JP2006153281A

JP2006153281A - Planetary gear device

Info

Publication number: JP2006153281A
Application number: JP2006051091A
Authority: JP
Inventors: Yozo Yamashita; 洋三山下; Shinichiro Nakajima; 紳一郎中島; Makoto Nishichi; 誠西地
Original assignee: JTEKT Corp
Current assignee: JTEKT Corp
Priority date: 2006-02-27
Filing date: 2006-02-27
Publication date: 2006-06-15

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a planetary gear device having a greater torque bias ratio and reducing variation of the torque bias ratio. <P>SOLUTION: A carrier 2 is fixed to an opening portion at one end of a cylindrical device body 1. The carrier 2 has a plurality of storage holes 2d formed at equal spaces extending parallel to a rotational axis L. Each storage hole 2d rotatably stores a planetary gear 4. An internal gear 5 and a sun gear 9 mesh with the planetary gear 4 at one end and the other end, respectively. The planetary gear 4, the internal gear 5 and the sun gear 9 use torsional teeth. The phase of at least one of all planetary gears 4 meshing with the internal gear 5 and the sun gear 9 differentiates from the phase of the other planetary gears 4 meshing with the internal gear 5 and the sun gear 9. <P>COPYRIGHT: (C)2006,JPO&NCIPI

Description

この発明は、車両の差動歯車装置として用いるのに好適な遊星歯車装置に関する。 The present invention relates to a planetary gear device suitable for use as a differential gear device for a vehicle.

一般に、この種の遊星歯車装置は、それぞれの軸線を回転軸線と一致させて回転自在に配置された内歯車及び太陽歯車と、内歯車及び太陽歯車と噛み合う複数の遊星歯車と、軸線を回転軸線と一致させて回転自在に配置され、複数の遊星歯車を自転可能に支持するキャリアとを備えている。そして、内歯車、太陽歯車及びキャリアのいずれか一つを入力部材とし、他の二つを出力部材としている。つまり、内歯車、太陽歯車及びキャリアのいずれか一つを回転駆動し、他の二つの回転を出力回転として取り出すようにしている（例えば、特許文献１，２参照。）。 In general, this type of planetary gear device includes an internal gear and a sun gear which are rotatably arranged with their respective axes aligned with a rotation axis, a plurality of planetary gears meshed with the internal gear and the sun gear, and the axes of the rotation gears. And a carrier that rotatably supports the plurality of planetary gears so as to rotate. And any one of an internal gear, a sun gear, and a carrier is used as an input member, and the other two are used as output members. That is, any one of the internal gear, the sun gear, and the carrier is driven to rotate, and the other two rotations are extracted as output rotations (see, for example, Patent Documents 1 and 2).

特開平９−１１２６５７号公報JP-A-9-112657 特開平９−１４４８４４号公報JP-A-9-144844

上記従来の遊星歯車装置においては、二つの出力部材に伝達される回転トルクの比率たるトルクバイアス比を大きくすることが要望されている。この発明は、トルクバイアス比を大きくすることができる遊星歯車装置を提供することを解決しようとする課題としている。 In the conventional planetary gear device described above, it is desired to increase the torque bias ratio, which is the ratio of the rotational torque transmitted to the two output members. An object of the present invention is to provide a planetary gear device capable of increasing the torque bias ratio.

この発明は、上記の課題を解決するために、それぞれの軸線を回転軸線と一致させて回転可能に配置された内歯車及び太陽歯車と、この内歯車及び太陽歯車と平行に配置され、それらと噛み合う少なくとも一つの遊星歯車と、軸線を上記回転軸線と一致させて回転可能に配置され、上記遊星歯車を回転可能に、かつほぼ全長にわたって収容する収容孔が形成されたキャリアとを備えた遊星歯車装置において、上記内歯車と上記遊星歯車との噛み合い部と、上記太陽歯車と上記遊星歯車との噛み合い部とを、両噛み合い部が上記回転軸線方向において互いに重ならないよう、同方向において互いにずらし、上記内歯車、上記太陽歯車及び上記遊星歯車としてそれぞれ捩れ歯を有するものを用い、少なくとも一つの遊星歯車の上記内歯車及び太陽歯車に対する噛み合い位相を、他の遊星歯車の上記内歯車及び太陽歯車に対する噛み合い位相と異なる位相にしたことを特徴としている。
この場合、上記複数の遊星歯車を、上記回転軸線を中心とする周方向へ不等間隔に配置することが望ましい。 In order to solve the above-described problems, the present invention provides an internal gear and a sun gear that are rotatably arranged with their respective axes aligned with the rotation axis, and are arranged in parallel with the internal gear and the sun gear. A planetary gear comprising at least one planetary gear meshing with the carrier, and a carrier that is rotatably arranged with its axis line coincident with the rotation axis, and that has a receiving hole that is rotatable and accommodates substantially the entire length of the planetary gear. In the apparatus, the meshing portion of the internal gear and the planetary gear and the meshing portion of the sun gear and the planetary gear are shifted from each other in the same direction so that the meshing portions do not overlap with each other in the rotational axis direction, The internal gear, the sun gear, and the planetary gear each having a twisted tooth are used, and the internal gear and the sun of at least one planetary gear are used. The meshing phase for cars, and characterized in that the meshing phases different phase with respect to the internal gear and the sun gear of the other planetary gear.
In this case, it is desirable that the plurality of planetary gears be arranged at unequal intervals in the circumferential direction around the rotation axis.

上記特徴構成を有するこの発明によれば、トルクバイアス比を増大させることができるとともに、トルクバイアス比の変動を小さく抑えることができる。 According to the present invention having the above-described characteristic configuration, it is possible to increase the torque bias ratio and to suppress fluctuations in the torque bias ratio.

以下、この発明の実施の形態について図１〜図１２を参照して説明する。
図１及び図２は、この発明の第１実施の形態を示す。この実施の形態の遊星歯車装置Ａは、装置本体１を有している。装置本体１は、軸線を回転軸線Ｌと一致させた円筒状をなす本体部１ａと、この本体部１ａの一端部に形成された底部１ｂとを有している。装置本体１は、エンジン（図示せず）により回転軸線Ｌを中心として回転駆動される。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS.
1 and 2 show a first embodiment of the present invention. The planetary gear device A of this embodiment has a device body 1. The apparatus main body 1 includes a main body 1a having a cylindrical shape whose axis is aligned with the rotation axis L, and a bottom 1b formed at one end of the main body 1a. The apparatus main body 1 is driven to rotate about the rotation axis L by an engine (not shown).

装置本体１の内部には、その開口端からキャリア２が挿入されている。キャリア２は、円筒状をなしており、挿入方向における先端側（図１において左側）の小径部２ａと、基端側の大径部２ｂとを有している。小径部２ａ及び大径部２ｂは、それぞれの軸線を互いに一致させるとともに、回転軸線Ｌと一致させている。小径部２ａの外径は、大径部２ｂの外径より小径であるが、内径は大径部２ｂの内径と同一になっている。大径部２ｂの外径は、この実施の形態では装置本体１の内径より若干小径になっているが、装置本体１の内径とほぼ同一にしてほとんど隙間なく嵌合させてもよい。大径部２ｂの内周面の基端側端部には、径方向内側へ向って突出する環状の支持部２ｃが形成されている。キャリア２は、その基端部の外周面が装置本体１の内周面の開口側端部とスプライン嵌合することにより、装置本体１に回動不能に連結されている。しかも、キャリア２は、装置本体１の開口端部に螺合されたナット３を締め付けることにより、装置本体１に回転軸線Ｌ方向へ移動不能に連結されている。つまり、キャリア２は、装置本体１に固定されている。 A carrier 2 is inserted into the apparatus main body 1 from the opening end. The carrier 2 has a cylindrical shape, and has a small-diameter portion 2a on the distal end side (left side in FIG. 1) in the insertion direction and a large-diameter portion 2b on the proximal end side. The small-diameter portion 2a and the large-diameter portion 2b have their axes aligned with each other and the rotation axis L. The outer diameter of the small-diameter portion 2a is smaller than the outer diameter of the large-diameter portion 2b, but the inner diameter is the same as the inner diameter of the large-diameter portion 2b. In this embodiment, the outer diameter of the large-diameter portion 2b is slightly smaller than the inner diameter of the apparatus main body 1. However, the outer diameter may be substantially the same as the inner diameter of the apparatus main body 1 and fitted with almost no gap. An annular support portion 2c that protrudes radially inward is formed at the proximal end of the inner peripheral surface of the large diameter portion 2b. The carrier 2 is non-rotatably connected to the apparatus main body 1 by spline fitting the outer peripheral surface of the base end portion with the opening side end of the inner peripheral surface of the apparatus main body 1. Moreover, the carrier 2 is coupled to the apparatus main body 1 so as not to move in the direction of the rotation axis L by tightening a nut 3 screwed into the opening end of the apparatus main body 1. That is, the carrier 2 is fixed to the apparatus main body 1.

