JP6430242B2 - Gear structure - Google Patents
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Description
本発明は歯車部を備えた歯車構造体に関する。 The present invention relates to a gear structure including a gear portion.
歯車構造体の例として、特許文献1には、外周面に複数の歯を備えた歯車部と、外周面に溝部を備えた連結部とを有する小径歯車が記載されている。前記溝部は、歯車部の歯溝の延長線と半径方向に重なる位置に形成されている。このような溝部を備えた連結部は、大径歯車に設けられた連結穴に圧入される。
As an example of the gear structure,
上述したように、特許文献1における連結部の溝部は、歯車部の歯溝の延長線と半径方向に重なる位置に形成されている。そのため、歯車部の直径が比較的大きい場合、それに応じて連結部の直径も大きくなる。その結果として、歯車部の直径に比べて小さな直径を有する連結穴に連結部を圧入することが困難であった。
As described above, the groove portion of the connecting portion in
本発明は、かかる不都合を解消し、歯車部を備えた歯車構造体の一部を、該歯車部の直径に比べて小さな直径を有する締結用の穴部へ容易に圧入できるようにすることを目的とする。 The present invention eliminates such inconvenience and makes it possible to easily press-fit a part of a gear structure including a gear portion into a fastening hole portion having a diameter smaller than the diameter of the gear portion. Objective.
上記の目的を達成するために、本発明の一実施形態によれば、複数の歯が外周面に形成された歯車部と、前記歯車部と同軸に設けられているとともに該歯車部から軸方向にずれた位置に設けられ、かつ前記歯車部の歯底円直径よりも小さな歯先円直径となるように複数のスプライン歯が外周面に形成されたスプライン軸部とを備え、前記スプライン軸部は、前記歯車構造体が締結される被締結部品に設けられた穴部に圧入されるものであり、前記歯車構造体の縦弾性係数と前記被締結部品の縦弾性係数とが等しい場合において、前記スプライン軸部の歯先円直径と前記穴部の直径との締め代が、前記スプライン軸部の圧入により前記穴部の内壁の降伏が生じる最小締め代の2.1倍以上3.5倍以下の範囲内に設定されている、歯車構造体が提供される。 In order to achieve the above object, according to one embodiment of the present invention, a gear portion having a plurality of teeth formed on the outer peripheral surface, and provided coaxially with the gear portion and axially extending from the gear portion. A spline shaft portion having a plurality of spline teeth formed on an outer peripheral surface so as to have a diameter of a tip circle smaller than the diameter of the root circle of the gear portion, and the spline shaft portion. Is press-fitted into a hole provided in a fastened part to which the gear structure is fastened, and when the longitudinal elastic modulus of the gear structure and the longitudinal elastic coefficient of the fastened part are equal, The tightening margin between the diameter of the tip circle of the spline shaft portion and the diameter of the hole portion is 2.1 times or more and 3.5 times the minimum tightening margin at which the inner wall of the hole portion yields due to the press-fitting of the spline shaft portion. It is set within the range of the gear structure It is subjected.
前記被締結部品を回転電機の回転軸とすることができる。 The part to be fastened can be a rotating shaft of a rotating electrical machine.
前記被締結部品を、平歯車とハイポイドギヤとフェースギヤとベベルギヤとウォームギヤとを含む歯車部品とすることができる。 The fastened part can be a gear part including a spur gear, a hypoid gear, a face gear, a bevel gear, and a worm gear.
前記被締結部品を遊星歯車装置のキャリアとすることができる。 The fastened part can be a carrier of a planetary gear device.
歯車部を備えた歯車構造体の一部を、該歯車部の直径に比べて小さな直径を有する締結用の穴部へ容易に圧入できる。 A part of the gear structure including the gear part can be easily press-fitted into a fastening hole having a diameter smaller than the diameter of the gear part.
