JP6324832B2 - デュアルタイプの波動歯車装置 - Google Patents

Description

本発明は、一対の内歯歯車、半径方向に撓み可能な円筒状の外歯歯車、および波動発生器を備えた波動歯車装置に関する。

円筒状の外歯歯車を備えた波動歯車装置は、一般に、回転しないように固定される静止側内歯歯車と、回転入力要素である波動発生器と、減速回転出力要素である駆動側内歯歯車と、静止側内歯歯車および駆動側内歯歯車にかみ合い可能で半径方向に撓み可能な円筒状の外歯歯車とを備えている。典型的な波動歯車装置では、外歯歯車は楕円状に撓められて静止側および駆動側の内歯歯車に対して楕円形状の長軸両端の位置でかみ合っている。

特許文献１には、静止側内歯歯車の歯数が外歯歯車より２枚多く、駆動側内歯歯車の歯数が外歯歯車と同一の一般的な波動歯車装置が記載されている。外歯歯車の外歯は、その歯筋方向の中央部分で二分され、一方の外歯部分が静止側内歯歯車にかみ合い可能であり、他方の外歯部分が駆動側内歯歯車にかみ合い可能である。波動発生器が回転すると、外歯歯車が、静止側内歯歯車との歯数差に応じた速比で減速回転する。外歯歯車と一体回転する駆動側内歯歯車から、外歯歯車の減速回転が出力される。

波動歯車装置は、大きな減速比を得ることが可能であり、バックラッシが無く応答性が良いという特徴を有している。しかし、場合によって、低減速比の波動歯車減速機が望まれる場合がある。波動歯車装置では、速比を小さくすると、外歯歯車の半径方向への撓み量も多くなる。外歯歯車が撓みながら内歯歯車にかみ合う等の波動歯車減速機の機械的特性、機械的性能等を考慮して、一般的に波動歯車減速機の速比は５０以上とされており、３０未満、例えば２０〜１５程度の低い速比を得ることが困難である。

特許文献２には、静止側内歯歯車の歯数が外歯歯車よりも２枚多く、駆動側内歯歯車の歯数が外歯歯車よりも２枚少ない波動歯車装置が記載されている。この波動歯車装置では、波動発生器が回転すると、外歯歯車が、静止側内歯歯車との歯数差に応じた速比で減速回転する。外歯歯車の回転は、当該外歯歯車と駆動側内歯歯車との間の歯数差に応じた速比で増速されて、駆動側内歯歯車から出力される。駆動側内歯歯車から出力される回転は、波動発生器への入力回転に対して、速比５０よりも小さな速比で減速された減速回転になる。

一方、特許文献２、３には、２列のボールベアリングを備えた波動発生器を有する波動歯車装置が記載されている。この形式の波動発生器は、楕円状輪郭の外周面を備えた剛性プラグと、この外周面に装着した２列のボールベアリングとから構成される。楕円状に撓められている各ボールベアリングの外輪の外周面の長軸両端の部分によって、可撓性外歯歯車が半径方向の外方に押されて、第１、第２剛性内歯歯車に対するかみ合いが保持される。

特開２０１１−１１２２１４号公報 特開平０２−２７５１４７号公報 実開平０１−９１１５１号公報

ここで、外歯歯車として、半径方向に撓み可能な円筒体の外周面に、一方の内歯歯車にかみ合い可能な第１外歯と、他方の内歯歯車にかみ合い可能で第１外歯とは歯数の異なる第２外歯とが形成されたものを用いることが考えられる。このようにすれば、特許文献２に記載されている波動歯車装置と同様に、速比が５０未満の波動歯車装置を実現可能である。また、特許文献２に記載の波動歯車装置に比べて、５０未満の速比を備えた波動歯車装置を、より高い自由度で設計可能になる。

本明細書においては、撓み可能な円筒体の外周面に、歯数が異なる第１、第２外歯が形成されている外歯歯車を備えた波動歯車装置を、「デュアルタイプの波動歯車装置」と呼ぶものとする。デュアルタイプの波動歯車装置においては、以下に述べる解決すべき課題がある。

