搬送装置の駆動部を小型化する際、減速比を維持したまま歯車のモジュール（m）を下げて歯数（z）を増やす設計変更を試みるケースは少なくありません。
しかし、計算上のピッチ円直径と中心間距離だけでレイアウトを進めると、歯1枚あたりの根元厚みが薄くなり、歯元曲げ強度が不足して折損リスクが生じます。
逆に、強度を優先してモジュールを大きくすると、歯先円直径（外径）が膨らんでギアボックス内壁と干渉したり、小歯車の歯数が減りすぎて「切り下げ（アンダーカット）」が発生したりと、強度と設置スペースの板挟みに悩まされることになります。
本記事では、歯車の基本幾何学計算（ピッチ円直径・歯先円直径・歯底円直径・中心間距離）とルイスの式による強度検証プロセスを解説するとともに、外径を一切膨らませずに許容伝達トルクを1.5〜2.5倍へ引き上げる実務的なアプローチを詳しく紐解きます。
さらに後半では、現場で多発する「軸間公差ミスによる噛み込み焼き付き」や「片持ち軸のたわみによる片当たり」「小径ピニオンのキー溝縦割れ」を防ぐための具体的な設計対策まで網羅しています。
結論：外径制約と歯元曲げ強度を両立させる設計の全体像
歯車の小型化・高強度化において、やりがちなNG設計と実務で推奨される設計アプローチの比較早見表は以下の通りです。
| 設計の検討項目 | ❌ やりがちなNG設計 | ⭕ 設計で推奨される方法（実務のセオリー） |
|---|---|---|
| 小型化と強度の両立 | 無処理（S45C生材）のままモジュールだけを下げて歯数を増やし、歯元折損を招く。または無理にモジュールを上げて外径干渉・切り下げ（z≦17）を起こす。 | 外径（モジュール）は変えず、①歯幅 b の拡大（8m〜10m）、②浸炭焼入れ・高周波焼入れ品への材質変更で許容トルクを1.5〜2.5倍へ引き上げる。 |
| 外径干渉のチェック | ピッチ円直径（d = m * z）だけでレイアウトし、刃先の張り出しやグリース空間を見落として内壁と干渉させる。 | 必ず歯先円直径 da = m * (z + 2) を算出し、壁面からモジュールmの2〜3倍（最低5〜10mm）以上のクリアランスを確保する。 |
| 中心間距離（軸間）の公差指示 | 位置決めピン穴と同じ感覚で「±0.02」等のマイナス側を含む公差を指示し、組立誤差と熱膨張でバックラッシがゼロになって焼き付く。 | 軸間が狭まるのを防ぐため「+0.05 / 0」等のプラス側片振り公差で指示するか、長穴＋シム調整で現物合わせできる逃がし構造を設ける。 |
| 歯幅の拡大と軸支持 | 片持ち軸のまま歯幅だけを2倍・3倍に広げ、軸のたわみによる「片当たり（エッジロード）」で歯の角から欠損させる。 | 歯幅上限はモジュールの8〜10倍までに留め、両持ち支持化やクラウニング加工品を採用する。また大小歯車に2〜5mmの歯幅段差を設ける。 |
| 小歯車の軸締結と肉厚 | ピッチ円と軸径の比率だけを見て平行キー溝を加工し、歯底円（df）との残り肉厚不足から衝撃で縦割れを起こす。 | 歯底からキー溝底まで2.0m〜2.5m以上の肉厚を確保する。不足する場合はキー溝を廃止し、摩擦締結具（メカロック等）や軸一体型ピニオンへ切り替える。 |
外径を膨らませずに強度を成立させる実務計算プロセス
減速比を維持したまま駆動部を小型化しようとして「モジュール（m）を下げて歯数（z）を増やす」と、ピッチ円直径（d = m * z）および中心間距離（a）は同等に保てます。
しかし、歯1枚あたりの根元厚みが薄くなるため、歯元曲げ強度はモジュールにほぼ比例して低下します。
逆にモジュールを上げると、歯数最小限界（切り下げ限界）の制約からピッチ円直径と歯先円直径が膨らみ、ギアボックス内に収まらなくなります。
この「外径スペースの制約」と「歯元曲げ強度」のトレードオフを突破するには、径方向（モジュール）を拡大するのではなく、以下の3つのパラメータを段階的に操作して「同じ中心間距離・同じ外径枠の中」で許容伝達トルクを引き上げるアプローチが有効です。
