CN1278057C - 驱动装置 - Google Patents

Abstract

单元的中心轴线L上具有第1轴111和第2轴112，在第1轴的外周上嵌合有外齿齿轮115a、115b，并设有内齿齿轮120，第2轴通过仅将外齿齿轮的自转成分取出的机构117与外齿齿轮相连结而构成摆动内啮合行星齿轮结构式减速器单元102，将该减速器单元102与马达单元103相互连结而构成的齿轮传动马达101中，减速器单元与马达单元之间设有通过滚柱的摩擦传递旋转动力的简单行星滚柱机构202，大幅度降低振动和噪音水平。

Description

驱动装置

本发明涉及特别是以摆动内啮合行星齿轮结构作为变速机构的齿轮传动马达等驱动装置。

过去，具有内齿齿轮及与该内齿齿轮内啮合的外齿轮、并且上述内齿齿轮的中心位于外齿齿轮周围的内侧的摆动内啮合齿轮装置(与国际分类F16H1/32相当的齿轮装置)已广为人知。

图22是特开平5-231482号公报记载的、以现有这种摆动内啮合行星齿轮装置作为减速器单元的齿轮传动马达的例子。该齿轮传动马达1是将该减速器单元(摆动内啮合行星齿轮单元)2和马达单元3结合为一体而构成的。

减速器单元2的外壳51由设置在轴线方向中央的中央外壳52、马达单元3侧的接续外壳53以及与马达单元3相反一侧的前部外壳54构成。马达单元3的外壳55由内装有定子等的圆筒外壳56、减速器单元2侧的接续外壳53以及与减速器单元2相反一侧的后罩57构成。此时，上述接续外壳53兼为两个单元2、3的外壳51、55的一部分，通过该接续外壳53将两个单元2、3结合成一体。

减速器单元2在单元的中心轴线L上具有作为输入轴的第1轴11和作为输出轴的第2轴12。第1轴11配设在减速器单元2的轴线方向的一端，第2轴12配设在减速器单元2的轴线方向的另一端。

第1轴11的外周上，以即定的相位差(本例为180度)在轴向上相邻地嵌合有两个偏心体13a、13b，该偏心体13a、13b与第1轴11一体旋转。偏心体13a、13b的中心分别相对于第1轴11的轴心仅偏心即定的偏心量。各偏心体13a、13b的外周上经轴承14a、14b嵌合有外齿齿轮15a、15b。

上述嵌合于各偏心体13a、13b的多列外齿齿轮15a、15b上分别设有多个内销孔16a、16b，这些内销孔16a、16b内松动地嵌合有内销17。

外齿齿轮之所以设为两片(多列)，主要是为了增大传递容量、保证强度和保持转动平衡。

外齿齿轮15a、15b的外周上设有次摆线齿形或圆弧齿形的外齿，该外齿和与第1轴11同心设置的内齿齿轮20内啮合。内齿齿轮20在中央外壳52的内周一体地形成，各内齿由被保持在中央外壳52内周上的外销21形成。

总之，该减速器单元2具有如下特征，具有内齿齿轮20以及与该内齿齿轮20内啮合的外齿齿轮15a、15b，并且，该内齿齿轮20的中心位于外齿齿轮15a、15b外周的内侧(国际分类F16H1/32所规定的特征)。

两片外齿齿轮15a、15b的两侧配设有一对支承载体23、24。两个载体23、24分别受到嵌合于接续外壳53内周及前部外壳54内周的轴承31、32的支承而能够自由旋转，通过贯穿外齿齿轮15a、15b的多个载体销(连接销)25和衬套26而结合成一体。

此外，松动嵌合于上述外齿齿轮15a、15b的内销孔16a、16b内的内销17的两端可滑动旋转地与两侧的载体23、24相结合。因此，仅将外齿齿轮15a、15b的自转成分经内销17向两侧的载体23、24传递。

马达单元3一侧的载体23呈具有中央孔23a的环状，在该中央孔23a处，第1轴11的一端可与马达轴61连结。

另外，相反一侧的载体24在第2轴12的根部一体形成，该载体24上所形成的凹部24a内插入第1轴11的另一端。并且，第1轴11受到嵌合于一方的载体23之中央孔23a内周的轴承33和嵌合于另一方载体24内周的轴承34的支承而能够自由旋转。

马达单元3的马达轴61其后端由嵌合于后罩57上的轴承62、前端由嵌合于接续外壳53的轴承63支承，装配成与减速器单元2的中心轴线L同轴。

比前端侧的轴承63更向外突出的马达轴61的端部插入减速器单元2的内部，在减速器单元2的载体23的中央孔23a内，通过联轴器70与上述第1轴11的一端相连结。

其中，联轴器70的内周与两轴11、61的外周上形成有花键，通过联轴器70两轴11、61实现花键连接。在这里，通过花键，第1轴11与马达轴61在允许相对径向旷动的状况下实现相互间的浮动连结。

下面说明齿转传动马达的作用。

在如上构成的齿轮传动马达1中，当与马达轴61连结的第1轴11旋转一周时，偏心体13a、13b旋转一周。随着该偏心体13a、13b旋转一周，外齿齿轮15a、15b有围绕第1轴11进行摆动旋转的趋势，但由于内齿齿轮20对其自由旋转进行约束，因此，外齿齿轮15a、15b与该内齿齿轮20内啮合的同时几乎只是进行摆动(这种减速结构的特征)。

例如如今设外齿齿轮15a、15b的齿数为N，内齿齿轮20的齿数为N+1，则其齿数差N为1。因此，第1轴11每旋转一周，外齿齿轮15a、15b相对于固定的内齿齿轮20仅移动一个齿的量(进行自转)。这就意味着第1轴11旋转一周被减速为外齿齿轮15a、15b的-1/N的旋转。

该外齿齿轮15a、15b的旋转中摆动成分通过内销孔16a、16b和内销17的间隙被吸收，只有自转成分经该内销17向载体23、24传递，并传递给第2轴12。

其结果，可达到减速比-1/N(负号表示反向旋转)的减速效果。

其次说明其他现有技术的例子。

图23、图24是特开平10-299841公报所记载的现有齿轮传动马达的例子。该齿轮传动马达500中所使用的摆动内啮合行星齿轮的结构为所谓的游动型结构。

该内啮合行星齿轮结构具有：连接在外部马达轴501上的第1轴502，配置在与该第1轴502同心的圆周上的、与该第1轴连动地旋转的多个游动轴503，分别设置在该多个游动轴503上的偏心体504，通过与该偏心体504嵌合而能够相对于上述第1轴502偏心旋转的外齿齿轮505，组装成与上述第1轴502同心的、上述外齿齿轮505在相对于该第1轴502偏心旋转的同时与之内啮合的内齿齿轮506，以及与上述多个游动轴503相连结的第2轴507。在该内啮合行星齿轮结构中，偏心体504配置在一对载体523、324之间，游动轴503受载体523、524的支承而能够旋转。并且，上述第1轴502上设有太阳滚柱511，在上述多个游动轴503上分别设有经花键连结而设置的、各自与该太阳滚柱511外接触的多个游动滚柱512，在该多个游动滚柱512的外侧设有内径较上述太阳滚柱511的直径与游动滚柱512的直径的2倍之和稍小且上述游动滚柱512与之内接触的压接环513。这里的压接环513只是用来在太阳滚柱511与游动滚柱512之间产生压接力，其功能与简单行星的环不同。

作为图22、图23等示出的这类齿轮结构，有如上所述的外齿齿轮相对于内齿齿轮摆动旋转的类型和与之相反的内齿齿轮相对于外齿齿轮摆动旋转的类型。

但是，随着近年来工业的发展，用户需求的多样化，需要结构紧凑、减速比更高(例如1/200以上的减速比)的驱动装置，图28所示为根据这种需求而提出的两级减速型驱动装置。

该驱动装置1001是在驱动装置的减速机构部与驱动部之间再设置减速机构部而能够达到1/1000这样高减速比的装置，具体地说就是，具有产生旋转动力的驱动部(马达)1002、与该驱动部连结以传递旋转动力的第1减速机构部1004、以及与该第1减速机构部连结以传递旋转动力的内啮合行星齿轮结构的第2减速机构部1006。

驱动装置1001的第2减速机构部1006具有与第1减速机构部1004连结的第1轴(输入轴)1011和与该第1轴1011同轴配置的作为输出轴的第2轴1012。在该第1轴1011的外周上，以既定相位差(本例为180度)沿轴向邻接地嵌合有两个偏心体1013a、1013b，它们与第1轴1011一体旋转。偏心体1013a、1013b的中心各自相对于第1轴1011的轴心仅偏心既定的偏心量，在该偏心体1013a、1013b的外周上，分别经轴承1014a、1014b嵌合有外齿齿轮1015a、1015b。

上述各偏心体1013a、1013b上所嵌合的多个外齿齿轮1015a、1015b上分别设有多个内销孔1016a、1016b，在这些内销孔1016a、1016b内松动地嵌合有内销1017。

外齿齿轮之所以设有两片(多列)，主要是为了增大传递容量、保证强度和保持转动平衡。特别是象本例那样在两级减速型中的后级采用该结构的场合下，后级的传递容量(传递转矩)可增大，故做成多列为宜。

外齿齿轮1015a、1015b的外周上设有次摆线齿形或圆弧齿形的外齿，该外齿和与第1轴1011同心设置的内齿齿轮1020内啮合。内齿齿轮1020在外壳1051的内周一体地形成，各内齿以外销1021构成。

总之，该第2减速机构部1006的特征是，具有内齿齿轮1020以及与该内齿齿轮1020内啮合的外齿齿轮1015a、1015b，并且，该内齿齿轮1020的中心位于外齿齿轮1015a、1015b外周的内侧(国际分类F16H1/32所规定的特征)。

外壳1051的详细结构是，由中央外壳1052、驱动部1002一侧的接续外壳1053、以及配置在该接续外壳1053相反一侧的前部外壳1054构成。因此，在该外壳1051的内部收容有第2减速机构部1006。

两片外齿齿轮1015a、1015b的两侧配设有一对载体(支承载体)1023、1024。该载体1023、1024受到嵌合于外壳1051内周的轴承1031、1032的支承而能够自由旋转，通过贯穿外齿齿轮1015a、1015b的多个载体销(连接销)1025和衬套1026而结合成一体。

此外，松动嵌合于上述外齿齿轮1015a、1015b的内销孔1016a、1016b内的内销1017的两端受到该一对载体1023、1024的支承而能够滑动旋转，由此，仅外齿齿轮1015a、1015b的自转成分向载体1023、1024传递。

驱动部1002一侧的载体1023为具有中央孔1023a的环状，第1轴的一端经轴承支承在该中央孔1023a中，另一端靠嵌合于相反一侧载体1024内部的轴承进行支承。即，第1轴1011被可自由旋转地收容在一对载体1023、1024内。

该第2减速机构部中，当第1轴1011旋转一周时，偏心体1013a、1013b一起旋转，随之外齿齿轮1015a、1015b有围绕第1轴1011进行摆动旋转的趋势。但由于内齿齿轮1020的存在，其自由自转受到约束，因此，外齿齿轮1015a、1015b与该内齿齿轮1020内啮合的同时几乎只是进行摆动。

现在，例如设外齿齿轮1015a、1015b的齿数为N，内齿齿轮1020的齿数为N+1，则其齿数差为1，第1轴1011每旋转一周，外齿齿轮1015a、1015b相对于内齿齿轮1020仅移动一个齿的量(进行自转)。其结果，第1轴1011旋转一周被减速为外齿齿轮1015a、1015b旋转-1/N。

该外齿齿轮1015a、1015b的旋转，其摆动成分通过内销孔1016a、1016b和内销1017的间隙被吸收，只有自转成分向载体1023、1024传递，并传递给第2轴1012。

其结果，作为第2减速机构部6，最终可达到减速比-1/N(负号表示反向旋转)的减速效果。

该驱动装置1001的第1减速机构部1004也采用摆动内啮合行星齿轮结构，与第2减速机构部1006的构成大致相同。因此，为了避免重复说明，对于该图中相同的部分或部件其编号的后两位赋予相同的数字，对其构成和工作原理等详细说明予以省略。

该第1减速机构部1004与第2减速机构部1006的不同点主要在外齿齿轮1315为一片(单列)。这是考虑到由于前级比后级的传递容量(传递转矩)小，所以即使采用一片，强度方面也能够满足要求。

此外，第1减速机构部1004中的输出侧载体1324通过花键结构与第2减速机构部1006的第1轴1011连结。并且，第1减速机构部4中的第1轴1311与驱动部1002的驱动轴1061连结。

容纳该第1减速机构部1004的外壳1351由中央外壳1352、驱动部1002一侧的接续外壳1353以及第2减速机构部1006一侧的接续外壳1053构成，因此，接续外壳1053起着将第1减速机构部1004和第2减速机构部1006结合成一体的作用，并且还兼为双方的外壳1051、1351的一部分。

如上构成的驱动装置1001，通过同为摆动内啮合行星齿轮结构的第1和第2减速机构部1004、1006，对驱动部1002的旋转动力进行两级减速而向第2轴1012输出。

