弗雷摩擦齿轮的制作方法

专利名称：弗雷摩擦齿轮的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种具有较高效率的无声防滑摩擦齿轮(silent running slipfree friction gear )。
背景技术：
本发明的原因是对于使用这样一种机构的需求，该机构能无声并轻易地 产生能够移动物质(mass)短冲程和长冲程地前进和后退的线性力。外部负 载可以是摩擦力、重力或弹力。该机构，还被称为促动器，最好具有尽可能 小的体积。
促动器应用的实例是可垂直移动的办公台和组装工作台、病床、窗户和 汽车座椅的远程控制、阀的零间隙(backlash free )控制等等。对于低噪音和 低制造成本的要求往往也是十分重要的。
在这种类型的应用中，带有减速齿轮箱的马达被安装到带螺母的螺杆。 该螺母被安装到要被移动的物体上。往往非常难以建立笔直地线性移动。该 螺母还被迫使沿着垂直于主移动方向的平面移动。对准误差也产生了。
通常促动器包括带减速齿轮箱的马达，该齿轮箱被安装到带螺旋螺紋的 螺杆(helical threaded screw),该螺杆被安装到固定的止推轴承。在螺杆的 旋转之下，螺母(通常由塑料制成)被向前和向后运送。
该马达通常是具有换向电刷(commutating brush)的DC (直流)马达， 还被称为换向器马达(brush motor),但是很清楚的倾向是带电子换向的无 电刷马达的价格不断降低且更加普遍。替代的(alternative)马达类型是步进 马达、异步和同步马达。
齿轮箱的常规减速比在8:1到20:1范围。该比率通常取决于螺旋螺杆必 须是自锁的，即如果马达电源断开，外部轴向负载不能将促动器向回旋转。 自锁的极限在8度左右的螺旋角(pitch angle )。螺距增大，螺杆的效率将会 增加。由此，所得到的最佳螺旋角在非常接近8度处。下螺距极限取决于实 际制造因素。在轴向螺距小于3mm的情况下，必须放弃使用六角螺紋而替
代地使用常规螺紋牙形(normal thread profile),其仍然具有较低的效率。
齿轮箱通常是涡轮型的，使得可以无声的运行。缺点是效率较低，在比 率在8:1-20:1中时最大为60°/o。还有一个严重的缺点是马达/齿轮彼此成角 度，这导致了体积过大的设计。
为了具有"笔直的"设计，即，马达，齿轮和螺杆成一直线(inline )。
行星齿轮给出了笔直的设计，但是噪声是个问题。除此之外，在实践中 不能在一个齿轮级(gear step)中获得大于约8:1的减速比。将不得不使用 两级，其将使得齿轮箱更加复杂(昂贵)。替代地是使用具有较高转矩的较 大马达，其给出了一个笨拙的设计。
在这方面，工业上公知的奥登齿轮(odengear)给出了紧凑和简单的设 计以及相对无声的运行。当减速比在20:1和更高的范围中时这是个优秀的选 择。然而，在这些上述应用中，所使用的范围是8:1到20:1。
存在这样的行星齿轮，其不使用嵌齿齿轮(cog-gears)而是摩擦齿轮。 它们十分安静，但是缺点是可能会产生滑动。为了避免滑动，弹簧预加载被 使用，其大小被确定以满足发生的最大负载(highest occurring load )。
存在这样的设计，除了少量的基本预加载之外，其具有转矩联接器 (torque coupling)其给出与加载的转矩成比例的预加载。该联接器通常包 括一些硬化钢球，放置在沿输出轴的径向设置的V形凹槽中。当转矩负载增 大时，这些球沿着凹槽的侧面移动并给出较高的轴向预加载。
该齿轮转动螺杆，该螺杆被安装到齿轮箱中的止推轴承上。
一些/>知的摩〗察齿轮原理(principle )。
