tooth based on one single tooth and comprising a high tooth (Hochverzungung) with a partially reduced tooth width in the anterior region of the dentition.

本発明により提案される解決手段にしたがって、以下に非対称的な歯２１４について単歯２０２を基に説明する。単歯２０２は、好ましくはすぐ歯列として形成される歯列の１つの歯であってよい。図２に示した、非対称の歯２１４を備える単歯２０２は、図１に示した始動ピニオン２２の外歯列に形成されていてもよいし、内燃機関の始動のために役立つリングギヤ２５の外周面に形成されていてもよい。図２に示した単歯２０２の場合、歯面２０４は、歯幅２０６で形成されている。本発明の解決手段にしたがって、図２に示した歯面２０４では、単歯２０２の端面３２から延在する前側領域２２８内に、減じられた歯幅（「ｒｅｄｕｚｉｅｒｔｅ Ｚａｈｎｂｒｅｉｔｅ」）２０８に沿って、減じられた歯厚（「ｒｅｄｕｚｉｅｒｔｅ Ｚａｈｎｄｉｃｋｅ」）２１２を形成することが提案される。減じられた歯厚２１２は、単歯２０２の端面２３０から、減じられた歯幅２０８に沿って移行歯面領域２２６まで延在している。歯面２０４のこの移行歯面領域２２６内で、減じられた歯厚２１２は、次第に元の歯厚２１０に移行する。このことは、歯面２０４に非対称的な歯２１４が形成されていることを意味している。   In the following, according to the solution proposed by the present invention, the asymmetric tooth 214 will be described on the basis of the single tooth 202. The single tooth 202 may be one tooth of the dentition, preferably formed as a dentition immediately. The single tooth 202 having the asymmetrical tooth 214 shown in FIG. 2 may be formed on the external tooth row of the starting pinion 22 shown in FIG. 1 or the outer periphery of the ring gear 25 useful for starting the internal combustion engine. It may be formed on the surface. In the case of the single tooth 202 shown in FIG. 2, the tooth surface 204 is formed with a tooth width 206. In accordance with the solution of the present invention, in the tooth surface 204 shown in FIG. 2, along the reduced tooth width (“reduzierte Zahnbreite”) 208 in the front region 228 extending from the end face 32 of the single tooth 202, It is proposed to form a reduced tooth thickness (“reduzierte Zahndicke”) 212. The reduced tooth thickness 212 extends from the end face 230 of the single tooth 202 along the reduced tooth width 208 to the transition tooth surface region 226. Within this transition tooth surface region 226 of the tooth surface 204, the reduced tooth thickness 212 gradually transitions to the original tooth thickness 210. This means that asymmetric teeth 214 are formed on the tooth surface 204.

