具体实施方式

本公开参考附图更全面地描述了各种实施方案。应当理解，本文示出并描述了一些但不是所有的实施方案。实际上，实施方案可采用许多不同的形式，并且因此本公开不应被解释为限于本文所阐述的实施方案。在不脱离权利要求书所涵盖的内容的情况下，可以对这里描述的实施方案进行非实质性修改。相反，提供这些实施方案，使得本公开将满足适用的法律要求。贯穿全文，类似的标号指代类似的元件。

本装置的实施方案通过直接通过两排行星轮将扭矩从内固定环传输到外输出环而消除了对行星齿轮架的需求。齿轮减速比由内环的外径和外环的内径之间的差值决定，内行星轮和外行星轮充当它们之间的扭矩传递载荷路径。当使行星轮绕轨道运行时，外环将以诸如大约3∶1或者可能更低或者高达大约6∶1或者可能更高的齿数比旋转。内环的外径越接近外输出环的内径，减速比越大。

这里公开的装置的实施方案使用特征的组合来提供相等的周向间距以及行星轮和座圈的轴向对齐，并且由于行星轮和座圈的相互作用提供了从内座圈到外座圈的轴向对齐，在一些应用中消除了对另外的轴承的需求或者降低了另外的轴承的强度(以及因此降低了成本和重量)。此外，这里公开的装置的实施方案提供了一种结构，该结构将磁力直接施加到行星轮，以消除对单独的马达转子的需求，其中行星轮本身充当具有减速比的转子，因为它们以比输出环更高的速度绕轨道运行。这消除了太阳环输入的需求，简化了马达-齿轮箱组合的制造和组装。行星轮(以及因此包含的磁体)自旋的事实并不被认为是重大的损害，因为它们仍然向气隙和定子提供磁通量。

该装置的实施方案使用足够小和足够多的齿轮或凸角，以提供比齿轮更像滚动接触的动作和感觉。在权利要求中，术语“凸角”也涵盖术语“齿轮”。凸角具有在径向方向上提供高表面积的优点(与具有作用类似楔的齿轮齿的齿轮相反)。在一个示例中，凸角或齿轮的压力角可以大于20、30或40度。在另选构造中，可以使用高角度齿轮代替凸角。通过将齿轮或凸角构造成人字形构造，可以实现许多特性，包括：由于行星轮的齿轮指定的周向定位，周向行星轮间距；由于人字形螺旋齿轮，行星轮与座圈以及内行星轮与外行星轮的轴向对齐；以及消除或减少对内座圈和外座圈之间的轴承的需求的能力，因为行星轮上的人字形齿轮提供多轴(即：径向和轴向位置)约束。在行星轮中使用永磁体(PM)允许定位在装置的轴向端上的一个或多个(例如，两个)电磁定子以这样的方式换向，以将旋转扭矩和运动施加到行星轮，并且通过这样做在外环上产生扭矩(在这些非限制性示例中使用内环作为固定参考，尽管应当理解外环可以用作固定参考，并且内环可以是输出环。还应当理解，定子可以附接到内环或外环，而不管哪个是固定的，哪个是输出)。

包括永磁体的实施方案

具有行星齿轮架的典型常规差速齿轮不能在行星轮中包括永磁体，因为差速齿轮箱需要行星轮中的轴承和轴。此外，如果常规的行星齿轮(具有单个圆形行星轮阵列)将行星轮中的永磁体连同固定的太阳齿轮使用，它将充当增速器而不是减速器。

在图1中，示出了装置10的非限制性示例性实施方案的一部分的简化示意图。内座圈12充当固定或参考座圈，外座圈14充当输出构件，并且当内行星轮16和外行星轮18绕轨道运行时，内行星轮16和外行星轮18的相应阵列将来自内座圈12的扭矩施加到外座圈14。为了使行星轮绕轨道运行，该装置的实施方案具有永磁体20，该永磁体嵌入行星轮中的一个或多个行星轮中并且优选地(如图1所示)嵌入所有的内行星轮和外行星轮中(例如，放置在它们的轴向内部开口内)。

图2示出了装置10的实施方案的简化示意图，其中电磁定子极/柱22由虚线表示。可以使用一定范围数量的行星轮和柱，诸如可以用在常规电动马达和定子中，诸如72个定子柱和68个行星轮。在此非限制性示例中，行星轮的数量包括34个内行星轮和34个外行星轮。定子可具有带柱或空气线圈的电磁体。图2中还示出了剖面线A-A，示出了图3的剖视图被剖切的地方。剖面线切穿外行星轮，但在内行星轮之间。如果使用空气线圈，优选具有软磁材料背铁26，以将磁通量从每个空气线圈22传送到每个相邻的空气线圈22。

图3示出了图2中的非限制性示例性实施方案的示意性横截面，其中部分组装的定子位于行星轮的两个轴向端上。(电磁元件上的线圈未显示)。永磁体20的放置使得，使用两个磁体并将其从任一端放置在外行星轮18中，使得它们跨分离或轴向定位构件24拉在一起。这允许磁体被保持在行星轮中，而不需要另外的固定装置。当与电磁定子极22相互作用时，这为推进力提供了磁体的整个端部。也可以使用插入和固定磁体的其他装置。内行星轮可以使用与外行星轮相同或不同的布置。示意性地示出了包括极(在例示的实施方案中体现为空气线圈)22和背铁26的定子元件。如图所示，定子元件可以在装置10的两个轴向侧上。定子可以附接到固定元件，这里是内座圈12。这里，间隔件28用于将背铁26连接到内座圈12。

轴向定位构件24不需要分离磁体。构件24仅仅防止磁体一起运动。如果分离，诸如对于由用于形成轴向定位构件24的塑料环(如果使用塑料齿轮)分离的两个简单的圆柱形永磁体，那么在它们之间需要有软磁材料盘112(例如，钢)。

轴向定位构件24优选地与行星轮的至少一个内部部分114(内径)模制或制造成一体。整个行星轮可以形成为单件，或者行星轮的齿轮面可以是内部部分114插入其中的一个或多个单独的件。软磁构件(诸如钢盘112)优选地用作两个磁体之间的磁通连接路径。在某些实施方案中，永磁体可以具有更小直径的圆柱形端部部分，而不是软磁材料盘。简单的圆柱形磁体被认为制造成本更低，并且在它们之间使用钢盘间隔件进行磁通连接，使得该盘可以容易地调整到理想的厚度(而永磁体更难加工到相同的公差)。

图1至图3所示的实施方案具有2排大小相似的行星轮(滚子、行星齿轮和/或类似项)，每排行星轮中有磁体。磁体被取向成具有：第一极性布置(当从一个轴向侧观察时)，诸如在一个阵列中的北(N)极；以及第二极性布置，诸如在另一个阵列中的南(S)极，如在图1和图2中所见。一些构造使用一个阵列比另一个阵列小得多的行星轮。在此类实施方案中，磁体可仅位于更大的行星轮中(而不是位于更小的行星轮中)，然而应当理解，在各种实施方案中，磁体可以其他行星轮取向放置。仅在更大的行星轮中放置磁体提供了益处，诸如由于更小的径向尺寸而提供更轻的定子。无论行星轮尺寸如何，磁体都可以限制在一排。在图4至图5中以每排分别具有16个和14个行星轮的型式示出的示例具有更大的外行星轮18，其中磁体20仅在外阵列中。

这种单排磁体构造具有永磁体行星轮的单个阵列中磁体的交替极性。

定子可以具有多个极。每个极可以被体现为例如具有柱的电磁体或空气线圈。对于常规的三相马达，定子有可被3整除的极数(当涉及定子时，术语“极”或“柱”是指每个单独的柱和线圈，或线圈(如果使用空气线圈))。极数可被4整除也可以是有用的，所以如果极数既能被3整除又能被4整除，极数就能被12整除。

