JP2019044800A

JP2019044800A - 偏心揺動型減速装置

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Publication number: JP2019044800A
Application number: JP2017165657A
Authority: JP
Inventors: 幸大本田; Yukihiro Honda; 幸宏城; Yukihiro Jo; 古川　隆; Takashi Furukawa; 隆古川
Original assignee: Denso Corp
Current assignee: Denso Corp
Priority date: 2017-08-30
Filing date: 2017-08-30
Publication date: 2019-03-22
Anticipated expiration: 2037-08-30
Also published as: JP6939267B2

Abstract

【課題】遊星回転体に作用する回転モーメントを低減することができる偏心揺動型減速装置を提供する。【解決手段】バルブタイミング調整装置１０は、遊星回転体２４と第２回転体２２との間の偏心を吸収しながら動力を伝達する偏心吸収部２５を備えている。偏心吸収部２５は、遊星回転体２４と一体に設けられている第１係合溝５１と、第２回転体２２と一体に設けられている第２係合溝５２と、第１係合溝５１および第２係合溝５２に対して径方向へ揺動しながら動力を伝達するスライダ５３と、を含むオルダム機構である。第１係合溝５１とスライダ５３との動力伝達中心点Ｐ１は、遊星回転体２４のスライダ５３側の一端面６５より外歯車４８の歯幅中心Ｃｔｗ側に位置している。そのため、遊星回転体２４に作用する回転モーメントＭ１を低減することができる。【選択図】図９

Description

本発明は、偏心揺動型減速装置に関する。

従来、第１回転体と第２回転体との間で動力を伝達しつつ、第１回転体内の遊星回転体を遊星運動させることで第１回転体と第２回転体との相対回転位相を変化させる偏心揺動型減速装置が知られている。遊星回転体は、第１回転体の内歯車に噛み合う外歯車を有する。特許文献１では、遊星回転体と第２回転体との間の偏心を吸収する機構として、オルダム継手が採用されている。

特開２０１６−４４６２７号公報

特許文献１では、オルダム継手は、オルダムリング、第１凸部および第２凸部から構成されている。オルダムリングは、遊星回転体と第２回転体との間に設けられている。第１凸部は、遊星回転体からオルダムリングに向けて軸方向へ突き出すように設けられている。第２凸部は、第２回転体からオルダムリングに向けて軸方向へ突き出すように設けられている。オルダムリングには、径方向へ貫通しており第１凸部に係合する第１凹部と、径方向へ貫通しており第２凸部に係合する第２凹部とが形成されている。

このように構成された装置では、遊星回転体の外歯車が第１回転体の内歯車から力を受ける一方で、外歯車に対して軸方向に離れた位置で、オルダム継手の第１凸部がオルダムリングの第１凹部から力を受ける。そのため、これらの力に起因して、遊星回転体には、回転軸心に直交する軸まわりに遊星回転体を回転させる比較的大きなモーメント（以下、回転モーメント）が作用する。この回転モーメントは、外歯車の摩耗、伝達効率の低下、および騒音の原因となるため、できるだけ小さくすることが望ましい。

本発明の目的は、遊星回転体に作用する回転モーメントを低減することができる偏心揺動型減速装置を提供することである。

本開示の偏心揺動型減速装置は、内歯車（３６）を有する第１回転体（２１）と、第１回転体と同軸上に設けられている第２回転体（２２）と、内歯車と噛み合う外歯車（４８）を有している遊星回転体（２４、８１）と、遊星回転体と第２回転体との間の偏心を吸収しながら動力を伝達する偏心吸収部（２５）とを備えている。遊星回転体は、第１回転体の回転軸心（ＡＸ１）まわりに公転しながら、回転軸心に対して偏心している偏心軸心（ＡＸ２）を中心に回転することで、第１回転体と第２回転体との相対回転位相を変化させる。

偏心吸収部は、遊星回転体と一体に設けられている第１係合溝（５１、８３）と、第２回転体と一体に設けられている第２係合溝（５２）と、第１係合溝および第２係合溝に対して径方向へ揺動しながら動力を伝達するスライダ（５３、８４）と、を含むオルダム機構である。
第１係合溝とスライダとの動力伝達中心点（Ｐ１）は、遊星回転体のスライダ側の一端面（６５）より外歯車の歯幅中心（Ｃｔｗ）側に位置している。

