CN101228367B - 行星齿轮装置 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种行星齿轮装置，其具有能够解决以往装置问题的新行星齿轮机构。行星齿轮具有同轴且一体的至少两个齿数不同的第1和第2齿轮(B、E)。设置有两个基本轴的一方太阳外齿轮或太阳内齿轮具有至少两个分别与行星齿轮的第1和第2齿轮(B、F)啮合并能相对旋转的第3和第4齿轮(C、F)。第1齿轮(B)与第3齿轮(C)的齿数比不同于第2齿轮(E)与第4齿轮(F)的齿轮比。设置有一个基本轴的太阳外齿轮或太阳内齿轮具有同轴且一体的分别与第1和第2齿轮(B、E)啮合的至少两个第5和第6齿轮(A、D)。第1齿轮(B)与第5齿轮(A)的齿数比、等于第2齿轮(E)与第6齿轮(D)的齿数比。

Description

行星齿轮装置

技术领域

本发明涉及一种行星齿轮装置，详细地说，涉及一种行星齿轮机构的三个基本轴(驱动轴、输入轴、固定轴)全是具有与装置的中心轴同一旋转轴心的K元件的、具有3K型行星齿轮机构的行星齿轮装置。

背景技术

众所周知，机械元件维系着人类文明，构成产业的根基，可以说，作为其中之一的齿轮机构的基本动作原理几乎在古希腊、古罗马时代就完成了其发明，并一直延续到现在。因而，在近100年中，应特别介绍的发明是谐波齿轮和奇异行星齿轮等。此外，在具有悠久历史的齿轮机构中，可以说高效率、高减速比一直是人们的追求。人们长期寻求一种结构简单、具有高减速比、且可传递较大转矩的高效率的齿轮机构，为了实现这种齿轮机构，众多的研究者一直从事着研究。

近年来，由于谐波齿轮的发明，可以实现一定程度的高减速比、高效率的机构，当前在众多机械领域巩固了其独占地位。但是，谐波齿轮中相啮合的齿较少，不适合传递大转矩。因此，非常期待相啮合的齿较多、不需要特殊齿轮、容易小型化的作为以往类型行星齿轮机构的奇异行星齿轮。

所谓奇异齿轮机构(Furgusson’s Mechanical Paradox机构)是安装于一个轴上的齿数相互不同的两个齿轮与其他共用齿轮相啮合的机构，自古以来，奇异齿轮机构被用于收音机的可变电容器用调谐度盘机构、螺旋桨(propeller)可变间距机构等。而且，由两角宗治先生研发出了在行星齿轮上使用奇异齿轮机构的奇异行星齿轮装置。奇异行星齿轮可以以简单的结构实现极大的减速比，在相啮合齿轮的较多、可以传递大转矩这一点上比谐波齿轮有优越性。

而且，最近，虽然打印机等使用的极小的齿轮有使奇异行星齿轮实用化的例子，并越来越引人注目，但是，由于其基本上是一对齿轮进行啮合的机构，所以，齿的强度弱，能传递的转矩小，被指出其存在效率仍较差的缺点，还会产生锁定状态，由于上述等情况，使得奇异行星齿轮作为齿轮机构的完成度较低。

专利文献1：日本特开2000-274495号公报

专利文献2：日本特开2004-19900号公报

专利文献3：日本特开2003-194158号公报

专利文献4：日本特开2001-317598号公报

非专利文献1：两角宗晴，《行星齿轮与差动齿轮的设计计算法》，产经出版社，1984年6月

非专利文献2：中田孝，《变位齿轮》，日本机械学会，1996年6月

对于现有技术的能够进行大减速的机构而言，例如，即使是谐波齿轮、奇异行星齿轮，作为机构也是不完备的，对于大减速比且高效率地传递高转矩而言不是有利的机构。因而，为了解决该问题，通过改变齿形或齿数等规格并不能从根本上解决问题。

(3K型的现有技术)

虽然行星齿轮装置的种类非常多，但是最近通常采用クドリヤフツエフ氏分类法。行星齿轮机构由驱动轴(输入轴)，从动轴(输出轴)、固定轴(约束轴)三根基本轴组成，这些基本轴同轴配置。现在，如果用K表示作为基本轴的太阳轮(包括太阳外齿轮、太阳内齿轮)的轴，用H表示行星架轴，用V表示行星齿轮轴，则行星齿轮机构可以分类成2K-H型、3K型、K-H-V型和由两个以上的2K-H型连接而成的复合行星齿轮机构。虽然，3K型与2K-H型的奇异行星齿轮是公知的，但是专利文献1～4全都涉及3K型奇异行星齿轮。

此外，对于含有奇异行星齿轮的行星齿轮机构而言，例如在非专利文献1中网罗了速比、效率、轴转矩并对它们进行了分析了。因而，在现有技术中，所谓3K型奇异行星齿轮和与之类似的普通3K型行星齿轮，在理论上也是公知的技术，已经确立了其技术。

本申请是在3K型行星齿轮机构中与现有技术不同的齿轮机构。因此，为了明确与现有技术的不同，并说明本申请的技术优越性，详述以往类型的齿轮机构。

(3K型行星齿轮机构的分类)

3K型行星齿轮机构有两种，它们分别是对固定轴、从动轴、驱动轴这三个轴分配两个太阳内齿轮(ring gear)和一个太阳外齿轮(sun gear)而成的机构(称为I型)、以及具有两个太阳外齿轮与一个太阳内齿轮的机构(称为II型)。一般来说，I型行星齿轮机构是以太阳内齿轮中的一个太阳内齿轮为固定轴、以另一个太阳内齿轮为从动轴、以太阳外齿轮为驱动轴。II型行星齿轮机构是以太阳外齿轮中的一个太阳外齿轮为固定轴、以另一个太阳外齿轮为从动轴、以太阳内齿轮为驱动轴。上述两种机构都是想要实现大减速的机构。

此外，行星齿轮机构自不必说，但是在固定轴不被固定(约束)、驱动轴无法受到固定轴的反作用力的情况下，固定轴与从动轴无法进行相对的旋转位移，成为刚体。换句话说，利用驱动轴的来自固定轴的反作用力来驱动从动轴，使相对于固定轴被减速了的相对旋转输出到从动轴上。

本发明涉及I、II型这两种行星齿轮机构，示出I型的现有技术与II型的现有技术，对于本发明的新机构，详述其与现有技术相比的优越性。

(3K型行星齿轮机构的详细分类的定义)

接下来，在3K型行星齿轮中，描述作为典型的现有技术的奇异行星齿轮、不是奇异行星齿轮的以往型的行星齿轮、以及本申请示出的新行星齿轮机构。因而，对于这三个机构及上述I、II型机构，为了便于说明，将I型的称为“3K-I型奇异行星齿轮”、“3K-I型普通行星齿轮机构”、“本申请新型3K-I型行星齿轮机构”。此外，将II型的称为“3K-II型奇异行星齿轮”、“3K-II型普通行星齿轮机构”、“本申请新型3K-II型行星齿轮机构”。

<3K-I型奇异行星齿轮机构>

图1中示出属于现有技术的3K-I型的3K奇异行星齿轮的简图。附图标记A表示太阳外齿轮，附图标记B表示行星齿轮，附图标记C、D表示太阳内齿轮。

所谓奇异行星齿轮机构，是安装于一个轴的齿数相互不同的两个齿轮与其他共用齿轮相啮合的机构。因而，奇异行星齿轮机构是把与作为一个齿轮的行星齿轮(planet gear)相啮合的齿数相互不同的两个齿轮设于太阳外齿轮(sun gear)、或者设于太阳内齿轮(ring gear)上的机构。

因而，虽然齿数相互不同，但为了与另一个轴的同一齿轮啮合，必须在太阳外齿轮、或者太阳内齿轮上施以极端的变位。

也就是说，为了在通常使用的范围内做出在同一轴间距下固定一个轴的齿轮的齿数、而另一个轴上的齿轮的齿数不同的啮合，不得不脱离作为齿轮的正常的形态。如果轴间距确定，一方的齿数与模数确定，则另一方的模数相等，另一方的齿数比由内分中心距的齿数来确定。因而，为了使另一方具有两个不同的齿数，不得不进行变位，改变节圆。因而，由于过度的变位，因此打滑率大而效率低，存在在上述情况最严重时齿轮成为不能正常传递旋转的锁定状态这样的缺点。

在3K-I型的情况，把驱动轴、从动轴、固定轴这三根基本轴分配于两个太阳内齿轮C、D与一个太阳外齿轮A。以下，对最一般的情况，也就是以太阳外齿轮A为驱动轴，把太阳内齿轮C设定为从动轴，把太阳内齿轮D设定为固定轴的情况，以非专利文献1(第124～第128页)为例，进行说明。

在本例中，使齿轮A、B、C、D的齿数分别为Za＝24，Zb＝25，Zc＝72，Zd＝75，以太阳外齿轮A为驱动轴，以太阳内齿轮D为固定轴，以太阳内齿轮C为从动轴。而且，行星齿轮的配置个数(以下称为“行星配置个数”)为3，像在非专利文献1中那样，速比u＝1/100，减速比为100，是极大减速比。

各行星齿轮以相同的相位啮合于太阳外齿轮、太阳内齿轮的条件是，行星齿轮的配置个数(本例中为3)为太阳外齿轮的齿数与太阳内齿轮的齿数的公约数。由此，在本例中，太阳外齿轮A与两个太阳内齿轮C、D的齿数Za、Zc、Zd以3为约数，各行星齿轮B以完全相同的相位关系与太阳外齿轮A、太阳内齿轮C、D啮合。

在非专利文献1中记载有“为了设计使用奇异行星齿轮的3K型行星齿轮装置必须使用变位齿轮理论进行计算，使得各齿轮的啮合中心距相等，而且为了把总载荷等分给几个行星齿轮，必须满足上述组装条件”，奇异行星齿轮使具有不同齿数的两个太阳内齿轮与同一行星齿轮啮合。因而，两个太阳内齿轮的齿数差越大，则以相同的啮合中心距相啮合齿轮的变位系数差越大，而且，两个太阳内齿轮的齿数差越大，则所输出的减速比越接近小于100的值，逐渐失去奇异行星齿轮的优越性。