然后转子柱的数量(这里的转子柱是指相对于相邻的具有磁体的行星轮具有交替极性的永磁体的行星轮的数量)基于定子柱的数量，并且对于集中绕组，转子柱的数量大于或小于定子柱的数量。例如，-2或+2，但是-4或+4是优选的，因为这将磁力分布在气隙周围以减少定子上的弯曲载荷。其他的差异也将适用。

这里，转子柱的数量是其中具有磁体的行星轮的数量，其通常是行星轮的总数或行星轮的排中的一个排中的行星轮的数量。

如图4所示，在一排行星轮中具有磁体的实施方案中，一排中合适数量的行星轮的示例是16个。

图1至图5所示的实施方案在这里被称为无太阳轮自激励齿轮箱。这些实施方案各自具有仅一个(通常是固定的)内环和一个外环(通常连接到输出)。行星轮充当轴承，这减少或消除了对常规轴承的需求。这种致动器可能够用于利用高速致动的具体实施，诸如外骨骼。本申请中公开的实施方案可以用于例如美国专利申请公布号2017/0181916中公开的外骨骼，该申请的内容全文以引用方式并入本文。

图6示出了具有每排14个行星轮的实施方案，行星轮尺寸的极差小于图5。没有显示磁体。所有这些实施方案都可以在有或没有磁体的情况下使用。在无磁体的情况下，输入力/扭矩可由外部源(诸如由外部马达供电的输入齿轮)提供，如下所述和所示。

齿轮或凸角构造

图7示出了内行星轮16上的内人字形齿轮或凸角30和外行星轮18上的外人字形齿轮或凸角32的非限制性示例。齿轮或凸角30和32由线示意性地示出。齿轮或凸角30和32将啮合，尽管在该图中齿轮看起来稍微分离。人字形齿轮或凸角有助于约束行星轮的轴向定位。轴向定位可以通过齿轮或凸角的任何使用来约束，该齿轮或凸角在与表面或另一个行星轮同时接触的行星轮的不同部分处具有不同的螺旋角。图7所示的人字形只是这样的一个示例。为了区别于下面定义的“压力角”，本段中所指的角度(即凸角峰或谷远离轴向方向的角度)将被称为螺旋角。在此实施方案中，螺旋角34(由将示出凸角30的线连接到平行于内行星轮16的轴线的虚线的弧表示)在行星轮的不同轴向部分上是相反的。这个相反的非零角度是在不同轴向部分上不同螺旋角的示例。

虽然该装置可能被构造成与牵引表面一起工作，但是使用例如图8所示的凸角将具有通过防止齿轮之间以更大角度滑动来增加表观摩擦系数的效果。因此，可以使用高有效压力角凸角，诸如正弦波轮廓，只要载荷下的平均最大压力角足够低以防止凸角或齿轮面脱离。

某些装置10实施方案的压力角可显著地影响齿轮/凸角30、32的载荷。因为当装置10(齿轮箱)根据某些实施方案加载和设计时存在自凸轮作用(如本文所讨论)，其将径向载荷置于行星轮16、18上。在压力角小于下限阈值的情况下，存在齿轮齿结合的风险，使得装置10不旋转或产生高摩擦。在压力角大于上限阈值的情况下，齿轮/凸角30、32变得太浅而不能承受显著的载荷，这可导致齿轮/凸角30、32在载荷下跳跃。下限阈值和上限阈值受内行星轮16和外行星轮18的凸轮角度的影响。

调整压力角可增大或减小径向力，以便改进多个行星轮16、18之间的载荷分担，或者增加行星轮16、18或装置10中的其他齿轮的寿命(例如，通过减少齿轮所经历的载荷)。例如，在结合具有低刚度(例如，包括低刚度材料或低刚度构造)的行星轮的装置10中，材料刚度单独提供显著量的偏转以允许装置10的行星轮16、18之间的载荷分担。提供具有高压力角的齿轮/凸角30、32将增加行星轮16、18上的径向载荷，但减少行星轮16、18上的弯曲载荷。在齿根部弯曲被识别为严重故障模式的具体实施中，这种构造可增加行星轮16、18的寿命。更典型地，可能希望减少较不刚性的行星轮16、18上的径向载荷并且利用齿轮/凸角30、32的更低压力角来最大化装置10的总体刚度。在具有高刚度行星轮16、18的装置10中，可利用另外的径向载荷来确保存在行星轮16、18(或如本文所讨论的其他齿轮/环)的足够的偏转以确保行星轮16、18之间的载荷分担。例如，利用更高的压力角可提供行星轮16、18的足够的偏转以增加行星轮16、18之间的载荷分担。

由于齿根部处的应力集中减少，对于行星轮16、18而言可能有益的是具有更高的压力角。这将转化为齿根部中更低的应力，这可增加行星轮16、18的寿命。

图8中示出了高有效压力角凸角轮廓的简化示例。高有效压力角凸角几何形状被认为通过增加径向有效表面积而允许高滚动接触能力。随着扭矩的增加而增加径向接触力的自凸轮效应和这种低有效压力角凸角几何形状的结合预计将导致最小的滑动和因此低滚动摩擦。

高有效压力角——在常规齿轮箱中，高压力角会导致在扭矩传递期间齿轮之间的高分离力。在该装置的实施方案中，凸角压力角足够低，以增加接触区域的有效摩擦系数，从而建立凸轮角度。一旦建立了此临界有效摩擦系数(EFC)，自激励效应将导致行星轮增加牵引压力，而不是滑动或跳跃。图8描绘了行星轮和座圈之间的凸角接触。虚线代表底部上的行星轮的节圆直径和顶部上的更大直径的座圈。长虚线A代表实际的接触角，如果行星轮和座圈之间的接触是非齿轮界面并且这种具体实施下的接触角相对于行星轮轴线在径向方向上的话。线B代表当(如图所示具有凸角30的)行星轮在(如图所示具有对应凸角32的)座圈上滚动时凸角啮合过程中的最大压力角，并且垂直于凸角的表面。线C代表当(如图所示具有凸角30的)行星轮在(如图所示具有对应凸角32的)座圈上滚动时载荷啮合过程中的最小压力角，并且垂直于凸角30的表面。在扭矩传递期间，接触压力在一个方向上被偏置，因此在接触线B的相反方向上没有有效接触。由于这种接触模式，平均有效压力角沿线D，大约在线B和线C之间的中间。

如在WO2013173928A1(其内容以引用方式并入本文)中所述，内座圈和外座圈中的每一个可以是圆形的并且以轴线为中心。牵引角可定义如下：对于接触第一外行星轮18的每对第一内行星轮16，牵引角定义为在从轴线向外延伸穿过第一内行星轮16的中心的第一线和从第一外行星轮18与外座圈14的接触点以及第一内行星轮16与内座圈12的接触点延伸的第二线之间的角度。行星轮16、18的轨道运动导致内座圈12和外座圈14之间的差动运动，因此扭矩力经由行星轮16、18在内座圈12和外座圈14之间传输。扭矩力在相邻行星轮16、18的接触点之间传输，并因此以牵引角传输，该牵引角的周向分量与径向分量之比等于牵引角的正切。因此，如在WO2013173928A1中所述，对于牵引表面，如果内座圈12和内行星轮16之间的摩擦系数大于该角度的正切，则扭矩将产生足以在扭矩增加时保持内行星轮16和外行星轮18之间的牵引力的径向分量，而不需要大的预载或任何另外的机构来增加径向载荷。这在本文中被称为“凸轮效应”；表现出这种凸轮效应的装置10在本文中也可被称为“自激励的”(例如，自激励的齿轮箱)。

