WO2020090186A1 - Roller type speed reducer, and variable valve device for internal combustion engine - Google Patents
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Abstract
The present invention addresses the problem of reducing hitting sound between rolling bodies and engagement sections by optimizing an eccentricity amount which is the distance between the center of an eccentric rotating body and the center of a bearing to reduce backlash in a speed reducer, and also the problem of obtaining improved durability by reducing surface pressure acting on the rolling bodies and the engagement sections. This roller type speed reducer is provided with: an eccentric rotating body having on the outer periphery thereof a circular arc-shaped cam section which is eccentric in a radial direction from a rotation center; a bearing disposed on the outer periphery of the eccentric rotating body and rotatably supporting the eccentric rotating body; an annular member disposed on the outer periphery of the bearing and having wave-like internal teeth on the inner peripheral surface; a plurality of rolling bodies arranged at substantially equal intervals in a circumferential direction on the outer periphery of the bearing and on the inner periphery of the annular member, and configured so that the portions of the rolling bodies, which engage with the internal teeth, move in the circumferential direction as the eccentric rotating body eccentrically rotates; and a retainer for separating the plurality of rolling bodies from each other and permitting the rolling bodies to move in the radial direction. If the distance of eccentricity of the cam section from the rotation center is designated as an eccentricity amount a, the eccentricity amount a is set in the range of 0.5 to 1.2 mm.
Description
本発明は、入力軸の回転を減速して出力軸に伝達するローラ減速装置及び該ローラ減速装置を用いた内燃機関の可変動弁装置に関するものである。
The present invention relates to a roller speed reducer that decelerates the rotation of an input shaft and transmits it to an output shaft, and a variable valve operating device for an internal combustion engine using the roller speed reducer.
ローラ減速装置は、一般的に、入力軸である偏心回転体と、この偏心回転体の外周に設けられた軸受と、この軸受外周に設けられた環状部材と、この環状部材の内周に噛合い部を有する内周噛合い部と、この内周噛合い部と前述の軸受の外輪との間に設けられた複数のローラと、このローラの間を隔成しつつローラ全体の径方向の移動を許容するとともに、出力軸でもある保持器と、を有しており、例えば、特許文献１では「減速機構８」としてその詳細構造が開示されている。
Generally, a roller speed reducer includes an eccentric rotating body which is an input shaft, a bearing provided on the outer periphery of the eccentric rotating body, an annular member provided on the outer periphery of the bearing, and an inner periphery of the annular member. An inner peripheral meshing portion having a hollow portion, a plurality of rollers provided between the inner peripheral meshing portion and the outer ring of the bearing, and a radial direction of the entire roller that separates the rollers. It has a retainer that allows movement and is also an output shaft. For example, Patent Document 1 discloses a detailed structure as a "reduction mechanism 8".
このような構成のローラ減速装置は、軸方向に薄型かつ部品点数が少ない構成でありながら、入力軸と出力軸の回転速度比である減速比を３０以上と大きく設定できる高減速比の減速装置である。
The roller reducer having such a configuration has a thin reduction in the axial direction and a small number of parts, and yet has a high reduction ratio capable of setting a large reduction ratio of 30 or more, which is a rotation speed ratio of the input shaft and the output shaft. Is.
特許文献１の減速装置では、出力軸である「保持器４１」が、内燃機関の可変動弁装置のカムシャフト軸と締結固定されている。そのため、カムシャフト軸により発生したトルク変動時に、クリアランス（バックラッシ）に起因して各転動体の外周面と環状部材の内周に設けられた噛合い部との間などに比較的大きな衝突打音が発生するため、静粛性が悪化するという問題がある。また、カムトルクによって保持器に作用するトルクが過大となると、転動体と接触する噛合い部の面圧が増加することで耐久性が悪化する問題もあった。
In the speed reducer of Patent Document 1, the "retainer 41" that is the output shaft is fastened and fixed to the camshaft shaft of the variable valve operating device of the internal combustion engine. Therefore, when the torque generated by the camshaft shaft fluctuates, a relatively large impact striking sound is generated between the outer peripheral surface of each rolling element and the meshing portion provided on the inner periphery of the annular member due to the clearance (backlash). Therefore, there is a problem that quietness is deteriorated. Further, if the torque acting on the cage is excessive due to the cam torque, the surface pressure of the meshing portion that comes into contact with the rolling elements increases, and the durability deteriorates.
そこで、本発明のローラ減速装置では、偏心回転体の中心と軸受中心間距離である偏心量を最適化することで、減速装置のバックラッシを低減し転動体と噛合い部との衝突打音を低減するとともに、転動体と噛合い部に作用する面圧の低減による耐久性の向上を図ることを目的としている。
Therefore, in the roller reduction gear of the present invention, the backlash of the reduction gear is reduced by optimizing the amount of eccentricity, which is the distance between the center of the eccentric rotating body and the bearing center, and the collision striking sound between the rolling element and the meshing portion is reduced. It is intended to improve the durability by reducing the surface pressure acting on the rolling element and the meshing portion.
上述の課題を解決するため、本発明のローラ減速装置は、入力軸である偏心回転体に入力された駆動トルクを増幅して、出力軸である保持器から出力するローラ減速装置であって、回転中心から径方向に偏心した円弧状のカム部を外周に有する前記偏心回転体と、該偏心回転体の外周に配置され、該偏心回転体を回転自在に支持する軸受と、該軸受の外周に配置され、内周面に波形状の内歯を有する環状部材と、前記軸受の外周かつ前記環状部材の内周に、周方向に略等間隔で配置され、前記偏心回転体の偏心回転に伴い前記内歯との噛合い箇所が周方向へ移動する複数の転動体と、該複数の転動体を隔成しつつそれらの径方向の移動を許容する前記保持器と、を備え、前記回転中心からのカム部の偏心距離を偏心量ａとしたとき、該偏心量ａを０．５～１．２ｍｍとした。
In order to solve the above-mentioned problems, the roller speed reducer of the present invention is a roller speed reducer that amplifies a drive torque input to an eccentric rotating body that is an input shaft and outputs the amplified torque from a retainer that is an output shaft, The eccentric rotating body having an arcuate cam portion eccentric in the radial direction from the center of rotation on the outer periphery, a bearing arranged on the outer periphery of the eccentric rotating body and rotatably supporting the eccentric rotating body, and an outer periphery of the bearing. An annular member having corrugated internal teeth on the inner peripheral surface thereof, and an outer periphery of the bearing and an inner periphery of the annular member, which are arranged at substantially equal intervals in the circumferential direction, for eccentric rotation of the eccentric rotating body. Accompanied by a plurality of rolling elements whose meshing portions with the internal teeth move in the circumferential direction, and the cage which separates the plurality of rolling elements and allows their radial movement, When the eccentricity of the cam part from the center is the eccentricity a, a was a 0.5 ~ 1.2mm.
本発明によれは、転動体と噛合い部間の衝突打音の低減による静粛性と、転動体と噛合い部間に作用する面圧の低減による耐久性の向上を実現するローラ減速装置を提供することができる。
According to the present invention, there is provided a roller deceleration device that realizes quietness by reducing a collision hitting sound between a rolling element and an engaging portion and improvement of durability by reducing a surface pressure acting between the rolling element and an engaging portion. Can be provided.
以下、本発明の一実施例に係る減速装置を図面に基づいて説明する。
A speed reducer according to an embodiment of the present invention will be described below with reference to the drawings.
図１に本実施例のローラ減速装置１０の正面図、図２に図１の要部拡大図、図３に図１の側面図（断面図）、図４に保持器３のローラ保持孔３ａに収納されたローラ２の斜視図を示す。
FIG. 1 is a front view of a roller speed reducer 10 of the present embodiment, FIG. 2 is an enlarged view of a main part of FIG. 1, FIG. 3 is a side view (cross-sectional view) of FIG. 1, and FIG. 4 is a roller holding hole 3a of a cage 3. The perspective view of the roller 2 accommodated in FIG.