迄今为止，摩擦齿轮的应用相对较少的原因是避免滑动和低效的问题。 滑动显著地降低使用寿命并增大声级(sound level )。 总效率往往大大低于理论计算。
沿着硬化且经润滑的滚道滚动的球的动力损失理论上非常低。 在摩擦齿轮中使用了许多球。要得到该理论高效率，齿轮的几何构造 (geometry )必须相应地4妾近理i仑纟莫型。
在齿轮部件之间相对较小的公差以及外部负载将会改变该几何构造，其 使得球例如沿各自不同的半径运行。这将会在球之间产生较大的摩擦力且产 生"微观滑动(micro-slip)",即这些球还在滚道上局部地滑移。该滑移将很 快地损坏球和滚道。
在所有球上的均匀负载分布对于传送最佳高转矩和提高齿轮的疲劳寿 命也是非常重要的。
即使微观的小表面缺陷也会发出较高的声级并影响使用寿命。
滑动以及随后的低效率可能因为不同的原因而发生，如
1. 外部转矩负载超过了内置弹簧预加载所允许的最大转矩负载；
2. 外部负载在齿轮中的滚道和滚动主体之间造成了较小的位置和负载 变化；
3. 取决于齿轮元件的机械公差，齿轮中的滚动主体上具有较差的负载分布。
为了可以在球摩擦齿轮中传送最佳的高转矩，弹簧预加载或外部负载在 每一个球和滚道之间建立表面压力，其给出了一个适当高的疲劳应力由此给 出可接受的使用寿命。
于是，在接触点的赫兹弹性变形(Hertz elastic deformation )在 0.001-0.005mm范围。由此，可以了解到即使非常小的几何构造误差都会导 致滑移。
可以加入依赖于转矩的联接器，即给出与转矩负载成比例的预加载。在 具有固定减速比的摩擦齿轮中，这样的联接器将过于昂贵。在具有无级可变 减速的齿轮中使用了这样的技术。这样的摩擦齿轮的实例是Brottby变速器 和Kopp变速器。
本发明涉及具有固定比的球摩擦齿轮。
图1示出了第一部分切除的公知球摩擦齿轮几何构造，它如此工作
齿轮具有输入轴1和输出轴2。这两轴都具有滚道5，其中一些球3，最 少3个，在其上运行。球3还在环4上运行。轴1和2被弹簧10和球轴承9 施加的力压向彼此。在壳体ll中，存在第二球轴承8。环4保护在该轴向力 作用下径向移动的球3。摩擦力在每一个球所具有的三个接触点处建立。每 一个球3具有强制旋转轴线(forced on rotation axis ) 6和分别在轴1和2上 的才妻触点7.1和7.2。
在输入轴1旋转时，每一个球3的轴线6 (其对于轴承具有固定的位置 (没有包括在该基本图中)并保持一角度v)将从点7.1旋转各自的球3。
由于两个点7.1和7.2设置在从旋转轴线6的不同径向距离处，输出轴2 将会以不同于输入轴1的速度旋转。由此获得一减速比。环4自由地以不同 速度旋转。
如果在图中，角度V是0度，则将会获得无穷比，即输出轴2不旋转。 该齿轮原理被用于例如公知的Kopp变速器中，其具有在用于在球运行 期间同步地改变所有球的角度V的机构。由此，可以获得减速比的无级改变。
还使用了比例转矩联接器(proportional torque coupling )(在该基本图未 示出)。这种类型的齿轮是昂贵的且体积较大，尤其是如果只需要固定比的 话。
图2示出了局部切除的第二公知的球摩擦齿轮，其在下述原理下工作 具有球轴承18的输入轴12具有两个滚道14和15,其分别相对于轴12 的对称轴线倾斜角度c和d。 一些球3，最少3个，在这些滚道上和分别在 环16和17的滚道上运行，其中环16和17的滚道分别相对于它们的对称轴 线倾斜角度a和b。环16是固定的而环17是输出轴13的一部分，该输出轴 具有球轴承19和20。弹簧板21经由球轴承19,轴承隔套(bearing distance) 24和球轴承20将轴13和它的环17推向固定的环16。因而每一个球3都在 四个点负载。角度a， b, c和d是不同的。每一个球3都在滚道14, 15， 25 和26上具有接触点。通过在滚道14和15上的接触点的连接线27与输入轴 12成角度e。于是各个球3绕着平行于线27的轴线28旋转并绕着垂直于轴 线28的一个轴线29旋转。获得良好运行的球摩擦齿轮的一个重要条件是在 球和滚道之间没有发生滑动。弹簧板21必须在这些点处给出这样的接触力， 从而与摩擦系数一起避免这种现象。