在行星轮16、18上有齿轮或凸角30、32的情况下，行星轮16、18的表面之间的摩擦系数不依赖于产生自激励效应来防止行星轮16、18在彼此上旋转滑动。相反，齿轮或凸角30、32用来使行星轮16、18彼此以及它们相应的座圈同步。

在图7所示的实施方案中，凸角30、32基本上覆盖了行星轮16、18的整个径向表面，并且内行星轮凸角30与外行星轮凸角32和内座圈12凸角两者啮合，并且外行星轮凸角32与内行星轮凸角30和外座圈14凸角两者啮合。然而，某些实施方案可仅在行星轮16、18的一部分上具有凸角。此外，其他实施方案可提供：与相邻的行星轮相比，行星轮16、18的不同部分和因此可能不同的凸角30、32与对应的座圈接触。对于不同的触点，也可以具有凸角、齿轮或牵引表面的不同选择。

齿轮齿廓

本装置10的实施方案结合两排行星轮16、18之间以及行星轮和座圈之间的齿轮接触。这种齿轮接触允许更大的凸轮角度和潜在的更高的扭矩传输。齿轮接触要解决的一个挑战是，齿轮部件之间的径向压缩会导致非共轭运动，以及由于一个行星轮的齿充当楔的楔入效应而产生的高摩擦和齿槽效应，该楔被压在啮合行星轮的接收齿之间。这种楔入效应导致与齿轮接触面共面的行星轮之间的径向力的高机械增益，从而导致高摩擦和磨损。由于在行星轮旋转期间齿轮齿接触的不同阶段机械增益变化，因此将齿轮径向挤在一起也会产生可变的摩擦力。这种可变摩擦力可导致齿槽效应和不规则磨损。

用于该装置的新的齿轮齿廓提供了在牵引系数下的滚动接触与渐开线齿轮齿廓的组合，该渐开线齿轮齿廓提供了滚动接触所不提供的扭矩传递的其余部分。

在齿轮齿之间使用圆柱形滚动接触表面，并且如果与正齿轮一起使用，将减少齿轮接触的量(即：它将减少接触比率)。在足够高的圆柱形滚动接触百分比下，将出现小于1的齿轮接触比率。在此比率之前，很难或不可能实现大于1的滚动接触比率。如这里描述的螺旋齿图案的使用可以提供齿轮之间的连续滚动接触，以及用于平滑滚动接触和不问断齿轮扭矩传输的连续齿轮接触。在行星轮的不同轴向部分处具有螺旋方向的螺旋齿可以形成人字形齿。

应当指出的是，实施方案可使用允许滚动表面传输高百分比的扭矩的凸轮角度和摩擦系数。在其他应用中，可能优选的是使用不会导致自激励效应的凸轮角度和CF。在这种情况下，齿轮齿可提供更大百分比的总扭矩。

带凸角齿轮

使用正弦波形齿轮形式的相对简单的齿轮齿廓显示了合理的性能。这种形状可以是纯正弦波或近似正弦波，诸如形成凸角的一系列相连的弧。对于足够高数量的凸角，齿的高度足够短，以减少齿轮齿之间的滑动运动，同时在径向方向上在凸角的顶端和根部处提供足够的表面积，以用于平滑的滚动接触。例如，凸角高度可以小于齿轮半径的1/20、1/30或1/40，例如内行星齿轮16或外行星齿轮18。高螺旋角的使用在切线方向上提供了一致的径向接触和一致的扭矩传输表面积。当这种带凸角形状与本装置10的自凸轮几何形状一起使用时，牵引角将决定多少扭矩传输由切向接触提供，以及多少经由与齿顶端的半滚动接触中齿根部的牵引提供。

扭矩传输

装置10的实施方案提供刚性的扭矩传输，即使当由塑料构造时。装置10的实施方案的旋转刚度潜力被认为比常规行星齿轮系的可能潜力要高得多。这是因为扭矩沿内齿轮16和外齿轮18的几乎直线从内齿轮16传递到外齿轮18。这种直线扭矩传递在图9的简化有限元分析中示出。添加了箭头来标记应力线110，该应力线在图9中显示为更浅的阴影。

增加径向预载可能会增加刚度，但也会增加滚动摩擦。增加的滚动摩擦并不总是有益的，但也存在增加的滚动摩擦可能有益的情况。例如，在机加工中，希望防止由于工具载荷或振动导致的齿轮箱的反向驱动。在其他用途中，如需要安全制动的应用，高预载可用于使齿轮箱在一定的反向驱动扭矩下不可反向驱动。这降低了例如必须与电流分离的制动器的成本、复杂性和功耗。

具有输入环的实施方案

在一个示例中，装置的自激励部分包括与多个间隔开的内行星轮16(例如，17个等距地间隔开的内行星轮16)啮合的静止内太阳齿轮，该多个间隔开的内行星轮继而与对应数量的间隔开的外行星18(例如，17个等距地间隔开的外行星18)啮合。然后，外行星轮18与外环的座圈啮合。此级的输入是行星轮16、18的轨道运行，而输出是外环的运动。输入级通过使用行星齿轮在自激励级驱动行星轮16、18。此级使用作为输入的太阳齿轮、作为输出的行星轮旋转以及惰轮外环。在示例性实施方案中，45°螺旋角用于齿轮中的每个齿轮的人字形构造中，然而也存在其他螺旋角(无论是否以人字形构造、连续螺旋构造、变化的螺旋角构造、正齿轮构造和/或类似项提供)。

具有45°螺旋角的实施方案中使用的齿轮齿的直径和数量是如表1所示的实施方案。

表1

该装置的实施方案的牵引和齿轮构造在公布的专利申请No.WO2013173928A1中描述。如本文所讨论的各种实施方案包括使用齿轮输入和齿轮齿廓的构造以及提供益处的构造，这些益处包括保持行星轮等距地(周向地和轴向地)间隔开的有效方式，通过非对称输入最小化零件数量的方式，以及通过到内或外行星轮阵列的非对称太阳环输入增加减速比的简化方式。

图10和图11分别示出了齿轮箱40的实施方案的前视和后视等轴视图。可以看出，存在内齿轮42和外齿轮44，其具有内齿轮42上的人字形齿轮齿46和外齿轮上的啮合的人字形齿轮齿48。在该实施方案中，仅内齿轮42延伸到齿轮箱的后部。外座圈50驱动行星齿轮，内齿轮42接触不同尺寸的内座圈52和54，以相对于另一个内座圈54驱动一个内座圈52。

轴向向外太阳齿轮输入

行星轮和环形齿轮之间齿轮接触的使用使它们等距地周向间隔开。此外，根据某些实施方案，人字形齿轮或凸角齿的使用防止了齿轮在轴向方向上的运动。这允许齿轮用作轴承，用于内固定齿轮和外输出齿轮在径向方向和轴向(推力轴承)方向两者上的相对位置。

此外，人字形齿轮或凸角的这种组合提供了仅从齿轮箱的一侧驱动内行星轮或外行星轮的能力，而不会使行星轮围绕装置10的径向轴线显著扭曲。通过使用图12中的齿轮90，可以通过使用太阳齿轮96输入来增加减速比(或如果反向则增加速比)，其中齿轮90固定到外行星轮92(如这里在此局部组装示意图中所示)或内行星轮94，该内行星轮94具有与其固定到的行星轮相同或不同的节圆直径。这种一侧驱动也有利于组装，因为它允许使用单个齿轮阵列，而不是螺旋对齐的两个或更多个阵列。这些螺旋齿轮在组装期间必须螺纹连接在一起，因此在轴向方向上仅一组行星轮允许内固定环形齿轮和/或外输出齿轮被制造成两件，并且从装置10的相反轴向端螺纹连接在一起。