このように構成することで、従来のように遊星回転体の一端面からスライダ側に突き出させた凸部をオルダム機構の一部とする形態と比べて、第１係合溝とスライダとの動力伝達中心点が外歯車の歯幅中心に近くなる。したがって、遊星回転体に作用する回転モーメントを低減することができる。

第１実施形態の偏心揺動型減速装置が適用されたバルブタイミング調整装置の断面図である。図１のＩＩ−ＩＩ線断面図である。図１のＩＩＩ−ＩＩＩ線断面図であって、遊星回転体およびスライダ等を示す図である。図１のＩＶ−ＩＶ線断面図であって、第２回転体およびスライダ等を示す図である。図１のスライダの正面図である。図１の遊星回転体の正面図である。図１の第２回転体の正面図である。図１のＶＩＩＩ部分の拡大図である。図８の矢印ＩＸ方向から見た遊星回転体およびスライダを模式的に示す図である。第２実施形態の遊星回転体およびスライダの要部を示す断面図であって、第１実施形態における図８に相当する図である。図１０の矢印ＸＩ方向から見た遊星回転体およびスライダを模式的に示す図である。比較形態の遊星回転体およびスライダを模式的に示す図である。

以下、複数の実施形態を図面に基づき説明する。実施形態同士で実質的に同一の構成には同一の符号を付して説明を省略する。
［第１実施形態］
第１実施形態の偏心揺動型減速装置は、図１に示すバルブタイミング調整装置に適用されている。バルブタイミング調整装置１０は、内燃機関１１のクランクシャフト１２からカムシャフト１３までの動力伝達経路に設けられており、カムシャフト１３が開閉駆動する吸気弁または排気弁のバルブタイミングを調整する。

図１〜図４に示すように、バルブタイミング調整装置１０は、第１回転体２１、第２回転体２２、入力回転体２３、遊星回転体２４、および偏心吸収部２５を備えている。
第１回転体２１は、クランクシャフト１２に同期して回転軸心ＡＸ１を中心に回転する。第１回転体２１は、有底筒状であり、底部３１のシャフト挿通孔３２にカムシャフト１３が挿入されている。回転軸心ＡＸ１はカムシャフト１３の軸心と略一致している。筒部３３の外壁にはスプロケット３４が一体に設けられている。スプロケット３４は、チェーン等の伝達部材３５を介してクランクシャフト１２に連結されている。筒部３３の内壁の開口側には内歯車３６が一体に設けられている。

第２回転体２２は、第１回転体２１と同軸上に設けられており、カムシャフト１３と一体に回転する。第２回転体２２は、段付き円板状であり、中央部が締結部材３７によりカムシャフト１３に固定されている。

入力回転体２３は、筒状であり、第１回転体２１と同軸上に設けられている。入力回転体２３と第２回転体２２の段付部との間には軸受３８が設けられている。入力回転体２３の内壁には嵌合溝４１が形成されている。入力回転体２３は、嵌合溝４１に回転式アクチュエータ４２の回転軸４３の継手部４４が嵌合することにより、回転式アクチュエータ４２に連結されている。
また、入力回転体２３は、回転軸心ＡＸ１に対して偏心している偏心部４５を有している。偏心部４５の偏心側には、径方向外側に向かって開口する凹部４６が形成されている。凹部４６には弾性部材４７が収容されている。以降、偏心部４５の軸心のことを偏心軸心ＡＸ２と記載する。

遊星回転体２４は、内歯車３６と噛み合う外歯車４８を有しており、偏心部４５と同軸上に設けられている。偏心部４５と遊星回転体２４との間には軸受４９が設けられている。遊星回転体２４は、第１回転体２１に対して入力回転体が相対回転するとき、回転軸心ＡＸ１まわりに公転しながら偏心軸心ＡＸ２を中心に回転する（すなわち自転する）ことで、第１回転体２１と第２回転体２２との相対回転位相を変化させる。

偏心吸収部２５は、遊星回転体２４と第２回転体２２との間の偏心を吸収しながらそれら相互間で動力を伝達する。第１実施形態では、偏心吸収部２５は、遊星回転体２４と一体に設けられている第１係合溝５１と、第２回転体２２と一体に設けられている第２係合溝５２と、第１係合溝５１および第２係合溝５２に対して径方向へ揺動しながらそれら相互間で動力を伝達するスライダ５３と、を含むオルダム機構である。

