JPS5914650B2 - 高速歯車伝達装置 - Google Patents
高速歯車伝達装置Info
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- JPS5914650B2 JPS5914650B2 JP54131143A JP13114379A JPS5914650B2 JP S5914650 B2 JPS5914650 B2 JP S5914650B2 JP 54131143 A JP54131143 A JP 54131143A JP 13114379 A JP13114379 A JP 13114379A JP S5914650 B2 JPS5914650 B2 JP S5914650B2
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- input shaft
- gear transmission
- transmission device
- speed
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- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
- F16H1/02—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion
- F16H1/20—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving more than two intermeshing members
- F16H1/22—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving more than two intermeshing members with a plurality of driving or driven shafts; with arrangements for dividing torque between two or more intermediate shafts
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
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- F16H1/02—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion
- F16H1/04—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving only two intermeshing members
- F16H1/12—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving only two intermeshing members with non-parallel axes
- F16H1/14—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving only two intermeshing members with non-parallel axes comprising conical gears only
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Gear Transmission (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】
本発明は高速歯車伝達装置に関するものである。
さらに詳しくは交差する軸の間で動力を高速で伝達する
のに適した高速歯車伝達装置に関するものである。
のに適した高速歯車伝達装置に関するものである。
軸中心方向が交差する関係にある二つの伝達軸の間で動
力を伝達する場合には、一般に傘歯車伝達機構を使用す
ることができる。
力を伝達する場合には、一般に傘歯車伝達機構を使用す
ることができる。
しかしながら、この傘歯車伝達機構はその特性上次の二
つの問題点を有している。
つの問題点を有している。
その第１の問題は、傘歯車の加工設備の制約から、製作
可能な傘歯車の大きさが平歯車のそれに比べてかなり小
さいということである。
可能な傘歯車の大きさが平歯車のそれに比べてかなり小
さいということである。
このように傘歯車の大きさに限界があることは、同時に
傘歯車により伝達しうる動力の大きさにも限界があり、
あまり大きな動力伝達が期待できないということである
。
傘歯車により伝達しうる動力の大きさにも限界があり、
あまり大きな動力伝達が期待できないということである
。
第２の問題は、傘歯車伝達機構では軸方向へのスラスト
