WO2018168763A1 - 差動減速機 - Google Patents

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WO2018168763A1
WO2018168763A1 PCT/JP2018/009492 JP2018009492W WO2018168763A1 WO 2018168763 A1 WO2018168763 A1 WO 2018168763A1 JP 2018009492 W JP2018009492 W JP 2018009492W WO 2018168763 A1 WO2018168763 A1 WO 2018168763A1
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input shaft
eccentric
bearing
gear
differential
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PCT/JP2018/009492
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English (en)
French (fr)
Inventor
国弘 原口
Original Assignee
株式会社ニッセイ
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
    • F16C19/00—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement
    • F16C19/22—Bearings with rolling contact, for exclusively rotary movement with bearing rollers essentially of the same size in one or more circular rows, e.g. needle bearings
    • F16C19/44—Needle bearings
    • F16C19/46—Needle bearings with one row or needles
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
    • F16H1/32—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear

Definitions

  • the present invention relates to an internal oscillation type differential reduction gear including an internal gear and an external gear that is inscribed and meshed with the internal gear.
  • the differential reduction gear includes an internal gear and an external gear that is inscribed and meshed with the internal gear, and the external gear is eccentrically moved in the internal gear by rotational input from the input shaft. Relative rotation is generated between the gears, and rotation is output to the output shaft at a reduction ratio based on the difference in rotational speed between the eccentric motion and the relative rotation.
  • a hollow input shaft is pivotally supported on a pair of front and rear support flanges via a pair of bearings, and a pair of front and rear eccentric bodies provided on the outer periphery of the input shaft between the bearings via a roller bearing.
  • a power transmission device in which two external gears are arranged in different phases and an internal pin is installed between support flanges so that an internal pin hole provided in each external gear is loosely inserted. That is, when the input shaft rotates, the external gear is oscillated (eccentric motion) in the internal gear via the eccentric body, and the relative rotational component of the difference in the number of teeth between the internal teeth and the external teeth is extracted, thereby supporting flanges.
  • the outer diameter of the input shaft is set for each part corresponding to the bearing toward the power input side.
  • the present invention has an object to provide a differential speed reducer that can increase the strength by increasing the outer diameter of a roller even when a roller bearing is used as a shaft support of an external gear. is there.
  • an invention according to claim 1 is directed to an internal gear provided in a casing, an input shaft that passes through the internal gear coaxially, and an eccentric portion provided in the input shaft.
  • An external gear externally fitted through a bearing, inscribed in mesh with the internal gear, and an output portion having a pin for loosely inserting the external gear and interposing an input shaft bearing between the input shaft, And the reduction ratio based on the number of teeth difference between the internal gear and the external gear and the number of teeth of the external gear
  • a differential reducer that rotates the output part via a pin,
  • the eccentric portion bearing is a full roller, and the outer diameter of the eccentric portion of the input shaft is smaller than the outer diameter of the portion where the input shaft bearing is provided.
  • the axial direction of the input shaft is in contact with the side surface of the input shaft bearing on the outer periphery of the input shaft between the input shaft bearing and the eccentric portion bearing.
  • a retaining portion for restricting the movement to is provided, and the eccentric portion is formed lower than the retaining portion over the entire circumference.
  • the retaining portion has a disc shape that is coaxially formed integrally with the input shaft.
  • the eccentric portion, the eccentric portion bearing, and the external gear are provided in a plurality of sets, and the outer diameters of the eccentric portions are all equal.
  • the shapes of the external gears and the eccentric part bearings are the same.
  • the eccentric part bearing is a full roller, and the outer diameter of the eccentric part in the input shaft is made smaller than the outer diameter of the part where the input shaft bearing is provided.
  • the outer diameter of the roller can be increased, leading to increased strength.
  • the retaining portion is formed in a disk shape that is coaxially formed integrally with the input shaft. It can be processed.
  • a plurality of sets of eccentric parts, eccentric part bearings, and external gears are provided, and the outer diameters of the eccentric parts are all set. Since they are equal, the same eccentric portion bearing can be arranged in each eccentric portion, and the outer diameter of the roller of each eccentric portion bearing can be increased.
  • the fifth aspect of the invention in addition to the effect of the fourth aspect, since the shapes of the external gears and the bearings for the eccentric portions are made common, further cost reduction can be expected.
  • (A) to (C) are sectional views of the differential reducers 1A to 1C, respectively, taken along line AA of FIG. It is the F section enlarged view of FIG. It is the graph which compared the efficiency in case the dislocation coefficient of the internal gear 4 differs.
  • FIG. 1 and 2 show a series S including three types of differential reduction gears 1A, 1B, and 1C.
  • FIG. 1 shows a central longitudinal sectional view of the differential reducer 1A as a representative
  • FIGS. 2 (A) to 2 (C) show the structure of FIG. Cross-sectional views of the differential reduction gears 1A to 1C along the line AA are respectively shown.
  • an alphabetic character is added as in 14A to 14C.
  • reference numeral 2 denotes a casing.
  • the casing 2 includes a cylindrical inner case 3 integrally provided with an internal gear 4 on the inner side, and one of the inner cases 3 in the axial direction. It consists of a disc-shaped case cover 5 arranged on the end face (input side, right side in FIG. 1) and a cylindrical outer case 6 arranged on the other end face (output side, left side in FIG. 1).
  • the middle case 3, the case cover 5, and the outer case 6 are integrally coupled by a plurality of bolts 7, 7,... Screwed to the outer case 6 through the middle case 3 from the case cover 5 side. .
  • a disc-shaped output shaft 9 is rotatably supported inside the outer case 6 via a cross roller bearing 8 as an outer bearing.
  • a hollow cylindrical input shaft 12 is coaxially and rotatably supported inside the casing 2 via ball bearings 10 and 11 serving as input shaft bearings.
