JP7282053B2 - 撓み噛合い式歯車装置、歯車装置のシリーズ、その製造方法及び設計方法 - Google Patents
撓み噛合い式歯車装置、歯車装置のシリーズ、その製造方法及び設計方法 Download PDFInfo
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Description
本発明は、撓み噛合い式歯車装置、歯車装置のシリーズ、その製造方法及び設計方法に関する。
従来、撓み変形する外歯歯車を備えた撓み噛合い式歯車装置が知られている（例えば、特許文献１参照）。外歯歯車は、通常の撓み変形（弾性変形）に加え、負荷トルクによる変形や各部品の製造誤差の累積による影響等も受けて、運転中に歯当たり状態が変化する。この歯当たり状態が好ましくないと、歯面に過大な歯面圧が発生してしまい、早期損傷の原因となる。
本発明は、上記事情に鑑みてなされたもので、外歯歯車の歯面圧を抑制することを目的とする。
本発明は、起振体と、前記起振体により撓み変形する外歯歯車と、前記外歯歯車と噛合う内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置であって、
以下の式で表される指標Ａが、２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲内である構成とした。
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、
外歯歯車弦歯厚：外歯歯車の歯丈の中央位置における弦歯厚
ＰＣＤ：起振体に組み込む前の状態における外歯歯車の歯丈の中央を通る円の直径
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車の内周から歯底までの厚さ
起振体形状係数：（起振体長径－起振体相当円直径）÷２
以下の式で表される指標Ａが、２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲内である構成とした。
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、
外歯歯車弦歯厚：外歯歯車の歯丈の中央位置における弦歯厚
ＰＣＤ：起振体に組み込む前の状態における外歯歯車の歯丈の中央を通る円の直径
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車の内周から歯底までの厚さ
起振体形状係数：（起振体長径－起振体相当円直径）÷２
また、本発明は、第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置のシリーズであって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、起振体と、前記起振体により撓み変形する外歯歯車と、前記外歯歯車と噛合う内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置は、
前記外歯歯車のＰＣＤ及び減速比の少なくとも一方が異なるとともに、
以下の式で表される指標Ａが、２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲内であるものとした。
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、
外歯歯車弦歯厚：外歯歯車の歯丈の中央位置における弦歯厚
ＰＣＤ：起振体に組み込む前の状態における外歯歯車の歯丈の中央を通る円の直径
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車の内周から歯底までの厚さ
起振体形状係数：（起振体長径－起振体相当円直径）÷２
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、起振体と、前記起振体により撓み変形する外歯歯車と、前記外歯歯車と噛合う内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置は、
前記外歯歯車のＰＣＤ及び減速比の少なくとも一方が異なるとともに、
以下の式で表される指標Ａが、２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲内であるものとした。
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、
