CN102741586A - 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，其传递转矩大且可使起振体轴承长寿命化。该挠曲啮合式齿轮装置（100）具有：起振体（104）；外齿轮（120A、120B），配置于起振体（104）的外周，并具有通过起振体（104）的旋转而挠曲变形的挠性；内齿轮（130A、130B），外齿轮（120A、120B）所内啮合并具有刚性；及起振体轴承（110A、110B），配置于起振体（104）与外齿轮（120A、120B）之间，其中，起振体轴承（110A、110B）具备作为滚动体的滚子（116A、116B）及保持滚子（116A、116B）的保持器（114A、114B），在起振体（104）的非啮合范围（SA）设置形成有减少滚子（116A、116B）从起振体（104）及外齿轮（120A、120B）承受的荷载的径向间隙（Gr）的荷载减少区域（LA）。

Description

挠曲啮合式齿轮装置

技术领域

本发明涉及一种挠曲啮合式齿轮装置。

背景技术

如专利文献1所示，以往的挠曲啮合式齿轮装置中，起振体的起振体轴承使用球轴承。在专利文献1中，当起振体轴承的保持器上设置的凹处位于长轴方向位置时，凹处具有大致以保持于凹处的球中心为中心的圆弧状面。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开昭62-72946号公报

但是，如专利文献1所示，以往的挠曲啮合式齿轮装置中，由于使用球轴承，所以起振体轴承的寿命变短。

为了延长起振体轴承的寿命，有效方法是从球轴承变更为滚子轴承。但是，即使单纯代替球来使用滚子，也留有发生偏斜问题的危险。由于发生偏斜，即便使用滚子轴承，也导致传递转矩的降低、起振体轴承的短寿命化等。

发明内容

因此，本发明是为解决所述问题点而完成的，其课题在于，提供一种提高传递转矩且可使起振体轴承长寿命化的挠曲啮合式齿轮装置。

本发明是通过如下装置解决所述课题的，即一种挠曲啮合式齿轮装置，具有：起振体；外齿轮，配置于该起振体的外周，并具有通过该起振体的旋转而挠曲变形的挠性；内齿轮，与该外齿轮内啮合并具有刚性；及起振体轴承，配置于所述起振体与所述外齿轮之间，其中，所述起振体轴承具备作为滚动体的滚子和保持该滚子的保持器，在所述起振体的短轴附近的特定范围内设置有荷载减少区域，该荷载减少区域减少所述滚子从该起振体及所述外齿轮所承受的荷载。

本发明中，作为滚动体未使用球而是将滚子用于起振体轴承。因此，可提高传递转矩，并且能使起振体轴承长寿命化。

并且，针对使用滚子而有可能发生的偏斜，着眼于起振体的短轴附近的特定范围内的外齿轮与内齿轮的关系来防止所述偏斜。即，由于在该特定范围内外齿轮与内齿轮并不啮合，所以在该范围（非啮合范围）内设置有减少滚子从起振体及外齿轮所承受的荷载的荷载减少区域。借助于此，能够大致排除实际上从起振体及外齿轮承受的、向滚子传递的起振体半径方向的荷载，作为滚动体的滚子在该荷载减少区域中从保持器以外成为大致自由的状态，并且大体上只进行公转。即，即使滚子在绕起振体外周公转时倾斜，当移动至该荷载减少区域时也可通过保持器排列滚子并消除其倾斜。