非対称的な歯２１４により、始動ピニオン２２の単歯２０２と内燃機関のリングギヤ２５との噛合は、内燃機関のリングギヤ２５の外歯列への始動ピニオン２２２の確実なかみ込みを保証しつつ、大幅に改善可能である。本発明において提案される非対称的な歯２１４は、歯厚２１０が、単歯２０２の前側領域２２８内で、始動ピニオン２２又はリングギヤ２５の端面２３０から見て、減じられた歯幅２０８にわたって単歯２０２の歯面２０４の片側にのみ構成され、この前側領域２２８内に単歯２０２の歯面２０４が、減じられた歯厚２１２を有しているように形成されている。減じられた歯幅２０８に沿った減じられた歯厚２１２により特徴付けられるこの前側領域２２８に沿って、企図される円周方向バックラッシ（Ｖｅｒｄｒｅｈｆｌａｎｋｅｎｓｐｉｅｌ）は、例えば０．３ｍｍである。このことは、歯が、歯幅２０６の、減じられた歯幅２０８を除いた残りの部分にわたって、０．３ｍｍを下回る明らかに小さな円周方向バックラッシを伴って設計可能であるようにする。両構成、すなわち端面２３０に関して単歯２０２の前側領域２２８における非対称的な歯２１４の形成と、減じられた歯幅２０８を除いた歯幅２０６に沿ったバックラッシの減少との組み合わせにより、一方では、リングギヤ２５への始動ピニオン２２の確実なかみ込みが保証され、他方では、歯の噛合時のノイズレベルがかなり低減される。   Due to the asymmetrical teeth 214, the meshing of the single teeth 202 of the starter pinion 22 with the ring gear 25 of the internal combustion engine is greatly achieved while ensuring the positive engagement of the starter pinion 222 with the external tooth row of the ring gear 25 of the internal combustion engine. Can be improved. The asymmetric tooth 214 proposed in the present invention is such that the tooth thickness 210 is single tooth over a reduced tooth width 208 as seen from the end face 230 of the starting pinion 22 or ring gear 25 in the front region 228 of the single tooth 202. It is configured only on one side of the tooth surface 204 of 202, and the tooth surface 204 of the single tooth 202 is formed in the front region 228 so as to have a reduced tooth thickness 212. Along the anterior region 228, characterized by a reduced tooth thickness 212 along the reduced tooth width 208, the intended circumferential backlash is, for example, 0.3 mm. This allows the teeth to be designed with a clearly small circumferential backlash of less than 0.3 mm over the remainder of the tooth width 206, except for the reduced tooth width 208. With the combination of both configurations, i.e., the formation of asymmetrical teeth 214 in the anterior region 228 of the single tooth 202 with respect to the end face 230 and the reduction of backlash along the tooth width 206 excluding the reduced tooth width 208, A reliable biting of the start pinion 22 into the ring gear 25 is ensured, while on the other hand the noise level during the engagement of the teeth is considerably reduced.

念のために付言しておくと、非対称的な歯２１４の単歯２０２において、単歯２０２の歯先円に符号２１６が、単歯２０２のピッチ円に符号２１８が、歯底円に符号２２０が、それぞれ付されている。問題となるのは、非対称的に設計された歯２１４の単歯２０２の噛合時に機械的な負荷が超過されてはならない、単歯２０２の歯元２２２の領域である。符号２２６は、移行歯面領域を指している。移行歯面領域２２６内で、減じられた歯厚２１２は、元の歯厚２１０に移行する。   As a precaution, in the single tooth 202 of the asymmetrical tooth 214, the reference numeral 216 indicates the tip circle of the single tooth 202, the reference numeral 218 indicates the pitch circle of the single tooth 202, and the reference numeral 220 indicates the root circle. Are attached to each. The problem is the area of the root 222 of the single tooth 202 where the mechanical load must not be exceeded when the single tooth 202 of the asymmetrically designed tooth 214 is engaged. Reference numeral 226 indicates a transition tooth surface region. Within the transition tooth region 226, the reduced tooth thickness 212 transitions to the original tooth thickness 210.

上述の非対称的な歯２１４の設計時、歯元２２０の領域における応力の発生に至る歯面面圧に対する信頼性が、減じられた歯厚２１２を有する領域において遵守されるとともに、減じられていない、すなわち元の歯厚２１０で形成されている領域においても遵守されることが考慮されなければならない。本発明により提案される非対称的な歯２１４の設計は、以下のように行われる。   During the design of the asymmetric tooth 214 described above, the reliability to the flank pressure that leads to the generation of stress in the area of the root 220 is observed and not reduced in the area with the reduced tooth thickness 212. That is, it must be taken into account that the area formed by the original tooth thickness 210 is also observed. The asymmetric tooth 214 design proposed by the present invention is performed as follows.

ノイズに関して最適化された、例えばすぐ歯として形成された非対称的な歯２１４の設計時、単歯２０２の歯面２０４の円周方向バックラッシの減少が企図される。これと同時に、リングギヤ２５の歯列への始動ピニオン２２の確実なかみ込みを保証するために、少なくとも０．３ｍｍの円周方向バックラッシが遵守される。この矛盾した効果を得るために、歯の設計に際し、以下のプロセスが提案される。   When designing an asymmetric tooth 214 that is optimized with respect to noise, e.g., as an immediate tooth, a reduction in the circumferential backlash of the tooth surface 204 of the single tooth 202 is contemplated. At the same time, a circumferential backlash of at least 0.3 mm is observed in order to ensure a positive engagement of the starting pinion 22 in the tooth row of the ring gear 25. In order to obtain this contradictory effect, the following process is proposed when designing the teeth.

