JP3920398B2

JP3920398B2 - Inscribed mesh planetary gear structure

Info

Publication number: JP3920398B2
Application number: JP10842597A
Authority: JP
Inventors: 清次峯岸; 哲三石川; 正則江川
Original assignee: Sumitomo Heavy Industries Ltd
Current assignee: Sumitomo Heavy Industries Ltd
Priority date: 1997-04-25
Filing date: 1997-04-25
Publication date: 2007-05-30
Anticipated expiration: 2017-04-25
Also published as: JPH10299841A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、減速機あるいは増速機、特に小型で高出力が要求されると共に、極めて低騒音であることが要求される減速機、あるいは増速機に適用するのに好適な、内接噛合遊星歯車構造に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、入力軸（第１軸）の回転を複数の振り分け軸の回転に分割・振り分けた上で減速するタイプの内接噛合遊星歯車構造が、例えば特開昭６０−２６０７３７号公報、特開平５−４４７８９号公報、同５−３４０４５０号公報、あるいは米国特許第３１２９６１１号、英国特許第９２７６４８号等において提案されている。
【０００３】
図４〜６に、前記特開平５−４４７８９号公報に開示された内接噛合遊星歯車構造の例を示す。
【０００４】
入力軸（第１軸）１０が回転すると、この回転に対応して１段目の減速機構Ｓ１の歯車２０及び３０（３１、３２、３３）を介して２段目の減速機構Ｓ２の３本の振り分け軸４０（４１、４２、４３）がそれぞれ同一方向（入力軸１０とは逆方向）に同一の速度で回転する。この３本の振り分け軸４０には、それぞれ偏心体５０が軸方向に並んで２個、合計６個（５１ａ、５１ｂ、５２ａ、５２ｂ、５３ａ、５３ｂ）嵌め込まれている。
【０００５】
偏心体５０が振り分け軸４０の回転に伴って同一方向に同一速度で回転すると、この偏心体５０に嵌合された２枚の外歯歯車６０（６０ａ、６０ｂ）が入力軸１０に対してそれぞれ偏心回転する。２枚の外歯歯車６０は、その最大偏心方向が互いに１８０°ずらしてあり、それぞれ入力軸１０と同心の内歯歯車７０に内接している。
【０００６】
この例では、外歯歯車６０の歯数が５８、内歯歯車７０の歯数が６０に設定されているため、その歯数差は２である。従って、振り分け軸４０（あるいはこれに組み込まれた偏心体５０）がそれぞれ１回転する毎に、外歯歯車６０は入力軸１０に対して１回だけ偏心回転することになり、その結果、内歯歯車７０に対して２歯分だけ位相がずれる（自転する）ことになる。この「ずれ」、即ち外歯歯車６０の自転は、振り分け軸４０を介してこれらと連結された出力軸（第２軸）８０のフランジ部８１及び支持リング８２に伝達される。支持リング８２側に伝達された回転力は、３つのキャリアピン９０（９１、９２、９３）によって出力軸８０のフランジ部８１に集結される。
【０００７】
この結果、２段目の減速機構Ｓ２では、振り分け軸４０が１回転すると、出力軸８０は該振り分け軸４０の回転方向と逆の方向（入力軸１０と同一方向）に２／５８だけ回転することになる。このようにしてこの内接噛合遊星歯車構造においては、１段目の減速機構Ｓ１で太陽歯車２０と遊星歯車３０の噛合により、（太陽歯車２０の歯数＝１２）／（遊星歯車３０の歯数＝３６）の減速比が得られ、更に、２段目の減速機構Ｓ２によって（２／５８）の減速比が得られることから、結局合わせて（１２／３６）×（２／５８）＝１／８７の総減速比が得られることになる。
【０００８】
このような振り分けタイプの内接噛合遊星歯車構造は、少ない構成部品で高減速比が得られるため、例えば工業用のロボットの駆動系等に広く採用されている。
【０００９】
なお、上記従来例では、第１軸（入力軸１０）から入力された回転を減速して第２軸（出力軸８０）より取り出す「減速機」に適用していたが、この第１軸と第２軸の入出力関係を逆転させれば、上記構造を「増速機」に適用することもできる。以降、便宜上「減速」という語を用いるが、この概念の中には入出力を逆にしたときの「増速」の概念を含むものとする。
【００１０】
【発明が解決しようとする課題】
