JP7262368B2 - 歯車装置のシリーズ、その製造方法及び設計方法 - Google Patents
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Description
本発明は、歯車装置のシリーズ、その製造方法及び設計方法に関する。
従来、撓み変形する外歯歯車を備えた撓み噛合い式歯車装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。外歯歯車は、起振体軸受を介して起振体が内嵌され、起振体が内側で回転することで撓み変形する。さらに、外歯歯車は剛性を有する内歯歯車と噛合う。
この種の歯車装置の性能として、動力伝達系統のねじり剛性を表すばね定数がある。このばね定数を向上させるには、歯車の噛合い数を増やす、外歯歯車のリム厚（歯底と内周間の厚さ）を厚くするなどの対応が必要である。しかし、これらの対応では動力損失が増加し、動力伝達効率が低下してしまう。
したがって、トレードオフの関係にあるばね定数と動力伝達効率とを調整し、これらの性能を所望のものとするには、同一の減速比であっても歯形を変更するなどの大幅な部品変更が必要となり、製品コストの高騰を招来していた。
したがって、トレードオフの関係にあるばね定数と動力伝達効率とを調整し、これらの性能を所望のものとするには、同一の減速比であっても歯形を変更するなどの大幅な部品変更が必要となり、製品コストの高騰を招来していた。
本発明は、上記事情に鑑みてなされたもので、所望の性能の歯車装置を低コストで提供することを目的とする。
本発明に係る歯車装置のシリーズは、
第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置のシリーズであって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、内歯歯車と、外歯歯車と、前記外歯歯車を撓み変形させる起振体と、前記外歯歯車と前記起振体との間に配置される起振体軸受と、を有する撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置は、少なくとも前記内歯歯車が互いに同一形状であり、前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪との間の締め代が互いに異なる構成とした。
第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置のシリーズであって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、内歯歯車と、外歯歯車と、前記外歯歯車を撓み変形させる起振体と、前記外歯歯車と前記起振体との間に配置される起振体軸受と、を有する撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置は、少なくとも前記内歯歯車が互いに同一形状であり、前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪との間の締め代が互いに異なる構成とした。
本発明に係る歯車装置群の製造方法は、
第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置群の製造方法であって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、内歯歯車と、外歯歯車と、前記外歯歯車を撓み変形させる起振体と、前記外歯歯車と前記起振体との間に配置される起振体軸受と、を有する撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置とで、少なくとも前記内歯歯車は互いに同一形状であり、
前記第１歯車装置の前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪とを第１の締め代で嵌合させる工程を含む前記第１歯車装置の製造工程と、
前記第２歯車装置の前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪とを前記第１の締め代とは異なる第２の締め代で嵌合させる工程を含む前記第２歯車装置の製造工程と、を備えるものとした。
第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置群の製造方法であって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、内歯歯車と、外歯歯車と、前記外歯歯車を撓み変形させる起振体と、前記外歯歯車と前記起振体との間に配置される起振体軸受と、を有する撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置とで、少なくとも前記内歯歯車は互いに同一形状であり、
前記第１歯車装置の前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪とを第１の締め代で嵌合させる工程を含む前記第１歯車装置の製造工程と、
前記第２歯車装置の前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪とを前記第１の締め代とは異なる第２の締め代で嵌合させる工程を含む前記第２歯車装置の製造工程と、を備えるものとした。
