(57)【要約】【課題】内歯歯車を用いた変速機において高効率で高変速比が得られるとともに構造の簡易性を確保し、小型化を図ることができる構造を実現する。【解決手段】本発明の内歯車式変速機１００は、複数の歯車を備えた変速機であって、内歯歯車１１１と、内歯歯車の軸線に対して平行に固定された軸線を有し、内歯歯車と噛合する第１の外歯歯車１１２と、第１の外歯歯車と同軸に連結され第１の外歯歯車より大径の第２の外歯歯車１１３と、第２の外歯歯車に対して第１の外歯歯車の内歯歯車に対する噛合位置とは反対側に平行に固定された軸線を有し、該反対側から第２の外歯歯車と噛合し第２の外歯歯車より小径に構成された第３の外歯歯車１１４とを具備し、内歯歯車と第３の外歯歯車の軸線が一致し、第３の外歯歯車の軸線方向の少なくとも一方側が内歯歯車に対して回転自在に軸支される。【選択図】図１
2010270817.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
複数の歯車を備えた変速機であって、
内歯歯車と、
該内歯歯車の軸線に対して平行に固定された軸線を有し、前記内歯歯車と噛合する第１の外歯歯車と、
該第１の外歯歯車と同軸に連結され、前記第１の外歯歯車より大径の第２の外歯歯車と、
該第２の外歯歯車に対して前記第１の外歯歯車の前記内歯歯車に対する噛合位置とは反対側に平行に固定された軸線を有し、該反対側から前記第２の外歯歯車と噛合し、前記第２の外歯歯車より小径に構成された第３の外歯歯車と、
を具備し、
前記内歯歯車と前記第３の外歯歯車の軸線が一致し、
前記第３の外歯歯車の軸線方向の少なくとも一方側が前記内歯歯車に対して回転自在に軸支されていることを特徴とする内歯歯車式変速機。
【請求項２】
複数の歯車を備えた変速機であって、
内歯歯車と、
該内歯歯車の軸線に対して平行に固定された軸線を有し、前記内歯歯車と噛合する第１の外歯歯車と、
該第１の外歯歯車と同軸に連結された第２の外歯歯車と、
該第２の外歯歯車に対して前記内歯歯車の軸線周りに回転した側に平行に固定された軸線を有し、該回転した側から前記第２の外歯歯車と噛合する第３の外歯歯車と、
該第３の外歯歯車と同軸かつ軸線方向の前記内歯歯車の側に連結された第４の外歯歯車と、
該第４の外歯歯車と噛合する第５の外歯歯車と、
を具備することを特徴とする内歯歯車式変速機。
【請求項３】
前記第５の外歯歯車の軸線が前記内歯歯車の軸線と一致することを特徴とする請求項２に記載の内歯歯車式変速機。
【請求項４】
前記第５の外歯歯車は、前記第４の外歯歯車に対して前記回転した側に平行に固定された軸線を有し、該回転した側から前記第４の外歯歯車と噛合し、
該第５の外歯歯車と同軸かつ軸線方向の前記内歯歯車とは反対側に連結された第６の外歯歯車と、該第６の外歯歯車と噛合する第７の外歯歯車とをさらに具備することを特徴とする請求項２に記載の内歯歯車式変速機。
【請求項５】
前記第７の外歯歯車の軸線が前記内歯歯車の軸線と一致することを特徴とする請求項４に記載の内歯歯車式変速機。
【請求項６】
複数の歯車を備えた変速機の設計方法であって、
内歯歯車と、該内歯歯車の軸線に対して平行に固定された軸線を有し、前記内歯歯車と噛合する第１の外歯歯車と、該第１の外歯歯車と同軸に連結され、前記第１の外歯歯車より大径の第２の外歯歯車と、該第２の外歯歯車に対して前記第１の外歯歯車の前記内歯歯車に対する噛合位置とは反対側に平行に固定された軸線を有し、該反対側から前記第２の外歯歯車と噛合し、前記第２の外歯歯車より小径に構成された第３の外歯歯車と、を具備する変速機を設計するに際して、
前記内歯歯車の外径と、前記内歯歯車の軸線から前記第２の外歯歯車の最外縁部までの距離との差の絶対値が許容値Ｌ以下になるように、前記内歯歯車、前記第１の外歯歯車、前記第２の外歯歯車及び前記第３の外歯歯車の歯数、並びに、前記内歯歯車と前記第１の外歯歯車からなる第１の歯車列及び前記第２の外歯歯車と前記第３の外歯歯車からなる第２の歯車列のモジュールを設定することを特徴とする変速機の設計方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は内歯歯車式変速機及び変速機の設計方法に係り、特に、高変換比及び高効率を有する減速機若しくは増速機として用いる場合に好適な変速機の構造に関する。
【背景技術】
【０００２】
一般に、各種産業機器の分野において種々の減速機や増速機が用いられている。本明細書では減速機と増速機を合わせた包括概念を変速機と称する。もっとも、変速比が可変に構成される一般的な変速機の一部として本明細書に記載する変速機が用いられる場合を排除するものではない。このような変速機に要求される性能としては、高効率、高変速比、構造の簡易性、小型化などが挙げられる。変速機として代表的なものに歯車変速機構を用いたものがある。この歯車変速機構のうち高変速比を持つ歯車機構としては、ウォーム歯車を用いたものがあるが、これには、一段で大きな変速比が得られ、バックラッシも小さくできるという利点があるものの、噛み合いが全てすべり接触となるので、発熱が生じやすく、動力伝達効率が低いという問題点がある。また、遊星歯車機構も高い変速比が得られる機構であるが、構造が複雑であり、部品点数も多いという問題点がある。さらに、平歯車のみを用いたものとして外歯歯車式変速機が知られており、構造が簡単であって高効率が得られるものの、機構が大型化しやすいという欠点がある。