図１または図３に示すように、ローラ減速装置１０は、偏心回転体５と、この偏心回転体５の外周に設けられ、これを回転自在に支持する軸受である中径ボールベアリング１と、この中径ボールベアリング１の外周に設けられた環状部材４と、環状部材４の内周面と中径ボールベアリング１の外輪の間に設けられた複数のローラ２と、このローラ２の間を隔成しつつローラ２全体の径方向の移動を許容する保持器３と、を有し、入力軸である偏心回転体５の駆動トルクを、出力軸である保持器３に増幅して伝達する減速装置である。
As shown in FIG. 1 or 3, the roller reduction device 10 includes an eccentric rotating body 5, a medium diameter ball bearing 1 that is a bearing provided on the outer periphery of the eccentric rotating body 5 and rotatably supporting the eccentric rotating body 5. An annular member 4 provided on the outer periphery of the medium diameter ball bearing 1, a plurality of rollers 2 provided between an inner peripheral surface of the annular member 4 and an outer ring of the medium diameter ball bearing 1, and a space between the rollers 2. And a retainer 3 that allows the entire roller 2 to move in the radial direction while being separated, and amplifies and transmits the drive torque of the eccentric rotating body 5 that is the input shaft to the retainer 3 that is the output shaft. It is a speed reducer.
ここで、図１等に示すように、偏心回転体５は、点Ｏを中心として正逆双方向に回転可能な入力軸であり、偏心回転体５の外周面には、点Ｏ’を中心とした円弧状のカム部が形成されている。ここで、このカム部の軸心Ｙは、偏心回転体５の軸心Ｘから径方向へ僅かな偏心量ａだけ偏心している。
Here, as shown in FIG. 1 and the like, the eccentric rotating body 5 is an input shaft that is rotatable in both forward and reverse directions around the point O, and the outer peripheral surface of the eccentric rotating body 5 is centered around the point O ′. The arc-shaped cam portion is formed. Here, the axis Y of the cam portion is eccentric from the axis X of the eccentric rotating body 5 in the radial direction by a slight eccentric amount a.
中径ボールベアリング１は、偏心回転体５の外周のカム部に圧入締結されたものであり、内輪１ａ、外輪１ｂ、および、両輪間に介装された複数のボール１ｃから構成されている。中径ボールベアリング１の内輪１ａは、偏心回転体５の外周面に圧入結合されているため、入力軸である偏心回転体５と一体になって回転する。一方、図３に示すように、中径ボールベアリング１の外輪１ｂは、入力側端面および出力側端面の双方が、他の部品とは接触せずフリーな状態になっている。また、図１に示すように、外輪１ｂの外周には、外周面が転動自在に当接するローラ２をローラ保持孔３ａに収めた環状の保持器３が、隙間Ｃ１を隔てて配置される。また、図２の拡大図、図４の斜視図に示すように、ローラ２を収める保持器３のローラ保持孔３ａは、保持器３のリブ部３ｂに一定間隔で形成されたものである。このように、外輪１ｂと保持器３の間に隙間Ｃ１を設けたことによって、中径ボールベアリング１全体が偏心回転体５の回転に伴って径方向へ偏心量ａだけ移動して回転可能に、つまり偏心動可能になっている。
The medium-diameter ball bearing 1 is press-fitted and fastened to a cam portion on the outer circumference of the eccentric rotating body 5, and is composed of an inner ring 1a, an outer ring 1b, and a plurality of balls 1c interposed between the two wheels. Since the inner ring 1a of the medium diameter ball bearing 1 is press-fitted and coupled to the outer peripheral surface of the eccentric rotating body 5, it rotates integrally with the eccentric rotating body 5 which is the input shaft. On the other hand, as shown in FIG. 3, in the outer ring 1b of the medium diameter ball bearing 1, both the input side end surface and the output side end surface are free from contact with other parts. Further, as shown in FIG. 1, an annular retainer 3 having a roller retaining hole 3a in which a roller 2 whose outer peripheral surface rotatably abuts is housed in a roller retaining hole 3a is arranged on the outer periphery of the outer ring 1b with a gap C1. .. Further, as shown in the enlarged view of FIG. 2 and the perspective view of FIG. 4, the roller holding holes 3a of the cage 3 for accommodating the rollers 2 are formed in the rib portion 3b of the cage 3 at regular intervals. As described above, by providing the gap C1 between the outer ring 1b and the cage 3, the entire medium diameter ball bearing 1 is moved by the eccentric amount a in the radial direction as the eccentric rotating body 5 rotates, and is rotatable. That is, it can be eccentrically moved.
また、環状部材４は、内周面に点Ｏを中心とする波形状の内歯４ａが形成されたものである。外輪１ｂと環状部材４の間に配置されるローラ２の各々は、中径ボールベアリング１の偏心動に伴って径方向へ移動しつつ環状部材４の内周面に形成された内歯４ａに嵌入すると共に、ローラ保持孔３ａの両側縁によって円周方向にガイドされつつ径方向に揺動運動させるようになっている。
Further, the annular member 4 has corrugated internal teeth 4a centered on the point O on the inner peripheral surface. Each of the rollers 2 arranged between the outer ring 1b and the annular member 4 moves in the radial direction with the eccentric movement of the medium diameter ball bearing 1 and has internal teeth 4a formed on the inner peripheral surface of the annular member 4. It is adapted to be fitted and to be oscillated in the radial direction while being guided in the circumferential direction by both side edges of the roller holding hole 3a.
なお、以上で説明したローラ減速装置１０の各部品は、金属（例えば鉄系金属）によって形成され、ローラ減速装置１０内部の、中径ボールベアリング１やローラ２などの可動部には、潤滑給油部によって十分な潤滑油が供給されるようになっている。
It should be noted that each component of the roller reduction gear transmission 10 described above is formed of metal (for example, iron-based metal), and the movable parts such as the medium diameter ball bearing 1 and the roller 2 inside the roller reduction gear transmission 10 are lubricated and lubricated. The part is designed to supply sufficient lubricating oil.
以下、本実施例のローラ減速装置１０の作用と効果について、図１～図４を用いて説明する。
The operation and effect of the roller speed reducer 10 of this embodiment will be described below with reference to FIGS. 1 to 4.
上述したように、ローラ減速装置１０は、入力軸である偏心回転体５の駆動トルクを増幅して出力軸である保持器３に伝達するものである。すなわち、駆動モータなどの動力源により偏心回転体５が回転駆動されると、複数のローラ２の各々は、偏心回転体５の回転毎にローラ保持孔３ａ内の両側縁で円周方向へガイドされながら環状部材４の内周に設けられた１つの内歯４ａを乗り越えて隣接する内歯４ａに転動しながら移動し、これを順次繰り返すことで順次円周方向へ転接する。この各ローラ２の転接によって偏心回転体５の回転速度に対して出力軸である保持器３が減速されて所定の回転方向に駆動される。このときの環状部材４に対する偏心回転体５と保持器３の相対回転位相比の絶対値である減速比と、偏心回転体５の回転方向による保持器３の回転方向は、内歯４ａの数、および内歯４ａの形状によって任意に設定することが可能である。
As described above, the roller speed reducer 10 amplifies the driving torque of the eccentric rotating body 5 which is the input shaft and transmits it to the cage 3 which is the output shaft. That is, when the eccentric rotating body 5 is rotationally driven by a power source such as a drive motor, each of the plurality of rollers 2 is circumferentially guided by both side edges in the roller holding hole 3a for each rotation of the eccentric rotating body 5. While moving, it moves over one inner tooth 4a provided on the inner circumference of the annular member 4 while rolling while moving to the adjacent inner tooth 4a, and by sequentially repeating this, rolling contact is successively made in the circumferential direction. By the rolling contact of each roller 2, the cage 3 as an output shaft is decelerated with respect to the rotation speed of the eccentric rotating body 5 and is driven in a predetermined rotation direction. At this time, the reduction ratio, which is the absolute value of the relative rotational phase ratio of the eccentric rotation body 5 and the cage 3 with respect to the annular member 4, and the rotation direction of the cage 3 depending on the rotation direction of the eccentric rotation body 5 are the number of internal teeth 4a. , And the shape of the inner teeth 4a can be arbitrarily set.
