JP6744244B2 - Differential reducer - Google Patents

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Description

本発明は、内歯歯車と、内歯歯車に内接して噛合する外歯歯車とを含む内接揺動式の差動減速機に関する。 The present invention relates to an internal oscillating differential reducer including an internal gear and an external gear that is inscribed in and meshes with the internal gear.

差動減速機は、内歯歯車と、内歯歯車に内接して噛合する外歯歯車とを含み、入力軸からの回転入力によって内歯歯車内で外歯歯車が偏心運動することで、両歯車間に相対回転を生じさせ、偏心運動と相対回転との回転数差による減速比で出力軸へ回転を出力するものである。例えば特許文献１には、内歯歯車を支持するケーシング内に、アンギュラ玉軸受を介してキャリアを支持し、そのキャリア内に、モータのモータ軸が連結される入力軸を玉軸受を介して支持して、入力軸の外周に設けた複数の偏心体に、ころを介して外歯歯車をそれぞれ組み込んで、各外歯歯車に設けた貫通孔に、キャリアに設けたピン部材を遊挿させて、入力軸の回転によって外歯歯車を揺動（偏心運動）させ、ピン部材を介してキャリアを回転させる減速装置の発明が開示されている。 The differential reduction gear includes an internal gear and an external gear that is inscribed in and meshes with the internal gear, and the external gear eccentrically moves in the internal gear due to the rotation input from the input shaft. Relative rotation is generated between the gears, and rotation is output to the output shaft at a speed reduction ratio due to the difference in rotation speed between eccentric motion and relative rotation. For example, in Patent Document 1, a carrier is supported in a casing supporting an internal gear via an angular ball bearing, and an input shaft to which a motor shaft of a motor is connected is supported in the carrier via a ball bearing. Then, the external gears are respectively incorporated through rollers into the plurality of eccentric bodies provided on the outer periphery of the input shaft, and the pin members provided on the carrier are loosely inserted into the through holes provided in each external gear. An invention of a speed reducer in which an external gear is oscillated (eccentric) by rotation of an input shaft and a carrier is rotated via a pin member is disclosed.

特開２０１４−１５２８９４号公報JP, 2014-152894, A

上記従来の減速装置においては、入力軸が玉軸受を介してキャリアに支持され、そのキャリアがアンギュラ玉軸受を介してケーシングに支持される構造であるため、入力軸とケーシングとの同軸度が悪くなるおそれがあった。 In the above conventional speed reducer, since the input shaft is supported by the carrier through the ball bearing and the carrier is supported by the casing through the angular ball bearing, the coaxiality between the input shaft and the casing is poor. There was a risk of becoming.

そこで、本発明は、入力軸とケーシングとの同軸度を高めて入力軸を精度よく組み付けることができる差動減速機を提供することを目的としたものである。 Therefore, an object of the present invention is to provide a differential speed reducer in which the coaxiality between the input shaft and the casing can be increased and the input shaft can be assembled accurately.

上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明は、ケーシング内に外側軸受を介して支持される出力部と、ケーシング内に設けられる内歯歯車と、出力部及び内歯歯車を同軸で貫通し、内側軸受を介して支持される入力軸と、入力軸に設けた偏心部に偏心部用軸受を介して外装され、内歯歯車に内接して噛合する外歯歯車と、外歯歯車を遊挿するピンを介して出力部に連結されるキャリアと、を含んでなり、入力軸の回転によって内歯歯車に対して外歯歯車が偏心運動することで、内歯歯車と外歯歯車との歯数差と外歯歯車の歯数とに基づく減速比でピンを介して出力部を回転させる差動減速機であって、
内側軸受の外輪を、ケーシング及びキャリアによって支持させたことを特徴とする。
請求項２に記載の発明は、請求項１の構成において、内側軸受の外輪は、ケーシング及び／又はキャリアに対して隙間嵌めされていることを特徴とする。
請求項３に記載の発明は、請求項２の構成において、隙間嵌めされる外輪と、ケーシング及び／又はキャリアとの摺動面には、グリス溝が形成されていることを特徴とする。
請求項４に記載の発明は、請求項３の構成において、グリス溝は、ケーシング及び／又はキャリアに形成されていることを特徴とする。
請求項５に記載の発明は、請求項３又は４の構成において、グリス溝は、摺動面の全周に亘って形成されていることを特徴とする。
請求項６に記載の発明は、請求項１乃至５の何れかの構成において、入力軸の軸方向で内側軸受の外側には、ケーシングと入力軸との間をシールするシール部材が配置されていることを特徴とする。 In order to achieve the above-mentioned object, the invention according to claim 1 is such that an output portion supported in a casing via an outer bearing, an internal gear provided in the casing, and the output portion and the internal gear are coaxial. And an external gear that is externally mounted on the eccentric part provided on the input shaft through the bearing for the eccentric part and meshes with the internal gear by inscribed in the internal gear. A carrier that is connected to the output unit via a pin that loosely inserts the gear, and the external gear rotates eccentrically with respect to the internal gear by the rotation of the input shaft. A differential speed reducer that rotates an output section via a pin at a reduction ratio based on the number of teeth of a gear and the number of teeth of an external gear,
The outer ring of the inner bearing is supported by the casing and the carrier.
According to a second aspect of the present invention, in the configuration of the first aspect, the outer ring of the inner bearing is fitted in the casing and/or the carrier with a clearance.
According to a third aspect of the present invention, in the configuration of the second aspect, a grease groove is formed on a sliding surface between the outer ring fitted in the clearance and the casing and/or the carrier.
According to a fourth aspect of the present invention, in the configuration of the third aspect, the grease groove is formed in the casing and/or the carrier.
According to a fifth aspect of the present invention, in the configuration of the third or fourth aspect, the grease groove is formed over the entire circumference of the sliding surface.
According to a sixth aspect of the present invention, in the configuration of any of the first to fifth aspects, a seal member that seals between the casing and the input shaft is arranged outside the inner bearing in the axial direction of the input shaft. It is characterized by being

