CN102287484A - 挠曲啮合式齿轮装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种挠曲啮合式齿轮装置，其尽可能抑制由外齿轮的变形引起的挠曲应力来避免由外齿轮的变形引起的内齿轮与外齿轮的齿形的干涉，从而实现负荷转矩的增大。本发明的挠曲啮合式齿轮装置(100)，具备减速用内齿轮(130A)、外齿轮(120A)和起振体(104)，其中，起振体(104)外周形状为依次连接使减速用内齿轮(130A)和外齿轮(120A)为啮合状态且为圆弧形状的第1圆弧部(FA)、曲率半径(r2)小于第1圆弧部(FA)的第2圆弧部(SA)、及曲率半径(r3)大于第1圆弧部(FA)且使减速用内齿轮(130A)和外齿轮(120A)为非啮合状态的第3圆弧部(TA)的形状，并且在第1圆弧部(FA)、第2圆弧部(SA)及第3圆弧部(TA)的连接部分中，分别共用第1圆弧部(FA)、第2圆弧部(SA)及第3圆弧部(TA)的切线(T1、T2)。

Description

挠曲啮合式齿轮装置

技术领域

本申请主张基于2010年6月18日申请的日本专利申请第2010-139888号的优先权。其申请的全部内容通过参照援用于本说明书中。

本发明涉及一种挠曲啮合式齿轮装置。

背景技术

专利文献1的挠曲啮合式齿轮装置具备：具有刚性的内齿轮；外齿轮，可内啮合于该内齿轮且具有挠性；及起振体，通过在自身的外周使该外齿轮挠曲变形来实现所述内齿轮与外齿轮的内啮合。并且，专利文献1中，使外齿轮挠曲变形的起振体的外周形状为连接2个不同曲率半径的圆弧的形状。另外，在其起振体中，在2个圆弧的连接部分共用切线。因此，在专利文献1中，能够将外齿轮的曲率半径的变化控制在最小限度并防止外齿轮的挠曲应力的增大，从而能够谋求提高传递转矩。

专利文献1：日本特开2009-299765号公报

在专利文献1中，根据外齿轮的齿形形状和短轴部(内齿轮和外齿轮未啮合的圆弧部)中的外齿轮的应力决定起振体中2个圆弧的连接部分。在此，短轴部由规定内齿轮和外齿轮所啮合的范围的啮合角度θ和起振体(外齿轮)的偏心量L决定。但是，例如当角度θ小且偏心量L小时，在专利文献1中，也还带来在短轴部产生内齿轮与外齿轮的齿形的干涉的危险。即，仅以角度θ和偏心量L2个参数很难对外齿轮的齿形形状、短轴部的外齿轮的应力及内齿轮和外齿轮的齿形的干涉这3个课题找出最佳值。

另外，即便是几何学上无齿形干涉的状态，也有可能因基于负荷转矩的外齿轮的变形，在(短轴部中)设想外的位置产生齿形的干涉。因此，优选确保内齿轮和外齿轮的非啮合范围，以便在短轴部中内齿轮与外齿轮的间隙尽可能变大。

另外，为了避免上齿形的干涉，也能考虑切割内齿轮的齿尖。但是，此时，产生内齿轮和外齿轮的啮合数减少这样的问题。

发明内容

由此，本发明是为了解决所述问题点而完成的，其课题在于提供一种尽可能抑制由外齿轮的变形引起的挠曲应力来避免由外齿轮的变形引起的内齿轮与外齿轮的齿形的干涉，从而实现负荷转矩能够增大的挠曲啮合式齿轮装置。

本发明通过如下解决所述课题，一种挠曲啮合式齿轮装置，具备：具有刚性的内齿轮；外齿轮，可内啮合于该内齿轮且具有挠性；及起振体，通过在自身的外周使该外齿轮挠曲变形来实现所述内齿轮与外齿轮的内啮合，其中，所述起振体的所述外周形状为依次连接使所述内齿轮和外齿轮为啮合状态且为圆弧形状的第1曲线部、曲率半径小于该第1曲线部的第2曲线部、及曲率半径大于该第1曲线部且使该内齿轮和外齿轮为非啮合状态的第3曲线部的形状，并且，在该第1曲线部、第2曲线部及第3曲线部的连接部分中，分别共用该第1曲线部、第2曲线部及第3曲线部的切线。

