JP3873816B2 - Planetary gear mechanism - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、サンギヤとリングギヤとこれらの間に配置されたピニオンギヤを保持するキャリヤとを主たる要素する遊星歯車機構に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
遊星歯車機構における上記の三要素のうちのいずれかを入力要素とし、かつ他のいずれかを出力要素とし、さらに他の要素を固定要素することにより、遊星歯車機構を、減速装置、増速装置、反転装置などとして機能させることができる。またいずれか二つの要素を一体回転するように連結することにより、遊星歯車機構の全体を一体化させて回転させることができる。
【０００３】
これらいずれの使用形態であっても、サンギヤとリングギヤとの間のトルクの伝達をピニオンギヤが媒介することになる。したがってピニオンギヤの数が多いほど、サンギヤとリングギヤとの間で伝達できるトルクが大きくなる。そのため、例えば特開平４−１７５５４２号公報に記載されている発明では、キャリヤの構造を工夫することにより、キャリヤで保持できるピニオンギヤの数を増大するように構成している。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上述した公報には、複数のピニオンギヤのそれぞれに掛かるトルクが等しいと仮定して、４つのピニオンギヤを設けた場合に対して５つのピニオンギヤを設けた場合には、伝達可能なトルクが１．２５倍になることが記載されている。しかしながら、遊星歯車機構の使用の形態によっては、特定のピニオンギヤに大きい荷重が掛かってしまうことがあり、これが原因で遊星歯車機構の強度や耐久性が低下することがある。
【０００５】
より具体的に説明すると、図６および図７は、サンギヤ１とリングギヤ２と間に２つのピニオンギヤ３を配置し、そのピニオンギヤ３を保持しているキャリヤ４をケーシング５に対してスプライン６によって固定するとともに、リングギヤ２の外周面に形成した外歯７にカウンタギヤ８を噛合させ、したがってそのリングギヤ２をその外周に嵌合させた軸受９を介してケーシング５で支持した例を示している。このような使用形態では、リングギヤ２とカウンタギヤ８との間に、トルクの伝達に伴う荷重Ｆが作用する。図６では圧力角を無視して記載しているので、その荷重Ｆはサンギヤ１の中心とカウンタギヤ８の中心とを結んだ線に対して直角方向に作用する。
【０００６】
一方、リングギヤ２を支持している軸受９には不可避的な隙間ｅが存在するのに対して、キャリヤ４がケーシング５に固定されているので、上記の荷重Ｆに対する反力は、キャリヤ４によって保持されているピニオンギヤ３とリングギヤ２との間で作用することになる。また、各ピニオンギヤ３にはトルクの伝達に伴う荷重が作用する。
【０００７】
したがって各ピニオンギヤ３に作用する力ｆ1 ，ｆ2 と前記荷重Ｆとの関係は、図６に矢印で示すようになり、その大きさは、
ｆ1 ＝（Ｆ／２）×｛（Ｒ／ｒ）＋１）｝
ｆ2 ＝（Ｆ／２）×｛（Ｒ／ｒ）−１）｝
となる。なおここで、ｒは各ピニオンギヤ３とリングギヤ２との噛み合い点の半径、Ｒは前記荷重Ｆの作用する位置の半径である。そして、各ピニオンギヤ３はサンギヤ１とも噛み合ってトルクを伝達するので、その軸受には、それぞれの力ｆ1 ，ｆ2 の２倍のラジアル荷重が作用することになる。
【０００８】
このように、リングギヤ２とカウンタギヤ８との噛み合い点に最も近い位置にあるピニオンギヤ３に作用する力ｆ1 が、他のピニオンギヤ３に作用する力ｆ2 より大きくなる。その結果、作用する荷重の最も大きいピニオンギヤ３の強度あるいは耐久性が、遊星歯車機構の全体の強度あるいは耐久性を制約することになる。
【０００９】
このような状況は、キャリヤ４に替えて他の要素を固定し、かつ固定されていない他の要素と遊星歯車機構の外部の回転部材との間でトルクを伝達する場合であっても同様である。すなわち、従来では、外部の回転部材との間でトルク伝達することに伴う荷重の影響が配慮されておらず、そのために特定の部材の強度や耐久性によって遊星歯車機構の全体としての強度や耐久性が制約される問題があった。
【００１０】
この発明は、上記の技術的課題に着目してなされたものであり、外部の部材との間でのトルク伝達に伴う荷重が特定の部材に偏って作用することを回避して全体としての強度や耐久性などの特性を向上させることのできる遊星歯車機構を提供することを目的とするものである。
【００１１】
【課題を解決するための手段およびその作用】
この発明は、上記の目的を達成するために、固定要素以外の他の回転要素を介して外部の回転部材との間でトルクを伝達するにあたり、その外部の部材との間のトルク伝達に伴うラジアル方向に固定要素を移動可能とし、かつ当該他の回転要素で前記ラジアル荷重を受けるように構成したことを特徴とするものである。より具体的には、請求項１の発明は、サンギヤとリングギヤとこれらサンギヤおよびリングギヤの間に配置した複数のピニオンギヤを回転自在に保持したキャリヤとを要素として備え、いずれかの要素を固定要素とし、かつ他のいずれかの要素を回転要素とするとともに、その回転要素と偏心位置に設けられた外部部材との間でトルク伝達する遊星歯車機構において、前記固定要素が、前記回転要素と外部部材との間のトルク伝達に伴う荷重方向に移動可能に保持されるとともに、前記回転要素と外部部材との間のトルク伝達に伴う荷重を、その回転要素を回転自在に保持している固定部で受けるように構成されていることを特徴とする遊星歯車機構である。
【００１２】
したがって、請求項１の発明では、前記回転要素と外部部材との間でのトルクの伝達に伴う荷重が、ピニオンギヤを介して固定要素に伝達され、その結果、固定要素がその荷重によって移動する。すなわち、固定要素やピニオンギヤは、上記の荷重を支えない。固定要素が移動することにより、回転要素が固定部材との間の隙間を詰めるように移動し、固定部材で前記荷重を受けることになる。そのため、ピニオンギヤには、サンギヤとリングギヤとの間のトルクの伝達に伴う荷重が作用するものの、上記の外部部材との間でのトルク伝達に伴う偏倚荷重が作用しないので、特定のピニオンギヤの強度や耐久性によって遊星歯車機構の全体の強度や耐久性などの特性が制約されることがない。
【００１３】
