CN102753859B - 摆动内接式行星齿轮装置以及旋转驱动装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供结构简单，且在应用渐开线齿形的情况下能够实现高啮合率的摆动内接式行星齿轮装置。内齿轮的内齿以及外齿轮的外齿的齿形形成为渐开线齿形。在驱动状态下，内齿轮的内齿主体以及外齿轮的外齿主体的一方沿周方向伸长弹性变形，并且另一方收缩弹性变形，由此，内齿与外齿的啮合数量多于非驱动状态下的内齿与外齿的啮合数量。

Description

摆动内接式行星齿轮装置以及旋转驱动装置

技术领域

本发明涉及摆动内接式行星齿轮装置、以及使用了该齿轮装置的旋转驱动装置。

背景技术

关于摆动内接式行星齿轮装置，例如存在日本特开2002－266955号公报所记载的摆动内接式行星齿轮装置。该摆动内接式行星齿轮装置是摆线减速装置，且构成为具备：偏心体，该偏心体绕输入输出轴线旋转，且以相对于输入输出轴线偏心的偏心轴线作为中心；内齿轮，该内齿轮以输入输出轴线作为中心，且形成有多个内齿；以及外齿轮，该外齿轮被支承为能够相对于偏心体相对旋转，以偏心轴线作为中心且形成有多个外齿，该外齿轮边与内齿轮啮合边相对于内齿轮相对地摆动旋转。在该摆线减速器构中，以内齿轮的各个内齿作为销，并将外齿轮的各个外齿的齿形形成为余摆线（trochoid）齿形。

通过以此方式构成，能够减小内齿轮与外齿轮的齿数差，能够获得高减速比。此外，由于内齿轮与外齿轮的啮合率增高，因此众所周知这种齿轮具有高刚性。在该结构中，为了进一步获得高减速比，能够通过增多外齿轮以及内齿轮的齿数来实现。然而，在基于销和摆线齿形的啮合中，为了形成多个齿，存在大径化的问题。

然而，作为能够形成多个齿的齿轮，众所周知有渐开线齿形。关于应用了渐开线齿形的摆动内接式行星齿轮装置，公知有日本特开2009－8143号公报、日本特公平5－34537号公报、日本特开2007－24072号公报、日本特开平1－210642号公报、日本特开平10－227340号公报所记载的摆动内接式行星齿轮装置。

但是，如果将内齿轮以及外齿轮的齿形形成为渐开线齿形，则齿顶会发生干涉，难以形成减少内齿轮与外齿轮的齿数差的结构。此外，在渐开线齿形中，啮合率降低，啮合齿所承受的载荷增大，因此，为了传递大的扭矩，需要提高齿的刚性。

然而，在日本特开平1－210642号公报中记载了以下情况：由于采用齿数相差无几的内齿轮与外齿轮的组合，因此各自的齿面之间的距离非常近，由于因负载扭矩所导致的齿轮的微小变形，实际的啮合率增大，从而能够传递较高的扭矩。

但是，本发明人发现了以下问题：在使内齿轮的内齿以及外齿轮的外齿变形后的情况下，存在内齿或者外齿的齿顶角部与对象齿面接触的顾虑。进而，当内齿或者外齿的齿顶角部与对象齿面接触时，会在齿顶角部所接触的对象齿面产生较高的面压力。换句话说，为了使在该对象齿面产生的面压力处于齿轮的耐压范围内，结果不得不降低所传递的扭矩。

发明内容

本发明是鉴于此类情况而完成的，其目的在于，提供一种在应用了渐开线齿形的情况下能够实现高啮合率、且能够传递高扭矩的摆动内接式行星齿轮装置。并且，本发明的目的还在于提供一种使用了该摆动内接式行星齿轮装置的旋转驱动装置。

然而，作为电动助力自行车的驱动装置，例如存在日本特开2005－278234号公报所记载的驱动装置。该驱动装置设置于自行车的前轮的轮毂，由马达和减速器构成。该减速器中应用了行星齿轮减速器。特别是，对于电动自行车的驱动装置，由于该驱动装置设置于前轮的轮毂的部分，因此谋求该驱动装置小型化以及轻量化。因此，特别是在应用于电动自行车的情况下，希望上述驱动装置小型化、且能够得到高减速比。

因此，本发明的目的在于提供一种适用于电动助力自行车等的摆动内接式行星齿轮装置。

（摆动内接式行星齿轮装置）

本发明所涉及的摆动内接式行星齿轮装置具备：偏心体，该偏心体绕输入输出轴线旋转，且以相对于上述输入输出轴线偏心的偏心轴线为中心；内齿轮，该内齿轮具备环状的内齿主体以及一体地形成在上述内齿主体的内周侧的多个内齿，且以上述输入输出轴线为中心；以及外齿轮，该外齿轮具备环状的外齿主体以及一体地形成在上述外齿主体的外周侧的多个外齿，该外齿轮被支承为能够相对于上述偏心体相对旋转，且以上述偏心轴线为中心而在驱动状态下边与上述内齿轮啮合边相对于上述内齿轮相对地摆动旋转，上述摆动内接式行星齿轮装置的特征在于，上述内齿以及上述外齿的齿形形成为渐开线齿形，在驱动状态下，上述内齿主体以及上述外齿主体的一方沿周方向伸长弹性变形、且另一方收缩弹性变形，由此，上述内齿和上述外齿的啮合数量多于非驱动状态下的上述内齿与上述外齿的啮合数量。

换句话说，并非通过内齿以及外齿的挠曲变形，而是通过外齿主体及内齿主体中的一方沿周方向伸长弹性变形，且外齿主体及内齿主体中的另一方沿周方向收缩弹性变形，由此使内齿与外齿的啮合数量增多。

并且，齿编号i以下述方式定义：将在非驱动状态下啮合的上述内齿以及上述外齿、亦即基准啮合齿的齿编号设定为1，对于远离上述基准啮合齿的上述内齿以及上述外齿，将随着远离上述基准啮合齿而依次加1后的值定义为齿编号i，将上述齿编号i的上述内齿以及上述外齿中的一方的在伸长方向的移动量设定为δ_1，i，将上述齿编号i的上述内齿以及上述外齿中的另一方的在收缩方向的移动量设定为δ_2，i，将上述齿编号i的上述内齿的齿面与上述外齿的齿顶之间的间隙设定为δ_i，在该情况下，上述内齿轮以及上述外齿轮的模数设定成满足式（1）的关系的模数，

|δ_1，i+δ_2，i|＝δ_i          ···(1)

并且，也可以是：将上述齿编号i的上述内齿以及上述外齿中的一方的在伸长方向的移动量δ_1，i定义为式（2），将上述齿编号i的上述内齿以及上述外齿中的另一方的在收缩方向的移动量δ_2，i定义为式（3），将上述齿编号i的上述内齿的齿面与上述外齿的齿顶之间的间隙δ_i定义为式（4）。

${\mathrm{\δ}}_{1,i}=\frac{P_{1,i}}{E\·S_{1,i}}[T-\underset{n=1}{\overset{i}{\mathrm{\Σ}}}(F_{1,i}\·{\cos \mathrm{\α}}_{x1})]+{\mathrm{\Δt}}_{1,i}...\left(2\right)$

δ_1,i：从基准啮合齿起第i个齿的朝伸长方向的移动量

P_1，i：从基准啮合齿起第i个齿的节距

S_1，i：从基准啮合齿起第i个齿的有效截面积

F_1，i：从基准啮合齿起第i个外齿以及内齿中的一方从另一方承受的力

E：外齿轮以及内齿轮中的一方的纵向弹性系数

T：在外齿轮与内齿轮之间传递的力

Δt_1，i：从基准啮合齿起第i个外齿以及内齿中的一方的在周方向的挠曲量

α_x1：从基圆到齿顶之间的任意圆的压力角

其中，下标“1”表示外齿轮以及内齿轮中的一方

${\mathrm{\δ}}_{2,i}=\frac{P_{2,i}}{E\·S_{2,i}}[T-\underset{n=1}{\overset{i}{\mathrm{\Σ}}}(F_{2,i}\·{\cos \mathrm{\α}}_{2,i})]-{\mathrm{\Δt}}_{2,i}...\left(3\right)$

δ_2，i：从基准啮合齿起第i个齿的朝收缩方向的移动量

P_2，i：从基准啮合齿起第i个齿的节距

S_2，i：从基准啮合齿起第i个齿的有效截面积

F_2，i：从基准啮合齿起第i个齿从外齿承受的力

E：外齿轮以及内齿轮中的另一方的纵向弹性系数

T：在外齿轮与内齿轮之间传递的力

Δt_2，i：从基准啮合齿起第i个外齿以及内齿中的另一方的在周方向的挠曲量

α_x1、α_x2：从基圆到齿顶之间的任意圆的压力角

其中，下标“2”表示外齿轮以及内齿轮中的另一方

${\mathrm{\δ}}_i=\sqrt{{(X_{2,i}-X_{1,i})}^2+{(Y_{2,i}-Y_{1,i})}^2}...\left(4\right)$

$=f(m,\mathrm{\α},z_1,z_2,x_1,x_2,a)$

δ_i：从基准啮合齿起第i个外齿的齿顶与内齿的齿面之间的间隙

f（m,α,z₁,z₂,x₁,x₂,a）：以m,α,z₁,z₂,x₁,x₂,a为变量的函数

m：模数

z₁、z₂：齿数

α：基准压力角

x₁、x₂：变位系数

a：中心间距离

X_2，i、Y_2，i：在以内齿轮的中心O为基准的O‐XY坐标系中，在从基准啮合齿起第i个内齿参与啮合的情况下，第i个内齿的啮合点的X,Y坐标

X_1，i、Y_1，i：在以内齿轮的中心O为基准的O‐XY坐标系中，在从基准齿啮合起第i个外齿参与啮合的情况下，第i个外齿的啮合点的X,Y坐标。

式（2）的第一项表示内齿主体以及外齿主体中的一方的在周方向的伸长弹性变形量，式（3）的第一项表示内齿主体以及外齿主体中的另一方的在周方向的收缩弹性变形量。换句话说，式（1）表示在内齿主体以及外齿主体沿着周方向伸长弹性变形或者收缩弹性变形的情况下，内齿以及外齿中的一方的在伸长方向的移动量和另一方的在收缩方向的移动量的合计值与该外齿齿顶和内齿齿面之间的间隙一致的情况。通过使用该式（1）来进行内齿轮以及外齿轮的设计，能够可靠地发挥上述效果。

