第7回伝達装置（歯車装置） - shimane-u.ac.jpshutingli/me7.pdfshimane university, machine...

歯車とは

① 減速・増速運動は機械の最も重要な運動の一つ

② 歯車は機械の減速・増速を実現させる重要な機械要素の一つ

③ 歯車性能（振動・騒音・効率・伝達精度など）と寿命（強度）は機械装置の性能と寿命に直接に影響を与えている

④ 歯車の設計・製造技術は機械産業の基盤となり、極めて重要な技術の一つである

大歯車

小歯車

第７回伝達装置（歯車装置）

Shimane University, Machine Design Lab. 2017/3

A pair of spur gears.avi

A pair of spur gears.avi

http://www.youtube.com/watch?v=N9wL7OGrGO8

１．歯車の役割

http://www.youtube.com/watch?v=vBm-SzO3ggE

デフギア機構のYoutube映像

車の後輪駆動用デファレンシャルギア

（１）車における歯車の役割

出典:http://ja.wikipedia.org/wiki/%E5%B7%AE%E5%8B%95%E8%A3%85%E7%BD%AE


http://www.youtube.com/watch?v=N9wL7OGrGO8

http://www.youtube.com/watch?v=vBm-SzO3ggE

http://www.youtube.com/watch?v=6Oabw1Jp5cg

（２）風力発電装置における歯車の役割

出典：機械伝動（中国語）、2011年10月第３５巻

歯車増速機発電機

増速機

発電機

回転翼

10～15rpm

増速比1001000～1500rpm

（３）新幹線における歯車の役割

歯車減速機

車輪

車輪

モータ

新幹線車両の台車

出典：図解・鉄道の科学宮本昌幸著講談社


（４）航空機における歯車の役割

三菱重工㈱様開発中のMRJ飛行機用遊星歯車装置

出典： NIKKEI MONOZUKURI May 2008 P36-39


エンジン平歯車傘歯車

主回転翼

尾部回転翼

軸

傘歯車

出典：公開特許公報、改良型ヘリコプター用トランスミッション、特開2007-10144、日本国特許庁

（５）ヘリコプターの動力伝達システム歯車の役割


平歯車

内歯車

はすば歯車

やまば歯車

傘歯車

フェースギヤ

まがりば傘歯車

ねじ歯車

ハイプイドギヤ

ウォームギヤ

ラック

食い違い軸の歯車交差軸の歯車平行軸の歯車

はすばラック


２．歯車の種類及び分類

𝜔1, 𝜔2 ：角速度𝑟1, 𝑟2 ：半径（ピッチ円半径）

●P

r2

r1

一対の円板による摩擦伝達：

P：ピッチ点

歯車伝達：

P：ピッチ点（接触点）

速比：

接触円

速比：

大きな力を伝達できない大きな力を伝達できる

𝑖 =𝜔1

𝜔2=𝑟2𝑟1

𝑖 =𝜔1

𝜔2=𝑟2𝑟1=𝑧1𝑧2

𝜔1, 𝜔2 ：角速度𝑟1, 𝑟2 ：ピッチ円の半径


３．一対の平歯車のピッチ円とピッチ点

ピッチ円、歯数とモジュールの関係：

𝑑1，𝑑2：歯車１と２のピッチ円直径；

𝑧1、 𝑧2：歯車１と２の歯数

モジュールの定義：

and

（１）

（２）

一対の歯車のかみあう条件：

歯車１と２のモジュールが等しくならなければならない。

モジュールはJIS規格の標準値を使用：

第１系列0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.8 1 1.25 1.5 2 2.5 34 5 6 8 10 12 16 20 25 32 40 50

第２系列0.15 0.25 0.35 0.45 0.55 0.7 0.75 0.9 1.75 2.252.75 3.5 4.5 5.5 7 9 11 14 18 22 28 36 45