外歯歯車弦歯厚：外歯歯車の歯丈の中央位置における弦歯厚
ＰＣＤ：起振体に組み込む前の状態における外歯歯車の歯丈の中央を通る円の直径
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車の内周から歯底までの厚さ
起振体形状係数：（起振体長径－起振体相当円直径）÷２
また、本発明は、第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置群の製造方法であって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、起振体と、前記起振体により撓み変形する外歯歯車と、前記外歯歯車と噛合う内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置とで、前記外歯歯車のＰＣＤ及び減速比の少なくとも一方が異なり、
以下の式で表される指標Ａが、２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲内となるように、各々の前記外歯歯車を製造するものとした。
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、
外歯歯車弦歯厚：外歯歯車の歯丈の中央位置における弦歯厚
ＰＣＤ：起振体に組み込む前の状態における外歯歯車の歯丈の中央を通る円の直径
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車の内周から歯底までの厚さ
起振体形状係数：（起振体長径－起振体相当円直径）÷２
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、起振体と、前記起振体により撓み変形する外歯歯車と、前記外歯歯車と噛合う内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置とで、前記外歯歯車のＰＣＤ及び減速比の少なくとも一方が異なり、
以下の式で表される指標Ａが、２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲内となるように、各々の前記外歯歯車を製造するものとした。
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、
外歯歯車弦歯厚：外歯歯車の歯丈の中央位置における弦歯厚
ＰＣＤ：起振体に組み込む前の状態における外歯歯車の歯丈の中央を通る円の直径
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車の内周から歯底までの厚さ
起振体形状係数：（起振体長径－起振体相当円直径）÷２
また、本発明は、第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置群の設計方法であって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、起振体と、前記起振体により撓み変形する外歯歯車と、前記外歯歯車と噛合う内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置とで、
前記外歯歯車のＰＣＤ及び減速比の少なくとも一方を異ならせるとともに、
以下の式で表される指標Ａを、２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲内に設定するものとした。
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、
外歯歯車弦歯厚：外歯歯車の歯丈の中央位置における弦歯厚
ＰＣＤ：起振体に組み込む前の状態における外歯歯車の歯丈の中央を通る円の直径
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車の内周から歯底までの厚さ
起振体形状係数：（起振体長径－起振体相当円直径）÷２
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、起振体と、前記起振体により撓み変形する外歯歯車と、前記外歯歯車と噛合う内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置とで、
前記外歯歯車のＰＣＤ及び減速比の少なくとも一方を異ならせるとともに、
以下の式で表される指標Ａを、２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲内に設定するものとした。