通过使具有不同齿数的太阳内齿轮啮合于同一行星齿轮的行星齿轮机构的制约，两个太阳内齿轮的齿数差与行星齿轮的配置个数相等，而且，以不同齿数啮合于同一行星齿轮的两个太阳内齿轮的变位系数差，相应于行星齿轮的配置个数、也就是两个太阳内齿轮的齿数差而增加。由此，若行星齿轮的配置个数变少，则因变位系数而做不出齿轮。

如果使齿轮A、B、C、D的变位系数分别为Xa、Xb、Xc、Xd，则在本例中，Xa＝0.0191，Xb＝0.1671，Xc＝0，Xd＝1.705。也就是说，内齿轮C具有接近可以成为齿轮的极限的变位系数。

3K-I型奇异行星齿轮的问题如下所述。

(1)存在着行星齿数配置个数与成为从动轴、固定轴的齿轮的齿数差相等这样的制约，结果行星齿轮配置个数少。因而，传递的转矩小。

(2)在齿数差与行星配置个数相同时，各行星齿轮以完全相同的相位关系与太阳外齿轮、太阳内齿轮啮合。因而，不存在各行星的相位重合，因此，无法平稳地传递旋转。

(3)存在着行星配置个数与成为从动轴、固定轴的齿轮的齿数差相等这样的制约，并且必然需要较大的变位系数，因此，滑动系数大，无法实现效率高的齿轮机构。特别是，在转矩小的区域，损失所占的比率大，效率降低。

(4)两个太阳内齿轮的齿数差等于行星配置个数，产生与该齿数差对应的两个太阳内齿轮的速比之差。因而，奇异行星齿轮在减小速比之差而加大减速比方面有限。

(5)如果速比差大，则行星齿轮在离开啮合位置的部位从太阳内齿轮受到不同的力，产生欲倒向与速比差成比例的太阳外齿轮圆周方向的力，在行星齿轮与太阳内齿轮的两端部产生偏应力，在端部上产生不均匀磨损。因而，3K-I型奇异行星齿轮机构是耐久性差的齿轮机构。换句话说，速比差小而减速比大的齿轮，虽然耐久性好，但是存在着行星配置个数与成为从动轴、固定轴的齿轮的齿数差相等这样的制约，仅能在该制约的范围内实现。

<3K型-I型普通行星齿轮机构>

图2中示出作为现有技术的3K-I型普通行星齿轮机构的简图。

3K-I型普通行星齿轮机构，除了具有由一组太阳外齿轮A、行星齿轮B、太阳内齿轮C组成的行星齿轮机构外，具有与行星齿轮B同轴的另一个行星齿轮D、和啮合于该行星齿轮D的太阳内齿轮E。最通常的情况是以太阳外齿轮A为驱动轴、把太阳内齿轮E设定为从动轴、把太阳内齿轮C设定为固定轴，以下说明该情况。

如果设齿轮A、B、C、D、E的齿数为Za、Zb、Zc、Zd、Ze，则速比u为式1

$U=\frac{\mathrm{Za}\&CenterDot;(\mathrm{Zb}\&CenterDot;\mathrm{Ze}-\mathrm{ZcZd})}{\mathrm{Zb}\&CenterDot;\mathrm{Ze}\&CenterDot;(\mathrm{Za}+\mathrm{Zc})}$

例如，如果设Za＝24，Zb＝12，Zc＝48，Zd＝11，Ze＝47，则速比u＝1/47，减速比为其倒数47。该情况的行星配置个数为3。

也就是说，行星可能配置个数是太阳外齿轮(齿轮A)的齿数(24)与太阳内齿轮(齿轮C)的齿数(48)之和(72)的约数，行星配置个数选择3。如果使与行星齿轮B同轴的另一个行星齿轮D的齿数(Zd)为11，则啮合于行星齿轮D的太阳内齿轮E的齿数(Ze)为“Zd·Zc/Zb±行星配置个数”，所以选择“Zd·Zc/Zb+行星配置个数”的51。也就是说，齿数(Ze)为与行星齿轮的齿数从Zb变化到Zd时对应的太阳内齿轮的齿数(Zd·Zc/Zb)，具有按行星配置个数的不同而不同的齿数。也就是说，从广义上讲，行星配置个数为齿数之差。换句话说，奇异行星齿轮的行星可能配置个数为Zd＝Zb之时的解。

与3K-I型奇异行星齿轮同样，3K-I型普通行星齿轮机构是可以得到大减速比的机构，起同样的作用。但是，太阳内齿轮的齿数受行星配置个数之差的影响，因此，太阳内齿轮与3K-I型奇异行星齿轮同样，太阳内齿轮不得不具有较大的变位。

如果列举3K-I型普通行星齿轮机构的问题，则如下所述。

(1)由于齿数差与行星配置个数的关系，结果导致行星配置个数减少，与奇异行星齿轮同样，能够传递的转矩小。

(2)与奇异行星齿轮同样必然需要较大的变位系数，因此，滑动系数大，无法实现效率高的齿轮机构。

(3)因为行星配置个数的制约，在加大减速比方面有限。

(4)产生欲使行星齿轮倒向太阳外齿轮圆周方向的力，在行星齿轮与太阳内齿轮的两端部产生偏的应力，在端部产生不均匀磨损。

(5)原来是没有啮合于行星齿轮(齿轮D)的太阳外齿轮。因而，从轴截面不同的太阳外齿轮(齿轮A)、行星齿轮(齿轮B)、太阳内齿轮(齿轮C)之间的啮合得到太阳内齿轮(齿轮E)的旋转的反作用力。因而，结构学上产生欲倒向太阳外齿轮圆周方向的力。由此，3K-I型普通行星齿轮机构是比3K-I型奇异行星齿轮更容易在结构学上在齿轮端部产生磨损的机构。换句话说，3K-I型奇异行星齿轮可以称为改善了该结构学上的问题的机构。

(3K-II型普通行星齿轮机构的现有技术)

接下来，详述上述3K-II型普通行星齿轮机构的现有技术。

所谓II型普通行星齿轮机构，是以太阳外齿轮(太阳轮)中的一个太阳外齿轮为固定轴，以另一个太阳外齿轮为从动轴，以太阳内齿轮(ring gear)为驱动轴，都得到大减速的机构。也就是说，II型普通行星齿轮机构以太阳内齿轮为旋转输入(驱动轴)，是在两个太阳外齿轮之间产生相对旋转的机构。

图3是表示3K-II型奇异行星齿轮机构的简图，图4是表示3K-II型普通行星齿轮机构的简图。从图中可以看出，即使现有技术也可以实现3K-II型行星齿轮机构。但是，3K-II型行星齿轮机构用得不多。其理由是：太阳外齿轮的齿数少于太阳内齿轮的齿数，因此，在齿数比不同的齿轮机构、即3K-II型行星齿轮机构中，与3K-I型相比具有变位变大等现有技术的问题明显地显现出来的倾向，与3K-I型相比是不利的。

<3K型-II型奇异行星齿轮机构>

如图3中所示，3K型-II型奇异行星齿轮机构具有相对旋转自由的两组太阳外齿轮A、D、行星齿轮B、太阳内齿轮C。驱动轴、从动轴、固定轴这三根基本轴中的驱动轴被分配给太阳内齿轮C，其中的从动轴与固定轴被分配给太阳外齿轮A、D。此外，行星齿轮B与齿数相互不同的两个太阳外齿轮A、D啮合，或者，与太阳内齿轮C啮合。因而，通过使齿轮A或齿轮D的某一方相对于太阳内齿轮C的旋转被固定，输入到太阳内齿轮C的旋转在齿轮A与齿轮D间产生被减速了的相对旋转。

对于3K型-II型奇异行星齿轮机构而言，行星配置个数少，传递转矩小，齿数差与行星配置个数相同，各行星齿轮以完全相同的相位关系与太阳外齿轮、太阳内齿轮啮合，无法平稳地传递旋转，由于上述情况等，存在与3K-I型奇异行星齿轮机构完全同样的问题。

<3K型-II型普通行星齿轮机构>

如图4中所示，3K-II型普通行星齿轮机构，除了具有由一组太阳外齿轮A、行星齿轮B、太阳内齿轮C组成的普通行星齿轮机构外，还具有与行星齿轮B同轴的另一个行星齿轮E、和啮合于该行星齿轮E的太阳外齿轮D。

因而，3K型-II型普通行星齿轮机构，是输入到太阳内齿轮C的旋转通过使齿轮A或齿轮D的某一方相对于太阳内齿轮C的旋转被固定，在齿轮A与齿轮D间产生被减速了的相对旋转的机构，其动作与3K型-II型奇异行星齿轮机构完全相同。

可以认为，3K型-II型普通行星齿轮机构具有与3K型-II型奇异行星齿轮机构或3K型-I型普通行星齿轮机构共同的问题。例如，与奇异行星齿轮同样，3K型-II型普通行星齿轮机构的行星配置个数少，能够传递的转矩小，此外，无法实现效率高的齿轮机构。

此外，由于没有与一方行星齿轮E啮合的太阳内齿轮，所以与3K-I型普通行星齿轮机构同样，在结构学上产生欲使行星齿轮E倾倒的力，比奇异行星齿轮更容易在齿轮端部产生不均匀磨损。

上述以往的3K型行星齿轮机构的问题是行星齿轮的结构所导致的，因而，为要解决其问题，靠改变齿形或齿数等规格是无法彻底解决问题的。由此，为了解决上述问题，只有追溯到作为减速机构根源的齿轮减速理论，利用在结构学上与现有技术不同的新齿轮机构，才能解决问题。

发明内容

本发明鉴于这种情况，提供一种可以解决以往装置的问题的、具有新行星齿轮机构的行星齿轮装置。

本发明提出不是一种奇异齿轮机构的、返回到奇异齿轮机构理论而新行星齿轮机构。虽然奇异齿轮机构是安装于一个轴的齿数相互不同的两个齿轮与其他共用齿轮啮合的机构，但是本发明是在行星齿轮轴上设置被一体构成的齿数相互不同的齿轮而不是设置一个齿轮，相对于其行星的两个齿轮在太阳外齿轮或太阳内齿轮上设置齿数相互不同的多个齿轮。

