CN1394262A - 带减速器马达系列 - Google Patents

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CN1394262A CN01803452A CN01803452A CN1394262A CN 1394262 A CN1394262 A CN 1394262A CN 01803452 A CN01803452 A CN 01803452A CN 01803452 A CN01803452 A CN 01803452A CN 1394262 A CN1394262 A CN 1394262A
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山崎德之
峰岸清次
为永淳
兼光健一
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Sumitomo Heavy Industries Ltd
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Abstract

在带减速器马达的系列中，能够灵活而且确切地满足使用者对减速比的要求或是对减速器类型的要求，而且实现了降低噪音以及振动程度。通过对马达组合多个种类的减速器，在能够选择带有任意减速器马达的场合，准备了多个具有中心轮(121)与行星轮(122)及环轮(123)的简单行星轮部(120)，通过在马达的输出轴周围的盖(110)选择连结多个简单行星轮部(120)，能够构成多个中速马达群SMC，而且，在同形的中速马达中，通过与行星轮(122)的公转成分同步的支座(100)而可以选择连结多种减速器。

Description

带减速器马达系列
技术领域
本发明涉及带减速器马达系列，通过对马达组合多种减速器而能够选择任意的带减速器马达。
技术背景
这种带减速器马达，大部分是把产生旋转动力的马达与将此旋转动力减速的齿轮式的减速器组合而成。因为这种带减速器马达是机械减速构造，所以，能够使马达在最佳效率的状态(转速领域)运转，在所有的产业领域中都得到广泛的应用。
这种情况，一般的齿轮式减速器其大半(8成以上)是在总减速比为1/10～1/60左右的范围内使用，而作为减速器种类，为了能够根据用途进行选择，作为系列准备了例如：简单行星齿轮减速器、摇动内啮合行星齿轮减速器、锥齿轮减速器、双曲线齿轮减速器、蜗杆减速器等各种类型。
但是，在这种带减速器马达的系列中，因为使用齿轮式减速器的关系，减速比是以所定的间隔(公比)设定的，所以，未必能准备有广泛变化的减速比，会有不能够全面适应使用者要求的情况。
而且，各自类型的减速器都有各自最佳的减速比范围，一方面要控制制造成本，而又要扩大各类型的减速比的范围，这是受有限制的。而且，因为能包含高减速比的减速器一般制造成本高，所以，在要求高减速比的驱动装置的场合，必然不得不选择高成本类型的减速器来与马达组合，结果，存在的问题是：减速器类型的选择自由度受到了限制。
而且，除了这些问题之外，经常出现的问题还有：在使用齿轮式减速器的场合，由于齿轮的啮合部分(特别是高速旋转的输入轴与第一级齿轮的啮合部分)会产生大的噪音或振动，而且，由于减速器侧与马达侧的共振现象，带减速器马达整体的噪音程度或振动程度经常要比单体的噪音大。
举例具体说明这一点，具体例是将易产生大的噪音·振动、以往为众所周知的摇动内啮合行星齿轮构造(相当国际分类F16H1/32的齿轮装置)作为减速器而使用的齿轮传动马达。
图16所示的例子是装备了特开平5-231482号公报所登载的摇动内啮合行星齿轮减速器的齿轮传动马达(带减速器马达)。该齿轮传动马达1是将减速器2和马达3结合而成的一体结构。
减速器2的外壳51是由中央外壳52、马达3侧的连接外壳53、马达3相对一侧的前部外壳54所组成。马达3的外壳55是由圆筒外壳56、减速器2侧的连接外壳53、减速器2相对一侧的后盖57所组成。这种情况，前述连接外壳53兼作为减速器2和马达3的外壳51、55的一部分，通过该连接外壳53，减速器2与马达3结合成一体。
减速器2具有成为输入轴的第1轴11和成为输出轴的第2轴12。
在第1轴11的外周，以所定的位相差(该例中是180°)安装两个偏心体13a、13b，此偏心体13a、13b与第1轴11一起旋转。偏心体13a、13b的中心分别相对第1轴11的轴心具有一定的偏心量。在偏心体13a、13b的外周分别安装外齿齿轮15a、15b。在外齿齿轮15a、15b分别设有多个内销钉孔16a、16b，在这些内销钉孔16a、16b有间隙地配合内销钉17。
在外齿齿轮15a、15b的外周设置余摆线齿型或圆弧齿型的外齿，与内齿齿轮20内啮合。内齿齿轮20在中央外壳52的内周形成为一体，各内齿是由保持在中央外壳52的内周的外销钉21而形成。
在外齿齿轮15a、15b的两侧配置一对支座23、24。两支座23、24由轴承31、32支撑并可自由旋转，用多个支座销钉(连接销)25以及隔离块26而结合成一体。
内销钉17的两端与两侧的支座23、24可滑动旋转而相结合，仅是外齿齿轮15a、15b的自转部分通过内销钉17而传递至两侧的支座23、24。
在马达3侧的支座23的中央孔23a，面对第1轴11的一端，通过联轴节70而与马达轴61连结。
由于此构成，因众所周知的作用，该减速器可以实现外齿齿轮15a、15b的齿数分之1的减速。
其次，说明其它的以往的例子。
图17、图18表示的是特开平10-299841公报所记载的以往的齿轮传动马达的例子。该齿轮传动马达500所使用的摇动内啮合行星齿轮减速器是所谓的分配轴类型的减速器。
该内啮合行星齿轮减速器具有：第1轴502、多个分配轴503、偏心体504、外齿齿轮505、内齿齿轮506以及第2轴507；第1轴502与外部的马达轴501相连结，多个分配轴503配置在与该第1轴502同心的圆周上、且与该第1轴502连动旋转，偏心体504分别设置在该多个分配轴503上，外齿齿轮505由于与该偏心体504配合而能够相对前述第1轴502偏心旋转，内齿齿轮506与前述第1轴502同心而组装、且前述外齿齿轮505相对该第1轴502一边偏心旋转一边与该内齿齿轮506相啮合，第2轴507与前述多个分配轴503相连结。
