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, Patent Document 1 describes a small-diameter gear having a gear portion having a plurality of teeth on the outer peripheral surface and a connecting portion having a groove portion on the outer peripheral surface. The said groove part is formed in the position which overlaps with the extension line of the tooth groove of a gear part in radial direction. The connection part provided with such a groove part is press-fitted into a connection hole provided in the large-diameter gear.

特開２００９−４１６７４号公報JP 2009-41474 A

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 Patent Document 1 is formed at a position that overlaps the extension line of the tooth groove of the gear portion in the radial direction. Therefore, when the diameter of the gear portion is relatively large, the diameter of the connecting portion is correspondingly increased. As a result, it has been difficult to press-fit the connecting portion into the connecting hole having a smaller diameter than the diameter of the gear portion.

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.

歯車構造体の説明図である。It is explanatory drawing of a gear structure. 歯車構造体の製造工程を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the manufacturing process of a gear structure. 回転電機のシャフトに締結された歯車構造体を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the gear structure fastened by the shaft of the rotary electric machine. 締結状態をまとめた表である。It is the table | surface which put together the fastening state. 式（１５）の導出過程を示す第１の説明図である。It is the 1st explanatory view showing the derivation process of a formula (15). 式（１５）の導出過程を示す第２の説明図である。It is the 2nd explanatory view showing the derivation process of a formula (15). 式（１５）の導出過程を示す第３の説明図である。It is the 3rd explanatory view showing the derivation process of a formula (15). 歯車構造体の一例及び該歯車構造体が締結される被締結部品の一例の説明図である。（ａ）は材料物性値を示している。（ｂ）は形状を示している。It is explanatory drawing of an example of a to-be-fastened part by which an example of a gear structure and this gear structure are fastened. (A) shows material property values. (B) has shown the shape. 比Ｘとせん断破壊応力Ｔとの関係を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows the relationship between ratio X and the shear fracture stress T. FIG. 他の実施形態を示す説明図である。It is explanatory drawing which shows other embodiment.

［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 gear structure 1 includes a gear portion 2 having a plurality of teeth formed on the outer peripheral surface, and a spline shaft portion 3 having a plurality of spline teeth formed on the outer peripheral surface. . The spline shaft portion 3 is provided coaxially with the gear portion 2 and is provided at a position shifted in the axial direction from the gear portion 2. The tip circle diameter D3 of the spline shaft portion 3 is smaller than the root circle diameter D2 of the gear portion 2.

［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 gear structure 1 is shown in FIG. FIG. 1A shows a primary blank 1 a that is the basis of the gear structure 1. The primary blank 1 a includes a first blank portion 2 a that is a base of the gear portion 2 and a second blank portion 3 a that is a base of the spline shaft portion 3. The first blank portion 2a and the second blank portion 3a are provided coaxially. That is, the first blank portion 2a and the second blank portion 3a have a common axis S. The diameter D3a of the second blank portion 3a is smaller than the diameter D2a of the first blank portion 2a.

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 blanking portion 2a is cut with the first machining tool 4 such as a hob as a reference. Thereby, the gear part 2 is formed. As an example, the diameter of the first processing tool 4 is 25 mm, and the module is 0.6. This gear cutting is performed so that the root circle diameter D2 of the gear portion 2 is larger than the diameter D3a of the second blank portion 3a. Thus, the secondary blank 1b provided with the gear part 2 and the 2nd blank part 3a is obtained.

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 blanking portion 3a is geared using the second machining tool 5 such as a hob and the axial center line S as a reference. Thereby, the spline shaft part 3 is formed. As an example, the diameter of the 2nd processing tool 5 is 19 mm, and a module is 0.3. The tip circle diameter D3 of the spline shaft portion 3 is equal to the diameter D3a of the second blank portion 3a. As described above, the gear structure 1 including the gear portion 2 and the spline shaft portion 3 is manufactured.

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 gear portion 2 and the spline shaft portion 3 are both the shaft center line S and are the same. Therefore, the coaxiality of the gear part 2 and the spline shaft part 3 can be made favorable.