虽然本发明的行星齿轮装置发挥与奇异行星齿轮机构同样的作用，但是相对于奇异行星齿轮增加了减速比在设计上的自由度，结果，可以增多行星的配置个数，可传递高转矩，而且，可以实现更大的减速比，效率高。

为了解决上述课题，本发明提供一种像以下这样构成的行星齿轮装置。

一种行星齿轮装置，其具有3K型行星齿轮机构，该3K型行星齿轮机构具有太阳外齿轮、太阳内齿轮和行星齿轮，在上述太阳外齿轮或上述太阳内齿轮的某一方上设置作为三个基本轴的驱动轴、从动轴、固定轴之中的两个轴，在上述太阳外齿轮或上述太阳内齿轮的另一方上设置另一个上述基本轴，该3K型行星齿轮机构通过传递旋转进行增减速。上述行星齿轮具有同轴且一体的齿数不同的至少两个第1和第2齿轮。设置有两个上述基本轴的上述一方上述太阳外齿轮或上述太阳内齿轮具有分别与上述行星齿轮的上述第1和第2齿轮啮合、且能够相对旋转的至少两个第3和第4齿轮。上述第1齿轮与上述第3齿轮的齿数比与上述第2与上述第4齿轮的齿数比不同。设置有上述一个基本轴的上述另一方上述太阳外齿轮或上述太阳内齿轮，具有同轴且一体的分别与上述行星齿轮的上述第1和第2齿轮啮合的至少两个第5和第6齿轮。上述第1齿轮与上述第5齿轮的齿数比与上述第2齿轮与上述第6齿轮的齿数比相等。

在上述构成中，具有同轴且一体的第1和第2齿轮的行星齿轮、与具有同轴且一体的第5齿轮和第6齿轮的另一方太阳外齿轮或太阳内齿轮，其相互啮合的第1齿轮与第5齿轮的齿数比等于第2齿轮与第6齿轮的齿数比，所以能够相对旋转。

在上述构成中，一方太阳外齿轮或太阳内齿轮所具有的能够相对旋转的第3和第4齿轮，啮合于行星齿轮所具有的同轴且一体的第1和第2齿轮。由于相互啮合的第1齿轮与第3齿轮的齿数比、与第2齿轮与上述第4齿轮的齿数比不同，所以第3齿轮旋转量与第4齿轮旋转量相对于行星齿轮的第1和第2齿轮的旋转不同。

例如，在固定了具有同轴且一体的第5和第6齿轮的另一方太阳外齿轮或太阳内齿轮的情况下，由于第1齿数与第2齿轮的齿数不同，所以可以减小第1齿轮和第3齿轮的齿数比、与第2齿轮和上述第4齿轮的齿数比之差，可以在第3齿轮与第4齿轮之间得到大减速比。

作为一种优选方式，在上述太阳外齿轮上设置作为三个上述基本轴的上述驱动轴、上述从动轴、上述固定轴中的两个，在上述太阳内齿轮上设置另一个上述基本轴。

作为另一种优选方式，在上述太阳内齿轮上设置作为三个上述基本轴的上述驱动轴、上述从动轴、上述固定轴中的两个，在上述太阳外齿轮上设置另一个上述基本轴。

最好是，上述行星齿轮具有与上述太阳外齿轮和上述太阳内齿轮的啮合相位不同的多个组，并以等角度间隔配置。

采用上述结构，可传递高转矩。

最好是，上述行星齿轮的上述第1和第2齿轮，中心距相等，啮合于上述太阳外齿轮和上述太阳内齿轮。

采用上述结构，与太阳外齿轮、太阳内齿轮的轴平行地配置行星齿轮，可以传递旋转。

最好是，齿数比相等的上述第1齿轮与上述第5齿轮的节圆，等于上述第2齿轮与上述第6齿轮的节圆。齿数比不同的上述第1齿轮与上述第3齿轮的节圆，和上述第2齿轮与上述第4齿轮的节圆不同。

虽然在以往装置中，在齿数比不同的情况下为了使节圆相等而实施变位，但是因此产生不合理的变位。采用上述结构，则在齿数比不同的情况下也可以不实施不合理的变位。

最好是，在上述太阳内齿轮的齿数，与上述行星齿轮齿数的2倍与上述太阳外齿轮齿数之和不同时，对上述太阳内齿轮、上述行星齿轮和上述太阳外齿轮中的至少一个实施变位。

采用上述结构，能传递行星齿轮装置的旋转。

最好是，上述行星齿轮在太阳轮的周围以等角度间隔配置，上述行星齿轮的个数与上述行星齿轮的齿数互质(也就是说，没有1以外的公约数)。

采用上述结构，可以使行星齿轮的啮合相位完全不同。

最好是，在上述太阳外齿轮与上述太阳内齿轮之间具有旋转轴承机构。

采用上述结构，可以使行星齿轮机构小型化。

最好是，上述行星齿轮具有同轴且一体的与上述第1和第2齿轮不同的至少一个第7齿轮。在上述太阳外齿轮和上述太阳内齿轮的至少一方上形成有与第7齿轮啮合的第8齿轮。

采用上述结构，齿轮的啮合互相重叠，能更平稳地传递旋转。

最好是，上述行星齿轮具有同轴且一体的与上述第1和第2齿轮不同的至少一个齿轮。上述行星齿轮所具有的同轴且一体的三个以上上述齿轮中的一个以上上述齿轮为螺旋状，该螺旋状的上述齿轮啮合于上述太阳外齿轮和太阳内齿轮的至少一方或两方。

采用上述结构，在轴向以螺旋状延长、且在多个部位啮合的螺旋状的齿轮抵消轴向作用力。因此，由于不需要承受轴向力的轴承，所以可设计紧凑的装置。

最好是，在设上述第1～第4齿轮的齿数为Z1～Z4，设同时增加或减少上述第3和第4齿轮的齿数Z3、Z4而得的假想齿数为Z3′、Z4′时，

(a)Z1∶Z3′＝Z2∶Z4′，而且

(b)|Z3-Z3′|＝1或2，而且

(c)|Z4-Z4′|＝1或2。

采用上述结构，可以使第3和第4齿轮的齿数Z3、Z4两方，相对于齿数比与第1和第2齿轮齿数比相等的齿数Z3′、Z4′同时增加或减少。通过像这样使第3和第4齿轮的齿数Z3、Z4两方在同一方向上增减，可以得到比仅第3和第4齿轮的齿数Z3、Z4的一方相对于与第1或第2齿轮的齿数比相等的齿数Z3′、Z4′增减的情况更大的减速比。

此外，通过使增减的齿数|Z3-Z3′|、|Z4-Z4′|为1或2，可以减小齿轮的变位量。

因而，可以既尽可能减小变位，又加大减速比。

上述第1齿轮与上述第2齿轮，上述第3齿轮与上述第4齿轮，上述第5齿轮与上述第6齿轮，是分别朝相反方向螺旋的斜齿轮。

采用上述结构，容易把行星齿轮的轴向位置保持恒定。此外，通过取消或减小推力轴承，可以使构造简单。

本发明的行星齿轮装置具有新行星齿轮机构，可以解决以往装置的问题。也就是说，增加减速比在设计上的自由度，结果，可以增多行星的配置个数，可传递高转矩，且可以实现更大的减速比，效率高。

附图说明

图1是3K-I型奇异行星齿轮机构的简图(以往例)。

图2是3K-I型普通行星齿轮机构的简图(以往例)。

图3是3K-II型奇异行星齿轮机构的简图(以往例)。

图4是3K-II型普通行星齿轮机构的简图(以往例)。

图5是3K-I型行星齿轮机构的简图(实施例1)。

图6a是3K-I型行星齿轮机构的剖视图(实施例1)。

图6b是3K-I型行星齿轮机构的剖视图(实施例1)。

图7是3K-I型行星齿轮机构的简图(变形例1)。

图8是3K-I型行星齿轮机构的剖视图(变形例1)。

图9是3K-I型行星齿轮机构的简图(变形例2)。

图10是3K-I型行星齿轮机构的剖视图(变形例2)。

图11是3K-II型行星齿轮机构的简图(实施例2)。

图12是3K-II型行星齿轮机构的剖视图(实施例2)。

图13是3K-II型行星齿轮机构的简图(变形例3)。

图14a是3K-I型行星齿轮机构的剖视图(实施例3)。

图14b是3K-I型行星齿轮机构的剖视图(实施例3)。

附图标记说明

30、30a、30b、30x行星齿轮装置

32、32x太阳外齿轮

34、34x行星齿轮

36、36x太阳内齿轮

38、38x太阳内齿轮

70行星齿轮装置

72、73太阳外齿轮

74行星齿轮

76太阳内齿轮

具体实施方式

以下，参照图5～图13，说明本发明的实施方式。

<本申请新型3K-I型行星齿轮机构>

首先，参照图5～图10说明本发明第1实施方式的本申请新型3K-I型行星齿轮机构。

原来，不认为3K-I型行星齿轮机构像现有技术那样由齿数差而产生其旋转减速比之差，3K-I型行星齿轮机构从根本上可以被看作具有共用行星轴V的两组太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的行星齿轮机构，可以理解成因其行星的齿数比差，而产生其旋转减速比之差。

本申请新型3K-I型行星齿轮机构，如果看成轴向位置不同的两组行星齿轮机构相结合而成的机构，则容易理解其动作。

图5中表示本申请新型3K-I型行星齿轮机构的简图。第1组行星齿轮机构具有太阳外齿轮A、行星齿轮B、太阳内齿轮C。另一组行星齿轮机构具有太阳外齿轮D、行星齿轮E、太阳内齿轮F。例如，齿轮B、E对应于权利要求书中所述的“第1和第2齿轮”，齿轮C、F对应于“第3和第4齿轮”，齿轮A、D对应于“第5和第6齿轮”。设齿轮A、B、C、D、E、F的齿数分别为Za、Zb、Zc、Zd、Ze、Zf。