  • the ball bearing 10 as an inner bearing on the input side
  • the axial input side half of the outer ring 10a is supported by the case cover 5, and the axial output side half of the outer ring 10a is supported by a carrier 24 described later.
  • a pair of eccentric portions 14A, 14A (14B) having outer diameters equal to each other and the maximum eccentric side being 180 degrees different from each other between the shaft support portions 13, 13 on which the ball bearings 10, 11 are disposed.
  • each eccentric part 14A, 14A (14B, 14B and 14C, 14C) are formed adjacent to each other in the axial direction.
  • a full roller comprising a plurality of needles 16, 16,.
  • the external gears 17A, 17A (17B, 17B and 17C, 17C) having the same outer shape are externally rotatably mounted via the needle bearing 15. Therefore, each needle 16 is in direct contact with the inner eccentric portions 14A to 14C and the outer external gears 17A to 17C.
  • the outer diameter D1 of the shaft support portion 13 where the ball bearings 10 and 11 are disposed and the outer diameter D2 of the eccentric portion 14A (14B, 14C) where the needle bearing 15 is provided are D1> D2. It is formed so that it may become a relation.
  • the size (outer diameter) of each needle 16 provided on the outer periphery can be increased.
  • a disc-shaped retaining portion 18 that protrudes higher to the outer peripheral side than the eccentric portion 14A (14B, 14C) over the entire circumference is provided between the shaft support portion 13 and the eccentric portion 14A (14B, 14C). Each is installed.
  • the retaining portion 18 restricts the movement of the needle 16 outward in the axial direction and the movement of the ball bearings 10 and 11 inward in the axial direction over the entire circumference. As a result, the movement of the input shaft 12 in the axial direction is also restricted.
  • the movement of the ball bearing 10 to the outside is regulated by a cover 19 that is provided on the inner peripheral edge of the case cover 5 and overlaps the outer ring 10 a from the outside, and the movement of the ball bearing 11 to the outside is provided to the output shaft 9. It is regulated by the stepped portion 20.
  • the external gears 17A to 17C have a smaller number of teeth than the internal gear 4 and are inscribed in the eccentric gear 4 at an eccentric position.
  • the internal gears 4 having the same shape with 120 teeth are used.
  • the external gear 17A has a reduction ratio of 1/19 with the number of teeth being 114 and the difference in the number of teeth from the internal gear 4 being 1/19
  • the external gear 17B is The number of teeth is 116, the number of teeth difference with the internal gear 4 is 4, the reduction ratio is 1/29, the external gear 17C is 118 and the number of teeth difference with the internal gear 4 is 2.
  • the reduction ratio is 1/59.
  • the eccentric amounts ⁇ 1, ⁇ 2, and ⁇ 3 from the center O1 (the axis of the input shaft 12) of the internal gear 4 at the respective centers O2 (centers of the eccentric portions 14A to 14C) of the external gears 17A to 17C are ⁇ 1.
  • the relationship is> ⁇ 2> ⁇ 3.
  • the internal teeth of the internal gear 4 and the external teeth of the external gear 17 are each in an involute tooth type, and the dislocation coefficient of the internal gear 4 is between 1 and 1.9. Is set.
  • each of the external gears 17A to 17C eight circular pin holes 21A to 21C are formed on the concentric circle with the center O2 as a center at equal intervals in the circumferential direction, and the pin holes 21A to 21C are formed.
  • the pin 22 is installed between the output shaft 9 and a disk-shaped carrier 24 disposed inside the case cover 5 on a concentric circle centering on the axis of the internal gear 4 and parallel to the axis.
  • a cylindrical metal 23 is integrally mounted on the loose insertion portion of the external gears 17A to 17C on the outer periphery of the pin 22.
  • the carrier 24 supports the inner half of the outer ring 10 a of the ball bearing 10 inside the case cover 5, and can rotate integrally with the output shaft 9 via the pin 22.
  • the output shaft 9 connected via the pin 22 and the pin 22 is an output unit.
  • Each pin 22 has the outer periphery of the metal 23 inscribed in the inner periphery of the pin holes 21A to 21C of the front and rear external gears 17A, 17A (17B, 17B and 17C, 17C) with phases different from each other by 180 degrees.
  • the hole diameters of the pin holes 21A to 21C of the external gears 17A to 17C are set for each of the differential reduction gears 1A to 1C. That is, the diameter of the pin holes 21A to 21C in the external gears 17A to 17C is a dimension obtained by adding twice the eccentric amount ⁇ 1 to ⁇ 3 of the external gears 17A to 17C to the diameter of the pin 22 including the metal 23.
  • the hole diameters of the pin holes 21A to 21C are different for the differential reduction gears 1A to 1C. However, even if the hole diameters are different, the center positions of the pin holes 21A to 21C of the external gears 17A to 17C all coincide.
  • the ball bearing 10 is fitted into the inner peripheral surface of the case cover 5 and the carrier 24 so as to be interposed between the case cover 5 and the carrier 24 supporting the outer ring 10a as shown in FIG.
  • a gap A is formed in the axial direction of the shaft 12 to communicate with the inside of the casing 2.
  • ring-shaped grease grooves 25 and 25 are respectively formed on the inner peripheral surfaces of the case cover 5 and the carrier 24 over the entire circumference.
  • an oil seal 27 as a seal member is interposed between the ring-shaped protrusion 26 protruding from the front surface of the case cover 5 and the outer peripheral surface of the input shaft 12.
  • An oil seal 28 is interposed between the outer case 6 and the output shaft 9 on the output side of the cross roller bearing 8.
  • An oil seal 29 is also interposed between the output shaft 9 and the input shaft 12 on the output side of the ball bearing 11.
  • each pin hole 21A to 21C also moves eccentrically and rotates, but each pin hole 21A to 21C is formed with a larger diameter than the pin 22 including the metal 23, so that each pin 22 has a pin hole 21A to 21C. In a state in which the pin is inscribed, it relatively moves eccentrically to absorb the eccentric component, and only the rotation component is extracted from each pin 22.
