本发明涉及一种减速机，尤指一种为摆线型架构，且可同时达到rv减速机及谐波式减速机的优点，并具有高减速比的减速机。
背景技术：
一般而言，马达具有高转速而扭力小的特性，因此不易驱动大型的负载，故当马达欲使用于推动重物时，便须利用一减速机来进行减速，由此提高扭力。
常见的减速机有rv(rotaryvector)减速机、谐和式减速机(harmonicdrive)及摆线减速机等。rv减速机机，例如日本纳博特斯克(nabtesco)公司所生产的rv-e系列的减速机为二级减速型，其包含为正齿轮减速机构的第一减速部和为差动齿轮减速机构的第二减速部，其中第一减速部和第二减速部内的齿轮可分别由金属元件所构成，该系列的减速机可通过两段式减速设计而在增加减速比值时同时减轻振动和惯性。然而虽然rv减速机在高刚性和高减速比值方面具有卓越的性能，且rv减速机内的滚动接触元件亦可确保产品高效率及长寿命，然而其体积和重量却相对较大，同时因组成的部件相当多，导致rv减速机的成本亦相对较高。
至于谐波式减速机则主要由波发生器、柔性刚材元件(柔性齿轮)和刚性齿轮所构成，而谐和式减速机的谐波传动利用柔性刚材元件的弹性微变形来进行推挤运作，由此传递运动和动力。虽然谐波式减速机相较于rv减速机具有体积小、重量轻及精度高的优点，然而因谐波式减速机的柔性刚材元件的刚性相较于金属元件差，故谐波式减速机并不耐冲击且具有齿差磨擦的问题，导致使用寿命较短。再者，谐波式减速机的输入转速存在一定的限制而无法太高，导致谐波式减速机的高减速比值相对较差。
摆线减速机则包含偏心轴与具有至少一齿部且分别与动力输入轴及动力出力轴有连动关系的两个摆线轮，其运作原理为输入轴通过偏心轴带动其中的一个摆线轮转动，将使另一个摆线轮对应带动输出轴转动，且两个摆线轮的转动实际上需利用对应的齿部结构来实现。虽然摆线减速机具有传动比大、结构紧凑、承载能力大和传动效率高的优点，然而目前摆线减速机皆属于外内摆线型结构或内外摆线型结构，又外内摆线型结构的减速机为
|m×(m-p+1)/p|，而内外摆线型结构的减速机的减速比为|(m+1)×(p-m)/p|，其中m是与动力输入轴有连动关系的摆线轮的齿部的个数，p是与动力输入轴有连动关系的摆线轮的齿部的个数及与动力输出轴有连动关系的摆线轮的齿部的个数的总和，亦即两个摆线轮的齿部的个数的总和，因此由上公式可知，无论是外内摆线型结构的减速机或内外摆线型结构的减速机，其减速比将因公式中的分母实际上为两个摆线轮的齿部的个数的总和而相对较小，故使得内外摆线型结构或外内摆线型结构的减速机的减速比皆相对较差。
因此，如何发展一种可改善上述公知技术缺陷，且同时具有rv减速机及谐波式减速机特性，又属于摆线型结构而可达到高减速比值的减速机，实为相关技术领域者目前所迫切需要解决的问题。
技术实现要素：
本发明的目的在于提供一种减速机，该减速机为内内摆线型减速机，且具有转轮，转轮具有可与第一滚柱轮组的第一滚柱相接触的第一连动结构，以及具有可与第二滚柱轮组的第二滚柱相接触的第二连动结构，使减速机利用转轮及其它组件达成减速效果，以解决传统rv减速机所具有的体积和重量相对较大，且成本相对较高等缺陷，同时解决传统谐波式所具有的不耐冲击、齿差磨擦问题及高减速比值相对较差等缺陷，此外，本发明的减速机还具有内外摆线型结构或外内摆线型结构的减速机所无法达到的高减速比值的优点。