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、
外歯歯車弦歯厚：外歯歯車の歯丈の中央位置における弦歯厚
ＰＣＤ：起振体に組み込む前の状態における外歯歯車の歯丈の中央を通る円の直径
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車の内周から歯底までの厚さ
起振体形状係数：（起振体長径－起振体相当円直径）÷２
本発明によれば、外歯歯車の歯面圧を抑制することができる。
以下、本発明の実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。
［撓み噛合い式歯車装置の構成］
図１は、本発明に係る撓み噛合い式歯車装置１を示す断面図である。
この図に示すように、撓み噛合い式歯車装置１は、筒型の撓み噛合い式歯車装置であり、起振体軸１０、外歯歯車１１、第１内歯歯車３１Ｇ及び第２内歯歯車３２Ｇ、起振体軸受１２、ケーシング３３、第１カバー３４、第２カバー３５を備える。
図１は、本発明に係る撓み噛合い式歯車装置１を示す断面図である。
この図に示すように、撓み噛合い式歯車装置１は、筒型の撓み噛合い式歯車装置であり、起振体軸１０、外歯歯車１１、第１内歯歯車３１Ｇ及び第２内歯歯車３２Ｇ、起振体軸受１２、ケーシング３３、第１カバー３４、第２カバー３５を備える。
起振体軸１０は、回転軸Ｏ１を中心に回転する中空筒状の軸であり、回転軸Ｏ１に垂直な断面の外形が非円形（例えば楕円状）の起振体１０Ａと、起振体１０Ａの軸方向の両側に設けられた軸部１０Ｂ、１０Ｃとを有する。楕円状は、幾何学的に厳密な楕円に限定されるものではなく、略楕円を含む。軸部１０Ｂ、１０Ｃは、回転軸Ｏ１に垂直な断面の外形が円形の軸である。
なお、以下の説明では、回転軸Ｏ１に沿った方向を「軸方向」、回転軸Ｏ１に垂直な方向を「径方向」、回転軸Ｏ１を中心とする回転方向を「周方向」という。また、軸方向のうち、外部の被駆動部材と連結されて減速された運動を当該被駆動部材に出力する側（図中の左側）を「出力側」といい、出力側とは反対側（図中の右側）を「反出力側」という。
なお、以下の説明では、回転軸Ｏ１に沿った方向を「軸方向」、回転軸Ｏ１に垂直な方向を「径方向」、回転軸Ｏ１を中心とする回転方向を「周方向」という。また、軸方向のうち、外部の被駆動部材と連結されて減速された運動を当該被駆動部材に出力する側（図中の左側）を「出力側」といい、出力側とは反対側（図中の右側）を「反出力側」という。
外歯歯車１１は、可撓性を有するとともに回転軸Ｏ１を中心とする円筒状の部材であり、外周に歯が設けられている。
第１内歯歯車３１Ｇと第２内歯歯車３２Ｇは、回転軸Ｏ１を中心として起振体軸１０の周囲で回転を行う。これら第１内歯歯車３１Ｇと第２内歯歯車３２Ｇは、軸方向に並んで設けられ、外歯歯車１１と噛合している。具体的には、第１内歯歯車３１Ｇ及び第２内歯歯車３２Ｇの一方が、外歯歯車１１の軸方向の中央より片側の歯部に噛合し、他方が、外歯歯車１１の軸方向の中央よりもう一方の片側の歯部に噛合する。
このうち、第１内歯歯車３１Ｇは、第１内歯歯車部材３１の内周部の該当箇所に内歯が設けられて構成される。一方、第２内歯歯車３２Ｇは、第２内歯歯車部材３２の内周部の該当箇所に内歯が設けられて構成される。
このうち、第１内歯歯車３１Ｇは、第１内歯歯車部材３１の内周部の該当箇所に内歯が設けられて構成される。一方、第２内歯歯車３２Ｇは、第２内歯歯車部材３２の内周部の該当箇所に内歯が設けられて構成される。
起振体軸受１２は、例えばコロ軸受であり、起振体１０Ａと外歯歯車１１との間に配置される。起振体１０Ａと外歯歯車１１とは、起振体軸受１２を介して相対回転可能となっている。
起振体軸受１２は、外歯歯車１１の内側に嵌入される外輪１２ａと、複数の転動体（コロ）１２ｂと、複数の転動体１２ｂを保持する保持器１２ｃとを有する。
複数の転動体１２ｂは、第１内歯歯車３１Ｇの径方向内方に配置され、周方向に並ぶ第１群の転動体１２ｂと、第２内歯歯車３２Ｇの径方向内方に配置され、周方向に並ぶ第２群の転動体１２ｂとを有する。これらの転動体１２ｂは、起振体１０Ａの外周面と外輪１２ａの内周面とを転走面として転動する。外輪１２ａは、複数の転動体１２ｂの配列に対応して同形状のものが軸方向に二つ並んで設けられている。なお、起振体軸受１２は、起振体１０Ａとは別体の内輪を有してもよい。
起振体軸受１２は、外歯歯車１１の内側に嵌入される外輪１２ａと、複数の転動体（コロ）１２ｂと、複数の転動体１２ｂを保持する保持器１２ｃとを有する。