本発明に係る歯車装置群の設計方法は、
第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置群の設計方法であって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、内歯歯車と、外歯歯車と、前記外歯歯車を撓み変形させる起振体と、前記外歯歯車と前記起振体との間に配置される起振体軸受と、を有する撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置とで、少なくとも前記内歯歯車は互いに同一形状であり、
前記第１歯車装置の前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪との間を第１の締め代に設定し、
前記第２歯車装置の前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪とを前記第１の締め代とは異なる第２の締め代に設定するものとした。
第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置群の設計方法であって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、内歯歯車と、外歯歯車と、前記外歯歯車を撓み変形させる起振体と、前記外歯歯車と前記起振体との間に配置される起振体軸受と、を有する撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置とで、少なくとも前記内歯歯車は互いに同一形状であり、
前記第１歯車装置の前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪との間を第１の締め代に設定し、
前記第２歯車装置の前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪とを前記第１の締め代とは異なる第２の締め代に設定するものとした。
本発明によれば、所望の性能の歯車装置を低コストで提供することができる。
以下、本発明の実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。
本実施形態に係る歯車装置のシリーズは、第１歯車装置１０と第２歯車装置２０とを含む、撓み噛合い式歯車装置の製品群である。
［第１歯車装置の構成］
まず、本実施形態に係る第１歯車装置１０の構成について説明する。図１は、第１歯車装置１０を示す断面図である。
この図に示すように、第１歯車装置１０は、起振体軸３０、外歯歯車１１、第１内歯歯車３１Ｇ及び第２内歯歯車３２Ｇ、起振体軸受１２、ケーシング３３、第１カバー３４、第２カバー３５を備える。
まず、本実施形態に係る第１歯車装置１０の構成について説明する。図１は、第１歯車装置１０を示す断面図である。
この図に示すように、第１歯車装置１０は、起振体軸３０、外歯歯車１１、第１内歯歯車３１Ｇ及び第２内歯歯車３２Ｇ、起振体軸受１２、ケーシング３３、第１カバー３４、第２カバー３５を備える。
起振体軸３０は、回転軸Ｏ１を中心に回転する中空筒状の軸であり、回転軸Ｏ１に垂直な断面の外形が非円形（例えば楕円状）の起振体３０Ａと、起振体３０Ａの軸方向の両側に設けられた軸部３０Ｂ、３０Ｃとを有する。楕円状とは、幾何学的に厳密な楕円に限定されるものではなく、略楕円を含む。軸部３０Ｂ、３０Ｃは、回転軸Ｏ１に垂直な断面の外形が円形の軸である。この起振体軸３０は、モータ等の駆動源（図示省略）に連結されて駆動力が入力される入力軸である。
なお、以下の説明では、回転軸Ｏ１に沿った方向を「軸方向」、回転軸Ｏ１に垂直な方向を「径方向」、回転軸Ｏ１を中心とする回転方向を「周方向」という。また、軸方向のうち、外部の相手部材と連結されて減速された運動を当該相手部材に出力する側（図中の左側）を「出力側」といい、出力側とは反対側（図中の右側）を「反出力側」という。また、起振体軸受の各構成部材や外歯歯車の内径、外径およびＰＣＤとは、起振体に嵌合される前の（真円の）状態における内径、外径およびＰＣＤをいう。
なお、以下の説明では、回転軸Ｏ１に沿った方向を「軸方向」、回転軸Ｏ１に垂直な方向を「径方向」、回転軸Ｏ１を中心とする回転方向を「周方向」という。また、軸方向のうち、外部の相手部材と連結されて減速された運動を当該相手部材に出力する側（図中の左側）を「出力側」といい、出力側とは反対側（図中の右側）を「反出力側」という。また、起振体軸受の各構成部材や外歯歯車の内径、外径およびＰＣＤとは、起振体に嵌合される前の（真円の）状態における内径、外径およびＰＣＤをいう。
外歯歯車１１は、可撓性を有するとともに回転軸Ｏ１を中心とする円筒状の部材であり、外周に歯が設けられている。
第１内歯歯車３１Ｇと第２内歯歯車３２Ｇは、回転軸Ｏ１を中心として起振体軸３０の周囲で回転を行う。これら第１内歯歯車３１Ｇと第２内歯歯車３２Ｇは、軸方向に並んで設けられ、外歯歯車１１と噛合している。具体的には、第１内歯歯車３１Ｇ及び第２内歯歯車３２Ｇの一方が、外歯歯車１１の軸方向の中央より片側の歯部に噛合し、他方が、外歯歯車１１の軸方向の中央よりもう一方の片側の歯部に噛合する。
このうち、第１内歯歯車３１Ｇは、第１内歯歯車部材３１の内周部の該当箇所に内歯が設けられて構成される。一方、第２内歯歯車３２Ｇは、第２内歯歯車部材３２の内周部の該当箇所に内歯が設けられて構成される。
