JP2005076716A - 内接噛合遊星歯車機構 - Google Patents

Abstract

【課題】 外歯歯車３および内歯歯車４の歯面、軸受１４等の摺動部に加わる荷重や損失を低減することにより、内接噛合遊星歯車機構の機械効率を向上させるとともに、外歯歯車３および内歯歯車４の耐久性を向上する。
【解決手段】 偏心部１の偏心量αを理論値より大きく設けることにより、（ａ）外歯歯車３の中心と内歯歯車４の中心との距離が長くなり、軸受１４および歯車同士の歯面損失を少なくできる。（ｂ）内歯歯車４と外歯歯車３の噛み合い範囲を狭くでき、圧力角の大きい部分を少なくでき、圧力角が大きいことにより発生する損失を減らすことができる。（ｃ）外歯歯車３と内歯歯車４の噛み合い範囲が狭くなり、滑り接触から転がり接触へと歯車の接触形態が移行する。これによって、滑り接触による損失を減らすことができる。また、滑り接触が減るため、滑り接触による摩耗が防止され、歯車の耐久寿命が向上する。
【選択図】 図１

Description

本発明は、減速機や増速機に用いられる内接噛合遊星歯車機構に関するもので、特に内歯歯車の偏心量αに関するものである。

従来の内接噛合遊星歯車機構における内歯歯車の偏心量αは、
（モジュール）×０．５×（内歯歯車と外歯歯車の歯数差）で表される理論値に設定されていた。
即ち、理論値は、
内歯歯車の歯数をＭ、
外歯歯車の歯数をＮ、
外歯歯車のピッチ円サークルの直径をφＤ1 とした場合に、
（φＤ1 ／Ｎ）×０．５×（Ｍ−Ｎ）で表されるものであり、従来の偏心量αはその理論値に設定されていた（例えば、特許文献１参照）。
特開平７−２４３４８６号公報

（ａ’）内歯歯車と外歯歯車の作動中に、外歯歯車の中心が内歯歯車に対して揺動するように作用し、その揺動方向へ外歯歯車が押されるように作用する。
回転トルクは、（回転半径）×（力）であるため、外歯歯車の中心と内歯歯車の中心との距離を長くした方が揺動方向の力を小さくでき、軸受（偏心部と外歯歯車の間に配置される軸受）に対する荷重、および内歯歯車と外歯歯車の噛合歯面に発生する荷重（面圧）を低減できる。
損失は、（摩擦係数）×（荷重）×（速度）で表されるため、荷重を小さくすることで損失を少なくできる。
しかし、従来の内接噛合遊星歯車機構は、偏心量αが理論値に設定されていたため、内接噛合遊星歯車機構を大型化することなく外歯歯車の中心と内歯歯車の中心との距離を長くして、軸受や歯車同士の歯面の荷重を低減することができない。

（ｂ’）偏心量αを理論値に設定した従来の内接噛合遊星歯車機構は、内歯歯車と外歯歯車の噛み合い範囲が広く、多数の歯面で回転力を伝えるものである。従って、噛み合い範囲の端に向かうに従って、噛み合いの角度（圧力角）が大きくなる。
歯車に加えられた力に対して回転力は、
（歯車に加えられた力）×ｃｏｓ（圧力角）で求められる。即ち、圧力角が大きくなるに従い、加えられた力が回転力にならずに損失となる。
従って、従来の内接噛合遊星歯車機構は、噛み合い範囲が広く、圧力角の大きくなる噛み合い部分が多くなるため、回転力の伝達損失が大きくなってしまう。

（ｃ’）内歯歯車と外歯歯車は、作動中に噛み合い範囲内で滑りながら噛み合い点が変わっていくように接触している。
しかし、従来の内接噛合遊星歯車機構は、噛み合い範囲が広く、滑り接触の範囲が広いため、滑り接触による損失が大きくなってしまう。即ち、滑り接触による損失の発生箇所が多く、回転力の伝達損失が大きくなってしまう。
また、歯車の歯面間に大きな荷重が加わった状態で滑り接触を行うため、滑り接触を行う歯面で激しい摩耗が発生する。この対策のために、歯車に焼き入れ処理を施しているが、焼き入れ処理によって歪みが発生してしまう。

［発明の目的］
本発明は、上記問題点に鑑みてなされたものであり、その目的は、内歯歯車の偏心量αを理論値より意図的に大きくすることで、内歯歯車と外歯歯車の噛合歯面に発生する荷重（面圧）、軸受等の摺動部に加わる荷重を低減することにより、機械効率を向上させるとともに、歯車の耐久性を向上した内接噛合遊星歯車機構の提供にある。

［請求項１の手段］
請求項１の手段を採用する内接噛合遊星歯車機構は、偏心部の偏心量αを理論値より大きく設けたものである。
このように設けることにより、次の効果を得ることができる。

（ａ）偏心量αを理論値より大きく設けたことにより、内接噛合遊星歯車機構を大型化することなく外歯歯車の中心と内歯歯車の中心との距離を長くできる。
これにより、内歯歯車と外歯歯車の作動中に、外歯歯車の中心が内歯歯車に対して揺動する方向の力を小さくでき、軸受に対する荷重、および内歯歯車と外歯歯車の噛合歯面に発生する荷重（面圧）を低減できる。
損失は、（摩擦係数）×（荷重）×（速度）で表されるため、荷重を小さくすることで、軸受における損失および歯車同士の歯面損失を少なくできる。