在该内啮合行星齿轮构造中，将偏心体504配置在位于一对支座523、524之间，而且由支座523、524来支撑分配轴503且轴能旋转。而且，在前述第1轴502设置中心轮511，把与该中心轮511各自外接的多个分配轮512用花键分别与前述多个分配轴503结合，在这些多个分配轮512的外侧设置与该分配轮512内接的压接环513。这种场合的压接环513只是为了使得在中心轮511和分配轮512之间产生压接力，其功能与简单行星的环不同。
采用以上例中所列举的内啮合行星齿轮减速器的齿轮传动马达，虽然具有构造简单且紧凑、刚性大，而且能够得到高减速比的优点，但是，因为其构造是外齿齿轮一边摇动一边与相对的齿轮啮合，所以，存在的问题是：由于减速器侧的振动与马达侧的振动重合而共振的现象，总会容易引起大的噪音。
即，上述齿轮传动马达的情况下，由于减速器侧发生的振动，与此相结合的马达被激振，当与马达自身产生的振动一致时，会引起复杂的共振。而且，由于其振动返回到原来的减速器，会引起更复杂的共振，以此为起因，偶尔会有发生齿轮传动马达整体发生很大噪音的情况。
这一点，图16的齿轮传动马达1的场合，通过花键形式的联轴节70将马达轴61与第1轴11游动式结合，由此而阻止了马达部件3自身的振动与减速器部件2自身振动的相互传递，防止了两者的共振。
但是，因为仅是通过联轴节70而游动(浮动)式结合，不能非常有效地抑制振动的相互传递，所以，不能得到充分减小噪音的效果。
另外，采用图17的分配轴类型的内啮合行星齿轮构造的齿轮传动马达的场合，在实际运转时，也不能得到所期望程度的减小噪音效果。究其原因，可认为如下。
即，此分配类型的构造，因为在各分配轴503会随着外齿齿轮503的摇动运动而产生振动及弯曲，所以，该分配轴503总会受到来自此外齿齿轮505的载荷，发生或是振动、或是变形(弯曲)的可能性很高。而且，因为该齿轮传动马达在其分配轴503存在与中心轮511压接的分配轮512，所以分配轴503的振动及变形直接传递至分配轮512→中心轮511，没有起到因使用摩擦轮而很好地阻止振动传递的作用。换言之，可认为其原因是：将适用于高速低转矩的动力传递的轮512直接配置在分配轴503上，该分配轴503会直接受到随内啮合行星齿轮构造的载荷传递而引起的变形的影响。
总之(姑且不论原因)，结果在上述两例中，即使采用游动式结合以及摩擦轮的组合，噪音改善效果还未达到要改变齿轮传动马达的常识。
在引起这种大噪音及振动程度一点上，在使用其它类型减速器的场合，也会得到类似的结果。
发明的公开
鉴于上述的问题点，本发明的目的是提供一种驱动装置系列，能够灵活并确切地满足使用者对减速比的要求或是对减速器类型的要求，而且能够实现减小噪音及振动程度。
权利要求1的发明是一种带减速器马达系列，其特征在于：通过对马达组合多种减速器，能够选择任意的带减速器马达，在这种带减速器马达系列中，准备有多个简单行星轮机构，该简单行星轮机构具备：中心轮、在该中心轮周围滚动接触的行星轮、该行星轮内接触的环轮，通过在前述马达的输出轴周围的盖上选择·连结前述多个简单行星轮机构，可以构成多个中速马达群，而且，在同形的中速马达中，通过与行星轮的公转同步的支座而可以选择·连结前述多种减速器，由此而解决上述的课题。
该带减速器马达中最重要的一点是：通过在特定的马达的输出轴周围的盖上选择·连结多个简单行星轮机构，实质上可以构成多个中速马达群，而且，对于同形的中速马达，可以自由地选择、连结多种减速器，
这样，由于附加了简单行星轮机构而实质上能够构成中速马达群，所以，可以实现减轻减速器侧的负担以及缓和其选择的限制。
即，一方面，因为在简单行星轮机构可以第1级减速，所以，减速器侧的减速比具有的范围可以设定得小些而有余量。例如：实现总减速比1/10～1/60的场合，因为在简单行星轮机构可以承担1/3～1/9或是一般为1/4～1/6左右的减速比，所以，在减速器侧可以只承担1/2～1/10左右的减速比，可以轻松地选择减速器。另外，因为在简单行星轮机构可以第1级减速，所以，也能够扩大总减速比的范围。另外，因为通过在简单行星轮机构中改变各轮径比而可容易地微调减速比，所以实现了减速比的丰富的变化。
另一方面，由于简单行星轮机构发挥了第1级的减速功能，所以能够把向减速器的输入旋转速度设置得低些。因此，在由简单行星轮机构实现的高速部(第1级)的噪音产生少，而且能够大幅度地减小在作为低速部的减速器所产生的噪音·振动程度。另外，由于在减速器和马达之间存在简单行星轮(ロ一ラ)机构，所以由于简单行星轮机构的轮之间的相互接触而能够吸收减速器与马达之间传递的振动(特别是旋转方向的振动以及轴向的振动)。
结果，能够避免由于减速器与马达之间振动传递而产生的复杂的共振现象，可以(极大地超过预想)减小带减速器马达整体产生的噪音·振动的程度。
总之，通过在马达组合简单行星轮机构而形成『中速马达』，能够有效地抑制以往不可避免的从减速器向马达的振动传递、以及从马达向减速器的振动传递，防止共振，结果可以减小整体的噪音。
这里在本发明中，作为组合于马达的减速器是使用简单行星轮机构。
即，简单行星轮机构由于与其行星轮的自转以及公转而所特有的简单行星轮机构的动力传递构造，通过(多个)轮的接触面摩擦而传递旋转动力，所以，由各接触面极好地吸收了简单行星轮机构两侧的减速器与马达之间相互传递的振动(特别是旋转方向的振动以及轴向振动)。
在上述图17的分配轴类型，也使用摩擦轮。但是，分配轴类型的场合，没有简单行星轮机构，而是在中心轮511与压接环513之间所夹住的分配轮512自身来易于吸收分配轴503的振动的结构。因此，随着分配轴503的振动或变形，分配轮512或是位置产生偏离，或是产生振动，与中心轮511之间不能正确(速度不变化)地进行动力传递，结果，在摩擦接触面的振动吸收作用起到效果之前，分配轮512自身的振动对整体的振动及噪音留下了影响。
总之，因为本来认为该装置可避免共振的思想没有了根据，从分配轴503的振动直接传递到分配轮512→中心轮511，所以，没有达到通过阻止振动传递而避免共振的本发明的目的。
