JP2009299765A - 撓み噛合い式歯車装置 - Google Patents

Abstract

【課題】外歯歯車の変形を必須とする撓み噛合い式歯車装置において、当該外歯歯車の変形による撓み応力を極力抑え、伝達トルクの向上を図ると共に、より効率的に撓み噛合い式歯車装置の設計を可能とする。
【解決手段】剛性を有した減速用内歯歯車（内歯歯車）１３０Ａと、該減速用内歯歯車（内歯歯車）１３０Ａに内接噛合可能な可撓性を有した外歯歯車１２０Ａと、自身の外周で該外歯歯車１２０Ａを撓み変形させることによって前記減速用内内歯歯車（内歯歯車）１３０Ａと外歯歯車１２０Ａとの内接噛合を実現させる起振体１０２と、を備えた撓み噛合い式歯車装置１００において、前記起振体１０２の前記外周の形状が、異なる２つの曲率半径Ｒ１、Ｒ２の円弧ＦＡ、ＳＡを繋ぎ合わせた形状であると共に、該円弧ＦＡ、ＳＡの繋ぎ部分Ａにおける接線Ｔが共通である。
【選択図】図２

Description

本発明は、撓み噛合い式歯車装置に関する。

撓み噛合い式歯車装置は、剛性を有した内歯歯車と、該内歯歯車に内接噛合可能な可撓性を有した外歯歯車と、該外歯歯車を撓み変形させることによって前記内歯歯車と外歯歯車との内接噛合を実現させる起振体と、を備えている。

ここで特許文献１では、前記撓み噛合い式歯車装置の外歯歯車にはトロコイド歯形を、内歯歯車には円弧歯形を使用することが提案されている。そして、完全な理論噛合を実現するために、起振体によって撓み変形された外歯歯車が、内歯歯車と噛合する部分で、円弧（真円の一部のこと）であることを記載している。また、起振体によって撓み変形された外歯歯車に、大きな撓み応力が発生しないように、内歯歯車と噛合する部分に対して外歯歯車の円弧の曲率半径を定めている。

特開平６−２１３２８７号公報

しかしながら、特許文献１においては、内歯歯車と噛合わない部分における外歯歯車の円弧の曲率半径については特に示唆していない。このため、内歯歯車と噛合わない部分の形状によっては、外歯歯車全体に対して大きな撓み応力が発生したり、起振体の外周に設けられている軸受の動作に大きな抵抗を与えたりするおそれがある。

そこで、本発明は、前記従来の問題点を解決するべくなされたもので、外歯歯車の変形を必須とする撓み噛合い式歯車装置において、当該外歯歯車の変形による撓み応力を極力抑え、伝達トルクの向上を図ると共に、より効率の高い撓み噛合い式歯車装置の設計を可能とする撓み噛合い式歯車装置を提供することを課題とする。

本発明は、剛性を有した内歯歯車（減速用内歯歯車）と、該内歯歯車に内接噛合可能な可撓性を有した外歯歯車と、自身の外周で該外歯歯車を撓み変形させることによって前記内歯歯車と外歯歯車との内接噛合を実現させる起振体と、を備えた撓み噛合い式歯車装置において、前記起振体の前記外周の形状が、異なる２つの曲率半径の円弧を繋ぎ合わせた形状であると共に、該円弧の繋ぎ部分における接線が共通であることにより、前記課題を解決したものである。

本発明においては、起振体の外周の形状が、異なる２つの曲率半径の円弧を繋ぎ合わせた形状であるので、各円弧部分における外歯歯車の撓み応力はそれぞれ一定となる。そして、当該２つの円弧の繋ぎ部分において、接線が共通なので、繋ぎ部分での急激な撓み変形が防止されている。即ち、外歯歯車の曲率半径の変化を最小限にしているので、外歯歯車の撓み応力の変化が最小限となり、撓み応力の増大が防止されている。このため、撓み応力による伝達トルクのロスを低減できるので、伝達トルクの向上を図ることができる。

又、起振体は、２つの円弧を繋ぎ合わせてその接線が共通という形状であるので、起振体の形状を設計するパラメータを簡素化できる。このため、撓み噛合い式歯車装置の効率的な設計を可能にしている。