- 歯幅（b）の拡大（軸方向への負荷分散）：
外径を変えずに歯元曲げ強度を比例増加させる最も確実な方法です。 - 材質・熱処理グレードの引き上げ（S45C調質・高周波焼入れ、またはSCM415浸炭焼入れ）：
カタログ標準のS45C無処理品から歯面・歯元強化品へ変更し、許容曲げ応力を1.5〜2.5倍以上に引き上げます。 - 転位歯車（正転位）またははすば歯車の採用：
切り下げ（アンダーカット）を防ぎつつ、小歯車の歯数を減らして大モジュールを維持します。
なお、平歯車からはすば歯車への変更を検討する際は、噛み合い率が上がって強度が向上する反面、新たに発生するスラスト荷重への軸受対策が必要になります。
両者の構造的な違いと使い分けの判断基準については、平歯車とはすば歯車の違いと使い分け｜騒音対策で安易にはすば化してはいけない理由と設計判断基準もあわせて参照してください。
実際の数値は形状や潤滑環境、取付剛性等の要素に影響されるため、以下はあくまで理論上の目安として計算プロセスを提示します。
歯車の基本幾何学計算と外径干渉のチェックリスト
構想段階でギアボックスの壁面やシャフトとの干渉を防ぐには、「ピッチ円直径（d）」だけでなく、必ず刃先が最も張り出す「歯先円直径（da）」まで算出して空間を確保する必要があります。
また、シャフト穴やキー溝を加工する際の強度検証には「歯底円直径（df）」の算出が不可欠です。
標準平歯車（圧力角 20度、並歯）における基本計算式は以下の通りです。
- ① ピッチ円直径（基準円直径）： d [mm]
d = m * z
（m：モジュール、z：歯数） - ② 減速比（歯数比）： u
u = z2 / z1 = d2 / d1
（z1：小歯車［ピニオン］の歯数、z2：大歯車［ギヤ］の歯数） - ③ 中心間距離（軸間距離）： a [mm]
a = (d1 + d2) / 2 = m * (z1 + z2) / 2 - ④ 歯先円直径（外径・干渉チェック用最外径）： da [mm]
da = d + 2 * m = m * (z + 2) - ⑤ 歯底円直径（軸強度・キー溝残り肉厚チェック用）： df [mm]
df = d - 2.5 * m
ケーススタディによる具体的な比較計算と強度検証
ここでは、具体的な搬送装置の駆動仕様を仮定し、初期構想（モジュール2.0）から小型化・高強度化を両立させる計算プロセスを検証します。
- 要求される小歯車の伝達トルク： T1 = 25.0 [N・m]
- 目標減速比： u = 3.0（1:3減速）
- 目標中心間距離： a = 120.0 [mm]（ギアボックスのレイアウト制約）
- ギアボックス内の小歯車側・最大許容外径： φ66.0 [mm] 以下（周辺部品とのクリアランス限界）
- 伝達効率： η = 0.98（平歯車1段あたりの一般的な目安）
- 現場の安全率（使用係数・動的負荷係数）： Ks = 1.5（搬送装置の始動・停止ショックを考慮）
なお、駆動源となるモーターの定格出力から要求トルクを算出する手順や、機構全体の安全率の設定基準については、以下の記事で詳しく解説しています。
パターンA：モジュール m = 2.0 での基準設計（外径と強度のベースライン）
まず、中心間距離 a = 120mm、減速比 u = 3.0 を満たす歯数の組み合わせを逆算します。
- 歯数の逆算
a = m * (z1 + z2) / 2 より、120 = 2.0 * (z1 + 3 * z1) / 2
4 * z1 = 120 となるため、小歯車 z1 = 30枚、大歯車 z2 = 90枚 となります。
この歯数に基づき、各部の幾何学寸法を算出します。
- 小歯車のピッチ円直径
d1 = 2.0 * 30 = 60.0 [mm] - 大歯車のピッチ円直径
d2 = 2.0 * 90 = 180.0 [mm] - 中心間距離
a = (60.0 + 180.0) / 2 = 120.0 [mm] - 小歯車の歯先円直径（外径）
da1 = 60.0 + 2 * 2.0 = 64.0 [mm]（許容φ66.0mm以内に収まる） - 大歯車の歯先円直径（外径）
