(57)【要約】【課題】凹溝や転動体が長寿命化されるとともに、係る部位に置ける騒音の発生が抑制された揺動型歯車装置を供給する。【解決手段】第１歯車ｇ１に転動体と凹溝とが噛合する際に転動体ｇ１２および凹溝ｇ２１が受ける力を緩和する緩衝溝ｇ１ｏが設けられている。緩衝溝ｇ１ｏは径方向において外方に開口部Ｄ２を有するとともに、径方向において内方に底部Ｄ１を有する円環状の溝である。また、凹溝ｇ２１と転動体ｇ１２との径方向における噛合範囲ｄより緩衝溝ｇ１ｏの径方向における長さＤ（深さ）が大きい。言い換えると、噛合範囲の径方向における内方の端部ｄ１より、径方向における緩衝溝の底部Ｄ１が径方向において内方にあるため、凹溝と転動体との噛合範囲ｄのいずれに軸方向の力が掛かった状態においても、緩衝溝が軸方向に掛かる力を緩和することができる。【選択図】図３
2010116983.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
回転軸の軸方向端部に設けられる軸歯車と、
前記回転軸の軸心に対して偏芯して回転するとともに、回転中心軸が揺動する回転部材と、
前記回転部材の軸方向の端部に設けられるとともに、前記軸歯車と噛合する回転部材歯車とを備え、
前記軸歯車または前記回転部材歯車のいずれか一方が、該歯車の回転方向において等間隔に形成された凹溝と該凹溝に転動可能に支承された転動体を備えるとともに、該転動体を凸歯として用い、
前記軸歯車または前記回転部材歯車の他の一方が前記転動体と噛合する凹溝を備えるとともに、該凹溝を凹歯として用いる揺動型歯車装置において、
前記回転軸の軸歯車および前記回転部材の回転部材歯車の少なくともいずれか一方に設けられるとともに、前記凸歯として用いる前記転動体と前記凹歯として用いる前記凹溝とが噛合する際に該転動体および該凹溝が受ける力を緩和する緩衝溝を有することを特徴とする揺動型歯車装置。
【請求項２】
前記緩衝溝は径方向において外方に開口部を有するとともに、径方向において内方に底部を有する円環状の溝であることを特徴とする請求項１に記載の揺動型歯車装置。
【請求項３】
前記緩衝溝は径方向において内方に開口部を有するとともに、径方向において外方に底部を有する円環状の溝であることを特徴とする請求項１に記載の揺動型歯車装置。
【請求項４】
前記凹溝と前記転動体との噛合範囲の径方向における内方の端部より、径方向における前記緩衝溝の前記底部が径方向において内方にあることを特徴とする請求項２に記載の揺動型歯車装置。
【請求項５】
前記凹溝と前記転動体との噛合範囲の径方向における外方の端部より、径方向における前記緩衝溝の前記底部が径方向において外方にあることを特徴とする請求項３に記載の揺動型歯車装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、揺動型歯車装置に関し、特に低騒音化・長寿命化を図った揺動型歯車装置に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、小型で高い減速比が得られ、かつ伝導効率が高い変速機として揺動型歯車装置を用いた減速器が用いられている。図７〜図１１を用いて１例を説明する。
【０００３】
図７に示すように、略円柱形の第１の入力軸１０１は軸受１１１および軸受１２１を介して略円筒形のハウジング１０４に回転可能に支承されている。また、第１の入力軸１０１には傘歯車である第１歯車ｇ１０１（軸歯車）が歯面を軸方向において出力側（以下、単に、「出力側」という。）に向けて固定されている。また、第１歯車ｇ１０１の出力側には回転部材であるベアリングギア１０５が配設されているとともに、ベアリングギア１０５の内輪１５１の軸方向において入力側（以下、単に、「入力側」という。）には傘歯車である第２歯車ｇ１０２（回転部材歯車）が形成されている。この第２歯車ｇ１０２が第１歯車ｇ１０１と噛合しているため、第１の入力軸１０１の回転状態においては、第１の入力軸１０１の回転はベアリングギア１０５に伝達される。なお、内輪１５１の円周部分を、径方向において外方（以下、単に、「外方」という。）から取り囲むように、外輪１５２が設けられ、かつ、この内輪１５１と外輪１５２との間に転動体１５３が介接されることにより、ベアリング一体型の歯車であるベアリングギア１０５が形成されている。この外輪５２は一部図略の電動モータのロータ１０２に一体的に回転するよう取り付けられている。ロータ１０２は軸受１２２，１２３によりハウジング１０４に支持される。
【０００４】
また、ベアリングギア１０５の内輪１５１の出力側には傘歯車である第３歯車ｇ１０３（回転部材歯車）が形成されている。この第３歯車ｇ１０３の、更に出力側には、出力軸３が、軸受１２２および軸受１２３を介してハウジング１０４に回転可能に支承されている。また、出力軸３には傘歯車である第４歯車ｇ１０４が歯面を入力側に向けて固定されている。この第４歯車ｇ１０４には上述の第３歯車ｇ１０３が噛合しているため、ベアリングギア１０５に伝達された回転は、出力軸１０３に伝達される。なお、上記第１の入力軸１０１および出力軸１０３は同一の回転軸１０６を有している。