具体的には、入力軸（偏心回転体５）と出力軸（保持器３）の回転方向が同じ場合は、内歯４ａの歯数に１足した値が減速比であり、入力軸と出力軸の回転方向が逆の場合は、内歯４ａの歯数から１引いた値が減速比である。例えば、入出力の方向が逆である場合、内歯４ａの歯数Ｚが６１個であれば、減速比ｎは６１－１＝６０である。なお、以下では、ローラ減速装置１０の減速比ｎが３０～１００であるものとして説明を進める。
Specifically, when the rotation directions of the input shaft (eccentric rotor 5) and the output shaft (retainer 3) are the same, the value obtained by adding one to the number of teeth of the internal teeth 4a is the reduction ratio, and the input shaft and the output When the rotation direction of the shaft is opposite, the value obtained by subtracting 1 from the number of teeth of the inner teeth 4a is the reduction ratio. For example, when the input / output directions are opposite, if the number of teeth Z of the internal teeth 4a is 61, the reduction ratio n is 61-1 = 60. In the following description, it is assumed that the speed reduction ratio n of the roller speed reducer 10 is 30 to 100.
次に、ローラ減速装置１０の作動時にローラ２に作用する力について図５を用いて説明する。
Next, the force acting on the roller 2 when the roller speed reducer 10 is operated will be described with reference to FIG.
入力軸（偏心回転体５）の回転駆動により偏心回転体５の偏心方向である軸心Ｙ方向に対して、保持器３の回転方向の逆側に円周方向で約４５度付近に配置される複数のローラ２がローラ保持孔３ａの両側縁で円周方向が規制された状態で径方向へ持ち上げられる。これにより複数のローラ２は、中径ボールベアリング１の外輪１ｂの外周面と、環状部材４の内歯４ａの内周面と、ローラ保持孔３ａの円周方向の保持面の３点で当接し、ローラ２の外周面と当接面に作用力が発生する。
The input shaft (eccentric rotor 5) is driven to rotate, and is arranged in the circumferential direction on the side opposite to the rotational direction of the retainer 3 about 45 degrees with respect to the axis Y direction which is the eccentric direction of the eccentric rotor 5. The plurality of rollers 2 are lifted in the radial direction in a state in which the circumferential direction is restricted by both side edges of the roller holding hole 3a. As a result, the plurality of rollers 2 come into contact with each other at three points: the outer peripheral surface of the outer ring 1b of the medium diameter ball bearing 1, the inner peripheral surface of the inner teeth 4a of the annular member 4, and the circumferential retaining surface of the roller retaining hole 3a. In contact with each other, an acting force is generated on the outer peripheral surface of the roller 2 and the contact surface.
図５は、４個のローラが３点で当接した場合の作用力を例示したものである。ここで、各ローラ２と外輪１ｂの外周面間の作用力をＦａ１～Ｆａ４、ローラ２と内歯４ａの内周面間の作用力をＦｂ１～Ｆｂ４、ローラ２とローラ保持孔３ａの円周方向の保持面間の作用力をＦｃ１～Ｆｃ４とする。この各当接点の作用力は、各ローラ２が当接する内歯４ａの内周面との接触位置で異なる。そのため、ローラ２が３点当接することで作用力が発生、ローラ２の転動とともに徐々に作用力が増加し最大になったのち、減少していき３点当接でなくなることで作用力がゼロになる。すなわち、偏心回転体５の回転に伴い中径ボールベアリング１の外周面に配置された複数のローラ２の中で作用力が発生するローラが順次、円周方向で切り替わることで、常に一定数のローラ２に作用力が発生する。
FIG. 5 illustrates the action force when four rollers abut at three points. Here, the acting force between each roller 2 and the outer circumferential surface of the outer ring 1b is Fa1 to Fa4, the acting force between the roller 2 and the inner circumferential surface of the inner tooth 4a is Fb1 to Fb4, and the circumferential force of the roller 2 and the roller holding hole 3a. The acting forces between the holding surfaces in the directions are Fc1 to Fc4. The acting force at each contact point differs depending on the contact position with the inner peripheral surface of the inner tooth 4a with which each roller 2 contacts. Therefore, the action force is generated when the roller 2 comes into contact with the three points, and the action force gradually increases as the roller 2 rolls, reaches the maximum, and then decreases. It becomes zero. That is, among the plurality of rollers 2 arranged on the outer peripheral surface of the medium diameter ball bearing 1 in accordance with the rotation of the eccentric rotating body 5, the rollers in which the acting force is generated are sequentially switched in the circumferential direction, so that a constant number of rollers is always provided. An acting force is generated on the roller 2.
このとき、出力軸（保持器３）を回転駆動する作用トルクＴｓは、３点で当接するローラ２のローラ保持器孔３ａの円周方向の保持面の作用力Ｆｃ１～Ｆｃ４の合計と保持器３の回転中心である点Ｏとリブ部３ｂの半径の積となる。
At this time, the acting torque Ts for rotationally driving the output shaft (the holder 3) is the sum of the acting forces Fc1 to Fc4 of the holding surface in the circumferential direction of the roller holder hole 3a of the roller 2 abutting at three points and the holder. It is the product of the point O, which is the center of rotation of 3, and the radius of the rib portion 3b.
このようにローラ減速装置１０の減速動作によって、各ローラ２の外周面を介して、中径ボールベアリング１の外輪１ｂの外周面、環状部材４の内歯４ａの内周面、およびローラ保持孔３ａの円周方向の保持面の３点に作用力が発生しながら減速動作が行われる。
As described above, by the deceleration operation of the roller reduction device 10, the outer peripheral surface of the outer ring 1b of the medium diameter ball bearing 1, the inner peripheral surface of the inner teeth 4a of the annular member 4, and the roller holding hole are passed through the outer peripheral surfaces of the rollers 2. The deceleration operation is performed while the acting force is generated at three points on the circumferential holding surface of 3a.
このため、各ローラ２による作用力によって噛合い部の面圧が大きくなりすぎると耐久性の問題が発生する。特に、内歯４ａの内周面に作用する面圧によって、内歯４ａの内周面の摩耗が進展すると、内歯４ａの形状変化および摩擦係数の増加に伴い減速動作に不具合が生じる。内歯４ａの内周面に作用する面圧の大きさは、出力軸である保持器３に作用する負荷トルクに大きく依存する。つまり、ローラ２からローラ保持孔３ａの円周方向の保持面の作用力Ｆｃ１～Ｆｃ４の合計によって保持器３に生じる作用トルクＴｓが、ローラ減速装置１０外部より保持器３に受ける負荷トルク以上である必要がある。
Therefore, if the surface pressure of the meshing portion becomes too large due to the acting force of each roller 2, a durability problem will occur. In particular, when the wear of the inner peripheral surface of the inner tooth 4a progresses due to the surface pressure acting on the inner peripheral surface of the inner tooth 4a, the shape reduction of the inner tooth 4a and the increase of the friction coefficient cause a malfunction in the deceleration operation. The magnitude of the surface pressure acting on the inner peripheral surface of the inner tooth 4a largely depends on the load torque acting on the cage 3 which is the output shaft. That is, the acting torque Ts generated on the cage 3 by the sum of the acting forces Fc1 to Fc4 on the holding surface in the circumferential direction of the roller holding hole 3a from the roller 2 is equal to or larger than the load torque received by the holder 3 from the outside of the roller reduction device 10. Need to be
そのため、ローラ減速装置１０の体格を求めるためには、出力軸である保持器３に作用する負荷トルクによってローラ２が当接する３点の、特に内歯４ａに作用する面圧による耐久性を考慮する必要がある。
Therefore, in order to determine the size of the roller speed reducer 10, the durability at three points where the roller 2 abuts due to the load torque acting on the retainer 3 which is the output shaft, particularly due to the surface pressure acting on the internal teeth 4a is considered. There is a need to.
例えば、ローラ減速装置１０の軸方向の厚さに最も影響するローラ長さＬｒと、保持器３に作用する負荷トルクが同条件と仮定した場合、保持器３の外径が大きいほどローラ２と当接する３点の作用力は小さくなる。保持器３の外径がローラ減速装置１０の外径を決定するため、ローラ減速装置１０の小径化を行うためには、ローラ２による噛合い部の面圧の上昇を考慮した設計が必要である。
For example, assuming that the roller length Lr that most affects the axial thickness of the roller speed reducer 10 and the load torque that acts on the cage 3 are the same, the larger the outer diameter of the cage 3, the more the roller 2 becomes. The acting force at the three contact points becomes smaller. Since the outer diameter of the cage 3 determines the outer diameter of the roller speed reducer 10, in order to reduce the diameter of the roller speed reducer 10, it is necessary to design the roller 2 in consideration of the increase in the surface pressure of the meshing portion. is there.