荷重が大きいことである。
荷重が大きいことである。
一般にスラスト荷重を支えるためのスラスト軸受は、負
荷容量の大きいものは許容回転数が小さく、逆に許容回
転数の大きいものは負荷容量が小さいという関係を有す
る。
荷容量の大きいものは許容回転数が小さく、逆に許容回
転数の大きいものは負荷容量が小さいという関係を有す
る。
したがって高速伝達用軸受としては、許容回転数の大き
いアンギュラ−玉軸受を使うことが望まれるが、その負
荷容量の小さいことのために軸受寿命からの限界がある
。
いアンギュラ−玉軸受を使うことが望まれるが、その負
荷容量の小さいことのために軸受寿命からの限界がある
。
即ち、長い軸受寿命を維持しながらこの傘歯車伝達機構
により高速伝達（したがって高馬力伝達）を行なうこと
は非常に難しい技術課題とされている。
により高速伝達（したがって高馬力伝達）を行なうこと
は非常に難しい技術課題とされている。
本発明の目的は高速・高馬力伝達用としてすぐれた傘歯
車伝達装置を提供することにある。
車伝達装置を提供することにある。
本発明の他の目的は、比較的小さな傘歯車でありながら
大きな動力を伝達することのできる高速傘歯車伝達装置
を提供することにある。
大きな動力を伝達することのできる高速傘歯車伝達装置
を提供することにある。
本発明のさらに他の目的は軸方向のスラスト荷重をゼロ
又は極めて小さい値にすることのできる高速傘歯車伝達
装置を提供することにある。
又は極めて小さい値にすることのできる高速傘歯車伝達
装置を提供することにある。
本発明のさらに他の目的は軸方向のスラスト荷重を支え
るスラスト軸受として、負荷容量が小さく、許容回転数
の高いアンギューラー玉軸受を使用することを可能にし
、伝達できるトルクは同じでも回転数を上げることによ
り伝達馬力を増やすことを可能にする高速傘歯車伝達装
置を提供することにある。
るスラスト軸受として、負荷容量が小さく、許容回転数
の高いアンギューラー玉軸受を使用することを可能にし
、伝達できるトルクは同じでも回転数を上げることによ
り伝達馬力を増やすことを可能にする高速傘歯車伝達装
置を提供することにある。
上記目的を達成する本発明は、
Ａ 軸方向に摺動可能な軸受で支持された入力軸Ｂ 前
記入力軸に固定され、歯のねじれ方向が互いに反対であ
り、歯数および寸法が同一であり、かつ互いに反対向き
に対面して設けられた一対の駆動側傘歯車、 Ｃ前記一対の駆動側傘歯車の夫々と噛合う二つの被駆動
側傘歯車、 Ｄ 前記二つの被駆動側傘歯車の夫々を固定する一対の
出力軸および、 Ｅ 前記出力軸の夫々を支えるアンギューラー玉軸受か
ら構成される交差する軸の間で動力を伝達する傘歯車伝
達機構であって、しかも前記入力軸に対する前記出力軸
への速度伝達比が１．４５〜１７２．１であり、かつ前
記駆動側傘歯車および被駆動側傘歯車の歯の圧力角α、
ねじれ角βおよび被駆動側傘歯車のピッチ円すい角δが
、次式 で定められる範囲にある高速歯車伝達装置を特徴とする
ものである。
記入力軸に固定され、歯のねじれ方向が互いに反対であ
り、歯数および寸法が同一であり、かつ互いに反対向き
に対面して設けられた一対の駆動側傘歯車、 Ｃ前記一対の駆動側傘歯車の夫々と噛合う二つの被駆動
側傘歯車、 Ｄ 前記二つの被駆動側傘歯車の夫々を固定する一対の
出力軸および、 Ｅ 前記出力軸の夫々を支えるアンギューラー玉軸受か
ら構成される交差する軸の間で動力を伝達する傘歯車伝
達機構であって、しかも前記入力軸に対する前記出力軸
への速度伝達比が１．４５〜１７２．１であり、かつ前
記駆動側傘歯車および被駆動側傘歯車の歯の圧力角α、
ねじれ角βおよび被駆動側傘歯車のピッチ円すい角δが
、次式 で定められる範囲にある高速歯車伝達装置を特徴とする
ものである。
９下、図に示す本発明の実施例によって詳細を説明する
。
。
第１図において、１はギヤボックスであり、２はこのギ
ヤボックス１に円筒コロ軸受３，４を介して支持される
入力軸である。
ヤボックス１に円筒コロ軸受３，４を介して支持される
入力軸である。
円筒コロ軸受３゜４は軸方向に摺動可能な構成となって
おり、このため支持している入力軸２をギヤボックス１
に対してその軸方向への僅かな移動を許容するようにな
っている。
おり、このため支持している入力軸２をギヤボックス１
に対してその軸方向への僅かな移動を許容するようにな
っている。
入力軸２の一端にはカップリング５が装着され、このカ
ップリング５を介し駆動源（図示せず）に連結されてい
る。
ップリング５を介し駆動源（図示せず）に連結されてい
る。
入力軸２の他端には二つの傘歯車６，７がボルト８およ
びナツト９によって固着されている。
びナツト９によって固着されている。
傘歯車６と７との歯は圧力角αおよびねじれ角βを有す
るまがりば傘歯車である。
るまがりば傘歯車である。
この傘歯車６と７とは、歯数および圧力角α、ねじれ角