この種の振り分けタイプの内接噛合遊星歯車構造における１段目の減速機構Ｓ１の太陽歯車２０、遊星歯車３０は、減速する機能のほか入力軸（第１軸）１０の回転力を複数個（図４〜６の例では３個）の振り分け軸４０に振り分ける「振り分け歯車」としての機能を有している。即ち、１段目の減速機構Ｓ１の太陽歯車２０、遊星歯車３０による動力の振り分けがなければ、２段目の減速機構Ｓ２はその動力の受入自体が不可能な構成となっている。そのため、１段目の減速機構Ｓ１と２段目の減速機構Ｓ２は互いに自由な寸法であることは許されず、相互に寸法を制約し合う。
【００１１】
１段目の減速機構Ｓ１の減速比は実用上１／５程度が限界である。しかしながら、２段目の減速機構Ｓ２の減速は、上述した図４〜図６のような、外歯歯車６０と内歯歯車７０との歯数差が「２」の場合で１／３０、特開昭６０−２６０７３７号のように歯数差が「１」の場合は１／６０程度が容易に得られる。
【００１２】
このように、１段目の減速機構Ｓ１は減速比を大きく取れないため、伝達トルクは小さく、一方、２段目の減速機構Ｓ２は、１段目の減速機構Ｓ１で増幅されたトルクを受けて、これを更に大きな減速比で減速するため、伝達トルクは非常に大きくなる。そのため、２段目の減速機構Ｓ２ではこの大きな伝達トルクを扱うために３本の振り分け軸４０の配置円の半径Ｒ1 は（なるべく大きい方が有利であるため）通常は内歯歯車７０のピッチ円の半径Ｒ2 のほぼ１／２程度に設定される。ところが、この振り分け軸４０の配置円の半径Ｒ1 は、前記振り分け構造の制約から、そのまま１段目の減速機構Ｓ１の太陽歯車２０と遊星歯車３０の中心間距離Ｒ3 と等しくならなければならない。即ち、Ｒ1 ＝Ｒ3 が成立しなければならないという制約がある。
【００１３】
このことは、１段目の減速機構Ｓ１は、２段目の減速機構Ｓ２の伝達トルクよりもはるかに小さいトルクしか扱わないにも拘らず（トルク伝達という点のみからすれば、Ｒ３より小さい中心間距離の歯車対で十分であるにも拘らず）、２段目の減速機構Ｓ２の大きさとの関係から必要以上に大きい（Ｒ１と同じ大きさの）中心間距離Ｒ３になってしまっていることを意味する。
【００１４】
一般に、歯車伝導装置の騒音は、歯車の種類と加工精度が同一の場合には、その噛合点における周速度に比例して大きくなることが知られている。即ち、公知の内接噛合遊星歯車構造は、動力伝達上は不必要な大きさの歯車対を１段目（高速側）に有するため、該１段目の減速機構Ｓ１の歯車騒音が非常に大きくなるという問題があり、そのため、低騒音の要求されるシステムには組み込むことができないという大きな問題を有していた。
【００１５】
本発明は、このような従来の問題に鑑みてなされたものであって、低騒音を簡易且つ低コストな構成で実現することのできる（振り分けタイプの）内接噛合遊星歯車構造を提供することを目的とする。
【００１６】
【課題を解決するための手段】
本発明は、外部部材と連結される第１軸と、該第１軸と同心の円周上に配置され、該第１軸と連動して回転する複数の振り分け軸と、該複数の振り分け軸上にそれぞれ設けられた偏心体と、該偏心体に嵌合されることにより、前記第１軸に対して偏心回転可能とされた外歯歯車と、前記第１軸と同心に組み込まれ、前記外歯歯車が該第１軸に対して偏心回転しながら内接噛合する内歯歯車と、前記複数の振り分け軸と連結された第２軸と、を備えた内接噛合遊星歯車構造において、前記第１軸に設けられた太陽ローラと、前記複数の振り分け軸のそれぞれに設けられ、該太陽ローラと各々外接する複数の遊星ローラと、該複数の遊星ローラの全てに外接する円の直径より小さい内径を有し、前記遊星ローラが内接するようにして組み込まれた与圧リングと、を備えたことにより、上記課題を解決したものである。
【００１７】
本発明においては、１段目の減速機構における減速と動力振り分けの両機能を従来のように歯車の噛合によって実現するのではなく、太陽ローラと遊星ローラとの摩擦伝導によって実現するようにした。摩擦伝導によるトルク伝達は、歯車噛合によるトルク伝達よりも確保し得るトルク伝達量は小さくなるが、もともと１段目の減速機構において伝達すべき伝達トルクは、該１段目の減速機構における（変更できない大きな）軸間寸法、あるいはローラ寸法に比較して小さいため、特に問題とはならない。
【００１８】
その一方で、この１段目の減速機構を摩擦伝導によって構成することにより、騒音の発生を極めて低く押さえることができるようになる。
【００１９】
ところで、このように摩擦伝導によって１段目の減速機構のトルク伝達を実現するようにすると、当該摩擦伝導を実現するためのローラ間の摩擦力を生じさせるための与圧をどのようにして発生させるかという問題が新たに生じる。
【００２０】
この種の与圧は、一般には、互いに接しているローラのそれぞれの半径の合計より、該ローラの軸間距離を若干小さめに設定することにより与えられる。しかしながら、ローラが金属でできていると（ゴム等の弾性材ではいかに１段目とはいえ、必要な伝達トルクを確保できない）、この軸間距離（軸の中心間距離）、あるいは２つのローラの半径の合計が製造誤差（組付け誤差）等によってわずかでも変化すると、それに伴って与圧力が非常に大きく変化してしまうという問題がある。
