JP5256249B2 - 撓み噛合い式歯車装置 - Google Patents

Description

本発明は、撓み噛合い式歯車装置に関する。

特許文献１の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、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、を備えている。そして、特許文献１では、外歯歯車を撓み変形させる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せた形状とされている。更に、その起振体では２つの円弧の繋ぎ部分で接線が共通とされている。このため、特許文献１では、外歯歯車の曲率半径の変化を最小限にでき、外歯歯車の撓み応力の増大が防止され、伝達トルクの向上を図ることが可能となっている。

特開２００９−２９９７６５号公報

特許文献１では、起振体における２つの円弧の繋ぎ部分を、外歯歯車の歯形形状と短軸部（内歯歯車と外歯歯車とが噛合しない円弧部）における外歯歯車の応力に着目して決定している。ここで、短軸部は内歯歯車と外歯歯車との噛合する範囲を規定する噛合い角度θと起振体（外歯歯車）の偏心量Ｌによって決まる。しかし、例えば角度θが小さく偏心量Ｌが小さいときには、特許文献１では、短軸部で内歯歯車と外歯歯車との歯形の干渉が生じるおそれもでてくる。即ち、角度θと偏心量Ｌの２つのパラメータだけでは、外歯歯車の歯形形状と短軸部における外歯歯車の応力と内歯歯車と外歯歯車との歯形の干渉という３つの課題に対して、最適値を見出すのは困難であった。

また、幾何学的には歯形の干渉がない状態であっても、負荷トルクによっては外歯歯車の変形により、（短軸部における）想定外の位置で歯形の干渉が生じる可能性がある。このため、短軸部ではできるだけ内歯歯車と外歯歯車との隙間が大きくなるように、内歯歯車と外歯歯車との非噛合い範囲を確保することが好ましい。

なお、上歯形の干渉を回避するために、内歯歯車の歯先をカットしておくことも考えられる。しかし、その場合には、内歯歯車と外歯歯車との噛合い数が減少してしまうという問題が生じる。

そこで、本発明は、前記の問題点を解決するべくなされたもので、外歯歯車の変形による撓み応力を極力抑え、外歯歯車の変形による内歯歯車と外歯歯車との歯形の干渉を回避して負荷トルクの増大が可能な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、前記内歯歯車と外歯歯車とを噛合い状態とするとともに円弧形状とされた第１曲線部と、該第１曲線部よりも小さい曲率半径の第２曲線部と、該第１曲線部よりも大きい曲率半径であって該内歯歯車と外歯歯車とを非噛合い状態とする第３曲線部と、を順に繋ぎ合わせた形状であると共に、該第１曲線部、第２曲線部、及び第３曲線部の繋ぎ部分において該第１曲線部、第２曲線部、及び第３曲線部の接線がそれぞれ共通とされていることにより、前記課題を解決したものである。

本発明では、３つの曲線部で起振体を構成することで、短軸部を定めるパラメータの数を増加させ、歯形の干渉を回避したものである。本発明においては、具体的に起振体の外周の形状が、円弧形状とされた第１曲線部と、第２曲線部と、第３曲線部と、を順に繋ぎ合わせた形状とされている。即ち、内歯歯車と外歯歯車とを噛合い状態とする第１曲線部よりも小さい曲率半径の第２曲線部が、第１曲線部と第１曲線部よりも大きい曲率半径の第３曲線部との間に配置されている。このため、内歯歯車と外歯歯車とを、単に第３曲線部を直接的に第１曲線部に繋ぎ合せるよりも、噛合い状態から短い（回転）距離で非噛み合い状態とすることができる。このとき、第２曲線部の曲率半径を任意に定めることができる。即ち、従来技術に比べて、歯形の干渉をより確実に回避することが可能である。

同時に、本発明では、各曲線部の曲率半径が各曲線部内で制限されているので、各曲線部における外歯歯車の撓み応力が低減されている。そして、第１曲線部、第２曲線部、及び第３曲線部の繋ぎ部分において第１曲線部、第２曲線部、及び第３曲線部の接線がそれぞれ共通であるので、起振体の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、伝達トルクを向上させることができる。

なお、第２曲線部が一定の曲率半径で規定されていれば、起振体の形状を規定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が可能である。

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、外歯歯車の変形による内歯歯車と外歯歯車との歯形の干渉を回避して負荷トルクの増大が可能となる。