当输入轴12旋转时，球应该无滑动地在所有四个滚道中运行。为了实 现这一点，输出轴13与它的滚道26 ^皮迫旋转。
角度a, b, c和d的选择确定在输出轴13处降低的速度，即减速比。 要获得需要球3到它们的滚道的最佳接触，带支承板23的壳体22必须 具有非常小的公差。在输入轴12或at输出轴13上的外部径向负载改变齿轮 的几何构造并产生"微观滑动"和最终变成"宏观滑动(macro-slip )"(滑移)。 图2示出了角度a， b, c和d的值的实例。
这些角度以及表面压力和疲劳载荷等的计算在专门设计用于这类摩擦 齿轮的计算机程序Frej-Calc中进行。这个独特的技术不在本发明的范围之 内，因此此处将不进行讨论。
注意如果齿轮中的所有部件都是"理想地制造"(没有公差)且仅存
在一个内部轴向预加载力，则仅存在一个对称几何构造，其中齿轮部件将在 输入轴转了 一些圈之后才会移动。
取决于在滚道处4交小的接触角，输入轴(与球一起)的硬度(stiffoess) 相对于垂直于齿轮的对称轴线的外部扰动转矩来说是较低的。这样的扰动转 矩的 一个实例可以 >(人马达轴和输入轴之间的联接器产生。

发明内容
本发明包括一种新型的球摩擦齿轮，其
1. 对输出轴的对准误差不敏感；
2. 对于输入和输出轴两端的过载具有保护；
3. 在所有球上均匀地传输马达转矩；
4. 最小化"微观滑动";
5. 比已知"i殳计具有更少的部件。
这些特征通过滚道和互作用轴的几何构造的独特选^r而实现。
本发明没有上述其他摩擦齿轮的缺点。
此新的齿轮设计的特征还可以描述为
该齿轮允许输出轴相对较大的角度变化。
在输入和输出端的过载不会引起在球和滚道之间的滑动。
齿轮还充当线性促动的止推轴承。
齿轮简单而又强力且具有高效率、无声运行、紧凑和适于大批量生产的 特点。
基础齿轮构造与前述图2中的齿轮相一致。还可以参见专利US3， 955， 661 ( 1976年5月11日)。
本发明的各方面通过权利要求1的特征部分所指定的特性实现。优选的 变式是将其它权利要求中的一些结合到权利要求1中而实现的。


在下文中通过参考附图对本发明进行了描述，附图中
图3a示出了齿轮和球的三个主要部件，其都被轴向地压向彼此；
图3b示出了根据图3a的设计，其输出轴30倾斜2度；
图3c示出了根据图3a的设计，其在环32旁边的所有相似部件都倾斜2
度。
图4示出了具有内部预加载的完整齿轮。
图5示出了图4中的齿轮，其输出轴42倾斜2度。
图6示出了图4中的齿轮的分解图，具有马达和螺杆/螺母机构。
图7示出了没有内部预加载的完整齿轮，具有马达和螺杆/螺母机构。
具体实施例方式
在附图中，示出在一个球和它到滚道的接触点之间的力处于与所有球类 似的真实分布状态。
为了便于说明，在球面或锥型支撑表面上的力为在旋转对称接触表面上 真实均匀分布的力。
球的数量为最少3个且绕实际对称轴线均匀分布。球可以具有根据公知 技术的球护圈(ball cage )或没有。如果没有护圈，球中心的节圆直径(pitch diameter)如此计算以致当球均匀分布时它们之间只存在很小的间隙。现实 中，在运行中的球之间存在一些滑动接触点。
下面所述的挠性滚道(flexible raceway)用于齿轮，该齿轮通常具有多 于3个球。
图3a