キャリア２には、小径部２ａの先端面から大径部２ｂの基端部まで回転軸線Ｌと平行に延びる収容孔２ｄが形成されている。この収容孔２ｄは、その中心線が小径部２ａの外周面と内周面との中央に位置するように配置されている。しかも、収容孔２ｄの内径は、小径部２ａの厚さ（＝小径部の（外径−内径）／２）より大径に形成されている。したがって、キャリア２の径方向における収容孔２ｄの内側の側部は、小径部２ａ及び大径部２ｂの内周面から内側に向って開放されている。一方、収容孔２ｄの外側の側部は、小径部２ａの外周面からは外側に向って開放されている。しかし、大径部２ｂの外周面から収容孔２ｄの中心線までの距離が収容孔２ｄの半径より大きくなっているので、収容孔２ｂの外側の側部は、大径部２ｂにおいては外側に開放されておらず閉じられている。 The carrier 2 is formed with an accommodation hole 2d extending in parallel with the rotation axis L from the distal end surface of the small diameter portion 2a to the proximal end portion of the large diameter portion 2b. The housing hole 2d is arranged so that the center line is located at the center between the outer peripheral surface and the inner peripheral surface of the small diameter portion 2a. Moreover, the inner diameter of the accommodation hole 2d is formed to be larger than the thickness of the small diameter portion 2a (= (outer diameter−inner diameter) / 2 of the small diameter portion). Therefore, the side part inside the accommodation hole 2d in the radial direction of the carrier 2 is opened inward from the inner peripheral surfaces of the small diameter part 2a and the large diameter part 2b. On the other hand, the outer side portion of the accommodation hole 2d is opened outward from the outer peripheral surface of the small diameter portion 2a. However, since the distance from the outer peripheral surface of the large-diameter portion 2b to the center line of the accommodation hole 2d is larger than the radius of the accommodation hole 2d, the side portion outside the accommodation hole 2b is outside the large-diameter portion 2b. It is not open but closed.

収容孔２ｄには、遊星歯車４が回転可能（自転可能）に収容されている。遊星歯車４は、収容孔２ｄとほぼ同一の外径を有している。したがって、遊星歯車４の外周面のうち、キャリア２の径方向内側の側部は、その全長にわたって収容孔２ｄからキャリア２の径方向内側へ向って突出している。一方、遊星歯車４の外周面のうち、キャリア２の径方向外側の側部は、小径部２ａからは外部に突出しているが、大径部２ｂからは外部に突出していない。つまり、遊星歯車４の左端部は、収容孔２ｄからキャリア２の径方向外側に突出しているが、右端部は収容孔２ｄから外側へ突出しておらず、収容孔２ｄの内周面に接触している。 The planetary gear 4 is rotatably accommodated in the accommodation hole 2d. The planetary gear 4 has substantially the same outer diameter as the accommodation hole 2d. Therefore, on the outer peripheral surface of the planetary gear 4, the radially inner side portion of the carrier 2 projects from the accommodation hole 2 d toward the radially inner side of the carrier 2 over the entire length thereof. On the other hand, of the outer peripheral surface of the planetary gear 4, the side portion on the radially outer side of the carrier 2 protrudes to the outside from the small diameter portion 2a, but does not protrude to the outside from the large diameter portion 2b. In other words, the left end portion of the planetary gear 4 protrudes outward in the radial direction of the carrier 2 from the accommodation hole 2d, but the right end portion does not protrude outward from the accommodation hole 2d and contacts the inner peripheral surface of the accommodation hole 2d. ing.

装置本体１の内部の底部１ａ側の端部には、内歯車５が収容されている。この内歯車５は、その軸線を回転軸線Ｌと一致させており、回転軸線Ｌを中心として回転可能に配置されている。内歯車５は、内歯車部５ａと、この内歯車部５ａの底部１ｂ側の端部に一体に設けられ、径方向内側へ突出する環状連結部５ｂとを有している。内歯車部５ａは、遊星歯車４の左端部と対向するようにしてその外側に配置されている。内歯車部５ａの外周面は、本体部１ａの内周面に若干の隙間をもって嵌合しているが、内歯車部５ａの外径を本体部１ａの内径とほぼ同一にすることにより、内歯車部５ａの外周面を本体部１ａの内周面にほとんど隙間なく嵌合させてもよい。環状連結部５ｂは、回転軸線Ｌ方向における一端面が底部１ｂに摩擦ワッシャ６を介して接触しており、他端面は摩擦ワッシャ７を介して遊星歯車４の端面に接触している。この結果、内歯車５及び遊星歯車４が回転軸線Ｌ方向へほとんど移動不能になっている。環状連結部５ｂの内周面には、出力部材８がスプライン嵌合等により、回転不能に、かつ回転軸線Ｌ方向へは移動可能に連結されている。この出力部材８には、第１出力軸（図示せず）の一端部が回転不能に連結されている。第１出力軸の他端部は、底部１ｂに設けられた軸受部１ｃを回転可能に貫通して装置本体１から外部に突出し、例えば車両の左右の車輪の一方、又はフロントデフとリヤデフとの一方に連結されている。 An internal gear 5 is accommodated at the end of the apparatus main body 1 on the bottom 1a side. The internal gear 5 has its axis aligned with the rotation axis L, and is arranged to be rotatable about the rotation axis L. The internal gear 5 includes an internal gear portion 5a and an annular connecting portion 5b that is integrally provided at the end of the internal gear portion 5a on the bottom 1b side and protrudes radially inward. The internal gear portion 5a is disposed outside the planetary gear 4 so as to face the left end portion. The outer peripheral surface of the internal gear portion 5a is fitted to the inner peripheral surface of the main body portion 1a with a slight gap, but by making the outer diameter of the inner gear portion 5a substantially the same as the inner diameter of the main body portion 1a, The outer peripheral surface of the gear portion 5a may be fitted to the inner peripheral surface of the main body portion 1a with almost no gap. One end surface of the annular connecting portion 5 b in the rotation axis L direction is in contact with the bottom portion 1 b via the friction washer 6, and the other end surface is in contact with the end surface of the planetary gear 4 via the friction washer 7. As a result, the internal gear 5 and the planetary gear 4 are almost immovable in the rotation axis L direction. The output member 8 is coupled to the inner peripheral surface of the annular coupling portion 5b so as not to rotate and to move in the direction of the rotation axis L by spline fitting or the like. One end of a first output shaft (not shown) is connected to the output member 8 so as not to rotate. The other end portion of the first output shaft rotatably passes through a bearing portion 1c provided on the bottom portion 1b and protrudes outward from the apparatus main body 1. For example, one of the left and right wheels of the vehicle, or the front differential and the rear differential Connected to one side.

装置本体１の内部の開口部側の端部には、太陽歯車９が収容されている。太陽歯車９は、遊星歯車４の右端部と対向するようにしてその内側に配置されている。しかも、太陽歯車９は、その軸線を回転軸線Ｌと一致させており、回転軸線Ｌを中心として回転可能に配置されている。太陽歯車９の一端面（図１において左端面）は、スペーサ１０を介して出力部材８に接触し、さらに摩擦ワッシャ６を介して底部１ｂに接触している。太陽歯車９の他端面は、摩擦ワッシャ１１，１１を介してキャリア２の支持部２ｃに接触している。これにより、太陽歯車９は回転軸線Ｌ方向へほとんど移動不能になっている。太陽歯車９の内周には、キャリア２の支持部２ｃによって回転可能に支持された第２出力軸（図示せず）の一端部が回転不能に連結されている。第２出力軸の他端部は、装置本体１から外部に突出し、例えば車両の左右の車輪の他方、又はフロントデフとリヤデフとの他方に連結されている。 A sun gear 9 is accommodated at the end of the apparatus main body 1 on the opening side. The sun gear 9 is disposed inside the planetary gear 4 so as to face the right end of the planetary gear 4. Moreover, the sun gear 9 has its axis aligned with the rotation axis L, and is disposed so as to be rotatable about the rotation axis L. One end surface (the left end surface in FIG. 1) of the sun gear 9 is in contact with the output member 8 through the spacer 10, and is further in contact with the bottom 1 b through the friction washer 6. The other end surface of the sun gear 9 is in contact with the support portion 2 c of the carrier 2 via the friction washers 11 and 11. Thereby, the sun gear 9 is almost immovable in the rotation axis L direction. One end of a second output shaft (not shown) rotatably supported by the support portion 2c of the carrier 2 is connected to the inner periphery of the sun gear 9 so as not to rotate. The other end of the second output shaft protrudes from the apparatus main body 1 and is connected to, for example, the other of the left and right wheels of the vehicle or the other of the front differential and the rear differential.

