JP5639992B2 - 撓み噛合い式歯車装置 - Google Patents

Description

本発明は、撓み噛合い式歯車装置に関する。

特許文献１に示す撓み噛合い式歯車装置は、起振体と、該起振体の外周に配置され該起振体の回転により撓み変形される可撓性を有した筒形状の外歯歯車と、該外歯歯車が内接噛合する剛性を有した第１内歯歯車と、該第１内歯歯車に並設され前記外歯歯車と内接噛合する剛性を有した第２内歯歯車と、を備えている。

特開２００９−２９９７６５号公報

しかしながら、特許文献１に記載の撓み噛合い式歯車装置においては、撓み噛合い式歯車装置にかかる負荷によって内歯および外歯の摩耗が進行すると、バックラッシが増加し、該撓み噛合い式歯車装置が組み込まれている機器の精度低下の要因となるという問題があった。

そこで、本発明は、前記の問題点を解決するべくなされたもので、外歯歯車の外歯若しくは内歯歯車の内歯の摩耗によるバックラッシの増加を抑制可能とする撓み噛合い式歯車装置を提供することを課題とする。

本発明は、起振体と、該起振体の外周に配置され該起振体の回転により撓み変形される可撓性を有した筒形状の外歯歯車と、該外歯歯車が内接噛合する剛性を有した第１内歯歯車と、該第１内歯歯車に並設され前記外歯歯車と内接噛合する剛性を有した第２内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置において、前記外歯歯車と前記第１内歯歯車の噛合い部および前記外歯歯車と前記第２内歯歯車の噛合い部の少なくとも一方が、第１領域と該第１領域よりも軸方向内側に位置する第２領域とを有し、且つ、前記第１領域において、前記外歯歯車の径方向内側に隙間が設けられ、前記外歯歯車が、組立て前の状態において、前記第１領域に対応する部分の歯先径が前記第２領域に対応する部分の歯先径より大きく、且つ該歯先径が該第１領域と該第２領域との間で非連続的に変化するか、該歯先径の軸方向における変化率が該第１領域と該第２領域とで異なることにより、前記課題を解決したものである。

本発明においては、外歯歯車が、組立て前の状態において、第１領域に対応する部分の歯先径が第２領域に対応する部分の歯先径より大きく、且つ歯先径が第１領域と第２領域との間で非連続的に変化するか、歯先径の軸方向における変化率が第１領域と第２領域とで異なる形状をしているので、回転開始前の状態において、外歯歯車と（第１、第２）内歯歯車は、第１領域のバックラッシが第２領域のバックラッシより小さい状態で噛み合っていることになる。そのため、第１領域における小さいバックラッシでの起動（回転開始）が可能となる。

一方、運転中（回転中）に負荷が増大した場合、第１領域において外歯歯車の径方向内側に隙間が設けられているので、外歯歯車の第１領域に対応する部分は、径方向内側、すなわち内歯歯車から離れる方向に変形することができる。そのため、第１領域における外歯歯車の磨耗が抑制され、起動時のバックラッシ低減という第１領域における外歯歯車の機能が損なわれることも抑制される。

なお、「歯先径が第１領域と第２領域との間で非連続的に変化するか、歯先径の軸方向における変化率が第１領域と第２領域とで異なる」については、両方の状態を総括して「歯先径が、第１領域と第２領域とで段階的に変化する」と表現することもできる。また、「歯先径が第１領域と第２領域との間で非連続的に変化する」とは、軸方向の特定位置（第１領域と第２領域の境界に該当する位置）で、軸方向に対して９０度の傾きで歯先径が変化することをいう。

また、上記課題は、内歯歯車の形状を工夫することによっても解決可能であり、この場合には、本発明は、起振体と、該起振体の外周に配置され該起振体の回転により撓み変形される可撓性を有した筒形状の外歯歯車と、該外歯歯車が内接噛合する剛性を有した第１内歯歯車と、該第１内歯歯車に並設され前記外歯歯車と内接噛合する剛性を有した第２内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置において、前記外歯歯車と前記第１内歯歯車の噛合い部および前記外歯歯車と前記第２内歯歯車の噛合い部の少なくとも一方が、第１領域と該第１領域よりも軸方向内側に位置する第２領域とを有し、且つ、前記第１領域において、前記外歯歯車の径方向内側に隙間が設けられ、前記第１、第２内歯歯車が、組立て前の状態において、前記第１領域に対応する部分の歯先径が前記第２領域に対応する部分の歯先径より小さく、且つ該歯先径が該第１領域と該第２領域との間で非連続的に変化するか、該歯先径の軸方向における変化率が該第１領域と該第２領域とで異なる、と捉えられる。

なお、上記のように、外歯及び内歯の歯先ではなく、外歯及び内歯の歯厚に着目することも可能であり、その場合、本発明は、起振体と、該起振体の外周に配置され該起振体の回転により撓み変形される可撓性を有した筒形状の外歯歯車と、該外歯歯車が内接噛合する剛性を有した第１内歯歯車と、該第１内歯歯車に並設され前記外歯歯車と内接噛合する剛性を有した第２内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置において、前記外歯歯車と前記第１内歯歯車の噛合い部および前記外歯歯車と前記第２内歯歯車の噛合い部の少なくとも一方が、第１領域と該第１領域よりも軸方向内側に位置する第２領域とを有し、且つ、前記第１領域において、前記外歯歯車の径方向内側に隙間が設けられ、前記外歯歯車および前記第１、第２内歯歯車のうち少なくとも一方の歯厚は、前記第１領域に対応する部分の方が前記第２領域に対応する部分より大きい、と捉えることも可能である。

本発明によれば、外歯歯車の外歯若しくは内歯歯車の内歯の摩耗によるバックラッシの増加が抑制可能となる。

本発明の第１実施形態に係る撓み噛合い式歯車装置の全体構成の一例を示す分解斜視図 同じく全体構成の一例を示す断面図 同じく起振体を示す正面図（Ａ）と断面図（Ｂ） 同じく無負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車（減速用内歯歯車出力用内歯歯車）との関係の概略を示す断面図 組立て前の状態における外歯歯車の概略を示す正面図（Ａ）と側面図（Ｂ） 同じく無負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示す断面図（Ａ）と負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯との関係の概略を示す断面図（Ｂ） 本発明の第２実施形態に係る撓み噛合い式歯車装置の無負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示す断面図（Ａ）と負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示す断面図（Ｂ） 本発明の第１、第３〜第６実施形態に係る撓み噛合い式歯車装置の組立て前の状態における外歯の概略を示す側面図（Ａ）〜（Ｄ） 本発明の第７〜第９実施形態に係る撓み噛合い式歯車装置の無負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示す断面図（Ａ）〜（Ｃ） 本発明の第１０実施形態に係る撓み噛合い式歯車装置の内歯歯車の概略を示す側面図（Ａ）と正面図（Ｂ） 同じく無負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示す断面図（Ａ）と負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示す断面図（Ｂ） 本発明の第１１実施形態に係る撓み噛合い式歯車装置の組立て前の状態における外歯歯車の概略を示す正面図（Ａ）と側面図（Ｂ） 同じく無負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示す断面図（Ａ）と負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示す断面図（Ｂ）