また、請求項２の発明は、請求項１の構成において、前記固定要素が、弾性部材を介して前記固定部に保持されていることを特徴とする遊星歯車機構である。
【００１４】
したがって請求項２の発明では、固定要素が請求項１の発明と同様に移動することができるので、請求項１の発明と同様の作用が生じ、また弾性部材が緩衝作用を生じるので、騒音もしくは振動が防止もしくは抑制される。
【００１５】
さらに、請求項３の発明は、請求項１または２の構成において、前記固定要素が前記キャリヤであり、前記回転要素が前記リングギヤであることを特徴とする遊星歯車機構である。
【００１６】
したがって請求項３の発明では、リングギヤと外部部材との間でトルク伝達が生じ、それに伴う荷重によってキャリヤがその荷重方向に移動する。その結果、リングギヤと固定部との間の隙間が詰まって前記荷重がリングギヤを介して固定部で支えられるので、キャリヤによって保持されているピニオンギヤのいずれか特定のものに、他のものより大きい荷重が作用することが回避される。
【００１７】
一方、請求項４の発明は、互いに同心円上に配置されたサンギヤとリングギヤとの間に複数のピニオンギヤが円周方向に配列されるとともに、これらのピニオンギヤが非回転状態のキャリヤに回転自在に取り付けられ、かつサンギヤもしくはリングギヤがこれらサンギヤもしくはリングギヤに対して偏心している外部部材との間でトルクを伝達する遊星歯車機構において、前記サンギヤもしくはリングギヤと前記外部部材との円周方向におけるトルク伝達位置を外れた位置に前記ピニオンギヤが配置されていることを特徴とする遊星歯車機構である。
【００１８】
したがって請求項４の発明では、キャリヤが非回転とされていることにより、サンギヤもしくはリングギヤと外部部材との間でのトルク伝達に伴う荷重が、キャリヤに保持されているピニオンギヤに作用する。上記の外部部材との円周方向でのトルク伝達位置を外れてピニオンギヤが配置されているので、上記の荷重が複数のピニオンギヤに分散されやすくなり、その結果、特定のピニオンギヤに対する荷重の集中が緩和される。
【００１９】
また、請求項５の発明は、請求項４の構成において、二つの前記ピニオンギヤの中間に前記トルク伝達位置が位置するようにピニオンギヤが配置されていることを特徴とする遊星歯車機構である。
【００２０】
したがって請求項５の発明では、荷重の集中しやすいピニオンギヤが二つになるので、これらのピニオンギヤに対する荷重が分散されて相対的に小さい荷重となる。
【００２１】
そして、請求項６の発明は、互いに同心円上に配置されたサンギヤとリングギヤとの間に複数のピニオンギヤが円周方向に配列されるとともに、これらのピニオンギヤが非回転状態のキャリヤに回転自在に取り付けられ、かつサンギヤもしくはリングギヤがこれらサンギヤもしくはリングギヤに対して偏心している外部部材との間でトルクを伝達する遊星歯車機構において、前記サンギヤもしくはリングギヤと前記外部部材との円周方向におけるトルク伝達位置に近い領域でのピニオンギヤの配置密度が、遠い領域でのピニオンギヤの配置密度より高いことを特徴とする遊星歯車機構である。
【００２２】
したがって、請求項６の発明では、サンギヤもしくはリングギヤと外部部材との間での円周方向でのトルク伝達位置に近い領域に、より多数のピニオンギヤが配置され、かつキャリヤが非回転状態であることにより、上記のトルク伝達位置とピニオンギヤとの相対位置が維持される。その結果、外部部材との間のトルク伝達に伴う偏倚荷重が、より多数のピニオンギヤに分散させられることになるので、特定のピニオンギヤに作用する荷重が相対的に小さくなる。
【００２３】
【発明の実施の形態】
つぎに、この発明を、図面に示す具体例を参照して説明する。先ず、この発明で対象とする遊星歯車機構１１の一例を簡単に説明すると、図３に示す遊星歯車機構１１はいわゆるシングルピニオン型の遊星歯車機構であり、サンギヤ１２と、このサンギヤ１２と同心円上に配置されたリングギヤ１３と、サンギヤ１２およびリングギヤ１３に噛合された複数のピニオンギヤ１４を回転自在に保持しているキャリヤ１５とを主たる要素する公知の構成のものである。そのリングギヤ１３は、所定の固定部、例えばケーシング１６に軸受１７を介して回転自在に支持されている。
【００２４】
また、リングギヤ１３の外周面に外歯１８が形成されている。さらに、リングギヤ１３の外周側の所定位置、すなわち遊星歯車機構１１に対して偏心した所定位置に、この発明の外部部材に相当するカウンタギヤ１９が配置されている。そして、このカウンタギヤ１９とリングギヤ１３における外歯１８とが噛合している。したがってこれらの歯の噛合部分が、トルク伝達位置なっており、その円周方向での位置はほぼ一定の変化しない位置となっている。
【００２５】
図３に示す遊星歯車機構１１は、キャリヤ１５を固定要素としたものであり、そのキャリヤ１５はケーシング１６に対して、所定の連結手段２０を介して非回転状態に連結されている。その連結手段２０は、キャリヤ１５を回転させずに所定のラジアル方向への移動を許容する特殊構造のものである。そのラジアル方向とは、前記カウンタギヤ１９とリングギヤ１３との間のトルクの伝達に伴って生じる荷重の作用方向であり、概略的に述べれば、リングギヤ１３の回転中心とカウンタギヤ１９の回転中心とを結んだ線に直交する方向であり、より正確には、その直交方向を、前記カウンタギヤ１９と外歯１８とが噛み合う歯面の圧力角およびリングギヤ１３とピニオンギヤ１４とが噛み合う歯面の圧力角によって補正した方向である。
【００２６】
このような特殊構造の連結手段２０としては必要に応じて種々のものを採用することができ、例えば上記の方向への移動を許容する欠け歯のあるスプラインや、バネあるいはゴムなどの弾性部材を内蔵したリング状の支持部材などを採用することができる。
【００２７】
上記の遊星歯車機構１１では、キャリヤ１５が固定要素となっているので、サンギヤ１２とリングギヤ１３とのいずれか一方が入力要素となり、他方が出力要素となるが、いずれの場合であっても、リングギヤ１３とカウンタギヤ１９との間でトルクが伝達される。その状態を図１および図２に模式的に示してある。
【００２８】
ここに示す例は、二つのピニオンギヤ１４をサンギヤ１２を挟んだ対称位置に配置し、またキャリヤ１５を非回転状態に維持するためのスプライン２０として上述した方向の移動を許容するように一部のみにスプライン歯を設けた構成としてある。なお、図１および図２は前述した図６および図７と同様に簡略化して記載してある。
