JPS63145842A - 減速機構 - Google Patents
減速機構Info
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- JPS63145842A JPS63145842A JP61291192A JP29119286A JPS63145842A JP S63145842 A JPS63145842 A JP S63145842A JP 61291192 A JP61291192 A JP 61291192A JP 29119286 A JP29119286 A JP 29119286A JP S63145842 A JPS63145842 A JP S63145842A
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- 230000004048 modification Effects 0.000 abstract 1
- 238000012986 modification Methods 0.000 abstract 1
- 239000003638 chemical reducing agent Substances 0.000 description 6
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 4
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 1
- 238000000034 method Methods 0.000 description 1
- 230000001131 transforming effect Effects 0.000 description 1
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-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16H—GEARING
- F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
- F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
- F16H1/32—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
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- F16H2001/324—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear comprising two axially spaced, rigidly interconnected, orbital gears
Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
本発明は新規な減速機構、具体的にはハイポサイクロイ
ド型の2に−H型遊星歯車機構において少ない使用歯車
数でもって広範囲に任意の減速比を採択しうる減速機構
に関するものである。
ド型の2に−H型遊星歯車機構において少ない使用歯車
数でもって広範囲に任意の減速比を採択しうる減速機構
に関するものである。
〔従来の技術および発明が解決すべき問題点〕一般にイ
ンボリュート内歯車の噛合いにおいては、内歯車とピニ
オンの歯数差が少ないときは、内歯車に特有のトロコイ
ド干渉が生じて歯車は回転できなくなる。これに対し本
発明者は先iこ内歯車とピニオンの歯数差が2で、しか
も噛合率が1以上であることを目的として、(−0,0
19α。’+1.66) h、 +〇、90X1≧X2
≧(0,0008(αc’> 2−0.057 α。’
+1.33) h、 +0.875 Xl−(4)を満
足するように内歯車とピニオンの双方もしくはいずれか
片方を転位歯切りしであることを特徴とする転位インボ
リュート内歯車装置を発明し、今迄インボリュート歯車
では不可能とされていた歯数差2の内歯車装置を得るこ
とに成功した[特許第856277@ (特公昭51−
28782号)]。
ンボリュート内歯車の噛合いにおいては、内歯車とピニ
オンの歯数差が少ないときは、内歯車に特有のトロコイ
