CN105276097A - 一种两级差动式少齿差行星齿轮传动机构 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种两级差动式少齿差行星齿轮传动机构，它包括两级差动式少齿差行星齿轮，其中，第一级差动式少齿差行星齿轮包括第一级齿壳内齿圈（1）和与第一级齿壳内齿圈啮合的第一级外齿摆线轮（7），第二级差动式少齿差行星齿轮包括第二级齿壳内齿圈（15）和与第二级齿壳内齿圈啮合的第二级外齿摆线轮（13）；第一级齿壳内齿圈（1）的***扩展形成阶梯槽，第二级齿壳内齿圈（15）外壁通过支撑轴承（10）嵌在第一级齿壳内齿圈（1）的阶梯槽内。本发明具有如下的优点：增大了少齿差行星传动的传动比，使用多个转臂轴承，延长了转臂轴承的使用寿命，同时体积较小，利于安装使用。

Description

一种两级差动式少齿差行星齿轮传动机构

技术领域

本发明属于一种传动机构，具体涉及一种少齿差行星齿轮传动机构。

背景技术

少齿差行星齿轮传动是由一对齿数相差很少(通常齿数差为1～2)的内啮合齿轮副、偏心元件和输出机构所组成的传动机构。它有体积小、质量轻、传动比大、结构紧凑、传动精度高、效率高、承载能力强、便于标准化、系列化及产业化设计制造、便于装配、便于集成机电控制***和伺服驱动***等特点。随着科学技术的不断进步和各行业对高、精、尖工业产品的需求日益迫切，少齿差行星齿轮传动已广泛应用于航空航天、船舶、仪表、雷达、军用设备、机械自动化等领域，尤其适用于国家“十三五”规划和《中国制造2025》中将大力发展的工业机器人等工业自动化(FA)产品。

随着高精度、超高精度加工设备及加工水平的迅速发展，零部件的加工精度和少齿差行星齿轮传动***的传动精度已不再作为约束该传动形式发展的主要因素。业内研究人员普遍认为，位于偏心元件上传递运动和动力的转臂轴承的寿命是整个少齿差行星传动***的薄弱环节。在转臂轴承的结构尺寸达到最佳程度的优化之后，造成转臂轴承寿命不足的主要原因是转臂轴承的受力状态极为恶劣且无法得到优化，转臂轴承通常受到载荷大幅度交变变化的空间力系的作用，使其极易疲劳失效。另外，现有的单级少齿差行星传动装置的传动比一般在100以内，即使两级复合式少齿差行星传动装置很难在体积基本无显著增大时大幅扩大传动比。以上制约因素阻碍了少齿差行星齿轮传动的进一步发展。

中国专利文献CN1776252A于2005年公开了“轴装式串联少齿差行星传动装置”，它由两级K-H-V型少齿差行星传动串联而成，第一级K-H-V型少齿差行星传动的输出作为第二级K-H-V型少齿差行星传动的输入，该传动形式的传动比为两级少齿差行星传动传动比的乘积，易于放大传动比，但两级少齿差行星传动的单纯串联组合增大了传动装置的体积，带来结构不紧凑、体积增大的麻烦。另外，该传动形式并没有从本质上解决转臂轴承受力状态恶劣、寿命不足的问题。

发明内容

针对现有技术中存在的技术问题，本发明所要解决的技术问题就是提供一种两级差动式少齿差行星齿轮传动机构，它能够在体积无显著增大的条件下增大少齿差行星传动的传动比，同时能够减小单个转臂轴承的承载压力，延长转臂轴承的使用寿命。

本发明所要解决的技术问题是通过这样的技术方案实现的，它包括两级差动式少齿差行星齿轮，其中，第一级差动式少齿差行星齿轮包括第一级齿壳内齿圈和与第一级齿壳内齿圈啮合的第一级外齿摆线轮，第二级差动式少齿差行星齿轮包括第二级齿壳内齿圈和与第二级齿壳内齿圈啮合的第二级外齿摆线轮，输入曲轴前段经第一级齿壳内齿圈的齿壳上的第一输入曲轴支撑轴承伸出第一级齿壳内齿圈外，输入曲轴中段通过第一输入曲轴用转臂轴承安装第一级外齿摆线轮，输入曲轴后段通过第二输入曲轴用转臂轴承安装第二级外齿摆线轮，第一级外齿摆线轮的侧面上具有曲轴，曲轴通过安装在第二级外齿摆线轮的侧面上对应的曲轴用转臂轴承，将第一级外齿摆线轮与第二级外齿摆线轮连接，构成多曲柄平行四边形机构；第一级齿壳内齿圈的***扩展形成阶梯槽，第二级齿壳内齿圈外壁通过支撑轴承嵌在第一级齿壳内齿圈的阶梯槽内。

