JP3564401B2

JP3564401B2 - Torque load test equipment

Info

Publication number: JP3564401B2
Application number: JP2001007452A
Authority: JP
Inventors: 洋一原田; 輝行萩原; 智治岩田; 茂長田
Original assignee: Aisin Seiki Co Ltd; Toyota Motor Corp; Aisin Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp; Aisin Corp
Priority date: 2001-01-16
Filing date: 2001-01-16
Publication date: 2004-09-08
Anticipated expiration: 2021-01-16
Also published as: JP2002214080A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は等速ジョイントや歯車装置等のワークを回転させつつワークにトルクを負荷させて試験を行うトルク負荷試験装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
特開昭６０−１８７３９号公報（１９８５年公開）には、トルク負荷試験装置が開示されている。このトルク負荷試験装置は、ワークを設置可能な第１ワーク設置部をもつ第１回転系装置と、別のワークを設置可能な第２ワーク設置部をもつ第２回転系装置と、第１回転系装置に接続され駆動に伴い第１回転系装置及び第２回転系装置を回転させる主駆動モータと、第１回転系装置に遊星歯車式の減速機を介して接続されたサーボモータで形成されたトルク負荷モータとで構成されている。
【０００３】
このトルク負荷試験装置によれば、主駆動モータが駆動すると、第１回転系装置が回転し、第１回転系装置の第１ワーク設置部のワークが回転すると共に、第２回転系装置が回転し、第２回転系装置の第２ワーク設置部の別のワークが回転する。そして、主駆動モータを駆動させてワークを回転させている状態において、トルク負荷モータを駆動させると、第１回転系装置の第１ワーク設置部のワークにねじりトルクが負荷されると共に、第２回転系装置の第２ワーク設置部の別のワークにもねじりトルクが同様に負荷される。これにより各ワークを所定の回転速度領域で回転させつつ、各ワークのねじり試験を行うことができる。このトルク負荷試験装置によれば、減速機を装備している関係で、主駆動モータの駆動力が第１回転系装置を経て第２回転系装置に伝達される際に、減速機により減速される。そこで上記したトルク負荷試験装置によれば、減速機による減速を相殺すべく、第１回転系装置と第２回転系装置との間に配置されている互いに噛合する２個一対の歯車の歯数を調整して増速機能を持たせるように設定されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記したトルク負荷試験装置によれば、減速比を小さくできれば、ワークに与える負荷トルクの値も大きくできる。しかしながら遊星歯車式の減速機の減速比は精々１／３〜１／５程度であり、減速比があまり大きくなく、このためワークに大きなトルクを負荷させるには限界があり、必ずしも満足できるトルク負荷試験を行うことができない。
【０００５】
そこで本発明者は大きな減速比を有する減速機を用いることを試みている。しかしトルク負荷モータの非駆動時における減速機が発揮する減速比の影響を無視できず、このためトルク負荷モータの非駆動時における減速機の減速を相殺すべく、部分的に増速させるように、第１回転系装置の歯車と第２回転系装置の歯車とを少数歯数差を有する構造を採用した。しかしながらこの場合には歯車の歯数差の相違の影響で、第１回転系装置の回転軸線と第２回転系装置の回転軸線とが高精度で整合せず、双方の回転軸線の平行度が必ずしも充分ではない。このため、第１回転系装置に保持されているワークと、第２回転系装置に保持されているワークとを、できるだけ同じ条件で試験を行うには不利となる。
【０００６】
本発明は上記した実情に鑑みてなされたものであり、減速機による減速を補うべく、第１歯車の歯数と第３歯車の歯数との相違による増速機構を採用し、加えて、第１歯車の歯数と第３歯車の歯数との相違に対処すべく転位歯車を採用し、第１回転系装置の回転軸線と第２回転系装置の回転軸線との平行度を高め、これにより第１回転系装置に保持されているワークと、第２回転系装置に保持されているワークとを、できるだけ同じ条件で試験を行うのに有利なトルク負荷試験装置を提供することを課題とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
本発明に係るトルク負荷試験装置は、互いに対向する位置に配置された第１歯車及び第２歯車と、第１歯車及び第２歯車の軸長方向の間に配置されワークを設置可能な第１ワーク設置部とを有する第１回転系装置と、
互いに対向する位置に配置された第３歯車及び第４歯車と、第３歯車及び第４歯車の軸長方向の間に配置されワークを設置可能な第２ワーク設置部とを有し、且つ、第３歯車が第１歯車と噛合すると共に第２歯車が第４歯車と噛合する第２回転系装置と、
第１回転系装置に接続され、駆動に伴い第１回転系装置及び第２回転系装置を回転させ、更に第１ワーク設置部に設置されているワークと第２回転系装置の第２ワーク設置部に設置されているワークとを駆動に伴い回転させる主駆動モータと、
減速機を介して第２回転系装置に接続され、第１ワーク設置部に設置されているワークと第２回転系装置の第２ワーク設置部に設置されているワークにねじりトルクを駆動に伴い負荷するトルク負荷モータとを具備するトルク負荷試験装置であって、
トルク負荷モータの非駆動時における減速機が発揮する減速比を相殺すべく、第１歯車の回転を第３歯車に増速させるように、第１回転系装置の第１歯車の歯数は第２回転系装置の第３歯車の歯数よりもｎ個（ｎ＝１〜６の整数）多く設定されており、
第１回転系装置の回転軸線と第２回転系装置の回転軸線との平行度を高めるように、互いに噛合する第１歯車と第３歯車との組合せ、互いに噛合する第２歯車と第４歯車との組合せのうちの少なくとも一方の組合せは、転位歯車を備えた構造を有することを特徴とするものである。
【０００８】
少数歯数差の内接構造を有する減速機は、単なる遊星歯車式の減速機に比較して、周知のように大きな減速比を得るのに有利であるため、ワークに与える負荷トルクを大きくすることができる。減速機の減速比が大きくなれば、減速機を介してワークに負荷させるトルクを大きくできるからである。
【０００９】
ワークに対するトルク負荷試験を行う場合には、まず、トルク負荷モータを非駆動とした状態で主駆動モータを駆動させ、第１回転系装置を回転させ、第１回転系装置の第１ワーク設置部に保持されているワークを目標回転速度領域で回転させると共に、第２回転系装置を回転させ、第２回転系装置の第２ワーク設置部に保持されている別のワークを目標回転速度領域で回転させる。主駆動モータの回転方向は正方向でも逆方向でも良い。
【００１０】
そしてワークを目標回転速度領域で回転させつつ、トルク負荷モータを駆動させると、第１回転系装置の第１ワーク設置部に保持されて回転しているワークにねじりトルクが負荷されると共に、第２回転系装置の第２ワーク設置部に保持されて回転している別のワークにねじりトルクが負荷される。これにより各ワークに対してねじりトルクが負荷され、ねじりトルク負荷下におけるワークに対する疲労試験や耐久試験を行うことができる。
【００１１】
本発明装置によれば、主駆動モータを駆動させてワークを目標回転速度領域で回転させているものの、トルク負荷モータを非駆動としている場合においても、減速機が所定の減速比を発揮してしまう。このような減速機による減速比があれば、第１回転系装置の第１ワーク設置部のワークの回転速度と、第２回転系装置の第２ワーク設置部の別のワークの回転速度とが相違する傾向がある。この点本発明装置によれば、主駆動モータの駆動時で且つトルク負荷モータの非駆動時において減速機が発揮する減速比を相殺すべく、第１歯車の回転を第３歯車に増速させるように、第１回転系装置の第１歯車の歯数は第２回転系装置の第３歯車の歯数よりもｎ個（ｎ＝１〜６の整数）多く設定されている。これにより、第１回転系装置の第１ワーク設置部のワークの回転速度と、第２回転系装置の第２ワーク設置部の別のワークの回転速度とが高精度に対応することになり、両者は基本的には同じ回転速度となる。故に、第１回転系装置の第１ワーク設置部のワークと、第２回転系装置の第２ワーク設置部の別のワークとを、できるだけ同様な条件で試験することができる。
【００１２】
しかし上記したように第１回転系装置の第１歯車の歯数が第２回転系装置の第３歯車の歯数よりもｎ個（ｎ＝１〜６の整数）多く設定されているため、第１回転系装置の回転軸線と第２回転系装置の回転軸線との平行度が低下するおそれがある。この場合には、第１回転系装置の第１ワーク設置部のワークの試験条件と、第２回転系装置の第２ワーク設置部の別のワークの試験条件とを、できるだけ近づけるには好ましくない。
【００１３】
そこで本発明装置によれば、互いに噛合する第１歯車と第３歯車との組合せ、互いに噛合する第２歯車と第４歯車との組合せのうちの少なくとも一方の組合せは、転位歯車を備えた構造を有することに設定されている。これにより第１回転系装置の回転軸線と第２回転系装置の回転軸線との軸間距離の変動が抑えられる。よって、第１回転系装置の回転軸線と第２回転系装置の回転軸線との平行度が精度よく高められる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
本発明装置によれば、次の少なくとも一つの形態を採用することができる。
・本発明装置によれば、減速機としては、減速比が大きくコンパクト化に一層有利な少数歯数差の内接構造を有する減速機が好ましい。この減速機は、径内方向に突出する内歯をもつリング状またはスリーブ状の外歯車と、径外方向に突出する外歯をもつ内歯車とを有し、外歯車の内歯の歯数と内歯車の外歯の歯数との差を少なく設定したものである。従って外歯車の内径と内歯の外径と接近している。このような少数歯数差の内接構造を有する減速機は、外歯車の内部に内歯車が配設されているため、コンパクト化に有利であり、しかも大きな減速比を発揮でき、減速比を大きくできることから減速機を介してワークに負荷させるトルクの値を大きく設定するのに有利である。この減速機の減速比の調整範囲としては、例えば（１／１０００）〜（９９９／１０００）、（１／５００）〜（４９９／５００）にすることができるが、これらに限定されるものではない。
・本発明装置によれば、互いに噛合する第１歯車と第３歯車との組合せ、互いに噛合する第２歯車と第４歯車との組合せのうちの少なくとも一方の組合せは、転位歯車を備えた構造を有する。この場合、互いに噛合する第１歯車と第３歯車との組合せが、転位歯車を備えた構造とされていても良い。あるいは、互いに噛合する第２歯車と第４歯車との組合せが、転位歯車を備えた構造とされていても良い。転位歯車を備えた上記した構成により、互いに噛み合う第１歯車の歯数と第３歯車の歯数が相違するとしても、第１回転系装置の回転軸線と第２回転系装置の回転軸線との平行度をできるだけ精度よく高めることができる。この場合、第１回転系装置の回転軸線と第２回転系装置の回転軸線とを互いに平行に、または、実質的に平行にすることができる。転位歯車は歯数差が１〜６個であれば転位量により良好に対処できる。
・本発明装置によれば、第１回転系装置の回転軸線と第２回転系装置の回転軸線との平行度を高めるためには、互いに噛合する第１歯車と第３歯車との組合せが、負の転位歯車を備えた構造とされていても良い。あるいは、互いに噛合する第２歯車と第４歯車との組合せが、正の転位歯車を備えた構造とされていても良い。
