JP2006077885A

JP2006077885A - 遊星歯車変速機

Info

Publication number: JP2006077885A
Application number: JP2004262533A
Authority: JP
Inventors: Hiroyuki Makino; 博行牧野
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2004-09-09
Filing date: 2004-09-09
Publication date: 2006-03-23
Anticipated expiration: 2024-09-09
Also published as: JP4598460B2

Abstract

【課題】構造を大きく変えることなく、従来より高減速比が得られる遊星歯車変速機を提供する。
【解決手段】遊星歯車変速機は、第１サンギア１１と、第１サンギア１１の第１回転軸１３に回転可能に支持される第１キャリア３１と、第１キャリア３１に回転可能に支持され、第１サンギア１１と噛み合う第１プラネタリギア１２と、第１プラネタリギア１２に固定され、同軸で回転可能な第２プラネタリギア２２と、第１キャリア３１に連結された第２キャリア３２に回転可能に支持され、外周面に外周面ギア４１、内周面に内周面ギア４２がそれぞれ形成され、外周面ギア４１が第２プラネタリギア２２と噛み合うリングギア４０と、第２キャリア３２に回転可能に支持されリングギア４０の内周面ギア４２と噛み合う第２サンギア２１とを備える。
【選択図】図１

Description

本発明は、遊星歯車変速機に関し、特に大きな変速比が得られる遊星歯車変速機に関する。

遊星歯車変速機としては、例えば図４に示すような構成のものが知られている。ここでは、大きな減速比を得るため、遊星歯車が２段並立した構造となっている。すなわち、第１サンギア１１０に第１プラネタリギア１２０が噛み合うようにキャリア３１０に回転可能に支持されている。第１プラネタリギア１２０に固定され、第１プラネタリギア１２０とは同軸で回転する第２プラネタリギア２２０が第２サンギア２１０と噛み合うようになっている。キャリア３１０は第１サンギア１１０の第１回転軸１３０と第２サンギア２１０の第２回転軸２３０に回転可能に支持されている。

ここで、例えばキャリア３１０を固定端にし、第１回転軸１３０を入力端、第２回転軸２３０を出力端にして駆動すると、第１サンギア１１０の回転が第１プラネタリギア１２０に伝わり、第２プラネタリギア２２０の回転により、第２回転軸２３０が回転することになる。このときの減速比は、以下の式（１）によって計算される。
（ｎ１／ｎ２）_nc=0＝（Ｚｂ／Ｚａ）・（Ｚｄ／Ｚｃ）（１）
但し、ｎ１は第１回転軸１３０の回転速度、ｎ２は第２回転軸２３０の回転速度、ｎｃはキャリア３１０の回転速度、Ｚａは第１サンギア１１０の歯数、Ｚｂは第１プラネタリギア１２０の歯数、Ｚｃは第２プラネタリギア２２０の歯数、Ｚｄは第２サンギア２１０の歯数である。

また、キャリア３１０を固定端にし、第２回転軸２３０を入力端、第１回転軸１３０を出力端にして駆動した場合の減速比は、以下の式（２）によって計算される。
（ｎ２／ｎ１）_nc=0＝（Ｚａ／Ｚｂ）・（Ｚｃ／Ｚｄ）（２）
前記いずれも、第１プラネタリギア１２０および第２プラネタリギア２２０が自転しているが、公転していない場合の減速比である。

このような変速機を使ってより大きな減速比を得るためには、第１プラネタリギア１２０および第２プラネタリギア２２０が自転も公転もするようにキャリア３１０を入力端または出力端として回転させる。このとき、例えば、第２回転軸２３０を固定端にし、キャリア３１０を入力端、第１回転軸１３０を出力端にした場合、以下の式（３）で減速比が計算される。
ｎｃ／ｎ１＝１／｛１−（ｎ１／ｎ２）_nc=0｝（３）
また、第１回転軸１３０を固定端にし、第２回転軸２３０を出力端にした場合、以下の式（４）によって減速比が計算される。
ｎｃ／ｎ２＝１／｛１−（ｎ２／ｎ１）_nc=0）（４）
ここで、例えばＺａを２０、Ｚｂを１１、Ｚｃを１０、Ｚｄを２１とすると、前記式（１）、式（２）により、キャリア３１０が固定された場合の減速比は、それぞれ、（ｎ１／ｎ２）_nc=0が１．１５５、（ｎ２／ｎ１）_nc=0が０．８６６となっている。

