CN1082153C - 齿轮传动马达系列 - Google Patents

Abstract

依据低噪音、高刚性、高耐久性的统一设计思想在单一系列中实现1/2～1/100或更宽变速比，使各变速器及马达分离交换等容易，高变速比序列齿轮传动马达采用单级摆动内啮合行星齿轮结构，中变速比序列则用单级简单行星齿轮结构，构成低变速比序列齿轮传动马达变速部具有太阳齿轮、第1行星齿轮、第2行星齿轮、与第2行星齿轮内啮合的内齿圈的变型简单行星齿轮结构，任一变速器主要变速部都是密闭两端支承结构。

Description

齿轮传动马达系列

本发明涉及一种依据合理的技术思想，把各种齿轮传动马达预制成各个产品组而构成的适合需要的齿轮传动马达系列。

在过去，市场上大量提供的齿轮传动马达系列是由各种马达及变速器组合而成的多种齿轮传动马达构成的，它有可供选择的多种变速比。

关于这种齿轮传动马达系列，在与所配合机械组装时，应考虑它的所谓“框架型号”的种类的大小(装配尺寸)，还要考虑上述的多种变速比。用户可以从这样细分类的齿轮传动马达系列中选出具有符合其目的的扭矩(容量)、大小与转速的齿轮传动马达。

过去已公知的这种系列的齿轮传动马达，其变速器的变速结构一般采用有太阳齿轮，与该太阳齿轮外啮合的行星齿轮，及与该行星齿轮内啮合的内齿圈的所谓简单行星齿轮结构。

而变速器在用于降低马达转速时则为“减速器”，若把同一变速器的输入、输出反过来用于增加马达转速时，则为“增速器”，下面，为了方便起见，参照附图14具体地说明所说的减速器。

此减速器由第1、第2减速部A、B组合而成，它们均采用简单行星齿轮结构。

为了做到均载，第1、第2减速部A、B都是有浮动结构的太阳齿轮602、702，与该太阳齿轮602、702外齿合的行星齿轮604、704及与该行星齿轮604、704内啮合的内齿圈606、706构成的。行星齿轮604、704分别保持在配置在各自轴向一侧的行星轮架(盘或输出轴法兰)608、708上。

在说明此种减速器的其它结构的同时，简单地说明其作用。

输入轴610转动时，通过联轴节611使太阳齿轮602转动，太阳齿轮602转动时，行星齿轮604则与固定在壳体612上的内齿圈606内接，并绕太阳齿轮602外周进行公转。

行星齿轮604通过轴承616借助支持销614支持着，此支持销614相对太阳齿轮602的公转被传递给盘(行星轮架)608。盘608转动时，则使连接在该盘608上的第2减速部B的太阳齿轮702转动，太阳齿轮702转动时，行星齿轮704与固定在壳体612上的内齿圈706内接，并绕该太阳齿轮702的外周公转。

行星齿轮704通过轴承716而支持在支持销714上，该支持销714相对太阳齿轮702的公转被传给输出轴法兰(行星轮架)708。输出轴法兰708与输出轴620花键结合，借助于该输出轴法兰708的转动而使输出轴620转动。

作为减速器的结构，对于采用这种简单行星齿轮结构的齿轮传动马达而言，一般单级的减速比为1/3～1/9，然而，用简单的行星齿轮机构，若想得到不足1/3的减速比，在结构上有困难，特别是要得到1/2的减速比，在原理上是不可能的，故在系列中的同一框架型号内一致采用的减速比一般都只能在1/3以上。

另一方面，由于单级简单行星齿轮难于实现1/9以上的减速比，例如1/30或1/100的高减速比，所以一般用上面所述的现有技术例中的两级或三级来得到这样高的减速比，可是，这种多级式的方法，在相同框架型号，即在对于相配机械的连接尺寸相同的情况下要同时实现(作为产品要考虑到)低减速比与高减速比时，则低减速比方面的减速器加大到所必要的以上，故使系列整体浪费很大，因此，实际上采用简单行星齿轮结构的齿轮传动马达系列是不能用于过大的减速比的。

过去，市场上所提供的减速比较大的齿轮传动马达系列的减速器结构是采用摆动内啮合式行星齿轮结构的。

这种摆动内啮合行星齿轮结构设有第1轴，设在第1轴上的偏心体，安装成通过该偏心体相对于第1轴能偏心转动的外齿轮，与该外齿轮内啮合的内齿圈，以及通过只传递该外齿轮的自转量的装置而连接在上述外齿轮上的第2轴，这种用单级能使减速比达1/6～1/119的结构已是公知的。

具体的结构例示于图15与16中，在此例中提供了以上述第1轴为输入轴(连接马达的轴)，第2轴为输出轴及固定的内齿轮为结构的“减速用齿轮传动马达”。

偏心体870通过键872嵌合在输入轴810上。外齿轮876通过轴承874安装在该偏心体870上。在该外齿轮876上，设有多个内辊孔878，内销814和内辊814A嵌合在其中。

在上述外齿轮876的外周上设置余摆线或圆弧等齿廓的外齿877。外齿877与固定在壳体812上的内齿圈806内啮合。内齿圈806的内齿具体地说应是使外销880与外销孔882滑动配合并保持容易传动的结构。

贯穿上述外齿轮876的内销814固定在输出轴820的法兰部808上。

当输入轴810转动而偏心体870转动1周时，由于该偏心体870转1周，外齿轮876也绕输入轴810摆动旋转，因为其自转受到内齿圈806的约束，所以外齿轮876在与该内齿圈806内接的同时，几乎只进行摆动。

现假设外齿轮876的齿数为N、内齿圈806的齿数为N+1，则其齿差为1。因此，输入轴810每转1周时，外齿轮876就只相对于固定在壳体812上的内齿圈806移动一个齿(自转)。这意味着，相对于输入轴810转1转，减速为外齿轮的-1/N转，在此，负号表示反向转动。

在该外齿轮876转动时，内辊孔878与内辊814A之间的间隙吸收了其摆动量，通过内销814只把自转量传给输出轴820。

结果就实现了最后减速比为-1/N的减速。

而在该现有的减速器中，是把该内啮合行星齿轮结构的内齿圈固定，并把第1轴作为输入轴、第2轴作为输出轴的。若把第2轴固定，以第1轴作为输入轴(与马达连接的轴)，以内齿圈作为输出轴也能构成齿轮传动马达用的减速器。而且把这些输入、输出反过来还能构成增速用齿轮传动马达的增速器。