・第１回転系装置は、ワークを設置する第１ワーク設置部を有する。第１回転系装置に設けられている第１ワーク設置部の数は特に限定されず、１個または複数個とすることができる。第２回転系装置は、ワークを設置する第２ワーク設置部を有する。この場合、第２回転系装置に設けられている第２ワーク設置部の数は特に限定されず、１個または複数個とすることができる。
【００１５】
【実施例】
以下、本発明を具体化した第１実施例について図面を参照して説明する。図１は試験装置の概念図（トルク負荷モータ及び減速機を省略）である。図２は試験装置の概念模式図である。本実施例で用いるワークＷは、車両の駆動系に搭載される等速ジョイントである。従って本実施例に係るトルク負荷試験装置は、ワークＷである等速ジョイントを目標回転速度領域で回転させつつ、これに大きなねじりトルクを負荷させて耐久試験を行うものである。本実施例に係るトルク負荷試験装置は、第１回転系装置１と、第１回転系装置１に平行に沿って配設された第２回転系装置２と、主駆動モータ４と、トルク負荷モータ６とを備えている。第１回転系装置１は、径外方向に突出する多数の外歯１１ｒを有する第１歯車１１と、外歯１１ｒと噛合すると共に径外方向に突出する多数の外歯１２ｒを有する第２歯車１２と、第１回転系装置１の軸長方向において第１歯車１１及び第２歯車１２の軸長方向の間に配置されワークＷを設置可能な第１ワーク設置部１３とを有する。第１歯車１１及び第２歯車１２は、第１ワーク設置部１３を介して互いに対向する位置に配置されている。第１ワーク設置部１３は直列に２個配置されている。第１ワーク設置部１３にワークＷが着脱可能に設置される。２個の第１ワーク設置部１３の間には軸受装置１７が介在している。第１ワーク設置部１３と第１歯車１１との間には第１トルク検出器１８が介在している。
【００１６】
第２回転系装置２は、外歯１１ｒと噛合すると共に径外方向に突出する多数の外歯２３ｒを有する第３歯車２３と、外歯１２ｒと噛合すると共に径外方向に突出する多数の外歯２４ｒを有する第４歯車２４と、第２回転系装置２の軸長方向において第３歯車２３及び第４歯車２４の軸長方向の間に配置されワークＷを設置可能な第２ワーク設置部２５とを有する。第３歯車２３及び第４歯車２４は、第２ワーク設置部２５を介して互いに対向する位置に配置されている。第２ワーク設置部２５は直列に２個配置されている。第２ワーク設置部２５にワークＷが着脱可能に設置される。２個の第２ワーク設置部２５の間には軸受装置１７が介在している。第２ワーク設置部２５と第３歯車２３との間には第２トルク検出器２８が介在している。図２に示すように、互いに噛合する第１歯車１１と第３歯車２３は、駆動側ギアボックス３１に内蔵されている。互いに噛合する第２歯車１２と第４歯車２４は、従動側ギアボックス３２に内蔵されている。
【００１７】
第１歯車１１と第３歯車２３とは互いに噛合するため、第１歯車１１及び第３歯車２３のモジュールは同一とされている。第２歯車１２と第４歯車２４とは互いに噛合するため、第２歯車１２及び第４歯車２４のモジュールは同一とされている。歯車のモジュールは周知のようにピッチ円直径（ミリメートル）／歯数を意味する。なお、第１歯車１１、第２歯車１２、第３歯車２３、第４歯車２４は歯面がインボリュート曲線で規定されたインボリュート歯車である。
【００１８】
図２に示すように、主駆動モータ４は第１回転系装置１の第１歯車１１の軸端側に接続されている。トルク負荷モータ６は、第２回転系装置２の軸端２ｎ側に、少数歯数差の内接構造を有する市販の減速機５（帝人精機株式会社：ＲＶ−Ｅシリーズ）を介して接続されている。この減速機５について図３〜図５を参照して説明を加える。減速機５は、減速機能を有する遊星式の第１減速部５１と、第１減速部５１と直列に結合された同じく減速機能を有する第２減速部５２とをもつ。第１減速部５１は、トルク負荷モータ６のモータ軸に連結され減速機５の中心軸線上に配置された駆動軸７０と、駆動軸７０の先端部に設けられた外歯７１ｒをもつ１個のピニオンギア７１と、ピニオンギア７１と噛合する外歯７２ｒをもつと共に減速機５の中心軸線の回りで周方向に沿って均等間隔で配置された３個の小遊星ギア７２とを有する。小遊星ギア７２の外歯７２ｒの歯数は、ピニオンギア７１の外歯７１ｒの歯数よりも多くされている。従って小遊星ギア７２の歯数とピニオンギア７１との歯数に基づいて、第１減速部５１における減速が行われる。
【００１９】
減速機５の第２減速部５２は少数歯数差式の内接式の構造を有するものであり、減速機５の中心軸線に対して同軸的に配置された円筒形状のケースとも呼ばれる回転可能な外歯車７４と、外歯車７４に内接可能なＲＶギアとも呼ばれ且つ減速機５の中心軸線に沿って直列に２個並設された回転可能な内歯車７５と、出力軸７６ｆを結合ボルト７６ｔで結合したハウジングシャフト７６と、先端部７７ｓが小遊星ギア７２に連結され偏芯シャフト部７７ｍをもつ複数本のクランクシャフト７７と、外歯車７４に保持されたピン７８とをもつ。
【００２０】
図４に示すように、外歯車７４の内周部には、これの周方向に沿って多数個の溝７４ｍが均等間隔で形成されている。各溝７４ｍにピン７８がそれぞれ嵌合されて配置されている。ピン７８は外歯車７４の径内方向に突出する内歯として機能することができる。内歯車７５は外歯車７４の内部に回転可能に配置されている。内歯車７５の外周部に形成されている外歯７５ｐは、外歯車７４の多数個のピン７８と互いに噛合するものである。内歯車７５の外歯７５ｐは、外歯車７４に対して少数歯数差式として設定されているため、ピン７８の数よりも１個ぶん少ない数とされている。換言すると、外歯車７４の内部に配置されたＲＶギアとも呼ばれる内歯車７５の外歯７５ｐは、前記したように外歯車７４のピン７８と噛合する。つまり、ピン７８を有する外歯車７４と外歯７５ｐを有する内歯車７５とは、少数歯数式の内接歯車方式とされている。
【００２１】
図３に示すように、減速機５において、内歯車７５は、減速機５の中心軸線に沿って２個直列に並設されている。これは内歯車７５はクランクシャフト７７により回転するためである。図４に示すように、内歯車７５においては、減速機５の中心軸線の回りで周方向に沿って異形状の３個の第１孔７５ａが周方向に均等間隔で形成されている。また内歯車７５において、互いに隣設する第１孔７５ａ間に円形状の３個の第２孔７５ｃが周方向に均等間隔で形成されている。内歯車７５の第１孔７５ａには、ハウジングシャフト７６の挿通部７６ａが隙間を介して挿通され、両者が係合している。また内歯車７５の第２孔７５ｃには、クランクシャフト７７の偏芯シャフト部７７ｍがころがり軸受７７ｋを介して回転可能に保持されている。
【００２２】
図２に示すように第３歯車２３は、中空状の中間連結部材９０を介して減速機５のケースとも呼ばれる外歯車７４にボルトにより着脱可能に連結されている。ハウジングシャフト７６の出力軸７６ｆは中間連結部材９０の中空部分９０ｆに挿通され、第２回転系装置２のうちの第２トルク検出器２８側に連結されており、従って、出力軸７６ｆは第２回転系装置２の回転軸線ＰＢに沿って同軸的に配置されている。なお９４〜９８は軸受を示す。
【００２３】
ここで、トルク負荷モータ６が回転駆動すると、トルク負荷モータ６に連結された減速機５の駆動軸７０が回転する。そして駆動軸７０の先端部のピンオンギア７１が回転し、ピンオンギア７１と噛合する小遊星ギア７２が回転する。このとき小遊星ギア７２は自転回転しつつ、減速機５の中心軸線回りで公転回転する。すると、小遊星ギア７２に連結されたクランクシャフト７７が自転回転しつつ減速機５の中心軸線回りで公転回転する。このため、クランクシャフト７７は第２減速部５２における入力駆動軸となる。ここで、ケースである外歯車７４が固定されている状態でクランクシャフト７７が自転回転しつつ公転回転すると、クランクシャフト７７の偏芯シャフト部７７ｍの偏芯運動により、各内歯車７５が減速機５の中心軸線に対して偏芯運動しつつ回転する。この場合、クランクシャフト７７が減速機５の中心軸線回りで１回転（３６０度）すると、内歯車７５はクランクシャフト７７の回転方向と反対の方向に１歯ぶんだけ回転する。この結果、内歯車７５の回転に応じてハウジング７６が回転し、ひいてはハウジングシャフト７６の出力軸７６ｆが回転する。これが減速機５の第２減速部５２における減速機構となる。このようにトルク負荷モータ６の回転は、減速機５により減速され、ハウジングシャフト７６の出力軸７６ｆの回転として出力される。
【００２４】
上記した減速機５の減速特性値Ｒについては、Ｒ＝１＋（Ｚ２／Ｚ１）×Ｚ４＝１０１とされる。ここで、Ｚ１は駆動軸７０のピンオンギア７１の歯数を示し、Ｚ２は小遊星ギヤ７２の歯数を示し、Ｚ４はピン７８の数を示す。
【００２５】
この減速機５の第１使用形態について説明する。減速機５の第１使用形態おいては、減速機５の駆動軸７０を固定した状態で、減速機５の外歯車７４を入力として用いると共に、ハウジングシャフト７６の出力軸７６ｆを出力として用いる。この第１使用形態においては、減速機５における減速比ｉは、ｉ＝（Ｒ−１）／Ｒとして示される。ここでＲ＝１０１として設定されているため、減速比ｉ＝（１０１−１）／１０１＝１００／１０１となり、減速比は小さいものである。従って、入力側の外歯車７４の回転速度に対してハウジングシャフト７６の出力軸７６ｆの回転速度は、あまり減速されない。
【００２６】
またこの減速機５の第２使用形態について説明する。減速機５の第２使用形態おいては、減速機５の外歯車７４を固定した状態で、減速機５の駆動軸７０を入力として用いると共に、ハウジングシャフト７６の出力軸７６ｆを出力として用いる。この第２使用形態においては、減速機５における減速比ｉは、ｉ＝１／Ｒとして示される。ここで本実施例に係る減速機５では前述したようにＲ＝１０１として設定されているため、減速比ｉ＝１／１０１となり、駆動軸７０の回転速度に対してハウジングシャフト７６の出力軸７６ｆの回転速度は、かなり大きな減速比（１／１０１）で減速される。
【００２７】
さて本実施例においては、第１回転系装置１の第１歯車１１の外歯１１ｒの歯数は、第２回転系装置２の第３歯車２３の外歯２３ｒの歯数よりもｎ個（ｎ＝１）多く設定されている。具体的には、第１回転系装置１の第１歯車１１の外歯１１ｒの歯数は１０１個、第２回転系装置２の第３歯車２３の外歯２３ｒの歯数は１００個とされている。つまり第１歯車１１と第３歯車２３とは少数歯数差式とされている。第１歯車１１と第３歯車２３との歯数差は、減速機５の外歯車７４のピン７８と内歯車７５の外歯７５ｐとの歯数差と同一に設定されている。また第１回転系装置１の第２歯車１２の外歯１２ｒの歯数は１００個であり、第２回転系装置２の第４歯車２４の外歯２４ｒの歯数は同数つまり１００個とされている。
【００２８】
（トルク負荷試験）
次にワークＷに対してトルク負荷試験を行う場合について説明を加える。まず、第１ワーク設置部１３にワークＷを着脱可能に保持すると共に、第２ワーク設置部２５にもワークＷを着脱可能に保持する。この状態でトルク負荷モータ６をオフとして非駆動とした状態で、主駆動モータ４をオンして駆動させる。主駆動モータ４の駆動方向は正方向でも逆方向でも良い。主駆動モータ４の駆動力は第１トルク検出器１８、第１ワーク設置部１３のワークＷ、第２歯車１２、第２歯車１２と噛合する第４歯車２４、第２ワーク設置部２５のワークＷ、第２トルク検出器２８に伝達され、更に減速機５の出力軸７６ｆ、減速機５の外歯車７４を介して第３歯車２３に伝達される。即ち、第１回転系装置１が回転し、第１回転系装置１の第１ワーク設置部１３のワークＷが目標回転速度領域で回転すると共に、第２回転系装置２が回転し、第２回転系装置２の第２ワーク設置部２５の別のワークＷが目標回転速度領域で回転する。このとき第１歯車１１の外歯１１ｒと第３歯車２３の外歯２３ｒとが噛合って回転する。第２歯車１２の外歯１２ｒと第４歯車２４の外歯２４ｒとが噛合って回転する。よって第１回転系装置１及び第２回転系装置２における駆動力伝達経路は、閉ループとされている。