【０００５】
第１歯車ｇ１０１の構造をより具体的に説明する。第１歯車ｇ１０１の第２歯車ｇ１０２と噛合する部分を拡大し、模式図として表示した図８に示すように、第１歯車ｇ１０１には半円柱状の凹溝ｇ１１１が形成されているとともに、この凹溝には円柱状の転動体ｇ１１２が転動可能に支持されている。なお、半円柱状の凹溝に円柱状の転動体ｇ１１２が支持されているため、転動体ｇ１１２の外周面の略半分が第２歯車ｇ１０２側（出力側）に突出しており、この突出部分が第１歯車ｇ１０１の凸歯として機能する。一方、第１歯車ｇ１０１に形成された凹溝ｇ１１１と同様の凹溝が、第２歯車ｇ１０２に形成されており、この凹溝が第２歯車ｇ１０２の凹歯として機能する。
【０００６】
ここで、傘歯車である第１歯車ｇ１０１に傘歯車である第２歯車ｇ１０２を噛み合わせているため、ギアの噛み合い始めと噛み合い終わりにおいて噛合部における力の掛かり方が変化する。この力の掛かり方の変化を転動体ｇ１１２がａ１方向に転動することおよび、ａ２方向に移動することにより、緩和している。
【０００７】
より具体的には、第１歯車ｇ１０１と第２歯車ｇ１０２とが噛み合う前においては、図９（ａ）に示すように特に力は掛かっていないが、噛み合い開始時の状態においては、図９（ｂ）に示すように、転動体ｇ１１２の径方向内方の端部に強い力が掛かる。この力のうち軸方向の力Ｆ１については、ａ１方向にもａ２方向にも逃がすことができず、転動体ｇ１１２および凹溝ｇ１１１の内方の端部に強い負荷として掛かることとなるため、同部分の磨耗や、騒音発生の原因となりうる。
【０００８】
その後、徐々に力の強く係る部位が径方向外方に移動する。第１歯車ｇ１０１および第２歯車ｇ１０２が、完全に噛み合った状態においては、図９（ｃ）に示すように、転動体ｇ１１２の径方向内方の中央部に強い力が掛かり、その後更に力の強く係る部位が径方向外方に移動する。第１歯車ｇ１０１と第２歯車ｇ１０２とが噛み合い終了時の状態においては、図９（ｄ）に示すように転動体ｇ１１２の径方向外方の端部に軸方向に強い力が掛かる。この力のうち軸方向の力Ｆ１については、ａ１方向にもａ２方向にも逃がすことができず、転動体ｇ１１２および凹溝ｇ１１１の外方の端部に強い負荷として掛かることとなるため、同部分の磨耗や、騒音発生の原因となりうる。
【０００９】
このように、第１歯車ｇ１０１と第２歯車ｇ１０２とが噛み合い開始時および噛み合い終了時において、転動体ｇ１１２、第１歯車ｇ１０１の凹溝、第２歯車ｇ１０２凹溝には局所的な力が掛かる。また、揺動型歯車装置は通常予圧が掛けられた状態、つまり負隙間の状態で管理されるため、局所的に掛かる力は、一層大きくなる。従って、転動体ｇ１１２、第１歯車ｇ１０１の凹溝、第２歯車ｇ１０２凹溝全体に均一に力が掛かる場合よりも磨耗等が生じやすいとともに、騒音が発生しやすい状態となる。特に、アライメント調整（軸調整）が不十分な場合においては磨耗や騒音が一層発生しやすくなり問題である。
【００１０】
この軸方向の力Ｆ１が揺動型歯車装置の振動の主原因となっていることを発明者は知見した。図１０（ａ）〜（ｃ）は図８における振動計１０７による振動測定結果である。より具体的には、図１０（ａ）は軸方向に生じる振動の経時変化を示したグラフであり、図１０（ｂ）は径方向に掛かる振動の経時変化を示したグラフであり、図１０（ｃ）は周方向に掛かる振動の経時変化を示したグラフである。図１０（ａ）〜（ｃ）から明らかなように、軸方向に最も大きな振動が発生している。従って、上記軸方向の力Ｆ１が振動発生の主原因となっていることが示唆されている。
【００１１】
更に、図１１（ａ）は図１０（ａ）に示した軸方向の振動を周波数分析した結果を示すグラフである。また、図１１（ｂ）は図８における騒音計１０８による騒音測定結果を周波数分析した結果を示すグラフである。図１１（ａ）と図１１（ｂ）との間には明らかに相関が見られる。従って、騒音の発生の主原因は軸方向の振動であることが示唆されている。
【００１２】
上記結果より、軸方向の力Ｆ１を緩和することができれば、軸方向の振動を抑制することが可能となり、揺動型歯車装置に生じる振動の多くを抑制することができるとともに、発生する振動の大部分を抑制することができるものと考えられる。
【００１３】
例えば、特許文献１には、ａ２方向（歯筋方向）において外側および内側から転動体（コロ）を支持するリテーナを、弾性を有する部材とすることにより、噛み合い時に転動体がａ２方向（歯筋方向）に移動することを許す構造とすることが提示されている。係る構成により、「弾性に抗して歯筋方向に変位が可能となり、コロの端面とリテーナの外周面との間の摩擦力が大幅に低減される（〔０００８〕）。」と記載されている。
【特許文献１】特開２００７−２４７７４１
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【００１４】