环32示出为固定安装到壳体100 (在图3a, 3b和3c中象征性地示出为 剖面线标记)。
输出轴30的对称轴线与环32同心。输入轴31的对称轴线与环32同心。 轴向力Fax同心地作用在输出轴30上。
球3被推靠到输入轴31上的球面凹面(spherical concave)滚道33和34。
球3在环32上的球面凹面滾道处分别具有接触点35a和35b，该球面凹 面滚道具有半径Rl且中心(centre)在齿轮的对称轴线上的点CI处。(点 C1也可以定义为这样的点，其中在各个球的中心与其在环32上的滚道的接 触点之间的延长连接线与齿轮的对称轴线的交点。点C2也可以以相同的方 式定义。)
球3还在输出轴30上的球面凹面滚道处分别具有接触点36a和36b,该 球面凹面滚道具有半径R2且中心在齿轮的对称轴线上的点C2处。
接触点36a和36b到输出轴30的对称轴线的径向距离R为20.6mm。还 参见图3b和3c。
将齿轮视为在 一个平面即纸的平面上的几何图形。
为了使几何条件更容易理解，让我们假设两个示出的球仅可以具有它们 相对于输入轴31所示的位置，且由此它们在到输入轴31的接触点处被"焊 接"。输入轴31将与球一起作为一刚性体。理论上的"焊点，，在图3b和3c 中用小圓标出。
图3b
假设输入轴31 (与球一起)还"焊接"到齿轮壳体100。
如果输出轴30受到垂直于纸平面的外部径向力或转矩的加载，其将沿 着以C2为中心半径为R2的弧线滑移。在图中，发生了2度的逆时针转动。
从前的接触点35a, 35b, 36a, 36b仍然在球上保留。点36a和36b到 输出轴30的对称轴线的距离分别改变为R21.5和R19.4。
这意味着当输出轴绕点C2旋转时，齿轮中产生了滑动。滑动的大小与 旋转的大小直接关联(coupled )。
图3c
假设替代地输入轴31 (与球一起)在接触点36a和36b处"焊接"。如 果输出轴30再一次受到垂直于纸平面的外部径向力或转矩的加载，其将沿 着以Cl为中心半径为Rl的弧线滑移。在图中，发生了 2度的逆时针转动。
径向距离R20.6没有改变。
在实践中为了使输入轴31与球3随着输出轴30 —起绕点Cl转动，输 入轴31具有圆柱部37,其在外部左侧部分具有短圆柱引导表面38,该引导 表面38具有较小间隙地(small play)安装到输出轴30的圓柱孔39中。
引导表面38被设置在距离点C2相对较长的距离S5处，这带来了对于 输出轴30的精确角度引导。
输入轴31在图中具有贯穿孔40以替代前面所示的轴接头(shaft tap )。 孔40的左侧部分具有内部花4定41，即一些轴向梁。
点Cl限定了齿轮的位置。如果没有圓柱部分37 (没有引导)输入轴31 处较小角度的力的变化将导致输出轴30绕着与点Cl位置不同的点转动。于 是将发生"微观滑动"。
本发明的齿轮允许输出轴30在外力作用下改变方向或对准误差而不会
破坏如图3a所示的齿轮几何构造。这对于避免"微观滑动"来说是必须的。 也可以将其表述为
在输出轴30依赖于未对准或垂直于该轴的外部转矩而产生的角度改变 之下，输入轴31也改变相同的角度。这些改变的中心必须在点Cl，其是球 面滚道35的中心。
图4
该图示出了根据本发明的切开的完整齿轮。齿轮具有内部预加载，其允 许输出轴30接受所有轴向的外负载，譬如来自螺杆机构的轴向力，径向力 或转矩。
