挠曲啮合式齿轮装置.pdf

本发明提供一种能够容许内齿轮的轴心偏心，并抑制径向尺寸的增加的挠曲啮合式齿轮装置。本发明的挠曲啮合式齿轮装置(100)具备起振体(106)、通过起振体(106)的旋转挠曲变形的外齿轮(120)、及外齿轮(120)内啮合的内齿轮(130)即减速用内齿轮(130A)、输出用内齿轮(130B)，该挠曲啮合式齿轮装置中，内齿轮(130)和与内齿轮(130)连结的支承部件通过容许内齿轮(130)的轴心沿径向位移的连接部件(134)连结，其中所述支承部件为驱动轴外壳(140)、第1输出部件(154)。

权利要求书1.  一种挠曲啮合式齿轮装置，其具备起振体、通过该起振体的旋转挠曲变形的外齿轮、及该外齿轮内啮合的内齿轮，该挠曲啮合式齿轮装置的特征在于，所述内齿轮和与该内齿轮连结的支承部件通过容许该内齿轮的轴心沿径向位移的连接部件连结。2.  根据权利要求1所述的挠曲啮合式齿轮装置，该挠曲啮合式齿轮装置为具有作为所述内齿轮的第1内齿轮及第2内齿轮的筒形挠曲啮合式齿轮装置，其特征在于，所述支承部件具有：与所述第1内齿轮连结的第1支承部件、与所述第2内齿轮连结的第2支承部件，所述连接部件具有：第1连接部件，该第1连接部件将所述第1内齿轮与所述第1支承部件连结成容许该第1内齿轮的轴心沿径向位移；及第2连接部件，该第2连接部件将所述第2内齿轮与所述第2连接部件连结成容许该第2内齿轮的轴心沿径向位移。3.  根据权利要求2所述的挠曲啮合式齿轮装置，其特征在于，在所述第1内齿轮和所述第2内齿轮的对置面中的至少一者上实施低摩擦处理。4.  根据权利要求2或3所述的挠曲啮合式齿轮装置，其特征在于，在所述第1内齿轮与所述第2内齿轮之间配置有低摩擦部件。5.  根据权利要求1至4中任一项所述的挠曲啮合式齿轮装置，其特征在于，所述挠曲啮合式齿轮装置具有配置于所述外齿轮的轴向侧部，且限制该外齿轮沿轴向移动的限制部件，该限制部件与所述连接部件一体形成。6.  根据权利要求5所述的挠曲啮合式齿轮装置，其特征在于，所述限制部件的硬度比所述支承部件的硬度高。

说明书挠曲啮合式齿轮装置
本申请主张基于2014年2月21日申请的日本专利申请第2014-032350号的优先权。该日本申请的全部内容通过参考援用于本说明书中。
技术领域
本发明涉及一种挠曲啮合式齿轮装置。
背景技术
专利文献1中公开有具备起振体、通过该起振体的旋转挠曲变形的外齿轮、及该外齿轮内啮合的内齿轮的挠曲啮合式齿轮装置。该挠曲啮合式齿轮装置中，使用被称为“十字滑块联轴器”的连结部件来连结驱动轴和起振体，从而减少定心作业。另外，即使组装时驱动轴与内齿轮之间存在偏心(称为内齿轮的轴心的偏心)，十字滑块联轴器也能够容许该偏心从而防止性能及寿命的下降。
专利文献1：日本特开昭60-241550号公报
然而，专利文献1所示的挠曲啮合式齿轮装置中，设有用于固定内齿轮的螺栓孔。因此，挠曲啮合式齿轮装置的径向尺寸只能变得更大。
发明内容
因此，本发明是为解决上述问题而完成的，其课题在于提供一种能够容许挠曲啮合式齿轮装置的内齿轮的轴心的偏心，并抑制径向尺寸的增加的挠曲啮合式齿轮装置。
本发明是通过如下方式来解决上述课题的，一种具备起振体、通过该起振体的旋转挠曲变形的外齿轮、及该外齿轮内啮合的内齿轮的挠曲啮合式齿轮装置中，所述内齿轮和与该内齿轮连结的支承部件通过容许该内齿轮的轴心沿径向位移的连接部件连结。
本发明中，内齿轮与支承部件通过连接部件连结，因此，能够容许内齿轮 的轴心沿径向位移。而且，由于用连接部件连结内齿轮和支承部件，因此能够抑制径向尺寸的增加。
根据本发明，能够容许挠曲啮合式齿轮装置的内齿轮的轴心的偏心，并抑制径向尺寸的增加。
附图说明
图1是表示包括本发明的第1实施方式所涉及的挠曲啮合式齿轮装置的整体结构的一例的剖视图。
图2是仅表示图1的挠曲啮合式齿轮装置附近的剖视图。
图3是表示图2的挠曲啮合式齿轮装置和连接部件的立体图。
图4是表示图1中的内齿轮附近的部件的分解剖视图。
图5(A)是表示图4的减速用内齿轮的立体图，图5(B)是表示图4的减速用内齿轮的主视图。
图6(A)是表示图4的第1连接部件的立体图，图6(B)是表示图4的第1连接部件的主视图。
图7(A)是表示图4的驱动轴外壳的立体图，图7(B)是表示图4的驱动轴外壳的主视图。
图8(A)是表示图4的第1输出部件的立体图，图8(B)是表示图4的第1输出部件的主视图。
图9是表示包括本发明的第2实施方式所涉及的挠曲啮合式齿轮装置的整体结构的一例的剖视图。
图10是仅表示图9的挠曲啮合式齿轮装置附近的剖视图。
图11是表示图9中的内齿轮附近的部件的分解剖视图。
图12(A)是表示图11的第1连接部件的立体图，图12(B)是表示图11的第1连接部件的主视图。
图13(A)是表示图11的驱动轴外壳的立体图，图13(B)是表示图11的驱动轴外壳的主视图。
图14(A)是表示图11的第1输出部件的立体图，图14(B)是表示图11的第1输出部件的主视图。
图15是表示本发明的第3实施方式所涉及的挠曲啮合式齿轮装置的一例 的剖视图。
图16是表示本实施方式的比较例的挠曲啮合式齿轮装置的剖视图。