因此，本发明中即使使用滚子作为滚动体，也能够防止因偏斜引起的起振体轴承从起振体的推出、或者滚动阻力增大、或者转矩传递效率下降、或者寿命下降等。

发明效果

根据本发明，提高传递转矩且能够使起振体轴承长寿命化。

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截面图。

图2是表示该装置的起振体的图。

图3是表示该装置的起振体的图。

图4是组合该装置的起振体和起振体轴承的概要图。

图5是表示该装置的起振体轴承的滚子与保持器的关系的图。

图6是该装置的内齿轮与假想外齿轮的啮合示意图。

图7是该装置的外齿轮与内齿轮的啮合图。

图8是表示本发明的第2实施方式所涉及的起振体形状的图。

具体实施方式

以下，参考附图详细说明本发明的实施方式的一例。

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截面图，图2、3是表示该装置的起振体的图，图4是组合该装置的起振体和起振体轴承的概要图，图5是表示该装置的起振体轴承的滚子与保持器的关系的图，图6是该装置的内齿轮与假想外齿轮的啮合示意图，图7是该装置的外齿轮与内齿轮的啮合图，图8是表示本发明的第2实施方式所涉及的起振体的形状的图。

最先，主要利用图1和图2对本实施方式的整体结构进行概要说明。

挠曲啮合式齿轮装置100具有：起振体104；外齿轮120A、120B，配置于起振体104的外周，并具有通过起振体104的旋转而挠曲变形的挠性；减速用内齿轮130A和输出用内齿轮130B，分别与外齿轮120A、120B内啮合并具有刚性；及起振体轴承110A、110B，配置于起振体104与外齿轮120A、120B之间。

以下，对各构成要件进行详细说明。

如图2（A）、图2（B）所示，起振体104为柱状，中央形成有插入未图示的输入轴的输入轴孔106。在输入轴孔106中设置有键槽108，以使在插入输入轴并旋转时起振体104与输入轴一体旋转。

如图2、3所示，起振体104以将2个圆弧部（第1圆弧部FA、第2圆弧部SA）连接在一起的形状构成。第1圆弧部FA的曲率半径为R1，构成用于使外齿轮120A和减速用内齿轮130A啮合的圆弧部分（也称为啮合范围）。第2圆弧部SA的曲率半径为R2，构成外齿轮120A和减速用内齿轮130A不啮合的范围的圆弧部分（也称为非啮合范围）。第1圆弧部FA的长度由角度θ规定。

此时，如图3所示，若将起振体104的长轴方向X的半径设为R，则将偏心量设为L，用式（1）表示第1圆弧部FA的曲率半径R1。

R1=R-L    （1）

并且，如图3所示，在第1圆弧部FA与第2圆弧部SA的连接部分A处通用切线T。因此，起振体104的曲率半径R2与曲率半径R1共同具有角度θ处第1圆弧部FA与第2圆弧部SA的连接部分A至点B，并且进而由从点B延长的到与Y轴（起振体104的短轴方向）的交点C为止的长度来规定。即，用式（2）表示第2圆弧部SA的曲率半径R2。

R2=R-L+L/cos θ    （2）

在此，将通过曲率半径R1的第1圆弧部FA而挠曲变形的外齿轮120A的曲率半径设为假想外齿轮120C的曲率半径。假想外齿轮120C是为了使外齿轮120A与减速用内齿轮130A理想地啮合而作为如图6所示的基本形状为圆形且具有刚性的齿轮而假想的齿轮。通过设想这种假想外齿轮120C，能够容易规定起振体104的角度θ与偏心量L。

起振体轴承110A为配置于起振体104的外侧（外周）与外齿轮120A的内侧之间的轴承，如图1所示，包括内圈112、保持器114A、作为滚动体的滚子116A及外圈118A。内圈112的内侧与起振体104抵接，而内圈112与起振体104一体旋转。

如图4所示，保持器114A为设置有凹处114AA和支柱114AB的圆形部件。凹处114AA是沿着内圈112的外周为了可旋转地保持滚子116A而在周向上以一定间隔设置的孔。支柱114AB在周向上划分该凹处114AA并将保持器114A设为圆形。滚子116A为圆柱形（包含滚针）。因此，与滚动体为球时相比，使滚子116A与内圈112及外圈118A接触的部分增加。即，通过使用滚子116A，可使起振体轴承110A的传递转矩增大，且使之长寿命化。