β、モジュールｍなどの各寸法が全く同一であるが、歯
のねじれ方向のみが互いに反対向きになっている。
β、モジュールｍなどの各寸法が全く同一であるが、歯
のねじれ方向のみが互いに反対向きになっている。
そして、傘歯車６と７とは入力軸２の上において、互い
に□反対向きに、即ち第１図では傘歯車の頂面側を互い
に向き合わ〉せて固着されている。
に□反対向きに、即ち第１図では傘歯車の頂面側を互い
に向き合わ〉せて固着されている。
ギヤボックス１には、上記入力軸２と直交するように互
いに平行な２本の出力軸１０，１１がアンギュラ−玉軸
受１２，１３および円筒コロ軸受１４．１５を介してそ
れぞれ装着されている。
いに平行な２本の出力軸１０，１１がアンギュラ−玉軸
受１２，１３および円筒コロ軸受１４．１５を介してそ
れぞれ装着されている。
そ；れぞれの出力軸１０，１１の上のアンギュラ−玉軸
受１２，１３と円筒コロ軸受１４，１５との間の位置に
は傘歯車１６，１７がボルト１８およびナツト１９によ
って固着されている。
受１２，１３と円筒コロ軸受１４，１５との間の位置に
は傘歯車１６，１７がボルト１８およびナツト１９によ
って固着されている。
傘歯車１６゜１７は上記傘歯車６，７とそれぞれ噛合っ
ており、りそのため圧力角α、ねじれ角β、モジュール
ｍが傘歯車６，７と同じまがりば傘歯車となっている。
ており、りそのため圧力角α、ねじれ角β、モジュール
ｍが傘歯車６，７と同じまがりば傘歯車となっている。
また、傘歯車１６および１７は、上記歯のねじれ方向が
異なる傘歯車６，７に対応して同様に互いにねじれ方向
が異なる関係にある。
異なる傘歯車６，７に対応して同様に互いにねじれ方向
が異なる関係にある。
また傘歯車１６．１７の歯数は速度伝達比に応じて任意
の数に設定されている。
の数に設定されている。
出力軸１０，１１の他端には、それぞれカップリング２
０，２１を介して伝動軸（図示せず）が連結される。
０，２１を介して伝動軸（図示せず）が連結される。
上述の第１図に示す実施態様において、傘歯車・ ６，
７の配置は、頂面側を向き合わせることに代えて、背面
側同士を向き合わせるようにしてもよい。
７の配置は、頂面側を向き合わせることに代えて、背面
側同士を向き合わせるようにしてもよい。
要は、一対の傘歯車６，７が互いに反対向きに配置され
ることである。
ることである。
また、入力軸２と出力軸１０，１１とは必ずしも直交に
限らず、必要により他の角度に交差する関係にすること
も可能である。
限らず、必要により他の角度に交差する関係にすること
も可能である。
また駆動側傘歯車６，７およびこれらと噛合う被駆動側
傘歯車１６，１７は、まがりば傘歯車の代りに同じ圧力
角α、ねじれ角βをもつはすば傘歯車にすることもでき
る。
傘歯車１６，１７は、まがりば傘歯車の代りに同じ圧力
角α、ねじれ角βをもつはすば傘歯車にすることもでき
る。
□ さて上述した傘歯車伝達装置において、入力軸２
を駆動源（図示せず）により駆動すると、入力軸２上の
傘歯車６，７には、傘歯車１６，１７との噛合により軸
方向へのスラスト荷重分力が働くことになる。
を駆動源（図示せず）により駆動すると、入力軸２上の
傘歯車６，７には、傘歯車１６，１７との噛合により軸
方向へのスラスト荷重分力が働くことになる。
しかし、傘歯車６と１６との組と傘歯車７と１７との組
とは歯のねじれ方向が互いに反対方向であり、さらに傘
歯車６と７とは互いに反対向きに配置されているので、
傘歯車６と７との軸方向のスラスト荷重は互いに反対向
になり、互いに打消し合うことになる。
とは歯のねじれ方向が互いに反対方向であり、さらに傘
歯車６と７とは互いに反対向きに配置されているので、
傘歯車６と７との軸方向のスラスト荷重は互いに反対向
になり、互いに打消し合うことになる。
したがって、入力軸２にはスラスト荷重（１実質上負荷
されないことになる。
されないことになる。
なお、この際円筒コロ軸受３，４が軸方向に摺動可能な
構成であるので、２組の傘歯車の間に伝達動力の差が生
じた場合入力軸２が軸方向へ移動してつり合う位置で止
まるようにすることができる。
構成であるので、２組の傘歯車の間に伝達動力の差が生
じた場合入力軸２が軸方向へ移動してつり合う位置で止
まるようにすることができる。
また、出力軸１０，１１にかかるスラスト荷重について
は、本発明者等の検討によれば、傘歯車６．７と傘歯車
１６，１７どの間の速度伝達比、即ち入力軸２に対する
出力軸１０，１１への速度伝達比が１．４５〜１／２．
１であるようにすること、および次の式で定められる要
素Ｒが−０，３２４〜０．１であるように設定すること
により出力軸１０，１１０軸方向のスラスト荷重をゼロ
または極めて小さな値に抑制することができると共に、
出力軸１０゜１１にアンギュラ−玉軸受を使用する場合
において、テーパーコロ軸受など他の軸受を使う場合に
比べて許容伝達馬力を大きくすることができる。