但是，这些现有技术的例子存在着共同的问题。即，尽管采用上述外齿齿轮(或内齿齿轮)相对于对象齿轮进行相对摆动旋转这样一种内啮合行星齿轮结构的减速单元具有结构简单紧凑且刚性大从而可获得高减速比的优点，但因属于外齿齿轮(或内齿齿轮)边摆动边与对象齿轮啮合的结构，因此，无论如何总是存在着容易导致噪音大的问题。

特别是，在实际当中，是与其它外部单元结合后使用的，因此，存在着各单元之间彼此发生共振而导致噪音进一步增大的问题。

例如，在如上所述与马达组合而构成齿轮传动马达的场合，随着减速器单元一侧发生振动，与之结合的马达受到振动，与马达自身的振动一起产生复杂的共振。甚至随着该振动返回原减速器单元，产生更为复杂的共振，由于这种原因，齿轮传动马达整体有时会产生罕见的大噪音。

对此，作为上述齿轮传动马达，例如以图22为例，是通过马达轴61和第1轴11经花键型联轴器70呈浮动结合，以阻止马达单元3自身振动与减速器单元2自身振动的相互传递，从而防止二者发生共振的。

但是，仅通过联轴器70进行浮动结合并不具有较大的抑制振动相互传递的作用，因此，不能够获得足够的降噪效果。

另外，采用图23的游动轴型内啮合行星齿轮结构的齿轮传动马达，在实际运行中，也未得到所期望的降噪效果。其理由可如下分析。

即，这种游动型结构，随着外齿齿轮505的摆动运动，各游动轴503产生振动和挠曲，因此，该游动轴503承受来自该外齿齿轮505的负荷而产生振动或变形(挠曲)的可能性总是很大。不仅如此，在这种齿轮传动马达中，其游动轴503上存在有与太阳滚柱511压力接触的游动滚柱512，故游动轴503的振动和变形将直接经游动滚柱512→太阳滚柱511传递，使用摩擦滚柱以阻止振动传递的作用不能够很好发挥。换言之，可认为其原因在于，将适于进行高速低转矩动力传递的滚柱512，直接配置在直接受随着内啮合行星齿轮结构传递负荷而产生的变形的影响的游动轴503上的缘故。

无论如何(原因姑且不论)，总之，作为上述现有技术，即使组装有摩擦滚柱，噪音改善效果未达到可改写齿轮传动马达常识的程度。

而按照图28所示的驱动装置1001，通过同为摆动内啮合行星齿轮结构的第1减速机构部1004和第2减速机构部1006，可达到极高的减速比，这一点充分适应市场的广泛的需求。即，该驱动装置1001的特征是，将驱动部1002的旋转动力在保持其同轴性的状况下向第2减速机构部1006的第2轴1012传递，可获得极高的输出。

尽管如此，由于该驱动装置1001的结构是改将中央外壳1352和接续外壳1353设置于第2减速机构部1006与驱动部1002之间而在此处容纳第1减速机构部1004，因此，装置总体在轴向上大幅度变长，制造成本也相当高。

并且，在图28所示的驱动装置中，由于其第1减速机构部1004和第2减速机构部1006同为包括有齿轮(外齿齿轮、内齿齿轮)的减速结构，故将它们连结起来后，也存在着噪音将大大增大的问题。对其原因可作如下推测，即，具有相互独立的内部空间的各外壳1051、1351是简单进行连结(连通)的，故各外壳内的噪音在双方的内部空间发生共鸣而增大，或者与上述图22、图23的例子同样，具有彼此不同的以上峰值频率的驱动部1002以及两个减速机构部1004、1006相连结，从而产生了复杂的共振现象。

然而，为了以两级减速型获得高减速比，除了以上所示的驱动装置1001之外，还可以考虑将该第1减速机构部做成以直齿轮等组合而成的平行轴齿轮结构。

但是，要以该平行轴齿轮结构获得大减速比，需要加大输入侧齿轮(小齿轮)与输出侧齿轮的中心距，将相啮合的齿轮间的齿数差设计得大一些，可以预想，其中心距的加大，将导致驱动装置整体(除了轴向之外)在径向上也变大。而要实现驱动部(马达)与输出轴的同轴化，仅此处就必须做成两级(而总体为三级)以使偏移的轴心恢复原位，不可避免地要加大轴向长度。

本发明是鉴于上述问题而提出的，其目的在于提供一种具有能够大幅度降低振动和噪音水平的摆动内啮合行星齿轮结构的驱动装置。

本发明的目的还在于，提供一种在极力避免大型化与高成本的情况下能够达到较现有技术更高的减速比并且噪音也大幅度降低的驱动装置。

本发明的驱动装置包括：具有内齿齿轮以及与该内齿齿轮内接触的外齿齿轮并且上述内齿齿轮的中心位于外齿齿轮周围的内侧的摆动内啮合行星齿轮单元，与该摆动内啮合行星齿轮单元相连结而能够输入动力或输出动力的外部单元，其中，通过在上述摆动内啮合行星齿轮单元与外部单元之间设置靠彼此接触的多个摩擦滚柱的摩擦在摆动内啮合行星齿轮单元与外部单元之间传递旋转动力的摩擦传动单元，并且，该摩擦传动单元由具有作为上述摩擦滚柱的太阳滚柱、被保持在行星载体上并与上述太阳滚柱的外周旋转接触的多个行星滚柱、以及该多个行星滚柱与之内接触的环形滚柱的简单行星滚柱机构构成，从而实现上述目的。

该驱动装置中最重要的，一个是在摆动内啮合行星齿轮单元与外部单元之间设有摩擦传动单元，另一个是所述摩擦传动单元采用的是简单行星滚柱机构。

这两个要点由以下的说明和实验结果可知，将它们组合后第一次具有了本发明本来的(超过以往的常识)效果。即，仅具有其中一个则不能获得有益的效果。

以下进行详细说明。

作为该驱动装置，首先，在摆动内啮合行星齿轮单元与外部单元之间设有由简单行星滚柱机构构成的摩擦传动单元，因此，可利用摆动内啮合行星齿轮单元的输入旋转速度的降低，减少摆动内啮合行星齿轮单元发生振动，并且，能够将摩擦传动单元两侧的单元之间传递的振动(特别是旋转方向上的振动和轴向的振动)，通过摩擦传动单元的摩擦滚柱的接触面吸收。

其结果，可避免因振动在摆动内啮合行星齿轮单元与外部单元之间传递而发生复杂的共振现象，能够降低驱动装置总体的噪音水平。

即，通过在摆动内啮合行星齿轮单元与外部单元之间设置一个可称之为阻止振动传递的迂回回路的第3单元(摩擦传动单元)，能够同时有效地抑制自摆动内啮合行星齿轮单元向外部单元传递振动以及自外部单元向摆动内啮合行星齿轮单元传递振动，最终能够减小总体噪音。

其中重要的是，作为摩擦传动单元采用了简单行星滚柱机构。

即，在这里，作为摩擦传动单元所使用的简单行星滚柱机构，特别是通过该简单行星滚柱机构所特有的、利用行星滚柱的自转或公转的动力传递结构，以(多个)滚柱的接触面的摩擦传递旋转动力的，因此，能够以各个接触面以及行星载体支承行星滚柱的部位吸收摩擦传动单元两侧的单元(摆动内啮合行星齿轮单元与外部单元)之间相互传递的振动(特别是旋转方向上的振动和轴向的振动)。

前述图23的游动轴型也使用了摩擦滚柱。但是，游动轴型不具有简单行星滚柱机构，夹在太阳滚柱511与压接环513之间的游动滚柱512，其自身结构就容易拾取游动轴503的振动。因此，随着游动轴503的振动或变形，或者游动滚柱512的位置发生变化，或者游动滚柱512产生振动，导致与太阳滚柱511之间不能进行正确(速度不发生变化)的动力传递，其结果，在摩擦接触面发挥吸收振动的作用之前，游动滚柱512本身的振动已对整体的振动和噪音产生影响。

即，由于这种装置原本并不是立足于避免共振这一思想，因此，来自游动轴503的振动经游动滚柱512→太阳滚柱511传递，不具有可达到通过阻止振动传递避免共振这一本发明目的的结构。

因此，即使装有摩擦滚柱，其噪音改善效果仍未达到可改写齿轮传动马达常识的程度，作出“摩擦滚柱的效果最多也只能这样”的结论，开发也就此中断，未进行更深入的研究。

与此相比，在摩擦传动单元中采用简单行星滚柱机构的本发明，(不是靠游动滚柱自转本身直接传递动力)是通过内周侧的太阳滚柱与外周侧的环形滚柱以及夹在它们之间的行星滚柱三者的相对运动进行动力传递的，因此，不象前述游动滚柱那样直接承受来自摆动内啮合行星齿轮单元的无用的变形或振动。

因此，虽然夹在太阳滚柱与环形滚柱之间，但行星滚柱只是以进行摩擦传动所必需的压力与太阳滚柱和环形滚柱旋转接触，摩擦接触面上的压力变化小，其结果，能够抑制振动经由摩擦传动单元传递。并且，由于如前所述，摩擦接触面能够有效发挥吸收振动的功能，因此，能够阻止单元之间振动的相互传递，具有很大的降噪效果。此外，通过采用简单行星滚柱机构，摩擦传动单元的输入部与输出部也能够同轴配置，因此，例如能够将太阳滚柱与外部单元的连结部、行星滚柱与摆动内啮合行星齿轮单元的连结部配置在同一轴线上。

这种同轴性将特别意味着受前述外齿齿轮负荷影响的轴(与游动轴型不同)在单元的中心部仅有一根，有利于仅增加该部分的刚性即可增加单元整体的刚性。另外，来自外齿齿轮的振动集中于一根高速轴，仅将摩擦传动单元的一端与该高速轴连结即可完成与摩擦传动单元的连结，因此，还有利于阻断振动。

即，不仅结构简单而紧凑，而且可增加刚性，仅此一点不仅能够获得可传递大转矩的优点，而且也有利于降低噪音。

此外，这种同轴性有利于在一条中心轴线上排列外部单元的驱动轴、摆动内啮合行星齿轮单元的输入输出轴的齿轮传动马达上简单地应用本发明。例如，在图22所示现有齿轮传动马达1的马达单元3与摆动内啮合行星齿轮单元2之间增加上述简单行星滚柱机构式摩擦传动单元，即可简单地实现本发明的驱动装置。此时，图22的齿轮传动马达1中，是以联轴器70将马达轴61与摆动内啮合行星齿轮单元2的第1轴11二者连结的，但也可以留用该联轴器70，而将简单行星滚柱机构的载体与摆动内啮合行星齿轮单元连结，或者将太阳滚柱的轴与外部单元的驱动轴连结。

此外，通过采用简单行星滚柱机构，能够在该级获得既定的减速比，加上前级的简单行星滚柱机构与后级的摆动内啮合行星齿轮单元，很容易实现高减速比。简单行星滚柱机构不同于齿轮，很容易实现减速比的微小调整，因此，便于提供备有多级减速比的齿轮传动马达系列，或适应特定用途的特定减速比的齿轮传动马达。

在这里，前级的以摩擦传动进行的转矩传递所能够保证的转矩传递量要小于后级的以齿轮啮合进行的转矩传递，但是，原本前级减速中应当传递的转矩并不太大，而且如后所述，对于简单行星滚柱机构，可通过选择其输入输出部件，调整各摩擦滚柱所需传递的转矩，因此，不是什么大问题。

特别是，作为简单行星滚柱机构，能够以与摆动内啮合行星齿轮单元一侧相分离的行星载体支承行星滚柱，因此，即使该摆动内啮合行星齿轮单元一侧发生振动或变形，其影响几乎不会波及到简单行星滚柱机构的滚柱接触面。因此，能够可靠且稳定地实现转矩传动，更不容易出现问题。

本发明的驱动装置包括外部单元与摆动内啮合结构的高速轴侧和低速轴侧中的某一侧连结的场合和与二者均连结的场合。由于最容易产生振动的是高速轴一侧，因此，在外部单元与高速轴侧连结的场合下采用本发明，可特别发挥其有效性。

此外，作为外部单元，除了马达等驱动源之外，还包括作为驱动对象的机械。单元的连结方式例如有以下情况。

在摆动内啮合行星齿轮单元作为减速器使用的场合，其高速轴一侧连结作为驱动源的马达，低速轴一侧连结驱动对象机械，这是齿轮传动马达的一般使用方式。而将摆动内啮合行星齿轮单元作为增速器使用的场合，其低速轴一侧连结驱动源，高速轴一侧连结驱动对象机械。并且，在可能发生共振的单元之间采用本发明。

即，在相互连结的驱动源与摆动内啮合行星齿轮单元之间有可能发生共振的场合下，将摩擦传动单元设置在驱动源与摆动内啮合行星齿轮单元之间。而在驱动对象机械与摆动内啮合行星齿轮单元之间有可能发生振动的场合下，将摩擦传动单元设置在驱动对象机械与摆动内啮合行星齿轮单元之间。通过这样的连结降低整体的振动和噪音。