并且，上述内齿轮以及上述外齿轮的模数设定成小于等于在上述式（1）中满足i＝2的关系的模数的模数。所谓在式（1）中满足i＝2的关系的状态是指：与基准啮合齿相邻的内齿以及外齿接触的状态。换句话说，啮合数量为至少2个。

并且，为了使外齿主体以及内齿主体在周方向弹性变形，并且使啮合数量增多，优选尽可能减小内齿轮以及外齿轮的模数。通过减小模数，内齿以及外齿的齿高变低，因此内齿以及外齿的挠曲变小。由此，能够防止内齿以及外齿的末端角部与对象齿面接触。换句话说，能够防止因末端角部的接触而导致面压力增高。因而，由于在外齿以及内齿产生的面压力变小，因此能够增大外齿以及内齿所承受的载荷。结果，内齿轮以及外齿轮整体能够传递更高的扭矩。

然而，当将在非驱动状态下啮合的内齿以及外齿设定为基准啮合齿的情况下，越是沿周方向远离基准啮合齿，则在内齿主体以及外齿主体产生的载荷越小。换句话说，在内齿主体以及外齿主体中，越是沿周方向靠近基准啮合齿的位置，越是大幅地伸长弹性变形或者收缩弹性变形。进而，根据本发明，由于模数减小，换而言之，外齿的数量以及内齿的数量增多。换句话说，相邻的外齿的间距以及相邻的内齿的间距变窄。如此一来，形成为在周方向距离基准啮合齿较近的位置存在多个内齿以及外齿的状态。因而，由于在内齿主体以及外齿主体的伸长弹性变形量或者收缩弹性变形量大的位置存在多个内齿以及外齿，因此多个内齿以及外齿能够参与啮合。如此，通过减小模数，结果可以形成多个内齿以及外齿能够参与啮合的状态。

此外，如果减小模数，则内齿以及外齿的渐开线齿面形成直线状。结果，内齿与外齿的接触面积增大，由此，在内齿以及外齿产生的面压力变小。因而，内齿轮以及外齿轮整体能够传递更高的扭矩。此外，通过减小模数，邻接的内齿与外齿的齿面之间的间隙变小。由此，多个内齿以及外齿能够参与啮合的可能性也会增高。

此外，由于各个齿所承受的面压力变小，因此，有时能够取消像以往那样理所当然地实施的热处理。一直以来，为了提高耐压能力而实施热处理，但在本发明中，伴随着面压力降低，存在即便不实施热处理在各个齿产生的面压力也处于耐压范围内的情况。结果，不需要进行热处理，由此能够实现低成本化。进而，通过将模数设定为小于等于满足i＝2的关系的模数，能够可靠地使啮合数量在两个以上。由此，能够可靠地发挥上述效果。

（第一旋转驱动装置）

旋转驱动装置具备：马达，该马达具备圆筒形状的转子以及以与上述转子对置的方式配置在上述转子的径向外侧的圆筒形状的定子；上述摆动内接式行星齿轮装置；以及轴，该轴将上述转子的旋转传递至上述摆动内接式行星齿轮装置的上述偏心体。上述偏心体具备：第一偏心体，该第一偏心体以相对于上述输入输出轴线偏心的第一偏心轴线为中心；以及第二偏心体，该第二偏心体以相对于上述输入输出轴线向与上述第一偏心轴线不同的方向偏心的第二偏心轴线为中心。上述外齿轮具备：第一外齿轮，该第一外齿轮被支承为能够相对于上述第一偏心体相对旋转；以及第二外齿轮，该第二外齿轮被支承为能够相对于上述第二偏心体相对旋转。上述轴具备：转子嵌合部，将相对于该转子嵌合部分体形成的上述转子嵌合在该转子嵌合部的外周面；第一偏心体部，该第一偏心体部一体地形成有上述第一偏心体；以及第二偏心体部，该第二偏心体部相对于上述第一偏心体部在轴向位于上述转子嵌合部的相反侧，且一体地形成有上述第二偏心体。上述第二偏心体部的外周面圆形状形成为如下形状：上述第二偏心体部的外周面圆形状的直径小于上述第一偏心体部的外周面圆形状的外径，并且，在从上述轴的轴向观察的情况下，上述第二偏心体部的外周面圆形状位于上述第一偏心体部的外周面圆形状的内侧。

由于在旋转驱动装置中应用了上述摆动内接式行星齿轮装置，因此能够发挥由上述摆动内接式行星齿轮装置带来的效果。此外，由于旋转驱动装置中的摆动内接式行星齿轮装置的偏心体和将转子的旋转驱动力传递至偏心体的轴一体地形成，因此能够实现部件数量的削减以及小型化。然而，在将偏心体一体地形成于转子的轴的情况下，且是在具有多个偏心体（第一偏心体部和第二偏心体部）的情况下，不易将轴承组装于第一、第二偏心体部。

因此，将第二偏心体部形成为：使得第二偏心体部的外径小于第一偏心体部的外径，并且，在从轴的轴向观察的情况下，使第二偏心体部的外周面形状位于第一偏心体部的外周面圆形状的内侧。由此，能够使用于组装在第一偏心体部的外周面的轴承通过第二偏心体部而嵌插于第一偏心体部。

（第二旋转驱动装置）

旋转驱动装置具备：马达，该马达具备圆筒形状的转子以及以与上述转子对置的方式配置在上述转子的径向外侧的圆筒形状的定子；上述摆动内接式行星齿轮装置；以及轴，该轴将上述转子的旋转传递至上述摆动内接式行星齿轮装置的上述偏心体。上述偏心体具备：第一偏心体，该第一偏心体以相对于上述输入输出轴线偏心的第一偏心轴线为中心；以及第二偏心体，该第二偏心体以相对于上述输入输出轴线向与上述第一偏心轴线不同的方向偏心的第二偏心轴线为中心。上述外齿轮具备：第一外齿轮，该第一外齿轮被支承为能够相对于上述第一偏心体相对旋转；以及第二外齿轮，该第二外齿轮被支承为能够相对于上述第二偏心体相对旋转。上述轴具备：转子嵌合部，将相对于该转子嵌合部分体形成的上述转子嵌合在该转子嵌合部的外周面；第一偏心体部，该第一偏心体部一体地形成有上述第一偏心体；第二偏心体部，该第二偏心体部相对于上述第一偏心体部在轴向位于上述转子嵌合部的相反侧，且一体地形成有上述第二偏心体；以及槽部，该槽部在轴向形成于上述转子嵌合部与上述第一偏心体部之间，上述槽部的直径小于上述转子嵌合部的外径以及上述第一偏心体部的外径，并且，上述槽部具有比将上述第一外齿轮支承于上述第一偏心体部的第一轴承的轴向宽度大的轴向宽度。

并且，作为与上述内容不同的机构，在配置马达的转子的部位使转子与转子嵌合部相独立，从而能够从马达侧插入组装在位于马达侧的第一偏心体部的外周面的轴承。通过在第一偏心体部与转子嵌合部之间形成具有适当的外径以及轴向宽度的槽部，能够从马达侧插入轴承而将该轴承组装于第一偏心体部的外周面。

附图说明

图1是第一实施方式：摆动内接式行星齿轮装置的轴向剖视图。

图2是沿着图1的A－A线的剖视图。

图3示出内齿的一部分和第一、第二外齿的位置，且示出处于非驱动状态的两个齿的啮合状态。

图4是示出内齿以及第一、第二外齿的诸元的图。

图5是将内齿以及第一、第二外齿展开后的状态的局部图。

图6是示出相对于距离基准啮合齿的相位的各个齿所承受的载荷的特性的图。

图7示出FEM解析结果、示出相对于第一、第二外齿的齿数与内齿的齿数的比值的啮合齿数。

图8示出FEM解析结果、示出相对于内齿的齿数的啮合齿数。

图9示出FEM解析结果、示出相对于啮合齿的位置的、内齿与第一、第二外齿之间的周方向间隙。

图10示出FEM解析结果、示出相对于负载扭矩的啮合齿数。

图11示出FEM解析结果、示出相对于负载扭矩的最大面压力。

图12是第二实施方式：旋转驱动装置的轴向剖视图。

图13是沿着图12的B－B线的剖视图。

图14是第三实施方式：旋转驱动装置的轴向剖视图。

图15是示出第四实施方式：电动助力自行车的图。

图16是从与轴正交的方向观察电动助力自行车的前轮的放大图。

图17是设置于电动助力自行车的前轮的轮毂的车辆用驱动装置的轴向剖视图。

图18是沿着图17的C－C线的剖视图。

具体实施方式

<1.第一实施方式>

（1－1.摆动内接式行星齿轮装置的结构）

参照图1以及图2，对本实施方式的摆动内接式行星齿轮装置1的结构进行说明。摆动内接式行星齿轮装置1作为减速器发挥功能，输入轴20和输出轴30设置在同轴上，对输入轴20的旋转进行减速并传递至输出轴30。另外，通过使输入轴20和输出轴30的输入输出关系相反，能够作为增速器发挥功能。

简要地说明摆动内接式行星齿轮装置1：在壳体10的内周面形成内齿轮11，通过输入轴20的旋转，第一、第二外齿轮40、50相对于壳体10摆动旋转，由此，同内齿轮11与第一、第二外齿轮40、50之间的相对旋转差相当的量的旋转被输出至输出轴30。

对该摆动内接式行星齿轮装置1的详细内容进行说明。摆动内接式行星齿轮装置1构成为具备壳体10、输入轴20、输出轴30、第一、第二外齿轮40、50以及多个内销60。

壳体10形成为例如有底圆筒状。壳体10收纳输入轴20的末端侧、输出轴30的基端侧、以及第一、第二外齿轮40、50。在壳体10的底面形成有以输入输出轴线X1为中心的圆形孔，第四轴承74嵌插于该圆形孔。

在壳体10的圆筒状部分的内周面设置有内齿轮11。内齿轮11可以与壳体10一体形成，也可以相对于壳体10独立地形成，并一体地安装于壳体10。该内齿轮11具备环状的内齿主体11a、以及一体地形成在内齿主体11a的内周侧的多个内齿11b。进而，内齿轮11是以输入输出轴线X1为中心的齿轮。换句话说，内齿11b的节圆的中心位置与输入输出轴线X1一致。此外，内齿11b的齿形形成为渐开线齿形。并且，内齿轮11由钢材形成，通常，通过实施热处理而成形。但是，当形成为能够使在内齿轮11的内齿11b产生的面压力足够小的结构的情况下，也可以不实施热处理。

