专利名称：齿轮联轴节及其制造方法
技术领域：
本发明涉及允许两个转动轴沿轴向和径向相对位移以进行转动轴彼此间的顺利动力传递的齿轮联轴节及其制造方法。
背景技术：
齿轮联轴节可以通过设置在分别与两个转动轴相连接的毂上的外齿轮和设置在套筒上的内齿轮的相互啮合而允许转动轴沿轴向和径向相对位移，以便正确传递动力。此时，外齿轮和内齿轮利用分别由相对位移产生的倾斜角进行啮合，若相对位移变化，则倾斜角也会变化。这样，由于外齿轮和内齿轮在各种倾斜角下啮合，因此必须赋予两个齿轮或任一个齿轮的齿面以圆弧状鼓胀。赋予该齿面以鼓胀称为凸面加工，一般，如
图19所示是对外齿轮实施这种凸面加工。凸面加工如在非专利文献1中记载的那样，为左右齿轮联轴节性能的最重要的设计因素，其必须考虑允许的倾斜角或传递动力来确定。以往，以将所用的齿轮制成渐开线齿轮为前提，提出了几种凸面加工方法。例如，在专利文献1中记载了 将与两根转动轴连接的外齿轮的节圆附近的齿面作为在齿宽中央在齿高方向上以最大允许倾斜角在齿宽端附近接触的齿面，并且沿指数函数曲线在外齿轮上实施凸面加工。另外，在专利文献2中，在齿宽中央附近形成齿宽中央的圆弧Rl和与齿宽中央的圆弧Rl相接的圆弧R2的拐点，以形成减小圆弧Rl相对于齿宽所占的比例的外齿轮，其中所述齿宽中央的圆弧Rl构成由多个圆弧形成的外齿轮的节圆上的齿向曲线。但是，对于齿轮联轴节中的齿面凸面加工而言，其附加量极大，其加工几乎是通过滚齿机等实现的范成加工进行的。因此，如也在非专利文献2中记载的那样，被加工的凸面齿面相对于齿轮齿宽中央是非对称的，从而具有会导致在齿轮联轴节中产生振动噪音的问题。专利文献专利文献1 特开平10-231849号公报专利文献2 特开2001-132765号公报非专利文献非专利文献1 中岛克洋，“歯車形軸継手O歯面接触状態i負荷分布”，日本机械学会论文集(C编)，社团法人日本机械学会，昭和63年6月，第M卷，第502号，第 1302-1307 页。非专利文献2 箱崎义英、岛地重幸，“ ￥ \力y -J >夕‘· If 二才> Θ才、y切<0偏差”，日本机械学会论文集(C编)，社团法人日本机械学会，2003年5月，第69卷，第681号， 第 1381-1387 页
发明内容
因此，本发明的目的在于提供允许较大相对位移并且能实现较大动力传递和较小振动噪音的低造价的齿轮联轴节及其制造方法。为完成上述目的，本发明的齿轮联轴节由两个外齿轮、与两个外齿轮啮合的内齿轮构成，其特点是，该外齿轮和该内齿轮的基准断面齿形为齿数比该外齿轮和该内齿轮的齿数多的渐开线齿轮齿形。作为常识，在以往的齿轮联轴节中使用的外齿轮和内齿轮的基准断面齿形呈齿数与外齿轮和内齿轮的齿数相同的渐开线齿形，在普通齿轮场合中，采用不同齿数的渐开线齿形理论上是不可行的。但在本发明的齿轮联轴节中，采用了齿数比外齿轮及内齿轮的齿数多的渐开线齿轮齿形。因此，在本发明的齿轮联轴节中，对所有的倾斜角均可实现只能通过以往设定的相对位移(倾斜角)而变得良好的齿接触。另外，将齿数比外齿轮及内齿轮的齿数多的渐开线齿轮齿形称为获得误差以上的形状差异的齿数的渐开线齿轮齿形。在这里，在使外齿轮及内齿轮的齿数无限大的情况下，外齿轮及内齿轮的基准断面齿形制成梯形。