以下、図面を参照して、本発明の第１実施形態の一例を詳細に説明する。なお、図４〜図６では、外歯や内歯や隙間の様子が分かるようにそれらを誇張して示している。

最初に、本実施形態の全体構成について、概略的に説明する。

撓み噛合い式歯車装置１００は、図１〜図５に示す如く、起振体１０４と、起振体１０４の外周に配置され起振体１０４の回転により撓み変形される可撓性を有した筒形状の外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂ（１２０）と、外歯歯車１２０Ａが内接噛合する剛性を有した減速用内歯歯車１３０Ａ（第１内歯歯車）と、減速用内歯歯車１３０Ａに並設され外歯歯車１２０Ｂと内接噛合する剛性を有した出力用内歯歯車１３０Ｂ（第２内歯歯車）と、を備えている（なお、減速用内歯歯車１３０Ａと出力用内歯歯車１３０Ｂを併せて、単に内歯歯車１３０とも称する）。そして、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａの噛合い部１２９Ａおよび外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂの噛合い部１２９Ｂはそれぞれ、第１領域Ｆｐと第１領域Ｆｐよりも軸方向Ｏ内側に位置する第２領域Ｓｐとを有している。第１領域Ｆｐにおいて、外歯歯車１２０の径方向Ｒ内側に隙間Ｇｐが設けられている。ここで、外歯歯車１２０は、組立て前の状態において、第１領域Ｆｐに対応する部分の（外歯歯車１２０の中心から外歯１２４の歯先までの距離を表す）歯先径が第２領域Ｓｐに対応する部分の歯先径より大きくされている。そして、その歯先径の軸方向Ｏにおける変化率が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで異なるようにされている。即ち、歯先径が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで段階的に変化するようにされている。

なお、噛合い部１２９Ａ（１２９Ｂ）は、図４で示せば、外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）と内歯１２８Ａ（１２８Ｂ）との重なり部分をいう。そして、第１、第２領域Ｆｐ、Ｓｐは、噛合い部１２９Ａ（１２９Ｂ）を構成して、図４で示す如く、一点鎖線ＢＬの位置で互いの境界が規定されている。第１、第２領域Ｆｐ、Ｓｐにおいて実際に外歯１２４と内歯１２８とが接触している部分がそれぞれ、第１接触部１２９ＡＡ（１２９ＢＡ）、第２接触部１２９ＡＢ（１２９ＢＢ）として模式的に表示してある。この実施形態では、外歯歯車１２０が、組立て前の状態において、歯先径の軸方向Ｏにおける変化率が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで異なるようにされており、内歯１２８との関係でいえば、第１領域Ｆｐにおける外歯１２４の歯先Ｔｔｏと内歯１２８の歯先Ｔｔｉとの距離Ｌｆの変化率Ｒｆと、第２領域Ｓｐにおける外歯１２４の歯先Ｔｔｏと内歯１２８の歯先Ｔｔｉとの距離Ｌｓの変化率Ｒｓとが段階的に異なっている（後述）。

以下、各構成要素について詳細に説明を行う。

起振体１０４は、図２、図３に示す如く、略柱形状である。詳しく説明すると、起振体１０４は、偏心（偏心量Ｌ）した位置を中心とする一定の曲率半径ｒ１による噛合い範囲ＦＡを備え、複数の曲率半径を組み合わせた形状とされている。そして、起振体１０４は、噛合い範囲ＦＡで、外歯歯車１２０Ａ、１２０Ｂと減速用内歯歯車１３０Ａ、出力用内歯歯車１３０Ｂとの噛合い状態を実現するようにされている。起振体１０４には、中央に図示しない入力軸が挿入される入力軸孔１０６が形成されている。入力軸が挿入され回転した際に、起振体１０４が入力軸と一体で回転するように、入力軸孔１０６にはキー溝１０８が設けられている。

起振体軸受１１０は、図１、図２、図４に示す如く、起振体１０４の外側と外歯歯車１２０の内側との間に配置される軸受である。図４に示す如く、起振体軸受１１０Ａ（１１０Ｂ）は、内輪１１２、保持器１１４Ａ（１１４Ｂ）、転動体としてのころ１１６Ａ（１１６Ｂ）と、外輪１１８Ａ（１１８Ｂ）と、から構成される。内輪１１２は、起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂに対して一体化されており、起振体１０４の外周に接触配置され、ころ１１６Ａ、１１６Ｂに接触している。ころ１１６Ａ（１１６Ｂ）は保持器１１４Ａ（１１４Ｂ）に回転可能に保持されている。なお、ころ１１６Ａ（１１６Ｂ）は、円柱形状であればよく、ニードル形状も含む。転動体としては、ボールを用いてもよい。外輪１１８Ａ（１１８Ｂ）は、ころ１１６Ａ（１１６Ｂ）の外側に配置される。外輪１１８Ａ（１１８Ｂ）は、起振体１０４の回転により撓み変形し、その外側に配置される外歯歯車１２０Ａ（１２０Ｂ）を変形させる。なお、図４に示す如く、外輪１１８Ａ（１１８Ｂ）の端部１１８ＡＡ（１１８ＢＡ）は、軸方向Ｏで外周面が外側に向かって径方向Ｒの内側に傾斜しており、外輪１１８Ａ（１１８Ｂ）の中央部の厚みＴｃに比べて薄くされている（厚みＴｅｅ）。このため、外輪１１８Ａ（１１８Ｂ）の外側に配置される外歯歯車１２０との間には、軸方向Ｏの外側に向かって拡大する隙間Ｇｐが設けられている。この実施形態では、隙間Ｇｐは、軸方向Ｏの第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとを分離する一点鎖線ＢＬの位置から形成されている。

外歯歯車１２０は、図１、図２、図４、図５に示す如く、基部材１２２と、外歯１２４と、から構成され筒形状とされている。基部材１２２は、可撓性を有した筒状部材であり、起振体軸受１１０の外側に配置される。即ち、外歯歯車１２０は、起振体軸受１１０の転動体によって回転可能に支持されている。図５に示す如く、組立て前の状態においては、外歯歯車１２０は撓まず、基部材１２２は軸方向に平行とされている。これに対し、図４、図６（Ａ）に示す如く、組立て後、即ち外歯歯車１２０を起振体軸受１１０の外側に配置させて内歯歯車１３０の内側に組込んだ後の状態においては、外歯歯車１２０は径方向Ｒ内側に若干撓み、外歯歯車１２０は破線の形状から実線の形状に変形する。なお、この状態で、図４、図６（Ａ）に示す如く、隙間Ｇｐは確保される。図２、図４、図５に示す如く、外歯１２４（１２４Ａ、１２４Ｂ）は軸方向Ｏに分割された形態であるが、それぞれを支持する基部材１２２が一体とされ共通とされている。外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）は、軸方向Ｏの第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとを分離する一点鎖線ＢＬの位置で、外歯端部１２４ＡＡ（１２４ＢＡ）とその内側の外歯中央部１２４ＡＢ（１２４ＢＢ）とに分けられている。図５（Ａ）に示す如く、外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）の歯厚Ｔｈｏは外歯端部１２４ＡＡ（１２４ＢＡ）から外歯中央部１２４ＡＢ（１２４ＢＢ）にかけて軸方向Ｏで一定とされ、外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）の歯面Ｔｆｏは軸方向Ｏに平行とされている。それに対して、図５（Ｂ）に示す如く、外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）の歯先Ｔｔｏの高さは、外歯端部１２４ＡＡ（１２４ＢＡ）の最端部で最大（Ｈｏ１）とされ、当該一点鎖線ＢＬの位置で最小（Ｈｏ２）となるように直線的に変更されている。即ち、外歯歯車１２０の第１領域Ｆｐに対応する部分である外歯端部１２４ＡＡ（１２４ＢＡ）の歯先径は、軸方向Ｏ外側の歯先径が軸方向Ｏ内側の歯先径よりも大きく、軸方向Ｏに直線的に変化している。外歯中央部１２４ＡＢ（１２４ＢＢ）では、歯先Ｔｔｏの高さが当該一点鎖線ＢＬの位置の歯先Ｔｔｏの高さＨｏ２と同一で一定とされている。即ち、第２領域Ｓｐに対応する部分である外歯中央部１２４ＡＢ（１２４ＢＢ）の歯先径は、軸方向Ｏで一定とされている。このようにして、外歯歯車１２０は、組立て前の状態において、第１領域Ｆｐに対応する部分（外歯端部１２４ＡＡ、１２４ＢＡ）の歯先径が第２領域Ｓｐに対応する部分（外歯中央部１２４ＡＢ、１２４ＢＢ）の歯先径より大きく、且つ歯先径の軸方向Ｏにおける変化率が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで異なるようにされている。なお、外歯１２４は、理論噛合を実現するようにトロコイド曲線に基づいて歯形が決定されている。