本発明の第１実施形態に係る撓み噛合い式歯車装置の全体構成の一例を示す分解斜視図 同じく全体構成の一例を示す断面図 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模式図 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 本発明の第２実施形態に係る撓み噛合い式歯車装置の全体構成の一例を示す分解斜視図

以下、図面を参照して、本発明の第１実施形態の一例を詳細に説明する。

最初に、本実施形態の全体構成について、主に図１〜図４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、図４に示す如く、起振体１０４の外周の形状（軸方向Ｏと直交する断面における外周の形状）は、異なる３つの曲率半径ｒ１、ｒ２、ｒ３の円弧部（第１円弧部ＦＡ、第２円弧部ＳＡ、第３円弧部ＴＡ）を順に繋ぎ合わせた形状である。そして、各円弧部（第１円弧部ＦＡ、第２円弧部ＳＡ、第３円弧部ＴＡ）の繋ぎ部分Ｃ、Ｅにおける接線Ｔ１、Ｔ２がそれぞれ共通とされている。

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）、（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の回転中心を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、起振体１０４の第１象限の形状についてのみを図４を用いて以下に説明する。

起振体１０４の外周の形状は、図４に示す如く、３つの円弧部（第１円弧部ＦＡ、第２円弧部ＳＡ、第３円弧部ＴＡ）を繋ぎ合わせた形状（３円弧形状）で構成される。第１円弧部ＦＡ（第１曲線部）は、点Ａ（偏心軸と称する）を中心とする曲率半径ｒ１の円弧であり、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとを噛合い状態とする円弧部（噛合い範囲とも称する）を構成している。第２円弧部ＳＡ（第２曲線部）は、点Ａから距離ΔＲ離れた点Ｄを中心とする曲率半径ｒ２の円弧であり、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとを非噛合い状態とする円弧部（非噛合い範囲とも称する）の一部を構成している。距離ΔＲは、最終的には非噛合い範囲（短軸部）における外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとの隙間を決定するための変数とされている。第３円弧部ＴＡ（第３曲線部）は、点Ｆを中心とする曲率半径ｒ３の円弧であり、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとを非噛合い状態とする円弧部（非噛合い範囲の残りの範囲）を構成している。第１円弧部ＦＡの長さは、長軸方向Ｘと点Ｃでの接線法線とのなす角度である噛合い角度θ１で定められる。第２円弧部ＳＡの長さは、長軸方向Ｘと点Ｅでの接線法線とのなす角度θ２から、噛合い角度θ１を引いた角度で定められる（θ２＞θ１）。このため、点Ａ、Ｄ、Ｆの各座標は、偏心量をＬとして、図４上でそれぞれ、（Ｌ，０）、（Ｌ＋ΔＲ＊ｃｏｓθ１，ΔＲ＊ｓｉｎθ１）、（０，−（Ｌ＋ΔＲ＊ｃｏｓθ１）＊ｔａｎθ２＋ΔＲ＊ｓｉｎθ１）となる。

即ち、長軸方向Ｘで、起振体１０４の回転中心から（噛合い範囲における）起振体１０４の外周上の点Ｂまでの距離ｒ（起振体１０４の長軸半径）を用いると、図４に示す如く、第１円弧部ＦＡの曲率半径ｒ１は式（１）で表わされる。
ｒ１＝ｒ−Ｌ …（１）

又、図４に示す如く、第２円弧部ＳＡの曲率半径ｒ２は式（２）で表わされる。
ｒ２＝ｒ１−ΔＲ＝ｒ−Ｌ−ΔＲ …（２）

なお、第１円弧部ＦＡと第２円弧部ＳＡとの繋ぎ部分Ｃで接線Ｔ１は共通とされている。

また、図４に示す如く、第２円弧部ＳＡと第３円弧部ＴＡとの繋ぎ部分Ｅでも接線Ｔ２が共通とされている。そして、第３円弧部ＴＡの曲率半径ｒ３は（曲率半径ｒ２＋長さＤＦ）であるから、曲率半径ｒ３は式（３）で表される。
ｒ３＝ｒ−Ｌ−ΔＲ＋（Ｌ＋ΔＲ＊ｃｏｓθ１）／ｃｏｓθ２ …（３）