請求項１に記載の発明によれば、内側軸受の外輪を、ケーシング及びキャリアによって支持させたことで、入力軸とケーシングとの同軸度を高くして入力軸を精度よく組み付けることができる。
請求項２に記載の発明によれば、請求項１の効果に加えて、内側軸受の外輪を、ケーシング及び／又はキャリアに対して隙間嵌めしているので、摺動面で滑らせることができ、回転抵抗が減少する。
請求項３に記載の発明によれば、請求項２の効果に加えて、隙間嵌めされる外輪と、ケーシング及び／又はキャリアとの摺動面には、グリス溝が形成されているので、摺動面にグリスが保持されて低摩擦で滑らせることができる。
請求項４に記載の発明によれば、請求項３の効果に加えて、グリス溝は、ケーシング及び／又はキャリアに形成されているので、標準の軸受を採用でき、コストアップを抑えることができる。
請求項５に記載の発明によれば、請求項３又は４の効果に加えて、グリス溝は、摺動面の全周に亘って形成されているので、旋盤等によってグリス溝を容易に加工できる。
請求項６に記載の発明によれば、請求項１乃至５の何れかの効果に加えて、入力軸の軸方向で内側軸受の外側には、ケーシングと入力軸との間をシールするシール部材が配置されているので、同軸度の高いケーシングと入力軸との間でシール部材を精度よく入力軸に接触させることができ、グリス漏れのおそれを低減可能となる。 According to the first aspect of the invention, the outer ring of the inner bearing is supported by the casing and the carrier, so that the coaxiality between the input shaft and the casing can be increased and the input shaft can be assembled accurately.
According to the invention described in claim 2, in addition to the effect of claim 1, since the outer ring of the inner bearing is fitted in the casing and/or the carrier with a clearance, the sliding surface can be slid. , Rotation resistance is reduced.
According to the invention described in claim 3, in addition to the effect of claim 2, since the grease groove is formed on the sliding surface between the outer ring fitted in the clearance and the casing and/or the carrier, Grease is retained on the moving surface and can be slid with low friction.
According to the invention of claim 4, in addition to the effect of claim 3, since the grease groove is formed in the casing and/or the carrier, a standard bearing can be adopted, and an increase in cost can be suppressed. ..
According to the invention of claim 5, in addition to the effect of claim 3 or 4, since the grease groove is formed over the entire circumference of the sliding surface, the grease groove can be easily processed by a lathe or the like. it can.
According to the invention of claim 6, in addition to the effect of any one of claims 1 to 5, a seal member for sealing between the casing and the input shaft is provided outside the inner bearing in the axial direction of the input shaft. Is disposed, the seal member can be accurately brought into contact with the input shaft between the casing having a high degree of coaxiality and the input shaft, and the risk of grease leakage can be reduced.

差動減速機のシリーズの中央縦断面図である。It is a central longitudinal cross-sectional view of a series of differential reduction gears. （Ａ）〜（Ｃ）は、図１のＡ−Ａ線における差動減速機１Ａ〜１Ｃの断面図をそれぞれ示す。1A to 1C are cross-sectional views of the differential reduction gears 1A to 1C taken along the line AA in FIG. 図１のＦ部拡大図である。FIG. 2 is an enlarged view of part F of FIG. 1. 内歯歯車４の転位係数が異なる場合の効率を比較したグラフである。It is a graph which compared the efficiency when the dislocation coefficient of internal gear 4 differs.

以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
図１，２は、３種類の差動減速機１Ａ，１Ｂ，１ＣからなるシリーズＳを示す。但し、差動減速機１Ａ〜１Ｃの構造は略同じであるため、図１では代表として差動減速機１Ａの中央縦断面図を示し、図２（Ａ）〜（Ｃ）では、図１のＡ−Ａ線における差動減速機１Ａ〜１Ｃの断面図をそれぞれ示している。また、差動減速機１Ａ〜１Ｃごとに構成部を区別する際は、１４Ａ〜１４Ｃのように英字を付記する。
差動減速機１Ａ（１Ｂ，１Ｃ）において、２はケーシングで、このケーシング２は、内側に内歯歯車４を一体に設けた円筒状の中ケース３と、中ケース３における軸方向の一方の端面（入力側、図１の右側）に配置される円盤状のケースカバー５と、他方の端面（出力側、図１の左側）に配置される円筒状の外ケース６とからなる。この中ケース３とケースカバー５と外ケース６とは、ケースカバー５側から中ケース３を貫通して外ケース６に螺合される複数のボルト７，７・・により一体に結合されている。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
1 and 2 show a series S including three types of differential speed reducers 1A, 1B and 1C. However, since the structures of the differential speed reducers 1A to 1C are substantially the same, FIG. 1 shows a central vertical cross-sectional view of the differential speed reducer 1A as a representative, and FIGS. The cross-sectional views of the differential reduction gears 1A to 1C taken along the line AA are respectively shown. When distinguishing the constituent parts for each of the differential speed reducers 1A to 1C, alphabetical characters such as 14A to 14C are added.
In the differential reduction gear 1A (1B, 1C), 2 is a casing, and this casing 2 has a cylindrical middle case 3 integrally provided with an internal gear 4 inside and one of the axial direction of the middle case 3 The disk-shaped case cover 5 is arranged on the end surface (input side, right side in FIG. 1), and the cylindrical outer case 6 is arranged on the other end surface (output side, left side in FIG. 1). The inner case 3, the case cover 5, and the outer case 6 are integrally coupled by a plurality of bolts 7, 7... Which penetrate the middle case 3 from the case cover 5 side and are screwed into the outer case 6. ..

