WO1992012360A1 - Boite de changement de vitesses a engrenages planetaires - Google Patents
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- Y10S475/904—Particular mathematical equation
Definitions
- the present invention relates to an internal connection type planetary gear speed reducer.
- the gear reducer can also increase the speed by converting between the input side and the output side, the present invention relates to such a speed reducer including such a speed increaser. Now, the description of the present invention will be made only for the speed reducer.
- the internal gear has an arc-shaped tooth composed of a pin or a combination of a pin and a roller
- the external gear has a trochoid tooth composed of an epitrocode parallel curve.
- An internal pin or an internal pin and an internal roller are loosely fitted to this external gear, and the internal and external gears are internally connected to each other, and the eccentric body fitted to the external gear is used.
- a planetary gear reducer that rotates an external gear by rotation and reduces the input rotation to output is famous as a “cyclo reducer” (registered trademark). It is capable of transmitting torque and is used as various speed reduction mechanisms for a large reduction ratio.
- FIG. 12 is a sectional view showing an example of a known planetary gear reducer
- FIG. 13 is a sectional view taken along line BB of FIG.
- Eccentric bodies 3, 3 and 32 are provided on a hollow eccentric body shaft 2 to which the input rotary shaft 1 is inserted and connected.
- a keyway 4 is formed in a hollow portion of the eccentric shaft 2, and a key 4A is inserted therein.
- External gear 5! , 5 2 is an eccentric 3! , 32 via rollers 6.
- the external gears 5! And 52 have external teeth 7 having a trochoid tooth shape on the outer periphery.
- the internal gear 8 also serves as an outer casing, and the internal gear 8 is fixed.
- the internal gear 8 has an arc-shaped tooth shape composed of an external pin 9 that is internally connected to the external gears 51 and 52.
- a structure in which an outer roller is loosely fitted to the outer periphery of the outer pin 9 as necessary may be employed.
- An internal pin hole 10 is formed in each of the external gears 5, 5 2, and an internal pin 11 is loosely fitted in the internal pin hole 10.
- An inner roller ⁇ 1 ⁇ is loosely fitted around the outer periphery of the inner pin 11 and the inner pin 11 is closely fitted to the inner pin holding flange 12.
- D-la 11 A can be omitted.
- the inner pin flange 12 is formed integrally with the output shaft 13.
- the internal gear 8 is held from both sides by covers 14 and 15, and is held and fixed by bolts 16.
- Two bearings 17 are provided at an interval between the output shaft 13 and one cover 15.
- the internal gear 8 is fixed and the output is taken out from the output shaft 13.
- the output shaft 13 is fixed and the rotation of the internal gear 8 is performed. Can be taken as the output.
- one rotation of the input rotary shaft 1 is one rotation of the eccentric bodies 3 and 32, but the external gear 5! , 52 are restrained from rotating by the inner pin hole 10 and the inner pin 11, and are oscillated, so that the number of teeth of the external gears 5, 5 2 and the outer pin 9 number if the difference (number of teeth) is one, Risotoha gear 5 by the one rotation of the input rotary shaft 1, 5 2 out pin 9 Ru Oh the inner teeth of the external 7 and internal gear 8 And only one tooth is engaged and displaced. For this reason, one rotation of the input rotary shaft 1 is reduced to one tooth number of the external gears 5, 5 and 2 , and the rotation is transmitted to the output shaft 13 via the inner pin 11.
- Fig. 14 is a cross-sectional view of a cycle-opening reduction gear disclosed in Japanese Patent Publication No. 58-42382 and Japanese Patent Publication No. 57-36455.
- this known cyclo reduction gear the number of external teeth 7 A of the external gears 5, 5 and 52 is smaller than the number of external pins 9 of the internal gear 8 by a plurality (see FIG. In the example, the difference in the number of teeth is 2).
- the combination of the external teeth 7 of the external gears 5 and 5 and the external pin 9 of the internal gear 8 has a relative slip.
- the internal gear 8 shares the slip at both contact portions of the outer pin support portion and the outer tooth 7, but in any case, the outer gear 7 and the outer tooth 7 are in contact with each other. In the case of pin 9, it will have a slip.
- the external teeth 7 and the external pins 9 have surface roughness depending on the processing accuracy, and as a result, noise is inevitably generated at the sliding contact portion.