da2 = 180.0 + 2 * 2.0 = 184.0 [mm]
パターンB：小型化を狙い「m = 1.5」へ下げて歯数を増やした場合（NG検証）
同じ中心間距離 a = 120mm、減速比 u = 3.0 のまま、モジュールを m = 1.5 に下げて歯数を増やしてみます。
- 歯数の逆算
120 = 1.5 * (z1 + 3 * z1) / 2 より、小歯車 z1 = 40枚、大歯車 z2 = 120枚 となります。 - 小歯車のピッチ円直径
d1 = 1.5 * 40 = 60.0 [mm] - 小歯車の歯先円直径
da1 = 60.0 + 2 * 1.5 = 63.0 [mm]
一見すると外径が1mm小さくなり成立するように見えますが、ここで歯面にかかる接線力（円周力 Ft）と曲げ強度（ルイス式ベースの簡易比較）を計算します。
小歯車のピッチ円半径は r1 = d1 / 2 = 30.0 [mm] = 0.030 [m] です。
- 理論接線力の算出
Ft = T1 / r1 = 25.0 / 0.030 = 833.3 [N] - 現場のショック（安全率 Ks = 1.5）を考慮した設計接線力
Ft_design = Ft * Ks = 833.3 * 1.5 = 1,250 [N]
次に、ルイスの式を用いて歯元曲げ強度を比較します。
歯元が耐えられる許容接線力 F_allow [N] は、以下の基本式で概算されます。
F_allow = m * b * y * σ_lim
・m：モジュール [mm] ・b：歯幅 [mm] ・y：ルイスの歯形係数
・σ_lim：材質の許容曲げ応力 [N/mm2]
一般的な機械構造用炭素鋼（S45C調質材、許容曲げ応力 σ_lim = 190 [N/mm2] 程度）、標準的な歯幅 b = 15 [mm]、歯形係数 y = 0.38〜0.39（z=30〜40付近）として比較します。
- m = 2.0（z1 = 30, b = 15mm, y = 0.38）の許容接線力
F_allow_A = 2.0 * 15 * 0.38 * 190 = 2,166 [N]
（設計負荷 1,250 N に対して十分な余裕があり成立します） - m = 1.5（z1 = 40, b = 15mm, y = 0.39）の許容接線力
F_allow_B = 1.5 * 15 * 0.39 * 190 = 1,667 [N]
（調質材であればギリギリ成立しますが、もし安価なS45C生材［σ_lim = 130 N/mm2］を使用していた場合、F_allow_B = 1.5 * 15 * 0.39 * 130 = 1,140 [N] となり、設計負荷 1,250 N を下回って歯元折損リスクが発生します）
パターンC：強度を上げようと「m = 2.5」へ拡大した場合（外径干渉・切り下げの罠）
逆に、S45C生材のまま強度不足を補うため m = 2.5 に上げ、同じ中心間距離 a = 120mm に収めようとした場合を検証します。
- 歯数の逆算
120 = 2.5 * (z1 + 3 * z1) / 2 より、小歯車 z1 = 24枚、大歯車 z2 = 72枚 となります。 - 小歯車のピッチ円直径
d1 = 2.5 * 24 = 60.0 [mm] - 小歯車の歯先円直径
da1 = 60.0 + 2 * 2.5 = 65.0 [mm]
この時点で許容外径（φ66.0mm）に対して片側0.5mmしか隙間がなく、公差や熱膨張を含めると事実上アウトです。
もし歯数の割り切れ都合で小歯車をわずかに広げて z1 = 25枚（d1 = 62.5mm）にすると、歯先円直径は da1 = 67.5 [mm] となり、ギアボックス内壁と物理的に干渉します。
さらに減速比が大きい機構において、モジュールを上げた結果として小歯車の歯数を「17枚以下（標準平歯車の理論切り下げ限界は17枚、実務上の実用限界は14枚）」まで減らしてしまうと、歯切り加工時に歯元がえぐれる「切り下げ（アンダーカット）」が発生します。
