CN112797145A - 大速比差动减速器 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种大速比差动减速器。支架连接至输入轴。至少一个行星齿轮以相对于支架偏心的状态由支架可旋转地支撑。固定环形齿轮在与支架同轴布置的状态下与行星齿轮啮合。旋转环形齿轮在与固定环形齿轮同轴布置的状态下与行星齿轮啮合并且具有由如下的等式设定的齿数：Z_o＝Z_f±N_p……(1)，其中，Z_o是旋转环形齿轮的齿数，Z_f是固定环形齿轮的齿数，并且N_p是行星齿轮的数量。

Description

大速比差动减速器

技术领域

以下描述涉及一种大速比差动减速器，更具体地，涉及一种这样的减速器：其能够通过利用差动方法以大速比对从诸如电机等输入装置输入的旋转运动进行减速从而输出高转矩。

背景技术

使用电力产生动力的电机具有高能效特性，并且能够产生高速旋转运动。另外，电机易于控制且配置起来相对简单，因此它们广泛用作机器人领域的致动器。但是，由于电机通常不具有高的力/转矩密度，因此为了应用于需要大转矩的许多工业机器人，需要用于增加输出转矩的单独机构。在这种情况下，主要使用齿轮减速器，该齿轮减速器是通过权衡旋转速度来增加力/转矩密度的机械装置。

在使用基于渐开线曲线的正齿轮进行减速的情况下，一级减速的比率限制为最大不超过1：10，以避免由于齿干涉而产生底切。因此，工业机器人等需要的约1：100的高减速比需要多级减速，并且减速器的设计必须考虑到可能出现的各种问题，诸如增加的结构复杂性以及输入和输出轴的未对准。在将输入轴和输出轴置于同一条线上的同时实现高减速比的典型减速器包括行星齿轮系和谐波传动器。

行星齿轮系包括：连接至电机轴的太阳齿轮；与太阳齿轮啮合的多个行星齿轮；支撑行星齿轮并用作输出轴的支架；以及与行星齿轮啮合的环形齿轮。行星齿轮系是具有两个自由度的装置。通常，在用于减速的情况下，当在固定环形齿轮的同时向太阳齿轮施加旋转运动时，从以慢速旋转的支架输出放大的转矩。

行星齿轮系的优点在于：由于其大的齿模和相对简单的结构而能够传递大的转矩；较低的制造成本；以及较高的耐用性和可靠性。然而，在行星齿轮系中，由于减速比由太阳齿轮和环形齿轮的节圆直径确定，因此减速比限制为约10∶1或更小。对于更高的减速比，行星齿轮系必须具有以增加重量和体积为代价的多个级。

谐波传动器由椭圆形轴承(称为波发生器)、弹性杯(称为柔性齿轮)和环形齿轮(称为刚性齿轮)组成。当通过波发生器使柔性齿轮变形为椭圆形时，形成在柔性齿轮外表面上的齿轮的齿与刚性齿轮的两个齿啮合。由于柔性齿轮的齿轮齿数和刚性齿轮的齿轮齿数相差2n(n：正整数)，因此对于波发生器的每次旋转，柔性齿轮移动2n个齿距。此时，如果柔性齿轮的齿轮齿数为Z，则减速比为Z∶2n，并实现数十到数百∶1的高减速比。

谐波传动器由于部件数量少和高减速比的巨大优势而广泛应用于需要小型、轻便、高功率驱动机构(诸如机器人等)的工业机械市场。然而，谐波传动器由于柔性齿轮的弹性变形而具有疲劳断裂的问题，以及由于昂贵的波发生器而具有价格问题。

发明内容

提供本发明内容以简化形式介绍一些概念，这些概念将在下面的具体实施例中进一步描述。该发明内容不旨在确认所要求保护的主题的关键特征或必要特征，也不旨在用于帮助确定所要求保护的主题的范围。