在本发明中，通过由3个曲线部构成起振体，增加限定短轴部的参数的数且避免齿形的干涉。在本发明中，起振体的外周形状具体为将圆弧形状的第1曲线部、第2曲线部及第3曲线部依次连接起来的形状。即，曲率半径小于使内齿轮和外齿轮为啮合状态的第1曲线部的第2曲线部配置于第1曲线部与曲率半径大于第1曲线部的第3曲线部之间。因此，与仅将第3曲线部直接连接于第1曲线部时相比，能够以更短的(旋转)距离使内齿轮和外齿轮从啮合状态为非啮合状态。此时，能够任意规定第2曲线部的曲率半径。即，与以往技术相比，能够进一步可靠地避免齿形的干涉。

同时，在本发明中，由于各曲线部的曲率半径限制于各曲线部内，所以降低各曲线部中外齿轮的挠曲应力。并且，由于在第1曲线部、第2曲线部及第3曲线部的连接部分分别共用第1曲线部、第2曲线部及第3曲线部的切线，所以，能够防止起振体的连接部分中急剧的挠曲变形。即，能够尽可能抑制由外齿轮的变形引起的挠曲应力，并能够提高传递转矩。

另外，若以一定的曲率半径限定第2曲线部，则可简化限定起振体的形状的参数。因此，能够有效地设计挠曲啮合式齿轮装置。

根据本发明，能够尽可能抑制由外齿轮的变形引起的挠曲应力来避免由外齿轮的变形引起的内齿轮和外齿轮的齿形的干涉，从而实现负荷转矩的增大。

附图说明

图1是表示本发明的第1实施方式所涉及的挠曲啮合式齿轮装置的整体结构的一例的分解立体图。

图2是表示该装置的整体结构的一例的剖视图。

图3是表示该装置的起振体的图。

图4是用于说明该装置的起振体的形状的示意图。

图5是组合该装置的起振体和起振体轴承的简要图。

图6是该装置的假想外齿轮和内齿轮啮合的概念图。

图7是表示本发明的第2实施方式所涉及的挠曲啮合式齿轮装置的整体结构的一例的分解立体图。

图中：100、200-挠曲啮合式齿轮装置，104-起振体，110、110A、110B、210、210A、210B-起振体轴承，112-内圈，114A、114B-保持器，116、116A，116B-滚子，118A、118B-外圈，120、120A、120B、220、220A、220B-外齿轮，120C-假想外齿轮，122、222-基础部件，124、124A、124B、224、224A、224B-外齿，128、128A、128B-内齿，130、130A、230、230A-减速用内齿轮(内齿轮)，130B、230B-输出用内齿轮，132A、132B-螺栓孔，O-轴向，X-起振体的长轴方向，Y-起振体的短轴方向，FA-第1圆弧部(第1曲线部)，SA-第2圆弧部(第2曲线部)，TA-第3圆弧部(第3曲线部)，r-起振体的长轴半径，r1-起振体的第1圆弧部的曲率半径，r2-起振体的第2圆弧部的曲率半径，r3-起振体的第3圆弧部的曲率半径。

具体实施方式

以下，参照附图详细说明本发明的第1实施方式的一例。

首先，主要利用图1至图4简要说明本实施方式的整体结构。

挠曲啮合式齿轮装置100具备有：具有刚性的减速用内齿轮(内齿轮)130A；外齿轮120A，可内啮合于减速用内齿轮130A且具有挠性；及起振体104，通过在自身的外周使外齿轮120A挠曲变形来实现减速用内齿轮130A与外齿轮120A的内啮合。在此，如图4所示，起振体104的外周形状(与轴向O正交的截面中的外周形状)为将3个不同曲率半径r1、r2、r3的圆弧部(第1圆弧部FA、第2圆弧部SA、第3圆弧部TA)依次连接在一起的形状。并且，分别共用各圆弧部(第1圆弧部FA、第2圆弧部SA、第3圆弧部TA)的连接部分C、E中的切线T1、T2。

