WO2011096347A1 - 撓み噛合い式歯車装置 - Google Patents

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WO2011096347A1
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gear
external
teeth
rollers
vibration
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PCT/JP2011/051858
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真司 吉田
史人 田中
正昭 芝
学 安藤
Original Assignee
住友重機械工業株式会社
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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
    • F16H49/00—Other gearings
    • F16H49/001—Wave gearings, e.g. harmonic drive transmissions
    • 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
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C33/00—Parts of bearings; Special methods for making bearings or parts thereof
    • F16C33/30—Parts of ball or roller bearings
    • F16C33/38—Ball cages

Definitions

  • the present invention relates to a flexure meshing gear device.
  • a ball bearing is used in a conventional flexure-meshing gear device as a vibrator body of a vibrator.
  • the pocket provided in the cage of the vibrator bearing is in the position in the long axis direction, the pocket has an arcuate surface that is substantially centered on the center of the ball held in the pocket. ing.
  • an object of the present invention is to provide a flexure meshing gear device that can improve the transmission torque and extend the life of the vibration generator bearing. .
  • the present invention includes an oscillator, an external gear that is disposed on the outer periphery of the oscillator, and is flexibly deformed by the rotation of the oscillator, and the external gear meshes internally.
  • the vibration body bearing is a rolling element. A load that reduces the load received by the roller from the vibration generator and the external gear within a specific range near the short axis of the vibration generator. The reduction area is provided to solve the above problem.
  • a roller is used as a vibrating body bearing without using a ball as a rolling element. For this reason, it is possible to improve the transmission torque and extend the life of the vibration body bearing.
  • skew that may occur when rollers are used is prevented by paying attention to the relationship between the external gear and the internal gear in a specific range near the short axis of the vibration generator. That is, since the external gear and the internal gear do not mesh with each other in the specific range, a load reduction region in which the load received by the rollers from the vibration generator and the external gear is reduced in that range (non-meshing range). Is provided. Thanks to this, it is possible to virtually eliminate the radial load of the vibrating body on the roller received from the vibrating body and the external gear. Will be almost free and will only revolve. That is, even if the rollers are inclined during the revolution on the outer periphery of the vibration generating body, the rollers are aligned by the cage when the rollers move to the load reducing region, and it is possible to eliminate them. .
  • the present invention begins to protrude from the vibrating body of the vibrating body bearing due to skew, increases the rolling resistance, reduces the torque transmission efficiency, A decrease or the like can be prevented.
  • the transmission torque can be improved and the life of the vibration generator bearing can be extended.
  • Sectional drawing which shows an example of the whole structure of the bending meshing gear apparatus which concerns on 1st Embodiment of this invention.
  • the figure which also shows a vibration body The figure which also shows a vibration body Schematic diagram of a combination of a vibrator and a vibrator bearing The figure which similarly shows the relationship between the roller of a vibration body bearing and a cage Similarly, meshing concept diagram of internal gear and virtual external gear Similarly, meshing diagram of external gear and internal gear
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing an example of the overall configuration of the flexure meshing gear device according to the first embodiment of the present invention
  • FIGS. 2 and 3 are diagrams showing the same vibrator
  • FIG. 4 is the same.
  • FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the roller of the vibration generator bearing and the cage
  • FIG. 6 is a conceptual diagram of meshing between the internal gear and the virtual external gear
  • FIG. 8 is a diagram showing the meshing of the external gear and the internal gear
  • FIG. 8 is a diagram showing the shape of the vibrator according to the second embodiment of the present invention.
  • the flexure meshing gear device 100 includes a vibrating body 104, external gears 120A and 120B having flexibility that are arranged on the outer periphery of the vibrating body 104 and are bent and deformed by the rotation of the vibrating body 104.
  • the external gears 120A and 120B have internal rigidity for gear reduction 130A and output internal gears 130B having rigidity to be internally meshed with each other, and are arranged between the vibrator 104 and the external gears 120A and 120B.
  • Vibration body bearings 110A and 110B Vibration body bearings 110A and 110B.
  • the vibrating body 104 has a column shape, and an input shaft hole 106 into which an input shaft (not shown) is inserted is formed at the center.
  • a keyway 108 is provided in the input shaft hole 106 so that the vibrator 104 rotates integrally with the input shaft when the input shaft is inserted and rotated.
  • the vibrating body 104 has a shape in which two arc portions (first arc portion FA and second arc portion SA) are connected.
  • the first arc portion FA has a radius of curvature R1 and constitutes an arc portion (also referred to as a meshing range) for meshing the external gear 120A and the reduction internal gear 130A.
  • the second arc portion SA has a radius of curvature R2 and constitutes an arc portion (also referred to as a non-meshing range) in a range where the external gear 120A and the reduction internal gear 130A do not mesh.
  • the length of the first arc portion FA is determined by the angle ⁇ .
  • the curvature radius R1 of the first arc part FA is expressed by the equation (1), where L is the eccentric amount.
  • the R1 RL (1)
  • the tangent line T is common to the connecting portion A between the first arc portion FA and the second arc portion SA.
  • the radius of curvature R2 of the vibrating body 104 has in common with the radius of curvature R1 from the connecting portion A to the point B of the first arc portion FA and the second arc portion SA at the angle ⁇ . It is defined by the length to the intersection C with the extended Y-axis (short axis direction of the vibrator 104). That is, the radius of curvature R2 of the second arc portion SA is expressed by Expression (2).
  • R2 RL ⁇ L / cos ⁇ (2)
  • the curvature radius of the external gear 120A that is bent and deformed by the first arc part FA having the curvature radius R1 is defined as the curvature radius of the virtual external gear 120C.
  • the virtual external gear 120C is a gear temporarily assumed as a gear having a perfect shape and a rigid shape as shown in FIG. 6 in order to ideally mesh the external gear 120A and the reduction internal gear 130A. .
  • the angle ⁇ and the eccentric amount L of the vibration body 104 can be easily determined.
  • the vibration body bearing 110A is a bearing disposed between the outer side (outer periphery) of the vibration body 104 and the inner side of the external gear 120A, and as shown in FIG. 1, the inner ring 112, the cage 114A, and the rolling element. As a roller 116A and an outer ring 118A. The inner side of the inner ring 112 abuts on the vibrating body 104, and the inner ring 112 rotates integrally with the vibrating body 104.
  • the retainer 114A is a perfect circular member provided with a pocket 114AA and a pillar 114AB as shown in FIG.
