JP6948483B1 - クラウンギア減速機構及び動力ユニット - Google Patents

Abstract

【課題】ロータギアが円滑に回転することのできるクラウンギア減速機構及び動力ユニットを提案する。【解決手段】クラウンギア減速機構は、ステータギア１と、ロータギア２と、ロータギア２の回転が出力される出力軸３と、ロータギア２をステータギア１に対して傾いた姿勢で押し付けるプレスロータ４とを備える。クラウンギア減速機構は、外部の動力源によってプレスロータ４が回転駆動されることに伴って、ロータギア２が、ステータギア１との複数箇所での噛み合いを維持しながら歳差運動を行うように構成されている。ステータギア１に対するロータギア２の傾きは、ロータギア２がステータギア１を乗り越えて周方向に移動するときに、ギャップを伴って乗り越えるように設定されている。【選択図】図１

Description

本開示は、クラウンギア減速機構及び動力ユニットに関する。

ステータギア、ロータギア、プレスロータ及び出力軸を備えたクラウンギア減速機構が、従来公知である（特許文献１等参照）。この種のクラウンギア減速機構では、ステータギアとロータギアとが互いに噛み合った状態にあり、プレスロータによって、ロータギアがステータギアに対して傾いた姿勢で押し付けられている。

外部の動力源によってプレスロータが軸まわりに回転駆動されると、ロータギアは、ステータギアとの複数箇所での噛み合いを維持しながら、歳差運動を行う。ロータギアの回転は、出力軸によって出力される。

特開２０１７−１５０６１１号公報

本開示は、ロータギアが円滑に回転することのできるクラウンギア減速機構及び動力ユニットを提案することを、目的とする。

本開示の一態様に係るクラウンギア減速機構は、円環状のステータ歯列を有するステータギアと、円環状のロータ歯列を有するロータギアと、前記ロータギアの回転が出力される出力軸と、前記ロータギアを前記ステータギアに対して傾いた姿勢で押し付けるプレスロータとを備える。前記クラウンギア減速機構は、外部の動力源によって前記プレスロータが回転駆動されることに伴って、前記ロータギアが、前記ロータ歯列と前記ステータ歯列との複数箇所での噛み合いを維持しながら歳差運動を行うように構成されている。前記ステータギアに対する前記ロータギアの傾きは、前記ロータ歯列が前記ステータ歯列を乗り越えて周方向に移動するときに、ギャップを伴って乗り越えるように設定されている。

本開示の一態様に係る動力ユニットは、前記クラウンギア減速機構と、前記動力源を構成するモータとを備える。前記クラウンギア減速機構において、前記プレスロータは、前記プレスロータに加わる軸方向の反力が大きくなるほど前記ステータギアから離れる方向に撓む可撓部分を含む。前記プレスロータと前記ロータギアは、前記可撓部分の撓みが大きくなるにしたがって、前記ロータ歯列と前記ステータ歯列との噛み合い率が増大するように構成されている。前記クラウンギア減速機構は、前記モータの定格出力時における前記噛み合い率が、前記噛み合い率の最大値よりも小さくなるように構成されている。

本開示は、ロータギアが円滑に回転することができるという効果を奏する。

図１は、第１実施形態のクラウンギア減速機構の概略的な断面図である。 図２Ａは、同上のクラウンギア減速機構が備えるステータギアとロータギアとの第１の噛み合いモデルを示す図であり、図２Ｂは、同上の噛み合いモデルを示す別の図である。 図３Ａは、同上のクラウンギア減速機構が備えるステータギアとロータギアとの第２の噛み合いモデルを示す図であり、図３Ｂは、同上の噛み合いモデルを示す別の図である。 図４Ａは、変形例のクラウンギア減速機構が備えるステータギアとロータギアとの第３の噛み合いモデルを示す図であり、図４Ｂは、同上の噛み合いモデルを示す別の図である。 図５Ａは、別の変形例のクラウンギア減速機構が備えるステータギアとロータギアとの第４の噛み合いモデルを示す図であり、図５Ｂは、同上の噛み合いモデルを示す別の図である。 図６は、第２実施形態のクラウンギア減速機構の概略的な断面図である。 図７は、同上のクラウンギア減速機構の、高負荷時の要部断面図である。 図８Ａは、同上のクラウンギア減速機構の、低負荷時のステータギアとロータギアとの噛み合いモデルを示す図であり、図８Ｂは、同上のクラウンギア減速機構の、高負荷時のステータギアとロータギアとの噛み合いモデルを示す図である。 図９は、第３実施形態のクラウンギア減速機構の概略的な断面図である。 図１０Ａは、同上のクラウンギア減速装置が備えるプレスロータの側面図であり、図１０Ｂは、同上のプレスロータの第１部分の側面図であり、図１０Ｃは、同上のプレスロータの第２部分の側面図であり、図１０Ｄは、同上の第２部分の正面図である。 図１１は、同上のクラウンギア減速機構の、高負荷時のステータギアとロータギアとの噛み合いモデルを示す図である。 図１２は、同上のクラウンギア減速機構の、プレスロータでの破損発生の過程を説明する図である。 図１３Ａは、同上のクラウンギア減速装置が備えるプレスロータの変形例の正面図であり、図１３Ｂは、図１３ＡのＡ−Ａ線で破断させた側面図であり、図１３Ｃは、同上のプレスロータの別の変形例の正面図であり、図１３Ｄは、図１３ＣのＢ−Ｂ線で破断させた側面図であり、図１３Ｅは、同上のプレスロータの更に別の変形例の正面図であり、図１３Ｆは、図１３ＥのＣ−Ｃ線で破断させた側面図である。

（１）第１実施形態
図１には、第１実施形態のクラウンギア減速機構の概略的な断面を示している。図１に示すクラウンギア減速機構は、無負荷状態である。以下においては、特に断りがない限り、無負荷状態を基準としてクラウンギア減速機構の構成を説明する。

（１−１）クラウンギア減速機構の全体構造
第１実施形態のクラウンギア減速機構は、クラウンギア減速機構の外殻をなす筒型のハウジング８と、固定側のクラウンギアであるステータギア１と、ステータギア１に対して複数箇所で噛み合いながら歳差運動を行う可動側のクラウンギアであるロータギア２と、ロータギア２に対して動力伝達可能に連結された出力軸３と、ロータギア２に押し当るプレスロータ４とを備える。

ステータギア１とロータギア２は、その全体がハウジング８内に収容されている。ステータギア１は、ハウジング８と一体に構成されており、ロータギア２は、ハウジング８内においてステータギア１と対向するように配置されている。