因此，即使组合摩擦轮(roller)，噪音改善效果也未达到可取代齿轮传动马达的常识的地步，结果被认为『摩擦轮的效果也就是这种程度』，开发也到此中断，没有进行进一步研究。
相对于此，将简单行星轮机构放在减速器与马达之间的本发明的场合，(不是由分配轮的自转本身直接进行动力传递)，由内周侧的的中心轮与外周侧的环轮以及在该之间夹住的行星轮三者的相对运动而进行动力传递，所以，不会如前述的分配轮那样从摇动内啮合行星齿轮减速器直接受到无用的变形或振动。
因此，行星轮被夹在中心轮与环轮之间、而且以摩擦传动所必要的压力与中心轮以及环轮滚动接触，摩擦接触面的压力变动小，结果，抑制了通过简单行星轮机构的振动传递。而且，如前所述，因为摩擦接触面有效地起到了振动吸收功能，所以，阻止了减速器与马达间的相互振动传递，在降低噪音上起到了极大的效果。
另外，通过采用简单行星轮机构，也可以将同机构的输入部与输出部配置在同轴上，因此，例如可以把中心轮与马达的连结部、与通过支座而进行的减速器的连结部配置在同一轴线上。
此同轴性，具体意思是：受到前述的外齿齿轮载荷影响的轴(与分配轴类型不同)在减速器的中心部可以仅制成为一根轴，其有利点是：该部分的刚性提高则整体的刚性也能够提高。
另外，例如在摇动内啮合行星齿轮类型的减速器与马达结合而构成带减速器马达时，来自外齿齿轮的振动集中于一根高速轴上，因为该高速轴仅与简单行星轮机构的一端连结即可完成与简单行星轮机构的连结，所以，在隔断振动方面也是有益的。
即，得到的优点是：不仅是简单、小型的构造、而且可以使刚性大、能够传递大的扭矩，除此之外，可以说在降低噪音上也是有利的构造。
另外，该同轴性的有益之处还有：对于在一个中心轴线上并列马达的驱动轴、减速器侧的输入输出轴而构成的齿轮传动马达，可以简单地应用本发明。例如，在图16所示的以往的齿轮传动马达1的马达3与摇动内啮合行星齿轮减速器2之间，通过增加前述的简单行星轮机构，即可简单地实现本发明的系列中所包括的带减速器马达。这种场合，在图16的齿轮传动马达1中，马达轴61与摇动内啮合行星齿轮装置2的第1轴11用联轴节70连结，该联轴节70是通用的，通过支座而能够连结简单行星轮机构的行星轮与减速器，能够连结中心轮的轴与马达的驱动轴。
这里，由前段的摩擦传动所传递的扭矩，比后段由齿轮啮合而传递的扭矩所能确保的扭矩传递量要小，本来在前段减速中，应传递的扭矩不会太大，另外，如后所述，因为简单行星轮机构通过选择其输入输出部件而能够调整在各轮所必须传递的扭矩，所以，不会有大的问题。
具体是，在简单行星轮机构的场合，因为能够用与减速器侧断开的支座来支持行星轮，所以，例如即使在减速器侧发生振动或变形，其影响也基本不会影响到简单行星轮机构的轮接触面。因此，由于能够确实进行稳定的扭矩传递，所以很少发生问题。
另外，把发挥以上多样功能的简单行星轮机构装入马达的输出周围的盖而构成中速马达群，实质上这意味着可以提供旋转速度具有丰富变化的马达系列。
权利要求2的发明是在如权利要求1所述的带减速器马达系列中，前述多个简单行星轮机构的环轮为相同直径，改变行星轮与中心轮的径比，具有多种不同的变速比，由此而解决上述的课题。
这样，将位于最外侧的环轮的直径设为相同直径，仅需改变行星轮与中心轮的径比，即可实现不同的多种变速比，这样对减速器及马达的结合尺寸不需大幅度改变，可以提供准备了多种减速比的带减速器马达的系列。
权利要求3的发明是在如权利要求1或2所述的带减速器马达系列中，前述多个简单行星轮机构对于前述马达其结合尺寸相同，具有多种不同的框号(frame numbers)，由此而解决上述的课题。
这样，与马达的结合尺寸取为相同并准备多个简单行星轮机构的框号，则实现了中速马达丰富的变换。而且，由于此构成，因为简单多个轮机构恰好全都是包含在马达的盖内而连结的，所以，能够促进马达的一体化，更加具备作为『中速马达』的形态。
权利要求4的发明是在如权利要求1～3任一项所述的发明中，系列中包括：在前述组合的可能的多种减速器中，包含由锥齿轮的正交轴齿轮减速器，而且通过该正交轴齿轮减速器与前述简单行星轮机构，总减速比达到1/3～1/60的范围的带减速器马达，由此而解决上述的课题。
这样，因为在系列中包含有：通过由锥齿轮的正交轴齿轮减速器与前述简单行星轮机构，总减速比达到1/3～1/60的范围的带减速器马达，所以，抑制了成本的上升，而且扩大了使用者选择的范围。
即，换句话说，总减速比为1/3～1/60的直(正)交减速器，一般(具体是其大减速比侧)是双曲线齿轮装置的领域。但是，根据本发明，作为『中速马达』的输出，已经能够以1/4～1/6(更大的为1/2～1/10)的范围进行一级减速。因此，能够使用极廉价的锥齿轮装置，实现了大幅度的降低成本。
图的简单说明
图1是表示作为本发明实施形式的带减速器马达系列的构成图。
图2是表示在同系列中能够构成的驱动装置的第1例的侧剖面图。
图3是表示在同系列中能够构成的驱动装置的第2例的侧剖面图。
图4是表示在同系列中能够构成的驱动装置的第3例的侧剖面图。
图5是表示在同系列中能够构成的驱动装置的第4例的侧剖面图。
图6是表示在同系列中能够构成的驱动装置的第5例的侧剖面图。
图7是表示在同系列中能够构成的驱动装置的第6例的侧剖面图。
图8是表示使同系列的马达的选择群更丰富的例子。
图9是表示作为进行噪音测定试验试件而准备的齿轮传动马达的类型。
图10是用表来表示噪音测定试验结果。
图11是用曲线来表示噪音测定试验结果。
图12是表示不同类型的噪音频谱图。
图13是表示不同类型的噪音频谱图。
图14是表示不同类型的噪音频谱图。
图15是表示不同类型的噪音频谱图。
图16是以往的齿轮传动马达的剖面图。
图17是以往的分配轴类型的摇动内啮合行星齿轮构造的剖面图。
图18是图17的XIX-XIX箭头所示处的概略剖面图。
图19是在噪音测定试验中作为比较例所使用的齿轮传动马达的剖面图。
图20是在噪音测定试验中作为比较例所使用的其它的齿轮传动马达的剖面图。
图21是在噪音测定试验中作为比较例所使用的另外的其它齿轮传动马达的剖面图。
实施发明的最佳形式
以下，参照附图说明本发明的实施形式。
