JP4935510B2 - 揺動型歯車装置 - Google Patents

Description

本発明は、ハウジングに固定された歯数ｎ１ の第１歯車と、出力軸に取付けられた歯数ｎ４ の第４歯車とを、入力軸との各軸芯を一致させて配置し、歯数ｎ２ の第２歯車および歯数ｎ３ の第３歯車を一体に設けた回転体を、第２歯車が第１歯車と噛み合い、第３歯車が第４歯車と噛み合うように前記入力軸の傾斜部で軸支し、前記第１、第２歯車の各ピッチ円を通る共通球面の中心点と、前記第３、第４歯車の各ピッチ円を通る共通球面の中心点とが一致する点を原点とするＸＹ座標のＸ軸上に前記入力軸の軸芯を配置し、かつ、第１、第２歯車の噛み合い点と第４、第３歯車の噛み合い点とを該ＸＹ座標の同一象限若しくは異なる象限上に置いてなる揺動型歯車装置に関する。

従来より、揺動運動を行ういわゆる揺動型歯車装置を用いた減速歯車装置の原理が知られていた。この揺動型歯車装置は、４つの歯車のみで大減速比を得ることが可能であり、様々な利点を有するものである。しかしながら、揺動型歯車装置はその歯形を高精度かつ低コストでの生産が困難な球面インボリュート歯形とする必要があり、実用化には至らなかった。本発明者はこの球面インボリュート歯形に替えて、一方の歯車の歯形を、歯すじ方向において歯厚および歯たけが等しいいわゆる等高歯とし、他方の歯形を該等高歯の歯形を創成転写し、さらに該等高歯を、ローラ状のコロを凸状歯として用いることにより、揺動型歯車装置の実用化を可能とした。なお、揺動型歯車装置の詳細については、特公平７−５６３２４ 号公報（特許文献１）に開示されている。

図９には、本発明者による揺動型歯車装置の要部断面が示されている。揺動型歯車装置は、入力軸１と出力軸２との間を、第１〜第４歯車Ａ１〜Ａ４ で連結し、これらの歯車によって減速を行っている。この第１〜第４歯車Ａ１〜Ａ４は傘歯車である。そして、第１歯車Ａ１ はハウジング６に一体的に固定されている。また、第２歯車Ａ２ および第３歯車Ａ３ は１つの回転体３に設けられ、回転体３は入力軸１の傾斜部１ａで回転自在に支承されている。このように回転体３を傾斜支持すると、入力軸１の回転に伴って回転体３に揺動運動を発生させることができる。また、各歯車の噛み合い部にコロ４aが介在されこのコロの転動により噛み合い摩擦を吸収している。

図１０に示すように、コロ４ａは、第１歯車Ａ１（第４歯車Ａ４ ）に形成された凹溝４ｂによって転動自在に支持されている。そして、凹溝４ｂから突出するコロ４aによって、半円柱状の凸状歯４を形成している。また、第２歯車Ａ２ （第３歯車Ａ３ ）にも半円弧状凹溝を形成し、凹状歯５として構成する。そして、回転体３が矢印Ｂで示す方向に揺動運動を行うと、第２歯車Ａ２ （第３歯車Ａ３ ）は矢印Ｃで示す方向に移動し、各凹状歯５と凸状歯４とを噛み合わせていく。この際に、各凹状歯と凸状歯との間に生ずる摺動を、コロ４ａの転動で吸収している。
特公平７−５６３２４号公報

上記の揺動型歯車装置は、上記凸状歯を凹溝とコロとで構成、すなわち、噛み合い部にコロを介在させ、この噛み合い部に一定の与圧を与えバックラッシュをゼロにすることにより、原理的には噛み合い部の摩擦抵抗が低減されることになり、伝達効率と位置決め精度を高めることが可能となる。

ところで、この種の揺動型歯車装置は、4つの傘歯車で構成され、回転体の軸方向の両端部に形成される第２歯車および第３歯車に対し、その軸方向において対峙する第１歯車と第４歯車がそれぞれ噛み合うものであるため、第１歯車と第２歯車間および第３歯車と第４歯車間、つまり二組の噛み合い歯車間にそれぞれ歯数差を持たせることにより第１歯車と第２歯車間における一段の減速作用と、第３歯車と第４歯車間における減速作用の二段階の減速が得られ、低減速から高減速の幅広い減速比が得られる。

しかしながら、比較的低い減速比の場合においては、上記のように二段階の減速作用を得るようにすると、原理的に傾斜部の傾斜角を大きく設定する必要があり、それに伴って回転体の揺動運動の振幅が大きくなり、振動騒音が大きくなる。また二段減速の場合、第１ないし第４歯車の歯数をそれぞれ異ならせる必要があるので、加工装置の割り出しインデックスなどの加工設備をそれぞれ固有のものを用意する必要があり、生産性において不利となる。また、二段減速の場合、第１および第４歯車の軸芯に対し第２歯車および第３歯車の軸芯がそれぞれ偏心した状態で噛み合いが行われるため、単純な円弧歯形では凸状歯との干渉が生じるため創成加工機などを用いて創成転写する必要があり、歯数の相違は生産性においてさらに不利となる。

本発明は、かかる点に鑑みてなされたもので、所定の減速比を得るに当たって、生産性が高くかつ振動騒音の低下に有利な揺動型歯車装置を提供することを目的とする。

上記課題を解決するための本発明の請求項１に係わる手段は、４つの円錐傘歯車を備え、ハウジングに固定された歯数ｎ１ の第１歯車と、出力軸に取付けられた歯数ｎ４ の第４歯車とを、入力軸との各軸芯を一致させて配置し、歯数ｎ２ の第２歯車および歯数ｎ３ の第３歯車を一体に設けた回転体を、第２歯車が第１歯車と噛み合い、第３歯車が第４歯車と噛み合うように前記入力軸の傾斜部で軸支し、上記入力軸の回転により回転体が傾斜部上において揺動運動を行うように構成される揺動型歯車装置であって、
該第１ないし第４歯車の互いに噛み合い対峙する歯車のうち第１歯車および第４歯車が、ピッチ円錐上において等間隔で歯車中心から放射方向に伸びる断面半円状の凹溝と、該凹溝内に転動自在に配置される円柱状のコロとで等高歯としての凸状歯として構成され、
上記第１歯車および第４歯車とそれぞれ噛み合う第２および第３歯車が、上記凸状歯に対応した凹状歯として構成され、
該凹状歯の歯すじ長さが該凸状歯の歯すじ長さより短く設定され、
上記第２歯車の歯数が第１歯車の歯数より多く設定され、上記第３歯車と第４歯車の歯数が同数に設定されており、
上記第２歯車の凹状歯が、その開口部が基準ピッチ円直径をはさんで歯すじ方向外方および歯すじ方向内方に拡大する鼓形状に形成されていることを特徴とする。