上記スペーサ１０は、筒状をなしており、その外径はキャリア２の小径部２ａの内径とほぼ同一になっている。したがって、スペーサ１０の外周面は、キャリア２の内周面にほとんど隙間なく嵌合している。これにより、収容孔２ｄの内側の開放部のうち、スペーサ１０と対向する左端部が遮蔽されている。しかも、スペーサ１０の外周面の周方向において上記収容孔２ｄと同一位置に位置する箇所には、凹部１０ａが形成されている。この凹部１０ａは、収容孔２ｄの中心と同一の曲率中心を有し、かつ収容孔２ｄの半径と同一の曲率半径を有している。この結果、凹部１０ａは、収容孔２ｄの一部、つまりキャリア２の内周面より内側の部分としての収容孔２ｄの一部を構成している。したがって、凹部１０ａには、遊星歯車４の左端部の内周側の側部が嵌合している。遊星歯車４が凹部１０ａに入り込むことにより、スペーサ１０は遊星歯車４を介してキャリア２に回転不能に連結されている。スペーサ１０は、キャリア２に直接回転不能に連結してもよい。 The spacer 10 has a cylindrical shape, and its outer diameter is substantially the same as the inner diameter of the small diameter portion 2 a of the carrier 2. Therefore, the outer peripheral surface of the spacer 10 is fitted to the inner peripheral surface of the carrier 2 with almost no gap. Thereby, the left end part which opposes the spacer 10 among the open parts inside the accommodation hole 2d is shielded. In addition, a recess 10a is formed at a location located at the same position as the receiving hole 2d in the circumferential direction of the outer peripheral surface of the spacer 10. The recess 10a has the same center of curvature as the center of the accommodation hole 2d, and has the same radius of curvature as the radius of the accommodation hole 2d. As a result, the recess 10 a constitutes a part of the accommodation hole 2 d, that is, a part of the accommodation hole 2 d as a part inside the inner peripheral surface of the carrier 2. Therefore, the inner peripheral side portion of the left end portion of the planetary gear 4 is fitted in the concave portion 10a. When the planetary gear 4 enters the recess 10 a, the spacer 10 is non-rotatably connected to the carrier 2 via the planetary gear 4. The spacer 10 may be connected to the carrier 2 so as not to rotate directly.

内歯車５及び太陽歯車９は、遊星歯車４とそれぞれ噛み合っている。したがって、装置本体１が回転駆動されると、それに伴って内歯車５及び太陽歯車９が回転軸線Ｌを中心として回転する。この場合、内歯車５及び太陽歯車９は、遊星歯車４が自転しないときには同一速度で回転し、遊星歯車４が自転すると差動回転する。上記のように、内歯車５の回転は、第１出力軸を介して車両の左右の車輪の一方、又はフロントデフとリヤデフの一方に伝達され、太陽歯車９の回転は、第２出力軸を介して車両の左右の車輪の他方、又はフロントデフとリヤデフとの他方に伝達される。 The internal gear 5 and the sun gear 9 mesh with the planetary gear 4, respectively. Therefore, when the apparatus main body 1 is rotationally driven, the internal gear 5 and the sun gear 9 are rotated around the rotation axis L accordingly. In this case, the internal gear 5 and the sun gear 9 rotate at the same speed when the planetary gear 4 does not rotate, and rotate differentially when the planetary gear 4 rotates. As described above, the rotation of the internal gear 5 is transmitted to one of the left and right wheels of the vehicle or one of the front differential and the rear differential via the first output shaft, and the rotation of the sun gear 9 is transmitted to the second output shaft. To the other of the left and right wheels of the vehicle or the other of the front differential and the rear differential.

内歯車５は、遊星歯車４の左端部と噛み合っている。一方、太陽歯車９は遊星歯車４の右端部と噛み合っている。内歯車５の遊星歯車４との噛み合い部と、太陽歯車９の遊星歯車４との噛み合い部とは、回転軸線Ｌ方向において互いに重なり合うことがないよう、回転軸線Ｌ方向へ互いにずらされている。この場合、内歯車５の遊星歯車４との噛み合い部と、太陽歯車９の遊星歯車４との噛み合い部との間に間隙が生じるように両噛み合い部を回転軸線Ｌ方向へずらしてもよいが、両噛み合い部の端部どうし、つまり内歯車５と遊星歯車４との噛み合い部における右端部と、太陽歯車９と遊星歯車４との噛み合い部の左端部とが、回転軸線Ｌ方向においてほぼ同一位置に位置するようにずらすのが望ましい。内歯車５は、遊星歯車４とその外側において噛み合っており、太陽歯車９は遊星歯車４とその外側において噛み合っている。したがって、装置本体１が回転駆動されると、遊星歯車４は、その左側の端部が内歯車５との噛み合いによって装置本体１の径方向内側へ向って押され、その右端部が太陽歯車９との噛み合いによって装置本体１の外側へ押される。 The internal gear 5 meshes with the left end portion of the planetary gear 4. On the other hand, the sun gear 9 meshes with the right end portion of the planetary gear 4. The meshing portion of the internal gear 5 with the planetary gear 4 and the meshing portion of the sun gear 9 with the planetary gear 4 are shifted from each other in the rotation axis L direction so as not to overlap each other in the rotation axis L direction. In this case, both the meshing portions may be shifted in the direction of the rotation axis L so that a gap is generated between the meshing portion of the internal gear 5 with the planetary gear 4 and the meshing portion of the sun gear 9 with the planetary gear 4. The end portions of both meshing portions, that is, the right end portion in the meshing portion between the internal gear 5 and the planetary gear 4 and the left end portion in the meshing portion between the sun gear 9 and the planetary gear 4 are substantially the same in the direction of the rotation axis L. It is desirable to shift it so that it is in position. The internal gear 5 meshes with the planetary gear 4 on the outside thereof, and the sun gear 9 meshes with the planetary gear 4 on the outside thereof. Therefore, when the device main body 1 is driven to rotate, the planetary gear 4 has its left end pushed toward the radially inner side of the device main body 1 by meshing with the internal gear 5, and its right end is the sun gear 9. Is pushed to the outside of the apparatus main body 1.

上記構成の遊星歯車装置Ａにおいて装置本体１が回転駆動されると、上記のように、遊星歯車４の内歯車５側の端部（図１における左端部。以下、左端部という。）は、内歯車５との噛み合い反力によって装置本体１の径方向内側へ押される。一方、遊星歯車４の太陽歯車９側の端部（以下、右端部という。）は、太陽歯車９との噛み合い反力によって装置本体１の径方向外側へ押される。このとき、内歯車５の遊星歯車４との噛み合い部と太陽歯車９の遊星歯車４との噛み合い部とが、互いに重なり合うことなく、回転軸線Ｌ方向へずらされているので、遊星歯車４は、内歯車５との噛み合い部と太陽歯車９との噛み合い部との間の中央部を中心として図１における反時計方向への回転モーメント（以下、コッキングモーメントという。）を受ける。このコッキングモーメントにより、遊星歯車４の左端部が装置本体１の径方向内側へ向かい、右端部が装置本体１の径方向外側へ向かうように、遊星歯車４が傾斜させられる。その結果、遊星歯車４の外周面は、全体にわたって収容孔２ｄの内周面と接触することなく、左端縁部の内側の側部及び右端縁部の外側の側部だけが収容孔２ｄの内周面と押圧接触する。より詳しくは、左端縁部の内側の側部は、収容孔２ｄの内側の一部をなす凹部１０ａの壁面に押圧接触し、右端縁部の外側の側部は、収容孔２ｄの内周面の外側の側部に押圧接触する。このため、遊星歯車装置Ａの差動回転時に遊星歯車４が自転すると、遊星歯車４と収容孔２ｄの内周面（及び凹部１０ａの壁面）との間には、遊星歯車４の自転を阻止しようとする摩擦トルクが発生するが、この摩擦トルクは、遊星歯車４の外周面が全体にわたって収容孔２ｄの内周面に接触する場合に発生する摩擦トルクより大幅に大きい。したがって、大きなトルクバイアス比が得られる。 When the device main body 1 is rotationally driven in the planetary gear device A having the above configuration, as described above, the end of the planetary gear 4 on the side of the internal gear 5 (left end portion in FIG. 1, hereinafter referred to as the left end portion). It is pushed inward in the radial direction of the apparatus main body 1 by the reaction force of meshing with the internal gear 5. On the other hand, the end of the planetary gear 4 on the sun gear 9 side (hereinafter referred to as the right end) is pushed outward in the radial direction of the apparatus main body 1 by the meshing reaction force with the sun gear 9. At this time, the meshing portion of the internal gear 5 with the planetary gear 4 and the meshing portion of the sun gear 9 with the planetary gear 4 are shifted in the direction of the rotational axis L without overlapping each other. A rotation moment in the counterclockwise direction in FIG. 1 (hereinafter referred to as “cocking moment”) is received around the central portion between the meshing portion with the internal gear 5 and the meshing portion with the sun gear 9. By this cocking moment, the planetary gear 4 is tilted so that the left end portion of the planetary gear 4 is directed radially inward of the apparatus main body 1 and the right end portion is directed radially outward of the apparatus main body 1. As a result, the outer peripheral surface of the planetary gear 4 does not contact the inner peripheral surface of the receiving hole 2d as a whole, and only the inner side of the left end edge and the outer side of the right end edge are within the receiving hole 2d. Press contact with the peripheral surface. More specifically, the inner side of the left edge is pressed against the wall surface of the recess 10a that forms part of the inner side of the receiving hole 2d, and the outer side of the right edge is the inner peripheral surface of the receiving hole 2d. And press contact with the outer side. Therefore, when the planetary gear 4 rotates during the differential rotation of the planetary gear device A, the planetary gear 4 is prevented from rotating between the planetary gear 4 and the inner peripheral surface of the accommodation hole 2d (and the wall surface of the recess 10a). The friction torque to be generated is generated, but this friction torque is significantly larger than the friction torque generated when the outer peripheral surface of the planetary gear 4 is in contact with the inner peripheral surface of the accommodation hole 2d as a whole. Therefore, a large torque bias ratio can be obtained.