如上所述，采用过去简单行星齿轮机构的传动马达系列，因其结构上的困难是得不到1/3以下的变速比的，而且理论上不可能得到1/2的变速比，故在系列中的同一“框架型号”内不配备变速比1/2的齿轮传动马达。

另一方面，在中、高变速比方面，过去的同一系列中也未提供例如用于1/3～1/100的齿轮传动马达系列，因此，用户不能在同一安装尺寸中自由地交换使用只是变速比不同的齿轮传动马达。

现在对于这一点再进行一些详细的说明。

如前所述，采用过去的摆动内啮合式行星齿轮机构的齿轮传动马达系列，其变速比只能在1/6以上。这是因为把变速比设定为不足1/6时，这种摆动内接式行星齿轮机构的减速结构上存在困难。于是，当用户想得到不足1/6的变速比时就不得不在别的系列中的例如属于上述简单行星齿轮机构的齿轮传动马达系列中选择齿轮传动马达。

在谈到为什么过去的这两种不同的系列各自存在时，它主要是根据下面技术方面的理由。

即，在采用摆动内啮合式行星齿轮机构的齿轮传动马达中本来就常有用于低速、高变速比(大扭矩)的情况，相对于马达的大小必然使用于相配合的机构的输出轴等的尺寸变大，而且在好多场合还要求低噪音化。

对此，对于采用简单行星齿轮机构的齿轮传动马达的场合，由于要求转速较高、减速比低(小扭矩)，相对于马达的大小只要减小用于配套机械的输出轴等的尺寸即可，因此那种认为将输出轴等的大小与摆动内啮合式行星齿轮机构系列相适合就会造成重量增大或质量过剩的结果的想法是难以成立的。

反过来，对于简单行星齿轮结构的齿轮传动马达，因要求其有良好的长期保持高速运转的性能，一般是采用能达到均载的太阳齿轮浮动的结构，这就有难于做到低噪音化的问题，而这一问题是与低噪音化要求高的摆动内啮合式行星齿轮机构系列不相容的。

因此，当变速比以1/6前后为界时，就只能在不同的系列中选配齿轮传动马达，这在使用的方便性方面或纯粹技术方面都存在着种种不适应情况。

例如在用户以1/6的变速比驱动物流机械时，又由于某种原因想把它降低到1/5的场合，由于能选配的齿轮传动马达的系列是不同的，两者与该物流机械的安装尺寸，输出轴径，中心距(从安装面到轴心的高度)等完全不同，还有根据场合不同马达的种类(具体地说，扭矩或基本转速)也不同时，用户一方必须对安装机械的设计作相当大的变更。

而在技术性能方面，例如把变速比1/6的齿轮传动马达换成1/5的齿轮传动马达时，由于违背了原来设计思想，也必须情愿忍受急剧增大的噪音问题，就是说，对于相同的串列式齿轮传动马达，只要更换变速比略微不同的齿轮传动马达而想保持其性能方面的连续性也是办不到的，而在大小与容量方面则完全没有互换性或交换性。

进而，在谈到所谓互换性、交换性观点时，过去的齿轮传动马达系列为了与某一马达交换，都必须对变速器的相当的部分进行分解，安排好油封等后，再进行组装，结果就会产生如下述点的大问题。

即，近年来在使用这样的齿轮传动马达的领域(例如物流***领域)中，对根据其用途而采用的马达提出了各种性能要求，例如对于具有用一马力的马达，可以使用一般的感应电动机，可制动马达，侧隙小、往复动作也不会位置偏移的马达，有递变回路的定扭矩的可控制转速的马达，为提高安全性的全防水马达等等含有附属控制回路的非常多品种的马达。

除了重视在组装时齿轮传动马达本身的组装时间要短以外，还非常重视要使在例如实际组合到物流系列中时，要能容易而且时间短地按照目的变更而变换使用中的马达。在这种场合下，如前所述更换马达时必须对减速器的相当部分进行分解，不能说完全符合时代的要求。

在过去，除这样的情况外，由于如前所述只要变速比略有不同就要选择另外系列的齿轮传动马达，在变速比1/6附近进行变速比变更的场合，欲在短时间内更换与其目的相应的马达是不可能的。

鉴于现有技术中存在的这些问题，本发明的目的在于提供一种在统一设计思想之下能实现在从过去的简单行星齿轮机构的齿轮传动马达系列所不能达到的例如1/2的低变速比到只用摆动内啮合式行星齿轮机构才能达到的高变速比领域中达到低噪音化的齿轮传动马达系列，同时使齿轮传动马达具有过去(所提供的系列的性质上)所得不到的低变速比与低噪音成为可能，而且提供对任何变速比(不论变速器的具体内部结构如何)任何马达或任何相配机械都能容易地进行组合，能够按用户购买时的要求(及购买后的变更的要求)作出灵活应对，最终能以整体较少的库存而实现多种变型的齿轮传动马达系列。

与权利要求1的特点相应的本发明是由把各种马达与变速器组合而成的多个齿轮传动马达构成的，是在相对于与之相配的机械有相同的安装尺寸的条件下能选择多种变速比的齿轮传动马达系列，借助于下述的结构能把特别是在过去的行星齿轮机构的齿轮传动马达系列中不能得到的1/2的低变速比引入其系列之中，从而解决了上述课题。即，它是由各种马达及变速器组合而成的多个齿轮传动马达构成的，在对于相配的机械有相同安装尺寸的条件下能进行多种变速比选择的齿轮传动马达系列中，构成该系列的高变速比序列的齿轮传动马达的上述变速器的变速结构是具有第1轴、设在第1轴上的偏心体，通过该偏心体以可相对于第1轴成偏心转动状态安装的外齿轮、与该外齿轮内啮合的内齿圈、通过只传递该外齿轮的自转量的装置连接在上述外齿轮上的第2轴的单级摆动内啮合式行星齿轮机构；构成该系列的低变速比序列的齿轮传动马达的上述变速器的变速机构是具有太阳齿轮，与该太阳齿轮外啮合的行星齿轮及与该行星齿轮内啮合的内齿圈的单级简单行星齿轮机构；并且构成上述高变速比序列的齿轮传动马达的变速器及构成上述低变速比序列的齿轮传动马达的变速器的各主要变速部都是密闭地两端支承的结构。