  • the output shaft 9 and the carrier 24 rotate synchronously via the pin 22 and rotate in a state where the output shaft 9 is decelerated at the reduction ratio described above.
  • the differential speed reducer 1A has a reduced speed
  • the differential speed reducer 1B has a medium speed reduction
  • the differential speed reducer 1C has a high speed reduction.
  • the grease filled in the casing 2 is supplied from the gap A between the outer ring 10a, the inner peripheral surface of the case cover 5 and the inner peripheral surface of the carrier 24 to the grease grooves 25 and 25, and lubrication is performed. It is maintained and friction is reduced. Even when grease is supplied in this way, the oil seal 27 is interposed between the case cover 5 and the input shaft 12, so that no grease leakage occurs.
  • the pin holes 21A to 21C of the external gears 17A to 17C are respectively connected to the external gears 17A to 17C according to the number of external teeth. Since the internal gear 4, the pin 22, and the metal 23 are formed in different diameters for each 17 C, the external gears 17 A to 17 C have pin holes 21 A to 21 A having a hole diameter corresponding to one reduction ratio. It is sufficient to form only 21C. Therefore, it is possible to share parts and reduce manufacturing costs without reducing the strength of the external gears 17A to 17C. In particular, since the center positions of the pin holes 21A to 21C coincide with each other between the external gears 17A to 17C, the output shaft 9 and the carrier 24 can be shared.
  • the tooth patterns of the internal gear 4 and the external gears 17A to 17C are involute teeth.
  • JGMA Joint Gear Industry Association Standard
  • JGMA 611-01 “Compliance with ISO Standard Cylindrical Gear Shifting System”
  • the gear standard of the Japan Gear Industry Association the involute internal teeth
  • the dislocation coefficient of the internal gear 4 is set between 1 and 1.9, thereby increasing the root diameter of the external gears 17A to 17C meshing therewith. Therefore, the thickness of the tooth bottoms of the external gears 17A to 17C and the pin holes 21A to 21C can be secured.
  • No. 1 represents a dislocation coefficient of 1.9 (number of teeth: 76, difference in number of teeth: 1, reduction ratio: 1/75).
  • the dotted lines 2 indicate the case where the dislocation coefficient is 0.2 (60 teeth, 1 tooth difference, 1/59 reduction ratio).
  • the maximum efficiency is about 68% at a dislocation coefficient of 1.9 and about 70% at a dislocation coefficient of 0.2, and it can be seen that even when the dislocation coefficient is 1.9, there is not much influence on the efficiency. .
  • the rigidity of the differential reduction gears 1A to 1C can be increased.
  • the number of pins 22 can be easily increased to eight or more.
  • the pins 21A to 21C corresponding to one reduction gear ratio are formed in the tooth gears 17A to 17C, the distance between the pin holes 21A to 21C can be secured. Therefore, the rigidity can be easily increased by making the pins 22 thicker.
  • the differential reduction gears 1A to 1C can be provided even if three reduction gear ratios are used.
  • the strength of the external gears 17A to 17C does not decrease. Therefore, three or more types of series can be configured with the internal gear 4, the pin 22, the metal 23, the output shaft 9, and the carrier 24 being shared. And the weight reduction can be achieved by making the input shaft 12 hollow. Further, the strength of the external gears 17A to 17C can be maintained even if the input shaft 12 is hollow.
  • each reduction ratio is not limited to the above-described form.
  • the number of external gears provided in each differential reduction gear can also be increased or decreased.
  • the pin is made of metal, but it may be a single pin that does not have a rolling member such as a roller, or such a separate member.
  • the eccentric portion bearing is the needle roller 15 of the full roller, and the outer diameter D2 of the eccentric portions 14A to 14C of the input shaft 12 is changed to the ball bearing.
  • the outer diameter of the needle 16 can be increased, leading to an increase in strength.
  • a retaining portion that restricts movement of the input shaft 12 in the axial direction by contacting the side surface of the ball bearing 10, 11 on the outer periphery of the input shaft 12 between the ball bearings 10, 11 and the needle bearing 15.
  • the eccentric portions 14A to 14C are formed lower than the retaining portion 18 over the entire circumference, and therefore, the entire roller has the needle 16 extending over the entire circumference of the eccentric portions 14A to 14C.
  • the movement in the axial direction can be restricted.
  • the retaining portion 18 can be shared by both the ball bearings 10 and 11 and the needle 16. Further, the retaining portion 18 also serves as a retaining mechanism for the input shaft 12 itself.
  • the retaining portion 18 has a disk shape that is coaxially formed integrally with the input shaft 12, the retaining portion 18 can be easily processed by a lathe or the like.
  • the eccentric parts 14A to 14C, the needle bearing 15 and the external gears 17A to 17C are provided in plural sets so that the outer diameters of the eccentric parts 14A to 14C are all equal, the same needle is used for each eccentric part 14A to 14C.
  • the bearing 15 can be arrange
  • the external gears 17A to 17C and the needle bearings 15 have the same shape, further cost reduction can be expected.
  • the needle 16 of the needle bearing 15 can be disposed at a position close to the center O1 of the internal gear 4 (the axis of the input shaft 12), the diameter of the pin 22 for taking out the rotational motion from the external gears 17A to 17C can be reduced. Can be bigger. Therefore, the strength of the differential reducers 1A to 1C can be increased.
  • the shape of the retaining portion is not necessarily a disc shape, and may be a gear shape in which a plurality of protrusions are formed on the outer periphery as long as the movement of the needle can be restricted, or may be separate from the input shaft. It may be a member.
  • the outer ring 10a of the ball bearing 10 is supported by the case cover 5 and the carrier 24 of the casing 2, so that the input shaft 12 and the casing 2 are separated.
  • the input shaft 12 can be assembled with high accuracy by increasing the coaxiality.