【００２９】
図１に示すようにリングギヤ１３が例えば相対的に左回転してその外歯１８がカウンタギヤ１９に噛み合っているとすると、両者の間のトルク伝達に伴う荷重Ｆが図１の右方向に向けて生じる。リングギヤ１３を支持している軸受１７には回転を可能にするための不可避的な隙間（例えば数十ないし数百μｍ程度）が存在しているので、その範囲で移動可能である。
【００３０】
また、リングギヤ１３にピニオンギヤ１４を介して連結されているキャリヤ１５は、上述したように、いわゆる欠け歯のあるスプライン２０によって回転が止められているものの、図１および図２での左右方向に移動可能になっている。したがってリングギヤ１３とカウンタギヤ１９との間のトルク伝達に伴う荷重Ｆが上記のように作用すると、キャリヤ１５がリングギヤ１３と共に図１および図２の右方向に移動する。
【００３１】
図１および図２には、このようにして移動した結果の状態を記載してあり、この状態では、リングギヤ１３を支持している軸受１７における隙間が詰まってリングギヤ１３の移動がケーシング１６によって阻止されている。すなわち、キャリヤ１５およびリングギヤ１３を移動させるように作用している荷重がケーシング１６によって受け止められている。その結果、ケーシング１６からリングギヤ１３に対して、上記の荷重Ｆと同じ大きさの反力Ｆが、荷重Ｆとは反対向きに作用する。
【００３２】
そのため、各ピニオンギヤ１４には、外部のカウンタギヤ１９との間でのトルク伝達に伴う荷重Ｆに起因する荷重が作用することはない。すなわち、各ピニオンギヤ１４には、サンギヤ１２とリングギヤ１３との間のトルク伝達に伴う荷重ｆ1 ，ｆ2 が作用するのみであり、しかもその荷重ｆ1 ，ｆ2 は互いに等しくなる（＝ＦＲ／２ｒ）。したがって各ピニオンギヤ１４の軸受には、それぞれの荷重の２倍のラジアル荷重が作用するが、これは、通常のトルク伝達に伴う荷重である。
【００３３】
上記のように、この発明に係る上記の遊星歯車機構１１では、各ピニオンギヤ１４に作用する荷重は、サンギヤ１２とリングギヤ１３との間でのトルクの伝達に伴う荷重に限られ、外部のカウンタギヤ１９とリングギヤ１３との間でのトルク伝達に伴う荷重が作用することがなく、各ピニオンギヤ１４あるいはその軸受の荷重は互いに等しくなる。言い換えれば、特定のピニオンギヤ１４に作用する荷重が特に大きくなるなどの事態が生じないので、特定のピニオンギヤ１４の強度や耐久性などの特性が、遊星歯車機構１１の全体の強度や耐久性などの特性を制約することがない。
【００３４】
なお、上記の遊星歯車機構１１では、固定要素であるキャリヤ１５を弾性部材を内蔵する連結手段２０を介して固定部であるケーシング１６によって保持することができる。このような構成であれば、キャリヤ１５を上述したように移動させて、ピニオンギヤ１４に掛かる荷重を均等化することができると同時に、キャリヤ１５の振動を弾性部材で吸収できるので、遊星歯車機構１１の全体としての振動や騒音を防止もしくは抑制することができる。
【００３５】
上述した具体例は、外部のカウンタギヤ１９との間でトルクを伝達することに伴う荷重を、ケーシング１６などの固定部で受けることにより、ピニオンギヤ１４に作用する荷重を低減し、特定のピニオンギヤ１４の強度や耐久性が遊星歯車機構１１の全体としての強度や耐久性の制約要因になることを回避する例であるが、これに替えて、外部部材との間でのトルク伝達に伴う荷重を分散させてピニオンギヤ１４に作用させることにより、特定のピニオンギヤ１４に掛かる荷重を低減することもできる。その例を以下に示す。
【００３６】
図４は、５つのピニオンギヤ１４を円周方向に等間隔に配列した遊星歯車機構１１の例を示しており、これらのピニオンギヤ１４を保持しているキャリヤ１５は、ケーシング１６に対して固定され、回転および半径方向の移動が共に不可能な状態となっている。また、リングギヤ１３は、上述した例と同様に、その外歯１８によってカウンタギヤ１９に噛合している。
【００３７】
したがって図４に示す例においても、各ピニオンギヤ１４の位置は固定されており、リングギヤ１３とカウンタギヤ１９との間のトルク伝達位置すなわち外歯１８とカウンタギヤ１９との噛み合い点と各ピニオンギヤ１４との相対位置が固定されている。具体的には、円周方向におけるそのトルク伝達位置を挟んだ両側に等角度離れて二つのピニオンギヤ１４が配置されている。
【００３８】
他の三つのピニオンギヤ１４は、これら二つのピニオンギヤ１４に準じて等間隔に配置されている。したがって、図４での最下部のピニオンギヤ１４は、円周方向で、上記のトルク伝達位置に対して反対側（サンギヤ１２の中心に対して対称位置）に配置されている。言い換えれば、トルク伝達位置とサンギヤ１２の中心とを結んだ線を中心にした左右両側に、それぞれ二つずつのピニオンギヤ１４が互いに対称となる位置に配置されている。
【００３９】
これらのピニオンギヤ１４を保持しているキャリヤ１５が固定されているために、リングギヤ１３とカウンタギヤ１９との間でのトルク伝達に伴う荷重がピニオンギヤ１４に作用することになるが、そのトルク伝達位置Ｐの図４での直下すなわちトルク伝達位置Ｐとサンギヤ１２の中心とを結んだ線上にはピニオンギヤ１４が配置されておらず、その線上を外れた位置にピニオンギヤ１４が配置されている。そのため、トルク伝達位置Ｐから外れた角度に応じて、上記の荷重Ｆが分散して作用することになるが、図４に示す例では、左右対称にピニオンギヤ１４が配置されているので、左右それぞれに均等に荷重が作用する。
【００４０】
すなわち、図４に示す例では、上側の二つのピニオンギヤ１４での荷重が大きく、その下側の左右二つのピニオンギヤ１４での荷重が小さく、最下部の一つのピニオンギヤ１４での分担が更に小さくなる。この図４に示すように構成した場合の各ピニオンギヤ１４での荷重分担比の一例を示すと図５（Ａ）のとおりである。比較のために、トルク伝達位置Ｐの直下にいずれか一つのピニオンギヤ１４を配置した場合の荷重分担比を示すと図５の（Ｂ）のとおりである。
【００４１】
これら図５の（Ａ）および（Ｂ）を比較して明らかなように、外部の部材とトルク伝達する円周方向での位置を外してピニオンギヤ１４を配置すれば、そのズレに応じて荷重分担率が低下する。その結果、特定のピニオンギヤ１４に大きい荷重が集中することを回避して、遊星歯車機構１１の全体としての強度や耐久性などの特性を向上させることができる。