まず、外歯歯車の第１外歯および第２外歯は共通の円筒体の外周面に形成されており、それらの歯底リム部は相互に繋がっている。歯数の異なる第１、第２外歯は、それぞれ別個の内歯歯車にかみ合い、一方の内歯歯車の内歯とのかみ合いによって第１外歯に作用する力は、他方の内歯歯車の内歯とのかみ合いによって第２外歯に作用する力と大きく相違する。すなわち、外歯を歯筋方向において二分して第１、第２外歯部分を形成した場合とは異なり、第１、第２外歯は歯数が相違するので、それぞれの歯形形状も相違する。

したがって、薄肉弾性体からなる可撓性の円筒体の外周面に形成されている第１、第２外歯の間の部分には、大きな応力集中、大きな捩れが生じる。この結果、第１、第２外歯のそれぞれにおいて、歯筋方向の各位置での各内歯に対する歯当りが変化し、歯筋方向の各部分に作用する歯面荷重分布が大きく変動する。

歯当りが変化し、歯面荷重分布の変動が大きいと、外歯歯車の歯底疲労強度および伝達負荷トルクを高めることができない。外歯歯車の歯底疲労強度および伝達負荷トルクを高めるためには、歯面荷重分布を均一にして最大歯面荷重を下げ、歯筋方向の各位置での歯当りを良好な状態に維持する必要がある。

また、第１、第２外歯の各内歯に対するかみ合い状態、特に、それらの歯幅方向のかみ合い状態は、波動発生器の支持剛性に左右される。歯筋方向の各位置におけるかみ合い状態が適切でないと、伝達負荷トルクが低下してしまう。

したがって、外歯歯車の歯底疲労強度および伝達負荷トルクを高めるためには、歯面荷重分布を均一にして最大歯面荷重を下げ、歯筋方向の各位置での歯当りを良好な状態に維持することが必要である。また、歯幅方向の各位置において適切なかみ合い状態が形成されるように、波動発生器の支持剛性を高めることが必要である。

さらに、波動発生器による外歯歯車の支持状態が適切でないと、波動発生器の２列のボールベアリングに生じるベアリングボール荷重分布が不均一となり、それらの寿命が低下してしまう。したがって、ベアリングボール荷重分布を均一にして、その耐久性を高めるためにも、第１外歯と一方の内歯歯車の内歯とのかみ合い部分、および、第２外歯と他方の内歯歯車の内歯とのかみ合い部分を、適切に支持することが必要である。

本発明の課題は、このような点に鑑みて、低い速比を容易に実現でき、可撓性の外歯歯車の歯底疲労強度が高く、負荷容量の大きなデュアルタイプの波動歯車装置を提供することにある。

また、本発明の課題は、上記の課題に加えて、外歯歯車の支持剛性が高く、耐久性の高い波動発生器を備えた負荷容量の大きなデュアルタイプの波動歯車装置を提供することにある。