前述的环32此处被环43替代，该环43具有中心为Cl半径为R3的球 面表面44和中心为Cl半径为Rl球面滚道45。输出轴30具有径向孔46。 输出接头42通过圓柱销47安装到输出轴30，该圆柱销安置在输出接头的孔 48和孔46中。壳体49具有内部成形球面表面50。推靠着该表面的是具有 球形背面52的平支承环(flat bearing ring ) 51。球面表面50和52都具有半 径R4和中心C4。在支承环51和输出轴30上的平坦表面53之间安置的是 圓柱止推滚柱轴承(cylindrical thrust roller bearing ) 54。弹簧板55,其具有 半径为R3中心为Cl的球面表面56和装配到壳体49中的装置59中的同心 装置57,具有连接到壳体49的凸缘58的铆钉57。
联接轴60,安置在孔40中，在其左端具有一些外置轴向凸梁(crowned beams) 61,其与内部花键41平滑地啮合。在联接轴60的右侧是圓柱表面 62。
根据本发明的齿轮由两个径向密封件63和64密封，这两个密封件63 和64分别密封联接轴60上的表面62和输出轴30上的表面65。 O形环68 在壳体49和弹簧板55之间密封。
环43可以在一角度范围内绕中心点Cl自由地移动，该角度范围由在弹 簧板55中的圓柱孔66和环43的圓柱部分67的外表面之间径向间隙所限定。
在图4中的齿4仑受到两个轴向力Fp和Fax的加载。
力Fp由弹簧板55产生，该弹簧板55优选地由弹簧钢制成并通过铆钉 69固定到凸缘58,且由此可以轴向变形，于是对所有的球接触点，止推轴 承54和球面表面44和56以及球面表面50和52进行预加载。
外力Fax与输出接头42的对称轴线同心。这些力的合力是力F。
当力Fax的大小增加到与预加载力Fp相同值时，止推轴承54的负载得 到解除且力F=Fax。
该预加载系统的特征是在球和滾道上的轴向加载永远不会大于外力
Fax。
如果外部轴向力Fax具有相反的方向，球和滚道上的预加载力Fp将是 恒定的且将限定齿轮中最大传送转矩的大小。这涉及到壳体49是否在轴向 上远远比弹簧板55更硬(更大的弹簧常数)。
图4示出了在球的接触点处产生的力Nl和N2和在球面支撑表面处产 生的力N3。在球和IIT入轴31的滚道之间的力没有在图中示出。
可以传递到输出接头42的可能的最大转矩由切向摩擦力乘以到输出接 头42的对称轴线的径向距离限定。可以准确地假设在齿轮中的所有接触点 和表面都具有相同的摩擦系数值。滑动将会在接触点/表面中发生，其将会给 出最小的摩擦转矩。
存在五个不同摩擦转矩
Ml=NlxSlxmy
M2=N2xS2xmy
M3=N3xS3xmy
M4=N4 x S4 x my(未在图中示出) M5=N5xS5xmy (未在图中示出) (my二摩擦系数)
上述摩擦转矩在前述计算机程序Frej-Caic中计算。
在球和输入轴31上滚道之间的滑动将决不会发生，因为摩擦转矩是两 个滚道33， 34的摩擦转矩M4和M5之和并由此总是大于Ml， M2和M3 中最大的那个。
这些转矩中最小的是M3。在输出接头42处的外部过载转矩作用下，滑 动将发生在球面表面44和56之间。
在球和滚道之间的滑动将会非常快速的破坏它们，声级将会增大且齿轮 的使用寿命将会显著地缩短。现在过栽下的滑动发生在表面44和56之间且 该滑动独立于预加载力Fp和外部加载Fax的大小而发生。转矩M3相对于 Ml和M2的大小可以通过改变半径S3 (且由此N3 )或通过调整在协作表面 44和56之间的摩擦系数来调整，该摩擦系数的调整可以通过改变表面品质
或者通过例如使用铜对表面进行电镀而实现。
如前面所述，该齿轮原理的要求是要么输出轴30要么环43必须容许旋 转。否则，滑动会在球3和滚道之间发生。
在输出接头42处发生突然的阻滞或其他类型的加速/减速的情况下，由 于马达转子的惯性，产生了动态转矩，该动态转矩可能大于摩擦转矩M3。 环43开始旋转，并且由此用作过载联4妄器。如果转矩大于M3，则该功能也 会启动。换句话说，传送到输出接头42的最大马达转矩应该低于M3。该要 求仅在输出接头42受到转矩加载且力Fax小于Fp或是负的，即指向图中的 左侧时有效。