以下，对各构成要件进行详细说明。

如图3(A)及(B)所示，起振体104为柱形状，其中间形成有插入未图示的输入轴的输入轴孔106。在输入轴孔106，设置有键槽108，以便当输入轴被插入并旋转时，起振体104与输入轴一体旋转。

在此，如图3(A)所示，若使起振体104的旋转中心位于XY坐标的中心，则起振体104的外形在X轴和Y轴两方成为轴对称的形状。因此，以下利用图4仅对起振体104的第1象限的形状进行说明。

如图4所示，起振体104的外周形状由将3个圆弧部(第1圆弧部FA、第2圆弧部SA、第3圆弧部TA)连接在一起的形状(3个圆弧形状)构成。第1圆弧部FA(第1曲线部)为以点A(称为偏心轴)为中心的曲率半径r1的圆弧，构成使外齿轮120A和减速用内齿轮130A为啮合状态的圆弧部(也称为啮合范围)。第2圆弧部SA(第2曲线部)为以与点A的距离为ΔR的点D为中心的曲率半径r2的圆弧，构成使外齿轮120A和减速用内齿轮130A为非啮合状态的圆弧部(也称为非啮合范围)的一部分。距离ΔR最终为用于决定非啮合范围(短轴部)中外齿轮120A与减速用内齿轮130A的间隙的变量。第3圆弧部TA(第3曲线部)为以点F为中心的曲率半径r3的圆弧，构成使外齿轮120A和减速用内齿轮130A为非啮合状态的圆弧部(非啮合范围的剩余范围)。第1圆弧部FA的长度由长轴方向X与点C处的切线法线所成的角度即啮合角度θ1限定。第2圆弧部SA的长度由从长轴方向X与点E处的切线法线所成的角度θ2减去啮合角度θ1的角度限定(θ2＞θ1)。因此，令偏心量为L，则点A、D、F的各坐标在图4中分别为(L，O)、(L+ΔR*cosθ1，ΔR*sinθ1)、(O，-(L+ΔR*cosθ1)*tanθ2+ΔR*sinθ1)。

即，若利用长轴方向X中从起振体104的旋转中心(啮合范围中的)到起振体104的外周上的点B的距离r(起振体104的长轴半径)，则如图4所示，由式(1)表示第1圆弧部FA的曲率半径r1。

r1＝r-L…(1)

另外，如图4所示，由式(2)表示第2圆弧部SA的曲率半径r2。

r2＝r1-ΔR＝r-L-ΔR…(2)

另外，在第1圆弧部FA和第2圆弧部SA的连接部分C处共用切线T1。

另外，如图4所示，也在第2圆弧部SA和第3圆弧部TA的连接部分E处共用切线T2。并且，第3圆弧部TA的曲率半径r3为(曲率半径r2+长度DF)，所以由式(3)表示曲率半径r3。

r3＝r-L-ΔR+(L+ΔR*cosθ1)/cosθ2…(3)

在此，由于角度θ2大于角度θ1，所以式(4)成立。

r2＜r1＜r3

如图2所示起振体轴承110A为配置于起振体104的外侧与外齿轮120A的内侧之间的轴承。如图2、图5所示，起振体轴承110A包括内圈112、保持器114A、作为转动体的滚子116A及外圈118A。内圈112的内侧与起振体104抵接、且内圈112与起振体104构成为一体并且在变形的同时进行旋转。滚子116A为圆筒形状(包括滚针)。因此，与转动体为滚珠时相比，由于滚子116A上与内圈112及外圈118A接触的部分增大，所以能够加大负荷容量。即，通过利用滚子116A，可以增大起振体轴承110A的传递转矩且能够使之寿命增长。外圈118A配置于滚子116A的外侧。外圈118A通过起振体104的旋转挠曲变形，使配置于其外侧的外齿轮120A变形。

另外，如图2所示，起振体轴承110B与起振体轴承110A相同，包括内圈112、保持器114B、滚子116B及外圈118B。内圈112对起振体轴承110A、110B是共用的。并且，保持器114B、滚子116B及外圈118B与保持器114A、滚子116A及外圈118A分别在轴向O上配置2个且分别为同一形状。以后，将起振体轴承110A、110B统称为起振体轴承110。