- an object of the present invention is to reduce the relative slip speed in the case where the noise is reduced, and to utilize the peculiarity of the structure that reduces the relative slip speed to utilize the external gear.
- the goal is to get the parts shared.
- a feature of the present invention that achieves the above object includes an external gear having a trochoid curve, and an internal gear having an external pin that is internally connected to the external gear.
- the gear and the internal gear rotate and eccentrically oscillate relative to each other, and the phase is shifted by a predetermined difference in the number of teeth in one rotation of the eccentric oscillating rotation.
- N 3 or more
- the amount of eccentricity is large and the external teeth Is small, and furthermore, the point E where the torque transmission efficiency is the maximum point can be set as an external gear with the valley side of the external teeth shifted toward the external gear. Therefore, noise can be reduced by reducing noise.
- Another feature of the present invention is that, in the above-described structure, C is fixed and Nx (1 + 1) is fixed, so that three or more outer pins are provided. It can be used in common with external gears, making it possible to significantly reduce the manufacturing cost of internal gears.
- Fig. 1 is a cross-sectional view illustrating the torque transmission between the external gear and the external pin of the internal gear
- Fig. 2 is the relative slip speed (mmZs) and noise level (dB) for the three models.
- Fig. 3 shows the characteristics of the three types of planetary gear reducers with large, medium, and small eccentricities
- the vertical axis shows the relative sliding speed (per scale). 500 mm / s)
- the horizontal axis shows the characteristic diagram with the valleys and valleys of the external teeth of the external gear being taken.
- FIG. 4 shows a known external gear with a difference in the number of teeth of 2.
- FIG. 5 is a schematic diagram showing a known external gear having a tooth number difference of 3, FIG.
- FIG. 6 is a schematic diagram showing a combination of a known planetary gear reducer having a tooth number difference of 2
- FIG. Fig. 6 shows the assumption when the amount of eccentricity is increased
- Fig. 8 shows the assumption when the outer pin diameter is reduced in Fig. 7,
- Fig. 9 Schematic diagram showing one embodiment of a first 0 Figure relative sliding speed in the case of rather multi the only
- Fig. 11 is a full view showing the external tooth size and point E due to the difference in the number of teeth
- Fig. 12 is a longitudinal sectional view showing an example of a known planetary gear reducer.
- FIG. 13 is a cross-sectional view taken along line BB of FIG. 12, and
- FIG. 14 is a cross-sectional view of another known cyclo reduction gear.
- FIG. 1 is a cross-sectional view for explaining torque transmission between the external gear 5 and the external pin 9.
- the external gear 5 is in contact with the external pin 9, and the center 0 i of the external gear 5 is eccentric by B with respect to the center 0 of the pitch circle P of the external pin 9.
- the tooth surface load of the external gear 5 acts in the normal direction at the contact point as indicated by the vector line indicated by the arrow in the figure, and is applied to the point D on the extension line of the 0-0 !! line in the figure. focusing.
- the rotational torque of the external gear 5 is the sum of the product of each tooth surface load generated in this way and each perpendicular line lowered from the center 0, with respect to the extension of each load vector.
- the vector line that acts most efficiently has the longest perpendicular line, that is, the 0-01 extension line It is a vector that acts so as to be orthogonal to the axis. In other words, it can be said that the torque is transmitted most efficiently by the connection at point E in the figure. Actually, it is reasonable that the combined load becomes large near point E. It is clear from the theoretical and experimental aspects.
- Figure 2 is a characteristic diagram that measures the relationship between the relative sliding speed (mmZs) and the noise level (dB) for the three models, with the vertical axis indicating the noise level (power per one scale). 0 dB), and the sliding speed (mmZ s) relative to the horizontal axis is plotted on a logarithmic scale.
- the noise level at which the relative sliding speed decreases is reduced in all three models, and the lower the relative sliding speed is, the lower the noise level is, regardless of the model. Therefore, an analysis of the relative slippage of the planetary gear mechanism is shown in Fig. 3.
- FIG. 3 shows the relative sliding speed along the vertical axis (500 mm / s per graduation) for three types of planetary gear units with large, medium, and small eccentricities.
- FIG. 4 is a characteristic diagram in which a horizontal axis shows a valley from a valley to a peak of the external teeth of the external gear on the horizontal axis.
- the relative slip speed is smaller at the valley side than at the hill side, and as the eccentricity is larger, It can be seen that the relative sliding speed near point E, which plays an important role, has become smaller.