【０００３】
一方、複数の歯車のうちの一つを内歯歯車として構成した変速機が知られている（以下の特許文献１及び２参照）。このような変速機は、外歯歯車式変速機と同様に高い変換効率を得ることができ、構成によっては高い変速比、構造の簡易性、小型化も可能である。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】実公昭５８−１１９６２号公報
【特許文献２】実公昭２６−２４１４号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、上記特許文献１に記載の変速機においては、遊星歯車機構と同様の構造とし、軸受板１１，１２を固定して遊星運動が生じない構成としているため、遊星歯車機構と同様に構造が複雑であり、部品点数が多くなるという問題点がある。また、上記特許文献２に記載の変速機においては、高い変速比を得るために３段の歯車列を備えているが、軸線方向に長くなるために小型化が難しいという問題点がある。
【０００６】
そこで、本発明は上記問題点を解決するものであり、その課題は、内歯歯車を用いた変速機において高効率で高変速比が得られるとともに構造の簡易性を確保し、小型化を図ることができる構造を実現することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００７】
斯かる実情に鑑み、本発明の内歯車式変速機は、複数の歯車を備えた変速機であって、内歯歯車と、該内歯歯車の軸線に対して平行に固定された軸線を有し、前記内歯歯車と噛合する第１の外歯歯車と、該第１の外歯歯車と同軸に連結され、前記第１の外歯歯車より大径の第２の外歯歯車と、該第２の外歯歯車に対して前記第１の外歯歯車の前記内歯歯車に対する噛合位置とは反対側に平行に固定された軸線を有し、該反対側から前記第２の外歯歯車と噛合し、前記第２の外歯歯車より小径に構成された第３の外歯歯車と、を具備し、前記内歯歯車と前記第３の外歯歯車の軸線が一致し、前記第３の外歯歯車の軸線方向の少なくとも一方側が前記内歯歯車に対して回転自在に軸支されていることを特徴とする。この発明によれば、相互に噛合する内歯歯車と第１の外歯歯車よりなる第１の歯車列と、相互に噛合する第２の外歯歯車と第３の外歯歯車よりなる第２の歯車列との２段の歯車列により大きな変速比を得ることができる。また、各歯車の軸線が平行に固定されているため、ウォーム歯車や遊星歯車を用いる必要がないことから、高い動力伝達効率を実現できるとともに構造を簡易に構成できる。さらに、内歯歯車と第３の外歯歯車の軸線が一致するとともに内歯歯車及び第１の外歯歯車と第２の外歯歯車とが軸線方向に重なる位置に配置されるため、支持構造の簡易化や省スペース化が容易になることから、小型化が容易になる。その上、第３の外歯歯車の軸線方向の一方側が内歯歯車に軸支されることで、さらなる軸支剛性の確保や部品点数の削減などを図ることができる。
【０００８】
本発明の他の内歯歯車式変速機は、複数の歯車を備えた変速機であって、内歯歯車と、該内歯歯車の軸線に対して平行に固定された軸線を有し、前記内歯歯車と噛合する第１の外歯歯車と、該第１の外歯歯車と同軸に連結された第２の外歯歯車と、該第２の外歯歯車に対して前記内歯歯車の軸線周りに回転した側に平行に固定された軸線を有し、該回転した側から前記第２の外歯歯車と噛合する第３の外歯歯車と、該第３の外歯歯車と同軸かつ軸線方向の前記内歯歯車の側に連結された第４の外歯歯車と、該第４の外歯歯車と噛合する第５の外歯歯車と、を具備することを特徴とする。これによれば、３段の歯車列を構成するに際して、内歯歯車を用いるとともに、各歯車列を軸線方向と回転方向にずらして配置することで、変速比を高めつつ、軸線方向にもコンパクトな変速機構を構成できる。特に、複数の変速段を内歯歯車の軸線の周りにずらして配置することで、高変速比とコンパクト性を確保しつつ、第５の外歯歯車の軸線を内歯歯車の軸線の近傍に配置することが容易になるので、設計の自由度が高められる。ここで、前記第２の外歯歯車は前記第１の外歯歯車より大径に構成されていることが好ましく、また、前記第３の外歯歯車は前記第２の外歯歯車より小径に構成されていることが好ましい。さらに、前記第４の外歯歯車は前記第３の外歯歯車より大径に構成されていることが好ましく、また、前記第５の外歯歯車は前記第４の外歯歯車より小径に構成されていることが好ましい。
【０００９】
本発明の一の態様においては、前記第５の外歯歯車の軸線が前記内歯歯車の軸線と一致する。これによれば、３段の歯車列の入出力軸を一致させることが可能になる。
【００１０】
本発明の他の態様においては、前記第５の外歯歯車は、前記第４の外歯歯車に対して前記回転した側に平行に固定された軸線を有し、該回転した側から前記第４の外歯歯車と噛合し、該第５の外歯歯車と同軸かつ軸線方向の前記内歯歯車とは反対側に連結された第６の外歯歯車と、該第６の外歯歯車と噛合する第７の外歯歯車とをさらに具備する。これによれば、変速比をさらに高めつつ、軸線方向にもコンパクトな変速機構を構成できる。この場合においては、前記第７の外歯歯車の軸線が前記内歯歯車の軸線と一致する場合がある。