图1是表示实施形式的带减速器马达(以下也称为驱动装置)系列的整体构成。该系列是由为了构成带任意减速器马达的下述部分组成：齿轮部(主要为齿轮减速器)的选择群SG、作为简单行星轮机构的主动驱动轮(traction drives)(也有省略T/D的情况)的选择群ST/D、马达部(马达)的选择群SM。而且，把从马达部的选择群SM中选择的1个马达、从T/D的选择群ST/D中选择的1个T/D部(简单行星轮部)和从齿轮部的选择群SG中选择的1个减速器(包括本身不具有减速功能的输出机构部的场合)三者结合起来，由此而可以构成任意的带减速器马达。
这种场合，在齿轮部的选择群SG准备了如下的多个种类的输出机构部。
(1)构成驱动装置GM1的输出机构部G1，其自身没有减速功能，而通过与马达以及T/D组合，由此而构成了实现由T/D的1级减速的驱动装置GM1。
(2)构成驱动装置GM2的T/D式减速输出机构部(减速器)G2，其自身组装有T/D、并通过与马达以及T/D组合，由此而构成了实现由T/D的2级减速的驱动装置GM2。
(3)构成驱动装置GM3的摇动内啮合行星齿轮减速器G3，其自身内装有摇动内啮合行星齿轮构造、并通过与马达以及T/D组合，由此而构成了实现由T/D的第1级减速+由摇动内啮合行星齿轮构造的第2级减速的驱动装置GM3。
(4)构成驱动装置GM4的锥齿轮减速器G4，其自身内装有锥齿轮构造、并通过与马达以及T/D组合，由此而构成了实现由T/D的第1级减速+由锥齿轮构造的第2级减速的驱动装置GM4。
(5)构成驱动装置GM5的双曲线齿轮减速器G5，其自身内装有双曲线齿轮构造、并通过与马达以及T/D组合，由此而构成了实现由T/D的第1级减速+由双曲线齿轮构造的第2级减速的驱动装置GM5。
(6)构成驱动装置GM6的蜗杆式齿轮减速器G6，其自身内装有蜗杆式齿轮构造、并通过与马达以及T/D组合，由此而构成了实现由T/D的第1级减速+由蜗杆齿轮构造的第2级减速的驱动装置GM6。
这里，如图2中放大所示，构成了实现由T/D的1级减速的驱动装置GM1的输出机构部G1是由：外壳11、在外壳11上通过轴承13而设置的可自由旋转的输出轴12、以及具有与输出轴12的内端相结合的支座销101的支座100所构成。
另外，如图3中放大所示，构成了实现由T/D的2级减速的驱动装置GM2的T/D式减速输出机构部G2是由：外壳21、在外壳21上通过轴承23而设置的可自由旋转的输出轴22、输出侧与该输出轴22相结合的而成为后段减速部的T/D24、以及具有与该T/D24的输入侧相结合的支座销101的支座100所构成。
另外，如图4中放大所示，构成了实现由T/D的1级减速+由摇动内啮合行星齿轮构造的2级减速的驱动装置GM3的摇动内啮合行星齿轮减速器G3，是由：外壳31、在外壳31上通过轴承33而设置的可自由旋转的输出轴32、输出侧与该输出轴32相结合的摇动内啮合行星齿轮构造34、以及具有与该摇动内啮合行星齿轮构造34的输入侧相结合的支座销101的支座100所构成。
另外，如图5中放大所示，构成了实现由T/D的1级减速+由锥齿轮构造的2级减速的驱动装置GM4的锥形齿轮减速器G4，是由：外壳41、在外壳41上通过轴承而设置的可自由旋转的输出轴42、与该输出轴42相结合的锥齿轮44、与该锥齿轮44相啮合的小齿轮45、以及具有与该小锥齿轮45相结合的支座销101的支座100所构成。
另外，如图6中放大所示，构成了实现由T/D的1级减速+由双曲线齿轮构造的2级减速的驱动装置GM5的双曲线齿轮减速器G5，是由：外壳51、在外壳51上通过轴承而设置的可自由旋转的输出轴52、与该输出轴52相结合的双曲线齿轮54、与该双曲线齿轮54相啮合的双曲线小齿轮55、以及具有与该双曲线小齿轮55相结合的支座销101的支座100所构成。
另外，如图7中放大所示，构成了实现由T/D的1级减速+由蜗杆齿轮构造的2级减速的驱动装置GM6的蜗杆齿轮减速器G6，是由：外壳61、在外壳61上通过轴承而设置的可自由旋转的输出轴62、与该输出轴62相结合的小齿轮64、与该小齿轮64相啮合的蜗杆齿轮65、以及具有与该蜗杆齿轮65相结合的支座销101的支座100所构成。
另外，对于外壳在图示例中所示的是带有支脚类型(具有与输出轴平行的安装面)的部件，根据需要也可以准备凸缘类型(具有与输出轴为直角的安装面)的部件。
另外，在T/D(驱动主动轮)部的选择群ST/D中，在多个的每个框号中都准备了变速比不同的多个的轮组合(环轮、行星轮、中心轮的组合＝简单行星轮部＝T/D部120)。
另外，在马达部的选择群SM中，准备了三相马达、带制动三相马达、单相马达、变频用(inverter)马达等多个种类的马达。如图8所示，根据场合，也有另外准备大型的马达群的情况。
另外，马达附带有输出轴周围盖110A、110B(马达的前端外壳)，相对该盖110A、110B(恰好如同被该盖110包住)而组装构成T/D部120的轮组合(环轮、行星轮、中心轮的组合)。由此，能够构成与马达为一体化T/D机构，在固定于马达的通用的盖110上选择并组装多个T/D，由此而能构成中速马达群SMC。即，对于同形的马达(无论何种类)，准备一种前述盖110A、110B，可与多个T/D连接共用。
T/D机构(简单行星轮机构)是以中心轮121、在该中心轮121周围滚动接触的行星轮122、与该行星轮122内接触的环轮123为主体而构成，在设于马达前部的盖110装入构成该简单行星轮部的三种轮121、122、123，这样就构成了简单行星轮机构。
这里，对于具有同形的简单行星轮部的简单行星轮机构，通过输出行星轮122的公转成分的支座100，在其输出侧能够从前述准备的多个种类的齿轮部中选择·连结任意的输出机构部(主要为减速器)。
另外，多种T/D部120将环轮123作为相同直径，而改变行星轮122与中心轮121的径比，从而可准备具有不同变速比的多种类型，能够进一步扩大使用者选择的范围(以图1的T/D表的横轴为基础展开)。
另外，T/D部120准备有多个不同的框号，而且，把T/D部120与准备的多种马达设定为具有相同的连接尺寸，而且，将T/D部120与准备的多种齿轮部也具有相同的连接尺寸，这样，以各自框号的T/D部120为中心，就可以展开具有(不同框号的)马达部、齿轮部的驱动装置的系列。这样就能够进一步扩大使用者的选择(以图1的T/D表的纵轴为基础展开)。