【００２９】
ところで、上記したようにトルク負荷モータ６を非駆動としつつ主駆動モータ４を駆動させてワークＷを回転させている場合においても、前記した減速機５が駆動力伝達経路に配置されているため、減速機５が所定の減速比（１００／１０１）を発揮してしまう。この場合には、トルク負荷モータ６が非駆動であるため、減速機５の駆動軸７０は固定された状態とみなし得る。またこの場合には、第３歯車２３の回転が中間連結部材９０を介して減速機５の外歯車７４にも伝達される。このためトルク負荷モータ６を非駆動としつつ主駆動モータ４を駆動させてワークＷを回転させている場合は、駆動軸７０が固定であり、外歯車７４が入力として取り扱うことができ、減速機５の前記第１使用形態に該当することになる。前記したように第１使用形態における減速機５の減速比ｉとしては、ｉ＝（１０１−１）／１０１＝１００／１０１となり、外歯車７４の回転速度に対してハウジングシャフト７６の出力軸７６ｆの回転速度はあまり減速されないものの、１００／１０１に減速されてしまう。このため、第１回転系装置１の第１ワーク設置部１３のワークＷの回転速度と、第２回転系装置２の第２ワーク設置部２５の別のワークＷの回転速度とが相違する傾向がある。換言すれば、減速機５による減速比の影響を受けるため、第１回転系装置１の第１ワーク設置部１３のワークＷの回転速度よりも、第２回転系装置２の第２ワーク設置部２５のワークＷの回転速度が減速する傾向がある。このようなことは、第１ワーク設置部１３のワークＷと第２ワーク設置部２５のワークＷとをできるだけ同一の条件で試験を行うためには、好ましくないといえる。
【００３０】
このように本実施例によれば、トルク負荷モータ６の非駆動時においても減速機５が所定の減速比（１００／１０１）を発揮するため、この減速比（１００／１０１）を相殺する必要がある。このため本実施例においては、第１回転系装置１の第１歯車１１の歯数は、第２回転系装置２の第３歯車２３の歯数よりもｎ個（ｎ＝１）多く設定されている。換言すれば、第１回転系装置１の第１歯車１１の歯数は１０１個に設定され、第２回転系装置２の第３歯車２３の歯数は１００個に設定されている。これにより第１歯車１１と第３歯車２３とが噛合する際に、歯数に応じて、第１歯車１１の回転速度が第３歯車２３に所定の増速比（１０１／１００）で増速とされる。したがって、第１歯車１１と第３歯車２３との間における増速比（１０１／１００）と、前記した第１使用形態における減速機５による減速比（１００／１０１）とが実質的に相殺される。この結果、トルク負荷モータ６を非駆動としつつ主駆動モータ４を駆動させることにより、第１回転系装置１の第１ワーク設置部１３のワークＷ、第２回転系装置２の第２ワーク設置部２５のワークＷをそれぞれ目標回転速度に到達させるにあたり、各ワークＷを同様に目標回転速度領域に到達させることが可能となる。換言すれば、トルク負荷モータ６を非駆動としつつ主駆動モータ４を駆動させれば、第１回転系装置１の第１ワーク設置部１３のワークＷの回転速度と、第２回転系装置２の第２ワーク設置部２５の別のワークＷの回転速度とは、基本的には等速の回転速度となる。これにより第１ワーク設置部１３のワークＷと第２ワーク設置部２５のワークＷとをできるだけ同一条件で試験するのに有利となる。
【００３１】
次に、主駆動モータ４により目標回転速度領域で回転されているワークＷにトルクを負荷する場合について説明を加える。主駆動モータ４の駆動に伴い、ワークＷの回転速度が試験すべき目標回転速度に到達している状態において、トルク負荷モータ６をオンして駆動させる。するとトルク負荷モータ６の駆動力が減速機５のハウジングシャフト７６の出力軸７６ｆを介して第２回転系装置２に伝達される。よって、第１回転系装置１の第１ワーク設置部１３のワークＷにねじりトルクが負荷されると共に、第２回転系装置２の第２ワーク設置部２５の別のワークＷにねじりトルクが負荷される。これによりワークＷに対してトルク負荷試験が行われ、このようなトルク負荷下におけるワークＷに対する疲労試験、耐久試験を行うことができる。この場合、減速機５の外歯車７４が固定されている状態において減速機５の駆動軸７０が入力軸として駆動するものと考えることができる。このように減速機５の外歯車７４を固定した状態で減速機５の駆動軸７０が入力として駆動すれば、これは減速機５の前記した第２使用形態に相当する。第２使用形態に係る減速機５における減速比ｉとしては、前記したように、ｉ＝１／Ｒ＝１／１０１となり、減速機５の駆動軸７０の回転速度に対してハウジングシャフト７６の出力軸７６ｆの回転速度はかなり減速される。このため主駆動モータ４の回転中にトルク負荷モータ６が駆動してワークＷにトルクを負荷させるとしても、目標回転速度で回転しているワークＷに与える回転速度の変動は、小さく実質的に無視することができる。
【００３２】
この場合、減速比とトルクとは逆相関性があるため、トルク負荷モータ６の回転速度が減速機５によって大きな減速比（１／１０１）で減速されていれば、トルク負荷モータ６の駆動により第１ワーク設置部のワークＷ、第２ワーク設置部のワークＷにそれぞれ負荷されるトルクの値は大きくなる。従って本実施例によれば、ワークＷに必要トルクを負荷させるにあたりトルク負荷モータ６を小型化してこれのコンパクト化を図りつつも、目標回転速度領域で回転している各ワークＷに対して大きなねじりトルクを効果的に負荷させることができる。
【００３３】
なお、トルク負荷モータ６はサーボモータであるため、第１トルク検出器１８、第２トルク検出器２８からの検出信号が図略の制御装置に入力されており、制御装置はトルク負荷モータ６の駆動を制御することにより、各ワークＷに負荷すべき負荷トルクの変動を抑えている。
【００３４】
ところで本実施例においては、前記したように第１歯車１１の外歯１１ｒの歯数（１０１個）は、第３歯車２３の外歯２３ｒの歯数（１００個）よりもｎ個（ｎ＝１）多く設定されている。一方、第２歯車１２の外歯１２ｒの歯数、第４歯車２４の外歯２４ｒの歯数は共に同数（１００個）である。従って、通常の標準歯車を用いただけでは、第１回転系装置１の回転軸線ＰＡと第２回転系装置２の回転軸線ＰＢとの平行度は低下する。このように平行度が低下した場合、できるだけ同一条件で各ワークＷの試験を行うには好ましくなく、円滑な回転性も損なわれる。回転軸線ＰＡと回転軸線ＰＢとの平行度の低下に対処すべく、ユニバーサルジョイントなどを利用するとしても同様に円滑な回転性が損なわれる。
【００３５】
この点本実施例において、従動側ギアボックス３２内の互いに噛合する第２歯車１２と第４歯車２４とは『標準歯車』で形成されているものの、駆動側ギアボックス３１内の互いに噛合する第１歯車１１と第３歯車２３との組合せは、転位歯車を備えた構造となるように設定されており、具体的には駆動側ギアボックス３１内の第３歯車２３を標準歯車としつつも、第１歯車１１は負の転位をもつ転位歯車として設定されている。
【００３６】
転位歯車について説明を加える。『標準歯車』は、図６に示すように、ラック形工具の基準ピッチ線と歯車の基準ピッチ円とが合致するように歯切り加工されたものである。一方、転位歯車については、ラック形工具の基準ピッチ線と歯車の基準ピッチ円とを矢印Ｓ１方向または矢印Ｓ２方向にずらせるようにラック形工具を転位させた状態で歯切り加工される。転位歯車は２つのピッチ円をもち、即ち、そのモジュール及び歯数で規定される基準ピッチ円の他に、噛み合いピッチ円を有する。互いに噛み合う歯車のうち少なくとも一方が転位歯車である場合には、その歯車間の軸間距離が転位量に応じて変化する。一般的には、ラック形工具を矢印Ｓ１方向にずらせた場合を正の転位歯車、ラック形工具を矢印Ｓ２方向にずらせた場合を負の転位歯車という。
【００３７】
互いに噛み合う２個１組の歯車のうち少なくとも一方が負の転位歯車である場合には、双方の歯車が、モジュール及び歯数で規定された基準ピッチ円を有する標準歯車である場合に比較して、互いに噛み合う歯車の軸間距離が短縮される。また、互いに噛み合う２個１組の歯車のうち少なくとも一方が正の転位歯車である場合には、双方の歯車が標準歯車である場合に比較して、互いに噛み合う歯車の軸間距離が増加する。
【００３８】
本実施例においては、第２歯車１２、第３歯車２３、第４歯車２４の歯数を１００個として設定している。そして図７に示すように第２歯車１２の基準ピッチ円直径をｄ２とし、第３歯車２３の基準ピッチ円直径をｄ３（ｄ２＝ｄ３）とし、第４歯車２４の基準ピッチ円直径をｄ４（ｄ２＝ｄ３＝ｄ４）とされている。第２歯車１２の基準ピッチ円直径ｄ２，第３歯車２３の基準ピッチ円直径ｄ３，第４歯車２４の基準ピッチ円直径ｄ４は、そのモジュール及び歯数に基づいて規定されるそれぞれ標準歯車の基準ピッチ円直径として設定されている。しかしながら転位歯車として形成された第１歯車１１については、これのモジュール及び歯数に基づいて規定される標準歯車の基準ピッチ円直径ｄ１に設定されているのではなく、標準歯車の基準ピッチ円直径ｄ１よりもαぶん小さめである噛み合いピッチ円直径ｄ１ｘを有するように設定されている。この意味で第１歯車１１は歯切りが深い負の転位をもつ転位歯車として設定されている。従って本実施例においては歯数の相違が存在するものの、公差や製造誤差等を無視すれば、図７から理解できるように、下記の（１）式が基本的には成立する。
【００３９】
ｄ１ｘ＋ｄ３＝ｄ２＋ｄ４……（１）
上記したように（１）式が基本的に成立すると、第１回転系装置１の回転軸線ＰＡと第２回転系装置２の回転軸線ＰＢとの間の軸間距離を考えるとき、図７に示すように、第１歯車１１と第３歯車２３とを有する駆動側ギアボックス３１の側の軸間距離ＬＬと、第３歯車２３と第４歯車２４とを有する従動側ギアボックス３２の側の軸間距離ＬＲとを、基本的には同じ値に設定することができる。このため減速機５による減速比（１００／１０１）を相殺させるために第１歯車１１（歯数：１０１個）の歯数が第３歯車２３の歯数（歯数：１００個）よりも増加している場合であっても、第１回転系装置１の回転軸線ＰＡと第２回転系装置２の回転軸線ＰＢとの平行度を精度良く高めることができる。
【００４０】
この結果、第１回転系装置１の回転及び第２回転系装置２の回転が円滑となると共に、第１回転系装置１の第１ワーク設置部１３のワークＷと、第２回転系装置２の第２ワーク設置部２５のワークＷとをできるだけ同一条件で回転させることができ、各ワークＷに対してできるだけ同一条件でトルク負荷試験を行うことができる。
【００４１】
更に、減速機５の減速比が大きくなればなるほど、減速機５を介して負荷されるトルクを大きくできる特性が得られる。この点本実施例においては、トルク負荷モータ６の回転速度は、通常の遊星歯車式の減速機を用いる場合に比較して、減速機５により大きな減速比（１／１０１）で減速されているため、トルク負荷モータ６の駆動により第１ワーク設置部１３のワークＷ、第２ワーク設置部２５のワークＷにそれぞれ負荷されるトルクの値は大きいものである。従って、ワークＷに負荷トルクを与えるためのトルク負荷モータ６の小型化を図り、トルク負荷モータ６のコンパクト化を図りつつも、目標回転速度領域で回転している各ワークＷに対して大きなねじりトルクを効果的に負荷させることができ、充分に大きな必要ねじりトルクを負荷させた試験を行うことができる。
【００４２】
（他の実施例）
図８に示す第２実施例は第１実施例と基本的には同様の構成を有し、同様の作用効果を奏する。以下、第１実施例と異なる部分を中心として説明する。第２実施例においては、駆動側ギアボックス３１内の互いに噛合する第１歯車１１と第３歯車２３とを『標準歯車』で形成しているものの、従動側ギアボックス３２内の互いに噛合する第２歯車１２と第４歯車２４との組合せが、転位歯車を備えた構造となるように設定されている。具体的には、第２歯車１２は、浅い切り込みで形成された正の転位をもつ転位歯車として設定されている。