- the point E in FIG. 1 is displaced toward the valley side as the amount of eccentricity increases.
- tooth height the size of one ridge of the external teeth 7A (hereinafter referred to as tooth height) is relatively large. I know it's small.
- the tooth profile of the external gear is formed by an epitroid curve.
- Such an epitrochoid curve is obtained by a locus drawn by one point of a circle (hereinafter referred to as a rolling circle) rolling on the circumference of a base circle (hereinafter referred to as a base circle). Then oh
- the external gears 5A and 5B shown in FIG. 4 show an epitroid curve when the radius ratio between the rolling circle and the base circle is an integer.
- the circle returns to its original position (start point) when it rolls around the base circle around the start point.
- Two external gears 5A and 5B each consisting of such an epitoroid curve are superimposed with their phases shifted.
- an external gear 5 is obtained in which the inner curved portion (shaded portion in the figure) of the overlapping curves has a tooth profile curve.
- the structure of the external gear shown in Fig. 5 does not take the radius ratio between the rolling circle and the base circle as an integer, and returns to the starting point (original position) when the rolling circle rotates three times around the base circle.
- An external gear 5 is obtained in which an epitorocoid curve is formed and the innermost curve (shaded in the figure) of the overlapping curves is a tooth profile curve. This is the structure of the external gear with three teeth shown in Japanese Patent Publication No. 57-36645.
- the known tooth difference advances the external gear having a plurality of steps by one step, the tooth difference is increased, and the eccentric amount is reduced.
- a planetary gear having a large size, a small external tooth and an external pin diameter to reduce the relative sliding speed, and the point E closer to the external tooth valley, thereby reducing noise. They want to get a gearbox.
- FIG. 6 shows a mechanism in which the difference between the number of external teeth 7A of the externally-known gear 5 and the number of teeth of the external pin 9 of the internally-toothed gear 8 is two.
- FIG. 9 shows a combined state of the external gear 5 and the external pin 9 at this time.
- the specifications of the planetary gear reducer shown in Fig. 9 are in the following range.
- the pitch circle radius of the external pin of the internal gear is A
- the eccentricity is B
- the radius of the external pin is C
- the reduction ratio is I
- the difference in the number of teeth is N.
- N 3 or more
- the relative sliding speed near point E is significantly reduced as compared with the relative sliding speed according to the conventional structure. I do.
- the internal gear consists of a frame and outer pins, but if the outer pin diameter can be made constant, the outer pins can be shared.
- the reduction ratio is 1 Z59 (when the number of teeth is 1), and the reduction ratio is 1/29 (when the number of teeth is 2).
- Reduction ratio is 1/19 (tooth difference 3)
- the reduction ratio is 1 Z 14 (for 4 teeth difference)
- the reduction ratio is 1 Z 11 (for 5 teeth difference)
- the reduction ratio is 1 Z 9 (for 6 teeth difference).
- Reduction ratio is 15 (in case of 10 teeth difference)
- reduction ratio is 1 Z 4 (in case of 12 teeth difference)
- reduction ratio is 1/3 (in case of 15 teeth difference) Therefore, it can be shared by 10 types of reduction ratios, with a reduction ratio of 12 (in the case of a tooth number difference of 20).
- the present invention is not limited to the illustrated internal gear type planetary gear reducer, but includes the external gear having a trocode curve and the internal gear having an arc gear. It includes other types of planetary gear reducers depending on the dynamics.
- the frame and the external pin of the external gear can be shared, the management cost is reduced, and no erroneous operation is performed at the time of assembly. Furthermore, since a large number of processing parts are not required, an increase in manufacturing cost can be suppressed.
