JPWO2007017935A1 - 遊星歯車装置 - Google Patents

Abstract

従来装置の問題点を解決することができる、新規な遊星歯車機構を備えた遊星歯車装置を提供する。遊星歯車は歯数の異なる少なくとも２つの第１及び第２の歯車Ｂ，Ｅを同軸かつ一体に有する。二つの基本軸が与えられた一方の太陽外歯車又は太陽内歯車は、遊星歯車の第１及び第２の歯車Ｂ，Ｅにそれぞれ噛み合いかつ相対回転可能な少なくとも２つの第３及び第４の歯車Ｃ，Ｆを有する。第１の歯車Ｂと第３の歯車Ｃとの歯数比が第２の歯車Ｅと第４の歯車Ｆとの歯数比と異なる。一つの基本軸を与えられた他方の太陽外歯車又は太陽内歯車は、遊星歯車の第１及び第２の歯車Ｂ，Ｅにそれぞれ噛み合う少なくとも２つの第５及び第６の歯車Ａ，Ｄを同軸かつ一体に有する。第１の歯車Ｂと第５の歯車Ａとの歯数比が第２の歯車Ｅと第６の歯車Ｄとの歯数比と等しい。

Description

本発明は遊星歯車装置に関し、詳しくは、遊星歯車機構の３つの基本軸（駆動軸、入力軸、固定軸）の全てが、装置の中心軸と同じ回転軸心を持つＫ要素である、３Ｋ型遊星歯車機構を備える遊星歯車装置に関する。

機械要素は、言うまでもなく文明を支え、産業の根幹を成し、その一つである歯車機構の根本的な動作原理は、ギリシャ、ローマ時代にほぼ、その発明を終え、現在に至っていると言っても過言ではない。したがって、ここ１００年に於いて、特筆すべき発明はハーモニックギア、と不思議遊星歯車程度である。また、長い歴史を持つ歯車機構において、高効率、高減速比は、永遠の夢といって過言ではない。簡素な構造で、高減速比を有し、且つ、大きなトルク伝達が可能で、高効率の歯車機構は長年追求され、その実現に多くの研究者が従事してきた。

近年、ハーモニックギアの発明によって、ある程度の高減速比、高効率の機構が実現できるようになり、現在では多くの機械分野で独占的な地位を固めている。しかしながら、ハーモニックギアは、歯の噛み合いが少なく、大きなトルク伝達には不向きである。よって、歯の噛み合いが多く、特殊な歯車が不要で、小型化が容易な従来型の遊星歯車機構である不思議遊星歯車に期待するところが大きい。

不思議歯車機構（Furgason Mechanical Paradox機構）とは、一つの軸に取り付けられた互いに歯数の異なる２個の歯車が他の共通な歯車に噛合う機構であって、古くから、ラジオの可変コンデンサ用ダイヤル機構やプロペラ可変ピッチ機構などに使用されてきた。そして、遊星歯車に、不思議歯車機構を用いたものが、不思議遊星歯車装置であって、両角宗治氏によって研究された。不思議遊星歯車は、簡易な構造で極めて大きな減速比を実現でき、歯車の噛合いが多く大きなトルクを伝達できるという点で、ハーモニックギアより優位性がある。

そして、最近では、プリンタ等で使用される極めて小型の歯車として不思議遊星歯車を実用化した例があり、ますます注目の集まるところであるが、基本的に一つの歯車で噛合う機構であるので、歯の強度が弱く伝達可能なトルクが小さく、未だ効率の悪さが指摘され、また、ロック状態が発生するなど、歯車機構としての完成度は低いと言わざるを得ない。
特開２０００−２７４４９５号公報 特開２００４−１９９００号公報 特開２００３−１９４１５８号公報 特開２００１−３１７５９８号公報 両角宗晴、「遊星歯車と差動歯車の設計計算法」、日刊工業新聞社、１９８９年５月 中田孝、「転位歯車」、日本機械学会、１９９６年６月

従来技術の大減速が可能な機構は、たとえば、ハーモニックギア、不思議遊星歯車にしても、機構としては不完全であり、大きな減速比で、効率よく高トルク伝達を行うには、有利な機構であるといえない。したがって、その問題点を解決するためには、歯形や歯数などの仕様の変更では、問題点を根源的に解決することができない。

（３Ｋ型の従来技術）
遊星歯車装置の種類は非常に多いが、最近はクドリヤフツエフ氏の分類法が一般に受け入れられている。遊星歯車機構は、駆動軸（入力軸）、従動軸（出力軸）、固定軸（拘束軸）の３本の基本軸からなり、これら基本軸は同軸上に配置される。今、基本軸となる太陽歯車（太陽外歯車、太陽内歯車を含む）の軸をＫ、キャリア軸をＨ、遊星歯車軸をＶで表わすと、遊星歯車機構は、２Ｋ−Ｈ型、３Ｋ型、Ｋ−Ｈ−Ｖ型および２個以上の２Ｋ−Ｈ型の連結による複合遊星歯車機構に分類される。不思議遊星歯車としては、３Ｋ型と２Ｋ−Ｈ型が知られているが、特許文献１〜４は、いずれの３Ｋ型の不思議遊星歯車に関するものである。

また、不思議遊星歯車を含む遊星歯車機構について、例えば非特許文献１には、速比、効率、軸トルクが、網羅的に解析されている。したがって、従来技術は、３Ｋ型不思議遊星歯車とそれに類似する通常の３Ｋ型遊星歯車とは、理論的にも広く知られている技術であり、その技術は確立されている。

本件は、３Ｋ型遊星歯車遊星歯車機構に於いて、従来技術とは異なる歯車機構である。よって、従来技術との違いを明確にし、本件の技術的優位性を説明にするためするため、従来型の歯車機構につき詳述する。

（３Ｋ型遊星歯車機構の分類）
３Ｋ型には、二つの機構がある。固定軸、従動軸、駆動軸の３つの軸に対し、二つの太陽内歯車（ring gear）と一つの太陽外歯車（sun gear）を割り当てた機構（Ｉ型と称する）と、二つの太陽外歯車と一つの太陽内歯車をもつ機構（II型と称する）である。一般的には、Ｉ型では、太陽内歯車の内、一つを固定軸、もう一つを従動軸とし、太陽外歯車を駆動軸とする。II型では、太陽外歯車の内、一つを固定軸、もう一つを従動軸とし、太陽内歯車を駆動軸とする。いずれも大減速を得ようとする機構である。

また遊星歯車機構では当然であるが、固定軸が固定（拘束）されず、駆動軸が固定軸に対し、反力を得ることができない場合は、固定軸と従動軸は相対的な回転変位を行うことができず、剛体となる。言い換えると、駆動軸の固定軸からの反力によって従動軸を駆動し、従動軸に固定軸に対して減速された相対回転を出力させる。

本発明は、Ｉ、II型の両方に関するものであり、Ｉ型の従来技術とII型の従来技術を示し、本発明の新しい機構に付き、従来技術と比較しその優位性を詳述する。

（３Ｋ型遊星歯車機構の詳細分類の定義）
次に、３Ｋ型遊星歯車に於いて、代表的な従来技術である不思議遊星歯車と不思議遊星歯車でない従来型の遊星歯車と本件で示す新しい遊星歯車機構について述べる。したがって、それら３つの機構につき、前記Ｉ、II型に付き、便宜上、Ｉ型に付いては、「３Ｋ−Ｉ型不思議遊星歯車」、「３Ｋ−Ｉ型普通遊星歯車機構」、「本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構」と称する。また、II型に付いては、「３Ｋ−II型不思議遊星歯車」、「３Ｋ−II型普通遊星歯車機構」、「本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構」と称する。

＜３Ｋ型−Ｉ型不思議遊星歯車機構＞
図１に従来技術である３Ｋ−Ｉ型に属する３Ｋ不思議遊星歯車のスケルトン図を示す。符号Ａは太陽外歯車、符号Ｂは遊星歯車、符号Ｃ、Ｄは太陽内歯車をそれぞれ示す。

不思議歯車機構とは、一つの軸に取り付けられた互いに歯数の異なる２個の歯車が他の共通な歯車に噛合う機構である。したがって、不思議遊星歯車機構は、一つの歯車である遊星歯車（planet gear）に噛合う互いに歯数の異なる２個の歯車を太陽外歯車（sun gear）、もしくは、太陽内歯車（ring gear）に設ける機構である。

したがって、太陽外歯車、もしくは、太陽内歯車には、互いに歯数が異なりながら、他軸の同一の歯車に噛合う為には、必ず極端な転位が施されなければ、成立しない。

すなわち、同一軸間距離で一つの軸の歯車の歯数を固定し、他軸に歯数が異なる噛合わせは、通常使用する範囲で歯車を成立させるには、歯車としての正常な姿から逸脱せざるを得ない。軸間距離が決まり、一方の歯数とモジュールが決まれば、他方はモジュールが等しく、他方の歯数比は、軸間距離を内分する歯数で決定される。したがって、他方が二つの異なる歯数を持つためには、転位を行い噛合いピッチ円を変更せざるを得ない。したがって、過度の転位によって、滑り率が大きく効率が悪く、最悪の場合、回転伝達が正常に行われないロック状態になるという欠点がある。

３Ｋ型−Ｉ型の場合、二つの太陽内歯車Ｃ，Ｄと一つの太陽外歯車Ａに、駆動軸、従動軸、固定軸の３本の基本軸を割り当てる。以下では、最も一般的である場合、すなわち、太陽外歯車Ａを駆動軸にとり、太陽内歯車Ｃを従動軸、太陽内歯車Ｄを固定軸に設定する場合について、非特許文献１（ｐ．１２４〜ｐ．１２８）を例にとり、説明する。

本例は、歯車Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの歯数をそれぞれ、Ｚa＝２４、Ｚｂ＝２５、Ｚｃ＝７２、Ｚｄ＝７５ととり、太陽外歯車Ａを駆動軸とし、太陽内歯車Ｄを固定軸、太陽内歯車Ｃを従動軸とした例である。そして、遊星歯車の配置個数（以下、「遊星配置個数」ともいう。）は３であり、非特許文献１中にあるように、速比ｕ＝１／１００であり、減速比は１００となり、極めて大減速比である。

各遊星歯車が同じ位相で、太陽外歯車、太陽内歯車に噛合う条件は、遊星歯車の配置個数（本例では３）が、太陽外歯車の歯数と太陽内歯車の歯数の公約数となることである。よって、本例では、太陽外歯車Ａと二つの太陽内歯車Ｃ，Ｄの歯数、Ｚa、Ｚｃ、Ｚｄは、３を約数として持ち、各遊星歯車Ｂは全く同じ位相関係で太陽外歯車Ａ、太陽内歯車Ｃ，Ｄと噛合あう。

非特許文献１中に「不思議遊星歯車を用いた３Ｋ型遊星歯車装置を設計するためには各歯車のかみあい中心距離が等しくなるように転位歯車理論を用いて計算しなければならず、しかも全負荷を数個の遊星歯車に等しく配分するために、それら組み立て条件を満足しなければならない」とあるように、不思議遊星歯車は、同一遊星歯車に、異なる歯数を持つ二つの太陽内歯車を噛合わせる。したがって、二つの太陽内歯車の歯数差が大きくなるほど、同一噛合い中心距離で噛合わせる歯車の転位係数差は大きくなり、且つ、二つの太陽内歯車の歯数差が大きくなるほど、出力される減速比は、１００より小さい値になっていき、不思議遊星歯車の優位性を失っていく。