【００４３】
即ち第２実施例においては、第１歯車１１（歯数：１０１個）、第３歯車２３（歯数：１００個）、第４歯車２４（歯数：１００個）を標準歯車としつつ、第２歯車１２（歯数：１００個）を、正の転位をもつ転位歯車として設定している。第１歯車１１の基準ピッチ円直径ｄ１，第３歯車２３の基準ピッチ円直径ｄ３，第４歯車２４の基準ピッチ円直径ｄ４は、それらのモジュール及び歯数に基づく標準歯車の基準ピッチ円直径として設定されている。しかし第２実施例においては、標準歯車で形成された第１歯車１１については、前記した第１実施例に係る転位歯車で形成された第１歯車１１の噛み合いピッチ円直径ｄ１ｘよりもαぶん大きな基準ピッチ円直径ｄ１で設定されている。この結果、第１回転系装置１の回転軸線ＰＡと第２回転系装置２の回転軸線ＰＢとの軸間距離は、第１実施例に係る第１回転系装置１の回転軸線ＰＡと第２回転系装置２の回転軸線ＰＢとの軸間距離よりも大きめとされている。
【００４４】
これに対処すべく第２実施例においては、正の転位歯車で形成された第２歯車１２については、これのモジュール及び歯数に基づく標準歯車の基準ピッチ円直径ｄ２で設定されているのではなく、基準ピッチ円直径ｄ２よりもαぶん大きめであるかみあいピッチ円直径ｄ２ｘを有するように設定されている。従って本実施例においては歯数の相違が存在するものの、公差や製造誤差等を無視すれば、下記の（２）式が基本的には成立する。
【００４５】
ｄ１＋ｄ３＝ｄ２ｘ＋ｄ４……（２）
よって第２実施例においては図８に示すように、第１回転系装置１の回転軸線ＰＡと第２回転系装置２の回転軸線ＰＢとの軸間距離を考えると、第１歯車１１と第３歯車２３とを有する駆動側ギアボックス３１の側の軸間距離ＬＬ１と、第３歯車２３と第４歯車２４とを有する従動側ギアボックス３２の側の軸間距離ＬＲ１とを、基本的には同じ値に設定することができる。故に各ワークＷをできるだけ同一の条件で試験を行うのに適する。
【００４６】
（第３実施例）
図９に示す第３実施例は第１実施例と基本的には同様の構成を有し、同様の作用効果を奏する。以下、第１実施例と異なる部分を中心として説明する。第３実施例においては、第１歯車１１（歯数：１０１個）、第３歯車２３（歯数：１００個）、第２歯車１２（歯数：１００個）を標準歯車としつつ、第４歯車２４（歯数：１００個）を正の転位をもつ転位歯車として設定している。
【００４７】
本実施例においては、第１歯車１１（歯数：１０１個）の基準ピッチ円直径ｄ１，第３歯車２３（歯数：１００個）の基準ピッチ円直径ｄ３，第２歯車１２（歯数：１００個）の基準ピッチ円直径ｄ２は、それぞれ標準歯車の基準ピッチ円直径とされている。ここで、標準歯車で形成された第１歯車１１の基準ピッチ円直径ｄ１は、前記した第１実施例に係る転位歯車で形成された第１歯車１１の噛み合いピッチ円直径ｄ１ｘよりもαぶん大きくなる。
【００４８】
一方、転位歯車で形成された第４歯車２４については、これのモジュール及び歯数で規定された標準歯車の基準ピッチ円直径ｄ４で設定されているのではなく、標準歯車の基準ピッチ円直径ｄ４よりもαぶん大きめの噛み合いピッチ円直径ｄ４ｘで設定されている。よって第４歯車２４は正の転位とされている。従って本実施例においては、歯数の相違が存在するとしても、公差や製造誤差等を無視すれば、図９から理解できるように、下記の（３）式が基本的には成立する。
【００４９】
ｄ１＋ｄ３＝ｄ２＋ｄ４ｘ……（３）
よって第３実施例においては、第１回転系装置１の回転軸線ＰＡと第２回転系装置２の回転軸線ＰＢとの軸間距離を考えると、第１歯車１１と第３歯車２３とを有する駆動側ギアボックス３１の側の軸間距離ＬＬ２と、第３歯車２３と第４歯車２４とを有する従動側ギアボックス３２の側の軸間距離ＬＲ２とを、基本的には同じ値に設定することができる。故に各ワークＷをできるだけ同一の条件で試験を行うのに適する。
【００５０】
（第４実施例）
図１０に示す第４実施例は第１実施例と基本的には同様の構成を有し、同様の作用効果を奏する。以下、第１実施例と異なる部分を中心として説明する。第４実施例においては、第１歯車１１（歯数：１０１個）、第３歯車２３（歯数：１００個）を標準歯車としつつ、第２歯車１２（歯数：１００個）、第４歯車２４（歯数：１００個）の双方を正の転位をもつ転位歯車として設定している。換言すれば、第１歯車１１（歯数：１０１個）の基準ピッチ円直径ｄ１，第３歯車２３（歯数：１００個）の基準ピッチ円直径ｄ３は、それぞれのモジュール及び歯数で規定された標準歯車の基準ピッチ円直径とされている。ここで、標準歯車で形成された第１歯車１１の基準ピッチ円直径ｄ１は、前記した第１実施例に係る転位歯車で形成された第１歯車１１の噛み合いピッチ円直径ｄ１ｘよりもαぶん大きくなる。
【００５１】
一方、転位歯車で形成された第２歯車１２については、これのモジュール及び歯数で規定された標準歯車の基準ピッチ円直径ｄ２で設定されているのではなく、標準歯車の基準ピッチ円直径ｄ２よりもα／２ぶん大きめの噛み合いピッチ円直径ｄ２ｙで設定されている。同様に、転位歯車で形成された第４歯車２４についても、これのモジュール及び歯数で規定された標準歯車の基準ピッチ円直径ｄ４で設定されているのではなく、これの標準歯車の基準ピッチ円直径ｄ４よりもα／２ぶん大きめの噛み合いピッチ円直径ｄ４ｙで設定されている。よって第２歯車１２、第４歯車２４は正の転位とされている。従って本実施例においては、公差や製造誤差等を無視すれば、歯数の相違が存在するとしても、下記の（４）式が基本的には成立する。
【００５２】
ｄ１＋ｄ３＝ｄ２ｙ＋ｄ４ｙ……（４）
よって第４実施例においては、図１０に示すように、第１回転系装置１の回転軸線ＰＡと第２回転系装置２の回転軸線ＰＢとの軸間距離を考えると、第１歯車１１と第３歯車２３とを有する駆動側ギアボックス３１の側の軸間距離ＬＬ３と、第３歯車２３と第４歯車２４とを有する従動側ギアボックス３２の側の軸間距離ＬＲ３とを、基本的には同じ値に設定することができる。故に各ワークＷをできるだけ同一の条件で試験を行うのに適する。
【００５３】
（その他）
第１実施例においては、第１回転系装置１に設けられている第１ワーク設置部１３は２個であり、第２回転系装置２に設けられている第２ワーク設置部２５も２個であるが、これに限らず、第１回転系装置１に設けられている第１ワーク設置部１３、第２回転系装置２に設けられている第２ワーク設置部２５をそれぞれ１個づつとしても良い。あるいは、第１回転系装置１に設けられている第１ワーク設置部１３、第２回転系装置２に設けられている第２ワーク設置部２５をそれぞれ３個づつとしても良い。あるいは４個づつつしても良く、それ以上の数としても良い。なお、各ワークＷをできるだけ同一の条件で試験するためには、第１回転系装置１に設けられている第１ワーク設置部１３の数と、第２回転系装置２に設けられている第２ワーク設置部２５の数とは同数であることが好ましい。
【００５４】
第１回転系装置１の第１歯車１１の外歯１１ｒの歯数は、第２回転系装置２の第３歯車２３の外歯２３ｒの歯数よりもｎ個多く設定されている。ここで減速機５の機構によるが、ｎは１〜６（ｎ＝２，３，４，５または６）とすることができる。第１実施例のような少数歯数差をもつ減速機５が用いられる場合には、ｎとしては１、または２、または３が好ましい。
【００５５】
第１歯車１１の歯数は１０１個であり、第２歯車１２の歯数、第３歯車２３の歯数、第４歯車２４の歯数は共に１００個であるが、これに限られるものでない。要するに、第１歯車１１の歯数が第３歯車２３の歯数よりもｎ個多く設定されていれば良い。上記した実施例においては、ワークＷは車両に搭載される等速ジョイントであるが、これに限らず、通常のジョイント、歯車、複数の歯車をもつ歯車装置、プロペラシャフト等でも良い。この場合にはワークであるジョイント、歯車装置、プロペラシャフト等を回転させつつ、これらのワークに大きなトルクを負荷でき、疲労試験や耐久試験を行うことができる。
【００５６】
なお、本発明は上記し且つ図面に示した実施例のみに限定されるものではなく、要旨を逸脱しない範囲内で適宜変更して実施できるものである。実施の形態、実施例に記載の語句は一部であっても請求項に記載できるものである。
【００５７】
【発明の効果】
本発明装置によれば、ワークを目標回転速度領域で回転させつつ、トルク負荷モータを駆動させると、第１回転系装置の第１ワーク設置部に保持されて回転しているワークにねじりトルクを負荷できると共に、第２回転系装置の第２ワーク設置部に保持されて回転している別のワークにねじりトルクを負荷できる。これにより各ワークに対してねじりトルクが負荷され、ねじりトルク負荷下におけるワークに対する疲労試験や耐久試験を行うことができる。
【００５８】
本発明装置によれば、主駆動モータ駆動時で且つトルク負荷モータの非駆動時において減速機が発揮する減速比を相殺すべく、第１歯車の回転を第３歯車に増速させるように、第１回転系装置の第１歯車の歯数は第２回転系装置の第３歯車の歯数よりもｎ個（ｎ＝１〜６の整数）多く設定されている。これにより、第１回転系装置の第１ワーク設置部のワークの回転速度と、第２回転系装置の第２ワーク設置部のワークの回転速度とが対応することになり、両者は基本的には同じ回転速度となる。故に、第１回転系装置の第１ワーク設置部のワークと、第２回転系装置の第２ワーク設置部の別のワークとを、できるだけ同様な条件で試験することができる。
【００５９】
本発明装置によれば、第１回転系装置の第１歯車の歯数が第２回転系装置の第３歯車の歯数よりもｎ個（ｎ＝１〜６の整数）多く設定されているため、第１回転系装置の回転軸線と第２回転系装置の回転軸線との平行度が低下するおそれがある。この点本発明装置によれば、互いに噛合する第１歯車と第３歯車との組合せ、互いに噛合する第２歯車と第４歯車との組合せのうちの少なくとも一方の組合せは、転位歯車を備えた構造を有することに設定されている。これにより第１回転系装置の回転軸線と第２回転系装置の回転軸線との平行度が高められる。故に、第１回転系装置の第１ワーク設置部に保持されているワークと、第２回転系装置の第２ワーク設置部に保持されている別のワークとを、できるだけ同様な条件で試験することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例に係り、装置全体（トルク負荷モータ及び減速機は省略）の斜視図である。
【図２】装置全体の模式図である。
【図３】減速機の模式図である。
【図４】減速機の正面図である。
【図５】減速機の断面図である。
【図６】標準歯車の説明図である。
【図７】第１回転系装置及び第２回転系装置を構成する歯車機構の模式図である。
【図８】第２実施例に係り、第１回転系装置及び第２回転系装置を構成する歯車機構の模式図である。
【図９】第３実施例に係り、第１回転系装置及び第２回転系装置を構成する歯車機構の模式図である。
【図１０】第４実施例に係り、第１回転系装置及び第２回転系装置を構成する歯車機構の模式図である。
【符号の説明】
図中、１は回転系装置、１１は第１歯車、１２は第２歯車、１３は第１ワーク設置部、２は回転系装置、２３は第３歯車、２４は第４歯車、２５は第２ワーク設置部、４は主駆動モータ、５は減速機、６はトルク負荷モータ、Ｗはワークを示す。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a torque load test device for performing a test by applying a torque to a work such as a constant velocity joint or a gear device while rotating the work.