【００２１】
即ち、軸間距離が僅かでも小さくなると、与圧力は劇的に大きくなり、伝達ロスが大きくなるだけでなく、騒音や振動も大きくなり易い。逆に、軸間距離が僅かでも大きくなると与圧力は急激に減少してスリップが発生し、やはりトルク伝達が良好に行われなくなる。
【００２２】
しかしながら、この種の振分けタイプの内接噛合遊星歯車構造では、遊星ローラの組込まれる振り分け軸は、外歯歯車を偏心回転させるための支持ベースとなるだけでなく、該外歯歯車の自転と共に各振り分け軸が一体となって入力軸のまわりで回転しなければならない。従って各遊星ローラと太陽ローラとの軸間距離のばらつきを「所定の摩擦力が発生する公差内に納める」というのは事実上不可能に近い。
【００２３】
本発明では、この（新たに発生すると予想される）問題を解決するために、ローラ間に摩擦力を発生させるための与圧を中心間距離の調整によるのではなく、与圧リングによって与えるようにしたものである。
【００２４】
即ち、この与圧リングは、太陽ローラ１２０の直径と遊星ローラ１３０の直径の２倍との和より小さい（全ての遊星ローラに外接する円の直径より小さい）内径を有し、全遊星ローラが内接するようにして組み込まれる。この方法で与圧を与えると、軸間距離の調整によって与圧を与える方法に比べ、実際に発生する与圧力の変化の度合が（同じ加工誤差や組付誤差であっても）はるかに小さくなるという利点が得られる。
【００２５】
【発明の実施の形態】
以下図面に基づいて本発明の実施の形態の例を詳細に説明する。
【００２６】
図１は、本発明に係る内接噛合遊星歯車構造が適用されたギヤドモータＧＭを示す部分断面図、図２は、１段目の減速機構Ｓ１０１の構成を示す図１の矢示II−II線に沿う略示断面図、又、図３は、２段目の減速機構Ｓ１０２の構成を示す図１の矢示III −III 線に沿う略示断面図である。
【００２７】
図１において、モータＭの出力軸１０２は、カップリング１０４を介して１段目の減速機構Ｓ１０１の入力軸（第１軸）１１０と連結されている。
【００２８】
入力軸１１０には、太陽ローラ１２０が図示せぬスプラインを介して固着されている。この太陽ローラ１２０の廻りには、図２に示されるように、３本の振り分け軸１４０（１４１、１４２、１４３）が該太陽ローラ１２０と同心に（即ち入力軸１１０と同心に）配置されている。各振り分け軸１４０には、それぞれ太陽ローラ１２０と外接する遊星ローラ１３０（１３１、１３２、１３３）がスプライン１３１ａ、１３２ａ、１３３ａを介して取り付けられる。そのため、遊星ローラ１３０は振り分け軸１４０に対し回転方向には一体であるが、半径方向には若干動き得る構成とされている。
【００２９】
この３つの遊星ローラ１３０には、与圧リング１３７が巻回されている。この与圧リング１３７は、太陽ローラ１２０の直径Ｄｓと遊星ローラ１３０の直径Ｄｐの２倍を足した長さよりも締め代δだけ小径の自由内径（組込む前の内径）Ｄｉを持つもので、適度な可撓性を有し、容易に弾性変形可能である。与圧リング１３７は、図２のＰ1 、Ｐ2 、Ｐ3 の位置において該与圧リング１３７を半径方向内側に変形させることにより容易に組込むことができる。この与圧リング１３７は、単に各遊星ローラ１３０の外側で自由に回転する。即ち、太陽ローラ１２０と遊星ローラ１３０との間に与圧を与える仕事だけを行い、両者の回転には特に寄与せず、又拘束もしない。この与圧リング１３７により遊星ローラ１３０は所定の押付力で太陽ローラ１２０に押し付けられ、両者間に所定の摩擦力が発生する。
【００３０】
振り分け軸１４０を入力軸とする２段目の減速機構Ｓ１０２の構成については、外歯歯車１６０が１枚構造とされている他は、基本的に前述した図４〜図６に示された構造と略同一である。そのため、図１及び図３において、図４及び図６と対応する部位あるいは部材に図４及び図６で付した符号と下２桁が同一の符号を付すこととし、重複説明を省略する。
【００３１】
次に、このギヤドモータＧＭの作用に関し、主に従来と異なる１段目の減速機構Ｓ１０１の作用を中心に説明する。
【００３２】
このギヤドモータＧＭにおける１段目の減速機構Ｓ１０１での動力伝達は、従来の歯車噛合による動力伝達に代えて、太陽ローラ１２０と遊星ローラ１３０との摩擦伝導によって行われる。即ち、入力軸１１０が回転することによってスプライン１２５を介して太陽ローラ１２０が回転すると、これに接触している遊星ローラ１３０が回転し、スプライン１３１ａ、１３２ａ、１３３ａを介して振り分け軸１４０へと動力が伝達される。
【００３３】