また、ローラ保持孔３ａにおけるローラ２との隙間（後述するＣＬ２）、および、内歯４ａとローラ２の隙間（後述するＣＬ１）により、保持器３にバックラッシθが生じる。このバックラッシθが大きいと、保持器３に作用する負荷トルクが交番することで、ローラ２とローラ保持孔３ａの保持面との衝突打音が増加する。このようにバックラッシθが大きいと衝突打音により静粛性が低下するため、バックラッシθを考慮した設計が必要である。
Further, a backlash θ is generated in the cage 3 due to the gap between the roller 2 in the roller holding hole 3a (CL2 described below) and the gap between the inner teeth 4a and the roller 2 (CL1 described below). When this backlash θ is large, the load torque acting on the cage 3 alternates, and the impact striking sound between the roller 2 and the holding surface of the roller holding hole 3a increases. In this way, if the backlash θ is large, the quietness is lowered due to the impact striking sound, so it is necessary to design in consideration of the backlash θ.
ここで、耐久性に影響するローラ２と内歯４ａの噛合い部に作用する面圧、および静粛性に影響するバックラッシθは、主に内歯４ａの形状によって決定する。また、内歯４ａの形状は、減速比ｎ、歯数Ｚ、中径ボールベアリング１の半径（以下、「軸受半径Ｒ」と称する）、ローラ半径ｒ、および偏心量ａの値によって決定する。
Here, the surface pressure acting on the meshing portion between the roller 2 and the internal teeth 4a, which affects the durability, and the backlash θ, which affects the quietness, are mainly determined by the shape of the internal teeth 4a. The shape of the inner teeth 4a is determined by the reduction ratio n, the number of teeth Z, the radius of the medium diameter ball bearing 1 (hereinafter referred to as "bearing radius R"), the roller radius r, and the eccentricity a.
従って、ローラ減速装置１０を適用する装置の仕様を踏まえ、ローラ減速装置１０の減速比ｎ、入出力の回転方向の異同に依存する歯数Ｚ、ローラ減速装置１０の外径により制限される軸受半径Ｒ、および、ローラ半径ｒの各種仕様が決定した後であっても、偏心量ａを最適化することで、耐久性および静粛性を維持しつつ、ローラ減速装置１０を小型化することができる。
Therefore, based on the specifications of the device to which the roller reduction gear 10 is applied, the bearing is limited by the reduction ratio n of the roller reduction gear 10, the number of teeth Z depending on the difference between the input and output rotation directions, and the outer diameter of the roller reduction gear 10. Even after various specifications of the radius R and the roller radius r are determined, the roller deceleration device 10 can be downsized while maintaining durability and quietness by optimizing the eccentricity a. it can.
次に、図６～図１３を用いて、耐久性および静粛性を維持しつつ、ローラ減速装置１０を小型化するための、偏心量ａの最適値の求め方を説明する。
Next, a method for obtaining the optimum value of the eccentricity amount a for downsizing the roller speed reducer 10 while maintaining durability and quietness will be described with reference to FIGS. 6 to 13.
図８は、耐久性に影響のある最大ヘルツ応力ｐｍａｘと偏心量ａの関係、および、ロック（ローラ２が保持器３と環状部材４に挟まれ転動できなくなった状態）のしやすさに影響のあるローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒと偏心量ａの関係を、中径ボールベアリング１の軸受半径Ｒ毎に示したグラフであり、横軸が偏心量ａ、縦軸（左側）が最大ヘルツ応力ｐｍａｘ、縦軸（右側）がローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒである。このグラフを用いることで、最大ヘルツ応力ｐｍａｘとローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒの両面からの、偏心量ａの最適値を求めることができる。
FIG. 8 shows the relationship between the maximum Hertzian stress p max and the eccentricity a, which affect the durability, and the ease of locking (the state in which the roller 2 is sandwiched between the cage 3 and the annular member 4 and cannot roll). Is a graph showing the relationship between the roller entrainment ratio Lt / Lr and the eccentricity a, which have an effect on the eccentricity a, for each bearing radius R of the medium diameter ball bearing 1, where the horizontal axis is the eccentricity a and the vertical axis (left side) is the maximum hertz. The stress p max and the vertical axis (right side) are the roller engagement ratio Lt / Lr. By using this graph, the optimum values of the eccentricity a from both sides of the maximum Hertz stress p max and the roller engagement rate Lt / Lr can be obtained.
まず、ローラ２の外周面と内歯４ａの内周面の当接により発生する最大ヘルツ応力ｐｍａｘの面からの偏心量ａの最適値を求める。この最大ヘルツ応力ｐｍａｘは、ローラ２と環状部材４の内歯４ａの内周面に作用する応力であり、これが小さいほど、ローラ減速装置１０の耐久性が向上する。
First, the optimum value of the eccentricity a from the surface of the maximum Hertz stress p max generated by the contact between the outer peripheral surface of the roller 2 and the inner peripheral surface of the inner tooth 4a is obtained. The maximum Hertz stress p max is a stress that acts on the inner peripheral surfaces of the roller 2 and the inner teeth 4a of the annular member 4, and the smaller the stress is, the more durable the roller speed reducer 10 is.
ここで、従来のローラ減速装置では、軸受半径Ｒが30ｍｍ程度の中径ボールベアリング１が用いられてきたが、近年は、ローラ減速装置の更なる小型化の要求から、軸受半径Ｒが25ｍｍ以下の中径ボールベアリング１の採用も検討され始めている。したがって、以下で求める偏心量ａの最適値とは、軸受半径Ｒが25ｍｍ以下の中径ボールベアリング１であっても、現状と同程度の諸性能を実現できる値である。このような偏心量ａの最適値を求めるため、以下では、軸受半径Ｒが、31.5、27.5、23.5ｍｍの三種の中径ボールベアリング１につき各種特性を検討する。以降のグラフにおいては、軸受半径Ｒが31.5ｍｍの値を点線で、27.5ｍｍの値を破線で、23.5ｍｍの値を実線で示す。
Here, in the conventional roller reduction gear, the medium diameter ball bearing 1 having a bearing radius R of about 30 mm has been used, but in recent years, the bearing radius R is 25 mm or less due to the demand for further downsizing of the roller reduction gear. The adoption of the medium diameter ball bearing 1 is also being considered. Therefore, the optimum value of the eccentricity a obtained below is a value that can achieve various performances comparable to the current state even if the bearing radius R is the medium diameter ball bearing 1 of 25 mm or less. In order to obtain the optimum value of such an eccentricity a, various characteristics will be examined below for three types of medium-diameter ball bearings 1 having bearing radii R of 31.5, 27.5, and 23.5 mm. In the following graphs, the value of the bearing radius R of 31.5 mm is shown by a dotted line, the value of 27.5 mm by a broken line, and the value of 23.5 mm by a solid line.
なお、何れの軸受半径Ｒの場合も、保持器３に作用する負荷トルク、減速比ｎ、歯数Ｚ、ローラ半径ｒ、およびローラ長さＬｒは同じ値とする。因みに、ローラ減速装置１０の外径は、主に軸受半径Ｒ、ローラ半径ｒ、および偏心量ａで決定するが、軸受半径Ｒが支配的である。また、ローラ半径ｒは減速比ｎの約数から必要なローラ２の数が決定し、ローラ半径ｒの値は、中径ボールベアリング１の外周面にローラ２を等間隔で配置することから概ね大きさが決定する。仮にローラ減速装置１０の適用を考える減速比３０以上においては、軸受半径Ｒに対してローラ半径ｒは十分に小さい。また、偏心量ａも軸受半径Ｒに対して十分に小さいため、ローラ減速装置１０の外径は軸受半径Ｒの大きさによってほぼ決定する。よって、図８に示す軸受半径Ｒはローラ減速装置１０の大きさを比較しているとも言える。
Note that, for any bearing radius R, the load torque acting on the cage 3, the reduction ratio n, the number of teeth Z, the roller radius r, and the roller length Lr are the same value. Incidentally, the outer diameter of the roller reduction gear device 10 is mainly determined by the bearing radius R, the roller radius r, and the eccentricity a, but the bearing radius R is dominant. Further, the number of required rollers 2 is determined from the divisor of the reduction ratio n for the roller radius r, and the value of the roller radius r is generally determined by arranging the rollers 2 on the outer peripheral surface of the medium diameter ball bearing 1 at equal intervals. The size is decided. If the reduction gear ratio of 30 or more is considered for application of the roller reduction gear 10, the roller radius r is sufficiently smaller than the bearing radius R. Since the eccentricity a is also sufficiently smaller than the bearing radius R, the outer diameter of the roller reduction device 10 is substantially determined by the size of the bearing radius R. Therefore, it can be said that the bearing radius R shown in FIG. 8 compares the sizes of the roller reduction gears 10.