第１のステップとして、単歯２０２の歯元２２２における歯元応力信頼性を遵守するための最適化された歯幾何学形状の設計と、相応に、歯元丸み付け部２２４の設計と、単歯２０２の歯面２０４において発生する最大で許容可能な歯面応力の遵守の設計とが実施される。第１のステップにおいて設計すべき最適化された歯幾何学形状において、円周方向バックラッシは、０．３ｍｍを下回っていてよい。   As a first step, an optimized tooth geometry design to comply with the root stress reliability at the root 222 of the single tooth 202, and accordingly, the design of the root rounding portion 224, A design of compliance with the maximum allowable tooth surface stress that occurs in the tooth surface 204 of the tooth 202 is implemented. In the optimized tooth geometry to be designed in the first step, the circumferential backlash may be less than 0.3 mm.

次の第２の設計ステップにおいて、第１のステップにおいて導き出された最適化された歯幾何学形状から、０．３ｍｍの要求される円周方向バックラッシを達成する、減じられた歯幅２０８を有する歯幾何学形状が導き出される。その際、第１の方法ステップにおいて得られた最適化された歯幾何学形状の場合と同じアールを、歯元２２２において使用すべきである。減じられた歯幅２０８は、元の歯幅２０６から出発して、例えば始動ピニオン２２の製造時に、より小さな転位係数（Ｐｒｏｆｉｌｖｅｒｓｃｈｉｅｂｕｎｇｓｆａｋｔｏｒ）の設定により入手可能である。非対称的な歯２１４の単歯２０２の歯先円２１６の歯先円直径は、その際、変更されるべきではない。   In the next second design step, with the reduced tooth width 208 to achieve the required circumferential backlash of 0.3 mm from the optimized tooth geometry derived in the first step. The tooth geometry is derived. In doing so, the same radius as in the optimized tooth geometry obtained in the first method step should be used at the root 222. The reduced tooth width 208 is available starting from the original tooth width 206, for example when setting the starting pinion 22 by setting a smaller dislocation coefficient (Profilschiebangsfaktor). The tip diameter of the tip circle 216 of the single tooth 202 of the asymmetric tooth 214 should not be changed in that case.

評価のための第３の方法ステップにおいて、歯幾何学形状の歯元２２２における信頼性が、実証された歯幾何学形状から導き出される所定の最低歯元信頼性と少なくとも同じであることが判明すれば、第１の方法ステップにおいて求められた最適化された歯幾何学形状が許容される。   In a third method step for evaluation, it is found that the reliability of the tooth geometry at the root 222 is at least the same as the predetermined minimum root reliability derived from the proven tooth geometry. For example, the optimized tooth geometry determined in the first method step is acceptable.

評価を行う第３の方法ステップにおいて、本設計ステップにおける歯幾何学形状の歯元２２２における信頼性が、基準歯の信頼性と少なくとも同じであることが保証されていれば、第１の方法ステップにおいて求められた最適化された歯幾何学形状は、許容可能である。これに対して、このことが充足されていなければ、第１の方法ステップにおいて求められ、設計された最適化された歯において、歯の設計のモジュール増大が行われ、この方法ステップに続く両方法ステップ、すなわち第２及び第３の方法ステップが、再度実行されるべきである。   In the third method step of performing the evaluation, if it is ensured that the reliability of the tooth geometry 222 in the design step in the tooth root 222 is at least the same as the reliability of the reference tooth, the first method step The optimized tooth geometry determined in is acceptable. On the other hand, if this is not the case, a modular increase of the tooth design is performed in the optimized tooth determined and designed in the first method step, both methods following this method step. The steps, ie the second and third method steps, should be performed again.

図２において、歯先円２１６の直径にはｄａ、ピッチ円２１８の直径にはｄ、歯底円の直径にはｄｆの符号がそれぞれ付されている。 2, the diameter on the d a tooth tip circle 216, d is the diameter of the pitch circle 218, the sign of d f is the diameter of the root circle are assigned respectively.