ここで、与圧リング１３７は、締め代δをもって遊星ローラ１３０の外周に巻回されているため、太陽ローラ１２０と遊星ローラ１３０との間には圧接力（与圧力）Ｐｓが、又、遊星ローラ１３０と与圧リング１３７との間には圧接力Ｐｉがそれぞれ生じる。太陽ローラ１２０と遊星ローラ１３０との間に発生する圧接力Ｐｓは、それぞれのローラ１２０、１３０のヘルツの変形による荷重を発生し、又、遊星ローラ１３０と与圧リング１３７との間に生じる圧接力Ｐｉは、遊星ローラ１３０に対してはヘルツの変形を与えると共に、与圧リング１３７に対してはヘルツの変形と共に曲がり張りとしての張りの曲がりによる荷重を発生する。この張りの曲がりはヘルツの変形に比較すると桁の異なる巨大な変形となる。
【００３４】
太陽ローラ１２０、遊星１３０の与圧による変形は、それぞれの中心間距離に誤差を生じさせるが、スプライン連結による遊嵌構造により各振り分け軸１４０の軸間距離には影響しない。
【００３５】
又、両ローラ１２０、１３０間の圧接力（与圧力）Ｐｓもこのスプライン連結による遊嵌構造のため入力軸１１０及びその軸受１１１にほとんど作用しない。
【００３６】
このように、各荷重によって発生する変形の中に張りの曲がり成分が入っているため、ローラ径や与圧リング内径の加工誤差や摩耗によって生じる寸法変化に対し、太陽ローラ１２０と遊星ローラ１３０との間の圧接力（与圧力）Ｐｓの変化が鈍感になり、常に所定の与圧力を確保することができる。
【００３７】
このギヤドモータＧＭは、このように従来大きな騒音の発生源となっていた１段目の減速機構Ｓ１０１の動力伝達を摩擦伝導によって実現し、且つ、太陽ローラ１２０、遊星ローラ１３０に摩擦力を発生させるための与圧力を軸間距離の調整によってではなく、与圧リング１３７の巻回によって得るようにしたため、加工誤差や組付け誤差、あるいは摩耗によって生じる寸法変化に依存して与圧力が大きく変化することがなく、常に安定した動力伝達を行うことができる。
【００３８】
更には、歯車の噛合による不連続な動力伝達ではなく、歯のないローラの摩擦力による連続的な動力伝達ができるため、出力軸１７０において出力されるトルクがそれだけ安定化するという作用も得られる。
【００３９】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明によれば、振り分けタイプの内接噛合遊星歯車構造の１段目の減速機構の動力伝達を摩擦伝導によって実現し、且つ、その摩擦伝導を行うための各ローラに対する与圧力の付与を（軸間調整によってではなく）与圧リングの組込みによって行うようにしたため、加工誤差や組付け誤差、あるいは経時変化等の影響をほとんど受けることなく、常に安定した与圧力を確保することができるようになるという優れた効果が得られる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る内接噛合遊星歯車構造が適用されたギヤドモータの部分断面図
【図２】図１の矢示II−II線に沿う略示断面図
【図３】図１の矢示III −III 線に沿う略示断面図
【図４】従来の内接噛合遊星歯車構造が適用された減速機の例を示す断面図
【図５】図４の矢示Ｖ−Ｖ線に沿う略示拡大断面図
【図６】図４の矢示VI−VI線に沿う略示断面図
【符号の説明】
１１０…入力軸（第１軸）
１２０…太陽ローラ
１３０…遊星ローラ
１３７…与圧リング
１４０…振り分け軸
１５０…偏心体
１６０…外歯歯車
１７０…内歯歯車
１８０…出力軸（第２軸）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention is an intermeshing gear suitable for application to a speed reducer or speed increaser, particularly to a speed reducer or speed increaser that is required to have a small size and high output and to be extremely low in noise. The present invention relates to a planetary gear structure.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, an intermeshing planetary gear structure of a type that decelerates after dividing the rotation of the input shaft (first shaft) into the rotation of a plurality of sorting shafts is disclosed in, for example, Japanese Patent Laid-Open Nos. 60-260737 and 5 -44789, 5-340450, U.S. Pat. No. 3,296,611, British Patent 927648, and the like.