输入轴20由嵌插于壳体10的圆形孔的第四轴承74支承而能够以输入输出轴线X1为中心相对于壳体10相对旋转。进而，输入轴20与马达或者内燃机等旋转驱动源连结，从而对该输入轴20输入旋转驱动力。该输入轴20从底端侧（图1的右侧）开始依次具备基端部21、第一、第二偏心体23、24、末端部22，且一体成形。

基端部21形成为以输入输出轴线X1为中心轴的圆筒状或者圆柱状，被支承为能够相对于壳体10绕输入输出轴线X1旋转。该基端部21与旋转驱动源连结。末端部22设置在输入轴20的末端侧（图1的左侧）、即输出轴30侧。与基端部21相同，该末端部22形成为以输入输出轴线X1为中心轴的圆筒状或者圆柱状。在该末端部22的外周面配置有第三轴承73，后面即将叙述，末端部22对输出轴30进行支承而使得输出轴30能够相对于输入轴20相对旋转。

第一偏心体23形成为空心轴状或者实心轴状，具有以相对于输入输出轴线X1偏心的第一偏心轴线X2为中心的圆形外周面。在本实施方式中设定成：该第一偏心体23的外径比基端部21的外径大。第一偏心体23在轴向位于比形成于壳体10的内齿轮11的轴向中央靠基端侧（图1的右侧）的位置。

第二偏心体24设置在比第一偏心体23靠输入轴20的末端侧（图1的左侧）的位置。该第二偏心体24形成为实心轴状或者空心轴状，具有以相对于输入输出轴线X1偏心的第二偏心轴线X3为中心的圆形外周面。该第二偏心体24的直径与第一偏心体23的直径相同。第二偏心轴线X3相对于输入输出轴线X1朝与第一偏心轴线X2错开180°相位的方向偏移与第一偏心轴线X2相对于输入输出轴线X1的偏心量相同的量。第二偏心体24在轴向位于比形成于壳体10的内齿轮11的轴向中央靠末端侧（图1左侧）的位置。因而，当输入轴20绕输入输出轴线X1旋转时，输入轴20的第一、第二偏心体23、24绕输入输出轴线X1公转。

输出轴30由嵌插于壳体10的轴承（未图示）以及嵌插于输入轴20的末端部22的外周面的第三轴承73支承而能够相对于壳体10以及输入轴20绕输入输出轴线X1旋转。该输出轴30位于比输入轴20靠图1的左侧的位置，且具备凸缘部31和轴部32。凸缘部31形成为在中央具有圆形孔的圆盘状，凸缘部31的内周面经由第三轴承73由输入轴20的末端部22以能够旋转的方式支承。并且，在凸缘部31的一侧的端面，在周方向隔开相等间隔地形成有以输入输出轴线X1为中心的多个圆形凹部31a。换句话说，各个圆形凹部31a的圆形中心位置位于以输入输出轴线X1为中心的同一圆上。另外，在本实施方式中，列举形成有10个圆形凹部31a的凸缘部31为例。输出轴30的轴部32以与凸缘部31同轴的方式一体地形成在凸缘部31的另一侧的端面（图1的左端面）。该轴部32形成为以输入输出轴线X1为中心的圆筒状或者圆柱状。

第一外齿轮40形成为在中央具有圆形孔的圆盘状。第一外齿轮40的内周面经由第一轴承71嵌插于输入轴20的第一偏心体23的外周侧。换句话说，第一外齿轮40被支承为能够相对于第一偏心体23而以第一偏心轴线X2为中心旋转。进而，由于第一偏心体23相对于输入输出轴线X1偏心，因此，第一外齿轮40设置成：在壳体10内绕输入输出轴线X1公转，并且绕第一偏心轴线X2自转。

该第一外齿轮40具备环状的第一外齿主体41以及一体地形成在第一外齿主体41的外周侧的多个第一外齿42。换句话说，第一外齿轮40是以第一偏心轴线X2为中心的齿轮。因而，第一外齿42的节圆的中心位置与第一偏心轴线X2一致。此外，第一外齿42的齿形形成为渐开线齿形。该第一外齿轮40的节圆直径设定为比形成于壳体10的内齿轮11的节圆直径小第一偏心轴线X2相对于输入输出轴线X1的偏心量的量。因而，形成为第一外齿轮40与内齿轮11的一部分以内接的方式啮合的关系。换句话说，第一外齿轮40边与内齿轮11啮合边相对于内齿轮相对地摆动旋转。

并且，第一外齿轮40的轴向宽度为内齿轮11的轴向宽度的一半。进而，第一外齿轮40与内齿轮11的轴向一方侧（图1的右侧）的一半啮合。并且，第一外齿轮40由与内齿轮11的材质相同的材质形成。并且，第一外齿轮40通常与内齿轮11同样实施热处理。但是，对于第一外齿轮40，与内齿轮11同样，当构成为能够使在第一外齿轮40的第一外齿42产生的面压力足够小的情况下，也可以不实施热处理。

此外，在第一外齿主体41的径向中央，在周方向隔开相等间隔地形成有以第一偏心轴线X2为中心的多个圆形贯通孔41a。换句话说，各个圆形贯通孔41a的圆形中心位置位于以第一偏心轴线X2为中心的同一圆上。并且，圆形贯通孔41a的数目与形成在输出轴30的凸缘部31的圆形凹部31a相同。圆形贯通孔41a的内径大于形成于输出轴30的凸缘部31的圆形凹部31a的内径。进而，各个圆形贯通孔41a的位置以及形状形成为：在从输入输出轴线X1的轴向观察的情况下，能够目视确认所有的形成于凸缘部31、且分别与各个圆形贯通孔41a对应的圆形凹部31a。

第二外齿轮50由与第一外齿轮40的材质相同的材质形成，形成为与第一外齿轮40相同的形状，并且实施了相同的热处理。即，第二外齿轮50具备环状的第二外齿主体51以及一体地形成在第二外齿主体51的外周侧的多个第二外齿52。第二外齿主体51的内周面经由第二轴承72嵌插于输入轴20的第二偏心体24的外周侧。换句话说，第二外齿轮50被支承为能够相对于第二偏心体24以第二偏心轴线X3为中心旋转。进而，由于第二偏心体24相对于输入输出轴线X1偏心，因此，第二外齿轮50在壳体10内绕输入输出轴线X1公转，并且绕第二偏心轴线X3自转。换句话说，第二外齿轮50是以第二偏心轴线X3为中心的齿轮。因而，第二外齿52的节圆的中心位置与第二偏心轴线X3一致。

进而，形成为第二外齿轮50与内齿轮11的一部分以内接的方式啮合的关系。换句话说，第二外齿轮50边与内齿轮11啮合边相对于内齿轮相对地摆动旋转。并且，第二外齿轮50的轴向宽度形成为内齿轮11的轴向宽度的一半。进而，第二外齿轮50与内齿轮11的轴向另一方侧（图1的左侧）的一半啮合。

此外，在第二外齿主体51的径向中央，在周方向隔开相等间隔地形成有多个以第二偏心轴线X3为中心的圆形贯通孔51a。换句话说，各个圆形贯通孔51a的圆形中心位置位于以第二偏心轴线X3为中心的同一圆上。并且，圆形贯通孔51a的数目与形成于输出轴30的凸缘部31的圆形凹部31a相同。圆形贯通孔51a的内径大于形成于输出轴30的凸缘部31的圆形凹部31a的外径。进而，各个圆形贯通孔51a的位置以及形状形成为：在从输入输出轴线X1的轴向观察的情况下，能够目视确认所有的形成于凸缘部31、且分别与各个圆形贯通孔51a对应的圆形凹部31a。

该内销60由形成为圆柱状的销主体61以及嵌插于销主体61的外周的圆筒状的滑动轴承62构成。销主体61嵌合于形成在输出轴30的凸缘部31的各个圆形凹部31a，且设置成从凸缘部31的一侧端面（图1的右端面）沿轴向突出。进而，销主体61贯通形成于第一、第二外齿主体41、51的圆形贯通孔41a、51a。并且，滑动轴承62嵌插于销主体61的外周。设置成该滑动轴承62的外径小于圆形贯通孔41a、51a的内径。在此，如图1以及图2所示，滑动轴承62的外周面的局部与圆形贯通孔41a、51a的内周面的局部抵接。伴随输入轴20的旋转，滑动轴承62与圆形贯通孔41a、51a之间的接触部位移动。

（1－2.摆动内接式行星齿轮装置的动作）

对以这种方式构成的摆动内接式行星齿轮装置1的动作进行说明。首先，旋转驱动力从马达或者内燃机等旋转驱动源传递至输入轴20，从而输入轴20绕输入输出轴线X1旋转。伴随该旋转，第一、第二偏心体23、24绕输入输出轴线X1公转。这样，伴随第一偏心体23的公转，第一外齿轮40绕输入输出轴线X1公转。此时，第一外齿轮40与内齿轮11啮合，由此，第一外齿轮40绕第一偏心轴线X2自转与第一外齿42和内齿11b之间的齿数差对应的量。另一方面，伴随第二偏心体24的公转，第二外齿轮50绕输入输出轴线X1公转。此时，第二外齿轮50与内齿轮11啮合，由此，第二外齿轮50绕第二偏心轴线X3自转与第二外齿52和内齿11b之间的齿数差对应的量。

在此，内销60贯通第一、第二外齿主体41、51的圆形贯通孔41a、51a。进而，滑动轴承62与圆形贯通孔41a、51a的内周面滑动接触。因而，当第一、第二外齿轮40、50相对于壳体10相对旋转时，第一、第二外齿轮40、50绕第一、第二偏心轴线X2、X3的自转成分被传递至输出轴30。

（1－3.内齿轮和第一、第二外齿轮的结构的观点）

其次，参照图3对内齿轮11和第一、第二外齿轮40、50的简要结构进行详细说明。如上所述，内齿11b以及第一、第二外齿42、52应用渐开线齿形。在应用渐开线齿形的情况下，啮合数量少，因此，在传递动力时，存在应力集中于啮合的齿的问题。关于这点，本发明人等积极地研究了内齿11b与第一、第二外齿42、52的啮合状态，并且探讨了合适的内齿轮11和第一、第二外齿轮40、50的结构。