しかし、特許文献１に係る技術により、「コロの端面とリテーナの外周面との間の摩擦力が大幅に低減される」としても、上述したように、軸方向に掛かる力Ｆ１をａ２方向に逃がすことはできず、磨耗や騒音が発生しやすい問題は解消しない。
【００１５】
本発明はかかる実情を鑑みてなされたもので、噛合開始時および噛合終了時において、転動体や凹溝の端部に掛かる軸方向の力を緩和することにより、凹溝や転動体の長寿命化すること、および係る部位に置ける騒音の発生を抑制することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１６】
本発明にかかる揺動型歯車装置は、回転軸の軸方向端部に設けられる軸歯車と、前記回転軸の軸心に対して偏芯して回転するとともに、回転中心軸が揺動する回転部材と、前記回転部材の軸方向の端部に設けられるとともに、前記軸歯車と噛合する回転部材歯車とを備える揺動型歯車装置である。また、前記軸歯車または前記回転部材歯車のいずれか一方が、該歯車の回転方向において等間隔に形成された凹溝と該凹溝に転動可能に支承された転動体を備えるとともに、該転動体を凸歯として用い、前記軸歯車または前記回転部材歯車の他の一方が前記転動体と噛合する凹溝を備えるとともに、該凹溝を凹歯として用いる。更に、前記回転軸の軸歯車および前記回転部材の回転部材歯車の少なくともいずれか一方に設けられるとともに、前記凸歯として用いる前記転動体と前記凹歯として用いる前記凹溝とが噛合する際に該転動体および該凹溝が受ける力を緩和する緩衝溝を有することを特徴とする。
【００１７】
上記構成によると、回転軸の軸歯車および回転部材の回転部材歯車の少なくともいずれか一方に設けられるとともに、凸歯として用いる転動体と凹歯として用いる凹溝とが噛合する際に該転動体および該凹溝が受ける力を緩和する緩衝溝を有するため、かかる緩衝溝によって、転動体や凹溝の端部に掛かる軸方向の力を緩和することができる。
【００１８】
本発明にかかる揺動型歯車装置は、前記緩衝溝は径方向において外方に開口部を有するとともに、径方向において内方に底部を有する円環状の溝であることが好ましい。
上記構成によると、緩衝溝は径方向において外方に開口部を有するとともに、径方向において内方に底部を有する円環状の溝であるため、例えば、転動体と凹溝とが噛合する際に軸方向に掛かる力が径方向において内方から径方向において外方に移動するのであれば、噛合終了時にかかる力を一層大きく緩和することが可能となる。
【００１９】
本発明にかかる揺動型歯車装置は、前記緩衝溝は径方向において内方に開口部を有するとともに、径方向において外方に底部を有する円環状の溝であることが好ましい。
上記構成によると、緩衝溝は径方向において内方に開口部を有するとともに、径方向において外方に底部を有する円環状の溝であるため、例えば、転動体と凹溝とが噛合する際に軸方向に掛かる力が径方向において内方から径方向において外方に移動するのであれば、噛合開始時にかかる力を一層大きく緩和することが可能となる。
【００２０】
本発明にかかる揺動型歯車装置は、緩衝溝は径方向において外方に開口部を有するとともに、径方向において内方に底部を有する円環状の溝である場合において、前記凹溝と前記転動体との噛合範囲の径方向における内方の端部より、径方向における前記緩衝溝の前記底部が径方向において内方にあることが好ましい。
【００２１】
凹溝と転動体との噛合範囲の径方向における内方の端部より、径方向における緩衝溝の底部が径方向において内方にあるため、凹溝と転動体との噛合範囲のいずれに軸方向の力がかかった状態においても、緩衝溝が軸方向に掛かる力を緩和することができる。
【００２２】
本発明にかかる揺動型歯車装置は、前記緩衝溝は径方向において内方に開口部を有するとともに径方向において外方に底部を有する円環状の溝であること場合において、前記凹溝と前記転動体との噛合範囲の径方向における外方の端部より、径方向における前記緩衝溝の前記底部が径方向において外方にあることが好ましい。
【００２３】
凹溝と転動体との噛合範囲の径方向における外方の端部より、径方向における緩衝溝の底部が径方向において外方にあるため、凹溝と転動体との噛合範囲のいずれに軸方向の力がかかった状態においても、緩衝溝が軸方向に掛かる力を緩和することができる。
【発明の効果】
【００２４】
本発明によれば、噛合開始時および噛合終了時において、転動体や凹溝の端部に掛かる軸方向の力を緩和することにより、凹溝や転動体の長寿命化すること、および係る部位に置ける騒音の発生を抑制することが可能となる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００２５】
（第１の実施形態）
本形態にかかる揺動型歯車装置の構造を、図面を用いて、以下に説明する。
【００２６】