なお、上記の内容から明らかなように、この実施の形態の遊星歯車装置Ａにおいては、凹部１０ａが遊星歯車４の内歯歯車５との噛み合い部を内側から支持する第１支持部になっており、収容孔２ｄの大径部２ｂに対応する部分の外周部が、遊星歯車４の太陽歯車９との噛み合い部を外側から支持する第２支持部になっている。 As is clear from the above description, in the planetary gear device A of this embodiment, the concave portion 10a is a first support portion that supports the meshing portion of the planetary gear 4 with the internal gear 5 from the inside. The outer peripheral portion of the portion corresponding to the large-diameter portion 2b of the accommodation hole 2d is a second support portion that supports the meshing portion of the planetary gear 4 with the sun gear 9 from the outside.

図４及び図５は、この発明の第２実施の形態を示す。この実施の形態の遊星歯車装置Ｂにおいては、太陽歯車９がキャリア２の内部に支持部２ｃの開口部から挿入可能になっている。すなわち、上記遊星歯車装置Ａにおいては、支持部２ｃの内径が太陽歯車９の外径より小径であったため、太陽歯車９を支持部２ｃ側からキャリア２内に挿入することができなかった。そこで、キャリア２の小径部２ａ及び大径部２ｂの内径を太陽歯車９の外径に対して同等以上にし、太陽歯車９を小径部２ａの開口部からキャリア２の内部に挿入していた。また、小径部２ａの内径を太陽歯車９の外径より小さくしているため、収容孔２ｄの左端部の内側の側部が装置本体１の径方向内側に向かって開放され、収容部２ｄの左端部の内側の側部が凹部１０ａによって構成されていた。 4 and 5 show a second embodiment of the present invention. In the planetary gear device B of this embodiment, the sun gear 9 can be inserted into the carrier 2 from the opening of the support portion 2c. That is, in the planetary gear device A, the inner diameter of the support portion 2c was smaller than the outer diameter of the sun gear 9, and therefore the sun gear 9 could not be inserted into the carrier 2 from the support portion 2c side. Therefore, the inner diameters of the small diameter portion 2a and the large diameter portion 2b of the carrier 2 are equal to or greater than the outer diameter of the sun gear 9, and the sun gear 9 is inserted into the carrier 2 from the opening of the small diameter portion 2a. Further, since the inner diameter of the small diameter portion 2a is smaller than the outer diameter of the sun gear 9, the inner side of the left end portion of the accommodation hole 2d is opened toward the radially inner side of the apparatus main body 1, and the accommodation portion 2d The side part inside the left end part was constituted by the recess 10a.

しかるに、この実施の形態の遊星歯車装置Ｂにおいては、支持部２ｃの内径が太陽歯車９の外径より若干大径に形成されており、太陽歯車９は支持部２ｃの開口部からキャリア２内に挿入されている。したがって、小径部２ａの内径は、太陽歯車９の外径より小さくすることができ、この実施の形態では上記遊星歯車装置Ａのスペーサ１０の内径と同一に設定されている。よって、収容孔２ｄの内周側の側部は、大径部２ｂに対応する箇所においては装置本体１の径方向内側へ向って開放されているが、小径部２ａに対応する箇所においては小径部２ａの内周面によって閉じられており、小径部２ａにおける収容孔２ｄの内周側の側部は、収容孔２ｄの他の部分と一体に形成されている。小径部２ａの内径が大径部２ｂの内径より小径に形成されているため、小径部２ａの内周面と大径部２ｂの内周面との間には、環状の段差面２ｅが形成されている。この段差面２ｅに太陽歯車９の左端面が接触している。なお、支持部２ｃの内径を太陽歯車９の外径より大径にしたことに伴って、２つの摩擦ワッシャ１１，１１のうち支持部２ｃ側の摩擦ワッシャ１１の外径を大径にし、支持部２ｃの内側の端面に接触可能にしている。
遊星歯車装置Ｂのその他の構成は、上記遊星歯車装置Ａの構成と同様であり、その作用効果も遊星歯車装置Ａのそれと同様である。 However, in the planetary gear device B of this embodiment, the inner diameter of the support portion 2c is formed to be slightly larger than the outer diameter of the sun gear 9, and the sun gear 9 is placed in the carrier 2 from the opening of the support portion 2c. Has been inserted. Therefore, the inner diameter of the small diameter portion 2a can be made smaller than the outer diameter of the sun gear 9, and in this embodiment, it is set to be the same as the inner diameter of the spacer 10 of the planetary gear unit A. Therefore, the side portion on the inner peripheral side of the accommodation hole 2d is opened toward the inside in the radial direction of the apparatus main body 1 at the portion corresponding to the large diameter portion 2b, but the small diameter at the portion corresponding to the small diameter portion 2a. It is closed by the inner peripheral surface of the part 2a, and the side part on the inner peripheral side of the accommodation hole 2d in the small diameter part 2a is formed integrally with the other part of the accommodation hole 2d. Since the inner diameter of the small diameter portion 2a is smaller than the inner diameter of the large diameter portion 2b, an annular step surface 2e is formed between the inner peripheral surface of the small diameter portion 2a and the inner peripheral surface of the large diameter portion 2b. Has been. The left end surface of the sun gear 9 is in contact with the step surface 2e. In addition, as the inner diameter of the support portion 2c is made larger than the outer diameter of the sun gear 9, the outer diameter of the friction washer 11 on the support portion 2c side of the two friction washers 11 and 11 is made larger and supported. The inner end face of the portion 2c can be contacted.
The other configuration of the planetary gear device B is the same as the configuration of the planetary gear device A, and the function and effect thereof are the same as those of the planetary gear device A.

ところで、遊星歯車装置Ａ，Ｂにおいては、遊星歯車４、内歯車５及び太陽歯車９の歯を捩れ歯としている。これは、遊星歯車４と内歯車５及び太陽歯車９との噛み合いによって各歯車４，５，９に回転軸線Ｌと平行な方向に作用するスラスト力を発生させ、そのスラスト力によって各歯車４，５，９の端面を摩擦ワッシャ６，７，１１に接触させ、さらにそれらを介して装置本体１又はキャリア２に接触させることにより、各歯車４，５，９の端面にそれらの回転を阻止しようとする摩擦トルクを発生させ、それによってトルクバイアス比を大きくするためである。 By the way, in the planetary gear devices A and B, the teeth of the planetary gear 4, the internal gear 5, and the sun gear 9 are twisted teeth. This generates a thrust force acting on the gears 4, 5, 9 in a direction parallel to the rotation axis L by meshing the planetary gear 4 with the internal gear 5 and the sun gear 9. Let the end faces of 5, 9 contact the friction washers 6, 7, 11 and further contact the apparatus main body 1 or the carrier 2 through them to prevent the end faces of the gears 4, 5, 9 from rotating. This is because the friction torque is generated to increase the torque bias ratio.

ところが、捩れ歯を有する歯車４，５，９を用いると、遊星歯車４と内歯車５及び太陽歯車９との噛み合い位置が、遊星歯車４の一歯当たりの回転毎に回転軸線方向へ周期的に変化する。この結果、コッキングモーメントの大きさが周期的に変化し、それに伴ってトルクバイアス比（全トルクバイアス比のうちの遊星歯車４の外周面が収容孔２ｄの内周面に接触することに基づくトルクバイアス比）が周期的に変化する。ここで、仮に全ての遊星歯車４の回転位相が同一であるとすると、トルクバイアス比の変化も同一位相で変化する。その結果、全遊星歯車４によるトルクバイアス比の変動量をＭとし、個々の遊星歯車４のトルクバイアス比の変動量をｍとし、遊星歯車４の数をｎとすると、
Ｍ＝ｍ×ｎ
になり、全遊星歯車４によるトルクバイアス比の変動量Ｍは、個々の遊星歯車４のトルクバイアス比の変動量ｍに対して遊星歯車４の数だけ倍増する。トルクバイアス比の変動量が大きくなると、遊星歯車装置Ａ，Ｂが振動したり、大きな騒音が発生するおそれがある。 However, when the gears 4, 5, 9 having torsion teeth are used, the meshing positions of the planetary gear 4, the internal gear 5, and the sun gear 9 are periodically changed in the rotation axis direction for each rotation of the planetary gear 4 per tooth. To change. As a result, the magnitude of the cocking moment changes periodically, and accordingly, the torque bias ratio (the torque based on the outer peripheral surface of the planetary gear 4 out of the total torque bias ratio contacting the inner peripheral surface of the accommodation hole 2d). (Bias ratio) changes periodically. Here, if the rotation phases of all the planetary gears 4 are the same, the change in the torque bias ratio also changes in the same phase. As a result, if the variation amount of the torque bias ratio by all the planetary gears 4 is M, the variation amount of the torque bias ratio of each planetary gear 4 is m, and the number of planetary gears 4 is n,
M = m × n
Thus, the variation amount M of the torque bias ratio by all the planetary gears 4 is doubled by the number of the planetary gears 4 with respect to the variation amount m of the torque bias ratio of each planetary gear 4. If the fluctuation amount of the torque bias ratio becomes large, the planetary gear units A and B may vibrate or a large noise may be generated.