重要的问题是：在传递旋转驱动力的状态（相当于本发明的“驱动状态”）下，使内齿轮11和第一、第二外齿轮40、50弹性变形，从而使啮合齿数增加。更详细地说，利用内齿主体11a以及第一、第二外齿主体41、51的朝周方向的伸长弹性变形或者收缩弹性变形来增加啮合齿数。换句话说，当在内齿轮11与第一、第二外齿轮40、50之间传递旋转驱动力时，根据该旋转驱动力使内齿主体11a以及第一、第二外齿主体41、51在周方向弹性变形，由此，能够使理论上没有啮合的齿变为啮合的齿。进而，设定成：在驱动状态下，内齿主体11a以及第一、第二外齿主体41、51双方弹性变形，由此，内齿11b与第一、第二外齿42、52的啮合数量多于没有传递旋转驱动力的状态（相当于本发明的“非驱动状态”）下的内齿11b与第一、第二外齿42、52的啮合数量。

因此，如图3所示，需要将在非驱动状态下没有啮合的内齿11b的齿面与第一、第二外齿42、52的齿面之间的周方向间隙W设定地较小。在内齿11b的齿面与第一、第二外齿42、52的齿面之间的周方向间隙W小于驱动状态下的内齿11b的朝周方向收缩方向的移动量与第一、第二外齿42、52的朝周方向伸长方向的移动量的合计值的情况下，在驱动状态下，该内齿11b与第一、第二外齿42、52接触而变为啮合的齿。

（1－4.内齿轮以及外齿轮的详细设计）

其次，参照图4～图6，对用于设计上述内齿轮11以及第一、第二外齿轮40、50的结构的具体设计技巧概念进行说明。在此，在以下说明中，为了使说明变得容易，对内齿轮11和第一外齿轮40的设计进行说明。另外，第二外齿轮50与第一外齿轮40相同。

首先，参照图4对各个齿的诸元进行说明。各个齿的诸元如下定义。在此，对于第一外齿42，各个标号的下标设为1，对于内齿11b，各个标号的下标设为2。并且，在图4中，将内齿11b的节圆设为C_2a，将基圆设为C_2b，将第一外齿42的节圆设为C_1a，将基圆设为C_1b。

m：模数

z₁、z₂：齿数

α：基准压力角

x₁、x₂：变位系数

r_1a、r_2a：齿顶圆半径

使用上述诸元，以下的齿诸元如式（5）～式（9）所示。

α'：啮合压力角

α_1x、α_2x：从基圆到齿顶之间的任意圆的压力角

a：中心间距离

r₁、r₂：节圆半径

r_1b、r_2b：基圆半径

r_1x、r_2x：从基圆到齿顶之间的任意圆的半径

${\mathrm{inv\&alpha;}}^{\&prime;}=2\&CenterDot;\frac{x_2-x_1}{z_2-z_1}\&CenterDot;\tan \mathrm{\&alpha;}+\mathrm{inv\&alpha;}...\left(5\right)$

其中，

invα＝tanα－α

inv（）：渐开线函数

$a=m\&CenterDot;\frac{z_2-z_1}{2}\&CenterDot;(\frac{\cos \mathrm{\&alpha;}}{{\cos \mathrm{\&alpha;}}^{\&prime;}}+2)...\left(6\right)$

2·r₁＝m·z₁           ···(7)

2·r₂＝m·z₂

2·r_1b＝m·z₁·cosα   ···(8)

2·r_2b＝m·z₂·cosα

${\mathrm{\&alpha;}}_{1x}={\cos }^{-1}\frac{r_{1b}}{r_{1x}}...\left(9\right)$

${\mathrm{\&alpha;}}_{2x}={\cos }^{-1}\frac{r_{2b}}{r_{2x}}$

其次，参照图4以及图5，对计算内齿轮11与第一外齿轮40啮合时邻接的内齿11b与第一外齿42的齿面之间的间隙δ_i的理论进行说明。在此，图5是为了容易进行说明而将内齿11b以及第一外齿42水平展开后的图，并且图示出将各个齿面形成为直线形状而非渐开线形状的情况。并且，利用作为齿编号的下标i来表示内齿11b以及第一外齿42的位置。齿编号i＝1的内齿11b以及第一外齿42是在非驱动状态下接触的内齿11b和第一外齿42，称作基准啮合齿。进而，齿编号i的值是按照从基准啮合齿沿着周方向远离的顺序而依次加1后的值。

首先，根据式（10）计算从基准啮合齿起第i个齿的、位于内齿11b与第一外齿42的啮合线上的各个齿面的压力角（啮合压力角）α_i。

${\mathrm{\&alpha;}}_i={\tan }^{-1}\left\{\frac{\sqrt{{r_{1x}}^2+a^2-2\&CenterDot;r_{1x}\&CenterDot;a\&CenterDot;\cos (\mathrm{\&pi;}-({\mathrm{\&alpha;}}^{\&prime;}-{\mathrm{\&alpha;}}_{1x}))-{r_{2b}}^2+(i-1)\&CenterDot;m\&CenterDot;\mathrm{\&pi;}\&CenterDot;\cos \mathrm{\&alpha;}}}{r_{2b}}\right\}...\left(10\right)$

α_i：位于内齿轮与外齿轮的啮合线上的从基准啮合齿起第i个齿的压力角

其中，以基准啮合齿作为i＝1的齿

其次，计算从第一外齿42的基圆C_1b到第一外齿42的齿顶为止的任意圆上的、第一外齿42可能参与啮合的点的坐标。首先，根据式（11）计算以第一外齿轮40的中心o为基准的o－xy坐标系中的第一外齿42的啮合点的坐标（x_i，y_i）。

$\left(\begin{array}{c}{x}_i\\ y_i\end{array}\right)=\left(\begin{array}{c}-r_{1x}\&CenterDot;\sin ({\mathrm{\&alpha;}}^{\&prime;}-\mathrm{\&alpha;})\\ r_{1x}\&CenterDot;\cos ({\mathrm{\&alpha;}}^{\&prime;}-\mathrm{\&alpha;})\end{array}\right)...\left(11\right)$

x_i、y_i：在以外齿轮的中心o作为基准的o－xy坐标系中，在从基准啮合齿起第i个齿参与啮合的情况下，第i个齿的啮合点的x，y坐标

若将该第一外齿42的啮合点的坐标（x_i，y_i）转换为以内齿轮11的中心O为基准的O－XY坐标系中的坐标（X_i，Y_i），则以式（12）表示。

$\left(\begin{array}{c}{X}_{1,i}\\ Y_{1,i}\end{array}\right)=\left(\begin{array}{c}{x}_i\&CenterDot;\cos \left(\frac{(n-1)\&CenterDot;2\&CenterDot;\mathrm{\&pi;}}{z_1}\right)+y_i\&CenterDot;\sin \left(\frac{(n-1)\&CenterDot;2\&CenterDot;\mathrm{\&pi;}}{z_1}\right)\\ -x_i\&CenterDot;\sin \left(\frac{(n-1)\&CenterDot;2\&CenterDot;\mathrm{\&pi;}}{z_1}\right)+y_i\&CenterDot;\cos \left(\frac{(n-1)\&CenterDot;2\&CenterDot;\mathrm{\&pi;}}{z_1}\right)+a\end{array}\right)...\left(12\right)$

X_1，i、Y_1，i：在以内齿轮的中心O为基准的O‐XY坐标系中，在从基准齿啮合起第i个外齿参与啮合的情况下，第i个外齿的啮合点的X,Y坐标

接着，使用利用式（12）计算出的第一外齿42的啮合点的坐标（x_i，y_i），根据式（13）计算与各个第一外齿42对应的内齿11b的压力角a_{2， i}。此外，根据式（14）计算以内齿11b的中心O为基准的O－XY坐标系中的内齿11b的啮合点的坐标（X_1，i，Y_2，i）。

${\mathrm{\&alpha;}}_{2,i}={\cos }^{-1}\left(\frac{r_{b2}}{\sqrt{{X_{1,i}}^2+{Y_{1,i}}^2}}\right)...\left(13\right)$

α_2，i：与从基准啮合齿起第i个外齿对应的内齿的压力角

$\left(\begin{array}{c}{X}_{2,i}\\ Y_{2,i}\end{array}\right)=\left(\begin{array}{c}\sqrt{{X_{1,i}}^2+{Y_{1,i}}^2}\&CenterDot;\sin ({\mathrm{\&alpha;}}_i+\mathrm{inv}{\mathrm{\&alpha;}}_i-{\mathrm{inv\&alpha;}}_{2,i}-{\mathrm{\&alpha;}}^{\&prime;})\\ \sqrt{{X_{1,i}}^2+{Y_{1,i}}^2}\&CenterDot;\cos ({\mathrm{\&alpha;}}_i+{\mathrm{inv\&alpha;}}_i-{\mathrm{inv\&alpha;}}_{2,i}-{\mathrm{\&alpha;}}^{\&prime;})\end{array}\right)...\left(14\right)$

X_2，i、Y_2，i：在以内齿轮的中心O为基准的O‐XY坐标系中，在从基准啮合齿起第i个内齿参与啮合的情况下，第i个内齿的啮合点的X,Y坐标

进而，根据式（12）和式（14），从基准啮合齿起第i个内齿11b的齿面与第一外齿42的齿顶之间的间隙δ_i如式（15）所示。以此方式计算该间隙δ_i。因而，该间隙δ_i由以模数m、基准压力角α、齿数z₁、z₂、变位系数x₁、x₂、中心间距离a为变量的函数表示。

${\mathrm{\&delta;}}_i=\sqrt{{(X_{2,i}-X_{1,i})}^2+{(Y_{2,i}-Y_{1,i})}^2}...\left(15\right)$

$=f(m,\mathrm{\&alpha;},z_1,z_2,x_1,x_2,a)$

δ_i：从基准啮合齿起第i个外齿的齿顶与内齿的齿面之间的间隙

f（m,α,z₁,z₂,x₁,x₂,a）：以m,α,z₁,z₂,x₁,x₂,a为变量的函数

其次，当在第一外齿轮40与内齿轮11之间传递的力为T［N］时，根据各个齿所承受的力来计算各个齿所移动的量。在此，如图5所示，在作为基准啮合齿的第一外齿42与内齿11b啮合的情况下，第一外齿主体41的基准啮合齿附近的区域因传递力T而朝沿着周方向伸长的方向弹性变形。另一方面，内齿主体11a的基准啮合齿附近的区域因传递力T而朝沿着周方向收缩的方向弹性变形。此外，第一外齿42的基准啮合齿附近的区域因从对应的内齿11b承受的力而挠曲变形。另一方面，内齿11b的基准啮合齿附近的区域因从对应的第一外齿42承受的力而挠曲变形。