図１に示すように、本実施形態にかかる揺動型歯車装置は、略円筒形状ハウジング４と、ハウジングに挿入された略円柱状の第１の入力軸１、略円筒状の第２の入力軸であるロータ２、略円柱状の出力軸３、および、第１から第４の歯車を含み、それぞれ軸受を介して支承されている。即ち、２つの入力軸と、１つの出力軸を有する揺動型歯車装置である。この揺動型歯車装置は、例えば自動車のステアリング装置に介装され、ステアリングホイールの回転に対する車輪の切れ角を可変とする伝達比可変機構に適用される。
【００２７】
略円柱形の第１の入力軸１は軸受１１および軸受１２を介して略円筒形のハウジング４に回転可能に支承されている。また、第１の入力軸１には、傘歯車である第１歯車ｇ１（軸歯車）が歯面を軸方向において出力側（以下、単に、「出力側」という。）に向けて固定されている。また、第１歯車ｇ１の出力側には回転部材であるベアリングギア５が配設されているとともに、ベアリングギア５の内輪５１の軸方向において入力側（以下、単に、「入力側」という。）には傘歯車である第２歯車ｇ２（回転部材歯車）が形成されている。この第２歯車ｇ２が第１歯車ｇ１と噛合しているため、第１の入力軸１の回転状態においては、第１の入力軸１の回転はベアリングギア５に伝達される。なお、内輪５１の円周部分を、径方向において外方（以下、単に、「外方」という。）から取り囲むように、外輪５２が設けられ、かつ、この内輪５１と外輪５２との間に転動体５３が介接されることにより、ベアリング一体型の歯車であるベアリングギア５が形成されている。この外輪５２は一部図略の電動モータのロータ２に一体的に回転するよう取り付けられている。ロータ２は軸受２２，２３によりハウジング４に支持される。
【００２８】
また、ベアリングギア５の内輪５１の出力側には傘歯車である第３歯車ｇ３（回転部材歯車）が形成されている。この第３歯車ｇ３の更に出力側には、軸受２２および軸受２３を介して、出力軸３がハウジング４に回転可能に支承されている。また、出力軸３には傘歯車である第４歯車ｇ４（軸歯車）が歯面を入力側に向けて固定されている。この第４歯車ｇ４には上述の第３歯車ｇ３が噛合しているため、ベアリングギア５に伝達された回転は、出力軸３に伝達される。なお、上記第１の入力軸１および出力軸３は同一の回転軸６を有している。
【００２９】
上記第１歯車ｇ１〜第４歯車ｇ４を外方から取り囲むように、略円筒形の第２の入力軸であるロータ２が、軸受２２および軸受２３を介して、ハウジング４に支承されている。このロータ２の内周面２１は、回転軸６に対して偏芯した円筒形をなしている。更に、この内周面２１に上述のベアリングギア５の外輪５２が内嵌されている。その結果、外輪５２ひいてはベアリングギア５は回転軸６に対して偏芯した状態で備えられている。
【００３０】
まず、第１の入力軸１および第２の入力軸であるロータ２からの入力と出力軸３との関係について説明する。
【００３１】
最初に、図１の状態において、第２の入力軸であるロータ２を固定し、第１の入力軸１が回転状態にある場合について説明する。ロータ２が固定されているため、内嵌されたベアリングギア５の外輪５２も固定されている。従って、ベアリングギア５はその回転軸が固定された状態に保たれる。この状態において第１の入力軸１の回転は、第１歯車ｇ１および第２歯車ｇ２を介して、ベアリングギア５の内輪５１に伝達されるとともに、ベ内輪５１に伝達された回転は、第３歯車ｇ３および第４歯車ｇ４を介して、出力軸３に伝達されるため、第１の入力軸１の回転は、第１歯車ｇ１〜第４歯車ｇ４のギア比に応じて減速され出力軸３に伝達される。
【００３２】
次に、図１の状態において第１の入力軸１を固定し、第２の入力軸であるロータ２が回転状態にある場合について説明する。ロータ２が回転しているため、内嵌されたベアリングギア５の外輪５２も回転する。ここで、ロータ２の内周面２１は、回転軸６に対して偏芯した円筒形をなしているため、外輪５２を介してベアリングギア５全体が偏芯軸を変化させながら回転する揺動運動を行うことになる。ここで第１の入力軸１は固定されているため、ロータ２の回転は外輪５２を介して、ベアリングギア５に伝達されるとともに、ベアリングギア５に伝達された回転は、第３歯車ｇ３および第４歯車ｇ４を介して、出力軸３に伝達されるため、入力軸２の回転は、第１歯車ｇ１〜第４歯車ｇ４のギア比に応じて減速され出力軸３に伝達される。このように第１の入力軸１または第２の入力軸であるロータ２のいずれかが固定されている場合においては、固定されていない入力軸からの回転が第１歯車ｇ１〜第４歯車ｇ４のギア比に応じて減速され出力軸３に伝達される。
【００３３】
更に、図１の状態において第１の入力軸１および第２の入力軸であるロータ２が回転状態にある場合について説明する。この場合にはベアリングギア５全体が揺動運動することによって第２の入力軸であるロータ２の回転が出力軸３に伝達されるとともに、第１の入力軸１の回転も出力軸３に伝達される。従って、第１の入力軸１の回転と第２の入力軸であるロータ２の回転とを出力軸３に伝達することができる。このように第１の入力軸１または第２の入力軸であるロータ２のいずれもが固定されていない場合においては第１の入力軸１および第２の入力軸であるロータ２からの回転が、第１歯車ｇ１〜第４歯車ｇ４のギア比に応じて減速され出力軸３に伝達される。即ち、第２の入力軸であるロータ２の回転を制御することにより、第１の入力軸１から出力軸３への伝達比を自在に変化させることが可能である。
