CN115875409A - 一种具有大传动比行星齿轮减速器的结构、传动比的计算和参数确定方法 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种具有大传动比行星齿轮减速器的结构、传动比的计算和参数确定方法，它基于行星齿轮传动中的封闭式行星传动结构理论与齿轮差速器理论的逆向思维，将封闭式行星传动原理中的定轴轮系与行星轮系齿轮参数进行有机结合关联，这样可以在不增加减速器级数甚至可以减少减速器的传动级数的基础上，提高行星减速器的减速比，而且可以缩短减速器的轴向尺寸，体积比同传动比普通行星齿轮减速器更小，可以应用于传动比大，需要大扭矩输出的场合，诸如工业机器人的关节减速器，大扭力电动扳手等方面的应用。

Description

一种具有大传动比行星齿轮减速器的结构、传动比的计算和 参数确定方法

技术领域

本发明涉及减速器领域，具体涉及一种具有大传动比行星齿轮减速器的结构、传动比的计算和参数确定方法。

背景技术

减速装置作为一种机械传动装置，广泛用于多个领域，而行星减速器作为一种通用的减速器，其结构灵活，应用形式多样，但是综合相关技术可以看出目前的行星减速器存在下列问题：行星减速机构的一级减速比不大,实际使用中需要多级组合,在大传动比应用中，传动链冗长，造成轴向尺寸偏大,效率不高，对于有空间限制的场合不便于应用，诸如工业机器人关节减速器，便携式大扭矩电动工具等，由于行星减速器结构的局限性，不能充分发挥作用。

发明内容

本发明涉及一种具有大传动比行星齿轮减速器的结构、传动比的计算和参数确定方法，它不但结构简单，制造方便，而且可以获得较高的传动比和运动精度。

本发明采用了以下技术方案：一种具有大传动比的行星齿轮减速器结构，它的前部和后部分别设有前级定轴减速机构和后级行星减速机构，所述的前级定轴减速机构主要包括前定轴轮架、前定轴齿轮、前主动齿轮及内齿轮圈，所述的后级行星减速机构主要包括后行星轮架、后行星齿轮和后太阳齿轮及内齿轮圈，前定轴轮架与壳体一体，壳体通过轴承与后行星轮架组合，后行星轮架能够在壳体内转动，在壳体内部设有内齿轮圈，后行星轮架的中部与输出轴设置为一体，前主动齿轮位于前级定轴减速机构的中间位置，后太阳齿轮位于后级行星减速机构的中间位置，所述的输入轴由前至后依次穿过前定轴轮架、前主动齿轮、后太阳齿轮和后行星轮架，输入轴与前主动齿、后太阳齿轮固定并同步转动，输入轴由位于前定轴轮架中间的前轴承和位于后行星轮架中间的后轴承支承，前主动齿轮与后太阳齿轮为同轴设置，后太阳齿轮的齿数与前主动齿轮的齿差数为2，前主动齿轮与前定轴齿轮相啮合，后太阳齿轮与后行星齿轮相啮合，前定轴齿轮和后行星齿轮都与内齿轮圈相啮合。