図３は、ノイズに関して最適化された高歯を有する始動ピニオンとリングギヤからなる歯対偶の側面図である。   FIG. 3 is a side view of a tooth pair comprising a starting pinion and ring gear with high teeth optimized for noise.

図３からは、内燃機関のリングギヤ２５及びスタータ装置１０の始動ピニオン２２の単歯２０２が互いに噛合する様子が看取可能である。内燃機関のリングギヤ２５も、スタータ装置１０の始動ピニオン２２も、図３には部分的にのみ示されている。内燃機関のリングギヤ２５の外歯列は、ノイズに関して最適化された高歯２３２として形成されており、高歯２３２は、やはりノイズに関して最適化された高歯２３４として形成された、スタータ装置１０の外歯列の単歯２０２と噛合する。図２においては、被動軸１１６に支承されている始動ピニオン２２が、内燃機関のリングギヤ２５にかみ込んでいる。   From FIG. 3, it can be seen that the ring gear 25 of the internal combustion engine and the single teeth 202 of the starter pinion 22 of the starter device 10 mesh with each other. The ring gear 25 of the internal combustion engine and the starter pinion 22 of the starter device 10 are only partially shown in FIG. The external tooth row of the ring gear 25 of the internal combustion engine is formed as a high tooth 232 optimized for noise, and the high tooth 232 is also formed as a high tooth 234 optimized for noise of the starter device 10. It meshes with the single tooth 202 of the external tooth row. In FIG. 2, the start pinion 22 supported on the driven shaft 116 is engaged with the ring gear 25 of the internal combustion engine.

図４は、内燃機関のリングギヤにも、これにかみ込むスタータ装置の始動ピニオンにも形成可能な、ノイズに関して最適化された高歯の側面図である。   FIG. 4 is a side view of a high-tooth optimized for noise that can be formed both in the ring gear of the internal combustion engine and in the starter pinion of the starter device that engages it.

図４は、ノイズに関して最適化された高歯の単歯２０２が歯面２０４を有することを示している。歯面２０４は、従来慣用の歯形２３８とは異なり、変更された領域を有している。本発明において提案されるノイズに関して最適化された歯、すなわち高歯２３２，２３４の歯面２０４の変更された領域としては、従来慣用の歯元の歯形２３８と比較して補強して形成された歯元２３６と、符号２４０により従来慣用の歯形とは異なって形成された、歯先円直径ｄａ２１６を下回る歯先修正部２４０あるいは歯先後退部（Ｋｏｐｆｒｕｅｃｋｎａｈｍｅ）とが挙げられる。 FIG. 4 shows that a high-tooth single tooth 202 optimized for noise has a tooth surface 204. Unlike the conventional tooth profile 238, the tooth surface 204 has a modified region. The tooth optimized for noise proposed in the present invention, that is, the modified region of the tooth surface 204 of the high teeth 232 and 234, is formed by reinforcement as compared with the conventional tooth root profile 238. The tooth root 236 and a tooth tip correction portion 240 or a tooth tip retraction portion (Kopfrücknahme) having a tip tip diameter smaller than the tip circle diameter d a 216 formed by a reference numeral 240 different from a conventional tooth profile are included.