（ｂ）偏心量αを理論値より大きく設けたことにより、内歯歯車と外歯歯車の噛み合い範囲が従来よりも狭くなる。このため、内歯歯車と外歯歯車の噛み合い角度（圧力角）が大きい部分を少なくできる。
歯車に加えられた力に対して回転力は、
（歯車に加えられた力）×ｃｏｓ（圧力角）で求められるため、圧力角の大きい部分を少なくできることによって、圧力角が大きいことにより発生する損失を減らすことができる。
即ち、噛み合い範囲を狭くしたことによって、圧力角が大きいことにより発生する損失を減らすことができ、回転力の伝達損失を減らすことができる。

（ｃ）偏心量αを理論値より大きく設けたことにより、内歯歯車と外歯歯車の噛み合い範囲が従来よりも狭くなる。これによって、内歯歯車と外歯歯車との滑り接触から転がり接触へと接触形態が移行し、滑り接触が少なくなる。この結果、滑り接触による損失が低減され、回転力の伝達損失を減らすことができる。
また、滑り接触が減るため、滑り接触による歯面での摩耗が防止され、歯車の耐久寿命を向上できる。

［請求項２の手段］
請求項２の手段を採用する内接噛合遊星歯車機構の外歯歯車および内歯歯車の歯形形状は、ピッチ円サークルの内側の歯形形状がハイポサイクロイド曲線で設けられるとともに、ピッチ円サークルの外側の歯形形状がエピサイクロイド曲線で設けられるものである。 このように設けることにより、圧力角度を小さくでき、伝達効率を高めることができる。

以下においては、外歯歯車の歯数をＮ、
外歯歯車のピッチ円サークルの直径をφＤ1 、
内歯歯車の歯数をＭ、
内歯歯車のピッチ円サークルの直径をφＤ2 、
外歯歯車の歯形曲線を形成するハイポサイクロイド曲線を描くための転円の直径をφＤ1 Ｈ、
外歯歯車の歯形曲線を形成するエピサイクロイド曲線を描くための転円の直径をφＤ1 Ｅ、
内歯歯車の歯形曲線を形成するハイポサイクロイド曲線を描くための転円の直径をφＤ2 Ｈ、
内歯歯車の歯形曲線を形成するエピサイクロイド曲線を描くための転円の直径をφＤ2 Ｅとして説明する。

［請求項３の手段］
請求項３の手段を採用する内接噛合遊星歯車機構は、外歯歯車においてハイポサイクロイド曲線で描かれる部分の歯形に、そのハイポサイクロイド曲線を描くためのピッチ円サークルから内径方向に向かうに従って幅の広がる逃がし部を備えるものである。

［請求項４の手段］
請求項４の手段を採用する内接噛合遊星歯車機構は、内歯歯車においてエピサイクロイド曲線で描かれる部分の歯形に、そのエピサイクロイド曲線を描くためのピッチ円サークルから外径方向に向かうに従って幅の広がる逃がし部を備えるものである。

上記請求項３、４の手段を採用することによって、トルク伝達に寄与しない歯先部分の接触による摩耗損失を確実に防止できる。
また、逃がし部をグリース溜まりとして利用できるため、グリースの切れを防止できる。
さらに、エピサイクロイド曲線とハイポサイクロイド曲線とが滑らかに接続できるため、突出した部分の接触による応力集中を緩和でき、歯面の偏摩耗を防止できる。

［請求項５の手段］
請求項５の手段を採用する内接噛合遊星歯車機構は、φＤ1 ／Ｎ＝φＤ2 ／Ｍの関係を満たすものである。

［請求項６の手段］
請求項６の手段を採用する内接噛合遊星歯車機構は、φＤ1 Ｈ＞φＤ1 Ｅの関係を満たし、且つφＤ1 Ｈ＋φＤ1 Ｅ＝φＤ1 ／Ｎの関係を満たすものである。
このように設けられることによって、クリアランスが外歯歯車に形成され、内歯歯車との干渉を回避できる。

［請求項７の手段］
請求項７の手段を採用する内接噛合遊星歯車機構は、φＤ2 Ｈ＜φＤ2 Ｅの関係を満たし、且つφＤ2 Ｈ＋φＤ2 Ｅ＝φＤ2 ／Ｍの関係を満たすものである。
このように設けられることによって、クリアランスが内歯歯車に形成され、外歯歯車との干渉を回避できる。

［請求項８の手段］
請求項８の手段を採用する内接噛合遊星歯車機構は、
φＤ1 Ｈ＞φＤ1 Ｅの関係を満たし、
φＤ1 Ｈ＋φＤ1 Ｅ＝φＤ1 ／Ｎの関係を満たし、
φＤ2 Ｈ＜φＤ2 Ｅの関係を満たし、
φＤ2 Ｈ＋φＤ2 Ｅ＝φＤ2 ／Ｍの関係を満たし、
φＤ1 Ｈ＝φＤ2 Ｅの関係を満たし、
φＤ1 Ｅ＝φＤ2 Ｈの関係を満たすものである。
このように設けられることによって、クリアランスが外歯歯車と内歯歯車の双方に形成され、外歯歯車と内歯歯車の干渉を回避できる。