[0002]
[Prior art]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 60-18739 (published in 1985) discloses a torque load test device. This torque load test device includes a first rotating system device having a first work setting portion on which a work can be set, a second rotating system device having a second work setting portion on which another work can be set, and a first rotating device. A main drive motor that is connected to the system device and rotates the first rotation system device and the second rotation system device with driving, and a servomotor that is connected to the first rotation system device via a planetary gear type speed reducer. And a torque load motor.
[0003]
According to this torque load test device, when the main drive motor is driven, the first rotating system device rotates, the work in the first work installation portion of the first rotating system device rotates, and the second rotating system device rotates. Then, another work of the second work installation part of the second rotating system device rotates. Then, when the torque load motor is driven in a state where the main drive motor is driven to rotate the work, a torsion torque is applied to the work in the first work installation portion of the first rotating system device, and the second The torsion torque is similarly applied to another work in the second work installation part of the rotary system device. Thus, the torsion test of each work can be performed while each work is rotated in a predetermined rotation speed region. According to this torque load test device, when the driving force of the main drive motor is transmitted to the second rotating device via the first rotating device, the torque is reduced by the reducing device because of the provision of the reducing device. You. Therefore, according to the torque load test device described above, the number of teeth of a pair of two gears meshing with each other disposed between the first rotary system device and the second rotary system device to cancel the deceleration by the speed reducer. Is set so as to have a speed increasing function.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
According to the torque load test device described above, if the reduction ratio can be reduced, the value of the load torque applied to the work can be increased. However, the reduction ratio of the planetary gear type reduction gear is at most about 1/3 to 1/5, and the reduction ratio is not so large. Therefore, there is a limit in applying a large torque to the work, and the torque load which can be satisfied is not always satisfactory. Can't test.
[0005]
Therefore, the present inventors have attempted to use a speed reducer having a large speed reduction ratio. However, the effect of the reduction ratio exhibited by the reduction gear when the torque load motor is not driven cannot be ignored, and therefore, the speed must be partially increased to offset the reduction of the reduction gear when the torque load motor is not driven. The gear of the first rotating system and the gear of the second rotating system have a structure having a small number of teeth. However, in this case, due to the difference in the number of teeth of the gears, the rotation axis of the first rotation system and the rotation axis of the second rotation system do not match with high accuracy, and the parallelism of both rotation axes is reduced. Not always enough. For this reason, it is disadvantageous to test the work held by the first rotating system device and the work held by the second rotating system device under the same conditions as possible.
[0006]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and employs a speed increasing mechanism based on a difference between the number of teeth of the first gear and the number of teeth of the third gear in order to compensate for deceleration by the speed reducer. In order to cope with the difference between the number of teeth of the first gear and the number of teeth of the third gear, a transposition gear is employed to increase the parallelism between the rotation axis of the first rotation system and the rotation axis of the second rotation system, Accordingly, it is an object of the present invention to provide a torque load test device that is advantageous for testing a work held by a first rotating system device and a work held by a second rotating system device under the same conditions as possible. And
[0007]
[Means for Solving the Problems]
The torque load test device according to the present invention includes a first gear and a second gear arranged at positions facing each other, and a first gear and a second gear which are arranged between the first gear and the second gear in the axial direction of the gear. A first rotating device having a work installation part;
A third gear and a fourth gear arranged at positions opposed to each other, and a second work installation portion arranged between the third gear and the fourth gear in the axial direction and capable of installing a work, and A second rotating system device in which a third gear meshes with the first gear and a second gear meshes with the fourth gear;
The first rotary system device is connected to the first rotary system device, and rotates the first rotary system device and the second rotary system device in accordance with the driving. Further, the work set in the first work setting unit and the second work setting of the second rotary system device are set. A main drive motor that rotates a work installed in the unit with driving,
The torsion torque is connected to the work installed in the first work installation section and the work installed in the second work installation section of the second rotation system apparatus through the connection of the torsion torque to the second rotation system device via the speed reducer. A torque load test device comprising a torque load motor to be loaded,
The number of teeth of the first gear of the first rotating device is the same as the number of teeth of the first gear so that the rotation of the first gear is increased to the third gear in order to offset the reduction ratio exhibited by the speed reducer when the torque load motor is not driven. The number of teeth is set to be n (n = 1 to 6) larger than the number of teeth of the third gear of the two-rotation system device,
Combination of a first gear and a third gear meshing with each other, and a second gear and a fourth gear meshing with each other so as to increase the parallelism between the rotation axis of the first rotation system and the rotation axis of the second rotation system. At least one of the combinations has a structure including a shift gear.
[0008]
As is well known, a reduction gear having an inscribed structure with a small number of teeth difference is advantageous in obtaining a large reduction ratio as compared with a mere planetary gear type reduction gear, and thus increases the load torque applied to a work. be able to. This is because if the reduction ratio of the reduction gear is increased, the torque applied to the work via the reduction gear can be increased.
[0009]
When performing a torque load test on a work, first, the main drive motor is driven in a state where the torque load motor is not driven, the first rotary system device is rotated, and the first work installation unit of the first rotary system device is rotated. Is rotated in the target rotation speed region, and the second rotation system device is rotated, and another work held in the second work installation portion of the second rotation system device is rotated in the target rotation speed region. Rotate. The rotation direction of the main drive motor may be forward or reverse.
[0010]
When the torque load motor is driven while rotating the work in the target rotation speed region, the torsion torque is applied to the rotating work held by the first work installation portion of the first rotating system device, and The torsional torque is applied to another work held by the second work installation part of the two-rotation system apparatus and rotating. As a result, a torsional torque is applied to each work, and a fatigue test or a durability test on the work under the torsional torque load can be performed.
[0011]
According to the device of the present invention, although the main drive motor is driven to rotate the work in the target rotation speed region, even when the torque load motor is not driven, the reduction gear exhibits a predetermined reduction ratio. I will. If there is a reduction ratio by such a speed reducer, the rotation speed of the work of the first work installation portion of the first rotation system device and the rotation speed of another work of the second work installation portion of the second rotation system device will be different. They tend to be different. In this respect, according to the device of the present invention, the rotation of the first gear is increased to the third gear so as to cancel the reduction ratio exhibited by the speed reducer when the main drive motor is driven and the torque load motor is not driven. As described above, the number of teeth of the first gear of the first rotating system device is set to be n (n = 1 to 6) larger than the number of teeth of the third gear of the second rotating system device. Thereby, the rotation speed of the work of the first work installation part of the first rotation system device and the rotation speed of another work of the second work installation part of the second rotation system device correspond with high accuracy, Both have basically the same rotation speed. Therefore, the work of the first work setting part of the first rotating system device and another work of the second work setting part of the second rotating system device can be tested under the same conditions as possible.
[0012]
However, as described above, the number of teeth of the first gear of the first rotating device is set to be n (n = 1 to 6) larger than the number of teeth of the third gear of the second rotating device. There is a possibility that the parallelism between the rotation axis of the first rotation system and the rotation axis of the second rotation system may decrease. In this case, it is not preferable to make the test condition of the work of the first work setting part of the first rotary system device and the test condition of another work of the second work setting part of the second rotary system device as close as possible. .
[0013]
Therefore, according to the device of the present invention, at least one of the combination of the first gear and the third gear meshing with each other and the combination of the second gear and the fourth gear meshing with each other has a structure including a shift gear. Is set to have. Thereby, the fluctuation of the center distance between the rotation axis of the first rotation system device and the rotation axis of the second rotation system device is suppressed. Therefore, the parallelism between the rotation axis of the first rotation system and the rotation axis of the second rotation system can be improved with high accuracy.
[0014]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
According to the device of the present invention, at least one of the following forms can be adopted.
According to the device of the present invention, as the speed reducer, a speed reducer having an inscribed structure with a small number of teeth difference, which has a large reduction ratio and is more advantageous for compactness, is preferable. This reduction gear has a ring-shaped or sleeve-shaped external gear having internal teeth projecting radially inward, and an internal gear having external teeth projecting radially outward. And the difference between the number of external teeth of the internal gear and the number of external teeth of the internal gear is set to be small. Therefore, the inner diameter of the external gear and the outer diameter of the internal teeth are close to each other. Since the reduction gear having the inscribed structure with such a small number of teeth has an internal gear disposed inside the external gear, it is advantageous for downsizing and can exhibit a large reduction ratio. Since it can be increased, it is advantageous to set a large torque value to be applied to the work via the reduction gear. The adjustment range of the reduction ratio of the speed reducer can be, for example, (1/1000) to (999/1000), (1/500) to (499/500), but is not limited thereto. Absent.
According to the device of the present invention, at least one of the combination of the first gear and the third gear meshing with each other and the combination of the second gear and the fourth gear meshing with each other has a structure including a dislocation gear. Having. In this case, the combination of the first gear and the third gear that mesh with each other may have a structure including a shift gear. Alternatively, the combination of the second gear and the fourth gear that mesh with each other may be configured to include a shift gear. According to the above configuration including the shift gear, even if the number of teeth of the first gear and the number of teeth of the third gear that mesh with each other are different, the rotation axis of the first rotation system device and the rotation axis of the second rotation system device are different. The degree of parallelism can be increased as accurately as possible. In this case, the rotation axis of the first rotation system device and the rotation axis of the second rotation system device can be parallel or substantially parallel to each other. If the dislocation gear has a difference in the number of teeth of 1 to 6, it can better cope with the dislocation amount.
According to the device of the present invention, in order to increase the degree of parallelism between the rotation axis of the first rotation device and the rotation axis of the second rotation device, the combination of the first gear and the third gear meshing with each other requires: A structure having a negative dislocation gear may be employed. Alternatively, the combination of the second gear and the fourth gear that mesh with each other may have a structure including a positive shift gear.
-The 1st rotary system device has the 1st work installation part which installs a work. The number of the first work installation sections provided in the first rotating system device is not particularly limited, and may be one or more. The second rotary system device has a second work setting unit for setting a work. In this case, the number of the second work installation sections provided in the second rotating system device is not particularly limited, and may be one or more.
[0015]
【Example】
Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a conceptual diagram of a test apparatus (a torque load motor and a speed reducer are omitted). FIG. 2 is a conceptual schematic diagram of the test apparatus. The work W used in the present embodiment is a constant velocity joint mounted on a drive system of a vehicle. Therefore, the torque load test apparatus according to the present embodiment performs a durability test by applying a large torsion torque to the constant velocity joint as the work W while rotating the constant velocity joint in the target rotation speed region. The torque load test device according to the present embodiment includes a first rotating system device 1, a second rotating system device 2 disposed parallel to the first rotating system device 1, a main drive motor 4, And a motor 6. The first rotary device 1 includes a first gear 11 having a large number of external teeth 11r projecting radially outward, and a second gear having a large number of external teeth 12r meshing with the external teeth 11r and projecting radially outward. And a first work installation portion 13 which is arranged between the first gear 11 and the second gear 12 in the axial direction of the first rotary system device 1 and in which the work W can be installed. The first gear 11 and the second gear 12 are arranged at positions facing each other via the first work setting part 13. Two first work setting units 13 are arranged in series. The work W is detachably set on the first work setting unit 13. A bearing device 17 is interposed between the two first work setting portions 13. A first torque detector 18 is interposed between the first work setting unit 13 and the first gear 11.