スタータ装置１０の始動ピニオン２２のすぐ歯列として形成された外歯列にも、内燃機関のリングギヤ２５のすぐ歯列として形成された外歯列にも形成可能な、ノイズに関して最適化された歯、すなわち高歯２３２，２３４の、図４に示した構成は、始動ピニオンとリングギヤ２５との間の約１又は＞１の有効最小かみあい率（ｅｆｆｅｋｔｉｖｅ Ｍｉｎｄｅｓｔｐｒｏｆｉｌｕｅｂｅｒｄｅｃｋｕｎｇ）を特徴とする。高歯の設計の主な目的は、無修正のインボリュート領域が、始動ピニオン２２とリングギヤ２５との間の≧１の有効最小かみあい率を達成するように、歯付きスリーブ（Ｚａｈｎｈｕｅｌｓｅ）を設計することにある。この条件は、かみあい長さ（Ｅｉｎｇｒｉｆｆｓｓｔｒｅｃｋｅ）ｇａがｇａ＝１＊ｐｅｔの関係にしたがうように成形円直径（Ｆｏｒｍｋｒｅｉｓｄｕｒｃｈｍｅｓｓｅｒ）ｄＦａが選択されると充足されている。ここで、ｐｅｔは、（正面）かみあいピッチ（（Ｓｔｉｒｎ‐）Ｅｉｎｇｒｉｆｆｓｔｅｉｌｕｎｇ）を表している。かみあい率εαは、（正面）かみあいピッチｐｅｔに対するかみあい長さの比として規定されている。（正面）かみあいピッチｐｅｔ＝ｍｔ＊π＊ｃｏｓαｔは、かみあい線（Ｅｉｎｇｒｉｆｆｓｌｉｎｉｅ）に沿った２つの右歯面間又は左歯面間の間隔である。高歯がこのように設計されると、一方では、最適なノイズ特性及び振動特性に対する要求が充足され、他方では、互いに噛合する歯車２２，２５の十分な強度に対する要求が充足される。かみあい率の増大は、特に、互いに噛合する歯車対における所定の変速比のための小さくされたモジュールの使用により実施される。モジュールは、以下の考慮を基に求められている。 Tooth optimized for noise which can be formed either in the external tooth row formed as the immediate tooth row of the starter pinion 22 of the starter device 10 or in the external tooth row formed as the immediate tooth row of the ring gear 25 of the internal combustion engine That is, the configuration shown in FIG. 4 of the high teeth 232 and 234 is characterized by an effective minimum profile ratio of about 1 or> 1 between the starting pinion and the ring gear 25. The main purpose of the high tooth design is to design the toothed sleeve (Zahnhuelse) so that the unmodified involute region achieves an effective minimum meshing ratio of ≧ 1 between the starting pinion 22 and the ring gear 25 It is in. This condition is satisfied with the forming diameter (Formkreisdurchmesser) d Fa is selected such meshing length (Eingriffsstrecke) g a follows the relationship g a = 1 * p et. Here, p et represents a (front) working pitch ((Stirn-) Eingriffsteilung). Contact ratio εα is defined as the ratio of the length meshing for (front) working pitch p et. The (front) meshing pitch p et = m t * π * cos α t is the distance between the two right tooth surfaces or the left tooth surfaces along the meshing line (Eingiffslinie). When high teeth are designed in this way, the requirements for optimum noise and vibration characteristics are met on the one hand, and on the other hand the requirements for sufficient strength of the gears 22, 25 that mesh with each other. The increase in the meshing rate is carried out in particular by the use of a reduced module for a given transmission ratio in the meshing gear pairs. Modules are required based on the following considerations:

使用されるモジュールは、強度技術的に、耐荷重の高い歯元２２２が得られるように選択されなければならない。最小で使用可能なモジュールは、本発明において約１．０ｍｍである。しかし、この値は、改善された材料の使用によりモジュールの減少も達成可能であるので、参考値程度に解されるべきものである。   The module used must be selected in terms of strength in order to obtain a load-bearing tooth 222. The smallest usable module is about 1.0 mm in the present invention. However, this value should be understood as a reference value, since module reduction can also be achieved through the use of improved materials.

