CN102141118A - 速差式减速器 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种速差式减速器，包括输入轮系、输出轮系、内齿轮I和内齿轮II；输入轮系和输出轮系通过内齿轮I和内齿轮II衔接传递动力；利用两对少齿差啮合及适当调整各齿轮的齿数配比达到减速的目的，在输出轮系的少齿差行星轮具有由少齿差传动引起和由内啮合引起的两种自转转速趋势，两者转向相反，抵消后的差值作为实际输出转速，并且可以通过更换不同的功率分流轮系，仅需微调功率分流轮系各齿轮的齿数即可较大幅度地改变减速器减速比，因而具有较现有的减速器大的减速比和减速比调整范围，且结构简单紧凑，体积小，本发明改变现有技术中多级串联达到大减速比的结构合现有的少齿差减速器结构，简化结构，节约制造成本。

Description

速差式减速器

技术领域

本发明涉及一种减速装置，特别涉及一种大速比减速器。

背景技术

减速器是将动力机的偏高转速减低到适于工作机工作速度的器件，在装备产业中广泛应用。在某些特殊领域随着装备产业的发展，对减速器具有较为特殊的要求，有时需要大减速比传动，但又有装配空间或质量的限制；有些场合需要较大幅度地改变减速比，但需要对整条传动链进行改造；现有技术中，大减速比减速器较为普遍的采用蜗轮蜗杆、行星轮系和少齿差减速器，或者采用多级齿轮减速器，多级齿轮减速器是通过多组齿轮啮合副串连传动，当要求有超大减速比时，其结构极其复杂，体积较大，功率浪费也较多。行星齿轮减速器能够获得较大的减速比，但是需要沿径向设置多组齿轮和齿轮轴，结构较为复杂，且结构布置困难，体积大，而对于超大要求的减速比，一级减速往往达不到效果；如果采用两级减速结构，则机构则显得臃肿。少齿差减速器是较为理想的大减速比减速器，具有较小的体积得到较大的变速比，但是也无法满足对于减速比要求特别大的场合。

因此，需要一种减速器，根据设计条件，能够满足对减速比要求较大的场合，且经过很小改动就能大幅度改变减速比，传动效率高，结构简单紧凑，体积较小，为机械工程中减速器选用提供有效途径。

发明内容

有鉴于此，本发明的目的提供一种速差式减速器，根据设计条件，能够满足对减速比要求较大的场合，传动效率高，结构简单紧凑，体积较小，为机械工程中减速器选用提供有效途径。

本发明的速差式减速器，包括箱体，还包括输入轮系、输出轮系、内齿轮I和内齿轮II；所述内齿轮I和内齿轮II在圆周方向固定配合且均与箱体在圆周方向转动配合；

所述输入轮系包括动力输入轴、外齿轮I、功率分流轮系和均布于动力输入轴圆周方向的偏心轴I，偏心轴I的直轴段和动力输入轴支撑于箱体并以可绕自身轴线转动的方式与箱体配合，功率分流轮系包括外套于动力输入轴与其传动配合的主动齿轮I和外套于偏心轴I的直轴段与其传动配合且通过中间惰轮与主动齿轮I传动啮合的功率分流齿轮，偏心轴I的偏心轴段在圆周方向转动配合轴向穿入外齿轮I，所述外齿轮I与内齿轮I少齿差啮合；

输出轮系包括行星架、外齿轮II、偏心盘、动力输出轴和均布于动力输出轴圆周方向的偏心轴II，动力输出轴支撑于箱体并以可绕自身轴线转动的方式与箱体配合，偏心盘与动力输入轴同轴传动配合，外齿轮II外套于偏心盘与其转动配合，所述偏心轴II的偏心轴段在圆周方向转动配合轴向穿入外齿轮II，所述外齿轮II与内齿轮II少齿差啮合；所述动力输出轴在圆周方向固定设置输出轴轮盘，偏心轴II的直轴段以可绕自身轴线转动的方式轴向穿入行星架和输出轴轮盘；所述偏心轴II和偏心盘的偏心距相同