これに対して、キャリア３１０を入力端にした場合の減速比は、式（３）、式（４）によって、それぞれ、ｎｃ／ｎ１が−６．４５、ｎｃ／ｎ２が７．４５になっており、キャリア３１０を固定した場合より、大きな減速比を得ることができる。但し、キャリア３１０を入力端にし、第１回転軸１３０を出力端にした場合、入力端に対して出力端の回転が反転している。
キャリア３１０を入力端にした場合の減速比は、式（３）、式（４）で分かるように、（ｎ１／ｎ２）_nc=0またはｎ２／ｎ１）_nc=0を１に近づけるほど、減速比を大きくすることができる。

ところで、（ｎ１／ｎ２）_nc=0または（ｎ２／ｎ１）_nc=0、すなわち第１回転軸１３０と第２回転軸２３０との回転速度比または第２回転軸２３０と第１回転軸１３０との回転速度比を１に近づけるには、第１サンギア１１０、第１プラネタリギア１２０、第２サンギア２１０、第２プラネタリギア２２０の歯数を増やす必要がある。しかしながら、例えばギアの大きさを維持したままで、歯数を増やすと、ギアのモジュールを小さくせざるを得ず、この結果、ギアの加工には高い加工精度が要求されるとともに、ギアの伝達トルクが小さくなることによって変速機の容量が低下してしまう。また変速機の容量を維持するようにギアのモジュールを維持したままで、減速比を上げようとすると、歯数の増加により変速機がかなり大きくなってしまう問題があった。
本発明は、前記従来の問題点に鑑み、構造を大きく変えることなく、高減速比が得られ、しかも高い加工精度を必要とせず、また容量が低下することもない遊星歯車変速機を提供することを目的とする。

請求項１に記載の発明は、第１サンギアと、第１サンギアの回転軸に回転可能に支持されるキャリアと、キャリアに回転可能に支持され、前記第１サンギアと噛み合う第１プラネタリギアと、前記第１プラネタリギアに固定され、同軸で回転可能な第２プラネタリギアと、前記キャリアに回転可能に支持され、外周面に外周面ギア、内周面に内周面ギアがそれぞれ形成され、外周面ギアが前記第２プラネタリギアと噛み合うリングギアと、前記キャリアに回転可能に支持され前記リングギアの内周面ギアと噛み合う第２サンギアとを備えるものとした。
請求項１に記載の発明によれば、第２プラネタリギアと第２サンギアの間にリングギアを介在させたので、第２プラネタリギアと第２サンギアの回転運動はリングギアを介して行われることになる。したがって、第１サンギア、第１プラネタリギア、第２サンギア、第２プラネタリギアのうち、歯数の多いギアを含まなくても、第１サンギアと第２サンギアの回転速度比を１に近づけることができ、極めて大きな減速比が得られる。

請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の遊星歯車装置であって、前記リングギアが、前記第１サンギアの回転中心に対して偏心した状態で前記キャリアに回転可能に支持され、前記第２サンギアは、前記第１サンギアと同じ回転中心で前記キャリアに回転可能に支持されているものとした。
請求項２に記載の発明によれば、第１サンギア、キャリア、第２サンギアは、同じ回転中心で回転することができる。

請求項３に記載の発明は、請求項２に記載の遊星歯車装置であって、前記第１サンギアと前記第２サンギアとは、互いに他方を軸支しているものとした。
請求項３に記載の発明によれば、変速機の軸方向寸法を大きくすることなく、第１サンギア、第２サンギアを両端支持構造とすることができる。