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
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Description
明 細 書
遊 星 歯 車 増 減 速 機
技術分野
本発明は内接嚙合形遊星歯車増減速機に関する。 こ こ で歯車減速機は入力側と出力側とを変換する と増速も行 えるので、 本発明は こ のよ う な増速機も含めて増減速機 に関する ものであるが、 以下の説明では専ら減速機につ いて本発明の記述を進める。
背景技術
内接嚙合形遊星歯車機構を用いた減速機は種々 提案さ れている。 これらの減速機の中でも内歯歯車がピン又は ピン とローラの組み合わせよ りなる円弧歯形であ り、 外 歯歯車がェ ピ ト ロ コィ ド平行曲線よ り なる ト ロ コィ ド形 歯形であって、 こ の外歯歯車には内 ピ ンあるいは内 ピ ン と内ローラが遊嵌されてお り、 内外両歯車を内接嚙合さ せて外歯歯車に嵌合された偏心体によ って外歯歯車を摇 動回転させ、 入力回転を減速して出力する遊星歯車減速 機は 「サイ ク ロ減速機」 (登録商標) と して著名であ り、 この 「サイ ク ロ減速機は大 トルクの伝達が可能である上、 減速比が大きいための種々 の減速機構と して使用 されて いる。
以下に公知の 「サイ ク ロ減速機」 の一例を第 1 2 図な い し第 1 4 図によ って説明する。
第 1 2 図は公知の遊星歯車減速機の一例を示す断面図 であ り、 第 1 3 図は第 1 2 図の B — B断面図である。
入力回転軸 1 が揷入連結される中空の偏心体軸 2 には 偏心体 3 , 、 3 2 が設けられている。 偏心体軸 2 の中空 部分にはキー溝 4 が形成され、 キー 4 Aが嵌挿されてい る。 外歯歯車 5 ! 、 5 2 は偏心体 3 ! 、 3 2 にローラ 6 を介 して嵌合されている。 外歯歯車 5 ! 、 5 2 はその外 周に ト ロ コイ ド歯形からなる外歯 7 を有している。 また、 内歯歯車 8 は外側のケ一シ ングを兼用 しており、 かつ内 歯歯車 8 は固定されている。 この内歯歯車 8 は外歯歯車 5 1 、 5 2 と内接嚙合する外ピン 9 からなる円弧歯形を 有している。 外ピン 9 の外周には必要に応じて外ローラ を遊嵌させるた構造と しても良い。 前記外歯歯車 5 , 、 5 2 には内ピン穴 1 0 が形成されており、 内 ピン穴 1 0 には内ピン 1 1 が遊嵌されている。 内 ピン 1 1 の外周に は内ローラ ί 1 Αが遊嵌されており、 内ピン 1 1 は内 ピ ン保持フ ラ ン ジ 1 2 に密嵌されている。 こ こで、 内 D — ラ 1 1 Aは省略可能である。 内 ピンフ ラ ンジ 1 2 は出力 軸 1 3 に一体的に形成されている。
内歯歯車 8 はカバ一 1 4、 1 5 によ って両側から挟持 されており、 ボル ト 1 6 によって挟持固定されている。 出力軸 1 3 と一方のカバー 1 5 との間には間隔をおいて 2個の軸受け 1 7が設けられている。
尚、 上記公知例では内歯歯車 8 を固定し、 出力軸 1 3 から出力を取り 出すよ う に しているが、 その反対に、 出 力軸 1 3 を固定し、 内歯歯車 8 の回転を出力 と して取り 出す構造とする こ と もでき る。
こ の公知例では、 入力回転軸 1 の 1 回転が偏心体 3 , 3 2 の 1 回転となるが、 外歯歯車 5 ! 、 5 2 は内 ピン穴 1 0 と内 ピン 1 1 とによ り 自転を拘束されてお り、 揺動 回転させられるから、 外歯歯車 5 , 、 5 2 の歯数と外ピ ン 9 の本数 (歯数) の差が 1 個の場合、 入力回転軸 1 の 1 回転によ り外歯歯車 5 , 、 5 2 の外歯 7 と内歯歯車 8 の内歯であ る外 ピ ン 9 とが 1 歯だけ嚙み合い変位する (ずれる) 。 このため、 入力回転軸 1 の 1 回転は外歯歯 車 5 , 、 5 2 の 1 ノ歯数 に減速され、 その回転を内 ピ ン 1 1 を介して出力軸 1 3 へ伝達される。