进一步，所述行星架和输出轴轮盘分列于外齿轮II的轴向两侧，与行星架和输出轴轮盘对应，所述偏心轴II的直轴段分为位于其偏心轴段轴向两端的两段；

进一步，所述外齿轮I沿轴向设置中心轴向通道，动力输入轴与动力输出轴同轴设置，输出轴轮盘沿轴向设置与其同轴的中心槽，动力输入轴穿过中心轴向通道且端部在圆周方向转动配合支撑于中心槽；

进一步，所述行星架在圆周方向转动配合同轴外套于动力输入轴；

进一步，所述箱体内固定设置撑板，所述偏心轴I的直轴段和动力输入轴均在圆周方向转动配合穿过撑板；

进一步，所述偏心轴I和偏心轴II均为2-4个沿圆周方向均布；

进一步，所述偏心轴I、偏心轴II和偏心盘的偏心距相同；

进一步，所述内齿轮I和内齿轮II一体成型形成同轴的双联内齿轮；

进一步，所述偏心盘与动力输入轴以可拆卸式在圆周方向传动配合。

本发明的有益效果：本发明的速差式减速器，通过输入轮系和输出轮系，利用两对少齿差啮合及适当调整各齿轮的齿数配比达到减速的目的，在输出轮系的少齿差行星轮具有由少齿差传动引起和由内啮合引起的两种自转转速趋势，两者转向相反，抵消后的差值作为输出转速，并且可以通过更换不同的功率分流轮系，仅需微调功率分流轮系各齿轮的齿数即可大幅度地改变减速器减速比。因而具有较现有减速器大的减速比和减速比调整范围，且结构简单紧凑，体积小，同时，动力输入方式不同于现有的少齿差减速器的输入输出方式，在实现大减速比的同时，能够较为稳定的将动力输出；具有运转平稳、结构紧凑、体积小和质量轻的优点，适合某些对减速比要求特别极端的场合；本发明改变现有技术中多级串联达到大减速比的结构合现有的少齿差减速器结构，简化结构，节约制造成本。

附图说明

下面结合附图和实施例对本发明作进一步描述。

图1为本发明的结构示意图；

图2为本发明的传动原理图。

具体实施方式

图1为本发明的结构示意图，图2为本发明的传动原理图，如图所示：本实施例的速差式减速器，包括箱体1，还包括输入轮系、输出轮系、内齿轮I2和内齿轮II6；所述内齿轮I3和内齿轮II6在圆周方向固定配合且均与箱体1在圆周方向转动配合；如图1所示，内齿轮I3和内齿轮II6通过滚动轴承组件与箱体在圆周方向转动配合；

所述输入轮系包括动力输入轴11、外齿轮I14、功率分流轮系和均布于动力输入轴圆周方向的偏心轴I2，偏心轴I2的直轴段和动力输入轴11支撑于箱体1并以可绕自身轴线转动的方式与箱体1配合，如图1所示，偏心轴I2的直轴段和动力输入轴11分别通过各自对应的滚动轴承支撑于箱体1，达到转动配合并稳定结构的目的；功率分流轮系包括外套于动力输入轴与其传动配合的主动齿轮I12和外套于偏心轴I2的直轴段与其传动配合且通过中间惰轮13与主动齿轮I传动啮合的功率分流齿轮15，如图1所示，主动齿轮I12外套于动力输入轴11并通过键连接与动力输入轴11传动配合，每个偏心轴I2对应设置一个功率分流齿轮15，功率分流齿轮15外套于偏心轴I2的直轴段并通过键连接与偏心轴I2的直轴段传动配合；中间惰轮13通过轮轴以可绕自身轴线的方式支撑于箱体，可采用现有技术中的任何配合方式；偏心轴I2的偏心轴段在圆周方向转动配合轴向穿入外齿轮I14，偏心轴I2的偏心轴段在圆周方向转动配合轴向穿入外齿轮I14，也就是以可绕偏心轴段自身轴线转动的方式配合；同时，各个偏心轴I2的偏心轴段在装配时保证其偏心相位角一致，以保证动力正常输出；如图1所示，偏心轴I2的偏心轴段与外齿轮I14之间通过滚动轴承转动配合；所述外齿轮I与内齿轮I少齿差啮合；