换句话说，根据式（16）计算第一外齿42的朝周方向伸长方向的移动量δ_1，i、以及内齿11b的朝周方向收缩方向的移动量δ_2，i。在此，式（16）的第一式中的第一项相当于第一外齿主体41的朝周方向伸长方向的弹性变形量，第二项相当于第一外齿42的挠曲变形量。并且，式（16）的第二式中的第一项相当于内齿主体11a的朝周方向收缩方向的弹性变形量，第二项相当于内齿11b的挠曲变形量。

${\mathrm{\&delta;}}_{1,i}=\frac{P_{1,i}}{E\&CenterDot;S_{1,i}}[T-\underset{n=1}{\overset{i}{\mathrm{\&Sigma;}}}(F_{1,i}\&CenterDot;{\cos \mathrm{\&alpha;}}_{x1})]+{\mathrm{\&Delta;t}}_{1,i}$ ···(16)

${\mathrm{\&delta;}}_{2,i}=\frac{P_{2,i}}{E\&CenterDot;S_{2,i}}[T-\underset{n=1}{\overset{i}{\mathrm{\&Sigma;}}}(F_{2,i}\&CenterDot;{\cos \mathrm{\&alpha;}}_{2,i})]-{\mathrm{\&Delta;t}}_{2,i}$

δ_1，i：从基准啮合齿起第i个外齿的朝伸长方向的移动量

δ_2，i：从基准啮合齿起第i个内齿的朝收缩方向的移动量

P_1，i：从基准啮合齿起第i个外齿的节距

P_2，i：从基准啮合齿起第i个内齿的节距

S_1，i：从基准啮合齿起第i个外齿的有效截面积

S_2，i：从基准啮合齿起第i个内齿的有效截面积

F_1，i：从基准啮合齿起第i个外齿从内齿承受的力

F_2，i：从基准啮合齿起第i个内齿从外齿承受的力

E：外齿轮以及内齿轮的纵向弹性系数

T：在外齿轮与内齿轮之间传递的力

Δt_1，i：从基准啮合齿起第i个外齿的周方向的挠曲量

Δt_2，i：从基准啮合齿起第i个内齿的周方向的挠曲量

在此，如图6所示，相对于距离基准啮合齿的相位的各个齿所承受的载荷的特性具有越远离基准啮合齿则越所承受的载荷越小的关系。并且，根据式（17）计算式（16）中的从基准啮合齿起第i个第一外齿42的有效截面积S_1，i、以及从基准啮合齿起第i个内齿11b的有效截面积S_2，i。

S_1,i＝(r_1i-r_in)·B₁

                                  ···(17)

S_2，i＝(r_out-r_2i)·B₂

r_in：外齿轮的齿轮主体的内径

r_out：内齿轮的齿轮主体的外径

B₁：外齿轮的齿宽

B₂：内齿轮的齿宽

r_1i：外齿的啮合位置的半径

r_2i：内齿的啮合位置的半径

最后，利用式（15）以及式（16）设定满足式（18）的关系的诸元。

|δ_1，i+δ_2，i|＝δ_i               ···(18)

在式（18）中，在i＝1的基准啮合齿处已经接触，因此当然满足式（18）的关系。进而，以至少满足i＝2时的式（18）的关系的方式设定各齿的诸元。具体地说，设定模数m。当在i＝2时满足式（18）的关系的情况下，形成至少与基准啮合齿相邻的齿啮合的状态。

并且，通过形成为比以当i＝2时满足式（18）的关系的方式设定的模数m小的模数m，满足式（18）的关系的i的值增大。换句话说，利用式（18）确定模数m的上限值。进而，在满足其他条件的范围内，通过选择更小的模数m，由此形成多个齿参与啮合的状态。

从式（16）、（18）可知，设定通过第一外齿主体41以及内齿主体11a的基准啮合齿附近的区域分别沿周方向伸长弹性变形或者收缩弹性变形而使第一外齿42与内齿11b的啮合数量增多的诸元。进而，为了以此方式使第一外齿主体41以及内齿主体11a的基准啮合齿附近的区域沿周方向弹性变形、并且使啮合数量增多，如上所述，尽可能减小内齿轮11以及第一外齿轮40的模数m。

（1－5.内齿以及外齿的具体结构）

为了实现上述情况，将内齿11b的数量以及第一、第二外齿42、52的数量均设定在100以上。特别是，齿数越是比100多，则存在越多的上述周方向间隙减小的内齿11b和第一、第二外齿42、52。此外，第一、第二外齿42、52的数量Na与内齿11b的数量Nb之比的值（Na／Nb）设定为在0.9以上且不足1。特别是，该齿数比的值（Na／Nb）越是接近1，则存在越多的上述周方向间隙减小的内齿11b和第一、第二外齿42、52。

（1－6.在内齿以及外齿产生的应力的解析）

以下，说明进行FEM解析而得的结果。针对使第一、第二外齿42、52的数量与内齿11b的数量之比的值（Na／Nb）在0.975～0.995的范围变化，并且使内齿11b的数量在50～200变化的情况，对在付与旋转驱动力的情况下施加于内齿11b和第一、第二外齿42、52的应力进行了FEM解析。

在图7中，横轴表示第一、第二外齿42、52的数量与内齿11b的数量之比的值（Na／Nb），纵轴表示啮合齿数，且示出使内齿11b的齿数在120、200变化的情况。并且，在图8中，横轴表示内齿11b的齿数，纵轴表示啮合齿数，且示出使齿数比的值（Na／Nb）在0.975、0.991、0.995变化的情况。

如图7以及图8所示，在内齿11b的数量相同的情况下，随着齿数比的值（Na／Nb）增大，啮合齿数也增加。特别是，通过将齿数比的值（Na／Nb）设定在0.975以上、并将齿数设定在120以上，能够使啮合齿数达到4个以上。即，能够达到非驱动状态下（理论上）的啮合齿数的2倍以上。并且，内齿11b的齿数越多，啮合齿数越是增加。特别是，通过将内齿11b的齿数以及第一、第二外齿42、52的齿数设定在100以上，能够使啮合齿数达到4个以上。即，能够达到非驱动状态下（理论上）的啮合齿数的2倍以上。

并且，在将非驱动状态下内齿11b与第一、第二外齿42、52的啮合齿设定为基准啮合齿的情况下，进行FEM解析，以便确定在驱动状态下位于哪个位置的内齿11b与第一、第二外齿42、52啮合。具体地说，通过进行解析，能够把握内齿11b与第一、第二外齿42、52之间的周方向间隙。图9中，针对齿数比的值为0.975、外齿117个、内齿120个的情况，齿数比的值为0.991、外齿119个、内齿120个的情况，以及齿数比的值为0.995、外齿199个、内齿200个的情况，示出位于基准啮合齿的附近的内齿11b与第一、第二外齿42、52之间的周方向间隙，其中，在横轴示出以基准啮合齿为中心（0）位于周方向一侧和周方向另一侧的齿，在纵轴示出周方向间隙。另外，在横轴中，将周方向一侧设定为正，将周方向另一侧设定为负。

如图9所示，可知：越是从基准啮合齿分别向周方向一侧以及周方向另一侧远离，则周方向间隙越是增大。此外可知：在远离基准啮合齿的齿中，齿数比的值越大，则周方向间隙越小。并且，在任一种情况的解析结果中，在基准啮合齿的周方向一侧和周方向另一侧，周方向间隙以相同方式变化。因而，通过传递旋转驱动力，相对于基准啮合齿位于周方向一侧的内齿11b和第一、第二外齿42、52之间的啮合数量、与相对于基准啮合齿位于周方向另一侧的内齿11b和第一、第二外齿42、52之间的啮合数量相同。

并且，图10以及图11示出在使负载扭矩变化的情况下，将减速比分别设为39、99、199时的啮合齿数和最大面压力的解析结果。换句话说，可知：通过减小模数而增大减速比，即便是在负载扭矩大的情况下，最大面压力也会降低。

（1－7.效果）

通过减小模数m，内齿11b以及第一外齿42的齿高变低，因此，内齿11b以及第一外齿42的挠曲变小。换句话说，式（16）的第二项的值变小。假如内齿11b以及第一外齿42的挠曲增大，则担心内齿11b以及第一外齿42的齿顶角部与对象齿面接触。因该接触而产生接触的齿面处的面压力增高的问题。但是，通过减小模数m，能够减小内齿11b以及第一外齿42的挠曲，由此能够防止内齿11b以及第一外齿42的齿顶角部与对象齿面接触。换句话说，能够防止因齿顶角部的接触而导致面压力增高。由于在第一外齿42以及内齿11b产生的面压力减小，因此能够增大第一外齿42以及内齿11b所承受的载荷。结果，内齿轮11以及第一外齿轮40整体能够传递更高的扭矩。

然而，如图6所示，越是在周方向远离基准啮合齿，在内齿主体11a以及第一外齿主体41产生的载荷越小。换句话说，在内齿主体11a以及第一外齿主体41中，越是在周方向靠近基准啮合齿，越是大幅地伸长弹性变形或者收缩弹性变形。进而，如上所述，由于减小模数m，换而言之，在直径相同的情况下，第一外齿42的数量以及内齿11b的数量增多。换句话说，相邻的第一外齿42的间距P_1，i以及相邻的内齿11b的间距P_2，i变窄。这样一来，形成为在沿周方向距离基准啮合齿较近的位置存在多个内齿11b以及第一外齿42的状态。因而，由于在内齿主体11a以及第一外齿主体41的位于基准啮合齿附近的区域的伸长弹性变形量或者收缩弹性变形量较大的位置存在多个内齿11b以及第一外齿42，因此，多个内齿11b以及第一外齿42能够参与啮合。如此，通过减小模数m，结果可以形成较多的内齿11b以及第一外齿42能够参与啮合的状态。

此外，如果减小模数m，则内齿11b以及第一外齿42的渐开线齿面形成为直线状。结果，内齿11b与第一外齿42的接触面积增大，由此也会使在内齿11b以及第一外齿42产生的面压力变小。因而，内齿轮11以及第一外齿轮40整体能够传递更高的扭矩。此外，通过减小模数m，邻接的内齿11b与第一外齿42的齿面之间的间隙变小。由此也导致多个内齿11b以及第一外齿42能够参与啮合的可能性提高。