ステータギア１には、ロータギア２に向けて（言い換えれば、入力側に向けて）突出するように円環状のステータ歯列１１が形成されている。図２Ａ、図３Ａ、図４Ａ及び図５Ａに示すように、ステータ歯列１１は、円環状に配列された多数のステータ歯１１５を有する。

ロータギア２のステータギア１側を向く面２３（言い換えれば、出力側を向く面２３）には、円環状のロータ歯列２１と、同じく円環状の第２ロータ歯列２２とが形成されている。ロータ歯列２１と第２ロータ歯列２２とは、ロータギア２の面２３において、同心円状に設けられている。ロータ歯列２１は、円環状に配列された多数のロータ歯２１５を有する。第２ロータ歯列２２は、ロータ歯列２１の内側に位置する。

出力軸３は、円柱状の軸部３１と、軸部３１の第１端部に設けられたギア部分３２とを有する。ギア部分３２はハウジング８内に位置する。ギア部分３２は、円環状の出力歯列３２１が形成されたクラウンギアからなる。軸部３１の第２端部はハウジング８の外に突出しているが、第２端部がハウジング８から突出しない構造を採用することも可能である。

ロータギア２のうち、ステータギア１側を向く面２３とは反対側の面２４（言い換えれば、入力側を向く面２４）には、プレスロータ４が押し付けられる。プレスロータ４は、ハウジング８内に、軸受部５を介して回転可能に収容されている。

第１実施形態のクラウンギア減速機構において、プレスロータ４を介してステータギア１に押し付けられたロータギア２は、一方向に傾いた姿勢でステータギア１と噛み合い、かつ出力軸３のギア部分３２と噛み合う。この姿勢で、図示略の外部の動力源（モータ等）によってプレスロータ４を中心軸Ｃまわりに回転させると、ロータギア２は、ロータ歯列２１とステータ歯列１１との噛み合いによる歳差運動を行う。

ロータギア２が歳差運動を行うと、ロータギア２が有する第２ロータ歯列２２と出力歯列３２１との噛み合いによって、ロータギア２の回転成分が出力軸３に伝達され、出力軸３が中心軸Ｃまわりに回転する。第１実施形態のクラウンギア減速機構において、プレスロータ４、ステータギア１及び出力軸３は、共通の中心軸Ｃを有する。

第１実施形態のクラウンギア減速機構において、ステータギア１とロータギア２との歯数差（つまりステータ歯１１５の数とロータ歯２１５の数との差）は、例えば１である。

なお、プレスロータ４を回転させる外部の動力源はモータに限定されないが、動力源がモータである場合には、当該モータとこれの動力を伝達するクラウンギア減速機構とで、動力ユニットが構成される。

（１−２）プレスロータ
プレスロータ４は、上記したように、ロータギア２をステータギア１に対して傾いた姿勢で押し付けながら、中心軸Ｃまわりに回転するように構成されている。

第１実施形態のクラウンギア減速機構において、プレスロータ４は、スラスト玉軸受けのような構成を有する。つまり、プレスロータ４は、軸受部５によって中心軸Ｃまわりに回転可能に支持された入力側軌道部４１と、ロータギア２の入力側を向く面２４に押し付けられた出力側軌道部４２と、複数の回転体４３と、複数の回転体４３を入力側軌道部４１と出力側軌道部４２との間に回転可能に保持する図示略の保持器とを備える。

入力側軌道部４１は、複数の回転体４３が当たる円環状の軌道４１５を有する。複数の回転体４３は、それぞれ軌道４１５上を周方向に回転移動することが可能である。

入力側軌道部４１は、軌道４１５が設けられた軌道部本体４１６と、軌道部本体４１６から入力側に延出された円柱状の軸部４１７とを含む。軸部４１７は、軸受部５によって回転可能に支持されている。軸部４１７の入力側の端部は、ハウジング８から入力側に突出しているが、ハウジング８から突出しない構造を採用することも可能である。軌道部本体４１６は、軸部４１７よりも大径である。軌道部本体４１６は、周方向の全域にわたって軸部４１７よりも径方向の外側に張り出した形状を有している。

入力側軌道部４１の軌道４１５は、入力側軌道部４１の出力側の端面４１４に設けられている。この端面４１４は、軌道部本体４１６の出力側の端面で構成されている。入力側軌道部４１の端面４１４の法線は、中心軸Ｃと平行でなく、中心軸Ｃに対して角度θだけ傾くように設定されている。端面４１４は、円形状の平坦面であり、端面４１４の外周縁部に、円環溝状の軌道４１５が設けられている。

出力側軌道部４２は、複数の回転体４３が当たる円環状の軌道４２５を有する。複数の回転体４３は、それぞれ軌道４２５上を周方向に回転移動することが可能である。

出力側軌道部４２は、入力側軌道部４１の軌道部本体４１６と同等の径を有する円板状の部材で構成されている。出力側軌道部４２は、入力側軌道部４１の軸部４１７よりも大径である。

出力側軌道部４２の軌道４２５は、出力側軌道部４２の入力側の端面４２１に設けられている。出力側軌道部４２の端面４２１は、円形状の平坦面であり、端面４２１の外周縁部に、円環溝状の軌道４２５が設けられている。出力側軌道部４２の端面４２１の法線は、中心軸Ｃと平行でなく、中心軸Ｃに対して角度θだけ傾くように設定されている。出力側軌道部４２の端面４２１と、入力側軌道部４１の端面４１４とは、距離をあけて対向して位置し、かつ互いに平行である。

出力側軌道部４２の出力側の端面４２２は、端面４２１とは反対側を向く円形状の平坦面である。端面４２２の向きは、中心軸Ｃと平行でなく、中心軸Ｃを基準として角度θだけ傾いた向きである。端面４２２は、ロータギア２の入力側を向く平坦な面２４に対して押し付けられている。

複数の回転体４３は、入力側軌道部４１の軌道４１５と、出力側軌道部４２の軌道４２５との間に配置される多数の回転体４３である。多数の回転体４３は、周方向に距離をあけて円環状に配置されている。各回転体４３は、回転可能な球又はローラで構成されており、入力側軌道部４１の軌道４１５と出力側軌道部４２の軌道４２５の両方に、接触可能である。

第１実施形態のクラウンギア減速機構において、ステータギア１に対するロータギア２の傾きは、角度θで設定されている。角度θは、ステータギア１の中心軸Ｃと、ロータギア２の中心軸Ｃ１との間の角度である。以下においては、角度θを、揺動角度θという。

（１−３）揺動角度
揺動角度θは、ステータギア１に対するロータギア２の傾きの角度であり、ステータギア１に対するプレスロータ４の傾きの角度と一致する。ここでのプレスロータ４の傾きの角度は、ステータギア１に対する、プレスロータ４の端面４２２の傾きの角度である。ステータギア１に対する出力側軌道部４２の両端面４２１，４２２の傾きの角度と、ステータギア１に対する入力側軌道部４１の端面４１４の傾きの角度とは、同一である。