上記の課題を解決するために、本発明のデュアルタイプの波動歯車装置は、
第１内歯が形成されている剛性の第１内歯歯車と、
前記第１内歯歯車に同軸に並列配置され、第２内歯が形成されている剛性の第２内歯歯車と、
前記第１、第２内歯歯車の内側に同軸に配置され、半径方向に撓み可能な円筒体の外周面に、前記第１内歯にかみ合い可能な第１外歯および前記第２内歯にかみ合い可能で前記第１外歯とは歯数が異なる第２外歯が形成されている可撓性の外歯歯車と、
前記外歯歯車を半径方向に撓めて、前記第１外歯を前記第１内歯に部分的にかみ合わせ、前記第２外歯を前記第２内歯に部分的にかみ合わせる波動発生器と、
を有しており、
前記第１外歯の歯筋方向の内側端面と前記第２外歯の歯筋方向の内側端面との間には、歯筋方向に所定幅を有し、歯筋方向の中央部分において歯丈方向に最深となる最深部を有する隙間が形成されており、
前記隙間は、前記第１、第２外歯の歯切り用カッターの逃げ部として機能する隙間であり、
前記第１外歯の歯筋方向の外端から前記第２外歯の歯筋方向の外端までの幅をＬ、前記隙間の歯筋方向における最大幅をＬ１とすると、
０．１Ｌ ＜ Ｌ１ ＜ ０．３Ｌ
に設定されており、
前記第１外歯の歯丈をｈ１、前記第２外歯の歯丈をｈ２、前記第１外歯の歯先面から前記最深部までの歯丈方向の深さをｔ１、前記第２外歯の歯先面から前記最深部までの歯丈方向の深さをｔ２とすると、
０．９ｈ１ ＜ ｔ１ ＜ １．３ｈ１
０．９ｈ２ ＜ ｔ２ ＜ １．３ｈ２
に設定されていることを特徴とする。

本発明のデュアルタイプの波動歯車装置においては、第１内歯にかみ合う第１外歯と第２内歯にかみ合う第２外歯とは、歯底リム部が相互に繋がっているものの、歯数、モジュールが相違し、従って、歯形形状も相違する。

第１内歯の歯数をＺｃ１、第２内歯の歯数をＺｃ２、第１外歯の歯数をＺｆ１、第２外歯の歯数をＺｆ２とすると、第１内歯歯車と第１外歯を備えた外歯歯車との間の速比Ｒ１、第２内歯歯車と第２外歯を備えた外歯歯車との間の速比Ｒ２、および、波動歯車装置の速比Ｒは、それぞれ次のように表される。
Ｒ１＝１／｛（Ｚｆ１−Ｚｃ１）／Ｚｆ１｝
Ｒ２＝１／｛（Ｚｆ２−Ｚｃ２）／Ｚｆ２｝
Ｒ＝（Ｒ１・Ｒ２−Ｒ１）／（−Ｒ１＋Ｒ２）

本発明のデュアルタイプの波動歯車装置によれば、５０未満、例えば、３０よりも大幅に低い速比を得ることが可能である。また、従来とは異なり、外歯歯車の外歯として、歯数、モジュールの異なる第１外歯および第２外歯が形成されている。よって、速比設定のための設計の自由度が高く、低い速比の波動歯車装置を従来に比べて、容易に実現できる。

また、本発明のデュアルタイプの波動歯車装置の外歯歯車においては、第１、第２外歯
の歯切りを行うために用いる歯切り用カッターも異なる。したがって、本発明では、外歯歯車の歯筋方向の中央部分、すなわち、第１外歯と第２外歯の間に、カッター逃げ部として機能する隙間が形成されている。

この隙間をどのように形成するのかによって、歯筋方向における第１内歯に対する第１外歯の歯当り、および歯面荷重分布が大きく影響を受ける。同様に、歯筋方向における第２内歯に対する第２外歯の歯当り、および歯面荷重分布が大きく影響を受ける。

本発明では、この点に着目して、隙間の最大幅Ｌ１を外歯歯車の幅Ｌの０．１倍から０．３倍までの範囲内に設定し、その最大深さｔ１、ｔ２を、第１、第２外歯の歯丈ｈ１、ｈ２の０．９倍から１．３倍までの範囲内に設定している。このように隙間を形成することで、第１、第２外歯の歯筋方向の歯面荷重分布を均一化でき、第１、第２内歯に対する第１、第２外歯の歯筋方向の各位置で歯当りも良好な状態に維持できることが確認された。