減速用内歯歯車１３０Ａは、図２、図４に示す如く、剛性を有した部材で形成されている。減速用内歯歯車１３０Ａは、外歯歯車１２０Ａの外歯１２４Ａの歯数よりもｉ（ｉ＝２、４、・・・）枚だけ多い歯数を備える。減速用内歯歯車１３０Ａには、図示しないケーシングがボルト孔１３２Ａを介して固定される。そして、減速用内歯歯車１３０Ａは、外歯歯車１２０Ａと噛合することによって、起振体１０４の回転の減速に寄与する。減速用内歯歯車１３０Ａの内歯１２８Ａは、第１、第２領域Ｆｐ、Ｓｐでその歯先Ｔｔｉと歯厚Ｔｈｉとが軸方向Ｏと平行とされている（面取り部を除く）。即ち、減速用内歯歯車１３０Ａの第１、第２領域Ｆｐ、Ｓｐに対応する部分である内歯１２８Ａの歯先径は、軸方向Ｏで一定とされている。内歯１２８Ａは、トロコイド曲線に基づいた外歯１２４Ａに理論噛合するように成形されている。

一方、出力用内歯歯車１３０Ｂも、図２、図４に示す如く、減速用内歯歯車１３０Ａと同様に、剛性を有した部材で形成されている。出力用内歯歯車１３０Ｂは、外歯歯車１２０Ｂの外歯１２４Ｂの歯数と同一の内歯１２８Ｂの歯数を備え（等速伝達）、その歯先Ｔｔｉと歯厚Ｔｈｉとは第１、第２領域Ｆｐ、Ｓｐで軸方向Ｏと平行とされている（面取り部を除く）。即ち、出力用内歯歯車１３０Ｂの第１、第２領域Ｆｐ、Ｓｐに対応する部分である内歯１２８Ｂの歯先径は、軸方向Ｏで一定とされている。

ここで、図６（Ａ）に示す如く、第１領域Ｆｐにおける外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）の歯先Ｔｔｏと内歯１２８Ａ（１２８Ｂ）の歯先Ｔｔｉとの距離は、最端部（面取り部を除く）で歯先同士の重なっている距離が長く、最大（符号Ｌ１）となる。これに対して、第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとの境界となる一点鎖線ＢＬの位置で当該距離は、歯先同士の重なっている距離が短く、最小（符号Ｌ２）となる。このため、第１領域Ｆｐにおける外歯１２４の歯先Ｔｔｏと内歯１２８の歯先Ｔｔｉとの距離Ｌｆの変化率Ｒｆは式（１）で表される。

Ｒｆ＝Ｌｆ／Ｏ１＝（Ｌｏ１−Ｌｏ２）／Ｏ１（＞０） （１）

同様に考えて、第２領域Ｓｐにおける外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）の歯先Ｔｔｏと内歯１２８Ａ（１２８Ｂ）の歯先Ｔｔｉとの距離は、一定の値（符号Ｌｏ２）となる。このため、第２領域Ｓｐにおける外歯１２４の歯先Ｔｔｏと内歯１２８の歯先Ｔｔｉとの距離Ｌｓの変化率Ｒｓは式（２）で表される。

Ｒｓ＝Ｌｓ／Ｏ２＝（Ｌｏ２−Ｌｏ２）／Ｏ２＝０ （２）

即ち、第１領域Ｆｐにおける距離Ｌｆの変化率Ｒｆが第２領域Ｓｐにおける距離Ｌｓの変化率Ｒｓよりも大きくされている（Ｒｆ＞Ｒｓ）ことにより、外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）の歯先Ｔｔｏと内歯１２８Ａ（１２８Ｂ）の歯先Ｔｔｉとの距離は第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで段階的に異なるようにされている。なお、出力用内歯歯車１３０Ｂには、図示しない出力軸がボルト孔１３２Ｂを介して取り付けられて、外歯歯車１２０Ｂの自転と同一の回転が外部に出力される。

次に、撓み噛合い式歯車装置１００の動作について、図２、図３、図６を用いて説明する。

図示しない入力軸の回転により、起振体１０４が回転すると、その回転状態に応じて、外歯歯車１２０が起振体軸受１１０を介して撓み変形する（即ち、外歯歯車１２０Ｂは外歯歯車１２０Ａと同位相で撓み変形する）。

外歯歯車１２０が起振体１０４で撓み変形されることにより、噛合い範囲ＦＡで、外歯１２４が径方向Ｒで外側に移動して、内歯歯車１３０の内歯１２８に噛合する。

噛合に際して、起振体軸受１１０Ａ、１１０Ｂは、軸方向Ｏでそれぞれ、外歯１２４Ａを支持する部分と、外歯１２４Ｂを支持する部分とされている。このため、減速用内歯歯車１３０Ａと外歯１２４Ａとの噛合を原因とするころ１１６Ｂのスキュー、及び出力用内歯歯車１３０Ｂと外歯１２４Ｂとの噛合を原因とするころ１１６Ａのスキュー、のそれぞれが防止されている。

そして、外歯１２４は、軸方向Ｏにおいて、減速用内歯歯車１３０Ａに噛合する部分（外歯１２４Ａ）と出力用内歯歯車１３０Ｂに噛合する部分（外歯１２４Ｂ）とに分割されている。このため、外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとが噛合する際に、仮に外歯１２４Ｂに変形などがあってもその変形で外歯１２４Ａに変形を生じさせることがない。同様に、外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂとが噛合する際に、仮に外歯１２４Ａに変形などがあってもその変形で外歯１２４Ｂに変形を生じることがない。つまり、外歯１２４を分割しておくことで、一方の外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）の変形で他方の外歯１２４Ｂ（１２４Ａ）を変形させてその噛合関係を悪化させるといったことを防ぐことができる。