ここで、角度θ１よりも角度θ２が大きいので、式（４）が成り立つ。
ｒ２＜ｒ１＜ｒ３ …（４）

起振体軸受１１０Ａは、図２に示す如く、起振体１０４の外側と外歯歯車１２０Ａの内側との間に配置される軸受である。図２、図５に示す如く、起振体軸受１１０Ａは、内輪１１２と、保持器１１４Ａ、転動体としてのころ１１６Ａと、外輪１１８Ａと、から構成される。内輪１１２の内側は起振体１０４と当接して、内輪１１２は起振体１０４と一体で変形しながら回転する。ころ１１６Ａは、円筒形状（ニードルを含む）である。このため、転動体が球である場合に比べて、ころ１１６Ａでは内輪１１２及び外輪１１８Ａと接触する部分が増大しているので、負荷容量を大きくすることができる。つまり、ころ１１６Ａを用いることにより、起振体軸受１１０Ａの伝達トルクを増大させ、かつ長寿命化させることができる。外輪１１８Ａは、ころ１１６Ａの外側に配置される。外輪１１８Ａは、起振体１０４の回転により撓み変形し、その外側に配置される外歯歯車１２０Ａを変形させる。

なお、図２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、ころ１１６Ｂと、外輪１１８Ｂとから構成される。内輪１１２は、起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂに共通である。そして、保持器１１４Ｂ、ころ１１６Ｂ、及び外輪１１８Ｂは、保持器１１４Ａ、ころ１１６Ａ、及び外輪１１８Ａとはそれぞれ軸方向Ｏに２つ配置され、それぞれ同一形状とされている。以降、起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂをまとめて起振体軸受１１０と称する。

外歯歯車１２０Ａは、図１、図２に示す如く、減速用内歯歯車１３０Ａと内接噛合する。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、可撓性を有した筒状部材であり、起振体軸受１１０Ａの外側に配置されて、外歯１２４Ａと一体に成形されている。外歯１２４Ａは、トロコイド曲線に基づいて成形されている。

外歯歯車１２０Ｂは、図１、図２に示す如く、出力用内歯歯車１３０Ｂ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とから構成される。外歯１２４Ｂは、外歯１２４Ａと同数で、且つ同一形状に成形されている。ここで、図１に示す如く外歯１２４Ａと外歯１２４Ｂとは軸方向Ｏに分割された形態であるが、基部材１２２が共通である。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。以降、外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂ、及び外歯１２４Ａ、１２４Ｂをそれぞれまとめて、外歯歯車１２０、及び外歯１２４と称する。

減速用内歯歯車１３０Ａは、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＝２、４、・・・）枚だけ多い歯数を備える。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の回転の減速に寄与する。減速用内歯歯車１３０Ａの内歯１２８Ａは、トロコイド曲線に基づいた外歯１２４Ａに理論噛合するように成形されている。

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。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（等速伝達）。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。以降、減速用内歯歯車１３０Ａ、出力用内歯歯車１３０Ｂ、及び内歯１２８Ａ、１２８Ｂをそれぞれまとめて、内歯歯車１３０、及び内歯１２８と称する。

次に、起振体１０４と外歯歯車１２０と内歯歯車１３０との関係について以下に説明する。

起振体１０４の外周の形状は、上述の如く、式（１）〜式（３）で規定される。ここで、内歯歯車１３０の内歯１２８を円筒形状のピンと仮想した場合、起振体１０４の回転中心から噛合い範囲における内歯１２８（ピン）の中心の位置までの距離Ｒを、内歯歯車１３０の歯形の実体の半径と考える。外歯歯車１２０の形状は、式（１）〜式（３）からそれぞれ、式（５）〜式（７）で求められる曲率半径Ｒ１〜Ｒ３で規定することができる。
Ｒ１＝Ｒ−Ｌ …（５）
Ｒ２＝Ｒ−Ｌ−ΔＲ …（６）
Ｒ３＝Ｒ−Ｌ−ΔＲ＋（Ｌ＋ΔＲ＊ｃｏｓθ１）／ｃｏｓθ２ …（７）

ここで、外歯歯車１２０の撓み変形前の半径をＲｄとしたとき、外歯歯車１２０の周長２πＲｄに対して、距離ΔＲ、角度θ１、θ２、半径Ｒ、偏心量Ｌそれぞれの関係は式（８）のように示すことができる。