与权利要求3中特点相应的发明是在上述齿轮传动马达系列中，借助于下述的结构，特别是在行星齿轮的支承结构上下了功夫，而实现了在系列中，低(中)变速比齿轮传动马达与高变速比的齿轮传动马达合理共存的结构。即，它是由各种马达及变速器组合而成的多个齿轮传动马达构成的，在对于相配的机械有相同的安装尺寸的条件下能选择多种变速比的齿轮传动马达系列中，构成该系列的高变速比序列的齿轮传动马达的上述变速器的变速结构是具有太阳齿轮、与该太阳齿轮外啮合的行星齿轮及与该行星齿轮内啮合的内齿圈的简单行星齿轮机构；构成该系列的低变速比序列的齿轮传动马达的上述变速器的变速结构是具有太阳齿轮、与该太阳齿轮外啮合的第1行星齿轮，与该第1行星齿轮一体转动并且齿数比该第1行星齿轮多的第2行星齿轮及与该第2行星齿轮内啮合的内齿圈的变型简单行星齿轮机构；而且构成上述高变速比序列的齿轮传动马达的变速器与构成上述低变速比序列的齿轮传动马达的变速器是将其各自的主要变速部可密闭地两端支承的结构。

与权利要求6中的特点相应的发明是由各种马达与变速器组合而成的多个齿轮传动马达构成的，在对于相配的机械有相同的安装尺寸的条件下可选择多种变速比的齿轮传动马达系列中，借助于如下的结构把上述系列合理地合成一体，使之能以统一设计思想的系列覆盖从包含1/2的极低的减速比到1/100以上的高减速比，从而解决上述相同的课题。即，它是由各种马达及变速器组合而成的多个齿轮传动马达构成的，在对于相配的机械有相同安装尺寸的条件下能进行多种变速比选择的齿轮传动马达系列中，构成该系列的高变速比序列的齿轮传动马达的上述变速器的变速结构是具有第1轴、设在第1轴上的偏心体、通过该偏心体以可相对于第1轴作偏心转动状态安装的外齿轮、与该外齿轮内啮合的内齿圈，通过只传递该外齿轮的自转量的装置连接在上述外齿轮上的第2轴的单级摆动内啮合式行星齿轮机构；构成该系列的中变速比序列的齿轮传动马达的上述变速器的变速结构是具有太阳齿轮、与该太阳齿轮外啮合的行星齿轮及与该行星齿轮内啮合的内齿圈的单级简单行星齿轮机构；构成该系列的低变速比序列的齿轮传动马达的上述变速器的变速结构是具有太阳齿轮、与该太阳齿轮外啮合的第1行星齿轮、与该第1行星齿轮一体转动并且齿数比该第1行星齿轮多的第2行星齿轮及与该第2行星齿轮内啮合的内齿圈的变型简单行星齿轮机构；并且构成上述高变速比序列、上述中变速比序列及上述低变速比序列的齿轮传动马达的变速器中的每一个都分别是将其主要变速部可密闭地两端支承的结构。

发明人首先提出了一种齿轮传动马达系列(日本特愿平6-13 34 78：权利要求1)，它是采用单级简单行星齿轮机构作为构成低变速比序列(权利要求6中的中变速比序列)的齿轮传动马达的变速器的变速结构；另外采用摆动内啮合式行星齿轮机构来作为构成高变速比序列的齿轮传动马达的变速器的变速结构；技术上特别包含1/3～1/6的变速比，并且直至1/100变速比完全是用单级变速器予以确保而得到的。

与权利要求3中所述的发明方案相对应，是对于这种改良系列，把变速比延伸到更低的变速比，完全以实际为单级行星齿轮机构来实现1/2～1/100范围的变速比。

即，与权利要求1(权利要求2是其从属权利要求)中所述的发明相对应，是着眼于系列中的高变速比～中变速比的结构、而与权利要求3的方案相对应，则是着眼于系列中的中变速比～低变速比的结构。与权利要求6相对应的方案是着眼于把 1的相应方案系列与权利要求3的相应方案系列进一步结合(高变速比～中变速比～低变速比)的结构。由于与权利要求6相应的方案内容包含了与权利要求1与3相应的方案内容，故为方便起见在此以对与权利要求6相应的方案的作用进行说明来代表对本发明作用的说明。

在本发明中基本上是采用简单行星齿轮机构，用以得到例如1/2的极低的变速比(因为就其本身而言，理论上是不可能获得1/2的变速比的)，并在这方面下功夫。

即，使简单行星齿轮结构的行星齿轮成为第1行星齿轮与比它的齿数多的第2行星齿轮一体化的结构，在使第1行星齿轮与太阳齿轮啮合的同时，使第2行星齿轮与内齿圈处于啮合的状态。

这样就能实现齿数少的第1行星齿轮转一周时齿数多的第2行星齿轮也转1周，因此实质上它能进行一次相反方向上的变速(整体减速时增速，整体增速时减速)。

于是，例如设定第2行星齿轮的齿数为第1行星齿轮齿数的1.5倍，在进行1.5的反方向变速时，作为简单行星齿轮整体若使构成过去的变速比1/3的太阳齿轮与内齿圈组合，就意味着能实现1/2的变速比。

本发明分别由采用变型简单行星齿轮机构来作为低变速比序列的齿轮传动马达的变速器的变速结构，采用单级简单行星齿轮机构作为构成中变速比序列齿轮传动马达的变速器的变速结构，以及采用单级摆动内啮合式行星齿轮机构来作为构成高变速比序列齿轮传动马达变速器的变速结构而构成。

并且，为了使这些结构协调而合理地共存于单一的系列之中还增加了下述的结构。

即在本发明中，以“可密闭地两端支承”结构构成低变速比、中变速比与高变速比的变速器的主要变速部，使变速器与马达能在其各自的润滑油原封不动密封的状态下进行分离、交换、移动或保管。