図１〜図５に示すように、スライダ５３は、環状部５４、第１突起部５５および第２突起部５６を有している。第１突起部５５および第２突起部５６は、環状部５４から径方向外側に突き出している。環状部５４のうち幅方向の一方側を一側部５７とし、幅方向の他方側を他側部５８とする。第１突起部５５は、一側部５７のうち、軸方向に直交する第１摺動方向上の２箇所に設けられている。第２突起部５６は、他側部５８のうち、軸方向および第１摺動方向に交差する第２摺動方向上の２箇所に設けられている。

図３に示すように、第１突起部５５は、第１係合溝５１に嵌合している。第１係合溝５１は、周方向で第１突起部５５の第１突起係合面６１と対向する箇所に第１溝係合面６２を有している。第１突起係合面６１は、第１溝係合面６２に対して、周方向で当接するとともに第１摺動方向に摺動可能である。つまり、第１突起部５５は、第１係合溝５１にスライド自在に係合している。

図４に示すように、第２突起部５６は、第２係合溝５２に嵌合している。第２係合溝５２は、周方向で第２突起部５６の第２突起係合面６３と対向する箇所に第２溝係合面６４を有している。第２突起係合面６３は、第２溝係合面６４に対して、周方向で当接するとともに第２摺動方向に摺動可能である。つまり、第２突起部５６は、第２係合溝５２にスライド自在に係合している。

図１、図３、図６、図８に示すように、遊星回転体２４は、スライダ５３側の一端面６５から他端面６６側に凹み、スライダ５３の環状部５４の一側部５７を収容している環状の第１収容凹部６７を有している。第１係合溝５１は、第１収容凹部６７から径方向外側に延びるように形成されている。第１係合溝５１は、外歯車４８の歯面まで貫通していない。

第１係合溝５１は、遊星回転体２４のスライダ５３側の一端面６５から他端面６６側に凹むように形成されている。図９に示すように、遊星回転体２４とスライダ５３との動力伝達中心点Ｐ１、すなわち、第１突起部５５と第１係合溝５１との係合範囲の中心点は、一端面６５よりも外歯車４８の歯幅中心Ｃｔｗ側に位置している。第１実施形態では、動力伝達中心点Ｐ１は、外歯車４８の歯幅Ｗｔ内に位置している。外歯車４８と内歯車３６とが噛み合っている幅を噛み合い幅Ｗｍとすると、第１実施形態では、噛み合い幅Ｗｍは外歯車４８の歯幅Ｗｔと一致する。

図２、図４、図７に示すように、第２回転体２２は、スライダ５３側の一端面７１から他端面７２側に凹み、スライダ５３の環状部５４の他側部５８を収容している環状の第２収容凹部７３を有している。第２係合溝５２は、第２収容凹部７３から径方向外側に延びるように形成されている。
第２係合溝５２は、第２回転体２２のスライダ５３側の一端面７１からカムシャフト１３側に凹むように形成されている。スライダ５３と第２回転体２２との動力伝達中心点、すなわち、第２突起部５６と第２係合溝５２との係合範囲の中心点は、一端面７１よりもカムシャフト１３側に位置している。

図８に示すように、一端面６５から第１収容凹部６７の底面７４までの深さをＧＤｒ１とし、一端面７１から第２収容凹部７３の底面７５までの長さをＧＤｒ２とし、軸方向におけるスライダ５３の幅をＷｓとすると、次の式（１）の関係が成り立つ。
ＧＤｒ１＋ＧＤｒ２＞Ｗｓ・・・（１）
これにより、遊星回転体２４の一端面６５と第２回転体２２の一端面７１とが当接した状態において、スライダ５３と第１収容凹部６７の底面７４との間、および、スライダ５３と第２収容凹部７３の底面７５との間の少なくとも一方には隙間ができる。

図５に示すように、スライダ５３の環状部５４の外径をＤｓｏとする。図６に示すように、第１収容凹部６７の外側内壁面７６の直径をＤｒ１ｏとする。図７に示すように、第２収容凹部７３の外側内壁面７７の直径をＤｒ２ｏとする。また、回転軸心ＡＸ１と偏心軸心ＡＸ２との偏心量をＸｅとし、スライダ５３に最大負荷がかかるときの環状部５４の径方向の変形量をＸｄとすると、次の式（２）、（３）の関係が成り立つ。
Ｄｒ１ｏ＞Ｄｓｏ＋２Ｘｅ＋Ｘｄ・・・（２）
Ｄｒ２ｏ＞Ｄｓｏ＋２Ｘｅ＋Ｘｄ・・・（３）
これにより、スライダ５３が遊星回転体２４に対して第１摺動方向に往復スライドするとき、環状部５４と外側内壁面７６との間には隙間ができる。また、スライダ５３が第２回転体２２に対して第２摺動方向に往復スライドするとき、環状部５４と外側内壁面７７との間には隙間ができる。