図２Ａから図５Ｂには、ステータギア１とロータギア２の各種の噛み合いモデルを、簡易に示している。これら各種の噛み合いモデルにおいて、減速比は１／５０、歯たけは２．２５ｍ（モジュール）である。

図２Ａと図２Ｂに示す第１の噛み合いモデルにおいて、揺動角度θは、約２．６３°である。図２Ａに示すように、ステータギア１に対してロータギア２が最も接近した部分Ｐ１においては、ロータ歯列２１が、ステータ歯列１１に対して最も深く噛み合う。部分Ｐ２においては、ロータ歯列２１が、ステータ歯列１１から最も離れて位置する。部分Ｐ１と部分Ｐ２とは、ロータギア２の周方向において１８０°ずれている。

第１の噛み合いモデルにおいては、ステータギア１に対するロータギア２の揺動運動に伴って、ロータ歯列２１がステータ歯列１１を乗り越えて周方向に移動するときに、ロータ歯２１５が、ステータ歯１１５に接触しながらこれを乗り越えるように設定されている。

図２Ｂには、ステータ歯列１１においてロータ歯列２１と噛み合う部分を、丸印で示している。このように、揺動角度θが約２．６３°で設定された場合、ロータ歯列２１とステータ歯列１１との噛み合い率（以下、単に噛み合い率という。）は１００％である。噛み合い率の値は、ステータ歯列１１に含まれる全てのステータ歯１１５のうち、ロータ歯列２１に接触するステータ歯１１５の数を、全てのステータ歯１１５の数で割った値である。第１の噛み合いモデルにおいては、ステータ歯列１１に含まれる全てのステータ歯１１５が、ロータギア２の揺動運動中においてロータ歯列２１と接触する。

図３Ａと図３Ｂに示す第２の噛み合いモデルにおいて、揺動角度θは、約３．２４°である。ステータギア１に対してロータギア２が最も離間した部分Ｐ２において、ステータ歯列１１とロータ歯列２１との間にはギャップ９が存在する。第２の噛み合いモデルは、ステータギア１に対するロータギア２の揺動運動に伴って、ロータ歯列２１がステータ歯列１１を乗り越えて周方向に移動するときに、ロータ歯２１５が、ギャップ９を伴ってステータ歯１１５を乗り越えるように設定されている。この場合の噛み合い率は７１％である。

図４Ａと図４Ｂに示す第３の噛み合いモデルにおいて、揺動角度θは、約５．８°である。ステータギア１に対してロータギア２が最も離間した部分Ｐ２において、ステータ歯列１１とロータ歯列２１との間には、ギャップ９が存在する。ギャップ９は、第２の噛み合いモデルよりも大きく形成されている。この場合の噛み合い率は４７％である。

図５Ａと図５Ｂに示す第４の噛み合いモデルにおいて、揺動角度θは、約１５．６６°である。ステータギア１に対してロータギア２が最も離間した部分Ｐ２において、互いに対向するステータ歯列１１とロータ歯列２１との間には、ギャップ９が存在する。ギャップ９は、第２及び第３の噛み合いモデルよりも大きく形成されている。この場合の噛み合い率は２７％である。

第１実施形態のクラウンギア減速機構においては、噛み合い率が高いほど、高負荷に耐えられるという利点がある。その一方で、噛み合い率が高いほど、ステータギア１とロータギア２との摺動部分が増大するので、ロータギア２が円滑に回転しにくくなるという課題がある。これは、摺動部分の僅かな凹凸が、ロータギア２の回転の円滑性低下に寄与するからである。

そこで、本発明者等は種々の検討、実験及び更なる考察を重ねた結果、揺動角度θは、噛み合い率が１００％となるように設定された場合の、ステータギア１に対するロータギア２の傾きの角度を基準角度としたときに、この基準角度との角度差が０．０５°から２５°の範囲内に収まるように設定されることが好ましいことを、見いだした。つまり、揺動角度θは、噛み合い率が１００％となるように設定されたときのロータギア２の角度を基準角度としたときに、該基準角度よりも所定角度だけ大きな角度であって、該所定角度は０．０５°から２５°の範囲内にあることが好ましい。

加えて、本発明者等は種々の検討、実験及び更なる考察を重ねた結果、噛み合い率は、１５％から７５％の範囲内で設定されることが好ましいことを見いだした。

つまり、本発明者等は、揺動角度θの基準角度からの増分である所定角度が２５°を超える場合や、噛み合い率が１５％に満たない場合には、ロータギア２の安定駆動が困難になることを見いだし、また、揺動角度θの基準角度からの増分である所定角度が０．０５°に満たない場合や、噛み合い率が７５％を超える場合には、ロータギア２の回転の円滑性が全歯接触の場合と大差なく、ロータギア２の回転の円滑性向上には殆ど寄与しないことを見いだした。

揺動角度θは、上記の所定角度が２５°を超えず、かつ、噛み合い率が７５％を超えないように設定されてもよい。また、揺動角度θは、上記の所定角度が０．０５°以上となり、かつ、噛み合い率が１５％以上となるように設定されてもよい。

なお、ロータギア２の安定駆動の観点から、上記の噛み合い率は、２５％から５０％の範囲内にあることが一層好ましい。上記の噛み合い率は、４５％から５０％の範囲内にあることが、より一層好ましい。また、上記の所定角度は、１．４°から７°の範囲内にあることが、ロータギア２の安定駆動の観点からは一層好ましい。

ところで、上記の基準角度は、クラウンギア減速機構の減速比と、歯たけとに依存して決定される。図２Ａ、図２Ｂに示す第１の噛み合いモデルのように、減速比が１／５０、歯たけが２．２５ｍである場合には、噛み合い率が１００％となるためのロータギア２の傾きの角度（即ち基準角度）は、約２．６３°である。そのため、本実施形態のクラウンギア減速機構において、減速比が１／５０、歯たけが２．２５ｍである場合には、揺動角度θは、約２．６３°を基準角度してこれからの増分が０．０５°から２５°の範囲内に収まるように設定されることが、好ましい。

他の例として、減速比が１／５０、歯たけが１ｍである場合には基準角度が約１．１７ｍであり、減速比が１／５０、歯たけが６ｍである場合には基準角度が約６．９８ｍである。歯たけは、１ｍから６ｍの範囲内で設定されることが好ましく、例えば、１ｍ、２ｍ、２．２５ｍ、３ｍ、４ｍ、５ｍ、又は６ｍで設定され得る。