此外，摩擦传动单元是通过摩擦滚柱的摩擦进行动力传动的，因此，适当改变相互接触的摩擦滚柱的直径，也能够在该单元内获得期望的减速比。但是，由于是摩擦传动，不能面向大转矩传递，例如，在以摆动内啮合行星齿轮单元进行减速的场合作为前级减速结构使用即很好，这样做可将整体的总减速比设定得较高。

前述简单行星滚柱机构中支承行星滚柱的方式，例如可以考虑有以下两种。

其一，简单行星滚柱机构的载体具有位于多个行星滚柱周围的空间内、可使各行星滚柱的相互位置保持一定的保持架(属保持架型)。

其二，简单行星滚柱机构的载体具有贯穿各行星滚柱的中心、可使该各行星滚柱的相互位置保持一定的销(属销型)。

该保持架型与销型的区别在于，作为销型，可以说在(a)动力传递效率、(b)动力传递的稳定性以及(c)扭转或组装误差的容许度等方面优于保持架型。其理由是，销型的结构为行星滚柱通过轴承嵌合于销的外周，故行星滚柱的旋转性能容易保持得优于保持架型。

另外，从该(a)～(c)的效果可以推断，在“振动的抑制效果”方面，一般来说也能够长期保持较保持架型良好的特性。

但是，对于保持架型，仅从“振动的抑制效果”来说，有可能通过设计与维护获得优于销型的效果。这是由于保持架型的结构如后所述，作为输出动力的保持架，无论与太阳滚柱还是环形滚柱均非压力接触，可以说是以自由状态自行星滚柱仅承受圆周方向上的驱动力，因此，能够抑制

a)销(摆动内啮合行星齿轮单元侧)→行星滚柱→太阳滚柱(马达侧)的振动传递，

b)销(摆动内啮合行星齿轮单元侧)→行星滚柱→环形滚柱(外壳侧)的振动传递的发生，能够更可靠地阻断摆动内啮合行星齿轮单元与外部单元之间的振动的传递。

简单行星滚柱机构各要素之固定·输入·输出的关系可按图16的表进行组合。即：

1)将太阳滚柱作为输入要素的情况下，有将环形滚柱作为固定要素、将行星载体作为输出要素的场合，以及将环形滚柱作为输出要素、将行星载体作为固定要素的场合；

2)将行星载体作为输入要素的情况下，有将环形滚柱作为固定要素、将太阳滚柱作为输出要素的场合，以及将环形滚柱作为输出要素、将太阳滚柱作为固定要素的场合；

3)将环形滚柱作为输入要素的情况下，有将行星载体作为固定要素、将太阳滚柱作为输出要素的场合，以及将行星载体作为输出要素、将太阳滚柱作为固定要素的场合。

而最好是将简单行星滚柱机构的环形滚柱作为固定要素，将支承多个行星滚柱的行星载体和太阳滚柱中的一方作为输入要素而将另一方作为输出要素。

这样，将配置在外周上的环形滚柱作为固定要素的场合下，只要将环形滚柱固定在外壳上即可，因而可使结构简单。

此外，也可以是上述外部单元为将旋转输入给摆动内啮合行星齿轮单元的马达单元，在该马达单元的驱动轴与摆动内啮合行星齿轮单元之间设置上述摩擦传动单元，上述摆动内啮合行星齿轮单元与马达单元二者通过作为各单元的外壳的一部分的接续外壳结合为一体，在该接续外壳内装入上述摩擦传动单元。

外部单元为马达单元的场合下，当将摆动内啮合行星齿轮单元作为减速器使用时，要在高速轴一侧连结马达单元的驱动轴。即，构成一般的齿轮传动马达。在这种齿轮传动马达中，若在摆动内啮合行星齿轮单元的高速轴侧与马达单元的驱动轴之间设置摩擦传动单元，以阻断马达单元与摆动内啮合行星齿轮单元之间的振动传递，则能够避免共振对振动的放大作用。

然而，一般构成齿轮传动马达时，是将摆动内啮合行星齿轮单元的外壳与马达单元的外壳相互结合而构成一体化的齿轮传动马达的。此时，利用作为两个单元之外壳的一部分的接续外壳将两个单元结合成一体，这种做法过去已在进行(参照特开平5-231482号公报)。

若要在接续外壳内装入新添加的摩擦传动单元，则不必对两侧单元的结构作太大的改动即可简单地将摩擦传动单元装入。

并且，只要上述摩擦传动单元与上述摆动内啮合行星齿轮单元以及摩擦传动单元与外部单元的连结部中至少有一方的连结部做成浮动结合结构即可。

按照这种结构，由于摩擦传动单元与摆动内啮合行星齿轮单元或者外部单元之间的轴连结部做成浮动结合的结构，因此，能够防止各单元摆动引起的振动通过连结部施加到摩擦滚柱上，抑制摩擦滚柱之间的接触压力发生变化。因此，能够使得摩擦传动单元中传动的转矩不发生变化地、稳定且可靠地传递转矩。

此时，若将由上述简单行星滚柱机构构成的摩擦传动单元的上述行星载体与上述摆动内啮合行星齿轮单元的连结部、以及上述太阳滚柱与上述外部单元的连结部中至少行星载体与摆动内啮合行星齿轮单元的连结部一方做成上述浮动结合结构则会更好。

即，这种结构中，对于以简单行星滚柱机构的环形滚柱作为固定要素，将行星载体与摆动内啮合行星齿轮单元连结，并且将太阳滚柱与外部单元连结的场合，至少是将行星载体与摆动内啮合行星齿轮单元的连结部做成浮动结合，尽可能使得来自摆动内啮合行星齿轮单元的径向振动不能向简单行星滚柱机构传递。因此，能够进一步阻止振动在摆动内啮合行星齿轮单元与外部单元之间相互传递，避免共振的问题发生。

作为上述浮动结合结构，例如若采用花键结合结构，则可通过作为一般性轴连结结构而使用的花键获得浮动结合状态，故而易于实现。

浮动结合结构的其它例子例如有采用齿轮实现结合的方法。

但是，如前所述，简单行星滚柱机构各要素的固定·输入·输出的关系可以有图16所示的关系，若着眼于其中的特别是将简单行星滚柱机构的环形滚柱作为固定要素、将支承多个行星滚柱的行星载体和太阳滚柱的一方作为输入要素，另一方作为输出要素的结构(相应于图16的A、C)，并且利用设置有安装基准面的结构进行组装，则具有种种优点。

即，如上所述，以配置在外周上的环形滚柱作为固定要素的场合下，能够将最大的环形滚柱固定在外壳上，因此，可使简单行星滚柱机构和外壳的结构均简单，并且可进一步降低噪音。

之所以说以利用设置有安装基准面的结构为宜，其理由如下。

本发明所涉及的驱动装置在设计过程中，作为将环形滚柱固定在外壳上的方法，采用了在外壳上形成内径稍小于环形滚柱外径的筒状收容部，将环形滚柱“压入”该收容部内加以固定的一般性组装方式。但是，由试验结果判明，通过该“压入”将环形滚柱固定的方法存在着不少问题。其理由可如下推断。

(1)从使结构紧凑的观点来说，需要使环形滚柱的壁厚尽可能薄，但在这种情况下，如果采用压入固定环形滚柱的方法，环形滚柱有可能向径向内侧变形。这一向径向内侧的变形将导致行星滚柱与环形滚柱的接触面、行星滚柱与太阳滚柱的接触面二者的接触压力(线压力)发生变化。其结果，与环形滚柱装入外壳之前所预定的接触压力(线压力)值相比，组装后的实际接触压力值将改变，特别是在圆周方向上因部位的不同，或变高或变低，使得行星滚柱不能圆滑地旋转。

(2)通过高刚性的外壳有强大压力从径向外侧向环形滚柱施加的状况下，(经太阳滚柱或行星载体)传递到行星滚柱上的径向振动大部经太阳滚柱或行星载体直接传递到了对方一侧。

即，作为处在压入状态的环形滚柱，几乎不允许本身向径向有微小的挠曲(变形)。因此，(在设计过程中)在将该环形滚柱压入而固定的驱动装置中，行星滚柱经载体承受的径向振动能量的大部“直接”向太阳滚柱传递，反之，行星滚柱经太阳滚柱承受的径向振动能量的大部“直接”向行星载体传递，特别在简单行星滚柱机构上形成了所谓的“径向振动能量传递结构”。

(3)传递到环形滚柱一侧的振动以容易对外壳加振的状态被传递到了外壳一侧。

即，以压入方式进行固定时，传递到环形滚柱一侧的振动对大致呈圆筒状的外壳的圆筒表面向径向(厚度方向)直接加振。因此，外壳容易共振，共振被传递到了外部单元和内啮合行星齿轮单元的外壳上而引发了驱动装置整体的共振。

当不采用压入固定方式，而利用安装基准面进行组装时，可避免因压入而导致的环形滚柱的装配变形而保持接触线压力的均匀性、稳定性，另一方面，还能够允许环形滚柱本身发生某种程度的振动以吸收此处的能量。并且，通过在外壳的厚度方向上形成(径向刚性高)的安装基准面(或者以其为基准的面；后述)可切实地承接该振动，从而能够防止该振动向外壳厚度方向直接传递。

即，将环形滚柱以不承受径向压力的状态，即贴在垂直于轴向的安装基准面上的状态固定在外壳上，故而可使行星滚柱圆滑旋转。此外，使环形滚柱向径向挠曲而使环形滚柱本身具有吸收径向振动的功能，并且尽量减小该环形滚柱的振动向外壳侧传递，由此，可进一步实现低噪音化。

这种固定环形滚柱的方法如前已说明的，非常有利于抑制噪音，但不仅能够降低噪音，而且能够省去压入环形滚柱的作业，提高组装作业的效率。

在这里，环形滚柱还可以是在安装基准面内可自由调节轴心的滚柱。这样，便能够简单地调节环形滚柱的轴心而使其与该摩擦传动单元与之连结的摆动内啮合行星齿轮单元和外部单元的各动力传递轴的轴心一致，因此，可实现组装的快速化、简易化。即，在将环形滚柱压入以进行组装的场合，如果不移动摆动内啮合行星齿轮单元和外部单元一侧，便不能进行轴心(校准)的调节；而象本发明这样，环形滚柱不承受径向压力并具有可径向移动空间的场合，便于进行轴心的调节，故组装效率可大幅度提高。

此外，为使作为本发明一个优点的同轴性充分发挥作用，在上述太阳滚柱上形成有可插入上述外部单元的动力传递轴的太阳滚柱侧轴孔，在上述行星载体上形成有可插入上述摆动内啮合行星齿轮单元的动力传递轴的载体侧轴孔，这样一来，上述摩擦传动单元也可以是上述各动力传递轴可相对旋转的轴连结器结构。

于是，由于简单行星滚柱结构的输入、输出要素的同轴性，非常有利于现在广为熟知的、外部单元的驱动轴和摆动内啮合行星齿轮单元的输入输出轴排列在一条中心轴线上且它们之间以通常的联轴器进行结合的齿轮传动马达，能够简单地采用本发明。

例如，图22所示现有齿轮传动马达1中，其马达单元3的马达轴61与摆动内啮合行星齿轮单元2的第1轴11之间是以一般的联轴器(轴连结器)进行结合的。这种结构的齿轮传动马达并不限于图22所示，具有摆动内啮合行星齿轮单元与外部单元的大部分与现有驱动装置同样的结构。在这种情况下，若采用在载体和太阳滚柱上形成有轴孔而成为“轴连结器结构”的摩擦传动单元，则通过将通常的联轴器更换为该摩擦传动单元，对设计作极少的改动即可简单地实现本发明的驱动装置。而且实现本发明时，由于简单行星滚柱机构在轴向上结构紧凑，故装置总体在轴向上不需加长。

特别是，在摩擦传动单元为“轴连结器结构”的场合，若再采用安装基准面，则能够以与更换一般联轴器大致同等的工作量更换成具有其它减速比的摩擦传动单元，故对于用户对大范围减速比的要求能够以该驱动装置灵活地给予满足。而且，与更换齿轮传动马达整体相比较，由于仅更换摩擦传动单元，所以可降低此时的费用。

此外，对于做成“轴连结器结构”的摩擦传动单元，可将太阳滚柱侧轴孔或载体侧轴孔的至少一方，相对于可插入自身的动力传递轴做成浮动结合结构，这样，便能够实现上述摩擦传动单元与摆动内啮合行星齿轮单元或者外部单元的轴连结部的浮动结合结构。

特别是，该摩擦传动单元的环形滚柱是基于安装基准面固定在外壳上的。因此，不同于图22、图23所示的、通过自身简单地嵌合于轴上(反而受到轴的支持)以保持自身位置的一般联轴器，而能够与动力传递轴无关地维持自身的位置。其结果，能够使各动力传递轴与各轴孔之间的间隙总保持一定，故能够更可靠地阻断振动和噪音。并且，在该摩擦传动单元能够进行轴向调节的场合，其间隙从最初就能够准确设定，故通过与其组合还能够进一步抑制噪音与振动。