同一遊星歯車に異なる歯数を持つ太陽内歯車をかみ合わせる遊星歯車機構である制約により、二つの太陽内歯車の歯数差と遊星歯車の配置個数とは等しく、且つ、同一遊星歯車に異なる歯数で噛合う二つの太陽内歯車の転位係数差は、遊星歯車の配置個数、即ち二つの太陽内歯車の歯数差に対応して増加していく。よって、遊星歯車の配置個数は少なくなければ、転位係数によって、歯車が成り立たない。

歯車Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄの転位係数を、それぞれ、Ｘa、Ｘｂ、Ｘｃ、Ｘｄとすると、本例ではＸa＝０．０１９１、Ｘｂ＝０．１６７１、Ｘｃ＝０、Ｘｄ＝１．７０５である。即ち、内歯歯車Ｃは、歯車として成立できる限界近くの転位係数を有している。

３Ｋ型−Ｉ型不思議遊星歯車問題点は、次の通りである。
（１）遊星配置個数と従動軸、固定軸となる歯車の歯数差とが等しいという制約があり、結果的に遊星配置個数が少ない。したがって、伝達トルクは小さい。
（２）歯数差と遊星配置個数が同じに於いては、各遊星歯車は全く同じ位相関係で太陽外歯車、太陽内歯車と噛合あう。したがって、各遊星の位相の重なり合いがなく、その為、スムーズな回転伝達ができない。
（３）遊星配置個数と従動軸、固定軸となる歯車の歯数差とが等しいという制約がある以上、必然的に大きな転位係数が必要となり、その為、滑り係数が多く、効率の良い歯車機構を実現できない。特に、トルクの小さい領域では、損失が占める割合が大きく効率が低下する。
（４）二つの太陽内歯車は、遊星配置個数に等しい歯数差であり、その歯数差に対応した二つの太陽内歯車の速比の差が生じる。したがって、不思議遊星は、速比の差を小さくして、減速比を大きくするには限度がある。
（５）速比差が大きいと、遊星歯車は噛合い位置の離れた部位で、異なる力を太陽内歯車から受けることになり、速比差に比例した太陽外歯車の周方向に倒れようとする力が発生し、遊星歯車と太陽内歯車の両端部に偏った応力が発生し、端部に偏磨耗が生じる。したがって、耐久性の悪い歯車機構である。言い換えれば、速比差が小さく減速比が大きい歯車は、耐久性が良いが、遊星配置個数と従動軸、固定軸となる歯車の歯数差とが等しいという制約があり、その制約の範囲内しか実現できない。

＜３Ｋ型−Ｉ型普通遊星歯車機構＞
図２に、従来技術である３Ｋ−Ｉ型普通遊星歯車機構のスケルトン図を示す。

３Ｋ−Ｉ型普通遊星歯車機構は、一組の太陽外歯車Ａ、遊星歯車Ｂ、太陽内歯車Ｃによる通常の遊星歯車機構に加え、遊星歯車Ｂと軸を共有するもう一つの遊星歯車Ｄと、この遊星歯車Ｄに噛み合う太陽内歯車Ｅとを備える。最も一般的であるのは、太陽外歯車Ａを駆動軸にとり、太陽内歯車Ｅを従動軸、太陽内歯車Ｃを固定軸に設定する場合であり、以下、この場合について説明する。

歯車Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｅの歯数を、それぞれ、Ｚａ，Ｚｂ，Ｚｃ，Ｚｄ，Ｚｅとすると、速比ｕは、

となる。

例えば、Ｚａ＝２４、Ｚｂ＝１２、Ｚｃ＝４８、Ｚｄ＝１１、Ｚｅ＝４７とすると、速比ｕ＝１／４７、減速比はその逆数の４７となる。この場合の遊星配置個数は、３である。

すなわち、遊星可能配置個数は、太陽外歯車（歯車Ａ）の歯数（２４）と太陽内歯車（歯車Ｃ）の歯数（４８）との和（７２）の約数であり、遊星配置個数は３を選択した。遊星歯車Ｂと軸を共有してもう一つの遊星歯車Ｄの歯数（Ｚｄ）を１１とすると、遊星歯車Ｄに噛合う太陽内歯車Ｅの歯数（Ｚｅ）は、"Ｚｄ・Ｚｃ／Ｚｂ±遊星配置個数"となるので、"Ｚｄ・Ｚｃ／Ｚｂ＋遊星配置個数"の５１を選択した。即ち、歯数（Ｚｅ）は、遊星歯車の歯数がＺｂからＺｄに変化したときに対応する太陽内歯車の歯数（Ｚｄ・Ｚｃ／Ｚｂ）に対して、遊星配置個数分異なる歯数を有する。即ち、広義の意味で遊星配置個数が歯数の差となっている。言い換えれば、不思議遊星歯車は、Ｚｄ＝Ｚｂの時の解である。

３Ｋ−Ｉ型普通遊星歯車機構は、３Ｋ−Ｉ型不思議遊星歯車と同様に大きな減速比を得ることのできる機構であり、同様の働きをする。しかしながら、太陽内歯車の歯数は遊星配置個数の差の影響を受け、その為、太陽内歯車は、３Ｋ−Ｉ型不思議遊星歯車と同様に、太陽内歯車は大きな転位を持たざるを得ない。

３Ｋ−Ｉ型普通遊星歯車機構の問題点を列挙すると、以下のようになる。
（１）歯数差と遊星配置個数との関係より、結果的に遊星配置個数が少なく、不思議遊星歯車と同様に、伝達可能なトルクは小さい。
（２）不思議遊星歯車と同様に必然的に大きな転位係数が必要となり、その為、滑り係数が多く、効率の良い歯車機構を実現できない。
（３）遊星配置個数の制約によって、減速比を大きくするには限度がある。
（４）太陽外歯車の周方向に遊星歯車は倒れようとする力が発生し、遊星歯車と太陽内歯車の両端部に偏った応力が発生し、端部に偏磨耗が生じる。
（５）そもそも、遊星歯車（歯車Ｄ）に噛合う、太陽外歯車がない。したがって、太陽内歯車（歯車Ｅ）の回転の反力は、軸断面の異なる太陽外歯車（歯車Ａ）、遊星歯車（歯車Ｂ）、太陽内歯車（歯車Ｃ）の噛合いから得ることとなる。したがって、太陽外歯車の周方向に倒れようとする力が機構学的に生じてしまう。よって、３Ｋ−Ｉ型不思議遊星歯車以上に、機構学的に歯車端部に磨耗が生じる機構である。言い換えれば、３Ｋ−Ｉ型不思議遊星歯車はその機構学的な問題点を改善した機構といえる。

（３Ｋ−II型の従来技術）
次に、前記した３Ｋ−II型について、その従来技術に付き詳述する。

II型とは、太陽外歯車（sun gear）の内、一つを固定軸、もう一つを従動軸とし、太陽内歯車（ring gear）を駆動軸とし、いずれも大減速を得ようとする機構である。即ち、太陽内歯車を回転入力（駆動軸）として、二つの太陽外歯車間に相対的な回転を発生させる機構である。

図３に３Ｋ−II型不思議遊星歯車機構のスケルトン図を示し、図４に３Ｋ型−II型普通遊星歯車機構のスケルトン図を示す。図から分かるように、従来技術でも３Ｋ−II型遊星歯車機構は実現できる。しかしながら、３Ｋ−II型遊星歯車機構は、多くは用いられない。その理由は、太陽外歯車の歯数が太陽車内歯車に比して少ないため、歯数比の異なる歯車機構である３Ｋ−II型遊星歯車機構では、３Ｋ−Ｉ型に比して転位が大きくなるなど従来技術の問題点が如実に現れる傾向があり、３Ｋ−Ｉ型に比して不利であるからである。

＜３Ｋ型−II型不思議遊星歯車機構＞
図３に示したように、３Ｋ型−II型不思議遊星歯車機構は、相対回転自在な二組の太陽外歯車Ａ，Ｄ、遊星歯車Ｂ、太陽内歯車Ｃを備える。駆動軸、従動軸、固定軸の３本の基本軸のうち、駆動軸は太陽内歯車Ｃに、従動軸と固定軸は太陽外歯車Ａ，Ｄに割り当てられている。また、遊星歯車Ｂは、互いに歯数の異なる二つの太陽外歯車Ａ，Ｄと噛合い、又、太陽内歯車Ｃと噛合っている。したがって、太陽内歯車Ｃに入力された回転は、歯車Ａ、又は、歯車Ｄのいずれか一方が太陽内歯車Ｃの回転に対し固定されることによって、歯車Ａと歯車Ｄ間に減速された相対回転が生じる。

３Ｋ型−II型不思議遊星歯車機構は、遊星配置個数が少なく伝達トルクは小さい、歯数差と遊星配置個数が同じで、各遊星歯車は全く同じ位相関係で太陽外歯車、太陽内歯車と噛合あいスムーズな回転伝達ができない等、３Ｋ型−Ｉ型不思議遊星歯車機構と全く同様の問題点がある。

＜３Ｋ型−II型普通遊星歯車機構＞
図４に示したように、３Ｋ−II型普通遊星歯車機構は、一組の太陽外歯車Ａ、遊星歯車Ｂ、太陽内歯車Ｃによる通常の遊星歯車機構に加え、遊星歯車Ｂと軸を共有してもう一つの遊星歯車Ｅと、この遊星歯車Ｅに噛合う太陽外歯車Ｅとを備える。

したがって、太陽内歯車Ｃに入力された回転は、歯車Ａ、又は、歯車Ｄのいずれか一方が太陽内歯車Ｃの回転に対し固定されることによって、歯車Ａと歯車Ｄ間に減速された相対回転が生じる機構であり、動作は３Ｋ型−II型不思議遊星歯車機構と全く同じである。

３Ｋ型−II型普通遊星歯車機構は、３Ｋ型−II型不思議遊星歯車機構や３Ｋ型−Ｉ型普通遊星歯車機構と共通した問題点があると考えられる。たとえば、不思議遊星歯車と同様に、遊星配置個数が少なく、伝達可能なトルクは小さい、また、効率の良い歯車機構を実現できない。

また、一方の遊星歯車Ｅに噛合う太陽内歯車がないので、３Ｋ型−Ｉ型普通遊星歯車機構と同様に、遊星歯車Ｅが倒れようとする力が機構学的に生じてしまい、不思議遊星歯車以上に、歯車端部に偏磨耗が生じやすい。

上述した従来の３Ｋ型遊星歯車機構の問題点は、遊星歯車の機構学的な原因に起因し、したがって、その問題点を解決するには、歯形や歯数などの仕様の変更では、到底問題点を根源的に解決することができない。よって、前記問題点を解決するためには、減速機構の根源である歯車の減速理論にさかのぼり、機構学的に従来技術とは異なる新しい歯車機構によって、問題点を解決するしかない。

本発明は、かかる実情に鑑み、従来装置の問題点を解決することができる、新規な遊星歯車機構を備えた遊星歯車装置を提供しようとするものである。

本発明は、不思議歯車機構ではなく、不思議歯車機構の理論に立ち返り新たな遊星歯車機構を提案する。不思議遊星歯車では、一つの軸に取り付けられた互いに歯数の異なる２個の歯車が他の共通な歯車に噛合う機構であったが、本発明では、遊星歯車軸に一つの歯車ではなく、一体に構成された互いに歯数の異なる歯車を設け、その遊星の二つの歯車に対し、互いに歯数比の異なる複数の歯車を太陽外歯車、もしくは、太陽内歯車に設ける。

本発明の遊星歯車装置は、不思議遊星歯車機構と同様な働きをするが、不思議遊星歯車に対し、減速比に設計上の自由度が増し、その結果、遊星の配置個数を多くでき、高トルク伝達が可能であり、且つ、より大きな減速比を実現でき、高効率である。