本发明的工作原理如下：

输入曲轴通过第一输入曲轴用转臂轴承带动第一级外齿摆线轮，使之与第一级齿壳内齿圈啮合，第一级外齿摆线轮做行星运动；多个曲轴与输入曲轴共同组成多曲柄平行四边形输出机构，将第一级少齿差行星齿轮的输出转动以差动形式输入到第二级少齿差行星齿轮，带动第二级外齿摆线轮13与第二级齿壳内齿圈啮合，将转动及动力从第二级齿壳内齿圈输出。

通常情况下，本发明的传动形式为减速传动，输入曲轴作为输入构件，有两种减速传动形式：

1、当第一级齿壳内齿圈1固定，第二级齿壳内齿圈15为输出时，则传动比为：

$i_1=\frac{z_{c1}{z}_{p2}}{z_{c1}{z}_{p2}-z_{c2}{z}_{p1}}---\left(1\right)$

式中，z_c1为第一级外齿摆线轮的齿数，z_p1为第一级齿壳内齿圈的齿数，z_c2为第二级外齿摆线轮的齿数，z_p2为第二级齿壳内齿圈的齿数。

2、当第二级齿壳内齿圈固定，第一级齿壳内齿圈1为输出时，则传动比为：

$i_2=-\frac{z_{c2}{z}_{p1}}{z_{c1}{z}_{p2}-z_{c2}{z}_{p1}}---\left(2\right)$

式(1)、(2)中正号表示输入、输出方向相同，负号表示输入、输出方向相反。齿数z_c1、z_p1、z_c2、z_p2应满足以下关系：

$\left\{\begin{array}{c}{z}_{c1}<z_{p1}\\ z_{c2}<z_{p2}\\ z_{c1}>z_{c2}\end{array}\right.---\left(3\right)$

由式(1)、(2)、(3)可知，只要满足上述约束条件，齿数匹配较为容易，且传动比计算式的分子为齿数相乘，易实现传动比增大。由于两级少齿差行星齿轮的连接方式为差动式，改变了传统的串联式的传动形式，将单一转臂轴承改为多个转臂轴承，从而减小了单个转臂轴承的承载压力，大大优化了转臂轴承的受力状态，延长了转臂轴承使用寿命，进而延长了整机寿命。由于第二级齿壳内齿圈外壁通过支撑轴承嵌在第一级齿壳内齿圈的阶梯槽内，结构简单，相对于两级串联组合的体积明显减小。

由于采用了上述技术方案，本发明具有如下的优点：增大了少齿差行星传动的传动比，使用多个转臂轴承，延长了转臂轴承的使用寿命，同时体积较小，利于安装使用。

附图说明

本发明的附图说明如下：

图1为本发明的结构示意图；

图2为图1中B-B的剖视图；

图3为本发明传动比推导的简化图。

图中：1.第一级齿壳内齿圈；2.曲轴；3.第一输入曲轴用转臂轴承；4.第二输入曲轴用转臂轴承；5.第一输入曲轴支撑轴承；6.输入曲轴；7.第一级外齿摆线轮；8.第一级针齿；9.定位环；10.支撑轴承；11.第二输入曲轴支撑轴承；12.曲轴用转臂轴承；13.第二级外齿摆线轮；14.第二级针齿；15.第二级齿壳内齿圈；16.轴用弹性挡圈；

Ⅰ、输入曲轴；Ⅱ、第一级少齿差行星传动的外齿轮；Ⅲ、第一级少齿差行星传动的内齿圈；Ⅳ、第一级少齿差行星传动的输出曲轴；Ⅴ、第二级少齿差行星传动的外齿轮；Ⅵ、第二级少齿差行星传动的内齿圈。