【００４２】
なお、４つのピニオンギヤ１４が設けられている場合の例を図５の（Ｃ）に示してあり、併せて各ピニオンギヤ１４での荷重分担比の一例を記載してある。この場合には、トルク伝達位置Ｐの直下を中心とした左右対称となる位置に各ピニオンギヤ１４を配置することになり、こうすることによりピニオンギヤ１４の最大荷重を最も低下させることができる。
【００４３】
また、上述した各例は、複数のピニオンギヤ１４を等間隔に配置する例であるが、ピニオンギヤ１４の間隔を任意に設定できる場合には、図５の（Ｄ）に示すようにピニオンギヤ１４を配置することが好ましい。すなわち、外部とのトルク伝達位置Ｐ側の領域でのピニオンギヤ１４の配置密度を高くし、これとは反対側の領域での配置密度を低くする。より具体的には、図５の（Ｄ）の例では上半分の領域に全てのピニオンギヤ１４を配置する。
【００４４】
このような構成では、図５の（Ｄ）に併記してあるように、４つの全てのピニオンギヤ１４で外部とのトルク伝達に伴う荷重を分担するので、その荷重分担比の最大値が小さくなる。その結果、強度あるいは耐久性などの点での不利な条件を緩和できるので、遊星歯車機構１１の全体としての強度や耐久性の低下を抑制もしくは防止できる。
【００４５】
なお、この発明は上述した各具体例に限定されないのであって、シングルピニオン型の遊星歯車機構以外に、ダブルピニオン型あるいはラビニョウ型遊星歯車機構などの他の型式の遊星歯車機構にも適用することができる。また、この発明における固定要素は、キャリヤ以外にサンギヤあるいはリングギヤであってもよく、その場合であっても上述した具体例と同様の作用・効果を得ることができる。さらに、この発明における外部部材は、リングギヤの外周側に設けた歯車に限定されないのであって、要は、遊星歯車機構に対して偏心した軸線を中心として配置され、リングギヤなどの回転要素に対してその円周方向の一部でトルク伝達する部材であればよい。
【００４６】
【発明の効果】
以上説明したように、請求項１の発明によれば、ピニオンギヤには、サンギヤとリングギヤとの間のトルクの伝達に伴う荷重が作用するものの、外部部材との間でのトルク伝達に伴う偏倚荷重が作用しないので、特定のピニオンギヤに掛かる荷重が特に大きくなったり、それに伴って強度あるいは耐久性の点で不利になったりすることがなく、その結果、特定のピニオンギヤの強度や耐久性によって遊星歯車機構の全体の強度や耐久性などの特性が制約されることを回避して、強度あるいは耐久性などの特性を向上させることができる。
【００４７】
また、請求項２の発明によれば、固定要素が請求項１の発明と同様に移動することができるので、請求項１の発明と同様の効果を得ることができ、また弾性部材が緩衝作用を生じるので、騒音もしくは振動を防止もしくは抑制することができる。
【００４８】
さらに、請求項３の発明によれば、キャリヤによって保持されているピニオンギヤのいずれか特定のものに、他のものより大きい荷重が作用することを回避して、遊星歯車機構の全体としての強度あるいは耐久性などの特性を向上させることができる。
【００４９】
またさらに、請求項４の発明によれば、外部部材との円周方向でのトルク伝達位置を外れてピニオンギヤが配置されているので、外部部材との間のトルク伝達に伴う荷重が複数のピニオンギヤに分散されやすくなり、その結果、特定のピニオンギヤに対する荷重の集中が緩和され、遊星歯車機構の全体としての強度あるいは耐久性などの特性を向上させることができる。
【００５０】
そして、請求項５の発明によれば、荷重の集中しやすいピニオンギヤが二つになるので、これらのピニオンギヤに対する荷重が分散されて相対的に小さい荷重となり、その結果、遊星歯車機構の全体としての強度あるいは耐久性などの特性を向上させることができる。
【００５１】
またそして、請求項６の発明によれば、外部部材との間のトルク伝達に伴う偏倚荷重が、より多数のピニオンギヤに分散させられることになるので、特定のピニオンギヤに作用する荷重が相対的に小さくなり、その結果、遊星歯車機構の全体としての強度あるいは耐久性などの特性を向上させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 この発明に係る遊星歯車機構における荷重の作用状態を説明するための模式図である。
【図２】 その荷重の作用状態を説明するための他の模式図である。
【図３】 この発明に係る遊星歯車機構の一例を示すスケルトン図である。
【図４】 この発明の他の例を示す模式図である。
【図５】 複数のピニオンギヤの配列の数例および荷重分担比を示す線図である。
【図６】 従来の遊星歯車機構における荷重の作用状態を説明するための模式図である。
【図７】 従来の遊星歯車機構における荷重の作用状態を説明するための他の模式図である。
【符号の説明】
１１…遊星歯車機構、 １２…サンギヤ、 １３…リングギヤ、 １４…ピニオンギヤ、 １５…キャリヤ、 １６…ケーシング、 １７…軸受、 １８…外歯、 １９…カウンタギヤ、 ２０…連結手段。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a planetary gear mechanism that mainly includes a sun gear, a ring gear, and a carrier that holds a pinion gear disposed therebetween.
[0002]
[Prior art]
Any one of the above three elements in the planetary gear mechanism is used as an input element, and any other element is used as an output element, and the other elements are fixed elements. It can function as a reversing device. Further, by connecting any two elements so as to rotate integrally, the entire planetary gear mechanism can be rotated integrally.