【００３４】
次に減速比について、場合を分けて説明する。まず、第２の入力軸であるロータ２を固定し、第１の入力軸１が回転状態にある場合について説明する。第１歯車ｇ１の歯数ｎ１と第２歯車ｇ２の歯数ｎ２の比、つまりｎ１／ｎ２に対応して、第１の入力軸１の回転がベアリングギア５に伝達される。例えば、第１歯車ｇ１の歯数ｎ１が１００であり、第２歯車ｇ２の歯数ｎ２が１０２であれば、第１の入力軸１が１回転することにより第１歯車ｇ１が１回転すると第２歯車ｇ２が１００／１０２回転し、第１の入力軸１の回転がベアリングギア５に伝達される。即ち、この場合１００／１０２の第１段の減速が行われることとなる。
【００３５】
同様に、第３歯車ｇ３の歯数ｎ３と第４歯車ｇ４の歯数ｎ４の比、つまりｎ３／ｎ４に対応して、第２の入力軸であるロータ２の回転がベアリングギア５に伝達される。例えば、第３歯車ｇ３の歯数ｎ３が１１０であり、第４歯車ｇ４の歯数ｎ４が１１２であれば、ベアリングギア５の内輪５１が１回転することにより第３歯車ｇ３が１回転すると第４歯車ｇ４が１１０／１１２回転し、第１の入力軸１の回転がベアリングギア５に伝達される。即ち、この場合１１０／１１２の第２段の減速が行われることとなる。従って、第１段および第２段の減速により、第１の入力軸１の回転は、ｎ３／ｎ４×ｎ１／ｎ２＝（ｎ１・ｎ３）／（ｎ２・ｎ４）の減速比で減速されることとなる。上記例であれば１１０／１１２×１００／１０２＝（１００・１１０）／（１０２・１１２）≒０．９６３、即ち約９６．３％の減速比が得られる。
【００３６】
次に、第１の入力軸１を固定し、第２の入力軸であるロータ２が回転状態にある場合について説明する。第１歯車ｇ１の歯数ｎ１と第２歯車ｇ２の歯数ｎ２の差、つまりｎ２−ｎ１に対応して、ロータ２の回転がベアリングギア５の内輪５１に伝達される。例えば、第１歯車ｇ１の歯数ｎ１が１００であり、第２歯車ｇ２の歯数ｎ２が１０２であれば、ロータ２が１回転することにより外輪５２が１回転すると第２歯車ｇ２が１０２−１００即ち２歯分の回転として、ロータ２の回転が内輪５１に伝達される。従って減速比は（ｎ２−ｎ１）／ｎ２となる。即ち、この場合（１０２−１００）／１０２の第１段の減速が行われることとなる。
【００３７】
第２の入力軸であるロータ２が回転状態にある場合、一方において、第４歯車ｇ４の歯数ｎ４と第３歯車ｇ３の歯数ｎ３の差、つまりｎ４−ｎ３に対応して、ロータ２の回転がベアリングギア５を介して出力軸３に伝達される。例えば、第３歯車ｇ３の歯数ｎ３が１１０であり、第４歯車ｇ４の歯数ｎ４が１１２であれば、ベアリングギア５の内輪５１が１回転することにより第３歯車ｇ３が１回転すると第４歯車ｇ４が、１１２−１１０即ち２歯分の回転として、ロータ２の回転が出力軸３に伝達される。従って減速比は（ｎ４−ｎ３）／ｎ４となる。ここで、第１段の減速によって第１歯車ｇ１の歯数ｎ１と第２歯車ｇ２との比だけ第３歯車ｇ３の回転数が減ぜられるため、（ｎ４−ｎ３）／ｎ４×ｎ１／ｎ２、即ち、この場合（１１２−１１０）／１１２×１００／１０２の第２段の減速が行われることとなる。従って、第１段の減速と第２段の減速をあわせて、
（ｎ２−ｎ１）／ｎ２＋（ｎ４−ｎ３）／ｎ４×ｎ１／ｎ２
即ち、（１０２−１００）／１０２＋（１１２−１１０）／１１２×１００／１０２
≒０．０１９６＋０．０１７５
＝０．０３７１
即ち約３．７１％の減速比が得られる。
【００３８】
このように第１歯車ｇ１〜第４歯車ｇ４の歯数ｎ１〜ｎ４を変えることにより減速比を自在に変えることが可能であり、特に第２の入力軸であるロータ２からの入力に対しては、大きな減速比を容易に得ることが可能である。
【００３９】
第１歯車ｇ１と第２歯車ｇ２との噛合部分を模式図的に表現した図２（ａ）および、第１歯車ｇ１と第２歯車ｇ２の噛合部分を拡大表示した図２（ｂ）に示すように、第１歯車ｇ１には半円柱状の凹溝ｇ１１が形成されているとともに、この凹溝ｇ１１には円柱形の転動体ｇ１２が転動可能に支持されている。なお、半円柱状の凹溝ｇ１１に円柱形の転動体ｇ１２が支持されているため、転動体ｇ１２の外周面の略半分が第２歯車ｇ２側に突出しており、この突出部分が第１歯車ｇ１の凸歯として機能する。一方、第１歯車ｇ１に形成された凹溝ｇ１１と同様の凹溝ｇ２１が、第２歯車ｇ２に形成されている。この凹溝ｇ２１が第２歯車ｇ２の凹歯として機能する。即ち、転動体ｇ１２の第２歯車ｇ２側に突出した部分が第２歯車ｇ２の凹溝ｇ２１と噛合する。従って、転動体ｇ１２と凹溝ｇ２１の噛合時に生ずる摺動は、図２（ｂ）に矢印ａ１で示した、転動体ｇ１２の転動によって吸収される。よって、バックラッシュを設ける必要がないため、かみ合わせ調整を精密に行うことが可能となり、振動や騒音を低減することができる。また、各歯車間に予圧を与えることができるため、噛み合わせ調整を一層精密に行うことが可能となり、振動や騒音を低減することができる。