进一步说，所述的前主动齿轮和后太阳齿轮同心分布。

进一步说，所述的输入轴与前主动齿轮以及后太阳齿轮三者设置为一体。

进一步说，所述的后太阳齿轮的齿数与前主动齿轮的齿差数为2。

进一步说，所述的前定轴齿轮4与后行星齿轮9的齿差数为1。

进一步说，所述的前定轴齿轮与后行星齿轮之间设有减摩垫圈。

进一步说，所述的内齿轮圈端面与前定轴轮架和后行星轮架外圈的支承轴承端面之间设有减摩片相隔离。

进一步说，所述的前定轴齿轮和后行星齿轮主要都是由齿轮Ⅰ和齿轮Ⅱ叠合而成，所述的齿轮Ⅰ端面中心设有凹槽并在凹槽内相应位置压入销轴Ⅰ，所述的齿轮Ⅱ与齿轮Ⅰ相对的端面设有凸出的销轴Ⅱ，齿轮Ⅰ和齿轮Ⅱ之间设有卡簧，卡簧的两端孔分别与销轴Ⅰ与销轴Ⅱ为活动连接，当齿轮Ⅰ和齿轮Ⅱ装配后轮齿周向错开一个角度，并在卡簧弹力的作用下绕前齿轮轴或后齿轮轴转动，当前定轴齿轮分别与前主动齿轮和内齿轮圈相啮合时，以及后行星齿轮分别与后太阳轮和内齿轮圈相啮合时，齿轮Ⅰ和齿轮Ⅱ相对两侧面在卡簧弹力的作用下压贴前主动齿轮和内齿轮圈的轮齿以及后太阳齿轮和内齿轮圈的轮齿，使得传动时无侧隙运转，消除了减速器传动链的回差。

本发明还公开了一种具有大传动比行星齿轮减速器的传动比计算方法，首先根据行星齿轮减速器理论设计公式：

n1+a*n2=(1+a)n3

式中:n1 ——太阳轮转速，n2 ——齿圈转速，n3 ——行星架转速，a ——齿圈与太阳轮齿数比 a=Z3/Z1，Z3——齿圈齿数，Z1——太阳轮齿数；

当行星架固定时 n3=0， n1=-a*n2 ， n2=-n1/a，

设行星机构前组参数为不带上标，后组参数上标为 ’

当前后两组行星齿轮元素：

太阳轮和齿圈固定连接时，

n1=n1’，取n1 为系统输入转速；

n2=n2’；

n3=0，即将前组行星架固定；

n3’，为系统输出转速；

推论：前组为n1+a*n2 =(1+a)*n3；

后组为n1’+a’*n2’ =(1+a’)*n3’；

得出组合后本行星减速机构减速比通用公式为

i=n1/n3’=(1+a’)/(1-a’/a)；

由通用公式，根据本项目设定条件，可推导出

i=(Z1’+Z3)/(Z1’-Z1)；

当前后组内齿圈齿数相同时，i=(Z3+Z1’)/齿差；

根据行星轮系结构设计理论，可以推导出太阳轮齿差为2，行星轮齿差为1时本结构能最简化实现。

因而本项目设计传动比 i=(Z3+Z1’)/2；

即本项目的传动比为i=（内齿圈齿数+太阳轮齿数）/2。

本发明还公开了一种具有大传动比行星齿轮减速器的实际使用过程中齿轮系基本参数的确定方法，它包括以下步骤：

步骤一，输入齿圈齿数和前级主动齿轮的齿数；

步骤二，根据行星减速器的设计理论，齿圈齿数与太阳轮齿数之和必须为行星轮数量的整数倍。计算Zs,Zs为齿圈与主动齿轮的齿数之和，即Zs=齿圈齿数+前主动齿轮齿数；

步骤三， 从3，4，及5以上的质数中分别按序号j取出赋值到X（j）

步骤四，判断Zs是否能被X（j）整除：

如果Zs无法被x(j)整除，则继续对下一个x(j+1)取值并进行循环计算判断。直到取得能被x(j)整除的值。将x（j）确定为定轴齿轮（4）的个数；

步骤五，计算Zp, Zp=后级太阳轮齿数+齿圈齿数 + 2；

步骤六，从3，4，及5以上的质数中分别按序号k取出赋值到y（k）

步骤七，判断Zp能否被y(k)整除：

如果Zp无法被y(k)整除，则继续对下一个y(k+1)取值并进行循环计算判断。直到取得能被y(k)整除的值，将y（k）确定为后级行星齿轮的个数；

步骤八，根据根据具有大传动比行星齿轮减速器的传动比计算方法来计算传动比，计算传动比，系统传动比为i, 系统传动比i=Zp/2；

进一步说，行星齿轮的个数优选为X={3,4,5,7……}。

本发明具有以下有益效果：采用了以上技术方案后，本发明基于行星齿轮传动中的封闭式行星传动结构理论与齿轮差速器理论的逆向思维，将封闭式行星传动原理中的定轴轮系与行星轮系齿轮参数进行有机结合关联，本发明可以在不增加减速器级数甚至可以减少减速器的传动级数的基础上，增大减速器的传动比，提高行星减速器的减速比，而且可以缩短减速器的轴向尺寸，体积比双级行星齿轮传动更小，提高传动效率，可以应用于多场合，例如在大扭矩场合可以使用普通齿轮替代无侧隙行星齿轮以获得更高的结构强度；对精度要求高的低载荷场合实现零回差达到精确传动功能，另外本发明还具有结构紧凑，具有更大的增矩性能和广阔的传动比范围，从制造角度来讲，比目前广泛应用于机器人的RV减速器大传动比大扭矩特性更易于应用于实际应用中。