  • the pockets 114AA are holes provided at regular intervals in the circumferential direction so as to rotatably hold the rollers 116A along the outer periphery of the inner ring 112.
  • the pillar 114AB has its pocket 114AA divided in the circumferential direction, and the cage 114A has a perfect circle shape.
  • the roller 116A has a cylindrical shape (including a needle). For this reason, compared with the case where a rolling element is a ball
  • the outer ring 118A is disposed outside the roller 116A.
  • the outer ring 118 ⁇ / b> A is bent and deformed by the rotation of the vibration generator 104 together with the external gear 120 ⁇ / b> A arranged on the outer side thereof.
  • the load reduction area LA is an angular range including an angle in the non-engagement range SA and excluding the radial load of the vibration body 104 with respect to the rollers 116A.
  • the load reduction region LA is set to an angular range that is the same as or narrower than the non-engagement range SA.
  • the roller 116A that enters the non-engagement range SA from the position P1 of the meshing end immediately stalls in a region where the radial gap Gr is formed (load reduction region LA) and becomes free.
  • the rollers 116A are pushed and aligned in the circumferential direction by the pillars 114AB of the cage 114A. Then, the rollers 116A enter the meshing range FA at the meshing end position P3 in an aligned state, and rotate and revolve themselves.
  • the external gear 120A meshes internally with the reduction internal gear 130 ⁇ / b> A.
  • the external gear 120A includes a base member 122 and external teeth 124A.
  • the base member 122 is a flexible cylindrical member that supports the external teeth 124 ⁇ / b> A, and is disposed outside the vibration body bearing 110 ⁇ / b> A.
  • the external teeth 124A are constituted by cylindrical pins, and are held on the base member 122 by a ring member 126A.
  • the external gear 120B meshes internally with the output internal gear 130B.
  • the external gear 120B is comprised from the base member 122 and the external tooth 124B similarly to the external gear 120A.
  • the external teeth 124B have the same number as the external teeth 124A and are configured by the same cylindrical pin, and are held by the base member 122 by the ring member 126B.
  • the base member 122 supports the external teeth 124B together with the external teeth 124A. For this reason, the eccentric amount L of the vibrator 104 is transmitted to the external teeth 124A and the external teeth 124B in the same phase.
  • the internal gear 130A for deceleration is formed of a rigid member as shown in FIG.
  • the reduction internal gear 130A has a number of teeth i (i is 2 or more) larger than the number of teeth of the external teeth 124A of the external gear 120A.
  • a casing (not shown) is fixed to the reduction internal gear 130A via a bolt hole 132A.
  • the internal gear 130A for deceleration reduces the rotation of the vibration body 104 by meshing with the external gear 120A.
  • the output internal gear 130B is also formed of a rigid member, like the reduction internal gear 130A.
  • the output internal gear 130B has the same number of teeth of the internal teeth 128B as the number of teeth of the external teeth 124B of the external gear 120B.
  • an output shaft (not shown) is attached to the output internal gear 130B via a bolt hole 132B, and the same rotation as the rotation of the external gear 120B is output to the outside.
  • a virtual external gear 120C shown in FIG. 6 is determined.
  • the external gear 120A uses a cylindrical pin as the external tooth 124A, the tooth profile is an arc tooth profile.
  • the reference tooth profile of the virtual external gear 120C is an arc tooth profile formed by the external teeth 124A. Therefore, the trochoidal tooth profile is determined as the internal tooth 128A in order to realize a complete theoretical mesh between the external tooth 124A and the internal tooth 128A.
  • the shape of the outer periphery of the vibrating body 104 can be obtained.
  • a trochoidal tooth profile may be applied to the tooth profile of the inner tooth 128B that meshes with the outer tooth 124B, or another tooth profile may be applied.
  • the external gear 120A is bent and deformed via the vibrator bearing 110A according to the rotation state.
  • the external gear 120B is also bent and deformed in the same phase as the external gear 120A via the vibration body bearing 110B.
  • the bending deformation of the external gears 120 ⁇ / b> A and 120 ⁇ / b> B is performed according to the shape of the radius of curvature R ⁇ b> 1 in the major axis direction X of the vibrating body 104. That is, since the curvature is constant at the position of the first circular arc part FA of the radius of curvature R1 on the outer periphery of the vibrator 104 shown in FIG. 4, the bending stress is constant. Since the tangent line T is the same at the position of the first arc part FA and the second arc part SA in the connecting part A, sudden deformation at the connecting part is prevented. At the same time, since there is no abrupt position change of the rollers 116A and 116B in the connecting portion A, the rollers 116A and 116B are less slipped and torque transmission loss is small.
  • the rollers 116A, 116B and the inner peripheral surfaces (outer ring raceway surfaces) 118AA, 118BA of the outer rings 118A, 118B of the vibrator bearings 110A, 110B are brought into contact with the rollers 116A, 116B to the outer rings 118A of the vibrator bearings 110A, 110B.
  • 118B the bending load radially outward is transmitted. Due to the bending load transmitted to the outer ring 118A, the outer teeth 124A move radially outward ( ⁇ Qo) and mesh with the inner teeth 128A of the reduction internal gear 130A.
  • FIG. 7A shows a state where the reduction internal gear 130A and the external gear 120A mesh
  • FIG. 7B shows a state where the output internal gear 130B and the external gear 120B mesh.
  • the external teeth 124A and 124B are rotatable pins, so that loss of transmission torque due to meshing is reduced.
  • the tooth profile of the inner tooth 128A is formed so as to be completely theoretically engaged with the outer tooth 124A, it is meshed with a plurality of teeth simultaneously. For this reason, the surface pressure concerning a tooth surface is disperse
  • rollers 116A and 116B have a cylindrical shape, the load resistance is large, and the life of the vibrator bearings 110A and 110B can be extended and the transmission torque can be improved.
  • the cylindrical rollers 116A and 116B bend and deform the base member 122 of the external gears 120A and 120B in parallel to the axial direction O. For this reason, the lifetime of the external teeth 124A and 124B and the internal teeth 128A and 128B is extended and high torque transmission is maintained.