ド干渉が生じて歯車は回転できなくなる。これに対し本
発明者は先iこ内歯車とピニオンの歯数差が2で、しか
も噛合率が1以上であることを目的として、(−0,0
19α。’+1.66) h、 +〇、90X1≧X2
≧(0,0008(αc’> 2−0.057 α。’
+1.33) h、 +0.875 Xl−(4)を満
足するように内歯車とピニオンの双方もしくはいずれか
片方を転位歯切りしであることを特徴とする転位インボ
リュート内歯車装置を発明し、今迄インボリュート歯車
では不可能とされていた歯数差2の内歯車装置を得るこ
とに成功した[特許第856277@ (特公昭51−
28782号)]。
そこで本発明者はこの歯数差2の内歯車装置の減速装置
への適用について検討した結果、第1図および第2図に
示される特定のハイポサイクロイド型の2に−1−1型
遊星歯車機構にのみ適用可能であり、これにより所期の
成果の得られることを見出し、更に研究の結果本発明に
至ったものである。
への適用について検討した結果、第1図および第2図に
示される特定のハイポサイクロイド型の2に−1−1型
遊星歯車機構にのみ適用可能であり、これにより所期の
成果の得られることを見出し、更に研究の結果本発明に
至ったものである。
本発明の第1の発明は第1図に示す入力軸兼キャリアで
ある偏心軸上に歯数71の1個の外歯遊星歯車が支持さ
れて該偏心軸上で回転し、この外歯遊星歯車は歯数72
の内歯車に噛み合って上記偏心軸の回転に伴って遊星運
動するよ 。
ある偏心軸上に歯数71の1個の外歯遊星歯車が支持さ
れて該偏心軸上で回転し、この外歯遊星歯車は歯数72
の内歯車に噛み合って上記偏心軸の回転に伴って遊星運
動するよ 。
うにし、かつ上記の外歯遊星歯車の側面に歯数74の内
歯車が固定され、この歯数74の内歯車は出力軸と一体
の歯数73の外歯車に噛み合っている遊星歯車装置にお
いて、下記式(1)(2)%式%(3) (但し、式中X1.X2 、X3 、X4は夫々歯数Z
1.Z2 、Z3 、Z4を有する歯車の転位係数を示
す。α。は工具圧力角を示す。
歯車が固定され、この歯数74の内歯車は出力軸と一体
の歯数73の外歯車に噛み合っている遊星歯車装置にお
いて、下記式(1)(2)%式%(3) (但し、式中X1.X2 、X3 、X4は夫々歯数Z
1.Z2 、Z3 、Z4を有する歯車の転位係数を示
す。α。は工具圧力角を示す。
h8は歯末のたけ係数(歯末のだけをモジュールmで除
した値)を示す。) を満足するようなXl、X2 、X3 、X4 (7)
値を夫々歯数Z1.Z2 、Z3 、Z4の各歯車の転
位係数とし、Z2−Z1=2.Z4−23−2であるこ
とを特徴とする減速機構を要旨としており、又第2の発
明は第2図に示す入力軸兼キャリアである偏心軸上に歯
数71の1個の外歯遊星歯車が支持されて該偏心軸上で
回転し、この外歯遊星歯車は歯数72の内歯車に噛み合
って上記偏心軸の回転に伴って遊星運動するようにし、
かつ上記外歯遊星歯車の側面に歯数73の外歯車が固定
されこの歯数73の外歯車−〇 − は出力軸と一体の歯数74を有する内歯車に噛み合って
いる遊星歯車装置において、下記式%式%(3) (但し、式中X1.X2 、X3 、X4は夫々歯数Z
1.Z2 、Z3 、Z4を有する歯車の転位係数を示
す。α。は工具圧力角を示す。
した値)を示す。) を満足するようなXl、X2 、X3 、X4 (7)
値を夫々歯数Z1.Z2 、Z3 、Z4の各歯車の転
位係数とし、Z2−Z1=2.Z4−23−2であるこ
とを特徴とする減速機構を要旨としており、又第2の発
明は第2図に示す入力軸兼キャリアである偏心軸上に歯
数71の1個の外歯遊星歯車が支持されて該偏心軸上で
回転し、この外歯遊星歯車は歯数72の内歯車に噛み合
って上記偏心軸の回転に伴って遊星運動するようにし、
かつ上記外歯遊星歯車の側面に歯数73の外歯車が固定
されこの歯数73の外歯車−〇 − は出力軸と一体の歯数74を有する内歯車に噛み合って
いる遊星歯車装置において、下記式%式%(3) (但し、式中X1.X2 、X3 、X4は夫々歯数Z
1.Z2 、Z3 、Z4を有する歯車の転位係数を示
す。α。は工具圧力角を示す。
h8は歯末のたけ係数(歯末のだけをモジュールmで除
した値)を示す。) を満足するようなXl、X2 、X3 、X4 (7)
値を夫々歯数Z1.Z2 、Z3 、Z4の各歯車の転