図６（Ａ）に示す如く、第１領域Ｆｐにおける外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）の歯先Ｔｔｏと内歯１２８Ａ（１２８Ｂ）の歯先Ｔｔｉとの距離Ｌｏ１は、第２領域Ｓｐにおける外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）の歯先Ｔｔｏと内歯１２８Ａ（１２８Ｂ）の歯先Ｔｔｉとの距離Ｌｏ２よりも長く保たれる（Ｌｏ１＞Ｌｏ２）。このため、第１領域Ｆｐでは第２領域Ｓｐに比べて、深い噛合いを実現することができる（バックラッシが小さい）。一方、負荷時には、外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）に外周から力が加わり、外歯端部１２４ＡＡ（１２４ＢＡ）が径方向Ｒの内側の隙間Ｇｐに逃げて変形し、隙間Ｇｐが減少する。即ち、図６（Ｂ）に示す如く、第１領域Ｆｐにおける外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）の歯先Ｔｔｏと内歯１２８Ａ（１２８Ｂ）の歯先Ｔｔｉとの距離Ｌｏ１’は、第２領域Ｓｐにおける外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）の歯先Ｔｔｏと内歯１２８Ａ（１２８Ｂ）の歯先Ｔｔｉとの距離Ｌｏ２とほぼ同じくなる（Ｌｏ１’≒Ｌｏ２）。つまり、第１領域Ｆｐでは、無負荷時に比べて噛合いの深さは浅くなる。従って、負荷時に外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）及び内歯１２８Ａ（１２８Ｂ）の摩耗が発生しても、無負荷時には外歯歯車１２０の変形が回復し、負荷時の摩耗が回避されている第１領域Ｆｐにおける外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）と内歯１２８Ａ（１２８Ｂ）が再び深く噛合うようになり、バックラッシの増加が抑制される。ここで、本実施形態においては、負荷時に、外歯歯車１２０の内周面が起振体軸受１１０の外輪１１８Ａ、１１８Ｂの外周面に接触するような隙間Ｇｐを設けているが、これに限定されず、例えば外歯歯車が、内周側に変形した後にも、起振体軸受の外輪との間に隙間が残存するように隙間Ｇｐを設定してもよい。なお、本実施形態では、内歯１２８の歯先径が第１、第２領域Ｆｐ、Ｓｐにかかわらず軸方向Ｏで一定とされているので、外歯の歯先径だけでも、上述した噛合いの変化に対応したバックラッシの変化を同じく説明することができる。

外歯歯車１２０Ａと減速用内歯歯車１３０Ａとの噛合位置は、起振体１０４の回転に伴い回転移動する。ここで、起振体１０４が１回転すると、外歯歯車１２０Ａは減速用内歯歯車１３０Ａとの歯数差だけ、回転位相が遅れる。つまり、減速用内歯歯車１３０Ａによる減速比は（（外歯歯車１２０Ａの歯数−減速用内歯歯車１３０Ａの歯数）／外歯歯車１２０Ａの歯数）として求めることができる。

外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂとは共に歯数が同一であるので、外歯歯車１２０Ｂと出力用内歯歯車１３０Ｂとは互いに噛合する部分が移動することなく、同一の歯同士で噛合することとなる。このため、出力用内歯歯車１３０Ｂから外歯歯車１２０Ｂの自転と同一の回転が出力される。結果として、出力用内歯歯車１３０Ｂからは、起振体１０４の回転を減速用内歯歯車１３０Ａによる減速比に基づいて減速した出力を取り出すことができる。

本実施形態においては、外歯歯車１２０が、組立て前の状態において、第１領域Ｆｐに対応する部分の歯先径が第２領域Ｓｐに対応する部分の歯先径より大きく、且つ歯先径の軸方向Ｏにおける変化率が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで異なる形状をしているので、回転開始前の状態において、外歯歯車１２０と内歯歯車１３０は、第１領域Ｆｐのバックラッシが第２領域Ｓｐのバックラッシより小さい状態で噛み合っていることになる。そのため、第１領域Ｆｐにおける小さいバックラッシでの起動（回転開始）が可能となる。

一方、運転中（回転中）に負荷が増大した場合、第１領域Ｆｐの外歯歯車１２０の径方向Ｒ内側に隙間Ｇｐが設けられているので、外歯歯車１２０の第１領域Ｆｐに対応する部分は、径方向Ｒ内側、すなわち内歯歯車１３０から離れる方向に変形することができる。そのため、第１領域Ｆｐにおける外歯歯車１２０の磨耗が抑制され、起動時のバックラッシ低減という第１領域Ｆｐにおける外歯歯車１２０の機能が損なわれることも抑制される。

また、本実施形態においては、図４、図５（Ａ）、（Ｂ）に示す如く、外歯歯車１２０と内歯歯車１３０の第２領域Ｓｐに対応する部分の歯先径は、軸方向Ｏで一定とされている。このため、第２領域Ｓｐでは、軸方向Ｏで均一なトルク伝達がなされるので、撓み噛合い式歯車装置１００に大きな負荷がかった際にも安定したトルク伝達が可能となり、外歯１２４及び内歯１２８の局所的な摩耗を防止することができる。

また、本実施形態においては、外輪１１８Ａ（１１８Ｂ）の端部１１８ＡＡ（１１８ＢＡ）の外周面を傾斜させて、その中央部に比べて端部１１８ＡＡ（１１８ＢＡ）の厚みを薄くすることで、上述してきた隙間Ｇｐを設けている。このため、隙間Ｇｐを容易に、且つ正確に設けることができる。

即ち、本実施形態においては、外歯歯車１２０の外歯１２４Ａ（１２４Ｂ）若しくは内歯歯車１３０の内歯１２８Ａ（１２８Ｂ）の摩耗によるバックラッシの増加が抑制可能となる。

本発明について第１実施形態を挙げて説明したが、本発明は第１実施形態に限定されるものではない。即ち本発明の要旨を逸脱しない範囲においての改良並びに設計の変更が可能なことは言うまでも無い。

例えば第１実施形態においては、隙間Ｇｐは径方向Ｒで第１領域Ｆｐの内側のみに設けられていたが、本発明はこれに限定されない。例えば、図７（Ａ）、（Ｂ）に示す第２実施形態の如くであってもよい。図７（Ａ）は無負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示し、図７（Ｂ）は負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示す。なお、図７（Ａ）、（Ｂ）においては保持器の図示は省略する（以降の図も同様）。また、図７（Ａ）では、外歯歯車が、内歯歯車の内側に組み込んだ後の状態となっており、外歯歯車は本来、図４、図６（Ａ）に示した如く、若干撓んだ形状となる。しかし、その若干の撓みの図示は省略する（以降の図も同様）。

第２実施形態では、図７（Ａ）、（Ｂ）に示す如く、軸方向Ｏで２つの噛合い部２２９Ａ、２２９Ｂの互いに向かい合う端部であって、径方向Ｒで外歯歯車２２０と外輪２１８Ａ、２１８Ｂとの間に別の隙間Ｇｐｃを設けている。即ち、第２実施形態では、撓み噛合い式歯車装置に負荷がかかった状態において、外歯歯車２２０の２つの噛合い部２２９Ａ、２２９Ｂの間に位置する部分の内周面が外輪２１８Ａ、２１８Ｂの外周面に接触する構成とされている。具体的には、図７（Ｂ）に示す２本の一点鎖線ＢＬｃの間の外輪２１８Ａ、２１８Ｂの互いに向かい合う端部の外周面が傾斜してその厚みＴｅｃがそれぞれの中央部分の厚みＴｃに比べて薄くされていることで、隙間Ｇｐｃが設けられている。このため、図７（Ａ）に示す如く、第１実施形態と同じく、第１領域Ｆｐでは第２領域Ｓｐに比べて深い噛合いを実現することができる（バックラッシが小さい）。