结果，只要框架序号同一，根据所需的变速比，就能自由地选用简单行星齿轮结构的变速器、变型简单行星齿轮结构的变速器或摆动内啮合式行星齿轮结构的变速器，并且能简单地进行交换，而且，从变速器方面来看，根据其用途能自由地选择通用的感应电动机或有特殊功能的马达。

进而，由于主要变速部采用了两端支承结构，可保持极高的组装刚性，就能使转动更加稳定，耐久性提高，并保持肃静地运行。

即，由于将主要变速部两端支承而使其安装精度提高，在简单行星齿轮结构(或变型简单行星齿轮结构)的齿轮传动马达中可省去现有技术中所必须的为实现均载用的使太阳齿轮浮动的结构，进而连支持行星齿轮的轴承也可以省去。

结果，(过去的太阳齿轮浮动结构与通过轴承来支持行星齿轮的结构是使噪音增大的主要原因)，成为实现低噪音的巨大障碍的这些噪音因素就能消除，使简单行星齿轮结构(或变型简单行星齿轮结构)的变速器与摆动内啮合式行星齿轮结构的变速器共存于单一系列中也能获得协调的肃静的效果。

结合附图从对本发明下面的说明中将能清楚地看到本发明的上述与其它的目标、特征与优点。在其中，相同或相似的部件使用相类似的附图标记。

图1是表示本发明适用的系列中的低减速比组齿轮传动马达的减速部分沿轴线剖开的正视图，

图2是上述齿轮传动马达的第1行星齿轮正视图，

图3是上述齿轮传动马达的第1行星齿轮侧视图，

图4是上述齿轮传动马达的第2行星齿轮正视图，

图5是上述齿轮传动马达的第2行星齿轮侧视图，

图6是表示本发明适用的系列的中减速比序列齿轮传动马达的减速部沿轴线剖开的正视图，

图7是沿图6中VII-VII线的剖视图，

图8是表示本发明适用的系列中的高减速比组齿轮传动马达减速部沿轴线剖开的正视图，

图9是沿图8中IX-IX线的剖视图，

图10是本发明适用的系列中另外的高减速比方面的齿轮传动马达减速部分沿轴线剖开的正视图，

图11是沿图10中XI-XI线的剖视图，

图12是表示本发明系列的进一步改进的系列的全体结构图，

图13是表示上述改进系列的减速部件例子的结构图，

图14是表示过去的有简单行星齿轮机构的减速器的齿轮传动马达减速部分沿轴线剖开的正视图，

图15是表示过去的有摆动内啮合式行星齿轮机构的减速器的齿轮传动马达的减速部分沿轴线剖开的正视图，

图16是沿图14中XVI-XVI线的剖视图。

下面，依据附图详细地说明本发明的实施例。

为了便于说明，从构成结构上最简单的中减速比序列(对应于权利要求1中的高减速比序列)的齿轮传动马达，即用单级简单行星齿轮机构的减速器与马达组合而成的齿轮传动马达的结构开始加以说明。

图6是该齿轮传动马达减速器的局剖正视图，图7是沿图6中VII-VII线的剖视图，而且在与现有技术图14的相同的部位上，附图标记后两位使用相同的符号。

这种齿轮传动马达的减速器的减速部分的结构是采用具有太阳齿轮402、与太阳齿轮402外啮合的行星齿轮404及与行星齿轮404内啮合的内齿圈406的简单行星齿轮结构。

上述太阳齿轮402与所谓“D”式切割的输入轴410结合在一起，而未采用主要为实现均载(噪音增大的原因)用的浮动结构。输入轴410通过联轴节411连接在马达M的马达轴430上。

上述行星齿轮404在与太阳齿轮402外啮合的同时，与内齿圈406内啮合。

此行星齿轮404用支持销414可自由滑动回转地支持着。支持销414的两端可自由滑动回转地支持在一对行星轮架上。具体地说，在本实施例中，是由配置在输入轴一侧(圈中右侧)的行星轮架408A和与输出轴420一体形成的输出轴法兰408B构成一对行星轮架。在行星轮架408A和输出轴法兰408B上形成支持销保持孔450、452，支持销414的两端可自由滑动回转地支承在此支持销保持孔450、452中。

两行星轮架，即行星轮架408A、输出轴法兰408B各自独立，并通过轴承416A、416B(与太阳齿轮402同轴)可自由转动地支持在壳体412上。

而且，轴承416A、416B还起着防止支持销414轴向脱落的止挡的作用。

上述内齿圈406固定在壳体412上，上述输入轴410通过球轴承436A、436B支持在一对行星轮架408A与输出轴法兰408B上。

上述行星轮架408A及输出轴法兰408B(一对行星轮架)用(与支持销414是不同的部件)行星轮架销440牢固地固定连结在一起。具体地说，是把开口环442嵌入行星轮架销440的一端。而在行星轮架销440的另一端上形成阴螺纹440A。在行星轮架408A与输出轴法兰408B上还形成行星轮架销孔441A、441B。行星轮架销440在通过间隔套444的状态下贯穿此行星轮架销孔441A、441B。这样借助于把螺母446拧紧在行星轮架销440的阴螺纹上而与行星轮架408A和输出轴法兰408B连接起来。

行星轮架408A与输出轴法兰408B的连接不一定借助于以行星轮架销440来实现，但由于行星轮架销440的存在，两行星轮架必然同速地一体转动，就能起到防止由支持销414发生在公转轨道切线方向的偏载的效果，从而能经常而且很好地支持着支持销414。

下面，说明这种中变速比序列齿轮传动马达的作用。

当马达轴430转动时，通过联轴节411而使输入轴410转动，与其花键接合的太阳齿轮402则同速地转动。当太阳齿轮402转动时，行星齿轮404一面与固定在壳体412上的内齿圈406内接一面沿太阳齿轮402的外周公转。

该公转通过支持销414传至一对行星轮架，即行星轮架408A与输出轴法兰408B。传至输出轴法兰420的公转动力直接传给输出轴420，而传递到行星轮架408A侧的公转动力则经行星轮架销440与输出轴法兰408B传给输出轴420。