本発明は、上記課題を解決するために、以下のように構成した遊星歯車装置を提供する。

遊星歯車装置は、太陽外歯車と太陽内歯車と遊星歯車とを有し、前記太陽外歯車又は前記太陽内歯車のいずれか一方に三つの基本軸である駆動軸、従動軸、固定軸の内の二つが与えられ、前記太陽外歯車又は前記太陽内歯車の他方に他の一つの前記基本軸が与えられ、回転伝達によって増減速を行う３Ｋ型遊星歯車機構を備える。前記遊星歯車は歯数の異なる少なくとも２つの第１及び第２の歯車を同軸かつ一体に有する。二つの前記基本軸が与えられた前記一方の前記太陽外歯車又は前記太陽内歯車は、前記遊星歯車の前記第１及び第２の歯車にそれぞれ噛み合いかつ相対回転可能な少なくとも２つの第３及び第４の歯車を有する。前記第１の歯車と前記第３の歯車との歯数比が前記第２の歯車と前記第４の歯車との歯数比と異なる。一つの前記基本軸を与えられた前記他方の前記太陽外歯車又は前記太陽内歯車は、前記遊星歯車の前記第１及び第２の歯車にそれぞれ噛み合う少なくとも２つの第５及び第６の歯車を同軸かつ一体に有する。前記第１の歯車と前記第５の歯車との歯数比が前記第２の歯車と前記第６の歯車との歯数比と等しい。

上記構成において、第１及び第２の歯車を同軸かつ一体に有する遊星歯車と、第５及び第６の歯車を同軸かつ一体に有する他方の太陽外歯車または太陽内歯車とは、互いに噛み合う第１の歯車と第５の歯車との歯数比が第２の歯車と第６の歯車との歯数比と等しいので、相対回転可能である。

上記構成において、一方の太陽外歯車又は太陽内歯車が有する相対回転可能な第３及び第４の歯車は、遊星歯車が同軸かつ一体に有する第１及び第２の歯車に噛み合う。互いに噛み合う第１の歯車と第３の歯車との歯数比が第２の歯車と前記第４の歯車との歯数比と異なるので、遊星歯車の第１及び第２の歯車の回転に対して、第３の歯車の回転量と第４の歯車の回転量とは異なる。

例えば、第５及び第６の歯車を同軸かつ一体に有する他方の太陽外歯車または太陽内歯車を固定した場合、第１の歯数と第２の歯車の歯数とが異なるので、第１の歯車と第３の歯車との歯数比が第２の歯車と前記第４の歯車との歯数比との差を小さくして、第３の歯車と第４の歯車との間で、大きな減速比を得ることができる。

好ましい一態様としては、前記太陽外歯車に三つの前記基本軸である前記駆動軸、前記従動軸、前記固定軸の内の二つが与えられ、前記太陽内歯車に他の一つの前記基本軸が与えられる。

好ましい他の態様としては、前記太陽内歯車に三つの前記基本軸である前記駆動軸、前記従動軸、前記固定軸の内の二つが与えられ、前記太陽外歯車に他の一つの前記基本軸が与えられる。

好ましくは、前記遊星歯車は、前記太陽外歯車及び前記太陽内歯車との噛み合いの位相が異なる複数組を備え、等角度間隔で配置されたことを特徴とする、請求項１記載の遊星歯車装置。

上記構成によれば、高トルクの伝達が可能となる。

好ましくは、前記遊星歯車の前記第１及び第２の歯車は、中心距離が等しく前記太陽外歯車及び前記太陽内歯車に噛み合う。

上記構成によれば、遊星歯車を太陽外歯車や太陽内歯車の軸に対して平行に配置し、回転伝達を可能とすることができる。

好ましくは、歯数比が等しい前記第１の歯車と前記第５の歯車との噛み合いピッチ円と、前記第２の歯車と前記第６の歯車との噛み合いピッチ円とが、等しい。歯数比が異なる前記第１の歯車と前記第３の歯車とのピッチ円と、前記第２の歯車と前記第４の歯車とのピッチ円とが異なる。

従来装置では、歯数比が異なる場合に噛み合いピッチ円を等しくするために転位を与えているが、それでは無理が生じる。上記構成によれば、歯数比が異なる場合に無理な転位を与えなくてもよい。

好ましくは、前記太陽内歯車の歯数が、前記遊星歯車の歯数の２倍と前記太陽外歯車の歯数の和と異なるとき、前記太陽内歯車、前記遊星歯車又は前記太陽外歯車の少なくとも一つに対し転位を施す。

上記構成により、遊星歯車装置の回転伝達が可能となる。

好ましくは、前記遊星歯車が太陽歯車の周りに等角度間隔で配置され、前記遊星歯車の個数と前記遊星歯車の歯数とが互いに素である（すなわち、１以外の公約数を持たない）。

上記構成により、遊星歯車の噛み合いの位相が全て異なるようにすることができる。

好ましくは、前記太陽外歯車と前記太陽内歯車との間に回転軸受け機構を備える。

上記構成によれば、遊星歯車機構を小型化することができる。

好ましくは、前記遊星歯車は、前記第１及び第２の歯車と異なる少なくとも１つの第７の歯車を同軸かつ一体に有する。前記太陽外歯車又は前記太陽内歯車の少なくとも一方に、該第７の歯車に噛み合う第８の歯車が形成される。

上記構成によれば、歯車の噛み合いが重なり合い、よりスムーズな回転伝達が可能となる。

好ましくは、前記遊星歯車は、前記第１及び第２の歯車と異なる少なくとも１つの歯車を同軸かつ一体に有する。前記遊星歯車が同軸かつ一体に有する三つ以上の前記歯車の内一つ以上の前記歯車がねじ状であり、当該ねじ状の前記歯車は、前記太陽外歯車又は前記太陽内歯車の少なくとも一方もしくは両方に噛み合う。

上記構成によれば、軸方向に螺旋状に延在し、複数個所で噛み合うねじ状の歯車は、軸方向に作用する力を相殺する。そのため、軸方向の力を受ける軸受けが不要となるので、コンパクトな装置を設計することが可能である。

好ましくは、前記第１〜第４の歯車の歯数をＺ１〜Ｚ４とし、前記第３及び第４の歯車の歯数Ｚ３，Ｚ４をともに増加又は減少した仮想歯数をＺ３'、Ｚ４'としたとき、
（ａ）Ｚ１：Ｚ３'＝Ｚ２：Ｚ４'、かつ
（ｂ）｜Ｚ３−Ｚ３'｜＝１又は２、かつ
（ｂ）｜Ｚ４−Ｚ４'｜＝１又は２
である。

上記構成によれば、第３及び第４の歯車の歯数Ｚ３，Ｚ４の両方を、第１及び第２の歯車との歯数比が等しくなる歯数Ｚ３'，Ｚ４'よりも、ともに増加又は減少させる。このように第３及び第４の歯車の歯数Ｚ３，Ｚ４の両方を同一方向に増減することによって、第３及び第４の歯車の歯数Ｚ３，Ｚ４の一方のみを第１又は第２の歯車との歯数比が等しくなる歯数Ｚ３'，Ｚ４'より増減する場合よりも、大きな減速比を得ることができる。

また、増減する歯数｜Ｚ３−Ｚ３'｜，｜Ｚ４−Ｚ４'｜を１又は２とすることによって、歯車の転位量を小さくすることができる。

したがって、転位をできるだけ小さくしつつ、減速比を大きくすることができる。

前記第１の歯車と前記第２の歯車、前記第３の歯車と前記第４の歯車、前記第５の歯車と前記第６の歯車は、それぞれ逆方向にねじれたはすば歯車である。

上記構成によれば、遊星歯車の軸方向位置を一定に保つことが容易である。また、スラスト軸受けを無くしたり、小さくしたりすることにより、構成を簡単にすることができる。

本発明の遊星歯車装置は、新規な遊星歯車機構を備え、従来装置の問題点を解決することができる。すなわち、減速比に設計上の自由度が増し、その結果、遊星の配置個数を多くでき、高トルク伝達が可能であり、且つ、より大きな減速比を実現でき、高効率である。

３Ｋ−Ｉ型不思議遊星歯車機構のスケルトン図である。（従来例） ３Ｋ−Ｉ型普通遊星歯車機構のスケルトン図である。（従来例） ３Ｋ−II型不思議遊星歯車機構のスケルトン図である。（従来例） ３Ｋ−II型普通遊星歯車機構のスケルトン図である。（従来例） ３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構のスケルトン図である。（実施例１） ３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の断面図である。（実施例１） ３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の断面図である。（実施例１） ３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構のスケルトン図である。（変形例１） ３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の断面図である。（変形例１） ３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構のスケルトン図である。（変形例２） ３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の断面図である。（変形例２） ３Ｋ−II型遊星歯車機構のスケルトン図である。（実施例２） ３Ｋ−II型遊星歯車機構の断面図である。（実施例２） ３Ｋ−II型遊星歯車機構のスケルトン図である。（変形例３） ３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の断面図である。（実施例３） ３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の断面図である。（実施例３）

符号の説明

３０，３０ａ，３０ｂ，３０ｘ 遊星歯車装置
３２，３２ｘ 太陽外歯車
３４，３４ｘ 遊星歯車
３６，３６ｘ 太陽内歯車
３８，３８ｘ 太陽内歯車
７０ 遊星歯車装置
７２、７３ 太陽外歯車
７４ 遊星歯車
７６ 太陽内歯車

以下、本発明の実施の形態について、図５〜図１３を参照しながら説明する。

＜本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構＞
まず、本発明の第１の実施の形態として本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構について、図５〜図１０を参照しながら説明する。

そもそも、３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構は、従来技術のように、歯数差によって発生すると考えるのではなく、根源的には遊星軸Ｖを共通とした二組の太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車を有する遊星歯車機構と考えられ、その遊星に対する歯数比差によって、その回転減速比の差が発生すると解することができる。

本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構は、軸方向位置の異なる二組の遊星歯車機構が結合したものと考えると、動作が分かり易い。

図５に本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構のスケルトン図を示す。一組目の遊星歯車機構は、太陽外歯車Ａ、遊星歯車Ｂ、太陽内歯車Ｃを備える。もう一組の遊星歯車機構は、太陽外歯車Ｄ、遊星歯車Ｅ、太陽内歯車Ｆを備える。例えば、特許請求の範囲に記載された「第１及び第２の歯車」には歯車Ｂ，Ｅが対応し、「第３及び第４の歯車」には歯車Ｃ，Ｆが対応し、「第５及び第６の歯車」には歯車Ａ，Ｄが対応する。歯車Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｅ，Ｆの歯数を、それぞれ、Ｚａ，Ｚｂ，Ｚｃ，Ｚｄ，Ｚｅ，Ｚｆとする。

歯車Ａと歯車Ｄとは軸を共有し、歯車Ｂと歯車Ｅとは軸を共有する。歯車Ａと歯車Ｂとが噛み合い、歯車Ｄと歯車Ｅとが噛み合う。歯車Ａと歯車Ｂとの間、及び歯車Ｄと歯車Ｅとの間で、同一回転を伝達するためには、互いに噛み合う二組の歯車Ａ，Ｂ；Ｄ，Ｅの歯数比が等しくなければ成り立たないので、
Ｚａ／Ｚｂ＝Ｚｄ／Ｚｅ
である。

また、歯車Ｃと歯車Ｆとが相対的に回転し、遊星歯車Ｂ，Ｅに対して異なる回転を有するためには、
Ｚｃ／Ｚｂ≠Ｚｆ／Ｚｅ
でなければならない。

したがって、図５を一つの遊星歯車機構と見た場合には、太陽外歯車と遊星歯車とは、歯数比が等しい二組の歯車（Ａ，Ｄ；Ｂ，Ｅ）をそれぞれ有し、一方、遊星歯車と太陽内歯車とは、歯数比の異なる二組の歯車（Ｂ，Ｅ；Ｃ，Ｆ）をそれぞれ有する。