此外，由于各个齿所承受的面压力变小，因而，有时能够取消像以往那样理所当然地实施的热处理。换句话说，伴随着面压力的降低，存在即便不实施热处理、在各个齿产生的面压力也存在于耐压范围内的情况。结果，由于不需要进行热处理，因此能够实现低成本化。

进而，由于能够将渐开线齿形应用于摆动内接式行星齿轮装置1，因此能够实现小型且高减速比的装置。并且，当相对于基准啮合齿在周方向一侧和周方向另一侧这两个方向使相同数量的内齿11b和第一、第二外齿42、52啮合时，能够稳定地进行驱动扭矩的传递。此外，当在驱动状态下内齿11b与第一、第二外齿42、52之间的啮合位置沿周方向移动时，各自的内齿主体11a以及第一、第二外齿主体41、51的基准啮合齿附近的区域的弹性变形量逐渐增大，且在到达峰值之后逐渐减小，向不接触的状态过渡。结果，能够可靠地传递驱动扭矩，不会向各内齿11b以及各外齿42、52施加剧烈的载荷。因而，耐久性也优异。

＜2.第二实施方式＞

其次，参照图12以及图13对使用了摆动内接式行星齿轮装置101的旋转驱动装置100进行说明。

旋转驱动装置100构成为具备马达180和摆动内接式行星齿轮装置101。换句话说，马达180的旋转驱动力传递至摆动内接式行星齿轮装置101而被减速。

马达180具备：圆筒形状的转子181；以及以与转子181对置的方式配置在转子181的径向外侧的圆筒形状的定子182。圆筒形状的转子181构成为具备例如转子轭和磁铁。并且，定子182构成为具备定子铁心和卷绕于该定子铁心的线圈。

摆动内接式行星齿轮装置101的基本结构与在第一实施方式中说明了的摆动内接式行星齿轮装置1基本结构相同。但是，两者的壳体110、输入轴120以及第一外齿轮140不同。其它的结构相同。仅对不同点进行说明。

壳体110构成为在底面的中心形成有圆形孔的有底圆筒状，收纳摆动内接式行星齿轮装置101的其他结构以及马达180。在壳体110的内周面固定有定子182。

输入轴120（相当于本发明的“轴”）借助嵌插于壳体110的圆形孔的第四轴承74而设置成能够以输入输出轴线X1为中心相对于壳体110旋转。进而，输入轴120通过与马达180的转子181嵌合而与转子181一体地固定。换句话说，输入轴120接受转子181的旋转驱动力的输入。该输入轴120从基端侧（图7的右侧）开始依次具备基端部121、转子嵌合部122、槽部123、第一偏心体部124、第二偏心体部125以及末端部126，上述部分形成为一体。

基端部121形成为以输入输出轴线X1为中心轴的圆筒状或者圆柱状。第四轴承74嵌插于基端部121的外周面，输入轴120经由该第四轴承74被支承为能够相对于壳体110绕输入输出轴线X1相对旋转。

转子嵌合部122形成为以输入输出轴线X1为中心轴的圆筒状或者圆柱状。转子嵌合部122的外径比基端部121的外径大。通过将与输入轴120分体形成的转子181压入转子嵌合部122的外周面而使该转子181嵌合于转子嵌合部122的外周面。在此，为了可靠地固定转子181，希望转子181的内周面与转子嵌合部122的外周面之间的接触面积大。换句话说，为了可靠地固定转子181，转子嵌合部122的外径越大越好。但是，由于旋转驱动装置100整体的大小的制约以及转子的181的外径的制约，转子嵌合部122的外径受到制约。因而，希望转子嵌合部122的外径在满足上述制约条件的范围内最大。

第一偏心体部124是一体地形成有第一实施方式的第一偏心体23的部分。但是，第一偏心体部124的外径比上述第一实施方式的第一偏心体23的外径大。进而，第一偏心体部124形成为空心轴状或者实心轴状，且具有以相对于输入输出轴线X1偏心的第一偏心轴线X2为中心的圆形外周面。

第二偏心体部125是一体地形成有第一实施方式的第二偏心体24的部分。第二偏心体部125设置在比第一偏心体部124靠近输入轴220的末端侧的位置。该第二偏心体部125形成为空心轴状或者实心轴状，具有以相对于输入输出轴线X1偏心的第二偏心轴线X3为中心的圆形外周面。第二偏心轴线X3相对于输入输出轴线X1朝与第一偏心轴线X2错开180°香味的方向偏移与第一偏心轴线X2相对于输入输出轴线X1的偏心量相同的量。该第二偏心体部125的外径比第一偏心体部124的外径小。如图13所示，形成为：在从轴向观察的情况下，第二偏心体部125的外周面圆形状（图13中以虚线表示）位于第一偏心体部124的外周面圆形状的内侧。并且，第二偏心体部125在轴向位于比形成于壳体110的内齿轮11的轴向中央靠近末端侧的位置。因而，当输入轴120绕输入输出轴线X1旋转时，输入轴120的第一、第二偏心体部124、125绕输入输出轴线X1公转。

槽部123形成在转子嵌合部122与第一偏心体部124的轴向之间，且外径小于转子嵌合部122的外径以及第一偏心体部124的外径。末端部126设置在输入轴120的末端侧、即输出轴30侧。与基端部121相同，该末端部126形成为以输入输出轴线X1为中心轴的圆筒状或者圆柱状。在该末端部126的外周面配置有第三轴承73，输入轴120经由第三轴承73对输出轴30进行支承，使得输出轴30能够相对于输入轴120相对旋转。

第一外齿轮140形成为在中央具有圆形孔的圆盘状。第一外齿轮140的内周面经由第一轴承71嵌插于输入轴120的第一偏心体部124的外周侧。该第一外齿轮140的内径大于第一实施方式的第一外齿轮40的内径。并且，第一外齿轮140具备第一外齿主体141及与第一实施方式的第一外齿42相同的第一外齿42。并且，在第一外齿主体141形成有与第一实施方式的多个圆形贯通孔41a相同的多个圆形贯通孔141a。

在此，如上所述，形成为：第二偏心体部125的外周面圆形状位于第一偏心体部124的外周面圆形状的内侧。进而，在上述内容中，第一偏心体部124的第一偏心轴线X2和第二偏心体部125的第二偏心轴线X3以输入输出轴线X1为中心错开180°相位。在该情况下，式（19）是用于满足第二偏心体部125的外周面圆形状位于第一偏心体部124的外周面圆形状的内侧的条件。

$\frac{D1}{2}-\frac{D2}{2}-(\mathrm{\&epsiv;}1+\mathrm{\&epsiv;}2)>0...\left(19\right)$

D1：第一偏心体部124的外径

D2：第二偏心体部125的外径

ε1：第一偏心体部124的第一偏心轴X2的偏心量

ε2：第二偏心体部125的第二偏心轴X3的偏心量

在此，在上述内容中，第一偏心体部124的第一偏心轴线X2和第二偏心体部125的第二偏心轴线X3以输入输出轴线X1为中心错开180°相位。在将相位偏差设为θ的情况下，式（20）是用于满足第二偏心体部125的外周面圆形状位于第一偏心体部124的外周面圆形状的内侧的条件。

$\frac{D1}{2}-\frac{D2}{2}-(\mathrm{\&epsiv;}1+\mathrm{\&epsiv;}2-2\&CenterDot;\mathrm{\&epsiv;}1\&CenterDot;\mathrm{\&epsiv;}2\&CenterDot;\cos \mathrm{\&theta;})>0...\left(20\right)$

根据本实施方式，由于将上述摆动内接式行星齿轮装置101应用于旋转驱动装置100，因此发挥了由上述摆动内接式行星齿轮装置101带来的效果。此外，旋转驱动装置100中的摆动内接式行星齿轮装置101的第一、第二偏心体部124、125、以及将转子181的旋转驱动力传递至第一、第二偏心体部124、125的轴与输入轴120一体地形成，由此能够实现部件数量的削减以及小型化。然而，在将第一、第二偏心体部124、125一体地形成于输入轴120的情况下，不易将第一轴承71组装于第一偏心体部124。

因此，使第二偏心体部125的外径小于第一偏心体部124的外径，使得在从输入轴120的轴向观察的情况下，第二偏心体部125的外周面形状位于第一偏心体部124的外周面圆形状的内侧。由此，能够使要组装在第一偏心体部124的外周面的第一轴承71通过第二偏心体部125而嵌插于第一偏心体部124。

＜3.第三实施方式＞

其次，参照图14对使用了摆动内接式行星齿轮装置201的旋转驱动装置200进行说明。旋转驱动装置200具备与第二实施方式相同结构的马达180、由与第一实施方式的摆动内接式行星齿轮装置1大致相同的结构构成的摆动内接式行星齿轮装置201，壳体210也具有与第二实施方式的壳体110相同的结构。但是，输入轴220与第二实施方式的输入轴120不同。以下，仅对与第一实施方式以及第二实施方式之间的不同点进行说明。

输入轴220从基端侧（图14的右侧）开始依次具备基端部221、转子嵌合部222、槽部223、第一偏心体部224、第二偏心体部225以及末端部226，上述部分一体地形成。基端部221、转子嵌合部222、第二偏心体部225以及末端部226的结构分别与第二实施方式的输入轴120的基端部121、转子嵌合部122、第二偏心体部125以及末端部126的结构相同。

但是，为了将第一轴承71安装在第一偏心体部224的外周面，需要使第一轴承71能够通过转子嵌合部222的外周面。因此，转子嵌合部222的直径必须小于第一轴承71的内径。因此，希望转子嵌合部222的外径在比第一轴承71的内径小的范围内最大。

第一偏心体部224是一体地形成于第一实施方式的第一偏心体23的部分。换句话说，第一偏心体部224形成为空心轴状或者实心轴状，具有以相对于输入输出轴线X1偏心的第一偏心轴线X2为中心的圆形外周面。在本实施方式中设定成，该第一偏心体部224的直径大于基端部221的外径。该第一偏心体部224的直径与第二偏心体部225的直径相同。第一偏心体部224在轴向位于比形成于壳体210的内齿轮11的轴向中央靠近基端侧的位置。

