JP4884315B2 - Oscillating gear unit - Google Patents
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Description
本発明は、ハウジングに固定された歯数ｎ１ の第１歯車と、出力軸に取付けられた歯数ｎ４ の第４歯車とを、入力軸との各軸芯を一致させて配置し、歯数ｎ２ の第２歯車および歯数ｎ３ の第３歯車を一体に設けた回転体を、第２歯車が第１歯車と噛み合い、第３歯車が第４歯車と噛み合うように前記入力軸の傾斜部で軸支し、前記第１、第２歯車の各ピッチ円を通る共通球面の中心点と、前記第３、第４歯車の各ピッチ円を通る共通球面の中心点とが一致する点を原点とするＸＹ座標のＸ軸上に前記入力軸の軸芯を配置し、かつ、第１、第２歯車の噛み合い点と第４、第３歯車の噛み合い点とを該ＸＹ座標の同一象限若しくは異なる象限上に置いてなる揺動型歯車装置に関する。 According to the present invention, a first gear having n1 teeth fixed to a housing and a fourth gear having n4 teeth attached to an output shaft are arranged with their respective axis centers aligned with the input shaft, and the number of teeth A rotating body integrally provided with a second gear with n2 and a third gear with n3 teeth is provided at the inclined portion of the input shaft so that the second gear meshes with the first gear and the third gear meshes with the fourth gear. A point where the center point of the common sphere passing through the pitch circles of the first and second gears and the center point of the common sphere passing through the pitch circles of the third and fourth gears coincides with the origin. The axis of the input shaft is arranged on the X axis of the XY coordinates to be used, and the meshing points of the first and second gears and the meshing points of the fourth and third gears are the same quadrant or different quadrants of the XY coordinates. The present invention relates to a rocking gear device placed on top.
従来より、揺動運動を行ういわゆる揺動型歯車装置を用いた減速歯車装置の原理が知られていた。この揺動型歯車装置は、４つの歯車のみで大減速比を得ることが可能であり、様々な利点を有するものである。しかしながら、揺動型歯車装置はその歯形を高精度かつ低コストでの生産が困難な球面インボリュート歯形とする必要があり、実用化には至らなかった。本発明者はこの球面インボリュート歯形に替えて、一方の歯車の歯形を、歯すじ方向において歯厚および歯たけが等しいいわゆる等高歯とし、他方の歯形を該等高歯の歯形を創成転写し、さらに該等高歯を、ローラ状のコロを凸状歯として用いることにより、揺動型歯車装置の実用化を可能とした。なお、揺動型歯車装置の詳細については、特公平７−５６３２４ 号公報（特許文献1）に開示されている。 Conventionally, the principle of a reduction gear device using a so-called oscillating gear device for oscillating motion has been known. This oscillating gear device can obtain a large reduction ratio with only four gears, and has various advantages. However, the oscillating gear device needs to have a spherical involute tooth profile that is difficult to produce with high accuracy and low cost, and has not been put into practical use. Instead of this spherical involute tooth profile, the present inventor changed the tooth profile of one of the gears to a so-called contour tooth having the same tooth thickness and tooth depth in the tooth direction, and the other tooth profile was created and transferred to the tooth profile of the contour tooth. Furthermore, the swing-type gear device can be put to practical use by using the contoured teeth and roller-shaped rollers as convex teeth. The details of the oscillating gear device are disclosed in Japanese Patent Publication No. 7-56324 (Patent Document 1).
図１０には、本発明者による揺動型歯車装置の要部断面が示されている。揺動型歯車装置は、入力軸１と出力軸２との間を、第１〜第４歯車Ａ１〜Ａ４ で連結し、これらの歯車によって減速を行っている。この第１〜第４歯車Ａ１〜Ａ４は傘歯車である。そして、第１歯車Ａ１ はハウジング６に一体的に固定されている。また、第２歯車Ａ２ および第３歯車Ａ３ は１つの回転体３に設けられ、回転体３は入力軸１の傾斜部１ａで回転自在に支承されている。このように回転体３を傾斜支持すると、入力軸１の回転に伴って回転体３に揺動運動を発生させることができる。また、各歯車の噛み合い部にコロ４ａが介在されこのコロの転動により噛み合い摩擦を吸収している。
FIG. 10 shows a cross section of the main part of the oscillating gear device by the present inventor. In the oscillating gear device, the
図１１に示すように、コロ４ａは、第１歯車Ａ１（第４歯車Ａ４ ）に形成された凹溝４ｂによって転動自在に支持されている。そして、凹溝４ｂから突出するコロ４ａによって、半円柱状の凸状歯４を形成している。また、第２歯車Ａ２ （第３歯車Ａ３ ）にも半円弧状凹溝を形成し、凹状歯５として構成する。そして、回転体３が矢印Ｂで示す方向に揺動運動を行うと、第２歯車Ａ２ （第３歯車Ａ３ ）は矢印Ｃで示す方向に移動し、各凹状歯５と凸状歯４とを噛み合わせていく。この際に、各凹状歯と凸状歯との間に生ずる摺動を、コロ４ａの転動で吸収している。
上記の揺動型歯車装置は、上記凸状歯を凹溝とコロとで構成、すなわち、噛み合い部にコロを介在させることにより、原理的には噛み合い部の摩擦抵抗が低減されることになり、伝達効率を高めることが可能となる。しかしながら、噛み合い部の構成要素が増えることにより噛み合い精度の確保が大きな課題となる。一体型の凸状歯と凹状歯の噛み合いであれば２部品個々の精度と２者間の位置決め精度を確保すればよいが、噛み合い構成要素としてコロが増加することによって、３部品の個別精度に加えて３者間の位置決め精度の確保が極めて複雑になる。 In the above-mentioned oscillating gear device, the convex teeth are composed of concave grooves and rollers, that is, by interposing the rollers in the meshing portion, the frictional resistance of the meshing portion is reduced in principle. It becomes possible to increase the transmission efficiency. However, securing the meshing accuracy becomes a major issue due to the increase in the components of the meshing portion. If it is meshing of integral convex teeth and concave teeth, it is sufficient to ensure the accuracy of each of the two parts and the positioning accuracy between the two, but by increasing the roller as the meshing component, the individual precision of the three parts is increased. In addition, ensuring the positioning accuracy among the three parties becomes extremely complicated.
この種の揺動型歯車装置は、第１歯車A１〜第４歯車Ａ４の噛み合いが、第２歯車Ａ２および第３歯車Ａ３が第１歯車Ａ１および第４歯車Ａ４に対して面ぶれ運動を行いながら噛み合いが行われるため、噛み合い始めから噛み合い離脱の間、各歯車の歯すじ方向の母線が互いに交差することになり、凸状歯と凹状歯を単純な直線形状に形成した場合、相互に噛み合い干渉部が生じ噛み合い歯車として成立しない。それ故、凸状歯および凹状歯の両者をともに単純な形状にすることはできず、一方を単純な形状の等高歯とし、他方の歯形を創成加工機を用いて凸状歯を創成転写した創成歯形とすることによって、干渉の生じない適正な噛み合いが得られることになる。 In this type of oscillating gear device, the meshing of the first gear A1 to the fourth gear A4 causes the second gear A2 and the third gear A3 to run out of motion relative to the first gear A1 and the fourth gear A4. Since the meshing is carried out while the meshing is started and the meshing is disengaged, the generatrix of each gear will cross each other, and if the convex and concave teeth are formed in a simple linear shape, they mesh with each other. An interference part is generated and the meshing gear is not established. Therefore, both convex teeth and concave teeth cannot be made into simple shapes, one is made into a contoured tooth with a simple shape, and the other tooth form is created and transferred using a creation machine. By using the generated tooth profile, proper meshing without interference can be obtained.
しかしながら、創成歯としての凹状歯は、きわめて複雑な形状となるため、凹状歯の位置決めは、回転方向だけでなく歯すじ方向においても厳密に行う必要があり、その位置決め作業は、単にコロが増加したことによる煩雑さだけでなく、それ以上の煩雑さとなる。高精度の位置決め精度を得るためには、複雑な組み立て治具を用いたり複雑な作業を行うことによってある程度は可能であるが、生産性を考慮した場合限界がある。そこで、多少の位置決め精度のばらつきがあっても、適正な噛み合い精度が得られるように、最終組付けに先立って組み合わせ歯車ごとに個別になじみ加工を行い、干渉部を除去することが考えられるが、この方法は、余分な加工工程が増えるだけでなく、特に創成歯のなじみ加工を行う場合には特別な創成加工機を用いる必要があり、生産性において問題がある。 However, since the concave tooth as the generating tooth has a very complicated shape, it is necessary to position the concave tooth not only in the rotational direction but also in the tooth line direction. This is not only complicated, but also more complicated. In order to obtain a high positioning accuracy, it is possible to some extent by using a complicated assembly jig or performing a complicated operation, but there is a limit in considering productivity. Therefore, even if there is some variation in positioning accuracy, it may be possible to remove the interference portion by performing individual fitting for each combination gear prior to final assembly so that proper meshing accuracy can be obtained. This method not only increases the number of extra processing steps, but also has a problem in productivity because it requires the use of a special generating machine, particularly when the generating teeth are used.
そこで、このような問題を解決するために、凸状歯を構成するコロの回転方向におけるコロの支持剛性を高め、かつコロの硬度を凹状歯の硬度より高くすることにより、基準歯としての凸状歯による凹状歯の初期なじみを促進することが考えられるが、この方法においても十分な解決にはならない。 Therefore, in order to solve such problems, the support rigidity of the rollers in the rotation direction of the rollers constituting the convex teeth is increased, and the hardness of the rollers is made higher than the hardness of the concave teeth, so that Although it is conceivable to promote initial conformation of the concave teeth by the teeth, this method is not a sufficient solution.