输出轮系包括行星架4、外齿轮II5、偏心盘9、动力输出轴10和均布于动力输出轴10圆周方向的偏心轴II7，动力输出轴10支撑于箱体1并以可绕自身轴线转动的方式与箱体1配合，如图1所示，动力输出轴10通过滚动轴承在圆周方向转动配合支撑于箱体1；偏心盘与动力输入轴同轴传动配合，偏心盘9可以与动力输入轴11制成一体，也可以是分体可拆卸式设置，如图1所示，偏心盘外套于动力输入轴11并通过键连接与动力输入轴11传动配合，外齿轮II5外套于偏心盘9与其转动配合，如图1所示，偏心盘9与动力输入轴11之间通过滚动轴承转动配合；所述偏心轴II7的偏心轴段在圆周方向转动配合轴向穿入外齿轮II5，如图1所示，偏心轴II7的偏心轴段与外齿轮II5之间通过滚动轴承转动配合；所述外齿轮II5与内齿轮II6少齿差啮合；所述动力输出轴10在圆周方向固定设置输出轴轮盘8，偏心轴II7的直轴段以可绕自身轴线转动的方式轴向穿入行星架4和输出轴轮盘8，如图1所示，偏心轴II7的直轴段轴向穿入行星架4和输出轴轮盘8并分别通过对应的滚动轴承与行星架4和输出轴轮盘8在圆周方向转动配合；所述偏心轴II7和偏心盘9的偏心距相同。

本发明根据行星齿轮传动以及少齿差行星传动相关原理而设计，传动原理如图2所示；动力输入轴11以ω_in的转速转动，带动功率分流轮系转动，功率分流轮系中设置中间堕轮12，目的为使偏心轴I 2的转向与动力输入轴11相同，功率分流轮系为定轴轮系，传动比为Z₆/Z₅。

偏心轴I2以ω₆的转速转动带动外齿轮I以ω₁绕动力输入轴11轴线进行公转，因为偏心轴I2为定轴，因此外齿轮I的自转转速为0。

外齿轮I14与内齿轮I3实现内啮合，外齿轮I14的公转带动内齿轮I3以ω₁的转速转动，根据少齿差传动的特点可知，内齿轮I3的转向与动力输入轴11转向相同。

内齿轮I3与内齿轮II6为同轴固定，因此他们的转速相同，转向相同，通过滚动轴承与壳体1相配合。

偏心盘9的转速为ω_in，偏心盘9的转动带动外齿轮II5使之进行公转，外齿轮II5与内齿轮II6内啮合，实现少齿差行星传动。

通过偏心轴II7输出外齿轮II5的自转，即偏心轴II7的公转速度通过动力输出轴10输出，转速为ω_out，即输出转速。

根据少齿差行星传动的相关原理，外齿轮II5自转(即输出转动)的转向与动力输入轴转11向相反；而实际上内齿轮II3与动力输入轴11同向转动，由于其与外齿轮II5的啮合作用，会拨动外齿轮II5进行正向(与动力输入轴同转向)自转，外齿轮II5本身的反转趋势叠加上内齿轮II6的正转趋势，两者相抵消，差值即为输出转速。因此本减速器为一个速差式减速器，通过转速的抵消，抵消越多，输出转速越小，减速比越大。

传动原理：

如图2所示，动力输入轴11的转动带动功率分流轮系的转动，主动齿轮I12，其转动通过中间堕轮13传递至功率分流齿轮15，功率分流齿轮15带动偏心轴I2转动(转向与输入轴转向相同)，进而使外齿轮I14绕动力输入轴11轴线进行公转(由于功率分流轮系为定轴轮系，外齿轮I14自转转速为0)。