图中：1、101、201、301-驱动轴，2、102、202、302-止动部件，6、106、206、306-起振体，10、110、110A、110B、210、210A、210B、310-起振体轴承，20、120、120A、120B、220、220A、220B、320-外齿轮，21、40A、140A、240A、321、340A-凸缘部，22、140B、240B、322-圆筒部，24、324-外齿，28、128A、128B、228A、228B、328-内齿，30、130、130A、130B、230、230A、230B、330-内齿轮，31-螺栓孔，32、134、134A、134B、234、234A、234B、334-连接部件，33-驱动部件，34-中间部件，36、136、236、336-固定侧部件，38、138、238、338-辅助外壳，40、140、240、340-驱动轴外壳，42、142、242、342-第1固定部件，44、144、244、344-第2固定部件，50、100、200、300-挠曲啮合式齿轮装置，52,、152、252、352-输出侧部件，101A、201A-键，106A、134AC、134BC、140C、154D、234AC、234BC、240C、254D-贯穿孔，112、212-内圈，114A、114B、214A、214B-保持器，116A、116B、216A、216B-滚子，118A、118B、218A、218B-外圈，130AA、130BA、140AA、140AB、140AC、154A、154B、154C、230AA、230BA、240AA、240AB、254A、254B、254C-凹部(包括内周凹部、外周凹部)，130AAA、130AB、130AC、130BB、134AAA、134ABA、134AE、134AF、140AAA、140D、154E、230AB、230AC、230BB、232A、232B、234AAA、234ABA、234AE、234AF、240AAA、240D、254E、340D、342A-侧面(包括对置面)，130AAB-底面，134AA、134AB、134BA、134BB、234AA、234AB、234BA、234BB、334B-凸部，134AAB、134ABB、234AAB、234ABB-外周面，134AAC、134ABC、140AAB、140AAC、140ABB、234AAC、234ABC、240AAB、240AAC、240ABB-内周面(包括内侧内周面、外侧内周面)，146、246-第3固定部件，148、150-抵接部件，154、254-第1输出部件，156、256-第2输出部件，158、258-第3输出部件，232-低摩擦部件，234AD、234BD-延伸部，Br、Mb-轴承，O-轴向，Og-O型环槽，Os1、Os2-油封，Pt-间隔。
具体实施方式
以下，参考图1～图8(B)对本发明的第1实施方式进行详细说明。
首先，对于本实施方式的整体结构进行概要说明。
如图1、图2所示，挠曲啮合式齿轮装置100的基本结构具备：通过起振体106的旋转挠曲变形的外齿轮120、配置在起振体106与外齿轮120之间的起振体轴承110、及外齿轮120内啮合的内齿轮130。挠曲啮合式齿轮装置100为具有减速用内齿轮(第1内齿轮)130A和输出用内齿轮(第2内齿轮)130B作为内齿轮130的筒形。如图1所示，挠曲啮合式齿轮装置100构成为被固定侧部件136支承，且通过驱动轴101被旋转驱动并将输出传递至输出侧部件152。另外，驱动轴101为从作为驱动源的未图示的马达延伸的马达轴。如图2所示，驱动轴101从起振体106的一端侧插入，且通过止动部件102限制沿轴向O的移动。
接着，对固定侧部件136和输出侧部件152进行说明。
如图1所示，所述固定侧部件136具有辅助外壳138、驱动轴外壳(第1支承部件)140、第1固定部件142、第2固定部件144、及第3固定部件146。辅助外壳138为圆筒形状。辅助外壳138支承嵌入有驱动轴101的油封Os1，并与驱动轴外壳140连接。驱动轴外壳140具有圆筒形状的圆筒部140B和构成该圆筒部140B的一端侧的凸缘部140A。圆筒部140B在其贯穿孔140C内侧(图4)经由2个轴承Br支承驱动轴101。并且，凸缘部140A经由第1连接部件134A支承减速用内齿轮130A(对凸缘部140A与减速用内齿轮130A的连结结构在后面进行叙述)。并且，在凸缘部140A的支承第1连接部件134A的位置的径向外侧，固定有第1固定部件142。相反，在凸缘部140A的支承第1连接部件134A的位置的径向内侧，存在圆环形状的抵接部件(限制部件)148。
如图1、图2所示，抵接部件148配置于挠曲啮合式齿轮装置100和凸缘部140A之间，以便与外齿轮120及起振体轴承110的端面对置。即，抵接部件148配置于外齿轮120及起振体轴承110的轴向O侧部且限制外齿轮120及起振体轴承110沿轴向O移动。抵接部件148例如由滑动性高的材料形成。同时，抵接部件148的硬度比凸缘部140A的硬度高(例如HRC35以上)。
如图1所示，在第1固定部件142固定有第2固定部件144。第1固定部件142和第2固定部件144均为圆环形状，且配置于输出侧部件152的径向外侧。第1固定部件142在其外周固定于第3固定部件146。第3固定部件146 与未图示的固定壁一体化。