【００４０】
更に、本実施形態における揺動型歯車装置においては、第１歯車ｇ１および第４歯車ｇ４に転動体と凹溝とが噛合する際に転動体および凹溝が受ける力を緩和する緩衝溝を設けたことを特徴とする。即ち、第１歯車ｇ１には緩衝溝ｇ１ｏが設けれ、第４歯車ｇ４には緩衝溝ｇ４ｏが設けられている。
【００４１】
より具体的には、図３に示すように、第１歯車ｇ１の第２歯車ｇ２と噛合する部分の軸方向入力側に緩衝溝ｇ１ｏが設けられている。緩衝溝ｇ１ｏは径方向において外方に開口部Ｄ２を有するとともに、径方向において内方に底部Ｄ１を有する円環状の溝である。また、凹溝ｇ２１と転動体ｇ１２との径方向における噛合範囲ｄより緩衝溝ｇ１ｏの径方向における長さＤ（深さ）が大きい。言い換えると、噛合範囲の径方向における内方の端部ｄ１より、径方向における緩衝溝の底部Ｄ１が径方向において内方にあるため、凹溝と転動体との噛合範囲ｄのいずれに軸方向の力が掛かった状態においても、緩衝溝が軸方向に掛かる力を緩和することができる。
【００４２】
第１歯車ｇ１の構造をより具体的に説明する。図２における、第１歯車ｇ１の第２歯車ｇ２と噛合する部分を一部拡大図として表示した図４に示すように、第１歯車ｇ１には半円柱状の凹溝ｇ１１が形成されているとともに、この凹溝には円柱形の転動体ｇ１２が転動可能に支持されている。なお、半円柱状の凹溝に円柱形の転動体ｇ１２が支持されているため、転動体ｇ１２の外周面の略半分が第２歯車ｇ２側（出力側）に突出しており、この突出部分が第１歯車ｇ１の凸歯として機能する。一方、第１歯車ｇ１に形成された凹溝ｇ１１と同様の凹溝ｇ２１が、第２歯車ｇ２に形成されており、この凹溝ｇ２１が第２歯車ｇ２の凹歯として機能する。
【００４３】
ここで、傘歯車である第１歯車ｇ１に傘歯車である第２歯車ｇ２を噛み合わせているため、ギアの噛み合い始めから噛み合い終わりにかけて噛合部に掛かる力はその位置を変化させる。この噛合部に掛かる力のうち、回転軸６に対して周方向の成分は転動体ｇ１２がａ１方向に転動することにより緩和される。また、噛合部に掛かる力のうち径方向の成分は、転動体ｇ１２がａ２方向に移動することにより緩和される。
【００４４】
ここで、噛合部に掛かる力のうち軸方向に掛かる力について、図５（ａ）〜（ｄ）を用いて説明する。第１歯車ｇ１と第２歯車ｇ２とが噛み合う前においては、図５（ａ）に示すように特に力は掛かっていないが、噛み合い開始時の状態においては、図５（ｂ）に示すように、転動体ｇ１２と凹溝と噛合範囲ｄの径方向内方の端部に強い力が掛かる。この力のうち軸方向の力Ｆ１については、図５（ｂ）に示すように、第１歯車ｇ１が緩衝溝ｇ１ｏを中心として変形することにより緩和される。
【００４５】
その後、徐々に力の強く係る部位が径方向外方に移動する。第１歯車ｇ１および第２歯車ｇ２が、完全に噛み合った状態においては、図５（ｃ）に示すように、転動体ｇ１２の径方向の中央部に強い力が掛かり、その後更に力の強く係る部位が径方向において外方に移動する。第１歯車ｇ１と第２歯車ｇ２とが噛み合い終了時の状態においては、図５（ｄ）に示すように転動体ｇ１２の径方向外方の端部に軸方向に強い力が掛かる。このいずれの状態においても、図５（ｃ）および図５（ｄ）に示すように、第１歯車ｇ１が緩衝溝ｇ１ｏを中心として変形することにより緩和される。そのため転動体ｇ１２および凹溝ｇ１１の外方の端部に強い負荷が掛かることを防止し、同部分の磨耗や、同部分における騒音発生を抑制することができる。
【００４６】
ここで、図５（ｂ）〜（ｄ）を比較すれば明らかなように、軸方向に掛かる力は径方向内方から径方向外方に移動する。一方、緩衝溝ｇ１ｏは径方向において内方から外方へと形成された円環状の溝であるため、軸方向に掛かる力が外方の端部にかかったときに最も第１歯車ｇ１の変形が大きくなる。従って、軸方向に掛かる力が外方の端部にかかったとき、即ち噛合終了時において、軸方向にかかる力を一層大きく緩和することができる。
【００４７】
なお、第４歯車ｇ４と第３歯車ｇ３との噛合は上述の第１歯車ｇ１と第２歯車ｇ２との噛合についての説明と同様であるため、図示および、詳細な説明を省略するが、第４歯車ｇ４の第３歯車ｇ３と噛合する部分の軸方向入力側に緩衝溝ｇ４ｏが設けられている。緩衝溝ｇ４ｏは径方向において外方から内方へと形成された円環状の溝である。また、凹溝ｇ３１と転動体ｇ４２との径方向における噛合範囲ｄより緩衝溝ｇ４ｏの径方向における長さＤ（深さ）が大きい。言い換えると、噛合範囲の径方向における内方の端部ｄ１より、径方向における緩衝溝の底部Ｄ１が径方向において内方にあるため、凹溝と転動体との噛合範囲ｄのいずれに軸方向の力がかかった状態においても、緩衝溝が軸方向に掛かる力を緩和することができる。