外圈118A配置于滚子116A的外侧。外圈118A与配置于其外侧的外齿轮120A一同通过起振体104的旋转而挠曲变形。

在此，不改变外圈118A的外径（直径）Doo，而仅使其内径（直径）Doi比平常更大（即，使外圈118A的半径方向的厚度To减薄）。这样在起振体104装配起振体轴承110A时（在起振体104的外周配置起振体轴承110A时），能够在起振体104的短轴附近的特定范围即非啮合范围SA设置使滚子116A从起振体104及外齿轮120A承受的荷载减少的荷载减少区域LA。具体而言，如图4所示，在该非啮合范围SA中，通过在滚子116A与外圈118A的内周面（称为外圈轨道面）118AA之间设置径向间隙Gr，能够排除滚子116A所承受的起振体104的半径方向荷载。即，此处的“减少荷载”是指，排除（或消除）滚子116A从起振体104及外齿轮120A承受的起振体104的半径方向荷载。并且，荷载减少区域LA是指处于非啮合范围SA且包含相对滚子116A排除起振体104的半径方向的荷载的角度的角度范围。在本实施方式中，如图4所示，荷载减少区域LA成为与非啮合范围SA相同程度或比非啮合范围SA狭窄的角度范围。

在此，对图5所示的滚子116A和保持器114A的运动进行说明。从啮合端部位置P1进入非啮合范围SA内的滚子116A在形成有径向间隙Gr的区域（荷载减少区域LA）中立刻失速而成为自由状态。并且，在短轴方向Y的位置P2附近，滚子116A在周向上被保持器114A的支柱114AB挤压而排列。而且，滚子116A以被排列的状态在啮合端部的位置P3进入啮合范围FA，自行自转和公转。

如图1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为支承外齿124A且具有挠性的筒状部件，配置于起振体轴承110A的外侧。外齿124A由圆柱形销构成，并由环状部件126A保持于基础部件122上。

如图1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同样地包括基础部件122和外齿124B。外齿124B的数量与外齿124A相同，且由相同的圆柱形销构成，并由环状部件126B保持于基础部件122上。在此，基础部件122将外齿124B与外齿124A一起共同支承。因此，起振体104的偏心量L以同相位传递至外齿124A和外齿124B。

如图1所示，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的齿数多i（i为2以上）个的齿数。减速用内齿轮130A上通过螺栓孔132A固定未图示的外壳。而且，减速用内齿轮130A通过与外齿轮120A啮合来对起振体104的旋转进行减速。

另一方面，输出用内齿轮130B与减速用内齿轮130A同样地也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。另外，在输出用内齿轮130B上，通过螺栓孔132B安装未图示的输出轴，与外齿轮120B的自转相同的旋转被输出至外部。

在此，为了确定所啮合的齿形，规定图6所示的假想外齿轮120C。使减速用内齿轮130A的内齿128A的齿数（102）相对于外齿轮120A的外齿124A的齿数（100）多2齿。即，齿数差为i=2。因此，设想比减速用内齿轮130A的齿数（102）例如少4齿（j=4，j＞i）的假想外齿轮120C，将其齿形作为基准。在本实施方式中，由于外齿轮120A使用圆柱形销作为外齿124A，所以其齿形为圆弧齿形。即，假想外齿轮120C的成为基准的齿形成为基于外齿124A的圆弧齿形。因此，为了实现外齿124A与内齿128A的完全的理论啮合，决定次摆线齿形作为内齿128A的齿形。

若决定假想外齿轮120C，则能够求出起振体104的外周形状。另外，针对与外齿124B啮合的内齿128B的齿形既可适用次摆线齿形，也可适用其他齿形。

接着，主要利用图1对挠曲啮合式齿轮装置100的动作进行说明。

若起振体104通过未图示的输入轴旋转而旋转，则根据其旋转状态，通过起振体轴承110A而使外齿轮120A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120A、120B的挠曲变形是根据起振体104的长轴方向X的曲率半径R1的形状形成的。即，图4所示的起振体104的外周的曲率半径R1的第1圆弧部FA的部分中的位置处，由于曲率恒定，所以挠曲应力成为恒定。第1圆弧部FA与第2圆弧部SA的连接部分A中的位置处，由于切线T相同，所以能防止连接部分处的急剧的挠曲变形。同时，连接部分A中，由于没有滚子116A、116B的急剧的位置变动，所以滚子116A、116B的滑动少，转矩的传递损失少。