如图1所示，所述输出侧部件152具有第1输出部件(第2支承部件)154、第2输出部件156、及第3输出部件158。第1输出部件154为圆环形状，经由第2连接部件134B支承输出用内齿轮130B(对第1输出部件154与输出用内齿轮130B的连结结构在后面进行叙述)。在第1输出部件154的连结有第2连接部件134B的部分的径向内侧，存在圆环形状的抵接部件(限制部件)150。抵接部件150配置在挠曲啮合式齿轮装置100与第1输出部件154之间，以便与外齿轮120及起振体轴承110的端面对置(抵接部件150的形状和材质与抵接部件148的形状和材质相同)。在第1输出部件154与第1固定部件142之间配置有主轴承Mb(交叉滚子轴承、角接触球轴承、及圆锥滚子轴承等)。第2输出部件156为圆板形状，并且固定于第1输出部件154。在第2输出部件156与第2固定部件144之间配置有被第2固定部件144支承的油封Os2。第3输出部件158也是圆板形状，并且固定于第2输出部件156。第3输出部件158与未图示的机械装置连接。
接着，对挠曲啮合式齿轮装置100的各构成要件进行说明。另外，本实施方式中，起振体106的与轴向O垂直的截面为大致椭圆形状。因此，本实施方式中，从轴心至起振体106的外周的距离为最大的位置称为长轴位置，连结2个长轴位置的直线的延伸方向称为长轴方向。同时，本实施方式中，从轴心至起振体106的外周的距离为最小的位置称为短轴位置，连结2个短轴位置的直线的延伸方向称为短轴方向。
如图2、图3所示，起振体106为与轴向O垂直的截面为大致椭圆形的圆筒形状。并且，在起振体106的中心设有供驱动轴101插入的贯穿孔106A。并且，在贯穿孔106A设有键槽106B，起振体106与驱动轴101通过键101A连结，以便起振体106与驱动轴101一体旋转。在此，短轴位置的轴心至起振体106的外周的距离比长轴位置的轴心至起振体106的外周的距离短。即，在短轴位置，通过在外齿轮120与减速用内齿轮130A之间产生间隙，来实现非啮合状态。另一方面，在长轴位置的附近，实现外齿轮120与减速用内齿轮130A的啮合状态。
如图2所示，起振体轴承110(110A、110B)与减速用内齿轮130A和输出用内齿轮130B相对应，且在轴向O上并排配置2个。起振体轴承110A、110B 均为相同结构。因此，以下对起振体轴承110A进行说明，而基本省略对起振体轴承110B的说明。
如图2所示，起振体轴承110A由内圈112、保持器114A、作为滚动体的滚子116A、及外圈118A构成。
如图2所示，起振体轴承110A与起振体轴承110B共用内圈112，且由可挠性的材料形成。内圈112配置于起振体106侧。并且，内圈112的内周面与起振体106抵接，内圈112与起振体106一体旋转。保持器114A容纳滚子116A，并限制滚子116A在周向上的位置及姿势。滚子116A为圆柱形状(包括滚针形状)。因此，与滚动体为球的情况相比，增加了滚子116A与内圈112及外圈118A接触的部分。即，通过使用滚子116A，能够增大起振体轴承110A的传递转矩，并能够延长寿命。外圈118A配置于滚子116A及保持器114A的外周。外圈118A也由可挠性的材料形成。外圈118A通过起振体106的旋转与配置在其外周的外齿轮120一同挠曲变形。
如图2所示，外齿轮120由与减速用内齿轮130A及输出用内齿轮130B对应且并排设置于轴向O的外齿轮120A、120B构成。外齿轮120A与减速用内齿轮130A内啮合。外齿轮120A由未图示的基体部件及外齿构成。基体部件为支承外齿的具有可挠性的筒状部件，且外齿轮120A与外齿轮120B共用基体部件。并且，外齿轮120A配置于起振体轴承110A的外周，并通过起振体106的旋转而挠曲变形。外齿基于次摆线来决定齿形，以实现理论啮合。
如图2所示，外齿轮120B与输出用内齿轮130B内啮合。并且，外齿轮120B与外齿轮120A同样地由基体部件及外齿构成。外齿轮120B的外齿虽然在轴向O与外齿轮120A的外齿分离，但构成为相同的个数、相同的形状。
如图2所示，构成内齿轮130的减速用内齿轮130A、输出用内齿轮130B几乎为相同的外径Dd(图5(B))，且并排设置于轴向O上。内齿轮130由具有刚性的部件形成。减速用内齿轮130A具备比外齿轮120A的外齿的齿数多i(i为2以上)的内齿128A。内齿128A以与基于次摆线的外齿理论啮合的方式形成(输出用内齿轮130B的内齿128B也相同)。减速用内齿轮130A通过与外齿轮120A啮合来对起振体106的旋转进行减速。另外，对减速用内齿轮130A与第1连接部件134A的连结结构在后面进行叙述(对输出用内齿轮130B也在后面进行叙述)。
另一方面，输出用内齿轮130B具备与外齿轮120B的外齿的齿数相同齿数的内齿128B。从输出用内齿轮130B向外部输出与外齿轮120B的自转相同的旋转。
另外，在挠曲啮合式齿轮装置100中封入有润滑剂。并且，该润滑剂对外齿轮120与内齿轮130的啮合部分等进行润滑。
接着，主要利用图3～图8(B)对包括第1连接部件134A、第2连接部件134B、及内齿轮130在内的从驱动轴外壳140到第1输出部件154之间的结构进行说明。