  • the outer ring 10a of the ball bearing 10 is fitted with a gap between the case cover 5 and the carrier 24, so that it can be slid on the sliding surface, and the rotational resistance is reduced.
  • the grease grooves 25 and 25 are formed on the sliding surfaces of the outer ring 10a, the case cover 5 and the carrier 24, which are fitted into the gap, the grease is held on the sliding surfaces and slid with low friction. be able to. Further, since the grease groove 25 is formed in the case cover 5 and the carrier 24, the standard ball bearing 10 can be adopted, and the cost increase can be suppressed. In addition, since the grease groove 25 is formed over the entire circumference of the sliding surface, the grease groove 25 can be easily processed by a lathe or the like.
  • the oil seal 27 which seals between the casing 2 and the input shaft 12 is arrange
  • the casing 2 and the input shaft 12 with high coaxiality are arranged. Therefore, the oil seal 27 can be brought into contact with the input shaft 12 with high accuracy, and the risk of grease leakage can be reduced.
  • the outer ring of the ball bearing is fitted with a gap between both the case cover and the carrier, but the gap may be fitted with only one of them. Therefore, the grease groove may be provided only on the sliding surface on one side where the gap is fitted. Moreover, when providing a grease groove
  • the structure of the casing is not limited to the combination of the middle case, the case cover, and the outer case as in the above form, but the number of parts can be increased or decreased, or the casing can be formed by one member. It does not matter.
  • the outer bearing is not limited to the cross roller bearing, and other bearings such as a ball bearing may be employed, and the number of bearings may be increased.
  • the structure of the input shaft and the output shaft is not limited to the above-described form, and the design can be changed as appropriate, for example, the input shaft is not hollow but solid.

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Abstract

【課題】外歯歯車の軸支にころ軸受を採用しても、ころの外径を大きくして強度アップを図る。 【解決手段】ケーシング２内に設けられる内歯歯車４と、内歯歯車４を同軸で貫通する入力軸１２と、入力軸１２に設けた偏心部１４Ａ～１４Ｃに偏心部用軸受を介して外装され、内歯歯車４に内接して噛合する外歯歯車１７Ａ～１７Ｃと、外歯歯車１７Ａ～１７Ｃを遊挿するピン２２，２２・・を備えて入力軸１２との間にボールベアリング１０，１１を介在させた出力軸９とを含んでなり、入力軸１２の回転によって内歯歯車４に対して外歯歯車１７Ａ～１７Ｃが偏心運動することで、所定の減速比でピン２２を介して出力軸９を回転させる差動減速機１Ａ～１Ｃにおいて、偏心部用軸受を総ころのニードルベアリング１５とすると共に、入力軸１２における偏心部１４Ａ～１４Ｃの外径Ｄ２を、ボールベアリング１０，１１が設けられる軸支部１３の外径Ｄ１よりも小さくした。

Description

差動減速機
　本発明は、内歯歯車と、内歯歯車に内接して噛合する外歯歯車とを含む内接揺動式の差動減速機に関する。