为达上述目的，本发明的一较广义实施样态为提供一种减速机，包含：第一传动轴、偏心轮、第一滚柱轮组、转轮及第二滚柱轮组。第一传动轴具有第一端及第二端；偏心轮偏心地固设于第二端，且被第一传动轴带动而以相对于第一传动轴的轴心进行偏转；第一滚柱轮组具有第一轮盘及至少一第一滚柱，第一轮盘设置于第一端及第二端之间，至少一第一滚柱设置于第一轮盘上；转轮具有本体及轴孔，轴孔供偏心轮设置，使偏心轮带动转轮转动，本体具有第一连动结构及第二连动结构，第一连动结构与多个第一滚柱相对应位置设置，且具有多个第一齿部，多个第一齿部与对应的至少一第一滚柱接触，第二连动结构具有多个第二齿部，其中第一连动结构及第二连动结构互为凹凸部结构；第二滚柱轮组具有一第二轮盘及至少一第二滚柱，至少一第二滚柱与第二连动结构相对应地设置于第二轮盘上，其中至少一第二滚柱与对应的第二齿部相接触；其中第一齿部的个数不同于第二齿部的个数，第一滚柱的个数比第一齿部的个数少至少一个，第二滚柱的个数比第二齿部的个数少至少一个，且至少一第一滚柱与多个第一齿部之间的相互搭配以形成第一阶摆线结构，至少一第二滚柱与多个第二齿部之间的相互搭配以形成第二阶摆线结构。
本发明的有益效果在于，本发明提供一种减速机，其中减速机的转轮具有可与第一滚柱轮组的多个第一滚柱相接触的第一连动结构及可与第二滚柱轮组的多个第二滚柱相接触的二连动结构，使得减速机可以相似于谐波式减速机的推挤运动来进行运作，故本发明的减速机具有机械结构简单，部件数少，组装容易，成本较低等优点。
附图说明
图1为本发明较佳实施例的减速机的分解结构式意图。
图2为图1所示的减速机的另一变化例的分解结构式意图。
图3为图1所示的减速机的又一变化例的分解结构式意图。
图4为本发明的减速机于第一种形式下的作动时序示意图。
图5为本发明的减速机于第一种形式下且凸部结构的第一齿部分别为3及4个时的部分结构示意图。
图6为本发明的减速机于第一种形式下且凸部结构的第一齿部分别为5、6及7个时的部分结构示意图。
图7为本发明的减速机于第一种形式下且凸部结构的第一齿部分别为8、9及10个时的部分结构示意图。
图8为本发明的减速机于第一种形式下且凸部结构的第一齿部分别为20及30个时的部分结构示意图。
图9为本发明的减速机于第二种形式下的作动时序示意图。
图10为本发明的减速机于第三种形式下的作动时序示意图。
图11为本发明的减速机于第三种形式下且凸部结构的第一齿部分别为2、3及4个时的部分结构示意图。
图12为本发明的减速机于第三种形式下且凸部结构的第一齿部分别为5、6及7个时的部分结构示意图。
图13为本发明的减速机于第四种形式下的作动时序示意图。
图14为本发明的减速机于第一种形式下，且凸部结构的第一齿部的个数为8个并比凹部结构的第二齿部的个数分别多1及2个时的部分结构示意图。
图15为本发明的减速机于第一种形式下，且凸部结构的第一齿部的个数为8个并比凹部结构的第二齿部的个数分别多3、4及5个时的部分结构示意图。
图16为本发明的减速机于第三种形式下，且凸部结构的第一齿部的个数为8个并比凹部结构的第二齿部的个数分别少1及2个时的部分结构示意图。
图17为本发明的减速机于第三种形式下，且凸部结构的第一齿部的个数为8个并比凹部结构的第二齿部的个数分别少3、4及5个时的部分结构示意图。
图18为本发明的减速机于第二种形式下，且凸部结构的第一齿部的个数为8个并比凹部结构的第二齿部的个数分别多1及2个时的部分结构示意图。
图19为本发明的减速机于第二种形式下，且凸部结构的第一齿部的个数为8个并比凹部结构的第二齿部的个数分别多3、4及5个时的部分结构示意图。
图20为本发明的减速机于第四种形式下，且凸部结构的第一齿部的个数为8个并比凹部结构的第二齿部的个数分别少1及2个时的部分结构示意图。
图21为本发明的减速机于第四种形式下，且凸部结构的第一齿部的个数为8个并比凹部结构的第二齿部的个数分别少3、4及5个时的部分结构示意图。