［請求項９の手段］
請求項９の手段を採用する内接噛合遊星歯車機構の自転防止手段は、自転が規制された部材（例えば、ハウジングや、出力軸に連結されて自転が規制されたフランジ等）の同一円周上に設けた複数の内ピン穴と、この内ピン穴にそれぞれ遊嵌し、一端が外歯歯車に固定され、この外歯歯車の同一円周上に設けた複数の内ピンとによって構成されるものである。

［請求項１０の手段］
請求項１０の手段を採用する内接噛合遊星歯車機構の自転防止手段は、外歯歯車の同一円周上に設けた複数の内ピン穴と、この内ピン穴にそれぞれ遊嵌し、一端が自転が規制された部材に固定され、この自転が規制された部材の同一円周上に設けた複数の内ピンと、によって構成されるものである。

［請求項１１の手段］
請求項１１の手段を採用する内接噛合遊星歯車機構は、複数の内ピン穴を形成するピッチ円サークルの直径φＤPCD-holeと、複数の内ピンを形成するピッチ円サークルの直径φＤPCD-pin とを、同一寸法に設けたものである。

［請求項１２の手段］
請求項１２の手段を採用する内接噛合遊星歯車機構は、複数の内ピン穴を、その複数の内ピン穴を形成するピッチ円サークルに対して等角度ピッチで設けるとともに、複数の内ピンを、その複数の内ピンを形成するピッチ円サークルに対して等角度ピッチで設けるものである。

［請求項１３の手段］
請求項１３の手段を採用する内接噛合遊星歯車機構は、内ピン穴の直径φＤholeを、偏心部の偏心量α＋内ピンの直径φＤpin 以上に設けたものである。
このように設けることによって、偏心部の偏心量αに対して内ピン径φＤpin と内ピン穴径φＤholeとの寸法関係を最適なものとすることができる。このため、内ピンと内ピン穴とのこじりによるトルクムラの発生を防止できる。

最良の形態１は、外歯歯車および内歯歯車の歯形形状がサイクロイド曲線で設けられる内接噛合遊星歯車機構において、偏心部の偏心量αを理論値より大きく設定したものである。
最良の形態２は、外歯歯車および内歯歯車の歯形形状が、ピッチ円サークルの内側の歯形形状がハイポサイクロイド曲線で設けられるとともに、ピッチ円サークルの外側の歯形形状がエピサイクロイド曲線で設けられる内接噛合遊星歯車機構において、偏心部の偏心量αを理論値より大きく設定したものである。

本発明が適用された内接噛合遊星歯車機構を図１〜図１７を参照して説明する。なお、この実施例１では、便宜上、図１左側をフロント（前）、右側をリヤ（後）として説明する。
まず、内接噛合遊星歯車機構の概略構造を図１〜図５を参照して説明する。
この実施例１の内接噛合遊星歯車機構は、減速機として用いられるものであり、偏心部１が設けられた第１軸２と、偏心部１の周囲に軸受（後述する第３転がり軸受１４）を介して回転自在に配置された外歯歯車３と、この外歯歯車３が内接噛合する内歯歯車４と、外歯歯車３の自転運動を規制する自転防止手段５と、内歯歯車４とノックピン６を介して連結された第２軸７とを備える。

減速機として使用する場合、第１軸２は入力軸であり、フロント側の端部に設けられた第１転がり軸受１１と、リヤ側の端部に設けられた第２転がり軸受１２とによって回転自在に支持される。
なお、第１転がり軸受１１は、第２軸７の後端内側において支持されるものであり、第２転がり軸受１２は、リヤハウジング１３に支持されるものである。

第１軸２に設けられた偏心部１は、内歯歯車４のピッチ円サークルの中心（第１軸２、第２軸７の中心と同芯）に対して偏心回転して外歯歯車３を揺動回転させる偏心軸であり、偏心部１の外周に配置された第３転がり軸受１４を介して外歯歯車３を回転自在に支持するものである。

減速機として使用する場合、第２軸７は出力軸であり、第４転がり軸受１５と、第５転がり軸受１６を介して回転自在に支持される。
第４転がり軸受１５は、フロントハウジング１７に支持されるものである。
また、第５転がり軸受１６は、リヤハウジング１３に支持されて内歯歯車４を回転自在に支持する軸受であるが、内歯歯車４は、第２軸７のリヤ側の端部に設けられたフランジ１８とノックピン６を介して連結されているため、第２軸７のリヤ側は、内歯歯車４を介して第５転がり軸受１６に支持されるものである。
ここで、連結されたフランジ１８と内歯歯車４の前後には、第１、第２スラスト軸受１９、２０が配置されて、連結されたフランジ１８と内歯歯車４の前後方向位置が規制されている。

外歯歯車３は、上述したように、第３転がり軸受１４を介して第１軸２の偏心部１に対して回転自在に支持されるものであり、偏心部１の回転によって内歯歯車４に押しつけられた状態で回転するように構成されている。
内歯歯車４は、上述したように、ノックピン６を介して第２軸７のフランジ１８に連結されるものであり、第２軸７と一体に回転する。