複数の転動体１２ｂは、第１内歯歯車３１Ｇの径方向内方に配置され、周方向に並ぶ第１群の転動体１２ｂと、第２内歯歯車３２Ｇの径方向内方に配置され、周方向に並ぶ第２群の転動体１２ｂとを有する。これらの転動体１２ｂは、起振体１０Ａの外周面と外輪１２ａの内周面とを転走面として転動する。外輪１２ａは、複数の転動体１２ｂの配列に対応して同形状のものが軸方向に二つ並んで設けられている。なお、起振体軸受１２は、起振体１０Ａとは別体の内輪を有してもよい。
起振体軸受１２及び外歯歯車１１の軸方向の両側には、これらに当接して、これらの軸方向の移動を規制する規制部材としてのスペーサリング４１、４２が設けられている。
ケーシング３３は、ボルト５１により第１内歯歯車部材３１と連結され、第２内歯歯車３２Ｇの外径側を覆う。ケーシング３３は、内周部に形成された主軸受３８（例えばクロスローラ軸受）の外輪部を有しており、当該主軸受３８を介して第２内歯歯車部材３２を回転自在に支持している。撓み噛合い式歯車装置１が外部の相手装置と接続される際、ケーシング３３と第１内歯歯車部材３１は相手装置に共締めにより連結される。
第１カバー３４は、ボルト５２により第１内歯歯車部材３１と連結され、外歯歯車１１と第１内歯歯車３１Ｇとの噛合い箇所を軸方向の反出力側から覆う。第１カバー３４と起振体軸１０の軸部１０Ｂとの間には軸受３６（例えば玉軸受）が配置されており、第１カバー３４は、当該軸受３６を介して起振体軸１０を回転自在に支持している。
第２カバー３５は、ボルト５３により第２内歯歯車部材３２と連結され、外歯歯車１１と第２内歯歯車３２Ｇとの噛合い箇所を軸方向の出力側から覆う。第２カバー３５と起振体軸１０の軸部１０Ｃとの間には軸受３７（例えば玉軸受）が配置されており、第２カバー３５は、当該軸受３７を介して起振体軸１０を回転自在に支持している。撓み噛合い式歯車装置１が外部の相手装置と接続される際、第２カバー３５と第２内歯歯車部材３２は、相手装置の被駆動部材に共締めにより連結され、減速された回転を当該被駆動部材に出力する。
さらに、撓み噛合い式歯車装置１は、シール用のオイルシール４３，４４，４５及びＯリング４６，４７，４８を備える。
オイルシール４３は、軸方向の反出力側の端部で、起振体軸１０の軸部１０Ｂと第１カバー３４との間に配置され、反出力側への潤滑剤の流出を抑制する。オイルシール４４は、軸方向の出力側の端部で、起振体軸１０の軸部１０Ｃと第２カバー３５との間に配置され、出力側への潤滑剤の流出を抑制する。オイルシール４５は、ケーシング３３と第２内歯歯車部材３２との間に配置され、この部分からの潤滑剤の流出を抑制する。
Ｏリング４６，４７，４８は、第１内歯歯車部材３１と第１カバー３４との間、第１内歯歯車部材３１とケーシング３３との間、第２内歯歯車部材３２と第２カバー３５との間にそれぞれ設けられ、これらの間で潤滑剤が移動することを抑制する。
オイルシール４３は、軸方向の反出力側の端部で、起振体軸１０の軸部１０Ｂと第１カバー３４との間に配置され、反出力側への潤滑剤の流出を抑制する。オイルシール４４は、軸方向の出力側の端部で、起振体軸１０の軸部１０Ｃと第２カバー３５との間に配置され、出力側への潤滑剤の流出を抑制する。オイルシール４５は、ケーシング３３と第２内歯歯車部材３２との間に配置され、この部分からの潤滑剤の流出を抑制する。
Ｏリング４６，４７，４８は、第１内歯歯車部材３１と第１カバー３４との間、第１内歯歯車部材３１とケーシング３３との間、第２内歯歯車部材３２と第２カバー３５との間にそれぞれ設けられ、これらの間で潤滑剤が移動することを抑制する。
［外歯歯車の歯車形状］
外歯歯車１１は、起振体１０Ａによる弾性変形や負荷トルクによる変形に加え、各部品の製造誤差の累積による影響等も受けて、運転中に歯当たり状態が変化する。この歯当たり状態が好ましくないと、歯面に過大な歯面圧が発生してしまい、早期損傷の原因となる。そのため、歯面圧の抑制が望まれていた。
外歯歯車１１は、起振体１０Ａによる弾性変形や負荷トルクによる変形に加え、各部品の製造誤差の累積による影響等も受けて、運転中に歯当たり状態が変化する。この歯当たり状態が好ましくないと、歯面に過大な歯面圧が発生してしまい、早期損傷の原因となる。そのため、歯面圧の抑制が望まれていた。
この点につき、本発明者らは、外歯歯車１１の弦歯厚に対して歯面圧が凸関数となることを見出した。したがって、弦歯厚を適切な範囲内に設定できれば、歯面圧の上昇を抑制することができる。ただし、単純に弦歯厚だけをパラメータとした場合、歯車の大きさや減速比の異なる機種間で、弦歯厚の最適な範囲が異なる。