このような不具合を未然に防止するためには、少なくとも一つの遊星歯車４の内歯車４及び太陽歯車９との噛み合い位相を、他の遊星歯車４の内歯車４及び太陽歯車９との噛み合い位相と異なる位相にすればよい。そのようにすれば、少なくとも一つの遊星歯車４に作用するコッキングモーメントが他の遊星歯車４に作用するコッキングモーメントに単純に加えられることがなく、平均化ないしは相殺されることになり、それによってトルクバイアス比の変動量を小さくすることができるからである。少なくとも一つの遊星歯車４の内歯車４及び太陽歯車９との噛み合い位相を、他の遊星歯車４の内歯車４及び太陽歯車９との噛み合い位相と異なる位相にした例を、以下に三つ紹介する。 In order to prevent such a problem, the meshing phase of at least one planetary gear 4 with the internal gear 4 and the sun gear 9 is changed to the meshing phase of the other planetary gear 4 with the internal gear 4 and the sun gear 9. And a different phase. By doing so, the cocking moment acting on the at least one planetary gear 4 is not simply added to the cocking moment acting on the other planetary gears 4, and is averaged or offset, whereby the torque This is because the fluctuation amount of the bias ratio can be reduced. Three examples of the meshing phase of the at least one planetary gear 4 with the internal gear 4 and the sun gear 9 are different from the meshing phase of the other planetary gear 4 with the internal gear 4 and the sun gear 9 are described below. To do.

第１の例は、遊星歯車装置Ａ，Ｂのように、複数の遊星歯車４が周方向に等間隔に配置されている場合のものである。このような場合には、遊星歯車４、内歯車５及び太陽歯車９の歯数をそれぞれＮ１，Ｎ２，Ｎ３と、遊星歯車４の設置数をｎとしたとき、
Ｎ２＝２・Ｎ１＋Ｎ３ … （１）
という条件を満たすとともに、設置数ｎが内歯車５の歯数Ｎ２及び太陽歯車９の歯数Ｎ３の約数と異なる数であるという条件を満たすように、歯数Ｎ１，Ｎ２，Ｎ３及び設置数ｎが採用される。 The first example is a case where a plurality of planetary gears 4 are arranged at equal intervals in the circumferential direction as in the planetary gear devices A and B. In such a case, when the number of teeth of the planetary gear 4, the internal gear 5 and the sun gear 9 is N1, N2, N3 and the number of installed planetary gears 4 is n,
N2 = 2 · N1 + N3 (1)
And the number of teeth N1, N2, N3 and the number of installations so that the number n of installations is different from the divisor of the number of teeth N2 of the internal gear 5 and the number of teeth N3 of the sun gear 9 n is adopted.

すなわち、遊星歯車４の内歯車５及び太陽歯車９に対する噛み合い位相は、（３６０°／Ｎ１）を周期として変動する。一方、周方向に隣接する二つの遊星歯車４，４間に存する内歯車５及び太陽歯車９の各歯数をＴ１，Ｔ２とすると、二つの遊星歯車４，４の内歯車５に対する噛み合い位相は、（３６０°／Ｎ１）×Ｔ１だけ異なる位相になり、二つの遊星歯車４，４の太陽歯車９に対する噛み合い位相は、（３６０°／Ｎ１）×Ｔ２だけ異なる位相になる。ここで、歯数Ｔ１，Ｔ２が整数であるならば、周方向に隣接する二つの遊星歯車４，４の内歯車５及び太陽歯車９に対する噛み合い位相は、周期（３６０°／Ｎ１）の整数倍になる。したがって、周方向に隣接する二つの遊星歯車４，４の内歯車５及び太陽歯車９に対する噛み合い位相が実質的に同一になり、全ての遊星歯車４の内歯車５及び太陽歯車９に対して実質的に同一位相で噛み合う。 That is, the meshing phase of the planetary gear 4 with respect to the internal gear 5 and the sun gear 9 varies with a period of (360 ° / N1). On the other hand, when the number of teeth of the internal gear 5 and the sun gear 9 existing between two planetary gears 4 and 4 adjacent in the circumferential direction is T1 and T2, the meshing phase of the two planetary gears 4 and 4 with respect to the internal gear 5 is , (360 ° / N1) × T1, and the meshing phases of the two planetary gears 4 and 4 with respect to the sun gear 9 are different from each other by (360 ° / N1) × T2. Here, if the number of teeth T1, T2 is an integer, the meshing phase of the two planetary gears 4, 4 adjacent to each other in the circumferential direction with respect to the internal gear 5 and the sun gear 9 is an integral multiple of the period (360 ° / N1). become. Accordingly, the meshing phases of the two planetary gears 4 and 4 adjacent to each other in the circumferential direction with respect to the internal gear 5 and the sun gear 9 are substantially the same, and substantially the same with respect to the internal gear 5 and the sun gear 9 of all the planetary gears 4. Mesh at the same phase.

上記の内容を換言すれば、歯数Ｔ１，Ｔ２が小数点以下の端数を有する数であるならば、周方向に隣接する二つの遊星歯車４，４の内歯車５に対する噛み合い位相が異なる位相になるとともに、二つの遊星歯車４，４の太陽歯車９に対する噛み合い位相が異なる位相になる。これは、歯数Ｔ１，Ｔ２が小数点以下の端数を有する場合には、周方向に隣接する二つの遊星歯車４，４の内歯車５及び太陽歯車９に対する噛み合い位相差（３６０°／Ｎ１）×Ｔ１，（３６０°／Ｎ１）×Ｔ２が、遊星歯車４の噛み合い位相の周期（３６０°／Ｎ１）の整数倍にならないからである。そこで歯数Ｔ１，Ｔ２について検討してみると、各遊星歯車４が装置本体１の周方向へ等間隔に配置されているから、
Ｔ１＝Ｎ２／ｎ
Ｔ２＝Ｎ３／ｎ
である。ここで、遊星歯車４の設置数ｎは、当初の条件において述べたように、内歯車５及び太陽歯車９の各歯数Ｎ２，Ｎ３の約数ではない。したがって、歯数Ｔ１，Ｔ２は、整数でなく小数点以下の端数を有している。よって、周方向に隣接する二つの遊星歯車４，４の内歯車５及び太陽歯車９に対する噛み合い位相は互いに異なる位相になり、全ての遊星歯車４の内歯車５に対する噛み合い位相が異なる位相になる。噛み合い位相が異なる位相であれば、各遊星歯車４の外周に作用する摩擦トルクの変動が倍化されることがない。したがって、全遊星歯車４に作用する摩擦トルク、つまり遊星歯車装置Ａ，Ｂに作用する摩擦トルクの変動量を小さくすることができ、それによってトルクバイアス比の変動量を小さくすることができる。 In other words, if the number of teeth T1, T2 is a number having a fractional part, the meshing phases of the two planet gears 4, 4 adjacent to each other in the circumferential direction with respect to the internal gear 5 become different phases. At the same time, the meshing phases of the two planetary gears 4 and 4 with respect to the sun gear 9 become different phases. This is because when the number of teeth T1 and T2 has a fractional part, the meshing phase difference (360 ° / N1) of the two planetary gears 4 and 4 adjacent in the circumferential direction with respect to the internal gear 5 and the sun gear 9 × This is because T1, (360 ° / N1) × T2 does not become an integral multiple of the meshing phase period (360 ° / N1) of the planetary gear 4. Therefore, when considering the number of teeth T1, T2, each planetary gear 4 is arranged at equal intervals in the circumferential direction of the apparatus body 1,
T1 = N2 / n
T2 = N3 / n
It is. Here, the installation number n of the planetary gear 4 is not a divisor of the number of teeth N2 and N3 of the internal gear 5 and the sun gear 9 as described in the initial conditions. Therefore, the number of teeth T1 and T2 is not an integer but has a fractional part. Therefore, the meshing phases of the two planetary gears 4 and 4 adjacent to each other in the circumferential direction with respect to the internal gear 5 and the sun gear 9 are different from each other, and the meshing phases of all the planetary gears 4 with respect to the internal gear 5 are different from each other. If the meshing phases are different, the variation of the friction torque acting on the outer circumference of each planetary gear 4 is not doubled. Therefore, it is possible to reduce the amount of variation of the friction torque acting on all the planetary gears 4, that is, the amount of friction torque acting on the planetary gear devices A and B, thereby reducing the amount of variation of the torque bias ratio.

上記の内容を具体的数値をもって述べると、その具体例では、歯車４，５，９の各歯数Ｎ１，Ｎ２，Ｎ３として７，３７，２３が採用されている。これらの歯数Ｎ１，Ｎ２，Ｎ３は、
Ｎ１（３７）＝２・Ｎ１（７）＋Ｎ２（２３）
を満たす。遊星歯車４の設置数ｎとして６が採用されている。したがって、周方向に隣接する二つの遊星歯車４，４間に存する内歯車５及び太陽歯車９の歯数Ｔ１，Ｔ２は、
Ｔ１＝Ｎ２／Ｎ１＝３７／６≒６．２
Ｔ２＝Ｎ３／Ｎ１＝２３／６≒３．８
であり、整数でなく、小数点以下の端数を有する。よって、各遊星歯車４の内歯車５及び太陽歯車９に対する噛み合い位相を異なる位相にすることができる。 The above contents will be described with specific numerical values. In the specific example, 7, 37, and 23 are adopted as the number of teeth N1, N2, and N3 of the gears 4, 5, and 9, respectively. The number of teeth N1, N2, N3 is
N1 (37) = 2 · N1 (7) + N2 (23)
Meet. 6 is adopted as the number n of installed planetary gears 4. Therefore, the number of teeth T1 and T2 of the internal gear 5 and the sun gear 9 existing between two planetary gears 4 and 4 adjacent in the circumferential direction are:
T1 = N2 / N1 = 37 / 6≈6.2
T2 = N3 / N1 = 23 / 6≈3.8
And not a whole number but a fractional part. Therefore, the meshing phase of each planetary gear 4 with respect to the internal gear 5 and the sun gear 9 can be set to different phases.