つまり、この方法によれば、確かに、組み立て前のなじみ加工などの特別な作業を必要としないが、初期なじみが完了するまでの間は、異常当たりとなり騒音の発生は如何ともしがたい。なじみ時間を短縮するためには、より磨耗しやすくするように凹状歯の硬度を下げる必要があるが、低くし過ぎると凹状歯の耐久性に影響を与えることになる。なじみ時間の短縮と耐久性の維持とは相反する特性があり、その両立は難しい。 That is, according to this method, there is no need for special work such as running-in before assembling. However, until the initial running-in is completed, an abnormal hit occurs and it is difficult to generate noise. In order to shorten the conforming time, it is necessary to lower the hardness of the concave teeth so as to be more easily worn. However, if it is too low, the durability of the concave teeth will be affected. There is a contradictory property between shortening the fitting time and maintaining durability, and it is difficult to achieve both.
本発明はかかる点に鑑みてなされたもので、噛み合い歯の耐久性の確保と噛み合い精度の確保の両立を図り、かつ加工精度の自由度および位置決め精度の自由度の高い揺動型歯車装置を提供することをその目的とする。 The present invention has been made in view of the above points, and an oscillating gear device that ensures both the durability of the meshing teeth and the meshing accuracy, and has a high degree of freedom in machining accuracy and positioning accuracy. Its purpose is to provide.
上記課題を解決するための本発明の請求項１に係わる手段は、ハウジングに固定された歯数ｎ１ の第１歯車と、出力軸に取付けられた歯数ｎ４ の第４歯車とを、入力軸との各軸芯を一致させて配置し、歯数ｎ２の第２歯車および歯数ｎ３ の第３歯車を一体に設けた回転体を、第２歯車が第１歯車と噛み合い、第３歯車が第４歯車と噛み合うように前記入力軸の傾斜部で軸支し、前記第１、第２歯車の各ピッチ円を通る共通球面の中心点と、前記第３、第４歯車の各ピッチ円を通る共通球面の中心点とが一致する点を原点とするＸＹ座標のＸ軸上に前記入力軸の軸芯を配置し、かつ、第１、第２歯車の噛み合い点と第４、第３歯車の噛み合い点とを該ＸＹ座標の同一象限若しくは異なる象限上に置いてなる揺動型歯車装置であって、
上記第１ないし第４歯車が傘歯車として構成され、
該第１ないし第４歯車のうち第１歯車および第４歯車が、ピッチ円錐上において等間隔で歯車中心から放射方向に伸びる断面半円状の凹溝と、該凹溝内に転動自在に配置される円柱状のコロとで等高歯としての凸状歯として構成され、上記第１歯車および第４歯車とそれぞれ噛み合う第２および第３歯車が、該凸状歯と噛み合う所定円弧形状の凹状歯として構成され、
上記凸状歯は、歯すじ長さが該凹状歯の歯すじ長さより長く設定されており、
上記凸状歯を構成する凹溝は、コロが凹溝内において周方向の傾動を許容するように、その開口部が基準ピッチ円直径を基点に歯すじ方向端部に向かって拡大する拡大部が形成されていることを特徴とする。
According to a first aspect of the present invention for solving the above-mentioned problems, a first gear having n1 teeth fixed to the housing and a fourth gear having n4 teeth attached to the output shaft are connected to the input shaft. And the second gear meshes with the first gear, and the third gear rotates with the rotating gear integrally provided with the second gear having the number of teeth n2 and the third gear having the number of teeth n3. A center point of a common spherical surface that passes through the pitch circles of the first and second gears and is supported by the inclined portion of the input shaft so as to mesh with the fourth gear, and the pitch circles of the third and fourth gears. The axis of the input shaft is arranged on the X axis of the XY coordinates with the origin coincident with the center point of the common spherical surface that passes through, and the meshing point of the first and second gears and the fourth and third gears And the meshing point of the oscillating gear device in the same or different quadrants of the XY coordinates,
The first to fourth gears are configured as bevel gears,
Of the first to fourth gears, the first gear and the fourth gear have a semicircular groove having a semicircular cross section extending radially from the gear center at equal intervals on the pitch cone, and can freely roll into the groove. The second and third gears, which are configured as convex teeth as contour teeth with the arranged cylindrical rollers and mesh with the first gear and the fourth gear, respectively, have a predetermined arc shape that meshes with the convex teeth. Configured as concave teeth,
The convex teeth are set such that the tooth length is longer than the tooth length of the concave teeth,
The concave groove that constitutes the convex teeth has an enlarged portion whose opening expands toward the end of the tooth-pitch direction with the reference pitch circle diameter as a base point so that the rollers allow tilting in the circumferential direction within the concave groove. Is formed.
上記のように構成することにより、各歯車の組み立て精度に多少の狂いがあったとしても、凸状歯と凹状歯の噛み合い過程において、コロが凹溝内において基準ピッチ円を起点に、凹状歯の歯先位置に対応して傾動することによって、凹状歯との噛み合いが適正になり、局部的な異常面圧の発生は抑制されることになる。したがって、加工精度および位置決め精度の自由度が拡大し、噛み合い歯の耐久性を損なうことなく生産性の向上を図ることができる。 By configuring as described above, even if there is a slight deviation in the assembly accuracy of each gear, in the meshing process between the convex teeth and the concave teeth, the rollers start from the reference pitch circle in the concave groove, and the concave teeth By tilting in accordance with the position of the tooth tip, the meshing with the concave teeth becomes appropriate, and the occurrence of local abnormal surface pressure is suppressed. Therefore, the degree of freedom of processing accuracy and positioning accuracy is increased, and productivity can be improved without impairing the durability of the meshing teeth.
しかも、凸状歯を構成する凹溝の形状が、凸状歯を創成転写する凹状歯と同様の形状とすることができるので、同一の加工手段にて加工することが可能となり、生産性が特に向上する。特に、創成歯としての凹状歯を創成転写する加工手段として、特開平１０−２３５５１９に示す加工手段を用いる場合、いわゆる揺動型歯車機構を用いてワークを揺動運動させながら、連続的に加工を行うことができ、割り出し手段を用いた加工に比べ、きわめて加工速度を高めることができ、かつピッチ間誤差の最小化を図ることができる。 In addition, the shape of the concave grooves constituting the convex teeth can be the same shape as the concave teeth for generating and transferring the convex teeth, so that it can be processed by the same processing means, and productivity is increased. Especially improved. In particular, when using the processing means disclosed in Japanese Patent Laid-Open No. 10-235519 as a processing means for generating and transferring a concave tooth as a generating tooth, continuous processing is performed while swinging the workpiece using a so-called oscillating gear mechanism. Compared with the processing using the indexing means, the processing speed can be extremely increased and the error between pitches can be minimized.
請求項２に係わる手段は、請求項１において、上記凸状歯と上記凹状歯の基準ピッチ円直径が歯すじ方向ほぼ中央に設定され、上記凸状歯を構成する凹溝の拡大部が、その開口部が基準ピッチ円直径をはさんで歯すじ方向外方および歯すじ方向内方に拡大する鼓形状に形成されていることを特徴とする。このように構成することにより、拡大部の拡大幅を凹状歯との角度誤差に対し最小にすることができるので、凹状歯との噛み合い精度の確保と、コロの凹溝内での位置決め安定性の確保との両立を図ることができる。 According to a second aspect of the present invention, in the first aspect, a reference pitch circle diameter of the convex teeth and the concave teeth is set at substantially the center of the streak direction, and the enlarged portion of the concave groove constituting the convex teeth is The opening is formed in a drum shape that expands outward in the tooth trace direction and inward in the tooth trace direction across the reference pitch circle diameter. With this configuration, the enlarged width of the enlarged portion can be minimized with respect to the angle error with the concave tooth, so that the engagement accuracy with the concave tooth is ensured and the positioning stability in the concave groove of the roller is ensured. It is possible to achieve compatibility with
請求項３に係わる手段は、請求項１において、上記凸状歯の凹溝が、上記凹状歯と同様に凸状歯を創成転写した創成歯形あるいは近似創成歯形としたことを特徴とする。このように構成することで、まったく同一の生産手段での加工が可能となり、生産性が向上する。 According to a third aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, the concave groove of the convex tooth is a generating tooth profile or an approximate generating tooth profile obtained by creating and transferring a convex tooth in the same manner as the concave tooth. By configuring in this way, processing with exactly the same production means becomes possible, and productivity is improved.
請求項４に係わる手段は、請求項１〜３の１つにおいて、上記凸状歯を構成するコロの硬度が、上記凹状歯の硬度より高い硬度に設定されていることを特徴とする。このように構成することにより、初期なじみの向上により凹溝の拡大部の拡大幅を小さくすることが可能となり、コロの凹溝内での位置決め安定性をより向上させることができる。 According to a fourth aspect of the present invention, in any one of the first to third aspects, the hardness of the rollers constituting the convex teeth is set higher than the hardness of the concave teeth. By comprising in this way, it becomes possible to make small the expansion width of the expansion part of a ditch | groove by the improvement of initial conformity, and can improve the positioning stability in the ditch | groove of a roller more.
本発明は、噛み合い歯の耐久性の確保と噛み合い精度の確保の両立を図り、かつ加工精度の自由度および位置決め精度の自由度の高い揺動型歯車装置を提供することができる。 The present invention can provide an oscillating gear device that ensures both the durability of the meshing teeth and the meshing accuracy, and has a high degree of freedom in processing accuracy and positioning accuracy.
以下本発明の実施例を図１〜図９に基づいて説明する。なお、上記従来例と同一ないし相当部分は同一符号を付し詳細な説明は省略する。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to FIGS. The same or corresponding parts as those in the conventional example are given the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.