本発明において提案されるノイズに関して最適化された歯２３２，２３４、特に高歯として形成された歯２３２，２３４は、１０°〜３５°、好ましくは約１５°又は約２５°の基準圧力角（Ｎｏｒｍａｌｅｉｎｇｒｉｆｆｓｗｉｎｋｅｌ）を有している。高歯のための基準圧力角の減少により、より急斜面の歯面２０４、より大きなかみあい率、及び発生するより小さな半径方向力が生じる。これにより、高歯は、従来慣用の幾何学形状と比較して、軸間距離偏差及び偏心（Ｒｕｎｄｌａｕｆｆｅｈｌｅｒ）に対してより鈍感であり、さらに回転安定性あるいは回転静粛性はかなり改善される。被切削加工により製造される歯２３２，２３４の場合、基準圧力角は、特に≧１．０のかみあい率が与えられているとき、約１０°に減少され得る。歯がホブ切りされる場合、基準圧力角は、例えば１５°に減少され得る。一般に他の材料選択により実現される強度の増加により、基準圧力角は、１０°より小さな値をとることもできる。ノイズに関して最適化された歯２３２，２３４の歯元２２２は、特にトロコイド形状から逸脱した形状を有している。歯元丸み付け部２２４は、より小さなモジュールの使用によりかなり減じられる。例えば、歯元形状は、歯元強度を改善するために、歯元２２２の従来慣用の丸み付け部２２４を、修正されたバージョンに好ましくは置換可能である。このことは、ノイズに関して最適化された歯２３２，２３４の、互いに噛合する単歯２０２のかみあいを維持しつつ、実施される。好ましくは、図４に示すように、ノイズに関して最適化された歯２３２，２３４の歯先は、変更された歯先領域を有している。歯先領域において歯面２０４は、例えば、使用されるモジュールにそれぞれ軽く適合された歯先丸み付け部あるいは歯先修正部２４０により変更可能である。両手段は、力を伝達する歯面２０４の衝撃なしの進入を可能にする。このことは、一方では摩耗を減らし、他方ではノイズ発生を減らす。   The teeth 232, 234 optimized for noise proposed in the present invention, in particular the teeth 232, 234 formed as high teeth, have a reference pressure angle of 10 ° to 35 °, preferably about 15 ° or about 25 ° ( (NormallingRiffswinkel). The reduction in the reference pressure angle for high teeth results in a steeper tooth surface 204, a greater engagement rate, and a smaller radial force that is generated. As a result, the high teeth are less sensitive to inter-axial distance deviations and eccentricity compared to conventional geometric shapes, and the rotational stability or rotational quietness is considerably improved. In the case of teeth 232, 234 produced by machining, the reference pressure angle can be reduced to about 10 °, especially when a meshing factor of ≧ 1.0 is given. If the teeth are hobbed, the reference pressure angle can be reduced to, for example, 15 °. In general, the reference pressure angle can be less than 10 ° due to the increase in strength achieved by other material choices. The root 222 of the teeth 232, 234 optimized for noise has a shape that departs from the trochoidal shape. The tooth rounding 224 is significantly reduced by the use of smaller modules. For example, the root shape can preferably replace the conventional rounding 224 of the root 222 with a modified version to improve root strength. This is done while maintaining the engagement of the teeth 232, 234 optimized for noise with the meshing single teeth 202. Preferably, as shown in FIG. 4, the tooth tips of the teeth 232, 234 optimized for noise have a modified tooth tip region. In the tooth tip region, the tooth surface 204 can be changed by, for example, a tooth tip rounding portion or a tooth tip correction portion 240 that is lightly adapted to the module used. Both means allow impactless entry of the tooth surface 204 that transmits the force. This reduces wear on the one hand and reduces noise on the other.

図２に示すような非対称の歯形２１４を備える本発明において提案されるノイズに関して最適化された歯２３２，２３４の設計時、歯面面圧及び歯予荷重に対する信頼性が、減じられた歯厚２１２を有する領域においても、通常の歯厚２１０で形成されている領域においても遵守されることが考慮されなければならない。このために、非対称的な歯形２１４を得る以下のプロセスが提案される。   When designing the teeth 232, 234 optimized for noise proposed in the present invention with an asymmetric tooth profile 214 as shown in FIG. 2, the reliability for tooth surface pressure and tooth preload is reduced. It must be taken into account that both the area having 212 and the area formed with the normal tooth thickness 210 are observed. For this purpose, the following process for obtaining an asymmetric tooth profile 214 is proposed.