図５に示すように、スライダ５３の環状部５４の内径をＤｓｉとする。図６に示すように、第１収容凹部６７の内側内壁面７８の直径をＤｒ１ｉとする。また、図７に示すように、第２収容凹部７３の内側内壁面７９の直径をＤｒ２ｉとすると、次の式（４）、（５）の関係が成り立つ。
Ｄｒ１ｉ＜Ｄｓｉ−２Ｘｅ−Ｘｄ・・・（４）
Ｄｒ２ｉ＜Ｄｓｉ−２Ｘｅ−Ｘｄ・・・（５）
これにより、スライダ５３が遊星回転体２４に対して第１摺動方向に往復スライドするとき、環状部５４と内側内壁面７８との間には隙間ができる。また、スライダ５３が第２回転体２２に対して第２摺動方向に往復スライドするとき、環状部５４と内側内壁面７９との間には隙間ができる。

図５に示すように、スライダ５３の一方の第１突起部５５の先端から他方の第１突起部５５の先端までの長さをＬｓ１とし、スライダ５３の一方の第２突起部５６の先端から他方の第２突起部５６の先端までの長さをＬｓ２とする。図６に示すように、一方の第１係合溝５１の端から他方の第１係合溝５１の端までの長さをＬｇ１とする。また、図７に示すように、一方の第２係合溝５２の端から他方の第２係合溝５２の端までの長さをＬｇ２とすると、次の式（６）、（７）の関係が成り立つ。
Ｌｇ１＞Ｌｓ１＋２Ｘｅ・・・（６）
Ｌｇ２＞Ｌｓ２＋２Ｘｅ・・・（７）
これにより、スライダ５３が遊星回転体２４に対して第１摺動方向に往復スライドするとき、径方向において第１突起部５５と第１係合溝５１との間には隙間ができる。また、スライダ５３が第２回転体２２に対して第２摺動方向に往復スライドするとき、径方向において第２突起部５６と第２係合溝５２との間には隙間ができる。

（効果）
以上説明したように、第１実施形態では、バルブタイミング調整装置１０は、遊星回転体２４と第２回転体２２との間の偏心を吸収しながら動力を伝達する偏心吸収部２５を備えている。偏心吸収部２５は、遊星回転体２４と一体に設けられている第１係合溝５１と、第２回転体２２と一体に設けられている第２係合溝５２と、第１係合溝５１および第２係合溝５２に対して径方向へ揺動しながら動力を伝達するスライダ５３と、を含むオルダム機構である。
第１係合溝５１とスライダ５３との動力伝達中心点Ｐ１は、遊星回転体２４のスライダ５３側の一端面６５より外歯車４８の歯幅中心Ｃｔｗ側に位置している。

ここで、図１２に示すように、従来のように遊星回転体１０１の一端面１０２からスライダ１０３側に突き出させた凸部１０４と、凸部１０４に嵌合する凹部１０５とをオルダム機構の一部とする比較形態について考える。この比較形態において、遊星回転体１０１には、外歯車１０６が図示しない内歯車から受ける力Ｆｇと、動力伝達点Ｐにおいて凸部１０４がスライダ１０３から受ける力Ｆｏがかかる。そのため、これらの力Ｆｇ、Ｆｏに起因して、遊星回転体１０１には、偏心軸心ＡＸ２に直交する軸ＡＸ３まわりに遊星回転体１０１を回転させる回転モーメントＭが作用する。この回転モーメントＭは、外歯車１０６の摩耗、伝達効率の低下、および騒音の原因となるため、できるだけ小さくすることが望ましい。

この点において、第１実施形態では動力伝達中心点Ｐ１が遊星回転体２４の一端面６５より歯幅中心Ｃｔｗ側に位置しているので、図１２に示す比較形態と比べて、動力伝達中心点Ｐ１が歯幅中心Ｃｔｗに近くなる。そのため、遊星回転体２４に作用する回転モーメントＭ１を低減することができる。したがって、伝達効率を向上させ、外歯車４８の摩耗および騒音を抑制することができる。

また、第１実施形態では、動力伝達中心点Ｐ１は外歯車４８の歯幅Ｗｔ内に位置している。
これにより、動力伝達中心点Ｐ１を外歯車４８の歯幅中心Ｃｔｗにより近くして、遊星回転体２４に作用する回転モーメントＭ１を一層低減することができる。