第３系列 0.65 3.25 3.75 6.5

𝑚 =𝑑1𝑧1

𝑚 =𝑑2𝑧2

𝑑1 = 𝑚 × 𝑧1

𝑑2 = 𝑚 × 𝑧2


４．歯車の歯数とモジュール

ダイヤメトラルピッチ（DP）


インチ製歯車の歯の大きさを表すものである。特にアメリカなどの国に使用されている。

ダイヤメトラルピッチ=Diametral Pitch (DP)

𝐷𝑃 =歯数𝑍

基準円直径𝑑(単位：in)

in＝インチ； 1in=25.4mm

𝑚 =25.4

𝐷𝑃(mm)

𝐷𝑃 =25.4

𝑚

Adden

dum

Ded

end

um

km

km

c m

k

歯底円直径=ピッチ円直径－2 ×歯元のたけ=mz-2(1.25m)=(z-2×1.25)m

歯先円直径=ピッチ円直径＋2×歯末のたけ=mz+2m=(z+2)m

歯元のたけ=m+0.25m=1.25m

歯末のたけ=m

全歯たけ=(m+m+0.25m)=2.25m

頂げき：c=0.25m

有効歯たけ：he=m+m=2m

標準歯車の場合（K=1）

頂げきC


歯先円直径

歯末のたけ歯元のたけ

５．歯車の歯の構成（歯先円、歯元円、歯たけ）

K=歯たけ係数

低歯歯たけ係数𝐾 < 1歯末のたけ＜m

（ m=モジュール）

並歯：歯たけ係数𝐾 = 1歯末のたけ=m

高歯：歯たけ係数𝐾 > 1歯末のたけ>m

（スプライン締結）

（最も一般的に使用されているもの）

（航空機に使用）

６．並歯・低歯・高歯歯車の定義


インボリュート曲線とは：図１のように巻き付けた糸をたわませずに巻きほこしていった時、糸の先端が描く曲線a0, a1, a2…, anである。この基となる円を基礎円と呼ぶ。

図１インボリュート曲線の発生図２インボリュート曲線を用いた歯車の歯形

インボリュート曲線

歯車の歯


７．歯車の歯形曲線：インボリュート曲線

図１インボリュート曲線

特徴：1. インボリュート曲線上の点の垂線は基礎円と接し、その点から接点までの長さ＝曲率半径

2.

……………

基礎円


糸

糸

糸糸

糸糸

糸

糸の先端

歯車の歯形はなぜインボリュート曲線であるか？

𝑎3𝑏3 = 𝑎0𝑏3

𝑎1𝑏1 = 𝑎0𝑏1

𝑎2𝑏2 = 𝑎0𝑏2


８．インボリュート曲線の特徴

図２インボリュート関数の導き

図２において、点Pにおける曲率半径をρとすれば、下記の式が得られる。

また、次のような式が得がれる。

ただし、𝛼 ＝圧力角度；

𝑟𝑔 ＝基礎円半径(mm)

この𝜽をインボリュート関数と呼ぶ。式（５）のように表現する。

直角三角形OIPにおいて、次（３）が得がれる。

（１）

（２）

（３）

（２）と（３）を（１）に代入し、式（４）が得がれる。

（４）

（５）


𝜽 = 𝐭𝐚𝐧𝜶 − 𝜶

𝒊𝒏𝒗𝜶 = 𝜽 = 𝐭𝐚𝐧𝜶 − 𝜶

𝜌 = 𝐼𝑃 = 𝐼𝐴

𝐼𝐴 = (𝛼 + 𝜃)𝑟𝑔

𝐼𝑃 = 𝑟𝑔 tan 𝛼 = 𝜌


９．インボリュート関数

１０．ラックによる歯車の歯の加工（創成運動）

ラック

創成された歯車の歯形

ラックの直線運動

円板の回転運動

𝑽 = 𝝎 × 𝒓

𝝎𝒓

歯車

ラックによる歯の創成運動（動画）Shimane University, Machine Design Lab. 2017/3

http://upload.wikimedia.org/wikipedia/commons/2/23/Profile_shift.gif

mm

one pitch

0.5πm 0.5πm

20°

Pitch Line

0.25m

0.25m

(πｍ)