第 1 4 図は、 特公昭 5 8 — 4 2 3 8 2号公報及び特公 昭 5 7 - 3 6 4 5 5 号公報によ って公知となったサイ ク 口減速機の断面図であ り、 こ の公知のサイ ク ロ減速機で は外歯歯車 5 , 、 5 2 の外歯 7 Aの歯数が内歯歯車 8 の 外 ピン 9 の数よ り も複数個だけ少ない (図示の例では歯 数差が 2 ) ものとなっている。
以上に説明 した遊星歯車減速機では外歯歯車 5 , 、 5 2 の外歯 7 と内歯歯車 8 の外ピ ン 9 との嚙合は相対的 なすべり を有する。 実際には外ピン 9 は回転可能である ので、 内歯歯車 8 は外 ピ ン支持部と外歯 7 との両接触部 ですベ り を分担するが、 いずれに して も外歯 7 と外 ピ ン 9 の嚙合にすべり を持つこ とになる。 外歯 7 や外ピン 9 はその加工精度によ って表面粗さを持っているので、 そ の結果、 すべり接触部分においてどう しても騒音が発生 して しま う。
又、 前記従来公知の遊星歯車減速機では、 それぞれの 減速比に応じて外ピ ンの径を異な らせているため、 内歯 歯車の部品の共用化ができず、 管理コス トが上昇し、 か つ組み付け時の誤作業が生じた り、 加工用部品を多数必 要とするため製造コス トが上昇する場合があった。
そこで、 本発明の目的は、 嚙合における相対的なすべ り速度を低減する こ とによ って騒音を低減し、 かつ相対 的なすべり速度を低減する構造の特異性を利用 して外歯 歯車の部品の共用化を得んとする ものである。
発明の開示
上記目的を達成する本発明の特徴とする構成は、 ト ロ コィ ド曲線よ りなる外歯歯車と、 該外歯歯車と内接嚙合 する外ピンを有する内歯歯車とからなり、 前記外歯歯車 と内歯歯車とが相対的に偏心揺動回転して嚙合 し、 該偏 心揺動回転の 1 回転に所定の歯数差だけ位相がずれる こ とによって該位相差に相当する分だけ回転を取り出すよ う にした遊星歯車増減速襪において、
内歯歯車の外ピンの ピッチ円半径を A、 偏心量を B、 外ピンの半径を C、 減速比を I 、 歯数差を N と して、 B X \ / A = 0 . 7〜 1 . 5
C /A = 0 . 0 2〜 0 . 0 5
C x l x NZA = l 〜 2
こ こで、 Nは 3 以上
と したと こ ろにある。
本発明の上記構成によって、 偏心量が大き く かつ外歯
の大き さが小さ く 、 更には ト ル ク伝達効率が最大点であ る E点が外歯の谷側に寄った外歯歯車とする こ とができ る もの とな り、 嚙合のすべり速度を低減して騒音の低減 を得る こ とができ る ものである。
又、 本発明の他の特徴とする構成は、 上記構成におい て、 C を一定と し、 かつ N x ( 1 + 1 ) を一定とする こ とによ り、 外ピ ンを 3 個以上の外歯歯車に対して共用化 する こ とが可能とな り、 内歯歯車の製造コス トを著し く 低減する こ とを可能と した ものである。
図面の簡単な説明
第 1 図は、 外歯歯車と内歯歯車の外 ピ ン との トルク伝 達を説明する断面図、 第 2 図は 3 機種について相対的な すべり速度 (mmZ s ) と騒音レベル ( d B ) との関係を 測定 した特性線図、 第 3 図は、 偏心量が大、 中、 小とな つている 3 機種の遊星歯車減速機について、 縦軸に相対 的なすべり速度 ( 1 目盛り当た り 5 0 0 mm/ s ) をと り、 横軸に外歯歯車の外歯の谷部から山部をとつた特性線図、 第 4 図は公知の歯数差が 2 の外歯歯車を示す概略図、 第 5 図は公知の歯数差が 3 の外歯歯車を示す概略図、 第 6 図は公知の歯数差が 2 の遊星歯車減速機の嚙合を示す概 略図、 第 7 図は第 6 図において偏心量を大き く した場合 の想定図、 第 8 図は、 第 7 図において外ピ ン径を小さ く した場合の想定図、 第 9 図は歯数差を 6 と した本発明の 一実施例を示す概略図、 第 1 0 図は偏心量を大き く しか つ歯数差を多 く した場合の相対的なすべり速度を従来の
