减速装置制造方法
【专利摘要】本发明提供一种减速装置，其降低应施加到支承输出部件的第2销部件的径向荷载施加到构成内齿轮的内齿的第1销部件。本发明的减速装置具备：内齿轮（84）；及输出部件（Ｏm1），经由轴承（96）支承于外壳（86），内齿轮（84）中其内齿由配置在形成于外壳（86）的销槽（84B）中的内齿销即第1销部件（84C）构成，轴承（96）由配置在外壳（86）的销槽（84B）中的轴承销即第2销部件（96P）构成，并且，该轴承销（96P）的外径（d3）形成为大于内齿销（84C）的外径（d1）。
【专利说明】减速装置
[0001]本申请主张基于2013年3月25日申请的日本专利申请第2013-063077号的优先权。其申请的全部内容通过参考援用于本说明书中。
【技术领域】
[0002]本发明涉及一种减速装置。
【背景技术】
[0003]专利文献I中公开有在风力发电设备的偏航驱动系统中使用的减速装置。
[0004]该减速装置具备内齿轮及与该内齿轮内接的外齿轮。内齿轮中其内齿由配置在形成于外壳的销槽中的第I销部件构成。
[0005]在该减速装置中，从输出部件取出外齿轮相对于内齿轮的相对旋转。输出部件经由一对轴承支承于外壳。专利文献I中，公开有由配置在所述销槽中的第2销部件构成其中的负载相反侧的轴承的结构。第2销部件的外径设定为与第I销部件的外径相同。
[0006]专利文献1:日本特开2010-216562号公报(图1?图4)
[0007]然而，在如专利文献I中公开的结构中存在如下问题，即应施加到支承输出部件的第2销部件的径向荷载有可能施加到构成内齿轮的内齿的第I销部件。
【发明内容】
[0008]本发明是为了解决这种问题而完成的，其课题在于提供一种能够降低应施加到支承输出部件的第2销部件的径向荷载施加到构成内齿轮的内齿的第I销部件的减速装置。
[0009]本发明通过如下结构来解决上述课题，即一种减速装置具备:内齿轮；及输出部件，经由轴承支承于外壳，所述内齿轮中其内齿由配置在形成于所述外壳的销槽中的第I销部件构成，所述轴承由配置在所述外壳的所述销槽中的第2销部件构成，并且，该第2销部件的外径形成为大于所述第I销部件的外径。
[0010]本发明中，将支承输出部件的第2销部件的外径形成为大于构成内齿轮的内齿的第I销部件的外径。
[0011]即，本发明中，由于第2销部件以比第I销部件更小的游隙安装于相同的销槽内，因此能够通过第2销部件更可靠地接受输出部件的径向荷载，其结果能够降低应施加到第2销部件的径向荷载施加到第I销部件。
[0012]根据本发明，能够提供一种能够降低应施加到支承输出部件的第2销部件的径向荷载施加到构成内齿轮的内齿的第I销部件的减速装置。
【专利附图】
【附图说明】
[0013]图1是本发明的实施方式的一例所涉及的减速装置的主要部分剖视图。
[0014]图2是图1所示的减速装置的II部放大图。
[0015]图3是图1所示的减速装置的沿II1-1II线的剖视图。
[0016]图4是图1所示的减速装置的沿IV-1V线的剖视图。
[0017]图5是示意地表示适用该减速装置的风力发电设备的偏航驱动系统的立体图。
[0018]图6是表示在图4的偏航驱动系统中安装有图1的减速装置的状态的剖视图。
[0019]图7是表示本发明的另一实施方式的一例的主要部分剖视图。
[0020]图中:80-外齿轮，84-内齿轮，84A-内齿轮主体，86-外壳，86A-外壳主体，87-第I轮架，88-第2轮架，94-第I轴承，96-第2轴承，96P-轴承销，O ml-输出部件。
【具体实施方式】
[0021]以下，根据附图对本发明的实施方式的一例(第I实施方式)进行详细说明。
[0022]本实施方式中，本发明在风力发电设备10中适用于其偏航驱动系统14的减速装置G1。