  • the external teeth 124A and 124B are divided in the axial direction O into a portion where the internal gear 130A for reduction is engaged and a portion where the output internal gear 130B is engaged. Therefore, when the external gear 120A and the reduction internal gear 130A mesh with each other, the meshing area that the external teeth 124A and the internal teeth 128A should mesh with each other in the axial direction O is not affected by the external teeth 124B. Engage with. Similarly, when the external gear 120B meshes with the output internal gear 130B, the meshing area that the external teeth 124B and the internal teeth 128B should originally mesh in the axial direction O without being affected by the external teeth 124A. Engage with. That is, by dividing the external teeth 124A and 124B, it is possible to maintain rotational accuracy and prevent a reduction in transmission torque.
  • the vibration body bearings 110A and 110B are bent and deformed inward in the radial direction ( ⁇ Qi) at the position in the short axis direction Y of the vibration body 104 in the second arc portion (non-engagement range) SA. .
  • ⁇ Qi the radial direction
  • SA the radial direction
  • a radial gap Gr is formed between the inner peripheral surfaces (outer ring raceway surfaces) 118AA and 118BA of the outer rings 118A and 118B, and 116A and 116B.
  • the meshing position of the external gear 120 ⁇ / b> A and the reduction internal gear 130 ⁇ / b> A rotates and moves as the vibration body 104 moves in the long axis direction X.
  • the rotation phase of the external gear 120A is delayed by a difference in the number of teeth from the internal gear 130A for deceleration. That is, the reduction ratio by the reduction internal gear 130A can be obtained by ((the number of teeth of the external gear 120A ⁇ the number of teeth of the reduction internal gear 130A) / the number of teeth of the external gear 120A).
  • “ ⁇ ” indicates that the input / output is in a reverse rotation relationship.
  • both the external gear 120B and the output internal gear 130B have the same number of teeth, the external gear 120B and the output internal gear 130B do not move with each other, and the same teeth can move. Will mesh. For this reason, the same rotation as the rotation of the external gear 120B is output from the output internal gear 130B. As a result, an output obtained by reducing the rotation of the vibrating body 104 to ( ⁇ 1/50) can be extracted from the output internal gear 130B.
  • a radial gap Gr (6.5 ⁇ m or more) could be provided at the position in the minor axis direction Y (one side). For this reason, it has been confirmed that the rolling resistance Rt is lower than usual (76.8 mNm ⁇ 36.4 mNm).
  • the rolling resistance Rt of the roller 116A can be effectively reduced by enlarging the inner diameter Doi while maintaining the outer diameter Doo of the outer rings 118A and 118B. That is, since the radial load applied to the rollers 116A and 116B can be eliminated, the skew prevention of the rollers 116A and 116B can be effectively realized.
  • the rollers 116A and 116B are used as the vibrator bearings 110A and 110B without using balls as rolling elements. For this reason, it is possible to improve the transmission torque and extend the life of the vibration body bearings 110A and 110B.
  • a load reduction region LA for reducing the load received by the rollers 116A and 116B from the vibration generator 104 and the external gears 120A and 120B so as to include the minor axis direction Y of the vibration generator 104 in the non-meshing range SA.
  • a radial gap Gr is provided between the rollers 116A and 116B and the outer ring raceway surfaces 118AA and 118BA of the vibration body bearings 110A and 110B in the load reduction region LA. Since the radial gap Gr is provided without deforming the vibrating body 104, the rigidity of the vibrating body 104 is not reduced.
  • the rollers 116A and 116B are in a substantially free state except for the cages 114A and 114B in the load reduction region LA, and only perform revolution. That is, even if the rollers 116A and 116B are inclined during the revolution on the outer periphery of the vibration body 104, when the rollers 116A and 116B move to the load reducing area LA, the rollers 116A and 116B are pushed in the circumferential direction by the cages 114A and 114B. The rollers 116A and 116B are aligned, and the inclined state can be eliminated.
  • the exciter bearings 110A and 110B are caused to protrude from the vibrating body 104 due to skew, the rolling resistance is increased, the torque is increased. It is possible to prevent a decrease in transmission efficiency and a decrease in service life. That is, according to the present invention, it is possible to improve the transmission torque and extend the life of the vibration body bearings 110A and 110B.
  • the shape of the vibrating body 104 is a shape in which two arcs are combined, but the present invention is not limited to this.
  • the portion of the first arc portion FA that defines the meshing range is formed in the vibration generator 304, and the non-meshing range is between the meshing end portions.
  • the inner ring raceway surface of the vibration body bearing can be directly formed on the outer peripheral surface 304A of the vibration body 304.
  • the radial gap Gr in the load reduction region LA can be provided between the roller and the inner ring raceway surface of the vibration body bearing, that is, between the roller and the vibration body 304, and the same effect as in the first embodiment. Can be played.
  • the inner ring can be made unnecessary and the outer ring is not made thinner.
  • the theoretical engagement in FA can be made more complete.
  • a vibration body bearing having an inner ring may be used for the vibration body 304.
  • the radial gap Gr in the load reduction region LA is provided between the inner ring of the vibration generator bearing and the outer peripheral surface 304A of the vibration generator 304, that is, also in this case, between the roller and the vibration generator 304.
  • the radial load applied to the roller from the vibrating body 304 can be appropriately eliminated, the same effect as that of the first embodiment can be appropriately obtained.
  • the gap between the roller and the inner ring of the vibration body bearing is reduced.
  • a radial gap Gr in the load reducing area LA may be provided.
  • the load reducing area LA includes the minor axis direction Y.
  • the present invention is not limited to this.
  • the minor axis direction Y is not included, and both sides thereof are used as the load reducing area LA. Also good.
  • the external teeth 124A and 124B are configured by cylindrical pins, but the present invention is not limited to this.
  • the external teeth 124A and 124B may be formed directly on the base member 122. That is, the external teeth do not have to be arc teeth, and trochoidal teeth may be used, or other teeth may be used. Even in this case, a tooth profile corresponding to the external tooth can be used as the internal tooth.
  • the output decelerated from the output internal gear 130B is taken out, but the present invention is not limited to this.
  • a so-called cup-type external gear that bends and deforms may be used, and the present invention may be applied to a flexure meshing gear device that extracts only its rotation component from the external gear.
  • bending deformation of the external gear also occurs in the axial direction, but in consideration of this point, a tapered roller may be adopted for the bearing, or the external gear or the vibrator bearing
  • the axial shape may be provided with an inclination for bending deformation in advance.
  • the difference i between the number of teeth of the internal teeth 128A of the internal gear 130A and the number of teeth of the external teeth 124A of the external gear 120A is set to 2, but in the present invention, this difference in the number of teeth. i is not limited to 2.