0.375m

１１．ラック上の点と加工された歯形上の点の対応関係

ラックの歯形歯車の歯形

ピッチ点ピッチ点

台形の傾斜角度ピッチ点における圧力角度（標準の場合＝20度）

歯先（Ck 部）頂げき部

歯末のたけ（Ck部を除く）歯元のたけ（頂げき部を除く）

歯元のたけ（m）歯末のたけ(m)

基準ピッチ線ピッチ円

ピッチ円周ピッチmt 0

歯の歯末部分を加工

歯の歯元部分を加工

歯の頂げき部分を加工

基準ピッチ線

基準ピッチ点

ラックの構造設計


法線ピッチ𝑡𝑒＝法線方向に沿って測ったピッチ

円周ピッチ𝑡＝円周上に沿って測ったピッチ

円周ピッチの計算式：

法線ピッチの計算式：

法線ピッチと円周ピッチの関係：𝒓＝ピッチ円半径

𝒓𝒈＝基礎円半径

（１）

（２）

（４）

（３）

𝑡𝑒 = 𝑡 cos 𝛼 = 𝜋𝑚 cos 𝛼

𝑡 =2𝜋𝑟

𝑧

𝑡𝑒 =2𝜋𝑟𝑔

𝑧

𝑟𝑔 = 𝑟 cos 𝛼


１２．歯の法線ピッチと円周ピッチ

1. ピッチ点Pを通った基礎円の接線＝作用線2. 作用線の傾き角度＝ピッチ点Pの圧力角度3. 標準歯車の場合には、

𝑟𝑔1, 𝑟𝑔2：歯車１と２の基礎円半径

𝑟1, 𝑟2：歯車１と２のピッチ円半径

𝛼＝ピッチ点Pにおける圧力角

（１）

（２）

圧力角、ピッチ円、基礎円の関係：

（３）

𝛼𝑐＝ラックの圧力角度

𝑟𝑔1 = 𝑟1 cos 𝛼

𝑟𝑔2 = 𝑟2 cos 𝛼

𝛼 = 𝛼𝑐


１３．圧力角、ピッチ円、基礎円の関係

歯車のかみあい（接触）は作用線上に沿って行われている。即ち、一対の歯のかみあい始めとかみあい終わりのすべての過程において、歯のかみあい点（接触点）は作用線上に沿って移動