【００４８】
上記実施形態の揺動型歯車装置によれば、以下のような効果を得ることができる。
【００４９】
（１）上記実施形態の揺動型歯車装置によると、軸歯車ｇ１に設けられるとともに、凸歯として用いる転動体ｇ１２と凹歯として用いる凹溝ｇ２１とが噛合する際に転動体ｇ１２および凹溝ｇ２１が受ける力を緩和する緩衝溝ｇ１ｏを有するため、緩衝溝ｇ１ｏによって、転動体ｇ１２や凹溝ｇ２の端部に掛かる軸方向の力Ｆ１を緩和することができる。なお、軸歯車ｇ４に設けられた緩衝溝ｇ４ｏも同様の効果を有する。
【００５０】
（２）上記実施形態の揺動型歯車装置によると、緩衝溝ｇ１ｏは径方向において外方に開口部Ｄ２を有するとともに、径方向において内方に底部Ｄ１を有する円環状の溝であるため、本実施例のように、転動体ｇ１２と凹溝ｇ２１とが噛合する際に軸方向に掛かる力Ｆ１が径方向内方から径方向外方に移動する場合には、噛合終了時にかかる力を一層大きく緩和することが可能となる。なお、軸歯車ｇ４に設けられた緩衝溝ｇ４ｏも同様の効果を有する。
【００５１】
（３）上記実施形態の揺動型歯車装置によると、転動体ｇ１２と凹溝ｇ２１との噛合範囲ｄの径方向における内方の端部ｄ１より、径方向における緩衝溝ｇ１ｏの底部Ｄ１の位置が径方向において内方にある。従って、凹溝ｇ２１と転動体ｇ１２との噛合範囲ｄのいずれに軸方向の力Ｆ１が掛かった状態においても、緩衝溝ｇ１ｏが軸方向に掛かる力Ｆ１を緩和することができる。なお、軸歯車ｇ４に設けられた緩衝溝ｇ４ｏも同様の効果を有する。
【００５２】
（第２の実施形態）
次に、本発明を具体化した揺動型歯車装置の第２の実施形態を図６にしたがって説明する。なお、第２の実施形態は、第１の実施形態の軸歯車ｇ１および緩衝溝ｇ１ｏの構造を変更したのみの構成であるため、同様の部分についてはその詳細な説明を省略する。
【００５３】
図６に示すように、本実施形態にかかる揺動型歯車装置も、略円筒形状ハウジング４と、ハウジングに挿入された略円柱状の第１の入力軸１、略円筒状の第２の入力軸であるロータ２、略円柱状の出力軸３、および、第１から第４の歯車を含み、それぞれ軸受を介して支承されている。即ち、２つの入力軸と、１つの出力軸を有する揺動型歯車装置である。
【００５４】
更に、本実施形態における揺動型歯車装置においては、第１歯車ｇ１および第４歯車ｇ４に転動体と凹溝とが噛合する際に転動体および凹溝が受ける力を緩和する緩衝溝を設けたことを特徴とする。即ち、第１歯車ｇ１には緩衝溝ｇ１ｉが設けれ、第４歯車ｇ４には緩衝溝ｇ４ｉが設けられている。
【００５５】
より具体的には、図６に示すように、第１歯車ｇ１の第２歯車ｇ２と噛合する部分の軸方向入力側に緩衝溝ｇ１ｉが設けられている。緩衝溝ｇ１ｉは径方向において外方に開口部を有するとともに、径方向において内方に底部を有する円環状の溝である。また、凹溝ｇ２１と転動体ｇ１２との径方向における噛合範囲より緩衝溝ｇ１ｉの径方向における長さ（深さ）が大きい。言い換えると、噛合範囲の径方向における内方の端部より、径方向における緩衝溝の底部が径方向において内方にあるため、凹溝と転動体との噛合範囲のいずれに軸方向の力が掛かった状態においても、緩衝溝が軸方向に掛かる力を緩和することができる。
【００５６】
従って、第２の実施形態によれば、第１の実施形態に記載の（２）の効果に換えて以下の効果を得ることができる。
（２）第２の実施形態では、緩衝溝ｇ１ｉは径方向において外方に開口部Ｄ２を有するとともに、径方向において内方に底部Ｄ１を有する円環状の溝であるため、第２の実施形態のように転動体ｇ１２と凹溝ｇ２１とが噛合する際に軸方向に掛かる力Ｆ１が径方向内方から径方向外方に移動する場合には、噛合開始時にかかる力を一層大きく緩和することが可能となる。なお、軸歯車ｇ４に設けられた緩衝溝ｇ４ｉも同様の効果を有する。
【００５７】
なお、上記実施形態は以下のように変更してもよい。
・上記実施形態においては、緩衝溝は第１歯車ｇ１および第４歯車ｇ４に備えられているが、他の構成であっても良い。例えば、第２歯車ｇ２および第３歯車ｇ３に備えられていても良い。即ち、転動体ｇ１２と凹溝ｇ２１とが噛合する際に軸方向に掛かる力Ｆ１、および転動体ｇ４２と凹溝ｇ３１とが噛合する際に軸方向に掛かる力Ｆ１を緩和できる構造であればよい。
【００５８】
・上記実施形態においては、緩衝溝は第１歯車ｇ１および第４歯車ｇ４に備えられているが、他の構成であっても良い。例えば、緩衝溝は第１歯車ｇ１および第４歯車ｇ４に加えて第２歯車ｇ２および第３歯車ｇ３に備えられていても良い。係る構成によると、転動体ｇ１２と凹溝ｇ２１とが噛合する際に軸方向に掛かる力Ｆ１、および転動体ｇ４２と凹溝ｇ３１とが噛合する際に軸方向に掛かる力Ｆ１を一層緩和できる。
【００５９】
・上記実施形態および上変更例において緩衝溝は円環状であるが、他の構成であっても良い。要は転動体ｇ１２と凹溝ｇ２１とが噛合する際に軸方向に掛かる力Ｆ１、および転動体ｇ４２と凹溝ｇ３１とが噛合する際に軸方向に掛かる力Ｆ１を緩和できる構造であればよい。