位係数とし、Z2−Zl =2. Z4−23−2であ
ることを特徴とする減速機構を要旨としたものである。
した値)を示す。) を満足するようなXl、X2 、X3 、X4 (7)
値を夫々歯数Z1.Z2 、Z3 、Z4の各歯車の転
位係数とし、Z2−Zl =2. Z4−23−2であ
ることを特徴とする減速機構を要旨としたものである。
第1図と第2図はハイポサイクロイド型の2に−H型遊
星歯車機構を示すが、第1図および第2図において、内
歯車(歯数22 )と外歯車(歯数21)との中心距離
A1は次式で計算される。
星歯車機構を示すが、第1図および第2図において、内
歯車(歯数22 )と外歯車(歯数21)との中心距離
A1は次式で計算される。
但し、
・・・(6)
内歯車(歯数24 )と外歯車(歯数23 )との中心
距離A2は次式で計算される。
距離A2は次式で計算される。
但し、
・・・(8)
いまZ2−Zl =2.24−23 =2とすると、い
ま(X2−Xl)= (X4−X3 )とすれば式(1
0)と(12)よりα1=α2となり、したがって式(
9)と(11)よりA1=A2となる。故にZ2−21
=2.Z4−Z3 =2.(X2−Xl)= (X4−
X3 ) とすればA+ =A2 となるから入力軸と
出力軸を一直線上に保つことができる。
ま(X2−Xl)= (X4−X3 )とすれば式(1
0)と(12)よりα1=α2となり、したがって式(
9)と(11)よりA1=A2となる。故にZ2−21
=2.Z4−Z3 =2.(X2−Xl)= (X4−
X3 ) とすればA+ =A2 となるから入力軸と
出力軸を一直線上に保つことができる。
尚、上式における使用記号は次の通りである。
Zl、Z2 、Z3 、Z4 :それぞれの歯車の歯
数 Xl、X2 、X3 、X4 :歯車Z1.Z2 。
数 Xl、X2 、X3 、X4 :歯車Z1.Z2 。
Z3 、Z4のそれぞれの転位係数
m=歯車のモジュール
αC:工具圧力角
α1 ニア2歯車と71歯車との噛合い圧力角α2 :
Z4歯車と73歯車との噛合い圧力角AI:Z2歯車と
71歯車との中心距離A2:Z4歯車と73歯車との中
心距離Cn二法線バツクラツシ hK :歯末のたけ係数(歯末のだけをmで除した値) ωi:入力軸の回転角速度 ω0 :出力軸の回転角速度 io ;歯数比 η0 :キャリア固定の時の基準効率 η:減速機の効率 今前出の式(4)を変形して次式(2)(3)を得る。
Z4歯車と73歯車との噛合い圧力角AI:Z2歯車と
71歯車との中心距離A2:Z4歯車と73歯車との中
心距離Cn二法線バツクラツシ hK :歯末のたけ係数(歯末のだけをmで除した値) ωi:入力軸の回転角速度 ω0 :出力軸の回転角速度 io ;歯数比 η0 :キャリア固定の時の基準効率 η:減速機の効率 今前出の式(4)を変形して次式(2)(3)を得る。
そこで(X2−Xl)= (X4−X3 )で、かつ式
(1)(2)および(3)を満足するようなXl。
(1)(2)および(3)を満足するようなXl。
X2 、X3 、X4をそれぞれの転位係数とするよう
な歯車を用いた第1図および第2図の遊星歯車装置はZ
2−Zl =2.Z4−23 =2でトロコイド干渉の
ないしかも噛合率1以上で入力軸と出力軸を一直線上に
保つことができる。
な歯車を用いた第1図および第2図の遊星歯車装置はZ
2−Zl =2.Z4−23 =2でトロコイド干渉の
ないしかも噛合率1以上で入力軸と出力軸を一直線上に
保つことができる。
この場合ピニオン71と73には切下げがあってはなら
ないからXlと×3は次式を満足しなければならない。
ないからXlと×3は次式を満足しなければならない。
×1≧hK−ユZ1sin2α。・(13)X3≧h、
−ユZ3sin2α。・(14)また、ピニオンZ1と
73の歯先が尖ってはならないから歯先尖り限界式の次
式で得られるXl、X3より小さなXi 、X3を採用
しなければならない。
−ユZ3sin2α。・(14)また、ピニオンZ1と
73の歯先が尖ってはならないから歯先尖り限界式の次
式で得られるXl、X3より小さなXi 、X3を採用
しなければならない。
タタ(、、B (CX) −InV (X !nV
α。
α。
tanαC
タタシB (Ot) = !nV Ck’ !n
V (XctanαC 第1図および第2図のハイポサイクロイド型の2に−H
型遊星歯車機構において遊星歯車機構の場合には歯数7