【００１１】
次に、本発明の内歯歯車式変速機の設計方法は、複数の歯車を備えた変速機の設計方法であって、内歯歯車と、該内歯歯車の軸線に対して平行に固定された軸線を有し、前記内歯歯車と噛合する第１の外歯歯車と、該第１の外歯歯車と同軸に連結され、前記第１の外歯歯車より大径の第２の外歯歯車と、該第２の外歯歯車に対して前記第１の外歯歯車の前記内歯歯車に対する噛合位置とは反対側に平行に固定された軸線を有し、該反対側から前記第２の外歯歯車と噛合し、前記第２の外歯歯車より小径に構成された第３の外歯歯車と、を具備する変速機を設計するに際して、前記内歯歯車の外径と、前記内歯歯車の軸線から前記第２の外歯歯車の最外縁部までの距離との差の絶対値が許容値Ｌ以下になるように、前記内歯歯車、前記第１の外歯歯車、前記第２の外歯歯車及び前記第３の外歯歯車の歯数、並びに、前記内歯歯車と前記第１の外歯歯車からなる第１の歯車列のモジュール及び前記第２の外歯歯車と前記第３の外歯歯車からなる第２の歯車列のモジュールを設定することを特徴とする。これによれば、変速機の半径方向の寸法をコンパクト化できる。
【発明の効果】
【００１２】
本発明によれば、高効率かつ高変速比を実現しつつ、簡易でコンパクトに変速機を構成できるという優れた効果を奏し得る。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】本発明に係る第１実施形態の内歯歯車式変速機の縦断面図。
【図２】第１実施形態の側面図。
【図３】第１実施形態の設計方法を示す概略フローチャート。
【図４】第１実施形態の駆動力伝達効率を測定するための測定系の概略構成図。
【図５】第１実施形態の入力電力と駆動力伝達効率との関係を示すグラフ。
【図６】第２実施形態の軸線方向に見た変速機の構造を示す構成図。
【図７】第２実施形態の歯車構造を示す部分斜視図。
【図８】第３実施形態の軸線方向に見た変速機の構造を示す構成図。
【図９】第３実施形態の歯車構造を示す部分斜視図。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
次に、添付図面を参照して本発明の実施形態について詳細に説明する。最初に、図１及び図２を参照して本発明に係る第１実施形態の内歯歯車式変速機の構造について説明する。図１は該変速機の縦断面図、図２は同変速機の左側面図である。
【００１５】
本実施形態の変速機１００は、フレーム１０１に軸受を介して回転自在に軸支された内歯歯車１１１を備えている。この内歯歯車１１１は、フレーム１０１に軸支された軸芯部１１１ａと、この軸芯部１１１ａの端部より外周側へ広がる拡径部１１１ｂと、拡径部１１１ｂの外周縁から軸線方向に筒状に構成され、軸線方向の先端側（図示右側）に開放された形状の筒状部１１１ｃとを有し、この筒状部１１１ｃの内周面上に内歯１１１ｔが設けられる。
【００１６】
フレーム１０１にはフレーム１０２が固定され、このフレーム１０２にさらにフレーム１０３が固定されて一体のハウジング（収容体若しくは支持体）が形成されている。フレーム１０２と１０３には上記内歯歯車１１１の軸線１１１ｘと平行に固定された軸線１０４ｘを備えた第１の軸体１０４が回転自在に軸支されている。第１の軸体１０４には第１の外歯歯車１１２及び第２の外歯歯車１１３がそれぞれ連結されている。第１の外歯歯車１１２の外歯１１２ｔは内歯歯車１１１の内歯１１１ｔと噛合している。第２の外歯歯車１１３の外歯１１３ｔは第１の外歯歯車１１２ｔより大径に構成される。
【００１７】
フレーム１０２、１０３には、少なくとも、第１の外歯歯車１１２の軸線１０４ｘに対して内歯歯車１１１と第１の外歯歯車１１２の噛合位置の反対側に平行に固定された軸線１０５ｘを備えた第２の軸体１０５が回転自在に軸支されている。第２の軸体１０５には外歯１１４ｔを備えた第３の外歯歯車１１４が連結され、この第３の外歯歯車１１４の外歯１１４ｔは、内歯歯車１１１に対する第１の外歯歯車１１２の噛合位置とは反対側から第２の外歯歯車１１３の外歯１１３ｔに噛合している。第３の外歯歯車１１４は第２の外歯歯車１１３よりも小径に構成されている。
【００１８】
本実施形態では、軸線１０５ｘは軸線１１１ｘと一致し、第２の軸体１０５は上記フレーム１０２、１０３とともに、内歯歯車１１１に対して直接に回転自在に軸支されている。すなわち、第２の軸体１０５はフレーム１０２の軸受を通過して内歯歯車１１１の上記軸芯部１１１ａの端部に軸受を介して嵌合される。軸芯部１１１ａは図示例では筒状に構成され、軸芯部１１１ａの内側に嵌合した軸受を介して第２の軸体１０５の端部が軸支されている。
【００１９】
なお、上述の各軸体と各歯車は、図示例とは異なり、相互に一体に構成されたものであってもよく、或いは、図示例と同様に相互に別体に構成されているが、各軸体がハウジング（収容体、支持体）に対し固定され、この各軸体に対して各歯車が回転自在に支承されたものであってもよい。これらの点は他の実施形態でも同様である。
【００２０】