  • an appropriate number may be used as long as it is an even number 2i of 2 or more.
  • the number of teeth of the virtual external gear 120C may be an appropriate number as long as it is smaller than the actual number of teeth of the external teeth 124A of the external gear 120A, and the virtual external gear 120C is not necessarily assumed.
  • the present invention can be widely applied to a flexure meshing gear device.
  • Internal teeth for deceleration Gear (Internal gear) 130B Internal gears for output 132A, 132B: Bolt hole 304A: Outer peripheral surface of the vibrating body O: Axial direction X: Long axis direction of the vibrating body Y: Short axis direction of the vibrating body FA: First arc portion ( Meshing range) SA ... 2nd circular arc part (non-meshing range) LA: Load reduction region
  • Gr Radial gap
  • R1 Long axis radius of the exciter
  • R1 Radius of curvature of the first arc of the exciter
  • R2 Radius of curvature of the second arc of the exciter

Landscapes

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  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Retarders (AREA)
  • Rolling Contact Bearings (AREA)

Abstract

　伝達トルクが大きく、且つ起振体軸受の長寿命化が可能となる。起振体１０４と、起振体１０４の外周に配置され、起振体１０４の回転により撓み変形される可撓性を有した外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂと、外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂが内接噛合する剛性を有した内歯歯車１３０Ａ、１３０Ｂと、起振体１０４と外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂとの間に配置される起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂと、を有する撓み噛合い式歯車装置１００において、起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂは、転動体としてのころ１１６Ａ、１１６Ｂと、ころ１１６Ａ、１１６Ｂを保持する保持器１１４Ａ、１１４Ｂと、を備え、起振体１０４の非噛合い範囲ＳＡに、起振体１０４及び外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂからころ１１６Ａ、１１６Ｂが受ける荷重を減少させるラジアル隙間Ｇｒが形成された荷重減少領域ＬＡを設ける。

Description

撓み噛合い式歯車装置
　本発明は、撓み噛合い式歯車装置に関する。
　従来の撓み噛合い式歯車装置には、特許文献１に示すように、起振体の起振体軸受には玉軸受が用いられている。特許文献１では、起振体軸受の保持器に設けられたポケットが長軸方向の位置にあるとき、ポケットに保持されるボールの中心をほぼ中心とする円弧状の面をポケットに有するようにしている。
特開昭６２－７２９４６号公報
　しかしながら、特許文献１に示すような従来の撓み噛合い式歯車装置では、玉軸受を用いているので起振体軸受の寿命が短くなる。
　起振体軸受の寿命を延ばすためには、玉軸受からころ軸受へ変更することが有効な方法である。しかし、単純にボールに代えてころを用いても、スキューの問題が発生するおそれが残る。スキューが発生することにより、たとえころ軸受を用いても、伝達トルクの低下、起振体軸受の短寿命化などを招いてしまう。
　そこで、本発明は、前記問題点を解決するべくなされたもので、伝達トルクを向上させ、且つ起振体軸受の長寿命化が可能な撓み噛合い式歯車装置を提供することを課題とする。
　本発明は、起振体と、該起振体の外周に配置され、該起振体の回転により撓み変形される可撓性を有した外歯歯車と、該外歯歯車が内接噛合する剛性を有した内歯歯車と、前記起振体と前記外歯歯車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において、前記起振体軸受は、転動体としてのころと、該ころを保持する保持器と、を備え、前記起振体の短軸付近の特定の範囲に、該起振体及び前記外歯歯車から前記ころが受ける荷重を減少させる荷重減少領域が設けられることにより、前記課題を解決したものである。
　本発明は、転動体としてボールを用いずにころを起振体軸受に用いている。このため、伝達トルクを向上できると共に、起振体軸受を長寿命化することが可能となる。
　そして、ころを用いると発生するおそれのあるスキューに対しては、起振体の短軸付近の特定の範囲における外歯歯車と内歯歯車との関係に着目して防止するようにしている。即ち、当該特定の範囲においては外歯歯車と内歯歯車とは噛合わないため、その範囲（非噛合い範囲）に、起振体及び外歯歯車からころが受ける荷重を減少させる荷重減少領域を設けている。そのおかげで、事実上起振体及び外歯歯車から受けるころへの、起振体の半径方向の荷重をほぼ排除することができ、転動体としてのころはその荷重減少領域で保持器以外からはほぼフリーな状態となり、ほぼ公転のみを行うこととなる。即ち、ころが起振体の外周で公転中にたとえ斜めになったとしても、当該荷重減少領域に移動してきた際には、保持器によりころが整列され、それを解消することが可能となる。