特にすぐ歯の高歯として、ノイズに関して最適化された歯２３２，２３４を設計する際、円周方向バックラッシの減少が企図される。同時に、リングギヤ２５への始動ピニオン２２の確実なかみ込みを保証するために、約０．３ｍｍの最小円周方向バックラッシが遵守されることが望ましい。ノイズに関して最適化された歯２３２の設計時、以下のプロセスが行われる。   A reduction in circumferential backlash is contemplated when designing teeth 232, 234 optimized for noise, especially as immediate teeth. At the same time, it is desirable to observe a minimum circumferential backlash of about 0.3 mm in order to ensure a reliable engagement of the starting pinion 22 into the ring gear 25. When designing a tooth 232 optimized for noise, the following process occurs.

第１のステップとして、最低歯元信頼性及び最低歯面信頼性を遵守するための最適化された歯幾何学形状の設計を行う。円周方向バックラッシは、この設計時、０．３ｍｍを下回っていてよい。   As a first step, an optimized tooth geometry is designed to comply with the minimum tooth root reliability and the minimum tooth surface reliability. The circumferential backlash may be less than 0.3 mm during this design.

第１のステップにより最適化された歯幾何学形状から出発して、要求される０．３ｍｍの円周方向バックラッシを達成する、減じられた歯幅２０８を有する歯幾何学形状を導き出す。このとき、第１のステップによる最適化された歯幾何学形状と同じ歯元半径を使用する。歯幅の減少は、例えば始動ピニオン２２におけるより小さな転位係数の設定によって達成可能であり、歯先円直径２１６は、その際、不変であることが望ましい。   Starting from the tooth geometry optimized by the first step, a tooth geometry with a reduced tooth width 208 is derived that achieves the required 0.3 mm circumferential backlash. At this time, the same root radius as that of the tooth geometry optimized in the first step is used. The reduction of the tooth width can be achieved, for example, by setting a smaller dislocation coefficient in the starting pinion 22, and the tip circle diameter 216 is preferably unchanged at that time.

第３の設計ステップにおいて、第２の方法ステップによる歯幾何学形状の歯元信頼性が、基準歯における歯元信頼性と少なくとも同じであれば、第１の方法ステップにおける最適化された歯幾何学形状を認容する。比較結果が思わしくなければ、第１の方法ステップを、最適化された歯幾何学形状を得るために、モジュールを上げることより行い、これに続く第２，第３の方法ステップを繰り返す。   In the third design step, if the root reliability of the tooth geometry according to the second method step is at least the same as the root reliability in the reference tooth, the optimized tooth geometry in the first method step Accept academic shape. If the comparison result is not satisfactory, the first method step is performed by raising the module to obtain the optimized tooth geometry, and the subsequent second and third method steps are repeated.

Claims (11)