切り下げが起きると、強度を上げるためにモジュールを大きくしたにもかかわらず、逆に歯元が細くなって強度が低下し、噛み合い率も悪化するという矛盾に陥ります。
外径を変えずに強度を1.5〜2.5倍に引き上げる推奨解決策
小歯車の外径（da1 = 63〜64mm）と中心間距離（a = 120mm）を一切変えずに強度不足を解消するには、以下の2つの手順で仕様を決定するのが効果的です。
1. 歯幅（b）を「モジュールの8〜10倍」まで広げる
ルイスの式（F_allow = m * b * y * σ_lim）から分かる通り、許容荷重は歯幅 b に比例します。
m = 1.5 のままでも、歯幅 b を 15mm から 20mm へ変更すれば、外径を1ミリも変えずに許容荷重は 20 / 15 = 1.33倍に増加します。
ただし、むやみに歯幅を広げると軸のたわみによる片当たりが起きるため、通常はモジュールの8〜10倍（m=2.0なら16〜20mm程度、軸剛性が極めて高い場合でも約12〜13倍まで）を上限目安とします。
2. 材質と熱処理のアップグレード（カタログ標準品の活用）
市販の標準歯車（小原歯車工業［KHK］、協育歯車工業［KG］、ミスミ等）を選定する際、S45Cの並歯車（SSシリーズ等）から、全く同じ幾何学寸法の「S45C歯面高周波焼入れ品」または「SCM415浸炭焼入れ研削歯車（KHKのKHGシリーズ等）」へ切り替えます。
浸炭焼入れを施したクロムモリブデン鋼（SCM415）は、表面の耐摩耗性だけでなく歯元の曲げ疲労限度も飛躍的に向上するため、外径・歯数・軸間距離を一切変えることなく、許容伝達トルク（曲げ強さ・歯面強さ）を約1.5倍〜2.5倍以上に引き上げることが可能です。
現場で起こりがちな4つのトラブルシナリオと推奨される回避策
机上のモジュール・ピッチ円計算で強度と外径が成立していても、実際の加工・組立・稼働現場では「公差の積み上げ」や「力の逃げ場のなさ」によって深刻なトラブルが発生します。
ここでは現場で頻発する4つのトラブルシナリオと、実務で推奨される具体的な設計対策を深掘りします。
シナリオ1：中心間距離の公差設定ミスによる「バックラッシゼロ（噛み込み焼き付き）」
計算上の中心間距離（例：a = 120.0mm）をそのまま図面に「120 ±0.02」などの対称公差や、マイナス側公差を含む指示で出図してしまうケースは非常に多く見られます。
組立時にマイナス側（例：119.97mm）に振れた状態で組み付けられ、さらに稼働時の摩擦熱で歯車が熱膨張した瞬間、歯と歯の隙間（バックラッシ）が完全に消失します。
結果として、歯面同士が強く突っ張り合う「過拘束状態」となり、油膜が切れて激しい異音とともに数時間で歯面が焼き付き・摩耗破損に至ります。
- ① 中心間距離の公差は「プラス側（広がる方向）」に逃がす
歯車の噛み合いにおいて最も危険なのは「軸間が狭まること（バックラッシ消失）」です。正転のみの一般搬送駆動であれば、中心間距離の図面指示はJIS規格（H7〜H8相当の軸間距離許容差）に準拠し、たとえば「120.0 +0.05 / 0」のようにマイナス側をゼロとした片側プラス公差で指示するのが設計上のセオリーです。 - ② 市販歯車の「バックラッシ付与済み寸法」を事前確認する
市販の標準歯車（KHK等）は、理論上の中心間距離（120.00mm）で組んだ際に適正なバックラッシ（m=1.5〜2.0では約0.08〜0.18mm程度）が自然に生まれるよう、あらかじめ歯厚をマイナス側に削って製作されています。特注で歯車を内製する場合は、図面の要目表に必ず「基準ラック歯形」「モジュール」「圧力角」「歯数」「転位係数」とともに「法線方向バックラッシ（またはまたぎ歯厚公差）」を明記し、加工現場で暗算や推測をさせない図面作りが推奨されます。 - ③ モーター・減速機側の「長穴調整＋シム管理」による現物逃がし