このうち、第１内歯歯車３１Ｇは、第１内歯歯車部材３１の内周部の該当箇所に内歯が設けられて構成される。一方、第２内歯歯車３２Ｇは、第２内歯歯車部材３２の内周部の該当箇所に内歯が設けられて構成される。
起振体軸受１２は、例えばコロ軸受であり、起振体３０Ａと外歯歯車１１との間に配置される。起振体３０Ａと外歯歯車１１とは、起振体軸受１２を介して相対回転可能となっている。
起振体軸受１２は、外歯歯車１１の内側に所定の締め代δ１で嵌入される外輪１２ａと、複数の転動体（コロ）１２ｂと、複数の転動体１２ｂを保持する保持器１２ｃとを有する。
外歯歯車１１と外輪１２ａとの間の締め代δ１は、外歯歯車１１の内径ｄ１１と、外輪１２ａの外径ｄ１２ｏから、δ１＝（ｄ１２ｏ－ｄ１１）／２で与えられる（図４（ａ）参照）。本実施形態では、締め代δ１は正値（δ１＞０）であり、外歯歯車１１と起振体軸受１２の外輪１２ａとが圧入（締り嵌め）されている。ただし、本発明に係る「締め代」はゼロ以下の値（つまり、外歯歯車と起振体軸受の外輪とが中間嵌めや隙間嵌めの場合）を含む。
複数の転動体１２ｂは、第１内歯歯車３１Ｇの径方向内方に配置され、周方向に並ぶ第１群の転動体１２ｂと、第２内歯歯車３２Ｇの径方向内方に配置され、周方向に並ぶ第２群の転動体１２ｂとを有する。これらの転動体１２ｂは、起振体３０Ａの外周面と外輪１２ａの内周面とを転走面として転動する。外輪１２ａは、複数の転動体１２ｂの配列に対応して同形状のものが軸方向に二つ並んで設けられている。なお、起振体軸受１２は、起振体３０Ａとは別体の内輪を有してもよい。
起振体軸受１２は、外歯歯車１１の内側に所定の締め代δ１で嵌入される外輪１２ａと、複数の転動体（コロ）１２ｂと、複数の転動体１２ｂを保持する保持器１２ｃとを有する。
外歯歯車１１と外輪１２ａとの間の締め代δ１は、外歯歯車１１の内径ｄ１１と、外輪１２ａの外径ｄ１２ｏから、δ１＝（ｄ１２ｏ－ｄ１１）／２で与えられる（図４（ａ）参照）。本実施形態では、締め代δ１は正値（δ１＞０）であり、外歯歯車１１と起振体軸受１２の外輪１２ａとが圧入（締り嵌め）されている。ただし、本発明に係る「締め代」はゼロ以下の値（つまり、外歯歯車と起振体軸受の外輪とが中間嵌めや隙間嵌めの場合）を含む。
複数の転動体１２ｂは、第１内歯歯車３１Ｇの径方向内方に配置され、周方向に並ぶ第１群の転動体１２ｂと、第２内歯歯車３２Ｇの径方向内方に配置され、周方向に並ぶ第２群の転動体１２ｂとを有する。これらの転動体１２ｂは、起振体３０Ａの外周面と外輪１２ａの内周面とを転走面として転動する。外輪１２ａは、複数の転動体１２ｂの配列に対応して同形状のものが軸方向に二つ並んで設けられている。なお、起振体軸受１２は、起振体３０Ａとは別体の内輪を有してもよい。
起振体軸受１２及び外歯歯車１１の軸方向の両側には、これらに当接して、これらの軸方向の移動を規制する規制部材としてのスペーサリング４１、４２が設けられている。
ケーシング３３は、第２内歯歯車３２Ｇの外径側を覆う。ケーシング３３は、例えばボルト等の連結部材を介して第１内歯歯車部材３１と連結されている。ケーシング３３は、内周部に形成された主軸受３８の外輪部を有しており、当該主軸受３８を介して第２内歯歯車部材３２を回転自在に支持している。
第１カバー３４は、第１内歯歯車部材３１と連結され、外歯歯車１１と第１内歯歯車３１Ｇとの噛合い箇所を軸方向の反出力側から覆う。
第１カバー３４と起振体軸３０の軸部３０Ｂとの間には軸受３６が配置されており、第１カバー３４は当該軸受３６を介して起振体軸３０を回転自在に支持している。
第１カバー３４と起振体軸３０の軸部３０Ｂとの間には軸受３６が配置されており、第１カバー３４は当該軸受３６を介して起振体軸３０を回転自在に支持している。
第２カバー３５は、第２内歯歯車部材３２と連結され、外歯歯車１１と第２内歯歯車３２Ｇとの噛合い箇所を軸方向の出力側から覆う。第２カバー３５及び第２内歯歯車部材３２は、減速された運動を出力する外部の相手部材に連結される。
第２カバー３５と起振体軸３０の軸部３０Ｃとの間には軸受３７が配置されており、第２カバー３５は当該軸受３７を介して起振体軸３０を回転自在に支持している。
第２カバー３５と起振体軸３０の軸部３０Ｃとの間には軸受３７が配置されており、第２カバー３５は当該軸受３７を介して起振体軸３０を回転自在に支持している。
さらに、第１歯車装置１０は、シール用のオイルシール４３，４４，４５及びＯリング４６，４７，４８を備える。
オイルシール４３は、軸方向の反出力側の端部で、起振体軸３０の軸部３０Ｂと第１カバー３４との間に配置され、反出力側への潤滑剤の流出を抑制する。オイルシール４４は、軸方向の出力側の端部で、起振体軸３０の軸部３０Ｃと第２カバー３５との間に配置され、出力側への潤滑剤の流出を抑制する。オイルシール４５は、ケーシング３３と第２内歯歯車部材３２との間に配置され、この部分からの潤滑剤の流出を抑制する。
Ｏリング４６，４７，４８は、第１内歯歯車部材３１と第１カバー３４との間、第１内歯歯車部材３１とケーシング３３との間、第２内歯歯車部材３２と第２カバー３５との間にそれぞれ設けられ、これらの間で潤滑剤が移動することを抑制する。
つまり、潤滑剤は、オイルシール４３～４５とＯリング４６～４８とでシールされた第１歯車装置１０内部のシール空間Ｓ内に封入される。使用される潤滑剤は特に限定されず、オイルでもグリースでもよい。