如图3、图4所示，减速用内齿轮130A和驱动轴外壳140，通过容许减速用内齿轮130A的轴心沿径向位移的第1连接部件134A连结。同时，输出用内齿轮130B和第1输出部件154，通过容许输出用内齿轮130B的轴心沿径向位移的第2连接部件134B连结。即，本实施方式中，减速用内齿轮130A与驱动轴外壳140的连结结构、及输出用内齿轮130B与第1输出部件154的连结结构由相同的十字滑块联轴器机构构成。在此，虽然减速用内齿轮130A与输出用内齿轮130B的齿数不同，但减速用内齿轮130A和输出用内齿轮130B具有相同的连结结构。并且，第1连接部件134A和第2连接部件134B为相同形状。因此，以下，对减速用内齿轮130A与驱动轴外壳140的连结结构进行说明，而基本省略对输出用内齿轮130B与第1输出部件154的连结结构的说明。另外，连接部件134具有第1连接部件134A和第2连接部件134B，支承部件具有驱动轴外壳140和第1输出部件154。因此，可以说内齿轮130与支承部件通过容许内齿轮130的轴心沿径向位移的连接部件134连结。
以下，对实现上述连结结构的各要件的形状进行说明。
首先，如图4、图5(A)、图5(B)所示，在减速用内齿轮130A(外径Dd)的第1连接部件134A侧的侧面130AC设有2个凹部130AA。设有2个凹部130AA的位置为沿减速用内齿轮130A的外周的位置，且为内齿128A的外侧的位置，且为相对于减速用内齿轮130A的中心彼此偏离180度相位的位置。即，如图5(B)所示，2个凹部130AA在周向上的中心线在同一条直线上，将其方向作为X方向。并且，凹部130AA的在周向上对置的侧面130AAA分别与X方向平行。另外，符号Ld为凹部130AA的侧面130AAA之间的距离(凹部130AA的周向宽度)。并且，符号Lg为2个凹部130AA的底面130AAB之间的 距离。
另外，在减速用内齿轮130A的与输出用内齿轮130B对置的对置面130AB上实施了低摩擦处理。即，本实施方式中，对置面130AB与输出用内齿轮130B的对置面130BB之间的摩擦系数μ0比没有实施低摩擦处理时的对置面130AB与对置面130BB之间的摩擦系数μ1小(μ0＜μ1)。作为低摩擦处理的具体例子，可以是相对于以往减少表面粗糙度的表面研磨加工。或者，也可以在对置面130AB上形成将能够降低摩擦系数的润滑性高的材料(二硫化钼、石墨、DLC、PTFE等氟系树脂等)作为主成分的膜。另外，这种低摩擦处理也可以同时在输出用内齿轮130B的对置面130BB上实施(或者，在输出用内齿轮的对置面实施低摩擦处理时，可以在减速用内齿轮的对置面不实施低摩擦处理)。
如图3、图4、图6(A)、图6(B)所示，第1连接部件134A为在中心具有贯穿孔134AC的圆环形状(外径Dj)。在第1连接部件134A的轴向O的两侧面134AE、134AF分别设有2个凸部134AA和2个凸部134AB。凸部134AA(134AB)的内周面134AAC(134ABC)的位置和外周面134AAB(134ABB)的位置在径向上分别与第1连接部件134A本身的内周面的位置和外周面的位置相同。因此，由直径Lb规定的贯穿孔134AC的大小为，即使减速用内齿轮130A的轴心偏心最大且减速用内齿轮130A沿径向相对位移，第1连接部件134A的2个凸部134AA的内周面134AAC也不会与减速用内齿轮130A的2个凹部130AA的底面130AAB接触的大小。
如图6(A)、图6(B)所示，一个侧面134AE中，设有2个凸部134AA的位置为相对于第1连接部件134A的中心彼此偏离180度相位的位置。即，如图6(B)所示，2个凸部134AA在周向上的中心线在同一条直线上且与X方向一致(因此，贯穿孔134AC的直径Lb为2个凸部134AA的内周面134AAC之间的距离。并且，外径Dj为2个凸部134AA的外周面134AAB之间的距离)。并且，凸部134AA的在周向上对置的侧面134AAA分别与X方向平行。另外，符号Ljy为凸部134AA的侧面134AAA之间的距离(凸部134AA的周向宽度)。
如图6(A)、图6(B)所示，另一侧面134AF中，设有2个凸部134AB的位置也为相对于第1连接部件134A的中心彼此偏离180度相位的位置。即，如图6(B)所示，2个凸部134AB在周向上的中心线在同一条直线上， 将其方向作为Y方向(因此，贯穿孔134AC的直径Lb为2个凸部134AB的内周面134ABC之间的距离。并且，外径Dj为2个凸部134AB的外周面134ABB之间的距离)。另外，Y方向与X方向正交。并且，凸部134AB的在周向上对置的侧面134ABA分别与Y方向平行。另外，符号Ljx为凸部134AB的侧面134ABA之间的距离(凸部134AB的周向宽度)。
在此，凸部134AA与凸部134AB为相同形状，凸部134AA的周向宽度Ljy与凸部134AB的周向宽度Ljx相同(Ljy＝Ljx)。即，侧面134AE和侧面134AF虽然相位偏离90度，但形状相同。并且，凸部134AA(凸部134AB)的沿轴向O的高度比凹部130AA的沿轴向O的深度小。并且，凸部134AA的周向宽度Ljy比凹部130AA的周向宽度Ld稍微窄(Ljy＜Ld)。并且，外径Dj与外径Dd基本相同(Dj≈Dd)。并且，2个凸部134AA的内周面134AAC之间的距离Lb适当地大于2个凹部130AA的底面130AAB之间的距离Lg(Lb＞Lg+α，α＞0)。