また、第１実施形態では、スライダ５３は、環状部５４と、環状部５４から径方向外側に突き出して第１係合溝５１に嵌合している第１突起部５５と、環状部５４から径方向外側に突き出して第２係合溝５２に嵌合している第２突起部５６と、を有している。
このように構成することで、図１２に示すように凸部１０４を軸方向に突き出すように構成する形態と比べて、第１突起部５５および第２突起部５６がより径方向外側に配置される。そのため、トルクが作用したときに第１突起部５５の第１突起係合面６１および第２突起部５６の第２突起係合面６３にかかる力が低減されるので、第１突起係合面６１および第２突起係合面６３の摩耗が低減される。

また、第１実施形態では、前記の式（１）の関係が成り立つ。
そのため、遊星回転体２４の一端面６５と第２回転体２２の一端面７１とが当接した状態において、スライダ５３と第１収容凹部６７の底面７４との間、および、スライダ５３と第２収容凹部７３の底面７５との間の少なくとも一方には隙間ができる。したがって、遊星回転体２４と第２回転体２２との間でスライダ５３がロックすること（すなわち、相対移動不能となること）を抑制することができる。

また、第１実施形態では、前記の式（２）、（３）の関係が成り立つ。
そのため、スライダ５３が遊星回転体２４に対して第１摺動方向に往復スライドするとき、環状部５４と外側内壁面７６との間には隙間ができる。また、スライダ５３が第２回転体２２に対して第２摺動方向に往復スライドするとき、環状部５４と外側内壁面７７との間には隙間ができる。したがって、スライダ５３が遊星回転体２４および第２回転体２２に対してロックすること（すなわち、相対移動不能となること）を抑制することができる。

また、第１実施形態では、前記の式（４）、（５）の関係が成り立つ。
そのため、スライダ５３が遊星回転体２４に対して第１摺動方向に往復スライドするとき、環状部５４と内側内壁面７８との間には隙間ができる。また、スライダ５３が第２回転体２２に対して第２摺動方向に往復スライドするとき、環状部５４と内側内壁面７９との間には隙間ができる。したがって、スライダ５３が遊星回転体２４および第２回転体２２に対してロックすること（すなわち、相対移動不能となること）を抑制することができる。

［第２実施形態］
第２実施形態では、図１０、図１１に示すように、遊星回転体８１の第１収容凹部８２および第１係合溝８３は、一端面６５から歯幅中心Ｃｔｗよりも他端面６６側まで凹むように形成されている。スライダ８４の環状部８５の一側部８６は、歯幅中心Ｃｔｗを越えて他端面６６側まで延びるように形成されている。第１突起部８７は、環状部８５のうち軸方向において歯幅中心Ｃｔｗを中心とする所定範囲の部分から径方向外側に突き出している。第１係合溝８３とスライダ８４との動力伝達中心点Ｐ２は、外歯車４８と内歯車３６との噛み合い幅Ｗｍの略中心に位置している。

このように構成することで、力Ｆｇと力Ｆｏとの作用する軸方向位置が略同じになる。そのため、遊星回転体８１に作用する回転モーメントが略無くなり、回転モーメントを最大限低減することができる。したがって、回転モーメント低減により得られる効果、すなわち伝達効率向上効果と、外歯車４８の摩耗および騒音の抑制効果とが最大となる。

［他の実施形態］
他の実施形態では、第１係合溝とスライダとの動力伝達中心点は、遊星回転体の外歯車の歯内になくてもよい。要するに、動力伝達中心点は、遊星回転体のスライダ側の一端面より外歯車の歯幅中心側に位置していればよい。例えば、外歯車のスライダ側の一端面と遊星回転体のスライダ側の一端面との間に位置していてもよい。
他の実施形態では、第１係合溝は、外歯車の歯面まで貫通していてもよい。
他の実施形態では、偏心揺動型減速装置は、バルブタイミング調整装置以外の装置に適用されてもよい。
本発明は、上述した実施形態に限定されるものではなく、発明の趣旨を逸脱しない範囲で種々の形態で実施可能である。

１０・・・バルブタイミング調整装置（偏心揺動型減速装置）
２１・・・第１回転体
２２・・・第２回転体
２４・・・遊星回転体
２５・・・偏心吸収部
３６・・・内歯車
４８・・・外歯車
５１・・・第１係合溝
５２・・・第２係合溝
５３・・・スライダ
６５・・・一端面
Ｃｔｗ・・・歯幅中心
Ｐ１・・・動力伝達中心点