[0016]
The second rotating system device 2 includes a third gear 23 having a large number of external teeth 23r that mesh with the external teeth 11r and protrude radially outward, and a large number of external gears that mesh with the external teeth 12r and protrude radially outward. A fourth gear 24 having teeth 24r, and a second work setting unit which is disposed between the third gear 23 and the fourth gear 24 in the axial direction of the second rotary system device 2 and in which the work W can be installed. 25. The third gear 23 and the fourth gear 24 are arranged at positions facing each other via the second work setting part 25. Two second work setting units 25 are arranged in series. The work W is detachably set on the second work setting section 25. The bearing device 17 is interposed between the two second work installation portions 25. A second torque detector 28 is interposed between the second work setting part 25 and the third gear 23. As shown in FIG. 2, the first gear 11 and the third gear 23 that mesh with each other are built in a drive-side gear box 31. The second gear 12 and the fourth gear 24 that mesh with each other are built in the driven gear box 32.
[0017]
Since the first gear 11 and the third gear 23 mesh with each other, the modules of the first gear 11 and the third gear 23 are the same. Since the second gear 12 and the fourth gear 24 mesh with each other, the modules of the second gear 12 and the fourth gear 24 are the same. The gear module means pitch circle diameter (mm) / number of teeth as is well known. The first gear 11, the second gear 12, the third gear 23, and the fourth gear 24 are involute gears whose tooth surfaces are defined by an involute curve.
[0018]
As shown in FIG. 2, the main drive motor 4 is connected to the shaft end side of the first gear 11 of the first rotation system device 1. The torque load motor 6 is connected to the shaft end 2n side of the second rotary system device 2 via a commercially available speed reducer 5 (Teijin Seiki Co., Ltd .: RV-E series) having an inscribed structure with a small number of teeth. ing. The reduction gear 5 will be further described with reference to FIGS. The speed reducer 5 has a planetary first speed reducer 51 having a speed reduction function, and a second speed reducer 52 having the same speed reduction function and connected in series with the first speed reducer 51. The first reduction unit 51 includes a drive shaft 70 connected to the motor shaft of the torque load motor 6 and disposed on the center axis of the speed reducer 5, and an external tooth 71 r provided at a tip end of the drive shaft 70. And three small planetary gears 72 having external teeth 72r meshed with the pinion gear 71 and arranged at equal intervals around the central axis of the speed reducer 5 along the circumferential direction. The number of external teeth 72r of the small planetary gear 72 is larger than the number of external teeth 71r of the pinion gear 71. Therefore, the first deceleration unit 51 performs deceleration based on the number of teeth of the small planet gear 72 and the number of teeth of the pinion gear 71.
[0019]
The second reduction portion 52 of the speed reducer 5 has an inscribed structure with a small number of teeth and is rotatable, also referred to as a cylindrical case arranged coaxially with the central axis of the speed reducer 5. An external gear 74, a rotatable internal gear 75, also called an RV gear that can be inscribed in the external gear 74, and two rotatable internal gears 75 arranged in series along the central axis of the speed reducer 5, and an output shaft 76f. It has a housing shaft 76 connected by bolts 76t, a plurality of crankshafts 77 each having an eccentric shaft portion 77m whose leading end 77s is connected to the small planetary gear 72, and a pin 78 held by an external gear 74.
[0020]
As shown in FIG. 4, a plurality of grooves 74m are formed in the inner peripheral portion of the outer gear 74 at equal intervals along the circumferential direction thereof. A pin 78 is fitted and arranged in each groove 74m. The pin 78 can function as an internal tooth protruding radially inward of the external gear 74. The internal gear 75 is rotatably disposed inside the external gear 74. The external teeth 75p formed on the outer peripheral portion of the internal gear 75 mesh with the multiple pins 78 of the external gear 74. The number of the external teeth 75p of the internal gear 75 is set to be smaller than the number of the pins 78 by one, because the number of the teeth is smaller than that of the external gear 74. In other words, the external teeth 75p of the internal gear 75, which is also called an RV gear disposed inside the external gear 74, mesh with the pin 78 of the external gear 74 as described above. In other words, the external gear 74 having the pin 78 and the internal gear 75 having the external teeth 75p are of an internal gear system with a small number of teeth.
[0021]
As shown in FIG. 3, in the speed reducer 5, two internal gears 75 are arranged in series along the central axis of the speed reducer 5. This is because the internal gear 75 is rotated by the crankshaft 77. As shown in FIG. 4, in the internal gear 75, three first holes 75 a having different shapes along the circumferential direction around the central axis of the speed reducer 5 are formed at equal intervals in the circumferential direction. Further, in the internal gear 75, three circular second holes 75c are formed at equal intervals in the circumferential direction between the first holes 75a provided adjacent to each other. The insertion portion 76a of the housing shaft 76 is inserted into the first hole 75a of the internal gear 75 through a gap, and both are engaged. In the second hole 75c of the internal gear 75, an eccentric shaft portion 77m of the crankshaft 77 is rotatably held via a rolling bearing 77k.
[0022]
As shown in FIG. 2, the third gear 23 is detachably connected to an external gear 74, also called a case of the speed reducer 5, by a bolt via a hollow intermediate connecting member 90. The output shaft 76f of the housing shaft 76 is inserted into the hollow portion 90f of the intermediate connecting member 90 and is connected to the second torque detector 28 side of the second rotating system device 2, so that the output shaft 76f is They are arranged coaxially along the rotation axis PB of the rotation system device 2. Reference numerals 94 to 98 denote bearings.
[0023]
Here, when the torque load motor 6 rotates, the drive shaft 70 of the speed reducer 5 connected to the torque load motor 6 rotates. Then, the pin-on gear 71 at the end of the drive shaft 70 rotates, and the small planet gear 72 meshing with the pin-on gear 71 rotates. At this time, the small planet gear 72 revolves around the central axis of the speed reducer 5 while rotating by itself. Then, the crankshaft 77 connected to the small planetary gear 72 revolves around the central axis of the speed reducer 5 while rotating by itself. Therefore, the crankshaft 77 serves as an input drive shaft in the second reduction unit 52. Here, when the crankshaft 77 revolves while rotating while the external gear 74 as a case is fixed, each of the internal gears 75 is driven by the eccentric movement of the eccentric shaft portion 77m of the crankshaft 77. 5 while rotating eccentrically with respect to the central axis of the reference numeral 5. In this case, when the crankshaft 77 makes one rotation (360 degrees) around the central axis of the speed reducer 5, the internal gear 75 rotates one tooth in the direction opposite to the rotation direction of the crankshaft 77. As a result, the housing 76 rotates in response to the rotation of the internal gear 75, and thus the output shaft 76f of the housing shaft 76 rotates. This serves as a speed reduction mechanism in the second speed reduction unit 52 of the speed reducer 5. Thus, the rotation of the torque load motor 6 is reduced by the speed reducer 5 and output as the rotation of the output shaft 76f of the housing shaft 76.
[0024]
The deceleration characteristic value R of the speed reducer 5 is set to R = 1 + (Z2 / Z1) × Z4 = 101. Here, Z1 indicates the number of teeth of the pin-on gear 71 of the drive shaft 70, Z2 indicates the number of teeth of the small planetary gear 72, and Z4 indicates the number of pins 78.
[0025]
A first usage mode of the speed reducer 5 will be described. In the first mode of use of the speed reducer 5, with the drive shaft 70 of the speed reducer 5 fixed, the external gear 74 of the speed reducer 5 is used as an input, and the output shaft 76f of the housing shaft 76 is used as an output. In the first mode of use, the reduction ratio i of the speed reducer 5 is represented as i = (R-1) / R. Here, since R is set as 101, the reduction ratio i = (101-1) / 101 = 100/101, and the reduction ratio is small. Therefore, the rotation speed of the output shaft 76f of the housing shaft 76 is not significantly reduced with respect to the rotation speed of the input-side external gear 74.
[0026]
Further, a second usage mode of the speed reducer 5 will be described. In the second mode of use of the speed reducer 5, with the external gear 74 of the speed reducer 5 fixed, the drive shaft 70 of the speed reducer 5 is used as an input, and the output shaft 76f of the housing shaft 76 is used as an output. In the second mode of use, the speed reduction ratio i in the speed reducer 5 is indicated as i = 1 / R. Here, in the speed reducer 5 according to the present embodiment, since R = 101 as described above, the reduction ratio i = 1/101, and the output shaft 76f of the housing shaft 76 with respect to the rotation speed of the drive shaft 70. Is reduced at a considerably large reduction ratio (1/101).
[0027]
Now, in the present embodiment, the number of external teeth 11r of the first gear 11 of the first rotary system device 1 is n (n) larger than the number of external teeth 23r of the third gear 23 of the second rotary system device 2 ( n = 1) Many are set. Specifically, the number of external teeth 11r of the first gear 11 of the first rotary system device 1 is 101, and the number of external teeth 23r of the third gear 23 of the second rotary system device 2 is 100. ing. That is, the first gear 11 and the third gear 23 are of a formula with a small number of teeth. The difference in the number of teeth between the first gear 11 and the third gear 23 is set to be the same as the difference in the number of teeth between the pin 78 of the external gear 74 of the reduction gear 5 and the external teeth 75 p of the internal gear 75. The number of external teeth 12r of the second gear 12 of the first rotary system device 1 is 100, and the number of external teeth 24r of the fourth gear 24 of the second rotary system device 2 is the same, that is, 100. ing.
[0028]
(Torque load test)
Next, a case where a torque load test is performed on the work W will be described. First, the work W is held detachably on the first work setting unit 13, and the work W is also held detachably on the second work setting unit 25. In this state, with the torque load motor 6 turned off and not driven, the main drive motor 4 is turned on and driven. The drive direction of the main drive motor 4 may be forward or reverse. The driving force of the main drive motor 4 is the first torque detector 18, the work W of the first work setting unit 13, the second gear 12, the fourth gear 24 meshing with the second gear 12, and the work of the second work setting unit 25. W is transmitted to the second torque detector 28, and further transmitted to the third gear 23 via the output shaft 76f of the speed reducer 5 and the external gear 74 of the speed reducer 5. That is, the first rotary system device 1 rotates, the work W of the first work setting unit 13 of the first rotary system device 1 rotates in the target rotation speed range, the second rotary system device 2 rotates, and the second rotary system device 2 rotates. Another work W of the second work installation section 25 of the rotation system device 2 rotates in the target rotation speed region. At this time, the external teeth 11r of the first gear 11 and the external teeth 23r of the third gear 23 mesh and rotate. The external teeth 12r of the second gear 12 and the external teeth 24r of the fourth gear 24 mesh and rotate. Therefore, the driving force transmission path in the first rotary system device 1 and the second rotary system device 2 is a closed loop.