这样，将T/D部准备为行列，就可以进一步扩大在系列整体使用后的选择范围。
其次，参照放大图2～图7，更详细地说明在该系列中可能构成的驱动装置(带减速器马达)的各例。
图2是实现由T/D的1级减速的驱动装置GM1的构成图。
该驱动装置GM1是由下述构件一体化组合而成，从马达部的选择群SM中选择的马达M1、马达的输出轴周围的盖110、从T/D部的选择群ST/D中所选择的且组装在盖110的T/D部120、以及通过盖110而与马达M1结合的输出机构部G1。
在构成该驱动装置GM1时，在马达M1的前端固定盖110，而且在盖110前面的凹部111的内周部用螺栓112固定环轮123，该环轮123是T/D部的一个元件。另外，在环轮123的内周配置3～4个行星轮122，在行星轮122的内侧配置中心轮121，将该中心轮121与马达的输出轴M1s的端部结合。
在该阶段构成中速马达MC。
即，因为用T/D部120能够将马达输出轴M1s的高速旋转减速而输出，所以，后面通过输出行星轮122公转的支座100而与齿轮传动装置连接，这样就可以将此实质上作为中速马达MC1来使用。这种情况下，如前所述，因为T/D部120的减速比可从已准备的多个中自由选择，所以，可以准备减速比不同的中速马达MC系列。
如上所述，把T/D部120组装入马达M1的前端盖110之后，设在输出机构部G1的支座100的支座销101通过内辊(包住支座销101，在支座销101与行星轮122之间的圆筒状的促使滑动部件)101A而与各行星轮122配合。同时，用螺栓19将外壳11与结合在马达M1前端的盖110连结。这样，构成了驱动装置GM1。
在该驱动装置GM1，由T/D部120将马达M1的高速旋转降为中速旋转，然后，直接从输出轴12输出。
即，当马达M1的主轴M1s旋转时，该旋转传递至T/D部120的中心轮121，使行星轮122旋转。这里，因为行星轮122与固定的环轮123相接触，所以，行星轮122沿环轮123的内周作自转·公转运动，其公转运动通过支座100而从输出机构部G1的输出轴12输出。
因为这种情况的驱动装置GM1不是使用齿轮减速器，所以，可以实现T/D特征的低噪音、低振动。另外，减速比可以根据T/D部120的选定方式而进行各种各样的改变。
另外，支座100是通过花键18而与输出机构部G1的输出轴12的内端相结合，所以，可以根据行星轮122公转半径的大小而随时更换支座100。
其次，图3是实现由T/D的2级减速的驱动装置GM2的构成图。
该驱动装置GM2是由下述构件一体化组合而成，从马达部的选择群SM中选择的马达M1、马达的输出轴周围的盖110、从T/D部的选择群ST/D中所选择的且组装在盖110的T/D部120、以及通过盖110而与马达M1结合的T/D式减速输出机构部G2。
这里，至前述的中速马达MC部分的构成相同，不同点是T/D式减速输出机构部G2在输出侧的组合方面，因此仅说明不同点。
T/D式减速输出机构部G2中的T/D24是由下述构件组成：中心轮24A、在其外周滚动接触的行星轮24B、行星轮24B在其自身的内周滚动接触的环轮24C、将行星轮24B的公转输出的带有支座销24D的支座24E，该支座24E与输出轴22的后端形成为一体，把前段的T/D部120的行星轮122的公转输出的支座100通过花键28而与中心轮24A结合。
在构成该驱动装置GM2时，首先，在构成前述的中速马达MC之后，将设在T/D式减速输出机构部G2支座100上的支座销101，通过内辊101A而与各行星轮122配合。同时，用螺栓29将外壳21与环轮24C连结、而且与马达M1的前端相结合的盖110连结。这样，构成了驱动装置GM2。
在该驱动装置GM2，马达M1的高速旋转通过第1级减速部的T/D部120而降至中速旋转，之后输入至T/D式减速机构部G2，由同一输出机构部G2内的T/D24进一步减速，之后由输出轴22输出。
即，当马达M1的输出轴M1s旋转时，在T/D部120被降至中速的旋转被输入到作为T/D式减速机构部G2的输入部件的中心轮24A。然后，由于中心轮24A的旋转，使行星轮24B旋转。这里，因为行星轮24B与固定的环轮24C相接触，所以，行星轮24B沿环轮24C的内周作自转·公转运动，其公转运动通过支座24E而从输出轴22输出。
该场合的驱动装置GM2，与前述例相同，因为不是使用齿轮减速器，所以，能够实现T/D特征的低噪音、低振动。另外，通过第1级的T/D部120所选定的方式、以及第2级的T/D24所选定的方式可以将减速比进行各种变换。
其次，图4是实现由T/D的第1级减速+由摇动内啮合行星齿轮构造的第2级减速的驱动装置GM3的构成图。
该驱动装置GM3是由下述构件一体化组合而成，从马达部的选择群SM中选择的马达M1、马达的输出轴周围的盖110、从T/D部的选择群ST/D中所选择的且组装在盖110的T/D部120、以及通过盖110而与马达M1结合的摇动内啮合行星齿轮减速器G3。
这里，至前述的中速马达MC部分的构成相同，不同点是摇动内啮合行星齿轮减速器G3在输出侧的组合方面，所以，仅说明不同点。
摇动内啮合行星齿轮减速器G3中的摇动内啮合行星齿轮构造34是由下述构件组成：输入轴34A、设在输入轴34A外周的偏心体34B、通过轴承34C而配合在偏心体34B外周的外齿齿轮34D、与外齿齿轮34D内啮合的内齿齿轮34E、带有支座销34F的支座34G，该支座销34F仅输出外齿齿轮34D的自转，该支座34G与输出轴32的后端形成一体，把前段的T/D部120的行星轮122的公转输出的支座100通过花键38而与输入轴34A结合。
在构成该驱动装置GM3时，首先，在构成前述的中速马达MC之后，将设在摇动内啮合行星齿轮减速器G3支座100的支座销101，通过内辊101A而与各行星轮122配合。同时，用螺栓39将外壳31与内齿齿轮34E连结、而且与马达M1的前端相结合的盖110连结。这样，构成了驱动装置GM3。
在该驱动装置GM3，马达M1的高速旋转通过第1级减速部的T/D部120而降至中速旋转，之后输入至摇动内啮合行星齿轮减速器G3，由同一摇动内啮合行星齿轮减速器G3内的摇动内啮合行星齿轮构造34进一步大幅减速，之后由输出轴32输出。