その他の例として、減速比が１／３０の場合に、歯たけが２．２５ｍであれば基準角度は約１０．６４°であり、歯たけが１ｍであれば基準角度は約１．９７°であり、歯たけが６ｍであれば基準角度は約１１．６９°である。減速比が１／１００の場合に、歯たけが２．２５ｍであれば基準角度は約１．３０°であり、歯たけが１ｍであれば基準角度は約０．５８°であり、歯たけが６ｍであれば基準角度は約３．４７°である。減速比が１／２００、歯たけが１ｍの場合には、基準角度は約０．２９°である。減速比は、１／３０から１／２００の範囲内で設定されることが好ましい。

上記の所定角度については、クラウンギア減速機構の減速比と、歯たけと、噛み合い率とに基づいて決定することができる。例えば、噛み合い率が４６．９％となるときの所定角度は、減速比が１／３０で歯たけが２ｍである場合には約２．８２°、減速比が１／３０で歯たけが２．２５ｍである場合には約５．３０°、減速比が１／３０で歯たけが３ｍである場合には約６．９９°であり、減速比が１／５０で歯たけが２ｍである場合には約４．７３°、減速比が１／５０で歯たけが２．２５ｍである場合には約３．１７°、減速比が１／５０で歯たけが３ｍである場合には約４．２１°であり、減速比が１／１００で歯たけが２ｍである場合には約１．４０°、減速比が１／１００で歯たけが２．２５ｍである場合には約１．５８°、減速比が１／１００で歯たけが３ｍである場合には約２．１０°である。これらの結果からも、所定角度の一層好ましい範囲が、１．４°から７°の範囲であることが分かる。

（１−４）軸受部
プレスロータ４を支持する軸受部５は、アンギュラ玉軸受けで構成されている。ロータギア２がステータギア１との噛み合いによって受ける軸方向の反力は、プレスロータ４、軸受部５及びハウジング８によって支持される。プレスロータ４、軸受部５及びハウジング８において撓みが生じると、プレスロータ４に入力された回転に対して出力軸３の回転に遅れが生じる原因となる。そのため、特に軸受部５において軸方向の剛性が高いと、出力軸３の上記遅れが抑制されるという利点がある。

所定条件において、軸方向に１０００Ｎの負荷がかかったときのアンギュラ玉軸受けの撓み量は、一例として約０．０５ｍｍである。これに対して、最も一般的な軸受けであるラジアル玉軸受けの同条件での撓み量は、一例として約０．１ｍｍである。したがって、第１実施形態のクラウンギア減速機構においては、軸受部５がアンギュラ玉軸受けで構成されていることで、出力軸３の上記遅れが抑制されている。

軸受部５は、スラスト軸受けで構成されていることも好ましい。スラスト軸受けは、例えばスラスト玉軸受けや、スラストローラ軸受けである。軸方向に１０００Ｎの負荷がかかったときのスラスト玉軸受けの同条件での撓み量は一例として約０．００４３ｍｍであり、スラストローラ軸受けの同条件での撓み量は、一例として約１．０４×１０^−６ｍｍである。そのため、軸受部５が、スラスト玉軸受けやスラストローラ軸受けのスラスト軸受けで構成された場合には、出力軸３の上記遅れが一層抑制されるという効果を奏する。言い換えれば、軸受部５としてスラスト軸受けを用いることで、プレスロータ４に入力された回転に対して出力軸３の回転に遅れが生じるという課題を、解決している。ここでのスラストローラ軸受けには、スラストニードル軸受けと称されるものと、スラストテーパーローラー軸受けと称されるものとが、含まれ得る。

（２）第２実施形態
図６には、第２実施形態のクラウンギア減速機構の概略的な断面を示している。以下においては、第１実施形態と同様の構成については同一符号を付して詳しい説明を省略し、第１実施形態とは相違する構成について詳細に説明する。

第２実施形態のクラウンギア減速機構では、プレスロータ４の一部に可撓部分４５が設けられている点で、第１実施形態とは相違している。可撓部分４５は、プレスロータ４の他の部分よりも可撓性を有する部分である。

可撓部分４５は、入力側軌道部４１のうち、他の部分４１ｂよりもステータギア１に近い部分４１ａに、設けられている。部分４１ａは、軌道部本体４１６の半部４１６ａで構成されている。半部４１６ａは、軌道部本体４１６の残りの半部４１６ｂよりも、プレスロータ４の軸方向においてステータギア１の近くに位置する。

第１実施形態との比較において、入力側軌道部４１はその一部が除去された形状（より詳細には、軌道部本体４１６の半部４１６ａの入力側を向く面が一部凹んだ形状）となっている（図６の想像線参照）。該除去によってプレスロータ４の他の部分よりも薄肉となった部分（つまり軌道部本体４１６の他の部分よりも薄肉となった部分）が、可撓部分４５を構成している。

第２実施形態のクラウンギア減速機構によれば、低負荷時では無負荷時と同様に、例えば図８Ａに示すように、ステータギア１の周方向の部分Ｐ１において、ロータ歯列２１とステータ歯列１１とが最も深く噛み合い、ステータギア１の周方向において部分Ｐ１から１８０°ずれた部分Ｐ２において、ロータ歯列２１とステータ歯列１１とが最も離れて位置する。低負荷時において、噛み合い率は例えば１５％から７５％の範囲内にあることが好ましい。

高負荷時において、ロータギア２には、ステータギア１との噛み合いによって軸方向に大きな反力が働き、この大きな反力がプレスロータ４に伝達される。プレスロータ４においては、入力側軌道部４１に含まれる可撓部分４５が、大きな反力によって撓みを生じる（図７の矢印参照）。

そのため、低負荷時には最も深く噛み合っていた部分Ｐ１において、ロータギア２は可撓部分４５の撓みに伴って入力側に逃げ、ロータギア２とステータギア１との噛み合いが浅くなる。これに伴い、可撓性を有するロータギア２は全体が弓なりに撓み、ステータギア１のうち部分Ｐ１と部分Ｐ２との間の部分Ｐ３において、ロータギア２が最も深く噛み合うようになる。低負荷時においてステータギア１とロータギア２とが最も離間していた部分Ｐ２では、ロータギア２がステータギア１に近づき、ギャップ９が小さくなる。その結果、高負荷時においては、低負荷時に比較して噛み合い率が上昇する。

つまり、第２実施形態のクラウンギア減速機構では、プレスロータ４の可撓部分４５が、プレスロータ４に伝わる軸方向の反力が大きくなるほどステータギア１から離れる方向に撓むので、出力軸３にかかる負荷トルクが大きくなるほどロータギア２が弓なりに撓んで噛み合い率が増大し、高負荷に耐え得る噛み合い形態へと自動的に移行する。