本发明的目的是提供一种大速比差动减速器，其可以在实现相对较高的减速比的同时进行结构上简化，并且能够在降低制造成本的同时提高耐用性。

为了实现本发明的目的，本发明提供了一种大速比差动减速器，其包括支架、至少一个行星齿轮、固定环形齿轮和旋转环形齿轮。支架可以连接至输入轴。至少一个行星齿轮可以以相对于支架偏心的状态由支架可旋转地支撑。固定环形齿轮可以在与支架同轴布置的状态下与行星齿轮啮合。旋转环形齿轮可以在与固定环形齿轮同轴布置的状态下与行星齿轮啮合并且旋转环形齿轮具有由如下的等式1设定的齿数：

Z_o＝Z_f±N_p……(1)，

其中，Z_o是旋转环形齿轮的齿数，Z_f是固定环形齿轮的齿数，并且N_p是行星齿轮的数量。

根据本发明，仅通过一级构造就可以实现数十：1至数百：1范围内的高减速比，而无需在常规行星齿轮系中需要的太阳齿轮，从而与常规行星齿轮系相比实现了结构上的简化。

另外，根据本发明，可以解决由于在常规谐波传动器中发生的柔性齿轮的弹性变形而导致的疲劳断裂的问题，并且还解决了由于昂贵的波发生器而导致的价格问题，从而提高了耐用性并降低了制造成本。

根据以下详细描述、附图和权利要求，其他特征和方面将变得明显。

附图说明

图1是根据本发明的一个实施例的大速比差动减速器的剖视图。

图2是图1所示的大速比差动减速器的一部分的透视图。

图3是图2的分解透视图。

图4是用于描述推导如下数学公式的过程的视图：该数学公式用于获得旋转环形齿轮的模数和压力角。

图5是用于描述行星齿轮的解释基础的视图。

图6和图7是用于描述推导如下数学公式的过程的图：该数学公式用于获得旋转环形齿轮的变位系数(profile shift coefficient)。

图8是根据本发明另一实施例的大速比差动减速器的剖视图。

图9是图8的透视图。

图10是根据本发明另一实施例的大速比差动减速器的剖视图。

图11是图10的透视图。

具体实施方式

在整个附图和详细描述中，除非另有说明，否则相同的附图标记将理解为表示相同的元件、特征和结构。为了清楚、说明和方便起见，可能会夸大这些元件的相对大小和描写。

在下文中参考附图更全面地描述本发明，在附图中示出了本发明的示例性实施例。在本文中，相同的附图标记应理解为指代相同的元件，并且当本文中并入的已知功能和构造的详细描述可能以不必要的细节使主题模糊时，将省略其详细描述。提供这些实施例以使得本公开将是全面和完整的，并且将本发明的概念充分传达给本领域技术人员。在附图中，为了清楚起见，可能夸大了层和区域的尺寸和相对尺寸。

图1是根据本发明的一个实施例的大速比差动减速器的剖视图。图2是图1所示的大速比差动减速器的一部分的透视图。图3是图2的分解透视图。

参照图1至图3，根据本发明的一个实施例的大速比差动减速器100包括支架110、至少一个行星齿轮120、固定环形齿轮130和旋转环形齿轮140。

支架110连接至输入轴10。支架110可以通过从输入轴10输入的旋转运动而旋转。输入轴10可以对应于旋转电机11的驱动轴。旋转电机的驱动轴可以连接至支架110的旋转中心。支架110可旋转地支撑偏心区域中的行星齿轮120，并且随着支架110旋转而使行星齿轮120自转。

行星齿轮120通过轴承121以相对于支架110偏心的状态被支撑在支架110上。当支架110旋转时，行星齿轮120可在自转的同时相对于支架110旋转。行星齿轮120通常与固定环形齿轮130和旋转环形齿轮140相啮合。行星齿轮120可以由正齿轮组成。

可以设置两个行星齿轮120以形成一对。行星齿轮120相对于支架110的旋转中心以相等的间隔布置。行星齿轮120的每个旋转中心可以位于与支架110的旋转半径对称的点处。行星齿轮120的齿数设定为小于固定环形齿轮130和旋转环形齿轮140中每一个的齿数。示出了设置两个行星齿轮120，但是也可以设置一个或三个或更多个行星齿轮。