各遊星歯車４と内歯車５及び太陽歯車９との噛み合い位相についてさらに具体的に述べると、遊星歯車４の歯数Ｎ１が７であるから、遊星歯車５の内歯車５及び太陽歯車９に対する噛み合い周期（摩擦トルクの変動周期）は、
３６０°・７＝５１．４°
である。一方、周方向に隣接する二つの遊星歯車４，４の内歯車３及び太陽歯車９に対する噛み合い位相差は、それぞれ
（３６０°／７）×Ｔ１≒３１７．１°
（３６０°／７）×Ｔ２≒１９７．１°
である。ここで、遊星歯車４の噛み合い周期が５１．４°であるから、周方向に隣接する二つの遊星歯車４，４の内歯車３及び太陽歯車９に対する実質的な噛み合い位相差（噛み合い位相差の最小値）は
３１７．１−５１．４×６＝８．６°
１９７．１−５１．４×４＝−８．７°
である。なお、上記数値８．６と８．７との差は、小数点２位以下の数の四捨五入に基づく誤差である。 More specifically, the meshing phase of each planetary gear 4 with the internal gear 5 and the sun gear 9 will be described. Since the number of teeth N1 of the planetary gear 4 is 7, the meshing of the planetary gear 5 with the internal gear 5 and the sun gear 9 is performed. The cycle (fluctuation torque fluctuation cycle) is
360 ° ・ 7 = 51.4 °
It is. On the other hand, the meshing phase difference of the two planetary gears 4 and 4 adjacent to each other in the circumferential direction with respect to the internal gear 3 and the sun gear 9 is (360 ° / 7) × T1≈317.1 °, respectively.
(360 ° / 7) × T2≈197.1 °
It is. Here, since the meshing cycle of the planetary gear 4 is 51.4 °, the substantial meshing phase difference (the meshing phase difference of the two planetary gears 4 and 4 adjacent to the circumferential direction with respect to the internal gear 3 and the sun gear 9). The minimum value is 317.1-51.4 × 6 = 8.6 °
197.1-51.4 × 4 = −8.7 °
It is. In addition, the difference between the above-mentioned numerical values 8.6 and 8.7 is an error based on rounding off the numbers with two decimal places.

図６は、６個の遊星歯車４のうちの任意の遊星歯車４を基準遊星歯車ＰＧ１とし、この基準遊星歯車ＰＧ１からキャリア２の周方向へ順次配置された遊星歯車をＰＧ２，ＰＧ３，…としたときの各遊星歯車ＰＧ１〜ＰＧ６までの摩擦トルクの変動と、遊星歯車ＰＧ１〜ＰＧ６全体の摩擦トルクの変動を示している。この例では、各遊星歯車ＰＧ１〜ＰＧ６に作用する摩擦トルクが相殺されるので、遊星歯車ＰＧ１〜ＰＧ６全体では摩擦トルクの変動が理論的には零になる。 In FIG. 6, an arbitrary planetary gear 4 among the six planetary gears 4 is set as a reference planetary gear PG1, and planetary gears sequentially arranged from the reference planetary gear PG1 in the circumferential direction of the carrier 2 are set as PG2, PG3,. The fluctuation of the friction torque to the planetary gears PG1 to PG6 and the fluctuation of the friction torque of the entire planetary gears PG1 to PG6 are shown. In this example, since the friction torque acting on the planetary gears PG1 to PG6 is canceled, the fluctuation of the friction torque is theoretically zero in the entire planetary gears PG1 to PG6.

なお、周方向に隣接する遊星歯車４，４の間隔（中心角）は、ｍ＝３６０°／（Ｎ２＋Ｎ３）としたとき、ｍの整数倍に選定する必要がある。この例では、Ｎ２＝３７、Ｎ３＝２３であるから、ｍ＝６°であり、隣接する二つの遊星歯車４，４の中心角は、３６０°／６＝６０°である。これは、ｍ＝６°の１０倍であり、整数倍である。したがって、この例は、上の条件を満たしている。上の条件を満たすべきことは、以下の例でも同一である。 The interval (center angle) between the planetary gears 4 and 4 adjacent in the circumferential direction must be selected to be an integral multiple of m, where m = 360 ° / (N2 + N3). In this example, since N2 = 37 and N3 = 23, m = 6 °, and the central angle between two adjacent planetary gears 4 and 4 is 360 ° / 6 = 60 °. This is 10 times m = 6 °, which is an integral multiple. Therefore, this example satisfies the above conditions. The above conditions should be the same in the following examples.

次に、図７に示す第２の例について述べると、この例も、上記第１の例と同一の条件、つまり複数の遊星歯車４が周方向に等間隔に配置され、遊星歯車４、内歯車５及び太陽歯車９の歯数をそれぞれＮ１，Ｎ２，Ｎ３としたとき、
Ｎ２＝２・Ｎ１＋Ｎ３
を満たし、さらに内歯車４の設置数ｎとして内歯車５の歯数Ｎ２及び太陽歯車９の歯数Ｎ３の約数と異なる数を採用するという条件を満たしているが、具体的数値が上記第１の例と異なっている。 Next, a second example shown in FIG. 7 will be described. In this example, the same conditions as in the first example, that is, a plurality of planetary gears 4 are arranged at equal intervals in the circumferential direction, When the number of teeth of the gear 5 and the sun gear 9 is N1, N2, and N3, respectively,
N2 = 2 ・ N1 + N3
In addition, the number of installations n of the internal gear 4 satisfies the condition that a number different from the divisor of the number of teeth N2 of the internal gear 5 and the number of teeth N3 of the sun gear 9 is satisfied. This is different from the first example.

すなわち、内歯車４の設置数ｎとして５が採用され、遊星歯車４の歯数Ｎ１、内歯車５の歯数Ｎ２及び太陽歯車９の歯数Ｎ３として、６，３６，２４が採用されている。したがって、遊星歯車４の噛み合い周期は、
３６０°／６＝６０°
であり、歯数Ｔ１，Ｔ２は、
Ｔ１＝３６／５＝７．２
Ｔ２＝２４／５＝４．８
である。また、周方向に隣接する二つの遊星歯車４，４の内歯車３及び太陽歯車９に対する噛み合い位相差は、それぞれ
（３６０°／６）×Ｔ１＝４３２°
（３６０°／６）×Ｔ２＝２８８°
である。ここで、遊星歯車４の噛み合い周期が６０°であるから、周方向に隣接する二つの遊星歯車４，４の内歯車３及び太陽歯車９に対する実質的な噛み合い位相差（噛み合い位相差の最小値）は
４３２−６０×７＝１２°
２８８−６０５×５＝−１２° That is, 5 is adopted as the number n of the installed internal gears 4, and 6, 36, 24 are adopted as the number of teeth N1 of the planetary gear 4, the number of teeth N2 of the internal gear 5, and the number of teeth N3 of the sun gear 9. . Therefore, the meshing period of the planetary gear 4 is
360 ° / 6 = 60 °
And the number of teeth T1, T2 is
T1 = 36/5 = 7.2
T2 = 24/5 = 4.8
It is. Further, the meshing phase difference of the two planetary gears 4 and 4 adjacent to each other in the circumferential direction with respect to the internal gear 3 and the sun gear 9 is (360 ° / 6) × T1 = 432 °, respectively.
(360 ° / 6) × T2 = 288 °
It is. Here, since the meshing cycle of the planetary gear 4 is 60 °, the substantial meshing phase difference between the inner gear 3 and the sun gear 9 of the two planetary gears 4 and 4 adjacent in the circumferential direction (minimum value of the meshing phase difference). ) 432-60 × 7 = 12 °
288-605 × 5 = -12 °

図８は第２の例による各遊星歯車ＰＧ１〜ＰＧ５までの摩擦トルクの変動と遊星歯車ＰＧ１〜ＰＧ５全体の摩擦トルクの変動を示している。この例でも、理論的には、遊星歯車ＰＧ１〜ＰＧ５全体の摩擦トルクの変動を零にすることができる。 FIG. 8 shows the variation of the friction torque between the planetary gears PG1 to PG5 and the variation of the friction torque of the entire planetary gears PG1 to PG5 according to the second example. Also in this example, theoretically, the variation of the friction torque of the entire planetary gears PG1 to PG5 can be made zero.