一方、負荷時には、外歯２２４Ａ（２２４Ｂ）に外周から力が加わり、第１実施形態と同じく、隙間Ｇｐが減少する。同時に、外歯中央部２２４ＡＢ（２２４ＢＢ）の端部２２４ＡＢＡ（２２４ＢＢＡ）も径方向Ｒの内側の隙間Ｇｐに逃げて変形し、隙間Ｇｐｃが減少する。即ち、図７（Ｂ）に示す如く、第１領域Ｆｐと（２本の一点鎖線ＢＬｃの間の第２領域Ｓｐの部分を除く）第２領域Ｓｐとは噛合いの深さがほぼ同等となり、２本の一点鎖線ＢＬｃの間の第２領域Ｓｐの部分ではそれよりも噛合いの深さが浅くなる。つまり、第１領域Ｆｐと２本の一点鎖線ＢＬｃの間の第２領域Ｓｐの部分では無負荷時に比べて噛合いの深さは浅くなる。従って、負荷時に外歯２２４Ａ（２２４Ｂ）及び内歯２２８Ａ（２２８Ｂ）の摩耗が発生しても、無負荷時には外歯歯車の変形が回復し、負荷時の摩耗が回避されている第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐの端部における外歯２２４Ａ（２２４Ｂ）と内歯２２８Ａ（２２８Ｂ）とが再び深く噛合うようになり、バックラッシの増加が一層抑制される。なお、第２領域Ｓｐの端部における外歯の歯先が第１領域Ｆｐにおける外歯の歯先と同様の形状となっている場合には、バックラッシの増加が更に一層抑制される。なお、この実施形態においても外歯歯車が内周側に変形した後にも、起振体軸受の外輪との間に隙間が残存するように隙間Ｇｐを設定してもよい（以降の実施形態についても同様）。

また、第１実施形態においては、外歯歯車１２０の第１領域Ｆｐに対応する部分の歯先径は、軸方向Ｏ外側の歯先径が軸方向Ｏ内側の歯先径より大きく、軸方向に直線的に変化していた（図５（Ｂ）、図８（Ａ））が、本発明はこれに限定されない。例えば、図８（Ｂ）に示す第３実施形態の如く、外歯歯車の第１領域Ｆｐに対応する部分である外歯端部３２４ＢＡの歯先径は、軸方向Ｏに曲線的に変化していてもよい。なお、図８（Ｂ）の点線で示されているのが図８（Ａ）の外歯１２４Ｂの形状である。或いは、図８（Ｃ）に示す第４実施形態の如く、外歯歯車の第１領域Ｆｐに対応する部分である外歯端部４２４ＢＡの歯先径が、軸方向Ｏで途中まで一定とされ、そこから外歯中央部４２４ＢＢとの境界線（一点鎖線ＢＬ）の位置まで直線的に変化していてもよい。この場合にも、歯先径の軸方向Ｏにおける変化率が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで異なることとなる。或いは、図８（Ｄ）に示す第５実施形態の如く、軸方向Ｏで外歯５２４Ｂの外歯端部５２４ＢＡの歯先Ｔｔｏの高さＨｏ１が、外歯中央部５２４ＢＢの歯先Ｔｔｏの高さＨｏ２よりも高く、いずれの歯先径も軸方向Ｏで一定とされていることで、歯先径が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで段階的に変化するようにしてもよい（この場合は、内歯の歯先Ｔｔｉの高さが一定とされて、外歯歯車の外歯４２４Ｂで軸方向Ｏの特定位置（第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐの境界線（一点鎖線ＢＬ）の位置）で、軸方向Ｏに対して９０度の傾きで歯先径が変化していることから、「歯先径が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとの間で非連続的に変化している」ことを実現している）。或いは、図８（Ｅ）に示す第６実施形態の如く、第１実施形態の外歯１２４Ｂの形状に軸方向Ｏで外歯端部６２４ＢＡと外歯中央部６２４ＢＢとを分離する溝Ｇｒ、即ち第１領域Ｆｐに対応する部分と第２領域Ｓｐに対応する部分との間に溝Ｇｒを設けていてもよい。このような構成によれば、負荷がかかったときに、外歯歯車の第１領域の内周側への変形が円滑となる。

また、第１、第２実施形態においては、隙間Ｇｐは、外輪の端部の外周面を傾斜させ外輪の厚みを薄くする（Ｔｃ→Ｔｅｅ）ことで設けていたが、本発明はこれに限定されない。例えば、図９（Ａ）に示す第７実施形態の如く、外輪７１８Ａ、７１８Ｂの厚みＴを軸方向Ｏで変化させずに、外歯歯車７２０の内周面の端部７２０ＡＡ、７２０ＢＢの径をその中央部の径に比べて大きく形成することで、隙間Ｇｐを設けてもよい。或いは外輪の端部の厚みをその中央部に比べて薄くするとともに、外歯歯車の内周面の端部の径をその中央部の径に比べて大きく形成することで隙間Ｇｐを設けてもよい。或いは、図９（Ｂ）に示す第８実施形態の如く、径方向Ｒで外歯８２４Ａ、８２４Ｂの外歯端部８２４ＡＡ、８２４ＢＡの内側に起振体軸受８１０Ａ、８１０Ｂを配置しない、即ち、径方向Ｒで外歯中央部８２４ＡＢ、８２４ＢＢの内側にだけ起振体軸受８１０Ａ、８１０Ｂを配置する（意味的にはＴｅｅ＝０のこと）ことで、隙間Ｇｐを設けてもよい。或いは、径方向Ｒで外歯中央部の内側に存在する外輪が外歯端部の内側には配置されない構成であってもよい。或いは、図９（Ｃ）に示す第９実施形態の如く、ころ９１６Ａ、９１６Ｂの回転軸Ｋを軸方向Ｏに対して傾斜させることで隙間Ｇｐを設けるようにしてもよい。具体的には、図９（Ｃ）で示す如く、起振体軸受９１０に１対のテーパころ軸受を用い、そのころ９１６Ａ、９１６Ｂの傾斜に沿って均一な厚みＴｅｅが形成された外輪９１８Ａ、９１８Ｂを用いる。そして軸方向Ｏに平行な内周面を持つ外歯歯車９２０をその外側に配置させ、外輪９１８Ａ、９１８Ｂと外歯歯車９２０との間に隙間Ｇｐを設けてもよい。このような構成によれば、第８実施形態と同様に外歯歯車９２０の内周面を加工することなく、加えてより大きなトルク伝達をすることが可能となる。

また、上記実施形態においては、外歯歯車は、組立て前の状態において、第１領域Ｆｐに対応する部分の歯先径が第２領域Ｓｐに対応する部分の歯先径より大きく、且つ歯先径が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとの間で非連続的に変化するか、歯先径の軸方向Ｏにおける変化率が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで異なるようにしていたが、本発明はこれに限定されない。例えば、図１０（Ａ）、（Ｂ）、図１１（Ａ）、（Ｂ）に示す第１０実施形態の如く内歯歯車の形状を工夫するようにしてもよい。図１０（Ａ）は内歯歯車の概略を示す側面図を示し、図１１（Ｂ）はその正面図を示す。図１１（Ａ）は無負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示し、図１１（Ｂ）は負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示す。