オイルシール４３は、軸方向の反出力側の端部で、起振体軸３０の軸部３０Ｂと第１カバー３４との間に配置され、反出力側への潤滑剤の流出を抑制する。オイルシール４４は、軸方向の出力側の端部で、起振体軸３０の軸部３０Ｃと第２カバー３５との間に配置され、出力側への潤滑剤の流出を抑制する。オイルシール４５は、ケーシング３３と第２内歯歯車部材３２との間に配置され、この部分からの潤滑剤の流出を抑制する。
Ｏリング４６，４７，４８は、第１内歯歯車部材３１と第１カバー３４との間、第１内歯歯車部材３１とケーシング３３との間、第２内歯歯車部材３２と第２カバー３５との間にそれぞれ設けられ、これらの間で潤滑剤が移動することを抑制する。
つまり、潤滑剤は、オイルシール４３～４５とＯリング４６～４８とでシールされた第１歯車装置１０内部のシール空間Ｓ内に封入される。使用される潤滑剤は特に限定されず、オイルでもグリースでもよい。
［第１歯車装置の減速動作］
続いて、第１歯車装置１０の減速動作について説明する。
モータ等の駆動源により起振体軸３０の回転駆動が行われると、起振体３０Ａの運動が外歯歯車１１に伝わる。このとき、外歯歯車１１は、起振体３０Ａの外周面に沿った形状に規制され、軸方向から見て、長軸部分と短軸部分とを有する楕円形状に撓んでいる。さらに、外歯歯車１１は、固定された第１内歯歯車３１Ｇと長軸部分で噛合っている。このため、外歯歯車１１は起振体３０Ａと同じ回転速度で回転することはなく、外歯歯車１１の内側で起振体３０Ａが相対的に回転する。そして、この相対的な回転に伴って、外歯歯車１１は長軸位置と短軸位置とが周方向に移動するように撓み変形する。この変形の周期は、起振体軸３０の回転周期に比例する。
続いて、第１歯車装置１０の減速動作について説明する。
モータ等の駆動源により起振体軸３０の回転駆動が行われると、起振体３０Ａの運動が外歯歯車１１に伝わる。このとき、外歯歯車１１は、起振体３０Ａの外周面に沿った形状に規制され、軸方向から見て、長軸部分と短軸部分とを有する楕円形状に撓んでいる。さらに、外歯歯車１１は、固定された第１内歯歯車３１Ｇと長軸部分で噛合っている。このため、外歯歯車１１は起振体３０Ａと同じ回転速度で回転することはなく、外歯歯車１１の内側で起振体３０Ａが相対的に回転する。そして、この相対的な回転に伴って、外歯歯車１１は長軸位置と短軸位置とが周方向に移動するように撓み変形する。この変形の周期は、起振体軸３０の回転周期に比例する。
外歯歯車１１が撓み変形する際、その長軸位置が移動することで、外歯歯車１１と第１内歯歯車３１Ｇとの噛合う位置が回転方向に変化する。ここで、例えば、外歯歯車１１の歯数が１００で、第１内歯歯車３１Ｇの歯数が１０２だとすると、噛合う位置が一周するごとに、外歯歯車１１と第１内歯歯車３１Ｇとの噛合う歯がずれていき、これにより外歯歯車１１が回転（自転）する。上記の歯数であれば、起振体軸３０の回転運動は減速比１００：２で減速されて外歯歯車１１に伝達される。
一方、外歯歯車１１は第２内歯歯車３２Ｇとも噛合っているため、起振体軸３０の回転によって外歯歯車１１と第２内歯歯車３２Ｇとの噛合う位置も回転方向に変化する。ここで、第２内歯歯車３２Ｇの歯数と外歯歯車１１の歯数とが同数であるとすると、外歯歯車１１と第２内歯歯車３２Ｇとは相対的に回転せず、外歯歯車１１の回転運動が減速比１：１で第２内歯歯車３２Ｇへ伝達される。これらによって、起振体軸３０の回転運動が減速比１００：２で減速されて、第２内歯歯車部材３２及び第２カバー３５へ伝達され、この回転運動が相手部材に出力される。
ここで、第１歯車装置１０では、締め代δ１が正値（δ１＞０）であり、外歯歯車１１と起振体軸受１２の外輪１２ａとが圧入されている。そのため、外歯歯車１１と起振体軸受１２の外輪１２ａとの剛性は高く、ばね定数が大きい。
ばね定数とは、歯車装置（減速装置）の動力伝達系統のねじり剛性を表す性能パラメータである。図２は、ばね定数を説明するための図である。減速装置の入力軸（高速軸）を固定して出力軸（低速軸）側より定格トルクまでゆっくり負荷を掛けて除荷するまでの負荷及び低速軸の変位（ねじれ角）を測定し、その関係を示すと、図２に示すような剛性のヒステリシスカーブが得られる。ばね定数は、定格トルクの或るポイント（図の例では５０％）から１００％までのトルク差分とねじれ角差分との比として定義される。本実施形態の第１、第２歯車装置１０、２０において、入力軸は起振体軸３０に相当し、出力軸は第２カバー３５及び第２内歯歯車部材３２に相当する。
ばね定数とは、歯車装置（減速装置）の動力伝達系統のねじり剛性を表す性能パラメータである。図２は、ばね定数を説明するための図である。減速装置の入力軸（高速軸）を固定して出力軸（低速軸）側より定格トルクまでゆっくり負荷を掛けて除荷するまでの負荷及び低速軸の変位（ねじれ角）を測定し、その関係を示すと、図２に示すような剛性のヒステリシスカーブが得られる。ばね定数は、定格トルクの或るポイント（図の例では５０％）から１００％までのトルク差分とねじれ角差分との比として定義される。本実施形態の第１、第２歯車装置１０、２０において、入力軸は起振体軸３０に相当し、出力軸は第２カバー３５及び第２内歯歯車部材３２に相当する。
他方、外歯歯車１１と起振体軸受１２の外輪１２ａとが圧入されているため、締め代δ１がより小さい場合に比べ、動作時に外歯歯車１１と外輪１２ａとが周方向にずれやすい。外歯歯車１１と外輪１２ａとがずれるときにこの嵌め合い部分に潤滑油が切れていると、フレッチングが発生しやすい。そこで、フレッチングが発生しないように十分な量の潤滑剤をシール空間Ｓ内に封入する必要がある。その結果、締め代δ１がより小さい場合に比べ、動作時における潤滑油の攪拌ロスが相対的に大きくなり、動力伝達効率が低下する。