　差動減速機は、内歯歯車と、内歯歯車に内接して噛合する外歯歯車とを含み、入力軸からの回転入力によって内歯歯車内で外歯歯車が偏心運動することで、両歯車間に相対回転を生じさせ、偏心運動と相対回転との回転数差による減速比で出力軸へ回転を出力するものである。例えば特許文献１には、前後一対の支持フランジに一対の軸受を介して中空の入力軸を軸支し、軸受の間で入力軸の外周に設けた前後一対の偏心体に、ころ軸受を介して２つの外歯歯車をそれぞれ異なる位相で配置して、支持フランジ間に、各外歯歯車に設けた内ピン孔を遊挿する内ピンを架設してなる動力伝達装置が開示されている。すなわち、入力軸が回転すると、偏心体を介して外歯歯車を内歯歯車内で揺動（偏心運動）させて内歯と外歯との歯数差分の相対回転成分を取り出すことで支持フランジへ出力されるもので、特にここでは、入力軸にプーリやギヤ等の入力部材を堅牢に固定するために、入力軸の外径を、動力入力側に向かって、軸受に対応する部分ごとに段階的に拡大させている。
国際公開第２００６／０８５５３６号
　差動減速機の強度を上げるためには、外歯歯車を軸支するころの外径を大きくするのが有効である。しかし、上記特許文献１の発明においては、入力軸の外径が段階的に拡大しているため、ころ軸受の内径は、入力軸の軸受の内径よりも大きくなり、ころの外径に制約を受け、強度アップが難しかった。
　そこで、本発明は、外歯歯車の軸支にころ軸受を採用しても、ころの外径を大きくして強度アップを図ることができる差動減速機を提供することを目的としたものである。
　上記目的を達成するために、請求項１に記載の発明は、ケーシング内に設けられる内歯歯車と、内歯歯車を同軸で貫通する入力軸と、入力軸に設けた偏心部に偏心部用軸受を介して外装され、内歯歯車に内接して噛合する外歯歯車と、外歯歯車を遊挿するピンを備えて入力軸との間に入力軸用軸受を介在させた出力部と、を含んでなり、入力軸の回転によって内歯歯車に対して外歯歯車が偏心運動することで、内歯歯車と外歯歯車との歯数差と外歯歯車の歯数とに基づく減速比でピンを介して出力部を回転させる差動減速機であって、
　偏心部用軸受を総ころとすると共に、入力軸における偏心部の外径を、入力軸用軸受が設けられる部分の外径よりも小さくしたことを特徴とする。
　請求項２に記載の発明は、請求項１の構成において、入力軸用軸受と偏心部用軸受との間で入力軸の外周に、入力軸用軸受の側面に当接して入力軸の軸方向への移動を規制する抜け止め部を設けて、偏心部は、全周に亘って抜け止め部よりも低く形成されていることを特徴とする。
　請求項３に記載の発明は、請求項２の構成において、抜け止め部は、入力軸に同軸で一体形成される円板形状であることを特徴とする。
　請求項４に記載の発明は、請求項１乃至３の何れかの構成において、偏心部及び偏心部用軸受、外歯歯車は複数組設けられて、各偏心部の外径は全て等しいことを特徴とする。
　請求項５に記載の発明は、請求項４の構成において、各外歯歯車及び各偏心部用軸受の形状は各々共通であることを特徴とする。
　請求項１に記載の発明によれば、偏心部用軸受を総ころとすると共に、入力軸における偏心部の外径を、入力軸用軸受が設けられる部分の外径よりも小さくしたことで、ころの外径を大きくすることができ、強度アップに繋がる。
　請求項２に記載の発明によれば、請求項１の効果に加えて、入力軸の外周に、入力軸用軸受の側面に当接して入力軸の軸方向への移動を規制する抜け止め部を設けて、偏心部を、全周に亘って抜け止め部よりも低く形成したことで、総ころとしても偏心部の全周に亘ってころの軸方向への移動を規制できる。また、抜け止め部を、入力軸用軸受ところとの双方の抜け止めに共用できる。
　請求項３に記載の発明によれば、請求項２の効果に加えて、抜け止め部を、入力軸に同軸で一体形成される円板形状としているので、抜け止め部を旋盤等によって容易に加工可能となる。
　請求項４に記載の発明によれば、請求項１乃至３の何れかの効果に加えて、偏心部及び偏心部用軸受、外歯歯車を複数組設けて、各偏心部の外径を全て等しくしているので、各偏心部に同じ偏心部用軸受を配置することができ、各偏心部用軸受のころの外径を大きくすることができる。
　請求項５に記載の発明によれば、請求項４の効果に加えて、各外歯歯車及び各偏心部用軸受の形状を各々共通としているので、一層のコストダウンが期待できる。
差動減速機のシリーズの中央縦断面図である。 （Ａ）～（Ｃ）は、図１のＡ－Ａ線における差動減速機１Ａ～１Ｃの断面図をそれぞれ示す。 図１のＦ部拡大図である。 内歯歯車４の転位係数が異なる場合の効率を比較したグラフである。
　以下、本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
　図１，２は、３種類の差動減速機１Ａ，１Ｂ，１ＣからなるシリーズＳを示す。但し、差動減速機１Ａ～１Ｃの構造は略同じであるため、図１では代表として差動減速機１Ａの中央縦断面図を示し、図２（Ａ）～（Ｃ）では、図１のＡ－Ａ線における差動減速機１Ａ～１Ｃの断面図をそれぞれ示している。また、差動減速機１Ａ～１Ｃごとに構成部を区別する際は、１４Ａ～１４Ｃのように英字を付記する。
　差動減速機１Ａ（１Ｂ，１Ｃ）において、２はケーシングで、このケーシング２は、内側に内歯歯車４を一体に設けた円筒状の中ケース３と、中ケース３における軸方向の一方の端面（入力側、図１の右側）に配置される円盤状のケースカバー５と、他方の端面（出力側、図１の左側）に配置される円筒状の外ケース６とからなる。この中ケース３とケースカバー５と外ケース６とは、ケースカバー５側から中ケース３を貫通して外ケース６に螺合される複数のボルト７，７・・により一体に結合されている。