[構造]
図1に示しているように、歯車構造体1は、複数の歯が外周面に形成された歯車部2と、複数のスプライン歯が外周面に形成されたスプライン軸部3とを備えている。スプライン軸部3は、歯車部2と同軸に設けられているとともに該歯車部2から軸方向にずれた位置に設けられている。スプライン軸部3の歯先円直径D3は、歯車部2の歯底円直径D2よりも小さい。
[Construction]
As shown in FIG. 1, the
[製造工程]
歯車構造体1の製造工程を図2に示している。同図(a)は、歯車構造体1の元となる一次ブランク1aを示している。一次ブランク1aは、歯車部2の元となる第1ブランク部2aと、スプライン軸部3の元となる第2ブランク部3aとを備えている。第1ブランク部2aと第2ブランク部3aとは同軸に設けられている。すなわち、第1ブランク部2aと第2ブランク部3aとは共通の軸心線Sを有している。第2ブランク部3aの直径D3aは、第1ブランク部2aの直径D2aよりも小さい。
[Manufacturing process]
The manufacturing process of the
同図(b)に示しているように、ホブなどの第1加工工具4を使用し、軸心線Sを基準として第1ブランク部2aの歯切り加工を行う。これにより、歯車部2が形成される。一例として、第1加工工具4の直径は25mmであり、モジュールは0.6である。この歯切り加工は、歯車部2の歯底円直径D2が、第2ブランク部3aの直径D3aよりも大きくなるように行う。このようにして、歯車部2と第2ブランク部3aとを備えた二次ブランク1bが得られる。
As shown in FIG. 4B, the first
次に、同図(c)に示しているように、ホブなどの第2加工工具5を使用し、軸心線Sを基準として第2ブランク部3aの歯切り加工を行う。これにより、スプライン軸部3が形成される。一例として、第2加工工具5の直径は19mmであり、モジュールは0.3である。スプライン軸部3の歯先円直径D3は、第2ブランク部3aの直径D3aと等しい。以上のようにして、歯車部2とスプライン軸部3とを備えた歯車構造体1が製造される。
Next, as shown in FIG. 3C, the second
このような製造工程によれば、歯車部2及びスプライン軸部3の加工基準はともに軸心線Sであり、同一である。そのため、歯車部2及びスプライン軸部3の同軸度を良好なものとすることができる。
According to such a manufacturing process, the processing standards of the
[締結]
歯車構造体1を、電動機などの回転電機6のシャフト(又は回転軸)7に締結した様子を図3に示している。シャフト7は、その先端部7aが回転電機6のケース6aの外方に突出するように設けられている。先端部7aには、軸方向の穴部7bが設けられている。この穴部7bに、歯車構造体1のスプライン軸部3を圧入することにより、歯車構造体1がシャフト7に締結される。穴部7b及びスプライン軸部3には締め代が設けられている。すなわち、穴部7bの直径D7bは、スプライン軸部3の歯先円直径D3よりも小さい。この両直径の差が前記締め代の値ということになる。
[Conclusion]
FIG. 3 shows a state in which the
その一方で、上述したように、スプライン軸部3の歯先円直径D3は、歯車部2の歯底円直径D2よりも小さい。結果として、穴部7bの直径D7bは、歯車部2の歯底円直径D2よりも小さい。このような穴部7bを有するシャフト7に歯車構造体1を締結することができる。
On the other hand, as described above, the tip circle diameter D3 of the
[締結状態の詳細]
スプライン軸部3と先端部7aとの締結状態の詳細を図4に示している。前記締め代が小さ過ぎる場合は、同図の締結状態A又はBに示したような締結状態となる。締結状態Aにおいては、穴部7bの内壁7cが降伏しておらず、シャフト7の材料がスプライン軸部3におけるスプライン歯溝部31に入り込んでいない。スプライン軸部3のスプライン歯32の歯先面と内壁7cとが接触しているに留まる。そのため、締結状態Aにおける締結強度は十分ではない。なお、以下において、スプライン歯溝部31を雄スプライン歯溝部31とも呼び、スプライン歯32を雄スプライン歯32とも呼ぶ。
[Details of fastening state]
FIG. 4 shows details of the fastening state between the
締結状態Bにおいては、内壁7cが降伏し、シャフト7の材料の一部が雄スプライン歯溝部31に入り込むように塑性変形した結果、雌スプライン歯7dが形成されている。しかし、入り込みの量が十分ではないため、雌スプライン歯7dの歯丈は比較的低く、雌スプライン歯7dと雄スプライン歯32とが噛み合っているとはいえない。そのため、締結状態Bにおける締結強度も十分ではない。
In the fastening state B, the