ものと比べた特性線図、 第 1 1 図は歯数差による外歯の 大き さ と E点を示す全図、 第 1 2 図は公知の遊星歯車減 速機の一例を示す縦断面図であ り、 第 1 3 図は第 1 2 図 の B — B断面図、 第 1 4 図は、 他の公知のサイ ク ロ減速 機の断面図である。
発明を実施するための最良の形態 まず、 本発明を説明するに当たって、 以下に遊星歯車 減速機の トルク伝達の解析を説明する こ と とする。
第 1 図は、 外歯歯車 5 と外ピ ン 9 との トルク伝達を説 明する断面図である。
第 ί 図を参照して、 外歯歯車 5 は外ピン 9 と接してお り、 該外歯歯車 5 の中心 0 i は外ピン 9 の ピッ チ円 P の 中心 0に対して Bだけ偏心している。 外歯歯車 5 の齒面 荷重は図の矢印で示すべク トル線で表わされる よ う に、 接触点における法線方向に作用 し、 図の 0 — 0 ! 線の延 長線上の D点に集中 している。 このとき、 外歯歯車 5 の 回転 トルク は、 このよ う に して発生した各歯面荷重と各 荷重べク トルの延長線に対して中心 0 , から下した各垂 線の積の総和と して表される。 従って、 こ の D点に作用 している各歯面荷重の内、 最も効率良 く 作用 しているべ ク トル線は該垂線長さが最も長 く なる、 すなわち、 該 0 - 0 1 延長線に直交する よ う に作用するべク トルであ り、 換言すれば、 図の E点における嚙合いによ って最も効率 よ く トルクが伝達されている ものと言う こ とができ る。 また実際には E点近傍は嚙合荷重も大き く なる こ とが理
論面、 実験面で判明 している。
よ って、 内接嚙合形の遊星歯車機構においては、 E点 近傍の嚙合によ って主と して ト ルクが伝達れている もの さて、 内接嚙合形の遊星歯車機構における騒音には嚙 合部における外歯歯車 5 と外 ピン 9 との間の相対的なす ベりが寄与している こ とが判明 している。
第 2 図は 3 機種について相対的なすべ り 速度 ( mmZ s ) と騒音レベル ( d B ) との関係を測定した特性線図 であ り 、 縦軸に騒音 レベル ( 1 目盛り 当た り 力 1 0 d B ) をと り、 横軸に相対的なすべり速度 ( mmZ s ) を対 数目盛りでと った ものである。 図から も分かる よ う に、 3 機種共に相対的なすべり速度が低下する騒音レベルが 低滅してお り、 これによ つて機種のいかんを問わず相対 的なすべり速度が小さい程騒音レベルが低いこ とが分か そこで、 遊星歯車機構における嚙合いの相対的なすべ り を解析してみる と、 第 3 図に示すよ う にな つている。 第 3 図は、 偏心量が大、 中、 小とな っている 3 機種の 遊星歯車減速機について、 縦軸に相対的なすべ り 速度 ( 1 目盛り当た り力 5 0 0 mm/ s ) をと り、 横軸に外歯 歯車の外歯の谷部か ら山部を と つ た特性線図であ る。
(偏心量以外の諸元は一定)
図から も分かる よ う に、 相対的なすべり速度は山部側 よ り も谷部寄り の方が小さ く 、 かつ偏心量が大きい程、
嚙合上重要な役割を果たす E点近傍の相対的なすべり速 度が小さ く なつている こ とが分かる。 又、 前記第 1 図の E点は偏心量が大きい程谷部側へ転位している こ とが分 力、る。
以上のこ とから、 遊星歯車減速機における騒音を低減 するには、 偏心量を大き く すれば良いこ とが分かった。
とこ ろが、 単純に偏心量を大き く する と、 外歯歯車の 外歯の 1 山の大き さが大き く なつて しまい、 偏心量を大 き く するにも自ずからそこ には限界があった。
一方、 前記第 1 4 図に示す公知の複数の歯数差からな る外歯歯車 5 ! 、 5 2 は、 外歯 7 Aの 1 山の大き さ (以 後歯丈と称する) が比較的小さいこ とが分かっている。
こ こで、 前記第 1 4 図の複数歯数差の外歯歯車 5 ! 、 5 2 について説明する。