外ケース６の内側には、外側軸受としてのクロスローラベアリング８を介して、円盤状の出力軸９が回転可能に軸支されている。また、ケーシング２の内側には、入力軸用軸受となるボールベアリング１０，１１を介して、中空筒状の入力軸１２が同軸で回転可能に軸支されている。但し、入力側の内側軸受としてのボールベアリング１０は、外輪１０ａの軸方向入力側半分がケースカバー５に支持され、外輪１０ａの軸方向出力側半分が後述するキャリア２４に支持されている。
この入力軸１２において、ボールベアリング１０，１１が配置される軸支部１３，１３の間には、外径が互いに等しく、最大偏心側が互いに１８０度異なる位相となる一対の偏心部１４Ａ，１４Ａ（１４Ｂ，１４Ｂ及び１４Ｃ，１４Ｃ）が軸方向に隣接して形成されている。各偏心部１４Ａ，１４Ａ（１４Ｂ，１４Ｂ及び１４Ｃ，１４Ｃ）には、偏心部用軸受として、全周に亘って配設される横断面円形状の複数のニードル１６，１６・・からなる総ころのニードルベアリング１５が設けられて、ニードルベアリング１５を介して、同じ外形の外歯歯車１７Ａ，１７Ａ（１７Ｂ，１７Ｂ及び１７Ｃ，１７Ｃ）がそれぞれ回転可能に外装されている。よって、各ニードル１６は、内側の偏心部１４Ａ〜１４Ｃと外側の外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃとに直接当接している。 A disc-shaped output shaft 9 is rotatably supported inside the outer case 6 via a cross roller bearing 8 as an outer bearing. A hollow cylindrical input shaft 12 is coaxially and rotatably supported inside the casing 2 via ball bearings 10 and 11 that serve as input shaft bearings. However, in the ball bearing 10 as the inner bearing on the input side, an axial input side half of the outer ring 10a is supported by the case cover 5, and an axial output side half of the outer ring 10a is supported by a carrier 24 described later.
In this input shaft 12, a pair of eccentric parts 14A, 14A (14B) having the same outer diameter and 180° different phases on the maximum eccentric sides are provided between the shaft support parts 13, 13 in which the ball bearings 10, 11 are arranged. , 14B and 14C, 14C) are formed adjacent to each other in the axial direction. Each eccentric portion 14A, 14A (14B, 14B and 14C, 14C) is a bearing for the eccentric portion, and is composed of a plurality of needles 16, 16... The needle bearing 15 is provided, and external gears 17A, 17A (17B, 17B and 17C, 17C) having the same outer shape are rotatably mounted via the needle bearing 15 respectively. Therefore, each needle 16 is in direct contact with the inner eccentric portions 14A to 14C and the outer external gears 17A to 17C.

ここで、入力軸１２において、ボールベアリング１０，１１が配置される軸支部１３の外径Ｄ１と、ニードルベアリング１５が設けられる偏心部１４Ａ（１４Ｂ，１４Ｃ）の外径Ｄ２とは、Ｄ１＞Ｄ２の関係となるように形成されている。このように偏心部１４Ａ（１４Ｂ，１４Ｃ）の外径Ｄ２を小さくしたことで、この外周に設けられる各ニードル１６のサイズ（外径）を大きくすることができる。また、軸支部１３と偏心部１４Ａ（１４Ｂ，１４Ｃ）との間には、全周に亘って偏心部１４Ａ（１４Ｂ，１４Ｃ）よりも外周側へ高く突出する円板状の抜け止め部１８がそれぞれ周設されている。この抜け止め部１８により、全周に亘ってニードル１６の軸方向外側への移動及びボールベアリング１０，１１の軸方向内側への移動が規制される。この結果、入力軸１２の軸方向への移動も規制される。ボールベアリング１０の外側への移動は、ケースカバー５の内周縁に設けられて外輪１０ａに外側から重なる被り部１９によって規制され、ボールベアリング１１の外側への移動は、出力軸９に設けられた段部２０によって規制される。 Here, in the input shaft 12, the outer diameter D1 of the shaft support portion 13 in which the ball bearings 10 and 11 are arranged and the outer diameter D2 of the eccentric portion 14A (14B, 14C) in which the needle bearing 15 is provided are D1>D2. Are formed to have a relationship of. By thus reducing the outer diameter D2 of the eccentric portion 14A (14B, 14C), the size (outer diameter) of each needle 16 provided on the outer circumference can be increased. In addition, between the shaft support portion 13 and the eccentric portion 14A (14B, 14C), a disc-shaped retaining portion 18 that protrudes higher toward the outer peripheral side than the eccentric portion 14A (14B, 14C) over the entire circumference is provided. They are arranged around each other. The retainer portion 18 restricts the movement of the needle 16 outward in the axial direction and the movement of the ball bearings 10 and 11 inward in the axial direction over the entire circumference. As a result, the movement of the input shaft 12 in the axial direction is also restricted. The outward movement of the ball bearing 10 is restricted by a cover portion 19 provided on the inner peripheral edge of the case cover 5 and overlapping the outer ring 10a from the outside, and the outward movement of the ball bearing 11 is provided on the output shaft 9. It is regulated by the step portion 20.

外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃは、図２に示すように、内歯歯車４の歯数よりも少ない歯数を有して内歯歯車４に偏心位置で内接している。ここでは差動減速機１Ａ〜１Ｃにおいて、各内歯歯車４は、歯数を１２０とした同形状のものが使用されている。これに対して各外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃでは、外歯歯車１７Ａが、歯数を１１４として内歯歯車４との歯数差を６として、減速比が１／１９となり、外歯歯車１７Ｂが、歯数を１１６として内歯歯車４との歯数差を４として、減速比が１／２９となり、外歯歯車１７Ｃが、歯数を１１８として内歯歯車４との歯数差を２として、減速比が１／５９となっている。よって、外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃのそれぞれの中心Ｏ２（偏心部１４Ａ〜１４Ｃの中心）の内歯歯車４の中心Ｏ１（入力軸１２の軸心）からの偏心量δ１、δ２、δ３は、δ１＞δ２＞δ３の関係となっている。
ここで、内歯歯車４の内歯と外歯歯車１７の外歯とは、それぞれインボリュート歯型となっており、内歯歯車４の転位係数は、１を超えて１．９までの間に設定されている。 As shown in FIG. 2, the external gears 17A to 17C have a smaller number of teeth than the internal gear 4 and are inscribed in the internal gear 4 at an eccentric position. Here, in the differential reduction gears 1A to 1C, each internal gear 4 has the same shape with 120 teeth. On the other hand, in each of the external gears 17A to 17C, the external gear 17A has a reduction ratio of 1/19 when the number of teeth is 114 and the difference in the number of teeth from the internal gear 4 is 6, and the external gear 17B is , The number of teeth is 116 and the difference in the number of teeth with the internal gear 4 is 4, the reduction ratio is 1/29, and the external gear 17C has the number of teeth 118 and the difference in the number of teeth with the internal gear 4 is 2. The reduction ratio is 1/59. Therefore, the eccentricity amounts δ1, δ2, and δ3 from the center O1 (the center of the input shaft 12) of the internal gear 4 of the center O2 of each of the external gears 17A to 17C (the center of the eccentric portions 14A to 14C) are δ1. >δ2>δ3.
Here, the internal teeth of the internal gear 4 and the external teeth of the external gear 17 are involute tooth type, respectively, and the dislocation coefficient of the internal gear 4 exceeds 1 to 1.9. It is set.