在如何可以组装装置的非限制性示例性实施方案的示例中，以下描述了在根据这里描述的原理形成几何形状时可以组装装置的一种方式。

组装

图13是图12的装置的分解图，并且图14是其剖面图。图12中所示的零件在图13中也存在。此外，存在：销98，以用于外行星轮的临时对齐；外输出齿轮100，其具有用于接收销的孔102；与输入太阳齿轮96结合的输入太阳环104，以及与静止太阳齿轮108结合的静止太阳环106。

组装顺序如下，并在图14中用带步骤号的框表示。在步骤1中，外行星轮92插入外输出齿轮100中。由于它们是待安装的第一部件，在径向方向上存在足够的空间以经由径向运动将外行星轮92放置到外输出齿轮100中，因此尽管存在人字形啮合，但外输出齿轮和外行星轮可各自被构造为单件式部件。在步骤1A中，销98穿过外行星轮92中的孔和外输出齿轮100中的孔102插入。这些销用于临时对齐，并且在不再需要时可以移除。在步骤2中，输入太阳环104被插入并与固定到外行星齿轮92的齿轮90的第一半块啮合。在步骤3中，安装内行星轮94。它们也可以被径向地插入。在步骤4中，静止太阳环106被安装并与内行星齿轮94的部分啮合。在步骤5中，静止太阳齿轮108被插入并与内行星齿轮94的其他部分啮合。静止太阳环106和静止太阳齿轮108可以固定在一起。在步骤6中，输入太阳齿轮96被插入并且可以固定到输入太阳环104。

为了操作此非限制性示例性实施方案，转动太阳齿轮并保持内环将导致外环以大约7∶1的减小的比率自旋。

如果外行星轮由太阳齿轮驱动，如这里所示，由比这里所示的外行星轮直径大的齿轮输入，则优选的是，更大的太阳输入环形齿轮的最小尺寸大于固定环形齿轮的外径。以这种方式，能够实现齿轮箱的组装，因为在内太阳齿轮环构件(2)如上所述从内平面向外螺纹连接到更大的太阳输入行星齿轮上之后，内固定环(4，5)的两个半块可以从内排行星轮的任一侧“螺纹连接”在一起。此外，如果内固定环的外径小于太阳输入环的一半，太阳输入环形齿轮组件可以是人字形轮廓，因此它不需要轴承。在插入黄色内行星轮之前，太阳输入环的内半块可以从组件内侧“螺纹连接”成与太阳齿轮输入行星齿轮接合，然后在插入内(黄色)排行星轮并且从两个轴向端组装内固定人字形齿轮的两个半块之后，人字形太阳齿轮的另一半块可以从外侧螺纹螺栓连接到太阳齿轮的第一半块。

这种构造将使组件在轴向方向上完全受约束，然而这种构造不一定平衡如在行星轮上所示的轴向载荷，因为它不是对称的人字形布置。

为了使行星轮上的轴向载荷最小化，可实施三个设计约束中的一个设计约束：

在齿轮的螺旋角沿每个齿轮的轴向长度保持恒定的实施方案中，内行星轮和静止太阳齿轮之间的齿轮啮合相对于内行星轮和静止太阳环之间的齿轮啮合具有不同的长度；并且外行星轮和输入太阳齿轮之间的齿轮啮合相对于外行星轮和输入太阳环之间的齿轮啮合具有不同的长度。可选择这些长度以减小轴向力。

在轴向长度保持恒定的实施方案中，内行星轮和静止太阳齿轮之间的齿轮啮合相对于内行星轮和静止太阳环之间的齿轮啮合具有不同的螺旋角；并且外行星轮和输入太阳齿轮之间的齿轮啮合相对于外行星轮和输入太阳环之间的齿轮啮合具有不同的螺旋角。可选择这些长度以减小轴向力。

在螺旋角或轴向长度都不保持恒定的实施方案中，内行星轮和静止太阳齿轮之间的齿轮啮合相对于内行星轮和静止太阳环之间的齿轮啮合具有不同的长度和螺旋角；并且外行星轮和输入太阳齿轮之间的齿轮啮合相对于外行星轮和输入太阳环之间的齿轮啮合具有不同的长度和螺旋角。可选择这些长度以减小轴向力。

齿轮组合

虽然这种装置10有许多潜在的益处，但在这一点上，发明人已经表明，没有已知的齿轮组合提供完美的齿轮啮合。每种解决方案在一个或多个参数(诸如齿轮直径、模块、啮合接触和/或类似项)中具有一定量的误差。

一些齿轮解决方案具有将小于各个齿轮部件的制造公差的误差。然而，具有这种低误差的解决方案的数量是有限的，并且希望具有另外的解决方案。

到目前为止，已经有超过1亿个行星轮和齿轮环上的行星轮数量和齿轮齿数量的组合进行了测试，但不存在完美的解决方案。这就要求把可能性限制到不完美程度最低的可能性。

选择可用组合的约束包括以下内容：

太阳轮和外环的直径差足够大，使得内固定环和外输出环之间的减速比大于2∶1(行星轮的2次轨道运行导致输出环旋转1圈或更多圈)。行星轮数量的范围从最小的5个到最大的30个，尽管在这个行星轮范围之外还有另外的解决方案。

齿轮齿节距大于0.7mm(这允许通过包括注射成型在内的普通齿轮生产方法进行制造)。

已知齿轮直径可以根据需要缩放到更大或更小的直径，将大约89.25mm的外环外径设定为恒定。通过本申请。该直径被选定为机器人市场上有用的大小。

仅发现了不完美的解决方案。齿轮组合中的不完美表现为齿轮齿的不完美对齐或啮合齿轮模块中的不匹配。通常，内排行星轮将与内固定齿轮良好啮合，并且外排行星轮将与外输出环形齿轮良好啮合，但是内行星轮齿将与外行星排齿轮错位。由于材料的一致性/柔性(以及所构造部件的所得的一致性/柔性)，可以容许一些错位，但是错位越多，齿轮箱的扭矩传输能力越低，并且由于齿轮之间的干涉导致的摩擦越大。

更多、更小的齿的使用增加了潜在选项的数量，但是小齿轮齿使得制造和组装更加困难，并且在某些情况下小齿也可能降低扭矩传输。

使用更少的行星轮增加了行星轮的可制造性，但是更多的行星轮允许更大的最大扭矩，假设载荷在行星轮之间被分担并且提供了额外的解决方案。

在考虑到所有这些因素的情况下，可用组合的数量少得惊人。不精确指数被用来比较不同的选项，该指数表示对于给定的选项来说行星轮到行星轮啮合的错位程度。

潜在可用构造局限于均方根误差系数小于0.0004的那些解决方案，并且在下表中示出。高于所示的误差系数适用于某些应用。此外，在保持齿数恒定的同时，所示构造可以按几何比例缩放。

下表2中所示的数据内反映的误差系数考虑了角度误差和直径误差。给出的比率假设输入是输入太阳轮的旋转，内环保持静止，并且外环作为输出。

表2

选择至少1mm的齿轮/凸角齿(其允许诸如通过3D打印进行制造)并最小化误差系数，根据该算法的发现分析从检查的几亿种可能性中仅产生数百个肯定选项

显示了其他不太理想的选项。

齿轮组合中包括同相和异相齿轮两者。当与仅同相解决方案相比时，包含异相齿轮显著增加了解决方案的数量。此外，在异相解决方案中，误差系数往往更低。异相是指一种构造，其中对于输出的给定旋转位置，与一个小齿轮与一个环形齿轮啮合相比，另一个小齿轮在齿轮齿啮合的不同相位处与同一环形齿轮啮合。