まず、本発明に係わる実施態様の説明に先立って、揺動型歯車装置について、その基本構造および基本原理について追加説明する。図に示す揺動型歯車装置は、ハウジング６に固定された歯数ｎ１ の第１歯車Ａ１と、出力軸２に取付けられた歯数ｎ４ の第４歯車Ａ４とを、入力軸１との各軸芯を一致させて配置し、歯数ｎ２ の第２歯車Ａ２および歯数ｎ３ の第３歯車Ａ３を一体に設けた回転体３を、第２歯車Ａ２が第１歯車Ａ１と噛み合い、第３歯車Ａ３が第４歯車Ａ４と噛み合うように前記入力軸１の傾斜部１ａで軸支し、前記第１、第２歯車の各ピッチ円を通る共通球面の中心点と、前記第３、第４歯車の各ピッチ円を通る共通球面の中心点が一致する点を原点ＯとするＸＹ座標のＸ軸上に前記入力軸の軸芯Ｇを配置し、かつ、上記原点Ｏから所定の角度傾斜する軸上に上記傾斜部１ａの軸芯Ｈを配置し、第１、第２歯車の噛み合い点と第４、第３歯車の噛み合い点とを該ＸＹ座標の同一象限若しくは異なる象限上に置くことによって構成される。
First, prior to the description of the embodiments according to the present invention, the basic structure and basic principle of the oscillating gear device will be additionally described. The oscillating gear device shown in the figure includes a first gear A1 having n1 teeth fixed to a
上記揺動型歯車装置は、より具体的には、減速比に対応した歯数に設定された４つの円錐傘歯車として第１〜第４歯車Ａ１〜Ａ４を有し、第１歯車と第２歯車の歯車対と、第３歯車と第４歯車の歯車対の二組の歯車対にて構成されている。この二組の歯車対にそれぞれ所定の歯数差を与えることによって所定の減速比が得られる。このうち第１歯車Ａ１ は、ハウジング６に一体的に固定され、回転をしない固定歯車である。第２歯車Ａ２ 、第３歯車Ａ３ は、入力軸１の傾斜部１ａによって軸支される回転体３に形成されている。また、第４歯車Ａ４ は出力軸２に設けられている。
More specifically, the oscillating gear device has first to fourth gears A1 to A4 as four conical bevel gears set to the number of teeth corresponding to the reduction ratio, and the first gear and the second gear. It is composed of two gear pairs, a gear pair of gears and a gear pair of third gear and fourth gear. A predetermined reduction ratio is obtained by giving a predetermined difference in the number of teeth to each of the two sets of gear pairs. Of these, the first gear A1 is a fixed gear that is integrally fixed to the
回転体３は、入力軸１の軸芯Ｇに対して所定の角度をなす軸芯Ｈを有する傾斜部１ａによって支持されている。この傾斜角は、噛み合い歯車対の各歯車間の歯数差すなわち基準ピッチ円直径の差に対応した偏心量になるように設定される。
The
したがって、入力軸１が回転すると、傾斜部１ａが首を振るような運動をし、これに軸支される回転体３は、揺動運動をする。この、回転体３の揺動運動に伴い、第２歯車Ａ２ を第１歯車Ａ１ に、また、第３歯車Ａ３ を第４歯車Ａ４ にそれぞれ噛み合わせていく。すると、第２歯車Ａ２ は、１周期の揺動運動（入力軸１の１回転）当り、第１歯車Ａ１ との歯数差に相当する分だけ第１歯車Ａ１ に対して回転する。すなわち、第１歯車Ａ１ と、第２歯車Ａ２ との間で、一段階の減速がなされる。また、第３歯車と第４歯車との間に歯数差を与えておけば、この間でも同様の減速作用が行われ、二段階の減速がなされる。
Therefore, when the
この場合、最終減速比は上記二組の歯車対の歯数差によって決まる。つまり、減速比をＲ（入力軸１が１回転したときの出力軸２の回転数）とすると、
Ｒ＝１−（ｎ１×ｎ３）／（ｎ２×ｎ４） ・・・・・（ｉ）
と表すことができる。
In this case, the final reduction ratio is determined by the difference in the number of teeth of the two sets of gear pairs. In other words, if the reduction ratio is R (the rotational speed of the
R = 1− (n1 × n3) / (n2 × n4) (i)
It can be expressed as.
ここで、ｎ１：第１歯車Ａ１の歯数，ｎ２：第２歯車Ａ２の歯数，ｎ３：第３歯車Ａ３の歯数，ｎ４：第４歯車Ａ４の歯数とし、ｎ１＝９９，ｎ２＝１００，ｎ３＝１０１，ｎ４＝１００とすると、減速比Ｒ＝１／１００００となる。また、ｎ１＝９，ｎ２＝１０，ｎ３＝１１，ｎ４＝１０とすると、減速比Ｒ＝１／１００となる。このように４つの歯車の歯数をそれぞれ任意に設定することにより高減速から低減速の幅広い減速比が得られる。 Here, n1: number of teeth of the first gear A1, n2: number of teeth of the second gear A2, n3: number of teeth of the third gear A3, n4: number of teeth of the fourth gear A4, n1 = 99, n2 = When 100, n3 = 101, and n4 = 100, the reduction ratio R = 1/10000. If n1 = 9, n2 = 10, n3 = 11, and n4 = 10, the reduction ratio R = 1/100. In this way, by setting the number of teeth of the four gears arbitrarily, a wide reduction ratio from high speed reduction to reduction speed can be obtained.
なお、前述のごとく、第１歯車Ａ１ の歯数と第２歯車Ａ２ の歯数差が１の場合には、揺動運動が１周期進むと、第１歯車Ａ１ と第２歯車Ａ２ との間で、噛み合う歯は１つずれる。また、同歯数差が２の場合は、揺動運動が１周期進むと、第１歯車Ａ１ と第２歯車Ａ２ との間で、噛み合う歯は２つずれる。同様にして、歯数差がｎの場合には、噛み合う歯はｎ個ずれることになる。このことは、第３、第４歯車Ａ３，Ａ４ の関係においても同じである。なお、図１に示す実施態様は、第１,第２歯車間のみに歯数差を与え、第３,第４歯車間は歯数差ゼロとした一段減速の実施態様を示している。 As described above, when the difference between the number of teeth of the first gear A1 and the number of teeth of the second gear A2 is 1, when the oscillating motion advances by one cycle, the distance between the first gear A1 and the second gear A2 Thus, the teeth that mesh are shifted by one. Further, when the difference in the number of teeth is 2, when the oscillating motion advances by one cycle, the meshing teeth are shifted between the first gear A1 and the second gear A2. Similarly, when the difference in the number of teeth is n, the meshing teeth are shifted by n. This also applies to the relationship between the third and fourth gears A3 and A4. The embodiment shown in FIG. 1 shows an embodiment of one-stage reduction in which the difference in the number of teeth is given only between the first and second gears and the difference in the number of teeth is zero between the third and fourth gears.
揺動型歯車装置の減速比は、上述の説明で明らかなように高減速から低減速の幅広い減速比を得られるものであるが、特に低減速比を得る場合、噛み合い歯車間の基準ピッチ円直径の差が大きくなり、この差に対応して傾斜部の傾斜角を大きくする必要があり、これによって、回転体の揺動運動の振幅が大きくなり、振動的に不利となる。 The speed reduction ratio of the oscillating gear device can obtain a wide speed reduction ratio from a high speed reduction to a reduction speed, as is clear from the above description. In particular, when obtaining a reduction speed ratio, the reference pitch circle between the meshing gears. The difference in diameter becomes large, and it is necessary to increase the inclination angle of the inclined portion corresponding to this difference. This increases the amplitude of the oscillating motion of the rotating body, which is disadvantageous in terms of vibration.
この振動は、バランサーを設けることで低減することは可能であるが、構造が複雑になり、コストが増大するといった新たな問題が発生する。そこで、本発明に係わる実施態様においては、二組の歯車対のうち、第１歯車Ａ１，第２歯車Ａ２の歯車対において歯数差を与え、第３歯車Ａ３，第４歯車Ａ４の歯車対側の歯数差をゼロにすることで所定の減速比が得られるように構成されている。一例として、第１〜第４歯車の歯数ｎ１〜ｎ４を、
ｎ１＝９９，ｎ２＝１００，ｎ３＝１００，ｎ４＝１００とすることで、減速比Ｒは（ｉ）式により、Ｒ＝１／１００となり、上述の低減速の例と同様の減速比が得られる。
Although this vibration can be reduced by providing a balancer, a new problem arises that the structure becomes complicated and the cost increases. Therefore, in the embodiment according to the present invention, a gear number difference is given to the gear pair of the first gear A1 and the second gear A2 of the two gear pairs, and the gear pair of the third gear A3 and the fourth gear A4. A predetermined reduction ratio is obtained by setting the difference in the number of teeth on the side to zero. As an example, the number of teeth n1 to n4 of the first to fourth gears,
By setting n1 = 99, n2 = 100, n3 = 100, and n4 = 100, the reduction ratio R becomes R = 1/100 according to the equation (i), and the same reduction ratio as the above-described reduction speed example is obtained. It is done.
このように、第１歯車Ａ１，第２歯車Ａ２からなる歯車対のみの一段減速とすることで、上述の二段減速の例と比べて、基準ピッチ円直径は大きくなるものの、基準ピッチ円直径の差を小さくすることができ、同一減速比を小さい傾斜角で得ることが可能となる。このように傾斜角を小さくすることで振動の低減だけでなく、第１歯車と第４歯車間の軸間距離の短縮化および第３歯車の歯形の簡略化も可能となる。 As described above, the single pitch reduction of only the gear pair composed of the first gear A1 and the second gear A2 makes the reference pitch circle diameter larger than that of the above-described two-step reduction example, but the reference pitch circle diameter. Thus, the same reduction ratio can be obtained with a small inclination angle. Thus, by reducing the inclination angle, not only the vibration can be reduced, but also the distance between the first gear and the fourth gear can be shortened and the tooth profile of the third gear can be simplified.