此时，由于行星轮架408A与输出轴法兰408B各自独立并由球轴承416A、416B支承着，支持销414能保持极高的组装与运转精度。此外，即使对于来自输出轴420一侧的径向载荷也能确保减速器整体有高的刚性，故也能高精度地支持着输入轴410与其它部件，因此无需使太阳齿轮402浮动(是使噪音加大的一个重要原因)，于是能做到低噪音化。

由于此行星轮架408A及输出轴法兰408B是通过行星轮架销440牢固地固定连结在一起的，两者必然以同速转动，在这种状态下能防止由支持销414发生在公转轨道切线方向上的偏载作用。

由于支持销414相对于行星齿轮404能自由滑动回转，也能相对于行星轮架408A、输出轴法兰408B(并未固定)自由滑动回转，这样可使支持销414与行星齿轮404之间的相对滑动速度降低。因而，与支持销414本身的高组装精度结合(即使没有成为噪音增大的原因的轴承)就能长期顺畅地转动支持行星齿轮404。除了无轴噪音而进一步做到低噪音化之外，零件数也因此而减少。

下面，对本发明齿轮传动马达系列中构成低减速比序列的齿轮传动马达，即，采用单级变型简单行星齿轮结构的减速器与马达组合而成的齿轮传动马达的结构进行说明。

图1是该齿轮传动马达的减速器的局剖正视图，图2是第1行星齿轮的正视图，图3是其侧视图，图4是第2行星齿轮的正视图，图5是其侧视图。在与上述构成中减速比序列的减速器相同的部位上，所给予的附图标记后两位与其相同。

这种齿轮传动马达的减速部分的结构采用具有太阳齿轮302、与太阳齿轮302外啮合的第1行星齿轮304A、与第1行星齿轮304A一体转动并且其齿数多于第1行星齿轮304A的第2行星齿轮304B以及与第2行星齿轮304B内啮合的内齿圈306的变形简单行星齿轮结构。

上述太阳齿轮302设有圆筒部302A和形成外齿的圆盘部302B，与所谓D式切削的输入轴310结合在一起。该太阳齿轮302上也不采用主要为实现均载的浮动结构(噪音增大的原因)。输入轴310经联轴节311连接在马达M的马达轴330上。

如图2与图3所示，上述第1行星齿轮304A基本为圆筒形，它在图中轴向的右半部上形成外齿304A1，在图中左半部上形成外花键304A2。

上述第2行星齿轮304B大体为环形，其上设有与上述第1行星齿轮304A的外花键304A2相啮合的内花键304B2，并在其外周上设有齿数比上述第1行星齿轮304A的外齿304A1多的外齿304B1。

该第1行星齿轮304A与第2行星齿轮304B通过上述内、外花键304A2、304B2而构成一体，第1行星齿轮304A与太阳齿轮302外啮合，第2行星齿轮304B与内齿圈306内啮合。

该第1、第2行星齿轮304A、304B由支持销314可自由滑动转动地支持着。支持销314的两端可自由滑动回转地支持在一对行星轮架上。具体地说，和上述中减速比序列的结构相同，是由配置在输入轴侧(图1右侧)的行星轮架308A和在输出轴320上一体形成的输出轴法兰308B构成一对行星轮架。在行星轮架308A与输出轴法兰308B上形成支持销保持孔350、352，支持销314的两端可自由滑动回转地支持在此支持销保持孔350、352中。两行星轮架，即行星轮架308A与输出轴法兰308B各自独立，并通过轴承316A、316B(与太阳齿轮302同轴)可自由转动地支承在壳体312上，轴承316A、316B起着防止支持销314轴向脱落的止挡功能。

上述内齿圈306固定在壳体312中，上述输入轴310通过球轴承336A、336B支承在一对行星轮架即行星轮架308A与输出轴法兰308B上。

上述行星轮架308A与输出轴法兰308B(一对行星轮架)，通过行星轮架销340(与支持销314是不同部件)牢固地固定连结在一起。具体地和上述中减速比序列结构同样，在行星轮架销340的一端嵌入开口环342。并在行星轮架销340的另一端形成阴螺纹340A。还在行星轮架308A与输出轴法兰308B上形成行星轮架孔341A、341B。行星轮架销340以套装着间隔筒344的状态贯入该行星轮架销孔341A、341B中。这样借助于把螺母346拧紧在行星轮架销340的阴螺纹上而把行星轮架308A和输出轴法兰308B连接起来。

亦如在有关中变速比序列中所提及的那样，也不一定用这种行星轮架销340来连接行星轮架308A与输出轴法兰308B，但借助于行星轮架销340的存在两行星轮架必然以同速一体地转动，故能有效地防止由支持销314发生在公转轨道切线方向上的偏载作用，从而能经常良好地支持住支持销314。

下面说明此种低变速比序列齿轮传动马达的作用。

马达轴330转动时，通过联轴节311使输入轴310转动，与其花键结合的太阳齿轮302则同速转动。太阳齿轮302转动时，使与其啮合的第1行星齿轮304A转动，借助于这样的转动使与第1行星齿轮304A花键结合的第2行星齿轮304B与该第1行星齿轮304A一体地转动。结果，第2行星齿轮304B就与固定在壳体312上的内齿圈306内接并沿太阳齿轮302的外周进行公转。在此情形下，太阳齿轮302的转动被齿轮少的第1行星齿轮304A所接受，把所接受的转动作为齿数多的第2行星齿轮304B的转动而传给内齿圈306，故在此实际上是进行增速，借此就能实现例如1/2的极低的减速比。

当第1、第2行星齿轮304A、304B一面与固定在壳体312上的内齿圈306内接一面沿太阳齿轮302外周公转时，和上述中减速比结构同样，公转是通过支持销314而传至一对行星轮架即行星轮架308A与输出轴法兰308B上的。传递到输出轴法兰320侧的公转动力直接传到输出轴320，而传递到行星轮架308A一侧的公转动力则通过行星轮架销340、输出轴法兰308B传到输出轴320上。