2の内歯車、歯数74の内歯車および偏心軸のいずれか
1つが固定されるが、差動歯車機構の場合にはこれらは
いずれも非固定となる。
V (XctanαC 第1図および第2図のハイポサイクロイド型の2に−H
型遊星歯車機構において遊星歯車機構の場合には歯数7
2の内歯車、歯数74の内歯車および偏心軸のいずれか
1つが固定されるが、差動歯車機構の場合にはこれらは
いずれも非固定となる。
いま具体的応用例としてα。=20°、hK−1(並歯
の場合)について説明する。
の場合)について説明する。
式(2)より次式を得る
1、28−0.1 Xi≧(X2−Xl)≧0.51−
0.125 Xl・・・(17)また式(3)より次式
を得る 1、28−0.1 X3 ≧(X4−x3>≧0.51
−0.125 X3・・・(18)この式(17)と(
18)を図示すると第3図を得る。
0.125 Xl・・・(17)また式(3)より次式
を得る 1、28−0.1 X3 ≧(X4−x3>≧0.51
−0.125 X3・・・(18)この式(17)と(
18)を図示すると第3図を得る。
いまこの図を用いて式(17)を満足させるためのXl
とLTXl−−0,2、!:L、X2−X1=0.7と
すれば式(17)を満足するから歯数差2でトロコイド
干渉のない、しかも噛合率が1より大きい歯数72と7
1の内歯車噛合いが得られ、コノ場合X2 =X1+(
X2−Xl)=0.5となる。
とLTXl−−0,2、!:L、X2−X1=0.7と
すれば式(17)を満足するから歯数差2でトロコイド
干渉のない、しかも噛合率が1より大きい歯数72と7
1の内歯車噛合いが得られ、コノ場合X2 =X1+(
X2−Xl)=0.5となる。
そして×4−x3 (=x2−x1)=0.7としX3
=−0,3とスレばX4 =X3 +(X4−X3)
−0,4となり、式(18)を満足するからこのような
歯数74と73の内歯車の噛合いでは歯数差が2でトロ
コイド干渉がなくしかも噛合率が1より大きくなり、入
力軸と出力軸を一直線上に保つことが出来る。実際には
この伯にxlは式(13)と(15)ヲ、X3は式(1
4)と(16)を考慮して決定しなければならない。
=−0,3とスレばX4 =X3 +(X4−X3)
−0,4となり、式(18)を満足するからこのような
歯数74と73の内歯車の噛合いでは歯数差が2でトロ
コイド干渉がなくしかも噛合率が1より大きくなり、入
力軸と出力軸を一直線上に保つことが出来る。実際には
この伯にxlは式(13)と(15)ヲ、X3は式(1
4)と(16)を考慮して決定しなければならない。
ところで、第1図の遊星歯車装置において、内歯車Z2
を固定した時の減速比は次式で計算される。
を固定した時の減速比は次式で計算される。
しかるにZ2−Z+ =2.Z4−23 =2であるか
ら次式を得る。
ら次式を得る。
したがって、Zl、Z2 、Z3 、Z4の4個の歯車
を用いることにより、1段で 笠し=−ユ〜−ユ ωi 7 20(負号は入力軸と出力軸の回転方
向が反対であることを示す〉を得ることができる。しか
もこの減速機の効率ηは次式で計算される。
を用いることにより、1段で 笠し=−ユ〜−ユ ωi 7 20(負号は入力軸と出力軸の回転方
向が反対であることを示す〉を得ることができる。しか
もこの減速機の効率ηは次式で計算される。
10−ηO
ただしη0はキャリア固定の時の基準効率で、ηO#0
.99 したがって、ηは90%以上の高い効率となる。
.99 したがって、ηは90%以上の高い効率となる。
いま
辺し=ユ〜ユ
ω1710
の減速比を、キャリア3分枝の普通形の2に一H型遊星
歯車減速機で得ようとすると、歯車を5個用いなければ
ならず、また 免し−ユ〜ユ ωi 10 20 の減速比を得るには、普通形の2に−1−1型遊星歯車
装置を2段直結にしなければならないから歯車が10個
必要となる(注2)。
歯車減速機で得ようとすると、歯車を5個用いなければ
ならず、また 免し−ユ〜ユ ωi 10 20 の減速比を得るには、普通形の2に−1−1型遊星歯車
装置を2段直結にしなければならないから歯車が10個
必要となる(注2)。
(注1)両角宗晴、へ重島公部、平田幸古:最小歯数差
ハイポサイクロイド減速機の効率。
ハイポサイクロイド減速機の効率。
信州大学工学部紀要、31号(昭46−12 )119