請求項４に記載の発明は、前記リングギアが、前記第２プラネタリギアおよび第２サンギアより柔軟な材料で構成されているものとした。
請求項４に記載の発明によれば、リングギアと第２プラネタリギアおよび第２サンギアとの噛み合い効率が向上する。

本発明においては、第２プラネタリギアと第２サンギアの間にリングギアを介在させることによって、ギアの歯数を増やさなくても、減速比を大幅に上げることができるため、ギアの加工が容易で、加工精度を向上させることなく、しかも小型の構成を維持しながら、伝達トルク容量を向上させることができる。

以下、本発明を適用した遊星歯車変速機の一実施形態について説明する。
図１および図２は、遊星歯車変速機の構成を示す図である。図１の（ａ）は遊星歯車変速機の外観を示す斜視図で、図１の（ｂ）は（ａ）におけるＡ−Ａ断面図である。図２の（ａ）は図１の（ａ）におけるＢ−Ｂ断面図で、図２の（ｂ）は図１の（ａ）におけるＣ−Ｃ断面図である。
第１サンギア１１の第１回転軸１３にボールベアリング７を介して第１キャリア３１が支持されている。
第１サンギア１１の端部に第１回転軸１３と回転中心が同じのプーリ３１ａが外方へ突出して形成されている。第１回転軸１３は、プーリ３１ａの端面より外方へ突出し、その端部には他の部材と連結するための連結穴３１ｄが三つ形成されている。
第１キャリア３１に平行して第２キャリア３２が配置され、第１キャリア３１と第２キャリア３２とは、円周方向で三つの連結部材５によって所定の間隔をもって連結され、第１回転軸１３を中心に一体となって回転可能になっている。第１キャリア３１と第２キャリア３２は特許請求の範囲におけるキャリアに相当する。
第１キャリア３１と第２キャリア３２とは、互いに対向する位置に、中心の位置が同じ貫通孔３１ｂ、３２ｂがそれぞれ形成され、支持軸２４が貫通孔３１ｂ、３２ｂに支持されている。第１プラネタリギア１２と第２プラネタリギア２２は、互いに一体に形成され、第１プラネタリギア１２が第１サンギア１１と噛み合うように支持軸２４に回転可能に支持されている。なお、第１プラネタリギア１２と第２プラネタリギア２２は、ニードルベアリング５２を介して支持軸２４に支持されている。

第２キャリア３２にボールベアリング９を介して第２サンギア２１の第２回転軸２３の一端が支持されている。第２回転軸２３は、第１回転軸１３と回転中心が同じで、その他端で第１回転軸１３と互いに軸支されている。すなわち、第２回転軸２３の他端の先端部が第１回転軸１３の内部まで伸びニードルベアリング５１を介して第２回転軸２３と軸支されている。第２回転軸２３の端部には第１回転軸１３の端部と同様に連結穴３２ｄが三つ形成されている。
第２キャリア３２にはボールベアリング８を介してリングギア４０が、第１サンギア１１、第２サンギア２１に対して偏心した状態で回転可能に支持されている。すなわち、リングギア４０は、図２の（ｂ）に示すように、第２プラネタリギア２２の回転中心と第２サンギア２１の回転中心とを結ぶ線ｍ上に、第２サンギア２１に対して第２プラネタリギア２２の反対側に回転中心oが設定されて支持されるようになっている。
リングギア４０は、第２プラネタリギア２２および第２サンギア２１より柔軟な材料で構成され、その外周面に外周面ギア４１、内周面に内周面ギア４２がそれぞれ形成され、外周面ギア４１が第２プラネタリギア２２と、内周面ギア４２が第２サンギア２１とそれぞれ噛み合うようになっている。