は、本発明者等の検討によれば、傘歯車６．７と傘歯車
１６，１７どの間の速度伝達比、即ち入力軸２に対する
出力軸１０，１１への速度伝達比が１．４５〜１／２．
１であるようにすること、および次の式で定められる要
素Ｒが−０，３２４〜０．１であるように設定すること
により出力軸１０，１１０軸方向のスラスト荷重をゼロ
または極めて小さな値に抑制することができると共に、
出力軸１０゜１１にアンギュラ−玉軸受を使用する場合
において、テーパーコロ軸受など他の軸受を使う場合に
比べて許容伝達馬力を大きくすることができる。
α：傘歯車６，７，１６，１７の歯の圧力角β：傘歯車
６，７，１６，１７の歯のねじれ角δ：傘歯車１６．１
７のピッチ円すい角 上述した速度伝達比およびＲの設定により出力軸１０，
１１の軸方向のスラスト荷重が極めて小さくなり、その
結果負荷容量の小さいアンギュラ−玉軸受１２，１３で
十分にその負荷に耐えることができ、許容回転数が高い
という特性を利用することができる。
６，７，１６，１７の歯のねじれ角δ：傘歯車１６．１
７のピッチ円すい角 上述した速度伝達比およびＲの設定により出力軸１０，
１１の軸方向のスラスト荷重が極めて小さくなり、その
結果負荷容量の小さいアンギュラ−玉軸受１２，１３で
十分にその負荷に耐えることができ、許容回転数が高い
という特性を利用することができる。
即ち、このアンギュラ−玉軸受１２．１３が使われてい
ることにより１０，１１０回転数を上げ、伝達馬力を高
めることが可能となる。
ることにより１０，１１０回転数を上げ、伝達馬力を高
めることが可能となる。
上述の傘歯車伝達装置では、入力軸２の動力を２分し、
一方を傘歯車６と１６との噛合いにより出力軸１０へ、
また他方を傘歯車７と１７との噛合いにより出力軸１１
へ伝達する構成であるので、同一の寸法の１組の傘歯車
伝達機構に比べ２倍の動力伝達を可能にする。
一方を傘歯車６と１６との噛合いにより出力軸１０へ、
また他方を傘歯車７と１７との噛合いにより出力軸１１
へ伝達する構成であるので、同一の寸法の１組の傘歯車
伝達機構に比べ２倍の動力伝達を可能にする。
したがって、傘歯車が加工設備の制約から大型歯車に加
工することができず、大動力の伝達が出来なかったとい
う問題を解決している。
工することができず、大動力の伝達が出来なかったとい
う問題を解決している。
第２図は、本発明の他の実施例を示す傘歯車伝達装置を
示すスケルトンである。
示すスケルトンである。
第２図において、ギヤボックス１０１に収納すれる傘歯
車伝達機構は第１図のそれと同一である。
車伝達機構は第１図のそれと同一である。
即ち、カップリング１１５によって駆動源（図示せず）
に連結された入力軸１０２は円筒コロ軸受１０３．１０
４に支えられると共に、その軸端に一対の傘歯車１０６
，１０７を固着している。
に連結された入力軸１０２は円筒コロ軸受１０３．１０
４に支えられると共に、その軸端に一対の傘歯車１０６
，１０７を固着している。
傘歯車１０６，１０７は歯のねじれ方向が互いに反対で
あり、かつ互いに反対向きに対面して配置されている。
あり、かつ互いに反対向きに対面して配置されている。
これら傘歯車１０６，１０７にはそれぞれ傘歯車１１６
，１１７が噛合っており、この傘歯車１１６，１１７の
それぞれはアンギュラ−玉軸受１１２，１１３および円
筒コロ軸受１１４゜１１５により支えられている中間軸
１１３，１１１に固着されている。
，１１７が噛合っており、この傘歯車１１６，１１７の
それぞれはアンギュラ−玉軸受１１２，１１３および円
筒コロ軸受１１４゜１１５により支えられている中間軸
１１３，１１１に固着されている。
中間軸１１０，１１１はそれぞれカップリング１２０．
１２１により次の中間軸１２２ 、１２３に連結され、
さらにカップリング１２４ 、１２５によりギヤボック
ス２０１に設けられた中間軸２１０．２１１ に連結
される。
１２１により次の中間軸１２２ 、１２３に連結され、
さらにカップリング１２４ 、１２５によりギヤボック
ス２０１に設けられた中間軸２１０．２１１ に連結
される。
中間軸２１０，２１１はアンギュラ−玉軸受２１２，２
１３および円筒コロ軸受２１４，２１５に支えられると
共に、その上に傘歯車２１６，２１７を固着している。
１３および円筒コロ軸受２１４，２１５に支えられると
共に、その上に傘歯車２１６，２１７を固着している。
傘歯車２１６，２１７はそれぞれ傘歯車２０６．２０７
と噛合い、この傘歯車２０６．２０７は円筒コロ軸受２
０３，２０４に支えられている出力軸２０２に固着され
ている。
と噛合い、この傘歯車２０６．２０７は円筒コロ軸受２
０３，２０４に支えられている出力軸２０２に固着され
ている。
ギヤボックス２０１内における傘歯車２１６，２１７お
よび傘歯車２０６，２０７と噛合いは上述のギヤボック
ス１０１内における傘歯車伝達機構と同じであり、傘歯