式（８）は、半径Ｒに対して式（９）の如く変形できる。

ここで、偏心軸Ａと起振体１０４の回転中心とを通る直線と、外歯歯車１２０（の外歯１２４）と内歯歯車１３０（の内歯１２８）との噛合いで生じる接触点の共通法線との交点を、外歯歯車１２０と内歯歯車１３０とによるピッチ点とする。また、外歯歯車１２０を規定する半径Ｒ１の円形の（内歯歯車１３０と内接噛合する剛性を有した）仮想的な外歯歯車（仮想外歯歯車と称する）１２０Ｃにおいて、減速比（仮想減速比と称する）ｎを設定する。そこで、式（１０）の如く、半径Ｒと、起振体１０４の回転中心から外歯歯車１２０と減速用内歯歯車１３０とによるピッチ点までの距離（ｎ＋１）＊Ｌとの比を、パラメータＧｓ（ピッチ係数と称する）で表す。ピッチ係数Ｇｓを導入することにより、外歯歯車１２０と内歯歯車１３０のそれぞれの歯形の実体の位置とピッチ点との相対的な位置関係を容易に把握でき、且つそれらのパラメータ同士の調整を容易に行うことができる。なお、ピッチ係数Ｇｓや仮想減速比ｎは、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａ、外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂ、それぞれの組み合わせで値が異なってくる。

式（９）と式（１０）とから、偏心量Ｌについての式（１１）を求めることができる。

ここで、特願２００９−１６９３９２号（未公知）にて提案された内容に基づき、ピッチ係数Ｇｓを適切に選択することで、外歯歯車１２０と内歯歯車１３０との同時噛合い数を増大させ、耐ラチェッテイング性を向上させることが可能となる。

即ち、外歯歯車１２０の周長の関係を用いることで、外歯歯車１２０と内歯歯車１３０との同時噛合い数を増大させつつ、距離ΔＲ、角度θ１、θ２、半径Ｒ、偏心量Ｌを一義的に定めることができる。

なお、本実施形態では、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としている。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を想定している。このため、角度θ１で規定される第１円弧部ＦＡによって撓み変形される外歯歯車１２０の歯形は、図６に示す仮想外歯歯車１２０Ｃの歯形と等しくなるように設定されることとなる。

次に、撓み噛合い式歯車装置１００の動作について、主に図２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、その回転状態に応じて、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。

外歯歯車１２０の撓み変形は、起振体１０４の外周の形状である曲率半径ｒ１、ｒ２、ｒ３に応じてなされる。図３、図４に示す起振体１０４の第１円弧部ＦＡ、第２円弧部ＳＡ、第３円弧部ＴＡではそれぞれ曲率が一定であるので、各円弧部での外歯歯車１２０の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Ｃ、第２円弧部ＳＡと第３円弧部ＴＡの繋ぎ部分Ｅにおける位置ではそれぞれ、接線Ｔ１、Ｔ２が同一なので、繋ぎ部分での急激な撓み変形が防止されている。同時に、起振体１０４の回転中心からころ１１６Ａ、１１６Ｂ（ころ１１６と称する）までの距離の変化率は最小限とされている。即ち、繋ぎ部分Ｃ、Ｅにおいて、ころ１１６の急激な軌道変動はないので、ころ１１６の滑りが少なく、トルクの伝達ロスが少ない。

外歯歯車１２０が起振体１０４で撓み変形されることにより、第１円弧部ＦＡ（噛合い範囲）の部分で、外歯１２４が半径方向外側に移動して、内歯歯車１３０の内歯１２８に噛合する。外歯１２４はトロコイド曲線に基づく形状で、内歯１２８の歯形は外歯１２４に対して理論噛合する形状とされている。このため、外歯１２４と内歯１２８との噛合により、同時噛合い数が増大していることと相俟って、負荷トルクが大きくても耐ラチェッテイング性が高く、ロスを少なくして高いトルク伝達効率を実現することができる。

噛合に際して、外歯１２４Ａには、外歯１２４Ｂと異なる荷重（方向と大きさ）が加わる。しかし、起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂは、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に対する部分と、出力用内歯歯車１３０Ｂと噛合する外歯１２４Ｂに対する部分とに分離されている。このため、減速用内歯歯車１３０Ａと外歯１２４Ａとの噛合を原因とするころ１１６Ｂのスキュー、及び出力用内歯歯車１３０Ｂと外歯１２４Ｂとの噛合を原因とするころ１１６Ａのスキュー、のそれぞれが防止されている。