締結状態A及びBに比べて締め代を大きく取ると、締結状態Cとなる。この状態では、内壁7cは降伏しており、締結前の内壁(符号W)に比べて大きく塑性変形している。具体的には、内壁7cの一部が、雄スプライン歯32に押されて径方向外側に凹むように塑性変形しているとともに、その他の部分は、径方向内側に膨らむように塑性変形して、雄スプライン歯溝部31に入り込んでいる。このような二種類の塑性変形により、雄スプライン歯32と噛み合った雌スプライン歯7eが形成されている。もっとも、雄スプライン歯溝部31の全体が雌スプライン歯7eによって満たされているわけではない。このような締結状態Cにおいては十分な締結強度が得られる。
When the tightening allowance is large compared to the fastening states A and B, the fastening state C is obtained. In this state, the
締め代をさらに大きくすると、締結状態Dとなる。この状態においても内壁7cは降伏し、締結状態Cの場合よりも大きく塑性変形している。この塑性変形により生じた雌スプライン歯7fによって雄スプライン歯溝部31の全体が満たされている。すなわち、嵌合形態は小径合わせである。締結強度は、締結状態Cと同程度である。ところが、雄スプライン歯32の歯底を基準として締結組立部品が組み上がることになる上、該締結組立部品の組立基準が塑性変形により形成された雌スプライン歯7fの歯先になってしまうため、該締結組立部品の組立精度が著しく低下する。
When the fastening allowance is further increased, the fastening state D is obtained. Even in this state, the
以上から、締結状態Cとなるような適正な締め代を取ることにより、十分な締結強度が得られるとともに、締結組立部品の組立精度の低下を防ぐことができる。 From the above, by taking an appropriate tightening allowance for the fastening state C, it is possible to obtain a sufficient fastening strength and to prevent a reduction in assembly accuracy of the fastening assembly part.
雄スプライン歯溝部31にシャフト7の材料が入り込むためには、内壁7cにおけるスプライン軸部3との接触面に発生している圧縮応力が、シャフト7の材料の降伏応力以上でなければならない。さらに、締結状態Cとして示したように、雌スプライン歯7eが雄スプライン歯32と噛み合うように形成されるためには、穴部7bの内壁7cにおいて径方向のより外側にまで前記降伏応力以上の圧縮力が生じている必要がある。
In order for the material of the
まず、図5〜図7に示した導出過程により導出される以下の式(15)によって、降伏が生じる最小締め代δを算出する。締結された状態における前記接触面の圧縮応力計算を行うのは困難であるため、同式では単純な丸穴と丸軸の締まり嵌めを前提としてδを算出している。
この式において、締結部品はスプライン軸部3に相当し、被締結部品はシャフト7に相当する。
In this expression, the fastening part corresponds to the
また、この式は、締結部品及び被締結部品の縦弾性係数がともにEである場合を前提としている。両部品の縦弾性係数が異なる場合は、図6の式(7)以降について剛性比Γを用いながら計算を解くことでδを算出することができる。 In addition, this expression is based on the assumption that the longitudinal elastic modulus of the fastening part and the fastening part is E. When the longitudinal elastic coefficients of the two parts are different from each other, δ can be calculated by solving the calculation using the rigidity ratio Γ with respect to the equation (7) and thereafter in FIG.
さらに、実際に設ける締め代ΔDと、式(15)により算出されるδとの比Xを以下のように定める。
比Xは、実際に設ける締め代ΔDが、降伏が生じる最小締め代δの何倍であるかを表している。 The ratio X represents how many times the interference allowance ΔD that is actually provided is the minimum interference allowance δ at which yielding occurs.