かみあい開始点

かみあい終了点

かみあい途中点


１４．歯のかみあい点と作用線の関係について

1枚歯のかみあい開始点からかみあい終了点までの作用線上の距離をかみあい長さと呼ぶ。

かみあい長さ＝K1K2

（作用線上の距離）

かみあい開始点：K1

かみあい終了点：K2

ピッチ点：P

K1Pにおけるかみあい：近寄りかみあい

PK2におけるかみあい：遠のきかみあい


１５．歯のかみあい長さとかみあい率

（１）かみあい長さLの計算：

𝑟𝑔1：歯車１の基礎円半径； 𝑟𝑘1：歯車１の歯先円半径；

𝛼：ピッチ点Pにおける圧力角；

（１）

𝑟𝑔2：歯車２の基礎円半径； 𝑟𝑘2：歯車２の歯先円半径；

𝑨：歯車１と２の中心距離；

かみあい長さを法線ピッチで除した商をかみ合い率と呼ぶ。

et

L

法線ピッチ

かみあい長さかみあい率（２）

（２）歯のかみあい率の計算：

（３）

𝐿 = 𝐾1𝐾2 = 𝑟𝑘12 − 𝑟𝑔1

2 + 𝑟𝑘22 − 𝑟𝑔2

2 − 𝐴 sin𝛼

𝜀 =𝐿

𝑡𝑒=

𝑟𝑘12 − 𝑟𝑔1

2 + 𝑟𝑘22 − 𝑟𝑔2

2 − 𝐴 sin 𝛼𝑏

𝜋𝑚 cos 𝛼𝑐Shimane University, Machine Design Lab. 2017/3

①２対の歯のかみあい始め ②２対の歯のかみあい途中

④１対の歯のかみあい始め

① ②

④ ①⑤

⑤１対の歯のかみあい終了

③２対の歯のかみあい終わり

③

①２対の歯のかみあい始め


１６．かみあい始めから終わりまでの歯の様子

歯車１は微小な角度ωで回転した時、歯車１の歯形の円孤移動量を𝒅𝒔𝟏とし、歯車２の歯形の円孤移動量を𝒅𝒔𝟐とすると、滑り率は下記の式で定義できる。

歯車１の滑り率：歯車２の滑り率：

（１）（２）

（１）滑り率の定義：

（２）滑り率の計算式：

（𝑋: 作用線上の接触

点からピッチ点までの距離、

（）

𝛼𝑏：圧力角度）

（𝑑1,𝑑2: ピッチ円直径）

𝜎1 =𝑑𝑆1 − 𝑑𝑆2

𝑑𝑆1𝜎2 =

𝑑𝑆1 − 𝑑𝑆2𝑑𝑆2

𝜎1 = ±𝑋(1 +

1𝑖)

(𝑑1/2) sin 𝛼𝑏 ∓ 𝑋

𝜎2 = ∓𝑋(1 +

1𝑖)

(𝑑1/2) sin 𝛼𝑏 ± 𝑋𝑖 =

𝑑2𝑑1


１７．歯車の滑り率

1. 歯車１と２のピッチ点における滑り率はゼロであり、ピッチ点から歯先・歯元へ離れていくと、滑り率はだんだん大きくなっていく

2. 歯先と歯元の滑り率は一番大きい

図１歯車１と２の滑り率曲線

（３）滑り率の曲線及び特徴


小歯車の歯数は非常に少ない場合には（例えばZ<17）、大歯車の歯先円は小歯車のイン

ボリュート曲線の発生円である基礎円の内部に入り、インボリュート曲線は基礎円から始まり、基礎円の内部には、インボリュート曲線が形成できないので、大歯車の歯先と小歯車の歯元は干渉が発生し、この干渉で歯車加工時、小歯車の歯元を切下げる現象が発生する。

切下げると歯の根元はやせ、強度低下することになるとともに、切下げ部の滑り率が非常に大きいので、切下げる部にかみあう場合には、激しい摩耗が発生する恐れがある。従って、切下げを防がなければならない。