Claims

内歯車（３６）を有する第１回転体（２１）と、
前記第１回転体と同軸上に設けられている第２回転体（２２）と、
前記内歯車と噛み合う外歯車（４８）を有しており、前記第１回転体の回転軸心（ＡＸ１）まわりに公転しながら、前記回転軸心に対して偏心している偏心軸心（ＡＸ２）を中心に回転することで、前記第１回転体と前記第２回転体との相対回転位相を変化させる遊星回転体（２４、８１）と、
前記遊星回転体と前記第２回転体との間の偏心を吸収しながら動力を伝達する偏心吸収部（２５）と、
を備えており、
前記偏心吸収部は、
前記遊星回転体と一体に設けられている第１係合溝（５１、８３）と、
前記第２回転体と一体に設けられている第２係合溝（５２）と、
前記第１係合溝および前記第２係合溝に対して径方向へ揺動しながら動力を伝達するスライダ（５３、８４）と、
を含むオルダム機構であり、
前記第１係合溝と前記スライダとの動力伝達中心点（Ｐ１）は、前記遊星回転体の前記スライダ側の一端面（６５）より前記外歯車の歯幅中心（Ｃｔｗ）側に位置している偏心揺動型減速装置。
前記動力伝達中心点は前記外歯車の歯幅（Ｗｔ）内に位置している請求項１に記載の偏心揺動型減速装置。
前記動力伝達中心点は、前記外歯車と前記内歯車との噛み合い幅（Ｗｍ）の略中心に位置している請求項２に記載の偏心揺動型減速装置。
前記スライダは、環状部（５４）と、前記環状部から径方向外側に突き出して前記第１係合溝に嵌合している第１突起部（５５）と、前記環状部から径方向外側に突き出して前記第２係合溝に嵌合している第２突起部（５６）と、を有している請求項１〜３のいずれか一項に記載の偏心揺動型減速装置。
前記遊星回転体は、前記スライダ側の一端面から他端面（５８）側に凹む環状の第１収容凹部（６７）を有しており、
前記第１係合溝は、前記第１収容凹部から径方向外側に延びるように形成されており、
前記スライダの前記遊星回転体側の一側部（５７）は、前記第１収容凹部に収容されており、
前記第２回転体は、前記スライダ側の一端面（７１）から他端面（７２）側に凹む環状の第２収容凹部（７３）を有しており、
前記第２係合溝は、前記第２収容凹部から径方向外側に延びるように形成されており、
前記スライダの前記第２回転体側の他側部（５８）は、前記第２収容凹部に収容されている請求項４に記載の偏心揺動型減速装置。
前記遊星回転体の一端面から前記第１収容凹部の底面（７４）までの深さをＧＤｒ１とし、前記第２回転体の一端面から前記第２収容凹部の底面（７５）までの長さをＧＤｒ２とし、前記スライダの軸方向の幅をＷｓとすると、
ＧＤｒ１＋ＧＤｒ２＞Ｗｓ
の関係が成り立つ請求項５に記載の偏心揺動型減速装置。
前記環状部の外径をＤｓｏとし、
前記第１収容凹部の外側内壁面（７６）の直径をＤｒ１ｏとし、
前記第２収容凹部の外側内壁面（７７）の直径をＤｒ２ｏとし、
前記回転軸心と前記偏心軸心との偏心量をＸｅとし、
前記スライダに最大負荷がかかるときの前記環状部の径方向の変形量をＸｄとすると、
Ｄｒ１ｏ＞Ｄｓｏ＋２Ｘｅ＋Ｘｄ
Ｄｒ２ｏ＞Ｄｓｏ＋２Ｘｅ＋Ｘｄ
の関係が成り立つ請求項５または６に記載の偏心揺動型減速装置。
前記環状部の内径をＤｓｉとし、
前記第１収容凹部の内側内壁面（７８）の直径をＤｒ１ｉとし、
前記第２収容凹部の内側内壁面（７９）の直径をＤｒ２ｉとし、
前記回転軸心と前記偏心軸心との偏心量をＸｅとし、
前記スライダに最大負荷がかかるときの前記環状部の径方向の変形量をＸｄとすると、
Ｄｒ１ｉ＜Ｄｓｉ−２Ｘｅ−Ｘｄ
Ｄｒ２ｉ＜Ｄｓｉ−２Ｘｅ−Ｘｄ
の関係が成り立つ請求項５または６に記載の偏心揺動型減速装置。