［第２歯車装置の構成］
続いて、本実施形態に係る第２歯車装置２０の構成について説明する。図３は、第２歯車装置２０を示す断面図である。
この図に示すように、第２歯車装置２０は、外歯歯車２１及び起振体軸受２２を備える。第２歯車装置２０では、外歯歯車２１と起振体軸受２２の外輪２２ａとの締め代が第１歯車装置１０と異なっており、この締め代に関連しない構成要素（具体的には、外歯歯車２１、起振体軸受２２及び起振体３０Ａ以外）は第１歯車装置１０のものと共通（形状及び寸法が同一）の構成となっている。ここで、「共通（形状及び寸法が同一）」とは、形状及び寸法が同一に設計されているということであり、製造誤差等に起因する微差は存在する。以下では、主に第１歯車装置１０との相違点について説明し、第１歯車装置１０と共通の構成要素については同一の符号を付して詳細な説明を省略する。
続いて、本実施形態に係る第２歯車装置２０の構成について説明する。図３は、第２歯車装置２０を示す断面図である。
この図に示すように、第２歯車装置２０は、外歯歯車２１及び起振体軸受２２を備える。第２歯車装置２０では、外歯歯車２１と起振体軸受２２の外輪２２ａとの締め代が第１歯車装置１０と異なっており、この締め代に関連しない構成要素（具体的には、外歯歯車２１、起振体軸受２２及び起振体３０Ａ以外）は第１歯車装置１０のものと共通（形状及び寸法が同一）の構成となっている。ここで、「共通（形状及び寸法が同一）」とは、形状及び寸法が同一に設計されているということであり、製造誤差等に起因する微差は存在する。以下では、主に第１歯車装置１０との相違点について説明し、第１歯車装置１０と共通の構成要素については同一の符号を付して詳細な説明を省略する。
外歯歯車２１は、第１歯車装置１０の外歯歯車１１と同じ形状に構成されている。
つまり、外歯歯車２１は、可撓性を有するとともに回転軸Ｏ１を中心とする円筒状の部材であり、外周に歯が設けられている。
つまり、外歯歯車２１は、可撓性を有するとともに回転軸Ｏ１を中心とする円筒状の部材であり、外周に歯が設けられている。
起振体軸受２２は、第１歯車装置１０の起振体軸受１２と同様の構造に構成されている。
つまり、起振体軸受２２は、例えばコロ軸受であり、起振体３０Ａと外歯歯車２１との間に配置される。起振体３０Ａと外歯歯車２１とは、起振体軸受２２を介して相対回転可能となっている。
起振体軸受２２は、外歯歯車２１の内側に後述の締め代δ２で嵌入される外輪２２ａと、複数の転動体（コロ）２２ｂと、複数の転動体２２ｂを保持する保持器２２ｃとを有する。複数の転動体２２ｂは、第１内歯歯車３１Ｇの径方向内方に配置され、周方向に並ぶ第１群の転動体２２ｂと、第２内歯歯車３２Ｇの径方向内方に配置され、周方向に並ぶ第２群の転動体２２ｂとを有する。これらの転動体２２ｂは、起振体３０Ａの外周面と外輪２２ａの内周面とを転走面として転動する。外輪２２ａは、複数の転動体２２ｂの配列に対応して同形状のものが軸方向に二つ並んで設けられている。なお、起振体軸受２２は、起振体３０Ａとは別体の内輪を有してもよい。
つまり、起振体軸受２２は、例えばコロ軸受であり、起振体３０Ａと外歯歯車２１との間に配置される。起振体３０Ａと外歯歯車２１とは、起振体軸受２２を介して相対回転可能となっている。
起振体軸受２２は、外歯歯車２１の内側に後述の締め代δ２で嵌入される外輪２２ａと、複数の転動体（コロ）２２ｂと、複数の転動体２２ｂを保持する保持器２２ｃとを有する。複数の転動体２２ｂは、第１内歯歯車３１Ｇの径方向内方に配置され、周方向に並ぶ第１群の転動体２２ｂと、第２内歯歯車３２Ｇの径方向内方に配置され、周方向に並ぶ第２群の転動体２２ｂとを有する。これらの転動体２２ｂは、起振体３０Ａの外周面と外輪２２ａの内周面とを転走面として転動する。外輪２２ａは、複数の転動体２２ｂの配列に対応して同形状のものが軸方向に二つ並んで設けられている。なお、起振体軸受２２は、起振体３０Ａとは別体の内輪を有してもよい。
これら外歯歯車２１及び起振体軸受２２は、外歯歯車２１と起振体軸受２２の外輪２２ａとの間の締め代δ２が、第１歯車装置１０の締め代δ１と異なっている。
図４は、外歯歯車と起振体軸受の外輪との間の締め代を説明するための図であって、（ａ）が第１歯車装置１０の締め代δ１を示す図、（ｂ）が第２歯車装置２０の締め代δ２を示す図である。なお、図４では、分かり易さのために締め代δ１、δ２を実際よりも拡大している。
これらの図に示すように、締め代δ２は、外歯歯車２１の内径ｄ２１と、外輪２２ａの外径ｄ２２ｏから、δ２＝（ｄ２２ｏ－ｄ２１）／２で与えられる。本実施形態の締め代δ２は、第１歯車装置１０の締め代δ１よりも小さく、負値となっている。つまり、外歯歯車２１と起振体軸受２２の外輪２２ａとは隙間嵌めで嵌合されている。
図４は、外歯歯車と起振体軸受の外輪との間の締め代を説明するための図であって、（ａ）が第１歯車装置１０の締め代δ１を示す図、（ｂ）が第２歯車装置２０の締め代δ２を示す図である。なお、図４では、分かり易さのために締め代δ１、δ２を実際よりも拡大している。
これらの図に示すように、締め代δ２は、外歯歯車２１の内径ｄ２１と、外輪２２ａの外径ｄ２２ｏから、δ２＝（ｄ２２ｏ－ｄ２１）／２で与えられる。本実施形態の締め代δ２は、第１歯車装置１０の締め代δ１よりも小さく、負値となっている。つまり、外歯歯車２１と起振体軸受２２の外輪２２ａとは隙間嵌めで嵌合されている。