（別名：アンダーカット英文：undercut）

干渉による切下げ


１８．歯の干渉現象と切下げ

（１）切下げしない最小歯数の計算式：

（２）切下げ防止方法：

1. 圧力角度を大きくする2. 歯のたけを低くする3. ラックを転位させて、転位歯車を作る

圧力角度α 14.5° 20° 25°

並歯ℎ𝑘 = 𝑚 31.9 17.1 11.2

低歯ℎ𝑘 = 0.8𝑚 25.5 13.7 9.0

高歯ℎ𝑘 = 1.2𝑚 38.3 20.5 13.4

表1 圧力角度と切下げしない最小歯数の関係

切下げしない最小転位係数の計算：

（並歯の場合）

（１）

（2）転位前転位後

𝑍𝑚𝑖𝑛 =2ℎ𝑘

𝑚sin2𝛼

𝑥 ≥ 1 −𝑍12sin2𝛼


アンダーカット

１９．切下げしない最小歯数及び切下げ防止対策

なぜ、転位歯車を作る必要があるか？

1. 転位により、歯車の軸間中心距離が自由に調整・設計できる2. 転位により、かみ合い率は大きくなり、滑り率が小さくなり、歯元が強くなり、歯

車の性能改善ができる3. 歯車転位により、歯の切下げを防ぎ、最小歯数を17枚以下にすることができる。

xm

＋転位－転位

x：転位係数xm：転位量

（１）標準歯車の加工（２）転位歯車の加工


２０．転位歯車と転位係数

中心距離増加係数：

1

cos

cos

2

21

b

czzy

中心距離：

b

cbb mzzddmy

zzA

cos2

cos)(

22

212121

αc（α0）：ラックカッターの圧力角度；

ccb invzz

xxinv

21

21tan2

αb:かみあいピッチ円の圧力角度：


２１．転位歯車の寸法計算

２２．平歯車と外歯車がかみあう時の寸法計算式


歯車諸元小歯車（外平歯車）大歯車（外平歯車）基準ラックの圧力角 𝛼𝑐（一般的に𝛼𝑐 = 20°）

モジュール 𝑚

歯数 𝑧1 𝑧2転位係数 𝑥1 𝑥2

かみ合い圧力角 𝛼𝑤

かみ合い圧力角𝛼𝑤をinv𝛼𝑤から算出（インボリュート関数表使用）

inv𝛼𝑤 = 2 tan 𝛼𝑐𝑥1 + 𝑥2𝑧1 + 𝑧2

+ inv𝛼𝑐

中心距離増加係数yy =

𝑧1 + 𝑧22

cos𝛼𝑐cos 𝛼𝑤

− 1

中心距離𝑎 =

𝑧1 + 𝑧22

+ 𝑦 𝑚

基準ピッチ円直径 𝑑1 = 𝑧1𝑚 𝑑2 = 𝑧2𝑚基礎円直径 𝑑𝑏1 = 𝑑1 cos 𝛼𝑐 𝑑𝑏2 = 𝑑2 cos𝛼𝑐

かみあいピッチ円直径𝑑𝑤1 =

𝑑𝑏1cos𝛼𝑤

𝑑𝑤2 =𝑑𝑏2

cos 𝛼𝑤歯末のたけ ℎ𝑎1 = 1 + 𝑦 − 𝑥2 𝑚 ℎ𝑎2 = 1 + 𝑦 − 𝑥1 𝑚全歯たけ ℎ = 2.25𝑚

歯先円直径 𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2ℎ𝑎1 𝑑𝑎2 = 𝑑2 − 2ℎ𝑎2歯底円直径 𝑑𝑓1 = 𝑑𝑎1 − 2ℎ 𝑑𝑓2 = 𝑑𝑎2 + 2ℎ

２３．計算例歯車諸元小歯車（外平歯車）大歯車（外平歯車）

基準ラックの圧力角 20モジュール 4

歯数 20 30転位係数 +0.25 -0.25

かみ合い圧力角 20


中心距離増加係数y

中心距離 100

基準ピッチ円直径 80 120基礎円直径 75.175 112.763

かみあいピッチ円直径 80 120

歯末のたけ

全歯たけ

歯先円直径 90 126歯底円直径 76.157 114.339

２４．設計した歯車の様子


２５．平歯車と内歯車がかみあう時の寸法計算式

歯車諸元小歯車（外平歯車）大歯車（内平歯車）基準ラックの圧力角 𝛼𝑐（一般的に𝛼𝑐 = 20°）

モジュール 𝑚歯数 𝑧1 𝑧2

転位係数 𝑥1 𝑥2かみ合い圧力角 𝛼𝑤


inv𝛼𝑤 = 2 tan 𝛼𝑐𝑥2 − 𝑥1𝑧2 − 𝑧1

+ inv𝛼𝑐

中心距離修整係数y y =𝑧2 − 𝑧1

2

cos𝛼𝑐cos𝛼𝑤

− 1

中心距離 𝑎 =𝑧2 − 𝑧1

2+ 𝑦 𝑚

基準ピッチ円直径 𝑑1 = 𝑧1𝑚 𝑑2 = 𝑧2𝑚

基礎円直径 𝑑𝑏1 = 𝑑1 cos 𝛼𝑐 𝑑𝑏2 = 𝑑2 cos𝛼𝑐

かみあいピッチ円直径 𝑑𝑤1 =𝑑𝑏1

cos𝛼𝑤𝑑𝑤2 =

𝑑𝑏2cos𝛼𝑤

歯末のたけ ℎ𝑎1 = 1 + 𝑥1 𝑚 ℎ𝑎2 = 1 − 𝑥2 𝑚

全歯たけ ℎ = 2.25 + 𝑦 − 𝑥1 + 𝑥2 𝑚

歯先円直径 𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2ℎ𝑎1 𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2ℎ𝑎2歯底円直径 𝑑𝑓1 = 𝑑𝑎1 − 2ℎ 𝑑𝑓2 = 𝑑𝑎2 − 2ℎ