　このため、本発明は、転動体としてころを用いても、スキューを原因とする起振体軸受の起振体からのせりだしや、転がり抵抗の増大や、トルクの伝達効率低下や、寿命の低下などを防止することができる。
　本発明によれば、伝達トルクを向上させ、且つ起振体軸受の長寿命化が可能となる。
本発明の第１実施形態に係る撓み噛合い式歯車装置の全体構成の一例を示す断面図 同じく起振体を表す図 同じく起振体を表す図 同じく起振体と起振体軸受を組み合わせた概略図 同じく起振体軸受のころと保持器との関係を示す図 同じく内歯歯車と仮想外歯歯車との噛合い概念図 同じく外歯歯車と内歯歯車との噛合い図 本発明の第２実施形態に係る起振体の形状を表す図
　以下、図面を参照して、本発明の実施形態の一例を詳細に説明する。
　図１は本発明の第１実施形態に係る撓み噛合い式歯車装置の全体構成の一例を示す断面図、図２、３は同じく起振体を表す図、図４は同じく起振体と起振体軸受を組み合わせた概略図、図５は同じく起振体軸受のころと保持器との関係を示す図、図６は同じく内歯歯車と仮想外歯歯車との噛合い概念図、図７は同じく外歯歯車と内歯歯車との噛合い図、図８は本発明の第２実施形態に係る起振体の形状を表す図、である。
　最初に、本実施形態の全体構成について、主に図１と図２を用いて概略的に説明する。
　撓み噛合い式歯車装置１００は、起振体１０４と、起振体１０４の外周に配置され、起振体１０４の回転により撓み変形される可撓性を有した外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂと、外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂがそれぞれ内接噛合する剛性を有した減速用内歯歯車１３０Ａ、出力用内歯歯車１３０Ｂと、起振体１０４と外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂとの間に配置される起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂと、を有する。
　以下、各構成要素について詳細に説明を行う。
　起振体１０４は、図２（Ａ）、図２（Ｂ）に示す如く、柱形状であり、中央に図示しない入力軸が挿入される入力軸孔１０６が形成されている。入力軸が挿入され回転した際に、起振体１０４が入力軸と一体で回転するように、入力軸孔１０６にはキー溝１０８が設けられている。
　起振体１０４は、図２、３に示す如く、２つの円弧部（第１円弧部ＦＡ、第２円弧部ＳＡ）を繋ぎ合わせた形状で構成される。第１円弧部ＦＡは、曲率半径Ｒ１であり、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとを噛合させるための円弧部分（噛合い範囲とも称する）を構成している。第２円弧部ＳＡは、曲率半径Ｒ２であり、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとが噛合しない範囲の円弧部分（非噛合い範囲とも称する）を構成している。第１円弧部ＦＡの長さは角度θで定められる。
　このとき、図３に示す如く、起振体１０４の長軸方向Ｘの半径をＲとするならば、偏心量をＬとして、第１円弧部ＦＡの曲率半径Ｒ１は式（１）で表される。
　Ｒ１＝Ｒ－Ｌ （１）
　又、図３に示す如く、第１円弧部ＦＡと第２円弧部ＳＡとの繋ぎ部分Ａで接線Ｔが共通とされている。このため、起振体１０４の曲率半径Ｒ２は、角度θにおける第１円弧部ＦＡと第２円弧部ＳＡとの繋ぎ部分Ａから点Ｂまでを曲率半径Ｒ１と共通に有し、更に点Ｂから延長したＹ軸（起振体１０４の短軸方向）との交点Ｃまでの長さで規定される。即ち、第２円弧部ＳＡの曲率半径Ｒ２は式（２）で表される。
　Ｒ２＝Ｒ－Ｌ＋Ｌ／ｃｏｓθ （２）
　ここで、曲率半径Ｒ１の第１円弧部ＦＡによって撓み変形された外歯歯車１２０Ａの曲率半径を、仮想外歯歯車１２０Ｃの曲率半径とする。仮想外歯歯車１２０Ｃは、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとを理想的に噛合させるために、図６に示す基本形状が真円で且つ剛性を有する歯車として仮に想定する歯車である。このような仮想外歯歯車１２０Ｃを想定することで、起振体１０４の角度θと偏心量Ｌとを容易に定めることができる。
　起振体軸受１１０Ａは、起振体１０４の外側（外周）と外歯歯車１２０Ａの内側との間に配置される軸受であり、図１に示す如く、内輪１１２と、保持器１１４Ａ、転動体としてのころ１１６Ａと、外輪１１８Ａと、から構成される。内輪１１２の内側は起振体１０４と当接して、内輪１１２は起振体１０４と一体で回転する。
　保持器１１４Ａは、図４に示す如く、ポケット１１４ＡＡと柱１１４ＡＢとが設けられた真円形状の部材である。ポケット１１４ＡＡは、内輪１１２の外周に沿ってころ１１６Ａを回転可能に保持するために周方向に一定間隔に設けられた孔である。柱１１４ＡＢは、そのポケット１１４ＡＡを周方向で区切り、保持器１１４Ａを真円形状としている。ころ１１６Ａは、円柱形状（ニードルを含む）である。このため、転動体が球である場合に比べて、ころ１１６Ａが内輪１１２及び外輪１１８Ａと接触する部分を増加させている。つまり、ころ１１６Ａを用いることにより、起振体軸受１１０Ａの伝達トルクを増大させ、かつ長寿命化させることができる。
　外輪１１８Ａは、ころ１１６Ａの外側に配置される。外輪１１８Ａは、その外側に配置される外歯歯車１２０Ａと共に起振体１０４の回転により撓み変形する。
　ここで、外輪１１８Ａの外径（直径）Ｄｏｏを変化させずに、その内径（直径）Ｄｏｉのみを通常よりも大きくする（即ち、外輪１１８Ａの半径方向の厚みＴｏを薄くする）。すると、起振体１０４に起振体軸受１１０Ａを装着した際（起振体１０４の外周に起振体軸受１１０Ａを配置した際）には、起振体１０４の短軸付近の特定の範囲である非噛合い範囲ＳＡに、起振体１０４及び外歯歯車１２０Ａからころ１１６Ａが受ける荷重を減少させる荷重減少領域ＬＡを設けることができる。具体的には、図４に示す如く、その非噛合い範囲ＳＡにおいて、ころ１１６Ａと外輪１１８Ａの内周面（外輪軌道面と称する）１１８ＡＡとの間にラジアル隙間Ｇｒを設けることで、ころ１１６Ａが受ける起振体１０４の半径方向の荷重を排除することができる。即ち、ここでの「荷重を減少させる」とは、起振体１０４及び外歯歯車１２０Ａからころ１１６Ａが受ける起振体１０４の半径方向の荷重を排除する（若しくはなくす）ことである。そして、荷重減少領域ＬＡとは、非噛合い範囲ＳＡにあって、ころ１１６Ａに対して起振体１０４の半径方向の荷重を排除している角度を含む角度範囲をいうものである。本実施形態では、図４に示す如く、荷重減少領域ＬＡは、非噛合い範囲ＳＡと同程度又は非噛合い範囲ＳＡより狭い角度範囲とされる。