　外ケース６の内側には、外側軸受としてのクロスローラベアリング８を介して、円盤状の出力軸９が回転可能に軸支されている。また、ケーシング２の内側には、入力軸用軸受となるボールベアリング１０，１１を介して、中空筒状の入力軸１２が同軸で回転可能に軸支されている。但し、入力側の内側軸受としてのボールベアリング１０は、外輪１０ａの軸方向入力側半分がケースカバー５に支持され、外輪１０ａの軸方向出力側半分が後述するキャリア２４に支持されている。
　この入力軸１２において、ボールベアリング１０，１１が配置される軸支部１３，１３の間には、外径が互いに等しく、最大偏心側が互いに１８０度異なる位相となる一対の偏心部１４Ａ，１４Ａ（１４Ｂ，１４Ｂ及び１４Ｃ，１４Ｃ）が軸方向に隣接して形成されている。各偏心部１４Ａ，１４Ａ（１４Ｂ，１４Ｂ及び１４Ｃ，１４Ｃ）には、偏心部用軸受として、全周に亘って配設される横断面円形状の複数のニードル１６，１６・・からなる総ころのニードルベアリング１５が設けられて、ニードルベアリング１５を介して、同じ外形の外歯歯車１７Ａ，１７Ａ（１７Ｂ，１７Ｂ及び１７Ｃ，１７Ｃ）がそれぞれ回転可能に外装されている。よって、各ニードル１６は、内側の偏心部１４Ａ～１４Ｃと外側の外歯歯車１７Ａ～１７Ｃとに直接当接している。
　ここで、入力軸１２において、ボールベアリング１０，１１が配置される軸支部１３の外径Ｄ１と、ニードルベアリング１５が設けられる偏心部１４Ａ（１４Ｂ，１４Ｃ）の外径Ｄ２とは、Ｄ１＞Ｄ２の関係となるように形成されている。このように偏心部１４Ａ（１４Ｂ，１４Ｃ）の外径Ｄ２を小さくしたことで、この外周に設けられる各ニードル１６のサイズ（外径）を大きくすることができる。また、軸支部１３と偏心部１４Ａ（１４Ｂ，１４Ｃ）との間には、全周に亘って偏心部１４Ａ（１４Ｂ，１４Ｃ）よりも外周側へ高く突出する円板状の抜け止め部１８がそれぞれ周設されている。この抜け止め部１８により、全周に亘ってニードル１６の軸方向外側への移動及びボールベアリング１０，１１の軸方向内側への移動が規制される。この結果、入力軸１２の軸方向への移動も規制される。ボールベアリング１０の外側への移動は、ケースカバー５の内周縁に設けられて外輪１０ａに外側から重なる被り部１９によって規制され、ボールベアリング１１の外側への移動は、出力軸９に設けられた段部２０によって規制される。
　外歯歯車１７Ａ～１７Ｃは、図２に示すように、内歯歯車４の歯数よりも少ない歯数を有して内歯歯車４に偏心位置で内接している。ここでは差動減速機１Ａ～１Ｃにおいて、各内歯歯車４は、歯数を１２０とした同形状のものが使用されている。これに対して各外歯歯車１７Ａ～１７Ｃでは、外歯歯車１７Ａが、歯数を１１４として内歯歯車４との歯数差を６として、減速比が１／１９となり、外歯歯車１７Ｂが、歯数を１１６として内歯歯車４との歯数差を４として、減速比が１／２９となり、外歯歯車１７Ｃが、歯数を１１８として内歯歯車４との歯数差を２として、減速比が１／５９となっている。よって、外歯歯車１７Ａ～１７Ｃのそれぞれの中心Ｏ２（偏心部１４Ａ～１４Ｃの中心）の内歯歯車４の中心Ｏ１（入力軸１２の軸心）からの偏心量δ１、δ２、δ３は、δ１＞δ２＞δ３の関係となっている。
　ここで、内歯歯車４の内歯と外歯歯車１７の外歯とは、それぞれインボリュート歯型となっており、内歯歯車４の転位係数は、１を超えて１．９までの間に設定されている。
　また、各外歯歯車１７Ａ～１７Ｃには、中心Ｏ２を中心とした同心円上に８つの円形のピン孔２１Ａ～２１Ｃが、周方向に等間隔をおいて形成されて、このピン孔２１Ａ～２１Ｃに、それぞれピン２２，２２・・が遊挿している。このピン２２は、出力軸９と、ケースカバー５の内側に配置される円盤状のキャリア２４との間に、内歯歯車４の軸線を中心とした同心円上で当該軸線と平行に架設される軸体で、ピン２２の外周における外歯歯車１７Ａ～１７Ｃの遊挿部分には、筒状のメタル２３が一体に外装されている。キャリア２４は、ケースカバー５の内側でボールベアリング１０の外輪１０ａの内側半分を支持して、ピン２２を介して出力軸９と一体に回転可能となっている。ここではピン２２及びピン２２を介して連結される出力軸９が出力部となる。
　各ピン２２は、メタル２３の外周を、前後の外歯歯車１７Ａ，１７Ａ（１７Ｂ，１７Ｂ及び１７Ｃ，１７Ｃ）のピン孔２１Ａ～２１Ｃの内周に、互いに１８０度異なる位相で内接させており、外歯歯車１７Ａ～１７Ｃのピン孔２１Ａ～２１Ｃの孔径は、差動減速機１Ａ～１Ｃごとに設定されている。すなわち、外歯歯車１７Ａ～１７Ｃでのピン孔２１Ａ～２１Ｃの直径は、メタル２３を含むピン２２の直径に、外歯歯車１７Ａ～１７Ｃの偏心量δ１～δ３の２倍を加えた寸法となって、差動減速機１Ａ～１Ｃごとにピン孔２１Ａ～２１Ｃの孔径が異なっている。但し、孔径が異なっていても、各外歯歯車１７Ａ～１７Ｃのピン孔２１Ａ～２１Ｃの中心位置は、全て一致している。
　一方、ボールベアリング１０は、ケースカバー５とキャリア２４との内周面に隙間嵌めされて、外輪１０ａを支持するケースカバー５とキャリア２４との間には、図３にも示すように、入力軸１２の軸方向に隙間Ａが形成されてケーシング２内と連通している。また、ケースカバー５とキャリア２４との内周面には、全周に亘ってリング状のグリス溝２５，２５がそれぞれ形成されている。
　さらに、ケースカバー５の前面に突設したリング状の突条２６と入力軸１２の外周面との間には、シール部材としてのオイルシール２７が介在されている。また、外ケース６と出力軸９との間でクロスローラベアリング８の出力側にもオイルシール２８が介在されている。また、出力軸９と入力軸１２との間でボールベアリング１１の出力側にもオイルシール２９が介在されている。