したがって、本発明によれば、速比が３０以下の波動歯車装置を容易に実現できると共に、外歯歯車の歯底疲労強度が高く、負荷容量の大きな波動歯車装置を実現できる。

次に、本発明のデュアルタイプの波動歯車装置の波動発生器は、上記構成に加えて、
前記第１外歯を支持するボールベアリングからなる第１ウエーブベアリングと、前記第２外歯を支持するボールベアリングからなる第２ウエーブベアリングとを備え、
前記第１、第２ウエーブベアリングのそれぞれのボール中心は、歯筋方向において、前記隙間における歯筋方向の中心から等しい距離に位置し、
前記第１、第２ウエーブベアリングのボール中心間距離をＬｏとすると、
前記ボール中心間距離Ｌｏは、前記隙間の最大幅Ｌ１の増加に伴って増加し、かつ、
０．３５Ｌ ＜ Ｌｏ ＜ ０．７Ｌ
に設定されている。

従来においては、外歯歯車の支持面積を広くするために、２列のボールベアリングを備えた波動発生器が使用されている。ボール中心間距離については何ら考慮されておらず、２列のボールベアリングは外歯歯車の歯幅方向の中央部分に寄せて配置されている。

本発明では、歯数の異なる第１、第２外歯の支持剛性を高め、各外歯の歯筋方向の各位置において内歯に対する歯当りを改善できるように、２列のボールベアリングのボール中心間距離Ｌｏを広げてある。すなわち、第１、第２外歯の間に形成されるカッター逃げ部として機能する隙間の歯筋方向の最大幅Ｌ１の増加に伴って、ボール中心間距離Ｌｏを広げる（増加させる）ようにしている。また、ボール中心間距離Ｌｏの増減の範囲を外歯歯車の幅Ｌに対して０．３５倍から０．７倍までの範囲としてある。

本発明によれば、形成される隙間の幅に応じて、第１、第２外歯のそれぞれに対して、歯筋方向における適切な位置にボール中心が位置するように、第１、第２ウエーブベアリングを配置できる。これにより、第１、第２外歯のそれぞれの歯幅方向の各位置において、第１、第２外歯を第１、第２ウエーブベアリングによって確実に支持できる（波動発生器の支持剛性を高めることができる。）。

この結果、第１、第２外歯の歯幅方向の各位置における歯当りを改善でき、これらの歯底疲労強度を高めることができる。また、波動発生器の各ウエーブベアリングにおけるベアリングボール荷重分布を平均化でき、その最大荷重を低減できるので、波動発生器の寿命を改善できる。

ここで、本発明のデュアルタイプの波動歯車装置では、一般に、第１外歯の歯数Ｚｆ１は第１内歯の歯数Ｚｃ１とは異なり、第２外歯の歯数Ｚｆ２は第２内歯の歯数Ｚｃ２とは異なる。例えば、第１外歯の歯数Ｚｆ１を第１内歯の歯数Ｚｃ１よりも少なくし、第１内歯の歯数Ｚｃ１と第２内歯の歯数Ｚｃ２を同一とすることができる。

また、波動発生器が回転入力要素とされ、第１内歯歯車および第２内歯歯車のうち、一方が回転しないように固定された静止側内歯歯車とされ、他方が減速回転出力要素である駆動側内歯歯車とされる。

さらに、外歯歯車の第１、第２外歯は、波動発生器によって、楕円状、スリーローブ状等の非円形に撓められる。これにより、外歯歯車は、剛性の内歯歯車に対して、円周方向に離れた複数の位置においてかみ合う。一般的には、外歯歯車は楕円状に撓められて、円周方向において１８０度離れた２か所（楕円形状の長軸の両端位置）でかみ合う。この場合には、第１外歯の歯数Ｚｆ１と第２外歯の歯数Ｚｆ２の差は、ｎを整数とすると、２ｎ枚とされる。

本発明を適用したデュアルタイプの波動歯車装置の端面図および縦断面図である。 図１のデュアルタイプの波動歯車装置の模式図である。 図１の波動歯車装置の部分拡大断面図である。