因此，2个凸部134AA能够分别嵌合于2个凹部130AA。此时，在图6(B)中，通过配置2个凸部134AA(配置2个凹部130AA)，限制第1连接部件134A相对于减速用内齿轮130A沿Y方向相对移动。然而，能够容许第1连接部件134A相对于减速用内齿轮130A沿X方向的相对移动(例如1mm以下)。即，减速用内齿轮130A与第1连接部件134A在轴向O上对置，且连结为能够沿径向的一个方向(图6(B)的X方向)相对位移。如此，通过2个凸部134AA与2个凹部130AA嵌合，使减速用内齿轮130A和第1连接部件134A在周向上连结为一体。
另外，输出用内齿轮130B和第2连接部件134B也是以相同的方式连结。并且，凸部134AA和凹部130AA的形状没有特别限定，只要是内齿轮130(减速用内齿轮130A、输出用内齿轮130B)与连接部件134(第1连接部件134A、第2连接部件134B)能够沿径向相对位移，且在周向上连结为一体的形状即可。
如图4、图7(A)、图7(B)所示，驱动轴外壳140具有凸缘部140A和圆筒部140B。如图7(A)、图7(B)所示，凸缘部140A在中心具有贯穿孔140C。并且，在凸缘部140A的侧面140D以同心圆状形成有内周凹部140AC、外周凹部140AB。内周凹部140AC的最大内径Ls设为比抵接部件148的外径 大。同时，在轴向O上，从内周凹部140AC的底面至间隔Pt的前端的高度仅比抵接部件148的轴向O上的厚度大一点。因此，内周凹部140AC能够容纳整个抵接部件148。
如图7(A)、图7(B)所示，外周凹部140AB隔着间隔Pt形成于内周凹部140AC的外侧。外周凹部140AB由最小内径Lp和最大内径Dw规定。最小内径Lp比第1连接部件134A的贯穿孔134AC的直径Lb小(Lp＜Lb)，最大内径Dw比第1连接部件134A的外径Dj大(Dw＞Dj)。在外周凹部140AB，沿轴向O还设有2个凹部140AA。凹部140AA的内侧内周面140AAC的位置和外侧内周面140AAB的位置在径向上分别与最小内径Lp的位置和最大内径Dw的位置相同。设有2个凹部140AA的位置为相对于凸缘部140A的中心彼此偏离180度相位的位置。即，如图7(B)所示，2个凹部140AA在周向上的中心线在同一条直线上且与Y方向一致(因此，最小内径Lp为2个凹部140AA的内侧内周面140AAC之间的距离。并且，最大内径Dw为2个凹部140AA的外侧内周面140AAB之间的距离)。并且，凹部140AA的在周向上对置的侧面140AAA分别与Y方向平行。另外，符号Lw为凹部140AA的侧面140AAA之间的距离(凹部140AA的周向宽度)。
在此，外周凹部140AB的最小内径Lp设为，即使减速用内齿轮130A的轴心偏心最大且减速用内齿轮130A和第1连接部件134A沿径向相对位移，凸缘部140A的间隔Pt也不会与第1连接部件134A接触的大小。即，外周凹部140AB的最小内径Lp适当地小于第1连接部件134A的贯穿孔134AC的直径Lb。换言之，2个凹部140AA的内侧内周面140AAC之间的距离Lp适当地小于2个凸部134AB的内周面134ABC之间的距离Lb(Lb＞Lp+β，β＞0)。并且，外周凹部140AB的最大内径Dw设为，即使减速用内齿轮130A的轴心偏心最大且减速用内齿轮130A与第1连接部件134A沿径向相对位移，外周凹部140AB的内周面140ABB也不会与第1连接部件134A的外周及减速用内齿轮130A的外周接触的大小。即，外周凹部140AB的最大内径Dw适当地大于外径Dd、外径Dj。换言之，2个凹部140AA的外侧内周面140AAB之间的距离Dw适当地大于2个凸部134AB的外周面134ABB之间的距离Dj(Dw＞Dj(Dd)+β，β＞0)。并且，凸部134AB(凸部134AA)的沿轴向O的高度比凹部140AA的沿轴向O的深度小。并且，凸部134AB的周向宽度Ljx比凹部140AA的周向宽度Lw 稍微窄(Ljx＜Lw)。
因此，2个凸部134AB能够分别与2个凹部140AA嵌合。此时，在图7(B)中，通过配置2个凹部140AA(配置2个凸部134AB)，限制第1连接部件134A相对于驱动轴外壳140沿X方向相对移动。然而，能够容许第1连接部件134A相对于驱动轴外壳140沿Y方向相对移动(例如1mm以下)。即，驱动轴外壳140与第1连接部件134A在轴向O上对置，且连结为能够沿径向的一个方向(图7(B)的Y方向)相对位移。如此，通过2个凸部134AB与2个凹部140AA的嵌合，驱动轴外壳140与第1连接部件134A在周向上连结为一体。另外，在图7(A)、图7(B)中，符号Og表示O型环槽。
如图8(A)、图8(B)所示，第1输出部件154的侧面154E具备与图7(A)、图7(B)所示的驱动轴外壳140的侧面140D的与第1连接部件134A的连结有关的部分及配置抵接部件148的部分相同的形状。即，侧面154E在贯穿孔154D的径向外侧依次具备内周凹部154C、间隔Pt、外周凹部154B。并且，彼此的内周凹部154C、间隔Pt、外周凹部154B的形状及配置也相同(Do＝Dw、Lr＝Ls、Lq＝Lp)。并且，设置于外周凹部154B的2个凹部154A的形状及外周凹部154B上的配置分别与2个凹部140AA相同(Lo＝Lw)。
另外，如上述，第1连接部件134A和第2连接部件134B为相同形状。即，如图4所示，第2连接部件134B也是在中心具有贯穿孔134BC的圆环形状。即，贯穿孔134BC的直径为直径Lb，第2连接部件134B的外径为外径Dj。并且，设置于第2连接部件134B的轴向O的两侧面的2个凸部134BA和2个凸部134BB的形状及第2连接部件134B上的配置也分别与2个凸部134AA和2个凸部134AB相同。