そこで、本発明者らは、外歯歯車１１の弦歯厚を他の特性値で規格化した指標Ａを用いることにより、機種に依らない共通の最適範囲を設定できるようにした。
そこで、本発明者らは、外歯歯車１１の弦歯厚を他の特性値で規格化した指標Ａを用いることにより、機種に依らない共通の最適範囲を設定できるようにした。
指標Ａは、以下の式（１）で表される。
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、図２に示すように、
外歯歯車弦歯厚Ｓ：外歯歯車１１のＰＣＤ位置（歯丈ｈの中央位置）における弦歯厚
ＰＣＤ：真円状態の（起振体１０Ａに組み込む前の状態における）外歯歯車１１において歯丈ｈの中央を通る円の直径
＝（歯先円直径ｄ１－歯底円直径ｄ２）÷２＋歯底円直径ｄ２
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車１１の内周から歯底までの厚さ
＝（歯底円直径ｄ２－内径ｄ３）÷２
起振体形状係数：起振体１０Ａの略楕円形状への変形量
＝（起振体１０Ａの長径－相当真円直径）÷２
相当真円直径：略楕円形状の起振体１０Ａの周長と等しい周長の真円の直径
減速比：外歯歯車１１の歯数÷（第１内歯歯車３１Ｇの歯数－外歯歯車１１の歯数）
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、図２に示すように、
外歯歯車弦歯厚Ｓ：外歯歯車１１のＰＣＤ位置（歯丈ｈの中央位置）における弦歯厚
ＰＣＤ：真円状態の（起振体１０Ａに組み込む前の状態における）外歯歯車１１において歯丈ｈの中央を通る円の直径
＝（歯先円直径ｄ１－歯底円直径ｄ２）÷２＋歯底円直径ｄ２
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車１１の内周から歯底までの厚さ
＝（歯底円直径ｄ２－内径ｄ３）÷２
起振体形状係数：起振体１０Ａの略楕円形状への変形量
＝（起振体１０Ａの長径－相当真円直径）÷２
相当真円直径：略楕円形状の起振体１０Ａの周長と等しい周長の真円の直径
減速比：外歯歯車１１の歯数÷（第１内歯歯車３１Ｇの歯数－外歯歯車１１の歯数）
図３は、指標Ａと歯面圧との関係を表すグラフである。この図では、外歯歯車１１のサイズと減速比がそれぞれ３段階（大、中、小）に異なる合計９機種の歯面圧を示した。
この図に示すように、指標Ａは、歯面圧の急激な上昇が生じる変曲点Ｐ１－Ｐ２間である２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３（０．００２２から０．００２７）の範囲Ｒ１内が好ましい。指標Ａがこの範囲Ｒ１内であれば、歯面圧の急激な上昇を抑制できる。また、サイズや減速比によらずより確実に歯面圧の上昇を抑制する観点から、指標Ａは、２．３０×１０＾－３から２．６０×１０＾－３の範囲Ｒ２内がより好ましく、２．３７×１０＾－３から２．５０×１０＾－３の範囲Ｒ３内がさらに好ましい。
また、指標Ａは、所望の許容歯面圧に応じて設定されてもよい。撓み噛合い式歯車装置１がロボットの関節や工作機械等の通常の用途に使用される場合、外歯歯車１１は、ピークトルクがかかった時の歯面圧が許容歯面圧以下であることが求められる。ピークトルクとは起動停止時に許容される最大トルクである。許容歯面圧は、主として外歯歯車１１の素材と歯面の表面硬さに基づいて決定される。この場合、撓み噛合い式歯車装置１の外歯歯車１１に使用されることの多い機械構造用合金鋼や炭素鋼において実現できる表面硬さに対応する許容歯面圧に基づいて、指標Ａを設定すればよい。
この図に示すように、指標Ａは、歯面圧の急激な上昇が生じる変曲点Ｐ１－Ｐ２間である２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３（０．００２２から０．００２７）の範囲Ｒ１内が好ましい。指標Ａがこの範囲Ｒ１内であれば、歯面圧の急激な上昇を抑制できる。また、サイズや減速比によらずより確実に歯面圧の上昇を抑制する観点から、指標Ａは、２．３０×１０＾－３から２．６０×１０＾－３の範囲Ｒ２内がより好ましく、２．３７×１０＾－３から２．５０×１０＾－３の範囲Ｒ３内がさらに好ましい。
また、指標Ａは、所望の許容歯面圧に応じて設定されてもよい。撓み噛合い式歯車装置１がロボットの関節や工作機械等の通常の用途に使用される場合、外歯歯車１１は、ピークトルクがかかった時の歯面圧が許容歯面圧以下であることが求められる。ピークトルクとは起動停止時に許容される最大トルクである。許容歯面圧は、主として外歯歯車１１の素材と歯面の表面硬さに基づいて決定される。この場合、撓み噛合い式歯車装置１の外歯歯車１１に使用されることの多い機械構造用合金鋼や炭素鋼において実現できる表面硬さに対応する許容歯面圧に基づいて、指標Ａを設定すればよい。