発明者は、この比Xと図4の締結状態A〜Dとの関係を見いだすために、実際の部品を用いて検証を行った。 The inventor conducted verification using actual parts in order to find the relationship between the ratio X and the fastening states A to D in FIG.
このとき用いた、締結部品である歯車構造体と被締結部品の詳細を図8に示している。歯車構造体1の材料として、クロムモリブデン鋼SCM415を採用した。この歯車構造体1は浸炭焼入れにより製造し、スプライン軸部3のモジュールは0.3である。
FIG. 8 shows details of the gear structure and fastening parts used at this time, which are fastening parts. As the material of the
また、被締結部品71は円盤状とし、中心に穴部72を設けた。被締結部品71の外径D71は30mmであり、穴部72の直径D72は7mmである。被締結部品71の厚さT71は8mmとした。被締結部品71の材料として炭素鋼S45Cを採用した。
In addition, the fastened
両部品の縦弾性係数Eは等しいため、式(15)が適用できる。rA=3.5mm、rB=15mm、R=4.29であるため、同式からδ=0.014mmとなる。 Since the longitudinal elastic modulus E of both parts is equal, Formula (15) is applicable. Since r A = 3.5 mm, r B = 15 mm, and R = 4.29, δ = 0.014 mm from the same equation.
他方、実際の締め代ΔDを53個設定し、各ΔDに対応したスプライン軸部3を有する歯車構造体1のサンプルを製造した。そして、各サンプルを被締結部品71に締結した。その後、締結部分を捩り試験により破壊した。このときの締結解除トルクを、締結部分の半径(スプライン軸部3の歯先円直径D3の半分の値)と、雌スプライン歯元の断面積の総和とで除することにより、雌スプライン歯元の単位面積当たりで受けることができる雌スプライン材質のせん断破壊応力Tを求めた。すなわち、Tは以下の通りである。
比Xと、前記捩り試験により求められたせん断破壊応力Tとの関係を図9に示している。比Xが1.6未満の場合(サンプル数14個)、締結状態Aとなり、せん断破壊応力Tは290MPa以下である。比Xが1.6以上2.1未満の場合(サンプル数9個)、締結状態Bとなり、せん断破壊応力Tは400MPa未満である。比Xが2.1以上3.5以下の場合(サンプル数28個)、締結状態Cとなり、せん断破壊応力Tは400MPa以上である。比Xが3.5を超えると(サンプル数2個)、締結状態Dとなり、せん断破壊応力Tは400MPa以上である。 FIG. 9 shows the relationship between the ratio X and the shear fracture stress T obtained by the torsion test. When the ratio X is less than 1.6 (14 samples), the fastening state A is obtained, and the shear fracture stress T is 290 MPa or less. When the ratio X is 1.6 or more and less than 2.1 (9 samples), the fastening state B is obtained, and the shear fracture stress T is less than 400 MPa. When the ratio X is 2.1 or more and 3.5 or less (28 samples), the fastening state C is obtained, and the shear fracture stress T is 400 MPa or more. When the ratio X exceeds 3.5 (two samples), the fastening state D is obtained, and the shear fracture stress T is 400 MPa or more.
以上から、比Xが2.1以上3.5以下という数値範囲を満たしたときのみ、締結状態Cとなり、かつせん断破壊応力Tが400MPa以上となることが見いだされる。 From the above, it is found that only when the ratio X satisfies the numerical range of 2.1 or more and 3.5 or less, the fastening state C and the shear fracture stress T are 400 MPa or more.