以下に、図面を参照して、本発明を適用したデュアルタイプの波動歯車装置の実施の形態を説明する。

図１は本発明の実施の形態に係るデュアルタイプの波動歯車装置（以下、単に「波動歯車装置」と呼ぶ。）を示す端面図および縦断面図であり、図２はその模式図である。波動歯車装置１は、例えば減速機として用いられ、円環状の剛性の第１内歯歯車２と、円環状の剛性の第２内歯歯車３と、半径方向に撓み可能な薄肉弾性体からなる円筒形状の可撓性の外歯歯車４と、楕円状輪郭の波動発生器５とを備えている。

第１、第２内歯歯車２、３は、中心軸線１ａの方向に、所定の隙間を開けて、同軸に並列配置されている。本例では、第１内歯歯車２は回転しないように固定された静止側内歯歯車であり、その第１内歯２ａの歯数はＺｃ１である。第２内歯歯車３は回転自在の状態に支持された駆動側内歯歯車であり、その第２内歯３ａの歯数はＺｃ２である。第２内歯歯車３は波動歯車装置１の減速回転出力要素である。

円筒形状の外歯歯車４は、第１、第２内歯歯車２、３の内側に同軸に配置されている。外歯歯車４は、半径方向に撓み可能な薄肉弾性体である円筒体６と、この円筒体６の円形外周面に形成した第１外歯７および第２外歯８と、これらの間に形成したカッター逃げ部として機能する隙間９（図３参照）とを備えている。第１外歯７は、円筒体６の円形外周面において、中心軸線１ａの方向における一方の側に形成され、第２外歯８は他方の第２内歯３ａの側に形成されている。これら第１、第２外歯７、８は、中心軸線１ａの方向が歯筋方向となるように形成されている。

すなわち、第１外歯７は第１内歯２ａに対峙する側に形成され、その歯数はＺｆ１であり、第１内歯２ａにかみ合い可能である。第２外歯８は第２内歯３ａに対峙する側に形成され、その歯数はＺｆ２であり、第２内歯３ａにかみ合い可能である。これらの歯数Ｚｆ１、Ｚｆ２は異なる。また、第１外歯７と第２外歯８は、歯筋方向に離れている。

波動発生器５は、楕円状輪郭の剛性プラグ１１と、この剛性プラグ１１の楕円状外周面に装着した第１ウエーブベアリング１２および第２ウエーブベアリング１３とを備えている。第１、第２ウエーブベアリング１２、１３はボールベアリングから形成されている。

波動発生器５は外歯歯車４の円筒体６の内周面に嵌め込まれ、円筒体６を楕円状に撓めている。したがって、第１、第２外歯７、８も楕円状に撓められている。楕円状に撓められた外歯歯車４は、その楕円形状の長軸Ｌｍａｘの両端位置において、第１、第２内歯歯車２、３にかみ合っている。すなわち、第１外歯７が楕円形状の長軸の両端位置において第１内歯２ａにかみ合っており、第２外歯８が長軸の両端位置において第２内歯３ａにかみ合っている。

波動発生器５は波動歯車装置１の入力回転要素である。当該波動発生器５の剛性プラグ１１は軸穴１１ｃを備えており、ここに、入力回転軸１０（図２参照）が同軸に連結固定される。例えば、モーター出力軸が連結固定される。波動発生器５が回転すると、外歯歯車４の第１外歯７と静止側の第１内歯２ａのかみ合い位置、および、外歯歯車４の第２外歯８と駆動側の第２内歯３ａのかみ合い位置が円周方向に移動する。

第１外歯７の歯数Ｚｆ１と第２外歯８の歯数Ｚｆ２とは異なり、本例では第２外歯Ｚｆ２の歯数の方が多い。また、第１内歯２ａの歯数Ｚｃ１は第１外歯７の歯数Ｚｆ１とは異なり、本例では、第１内歯２ａの歯数Ｚｃ１の方が多い。第２内歯３ａの歯数Ｚｃ２と第２外歯８の歯数Ｚｆ２とは異なり、本例では、第２内歯３ａの歯数Ｚｃ２の方が少ない。