溶接フレーム構造など、高精度なマシニング一発加工のギアボックスでない限り、片側の軸受ユニット（またはモーターブラケット）の取付穴を「バカ穴または長穴」とし、押し引きボルトや偏心ブッシュ、あるいは基準面へのシム挟み込みによって、現場でバックラッシ（歯当たり）を微調整してから本締めできる「調整シロ」を設けておくことが推奨されます。
図面における公差設計の基礎や、加工現場に意図が正確に伝わる部品図の寸法記入ルールについては、以下の記事も参考にしてください。
シナリオ2：歯幅（b）の過剰拡大と片持ち軸のたわみによる「片当たり折損」
前半で解説した「外径を抑えるために歯幅（b）を広げる」対策を過度に行い、たとえばモジュール m = 1.5 に対して歯幅を 30mm や 40mm の幅広にした際に発生するトラブルです。
特に小歯車をモーター軸や片持ちシャフト（カンチレバー）の先端に取り付けている場合、伝達荷重（接線力 Ft とラジアル反力 Fr = Ft * tan20度）によってシャフトがわずかに傾きます。
すると、広い歯幅全体で荷重を受けるはずが、歯の端面（エッジ）の一点だけに全荷重が集中する「片当たり（エッジロード）」が発生し、計算上の安全率が3倍あっても歯の角から呆気なく欠損します。
- ① 歯幅（b）の上限目安と「両持ち支持」への転換
一般的な平行軸歯車において、片当たりを起こさず有効に機能する歯幅は「モジュール（m）の8倍〜10倍程度（高くても12倍以下）」が実用上の目安となります。大きな伝達トルクがかかる駆動部は、片持ち支持を避け、歯車の両側にベアリングを配置する「両持ち支持構造」とするか、片持ちにする場合はシャフトを極力太く短くして作用点（歯車中心）をベアリング直近に寄せるレイアウトが推奨されます。 - ② 大小歯車の「歯幅段差（オーバーハング防止）」の設定
小歯車と大歯車の歯幅を全く同じ（例：両方とも 15.0mm）にしてしまうと、軸方向の組立誤差やスラストガタによって片方の歯が相手からわずかにはみ出し、摩耗が進んだ際に「段付き（バリ）」が形成されて異音や噛み込みの原因になります。小歯車（ピニオン）の歯幅を大歯車より 2〜5mm程度広く（例：小歯車 b1 = 18mm、大歯車 b2 = 15mm） 設計しておくことで、組立誤差を吸収しつつ全面で確実に噛み合わせる工夫が実務で広く用いられています。 - ③ クラウニング加工品の選定
高負荷かつ微少な軸の傾きが避けられない箇所では、歯筋方向の中央を数ミクロンだけ太鼓状に膨らませた「クラウニング付き歯研歯車（カタログ標準の歯研シリーズに多く採用）」を選定することで、エッジの片当たりを物理的に逃がすことができます。
軸のたわみ量やベアリングにかかる反力の計算手順については、鋼材のたわみ計算方法とエクセル（フリーソフト）およびベアリング・軸受けへの負荷計算（チェーン・ベルトによる駆動）もあわせて確認しておくと確実です。
シナリオ3：小歯車の小径化に伴う「ハブ（ボス）肉厚不足とキー溝からの縦割れ」
駆動部を小型化するため、小歯車のピッチ円直径（d1）を極限まで小さく設計した際に多発する致命的な破損です。
ピッチ円直径が小さくなると、当然ながら歯底円直径（df = d - 2.5 * m）も小さくなります。
そこへ駆動シャフトを通し、一般的な「平行キー溝」を加工すると、「キー溝の天井面」から「歯底（谷の部分）」までの残り肉厚が数ミリ以下になってしまいます。
この状態で加減速の衝撃トルクがかかると、キー溝の角（応力集中部）を起点として歯底へ向かって亀裂が走り、歯車がパカッと縦に割れて空転します。
- ① キー溝上の最小残り肉厚のチェック
歯底円からキー溝底までの半径方向の残り肉厚 H_min は、少なくとも「2.0 * m 〜 2.5 * m 以上（最低でも3〜5mm以上）」を確保する必要があります。
確認式： 残り肉厚 H_min = (df / 2) - (軸穴半径 + キー溝深さ t2) - ② 摩擦締結具（メカロック等）やピニオンシャフト一体構造への転換