如图1、图2所示，外齿轮120A与减速用内齿轮130A内啮合。外齿轮120A包括基础部件122和外齿124A。基础部件122为具有挠性的筒状部件，配置于起振体轴承110A的外侧且与外齿124A成型为一体。外齿124A根据次摆线曲线成型。

如图1、图2所示，外齿轮120B与输出用内齿轮130B内啮合。并且，外齿轮120B与外齿轮120A相同，包括基础部件122和外齿124B。外齿124B和外齿124A为相同数量，并且成型为同一形状。在此，如图1所示，外齿124A和外齿124B为在轴向O上被分割的形态，但基础部件122是共用的。因此，起振体104的偏心量L以同相位传至外齿124A和外齿124B。以后，分别将外齿轮120A、120B及外齿124A、124B统称为外齿轮120及外齿124。

减速用内齿轮130A由具有刚性的部件形成。减速用内齿轮130A具备比外齿轮120A的外齿124A的齿数仅多i(i＝2、4、…)片的齿数。减速用内齿轮130A中，通过螺栓孔132A固定未图示的外壳。并且，减速用内齿轮130A通过与外齿轮120A啮合来有助于起振体104的旋转的减速。减速用内齿轮130A的内齿128A成型为与基于次摆线曲线的外齿124A理论啮合。

一方面，输出用内齿轮130B也与减速用内齿轮130A同样由具有刚性的部件形成。输出用内齿轮130B具备与外齿轮120B的外齿124B的齿数相同的内齿128B的齿数(等速传递)。另外，输出用内齿轮130B中，通过螺栓孔132B安装未图示的输出轴，将与外齿轮120B的自转相同的旋转输出至外部。以后，分别将减速用内齿轮130A、输出用内齿轮130B及内齿128A、128B统称为内齿轮130及内齿128。

接着，以下对起振体104、外齿轮120及内齿轮130的关系进行说明。

如上所述，起振体104的外周形状由式(1)～式(3)限定。在此，将内齿轮130的内齿128假想成圆筒形状的销时，将从起振体104的旋转中心至啮合范围中内齿128(销)的中心位置的距离R考虑为内齿轮130的齿形的实体半径。外齿轮120的形状能够从式(1)～式(3)分别由式(5)～式(7)求出的曲率半径R1～R3限定。

Ri＝R-L…(5)

R2＝R-L-ΔR…(6)

R3＝R-L-ΔR+(L+ΔR*cosθ1)/cosθ2…(7)

其中，将外齿轮120的挠曲变形前的半径设为Rd时，相对于外齿轮120的周长2πRd，距离ΔR、角度θ1、θ2、半径R及偏心量L各自的关系可以为如式(8)所示。

【数学式1】

$2*\mathrm{\π}*\mathrm{Rd}=2*\mathrm{\π}*(R-L)+4*\frac{L+\mathrm{\ΔR}*\cos \mathrm{\θ}1}{\cos \mathrm{\θ}2}(\frac{\mathrm{\π}}{2}-\mathrm{\θ}2)+4*\mathrm{\ΔR}*(\mathrm{\θ}1-\frac{\mathrm{\π}}{2})\·\·\·\left(8\right)$

式(8)可以对半径R变形为如式(9)所示。

【数学式2】

$R=L*(1-\frac{1}{\cos \mathrm{\θ}2}+\frac{2*\mathrm{\θ}2}{\mathrm{\π}*\cos \mathrm{\θ}2})-\frac{\mathrm{\ΔR}*\cos \mathrm{\θ}1}{\cos \mathrm{\θ}2}(1-\frac{2*\mathrm{\θ}2}{\mathrm{\π}})-\mathrm{\ΔR}*(\frac{2*\mathrm{\θ}1}{\mathrm{\π}}-1)+\mathrm{Rd}\·\·\·\left(9\right)$