又、ころ１１６は円柱形状であるので、同じ大きさのボールを備える玉軸受よりも耐荷重が大きく、且つ内輪１１２及び外輪１１８Ａ、１１８Ｂと接触する部分が多いので、負荷トルクを大きくすることができる。

更に、外歯１２４は、軸方向Ｏにおいて、減速用内歯歯車１３０Ａの噛合する部分（外歯１２４Ａ）と出力用内歯歯車１３０Ｂの噛合する部分（外歯１２４Ｂ）に分割されている。このため、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとが噛合する際に、仮に外歯１２４Ｂに変形などがあってもその変形で外歯１２４Ａに変形を生じることがない。同様に、外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂとが噛合する際に、仮に外歯１２４Ａに変形などがあってもその変形で外歯１２４Ｂに変形を生じることがない。つまり、外歯１２４を分割しておくことで、一方の外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）の変形で他方の外歯１２４Ｂ（１２４Ａ）を変形させてその噛合関係を悪化させるといった伝達トルクの低下を防ぐことができる。

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）として求めることができる。

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の回転を減速用内歯歯車１３０Ａによる減速比に基づいて減速した出力を取り出すことができる。

本実施形態では、起振体１０４の外周の形状が、第１円弧部ＦＡと第２円弧部ＳＡと第３円弧部ＴＡとを順に繋ぎ合わせた形状とされている。即ち、内歯歯車１３０と外歯歯車１２０とを噛合い状態とする第１円弧部ＦＡよりも小さい曲率半径の第２円弧部ＳＡが、第１円弧部ＦＡと第１円弧部ＦＡよりも大きい曲率半径ｒ３の第３円弧部ＴＡとの間に配置されている。このため、内歯歯車１３０と外歯歯車１２０とを、単に第３円弧部ＴＡを直接的に第１円弧部ＦＡに繋ぎ合せるよりも、噛合い状態から短い（回転）距離で非噛合い状態とすることができる。このとき、第２円弧部ＳＡの曲率半径ｒ２を（距離ΔＲを自在に定めることで）任意に定めることができる。このため、短軸部（内歯歯車１３０と外歯歯車１２０とが噛合しない円弧部、または非噛合い範囲）における内歯歯車１３０と外歯歯車１２０との隙間を噛合い状態から短時間で確実に確保でき、且つその隙間を自在に決定することができる。即ち、従来技術に比べて、歯形の干渉をより確実に回避することが可能である。

同時に、本実施形態では、各円弧部ＦＡ、ＳＡ、ＴＡにおける外歯歯車１２０の撓み応力がそれぞれ一定となる。そして、第１円弧部ＦＡ、第２円弧部ＳＡ、及び第３円弧部ＴＡの繋ぎ部分において第１円弧部ＦＡ、第２円弧部ＳＡ、及び第３円弧部ＴＡの接線Ｔ１、Ｔ２がそれぞれ共通である。このため、起振体１０４の繋ぎ部分Ｃ、Ｅでの急激な撓み変形が防止されている。即ち、外歯歯車１２０の変形による撓み応力を極力抑えることができ、伝達トルクを向上させることができる。

そして、第２円弧部ＳＡも一定の曲率半径ｒ２で規定されるので、起振体１０４の形状を規定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の効率的な設計が可能である。

また、本実施形態では、起振体１０４と外歯歯車１２０との間に複数のころ１１６を有する起振体軸受１１０が配置されている。起振体１０４の回転中心からころ１１６までの距離の変化率は最小限とされている。即ち、繋ぎ部分Ｃ、Ｅにおいて、ころ１１６の急激な軌道変動はないので、ころ１１６の滑りが少なく、外歯歯車１２０の撓みを高効率で行うことができ、伝達トルクの向上を図ることができる。

また、本実施形態では、減速用内歯歯車１３０Ａと外歯歯車１２０Ａとの歯数差をｉ＝２としたときに、減速用内歯歯車１３０Ａとの歯数差がｉ（＝２）より大きなｊ（＝４）で、且つ減速用内歯歯車１３０Ａと内接噛合する剛性を有した仮想外歯歯車１２０Ｃを想定し、第１円弧部ＦＡによって撓み変形された外歯歯車１２０Ａの歯形が、仮想外歯歯車１２０Ｃの歯形と等しくなるように設定されている。このため、特に外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとの理論噛合を実現しながら、起振体１０４と外歯歯車１２０と内歯歯車１３０の歯形の設計を容易に行うことが可能である。