　ここで、図５で示されるころ１１６Ａと保持器１１４Ａの運動について説明する。噛合い端部の位置Ｐ１から非噛合い範囲ＳＡ内に入ったころ１１６Ａは、ラジアル隙間Ｇｒが形成された領域（荷重減少領域ＬＡ）で直ちに失速してフリーな状態となる。そして、短軸方向Ｙの位置Ｐ２付近ではころ１１６Ａは保持器１１４Ａの柱１１４ＡＢに周方向に押されて整列させられる。そして、ころ１１６Ａは整列された状態で、噛合い端部の位置Ｐ３で噛合い範囲ＦＡに入り、自ら自転と公転を行う。
　外歯歯車１２０Ａは、図１に示す如く、減速用内歯歯車１３０Ａと内接噛合する。外歯歯車１２０Ａは、基部材１２２と、外歯１２４Ａとから構成される。基部材１２２は、外歯１２４Ａを支持する可撓性を有した筒状部材であり、起振体軸受１１０Ａの外側に配置されている。外歯１２４Ａは、円筒形状のピンで構成されて、リング部材１２６Ａで基部材１２２に保持されている。
　外歯歯車１２０Ｂは、図１に示す如く、出力用内歯歯車１３０Ｂと内接噛合する。そして、外歯歯車１２０Ｂは、外歯歯車１２０Ａと同様に、基部材１２２と、外歯１２４Ｂとから構成される。外歯１２４Ｂは、外歯１２４Ａと同数で、同一の円筒形状のピンで構成されて、リング部材１２６Ｂで基部材１２２に保持されている。ここで、基部材１２２は、外歯１２４Ａと共に外歯１２４Ｂを共通に支持する。このため、起振体１０４の偏心量Ｌは、同位相で外歯１２４Ａと外歯１２４Ｂに伝えられる。
　減速用内歯歯車１３０Ａは、図１に示す如く、剛性を有した部材で形成されている。減速用内歯歯車１３０Ａは、外歯歯車１２０Ａの外歯１２４Ａの歯数よりもｉ（ｉは２以上）多い歯数を備える。減速用内歯歯車１３０Ａには、図示しないケーシングがボルト孔１３２Ａを介して固定される。そして、減速用内歯歯車１３０Ａは、外歯歯車１２０Ａと噛合することによって、起振体１０４の回転を減速する。
　一方、出力用内歯歯車１３０Ｂも、減速用内歯歯車１３０Ａと同様に、剛性を有した部材で形成されている。出力用内歯歯車１３０Ｂは、外歯歯車１２０Ｂの外歯１２４Ｂの歯数と同一の内歯１２８Ｂの歯数を備える。なお、出力用内歯歯車１３０Ｂには、図示しない出力軸がボルト孔１３２Ｂを介して取り付けられて、外歯歯車１２０Ｂの自転と同一の回転が外部に出力される。
　ここで、噛合する歯形を決めるために、図６に示す仮想外歯歯車１２０Ｃを定める。外歯歯車１２０Ａの外歯１２４Ａの歯数（１００）に対して減速用内歯歯車１３０Ａの内歯１２８Ａの歯数（１０２）を２歯多くする。即ち歯数差ｉ＝２である。そこで、減速用内歯歯車１３０Ａの歯数（１０２）よりも、例えば４歯少ない（ｊ＝４、ｊ＞ｉ）仮想外歯歯車１２０Ｃを想定して、その歯形を基準とする。本実施形態では、外歯歯車１２０Ａは外歯１２４Ａとして円筒形状のピンを使用するので、その歯形は円弧歯形となる。即ち、仮想外歯歯車１２０Ｃの基準となる歯形は、外歯１２４Ａによる円弧歯形となる。このため、外歯１２４Ａと内歯１２８Ａとの完全な理論噛合を実現するために、トロコイド歯形を内歯１２８Ａとして決定する。
　仮想外歯歯車１２０Ｃを決定すると、起振体１０４の外周の形状を求めることができる。なお、外歯１２４Ｂと噛合する内歯１２８Ｂの歯形にはトロコイド歯形を適用してもよいし、他の歯形を適用してもよい。
　次に、撓み噛合い式歯車装置１００の動作について、主に図１を用いて説明する。
　図示しない入力軸の回転により、起振体１０４が回転すると、その回転状態に応じて、起振体軸受１１０Ａを介して、外歯歯車１２０Ａが撓み変形する。なお、このとき、外歯歯車１２０Ｂも、起振体軸受１１０Ｂを介して、外歯歯車１２０Ａと同位相で撓み変形する。
　外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂの撓み変形は、起振体１０４の長軸方向Ｘの曲率半径Ｒ１の形状に応じてなされる。即ち、図４に示す起振体１０４の外周の曲率半径Ｒ１の第１円弧部ＦＡの部分における位置では、曲率が一定であるので、撓み応力は一定となる。第１円弧部ＦＡと第２円弧部ＳＡの繋ぎ部分Ａにおける位置では、接線Ｔが同一なので、繋ぎ部分での急激な撓み変形が防止されている。同時に、繋ぎ部分Ａにおいて、ころ１１６Ａ、１１６Ｂの急激な位置変動はないので、ころ１１６Ａ、１１６Ｂの滑りが少なく、トルクの伝達ロスが少ない。
　外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂが起振体１０４で撓み変形されることにより、第１円弧部（噛合い範囲）ＦＡの部分で、起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂの内輪１１２の外周面（内輪軌道面）ところ１１６Ａ、１１６Ｂとの接触により、内輪１１２を介して起振体１０４からころ１１６Ａ、１１６Ｂに半径方向外側への撓み荷重が伝えられる。同時にころ１１６Ａ、１１６Ｂと起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂの外輪１１８Ａ、１１８Ｂの内周面（外輪軌道面）１１８ＡＡ、１１８ＢＡとの接触により、ころ１１６Ａ、１１６Ｂから起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂの外輪１１８Ａ、１１８Ｂに半径方向外側への撓み荷重が伝えられる。外輪１１８Ａに伝えられた撓み荷重により、外歯１２４Ａが半径方向外側に移動（ΔＱｏ）して、減速用内歯歯車１３０Ａの内歯１２８Ａに噛合する。同様に、外輪１１８Ｂに伝えられた撓み荷重により、外歯１２４Ｂが出力用内歯歯車１３０Ｂの内歯１２８Ｂに噛合する。ここで、図７（Ａ）に減速用内歯歯車１３０Ａと外歯歯車１２０Ａとが噛合する様子、図７（Ｂ）に出力用内歯歯車１３０Ｂと外歯歯車１２０Ｂとが噛合する様子、をそれぞれ示す。噛合する際に、外歯１２４Ａ、１２４Ｂは回転可能なピンなので、噛合による伝達トルクのロスを低減している。又、内歯１２８Ａの歯形は、外歯１２４Ａと完全に理論噛合するように形成されているので、複数の歯で同時に噛合する。このため、歯面にかかる面圧が分散されて、大きなトルクを伝達することができる。