第１０実施形態では、内歯歯車１０３０は、第１領域Ｆｐに対応する部分の歯先径が第２領域Ｓｐに対応する部分の歯先径より小さく、且つ歯先径の軸方向Ｏにおける変化率が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで異なるようにされている。なお、内歯歯車１０３０の歯先径は、内歯歯車１０３０の中心から内歯１０２８の歯先までの距離で表される。具体的には、図１０（Ａ）、図１１（Ａ）に示す如く、内歯１０２８Ａ（１０２８Ｂ）が、軸方向Ｏの第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとを分離する一点鎖線ＢＬの位置で、内歯端部１０２８ＡＡ（１０２８ＢＡ）と内歯中央部１０２８ＡＢ（１０２８ＢＢ）とに分けられている。図１０（Ｂ）に示す如く、内歯１０２８Ａ（１０２８Ｂ）の歯厚Ｔｈｉは内歯端部１０２８ＡＡ（１０２８ＢＡ）から内歯中央部１０２８ＡＢ（１０２８ＢＢ）にかけて軸方向Ｏで一定とされ、内歯１０２８Ａ（１０２８Ｂ）の歯面Ｔｆｉは軸方向Ｏに平行とされている。それに対して、図１０（Ａ）に示す如く、内歯１０２８Ａ（１０２８Ｂ）の歯先Ｔｔｉの高さは、内歯端部１０２８ＡＡ（１０２８ＢＡ）の最端部で最大（Ｈｉ１）とされ、当該一点鎖線ＢＬの位置で最小（Ｈｉ２）となるように直線的に変更されている（なお、図示しないが曲線的に変更されていてもよい）。即ち、内歯歯車１０３０の第１領域Ｆｐに対応する部分である内歯端部１０２８ＡＡ（１０２８ＢＡ）の歯先径は、軸方向Ｏ外側の歯先径が軸方向Ｏ内側の歯先径よりも小さく、軸方向Ｏに直線的に変化している。内歯中央部１０２８ＡＢ（１０２８ＢＢ）では、歯先Ｔｔｉの高さが当該一点鎖線ＢＬの位置の歯先Ｔｔｉの高さＨｉ２と同一で一定とされている。即ち、第２領域Ｓｐに対応する部分である内歯中央部１０２８ＡＢ（１０２８ＢＢ）の歯先径は、軸方向Ｏで一定とされている。なお、外歯１０２４Ａ（１０２４Ｂ）の歯先Ｔｔｏの高さは軸方向Ｏで同一とされている。

図１１（Ａ）に示す如く、第１領域Ｆｐにおける外歯１０２４Ａ（１０２４Ｂ）の歯先Ｔｔｏと内歯１０２８Ａ（１０２８Ｂ）の歯先Ｔｔｉとの距離Ｌｉ１は、第２領域Ｓｐにおける外歯１０２４Ａ（１０２４Ｂ）の歯先Ｔｔｏと内歯１０２８Ａ（１０２８Ｂ）の歯先Ｔｔｉとの距離Ｌｉ２よりも長く保たれる（Ｌｉ１＞Ｌｉ２）。このため、第１領域Ｆｐでは第２領域Ｓｐに比べて、深い噛合いを実現することができる（バックラッシが小さい）。一方、負荷時には、外歯１０２４Ａ（１０２４Ｂ）に外周から力が加わり、外歯端部１０２４ＡＡ（１０２４ＢＡ）が径方向Ｒの内側の隙間Ｇｐに逃げて変形し、隙間Ｇｐが減少する。即ち、図１１（Ｂ）に示す如く、第１領域Ｆｐでは、無負荷時に比べて噛合いの深さは浅くなる。従って、負荷時に外歯１０２４Ａ（１０２４Ｂ）及び内歯１０２８Ａ（１０２８Ｂ）の摩耗が発生しても、無負荷時には外歯歯車の変形が回復し、負荷時の摩耗が回避されている第１領域Ｆｐにおける外歯１０２４Ａ（１０２４Ｂ）と内歯１０２８Ａ（１０２８Ｂ）が再び深く噛合うようになり、バックラッシの増加が抑制される。なお、第１０実施形態では、内歯１０２８Ａ（１０２８Ｂ）の歯先径だけが軸方向Ｏで変化していたが、外歯及び内歯の歯先径が軸方向Ｏで変化してもよい。また、第１０実施形態では、内歯歯車１０３０の第１領域Ｆｐに対応する部分の歯先径が軸方向Ｏに直線的に変化していたが、第３実施形態に準じて軸方向Ｏに曲線的に変化してもよい。

また、上記実施形態においては、外歯歯車と内歯歯車の第２領域Ｓｐに対応する部分の歯先径は、軸方向Ｏで一定とされていたが、本発明はこれに限定されず、いずれの歯先径も軸方向Ｏで一定とされていなくてもよい。

また、上記実施形態においては、外歯及び内歯の歯先に着目していたが、本発明はこれに限定されない。例えば、図１２（Ａ）、（Ｂ）、図１３（Ａ）、（Ｂ）に示す第１１実施形態の如く外歯と内歯の歯厚に着目してもよい。図１２（Ａ）は外歯歯車の組立て前の状態における概略を示す正面図を示し、図１２（Ｂ）はその側面図を示す。図１３（Ａ）は無負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示し、図１３（Ｂ）は負荷時の起振体軸受と外歯歯車と内歯歯車との関係の概略を示す。なお、歯厚の大小については、径方向Ｒで同じ距離で比べるものとする。

第１１実施形態では、外歯歯車１１２０の歯厚は、第１領域Ｆｐに対応する部分の方が第２領域Ｓｐに対応する部分より大きくされている。具体的には、図１２（Ａ）、図１３（Ａ）に示す如く、外歯１１２４Ａ（１１２４Ｂ）が、軸方向Ｏの第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとを分離する一点鎖線ＢＬの位置で、外歯端部１１２４ＡＡ（１１２４ＢＡ）と外歯中央部１１２４ＡＢ（１１２４ＢＢ）とに分けられている。図１２（Ａ）に示す如く、外歯１１２４Ａ（１１２４Ｂ）の歯厚は、外歯端部１１２４ＡＡ（１１２４ＢＡ）の最端部で最大Ｔｈｏ１とされ、当該一点鎖線ＢＬの位置で最小Ｔｈｏ２となるように一定の増分で（いわば直線的に）変更されている（なお、図示しないがいわば曲線的に変更されていてもよい）。即ち、外歯歯車１１２０の第１領域Ｆｐに対応する部分である外歯端部１１２４ＡＡ（１１２４ＢＡ）の歯厚は、軸方向Ｏ外側の歯厚が軸方向Ｏの内側の歯厚より大きく、軸方向Ｏに直線的（曲線的）に変化している。外歯中央部１１２４ＡＢ（１１２４ＢＢ）では、歯厚が当該一点鎖線ＢＬの位置の歯厚Ｔｈｏ２と同一で一定とされている。即ち、第２領域Ｓｐに対応する部分である外歯中央部１１２４ＡＢ（１１２４ＢＢ）の歯厚は、軸方向Ｏで一定とされている。このようにして、外歯歯車１１２０の歯厚は、歯厚の軸方向Ｏにおける変化率が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで異なるようにされている。それに対して、図１２（Ｂ）に示す如く、外歯１１２４Ａ（１１２４Ｂ）の歯先Ｔｔｏの高さは、外歯端部１１２４ＡＡ（１１２４ＢＡ）から外歯中央部１１２４ＡＢ（１１２４ＢＢ）にかけて軸方向で一定（Ｈｏ）とされている。なお、内歯１１２８Ａ（１１２８Ｂ）の歯厚Ｔｈｉは、軸方向Ｏで一定とされ、軸方向Ｏに歯面Ｔｆｉが平行とされている。即ち、内歯歯車１１３０の第２領域Ｓｐに対応する部分の歯厚は、軸方向Ｏで一定とされている。