本機構は、その構造上、機構学的な制約が発生し、よって次のことがいえる。
（１）全ての中心距離が等しい歯車機構であり、噛み合いピッチ円は、歯数比が等しい二組の太陽外歯車、遊星歯車で等しく、歯数比が等しくない二組の遊星歯車と太陽内歯車では等しくない。また、歯数比が異なる太陽内歯車は基準ピッチ円が異ならざるを得ない。
（２）３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構は、二組の歯数比は、太陽外歯車と遊星歯車が等しく、太陽内歯車と遊星歯車が異なる。（太陽外歯車の歯数／遊星歯車の歯数が等しく、太陽内歯車の歯数／遊星歯車の歯数が異なる。）
（３）遊星歯車の配置個数は、太陽外歯車と太陽内歯車の和の約数であり、二組の遊星歯車機構の噛合わせは、二組の遊星歯車の軸が共通することから、二組の太陽外歯車と太陽内歯車の和の約数の公約数となり、遊星の配置個数が多いほど、小型で高トルクの伝達が可能な機構となる。
（４）二組の太陽内歯車の遊星歯車に対する速比の差が小さくなるほど、減速比が大きくなり、且つ、歯車の磨耗が少なく、耐久性の良い歯車機構となる。
（５）転位係数の少ない歯車機構はすべり率が小さく効率が良い。

よって、上記１〜４を考慮し、減速比が大きく、耐久性、耐荷重性の良い歯車機構を成立させる為には、二組の歯車機構の噛み合わせの歯数比差を小さくすることで、太陽外歯車の周りの倒れ力を小さくし、且つ、転位係数が小さい歯車の組み合わせを実現し、且つ、遊星配置個数を多くする遊星歯車配置方法、および、歯数設定方法を示せばよい。

以下では、遊星配置方法を主に、本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構を述べる。

（本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の減速比）
まず、歯車Ａ、Ｂ、Ｃによる遊星歯車機構を遊星歯車機構１、もう一組の、歯車Ｄ、Ｅ、Ｆによる遊星歯車機構を遊星歯車機構２とし、それぞれに、太陽外歯車と太陽車内歯車間に１回転の相対回転を与える時、遊星歯車Ｂ，Ｅの軸に対して、太陽外歯車Ａ，Ｄ、太陽内歯車Ｃ，Ｆの回転位置関係は、次の表１のようになる。

遊星歯車機構１の内歯車を固定軸としているので、回転は遊星歯車機構１の太陽外歯車と遊星歯車機構２の太陽内歯車間に与えられる。また、二組の太陽外歯車と遊星車は、歯数比が等しく、太陽歯車Ａ，Ｄに対して、遊星Ｂ，Ｅは一つの回転位置しか持ち得ない。即ち、遊星歯車機構２の太陽外歯車の位置Ｈｓ２が、遊星歯車機構１の公転位置に固定される。よって、遊星歯車機構１の太陽外歯車と太陽車内歯車間に与えられる１回転の相対回転は、遊星歯車機構２には、Ｈｓ１／Ｈｓ２の回転に相当し、よって、遊星歯車機構２の太陽内歯車の位置は、Ｈｒ２・Ｈｓ１／Ｈｓ２となる。

したがって、遊星歯車機構１と遊星歯車機構２の太陽内歯車の相対回転（速比ｕ）は、
ｕ＝Ｈｒ１−Ｈｒ２・Ｈｓ１／Ｈｓ２
となり、その逆数が減速比Ｋとなり、
Ｋ＝１／（Ｈｒ１−Ｈｒ２・Ｈｓ１／Ｈｓ２）
＝（Ｚａ＋Ｚｃ）・Ｚｆ／（Ｚａ・Ｚｆ−Ｚｄ・Ｚｃ） ・・・（１）

この式を用いて逆に、一般的に不思議遊星歯車の計算式を導き出し、この式が根源的な真理であることを、次に証明する。

図１に示した従来技術である３Ｋ不思議遊星歯車の減速比Ｋ'は、図１における歯車Ａ〜Ｄの歯数をＺａ'〜Ｚｄ'とし、歯車Ａを駆動軸（入力）、歯車Ｃを従動軸（出力）、歯車Ｄを固定軸とすると、
Ｋ'＝（１＋Ｚｄ'／Ｚａ'）／（１−Ｚｄ'／Ｚｃ'） ・・・（１）'
である。

図５についての式（１）を、次のように変形する。即ち、図５の歯車Ａ〜Ｆを、図１の歯車Ａ〜Ｄに対応させるため、式（１）の各歯車を、図１の各歯車に対応させる。
従動軸は、式（1）では、歯車Ｆであるが、式（１）’では歯車Ｃであり、固定軸は、式（1）では、歯車Ｃであるが、式（１）’では歯車Ｄであるので、式（1）のＺａをＺａ’、ＺｃをＺｄ’、ＺｄをＺａ’、ＺｆをＺｃ’に書き換えると、
Ｋ＝（Ｚａ＋Ｚｃ）・Ｚｆ／（Ｚａ・Ｚｆ−Ｚｄ・Ｚｃ） ・・・（１）
＝（Ｚａ’＋Ｚｄ’）・Ｚｃ’／（Ｚａ’・Ｚｃ’−Ｚａ’・Ｚｄ’）
＝（１＋Ｚｄ’／Ｚａ’）／（１−Ｚｄ’／Ｚｃ’）
となり、式（１）’が導き出される。つまり、式（１）’は、式（１）において、遊星歯車機構１、遊星歯車機構２の太陽外歯車と遊星歯車の歯数を等しくした時の特殊解であることがわかる。

（本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の遊星歯車の配置方法の原則）
次に、遊星歯車の配置とその配置個数について説明する。遊星歯車の配置個数の原則は、次の通りである。
（１）遊星配置個数（Ｎ）は、太陽外歯車と太陽車内歯車の歯数の和の約数である。遊星歯車機構１と遊星歯車機構２が、遊星歯車の軸を共有する本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構に於いては、二つの太陽外歯車と太陽車内歯車の歯数の和の公約数となる。即ち、（Ｚａ＋Ｚｃ）と（Ｚｄ＋Ｚｆ）の公約数となる。
（２）遊星配置個数（Ｎ）と、太陽外歯車、太陽車内歯車との公約数をｑとするするとＮ／ｑの組の同一位相関係で太陽外歯車と太陽車内歯車に噛合う歯車を有し、同一位相を持つ歯車は、個数はｑである。

この原則に基づき、具体的に歯数を示しながら本件の遊星歯車機構の遊星配置方法につき詳述する。

（遊星歯車機構の歯車設定方法１）
次の歯数、遊星配置個数の設定方法について、説明する。
遊星歯車機構１：Ｚａ＝２７、Ｚｂ＝９、Ｚｃ＝４５
遊星歯車機構２：Ｚｄ＝３０、Ｚｅ＝１０、Ｚｆ＝５１
遊星配置個数：９個

（遊星歯車機構１について）
（１）太陽車内歯車の歯数が、太陽外歯車の歯数と遊星歯車の歯数の２倍の和となるとき、太陽車内歯車は、転位を施さずに各歯車を噛み合わせることができる。即ち、噛合いピッチ円と基準ピッチ円を等しくすることができる。遊星歯車機構１は、Ｚｃ＝Ｚａ＋２・Ｚｂが成り立ち、噛合いピッチ円と基準ピッチ円を等しくすることができる。
（２）遊星歯車の歯数と遊星歯車の配置個数とが等しいと、必然的に、太陽外歯車、太陽車内歯車の歯数は、遊星歯車の配置個数を約数に持つ、したがって、全ての遊星歯車は、同一位相で、太陽外歯車と太陽車内歯車とに噛合うこととなる。遊星の歯数が多く、即ち、噛合いピッチ円と基準ピッチ円が等しい場合も、同様に同一位相で噛合うこととなる。
（３）また、Ｚａ／Ｚｂ＝３、Ｚｃ／Ｚｂ＝５であるので、遊星歯車の歯数は、太陽外歯車の歯数、太陽車内歯車の歯数の約数となり、遊星歯車は配置個数全てにおいて同じ位相を持つ、歯車の噛み合わせとなる。
（４）太陽車内歯車の歯数と太陽外歯車の歯数の和（Ｚａ＋Ｚｃ）は、８・Ｚｂとなる。即ち、遊星配置個数は、Ｚｃ＝Ｚａ＋２・Ｚｂが成り立つとき、太陽車内歯車の歯数と太陽外歯車の歯数の遊星歯車の歯数に対する比の和（Ｚａ／Ｚｂ＋Ｚｃ／Ｚｂ）と遊星の歯数のかけた値（８・Ｚｂ）の約数となる。（Ｚａ／Ｚｂ＋Ｚｃ／Ｚｂ）・Ｚｂの約数である。

したがって、遊星配置個数は８、即ち（Ｚａ／Ｚｂ＋Ｚｃ／Ｚｂ）を遊星配置個数にすることができ、この場合は、必然的に、もう一組の遊星歯車機構２の太陽内歯車の噛み合わせの転位係数が大きくなってしまい現実的に歯車を構成できない。また、二組の遊星歯車機構の歯数比の差（太陽車内歯車の歯数／遊星歯車の歯数）が大きくなってしまい、減速比が小さくなり、本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の長所が生かせない。

即ち、噛合いピッチ円と基準ピッチ円を等しくできる歯数の組み合わせであり、遊星の配置個数を遊星の歯数と等しく設定し、且つ、その配置個数は、Ｚａ／Ｚｂ＋Ｚｃ／Ｚｂと等しくならない本例のような配置方法を遊星配置ならびに歯数設定方法を配置方法Ｉとする。
Ｚｃ＝Ｚａ＋２・Ｚｂ
Ｎ≠Ｚａ／Ｚｂ＋Ｚｃ／Ｚｂ
Ｎ=Ｚｂ

（遊星歯車機構２について）
（１）太陽外歯車の遊星に対する歯数の比（太陽外歯車の歯数／遊星歯車の歯数）が、遊星歯車機構１と等しく、太陽内歯車の遊星に対する歯数の比（太陽外歯車の歯数／遊星歯車の歯数）が、遊星歯車機構１と異なる。
Ｚｆ≠Ｚｅ・Ｚｄ／Ｚｂ
よって、遊星歯車機構２は、
Ｚｄ≠Ｚｅ＋２・Ｚｆ
Ｚｄ＝Ｚｅ・Ｚａ／Ｚｂ
Ｚｆ≠Ｚｅ・Ｚｄ／Ｚｂ
（２）遊星の歯数は、不思議遊星歯車ではないので、遊星歯車機構１とは異なるので、
Ｚｄ≠Ｚｂ
（３）太陽外歯車の歯数と太陽車内歯車の和は、遊星歯車機構１と共通であるので、遊星配置個数を１以外の約数として持つ。すなわち、
（Ｚｄ＋Ｚｆ）／Ｎ＝整数
また、減速比を大きくするためには、
Ｚｆ≠Ｚｅ・Ｚｄ／Ｚｂ
（４）しかし、本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の特徴である減速比を大きくし、耐久性がある機構にするためには、太陽内歯車の遊星に対する歯数の比（太陽外歯車の歯数／遊星歯車の歯数）は、できるだけ、遊星歯車機構１の太陽内歯車の遊星に対する歯数の比に近いことが求められる。すなわち、
Ｚｆ／Ｚｂ≒Ｚｄ／Ｚｂ
太陽内歯車の遊星に対する歯数の比（太陽内歯車の歯数／遊星歯車の歯数）を遊星歯車機構１のそれに近くするためには、本例では次の手法をとった。
遊星歯車機構１の遊星歯車の歯数（Ｚｂ＝９）に対して、遊星歯車機構２の遊星歯車の歯数を僅かに大きくした。（Ｚｄ＝１０）
そのとき、太陽内歯車の遊星に対する歯数の比（太陽内歯車の歯数／遊星歯車の歯数は、遊星歯車機構１のそれに対して僅かに大きな値になり成立する。
即ち、遊星の配置個数の条件を満足する歯数であって、
僅かに、Ｚｄ＞Ｚｂのとき、僅かにＺｆ／Ｚｂ＞Ｚｄ／ＺｂとなるＺｆを選択することにより、大きな減速比が得られる。
また、僅かに、Ｚｄ＜Ｚｂのとき、僅かにＺｆ／Ｚｂ＜Ｚｄ／ＺｂとなるＺｆを選択することにより、大きな減速比が得られる。
（５）遊星歯車の歯数は、太陽外歯車の歯数（３０）の約数ではあるが、遊星歯車の配置個数（９）と歯数太陽外歯車の歯数（３０）と太陽車内歯車の歯数（５１）の３つの歯数は公約数３を持ち、したがって、３組の位相を持つ歯車の噛み合わせとなる。