［撓み噛合い式歯車装置の減速動作］
続いて、撓み噛合い式歯車装置１の減速動作について説明する。
モータ等の駆動源により起振体軸１０の回転駆動が行われると、起振体１０Ａの運動が外歯歯車１１に伝わる。このとき、外歯歯車１１は、起振体１０Ａの外周面に沿った形状に規制され、軸方向から見て、長軸部分と短軸部分とを有する楕円形状に撓んでいる。さらに、外歯歯車１１は、固定された第１内歯歯車３１Ｇと長軸部分で噛合っている。このため、外歯歯車１１は起振体１０Ａと同じ回転速度で回転することはなく、外歯歯車１１の内側で起振体１０Ａが相対的に回転する。そして、この相対的な回転に伴って、外歯歯車１１は長軸位置と短軸位置とが周方向に移動するように撓み変形する。この変形の周期は、起振体軸１０の回転周期に比例する。
続いて、撓み噛合い式歯車装置１の減速動作について説明する。
モータ等の駆動源により起振体軸１０の回転駆動が行われると、起振体１０Ａの運動が外歯歯車１１に伝わる。このとき、外歯歯車１１は、起振体１０Ａの外周面に沿った形状に規制され、軸方向から見て、長軸部分と短軸部分とを有する楕円形状に撓んでいる。さらに、外歯歯車１１は、固定された第１内歯歯車３１Ｇと長軸部分で噛合っている。このため、外歯歯車１１は起振体１０Ａと同じ回転速度で回転することはなく、外歯歯車１１の内側で起振体１０Ａが相対的に回転する。そして、この相対的な回転に伴って、外歯歯車１１は長軸位置と短軸位置とが周方向に移動するように撓み変形する。この変形の周期は、起振体軸１０の回転周期に比例する。
外歯歯車１１が撓み変形する際、その長軸位置が移動することで、外歯歯車１１と第１内歯歯車３１Ｇとの噛合う位置が回転方向に変化する。ここで、例えば、外歯歯車１１の歯数が１００で、第１内歯歯車３１Ｇの歯数が１０２だとすると、噛合う位置が一周するごとに、外歯歯車１１と第１内歯歯車３１Ｇとの噛合う歯がずれていき、これにより外歯歯車１１が回転（自転）する。上記の歯数であれば、起振体軸１０の回転運動は減速比１００：２で減速されて外歯歯車１１に伝達される。この場合、減速比は「５０」となる。
一方、外歯歯車１１は第２内歯歯車３２Ｇとも噛合っているため、起振体軸１０の回転によって外歯歯車１１と第２内歯歯車３２Ｇとの噛合う位置も回転方向に変化する。ここで、第２内歯歯車３２Ｇの歯数と外歯歯車１１の歯数とが同数であるとすると、外歯歯車１１と第２内歯歯車３２Ｇとは相対的に回転せず、外歯歯車１１の回転運動が減速比１：１で第２内歯歯車３２Ｇへ伝達される。これらによって、起振体軸１０の回転運動が減速比１００：２で減速されて、第２内歯歯車部材３２及び第２カバー３５へ伝達され、この回転運動が被駆動部材に出力される。
ここで、撓み噛合い式歯車装置１では、外歯歯車１１の弦歯厚に関する指標Ａが２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲Ｒ１内であるので、歯面圧が変曲点Ｐ１－Ｐ２間に抑えられ、歯面圧の急激な上昇が抑制される。
［本実施形態の技術的効果］
以上のように、本実施形態によれば、外歯歯車１１の弦歯厚Ｓに関する指標Ａが２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲Ｒ１内であるので、歯面圧が変曲点Ｐ１－Ｐ２間に抑えられる。これにより、外歯歯車１１の歯面圧の急激な上昇を抑制することができ、ひいては、外歯歯車１１の早期損傷を防止できる。
また、特に小モジュールの歯車加工は困難であり、外歯歯車１１の加工精度を緩和したいとの要求があるところ、単純に製造しやすさの観点で設定した寸法範囲の外歯歯車１１では、耐久性に大きなばらつきがあった。この点、本実施形態では、弦歯厚Ｓに関する指標Ａという定量的な設計指標を適用したことにより、外歯歯車１１の耐久性のばらつきを好適に抑制することができる。
以上のように、本実施形態によれば、外歯歯車１１の弦歯厚Ｓに関する指標Ａが２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲Ｒ１内であるので、歯面圧が変曲点Ｐ１－Ｐ２間に抑えられる。これにより、外歯歯車１１の歯面圧の急激な上昇を抑制することができ、ひいては、外歯歯車１１の早期損傷を防止できる。