齿轮A与齿轮D同轴，齿轮B与齿轮E同轴。齿轮A与齿轮B啮合，齿轮D与齿轮E啮合。为了在齿轮A与齿轮B之间、和齿轮D与齿轮E之间传递同一旋转，互相啮合的两组齿轮A、B；D、E的齿数比必须相等，所以Za/Zb＝Zd/Ze。

此外，为了使齿轮C与齿轮F相对旋转，它们具有与行星齿轮B、E不同的旋转，必须满足Zc/Zb≠Zf/Ze。

因而，在把图5看成一个行星齿轮机构时，太阳外齿轮与行星齿轮分别具有齿数比相等的两组齿轮(A、D；B、E)，另一方面，行星齿轮与太阳内齿轮分别具有齿数比不同的两组齿轮(B、E；C、F)。

本机构在其结构上产生结构学的制约，由此可以得出以下结论。

(1)本机构是所有中心距相等的齿轮机构，节圆在齿数比相等的两组太阳外齿轮、行星齿轮上相等，在齿数比不等的两组行星齿轮与太阳内齿轮上不等。此外，齿数比不同的太阳内齿轮的分度圆必须不同。

(2)3K-I型行星齿轮机构的两组齿数比是太阳外齿轮与行星齿轮相等、太阳内齿轮与行星齿轮不同。(太阳外齿轮的齿数/行星齿轮的齿数相等，太阳内齿轮的齿数/行星齿轮的齿数不同。)

(3)行星齿轮的配置个数为太阳外齿轮与太阳内齿轮之和的约数，由于两组行星齿轮机构的啮合为两组行星齿轮同轴，所以为两组太阳外齿轮与太阳内齿轮之和的约数的公约数，行星的配置个数越多，则本机构越成为小型且能传递高转矩的机构。

(4)两组太阳内齿轮相对于行星齿轮的速比之差越小，则减速比越大，而且齿轮的磨损减少，成为耐久性好的齿轮机构。

(5)变位系数小的齿轮机构打滑率小，效率高。

由此，考虑到上述1～4，为了做出减速比大、耐久性、耐载荷性好的齿轮机构，只要示出如下的行星齿轮配置方法和齿数设定方法即可，即，通过减小两组齿轮机构的相啮合的齿数比差，从而减小太阳外齿轮向周围的倾倒力，而且实现了变位系数小的齿轮的组合，而且增多了行星配置个数。

以下，以行星配置方法为主，描述本申请新型3K-I型行星齿轮机构。

(本申请新型3K-I型行星齿轮机构的减速比)

首先，以由齿轮A、B、C组成的行星齿轮机构为行星齿轮机构1，以由另一组由齿轮D、E、F组成的行星齿轮机构为行星齿轮机构2，在分别在太阳外齿轮与太阳内齿轮间给予1圈的相对旋转时，相对于行星齿轮B、E的轴，太阳外齿轮A、D、太阳内齿轮C、F的旋转位置关系如下表1所述。

表1

	行星齿轮机构1	行星齿轮机构2
			太阳外齿轮的位置	Hs1＝Zc/(Za+Zc)	Hs2＝Zf/(Zd+Zf)
太阳内齿轮的位置	Hr1＝Za/(Za+Zc)	Hr2＝Zd/(Zd+Zf)

由于以行星齿轮机构1的内齿轮为固定轴，所以旋转被施加到行星齿轮机构1的太阳外齿轮与行星齿轮机构2的太阳内齿轮之间。此外，两组太阳外齿轮与行星齿轮，齿数比相等，行星齿轮B、E相对于太阳轮A、D仅有一个旋转位置。也就是说，行星齿轮机构2的太阳外齿轮的位置Hs2被固定于行星齿轮机构1的公转位置。由此，对施加到行星齿轮机构1的太阳外齿轮与太阳内齿轮之间的1圈的相对旋转而言，在行星齿轮机构2中相当于Hs1/Hs2的旋转，由此，行星齿轮机构2的太阳内齿轮的位置成为Hr2·Hs1/Hs2。

因而，行星齿轮机构1与行星齿轮机构2的太阳内齿轮的相对旋转(速比u)为u＝Hr1-Hr2·Hs1/Hs2，其倒数为减速比K，

K＝1/(Hr1-Hr2·Hs1/Hs2)

＝(Za+Zc)·Zf/(Za·Zf-Zd·Zc)...(1)

用此式，逆推一般的奇异行星齿轮的计算式，下面证明此式成立。

图1中所示的现有技术的3K奇异行星齿轮的减速比K′，如设图1中的齿轮A～D的齿数为Za′～Zd′，设齿轮A为驱动轴(输入)，设齿轮C为从动轴(输出)，设齿轮D为固定轴，则

K′＝(1+Zd′/Za′)/(1-Zd′/Zc′)...(1)′

把针对图5的式(1)如下地变形。也就是说，因为使图5的齿轮A～F对应于图1的齿轮A～D，故使式(1)的各齿轮对应于图1的各齿轮。

从动轴虽然在式(1)中是齿轮F，但是在式(1)′中是齿轮C，固定轴虽然在式(1)中是齿轮C，但是在式(1)′中是齿轮D，所以，如果把式(1)的Za改写成Za′，把Zc改写成Zd′，把Zd改写成Za′，把Zf改写成Zc′，则成为

K＝(Za+Zc)·Zf/(Za·Zf-Zd·Zc)...(1)

＝(Za′+Zd′)·Zc′/(Za′·Zc′-Za′·Zd′)

＝(1+Zd′/Za′)/(1-Zd′/Zc′)

可以导出式(1)′。也就是说，可知：式(1)′是在式(1)中使行星齿轮机构1、行星齿轮机构2的太阳外齿轮的齿数与行星齿轮的齿数相等时的特解。

(本申请新型3K-I型行星齿轮机构的行星齿轮的配置方法的原则)

接下来，说明行星齿轮的配置及其配置个数。行星齿轮的配置个数的原则如下。

(1)行星配置个数(N)是太阳外齿轮与太阳内齿轮的齿数之和的约数。在行星齿轮机构1与行星齿轮机构2共有行星齿轮的轴的本申请新型3K-I型行星齿轮机构中，成为两个太阳外齿轮与太阳内齿轮的齿数之和的公约数。也就是说，成为(Za+Zc)与(Zd+Zf)的公约数。

(2)如设行星配置个数(N)与太阳外齿轮、太阳内齿轮的公约数为q，则具有以N/q的组的相同相位关系与太阳外齿轮和太阳内齿轮啮合的齿轮，具有相同相位的齿轮的个数为q。

基于该原则，下面在具体示出齿数的同时详述本申请的行星齿轮机构的行星配置方法。

(行星齿轮机构的齿轮设定方法1)

说明以下的齿数、行星配置个数的设定方法。

行星齿轮机构1：Za＝27，Zb＝9，Zc＝45

行星齿轮机构2：Zd＝30，Ze＝10，Zf＝51

行星配置个数：9个

(关于行星齿轮机构1)

(1)在太阳内齿轮的齿数为太阳外齿轮的齿数与行星齿轮的齿数的两倍之和时，太阳内齿轮不实施变位就可以使各齿轮相啮合。也就是说，可以使节圆与分度圆相等。在行星齿轮机构1中，Zc＝Za+2·Zb成立，可以使节圆与分度圆相等。

(2)如果行星齿轮的齿数与行星齿轮的配置个数相等，则必然地，太阳外齿轮、太阳内齿轮的齿数，其约数包含行星齿轮的配置个数，因而，所有的行星齿轮以相同相位啮合于太阳外齿轮和太阳内齿轮。即使在行星的齿数多、也就是节圆与分度圆相等的情况，也同样为以相同相位相啮合。

(3)此外，由于Za/Zb＝3，Zc/Zb＝5，所以行星齿轮的齿数为太阳外齿轮的齿数、太阳内齿轮的齿数的约数，行星齿轮在所有配置个数的情况下都具有相同相位，成为齿轮啮合。

(4)太阳内齿轮的齿数与太阳外齿轮的齿数之和(Za+Zc)为8·Zb。也就是说，在Zc＝Za+2·Zb成立时，行星配置个数为太阳内齿轮齿数和太阳外齿轮齿数相对于行星齿轮齿数之比的和(Za/Zb+Zc/Zb)、与行星齿数的相乘值(8·Zb)的约数。是(Za/Zb+Zc/Zb)·Zb的约数。

因而，行星配置个数可以为8，也就是(Za/Zb+Zc/Zb)，在该情况下，必然地，另一组行星齿轮机构2的太阳内齿轮的啮合的变位系数会增大而在现实中无法做出齿轮。此外，两组行星齿轮机构的齿数比之差(太阳内齿轮的齿数/行星齿轮的齿数)增大，减速比减小，不能发挥本申请新型3K-I型行星齿轮机构的长处。

也就是说，行星齿轮机构1是可使节圆与分度圆相等的齿数的组合，把行星的配置个数设定成与行星的齿数相等，而且，以该配置个数不与Za/Zb+Zc/Zb相等的本例的这种配置方法为行星配置，以齿数设定方法为配置方法I。

Zc＝Za+2·Zb

N≠Za/Zb+Zc/Zb

N＝Zb

(关于行星齿轮机构2)

(1)太阳外齿轮相对于行星的齿数比(太阳外齿轮的齿数/行星齿轮的齿数)与行星齿轮机构1相等，太阳内齿轮相对于行星的齿数比(太阳内齿轮的齿数/行星齿轮的齿数)与行星齿轮机构1不同。

Zf≠Ze·Zd/Zb

由此，行星齿轮机构2

Zd≠Ze+2·Zf

Zd＝Ze·Za/Zb

Zf≠Ze·Zd/Zb

(2)由于行星齿轮机构2不是奇异行星齿轮，因此其行星的齿数与行星齿轮机构1的行星齿数不同，因此

Zd≠Zb

(3)太阳外齿轮的齿数与太阳内齿轮之和，由于与行星齿轮机构1的情况共同，所以其行星配置个数具有1以外的约数。也就是说，

(Zd+Zf)/N＝整数

此外，为了加大减速比，

Zf≠Ze·Zd/Zb

(4)但是，为了加大作为本申请新型3K-I型行星齿轮机构特征的减速比，制成具有耐久性的机构，要求太阳内齿轮相对于行星齿轮的齿数之比(太阳内齿轮的齿数/行星齿轮的齿数)尽可能接近于行星齿轮机构1的太阳内齿轮相对于行星齿轮的齿数之比。也就是说，