さらに、第１歯車，第２歯車からなる歯車対側のみでの一段減速とする場合、第３歯車と第４歯車については、同一歯数であれば減速比に影響を与えることはなく、任意に設定できる。したがって、第３歯車Ａ３，第４歯車Ａ４の歯数を第１歯車Ａ１，第２歯車Ａ２のいずれか一方の歯数と同一歯数にすることにより、４つの歯車のうち３つの歯車の歯数を同一にすることができ、加工効率、すなわち生産効率の向上に大きく貢献する。 Furthermore, in the case of one-stage reduction only on the side of the gear pair consisting of the first gear and the second gear, the third gear and the fourth gear do not affect the reduction ratio as long as they have the same number of teeth, and are arbitrary. Can be set. Therefore, by setting the number of teeth of the third gear A3 and the fourth gear A4 to be the same as the number of teeth of either the first gear A1 or the second gear A2, the teeth of three gears out of the four gears. The number can be made the same, greatly contributing to the improvement of processing efficiency, that is, production efficiency.
この場合、第３歯車Ａ３，第４歯車の歯数を第２歯車の歯数と同一にあるいは第１歯車の歯数と同一にしてもよいが、前者の場合、第２歯車Ａ２，第３歯車Ａ３の歯数を同数とすることで、第２歯車と第３歯車の周方向の位相を一致させることができるので、第１歯車Ａ１,第２歯車Ａ２の噛み合い位置と、第３歯車Ａ３，第４歯車Ａ４の噛み合い位置の位相を一致させることができ、回転体に作用するアキシャル荷重が同一タイミングで作用することになり、回転体の振動を最小にすることができる。 In this case, the number of teeth of the third gear A3 and the fourth gear may be the same as the number of teeth of the second gear or the number of teeth of the first gear, but in the former case, the second gear A2, the third gear. By making the number of teeth of the gear A3 the same, the circumferential phase of the second gear and the third gear can be matched, so that the meshing position of the first gear A1 and the second gear A2 and the third gear A3 , The phase of the meshing position of the fourth gear A4 can be matched, and the axial load acting on the rotating body acts at the same timing, and the vibration of the rotating body can be minimized.
また、後者の場合、加工の効率化において特に有利となる。つまり、第１歯車と第２歯車間に歯数差を与え一段減速を行う場合、歯車の歯形形状については、４つの歯車のうち第２歯車のみ相違し、他の第１歯車Ａ１，第３歯車Ａ３，第４歯車Ａ４の残り３つの歯車の形状を共通化できるので、同一加工設備での共通加工が可能となる。 In the latter case, it is particularly advantageous in improving processing efficiency. That is, when the first gear and the second gear are provided with a difference in the number of teeth and one-stage reduction is performed, only the second gear of the four gears is different from the first gear A1, the third gear. Since the shapes of the remaining three gears of the gear A3 and the fourth gear A4 can be made common, common machining with the same machining facility becomes possible.
続いて揺動型歯車装置の歯形を求める手法について、以下説明する。ここで、図１に示す揺動型歯車装置の各傘歯車の歯形を求める手法を示す展開図を図３に、その要部拡大図を図４に示す。なお、各歯車Ａ１，Ａ２，Ａ３，Ａ４ は摸式的にピッチ円錐で示している。 Next, a method for obtaining the tooth profile of the oscillating gear device will be described below. Here, FIG. 3 is a development view showing a method for obtaining the tooth profile of each bevel gear of the swinging gear device shown in FIG. 1, and FIG. Each gear A1, A2, A3, A4 is schematically shown as a pitch cone.
ここでは、第１歯車Ａ１ 、第２歯車Ａ２ の各ピッチ円を通る共通球面Cir1と、第３歯車Ａ３ 、第４歯車Ａ４ の各ピッチ円を通る共通球面Cir2とを考える。そして、各共通球面の中心点を一致させ、該一致点を原点Ｏとする。さらに、原点Ｏを原点とするＸＹ座標を考える。このＸＹ座標のＸ軸上に入力軸１の軸芯Ｇを配置する。また、第１、第２歯車Ａ１ ，Ａ２の噛み合い点をＣ１ 、第３、第４歯車Ａ３ ，Ａ４ の噛み合い点をＣ２ とする。そして、噛み合い点Ｃ１，Ｃ２ を、第１象限と第３象限若しくは第２象限と第４象限に置く。
Here, a common spherical surface Cir1 passing through the pitch circles of the first gear A1 and the second gear A2 and a common spherical surface Cir2 passing through the pitch circles of the third gear A3 and the fourth gear A4 are considered. Then, the center points of the respective common spherical surfaces are made coincident with each other, and the coincidence point is set as the origin O. Further, XY coordinates with the origin O as the origin are considered. The axis G of the
また、入力軸１の軸芯Ｇと傾斜部１ａの軸芯Ｈとがなす角度をθ、第１歯車Ａ１ の背円錐とピッチ円錐の中心線とでなす角度をθ1 、第２歯車Ａ２ の背円錐とピッチ円錐の中心線とでなす角度をθ2 とすると、θ1 ＋θ2 ＝θである。なお、θ1 ，θ2 のいずれか一方の角度を零とすることも可能であり、この場合は、前記角度を零とした方の歯車が冠歯車となる。同様にして、第３、第４歯車Ａ３ ，Ａ４ の背円錐と各ピッチ円錐の中心線とでなす角度は、第３歯車Ａ３ はθ3 、第４歯車Ａ４ はθ4 かつθ3 ＋θ4 ＝θである。
The angle formed between the axis G of the
また、第１〜第４歯車の歯数をそれぞれｎ１ ，ｎ２ ，ｎ３ ，ｎ４とする。ここで、第１〜第４歯車Ａ１〜Ａ４ の各ピッチ円錐の頂点Ｏ１ ，Ｏ２ ，Ｏ３ ，Ｏ４ から、各背円錐の頂点Ｄ１，Ｄ２，Ｄ３，Ｄ４ までの距離Ｄ１Ｄ２，Ｄ２Ｏ２，Ｄ３Ｏ３，Ｄ４Ｏ４を、ピッチ円半径とする円筒歯車ＥＲ１，ＥＲ２ ，ＥＲ３ ，ＥＲ４ を考える。そして、このピッチ円上に形成されるインボリュート歯形若しくは任意の歯形を想定し、これを第１〜第４歯車Ａ１〜Ａ４ の相当円筒歯車とする。ここで、該相当円筒歯車の相当歯数をＺ１ ，Ｚ２ ，Ｚ３ ，Ｚ４ とすると、
Z1 ＝ｎ１ ／Ｓｉｎθ1 ……（ii）
Z2 ＝ｎ２ ／Ｓｉｎθ2 ……（iii ）
Z3 ＝ｎ３ ／Ｓｉｎθ3 ……（iv）
Z4 ＝ｎ４ ／Ｓｉｎθ4 ……（ｖ）
と表すことができる。
The number of teeth of the first to fourth gears is n1, n2, n3, and n4, respectively. Here, the distances D1D2, D2O2, D3O3, D4O4 from the vertices O1, O2, O3, O4 of the pitch cones of the first to fourth gears A1-A4 to the vertices D1, D2, D3, D4 of the dorsal cones are set. Consider the cylindrical gears ER1, ER2, ER3, ER4 with pitch circle radii. An involute tooth profile or an arbitrary tooth profile formed on the pitch circle is assumed, and this is assumed to be an equivalent cylindrical gear of the first to fourth gears A1 to A4. Here, if the equivalent number of teeth of the equivalent cylindrical gear is Z1, Z2, Z3, Z4,
Z1 = n1 / Sinθ 1 (ii)
Z2 = n2 / Sinθ 2 (iii)
Z3 = n3 / Sinθ 3 (iv)
Z4 = n4 / Sinθ 4 (v)
It can be expressed as.
したがって、この種の揺動型歯車装置の歯形は、上記式（ii），（iii ）で得られる関係を有する相当円筒歯車において、第１歯車Ａ１ に等高歯の歯形を形成し、さらに、第２歯車Ａ２ に該歯形を創成転写することで形成される。第３、第４歯車Ａ３ ，Ａ４ も同様にして形成される。すなわち、第１〜第４歯車Ａ１〜Ａ４は２対の等高歯歯車対が形成されることになり、従来の球面インボリュウト歯形に比べて加工精度の自由度の高い揺動型歯車装置が得られることになる。（なお、第１,第２歯車間における一段減速の場合、第３歯車は凸状歯の創成転写は必須ではない。）
以上のような基本構成および基本原理の揺動型歯車装置の本発明に係わる特徴部分について、以下図1〜図９に基づいて詳細に説明する。
Therefore, the tooth profile of this type of oscillating gear device is the equivalent cylindrical gear having the relationship obtained by the above formulas (ii) and (iii), and the tooth profile of the contour tooth is formed on the first gear A1. It is formed by generating and transferring the tooth profile to the second gear A2. The third and fourth gears A3 and A4 are formed in the same manner. That is, the first to fourth gears A1 to A4 are formed with two pairs of constant-tooth gears, and an oscillating gear device having a higher degree of freedom in machining accuracy than a conventional spherical involute tooth profile is obtained. Will be. (In the case of a one-stage reduction between the first and second gears, the third gear does not necessarily require the creation of convex teeth.)
The characteristic portions according to the present invention of the oscillating gear device having the basic configuration and the basic principle as described above will be described in detail with reference to FIGS.