本発明によれば、外歯歯車の変形による撓み応力を極力抑えることができ、伝達トルクの向上を図ると共に、より効率の高い撓み噛合い式歯車装置の設計が可能である。

以下、図面を参照して、本発明の実施形態の一例を詳細に説明する。

図１は本発明の本実施形態に係る撓み噛合い式歯車装置の一例の全体構成を示す断面図、図２は図１の側面図、図３は起振体を表す図、図４は起振体の形状を説明するための拡大図、図５は起振体と起振体軸受を組み合わせた概略図、図６は仮想外歯歯車と内歯歯車との噛合い概念図、図７は外歯歯車と内歯歯車との噛合い図、である。

最初に、本実施形態の全体構成について、主に図１と図２を用いて概略的に説明する。

撓み噛合い式歯車装置１００は、剛性を有した減速用内歯歯車（内歯歯車）１３０Ａと、減速用内歯歯車（内歯歯車）１３０Ａに内接噛合可能な可撓性を有した外歯歯車１２０Ａと、自身の外周で外歯歯車１２０Ａを撓み変形させることによって減速用内歯歯車（内歯歯車）１３０Ａと外歯歯車１２０Ａとの内接噛合を実現させる起振体１０４と、を備えている。ここで、起振体１０４の前記外周の形状（軸方向Ｏと直角の断面における外周の形状）は、異なる２つの曲率半径Ｒ１、Ｒ２の円弧（第１円弧部ＦＡ、第２円弧部ＳＡ）を繋ぎ合わせた形状であると共に、該円弧（第１円弧部ＦＡ、第２円弧部ＳＡ）の繋ぎ部分Ａにおける接線Ｔが共通となっている。

以下、各構成要素について詳細に説明を行う。

起振体１０４は、図３（Ａ）、図３（Ｂ）に示す如く、柱形状であり、中央に図示しない入力軸が挿入される入力軸孔１０６が形成されている。入力軸が挿入され回転した際に、起振体１０４が入力軸と一体で回転するように、入力軸孔１０６にはキー溝１０８が設けられている。

ここで、図３（Ａ）に示す如く、起振体１０４をＸＹ座標の中心に位置させると、起振体１０４の外形は、Ｘ軸とＹ軸の両方において軸対称の形状となる。そのため、図４に示す、起振体１０４の第１象限の形状についてのみ以下に説明する。

起振体１０４は、上述の如く、２つの円弧を繋ぎ合わせた形状である。ここで、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとを噛合させるための起振体１０４の円弧の部分を第１円弧部ＦＡとして、その曲率半径をＲ１とする。そして、２つの第１円弧部ＦＡを繋ぐ円弧の部分を第２円弧部ＳＡとして、その曲率半径をＲ２とする。そして、第１円弧部ＦＡの長さを定める角度をθとする。

このとき、図４に示す如く、起振体１０４の長軸方向Ｘの半径をＲとするならば、偏心量をＬとして、第１円弧部ＦＡの曲率半径Ｒ１は式（１）で表わすことができる。

Ｒ１＝Ｒ−Ｌ …（１）

又、図４に示す如く、第１円弧部ＦＡと第２円弧部ＳＡとの繋ぎ部分Ａで接線Ｔが共通する。そして、上述の如く、起振体１０４の外形は軸対称の形状である。このため、起振体１０４の曲率半径Ｒ２は、角度θにおける第１円弧部ＦＡと第２円弧部ＳＡとの繋ぎ部分Ａから点Ｂを曲率半径Ｒ１と共通に有し、更に点Ｂから延長したＹ軸（起振体１０４の短軸方向）との交点Ｃまでの長さとなる。即ち、第２円弧部ＳＡの曲率半径Ｒ２は式（２）で表わせる。