将环形滚柱固定在外壳上的具体方法如下所述。在上述环形滚柱上形成向上述旋转轴方向贯通的螺栓孔，利用贯穿该螺栓孔并拧入形成于上述安装基准面上的丝锥孔中的固定用螺栓，可将上述环形滚柱固定在上述安装基准面上，并且，使上述螺栓孔的直径稍大于上述固定用螺栓，在该固定用螺栓在上述螺栓孔内可旷动的范围内，在上述安装基准面内自由调节上述环形滚柱的轴心位置即可。

于是，能够以螺栓这样最普通的方法将环形滚柱可靠地固定，并且不会导致制造成本提高。而且，由于能够以更简单的方法调节环形滚柱的轴心位置，故不仅能够降低成本，而且可简化组装作业。

此外，也可以是在简单行星滚柱机构的载体上设置贯穿形成于各行星滚柱的旋转中心处的中心孔以使所述行星滚柱的相对位置保持一定的销，该销的外周面与该中心孔的内周面之间的间隙内插入可相对两个周面滑动旋转的大致呈圆筒状的内滚柱。

这样一来，内滚柱在销的外周面和行星滚柱的内周面上边滑动边转动，能够吸收销与行星滚柱的旋转速度差。即，销与行星滚柱之间插入的内滚柱是以介于销的旋转(公转)速度与行星滚柱的旋转速度之间的速度旋转的，因此，同销与行星滚柱“直接”接触的场合相比，内滚柱的内外接触面将以慢于销与行星滚柱的实际旋转速度差的速度差滑动。其结果，能够减小摩擦产生的热量和摩擦阻力等，而且，强度方面要优于滚针轴承，故能够提高长期运行和高速旋转时的寿命。

在以上的说明中，从单元间连结的角度针对采用本发明技术的装置进行了公开，但如以下所述，对于与外部单元相分离的驱动装置也能够采用本发明。

即，本发明也可以是，具有：与外部单元相连结的旋转轴，具有内齿齿轮及与该内齿齿轮内接触的外齿齿轮且上述内齿齿轮的中心位于外齿齿轮周围的内侧的摆动内啮合行星齿轮机构，具有作为摩擦滚柱的太阳滚柱、被保持在行星载体上且与上述太阳滚柱的外周旋转接触的多个行星滚柱、以及使该行星滚柱可内接触地进行装配的环形滚柱的简单行星滚柱机构；上述太阳滚柱、行星载体、环形滚柱中的一个被固定，其它两个中的一个与上述摆动内啮合行星齿轮机构连结，剩下的一个与上述旋转轴相连结。

这种场合下也最好是，上述环形滚柱被固定，上述行星载体与上述摆动内啮合行星齿轮机构连结，上述行星滚柱连接在上述旋转轴上，上述行星载体与上述摆动内啮合行星齿轮机构之间的连结部，以及上述太阳滚柱与上述旋转轴的连结部之中，至少行星载体与摆动内啮合行星齿轮机构之间的连结部一方做成浮动结合结构。

此外，作为上述摆动内啮合行星齿轮机构，可以采用具有位于驱动装置的中心轴线上的第1轴及第2轴，上述第1轴的外周上通过偏心体嵌合有可相对于该第1轴摆动旋转的外齿齿轮，设有上述外齿齿轮与上述第1轴同心地内啮合的内齿齿轮，上述第2轴通过仅将上述外齿齿轮的自转成分取出的机构与该外齿齿轮连结而成的摆动内啮合行星齿轮机构。

而着眼于“摩擦卡合单元与浮动结合”之组合的场合下，例如也可以考虑图21所示结构的摩擦传动单元2300。图中，2301是通过浮动结合部F1与马达轴2161连结的输入侧轴，2302是设置在该轴2301上的输入侧滚柱，2303是通过浮动结合部F2与减速器单元2102的第1轴2111结合的输出侧轴，2304是设在该轴2303上的输出侧滚柱。2305是与上述输入侧轴2301和输出侧轴2303平行配置的空转轴，在该轴2305上设有与上述输入侧轴2302接触的第1空转滚柱2306和与上述输出侧轴2304接触的第2空转滚柱2307。

在该摩擦传动单元2300中，马达轴2161的旋转经浮动结合部F1→输入侧轴2301→输入侧滚柱2302→第2空转滚柱2306→空转轴2305→第2空转滚柱2307→输出侧滚柱2304→输出侧轴2303→浮动结合部F2→第1轴2111传递。

这种场合下，由于具有摩擦传动单元2300与浮动结合的组合，看起来好象也具有降噪效果。的确，按照这种构成也能够获得一定的效果。但是，不能够获得本发明那样“激动人心”的降噪效果。摩擦传动单元必须是简单行星滚柱机构。

而作为最合理地实现本发明的一种结构，下面所述的结构是有效的。

这就是，作为一种驱动装置，包括：产生旋转动力的驱动部，连结在该驱动部的输出轴上以传递上述旋转动力的第1减速机构部，具有与该第1减速机构部连结的减速器、以及在该减速器轴向的两个外侧通过轴承被支承在外壳上而能够自由旋转的、取出减速器的旋转动力的一对支承载体这样一种支承载体传动式第2减速机构部，其特征是，上述第1减速机构部的结构为具有与上述驱动部的驱动轴连结的太阳滚柱、与该太阳滚柱的外周旋转接触的行星滚柱、该行星滚柱与之内接触的环形滚柱、以及取出上述行星滚柱的公转成分向上述第2减速机构部的输入轴传递的行星载体的摩擦传动式简单行星滚柱结构，并且，上述环形滚柱的外径尺寸设定为不大于对上述第2减速机构部的上述一对支承载体中支承驱动部的一方进行支承的上述轴承的外径尺寸，该环形滚柱配置在上述外壳内比该轴承更靠驱动部一侧的空间内。

即，如果驱动装置中作为前级减速的第1减速机构部为摩擦传动类型的简单行星滚柱结构，并且，第1减速机构部的环形滚柱的外径设定为不大于第2减速机构部的上述轴承的外径尺寸，则能够极为紧凑地将第1减速机构部与上述第2减速机构部二者连结。

当采用这种结构时，对于外壳内较上述轴承更靠驱动部一侧的空间，经过极简单地更改设计(仅仅将外壳加长一些而已)，便能够扩大到可容纳简单行星滚柱机构的程度，并且，空间的这种扩大几乎不会影响驱动装置总体的大小。

此外，若将环形滚柱的外径设定为不大于上述轴承的外径尺寸，则(拆下该轴承的状态下)自驱动部的相反侧，即能够从以后要装入的第2减速机构部一侧将该环形滚柱装入外壳内。由此而能够大大简化外壳的内部结构，大大简化装置的制造与组装(制造方法后述)。

因此，能够将简单行星滚柱机构的第1减速机构部配置在与第2减速机构部同一外壳内较上述轴承更靠驱动部侧的空间内，以第1减速机构部与第2减速机构部的组合达到能够充分满足市场需求的高减速比，并且能够比现有技术大幅度减小轴向尺寸，还能够降低制造成本。显然，如上构成的驱动装置，其驱动部的动力能够在保持同轴性的状况下输出，也不会导致径向尺寸变大。

并且，本发明本来的效果也能够以此实现。即，由于该第1减速机构部为摩擦传动式，故能够“安静”地运行，加之第1减速机构部与第2减速机构部可容纳在一个外壳内，故可避免现有技术那样因存在两个外壳内部空间而产生共鸣等，而且，驱动部(马达)与第2减速机构部之间的振动传递因摩擦传动式第1减速机构部的存在而被阻断，故减少了各部的共振，运行时的噪音可大幅度降低。其结果，过去认为是困难的高减速比、紧凑性、安静性三者可合理地得到解决。

此外，若如上构成驱动装置，则可大幅度简化制造工序。具体的制造方法是，将驱动部安装在外壳内，在安装有该驱动部的外壳内，自与驱动部相反的一侧装入第1减速机构部，在装入了该第1减速机构部的外壳内装入第2减速机构部即可。

按照这种制造方法，可以以最开始固定在外壳上的驱动部的驱动轴为基准，将(具有同轴性的)第1减速机构部与第2减速机构部依次装入，故作业人员的工作量可大幅度降低。

特别是，第1减速机构部所采用的简单行星滚柱机构与第2减速机构部所采用的摆动内啮合行星齿轮结构均具有很高的单元性(组件性)，将它们分别在其它工序中组装到某种程度后，可作为整体装入外壳内。并且，由于均为同轴传递旋转动力的结构，故定位容易，可快速进行组装。

从谋求组装简易化来说，最好是驱动部的输出轴与第1减速机构部的太阳滚柱之间的连结结构以及该第1减速机构部的行星载体与第2减速机构部的第1轴之问的连结结构均为允许在轴的径向上旷动的花键结合结构。这样一来，在第1减速机构部与第2减速机构部各自的装入阶段，几乎不需要进行微调，可更简便快速地进行组装。

此外，作为该驱动装置中的第2减速机构部，重要的是只要是具有与第1减速机构部连结的减速器、以及在该减速器的轴向两外侧处通过轴承被支承在外壳上而能够自由旋转的取出减速器旋转动力的一对支承载体的支承载体传动式结构即可，当然，如果是支承载体传动型摆动内啮合行星齿轮结构，也可以同样适用。此外，作为这种结构，还可以组合进与前述的“安装基准面”有关的结构。

图1是本发明实施形式的齿轮传动马达的剖视图。

图2是该齿轮传动马达内摩擦传动单元(简单行星滚柱机构)的剖视图。

图3是图2的III-III向视图。

图4是图1的IV-IV向剖视图。

图5是可获得其它减速比的结构的与图4同样的附图。

图6是本发明其它实施形式的齿轮传动马达的剖视图。

图7是该齿轮传动马达内摩擦传动单元(简单行星滚柱机构)的剖视图。

图8是图7的VII-VII向视图。

图9示出作为噪音测试试验样机的齿轮传动马达的类型。

图10是噪音测试试验的试验数据表。

图11是噪音测试试验的试验数据曲线图。

图12是各类型样机的噪音频谱图。

图13是各类型样机的噪音频谱图。

图14是各类型样机的噪音频谱图。

图15是各类型样机的噪音频谱图。

图16示出能够以简单行星滚柱机构进行选择的输入·输出·固定的组合。

图17是该旋转驱动装置组装过程的模式图。

图18是本发明实施形式的齿轮传动马达的剖视图。

图19是该齿轮传动马达内摩擦传动单元(简单行星滚柱机构)的剖视图。

图20是图2的XX-XX向视图。

图21是摩擦传动单元其它例子的立体示意图。

图22是现有齿轮传动马达的剖视图。

图23是现有游动轴型的摆动内啮合行星齿轮结构的剖视图。

图24是图23的XXIV-XXIV向示意剖视图。

图25是噪音测试试验中作为比较例使用的齿轮传动马达的剖视图。

图26是噪音测试试验中作为比较例使用的另一个齿轮传动马达的剖视图。

图27是噪音测试试验中作为比较例使用的又一个齿轮传动马达的剖视图。

图28是现有驱动装置的剖视图。

下面，结合附图对本发明的实施形式进行说明。

图1是作为实施形式的齿轮传动马达的剖视图，图2是其中的摩擦传动单元(摩擦传动机构)的放大剖视图，图3是图2的III-III向视图，图4是图1的IV-IV向剖视图，图5是与图4同样的其他减速比的例子的附图。

在以下的说明中，对于与图17所示现有公知技术的构成相同或类似的部分，其编号的后两位赋予相同的数字，明显重复的说明予以省略。

该齿轮传动马达101中，将内装有摆动内啮合行星齿轮结构的减速器单元(摆动内啮合行星齿轮单元、摆动内啮合行星齿轮机构、第2减速机构部)102和马达单元(外部单元、驱动部)103结合成一体，并且，在减速器单元102与马达单元103之间设有摩擦传动单元(摩擦传动机构、第1减速机构部)104，该摩擦传动单元104由利用彼此相接触的多个滚柱(摩擦滚柱)的摩擦在两个单元102、103之间传递旋转动力的简单行星滚柱机构202构成。

减速器单元102的外壳151由配置在轴线方向中央的中央外壳152、马达单元103一侧的接续外壳153以及与马达单元103相反一侧的前部外壳154构成。马达单元103的外壳155由内装有定子等的圆筒外壳156、减速器单元102一侧的接续外壳153以及与减速器单元102相反一侧的后罩157构成。

此时，接续外壳153兼作减速器单元2与马达单元3的外壳151、155的一部分，经该接续外壳153将减速器单元102和马达单元103结合成一体。并且，在接续外壳153内部组装有作为摩擦传动单元104的简单行星滚柱机构202。

其中，简单行星滚柱机构202相当于前级减速部，作为减速器单元102的摆动内啮合行星齿轮结构相当于后级减速部。

减速器单元102在单元的中心轴线L上具有作为输入轴(高速轴)的第1轴111和作为输出轴(低速轴)的第2轴112。

在第1轴111的外周上，以即定的相位差(本例为180度)在轴向上邻接地嵌合有两个偏心体113a、113b，这些偏心体113a、113b能够与第1轴111一体旋转。如图4所示，偏心体113a、113b的中心01分别相对于第1轴111的轴心02仅偏心即定的偏心量e。各偏心体113a、113b的外周上，经轴承114a、114b嵌合有外齿齿轮115a、115b。