如果Fax大于Fp (且指向图中的右侧)，滑动转矩M3随着Fax成比例 增大。但是保持与其他摩擦转矩的关系。 图5
该图示出了图4中的切开的齿轮，但是此处输出接头42绕点Cl倾斜两 度。然后，支承环51和止推滚柱轴承54也只能绕中心点C4倾斜相同的角 度，该中心点C4是支承环51上的球面表面52的中心。点C1和C4设置在 齿轮的对称轴线的不同位置。于是止推滚柱轴承54还必须基本在垂直于输' 出接头42的对称轴线的平面内进行平移。该止推滚柱轴承54,其包括通常 为塑料的滚柱架，具有大量径向指向的矩形孔其中具有钢滚柱，是商用轴7 义， 其可以允许径向移动。这样的轴承的负载能力与负载Fax和Fb相比是4交高 的。
该图还示出了联接轴60,优选地由模制树脂制成，具有内部花键70, 其中马达轴77上的外部凸形花键78 (见图6 )平滑地安装到该内部花键70。 图6
该图示出了齿轮71的分解视图，其中输出接头42被螺杆72替代且前 述圓柱销47被弹簧销73替代。在螺杆72上具有螺母74,其通常由塑冲牛制 成。在螺杆72的另一外端具有球轴承75。
该图还示出了马达76,其马达轴77具有凸形花键78和带螺紋孔80的 马达槌(motor gavel,) 79。
衬板(adapter plate ) 81配备有孔83。螺杆82将它安装到马达槌79。
该图还示出了联4妄轴60。
当齿轮旋转和齿轮停止时，螺杆72都允许绕着点Cl在一个+AV度的
锥型角度中移动。
齿轮表现为球面球轴承，其允许自对准(self-alignment),它的这个特4正
在很多应用中备受关注。
在旋转齿轮中，当球在环43中没有任何滑动地滚动时，该动作发生。 在非旋转齿轮中，滑动可能发生，^f旦是通常不会影响这些表面。 如果螺杆72较长或螺母74没有径向滑动支承件，球轴承75可以净皮用
作径向支承件。
轴向力Fp2施加到球轴承75的外环有时被用于增加齿轮的预加载以传 送更大的转矩。 图7
该图示出了完整的齿轮，其没有内部预加载但是具有螺杆机构。螺杆72 的螺紋96此处示出为没有斜度的简化形状。
垂直于壳体84中的锥形表面且在其上的线，其与齿轮的对称轴线3巨离 为S3,穿过中心点C1。壳体84也具有一个与表面85同心的圆柱表面86。
壳体84具有一些轴向指向的装配孔86和一个与圓柱表面86同心的孔 87，其用作马达或适配凸缘的引导件。
环88具有半径为Rl的球面滚道96和半径为R5的外部球面表面。这 两个半径都具有相同的中心Cl。环88具有圓柱内部表面89,其具有一4及小 径向间隙地安装到圓柱表面86。
输出轴90对应于前述的输出轴30,但是比其稍短。输入轴91对应于前 述的输入轴31,但是比其稍短。前述内部花键41在此处移动到中心点C5。
连接轴92对应于前述联接轴60,但是比其稍短。外部凸形花键93的中 心设置在点C5处。
0形环94和径向密封件95密封该齿轮。
螺杆机构对应于前述的图6中的那个。
因为齿轮没有内部预加载，于是外部预加载Fp2可以通过作用在球轴承 的外环上的弹簧而施加。
如果在螺母处的力Fax指向图中的左侧，则Fp2必须不仅与Fax —样大 还必须可以给出足够的预加载以传送螺杆所需的转矩。
如果该力Fax指向右侧且是重力(gravitation force),如果在前述禾呈序 Frej-Caic中理论齿轮计算结果(solution)满足防滑标准，则不需要预加载
Fp2。
在该齿轮的替代设计中，输入轴31上的内部花键41设置在中心点C5 处，其与Cl的距离为S6。在V度的倾斜下，花键41将径向移动FS6xtanV。 联接轴60在其两端具有弯曲齿轮联接(bow gear coupling )功能，即它的功 能与在每一端都具有万向节的轴相似。必须存在用于径向移动r的自由空间。