[0003]
4 to 6 show an example of an intermeshing planetary gear structure disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 5-44789.
[0004]
When the input shaft (first shaft) 10 rotates, three of the second-stage reduction mechanism S2 via the gears 20 and 30 (31, 32, 33) of the first-stage reduction mechanism S1 corresponding to this rotation. The distribution shafts 40 (41, 42, 43) rotate in the same direction (the opposite direction to the input shaft 10) at the same speed. Two eccentric bodies 50 are arranged on the three distribution shafts 40 in the axial direction, for a total of six (51a, 51b, 52a, 52b, 53a, 53b).
[0005]
When the eccentric body 50 rotates at the same speed in the same direction along with the rotation of the sorting shaft 40, the two external gears 60 (60a, 60b) fitted to the eccentric body 50 are respectively connected to the input shaft 10. Eccentric rotation. The two external gears 60 have their maximum eccentric directions shifted from each other by 180 °, and are inscribed in the internal gear 70 concentric with the input shaft 10.
[0006]
In this example, since the number of teeth of the external gear 60 is set to 58 and the number of teeth of the internal gear 70 is set to 60, the difference in the number of teeth is two. Therefore, each time the distribution shaft 40 (or the eccentric body 50 incorporated therein) makes one rotation, the external gear 60 rotates eccentrically only once with respect to the input shaft 10, and as a result, the internal teeth The phase is shifted (rotates) by two teeth with respect to the gear 70. This “deviation”, that is, the rotation of the external gear 60, is transmitted to the flange portion 81 and the support ring 82 of the output shaft (second shaft) 80 connected thereto via the distribution shaft 40. The rotational force transmitted to the support ring 82 side is concentrated on the flange portion 81 of the output shaft 80 by the three carrier pins 90 (91, 92, 93).
[0007]
As a result, in the second-stage reduction mechanism S2, when the distribution shaft 40 makes one rotation, the output shaft 80 rotates by 2/58 in the direction opposite to the rotation direction of the distribution shaft 40 (the same direction as the input shaft 10). It will be. Thus, in this intermeshing planetary gear structure, the number of teeth of the sun gear 20 is equal to 12 (the number of teeth of the sun gear 20) / (the teeth of the planetary gear 30) by the meshing of the sun gear 20 and the planetary gear 30 by the first-stage reduction mechanism S1. Since the reduction ratio of (2/58) is obtained by the second-stage reduction mechanism S2, a total reduction of (12/36) × (2/58) = A total reduction ratio of 1/87 is obtained.
[0008]
Such a distribution type inscribed mesh planetary gear structure is widely used in, for example, a drive system of an industrial robot because a high reduction ratio can be obtained with a small number of components.
[0009]
In the above conventional example, the rotation input from the first shaft (input shaft 10) is applied to a “reduction gear” that decelerates and takes out from the second shaft (output shaft 80). If the input / output relationship of the second axis is reversed, the above structure can be applied to the “speed increaser”. Hereinafter, the term “deceleration” is used for convenience, but this concept includes the concept of “acceleration” when the input and output are reversed.
[0010]
[Problems to be solved by the invention]
The sun gear 20 and the planetary gear 30 of the first-stage reduction mechanism S1 in this sort of inscribed meshing planetary gear structure have a plurality of rotational forces of the input shaft (first shaft) 10 in addition to the function of decelerating ( It has a function as a “distribution gear” that distributes to three distribution shafts 40 in the examples of FIGS. In other words, if there is no power distribution by the sun gear 20 and the planetary gear 30 of the first-stage reduction mechanism S1, the second-stage reduction mechanism S2 cannot receive the power itself. For this reason, the first-stage reduction mechanism S1 and the second-stage reduction mechanism S2 are not allowed to have free dimensions, and restrict the dimensions of each other.
[0011]
The reduction ratio of the first-stage reduction mechanism S1 is practically about 1/5. However, the deceleration of the second-stage reduction mechanism S2 is 1/30 when the difference in the number of teeth between the external gear 60 and the internal gear 70 is “2” as shown in FIGS. When the difference in the number of teeth is “1” as in Japanese Utility Model Publication No. 60-260737, about 1/60 can be easily obtained.