Ｒ２＝Ｒ−Ｌ＋Ｌ／ｃｏｓθ …（２）

式（１）、式（２）から明らかなように、第１円弧部ＦＡの曲率半径Ｒ１は、第２円弧部ＳＡの曲率半径Ｒ２よりも小さい。ここで、起振体１０４の形状を形成する２つの円弧（第１円弧部ＦＡ、第２円弧部ＳＡ）のうちの小さい曲率半径Ｒ１の円弧（第１円弧部ＦＡ）によって撓み変形された外歯歯車１２０Ａの曲率半径を、仮想外歯歯車１２０Ｃの曲率半径と等しく設定する。仮想外歯歯車１２０Ｃとは、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとが理想的に噛合するために、図６に示すように、基本形状が真円で且つ剛性を有する。

このように、仮想外歯歯車１２０Ｃを想定することで、角度θと偏心量Ｌとを定めれば、仮想外歯歯車１２０Ｃの曲率半径を求めることができる。そして、起振体１０４の外形を定義する曲率半径Ｒ１、曲率半径Ｒ２を、後述する起振体軸受１１０Ａの半径方向の厚さを考慮して一義的に求めることができる。このため、迅速且つ効率的な起振体１０４の設計を行うことができる。

起振体軸受１１０Ａは、起振体１０４と外歯歯車１２０Ａとの間に配置される軸受であり、図１に示す如く、内輪１１２と、保持器１１４Ａ、転動体１１６Ａと、外輪１１８Ａとから構成される。そして、起振体軸受１１０Ａは、外歯歯車１２０Ａの内側で、且つ起振体１０４の外周に配置される。このため、図５に示す如く、内輪１１２の内側で起振体１０４と接して、内輪１１２は起振体１０４と一体で回転する。

保持器１１４Ａは、図１に示す如く、転動体１１６Ａを、内輪１１２の外周に沿って回転可能に保持する。転動体１１６Ａは、円柱形状である。このため、転動体１１６Ａが球である場合に比べて、転動体１１６Ａが内輪１１２及び外輪１１８Ａと接触する領域は増加する。つまり、起振体軸受１１０Ａの耐荷重を増大させることができる。そして、外輪１１８Ａは、転動体１１６Ａの外側に配置される。外輪１１８Ａは、その外側に配置される外歯歯車１２０Ａと共に起振体１０４の回転により撓み変形する。

なお、図１に示す如く、起振体軸受１１０Ｂは、起振体軸受１１０Ａと同様に、内輪１１２と、保持器１１４Ｂと、転動体１１６Ｂと、外輪１１８Ｂとから構成される。起振体１０４及び内輪１１２は、起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂに共通である。このため、起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂは、起振体１０４の偏心量Ｌを同位相で外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂに伝えて、撓み変形させる。なお、転動体１１６Ｂは、転動体１１６Ａと同一の円柱形状である。

外歯歯車１２０Ａは、図１に示す如く、減速用内歯歯車１３０Ａと内接噛合する。そして、外歯歯車１２０Ａは、基部材１２２と、外歯１２４Ａとから構成される。基部材１２２は、起振体軸受１１０Ａの外側に配置されて、外歯１２４Ａを支持する可撓性を有した筒状部材である。外歯１２４Ａは、円筒形状のピンで構成されている。外歯１２４Ａは、回転した際に基部材１２２から脱落しないように、その外側に保持リング１２６Ａで回転可能に支持されている。保持リング１２６Ａは、円環状の弾性体のリングであり、本実施形態では、外歯１２４Ａをそれぞれ両端で保持するために、２本が使用されている。なお、内歯１２８Ａと噛合するときに外歯１２４Ａにかかる負荷は、基本的に基部材１２２で受ける構成（例えば、外歯１２４Ａの円筒形状を支えるための半円状の溝構造）を有している。

なお、外歯歯車１２０Ｂは、図１に示す如く、出力用内歯歯車１３０Ａと内接噛合する。そして、外歯歯車１２０Ｂは、外歯歯車１２０Ａと同様に、基部材１２２と、外歯１２４Ｂとから構成され、保持リング１２６Ｂによって外歯１２４Ｂが基部材１２２に保持されている。ここで、基部材１２２は、外歯１２４Ａと共に外歯１２４Ｂを共通に支持する。このため、起振体１０４の偏心量Ｌは、同位相で外歯１２４Ａと外歯１２４Ｂに伝えられる。なお、外歯１２４Ｂは、外歯１２４Ａと同数で、同一の円筒形状のピンで構成されている。