附图说明

为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。

图1为本发明的结构示意图。

图2为本发明的前定轴齿轮及后行星齿轮的端面结构示意图。

图3为本发明的前定轴齿轮及后行星齿轮的侧面结构示意图。

图4为本发明前定轴齿轮及后行星齿轮的组合示意图。

图5为本发明的原理图。

图6为本发明传动比计算中参数的流程示意图。

具体实施方式

下面结合附图对本发明的优选实施例进行详细阐述，以使本发明的优点和特征能更易于被本领域技术人员理解，从而对本发明的保护范围做出更为清楚明确的界定。

在图1、图2和图4中，本发明提供了一种具有大传动比的行星齿轮减速器结构，它的前部和后部分别设有前级定轴减速机构和后级行星减速机构，所述的前级定轴减速机构主要包括前定轴轮架2、前定轴齿轮4、前主动齿轮3及内齿轮圈7，所述的后级行星减速机构主要包括后行星轮架17、后行星齿轮9和后太阳齿轮15及内齿轮圈7，前定轴轮架2与壳体8一体，壳体8通过轴承10与后行星轮架17组合，后行星轮架17能够在壳体8内转动，在壳体8内部设有内齿轮圈7，后行星轮架17的中部与输出轴16设置为一体，前主动齿轮3位于前级定轴减速机构的中间位置，后太阳齿轮15位于后级行星减速机构的中间位置，所述的输入轴1由前至后依次穿过前定轴轮架2、前主动齿轮3、后太阳齿轮15和后行星轮架17，输入轴与前主动齿轮3、后太阳齿轮15固定并同步转动，输入轴1由位于前定轴轮架2中间的前轴承14和位于后行星轮架17中间的后轴承13支承，前主动齿轮3与后太阳齿轮15为同轴设置，后太阳齿轮15的齿数比前主动齿轮3的齿数多2个齿，前主动齿轮3与前定轴齿轮4相啮合，后太阳齿轮15与后行星齿轮9相啮合，前定轴齿轮4和后行星齿轮9都与内齿轮圈7相啮合，本实施例的前主动齿轮3和后太阳齿轮15同心分布，本实施例的输入轴与前主动齿轮以及后太阳齿轮三者设置为一体，本实施例的所述的后太阳齿轮15的齿数比前主动齿轮3的齿数多2个，本实施例的前定轴齿轮4的齿数比后行星齿轮9的齿数多1个，本实施例的前定轴齿轮4与后行星齿轮9之间设有减摩垫圈18，本实施例的内齿轮圈7端面与前定轴轮架2和后行星轮架17外圈的支承轴承10端面之间设有减摩片19相隔离，本实施例的前定轴齿轮4和后行星齿轮9主要都是由齿轮Ⅰ20和齿轮Ⅱ21叠合而成，所述的齿轮Ⅰ20端面中心设有凹槽并在凹槽内相应位置压入销轴Ⅰ22，所述的齿轮Ⅱ21与齿轮Ⅰ20相对的端面设有凸出的销轴Ⅱ23，齿轮Ⅰ20和齿轮Ⅱ21之间设有卡簧24，卡簧24的两端孔分别与销轴Ⅰ22与销轴Ⅱ23为活动连接，当齿轮Ⅰ20和齿轮Ⅱ21装配后轮齿周向错开一个角度，并在卡簧24弹力的作用下绕前支承轴承6或后支承轴承11的外圈转动，前齿轮轴5和后齿轮轴12分别由前支承轴承6或后支承轴承11与齿轮4或齿轮9相连。当前定轴齿轮4分别与前主动齿轮3和内齿轮圈7相啮合时，以及后行星齿轮9分别与后太阳轮3和内齿轮圈7相啮合时，齿轮Ⅰ20和齿轮Ⅱ21相对两侧面在卡簧24弹力的作用下压贴前主动齿轮3和内齿轮圈7的轮齿以及后太阳齿轮13和内齿轮圈7的轮齿，使得传动时无侧隙运转，消除了减速器传动链的回差。