虽然在以往齿轮联轴节中使用的齿轮齿形呈渐开线齿形为常识，但在本发明的齿轮联轴节中，采用了在普通齿轮中肯定无法啮合的梯形齿形。过去，齿轮联轴节的外齿轮通过由滚齿机实现的范成加工来实施凸面加工。但是， 这种外齿轮的齿面相对于齿宽中央是非对称的，从而成为引发振动的原因。因此，在本发明中，通过成形加工法形成外齿轮及内齿轮的齿面，其中所述外齿轮及所述内齿轮使基准断面齿形呈齿数比外齿轮以及内齿轮的齿数多的渐开线齿轮齿形。另外，在本发明的齿轮联轴节中，由于通过成形加工法在外齿轮上形成凸面齿面， 因此与以往由滚齿机实现的范成加工不同，刀具对齿轮材料的切入相对于齿宽中央是对称的，从而形成相对于齿宽中央是对称的凸面齿面。发明效果(1)由于外齿轮及内齿轮的基准断面齿形为齿数比外齿轮及内齿轮的齿数多的渐开线齿轮齿形，因此，无论相对位移大小如何，均可实现理想的齿接触，从而允许较大的相对位移并且够实现较大动力传递及较小振动噪音。(2)特别是，通过使外齿轮及内齿轮的基准断面齿形呈齿数无限大时的齿形即梯形，从而在齿轮加工中使用的工具形状也制成梯形。因此，工具制造容易，相应地能够提高加工精度和加工效率。特别是，在以增加齿轮联轴节的传递动力为目的、对外齿轮及内齿轮实施淬火处理的情况下，必须通过磨削对齿轮进行精加工，而在本发明的齿轮联轴节中，由于使基准断面齿形呈梯形，因此磨石的形状也形成梯形。因而易于实现磨石的整形，从而提高齿轮的加工精度和加工效率，相应地能够提高齿轮联轴节的性能并降低成本。(3)使基准断面齿形形成齿数比外齿轮和内齿轮的齿数多的渐开线齿轮，通过成形加工法加工出的外齿轮的凸面齿面与使基准断面齿形呈渐开线齿形的情况相比，具有减小在齿宽端断面的齿形压力角的变化并沿齿高方向增大齿接触的效果。因此，难以产生异常磨损和烧结，能提高承载强度和抗擦伤强度(耐烧结性能)，增大传递动力。另外，由于通过成形加工法加工出的凸面齿面没有实施范成式运动，因此，在齿轮的齿根处不会发生根切，从而能够增大齿的抗弯强度，相应地增大传递动力。(4)在本发明的齿轮联轴节中，由于在外齿轮上形成相对于齿宽中央是对称的凸面齿面，因此，能够在齿轮联轴节的外周上的对角位置的两处产生均等的接触，从而能够相应地降低振动噪音。 附图简介图1为本发明实施形式的齿轮联轴节的剖面图。图2为示出图1的齿轮联轴节的转动轴的位移状态的剖面图。图3示出图1的齿轮联轴节的外齿轮及内齿轮的基准断面齿形。图4示出基准断面齿形为梯形的齿轮联轴节的外齿轮及内齿轮的基准断面齿形。图5为示出本实施形式中的具有对称凸面齿面的外齿轮及内齿轮的啮合状态的说明图。图6为说明图，示出了以往具有非对称凸面齿面的外齿轮及内齿轮的啮合状态。图7(a)为示出毂与套筒的倾斜角δ和转动角θ的透视图。图7(b)为示出最小间隙位置的说明图。图8示出在以往具有非对称凸面齿面(模数3. 5，Ntl = 40)的外齿轮及内齿轮中由转动角度形成的最小间隙的变化。图9示出在具有根据实施例的对称凸面齿面(模数3. 5，N0 = 40)的外齿轮以及内齿轮中由转动角度形成的最小间隙的变化。图10示出根据实施例的模数3. 5,N0 = 40,N = 200、倾斜角δ = Γ (最接近位置)的齿面间间隙。