[0023]参考图5及图6，偏航驱动系统14具备电动马达Ml、带输出小齿轮24的减速装置G1、及与该输出小齿轮24啮合的回转齿轮28。
[0024]减速装置Gl在该例子中配置有4个，且分别固定于短舱12的结构体12A。另一方面，啮合有4个减速装置Gl的各输出小齿轮24的回转齿轮28固定于圆筒支柱11侧，构成偏航轴承27的内圈。偏航轴承27的外圈29固定于短舱12的结构体12A。
[0025]另外，符号30为制动装置。例如电动马达Ml具有制动装置(省略图示)时，也可以没有该制动装置30。并且，该实施方式中，回转齿轮28由内齿轮构成，但也可由输出小齿轮24所外接的外齿轮构成。
[0026]根据该结构，若通过电动马达Ml经由减速装置Gl使输出小齿轮24旋转，则该输出小齿轮24欲使回转齿轮28旋转，并通过其反作用能够使整个短舱12以圆筒支柱11的轴心37 (图5)为中心回转。其结果，能够使头锥18朝向所希望的方向(例如上风方向)，能够有效地承受风压。
[0027]图1是减速装置Gl的主要部分剖视图。并且，图2是减速装置Gl的II部放大图，图3、图4分别是减速装置Gl的沿II1-1II线、IV-1V线的剖视图。
[0028]该减速装置Gl具备电动马达Ml、使该电动马达Ml的旋转减速的第I减速机构41、及使第I减速机构41的输出旋转进一步减速的第2减速机构42来作为主要的构成要件。在第2减速机构42的输出轴44的前端一体形成有上述的输出小齿轮24。
[0029]第I减速机构41具备经由联轴器38 (参考图6)承受电动马达Ml的旋转的输入轴46、通过键48与该输入轴46 —体化的2组偏心体50、经由偏心体轴承52能够摆动地分别安装于该偏心体50的外周的2个外齿轮54、及内啮合有该外齿轮54的内齿轮56。SP，第I减速机构41是构成偏心体轴的输入轴46位于内齿轮56的轴心O I的被称作中心曲柄式的偏心摆动型行星齿轮减速机构。
[0030]内齿轮56由与第I减速机构41的外壳58 —体化的内齿轮主体56A、及外棍56C构成，所述外辊外嵌在支承于该内齿轮主体56A的支承销56B中且构成内齿轮56的内齿。内齿轮56的齿数(外辊56C的数量)与外齿轮54相比仅多一点(该例子中仅多“I”)。
[0031]在外齿轮54上有间隙地嵌合有外嵌有滑动促进部件60的内销62。内销62压入于轮架64。轮架64与第I减速机构41的输出轴66 —体化。
[0032]第I减速机构41的输出轴66构成第2减速机构42的输入轴66 (第I减速机构41的输出轴66=第2减速机构42的输入轴66)。在第2减速机构42的输入轴66上，中心齿轮70通过键68安装为一体。中心齿轮70与4个分配齿轮72同时啮合(参考图3)。各分配齿轮72通过花键卡合部74与4根偏心体轴76 —体化。在各偏心体轴76上一体地分别形成有2组在相同的轴向位置以相同相位偏心的偏心体78。各组的偏心体78的偏心相位为180度。在各组的偏心体78上分别经由偏心体轴承82安装有外齿轮80。外齿轮80内啮合于内齿轮84。即，第2减速机构42在从内齿轮84的轴心O I偏移的位置上具备多个偏心体轴76，因此，第2减速机构42为被称作分配式的偏心摆动型行星齿轮减速机构。
[0033]内齿轮84由与第2减速机构42的外壳86 (具体而言为后述的外壳主体86A) —体化的内齿轮主体84A、及内齿销(第I销部件)84C构成,所述内齿销配置在形成于该内齿轮主体84A的销槽84B中，且构成该内齿轮84的内齿。内齿轮84的齿数(内齿销84C的数量)与外齿轮80相比仅多一点(该例子中仅多“I”)。
[0034]另一方面，偏心体轴76经由一对圆锥滚子轴承85支承在配置于外齿轮80的轴向两侧的第I轮架87及第2轮架88。第I轮架87及第2轮架88经由从第2轮架88侧一体突出的轮架销89通过螺栓90连结。具体而言，该实施方式中，轮架销89的前端89A嵌合在形成于第I轮架87的凹部87A上，螺栓90在该被嵌合的部分连结第I轮架87与轮架销89。