遊星歯数設定方法は、太陽内歯歯車の噛合いピッチ円が基準ピッチ円と異なり、転位を施した歯数の組み合わせであり、異なる位相を持つ歯車の噛み合わせを有するまた、もう一つの歯車機構と共通の遊星配置個数となる。本例のような配置方法を遊星配置ならびに歯数設定方法を配置方法IIとする。

即ち、配置方法Ｉと配置方法IIの組み合わせによって成り立ち、遊星配置個数が９個と多く、また、その減速比は、１３６と極めて大きい。

歯車要目の一例を、次の表２に示す。

表２は、中心距離を１０ｍｍとしたときの歯車仕様である。歯数は決定されているので、中心距離が決まると、モジュールが決定される。また、基礎円も圧力角を決めると算出される。したがって、噛合いピッチ円も、モジュールと歯数等が決まれば、算出される。

また、歯数比が等しい二組の太陽外歯車と遊星歯車は、噛合いピッチ円が等しく、歯数比が等しくない二組の太陽内歯車と遊星歯車は、噛合いピッチ円が等しくない。

また、遊星歯車は、噛合いピッチ円が等しくない歯車の噛合いでは、太陽外歯車と太陽内歯車に対し、異なる歯丈の位置で噛合うこととなる。

転位量は、歯車の噛合いが正常に行われる常識的な範囲で、太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車に分割できる。本例で分かるように、３Ｋ型−Ｉ型不思議遊星歯車機構で例示した歯車よりはるかに小さい転位係数で歯車の噛合わせが実現できている。これは、３Ｋ型−Ｉ型不思議遊星歯車機構では、二つ太陽内歯車が遊星に対し等しい噛合いピッチ円で噛合うため、大きな転位係数が必要であったが、本件では太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車に分割で転位を配分できるので、小さい転位量で実現できる。

（遊星歯車機構の歯車設定方法２）
別の例として、次の歯数、遊星配置個数の設定方法について、説明する。
遊星歯車機構１：Ｚａ＝４２、Ｚｂ＝２１、Ｚｃ＝８６
遊星歯車機構２：Ｚｄ＝５０、Ｚｅ＝２５、Ｚｆ＝１０２
遊星配置個数：８個または４個 （歯丈が小さければ８個が可能）

本例は、遊星配置方法IIを遊星歯車機構１、及び遊星歯車機構２に適応した例である。遊星歯車は、二組の異なる位相関係を持って、太陽内歯車、太陽外歯車と噛合う。また、太陽内歯歯車の噛合いピッチ円が基準ピッチ円と異なり、転位を施した歯数の組み合わせである。

減速比は、８１６と極めて大きく、これほど大きな、減速比を得ることは、不思議遊星歯車では実現できない。

歯数の関係を示す。
Ｚａ＋２・Ｚｂ＜Ｚｃ
Ｚｄ＋２・Ｚｅ＜Ｚｆ

本例の特徴は、二つの太陽内歯車Ｃ，Ｆの歯数Ｚｃ，Ｚｆが、いずれも、噛合いピッチ円と基準ピッチ円を等しくできる歯数（Ｚａ＋２・Ｚｂ＝Ｚｃ、Ｚｄ＋２・Ｚｅ＝Ｚｆ）より、同一方向に、歯数を増減していることである。このことによって、より大きな、減速比を得ることができる。

また、当然ではあるが、太陽内歯車Ｃ，Ｆの歯数Ｚｃ、Ｚｆを噛合いピッチ円と基準ピッチ円を等しくできる歯数に対して少なくした場合、すなわち、
Ｚａ＋２・Ｚｂ＞Ｚｃ
Ｚｄ＋２・Ｚｅ＞Ｚｆ
でも、同様に大きな減速比を得ることができる。

本例も、歯車設定方法１と同様の構成とすることができる。ただし、歯車Ａ，Ｂ，Ｃにおける噛み合いと、歯車Ｄ，Ｅ，Ｆにおける噛み合いとの位相関係はすべて異なるように配置でき、噛み合いが重なることによって、より、遊星歯車の回転伝達が間断なく行われ、スムーズな回転伝達を可能にする。

（本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の、従来技術との違いと本質的優位性）
本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構は、二組の太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車を有する歯車機構であり、二組の太陽外歯車と遊星歯車の関係は、歯数比が同一で歯数が異なり、二組の太陽内歯車と遊星歯車の関係は、歯数比が異なる関係を有している。したがって、３Ｋ−Ｉ型不思議遊星歯車と異なる。

また、遊星配置個数は、二組の太陽外歯車と太陽内歯車の和の１以外の公約数となる。遊星配置個数が、歯数差に寄らず設定でき、遊星配置個数が多く、大きなトルク伝達を小型で実現できる。また、共通する遊星配置個数を有するという制約の中で、二組の太陽内歯車と遊星歯車の関係は、歯数比差が小さく設定すれば、高減速比が実現でき、且つ、耐久性が良い。

遊星歯車は、少なくとも二組の内、一組は太陽外歯車、および、太陽内歯車に対して、異なる位相で噛み合わせることができる。したがって、間断なく回転伝達が行われ、不思議遊星歯車の問題点であるロック状態を引き起こすことを回避できる。

（歯数の選択）
歯数の選択方法について、次の表３を参照しながら、さらに説明する。

表３は、太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車の歯数比が２：１：４の場合を示している。太陽外歯車の歯数をＺｓ、遊星歯車の歯数をＺｐとすると、各歯車を同軸上に配置するためには、太陽内歯車の歯数はＺｓ＋２Ｚｐとなる。遊星歯車の配置個数は、一般には、太陽外歯車の歯数と太陽内歯車の歯数との和２（Ｚｓ＋Ｚｐ）の約数となる。

例えば、遊星歯車の配置個数を５、歯数を１だけ減らす場合には、２（Ｚｓ＋Ｚｐ）−１が５で割り切れるもの、例えば、Ｎｏ．２及びＮｏ．７を選択する。そして、太陽内歯車又は太陽外歯車の歯数を、Ｎｏ．２及びＮｏ．７の値から１減らす。

具体的には、３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の場合には、太陽内歯車の歯数を減らし、Ｎｏ．２に対応する一方の組の太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車の歯数は、２２、１１、４３とし、Ｎｏ．７に対応する他方の組の太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車の歯数は、３２、１６、６３とする。３Ｋ−II型遊星歯車機構の場合には、太陽外歯車の歯数を減らし、Ｎｏ．２に対応する一方の組の太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車の歯数は、２１、１１、４４とし、Ｎｏ．７に対応する他方の組の太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車の歯数は、３１、１６、６４とする。

例えば、Ｎｏ．２及びＮｏ．１７を選択する場合には、太陽内歯車又は太陽外歯車の歯数を、Ｎｏ．２の値から２減らし、Ｎｏ．１７の値から１減らしてもよい。２組の歯数に２倍程度の差があるときには、一方を２減らし、他方を１減らす場合の方が、両方を１ずつ減らす場合よりも減速比を大きくすることができることがある。

別の例として、遊星歯車の配置個数を７、歯数を１だけ増やす場合には、２（Ｚｓ＋Ｚｐ）＋１が７で割り切れるもの、例えば、Ｎｏ．６及びＮｏ．１３を選択する。そして、太陽内歯車又は太陽外歯車の歯数を、それぞれ、Ｎｏ．６及びＮｏ．１３の値から１増やす。

具体的には、３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の場合には、太陽内歯車の歯数を増やし、Ｎｏ．６に対応する一方の組の太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車の歯数は、３０、１５、６１とし、Ｎｏ．１３に対応する他方の組の太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車の歯数は、４４、２２、８９とする。３Ｋ−II型遊星歯車機構の場合には、太陽外歯車の歯数を増やし、Ｎｏ．６に対応する一方の組の太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車の歯数は、３１、１５、６０とし、Ｎｏ．１３に対応する他方の組の太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車の歯数は、４５、２２、８８とする。

Ｎｏ．６及びＮｏ．２０を選択する場合には、太陽内歯車又は太陽外歯車の歯数を、Ｎｏ．６の値から２増やし、Ｎｏ．２０の値から１増やしてもよい。２組の歯数に２倍程度の差があるときには、一方を２増やし、他方を１増やす場合の方が、両方を１ずつ増やす場合よりも減速比を大きくすることができることがある。

（実施例１）
次に、本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の具体的な構成について、図６ａ及び図６ｂを参照しながら説明する。図６ａは、遊星歯車装置３０の構成を示す断面図である。図６ｂは図６ａの線Ｂ−Ｂに沿って切断した断面図である。

遊星歯車装置３０は、太陽外歯車３２と、複数個の遊星歯車３４と、２つの太陽内歯車３６，３８とを備え、遊星歯車３４は、太陽外歯車３２と太陽内歯車３６，３８との間のリング状の空間に配置される。

太陽外歯車３２と遊星歯車３４には、それぞれ、互いに噛み合う２組の歯車１２，２２；１４，２４が形成されている。一方の太陽内歯車３６には、遊星歯車３４の一方の歯車１４に噛み合う歯車１６が形成されている。他方の太陽内歯車３８には、遊星歯車３４の他方の歯車２４に噛み合う歯車２６が形成されている。図６の歯車１２，１４，１６，２２，２４，２６は、それぞれ、図５の歯車Ａ，Ｂ．Ｃ，Ｄ，Ｅ，Ｆ，Ｇに対応する。

太陽外歯車３２の歯車１２と、遊星歯車３４の歯車１４と、太陽内歯車３６の歯車１６とによる１組の遊星歯車機構１０が構成され、太陽外歯車３２の歯車２２と、遊星歯車３４の歯車２４と、太陽内歯車３６の歯車２６とにより、もう１組の遊星歯車機構２０が構成される。２組の遊星歯車機構１０，２０において、太陽外歯車３２の歯車１２，２２と遊星歯車３４の歯車１４，２４とは歯数比が等しく歯数が異なる。また、太陽内歯車３６，３８の歯車１６，２６と遊星歯車３４の歯車１４，２４とは歯数比が異なる。

太陽外歯車３２、遊星歯車３４、太陽内歯車３６，３８は、一体的に加工したり、複数部材を組み合わせたりすることによって、作製することができる。例えば、太陽外歯車３２は、一方の歯車２２が形成された軸本体３３に、他方の歯車１２が形成された部材３３ｓを圧入することにより作製する。

太陽外歯車３２と２つの太陽内歯車３６，３８との間に、軸受け４０，４２が配置されている。軸受け４０，４２は、遊星歯車３４の両側に配置されている。遊星歯車３４にはキャリアは必須ではないが、キャリアを設けて遊星歯車３４を回転自在に支持するようにしてもよい。