附图标记如下：
1’：减速机
10’：第一传动轴
100’：第一端
101’：第二端
11’：偏心轮
110’：偏心孔
12’：第一滚柱轮组
120’：第一轮盘
121’：第一滚柱
122’：设置面
13’：转轮
130’：本体
1300’：第一平面
1301’：第二平面
131’、131”：凸部结构
132’、132”：凹部结构
133’：轴孔
14’：第二滚柱轮组
140’：第二轮盘
1400’：第三平面
1401’：第四平面
141’：第二滚柱
15’：第二传动轴
150’：第三端
151’：第四端
16’：轴承
a：第一传动轴的轴心
b：偏心轮的轴心
具体实施方式
体现本发明特征与优点的一些典型实施例将在后段的说明中详细叙述。应理解的是本发明能够在不同的方式上具有各种的变化，其皆不脱离本发明的范围，且其中的说明及图示在本质上当作说明之用，而非架构于限制本发明。
请参阅图1，其为本发明较佳实施例的减速机的分解结构式意图。如图1所示，本实施例的减速机1’可为但不限于应用在各种马达装置、工具机、机械手臂、汽车、机车或其它动力机械内，以便提供适当的减速功能，另外，减速机1’实际上属于两阶式摆线型减速机。减速机1’包含一第一传动轴10’、一偏心轮11’、一第一滚柱轮组12’、一转轮13’、一第二滚柱轮组14’、一第二传动轴15’及一轴承16’。
第一传动轴10’可为但不限于由金属或合金所制成的轴杆，且具有一第一端100’及一第二端101’，其中第一端100’可为一动力输入端而接收例如一马达(未附图)所提供的一动力输入。偏心轮11’可由金属或合金制成，且为圆形盘状元件，但皆不以此为限，偏心轮11’具有一偏心孔110’，偏心孔110’的几何中心偏离偏心轮11’的几何中心，用以供第一传动轴10’的第二端101’穿设，使偏心轮11’以偏心的方式固设在第二端101’上，因此当第一传动轴10’的第一端100’接收动力输入而带动第一传动轴10’转动时，偏心轮2’被第一传动轴10’的第二端101’带动而以相对于第一传动轴10’的一轴心进行偏转。
第一滚柱轮组12’具有一第一轮盘120’及一个或多个第一滚柱121’。第一轮盘120’由金属或合金制成的圆形盘状元件或中空圆柱罩状元件，且第一轮盘120’于其几何中心具有一中心孔(未图示)，该中心孔可为但不设限于设有一轴承(未图示)，例如为滚珠轴承、滚针轴承或含油轴承等，而第一传动轴10’的第一端100’可穿过第一轮盘120’的中心孔内的轴承，使第一传动轴10’的第一端100’及第二端101’分别位于第一轮盘120’的相对两侧。多个第一滚柱121’可分别为但不限于由金属或合金制成的短圆柱状体所构成，且等距环设排列于第一轮盘120’的一设置面122’上而与第二端101’位于第一轮盘120’的同一侧。此外，多个第一滚柱121’更可选择性以自身的轴心转动，又在本实施例中，第一滚柱121’可以以第一传动轴10’的轴心进行转动或是不转动，换言之，即当第一滚柱轮组12’转动时，第一轮盘120’可带动多个第一滚柱121’以第一传动轴10’的轴心进行转动。
转轮(摆线盘)13’可为但不限于由金属或合金制成，且具有一本体130’及一轴孔133’。轴孔133’设置于本体130’的几何中心位置，而轴孔133’内则可设置于轴承16’，由此使偏心轮11’经由轴承16’的媒介而可转动地设于轴孔133’内，因此当偏心轮11’转动时，转轮13’便被偏心轮11’带动而转动。本体130’具有相对设置的一第一平面1300’及一第二平面1301’，且具有一第一连动结构及一第二连动结构。第一平面1300’可设置于多个第一滚柱121’之间而与设置面122’相邻。第一连动结构与多个第一滚柱121’相对应位置设置，且具有至少一第一齿部，该第一齿部与对应的至少一第一滚柱121’接触，第二连动结构具有至少一第二齿部。其中第一连动结构及第二连动结构互为凹凸部结构。