　又、ころ１１６Ａ、１１６Ｂは円柱形状であるので、耐荷重が大きく、起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂを長寿命化及び伝達トルクを向上させることができる。同時に、円柱形状のころ１１６Ａ、１１６Ｂは、外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂの基部材１２２を軸方向Ｏに平行に撓み変形させる。このため、外歯１２４Ａ、１２４Ｂと内歯１２８Ａ、１２８Ｂの寿命を延ばすと共に、高いトルク伝達を維持させる。
　更に、外歯１２４Ａ、１２４Ｂは、軸方向Ｏにおいて、減速用内歯歯車１３０Ａの噛合する部分と出力用内歯歯車１３０Ｂの噛合する部分に分割したものである。このため、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとが噛合する際に、外歯１２４Ｂに影響されることなく、軸方向Ｏにおいて外歯１２４Ａと内歯１２８Ａとが本来噛合すべき噛合面積で噛合する。同様に、外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂとが噛合する際に、外歯１２４Ａに影響されることなく、軸方向Ｏにおいて外歯１２４Ｂと内歯１２８Ｂとが本来噛合すべき噛合面積で噛合する。つまり、外歯１２４Ａ、１２４Ｂを分割しておくことで、回転精度を保つことができ、伝達トルクの低下を防ぐことができる。
　撓み変形により、第２円弧部（非噛合い範囲）ＳＡにある起振体１０４の短軸方向Ｙの位置では、起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂが半径方向の内側（ΔＱｉ）に撓み変形される。このとき、外輪１１８Ａ、１１８Ｂの内径Ｄｏｉを大きくしていることから、外輪１１８Ａ、１１８Ｂの内周面（外輪軌道面）１１８ＡＡ、１１８ＢＡところ１１６Ａ、１１６Ｂとの間にラジアル隙間Ｇｒが形成されて、非接触となる。即ち、短軸付近の特定の範囲（非噛合い範囲ＳＡ）内であって、ラジアル隙間Ｇｒが形成されている領域（荷重減少領域ＬＡ）では、ころ１１６Ａ、１１６Ｂに起振体１０４の半径方向の荷重がかからず、ほぼフリーな状態となる。このため、噛合い範囲ＦＡでころ１１６Ａ、１１６Ｂが傾いた状態となっても、非噛合い範囲ＳＡにおける荷重減少領域ＬＡでは、ころ１１６Ａ、１１６Ｂの傾いた状態を保持しようとする起振体１０４の半径方向の力がなくなる。そのため、保持器１１４Ａ、１１４Ｂに周方向に押されることで、ころ１１６Ａ、１１６Ｂが傾きのない状態に戻る（整列される）。
　外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとの噛合位置は、起振体１０４の長軸方向Ｘの移動に伴い、回転移動する。ここで、起振体１０４が１回転すると、外歯歯車１２０Ａは減速用内歯歯車１３０Ａとの歯数差だけ、回転位相が遅れる。つまり、減速用内歯歯車１３０Ａによる減速比は（（外歯歯車１２０Ａの歯数－減速用内歯歯車１３０Ａの歯数）／外歯歯車１２０Ａの歯数）で求めることができる。具体的な数値による減速比は（（１００－１０２）／１００＝－１／５０）となる。ここで、「－」は入出力が逆回転の関係となることを示している。
　外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂとは共に歯数が同一であるので、外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂとは互いに噛合する部分が移動することなく、同一の歯同士で、噛合することとなる。このため、出力用内歯歯車１３０Ｂから外歯歯車１２０Ｂの自転と同一の回転が出力される。結果として、出力用内歯歯車１３０Ｂからは起振体１０４の回転を（－１／５０）に減速した出力を取り出すことができる。
　本実施形態に係る撓み噛合い式歯車装置１００を試作した結果を説明する。試作では、起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂの外輪１１８Ａ、１１８Ｂの外径Ｄｏｏ＝４９．４１ｍｍのときの外輪１１８Ａ、１１８Ｂの内径Ｄｏｉを、通常よりも大きな値（４７ｍｍ→４７．０１ｍｍ）とした。装着すると、短軸方向Ｙの位置において（片側）ラジアル隙間Ｇｒ（６．５μｍ以上）を設けることができた。このため、転がり抵抗Ｒｔを通常よりも低くすることが確認できた（７６．８ｍＮｍ→３６．４ｍＮｍ）。即ち、本実施形態で示すように、外輪１１８Ａ、１１８Ｂの外径Ｄｏｏをそのままとして、内径Ｄｏｉを拡大させることで、ころ１１６Ａの転がり抵抗Ｒｔを効果的に低減できる。つまり、ころ１１６Ａ、１１６Ｂにかかる半径方向の荷重を排除できることから、ころ１１６Ａ、１１６Ｂのスキュー防止を効果的に実現することが可能である。
　本実施形態では、転動体としてボールを用いずにころ１１６Ａ、１１６Ｂを起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂに用いている。このため、伝達トルクを向上できると共に、起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂを長寿命化することが可能となる。
　そして、非噛合い範囲ＳＡで、起振体１０４の短軸方向Ｙを含むように、起振体１０４及び外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂからころ１１６Ａ、１１６Ｂが受ける荷重を減少させる荷重減少領域ＬＡを設けている。具体的には、その荷重減少領域ＬＡにおいて、ころ１１６Ａ、１１６Ｂと起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂの外輪軌道面１１８ＡＡ、１１８ＢＡとの間にラジアル隙間Ｇｒを設けている。ラジアル隙間Ｇｒは、起振体１０４を変形することなく設けられているので、起振体１０４の剛性を低下させていない。そして、事実上起振体１０４及び外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂから受けるころ１１６Ａ、１１６Ｂへの起振体１０４の半径方向の荷重をほぼ排除している。このため、ころ１１６Ａ、１１６Ｂはその荷重減少領域ＬＡで保持器１１４Ａ、１１４Ｂ以外からはほぼフリーな状態となり、ほぼ公転のみ行うこととなる。即ち、ころ１１６Ａ、１１６Ｂが起振体１０４の外周で公転中にたとえ斜めになったとしても、荷重減少領域ＬＡに移動してきた際には、保持器１１４Ａ、１１４Ｂに周方向に押されることにより、ころ１１６Ａ、１１６Ｂが整列され、その斜めになった状態を解消することができる。