本実施形態では、内歯歯車１１１の軸芯部１１１ａと、第２の軸体１０５との間に構成された動力伝達経路中に、内歯１１１ｔと外歯１１２ｔが噛合する第１の歯車列と、外歯１１３ｔと外歯１４ｔが噛合する第２の歯車列とが構成され、これによって、軸芯部１１１ａを入力とし、第２の軸体１０５を出力とした場合には増速機、第２の軸体１０５を入力とし、軸芯部１１１ａを出力とした場合には減速機として機能する、２段の変速構造が形成される。ここで、第１の歯車列において内歯歯車１１１より第１の外歯歯車１１２が小径とされ、第２の歯車列において第２の外歯歯車１１３より第３の外歯歯車１１４が小径とされ、それぞれ増速輪列を構成している。また、第１の歯車列と第２の歯車列は共に高い変速比を有するので、全体として変速機１００は高い変速比を備えたものとされる。
【００２１】
次に、上記のように構成された変速機１００を設計する場合の各パラメータの関係について説明する。まず、内歯歯車１１１の内歯１１１ｔの歯数ｚ１、ピッチ円直径Ｄ１［ｍｍ］、歯先円直径Ｄｋ１［ｍｍ］、歯底円直径Ｄｂ１［ｍｍ］、第１の外歯歯車１１２の外歯１１２ｔの歯数ｚ２、ピッチ円直径Ｄ２［ｍｍ］、歯先円直径Ｄｋ２［ｍｍ］、歯底円直径Ｄｂ２［ｍｍ］、第２の外歯歯車１１３の外歯１１３ｔの歯数ｚ３、ピッチ円半径Ｄ３［ｍｍ］、歯先円直径Ｄｋ３［ｍｍ］、歯底円直径Ｄｂ３［ｍｍ］、第３の外歯歯車１１４の外歯１１４ｔの歯数ｚ４、ピッチ円半径Ｄ４［ｍｍ］、歯先円直径Ｄｋ４［ｍｍ］、歯底円直径Ｄｂ４［ｍｍ］とし、また、第１の歯車列のモジュールｍ１［ｍｍ］、変速比ｉ１、第２の歯車列のモジュールｍ２［ｍｍ］、変速比ｉ２とし、さらに、軸線１１１ｘと軸線１０４ｘの距離Ｃ１［ｍｍ］、軸線１０５ｘと軸線１０４ｘの距離Ｃ２［ｍｍ］とすると、以下の式（１）乃至（４）が成立する。なお、本実施形態ではＣ１＝Ｃ２である。また、変速機の変速比ｉ＝ｉ１×ｉ２である。
【００２２】
【数１】
2010270817.tif 000003
【００２３】
【数２】
2010270817.tif 000004
【００２４】
【数３】
2010270817.tif 000005
【００２５】
【数４】
2010270817.tif 000006
【００２６】
次に、上記変速機１００の上記軸芯部１１１ａを回転駆動源に接続した場合に、当該回転駆動源の出力回転数と各軸線周りの回転数を求めると、以下の式（６）及び（７）で示すようになる。ここで、ｎ０［ｒｐｍ］は回転駆動源の出力回転速度、ｎ１［ｒｐｍ］は軸芯部１１１ａ（入力軸）の回転速度、ｎ２［ｒｐｍ］は第１の軸体１０４の回転速度、ｎ３［ｒｐｍ］は第２の軸体１０５（出力軸）の回転速度である。なお、以下の式（５）は、上記回転駆動源として磁極数ｐ、電源周波数をｆ［Ｈｚ］、すべり率ｓの誘導電動機を用いた場合の上記出力回転数の例を示すものである。
【００２７】
【数５】
2010270817.tif 000007
【００２８】
【数６】
2010270817.tif 000008
【００２９】
【数７】
2010270817.tif 000009
【００３０】
また、第１及び第２の各歯車列のピッチ円上の周速ｖ１、ｖ２［ｍ／ｓ］、速度係数ｆｖ１、ｆｖ２、回転力Ｆ１［Ｎ］、Ｆ２［Ｎ］は以下の式（８）乃至（１０）で表される。なお、式（１０）において、回転駆動源（電動機）の出力をＰ［Ｗ］とする。
【００３１】
【数８】
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【００３２】
【数９】
2010270817.tif 000011
【００３３】
【数１０】
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【００３４】
次に、変速構造における歯車強度を満たす第１及び第２の各歯車列のモジュールｍ１、ｍ２を設定するために、以下の曲げ強さを考慮したモジュールと、以下の歯面強さを考慮したモジュールをそれぞれ求める。
【００３５】
まず、曲げ強さを考慮したモジュールは、ルイスの式をもとに変形した式から歯車の歯に動的負荷が加わった場合について考えると、以下の式（１１）で表される。ここで、ルイスの式とは、歯車の歯を、歯形に内接する放物線に置き換え、この放物線と歯元の接点における曲げ応力を計算する式であり、Ｆ＝σｂｂｔｙで表される。ここで、σｂは歯車材料の許容曲げ応力［ＭＰａ］、ｂは歯車の歯幅［ｍｍ］、ｔは歯車の円周ピッチ［ｍｍ］、ｙは歯車の歯形係数である。このルイスの式において歯に動的負荷が加わった場合を示すものが以下の式（１１）である。ｆｖは速度係数、ｆｗは歯車同士の荷重係数である。
【００３６】
【数１１】
2010270817.tif 000013
【００３７】
ここで、ｔ＝πｍであり、ｂ＝１２ｍとした場合には、式（１１）をモジュールに関する式に変形すると、以下の式（１２）及び（１３）が得られる。なお、歯幅ｂは上記の値に限らず、歯車の材質や応力を勘案して適宜の設定値とすることができる。
【００３８】
【数１２】
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【００３９】
【数１３】
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【００４０】