[0029]
By the way, even when the main drive motor 4 is driven to rotate the work W while the torque load motor 6 is not driven as described above, the speed reducer 5 is disposed in the driving force transmission path. Then, the speed reducer 5 exhibits a predetermined speed reduction ratio (100/101). In this case, since the torque load motor 6 is not driven, it can be considered that the drive shaft 70 of the speed reducer 5 is fixed. In this case, the rotation of the third gear 23 is also transmitted to the external gear 74 of the speed reducer 5 via the intermediate connecting member 90. Therefore, when the main drive motor 4 is driven to rotate the work W while the torque load motor 6 is not driven, the drive shaft 70 is fixed, the external gear 74 can be handled as an input, and the reduction gear 5 corresponds to the first usage pattern. As described above, the reduction ratio i of the speed reducer 5 in the first mode of use is i = (101-1) / 101 = 100/101, and the output shaft 76f of the housing shaft 76 with respect to the rotation speed of the external gear 74. Although the rotation speed is not reduced so much, it is reduced to 100/101. For this reason, the rotation speed of the work W of the first work installation unit 13 of the first rotation system device 1 and the rotation speed of another work W of the second work installation unit 25 of the second rotation system device 2 tend to be different. There is. In other words, since the rotation speed of the work W of the first work installation unit 13 of the first rotation system device 1 is higher than the rotation speed of the work W of the second rotation system device 2, the second work installation unit The rotation speed of the 25 works W tends to decrease. This can be said to be undesirable in order to test the work W of the first work setting unit 13 and the work W of the second work setting unit 25 under the same conditions as much as possible.
[0030]
As described above, according to the present embodiment, even when the torque load motor 6 is not driven, the speed reducer 5 exhibits the predetermined speed reduction ratio (100/101). Therefore, it is necessary to cancel this speed reduction ratio (100/101). There is. For this reason, in the present embodiment, the number of teeth of the first gear 11 of the first rotating system device 1 is set to be n (n = 1) larger than the number of teeth of the third gear 23 of the second rotating system device 2. ing. In other words, the number of teeth of the first gear 11 of the first rotating system device 1 is set to 101, and the number of teeth of the third gear 23 of the second rotating system device 2 is set to 100. Accordingly, when the first gear 11 and the third gear 23 mesh with each other, the rotation speed of the first gear 11 is increased to the third gear 23 at a predetermined speed increase ratio (101/100) according to the number of teeth. It is said. Therefore, the speed increase ratio (101/100) between the first gear 11 and the third gear 23 and the speed reduction ratio (100/101) by the speed reducer 5 in the first use mode are substantially offset. You. As a result, by driving the main drive motor 4 while the torque load motor 6 is not driven, the work W of the first work setting unit 13 of the first rotating system device 1 and the second work setting of the second rotating system device 2 are set. When each of the works W of the section 25 reaches the target rotation speed, each of the works W can similarly reach the target rotation speed region. In other words, if the main drive motor 4 is driven while the torque load motor 6 is not driven, the rotation speed of the work W of the first work installation unit 13 of the first rotation system device 1 and the rotation speed of the second rotation system device 2 The rotation speed of another work W of the second work installation section 25 is basically the same rotation speed. This is advantageous for testing the work W of the first work setting unit 13 and the work W of the second work setting unit 25 under the same conditions as much as possible.
[0031]
Next, a case where a torque is applied to the work W rotated by the main drive motor 4 in the target rotation speed region will be described. With the drive of the main drive motor 4, the torque load motor 6 is turned on and driven while the rotation speed of the work W has reached the target rotation speed to be tested. Then, the driving force of the torque load motor 6 is transmitted to the second rotary device 2 via the output shaft 76f of the housing shaft 76 of the speed reducer 5. Therefore, the torsional torque is applied to the work W of the first work installation unit 13 of the first rotating system device 1 and the torsional torque is applied to another work W of the second work installation unit 25 of the second rotating system device 2. Is done. As a result, a torque load test is performed on the work W, and a fatigue test and a durability test can be performed on the work W under such a torque load. In this case, it can be considered that the drive shaft 70 of the speed reducer 5 is driven as an input shaft while the external gear 74 of the speed reducer 5 is fixed. If the drive shaft 70 of the speed reducer 5 is driven as an input while the external gear 74 of the speed reducer 5 is fixed as described above, this corresponds to the above-described second usage mode of the speed reducer 5. As described above, the reduction ratio i in the speed reducer 5 according to the second usage form is i = 1 / R = 1/101, and the output of the housing shaft 76 with respect to the rotation speed of the drive shaft 70 of the speed reducer 5 is obtained. The rotation speed of the shaft 76f is considerably reduced. For this reason, even if the torque load motor 6 is driven during the rotation of the main drive motor 4 to apply a torque to the work W, a change in the rotation speed given to the work W rotating at the target rotation speed is small and substantially. Can be ignored.
[0032]
In this case, since the reduction ratio and the torque have an inverse correlation, if the rotation speed of the torque load motor 6 is reduced by the reduction gear 5 at a large reduction ratio (1/101), the drive of the torque load motor 6 The value of the torque applied to each of the work W in the first work setting section and the work W in the second work setting section increases. Therefore, according to the present embodiment, the torque load motor 6 is reduced in size when the necessary torque is applied to the work W, and the torque load motor 6 is reduced in size. Torsional torque can be effectively applied.
[0033]
Since the torque load motor 6 is a servomotor, detection signals from the first torque detector 18 and the second torque detector 28 are input to a control device (not shown). By controlling the driving, the fluctuation of the load torque to be applied to each work W is suppressed.
[0034]
In the present embodiment, as described above, the number of teeth (101) of the external teeth 11r of the first gear 11 is n (n = n) than the number of teeth (100) of the external teeth 23r of the third gear 23. 1) Many are set. On the other hand, the number of external teeth 12r of the second gear 12 and the number of external teeth 24r of the fourth gear 24 are the same (100). Therefore, the parallelism between the rotation axis PA of the first rotation system device 1 and the rotation axis PB of the second rotation system device 2 is reduced only by using a normal standard gear. When the parallelism is reduced in this way, it is not preferable to test each work W under the same conditions as much as possible, and the smooth rotation is impaired. Even if a universal joint or the like is used to cope with a decrease in the degree of parallelism between the rotation axis PA and the rotation axis PB, smooth rotation is similarly impaired.
[0035]
In this respect, in this embodiment, the second gear 12 and the fourth gear 24 meshing with each other in the driven gear box 32 are formed as “standard gears”, but the second gear 12 and the fourth gear 24 mesh with each other in the driving gear box 31. The combination of the first gear 11 and the third gear 23 is set so as to have a structure including a shift gear. Specifically, while the third gear 23 in the drive side gear box 31 is used as a standard gear, The first gear 11 is set as a shift gear having a negative shift.
[0036]
A description will be given of the dislocation gear. As shown in FIG. 6, the "standard gear" is gear-cut so that the reference pitch line of the rack tool and the reference pitch circle of the gear coincide. On the other hand, the displaced gear is gear-cut with the rack tool displaced so that the reference pitch line of the rack tool and the reference pitch circle of the gear are shifted in the direction of arrow S1 or the direction of arrow S2. The dislocation gear has two pitch circles, that is, a meshing pitch circle in addition to a reference pitch circle defined by the module and the number of teeth. When at least one of the gears meshing with each other is a dislocation gear, the inter-axis distance between the gears changes according to the displacement amount. Generally, the case where the rack-shaped tool is shifted in the direction of arrow S1 is called a positive shift gear, and the case where the rack-shaped tool is shifted in the direction of arrow S2 is called a negative shift gear.
[0037]
When at least one of the pair of gears meshing with each other is a negative shift gear, both gears are standard gears having a reference pitch circle defined by the module and the number of teeth. In addition, the distance between the shafts of the gears meshing with each other is reduced. Further, when at least one of the pair of gears meshing with each other is a positive shift gear, the inter-shaft distance of the gears meshing with each other increases as compared with the case where both gears are standard gears.
[0038]
In this embodiment, the number of teeth of the second gear 12, the third gear 23, and the fourth gear 24 is set to 100. Then, as shown in FIG. 7, the reference pitch circle diameter of the second gear 12 is d2, the reference pitch circle diameter of the third gear 23 is d3 (d2 = d3), and the reference pitch circle diameter of the fourth gear 24 is d4 ( d2 = d3 = d4). The reference pitch circle diameter d2 of the second gear 12, the reference pitch circle diameter d3 of the third gear 23, and the reference pitch circle diameter d4 of the fourth gear 24 are standard reference gears defined based on the module and the number of teeth. It is set as the pitch circle diameter. However, the first gear 11 formed as a displaced gear is not set to the standard pitch circle diameter d1 of the standard gear defined based on the module and the number of teeth, but is set to the reference pitch circle diameter of the standard gear. It is set to have a meshing pitch circle diameter d1x which is smaller by α than d1. In this sense, the first gear 11 is set as a dislocation gear having a negative dislocation with a deep gear cut. Therefore, in this embodiment, although there is a difference in the number of teeth, if the tolerance and the manufacturing error are ignored, the following formula (1) basically holds, as can be understood from FIG.
[0039]
d1x + d3 = d2 + d4 (1)
When Equation (1) is basically established as described above, when considering the center distance between the rotation axis PA of the first rotation system device 1 and the rotation axis PB of the second rotation system device 2, FIG. As shown, the center distance LL on the side of the drive side gearbox 31 having the first gear 11 and the third gear 23 and the distance between the driven side gearbox 32 having the third gear 23 and the fourth gear 24 are shown. The distance LR between the axes can be basically set to the same value. Therefore, the number of teeth of the first gear 11 (the number of teeth: 101) is larger than the number of teeth of the third gear 23 (the number of teeth: 100) in order to cancel the reduction ratio (100/101) by the speed reducer 5. Even in this case, the degree of parallelism between the rotation axis PA of the first rotation system device 1 and the rotation axis PB of the second rotation system device 2 can be improved with high accuracy.
[0040]
As a result, the rotation of the first rotary system device 1 and the rotation of the second rotary system device 2 become smooth, and the work W of the first work setting part 13 of the first rotary system device 1 and the second rotary system device 2 The work W of the second work installation section 25 can be rotated under the same conditions as much as possible, and the torque load test can be performed on each work W under the same conditions as possible.
[0041]
Further, as the reduction ratio of the speed reducer 5 increases, the characteristic that the torque loaded via the speed reducer 5 can be increased. In this regard, in the present embodiment, the rotation speed of the torque load motor 6 is reduced by the speed reducer 5 at a larger reduction ratio (1/101) as compared with the case where a normal planetary gear type speed reducer is used. Therefore, the torque applied to the work W of the first work setting unit 13 and the work W of the second work setting unit 25 by the driving of the torque load motor 6 is large. Therefore, while reducing the size of the torque load motor 6 for applying a load torque to the work W and reducing the size of the torque load motor 6, a large torsion is applied to each work W rotating in the target rotation speed region. A torque can be effectively applied, and a test in which a sufficiently large required torsional torque is applied can be performed.
[0042]
(Other embodiments)
The second embodiment shown in FIG. 8 has basically the same configuration as the first embodiment, and has the same operation and effect. Hereinafter, a description will be given focusing on portions different from the first embodiment. In the second embodiment, the first gear 11 and the third gear 23 meshing with each other in the drive side gear box 31 are formed as "standard gears", but the first gear 11 and the third gear 23 mesh with each other in the driven side gear box 32. The combination of the second gear 12 and the fourth gear 24 is set so as to have a structure including a shift gear. Specifically, the second gear 12 is set as a shift gear having a positive shift formed by a shallow cut.
[0043]
That is, in the second embodiment, the first gear 11 (the number of teeth: 101), the third gear 23 (the number of teeth: 100), and the fourth gear 24 (the number of teeth: 100) are used as standard gears. The two gears 12 (the number of teeth: 100) are set as shift gears having a positive shift. The reference pitch circle diameter d1 of the first gear 11, the reference pitch circle diameter d3 of the third gear 23, and the reference pitch circle diameter d4 of the fourth gear 24 are defined as the reference pitch circle diameters of the standard gears based on the modules and the number of teeth. Is set. However, in the second embodiment, the first gear 11 formed by the standard gear is α larger than the meshing pitch circle diameter d1x of the first gear 11 formed by the shift gear according to the first embodiment. It is set at the reference pitch circle diameter d1. As a result, the axial distance between the rotation axis PA of the first rotation system device 1 and the rotation axis PB of the second rotation system device 2 is equal to the rotation axis PA of the first rotation system device 1 according to the first embodiment. The distance between the rotation system device 2 and the rotation axis PB is larger than the distance between the axes.