減速用内歯歯車１３０Ａは、図１に示す如く、剛性を有した部材で形成されている。減速用内歯歯車１３０Ａは、外歯歯車１２０Ａの外歯１２４Ａの歯数よりもｉ（ｉは２以上）多い歯数を備える。減速用内歯歯車１３０Ａには、図示しないケーシングがボルト孔１３２Ａを介して固定される。そして、減速用内歯歯車１３０Ａは、外歯歯車１２０Ａと噛合することによって、起振体１０４の回転を減速する。

一方、出力用内歯歯車１３０Ｂも、減速用内歯歯車１３０Ａと同様に、剛性を有した部材で形成されている。そして、出力用内歯歯車１３０Ｂは、外歯歯車１２０Ｂの外歯１２４Ｂの歯数と同一の内歯１２８Ｂの歯数を備える。外歯歯車１２０Ａの外歯１２４Ａの歯数と、外歯歯車１２０Ｂの外歯１２４Ｂの歯数は同一であるから、結局、減速用内歯歯車１３０Ａの内歯１２８Ａの歯数は、出力用内歯歯車１３０Ｂの内歯１２８Ｂの歯数よりもｉだけ多い。なお、出力用内歯歯車１３０Ｂには、図示しない出力軸がボルト孔１３２Ｂを介して取り付けられて、外歯歯車１２０Ｂの自転と同一の回転が外部に出力される。

ここで、図１に示す如く、保持器１１４Ａ、１１４Ｂと、転動体１１６Ａ、１１６Ｂと、外輪１１８Ａ、１１８Ｂとは、軸方向Ｏにおいて、減速用内歯歯車１３０Ａと噛合する外歯１２４Ａに対応する部分と出力用内歯歯車１３０Ｂと噛合する外歯１２４Ｂに対応する部分に分割されている。このため、起振体軸受１１０Ａは、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとの噛合いによる荷重の影響を、起振体軸受１１０Ｂに与えないようにすることができる。同時に、起振体軸受１１０Ｂは、外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂとの噛合いによる荷重の影響を、起振体軸受１１０Ａに与えないようにすることができる。又、転動体１１６Ａは円柱形状であるので、耐荷重が大きく、起振体軸受１１０Ａを長寿命化することができる。同時に、円柱形状の転動体１１６Ａは、外歯歯車１２０Ａの筒状部材である基部材１２２を軸方向Ｏに平行に撓み変形させる。このため、撓み変形した外歯歯車１２０Ａの外歯１２４Ａは、内歯１２８Ａと軸方向Ｏで一様に噛合するので、外歯１２４Ａと内歯１２８Ａの寿命を延ばすと共に、高いトルク伝達を維持させる。なお、転動体１１６Ｂは、転動体１１６Ａと同一形状であるので、前述の効果を外歯１２４Ｂと内歯１２８Ｂに対して同様に奏する。

また、図１に示す如く、外歯１２４Ａ、１２４Ｂは、軸方向Ｏにおいて、減速用内歯歯車１３０Ａの噛合する部分と出力用内歯歯車１３０Ｂの噛合する部分に分割したものである。このため、外歯１２４Ａと内歯１２８Ａとの噛合いの影響を、軸方向Ｏで隣接する外歯１２４Ｂに与えることはない。即ち、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとが噛合する際に、外歯１２４Ｂに影響されることなく、軸方向Ｏにおいて外歯１２４Ａと内歯１２８Ａとが本来噛合すべき噛合面積（例えば、外歯１２４Ａに傾きや曲がりや磨耗が生じていない場合に内歯１２８Ａと噛合する際の噛合面積）で噛合する。同様に、外歯１２４Ｂと内歯１２８Ｂとの噛合いの影響を、軸方向Ｏで隣接する外歯１２４Ａに与えることはない。即ち、外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂとが噛合する際に、外歯１２４Ａに影響されることなく、軸方向Ｏにおいて外歯１２４Ｂと内歯１２８Ｂとが本来噛合すべき噛合面積で噛合する。つまり、外歯１２４Ａ、１２４Ｂを分割しておくことで、回転精度を保つことができ、伝達トルクの低下を防ぐことができる。