槽部223在轴向上形成在转子嵌合部222与第一偏心体部224之间，其直径小于转子嵌合部222的外径，且小于第一偏心体部224的外径。此外，槽部223的轴向宽度形成为具有比将第一外齿轮40支承于第一偏心体部224的第一轴承71的轴向宽度大的轴向宽度。

根据本实施方式，在配置马达180的转子181的部位使转子181与转子嵌合部222相独立，从而能够从马达180侧插入组装在位于马达180侧的第一偏心体部224的外周面的第一轴承71。通过在第一偏心体部224与转子嵌合部222之间形成具有适当的外径以及轴向宽度的槽部223，能够从马达180侧插入第一轴承71而将该第一轴承71组装于第一偏心体部224的外周面。特别是，在如上所述第一偏心体部224的外径与第二偏心体部225的外径相同的情况下，从马达180侧插入组装在第一偏心体部224的外周面的第一轴承71是有效的。

＜4.第四实施方式＞

（4－1.电动助力自行车的结构）

参照图15以及图16，对将本发明的车辆用驱动装置应用于电动助力自行车的辅助驱动装置的情况进行说明。如图15所示，电动助力自行车构成为具备车架311、前叉312、手柄313、鞍座314、前轮315、后轮316、主驱动装置317、辅助驱动装置318。

车架311是成为电动助力自行车的基体的部分。前叉312的管柱（转向柱）经由轴承而以能够旋转的方式支承于车架311的头管，前叉312的左右一对叉腿（下端侧的部件）连结于管柱。

前轮315以能够旋转的方式支承于前叉312的叉腿的下端（前端）。后轮316以能够旋转的方式支承于车架311的后端。前轮315以及后轮316构成为具备轮毂315a、辐条315b、轮圈315c、轮胎315d（仅在前轮315的构成部件标注标号）。主驱动装置317是利用人的脚力来驱动后轮316的公知的驱动装置。

辅助驱动装置318构成为具备驱动装置主体320和电源装置330。如图15以及图16所示，驱动装置主体320设置于前轮315的轮毂315a，构成为具备马达340以及应用了摆动内接式行星齿轮装置的减速器360。电源装置330是用于驱动马达340的电源，固定于车架311的座管。电源装置330利用电源电缆（未图示）向马达340供给电力。此外，在马达340作为发电机而发挥功能的情况下，利用再生能量对电源装置330充电。

（4－2.辅助驱动装置的驱动装置主体的详细结构）

其次，参照图17以及图18对辅助驱动装置318的驱动装置主体320的详细结构进行说明。如图17所示，驱动装置主体320构成为具备马达340和减速器360。

马达340构成为具备定子341和转子342。该马达340配置成被收纳在前轮315的筒状的轮毂315a的径向内侧。定子341形成为筒状，且卷绕有线圈。定子341经由后述的固定筒构件453、固定罩454以及第一固定轴451被支承并固定于前叉312的叉腿的下端（前端）。进而，定子341的旋转轴与前轮315的旋转轴同轴地配置。

转子342配置成在定子341的径向内侧隔着规定的间隙与定子341的内周面对置，并且能够与定子341同轴地相对于该定子341相对旋转。换句话说，通过向定子341的线圈供给电力，转子342相对于定子341以输入输出轴线X1为中心相对旋转。

减速器360应用了第一实施方式的摆动内接式行星齿轮装置1。因此，对相同的结构标注相同的标号并省略说明。但是，在应用于电动助力自行车的驱动装置主体320的情况下，由于动作与上述动作不同，因此以下进行详细说明。

减速器360与马达340同轴配置，对马达340的驱动力进行减速并驱动前轮315。输入轴410与输出外轮420设置在同轴上，由此，减速器360作为对输入轴410的旋转进行减速并将其传递至输出外轮420的减速器发挥功能。进而，输出外轮420固定于前轮315的轮毂315a，由此，输出外轮420的驱动力传递至前轮315的轮毂315a。另外，在对电动助力自行车施加制动的情况下，停止从电源装置330朝马达340供给电力，并且，减速器360作为对固定于前轮315的输出外轮420的旋转进行增速并将其传递至输入轴410的增速器发挥功能，马达340作为发电机发挥功能。

减速器360的概要如下：在输出外轮420的内周面形成与第一实施方式相同的内齿轮11，利用输入轴410的旋转使与第一实施方式相同的第一、第二外齿轮40、50相对于固定构件450摆动旋转。由此，同内齿轮11与第一、第二外齿轮40、50之间的相对旋转差相当的量的旋转被输出至输出外轮420。换句话说，在第四实施方式中，将第一实施方式的壳体10以及输出轴30分别作为输出外轮420以及固定构件450。

其次，对减速器360的详细结构进行说明。减速器360具备输入轴410、输出外轮420、固定构件450、第一外齿轮40、第二外齿轮50、具有与第一实施方式相同结构的多个内销60。

输入轴410从基端侧（图17的左侧）开始依次具备基端部411、第一偏心体412、第二偏心体413，且上述各部分一体地形成。基端部411形成为以输入输出轴线X1为中心轴的圆筒状或者圆柱状，嵌入于转子342的中心孔，且被支承为能够相对于固定罩454绕输入输出轴线X1相对旋转。第一偏心体412以及第二偏心体413的结构与第一实施方式的第一偏心体23以及第二偏心体24的结构相同。

输出外轮420具备与第一实施方式的壳体10大致相同的结构，在输出外轮420的内周面形成有第一实施方式的内齿轮11。

固定构件450固定于前叉312的叉腿的下端（前端）。固定构件450构成为具备第一固定轴451、第二固定轴452、固定筒构件453、固定罩454。

第一固定轴451形成为大致圆柱状，插入并固定于前叉312的一侧的叉腿。该第一固定轴451与输入输出轴线X1同轴设置。第二固定轴452具备轴部452a、以及以与轴部452a成一体的方式设置于该轴部452a的端部的圆盘部452b。第二固定轴452的轴部452a插入并固定于前叉312的另一侧的叉腿，且与第一固定轴451同轴设置。该轴部452a经由轴承对输出外轮420进行支承，使得输出外轮420能够相对于该轴部452a相对旋转。并且，圆盘部452b位于轴部452a中的靠第一固定轴451侧的端部。此外，在圆盘部452b，在周方向隔开相等间隔形成有以输入输出轴线X1为中心的多个圆形凹部452c。换句话说，各个圆形凹部452c的圆形中心位置位于以输入输出轴线X1为中心的同一圆上。另外，在本实施方式中，列举了形成有10个圆形凹部452c的例子。

固定罩454形成为圆盘状，且形成有以输入输出轴线X1为中心的圆形孔。在该固定罩454的圆形孔嵌插有第一固定轴451，固定罩454固定于第一固定轴451。固定罩454的外周面经由轴承对前轮315的轮毂315a进行支承，使得轮毂315a能够旋转。此外，固定罩454的内周面经由轴承对输入轴410的基端部411的一端侧（图17的左侧）进行支承，使得输入轴410能够旋转。

固定筒构件453形成为有底筒状，构成为具备筒部453a、以及以与筒部453a成一体的方式设置于该筒部453a的一端（图17的右端）的圆盘部453b。固定筒构件453的筒部453a的一端（图17的左端）固定于固定罩454的外周缘。换句话说，固定筒构件453经由固定罩454以及第一固定轴451固定于前叉312。在该固定筒构件453的筒部453a的内周面固定有上述定子341。

在固定筒构件453的圆盘部453b形成有以输入输出轴线X1为中心的圆形孔。此外，在固定筒构件453的圆盘部453b，在周方向隔开相等间隔地形成有以输入输出轴线X1为中心的多个圆形凹部453c。换句话说，各个圆形凹部453c的圆形中心位置位于以输入输出轴线X1为中心的同一圆上。进而，形成于固定筒构件453的圆盘部453b的各个圆形凹部453c与形成于第二固定轴452的圆盘部452b的各个圆形凹部452c同轴，并且形成为相同的形状。此外，固定筒构件453的圆形孔的内周面经由轴承对输入轴410的基端部411的另一端侧（图17的右侧）进行支承，使得输入轴410能够旋转。并且，马达340在轴向配置于固定筒构件453的圆盘部453b与固定罩454之间。此外，第一、第二外齿轮40、50在轴向配置于第二固定轴452的圆盘部452b与固定筒构件453的圆盘部453b之间。

各个内销60嵌合于第二固定轴452的圆盘部452b的圆形凹部452c以及固定筒构件453的圆盘部453b的圆形凹部453c，并且贯通形成于第一、第二外齿主体41、51的圆形贯通孔41a、51a。

（4－3.辅助驱动装置的驱动装置主体的动作）

对以上述方式构成的辅助驱动装置318的驱动装置主体320的动作进行说明。首先，通过驱动马达340的转子342，转子342的驱动力传递至输入轴410，输入轴410绕输入输出轴线X1旋转。伴随该旋转，第一、第二偏心体412、413绕输入输出轴线X1公转。如此一来，第一外齿轮40伴随第一偏心体412的公转而绕输入输出轴线X1公转。同样，第二外齿轮50伴随第二偏心体413的公转而绕输入输出轴线X1公转。

在此，在第一、第二外齿主体41、51的圆形贯通孔41a、51a贯通有内销60。该内销60经由固定构件450固定于前叉312。因而，第一、第二外齿轮40、50相对于前叉312的自转被限制。换句话说，通过输入轴410绕输入输出轴线X1旋转，第一、第二外齿轮40、50绕输入输出轴线X1公转，但并不会同时绕第二偏心轴线X2、X3自转。但是，在从输入轴410观察的情况下，第一、第二外齿轮40、50相对地公转以及自转。

如此，第一、第二外齿轮40、50的自转被限制，并且进行公转，由此，第一、第二外齿轮40、50的与输出外轮420的内齿轮11啮合的相位逐渐移动。结果，输出外轮420绕输入输出轴线X1旋转同第一、第二外齿轮40、50和内齿轮11的齿数差对应的量。换句话说，当输入轴410旋转一周时，输出外轮420旋转对内齿轮11的各个齿间相位乘以第一、第二外齿轮40、50与内齿轮11之间的齿数差而得的角度。因而，内齿轮11的各个齿间相位越小，并且第一、第二外齿轮40、50与内齿轮11之间的齿数差越少，则减速比越高。