図９は、トルクバイアス比の変動を小さくするための第３の例を示している。この例では、遊星歯車４の設置数ｎとして６が採用され、遊星歯車４、内歯車５及び太陽歯車９の各歯数Ｎ１，Ｎ２，Ｎ３として６，３６，２４が採用されている。したがって、仮に各遊星歯車４をキャリア２の周方向に等間隔に配置すると、周方向に隣接する遊星歯車４，４間に存する内歯車５及び太陽歯車９の各歯数Ｔ１，Ｔ２は、それぞれ６，４になり、小数点以下の端数を有さないものになり、トルクバイアス比の変動量を小さくすることができなくなってしまう。そこで、この例では、各遊星歯車４を次の関係を満たすように配置することにより、トルクバイアス比の変動量を小さくしている。 FIG. 9 shows a third example for reducing the fluctuation of the torque bias ratio. In this example, 6 is adopted as the installation number n of the planetary gear 4, and 6, 36, 24 are adopted as the number of teeth N1, N2, and N3 of the planetary gear 4, the internal gear 5, and the sun gear 9, respectively. Therefore, if the planetary gears 4 are arranged at equal intervals in the circumferential direction of the carrier 2, the number of teeth T1 and T2 of the internal gear 5 and the sun gear 9 existing between the planetary gears 4 and 4 adjacent in the circumferential direction are respectively 6, 4 and no fractional part, and the amount of fluctuation in the torque bias ratio cannot be reduced. Therefore, in this example, the planetary gears 4 are arranged so as to satisfy the following relationship, thereby reducing the amount of variation in the torque bias ratio.

すなわち、各遊星歯車４は、隣接する二つの遊星歯車４，４間の中心角が周方向に交互にα、βになるように順次配置されている。これにより、各遊星歯車４が周方向へ不等間隔に配置されている。ここで、角度α、βは、ｋを正の整数としたとき、次式によって定められている。
α＝（３６０°／ｎ）＋ｋ・３６０°（Ｎ２＋Ｎ３）
β＝（３６０°／ｎ）−ｋ・３６０°（Ｎ２＋Ｎ３）
角度α、βは、
α＋β＝（３６０°／ｎ）×２
であるから、６個の遊星歯車４をＰＧ１〜ＰＧ６としたとき、遊星歯車ＰＧ１，ＰＧ３，ＰＧ５の噛み合い位相は同一であり、遊星歯車ＰＧ２，ＰＧ４，ＰＧ６の噛み合い位相は同一である。 That is, the planetary gears 4 are sequentially arranged so that the central angles between the two adjacent planetary gears 4 and 4 are alternately α and β in the circumferential direction. Thereby, the planetary gears 4 are arranged at unequal intervals in the circumferential direction. Here, the angles α and β are determined by the following equations when k is a positive integer.
α = (360 ° / n) + k · 360 ° (N2 + N3)
β = (360 ° / n) −k · 360 ° (N2 + N3)
The angles α and β are
α + β = (360 ° / n) × 2
Therefore, when the six planetary gears 4 are PG1 to PG6, the meshing phases of the planetary gears PG1, PG3, PG5 are the same, and the meshing phases of the planetary gears PG2, PG4, PG6 are the same.

しかし、周方向に隣接する二つの遊星歯車ＰＧ１，ＰＧ２；ＰＧ３，ＰＧ４；ＰＧ５，ＰＧ６間に存する内歯車５及び太陽歯車９の歯数をＴ３，Ｔ４とすると、
Ｔ３＝（３６０°／α）×Ｎ２
Ｔ４＝（３６０°／α）×Ｎ３
である。そして、これらの歯数Ｔ３，Ｔ４が小数点以下の端数を有するように、整数ｋが選定されている。したがって、この例では、遊星歯車ＰＧ１，ＰＧ３，ＰＧ５の噛み合い位相を、残りの遊星歯車ＰＧ２，ＰＧ４，ＰＧ６の噛み合い位相と異なる位相にすることができ、それによってトルクバイアス比の変動量を小さくすることができる。 However, if the number of teeth of the internal gear 5 and the sun gear 9 existing between two circumferentially adjacent planetary gears PG1, PG2; PG3, PG4; PG5, PG6 is T3, T4,
T3 = (360 ° / α) × N2
T4 = (360 ° / α) × N3
It is. The integer k is selected so that the number of teeth T3 and T4 has a fractional part. Therefore, in this example, the meshing phase of the planetary gears PG1, PG3, and PG5 can be set to a phase different from the meshing phase of the remaining planetary gears PG2, PG4, and PG6, thereby reducing the variation amount of the torque bias ratio. be able to.

上記の内容を具体的数値をもって述べると、この例では、ｋ＝１が採用されている。したがって、α＝６６°であり、β＝５４°である。角度α間に存する内歯車５及び太陽歯車９の各歯数Ｔ３，Ｔ４は、それぞれ６．６及び４．４である。
これらの歯数Ｔ３，Ｔ４による、遊星歯車ＰＧ２，ＰＧ４，ＰＧ６の遊星歯車ＰＧ１、ＰＧ３、ＰＧ５に対する噛み合い位相差は、
（３６０°／６）×６．６＝３９６°
（３６０°／６）×４．４＝２６４°
である。遊星歯車５の噛み合い周期が
３６０°／６＝６０°
であるから、
３９６°−６０×６＝３６°
２９４°−６０×５＝−３６°
である。つまり、遊星歯車ＰＧ１，ＰＧ３，ＰＧ５の内歯車５及び太陽歯車９との噛み合い位相と、遊星歯車ＰＧ２，ＰＧ４，ＰＧ６の内歯車５及び太陽歯車９との噛み合い位相とは、実質的に３６°の差がある。 When the above contents are described with specific numerical values, k = 1 is adopted in this example. Therefore, α = 66 ° and β = 54 °. The number of teeth T3 and T4 of the internal gear 5 and the sun gear 9 existing between the angles α are 6.6 and 4.4, respectively.
The meshing phase difference of the planetary gears PG2, PG4, PG6 with respect to the planetary gears PG1, PG3, PG5 by the number of teeth T3, T4 is as follows:
(360 ° / 6) × 6.6 = 396 °
(360 ° / 6) × 4.4 = 264 °
It is. The meshing cycle of the planetary gear 5 is 360 ° / 6 = 60 °
Because
396 ° -60 × 6 = 36 °
294 ° −60 × 5 = −36 °
It is. That is, the meshing phase of the planetary gears PG1, PG3, PG5 with the internal gear 5 and the sun gear 9 and the meshing phase of the planetary gears PG2, PG4, PG6 with the internal gear 5 and the sun gear 9 are substantially 36 °. There is a difference.

図１０は、上記の例における各遊星歯車ＰＧ１〜ＰＧ６に作用する摩擦トルクと、各遊星歯車ＰＧ１〜ＰＧ６に作用する摩擦トルクを加算した合計の摩擦トルクとを示している。この図から明らかなように、６つの遊星歯車４を噛み合い位相の異なる二つのグループに分けただけであるので、上記の例とは異なり、合計の摩擦トルクを実質的に零にすることができないが、全ての遊星歯車４の噛み合い位相が同一である場合に比して合計摩擦トルクの変動量を小さくすることができる。 FIG. 10 shows the friction torque acting on the planetary gears PG1 to PG6 and the total friction torque obtained by adding the friction torque acting on the planetary gears PG1 to PG6 in the above example. As is apparent from this figure, since the six planetary gears 4 are only divided into two groups having different meshing phases, the total friction torque cannot be made substantially zero unlike the above example. However, the variation amount of the total friction torque can be reduced as compared with the case where the meshing phases of all the planetary gears 4 are the same.

図１１及び図１２は、遊星歯車を周方向へ不等間隔に配置した他の例を示している。この例の遊星歯車装置Ｃにおいては、キャリア２に小径部２ａ及び大径部２ｂに代えて円筒部２ｆが形成されている。円筒部２ｆは、小径部２ａと同一の内径及び外径を有している。したがって、収容孔２ｄは、円筒部２ｆの外周面及び内周面から開放されている。内歯車５は、遊星歯車４と収容孔２ｄの外側の開放部において噛み合っている。太陽歯車９は、遊星歯車４と収容孔２ｄの内側の開放部において噛み合っている。内歯車５と遊星歯車４との噛み合い部と、太陽歯車９と遊星歯車４との噛み合い部とは、回転軸線Ｌ方向においてほぼ同一位置に位置している。 11 and 12 show another example in which planetary gears are arranged at unequal intervals in the circumferential direction. In the planetary gear device C of this example, a cylindrical portion 2f is formed on the carrier 2 in place of the small diameter portion 2a and the large diameter portion 2b. The cylindrical portion 2f has the same inner diameter and outer diameter as the small diameter portion 2a. Therefore, the accommodation hole 2d is opened from the outer peripheral surface and the inner peripheral surface of the cylindrical portion 2f. The internal gear 5 meshes with the planetary gear 4 at an opening portion outside the accommodation hole 2d. The sun gear 9 meshes with the planetary gear 4 in the open portion inside the accommodation hole 2d. The meshing portion between the internal gear 5 and the planetary gear 4 and the meshing portion between the sun gear 9 and the planetary gear 4 are located at substantially the same position in the rotation axis L direction.