这些嵌合于偏心体113a、113b上的多列外齿齿轮115a、115b上分别设有多个内销孔116a、116b，这些内销孔116a、116b内松动地嵌合有内销117。

外齿齿轮115a、115b的外周上设有次摆线齿形或圆弧齿形的外齿，该外齿同和与第1轴111同心设置的内齿齿轮120内啮合。内齿齿轮120一体地形成于中央外壳152的内周上，各内齿由被保持在中央外壳152内周上的外销121形成。

外齿齿轮115a、115b与内齿齿轮120的齿数差在图4的例子中为“4”，图5的例子中为“1”。

两片外齿齿轮115a、115b的两侧配置有一对支承载体(支承载体)123、124。两个支承载体123、124分别受到嵌合于接续外壳153的内周和前部外壳154内周上的轴承131、132的支承而能够自由旋转，以贯穿外齿齿轮115a、115b的多个载体销(连接销)125和衬套126沿轴向进行定位而结合为一体。

另外，松动地嵌合于上述外齿齿轮115a、115b的内销孔116a、116b中的内销117的两端与两侧的支承载体123、124结合而能够滑动旋转。由此，只有外齿齿轮115a、115b的自转成分可经内销117向两侧的支承载体123、124传递。

马达单元103一侧的支承载体123为具有中央孔123a的环状，第1轴111的端部(后述的花键轴部)111a抵达该中央孔123a处。

此外，相反一侧的支承载体124在第2轴112的根部一体形成，该支承载体124上所形成的凹部124a内插入第1轴111的另一端111b。这样，第1轴111受到嵌合于一方支承载体123的通孔123a内周上的轴承133和嵌合于另一方支承载体124内周上的轴承134的支承而能够自由旋转。

此外，马达单元103的马达轴(驱动轴、旋转轴)161，其后端由嵌合于后罩157上的轴承162支承，前端由嵌合于接续外壳153的轴承163支承，与减速器单元102的中心轴线L同轴配置。

以上与图22的现有齿轮传动马达大致相同。

所不同的是，对马达单元103一侧支承载体123进行支承的轴承131的旁边留有新的空间，在该空间内装有作为上述摩擦传动单元104的简单行星滚柱机构202。

为了装入该简单行星滚柱机构202，接续外壳153在轴向上的尺寸有所加大，所述减速器单元102一侧的内面上形成有较深的凹部251，在该凹部251的马达单元103一侧纵深处装有简单行星滚柱机构202。

简单行星滚柱机构202如图2、图3所示，作为摩擦滚柱，具有：具有花键轴部214的太阳滚柱211，与太阳滚柱211的外周旋转接触的多个(本例为4个)中空圆筒状行星滚柱212，内径D3比太阳滚柱211的直径D1和上述行星滚柱212的直径D2的2倍之和稍小、使上述行星滚柱212与之内接触地装入的环形滚柱213。

此时，环形滚柱213作为简单行星滚柱机构202的固定要素，被贯通螺栓252固定在接续外壳153上。而太阳滚柱211作为输入要素，对行星滚柱212进行支承的行星载体215作为输出要素。

将行星滚柱212的公转取出的行星载体215具有向减速器单元102一侧突出的中空圆筒状输出轴部216和大致成环状的保持架部(保持架)217，在输出轴部216的内周上形成有内花键218。

此外，在行星载体215的保持架217上，沿圆周方向等间隔形成有与输出轴部216相反一侧的端面贯通了的4个圆形凹部219，各凹部219内收容有能够旋转的行星滚柱212。各凹部219的周面在其保持架217外周侧的局部和内周侧的局部贯通，各行星滚柱212的部分周面自外周侧贯通部219a露出而与环形滚柱213的内周面接触。而各行星滚柱212的部分周面自内周侧贯通部219b处露出而与太阳滚柱211的外周面接触。

该保持架217位于多个行星滚柱212周围的空间内，使各行星滚柱212的相互位置保持一定。这样，具有该保持架217的行星载体215便起到对行星滚柱212进行保持使之能够旋转的作用和取出行星滚柱212的公转成分的作用。

此外，环形滚柱213的两个端面上配置有环状侧板221、221，利用这两个侧板221，沿整个周边从外部遮挡住环形滚柱213和行星滚柱212的接触部分。这个被遮挡空间的内周侧被保持架217的外周面封闭起来，该被遮挡空间的内部封入价格高于齿轮用润滑脂的牵引润滑脂。该润滑脂不是用来减小摩擦，而是用来保证摩擦力大小的。

此外，太阳滚柱211的纵深处也设有将容纳太阳滚柱211的空间部分与输出轴部216的内部空间隔开的隔板222。

该简单行星滚柱机构202例如以下述方法进行组装。

首先，在行星载体215的保持架217内装有行星滚柱212的状态下，使行星滚柱212与太阳滚柱211的外周接触。此状态下，加热环形滚柱213使之膨胀，将由行星载体215支承的行星滚柱212放入环形滚柱213的内周。这样，当其冷却后，环形滚柱213和行星滚柱212将以即定的接触压力接触，并构成行星滚柱212与太阳滚柱211处于接触状态的简单行星滚柱机构202。

将该简单行星滚柱机构202，以行星载体215的输出轴部216朝向减速器单元102侧且太阳滚柱211的花键轴部214朝向马达单元103侧的组装完成状态，收容在形成于接续外壳153上的凹部251的纵深部位。这样，通过将贯穿环形滚柱213的贯通螺栓252拧入凹部251的纵深壁上，将其固定在接续外壳153上。对这一点，将在后面详述。

在这种状态下，将简单行星滚柱机构202的行星载体215的输出轴部216插入减速器单元102的马达单元103一侧的支承载体123的中央孔123a内。

此外，对减速器单元102一侧的支承载体123进行支承的轴承131嵌合于上述凹部251的入口一侧，该轴承131靠夹在与简单行星滚柱机构202之间的衬套253进行轴向定位。

如上所述，简单行星滚柱机构202配置在减速器单元102与马达单元103之间，简单行星滚柱机构202的太阳滚柱211与马达单元103的马达轴161通过联轴器170相接合。而简单行星滚柱机构202的行星载体215的输出轴部216与减速器单元102的第1轴111之间是通过该第1轴111的端部(花键轴部)111a插入输出轴部216内周而结合的。

在这里，通过带内花键170a的联轴器170，使马达轴161端部的花键轴部161a与太阳滚柱211的花键轴部214二者以允许相对径向旷动的状态下彼此浮动结合。而将第1轴111端部的花键轴部111a插入带内花键218的输出轴部216中，使得行星载体215的输出轴部216与第1轴111以允许相对径向旷动的状态下实现彼此间的浮动结合。

通过设置在简单行星滚柱机构202的行星载体215内部的隔板222，以与太阳滚柱211端面接触的部分将输出轴部216的内部空间封闭。因此，能够以与减速器单元102一侧的润滑油相隔离的形式，将对摩擦传动有效的润滑脂预先填充于简单行星滚柱机构202一侧。

下面说明齿轮传动马达的作用。

当马达轴161旋转时，其旋转传递给简单行星滚柱机构202的太阳滚柱211，行星滚柱212将旋转。其中，由于行星滚柱212与被固定的环形滚柱213相接触，故而沿环形滚柱213内周进行自转和公转，其公转运动成分通过行星载体215向减速器单元102的第1轴111输入。

此后，与现有技术同样，外齿齿轮115a、115b与内齿齿轮120内接触的同时摆动，从而外齿齿轮115a、115b的摆动运动的自转成分通过支承载体123、124自第2轴112取出。

在上述动力传递过程中，减速器单元102和马达单元103各自发生固有的振动，但由于作为简单行星滚柱机构202与两端的单元102、103之间的轴连结部，在行星载体215与第1轴111的连结部以及太阳滚柱211与马达轴161的连结部上设有允许第1轴以及马达轴161径向旷动的花键机构(浮动结合结构)，因此，在两端的减速器单元102与马达单元103之间传递的振动(特别是径向振动)首先在此处被吸收。

除此之外，两个单元102、103之间配置有简单行星滚柱机构202作为摩擦传动单元104，因此，两侧的减速器单元102与马达单元103之间传递的振动(特别是旋转方向的振动和轴向的振动)，被简单行星滚柱机构202的太阳滚柱211与行星滚柱212的接触面以及行星滚柱212与环形滚柱213的接触面，还有行星滚柱212与行星载体215的接触面所吸收，可切实阻断振动在两侧单元102、103之间传递。

因此，能够避免因振动在减速器单元102与马达单元103之间传递而发生复杂的共振现象，能够降低齿轮传动马达101整体的振动与噪音水平。

也就是说，由于在减速器单元102与马达单元103之间设置了作为第3单元的简单行星滚柱机构202(104)，因而，能够有效地抑制振动从减速器单元102向马达单元103传递以及振动从马达单元103向减速器单元102传递，其结果，能够降低齿轮传动马达101整体的振动和噪音。

此外，由于降低了振动，马达单元103的各构成部件以及减速器单元102的外齿齿轮115a、115b和偏心体113a、113b以及内齿齿轮120等各构成部件的使用寿命也得到提高。

此外，简单行星滚柱机构202(104)及其两侧的减速器单元102和马达单元103的轴连结部如上所述，设计成允许在轴的径向上旷动的浮动结合结构，因此，能够防止两侧的单元102、103对行星滚柱212和太阳滚柱211施加径向外力(也包括振动)。

因此，能够避免行星滚柱212和太阳滚柱211的接触面以及行星滚柱212和环形滚柱213的接触面的接触压力发生变化，防止简单行星滚柱机构202处的传递转矩改变，能够实现稳定且可靠的转矩传递。

此外，该齿轮传动马达101中所使用的减速器单元102，其第1轴111和第2轴112设置在单元的中心轴线L上，因此，结构简单紧凑，并且可以增大刚性，因而也具有能够传递大转矩的优点。

例如，受外齿齿轮115a、115b的负荷影响最大的第1轴111的刚性可设计得大一些，以减少因挠曲而振动的问题的发生。

此外，与上述现有游动轴型技术不同，是以与作为振动源的第1轴111相分离的行星载体215对各行星滚柱212进行支承的，因此，即使第1轴111发生振动或变形，其影响也不会波及到简单行星滚柱机构202的滚柱接触面。因此，从这个角度来说，转矩在简单行星滚柱机构202中也能够稳定可靠地传递。

此外，在上述齿轮传动马达101中，使减速器单元102与马达单元103二者结合的接续外壳153内组装有新增加的简单行星滚柱机构202，因此，对两侧的减速器单元102和马达单元103的结构不必作太大改变即可完成改进。

特别是，由于简单行星滚柱机构202其输入部(太阳滚柱211)和输出部(行星载体215的输出轴部216)同轴设置，因此，只要对图22的现有齿轮传动马达1作较小改进，即可获得实施形式的齿轮传动马达101。对此，将在后面详述。

此外，由于能够以简单行星滚柱机构202本身进行减速，因此，通过前级的简单行星滚柱机构202和后级的摆动内啮合行星齿轮结构式减速器单元102相组合的齿轮传动马达101，能够实现高的总减速比。并且，简单行星滚柱机构202与齿轮不同，能够很容易地对减速比进行细微设定，因此，便于提供具有多级减速比的齿轮传动马达以及用于特定用途的特定减速比的齿轮传动马达。

例如，摆动内啮合行星齿轮结构式的减速器单元102的减速比可以按等比数列预先设计好，这样，与减速器单元202的第一级减速相组合后，能够获得多级等比数列的总减速比。

在这里，虽然靠前级的摩擦传动进行的转矩传递其所能够保证的转矩传递量较小，但原本前级减速中所应当传递的传递转矩不是太大，并且能够在阻断振动的状态下稳定旋转，因此，这不会成为问题。

此外，上述实施形式所示的是，在作为摆动内啮合行星齿轮单元的减速器单元102和马达单元103之间设有摩擦传动单元104，但即使将摩擦传动单元设置在摆动内啮合行星齿轮单元与其它任意外部单元之间，也能够与上述实施形式同样获得可防止共振的效果。

例如，与连结于第2轴112上的外部单元之间有可能发生共振的场合，在第2轴与外部单元的输入轴之间通过浮动结合结构设置摩擦传动单元即可。

此外，将摆动内啮合行星齿轮单元作为增速器使用的场合，第2轴作为输入轴，第1轴作为输出轴，第2轴与马达单元连结，第1轴与外部单元连结；即使这种场合，也只要在有可能发生共振的单元之间设置摩擦传动单元即可。

此外，上述实施形式所示的是，用来支承行星滚柱212的行星载体215上设有保持架217，通过该保持架217使得多个行星滚柱212的相互位置保持一定，但也可以将销支承行星滚柱型的简单行星滚柱机构用于摩擦传动单元中。