出力軸３にかかる負荷トルクが大きくなり、所定の閾値に至ると、ロータギア２とステータギア１との間のギャップ９はゼロとなり、噛み合い率は最大値（例えば１００％）に至る。出力軸３にかかる負荷トルクが所定の閾値を超えた後は、ギャップ９はゼロを維持し、噛み合い率は最大値を維持する。

前記所定の閾値は、外部の駆動源であるモータの定格出力時にかかる負荷トルク（以下「定格トルク」という。）よりも大きく設定されることが好ましい。これにより、定格トルクを大きく超える瞬間的な負荷トルクが出力軸３にかかったときには、プレスロータ４の可撓部分４５が瞬時に撓み、噛み合い率を上昇させることで、一層の高負荷に耐え得る形態に移行する。瞬間的な負荷トルクが無くなれば、可撓部分４５の撓みは即時に小さくなり、噛み合い率を抑えて滑らかに回転する形態に移行する。

したがって、第２実施形態のクラウンギア減速機構によれば、出力軸３にかかる負荷トルクの瞬時最大許容値を、定格トルクよりも大幅に大きな値で設定することができる。負荷トルクの前記所定の閾値は、定格トルクの値よりも大きく、かつ、負荷トルクの瞬時最大許容値よりも小さな値である。

（３）第３実施形態
図９には、第３実施形態のクラウンギア減速機構の概略的な断面を示している。以下においては、第１及び第２実施形態と同様の構成については同一符号を付して詳しい説明を省略する。

第３実施形態のクラウンギア減速機構では、入力側軌道部４１が、第１部分４１１と第２部分４１２とに分割されている点で、第２実施形態とは相違している。

第１部分４１１は、複数の回転体４３に接触するように構成された円環状の部材である。第１部分４１１の出力側の端面は、複数の回転体４３が当たる軌道４１５が設けられた円環状の端面である。第１部分４１１は、第２部分４１２に組み合わさった状態で、軌道部本体４１６の一部分を構成する。

第２部分４１２は、入力側軌道部４１のうち第１部分４１１を除いた部分である。第２部分４１２は、軌道部本体４１６のうち第１部分４１１を除いた部分４１６７と、この部分４１６７から入力側に延出された軸部４１７とで構成されている。部分４１６７は、出力側に位置する小径部４１８と、入力側に位置する大径部４１９とを含む。小径部４１８と大径部４１９は、プレスロータ４の軸方向において連続して位置し、大径部４１９は小径部４１８よりも大きな径を有する。大径部４１９は、周方向の全域にわたって小径部４１８よりも径方向の外側に張り出した形状を有している。

第１部分４１１と第２部分４１２とが組み合わさった状態で、小径部４１８は、第１部分４１１が有する貫通孔４１１５内に、嵌め込まれる。貫通孔４１１５は、プレスロータ４の軸方向に貫通した孔である。

また、第１部分４１１と第２部分４１２とが組み合わさった状態で、大径部４１９は、第１部分４１１の入力側を向く面４１１７に、全周にわたって接触する。第１部分４１１の面４１１７は、円環状の平坦な面であり、これに接触する大径部４１９の出力側を向く面４１９７も、円環状の平坦な面である。第２部分４１２が外部の動力源によって回転駆動されると、第１部分４１１と第２部分４１２とが、両者の間に発生する摩擦力で一体に回転する。

第３実施形態のクラウンギア減速機構において、可撓部分４５は、入力側軌道部４１の第２部分４１２に含まれており、より具体的には、第２部分４１２のうち、第２部分４１２の他の部分よりも軸方向においてステータギア１に近い部分４１２ａに、設けられている。

第２部分４１２は凹部４１２１を有し、凹部４１２１の存在によって薄肉となった部分が、可撓部分４５を構成している。凹部４１２１は、第２部分４１２のうちステータギア１に近い部分４１２ａの、入力側を向く面に形成されている。

第３実施形態のクラウンギア減速機構では、第２実施形態と同様に、高負荷状態になると、ロータギア２には軸方向に大きな反力が働き、この大きな反力がプレスロータ４に伝達され、入力側軌道部４１に含まれる可撓部分４５が、大きな反力によって撓みを生じる。

そのため、低負荷時には最も深く噛み合っていた部分Ｐ１において、ロータギア２は可撓部分４５の撓みに伴って入力側に逃げ、ロータギア２とステータギア１との噛み合いが浅くなる（図１１参照）。これに伴い、可撓性を有するロータギア２は全体が撓み、ステータギア１の部分Ｐ３においてロータギア２が最も深く噛み合い、部分Ｐ２では、ロータギア２はステータギア１に近づくように変位する。その結果、高負荷時においては、低負荷時に比較して噛み合い率が上昇する。

ここで、第３実施形態のクラウンギア減速機構では、プレスロータ４の入力側軌道部４１が第１部分４１１と第２部分４１２とに分割されており、第１部分４１１は薄肉であって、ロータギア２や出力側軌道部４２と同程度の可撓性を有する。そのため、ロータギア２が自身の各部分の傾きを変えるように撓んでも、出力側軌道部４２と保持器４４とに加えて入力側軌道部４１の第１部分４１１が、ロータギア２の変形に追従する。そのため、図１１に示すような高負荷時においても、複数の回転体４３は、出力側軌道部４２と第１部分４１１とに接触した状態を維持することができる。第１部分４１１と第２部分４１２との間には、隙間４９が形成される。

これに対して、プレスロータ４の入力側軌道部４１が、第３実施形態のように適切に分割されていない場合には、入力側軌道部４１がロータギア２の変形に追従しないことを原因として、図１２に模式的に示すような過程で不具合を生じるおそれがある。

つまり、図１２の１段目の図に示すように、通常時には、周方向に並んだ複数の回転体４３がそれぞれ入力側軌道部４１と出力側軌道部４２とに接触しながら回転するのに対して、図１２の２段目の図に示すように、一部の回転体４３（以下、符号４３ａを付す。）に対して入力側軌道部４１が非接触となると、一部の回転体４３ａには、保持器４４に対する遅れが生じる。そのため、一部の回転体４３ａは、保持器４４の一部分４４ａに当たる。一部分４４ａは、保持器４４のうち、回転体４３ａに対して保持器４４の移動方向とは反対方向に位置する部分である。

これにより保持器４４が押されると、図１２の３段目の図に示すように、他の大部分の回転体４３（以下、符号４３ｂを付す。）は、保持器４４の別の一部分４４ｂに当たる。一部分４４ｂは、保持器４４のうち、回転体４３ｂに対して保持器４４の移動方向に位置する部分である。