[0035]通过轮架销89 —体化的第I轮架87及第2轮架88通过花键卡合部91、91与所述输出轴44 一体化。被一体化的第I轮架87、第2轮架88及输出轴44构成第2减速机构42的输出部件O ml。另外，关于输出部件O ml的结构，可考虑各种变形例。具体而言，关于变形例，会在后面提到。
[0036]在输出轴44上一体形成有上述的输出小齿轮24。如上所述,输出小齿轮24与回转齿轮28啮合。
[0037]另外，第2减速机构42的外壳86由外壳主体86A、在其轴向两侧通过螺栓86E、86F连结的负载侧罩体86B、及负载相反侧罩体86C构成。从外壳主体86A突出形成的凸缘部86D通过螺栓86G固定于短舱12的结构体12A，从而整个减速装置Gl固定于短舱12。另夕卜，如图6所示，本减速装置Gl中，将外壳86固定于短舱12的下侧的结构体12A1。由此，能够将减速装置Gl的第2减速机构42的大半配置于短舱12的2级结构体12A之间，且将减速装置Gl在狭窄的短舱12的空间Pl内所占的容积抑制得较小。
[0038]以下，对与构成内齿轮84的内齿的内齿销(第I销部件)84C、第2轴承96的轴承销96P (第2销部件)、及输出部件O ml的支承相关的结构进行详细说明。
[0039]如上所述，关于第2减速机构42的内齿轮84，其内齿由内齿销(第I销部件)84C构成。内齿销84C旋转自如地配置在形成于外壳86 (的外壳主体86A)的销槽84B。关于销槽84B，轴直角截面(图4的截面)形成为内径为Dl的大致半圆形状(相当于内径为Dl的圆的一半的形状)(参考图4)。内齿销84C的外径dl小于销槽84B的内径Dl (dl<Dl)。SP，内齿销84C通过间隙配合卡合于销槽84B，且旋转自如。内齿销84C的节圆直径为d5。
[0040]内齿销84C比负载相反侧的外齿轮80的端面80A更靠轴向负载相反侧仅突出LI，通过第I轮架87的靠近负载侧的外周面87B与该突出部分84C1对置来防止从销槽84B的负载相反侧的脱落。
[0041]并且，内齿销84C比负载侧的外齿轮80的端面80B仅突出L2，通过第2轮架88的靠近负载相反侧的外周面88B与该突出部分84C2对置来防止从销槽84B的负载侧的脱落。
[0042]内齿销84C的朝轴向负载侧的移动受形成于外壳主体86A的台阶部(销槽84B的端部)86H限制。并且，内齿销84C通过其端面84C3与下面描述的轴承销96P的轴向负载侧端面96P1抵接来限制朝向轴向负载相反侧的移动。
[0043]另外，形成于销槽84B的负载侧的端部的环状槽部86K是形成销槽84B时的工具的退刀槽。
[0044]另一方面，由被一体化的第I轮架87、第2轮架88及输出轴44构成的输出部件O ml被由自动调心滚子轴承构成的负载侧的第I轴承94、及由轴承销96P (第2销部件)构成的负载相反侧的第2轴承96支承于外壳86 (的外壳主体86A)。
[0045]轴承销96P配置在形成于外壳86的所述销槽(配置有内齿销84C的销槽)84B的负载相反侧。即，销槽84B朝向比外齿轮80的负载相反侧端面80A更靠轴向负载相反侧延伸而形成，该延伸部84B1构成销槽84B与轴承销96P之间的滚动面，并且兼作第2轴承96的外圈。并且，轴承销96P与第I轮架87的靠近负载相反侧的外周面87B抵接。即，第I轮架87的靠近负载相反侧的外周面87B构成第I轮架87与轴承销96P之间的滚动面，并且兼作第2轴承96的内圈。另外，轴承销96P通过负载相反侧的端面96P2与外壳86 (的负载相反侧罩体86C)抵接来限制朝向轴向负载相反侧的移动，通过负载侧的端面96P1与内齿销84C的端面84C3抵接来限制朝向轴向负载侧的移动。