图6是将销型简单行星滚柱机构402作为摩擦传动单元304使用的齿轮传动马达301的例子。图7是简单行星滚柱机构402的放大剖视图，图8是图7的VIII-VIII向视图。该齿轮传动马达301与图1～图5所示齿轮传动马达101的区别只是简单行星滚柱机构402的类型不同，除此之外的几乎所有构成与图1～图5所示的相同。因此，在以下的说明中，与图1～图5所示的相同的部分，其编号的最低两位赋予相同的数字，重复性说明予以省略。其中，将图1～图5中的100序列编号改为300，200序列编号改为400。

该齿轮传动马达301的简单行星滚柱机构402如图7、图8所示，摩擦滚柱具有：具有花键轴部414的太阳滚柱411，与太阳滚柱411的外周旋转接触的多个(本例为4个)中空圆筒状行星滚柱412，内径D3稍小于太阳滚柱411的直径D1与上述行星滚柱412的直径D2的2倍之和、使上述行星滚柱412与之内接触地进行组装的环形滚柱413。

如图6所示，这种场合下也是环形滚柱413作为简单行星滚柱机构402的固定要素，被贯通螺栓452固定在接续外壳353上。而太阳滚柱411作为输入要素，支承行星滚柱412的行星载体415作为输出要素。

将行星滚柱412的公转取出的行星载体415具有自环状凸缘部415a向减速器单元302一侧突出的中空圆筒状输出轴部416、以及根部嵌合固定在凸缘部415a上且端部向马达单元303一侧突出的4根销417，输出轴部416的内周上形成有内花键418。

并且，各行星滚柱412通过滚针轴承419可自转地嵌合在销417的外周上且各行星滚柱412的相互位置被保持一定，在这种状态下，各行星滚柱412的外周与环形滚柱413的内周面接触，并且内周面与太阳滚柱411的外周面接触。这样，该具有销417的行星载体415起着使行星滚柱412保持间隔的作用和取出行星滚柱412的公转成分的作用。

此外，在行星滚柱412的两个端面上设有环状的衬套421a、421b，在太阳滚柱411的纵深部设有将容纳太阳滚柱411的空间部分和输出轴部416的内部空间隔开的隔板422。

该简单行星滚柱机构402的组装例如如下进行。

首先，在行星滚柱412通过滚针轴承419装配在行星载体415的销417外周上的状态下，使行星滚柱412与太阳滚柱411外接触。该状态下，加热环形滚柱413使之膨胀，将通过行星载体415保持的行星滚柱412放入环形滚柱413的内周。这样，当其冷却后，环形滚柱413和行星滚柱412将以即定的接触压力接触，并构成行星滚柱412与太阳滚柱411处于接触状态的简单行星滚柱机构402。

图18～图20所示的例子也是销型简单行星滚柱机构。

[噪音测试试验]

其次，作为客观地放映本发明有效性的数据，就上述本发明两个实施形式的齿轮传动马达101、301进行的噪音测试试验的结果进行说明。在这里，为进行比较，对其它多个齿轮传动马达也进行了同样的测试试验。

用于测试试验的齿轮传动马达有6种，均具有马达和两级减速部。即，作为外部单元均连结了马达，作为第1级减速部，包括比较例共准备了6种，作为第2级减速部，均连结了摆动内啮合行星齿轮结构。

所准备的齿轮传动马达各样机(a)～(f)如下构成，各类型齿轮传动马达的机构部分组合，为简明而以代号表示，如图9所示。

这里所使用的代号的含义为：

M    ……马达

C    ……摆动内啮合行星齿轮型

F          ……游动轴型

P          ……简单行星型

G          ……齿轮型

T/D        ……滚柱摩擦传动型

更详细的含义为：

C1         ……摆动内啮合行星齿轮型减速级(后级＝第2级)

C2         ……摆动内啮合行星齿轮型减速级(前级＝第1级)

F(G)       ……游动轴型齿轮式减速级

F(T/D)     ……游动轴型摩擦传动滚柱式减速级

P(G)       ……行星型齿轮式减速级

P(T/D)     ……行星型摩擦传动滚柱式减速级

A          ……以保持架支承滚柱的类型

B          ……以销支承滚柱的类型

[试验中所使用的齿轮传动马达的类型]

齿轮传动马达样机(a)～(f)的各个类型，以代号表示如下：

(a)样机    ……[C1+C2+M]

(b)样机    ……[C1+F(G)+M]

(c)样机    ……[C1+F(T/D)+M]

(d)样机    ……[C1+P(G)+M]

(e)样机    ……[C1+P(T/D)A+M]

(f)样机    ……[C1+P(T/D)B+M]

这些样机中，(a)～(d)是作为比较例而准备的齿轮传动马达，(e)、(f)是本发明实施形式的齿轮传动马达。

(a)样机[C1+C2+M]的齿轮传动马达是图25所示类型的齿轮传动马达600。该齿轮传动马达600，其第1级减速部具有摆动内啮合行星齿轮机构601(C2)，第2级减速部具有摆动内啮合行星齿轮机构602(C1)。并且，在第1级的摆动内啮合行星齿轮机构601的输入轴上，通过花键605浮动结合有马达603(M)的轴，第1级的摆动内啮合行星齿轮机构601的输出轴上，通过花键604浮动结合在第2级的摆动内啮合行星齿轮机构602的输入轴上。

(b)样机[C1+F(G)+M]的齿轮传动马达是图26所示类型的齿轮传动马达700。该齿轮传动马达700是将图23的“摩擦滚柱(太阳滚柱511和游动滚柱512)”换成“齿轮(太阳齿轮711和游动齿轮712)”而成的。即，该齿轮传动马达700这样构成，通过由太阳齿轮711和游动齿轮712构成的齿轮传动机构752[F(G)]将输入的旋转传递给游动轴型摆动内啮合行星齿轮机构751(C1)的游动轴703上。端部设有太阳齿轮711的输入轴702以花键结合在马达753(M)的轴701上。

(c)样机[C1+F(T/D)+M]的齿轮传动马达是图23所示现有技术类型的齿轮传动马达500。该齿轮传动马达500是通过摩擦滚柱型传动机构[F(T/D)]向游动轴输出转矩。

(d)样机[C1+P(G)+M]的齿轮传动马达是图27所示齿轮传动马达800。该齿轮传动马达800，其第1级减速部具有行星齿轮机构801[P(G)]，第2减速部具有摆动内啮合行星齿轮结构802(C1)，行星齿轮机构801的输入轴与马达803M的输出轴之间的连结部805以及行星齿轮机构801的输出轴与摆动内啮合行星齿轮结构802的输入轴之间的连结部804均为浮动结合结构。

(e)样机[C1+P(T/D)A+M]的齿轮传动马达是图1本发明第1实施形式之类型的齿轮传动马达101。该齿轮传动马达101属于具有简单行星滚柱机构202作为摩擦传动单元201，并且以设在行星载体215上的保持架支承行星滚柱212的类型。

(f)样机[C1+P(T/D)B+M]的齿轮传动马达是图6本发明第2实施形式之类型的齿轮传动马达301。该齿轮传动马达301具有简单行星滚柱机构402以作为摩擦传动单元304，并且是属于行星滚柱412以设在行星载体415上的销进行保持的类型。

[试验条件及方法]

进行测试试验的条件及方法如下所述。

(1)测试在空载和100％负载的情况下进行。

(2)磨合运行未采用润滑方式，仅右转运行两分钟，左转运行两分钟，在进行测试之前以空载进行。

(3)测试时的旋转方向为左右两个方向。

(4)在齿轮传动马达的上方、左侧、右侧、低速轴的前方以及马达的后方处距各表面1m(突起物不计在内的1m)距离的5个位置设置麦克风进行测试。

(5)测试中，切换麦克风的选择开关，以精密噪音测定仪在每个位置读取数据。

(6)测试场所为隔音室。

(7)对样机的固定，决定固定在作为设置条件较为严酷的低刚性轻型台架上。而对于一部分样机，也固定在FC平台(铸铁)上进行了测试。二者的台架或平台的上表面与样机之间均未保留空间间隔。

(8)以布罗尼制动器施加负载。

(9)听觉修正特性为A特性。

(10)对噪音计的输出进行FFT分析，以测定噪音频谱。当时的采样模式为32次SUM(平均化处理)。

[噪音测试结果]

噪音测试结果以数值示于图10的表中，100％负载时噪音量的差异示于图11的曲线图中。噪音频谱分析的结果示于图12～图15中。

[对噪音测试结果的分析]

根据该测试试验的结果可作如下分析。

(1)首先，若以(a)齿轮传动马达作为基准，(b)的游动型齿轮式齿轮传动马达的噪音较(a)大。可以认为，因属于游动型，故而振动通过游动轴相互传递而导致整体发生共振所致。

(2)其次，看一下游动型样机中将游动传动方式改为摩擦滚柱式的(c)样机，可知比(b)的噪音小。可以认为，这是由于摩擦滚柱的接触面起着吸收振动的作用。但是，尽管采用的是摩擦滚柱，但与(a)类型并无很大差异。这意味着仅使用摩擦滚柱未必能够获得降低噪音的效果。

(3)接下来看一看将行星齿轮机构用于前级的齿轮传动马达(d)，可知与(a)～(c)型相比，噪音相当大。可以认为，这是由于行星齿轮机构本身具有多个啮合部位，多个啮合部位产生的振动促使总体噪音水平提高所致。这意味着仅设置简单行星式的减速部，不仅不能得到降低噪音的效果，反而有可能增大噪音。

(4)相比之下，本发明实施形式所示(e)型与(f)型齿轮传动马达与其它类型相比能够大幅度降低噪音。其主要原因可以认为是在简单行星类型中采用了摩擦滚柱替代齿轮的缘故。即，作为(d)行星齿轮型齿轮传动马达，因属于行星类型，齿轮的啮合部位反而增多，故而噪音极大，而(e)、(f)型齿轮传动马达中，由于将其齿轮以摩擦滚柱代替，保证具有多处摩擦接触面，增加了噪音吸收效果，从而实现总体噪音的降低。

(5)下面，看一看(c)型与(e)、(f)型的区别。虽然(c)的游动滚柱型保持有与(e)、(f)型相同程度的摩擦接触面数量，但由于游动轴将拾取振动(前述)，故而不能产生较大的降噪效果。反之，由于(e)、(f)型是简单行星型，故而不会拾取无用的振动，从而促进了噪音的降低。

(6)将固定方式从轻量架台改为平台时，(a)型发生了很大变化，但(e)、(f)型未见大的变化。由这一事实可以推断，

作为(a)型，相当水平的振动源于齿轮传动马达本身，因此，将其固定在轻型台架上时，该轻型台架因齿轮传动马达的振动而振动(因共振)，故而发出较大噪音；

而将其固定在刚性极大的坚固对象上时，经过固定后该振动受到抑制，因而噪音也减小；

与之相比，作为(e)、(f)型，由于齿轮传动马达自身的振动水平已受到相当程度的抑制，故不会因固定方式不同或固定对象不同而产生差异。

无论这种推断正确与否，总之，作为(e、)、(f)的本发明，降低振动的效果能够达到噪音水平不因固定方式的不同而产生差异这一点是明确的。如果说在实际当中通常要求必须固定在某一种固定对象上，那末，这种齿轮传动马达“能够与固定对象无关地实现低噪音”是一个非常大的优点。

(7)从噪音频谱也可得知，(e)、(f)与其它的(a)～(d)相比，在几乎整个频率范围内，噪音较低。因此，无论是高频范围的易感知噪音，还是低频范围的易感知振动均大幅度降低。

下面，对具体实施本发明时的各种变通进行说明。

上述实施形式中，为保证齿轮传动马达的整体性，使减速器单元102、302的外壳151、351和马达单元103、303的外壳155、355各自的一部分兼作接续外壳153、353，在该接续外壳153、353内装入作为摩擦传动单元104、304的简单行星滚柱机构202、402。

但是，在谋求进一步的“低噪音化”的场合，为了阻止振动通过外壳在各单元之间传递，也可以使减速器单元与摩擦单元与马达单元各自的外壳相分离。

此时，若在各外壳的连结部分夹入橡胶等振动吸收机构，则能够进一步阻止振动的传递。

此外，以避免振动通过外壳向外部传递为目的，也可以考虑不将简单行星滚柱机构202、402的环形滚柱213、413直接固定在接续外壳153、353上，而在二者之间设置振动吸收部件或空间。

这样一来，无论是在动力传递路径还是外壳上，均可将减速器单元与摩擦传动单元与马达单元三者之间完全隔断。其结果，由于特别是能够抑制外壳的振动，故不仅在各单元之间，而且与固定对象之间，也能够获得更好的防共振效果。将三者的外壳这样分断的场合，将齿轮传动马达对外的安装底脚设置在采用简单行星滚柱机构而能够发挥振动吸收功能的摩擦传动单元的外壳上，则可更进一步抑制固定状态下振动向固定对象传递，进一步降低噪音水平。