また、各外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃには、中心Ｏ２を中心とした同心円上に８つの円形のピン孔２１Ａ〜２１Ｃが、周方向に等間隔をおいて形成されて、このピン孔２１Ａ〜２１Ｃに、それぞれピン２２，２２・・が遊挿している。このピン２２は、出力軸９と、ケースカバー５の内側に配置される円盤状のキャリア２４との間に、内歯歯車４の軸線を中心とした同心円上で当該軸線と平行に架設される軸体で、ピン２２の外周における外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃの遊挿部分には、筒状のメタル２３が一体に外装されている。キャリア２４は、ケースカバー５の内側でボールベアリング１０の外輪１０ａの内側半分を支持して、ピン２２を介して出力軸９と一体に回転可能となっている。ここではピン２２及びピン２２を介して連結される出力軸９が出力部となる。 Further, in each of the external gears 17A to 17C, eight circular pin holes 21A to 21C are formed concentrically around the center O2 at equal intervals in the circumferential direction, and the pin holes 21A to 21C are formed. , And pins 22, 22... Are loosely inserted therein, respectively. The pin 22 is installed between the output shaft 9 and the disk-shaped carrier 24 arranged inside the case cover 5 in a concentric circle centered on the axis of the internal gear 4 and parallel to the axis. A cylindrical metal 23 is integrally packaged on the shaft body at the loosely inserted portion of the external gear 17A to 17C on the outer periphery of the pin 22. The carrier 24 supports the inner half of the outer ring 10 a of the ball bearing 10 inside the case cover 5, and is rotatable integrally with the output shaft 9 via the pin 22. Here, the pin 22 and the output shaft 9 connected via the pin 22 serve as an output unit.

各ピン２２は、メタル２３の外周を、前後の外歯歯車１７Ａ，１７Ａ（１７Ｂ，１７Ｂ及び１７Ｃ，１７Ｃ）のピン孔２１Ａ〜２１Ｃの内周に、互いに１８０度異なる位相で内接させており、外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃのピン孔２１Ａ〜２１Ｃの孔径は、差動減速機１Ａ〜１Ｃごとに設定されている。すなわち、外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃでのピン孔２１Ａ〜２１Ｃの直径は、メタル２３を含むピン２２の直径に、外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃの偏心量δ１〜δ３の２倍を加えた寸法となって、差動減速機１Ａ〜１Ｃごとにピン孔２１Ａ〜２１Ｃの孔径が異なっている。但し、孔径が異なっていても、各外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃのピン孔２１Ａ〜２１Ｃの中心位置は、全て一致している。 In each pin 22, the outer circumference of the metal 23 is inscribed in the inner circumference of the pin holes 21A to 21C of the front and rear external gears 17A, 17A (17B, 17B and 17C, 17C) at a phase different from each other by 180 degrees. The hole diameters of the pin holes 21A to 21C of the external gears 17A to 17C are set for the differential speed reducers 1A to 1C, respectively. That is, the diameter of the pin holes 21A to 21C in the external gears 17A to 17C is a dimension obtained by adding twice the eccentricity amount δ1 to δ3 of the external gears 17A to 17C to the diameter of the pin 22 including the metal 23. Thus, the hole diameters of the pin holes 21A to 21C are different for each of the differential speed reducers 1A to 1C. However, even if the hole diameters are different, the center positions of the pin holes 21A to 21C of the external gears 17A to 17C are all the same.

一方、ボールベアリング１０は、ケースカバー５とキャリア２４との内周面に隙間嵌めされて、外輪１０ａを支持するケースカバー５とキャリア２４との間には、図３にも示すように、入力軸１２の軸方向に隙間Ａが形成されてケーシング２内と連通している。また、ケースカバー５とキャリア２４との内周面には、全周に亘ってリング状のグリス溝２５，２５がそれぞれ形成されている。
さらに、ケースカバー５の前面に突設したリング状の突条２６と入力軸１２の外周面との間には、シール部材としてのオイルシール２７が介在されている。また、外ケース６と出力軸１２との間でクロスローラベアリング８の出力側にもオイルシール２８が介在されている。また、出力軸９と入力軸１２との間でボールベアリング１１の出力側にもオイルシール２９が介在されている。 On the other hand, the ball bearing 10 is fitted into the inner peripheral surfaces of the case cover 5 and the carrier 24 with a gap, and is inserted between the case cover 5 and the carrier 24 supporting the outer ring 10a, as shown in FIG. A gap A is formed in the axial direction of the shaft 12 and communicates with the inside of the casing 2. In addition, ring-shaped grease grooves 25, 25 are formed on the inner peripheral surfaces of the case cover 5 and the carrier 24 over the entire circumference.
Further, an oil seal 27 as a seal member is interposed between the ring-shaped protrusion 26 protruding from the front surface of the case cover 5 and the outer peripheral surface of the input shaft 12. An oil seal 28 is also provided on the output side of the cross roller bearing 8 between the outer case 6 and the output shaft 12. An oil seal 29 is also provided on the output side of the ball bearing 11 between the output shaft 9 and the input shaft 12.