[0046]轴承销96P的外径d3大于所述内齿销84C的外径dl。即，dl < d3。其中，轴承销96P的外径d3小于销槽84B的内径Dl。即，dl < d3 < D1，轴承销96P间隙配合于销槽84B而卡合，且在销槽84B内旋转自如。
[0047]在具体设定该大小关系dl < d3 < Dl时，需要考虑内齿销84C、轴承销96P及销槽84B的制造误差。例如，即使内齿销84C具有正误差(导致外径变得大于设定值的误差)且轴承销96P具有负误差(导致外径变得小于设定值的误差)时，也需要维持轴承销96P的外径d3大于内齿销84C的外径dl的状态。并且，即使在周向上邻接的销槽84B的一个具有正误差且另一个具有负误差时，换句话说，即使各销槽84B的形成存在偏差(即使外齿轮80与周向的任一销槽84B的内齿销84C啮合时)，也需要在轴承销96P侧可靠地承受来自输出部件O ml的径向荷载。若考虑这些情况，轴承销96P的外径d3优选比内齿销84C的外径dl大公差单位W的5倍以上。即，5.W≤(d3-dl)。
[0048]另外，其中，公差单位W是指将内齿销84C的节圆径(直径)设为d5且将内齿轮84的内齿销84C的外径(直径)设为dl时，d5的立方根加上dl的0.65倍的值，即相当于W=d5(1/3)+0.65.dl...(I)的值。
[0049]顺便说一下，内齿销84C的节圆径d5趋于变得比轴承销96P的节圆径d6大。这是因为小于轴承销96P的外径d3的外径为dl的内齿销84C安装于相同的销槽84B。
[0050]另一方面，若将两者之差(d3_dl)取得过大，则(由于存在d3 < Dl的限制，因此内齿销84C变得过细)内齿销84C有可能在销槽84B内松动，因此轴承销96P的外径d3与内齿销84C的外径dl之差(d3-dl)优选设为公差单位W的15倍以下。结果，优选在5 K≤(d3-dl) ≤ 15.W 的范围内。
[0051]接着，对减速装置Gl的作用进行说明。
[0052] 若电动马达Ml的旋转经由联轴器38传递到第I减速机构41的输入轴46，则通过键48与该输入轴46 —体化的偏心体50的外周进行偏心旋转，外齿轮54经由偏心体轴承52进行摆动。第I减速机构41中，内齿轮56 (的内齿轮主体56A)固定于外壳58，因此输入轴46每旋转一次，则外齿轮54进行一次摆动而相对于内齿轮56仅相对旋转相当于齿数差“I”的角度(相对于内齿轮56进行自转)。相对于该内齿轮56的外齿轮54的相对旋转(自转)经由贯穿外齿轮54的滑动促进部件60及内销62传递到轮架64，而实现I/ (外齿轮54的齿数)的减速比的减速。另外，外齿轮54的摆动(径向运动)通过滑动促进部件60与外齿轮54之间的间隙(间隙配合)被吸收。
[0053]该减速装置Gl中，第I减速机构41的轮架64与输出轴66 —体化，另外，该输出轴66构成第2减速机构42的输入轴66，因此传递到第I减速机构41的轮架64的旋转直接成为第2减速机构42的输入轴66的旋转。
[0054]第2减速机构42中，若输入轴66进行旋转，则通过键68连结于该输入轴66的中心齿轮70进行旋转，与该中心齿轮70啮合的4个分配齿轮72朝向相同的方向以相同的速度进行旋转。其结果，通过花键卡合部74连结于各分配齿轮72的4根偏心体轴76朝向相同的方向以相同的速度进行旋转，且在各偏心体轴76上相位一致地形成的偏心体78进行同步旋转。
[0055]由此，各偏心体轴76每旋转一次，则外齿轮80进行一次摆动，而相对于内齿轮84仅相对旋转相当于齿数差“I”的角度(相对于内齿轮84进行自转)。相对于该内齿轮84的外齿轮80的相对旋转(自转)经由贯穿外齿轮80的偏心体轴76传递到支承该偏心体轴76的第I轮架87及第2轮架88。