本发明的具有大传动比的行星齿轮减速器结构使用过程为：在图3和图5中，输入轴1转动，将带动前主动齿轮3和同轴的后太阳齿轮15同步转动，前主动齿轮3与前定轴齿轮4啮合，前定轴齿轮4与内齿轮圈7啮合，内齿轮圈7在输入轴1的作用下绕输入轴1旋转，方向相反，后行星齿轮9与后太阳齿轮15和内齿轮圈7啮合，在齿轮啮合处受到两个力的作用，即：固定在输入轴1上并随其同步转动的后太阳齿轮15的作用力以及输入轴1运动方向相反的内齿轮圈7的作用力，由于两太阳轮齿数和两行星轮齿数差的原因，后行星齿轮9所受的两个力不等，在作用点法线速度差动作用下，后行星齿轮9绕其轴心自转且V不等于零，其轴心将顺双联输入齿轮轴1运动方向公转，带动后行星轮架17兼输出轴16转动输出，从而实现变速。

本发明还提供了一种具有大传动比行星齿轮减速器的传动比计算方法，首先根据行星齿轮减速器理论设计公式：

n1+a*n2=(1+a)n3

式中:

n1 ——太阳轮转速，

n2 ——齿圈转速，

n3 ——行星架转速，

a ——齿圈与太阳轮齿数比 a=Z3/Z1，

Z3——齿圈齿数，

Z1——太阳轮齿数，

当行星架固定时 n3=0， n1=-a*n2 ， n2=-n1/a，

设行星机构前组参数为不带上标，后组参数上标为 ’

当前后两组行星齿轮元素：

太阳轮和齿圈固定连接时，

n1=n1’，取n1 为系统输入转速；

n2=n2’；

n3=0，即将前组行星架固定；

n3’，为系统输出转速；

推论：前组为n1+a*n2 =(1+a)*n3；

后组为n1’+a’*n2’ =(1+a’)*n3’；

得出组合后本行星减速机构减速比通用公式为

i=n1/n3’=(1+a’)/(1-a’/a)；

由通用公式，根据本项目设定条件，可推导出

i=(Z1’+Z3)/(Z1’-Z1)；

当前后组内齿圈齿数相同时， i=(Z3+Z1’)/齿差；

根据行星轮系结构设计理论，可以推导出太阳轮齿差为2，行星轮齿差为1时本结构能最简化实现；

因而本项目设计传动比 i=(Z3+Z1’)/2；

即本项目的传动比为i=（内齿圈齿数+太阳轮齿数）/2。

本发明举例说明该计算方法：

设本减速器齿圈齿数为Z3=68，太阳轮齿数为Z2=22，

则根据本发明计算，传动比为 i=(68+22)/2=45；

如使用典型的行星减速机构，根据行星减速器减速比计算公式：

i=(1+Z3/Z1)

二级行星减速传动比为i=(1+68/20)*(1+68/22)=18

因而，本发明在不增加减速器级数的基础上，只在传动结构部件上略作改动，就可大大提高行星减速器的减速比。

在图6中，本发明还提供了一种具有大传动比行星齿轮减速器的传动比计算中参数的确定方法，它包括以下步骤：步骤一，输入齿圈齿数和前级主动齿轮3的齿数；步骤二，根据行星减速器的设计理论，齿圈齿数与太阳轮齿数之和必须为行星轮数量的整数倍。计算Zs,Zs为齿圈7与主动齿轮3的齿数之和，即Zs=齿圈齿数+主动齿轮齿数；步骤三， 从3，4，及5以上的质数中分别按序号j取出赋值到X（j）步骤四，判断Zs是否能被X（j）整除：