ここで、荷重係数ｆｗは歯車に加わる負荷の状態によって決まる値であり、負荷が小さいほど大きな値をとる。また、歯形係数ｙは歯車の歯数と歯の圧力角との関係によって決まる。なお、歯形係数ｙは歯数が大きい方が大きな値となるため、曲げ強さを考慮したモジュールの最小値の計算は第１の歯車列では内歯歯車１１１について計算し、第２の歯車列では第２の外歯歯車１１３について計算すればよい。いずれにしても、上記の式（１３）のＦに式（１０）の回転力Ｆ１、Ｆ２を代入することで、必要な曲げ強さを有する第１の歯車列のモジュールの最小値ｍｂ１と、第２の歯車列のモジュールの最小値ｍｂ２を求めることができる。
【００４１】
次に、歯面強さを考慮したモジュールを求める。これについては、ヘルツの式を変形して次の式（１４）及び（１５）が成立する。ヘルツの式とは、球面や円筒面の弾性接触による最大接触応力を求める式であり、歯数ｚ１とｚ２の外歯歯車同士が噛み合う場合には以下の式の第２項のようになり、これを変形すると第３項のようになる。これをさらに変形すると式（１５）によってモジュールが表される。
【００４２】
【数１４】
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【００４３】
【数１５】
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【００４４】
上記の式（１４）及び（１５）は外歯歯車同士の組み合わせの場合を示しており、内歯歯車と外歯歯車の組み合わせの場合には、内歯歯車をｚ１、外歯歯車をｚ２とすると、幾何学的関係から次の式（１６）で表される。
【００４５】
【数１６】
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【００４６】
なお、上記式（１５）及び（１６）中の歯車材料の比応力係数ｋは以下の式（１７）で求めることができる。ここで、許容圧縮応力σｃは１３４０ＭＰａ、工具圧力角αは２０°、弾性係数（ヤング率）Ｅ１，Ｅ２はそれぞれ２１０ＧＰａである。
【００４７】
【数１７】
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【００４８】
上記の式（１０）の回転力Ｆ１、Ｆ２に基づいて、式（１６）により第１の歯車列のモジュールを計算し、式（１５）により第２の歯車列のモジュールを計算すると、必要な歯面強さを有する第１の歯車列のモジュールの最小値ｍｃ１と、第２の歯車列のモジュールの最小値ｍｃ２を求めることができる。そして、ｍｂ１とｍｃ１のうち大きい方をｍ１′とし、ｍｂ２とｍｃ２のうち大きい方をｍ２′とする。続いて、これらのｍ１′、ｍ２′以上で、ＪＩＳ  Ｂ  １７０１に規定されているモジュールの標準値に最も近い値を改めてｍ１′、ｍ２′とする。その後、これらの値と最初に設定したモジュールｍ１、ｍ２とを比較して、ｍ１＝ｍ１′、ｍ２＝ｍ２′であれば設計終了とし、そうでなければ、ｍ１＝ｍ１′、ｍ２＝ｍ２′に設定し直して上記の計算を繰り返す。ただし、本発明は上記モジュールの標準値に限定されるものではない。
【００４９】
なお、各歯車列における動力伝達効率をη１、η２とすると、本実施形態のように２段の変速構造の動力伝達効率η＝η１×η２となる。例えば、各歯車列の動力伝達効率が９９％であれば、２段の場合には９８％となる。
【００５０】
図３には、本実施形態の変速機１００を設計する場合の手順を示す。まず、電動機の仕様（定格出力Ｐ、出力回転数ｎ０＝入力軸の回転数ｎ１）と、目標とする変速比ｉを設定する。次に、初期値として第１の歯車列のモジュールｍ１と第２の歯車列のモジュールｍ２を設定する。そして、上記式（７）により、第１の歯車列の変速比ｉ１、第２の歯車列の変速比ｉ２と、各歯車の歯数ｚ１、ｚ２、ｚ３、ｚ４を求める。図示例では、ｉ１、ｉ２、ｚ１、ｚ３を設定して式（７）よりｚ２、ｚ４を求めているが、これに特に限定されるものではなく、要は、上記の複数のパラメータを決定するに際して必要な数のパラメータを設定し、他のパラメータを算出すればよい。
【００５１】
次に、上記各パラメータに基づいて各歯車列の軸間距離Ｃ１、Ｃ２が求められるが、本実施形態ではＣ１＝Ｃ２とならなければならないので、Ｃ１とＣ２が一致するかどうかを判定する。一致しない場合には再度パラメータの設定値を変更して計算をやり直し、最終的にＣ１＝Ｃ２となるようにする。
【００５２】
次に、変速機１００のコンパクト化を図るために、第１の歯車列の構成要素の外径Ｄｄ１と、第２の歯車列の構成要素の外径Ｄｄ２との差の絶対値が許容値Ｌ以下となるかどうかを判定する。ここで、外径Ｄｄ１は第１の歯車列（すなわち、内歯歯車１１１と第１の外歯歯車１１２）の軸線１１１ｘ、１０５ｘを中心とした最外周位置に対応する直径であり、本実施形態では内歯歯車１１１の外径に相当する。また、外径Ｄｄ２は第２の歯車列（すなわち、第２の外歯歯車１１３と第３の外歯歯車１１４）の軸線１１１ｘ、１０５ｘを中心とした最外縁部に対応する直径であり、本実施形態では軸線１１１ｘから第２の外歯歯車１１３の最外縁部（軸線１１１ｘから最も離れた外縁部分）までの距離に相当する。ここで、内歯歯車１１１の肉厚（内歯１１１ｔの歯底円の外側にある厚み）をｃとすると、以下の式（１８）が成立する。
【００５３】
【数１８】
2010270817.tif 000020
【００５４】