内歯車５の内歯車部５ａが装置本体１の内周に回転可能ではあるが、ほとんど隙間なく嵌合されている。一方、太陽歯車９は、キャリア２の円筒部２ｆの内周面に回転可能ではあるが、ほとんど隙間なく嵌合されている。 Although the internal gear portion 5a of the internal gear 5 is rotatable on the inner periphery of the apparatus main body 1, it is fitted with almost no gap. On the other hand, although the sun gear 9 is rotatable on the inner peripheral surface of the cylindrical portion 2f of the carrier 2, it is fitted with almost no gap.

また、この遊星歯車装置Ｃにおいては、図１２に示すように、遊星歯車４が二つ用いられている。二つの遊星歯車４，４は、一方の遊星歯車４が太陽歯車９をその径方向へ押す力Ｆ１と、他方の遊星歯車４が太陽歯車９をその径方向へ押す力Ｆ２とが相殺されることなく、両者の合力Ｆｔが太陽歯車９をその径方向における一方向へ押すよう、キャリア２の周方向に不等間隔をもって配置されている。遊星歯車４は、太陽歯車９を径方向へ押す力が相殺されることなく、それらの合力が太陽歯車４をその径方向における一方向へ押すという条件を満たす限り、３個以上用いてもよい。二つの遊星歯車４，４は、太陽歯車９を押す合力Ｆｔの反力によって内歯車５を太陽歯車９と逆方向へ押している。つまり、遊星歯車４，４は、合力Ｆｔと大きさが同一で作用方向が逆である合力によって内歯車５をその径方向における一方向へ押している。 In the planetary gear device C, two planetary gears 4 are used as shown in FIG. In the two planetary gears 4 and 4, the force F1 of one planetary gear 4 pushing the sun gear 9 in the radial direction and the force F2 of the other planetary gear 4 pushing the sun gear 9 in the radial direction cancel each other. Instead, they are arranged at unequal intervals in the circumferential direction of the carrier 2 so that the resultant force Ft of both pushes the sun gear 9 in one direction in the radial direction. Three or more planetary gears 4 may be used as long as the force that pushes the sun gear 9 in the radial direction does not cancel out and the resultant force satisfies the condition that the sun gear 4 is pushed in one direction in the radial direction. . The two planetary gears 4 and 4 push the internal gear 5 in the opposite direction to the sun gear 9 by the reaction force of the resultant force Ft pushing the sun gear 9. That is, the planetary gears 4 and 4 push the internal gear 5 in one direction in the radial direction by the resultant force having the same magnitude as the resultant force Ft and the opposite direction of action.

合力Ｆｔによって押された太陽歯車９は、合力Ｆｔの作用方向前方に位置するキャリア２の円筒部２ｆの内周面によって受け止められている。一方、合力Ｆｔと逆方向に作用する力によって押された内歯車５は、合力Ｆｔの作用方向と逆方向に位置する装置本体１の本体部１ａの内周面によって受け止められている。したがって、この実施の形態の遊星歯車装置Ｃにおいては、キャリア２の円筒部２ｆが太陽歯車支持部材として兼用されており、装置本体１の本体部１ａが内歯車支持部材として兼用されている。その他の構成は、上記遊星歯車装置Ａ，Ｂと同様である。 The sun gear 9 pushed by the resultant force Ft is received by the inner peripheral surface of the cylindrical portion 2f of the carrier 2 located in front of the acting direction of the resultant force Ft. On the other hand, the internal gear 5 pushed by the force acting in the direction opposite to the resultant force Ft is received by the inner peripheral surface of the main body portion 1a of the apparatus main body 1 located in the direction opposite to the acting direction of the resultant force Ft. Therefore, in the planetary gear device C of this embodiment, the cylindrical portion 2f of the carrier 2 is also used as a sun gear support member, and the main body portion 1a of the device body 1 is also used as an internal gear support member. Other configurations are the same as those of the planetary gear units A and B.

上記構成の遊星歯車装置Ｃにおいては、太陽歯車９の外周面が合力Ｆｔによりキャリア２の円筒部２ｆの内周面に押し付けられるとともに、内歯車５の外周面が合力Ｆｔと逆向きの押圧力によって装置本体１の本体部１ａの内周面に押し付けられる。したがって、差動回転時には、太陽歯車９の外周面にその回転を阻止しようとする摩擦トルクが作用するとともに、内歯車５の外周面にその回転を阻止しようとする摩擦トルクが作用する。これにより、トルクバイアス比を増大させることができる。 In the planetary gear device C configured as described above, the outer peripheral surface of the sun gear 9 is pressed against the inner peripheral surface of the cylindrical portion 2f of the carrier 2 by the resultant force Ft, and the outer peripheral surface of the inner gear 5 has a pressing force opposite to the resultant force Ft. Is pressed against the inner peripheral surface of the main body 1a of the apparatus main body 1. Therefore, at the time of differential rotation, a friction torque for preventing the rotation acts on the outer peripheral surface of the sun gear 9 and a friction torque for preventing the rotation acts on the outer peripheral surface of the internal gear 5. Thereby, the torque bias ratio can be increased.

この発明の第１実施の形態を示す図２のＸ−Ｘ線に沿う断面図である。It is sectional drawing which follows the XX line of FIG. 2 which shows 1st Embodiment of this invention. 図１のＸ−Ｘ線に沿う断面図である。It is sectional drawing which follows the XX line of FIG. 図１のＹ−Ｙ線に沿う断面図である。It is sectional drawing which follows the YY line of FIG. この発明の第２実施の形態を示す図１と同様の断面図である。It is sectional drawing similar to FIG. 1 which shows 2nd Embodiment of this invention. 図４のＸ−Ｘ線に沿う断面図である。It is sectional drawing which follows the XX line of FIG. 図１〜図３に示す第１実施の形態又は図４及び図５に示す第２実施の形態において、トルクバイアス比の変動を小さく抑えるようにした第１の例の各遊星歯車に作用する摩擦トルク及び合計摩擦トルクの変動を示す図である。In the first embodiment shown in FIGS. 1 to 3 or the second embodiment shown in FIGS. 4 and 5, the friction acting on each planetary gear of the first example in which the fluctuation of the torque bias ratio is suppressed to be small. It is a figure which shows the fluctuation | variation of a torque and a total friction torque. この発明の、第１、第２実施の形態と異なる他の実施の形態を示す図２と同様の断面図であって、トルクバイアス比の変動を小さく抑えるようにした第２の例を示すものであり、装置本体及びスペーサが省略されている。FIG. 9 is a cross-sectional view similar to FIG. 2 showing another embodiment different from the first and second embodiments of the present invention, and showing a second example in which fluctuations in the torque bias ratio are suppressed to be small. The apparatus main body and the spacer are omitted. 図７に示す実施の形態における各遊星歯車に作用する摩擦トルク及び合計摩擦トルクの変動を示す図である。It is a figure which shows the fluctuation | variation of the friction torque which acts on each planetary gear in embodiment shown in FIG. 7, and a total friction torque. この発明の、第１、第２実施の形態と異なるさらに他の実施の形態を示す図２と同様の断面図であって、トルクバイアス比の変動を小さく抑えるようにした第３の例を示すものであり、装置本体及びスペーサが省略されている。FIG. 10 is a cross-sectional view similar to FIG. 2 showing still another embodiment different from the first and second embodiments of the present invention, and shows a third example in which fluctuations in the torque bias ratio are suppressed to be small. The apparatus main body and the spacer are omitted. 図９に示す実施の形態における各遊星歯車に作用する摩擦トルク及び合計摩擦トルクの変動を示す図である。It is a figure which shows the fluctuation | variation of the friction torque which acts on each planetary gear in embodiment shown in FIG. 9, and a total friction torque. この発明の、第１、第２実施の形態と異なるさらに別の実施の形態を示す図１と同様の断面図である。It is sectional drawing similar to FIG. 1 which shows another embodiment different from 1st, 2nd embodiment of this invention. 図１１のＸ−Ｘ線に沿う断面図である。It is sectional drawing which follows the XX line of FIG.

Explanation of symbols

Ａ遊星歯車装置
Ｂ遊星歯車装置
Ｃ遊星歯車装置
１装置本体
２キャリア
２ｄ収容孔（第２支持部）
４遊星歯車
５内歯車
９太陽歯車
１０ａ凹部（第１支持部） A planetary gear device B planetary gear device C planetary gear device 1 device main body 2 carrier 2d accommodation hole (second support portion)
4 planetary gear 5 internal gear 9 sun gear 10a recess (first support)

Claims

An internal gear and a sun gear that are arranged so that their respective axes coincide with the rotation axis, at least one planetary gear that is arranged in parallel with and meshes with the internal gear and the sun gear, and the axis is the rotation axis. A planetary gear device comprising: a carrier that is rotatably arranged to coincide with the carrier, and is formed so that the planetary gear is rotatable and accommodates a substantially entire length.
The meshing portion of the internal gear and the planetary gear and the meshing portion of the sun gear and the planetary gear are shifted from each other in the same direction so that the meshing portions do not overlap with each other in the rotational axis direction. The sun gear and the planetary gear, each having a twisted tooth, and the meshing phase of at least one planetary gear with the internal gear and the sun gear are referred to as the meshing phase of the other planetary gear with the internal gear and the sun gear. A planetary gear device characterized by having different phases.

2. The planetary gear device according to claim 1, wherein the plurality of planetary gears are arranged at unequal intervals in a circumferential direction around the rotation axis.