Zf/Zb≈Zd/Zb

为了使太阳内齿轮相对于行星齿轮的齿数之比(太阳内齿轮的齿数/行星齿轮的齿数)接近于行星齿轮机构1的该齿数之比，在本例中采取以下方法。

相对于行星齿轮机构1的行星齿轮的齿数(Zb＝9)，稍微加大行星齿轮机构2的行星齿轮的齿数(Zd＝10)。

此时，太阳内齿轮相对于行星齿轮的齿数之比(太阳内齿轮的齿数/行星齿轮的齿数)成为比行星齿轮机构1的该齿数之比稍大的值并成立。

也就是说，行星齿轮机构2是满足行星配置个数的条件的齿数，在稍微使Zd＞Zb时，通过选择成为稍微使Zf/Zb＞Zd/Zb的Zf，可以得到大的减速比。

此外，在稍微使Zd＜Zb时，通过选择成为稍微Zf/Zb＜Zd/Zb的Zf，可以得到大的减速比。

(5)行星齿轮的齿数虽然是太阳外齿轮的齿数(30)的约数，但是，行星齿轮的配置个数(9)、太阳外齿轮的齿数(30)以及太阳内齿轮的齿数(51)这三个齿数包含公约数3，因而，行星齿轮机构2成为具有三组相位的齿轮啮合。

行星齿数设定方法是太阳内齿轮的节圆与分度圆不同，是实施变位了的齿数的组合，为具有包括不同相位的齿轮啮合的、与另一个齿轮机构共同的行星配置个数。以本例这种配置方法行星配置，以齿数设定方法为配置方法II。

也就是说，通过配置方法I与配置方法II的组合而成立，行星配置个数多达9个，此外，其减速比极大而达到136。

齿轮主要项目之一例示于下表2。

表2

表2是使中心距为10mm时的齿轮规格。由于齿数已定，所以如果中心距确定，则模数被确定。此外基圆也是如果确定了压力角就可以算出的。因而，节圆也是只要确定了模数与齿数等就可以算出的。

此外，齿数比相等的两组太阳外齿轮与行星齿轮的节圆相等，齿数比不等的两组太阳内齿轮与行星齿轮的节圆不等。

此外，在节圆不等的齿轮的啮合中，行星齿轮相对于太阳外齿轮与太阳内齿轮在不同齿高的位置处相啮合。

变位量在齿轮可以正常进行啮合的常识范围内可以分配给太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮。像在本例中所知那样，能以比在3K-I型奇异行星齿轮机构中例示出的齿轮的变位系数小许多的变位系数实现齿轮的啮合。这因为在3K-I型奇异行星齿轮机构中两个太阳内齿轮相对于行星以相等的节圆相啮合，故需要大的变位系数，但是在本申请中，由于可以利用分割把变位分配给太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮，所以可以以小的变位量实现。

(行星齿轮机构的齿轮设定方法2)

作为其他例子，说明以下的齿数、行星配置个数的设定方法。

行星齿轮机构1：Za＝42，Zb＝21，Zc＝86

行星齿轮机构2：Zd＝50，Ze＝25，Zf＝102

行星配置个数：8个或4个(如果齿高小则可以是8个)

本例子是把行星配置方法II应用于行星齿轮机构1和行星齿轮机构2的例子。行星齿轮具有两组不同的相位关系，与太阳内齿轮、太阳外齿轮啮合。此外，本例子是太阳内齿轮的节圆与分度圆不同的、实施了变位的齿数组合。

减速比极大而达到816，在奇异行星齿轮机构中不能实现得到这么大的减速比。

示出齿数的关系。

Za+2·Zb＜Zc

Zd+2·Ze＜Zf

本例子的特征在于，两个太阳内齿轮C、F的齿数Zc、Zf，都是相对于可以使节圆与分度圆相等的齿数(Za+2·Zb＝Zc，Zd+2·Ze＝Zf)在同一方向上增减齿数。由此，可以得到更大的减速比。

此外，虽然是当然的，但是，在使太阳内齿轮C、F的齿数Zc、Zf少于可以使节圆与分度圆相等的齿数时，也就是说，即使

Za+2·Zb＞Zc

Zd+2·Ze＞Zf

也同样可以得到大的减速比。

本例也可以采用与齿轮设定方法1同样的构成。但是，齿轮A、B、C之间的啮合与齿轮D、E、F之间的啮合的相位关系可以配置成全都不同，通过啮合的重叠，更加可以不间断地传递行星齿轮的旋转，能平稳地传递旋转。

(本申请新型3K-I型行星齿轮机构的与现有技术不同的本质优越性)

本申请新型3K-I型行星齿轮机构是具有两组太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的齿轮机构，两组太阳外齿轮与行星齿轮的关系为齿数比相同而齿数不同，两组太阳内齿轮与行星齿轮的关系为具有齿数比不同的关系。因而，本申请新型3K-I型行星齿轮机构与3K-I型奇异行星齿轮不同。

此外，行星配置个数为两组太阳外齿轮与太阳内齿轮之和的1以外的公约数。可以不管齿数差地设定行星配置个数，设定的行星配置个数多，可以以小型结构实现传递大的转矩。此外，在具有共同的行星配置个数这样的制约之中，两组太阳内齿轮与行星齿轮的关系，只要齿数比差设定得小，就可以实现高减速比，而且耐久性好。

行星齿轮是至少两组中的一组可以以不同的相位与太阳外齿轮和太阳内齿轮啮合。因而，可以不间断地进行旋转传递，可以避免引起作为奇异行星齿轮问题的锁定状态。

(齿数的选择)

参照下表3，进一步说明齿数的选择方法。

表3

表3示出太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的齿数比为2∶1∶4的情况。如设太阳外齿轮的齿数为Zs，行星齿轮的齿数为Zp，则为了同轴配置各齿轮，使太阳内齿轮的齿数为Zs+2Zp。行星齿轮的配置个数一般为太阳外齿轮的齿数与太阳内齿轮的齿数之和2(Zs+Zp)的约数。

例如，在设行星齿轮的配置个数为5，齿数仅减少1的情况下，选择2(Zs+Zp)-1被5整除的、例如No.2和No.7。而且，使太阳内齿轮或太阳外齿轮的齿数从No.2和No.7的值减1。

具体地说，在为3K-I型行星齿轮机构的情况下，减少太阳内齿轮的齿数，与No.2对应的一组太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的齿数为22、11、43，与No.7对应的另一组太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的齿数为32、16、63。在为3K-II型行星齿轮机构的情况下，减少太阳外齿轮的齿数，与No.2对应的一组太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的齿数为21、11、44，与No.7对应的另一组太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的齿数为31、16、64。

例如，在选择No.2和No.17时，也可以把太阳内齿轮或太阳外齿轮的齿数从No.2的值减2，从No.17的值减1。在两组齿数中有两倍左右的差时，把一方减2、把另一方减1的情况有时可以比把两方各减1的情况更加加大减速比。

作为其他例子，在使行星齿轮的配置个数为7、把齿数仅增加1的情况下，选择2(Zs+Zp)+1被7整除的、例如No.6和No.13。而且，把太阳内齿轮或太阳外齿轮的齿数分别从No.6和No.13的值加1。

具体地说，在为3K-I型行星齿轮机构的情况下，增加太阳内齿轮的齿数，与No.6对应的一组太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的齿数为30、15、61，与No.13对应的另一组太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的齿数为44、22、89。在为3K-II型行星齿轮机构的情况下，增加太阳外齿轮的齿数，与No.6对应的一组太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的齿数为31、15、60，与No.13对应的另一组太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的齿数为45、22、88。

在选择No.6和No.20的情况下，也可以把太阳内齿轮或太阳外齿轮的齿数从No.6的值增加2，从No.20的值增加1。在两组齿数中有两倍左右的差时，把一方增加2，把另一方增加1的情况有时可以比把两方各加1的情况更加加大减速比。

(实施例1)

接下来，参照图6a和图6b，说明本申请新型3K-I型行星齿轮机构的具体构成。图6a是表示行星齿轮装置30结构的剖视图。图6b是图6a的B-B剖视图。

行星齿轮装置30具有太阳外齿轮32、多个行星齿轮34、两个太阳内齿轮36、38，行星齿轮34配置于太阳外齿轮32与太阳内齿轮36、38之间的环状空间。

在太阳外齿轮32与行星齿轮34上分别形成相互啮合的两组齿轮12、22，14、24。在一方太阳内齿轮36上形成了与行星齿轮34的一方齿轮14啮合的齿轮16。在另一方太阳内齿轮38上形成了与行星齿轮34的另一方齿轮24啮合的齿轮26。图6的齿轮12、14、16、22、24、26分别对应于图5的齿轮A、B、C、D、E、F、G。

由太阳外齿轮32的齿轮12、行星齿轮34的齿轮14、和太阳内齿轮36的齿轮16构成一组行星齿轮机构10，由太阳外齿轮32的齿轮22、行星齿轮34的齿轮24、和太阳内齿轮36的齿轮26构成另一组行星齿轮机构20。在两组行星齿轮机构10、20中，太阳外齿轮32的齿轮12、22、与行星齿轮34的齿轮14、24齿数比相等而齿数不同。此外，太阳内齿轮36、38的齿轮16、26、与行星齿轮34的齿轮14、24齿数比不同。

太阳外齿轮32、行星齿轮34、阳内齿轮36、38可以一体加工而制成，或通过把多个构件组合起来而制成。例如，通过把形成有另一方齿轮12的构件33s压入到形成有一方齿轮22的轴主体33，来制作太阳外齿轮32。

在太阳外齿轮32与两个太阳内齿轮36、38之间配置着轴承40、42。轴承40、42配置于行星齿轮34的两侧。虽然在行星齿轮34上不是必须设置行星齿轮架，但是也可以设置行星齿轮架而旋转自由地支承行星齿轮34。