在某些实施方案中，可适应更高的误差系数以提供具有部件的功能性齿轮箱，这些部件通过在经受轮廓偏移的各种齿轮表面上提供齿轮齿而相对于彼此适当地运动。使用轮廓偏移的概念，齿轮可被设计成在两个啮合齿轮之间具有经调整的中心距离，具有涵盖具有太少齿的齿轮中的底切的经调整的设计，和/或在齿轮啮合中具有经调整的滑动量。在这种情况下，可使用相同的工具来制造齿轮，但改变其相对于齿轮的中心轴线的放置。这导致稍微不同的齿形式，如图15所示。

通过利用轮廓偏移，可使用更高的误差阈值来为如本文所讨论的装置产生齿轮箱解决方案，同时保持装置的功能，即使在可以其他方式使装置不工作的齿轮组合的情况下也是如此。

轮廓偏移还用于通过调整在齿轮啮合中发生的滑动量来优化齿轮啮合中的效率。通过使特定滑动最小化，每个齿轮齿将在啮合中具有最小的滑动量，从而提高效率并使磨损失效的潜在问题最小化。通常，这将使一对中的一个齿轮的轮廓向内偏移(-x)，同时使配合齿轮轮廓向外偏移(+x)。在大多数应用中，这些偏移的总和趋于非常接近于零，以便系统作为整体良好地工作。

在根据本文所讨论的实施方案提供的自激励齿轮箱的装置中，这些偏移的总和与齿轮箱解决方案中的误差量相关。然而，设计内的齿轮的轮廓偏移的总和的量值可增加以适应增加的误差系数，同时提供功能性自激励齿轮箱。考虑到所包括的偏移，相邻齿轮之间的齿轮啮合保持其在典型齿轮箱中的特定滑动的最佳点。在如本文所讨论的实施方案中，与具有类似尺寸的典型行星齿轮箱相比，存在显著更多的齿轮啮合，这意指一旦在轮廓偏移中考虑了误差，一个齿轮中的任何另外的偏移将对应于每隔一个齿轮中的互补偏移。因此，齿轮啮合不是单独针对特定滑动而优化的，而是作为整体优化的。这具有由于齿轮啮合中的误差在多个齿轮啮合之间散布而允许轮廓偏移的附加益处。

在某些示例性实施方案中，行星齿轮可设置有正轮廓偏移以有效地增大每个包括的齿轮齿的压力角并且减小每个齿的根部处的应力集中，以便延长行星齿轮的寿命。

测试台

单独的部件被设计和3D打印为固定到齿轮箱的静止和输入部件，以便测试输出扭矩能力。图16示出了用于将杠杆臂上的质量连接到齿轮箱并测量提升质量所需的扭矩的扭矩测试设备。如图16所示，1英尺的杠杆臂112连接到输出外环以加载齿轮箱的输出，并且输出扭矩被计算为附接到附接点114的质量(未示出)乘以臂的长度。扳手(未示出)附接到臂的输入116，用于通过装置传递扭矩。

惰环

如图17所示，可以插入围绕更大齿轮90上的更大直径外行星齿轮齿的惰环118，以防止当齿轮被激励时行星齿轮和输入太阳齿轮齿之间的分离。

对称构造

为了防止行星轮弯曲，自激励齿轮可以被定位在输入的任一侧上，如图18和图19所示。这种构造确保行星轮保持平行于齿轮箱的中心轴线。外输入环120在两侧上被静止环122包围，并与内行星齿轮124啮合，以驱动内行星齿轮124。内行星齿轮124和外行星齿轮126形成两排行星轮系统，以相对于静止环122驱动输出太阳环128。

在主行星轮直径处啮合的输入环

图20示出了单侧输入自激励齿轮箱的非限制性示例性实施方案的剖面等轴视图。内环130(这里为固定环)与齿轮内行星轮132的阵列接触。外环134(这里为输出环)也与齿轮外行星轮136的阵列齿轮接触，并且齿轮外行星轮136中的每个齿轮外行星轮与两个齿轮内行星轮132接触。使用齿轮输入环138提供输入扭矩。在所示的实施方案中，齿轮输入环138具有与外行星轮齿轮接触的径向面向外部分。在此实施方案中，外行星轮136在与内行星轮132啮合的第一部分140和与输入环138啮合的第二部分142中具有相同的直径。第一部分140和第二部分142都与外环134啮合。这里，第一部分和第二部分包括行星轮136的相应端部，但是也可以使用诸如图19所示的对称布置。外行星轮与外环形齿轮沿其长度的全程接合有助于保持行星轮对齐。在所示的实施方案中，单个齿轮啮合覆盖第一部分140和第二部分142两者，但是这些部分也可以具有单独的齿轮啮合。所示实施方案具有直切齿轮，但是也可以使用螺旋齿轮，以及如上所述的人字形齿轮。实施方案的齿轮表面上的所有螺旋都相同的螺旋齿轮使得齿轮部件能够相对于彼此螺纹连接到组件中。如本文所讨论，如果使用螺旋齿轮，则轴向力不以与常规行星齿轮箱相同的方式产生。

在某些实施方案中，齿轮箱可具有单侧输入以及单个螺旋齿图案(不需要人字形图案)。在此实施方案中，输入驱动外行星轮，并且行星轮引起内环和外环的差动运动，内环和外环中的一者是固定的并且另一个是输出。

螺旋齿轮通常需要推力轴承或相对的螺旋角(人字形图案)以保持齿轮的轴向定位。然而，这些需要空间和重量。已发现如本文所讨论的涵盖轴向浮动的螺旋齿轮的实施方案在使用期间展示出轴向定位稳定性。发明人发现，在无行星轴的情况下具有双排行星齿轮的自激励齿轮箱构造产生了一种情况，其中行星轮上的一个齿轮啮合上的轴向力被每个行星轮上的另一个齿轮啮合上的相反的螺旋界面抵消(对抗)。即，外行星轮上来自内行星轮的轴向力与外行星轮上来自外环的轴向力抵消，并且内行星轮上来自外行星轮的轴向力与内行星轮上来自内环的轴向力抵消。结果是行星轮上的轴向力远低于行星齿轮箱具有单排行星轮的情况下的轴向力。

虽然行星轮上的轴向力抵消，但是输入环、内环和外环上的轴向力不抵消，并且其他元件(诸如例如推力轴承)可用于承载这些元件上的轴向载荷。

单角度螺旋的显著优点是齿轮箱可被组装。人字形图案即使并非不可能也是非常难以组装的。单个螺旋角允许齿轮一起轴向滑动，并且轴向力的抵消允许它们在无轴或轴承的情况下操作。

当扭矩被施加到输入环138时，除了围绕它们的单个轴线传递到行星轮中的每个行星轮的旋转扭矩之外，还有传递到外行星轮136的扭转扭曲载荷。由于内环130和外环134之间通过两排行星轮的自激励(或凸轮)效应，随着装置的扭矩输出增加，两排行星轮上的齿轮以及内环130和外环134被迫更成比例地接合。在外齿轮行星轮的特定长度和特定的减速比下，使齿轮啮合在一起的自激励效应对外行星轮的矫直效应将大于来自输入太阳齿轮138的输入的扭曲效应。最长行星轮的长度可以对应于装置在轴向方向上的总宽度。本领域技术人员可以计算宽度和减速比的这种组合，以确保当扭矩被施加到输入齿轮138时，由于从内环130传递到外环134的输出扭矩导致将齿轮推入啮合的凸轮效应，而不是使它们脱离啮合(这将允许它们扭曲)的齿轮的分离力，外行星轮136与外环134的啮合使外行星轮136变直。由于齿轮箱的齿轮齿数比，输入齿轮138上的输入扭矩将显著低于通过行星轮136和132传递的扭矩。在7∶1的比率下，输入扭矩大约是输出扭矩的1/7。结果，外行星轮136中的主导力将是由于从内环130到外环134的扭矩传递而产生的载荷。来自凸轮效应的径向载荷分量确保外行星轮136的接触齿轮齿被径向地压入外环134中的对应齿轮齿。该径向载荷导致矫直效应，该效应抵消了由于来自输入齿轮138的输入扭矩而产生的扭曲效应。由于齿轮中径向载荷的最终增加，齿轮齿中的压力角越大或凸轮角度越大，这种效应就越强。