在此，将通过偏心轴A和起振体104的旋转中心的直线、与由外齿轮120(的外齿124)和内齿轮130(的内齿128)的啮合产生的接触点的共同法线的交点作为基于外齿轮120和内齿轮130的螺距点。另外，限定外齿轮120的半径R1的圆形的(与内齿轮130内啮合的具有刚性的)假想的外齿轮(称为假想外齿轮)120C中，设定减速比(称为假想减速比)n。由此，如式(10)，由参数Gs(称为螺距系数)表示半径R与从起振体104的旋转中心至基于外齿轮120和减速用内齿轮130的螺距点的距离(n+1)*L的比。通过导入螺距系数Gs，能够容易掌握外齿轮120和内齿轮130各自的齿形的实体位置与螺距点的相对位置关系并且能够容易进行这些参数彼此的调整。另外，螺距系数Gs或假想减速比n的值因外齿轮120A和减速用内齿轮130A、外齿轮120B和输出用内齿轮130B及它们的组合而不同。

【数学式3】

$\mathrm{Gs}=\frac{(n+1)*L}{R}\·\·\·\left(10\right)$

由式(9)和式(10)能够求出关于偏心量L的式(11)。

【数学式4】

$L=\frac{-\frac{\mathrm{\ΔR}*\cos \mathrm{\θ}1}{\cos \mathrm{\θ}2}*(1-\frac{2*\mathrm{\θ}2}{\mathrm{\π}})-\mathrm{\ΔR}*(\frac{2*\mathrm{\θ}2}{\mathrm{\π}}-1)+\mathrm{Rd}}{\frac{n+1-\mathrm{Gs}}{\mathrm{Gs}}+\frac{1}{\cos \mathrm{\θ}2}-\frac{2*\mathrm{\θ}2}{\mathrm{\π}*\cos \mathrm{\θ}2}}\·\·\·\left(11\right)$

在此，根据日本专利申请2009-169392号(未公开)中提出的内容，通过适当地选择螺距系数Gs，能够增大外齿轮120和内齿轮130的同步啮合数且提高棘轮效应的耐受性。

即，通过利用外齿轮120的周长的关系，能够增大外齿轮120和内齿轮130的同步啮合数的同时，从根本上限定距离ΔR、角度θ1、θ2、半径R及偏心量L。

另外，在本实施方式中，减速用内齿轮130A的内齿128A的齿数(102)相对外齿轮120A的外齿124A的齿数(100)多2个齿。即，设为齿数差i＝2。由此，假定设置假想外齿轮120C比减速用内齿轮130A的齿数(102)例如少4个齿(j＝4，j＞i)。因此，根据以角度θ1限定的第1圆弧部FA而挠曲变形的外齿轮120的齿形设定为与图6所示的假想外齿轮120C的齿形相同。

其次，主要利用图2对挠曲啮合式齿轮装置100的动作进行说明。

若起振体104根据未图示的输入轴的旋转而旋转，则根据其旋转状态，外齿轮120A通过起振体轴承110A挠曲变形。另外，此时，外齿轮120B也通过起振体轴承110B以与外齿轮120A相同的相位挠曲变形。

外齿轮120的挠曲变形根据作为起振体104的外周形状的曲率半径r1、r2、r3而完成。由于图3、图4所示的起振体104的第1圆弧部FA、第2圆弧部SA及第3圆弧部TA中，曲率分别恒定，所以在各圆弧部中的外齿轮120的挠曲应力恒定。由于第1圆弧部FA和第2圆弧部SA的连接部分C及第2圆弧部SA和第3圆弧部TA的连接部分E的位置上，切线T1、T2相同，所以能够防止连接部分的急剧的挠曲变形。同时，从起振体104的旋转中心至滚子116A、116B(称为滚子116)的距离的变化率为最小限度。即，由于在连接部分C、E中，没有滚子116的急剧的轨道变动，所以滚子116的滑行小且转矩的传递损耗少。

外齿轮120通过起振体104产生挠曲变形，由此外齿124在第1圆弧部FA(啮合范围)的部分中移动至半径方向外侧且啮合于内齿轮130的内齿128。外齿124为基于次摆线曲线的形状，内齿128的齿形为相对外齿124理论啮合的形状。因此，通过外齿124与内齿128的啮合，与同时啮合数增大互相结合，即使负荷转矩大，棘轮效应的耐受性也高，并且能够减少损耗而实现转矩传递效率。

当啮合时，对外齿124A施加与外齿124B不同的荷载(方向和大小)。但是，起振体轴承110A、110B除了内圈112以外，在轴向O上被分离为对应于与减速用内齿轮130A啮合的外齿124A的部分及对应于与输出用内齿轮130B啮合的外齿124B的部分。因此，分别防止由减速用内齿轮130A与外齿124A的啮合引起的滚子116B的偏斜及由输出用内齿轮130B与外齿124B的啮合引起的滚子116A的偏斜。