図１３（Ａ）に示す如く、第１領域Ｆｐにおける外歯１１２４Ａ（１１２４Ｂ）の歯厚Ｔｈｏ１と内歯１１２８Ａ（１１２８Ｂ）の歯厚Ｔｈｉとの和は、最端部で最大となる。これに対して、第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとの境界となる一点鎖線ＢＬの位置で当該和が最小となる。このため、第１領域Ｆｐにおける歯厚の和の変化率Ｑｆは式（３）で表される。

Ｑｆ＝（Ｔｈｏ１＋Ｔｈｉ−（Ｔｈｏ２＋Ｔｈｉ））／Ｏ１
＝（Ｔｈｏ１−Ｔｈｏ２）／Ｏ１ （＞０） （３）

同様に考えて、第２領域Ｓｐにおける外歯１１２４Ａ（１１２４Ｂ）の歯厚Ｔｈｏ２と内歯１１２８Ａ（１１２８Ｂ）の歯厚Ｔｈｉとの和は、一定の値となる。このため、第２領域Ｓｐにおける歯厚の和の変化率Ｑｓは式（４）で表される。

Ｑｓ＝（Ｔｈｏ２＋Ｔｈｉ−（Ｔｈｏ２＋Ｔｈｉ））／Ｏ２
＝０ （４）

即ち、第１領域Ｆｐにおける歯厚の和の変化率Ｑｆが第２領域Ｓｐにおける歯厚の和の変化率Ｑｓよりも大きくされていることにより、外歯１１２４Ａ（１１２４Ｂ）の歯厚と内歯１１２８Ａ（１１２８Ｂ）の歯厚Ｔｈｉとの和が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで段階的に異なるようにされている。このため、第１領域Ｆｐでは第２領域Ｓｐの第２接触部１１２９ＡＢ（１１２９ＢＢ）に比べて、第１接触部１１２９ＡＡ（１１２９ＢＡ）における接触圧力を高く保つことができる（バックラッシが小さい）。一方、負荷時には、外歯１１２４Ａ（１１２４Ｂ）に外周から力が加わり、外歯端部１１２４ＡＡ（１１２４ＢＡ）が径方向Ｒの内側の隙間Ｇｐに逃げて変形し、隙間Ｇｐが減少する。即ち、図１３（Ｂ）に示す如く、第１領域Ｆｐでは、無負荷時に比べて噛合いの深さは浅くなる。従って、負荷時に外歯１１２４Ａ（１１２４Ｂ）及び内歯１１２８Ａ（１１２８Ｂ）の摩耗が発生しても、無負荷時には外歯歯車の変形が回復し、負荷時の摩耗が回避されている第１領域Ｆｐにおける外歯１１２４Ａ（１１２４Ｂ）と内歯１１２８Ａ（１１２８Ｂ）が再び深く噛合うようになり、バックラッシの増加が抑制される。なお、第１１実施形態では、外歯歯車１１２０の歯厚Ｔｈｏだけが変化していたが、外歯歯車及び内歯歯車の両方の歯厚Ｔｈｏ、Ｔｈｉ若しくは内歯の歯厚Ｔｈｉのみにおいて第１領域Ｆｐに対応する部分の方が第２領域Ｓｐに対応する部分より大きくされていてもよい。また、第１１実施形態では、外歯歯車１１２０の歯厚は、歯厚の軸方向Ｏにおける変化率が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで異なるようにされていたが、（第５実施形態と同様の思想に基づき）軸方向Ｏの特定位置（第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐの境界線の位置）で、軸方向Ｏに対して９０度の傾きで歯厚が変化することで、「歯厚が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとの間で非連続的に変化する」ようにしてもよい。

第１１実施形態においては、第１０実施形態までとは異なり、歯厚Ｔｈｏ、Ｔｈｉに着目した実施形態の一例を示したに過ぎない。即ち、歯厚Ｔｈｏ、Ｔｈｉに着目することで、上述してきた実施形態と同様の実施形態が可能である。例えば、撓み噛合い式歯車装置に負荷がかかった状態において、外歯歯車の２つの噛合い部の間に位置する部分の内周面が外輪の外周面に接触する構成とされていてもよい。或いは、外歯歯車には、第１領域Ｆｐに対応する部分と第２領域Ｓｐに対応する部分との間に溝が設けられていてもよい。

また、第１１実施形態においては、外歯歯車１１２０及び内歯歯車１１３０の第２領域Ｓｐに対応する部分の歯厚は、軸方向Ｏで一定とされていたが、本発明はこれに限定されず、いずれの歯厚も軸方向Ｏで一定とされなくてもよい。なお、外歯歯車および内歯歯車の歯厚については、第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐで連続的に変化してもよいし、歯厚の軸方向Ｏにおける変化率が第１領域Ｆｐと第２領域Ｓｐとで同一とされていてもよい。

また、上記実施形態においては、径方向Ｒで隙間Ｇｐを２つの噛合い部の第１領域Ｆｐの内側にそれぞれ設けていたが、本発明はこれに限定されず、少なくとも１つの噛合い部の第１領域Ｆｐの内側に隙間Ｇｐが設けられていればよい。

また、上記実施形態においては、起振体軸受が内輪と外輪とを備えていたが、本発明はこれに限定されない。例えば、内輪がなく起振体と一体とされていてもよいし、外輪がなく転動体が直接的に外歯歯車を回転可能に支持してもよい。