固定环形齿轮130在与支架110同轴布置的状态下与行星齿轮120啮合。当支架110旋转时，固定环形齿轮130使自转的行星齿轮120旋转。当行星齿轮120由正齿轮构成时，固定环形齿轮130可以由正齿轮构成并与行星齿轮120啮合。固定环形齿轮130可以固定至固定框架20以保持固定环形齿轮130的位置。

旋转环形齿轮140在与固定环形齿轮130同轴布置的状态下与行星齿轮120啮合。旋转环形齿轮140用作输出轴。当支架110旋转时，旋转环形齿轮140可随着行星齿轮120的旋转以及自转而旋转，从而使输入到支架110的旋转运动减速并输出。旋转环形齿轮140可以由轴承141可旋转地支撑。当行星齿轮120由正齿轮构成时，旋转环形齿轮140可以由正齿轮构成并与行星齿轮120啮合。同时，在另一示例中，行星齿轮120、固定环形齿轮130和旋转环形齿轮140均可以由斜齿轮构成。

旋转环形齿轮140的齿数由下面的等式1设定。

Z_o＝Z_f±N_p……(1)

此处，Z_o是旋转环形齿轮的齿数，Z_f是固定环形齿轮的齿数，并且N_p是行星齿轮的数量。

根据上面的等式1，当存在一个行星齿轮120时，旋转环形齿轮140的齿数设定为比固定环形齿轮130的齿数多一个或少一个。如果旋转环形齿轮140的齿数比固定环形齿轮130的齿数多一个，则当行星齿轮120旋转一圈时，旋转环形齿轮140在与行星齿轮120的自转方向相同的方向上比固定环形齿轮130多前进一个齿距。如果旋转环形齿轮140的齿数比固定环形齿轮130的齿数少一个，则当行星齿轮120旋转一圈时，旋转环形齿轮140在与行星齿轮120的自转方向相反的方向上比固定环形齿轮130多前进一个齿距。

因此，在固定环形齿轮130的齿数为Z_f的情况下，当行星齿轮120自转固定环形齿轮130的齿数(即，行星齿轮120自转的量与固定环形齿轮130的齿数相对应)时，旋转环形齿轮140旋转一圈，因此减速比为Z_f∶1。在有两个行星齿轮120的情况下，旋转环形齿轮140的齿数设定为比固定环形齿轮130的齿数多两个或少两个。则根据上述原理，减速比为Z_f/2∶1。类似地，在有N_p个行星齿轮120的情况下，减速比为Z_f/N_p∶1。

根据上述的大速比差动减速器100，固定环形齿轮130和旋转环形齿轮140的齿数之差等于行星齿轮120的数量，并且固定环形齿轮130和旋转环形齿轮140同轴地布置，并且单一形状的行星齿轮120构造成同时与固定环形齿轮130和旋转环形齿轮140啮合并旋转，从而实现数十：1至数百：1范围内的高减速比。

如上所述，根据本实施例的大速比差动减速器100仅通过一级构造就可以实现数十：1至数百：1范围内的高减速比，而无需在常规行星齿轮系中需要的太阳齿轮，因此与常规行星齿轮系相比，根据本实施例的大速比差动减速器100能够在结构上简化。

另外，本实施例的大速比差动减速器100可以解决由于在常规谐波传动器中发生的柔性齿轮的弹性变形而导致的疲劳断裂的问题，并且还解决了由于昂贵的波发生器而导致的价格问题，从而提高了耐用性并降低了制造成本。

同时，旋转环形齿轮140可具有经校正的齿廓，从而与行星齿轮120和具有不同齿数的固定环形齿轮130同时啮合。可以通过设定模数、压力角和变位系数来进行旋转环形齿轮140的齿廓的校正。在这种情况下，固定环形齿轮130的模数和压力角可以设定为与行星齿轮120的模数和压力角相同。