由于外齿轮I14与内齿轮I3的少齿差内啮合，内齿轮I3绕动力输入轴11轴线以一定的转速转动，转向与动力输入轴11相同。整个减速器各齿轮的齿数如图2所示，主动齿轮I12的齿数为Z₅，功率分流齿轮15的齿数为Z₆，功率分流轮系的传动比x为

$x=\frac{Z_6}{Z_5}---\left(1\right)$

外齿轮I14和内齿轮I3的齿数分别为Z₁和Z₂，则动力输入轴至内齿轮I的传动比i′为

$i^{\′}=x\·\frac{Z_2}{Z_2-Z_1}---\left(2\right)$

此时内齿轮I3的转动已经确定，若输入转速为ω_in，则内齿轮I3的转速ω₂为

${\mathrm{\ω}}_2=x\·\frac{Z_2-Z_1}{Z_2}\·{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{in}}---\left(3\right)$

内齿轮I3与内齿轮II6刚性连接，因此内齿轮II6的转速ω₃与内齿轮I3的转速ω₂相等。

偏心盘9相当于外齿轮II5的系杆，其转速ω_H等于输入转速ω_in，外齿轮II5的自转ω₄通过偏心轴II7传递给输出轮盘8作为输出转速ω_out。

外齿轮II5与内齿轮II6实现少齿差内啮合，外齿轮II5在内齿轮II6和偏心盘9的共同作用下确定了其自转转速ω₄，即输出转速ω_out。

根据周转轮系传动比的计算方法，周转轮系中各齿轮的转速分别减去各自的系杆转速，可将周转轮系视为定轴轮系处理。内齿轮II6的齿数为Z₃，外齿轮II5的齿数为Z₄，则有以下关系式：

$\left.\begin{array}{c}{i}_{34}^H=\frac{{\mathrm{\ω}}_3-{\mathrm{\ω}}_H}{{\mathrm{\ω}}_4-{\mathrm{\ω}}_H}=\frac{Z_4}{Z_3}\\ {\mathrm{\ω}}_3={\mathrm{\ω}}_2=x\·\frac{Z_2}{Z_2-Z_1}\·{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{in}}\\ {\mathrm{\ω}}_H={\mathrm{\ω}}_{\mathrm{in}}\\ {\mathrm{\ω}}_4={\mathrm{\ω}}_{\mathrm{out}}\end{array}\right\}---\left(4\right)$

以上四式联立，可得减速器的减速比i为

$i=\frac{{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{in}}}{{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{out}}}=\frac{Z_2{Z}_4}{Z_2{Z}_4-Z_2{Z}_3+x(Z_2{Z}_3-Z_1{Z}_3)}---\left(5\right)$

采用转速差理论来计算减速比：

假设内齿轮II6固定于箱体1，则根据少齿差行星传动原理，在输入转速为ω_in的条件下，外齿轮II5的自转转速ω₄′为

${{\mathrm{\ω}}_4}^{\′}=-\frac{Z_3-Z_4}{Z_4}\·{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{in}}---\left(6\right)$

则外齿轮II5的自转转向具有与输入轴转向相反的转动趋势。

由于内齿轮II6与内齿轮I3为刚性联接，因此由式(3)可知内齿轮II6的转速ω₃为

${\mathrm{\ω}}_3=x\·\frac{Z_2-Z_1}{Z_2}\·{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{in}}---\left(7\right)$

可见内齿轮II6的转向与动力输入轴11转向相同。

由于内齿轮II6与外齿轮II5实现少齿差内啮合，因此内齿轮II6的转动将拨动外齿轮II5进行自转，在内齿轮II6转速为ω₃的条件下，外齿轮II5受内齿轮II拨动而引起的自转转速ω₄″为

${{\mathrm{\ω}}_4}^{\′\′}=i_{43}\·{\mathrm{\ω}}_3=\frac{Z_3}{Z_4}\·x\·\frac{Z_2-Z_1}{Z_2}\·{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{in}}---\left(8\right)$