図８に示すように、最大ヘルツ応力ｐｍａｘは負荷トルクが同じ条件においては、軸受半径Ｒが小さいほど若干減少する。これは、通常、内歯４ａの内周面に作用する作用力Ｆｂは、軸受半径Ｒの小径化に伴い増加するが、小径化において内歯４ａの曲率が小さく変化したため、ローラ２の外周面と内歯４ａの内周面の接触幅が増加することで、最大ヘルツ応力ｐｍａｘが若干低減するからである。また、偏心量ａを増加すると最大ヘルツ応力ｐｍａｘは２次曲線的に低減する。これも同様に、偏心量ａの増加に伴い内歯４ａの曲率が小さく変化し、ローラ２の外周面と内歯４ａの内周面の接触幅が増加するためである。
As shown in FIG. 8, the maximum Hertz stress p max decreases slightly as the bearing radius R decreases under the same load torque condition. This is because the acting force Fb acting on the inner peripheral surface of the inner tooth 4a generally increases as the bearing radius R is reduced, but the curvature of the inner tooth 4a is changed to a small value in the smaller diameter, so that the outer peripheral surface of the roller 2 is reduced. This is because the maximum Hertzian stress p max is slightly reduced by increasing the contact width of the inner peripheral surface of the inner tooth 4a. Moreover, when the amount of eccentricity a is increased, the maximum Hertz stress p max decreases in a quadratic curve. This is also because the curvature of the inner teeth 4a changes in a small manner as the eccentricity a increases, and the contact width between the outer peripheral surface of the roller 2 and the inner peripheral surface of the inner teeth 4a increases.
このような傾向があるため、点線で示す現行製品と同等程度の最大ヘルツ応力ｐｍａｘを、実線で示す小径の中径ボールベアリング１で得たい場合には、偏心量ａを０．５ｍｍより大きくすればよいことが分かる。
Due to this tendency, when it is desired to obtain the maximum Hertzian stress p max equivalent to that of the current product indicated by the dotted line with the small diameter medium diameter ball bearing 1 indicated by the solid line, the eccentricity a is larger than 0.5 mm. You know what you need to do.
次に、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒの面からの偏心量ａの最適値を求める。このローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒは、ロックのしやすさに影響のある値であり、これが小さいほど、ローラ減速装置１０がロックしにくくなる。ここで、偏心量ａの最適値を検討する前に、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒの定義について図７を用いて説明する。
Next, find the optimum value of the eccentricity a from the surface of the roller engagement ratio Lt / Lr. The roller engagement ratio Lt / Lr is a value that affects the ease of locking, and the smaller the roller engagement ratio Lt / Lr, the more difficult the roller reduction device 10 is to lock. Here, before considering the optimum value of the eccentricity a, the definition of the roller engagement ratio Lt / Lr will be described with reference to FIG. 7.
図７は偏心回転体５の回転中心である軸心Ｘに対して、該偏心回転体５のカム軸の軸心Ｙの対称側で、中径ボールベアリング１の外輪１ｂ外周面と保持器３との隙間Ｃ１が最大となる位置の拡大図を示す。ここで保持器３のリブ部３ｂの厚さをＬｔ、ローラ２が中径ボールベアリング１の外輪１ｂの外周面に当接し隙間がない状態においてローラ２が保持器３に掛っている距離をＬｒとしたとき、Ｌｔ／Ｌｒをローラ掛り率と定義する。つまり、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒは、ローラ２がリブ部３ｂの厚さＬｔに対してローラ保持孔３ａの径方向に収納される最小値の比率を表しており、これが大きければ、ローラ保持孔３ａからのローラ２の最大はみ出し量が大きいことを意味し、これが小さければ、ローラ保持孔３ａからのローラ２の最大はみ出し量が小さいことを意味する。
FIG. 7 is a side of symmetry with respect to the axis X, which is the center of rotation of the eccentric rotary body 5, about the axis Y of the cam shaft of the eccentric rotary body 5, and the outer circumferential surface of the outer ring 1b of the medium diameter ball bearing 1 and the cage 3. The enlarged view of the position where the gap C1 between and is maximum is shown. Here, the thickness of the rib portion 3b of the cage 3 is Lt, and the distance that the roller 2 engages with the cage 3 when there is no gap between the roller 2 and the outer ring 1b of the medium diameter ball bearing 1 is Lr. Then, Lt / Lr is defined as the roller engagement ratio. That is, the roller engagement ratio Lt / Lr represents the ratio of the minimum value in which the roller 2 is accommodated in the radial direction of the roller holding hole 3a with respect to the thickness Lt of the rib portion 3b. This means that the maximum amount of protrusion of the roller 2 from the roller 3a is large, and if this is small, it means that the maximum amount of protrusion of the roller 2 from the roller holding hole 3a is small.
そのため、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒが大きく、リブ部３ｂにローラ２が掛っている最小値の割合が小さいと、ローラ２と保持器３がこじって保持器３がロックするなどの問題が発生し易くなる。従って、ローラ減速装置１０においては、ローラ保持孔３ａの厚さＬｔに対する、ローラ２が保持器３に掛っている距離Ｌｒを、一定以上の大きさ（例えば、ＬｒをＬｔの１／４以上の大きさ）とする必要がある。すなわち、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒで表現すれば、Ｌｔ／Ｌｒを一定値以下（例えば、Ｌｔ／Ｌｒを４以下）とする必要がある。
Therefore, if the roller engagement ratio Lt / Lr is large and the ratio of the minimum value of the roller 2 hooked on the rib portion 3b is small, there is a problem that the roller 2 and the cage 3 are twisted and the cage 3 is locked. It will be easier. Therefore, in the roller deceleration device 10, the distance Lr with which the roller 2 is engaged with the retainer 3 with respect to the thickness Lt of the roller holding hole 3a is set to a certain value or more (for example, Lr is 1/4 or more of Lt). Size). That is, when expressed by the roller engagement ratio Lt / Lr, it is necessary to set Lt / Lr to a certain value or less (for example, Lt / Lr is 4 or less).
図８に示すように、このローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒは偏心量ａの増加に伴い２次曲線的に増加する。このような傾向があるため、点線で示す現行製品と同等程度のローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒ＝４以下を、実線で示す小径の中径ボールベアリング１で得たい場合には、偏心量ａを１．２ｍｍより小さくすればよいことが分かる。
As shown in FIG. 8, the roller engagement ratio Lt / Lr increases in a quadratic curve as the eccentric amount a increases. Because of this tendency, when it is desired to obtain a roller engagement ratio Lt / Lr = 4 or less, which is equivalent to that of the current product indicated by the dotted line, with the small diameter medium diameter ball bearing 1 indicated by the solid line, the eccentricity a is set to 1 It can be seen that it should be smaller than 0.2 mm.
よって、図８による、最大ヘルツ応力ｐｍａｘ面での検討結果と、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒ面での検討結果を合わせれば、偏心量ａの最適範囲は０．５～１．２ｍｍとなる。特に、減速比が１００以下であり、軸受半径Ｒが２５ｍｍ以下であるような、高速、小型のローラ減速装置１０においては、偏心量ａを０．７～１．２ｍｍとすることで、より高い耐久力を実現することが望ましい。
Therefore, the optimum range of the eccentricity a is 0.5 to 1.2 mm when the examination result on the maximum Hertz stress p max surface and the examination result on the roller engagement ratio Lt / Lr surface according to FIG. 8 are combined. In particular, in a high-speed, small-sized roller speed reducer 10 in which the reduction ratio is 100 or less and the bearing radius R is 25 mm or less, the eccentricity a is set to 0.7 to 1.2 mm, which is higher. It is desirable to achieve durability.