环88被制成相对较薄，这是因为两个原因
首先该环稍微有点弹性，这确保了所有的球都具有近乎相同的接触力， 于是能给出相同的摩擦转矩。于是可以消除制造公差(Manufacturing tolerances )。
第二轴向负载Fax使环弹性扭曲。可以将环88视为弹簧板。在此扭曲 下，在滚道96的球接触脚将会改变且这将改变齿轮中的减速比。当轴向负 载Fax指向图中的右侧时，在轴向负载Fax增加的情况下半径Rl将会增大。 中心点Cl向图中的左侧移动。球接触角将会接近于滚道98上相应的角。计 算显示对于约4度的扭曲，减速比将会增大约25%。
基本条件是输出轴90远比环88硬。
在很多应用中都会重视减速比这样的增加，例如为了临时增大在输出轴 42即螺杆72处的齿轮转矩以便在开始移动(动态摩擦)之前克服静态摩4察。
在滚道中球接触点的柔性，弹簧板55和环88的弹簧系数通过 EEM-calculation (有限元)来高精度地限定。
为了增大在球接触点的摩擦系数，用于摩擦齿轮的特定类型的润滑脂或 润滑油可以被使用，该润滑脂或润滑油具有这样的特性当在球接触点处的 润滑的压力增大时，其粘性会临时地增大。在该固化过程期间，摩擦系数增 大，其增大了齿轮中的最大可能传送转矩。
基于本发明的可能的替代设计。
本发明的第一方面(performance)涉及一种球摩擦齿轮，其具有受到指 向该齿轮的外部力的加载的输出轴，于是该齿轮本身构造为止推轴承。值得 提起的是，该输出轴允许相对于齿轮改变方向而不影响齿轮的效率。该齿轮 受到环43, 88的保护而不会在球和滚道之间发生滑动，该环43, 88通过它 到齿轮壳体的装配而净皮用作滑动联接器。
至少一个滚道具有一定柔性且由此确保所有球将传送大致相同的摩〗察 转矩。
本发明的第二方面涉及一种根据上述第 一方面的球摩擦齿轮，其中该输 出轴通过在齿轮中增加止推轴承54而可以接受沿任何方向的外部负载，这 允许在球和滚道上建立内部弹簧预加载。
本发明的第三方面涉及一种根据上述第 一和第二方面的球摩擦齿轮，其
中环32, 43, 88或输出轴30， 90是柔性的而可以被扭曲，这使得在外部轴 向负载作用下齿轮中的减速比可以自动改变。
本发明的第四方面涉及一种根据上述第 一、第二和第三方面的球摩擦齿 轮，其中至少一个滚道具有球面表面。
本发明的第五方面涉及一种根据上述第 一、第二和第三方面的球摩擦齿 轮，其中一个滚道具有球面表面且其它滚道中的至少一个具有锥形表面。
权利要求
1.一种用于传送转矩的摩擦齿轮，包括设置有向着彼此倾斜的滚道(33)和(34)的输入轴(31)，一个安装到齿轮壳体(100)并设置有滚道(35)的环(32)，一个设置有滚道(36)的输出轴(30)，这些元件全部对称且同心地设置，和至少三个球(3)，且两个轴向指向彼此的力推动滚道(35)和(36)抵靠球(3)，于是球(3)被推动并抵靠滚道(33)和(34)，其特征在于所述滚道(35)是球面形的，且输入轴(31)的对称轴线被如此布置以致它总是与输出轴(30)的对称轴线大致一致且所有球(3)的重心在大致垂直于输出轴(30)的对称轴线的共有平面中移动，这允许输出轴(30)的对称轴线的角度姿态的改变而不会导致常动齿轮组件(30)，(31)，(3)之间的几何构造的任何变化，且通常不旋转的环(32)允许一定的转矩旋转它在壳体(100)中的支承装配部分(support fitting)。
2. 如权利要求1所述的机构，其特征在于所述滚道(33 ), (34 ), ( 36 ) 中的 一个或多个是i^面形的。
3. 如权利要求1和2所述的机构，其特征在于所述环(32, 88 )具有球 面支撑表面，其被支承在齿轮壳体(100, 84)中的锥形或球面表面(85) 上。