本例では、外歯歯車４が楕円状に撓められて円周方向の２か所で内歯歯車２、３にかみ合う。したがって、第１外歯７の歯数Ｚｆ１と第２外歯８の歯数Ｚｆ２との差は、ｉを正の整数とすると、２ｉ枚である。同様に、第１内歯２ａの歯数Ｚｃ１と第１外歯７の歯数Ｚｆ１との差は、ｊを正の整数とすると、２ｊ枚である。第２内歯３ａの歯数Ｚｃ２と第２外歯８の歯数Ｚｆ２との差は、ｋを正の整数とすると、２ｋ枚である。
Ｚｆ１＝Ｚｆ２＋２ｉ
Ｚｃ１＝Ｚｆ１＋２ｊ
Ｚｃ２＝Ｚｆ２−２ｋ

具体例として、各歯数は次のように設定される（ｉ＝ｊ＝ｋ＝１）。
Ｚｃ１＝６２
Ｚｆ１＝６０
Ｚｃ２＝６２
Ｚｆ２＝６４

第１内歯歯車２と第１外歯７の間の速比Ｒ１、第２内歯歯車３と第２外歯８の間の速比Ｒ２は、それぞれ次のようになる。
ｉ１＝１／Ｒ１＝（Ｚｆ１−Ｚｃ１）／Ｚｆ１＝（６０−６２）／６０＝−１／３０
ｉ２＝１／Ｒ２＝（Ｚｆ２−Ｚｃ２）／Ｚｆ２＝（６４−６２）／６４＝１／３２
したがって、Ｒ１＝−３０、Ｒ２＝３２が得られる。

波動歯車装置１の速比Ｒは、速比Ｒ１、Ｒ２を用いて、次式で表される。よって、本発明によれば、大幅に小さな速比（低減速比）の波動歯車装置を実現できる。（なお、速比のマイナス符号は、出力回転の方向が入力回転の方向とは逆方向であることを示す。）
Ｒ＝（Ｒ１・Ｒ２−Ｒ１）／（−Ｒ１＋Ｒ２）
＝（−３０×３２＋３０）／（３０＋３２）
＝−９３０／６２
＝−１５

（隙間：カッター逃げ部）
図３は波動歯車装置１の部分拡大断面図であり、外歯歯車４および波動発生器５の第１、第２ウエーブベアリング１２、１３を示す。第１、第２外歯７、８の間に形成されている隙間９は、第１、第２外歯７、８を歯切するために用いる歯切り用カッターのカッター逃げ部として機能する。

まず、第１、第２外歯７、８について説明する。本例の第１、第２内歯２ａ、３ａの歯幅が実質的に同一である。したがって、円筒体６における歯筋方向の中央位置６ａを中心として、対称な状態で同一歯幅の第１外歯７および第２外歯８が形成されている。第１内歯２ａ、第２内歯３ａの歯幅が相互に異なる場合には、これに対応させて、第１外歯７、第２外歯８も異なる歯幅とされる。

隙間９は、歯筋方向に所定の幅を有し、歯筋方向の中央部分において歯丈方向に最深となる最深部を有している。本例では、歯厚方向から見た場合に、歯筋方向の中央部分が歯筋方向に平行に延びる直線によって規定される最深部９ａとなっている。最深部９ａにおける歯筋方向の両端には、第１外歯７の歯筋方向の内側端面７ａを規定する凹円弧曲線および第２外歯８の歯筋方向の内側端面８ａを規定する凹円弧曲線が滑らかに繋がっている。最深部９ａを凹曲面によって規定し、両側の内側端面７ａ、８ａを傾斜直線によって規定することもできる。また、最深部９ａを直線によって規定し、両側の内側端面７ａ、８ａを傾斜直線によって規定することもできる。

本例の隙間９の歯筋方向の幅は、最深部９ａから歯丈方向に向けて漸増している。その歯筋方向における最大幅Ｌ１は、第１外歯７の歯先円の歯筋方向の内側端７ｂから、第２外歯８の歯先円の歯筋方向の内側端８ｂまでの歯筋方向の距離である。