４つの歯車のうち、第３歯車と第４歯車の歯数を同一歯数とし、第１歯車と第２歯車間に歯数差を与え、第１歯車と第２歯車間での一段の減速作用で、所定の減速比を得るように構成することで、所定の減速比を小さい傾斜角（傾斜部の傾斜角）とすることで実現できるので、傾斜角によって支配される回転体の揺動運動の振幅を小さくすることができ振動騒音を大幅に低減できる。

また、傾斜角を小さくすることによって、第１歯車の歯形としての凸状歯と噛み合う第２歯車の凹状歯の歯形形成においてもきわめて有利となる。つまり、揺動型歯車装置において、その減速作用は、第２歯車の歯数を第１歯車の歯数より多く設定し、その軸芯が所定値偏心した状態で噛み合いが行われるため、噛み合い始めから最大噛み合い位置の間および最大噛み合い位置から噛み合い離脱の間において、各歯車間の歯すじ方向の母線が交差することになり、第２歯車の凹状歯を単純な円弧歯形とした場合、第１歯車の凸状歯との干渉が生じることになるので凹状歯の歯すじ方向に干渉除去部を設ける必要がある。

この干渉部は傾斜角が大きければ大きくなり、その形状も複雑になり、特別な創成加工機が必要になり、生産性が悪くなるばかりか噛み合い精度の自由度ににも影響を与える。したがって、第１歯車と第２歯車のみによる一段減速とすることで、その傾斜角を小さくし噛み合い干渉部（歯すじ方向,歯底方向,歯幅方向）を小さくすることができ、第２歯車の歯形形状が簡略化され生産性の向上を図ると共に噛み合い精度の向上を図ることができる。

なお、一段減速を得るに当たって、２対の噛み合い歯車対の一方に歯数差を与え、他方を同数とすればよく、減速作用を行う第１および第２歯車側であっても第３、第４歯車側であってもよいが、第１、第２歯車側で行う方が歯車各部の潤滑性を維持する上で有利になり、長期の使用に対し耐久性を向上できる。つまり、第３、第４歯車間で減速を行うようにした場合、第２歯車は第１歯車の同一箇所での噛み合いを繰り返すのみで、回転体が回転せず、第１歯車に対しロックされた状態となり、回転体内部の潤滑剤が特定位置に偏り、各歯車の噛み合い部への流動が損なわれることになる。それ故、第１、第２歯車側に減速作用を与えることにより、回転体が減速比に対応して回転することになるので、内部の潤滑剤の滞りを防ぐことができる。

そして、第２歯車の凹状歯が、その開口部が基準ピッチ円直径をはさんで歯すじ方向外方および歯すじ方向内方に拡大する鼓形状に形成されていることで、減速歯車としての第１歯車と第２歯車間における歯すじ方向の母線の交差角が最小になり、凸状歯との干渉部の最小化を図ることができるので、凹状歯の加工形態の自由度が大きくなり、生産性の向上および噛み合い精度の自由度の拡大が可能となる。

請求項２に係わる手段は、請求項１において、上記第１ないし第４歯車のうち第３歯車の歯数を上記第１歯車あるいは第２歯車の歯数と同一歯数に設定したことを特徴とする。少なくとも３つの歯車の歯数を同数とすることで、加工機のインデックステーブルなどの加工手段の共通化を図ることができ、きわめて生産性が向上する。特に、第２歯車および第３歯車は、回転体の両端に形成され、回転体と同一部品を構成しているので、歯数の共通化によって生産性がさらに向上する。

請求項３に係わる手段は、請求項１において、第３歯車の歯数を第２歯車の歯数と同一歯数に設定すると共に該第２歯車と第３歯車の各凹状歯の歯底位置を同位相に設定したことを特徴とする。このように第２歯車および第３歯車の凹状歯の周方向における位置を同位相にすることによって、第１歯車と第２歯車との最大噛み合い位置と第３歯車と第４歯車の最大噛み合い位置が同位相となり、位相ずれに伴う振動騒音の発生を防止できる。

請求項４に係わる手段は、請求項１〜３のいずれか１つにおいて、上記第３歯車の凹状歯が、凸状歯を構成する円柱コロに対応して歯すじ方向において同一断面の円弧歯形として構成されていることを特徴とする。このように構成することにより、第２歯車の歯形の最適化に加えて第３歯車の歯形の最適化を図ることができ、噛み合い精度を高め伝達効率を高めることができる。

請求項５に係わる手段は、請求項１〜３のいずれか１つにおいて、上記第３歯車の凹状歯が、基準ピッチ円直径をはさんで歯すじ方向外方および歯すじ方向内方に拡大する鼓形状に形成されていることを特徴とする。このように構成することにより、凹状歯を構成する第２歯車と第３歯車を実質的に同一の加工手段を用いて加工することができ、第２および第３歯車が回転体としての同一部品としての生産性が極めて向上する。特に、第３歯車の歯形を鼓形に形成することにより第４歯車のコロとの噛み合い精度が向上することになる。

つまり、第３歯車と第４歯車は歯数が同一であるため、第１および第２歯車のように歯すじ方向の母線が交差することなく同一位置での噛み合いを繰り返す。それ故、凹状歯の開口部には歯すじ方向において同一断面の円弧歯型であってもコロとの干渉は生じないが、組み付け時の位置決め精度の狂いによって、相互の歯すじ方向の母線が交差し、コロとの干渉が生じる可能性がある。したがって、第３歯車の凹状歯を鼓形状に形成することにより噛み合い誘導作用により噛み合いを促進できる。また、凹状歯の噛み合い剛性を適度に弱めることができ、噛み合い時の異常面圧の発生を防ぐことができる。