即，当马达M1的主轴M1s旋转时，其旋转在T/D部120被降至中速，然后被输入到作为摇动内啮合行星齿轮减速器G3输入部件的外齿齿轮34D。因为外齿齿轮34D与内齿齿轮34E啮合，所以，输入的旋转动力作为外齿齿轮34E的自转部分被输出，并传递至输出轴32。
该场合的驱动装置GM3，虽然作为输出机构部而结合的摇动内啮合行星齿轮减速器G3其构造本身由于外齿齿轮34D的偏心旋转而容易产生振动及噪音，但如前所述，由于存在T/D部120，所以作为整体，可以超出预想地大幅度地减小噪音及振动。
其次，图5是实现由T/D的第1级减速+由锥齿轮构造的第2级减速的驱动装置GM4的构成图。
该驱动装置GM4是由下述构件一体化组合而成，从马达部的选择群SM中选择的马达M1、马达的输出轴周围的盖110、从T/D部的选择群ST/D中所选择的且组装在盖110的T/D部120、以及通过盖110而与马达M1结合的锥齿轮减速器G4。
这里，至前述的中速马达MC部分的构成相同，不同点是锥齿轮减速器G4在输出侧的组合方面，所以，仅说明不同点。
在锥齿轮减速器G4的外壳41安装可分别旋转的且相互垂直的输入轴46和输出轴42，在输入轴46的一端形成小锥齿轮45，把T/D部120的行星轮122的公转输出的支座100通过花键48而与输入轴46的另一端结合。另外，将与小锥齿轮45啮合的锥齿轮44固定于输出轴42。
在构成该驱动装置GM4时，首先，在构成前述的中速马达MC之后，将设在锥齿轮减速器G4支座100上的支座销101，通过内辊101A而与各行星轮122配合。同时，用螺栓49将外壳41与马达M1的前端相结合的盖110连结。这样，构成了驱动装置GM4。
在该驱动装置GM4，马达M1的高速旋转通过第1级减速部的T/D部120而降至中速旋转，之后输入至锥齿轮减速器G4，由于同锥齿轮减速器G4内的小锥齿轮45与锥齿轮44的啮合而进一步大幅减速，之后由输出轴42输出。
该场合的驱动装置GM4，虽然作为输出机构部而结合的锥齿轮减速器G4本身是容易产生振动及噪音的构造，但由于存在T/D部120，所以，作为整体减小了噪音及振动。
另外，在使用锥齿轮减速器G4的系列中，与前段的T/D部120结合，包括了达到1/3～1/60范围总减速比的减速器。在该领域内，特别是较高领域，以往如果不是双曲线齿轮构造，则是很难实现的领域，但根据本发明，能够用锥齿轮来代替，可以大幅度降低成本。另外，虽然锥齿轮式的齿轮构造一般要比双曲线式噪音大，但在本发明中，因为实现了由简单行星轮的『中速马达』，所以，在噪音方面也不会有特别问题。
其次，图6是实现由T/D的第1级减速+由双曲线齿轮构造的第2级减速的驱动装置GM5的构成图。
该驱动装置GM5是由下述构件一体化组合而成，从马达部的选择群SM中选择的马达M1、马达的输出轴周围的盖110、从T/D部的选择群ST/D中所选择的且组装在盖110的T/D部120、以及通过盖110而与马达M1结合的双曲线齿轮减速器G5。
这里，至前述的中速马达MC部分的构成相同，不同点是双曲线齿轮减速器G5在输出侧的组合方面，所以，仅说明不同点。
在双曲线齿轮减速器G5的外壳51安装可分别旋转的且相互垂直的输入轴56和输出轴52。这种情况下，输入轴56配置的轴线对于与通过输出轴52中心的输出轴52相垂直的线偏离一定距离，在输入轴56的一端形成双曲线小齿轮55，把T/D部120的行星轮122的公转输出的支座100通过花键48而与输入轴56的另一端结合。另外，将与双曲线小齿轮55啮合的双曲线齿轮54固定于输出轴52。
在构成该驱动装置GM5时，首先，在构成前述的中速马达MC之后，将设在双曲线齿轮减速器G5支座100上的支座销101，通过内辊101A而与各行星轮122配合。同时，用螺栓59将外壳51与马达M1的前端相结合的盖110连结。这样，构成了驱动装置GM5。
在该驱动装置GM5，马达M1的高速旋转通过第1级减速部的T/D部120而降至中速旋转，之后输入至双曲线式齿轮减速器G5，由于同一双曲线式齿轮减速器G5内的双曲线小齿轮55与双曲线齿轮54的啮合，进一步大幅减速，之后由输出轴52输出。
该场合的驱动装置GM5中的作为输出机构部而结合的双曲线式齿轮减速器G5，其本身是不大产生振动及噪音的构造，而且由于存在T/D部120，所以实现了作为整体进一步减小噪音及振动的驱动装置。
其次，图7是实现由T/D的第1级减速+由蜗杆式齿轮构造的第2级减速的驱动装置GM6的构成图。
该驱动装置GM6是由下述构件一体化组合而成，从马达部的选择群SM中选择的马达M1、马达的输出轴周围的盖110、从T/D部的选择群ST/D中所选择的且组装在盖110的T/D部120、以及通过盖110而与马达M1结合的蜗杆式齿轮减速器G6。
这里，因为至前述的中速马达MC部分的构成相同，不同点是蜗杆式齿轮减速器G6在输出侧的组合方面，所以，仅说明不同点。
在蜗杆式齿轮减速器G6的外壳61安装可旋转的输出轴62，在该输出轴62固定蜗轮64。另外，设置可自由旋转的输入轴66，该输入轴66具有与蜗轮64相啮合的蜗杆小齿轮65，把T/D部120的行星轮122的公转输出的支座100通过花键68而与输入轴66的一端结合。
在构成该驱动装置GM6时，首先，在构成前述的中速马达MC之后，将设在蜗杆式齿轮减速器G6支座100上的支座销101，通过内辊101A而与各行星轮122配合。同时，用螺栓69将外壳51与马达M1的前端相结合的盖110连结。这样，构成了驱动装置GM6。
在该驱动装置GM6，马达M1的高速旋转通过第1级减速部的T/D部120而降至中速旋转，之后输入至蜗杆式齿轮减速器G6，由于同一蜗杆式齿轮减速器G6内的蜗杆小齿轮65与蜗杆齿轮64的啮合，进一步大幅减速，之后由输出轴62输出。
该场合的驱动装置GM6中的作为输出机构部而结合的蜗杆式齿轮减速器G6，其本身是不大产生振动及噪音的构造，而且由于存在T/D部120，所以作为整体进一步减小了噪音及振动。
[噪音测定试验]
其次，作为客观地表示本发明有效性的数据，对于上述本发明实施形式的驱动装置所实施的噪音测定试验的结果予以说明。
这里，作为本发明驱动装置的试件，是使用组装噪音程度最高的摇动内啮合行星齿轮减速器G3的驱动装置GM3而进行的试验，为了比较，对其它多种齿轮传动马达也进行了同样的测定试验。