由于来自太阳环输入的扭力，小齿轮长度与行星轮直径的纵横比越大，行星轮扭曲的可能性就越小。这种关系的存在有两个原因。一般来说，对于给定的齿轮箱外径和宽度，纵横比越大，小齿轮直径越小，因此减速比越高。总的趋势是，减速比越高，小齿轮上的径向力越大，与太阳轮的输入产生的减小的扭力相比，小齿轮上的径向力可用于在小齿轮和环之间产生更深的啮合，这是因为减速比增加，这需要太阳环输入处更低的扭矩，因此对齐效应更大。为此，据信，当齿轮箱将扭矩从太阳轮输入传输到输出环时，大于1∶1、1.5∶1、2∶1、2.5∶1、3∶1、3.5∶1、4∶1的行星轮长径比适于使小齿轮自对齐。

此外，行星轮长度与行星轮直径之间的高纵横比允许行星轮上的齿轮齿的低螺旋角仍然实现高接触比率(齿轮啮合重叠)。更低的螺旋角进一步减小了轴向力。

纵横比可大于2∶1，并且可为3∶1或更高，4∶1或更高，5∶1或更高，6∶1或更高，7∶1或更高，8∶1或更高，9∶1或更高，或者10∶1或更高。在一个实施方案中，行星轮包括至少4∶1的纵横比。

在具有单排行星轮的典型行星齿轮箱中，高纵横比将渐减地有益，因为齿轮将扭曲并失去扭矩传输能力。典型齿轮箱中的更长齿轮受到“击倒因子”的影响，因为行星齿轮架例如将扭曲并将扭矩传递偏置到行星轮的一端。相比之下，根据本文的实施方案提供的自激励齿轮箱纯粹径向地传输扭矩，从而使齿轮的长度相对无实际意义，并且在无击倒问题的情况下实现更长的行星轮长度。

在此齿轮箱中不存在齿轮的扭曲或扭转的事实使得能够使用超长的行星轮而不会显著降低预期扭矩输出。图21示出了具有延长的外行星齿轮长度并包括双马达输入的示例性齿轮箱构造。

图21至图22中所示的实施方案涵盖在更长行星轮的两端处的太阳轮输入。这允许两个马达对称地驱动一个齿轮箱。马达具有外转子设计，并且定子固定到超宽内环。具体地，如图21所示，齿轮箱包括限定齿轮箱内部的马达定子301。马达转子302围绕马达定子301并且牢固地固定到驱动外行星轮304的输入环303。外行星轮304继而驱动接合固定内环306并相对于该固定内环运动的内行星轮305。外行星轮304另外驱动外环输出307。

如上所述，具有包括的马达的齿轮箱也可形成为单侧构造，例如一个或多个马达位于小内环形齿轮的内径内。

其他实施方案在一端包括仅一个太阳环。在此构造中，存在由两个单独的马达驱动的两个太阳环。马达定子固定到内环，该内环在此构造中是固定的。马达转子固定到输入太阳环。

在图23至图24所示的另一个实施方案中，存在外侧马达，其中定子310限定装置的固定外径，并且马达转子311在定子310的内侧并且体现为装置的外环。在图23至图24的例示的实施方案中，该装置包括在装置的相反轴向端上的两个外环，其中每个外环具有集成马达转子311。外环(包括马达转子311)驱动外行星轮312，该外行星轮绕轨道运行并驱动内输出环314。如图24具体所示，应当理解，在某些实施方案中，外行星轮312可驱动多个输出环314或单个输出环314。这种实施方案提供了一种增加速构造。外行星轮312另外与内行星轮313接合并一起旋转，该内行星轮与外行星轮312一起操作以提供齿轮箱的自激励功能。内行星轮313围绕固定内环315绕轨道运行。

内侧马达构造和外侧马达构造两者还可涵盖装置的两个轴向端处的内转子而不是围绕装置并形成装置的外径的外转子。

图25至图28示出了另选的实施方案，其中输入环322驱动内行星轮323。在诸如图25至图28所示的实施方案的减速器中，内环324或外环320可为输出。此外，如图25至图28所示，各种实施方案可包括单个输入环321或多个输入环321(例如，各自定位在装置的相反轴向端上的两个输入环321)。

在图25至图28的例示的实施方案中，静止输出环320(其可体现为马达定子)限定装置的外径。一个或多个输入环321相对于静止输出环320旋转并驱动内行星轮323。内行星轮323相对于外行星轮322并与其一起旋转，提供装置的自激励功能。那些外行星轮322相对于静止输出环320旋转。内行星轮323驱动内输出环324。

在图26中具体示出的另一个实施方案中，仅存在单个输入环321，其在一侧提供输出。无输入环的侧面在图26的等轴视图中示出，并且具有输入环的侧面在图27中示出。图28示出了被构造用于与两个输入环321一起使用的示例性实施方案，然而移除了输入环321以示出装置的行星轮322、323的构造。

内环324、外环320和诸如图25至图28所示的输入环321的中间环中的任一者可以是输入或输出。既不是输入环也不是输出环的剩余环可以是固定的。

在具有许多小行星轮的实施方案中，内环324和外环320的相对运动远小于中间环(例如，输入环321)相对于内环324和外环320的相对运动。因此，虽然中间环可为固定的，其中内环和外环中的一者为输入并且另一者为输出，但此构造将导致在比输入和输出更快的内部运动部件的情况下的小(接近1的)速度变化率，并且通常不是优选的。在中间环作为输入或输出的情况下，如果中间环是输出，则装置将是速度增加器，并且如果中间环是输入，则装置将是速度减小器。

在多个中间环的情况下，还可以使一个中间环为输入，一个中间环为输出。在内环和外环中，一个可为固定的，并且另一个可为自由自旋的。利用这种布置，如果中间环中的一个环连接到内行星轮并且另一个连接到外行星轮，则可获得不同于1的齿轮齿数比。此齿轮齿数比可通过改变这些行星轮的尺寸来改变。值得注意的是，通过允许行星轮沿其轴向长度改变尺寸以使得中间环以不同直径接触行星轮，可获得更多变型。

另外，外环和内环都可以是可运动的，并且齿轮箱将提供它们之间的差作为输出，齿轮齿数比取决于内环和外环的运动。

另一种可能性是使用自激励齿轮箱作为工具输出装置。具体地，如果马达附接到太阳齿轮输入，并且如果内环附接到在外输出环中顺时针转动的轴，而该外输出环附接到必须逆时针转动的轴，则可以形成反向差速器接头。

应当理解，如果在一个实施方案中输入环与内行星轮的外侧啮合，例如具有分别与外行星轮和输入环啮合的第一部分和第二部分，这两个部分都与内环啮合，那么相同的原理将适用。

这种设计可以利用直切齿轮齿、螺旋齿轮齿、凸角、摩擦表面或其他轮廓。

如上所述的直切齿轮齿设计对于组装可能是有利的，当与人字形设计相比时，该设计具有明显更低的零件数量，并且该设计允许齿轮从一侧插入到组件中。

直切齿轮齿设计不像人字形设计那样对行星轮具有轴向约束，因此需要一些机构来轴向地约束行星轮。这种设计在任一轴向端上都使用防护罩(fence)(图20中未示出)，以防止行星轮从齿轮箱中轴向地浮动出来。通过给行星轮的轴向端加冠和添加润滑剂，由摩擦导致的损失被最小化。