具体实施方式

下面结合附图和实施例对本发明作进一步说明：

如图1和图2所示，本发明包括两级差动式少齿差行星齿轮，其中，第一级差动式少齿差行星齿轮包括第一级齿壳内齿圈1和与第一级齿壳内齿圈啮合的第一级外齿摆线轮7，第二级差动式少齿差行星齿轮包括第二级齿壳内齿圈15和与第二级齿壳内齿圈啮合的第二级外齿摆线轮13；

输入曲轴6前段经第一级齿壳内齿圈1的齿壳上的第一输入曲轴支撑轴承5伸出第一级齿壳内齿圈外，输入曲轴6中段通过第一输入曲轴用转臂轴承3安装第一级外齿摆线轮7，输入曲轴6后段通过第二输入曲轴用转臂轴承4安装第二级外齿摆线轮13，第一级外齿摆线轮7的侧面上具有曲轴2，曲轴2通过安装在第二级外齿摆线轮13的侧面上对应的曲轴用转臂轴承12，将第一级外齿摆线轮7与第二级外齿摆线轮13连接，构成多曲柄平行四边形机构；第一级齿壳内齿圈1的***扩展形成阶梯槽，第二级齿壳内齿圈15外壁通过支撑轴承10嵌在第一级齿壳内齿圈1的阶梯槽内。

上述输入曲轴6的尾段经第二级齿壳内齿圈15的齿壳上的第二输入曲轴支撑轴承11伸出第二级齿壳内齿圈外，输入曲轴6的尾段伸出第二级齿壳内齿圈外以方便动力源从输出轴6输入，既可以从左侧输入，还可以从右侧输入，也可以从两侧同时输入。

第一级外齿摆线轮7的侧面上具有三根曲轴2，三根曲轴2以输入曲轴4为中心均布，通过安装在第二级外齿摆线轮13的侧面上对应的曲轴用转臂轴承12，将第一级外齿摆线轮7与第二级外齿摆线轮13连接，如图2所示，在第二级外齿摆线轮13的侧面上三根曲轴2同样以输入曲轴4为中心均布。

图1所示，在输入曲轴6和曲轴2上靠近齿壳内壁一面设有轴用弹性挡圈16，分别对第一级外齿摆线轮7和第二级外齿摆线轮13限位，以保持摆线轮与齿壳内壁留有的间隙；在第一级差动式少齿差行星齿轮与第二级差动式少齿差行星齿轮中间设有定位环9，保证两级少齿差行星齿轮独立运转所需间隙。

本实施例中，第一级齿壳内齿圈1与第一级外齿摆线轮7的啮合齿为第一级针齿8；第二级齿壳内齿圈15与第二级外齿摆线轮13的啮合齿为第二级针齿14。

本发明的传动比推导：

如图3所示，设在传动原理图中构件i的自转转速分别为n_i，其中i＝Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ，其中Ⅱ、Ⅴ均绕Ⅰ做行星运动，行星运动的公转转速为n_Ⅰ，当整个机构加上负公转转速-n_Ⅰ后，Ⅱ与Ⅲ，Ⅴ与Ⅵ分别作内啮合定轴传动。

n_Ⅰ为公转，n_Ⅱ和n_Ⅴ有公转与自传，n_Ⅲ、n_Ⅵ仅有回转自由度，仅可以绕自身轴线回转，具体来说，有两种形式：n_Ⅲ＝0、n_Ⅵ≠0；n_Ⅲ≠0、n_Ⅵ＝0。

在以地球为默认参考系的条件下，整个机构加上负公转转速-n_Ⅰ，得到新的参考系。在新的参考系中，公转转速n_Ⅰ-n_Ⅰ＝0，Ⅱ与Ⅲ，Ⅴ与Ⅵ分别作内啮合定轴传动，(n_Ⅱ-n_Ⅰ)为构件Ⅱ的转化转速，(n_Ⅲ-n_Ⅰ)为构件Ⅲ的转化转速，(n_Ⅴ-n_Ⅰ)为构件Ⅴ的转化转速，(n_Ⅵ-n_Ⅰ)为构件Ⅵ的转化转速。在新的参考系中，Ⅱ与Ⅲ啮合、Ⅴ与Ⅵ啮合的传动比计算符合内啮合定轴传动传动比的规律，分别满足以下关系式：