图11示出根据实施例的模数3. 5、NQ = 40、N = 200、倾斜角δ = 5° (最接近位置)的齿面间间隙。图12示出根据实施例的模数3. 5、NQ = 40、N = 200、倾斜角δ = 8° (最接近位置)的齿面间间隙。图13示出根据在模数3. 5、N0 = 40的情况下使基准断面齿形呈齿数N = 130的渐开线形状的实施例的倾斜角δ =8° (最接近位置)的齿面间间隙。图14示出根据在模数3. 5、N0 = 40的情况下使基准断面齿形呈齿数N = 500的渐开线形状的实施例的倾斜角δ =8° (最接近位置)的齿面间间隙。图15示出根据在模数1. 5、N0 = 40的情况下使基准断面齿形呈齿数N = 700的渐开线形状的实施例的倾斜角δ =5° (最接近位置)的齿面间间隙。图16示出根据在模数2. 5、N0 = 40的情况下使基准断面齿形呈齿数N = 400的渐开线形状的实施例的倾斜角δ =5° (最接近位置)的齿面间间隙。图17示出根据在模数4. 5，Ntl = 40的情况下，使基准断面齿形形成齿数N = 150 的渐开线形状的实施例的倾斜角δ =5° (最接近位置)的齿面间间隙。图18示出根据在实施例和现有技术例子的齿轮联轴节(模数3. 5,N0 = 40)中的各倾斜角θ的啮合的齿数。图19为剖面图，示出了齿轮联轴节中的内齿轮和被施以凸面加工的外齿轮的齿彼此间接触的状态。发明实施形式图1为根据本发明实施形式的齿轮联轴节的剖面图，图2为示出图1的齿轮联轴节的转动轴的位移状态的剖面图，图3示出图1的齿轮联轴节的外齿轮及内齿轮的基准断面齿形形状。在图1中，根据本发明实施形式的齿轮联轴节1设有分别与转动轴la、lb连接的毂2a、2b和分别容纳毂h、2b的套筒3a、3b。在毂2a、2b上分别形成被施以一样的R曲面凸面加工的外齿轮^、4b。另一方面，在套筒3a、!3b上分别形成与毂h、2b的外齿轮4a、4b 啮合的内齿轮fe、5b。另外，本实施形式中的齿轮联轴节1可自由摆动地连接铁道车辆的原动机(电动机)的转动轴(原动轴)和装在台车车轴中的齿轮装置的转动轴(驱动轴)，如图2所示， 允许转动轴la、lb在轴向及径向上相对位移，以便进行转动轴la、lb彼此间的动力传递。齿轮联轴节1的转动轴la、lb中任一方被连接到原动机的转动轴，另一方被连接到装在台车车轴中的齿轮装置。在此，毂 i、2b的外齿轮如、仙及套筒3a、3b的内齿轮 、5b的基准断面齿形采用渐开线齿轮齿形(参见图3)，这种渐开线齿轮的齿数(以下称为“齿形齿数N”)多于外齿轮^、4b及内齿轮fe、5b的齿数(以下称为“制品参数齿数N。” )。另外，对于齿形齿数 N而言，在得到误差以上形状的齿数，例如比制品参数齿数Ntl多25%以上的齿数，S卩外齿轮 ^、4b及内齿轮fe、5b的制品参数齿数N。为40的情况下，采用比该齿数多25%以上的齿数N = 50以上的渐开线齿轮齿形。如图3所示，分别以齿数多于制品参数齿数的渐开线形状形成毂 、2b的外齿轮 4a、4b及套筒3a、3b的内齿轮fe、5b的基准断面齿形。各齿相对于各齿厚的中心线C是左右对称的。另外，内齿轮如、恥及外齿轮如、4b的齿形形成可通过成形加工来实现。