【００６０】
・上記実施形態においては、転動体ｇ１２および転動体ｇ４２は第１歯車ｇ１および第４歯車ｇ４に備えられているが、他の構成であっても良い。例えば、第２歯車ｇ２および第３歯車ｇ３に備えられていても良い。即ち、転動体と凹溝とを噛合させることにより、噛合時の摺動を吸収できる構造であればよい。
【００６１】
・上記実施形態においては、２つの入力軸と、１つの出力軸を有する揺動型歯車装置に本発明を適用したが、１つの入力軸と、１つの出力軸を有する揺動型歯車装置に本発明を適用しても良い。例えば第１歯車ｇ１がハウジングに固定されており、第２の入力軸のみから入力される構成であっても良い。
【産業上の利用可能性】
【００６２】
本発明は、製造容易な揺動型歯車装置に関するものであるため、小型で高減速比を要する機器に広く利用可能である。
【図面の簡単な説明】
【００６３】
【図１】本発明にかかる揺動型歯車装置の一実施形態について説明する図面であって、軸方向断面図である。
【図２】本発明にかかる揺動型歯車装置の一実施形態について説明する図面であって、（ａ）は第１歯車〜第４歯車の噛合部分についての部分拡大模式図であり、（ｂ）は第１歯車と第２歯車の噛合部分についての拡大図である。
【図３】本発明にかかる揺動型歯車装置の一実施形態について説明する図面であって、図１の要部拡大図である。
【図４】本発明にかかる揺動型歯車装置の一実施形態について説明する図面であって、第１歯車の一部拡大図である。
【図５】本発明にかかる揺動型歯車装置の一実施形態について説明するための、第１歯車の一部拡大断面図であって、（ａ）は第１歯車と第２歯車との噛合開始前の状態の模式図であり、（ｂ）は第１歯車と第２歯車との噛合開始時の状態の模式図であり、（ｃ）は第１歯車と第２歯車とが完全に噛合した状態の模式図であり、（ｄ）は第１歯車と第２歯車との噛合終了時の状態の模式図である。
【図６】本発明にかかる揺動型歯車装置の第２の実施形態について説明する図面であって、軸方向断面図である。
【図７】従来の揺動型歯車装置の一実施形態について説明する図面であって、軸方向断面図である。
【図８】従来の揺動型歯車装置の他の実施形態について説明する図面であって、第１歯車の一部拡大図である。
【図９】従来の揺動型歯車装置の一実施形態について説明するための、第１歯車の一部拡大断面図であって、（ａ）は第１歯車と第２歯車との噛合開始前の状態の模式図であり、（ｂ）は第１歯車と第２歯車との噛合開始時の状態の模式図であり、（ｃ）は第１歯車と第２歯車とが完全に噛合した状態の模式図であり、（ｄ）は第１歯車と第２歯車との噛合終了時の状態の模式図である。
【図１０】従来の揺動型歯車装置の一実施形態について説明するためのグラフであって、（ａ）は軸方向に生じる振動の経時変化を示したグラフであり、（ｂ）は径方向に掛かる振動の経時変化を示したグラフであり、（ｃ）は周方向に掛かる振動の経時変化を示したグラフである。
【図１１】従来の揺動型歯車装置の一実施形態について説明するためのグラフであって、（ａ）は軸方向に生じる振動の周波数分析結果を示したグラフであり、（ｂ）は騒音値の周波数分析結果を示したグラフである。
【符号の説明】
【００６４】
１…第１の入力軸、２…ロータ（第２の入力軸）、３…出力軸、４…ハウジング、５…ベアリングギア（回転部材）、６…回転軸、１１…軸受、１２…軸受、２１…内周面、２２…軸受、２３…軸受、５１…内輪、５２…外輪、５３…転動体、ｇ１…第１歯車（軸歯車）、ｇ１ｉ…緩衝溝、ｇ１ｏ…緩衝溝、ｇ２…第２歯車（回転部材歯車）、ｇ３…第３歯車（回転部材歯車）、ｇ４…第４歯車（軸歯車）、ｇ４ｉ…緩衝溝、ｇ４ｏ…緩衝溝、ｇ１１…凹溝、ｇ１２…転動体、ｇ２１…凹溝、ｇ３１…凹溝、ｇ４１…凹溝、ｇ４２…転動体、１０１…第１の入力軸、１０２…ロータ（第２の入力軸）、１０３…出力軸、１０４…ハウジング、１０５…ベアリングギア、１０６…回転軸、１０７…振動計、１０８…騒音計、１１１…軸受、１２１…軸受、１５１…内輪、１５２…外輪、１５３…転動体、ｇ１０１…第１歯車（軸歯車）、ｇ１０２…第２歯車（回転部材歯車）、ｇ１０３…第３歯車（回転部材歯車）、ｇ１０４…第４歯車（軸歯車）、ｇ１１１…凹溝、ｇ１１２…転動体、ｄ…噛合範囲、Ｄ…長さ、ｄ１…端部、Ｄ１…底部、Ｄ２…開口部、Ｆ１…軸方向の力。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
2010116983.tif 000009
【図８】
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【図９】
2010116983.tif 000011
【図１０】
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【図１１】
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