以上の如く構成された差動減速機１Ａ〜１Ｃにおいて、入力軸１２に回転入力されて入力軸１２が回転すると、前後の偏心部１４Ａ〜１４Ｃがそれぞれ対称的に偏心運動を行い、各外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃを内歯歯車４に内接した状態で偏心及び自転運動させる。このため、各ピン孔２１Ａ〜２１Ｃも偏心及び自転運動するが、各ピン孔２１Ａ〜２１Ｃはメタル２３を含むピン２２よりも大径に形成されているので、各ピン２２はピン孔２１Ａ〜２１Ｃに内接した状態で相対的に偏心運動して偏心成分を吸収し、各ピン２２からは自転成分のみが取り出される。よって、ピン２２を介して出力軸９及びキャリア２４が同期回転し、上述した減速比で出力軸９が減速された状態で回転する。ここではシリーズＳにおいて、差動減速機１Ａが低減速、差動減速機１Ｂが中減速、差動減速機１Ｃが高減速となっている。 In the differential reduction gears 1A to 1C configured as described above, when the input shaft 12 is rotationally input and the input shaft 12 rotates, the front and rear eccentric portions 14A to 14C symmetrically perform eccentric movements, respectively, and the external teeth. The gears 17A to 17C are eccentrically and rotated while being inscribed in the internal gear 4. Therefore, the pin holes 21A to 21C also move eccentrically and rotate, but since the pin holes 21A to 21C are formed to have a larger diameter than the pin 22 including the metal 23, the pin holes 21A to 21C are formed. The eccentric component is absorbed by the eccentric movement in a state of being inscribed in, and only the rotation component is extracted from each pin 22. Therefore, the output shaft 9 and the carrier 24 rotate synchronously via the pin 22, and the output shaft 9 rotates in a state of being decelerated at the reduction ratio described above. Here, in the series S, the differential speed reducer 1A has a reduced speed, the differential speed reducer 1B has a medium speed reduction, and the differential speed reducer 1C has a high speed reduction.

このとき、ケーシング２内に充填されたグリスは、隙間Ａから外輪１０ａとケースカバー５の内周面とキャリア２４の内周面との間を通ってグリス溝２５，２５に供給され、潤滑が保たれて摩擦が低減される。また、このようにグリスを供給しても、ケースカバー５と入力軸１２との間にオイルシール２７が介在されているので、グリス漏れは生じない。 At this time, the grease filled in the casing 2 is supplied to the grease grooves 25, 25 from the gap A through the outer ring 10a, the inner peripheral surface of the case cover 5 and the inner peripheral surface of the carrier 24, and lubrication is performed. Retained and reduced friction. Further, even if the grease is supplied in this manner, since the oil seal 27 is interposed between the case cover 5 and the input shaft 12, the grease does not leak.

（差動減速機のシリーズに係る発明の効果）
このように、上記形態の差動減速機１Ａ〜１ＣのシリーズＳによれば、各外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃのピン孔２１Ａ〜２１Ｃを、外歯の歯数に応じてそれぞれ外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃごとに異なる径で形成して、内歯歯車４、ピン２２、及びメタル２３を共通化したことで、外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃには、１つの減速比に対応した孔径のピン孔２１Ａ〜２１Ｃのみを形成すれば足りる。よって、外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃの強度を低下させることなく、部品を共有化して製造コストを抑えることができる。
特にここでは、ピン孔２１Ａ〜２１Ｃの中心位置は、各外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃ間で互いに一致しているので、出力軸９及びキャリア２４の共通化も図ることができる。 (Effect of the invention related to the series of differential reduction gears)
As described above, according to the series S of the differential reduction gears 1A to 1C of the above-described embodiment, the pin holes 21A to 21C of the external gears 17A to 17C are respectively arranged according to the number of external gears. By forming the internal gears 4, the pins 22, and the metal 23 in common for each of the 17C, the external gears 17A to 17C have pin holes 21A to 21C each having a hole diameter corresponding to one reduction ratio. It is sufficient to form only 21C. Therefore, the parts can be shared and the manufacturing cost can be suppressed without reducing the strength of the external gears 17A to 17C.
Particularly here, since the center positions of the pin holes 21A to 21C coincide with each other among the external gears 17A to 17C, the output shaft 9 and the carrier 24 can be shared.

また、内歯歯車４と外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃとの歯型はインボリュート歯型である。
日本歯車工業会の歯車規格であるＪＧＭＡ（日本歯車工業会規格）（ＪＧＭＡ ６１１−０１）「ＩＳＯ規格に準拠 円筒歯車の転位方式」によれば、歯車の噛み合い効率を考慮して、インボリュート内歯歯車の転位係数とインボリュート外歯歯車の転位係数との合計値は１以下で設計するように推奨されている。
しかしながら、本形態においては内歯歯車４の転位係数を、１を超えて１．９までの間に設定したことで、これと噛合する外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃの歯底円径を大きくすることができ、外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃの歯底とピン孔２１Ａ〜２１Ｃとの肉厚を確保することができる。
なお、図４は、内歯歯車４の転位係数を１．９と０．２として、入力２０００ｒｐｍ時で入力トルクを１Ｎ・ｍまで変化させた際の効率（伝動効率）の変化を比較したグラフで、Ｎｏ．１の実線が転位係数１．９（歯数７６、歯数差１、減速比１／７５）、Ｎｏ．２の点線が転位係数０．２（歯数６０、歯数差１、減速比１／５９）の場合をそれぞれ示す。
ここでは最大効率が転位係数１．９で略６８％、転位係数０．２で略７０％となっており、転位係数が１．９になっても効率への影響度がさほどないことが分かる。 The tooth profile of the internal gear 4 and the external gears 17A to 17C is an involute tooth profile.
According to JGMA (Japan Gear Manufacturers Association standard) (JGMA 611-01) "ISO standard compliant cylindrical gear shift method", which is a gear standard of the Japan Gear Manufacturers Association, involute internal teeth are considered in consideration of gear meshing efficiency. It is recommended that the total value of the shift coefficient of the gear and the shift coefficient of the involute external gear be 1 or less.
However, in the present embodiment, the dislocation coefficient of the internal gear 4 is set to more than 1 and up to 1.9 to increase the root diameter of the external gears 17A to 17C meshing with the internal gear 4. Therefore, it is possible to secure the wall thickness of the tooth bottoms of the external gears 17A to 17C and the pin holes 21A to 21C.
Note that FIG. 4 is a graph comparing changes in efficiency (transmission efficiency) when the input torque is changed to 1 N·m at an input of 2000 rpm with the dislocation coefficient of the internal gear 4 set to 1.9 and 0.2. No. The solid line of No. 1 is the dislocation coefficient 1.9 (the number of teeth is 76, the number of teeth difference is 1, the reduction ratio is 1/75), and The dotted line 2 indicates the case where the dislocation coefficient is 0.2 (the number of teeth is 60, the number of teeth difference is 1, and the reduction ratio is 1/59).
Here, the maximum efficiency is about 68% at a dislocation coefficient of 1.9 and about 70% at a dislocation coefficient of 0.2, and it can be seen that even if the dislocation coefficient becomes 1.9, the efficiency is not significantly affected. ..