另外， 为避免毂h、2b的外齿轮^、4b的齿顶与齿根角部的一侧接触，也存在对外齿轮4a、4b进行适当的齿形修整的情况。在根据这种实施形式的齿轮联轴节1中，如图5所示，相对于齿宽中央具有对称凸面齿面的外齿轮^i、4b和内齿轮 、5b以倾斜角在外周上的两处P和Q进行几何接触。由于齿轮联轴节1的基准断面齿形为齿数多于制品参数齿数的渐开线形状，因此能减小由凸面引起的齿宽端部齿形的压力角的变化，并且易于确保齿高方向上的齿接触，因而难以发生异常磨损和烧结，能够提高承载强度和抗擦伤强度(耐烧结性能)，增大传递动力。另一方面，在像过去的齿轮联轴节那样的外齿轮齿面为非对称的情况下，如图6 所示，仅在外周的一个位置处(接触As1)接触。另外，在这种情况下，当传递力矩作用时， 外齿轮和内齿轮之间出现芯偏移，外齿轮齿顶与内齿轮齿底接触(图6的接触点S2)，结果， 两齿轮在相距约90度的外周上的两个位置处(接触点S1和S2)接触。这种接触在传递力矩一定时会减少支点间的距离，结果，与齿面对称的情况相比，接触载荷比较大，由此导致转动的齿轮联轴节1的承载强度及抗擦伤强度降低，并且振动噪音增大。这样，为了减小齿轮联轴节的振动噪音，像根据本实施形式的齿轮联轴节1那样的对称凸面是必需的。特别是，在本实施形式的齿轮联轴节1中，外齿轮及内齿轮的齿形为齿数多于制品参数齿数的对称渐开线形状，因而能防止转动时的芯偏移，由于能排除由发生芯偏移所造成的振动，因此能够实现低噪音的齿轮联轴节。另外，对于齿形齿数而言，也可以采用N =⑴。在这种情况下，外齿轮及内齿轮的基准断面齿形呈梯形，如图4所示，毂12a、12b的外齿轮14a、14b及套筒13a、13b的内齿轮 15a、15b的基准断面齿形被分别制成梯形。各齿相对于各自齿厚中心线C是左右对称的。另外，内齿轮15a、1 及外齿轮14a、14b的齿形形成可通过成形加工来实现。另外，为避免在毂12a、12b的外齿轮14a、14b的齿顶与齿根角部的一侧接触，也可以对外齿轮14a、14b 实施适当的齿形修整。在基准断面齿形为梯形的这种齿轮联轴节11中，相对于齿宽中央具有对称的凸面齿面的外齿轮14a、14b和内齿轮15a、Mb也如图5所示通过倾斜角在外周的两个位置P 和Q处进行几何接触。在这种齿轮联轴节11中，由于能减小由凸面造成的齿宽端部齿形的压力角的变化且易于确保齿高方向上的齿接触，因此也难以产生异常磨损和烧结，能提高承载强度和抗擦伤强度(耐烧结性能)，增大传递动力。另外，这种齿轮联轴节11的齿形为呈直线状形状的梯形，加工性良好，因此可以低成本制造。另外，由于齿形也可以是直线状形状，因此能提高测量精度。另外，在这种齿轮联轴节11中也能防止转动时的芯偏移发生，由于能排除因芯发生偏移而引起的振动，因此可实现低噪音的齿轮联轴节。
