JP2529703B2 - Flexible mesh type gear device - Google Patents
Flexible mesh type gear deviceInfo
- Publication number
- JP2529703B2 JP2529703B2 JP62239776A JP23977687A JP2529703B2 JP 2529703 B2 JP2529703 B2 JP 2529703B2 JP 62239776 A JP62239776 A JP 62239776A JP 23977687 A JP23977687 A JP 23977687A JP 2529703 B2 JP2529703 B2 JP 2529703B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- gear
- external gear
- tooth
- flexible
- meshing
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Lifetime
Links
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
- F16H55/02—Toothed members; Worms
- F16H55/08—Profiling
- F16H55/0833—Flexible toothed member, e.g. harmonic drive
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Retarders (AREA)
- Gears, Cams (AREA)
Description
【発明の詳細な説明】 産業上の利用分野 本発明は、撓み噛み合い式歯車装置に係り、特に、撓
み噛み合い式歯車装置に用いられる内歯歯車及び外歯歯
車の歯の形状の改良に係る。Description: BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a flexible meshing gear device, and more particularly, to an improvement in the shape of teeth of an internal gear and an external gear used in a flexible meshing gear device.
従来の技術 代表的な撓み噛み合い式歯車装置は、剛性円形内歯歯
車と、この内歯歯車の内側に設けられ該歯車に例えば２
個所で噛み合うよう楕円形に変形され、更に内歯歯車の
歯数より2n枚（ｎは正の整数である）少ない歯数にされ
た可撓性外歯歯車と、該外歯歯車の内側に嵌合して該外
歯歯車を楕円形に撓ませるウエーブ・ジェネレータとか
ら成り、このウエーブ・ジェネレータは、内側の楕円形
のカム板と、このカム板の外周に嵌合して楕円形に撓め
られたボールベアリングとから成り、ウエーブ・ジェネ
レータのベアリングの外輪が外歯歯車に嵌合している。
このような構成で成る撓み噛み合い式歯車装置は、ウエ
ーブ・ジェネレータのカム板に設けられた入力軸を回転
させると、外歯歯車の楕円形が回転させられ、この楕円
形の回転により両歯車がその歯数差に対応して相対回転
し、内歯歯車または外歯歯車に出力軸を設けると該出力
軸は入力軸に対して大きい減速比で回転する。従って、
この撓み噛み合い式歯車装置は、少ない要素で大きな減
速比を得ることができるので精密機械等に多用されてい
る。2. Description of the Related Art A typical flexible meshing gear device includes a rigid circular internal gear and a gear provided inside the internal gear, for example, two gears.
A flexible external gear which is deformed into an elliptical shape so as to mesh with each other and has 2n less teeth (n is a positive integer) than the number of teeth of the internal gear; A wave generator that fits and deflects the external gear into an elliptical shape. The wave generator is fitted with an inner elliptical cam plate and fits around the outer periphery of the cam plate to deflect into an elliptical shape. The outer ring of the bearing of the wave generator is fitted to the external gear.
In the flexible mesh type gear device having such a configuration, when the input shaft provided on the cam plate of the wave generator is rotated, the elliptical shape of the external gear is rotated, and the rotation of the elliptical shape causes both gears to rotate. When the output shaft is provided on the internal gear or the external gear, the output shaft rotates at a large reduction ratio with respect to the input shaft. Therefore,
This flexible mesh type gear device is widely used in precision machines and the like because a large reduction ratio can be obtained with a small number of elements.
従来の撓み噛み合い式歯車装置に用いられる歯車につ
いては、その噛み合いの適性を良好にし、運転性能や負
荷能力を高めるため種々の工夫が提案されている。最も
基本的な歯形については、米国特許第2,906,143号明細
書に詳しく開示されている。この装置の歯車は直接の歯
形に形成されており、このため楕円形の外歯歯車は長軸
の一点でのみ内歯歯車に噛み合い、許容伝達トルクが低
かった。これに対処して、特公昭45−41171号には、イ
ンボリュート歯形を各歯車に採用することが提案されて
いる。Various devices have been proposed for gears used in conventional flexible meshing gear devices in order to improve the meshing aptitude and improve the driving performance and load capacity. The most basic tooth profile is disclosed in detail in US Pat. No. 2,906,143. Since the gears of this device are formed in a direct tooth profile, the elliptical external gear meshes with the internal gear only at one point on the major axis, and the allowable transmission torque is low. To cope with this, Japanese Patent Publication No. 45-41171 proposes to adopt an involute tooth profile for each gear.
しかし、前記の特公昭45−41171号の歯車でも両歯車
が完全に離れてしまうまでの間において、両歯車を全て
の点で連続的に接触させることが困難であった。更に詳
しくは、同公報の第６図の曲線ａまたはｃに見られるよ
うに零または負の偏位の場合には、剛性の内歯歯車に噛
み合う可撓性の外歯歯車の歯の代表点の運動軌跡（ｃの
場合は頂点のごく一部を除き）が、剛性歯車に対して凹
形状を成しており、連続接触をさせるためには直線歯形
やインボリュート歯形とは異なり剛性歯車の歯形を凸形
状にしなければならない。また、上記公報の第６図の曲
線ｂに見られるように、可撓性の外歯歯車の歯の代表点
の運動軌跡が凸形状である場合（正の偏位の場合）に
は、可撓性の外歯歯車の撓みが大きくなり、該歯車の曲
げ応力の増大を招き、また利用できる運動軌跡の部分が
短く接触歯数が少ないので好ましくない。このため前記
の公報記載の撓み噛み合い式歯車装置でも許容伝達トル
クの点において、改良の余地がある。However, it has been difficult to bring the two gears into continuous contact at all points until the two gears are completely separated from each other even in the gear disclosed in JP-B-45-41171. More specifically, in the case of zero or negative deviation as seen in the curve a or c in FIG. 6 of the publication, the representative point of the teeth of the flexible external gear that meshes with the rigid internal gear. The movement locus (except for a small part of the apex in case of c) is concave with respect to the rigid gear, and in order to make continuous contact, the tooth profile of the rigid gear is different from the straight tooth profile and the involute tooth profile. Must be convex. Further, as shown in the curve b of FIG. 6 of the above publication, when the motion locus of the representative points of the teeth of the flexible external gear has a convex shape (in the case of positive deviation), it is possible. The flexibility of the flexible externally toothed gear is increased, the bending stress of the gear is increased, and the usable locus of motion is short and the number of contact teeth is small, which is not preferable. For this reason, there is room for improvement in the permissible transmission torque even in the flexion meshing gear device described in the above publication.