于上述实施例中，如图1所示，第一连动结构实际上为一凸部结构131’，而第二连动结构为一凹部结构132’，其中凸部结构131’设置于本体130’的外周面，故本体130’通过凸部结构131’的多个第一齿部而构成类似于钝凸齿状、波浪状或花瓣状的结构，每一第一齿部的外环面可与对应的至少一第一滚柱121’相接触。凹部结构132’由本体130’的第二平面1301’的中间区域内凹陷所形成，且凹部结构132’的凹陷开口朝向第二滚柱轮组14’的方向，此外，凹部结构132’还具有至少一第二齿部，例如图1所示的多个第二齿部，故凹部结构132’便通过多个第二齿部而构成类似于波浪状或花瓣状的结构。轴承16’可为滚珠轴承、滚针轴承或含油轴承等，但不以此为限。而由于本体130’的部分区域具有凹部结构132’，使得本体130’的其它区域，例如介于凹部结构132’及凸部结构131’的外环面之间的区域，则为相对较厚的厚部区域。
第二滚柱轮组14’具有一第二轮盘140’及一个或多个第二滚柱141’。第二轮盘140’由金属或合金制成的圆形盘状元件，并具有相对设置的一第三平面1400’及一第四平面1401’，其中第三平面1400’与转轮13’的第二平面1301’相邻，此外，第二轮盘140’的几何中心位置具有一固定孔(未图示)。多个第二滚柱141’可分别为但不限于由金属或合金制成的短圆柱状体所构成，等距环设方式排列于第二轮盘140’的第三平面1400’上，且每一第二滚柱141’至少部分容置于凹部结构132’内而与凹部结构132’的对应第二齿部相接触，故当转轮13’被偏心轮2’带动而同步转动时，第二轮盘140’便通过每一第二滚柱141’与对应的第二齿部进行推挤运动而转动。此外，多个第二滚柱141’更可选择性以自身的轴心转动。又在本实施例中，第二滚柱141’可以以第二传动轴15’的轴心进行转动或是不转动，换言之，即当第二滚柱轮组14’转动时，第二轮盘140’可带动多个第二滚柱141’以第二传动轴15’的轴心进行转动。另外，当第一滚柱121’以第一传动轴10’的轴心进行转动时，多个第二滚柱141’并不转动，而当第一滚柱121’不转动时，多个第二滚柱141’则以第二传动轴15’的轴心进行转动。第二传动轴15’可为但不限于由金属或合金所制成的轴杆，且具有一第三端150’及一第四端151’，其中第三端150’固设于第二滚柱轮组14’的第二轮盘140’的固定孔内，因此当第二轮盘140’转动时，第二传动轴15’便通过第三端150’与第二轮盘140’之间的固定关系而被第二轮盘140’带动同步转动。
当然，第一连动结构及第二连动结构并不局限于如图1所示分别由凸部结构131’及凹部结构132’所构成，于一些变化例中，如图2所示，第一连动结构亦可改为由凹部结构132”所构成，而第二连动结构改由凸部结构131”所构成，在图2所示的实施例中，凹部结构132”将改由本体130’的第一平面1300’向内凹陷，且凹部结构132”的凹陷开口朝向第一滚柱轮组12’的方向，此外，第一滚柱121’至少部分容置于凹部结构132”内而与凹部结构132”的对应第二齿部相接触，而凸部结构131”的每一第一齿部的外环面可与对应的至少一第二滚柱141’相接触，因此仅就凸部结构及凹部结构的位置而言，图2所示的转轮(摆线盘)13’实际上类似于图1所示的转轮(摆线盘)13’翻转180度。而无论第一连动结构及第二连动结构分别如图1所示由凸部结构131’及凹部结构132’所构成，亦或是第一连动结构及第二连动结构分别如图2所示由凹部结构132”及凸部结构131”所构成，凸部结构的第一齿部及凹部结构的第二齿部与减速机1’内的其它元件的个数对应关系皆相似，故以下仅以图1所示的减速机1’来进行示范性说明。