遊星歯車装置３０は、太陽外歯車３２と２つの太陽内歯車３６，３８との内、一つを固定（拘束）した状態で、他の２つの間で回転を伝達することができる。例えば、太陽外歯車３２を駆動し、２つの太陽内歯車３６，３８のいずれか一方を固定し、他方の回転を取り出す。このとき、太陽外歯車３２の一方の歯車１２側から駆動する場合には、ねじり応力の発生を抑制するため、駆動側の太陽内歯車３６を固定し、他方の太陽内歯車３８が回転するようにすることが好ましい。

次に、遊星歯車装置３０の動作について説明する。

太陽外歯車３２の歯車１２と、遊星歯車３４の歯車１４と、太陽内歯車３６の歯車１６とによる１組の遊星機構１０において、太陽外歯車３２が回転すると、太陽外歯車３２の歯車１２が回転する。太陽内歯車３６が固定されている場合、太陽内歯車３６の歯車１６が固定されているので、遊星歯車３４の歯車１４は、太陽内歯車３６の歯車１６の周りを自転しながら公転する。太陽外歯車３２の歯車１２，２２と遊星歯車３４の歯車１４，２４との歯数比が等しいため、太陽外歯車３２の歯車１２，２２と、遊星歯車３４の歯車１４，２４とが一体となって回転し、遊星歯車３４の歯車２４は太陽外歯車３２の歯車１２の周りを自転しながら公転する。

一方、太陽内歯車３６，３８の歯車１６，２６と遊星歯車３４の歯車１４，２４との歯数比が異なるので、遊星歯車３４の歯車２４が太陽外歯車３２の歯車２２の周りを自転しながら公転すると、遊星歯車３４の歯車２４に噛み合う太陽内歯車３８の歯車２６が回転する。つまり、太陽内歯車３８が回転する。

すなわち、太陽内歯車３６が固定されている場合、太陽外歯車３２と太陽内歯車３８との間で回転を伝達することができる。遊星歯車３４の歯車１４，２４の歯数が異なるので、大きな減速比を得ることが可能である。

次に、本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の変形例１，２について、図７〜図１０を参照しながら説明する。以下では、実施例１との相違点を中心に説明し、実施例１と同様の構成部分には同じ符号を用いる。

（変形例１）
変形例１について、図７及び図８を参照しながら説明する。

変形例１では、本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構に、各歯車と軸を共通し、歯数比が等しく歯数の異なる別の歯車の組を並列に追加している。

図７のスケルトン図に示すように、ねじ状の歯車Ｇ，Ｈ，Ｉをそれぞれ、歯数比の一致する歯車Ａ，Ｂ，Ｃに並列に配置する。ねじ状歯車Ｇ，Ｈ，Ｉを用いることにより、各遊星歯車が軸方向の位置を固定された状態で回転伝達を行うようにすることができる。

異なる歯数の歯車の組を追加した効果は、次のように要約できる。
（１）歯数の異なる歯の噛合いを追加することにより、歯車は噛合いが重なりあい、よりスムーズな回転伝達を可能にする。
（２）また、並列に歯車を追加する歯車をねじ状歯車にすることによって、通常の回転伝達機構では受けることのできないアキシャル方向の荷重を受けることができる。
（３）遊星歯車では、ベアリング等の軸受けが多数必要であるが、ねじ状歯車を追加することにより、軸受け機構が不要となりコンパクトな設計が可能である。

同一の歯数比のねじ状の歯車を施せば、同一の速比で、太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車は回転可能である。例えば、遊星歯車機構１の太陽外歯車Ａ、遊星歯車Ｂ、太陽内歯車Ｃの歯数が、それぞれ、Ｚａ＝２７、Ｚｂ＝９、Ｚｃ＝４５であり、その比が３：１：５である場合、太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車のねじ状歯車Ｈ，Ｉ，Ｊを、３条、１条、５条の歯車、即ち、３歯、１歯、５歯のリード角の小さなはすば歯車とし、太陽外歯車Ａ、遊星歯車Ｂ、太陽内歯車Ｃと一体をなし回転するように構成する。すると、速度比が同一であるので、噛合いを補いながら、回転伝達が行われ、アキシャル方向には移動しない。言い換えれば、アキシャル方向に移動すると、噛合いの位相が成立しないのでアキシャル方向の移動は禁止される。したがって、アキシャル方向に荷重が印加されても、直交する回転方向には、回転伝達されず、ねじ状歯車の歯面で荷重を受け持つことになる。

よって、太陽外歯車Ａ、遊星歯車Ｂ、太陽内歯車Ｃは、ラジアル方向には回転可能でアキシャル方向に変位固定される。また、太陽外歯車Ａと太陽外歯車Ｄ、遊星歯車Ｂと遊星歯車Ｅは、一体をなしている。したがって、太陽内歯車Ｆのみが、歯車Ａ、Ｂ、Ｃ、Ｄ、Ｅに対して、アキシャル方向に対して固定されていない。したがって、唯一アキシャル方向の変位が自由である太陽内歯車Ｆと太陽外歯車Ａ，Ｄとをベアリングによって、回転自由で且つ、アキシャル方向の変位を規制するように固定すれば、本機構は、すべての歯車が回転可能でアキシャル方向の荷重に対して変位規制し、耐力が高い機構を構成できる。

当然ではあるが、ねじ状の歯車は、遊星歯車と太陽外歯車は逆方向のねじれ角を有し、且つ、太陽内歯車は、遊星歯車と同一方向のねじれ角を有し、雄ねじ雌ねじの関係にある。

各歯車は、歯数比が等しいので、一般的に太陽外歯車Ａ、遊星歯車Ｂ、太陽内歯車Ｃの基準ピッチ円、噛合いピッチ円が等しい。また、ねじ状の歯車は、一般的なインボリュート歯車では歯直角法線ピッチが等しいが、ねじれ角は等しくなくても成立する。

変形例１の遊星歯車装置３０ａの具体的な構成例を、図８の断面図に示す。

遊星歯車装置３０ａは、実施例１と略同様に、太陽外歯車３２ｓ、複数の遊星歯車３４ａ、太陽内歯車３６，３８ａを備え、遊星歯車３４ａは、太陽外歯車３２ａと太陽内歯車３６，３８ａとの間のリング状の空間に配置される。太陽外歯車３２ａと遊星歯車３４ａには、それぞれ、互いに噛み合う２組の歯車１２，２２；１４，２４が形成されている。太陽内歯車３６，３８ａには、それぞれ、歯車１６，２６が形成されている

実施例１とは異なり、太陽外歯車３２ａには、歯車１２，２２の間にねじ状の歯車２２ａが形成されている。遊星歯車３４ａには、歯車１４，２４の間に、太陽外歯車３２ａのねじ状の歯車２２ａに噛み合うねじ状の歯車２４ａが形成されている。太陽内歯車３８ａには、歯車２６に隣接して、遊星歯車３４ａのねじ状の歯車２４ａに噛み合うねじ状の歯車２６ａが形成されている。

図８の歯車１２，１４，１６，２２，２４，２６，２２ａ，２４ａ，２６ａは、それぞれ、図７の歯車Ａ，Ｂ，Ｃ，Ｄ，Ｅ，Ｆ，Ｇ，Ｈ，Ｉに対応する。

太陽外歯車３２ａと一方の太陽内歯車３６との間には、実施例１と同様に、軸受け４０が配置されている。太陽外歯車３２ａと他方の太陽内歯車３８ａとの間には、実施例１と異なり、軸受けは配置されていない。

（変形例２）
変形例２について、図９及び図１０を参照しながら説明する。

変形例２では、本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構に、太陽外歯車及び遊星歯車と軸を共通し、歯数比が等しく歯数の異なる別の歯車の組を並列に追加している。

図９のスケルトン図に示すように、ねじ状の歯車Ｇ，Ｈをそれぞれ、歯数比の一致する歯車Ａ，Ｂに並列に配置する。ねじ状歯車Ｇ，Ｈを用いることにより、太陽外歯車と遊星歯車とは軸方向の相対位置が固定された状態で、相対回転する。

図１０の断面図に示すように、変形例２の遊星歯車装置３０ｂは、変形例１と略同様に構成される。ただし、変形例１と異なり、太陽内歯車３８ｂにはねじ状の歯車が形成されていない。また、太陽外歯車３２ｂと太陽内歯車３８ｂとの間に軸受け４２が配置されている。

例えば、図９に示した遊星歯車機構において、歯車Ａ〜Ｆの歯数Ｚａ〜Ｚｆが次の場合について説明する。
遊星歯車機構１：Ｚａ＝４２、Ｚｂ＝２１、Ｚｃ＝８６
遊星歯車機構２：Ｚｄ＝５０、Ｚｅ＝２５、Ｚｆ＝１０２

遊星歯車機構１の太陽外歯車Ａと遊星歯車Ｂとの歯数比と、遊星歯車機構２の太陽外歯車Ｄと遊星歯車Ｅの歯数比は、ともに２：１の整数比となっている。しかし、太陽外歯車と遊星歯車と太陽内歯車の歯数比の比は、遊星歯車機構１では、４２：２１：８６となり、少ない数の整数比とはならず、実現可能なねじ状歯車を施すことはできない。また、同様に遊星歯車機構１も同様である。

したがって、ねじ状歯車を、遊星歯車機構１と２の太陽外歯車と遊星歯車間に、歯数（条数）比が２：１となる並列に施すことができる。図で分かるように、追加したねじ状歯車の遊星歯車Ｇを１歯、又、太陽外歯車Ｈを２歯とし、歯数比が他の遊星歯車と太陽外歯車と同一の２：１とし、歯数比が同じなので、他の歯車の噛合いを補助し、スムーズな回転を促す。また、ねじ状歯車によって、遊星歯車と太陽外歯車は、スラスト方向（アキシャル方向）に変位が拘束されるので、二つの太陽外歯車と遊星歯車とは、軸方向に互いに拘束しあう。よって、太陽外歯車Ａと遊星歯車Ｂと太陽外歯車Ｄと遊星歯車Ｅ、と太陽外歯車Ｈ、遊星歯車Ｉは、軸方向に一体となり固定されるが、その一体となったもの対し、太陽内歯車Ｃと太陽内歯車Ｆは、軸方向（アキシャル方向）に固定されない。よって、図１０でわかるように、ベアリングによって二つの太陽内歯車と太陽外歯車間を回転自由で、アキシャル方向を固定する。したがて、図１０に示す本歯車機構は、アキシャル方向の荷重に対し耐力を有し、且つ、回転伝達を行う機構となる。

＜本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構＞
次に、第２の実施の形態として本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構について、図１１〜図１３を参照しながら説明する。

３Ｋ−ＩＩ型遊星歯車機構は、二つの太陽外歯車の内、一つを固定軸、もう一つを従動軸とし、太陽内歯車を駆動軸とし、いずれも大減速を得ようとする機構である。即ち、太陽内歯車を回転入力（駆動軸）として、二つの太陽外歯車間に相対的な回転を発生させる機構である。

図１１に本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構のスケルトン図を示す。例えば、特許請求の範囲に記載された「第１及び第２の歯車」には歯車Ｂ，Ｅが対応し、「第３及び第４の歯車」には歯車Ａ，Ｄが対応し、「第５及び第６の歯車」には歯車Ｃ，Ｆが対応する。

本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構は、歯数比の選定の自由度が大きい。したがって、従来の３Ｋ−II型遊星歯車機構の問題点を抑制でき、本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構の利用の拡大が見込まれる。