゜ (注2)有馬孝著 歯車減速機の基礎 パワー社(昭和52年7月31日発行)第2図の遊星歯
車装置において内歯車Z2を固定した時の減速比は次式
で計算される。
゜ (注2)有馬孝著 歯車減速機の基礎 パワー社(昭和52年7月31日発行)第2図の遊星歯
車装置において内歯車Z2を固定した時の減速比は次式
で計算される。
しかるにZ2−21=2.Z4−23 =2であるから
次式を得る。
次式を得る。
したがってZl、Z2 、Z3 、Z4の4個の歯車を
用いることにより1段で を得ることができる。
用いることにより1段で を得ることができる。
いま
笠し−ユ〜ユ
ωi 70 120
の減速比を、キャリア3分枝の普通形の2に−H型遊星
歯車減速機で得ようとするとこれらを3段直結にしなけ
ればならない為に歯車を15個用いなければならず、ま
た3に型遊星歯車装置を用いるならば歯車は9個必要と
なる。(注
歯車減速機で得ようとするとこれらを3段直結にしなけ
ればならない為に歯車を15個用いなければならず、ま
た3に型遊星歯車装置を用いるならば歯車は9個必要と
なる。(注
第1図は本発明の第1発明が適用されるハイポサイクロ
イド型2に−H型遊星歯車機構の説明図、第2図は本発
明の第2発明が適用される− 17 = ハイポサイクロイド型2に−H型遊星歯車機構の説明図
、第3図は本発明の実施例を示した(X2−XI >
又ハ(X4−X3 )と×1又はX3との関係を示した
図表である。 ωi:入力軸の回転角速度 ω0 :出力軸の回転角速度 Zl :歯数71の外歯車 Z2 :歯数72の内歯車 Z3 :歯数73の外歯車 74 :歯数74の内歯車 A1 :内歯車72と外歯車Z1との中心距離A2 :
内歯車Z4と外歯車Z3との中心距離×1 :歯数71
の外歯車の転位係数 x2 :歯数72の内歯車の転位係数 X3 :歯数73の外歯車の転位係数 X4 :歯数74の内歯車の転位係数 −18= 第1図 第2図 第3図 (ス、−χ3) (−X2−χl) Cイ 、26
・1、ダ −4,= t 7.4 1、i 22−2+ =2
i〃zl、フ ネよりzt、−ろ;2 /、1 t= l y 7 J 6 q 4aす1
7t つ −o−21θ χz=Q−タ ′9 ゴ3−一□、3 0、θ χ9− θ、1I− −−−?く−−t−−(Lり θ6 / // 7/// 、’ ′z / 、・J///
//// 、’+ 1 1+、4
V 八 〇、3 + I O,’2I
イド型2に−H型遊星歯車機構の説明図、第2図は本発
明の第2発明が適用される− 17 = ハイポサイクロイド型2に−H型遊星歯車機構の説明図
、第3図は本発明の実施例を示した(X2−XI >
又ハ(X4−X3 )と×1又はX3との関係を示した
図表である。 ωi:入力軸の回転角速度 ω0 :出力軸の回転角速度 Zl :歯数71の外歯車 Z2 :歯数72の内歯車 Z3 :歯数73の外歯車 74 :歯数74の内歯車 A1 :内歯車72と外歯車Z1との中心距離A2 :
内歯車Z4と外歯車Z3との中心距離×1 :歯数71
の外歯車の転位係数 x2 :歯数72の内歯車の転位係数 X3 :歯数73の外歯車の転位係数 X4 :歯数74の内歯車の転位係数 −18= 第1図 第2図 第3図 (ス、−χ3) (−X2−χl) Cイ 、26
・1、ダ −4,= t 7.4 1、i 22−2+ =2
i〃zl、フ ネよりzt、−ろ;2 /、1 t= l y 7 J 6 q 4aす1
7t つ −o−21θ χz=Q−タ ′9 ゴ3−一□、3 0、θ χ9− θ、1I− −−−?く−−t−−(Lり θ6 / // 7/// 、’ ′z / 、・J///
//// 、’+ 1 1+、4
V 八 〇、3 + I O,’2I
Claims (2)
- (1)入力軸兼キャリアである偏心軸上に歯数Z_1の
1個の外歯遊星歯車が支持されて該偏心軸上で回転し、
この外歯遊星歯車は歯数Z_2の内歯車に噛み合って上
記偏心軸の回転に伴って遊星運動するようにし、かつ上
記の外歯遊星歯車の側面に歯数Z_4の内歯車が固定さ
れ、この歯数Z_4の内歯車は出力軸と一体の歯数Z_
3の外歯車に噛み合っている遊星歯車装置において、下
記式(1)(2)および(3) X_2−X_1=X_4−X_3…(1) (−0.019α_c°+1.66)h_K−0.1X
_1≧(X_2−X_1)≧{0.0008(α_c°
)^2−0.057α_c°+1.33}h_K−0.