このため、本発明者は、特願昭61−262930号出願にお
いて、内歯歯車と外歯歯車の歯形に対して、いずれも歯
末面には特定の形状の凸歯形を、歯元面には特定の形状
の凹歯形を形成し、凸歯形同士の噛み合いで連続的に接
触させる撓み噛み合い式歯車装置を提案した。この撓み
噛み合い式歯車装置は、１つの内歯歯車と歯数の異なる
外歯歯車とで成る、いわゆるカップ型撓み噛み合い式歯
車装置と呼ばれる形式のものには極めて良好に作動し
た。Therefore, the present inventor, in the Japanese Patent Application No. 61-262930 application, with respect to the tooth profile of the internal gear and the external gear, in each case, the convex tooth profile of a specific shape on the tooth end surface, Proposed a flexible mesh type gear device in which a concave tooth profile of a specific shape is formed and the convex tooth profiles are brought into continuous contact with each other by meshing. This flex-meshing gear system has been operated very well with a so-called cup-type flex-meshing gear system comprising one internal gear and external gears having different numbers of teeth.
発明が解決しようとする問題点 ところで、撓み噛み合い式歯車装置において、可撓性
の外歯歯車は、その撓み変形を利用して剛性の内歯歯車
と噛み合って回転運動と力の伝達を行う部品である。こ
の外歯歯車は内歯歯車に対して多数の歯が同時に噛み合
わなければならないので、外歯歯車の負荷容量は通常の
歯車に比較すると大きい。一方、一般に外歯歯車はウエ
ーブ・ジェネレータによって楕円形に変形され、その長
軸方向では引っ張り応力が短軸方向では圧縮応力が加わ
るため、外歯歯車の負荷容量を拡大することは制限され
ている。DISCLOSURE OF THE INVENTION Problems to be Solved by the Invention By the way, in a flexible mesh type gear device, a flexible external gear is a component that meshes with a rigid internal gear by utilizing its flexural deformation to transmit rotational motion and force. Is. Since a large number of teeth of this external gear must mesh with the internal gear at the same time, the load capacity of the external gear is larger than that of a normal gear. On the other hand, an external gear is generally deformed into an elliptical shape by a wave generator, and tensile stress is applied in the major axis direction and compressive stress is applied in the minor axis direction, so expansion of the load capacity of the external gear is limited. .
従って、この可撓性の外歯歯車の撓み変形による応力
を軽減してその負荷容量を向上することが望まれてい
る。この応力の軽減のため、米国特許第3,555,929号明
細書には、外歯歯車のピッチ円上において歯溝幅対歯厚
の比を１より大きくして可撓性を増大することが開示さ
れている。この米国特許は外歯歯車の歯溝幅を大きくす
るだけで応力の軽減を図ろうとしているが、一般に可撓
性の外歯歯車には上記の変形によって歯溝部分のすみ肉
部にも応力が加わるので、上記米国特許明細書に開示さ
れた構成だけでは応力の軽減を図るには不十分である。Therefore, it is desired to reduce the stress caused by the bending deformation of the flexible external gear and improve the load capacity thereof. To alleviate this stress, U.S. Pat. No. 3,555,929 discloses increasing the flexibility by increasing the groove width to tooth thickness ratio on the pitch circle of the external gear to more than 1. There is. Although this U.S. patent attempts to reduce the stress only by increasing the width of the tooth groove of the external gear, in general, the flexible external tooth gear also stresses the fillet portion of the groove by the above deformation. Therefore, the structure disclosed in the above-mentioned U.S. Patents is not sufficient to reduce the stress.
従って、本発明の目的は、撓み噛み合い式歯車装置に
おいて、内歯歯車及び外歯歯車が同時に広い範囲におい
て連続接触を行うことができ、且つ外歯歯車の変形によ
る応力を軽減して負荷容量を向上する撓み噛み合い式歯
車装置を提供するにある。Therefore, an object of the present invention is to provide a flexible mesh type gear device in which an internal gear and an external gear can simultaneously make continuous contact in a wide range, and reduce stress due to deformation of the external gear to reduce load capacity. It is an object of the present invention to provide an improved flexible mesh type gear device.
問題点を解決するための手段 かかる目的を達成するため、本発明によれば、剛性円
形内歯歯車と、その内側の可撓性外歯歯車と、該外歯歯
車を撓ませて変形させその形状を回転させるウエーブ・
ジェネレータとから成り、ウエーブ・ジェネレータの回
転により両歯車に相対回転を生じさせるように構成され
た撓み噛み合い式歯車装置であって、両歯車の歯末面の
歯形が、ウエーブ・ジェネレータの形状によって定ま
る、内歯歯車に対する外歯歯車の運動軌跡の、両歯車の
接触の限界位置を原点とする縮比1/2の相似変換による
写像曲線によって形成されており、外歯歯車は、そのピ
ッチ円上の歯溝幅対歯厚の比が１より大きくされ、且
つ、外歯歯車のすみ肉部の曲率半径が、モジュールの0.
6倍以上にされていることを特徴とする撓み噛み合い式
歯車装置が提供される。Means for Solving the Problems In order to achieve the object, according to the present invention, a rigid circular internal gear, a flexible external gear inside thereof, and an external gear that is deformed by bending the external gear Wave to rotate shape
A flexural meshing type gear device comprising a generator and relative rotation of both gears caused by rotation of the wave generator, wherein the tooth profile of the end surfaces of both gears is determined by the shape of the wave generator. , A mapping curve of the locus of movement of the external gear with respect to the internal gear by a similarity transformation with a reduction ratio of 1/2 with the limit position of contact of both gears as the origin, and the external gear is on its pitch circle. The ratio of the groove width to the tooth thickness of the external gear is greater than 1, and the radius of curvature of the fillet portion of the external gear is 0.
There is provided a flex meshing type gear device characterized in that the gear ratio is 6 times or more.