实施例在本实施例中，在计算机上以三维方式制作用坐标点表示的工具。对工具赋予与实际成形加工相同的动作，计算被加工物(上述实施形式中的齿轮联轴节1)的齿面形状， 根据计算出的齿面形状进行齿轮联轴节啮合状态的模拟。在模拟中，由于没有采用根据理论值的齿面形状，而是采用实际加工所得的齿面形状，因此，可以正确说明实际的齿轮联轴节的啮合状态。下面，对齿轮联轴节的啮合状态进行说明。齿轮联轴节的输入轴和输出轴的关系最终表示为图7(a)所示的一组毂与套筒的倾斜角δ。此时，如果是无载荷，则啮合的齿数如图7(b)所示为倾斜角δ达到最大的转动角θ =90°和270°左右的两个，但实际上， 由于齿的挠度和加工误差等各种原因，啮合的齿数会增减。在本实施例中，应考虑由作用于齿面的载荷所产生的挠曲量为10 μ m左右，将最小间隙在10 μ m以下的齿作为啮合齿数。图8示出进行过去用滚齿机切削齿而制成的外齿轮和内齿轮的啮合模拟结果的由S = 5°时的倾斜角形成的最小齿面间隙的变化。虽然在θ =90°和270°附近，最小间隙为极小值，但由于齿面相对于齿宽中央是非对称的，因此，在两处的极小值之间会产生约50 μ m的差e，从而存在发生芯偏移的可能性。这种芯偏移会引发外齿轮齿顶与内齿轮齿底的接触(图6的接触点&)，结果，两个齿轮在相距约90°的外周上的两个位置上接触。这种接触在传递力矩一定时会减少支点间的距离，结果，与齿面对称情况相比，接触载荷较大，导致转动的齿轮联轴节的承载强度及抗擦伤强度降低且振动噪音增大。图9示出使基准断面齿形呈齿数多于制品参数齿数Ntl的对称渐开线形状、在外齿轮上通过成形加工形成对称的凸面齿面的本实施例的齿轮联轴节中的转动角和最小间隙的变化。如图9所示，在本实施例的齿轮联轴节中，两处的极小值成为相同值，在齿轮联轴节外周上的对角位置处进行良好的接触。在为梯形的情况下也是如此。图10至图12示出模拟本实施例的齿轮联轴节的啮合状态的结果。图10至图12 以等高线示出毂与套筒的齿面间间隙，图10示出倾斜角δ =1° (最接近位置)的齿面间间隙，图11示出倾斜角δ = 5° (最接近位置)的齿面间间隙，图12示出倾斜角δ = 8° (最接近位置)的齿面间间隙。在图10至图12中，Ah表示等高线间距。
本实施例的齿轮联轴节的制品参数齿数Ntl为40，模数为3. 5，基准断面齿形呈齿数N = 200的渐开线形状。另夕卜，齿宽为24mm，齿高为2.25Xm(m:模数)。在图10至图12 中，左右方向表示毂的齿宽方向，上下方向为毂的齿高方向，下侧表示毂的齿根侧，上侧表示毂的齿顶侧。从图10至图12中可知，即使倾斜角也变为δ = 1° -8°，齿在齿高方向上的啮合位置也没有变化。即，通过使基准断面齿形形成齿数比制品参数齿数Ntl多的渐开线形状， 不受倾斜角的影响，从齿根至齿顶，通常均能够获得良好的齿接触。下面，对本实施例的齿轮联轴节的制品参数齿数的选定例进行说明。图13至图17 分别示出模拟齿轮联轴节啮合状态的结果。图13为在模数为3. 5且Ntl = 40的情况下使基准断面齿形呈齿数N = 130的渐开线形状，图14为在模数3. 5且N。= 40的情况下使基准断面齿形呈齿数N= 500的渐开线形状。在图13和图14所示的例子中，齿在齿高方向上的啮合位置变化。另外，通过增加齿数N，接触位置从毂的齿根向毂的齿顶变化。因此，最适合的齿数N为通过模拟导出在中央位置进行啮合的齿数。另外，图15为在模数1. 5的情况下使基准断面齿形呈齿数N = 700的渐开线形状， 图16为在模数2. 5的情况下使基准断面齿形呈齿数N = 400的渐开线形状，图17为在模数4. 5的情况下使基准断面齿形呈齿数N = 150的渐开线形状。