ここで、第１外歯７の歯筋方向の外端７ｃから第２外歯８の歯筋方向の外端８ｃまでの幅をＬ、隙間９の歯筋方向における最大幅をＬ１とすると、
０．１Ｌ ＜ Ｌ１ ＜ ０．３Ｌ
に設定されている。

また、隙間９の最深部９ａの深さは次のように設定されている。第１外歯７の歯丈をｈ１、第２外歯８の歯丈をｈ２、第１外歯７の歯先面７ｄから最深部９ａまでの歯丈方向の深さをｔ１、第２外歯８の歯先面８ｄから最深部９ａまでの歯丈方向の深さをｔ２とすると、
０．９ｈ１ ＜ ｔ１ ＜ １．３ｈ１
０．９ｈ２ ＜ ｔ２ ＜ １．３ｈ２
に設定されている。

（ベアリングボール中心間距離）
次に、図３を参照して第１、第２ウエーブベアリング１２、１３のベアリングボール中心間距離について説明する。

波動発生器５の剛性プラグ１１は、その中心軸線の方向の一方の側に、一定幅の楕円形輪郭の第１外周面１１ａが形成され、他方の側に、一定幅の楕円状輪郭の第２外周面１１ｂが形成されている。第１外周面１１ａと第２外周面１１ｂとは、同一形状で同一位相の楕円形状の外周面である。第１、第２外周面１１ａ、１１ｂを、第１、第２外歯７、８の撓み量の相違に対応させて、異なる楕円形状とすることも可能である。

第１外周面１１ａには、楕円状に撓められた状態で第１ウエーブベアリング１２が装着されており、第２外周面１１ｂには、楕円状に撓められた状態で第２ウエーブベアリング１３が装着されている。第１、第２ウエーブベアリング１２、１３は同一サイズのベアリングである。

第１ウエーブベアリング１２および第２ウエーブベアリング１３のベアリングボール中心１２ａ、１３ａは、外歯歯車４の歯幅方向の中央位置６ａから、歯幅方向に等距離の位置にある。また、ベアリングボール中心間距離は、隙間９の最大幅Ｌ１の増加に伴って増加するように設定される。さらに、ベアリングボール中心間距離をＬｏとすると、当該ボール中心間距離Ｌｏは次式で示す範囲内の値となるように設定されている。
０．３５Ｌ ＜ Ｌｏ ＜ ０．７Ｌ

（その他の実施の形態）
なお、上記の例では、第１内歯歯車２を静止側内歯歯車、第２内歯歯車３を駆動側内歯歯車としている。逆に、第１内歯歯車２を駆動側内歯歯車、第２内歯歯車３を静止側内歯歯車とすることもできる。

また、外歯歯車４は、波動発生器５によって、楕円状以外の非円形形状、例えば、スリーローブ状等の非円形形状に撓めることができる。非円形に撓めた外歯歯車と内歯歯車のかみ合い箇所の数をｈ（ｈ：２以上の正の整数）とすると、両歯車の歯数差は、ｈ・ｐ（ｐ：正の整数）に設定すればよい。

１ 波動歯車装置、
１ａ 中心軸線、
２ 第１内歯歯車、
２ａ 第１内歯、
３ 第２内歯歯車、
３ａ 第２内歯、
４ 外歯歯車、
５ 波動発生器、
６ 円筒体、
６ａ 中央位置、
７ 第１外歯、
７ａ 内側端面、
７ｂ 内側端、
７ｃ 外端、
７ｄ 歯先面、
８ 第２外歯、
８ａ 内側端面、
８ｂ 内側端、
８ｃ 外端、
８ｄ 歯先面、
９ 隙間、
９ａ 最深部、
１０ 入力回転軸、
１１ 剛性プラグ、
１１ａ 第１外周面、
１１ｂ 第２外周面、
１１ｃ 軸穴、
１２ 第１ウエーブベアリング、
１２ａ ベアリングボール中心、
１３ 第２ウエーブベアリング、
１３ａ ベアリングボール中心、
Ｌｏ ベアリングボール中心間距離、
Ｌ 幅、
Ｌ１ 最大幅、
ｈ１ 歯丈、
ｈ２ 歯丈、
ｔ１ 深さ、
ｔ２ 深さ