［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 gear structure 1 is fastened to a shaft (or rotating shaft) 7 of a rotating electrical machine 6 such as an electric motor. The shaft 7 is provided such that the tip 7 a protrudes outward from the case 6 a of the rotating electrical machine 6. The tip 7a is provided with an axial hole 7b. The gear structure 1 is fastened to the shaft 7 by press-fitting the spline shaft portion 3 of the gear structure 1 into the hole 7b. A tightening margin is provided in the hole 7b and the spline shaft portion 3. That is, the diameter D7b of the hole 7b is smaller than the tip circle diameter D3 of the spline shaft portion 3. The difference between both diameters is the tightening value.

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 spline shaft portion 3 is smaller than the root circle diameter D2 of the gear portion 2. As a result, the diameter D7b of the hole 7b is smaller than the root circle diameter D2 of the gear portion 2. The gear structure 1 can be fastened to the shaft 7 having such a hole 7b.

［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 spline shaft portion 3 and the tip portion 7a. When the fastening allowance is too small, the fastening state as shown in the fastening state A or B in FIG. In the fastening state A, the inner wall 7c of the hole 7b does not yield, and the material of the shaft 7 does not enter the spline tooth groove 31 in the spline shaft portion 3. The tip surface of the spline tooth 32 of the spline shaft portion 3 remains in contact with the inner wall 7c. Therefore, the fastening strength in the fastening state A is not sufficient. Hereinafter, the spline tooth groove portion 31 is also referred to as a male spline tooth groove portion 31, and the spline tooth 32 is also referred to as a male spline tooth 32.

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 inner wall 7c yields and plastic deformation is performed so that a part of the material of the shaft 7 enters the male spline tooth groove 31. As a result, female spline teeth 7d are formed. However, since the amount of penetration is not sufficient, the height of the female spline teeth 7d is relatively low, and it cannot be said that the female spline teeth 7d and the male spline teeth 32 are engaged with each other. Therefore, the fastening strength in the fastening state B is not sufficient.

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 inner wall 7c yields and is greatly plastically deformed compared to the inner wall (reference numeral W) before fastening. Specifically, a part of the inner wall 7c is plastically deformed so as to be depressed radially outward by being pushed by the male spline teeth 32, and the other part is plastically deformed so as to bulge radially inward. The male spline tooth groove 31 is inserted. By such two types of plastic deformation, the female spline teeth 7e meshing with the male spline teeth 32 are formed. However, the entire male spline tooth groove 31 is not filled with the female spline teeth 7e. In such a fastening state C, sufficient fastening strength can be obtained.

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 inner wall 7c yields and is more plastically deformed than in the fastening state C. The entire male spline tooth groove portion 31 is filled with the female spline teeth 7f generated by this plastic deformation. That is, the fitting form is small diameter matching. The fastening strength is about the same as the fastening state C. However, the fastening assembly part is assembled on the basis of the bottom of the male spline tooth 32, and the assembly reference of the fastening assembly part is the tip of the female spline tooth 7f formed by plastic deformation. The assembly accuracy of the fastening assembly part is significantly reduced.

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 shaft 7 to enter the male spline tooth groove 31, the compressive stress generated on the contact surface of the inner wall 7 c with the spline shaft portion 3 must be equal to or greater than the yield stress of the material of the shaft 7. Furthermore, in order to form the female spline teeth 7e so as to mesh with the male spline teeth 32 as shown as the fastening state C, the yield stress or more is increased to the outside in the radial direction on the inner wall 7c of the hole 7b. There must be a compressive force.

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。

Figure 0006430242
First, the minimum tightening allowance δ at which yielding occurs is calculated by the following equation (15) derived by the derivation process shown in FIGS. Since it is difficult to calculate the compressive stress of the contact surface in the fastened state, δ is calculated on the premise of a simple round hole and round shaft interference fit.
Figure 0006430242

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 spline shaft portion 3, and the fastening part corresponds to the shaft 7.

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。

Figure 0006430242
Further, a ratio X between the interference allowance ΔD actually provided and δ calculated by the equation (15) is determined as follows.
Figure 0006430242

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 gear structure 1, chrome molybdenum steel SCM415 was adopted. The gear structure 1 is manufactured by carburizing and quenching, and the module of the spline shaft portion 3 is 0.3.

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 component 71 has a disk shape, and a hole 72 is provided at the center. The outer diameter D71 of the fastened component 71 is 30 mm, and the diameter D72 of the hole 72 is 7 mm. The thickness T71 of the fastened component 71 was 8 mm. Carbon steel S45C was adopted as the material of the fastened part 71.