外歯歯車の歯形はェピ ト ロ コィ ド曲線によって形成さ れている。 このよ う なェピ ト ロ コイ ド曲線は、 基礎とな る円 (以下、 基円という) の円周上を転動する円 (以下、 転円という) の一点が描く 軌跡によって得られる もので あ ^ o
第 4 図に示す外歯歯車 5 A、 5 B は転円と基円 との半 径比が整数である場合のェピ ト ロ コィ ド曲線を示すもの であ り、 このよ う に転円と基円との半径比が整数の場合 には基円上を転円が始点から一周 して転がる と元の位置 (始点) に戻る。 このよ う なェピ ト ロ コィ ド曲線からな る外歯歯車 5 A、 5 Bを 2個位相をずらせて重ね合わせ
る と、 その重な り合った曲線の内、 内側にある曲線部分 (図の斜線の部分) を歯形曲線とする外歯歯車 5 が得ら れる。 これが特公昭 5 8 一 4 2 3 8 2 号公報に示す歯数 差 2 の外歯歯車の構造である。
又、 第 5 図に示す外歯歯車の構造は、 転円 と基円 との 半径比を整数とせず、 基円の回 り を転円が 3 回転した時 に始点 (元の位置) に戻るェ ピ ト ロ コイ ド曲線を作り、 その重な り合った曲線の内最も内側の曲線 (図の斜線の 分) を歯形曲線とする外歯歯車 5 を得る ものである。 こ れが特公昭 5 7 — 3 6 4 5 5 号公報に示す歯数差 3 の外 歯歯車の構造である。
しかしながら、 これら複数歯数差においても単純に偏 心量を大き く する と、 外歯歯車 5 の歯丈が大き く なつて しま う。 このため、 実機においては組み立てが不可能と なって しまい、 偏心量が限られた範囲内でしか使用する こ とができなかった。 更に、 このよ う に限られた範囲内 の偏心量で形成される歯形の場合、 第 1 図に示す E点が 山側に寄り、 歯数差を 3 以上とする と、 E点が山側に極 端に寄った位置となって嚙合上不具合を生ずるため、 実 機においては歯数差を 2 と して使用せざるを得なかった。 このため、 歯数差 2 の遊星歯車機構では未だ十分に相対 的なすべり速度を小さ く する こ とができず、 騒音の低減 には限界があった。
以上の点を踏まえ、 本発明では前記公知の歯数差が複 数の外歯歯車を一歩進め、 歯数差を多 く と り、 偏心量を
大き く し、 かつ外歯及び外ピン径を小さ く して相対的な すべり速度を低減し、 かつ前記 E点が外歯の谷側へ寄る よ う に し、 以て騒音を低減した遊星歯車増減速機を得ん とする ものである。
以下に、 図示を参照して、 順次説明する。
第 6 図は、 従来公知の外歯歯車 5 の外歯 7 Aの数と内 歯歯車 8 の外ピン 9 の歯数差が 2 の機構である。
この公知の機構において、 偏心量を大き く する と、 第 7 図に示すよ う に外歯 7 Aの山が大き く なつて しまい、 組み立てが困難となってしま う。 又、 外歯 7 Aを多 く し て多数の歯数差とする と、 E点が外歯 7 Aを山側に寄つ て しまい、 嚙合に支障を来た してしま う。
そこで、 第 8 図に示すよ う に、 外ピン 9 の径を小さ く すれば E点が谷側に寄り、 多数歯数差を形成しても E点 は嚙合に支障のない位置を確保できる。' この歯形と E点 の位置関係を第 1 1 図を用いて説明する。 第 8 図のよ う に、 偏心量を大き く と り、 外ピ ン 5 を小さ く した時にで き る歯形が第 1 1 図の中の 2枚差と示された部分から谷 側で形成される歯形で E点は未だ十分に谷側にある。 従 つて、 嚙合に支障のない範囲での多数歯数差を形成する こ とができ、 こ の例では 6 枚差がその範囲の限界である。 こ の時の外歯歯車 5 と外ピ ン 9 との嚙合状態を示した も のが第 9 図である。
以上の第 9 図に示す遊星歯車減速機の諸元は以下の範 囲とする。
内歯歯車の外ピ ンの ピ ッ チ円半径を A、 偏心量を B、 外ピ ンの半径を C、 減速比を I、 歯数差を Nと して、
B X I / A = 0. 7〜 1 . 5
C / A = 0. 0 2〜 0. 0 5
C x I x NZA = l 〜 2
Nは 3以上
以上に説明 した本発明の構造による と、 第 1 0図に示 すよ う に、 従来の構造によ る相対的なすべり速度と比べ て E点付近での相対的なすべり速度が大幅に低減する。