なお、第３歯車の歯形形状としては、異常面圧を防ぐ意味では第２歯車の歯形に対して相似的に干渉除去幅を小さくしてもよいが、第２歯車と同一形状にすることで第２歯車と全く同一の加工ができるので生産性の向上により貢献することになる。この場合、第２歯車と第３歯車が同一歯数、同一形状であることから、組み付け時の誤組付けをも防止できる。

本発明は、所定の減速比を得るに当たって、生産性が高くかつ振動騒音の低下に有利な揺動型歯車装置を提供することができる。また、凸状歯との干渉部の最小化を図ることができるので、凹状歯の加工形態の自由度が大きくなり、生産性の向上および噛み合い精度の自由度の拡大が可能となる。

以下本発明の実施態様を図１〜８に基づいて説明する。なお、上記従来例と同一ないし相当部分は同一符号を付し詳細な説明は省略する。まず、本発明に係わる実施態様の説明に先立って、図９,図１０に示す従来の揺動型歯車装置について、その基本構造および基本原理について追加説明する。

図９および図１０に示す揺動型歯車装置は、ハウジング６に固定された歯数ｎ１ の第１歯車Ａ１と、出力軸２に取付けられた歯数ｎ４ の第４歯車Ａ４とを、入力軸１との各軸芯を一致させて配置し、歯数ｎ２ の第２歯車Ａ２および歯数ｎ３ の第３歯車Ａ３を一体に設けた回転体３を、第２歯車Ａ２が第１歯車Ａ１と噛み合い、第３歯車Ａ３が第４歯車Ａ４と噛み合うように前記入力軸１の傾斜部１ａで軸支し、前記第１、第２歯車の各ピッチ円を通る共通球面の中心点と、前記第３、第４歯車の各ピッチ円を通る共通球面の中心点が一致する点を原点ＯとするＸＹ座標のＸ軸上に前記入力軸の軸芯Ｇを配置し、かつ、上記原点Ｏから所定の角度傾斜する軸上に上記傾斜部１ａの軸芯Ｈを配置し、第１、第２歯車の噛み合い点と第４、第３歯車の噛み合い点とを該ＸＹ座標の同一象限若しくは異なる象限上に置くことによって構成される。

上記揺動型歯車装置は、より具体的には、減速比に対応した歯数に設定された４つの円錐傘歯車として第１〜第４歯車Ａ１〜Ａ４を有し、第１歯車と第２歯車の歯車対と、第３歯車と第４歯車の歯車対の二組の歯車対にて構成されている。この二組の歯車対にそれぞれ所定の歯数差を与えることによって所定の減速比が得られる。このうち第１歯車Ａ１ は、ハウジング６に一体的に固定され、回転をしない固定歯車である。第２歯車Ａ２ 、第３歯車Ａ３ は、入力軸１の傾斜部１ａによって軸支される回転体３に形成されている。また、第４歯車Ａ４ は出力軸２に設けられている。

回転体３は、入力軸１の軸芯Ｇに対して所定の角度をなす軸芯Ｈを有する傾斜部１ａによって支持されている。この傾斜角は、噛み合い歯車対の各歯車間の歯数差すなわち基準ピッチ円直径の差に対応した偏心量になるように設定される。

したがって、入力軸１が回転すると、傾斜部１ａが首を振るような運動をし、これに軸支される回転体３は、揺動運動をする。この、回転体３の揺動運動に伴い、第２歯車Ａ２ を第１歯車Ａ１ に、また、第３歯車Ａ３ を第４歯車Ａ４ にそれぞれ噛み合わせていく。すると、第２歯車Ａ２ は、１周期の揺動運動（入力軸１の１回転）当り、第１歯車Ａ１ との歯数差に相当する分だけ第１歯車Ａ１ に対して回転する。すなわち、第１歯車Ａ１ と、第２歯車Ａ２ との間で、一段階の減速がなされる。同様に、第３歯車と第４歯車との間においても同様の減速作用が行われ、二段階の減速がなされる。

この場合、最終減速比は上記二組の歯車対の歯数差によって決まる。つまり、減速比をＲ（入力軸１が１回転したときの出力軸２の回転数）とすると、
Ｒ＝１−（ｎ１×ｎ３）／（ｎ２×ｎ４） ・・・・・（ｉ）
と表すことができる。

ここで、ｎ１：第１歯車Ａ１の歯数，ｎ２：第２歯車Ａ２の歯数，ｎ３：第３歯車Ａ３の歯数，ｎ４：第４歯車Ａ４の歯数として、ｎ１＝９９，ｎ２＝１００，ｎ３＝１０１，ｎ４＝１００とすると、減速比Ｒ＝１／１００００となる。また、ｎ１＝９，ｎ２＝１０，ｎ３＝１１，ｎ４＝１０とすると、減速比Ｒ＝１／１００となる。このように４つの歯車の歯数をそれぞれ任意に設定することにより高減速から低減速の幅広い減速比が得られる。

なお、前述のごとく、第１歯車Ａ１ の歯数と第２歯車Ａ２ の歯数差が１の場合には、揺動運動が１周期進むと、第１歯車Ａ１ と第２歯車Ａ２ との間で、噛み合う歯は１つずれる。また、同歯数差が２の場合は、揺動運動が１周期進むと、第１歯車Ａ１ と第２歯車Ａ２ との間で、噛み合う歯は２つずれる。同様にして、歯数差がｎの場合には、噛み合う歯はｎ個ずれることになる。このことは、第３、第４歯車Ａ３，Ａ４ の関係においても同じである。

以上のような基本構成および基本原理をなす揺動型歯車装置の歯形を求める手法について、以下に説明する。ここで、図１に示す揺動型歯車装置の各傘歯車の歯形を求める手法を示す展開図を図３に、その要部拡大図を図４に示す（図３,図４に示す展開図は本発明に係わる一段減速を前提とした展開図であり、説明の都合上この図を利用して説明する）。なお、各歯車Ａ１，Ａ２，Ａ３，Ａ４ は摸式的にピッチ円錐で示している。