また、上記実施形態においては、外歯にトロコイド曲線に基づいた歯形としたが、本発明はこれに限定されない。外歯は、円弧歯形でもよいし、その他の歯形を用いてもよい。

本発明は、筒形状の外歯歯車を必須構成要件とする撓み噛合い式歯車装置に対して広く適用可能である。

１００…撓み噛合い式歯車装置
１０４…起振体
１１０、１１０Ａ、１１０Ｂ、２１０、２１０Ａ、２１０Ｂ、７１０Ａ、７１０Ｂ、８１０Ａ、８１０Ｂ、９１０、９１０Ａ、９１０Ｂ、１０１０Ａ、１０１０Ｂ、１１１０Ａ、１１１０Ｂ…起振体軸受
１１２、２１２、７１２、８１２、９１２、１０１２、１１１２…内輪
１１４Ａ、１１４Ｂ…保持器
１１６Ａ、１１６Ｂ、２１６Ａ、２１６Ｂ、７１６Ａ、７１６Ｂ、８１６Ａ、８１６Ｂ、９１６Ａ、９１６Ｂ、１０１６Ａ、１０１６Ｂ、１１１６Ａ、１１１６Ｂ…ころ
１１８Ａ、１１８Ｂ、２１８Ａ、２１８Ｂ、７１８Ａ、７１８Ｂ、８１８Ａ、８１８Ｂ、９１８Ａ、９１８Ｂ、１０１８Ａ、１０１８Ｂ、１１１８Ａ、１１１８Ｂ…外輪
１２０、１２０Ａ、１２０Ｂ、２２０、２２０Ａ、２２０Ｂ、７２０、７２０Ａ、７２０Ｂ、８２０Ａ、８２０Ｂ、９２０、９２０Ａ、９２０Ｂ、１０２０、１０２０Ａ、１０２０Ｂ、１１２０、１１２０Ａ、１１２０Ｂ…外歯歯車
１２２、２２２、１０２２、１１２２…基部材
１２４、１２４Ａ、１２４Ｂ、２２４Ａ、２２４Ｂ、３２４Ｂ、４２４Ｂ、５２４Ｂ、６２４Ｂ、７２４Ａ、７２４Ｂ、８２４Ａ、８２４Ｂ、９２４Ａ、９２４Ｂ、１０２４Ａ、１０２４Ｂ、１１２４Ａ、１１２４Ｂ…外歯
１２８、１２８Ａ、１２８Ｂ、２２８Ａ、２２８Ｂ、７２８Ａ、７２８Ｂ、８２８Ａ、８２８Ｂ、９２８Ａ、９２８Ｂ、１０２８、１０２８Ａ、１０２８Ｂ、１１２８Ａ、１１２８Ｂ…内歯
１２９Ａ、１２９Ｂ、２２９Ａ、２２９Ｂ、１０２９Ａ、１０２９Ｂ、１１２９Ａ、１１２９Ｂ…噛合い部
１２９ＡＡ、１２９ＢＡ、２２９ＡＡ、２２９ＢＡ、１０２９ＡＡ、１０２９ＢＡ、１１２９ＡＡ、１１２９ＢＡ…第１接触部
１２９ＡＢ、１２９ＢＢ、２２９ＡＢ、２２９ＢＢ、１０２９ＡＢ、１０２９ＢＢ、１１２９ＡＢ、１１２９ＢＢ…第２接触部
２２９ＡＣ、２２９ＢＣ…第３接触部
１３０、１０３０、１１３０…内歯歯車
１３０Ａ…減速用内歯歯車
１３０Ｂ…出力用内歯歯車
１３２Ａ、１３２Ｂ…ボルト孔
Ｆｐ…第１領域
Ｓｐ…第２領域
Ｇｐ、Ｇｐｃ…隙間

Claims (11)

1. 起振体と、該起振体の外周に配置され該起振体の回転により撓み変形される可撓性を有した筒形状の外歯歯車と、該外歯歯車が内接噛合する剛性を有した第１内歯歯車と、該第１内歯歯車に並設され前記外歯歯車と内接噛合する剛性を有した第２内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置において、
   前記外歯歯車と前記第１内歯歯車の噛合い部および前記外歯歯車と前記第２内歯歯車の噛合い部の少なくとも一方は、第１領域と該第１領域よりも軸方向内側に位置する第２領域とを有し、且つ、
   前記第１領域において、前記外歯歯車の径方向内側に隙間が設けられ、
   前記外歯歯車は、組立て前の状態において、前記第１領域に対応する部分の歯先径が前記第２領域に対応する部分の歯先径より大きく、且つ該歯先径が該第１領域と該第２領域との間で非連続的に変化するか、該歯先径の軸方向における変化率が該第１領域と該第２領域とで異なる
   ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
2. 起振体と、該起振体の外周に配置され該起振体の回転により撓み変形される可撓性を有した筒形状の外歯歯車と、該外歯歯車が内接噛合する剛性を有した第１内歯歯車と、該第１内歯歯車に並設され前記外歯歯車と内接噛合する剛性を有した第２内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置において、
   前記外歯歯車と前記第１内歯歯車の噛合い部および前記外歯歯車と前記第２内歯歯車の噛合い部の少なくとも一方は、第１領域と該第１領域よりも軸方向内側に位置する第２領域とを有し、且つ、
   前記第１領域において、前記外歯歯車の径方向内側に隙間が設けられ、
   前記第１、第２内歯歯車は、組立て前の状態において、前記第１領域に対応する部分の歯先径が前記第２領域に対応する部分の歯先径より小さく、且つ該歯先径が該第１領域と該第２領域との間で非連続的に変化するか、該歯先径の軸方向における変化率が該第１領域と該第２領域とで異なる
   ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
3. 請求項１または２において、
   前記外歯歯車または前記第１、第２内歯歯車の前記第２領域に対応する部分の歯先径は、軸方向で一定とされている
   ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
4. 請求項１において、
   前記外歯歯車の前記第１領域に対応する部分の歯先径は、軸方向外側の歯先径が軸方向内側の歯先径より大きく、軸方向に直線的または曲線的に変化する
   ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
5. 請求項２において、
   前記第１、第２内歯歯車の前記第１領域に対応する部分の歯先径は、軸方向外側の歯先径が軸方向内側の歯先径より小さく、軸方向に直線的または曲線的に変化する
   ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
6. 起振体と、該起振体の外周に配置され該起振体の回転により撓み変形される可撓性を有した筒形状の外歯歯車と、該外歯歯車が内接噛合する剛性を有した第１内歯歯車と、該第１内歯歯車に並設され前記外歯歯車と内接噛合する剛性を有した第２内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置において、
   前記外歯歯車と前記第１内歯歯車の噛合い部および前記外歯歯車と前記第２内歯歯車の噛合い部の少なくとも一方は、第１領域と該第１領域よりも軸方向内側に位置する第２領域とを有し、且つ、
   前記第１領域において、前記外歯歯車の径方向内側に隙間が設けられ、
   前記外歯歯車および前記第１、第２内歯歯車のうち少なくとも一方の歯厚は、前記第１領域に対応する部分の方が前記第２領域に対応する部分より大きい
   ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
7. 請求項６において、
   前記歯厚は、前記第１領域と前記第２領域との間で非連続的に変化するか、該歯厚の軸方向における変化率が該第１領域と該第２領域とで異なる
   ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
8. 請求項６または７において、
   前記外歯歯車または前記第１、第２内歯歯車の前記第２領域に対応する部分の歯厚は、軸方向で一定とされている
   ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
9. 請求項６乃至８のいずれかにおいて、
   前記外歯歯車または前記第１、第２内歯歯車の前記第１領域に対応する部分の歯厚は、軸方向外側の歯厚が軸方向内側の歯厚より大きく、軸方向に直線的または曲線的に変化する
   ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
10. 請求項１乃至９のいずれかにおいて、
    前記起振体と前記外歯歯車との間に、転動体と該転動体の外側に配置される外輪とを有する起振体軸受を備え、
    当該撓み噛合い式歯車装置に負荷がかかった状態において、前記外歯歯車の前記２つの噛合い部の間に位置する部分の内周面が前記外輪の外周面に接触する構成とされている
    ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。
11. 請求項１乃至１０のいずれかにおいて、更に、
    前記外歯歯車には、前記第１領域に対応する部分と前記第２領域に対応する部分との間に溝が設けられている
    ことを特徴とする撓み噛合い式歯車装置。

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