実施例 以下、本発明の実施例について、図面を参照しながら
説明する。第１図は、撓み噛み合い式歯車装置１の原理
を示している。この撓み噛み合い式歯車装置１は、剛性
円形内歯歯車２と、この内歯歯車の内側に設けられた可
撓性のリング形状の外歯歯車３と、この外歯歯車の内側
に嵌合して該外歯歯車を楕円形に撓ませるウエーブ・ジ
ェネレータ４とから成る。ウエーブ・ジェネレータ４
は、内側の楕円形のカム板５と、このカム板５の外周に
嵌合して楕円形に撓められたボールベアリング６とから
成り、ウエーブ・ジェネレータのベアリングの外輪７が
外歯歯車に嵌合している。外歯歯車３は、ウエーブ・ジ
ェネレータ４によって楕円形に撓められているので、円
形の剛性内歯歯車２に対して、直径方向に対向する２点
を中心としてその両側の一部でしか噛み合わない。第１
図では矢印Ａ及びＢの方向の２点が噛み合い点となる。
また、ウエーブ・ジェネレータ４はボールベアリング６
を有するので、ウエーブ・ジェネレータ４のカム板５が
回転すると、外歯歯車３はその楕円形状が回転させられ
るだけで、カム板によって直接回転させられることはな
い。なお、外歯歯車３は、内歯歯車の歯数より2n（ｎは
正の整数）枚少ない歯数（第１図では内歯歯車より４枚
少ない）にされている。Embodiments Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 shows the principle of a flexible mesh type gear device 1. The flexible meshing gear device 1 is fitted with a rigid circular internal gear 2, a flexible ring-shaped external gear 3 provided inside the internal gear, and an inside of the external gear. And a wave generator 4 for bending the external gear into an elliptical shape. Wave generator 4
Consists of an inner elliptical cam plate 5 and a ball bearing 6 fitted on the outer periphery of the cam plate 5 and bent into an elliptical shape, and an outer ring 7 of a wave generator bearing is used as an external gear. Mated. Since the external gear 3 is bent into an elliptical shape by the wave generator 4, the external gear 3 is meshed with the circular rigid internal gear 2 only at two parts diametrically opposed to each other at only two points facing each other. Absent. First
In the figure, two points in the directions of arrows A and B are the engagement points.
In addition, the wave generator 4 is a ball bearing 6
When the cam plate 5 of the wave generator 4 rotates, the external gear 3 is rotated only by its elliptical shape and is not directly rotated by the cam plate. The number of the external gear 3 is 2n (n is a positive integer) less than the number of teeth of the internal gear (four in FIG. 1 less than the number of internal gears).
この撓み噛み合い式歯車装置１の動作について第２図
（ａ）〜（ｄ）を用いて説明する。ウエーブ・ジェネレ
ータ４のカム板５が第２図（ａ）の位置にあるとき、外
歯歯車３の楕円形の長軸において、内歯歯車２の１つの
歯溝８が外歯歯車３の１つの歯９に噛み合っている（歯
溝８及び歯９を中心としてその両側でもいくつかの歯が
噛み合っている）。カム板５を第２図（ｂ）に示すよう
に90度回転させると、外歯歯車３はその楕円形が回転
し、外歯歯車３の噛み合い点が楕円の長軸の移動に従っ
て移動して歯溝８と歯９とは離れる。第２図（ｃ）に示
すように、カム板５が180度回転すると歯溝８と歯９と
が再び噛み合うが、その位置は歯数差（図示の例では４
枚すなわちｎ＝２）の半分だけすなわちｎ枚分（図示の
例では２枚分）だけずれる。そして第２図（ｄ）に示す
ように、カム板５が360度回転すると、歯溝８と歯９と
は歯数差（４枚）だけずれる。このように噛み合い位置
が順次ずれる動きを出力として取り出せば大きな減速比
を得ることができる。The operation of the flexible meshing gear device 1 will be described with reference to FIGS. 2 (a) to 2 (d). When the cam plate 5 of the wave generator 4 is at the position shown in FIG. 2 (a), one tooth groove 8 of the internal gear 2 corresponds to one of the external gears 3 on the long axis of the ellipse of the external gear 3. One tooth 9 (some teeth are engaged on both sides of the tooth groove 8 and the tooth 9 as a center). When the cam plate 5 is rotated by 90 degrees as shown in FIG. 2 (b), the elliptical shape of the external gear 3 rotates, and the mesh point of the external gear 3 moves in accordance with the movement of the major axis of the ellipse. The tooth spaces 8 and the teeth 9 are separated. As shown in FIG. 2 (c), when the cam plate 5 rotates by 180 degrees, the tooth grooves 8 and the teeth 9 re-engage.
It is shifted by half of the number of sheets, that is, n = 2, that is, by n sheets (two sheets in the illustrated example). Then, as shown in FIG. 2 (d), when the cam plate 5 rotates 360 degrees, the tooth gap 8 and the teeth 9 are shifted by the difference in the number of teeth (four). In this way, a large reduction ratio can be obtained by extracting the movement in which the meshing positions are sequentially shifted as an output.
外歯歯車と内歯歯車との噛み合いの範囲は広い方が、
トルクの伝達効率が高いので好ましい。本発明者は、特
願昭61−262930号出願において、カップ型撓み噛み合い
式歯車装置の噛み合い範囲を拡げるため、内歯歯車及び
外歯歯車の両歯車の歯末面の歯形を凸歯形に、また、内
歯歯車及び外歯歯車の歯元面を凹歯形に形成すること
を、特願昭61−262930号出願において既に提案した。こ
れにより、両歯車は、歯末面の凸歯形同士の噛み合いで
連続的に接触し、従来のカップ型撓み噛み合い式歯車装
置における噛み合いの範囲を拡げることに成功した。な
お、この両歯車の歯形についての詳細な形状は、特願昭
61−262930号出願において特定されるように、ウエーブ
・ジェネレータの形状によって定まる、内歯歯車に対す
る外歯歯車の運動軌跡の、両歯車の接触の限界位置を原
点とする縮比1/2の相似変換による写像曲線によって形
成される。The wider the range of meshing between the external gear and the internal gear,
This is preferable because the torque transmission efficiency is high. The present inventor, in Japanese Patent Application No. 61-262930 application, in order to expand the meshing range of the cup-type flexural meshing gear device, the tooth profile of the tooth end surface of both gears of the internal gear and the external gear has a convex tooth profile, In addition, it has already been proposed in Japanese Patent Application No. 61-262930 application to form the tooth root surfaces of the internal gear and the external gear into concave tooth shapes. As a result, the two gears are continuously in contact with each other due to the meshing of the convex tooth forms on the tooth flank, and have succeeded in expanding the meshing range in the conventional cup-type flexible meshing gear device. The detailed tooth profile of both gears is described in Japanese Patent Application
As specified in the application No. 61-262930, a reduction ratio 1/2 of the movement locus of the external gear with respect to the internal gear determined by the shape of the wave generator with the limit position of contact between the two gears as the origin. It is formed by the mapping curve by the transformation.