さらに、出力部のピン２２の数を８本としているので、差動減速機１Ａ〜１Ｃの剛性を高くすることができる。特に外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃには１つの減速比に対応したピン孔２１Ａ〜２１Ｃのみを形成すれば足りるため、ピン２２の数を８本以上とすることも容易に行える。
また、差動減速機１Ａ〜１Ｃの剛性を高くするためにはピン２２を太くするのが効果的である。先に挙げた背景技術のように外歯歯車に減速比ごとに多くの内ローラ孔を形成すると、内ローラ孔同士が近くなってピンを太くするのが困難であるが、上記形態では、外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃには１つの減速比に対応したピン孔２１Ａ〜２１Ｃのみを形成するため、ピン孔２１Ａ〜２１Ｃ同士の距離が確保できる。よって、ピン２２を太くして剛性をより高くすることも容易に行える。 Furthermore, since the number of the pins 22 of the output section is eight, the rigidity of the differential speed reducers 1A to 1C can be increased. Particularly, since it is sufficient to form only the pin holes 21A to 21C corresponding to one reduction gear ratio in the external gears 17A to 17C, the number of the pins 22 can be easily set to eight or more.
Further, in order to increase the rigidity of the differential speed reducers 1A to 1C, it is effective to make the pin 22 thick. When many inner roller holes are formed in the external gear for each reduction gear ratio as in the background art mentioned above, it is difficult to make the inner roller holes close to each other and thicken the pin. Since only the pin holes 21A to 21C corresponding to one reduction ratio are formed in the tooth gears 17A to 17C, the distance between the pin holes 21A to 21C can be secured. Therefore, it is possible to easily increase the rigidity by increasing the thickness of the pin 22.

加えて、外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃには１つの減速比に対応したピン孔２１Ａ〜２１Ｃのみを形成すればよいので、異なる減速比が３種類のシリーズとしても、各差動減速機１Ａ〜１Ｃで外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃの強度が落ちることがない。よって、内歯歯車４、ピン２２、メタル２３、出力軸９、及びキャリア２４を共通化したまま、３種類以上のシリーズを構成することができる。
そして、入力軸１２を中空としたことで、軽量化が達成できる。また、入力軸１２を中空としても外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃの強度は維持できる。 In addition, since only the pin holes 21A to 21C corresponding to one reduction gear ratio need to be formed in the external gears 17A to 17C, each differential reduction gear 1A to 1C can be used as a series of three different reduction gear ratios. Therefore, the strength of the external gears 17A to 17C does not decrease. Therefore, three or more types of series can be configured with the internal gear 4, the pin 22, the metal 23, the output shaft 9, and the carrier 24 being common.
Further, by making the input shaft 12 hollow, weight reduction can be achieved. Further, even if the input shaft 12 is hollow, the strength of the external gears 17A to 17C can be maintained.

なお、上記形態では３種類の差動減速機のシリーズを例示しているが、減速比や差動減速機の数はこれに限らず、減速比が異なる２又は４種類以上の差動減速機のシリーズであっても同様に内歯歯車や出力部の共通化は可能である。各減速比も上記形態には限定されない。各差動減速機に設ける外歯歯車の数も増減可能である。
また、上記形態ではピンにメタルを外装させているが、ローラ等の転動体を外装させたり、このような別部材を外装させないピン単独としても差し支えない。 In the above embodiment, a series of three types of differential reduction gears is illustrated, but the reduction ratio and the number of differential reduction gears are not limited to this, and two or four or more types of differential reduction gears having different reduction ratios are used. Even in the series, it is possible to share the internal gear and the output section. Each reduction ratio is also not limited to the above-mentioned form. The number of external gears provided in each differential speed reducer can be increased or decreased.
Further, in the above-described embodiment, the pin is covered with a metal, but a rolling element such as a roller may be mounted on the pin, or the pin alone may not be armed with such a separate member.

（偏心部用軸受及び偏心部の外径に係る差動減速機の発明の効果）
このように、上記形態の差動減速機１Ａ〜１Ｃによれば、偏心部用軸受を総ころのニードルベアリング１５とすると共に、入力軸１２における偏心部１４Ａ〜１４Ｃの外径Ｄ２を、ボールベアリング１０，１１が設けられる軸支部１３の外径Ｄ１よりも小さくしたことで、ニードル１６の外径を大きくすることができ、強度アップに繋がる。
特にここでは、ボールベアリング１０，１１とニードルベアリング１５との間で入力軸１２の外周に、ボールベアリング１０，１１の側面に当接して入力軸１２の軸方向への移動を規制する抜け止め部１８，１８を設けて、偏心部１４Ａ〜１４Ｃは、全周に亘って抜け止め部１８よりも低く形成されているので、総ころとしても偏心部１４Ａ〜１４Ｃの全周に亘ってニードル１６の軸方向への移動を規制できる。また、抜け止め部１８を、ボールベアリング１０，１１とニードル１６との双方の抜け止めに共用できる。さらに、抜け止め部１８は入力軸１２自身の抜け止めにもなる。 (Effects of Invention of Eccentric Bearing and Outer Diameter of Eccentric Part)
As described above, according to the differential reduction gears 1A to 1C of the above-described embodiment, the eccentric portion bearing is the full-roller needle bearing 15, and the outer diameter D2 of the eccentric portions 14A to 14C of the input shaft 12 is the ball bearing. Since the outer diameter of the needle 16 is smaller than the outer diameter D1 of the shaft support 13, the outer diameter of the needle 16 can be increased, leading to an increase in strength.
In particular, here, a retaining portion is provided between the ball bearings 10 and 11 and the needle bearing 15 on the outer periphery of the input shaft 12 so as to abut the side surfaces of the ball bearings 10 and 11 to regulate the axial movement of the input shaft 12. Since the eccentric portions 14A to 14C are formed to be lower than the retaining portion 18 over the entire circumference by providing 18, 18, the needle 16 is provided over the entire circumference of the eccentric portions 14A to 14C as a total roller. The movement in the axial direction can be restricted. Further, the retaining portion 18 can be commonly used for retaining both the ball bearings 10 and 11 and the needle 16. Further, the retaining portion 18 also serves as a retaining stopper for the input shaft 12 itself.