自転防止手段５は、リヤハウジング１３（自転が規制された部材に相当する）の同一円周上に設けた複数の内ピン穴２１と、この内ピン穴２１にそれぞれ遊嵌し、一端が外歯歯車３に固定され、この外歯歯車３の同一円周上に設けられた複数の内ピン２２とを備えて構成される。
なお、この実施例とは異なり、自転防止手段５を、外歯歯車３の同一円周上に設けた複数の内ピン穴２１と、この内ピン穴２１にそれぞれ遊嵌し、一端がリヤハウジング１３に固定され、このリヤハウジング１３の同一円周上に設けた複数の内ピン２２とを用いて構成しても良い。

複数の内ピン２２は、外歯歯車３のリヤ面においてリヤ側に突出する形で設けられている。
複数の内ピン穴２１は、リヤハウジング１３のフロント側の内壁面に形成されており、内ピン２２と内ピン穴２１の嵌まり合いによって、外歯歯車３の自転運動が規制されるように構成されている。

次に、図６を参照してサイクロイド曲線の定義を説明する。
サイクロイド曲線は、図６中のａ，ｂ，ｃ，ａ’，ｂ’，ｃ’に示されるように、ピッチ円サークル（基円）の円弧上を外転円もしくは内転円を滑りなく転がしたときの転円の半径方向の一点が描く軌跡である。
このうち、外転円を転がすことで描かれる軌跡が一般にエピサイクロイド曲線（ａ，ｂ，ｃ）と呼ばれ、内転円を転がすことで描かれる軌跡が一般にハイポサイクロイド曲線（ａ’，ｂ’，ｃ’）と呼ばれる。

具体的には、軌跡を描く点を転円の内側（半径方向内側）に取ったものがプロレートエピサイクロイド曲線（ａ）、プロレートハイポサイクロイド曲線（ａ’）と呼ばれ、軌跡を描く点を転円の外側（半径方向外側）に取ったものがカーテイトエピサイクロイド曲線（ｃ）、カーテイトハイポサイクロイド曲線（ｃ’）と呼ばれる。
そして、軌跡を描く点を転円の円弧上に取ったものは、単にエピサイクロイド曲線（ｂ）、ハイポサイクロイド曲線（ｂ’）と呼ばれる。
ここで、本発明で称しているエピサイクロイド曲線、ハイポサイクロイド曲線は、軌跡を描く点を転円の円弧上に取ったエピサイクロイド曲線（ｂ）、ハイポサイクロイド曲線（ｂ’）を指すものである。

次に、外歯歯車３および内歯歯車４の歯形形状について説明する。
外歯歯車３および内歯歯車４の歯形形状は、ともにピッチ円サークルの内側の歯形形状がハイポサイクロイド曲線で設けられるとともに、ピッチ円サークルの外側の歯形形状がエピサイクロイド曲線で設けられるものである。

具体的な外歯歯車３および内歯歯車４の歯形形状は、
外歯歯車３の歯数をＮ、
外歯歯車３のピッチ円サークルの直径をφＤ1 、
内歯歯車４の歯数をＭ、
内歯歯車４のピッチ円サークルの直径をφＤ2 、
外歯歯車３の歯形曲線を形成するハイポサイクロイド曲線を描くための転円の直径をφＤ1 Ｈ、
外歯歯車３の歯形曲線を形成するエピサイクロイド曲線を描くための転円の直径をφＤ1 Ｅ、
内歯歯車４の歯形曲線を形成するハイポサイクロイド曲線を描くための転円の直径をφＤ2 Ｈ、
内歯歯車４の歯形曲線を形成するエピサイクロイド曲線を描くための転円の直径をφＤ2 Ｅとした場合に、
φＤ1 ／Ｎ＝φＤ2 ／Ｍの関係を満し、
φＤ1 Ｈ＞φＤ1 Ｅの関係を満たし、
φＤ1 Ｈ＋φＤ1 Ｅ＝φＤ1 ／Ｎの関係を満たし、
φＤ2 Ｈ＜φＤ2 Ｅの関係を満たし、
φＤ2 Ｈ＋φＤ2 Ｅ＝φＤ2 ／Ｍの関係を満たし、
φＤ1 Ｈ＝φＤ2 Ｅの関係を満たし、
φＤ1 Ｅ＝φＤ2 Ｈの関係を満たすように設けられている。

つまり、φＤ1 ／Ｎ＝φＤ2 ／Ｍの関係を満たし、
φＤ1 Ｈ＞φＤ1 Ｅの関係を満たし、
φＤ1 Ｈ＋φＤ1 Ｅ＝φＤ1 ／Ｎの関係を満たすことにより、
外歯歯車３の歯形形状が図７中実線Ａに示すようになり、図７中実線Ｂに示すクリアランス０の歯形に対して所定のクリアランスΔｘが形成される。

また、φＤ1 ／Ｎ＝φＤ2 ／Ｍの関係を満たし、
φＤ2 Ｈ＜φＤ2 Ｅの関係を満たし、
φＤ2 Ｈ＋φＤ2 Ｅ＝φＤ2 ／Ｍの関係を満たすことにより、
内歯歯車４の歯形形状が図７中実線Ｃに示すようになり、図７中実線Ｂに示すクリアランス０の歯形に対して所定のクリアランスΔｙが形成される。

さらに、φＤ1 Ｈ＝φＤ2 Ｅの関係を満たし、
φＤ1 Ｅ＝φＤ2 Ｈの関係を満たすことにより、
外歯歯車３と内歯歯車４にそれぞれ形成されるクリアランスΔｘ、Δｙが等しくなる（Δｘ＝Δｙ）。
このように設けられることによって、クリアランスが外歯歯車３と内歯歯車４の双方に形成され、外歯歯車３と内歯歯車４の干渉を確実に回避できる。