此时，由于行星轮架308A与输出轴法兰308B各自独立并且是通过球轴承316A、316B支承在壳体上，故能使支持销314的组装精度与运转精度维持在极高的水平上。即使对于来自输出轴320侧的径向载荷减速器整体也能确保其高刚性，故也能以良好精度支承着输入轴310与其它部件。因此无需使太阳齿轮302浮动，(由于消除了一个使噪音增大的主要因素)由此可做到低噪音化。其作用与上述中变速比序列齿轮传动的作用基本相同。此种低变速比序列齿轮传动马达中的行星轮架308A与输出轴法兰308B也是通过行星轮架销340牢固地固定连结在一起的，两者必然同速地转动，这样就能防止由支持销314发生公转轨道切线方向的偏载。

又由于支持销314可相对于第1、第2行星齿轮304A、304B自由地滑动回转，并且可相对行星轮架308A与输出轴法兰308B(未固定)可自由地滑动回转，在这种状态下就可以减低支持销314与第1、第2行星齿轮304A、304B之间的相对滑动速度。因而，结合支持销314自身组装精度高的情况，(又没有成为噪音增大原因的轴承)就能长期顺畅地转动支持着第1、第2行星齿轮304A、304B。因此除了没有轴承噪音进一步实现低噪音化以外，部件个数也随之减少。

最后说明本发明系列中的齿轮传动马达中的为实现高变速比序列的变速比而使用的摆动内啮合式行星齿轮结构的齿轮传动马达。

图8是该齿轮传动马达的减速器沿轴线剖开的正视图，图9是沿其IX-IX线的剖视图。而且尽可能地使其与低、中变速比序列的齿轮传动马达或与现有技术图15、16的相同部位的附图标记的后两位数字相同。

这种齿轮传动马达的减速器部分的结构设有输入轴(第1轴)510、设在输入轴510上的偏心体570A、570B，通过偏心体570A、570B安装成相对于输入轴510成偏心状态的外齿轮576A、576B、与外齿轮576A、576B内啮合的内齿圈506，通过只传递外齿轮576A、576B的自转成分的装置(内销514、内销孔580A、580B)而连接到外齿轮576A、576B的输出轴(第2轴)520的摆动内啮合式行星齿轮结构。

设置两个外齿轮，借助于使各自的偏心相位借开180°而保持动平衡，同时还可以有能经受高减速比(在大扭矩)状态下的强度的好处。

上述偏心体570A、570B与所谓D式切削的输出轴510结合在一起，输入轴510则通过联轴节511连接马达M的马达轴530。

上述外齿轮576A、576B分别通过轴承574A、574B安装在偏心体570A、570B的外周。在外齿轮576A、576B上设有多个内销孔578A、578B，内销(相当于支持销)514松配合地***其中。外齿轮576A、576B的外周面上设置余摆线齿形的外齿577A、577B。该外齿577A、577B与固定在壳体512上的内齿圈506内啮合。内齿圈506的内齿具体地说是使外销580在外销孔582A、582B中滑动配合，并保持其容易转动的结构。

相当于过去的内销814的内销514的两端可自由滑动回转地支持在一对行星轮架上。具体地说，在此实施例中是用配置在输入轴侧(图8的右侧)的行星轮架508A与在输出轴520上一体成形的输出轴法兰508B构成一对行星轮架的。行星轮架508A、输出轴法兰508B上形成内销保持孔(支持销保持孔)550、552，内销514两端在内销保持孔550、552中可自由滑动回转地支持着。

两行星轮架，即行星轮架508A、输出轴法兰508B各自独立，并通过轴承516A、516B(与输入轴510同轴线)可自由转动地支承在壳体512上。进而，轴承516A、516B还起着防止内销514轴向脱落的止挡的作用。

上述内齿圈506固定在壳体512上，输入轴510则通过球轴承536A、536B支持在上述一对行星轮架，即行星轮架508A与输出轴法兰508B上。上述行星轮架508A与输出轴法兰508B(一对行星轮架)用行星轮架销540(与内销514是不同的部件)牢固地固定连接在一起。具体地说，行星轮架销540的一端嵌装有开口环542。行星轮架销540的另一端形成阴螺纹540A。在行星轮架508A与输出轴法兰508B上还形成行星轮架销孔541A、541B。行星轮架销540是在套装着间隔筒544的状态下***行星轮架销孔541A、541B中的。这样，在把螺母546拧紧在行星轮架销540的阴螺纹540A上之后就把行星轮架508A、输出轴法兰508B连结起来了。

这种行星轮架508A、输出轴法兰508B的连接、支承结构与上述低减速比序列及中减速比序列中行星轮架308A、408A及输出轴法兰308B、408B的连接、支承结构完全相同，故能确保部件的互换性。

在此实施例中，省去了在过去是必须的内销外周的内辊，故可期望获得低成本。之所以能这样地省去过去必须有的内辊是由于：

(1)主要减速部含有内销514并借助一对轴承516A、516B两端支承，故有极高的刚性，由于行星轮架508A、输出轴法兰508B及行星轮架销540之间可以非常简单而高精度地进行连结，能把内销514精度良好地组装起来；以及

(2)由于作用在输出轴520上的外部径向载荷能由在两端支承的轴承516B和通过行星轮架销540及行星轮架508A的轴承516A所承受，外部径向载荷不会作用到内销514上，使其能非常顺畅地转动的缘故。

因为内销514的两端是自由支承着的，在与内销孔578A、578B啮合而受载时容易产生弹性变形，因此能很好地吸收加工、组装、或分解、再组装所带来的误差。然而，即使内销514产生弹性变形，由于借助于在壳体512上两端支持的行星轮架508A、行星轮架销540与输出轴法兰508B的作用而不是通过内销514也能确保主要变速部的刚性，也能以极好的稳定性持续运转。

下面，说明这种高减速比序列齿轮传动马达的作用。

外齿轮576A、576B随着输入轴510的转动而摆动转动，由于内齿圈506与外齿轮576A、576B啮合，使输入轴510的转动转换成外齿轮576A、576B作减速转动(自转)，在这方面是与过去的公知例完全相同的。

该外齿轮576A、576B转动时，其摆动量被内销孔578A、578B与内销514之间的间隙吸收，通过内销514只把自转量传递给行星轮架508A与输出轴法兰508B。传至行星轮架508A侧的动力经行星轮架销540传到输出轴520上。