互いにかみあい可能な２つの歯車（２２，２５）を備える電気機械であって、前記歯車（２２，２５）の少なくとも一方の歯車に設けられた歯（２３２，２３４）は、１０°〜３５°の基準圧力角を有する高歯として形成されており、該高歯は、非対称的な歯形（２１４）を有し、
前記歯（２３２，２３４）の歯厚は、前記歯（２３２，２３４）の端面（２３０）から出発して前記歯（２３２，２３４）の前側領域において、前記歯（２３２，２３４）の残りの領域の元の歯厚（２１０）から前記歯（２３２，２３４）の長手方向に対して平行に一定量減じられた歯厚（２１２）で形成されており、前記歯（２３２，２３４）の歯面（２０４）は、前記減じられた歯厚（２１２）が次第に元の歯厚（２１０）へと移行する移行歯面領域（２２６）を有することを特徴とする、電気機械。 An electric machine including two gears (22, 25) that can mesh with each other, and teeth (232, 234) provided on at least one gear of the gears (22, 25) are 10 ° to 35 °. is formed as the high teeth having a reference pressure angle, the high teeth, have a asymmetrical tooth profile (214),
The tooth thickness of the teeth (232, 234) is determined in the front region of the teeth (232, 234) starting from the end face (230) of the teeth (232, 234). A tooth thickness (212) formed by subtracting a certain amount in parallel to the longitudinal direction of the teeth (232, 234) from the original tooth thickness (210) of the region, and the teeth of the teeth (232, 234) Electric machine, characterized in that the face (204) has a transition tooth surface area (226) in which the reduced tooth thickness (212) gradually transitions to the original tooth thickness (210) . 前記電気機械は、内燃機関用のスタータ装置（１０）であり、前記２つの歯車（２２，２５）は、前記スタータ装置（１０）の始動ピニオン（２２）及び前記内燃機関のリングギヤ（２５）であり、前記減じられた歯厚（２１２）は、前記始動ピニオン（２２）又は前記リングギヤ（２５）の端面（２３０）から出発して減じられた歯幅（２０８）に沿って延在している、請求項１記載の電気機械。 The electric machine is a starter device (10) for an internal combustion engine, and the two gears (22, 25) are a start pinion (22) of the starter device (10) and a ring gear (25) of the internal combustion engine. Yes, the reduced tooth thickness (212) extends along the reduced tooth width (208) starting from the start pinion (22) or the end face (230) of the ring gear (25). The electric machine according to claim 1 . 前記減じられた歯厚（２１２）で前記減じられた歯幅（２０８）に沿って形成されている前記前側領域（２２８）内の円周方向バックラッシは、０．２ｍｍ〜０．８ｍｍである、請求項２記載の電気機械。 The circumferential backlash in the front region (228) formed along the reduced tooth width (208) with the reduced tooth thickness (212) is 0.2 mm to 0.8 mm. The electric machine according to claim 2 . 前記減じられた歯厚（２１２）で前記減じられた歯幅（２０８）に沿って形成されている前記前側領域（２２８）内の円周方向バックラッシは、０．３ｍｍである、請求項３記載の電気機械。 Circumferential backlash of the front region (228) formed along the the reduced tooth width (208) in said reduced resulting tooth thickness (212) is 0.3 mm, according to claim 3, wherein Electric machine. 前記前側領域（２２８）外の円周方向バックラッシは、０．３ｍｍより小さい、請求項３又は４記載の電気機械。 The electric machine according to claim 3 or 4 , wherein a circumferential backlash outside the front region (228) is less than 0.3 mm. 前記歯（２３２，２３４）の歯先は、変更された歯先領域を有する、請求項１から５までのいずれか１項記載の電気機械。 The electric machine according to any one of claims 1 to 5 , wherein the tooth tips of the teeth (232, 234) have a modified tooth tip region. 前記変更された歯先領域は、歯先修正部（２４０）である、請求項６記載の電気機械。 The electric machine according to claim 6 , wherein the changed tooth tip region is a tooth tip correction portion (240). 前記歯（２３２，２３４）の歯元（２２２）は、トロコイド形状から逸脱した形状を有する、請求項１から７までのいずれか１項記載の電気機械。 The tooth root of the tooth (232, 234) (222) has a deviating shape trochoid shape, electromechanical any one of claims 1 to 7. 前記電気機械は、内燃機関用のスタータ装置（１０）であり、前記２つの歯車（２２，２５）は、前記スタータ装置（１０）の始動ピニオン（２２）及び前記内燃機関のリングギヤ（２５）であり、前記高歯は、前記始動ピニオン（２２）と前記内燃機関のリングギヤ（２５）との間に≧１の有効最小かみあい率を有する、請求項１から８までのいずれか１項記載の電気機械。 The electric machine is a starter device (10) for an internal combustion engine, and the two gears (22, 25) are a start pinion (22) of the starter device (10) and a ring gear (25) of the internal combustion engine. There, the high teeth have an effective minimum contact ratio of ≧ 1 between the ring gear (25) of the starting pinion (22) and the internal combustion engine, an electric according to any one of claims 1 to 8 machine. 前記高歯（２３２，２３４）は、１５°又は２５°の基準圧力角を有する、請求項１から９までのいずれか１項記載の電気機械。 The high teeth (232, 234) has a reference pressure angle 15 ° or 25 °, electromechanical any one of claims 1 to 9. 前記歯（２３２，２３４）は、すぐ歯として形成されている、請求項１から１０までのいずれか１項記載の電気機械。 It said teeth (232, 234) is formed as soon teeth, electromechanical any one of claims 1 to 10.
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