[0003]
In any of these usage forms, the pinion gear mediates transmission of torque between the sun gear and the ring gear. Therefore, the greater the number of pinion gears, the greater the torque that can be transmitted between the sun gear and the ring gear. Therefore, for example, in the invention described in JP-A-4-175542, the number of pinion gears that can be held by the carrier is increased by devising the structure of the carrier.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
In the above publication, assuming that the torque applied to each of the plurality of pinion gears is equal, the torque that can be transmitted is 1.25 times higher when five pinion gears are provided than when four pinion gears are provided. It is described that it becomes. However, depending on the form of use of the planetary gear mechanism, a large load may be applied to a specific pinion gear, which may reduce the strength and durability of the planetary gear mechanism.
[0005]
More specifically, in FIGS. 6 and 7, two pinion gears 3 are arranged between the sun gear 1 and the ring gear 2, and the carrier 4 holding the pinion gears 3 is fixed to the casing 5 by the splines 6. In addition, an example is shown in which the counter gear 8 is meshed with the external teeth 7 formed on the outer peripheral surface of the ring gear 2, and the ring gear 2 is supported by the casing 5 via the bearing 9 fitted to the outer periphery thereof. In such a usage pattern, a load F accompanying torque transmission acts between the ring gear 2 and the counter gear 8. Since the pressure angle is ignored in FIG. 6, the load F acts in a direction perpendicular to the line connecting the center of the sun gear 1 and the center of the counter gear 8.
[0006]
On the other hand, the bearing 9 supporting the ring gear 2 has an inevitable gap e, whereas the carrier 4 is fixed to the casing 5, so that the reaction force against the load F is caused by the carrier 4. It acts between the pinion gear 3 and the ring gear 2 that are held. Further, a load accompanying torque transmission acts on each pinion gear 3.
[0007]
Accordingly, the relationship between the forces f1 and f2 acting on each pinion gear 3 and the load F is as shown by arrows in FIG.
f1 = (F / 2) × {(R / r) +1)}
f2 = (F / 2) * {(R / r) -1)}
It becomes. Here, r is the radius of the meshing point between each pinion gear 3 and the ring gear 2, and R is the radius of the position where the load F acts. Since each pinion gear 3 meshes with the sun gear 1 and transmits torque, a radial load twice as large as the respective forces f1 and f2 acts on the bearing.
[0008]
Thus, the force f1 acting on the pinion gear 3 located closest to the meshing point between the ring gear 2 and the counter gear 8 is larger than the force f2 acting on the other pinion gears 3. As a result, the strength or durability of the pinion gear 3 having the largest applied load restricts the overall strength or durability of the planetary gear mechanism.
[0009]
Such a situation is the same even when other elements are fixed instead of the carrier 4 and torque is transmitted between the other unfixed elements and the rotating member outside the planetary gear mechanism. is there. That is, conventionally, the influence of the load accompanying torque transmission with an external rotating member is not taken into consideration, and therefore the strength and durability of the planetary gear mechanism as a whole depends on the strength and durability of a specific member. There was a problem that was restricted.
[0010]
The present invention has been made by paying attention to the above technical problem, and avoids the fact that the load accompanying torque transmission with an external member acts on a specific member and acts as an overall strength. An object of the present invention is to provide a planetary gear mechanism capable of improving characteristics such as durability and durability.
[0011]
[Means for Solving the Problem and Action]
In order to achieve the above-mentioned object, the present invention is accompanied by torque transmission with an external member when the torque is transmitted with an external rotary member via another rotary element other than the fixed element. The fixed element can be moved in the radial direction, and the radial load is received by the other rotating element. More specifically, the invention of claim 1 includes, as elements, a sun gear, a ring gear, and a carrier rotatably holding a plurality of pinion gears arranged between the sun gear and the ring gear, and any one of the elements is a fixed element. And a planetary gear mechanism for transmitting torque between the rotating element and an external member provided at an eccentric position, and any other element as a rotating element, wherein the fixed element includes the rotating element and the external member A fixed portion that holds the rotating element in a freely rotatable manner, and holds the rotating element in a load direction accompanying the torque transmission between the rotating element and the external member. It is a planetary gear mechanism characterized by being configured to receive.
[0012]
Therefore, in the first aspect of the invention, a load accompanying the transmission of torque between the rotating element and the external member is transmitted to the fixed element via the pinion gear, and as a result, the fixed element is moved by the load. That is, the fixing element and the pinion gear do not support the above load. When the fixing element moves, the rotating element moves so as to close the gap between the fixing member and receives the load by the fixing member. Therefore, although the load accompanying torque transmission between the sun gear and the ring gear acts on the pinion gear, the bias load accompanying torque transmission between the external members does not act on the pinion gear. Durability does not limit the overall strength and durability of the planetary gear mechanism.
[0013]
The invention of claim 2 is the planetary gear mechanism according to claim 1, wherein the fixing element is held by the fixing portion via an elastic member.
[0014]
Accordingly, in the second aspect of the invention, the fixing element can move in the same manner as in the first aspect of the invention, so that the same action as that of the first aspect of the invention occurs, and the elastic member produces a buffering action. Vibration is prevented or suppressed.
[0015]
The invention of claim 3 is the planetary gear mechanism characterized in that, in the configuration of claim 1 or 2, the fixed element is the carrier, and the rotating element is the ring gear.
[0016]
Therefore, in the third aspect of the present invention, torque is transmitted between the ring gear and the external member, and the carrier moves in the load direction due to the accompanying load. As a result, the gap between the ring gear and the fixed part is clogged and the load is supported by the fixed part via the ring gear, so that one of the pinion gears held by the carrier has a larger load than the others. Is avoided from acting.
[0017]
On the other hand, according to the invention of claim 4, a plurality of pinion gears are arranged in a circumferential direction between a sun gear and a ring gear arranged concentrically with each other, and these pinion gears are rotatably attached to a non-rotating carrier. And a planetary gear mechanism for transmitting torque between the sun gear or the ring gear and an external member eccentric to the sun gear or ring gear, the torque transmission position in the circumferential direction between the sun gear or ring gear and the external member is determined. The planetary gear mechanism is characterized in that the pinion gear is arranged at a disengaged position.