車２０６，２０７は歯のねじれ方向が互いに反対であり
、かつ互いに反対向きとなるように対面して配置されて
いる。
よび傘歯車２０６，２０７と噛合いは上述のギヤボック
ス１０１内における傘歯車伝達機構と同じであり、傘歯
車２０６，２０７は歯のねじれ方向が互いに反対であり
、かつ互いに反対向きとなるように対面して配置されて
いる。
したがって、入力軸１０２および出力軸２０２には軸方
向のスラスト荷重が事実上負荷されない構造となってい
る。
向のスラスト荷重が事実上負荷されない構造となってい
る。
また中間軸１１０，１１１および２１０，２１１も前述
した第１図の実施態様に・おける速度伝達比およびＲを
設定することにより、軸方向のスラスト荷重を極めて小
さくしている。
した第１図の実施態様に・おける速度伝達比およびＲを
設定することにより、軸方向のスラスト荷重を極めて小
さくしている。
したがって、入力軸１０２から出力軸２０２に高速の高
馬力動力伝達を可能にする。
馬力動力伝達を可能にする。
第２図の傘歯車伝達装置は、半没水船におけるエンジン
の動力を推進器に伝達するために用いると、据付場所を
コンパクトにし、かつ回転数を上げ、伝達馬力を増やす
ために有利である。
の動力を推進器に伝達するために用いると、据付場所を
コンパクトにし、かつ回転数を上げ、伝達馬力を増やす
ために有利である。
上述したように本発明の高速歯車伝達装置によると、入
力軸および出力軸の軸方向のスラスト荷重をゼロ又は極
めて小さい値にすることが可能となり、それ酸スラスト
軸受として負荷容量は小さいが許容回転数の大きいアン
ギュラ−玉軸受の使用を可能にして伝達できるトルクは
同じでも回転数を上げることにより伝達馬力を増やすこ
とを可能にする。
力軸および出力軸の軸方向のスラスト荷重をゼロ又は極
めて小さい値にすることが可能となり、それ酸スラスト
軸受として負荷容量は小さいが許容回転数の大きいアン
ギュラ−玉軸受の使用を可能にして伝達できるトルクは
同じでも回転数を上げることにより伝達馬力を増やすこ
とを可能にする。
したがって、高速・高馬力伝達用としてすぐれた傘歯車
伝達装置が提供される。
伝達装置が提供される。
実施例
第１図に示す傘歯車伝達装置において、まがりば傘歯車
６，７，１６，１７の歯の圧力角αを２０゜ねじれ角β
を３５°に設定し、まがりば傘歯車１６．１７のピッチ
円すい角δを種々変化させることによりその速度伝達比
を変えた場合について入力軸２を支える円筒コロ軸受３
，４および出力軸１０，１１をそれぞれ支えるアンギュ
ラ−玉軸受１２，１３０許容伝達馬力を計算した。
６，７，１６，１７の歯の圧力角αを２０゜ねじれ角β
を３５°に設定し、まがりば傘歯車１６．１７のピッチ
円すい角δを種々変化させることによりその速度伝達比
を変えた場合について入力軸２を支える円筒コロ軸受３
，４および出力軸１０，１１をそれぞれ支えるアンギュ
ラ−玉軸受１２，１３０許容伝達馬力を計算した。
ここで軸受寿命は４年間使用するとして１２．０ＯＯｈ
ｒｓとし、傘歯車のピッチコーンディスタンス４１５ｍ
ｍ。
ｒｓとし、傘歯車のピッチコーンディスタンス４１５ｍ
ｍ。
モジュールを１３．歯幅な１００朋とした。
第３図は上記計算によって得られた結果をグラフに示し
たものであり、横軸に速度伝達比ｉを、縦軸に軸受１個
当りの許容伝達馬力Ｐａを示した。
たものであり、横軸に速度伝達比ｉを、縦軸に軸受１個
当りの許容伝達馬力Ｐａを示した。
第３図において、カーブＡはアンギュラ−玉軸受１２．
１３の許容伝達馬力の変化を示すものであり、カーブＣ
は円筒コロ軸受３，４の許容伝達馬力の変化を示す。
１３の許容伝達馬力の変化を示すものであり、カーブＣ
は円筒コロ軸受３，４の許容伝達馬力の変化を示す。
第３図から明らかであるように出力軸のアンギュラ−玉
軸受の許容伝達馬力は速度伝達比が小さくなるに従い増
加する傾向を示しているのに対し、入力軸の円筒コロ軸
受は逆の傾向を示している。
軸受の許容伝達馬力は速度伝達比が小さくなるに従い増
加する傾向を示しているのに対し、入力軸の円筒コロ軸
受は逆の傾向を示している。
したがって、速度伝達比が１．４５〜１／２．１の間で
あれば双方に満足する高い許１容伝達馬力の得られるこ
とがわかる。
あれば双方に満足する高い許１容伝達馬力の得られるこ
とがわかる。
第３図においてカーブＤはアンギュラ−玉軸受１２．１
３に代えて、テーパーコロ軸受を用いた場合のその軸受
の許容伝達馬力の変化を示している。
３に代えて、テーパーコロ軸受を用いた場合のその軸受
の許容伝達馬力の変化を示している。
図から明らかなように、■、４５〜１／２．１の速度；
伝達比の範囲において、アンギュラ−玉軸受の許容伝達
馬力がテーパーコロ軸受のそれよりも高いことがわかる
。
伝達比の範囲において、アンギュラ−玉軸受の許容伝達
馬力がテーパーコロ軸受のそれよりも高いことがわかる
。
第１図は本発明の実施例を示す高速歯車伝達装置の縦断