另外，由于滚子116为圆柱形状，因此比具备相同大小的滚珠的球轴承耐荷载更大，且与内圈112及外圈118A、118B接触的部分更多，所以能够增大负荷转矩。

另外，外齿124在轴向O上被分割为减速用内齿轮130A所啮合的部分(外齿124A)和输出用内齿轮130B所啮合的部分(外齿124B)。因此，当外齿轮120A和减速用内齿轮130A啮合时，假如在外齿124B上有变形等，也不会因其变形在外齿124A产生变形。同样，当外齿轮120B和输出用内齿轮130B啮合时，假如在外齿124A有变形等，也不会因其变形在外齿124B产生变形。即，通过分割外齿124，能够通过一方的外齿124A(124B)的变形使另一方的外齿124B(124A)变形，从而防止使其啮合关系恶化之类的传递转矩的降低。

外齿轮120A和减速用内齿轮130A的啮合位置随着起振体104的长轴方向X的移动而旋转移动。在此，若起振体104转1圈，则外齿轮120A的旋转相位仅延迟与减速用内齿轮130A的齿数差。即，基于减速用内齿轮130A的减速比能够作为((外齿轮120A的齿数-减速用内齿轮130A的齿数)/外齿轮120A的齿数)求出。

由于外齿轮120B和输出用内齿轮130B的齿数均相同，所以外齿轮120B和输出用内齿轮130B相互啮合的部分不会移动，而是由相同的齿彼此相啮合。因此，从输出用内齿轮130B输出与外齿轮120B的自转相同的旋转。结果，能够从输出用内齿轮130B取出使起振体104的旋转基于减速用内齿轮130A的减速比进行减速的输出。

在本实施方式中，起振体104的外周形状为将第1圆弧部FA、第2圆弧部SA及第3圆弧部TA依次连接在一起的形状。即，曲率半径小于使内齿轮130和外齿轮120为啮合状态的第1圆弧部FA的第2圆弧部SA配置于第1圆弧部FA与曲率半径r3大于第1圆弧部FA的第3圆弧部TA之间。因此，与仅将第3圆弧部TA直接连接于第1圆弧部FA时相比，能够以更短的(旋转)距离使内齿轮130、外齿轮120从啮合状态成为非啮合状态。此时，(通过自如地规定距离ΔR)能够对第2圆弧部SA的曲率半径r2进行任意的限定。因此，能够从啮合状态以短时间可靠地确保短轴部(内齿轮130和外齿轮120未啮合的圆弧部或非啮合范围)中的内齿轮130与外齿轮120的间隙，且能够自如地决定其间隙。即，与以往技术相比，能够更加可靠地避免齿形的干涉。

同时，在本实施方式中，各圆弧部FA、SA、TA中的外齿轮120的挠曲应力分别恒定。并且，在第1圆弧部FA、第2圆弧部SA及第3圆弧部TA的连接部分分别共用第1圆弧部FA、第2圆弧部SA及第3圆弧部TA的切线T1、T2。因此，防止起振体104的连接部分C、E处的急剧的挠曲变形。即，能够尽可能抑制由外齿轮120的变形引起的挠曲应力，且能够提高传递转矩。

并且，由于第2圆弧部SA也由恒定的曲率半径r2规定，所以能够简化限定起振体104的形状的参数。因此能够有效地设计挠曲啮合式齿轮装置100。

另外，在本实施方式中，起振体104与外齿轮120之间配置有具有多个滚子116的起振体轴承110。从起振体104的旋转中心至滚子116的距离的变化率为最小限度。即，由于连接部分C、E处没有滚子116的急剧的轨迹变动，所以滚子116的滑行少且能够以高效率进行外齿轮120的挠曲，能够谋求提高传递转矩。