次に、以上のように構成される一段減速機構の各歯形形状について説明する。第１〜第４の４つの歯車のうち第１歯車Ａ１および第４歯車Ａ４は、円柱コロ４ａと該コロを位置決め保持する凹溝４ｂとを備え、歯すじ方向に歯厚，歯たけの等しい等高歯としての凸状歯４として構成されている。一方、上記第１，第４歯車と噛み合う第２歯車Ａ２および第３歯車Ａ３は、上記等高歯としての凸状歯４と噛み合う所定の円弧形状をなす凹状歯５として構成されている。
Next, each tooth profile shape of the one-stage reduction mechanism configured as described above will be described. Of the first to fourth gears, the first gear A1 and the fourth gear A4 are provided with a
このうち、第２歯車Ａ２は、第１歯車Ａ１との間に歯数差を有し、傾斜部１ａにより所定の偏心量を持っていることによって、噛み合い始め位置から最大噛み合い位置にかけて、また最大噛み合い位置から噛み合い離脱位置にかけて、歯すじ方向の母線が交差しながら噛み合いを行うものであるため、単純な直線状の凹状歯とした場合、凹状歯５の開口部において干渉が生じる。したがって、第２歯車Ａ２の歯形は、後に詳細に説明するように凸状歯４との噛み合いが適正に行われるように凸状歯４を創成転写した創成歯あるいは近似創成歯として形成されている。
Of these, the second gear A2 has a difference in the number of teeth from the first gear A1, and has a predetermined amount of eccentricity due to the inclined portion 1a. Since meshing is performed while the generatrix line crosses from the meshing position to the meshing disengagement position, interference is generated at the opening of the
また、回転体３の他方の軸端面に形成され、第４歯車Ａ４と噛み合う第３歯車Ａ３は、第４歯車と同一軸芯でかつ同一歯数をなしているので、回転体３の揺動運動に伴って、サイクロイド曲線に沿った挙動は行うものの、上記第２歯車のように歯すじ方向における母線が交差することはないので、歯すじ方向に同一断面の円弧歯形として形成される。
なお、第３,第４歯車間に歯数差を与え、二段減速を行う場合には、第３歯車の歯形は、第２歯車と同様に、凸状歯を創成転写した創成歯形もしくは近似創成歯として形成する必要がある。また、第１〜第４歯車の基準ピッチ円直径（PCD）はそれぞれ歯すじ方向中央に設定されている。
Further, the third gear A3 formed on the other shaft end surface of the
In addition, when a difference in the number of teeth is given between the third and fourth gears, and the two-stage reduction is performed, the tooth profile of the third gear is the same as the second gear, which is a generating tooth profile obtained by creating and transferring convex teeth or an approximation. It is necessary to form as a tooth. Further, the reference pitch circle diameter (PCD) of the first to fourth gears is set at the center of the tooth trace direction.
さらに、上記第１〜第４歯車を構成する凸状歯４および凹状歯５は、一例として、高炭素クロム軸受け鋼（SUJ2）にて形成され、熱処理により所定の硬度に調節されている。具体的には、噛み合い要素としてのコロ４ａおよび凹状歯５は、ともに所定の負荷能力が得られるように、ロックウエル硬度で５８〜６８の範囲において、コロ４ａの硬度が凹状歯5の硬度より高く設定されている。その一例としてコロを６５に、また凹状歯を６２とし、３程度の硬度差に設定されている。この硬度差は、２〜５程度であればよいが、その差が大きすぎると初期なじみに対しては有利であるが、凹状歯の磨耗に伴う耐久性に影響を与えることになり、また硬度差を小さくするとその逆となる。上記の例のように３程度の硬度差が好ましい。
Furthermore, the
以上のように、コロ４ａが、耐摩耗性が高くかつ剛性の高い基準歯として構成されるとともに凹状歯５が、相対的に耐摩耗性の低い創成歯形として構成されているので、加工精度および位置決め精度に多少の狂いがあっても、回転体３の揺動運動に伴いコロ４ａと凹状歯５の噛み合いが行われることによって凹状歯５の初期なじみが促進されることになる。なお、上記の実施形態において、凸状歯としてのコロ４ａおよび凹状歯５は同一材料にて成形されているが、互いに異なる材料であってもよい。その場合、基準歯としてのコロ４ａが、凹状歯５に対し相対的に耐摩耗性が高い材料であればよい。
As described above, the
また、凹状歯５のなじみ性は、硬度によって大きく影響を受けるが、位置決めの狂いに伴う干渉程度によっても大きく影響を受ける。したがって、上記のように、凹状歯５の歯すじ長さを短くし、かつＰＣＤが歯すじ方向中央部付近に設定され、凸状歯との干渉部の最小化を図ることにより、コロ４ａとの噛み合いなじみの範囲が最小となり、凹状歯５の耐久性を損なうことなくそのなじみ性を向上させる上でより有利になる。
In addition, the conformability of the
また、上記凸状歯を構成する凹溝４ｂは、コロ４ａと常時接触し、コロ４ａを基準歯として所定位置に保持するものであるため、コロ４ａと凹状歯５との間における噛み合いなじみ性は特に必要がなく、コロ４ａと同一の材料でかつ同一硬度であってもよく、また、凹状歯５と同程度の硬度に調節しコロ４ａの硬度より低くしてもよい。この場合、凹溝４ｂの硬度がコロ４ａより低いことで、相対的にコロ４ａの磨耗を最小限に防ぐことができ、コロ４ａと凹状歯５の噛み合いに置ける接触面圧を安定的に維持できるのでより好ましい。
Further, the
すなわち、長期の使用によってコロ４ａが凹溝４ｂ内を転動することで相互の磨耗が進行した場合、凹溝４ｂの磨耗についてはコロ４ａの外形に沿うように磨耗することになり面圧の増大については有利となるが、コロ４ａの磨耗については、磨耗によりコロ４ａの直径が小さくなり凹溝４ｂに対する面圧が増大することになる。それ故、凹溝４ｂの硬度を上記凹状歯５と同様にコロ４ａの硬度に対し低く設定することで接触面圧の安定化が可能となり、面圧の増大による磨耗の悪循環を防止でき、その耐久性を向上させることができる。
That is, when the
以下、第１〜第４歯車の歯形について、より詳細に説明する。まず、凸状歯として構成される第１歯車および第４歯車について説明する。なお、第１歯車Ａ１および第４歯車Ａ４は同一歯形をなすので、以下第１歯車を代表して説明する。 Hereinafter, the tooth profiles of the first to fourth gears will be described in more detail. First, the first gear and the fourth gear configured as convex teeth will be described. Since the first gear A1 and the fourth gear A4 have the same tooth profile, the first gear will be described below as a representative.
上記凸状歯４は、歯すじ長さが凹状歯５の歯すじ長さより長く設定されている。その長さは、第２歯車Ａ２の揺動運動に伴う噛み合い始め位置から噛み合い離脱位置の間で、第２歯車Ａ２の凹状歯開口部における干渉除去幅が歯すじ方向両端で最大となるように、有効噛み合い長さが長く設定されている。また、凸状歯４を構成するコロ４ａは第１歯車Ａ１のハブに固定手段としてのリテーナ７，８によって歯すじ方向両端において係止する必要があるので、上記凸状歯４の長さはコロ４ａの係止分の寸法を考慮してさらに長く設定されている。つまり、凸状歯４を構成するコロ４ａの歯すじ長さは、凹状歯５の歯すじ長さに対して、有効歯すじ長さの差分とリテーナ係止分の長さが加算された寸法として設定されている。またコロ４ａの外径は、歯すじ方向全域において同一直径となっている。
The
上記凸状歯４として構成されるコロ４ａは、第１歯車の歯数と同数備え、その軸方向(歯すじ方向)の両端部において外側リテーナ７、内側リテーナ８によって位置決め保持されている。各リテーナ７，８はリング状に形成されており、軸方向内端には第１、第４歯車Ａ１、Ａ４の係止溝９と係合する環状の係止爪がそれぞれ形成されている。軸方向の外端には、コロ４ａの軸端部を保持する環状の係止爪がそれぞれ形成されている。このリテーナ７，８はポリアミド系あるいはポリイミド系の樹脂にて形成され、自身が所定の外力の作用により変形が可能で、コロ４ａの変位を弾性的に許容するように構成されている。
The
以上のように構成される凸状歯４としてのコロ４ａを支持する凹溝４ｂは、コロの外形に対応した円弧歯形として形成され、その開口形状は、図９に示すように、凹状歯5とコロ４ａとの噛み合いの際、コロが凹溝内において基準ピッチ円直径位置（PCD）を基点に周方向（歯厚方向）に傾動しうるように、基準ピッチ円直径位置を基点に歯すじ方向外方および歯筋方向内方に向かって連続的に拡大するいわゆる鼓形状に形成されている。（なお、図９は図２の要部の拡大斜視図を示すが、図２においては、縮尺の関係で拡大部４ｅが図示されていない。）
この拡大部４ｅの拡大程度は、大きいほど噛み合い位置の狂いに対する吸収代は大きくなるが、むやみに大きくするとコロ４ａの位置決め保持が不安定になるので、拡大程度は最小とし、凹溝４ｂの弾性変形分とで傾動幅を分担するように形成する必要がある。その意味において、拡大部４ｅの拡大形状は、基準ピッチ円直径位置を含む所定の範囲を歯すじ方向に同一断面をなす直線部とし、その端部から歯すじ方向端部にかけて連続的に拡大する拡大部を形成するようにしてもよい。この場合、直線部の長さは、凹状歯との噛み合いの際、凹溝内面が容易に弾性変形し、噛み合い時異常面圧が発生しないように設定する必要がある。また、拡大部の役割機能は、上述のコロ４ａと凹状歯５間の硬度差によるなじみ作用と同様に歯車間の誤差を吸収し、適正な噛み合いを促進するためのものである。したがって、なじみ作用との兼ね合いで拡大部４ｅの拡大範囲を最小化することも可能となる。
The
As the degree of enlargement of the
その断面形状としては、図５に示すように、凹状歯５の断面形状と同様に多重円弧にて形成されている。具体的にはコロ４ａの半径に対し1より大きい半径ｒを持つ２つの円弧でもって、その円弧中心をコロ４ａ中心に対してオフセットさせて形成されている。それ故、凹溝４ｂおよび凹状歯５の開口部近くには、二つの接触点Ｐ0、Ｐ0が形成され、コロ４ａとの間で４５度より小さい所定の（たとえば１５度）の接触角αが得られるとともに、この接触点Ｐ0、Ｐ0から溝底に向かってコロ４ａの外周から徐々に離間することで溝底近辺に所定のオイル溜り４ｄ,５ｂが形成されることになる。
As shown in FIG. 5, the cross-sectional shape is formed by multiple arcs as in the cross-sectional shape of the
図５の断面位置は、歯すじ方向中央すなわち基準ピッチ円直径位置における断面を示し、その位置より歯筋方向内方および外方は、拡大部４ｅに対応して基準ピッチ円位置における円弧より大きい半径の円弧（図５の仮想線）をなしている。