面図、第２図は本発明の他の実施例を示す高速歯車伝達
装置のスケルトン図、第３図は高速歯車伝達装置におけ
る速度伝達比と許容伝達馬力との関係を示すグラフであ
る。 ２・・・・・・入力軸、３，４・・・・・・円筒コロ軸
受、６゜； ７・・・・・・駆動側傘歯車、１０，１１
・・・・・・出力軸、１２．１３・・・・・・アンギュ
ラ−玉軸受、１６，１７・・・・・・被駆動側傘歯車。
面図、第２図は本発明の他の実施例を示す高速歯車伝達
装置のスケルトン図、第３図は高速歯車伝達装置におけ
る速度伝達比と許容伝達馬力との関係を示すグラフであ
る。 ２・・・・・・入力軸、３，４・・・・・・円筒コロ軸
受、６゜； ７・・・・・・駆動側傘歯車、１０，１１
・・・・・・出力軸、１２．１３・・・・・・アンギュ
ラ−玉軸受、１６，１７・・・・・・被駆動側傘歯車。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ 軸受３，４を介して軸方向に摺動可能に支持された
入力軸２と、この入力軸２と直交し、かつアンギューラ
ー玉軸受１２，１３を介して支持された出力軸１０，１
１とを駆動側傘歯車６，７と被駆動側傘歯車１６．１７
とを介して伝達するように構成した高速歯車伝達装置に
おいて、前記入力軸２に、歯のねじれ方向が互いに反対
であり、歯数及び寸法が同一であって、かつ互いに反対
向きに対面して設けられた一対の駆動側傘歯車６゜７を
固定して設け、前記出力軸２に、前記一対の駆動側傘歯
車６，７と各々噛合する一対の被駆動側傘歯車１６，１
７を固定して設けたことを特徴とする高速歯車伝達装置
。 ２ 駆動側傘歯車６，７及び被駆動側傘歯車１６゜１７
が、まがりば傘歯車である特許請求の範囲第１項に記載
の高速歯車伝達装置。 ３ 駆動側傘歯車６，７及び被駆動側傘歯車１６゜１７
が、はすば傘歯車である特許請求の範囲第１項に記載の
高速歯車伝達装置。 ４ 人力軸２を支える軸受３，４が、円筒コロ軸受であ
る特許請求の範囲第１項に記載の高速歯車伝達装置。
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP54131143A JPS5914650B2 (ja) | 1979-10-11 | 1979-10-11 | 高速歯車伝達装置 |
| US06/094,877 US4287790A (en) | 1979-10-11 | 1979-11-16 | High-speed bevel gear transmission system |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP54131143A JPS5914650B2 (ja) | 1979-10-11 | 1979-10-11 | 高速歯車伝達装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS5655741A JPS5655741A (en) | 1981-05-16 |
| JPS5914650B2 true JPS5914650B2 (ja) | 1984-04-05 |
Family
ID=15050999
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP54131143A Expired JPS5914650B2 (ja) | 1979-10-11 | 1979-10-11 | 高速歯車伝達装置 |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4287790A (ja) |
| JP (1) | JPS5914650B2 (ja) |
Families Citing this family (17)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| GB2176459A (en) * | 1985-06-14 | 1986-12-31 | Grace W R & Co | Taped bag chain with cassette |
| FR2593257B1 (fr) * | 1986-01-21 | 1990-11-02 | Sopiv | Renvoi d'angle pour transmissions mecaniques |
| US4815335A (en) * | 1986-12-15 | 1989-03-28 | Kurtossy Csaba G | Continuously variable power converter |
| DE3801434A1 (de) * | 1988-01-20 | 1989-08-03 | Leybold Ag | Mehrfach-winkelgetriebe |