次いで、図１２の４段目の図に示すように、一部の回転体４３ａが、入力側軌道部４１と出力側軌道部４２とに接触する領域に移動すると、一部の回転体４３ａとこれに当たる保持器４４の一部分４４ａとの間には、特に大きな摩擦力が働き、一部分４４ａが特に激しく摩耗する。

これに対して、第３実施形態のクラウンギア減速機構では、上記の不具合が発生することが、効果的に抑えられる。

（４）変形例
以上、本開示を添付図面に示す実施形態に基づいて説明したが、本開示は前記各例の実施形態に限定されない。例えば、図１３Ａから図１３Ｆには、それぞれ可撓部分４５の変形例を示している。

図１３Ａ、図１３Ｂに示す変形例では、入力側軌道部４１の第２部分４１２が一つの凹部４１２３を有し、凹部４１２３の存在によって薄肉となった部分が、可撓部分４５を構成している。凹部４１２３は、第２部分４１２の出力側を向く面に形成されている。凹部４１２３は、小径部４１８の出力側を向く面の一部から凹んだ形状を有する。

図１３Ｃ、図１３Ｄに示す変形例では、入力側軌道部４１の第２部分４１２が複数の凹部４１２４を有し、複数の凹部４１２４の存在によって薄肉となった部分が、可撓部分４５を構成している。複数の凹部４１２４は、２つの凹部４１２４であり、隣接する２つの凹部４１２４の間には、径方向に伸びるリブ４１２５が形成されている。

図１３Ｅ、図１３Ｆに示す変形例では、入力側軌道部４１の第２部分４１２が複数の凹部４１２６を有し、複数の凹部４１２６の存在によって薄肉となった部分が、可撓部分４５を構成している。複数の凹部４１２６は、３つの凹部４１２６であり、これらの中で隣接する２つの凹部４１２６の間には、それぞれ径方向に伸びるリブ４１２７が形成されている。

上記の変形例は一例に過ぎず、本開示の意図する範囲内であれば、各実施形態において適宜の設計変更を行うことや、各実施形態の構成を適宜組み合わせて適用することが可能である。

（５）態様
以上、各種の実施形態と変形例に基づいて説明したように、本開示の第１の態様に係るクラウンギア減速機構は、円環状のステータ歯列（１１）を有するステータギア（１）と、円環状のロータ歯列（２１）を有するロータギア（２）と、ロータギア（２）の回転が出力される出力軸（３）と、ロータギア（２）をステータギア（１）に対して傾いた姿勢で押し付けるプレスロータ（４）とを備える。第１の態様に係るクラウンギア減速機構は、外部の動力源によってプレスロータ（４）が回転駆動されることに伴って、ロータギア（２）が、ロータ歯列（２１）とステータ歯列（１１）との複数箇所での噛み合いを維持しながら歳差運動を行うように構成されている。ステータギア（１）に対するロータギア（２）の傾きは、ロータ歯列（２１）がステータ歯列（１１）を乗り越えて周方向に移動するときに、ギャップ（９）を伴って乗り越えるように設定されている。

第１の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、ステータギア（１）の傾きを大きく設定し、ステータギア（１）とロータギア（２）とで噛み合う歯数を抑えることで、ロータギア（２）の円滑な回転が実現される。

本開示の第２の態様に係るクラウンギア減速機構は、第１の態様において、以下の構成を更に備える。第２の態様に係るクラウンギア減速機構において、傾きの角度（θ）は、ロータ歯列（２１）とステータ歯列（１１）との噛み合い率が１００％となるように設定されたときの角度を基準角度としたときに、基準角度よりも所定角度だけ大きく設けられた角度である。所定角度は、０．０５°から２５°の範囲内の角度である。

第２の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、傾きの角度（θ）を上記の適切な範囲内に設定することにより、ロータギア（２）の円滑かつ安定的な回転が実現される。

本開示の第３の態様に係るクラウンギア減速機構は、第１の態様又は第２の態様において、以下の構成を更に備える。第３の態様に係るクラウンギア減速機構において、ロータ歯列（２１）とステータ歯列（１１）との噛み合い率は、１５％から７５％の範囲内で設定されている。

第３の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、噛み合い率を上記の適切な範囲内に設定することにより、ロータギア（２）の円滑かつ安定的な回転が実現される。

本開示の第４の態様に係るクラウンギア減速機構は、第１の態様において、以下の構成を更に備える。第４の態様に係るクラウンギア減速機構において、傾きの角度（θ）は、ロータ歯列（２１）とステータ歯列（１１）との噛み合い率が１００％となるように設定されたときの角度を基準角度としたときに、基準角度よりも所定角度だけ大きく設けられた角度であり、所定角度が２５°を超えず、かつ、ロータ歯列（２１）とステータ歯列（１１）との噛み合い率が７５％を超えないように設定されている。

第４の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、傾きの角度（θ）を上記の適切な範囲内に設定することにより、ロータギア（２）の円滑かつ安定的な回転が実現される。

本開示の第５の態様に係るクラウンギア減速機構は、第１の態様から第４の態様のいずれか１つにおいて、以下の構成を更に備える。第５の態様に係るクラウンギア減速機構において、プレスロータ（４）は、プレスロータ（４）に加わる軸方向の反力が大きくなるほどステータギア（１）から離れる方向に撓む可撓部分（４５）を含む。プレスロータ（４）とロータギア（２）は、可撓部分（４５）の撓みが大きくなるにしたがって、ロータ歯列（２１）とステータ歯列（１１）との噛み合い率が増大するように構成されている。

第５の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、低負荷時にはロータギア（２）の円滑な回転を実現するとともに、高負荷時には噛み合い率を増大させて、高負荷に耐え得る形態に移行することができる。

本開示の第６の態様に係るクラウンギア減速機構は、第５の態様において、以下の構成を更に備える。第６の態様に係るクラウンギア減速機構において、プレスロータ（４）とロータギア（２）は、出力軸（３）の負荷トルクが大きくなるほど噛み合い率が増大し、負荷トルクが所定の閾値を超えた後は、噛み合い率が最大値を保つように構成されている。

第６の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、低負荷時にはロータギアの円滑な回転を実現し、高負荷時には噛み合い率を増大させるとともに最大値で維持し、高負荷に耐え得る形態に移行することができる。

本開示の第７の態様に係るクラウンギア減速機構は、第５の態様又は第６の態様において、以下の構成を更に備える。第７の態様に係るクラウンギア減速機構において、プレスロータ（４）は、外部の動力源によって回転駆動される入力側軌道部（４１）と、ロータギア（２）に押し付けられる出力側軌道部（４２）と、入力側軌道部と出力側軌道部の両方に接触可能な複数の回転体（４３）と、複数の回転体（４３）を、入力側軌道部（４１）と出力側軌道部（４２）との間に回転可能に保持する保持器（４４）とを備える。可撓部分（４５）は、入力側軌道部（４１）に含まれている。