ここで、外歯歯車３の歯形を示す図７中の実線Ａは、ピッチ円サークルの外側のエピサイクロイド曲線（図中Ａ1 参照）と、ピッチ円サークルの内側のハイポサイクロイド曲線（図中Ａ2 参照）とを連続したものであり、内歯歯車４の歯形を示す図７中の実線Ｃは、ピッチ円サークルの外側のエピサイクロイド曲線（図中Ｃ1 参照）と、ピッチ円サークルの内側のハイポサイクロイド曲線（図中Ｃ2 参照）とが連続したものである。

図８は、外歯歯車３と内歯歯車４の接触点β（トルク伝達に付与する部分であり、以下接触点βと称す）の説明のための図面であり、外歯歯車３の歯数Ｎ＝９、内歯歯車４の歯数Ｍ＝１０とした例である。
図８に示すように、接触点βは、外歯歯車３のピッチ円サークルより内径側には、図８中１番上（外歯歯車３と内歯歯車４が径方向に最も接近する部分）の接触点βを除いて存在せず、一番上の接触点βから遠ざかるにつれて接触点βが外歯歯車３の外径方向に近づいてゆき、トルク伝達の影響が小さくなる。そして、図８中の下側では外歯歯車３と内歯歯車４の接触がなくなり、トルク伝達の影響がなくなる。
なお、内歯歯車４に関しては、内歯歯車４のピッチ円サークルより外径方向に接触点βを持つことはない。

ここで、図８中に示す一点鎖線Ａは、内歯歯車４のハイポサイクロイド曲線よりなる歯中心と、内歯歯車４のピッチ円サークルの中心とを結ぶ線分である。
また、図８中に示す一点鎖線Ｂは、外歯歯車３のエピサイクロイド曲線よりなる歯中心と、外歯歯車３のピッチ円サークルの中心とを結ぶ線分である。
さらに、図８中に示す実線Ｃは、一点鎖線Ａと内歯歯車４のピッチ円サークルの交点と、一点鎖線Ｂと外歯歯車３のピッチ円サークルの交点とを結ぶ線分である。
そして、トルク伝達に付与する接触点βは、実線Ｃと歯との交点であって、外歯歯車３のピッチ円サークルの中心点が図中時計回り方向に偏心回転する場合、外歯歯車３のピッチ円サークルの中心点と、内歯歯車４のピッチ円サークルの中心点とを通る線分よりも右側のみに存在する。

図９に示されるように、外歯歯車３においてハイポサイクロイド曲線で描かれる部分の歯形には、そのハイポサイクロイド曲線を描くためのピッチ円サークルから内径方向に向かうに従って幅の広がる逃がし部２３（図中ハッチングで示す部分）が形成されている。 また、内歯歯車４においてエピサイクロイド曲線で描かれる部分の歯形にも、そのエピサイクロイド曲線を描くためのピッチ円サークルから外径方向に向かうに従って幅の広がる逃がし部２４（図中ハッチングで示す部分）が形成されている。

このように外歯歯車３および内歯歯車４の双方に逃がし部２３、２４を設けることによって、トルク伝達に寄与しない歯先部分の接触による摩耗損失を確実に防止できる。
また、逃がし部２３、２４をグリース溜まりとして利用できるため、外歯歯車３と内歯歯車４の噛合部分のグリース切れを防止できる。
さらに、エピサイクロイド曲線とハイポサイクロイド曲線とが滑らかに接続できるため、突出した部分の接触による応力集中を緩和でき、歯面の偏摩耗を防止できる。

次に、内ピン穴２１と内ピン２２の関係を説明する。
内ピン穴２１のピッチ円サークルの直径φＤPCD-holeと、内ピン２２のピッチ円サークルの直径φＤPCD-pin とを、同一寸法に設けている（φＤPCD-hole＝φＤPCD-pin ）。
また、複数の内ピン穴２１を、内ピン穴２１のピッチ円サークルに対して等角度ピッチで設けるとともに、複数の内ピン２２も、内ピン２２のピッチ円サークルに対して等角度ピッチで設けている。
そして、内ピン穴２１の直径φＤholeを、偏心量α＋内ピン２２の直径φＤpin より大きく設けている（φＤhole＞α＋φＤpin ）。
以上のように設けることによって、偏心量αに対して内ピン径φＤpin と内ピン穴径φＤholeとの寸法関係を最適なものとすることができ、内ピン２２と内ピン穴２１とのこじりによるトルクムラの発生を防止できる。

次に、偏心部１の偏心量αを説明する。
先ず、偏心量αを理論値とした場合を説明する。
ここで、図２の矢印Ａの部分の拡大図を図１０に示し、図２の矢印Ｂの部分の拡大図を図１１に示す。
第１軸２の回転中心に対する偏心部１の回転中心の偏心量αを、
α＝｛（φＤ1 ／Ｎ）／２｝×（Ｍ−Ｎ）
つまり理論値とした場合、外歯歯車３と内歯歯車４が径方向に最も接近する部分（図１０参照）における外歯歯車３と内歯歯車４の径方向のクリアランス（Δｘ＋Δｙ）は、
Δｘ＋Δｙ＝（φＤ1 Ｈ−φＤ1 Ｅ）＋（φＤ2 Ｅ−φＤ2 Ｈ）となる。
また、外歯歯車３と内歯歯車４が径方向に最も離れる部分（図１１参照）における外歯歯車３と内歯歯車４の最接近距離（Δｘ＋Δｙ）／２は、
（Δｘ＋Δｙ）／２＝｛（φＤ1 Ｈ−φＤ1 Ｅ）＋（φＤ2 Ｅ−φＤ2 Ｈ）｝／２となる。