可以通过下面的等式2和3得到旋转环形齿轮140的模数和压力角。下面将进一步描述等式2和3的推导过程。

此处，m_o是旋转环形齿轮的模数，m_s是固定环形齿轮的模数，并且Z_p是行星齿轮的齿数。

此处，α_o是旋转环形齿轮的压力角，并且α_s是固定环形齿轮的压力角。

同时，行星齿轮120的模数m_s和压力角α_s与固定环形齿轮130的模数m_s和压力角α_s相同。然而，行星齿轮120可解释为具有相对于旋转环形齿轮140的模数m_o、压力角α_o和变位系数x_p，这将在下面结合如下等式4的推导过程进行描述。

如上所述，在行星齿轮120的模数、压力角和变位系数分别为m_o、α_o和x_p的条件下，可以通过如下等式4得到行星齿轮120的变位系数x_p。

此处，invα_s＝tanα_s-α_s并且invα_o＝tanα_o-α_o。

另外，在旋转环形齿轮和行星齿轮的啮合角等于旋转环形齿轮的压力角的条件下，通过将旋转环形齿轮的模数和压力角、行星齿轮的变位系数、以及预设的法向侧隙代入如下的等式5中，可以得到旋转环形齿轮140的变位系数。以下将在进一步描述如下等式5的推导过程。

此处，x_o是旋转环形齿轮的变位系数，并且f_n是法向侧隙。

例如，当法向侧隙设定为零时，可通过上面的等式5将旋转环形齿轮140的变位系数x_o设定为等于行星齿轮120的变位系数x_p的绝对值。通常，当法向侧隙过小时，可能对诸如齿轮的制造尺寸误差、齿轮轴的中心距离波动、热膨胀、润滑剂膜厚度变化、齿轮齿变形等因素敏感，而当法向侧隙过大时，可能会产生噪音和振动。因此，可将旋转环形齿轮140的变位系数x_o设定为反映法向侧隙的适当水平。

在下文中，将描述等式2至5的每个推导过程以及行星齿轮的解释基础。

等式2和3的推导过程如下。

为了确定旋转环形齿轮140的模数m_o和压力角α_o，必须考虑行星齿轮120的中心轴线的位置。如图4所示，固定环形齿轮130和行星齿轮120的节圆分别以点O和点C为中心轴线，分别具有半径R_f和R_p，s，并且在节点P处彼此接触。因此，使用节圆之间的关系，通过下面的等式6获得固定环形齿轮130的中心轴线O与行星齿轮120的中心轴线C之间的距离

为了利用旋转环形齿轮140与行星齿轮120之间的中心轴线距离关系，假设行星齿轮120具有模数m_o、压力角α_o和变位系数x_p。以类似的方式，旋转环形齿轮140的节圆和行星齿轮120的节圆分别以点O和点C为中心轴线，分别具有R_o和R_p，o的半径，并在节点P’处接触。基于该关系，通过如下等式7求出中心轴线距离

旋转环形齿轮140的中心轴线和固定环形齿轮130的中心轴线位于同一轴线上，并且由于单个形状的行星齿轮120同时与旋转环形齿轮140和固定环形齿轮130啮合，所以中心轴线距离

彼此相等。因此，推导出下面的等式8。

利用以上等式8中的关系，推导出用于获得旋转环形齿轮140的模数m_o的等式2。

另外，当固定环形齿轮130的法向节距长度与旋转环形齿轮140的法向节距长度不同时，可以理解的是，由于传动期间的冲击，侧隙可能增加并且可能发生振动。因此，固定环形齿轮130的法向节距长度可以设定为等于旋转环形齿轮140的法向节距长度。在这种情况下，固定环形齿轮130的模数m_s和压力角α_s与旋转环形齿轮140的模数m_o和压力角α_o之间的关系由如下的等式9表示。根据等式8和等式9，导出用于获得旋转环形齿轮140的压力角α_o的等式3。

πm_scosα_s＝πm_ocosα_o……(9)