上記の許容値Ｌは、例えば、Ｄｄ１とＤｄ２のうち大きい方の値若しくはＤｄ１＋Ｄｄ２の値に対して所定の割合で設定することができる。例えば、Ｄｄ１とＤｄ２のうち大きい方の値の５〜１０％の範囲内の値とすることが考えられる。ここで、上記判定により上記許容値Ｌ以下の値が得られない場合には、再度、上記各パラメータの値を設定及び算出を行い、最終的に許容値Ｌ以下の値が得られるまで上記手順を繰り返す。このようにすることで、変速機１００の径方向のコンパクト性を高めることができる。
【００５５】
一方、上記判定により上記許容値Ｌ以下の値が得られた場合には、上記のようにして決定されたパラメータに基づいて、各歯車の歯形係数ｙ及びピッチ円直径Ｄ、第１及び第２の各歯車列の周速ｖ１、ｖ２及び回転力Ｆ１、Ｆ２を求め、上述のように強度計算を行い、本実施形態の駆動条件において必要なモジュールの最小値を求める。ここで、強度計算に際しては、上述のように、歯形係数ｙは各歯車列のそれぞれ二つの歯車のうち歯数が大きい歯車の方が大きくなるため、当該歯数が大きい歯車のモジュールの上記最小値の方が小さくなることから、各歯車列において歯数の大きい方の歯車について計算を行えばよい。すなわち、第１の歯車列では内歯歯車１１１（歯形係数ｙ１、ピッチ円直径Ｄ１）、第２の歯車列では第２の外歯歯車１１３（歯形係数ｙ３、ピッチ円直径Ｄ３）について計算を行う。
【００５６】
上記の計算を具体的に述べると、上記式（１）によりＤ１、Ｄ３を求め、上記式（６）及び（８）からｎ２、ｖ１、ｖ２を求め、上記式（９）よりｆｖ１、ｆｖ２を計算し、上記式（１０）からＦ１、Ｆ２を求める。そして、これらの値に基づいて、上記式（１３）、（１５）及び（１６）により、曲げ強さを考慮した各歯車列のモジュールの最小値ｍｂ１、ｍｂ２と、歯面強さを考慮した各歯車列のモジュールの最小値ｍｃ１、ｍｃ２を算出する。そして、上述のように各歯車列についてそれぞれ曲げ強さに基づくモジュールの最小値と歯面強さに基づくモジュールの最小値とを比較して、大きい方を所要最小モジュールｍ１′、ｍ２′とする。
【００５７】
その後、上記所要最小モジュールｍ１′、ｍ２′と、設定されたモジュールｍ１、ｍ２とを比較して、当該モジュールｍ１、ｍ２が所要最小モジュールｍ１′、ｍ２′と等しいかどうかを判定する。この判定でｍ１＝ｍ１′、ｍ２＝ｍ２′となっている場合には歯車の基本設計は終了し、そうでない場合には、再度、モジュールｍ１＝ｍ１′、ｍ２＝ｍ２′に設定して計算をからやり直す。以上のプロセスはコンピュータ等の演算手段を用いて自動的に行うことができる。なお、前述のようにモジュールの標準値を考慮してｍ１′、ｍ２′を決定してもよい。
【００５８】
上記設計方法により設計した具体的な設計例を示す。目標とする変速比を１０〜１３、電動機の仕様を定格出力Ｐ＝４．５ｋＷとして設計を行ったところ、変速比は１２、内歯歯車１１１の内歯１１１ｔの歯数７０、モジュール２．０ｍｍ、第１の外歯歯車１１２の外歯１１２ｔの歯数１９、モジュール２．０ｍｍ、第２の外歯歯車１１３の外歯１１３ｔの歯数５２、モジュール１．５ｍｍ、第３の外歯歯車１１３の外歯１１３ｔの歯数１６、モジュール１．５ｍｍ、軸間距離Ｃ１＝Ｃ２＝５１ｍｍとなった。
【００５９】
この変速機１００を試作し、図４に示す実験装置により動力伝達効率の測定を行った。ここで、電動機１の出力を伝動ベルト５等を介して変速機１００に接続し、変速機１００の出力を伝動ベルト５等を介して電磁ブレーキ４に接続した。電動機１はＡＣサーボモータである。上記動力伝達経路において、変速機１００の前後にそれぞれトルク・回転数検出器（トルクメータ）２、３を介在させた。この実験では、電動機１による入力回転数を一定に保ち、電磁ブレーキ４の負荷を徐々に増大させつつ、変速機１００の前後のトルク・回転数検出器２、３に接続した表示器６、７から検出データをパーソナルコンピュータ８に入力し、記録した。
【００６０】
上記データのうち、入力回転数３００ｒｐｍ、出力回転数３５９２ｒｐｍの場合について示したものが図５である。ここで、入力パワーが２２００Ｗのとき動力伝達効率η＝９２％が得られた。ただし、この動力伝達効率は入力回転数によって変化する。入力回転数ｎ０を５０〜４００ｒｐｍの範囲で変えて測定したところ、動力伝達効率ηは８９％（ｎ０＝４００ｒｐｍ）〜９８％（ｎ０＝５０ｒｐｍ）の範囲内の値となった。
【００６１】
本実施形態によれば、内歯歯車１１１と第１の外歯歯車１１２の噛合による第１の歯車列と、第２の外歯歯車１１３と第３の外歯歯車１１４の噛合による第２の歯車列の２段の変速構造により、高い変速比を可能としつつ変換効率が高く、しかも構造が簡易で小型化も可能な変速機を実現できる。
【００６２】
また、本実施形態では、内歯歯車１１１の軸線１１１ｘと第２の軸体１０５の軸線とが一致していることにより、入出力軸が一致しているため、動力伝達経路に接続される変速機周辺の構造設計が容易になるという利点がある。また、このように第２の軸体１０５を内歯歯車１１１と同軸に構成することにより各歯車の軸支構造を簡易化することも可能である。特に、本実施形態では、第２の軸体１０５の一方側（図１の左側部分）が内歯歯車１１１により直接に軸支されていることにより、軸支構造の簡易化や部品点数の削減を図ることができる。
【００６３】