従って、偏心量αは、
｛（φＤ1 ／Ｎ）／２｝×（Ｍ−Ｎ）以上、
｛（φＤ1 ／Ｎ）／２｝×（Ｍ−Ｎ）＋２（φＤ2 Ｅ−φＤ2 Ｈ）以下の範囲で設定可能なことが分かる。

次に、図１２を用いて歯車（外歯歯車３と内歯歯車４）の作動を説明する。
なお、図１２は、モジュール＝φＤ1 ／Ｎ＝１．６、外歯歯車３の歯数Ｎ＝３５、内歯歯車４の歯数Ｍ＝３６、（φＤ1 Ｈ−φＤ1 Ｅ）＝（φＤ2 Ｅ−φＤ2 Ｈ）＝０．０４とし、偏心量α＝０．８（理論値）としたものである。

（ａ）外歯歯車３は、中心線Ｙと内歯歯車４のピッチ円サークルの交点を中心として、揺動方向Ａの方向に回転させられることで、順次噛み合い点がずれていき、回転力の伝達を行うようになっている。この作用は、内歯歯車４と同軸上に設けられた第１軸２が回転することにより起こり、第１軸２に設けられた偏心部１により中心線Ｙと内歯歯車４のピッチ円サークルの交点を中心として、揺動方向Ａの方向に揺動するように外歯歯車３が押されているものである。
簡単にいうと、内歯歯車４の中心点を回転軸として内歯歯車４の中心点から外歯歯車３の中心点の長さ（つまり偏心量α）の腕で、中心線Ｙと内歯歯車４のピッチ円サークルの交点を中心として外歯歯車３を左右（揺動方向Ａ）に振らせていると考えることができる。

従って、第１軸２があるトルクＴで回転した場合に、揺動方向Ａに加わる力Ｆを考えると、トルクＴは、
（回転半径）×（力Ｆ）であるため、偏心量αを大きくした方が回転半径が大きくなり、揺動方向Ａに加わる力Ｆが小さくなることが分かる。
これは、軸受（第３転がり軸受１４）に対する荷重、外歯歯車３と内歯歯車４の噛合歯面に発生する荷重（面圧）、内ピン穴２１と内ピン２２の摺動部に発生する荷重などが低減されることを意味する。
この結果、（摩擦係数）×（荷重）×（速度）で表現される損失が小さくなることが分かる。

（ｂ）図１２では偏心量α＝０．８（理論値）とした場合を示した。これに対し、偏心量αを理論値よりも大きいα＝０．９に変更した場合を図１３に示し、偏心量αを理論値よりもさらに大きいα＝１．０に変更した場合を図１４に示す。また、噛み合い位置の角度と歯車の圧力角の関係を図１５に示す。
図１２〜図１４に示すように、偏心量αが０．８→０．９→１．０と増えるにつれて、噛み合い範囲が小さくなることが分かる。
ここで、図１５に示されるように、噛み合い位置の角度０度の時に圧力角０度となり、噛み合い位置の角度１８０度の時に圧力角９０度となるように、噛み合い位置の角度が増えるにつれて、圧力角が徐々に大きくなる。

外歯歯車３および内歯歯車４に加えられた力に対して回転力は、
（歯車に加えられた力）×ｃｏｓ（圧力角）で求められるものであるため、圧力角が大きい場合は、加えられた力が回転力にならずに失われることを意味している。
従って、偏心量αを理論値の０．８ではなく、意図的に大きくして噛み合い範囲を狭めることで回転力の伝達損失を小さくすることができる。

（ｃ）外歯歯車３と内歯歯車４は、図１６、図１７に示すように、作動中に噛み合い範囲内で滑りながら噛み合い点が変わっていくように接触している。
そして、偏心量αが大きくなるにつれ、噛み合い範囲が上述したように狭くなり、偏心量αが大きくなるにつれて滑り接触から転がり接触へと接触形態が移っていくととらえることができる。従って、偏心量αが大きいほど、外歯歯車３と内歯歯車４の歯面間で発生する滑りによる損失が低減され、回転力の伝達損失を減らすことができる。
また、滑り接触が減るため、滑り接触による歯面での摩耗が防止され、外歯歯車３および内歯歯車４の耐久寿命を向上できる。このため、従来では、滑り接触を行う歯面で激しい摩耗が発生するために、外歯歯車３および内歯歯車４に焼き入れ処理を施していたが、焼き入れ処理を不要にでき、焼き入れによる歪みの発生を防ぐことができる。