第７の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、スラスト軸受けのような構造を有するプレスロータ（４）によって、ロータギア（２）の揺動運動に伴って生じる軸方向の反力を安定的に受けるとともに、低負荷時にはロータギア（２）の円滑な回転を実現し、高負荷時には噛み合い率を増大させて、高負荷に耐え得る形態に移行することができる。

本開示の第８の態様に係るクラウンギア減速機構は、第７の態様において、以下の構成を更に備える。第８の態様に係るクラウンギア減速機構において、入力側軌道部（４１）は、入力側軌道部（４１）の他の部分（４１ｂ）と比較してステータギアとの距離が近い部分（４１ａ）を含み、この部分（４１ａ）に可撓部分（４５）が含まれている。

第８の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、高負荷時には噛み合い率を効果的に増大させることができる。

本開示の第９の態様に係るクラウンギア減速機構は、第５の態様又は第６の態様において、以下の構成を更に備える。第９の態様に係るクラウンギア減速機構において、プレスロータ（４）は、外部の動力源によって回転駆動される入力側軌道部（４１）と、ロータギア（２）に押し付けられる出力側軌道部（４２）と、入力側軌道部（４１）と出力側軌道部（４２）の両方に接触可能な複数の回転体（４３）と、複数の回転体（４３）を、入力側軌道部（４１）と出力側軌道部（４２）との間に回転可能に保持する保持器（４４）とを備える。入力側軌道部（４１）は、複数の回転体（４３）に接触可能な第１部分（４１１）と、第１部分（４１１）に接触し、外部の動力源によって回転駆動される第２部分（４１２）とに分割されている。

第９の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、スラスト軸受けのような構造を有するプレスロータ（４）によって、ロータギア（２）の揺動運動に伴って生じる軸方向の反力を安定的に受けることができる。更に、入力側軌道部（４１）は、複数の回転体（４３）に接触可能な第１部分（４１１）を、回転駆動される第２部分（４１２）とは別体で備えているので、複数の回転体（４３）のうち少なくとも１つの回転体（４３）から第２部分（４１２）が離れるように動作しても、第１部分（４１１）は、少なくとも１つの回転体（４３）との接触を保つことができる。そのため、複数の回転体（４３）の運動を正常に保ち、保持器（４４）に損傷が生じることを抑えることができる。

本開示の第１０の態様に係るクラウンギア減速機構は、第９の態様において、以下の構成を更に備える。第１０の態様に係るクラウンギア減速機構において、第１部分（４１１）と第２部分（４１２）は、両者の間に発生する摩擦力で、一体に回転するように構成されている。

第１０の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、第１部分（４１１）と第２部分（４１２）が、シンプルな形状を有することができる。

本開示の第１１の態様に係るクラウンギア減速機構は、第９の態様又は第１０の態様において、以下の構成を更に備える。第１１の態様に係るクラウンギア減速機構において、可撓部分（４５）は、入力側軌道部（４１）の第２部分（４１２）に含まれている。

第１１の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、高負荷時には噛み合い率を効果的に増大させることができる。

本開示の第１２の態様に係るクラウンギア減速機構は、第１１の態様において、以下の構成を更に備える。第１２の態様に係るクラウンギア減速機構において、第２部分（４１２）は、第２部分（４１２）の他の部分（４１２ｂ）と比較してステータギアとの距離が近い部分（４１２ａ）を含み、この部分（４１ａ）に可撓部分（４５）が含まれている。

第１２の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、高負荷時には噛み合い率をより効果的に増大させることができる。

本開示の第１３の態様に係るクラウンギア減速機構は、第１の態様から第１２の態様のいずれか１つにおいて、以下の構成を更に備える。第１３の態様に係るクラウンギア減速機構は、プレスロータ（４）を支持する軸受部（５）を、更に備える。軸受部（５）は、スラスト軸受けで構成されている。

第１３の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、高負荷に耐え得る機構とすることができ、また、プレスロータ（４）に入力された回転に対して出力軸（３）の回転に遅れが生じることを、抑えることができる。

本開示の第１４の態様に係るクラウンギア減速機構は、第１３の態様において、以下の構成を更に備える。第１４の態様に係るクラウンギア減速機構において、スラスト軸受けは、スラスト玉軸受けである。

第１４の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、スラスト玉軸受を用いることにより、高負荷に耐え得る機構とすることができ、また、プレスロータ（４）に入力された回転に対して出力軸（３）の回転に遅れが生じることを、抑えることができる。

本開示の第１５の態様に係るクラウンギア減速機構は、第１３の態様において、以下の構成を更に備える。第１５の態様に係るクラウンギア減速機構において、スラスト軸受けは、スラストローラ軸受けである。

第１５の態様に係るクラウンギア減速機構によれば、スラストロータ軸受を用いることにより、高負荷に耐え得る機構とすることができ、また、プレスロータ（４）に入力された回転に対して出力軸（３）の回転に遅れが生じることを、抑えることができる。

本開示の第１６の態様に係る動力ユニットは、第５の態様から第１５の態様のいずれか１つのクラウンギア減速機構と、前記動力源を構成するモータとを備える。クラウンギア減速機構は、モータの定格出力時における噛み合い率が、噛み合い率の最大値よりも小さくなるように構成されている。

第１６の態様に係る動力ユニットによれば、低負荷時にはロータギア（２）の円滑な回転を実現することができ、高負荷時には噛み合い率を増大させて、高負荷に耐え得る形態に移行することができ、更に大きな負荷が瞬間的に掛かったときには、噛み合い率が最大値に至ることで、この大きな負荷にも耐えることができる。噛み合い率の最大値は、例えば１００％である。

１ ステータギア
１１ ステータ歯列
２ ロータギア
２１ ロータ歯列
３ 出力軸
４ プレスロータ
４１ 入力側軌道部
４１ａ 部分
４１ｂ 他の部分
４１１ 第１部分
４１２ 第２部分
４１２ａ 部分
４１２ｂ 他の部分
４１７ 軸部
４２ 出力側軌道部
４３ 回転体
４４ 保持器
４５ 可撓部分
５ 軸受部
９ ギャップ
θ 角度

Claims (14)