行星齿轮装置30在固定(约束)太阳外齿轮32与两个太阳内齿轮36、38之中的一个的状态下，可以在另外两个之间传递旋转。例如，驱动太阳外齿轮32，固定两个太阳内齿轮36、38的某一方，输出另一方的旋转。此时，在从太阳外齿轮32的一方齿轮12侧进行驱动的情况下，为了抑制产生扭转应力，最好是固定驱动侧的太阳内齿轮36，使另一方太阳内齿轮38旋转。

接下来，说明行星齿轮装置30的动作。

在由太阳外齿轮32的齿轮12、行星齿轮34的齿轮14、和太阳内齿轮36的齿轮16组成的一组行星机构10中，如果太阳外齿轮32旋转，则太阳外齿轮32的齿轮12旋转。在太阳内齿轮36被固定的情况下，由于太阳内齿轮36的齿轮16被固定，所以行星齿轮34的齿轮14一边自转一边绕太阳内齿轮36的齿轮16公转。因为太阳外齿轮32的齿轮12、22与行星齿轮34的齿轮14、24齿数比相等，故太阳外齿轮32的齿轮12、22与行星齿轮34的齿轮14、24一体旋转，行星齿轮34的齿轮24一边自转一边绕太阳外齿轮32的齿轮12公转。

另一方面，由于太阳内齿轮36、38的齿轮16、26与行星齿轮34的齿轮14、24的齿数比不同，所以，如果行星齿轮34的齿轮24一边自转一边绕太阳外齿轮32的齿轮22公转，则与行星齿轮34的齿轮24啮合的太阳内齿轮38的齿轮26旋转。也就是说，太阳内齿轮38旋转。

也就是说，在太阳内齿轮36被固定的情况下，可以在太阳外齿轮32与太阳内齿轮38之间传递旋转。由于行星齿轮34的齿轮14、24的齿数不同，所以可得到大的减速比。

接下来，参照图7～图10说明本申请新型3K-I型行星齿轮机构的变形例1、2。以下，以与实施例1的不同点为中心进行说明，对与实施例1同样的构成部分使用相同的附图标记。

(变形例1)

参照图7和图8说明变形例1。

在变形例1中，在本申请新型3K-I型行星齿轮机构中，并列追加了与各齿轮共轴、齿数比相等而齿数不同的其他齿轮组。

如图7的简图中所示，分别与齿数比一致的齿轮A、B、C并列地配置螺旋状的齿轮G、H、I。通过使用螺旋状的齿轮G、H、I，各行星齿轮可以在被固定了轴向位置的状态下传递旋转。

追加不同齿数的齿轮组得到的效果可以概括如下。

(1)通过追加齿数不同的齿的啮合，齿轮的啮合互相重叠，能更平稳地传递旋转。

(2)此外，通过使并列地追加齿轮的齿轮为螺旋状齿轮，可以承受普通旋转传动机构所不能承受的轴向载荷。

(3)虽然在行星齿轮中，需要多个球轴承等轴承，但是通过追加螺旋状齿轮，从而不需要轴承机构，可以实现紧凑的设计。

如果设置同一齿数比的螺旋状齿轮，则太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮能够以相同速比旋转。例如，在行星齿轮机构1的太阳外齿轮A、行星齿轮B、太阳内齿轮C的齿数分别为Za＝27、Zb＝9、Zc＝45，它们的比为3∶1∶5时，太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的螺旋状齿轮H、I、J为3头、单头、5头的齿轮，也就是为3齿、1齿、5齿的螺纹升角小的斜齿轮，与太阳外齿轮A、行星齿轮B、太阳内齿轮C一体旋转。于是，由于速度比相同，所以一边补偿啮合，一边传递旋转，不沿轴向移动。换句话说，如果沿轴向移动，则由于啮合相位不成立，所以轴向的移动被禁止。因而，即使在轴向施加载荷，在正交的旋转方向上也不传递旋转，由螺旋状齿轮的齿面承受载荷。

由此，太阳外齿轮A、行星齿轮B、太阳内齿轮C能在径向旋转而在轴向被固定而不能在轴向位移。此外，太阳外齿轮A与太阳外齿轮D、行星齿轮B与行星齿轮E成为一体。因而，仅太阳内齿轮F相对于齿轮A、B、C、D、E在轴向未被固定。因而，如果用球轴承以旋转自由且限制轴向位移的方式固定唯一轴向自由位移的太阳内齿轮F与太阳外齿轮A、D，则本机构可以构成所有齿轮能够旋转且限制由于轴向载荷而产生位移、且耐力高的机构。

虽然是当然的，但是螺旋状的齿轮的行星齿轮与太阳外齿轮具有相反方向的螺旋角，而且，太阳内齿轮具有与行星齿轮同一方向的螺旋角，处于外螺纹内螺纹的关系。

各齿轮由于齿数比相等，所以通常太阳外齿轮A、行星齿轮B、太阳内齿轮C的分度圆、节圆相等。此外，螺旋状的齿轮虽然在一般的渐开线齿轮中法向公法线齿距相等，但是即使螺旋角不等也成立。

变形例1的行星齿轮装置30a的具体构成例示于图8的剖视图。

与实施例1大致同样，行星齿轮装置30a具有太阳外齿轮32s、多个行星齿轮34a、太阳内齿轮36、38a，行星齿轮34a配置于太阳外齿轮32a与太阳内齿轮36、38a之间的环状空间。在太阳外齿轮32a与行星齿轮34a上分别形成相互啮合的两组齿轮12、22，14、24。在太阳内齿轮36、38a上分别形成齿轮16、26。

与实施例1不同，在太阳外齿轮32a上，在齿轮12、22之间形成螺旋状的齿轮22a。在行星齿轮34a上，在齿轮14、24之间，形成与太阳外齿轮32a的螺旋状齿轮22a啮合的螺旋状齿轮24a。在太阳内齿轮38a上，与齿轮26邻接地形成了与行星齿轮34a的螺旋状齿轮24a啮合的螺旋状齿轮26a。

图8的齿轮12、14、16、22、24、26、22a、24a、26a分别对应于图7的齿轮A、B、C、D、E、F、G、H、I。

与实施例1同样，在太阳外齿轮32a与一方太阳内齿轮36之间配置着轴承40。与实施例1不同，在太阳外齿轮32a与另一方太阳内齿轮38a之间不配置轴承。

(变形例2)

参照图9和图10说明变形例2。

在变形例2中，在本申请新型3K-I型行星齿轮机构中，太阳外齿轮和行星齿轮同轴，并列追加齿数比相等而齿数不同的其他齿轮组。

如图9的简图所示，分别与齿数比一致的齿轮A、B并列地配置螺旋状的齿轮G、H。通过使用螺旋状齿轮G、H，太阳外齿轮与行星齿轮在被固定了轴向相对位置的状态下相对旋转。

如图10的剖视图所示，变形例2的行星齿轮装置30b与变形例1大致同样地构成。但是，与变形例1不同，在太阳内齿轮38b上未形成螺旋状的齿轮。此外，在太阳外齿轮32b与太阳内齿轮38b之间配置轴承42。

例如，对图9中所示的行星齿轮机构中齿轮A～F的齿数Za～Zf为如下的情况进行说明。

行星齿轮机构1：Za＝42，Zb＝21，Zc＝86

行星齿轮机构2：Zd＝50，Ze＝25，Zf＝102

行星齿轮机构1的太阳外齿轮A与行星齿轮B的齿数比、以及行星齿轮机构2的太阳外齿轮D与行星齿轮E的齿数比，都为整数比2∶1。但是，太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的齿数之比，在行星齿轮机构1中为42∶21∶86，不是较小数的整数比，无法采用能实现的螺旋状齿轮。此外，同样，行星齿轮2也是同样的。

因而，在行星齿轮机构1与2的太阳外齿轮与行星齿轮之间，可以并列地布置齿数(头数)比为2∶1的螺旋状齿轮。从图中看出，由于使追加的螺旋状齿轮的行星齿轮G为1齿，并且，使太阳外齿轮H为2齿，齿数比为同其他行星齿轮与太阳外齿轮齿数之比相同的2∶1，齿数比相同，所以，辅助其他齿轮的啮合，促进平稳的旋转。此外，由于螺旋状齿轮，在推力方向(轴向)约束行星齿轮与太阳外齿轮位移，所以两个太阳外齿轮与行星齿轮在轴向相互约束。由此，虽然太阳外齿轮A、行星齿轮B、太阳外齿轮D、行星齿轮E、太阳外齿轮H、行星齿轮G在轴向上成为一体而被固定，但是相对于该成为一体的这些齿轮，太阳内齿轮C与太阳内齿轮F在轴向上未被固定。由此，从图10可以看出，由球轴承将两个太阳内齿轮与太阳外齿轮间轴向固定但旋转自由。因而，图10中所示的本齿轮机构对轴向载荷具有耐力，而且成为传递旋转的机构。

<本申请新型3K-II型行星齿轮机构>

接下来，参照图11～图13，说明第2实施方式的本申请新型3K-II型行星齿轮机构。

3K-II型行星齿轮机构是以两个太阳外齿轮中的一个太阳外齿轮为固定轴、以另一个太阳外齿轮为从动轴、以太阳内齿轮为驱动轴都能得到大减速的机构。也就是说，3K-II型行星齿轮机构是以太阳内齿轮为旋转输入(驱动轴)、在两个太阳外齿轮之间产生相对旋转的机构。

图11表示本申请新型3K-II型行星齿轮机构的简图。例如，齿轮B、E对应于权利要求书中所述的“第1和第2齿轮”，齿轮A、D对应于“第3和第4齿轮”，齿轮C、F对应于“第5和第6齿轮”。

本申请新型3K-II型行星齿轮机构的选定齿数比的自由度大。因而，可以抑制以往的3K-II型行星齿轮机构的问题，可以期望本申请新型3K-II型行星齿轮机构的利用会扩大。

(本申请新型3K-II型行星齿轮机构的减速比)