[0012]
Thus, since the first stage reduction mechanism S1 cannot obtain a large reduction ratio, the transmission torque is small. On the other hand, the second stage reduction mechanism S2 receives the torque amplified by the first stage reduction mechanism S1. Thus, since this is decelerated at a larger reduction ratio, the transmission torque becomes very large. Therefore, in order to handle this large transmission torque in the second-stage reduction mechanism S2, the radius R1 of the arrangement circle of the three distributing shafts 40 is usually (as it is advantageous to make it as large as possible), and usually the pitch circle of the internal gear 70. Is set to approximately half of the radius R2. However, the radius R1 of the arrangement circle of the distribution shaft 40 must be equal to the distance R3 between the center of the sun gear 20 and the planetary gear 30 of the first-stage reduction mechanism S1 as it is because of the restriction of the distribution structure. That is, there is a restriction that R1 = R3 must be satisfied.
[0013]
This is because the first-stage reduction mechanism S1 handles only a much smaller torque than the transmission torque of the second-stage reduction mechanism S2 (from the point of torque transmission alone, the center is smaller than R3. The center distance R3 is larger than necessary (the same size as R1) due to the relationship with the size of the second speed reduction mechanism S2 (although the gear pair with the distance between the two is sufficient). Means that.
[0014]
In general, it is known that the noise of the gear transmission device increases in proportion to the peripheral speed at the meshing point when the type of gear and the processing accuracy are the same. In other words, the known intermeshing planetary gear structure has a pair of gears of a size unnecessary for power transmission in the first stage (high speed side), and therefore the gear noise of the first stage reduction mechanism S1 is very high. Therefore, there is a problem that it cannot be incorporated into a system that requires low noise.
[0015]
The present invention has been made in view of such a conventional problem, and provides an intermeshing planetary gear structure (sorting type) capable of realizing low noise with a simple and low-cost configuration. With the goal.
[0016]
[Means for Solving the Problems]
The present invention includes a first shaft coupled to an external member, a plurality of distribution shafts arranged on a circumference concentric with the first shaft, and rotating in conjunction with the first shaft, and the plurality of distribution shafts An eccentric body provided on each of them, an external gear that is fitted to the eccentric body, and is eccentrically rotatable with respect to the first shaft, and is incorporated concentrically with the first shaft, An internal meshing planetary gear structure comprising: an internal gear that internally meshes while the external gear rotates eccentrically with respect to the first shaft; and a second shaft that is coupled to the plurality of distribution shafts. a sun roller provided on the first shaft, provided in each of said plurality of distribution shaft, a plurality of planetary rollers that circumscribes each with said sun roller, Ri by the diameter of the circle circumscribed to all the planetary rollers of the plurality of has a small radially innermost, the planetary roller is incorporated as inscribed By providing a pressure ring, and is obtained by solving the above problems.
[0017]
In the present invention, both the speed reduction and power distribution functions in the first-stage reduction mechanism are not realized by the meshing of the gears as in the prior art, but are realized by the frictional conduction between the sun roller and the planetary roller. Torque transmission by friction conduction has a smaller amount of torque transmission that can be secured than torque transmission by gear meshing. However, the transmission torque to be transmitted in the first-stage reduction mechanism is originally (changed in the first-stage reduction mechanism). This is not a problem because it is smaller than the large (cannot be large) inter-axis dimension or the roller dimension.
[0018]
On the other hand, the generation of noise can be suppressed extremely low by configuring the first-stage reduction mechanism by friction conduction.
[0019]
By the way, when the torque transmission of the first-stage reduction mechanism is realized by friction conduction in this way, how is the pressurization for generating the frictional force between the rollers for realizing the friction conduction generated? A new problem arises.
[0020]
This kind of pressurization is generally provided by setting the distance between the axes of the rollers slightly smaller than the sum of the radii of the rollers in contact with each other. However, if the roller is made of metal (however, the elastic material such as rubber cannot secure the necessary transmission torque even though it is the first stage), this inter-shaft distance (distance between the centers of the shafts), or two rollers If the sum of the radii changes even a little due to a manufacturing error (assembly error) or the like, there is a problem that the applied pressure changes greatly.
[0021]
In other words, when the distance between the shafts becomes small, the applied pressure increases dramatically, and not only the transmission loss increases, but also the noise and vibration tend to increase. On the other hand, if the distance between the shafts is increased even slightly, the applied pressure decreases rapidly and slip occurs, and torque transmission is not performed well.
[0022]
However, in this type of internal meshing planetary gear structure of the distribution type, the distribution shaft into which the planetary roller is incorporated serves not only as a support base for eccentric rotation of the external gear, but also with the rotation of the external gear. The distribution shaft must rotate as a unit around the input shaft. Therefore, it is practically impossible to “contain the variation in the distance between the axes of each planetary roller and the sun roller within a tolerance that generates a predetermined frictional force”.
[0023]
In the present invention, in order to solve this problem (expected to occur newly), the pressurizing force for generating the frictional force between the rollers is applied not by adjusting the center-to-center distance but by the pressurizing ring. It is a thing.