图10、11表示高减速比序列齿轮传动马达的另外实施例。即图8、9中所示的实施例为减速器本体是可分解的型式，而图10、11中所示的实施例则是减速器自身不可分解的型式。此外，尽可能使与以前所说明的任何一种齿轮传动马达的相同部位的附图标记的后两位相同。

在图10与图11中，把与法兰608B是不同部件的行星轮架销(行星轮架体)640的一端嵌入(压入)输出轴602的法兰608B(行星轮架)中。该行星轮架销640的另一端嵌入(压入)行星轮架608A(行星轮架)中，用行星轮架608A与行星轮架销640构成行星轮架。

法兰608A、行星轮架销640与行星轮架608A由一对轴承616A、616B两端支承在壳体612上。

管状的间隔套644嵌套(压入)在行星轮架销640的大致中间部位上。这样一来，即是行星轮架销640***行星轮架608A或法兰608 B中的深度多少有些参差不齐，借助间隔套644的作用就必然能保持行星轮架608A与法兰608B之间的距离为一定值，而且也能容易地保证全部4根行星轮架销640的相应部分有相同的距离。

在外齿轮676A、676B上形成贯穿行星轮架销640用的行星轮架销孔(通孔)641。该行星轮架销孔641的大小应使得在外齿轮676A、676B摆动时行星轮架销640与外齿轮676A、676B也不接触。

把内销614压入行星轮架608A与法兰608B中，因而，就不能自由转动了。然而，由于(1)内销614的形状为简单圆柱形，能容易地(低成本地)进行硬质材料的镜面加工；(2)采用由一对轴承616A、616B两端支承夹持减速机构的支承结构，可使整体刚性极大地提高，能以极稳定的状态支持内销614；进而，(3)采用内销614与行星轮架销640的分离结构，由行星轮架销640一方承担来自输出轴等的径向载荷，不必耽心强大的径向载荷作用在内销614上，能以更加稳定的状态实现支承等原因，故实际应用上不会发生特别的问题。

下面，说明此实施例的作用。

外齿轮676A、676B随输入轴610的转动而摆动转动，由于相当于内齿圈606的内齿的外销680与外齿轮676A、676B之间啮合而使输入轴610的转动变为外齿轮676A、676B的减速转动(自转)，在这方面，与前面的说明完全相同。

外齿轮676A、676B转动时，其摆动量由内销孔678A、678B与内销614之间的间隙吸收，通过内销614只把自转量传递给输出轴620的法兰608B和行星轮架608A。传递给行星轮架608A的转动力通过行星轮架销640传给输出轴620。

作用在输出轴620上的外部径向载荷是由以行星轮架销640与行星轮架608A为媒介在两端支承的轴承616A及轴承616B所阻止，故内销614不会受外部径向载荷的影响。

即，由于此实施例的减速机构部分是用一对轴承616A、616B在两端予以支承的，刚性极高，而且能非常简单而又高精度地把法兰608B、行星轮架销640、行星轮架608A连结起来，再加上连内销614的内辊也可以省去，故可期取得更加低成本化的效果。

图12、13表示出以本发明的系列为基础进一步改进的系列。

此外，马达直接连接型A1、A2是把马达和行星齿轮结构部分直接连成一体的结构。

两轴型B为借助于联轴节等把驱动源(马达等)连接到输入轴上的结构。这种两轴型B也称为减速器。

两级型C是为了得到大减速比而把两级行星齿轮机构进行组合的结构。

它们的输入侧部分用联接花键连接在行星齿轮结构部分的输入轴上。因此，在同一框架型号中要把其产品组的输入侧部分与行星齿轮结构部分间的安装尺寸取作同一值。

作为行星齿轮的结构部分可以考虑带安装脚的D1、D2、D3型与带凸缘的E型结构。脚安装型D1、D2、D3是在与相配的机械装配时以其脚部凸缘D1a、D2a、D3a安装在与之相配的机构上而使用的结构。另外，凸缘型E是以其在与轴垂直的方向上形成的凸缘部Ea安装在相配机械上使用的。此外，D1为变型简单行星齿轮结构，D2为简单行星齿轮结构，D3为摆动内啮合式行星齿轮结构，详细情况则如上述。在此，虽然凸缘型E在这里只准备了摆动内接式行星齿轮结构中，当然也可以使用简单行星齿轮结构或变型简单行星齿轮结构中。

各结构部分A～E，全部单元化，在以单体形式无阻碍地库存、运输方面已采取了润滑油密封对策，而且使与上述联接花键Z的装配尺寸通用化了。

图13中所示的减速部组件F1是只把减速机构部卸去的单元化的结构，脚安装型D1、D2、D3与凸缘型E是通用的，由于这部分已单元化，在同一框架型号内变更减速比就能极容易地实现了。在此，F1是摆动内接式行星齿轮结构，是用于减速比1/6～1/119范围的结构。另外，图中虽未示出，减速部组件F2为简单行星齿轮结构，用于1/3～1/7的减速比；减速部组件F3则是变型简单行星齿轮结构，用于1/2～1/3的减速比。

图12、图13的图例只是改进系列的一个例子，图中虽未示出，例如对于马达直接连接型A1、A2，即使具有相同的马力也还可以考虑一般的单一的感应电动机、带制动的马达、有逆变控制电路的定扭矩转速控制马达、为提高安全性的全防水马达等等含有附属控制电路的多种马达。同样，对于其它结构部分B～E也可以考虑几种变型。

从以上的说明可以清楚地了解到，低减速比序列的齿轮传动马达(图1～图5：附图标记为300号范围)、中减速比序列齿轮传动马达(图6与图7：附图标记在400号范围)以及高减速比序列齿轮传动马达(图8和9、10和11：附图标记为500、600号范围)虽然其主要减速部结构分别为变型简单行星齿轮结构、简单行星齿轮结构或摆动内啮合式行星齿轮结构，是各不相同的，但在把它们分别两端支承在壳体312、412、512、612中的行星轮架308A、408A、508A、608A与输出轴法兰308B、408B、508B、608B的结构以及连接它们的行星轮架销340、440、540、640等的结构方面都用同一框架型号，其结构与大小是完全相同的。从而，在通过输出轴320、420、520、620与相配合部件连接或通过壳体312、412、512、612而连接到马达一侧的部件具有完全的互换性，能够随心所欲地实施。