２６．計算例

歯車諸元小歯車（外平歯車）大歯車（内平歯車）基準ラックの圧力角 20度

モジュール 4

歯数 20 80

転位係数 +0.2 -0.371

かみ合い圧力角 16.325


中心距離修整係数y

中心距離 117.5

基準ピッチ円直径 80 320

基礎円直径 75.175 300.702

かみあいピッチ円直径 78.334 313.334

歯末のたけ

全歯たけ

歯先円直径 89.6 309.032

歯底円直径 71.6 327.032

２７．設計した歯車の様子


駆動歯車と被動歯車は逆方向駆動歯車と被動歯車は同方向

外歯車の場合：内歯車の場合：

大歯車

小歯車

内歯車

外歯車

２８．歯車の回転方向と速比

大歯車を出力、小歯車を入力とする場合：外歯車を出力、内歯車を入力とする場合：

𝑖 =𝜔2

𝜔1=𝑛2𝑛1

𝑖 =𝜔2

𝜔1=𝑛2𝑛1

V1 = 𝑟1𝜔1 V2 = 𝑟2𝜔2

r1 = 𝑚𝑧1 r2 = 𝑚𝑧2

V1 = −𝑉2

𝑚𝑧1𝜔1 = −𝑚𝑧2𝜔2𝜔2

𝜔1= −

𝑧1𝑧2

𝑖 =𝜔2

𝜔1= −

𝑧1𝑧2

V1 = 𝑟1𝜔1 V2 = 𝑟2𝜔2

r1 = 𝑚𝑧1 r2 = 𝑚𝑧2

V1 = 𝑉2

𝑚𝑧1𝜔1 = 𝑚𝑧2𝜔2𝜔2

𝜔1=𝑧1𝑧2

𝑖 =𝜔2

𝜔1=𝑧1𝑧2

(1)