[0056]传递到第I轮架87及第2轮架88的旋转经由花键卡合部91、91传递到输出轴44，进一步传递到与输出轴44 一体化的输出小齿轮24。输出小齿轮24的旋转欲使回转齿轮28旋转，但回转齿轮28安装于风力发电设备10的圆筒支柱11侧，因此通过反作用输出小齿轮24本身与回转齿轮28啮合的同时以该回转齿轮28的轴心37为中心进行公转。由此，固定有支承输出小齿轮24的减速装置Gl的短舱12将圆筒支柱11的轴心(回转齿轮28的轴心)37作为回转轴心进行回转。
[0057]其中，例如，若发生因强风和疾风等的影响而使短舱12强制回转的状况，则承受来自固定于圆筒支柱11的回转齿轮28的反作用力而从输出小齿轮24侧输入较强的径向荷载。该径向荷载施加到包括与该输出小齿轮24 —体化的输出轴44的输出部件O ml。具体而言，输出部件O ml的轴心O I欲以第I轴承94为支点倾斜。该输出部件O ml的径向荷载有时极大，若该径向荷载施加到内齿销84C侧，则会导致外齿轮80与内齿轮84的顺畅的啮合将受到阻碍，或偏心体轴82的耐久性下降，或外齿轮80的齿面将受到损坏。
[0058]但是，针对该不良状况，根据本减速装置Gl可得到如下作用。
[0059]首先，在负载相反侧支承输出部件O ml的第2轴承96由配置在销槽84B的轴承销96P构成,所述销槽用于配置构成内齿轮84的内齿的内齿销84C,因此该第2轴承96(轴承销96P)的节圆径d6非常大。因此，相对于传递到输出部件O ml的径向荷载，能够发挥充分的耐荷载性。
[0060]并且，轴承销96P的外径d3形成为大于内齿销84C的外径dl。因此，轴承销96P相对于具有相同的内径Dl的销槽84B以小于内齿销84C的间隙安装。因此，若输出部件O ml承受径向荷载而以第I轴承94为中心倾斜，则(在内齿销84C与销槽84B抵接之前)首先轴承销96P与销槽84B抵接，能够从外壳86侧承受反作用力。此时，由于外径dl较小，内齿销84C侧与销槽84B之间确保若干间隙，而几乎不承受该径向荷载。因此，能够通过轴承销96P接受经由输出部件O ml输入过来的径向荷载的大半，相应地能够降低施加到内齿销84C的径向荷载。
[0061]并且，根据本实施方式所涉及的减速装置G1，还设定成轴承销96P的外径d3比内齿轮84C的外径dl大公差单位W的5倍以上，因此，例如即使内齿销84C具有正误差且轴承销96P具有负误差时，也能够维持轴承销96P的外径d3大于内齿销84C的外径dl的关系。并且，即使在周向上邻接的销槽84B的一个具有正误差且另一个具有负误差时，换句话说，即使各销槽84B的形成存在偏差(即使外齿轮80与周向的任一销槽84B的内齿销84C啮合时)，也能够在轴承销96P侧可靠地承受来自输出部件O ml的径向荷载。
[0062]另外，本实施方式中，将轴承销96P的外径d3与内齿销84C的外径dl之差(d3_dl)设定成公差单位W的15倍以下，因此例如能够防止内齿销84C相对于销槽84B相对过小而使内齿销84C在销槽84B内松动等。
[0063]并且，轴承销96P的外径d3设定成(大于内齿销84C的外径dl但)小于销槽84B的内径Dl。因此，例如能够防止轴承销96P相对于销槽84B相对过大而导致轴承销96P无法在销槽84B内顺畅地旋转，或者，轴承销96P无法完全进入于销槽84B中，而该轴承销96P仅在销槽84B的端部附近与销槽84B接触的状况。