これを図8に示した両部品の締結の設計に適用する。歯車構造体1のスプライン軸部3においてモジュールを0.3とし、歯数Z=16とした場合、比X=2.5を選択すると、式(16)から以下のようになる。
このように、図8に示した両部品の場合では、ΔD=0.035mmの締め代を設定することで、安定した締結強度を得ることができる。そのときに得られる回転方向の固定力は、せん断破壊応力Tが被締結部品71のせん断荷重に対する極限強さτmaxと同値であると仮定する。
Thus, in the case of both components shown in FIG. 8, stable fastening strength can be obtained by setting a fastening allowance of ΔD = 0.035 mm. It is assumed that the fixing force in the rotational direction obtained at that time is equal to the ultimate strength τmax of the fastened
被締結部品71の引張強さσBからせん断荷重に対する極限強さτmaxをミーゼスの応力により算出すると、以下のようになる。
式(17)においてT=τmaxとして、締結解除トルクについて解くと、以下のようになる。
これまでに述べた実施形態によれば、以下の効果を得ることができる。
1)歯車構造体1において、歯車部2及びスプライン軸部3を同一の加工基準で加工することができるため、歯車部2に対するスプライン軸部3の同軸度を向上させることができる。
2)スプライン軸部3の加工をホブなどの第2加工工具5により行うため、元となる第2ブランク部3aの直径D3aなどに依存せず、モジュール及び歯数を選択することが容易になる。
3)スプライン軸部3の歯先円直径D3は、歯車部2の歯底円直径D2よりも小さい。そのため、歯車構造体1のスプライン軸部3の、歯車部2の直径に比べて小さな直径を有する穴への圧入を容易に行うことができる。
4)歯車構造体のスプライン軸部を被締結部品に締結した場合に、安定した固定力が得られるような、スプライン軸部及び被締結部品の穴部の締め代を設定することができる。
5)締結部品及び被締結部品の材質及び形状といった条件が変化した場合にも、式(15)により、降伏が生じる最小締め代δ及び比Xを算出して、スプライン締結部の回転方向の捩り試験を数点実施すれば、図9に示した傾向を利用して適切な締め代の管理値を算出できる。これにより、実物評価の回数を低減することができる。
According to the embodiments described so far, the following effects can be obtained.
1) In the
2) Since the processing of the
3) The tip circle diameter D3 of the
4) When the spline shaft portion of the gear structure is fastened to the component to be fastened, it is possible to set a tightening margin for the spline shaft portion and the hole of the fastened component so that a stable fixing force can be obtained.
5) Even when conditions such as the material and shape of the fastening part and the part to be fastened change, the minimum fastening allowance δ and the ratio X at which yielding occurs are calculated according to Equation (15), and the spline fastening portion twists in the rotational direction. If several tests are carried out, an appropriate management value for the allowance can be calculated using the tendency shown in FIG. Thereby, the frequency | count of real thing evaluation can be reduced.
[他の実施形態]
図3において、以下の3点を考慮することがさらに好ましい。
I)シャフト7には、両振りの衝撃荷重が加わるため、回転電機のトルクの4倍以上の締結力が求められる。
II)歯車部2の組立精度は、噛み合わされる従動歯車(不図示)との噛み合いを良好に保つために、同軸度で0.01mm以下程度の高精度組立が求められる。
III)シャフト7を支持する軸受けサイズには制約があるため、シャフト7の外径を比較的小さくする必要がある。そのため、穴部7bの周辺部分の肉厚を薄くせざるを得なくなる。これに起因して、前記周辺部分の収縮応力を十分に得られず、締まり嵌めで固定力を得ることが困難である。
[Other Embodiments]
In FIG. 3, it is more preferable to consider the following three points.