进而，输出外轮420固定于前轮315的轮毂315a。因而，输出外轮420将减速后的马达340的驱动力传递至轮毂315a，对前轮315进行辅助驱动。另一方面，例如，在通过对电动助力自行车施加制动而使其减速时，前轮315的旋转输入至减速器360的输出外轮420，使输入轴410增速旋转。进而，通过驱动转子342来使马达340发电，由此能够向电源装置330充电。

（其它）

在上述实施方式中，对将车辆用驱动装置应用于电动助力自行车的辅助驱动装置的情况进行了说明。除此之外，作为电动自行车的主驱动装置，也可以应用车辆用驱动装置。除了应用于自行车之外，也能够应用于机动两轮车的驱动装置。并且，也能够应用于电动轮椅的驱动装置。在上述情况中也能够发挥与上述效果相同的效果。

标号说明

1、101、201：摆动内接式行星齿轮装置；11：内齿轮；11a：内齿主体；11b：内齿；20、120、220：输入轴；23：第一偏心体；24：第二偏心体；122、222：转子嵌合部；123、223：槽部；124、224：第一偏心体部；125、225：第二偏心体部；40、140：第一外齿轮；41、141：第一外齿主体；42：第一外齿；50：第二外齿轮；51：第二外齿主体；52：第二外齿；180：马达；181：转子；182：定子；340：马达；341：定子；342：转子；360：减速器；410：输入轴；412：第一偏心体；413：第二偏心体；X1：输入输出轴线；X2：第一偏心轴线；X3：第二偏心轴线。

Claims (5)

1.一种摆动内接式行星齿轮装置，

该摆动内接式行星齿轮装置具备：

偏心体，该偏心体绕输入输出轴线旋转，且以相对于所述输入输出轴线偏心的偏心轴线为中心；

内齿轮，该内齿轮具备环状的内齿主体以及一体地形成在所述内齿主体的内周侧的多个内齿，且以所述输入输出轴线为中心；以及

外齿轮，该外齿轮具备环状的外齿主体以及一体地形成在所述外齿主体的外周侧的多个外齿，该外齿轮被支承为能够相对于所述偏心体相对旋转，且以所述偏心轴线为中心而在驱动状态下边与所述内齿轮啮合边相对于所述内齿轮相对地摆动旋转，

所述摆动内接式行星齿轮装置的特征在于，

所述内齿以及所述外齿的齿形形成为渐开线齿形，

在驱动状态下，所述内齿主体以及所述外齿主体的一方沿周方向伸长弹性变形、且另一方收缩弹性变形，由此，所述内齿和所述外齿的啮合数量多于非驱动状态下的所述内齿与所述外齿的啮合数量，

齿编号i以下述方式定义：将在非驱动状态下啮合的所述内齿以及所述外齿、亦即基准啮合齿的齿编号设定为1，对于远离所述基准啮合齿的所述内齿以及所述外齿，将随着远离所述基准啮合齿而依次加1后的值定义为齿编号i，

将所述齿编号i的所述内齿以及所述外齿中的一方的在伸长方向的移动量设定为δ_1，i，

将所述齿编号i的所述内齿以及所述外齿中的另一方的在收缩方向的移动量设定为δ_2，i，

将所述齿编号i的所述内齿的齿面与所述外齿的齿顶之间的间隙设定为δ_i，

在该情况下，

所述内齿轮以及所述外齿轮的模数设定成满足式(1)的关系的模数，

|δ_1，i+δ_2，i|＝δ_i...    (1)。

2.根据权利要求1所述的摆动内接式行星齿轮装置，其特征在于，

将所述齿编号i的所述内齿以及所述外齿中的一方的在伸长方向的移动量δ_1，i定义为式(2)，

将所述齿编号i的所述内齿以及所述外齿中的另一方的在收缩方向的移动量δ_2，i定义为式(3)，

将所述齿编号i的所述内齿的齿面与所述外齿的齿顶之间的间隙δ_i定义为式(4)，

${\mathrm{\&delta;}}_{1,i}=\frac{P_{1,i}}{E\&CenterDot;S_{1,i}}[T-\underset{n=1}{\overset{i}{\mathrm{\&Sigma;}}}(F_{1,i}\&CenterDot;\cos {\mathrm{\&alpha;}}_{x1})]+{\mathrm{\&Delta;t}}_{1,i}...\left(2\right)$

δ_1,i：从基准啮合齿起第i个齿的朝伸长方向的移动量

P_1，i：从基准啮合齿起第i个齿的节距

S_1，i：从基准啮合齿起第i个齿的有效截面积

F_1，i：从基准啮合齿起第i个外齿以及内齿中的一方从另一方承受的力

E：外齿轮以及内齿轮中的一方的纵向弹性系数

T：在外齿轮与内齿轮之间传递的力

Δt_1，i：从基准啮合齿起第i个外齿以及内齿中的一方的在周方向的挠曲量

α_x1：从基圆到齿顶之间的任意圆的压力角

其中，下标“1”表示外齿轮以及内齿轮中的一方

${\mathrm{\&delta;}}_{2,i}=\frac{P_{2,i}}{E\&CenterDot;S_{2,i}}[T-\underset{n=1}{\overset{i}{\mathrm{\&Sigma;}}}(F_{2,i}\&CenterDot;\cos {\mathrm{\&alpha;}}_{2,i})]-{\mathrm{\&Delta;t}}_{2,i}...\left(3\right)$

δ_2，i：从基准啮合齿起第i个齿的朝收缩方向的移动量

P_2，i：从基准啮合齿起第i个齿的节距

S_2，i：从基准啮合齿起第i个齿的有效截面积

F_2，i：从基准啮合齿起第i个齿从外齿承受的力

E：外齿轮以及内齿轮中的另一方的纵向弹性系数

T：在外齿轮与内齿轮之间传递的力

Δt_2，i：从基准啮合齿起第i个外齿以及内齿中的另一方的在周方向的挠曲量

α_x1、α_x2：从基圆到齿顶之间的任意圆的压力角

其中，下标“2”表示外齿轮以及内齿轮中的另一方

$\begin{array}{c}{\mathrm{\&delta;}}_i=\sqrt{{(X_{2,i}-X_{1,i})}^2+{(Y_{2,i}-Y_{1,i})}^2}\\ =f(m,\mathrm{\&alpha;},z_1,z_2,x_1,x_2,a)\end{array}.\left(4\right)$

δ_i：从基准啮合齿起第i个外齿的齿顶与内齿的齿面之间的间隙

f(m,α,z₁,z₂,x₁,x₂,a)：以m,α,z₁,z₂,x₁,x₂,a为变量的函数

m：模数

z₁、z₂：齿数

α：基准压力角

x₁、x₂：变位系数

a：中心间距离

X_2，i、Y_2，i：在以内齿轮的中心O为基准的O‐XY坐标系中，在从基准啮合齿起第i个内齿参与啮合的情况下，第i个内齿的啮合点的X,Y坐标

X_1，i、Y_1，i：在以内齿轮的中心O为基准的O‐XY坐标系中，在从基准齿啮合起第i个外齿参与啮合的情况下，第i个外齿的啮合点的X,Y坐标。

3.根据权利要求2所述的摆动内接式行星齿轮装置，其特征在于，

所述内齿轮以及所述外齿轮的模数设定成小于等于在所述式(1)中满足i＝2的关系的模数的模数。

4.一种旋转驱动装置，具备：

马达，该马达具备圆筒形状的转子以及以与所述转子对置的方式配置在所述转子的径向外侧的圆筒形状的定子；

权利要求1～3中任一项所述的摆动内接式行星齿轮装置；以及

轴，该轴将所述转子的旋转传递至所述摆动内接式行星齿轮装置的所述偏心体，

所述偏心体具备：

第一偏心体，该第一偏心体以相对于所述输入输出轴线偏心的第一偏心轴线为中心；以及

第二偏心体，该第二偏心体以相对于所述输入输出轴线向与所述第一偏心轴线不同的方向偏心的第二偏心轴线为中心，

所述外齿轮具备：

第一外齿轮，该第一外齿轮被支承为能够相对于所述第一偏心体相对旋转；以及

第二外齿轮，该第二外齿轮被支承为能够相对于所述第二偏心体相对旋转，

所述旋转驱动装置的特征在于，

所述轴具备：

转子嵌合部，将相对于该转子嵌合部分体形成的所述转子嵌合在该转子嵌合部的外周面；

第一偏心体部，该第一偏心体部一体地形成有所述第一偏心体；以及

第二偏心体部，该第二偏心体部相对于所述第一偏心体部在轴向位于所述转子嵌合部的相反侧，且一体地形成有所述第二偏心体，

所述第二偏心体部的外周面圆形状形成为如下形状：所述第二偏心体部的外周面圆形状的直径小于所述第一偏心体部的外周面圆形状的外径，并且，在从所述轴的轴向观察的情况下，所述第二偏心体部的外周面圆形状位于所述第一偏心体部的外周面圆形状的内侧。

5.一种旋转驱动装置，具备：

马达，该马达具备圆筒形状的转子以及以与所述转子对置的方式配置在所述转子的径向外侧的圆筒形状的定子；

权利要求1～3中任一项所述的摆动内接式行星齿轮装置；以及

轴，该轴将所述转子的旋转传递至所述摆动内接式行星齿轮装置的所述偏心体，

所述偏心体具备：

第一偏心体，该第一偏心体以相对于所述输入输出轴线偏心的第一偏心轴线为中心；以及

第二偏心体，该第二偏心体以相对于所述输入输出轴线向与所述第一偏心轴线不同的方向偏心的第二偏心轴线为中心，

所述外齿轮具备：

第一外齿轮，该第一外齿轮被支承为能够相对于所述第一偏心体相对旋转；以及

第二外齿轮，该第二外齿轮被支承为能够相对于所述第二偏心体相对旋转，

所述旋转驱动装置的特征在于，

所述轴具备：

转子嵌合部，将相对于该转子嵌合部分体形成的所述转子嵌合在该转子嵌合部的外周面；

第一偏心体部，该第一偏心体部一体地形成有所述第一偏心体；

第二偏心体部，该第二偏心体部相对于所述第一偏心体部在轴向位于所述转子嵌合部的相反侧，且一体地形成有所述第二偏心体；以及

槽部，该槽部在轴向形成于所述转子嵌合部与所述第一偏心体部之间，所述槽部的直径小于所述转子嵌合部的外径以及所述第一偏心体部的外径，并且，所述槽部具有比将所述第一外齿轮支承于所述第一偏心体部的第一轴承的轴向宽度大的轴向宽度。