因此，如图4所示，2个凸部134BB能够分别与2个凹部154A嵌合。此时，在图8(B)中，通过配置2个凹部154A(配置2个凸部134BB)，限制第2连接部件134B相对于第1输出部件154沿X方向相对移动。然而，能够容许第2连接部件134B相对于第1输出部件154沿Y方向相对移动(例如1mm以下)。即，第1输出部件154与第2连接部件134B在轴向O上对置，且连结为能够沿径向的一个方向(图8(B)的Y方向)相对位移。如此，通过2个凸部134BB和2个凹部154A的嵌合，第1输出部件154与第2连接部件134B在周向上连结为一体。
另外，凸部134AB、134BB和凹部140AA、154A的形状没有特别限定，只要是支承部件(驱动轴外壳140、第1输出部件154)与连接部件134(134A、134B)能够沿径向相对位移，且在周向上连结为一体的形状即可。
接着，主要利用图1、图2对挠曲啮合式齿轮装置100的动作进行说明。
若通过驱动轴101的旋转，起振体106旋转，则外齿轮120A根据该旋转状态，经由起振体轴承110A挠曲变形。此时，外齿轮120B也经由起振体轴承110B，与外齿轮120A同相位地挠曲变形。
外齿轮120A、120B因起振体106而挠曲变形，从而外齿轮120A的外齿与减速用内齿轮130A的内齿128A啮合。同样地，外齿轮120B的外齿与输出用内齿轮130B的内齿128B啮合。
外齿轮120A与减速用内齿轮130A的啮合位置随着起振体106的长轴位置的移动而旋转移动。在此，若起振体106旋转1圈，则外齿轮120A的旋转相位仅延迟与减速用内齿轮130A的齿数差的量。即，能够根据((外齿轮120A的齿数-减速用内齿轮130A的齿数)/外齿轮120A的齿数)求出基于减速用内齿轮130A的减速比。具体数值的减速比为((100-102)/100＝-1/50)。在此，“-”表示输入输出为反向旋转的关系。
外齿轮120B与输出用内齿轮130B的齿数均相同，因此外齿轮120B与输出用内齿轮130B互相啮合的部分不移动，而是相同的齿彼此啮合。因此，从输出用内齿轮130B输出与外齿轮120B的自转相同的旋转。其结果，能够从输出用内齿轮130B取出将起振体106的旋转减速至(-1/50)的输出。即，驱动轴101的旋转减速至(-1/50)，通过输出侧部件152能够取出该输出。
另外，在驱动轴101从减速用内齿轮130A(输出用内齿轮130B)的轴心向Y方向仅偏离规定的量的情况下，减速用内齿轮130A与第1连接部件134A成一体(输出用内齿轮130B与第2连接部件134B成一体)，相对于驱动轴外壳140(第1输出部件154)沿Y方向位移该规定的量。在驱动轴101从减速用内齿轮130A(输出用内齿轮130B)的轴心沿X方向偏离规定的量的情况下，减速用内齿轮130A(输出用内齿轮130B)相对于第1连接部件134A及驱动轴外壳140(第2连接部件134B及第1输出部件154)沿X方向位移该规定的量。由此，连接部件134能够单独容许减速用内齿轮130A、输出用内齿轮130B各自的轴心沿径向位移。由此，通过连接部件134能够减少组装挠曲啮合 式齿轮装置100时的定心作业。
另外，在本实施方式所示的筒形挠曲啮合式齿轮装置中，通过连接部件连结驱动轴和起振体，能够使起振体与2个内齿轮对应且由单独位移的2个部分构成起振体。即，此时，分别与2个内齿轮对应的外齿轮的部分向彼此不同的方向位移，从而在外齿轮产生高低差，在外齿轮上产生剪切应力。
然而，本实施方式中，驱动轴101上没有安装连接部件134。因此，本实施方式中，在外齿轮120上不会产生上述剪切应力，能够容许偏心并延长外齿轮120的寿命。并且，本实施方式中，能够以简单的结构实现起振体106与驱动轴101的连结。
并且，本实施方式中，不需要将内齿轮130牢固地固定于支承部件(驱动轴外壳140、第1输出部件154)上。即，本实施方式中，可以不需要用于将内齿轮130固定在驱动轴外壳140、第1输出部件154的螺栓孔等结构，能够使内齿轮130的径向厚度设为必要最小限度。
并且，本实施方式中，减速用内齿轮130A和输出用内齿轮130B未被固定，因此能够沿轴向O位移。但是，在减速用内齿轮130A和输出用内齿轮130B的对置面130AB、130BB上实施了低摩擦处理。因此，即使减速用内齿轮130A和输出用内齿轮130B沿轴向O位移并互相接触，导致因减速用内齿轮130A与输出用内齿轮130B的速度差而产生摩擦，也能够减少其摩擦损失。
并且，本实施方式中，抵接部件148、150的硬度比凸缘部140A硬，且由滑动性高的材料形成。因此，即使外齿轮120及起振体轴承110的端面与抵接部件148、150接触，也很难产生磨损粉末，能够防止因磨损产生的效率的下降及因磨损粉末导致的润滑油的污染。同时，抵接部件148、150还能够限制外齿轮120及起振体轴承110沿轴向O移动。另外，并不限定于此，抵接部件也可以仅由树脂(滑动阻力低且耐热高分子树脂的PEEK材、尼龙、氟系树脂等)形成。