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

モーター

負荷

入力軸側

出力軸側

𝑖：減速比； 𝑧1, 𝑧2：歯車１と歯車２の歯数；

𝑛1, 𝑛2：歯車１と歯車２の回転数(rpm) 𝑇1, 𝑇2：歯車１と歯車２に作用されるトルク

（２）回転数の関係

（３）トルクの関係

（１）減速比の計算：2000rpm

1000rpm

減速装置

400Nm

200Nm歯数20枚

歯数40枚

２９．歯車の減速比、回転数と伝達トルクの関係

𝑖 =𝑛2𝑛1

= −𝑧1𝑧2

𝑛2 =𝑛1𝑖 𝑇2

𝑛2

𝑇1 𝑛1

𝑍2

𝑍1

𝑇2 = 𝑖 × 𝑇1 × 𝜂1

𝜂1：歯車対の効率；

𝜂1


歯車４（Z4、n4）

歯車３（Z3、n3）

歯車２（Z2、n2）

歯車１（Z1、n1）

入力軸

出力側入力側

出力軸

３０．歯車装置の多段減速機構


３１． 2段式歯車装置の速比とトルク計算

モーター

負荷

入力軸側

出力軸側

２段目

１段目

（１）１段目減速比：

（２）２段目減速比：

（３）総減速比の計算式：

𝑖12 = −𝑧1𝑧2

𝑖34 = −𝑧3𝑧4

𝑖14 = 𝑖12 × 𝑖34 𝑛3

𝑛2

𝑛1

𝑍3

𝑍4

𝑍2

𝑍1𝜂1

𝜂2（４）総減速比の計算式：

𝑖14 = 𝑖12 × 𝑖34

（５）総効率の計算式：

𝜂=𝜂1 × 𝜂2

（６）出力軸トルクの計算式：

𝑇3=𝑇1 × 𝑖12 × 𝑖34 × 𝜂1 × 𝜂2 = 𝑇1 × 𝑖14 × 𝜂

𝜂1と𝜂2はそれぞれ1と2段目歯車対の効率

𝑇1

𝑇3

𝑇2

𝑛3 = 𝑛1/𝑖14

３２． 3段式歯車装置の減速比計算

モーター

負荷

入力軸側

出力軸側

２段目

１段目

３段目

（１）１段目減速比：

（２）２段目減速比：

（３）３段目減速比：

（４）総減速比の計算式：

（１）

𝑖12 = −𝑧1𝑧2

𝑖34 = −𝑧3𝑧4

𝑖56 = −𝑧5𝑧6

𝑖16 = 𝑖12 × 𝑖34 × 𝑖56

𝑍3 𝑛2

𝑍4

𝑛1

𝑍2

𝑍1

𝑛3

𝑛4

𝑍5

𝑍6

（５）総効率の計算式：

𝜂=𝜂1 × 𝜂2 × 𝜂3 （３） 𝜂1, 𝜂2, 𝜂3はそれぞれ1, 2, 3段目歯車対の効率（６）出力軸トルクの計算式：

𝑇1

𝑛4

𝑇2

𝑇3

𝑇4

𝜂1

𝜂2

𝜂3

𝑇4=𝑇1 × 𝑖12 × 𝑖34 × 𝑖56 × 𝜂1 × 𝜂2 × 𝜂3 = 𝑇1 × 𝑖16 × 𝜂

𝑛4 = 𝑛1/𝑖16 （２）

（４）

リムリム

ウェブ

ウェブ

ハブ

歯幅歯幅

ハブ

Face width

Hub

Web

Rim


３３．歯車の各部の名称

1. 歯車１のモジュール＝歯車２のモジュール

2. 工具の圧力角度＝20度（JIS規格）

3. 最小歯数を選ぶ時、歯元切下げの有無を確認する必要がある（標準歯車の場合には、最小歯数は17枚以上）

4. 標準歯車で軸間の中心距離が満足できない時には、転位歯車を使用する

5. 転位歯車を使用する場合には、転位係数は歯車の性能や強度に影響を及ぼすので、転位係数の妥当性検討が必要である。“＋”転位の場合には、転位係数が大きすぎると、下図のように歯先が尖る現象が生じるので、要注意。

大きな“＋”転位係数による歯の歯先尖り現象


３４．歯車設計時の注意点

３５．インボリュート歯形の特徴

1. 歯車の歯形として、インボリュートの他に、サイクロイド曲線、トロコイド曲線、円弧などが使われている

2. 歯形の作りやすさ（刃物＝直線歯形）と加工精度の保障（加工・精度測定の易さ）からみると、インボリュート曲線はコストパフォーマンスが一番よいので、殆どの歯車にインボリュート曲線が歯形曲線として採用されている。

3. 特殊な歯車装置にインボリュート歯形以外の曲線を使用。例：① ピン歯車装置＝サイクロイド歯形②波動歯車装置＝円弧歯形、直線歯形、インボリュート


３６．平歯車の設計計算（１）島根大学の開発したソフトによる歯車の設計計算

歯部寸法

マタギ歯厚とオーバピン寸法

入力部

出力部


内スプライン付きの平歯車

高歯非標準歯厚平歯車

内・外平歯車の一体化構造

（２）島根大学の開発したソフトによる歯車２Dと３D製図

３７．平歯車の製図


３８．高歯・低歯平歯車の設計計算と製図

転位・高歯歯車の２Dと３D製図


３９．設計・製図例：歯車試験機の設計と製図（１）歯車試験装置の設計

AutoCAD

2012

AutoCAD

2012

試作した装置の写真


４０．歯車装置のアニメーションの作り方


（１）不思議遊星歯車装置のアニメーション紹介

MGBの動作アニメーション

４１．ヘリコプターのメイントランスミッション構造


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