この曲線は、内歯歯車と外歯歯車との噛み合いを、ラ
ックの歯の噛み合いに近似したものとして取り扱い、ウ
エーブ・ジェネレータによって生成される運動軌跡を、
縮比1/2の相似変換による写像曲線を得て、これによっ
て剛性の内歯歯車及び可撓性の外歯歯車の各々の歯車の
歯末面の歯形曲線を与える。この近似方法は、撓み噛み
合い式歯車装置の歯車の歯数が最少値でも100位はあ
り、通常160以上であるので、誤差は十分に許容できる
範囲にある。第３図は上記の近似の程度を示す一例で、
曲線ａはラックの場合の運動軌跡、曲線ａ′は歯数が10
0の場合の撓み噛み合い式歯車装置の運動軌跡であり、
その差は殆どない。第３図の曲線ｂ及び曲線ｃは後述の
内歯歯車及び外歯歯車の歯末面の歯形の一例である。ち
なみに、第３図は無偏位の場合の運動軌跡で、座標値Ｘ
及びＹは次式で与えられる。This curve treats the meshing between the internal gear and the external gear as approximating the meshing of the rack teeth, and describes the motion trajectory generated by the wave generator.
A mapping curve is obtained by a similarity conversion with a contraction ratio of 1/2, thereby giving a tooth profile curve of the tooth end surface of each of the rigid internal gear and the flexible external gear. According to this approximation method, the number of teeth of the gear of the flexion meshing gear device is at least about 100 even at the minimum value, and is usually 160 or more, so that the error is in a sufficiently allowable range. FIG. 3 is an example showing the degree of the above approximation.
Curve a is the motion trajectory in the case of a rack, and curve a 'is
0 is the motion trajectory of the bending meshing gear device when 0,
There is almost no difference. Curves b and c in FIG. 3 are examples of the tooth forms of the tooth flank of the internal gear and the external gear described later. By the way, Fig. 3 shows the locus of movement in the case of no deviation, and the coordinate value X
And Y are given by the following equations.
Ｘ＝1/2m（２φ−sin2φ） Ｙ＝ m（１−cos2φ） ここで、φは媒介変数、ｍは歯のモジュールである。X = 1/2 m (2φ-sin2φ) Y = m (1-cos2φ) where φ is a parameter and m is a tooth module.
第４図は、上記の歯形曲線を求める場合の一例の説明
図である。この図において、点10は可撓性の外歯歯車の
歯先点を示しており、曲線11は用いられたウエーブ・ジ
ェネレータのカム板の形状によって定まる歯先点10の運
動軌跡を示している。次に点12は両歯車が最も離れて接
触する位置すなわち両歯車の接触の限界位置（噛み合い
中心から最も外側の噛み合い位置）を示している。曲線
13は剛性の内歯歯車の歯末面の歯形を示している。この
曲線13は、接触の限界位置12を基準点として曲線11の点
10と12との間の曲線部分を縮比1/2で相似変換して得ら
れた写像曲線であり、ここで点14は点10の変換によって
得られた後の点である。点14と点10の間の曲線15は、曲
線13を点14の回りに180度回転して得られたもので、こ
の曲線15は可撓性の外歯歯車の歯末面の歯形を示してい
る。また、曲線16は、可撓性の外歯歯車の歯元面の歯形
を示しており、曲線17は、剛性の内歯歯車の歯元面の歯
形を示している。これらの歯元面の歯形は、各歯車の歯
形の干渉を生じない限り、任意の歯形にすることができ
る。FIG. 4 is an explanatory diagram of an example of obtaining the above tooth profile curve. In this figure, a point 10 indicates a tip point of the flexible external gear, and a curve 11 indicates a movement locus of the tip point 10 determined by the shape of the cam plate of the wave generator used. . Next, a point 12 indicates a position where the two gears contact each other farthest, that is, a limit position of contact between the two gears (the outermost meshing position from the meshing center). curve
Reference numeral 13 denotes the tooth profile of the end surface of the rigid internal gear. This curve 13 is a point of the curve 11 with the contact limit position 12 as a reference point.
This is a mapping curve obtained by performing similarity conversion on the curve portion between 10 and 12 at a contraction ratio of 1/2, where point 14 is a point obtained by conversion of point 10. The curve 15 between the points 14 and 10 is obtained by rotating the curve 13 by 180 degrees around the point 14, and this curve 15 shows the tooth profile of the end face of the flexible external gear. ing. A curve 16 shows the tooth profile of the root surface of the flexible external gear, and a curve 17 shows the tooth profile of the root surface of the rigid internal gear. The tooth profile of these tooth root surfaces can be any tooth profile as long as the tooth profile of each gear does not interfere.
第４図によって得た剛性の内歯歯車及び可撓性の外歯
歯車の歯末面の歯形は、両歯車が歯数無限大のラックと
見做して得られるものである。しかしながら、撓み噛み
合い式歯車装置の場合、その歯数は有限であるが一般の
歯車に比べてその歯数は極めて多く160以上であるのが
普通であるから、第３図の例からも類推されるように、
十分に許容できる近似であり、実用上の精度は十分であ
る。すなわち、本発明によれば、上記のような近似によ
って、従来実現が困難であるとされた連続接触できる歯
形を、比較的簡単に作れることが理解されよう。The tooth profiles on the end surfaces of the rigid internal gear and the flexible external gear obtained by FIG. 4 are obtained by considering both gears as racks having an infinite number of teeth. However, in the case of a flexible mesh type gear device, the number of teeth is finite, but the number of teeth is usually much larger than 160 in comparison with general gears, so it is inferred from the example of FIG. 3 as well. So that
It is a sufficiently acceptable approximation, and the accuracy in practice is sufficient. That is, according to the present invention, it will be understood that the above-described approximation makes it possible to relatively easily form the tooth profile capable of continuous contact, which is conventionally difficult to realize.
第４図のようにして得た歯末面の形状は、カップ型撓
み噛み合い式歯車装置の噛み合い部分において連続的に
接触するもので好ましいものである。従って、本発明に
おいても、この内歯歯車及び外歯歯車の歯形はそのまま
適用される。The shape of the tooth flank obtained as shown in FIG. 4 is preferable because it continuously comes into contact with the meshing portion of the cup-type flexible meshing gear device. Therefore, also in the present invention, the tooth profiles of the internal gear and the external gear are applied as they are.
このように、本発明においては、内歯歯車と外歯歯車
の歯形が独特の形状に形成されるので、その歯末面の凸
歯形同士の噛み合いで連続的に接触し、従来のカップ型
撓み噛み合い式歯車装置における噛み合いの範囲が拡が
り、トルクの伝達効率が向上している。As described above, in the present invention, since the tooth profile of the internal gear and the external gear is formed in a unique shape, the convex tooth profiles of the tooth end surfaces of the tooth profile are in continuous contact with each other, and the conventional cup-type flexure is used. The meshing range in the meshing gear device is expanded, and the torque transmission efficiency is improved.