[0044]
In order to cope with this, in the second embodiment, the second gear 12 formed of the positive displaced gear is set with the standard pitch circle diameter d2 of the standard gear based on the module and the number of teeth. However, it is set to have an engagement pitch circle diameter d2x which is larger by α than the reference pitch circle diameter d2. Therefore, in the present embodiment, although there is a difference in the number of teeth, if the tolerance and the manufacturing error are ignored, the following equation (2) basically holds.
[0045]
d1 + d3 = d2x + d4 (2)
Therefore, in the second embodiment, as shown in FIG. 8, considering the center distance between the rotation axis PA of the first rotation system device 1 and the rotation axis PB of the second rotation system device 2, as shown in FIG. The center distance LL1 on the side of the drive-side gearbox 31 having the third gear 23 and the center distance LR1 on the side of the driven-side gearbox 32 having the third gear 23 and the fourth gear 24 are basically defined as follows. Can be set to the same value. Therefore, each work W is suitable for performing a test under the same conditions as possible.
[0046]
(Third embodiment)
The third embodiment shown in FIG. 9 has basically the same configuration as the first embodiment, and has the same operation and effect. Hereinafter, a description will be given focusing on portions different from the first embodiment. In the third embodiment, the first gear 11 (number of teeth: 101), the third gear 23 (number of teeth: 100), the second gear 12 (number of teeth: 100) are used as standard gears, The gear 24 (number of teeth: 100) is set as a shift gear having a positive shift.
[0047]
In this embodiment, the reference pitch circle diameter d1 of the first gear 11 (number of teeth: 101), the reference pitch circle diameter d3 of the third gear 23 (number of teeth: 100), and the second gear 12 (number of teeth: (100 pieces) of reference pitch circle diameters d2 are the reference pitch circle diameters of the standard gears. Here, the reference pitch circle diameter d1 of the first gear 11 formed of the standard gear is larger by α than the meshing pitch circle diameter d1x of the first gear 11 formed of the shift gear according to the first embodiment. Become.
[0048]
On the other hand, the fourth gear 24 formed of a displaced gear is not set by the standard pitch circle diameter d4 of the standard gear defined by the module and the number of teeth, but is set by the reference pitch circle diameter d4 of the standard gear. It is set at a meshing pitch circle diameter d4x which is larger than α by α. Therefore, the fourth gear 24 is in positive displacement. Therefore, in the present embodiment, even if there is a difference in the number of teeth, if the tolerance and the manufacturing error are ignored, the following formula (3) basically holds, as can be understood from FIG.
[0049]
d1 + d3 = d2 + d4x (3)
Therefore, in the third embodiment, the first gear 11 and the third gear 23 are provided in consideration of the center distance between the rotation axis PA of the first rotation system 1 and the rotation axis PB of the second rotation system 2. The center distance LL2 on the side of the drive side gear box 31 and the center distance LR2 on the side of the driven side gear box 32 having the third gear 23 and the fourth gear 24 are basically set to the same value. be able to. Therefore, each work W is suitable for performing a test under the same conditions as possible.
[0050]
(Fourth embodiment)
The fourth embodiment shown in FIG. 10 has basically the same configuration as the first embodiment, and has the same operation and effect. Hereinafter, a description will be given focusing on portions different from the first embodiment. In the fourth embodiment, while the first gear 11 (number of teeth: 101) and the third gear 23 (number of teeth: 100) are standard gears, the second gear 12 (number of teeth: 100), Both of the gears 24 (the number of teeth: 100) are set as transposition gears having positive transposition. In other words, the reference pitch circle diameter d1 of the first gear 11 (the number of teeth: 101) and the reference pitch circle diameter d3 of the third gear 23 (the number of teeth: 100) are defined by the respective modules and the number of teeth. The standard pitch circle diameter of the standard gear. Here, the reference pitch circle diameter d1 of the first gear 11 formed by the standard gear is larger by α than the meshing pitch circle diameter d1x of the first gear 11 formed by the shift gear according to the first embodiment. Become.
[0051]
On the other hand, the second gear 12 formed by the displaced gear is not set by the reference pitch diameter d2 of the standard gear defined by the module and the number of teeth, but is set by the reference pitch diameter d2 of the standard gear. The engagement pitch circle diameter d2y is set to be larger by α / 2 than α. Similarly, the fourth gear 24 formed by the displaced gear is not set by the standard pitch circle diameter d4 of the standard gear defined by the module and the number of teeth, but is set by the standard pitch of the standard gear. The engagement pitch circle diameter d4y is set to be α / 2 larger than the circle diameter d4. Therefore, the second gear 12 and the fourth gear 24 are in positive displacement. Therefore, in the present embodiment, if tolerances and manufacturing errors are ignored, the following equation (4) basically holds even if there is a difference in the number of teeth.
[0052]
d1 + d3 = d2y + d4y (4)
Therefore, in the fourth embodiment, as shown in FIG. 10, considering the center distance between the rotation axis PA of the first rotation system device 1 and the rotation axis PB of the second rotation system device 2, as shown in FIG. Basically, the center distance LL3 on the side of the drive side gearbox 31 having the third gear 23 and the center distance LR3 on the side of the driven side gearbox 32 having the third gear 23 and the fourth gear 24 are basically defined. Can be set to the same value. Therefore, each work W is suitable for performing a test under the same conditions as possible.
[0053]
(Other)
In the first embodiment, the number of the first work setting units 13 provided in the first rotating system device 1 is two, and the number of the second work setting units 25 provided in the second rotating system device 2 is also two. However, the present invention is not limited to this, and the first work installation unit 13 provided in the first rotation system device 1 and the second work installation unit 25 provided in the second rotation system device 2 are each one. Is also good. Alternatively, three first work setting units 13 provided in the first rotating system device 1 and three second work setting units 25 provided in the second rotating system device 2 may be provided. Alternatively, the number may be four, or more. In order to test each work W under the same conditions as much as possible, the number of the first work setting sections 13 provided in the first rotating system 1 and the number of the first work setting sections 13 provided in the second rotating system 2 are determined. It is preferable that the number of the two work setting sections 25 is the same.
[0054]
The number of external teeth 11r of the first gear 11 of the first rotary system device 1 is set to be n more than the number of external teeth 23r of the third gear 23 of the second rotary system device 2. Here, depending on the mechanism of the speed reducer 5, n can be 1 to 6 (n = 2, 3, 4, 5 or 6). When a speed reducer 5 having a small number of teeth is used as in the first embodiment, n is preferably 1, 2 or 3.
[0055]
The number of teeth of the first gear 11 is 101, and the number of teeth of the second gear 12, the number of teeth of the third gear 23, and the number of teeth of the fourth gear 24 are all 100, but are not limited thereto. . In short, it is only necessary that the number of teeth of the first gear 11 be set to be n more than the number of teeth of the third gear 23. In the above-described embodiment, the work W is a constant velocity joint mounted on a vehicle, but is not limited thereto, and may be a normal joint, a gear, a gear device having a plurality of gears, a propeller shaft, or the like. In this case, a large torque can be applied to these works while rotating the joints, the gear device, the propeller shaft, and the like, and a fatigue test and a durability test can be performed.
[0056]
It should be noted that the present invention is not limited to only the embodiment described above and shown in the drawings, but can be carried out with appropriate modifications without departing from the scope of the invention. The words described in the embodiments and examples can be described in the claims even if they are part.
[0057]
【The invention's effect】
According to the device of the present invention, when the torque load motor is driven while rotating the work in the target rotation speed region, the torsional torque is applied to the rotating work held by the first work installation portion of the first rotating system device. A load can be applied, and a torsional torque can be applied to another rotating work held by the second work installation portion of the second rotating system device. As a result, a torsional torque is applied to each work, and a fatigue test or a durability test on the work under the torsional torque load can be performed.
[0058]
According to the device of the present invention, when the main drive motor is driven and the torque load motor is not driven, the rotation of the first gear is increased to the third gear so as to cancel the reduction ratio exhibited by the speed reducer, The number of teeth of the first gear of the first rotating system device is set to be n (n = 1 to 6) larger than the number of teeth of the third gear of the second rotating system device. Thereby, the rotation speed of the work of the first work installation part of the first rotation system device corresponds to the rotation speed of the work of the second work installation part of the second rotation system device. Have the same rotation speed. Therefore, the work of the first work setting part of the first rotating system device and another work of the second work setting part of the second rotating system device can be tested under the same conditions as possible.
[0059]
According to the device of the present invention, the number of teeth of the first gear of the first rotating system device is set to be n (n = 1 to 6 integer) larger than the number of teeth of the third gear of the second rotating system device. Therefore, the parallelism between the rotation axis of the first rotation system device and the rotation axis of the second rotation system device may be reduced. In this regard, according to the device of the present invention, at least one of the combination of the first gear and the third gear meshing with each other and the combination of the second gear and the fourth gear meshing with each other includes the shift gear. It is set to have a structure. Thereby, the parallelism between the rotation axis of the first rotation system and the rotation axis of the second rotation system is increased. Therefore, the work held in the first work setting portion of the first rotating system device and another work held in the second work setting portion of the second rotating system device are tested under the same conditions as possible. be able to.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a perspective view of an entire apparatus (a torque load motor and a speed reducer are omitted) according to a first embodiment.
FIG. 2 is a schematic diagram of the entire apparatus.
FIG. 3 is a schematic diagram of a speed reducer.
FIG. 4 is a front view of the speed reducer.
FIG. 5 is a sectional view of a speed reducer.
FIG. 6 is an explanatory diagram of a standard gear.
FIG. 7 is a schematic diagram of a gear mechanism constituting a first rotating system device and a second rotating system device.
FIG. 8 is a schematic diagram of a gear mechanism constituting a first rotating system device and a second rotating system device according to the second embodiment.
FIG. 9 is a schematic view of a gear mechanism constituting a first rotation system device and a second rotation system device according to the third embodiment.
FIG. 10 is a schematic diagram of a gear mechanism constituting a first rotating system device and a second rotating system device according to a fourth embodiment.
[Explanation of symbols]
In the figure, 1 is a rotary system device, 11 is a first gear, 12 is a second gear, 13 is a first work installation part, 2 is a rotary system device, 23 is a third gear, 24 is a fourth gear, and 25 is a Reference numeral 2 denotes a work installation section, 4 denotes a main drive motor, 5 denotes a reduction gear, 6 denotes a torque load motor, and W denotes a work.

Claims

A first gear having a first gear and a second gear arranged at positions facing each other, and a first work installation portion which is arranged between the first gear and the second gear in the axial direction and on which a work can be installed; A rotating device;
A third gear and a fourth gear arranged at positions opposed to each other, and a second work installation portion arranged between the third gear and the fourth gear in an axial direction and capable of installing a work, A second rotating device in which the third gear meshes with the first gear and the second gear meshes with the fourth gear;
A work that is connected to the first rotation system device, rotates the first rotation system device and the second rotation system device with driving, and is further installed on the first work installation section of the first rotation system device. And a main drive motor that rotates a work installed in the second work installation unit of the second rotation system device with driving,
A work connected to the second rotating system device via a speed reducer and installed in the first work installing portion of the first rotating system device and installed in the second work installing portion of the second rotating system device And a torque load motor that applies a torsional torque to the work that is being driven by the drive.
The first rotation system device of the first rotation system device is configured to increase the rotation of the first gear to the third gear so as to cancel a reduction ratio exhibited by the reduction gear when the torque load motor is not driven. The number of teeth of the gear is set to be n (an integer of 1 to 6) more than the number of teeth of the third gear of the second rotating system device,
Combination of the first gear and the third gear meshing with each other to increase the degree of parallelism between the rotation axis of the first rotation system and the rotation axis of the second rotation system, A torque load test device, wherein at least one of the combination of the second gear and the fourth gear has a structure including a shift gear.