在图11中，首先，以由齿轮A、B、C组成的行星齿轮机构为行星齿轮机构1，以由另一组齿轮D、E、F组成的行星齿轮机构为行星齿轮机构2，分别在太阳外齿轮A、D与太阳内齿轮C、F之间施加1圈的相对旋转时，太阳外齿轮A、D、太阳内齿轮C、F相对于行星齿轮B、E的轴的旋转位置关系如下表4所示。

表4

	行星齿轮机构1	行星齿轮机构2
			太阳外齿轮的位置	Hs1＝Zc/(Za+Zc)	Hs2＝Zf/(Zd+Zf)
太阳内齿轮的位置	Hr1＝Za/(Za+Zc)	Hr2＝Zd/(Zd+Zf)

如果固定行星齿轮机构1的太阳外齿轮，则旋转被施加到行星齿轮机构1的太阳外齿轮与行星齿轮机构2的太阳内齿轮之间。

此外，两组太阳内齿轮与行星齿轮的齿数比相等，太阳内齿轮C、F相对于行星齿轮B、E仅具有一个旋转位置。也就是说，行星齿轮机构2的太阳内齿轮F的位置Hr2被固定于行星齿轮机构1的公转位置。

由此，被施加到行星齿轮机构1的太阳外齿轮A与太阳内齿轮C之间的1圈的相对旋转，在行星齿轮机构2中相当于Hr1/Hr2的旋转，由此，行星齿轮机构2的太阳外齿轮D的位置为Hs2·Hr1/Hr2。

因而，行星齿轮机构1与行星齿轮机构2的太阳外齿轮A、D间的相对旋转(速比u)成为u＝Hs1-Hs2·Hr1/Hr2，其倒数成为减速比(K)，成为

K＝1/(Hs1-Hs2·Hr1/Hr2)

＝(Za+Zc)·Zd/(Zc·Zd-Za·Zf)...(2)

(3K型-II型普通行星齿轮机构与本申请新型3K-II型行星齿轮机构的减速比的比较)

图4的3K型-II型普通行星齿轮机构的减速比(K′)为

K′＝(Za+Zc)·Zb·Zd/(Zb·Zc·Zd-Za·Zc·Ze)...(2)′

此式虽然比本申请新型3K-II型行星齿轮机构的减速比复杂，但是，在3K型-II型普通行星齿轮机构中不存在齿轮F(齿数Zf)。在3K型-II型普通行星齿轮机构中，行星齿轮由齿轮A、B、C的啮合确定位置。为了使本申请新型3K-II型行星齿轮机构对应于3K型-II型普通行星齿轮机构，如果假想Zf＝Zc·Ze/Zb，对式(2)进行变形，使得齿轮F与齿轮E的啮合不妨碍齿轮C与齿轮B的啮合，则

K＝(Za+Zc)·Zd/(Zc·Zd-Za·Zf)...(2)

＝(Za+Zc)·Zd/(Zc·Zd-Za·Zc·Ze/Zb)

＝(Za+Zc)·Zb·Zd/(Zb·Zc·Zd-Za·Zc·Ze)

可以导出表示3K型-II型普通行星齿轮机构减速比的式(2)′。

在以往的3K型-II型普通行星齿轮机构中，奇异行星齿轮也靠齿数这样的概念制约行星的配置个数，无法使太阳内齿轮F(齿数Zf)啮合而存在。本申请新型3K-II型行星齿轮机构显示出靠正确的由齿数比确定减速比的概念，考虑行星齿轮机构，而且，通过研究行星的配置方法，可以存在能够分别配置多个太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮的齿的机构。

(本申请新型3K-II型行星齿轮机构的齿数的例子)

下表5中示出行星齿轮机构的齿轮齿数与减速比的一个例子。

表5

此例与作为本申请新型3K-I型行星齿轮机构的齿数例子示出的表2的规格相似，

行星齿轮机构1：Za＝27，Zb＝9，Zc＝45

行星齿轮机构2：Zd＝31，Ze＝10，Zf＝50

行星配置个数：9个

Zb∶Zc＝Ze∶Zf

Za∶Zb≠Zd∶Ze

对于在表2中行星齿轮机构2的齿数，虽然太阳内齿轮为51，但是在本例中使之为50，虽然太阳外齿轮为30，但是在本例中使之为31。因而，行星的配置个数也同为9，极其类似。

但是，用式(2)所计算的减速比49.6比作为本申请新型3K-I型行星齿轮机构的例子示出的减速比136小。也就是说，本申请新型3K-II型行星齿轮机构相对于本申请新型3K-I型行星齿轮机构有减速比减小的倾向。

从表5中可知，虽然所有的齿轮为相同的中心距，但是节圆在太阳外齿轮与行星齿轮之间因行星齿轮机构1与行星齿轮机构2而不同。

与本申请新型3K-I型行星齿轮机构同样，变位分散施加到太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮，其变位系数是齿轮的高效率的范围。

齿轮的齿数由于具有一定程度的自由度，所以也可以像以下规格那样把减速比加大到162左右。

行星齿轮机构1：Za＝35，Zb＝11，Zc＝55

行星齿轮机构2：Zd＝45，Ze＝14，Zf＝70

行星配置个数：5个

在该情况，因为具有

Zb∶Zc＝Ze∶Zf

Za∶Zb≠Zd∶Ze

的关系，所以两个太阳外齿轮相对于行星齿轮的齿数比不同。

由此，如果在两个太阳外齿轮之内，以某一两个太阳外齿轮为固定轴，以另一两个太阳外齿轮为从动轴，以太阳内齿轮为驱动轴，则对于太阳内齿轮的旋转输入，在本例子的情况下，按照式(2)减速到1/162，被输出到驱动轴。此外，行星齿轮的配置个数为两个行星齿轮机构的太阳外齿轮与太阳内齿轮的齿数之和的公约数，Za与Zc之和为90，Zd与Zf之和为115，所以取5个。

两个太阳外齿轮与太阳内齿轮的齿数之和，没有该5以外的公约数。由此，在5个所有的行星齿轮中，行星齿轮与太阳外齿轮、太阳内齿轮的啮合的相位关系都不同。因而，可以说，行星齿轮的配置方法也与本申请新型3K-I型行星齿轮机构同样。

(实施例2)

接下来，参照图12说明本申请新型3K-II型行星齿轮机构的具体构成。

如图12的剖视图所示，行星齿轮装置70具有两个太阳外齿轮72、73、多个行星齿轮74、和太阳内齿轮76，行星齿轮74配置于太阳外齿轮72、73与太阳内齿轮76之间的环状空间。

在行星齿轮74与太阳内齿轮76上分别形成相互啮合的两组齿轮54、64，56、66。在一方太阳外齿轮72上形成有与行星齿轮74的一方齿轮54啮合的齿轮52。在另一方太阳外齿轮73上形成有与行星齿轮74的另一方齿轮64啮合的齿轮62。由太阳外齿轮72的齿轮52、行星齿轮74的齿轮54、和太阳内齿轮76的齿轮56组成一组行星齿轮机构50，由太阳外齿轮73的齿轮62、行星齿轮74的齿轮64、和太阳内齿轮76的齿轮66组成另一组行星齿轮机构60。在两组行星齿轮机构50、60中，太阳内齿轮76的齿轮56、66与行星齿轮74的齿轮54、64齿数比相等而齿数不同。此外，太阳外齿轮72、73的齿轮52、62与行星齿轮74的齿轮54、64齿数比不同。

两个太阳外齿轮72、73同心且相对旋转自由地同心配置。也就是说，太阳外齿轮72、73在相互面对的端面上分别形成有凸部和凹部，并利用配置于凹部与凸部之间的轴承80旋转自由地相结合。

在两个太阳外齿轮72、73与太阳内齿轮76之间配置着轴承82、84。轴承82、84配置于行星齿轮74的两侧。虽然在行星齿轮74上不是必须配置行星架，但是也可以设置行星架而旋转自由地支承行星齿轮74。

行星齿轮装置70可以在(约束)固定着两个太阳外齿轮72、73与太阳内齿轮76中的一个的状态下在其他两个之间传递旋转。

例如，在固定太阳内齿轮76时，如果一方太阳外齿轮72旋转，则在一方行星齿轮机构50中，行星齿轮74的齿轮54一边自转一边绕太阳内齿轮76的齿轮56公转。由于太阳内齿轮76的齿轮56、66与行星齿轮74的齿轮54、64的齿数比相等，所以，行星齿轮74的齿轮54、64与太阳内齿轮76的齿轮56、66一体旋转，行星齿轮74的齿轮64一边自转一边绕太阳内齿轮76的齿轮66公转。

如果行星齿轮74的齿轮64一边自转一边绕太阳内齿轮76的齿轮66公转，则与行星齿轮74的齿轮64啮合的太阳外齿轮73的齿轮62旋转。此时，由于太阳外齿轮72、73的齿轮52、62与行星齿轮74的齿轮54、64的齿数比不同，所以太阳外齿轮73以与太阳外齿轮72不同的速度旋转。

(变形例3)

接下来，参照图13说明并列追加螺旋状齿轮的变形例3。

如图13的简图所示，在作为本申请新型3K-II型行星齿轮机构的齿数的例子示出的图11的构成、也就是具有由齿轮A、B、C组成的行星齿轮机构1以及由齿轮D、E、F组成的行星齿轮机构2的构成中，与行星齿轮机构1并列地设置由螺旋状的齿轮G、H、J组成的行星齿轮机构3。行星齿轮机构3的齿数比与行星齿轮机构1的齿数比完全相等。也就是说，行星齿轮机构1的太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮与行星齿轮机构3的太阳外齿轮、行星齿轮、太阳内齿轮分别相互固定。

例如，齿轮A～J(没有I)的齿数Za～Zj(没有Zi)和行星配置个数如下。

行星齿轮机构1：Za＝27，Zb＝9，Zc＝45

行星齿轮机构3：Zg＝3，Zh＝1，Zj＝5

行星齿轮机构2：Zd＝31，Ze＝10，Zf＝50

行星配置个数：9个

<使用斜齿轮的行星齿轮机构>

本申请新型3K-I型行星齿轮机构、本申请新型3K-II型行星齿轮机构也可以使用斜齿轮。以下说明其具体构成。

(实施例3)