なお、接触角αとは、基本的に凸状歯４ａと凹状歯５の噛み合いにおいて互いの母線が重なり合う最大噛み合い位置における角度をいう。
The cross-sectional position in FIG. 5 shows a cross section at the center of the tooth trace direction, that is, at the reference pitch circle diameter position, and the inside and outside of the tooth trace direction from that position are larger than the arc at the reference pitch circle position corresponding to the
Note that the contact angle α is basically an angle at the maximum meshing position where the buses overlap each other when meshing the
また、上述のように凹溝４ｂおよび凹状歯５の断面を多重円弧で形成し、接触点Ｐ0、Ｐ0を開口部近くに設定することで、その接触角αを小さくすることができ、特に凹状歯５において、伝達効率の向上および歯車各部の耐久性の向上に大きく貢献する。
Moreover, the contact angle α can be reduced by forming the cross section of the
つまり、第１歯車Ａ１および第２歯車Ａ２の噛み合い部には図５の凹状歯５の接触点Ｐ0ではコロ４ａに対し荷重Pがかかる。この荷重Pは第１、第２歯車Ａ１、Ａ２のピッチ円錐と平行な方向の分力である回転伝達力Ｔと、同じくピッチ円錐と垂直な方向の分力であるアキシャル力Ｆとに成分を分けて考えることができる。このアキシャル力が大きくなれば逆に回転伝達力が小さくなる。しかもアキシャル力は、第２歯車Ａ２が形成される回転体３に曲げ力として作用し回転体３を支障するベアリングに悪影響を与え歯車装置としての耐久性を損なうことになる。
That is, the load P is applied to the first gear A1 and the second contact point P 0 in the
したがって、接触角αを小さくすれば、アキシャル力が小さくなり、伝達効率の向上および耐久性の向上がともに可能となる。なお、凸状歯を構成する凹溝４ｂにおいては、このアキシャル力は第１歯車が固定されるハウジング６にて受けることになるので、上述の耐久性には影響を与えることはない。
Therefore, if the contact angle α is reduced, the axial force is reduced, and both transmission efficiency and durability can be improved. Note that, in the
次に第２歯車Ａ２に形成される凹状歯５の歯形について詳細に説明する。凹状歯５は、先に概略説明したように、第１歯車Ａ１としての凸状歯４を創成転写することによって形成される。
Next, the tooth profile of the
図６は、第１歯車と第２歯車の噛み合いにあたって、第１歯車の凸状歯としての等高歯に対し、第２歯車の凹状歯を同一深さ、同一歯厚の等高凹歯（干渉状況を説明する上での仮想形状）とし、第２歯車が矢印方向に揺動運動する際、凸状等高歯としてのコロ４ａと等高凹歯としての凹状歯５の関係を２次元的に示す模式図である。この場合、第２歯車の歯数が第１歯車の歯数より多く設定され、その基準ピッチ円直径は歯数差分大きく設定されるとともに歯すじ方向中央に設定される。また、第１歯車の中心は入出力軸の軸芯Ｇを中心とし、第２歯車は傾斜部の軸芯Ｈ上の中心を持ち、中心Ｈは中心Ｇの周りを偏心回転する。
FIG. 6 shows that when meshing the first gear and the second gear, the concave gear teeth of the second gear are the same depth as the convex teeth of the first gear. When the second gear swings and moves in the direction of the arrow, the relationship between the
したがって、第２歯車が矢印方向に揺動運動つまり偏心運動すると、凹状歯とコロとは所定の角度範囲Ｅにおいて噛み合いが行われることになる。この場合、コロと凹状歯とは母線Ｍ１、Ｍ２に対して歯すじ方向に同一幅（同一径）に形成されているので、母線が重なる最大噛み合い位置Ｗ１位置においては適正な噛み合いとなるが、その前後の噛み合い角度位置では、母線が互いに交差し、凹状歯５にはコロ４ａとの干渉が生じる。
Therefore, when the second gear swings in the direction of the arrow, that is, moves eccentrically, the concave teeth and the rollers are engaged in a predetermined angle range E. In this case, the rollers and the concave teeth are formed to have the same width (the same diameter) in the direction of the teeth with respect to the buses M1 and M2, and therefore the proper meshing occurs at the maximum meshing position W1 where the buses overlap. At the meshing angle positions before and after that, the bus lines intersect with each other, and the
この母線の交差は、噛み合い始め位置Ｗ２および噛み合い離脱位置Ｗ３とで最大となり、しかも交差方向が最大噛み合い位置を基点に前後で逆の傾きとなるので、その干渉部（図中斜線付与部）は噛み合い始め位置Ｗ２から最大噛み合い位置Ｗ１までの角度範囲では基準ピッチ円直径（PCD）外側では凹状歯５の反回転方向側で発生し、基準ピッチ円直径内側では回転方向側に発生する。また、最大噛み合い位置Ｗ１から噛み合い離脱位置Ｗ３までの角度範囲では、基準ピッチ円直径の外側と内側では、上記とは逆の方向に干渉部が発生する。
The intersection of the buses is maximum at the meshing start position W2 and the meshing disengagement position W3, and the crossing direction has a reverse inclination before and after the maximum meshing position as a base point, so that the interference part (hatched part in the figure) is In the angle range from the meshing start position W2 to the maximum meshing position W1, it occurs on the counter-rotation direction side of the
よって、凹状歯５の開口部には、噛み合い始め位置から噛み合い離脱位置の噛み合い範囲において、基準ピッチ円直径を基点に歯すじ方向内外に拡大する鼓形状の干渉部が生まれる。
Therefore, in the opening portion of the
この干渉部は、第１歯車と第２歯車の基準ピッチ円直径の差、つまり傾斜部の傾斜角によって影響を受け、その傾斜角が小さければ第１歯車と第２歯車間の偏心量が小さくなり上述の母線の交差角が小さくなり、上述の干渉部が小さくなり、逆に傾斜角が大きくなると、その交差角が大きくなり干渉部は大きく（歯すじ方向、歯底方向、歯厚方向ともに）なる。 The interference portion is affected by the difference in the reference pitch circle diameter between the first gear and the second gear, that is, the inclination angle of the inclined portion. If the inclination angle is small, the amount of eccentricity between the first gear and the second gear is small. When the crossing angle of the above-mentioned bus line becomes small, the above-mentioned interference part becomes small, and conversely, when the inclination angle becomes large, the crossing angle becomes large and the interference part becomes large (both the tooth trace direction, the root direction and the tooth thickness direction )Become.
また、この干渉部は、第１歯車と第２歯車の基準ピッチ円直径の差による影響だけでなく、凹状歯の歯すじ長さおよび基準ピッチ円直径の設定位置によっても大きく影響を受ける。歯筋長さが長くなるほど歯すじ方向端部での干渉幅が大きくなる。また、歯すじ長さが一定でも、基準ピッチ円直径の設定位置をたとえば、歯すじ方向内端および外端に設定した場合には、基準ピッチ円直径から一方の端部までの距離が大きくなるので、基準ピッチ円直径を起点に歯すじ方向他端に向かっていわゆるラッパ状に広がりきわめて大きい干渉部が発生することになる。 In addition, the interference portion is greatly influenced not only by the difference between the reference pitch circle diameters of the first gear and the second gear but also by the setting positions of the tooth length of the concave teeth and the reference pitch circle diameter. As the tooth trace length increases, the interference width at the end of the tooth trace direction increases. In addition, even if the tooth trace length is constant, when the reference pitch circle diameter setting position is set at, for example, the inner end and the outer end in the tooth trace direction, the distance from the reference pitch circle diameter to one end is increased. Therefore, an extremely large interference portion is generated that spreads in a so-called trumpet shape toward the other end in the tooth trace direction starting from the reference pitch circle diameter.