しかし、可撓性の外歯歯車は、その撓み変形を利用し
て剛性の内歯歯車と噛み合って回転運動と力の伝達を行
う部品であり、この外歯歯車は内歯歯車に対して多数の
歯が同時に噛み合わなければならないので、外歯歯車の
負荷容量は通常の歯車に比較すると大きく、ましてや本
発明のように、その噛み合い範囲を拡げた場合にはその
影響が更に大きくなる。一方、一般に、外歯歯車はウエ
ーブ・ジェネレータによって楕円形に変形され、その長
軸方向では引っ張り応力が短軸方向では圧縮応力が加わ
るので、外歯歯車の負荷容量を増大には限界がある。However, a flexible external gear is a component that uses its flexural deformation to mesh with a rigid internal gear to transmit rotational motion and force. Since the teeth of the gear must be meshed at the same time, the load capacity of the external gear is larger than that of a normal gear, and even if the meshing range is widened as in the present invention, the influence is further increased. On the other hand, in general, an external gear is deformed into an elliptical shape by a wave generator, and tensile stress is applied in the major axis direction and compressive stress is applied in the minor axis direction, so there is a limit to increasing the load capacity of the external gear.
この可撓性の外歯歯車の撓み変形による応力を軽減し
てその負荷容量を向上するため、外歯歯車のピッチ円上
において歯溝幅対歯厚の比を１より大きく構成して、少
しでも応力の影響を減少させようとした試みが、米国特
許第3,555,929号明細書に開示されている。しかし、こ
の米国特許明細書に開示された外歯歯車ではその歯溝幅
対歯厚の比について考察しているだけである。一般に、
可撓性の外歯歯車には、上記の変形によって、歯溝部分
のすみ肉部にも応力が加わるので、上記米国特許明細書
に開示された構成の外歯歯車のように歯溝幅を大きくす
るだけでその応力の軽減を図るには不十分である。In order to reduce the stress due to the bending deformation of this flexible external gear and improve its load capacity, the ratio of tooth space width to tooth thickness on the pitch circle of the external gear is configured to be greater than 1, However, an attempt to reduce the effects of stress is disclosed in US Pat. No. 3,555,929. However, in the external gear disclosed in this U.S. patent specification, only the ratio of the groove width to the tooth thickness is considered. In general,
Due to the above deformation, a stress is also applied to the fillet portion of the tooth groove portion of the flexible external gear, so that the width of the tooth groove is different from that of the external gear having the configuration disclosed in the above U.S. Pat. Increasing the size is not enough to reduce the stress.
以下、かかる点について更に詳しく考察する。先ず、
第５図は、モジュールｍを１とし、歯末部分及び歯元部
分の歯たけの係数を0.625として外歯歯車３を形成した
場合の、従来の撓み噛み合い式歯車装置の外歯歯車の歯
形の一例を、ラック歯形として表したものである。この
第５図の例では、外歯歯車の歯底面21には、内歯歯車の
歯先部分に対して、深さ0.25の頂げきが形成されてい
る。また、この外歯歯車の圧力角は一定であって、可能
な最小圧力角である30゜に設定されているものとする。Hereinafter, this point will be considered in more detail. First,
FIG. 5 shows an example of a tooth profile of an external gear of a conventional flexural mesh type gear device when the module m is 1 and the external tooth gear 3 is formed with the coefficient of tooth depth of the addendum portion and the root portion being 0.625. Is represented as a rack tooth profile. In the example of FIG. 5, the tooth bottom surface 21 of the external gear has a ridge having a depth of 0.25 with respect to the tip portion of the internal gear. The pressure angle of the external gear is constant and is set to 30 ° which is the minimum possible pressure angle.
この第５図の例において、外歯歯車のピッチ円Ｐ（図
示のようにラック歯とした場合、ピッチ線Ｐとなる）上
における歯溝幅22はモジュールｍが１であるので長さは
1/2πとなる。そして、歯厚23も同様のその長さは1/2π
となる。従って、歯溝幅対歯厚の比は１となっている。
このように、対歯厚の比はほぼ１であるので、前記の米
国特許明細書に指摘されているように、外歯歯車の歯の
部分の剛性が高く、ウエーブ・ジェネレータのカム板５
による変形による応力によって疲労が生ずる。換言すれ
ば、剛性が高いので、かかる外歯歯車の寿命を長くする
ことは困難である。In the example of FIG. 5, the tooth groove width 22 on the pitch circle P of the external gear (the pitch line P when the rack teeth are shown as shown in the drawing) is 1 because the module m is 1.
It becomes 1 / 2π. And the tooth length 23 is also 1 / 2π.
Becomes Therefore, the ratio of tooth space width to tooth thickness is 1.
As described above, since the ratio of the tooth thickness to the tooth thickness is approximately 1, the rigidity of the tooth portion of the external gear is high, and the cam plate 5 of the wave generator is high.
Fatigue is caused by the stress caused by the deformation. In other words, since the rigidity is high, it is difficult to extend the life of such external gear.
従って、前記米国特許第3,555,929号では、第６図
（この図は同特許の第４図に相当する）に示すように、
歯溝幅を歯厚に対して相当に大きく拡大し、外歯歯車全
体の可撓性を大きくして、ウエーブ・ジェネレータのカ
ム板５による変形に柔軟に対応させ、外歯歯車３の寿命
を長くせんとしている。Therefore, in the US Pat. No. 3,555,929, as shown in FIG. 6 (this figure corresponds to FIG. 4 of the same patent),
The tooth groove width is considerably expanded with respect to the tooth thickness to increase the flexibility of the external gear as a whole so as to flexibly cope with the deformation of the cam plate 5 of the wave generator, thereby extending the life of the external gear 3. It's been a long time.
しかしながら、上記の米国特許の構成では、外歯歯車
の可撓性は大きくなったが、外歯歯車３の歯溝部分のす
み肉部へ加わる応力に対して考慮が払われていない。す
なわち、ウエーブ・ジェネレータのカム板５によって外
歯歯車３が変形させられると、その変形に対する応力
は、歯底部分だけでなく、この歯底部分に隣接するすみ
肉部にも加わる。そして、このすみ肉部への応力は他の
部分に比べて集中するのであり、寿命を短くしてしま
う、かかる応力を無視することはできない。However, in the structure of the above-mentioned US patent, although the flexibility of the external gear is increased, the stress applied to the fillet portion of the tooth groove portion of the external gear 3 is not taken into consideration. That is, when the external gear 3 is deformed by the cam plate 5 of the wave generator, the stress for the deformation is applied not only to the root portion but also to the fillet portion adjacent to the root portion. Since the stress on the fillet portion is concentrated as compared with other portions, the stress that shortens the life cannot be ignored.