[0064]另外，本实施方式所涉及的减速装置Gl中，轴承销96P配置在比内齿销84C更靠轴向负载相反侧的位置(即用第I轴承94及第2轴承96夹住外齿轮80及内齿轮84的啮合部来使输出部件O ml支承于外壳86)，因此输出部件O ml的轴心O I通过径向荷载欲以第I轴承94为中心倾斜时，轴承销96P位于位移变得比内齿销84C大的一侧。因此，能够更可靠地确保内齿销84C与销槽84B之间的间隙，能够防止该径向荷载施加到内齿销84C。并且，通过轴承销96P配置在比内齿销84C更靠轴向负载相反侧的位置，能够获得较大的第I轴承94及第2轴承96的轴承跨距，且由于第2轴承96的节圆径d6较大，能够以更稳定的状态支承输出部件O ml。
[0065]并且，本减速装置Gl中，使第2轴承96位于第I轮架87的外周面87B，因此不存在因设置第2轴承96而引起的轴向空间的扩展，能够将整个减速装置Gl的轴向长度维持得较短。
[0066]并且，本减速装置Gl中，第2轴承96的外圈由形成于外壳86的销槽84B构成，内圈由第I轮架87的外周面87B构成。S卩，第2轴承96不具有专用的内外圈，因此能够防止为了配置第2轴承96而导致减速装置Gl作为整体的径向变大，并且，能够防止为了配置第2轴承96而使部件件数增加。
[0067]另外，内齿销84C及轴承销96P通过外壳86的台阶部86H或者外壳86本身(负载相反侧罩体86C)而轴向移动受到限制，因此，即使推力方向的荷载施加到内齿销84C或轴承销96P，也能够可靠地接受该推力方向的荷载。
[0068]图7中，表不本发明的另一实施方式的一例(第2实施方式)。
[0069]该减速装置G2中，电动马达M2、正交齿轮减速装置140、平行轴减速机构142及偏心摆动型行星齿轮减速机构144在动力传递路径上按该顺序配置。
[0070]正交齿轮减速机构140具备准双曲线小齿轮147及准双曲线齿轮150。平行轴减速机构142具备小正齿轮154及正齿轮156。正齿轮156与中空结构的空心轴165连结。在空心轴165上，行星齿轮减速机构144的输入轴166通过键168连结。
[0071]行星齿轮减速机构144为中心曲柄式偏心摆动型行星齿轮减速机构，且具备该输入轴166、经由键169与该输入轴166 —体化的2个偏心体178、安装于该偏心体178的外周且通过该偏心体178摆动的2个外齿轮180、及该外齿轮180进行摆动的同时内啮合的内齿轮184。
[0072]行星齿轮减速机构144的外壳186主要由第I外壳体186A、第2外壳体186B、负载相反侧罩体186C及负载侧罩体186D构成，通过螺栓186E固定于短舱12的结构体12A。
[0073]行星齿轮减速机构144的内齿轮184具备与第I外壳体186A —体化的内齿轮主体184A，其内齿由配置在形成于第I外壳体186A的销槽184B的内齿销(第I销部件)184C构成。内齿轮184的内齿的数量(内齿销184C的数量)与外齿轮180的外齿的数量相比，仅多一点(该例子中仅多“I”)。
[0074]在外齿轮180上，多个(该例子中为12个)内销162与滑动促进部件160 —同在同一圆周上贯穿。内销162通过压入与轮架164—体化，该轮架164—开始就与减速装置G2的输出轴145 (并非通过花键等)一体化。
[0075]输出轴145与轮架164—同构成输出部件O m2。输出部件O m2支承于由安装于第2外壳体186B的自动调心滚子轴承构成的第I轴承194及配置在第I外壳体186A的内周的第2轴承196。第2轴承196由配置在所述销槽184B的轴承销196P (第2销部件)构成。内齿销184C与轴承销196P之间的大小关系与之前的第I实施方式相同。S卩，轴承销196P的外经dl03形成为大于内齿销184C的外径dlOl。另外，关于具体的设定范围，也优选设为与之前的第I实施方式相同的设定范围。
[0076]在输出轴145上，通过花键卡合部192连结有输出小齿轮124，且构成为该输出小齿轮124与已说明的回转齿轮28 (图5及图6)啮合。