ω₄′和ω₄″是两种转向相反的转速，两者相互抵消，叠加之后的转速值即为外齿轮II的实际自转转速ω₄，也即输出转速ω_out。因此有

${\mathrm{\ω}}_{\mathrm{out}}={\mathrm{\ω}}_4$

$={{\mathrm{\ω}}_4}^{\′}+{{\mathrm{\ω}}_4}^{\′\′}$

$=-\frac{Z_3-Z_4}{Z_4}\·{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{in}}+\frac{Z_3}{Z_4}\·x\·\frac{Z_2-Z_1}{Z_2}\·{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{in}}---\left(9\right)$

$=\frac{Z_2{Z}_4-Z_2{Z}_3+x{\·Z}_2{Z}_3-x{\·Z}_1{Z}_3}{Z_2{Z}_4}\·{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{in}}$

减速器的传动比i为

$i=\frac{{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{in}}}{{\mathrm{\ω}}_{\mathrm{out}}}=\frac{Z_2{Z}_4}{Z_2{Z}_4-Z_2{Z}_3+x(Z_2{Z}_3-Z_1{Z}_3)}---\left(10\right)$

本发明的速差式减速器通过配齿设计，设法减小式(10)中的分母可以实现非常大的减速比，而减小分母的方法可以使用调节功率分流轮系的传动比x，即Z₅和Z₆的值。当x取1时，减速器的减速比为

$i=\frac{Z_2{Z}_4}{Z_2{Z}_4-Z_1{Z}_3}---\left(10\right)$

当x取值略小于1时，减速器的减速比i将会比式(10)大得多；当x取值大于或者小于1较多时，减速器的减速比i将会比式(10)小得多。因此通过更换功率分流轮系，微调其各齿轮齿数，可以较大幅度地改变减速器的减速比。

例如，取Z₁、Z₂、Z₃、Z₄、Z₅、Z₆分别为59、60、61、60、60、59时，可以实现减速比i＝-216000；若仅将Z₆修改为58，则减速比将变为i＝-3483.87，通过一个齿轮的齿数减小1，就可将减速比缩小62倍，由此可见，得到与现有技术中减速器相比较大的减速比和减速比调整范围。

由此可见，本发明的动力输出轴10的转速等于外齿轮II5在假定内齿轮II6固定的情况下的自转转速趋势与内齿轮II6实际拨动外齿轮II5引起外齿轮II5自转转速趋势之差。功率分流轮系各齿轮齿数经过微调之后可以大幅度地改变减速器的减速比。

本实施例中，所述行星架4和输出轴轮盘8分列于外齿轮II5的轴向两侧，与行星架1和输出轴轮盘8对应，所述偏心轴II7的直轴段分为位于其偏心轴段轴向两端的两段；形成较为稳定的输出结构，避免转动过程中出现失衡现象。

本实施例中，所述外齿轮I14沿轴向设置中心轴向通道14a，动力输入轴11与动力输出轴10同轴设置，输出轴轮盘8沿轴向设置与其同轴的中心槽8a，动力输入轴11穿过中心轴向通道14a且端部在圆周方向转动配合支撑于中心槽8a；如图1所示，外齿轮I14设置中心轴向通道14a，动力输入轴11穿过中心轴向通道14a，输出轴轮盘8沿轴向设置与其同轴的中心槽8a，且动力输入轴11端部在圆周方向转动配合支撑于中心槽9a，本结构进一步使装置传动平稳，整体性较强，提高整体传动刚性。

本实施例中，所述行星架4在圆周方向转动配合同轴外套于动力输入轴11；如图1所示，行星架4在圆周方向通过滚动轴承转动配合外套于动力输入轴11；进一步使整个结构简单紧凑，并能保持各部件之间的稳定支撑，减小结构体积。

本实施例中，所述箱体1内固定设置撑板1a，所述偏心轴I2的直轴段和动力输入轴11均在圆周方向转动配合穿过撑板1a；保证输入轮系整体的输入刚度，降低动力损耗，保证整个减速器的动力输出。

本实施例中，所述偏心轴I2和偏心轴II7均为2-4个沿圆周方向均布；本实施例采用2个，对于小型减速器来说，易于实现轻量化；当然，也可以是数量较多，根据减速器体积的大小进行布置。