[0024]
That is, the pressurization ring has an inner diameter (small Sai Ri O of the circle circumscribed on all the planetary roller diameter) smaller again Ri by the sum of twice the diameter of the diameter and the planetary rollers 130 of the sun roller 120, It is installed so that all planetary rollers are inscribed. When pressurization is applied by this method, the degree of change in the actual pressurization that occurs by adjusting the distance between the axes is much smaller (even with the same machining error and assembly error). The advantage of becoming is obtained.
[0025]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an example of an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0026]
FIG. 1 is a partial cross-sectional view showing a geared motor GM to which an intermeshing planetary gear structure according to the present invention is applied, and FIG. 2 is an arrow II-II line in FIG. 1 showing a configuration of a first-stage reduction mechanism S101. FIG. 3 is a schematic cross-sectional view taken along the line III-III in FIG. 1 showing the configuration of the second-stage reduction mechanism S102.
[0027]
In FIG. 1, the output shaft 102 of the motor M is connected to the input shaft (first shaft) 110 of the first-stage reduction mechanism S <b> 101 through a coupling 104.
[0028]
A sun roller 120 is fixed to the input shaft 110 via a spline (not shown). Around the sun roller 120, as shown in FIG. 2, three distribution shafts 140 (141, 142, 143) are arranged concentrically with the sun roller 120 (that is, concentric with the input shaft 110). Yes. Planetary rollers 130 (131, 132, 133) circumscribing the sun roller 120 are attached to the distribution shafts 140 via splines 131a, 132a, 133a, respectively. For this reason, the planetary roller 130 is integrated with the distribution shaft 140 in the rotational direction, but can move slightly in the radial direction.
[0029]
A pressure ring 137 is wound around the three planetary rollers 130. The pressurizing ring 137 has a free inner diameter (inner diameter before assembly) Di smaller than the length obtained by adding twice the diameter Ds of the sun roller 120 and the diameter Dp of the planetary roller 130 by a tightening allowance δ. Flexible and easily elastically deformable. The pressurizing ring 137 can be easily assembled by deforming the pressurizing ring 137 radially inward at the positions P1, P2, and P3 in FIG. This pressurizing ring 137 simply rotates freely outside each planetary roller 130. That is, only the work of applying a pressure between the sun roller 120 and the planetary roller 130 is performed, and it does not particularly contribute to the rotation of both, nor does it restrain. The pressure roller 137 causes the planetary roller 130 to be pressed against the sun roller 120 with a predetermined pressing force, and a predetermined frictional force is generated between them.
[0030]
Regarding the configuration of the second-stage reduction mechanism S102 using the distribution shaft 140 as an input shaft, the structure shown in FIGS. 4 to 6 is basically the same as that described above except that the external gear 160 has a single structure. Is almost the same. Therefore, in FIGS. 1 and 3, parts or members corresponding to those in FIGS. 4 and 6 are denoted by the same reference numerals in the last two digits as those in FIGS. 4 and 6, and redundant description is omitted.
[0031]
Next, the operation of the geared motor GM will be described mainly focusing on the operation of the first-stage reduction mechanism S101 that is different from the conventional one.
[0032]
The power transmission in the first-stage reduction mechanism S101 in the geared motor GM is performed by friction conduction between the sun roller 120 and the planetary roller 130 instead of the power transmission by the conventional gear meshing. That is, when the sun roller 120 rotates through the spline 125 due to the rotation of the input shaft 110, the planetary roller 130 in contact therewith rotates, and the power is supplied to the distribution shaft 140 through the splines 131a, 132a, 133a. Is transmitted.
[0033]
Here, since the pressurizing ring 137 is wound around the outer periphery of the planetary roller 130 with a tightening allowance δ, a pressure contact force (pressurizing force) Ps is also generated between the sun roller 120 and the planetary roller 130, and the planetary roller 130. A pressure contact force Pi is generated between the roller 130 and the pressure ring 137. The pressure contact force Ps generated between the sun roller 120 and the planetary roller 130 generates a load due to the Hertz deformation of the rollers 120 and 130, and the pressure contact generated between the planetary roller 130 and the pressure ring 137. The force Pi gives a deformation of Hertz to the planetary roller 130 and generates a load due to the bending of the tension as a bending tension to the pressurizing ring 137 along with the deformation of Hertz. This tension bending is a huge deformation with different digits compared to the Hertz deformation.
[0034]
The deformation caused by the pressure applied to the sun roller 120 and the planetary 130 causes an error in the distance between the centers, but does not affect the distance between the axes of the sorting shafts 140 due to the loose fitting structure by spline connection.
[0035]
Also, the pressure contact force (pressing force) Ps between the rollers 120 and 130 hardly acts on the input shaft 110 and its bearing 111 because of the loose fitting structure by the spline connection.