上述实施形式所示为，简单行星滚柱机构202、402的太阳滚柱211、411作为输入要素、对行星滚柱212、412进行保持的行星载体215、415作为输出要素、环形滚柱213、413作为固定要素的场合，但输入·输出·固定的组合如图16所示有6种，可根据需要选择。该输入·输出·固定的组合再与各摩擦滚柱直径的变通组合，则能够很容易地形成具有非常多的各种各样减速比和功能的驱动装置系列。

这就是说，作为摆动内啮合行星齿轮单元，从结构上来说，一个个零部件都很特殊，若要经常性保有多种零部件，将导致库存成本非常高，因而将成为制造厂家一个很大的问题。作为摩擦传动单元，仅通过改变各摩擦滚柱的直径即能够很容易地改变变速比，而改变输入·输出·固定的组合则能够获得包括增速在内的极大范围的变速比规格。而且，各摩擦滚柱的直径能够无级改变，故在更为微小的变速比调整方面具有广泛的适用范围。因此，如果通过改变该摩擦传动单元的一部分而使之具有多种多样的功能，则(即使摆动内啮合行星齿轮单元或者马达中使用相同的部件)也可确保驱动装置整体的多样化，因此，对于要将这样的驱动装置系列化的场合非常有利。

虽有所重复，但在这里就前述第1减速机构部(摩擦卡合单元)104的配置·组装方面采取的措施再进行详细说明。该措施特别是对于尽可能小地改动现有驱动装置即可实施本发明是有效的。

再次参照图1，驱动部(马达单元)103一侧的支承载体123为具有中央孔123a的环状，该中央孔123a中有第1轴111的端部111a。并且，相反一侧的支承载体124在第2轴112的根部一体形成，该支承载体124上所形成的凹部124a中插入有第1轴111的另一端111b。于是，该第1轴111受到嵌合于支承载体123的通孔123a内部的轴承133和嵌合于另一方支承载体124的凹部124a附近的轴承134的支承而能够自由旋转。

第1减速机构部104如图2、图3所示，是具有与驱动部103的驱动轴(马达轴)161相连结的太阳滚柱211、与该太阳滚柱211的外周旋转接触的行星滚柱212、该行星滚柱212与之内接触的环形滚柱213、以及取出行星滚柱212的公转成分向第2减速机构部(摆动内啮合行星齿轮单元)102的第1轴111传递的行星载体215的摩擦传动式简单行星滚柱结构。

该第1减速机构部104的环形滚柱213的外径尺寸设定为，不大于对第2减速机构部102的一对支承载体123、124中驱动部103一侧的支承载体(即支承载体123)进行支承的轴承131的外径尺寸。并且，该环形滚柱213配置在外壳151(具体地说是接续外壳153)内较上述轴承131靠驱动部103一侧的空间内。

环形滚柱213的内径尺寸D3设定为稍小于行星滚柱212的直径D2的2倍与太阳滚柱211的直径D1之和。因此，在环形滚柱213的内侧装入行星滚柱212和太阳滚柱211的状态下，环形滚柱213沿径向向外侧产生微小弹性变形，该变形所产生的应力在与各摩擦滚柱211、212、213接触的接触面之间施加既定的推压力而形成摩擦力。

而且，环形滚柱213作为简单行星滚柱结构中的固定要素，靠贯通螺栓252被固定在接续外壳153上。而太阳滚柱211作为输入要素，支承行星滚柱212的行星载体215作为输出要素。环形滚柱213的外径设定为小于接续外壳153的内周直径以不对环形滚柱213施加径向外部压力。

用来取出行星滚柱212的公转运动的行星载体215具有向第2减速机构部102一侧突出的中空圆筒状输出轴部216和在该输出轴部216的根端侧一体地形成的保持架部(保持架)217，输出轴部216的内周上形成有内花键218。该内花键218与形成于第2减速机构部102的第1轴111轴端部的外花键相卡合(参照图1)而成为一体一起旋转。

该保持架217具有沿轴向突出的、分别插入4个行星滚柱212之间的4个突起部217a-217d，各突起部217a～217d上形成有与行星滚柱212的外周面曲率相同的圆弧凹面219。

因此，该保持架217使上述圆弧凹面219与行星滚柱212接触，以90度的间隔将上述行星滚柱212在圆周方向的相互位置保持一定，其结果，具有该保持架217的行星载体215起到可自转地保持行星滚柱212的作用和取出该行星滚柱212的公转成分的作用。

在环形滚柱213的两个端面上配置有环状的侧板221，通过这两个侧板221将行星滚柱212与环形滚柱213二者的接触面部分在整个圆周上对外遮蔽。这个被遮挡空间的内周侧也被保持架217的外周面封闭起来，该空间的内部封入价格比齿轮用润滑脂高的牵引润滑脂。该润滑脂不是用来减小摩擦，而是用来保证摩擦力大小的。

此外，在太阳滚柱211的纵深处设有将容纳太阳滚柱211的空间与输出轴部216的内部空间隔开的隔板222。

本发明所涉及的第1减速机构部的简单行星滚柱结构并不限于如上所述的保持架型，也可以是行星载体215具有轴向的销、而环状的行星滚柱212被该销可自由旋转地保持的销型。

作为该第1减速机构部104，其太阳滚柱211受驱动部103的驱动，行星滚柱212将随之围绕该太阳滚柱211进行公转。由于行星滚柱212被夹持在环形滚柱213和太阳滚柱211之间，因此，将以在环形滚柱213的内周面上滚动的状态围绕太阳滚柱211公转。即，行星滚柱212在进行自转运动的同时围绕太阳滚柱211公转。行星滚柱212的这种公转运动经保持架217由行星载体215取出，以既定的减速比向第2减速机构部102的第1轴传递。也可以将行星载体215和第2减速机构部102的第1轴做成一体。

之后，如已说明的那样，摆动内啮合行星齿轮结构的第2减速机构部102以既定的减速比对其旋转进行传递而自第2轴112输出。

在这里，本发明人发现，若着眼于简单行星滚柱结构中的环形滚柱213为与轴承131同样的环状结构，而对外壳151的内部设计进行一些改动，则可将第1减速机构部104配置在靠近轴承131的合理的位置上。因此，从这一想法出发，环形滚柱213的外径尺寸设定为不大于对第2减速机构部102的支承载体123进行支承的轴承131的外径尺寸，故而能够将环形滚柱213以同心状态收容于该轴承131的驱动部103一侧。

其结果，尽管驱动装置101其第1级减速机构部作为简单行星结构而达到高减速比(高输出)，但与仅具有驱动部103与第2减速机构部102的驱动装置相比，作为该实施形式在轴向上仅仅加长了5％左右，以往认为困难的高减速比与紧凑化相互矛盾的要求可以合理地做到两全。并且与现有技术相比，可因此而大幅度降低制造成本。

而且，该第1减速机构部104中所采用的简单行星滚柱结构是利用各摩擦滚柱211、212、213之间所产生的摩擦力传递旋转动力的摩擦传动型，因此，成为较齿轮结构“安静”的结构。因此，即使是将第1减速机构部104和第2减速机构部102组合起来的两级减速结构，也不会出现噪音增大的问题，反而如前已说明的，能够实现大大超出预想的降噪效果。特别是，该旋转驱动装置在其外壳151的同一内部空间收容有第1及第2减速机构部104、102，因此，能够避免两个空间各自的共鸣相互干涉而发生新的共鸣，进一步防止了噪音的增大。

下面，就该旋转驱动装置101的组装方法(制造方法)结合图17进行说明。

首先，如图17(A)所示，在外壳151(的作为其一部分的接续外壳153)上组装驱动部103。即，将在另外的工序中组装成的单元形态的驱动部103与外壳151连结。

其次，如图17(B)所示，在处于已组装有该驱动部103的状态下的外壳151(接续外壳153)上，从与驱动部103的相反一侧(从相向一侧)组装简单行星滚柱结构的第1减速机构部104。作为该第1减速机构部104，在其它工序中经过将太阳滚柱211、行星滚柱212、环形滚柱213以热套等方法进行装配，并在其中插入行星载体215的保持架217而已组装完成，将该单元作为整体插入后，以贯通螺栓252将环形滚柱213固定即可。

太阳滚柱211与驱动轴161二者为浮动连结结构(花键结构)，由于具有径向旷量，故该第1减速机构部104容易插入。

然后，如图17(C)所示，在处于已组装有第1减速机构部104状态下的外壳151内装入摆动内啮合行星齿轮结构的第2减速机构部102。该第2减速机构部102(除内齿齿轮120之外)也是在其它工序中以单元形态(组件形态)组装完成，只要将其简单地插入外壳151即可。内齿齿轮120(包含有内齿齿轮120的中央外壳152)以事先固定在接续外壳153上为宜。

之后，只要再进行前部外壳154的组装即可组装成旋转驱动装置101。

按照这种方法，以外壳151(接续外壳153)作为基础，可一次性完成单元性要素较多的驱动部103和第1减速机构部104以及第2减速机构部102的组装。之所以能够如此，是因为第1减速机构部104的外径(环形滚柱213的外径)设定成小于第2减速机构部102的轴承131的外径，从而可将它们收容于同一内部空间。

并且，只要以最先组装的驱动部103的驱动轴161的轴心作为基准，组装均具有同轴动力传递形态的第1及第2减速机构部104、102即可，因此，中心的定位非常容易，大大提高了组装精度与组装速度。

其结果，作业人员的组装工作量大幅度减轻，还可以降低制造成本。

在以上的实施形式中，所公开的是该驱动装置中的第2减速机构部被限定为内啮合行星齿轮结构的例子，但从其发明思想可知，本发明并不限于上述结构。即，只要第2减速机构部为具有与第1减速机构部连结的减速器、以及在该减速器轴向的两个外侧通过轴承被支承在外壳上而能够自由旋转、将减速器的旋转动力取出的一对支承载体的支承载体传动式结构即已足够，上述发明同样可以适用。

最后，参照图18～图20所示实施例，对摩擦传动单元104就利用“安装基准面”进行安装的结构(以及浮动结合结构)进行详细说明。该实施例具有许多与图1～图4的实施例共同的部分，因此，对于类似的部分，对其编号的最低两位赋予相同的数值，省略其重复的说明。

该简单行星滚柱机构202的组装是在接续外壳153的减速器单元102一侧的内面深陷而形成的凹部251中进行的。该凹部251的内径设定为较收容轴承131的收容部253的内径还要小，故而由于该内径尺寸差的存在，在接续外壳153形成了肩部260，通过使轴承131的端面与该肩部260接触而对轴承131在中心轴线L方向上的位置进行定位。

如图19、图20所示，简单行星滚柱机构202作为摩擦滚柱，具有：具有花键轴部214的太阳滚柱211，与太阳滚柱211的外周旋转接触的多个(本实施例为4个)中空圆筒状行星滚柱212，内径D3比太阳滚柱211的直径D1和上述行星滚柱212的直径D2的2倍之和稍小、使上述行星滚柱212与之内接触地装入的环形滚柱213。

这里也同样，环形滚柱213作为简单行星滚柱机构202的固定要素，而太阳滚柱211作为输入要素，支承行星滚柱212的行星载体215作为输出要素。

在接续外壳153的凹部251的底面上形成有与太阳滚柱211、行星滚柱212、环形滚柱213的旋转轴方向(中心轴线L方向)相垂直的安装基准面261，使环形滚柱213贴在该安装基准面261上后固定在接续外壳153上。作为驱使环形滚柱213贴在安装基准面261的驱动机构，在本实施形式中是在环形滚柱213上形成沿旋转轴方向(中心轴线L方向)贯穿的螺栓孔262，并且利用穿过该螺栓孔262并拧入形成于安装基准面261上的丝锥孔263内的固定用螺栓252将环形滚柱213固定在安装基准面261上。

在本发明中，除了这种驱使手段之外，也可以采用其它一切驱使手段。

此外，凹部251的内径设定为较环形滚柱213的外径大一些，并且，螺栓孔262的内径设定为较固定用螺栓252的外径大。因此，环形滚柱213和固定用螺栓252均在凹部251、螺栓孔262内松动嵌合，只要该固定用螺栓252未完全拧紧，环形滚柱213便能够在该游隙范围内移动。因此，能够在安装基准面261内调节环形滚柱213(简单行星滚柱机构202)的轴心位置。

如图19所示，将行星滚柱212的公转取出的行星载体215具有环形的凸缘部215A、自该凸缘部215A向减速器单元102一侧突出的中空圆筒状输出轴部216、以及根部嵌合固定在凸缘部215A上而端部向马达单元103一侧突出的4根销217，该销217上设有可滑动旋转的内滚柱264。

并且，各行星滚柱212，通过内滚柱264可在各销217的外周上自转地嵌合于其轴心位置上形成的中心孔212A中，使各行星滚柱212的相互位置保持一定，在这种状态下，各行星滚柱212的外周与环形滚柱213的内周面以及太阳滚柱211的外周面接触。这样，该具有销217的行星载体215起着保持行星滚柱212间隔的作用和取出行星滚柱212的公转成分的作用。