外齿轮120A、120B由起振体104挠曲变形，由此第1圆弧部（啮合范围）FA的部分中，通过起振体轴承110A、110B的内圈112的外周面（内圈轨道面）与滚子116A、116B的接触，经内圈112从起振体104向滚子116A、116B传递向半径方向外侧的挠曲荷载。同时，通过滚子116A、116B与起振体轴承110A、110B的外圈118A、118B的内周面（外圈轨道面）118AA、118BA的接触，从滚子116A、116B向起振体轴承110A、110B的外圈118A、118B传递向半径方向外侧的挠曲荷载。通过传递至外圈118A的挠曲荷载，外齿124A向半径方向外侧移动（ΔQo）而啮合于减速用内齿轮130A的内齿128A。同样，通过传递至外圈118B的挠曲荷载，外齿124B啮合于输出用内齿轮130B的内齿128B。在此，图7（A）中表示减速用内齿轮130A与外齿轮120A啮合的状态，图7（B）中表示输出用内齿轮130B与外齿轮120B啮合的状态。啮合时，由于外齿124A、124B为可旋转的销，所以降低由啮合引起的传递转矩的损失。另外，由于以与外齿124A完全理论啮合的方式形成内齿128A的齿形，所以由多个齿同时啮合。因此，施加于齿面的面压得以分散而能够传递大转矩。

另外，由于滚子116A、116B为圆柱形状，所以耐荷载大，能够使起振体轴承110A、110B长寿命化以及提高传递转矩。同时，圆柱形状的滚子116A、116B使外齿轮120A、120B的基础部件122向轴向Ｏ平行地挠曲变形。因此，延长外齿124A、124B与内齿128A、128B的寿命，并且维持高的转矩传递。

另外，外齿124A、124B在轴向Ｏ上分割成减速用内齿轮130A所啮合的部分和输出用内齿轮130B所啮合的部分。因此，当外齿轮120A与减速用内齿轮130A啮合时，外齿124A和内齿128A不会受外齿124B的影响而在轴向Ｏ上以原本就应该啮合的啮合面积进行啮合。同样，当外齿轮120B与输出用内齿轮130B啮合时，外齿124B和内齿128B不会受外齿124A的影响而在轴向Ｏ上以原本就应该啮合的啮合面积进行啮合。即，通过分割外齿124A、124B，能够保持旋转精度，并能够防止传递转矩下降。

通过挠曲变形，在位于第2圆弧部（非啮合范围）SA的起振体104的短轴方向Y的位置处，起振体轴承110A、110B向半径方向内侧（ΔQi）挠曲变形。此时，由于使外圈118A、118B的内径Doi增大，所以在外圈118A、118B的内周面（外圈轨道面）118AA、118BA与滚子116A、116B之间形成径向间隙Gr而成为非接触。即，在短轴附近的特定范围（非啮合范围SA）内且形成有径向间隙Gr的区域（荷载减少区域LA）中，起振体104的半径方向的荷载未施加于滚子116A、116B而成为大致自由的状态。因此，即使滚子116A、116B在啮合范围FA内成为倾斜状态，在非啮合范围SA的荷载减少区域LA中也不会有欲保持滚子116A、116B的倾斜状态的起振体104的半径方向的力。因此，通过在周向上被保持器114A、114B挤压，滚子116A、116B恢复到（被排列成）没有倾斜的状态。