$\frac{n_{II}-n_I}{n_{III}-n_I}=\frac{z_{p1}}{z_{c1}}---\left(4\right)$

$\frac{n_V-n_I}{n_{VI}-n_I}=\frac{z_{p2}}{z_{c2}}---\left(5\right)$

z_c1为第一级外齿摆线轮的齿数，即Ⅱ的齿数；z_p1为第一级齿壳内齿圈的齿数，即Ⅲ的齿数；z_c2为第二级外齿摆线轮的齿数，即Ⅴ的齿数；z_p2为第二级齿壳内齿圈的齿数，即Ⅵ的齿数。

1、若Ⅲ固定、Ⅵ输出，则n_Ⅲ＝0，由式(4)、(5)可计算得传动比i₁：

推导过程：

将式(4)左侧分子、分母同时除以n_I并整理得：

$\frac{n_{II}}{n_I}=1-\frac{z_{p1}}{z_{c1}}---\left(6\right)$

将式(5)左侧分子、分母同时除以n_I得：

$\frac{\frac{n_V}{n_I}-1}{\frac{n_{VI}}{n_I}-1}=\frac{z_{p2}}{z_{c2}}---\left(7\right)$

在转化后新的参考系中，Ⅱ、Ⅴ同样组成平行四边形机构，因平行四边形机构的任意点处角速度相同，故有：

$\frac{n_{II}}{n_I}=\frac{n_V}{n_I}---\left(8\right)$

根据式(8)，将式(6)式代入(7)式，并整理得：

$i_1=\frac{n_I}{n_{VI}}=\frac{z_{c1}{z}_{p2}}{z_{c1}{z}_{p2}-z_{c2}{z}_{p1}}$

2.若Ⅵ固定、Ⅲ输出，则n_Ⅵ＝0，同理，由式(4)、(5)可计算得传动比i₂：

$i_2=\frac{n_I}{n_{III}}=-\frac{z_{c2}{z}_{p1}}{z_{c1}{z}_{p2}-z_{c2}{z}_{p1}}$

Claims (4)

1.一种两级差动式少齿差行星齿轮传动机构，包括两级差动式少齿差行星齿轮，其中，第一级差动式少齿差行星齿轮包括第一级齿壳内齿圈(1)和与第一级齿壳内齿圈啮合的第一级外齿摆线轮(7)，第二级差动式少齿差行星齿轮包括第二级齿壳内齿圈(15)和与第二级齿壳内齿圈啮合的第二级外齿摆线轮(13)；其特征是：

输入曲轴(6)前段经第一级齿壳内齿圈(1)的齿壳上的第一输入曲轴支撑轴承(5)伸出第一级齿壳内齿圈外，输入曲轴(6)中段通过第一输入曲轴用转臂轴承(3)安装第一级外齿摆线轮(7)，输入曲轴(6)后段通过第二输入曲轴用转臂轴承(4)安装第二级外齿摆线轮(13)，第一级外齿摆线轮(7)的侧面上具有曲轴(2)，曲轴(2)通过安装在第二级外齿摆线轮(13)的侧面上对应的曲轴用转臂轴承(12)，将第一级外齿摆线轮(7)与第二级外齿摆线轮(13)连接，构成多曲柄平行四边形机构；第一级齿壳内齿圈(1)的***扩展形成阶梯槽，第二级齿壳内齿圈(15)外壁通过支撑轴承(10)嵌在第一级齿壳内齿圈(1)的阶梯槽内。

2.根据权利要求1所述的两级差动式少齿差行星齿轮传动机构，其特征是：所述输入曲轴(6)的尾段经第二级齿壳内齿圈(15)的齿壳上的第二输入曲轴支撑轴承(11)伸出第二级齿壳内齿圈外。

3.根据权利要求2所述的两级差动式少齿差行星齿轮传动机构，其特征是：第一级外齿摆线轮(7)的侧面上具有三根曲轴(2)，三根曲轴(2)以输入曲轴(4)为中心均布，在第二级外齿摆线轮(13)的侧面上三根曲轴(2)同样以输入曲轴(4)为中心均布。

4.根据权利要求3所述的两级差动式少齿差行星齿轮传动机构，其特征是：在输入曲轴(6)和曲轴(2)上靠近齿壳内壁一面设有轴用弹性挡圈(16)，在第一级差动式少齿差行星齿轮与第二级差动式少齿差行星齿轮中间设有定位环(9)。