请再参阅图1，于上述实施例中，第一滚柱121’的个数比转轮13’的凸部结构131’的第一齿部的个数少至少一个，第二滚柱141’的个数比转轮13’的凹部结构132’的第二齿部的个数少至少一个。再者，本实施例的凸部结构131’的第一齿部的个数不同于凹部结构132’的第二齿部的个数，例如第一齿部的个数可比第二齿部的个数多至少一个，即如图1所示，当第二齿部的个数为三个时，则第一齿部的个数为四个。当然，于某一些实施例中，第二齿部的个数亦可比第一齿部的个数多至少一个，例如图3所示，当第一齿部的个数为四个时，则第二齿部的个数为五个。另外，第一滚柱121’与凸部结构131’的第一齿部可相互搭配而形成一第一阶摆线结构，第二滚柱141’与凹部结构132’的第二齿部可相互搭配而形成一第二阶摆线结构，且因为第一滚柱121’的个数比转轮13’的凸部结构131’的第一齿部的个数少至少一个，故第一阶摆线结构为内摆线结构，同样地，因第二滚柱141’的个数比转轮13’的凹部结构132’的第二齿部的个数少至少一个，故第二阶摆线结构亦为内摆线结构。
由于本实施例的减速机1’的减速比值实际上取决于第一齿部及第二齿部之间的个数的差异，同时亦取决于多个第一滚柱121’或是多个第二滚柱141’的转动，因此本实施例的减速机1’可区分为如下所述的四种形式，其中在第一种形式下，第一滚柱轮组12’不转动而第二滚柱轮组14’转动，在第二种形式下，第一滚柱轮组12’转动而第二滚柱轮组14’不转动，在第三种形式下，第一滚柱轮组12’不转动而第二滚柱轮组14’转动，在第四种形式下，第一滚柱轮组12’转动而第二滚柱轮组14’不转动。
另外，当减速机1’操作于第一形式或第三形式，第一传动轴10’的第一端100’构成动力输入端，第二传动轴15’的第四端151’构成动力输出端，然而动力输出端并不局限于由第二传动轴15’的第四端151’所构成，于其它实施例中，当减速机1’操作于第二形式或第四形式，第一传动轴10’的第一端100’虽同样构成动力输入端，然而动力输出端并非由第二传动轴15’的第四端151’所构成，而由于第二滚柱轮组14’在减速机1’操作于第二形式或第四形式时并不转动，因此转轮13’的转动将推动第一滚柱轮组12’的第一滚柱121’转动，因此第一轮盘120’将对应转动，故在减速机1’操作于第二形式或第四形式时，动力输出端实际上可由第一滚柱轮组12’的第一轮盘120’所构成。
然而为了方便了解本实施例技术，以下将先暂时以第一齿部及第二齿部之间的个数差异为一个，且第一滚柱121’的个数比转轮13’的凸部结构131’的第一齿部的个数少一个，第二滚柱141’的个数比转轮13’的凹部结构132’的第二齿部的个数少一个来示范性进行说明，此外，于下述的附图中，以虚线圆圈表示第一滚柱121’或第二滚柱141’不转动，而以实线圆圈表示第一滚柱121’以第一传动轴10’的轴心进行转动或第二滚柱141’以第二传动轴15’的轴心进行转动。