同时，行星齿轮120解释为具有相对于旋转环形齿轮140的模数m_o、压力角α_o、变位系数x_p的基础如下。

在图5的坐标平面中，由如下的等式10定义齿轮的渐开线曲线，该渐开线曲线具有作为旋转中心的原点C、基圆R_b和压力角α。

此处，t＝τ+α＝tanα并且α≥0。

如图5所示，R_b半径的基圆的渐开线曲线是从(O，R_b)开始的根据等式10的圆。假设设置两个分别具有Z_p齿的行星齿轮P_s和P_o，则P_s和P_o的基圆半径分别为m_sZ_pcosα_s/2和moZ_pcosα_o/2。因此，根据等式9，P_s和P_o的基圆半径彼此相等。即，具有相同基圆的P_s和P_o以相同的渐开线曲线形成齿廓。

通常，齿轮齿廓的齿宽由齿轮的模数、变位系数和压力角确定。将P_s在与中心相距任意距离R_t处的圆周上的齿宽定义为T_s，并且将P_o的齿宽定义为T_o。已经确定了m_s和α_s，并且将m_o和α_o设定为满足等式9。P_o移位x_p，使得T_s和T_o彼此相等。

由于与固定环形齿轮啮合的行星齿轮以及与旋转环形齿轮啮合的行星齿轮具有相同的齿廓曲线和相同的齿宽，因此如果仅通过调节齿高度使齿顶圆和齿根圆的直径彼此相等，则P_s和P_o可以为相同形状的行星齿轮。

因此，单一形状的行星齿轮可以通过与具有相同直径的齿顶圆和齿根圆且具有不同齿数的固定环形齿轮和旋转环形齿轮同时啮合而旋转。即，具有模数m_s和压力角α_s的行星齿轮P_s可以解释为具有模数m_o、压力角α_o和变位系数x_p的行星齿轮P_o。

同时，等式4的推导过程如下。

当给定具有半径为R的节圆、在节圆圆周上的齿宽T和压力角α的渐开线齿轮时，在图6和图7中可通过如下等式11获得距齿轮中心为半径R_t的圆周上的宽度形状T_t。

此处，当齿轮的基圆的半径为R_b时，通过如下等式12得出α_t。

将与具有相同R_b大小的基圆的行星齿轮P_s和P_o的中心相距随机值R_t的半径的圆周上的齿宽分别定义为T_s和T_o。通过采用等式11的形式，T_s和T_o分别由等式13和14表示。

此处，R_s,p是行星齿轮P_s的节圆直径，T_s,p是行星齿轮P_s的节圆圆周上的齿宽，R_o,p是行星齿轮P_o的节圆直径，并且T_o,p是行星齿轮P_o的节圆圆周上的齿宽。当等式13减去等式14时，如下所示，可得出距中心的半径为R_t的圆周上的P_s和P_o之间的齿廓差的等式15。

参照等式15，当右侧括号中的表达式变为0时，T_s和T_o相同，而与R_t无关。右侧括号中的表达式变为0的条件可以由如下的等式16表示。

即，当满足等式16的条件时，行星齿轮P_s和P_o的齿廓和齿宽在定义R_t的所有部分中一致。行星齿轮P_s中的R_s,p和T_s,p和行星齿轮P_o中的R_o,p和T_o,p由如下的等式17表示。通过将等式17代入等式16，得出用于获得变位系数x_p的量的等式4。

同时，等式5的推导过程如下。

通常，将具有x_o和x_p的变位系数、m_o的模数以及α_o的刀压角的变位的齿轮对的法向侧隙f_n定义为如下等式18。在等式18中，当将旋转环形齿轮和行星齿轮的啮合角α_w设定为等于旋转环形齿轮的压力角α_o时，导出用于得到旋转环形齿轮的变位系数x_o的等式5。

图8是根据本发明另一实施例的大速比差动减速器的剖视图。图9是图8的透视图。

参照图8和图9，在根据本发明的另一实施例的大速比差动减速器200中，行星齿轮220、固定环形齿轮230和旋转环形齿轮240均可以由锥齿轮构成。

行星齿轮220的旋转轴线布置为垂直于支架210的输入轴10。固定环形齿轮230和旋转环形齿轮240与支架210同轴地布置。固定环形齿轮230和旋转环形齿轮240在它们以同心圆布置的状态下同时与行星齿轮220啮合。此处，旋转环形齿轮240的齿廓可以以与上述相同的方式校正为与固定环形齿轮230同时与行星齿轮220啮合的齿廓。