并且，本实施方式中，第1连接部件134A与第2连接部件134B为相同形状。即，能够增加共用的部件的比例，因此部件管理较容易，并且还能够促进部件的低成本化。除此之外，第1连接部件134A和第2连接部件134B没有方向性。因此，可以忽视第1连接部件134A和第2连接部件134B的朝向，从而能够轻松地将第1连接部件134A、第2连接部件134B组装于内齿轮130。
因此，在本实施方式中，能够容许挠曲啮合式齿轮装置100的内齿轮130的轴心的偏心，并且能够抑制挠曲啮合式齿轮装置100的径向尺寸的增加。
第1实施方式中，连接部件134与抵接部件148、150分体，但本发明并不限定于此，也可以是如图9～图14(B)所示的第2实施方式。另外，图9是表示包括本发明的第2实施方式所涉及的挠曲啮合式齿轮装置的整体结构的一例的剖视图，图10是仅表示图9的挠曲啮合式齿轮装置附近的剖视图，图11是表示图9中的内齿轮附近的部件的分解剖视图，图12(A)及图12(B)是表示图11的第1连接部件的立体图和主视图，图13(A)及图13(B)是表示图11的驱动轴外壳的立体图和主视图，图14(A)及图14(B)是表示图11的第1输出部件的立体图和主视图。
第2实施方式的挠曲啮合式齿轮装置200与第1实施方式同样地为筒形，第1连接部件234A、第2连接部件234B具备相当于抵接部件的延伸部234AD、234BD。即，抵接部件与连接部件一体形成。因此，关于与第1实施方式的挠曲啮合式齿轮装置100相同的构成要件和动作，使符号的后两位数字相同，而省略说明。
如图10、图11所示，在本实施方式中，减速用内齿轮230A和驱动轴外壳240通过容许减速用内齿轮230A的轴心沿径向位移的第1连接部件234A连结。同时，输出用内齿轮230B和第1输出部件254通过容许输出用内齿轮230B的轴心沿径向位移的第2连接部件234B连结。即，在本实施方式中，减速用内齿轮230A与驱动轴外壳240的连结结构、及输出用内齿轮230B与第1输出部件254的连结结构分别构成十字滑块联轴器。因此，以下对实现上述连结结构的各要件的形状进行说明。另外，以下，基本对与上述实施方式不同的减速用内齿轮230A与驱动轴外壳240的连结结构的部分进行说明，而关于输出用内齿轮230B与第1输出部件254的连结结构、其他的功能及结构，只共用符号的后两位数字而省略重复说明。
首先，如图11所示，在减速用内齿轮230A的第1连接部件234A侧的侧面230AC设有2个凹部230AA。侧面230AC的结构与第1实施方式相同，因此省略说明。但是，与第1实施方式不同，在减速用内齿轮230A的与输出用内齿轮230B对置的对置面230AB没有实施在与输出用内齿轮230B接触时能够减少摩擦损失的低摩擦处理。相反，如图11所示，本实施方式中，覆盖减速用 内齿轮230A的对置面230AB的大部分的圆环形状的低摩擦部件232配置于减速用内齿轮230A与输出用内齿轮230B之间。
在低摩擦部件232中，减速用内齿轮230A的对置面230AB与低摩擦部件232的侧面232A之间的摩擦系数μ2比减速用内齿轮230A的对置面230AB与输出用内齿轮230B的对置面230BB之间的摩擦系数μ3小(μ2＜μ3)。即，在侧面232A实施了与第1实施方式相同的低摩擦处理。即，也可以对侧面232A进行相对于以往减少表面粗糙度的表面研磨加工。或者，也可以在侧面232A上形成将能够降低摩擦系数的润滑性高的材料(二硫化钼、石墨、DLC、PTFE等氟系树脂等)作为主成分的膜。另外，这种低摩擦处理也可以同时实施于与输出用内齿轮230B对置的侧面232B上(或者，在输出用内齿轮的对置面实施低摩擦处理时，可以在减速用内齿轮的对置面不实施低摩擦处理)。当然，也可以将能够降低摩擦系数的润滑性高的上述材料等作为主成分形成低摩擦部件232本身。
因此，与第1实施方式同样地，能够减少输出用内齿轮230B相对于减速用内齿轮230A旋转而产生的摩擦损失。同时，通过对置面230AB的低摩擦处理，可消除使减速用内齿轮230A的齿轮精度恶化的风险。并且，能够与减速用内齿轮230A分体形成低摩擦部件232，因此能够缩短挠曲啮合式齿轮装置200的制造周期，且能够提高减速用内齿轮230A的合格率。
如图11、12(A)、图12(B)所示，第1连接部件234A为在中心具有贯穿孔234AC的圆环形状(外径Dj)。与第1实施方式同样地，在第1连接部件234A的轴向O的两侧面234AE、234AF上分别设有2个凸部234AA和2个凸部234AB。2个凸部234AA和2个凸部234AB的形状和功能实际上与第1实施方式相同，因此省略其说明。但是，本实施方式中，与第1实施方式的第1连接部件134A不同，在第1连接部件234A的2个凸部234AA(2个凸部234AB)的径向内侧一体设置有以圆环形状延伸的延伸部234AD。该延伸部234AD相当于第1实施方式的抵接部件148。即，第1连接部件234A配置于外齿轮220及起振体210的轴向O的侧部且限制外齿轮220及起振体轴承210沿轴向O移动。延伸部234AD(可以是整个第1连接部件234A，也可以仅是延伸部234AD的表面)的硬度比凸缘部240A高(例如HRC35以上)。因此，即使与外齿轮220及起振体轴承210的端面接触，也很难产生磨损粉末，能够防止因磨损产生的 效率的下降及因磨损粉末导致的润滑油的污染。此时，除了材料的硬化处理之外，还能够使用例如钨作为材料，或适用DLC等。并且，延伸部234AD(可以是整个第1连接部件234A，也可以仅是延伸部234AD的表面)例如可以由滑动性高的材料(包括能够降低上述摩擦系数的滑动性高的材料)形成。此时，能够减少在外齿轮220及起振体轴承210的端面产生的摩擦损失。另外，设置于延伸部234AD的径向内侧的贯穿孔234AC(直径Di)设为，比外齿轮220的最小直径小，并且即使减速用内齿轮230A的轴心偏心最大且减速用内齿轮230A沿径向相对位移，也不会与驱动轴201接触的大小。