1. 円環状のステータ歯列を有するステータギアと、
   円環状のロータ歯列を有するロータギアと、
   前記ロータギアの回転が出力される出力軸と、
   前記ロータギアを前記ステータギアに対して傾いた姿勢で押し付けるプレスロータと、を備え、
   外部の動力源によって前記プレスロータが回転駆動されることに伴って、前記ロータギアが、前記ロータ歯列と前記ステータ歯列との複数箇所での噛み合いを維持しながら歳差運動を行うように構成されたクラウンギア減速機構であって、
   前記ステータギアに対する前記ロータギアの傾きは、前記ロータ歯列が前記ステータ歯列を乗り越えて周方向に移動するときに、ギャップを伴って乗り越えるように設定されており、
   前記プレスロータは、前記プレスロータに加わる軸方向の反力が大きくなるほど前記ステータギアから離れる方向に撓む可撓部分を含み、
   前記プレスロータと前記ロータギアは、前記可撓部分の撓みが大きくなるにしたがって、前記ロータ歯列と前記ステータ歯列との噛み合い率が増大するように構成されており、且つ、
   前記プレスロータと前記ロータギアは、前記出力軸の負荷トルクが大きくなるほど前記噛み合い率が増大し、前記負荷トルクが所定の閾値を超えた後は、前記噛み合い率が最大値を保つように構成されている、
   クラウンギア減速機構。
2. 円環状のステータ歯列を有するステータギアと、
   円環状のロータ歯列を有するロータギアと、
   前記ロータギアの回転が出力される出力軸と、
   前記ロータギアを前記ステータギアに対して傾いた姿勢で押し付けるプレスロータと、を備え、
   外部の動力源によって前記プレスロータが回転駆動されることに伴って、前記ロータギアが、前記ロータ歯列と前記ステータ歯列との複数箇所での噛み合いを維持しながら歳差運動を行うように構成されたクラウンギア減速機構であって、
   前記ステータギアに対する前記ロータギアの傾きは、前記ロータ歯列が前記ステータ歯列を乗り越えて周方向に移動するときに、ギャップを伴って乗り越えるように設定されており、
   前記プレスロータは、前記プレスロータに加わる軸方向の反力が大きくなるほど前記ステータギアから離れる方向に撓む可撓部分を含み、
   前記プレスロータと前記ロータギアは、前記可撓部分の撓みが大きくなるにしたがって、前記ロータ歯列と前記ステータ歯列との噛み合い率が増大するように構成されており、
   前記プレスロータは、前記外部の動力源によって回転駆動される入力側軌道部と、前記ロータギアに押し付けられる出力側軌道部と、前記入力側軌道部と前記出力側軌道部の両方に接触可能な複数の回転体と、前記複数の回転体を、前記入力側軌道部と前記出力側軌道部との間に回転可能に保持する保持器と、を備え、
   前記可撓部分は、前記入力側軌道部に含まれている、
   クラウンギア減速機構。
3. 前記傾きの角度は、前記ロータ歯列と前記ステータ歯列との噛み合い率が１００％となるように設定されたときの角度を基準角度としたときに、前記基準角度よりも所定角度だけ大きく設けられた角度であり、
   前記所定角度は、０．０５°から２５°の範囲内の角度である、
   請求項１又は２のクラウンギア減速機構。
4. 前記ロータ歯列と前記ステータ歯列との噛み合い率は、１５％から７５％の範囲内である、
   請求項１から３のいずれか一項のクラウンギア減速機構。
5. 前記傾きの角度は、前記ロータ歯列と前記ステータ歯列との噛み合い率が１００％となるように設定されたときの角度を基準角度としたときに、前記基準角度よりも所定角度だけ大きく設けられた角度であり、
   前記所定角度が２５°を超えず、かつ、前記ロータ歯列と前記ステータ歯列との噛み合い率が７５％を超えないように設定されている、
   請求項１又は２のクラウンギア減速機構。
6. 前記入力側軌道部は、前記入力側軌道部の他の部分と比較して前記ステータギアとの距離が近い部分を含み、この部分に前記可撓部分が含まれている、
   請求項２のクラウンギア減速機構。
7. 前記プレスロータは、
   前記外部の動力源によって回転駆動される入力側軌道部と、
   前記ロータギアに押し付けられる出力側軌道部と、
   前記入力側軌道部と前記出力側軌道部の両方に接触可能な複数の回転体と、
   前記複数の回転体を、前記入力側軌道部と前記出力側軌道部との間に回転可能に保持する保持器と、を備え、
   前記入力側軌道部は、
   前記複数の回転体に接触可能な第１部分と、
   前記第１部分に接触し、前記外部の動力源によって回転駆動される第２部分と、に分割されている、
   請求項１のクラウンギア減速機構。
8. 前記第１部分と前記第２部分は、両者の間に発生する摩擦力で、一体に回転するように構成されている、
   請求項７のクラウンギア減速機構。
9. 前記可撓部分は、前記入力側軌道部の前記第２部分に含まれている、
   請求項７又は８のクラウンギア減速機構。
10. 前記第２部分は、前記第２部分の他の部分と比較して前記ステータギアとの距離が近い部分を含み、この部分に前記可撓部分が含まれている、
    請求項９のクラウンギア減速機構。
11. 前記プレスロータを支持する軸受部を、更に備え、
    前記軸受部は、スラスト軸受けで構成されている、
    請求項１から１０のいずれか一項のクラウンギア減速機構。
12. 前記スラスト軸受けは、スラスト玉軸受けである、
    請求項１１のクラウンギア減速機構。
13. 前記スラスト軸受けは、スラストローラ軸受けである、
    請求項１１のクラウンギア減速機構。
14. クラウンギア減速機構と、
    動力源を構成するモータと、を備えた動力ユニットであって、
    前記クラウンギア減速機構は、
    円環状のステータ歯列を有するステータギアと、
    円環状のロータ歯列を有するロータギアと、
    前記ロータギアの回転が出力される出力軸と、
    前記ロータギアを前記ステータギアに対して傾いた姿勢で押し付けるプレスロータと、を備え、
    前記モータによって前記プレスロータが回転駆動されることに伴って、前記ロータギアが、前記ロータ歯列と前記ステータ歯列との複数箇所での噛み合いを維持しながら歳差運動を行うように構成されており、
    前記ステータギアに対する前記ロータギアの傾きは、前記ロータ歯列が前記ステータ歯列を乗り越えて周方向に移動するときに、ギャップを伴って乗り越えるように設定されており、
    前記プレスロータは、前記プレスロータに加わる軸方向の反力が大きくなるほど前記ステータギアから離れる方向に撓む可撓部分を含み、
    前記プレスロータと前記ロータギアは、前記可撓部分の撓みが大きくなるにしたがって、前記ロータ歯列と前記ステータ歯列との噛み合い率が増大するように構成されており、且つ、
    前記クラウンギア減速機構は、前記モータの定格出力時における前記噛み合い率が、前記噛み合い率の最大値よりも小さくなるように構成されている、
    動力ユニット。

Images