[0018]
Therefore, in the invention of claim 4, since the carrier is non-rotating, a load accompanying torque transmission between the sun gear or ring gear and the external member acts on the pinion gear held by the carrier. Since the pinion gear is arranged out of the circumferential direction of the torque transmission position with the external member, the load is easily distributed to a plurality of pinion gears. As a result, the concentration of the load on a specific pinion gear is reduced. Is done.
[0019]
According to a fifth aspect of the present invention, in the configuration of the fourth aspect, the planetary gear mechanism is characterized in that the pinion gear is arranged so that the torque transmission position is located between the two pinion gears.
[0020]
Therefore, in the invention of claim 5, since there are two pinion gears on which loads are likely to concentrate, the loads on these pinion gears are dispersed and become relatively small loads.
[0021]
In the invention of claim 6, a plurality of pinion gears are arranged in a circumferential direction between a sun gear and a ring gear arranged concentrically with each other, and these pinion gears are rotatably attached to a non-rotating carrier. And a planetary gear mechanism in which the sun gear or the ring gear transmits torque between the sun gear or the ring member and the outer member eccentric to the sun gear or the ring gear, the torque transmission position in the circumferential direction between the sun gear or the ring gear and the external member is The planetary gear mechanism is characterized in that the arrangement density of the pinion gears in the near area is higher than the arrangement density of the pinion gears in the far area.
[0022]
Therefore, in the invention of claim 6, a larger number of pinion gears are disposed in a region close to the torque transmission position in the circumferential direction between the sun gear or ring gear and the external member, and the carrier is in a non-rotating state. Thus, the relative position between the torque transmission position and the pinion gear is maintained. As a result, the bias load accompanying torque transmission with the external member is distributed to a larger number of pinion gears, so that the load acting on a specific pinion gear becomes relatively small.
[0023]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Next, the present invention will be described with reference to specific examples shown in the drawings. First, an example of the planetary gear mechanism 11 targeted by the present invention will be briefly described. The planetary gear mechanism 11 shown in FIG. 3 is a so-called single-pinion type planetary gear mechanism, which is a sun gear 12 and a concentric circle with the sun gear 12. And a carrier 15 that rotatably holds a sun gear 12 and a plurality of pinion gears 14 meshed with the ring gear 13. The ring gear 13 is rotatably supported by a predetermined fixing portion, for example, a casing 16 via a bearing 17.
[0024]
Further, external teeth 18 are formed on the outer peripheral surface of the ring gear 13. Further, a counter gear 19 corresponding to the external member of the present invention is disposed at a predetermined position on the outer peripheral side of the ring gear 13, that is, a predetermined position eccentric with respect to the planetary gear mechanism 11. The counter gear 19 and the external teeth 18 in the ring gear 13 are engaged with each other. Therefore, the meshing portion of these teeth is a torque transmission position, and the position in the circumferential direction is a position that does not change substantially constant.
[0025]
The planetary gear mechanism 11 shown in FIG. 3 has a carrier 15 as a fixed element, and the carrier 15 is connected to the casing 16 through a predetermined connecting means 20 in a non-rotating state. The connecting means 20 has a special structure that allows movement in a predetermined radial direction without rotating the carrier 15. The radial direction is an action direction of a load generated along with the transmission of torque between the counter gear 19 and the ring gear 13, and roughly speaking, the rotation center of the ring gear 13 and the rotation center of the counter gear 19 are More precisely, the orthogonal direction is determined by the pressure angle of the tooth surface where the counter gear 19 and the external teeth 18 mesh with each other and the pressure of the tooth surface where the ring gear 13 and the pinion gear 14 mesh with each other. The direction is corrected by the corner.
[0026]
As the connection means 20 having such a special structure, various types can be adopted as required. For example, a spline having a chipped tooth that allows movement in the above-mentioned direction, or an elastic member such as a spring or rubber is used. A built-in ring-shaped support member or the like can be employed.
[0027]
In the planetary gear mechanism 11 described above, since the carrier 15 is a fixed element, one of the sun gear 12 and the ring gear 13 is an input element and the other is an output element. Torque is transmitted between the ring gear 13 and the counter gear 19. This state is schematically shown in FIG. 1 and FIG.
[0028]
In the example shown here, the two pinion gears 14 are arranged at symmetrical positions with the sun gear 12 interposed therebetween, and only a part of the spline 20 for maintaining the carrier 15 in the non-rotating state is allowed to move in the above-described direction. Is provided with spline teeth. 1 and 2 are simplified and illustrated in the same manner as FIGS. 6 and 7 described above.
[0029]
As shown in FIG. 1, if the ring gear 13 is rotated relatively counterclockwise, for example, and its external teeth 18 are meshed with the counter gear 19, the load F accompanying torque transmission between the two is directed to the right in FIG. Arises. The bearing 17 supporting the ring gear 13 has an inevitable gap (for example, about several tens to several hundreds μm) for enabling rotation, and is movable within that range.
[0030]
Further, as described above, the carrier 15 connected to the ring gear 13 via the pinion gear 14 is stopped in rotation by the so-called chipped spline 20, but moves in the left-right direction in FIGS. It is possible. Therefore, when the load F accompanying torque transmission between the ring gear 13 and the counter gear 19 acts as described above, the carrier 15 moves together with the ring gear 13 in the right direction in FIGS.
[0031]
FIG. 1 and FIG. 2 show a state of the result of the movement as described above. In this state, the clearance in the bearing 17 supporting the ring gear 13 is clogged and the movement of the ring gear 13 is prevented by the casing 16. Has been. In other words, a load acting to move the carrier 15 and the ring gear 13 is received by the casing 16. As a result, a reaction force F having the same magnitude as the load F acts on the ring gear 13 from the casing 16 in the direction opposite to the load F.
[0032]
Therefore, the load caused by the load F accompanying torque transmission with the external counter gear 19 does not act on each pinion gear 14. That is, only the loads f1 and f2 accompanying the torque transmission between the sun gear 12 and the ring gear 13 are applied to each pinion gear 14, and the loads f1 and f2 are equal to each other (= FR / 2r). Therefore, a radial load twice as large as each load acts on the bearing of each pinion gear 14, and this is a load accompanying normal torque transmission.