　このため、本発明は、転動体としてころ１１６Ａ、１１６Ｂを用いても、スキューを原因とする起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂの起振体１０４からのせりだしや、転がり抵抗の増大や、トルクの伝達効率低下や、寿命の低下などを防止することができる。即ち、本発明によれば、伝達トルクを向上させ、且つ起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂの長寿命化が可能となる。
　本発明について第１実施形態を挙げて説明したが、本発明は第１実施形態に限定されるものではない。即ち本発明の要旨を逸脱しない範囲においての改良並びに設計の変更が可能なことは言うまでも無い。
　例えば、第１実施形態においては、起振体１０４の形状は、２つの円弧を組み合わせた形状であったが、本発明はこれに限定されない。例えば、図８に示す第２実施形態で示す如く、噛合い範囲を規定する第１円弧部ＦＡの部分だけを起振体３０４に形成して、非噛合い範囲については噛合い端部間、若しくはそれよりも狭い範囲で直線的（直線に近い曲線等を含む）に成形することで、荷重減少領域ＬＡを設けてもよい。その場合には、起振体３０４の外周面３０４Ａに起振体軸受の内輪軌道面を直接形成することができる。すると、荷重減少領域ＬＡにおけるラジアル隙間Ｇｒをころと起振体軸受の内輪軌道面との間、即ち、ころと起振体３０４との間に設けることができ、第１実施形態と同様な効果を奏することができる。その際には、第１実施形態で示した起振体の場合に比べて、内輪を不要とすることができ、更に外輪を薄くすることがないので、内歯と外歯との噛合い範囲ＦＡにおける理論噛合いをより完全にすることができる。
　なお、起振体３０４に対して、内輪を備える起振体軸受を用いていてもよい。その場合には、荷重減少領域ＬＡにおけるラジアル隙間Ｇｒは起振体軸受の内輪と起振体３０４の外周面３０４Ａとの間、即ち、この場合もころと起振体３０４との間に設けられる。この場合にも、起振体３０４からころにかかる半径方向の荷重を相応に排除できるので、第１実施形態と同様な効果を相応に奏することができる。
　又、第１実施形態で示す起振体１０４の形状の場合に、起振体軸受の内輪の内径を変えずに外径を小さくすることで、ころと起振体軸受の内輪との間に荷重減少領域ＬＡにおけるラジアル隙間Ｇｒを設けてもよい。
　又、上記実施形態においては、荷重減少領域ＬＡは短軸方向Ｙを含んでいたが、本発明はこれに限定されずに、例えば短軸方向Ｙを含まず、その両側を荷重減少領域ＬＡとしてもよい。
　又、第１実施形態においては、外歯１２４Ａ、１２４Ｂを円筒形状のピンで構成したが、本発明はこれに限定されない。例えば、基部材１２２上に直接外歯１２４Ａ、１２４Ｂを形成しても構わない。即ち、外歯は、円弧歯形である必要はなく、トロコイド歯形を用いてもよいし、その他の歯形を用いてもよい。その際においても、内歯として外歯に対応した歯形を用いることができる。
　又、第１実施形態では、出力用内歯歯車１３０Ｂから減速された出力を取り出していたが、本発明はこれに限定されるものではない。例えば、出力用内歯歯車を用いずに、いわゆるカップ型の撓み変形する外歯歯車を用いて、当該外歯歯車からその自転成分のみを取り出す撓み噛合い式歯車装置に適用しても構わない。この場合には、外歯歯車の撓み変形が軸方向にも生ずるが、その点を考慮して、軸受にテーパのついたころを採用してもよいし、外歯歯車や起振体軸受の軸方向形状に撓み変形分の傾斜を予め持たせておいてもよい。
　又、第１実施形態においては内歯歯車１３０Ａの内歯１２８Ａの歯数と外歯歯車１２０Ａの外歯１２４Ａの歯数の差ｉを２に設定していたが、本発明ではこの歯数差ｉが２に限定されるものではない。例えば２以上の偶数２ｉであれば適宜の数で良い。又、仮想外歯歯車１２０Ｃの歯数も、外歯歯車１２０Ａの外歯１２４Ａの実際の歯数よりも少なければ適宜の数で良いし、必ずしも仮想外歯歯車１２０Ｃを想定する必要はない。
　本発明は、撓み噛合い式歯車装置に広く適用することができる。
　２０１０年２月３日に出願された日本国出願番号２０１０－０２２５０３の明細書、図面及び特許請求の範囲における開示は、その全体がこの明細書中に参照により援用されている。
　１００…撓み噛合い式歯車装置
　１０４、３０４…起振体
　１１０Ａ、１１０Ｂ…起振体軸受
　１１２…内輪
　１１４Ａ、１１４Ｂ…保持器
　１１４ＡＡ、１１４ＢＡ…保持器のポケット
　１１４ＡＢ、１１４ＢＢ…保持器の柱
　１１６Ａ、１１６Ｂ…ころ
　１１８Ａ、１１８Ｂ…外輪
　１１８ＡＡ、１１８ＢＡ…外輪軌道面
　１２０Ａ、１２０Ｂ…外歯歯車
　１２２…基部材
　１２４Ａ、１２４Ｂ…外歯
　１２６Ａ、１２６Ｂ…リング部材
　１２８Ａ、１２８Ｂ…内歯
　１３０Ａ…減速用内歯歯車（内歯歯車）
　１３０Ｂ…出力用内歯歯車
　１３２Ａ、１３２Ｂ…ボルト孔
　３０４Ａ…起振体の外周面
　Ｏ…軸方向
　Ｘ…起振体の長軸方向
　Ｙ…起振体の短軸方向
　ＦＡ…第１円弧部（噛合い範囲）
　ＳＡ…第２円弧部（非噛合い範囲）
　ＬＡ…荷重減少領域
　Ｇｒ…ラジアル隙間
　Ｒ…起振体の長軸半径
　Ｒ１…起振体の第１円弧部の曲率半径
　Ｒ２…起振体の第２円弧部の曲率半径

Claims (3)

  1. 　起振体と、該起振体の外周に配置され、該起振体の回転により撓み変形される可撓性を有した外歯歯車と、該外歯歯車が内接噛合する剛性を有した内歯歯車と、前記起振体と前記外歯歯車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において、
    　前記起振体軸受は、転動体としてのころと、該ころを保持する保持器と、を備え、
    　前記起振体の短軸付近の特定の範囲に、該起振体及び前記外歯歯車から前記ころが受ける荷重を減少させる荷重減少領域が設けられる
    　ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
  2. 　請求項１において、
    　前記荷重減少領域において、前記起振体軸受の外輪と前記ころとの間、若しくは該起振体と該ころとの間にラジアル隙間が形成される
    　ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
  3. 　請求項１において、
    　前記荷重減少領域において、前記起振体軸受の外輪と前記ころとの間、若しくは該起振体軸受の内輪と該ころとの間にラジアル隙間が形成される
    　ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
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