従って、本発明においては、このすみ肉部に対しても
考慮を払い、応力を軽減して外歯歯車の寿命を長くす
る。Therefore, in the present invention, consideration is also given to this fillet portion to reduce stress and prolong the life of the external gear.
第７図を参照して、頂げきと、すみ肉部24の最大丸み
曲率半径と、歯元面25とすみ肉部24との接合部分26の圧
力角との関係を説明する。With reference to FIG. 7, the relationship between the apex, the maximum radius of curvature of the fillet portion 24, and the pressure angle of the joint portion 26 between the tooth surface 25 and the fillet portion 24 will be described.
今、頂げき係数をｃ＊とし、ρ＊を最大丸み曲率半径
係数とし、圧力角をαとすると、頂げきはｃ＊ｍとな
り、前記の最大丸み曲率半径はρ＊ｍとなり、圧力角α
によって、最大丸み曲率半径を表すと、次の式となるこ
とが知られている。Assuming that the apex coefficient is c * , ρ * is a maximum radius of curvature radius and the pressure angle is α, the apex is c * m, the maximum radius of curvature is ρ * m, and the pressure angle α is
It is known that the maximum radius of curvature is expressed by the following equation.
すなわち、 上記の式（１）を用いて、第５図に示す従来の歯車の
場合と、第８図に示す本発明の歯車の場合とを比較す
る。 That is, Using the above equation (1), the case of the conventional gear shown in FIG. 5 and the case of the gear of the present invention shown in FIG. 8 are compared.
但し、既述のように、本発明の歯車の場合、外歯歯車
３の歯末面の歯形が、特願昭61−262930号出願の外歯歯
車の歯形と同様に、ウエーブ・ジェネレータの形状によ
って定まる、内歯歯車に対する外歯歯車の運動軌跡の、
両歯車の接触の限界位置を原点とする縮比1/2の相似変
換による写像曲線によって形成されている。また、米国
特許第3,555,929号明細書に記載されているように、そ
の外歯歯車は、ピッチ円上の歯溝幅対歯厚の比が１より
大きく形成されている。そして、モジュールｍは１に設
定されているものとする。However, as described above, in the case of the gear of the present invention, the tooth profile of the end surface of the external gear 3 is similar to that of the external gear of Japanese Patent Application No. 61-262930, and the shape of the wave generator is the same. Of the movement trajectory of the external gear with respect to the internal gear, which is determined by
It is formed by the mapping curve by the similarity transformation of the reduction ratio 1/2 with the origin of the contact limit position of both gears. Further, as described in U.S. Pat. No. 3,555,929, the external gear has a ratio of tooth space width to tooth thickness on the pitch circle of greater than 1. Then, the module m is assumed to be set to 1.
今、有効歯たけ係数he＊と頂げき係数ｃ＊とをそれぞ
れ、最も代表的な値である1.25と0.25とにして、従来の
歯車と本発明による歯車との外歯歯車のすみ肉部の最大
曲率半径係数ρ＊の値を比較してみる。Now, the effective tooth clearance coefficient he * and the crest coefficient c * are respectively set to 1.25 and 0.25, which are the most typical values, and the fillet portion of the external gear between the conventional gear and the gear according to the present invention is Let us compare the values of the maximum radius of curvature coefficient ρ * .
従来の外歯歯車の歯形では、第５図に示すように直線
歯形のため、圧力角αは一定であり、また噛み合い率の
関係からその圧力角の最小値も30゜が限界である。従っ
て、最大丸み曲率半径係数も、 となる。Since the tooth profile of the conventional external gear has a linear tooth profile as shown in FIG. 5, the pressure angle α is constant, and the minimum value of the pressure angle is limited to 30 ° because of the meshing ratio. Therefore, the maximum radius of curvature radius coefficient is also Becomes
これに対して、本発明の外歯歯車の歯形では、歯元面
の歯形が凹歯形であり、歯末面の歯形が凸歯形であるの
でそのピッチ点の最小圧力角は、理論的には０゜とする
（実際には、歯形の加工時における切刃の逃げ面の関係
から５゜以上であるのが望ましい。）ことができ、例え
ば、歯形の加工の簡単な値である、大きな値としての、
８゜した場合でも、歯元面27とすみ肉部28との接合点29
の圧力角は37゜以上になる。従って、最大丸み曲率半径
係数は、 となり、従来の歯車の曲率半径係数より大きくなり、曲
率半径を大きくすることができる。すなわち、歯元面と
すみ肉部との接合点における曲率半径が大きくなるの
で、この部分における応力の分散を図ることができる。On the other hand, in the tooth profile of the external gear of the present invention, the tooth profile of the tooth root surface is a concave tooth profile, and the tooth profile of the tooth end surface is a convex tooth profile, so the minimum pressure angle at the pitch point is theoretically It can be set to 0 ° (actually, it is desirable that it is 5 ° or more in consideration of the flank of the cutting edge when machining the tooth profile). For example, a large value that is a simple value for machining the tooth profile. As
Even at an angle of 8 °, the joint point 29 between the root surface 27 and the fillet portion 29
The pressure angle of is over 37 °. Therefore, the maximum radius of curvature radius coefficient is Therefore, the radius of curvature becomes larger than that of the conventional gear, and the radius of curvature can be increased. That is, since the radius of curvature at the joining point between the tooth root surface and the fillet portion becomes large, it is possible to disperse the stress at this portion.
従来の歯車において、頂げき係数ｃ＊を0.25より大き
くして、曲率半径係数ρ＊を0.5より大きくすることも
できるが、頂げきが大きくなって全歯たけが大きくな
り、その結果、可撓性外歯歯車の歯底面の可撓性が減少
して該歯底面の曲げ応力が増大してしまい、可撓性を大
きくするという本来の目的に逆行することになってしま
う。In the conventional gear, the apex coefficient c * can be made larger than 0.25 and the radius of curvature coefficient ρ * can be made larger than 0.5, but the apex becomes large and the total tooth coverage becomes large. The flexibility of the tooth bottom surface of the sex external gear decreases and the bending stress of the tooth bottom surface increases, which goes against the original purpose of increasing the flexibility.
これに対し、本発明の場合には、ピッチ点圧力角を、
前記の８゜以外にも、10゜、12゜等の大きい値に任意に
選択することができ、これらの場合、接合点29の圧力角
はほぼ40゜、43゜等になる。これらの値の場合、最大丸
み曲率半径係数ρ＊は、更に0.7、0.8と大きくなる。従
って、本発明の場合には、曲率半径が簡単に大きくでき
るので、接合点29における応力集中がなくなり、応力集
中に伴う外歯歯車の曲げ応力の増大を緩和できる。On the other hand, in the case of the present invention, the pitch point pressure angle is
In addition to the above 8 °, any large value such as 10 ° or 12 ° can be selected. In these cases, the pressure angle at the junction point 29 is approximately 40 ° or 43 °. With these values, the maximum radius of curvature radius ρ * is further increased to 0.7 and 0.8. Therefore, in the case of the present invention, since the radius of curvature can be easily increased, the stress concentration at the joint point 29 is eliminated, and the increase in bending stress of the external gear due to the stress concentration can be alleviated.