测定试验所使用的齿轮传动马达有6种，全都具有马达和2级减速部。即，对于马达，与作为第1级的减速部，包括比较例，6种减速部连结，而作为第2级减速部，全部都与摇动内啮合行星齿轮构造连结。
作为各试件(a)～(f)，准备的齿轮传动马达为如下的构造，为简略起见，使用符号在图9表示各类型的齿轮传动马达的机构部分的组合。
这里使用的符号所表示的意思是：
M      …马达
C      …摇动内啮合行星齿轮类型
F      …分配轴类型
P      …简单行星类型
G      …齿轮类型
T/D    …轮摩擦传动类型
其它：
C1     …摇动内啮合行星齿轮类型的减速段(后段侧＝第2级)
C2     …摇动内啮合行星齿轮类型的减速段(前段侧＝第1级)
F(G)   …分配轴类型中齿轮式的减速段
F(T/D) …分配轴类型中摩擦传动轮式的减速段
P(G)   …行星类型中齿轮式的减速段
P(T/D) …行星类型中摩擦轮式的减速段
A      …行星轮的保持类型(1)
B       …行星轮的保持类型(2)
[试验使用的齿轮传动马达的类型]
对于各类型的试件(a)～(f)的齿轮传动马达，以符号表示如下：
(a)试件 …「C1+C2+M」
(b)试件 …「C1+F(G)+M」
(c)试件 …「C1+F(T/D)+M」
(d)试件 …「C1+P(G)+M」
(e)试件 …「C1+P(T/D)A+M」
(f)试件 …「C1+P(T/D)B+M」
在这些试件中，(a)～(d)是作为比较例而准备的齿轮传动马达，(e)～(f)是本发明实施形式的齿轮传动马达。
(a)试件「C1+C2+M」的齿轮传动马达是如图19所示类型的齿轮传动马达600。该齿轮传动马达600，在第1级的减速部具有摇动内啮合行星齿轮机构601(C2)，在第2级的减速部具有摇动内啮合行星齿轮机构602(C1)。而且，马达(M)603的轴利用花键605与第1级的摇动内啮合行星齿轮机构601的输入轴浮动结合，而第1级的摇动内啮合行星齿轮机构601的输出轴利用花键604与第2级的摇动内啮合行星齿轮机构602的输入轴浮动结合。
(b)试件「C1+F(G)+M」的齿轮传动马达是如图20所示类型的齿轮传动马达700。该齿轮传动马达700是将图17的「摩擦轮(中心轮511和分配轮512)」置换为「齿轮(中心齿轮711和分配齿轮712)」的马达。即，该齿轮传动马达700的构成是：在分配轴类型的摇动内啮合行星齿轮机构(C1)751的分配轴703，利用由中心齿轮711与分配齿轮712组成的齿轮传动机构752[F(G)]来进行输入旋转。将中心齿轮711设在端部的输入轴702利用花键与马达753(M)的轴701结合。
(c)试件「C1+F(T/D)+M」的齿轮传动马达是如图17所示的以往类型的齿轮传动马达500。该齿轮传动马达500是利用在分配轴的摩擦轮类型的传动机构[F(T/D)]来进行输入旋转。
(d)试件「C1+P(G)+M」的齿轮传动马达是如图21所示类型的齿轮传动马达800。该齿轮传动马达800，在第1级减速部具有行星齿轮机构801[P(G)]，在第2级减速部具有摇动内啮合行星齿轮构造802(C1)，行星齿轮机构801的输入轴与马达M的输出轴的连结部805、以及行星齿轮机构801的输出轴与摇动内啮合行星齿轮构造802的输入轴的连结部804均形成浮动结合的构造。
(e)试件「C1+P(T/D)A+M」的齿轮传动马达是类似图4的本发明类型的驱动装置的齿轮传动马达。该齿轮传动马达在第1级具有简单行星轮机构(T/D)，而且，是利用设在支座的定位器来将行星轮的公转部分进行输出的类型。
(f)试件「C1+P(T/D)B+M」的齿轮传动马达是类似图4的本发明类型的驱动装置的齿轮传动马达。该齿轮传动马达在第1级具有简单行星轮机构(T/D)，而且，是利用设在支座的销来将行星轮的公转部分进行输出的类型。
[试验条件及方法]
测定试验条件及方法如下：
(1)测定在无载荷的情况与100％负荷的情况下进行。
(2)试运转是在任何润滑方式下、右旋转2分钟、左旋转2分钟，在测定前无负荷时进行的。
(3)测定时的旋转方向在左右两个方向进行。
(4)在距离齿轮传动马达的上方、左侧、右侧、低速轴的前、以及马达之后的各表面的1m(除去突起物的1m)距离的5处，设置传声器来进行测定。
(5)转换传声器旋钮，用精密噪音测定计在每一处读取数据来进行测定。
(6)测定场所在隔音室。
(7)安装在设置条件严格的低刚性的轻型支架上。另外，一部是安装在FC底板(铸铁)上而实施测定。支架或底板的上面与试件机械两者之间均不留空间。
(8)用普罗尼制动功率计设定负荷。
(9)测听修正作为A特性。
(10)FFT分析噪音计的输出，测定噪音频谱。此时的取样方法为32次SUM(平均化处理)。
[噪音测定结果]
在图10的表中以数值表示噪音测定结果，100％负荷时的噪音量的区别在图11以曲线表示。另外，噪音频谱分析结果在图12～图15中表示。
[从噪音测定结果的观察1]
从该测定试验结果，可观察到如下情况。
(1)首先，以(a)的齿轮传动马达的情况为基准来看，(b)的分配类型的齿轮式的齿轮传动马达比(a)的噪音高。这可以认为是分配类型的原因，由于振动通过分配轴而相互传递，所以，整体产生了共振。
(2)其次，在分配类型中，当分配类型传动方式为摩擦轮形式的(c)类型时，可看出比(b)的噪音低。这可以认为是因为在摩擦轮的接触面的振动吸收作用起到了效果。但是，即使在使用摩擦轮的场合，与(a)类型也没有大的差别。这意味着只是简单使用摩擦轮还未必肯定能得到减小噪音的效果。
(3)其次，分析在前段使用(d)的行星齿轮机构的齿轮传动马达的情况，可看出与(a)～(c)的类型相比，噪音相当大。这可以认为是因为行星齿轮机构自身具有多处齿轮啮合处，在多个啮合处产生的振动增大了整体的噪音程度。这意味着仅通过简单行星类型的减速部不能得到减小噪音的效果，反而会有增大噪音的情况。
(4)相对于此，分析在本发明的实施形式中所示的(e)类型和(f)类型的齿轮传动马达的情况，可知与其它类型相比，能够达到很好的低噪音程度。这可以认为主要是在简单行星类型中，取代齿轮而使用了摩擦轮的原因。