参照图14a和图14b说明实施例3的行星齿轮装置30x。图14a是表示行星齿轮装置30x构成的剖视图。图14b是图14a的B-B的剖视图。

行星齿轮装置30x是本申请新型3K-I型行星齿轮机构。如图14a中所示，在太阳外齿轮32x、行星齿轮34x、太阳内齿轮36x、38x上分别形成有螺旋方向相反的两个斜齿轮12x、22x，14x、24x，16x、26x。在太阳外齿轮32b与太阳内齿轮36x、38b之间配置着轴承40x、42x。例如，一方太阳内齿轮36x被固定，不旋转，在轴向不移动。另一方太阳内齿轮38x旋转自由。由于太阳内齿轮36x、38x的斜齿轮16x、26x与行星齿轮34x的斜齿轮14x、24x啮合，所以太阳内齿轮36x、38x的轴向位置保持恒定。在太阳内齿轮36x、38x之间配置着油封37x，使得行星齿轮装置30x内部的油不会漏出。

例如，一组行星齿轮机构10x的各齿轮12x、14x、16x的齿数分别为22、11、43。另一组行星齿轮机构20x的各齿轮22x、24x、26x的齿数分别为32、16、63。行星齿轮34x的配置个数为5。该情况的减速比为409.5，是极大的。

行星齿轮装置30x利用螺旋方向相反的斜齿轮的啮合，可以承受轴向载荷，即使不设置防脱件或行星齿轮架也可以稳定地保持行星齿轮34，可以顺利地进行驱动。此外，由于在轴向同时啮合的齿数增加，所以声音安静，耐载荷性提高。由于在行星齿轮34x上设有斜齿轮14x、24，所以与设置直齿轮的情况相比，可以减轻太阳轮32x、36x、38x绕中心线倾斜、减轻不均匀磨损。

太阳外齿轮32x、行星齿轮34x都分别具有两个不同的齿轮12x、22x，14x、24x，并一体形成。因而，行星齿轮34x与太阳外齿轮32x的相位关系为以相互啮合的状态被固定，行星齿轮34x可以配置多个相同形状的齿轮。例如组装一方行星齿轮机构20x，将另一方行星齿轮机构10x的太阳内齿轮36x旋入并啮合到露出于规定位置的行星齿轮34x的斜齿轮14x上，从而可以组装行星齿轮装置30x。

(总结)

像以上说明的那样，本申请新型3K-I型行星齿轮机构和本申请新型3K-II型行星齿轮机构具有在结构学上与现有技术不同的新行星齿轮机构，从而可以解决以往装置的问题。也就是说，追溯到机构根源的齿轮减速理论，返回到奇异齿轮机构的理论，具有新提出的行星齿轮机构。虽然奇异行星齿轮是安装于一个轴的齿数相互不同的两个齿轮与其他共同的齿轮相啮合的机构，但是，本申请新型3K-I行星齿轮机构和本申请新型3K-II型行星齿轮机构，不是在行星齿轮轴上设置一个齿轮，而是设有一体构成的齿数相互不同的齿轮，对于其行星的两个齿轮，把齿数比相互不同的多个齿轮设在太阳外齿轮、或者太阳内齿轮上。

本申请新型3K-I型行星齿轮机构和本申请新型3K-II型行星齿轮机构可以解决以往装置的问题。也就是说，增加了减速比在设计上的自由度，结果，可以增多行星的配置个数，可以传递高转矩，而且可以实现更大的减速比，效率高。

也就是说，行星机构由于行星的配置个数不是1个，所以啮合多，能够传递大的转矩。此外，按齿数比的理论，降低齿的强度可以实现高减速比。以相对于行星的齿数比不同的原理起作用，齿数比越接近，从原理上讲，减速比越大。一般来说，对于得到大的减速比的齿轮，齿轮的基准节距为大与小的关系，也就是为齿数比越大则减速比越大这样的关系。但是，本发明是齿数比之差越小则越得到大的减速比。因为由齿数比之差起作用，所以起作用的不是齿数之比，说到底是齿数比之差，与齿轮的大小之比无关。

此外，如果在以往装置中采用大减速比，则因为齿数比加大，所以给齿轮增加了负担。虽然大减速比的齿轮模数减小，强度减弱，但是在本发明中可以防止这种情况。

此外，越是高减速，则传递的转矩越大。如果齿数比不同，则无论如何，因行星上旋转速度比不同，导致产生扭矩，导致齿的破损。在本发明中，减速比越大，则行星齿轮的旋转速度比越小。因而，减速比大越大，耐久性好。一般来说，由于减速比越大，则耐久性越差，所以完全相反。

行星配置个数比现有技术多，可以异相位地配置，可以实现保持耐久性所必不可少的仅齿面的啮合。在现有技术中，行星的能够配置个数被与行星啮合的齿轮的齿数差限制。但是，本发明是齿数比的理论，可以以比现有技术大的自由度，设定行星可配置的个数，所以可以增多配置个数。此外，还可以以相互不同的相位啮合。

较多的行星配置个数面向高转矩的传递。通过以不同的相位啮合，齿轮可利用齿面传递转矩，例如可以防止齿根与齿顶的碰撞等。也就是说，太阳轮与内齿轮的啮合保持中心距而常时地起作用，不容易产生行星的公转轨道偏振。因此，还可省略行星齿轮的行星架。

再者，本发明不限定于上述实施方式，可施加各种变更而进行实施。

例如，齿轮不限于一般的渐开线齿形，也可以是摆线齿形、圆弧齿形等。此外，不限于直齿轮，也可以是斜齿轮、锥齿轮等。

Claims (13)

1.一种行星齿轮装置，其特征在于，该行星齿轮装置具有3K型行星齿轮机构，该3K型行星齿轮机构具有太阳外齿轮、太阳内齿轮和行星齿轮，在上述太阳外齿轮或上述太阳内齿轮中的任一方上设置作为三个基本轴的驱动轴、从动轴、固定轴中的两个，在上述太阳外齿轮或上述太阳内齿轮的另一方上设置另一个上述基本轴，该3K型行星齿轮机构通过传递旋转进行增减速； 

上述行星齿轮具有同轴且一体的齿数不同的至少两个第1和第2齿轮； 

设置两个上述基本轴的上述一方上述太阳外齿轮或上述太阳内齿轮，具有分别与上述行星齿轮的上述第1和第2齿轮啮合且能够相对旋转的至少两个第3和第4齿轮； 

上述第1齿轮和上述第3齿轮的齿数比、与上述第2齿轮和上述第4齿轮的齿数比不同； 

设置有一个上述基本轴的上述另一方上述太阳外齿轮或上述太阳内齿轮，具有同轴且一体的分别与上述行星齿轮的上述第1和第2齿轮啮合的至少两个第5和第6齿轮； 

上述第1齿轮与上述第5齿轮的齿数比等于上述第2齿轮与上述第6齿轮的齿数比。 

2.根据权利要求1所述的行星齿轮装置，其特征在于， 

在上述太阳外齿轮上设置作为三个上述基本轴的上述驱动轴、上述从动轴、上述固定轴中的两个，在上述太阳内齿轮上设置另一个上述基本轴。 

3.根据权利要求1所述的行星齿轮装置，其特征在于， 

在上述太阳内齿轮上设置作为三个上述基本轴的上述驱动轴、上述从动轴、上述固定轴中的两个，在上述太阳外齿轮上设置另一个上述基本轴。 

4.根据权利要求1所述的行星齿轮装置，其特征在于，

上述行星齿轮具有与上述太阳外齿轮和上述太阳内齿轮的啮合相位不同的多个组，以等角度间隔地配置。

5.根据权利要求1所述的行星齿轮装置，其特征在于，

上述行星齿轮的上述第1和第2齿轮，中心距相等，啮合于上述太阳外齿轮和上述太阳内齿轮。

6.根据权利要求1所述的行星齿轮装置，其特征在于，

齿数比相等的上述第1齿轮与上述第5齿轮的节圆，和上述第2齿轮与上述第6齿轮的节圆相等；

齿数比不同的上述第1齿轮与上述第3齿轮的节圆，和上述第2齿轮与上述第4齿轮的节圆不同。

7.根据权利要求1所述的行星齿轮装置，其特征在于，

在上述太阳内齿轮的齿数，与上述行星齿轮齿数的2倍和上述太阳外齿轮齿数之和不同时，对上述太阳内齿轮、上述行星齿轮或上述太阳外齿轮的至少一个实施变位。

8.根据权利要求1所述的行星齿轮装置，其特征在于，

在太阳轮的周围以等角度间隔配置上述行星齿轮，上述行星齿轮的个数与上述行星齿轮的齿数互质。

9.根据权利要求1所述的行星齿轮装置，其特征在于，

在上述太阳外齿轮与上述太阳内齿轮之间具有旋转轴承机构。

10.根据权利要求1所述的行星齿轮装置，其特征在于，

上述行星齿轮具有同轴且一体的与上述第1和第2齿轮不同的至少一个第7齿轮；

在上述太阳外齿轮和上述太阳内齿轮的至少一方上形成有与该第7齿轮啮合的第8齿轮。

11.根据权利要求1所述的行星齿轮装置，其特征在于， 

上述行星齿轮具有同轴且一体的与上述第1和第2齿轮不同的至少一个齿轮； 

上述行星齿轮所具有的同轴且一体的三个以上上述齿轮中的一个以上上述齿轮为螺旋状，该螺旋状的上述齿轮啮合于上述太阳外齿轮和上述太阳内齿轮的至少一方或两方。 

12.根据权利要求1所述的行星齿轮装置，其特征在于， 

在设上述第1～第4齿轮的齿数为Z1～Z4，设同时增加或减少上述第3和第4齿轮的齿数Z3、Z4而得到的假想齿数为Z3′、Z4′时， 

(a)Z1∶Z3′＝Z2∶Z4′，而且 

(b)|Z3-Z3′|＝1或2，而且 

(b)|Z4-Z4′|＝1或2。 

13.根据权利要求1所述的行星齿轮装置，其特征在于， 

上述第1齿轮与上述第2齿轮，上述第3齿轮与上述第4齿轮，上述第5齿轮与上述第6齿轮，是分别朝相反方向螺旋的斜齿轮。 

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