なお、曲率半径の増大は、歯底部分の幅を大きくする
ことを必要とするが、前記のように本発明においては、
米国特許第3,555,929号明細書に記載されているよう
に、外歯歯車は、ピッチ円上の歯溝幅対歯厚の比が１よ
り大きく形成されているので、外歯歯車の剛性を増大す
ることなく、その曲率半径の増大を可能にしている。す
なわち、第８図において、歯溝幅30を歯底面31の部分を
平坦に形成できる程の長さに拡げれば、この平坦部分で
の可撓性は十分に高く、外歯歯車の剛性がすみ肉部の前
記曲率半径の増大によっても増大することはない。It should be noted that increasing the radius of curvature requires increasing the width of the tooth root portion, but as described above, in the present invention,
As described in U.S. Pat. No. 3,555,929, the external gear has a ratio of the groove width to the tooth thickness on the pitch circle greater than 1, so that the rigidity of the external gear is increased. Without increasing the radius of curvature. That is, in FIG. 8, if the tooth groove width 30 is expanded to a length such that the portion of the tooth bottom surface 31 can be formed flat, the flexibility in this flat portion is sufficiently high and the rigidity of the external gear is increased. It does not increase even if the radius of curvature of the fillet portion increases.
上記のように、本発明の外歯歯車においては、すみ肉
部の丸み曲率半径の増大による剛性の増大を防止するた
め、歯底面31の部分に平坦部分を形成しなければならな
い。このため、第８図に示すように、歯溝幅対歯厚の比
を１より大きくする因数ｋ＊を適当に選定することにな
る。そして、この因数ｋ＊は、外歯歯車のすみ肉部の曲
率半径が、モジュールの0.6倍（すなわち、係数ρ＊が
0.6である）に最小の値となる。As described above, in the external gear according to the present invention, a flat portion must be formed on the tooth bottom surface 31 in order to prevent an increase in rigidity due to an increase in the radius of curvature of the rounded portion. Therefore, as shown in FIG. 8, the factor k * for making the ratio of the tooth space width to the tooth thickness larger than 1 is appropriately selected. The factor k * is such that the radius of curvature of the fillet portion of the external gear is 0.6 times that of the module (that is, the coefficient ρ * is
The minimum value is 0.6).
発明の効果 本発明によれば、撓み噛み合い式歯車装置において、
内歯歯車と外歯歯車との、両歯車の歯末面の歯形が、ウ
エーブ・ジェネレータの形状によって定まる、内歯歯車
に対する外歯歯車の運動軌跡の、両歯車の接触の限界位
置を原点とする縮比1/2の相似変換による写像曲線によ
って形成されており、外歯歯車は、ピッチ円上の歯溝幅
対歯厚の比が１より大きくされ、且つ、該外歯歯車のす
み肉部の曲率半径が、モジュールの0.6倍以上にされて
いることを特徴としているので、可撓性の外歯歯車の曲
げ応力を大幅に軽減することができ、従って、外歯歯車
の負荷容量を大きく増大することができる。Effects of the Invention According to the present invention, in the flexion meshing gear device,
The limit position of contact between the internal gear and the external gear is the limit position of contact between the internal gear and the external gear, which is determined by the shape of the wave generator. The external gear has a ratio of the groove width to the tooth thickness on the pitch circle greater than 1, and the fillet of the external gear is Since the radius of curvature of the part is 0.6 times or more that of the module, the bending stress of the flexible external gear can be significantly reduced, and therefore the load capacity of the external gear can be reduced. It can be greatly increased.
第１図は、撓み噛み合い式歯車装置の概略正面図であ
る。 第２図（ａ）〜（ｄ）は、撓み噛み合い式歯車装置の動
作説明図である。 第３図は、ラック歯形近似手法による撓み噛み合い式歯
車装置の内歯歯車と外歯歯車の運動軌跡の近似の程度を
示す説明図である。 第４図は、本発明の撓み噛み合い式歯車装置の内歯歯車
と外歯歯車の連続接触をなす歯形を示す説明図である。 第５図は、従来の撓み噛み合い式歯車装置の可撓性外歯
歯車のラック歯形近似手法による歯形の例を示す説明図
である。 第６図は、米国特許第3,555,929号に開示された可撓性
外歯歯車の例を示す説明図である。 第７図は、頂げきと、すみ肉部の最大丸み曲率半径と、
歯元面とすみ肉部との結合部分における圧力角との関係
を示す説明図である。 第８図は、本発明に係る撓み噛み合い式歯車装置の可撓
性外歯歯車の歯形の一例を示す説明図である。 符号の説明 １……撓み噛み合い式歯車装置 ２……剛性の内歯歯車 ３……可撓性の外歯歯車 ４……ウエーブ・ジェネレータ ５……ウエーブ・ジェネレータのカム板 ６……ボールベアリング 11……外歯歯車の運動軌跡を示す曲線 12……噛み合い接触の限界位置 13……内歯歯車の歯末面の歯形曲線 15……外歯歯車の歯末面の歯形曲線 21……従来の外歯歯車の頂げき 22……従来の外歯歯車の歯溝幅 23……従来の外歯歯車の歯厚 24……すみ肉部 25……歯元面 26……すみ肉部と歯元面と接合部分 27……本発明の外歯歯車の歯元面 28……本発明の外歯歯車のすみ肉部 29……すみ肉部と歯元面と接合部分 30……本発明の外歯歯車の歯溝幅 31……歯底面 α……圧力角 ｃ＊……頂げき係数 ρ＊……曲率半径係数FIG. 1 is a schematic front view of a flexible meshing gear device. FIGS. 2 (a) to 2 (d) are explanatory diagrams of the operation of the flexion meshing gear device. FIG. 3 is an explanatory diagram showing the degree of approximation of the motion trajectory of the internal gear and the external gear of the flexible meshing gear device by the rack tooth profile approximation method. FIG. 4 is an explanatory view showing a tooth profile which makes continuous contact between the internal gear and the external gear of the flexible mesh type gear device of the present invention. FIG. 5 is an explanatory diagram showing an example of a tooth profile of a conventional flexible meshing gear device of a flexible external gear by a rack tooth profile approximation method. FIG. 6 is an explanatory diagram showing an example of the flexible external gear disclosed in US Pat. No. 3,555,929. FIG. 7 shows the peak and the maximum radius of curvature of the fillet,
It is explanatory drawing which shows the relationship with the pressure angle in the connection part of a tooth root surface and a fillet part. FIG. 8 is an explanatory view showing an example of the tooth profile of the flexible external gear of the flexible mesh type gear device according to the present invention. DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Flexible meshing gear device 2 ... Rigid internal gear 3 ... Flexible external gear 4 ... Wave generator 5 ... Wave generator cam plate 6 ... Ball bearing 11 …… Curve showing the locus of movement of external gear 12 …… Limit position of meshing contact 13 …… Tooth profile curve of the end surface of the internal gear 15 …… Tooth profile curve of the end surface of the external gear 21 …… Cavity of external gear 22 …… Width of groove of conventional external gear 23 …… Tooth thickness of conventional external gear 24 …… Fillet part 25 …… Root face 26 …… Fillet and root Surface and joint portion 27 ... root surface of external gear according to the present invention 28 ... fillet portion of external gear according to the present invention 29 ... joint portion between root portion and root surface 30 ... outside of the present invention Tooth groove width of tooth gear 31 …… Bottom bottom surface α …… Pressure angle c * …… Peeling coefficient ρ ＊ …… Curve radius coefficient