ここでは、第１歯車Ａ１ 、第２歯車Ａ２ の各ピッチ円を通る共通球面Cir1と、第３歯車Ａ３ 、第４歯車Ａ４ の各ピッチ円を通る共通球面Cir2とを考える。そして、各共通球面の中心点を一致させ、該一致点を原点Ｏとする。さらに、原点Ｏを原点とするＸＹ座標を考える。このＸＹ座標のＸ軸上に入力軸１の軸芯Ｇを配置する。また、第１、第２歯車Ａ１ ，Ａ２の噛み合い点をＣ１ 、第３、第４歯車Ａ３ ，Ａ４ の噛み合い点をＣ２ とする。そして、噛み合い点Ｃ１，Ｃ２ を、第１象限と第３象限若しくは第２象限と第４象限に置く。

また、入力軸１の軸芯Ｇと傾斜部１ａの軸芯Ｈとがなす角度をθ、第１歯車Ａ１ の背円錐とピッチ円錐の中心線とでなす角度をθ₁ 、第２歯車Ａ２ の背円錐とピッチ円錐の中心線とでなす角度をθ₂ とすると、θ₁ ＋θ₂ ＝θである。なお、θ₁ ，θ₂ のいずれか一方の角度を零とすることも可能であり、この場合は、前記角度を零とした方の歯車が冠歯車となる。同様にして、第３、第４歯車Ａ３ ，Ａ４ の背円錐と各ピッチ円錐の中心線とでなす角度は、第３歯車Ａ３ はθ₃ 、第４歯車Ａ４ はθ₄ かつθ₃ ＋θ₄ ＝θである。

また、第１〜第４歯車の歯数をそれぞれｎ１，ｎ２，ｎ３，ｎ４とする。ここで、第１〜第４歯車Ａ１〜Ａ４ の各ピッチ円錐の頂点Ｏ１，Ｏ２，Ｏ３，Ｏ４ から、各背円錐の頂点Ｄ１，Ｄ２，Ｄ３，Ｄ４ までの距離Ｄ１Ｏ１，Ｄ２Ｏ２，Ｄ３Ｏ３，Ｄ４Ｏ４を、ピッチ円半径とする円筒歯車ＥＲ１，ＥＲ２，ＥＲ３，ＥＲ４ を考える。そして、このピッチ円上に形成されるインボリュート歯形若しくは任意の歯形を想定し、これを第１〜第４歯車Ａ１〜Ａ４ の相当円筒歯車とする。

ここで、該相当円筒歯車の相当歯数をＺ１，Ｚ２，Ｚ３，Ｚ４とすると、
Ｚ１ ＝ｎ１ ／Ｓｉｎθ₁ ……（ii）
Ｚ２ ＝ｎ２ ／Ｓｉｎθ₂ ……（iii ）
Ｚ３ ＝ｎ３ ／Ｓｉｎθ₃ ……（iv）
Ｚ４ ＝ｎ４ ／Ｓｉｎθ₄ ……（ｖ）
と表すことができる。

したがって、この種の揺動型歯車装置の歯形は、上記式（ii），（iii ）で得られる関係を有する相当円筒歯車において、第１歯車Ａ１ に等高歯の歯形を形成し、さらに、第２歯車Ａ２ に該歯形を創成転写することで形成される。第３、第４歯車Ａ３ ，Ａ４ も同様にして形成される。すなわち、第１〜第４歯車Ａ１〜Ａ４は2対の等高歯歯車対が形成されることになり、従来の球面インボリュウト歯形に比べて加工精度の自由度の高い揺動型歯車装置が得られることになる。

以上のような基本構成および基本原理の揺動型歯車装置の特徴部分について、以下図１〜図８に基づいて詳細に説明する。

まず、減速比の設定について説明する。揺動型歯車装置の減速比は、上述の説明で明らかなように高減速から低減速の幅広い減速比を得られるものであるが、特に低減速比を得る場合、噛み合い歯車間の基準ピッチ円直径の差が大きくなり、この差に対応して傾斜部の傾斜角を大きくする必要があり、これによって、回転体の揺動運動の振幅が大きくなり、振動的に不利となる。

この振動は、バランサーを設けることで低減することは可能であるが、構造が複雑になり、コストが増大するといった新たな問題が発生する。そこで、本発明に係わる実施態様においては、二組の歯車対のうち、第１歯車Ａ１，第２歯車Ａ２の歯車対において歯数差を与え、第３歯車Ａ３，第４歯車Ａ４の歯車対側の歯数差をゼロにすることで所定の減速比が得られるように構成されている。一例として、第１〜第４歯車の歯数ｎ１〜ｎ４を、ｎ１＝９９，ｎ２＝１００，ｎ３＝１００，ｎ４＝１００とすることで、減速比Ｒは（ｉ）式により、Ｒ＝１／１００となり、上述の低減速の例と同様の減速比が得られる。

このように、第１歯車Ａ１，第２歯車Ａ２からなる歯車対のみの一段減速とすることで、上述の二段減速の例と比べて、基準ピッチ円直径は大きくなるものの、基準ピッチ円直径の差を小さくすることができ、同一減速比を小さい傾斜角で得ることが可能となる。このように傾斜角を小さくすることで振動の低減だけでなく、第１歯車と第４歯車間の軸間距離の短縮化および第３歯車の歯形の簡略化も可能となる。

さらに、第１歯車，第２歯車からなる歯車対側のみでの一段減速とする場合、第３歯車と第４歯車については、同一歯数であれば減速比に影響を与えることはなく、任意に設定できる。したがって、第３歯車Ａ３，第４歯車Ａ４の歯数を第１歯車Ａ１，第２歯車Ａ２のいずれか一方の歯数と同一歯数にすることにより、４つの歯車のうち３つの歯車の歯数を同一にすることができ、加工効率、すなわち生産効率の向上に大きく貢献する。