遊星歯車変速機は、以上のように構成され、図２の（ａ）に示すように、第１プラネタリギア１２が第１サンギア１１と噛み合っているので、例えば第１サンギア１１に対して第１キャリア３１を回転させた場合、第１プラネタリギア１２が支持軸２４を中心に自転しながら、第１サンギア１１の中心を回転中心として公転する。
第１プラネタリギア１２の回転で、図２の（ｂ）に示すように第１プラネタリギア１２と一体に形成された第２プラネタリギア２２が回転する。このとき、第２キャリア３２は第１キャリア３１と同じ回転をするので、第２プラネタリギア２２とリングギア４０の外周面ギア４１の噛み合い関係、リングギア４０の内周面ギア４２と第２サンギア２１の噛み合い関係を維持して第２プラネタリギア２２の回転を第２サンギア２１に伝達することができる。

次に、前記の遊星歯車変速機の減速比について説明する。
図３は、前記遊星歯車の減速比を演算するためのスケルトン図である。
前記従来例で説明したように、このような遊星歯車を２段並立した変速機では、２軸駆動とした場合、プーリ３１ａ、すなわち第１キャリア３１および第２キャリア３２を入力端として回転させた場合、プーリ３１ａと第１回転軸１３との減速比およびプーリ３１ａと第２回転軸２３との減速比を前記式（３）および式（４）によって計算することができる。ここで、第１回転軸１３の回転速度をｎ１、第２回転軸２３の回転速度をｎ２、プーリ３１ａ（第１キャリア３１および第２キャリア３２）の回転速度をｎｃとすることができる。このとき、式（３）、式（４）によって、（ｎ１／ｎ２）_nc=0または（ｎ２／ｎ１）_nc=0が１に近いほど、減速比が大きい。

ここで、その回転速度比について計算してみることにする。リングギア４０を除く他のギアの歯数を前記従来例の２１を最大とし、第１サンギア１１の歯数Ｚａを２０、第１プラネタリギア１２の歯数ｚｂを１４、第２プラネタリギア２２の歯数Ｚｃを１３、第２サンギア２１の歯数Ｚｄを１２にそれぞれ設定する。そして、リングギア４０の外周面ギア４１の歯数Ｚｅを２６、内周面ギア４２の歯数Ｚｆを１７に設定する。
このとき、（ｎ１／ｎ２）_nc=1は、以下の式（５）で計算される。
（ｎ１／ｎ２）_nc=1＝（Ｚｂ／Ｚａ）・（Ｚｅ／Ｚｃ）・（Ｚｄ／Ｚｆ）
（５）
式（５）に前記各ギアの歯数を代入すると、（ｎ１／ｎ２）_nc=1が０．９８８になる。

（ｎ２／ｎ１）_nc=1は、（ｎ１／ｎ２）_nc=1の逆数で、以下の式（６）で計算される。
（ｎ２／ｎ１）_nc=1＝（Ｚａ／Ｚｂ）・（Ｚｃ／Ｚｅ）・（Ｚｆ／Ｚｄ）
（６）
式（６）に前記各ギアの歯数を代入すると、（ｎ２／ｎ１）_nc=1が１.０１２になる。
このように、第１サンギア１１、第２サンギア２１、第１プラネタリギア１２、第２プラネタリギア２２の歯数を従来より増やさなくても、（ｎ１／ｎ２）_nc=1および（ｎ２／ｎ１）_nc=1を１に近づけることができる。
このとき、前記式（３）により、プーリ３１ａと第１回転軸１３との減速比ｎｃ／ｎ１が８５になる。
前記式（４）により、プーリ３１ａと第２回転軸２３との減速比ｎｃ／ｎ２が−８４になる。

以上説明した通り、本発明によれば、従来の遊星歯車変速機に対して第２サンギア２１と第２プラネタリギア２２の間にリングギア４０を介在させることにより、各ギアの歯数を少なく設定しても高減速比が得られるため、小型の構成を維持しながら、減速比を向上させることができる。また、モジュールを大きく取れることで、強度的に余裕ができ、樹脂化または焼結でコストコストを抑えることもできる。また、インボリュートギアを使用することができるため、加工が簡単で、しかも歯数が少ないため高い加工精度を必要としないので、加工コストを低減させることも可能になる。
また、小型であるゆえに、例えば第1キャリア３１または第２キャリア３２をモータの回転軸と直結してモータと一体に構成することもできる。