以上に述べた（ａ）〜（ｃ）をまとめると、偏心量αを理論値より大きくすることにより、次の効果を奏する。
（ａ）外歯歯車３および内歯歯車４の歯面に発生する荷重、軸受（第３転がり軸受１４）にかかるラジアル荷重を低減できる。
（ｂ）外歯歯車３および内歯歯車４の圧力角が小さい位置で噛み合うため、回転力を効率よく伝達できる。
（ｃ）外歯歯車３および内歯歯車４の接触形態が滑り接触から転がり接触へと移っていき、回転力を効率よく伝達できるとともに、外歯歯車３および内歯歯車４の耐久寿命を向上できる。

〔変形例〕
上記の実施例１では、第１軸２を入力軸とし、外歯歯車３の自転を自転防止手段５によって規制し、外歯歯車３の揺動により回転させられる内歯歯車４を第２軸７と連結し、内歯歯車４の回転出力を第２軸７から取り出す減速機とした例を示した。
これに対し、第１軸２を入力軸とし、内歯歯車４を固定し、外歯歯車３と第２軸７との間に設けた自転防止手段５により、外歯歯車３の自転を第２軸７によって規制し、第１軸２に対する外歯歯車３の公転運動のみを第２軸７から取り出す減速機とし、その減速機に本発明を適用しても良い。

上記の実施例１では、第１軸２を入力軸とし、外歯歯車３の自転を自転防止手段５によって規制し、外歯歯車３の揺動により回転させられる内歯歯車４を第２軸７と連結し、内歯歯車４の回転出力を第２軸７から取り出す減速機とした例を示したが、入力軸と出力軸の関係を逆にして増速機とし、その増速機に本発明を適用しても良い。

上記では、変形例の一例として、第１軸２を入力軸とし、内歯歯車４を固定し、外歯歯車３と第２軸７との間に設けた自転防止手段５により、外歯歯車３の自転を第２軸７によって規制し、第１軸２に対する外歯歯車３の公転運動のみを第２軸７から取り出す減速機の例を示したが、この場合も入力軸と出力軸の関係を逆にして増速機とし、その増速機に本発明を適用しても良い。

内接噛合遊星歯車機構の断面図である。 図１のＢ方向（前側）から見た図である。 図１のＡ方向（後側）から見た図である。 内接噛合遊星歯車機構を前側から見た分解斜視図である。 内接噛合遊星歯車機構を後側から見た分解斜視図である。 各種サイクロイド曲線の説明図である。 外歯歯車および内歯歯車の歯形形状を示す図である。 外歯歯車と内歯歯車の接触点の説明図である。 外歯歯車および内歯歯車に設けた逃がし部の説明図である。 図２のＡ部分の拡大図である。 図２のＢ部分の拡大図である。 偏心量を理論値（α＝０．８）とした場合の噛み合い状態を示す図である。 図１２のものをモジュール等を変更せずに、偏心量のみを０．９にした場合の噛み合い状態を示す図である。 図１２のものをモジュール等を変更せずに、偏心量のみを１．０にした場合の噛み合い状態を示す図である。 噛み合い位置を示す図および噛み合い位置の角度と歯車の圧力角との関係を示したグラフである。 噛み合い位置を示す図である。 図１６に示す噛み合い位置における噛み合い点の違いを示した噛合部分の拡大図である。

符号の説明

１ 偏心部
２ 第１軸
３ 外歯歯車
４ 内歯歯車
５ 自転防止手段
７ 第２軸
１３ リヤハウジング（自転が規制された部材）
１４ 第３転がり軸受（偏心部と外歯歯車の間に配置される軸受）
２１ 内ピン穴
２２ 内ピン
２３ 外歯歯車の逃がし部
２４ 内歯歯車の逃がし部
α 偏心部の偏心量
Ｎ 外歯歯車の歯数
Ｍ 内歯歯車の歯数
φＤ1 外歯歯車のピッチ円サークルの直径
φＤ2 内歯歯車のピッチ円サークルの直径
φＤ1 Ｈ 外歯歯車の歯形曲線を形成するハイポサイクロイド曲線を描くための転円の直径
φＤ1 Ｅ 外歯歯車の歯形曲線を形成するエピサイクロイド曲線を描くための転円の直径φＤ2 Ｈ 内歯歯車の歯形曲線を形成するハイポサイクロイド曲線を描くための転円の直径
φＤ2 Ｅ 内歯歯車の歯形曲線を形成するエピサイクロイド曲線を描くための転円の直径φＤPCD-hole 複数の内ピン穴のピッチ円サークルの直径
φＤPCD-pin 複数の内ピンのピッチ円サークルの直径
φＤhole 内ピン穴の直径
φＤpin 内ピンの直径

Claims (13)