如果Zs无法被x(j)整除，则继续对下一个x(j+1)取值并进行循环计算判断。直到取得能被x(j)整除的值。将x（j）确定为定轴齿轮（4）的个数；步骤五，计算Zp, Zp=后级太阳轮齿数+齿圈齿数 + 2；步骤六，从3，4，及5以上的质数中分别按序号k取出赋值到y（k）

步骤七，判断Zp能否被y(k)整除：如果Zp无法被y(k)整除，则继续对下一个y(k+1)取值并进行循环计算判断。直到取得能被y(k)整除的值，将y（k）确定为后级行星齿轮9的个数；

步骤八，根据上述额具有大传动比行星齿轮减速器的传动比计算方法

计算传动比，系统传动比为i, 系统传动比i=Zp/2；本发明行星齿轮的个数优选为X={3,4,5,7……}，本实施例优先X=3。

不局限于此，任何不经过创造性劳动想到的变化或替换，都应涵盖在本发明的保护范围之内。因此，本发明的保护范围应该以权利要求书所限定的保护范围为准。

Claims (10)

1.一种具有大传动比的行星齿轮减速器结构，它的前部和后部分别设有前级定轴减速机构和后级行星减速机构，所述的前级定轴减速机构主要包括前定轴轮架（2）、前定轴齿轮（4）、前主动齿轮（3）及内齿轮圈（7），所述的后级行星减速机构主要包括后行星轮架（17）、后行星齿轮（9）、后太阳齿轮（15）及内齿轮圈（7），前定轴轮架（2）与壳体（8）一体，壳体（8）通过轴承（10）与后行星轮架（17）组合，后行星轮架（17）能够在壳体（8）内转动，在壳体（8）内部设有内齿轮圈（7），后行星轮架（17）的中部与输出轴（16）设置为一体，前主动齿轮（3）位于前级定轴减速机构的中间位置，后太阳齿轮（15）位于后级行星减速机构的中间位置，

其特征是所述的输入轴（1）由前至后依次穿过前定轴轮架（2）、前主动齿轮（3）、后太阳齿轮（15）和后行星轮架（17），输入轴与前主动齿轮（3）、后太阳齿轮（15）固定并同步转动，输入轴（1）由位于前定轴轮架（2）中间的前轴承（14）和位于后行星轮架（17）中间的后轴承（13）支承，前主动齿轮（3）与后太阳齿轮（15）为同轴设置，后太阳齿轮（15）的齿数与前主动齿轮（3）的齿数相差2个齿，前主动齿轮（3）与前定轴齿轮（4）相啮合，后太阳齿轮（15）与后行星齿轮（9）相啮合，前定轴齿轮（4）和后行星齿轮（9）都与内齿轮圈（7）相啮合。

2.根据权利要求1所述的具有大传动比行星齿轮减速器结构，其特征是所述的前主动齿轮（3）和后太阳齿轮（15）同心分布。

3.根据权利要求1所述的具有大传动比行星齿轮减速器结构，其特征是所述的输入轴与前主动齿轮以及后太阳齿轮三者设置为一体。

4.根据权利要求1所述的具有大传动比行星齿轮减速器结构，其特征是所述的后太阳齿轮（15）的齿数与前主动齿轮（3）的齿数相差2个齿。

5.根据权利要求1所述的具有大传动比行星齿轮减速器结构，其特征是所述的前定轴齿轮（4）的齿数与后行星齿轮（9）的齿数相差1个齿，所述的前定轴齿轮（4）与后行星齿轮（9）之间设有减摩垫圈（18）。

6.根据权利要求1所述的具有大传动比行星齿轮减速器结构，其特征是所述的内齿轮圈（7）端面与前定轴轮架（2）和后行星轮架（17）外圈的支承轴承（10）端面之间设有减摩片（19）相隔离。