図９は、偏心量ａの最適値を図８とは別の観点で決定するためのグラフの一例であり、ローラ減速装置１０作動時の衝突打音の大きさに影響のあるクリアランスによるバックラッシθについて示す。横軸は図８と同様に偏心量ａを、縦軸（左側）はＣＬ１によるバックラッシθを示す。ここでクリアランスについて図６を用いて詳細に説明する。
FIG. 9 is an example of a graph for determining the optimum value of the eccentricity amount a from a viewpoint different from that of FIG. 8, and the backlash θ due to the clearance that affects the magnitude of the impact striking sound when the roller reduction device 10 is operating. About. The horizontal axis represents the eccentricity a as in FIG. 8, and the vertical axis (left side) represents the backlash θ due to CL1. Here, the clearance will be described in detail with reference to FIG.
ローラ２の外周面が中径ボールベアリング１の外輪１ｂに当接した状態において、環状部材４の内歯４ａの内周面との間に生じる隙間をＣＬ１とする。また、ローラ保持孔３ａの両側縁とローラ２間に生じる隙間をＣＬ２とする。この隙間ＣＬ１、ＣＬ２の値により、偏心回転体５と環状部材４を固定した状態で保持器３の円周方向の回転量であるバックラッシθが生じる。特に隙間ＣＬ１の値の方がＣＬ２の約３倍バックラッシθを増加させる。また、ＣＬ２はローラ２とローラ保持孔３ａの寸法公差で決定し、ローラ減速装置１０の体格等による影響は少ない。そのため、ローラ減速装置１０の外径に係わる静粛性について、図９の縦軸（左側）はＣＬ１が一定値におけるバックラッシθの関係を示す。
CL1 is a gap generated between the outer peripheral surface of the roller 2 and the outer peripheral surface 1b of the medium diameter ball bearing 1 and the inner peripheral surface of the inner tooth 4a of the annular member 4. Further, CL2 is a gap generated between both side edges of the roller holding hole 3a and the roller 2. Due to the values of the clearances CL1 and CL2, backlash θ, which is the amount of rotation of the cage 3 in the circumferential direction with the eccentric rotating body 5 and the annular member 4 fixed, occurs. In particular, the value of the clearance CL1 increases the backlash θ by about 3 times that of CL2. Further, CL2 is determined by the dimensional tolerance between the roller 2 and the roller holding hole 3a, and is little affected by the physique of the roller speed reducer 10. Therefore, regarding the quietness related to the outer diameter of the roller speed reducer 10, the vertical axis (left side) of FIG. 9 shows the relationship of the backlash θ when CL1 is a constant value.
バックラッシθが大きいと、出力軸（保持器３）に作用する負荷トルクの方向が入れ替わる交番トルクを受けるとローラ２とローラ保持孔３ａの両側縁に衝突することで衝突打音が発生する。バックラッシθが大きいほど保持器３の加速に伴い衝突打音が大きくなり、静粛性が悪化するため、バックラッシθを小さくすることが望まれる。
If the backlash θ is large, a collision striking sound is generated by collision with both side edges of the roller 2 and the roller retaining hole 3a when an alternating torque in which the directions of the load torques acting on the output shaft (retainer 3) are exchanged is received. As the backlash θ is larger, the impact striking sound is increased with the acceleration of the cage 3, and the quietness is deteriorated. Therefore, it is desired to reduce the backlash θ.
隙間ＣＬ１が一定であっても環状部材４の内歯４ａの形状でバックラッシθは異なり、図９に示すように、軸受半径Ｒを小さくすると増加する。このため、ローラ減速装置１０の小径化に伴いバックラッシθが増加してしまい、静粛性は悪化する傾向にある。従って、ローラ減速装置１０を小径化したい場合は、偏心量ａを増加させることで２次曲線的にバックラッシθを低減させ、静粛性を確保することが望ましい。
Even if the clearance CL1 is constant, the backlash θ differs depending on the shape of the inner teeth 4a of the annular member 4, and increases as the bearing radius R is reduced, as shown in FIG. For this reason, the backlash θ increases as the diameter of the roller speed reducer 10 decreases, and the quietness tends to deteriorate. Therefore, when it is desired to reduce the diameter of the roller speed reducer 10, it is desirable to increase the eccentricity a to reduce the backlash θ in a quadratic curve and ensure quietness.
図９によれば、バックラッシθの影響で発生する衝突打音を抑える最適な偏心量ａは０．５ｍｍ以上であるため、図８にて説明済みの縦軸（右側）のローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒ面での検討結果を加味すると、図９に基づく、偏心量ａの最適範囲は０．５～１．２ｍｍである。
According to FIG. 9, the optimum eccentricity amount a for suppressing the impact striking sound generated by the influence of the backlash θ is 0.5 mm or more, so that the roller engagement rate Lt / on the vertical axis (right side) described in FIG. Considering the examination result on the Lr plane, the optimum range of the eccentricity a based on FIG. 9 is 0.5 to 1.2 mm.
図１０は、図６に示す環状部材４の内歯４ａの歯底円半径から歯先円半径を引いた内歯４ａの歯高さｈの関係を示す。横軸と縦軸（右側）は図８、９と同様にそれぞれ偏心量ａ、ローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒを示し、縦軸（左側）は歯高さｈを示す。歯高さｈは軸受半径Ｒが小さいほど低減し、偏心量ａを大きくすることで増加する。歯高さｈの大きさは、減速動作時の歯飛びの原因、および歯間の強度に影響する。そのため、出力軸である保持器３に作用する負荷トルクによって内歯面の噛合い部に作用する面圧等から一定値以上とする必要がある。
FIG. 10 shows the relationship between the tooth height h of the inner tooth 4a obtained by subtracting the radius of the tip circle from the radius of the root circle of the inner tooth 4a of the annular member 4 shown in FIG. Similar to FIGS. 8 and 9, the horizontal axis and the vertical axis (right side) show the eccentricity amount a and the roller engagement ratio Lt / Lr, and the vertical axis (left side) shows the tooth height h. The tooth height h decreases as the bearing radius R decreases, and increases by increasing the eccentricity a. The size of the tooth height h affects the cause of tooth jump during deceleration operation and the strength between teeth. Therefore, it is necessary to set the pressure to a certain value or more from the surface pressure or the like that acts on the meshing portion of the inner tooth surface by the load torque that acts on the cage 3 that is the output shaft.
ローラ減速装置１０の外径を小径化すると、つまり、軸受半径Ｒを小さくすると歯高さｈは減少するが、偏心量ａを増加することで歯高さｈを増加させることができる。
If the outer diameter of the roller reduction device 10 is reduced, that is, if the bearing radius R is reduced, the tooth height h decreases, but the tooth height h can be increased by increasing the eccentricity a.
以上からローラ減速装置１０の環状部材４の内歯４ａの耐久性、およびバックラッシθの大小によって変化する騒音、およびローラ減速装置１０の構成上、ロックなどの不具合が発生しないように設計するためには、図１０に基づいた場合も、最適な偏心量ａは０．５～１．２ｍｍである。
From the above, in order to design the durability of the inner teeth 4a of the annular member 4 of the roller speed reducer 10 and the noise that changes depending on the magnitude of the backlash θ, and the structure of the roller speed reducer 10 so that malfunctions such as locking do not occur. Also, based on FIG. 10, the optimum eccentricity a is 0.5 to 1.2 mm.
次に、図８、図９の横軸を、偏心量ａを軸受半径Ｒで割ったａ／Ｒ値に置換した、図１１、図１２、および、図１０の横軸を、軸受半径Ｒに置換した、図１３を説明する。横軸を別表現した場合も、図８～図１０に倣い、次の結論を得ることができる。
Next, the horizontal axes of FIGS. 8 and 9 are replaced with a / R values obtained by dividing the eccentricity a by the bearing radius R, and the horizontal axes of FIGS. 11, 12 and 10 are changed to the bearing radius R. The replaced FIG. 13 will be described. Even when the horizontal axis is expressed separately, the following conclusion can be obtained by following FIGS. 8 to 10.