外齿轮120A与减速用内齿轮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旋转1圈，则外齿轮120A的旋转相位仅变慢与减速用内齿轮130A的齿数差相应的量。即，基于减速用内齿轮130A的减速比能够以（（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。基于具体数值的减速比成为（（100-102）/100=-1/50）。在此，“-”表示输入输出成为反转的关系。

由于外齿轮120B与输出用内齿轮130B的齿数均相同，所以外齿轮120B与输出用内齿轮130B的相互啮合的部分不会移动，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。其结果，能够从输出用内齿轮130B取出将起振体104的旋转减速至其（-1/50）的输出。

对试制本实施方式所涉及的挠曲啮合式齿轮装置100的结果进行说明。试制中，将起振体轴承110A、110B的外圈118A、118B的外径Doo=49.41mm时的外圈118A、118B的内径Doi设为比平常更大的值（47mm→47.01mm）。装配之后就可以在短轴方向Y的位置（单侧）设置径向间隙Gr（6.5μm以上）。因此能够确认使滚动阻力Rt比平常更低（76.8mNm→36.4mNm）。即，如本实施方式所示，通过使外圈118A、118B的外径Doo保持原来的状态而扩大内径Doi，能够有效降低滚子116A的滚动阻力Rt。即，由于能够排除施加于滚子116A、116B的半径方向的荷载，因此能够有效地防止滚子116A、116B偏斜。

在本实施方式中，作为滚动体未使用球，而是将滚子116A、116B用于起振体轴承110A、110B。因此，能够提高传递转矩，并且能够使起振体轴承110A、110B长寿命化。

并且，在非啮合范围SA内以包含起振体104的短轴方向Y的方式设置使滚子116A、116B从起振体104及外齿轮120A、120B承受的荷载减少的荷载减少区域LA。具体而言，在该荷载减少区域LA中，在滚子116A、116B与起振体轴承110A、110B的外圈轨道面118AA、118BA之间设置径向间隙Gr。由于径向间隙Gr设置成不会使起振体104变形，所以不会降低起振体104的刚性。并且，大致排除了实际上从起振体104及外齿轮120A、120B承受的、向滚子116A、116B传递的起振体104的半径方向的荷载。因此，滚子116A、116B在该荷载减少区域LA中从保持器114A、114B以外成为大致自由的状态，并且大体上只进行公转。即，即使滚子116A、116B在绕起振体104的外周公转时倾斜，当移动至荷载减少区域LA时也可通过在周向上被保持器114A、114B挤压来排列滚子116A、116B并消除其倾斜状态。

因此，本发明中即使使用滚子116A、116B作为滚动体，也能够防止因偏斜引起的起振体轴承110A、110B从起振体104的推出、或者滚动阻力增大、或者转矩传递效率下降、或者寿命下降等。即，根据本发明，能够提高传递转矩，并且能够使起振体轴承110A、110B长寿命化。

对本发明举出第1实施方式进行了说明，但本发明并不限于第1实施方式。即，在不脱离本发明思想范围内，可进行改良及设计变更，这是不言而喻的。

例如在第1实施方式中，起振体104形状为组合了2个圆弧的形状，但本发明并不限于此。例如，如图8所示的第2实施方式所示，可通过只将规定啮合范围的第1圆弧部FA的部分形成于起振体304，而对非啮合范围，通过在啮合端部之间或比其更狭窄的范围直线（包括接近直线的曲线等）成形来设置荷载减少区域LA。此时，能够在起振体304的外周面304A直接形成起振体轴承的内圈轨道面。这样就能够将荷载减少区域LA中的径向间隙Gr设置于滚子与起振体轴承的内圈轨道面之间，即，滚子与起振体304之间，并能够获得与第1实施方式相同的效果。此时，与第1实施方式中所示的起振体的情况相比，由于无需内圈，并且无需使外圈减薄，所以能够更完全地实现内齿与外齿的啮合范围FA中的理论啮合。