即，可以认为是：在(d)的行星齿轮类型的齿轮传动马达中，因为行星类型的原因，齿轮的啮合处多而造成了极大的高噪音，在(e)、(f)类型的齿轮传动马达中，通过将其齿轮取代为摩擦轮，反而由于确保了多处摩擦接触面，增加了噪音吸收效果而达到了整体的低噪音化。
(5)其次分析(c)类型与(e)、(f)类型的区别，(c)的分配轮类型的摩擦接触面数可以确保与(e)、(f)类型的相同程度，但因为引起分配轴的振动(前述)，所以可认为基本没有降低噪音的效果。相反，(e)、(f)类型因为简单行星类型的原因，不会引起无用的振动，所以认为能够实现低噪音化。
(6)另外，将安装方式从轻型支架作为底板的场合，(a)类型有大的变化，而(e)、(f)类型未见有大的变化。从这个事实，在(a)类型中，齿轮传动马达自身有相当大的振动，所以在将此安装在轻型支架上的场合，该轻型支架由于齿轮传动马达而被激振(由于共振)而产生大的噪音。
另外，在将此安装在如底板类的刚性极大的强固基础上时，由于安装的原因该振动被抑制住，所以噪音也减小。
相对于此，在(e)、(f)类型中，齿轮传动马达自身的振动程度已被控制到相当程度，所以，能够推测出：不会因为安装方式的不同或是安装基础的不同而引起的噪音的差别。
该推测是否正确暂且不论，总之，(e)、(f)的本发明的场合，没有因为安装方式的不同而出现差别，能够达到降低振动的效果，从这也可清楚推测是否正确。考虑到这种齿轮传动马达实际上必须要安装在具体的对象部件上，「不论对象部件如何，噪音程度均低」的结论可以说是极大的长处。
(7)从分析噪音频谱也可知，(e)、(f)的场合与其它的(a)～(d)相比，基本是在整个频率领域内噪音程度均有降低。因此，可认为在频率大的范围易于感觉的噪音、以及在频率低的范围易于感觉的振动均有大幅度的降低。
另外，这里表示的数据仅是与内啮合行星齿轮构造的减速部的连结情况，而通过发明者的追加试验，确认了在与外减速部的连结时，也可得到同样的效果。而且，其见解成为本发明首创的根据。
另外，在上述实施形式中，为了确保作为齿轮传动马达的一体性，将T/D部120装入马达的盖110中，为了隔断在减速器与马达之间通过盖110而传递振动，也可以特意将减速器与马达的盖和T/D部的箱体分离后再进行结合。这种情况，例如可以在T/D机构箱体的两端形成凸缘，将这些凸缘与减速器和马达结合。
这样，通过将外壳(包括箱体和盖)之间的边缘切除，就可以隔断在减速器与马达之间通过外壳而传递振动，能够进一步「低噪音化」。这种场合，通过在各外壳的连结部分夹入橡胶等振动吸收部件，可以进一步实现阻止振动传递。
另外，为了避免通过外壳而向外部的振动传递，可以考虑将简单行星轮机构的环轮123不直接固定在盖110，使两者之间具有振动吸收部件或空间。
这样，作为齿轮传动马达的整体性稍有降低，但可以在动力传递路径、或在外壳间完全隔断了减速器与简单行星轮机构及马达三者。结果，具体是从能够抑制外壳的振动方面，不仅是驱动装置自身、而且避免与安装机械(部件)之间的共振效果也可以进一步提高。另外，这样在将三者的外壳分断的场合，把对齿轮传动马达的安装支腿设在简单行星轮机构的外壳，这样能够更进一步抑制在安装状态下的向安装部件的振动传递，可以更加降低噪音程度。
另外，本发明的驱动装置由于装入T/D部，所以通过对各轮直径的变化的组合，能够容易地展开具有非常多种多样减速比的驱动装置的系列。
即，齿轮式的减速器，因为其构造上各个部件不同，经常保存多个种类的部件，在库成本非常高，对制造商是一个大问题。但是，因为简单行星轮机构，轮的直径稍许再加工即可容易地无级变化，所以，对于更特殊的变速比的微调也有广泛的适用范围。
另外，在前述的各实施形式的驱动装置GM1～GM6中，润滑为脂润滑，一般是分开而使用另外种类的脂润滑的第1级的T/D部分和第2级以后的减速部的润滑为共有。这样，在低速段温度上升小、消耗(氧化)少的脂可以润滑补充给高速段的T/D部分。另外，关于T/D部分与齿轮式的减速器共用脂的情况，在特开平11-364225号有详细说明。
产业上的利用可能性
根据本发明的带减速器马达系列，利用多个简单行星轮机构实质上构成多个中速马达群，而且，对于同形的中速马达，因为可以自由地选择连结多种减速器，所以，通过发挥简单行星轮机构的减速功能，可以将减速器侧的减速比所具有的范围设定得小些而有余量，减速器的选定也能够兼考虑成本而轻松地选择。另外，由于在构成中速马达的简单行星轮机构中进行第1级的减速，可以容易地扩大带减速器马达的总减速比的范围。另外，通过在简单行星轮机构中细微地调整减速比，能够实现减速比更丰富的变化，可以灵活而且确切地满足使用者对减速比的要求。
另外，由于马达与减速器之间存在简单行星轮机构，可以将向减速器的输入旋转速度设置得低些，能够大幅度减小在减速器发生的噪音·振动程度，而且因为在减速器与马达之间传递的振动(具体是旋转方向的振动以及轴向的振动)可以通过简单行星轮机构的轮的相互接触而吸收，所以，能够避免减速器与马达之间引起的复杂的共振现象，可以大幅度地减小带减速器马达整体的振动以及噪音的程度。

Claims (4)

1.一种带减速器马达系列，其特征在于：通过对马达组合多种减速器，能够选择任意的带减速器马达，在这种带减速器马达系列中，准备有多个简单行星轮机构，该行星轮机构具备：中心轮、在该中心轮周围滚动接触的行星轮、该行星轮内接触的环轮，通过在前述马达的输出轴周围的盖上选择·连结前述多个简单行星轮机构，可以构成多个中速马达群，而且，在同形的中速马达中，通过与行星轮的公转同步的支座而可以选择·连结前述多种减速器。
2.如权利要求1所述的带减速器马达系列，其特征在于：前述多个简单行星轮机构的环轮为相同直径，改变行星轮与中心轮的径比，具有多种不同的变速比。
3.如权利要求1或2所述的带减速器马达系列，其特征在于：前述多个简单行星轮机构对于前述马达其结合尺寸相同，具有多种不同的框号。
4.如权利要求1～3任一项所述的带减速器马达系列，其特征在于：系列中包括：在前述组合的可能的多种减速器中，包含由锥齿轮的正交轴齿轮减速器，而且通过该正交轴齿轮减速器与前述简单行星轮机构，总减速比达到1/3～1/60的范围的带减速器马达。
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