Claims (5)

1. 第１内歯が形成されている剛性の第１内歯歯車と、
   前記第１内歯歯車に同軸に並列配置され、第２内歯が形成されている剛性の第２内歯歯車と、
   前記第１、第２内歯歯車の内側に同軸に配置され、半径方向に撓み可能な円筒体の外周面に、前記第１内歯にかみ合い可能な第１外歯および前記第２内歯にかみ合い可能で前記第１外歯とは歯数が異なる第２外歯が形成されている可撓性の外歯歯車と、
   前記外歯歯車を半径方向に撓めて、前記第１外歯を前記第１内歯に部分的にかみ合わせ、前記第２外歯を前記第２内歯に部分的にかみ合わせる波動発生器と、
   を有しており、
   前記第１外歯の歯筋方向の内側端面と前記第２外歯の歯筋方向の内側端面との間には、歯筋方向に所定幅を有し、歯筋方向の中央部分において歯丈方向に最深となる最深部を有する隙間が形成されており、
   前記隙間は、前記第１、第２外歯の歯切り用カッターの逃げ部として機能する隙間であり、
   前記第１外歯の歯筋方向の外端から前記第２外歯の歯筋方向の外端までの幅をＬ、前記隙間の歯筋方向における最大幅をＬ１とすると、
   ０．１Ｌ ＜ Ｌ１ ＜ ０．３Ｌ
   に設定されており、
   前記第１外歯の歯丈をｈ１、前記第２外歯の歯丈をｈ２、前記第１外歯の歯先面から前記最深部までの歯丈方向の深さをｔ１、前記第２外歯の歯先面から前記最深部までの歯丈方向の深さをｔ２とすると、
   ０．９ｈ１ ＜ ｔ１ ＜ １．３ｈ１
   ０．９ｈ２ ＜ ｔ２ ＜ １．３ｈ２
   に設定されており、
   前記波動発生器は、前記第１外歯を支持するボールベアリングからなる第１ウエーブベアリングと、前記第２外歯を支持するボールベアリングからなる第２ウエーブベアリングとを備え、
   前記第１、第２ウエーブベアリングのそれぞれのボール中心は、歯筋方向において、前記隙間における歯筋方向の中心から等しい距離に位置し、
   前記第１、第２ウエーブベアリングのボール中心間距離をＬｏとすると、
   前記ボール中心間距離Ｌｏは、前記隙間の最大幅Ｌ１の増加に伴って増加し、かつ、
   ０．３５Ｌ ＜ Ｌｏ ＜ ０．７Ｌ
   に設定されている波動歯車装置。
2. 前記第１外歯の歯数は前記第１内歯の歯数とは異なり、
   前記第２外歯の歯数は前記第２内歯の歯数とは異なる、
   請求項１に記載の波動歯車装置。
3. 前記第１外歯の歯数は前記第１内歯の歯数よりも少なく、
   前記第１内歯の歯数と前記第２内歯の歯数は同一である、
   請求項１に記載の波動歯車装置。
4. 前記波動発生器は回転入力要素であり、
   前記第１内歯歯車および前記第２内歯歯車のうち、一方は回転しないように固定された静止側内歯歯車であり、他方は減速回転出力要素である駆動側内歯歯車である、
   請求項１に記載の波動歯車装置。
5. 前記波動発生器は、前記外歯歯車を楕円状に撓めて、前記第１外歯を前記第１内歯に対して円周方向の２か所の部位でかみ合わせ、前記第２外歯を前記第２内歯に対して円周方向の２か所の部位でかみ合わせており、
   前記第１外歯の歯数と前記第２外歯の歯数の差は、ｎを整数とすると、２ｎ枚である、請求項１に記載の波動歯車装置。

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