[0036]
In this way, since the bending component of tension is included in the deformation generated by each load, the sun roller 120 and the planetary roller 130 are adapted to dimensional changes caused by processing errors and wear of the roller diameter and the pressure ring inner diameter. Changes in the pressure contact force (pressurizing pressure) Ps during the period become insensitive, and a predetermined pressurizing force can always be ensured.
[0037]
This geared motor GM realizes the power transmission of the first-stage reduction mechanism S101, which has conventionally been a source of loud noise, by friction conduction, and generates frictional forces on the sun roller 120 and the planetary roller 130. Since the pressurizing force is obtained not by adjusting the distance between the shafts but by winding the pressurizing ring 137, the pressurizing force varies greatly depending on machining errors, assembly errors, or dimensional changes caused by wear. And stable power transmission can always be performed.
[0038]
Further, since the continuous power transmission by the frictional force of the toothless roller can be performed instead of the discontinuous power transmission by the meshing of the gears, the action of stabilizing the torque output from the output shaft 170 can be obtained. .
[0039]
【The invention's effect】
As described above, according to the present invention, the power transmission of the first-stage reduction mechanism of the distribution type inscribed meshing planetary gear structure is realized by friction conduction, and each roller for performing the friction conduction is supplied to each roller. Since the pressure is applied by using a pressure ring (not by adjusting the axis), a stable pressure is always secured without being affected by machining errors, assembly errors, or changes over time. An excellent effect of being able to do so is obtained.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a partial cross-sectional view of a geared motor to which an intermeshing planetary gear structure according to the present invention is applied. FIG. 2 is a schematic cross-sectional view taken along the line II-II in FIG. Fig. 4 is a schematic cross-sectional view taken along line III-III. Fig. 4 is a cross-sectional view showing an example of a speed reducer to which a conventional inscribed meshing planetary gear structure is applied. Fig. 5 is taken along line VV in Fig. 4. Schematic enlarged cross-sectional view [Fig. 6] Schematic cross-sectional view taken along line VI-VI in Fig. 4 [Explanation of symbols]
110 ... Input shaft (first shaft)
DESCRIPTION OF SYMBOLS 120 ... Sun roller 130 ... Planetary roller 137 ... Pressurizing ring 140 ... Distribution shaft 150 ... Eccentric body 160 ... External gear 170 ... Internal gear 180 ... Output shaft (2nd axis)

Claims

外部部材と連結される第１軸と、
該第１軸と同心の円周上に配置され、該第１軸と連動して回転する複数の振り分け軸と、
該複数の振り分け軸上にそれぞれ設けられた偏心体と、
該偏心体に嵌合されることにより、前記第１軸に対して偏心回転可能とされた外歯歯車と、
前記第１軸と同心に組み込まれ、前記外歯歯車が該第１軸に対して偏心回転しながら内接噛合する内歯歯車と、
前記複数の振り分け軸と連結された第２軸と、
を備えた内接噛合遊星歯車構造において、
前記第１軸に設けられた太陽ローラと、
前記複数の振り分け軸のそれぞれに設けられ、該太陽ローラと各々外接する複数の遊星ローラと、
前記太陽ローラの直径と遊星ローラの直径の２倍との和より小さい内径を有し、前記遊星ローラが内接するようにして組み込まれた与圧リングと、
を備えたことを特徴とする内接噛合遊星歯車構造。A first shaft coupled to an external member;
A plurality of sorting shafts arranged on a circumference concentric with the first shaft and rotating in conjunction with the first shaft;
Eccentric bodies respectively provided on the plurality of distribution shafts;
An external gear capable of rotating eccentrically with respect to the first shaft by being fitted to the eccentric body;
An internal gear that is incorporated concentrically with the first shaft, and that the external gear meshes with the first shaft while being eccentrically rotated with respect to the first shaft;
A second shaft connected to the plurality of sorting shafts;
In an intermeshing planetary gear structure with
A sun roller provided on the first shaft;
A plurality of planetary rollers provided on each of the plurality of distribution shafts and circumscribing each of the sun rollers;
Has a small again inside diameter Ri by the sum of twice the diameter of the diameter and the planetary rollers of the sun roller, and a pressurizing ring the planetary roller is incorporated as inscribed,
An intermeshing planetary gear structure characterized by comprising:

請求項１において、In claim 1,
前記与圧リングが、各遊星ローラの外側で自由に回転可能とされているThe pressurizing ring is freely rotatable outside each planetary roller.
ことを特徴とする内接噛合遊星歯車構造。An intermeshing planetary gear structure characterized by that.

請求項１または２において、In claim 1 or 2,
前記遊星ローラが、前記複数の各振り分け軸に、スプラインを介して設けられているThe planetary roller is provided on each of the plurality of distribution shafts via a spline.
ことを特徴とする内接噛合遊星歯車構造。An intermeshing planetary gear structure characterized by that.