すなわち、図１１、図１２において、縦軸（右側）のローラ掛り率Ｌｔ／Ｌｒを所定値以下とするには、軸受半径Ｒの小径化に伴い最適なａ／Ｒ値は増加する。図１１に示す最大ヘルツ応力ｐｍａｘは、軸受半径Ｒによる差が小さくａ／Ｒ値は０．０２１以上が望ましい。図１２に示すＣＬ１によるバックラッシθは軸受半径Ｒが小さいほどバックラッシθが増加するため、ａ／Ｒ値は増加する。このため、軸受半径Ｒが２３．５ｍｍにおけるａ／Ｒの最適範囲は０．０２１～０．０４６である。このようにローラ減速装置１０の小径化におけるａ／Ｒ値の最適範囲は増加し、且つ最適範囲は小さくなる。
That is, in FIGS. 11 and 12, the optimum a / R value increases as the bearing radius R becomes smaller in order to keep the roller engagement ratio Lt / Lr on the vertical axis (right side) at a predetermined value or less. The maximum Hertz stress p max shown in FIG. 11 has a small difference due to the bearing radius R, and the a / R value is preferably 0.021 or more. The backlash θ due to CL1 shown in FIG. 12 increases as the bearing radius R decreases, so that the a / R value increases. Therefore, the optimum range of a / R when the bearing radius R is 23.5 mm is 0.021 to 0.046. In this way, the optimum range of the a / R value increases and the optimum range decreases when the diameter of the roller reduction device 10 is reduced.
また、図１３においては、軸受半径Ｒが２５ｍｍ以下のとき、環状部材４の内歯４ａの歯高さｈが０．３ｍｍ以上あれば、偏心量ａが０．５～１．２ｍｍの範囲内において、内歯４ａの耐久性を従来と同等程度に確保できるとともに、ロックなどの不具合が発生しないように設計することができる。
Further, in FIG. 13, when the bearing radius R is 25 mm or less and the tooth height h of the inner teeth 4a of the annular member 4 is 0.3 mm or more, the eccentricity a is in the range of 0.5 to 1.2 mm. In the above, the durability of the inner teeth 4a can be ensured to the same extent as in the conventional case, and it can be designed so that problems such as locking do not occur.
以上のローラ減速装置１０は、減速装置が必要な機械部品に適用可能である。特に減速比が３０以上を必要とする高減速比、および小型化が必要な機械部品に適用することで効果を発揮する。
The roller speed reducer 10 described above can be applied to mechanical parts that require a speed reducer. In particular, it is effective when applied to a high reduction ratio that requires a reduction ratio of 30 or more and a mechanical component that requires downsizing.
次に、本実施例のローラ減速装置１０の適用の一例として、内燃機関のバルブタイミング制御装置への適用例について説明する。
Next, as an example of application of the roller speed reducer 10 of the present embodiment, an application example to a valve timing control device of an internal combustion engine will be described.
図１４は、ローラ減速装置１０を適用したバルブタイミング制御装置２０の側面図を示し、図１５は、バルブタイミング制御装置２０に適用したローラ減速装置１０の外観図を示す。
FIG. 14 shows a side view of a valve timing control device 20 to which the roller speed reducer 10 is applied, and FIG. 15 shows an external view of the roller speed reducer 10 applied to the valve timing control device 20.
これらに示すように、図外の内燃機関のクランクシャフトからの回転力がタイミングベルト又はタイミングチェーンによって伝達し回転駆動する駆動回転体であるタイミングスプロケット１４と、図外のシリンダヘッド上に軸受を介して回転自在に支持され、タイミングスプロケット１４から伝達された回転力によって回転するカムシャフト２１と、タイミングスプロケット１４に一体形成されるローラ減速装置１０と、制御信号に応じて回転状態が制御される電動モータ１１と、電動モータ１１の軸方向の背面に固定され電動モータ１１を制御するコントローラ１３と、コントローラ１３を図外のチェーンカバーにボルトによって締結固定された固定部材であるカバー部材１６と、電動モータ１１の回転軸と、ローラ減速装置１０の入力軸である偏心回転体５とを連結する軸継手１５と、タイミングスプロケット１４とカムシャフト２１の間に配置されて、内燃機関の運動状態に応じてタイミングスプロケット１４とカムシャフト２１の相対回転位相を可変可能なバルブタイミング制御装置２０を構成する。
As shown in these drawings, a timing sprocket 14, which is a driving rotating body that is rotationally driven by a rotational force from a crankshaft of an internal combustion engine (not shown), is transmitted by a timing belt or a timing chain, and a bearing on a cylinder head (not shown). Cam shaft 21, which is rotatably supported by the timing sprocket 14 and is rotated by the rotational force transmitted from the timing sprocket 14, a roller speed reducer 10 integrally formed on the timing sprocket 14, and an electric motor whose rotational state is controlled according to a control signal. A motor 11, a controller 13 that is fixed to the axial rear surface of the electric motor 11 and controls the electric motor 11, a cover member 16 that is a fixing member that fixes the controller 13 to a chain cover (not shown) by bolts, Input of the rotation shaft of the motor 11 and the roller speed reducer 10 Is arranged between the timing sprocket 14 and the camshaft 21 and the shaft coupling 15 that connects the eccentric rotating body 5 which is a variable rotational phase of the timing sprocket 14 and the camshaft 21 according to the motion state of the internal combustion engine. A possible valve timing control device 20 is constructed.
タイミングスプロケット１４とカムシャフト２１の位相を可変しない場合は、電動モータ１１の回転をタイミングスプロケット１４と同期するようにコントローラ１３によって制御する。一方、タイミングスプロケット１４とカムシャフト２１の相対回転位相を可変する場合は、電動モータ１１の回転速度をタイミングスプロケット１４に対して相対回転させ、タイミングスプロケット１４に一体形成され回転するローラ減速装置１０の偏心回転体５と環状部材４が相対回転することで、カムシャフト２１と締結固定する保持器３とタイミングスプロケット１４との位相を調節することができる。
When the phase between the timing sprocket 14 and the camshaft 21 is not changed, the controller 13 controls the rotation of the electric motor 11 so as to synchronize with the timing sprocket 14. On the other hand, when the relative rotational phase of the timing sprocket 14 and the camshaft 21 is changed, the rotation speed of the electric motor 11 is relatively rotated with respect to the timing sprocket 14 so that the roller speed reducer 10 integrally formed with the timing sprocket 14 rotates. The relative rotation of the eccentric rotating body 5 and the annular member 4 makes it possible to adjust the phases of the timing sprocket 14 and the cage 3 that is fastened and fixed to the camshaft 21.
バルブタイミング制御装置２０に搭載したローラ減速装置１０は、バルブスプリングにより閉方向へ付勢された内燃機関の吸気弁、排気弁（機関弁）の上下運動に伴いカムシャフト２１を介して交番トルクを受ける。交番トルクによりローラと内歯の噛合い部に作用する面圧による耐久性、およびローラと内歯間の衝突打音による騒音が発生する。そのため、本発明の最適な偏心量ａを適用したローラ減速装置１０を用いることで、耐久性および騒音を低減したバルブタイミング制御装置を提供できる。
The roller speed reducer 10 mounted on the valve timing control device 20 generates an alternating torque via the camshaft 21 as the intake valve and the exhaust valve (engine valve) of the internal combustion engine urged in the closing direction by the valve spring move up and down. receive. Durability due to the surface pressure acting on the meshing portion between the roller and the inner teeth due to the alternating torque, and noise due to the impact striking sound between the roller and the inner teeth are generated. Therefore, by using the roller speed reducer 10 to which the optimum eccentricity a of the present invention is applied, it is possible to provide a valve timing control device with reduced durability and noise.
また、バルブタイミング制御装置の体格は吸気弁、排気弁の両方に適用する場合、干渉を防止するため小径化が求められる。同様にローラ減速装置１０の小径化に対して、本発明の最適な偏心量ａとすることで信頼性の高いバルブタイミング制御装置を提供できる。
Also, when the valve timing control device is applied to both the intake valve and the exhaust valve, it is necessary to reduce the diameter to prevent interference. Similarly, as the diameter of the roller speed reducer 10 is reduced, the valve timing control device with high reliability can be provided by setting the optimum eccentricity a of the present invention.
本発明は一例として記載したバルブタイミング制御装置２０に限定されるものではなく、減速装置を搭載する全ての装置に適用することが可能である。特に、制御対象の負荷トルクが大きい装置においても信頼性の向上を図ることができる。
The present invention is not limited to the valve timing control device 20 described as an example, but can be applied to all devices equipped with a speed reducer. In particular, it is possible to improve reliability even in a device having a large load torque to be controlled.