内滚柱264在与销217的外周面和中心孔212A的两个接触面上边滑动(滑移)边旋转，从而吸收销217与行星滚柱212的旋转速度差。即，圆筒状的内滚柱264以较销217的旋转(公转)速度高的速度旋转，并且以较行星滚柱212的自转速度低的速度旋转，因此，各接触面以较销217与行星滚柱212的实际旋转速度差低的速度滑动，可降低摩擦产生的热量、减小摩擦阻力。

行星滚柱212的两个端面上配置有环状的衬套221A、221B。

并且，在行星载体215的输出轴部216上，轴心位置处形成有可插入第1轴111的载体侧轴孔265，与第1轴111卡合成一体而在旋转方向上旋转。具体地说就是，该载体侧轴孔265为内花键结构，在径向上有一定间隙(游隙)的状态下与第1轴111在旋转方向上浮动结合(浮动结合)。

而在太阳滚柱211上，轴心位置处形成有可插入马达单元103的马达轴161的太阳滚柱侧轴孔266，与马达轴161卡合成一体而在旋转方向上旋转。即，该太阳滚柱侧轴孔266为内花键结构，在径向上有一定间隙(游隙)的状态下与马达轴161在旋转方向上浮动结合(浮动结合)。

因此，该摩擦传动单元102的总体结构是，太阳滚柱211上形成有太阳滚柱侧轴孔266，行星载体215上形成有载体侧轴孔265，是所谓的轴连结器结构。

该简单行星滚柱机构202的组装例如如下进行。首先，在行星滚柱212通过内滚柱264装配在行星载体215的销217的外周上的状态下，使该行星滚柱212与太阳滚柱211的外周外接触。在该状态下，加热环形滚柱213使之膨胀，并将由行星载体215保持的行星滚柱212放入环形滚柱213的内周。这样，当其冷却后，环形滚柱213和行星滚柱212将以即定的线压力接触，并形成行星滚柱212与太阳滚柱211处于接触状态的简单行星滚柱机构202。

将简单行星滚柱机构202组装到外壳内是如前所示地在安装基准面261上进行的，但此时要在首先将马达单元103设置在接续外壳153内之后进行。因此，将马达轴161插入太阳滚柱侧轴孔266，之后，将简单行星滚柱机构202放置在凹部251内，为使太阳滚柱侧轴孔266与马达轴161二者的轴心对齐，在安装基准面261内移动该简单行星滚柱机构202。经过调整使得太阳滚柱侧轴孔266与马达轴161之间在圆周方向上形成一定的间隙(游隙)后，以固定用螺栓252将环形滚柱213固定。之后，使简单行星滚柱机构202的行星载体215的输出轴部216位于减速器单元102的支承载体123的中央孔123a内以进行该减速器单元102的组装，从而完成齿轮传动马达101的组装。

该简单行星滚柱机构202的环形滚柱213是固定在接续外壳153上的，因此，不同于图22、23那样靠自身简单嵌合在轴上(反而受到轴的支承)以保持自身位置的一般联轴器，可使各动力传动轴(马达轴161、第1轴111)与各轴孔265、266之间的间隙(游隙)总保持既定大小，因此，能够更有效地阻断和吸收振动和噪音。并且，简单行星滚柱机构202的轴心是可以调整的，故其间隙从最初就能够准确设定，因此，通过与此的组合能够进一步抑制噪音和振动。

此外，在该齿轮传动马达101中，是将环形滚柱213在不承受径向压力的状态下，即靠在垂直于中心线方向L的安装基准面261上的状态下固定在接续外壳153上的，因此，与诸如通过压入进行固定相比，能够防止各摩擦滚柱之间的接触压力发生变化，实现行星滚柱212以及太阳滚柱211的平滑旋转。而且，允许环形滚柱213自身产生一定程度的振动以吸收此处的能量，并且在接续外壳153的厚度方向上形成(径向的刚性大)的安装基准面能够切实承受该振动，从而防止该振动向整个外壳传递。

这种固定环形滚柱213的方法如上所述，非常有利于抑制噪音，但并不仅仅可以降低噪音，如前面的实施例中也已说明的，可以省略环形滚柱213的压入作业，故可实现组装作业的简易化。

该简单行星滚柱机构202是行星载体215和太阳滚柱211上各自形成有轴孔而成为“轴连结器结构”的，因此，安装该简单行星滚柱机构202替换过去的将马达轴161和第1轴111直接连结的一般联轴器，(尽管需要对外壳作一些改动)便可简单地实现这种齿轮传动马达101。实施时，由于简单行星滚柱机构202在轴向上结构紧凑，故不会使齿轮传动马达101总体在轴向上增大。

在本实施形式中，示出了在安装基准面261上直接固定环形滚柱213的例子，但本发明并不限于此。该安装基准面是用来决定环形滚柱的固定位置的，使环形滚柱贴在该安装基准面以进行定位，而在外壳的其它部位进行固定的方案也包含在本发明之中。关键是，只要不是仅靠环形滚柱的外周侧(以压入等方法)进行定位而以端面侧进行定位，从而在环形滚柱的径向上施加的外力不直接向外壳的厚度方向传递的组装形式，均包括在本发明内。

此外，可在不脱离本发明主题的范围内自由组合，这种场合下，可获得相辅相成的功用。

Claims (22)

1.一种驱动装置，包括：

由外部驱动单元驱动的旋转轴；

具有内齿齿轮及与该内齿齿轮内接触的外齿齿轮且上述内齿齿轮的中心位于外齿齿轮周围的内侧的摆动内啮合行星齿轮机构；

其特征在于，

具有作为摩擦滚柱的太阳滚柱、被保持在行星载体上且与上述太阳滚柱的外周旋转接触的多个行星滚柱、以及使该行星滚柱内接触地进行装配的环形滚柱的简单行星滚柱机构；

上述太阳滚柱、行星载体、环形滚柱中的一个被固定，其它两个中的一个与上述摆动内啮合行星齿轮单元连结，剩下的一个与上述旋转轴连结。

2.如权利要求1所述的驱动装置，其特征是，上述简单行星滚柱机构的行星载体具有位于上述多个行星滚柱周围的空间内而使得各行星滚柱的相互位置保持一定的保持架。

3.如权利要求1所述的驱动装置，其特征是，上述简单行星滚柱机构的行星载体具有贯穿上述各行星滚柱的中心而使得该各行星滚柱的相互位置保持一定的销。

4.如权利要求1所述的驱动装置，其特征是，上述简单行星滚柱机构的环形滚柱被固定，上述支承多个行星滚柱的行星载体和上述太阳滚柱中的一方作为输入侧，而将另一方作为输出侧。

5.如权利要求1所述的驱动装置，其特征是，

上述外部驱动单元为将旋转输入给摆动内啮合行星齿轮单元的马达单元，

在该马达单元的驱动轴与上述摆动内啮合行星齿轮单元之间设置有上述摩擦传动单元，

上述摆动内啮合行星齿轮单元与马达单元二者通过作为各单元的外壳的一部分的接续外壳结合为一体，在该接续外壳内装入有上述摩擦传动单元。

6.如权利要求1所述的驱动装置，其特征是，上述摩擦传动单元与上述摆动内啮合行星齿轮单元以及摩擦传动单元与外部单元的连结部中，至少有一方的连结部是浮动结合结构。

7.如权利要求6所述的驱动装置，其特征是，使由上述简单行星滚柱机构所构成的摩擦传动单元的上述行星载体与上述摆动内啮合行星齿轮单元的连结部、以及上述太阳滚柱与上述外部单元的连结部中的至少行星载体与摆动内啮合行星齿轮单元的连结部一方是上述浮动结合结构。

8.如权利要求6所述的驱动装置，其特征是，作为上述浮动结合结构，采用的是花键结合结构。

9.如权利要求1所述的驱动装置，其特征是，在容纳上述摩擦传动单元的外壳上形成有与上述太阳滚柱、行星滚柱及上述环形滚柱的旋转轴方向相垂直的安装基准面，

并且，具有驱使上述环形滚柱贴在上述安装基准面上后将该环形滚柱固定在上述外壳上的固定机构。

10.如权利要求9所述的驱动装置，其特征是，上述环形滚柱在安装基准面内可自由调节轴心位置。

11.如权利要求9所述的驱动装置，其特征是，在上述太阳滚柱上形成有可插入上述外部单元的动力传递轴的太阳滚柱侧轴孔，在上述行星载体上形成有可插入上述摆动内啮合行星齿轮单元的动力传递轴的载体侧轴孔，以此使上述摩擦传动单元成为上述各动力传动轴可相对旋转的轴连结器结构。

12.如权利要求11所述的驱动装置，其特征是，上述太阳滚柱侧轴孔或载体侧轴孔的至少一方为相对于可插入自身的动力传递轴是浮动结合结构。

13.如权利要求9所述的驱动装置，其特征是，

在上述环形滚柱上形成有沿上述旋转轴方向贯通的螺栓孔，利用贯穿该螺栓孔并拧入形成于上述安装基准面上的丝锥孔中的固定用螺栓，将上述环形滚柱固定在上述安装基准面上，

并且，上述螺栓孔的直径稍大于上述固定用螺栓的直径，在该固定用螺栓在上述螺栓孔内可旷动的范围内，在上述安装基准面内自由调节上述环形滚柱的轴心位置。

14.如权利要求1所述的驱动装置，其特征是，

上述环形滚柱被固定，上述行星载体与上述摆动内啮合行星齿轮机构连结，上述太阳滚柱连结在上述旋转轴上，

上述行星载体与上述摆动内啮合行星齿轮机构之间的连结部以及上述太阳滚柱与上述旋转轴的连结部之中，至少一方的连结部是浮动结合结构。

15.如权利要求1所述的驱动装置，其特征是，上述摆动内啮合行星齿轮单元为：具有位于驱动装置的中心轴线上的第1轴及第2轴，上述第1轴的外周上通过偏心体嵌合有可相对于该第1轴摆动旋转的外齿齿轮，设有上述外齿齿轮与上述第1轴同心地与之内啮合的内齿齿轮，上述第2轴通过仅将上述外齿齿轮的自转成分取出的机构与该外齿齿轮连结而构成的摆动内啮合行星齿轮机构。

16.一种驱动装置，包括：产生旋转动力的驱动部，连结在该驱动部的输出轴上以传递上述旋转动力的第1减速机构部，具有与该第1减速机构部连结的减速器、以及在该减速器轴向的两个外侧通过轴承被支承在外壳上而能够自由旋转的、将减速器的旋转动力取出的一对支承载体的支承载体传动式第2减速机构部，其特征是，

上述第1减速机构部的结构是具有与上述驱动部的驱动轴连结的太阳滚柱、与该太阳滚柱的外周旋转接触的行星滚柱、该行星滚柱与之内接触的环形滚柱、以及取出上述行星滚柱的公转成分向上述第2减速机构部的输入轴传递的行星载体的摩擦传动式简单行星滚柱结构，并且，上述环形滚柱的外径尺寸不大于对上述第2减速机构部的上述一对支承载体中支承驱动部的一方进行支承的上述轴承的外径尺寸，

该环形滚柱配置在上述外壳内比该轴承更靠驱动部一侧的空间内。

17.如权利要求16所述的驱动装置，其特征是，上述第2减速机构部的结构是具有与上述第1减速机构部连结的上述输入轴，相对于该输入轴偏心旋转的外齿齿轮，固定在外壳上且上述外齿齿轮与之内啮合的内齿齿轮，在上述外齿齿轮轴向的两个外侧通过轴承被支承在上述环形滚柱上而能够自由旋转、仅将该外齿齿轮的自转成分取出的上述一对支承载体，以及与上述输入轴同轴配置使得上述支承载体的旋转得以传递的输出轴的摆动内啮合行星齿轮结构。

18.如权利要求16所述的驱动装置，其特征是，在容纳上述第1减速机构部的上述外壳上形成有与上述太阳滚柱、行星滚柱及上述环形滚柱的旋转轴方向相垂直的安装基准面，

并且，具有驱使上述环形滚柱贴在上述安装基准面上后将该环形滚柱固定在上述外壳的上述空间内的固定机构。

19.如权利要求16所述的驱动装置，其特征是，上述环形滚柱在上述安装基准面内可自由调节轴心位置。

20.如权利要求16所述的驱动装置，其特征是，在上述太阳滚柱上形成有可插入上述驱动部的输出轴的太阳滚柱侧轴孔，在上述行星载体上形成有可插入上述第2减速机构部的输入轴的载体侧轴孔，以此使上述第1减速机构部成为上述输入输出轴可相对旋转的轴连结器结构。

21.如权利要求20所述的驱动装置，其特征是，上述行星滚柱侧轴孔或载体侧轴孔的至少一方为相对于可插入自身的输入输出轴是浮动结合结构。

22.如权利要求16所述的驱动装置，其特征是，

在上述环形滚柱上形成有沿其轴向贯通的螺栓孔，可利用贯穿该螺栓孔并拧入形成于上述安装基准面上的丝锥孔中的固定用螺栓，将上述环形滚柱固定在安装基准面上，

并且，上述螺栓孔的直径稍大于上述固定用螺栓的直径，可在该固定用螺栓在上述螺栓孔内可旷动的范围内，在上述安装基准面内自由调节上述环形滚柱的轴心位置。

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