即ち、本実施形態によれば、外歯歯車１２０の変形による撓み応力を極力抑え、外歯歯車１２０の変形による内歯歯車１３０と外歯歯車１２０との歯形の干渉を回避して負荷トルクの増大が可能となる。

本発明について第１実施形態を挙げて説明したが、本発明は第１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１２４をトロコイド曲線に基づいて成形していたが、本発明はこれに限定されない。外歯は、円弧歯形でもよいし、その他の歯形を用いてもよい。そして、内歯は、外歯に対応した歯形を用いることができる。例えば、図７の第２実施形態の如く、基部材２２２上に円筒形状のピンを配置させてそれを外歯２２４Ａ、２２４Ｂとしてもよい。この場合には、外歯２２４Ａ、２２４Ｂは回転可能な円弧歯形となり、それぞれに対応して内歯はトロコイド曲線に基づく歯形とされる。

又、上記実施形態においては、ころを有する起振体軸受が用いられていたが、本発明はこれに限定されずに、転動体がなく、単に摺動を促進する部材が起振体と外歯歯車との間に配置されていてもよい。

又、上記実施形態においては、出力用内歯歯車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、第１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。例えば歯数差ｉが２以上の偶数であれば適宜の数で良い。又、仮想外歯歯車の歯数も、外歯歯車の外歯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を想定する必要はない。

又、上記実施形態においては、起振体１０４の外周を構成する第１曲線部、第２曲線部および第３曲線部がそれぞれ、円弧形状の第１円弧部ＦＡ、第２円弧部ＳＡ、第３円弧部ＴＡとされているが、第２曲線部および第３曲線部については円弧形状に限定されるものではない。第２曲線部については第１曲線部よりも小さい曲率半径の曲線形状であればよく、第３曲線部については第１曲線部よりも大きい曲率半径の曲線形状であればよい。なお、第３曲線部は第１曲線部と同じ曲率半径の部分を含んでもよい。

本発明は、内歯歯車と外歯歯車との歯形の干渉を回避して負荷トルクを増大可能としているので、負荷トルクの大小に関わらず減速機構が必要とされる様々な分野で適用可能である。

１００、２００…撓み噛合い式歯車装置
１０４…起振体
１１０、１１０Ａ、１１０Ｂ、２１０、２１０Ａ、２１０Ｂ…起振体軸受
１１２…内輪
１１４Ａ、１１４Ｂ…保持器
１１６、１１６Ａ、１１６Ｂ…ころ
１１８Ａ、１１８Ｂ…外輪
１２０、１２０Ａ、１２０Ｂ、２２０、２２０Ａ、２２０Ｂ…外歯歯車
１２０Ｃ…仮想外歯歯車
１２２、２２２…基部材
１２４、１２４Ａ、１２４Ｂ、２２４、２２４Ａ、２２４Ｂ…外歯
１２８、１２８Ａ、１２８Ｂ…内歯
１３０、１３０Ａ、２３０、２３０Ａ…減速用内歯歯車（内歯歯車）
１３０Ｂ、２３０Ｂ…出力用内歯歯車
１３２Ａ、１３２Ｂ…ボルト孔
Ｏ…軸方向
Ｘ…起振体の長軸方向
Ｙ…起振体の短軸方向
ＦＡ…第１円弧部（第１曲線部）
ＳＡ…第２円弧部（第２曲線部）
ＴＡ…第３円弧部（第３曲線部）
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
ｒ３…起振体の第３円弧部の曲率半径

Claims (3)

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、前記内歯歯車と外歯歯車とを噛合い状態とするとともに円弧形状とされた第１曲線部と、該第１曲線部よりも小さい曲率半径の第２曲線部と、該第１曲線部よりも大きい曲率半径であって該内歯歯車と外歯歯車とを非噛合い状態とする第３曲線部と、を順に繋ぎ合わせた形状であると共に、
   該第１曲線部、第２曲線部、及び第３曲線部の繋ぎ部分において該第１曲線部、第２曲線部、及び第３曲線部の接線がそれぞれ共通とされている
   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、
   前記起振体と前記外歯歯車との間に複数の転動体を有する起振体軸受が配置されている
   ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
3. 請求項１または２において、
   前記内歯歯車と外歯歯車との歯数差をｉ（ｉ＝２、４、・・・）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、
   前記第１曲線部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されている
   ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。