应理解，在图15至图17 中能够获得最适合的齿接触。由于根据齿宽、凸面形成量和倾斜角等设计条件获得最合适齿接触的齿数会变化，因此，通过模拟导出根据这些设计条件的最佳齿数。图18示出根据实施例及现有技术例子的齿轮联轴节中的各倾斜角δ的啮合的齿数。如图18所示，可以看到，实施例的齿轮联轴节中的啮合齿数(齿面间间隙在IOymW 下的齿数)与以往形状相比增加了两成，应理解，通过增加啮合的齿数，可以减轻重量并实现结构紧凑。从以上内容可知，能够确认如本实施例的齿轮联轴节那样，通过作为外齿轮及内齿轮的基准断面齿形地采用齿数比外齿轮及内齿轮的齿数多的渐开线齿轮齿形，相信与以往相比能够提高动力传递能力。在这种齿轮联轴节中，无论倾斜角如何变化，啮合的接触点在齿形方向的移动量均较小，因而难以出现一侧接触，同时，偏移也较小。结果，难以产生异常磨损和烧结，能提高承载强度和抗擦伤强度(耐烧结性能)，增大传递动力。另外，还相应能够降低振动噪音。工业实用性本发明即使在以紧凑结构传递高转矩动力的用途中，也特别适用作需要大倾斜角度的领域，例如，装配在铁道车辆的原动机和台车车轴中的齿轮装置等的转动轴彼此之间的动力传递用的齿轮联轴节及其制造方法。附图标记说明1,11齿轮联轴节2a、2b、12a、12b 毂3a、3b、13a、13b 套筒4a、4b、14a、14b 外齿轮5a、5b、15a、15b 内齿轮
权利要求
1.一种齿轮联轴节，由两个外齿轮和与所述两个外齿轮啮合的内齿轮构成，其特征是， 所述外齿轮和所述内齿轮的基准断面齿形为齿数比所述外齿轮和所述内齿轮的齿数多的渐开线齿轮齿形。
2.根据权利要求1所述的齿轮联轴节，其特征是，所述外齿轮及所述内齿轮的基准断面齿形为齿数比所述外齿轮和所述内齿轮的齿数多25%以上的渐开线齿轮齿形。
3.一种齿轮联轴节，由两个外齿轮和与所述两个外齿轮啮合的内齿轮构成，其特征是 所述外齿轮及所述内齿轮的基准断面齿形为梯形。
4.一种齿轮联轴节的制造方法，所述齿轮联轴节由两个外齿轮和与所述两个外齿轮啮合的内齿轮构成，其特征是通过成形加工法，形成所述外齿轮及所述内齿轮的齿面，其中所述外齿轮及所述内齿轮的基准断面齿形被制成齿数比所述外齿轮及所述内齿轮的齿数多的渐开线齿轮齿形。
5.一种齿轮联轴节的制造方法，所述齿轮联轴节由两个外齿轮和与所述两个外齿轮啮合的内齿轮构成，其特征是，通过成形加工法，形成使基准断面齿形呈梯形的所述外齿轮及所述内齿轮的齿面。
全文摘要
本发明提供允许较大的相对位移且能实现较大动力传递和较小振动噪音的低造价的齿轮联轴节及其制造方法。在由两个外齿轮(4a、4b)和与两个外齿轮(4a、4b)啮合的内齿轮(5a、5b)构成的齿轮联轴节中，使外齿轮(4a、4b)及内齿轮(5a、5b)的基准断面齿形呈齿数比外齿轮(4a、4b)及内齿轮(5a、5b)的齿数多的渐开线齿轮齿形，针对外齿轮(4a、4b)，通过成形加工法实施相对于齿宽中央为对称的凸形加工。
文档编号F16D3/02GK102537098SQ20111044424
公开日2012年7月4日 申请日期2011年12月27日 优先权日2010年12月28日
发明者吉野英弘, 大岛史洋, 平田进 申请人:株式会社九州哈赛库