ここで、噛合する歯形を決めるために、仮想外歯歯車１２０Ｃを定める。外歯歯車１２０Ａの外歯１２４Ａの歯数（１００）に対して減速用内歯歯車１３０Ａの内歯１２８Ａの歯数（１０２）は２歯多い。即ち歯数差ｉ＝２である。そこで、減速用内歯歯車１３０Ａの歯数（１０２）よりも、例えば４歯少ない（ｊ＝４、ｊ＞ｉ）仮想外歯歯車１２０Ｃを想定する。

よって、減速用内歯歯車１３０Ａの内歯１２８Ａの歯数（１０２）に対して４歯だけ少ない歯数（９８）を持つ仮想外歯歯車１２０Ｃを定めて、その歯形を基準とする。本実施形態では、外歯歯車１２０Ａは外歯１２４Ａとして円筒形状のピンを使用するので、その歯形は円弧歯形となる。即ち、仮想外歯歯車１２０Ｃの基準となる歯形は、外歯１２４Ａによる円弧歯形となる。そして、外歯１２４Ａと内歯１２８Ａとの完全な理論噛合を実現するために、特許文献１に示された技術思想を用いて、トロコイド歯形の内歯１２８Ａを決定する。このようにして、トロコイド歯形を内歯１２８Ａに形成することで、完全な理論噛合を実現することが可能となる。なお、仮想外歯歯車１２０Ｃを決定した段階で、起振体１０４の外周の形状は決定される。このため、外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂは、この起振体１０４の外周の形状に従って撓み変形することとなる。なお、外歯１２４Ｂと噛合する内歯１２８Ｂの歯形には他の歯形を適用してもよい。

次に、撓み噛合い式歯車装置１００の動作について、主に図１を用いて説明する。

図示しない入力軸の回転により、起振体１０４が回転すると、その回転による位置に応じて、起振体軸受１１０Ａを介して、外歯歯車１２０Ａが撓み変形する。なお、このとき、外歯歯車１２０Ｂも、起振体軸受１１０Ｂを介して、外歯歯車１２０Ａと同位相で撓み変形する。

ここで、外歯歯車１２０Ａの撓み変形は、起振体１０４の形状に応じてなされる。即ち、図４の示す起振体１０４の外周の曲率半径Ｒ１の第１円弧部ＦＡ、曲率半径Ｒ２の第２円弧部ＳＡのそれぞれの部分における位置では、曲率が一定であるので、撓み応力は一定となる。第１円弧部ＦＡと第２円弧部ＳＡの繋ぎ部分Ａにおける位置では、接線Ｔが同一なので、繋ぎ部分での撓み応力の急激な撓み変形が防止されている。同時に、繋ぎ部分Ａにおいても、転動体１１６Ａ、１１６Ｂの急激な位置変動はないので、転動体１１６Ａ、１１６Ｂの滑りが少なく、トルクの伝達ロスが少ない。

外歯歯車１２０Ａが起振体１０４の長軸方向Ｘ（図３）に撓み変形されることにより、外歯１２４Ａが減速用内歯歯車１３０Ａの内歯１２８Ａに噛合する。同時に、外歯１２４Ｂが出力用内歯歯車１３０Ｂの内歯１２８Ｂに噛合する。ここで、図７（Ａ）に減速用内歯歯車１３０Ａと外歯歯車１２０Ａとが噛合する様子、図７（Ｂ）に出力用内歯歯車１３０Ｂと外歯歯車１２０Ｂとが噛合する様子、をそれぞれ示す。噛合する際に、外歯１２４Ａ、１２４Ｂは回転可能なピンなので、噛合による伝達トルクのロスを低減している。又、内歯１２８Ａの歯形は、外歯１２４Ａと完全に理論噛合するように形成されているので、複数の歯で互いに噛合する。このため、歯面にかかる面圧を低減でき、大きなトルクを伝達することができる。なお、保持リング１２６Ａ、１２６Ｂによって外歯１２４Ａ、１２４Ｂが基部材１２２に保持されている。このため、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａ、及び外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂとが噛合しない部分においても、外歯１２４Ａ、１２４Ｂが回転により脱落することはない。