此外，由于在此时主要减速部是成密闭状态的单元化的结构，就能极容易地在相配机械上进行装配、拆卸或安装、拆卸齿轮传动马达，也能极容易地对它们进行保管与输送。

而且，在低减速比序列、中减速比序列中采用变型简单行星齿轮结构，或简单行星齿轮结构的同时成功地省去了作为噪音增大的主要原因的浮动太阳齿轮结构与行星齿轮轴承，故能做到低噪音化，并能实现摆动内啮合式行星齿轮结构的高减速比系列，在单一的系列中能和谐共存。

通过以上说明可知，本实施例可以根据把低噪音、高刚性而且高耐久性统一起来的技术设计把1/2～1/100的变速比或比之更宽范围的变速比纳入单一的系列中，而且各变速部除了在两端进行支持以外，还使之在密闭状态下单元化，对于上述的广阔范围中的任何变速比，能够任意而且容易地对各种大小与种类的马达及与之相配的机械进行组合。

Claims (6)

1.一种齿轮传动马达系列，它由各种马达与变速器组合而成的多个齿轮传动马达构成，是对与之相配机械有相同的安装尺寸的条件下能选择多种变速比的齿轮传动马达系列，其特征在于：

构成该系列的高变速比序列的齿轮传动马达的上述变速器的变速结构包括第1轴、设在第1轴上的偏心体，通过该偏心体以可相对于第1轴成偏心回转状态安装的外齿轮、与该外齿轮内啮合的内齿圈、通过只传递该外齿轮的自转量的装置而连接在上述外齿轮上的第2轴而构成单级摆动内啮合式行星齿轮机构；

构成该系列的低变速比序列的齿轮传动马达的上述变速器的变速机构包括太阳齿轮、与该太阳齿轮外啮合的行星齿轮以及与该行星齿轮内啮合的内齿圈而构成单级简单行星齿轮机构；并且

构成上述高变速比序列的齿轮传动马达的变速器与构成上述低变速比序列的齿轮传动马达的变速器的各主要变速部分都是能密闭的两端支承的结构。

2.如权利要求1中所述的齿轮传动马达系列，其特征在于：

构成上述低减速比序列的齿轮传动马达设有：可自由滑动回转地支持着上述行星齿轮的支持销，

配置在该行星齿轮轴向两侧并在两端可自由滑动回转地支持上述支持销的一对行星轮架，

各自独立与上述太阳齿轮同轴线并在上述一对行星轮架支持在壳体上的轴承，而且

实现借助于一对行星轮架与轴承把上述主要变速部可密闭地两端支持的结构。

3.一种齿轮传动马达系列，它是由各种马达及变速器组合而成的多个齿轮传动马达构成的，在相对于相配机械有相同安装尺寸的条件下能选择多种变速比的齿轮传动马达系列中，其特征在于：

构成该系列的高变速比序列的齿轮传动马达的上述变速器的变速结构包括太阳齿轮、与该太阳齿轮外啮合的行星齿轮及与该行星齿轮内啮合的内齿圈而构成简单行星齿轮机构，

构成该系列的低变速比序列的齿轮传动马达的上述变速器的变速结构包括太阳齿轮、与该太阳齿轮啮合的第1行星齿轮，与该第1行星齿轮一体转动并且齿数比该第1行星齿轮多的第2行星齿轮及与该第2行星齿轮内啮合的内齿圈而构成变型简单行星齿轮机构，而且

构成上述高变速比序列的齿轮传动马达的变速器与构成上述低变速比序列的齿轮传动马达的变速器是将其各自的主要变速部可密闭地两端支承而构成的结构。

4.如权利要求3中所述的齿轮传动马达系列，其特征在于：

构成上述高变速比序列的齿轮传动马达的变速器设有

可自由滑动回转地支持上述行星齿轮的支持销，

配置在该行星齿轮轴向两侧并可自由滑动回转地在两端支持上述支持销的一对行星轮架，

各自独立且与上述太阳齿轮同轴线并可自由转动地把上述一对行星轮架支承在壳体上的轴承，而且

实现借助此一对行星轮架及轴承把上述主要变速部可密闭地在两端进行支持的结构。

5.如权利要求3中所述的齿轮传动马达系列，其特征在于：

构成上述低减速比序列的齿轮传动马达的变速器包括可自由滑动回转地支持上述第1、第2行星齿轮的支持销，

配置在该第1、第2行星齿轮的轴向两侧并可自由滑动回转地在两端支持上述支持销的一对行星轮架，

各自独立且与上述太阳齿轮同轴线，并可自由转动地把上述一对行星轮架支持在壳体上的轴承，并且

实现借助于此一对行星轮架及轴承而把上述主要变速部可密闭地在两端进行支承的结构。

6.一种齿轮传动马达系列，它是由各种马达与变速器组合而成的多个齿轮传动马达构成的，在对于相配机械有相同的安装尺寸的条件下能进行多种变速比选择的齿轮传动马达系列中，其特征在于：

构成该系列的高变速比序列齿轮传动马达的上述变速器的变速结构包括第1轴、设在第1轴上的偏心体，通过该偏心体以可相对于第1轴作偏心转动状态安装的外齿轮、与该外齿轮内啮合的内齿圈以及通过只传递该外齿轮的自转量的装置连接在上述外齿轮上的第2轴而构成单级摆动内啮合式行星齿轮机构，

构成该系列的中变速比序列齿轮传动马达的上述变速器变速结构包括太阳齿轮，与该太阳齿轮外啮合的行星齿轮及与该行星齿轮内啮合的内齿圈而构成单级简单行星齿轮机构，

构成该系列的低变速比序列齿轮传动马达的上述变速器的变速结构包括有太阳齿轮、与该太阳齿轮外啮合的第1行星齿轮，与该第1行星齿轮一体转动并且齿数比该第1行星齿轮多的第2行星齿轮以及与该第2行星齿轮内啮合的内齿圈而构成变型简单行星齿轮机构，并且构成上述高变速比序列齿轮传动马达的变速器、构成上述中变速比序列齿轮传动马达的变速器及构成上述低变速比序列齿轮传动马达的变速器中的任何一个分别都是将其主要变速部可密封地两端支承的结构。

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