[0033]
As described above, in the planetary gear mechanism 11 according to the present invention, the load acting on each pinion gear 14 is limited to the load accompanying the transmission of torque between the sun gear 12 and the ring gear 13, and an external counter gear is used. The load associated with the torque transmission between the ring gear 13 and the ring gear 13 does not act, and the loads of the pinion gears 14 or their bearings are equal to each other. In other words, since a situation in which the load acting on the specific pinion gear 14 is not particularly large does not occur, characteristics such as the strength and durability of the specific pinion gear 14 are such as the overall strength and durability of the planetary gear mechanism 11. There are no restrictions on properties.
[0034]
In the planetary gear mechanism 11 described above, the carrier 15 that is a fixed element can be held by the casing 16 that is a fixed portion via a connecting means 20 that incorporates an elastic member. With such a configuration, the carrier 15 can be moved as described above to equalize the load applied to the pinion gear 14, and at the same time, the vibration of the carrier 15 can be absorbed by the elastic member. The vibration and noise as a whole can be prevented or suppressed.
[0035]
In the specific example described above, the load acting on the pinion gear 14 is reduced by receiving a load accompanying torque transmission with the external counter gear 19 by a fixed portion such as the casing 16, and the specific pinion gear 14. This is an example of avoiding that the strength and durability of the planetary gear mechanism 11 are the limiting factors of the strength and durability of the planetary gear mechanism 11 as a whole. By dispersing and acting on the pinion gear 14, the load applied to the specific pinion gear 14 can be reduced. An example is shown below.
[0036]
FIG. 4 shows an example of the planetary gear mechanism 11 in which five pinion gears 14 are arranged at equal intervals in the circumferential direction, and the carrier 15 holding these pinion gears 14 is fixed to the casing 16. Both rotation and radial movement are impossible. Further, the ring gear 13 meshes with the counter gear 19 by the external teeth 18 as in the above-described example.
[0037]
Therefore, also in the example shown in FIG. 4, the position of each pinion gear 14 is fixed, the torque transmission position between the ring gear 13 and the counter gear 19, that is, the meshing point between the external teeth 18 and the counter gear 19, and each pinion gear 14. The relative position of is fixed. Specifically, two pinion gears 14 are arranged at equal angles on both sides of the torque transmission position in the circumferential direction.
[0038]
The other three pinion gears 14 are arranged at equal intervals according to these two pinion gears 14. Therefore, the lowermost pinion gear 14 in FIG. 4 is arranged on the opposite side (symmetrical position with respect to the center of the sun gear 12) with respect to the torque transmission position in the circumferential direction. In other words, two pinion gears 14 are arranged symmetrically with each other on both the left and right sides centered on a line connecting the torque transmission position and the center of the sun gear 12.
[0039]
Since the carrier 15 holding these pinion gears 14 is fixed, a load accompanying torque transmission between the ring gear 13 and the counter gear 19 acts on the pinion gear 14. The pinion gear 14 is not disposed on the line directly below P in FIG. 4, that is, on the line connecting the torque transmission position P and the center of the sun gear 12, and the pinion gear 14 is disposed at a position off the line. For this reason, the load F acts in a distributed manner depending on the angle deviating from the torque transmission position P. However, in the example shown in FIG. The load is applied evenly.
[0040]
That is, in the example shown in FIG. 4, the load on the upper two pinion gears 14 is large, the load on the lower two left and right pinion gears 14 is small, and the sharing by the single pinion gear 14 at the bottom is further reduced. . An example of the load sharing ratio in each pinion gear 14 when configured as shown in FIG. 4 is as shown in FIG. For comparison, the load sharing ratio when any one pinion gear 14 is arranged immediately below the torque transmission position P is as shown in FIG.
[0041]
As is clear from comparison between FIGS. 5A and 5B, if the pinion gear 14 is arranged with the circumferential position where torque is transmitted with an external member removed, the load sharing is performed according to the deviation. The rate drops. As a result, it is possible to avoid the concentration of a large load on the specific pinion gear 14 and to improve characteristics such as the overall strength and durability of the planetary gear mechanism 11.
[0042]
An example in which four pinion gears 14 are provided is shown in FIG. 5C, and an example of the load sharing ratio in each pinion gear 14 is also described. In this case, each pinion gear 14 is disposed at a position that is symmetrical with respect to the position immediately below the torque transmission position P, whereby the maximum load of the pinion gear 14 can be reduced most.
[0043]
Moreover, each example mentioned above is an example which arrange | positions the several pinion gear 14 at equal intervals, However, When the space | interval of the pinion gear 14 can be set arbitrarily, it arrange | positions the pinion gear 14 as shown to (D) of FIG. It is preferable to do. That is, the arrangement density of the pinion gears 14 in the region on the torque transmission position P side with the outside is increased, and the arrangement density in the region on the opposite side is decreased. More specifically, in the example of FIG. 5D, all the pinion gears 14 are arranged in the upper half region.
[0044]
In such a configuration, as shown in FIG. 5D, all four pinion gears 14 share the load accompanying torque transmission with the outside, so the maximum value of the load sharing ratio becomes small. . As a result, disadvantageous conditions in terms of strength or durability can be alleviated, so that a decrease in the strength and durability of the planetary gear mechanism 11 as a whole can be suppressed or prevented.
[0045]
The present invention is not limited to the specific examples described above, and can be applied to other types of planetary gear mechanisms such as a double pinion type or Ravigneaux type planetary gear mechanism in addition to the single pinion type planetary gear mechanism. Can do. Further, the fixing element in the present invention may be a sun gear or a ring gear in addition to the carrier, and even in that case, the same operation and effect as in the above-described specific example can be obtained. Further, the external member in the present invention is not limited to the gear provided on the outer peripheral side of the ring gear. In short, the external member is arranged around the axis line eccentric with respect to the planetary gear mechanism, and is relative to the rotating element such as the ring gear. Any member that transmits torque in part of the circumferential direction may be used.
[0046]
【The invention's effect】
As described above, according to the first aspect of the present invention, the pinion gear is subjected to the load accompanying the torque transmission between the sun gear and the ring gear, but the biased load accompanying the torque transmission to the external member. As a result, the load applied to a specific pinion gear is not particularly increased, and there is no disadvantage in terms of strength or durability, and as a result, the planetary gears depend on the strength and durability of the specific pinion gear. It is possible to improve characteristics such as strength or durability by avoiding restrictions on characteristics such as overall strength and durability of the mechanism.
[0047]
According to the invention of claim 2, since the fixing element can move in the same manner as in the invention of claim 1, the same effect as that of the invention of claim 1 can be obtained, and the elastic member has a buffering action. Therefore, noise or vibration can be prevented or suppressed.