轴承和轴可用于装置的一些构造中以轴向地定位行星齿轮。对于一些构造，尤其是更小的装置，优选的是消除行星轮中的任何轴承或轴。

在这种情况下，无论齿轮是螺旋还是直切，都需要轴向定位策略。图29至图36所示的是用于经由装置为齿轮提供轴向轴向定位策略的一种可能构造。图29至图36的实施方案结合了行星轮332、333的端部和一个或多个环形齿轮(例如，外环330、内环334、输入环331)的端部处的防护罩(例如，内防护罩337、338和/或外防护罩339、340)之间的相对曲率。行星轮332、333的端部在其轴向端上具有球形或半球形截面，并且防护罩(例如，内防护罩337、338和外防护罩339、340)具有对应的半球形形状。行星轮332、333的轴向端或防护罩(内防护罩337、338和/或外防护罩339、340)可以提供渐缩截面，然而行星轮的轴向端和防护罩上的弯曲轮廓可以提供理想的功能。这种构造在行星轮332、333的轴向端接触防护罩(内防护罩337、338和/或外防护罩339、340)时在它们上提供圆形接触线，所述圆形接近齿轮齿的节圆直径。当遇到轴向力时，诸如当装置定位在端部上(例如，使得装置的中心轴线竖直定位)并且重力正在朝向防护罩(例如，内防护罩337和外防护罩339或者输入侧上的内防护罩338和输入侧上的外防护罩340)中的一者向下拉动行星轮332、333时，此构造防止高滑动速度和磨损。在某些构造中，行星轮332、333是中空的，并因此行星轮332、333上的这个接触圆可以在行星轮332、333的通孔的内径和行星轮332、333的齿的根部之间。

这里所示的实施方案使用直切齿轮，然而在另选的实施方案中，防护罩337至340可与螺旋切齿轮一起操作。

图29至图36的例示的实施方案涵盖封闭在壳体(该壳体包括输入侧壳体部分343、输出侧壳体部分342和外壳体344以及固定外环330的外表面)内的装置。图29具体示出了图30中所示的装置的分解图。图31示出了装置内部的局部剖视图，并且图32示出了移除了壳体部件的剖视图。图33示出了齿轮部件的局部分解图(在图34中示出为组装好的，并且在图35中示出为剖视图)。图29至图36的装置包括太阳输入环331，该太阳输入环具有附接到其上的输入连接器335。太阳输入环331居中位于装置内并且具有外齿轮表面。太阳输入环331驱动外行星轮332，该外行星轮围绕太阳输入环331绕轨道运行并驱动内行星轮333。外行星轮332接合固定外环330并相对于该固定外环旋转。此外，内行星轮333围绕内环334绕轨道运行并驱动该内环，该内环334为装置提供输出。内环334具有与其连接的输出336，该输出经由轴承构造(涵盖轴承座圈341)相对于壳体旋转。例示的实施方案的输出还与输出板345连接，该输出板与外壳体344一起约束轴承座圈341的运动。如在剖视图内具体所示，该装置另外包括：内防护罩337、338，其被构造成轴向约束内行星轮333的运动；以及外防护罩339、340，其被构造成轴向约束外行星轮332的运动。

此外，如图所示，该装置具有被布置成两排的行星齿轮，在此实施方案中，外行星轮332轴向长于内行星轮333。接触内行星轮333的内防护罩338可固定到内环334，并且接触外行星轮332的外防护罩340可固定到外环330。在例示的实施方案中，防护罩设置在装置的两个轴向端处。在例示的实施方案中，其中行星轮332、333延伸到输入轴向端上的不同轴向位置，输入轴向侧上的内防护罩337和外防护罩339可以在不同的轴向位置处以接触相应排的行星轮中的行星轮。

防护罩337至340和行星轮332、333可以具有彼此接触的曲面。行星轮332、333的轴向端上的曲率接触防护罩337至340上的曲率，使得行星轮332、333的端部上的接触圆位于行星轮通孔的外侧和行星轮齿的根部的内侧。此类实施方案提供行星轮332、333和靠近行星轮332、333的节圆直径的防护罩337至340之间的接触，其靠近行星轮332、333接触防护罩337至340相对于其固定或静止的元件的位置，因此使滑动速度最小化。这里，防护罩337至340固定到内环334和外环330，并且行星轮332、333接触内环334和外环330。

载荷分担

在典型的行星齿轮箱中，在没有非常精确的公差的情况下，预计大于3的多个行星不会均匀地分担载荷。自激励齿轮箱有3个以上的行星轮对，并且必须具有某种机制来确保存在载荷分担，以最好地利用另外行星轮的强度。存在这种齿轮箱可以利用的几种机制，这里描述的几种非限制性机制利用了这种齿轮箱的不寻常的载荷分布。

自激励齿轮箱中载荷分担的一种非限制性机制是行星轮、内环或外环或它们的任意组合的径向柔性。由于上述行星轮的凸轮效应，齿轮箱内存在强大的径向载荷分量，在外环、行星轮和内环之间传输。如果这些齿轮中的任何一个具有径向柔性，齿轮将能够在凸轮效应的径向载荷下压缩。由于这种柔性，大量行星轮的公差带可以被占用，从而允许行星轮分担载荷。这种径向柔性可以来自许多特征或参数，包括但不限于薄壁、更低的材料刚度或齿轮齿根部延伸，诸如齿之间的径向狭槽。

为了确保大量行星轮之间存在载荷分担，先前文档涉及允许齿轮箱的行星轮发生某种程度的偏转的需求。这种偏转可能是由于几何形状，诸如薄壁齿轮或齿轮齿中的底切，或者可能是由于一个或多个齿轮中的材料刚度。

在某些实施方案中，各种实施方案的行星轮的总体尺寸以及为此类行星轮提供相对薄的壁(和中空内部)以实现行星轮的径向柔性的能力提供了足够的行星轮柔性来实现载荷分担。行星轮可以由刚性材料(诸如钢)制造，但是具有薄壁(和中空内部)并且在载荷下偏转，使得剩余的行星轮可以与相关联的齿轮接触并承载载荷。另选地或除此之外，行星轮由不太刚性的材料制造并且具有实心构造，但是仍然充分偏转以允许其他行星轮开始分担载荷。据发现，在行星轮的设计中相对小的差异可在齿轮箱中所示的载荷分担量中形成显著的差异。

应当理解，行星轮的设计和制造可被设置成承受高应力和/或高循环计数。在某些装置设计中，行星轮将维持装置的所有部件的最高应力集中。因此，在某些具体实施中，高强度和/或长寿命材料可用于行星轮。

为了在行星轮内保持高强度，可以替代地通过减小其他齿轮(外环、内环和/或太阳齿轮)的刚度来实现载荷分担，其中在一定程度上能够在不影响齿轮箱的临界安全裕度的情况下减小强度。已经示出，通过由刚性材料(诸如钢)制造行星齿轮并且由不太刚性的材料(诸如碳纤维填充的PEEK)制造剩余的齿轮，可实现载荷分担。

有趣的是，此方法所需的刚度减小显著高于仅改变行星轮的材料所需的刚度减小。在一个模拟中，行星轮具有剩余齿轮的1/2刚度，并且被示出为能够充分地分担载荷。为了在具有全刚度行星轮的构造中实现相同量的载荷分担，剩余齿轮必须具有大约1/7的行星轮刚度。

无论载荷分担机制如何，径向(凸轮)载荷越高，由于更大的载荷分担效应，行星轮载荷越相似。更高的径向载荷伴随着更高的齿轮齿几何形状的压力角以及更高的行星接触的凸轮角度。