本実施形態では、外歯歯車２１の内径ｄ２１は第１歯車装置１０における外歯歯車１１の内径ｄ１１と同一であり、起振体軸受２２の外輪２２ａの外径ｄ２２ｏが、第１歯車装置１０における起振体軸受１２の外輪１２ａの外径ｄ１２ｏと異なっている。具体的には、外輪２２ａの外径ｄ２２ｏが第１歯車装置１０における外輪１２ａの外径ｄ１２ｏよりも小さい。これにより、第２歯車装置２０の締め代δ２が第１歯車装置１０の締め代δ１よりも小さくなっている。
また、外輪２２ａの外径ｄ２２ｏと外歯歯車２１の内径ｄ２１との嵌め合い部は、上述したように、動作時に相互にずれることによりフレッチングが発生する場合がある。そこで、締め代が小さい隙間嵌めのような場合には、外輪２２ａの外径ｄ２２ｏを、外歯歯車２１の内径ｄ２１に対し、ずれが生じにくいような所定の曲率半径の関係（隙間関係）に形成するのが好ましい。これにより、この嵌め合い部におけるフレッチングの発生を抑制できる。
また、外輪２２ａの外径ｄ２２ｏと外歯歯車２１の内径ｄ２１との嵌め合い部は、上述したように、動作時に相互にずれることによりフレッチングが発生する場合がある。そこで、締め代が小さい隙間嵌めのような場合には、外輪２２ａの外径ｄ２２ｏを、外歯歯車２１の内径ｄ２１に対し、ずれが生じにくいような所定の曲率半径の関係（隙間関係）に形成するのが好ましい。これにより、この嵌め合い部におけるフレッチングの発生を抑制できる。
外輪２２ａの外径ｄ２２ｏを第１歯車装置１０と異ならせる場合、動作時に外輪２２ａに作用する応力の観点から、外輪２２ａの厚さｔ２２は第１歯車装置１０における外輪１２ａの厚さｔ１２と同一とするのが好ましい。つまり、第１歯車装置１０における外輪１２ａの外径ｄ１２ｏに対する外輪２２ａの外径ｄ２２ｏの変化量と同じだけ、外輪２２ａの内径ｄ２２ｉを第１歯車装置１０における外輪１２ａの内径ｄ１２ｉと異ならせる（小さくする）のが好ましい。なお、応力は外輪の厚さが増すに連れて増加するため、外輪を厚くするのは避けた方がよいが、加工や単純強度等の点で外輪の厚さを薄くする余裕があるのであればこの厚さを薄くしてもよい。
このように外輪２２ａの内径ｄ２２ｉを第１歯車装置１０と異ならせる場合でも、起振体軸受２２の転動体２２ｂは、第１歯車装置１０における転動体１２ｂと同一形状のものを用いることができる。
ただし、起振体軸受２２のピッチ円径ＰＣＤ２は、第１歯車装置１０における起振体軸受１２のピッチ円径ＰＣＤ１から変化している。そのため、これに合わせて、起振体軸受２２の保持器２２ｃには、第１歯車装置１０の起振体軸受１２の保持器１２ｃとは外径及び内径が異なる（小さい）ものを用いる必要がある。さらに、ピッチ円径の変化に合わせて、起振体軸受２２の内輪である第２歯車装置２０の起振体３０Ａの外周長を、第１歯車装置１０の起振体３０Ａとは異なる（小さい）ものにする必要がある。
ただし、起振体軸受２２のピッチ円径ＰＣＤ２は、第１歯車装置１０における起振体軸受１２のピッチ円径ＰＣＤ１から変化している。そのため、これに合わせて、起振体軸受２２の保持器２２ｃには、第１歯車装置１０の起振体軸受１２の保持器１２ｃとは外径及び内径が異なる（小さい）ものを用いる必要がある。さらに、ピッチ円径の変化に合わせて、起振体軸受２２の内輪である第２歯車装置２０の起振体３０Ａの外周長を、第１歯車装置１０の起振体３０Ａとは異なる（小さい）ものにする必要がある。
なお、外歯歯車２１及び起振体軸受２２は、外歯歯車２１と起振体軸受２２の外輪２２ａとの間の締め代δ２が、第１歯車装置１０の締め代δ１と異なっていればよい。したがって、起振体軸受２２の外輪２２ａの外径ｄ２２ｏは第１歯車装置１０のものと同一のまま、外歯歯車２１の内径ｄ２１を第１歯車装置１０における外歯歯車１１の内径ｄ１１と異ならせてもよい。ただし、外歯歯車のリム厚（歯底と内周との間の厚さ）が厚くなると、外歯歯車に作用する応力が増加する。そのため、外歯歯車の内径を小さくする場合は、強度上問題のない範囲内に抑えるのが好ましい。
また、起振体軸受２２の外輪２２ａの外径ｄ２２ｏと、外歯歯車２１の内径ｄ２１との双方を、第１歯車装置１０のものと異ならせてもよい。ただし、締め代δ２が第１歯車装置１０の締め代δ１と異なるようにする必要があるのは勿論である。
また、起振体軸受２２の外輪２２ａの外径ｄ２２ｏと、外歯歯車２１の内径ｄ２１との双方を、第１歯車装置１０のものと異ならせてもよい。ただし、締め代δ２が第１歯車装置１０の締め代δ１と異なるようにする必要があるのは勿論である。
［第２歯車装置の減速動作］
続いて、第２歯車装置２０の減速動作について説明する。
第２歯車装置２０は、第１歯車装置１０と同様に動作する。すなわち、モータ等の駆動源により起振体軸３０の回転駆動が行われると、起振体３０Ａにより外歯歯車２１が撓み変形する。すると、第１内歯歯車３１Ｇ及び第２内歯歯車３２Ｇの歯数の違いに応じて、外歯歯車２１が第１内歯歯車３１Ｇに対して回転する一方で第２内歯歯車３２Ｇとは相対的に回転しない。これによって、起振体軸３０の回転運動が減速されて、第２内歯歯車部材３２及び第２カバー３５へ伝達され、相手部材に出力される。
続いて、第２歯車装置２０の減速動作について説明する。