１０…ローラ減速装置
１…中径ボールベアリング
１ａ…中径ボールベアリングの内輪
１ｂ…中径ボールベアリングの外輪
１ｃ…内輪と外輪間のボール
２…ローラ
３…保持器
３ａ…ローラ保持孔
３ｂ…リブ部
４…環状部材
４ａ…内歯
５…偏心回転体
１１…電動モータ
１３…コントローラ
１４…タイミングスプロケット
１５…軸継手
１６…カバー部材
２０…バルブタイミング制御装置
２１…カムシャフト 10 ...Roller reducer 1 ... Medium diameter ball bearing 1a ... Inner ring of medium diameter ball bearing 1b ... Outer ring of medium diameter ball bearing 1c ... Ball between inner ring and outer ring 2 ... Roller 3 ... Retainer 3a ... Roller holding hole 3b ... Rib Part 4 ... Annular member 4a ... Inner teeth 5 ... Eccentric rotating body 11 ... Electric motor 13 ... Controller 14 ... Timing sprocket 15 ... Shaft joint 16 ... Cover member 20 ... Valve timing control device 21 ... Camshaft
１…中径ボールベアリング
１ａ…中径ボールベアリングの内輪
１ｂ…中径ボールベアリングの外輪
１ｃ…内輪と外輪間のボール
２…ローラ
３…保持器
３ａ…ローラ保持孔
３ｂ…リブ部
４…環状部材
４ａ…内歯
５…偏心回転体
１１…電動モータ
１３…コントローラ
１４…タイミングスプロケット
１５…軸継手
１６…カバー部材
２０…バルブタイミング制御装置
２１…カムシャフト 10 ...
Claims (6)
- 入力軸である偏心回転体に入力された駆動トルクを増幅して、出力軸である保持器から出力するローラ減速装置であって、
回転中心から径方向に偏心した円弧状のカム部を外周に有する前記偏心回転体と、
該偏心回転体の外周に配置された軸受と、
該軸受の外周に配置され、内周面に波形状の内歯を有する環状部材と、
前記軸受の外周かつ前記環状部材の内周に配置され、前記偏心回転体の偏心回転に伴い前記内歯との噛合い箇所が周方向へ移動する複数のローラと、
該複数のローラを隔成しつつそれらの径方向の移動を許容する前記保持器と、を備え、
前記回転中心からのカム部の偏心距離を偏心量ａとしたとき、該偏心量ａを０．５～１．２ｍｍとしたことを特徴とするローラ減速装置。 A roller speed reducer for amplifying a drive torque input to an eccentric rotating body that is an input shaft and outputting the amplified drive torque from a retainer that is an output shaft,
An eccentric rotating body having an arcuate cam portion eccentric in the radial direction from the center of rotation on the outer periphery,
A bearing arranged on the outer periphery of the eccentric rotating body,
An annular member arranged on the outer periphery of the bearing and having corrugated inner teeth on the inner peripheral surface,
A plurality of rollers arranged on the outer periphery of the bearing and on the inner periphery of the annular member, the meshing points with the internal teeth moving in the circumferential direction due to eccentric rotation of the eccentric rotating body,
A retainer that separates the plurality of rollers and allows their radial movement.
The eccentricity a is 0.5 to 1.2 mm when the eccentricity of the cam portion from the center of rotation is eccentricity a. - 請求項１記載のローラ減速装置において、
該ローラ減速装置の減速比ｎが１００以下であるとき、前記偏心量ａを０．７～１．２ｍｍとしたことを特徴とするローラ減速装置。 The roller speed reducer according to claim 1,
The roller deceleration device, wherein when the deceleration ratio n of the roller deceleration device is 100 or less, the eccentricity a is set to 0.7 to 1.2 mm. - 請求項１記載のローラ減速装置において、
前記軸受の半径Ｒが２５ｍｍ以下であるとき、前記偏心量ａを０．７～１．２ｍｍとしたことを特徴とするローラ減速装置。 The roller speed reducer according to claim 1,
The roller deceleration device, wherein the eccentricity a is 0.7 to 1.2 mm when the radius R of the bearing is 25 mm or less. - 請求項１記載のローラ減速装置において、
前記偏心量ａを前記軸受の半径Ｒで除した値を０．０２１～０．０４６としたことを特徴とするローラ減速装置。 The roller speed reducer according to claim 1,
A roller speed reducer characterized in that a value obtained by dividing the eccentric amount a by the radius R of the bearing is set to 0.021 to 0.046. - 請求項１記載のローラ減速装置において、
前記軸受の半径Ｒが２５ｍｍ以下であるとき、前記環状部材の内歯の歯高さを０．３ｍｍ以上としたことを特徴とするローラ減速装置。 The roller speed reducer according to claim 1,
When the radius R of the bearing is 25 mm or less, the tooth height of the internal teeth of the annular member is 0.3 mm or more. - 吸気弁又は排気弁のバルブタイミングを可変する内燃機関の可変動弁装置であって、
制御信号により回転が制御される電動モータと、
請求項１～５の何れか一項に記載のローラ減速装置と、を具備し、
前記ローラ減速装置の入力軸である前記偏心回転体は前記電動モータと連結され、また、
前記ローラ減速装置の出力軸である前記保持器は前記吸気弁又は前記排気弁を上下運動させるカムシャフトと連結されており、
前記環状部材はクランクシャフトからの回転力が伝達し、
前記電動モータを回転させることで、前記環状部材に対する前記保持器の相対回転位置を調節することを特徴とする内燃機関の可変動弁装置。 A variable valve operating system for an internal combustion engine, which varies the valve timing of an intake valve or an exhaust valve,
An electric motor whose rotation is controlled by a control signal,
A roller speed reducer according to any one of claims 1 to 5,
The eccentric rotating body that is an input shaft of the roller reduction gear is connected to the electric motor, and
The retainer, which is the output shaft of the roller reduction device, is connected to a cam shaft that moves the intake valve or the exhaust valve up and down.
The annular member transmits the rotational force from the crankshaft,
A variable valve operating device for an internal combustion engine, wherein the relative rotational position of the retainer with respect to the annular member is adjusted by rotating the electric motor.
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2018-206367 | 2018-11-01 | ||
| JP2018206367A JP2020070771A (en) | 2018-11-01 | 2018-11-01 | Roller reduction gear and variable valve device of internal combustion engine |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| WO2020090186A1 true WO2020090186A1 (en) | 2020-05-07 |
Family
ID=70464408
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| PCT/JP2019/032018 WO2020090186A1 (en) | 2018-11-01 | 2019-08-15 | Roller type speed reducer, and variable valve device for internal combustion engine |
Country Status (2)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2020070771A (en) |
| WO (1) | WO2020090186A1 (en) |
Citations (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH05231482A (en) * | 1992-02-18 | 1993-09-07 | Sumitomo Heavy Ind Ltd | Speed increase-reducer series adopting internal mesh type planetary gear structure |
| JP2012092720A (en) * | 2010-10-26 | 2012-05-17 | Denso Corp | Variable valve timing device |
| JP2016017417A (en) * | 2014-07-07 | 2016-02-01 | 日立オートモティブシステムズ株式会社 | Valve timing controller |
| DE102016109150A1 (en) * | 2016-03-01 | 2017-09-07 | Maul Konstruktionen GmbH | Mechanically controlled axle adjustment on eccentric gears |
-
2018
- 2018-11-01 JP JP2018206367A patent/JP2020070771A/en active Pending
-
2019
- 2019-08-15 WO PCT/JP2019/032018 patent/WO2020090186A1/en active Application Filing
Patent Citations (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH05231482A (en) * | 1992-02-18 | 1993-09-07 | Sumitomo Heavy Ind Ltd | Speed increase-reducer series adopting internal mesh type planetary gear structure |
| JP2012092720A (en) * | 2010-10-26 | 2012-05-17 | Denso Corp | Variable valve timing device |
| JP2016017417A (en) * | 2014-07-07 | 2016-02-01 | 日立オートモティブシステムズ株式会社 | Valve timing controller |
| DE102016109150A1 (en) * | 2016-03-01 | 2017-09-07 | Maul Konstruktionen GmbH | Mechanically controlled axle adjustment on eccentric gears |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2020070771A (en) | 2020-05-07 |
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