また、抜け止め部１８を、入力軸１２に同軸で一体形成される円板形状としているので、抜け止め部１８を旋盤等によって容易に加工可能となる。
さらに、偏心部１４Ａ〜１４Ｃ及びニードルベアリング１５、外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃを複数組設けて、各偏心部１４Ａ〜１４Ｃの外径を全て等しくしているので、各偏心部１４Ａ〜１４Ｃに同じニードルベアリング１５を配置することができ、各ニードルベアリング１５のニードル１６の外径を大きくすることができる。
加えて、各外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃ及び各ニードルベアリング１５の形状を各々共通としているので、一層のコストダウンが期待できる。
そして、ニードルベアリング１５のニードル１６を内歯歯車４の中心Ｏ１（入力軸１２の軸心）に近い位置に配置できるため、外歯歯車１７Ａ〜１７Ｃから自転運動を取り出すためのピン２２の径を大きくすることができる。よって、差動減速機１Ａ〜１Ｃの強度をアップさせることができる。 Further, since the retaining portion 18 has a disc shape that is integrally formed coaxially with the input shaft 12, the retaining portion 18 can be easily processed by a lathe or the like.
Further, since a plurality of sets of eccentric portions 14A to 14C, needle bearings 15 and external gears 17A to 17C are provided to make the outer diameters of the eccentric portions 14A to 14C all equal, the same needle is used for each eccentric portion 14A to 14C. The bearing 15 can be arranged, and the outer diameter of the needle 16 of each needle bearing 15 can be increased.
In addition, since the external gears 17A to 17C and the needle bearings 15 have the same shape, further cost reduction can be expected.
Since the needle 16 of the needle bearing 15 can be arranged at a position close to the center O1 of the internal gear 4 (axial center of the input shaft 12), the diameter of the pin 22 for taking out the rotation motion from the external gears 17A to 17C is set to be small. Can be large. Therefore, the strength of the differential speed reducers 1A to 1C can be increased.

なお、抜け止め部の形状は、円板形状が必須ではなく、ニードルの移動規制が可能であれば、複数の突起を外周に形成した歯車形状であってもよいし、入力軸と別体の部材であってもよい。 It should be noted that the shape of the retaining portion is not necessarily a disc shape, and may be a gear shape in which a plurality of protrusions are formed on the outer periphery as long as the movement of the needle can be restricted, or a shape separate from the input shaft It may be a member.

（ボールベアリングの支持に係る差動減速機の発明の効果）
このように、上記形態の差動減速機１Ａ〜１Ｃによれば、ボールベアリング１０の外輪１０ａを、ケーシング２のケースカバー５及びキャリア２４によって支持させたことで、入力軸１２とケーシング２との同軸度を高くして入力軸１２を精度よく組み付けることができる。
特にここでは、ボールベアリング１０の外輪１０ａを、ケースカバー５及びキャリア２４に対して隙間嵌めしているので、摺動面で滑らせることができ、回転抵抗が減少する。 (Effect of Invention of Differential Reduction Gear for Supporting Ball Bearing)
As described above, according to the differential reduction gears 1A to 1C of the above-described embodiment, the outer ring 10a of the ball bearing 10 is supported by the case cover 5 of the casing 2 and the carrier 24, so that the input shaft 12 and the casing 2 are separated from each other. The coaxiality can be increased and the input shaft 12 can be assembled accurately.
In particular, here, since the outer ring 10a of the ball bearing 10 is fitted in the case cover 5 and the carrier 24 with a gap, the outer ring 10a can be slid on the sliding surface and the rotational resistance is reduced.

また、隙間嵌めされる外輪１０ａと、ケースカバー５及びキャリア２４との摺動面には、グリス溝２５，２５が形成されているので、摺動面にグリスが保持されて低摩擦で滑らせることができる。
さらに、グリス溝２５は、ケースカバー５及びキャリア２４に形成されているので、標準のボールベアリング１０を採用でき、コストアップを抑えることができる。
加えて、グリス溝２５は、摺動面の全周に亘って形成されているので、旋盤等によってグリス溝２５を容易に加工できる。
そして、入力軸１２の軸方向でボールベアリング１０の外側には、ケーシング２と入力軸１２との間をシールするオイルシール２７が配置されているので、同軸度の高いケーシング２と入力軸１２との間でオイルシール２７を精度よく入力軸１２に接触させることができ、グリス漏れのおそれを低減可能となる。 Further, since the grease grooves 25, 25 are formed on the sliding surface between the outer ring 10a fitted in the clearance and the case cover 5 and the carrier 24, the sliding surface retains the grease and slides with low friction. be able to.
Further, since the grease groove 25 is formed in the case cover 5 and the carrier 24, the standard ball bearing 10 can be adopted, and the cost increase can be suppressed.
In addition, since the grease groove 25 is formed over the entire circumference of the sliding surface, the grease groove 25 can be easily processed by a lathe or the like.
Since the oil seal 27 that seals between the casing 2 and the input shaft 12 is arranged outside the ball bearing 10 in the axial direction of the input shaft 12, the casing 2 and the input shaft 12 having a high degree of coaxiality are provided. The oil seal 27 can be brought into contact with the input shaft 12 with high accuracy during the interval, and the risk of grease leakage can be reduced.

なお、上記形態では、ボールベアリングの外輪を、ケースカバー及びキャリアの両方に対して隙間嵌めしているが、何れか一方にのみ隙間嵌めしてもよい。よって、グリス溝も隙間嵌めされる一方側の摺動面にのみ設ければよい。
また、グリス溝を設ける場合、摺動面の全周に亘って設ける他、周方向へ断続的に設けることも可能である。 In the above embodiment, the outer ring of the ball bearing is fitted in both the case cover and the carrier with a gap, but may be fitted into only one of the case cover and the carrier. Therefore, the grease groove may be provided only on the sliding surface on one side where the clearance is fitted.
When the grease groove is provided, it can be provided not only over the entire circumference of the sliding surface but also intermittently in the circumferential direction.