さらに、本実施形態では、第１の歯車列（内歯歯車１１１）の外径Ｄｄ１と、第２の歯車列の外径Ｄｄ２の差の絶対値が許容値Ｌ以下とされているので、変速機１００の径方向のコンパクト化を図ることができる。この場合、第２の歯車列の外径Ｄｄ２が第１の歯車列の外径Ｄｄ１以下であることが好ましく、特に、Ｄｄ２＝Ｄｄ１（許容値Ｌが０の場合に相当する。）であることが変速比を大きくしつつコンパクト化を図る上で最も好ましい。
【００６４】
次に、図６及び図７を参照して、本発明に係る第２実施形態について説明する。なお、図６乃至図９は各歯車を模式的に描いているが、基本的な各部の軸支構造や各歯車の形状については第１実施形態と同様である。
【００６５】
本実施形態の変速機２００では、内歯歯車２１１の内歯２１１ｔと第１の外歯歯車２１２の外歯２１２ｔが噛合し、第１の外歯歯車２１２に対し第１の軸体２０４により同軸に連結され、第１の外歯歯車２１２より大径の第２の外歯歯車２１３の外歯２１３ｔと、第３の外歯歯車２１４の外歯２１４ｔとが噛合し、第３の外歯歯車２１４に対し第２の軸体２０５により同軸に連結され、第３の外歯歯車２１４より大径の第４の外歯歯車２１５の外歯２１５ｔと、第５の外歯歯車２１６の外歯２１６ｔとが噛合している。第５の外歯歯車２１６は第３の軸体２０６に連結されている。ここで、第１の歯車列において内歯歯車２１１より第１の外歯歯車２１２が小径とされ、第２の歯車列において第２の外歯歯車２１３より第３の外歯歯車２１４が小径とされ、第３の歯車列において第４の外歯歯車２１５より第５の外歯歯車２１６が小径とされ、これらによって各歯車列はそれぞれ増速輪列を構成している。
【００６６】
ここで、第１の軸体２０４、第２の軸体２０５及び第３の軸体２０６は、第１実施形態と同様の図示しない軸支構造により、すべて内歯歯車２１１の軸線と相互に平行かつ固定された状態とされている。特に、図示例では、第３の軸体２０６は内歯歯車２１１の軸線２１１ｘと一致する軸線を有している。この構成は、第２の軸体３０５（第３の外歯歯車及び第４の外歯歯車の軸線）が第１の軸体３０４（第１の外歯歯車及び第２の外歯歯車の軸線）に対して内歯歯車３１１の軸線の周りに回転した側に配置されることで、容易に設計可能とされる。この場合、第３の軸体２０６の軸線方向の一方側を第１実施形態と同様に内歯歯車２１１に軸支するように構成してもよい。また、この構成において、第３の外歯歯車２１４は第２の外歯歯車２１３に対して内歯歯車２１１の軸線２１１ｘの周りに回転した側から噛合している。
【００６７】
また、第２の外歯歯車２１３は第１の外歯歯車２１２に対して軸線方向の一方側（図７の右斜め奥側）において第１の軸体２０４に固定されている。一方、第４の外歯歯車２１５は第３の外歯歯車２１４に対して軸線方向の他方側（図７の左斜め前側）において第２の軸体２０５に固定されている。
【００６８】
本実施形態では、内歯歯車２１１と第１の外歯歯車２１２が噛合してなる第１の歯車列と、第２の外歯歯車２１３と第３の外歯歯車２１４が噛合してなる第２の歯車列と、第４の外歯歯車２１５と第５の外歯歯車２１６が噛合してなる第３の歯車列とを有する３段の変速機構が構成されるので、第１実施形態よりもさらに高い変速比を得ることができる。
【００６９】
また、本実施形態では、動力伝達経路が内歯歯車２１１、第１の外歯歯車２１２、第２の外歯歯車２１３、第３の外歯歯車２１４、第４の外歯歯車２１５、第５の外歯歯車２１６に沿って構成される。この場合、第１の外歯歯車２１２から第１の軸体２０４に沿って第２の外歯歯車２１３へ進む向きと、第３の外歯歯車２１４から第２の軸体２０５に沿って第４の外歯歯車２１５へ進む向きとが軸線方向の相互に逆向きとされることから、上記動力伝達経路が軸線方向の正逆に折り返された態様で構成されることとなるため、変速機２００を軸線方向にコンパクトに構成することができる。
【００７０】
次に、図８及び図９を参照して、本発明に係る第３実施形態について説明する。本実施形態の変速機３００では、内歯歯車３１１の内歯３１１ｔと第１の外歯歯車３１２の外歯３１２ｔが噛合し、第１の外歯歯車３１２に対し第１の軸体３０４により同軸に連結され第１の外歯歯車３１２より大径の第２の外歯歯車３１３の外歯３１３ｔと、第３の外歯歯車３１４の外歯３１４ｔとが噛合し、第３の外歯歯車３１４に対し第２の軸体３０５により同軸に連結され第３の外歯歯車３１４より大径の第４の外歯歯車３１５の外歯３１５ｔと、第５の外歯歯車３１６の外歯３１６ｔとが噛合し、第５の外歯歯車３１６に対し第３の軸体３０６により同軸に連結され第５の外歯歯車３１６より大径の第６の外歯歯車３１７と、第７の外歯歯車３１８の外歯３１８ｔとが噛合している。第７の外歯歯車３１８は第４の軸体３０７に連結されている。ここで、第１の歯車列において内歯歯車３１１より第１の外歯歯車３１２が小径とされ、第２の歯車列において第２の外歯歯車３１３より第３の外歯歯車３１４が小径とされ、第３の歯車列において第４の外歯歯車３１５より第５の外歯歯車３１６が小径とされ、第４の歯車列において第６の外歯歯車３１７より第７の外歯歯車３１８が小径とされ、これらによって各歯車列がそれぞれ増速輪列を構成している。
【００７１】