另外，如图13(A)、图13(B)、图14(A)、图14(B)所示，驱动轴外壳240、第1输出部件254与第1实施方式的驱动轴外壳140、第1输出部件154为大致相同的结构。但是，抵接部件与第1连接部件234A一体化，因此无间隔Pt，这一点与第1实施方式不同。因此，省略对驱动轴外壳240和第1输出部件254的说明。
另外，与本实施方式不同，也可使抵接部件与内齿轮一体化。但是，需要利用插齿刀等刀具进行切齿而在内齿轮上形成齿形。因此，如果考虑插齿刀等刀具的退刀槽，则抵接部件的形状受其刀具的限制。即，此时，即使将抵接部件和内齿轮一体化，也很难在轴向O上紧凑化。或者，也可以考虑将抵接部件和起振体(或者驱动轴)一体化。但是，此时，由于起振体(或者驱动轴)高速旋转，因此抵接部件会高速旋转。即，一体形成有抵接部件的起振体(或者驱动轴)与外齿轮或起振体轴承的旋转速度有很大差距，因此会使因摩擦产生的效率下降及外齿轮和起振体轴承的磨损增加。
对此，在本实施方式中，连接部件234与抵接部件一体化。因此，抵接部件不会单独存在，因此部件个数较少，部件管理变得较为容易。并且，没有间隔Pt，因此驱动轴外壳240和第1输出部件254的加工也变得较为容易。并且，连接部件234与外齿轮220及起振体轴承210的速度差也不大于起振体206和连接部件234的速度差。因此，能够减少因连接部件234与外齿轮220及起振体轴承210的接触而产生的摩擦损失及摩擦粉末的产生。
上述实施方式中，挠曲啮合式齿轮装置均为具备减速用内齿轮和输出用内齿轮这两者的筒形，但本发明并不限定于此，也可以是如图15所示的第3实施方式。图15是表示本发明的第3实施方式所涉及的挠曲啮合式齿轮装置的 一例的剖视图。另外，图16是表示本实施方式的比较例的挠曲啮合式齿轮装置的剖视图。
第3实施方式的挠曲啮合式齿轮装置300与第1、第2实施方式不同，为具备1个内齿轮330的杯型(或者高筒礼帽型)。外齿轮320具备凸缘部321、圆筒部322及外齿324。并且，在外齿轮320的凸缘部321连接有输出侧部件352，能够将外齿轮320的旋转作为输出而取出。并且，外齿轮320具备与内齿轮330的齿数不同的齿数。即，内齿轮330具备与第1、第2实施方式所示的减速用内齿轮相同的功能。因此，本实施方式中，关于与上述实施方式的挠曲啮合式齿轮装置相同的构成要件和动作，使符号的后两位数字相同，而省略说明。
如图15所示，本实施方式中，内齿轮330和连结有内齿轮330的第1固定部件342通过连接部件334连结。该连接部件334的连结结构与上述实施方式大致相同。但是，本实施方式中，与连接部件334连结的是第1固定部件342。即，与连接部件334连结的第1固定部件342的轴向O的侧面342A的形状与上述实施方式中所示的驱动轴外壳的凸缘部的轴向O的侧面的形状大致相同。另外，本实施方式中，驱动轴外壳340的轴向O的侧面340D仅限制内齿轮330沿轴向O移动。因此，本实施方式中，可以不需要上述实施方式中所示的对内齿轮的侧面的低摩擦处理及配置于内齿轮之间的低摩擦部件。
另外，图16中表示针对与本实施方式相同类型的挠曲啮合式齿轮装置50，通过连接部件32连结驱动轴1和起振体6的比较例。在此，连接部件32由与驱动轴1连结的驱动部件33及与驱动部件33连结的中间部件34构成。因此，在该比较例中，能够容许驱动轴1与内齿轮30之间偏心。然而，该比较例中，由于连接部件32由驱动部件33和中间部件34这两个部件构成，因此驱动轴1与起振体6的连结结构变得复杂。并且，需要用于将内齿轮30固定在第1固定部件42的螺栓孔31，因此内齿轮30本身在径向上变大。
对此，本实施方式中，如图15所示，与上述实施方式同样地，无需在内齿轮330设置螺栓孔，且能够在径向上使内齿轮330的大小成为必要最小限度。即，在本实施方式中，与图16所示的比较例相比，能够缩小挠曲啮合式齿轮装置300的径向尺寸。并且，即使驱动轴301偏心，无需增加部件个数即可轻松地连结驱动轴301和起振体306。
以上，根据上述实施方式对本发明进行了说明，但本发明并不限定于上述实施方式。即，众所周知，在不脱离本发明的宗旨范围内能够进行改良及设计的变更。
在上述实施方式中，起振体轴承具有内圈及外圈，但本发明并不限定于此，起振体的外周部分也可以作为内圈。并且，也可以不具有外圈，例如，也可以是滚子可旋转地直接支承外齿轮使外齿轮的内周部分作为外圈。并且，在筒形挠曲啮合式齿轮装置中，转动体可以不是滚子，可以是球。
并且，在上述实施方式中，外齿为基于次摆线的齿形，但本发明并不限定于此。外齿可以是圆弧齿形，也可以使用其他齿形。内齿也同样，齿形没有特别限定，能够采用各种齿形。
并且，连接部件并不限定于上述实施方式的结构，只要是容许内齿轮的轴心沿径向位移，且将内齿轮和支承部件在周向上连结为一体的结构即可。
产业上的可利用性
本发明能够广泛地适用于具备筒形、杯型、或者高筒礼帽型的外齿轮的挠曲啮合式齿轮装置。