この場合、第３歯車Ａ３，第４歯車の歯数を第２歯車の歯数と同一にしてもよく、また、第１歯車の歯数を同一にしてもよいが、前者の場合、第２歯車Ａ２，第３歯車Ａ３の歯数を同数とすることで、第２歯車と第３歯車の周方向の位相を一致させることができるので、第１歯車Ａ１,第２歯車Ａ２の噛み合い位置と、第３歯車Ａ３，第４歯車Ａ４の噛み合い位置の位相を一致させることができ、回転体に作用するアキシャル荷重が同一タイミングで作用することになり、回転体の振動を最小にすることができる。

また、後者の場合、加工の効率化において特に有利となる。つまり、第１歯車と第２歯車間に歯数差を与え一段減速を行う場合、歯車の歯形形状については、４つの歯車のうち第２歯車のみ相違し、他の第１歯車Ａ１，第３歯車Ａ３，第４歯車Ａ４の残り３つの歯車の形状を共通化できるので、同一加工設備での共通加工が可能となる。

次に、以上のように構成される一段減速機構の各歯形形状について説明する。第１〜第４の４つの歯車のうち第１歯車Ａ１および第４歯車Ａ４は、円柱コロ４ａと該コロを傾動不能に位置決め保持する凹溝４ｂとを備え、歯すじ方向に歯厚，歯たけの等しい等高歯としての凸状歯４として構成されている。一方、上記第１，第４歯車と噛み合う第２歯車Ａ２および第３歯車Ａ３は、上記等高歯としての凸状歯４と噛み合う所定の円弧形状をなす凹状歯５として構成されている。このうち、第２歯車Ａ２は、第１歯車Ａ１との間に歯数差を有し、傾斜部１ａにより所定の偏心量を持っていることによって、噛み合い始め位置から最大噛み合い位置にかけて、また最大噛み合い位置から噛み合い離脱位置にかけて、歯すじ方向の母線が交差しながら噛み合いを行うものであるため、単純な直線状の凹状歯とした場合、凹状歯５の開口部において干渉が生じる。したがって、第２歯車Ａ２の歯形は、後に詳細に説明するように凸状歯４との噛み合いが適正に行われるように凸状歯４を創成転写した創成歯あるいは近似創成歯として形成されている。

また、回転体３の他方の軸端面に形成され、第４歯車Ａ４と噛み合う第３歯車Ａ３は、第４歯車と同一軸芯でかつ同一歯数をなしているので、回転体３の揺動運動に伴って、サイクロイド曲線に沿った挙動は行うものの、上記第２歯車のように歯すじ方向における母線が交差することはないので、歯すじ方向に同一断面の円弧歯形として形成される。なお、第１〜第４歯車の基準ピッチ円直径（PCD）はそれぞれ歯すじ方向中央に設定されている。

以下、第１〜第４歯車の歯形について、より詳細に説明する。なお、第１歯車Ａ１および第４歯車Ａ４は同一歯形をなすので、以下第１歯車を代表して説明する。

上記凸状歯４は、歯すじ長さが凹状歯５の歯すじ長さより長く設定されている。その長さは、第２歯車Ａ２の揺動運動に伴う噛み合い始め位置から噛み合い離脱位置の間で、第２歯車Ａ２の凹状歯開口部における干渉除去幅が歯すじ方向両端で最大となるように、有効噛み合い長さが長く設定されている。また、凸状歯４を構成するコロ４aは第１歯車Ａ１のハブに固定手段としてのリテーナ７，８によって歯すじ方向両端において係止する必要があるので、上記凸状歯４の長さはコロ４aの係止分の寸法を考慮してさらに長く設定されている。つまり、凸状歯４を構成するコロ４aの歯すじ長さは、凹状歯５の歯すじ長さに対して、有効歯すじ長さの差分とリテーナ係止分の長さが加算された寸法として設定されている。またコロ４aの外径は、歯すじ方向全域において同一直径となっている。

上記凸状歯４として構成されるコロ４aは、第１歯車の歯数と同数備え、その軸方向(歯すじ方向)の両端部において外側リテーナ７、内側リテーナ８によって位置決め保持されている。各リテーナ７，８はリング状に形成されており、軸方向内端には第１、第４歯車Ａ１、Ａ４の係止溝９と係合する環状の係止爪がそれぞれ形成されている。軸方向の外端には、コロ４aの軸端部を保持する環状の係止爪がそれぞれ形成されている。このリテーナ７，８はポリアミド系あるいはポリイミド系の樹脂にて形成され、自身が所定の外力の作用により変形が可能で、コロ４aの変位を弾性的に許容するように構成されている。

以上のように構成される凸状歯４としてのコロ４aを支持する凹溝４bは、ピッチ円錐面上において、歯すじ方向全域において断面一様、つまり同一幅、同一深さのいわゆる等高凹歯として形成され、上記コロ４aを歯すじ方向において摺動可能でかつ回転方向に傾動不能に密接支持するように構成されている。

その断面形状としては、図５に示すように、凹状歯５の断面形状と同様に多重円弧にて形成されている。具体的にはコロ４aの半径に対し１より大きい半径ｒを持つ２つの円弧でもって、その円弧中心をコロ４a中心に対してオフセットさせて形成されている。それ故、凹溝４bおよび凹状歯５の開口部近くには、二つの接触点Ｐ_０、Ｐ_０が形成され、コロ４aとの間で４５度より小さい所定の（たとえば15度）の接触角αが得られるとともに、この接触点Ｐ_０、Ｐ_０から溝底に向かってコロ４aの外周から徐々に離間することで溝底近辺に所定のオイル溜り４d,５bが形成されることになる。なお、接触角αとは、基本的に凸状歯４aと凹状歯５の噛み合いにおいて互いの母線が重なり合う最大噛み合い位置における角度をいう。

したがって、円柱状のコロ４aは歯すじ方向の全域において、凹溝４bの接触点Ｐ_０、Ｐ_０の2点にて確実に支持され、コロ４aの支持剛性が高められ、コロ４aの凹溝４b内における回転方向の傾動が確実に阻止され、結果、コロ４aと凹溝４bとが強固に結合され、実質的に一体的な凸状歯４が構成されることになる。また、凹溝４bにおける接触点Ｐ_０、Ｐ_０２点による支持は、加工精度の自由度拡大に対しても重要な意味を持つ。つまり、コロ４aとの接触が全面当たりの場合、その精度如何によりコロ４aとの接触が部分当りとなりコロ４aの位置決めが不正確になる可能性があるが、上述のように2点当りの場合、位置決め精度上の自由度が高く、コロ４aの支持剛性を比較的安定的に確保することが可能となる。