また、特に小モジュールの歯車加工は困難であり、外歯歯車１１の加工精度を緩和したいとの要求があるところ、単純に製造しやすさの観点で設定した寸法範囲の外歯歯車１１では、耐久性に大きなばらつきがあった。この点、本実施形態では、弦歯厚Ｓに関する指標Ａという定量的な設計指標を適用したことにより、外歯歯車１１の耐久性のばらつきを好適に抑制することができる。
［その他］
以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上記の実施形態に限られない。
例えば、上記実施形態では、単体の撓み噛合い式歯車装置１の構成の観点で説明した。しかし、本発明は、共通する指標Ａの範囲を有する第１歯車装置１Ａと第２歯車装置１Ｂとを含む、撓み噛合い式歯車装置の製品群（歯車装置のシリーズ）として捉えることもできる。この場合、第１歯車装置１Ａと第２歯車装置１Ｂは、外歯歯車１１のＰＣＤ及び減速比の少なくとも一方が異なる。また、第１歯車装置１Ａ及び第２歯車装置１Ｂの各外歯歯車１１の指標Ａは、上述のとおり範囲Ｒ１内となっている。
さらに、本発明は、シリーズに含まれる各歯車装置をどのように構築・設計するかという観点で見れば、歯車装置のシリーズ（歯車装置群）の構築方法や設計方法と捉えることもできる。また、複数の歯車装置を含む歯車装置のシリーズ（歯車装置群）をどのように製造するかという観点で見れば、歯車装置のシリーズ（歯車装置群）の製造方法と捉えることもできる。
以上、本発明の実施形態について説明したが、本発明は上記の実施形態に限られない。
例えば、上記実施形態では、単体の撓み噛合い式歯車装置１の構成の観点で説明した。しかし、本発明は、共通する指標Ａの範囲を有する第１歯車装置１Ａと第２歯車装置１Ｂとを含む、撓み噛合い式歯車装置の製品群（歯車装置のシリーズ）として捉えることもできる。この場合、第１歯車装置１Ａと第２歯車装置１Ｂは、外歯歯車１１のＰＣＤ及び減速比の少なくとも一方が異なる。また、第１歯車装置１Ａ及び第２歯車装置１Ｂの各外歯歯車１１の指標Ａは、上述のとおり範囲Ｒ１内となっている。
さらに、本発明は、シリーズに含まれる各歯車装置をどのように構築・設計するかという観点で見れば、歯車装置のシリーズ（歯車装置群）の構築方法や設計方法と捉えることもできる。また、複数の歯車装置を含む歯車装置のシリーズ（歯車装置群）をどのように製造するかという観点で見れば、歯車装置のシリーズ（歯車装置群）の製造方法と捉えることもできる。
また、上記実施形態では、相手装置の被駆動部材が第２カバー３５及び第２内歯歯車部材３２に連結されることとした。しかし、被駆動部材をケーシング３３、第１内歯歯車部材３１及び第１カバー３４に連結し、これらケーシング３３、第１内歯歯車部材３１及び第１カバー３４から出力を取り出すこととしてもよい。
また、上記実施形態では、撓み噛合い式歯車装置１として筒型の噛合い式歯車装置を例に挙げて説明した。しかし、本発明は、これに限定されず、例えばカップ型又はシルクハット型の撓み噛合い式歯車装置などにも好適に適用できる。
その他、上記実施形態で示した細部は、発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更可能である。
その他、上記実施形態で示した細部は、発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更可能である。
１ 撓み噛合い式歯車装置
１Ａ 第１歯車装置
１Ｂ 第２歯車装置
１０ 起振体軸
１０Ａ 起振体
１１ 外歯歯車
ｄ１ 歯先円直径
ｄ２ 歯底円直径
ｄ３ 内径
ｈ 歯丈
Ｓ 弦歯厚
３１Ｇ 第１内歯歯車
３２Ｇ 第２内歯歯車
Ｏ１ 回転軸
Ａ 指標
Ｒ１ 範囲
Ｐ１、Ｐ２ 変曲点
１Ａ 第１歯車装置
１Ｂ 第２歯車装置
１０ 起振体軸
１０Ａ 起振体
１１ 外歯歯車
ｄ１ 歯先円直径
ｄ２ 歯底円直径
ｄ３ 内径
ｈ 歯丈
Ｓ 弦歯厚
３１Ｇ 第１内歯歯車
３２Ｇ 第２内歯歯車
Ｏ１ 回転軸
Ａ 指標
Ｒ１ 範囲
Ｐ１、Ｐ２ 変曲点
Claims (8)
- 起振体と、前記起振体により撓み変形する外歯歯車と、前記外歯歯車と噛合う内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置であって、
以下の式で表される指標Ａが、２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲内である、
撓み噛合い式歯車装置。
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、