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。

Figure 0006430242
On the other hand, 53 actual fastening allowances ΔD were set, and a sample of the gear structure 1 having the spline shaft portion 3 corresponding to each ΔD was manufactured. Then, each sample was fastened to the fastened component 71. Thereafter, the fastening portion was broken by a torsion test. By dividing the fastening release torque at this time by the radius of the fastening portion (a value half of the tip diameter D3 of the spline shaft portion 3) and the sum of the cross-sectional areas of the female spline teeth, the female spline teeth The shear fracture stress T of the female spline material that can be received per unit area was determined. That is, T is as follows.
Figure 0006430242

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。

Figure 0006430242
This is applied to the design for fastening both parts shown in FIG. When the module is set to 0.3 and the number of teeth Z = 16 in the spline shaft portion 3 of the gear structure 1, when the ratio X = 2.5 is selected, the following is obtained from the equation (16).
Figure 0006430242

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 component 71 with respect to the shear load.

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。

Figure 0006430242
When the ultimate strength τmax with respect to the shear load is calculated from the tensile strength σB of the fastened part 71 by the Mises stress, the following is obtained.
Figure 0006430242

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。

Figure 0006430242
Solving for the fastening release torque with T = τmax in equation (17), the following is obtained.
Figure 0006430242

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 gear structure 1, since the gear portion 2 and the spline shaft portion 3 can be machined with the same machining standard, the coaxiality of the spline shaft portion 3 with respect to the gear portion 2 can be improved.
2) Since the processing of the spline shaft portion 3 is performed by the second processing tool 5 such as a hob, it becomes easy to select the module and the number of teeth without depending on the diameter D3a of the original second blank portion 3a. .
3) The tip circle diameter D3 of the spline shaft portion 3 is smaller than the root circle diameter D2 of the gear portion 2. Therefore, it is possible to easily press-fit the spline shaft portion 3 of the gear structure 1 into a hole having a smaller diameter than the diameter of the gear portion 2.
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 shaft 7, a fastening force that is four times or more the torque of the rotating electrical machine is required.
II) As for the assembly accuracy of the gear portion 2, a high-precision assembly with a coaxial degree of about 0.01 mm or less is required in order to maintain good engagement with a driven gear (not shown) to be engaged.
III) Since the bearing size for supporting the shaft 7 is limited, the outer diameter of the shaft 7 needs to be relatively small. Therefore, the thickness of the peripheral part of the hole 7b must be reduced. Due to this, it is difficult to obtain sufficient shrinkage stress in the peripheral portion, and it is difficult to obtain a fixing force by an interference fit.

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 expansion inhibiting component 8 attached to the case 6a can be provided on the radially outer side of the tip end portion 7a. Thereby, expansion of the outer diameter of the peripheral portion can be suppressed, and sufficient fastening strength can be obtained even when the strength of the tip portion 7a itself is low. Examples of the outer diameter expansion inhibiting component 8 include a collet chuck and a mechanical lock.

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 shaft 7. The carrier of the planetary gear device may be a fastened part.

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 gear portion 2 and the spline shaft portion 3.

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 SYMBOLS 1 Gear structure 2 Gear part 3 Spline shaft part 4 1st processing tool 5 2nd processing tool 6 Rotary electric machine 7 Shaft 8 Outer diameter expansion suppression part

1a Primary blank 1b Secondary blank 2a First blank part 3a Second blank part

6a Case 7a Tip 7b Hole 7c Inner wall 7d Female spline teeth 7e Female spline teeth 7f Female spline teeth

31 Spline tooth groove (male spline tooth groove)
32 spline teeth (male spline teeth)

71 Fastened parts 72 Hole

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)

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。 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 . 前記被締結部品が回転電機の回転軸である、請求項１に記載の歯車構造体。 The gear structure according to claim 1 , wherein the fastened part is a rotating shaft of a rotating electrical machine. 前記被締結部品が、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である、請求項１に記載の歯車構造体。 The gear structure according to claim 1 , wherein the fastened part is a gear part including a spur gear, a hypoid gear, a face gear, a bevel gear, and a worm gear. 前記被締結部品が遊星歯車装置のキャリアである、請求項１に記載の歯車構造体。 The gear structure according to claim 1 , wherein the fastened component is a carrier of a planetary gear device.
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