また、上述のように凹溝４bおよび凹状歯５の断面を多重円弧で形成し、接触点Ｐ_０、Ｐ_０を開口部近くに設定することで、その接触角αを小さくすることができ、特に凹状歯５において、伝達効率の向上および歯車各部の耐久性の向上に大きく貢献する。

つまり、第１歯車Ａ１および第２歯車Ａ２の噛み合いが生じているときには図５の凹状歯５の接触点Ｐ_０ではコロ４aに対し荷重Ｐがかかる。この荷重Ｐは第１、第２歯車Ａ１、Ａ２のピッチ円錐と平行な方向の分力である回転伝達力Ｔと、同じくピッチ円錐と垂直な方向の分力であるアキシャル力Fとに成分を分けて考えることができる。このアキシャル力が大きくなれば逆に回転伝達力が小さくなる。しかもアキシャル力は、第２歯車Ａ２が形成される回転体３に曲げ力として作用し回転体３を支障するベアリングに悪影響を与え歯車装置としての耐久性を損なうことになる。

したがって、接触角αを小さくすれば、アキシャル力が小さくなり、伝達効率の向上および耐久性の向上がともに可能となる。なお、凸状歯を構成する凹溝４bにおいては、このアキシャル力は第１歯車が固定されるハウジング６にて受けることになるので、上述の耐久性には影響を与えることはない。

次に第２歯車Ａ２に形成される凹状歯５の歯形について詳細に説明する。凹状歯５は、先に概略説明したように、第１歯車Ａ１としての凸状歯４を創成転写することによって形成される。創成転写（加工）方法としては、本発明者が先の特許出願（特開平10−235519号）に詳細に開示しているように、ワークを保持する保持手段を本発明が対象とするいわゆる揺動型歯車装置を介して駆動するように構成し、ワークおよび保持手段を揺動運動させながらワークと対を成すカッターホイルを歯すじ方向に移動させることにより、凸状歯４と干渉する干渉除去部が除去されて適切な歯形として創成転写が可能となる。

このような手法にて創成転写される凹状歯５の形状について以下詳細に説明する。図６は、第１歯車と第２歯車の噛み合いにあたって、第１歯車の凸状歯としての等高歯に対し、第２歯車の凹状歯を同一深さ、同一幅の等高凹歯（干渉状況を説明する上での仮想形状）とし、第２歯車が矢印方向に揺動運動する際、凸状等高歯としてのコロ４aと等高凹歯としての凹状歯５の関係を2次元的に示す模式図である。この場合、第２歯車の歯数が第１歯車の歯数より多く設定され、その基準ピッチ円直径は歯数差分大きく設定されるとともに歯すじ方向中央に設定される。また、第１歯車の中心は入出力軸の軸芯Ｇを中心とし、第２歯車は傾斜部の軸芯Ｈ上の中心を持ち、中心Ｈは中心Ｇの周りを偏心回転する。

したがって、第２歯車が矢印方向に揺動運動つまり偏心運動すると、等高歯としての凹状歯とコロとは所定の角度範囲Ｅにおいて噛み合いが行われることになる。この場合、コロと凹状歯とは母線Ｍ１、Ｍ２に対して歯すじ方向に同一幅（同一径）に形成されているので、母線が重なる最大噛み合い位置Ｗ１位置においては適正な噛み合いとなるが、その前後の噛み合い角度位置では、母線が互いに交差し、凹状歯５にはコロ４aとの干渉が生じる。

この母線の交差は、噛み合い始め位置Ｗ２および噛み合い離脱位置Ｗ３とで最大となり、しかも交差方向が最大噛み合い位置を基点に前後で逆の傾きとなるので、その干渉部（図中斜線付与部）は噛み合い始め位置Ｗ２から最大噛み合い位置Ｗ１までの角度範囲では基準ピッチ円直径（ＰＣＤ）外側では凹状歯５の反回転方向側で発生し、基準ピッチ円直径内側では回転方向側に発生する。また、最大噛み合い位置Ｗ１から噛み合い離脱位置Ｗ３までの角度範囲では、基準ピッチ円直径の外側と内側では、上記とは逆の方向に干渉部が発生する。よって、凹状歯５の開口部には、噛み合い始め位置から噛み合い離脱位置の噛み合い範囲において、基準ピッチ円直径を基点に歯すじ方向内外に拡大する鼓形状の干渉部が生まれる。

この干渉部は、第１歯車と第２歯車の基準ピッチ円直径の差、つまり傾斜部の傾斜角によって影響を受け、その傾斜角が小さければ第１歯車と第２歯車間の偏心量が小さくなり上述の母線の交差角が小さくなり、上述の干渉部が小さくなり、逆に傾斜角が大きくなると、その交差角が大きくなり干渉部は大きく（歯すじ方向、歯底方向、歯幅方向ともに）なる。

また、この干渉部は、第１歯車と第２歯車の基準ピッチ円直径の差による影響だけでなく、凹状歯の歯すじ長さおよび基準ピッチ円直径の設定位置によっても大きく影響を受ける。歯筋長さが長くなるほど歯すじ方向端部での干渉幅が大きくなる。また、歯すじ長さが一定でも、基準ピッチ円直径の設定位置をたとえば、歯すじ方向内端および外端に設定した場合には、基準ピッチ円直径から一方の端部までの距離が大きくなるので、基準ピッチ円直径を起点に歯すじ方向他端に向かっていわゆるラッパ状に広がりきわめて大きい干渉部が発生することになる。

したがって、凹状歯は上述の創成加工機によってその干渉部が除去されることにより所定の噛み合い範囲における適正な噛み合いが得られることになるが、干渉部除去後の歯形は伝達効率および加工精度の自由度に対しても大きく影響することになるので、干渉幅を支配する凹状歯の歯すじ長さおよび基準ピッチ円直径の設定を干渉幅が最小になるように考慮する必要がある。つまり、干渉幅が大きくなると、コロ４aとの噛み合い角度範囲、特に噛み合い始め位置および噛み合い離脱位置におけるコロとの接触角が大きくなり、その分アキシャル方向の分力が大きくなり伝達効率の低下につながる。