スペースの制約でどうしても小歯車の外径を大きくできず、キー溝を彫る肉厚が確保できない場合は、応力集中源となるキー溝を廃止（引き算）し、椿本チェインやミスミ等の「摩擦締結具（パワーロック・メカロック等）」が内蔵できるボス形状にするか、それでも肉厚が足りない極小径ピニオンの場合は、歯車とシャフトを別部品にせず「軸付歯車（ピニオンシャフト一体削り出し）」へ構造を切り替えるのが確実な解決策です。
軸径に対する平行キー溝の深さ（t2）や公差の具体的な数値については、平行キー・キー溝のJIS規格寸法表（軸径別サイズ・公差一覧）｜深さ・幅の図面指示と締結設計の注意点で一覧表を確認できます。
シナリオ4：ギアボックス組立・保守時の「工具アクセス不良とグリース飛散・給脂不能」
歯車の外径（da）とギアボックス内壁のクリアランスを「干渉しなければOK（隙間1〜2mm）」とギリギリまで詰めて小型化した結果、現場の組立・保全段階で以下のような問題が噴出します。
- 歯車をシャフトに固定するセットスクリュー（イモネジ）やメカロックの締結ボルトに、隣の歯車やボックスの壁が邪魔をして六角レンチが入らない。
- 稼働中に歯面から振り切られたグリースが狭い壁面との間で撹拌発熱・劣化し、さらに点検窓が小さすぎてグリースガンやブラシが噛み合い部に届かず、無給油状態となって早期摩耗する。
- ① 歯先外周と壁面のクリアランス確保
歯先円直径（da）からギアボックス内壁（またはカバー内面）までは、加工公差・熱膨張・グリースの逃げ道を考慮し、少なくとも「モジュール m の2〜3倍以上（最低でも 5mm〜10mm 以上）」の空間クリアランスを確保します。 - ② 締結工具の直線アクセス経路の確保
ハブの止めネジやクランプボルトを締める位置には、カバーを外した開口部から六角レンチやトルクレンチが真っ直ぐ（斜め挿しのボールポイントに頼らず）アクセスできる空間を必ず確保します。大歯車の側面に肉抜き穴（キリ穴）を設けて、その穴越しに奥のボルトへ工具を通すといった「機能的な逃げ穴」の設計も有効です。 - ③ 材料組み合わせによる無給油化（軽負荷時）の選択肢
もし搬送負荷が比較的小さく、かつグリース給脂メンテナンスや油飛散を嫌う環境であれば、小歯車を「SUS304またはS45C（金属）」、大歯車を「MCナイロンやPOM（ジュラコン）などのエンジニアリングプラスチック」とする『金属×樹脂の異種材料噛み合わせ』を検討します。これにより、かじり（摩耗）を防ぎつつ無給油（ドライ）または初期グリース塗布のみでの静音運転が可能となり、保守の手間を大幅に削減できます。
なお、工具のアクセス空間を検討する際のレンチ寸法や、MCナイロンを機械要素に使用する際の温度・吸水による寸法膨張対策については、以下の記事で詳しく解説しています。
まとめ：小型化・高強度化を両立させる設計チェック手順
歯車駆動部の小型化と強度確保を両立させるための実務チェック手順を整理します。
- 1. 外径の確定と干渉チェック
ピッチ円直径 d = m * z だけでなく、必ず歯先円直径 da = m * (z + 2) を算出し、周辺壁面と 5〜10mm 以上（2m〜3m以上）のクリアランスを確保する。 - 2. 強度の確保（同外径でのトルクアップ）
外径制約でモジュール m を上げられない場合は、歯幅 b を 8m〜10m へ広げるか、材質を「浸炭焼入れ・歯研品（SCM415等）」や「高周波焼入れ品」へアップグレードして許容曲げ応力を引き上げる。 - 3. ハブ肉厚と締結方式の検証
歯底円 df = d - 2.5 * m と軸穴・キー溝深さ t2 から残り肉厚（2.0m〜2.5m以上）を計算し、不足する場合は摩擦締結具や軸一体型ピニオンへ切り替える。 - 4. 公差指示と調整シロ・保守動線の確保
中心間距離 a は噛み込みを防ぐ「プラス側片振り公差（+0.05 / 0 等）」または長穴・シム調整構造とし、大小歯車に 2〜5mm の歯幅段差を設けたうえで、組立時の工具アクセス動線まで3Dモデル上で確認する。
机上計算で仕様を絞り込んだ後は、実際の負荷変動や取付剛性による歯当たり・騒音を確認するため、必ず実機（プロトタイプ）での検証を行ってください。