[0077]该实施方式中，也与之前的实施方式相同，能够得到降低应施加到支承输出部件O m2的轴承销192P的径向荷载施加到构成内齿轮184的内齿的内齿销184C的作用效果。
[0078]另外，上述第I实施方式中，轴承销96P配置在内齿销84C的轴向负载相反侧。但是，本发明中，例如如该第2实施方式，可将轴承销196P配置在内齿销184C的轴向负载侧，且在比外齿轮180及内齿轮184的啮合部更靠轴向负载侧的位置支承输出部件O m2。
[0079]并且，第I实施方式中，采用了将轮架销89 —开始就与第2轮架88 —体化，且轮架销89从第2轮架88本身突出的结构。然而，本发明中，轮架销未必一定与第2轮架一体化(例如也可为通过压入等一体化的结构)，并且，例如如该第2实施方式，也可为不具有轮架销而仅具备内销162的结构。
[0080]并且，第I实施方式中，第I轮架87及第2轮架88与输出轴44通过花键卡合部91、91 一体化。该结构能够通过该花键卡合部91、91部分一定程度隔断经由输出小齿轮24传递到输出轴44的风力负载引起的径向荷载，因此能够得到能够降低传递到(第1、第2)轮架87、88侧的径向荷载的效果。但是，经由该花键卡合部91、91连结输出轴44与第I轮架87及第2轮架88的结构在本发明中也不是必需的结构。例如，第2实施方式中，轮架164与输出轴145从一开始就一体化。如第2实施方式，从一开始就将输出轴145与轮架164一体化时，能够得到不易发生输出轴145与轮架164的轴心的偏移，并且能够较高地维持整个输出部件O m2的刚性的优点。该结构中，尤其如第2实施方式采用轴承销96P配置在内齿销184C的轴向负载侧的结构时，为优选的结构。另外，第2实施方式中，与第I实施方式不同，并不将输出轴145与输出小齿轮124设为一体，而通过花键卡合部192连结。S卩，不将花键卡合部设置在第I轴承194与第2轴承196之间,而设置在第I轴承194的负载侧，由此，输出小齿轮124的径向荷载不会直接传递到输出部件O m2侧。
[0081]另外，上述实施方式中，轮架的外周均兼做轴承销的内圈，但本发明中，并不限定于此，也可设置容纳轴承销的专用的(独立的)内圈。
[0082]本发明不仅能够适用于风力发电设备的偏航驱动系统，也可以适用于改变刮板方向的节距驱动系统，而且还可以适用于在同样承受风力负载而可能发生动力的逆流现象的太阳能发电的受光板等中，改变其受光方向和受光角度的减速装置，且能够得到同样的作用效果。即，本发明能够适宜地使用于在因疾风和强风等而可能承受意想不到的大荷载的环境中使用的自然能量的回收系统用减速装置。并且，还能够适用于自然能量的回收系统以外的用途、例如建设机械的回转驱动装置。
【权利要求】
1.一种减速装置，其特征在于，具备:内齿轮；及输出部件，经由轴承支承于外壳，所述内齿轮的内齿由配置在形成于所述外壳的销槽中的第I销部件构成，所述轴承由配置在所述外壳的所述销槽中的第2销部件构成，并且，该第2销部件的外径形成为大于所述第I销部件的外径。
2.根据权利要求1所述的减速装置，其特征在于，所述第2销部件的外径比所述第I销部件的外径大公差单位W的5倍以上。
3.根据权利要求1或2所述的减速装置，其特征在于，所述第2销部件的外径与所述第I销部件的外径之差为公差单位W的15倍以下。
4.根据权利要求1?3中任一项所述的减速装置，其特征在于，所述第2销部件的外径小于所述销槽的内径。
5.根据权利要求1?4中任一项所述的减速装置，其特征在于，所述第2销部件配置在比所述第I销部件更靠轴向负载相反侧的位置。
【文档编号】F16H57/021GK104074927SQ201410064929
【公开日】2014年10月1日 申请日期:2014年2月25日 优先权日:2013年3月25日
【发明者】峯岸清次, 浅野大作, 鹤身洋 申请人:住友重机械工业株式会社