又、噛合に際して、外歯１２４Ａには、外歯１２４Ｂと異なる力（方向と大きさ）が加わる。しかし、外歯１２４Ａ、１２４Ｂは軸方向Ｏで、減速用内歯歯車１３０Ａと噛合する部分と出力用内歯歯車１３０Ｂと噛合する部分に分離されている。このため、各外歯１２４Ａ、１２４Ｂにかかる力の影響を互いに排除している。更に、外歯１２４Ａ、１２４Ｂの内側に配置される起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂも、内輪１１２を除いて、軸方向Ｏで、減速用内歯歯車１３０Ａと噛合する外歯１２４Ａに対応する部分と出力用内歯歯車１３０Ｂと噛合する外歯１２４Ｂに対応する部分に分離されている。このため、減速用内歯歯車１３０Ａと出力用内歯歯車１３０Ｂによる荷重は、それぞれ軸方向Ｏで位置が異なる２つの起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂに影響を与えない。このとき、転動体１１６Ａ、１１６Ｂは円柱形状であるので、耐荷重が大きく、大きなトルクを伝達できる。

外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとの噛合位置は、起振体１０４の長軸方向Ｘの移動に伴い、回転移動する。ここで、起振体１０４が１回転すると、外歯歯車１２０Ａは減速用内歯歯車１３０Ａとの歯数差だけ、回転位相が遅れる。つまり、減速用内歯歯車１３０Ａによる減速比は（（外歯歯車１２０Ａの歯数―減速用内歯歯車１３０Ａの歯数）／外歯歯車１２０Ａの歯数）で求めることができる。具体的な数値による減速比は（（１００−１０２）／１００＝−１／５０）となる。ここで、「−」は入出力が逆回転の関係となることを示している。

外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂとは共に歯数が同一であるので、外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂとは互いに噛合する部分が移動することなく、同一の歯同士で、噛合することとなる。このため、出力用内歯歯車１３０Ｂから外歯歯車１２０Ｂの自転と同一の回転が出力される。結果として、出力用内歯歯車１３０Ｂからは起振体１０４の回転を（−１／５０）に減速した出力を取り出すことができる。

このようにして、起振体１０４の外周の形状が、異なる２つの曲率半径Ｒ１、Ｒ２の円弧を繋ぎ合わせた形状であるので、各円弧部分（第１円弧部ＦＡと第２円弧部ＳＡ）における外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂの撓み応力はそれぞれ一定となる。そして、当該２つの円弧（第１円弧部ＦＡと第２円弧部ＳＡ）の繋ぎ部分Ａにおいて、接線Ｔが共通なので繋ぎ部分での急激な撓み変形が防止されている。即ち、外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂの曲率半径の変化が最小限となる。このため、外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂの撓み応力の変化が最小限となり、撓み応力の増大が防止されている。つまり、撓み応力による伝達トルクのロスを低減できるので、伝達トルクの向上を図ることができる。

又、起振体１０４は、２つの第１円弧部ＦＡを繋ぐ部分でも、円弧形状（曲率半径Ｒ２の第２円弧部ＳＡ）を採用する。例えば、図４に示す如く、第１円弧部の長さ（角度θ）を長くしても、偏心量Ｌを大きくするとＹ軸方向の径（短軸）の長さを短くすることができる。このため、その外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａと噛合わない短軸方向Ｙに生ずる隙間を十分に確保することができる。すなわち、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとの干渉を避ける設計を行うことが容易である。

又、起振体１０４は、２つの円弧（第１円弧部ＦＡと第２円弧部ＳＡ）を繋ぎ合わせて、その接線Ｔが共通という形状であるので、起振体１０４の形状を設計するパラメータを簡素化できる。このため、撓み噛合い式歯車装置１００の効率的な設計を可能にしている。

即ち、本発明では、外歯歯車１２０Ａの変形による撓み応力を極力抑えることができ、伝達トルクの向上を図ると共に、より効率的に撓み噛合い式歯車装置１００の設計が可能となる。