4. 如权利要求1到3所述的机构，其特征在于所述输入轴(31, 91 )具 有圆柱状轴向指向部分(37),该圓柱状轴向指向部分(37)在其外侧端部 具有短支承面(38)，该支承面具有小间隙地安装在输出轴(30, 90 )的圆 柱孔(39)中，于是在输出轴(30， 90)的角度姿态改变时将迫使输入轴(31, 91)和在它的重力共有表面中的球(3)绕一点(Cl)转动，该点是球面滚 道(35 )的中心。
5. 如权利要求l到4所述的机构，其特征在于所述环(32, 43， 88)具 有半径为Rl且中心为Cl的球面滚道(35， 45， 96),且其背面具有半径为 R5且中心靠近Cl且由齿轮壳体(100， 84)中的短圓柱表面(86)和轴向 锥形或球面表面(85 )径向地引导的球面表面，该球面表面径向接触位置 S3如此选择以致当输出轴(30, 90)受到绕其对称轴线一定高的转矩的加 载时，滑动仅发生在该接触圓弧处。
6. 如权利要求5所述的机构，其特征在于指向齿轮的外部轴向力使得所 述环(32， 43, 88 )发生扭曲，该扭曲改变了滚道(35, 96)的肆4妻触角，这进一步改变了齿轮中的减速比。
7. 如权利要求1到6所述的机构，其特征在于所述环(32， 43, 88 )具 有半径为R3且中心靠近Cl的球面背面(44)且该球面背面(44)被轴向 地支承在弹簧板(55)的球面表面(56)上，该弹簧板(55)被安装到齿轮 壳体(IOO, 49)，其方式是该弹簧板(55)是轴向弹性变形的，由此当反作 用力被止推轴承(54)的滚道接受时，给出了所期望的内部预加载，其中该 止推轴承(54)包括支承板(51)和在输出轴(30)处的表面(53),该支 承板(51)的球面支撑表面(52)与齿轮壳体(100, 49 )中的局部球面表 面(50)接触，由此当输出轴(30，卯)的角度姿态变化发生时，允许通过 止推轴承(54)的转动和径向平移的结合而实现自定位。
8. 如权利要求1到7所述的机构，其特征在于所述输入轴(31 )在孔(40 ) 中具有内部花键(41),所述孔的作用是与联接轴(60)上一些相应的凸梁(61 ) —起用作弯曲连接器的一部分，且这些花键(41 )被设置为尽可能接 近点Cl以便当输出轴(30, 90)以及由此输入轴(31， 91)的角度姿态变 化发生时所产生的径向指向的平移运动最小。
9. 如权利要求1到8所述的机构，其特征在于所述一个或多个用于球3 的所述滚道稍微有点弹性以确保所有球接触处将会受到近乎相同的负载并 降低声级。
全文摘要
用于办公组装工作台、病床、窗户和过程阀(process valve)等的调整的促动器是应用的一些例子，其中当前齿轮技术具有噪声问题并需要空间。摩擦齿轮能够无声运行但是对于输出轴的对准误差十分敏感。这些误差导致齿轮的几何构造的变化并将会导致微观滑动、低效率并降低齿轮使用寿命。本发明的摩擦齿轮对于输出轴的对准误差不敏感。即使当在运行中往复运动，也会保持该理论上最佳化的齿轮几何结构。图3a示出了公知的齿轮构造，图3b示出了当安装有螺杆的输出轴倾斜例如2度时，“微观滑动”如何发生，图3c示出了根据本发明的齿轮，其中固定滚道是球面的且所有其他运动的齿轮组件随着输出轴绕点C1对准(此处为距离齿轮的轴线2度)，该点C1是所述固定球面滚道的中心。滚道的柔性导致了所有球上的均匀负载。在滚道上的公差要求将会降低且齿轮寿命将会升高。
文档编号F16H13/08GK101371062SQ200780002437
公开日2009年2月18日 申请日期2007年1月12日 优先权日2006年1月16日
发明者古斯塔夫·伦纳费尔特 申请人:古斯塔夫·伦纳费尔特