また、この干渉幅の拡大は、加工形態の自由度および加工精度の自由度にも影響を与える。つまり、上述のように創成加工機を用いて加工を行えば、精度の確保は可能であるが、特別な加工機を新たに用意する必要があり、従来の直線的加工機で加工するにはあまりにも複雑な加工工程が必要となり、精度の確保と生産性の自由度の両立が困難になる。したがって、本実施態様においては、第１歯車と第２歯車化における一段減速のみの減速作用の設定による傾斜角の最小化に加えて、凹状歯の歯すじ長さを凸状歯より大幅に短く設定し、かつ基準ピッチ円直径を歯すじ中央に設定しているので、その干渉部を最小にすることができ、精度の確保と生産性の自由度確保の両立を図ることができる。

図７は、図６で明らかになった干渉部を除去した状態の凹状歯の歯形を示すもので、上記噛み合い範囲において最大噛み合い位置を含む前後５つの噛み合い位置での干渉部の除去状態を示す。

図中、歯底から開口端にかけて描かれている三角形状のエリアは、上記角度位置ごとに発生する干渉部が除去された干渉除去部が示されている。すなわち、第１エリアＥ１は噛み合い始め位置における干渉除去部に相当するエリアで、基準ピッチ円直径ＰＣＤ１をはさんで回転方向側と半回転方向側にそれぞれ位置する。第２エリアＥ２は、噛み合い始め位置Ｗ２と最大噛み合い位置Ｗ１の間の中間角度位置での干渉除去部に相当するエリアを示す。第３および第４エリアＥ３、Ｅ４は最大噛み合い位置Ｗ３から噛み合い離脱方向での上記と同様の干渉除去エリアを示す。なお、エリアＥ３は干渉が発生しない非干渉除去部で、最大噛み合い位置Ｗ１でコロが接触するエリアを示す。

この図から明らかなように、上記各干渉除去部は、基準ピッチ円直径を基点に半径方向内外（歯すじ方向内外）に向かってそれぞれ拡大するが傾斜角が小さいことに加えて、基準ピッチ円直径が中央にあることと歯すじ長さが短いこととでその拡大率は比較的小さく保たれる。なお、図７に示す上述の干渉除去部を示すエリアは連続した回転の元では連続した曲面となり、エリアを画成する線は存在しないが説明の都合上上記の角度位置ごとの除去エリアを示した。

以上の説明で明らかなように、傾斜角の最小化、歯すじ長さの短縮化および歯すじ中央部への基準ピッチ円直径の設定により、歯すじ方向両端部における干渉除去部の拡大率を比較的小さくすることができ、その分、噛み合い始め位置および噛み合い離脱位置におけるコロとの接触角が小さくなり伝達効率が向上する。その意味において、基準ピッチ円直径の設定は、歯すじ方向中央を基点に歯すじ方向内方あるいは外方おいてそれぞれ歯すじ長さの30％の範囲であることが望ましく、それ以上中心からずれると一端部における干渉除去部の拡大率がおおきくなり過ぎるので好ましくない。より好ましくは両端の干渉除去部がほぼ等しくなるように基準ピッチ円直径を設定する必要がある。

その意味において基準ピッチ円直径の位置は、歯すじ中央より若干外方に配置する必要がある。つまり、基準ピッチ円直径を歯すじ方向中心に設定した場合半径方向内端と外端とではモジュールに差があり、この点に起因して内端と外端の間に干渉幅の差が生じ、外端が内端より大きくなる傾向がある。図７は、基準ピッチ円直径を凹状歯の歯すじ方向中央に設定した場合（PCD1）と、中央より半径方向外方に設定した場合（基準ピッチ円直径PCD2）において開口部の内端および外端の開口幅の関係を示すもので、この図から明らかなように、ＰＣＤ１の場合は、半径方向外端の幅Ｈ_１は内端の幅Ｈ_２より広く、また、ＰＣＤ２の場合はその開口幅は、外端側が縮小し内端側が拡大しＨ_１´,Ｈ_２´となり、その結果、両者はほぼ等しい開口幅となる。それ故、基準ピッチ円直径を中央より外方に設定することにより干渉幅を等しくすることができる。なお、図８は、基準ピッチ円直径（PCD）位置における断面図で、点線は歯すじ方向外端部を示し、一点差線は歯すじ方向内端を示す。

つぎに、第３歯車の歯形について説明する。第３歯車は、第４歯車と歯数および基準ピッチ円直径を同じくし、かつ両歯車のピッチ円錐の頂点が原点Ｏ（偏心量ゼロ位置）と一致するように配置されているので、第３歯車と第４歯車の噛み合いは、同一位置にて噛み合い離脱を繰り返すのみとなり、相対的な噛み合い位置の移動はなく、その間での減速作用は生じない。したがって、第３歯車と第４歯車の噛み合い過程において、上記第１歯車と第２歯車の噛み合い過程のように、歯すじ方向の母線の交差は発生しないので、第２歯車で発生するような形態の干渉は発生しない。それ故、第３歯車の歯形すなわち、凹状歯の形状は第４歯車の直線状のコロと噛み合うように歯筋方向において同一断面の円弧形状に形成されている。

具体的には、コロとの接触角が第２歯車の接触角と同様に15度なるように多重円弧で構成されている。したがって、第３歯車は、回転体の揺動運動に伴って、サイクロイド曲線に沿って第４歯車との噛み合い離脱を繰り返すが、実質的な噛み合い過程においては、凹状歯の中心と上記凸状歯の中心とが軸方向の同一線上を直線的に移動して、干渉することなく適正な噛み合いが行われることになる。