图10是根据本发明的另一实施例的大速比差动减速器的剖视图。图11是图10的透视图。

参照图10和图11，在根据本发明的另一实施例的大速比差动减速器300中，行星齿轮320、固定环形齿轮330和旋转环形齿轮340也均可以由锥齿轮构成。然而，行星齿轮320的旋转轴线设置成相对于支架310的输入轴10倾斜。固定环形齿轮330和旋转环形齿轮340可以根据与行星齿轮320的布置关系而同时与行星齿轮320啮合。旋转环形齿轮340的齿廓可以以与上述实施例相同的方式校正为用于与固定环形齿轮330同时与行星齿轮320啮合的齿廓。

如以上实施例所述，当在大速比差动减速器200和300中，行星齿轮220和320、固定环形齿轮230和330以及旋转环形齿轮240和340均由锥齿轮构成时，这些齿轮的形状可以使用模具通过注射成型、烧结等容易地制造。

上面已经描述了许多示例。然而，应理解，可以进行各种修改。例如，如果以不同的顺序执行所描述的技术和/或以不同的方式组合所描述的系统、体系架构、装置或电路中的部件和/或由其他部件或其等同物替换或补充所描述的系统、体系架构、装置或电路中的部件，则可以获得合适的结果。因此，其他实施方式在所附权利要求的范围内。

本申请根据35 USC§119(a)要求于2019年11月13日在韩国知识产权局提交的韩国专利申请No.10-2019-0144975的优先权，该韩国专利申请的全部公开内容出于所有目的通过引用并入本文。

Claims (7)

1.一种大速比差动减速器，其包括：

支架，其连接至输入轴；

至少一个行星齿轮，其以相对于所述支架偏心的状态由所述支架能旋转地支撑；

固定环形齿轮，其在与所述支架同轴布置的状态下与所述行星齿轮啮合；以及

旋转环形齿轮，其在与所述固定环形齿轮同轴布置的状态下与所述行星齿轮啮合并且所述旋转环形齿轮具有由如下的等式1设定的齿数：

Z_o＝Z_f±N_p……(1)，

其中，Z_o是所述旋转环形齿轮的齿数，Z_f是所述固定环形齿轮的齿数，并且N_p是所述行星齿轮的数量。

2.根据权利要求1所述的大速比差动减速器，其中，所述旋转环形齿轮的模数和压力角通过如下的等式2和等式3得到：

其中，m_o是所述旋转环形齿轮的模数，m_s是所述固定环形齿轮的模数，并且Z_p是所述行星齿轮的齿数，并且

其中，α_o是所述旋转环形齿轮的压力角，并且α_s是所述固定环形齿轮的压力角。

3.根据权利要求2所述的大速比差动减速器，其中，在所述行星齿轮的所述模数、所述压力角和变位系数分别为m_o、α_o和x_p的条件下，通过如下等式4得到所述行星齿轮的所述变位系数：

其中，nivα_s＝tanα_s-α_s且invα_o＝tanα_o-α_o。

4.根据权利要求3所述的大速比差动减速器，其中，在所述旋转环形齿轮和所述行星齿轮的啮合角等于所述旋转环形齿轮的压力角的条件下，通过将所述旋转环形齿轮的模数和压力角、所述行星齿轮的变位系数、以及预设的法向侧隙代入如下的等式5中，得到所述旋转环形齿轮的变位系数：

其中，x_o是所述旋转环形齿轮的变位系数，并且f_n是所述法向侧隙。

5.根据权利要求1所述的大速比差动减速器，其中，所述行星齿轮、所述固定环形齿轮和所述旋转环形齿轮均由正齿轮构成。

6.根据权利要求1所述的大速比差动减速器，其中，所述行星齿轮、所述固定环形齿轮和所述旋转环形齿轮均由斜齿轮构成。

7.根据权利要求1所述的大速比差动减速器，其中，所述行星齿轮、所述固定环形齿轮和所述旋转环形齿轮均由锥齿轮构成。

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