| US4896484A (en) * | 1988-09-02 | 1990-01-30 | Ford New Holland, Inc. | Split cutterbar drive mechanism |
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| DE19525831A1 (de) * | 1995-07-15 | 1997-01-16 | Zahnradfabrik Friedrichshafen | Planetengetriebe |
| US5669213A (en) * | 1995-11-03 | 1997-09-23 | Allied Products Corporation | Counterrotation mulching mower |
| US5809765A (en) * | 1997-03-17 | 1998-09-22 | Allied Products Corporation | Counterrotation mulching mower and blade assembly |
| US6855087B2 (en) * | 2002-11-19 | 2005-02-15 | Visteon Global Technologies, Inc. | Axle assembly |
| EP1873373B1 (en) * | 2006-06-30 | 2011-10-19 | Honda Motor Co., Ltd. | Marine propulsion machine having drive shaft |
| CN201840427U (zh) * | 2010-10-11 | 2011-05-25 | 洋通工业股份有限公司 | 驱动模块 |
| US9097186B2 (en) | 2012-01-29 | 2015-08-04 | United Technologies Corporation | Bevel gear arrangement for axial accessory gearbox |
| CN102619930B (zh) * | 2012-04-10 | 2014-10-22 | 新疆胜凯采棉机制造有限公司 | 采摘装置动力齿轮箱 |
| US8973465B2 (en) * | 2012-07-20 | 2015-03-10 | United Technologies Corporation | Gearbox for gas turbine engine |
| CN103018042A (zh) * | 2012-12-20 | 2013-04-03 | 中国船舶重工集团公司第七�三研究所 | 一种斜齿轮推力锥平衡装置封闭式轴向加载试验装置 |
| US20150075325A1 (en) * | 2013-09-17 | 2015-03-19 | Illinois Tool Works Inc. | Synchronized dual drive gear assemblies and methods |
Family Cites Families (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US1513945A (en) * | 1917-06-16 | 1924-11-04 | Packard Motor Car Co | Gear driving mechanism |
| US2192146A (en) * | 1938-11-29 | 1940-02-27 | Nightenhelser Bert | Power take-off drive |
| US3112728A (en) * | 1961-10-02 | 1963-12-03 | Krause Albert | Twin screw power motor boat and transmission control |
| US3478620A (en) * | 1967-10-06 | 1969-11-18 | Outboard Marine Corp | Marine propulsion unit with dual drive shafts and dual propeller shafts |
-
1979
- 1979-10-11 JP JP54131143A patent/JPS5914650B2/ja not_active Expired
- 1979-11-16 US US06/094,877 patent/US4287790A/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS5655741A (en) | 1981-05-16 |
| US4287790A (en) | 1981-09-08 |
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