本实施例中，所述偏心轴I2、偏心轴II7和偏心盘9的偏心距相同，避免运动干涉，易于计算，简化设计和制造工艺，使减速器的各部件具有较好的通用性。

本实施例中，所述内齿轮I3和内齿轮II6一体成型形成同轴的双联内齿轮；安装和拆卸简单，制造成本低。

本实施例中，所述偏心盘9与动力输入轴11以可拆卸式在圆周方向传动配合，如图所示，采用键配合实现传动连接，易于安装和拆卸。

最后说明的是，以上实施例仅用以说明本发明的技术方案而非限制，尽管参照较佳实施例对本发明进行了详细说明，本领域的普通技术人员应当理解，可以对本发明的技术方案进行修改或者等同替换，而不脱离本发明技术方案的宗旨和范围，其均应涵盖在本发明的权利要求范围当中。

Claims (9)

1.一种速差式减速器，包括箱体，其特征在于：还包括输入轮系、输出轮系、内齿轮I和内齿轮II；所述内齿轮I和内齿轮II在圆周方向固定配合且均与箱体在圆周方向转动配合；

所述输入轮系包括动力输入轴、外齿轮I、功率分流轮系和均布于动力输入轴圆周方向的偏心轴I，偏心轴I的直轴段和动力输入轴支撑于箱体并以可绕自身轴线转动的方式与箱体配合，功率分流轮系包括外套于动力输入轴与其传动配合的主动齿轮I和外套于偏心轴I的直轴段与其传动配合且通过中间惰轮与主动齿轮I传动啮合的功率分流齿轮，偏心轴I的偏心轴段在圆周方向转动配合轴向穿入外齿轮I，所述外齿轮I与内齿轮I少齿差啮合；

输出轮系包括行星架、外齿轮II、偏心盘、动力输出轴和均布于动力输出轴圆周方向的偏心轴II，动力输出轴支撑于箱体并以可绕自身轴线转动的方式与箱体配合，偏心盘与动力输入轴同轴传动配合，外齿轮II外套于偏心盘与其转动配合，所述偏心轴II的偏心轴段在圆周方向转动配合轴向穿入外齿轮II，所述外齿轮II与内齿轮II少齿差啮合；所述动力输出轴在圆周方向固定设置输出轴轮盘，偏心轴II的直轴段以可绕自身轴线转动的方式轴向穿入行星架和输出轴轮盘；所述偏心轴II和偏心盘的偏心距相同。

2.根据权利要求1所述的速差式减速器，其特征在于：所述行星架和输出轴轮盘分列于外齿轮II的轴向两侧，与行星架和输出轴轮盘对应，所述偏心轴II的直轴段分为位于其偏心轴段轴向两端的两段。

3.根据权利要求2所述的速差式减速器，其特征在于：所述外齿轮I沿轴向设置中心轴向通道，动力输入轴与动力输出轴同轴设置，输出轴轮盘沿轴向设置与其同轴的中心槽，动力输入轴穿过中心轴向通道且端部在圆周方向转动配合支撑于中心槽。

4.根据权利要求3所述的速差式减速器，其特征在于：所述行星架在圆周 方向转动配合同轴外套于动力输入轴。

5.根据权利要求4所述的速差式减速器，其特征在于：所述箱体内固定设置撑板，所述偏心轴I的直轴段和动力输入轴均在圆周方向转动配合穿过撑板。

6.根据权利要求5所述的速差式减速器，其特征在于：所述偏心轴I和偏心轴II均为2-4个沿圆周方向均布。

7.根据权利要求6所述的速差式减速器，其特征在于：所述偏心轴I、偏心轴II和偏心盘的偏心距相同。

8.根据权利要求7所述的速差式减速器，其特征在于：所述内齿轮I和内齿轮II一体成型形成同轴的双联内齿轮。

9.根据权利要求8所述的速差式减速器，其特征在于：所述偏心盘与动力输入轴以可拆卸式在圆周方向传动配合。 

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