（本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構の減速比）
図１１に於いて、まず、歯車Ａ、Ｂ、Ｃでなす遊星歯車機構を遊星歯車機構１、もう一組の、歯車Ｄ、Ｅ、Ｆでなす遊星歯車機構を遊星歯車機構２とし、それぞれに、太陽外歯車Ａ，Ｄと太陽車内歯車Ｃ，Ｆとの間に１回転の相対回転を与える時、遊星歯車Ｂ，Ｅの軸に対して、太陽外歯車Ａ，Ｄ、太陽内歯車Ｃ，Ｆの回転位置関係は、次の表４のようになる。

遊星歯車機構１の太陽外歯車を固定とすると、回転は遊星歯車機構１の太陽外歯車と遊星歯車機構２の太陽内歯車間に与えられる。

また、二組の太陽内歯車と遊星車は、歯数比が等しく、太陽内歯軸Ｃ，Ｆは、遊星歯車Ｂ，Ｅに対し、一つの回転位置しか持ち得ない。即ち、遊星歯車機構２の太陽内歯車Ｆの位置Ｈｒ２が、遊星歯車機構１の公転位置に固定される。

よって、遊星歯車機構１の太陽外歯車Ａと太陽車内歯車Ｃとの間に与えられる１回転の相対回転は、遊星歯車機構２には、Ｈｒ１／Ｈｒ２の回転に相当し、よって、遊星歯車機構２の太陽外歯車Ｄの位置は、Ｈｓ２・Ｈｒ１／Ｈｒ２となる。

したがって、遊星歯車機構１と遊星歯車機構２の太陽外歯車Ａ，Ｄ間の相対回転（速比ｕ）は、
ｕ＝Ｈｓ１−Ｈｓ２・Ｈｒ１／Ｈｒ２
となり、その逆数が減速比（Ｋ）となり、
Ｋ＝１／（Ｈｓ１−Ｈｓ２・Ｈｒ１／Ｈｒ２）
＝（Ｚａ＋Ｚｃ）・Ｚｄ／（Ｚｃ・Ｚｄ−Ｚａ・Ｚｆ） ・・・（２）
となる。

（３Ｋ型−II型普通遊星歯車機構と本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構の減速比の比較）
図４の３Ｋ型−II型普通遊星歯車機構の減速比（Ｋ'）は、
Ｋ'＝（Ｚａ＋Ｚｃ）・Ｚｂ・Ｚｄ／（Ｚｂ・Ｚｃ・Ｚｄ−Ｚａ・Ｚｃ・Ｚｅ） ・・・（２）'
である。

この式は、本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構の減速比より複雑であるが、３Ｋ型−II型普通遊星歯車機構には、歯車Ｆ（歯数Ｚｆ）が存在しない。３Ｋ型−II型普通遊星歯車機構では、遊星歯車は、歯車Ａ，Ｂ，Ｃの噛み合いによって位置が決まる。本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構を３Ｋ型−II型普通遊星歯車機構に対応させるため、歯車Ｆと歯車Ｅとの噛み合いが歯車Ｃと歯車Ｂとの噛み合いを阻害しないように、Ｚｆ＝Ｚｃ・Ｚｅ／Ｚｂと仮想して、式（２）を変形すると
Ｋ＝（Ｚａ＋Ｚｃ）・Ｚｄ／（Ｚｃ・Ｚｄ−Ｚａ・Ｚｆ） ・・・（２）
＝（Ｚａ＋Ｚｃ）・Ｚｄ／（Ｚｃ・Ｚｄ−Ｚａ・Ｚｃ・Ｚｅ／Ｚｂ）
＝（Ｚａ＋Ｚｃ）・Ｚｂ・Ｚｄ／（Ｚｂ・Ｚｃ・Ｚｄ−Ｚａ・Ｚｃ・Ｚｅ）
となり、Ｋ型−II型普通遊星歯車機構の減速比を示す式（２）'が導き出せる。

従来のＫ型−II型普通遊星歯車機構では、不思議遊星歯車も歯数という概念によって、遊星の配置個数が制約され、太陽内歯車Ｆ（歯数Ｚｆ）を噛み合わせ存在させることができなかった。本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構は、本来の真理である歯数比により減速比が決まる概念により、遊星歯車機構を考え、且つ、遊星の配置方法を工夫することによって、太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車の歯をそれぞれ複数個配置できる機構が存在し得ることを示した。

（本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構の歯数の例）
遊星歯車機構の歯車の歯数と減速比の一例を、次の表５に示す。

この例は、本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の歯数の例として示した表２の仕様に近いものであり、
遊星歯車機構１：Ｚａ＝２７、Ｚｂ＝９、Ｚｃ＝４５
遊星歯車機構２：Ｚｄ＝３１、Ｚｅ＝１０、Ｚｆ＝５０
遊星配置個数：９個
Ｚｂ：Ｚｃ＝Ｚｅ：Ｚｆ
Ｚａ：Ｚｂ≠Ｚｄ：Ｚｅ
である。

表２では遊星歯車機構２の歯数が、太陽内歯車が５１であったが、本例では、それを５０にし、太陽外歯車が３０であったが、それを３１にした。したがって、遊星の配置個数も９と同じで、極めて、類似している。

しかしながら、式（２）で計算される減速比は４９．６と本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構の例として示した減速比１３６に比して小さくなる。即ち、本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構は、本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構に対し相対的に減速比が小さくなる傾向にある。

表５で分かるように、すべての歯車は同一中心距離であるが、噛合いピッチ円は太陽外歯歯車と遊星歯車間で、遊星歯車機構１と遊星歯車機構２で異なる。

転位は、本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構と同様に、太陽外歯歯車と遊星歯車、太陽内歯車に分散して与えられ、その転位係数は歯車として効率よい範囲である。

歯車の歯数には、ある程度自由度があるので、次の仕様のように、減速比を１６２とある程度大きくすることもできる。
遊星歯車機構１：Ｚａ＝３５、Ｚｂ＝１１、Ｚｃ＝５５
遊星歯車機構２：Ｚｄ＝４５、Ｚｅ＝１４、Ｚｆ＝７０
遊星配置個数：５個

この場合、
Ｚｂ：Ｚｃ＝Ｚｅ：Ｚｆ
Ｚａ：Ｚｂ≠Ｚｄ：Ｚｅ
の関係にあるから、二つの太陽外歯車の遊星歯車に対する歯数比が異なる。

よって、二つの太陽外歯車の内、いずれか一方を固定軸、もう一方を従動軸にとり、太陽内歯車を駆動軸にすれば、太陽内歯車の回転入力に対して、本例の場合は、式（２）に従い１／１６２に減速され、駆動軸に出力される。また、遊星歯車の配置個数は、二つの遊星歯車機構の太陽外歯車と太陽内歯車の歯数の和の公約数であり、ＺａとＺｃの和が９０であり、ＺｄとＺｆの和が１１５であることから、５個とした。

二つの太陽外歯車と太陽内歯車の歯数の和は、この５以外に、１Ｉ以外の公約数を持たない。よって、５個すべての遊星歯車に於いて、遊星歯車の太陽外歯車、太陽内歯車に対する噛合いの位相関係が、すべて異なる。したがって、遊星歯車の配置方法も本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構と同様であるといえる。

（実施例２）
次に、本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構の具体的な構成について、図１２を参照しながら説明する。

図１２の断面図に示すように、遊星歯車装置７０は、２つの太陽外歯車７２，７３と、複数の遊星歯車７４と、太陽内歯車７６とを備え、遊星歯車７４は、太陽外歯車７２，７３と太陽内歯車７６との間のリング状の空間に配置される。

遊星歯車７４と太陽内歯車７６とには、それぞれ、互いに噛み合う２組の歯車５４，６４；５６，６６が形成されている。一方の太陽外歯車７２には、遊星歯車７４の一方の歯車５４に噛み合う歯車５２が形成されている。他方の太陽内歯車７３には、遊星歯車７４の他方の歯車６４に噛み合う歯車６２が形成されている。太陽外歯車７２の歯車５２と、遊星歯車７４の歯車５４と、太陽内歯車７６の歯車５６とによる１組の遊星歯車機構５０が構成され、太陽外歯車７３の歯車６２と、遊星歯車７４の歯車６４と、太陽内歯車７６の歯車６６とによる、もう１組の遊星歯車機構６０が構成される。２組の遊星歯車機構５０，６０において、太陽内歯車７６の歯車５６，６６と遊星歯車７４の歯車５４，６４とは歯数比が等しく歯数が異なる。また、太陽外歯車７２，７３の歯車５２，６２と遊星歯車７４の歯車５４，６４とは歯数比が異なる。

２つの太陽外歯車７２，７３は、同心かつ相対回転自在同心に配置されている。すなわち、太陽外歯車７２，７３は、互いに対向する端面に、それぞれ、凸部と凹部が形成され、凹部と凸部の間に配置された軸受け８０を介して回転自在に結合されている。

２つの太陽外歯車７２，７３と太陽内歯車７６との間には軸受け８２，８４が配置されている。軸受け８２，８４は、遊星歯車７４の両側に配置されている。遊星歯車７４にはキャリアは必須ではないが、キャリアを設けて遊星歯車７４を回転自在に支持するようにしてもよい。

遊星歯車装置７０は、２つの太陽外歯車７２，７３と太陽内歯車７６のうち、一つを固定（拘束）した状態で、他の２つの間で回転を伝達することができる。

例えば、太陽内歯車７６を固定する場合、一方の太陽外歯車７２が回転すると、一方の遊星歯車機構５０において、遊星歯車７４の歯車５４が、太陽内歯車７６の歯車５６の周りを自転しながら公転する。太陽内歯車７６の歯車５６，６６と遊星歯車７４の歯車５４，６４との歯数比が等しいので、太陽内歯車７６の歯車５６，６６に対して、遊星歯車７４の歯車５４，６４は、一体となって回転し、遊星歯車７４の歯車６４は太陽内歯車７６の歯車６６の周りを自転しながら公転する。

遊星歯車７４の歯車６４が太陽内歯車７６の歯車６６の周りを自転しながら公転すると、遊星歯車７４の歯車６４と噛み合う太陽外歯車７３の歯車６２が回転する。このとき、太陽外歯車７２，７３の歯車５２，６２と遊星歯車７４の歯車５４，６４との歯数比が異なるので、太陽外歯車７３は、太陽外歯車７２とは異なる速度で回転する。

（変形例３）
次に、ねじ状の歯車を並列に追加した変形例３について、図１３を参照しながら説明する。

図１３のスケルトン図に示すように、本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構の歯数の例として示した図１１の構成、すなわち、歯車Ａ，Ｂ，Ｃによる遊星歯車機構１と、歯車Ｄ，Ｅ，Ｆによる遊星歯車機構２とを備えた構成に、ねじ状の歯車Ｇ，Ｈ，Ｊによる遊星歯車機構３を遊星歯車機構１と並列に設ける。遊星歯車機構３は、遊星歯車機構１と歯数比が全く等しい。即ち、遊星歯車機構１の太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車と、遊星歯車機構３の太陽外歯車、遊星歯車、太陽内歯車とは、それぞれ、互いに固定されている。

例えば、歯車Ａ〜Ｊ（Ｉなし）の歯数Ｚａ〜Ｚｊ（Ｚｉなし）及び遊星配置個数は、次のようにする。
遊星歯車機構１：Ｚａ＝２７、Ｚｂ＝９、Ｚｃ＝４５
遊星歯車機構３：Ｚｇ＝３、Ｚｈ＝１、Ｚｊ＝５
遊星歯車機構２：Ｚｄ＝３１、Ｚｅ＝１０、Ｚｆ＝５０
遊星配置個数：９個

＜はすば歯車を用いた遊星歯車機構＞
本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構や、本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構において、はすば歯車を用いてもよい。以下、具体的な構成について説明する。