1. 内歯歯車と、
   この内歯歯車のピッチ円サークルの中心に対して偏心回転可能な偏心部と、
   この偏心部の周囲に軸受を介して回転自在に配置され、前記内歯歯車と噛合する外歯歯車とを備え、
   前記外歯歯車および前記内歯歯車の歯形形状がサイクロイド曲線で設けられる内接噛合遊星歯車機構であって、
   前記偏心部の偏心量αは、
   前記内歯歯車の歯数をＭ、
   前記外歯歯車の歯数をＮ、
   前記外歯歯車のピッチ円サークルの直径をφＤ1 とした場合に、
   （φＤ1 ／Ｎ）×０．５×（Ｍ−Ｎ）で表される理論値より大きく設定されたことを特徴とする内接噛合遊星歯車機構。
2. 請求項１に記載の内接噛合遊星歯車機構において、
   前記外歯歯車および前記内歯歯車の歯形形状は、ピッチ円サークルの内側の歯形形状がハイポサイクロイド曲線で設けられるとともに、ピッチ円サークルの外側の歯形形状がエピサイクロイド曲線で設けられることを特徴とする内接噛合遊星歯車機構。
3. 請求項２に記載の内接噛合遊星歯車機構において、
   前記外歯歯車においてハイポサイクロイド曲線で描かれる部分の歯形は、そのハイポサイクロイド曲線を描くためのピッチ円サークルから内径方向に向かうに従って幅の広がる逃がし部を備えることを特徴とする内接噛合遊星歯車機構。
4. 請求項２または請求項３に記載の内接噛合遊星歯車機構において、
   前記内歯歯車においてエピサイクロイド曲線で描かれる部分の歯形は、そのエピサイクロイド曲線を描くためのピッチ円サークルから外径方向に向かうに従って幅の広がる逃がし部を備えることを特徴とする内接噛合遊星歯車機構。
5. 請求項２〜請求項４のいずれかに記載の内接噛合遊星歯車機構において、
   前記外歯歯車の歯数をＮ、
   前記外歯歯車のピッチ円サークルの直径をφＤ1 、
   前記内歯歯車の歯数をＭ、
   前記内歯歯車のピッチ円サークルの直径をφＤ2 、
   前記外歯歯車の歯形曲線を形成するハイポサイクロイド曲線を描くための転円の直径をφＤ1 Ｈ、
   前記外歯歯車の歯形曲線を形成するエピサイクロイド曲線を描くための転円の直径をφＤ1 Ｅ、
   前記内歯歯車の歯形曲線を形成するハイポサイクロイド曲線を描くための転円の直径をφＤ2 Ｈ、
   前記内歯歯車の歯形曲線を形成するエピサイクロイド曲線を描くための転円の直径をφＤ2 Ｅとした場合に、
   φＤ1 ／Ｎ＝φＤ2 ／Ｍの関係を満たすことを特徴とする内接噛合遊星歯車機構。
6. 請求項５に記載の内接噛合遊星歯車機構において、
   φＤ1 Ｈ＞φＤ1 Ｅの関係を満たし、且つφＤ1 Ｈ＋φＤ1 Ｅ＝φＤ1 ／Ｎの関係を満たすことを特徴とする内接噛合遊星歯車機構。
7. 請求項５に記載の内接噛合遊星歯車機構において、
   φＤ2 Ｈ＜φＤ2 Ｅの関係を満たし、且つφＤ2 Ｈ＋φＤ2 Ｅ＝φＤ2 ／Ｍの関係を満たすことを特徴とする内接噛合遊星歯車機構。
8. 請求項５に記載の内接噛合遊星歯車機構において、
   φＤ1 Ｈ＞φＤ1 Ｅの関係を満たし、
   φＤ1 Ｈ＋φＤ1 Ｅ＝φＤ1 ／Ｎの関係を満たし、
   φＤ2 Ｈ＜φＤ2 Ｅの関係を満たし、
   φＤ2 Ｈ＋φＤ2 Ｅ＝φＤ2 ／Ｍの関係を満たし、
   φＤ1 Ｈ＝φＤ2 Ｅの関係を満たし、
   φＤ1 Ｅ＝φＤ2 Ｈの関係を満たすことを特徴とする内接噛合遊星歯車機構。
9. 請求項１〜請求項８のいずれかに記載の内接噛合遊星歯車機構において、
   前記外歯歯車の自転運動を規制する自転防止手段は、
   自転が規制された部材の同一円周上に設けた複数の内ピン穴と、
   この内ピン穴にそれぞれ遊嵌し、一端が前記外歯歯車に固定され、この外歯歯車の同一円周上に設けた複数の内ピンと、
   によって構成されることを特徴とする内接噛合遊星歯車機構。
10. 請求項１〜請求項８のいずれかに記載の内接噛合遊星歯車機構において、
    前記外歯歯車の自転運動を規制する自転防止手段は、
    前記外歯歯車の同一円周上に設けた複数の内ピン穴と、
    この内ピン穴にそれぞれ遊嵌し、一端が自転が規制された部材に固定され、この自転が規制された部材の同一円周上に設けた複数の内ピンと、によって構成されることを特徴とする内接噛合遊星歯車機構。
11. 請求項９または請求項１０に記載の内接噛合遊星歯車機構において、
    前記複数の内ピン穴を形成するピッチ円サークルの直径φＤPCD-holeと、
    前記複数の内ピンを形成するピッチ円サークルの直径φＤPCD-pin とは、同一寸法であることを特徴とする内接噛合遊星歯車機構。
12. 請求項９または請求項１０に記載の内接噛合遊星歯車機構において、
    前記複数の内ピン穴は、その複数の内ピン穴を形成するピッチ円サークルに対して等角度ピッチで設けられるとともに、
    前記複数の内ピンは、その複数の内ピンを形成するピッチ円サークルに対して等角度ピッチで設けられることを特徴とする内接噛合遊星歯車機構。
13. 請求項９〜請求項１２のいずれかに記載の内接噛合遊星歯車機構において、
    前記内ピン穴の直径φＤholeは、前記偏心部の偏心量α＋前記内ピンの直径φＤpin 以上に設けられたことを特徴とする内接噛合遊星歯車機構。
    

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