　以上の如く構成された差動減速機１Ａ～１Ｃにおいて、入力軸１２に回転入力されて入力軸１２が回転すると、前後の偏心部１４Ａ～１４Ｃがそれぞれ対称的に偏心運動を行い、各外歯歯車１７Ａ～１７Ｃを内歯歯車４に内接した状態で偏心及び自転運動させる。このため、各ピン孔２１Ａ～２１Ｃも偏心及び自転運動するが、各ピン孔２１Ａ～２１Ｃはメタル２３を含むピン２２よりも大径に形成されているので、各ピン２２はピン孔２１Ａ～２１Ｃに内接した状態で相対的に偏心運動して偏心成分を吸収し、各ピン２２からは自転成分のみが取り出される。よって、ピン２２を介して出力軸９及びキャリア２４が同期回転し、上述した減速比で出力軸９が減速された状態で回転する。ここではシリーズＳにおいて、差動減速機１Ａが低減速、差動減速機１Ｂが中減速、差動減速機１Ｃが高減速となっている。
　このとき、ケーシング２内に充填されたグリスは、隙間Ａから外輪１０ａとケースカバー５の内周面とキャリア２４の内周面との間を通ってグリス溝２５，２５に供給され、潤滑が保たれて摩擦が低減される。また、このようにグリスを供給しても、ケースカバー５と入力軸１２との間にオイルシール２７が介在されているので、グリス漏れは生じない。
（差動減速機のシリーズに係る発明の効果）
　このように、上記形態の差動減速機１Ａ～１ＣのシリーズＳによれば、各外歯歯車１７Ａ～１７Ｃのピン孔２１Ａ～２１Ｃを、外歯の歯数に応じてそれぞれ外歯歯車１７Ａ～１７Ｃごとに異なる径で形成して、内歯歯車４、ピン２２、及びメタル２３を共通化したことで、外歯歯車１７Ａ～１７Ｃには、１つの減速比に対応した孔径のピン孔２１Ａ～２１Ｃのみを形成すれば足りる。よって、外歯歯車１７Ａ～１７Ｃの強度を低下させることなく、部品を共有化して製造コストを抑えることができる。
　特にここでは、ピン孔２１Ａ～２１Ｃの中心位置は、各外歯歯車１７Ａ～１７Ｃ間で互いに一致しているので、出力軸９及びキャリア２４の共通化も図ることができる。
　また、内歯歯車４と外歯歯車１７Ａ～１７Ｃとの歯型はインボリュート歯型である。
　日本歯車工業会の歯車規格であるＪＧＭＡ（日本歯車工業会規格）（ＪＧＭＡ　６１１－０１）「ＩＳＯ規格に準拠　円筒歯車の転位方式」によれば、歯車の噛み合い効率を考慮して、インボリュート内歯歯車の転位係数とインボリュート外歯歯車の転位係数との合計値は１以下で設計するように推奨されている。
　しかしながら、本形態においては内歯歯車４の転位係数を、１を超えて１．９までの間に設定したことで、これと噛合する外歯歯車１７Ａ～１７Ｃの歯底円径を大きくすることができ、外歯歯車１７Ａ～１７Ｃの歯底とピン孔２１Ａ～２１Ｃとの肉厚を確保することができる。
　なお、図４は、内歯歯車４の転位係数を１．９と０．２として、入力２０００ｒｐｍ時で入力トルクを１Ｎ・ｍまで変化させた際の効率（伝動効率）の変化を比較したグラフで、Ｎｏ．１の実線が転位係数１．９（歯数７６、歯数差１、減速比１／７５）、Ｎｏ．２の点線が転位係数０．２（歯数６０、歯数差１、減速比１／５９）の場合をそれぞれ示す。
　ここでは最大効率が転位係数１．９で略６８％、転位係数０．２で略７０％となっており、転位係数が１．９になっても効率への影響度がさほどないことが分かる。
　さらに、出力部のピン２２の数を８本としているので、差動減速機１Ａ～１Ｃの剛性を高くすることができる。特に外歯歯車１７Ａ～１７Ｃには１つの減速比に対応したピン孔２１Ａ～２１Ｃのみを形成すれば足りるため、ピン２２の数を８本以上とすることも容易に行える。
　また、差動減速機１Ａ～１Ｃの剛性を高くするためにはピン２２を太くするのが効果的である。先に挙げた背景技術のように外歯歯車に減速比ごとに多くの内ローラ孔を形成すると、内ローラ孔同士が近くなってピンを太くするのが困難であるが、上記形態では、外歯歯車１７Ａ～１７Ｃには１つの減速比に対応したピン孔２１Ａ～２１Ｃのみを形成するため、ピン孔２１Ａ～２１Ｃ同士の距離が確保できる。よって、ピン２２を太くして剛性をより高くすることも容易に行える。
　加えて、外歯歯車１７Ａ～１７Ｃには１つの減速比に対応したピン孔２１Ａ～２１Ｃのみを形成すればよいので、異なる減速比が３種類のシリーズとしても、各差動減速機１Ａ～１Ｃで外歯歯車１７Ａ～１７Ｃの強度が落ちることがない。よって、内歯歯車４、ピン２２、メタル２３、出力軸９、及びキャリア２４を共通化したまま、３種類以上のシリーズを構成することができる。
　そして、入力軸１２を中空としたことで、軽量化が達成できる。また、入力軸１２を中空としても外歯歯車１７Ａ～１７Ｃの強度は維持できる。
　なお、上記形態では３種類の差動減速機のシリーズを例示しているが、減速比や差動減速機の数はこれに限らず、減速比が異なる２又は４種類以上の差動減速機のシリーズであっても同様に内歯歯車や出力部の共通化は可能である。各減速比も上記形態には限定されない。各差動減速機に設ける外歯歯車の数も増減可能である。
　また、上記形態ではピンにメタルを外装させているが、ローラ等の転動体を外装させたり、このような別部材を外装させないピン単独としても差し支えない。
（偏心部用軸受及び偏心部の外径に係る差動減速機の発明の効果）
　このように、上記形態の差動減速機１Ａ～１Ｃによれば、偏心部用軸受を総ころのニードルベアリング１５とすると共に、入力軸１２における偏心部１４Ａ～１４Ｃの外径Ｄ２を、ボールベアリング１０，１１が設けられる軸支部１３の外径Ｄ１よりも小さくしたことで、ニードル１６の外径を大きくすることができ、強度アップに繋がる。
　特にここでは、ボールベアリング１０，１１とニードルベアリング１５との間で入力軸１２の外周に、ボールベアリング１０，１１の側面に当接して入力軸１２の軸方向への移動を規制する抜け止め部１８，１８を設けて、偏心部１４Ａ～１４Ｃは、全周に亘って抜け止め部１８よりも低く形成されているので、総ころとしても偏心部１４Ａ～１４Ｃの全周に亘ってニードル１６の軸方向への移動を規制できる。また、抜け止め部１８を、ボールベアリング１０，１１とニードル１６との双方の抜け止めに共用できる。さらに、抜け止め部１８は入力軸１２自身の抜け止めにもなる。