外歯歯車弦歯厚：外歯歯車の歯丈の中央位置における弦歯厚
ＰＣＤ：起振体に組み込む前の状態における外歯歯車の歯丈の中央を通る円の直径
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車の内周から歯底までの厚さ
起振体形状係数：（起振体長径－起振体相当円直径）÷２ - 前記外歯歯車は、機械構造用合金鋼又は機械構造用炭素鋼から構成される、
請求項１に記載の撓み噛合い式歯車装置。 - 前記内歯歯車として第１内歯歯車及び第２内歯歯車を有する筒型の撓み噛合い式歯車装置である、
請求項１又は請求項２に記載の撓み噛合い式歯車装置。 - 前記指標Ａが、２．３０×１０＾－３から２．６０×１０＾－３の範囲内である、
請求項１から請求項３のいずれかに記載の撓み噛合い式歯車装置。 - 前記指標Ａが、２．３７×１０＾－３から２．５０×１０＾－３の範囲内である、
請求項１から請求項４のいずれかに記載の撓み噛合い式歯車装置。 - 第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置のシリーズであって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、起振体と、前記起振体により撓み変形する外歯歯車と、前記外歯歯車と噛合う内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置は、
前記外歯歯車のＰＣＤ及び減速比の少なくとも一方が異なるとともに、
以下の式で表される指標Ａが、２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲内である、
歯車装置のシリーズ。
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、
外歯歯車弦歯厚：外歯歯車の歯丈の中央位置における弦歯厚
ＰＣＤ：起振体に組み込む前の状態における外歯歯車の歯丈の中央を通る円の直径
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車の内周から歯底までの厚さ
起振体形状係数：（起振体長径－起振体相当円直径）÷２ - 第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置群の製造方法であって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、起振体と、前記起振体により撓み変形する外歯歯車と、前記外歯歯車と噛合う内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置とで、前記外歯歯車のＰＣＤ及び減速比の少なくとも一方が異なり、
以下の式で表される指標Ａが、２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲内となるように、各々の前記外歯歯車を製造する、
歯車装置群の製造方法。
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、
外歯歯車弦歯厚：外歯歯車の歯丈の中央位置における弦歯厚
ＰＣＤ：起振体に組み込む前の状態における外歯歯車の歯丈の中央を通る円の直径
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車の内周から歯底までの厚さ
起振体形状係数：（起振体長径－起振体相当円直径）÷２ - 第１歯車装置と第２歯車装置とを含む歯車装置群の設計方法であって、
前記第１歯車装置及び前記第２歯車装置の各々は、起振体と、前記起振体により撓み変形する外歯歯車と、前記外歯歯車と噛合う内歯歯車と、を備えた撓み噛合い式歯車装置であり、
前記第１歯車装置と前記第２歯車装置とで、
前記外歯歯車のＰＣＤ及び減速比の少なくとも一方を異ならせるとともに、
以下の式で表される指標Ａを、２．２０×１０＾－３から２．７０×１０＾－３の範囲内に設定する、
歯車装置群の設計方法。
Ａ＝外歯歯車弦歯厚×外歯歯車歯底厚さ×起振体形状係数
×減速比÷ＰＣＤ＾（２．１） ・・・（１）
ただし、
外歯歯車弦歯厚：外歯歯車の歯丈の中央位置における弦歯厚
ＰＣＤ：起振体に組み込む前の状態における外歯歯車の歯丈の中央を通る円の直径
外歯歯車歯底厚さ：外歯歯車の内周から歯底までの厚さ
起振体形状係数：（起振体長径－起振体相当円直径）÷２
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