したがって、凹状歯は後述の創成加工機によってその干渉部が除去されることにより所定の噛み合い範囲における適正な噛み合いが得られることになるが、干渉部除去後の歯形は伝達効率および加工精度の自由度に対しても大きく影響することになるので、干渉幅を支配する凹状歯の歯すじ長さおよび基準ピッチ円直径の設定を干渉幅が最小になるように考慮する必要がある。つまり、干渉幅が大きくなると、コロ４ａとの噛み合い角度範囲、特に噛み合い始め位置および噛み合い離脱位置におけるコロとの接触角が大きくなり、その分アキシャル方向の分力が大きくなり伝達効率の低下につながる。
Therefore, the concave teeth can be properly meshed in the predetermined meshing range by removing the interference part by a generating machine, which will be described later, but the tooth profile after the interference part removal is free of transmission efficiency and machining accuracy. Therefore, it is necessary to consider the setting of the streak length of the concave tooth that governs the interference width and the reference pitch circle diameter so that the interference width is minimized. That is, when the interference width increases, the meshing angle range with the
また、この干渉幅の拡大は、加工形態の自由度および加工精度の自由度にも影響を与える。つまり、創成加工機を用いて加工を行えば、精度の確保は可能であるが、特別な加工機を新たに用意する必要があり、従来の直線的加工機で加工するにはあまりにも複雑な加工工程が必要となり、精度の確保と生産性の自由度の両立が困難になる。 In addition, the increase in the interference width also affects the degree of freedom of the processing form and the degree of freedom of the processing accuracy. In other words, it is possible to ensure accuracy if machining is performed using a creation machine, but it is necessary to prepare a new special machine, which is too complicated to process with a conventional linear machine. Processing steps are required, making it difficult to achieve both accuracy and productivity.
したがって、本実施態様においては、第１歯車と第２歯車化における一段減速のみの減速作用の設定による傾斜角の最小化に加えて、凹状歯の歯すじ長さを凸状歯より大幅に短く設定し、かつ基準ピッチ円直径を歯すじ中央に設定しているので、その干渉部を最小にすることができ、精度の確保と生産性の自由度確保の両立を図ることができる。 Therefore, in this embodiment, in addition to minimizing the inclination angle by setting the speed reducing action of only one speed reduction in the first gear and the second gear, the tooth length of the concave teeth is significantly shorter than that of the convex teeth. Since it is set and the reference pitch circle diameter is set at the center of the tooth trace, the interference portion can be minimized, and both ensuring of accuracy and ensuring of freedom of productivity can be achieved.
図７は、図６で明らかになった干渉部を除去した状態の凹状歯の歯形を示すもので、上記噛み合い範囲において最大噛み合い位置を含む前後５つの噛み合い位置での干渉部の除去状態を示す。 FIG. 7 shows the tooth profile of the concave tooth with the interference portion clarified in FIG. 6 removed, and shows the removal state of the interference portion at the front and rear meshing positions including the maximum meshing position in the meshing range. .
図中、歯底から開口端にかけて描かれている三角形状のエリアは、上記角度位置ごとに発生する干渉部が除去された干渉除去部が示されている。すなわち、第１エリアＥ１は噛み合い始め位置における干渉除去部に相当するエリアで、基準ピッチ円直径ＰＣＤ１をはさんで回転方向側と半回転方向側にそれぞれ位置する。第２エリアＥ２は、噛み合い始め位置Ｗ２と最大噛み合い位置Ｗ１の間の中間角度位置での干渉除去部に相当するエリアを示す。第３および第４エリアＥ３、Ｅ４は最大噛み合い位置Ｗ３から噛み合い離脱方向での上記と同様の干渉除去エリアを示す。なお、エリアＥ３は干渉が発生しない非干渉除去部で、最大噛み合い位置Ｗ１でコロが接触するエリアを示す。 In the drawing, a triangular area drawn from the root of the tooth to the opening end shows an interference removing portion from which the interference portion generated at each angular position is removed. That is, the first area E1 is an area corresponding to the interference removing portion at the meshing start position, and is located on the rotation direction side and the half rotation direction side across the reference pitch circle diameter PCD1. The second area E2 indicates an area corresponding to the interference removal unit at an intermediate angle position between the meshing start position W2 and the maximum meshing position W1. The third and fourth areas E3 and E4 indicate the same interference removal area as described above in the meshing disengagement direction from the maximum meshing position W3. Area E3 is a non-interference removing portion where interference does not occur, and indicates an area where the roller contacts at the maximum meshing position W1.
この図から明らかなように、上記各干渉除去部は、基準ピッチ円直径を基点に半径方向内外（歯すじ方向内外）に向かってそれぞれ拡大するが傾斜角が小さいことに加えて、基準ピッチ円直径が中央にあることと歯すじ長さが短いこととでその拡大率は比較的小さく保たれる。なお、図７に示す上述の干渉除去部を示すエリアは連続した回転の元では連続した曲面となり、エリアを画成する線は存在しないが説明の都合上、上記の角度位置ごとの除去エリアを示した。 As is clear from this figure, each of the interference canceling parts expands radially inward and outward (inside and outside of the streak direction) with the reference pitch circle diameter as a base point, but in addition to the small inclination angle, the reference pitch circle The enlargement ratio is kept relatively small by the fact that the diameter is in the center and the tooth trace length is short. Note that the area indicating the above-described interference removal unit shown in FIG. 7 is a continuous curved surface under continuous rotation, and there is no line that defines the area, but for the convenience of explanation, the removal area for each angular position is described above. Indicated.
以上の説明で明らかなように、傾斜角の最小化、歯すじ長さの短縮化および歯すじ中央部への基準ピッチ円直径の設定により、歯すじ方向両端部における干渉除去部の拡大率を比較的小さくすることができ、その分、噛み合い始め位置および噛み合い離脱位置におけるコロとの接触角が小さくなり伝達効率が向上する。その意味において、基準ピッチ円直径の設定は、歯すじ方向中央を基点に歯すじ方向内方あるいは外方おいてそれぞれ歯すじ長さの30％の範囲であることが望ましく、それ以上中心からずれると一端部における干渉除去部の拡大率がおおきくなり過ぎるので好ましくない。より好ましくは両端の干渉除去部がほぼ等しくなるように基準ピッチ円直径を設定する必要がある。 As is clear from the above explanation, the enlargement ratio of the interference removal portion at both ends of the tooth trace direction is reduced by minimizing the inclination angle, shortening the tooth trace length, and setting the reference pitch circle diameter at the center of the tooth trace. The contact angle with the roller at the meshing start position and the meshing disengagement position is reduced, and transmission efficiency is improved accordingly. In that sense, it is desirable that the reference pitch circle diameter is set within 30% of the length of the tooth streak inward or outward from the center of the tooth streak direction, and further deviates from the center. Since the enlargement ratio of the interference removal portion at one end is too large, it is not preferable. More preferably, it is necessary to set the reference pitch circle diameter so that the interference removal portions at both ends are substantially equal.
その意味において基準ピッチ円直径の位置は、歯すじ中央より若干外方に配置する必要がある。つまり、基準ピッチ円直径を歯すじ方向中心に設定した場合半径方向内端と外端とではモジュールに差があり、この点に起因して内端と外端の間に干渉幅の差が生じ、外端が内端より大きくなる傾向がある。図７は、基準ピッチ円直径を凹状歯の歯すじ方向中央に設定した場合（PCD1）と、中央より半径方向外方に設定した場合（基準ピッチ円直径PCD2）において開口部の内端および外端の開口幅の関係を示すもので、この図から明らかなように、ＰＣＤ１の場合は、半径方向外端の幅Ｈ1は内端の幅Ｈ2より広く、また、ＰＣＤ２の場合はその開口幅は、外端側が縮小し内端側が拡大しＨ1’,Ｈ2’となり、その結果、両者はほぼ等しい開口幅となる。それ故、基準ピッチ円直径を中央より外方に設定することにより干渉幅を等しくすることができる。なお、図８は、基準ピッチ円直径（PCD）位置における断面図で、点線は歯すじ方向外端部を示し、一点差線は歯すじ方向内端を示す。 In that sense, the position of the reference pitch circle diameter needs to be arranged slightly outward from the center of the tooth trace. In other words, when the reference pitch circle diameter is set at the center of the tooth trace direction, there is a difference in the module between the inner end and the outer end in the radial direction, and this causes a difference in interference width between the inner end and the outer end. The outer end tends to be larger than the inner end. Fig. 7 shows the inner and outer edges of the opening when the reference pitch circle diameter is set at the center of the concave teeth (PCD1) and radially outward from the center (reference pitch circle diameter PCD2). FIG. 6 shows the relationship between the opening widths of the ends. As is apparent from this figure, in the case of PCD1, the width H 1 of the radially outer end is wider than the width H 2 of the inner end, and in the case of PCD2, the opening thereof The width is reduced at the outer end side and enlarged at the inner end side to become H 1 ′, H 2 ′. As a result, both have substantially the same opening width. Therefore, the interference width can be made equal by setting the reference pitch circle diameter outward from the center. FIG. 8 is a cross-sectional view at the reference pitch circle diameter (PCD) position. The dotted line indicates the outer end portion in the tooth trace direction, and the one-dot difference line indicates the inner end in the tooth trace direction.