本実施形態でも、第２実施形態と同様に、第１の軸体３０４、第２の軸体３０５、第３の軸体３０６及び第４の軸体３０７は、第１実施形態と同様の図示しない軸支構造により、すべて内歯歯車３１１の軸線と相互に平行かつ固定された状態とされている。特に、図示例では、第４の軸体３０７は内歯歯車３１１の軸線３１１ｘと一致する軸線を有している。この場合、第４の軸体３０７の軸線方向の一方側が第１実施形態と同様に内歯歯車３１１により軸支されるように構成してもよい。また、この構成において、第３の外歯歯車３１４は第２の外歯歯車３１３に対して内歯歯車３１１の軸線周りに回転した側から噛合し、また、第５の外歯歯車３１６は第４の外歯歯車３１５に対して内歯歯車３１１の軸線３１１ｘの周りに回転した側（第３の外歯歯車３１４が第２の外歯歯車３１３に対して噛合する側と同じ側）から噛合している。
【００７２】
また、第２の外歯歯車３１３は第１の外歯歯車３１２に対して軸線方向の一方側（図９の右斜め奥側）において第１の軸体３０４に固定されている。一方、第４の外歯歯車３１５は第３の外歯歯車３１４に対して軸線方向の他方側（図９の左斜め前側）において第２の軸体３０５に固定されている。また、第６の外歯歯車３１７は第５の外歯歯車３１６に対して軸線方向の一方側（図９の右斜め奥側）において第３の軸体３０６に固定されている。この構成は、第２の軸体３０５（第３の外歯歯車及び第４の外歯歯車の軸線）が第１の軸体３０４（第１の外歯歯車及び第２の外歯歯車の軸線）に対して内歯歯車３１１の軸線の周りに回転した側に配置され、第３の軸体３０６（第５の外歯歯車及び第６の外歯歯車の軸線）が第２の軸体３０５（第３の外歯歯車及び第４の外歯歯車の軸線）に対して上記と同じ向きに回転した側に配置されることで、容易に設計可能とされる。
【００７３】
本実施形態では４段の変速構造が構成されてさらに高い変速比が得られるが、第２実施形態と同様に動力伝達経路の隣接する歯車列が軸線方向に交互に配置されることで、軸線方向にコンパクトに構成することができる。このような複数の歯車列の構成は第２実施形態の３段構造、第３実施形態の４段構造に限らず、５段以上の任意の構造とすることができる。そして、これらの場合において、本発明では、複数の歯車列が内歯歯車の軸線周りに配列され、しかも、動力伝達経路に沿った歯車列の噛合位置が軸線方向に交互に配置されていることにより、変速比を高めつつ、コンパクトに構成できるという効果が得られる。また、これらの場合にも、最終段の軸体の軸線を内歯歯車の軸線と一致させることができる。これらの構成は、動力伝達経路に沿った各歯車列の軸線が内歯歯車の軸線の周りに順に同じ向きに回転した側に配置されることで、容易に設計可能とされる。
【００７４】
上記第２実施形態及び第３実施形態についても、第１実施形態と同様に設計を行うことができる。ただし、これらの場合には、歯車列の数が増えるので、その分、パラメータ数が増加する。例えば、歯車列が１段増加する毎に、歯車の数は２つ増加し、歯車列の変速比もその分増加する。しかしながら、基本的には、設定すべきパラメータの数を増加させるだけで上記と同様に設計を行うことができる。上記第３実施形態の設計例としては、例えば、内歯歯車３１１及び第１の外歯歯車３１２のモジュールを２．０ｍｍ、第２の外歯歯車３１３及び第３の外歯歯車３１４のモジュール１．５ｍｍ、第４の外歯歯車３１５及び第５の外歯歯車３１６のモジュール１．５ｍｍ、第６の外歯歯車３１７及び第７の外歯歯車３１８のモジュール１．５ｍｍとすることができる。
【００７５】
尚、本発明の内歯歯車式変速機は、上述の図示例にのみ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内において種々変更を加え得ることは勿論である。例えば、上記第２及び第３の実施形態では、最終段の外歯歯車の軸線が内歯歯車の軸線と一致する例を示しているが、このような構成に限らず、結果として複数の歯車列が軸線方向に交互に配置されていれば、或いは、内歯歯車の軸線周りに回転した側に配置されていれば、それぞれ第２及び第３の実施形態で説明した対応する効果を得ることができる。なお、上記各実施形態の各歯車は平歯車で構成できるが、斜歯歯車、山歯歯車などを用いても構わない。
【符号の説明】
【００７６】
１００、２００、３００…変速機、１０１、１０２、１０３…フレーム、１０４、２０４、３０４…第１の軸体、１０５、２０５、３０５…第２の軸体、２０６、３０６…第３の軸体、３０７…第４の軸体、１１１、２１１、３１１…内歯歯車、１１２、２１２、３１２…第１の外歯歯車、１１３、２１３、３１３…第２の外歯歯車、１１４、２１４、３１４…第３の外歯歯車、２１５、３１５…第４の外歯歯車、２１６、３１６…第５の外歯歯車、３１７…第６の外歯歯車、３１８…第７の外歯歯車
【図１】
2010270817.tif 000021
【図２】
2010270817.tif 000022
【図３】
2010270817.tif 000023
【図４】
2010270817.tif 000024
【図５】
2010270817.tif 000025
【図６】
2010270817.tif 000026
【図７】
2010270817.tif 000027
【図８】
2010270817.tif 000028
【図９】
2010270817.tif 000029