その他、各形態に共通して、ケーシングの構造は上記形態のような中ケースとケースカバーと外ケースとの組み合わせに限らず、部品の数を増減したり、一部材でケーシングを形成したりして差し支えない。
また、外側軸受はクロスローラベアリングに限らず、ボールベアリング等の他の軸受も採用できるし、軸受の数を増やしてもよい。
さらに、入力軸や出力軸の構造も上記形態に限らず、入力軸を中空でなく中実とする等、適宜設計変更可能である。 Other than the above, the structure of the casing is not limited to the combination of the middle case, the case cover, and the outer case, and the number of parts may be increased or decreased, or the casing may be formed by one member. It doesn't matter.
Further, the outer bearing is not limited to the cross roller bearing, other bearings such as a ball bearing can be adopted, and the number of bearings may be increased.
Further, the structures of the input shaft and the output shaft are not limited to the above-described forms, and the design can be changed as appropriate, such as making the input shaft solid rather than hollow.

１Ａ〜１Ｃ・・差動減速機、２・・ケーシング、３・・中ケース、４・・内歯歯車、５・・ケースカバー、６・・外ケース、７・・ボルト、８・・クロスローラベアリング、９・・出力軸、１０・・ボールベアリング、１０ａ・・外輪、１１・・ボールベアリング、１２・・入力軸、１３・・軸支部、１４・・偏心部、１５・・ニードルベアリング、１６・・ニードル、１７Ａ〜１７Ｃ・・外歯歯車、１８・・抜け止め部、２１Ａ〜２１Ｃ・・ピン孔、２２・・ピン、２３・・メタル、２４・・キャリア、２５・・グリス溝、２７，２８，２９・・オイルシール、Ｓ・・シリーズ、Ａ・・隙間、Ｄ１・・軸支部の外径、Ｄ２・・偏心部の外径、Ｏ１・・内歯歯車の中心、Ｏ２・・外歯歯車の中心、δ１〜δ３・・偏心量。 1A to 1C ··· Differential reducer 2··Casing 3·· Medium case 4·· Internal gear 5·· Case cover 6·· Outer case 7·· Bolt 8·· Cross roller Bearing, 9... Output shaft, 10... Ball bearing, 10a... Outer ring, 11... Ball bearing, 12... Input shaft, 13... Shaft support, 14... Eccentric part, 15... Needle bearing, 16 ..Needles, 17A to 17C..External gears, 18...Retaining portions, 21A to 21C..Pin holes, 22..Pins, 23..Metal, 24..Carriers, 25..Grease grooves, 27 , 28, 29..Oil seal, S..Series, A..Gap, D1..outer diameter of shaft support, D2..outer diameter of eccentric part, O1..center of internal gear, O2..outer Center of tooth gear, δ1 to δ3...Eccentricity.

Claims (6)

ケーシング内に外側軸受を介して支持される出力部と、前記ケーシング内に設けられる内歯歯車と、前記出力部及び前記内歯歯車を同軸で貫通し、内側軸受を介して支持される入力軸と、前記入力軸に設けた偏心部に偏心部用軸受を介して外装され、前記内歯歯車に内接して噛合する外歯歯車と、前記外歯歯車を遊挿するピンを介して前記出力部に連結されるキャリアと、を含んでなり、前記入力軸の回転によって前記内歯歯車に対して前記外歯歯車が偏心運動することで、前記内歯歯車と前記外歯歯車との歯数差と前記外歯歯車の歯数とに基づく減速比で前記ピンを介して前記出力部を回転させる差動減速機であって、
前記内側軸受の外輪を、前記ケーシング及び前記キャリアによって支持させたことを特徴とする差動減速機。 An output part supported in the casing via an outer bearing, an internal gear provided in the casing, an input shaft penetrating the output part and the internal gear coaxially, and supported via an inner bearing. And an external gear that is externally mounted on an eccentric portion provided on the input shaft via a bearing for the eccentric portion and internally meshes with the internal gear and meshes with the output gear via a pin that loosely inserts the external gear. A carrier connected to the internal gear, and the external gear rotates eccentrically with respect to the internal gear due to the rotation of the input shaft, whereby the number of teeth of the internal gear and the external gear is increased. A differential speed reducer for rotating the output section via the pin at a speed reduction ratio based on a difference and the number of teeth of the external gear,
A differential reduction gear characterized in that an outer ring of the inner bearing is supported by the casing and the carrier. 前記内側軸受の外輪は、前記ケーシング及び／又は前記キャリアに対して隙間嵌めされていることを特徴とする請求項１に記載の差動減速機。 The differential reduction gear according to claim 1, wherein an outer ring of the inner bearing is fitted in the casing and/or the carrier with a gap. 前記隙間嵌めされる前記外輪と、前記ケーシング及び／又は前記キャリアとの摺動面には、グリス溝が形成されていることを特徴とする請求項２に記載の差動減速機。 The differential reduction gear according to claim 2, wherein a grease groove is formed on a sliding surface between the outer ring fitted in the clearance and the casing and/or the carrier. 前記グリス溝は、前記ケーシング及び／又は前記キャリアに形成されていることを特徴とする請求項３に記載の差動減速機。 The differential reduction gear according to claim 3, wherein the grease groove is formed in the casing and/or the carrier. 前記グリス溝は、前記摺動面の全周に亘って形成されていることを特徴とする請求項３又は４に記載の差動減速機。 The differential reducer according to claim 3 or 4, wherein the grease groove is formed over the entire circumference of the sliding surface. 前記入力軸の軸方向で前記内側軸受の外側には、前記ケーシングと前記入力軸との間をシールするシール部材が配置されていることを特徴とする請求項１乃至５の何れかに記載の差動減速機。 The seal member which seals between the casing and the input shaft is arranged outside the inner bearing in the axial direction of the input shaft. Differential reducer.
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