以上のように構成される第２歯車Ａ２の凹状歯５および第１,第４歯車の凹溝５の歯形の成形方法としては、特開平１０−２３５５１９号に詳細に開示されている加工手段がある。この加工手段は、ワークを保持する保持手段を本発明が対象とするいわゆる揺動型歯車機構を介して駆動するように構成されており、ワークおよび保持手段を揺動運動させながらワークと対を成す凸状円弧断面のカッターホイルを歯すじ方向に移動させることにより、上述のような鼓形状の歯形が形成される。
As a method of forming the tooth profile of the
つまり、第２歯車Ａ２の凹状歯５は、凸状歯４と干渉する干渉除去部が除去されて適切な歯形として創成転写され、またコロ４ａを保持する凹溝４ｂは、コロ４ａの周方向の傾動が可能となるように、歯筋方向に拡大する拡大部４ｅが形成されることになる。この場合、第２歯車Ａ２の凹状歯５の成形は、凸状歯４のコロ４ａとの干渉のない適切な噛み合いを行うためのものであり、また、コロ４ａを位置決め保持する凹溝４ｂの成形は、凹状歯５との噛み合いの際位置決め精度のばらつきを吸収するためのものであり、両者はその目的が相違している。
That is, the
したがって、凹状歯５の成形に当たっては、加工手段としての揺動歯車機構の減速比および傾斜部の傾斜角を揺動型歯車装置の減速比および傾斜角と同一仕様にする必要がある。一方、凹溝の成形は、凹状歯５との加工仕様を異ならせることも可能であるが、同一仕様にするほうが生産性を高める意味で有利となる。また、凹溝４ｂの成形は、揺動歯車機構を用いた創成加工手段に限らず、たとえば割り出し手段を用いた成形手段であってもよいが、揺動方歯車機構を用いた創成加工手段による成形のほうが、歯形間のピッチ誤差を最小にすることができるのでより好ましい。
Therefore, when forming the
つまり、凸状歯を構成する凹溝は一般的に割り出し手段を用いて成形することが可能であるが、割り出し手段を用いた場合、ピッチ間の精度は割り出し手段の精度によって支配されることになるが、揺動型歯車機構を用いた創成加工手段によれば、所定仕様、たとえば凹状歯の歯数および傾斜角に対応した揺動型歯車機構によって、ワークを揺動させながら連続的に歯形を成形できるので、ピッチ間精度はきわめて向上する。 That is, the concave grooves constituting the convex teeth can generally be formed by using the indexing means, but when using the indexing means, the accuracy between the pitches is governed by the accuracy of the indexing means. However, according to the generating means using the oscillating gear mechanism, the tooth profile is continuously oscillated while the workpiece is oscillated by the oscillating gear mechanism corresponding to the predetermined specifications, for example, the number of teeth and the inclination angle of the concave teeth. Can be formed, so the pitch accuracy is greatly improved.
つぎに、第３歯車の歯形について説明する。第３歯車は、第４歯車と歯数および基準ピッチ円直径を同じくし、かつ両歯車のピッチ円錐の頂点が原点Ｏ（偏心量ゼロ位置）と一致するように配置されているので、第３歯車と第４歯車の噛み合いは、同一位置にて噛み合い離脱を繰り返すのみとなり、相対的な噛み合い位置の移動はなく、その間での減速作用は生じない。したがって、第３歯車と第４歯車の噛み合い過程において、上記第１歯車と第２歯車の噛み合い過程のように、歯すじ方向の母線の交差は発生しないので、第２歯車で発生するような形態の干渉は発生しない。それ故、第３歯車の歯形すなわち、凹状歯の形状は第４歯車の直線状のコロと噛み合うように歯筋方向において同一断面の円弧形状に形成されている。 Next, the tooth profile of the third gear will be described. The third gear has the same number of teeth and reference pitch circle diameter as the fourth gear, and is arranged so that the apex of the pitch cone of both gears coincides with the origin O (the zero eccentricity zero position). The meshing between the gear and the fourth gear is merely repeated meshing and disengaging at the same position, there is no movement of the relative meshing position, and no deceleration action occurs between them. Therefore, in the meshing process of the third gear and the fourth gear, the crossing of the generatrix line does not occur unlike the meshing process of the first gear and the second gear. No interference occurs. Therefore, the tooth shape of the third gear, that is, the shape of the concave tooth is formed in an arc shape having the same cross section in the tooth trace direction so as to mesh with the linear roller of the fourth gear.
具体的には、コロとの接触角が第２歯車の接触角と同様に１５度なるように多重円弧で構成されている。したがって、第３歯車は、回転体の揺動運動に伴って、サイクロイド曲線に沿って第４歯車との噛み合い離脱を繰り返すが、実質的な噛み合い過程においては、凹状歯の中心と上記凸状歯の中心とが軸方向の同一線上を直線的に移動して、干渉することなく適正な噛み合いが行われることになる。 Specifically, it is composed of multiple arcs so that the contact angle with the roller is 15 degrees, similar to the contact angle of the second gear. Accordingly, the third gear repeatedly engages and disengages with the fourth gear along the cycloid curve as the rotating body swings. In the substantial meshing process, the center of the concave teeth and the convex teeth are repeated. The center of the shaft moves linearly on the same line in the axial direction, and proper meshing is performed without interference.
また一方で、第３歯車は、第２歯車と同様に回転体の軸端面に形成され、回転体と同一部品を構成するものであるため、第２歯車と同様に鼓形状に形成すれば、第２歯車と第３歯車とを同一の加工手段での加工が可能となり、回転体としての生産性が向上する。また第３歯車を鼓形状にすることによって、第１〜第４歯車の凹溝および凹状歯のすべてを同一の加工手段で同一加工でき、特に、上述の揺動方歯車機構を用いた加工手段で加工すれば、その生産性の向上だけでなく、すべての噛み合い歯車のピッチ間誤差を最小にすることができ、噛み合い精度が極めて向上する。 On the other hand, the third gear is formed on the shaft end surface of the rotating body like the second gear, and constitutes the same part as the rotating body. The second gear and the third gear can be processed by the same processing means, and the productivity as a rotating body is improved. Further, by forming the third gear into a drum shape, all of the concave grooves and the concave teeth of the first to fourth gears can be processed by the same processing means, and in particular, the processing means using the above-described swinging gear mechanism. In addition to improving the productivity, it is possible to minimize the pitch error of all meshing gears, and the meshing accuracy is greatly improved.
また、第３歯車の歯形を第２歯車の歯型と同様の形状にすることによって、単に生産性の向上だけでなく、第３歯車の凹状歯の歯すじ方向両端の開口部が幅広に形成されているので、第４歯車との位置決め誤差が生じた場合にも凸状歯の歯先を凹状歯内に誘導するいわゆる自己求心作用により噛み合いを促進できる。またこのように鼓形状に形成することで、凹状歯の剛性が適度に弱められるので、第４歯車との角度位置に多少の誤差があっても、凹状歯の弾性変形によって異常面圧の発生を抑制できる。 Further, by making the tooth profile of the third gear the same as the tooth profile of the second gear, not only the productivity is improved, but also the openings at both ends of the concave teeth of the third gear are formed wide. Therefore, even when a positioning error with the fourth gear occurs, meshing can be promoted by a so-called self-centering action that guides the tip of the convex tooth into the concave tooth. Moreover, since the rigidity of the concave teeth is moderately weakened by forming the drum shape in this way, even if there is some error in the angular position with the fourth gear, abnormal surface pressure is generated due to the elastic deformation of the concave teeth. Can be suppressed.
以上の説明で明らかなように、第１〜第４歯車の歯形を上記実施態様のように構成することにより、噛み合い歯の耐久性の確保と噛み合い精度の確保の両立を図り、かつ加工精度の自由度および位置決め精度の自由度の高い揺動型歯車装置を得ることができる。 As is clear from the above description, by configuring the tooth profiles of the first to fourth gears as in the above embodiment, it is possible to achieve both ensuring of the durability of the meshing teeth and securing of the meshing accuracy, and the processing accuracy. An oscillating gear device having a high degree of freedom and positioning accuracy can be obtained.
本発明は上記の実施例に限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々の変更が可能である。 The present invention is not limited to the above-described embodiments, and various modifications can be made without departing from the gist of the present invention.
１ 入力軸
１ａ 傾斜部
２ 出力軸
３ 回転体３
４ 凸状歯
４ａ コロ
４ｂ 凹溝
４ｅ 拡大部
５ 凹状歯
1 Input shaft 1a
4
Claims (4)
上記第１ないし第４歯車が傘歯車として構成され、
該第１ないし第４歯車のうち第１歯車および第４歯車が、ピッチ円錐上において等間隔で歯車中心から放射方向に伸びる断面半円状の凹溝と、該凹溝内に転動自在に配置される円柱状のコロとで等高歯としての凸状歯として構成され、上記第１歯車および第４歯車とそれぞれ噛み合う第２および第３歯車が、該凸状歯と噛み合う所定円弧形状の凹状歯として構成され、
上記凸状歯は、歯すじ長さが該凹状歯の歯すじ長さより長く設定されており、
上記凸状歯を構成する凹溝は、コロが凹溝内において周方向の傾動を許容するように、その開口部が基準ピッチ円直径を基点に歯すじ方向端部に向かって拡大する拡大部が形成されていることを特徴とする揺動型歯車装置。 A first gear having n1 teeth fixed to the housing and a fourth gear having n4 teeth attached to the output shaft are arranged with their axis centers aligned with the input shaft, and a second gear having n2 teeth A rotating body integrally provided with a gear and a third gear having n3 teeth is pivotally supported by the inclined portion of the input shaft so that the second gear meshes with the first gear and the third gear meshes with the fourth gear; An XY coordinate having an origin at a point where the center point of the common spherical surface passing through each pitch circle of the first and second gears coincides with the center point of the common spherical surface passing through each pitch circle of the third and fourth gears. The axis of the input shaft is disposed on the X axis, and the meshing points of the first and second gears and the meshing points of the fourth and third gears are placed in the same quadrant or different quadrants of the XY coordinates. An oscillating gear device comprising:
The first to fourth gears are configured as bevel gears,
Of the first to fourth gears, the first gear and the fourth gear have a semicircular groove having a semicircular cross section extending radially from the gear center at equal intervals on the pitch cone, and can freely roll into the groove. The second and third gears, which are configured as convex teeth as contour teeth with the arranged cylindrical rollers and mesh with the first gear and the fourth gear, respectively, have a predetermined arc shape that meshes with the convex teeth. Configured as concave teeth,
The convex teeth are set such that the tooth length is longer than the tooth length of the concave teeth,
The concave groove that constitutes the convex teeth has an enlarged portion whose opening expands toward the end of the tooth-pitch direction with the reference pitch circle diameter as a base point so that the rollers allow tilting in the circumferential direction within the concave groove. An oscillating gear device characterized in that is formed.
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