125X_1…(2)(−0.019α_c°+1.6
6)h_K−0.1X_3≧(X_4−X_3)≧{0
.0008(α_c°)^2−0.057α_c°+1
.33}h_K−0.125X_3…(3)(但し、式
中X_1、X_2、X_3、X_4は夫々歯数Z_1、
Z_2、Z_3、Z_4を有する歯車の転位係数を示す
。α_cは工具圧力角を示す。 h_Kは歯末のたけ係数(歯末のたけをモジュールmで
除した値)を示す。) を満足するようなX_1、X_2、X_3、X_4の値
を夫々歯数Z_1、Z_2、Z_3、Z_4の各歯車の
転位係数とし、Z_2−Z_1=2、Z_4−Z_3=
2であることを特徴とする減速機構。 - (2)入力軸兼キャリアである偏心軸上に歯数Z_1の
1個の外歯遊星歯車が支持されて該偏心軸上で回転し、
この外歯遊星歯車は歯数Z_2の内歯車に噛み合って上
記偏心軸の回転に伴って遊星運動するようにし、かつ上
記外歯遊星歯車の側面に歯数Z_3の外歯車が固定され
この歯数Z_3の外歯車は出力軸と一体の歯数Z_4を
有する内歯車に噛み合っている遊星歯車装置において、
下記式(1)(2)および(3) X_2−X_1=X_4−X_3…(1) (−0.019α_c°+1.66)h_K−0.1X
_1≧(X_2−X_1)≧{0.0008(α_c°
)^2−0.057α_c°+1.33}h_K−0.
125X_1…(2)(−0.019α_c°+1.6
6)h_K−0.1X_3≧(X_4−X_3)≧{0
.0008(α_c°)^2−0.057α_c°+1
.33}h_K−0.125X_3…(3)(但し、式
中X_1、X_2、X_3、X_4は夫々歯数Z_1、
Z_2、Z_3、Z_4を有する歯車の転位係数を示す
。α_cは工具圧力角を示す。 h_Kは歯末のたけ係数(歯末のたけをモジュールmで
除した値)を示す。) を満足するようなX_1、X_2、X_3、X_4の値
を夫々歯数Z_1、Z_2、Z_3、Z_4の各歯車の
転位係数とし、Z_2−Z_1=2、Z_4−Z_3=
2であることを特徴とする減速機構。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP61291192A JPS63145842A (ja) | 1986-12-05 | 1986-12-05 | 減速機構 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP61291192A JPS63145842A (ja) | 1986-12-05 | 1986-12-05 | 減速機構 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JPS63145842A true JPS63145842A (ja) | 1988-06-17 |
Family
ID=17765648
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
JP61291192A Pending JPS63145842A (ja) | 1986-12-05 | 1986-12-05 | 減速機構 |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
JP (1) | JPS63145842A (ja) |
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Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
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-
1986
- 1986-12-05 JP JP61291192A patent/JPS63145842A/ja active Pending
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JPWO2016194511A1 (ja) * | 2015-06-02 | 2017-11-24 | 日産自動車株式会社 | 内燃機関の可変圧縮比機構 |
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