　また、抜け止め部１８を、入力軸１２に同軸で一体形成される円板形状としているので、抜け止め部１８を旋盤等によって容易に加工可能となる。
　さらに、偏心部１４Ａ～１４Ｃ及びニードルベアリング１５、外歯歯車１７Ａ～１７Ｃを複数組設けて、各偏心部１４Ａ～１４Ｃの外径を全て等しくしているので、各偏心部１４Ａ～１４Ｃに同じニードルベアリング１５を配置することができ、各ニードルベアリング１５のニードル１６の外径を大きくすることができる。
　加えて、各外歯歯車１７Ａ～１７Ｃ及び各ニードルベアリング１５の形状を各々共通としているので、一層のコストダウンが期待できる。
　そして、ニードルベアリング１５のニードル１６を内歯歯車４の中心Ｏ１（入力軸１２の軸心）に近い位置に配置できるため、外歯歯車１７Ａ～１７Ｃから自転運動を取り出すためのピン２２の径を大きくすることができる。よって、差動減速機１Ａ～１Ｃの強度をアップさせることができる。
　なお、抜け止め部の形状は、円板形状が必須ではなく、ニードルの移動規制が可能であれば、複数の突起を外周に形成した歯車形状であってもよいし、入力軸と別体の部材であってもよい。
（ボールベアリングの支持に係る差動減速機の発明の効果）
　このように、上記形態の差動減速機１Ａ～１Ｃによれば、ボールベアリング１０の外輪１０ａを、ケーシング２のケースカバー５及びキャリア２４によって支持させたことで、入力軸１２とケーシング２との同軸度を高くして入力軸１２を精度よく組み付けることができる。
　特にここでは、ボールベアリング１０の外輪１０ａを、ケースカバー５及びキャリア２４に対して隙間嵌めしているので、摺動面で滑らせることができ、回転抵抗が減少する。
　また、隙間嵌めされる外輪１０ａと、ケースカバー５及びキャリア２４との摺動面には、グリス溝２５，２５が形成されているので、摺動面にグリスが保持されて低摩擦で滑らせることができる。
　さらに、グリス溝２５は、ケースカバー５及びキャリア２４に形成されているので、標準のボールベアリング１０を採用でき、コストアップを抑えることができる。
　加えて、グリス溝２５は、摺動面の全周に亘って形成されているので、旋盤等によってグリス溝２５を容易に加工できる。
　そして、入力軸１２の軸方向でボールベアリング１０の外側には、ケーシング２と入力軸１２との間をシールするオイルシール２７が配置されているので、同軸度の高いケーシング２と入力軸１２との間でオイルシール２７を精度よく入力軸１２に接触させることができ、グリス漏れのおそれを低減可能となる。
　なお、上記形態では、ボールベアリングの外輪を、ケースカバー及びキャリアの両方に対して隙間嵌めしているが、何れか一方にのみ隙間嵌めしてもよい。よって、グリス溝も隙間嵌めされる一方側の摺動面にのみ設ければよい。
　また、グリス溝を設ける場合、摺動面の全周に亘って設ける他、周方向へ断続的に設けることも可能である。
　その他、各形態に共通して、ケーシングの構造は上記形態のような中ケースとケースカバーと外ケースとの組み合わせに限らず、部品の数を増減したり、一部材でケーシングを形成したりして差し支えない。
　また、外側軸受はクロスローラベアリングに限らず、ボールベアリング等の他の軸受も採用できるし、軸受の数を増やしてもよい。
　さらに、入力軸や出力軸の構造も上記形態に限らず、入力軸を中空でなく中実とする等、適宜設計変更可能である。
　１Ａ～１Ｃ・・差動減速機、２・・ケーシング、３・・中ケース、４・・内歯歯車、５・・ケースカバー、６・・外ケース、７・・ボルト、８・・クロスローラベアリング、９・・出力軸、１０・・ボールベアリング、１０ａ・・外輪、１１・・ボールベアリング、１２・・入力軸、１３・・軸支部、１４・・偏心部、１５・・ニードルベアリング、１６・・ニードル、１７Ａ～１７Ｃ・・外歯歯車、１８・・抜け止め部、２１Ａ～２１Ｃ・・ピン孔、２２・・ピン、２３・・メタル、２４・・キャリア、２５・・グリス溝、２７，２８，２９・・オイルシール、Ｓ・・シリーズ、Ａ・・隙間、Ｄ１・・軸支部の外径、Ｄ２・・偏心部の外径、Ｏ１・・内歯歯車の中心、Ｏ２・・外歯歯車の中心、δ１～δ３・・偏心量。

Claims (5)

  1. 　ケーシング内に設けられる内歯歯車と、前記内歯歯車を同軸で貫通する入力軸と、前記入力軸に設けた偏心部に偏心部用軸受を介して外装され、前記内歯歯車に内接して噛合する外歯歯車と、前記外歯歯車を遊挿するピンを備えて前記入力軸との間に入力軸用軸受を介在させた出力部と、を含んでなり、前記入力軸の回転によって前記内歯歯車に対して前記外歯歯車が偏心運動することで、前記内歯歯車と前記外歯歯車との歯数差と前記外歯歯車の歯数とに基づく減速比で前記ピンを介して前記出力部を回転させる差動減速機であって、
    　前記偏心部用軸受を総ころとすると共に、前記入力軸における前記偏心部の外径を、前記入力軸用軸受が設けられる部分の外径よりも小さくしたことを特徴とする差動減速機。
  2. 　前記入力軸用軸受と前記偏心部用軸受との間で前記入力軸の外周に、前記入力軸用軸受の側面に当接して前記入力軸の軸方向への移動を規制する抜け止め部を設けて、前記偏心部は、全周に亘って前記抜け止め部よりも低く形成されていることを特徴とする請求項１に記載の差動減速機。
  3. 　前記抜け止め部は、前記入力軸に同軸で一体形成される円板形状であることを特徴とする請求項２に記載の差動減速機。
  4. 　前記偏心部及び前記偏心部用軸受、前記外歯歯車は複数組設けられて、各前記偏心部の外径は全て等しいことを特徴とする請求項１乃至３の何れかに記載の差動減速機。
  5. 　各前記外歯歯車及び各前記偏心部用軸受の形状は各々共通であることを特徴とする請求項４に記載の差動減速機。
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