另外，也可对于起振体304使用具备内圈的起振体轴承。此时，荷载减少区域LA中的径向间隙Gr设置于起振体轴承的内圈与起振体304的外周面304A之间，即，此时也设置于滚子与起振体304之间。此时，也可相应排除从起振体304施加于滚子的半径方向的荷载，所以能够相应获得与第1实施方式相同的效果。

另外，当为第1实施方式所示的起振体104的形状时，也可通过不改变起振体轴承的内圈的内径而缩小外径，在滚子与起振体轴承的内圈之间设置荷载减少区域LA中的径向间隙Gr。

另外，在上述实施方式中，荷载减少区域LA包含短轴方向Y，但本发明并不限于此，例如也可不包含短轴方向Y而将其两侧作为荷载减少区域LA。

另外，在第1实施方式中，由圆柱形销构成外齿124A、124B，但本发明并不限于此。例如，可在基础部件122上直接形成外齿124A、124B。即，外齿无需为圆弧齿形，可用次摆线齿形，也可用其他齿形。此时，也可将与外齿对应的齿形作为内齿的齿形使用。

另外，在第1实施方式中，从输出用内齿轮130B取出被减速后的输出，但本发明并不限于此。例如，也可应用于不使用输出用内齿轮，而使用所谓杯型挠曲变形的外齿轮而从该外齿轮只取出其自转成分的挠曲啮合式齿轮装置。此时，在轴向上也产生外齿轮的挠曲变形，考虑到这一点，轴承可采用带锥度的滚子，也可使外齿轮或起振体轴承的轴向形状预先具有挠曲变形量的倾斜。

另外，在第1实施方式中，将内齿轮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，但本发明的该齿数差i并不限于2。例如，只要是2以上的偶数2i，就可以为适当的数。另外，只要假想外齿轮120C的齿数也少于外齿轮120A的外齿124A的实际齿数，则为适当的数即可，且未必一定要设想假想外齿轮120C。

工业上的可利用性

本发明能够广泛地应用于挠曲啮合式齿轮装置中。

本申请主张基于2010年2月3日申请的日本专利申请第2010-022503号的说明书、附图及权利要求中的公开内容，其全部内容通过参考援用于本说明书中。

符号的说明：

100-挠曲啮合式齿轮装置，104、304-起振体，110A、110B-起振体轴承，112-内圈，114A、114B-保持器，114AA、114BA-保持器的凹处，114AB、114BB-保持器的支柱，116A、116B-滚子，118A、118B-外圈，118AA、118BA-外圈轨道面，120A、120B-外齿轮，122-基础部件，124A、124B-外齿，126A、126B-环状部件，128A、128B-内齿，130A-减速用内齿轮（内齿轮），130B-输出用内齿轮，132A、132B-螺栓孔，304A-起振体的外周面，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（啮合范围），SA-第2圆弧部（非啮合范围），LA-荷载减少区域，Gr-径向间隙，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。

Claims (3)

1.一种挠曲啮合式齿轮装置，其具有：起振体；外齿轮，配置于该起振体的外周，并具有通过该起振体的旋转而挠曲变形的挠性；内齿轮，与该外齿轮内啮合并具有刚性；及起振体轴承，配置于所述起振体与所述外齿轮之间，所述挠曲啮合式齿轮装置的特征在于，

所述起振体轴承具备作为滚动体的滚子和保持该滚子的保持器，

在所述起振体的短轴附近的特定范围内设置有荷载减少区域，该荷载减少区域减少所述滚子从该起振体及所述外齿轮所承受的荷载。

2.如权利要求1所述的挠曲啮合式齿轮装置，其特征在于，

在所述荷载减少区域中，在所述起振体轴承的外圈与所述滚子之间或该起振体与该滚子之间形成径向间隙。

3.如权利要求1所述的挠曲啮合式齿轮装置，其特征在于，

在所述荷载减少区域中，在所述起振体轴承的外圈与所述滚子之间或该起振体轴承的内圈与该滚子之间形成径向间隙。

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