7.根据权利要求1所述的具有大传动比行星齿轮减速器结构，其特征是所述的前定轴齿轮（4）和后行星齿轮（9）主要都是由齿轮Ⅰ（20）和齿轮Ⅱ（21）叠合而成，所述的齿轮Ⅰ（20）端面中心设有凹槽并在凹槽内相应位置压入销轴Ⅰ（22），所述的齿轮Ⅱ（21）与齿轮Ⅰ（20）相对的端面设有凸出的销轴Ⅱ（23），齿轮Ⅰ（20）和齿轮Ⅱ（21）之间设有卡簧（24），卡簧（24）的两端孔分别与销轴Ⅰ（22）与销轴Ⅱ（23）为活动连接，当齿轮Ⅰ（20）和齿轮Ⅱ（21）装配后轮齿周向错开一个角度，并在卡簧（24）弹力的作用下绕前齿轮轴（5）或后齿轮轴（12）转动，当前定轴齿轮（4）分别与前主动齿轮（3）和内齿轮圈（7）相啮合时，以及后行星齿轮（9）分别与后太阳轮（3）和内齿轮圈（7）相啮合时，齿轮Ⅰ（20）和齿轮Ⅱ（21）相对两侧面在卡簧（24）弹力的作用下压贴前主动齿轮（3）和内齿轮圈（7）的轮齿以及后太阳齿轮（13）和内齿轮圈（7）的轮齿，使得传动时无侧隙运转，消除了减速器传动链的回差。

8.一种具有大传动比行星齿轮减速器的传动比计算方法，其特征是首先根据行星齿轮减速器理论设计公式：

n1+a*n2=(1+a)n3

式中:n1 ——太阳轮转速，n2 ——齿圈转速，n3 ——行星架转速，a ——齿圈与太阳轮齿数比 a=Z3/Z1，Z3——齿圈齿数，Z1——太阳轮齿数；

当行星架固定时 n3=0， n1=-a*n2 ， n2=-n1/a，

设行星机构前组参数为不带上标，后组参数上标为 ’

当前后两组行星齿轮元素：

太阳轮和齿圈固定连接时，

n1=n1’，取n1 为系统输入转速；

n2=n2’；

n3=0，即将前组行星架固定；

n3’，为系统输出转速；

推论：前组为n1+a*n2 =(1+a)*n3；

后组为n1’+a’*n2’ =(1+a’)*n3’；

得出组合后本行星减速机构减速比通用公式为

i=n1/n3’=(1+a’)/(1-a’/a)；

由通用公式，根据本项目设定条件，可推导出

i=(Z1’+Z3)/(Z1’-Z1)；

当前后组内齿圈齿数相同时，i=(Z3+Z1’)/齿差；

根据行星轮系结构设计理论，可以推导出太阳轮齿差为2，行星轮齿差为1时本结构能最简化实现；

因而本项目设计传动比 i=(Z3+Z1’)/2；

即本项目的传动比为i=（内齿圈齿数+太阳轮齿数）/2。

9.一种具有大传动比行星齿轮减速器的实际使用过程中齿轮系基本参数的确定方法，它包括以下步骤：

步骤一，输入齿圈齿数和前主动齿轮（3）的齿数；

步骤二，根据行星减速器的设计理论，齿圈齿数与太阳轮齿数之和必须为行星轮数量的整数倍，计算Zs,Zs为齿圈（7）与前主动齿轮（3）的齿数之和，即Zs=齿圈齿数+前主动齿轮齿数；

步骤三， 从3，4，及5以上的质数中分别按序号j取出赋值到X（j）；

步骤四，判断Zs是否能被X（j）整除：

如果Zs无法被x(j)整除，则继续对下一个x(j+1)取值并进行循环计算判断；

直到取得能被x(j)整除的值，将x（j）确定为定轴齿轮（4）的个数；

步骤五，计算Zp, Zp=后级太阳轮齿数+齿圈齿数 + 2；

步骤六，从3，4，及5以上的质数中分别按序号k取出赋值到y（k）；

步骤七，判断Zp能否被y(k)整除：

如果Zp无法被y(k)整除，则继续对下一个y(k+1)取值并进行循环计算判断，直到取得能被y(k)整除的值，将y（k）确定为后级行星齿轮（9）的个数；

步骤八，根据具有大传动比行星齿轮减速器的传动比计算方法来计算传动比，系统传动比为i, 系统传动比i=Zp/2。

10.根据权利要求9所述的具有大传动比行星齿轮减速器的实际使用过程中齿轮系基本参数的确定方法，其特征是行星齿轮的个数优选为X={3,4,5,7……}。

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