I) Since a double impact load is applied to the
II) As for the assembly accuracy of the
III) Since the bearing size for supporting the
上記IIIについては、前記周辺部分の強度が低いと、圧入時に径方向外側に逃げてしまうため、その分締め代が大きくなってしまう。そこで、図10に示しているように、先端部7aの径方向外側に、ケース6aに取り付けられた外径拡張抑止部品8を設けることができる。これにより、前記周辺部分の外径の拡張を抑止し、先端部7a自体の強度が低い場合でも十分な締結強度を得ることができる。外径拡張抑止部品8の例として、コレットチャック及びメカロックが挙げられる。
With regard to III, if the strength of the peripheral portion is low, it will escape to the outside in the radial direction during press-fitting, and the tightening allowance will increase accordingly. Therefore, as shown in FIG. 10, the outer diameter
被締結部品は、シャフト7の他、平歯車、ハイポイドギヤ、フェースギヤ、ベベルギヤ、ウォームギヤなどの歯車部品とすることもできる。遊星歯車装置のキャリアを被締結部品としてもよい。
The parts to be fastened may be gear parts such as a spur gear, a hypoid gear, a face gear, a bevel gear, and a worm gear in addition to the
歯車部2とスプライン軸部3との間に軸方向の間隔Lを設けてもよい。
An axial distance L may be provided between the
上記において、歯車構造体の特定の実施形態について具体的に説明した。しかし、本発明は、このような実施形態に限定されず、当業者にとって明らかな変更、修正は、全て本発明の技術的範囲に含まれる。 In the above, specific embodiments of the gear structure have been specifically described. However, the present invention is not limited to such an embodiment, and all changes and modifications apparent to those skilled in the art are included in the technical scope of the present invention.
1 歯車構造体
2 歯車部
3 スプライン軸部
4 第1加工工具
5 第2加工工具
6 回転電機
7 シャフト
8 外径拡張抑止部品
1a 一次ブランク
1b 二次ブランク
2a 第1ブランク部
3a 第2ブランク部
6a ケース
7a 先端部
7b 穴部
7c 内壁
7d 雌スプライン歯
7e 雌スプライン歯
7f 雌スプライン歯
31 スプライン歯溝部(雄スプライン歯溝部)
32 スプライン歯(雄スプライン歯)
71 被締結部品
72 穴部
D2 歯車部の歯底円直径
D3 スプライン軸部の歯先円直径
D2a 第1ブランク部の直径
D3a 第2ブランク部の直径
D7b 穴部の直径
D71 被締結部品の外径
D72 穴部の直径
T71 被締結部品の厚さ
L 間隔
S 軸心線
W 締結前の内壁
DESCRIPTION OF
1a Primary blank 1b Secondary blank 2a First
31 Spline tooth groove (male spline tooth groove)
32 spline teeth (male spline teeth)
71 Fastened
D2 Gear root circle diameter D3 Spline shaft circle diameter D2a First blank diameter D3a Second blank diameter D7b Hole diameter
D71 Outer diameter of part to be fastened D72 Diameter of hole T71 Thickness of part to be fastened
L interval
S axis center line
W Inner wall before fastening
Claims (4)
前記歯車部と同軸に設けられているとともに該歯車部から軸方向にずれた位置に設けられ、かつ前記歯車部の歯底円直径よりも小さな歯先円直径となるように複数のスプライン歯が外周面に形成されたスプライン軸部と
を備え、
前記スプライン軸部は、前記歯車構造体が締結される被締結部品に設けられた穴部に圧入されるものであり、
前記歯車構造体の縦弾性係数と前記被締結部品の縦弾性係数とが等しい場合において、前記スプライン軸部の歯先円直径と前記穴部の直径との締め代が、前記スプライン軸部の圧入により前記穴部の内壁の降伏が生じる最小締め代の2.1倍以上3.5倍以下の範囲内に設定されている、歯車構造体。 A gear portion having a plurality of teeth formed on the outer peripheral surface;
A plurality of spline teeth are provided coaxially with the gear portion and provided at a position shifted in the axial direction from the gear portion, and have a tip circle diameter smaller than a tooth root circle diameter of the gear portion. A spline shaft portion formed on the outer peripheral surface ,
The spline shaft part is press-fitted into a hole provided in a fastened part to which the gear structure is fastened.
When the longitudinal elastic modulus of the gear structure is equal to the longitudinal elastic modulus of the fastened part, the interference between the diameter of the tip circle of the spline shaft portion and the diameter of the hole portion is the press-fit of the spline shaft portion. The gear structure is set within a range of 2.1 to 3.5 times the minimum tightening allowance that yields the inner wall of the hole .
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