第２歯車装置２０は、第１歯車装置１０と同様に動作する。すなわち、モータ等の駆動源により起振体軸３０の回転駆動が行われると、起振体３０Ａにより外歯歯車２１が撓み変形する。すると、第１内歯歯車３１Ｇ及び第２内歯歯車３２Ｇの歯数の違いに応じて、外歯歯車２１が第１内歯歯車３１Ｇに対して回転する一方で第２内歯歯車３２Ｇとは相対的に回転しない。これによって、起振体軸３０の回転運動が減速されて、第２内歯歯車部材３２及び第２カバー３５へ伝達され、相手部材に出力される。
ここで、第２歯車装置２０では、締め代δ２が第１歯車装置１０の締め代δ１よりも小さい負値（δ１＜０）であり、外歯歯車２１と起振体軸受２２の外輪２２ａとが隙間嵌めで嵌合されている。そのため、第１歯車装置１０に比べ、外歯歯車２１と起振体軸受２２の外輪２２ａとの剛性は低く、ばね定数が小さい。
他方、締め代δ２が第１歯車装置１０の締め代δ１よりも小さいため、第１歯車装置１０に比べ、外歯歯車２１と起振体軸受２２の外輪２２ａとの嵌め合い部における潤滑剤の潤滑状態が向上する。本実施形態ではこの嵌め合い部が隙間嵌めであるため、ここでの潤滑状態がより一層向上する。そのため、第１歯車装置１０に比べ、シール空間Ｓ内に封入する潤滑剤の封入量は少なくて足りる。上述のようにフレッチングの発生を抑制できるような嵌め合い部とした場合には、潤滑剤の封入量をより一層少なくできる。その結果、より大きい締め代δ１の第１歯車装置１０に比べ、動作時における潤滑油の攪拌ロスが相対的に小さくなり、動力伝達効率が向上する。
［本実施形態の技術的効果］
以上のように、本実施形態によれば、第１歯車装置１０における外歯歯車１１と起振体軸受１２の外輪１２ａとの間の締め代δ１が、第２歯車装置２０における外歯歯車２１と起振体軸受２２の外輪２２ａとの間の締め代δ２と異なる。
すなわち、第１歯車装置１０と第２歯車装置２０とで、外歯歯車と起振体軸受の外輪との間の締め代を異ならせることにより、ばね定数と動力伝達効率を調整できる。具体的には、締め代を大きくすることで、動力伝達効率が低下するもののばね定数を大きくでき、締め代を小さくすることで、ばね定数が小さくなるものの動力伝達効率を向上できる。
したがって、歯形の変更などの大幅な部品変更を要することなく、締め代に関連する最小限の部品変更のみで、ばね定数と動力伝達効率の性能を所望のものとすることができる。ひいては、所望の性能の歯車装置を低コストで提供することができる。具体的には、ばね定数重視の用途には第１歯車装置１０を提供し、動力伝達効率重視の用途には第２歯車装置２０を提供できる。
以上のように、本実施形態によれば、第１歯車装置１０における外歯歯車１１と起振体軸受１２の外輪１２ａとの間の締め代δ１が、第２歯車装置２０における外歯歯車２１と起振体軸受２２の外輪２２ａとの間の締め代δ２と異なる。
すなわち、第１歯車装置１０と第２歯車装置２０とで、外歯歯車と起振体軸受の外輪との間の締め代を異ならせることにより、ばね定数と動力伝達効率を調整できる。具体的には、締め代を大きくすることで、動力伝達効率が低下するもののばね定数を大きくでき、締め代を小さくすることで、ばね定数が小さくなるものの動力伝達効率を向上できる。
したがって、歯形の変更などの大幅な部品変更を要することなく、締め代に関連する最小限の部品変更のみで、ばね定数と動力伝達効率の性能を所望のものとすることができる。ひいては、所望の性能の歯車装置を低コストで提供することができる。具体的には、ばね定数重視の用途には第１歯車装置１０を提供し、動力伝達効率重視の用途には第２歯車装置２０を提供できる。
［その他］
以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上記の実施形態に限られない。
例えば、上記実施形態では、第１歯車装置１０と第２歯車装置２０とで、外歯歯車と起振体軸受の外輪との締め代に関連しない構成要素は共通（形状及び寸法が同一）に構成されていることとした。しかし、第１歯車装置１０と第２歯車装置２０は、少なくとも内歯歯車が互いに同一形状であれば、その他の部材同士の形状が異なっていてもよい。
また、上記実施形態では、第１歯車装置１０の締め代δ１が正値で、第２歯車装置２０の締め代δ２が負値であることとした。しかし、締め代δ１と締め代δ２は互いに異なっていればよい。
以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上記の実施形態に限られない。
例えば、上記実施形態では、第１歯車装置１０と第２歯車装置２０とで、外歯歯車と起振体軸受の外輪との締め代に関連しない構成要素は共通（形状及び寸法が同一）に構成されていることとした。しかし、第１歯車装置１０と第２歯車装置２０は、少なくとも内歯歯車が互いに同一形状であれば、その他の部材同士の形状が異なっていてもよい。
また、上記実施形態では、第１歯車装置１０の締め代δ１が正値で、第２歯車装置２０の締め代δ２が負値であることとした。しかし、締め代δ１と締め代δ２は互いに異なっていればよい。
また、上記実施形態では、第１歯車装置１０及び第２歯車装置２０として筒型の噛合い式歯車装置を例に挙げて説明した。しかし、本発明に係る撓み噛合い式歯車装置は筒型に限定されず、カップ型やシルクハット型などであってもよい。
その他、上記実施形態で示した細部は、発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更可能である。
その他、上記実施形態で示した細部は、発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更可能である。