[0048]
Further, according to the third aspect of the present invention, it is possible to avoid that a load larger than the other is applied to any one of the pinion gears held by the carrier, so that the overall strength of the planetary gear mechanism or Characteristics such as durability can be improved.
[0049]
Furthermore, according to the invention of claim 4, since the pinion gear is arranged out of the circumferential direction of torque transmission with the external member, the load accompanying torque transmission with the external member is subjected to a plurality of pinion gears. As a result, the concentration of the load on the specific pinion gear is alleviated, and characteristics such as the overall strength or durability of the planetary gear mechanism can be improved.
[0050]
According to the invention of claim 5, since there are two pinion gears on which the load tends to concentrate, the loads on these pinion gears are dispersed and become relatively small loads. As a result, the planetary gear mechanism as a whole Properties such as strength and durability can be improved.
[0051]
Further, according to the invention of claim 6, since the bias load accompanying the torque transmission with the external member is distributed to a larger number of pinion gears, the load acting on the specific pinion gear is relatively As a result, the planetary gear mechanism as a whole can be improved in characteristics such as strength or durability.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic diagram for explaining an action state of a load in a planetary gear mechanism according to the present invention.
FIG. 2 is another schematic diagram for explaining the action state of the load.
FIG. 3 is a skeleton diagram showing an example of a planetary gear mechanism according to the present invention.
FIG. 4 is a schematic view showing another example of the present invention.
FIG. 5 is a diagram showing several examples of arrangement of a plurality of pinion gears and load sharing ratios.
FIG. 6 is a schematic diagram for explaining an action state of a load in a conventional planetary gear mechanism.
FIG. 7 is another schematic diagram for explaining an action state of a load in a conventional planetary gear mechanism.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 11 ... Planetary gear mechanism, 12 ... Sun gear, 13 ... Ring gear, 14 ... Pinion gear, 15 ... Carrier, 16 ... Casing, 17 ... Bearing, 18 ... External tooth, 19 ... Counter gear, 20 ... Connection means

Claims (6)

サンギヤとリングギヤとこれらサンギヤおよびリングギヤの間に配置した複数のピニオンギヤを回転自在に保持したキャリヤとを要素として備え、いずれかの要素を固定要素とし、かつ他のいずれかの要素を回転要素とするとともに、その回転要素と偏心位置に設けられた外部部材との間でトルク伝達する遊星歯車機構において、
前記固定要素が、前記回転要素と外部部材との間のトルク伝達に伴う荷重方向に移動可能に保持されるとともに、前記回転要素と外部部材との間のトルク伝達に伴う荷重を、その回転要素を回転自在に保持している固定部で受けるように構成されていることを特徴とする遊星歯車機構。A sun gear, a ring gear, and a carrier that rotatably holds a plurality of pinion gears arranged between the sun gear and the ring gear are provided as elements, and any one element is a fixed element and any other element is a rotating element. A planetary gear mechanism that transmits torque between the rotating element and an external member provided at an eccentric position.
The fixed element is held movably in a load direction associated with torque transmission between the rotating element and the external member, and a load associated with torque transmission between the rotating element and the external member is received by the rotating element. A planetary gear mechanism characterized in that the planetary gear mechanism is configured to be received by a fixed portion that is rotatably held. 前記固定要素が、弾性部材を介して前記固定部に保持されていることを特徴とする請求項１に記載の遊星歯車機構。The planetary gear mechanism according to claim 1, wherein the fixing element is held by the fixing portion via an elastic member. 前記固定要素が前記キャリヤであり、前記回転要素が前記リングギヤであることを特徴とする請求項１または２に記載の遊星歯車機構。The planetary gear mechanism according to claim 1 or 2, wherein the fixed element is the carrier, and the rotating element is the ring gear. 互いに同心円上に配置されたサンギヤとリングギヤとの間に複数のピニオンギヤが円周方向に配列されるとともに、これらのピニオンギヤが非回転状態のキャリヤに回転自在に取り付けられ、かつサンギヤもしくはリングギヤがこれらサンギヤもしくはリングギヤに対して偏心している外部部材との間でトルクを伝達する遊星歯車機構において、
前記サンギヤもしくはリングギヤと前記外部部材との円周方向におけるトルク伝達位置を外れた位置に前記ピニオンギヤが配置されていることを特徴とする遊星歯車機構。A plurality of pinion gears are arranged in a circumferential direction between a sun gear and a ring gear arranged concentrically with each other, and these pinion gears are rotatably attached to a non-rotating carrier, and the sun gear or the ring gear is connected to the sun gear. Alternatively, in a planetary gear mechanism that transmits torque with an external member that is eccentric with respect to the ring gear,
A planetary gear mechanism, wherein the pinion gear is disposed at a position out of a torque transmission position in a circumferential direction between the sun gear or ring gear and the external member. 二つの前記ピニオンギヤの中間に前記トルク伝達位置が位置するようにピニオンギヤが配置されていることを特徴とする請求項４に記載の遊星歯車機構。5. The planetary gear mechanism according to claim 4, wherein the pinion gear is arranged so that the torque transmission position is located between the two pinion gears. 互いに同心円上に配置されたサンギヤとリングギヤとの間に複数のピニオンギヤが円周方向に配列されるとともに、これらのピニオンギヤが非回転状態のキャリヤに回転自在に取り付けられ、かつサンギヤもしくはリングギヤがこれらサンギヤもしくはリングギヤに対して偏心している外部部材との間でトルクを伝達する遊星歯車機構において、
前記サンギヤもしくはリングギヤと前記外部部材との円周方向におけるトルク伝達位置に近い領域でのピニオンギヤの配置密度が、遠い領域でのピニオンギヤの配置密度より高いことを特徴とする遊星歯車機構。A plurality of pinion gears are arranged in a circumferential direction between a sun gear and a ring gear arranged concentrically with each other, and these pinion gears are rotatably attached to a non-rotating carrier, and the sun gear or the ring gear is connected to the sun gear. Alternatively, in a planetary gear mechanism that transmits torque with an external member that is eccentric with respect to the ring gear,
A planetary gear mechanism characterized in that an arrangement density of pinion gears in a region close to a torque transmission position in a circumferential direction between the sun gear or ring gear and the external member is higher than an arrangement density of pinion gears in a far region.

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