以上のように、第３歯車の歯形を歯すじ方向に同一断面の円弧歯形とすることにより、この凹状歯の加工に当たって、第１歯車および第４歯車の凹溝と同様に、既存の切削手段にて所定の角度ごとに所定形状の工具にて、直線的に加工できるので、加工が容易となる。この場合、歯数を第１歯車および第４歯車の歯数と同数にすれば、３つの歯車の直線状の円弧歯形を共通の割り出し装置を用いて加工でき、生産性を高めることが可能となる。また一方で、第３歯車は、第２歯車と同様に回転体の軸端面に形成され、回転体と同一部品を構成するものであるため、第２歯車と同様に鼓形状に形成すれば、第２歯車と第３歯車とを同一の加工手段での加工が可能となり、回転体としての生産性が向上する。この場合、第３歯車の歯数（第４歯車の歯数も同様に）を第２歯車の歯数と同数に設定すれば、さらに生産性が向上する。

このように、第３歯車の歯形を第２歯車の歯型と同様の形状にすることによって、単に生産性の向上だけでなく、第３歯車の凹状歯の歯すじ方向両端の開口部が幅広に形成されているので、第４歯車との位置決め誤差が生じた場合にも凸状歯の歯先を凹状歯内に誘導するいわゆる自己求心作用により噛み合いを促進できる。またこのように鼓形状に形成することで、凹状歯の剛性が適度に弱められるので、第４歯車との角度位置に多少の誤差があっても、凹状歯の弾性変形によって異常面圧の発生を抑制できる。

以上の説明で明らかなように、上記実施態様の揺動型歯車装置は、設計自由度の高い第１歯車を歯すじ長さの長い凸状歯として構成し、設計自由度の低い第２歯車を歯すじ長さの短い凹状歯として構成することにより揺動型歯車装置の小型化を図り、また、歯すじ長さの長い凸状歯を加工の容易な等高歯とし、歯すじ長さの短い凹状歯を上記凸状歯を創成転写した創成歯あるいは近似創成歯とするとともにその基準ピッチ円直径を歯すじ方向中央部付近に設定することにより、加工精度の自由度の拡大を図り、さらに上記凸状歯を構成するコロを、歯すじ方向全域で一様な断面の凹溝でもって回転方向に傾動不能に支持しコロの支持剛性高め、凸状歯を構成するコロと凹溝とが強固に結合され実質的に一体化された凸状歯とすることで、位置決め精度の自由度の向上を図るようになされている。よって、上記実施態様の揺動型歯車装置においては、加工精度の自由度の拡大と位置決め精度の自由度の拡大とで噛み合い精度を高めることができ、生産性を損なうことなく伝達効率を向上させることが可能となる。

しかも、第１，第２歯車による一段減速機として構成することにより、所定の減速比を得るに当たって、生産性が高く、かつ上記凹状歯の長さの短縮化および基準ピッチ円直径の設定位置とあいまって、噛み合い干渉部の最小化を図ることができ、生産性の自由度の拡大が可能となる。しかも一段減速とすることによって、特に低減速領域での減速比の設定が、二段減速に比べて細かい設定が可能となり、設定の自由度が拡大する。

本発明は上記の実施例に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更が可能である。

本発明に係わる揺動歯車装置の断面図。 本発明に係わる揺動歯車装置の要部の正面図。 本発明に係わる揺動歯車装置の相当平歯車への展開説明図。 図４の要部の拡大図。 本発明に係わる揺動歯車装置の第１実施態様の歯形の断面。 本発明に係わる揺動歯車装置の凸状歯と凹状歯の関係を示す模式図。 本発明に係わる揺動歯車装置の凹状歯の拡大斜視図。 図７の断面図。 従来の揺動型歯車装置の断面図 従来の揺動型歯車装置の噛み合い部の説明図。

１ 入力軸
１a 傾斜部
２ 出力軸
３ 回転体３
４ 凸状歯
４a コロ
４b 凹溝
５ 凹状歯
６ ハウジング
７ 外側リテーナ
８ 内側リテーナ

Claims (5)

1. ４つの円錐傘歯車を備え、ハウジングに固定された歯数ｎ１ の第１歯車と、出力軸に取付けられた歯数ｎ４ の第４歯車とを、入力軸との各軸芯を一致させて配置し、歯数ｎ２ の第２歯車および歯数ｎ３ の第３歯車を一体に設けた回転体を、第２歯車が第１歯車と噛み合い、第３歯車が第４歯車と噛み合うように前記入力軸の傾斜部で軸支し、上記入力軸の回転により回転体が傾斜部上において揺動運動を行うように構成される揺動型歯車装置であって、
   該第１ないし第４歯車の互いに噛み合い対峙する歯車のうち第１歯車および第４歯車が、ピッチ円錐上において等間隔で歯車中心から放射方向に伸びる断面半円状の凹溝と、該凹溝内に転動自在に配置される円柱状のコロとで等高歯としての凸状歯として構成され、上記第１歯車および第４歯車とそれぞれ噛み合う第２および第３歯車が、上記凸状歯に対応した凹状歯として構成され、
   該凹状歯の歯すじ長さが該凸状歯の歯すじ長さより短く設定され、
   上記第２歯車の歯数が第１歯車の歯数より多く設定され、上記第３歯車と第４歯車の歯数が同数に設定されており、
   上記第２歯車の凹状歯が、その開口部が基準ピッチ円直径をはさんで歯すじ方向外方および歯すじ方向内方に拡大する鼓形状に形成されていることを特徴とする揺動型歯車装置。
2. 上記第１ないし第４歯車のうち第３歯車の歯数を上記第１歯車あるいは第２歯車の歯数と同一歯数に設定したことを特徴とする請求項１に記載の揺動型歯車装置。
3. 第３歯車の歯数を第２歯車の歯数と同一歯数に設定すると共に該第２歯車と第３歯車の各凹状歯の歯底位置を同位相に設定したことを特徴とする請求項１に記載の揺動型歯車装置。
4. 上記第３歯車の凹状歯が、凸状歯を構成する円柱コロに対応して歯すじ方向において同一断面の円弧歯形として構成されていることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１つに記載の揺動型歯車装置。
5. 上記第３歯車の凹状歯が、基準ピッチ円直径をはさんで歯すじ方向外方および歯すじ方向内方に拡大する鼓形状に形成されていることを特徴とする請求項１〜３のいずれか１つに記載の揺動型歯車装置。

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