另一种载荷分担机制来自变速箱的2级行星轮结构。当行星轮凸轮运动到彼此上时，内行星轮和外行星轮之间的无载荷行星轮-行星轮啮合起到稳定有载荷行星轮-行星轮啮合的作用。因此，据信在产生足够高的径向载荷以“锁定”到位之前行星轮位置会有少量偏移。这种效应预计增加行星轮之间的载荷分担，并且在更低的压力角下具有更强的效应。

在载荷下的自激励齿轮箱上的应力分布在行星轮和齿轮部件上引起径向载荷。此径向载荷可以进一步使这些部件中的一个或多个部件变形，并通过使自激励的部件更容易变形而使行星轮有效地分担载荷。这可以通过降低自激励的部件(即外环、行星轮和内环)的整体刚度来实现。可以实施三种不同的方法来实现这种类型的刚度变化(图36A至图36C)。第一种方法利用材料刚度的变化来降低这些部件的整体刚度；这意味着部件将在相同的径向载荷下变形更多，并且在齿轮齿承受的相同的切向载荷下变得易于变形。由径向和切向载荷引起的变形将有利于更有效的载荷分担和整体更硬的齿轮箱。刚度足够低的程度将取决于齿轮公差。图36A示出了标称厚度齿轮150的示例性部分，其可以由更低刚度的材料形成。第二种方法使用几何方法(例如，薄壁)来改变这些部件的整体刚度。这将使部件变得不那么硬，并且在一定的径向载荷下更容易变形。图36B示出了薄壁齿轮152的示例性部分。第三种方法使用另一种几何方法，其中壁厚保持在标称尺寸，但是齿的几何形状被修改为在根部上具有径向狭槽。在这种方法中，径向载荷和切向载荷对齿轮柔性都有影响，这允许更有效的载荷分担。图36C示出了在根部上具有径向狭槽156的标称厚度齿轮154的示例性部分。

所公开的设计可以消除对行星齿轮架和轴承的需求，因为输入由输入环提供，周向定位由齿轮提供，并且轴向定位可以由例如防护罩、渐缩行星轮或具有不同角度齿轮的部分提供。

通过消除对行星齿轮架和轴承的需求，消除了这些定位元件的公差叠加。这使得三个以上的行星齿轮与环形齿轮的啮合更加一致。

消除的公差叠加元素包括行星齿轮架销的位置。行星齿轮架的同心度、轴承的跳动量以及每个行星轮中的轴承孔与齿轮的节圆的偏心度。

除了消除这些公差叠加因素外，径向柔性可以通过多种不同的方式引入设计中。引入径向柔性的效果是减少了行星轮之间因行星轮尺寸变化而产生的载荷变化。

另外，由于消除了行星齿轮架，例如，行星轮可以是中空的，因此径向柔性的。

两级齿轮箱

如上所述的齿轮箱可以制成如图37至图39所示的两级齿轮箱。图37是示例性两级齿轮箱160的等轴剖面图。如图37所示，外壳体162充当两级的公共外静止齿轮。输入环164具有与第一级外齿轮168啮合的外表面166。第一级内齿轮170与第一级内环172啮合，以相对于外壳体162驱动内环172。第一级内环连接到第二级输入齿轮174，并且可以与第二级输入齿轮174一体形成，第二级输入齿轮174具有与第二级外齿轮178啮合的外表面176。第二级内齿轮180与内输出齿轮182啮合，以相对于外壳体162驱动内输出齿轮182，该差动运动提供两级齿轮箱的输出。

图38示出了使用图37所示的两级齿轮箱的致动器。除了图37所示的部件之外，图38示出了连接到输入环164的凸缘184和连接到外壳体162的内壳体部件163。未示出的电动马达转子和定子可以连接到凸缘184和内壳体163，以相对于内壳体部件163驱动凸缘184，从而驱动两级齿轮箱。图38中还示出了连接到内输出齿轮182的输出盖186和连接到外壳体162的固定外盖188。图39示出了图38的实施方案的侧剖视图。

如果第一级的外环形齿轮与第二级的另一个外环形齿轮具有相同的节圆直径和齿数并且是一个整体，则第一级的内环形齿轮连接到第二级的输入齿轮，并且第二级的内环形齿轮成为第二级的输出。

如果内环形齿轮由两级共用，则第一级的外环形齿轮连结到第二级的输入齿轮，并且第二级的外环形齿轮成为装置的输出。以这种方式可以连接两个以上的级。

渐缩实施方案

单侧自激励齿轮箱的另一个示例性实施方案是如图40至图43所示的渐缩设计。在该设计中，更基本的单侧齿轮箱设计的圆柱齿轮齿被渐缩齿轮代替，齿轮接触与如上所述保持相同，但是是渐缩的。

通过使齿轮渐缩，行星轮变得被轴向约束，并且可以通过调整图25所示位置的垫片来减少或消除齿隙。否则，变速箱会以与非渐缩形式相同的方式工作。

渐缩齿轮轮廓目前难以通过诸如滚齿或刮削的传统齿轮制造方法来制造。因此，将可能使用另一种方法，诸如但不限于注射成型、表面铣削、粉末冶金或齿轮滚轧。由于这些渐缩形的制造限制，零件数量也有可能增加。

渐缩或非渐缩齿廓可以使用直的或者螺旋的齿轮或凸角。由于制造方法或为了优化强度或噪音，在渐缩齿轮上使用螺旋角可能是有益的。

图40示出了渐缩螺旋自激励齿轮箱的示意性横截面，示出了齿轮部件如何由于制造和组装的考虑而被分开，以及垫片可以被插入的位置。需注意，这不是真正的横截面，因为通常内齿轮和外齿轮不会在相同的周向位置与内座圈和外座圈啮合。该实施方案中的外座圈200被分成在对应于内齿轮208的轴向位置处与外齿轮206接触的第一部件202，以及在对应于输入齿轮210的轴向位置处与外齿轮206接触的第二部件204。内座圈212也示出为分成部件214和216。外垫片218示出在外座圈200的部件202和204之间，并且内垫片220示出在内座圈的部件214和216之间。

如果选择注射成型作为制造方法，则更长(外)齿轮也可以在其颈部222处具有裂口(未示出)，以便于使用注射成型进行制造。

图41示出了如图40中示意性地示出的齿轮箱的等轴分解图，其具有另外的变化，即外座圈的第一部件202在此示出为被分成两个另外的部件202A和202B。

图42是图41的齿轮箱的侧剖面图，其中外行星轮被移除。图43是图41的齿轮箱的等轴视图。

渐缩齿轮可以用于直齿轮或螺旋齿轮，包括人字形齿轮。除了提供一些轴向定位外，渐缩形还允许使用垫片进行齿隙调整。人字形齿允许行星轮和环形齿轮更精确的轴向正定位。在一起使用的情况下，实现了所有的益处，但一些应用将受益于其中之一。

如例如图20所示，由于自激励效应，单侧(非对称)输入在没有人字形齿或渐缩齿的情况下是可能的，该自激励效应导致齿接合，并因此消除了齿轮轴线的扭曲。

在权利要求书中，词语“包括”以其包含性含义使用，并且不排除存在其他元素。权利要求特征之前的不定冠词“一”和“一个”不排除存在多于一个特征。这里描述的各个特征中的每一个可以在一个或多个实施方案中使用，并且由于仅在这里描述，将不被解释为对由权利要求书限定的所有实施方案是必不可少的。

结论

本公开所属领域的技术人员将想到许多修改和其他实施方案，这些修改和其他实施方案具有前述描述和相关联的附图中呈现的教导的益处。因此，应当理解，本公开不限于所公开的特定实施方案，并且修改和其他实施方案旨在包括在所附权利要求的范围内。尽管本文采用了特定术语，但它们仅以一般性和描述性意义使用，而不是出于限制的目的。