Claims (1)
歯歯車と、該外歯歯車を撓ませて変形させその形状を回
転させるウエーブ・ジェネレータとから成り、ウエーブ
・ジェネレータの回転により両歯車に相対回転を生じさ
せるように構成された撓み噛み合い式歯車装置におい
て、 両歯車の歯末面の歯形が、ウエーブ・ジェネレータの形
状によって定まる、内歯歯車に対する外歯歯車の運動軌
跡の、両歯車の接触の限界位置を原点とする縮比1/2の
相似変換による写像曲線によって形成されており、外歯
歯車は、ピッチ円上の歯溝幅対歯厚の比が１より大きく
され、且つ、該外歯歯車のすみ肉部の曲率半径が、モジ
ュールの0.6倍以上にされていることを特徴とする撓み
噛み合い式歯車装置。1. A rotation of a wave generator, comprising a rigid circular internal gear, a flexible external gear inside thereof, and a wave generator for bending and deforming the external gear to rotate its shape. In a flexible mesh type gear device configured to cause relative rotation of both gears by means of the tooth profile of the end surfaces of both gears, which is determined by the shape of the wave generator, , Is formed by the mapping curve by the similarity transformation of the reduction ratio 1/2 with the limit position of contact of both gears as the origin, and the external gear has a ratio of tooth groove width to tooth thickness on the pitch circle greater than 1. And a radius of curvature of a fillet portion of the external gear is set to 0.6 times or more of that of the module.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62239776A JP2529703B2 (en) | 1987-09-24 | 1987-09-24 | Flexible mesh type gear device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62239776A JP2529703B2 (en) | 1987-09-24 | 1987-09-24 | Flexible mesh type gear device |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS6483972A JPS6483972A (en) | 1989-03-29 |
| JP2529703B2 true JP2529703B2 (en) | 1996-09-04 |
Family
ID=17049726
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP62239776A Expired - Lifetime JP2529703B2 (en) | 1987-09-24 | 1987-09-24 | Flexible mesh type gear device |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2529703B2 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE102019123033B4 (en) | 2018-09-04 | 2022-12-22 | Sumitomo Heavy Industries, Ltd. | Bending engagement type gear device with a resin gear |
Families Citing this family (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE112008004248T5 (en) * | 2008-12-18 | 2012-03-15 | Harmonic Drive Systems Inc. | Wave gear with a three-dimensional contactable, shifted tooth profile |
| JP7558125B2 (en) | 2021-07-28 | 2024-09-30 | 住友重機械工業株式会社 | Flexible mesh gear device |
| JP7366468B1 (en) * | 2022-03-11 | 2023-10-23 | テクファ・ジャパン株式会社 | Manufacturing method of wave gear device |
-
1987
- 1987-09-24 JP JP62239776A patent/JP2529703B2/en not_active Expired - Lifetime
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE102019123033B4 (en) | 2018-09-04 | 2022-12-22 | Sumitomo Heavy Industries, Ltd. | Bending engagement type gear device with a resin gear |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS6483972A (en) | 1989-03-29 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP2503027B2 (en) | Flexible mesh gear | |
| KR920007996B1 (en) | Tooth profile of spline of strain wave gearing | |
| KR100648776B1 (en) | Negative deflection flexible meshing type gear device having passing tooth profile with maximized tooth height | |
| JP3481335B2 (en) | Inner mesh planetary gear | |
| JP2916012B2 (en) | Wave gear device | |
| JPH09166186A (en) | Flexible mesh type gear device having non-interference wide range mesh tooth profile | |
| EP0292559B1 (en) | Gear having small relative curvature at contact point | |
| JP3483570B2 (en) | Negative overtaking toothed gears with flexible meshing | |
| JPH09177906A (en) | Flexible engagement type transmission device and its manufacture | |
| JPH07167228A (en) | Harmonic drive gearing and forming method of tooth form used for said gearing | |
| WO1996018833A1 (en) | Silk hat type flexible mesh engagement gear device | |
| JP3441160B2 (en) | Overlapping contact tooth profile flexing gear system | |
| JP2001146944A (en) | Deflection meshing gfar device having deflection meshing involute tooth form | |
| JP2529703B2 (en) | Flexible mesh type gear device | |
| JPH05172195A (en) | Forming method for three-dimensional non-shifting tooth profile of flexible meshing type gearing | |
| JP2612585B2 (en) | Flexible mesh gear | |
| JP2675853B2 (en) | Tooth profile of wave gear and its manufacturing method | |
| JP2828542B2 (en) | Flexible mesh gear meshing structure | |
| JP3323502B2 (en) | Non-displacement two-arc composite tooth profile flexing gear system | |
| JP3230596B2 (en) | Method of forming three-dimensional non-displacement tooth profile of flexible meshing gear device | |
| WO2022254586A1 (en) | Tooth profile designing method for strain wave gear device | |
| JP2828580B2 (en) | Internally meshing planetary gear structure and flexible meshing gear meshing structure | |
| JP7366468B1 (en) | Manufacturing method of wave gear device | |
| KR100224512B1 (en) | Wave gear drive | |
| JP2675854B2 (en) | Wave gear wave generator |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| R250 | Receipt of annual fees |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R250 |
|
| EXPY | Cancellation because of completion of term | ||
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080614 Year of fee payment: 12 |