以上の説明においては、本発明を複数の歯車装置が含まれる歯車装置のシリーズ（製品群）の観点で説明したが、本発明は、シリーズに含まれる各歯車装置をどのように構築・設計するかという観点で見れば、歯車装置のシリーズ（歯車装置群）の構築方法や設計方法と捉えることもできる。また、複数の歯車装置を含む歯車装置のシリーズ（歯車装置群）をどのように製造するかという観点で見れば、歯車装置のシリーズ（歯車装置群）の製造方法と捉えることもできる。
１０ 第１歯車装置
１１ 外歯歯車
ｄ１１ 内径
δ１ 外歯歯車と起振体軸受の外輪との間の締め代
１２ 起振体軸受
１２ａ 外輪
ｄ１２ｉ 内径
ｄ１２ｏ 外径
１２ｂ 転動体
１２ｃ 保持器
ＰＣＤ１ ピッチ円径
２０ 第２歯車装置
２１ 外歯歯車
ｄ２１ 内径
δ２ 外歯歯車と起振体軸受の外輪との間の締め代
２２ 起振体軸受
２２ａ 外輪
ｄ２２ｉ 内径
ｄ２２ｏ 外径
２２ｂ 転動体
２２ｃ 保持器
ＰＣＤ２ ピッチ円径
３０ 起振体軸
３０Ａ 起振体
３１Ｇ 第１内歯歯車
３２Ｇ 第２内歯歯車
Ｏ１ 回転軸
Ｓ シール空間
１１ 外歯歯車
ｄ１１ 内径
δ１ 外歯歯車と起振体軸受の外輪との間の締め代
１２ 起振体軸受
１２ａ 外輪
ｄ１２ｉ 内径
ｄ１２ｏ 外径
１２ｂ 転動体
１２ｃ 保持器
ＰＣＤ１ ピッチ円径
２０ 第２歯車装置
２１ 外歯歯車
ｄ２１ 内径
δ２ 外歯歯車と起振体軸受の外輪との間の締め代
２２ 起振体軸受
２２ａ 外輪
ｄ２２ｉ 内径
ｄ２２ｏ 外径
２２ｂ 転動体
２２ｃ 保持器
ＰＣＤ２ ピッチ円径
３０ 起振体軸
３０Ａ 起振体
３１Ｇ 第１内歯歯車
３２Ｇ 第２内歯歯車
Ｏ１ 回転軸
Ｓ シール空間
Claims (8)
- 第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置のシリーズであって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、内歯歯車と、外歯歯車と、前記外歯歯車を撓み変形させる起振体と、前記外歯歯車と前記起振体との間に配置される起振体軸受と、を有する撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置は、少なくとも前記内歯歯車が互いに同一形状であり、前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪との間の締め代が互いに異なる、
歯車装置のシリーズ。 - 前記第１歯車装置と前記第２歯車装置は、前記起振体軸受の外輪の外径が互いに異なる、
請求項１に記載の歯車装置のシリーズ。 - 前記第１歯車装置と前記第２歯車装置は、前記起振体軸受の保持器の外径が互いに異なる、
請求項２に記載の歯車装置のシリーズ。 - 前記第１歯車装置と前記第２歯車装置は、前記起振体の外周長が互いに異なる、
請求項２又は請求項３に記載の歯車装置のシリーズ。 - 前記第１歯車装置と前記第２歯車装置は、前記起振体軸受の転動体が互いに同一形状である、
請求項２から請求項４の何れか一項に記載の歯車装置のシリーズ。 - 前記第１歯車装置と前記第２歯車装置は、内部に封入された潤滑剤の封入量が互いに異なる、
請求項１から請求項５の何れか一項に記載の歯車装置のシリーズ。 - 第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置群の製造方法であって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、内歯歯車と、外歯歯車と、前記外歯歯車を撓み変形させる起振体と、前記外歯歯車と前記起振体との間に配置される起振体軸受と、を有する撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置とで、少なくとも前記内歯歯車は互いに同一形状であり、
前記第１歯車装置の前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪とを第１の締め代で嵌合させる工程を含む前記第１歯車装置の製造工程と、
前記第２歯車装置の前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪とを前記第１の締め代とは異なる第２の締め代で嵌合させる工程を含む前記第２歯車装置の製造工程と、を備える、
歯車装置群の製造方法。 - 第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置群の設計方法であって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、内歯歯車と、外歯歯車と、前記外歯歯車を撓み変形させる起振体と、前記外歯歯車と前記起振体との間に配置される起振体軸受と、を有する撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置とで、少なくとも前記内歯歯車は互いに同一形状であり、
前記第１歯車装置の前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪との間を第１の締め代に設定し、
前記第２歯車装置の前記外歯歯車と前記起振体軸受の外輪とを前記第１の締め代とは異なる第２の締め代に設定する、
歯車装置群の設計方法。
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