（実施例３）
実施例３の遊星歯車装置３０ｘについて、図１４ａ及び図１４ｂを参照しながら説明する。図１４ａは、遊星歯車装置３０ｘの構成を示す断面図である。図１４ｂは、図１４ａの線Ｂ−Ｂに沿って切断した断面図である。

遊星歯車装置３０ｘは、本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構である。図１４ａに示したように、太陽外歯車３２ｘ、遊星歯車３４ｘ、太陽内歯車３６ｘ、３８ｘには、それぞれ、ねじれが逆方向の２つのはすば歯車１２ｘ，２２ｘ；１４ｘ，２４ｘ；１６ｘ，２６ｘが形成されている。太陽外歯車３２ｂと太陽内歯車３６ｘ，３８ｂとの間には、軸受け４０ｘ，４２ｘが配置されている。例えば、一方の太陽内歯車３６ｘが固定され、回転せず、軸方向に移動しないようになっている。他方の太陽内歯車３８ｘは回転自在である。太陽内歯車３６ｘ，３８ｘのはすば歯車１６ｘ，２６ｘが遊星歯車３４ｘのはすば歯車１４ｘ，２４ｘと噛み合うので、太陽内歯車３６ｘ，３８ｘの軸方向の位置は一定に保たれる。太陽内歯車３６ｘ，３８ｘの間には、オイルシール３７ｘが配置され、遊星歯車装置３０ｘの内部のオイルが漏れ出さないようになっている。

例えば、１組の遊星歯車機構１０ｘの各歯車１２ｘ，１４ｘ，１６ｘの歯数は、それぞれ、２２、１１、４３である。もう１組の遊星歯車機構２０ｘの各歯車２２ｘ，２４ｘ，２６ｘの歯数は、それぞれ、３２、１６、６３である。遊星歯車３４ｘの配置個数は５である。この場合の減速比は４０９．５であり、極めて大きい。

遊星歯車装置３０ｘは、ねじれが逆方向のはすば歯車の噛み合いによって、軸方向荷重を受けることができ、抜け止めやキャリアを設けなくても遊星歯車３４を安定して保持することができ、円滑に駆動することができる。また、軸方向に同時にかみ合う歯数が増えるので、音が静かであり、耐荷重性が向上する。遊星歯車３４ｘにはすば歯車１４ｘ，２４を設けているので、平歯車の場合に比べ、太陽歯車３２ｘ，３６ｘ，３８ｘの中心軸周りの傾きや偏磨耗を軽減できる。

太陽外歯車３２ｘも遊星歯車３４ｘも、それぞれ、二つの異なる歯車１２ｘ，２２ｘ；１４ｘ，２４ｘを有し一体として形成されている。したがって、遊星歯車３４ｘと太陽外歯車３２ｘの位相関係が、互いに噛合う様に固定され、遊星歯車３４ｘは、同一形状のものが複数個配置されるようにすることができる。遊星歯車装置３０ｘは、例えば、一方の遊星歯車機構２０ｘ側を組み立て、所定位置に露出している遊星歯車３４ｘのはすば歯車１４ｘに、他方の遊星歯車機構１０ｘの太陽内歯車３６ｘをねじりながら噛み合わせることにより、組み立てることができる。

（まとめ）
以上に説明したように、本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構及び本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構は、機構学的に従来技術とは異なる新規な遊星歯車機構を備えたることによって、従来装置の問題点を解決することができる。すなわち、機構の根源である歯車の減速理論にさかのぼり、不思議歯車機構の理論に立ち返り、新たに提案された遊星歯車機構を備える。不思議遊星歯車では、一つの軸に取り付けられた互いに歯数の異なる２個の歯車が他の共通な歯車に噛合う機構であったが、本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構及び本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構は、では、遊星歯車軸に一つの歯車ではなく、一体に構成された互いに歯数の異なる歯車を設け、その遊星の二つの歯車に対し、互いに歯数比の異なる複数の歯車を太陽外歯車、もしくは、太陽内歯車に設けられている。

本件新型３Ｋ−Ｉ型遊星歯車機構及び本件新型３Ｋ−II型遊星歯車機構は、従来装置の問題点を解決することができる。すなわち、減速比に設計上の自由度が増し、その結果、遊星の配置個数を多くでき、高トルク伝達が可能であり、且つ、より大きな減速比を実現でき、高効率である。

すなわち、遊星機構は、遊星の配置個数１個ではないので噛合いが多く、大きなトルクを伝達可能である。また、歯数比の理論なので、高減速比を、歯の強度を落とさす実現できる。遊星に対する歯数比が違う原理で動くから、歯数比が近くなればなるほど、原理上、減速比は大きくなる。一般的に、大きな減速比を得る歯車は、歯車の基準ピッチは、大と小の関係、即ち、歯数比が大きいほど、減速比は大きいという関係にある。ところが、本発明は、歯数比の差が小さいほど、大きいな減速比を得る。歯数比の差で動くから、歯数の比ではなく、あくまで、歯数比の差であり、歯車の大小の比に関係がない。

また、従来装置で大減速とすると、歯数比が大きくなるから、歯車に負担がかかる。大減速のものはモジュールが小さくなり、強度が弱くなるが、本発明ではそれが防ぐことができる。

また、高減速になればなるほど、伝達トルクが大きい。歯数比が異なると、どうしても、遊星に回転速度比の違いにより、ねじりトルクが発生し、歯の破損を招く。本発明では、減速比が大きいほど、遊星歯車の回転速度比は小さい。したがって、減速比の大きいものほど耐久性が良い。一般的には、減速比が大きいほど、耐久性が悪いので、全く逆になる。

遊星配置個数が、従来技術より多く、異位相配置ができ、耐久性に不可欠な、歯面のみの噛み合いを実現できる。従来技術では、遊星の配置可能個数は、遊星に噛合う歯車の、歯数差によって制限されていた。しかし、本発明では歯数比の理論であり、遊星配置可能個数が、従来技術に比して、大きな自由度をもって設定できるので、配置個数を多くできる。また、互いに異なる位相でかみ合わせることもできる。

遊星配置個数は、高トルク伝達に向く。異なる位相でかみ合わせることによって、歯車として、歯面でのトルク伝達が可能で、たとえば、歯底と歯先の衝突などを防ぐことができる。即ち、太陽と内歯の噛合いが中心間距離を保つように常に働き、遊星の公転軌道の振れが生じにくい。そのため、遊星歯車のキャリアを省くことも可能である。

なお、本発明は、上記した実施の形態に限定されるものではなく、種々変更を加えて実施することが可能である。

例えば、歯車は、一般的なインボリュート歯形に限らず、サイクロイド歯形や円弧歯形などでもよい。また、平歯車に限らず、はすば歯車、かさ歯車などであってもよい。

Claims (13)

1. 太陽外歯車と太陽内歯車と遊星歯車とを有し、前記太陽外歯車又は前記太陽内歯車のいずれか一方に三つの基本軸である駆動軸、従動軸、固定軸の内の二つが与えられ、前記太陽外歯車又は前記太陽内歯車の他方に他の一つの前記基本軸が与えられ、回転伝達によって増減速を行う３Ｋ型遊星歯車機構を備え、
   前記遊星歯車は歯数の異なる少なくとも２つの第１及び第２の歯車を同軸かつ一体に有し、
   二つの前記基本軸が与えられた前記一方の前記太陽外歯車又は前記太陽内歯車は、前記遊星歯車の前記第１及び第２の歯車にそれぞれ噛み合いかつ相対回転可能な少なくとも２つの第３及び第４の歯車を有し、
   前記第１の歯車と前記第３の歯車との歯数比が前記第２の歯車と前記第４の歯車との歯数比と異なり、
   一つの前記基本軸を与えられた前記他方の前記太陽外歯車又は前記太陽内歯車は、前記遊星歯車の前記第１及び第２の歯車にそれぞれ噛み合う少なくとも２つの第５及び第６の歯車を同軸かつ一体に有し、
   前記第１の歯車と前記第５の歯車との歯数比が前記第２の歯車と前記第６の歯車との歯数比と等しいことを特徴とする、遊星歯車装置。
2. 前記太陽外歯車に三つの前記基本軸である前記駆動軸、前記従動軸、前記固定軸の内の二つが与えられ、前記太陽内歯車に他の一つの前記基本軸が与えられたことを特徴とする、請求項１に記載の遊星歯車装置。
3. 前記太陽内歯車に三つの前記基本軸である前記駆動軸、前記従動軸、前記固定軸の内の二つが与えられ、前記太陽外歯車に他の一つの前記基本軸が与えられたことを特徴とする、請求項１に記載の遊星歯車装置。
4. 前記遊星歯車は、前記太陽外歯車及び前記太陽内歯車との噛み合いの位相が異なる複数組を備え、等角度間隔で配置されたことを特徴とする、請求項１に記載の遊星歯車装置。
5. 前記遊星歯車の前記第１及び第２の歯車は、中心距離が等しく前記太陽外歯車及び前記太陽内歯車に噛み合うことを特徴とする、請求項１に記載の遊星歯車装置。
6. 歯数比が等しい前記第１の歯車と前記第５の歯車との噛み合いピッチ円と、前記第２の歯車と前記第６の歯車との噛み合いピッチ円とが、等しく、
   歯数比が異なる前記第１の歯車と前記第３の歯車とのピッチ円と、前記第２の歯車と前記第４の歯車とのピッチ円とが異なることを特徴とする、請求項１に記載の遊星歯車装置。
7. 前記太陽内歯車の歯数が、前記遊星歯車の歯数の２倍と前記太陽外歯車の歯数の和と異なるとき、前記太陽内歯車、前記遊星歯車又は前記太陽外歯車の少なくとも一つに対し転位を施すことを特徴とする、請求項１に記載の遊星歯車装置。
8. 前記遊星歯車が太陽歯車の周りに等角度間隔で配置され、前記遊星歯車の個数と前記遊星歯車の歯数とが互いに素であることを特徴とする、請求項１に記載の遊星歯車装置。
9. 前記太陽外歯車と前記太陽内歯車との間に回転軸受け機構を備えたことを特徴とする、請求項１に記載の遊星歯車装置。
10. 前記遊星歯車は、前記第１及び第２の歯車と異なる少なくとも１つの第７の歯車を同軸かつ一体に有し、
    前記太陽外歯車又は前記太陽内歯車の少なくとも一方に、該第７の歯車に噛み合う第８の歯車が形成されたことを特徴とする、請求項１に記載の遊星歯車装置。
11. 前記遊星歯車は、前記第１及び第２の歯車と異なる少なくとも１つの歯車を同軸かつ一体に有し、
    前記遊星歯車が同軸かつ一体に有する三つ以上の前記歯車の内一つ以上の前記歯車がねじ状であり、当該ねじ状の前記歯車は、前記太陽外歯車又は前記太陽内歯車の少なくとも一方もしくは両方に噛み合うことを特徴とする、請求項１に記載の遊星歯車装置。
12. 前記第１〜第４の歯車の歯数をＺ１〜Ｚ４とし、前記第３及び第４の歯車の歯数Ｚ３，Ｚ４をともに増加又は減少した仮想歯数をＺ３'、Ｚ４'としたとき、
    （ａ）Ｚ１：Ｚ３'＝Ｚ２：Ｚ４'、かつ
    （ｂ）｜Ｚ３−Ｚ３'｜＝１又は２、かつ
    （ｂ）｜Ｚ４−Ｚ４'｜＝１又は２
    であることを特徴とする、請求項１に記載の遊星歯車装置。
13. 前記第１の歯車と前記第２の歯車、前記第３の歯車と前記第４の歯車、前記第５の歯車と前記第６の歯車は、それぞれ逆方向にねじれたはすば歯車であることを特徴とする、請求項１に記載の遊星歯車装置。

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