そして、各ギアの歯数差が小さいので、噛み合い効率がよく、伝達効率も高い。
さらに、歯数の選定自由度が高いため、リングギア４０の内周面ギア４２の歯数の設定で、リングギア４０の内周面ギア４２を加工する際に、トロコイド干渉を回避または低減させることができるので、リングギア４０と他のギアの噛み合い効率を高め、また加工を容易にすることができる。
また、実施形態で示した構造では、第１回転軸１３と第２回転軸２３とは互いに軸支されているので、支持剛性が高く、各ギアが滑らかに回転することができるため、回転騒音を小さく抑えることができる。
さらに、リングギア４０は、第２プラネタリギア２２および第２サンギア２１より柔軟な材料で構成されるため、それらとの噛み合い効率が向上し、ギアの回転を円滑、かつ静かにできる。

本実施形態は、以上示した構成のほかにも、変形して実施することができる。例えば、第２プラネタリギア２２、リングギア４０、第２サンギアの回転中心が同じ直線上でなくても配置することができる。また、第１回転軸１３と第２回転軸２３の軸支では、ニードルベアリング５１を介さずに互いに直接で支持するようにしてもよいし、ボールベアリングを介して支持するようにしてもよい。また支持状態も、第１回転軸１３が第２回転軸２３の内部に支持されるのでなく、その逆で第１回転軸１３が第２回転軸２３の内部で支持されるようにしてもよい。

遊星歯車変速機の外観を示す斜視図で、（ａ）は遊星歯車変速機の外観を示す斜視図で、図１の（ｂ）は（ａ）におけるＡ−Ａ断面図である。遊星歯車変速機の内部構造を示す断面図で、（ａ）は図１の（ａ）におけるＢ−Ｂ断面図で、（ｂ）は図１の（ａ）におけるＣ−Ｃ断面図である。遊星歯車の減速比を演算するためのスケルトン図である。従来の遊星歯車変速機の減速比を演算するためのスケルトン図である。

符号の説明

５連結部材
７ボールベアリング
８ボールベアリング
９ボールベアリング
１１第１サンギア
１２第１プラネタリギア
１３第１回転軸
２１第２サンギア
２２第２プラネタリギア
２３第２回転軸
２４支持軸
３１第１キャリア
３１ａプーリ
３１ｂ貫通孔
３１ｄ、３２ｄ連結穴
３２第２キャリア
４０リングギア
４１外周面ギア
４２内周面ギア
５１、５２ニードルベアリング

Claims

第１サンギアと、
第１サンギアの回転軸に回転可能に支持されるキャリアと、
キャリアに回転可能に支持され、前記第１サンギアと噛み合う第１プラネタリギアと、
前記第１プラネタリギアに固定され、同軸で回転可能な第２プラネタリギアと、
前記キャリアに回転可能に支持され、外周面に外周面ギア、内周面に内周面ギアがそれぞれ形成され、外周面ギアが前記第２プラネタリギアと噛み合うリングギアと、
前記キャリアに回転可能に支持され前記リングギアの内周面ギアと噛み合う第２サンギアとを備えることを特徴とする遊星歯車変速機。
前記リングギアは、前記第１サンギアの回転中心に対して偏心した状態で前記キャリアに回転可能に支持され、前記第２サンギアは、前記第１サンギアと同じ回転中心で前記キャリアに回転可能に支持されていることを特徴とする請求項１に記載の遊星歯車変速機。
前記第１サンギアと前記第２サンギアとは、互いに他方を軸支していることを特徴とする請求項２に記載の遊星歯車変速機。
前記リングギアは、前記第２プラネタリギアおよび第２サンギアより柔軟な材料で構成されていることを特徴とする請求項１から請求項３のいずれか１項に記載の遊星歯車変速機。