另外，在本实施方式中，将减速用内齿轮130A与外齿轮120A的齿数差设为i＝2时，假定设置与减速用内齿轮130A的齿数差为大于i(＝2)的j(＝4)且与减速用内齿轮130A内啮合的具有刚性的假想外齿轮120C，通过第1圆弧部FA挠曲变形的外齿轮120A的齿形设定为与假想外齿轮120C的齿形相同。因此，尤其在实现外齿轮120A与减速用内齿轮130A的理论啮合的同时，能够容易地进行起振体104、外齿轮120及内齿轮130的齿形的设计。

即，根据本实施方式，尽可能抑制由外齿轮120的变形引起的挠曲应力来避免由外齿轮120的变形引起的内齿轮130与外齿轮120的齿形的干涉，从而实现负荷转矩的增大。

对于本发明举出第1实施方式进行了说明，但是，本发明并不限定于第1实施方式。即，能够在不脱离本发明宗旨的范围内进行改良及设计的变更是不言而喻的。

例如，本实施方式中，外齿124根据次摆线曲线成型，但本发明并非限定于此。外齿可以是圆弧齿形，也可以利用其他齿形。并且，内齿能够利用与外齿对应的齿形。例如，如图7的第2实施方式，也可以在基础部件222上配置圆筒形的销，并将其作为外齿224A、224B。此时，外齿224A、224B为可旋转的圆弧齿形，与各自相对应，内齿成为基于次摆线曲线的齿形。

另外，在上述实施方式中，利用具有滚子的起振体轴承，但本发明并非限定于此，也可以使无转动体且仅促进滑动的部件配置于起振体与外齿轮之间。

另外，在上述实施方式中，从输出用内齿轮取出被减速的输出，但本发明并非限定于此。例如，也可以是不利用输出用内齿轮，而是利用所谓的杯形的挠曲变形的外齿轮且从该外齿轮仅取出其自转成分的挠曲啮合式齿轮装置。

另外，在第1实施方式中即便将减速用内齿轮130A的内齿128A的齿数与外齿轮120A的外齿124A的齿数差i设定为2，但在本发明中该齿数差i并不限定于2。例如，齿数差i只要为2以上的偶数，则可为适当的数。另外，假想外齿轮的齿数也只要少于外齿轮的外齿的实际齿数，则可为适当的数，且未必一定需要假定设置假想外齿轮。

另外，在上述实施方式中，构成起振体104的外周的第1曲线部、第2曲线部及第3曲线部分别为圆弧形状的第1圆弧部FA、第2圆弧部SA及第3圆弧部TA，但是对于第2曲线部及第3曲线部，并不限定于圆弧形状。就第2曲线部而言，只要为曲率半径小于第1曲线部的曲线形状即可且就第3曲线部而言，只要为大于第1曲线部的曲率半径的曲线形状即可。另外，第3曲线部可以包括与第1曲线部相同曲率半径的部分。

产业上的可利用性

本发明由于避免内齿轮与外齿轮的齿形的干涉来实现负荷转矩的增大，所以，与负荷转矩的大小无关，能够在需要减速机构的各种领域中应用。

Claims (3)

1.一种挠曲啮合式齿轮装置，具备：具有刚性的内齿轮；外齿轮，可内啮合于该内齿轮且具有挠性；及起振体，通过在自身的外周使该外齿轮挠曲变形来实现所述内齿轮与外齿轮的内啮合，其特征在于，

所述起振体的所述外周形状为依次连接使所述内齿轮和外齿轮为啮合状态且为圆弧形状的第1曲线部、曲率半径小于该第1曲线部的第2曲线部、及曲率半径大于该第1曲线部且使该内齿轮和外齿轮为非啮合状态的第3曲线部的形状，并且，

在该第1曲线部、第2曲线部及第3曲线部的连接部分中，分别共用该第1曲线部、第2曲线部及第3曲线部的切线。

2.如权利要求1所述的挠曲啮合式齿轮装置，其特征在于，

所述起振体与所述外齿轮之间配置有具有多个转动体的起振体轴承。

3.如权利要求1或2所述的挠曲啮合式齿轮装置，其特征在于，

当所述内齿轮与外齿轮的齿数差设为i(i＝2、4、…)时，假定设置与所述内齿轮的齿数差为大于i的j且与该内齿轮内啮合的具有刚性的假想外齿轮，

通过所述第1曲线部挠曲变形的所述外齿轮的齿形设定为与所述假想外齿轮的齿形相同。

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