又、 本発明の上記構成を一歩進める と、 内歯歯車ある いは外ピンを共用化でき る もの となる こ とを以下に説明 する。
内歯歯車は枠と外ピ ン とからなつているが、 外ピ ン径 を一定とする こ とができ る よ う に工夫すれば、 外ピンを 共用化でき る。
そ こで、 内歯歯車の外ピ ン 9の半径を C、 減速比を I 、 歯数差を Nと して、 減速比の如何に拘わらず Cを一定と し、 かつ N x ( 1 + 1 ) を一定とする こ とによ り、 外ピ ンをこれまでに実績のなかった 3個以上の外歯歯車に対 して共用化する こ とを可能とする ものである。 これによ つて、 内歯歯車の製造コ ス トを著 し く 低減する こ とを可 能と した ものである。
即ち、 一例を上げる と、 外ピ ンの本数が 6 0本の場合 に、 減速比が 1 Z 5 9 (歯数差 1 の場合) 、 減速比が 1 / 2 9 (歯数差 2の場合) 、 減速比が 1 / 1 9 (歯数差
3 の場合) 、 減速比が 1 Z 1 4 (歯数差 4 の場合) 、 減 速比が 1 Z 1 1 (歯数差 5 の場合) 、 減速比が 1 Z 9 (歯数差 6 の場合) 、 減速比が 1 5 (歯数差 1 0 の場 合) 、 減速比が 1 Z 4 (歯数差 1 2 の場合) 、 減速比が 1 / 3 (歯数差 1 5 の場合) 、 減速比が 1 2 (歯数差 2 0 の場合) の 1 0 種類の減速比において共用化できる ものとなる。
以上の説明において、 本発明は図示された内接嚙合形 の遊星歯車減速機に限定される ものではな く 、 ト ロ コィ ド曲線からなる外歯歯車と円弧歯形からなる内歯歯車と の摇動嚙合による他の形式の遊星歯車減速機を含むもの である。
産業上の利用可能性
本発明による と、 以下のよ う な効果を奏する。
遊星歯車増減速機における嚙合の相対的なすべり速度 が低減するので、 それに基づく 騒音レベルの低減が得ら れる ものとなる。 この場合、 偏心量を大き く しながら多 数の嚙合が達成され、 かつ E点も外歯の谷側に寄ってい るので、 嚙合の安定性も損なわれず、 かつ トルクの伝達 に も支障を来さない。
又、 他の本発明による と、 外歯歯車の枠や外ピンを共 用化できるので、 管理コス トが低減し、 かつ組み付け時 の誤作業が生じない。 更に、 加工用部品を多数必要と し ないために製造コス トの上昇を抑える こ とができる。
Claims
1 . ト ロ コイ ド曲線よ り なる外歯歯車と、 該外歯歯車 と内接嚙合する外ピ ンを有する内歯歯車とからな り、 前 記外歯歯車と内歯歯車とが相対的に偏心揺動回転して嚙 合 し、 該偏心揺動回転の 1 回転に所定の歯数差だけ位相 がずれる こ とによ って該位相差に相当する分だけ回転を 取り 出すよ う に した遊星歯車増減速機において、
内歯歯車の外ピ ン の ピッ チ円半径を A、 偏心量を B、 外ピ ン の半径を(:、 減速比を I 、 歯数差を Nと して、 B x l /A = 0. 7〜 1 . 5
C / A = 0. 0 2〜 0. 0 5
C x I x N/A = l 〜 2
と したこ とを特徴とする歯数差 Nが 3以上の遊星歯車 増減速機。
2. ト ロ コイ ド曲線よ りなる外歯歯車と、 該外歯歯車 と内接嚙合する外 ピ ンを有する内歯歯車とからな り、 前 記外歯歯車と内歯歯車とが相対的に偏心揺動回転して嚙 合し、 該偏心揺動回転の 1 回転に所定の歯数差だけ位相 がずれる こ とによ って該位相差に相当する分だけ回転を 取り 出すよ う に した遊星歯車増減速機において、
内歯歯車の外ピ ン の ピ ッ チ円半径を A、 偏心量を B、 外 ピ ン の半径を( 、 減速比を I 、 歯数差を Nと して、 C =一定
N X ( 1 + 1 ) =—定 (外 ピ ン本数一定)
と し、 内歯歯車を 3つ以上共用化したこ とを特徴とす
る遊星歯車増減速機。
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