本発明について本実施形態を挙げて説明したが、本発明は本実施形態に限定されるものではない。即ち本発明の要旨を逸脱しない範囲においての改良並びに設計の変更が可能なことは言うまでも無い。

例えば、本実施形態においては、外歯１２４Ａ、１２４Ｂを円筒形状のピンで構成したが、本発明はこれに限定されない。例えば、基部材１２２上に直接外歯１２４Ａ、１２４Ｂを形成しても構わない。即ち、外歯は、円弧歯形である必要はなく、トロコイド歯形を用いてもよいし、その他の歯形を用いてもよい。内歯は、外歯に対応した歯形を用いることができる。

又、本実施形態では、出力用内歯歯車１３０Ｂから減速された出力を取り出していたが、本発明はこれに限定されるものではない。例えば、出力用内歯歯車を用いずに、いわゆるカップ型の撓み変形する外歯歯車を用いて、当該外歯歯車からその自転成分のみを取り出す撓み噛合い式歯車装置であっても構わない。

又、本実施形態においては減速用内歯歯車１３０Ａの内歯１２８Ａの歯数と外歯歯車１２０Ａの外歯１２４Ａの歯数の差ｉを２に設定していたが、本発明ではこの歯数差ｉが２に限定されるものではない。例えば２以上の偶数２ｉであれば適宜の数で良い。又、仮想外歯歯車１２０Ｃの歯数も、外歯歯車１２０Ａの外歯１２４Ａの実際の歯数よりも少なければ適宜の数で良いし、必ずしも仮想外歯歯車１２０Ｃを想定する必要はない。

本発明の本実施形態に係る撓み噛合い式歯車装置の一例の全体構成を示す断面図 同じく図１の側面図 同じく起振体を表す図 同じく起振体の形状を説明するための拡大図 同じく起振体と起振体軸受を組み合わせた概略図 同じく仮想外歯歯車と内歯歯車との噛合い概念図 同じく外歯歯車と内歯歯車との噛合い図

符号の説明

１００…撓み噛合い式歯車装置
１０４…起振体
１１０Ａ、１１０Ｂ…起振体軸受
１１２…内輪
１１４Ａ、１１４Ｂ…保持器
１１６Ａ、１１６Ｂ…転動体
１１８Ａ、１１８Ｂ…外輪
１２０Ａ、１２０Ｂ…外歯歯車
１２０Ｃ…仮想外歯歯車
１２２…基部材
１２４Ａ、１２４Ｂ…外歯
１２６Ａ、１２６Ｂ…保持リング
１２８Ａ、１２８Ｂ…内歯
１３０Ａ…減速用内歯歯車（内歯歯車）
１３０Ｂ…出力用内歯歯車
１３２Ａ、１３２Ｂ…ボルト孔
Ｏ…回転軸
Ｘ…起振体の長軸方向
Ｙ…起振体の短軸方向
ＦＡ…第１円弧部
ＳＡ…第２円弧部
Ｒ…起振体の長軸半径
Ｒ１…起振体の第１円弧部の曲率半径
Ｒ２…起振体の第２円弧部の曲率半径

Claims (2)

1. 剛性を有した内歯歯車と、該内歯歯車に内接噛合可能な可撓性を有した外歯歯車と、自身の外周で該外歯歯車を撓み変形させることによって前記内歯歯車と外歯歯車との内接噛合を実現させる起振体と、を備えた撓み噛合い式歯車装置において、
   前記起振体の前記外周の形状が、異なる２つの曲率半径の円弧を繋ぎ合わせた形状であると共に、該円弧の繋ぎ部分における接線が共通である
   ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
2. 請求項１において、
   前記内歯歯車と外歯歯車との歯数差をｉとしたときに、前記内歯歯車との歯数差がｉより大きなｊで、且つ該内歯歯車と内接噛合する剛性を有した仮想外歯歯車を想定し、
   前記起振体の前記外周の形状を形成する２つの円弧のうちの小さい曲率半径の円弧によって撓み変形された前記外歯歯車の歯形が、前記仮想外歯歯車の歯形と等しくなるように設定した
   ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。

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