首先，第一种形式即为减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部’的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多一个，例如当第一齿部的个数为n个时，则第二齿部的个数为n-1个，同时第一滚柱轮组12’不转动，而第二滚柱轮组14’转动，且第一滚柱121’的个数为n-1而第二滚柱141’的个数为n-2，而在第一种形式下，将使得动力输入端与动力输出端的转动方向不同，且减速机1’的减速比值为n×(n-2)，其中n实际上为大于2的整数。
为了更了解本实施例减速机1’于第一种形式下的作动方式，以下将以显示凸部结构131’的第一齿部的个数为4个而凹部结构132’的第二齿部为3个的图4来示范性说明。请参阅图4，并配合图1，其中图4为本发明第一实施例的减速机于第一种形式下的作动时序示意图。如图4所示，首先，图4所示的每一个运转状态与下一个运转状态的时序间隔为第一传动轴10’转动四分之一圈，而由图4可知，当第一传动轴10’接受一外部机构(例如马达的轴杆)的带动而逆时针转动时，第一传动轴10’则带动偏心轮11’同步进行逆时针偏转(如图4所示，标记a为第一传动轴10’的轴心，标记b为偏心轮11’的轴心，而后续附图亦以相同方式进行标示)，第一传动轴10’每转动一圈，偏心轮11’则偏转一圈。由于偏心轮11’是在轴承16’中转动，因此偏心轮11’的偏转运动会成为一推动作用力来推动转轮13’逆时针缓速转动。再者，由于第一滚柱轮组12’不转动，因此凹部结构132’的多个第二齿部与第二滚柱轮组14’的多个第二滚柱141’进行推挤运动，进而使得多个第二滚柱141’以第二传动轴15’的轴心进行顺时针的转动，如此，多个第二滚柱141’的运动即驱动了第二轮盘140’顺时针转动，故第二滚柱轮组14’实际上亦顺时针的转动，又第二轮盘140’的转动最终也带动了第二传动轴15’同步顺时针转动，以经由第二传动轴15’驱动另一外部机构(例如皮带轮或齿轮)以调整减速后的转速进行转动。而于上述第一齿部的个数为4个而第二齿部的个数为3个的第一种形式的实施例中，当第一转动轴10’逆时针转动一圈后，转轮13’顺时针转动四分之一圈，而多个第二滚柱141’的运动将转动八分之一圈，故减速机1’的减速比值即为8。
因此在第一种形式下，当第一齿部的个数为n个时，减速机1’的减速比值即为n×(n-2)，举例来说，当第一齿部的个数为3个时，第二齿部的个数则为2个，减速比值即为3×1＝3，当第一齿部的个数为4个时，第二齿部的个数则为3个，减速比值即为4×2＝8(如图5所示)，当第一齿部的个数为5个时，第二齿部的个数则为4个，减速比值即为5×3＝15，当第一齿部的个数为6个时，第二齿部的个数则为5个，减速比值即为6×4＝24，当第一齿部的个数为7个时，第二齿部的个数则为6个，减速比值即为7×5＝35(如图6所示)，当第一齿部的个数为8个时，第二齿部的个数则为7个，减速比值即为8×6＝48，当第一齿部的个数为9个时，第二齿部的个数则为8个，减速比值即为9×7＝63，当第一齿部的个数为10个时，第二齿部的个数则为9个，减速比值即为10×8＝80(如图7所示)，当第一齿部的个数为20个时，第二齿部的个数则为19个，减速比值即为20×18＝360，当第一齿部的个数为30个时，第二齿部为29个，减速比值即为30×28＝840(如图8所示)。
由上可知，本实施例的减速机1’以推挤运动进行的运作方式实际上相似于一般传统谐波式减速机，故相较于一般传统rv减速机，本实施例的减速机1’具有机械结构简单，部件数少，组装容易，成本较低等优点。此外，一般传统谐波式减速机欲要达到高倍数减速比值，例如类似本实施例的减速机1’减速比值为840时，一般传统谐波式减速机内的齿轮的齿距将变得很小，导致制成相当不容易，进行限制了减速比值的提升，然而本实施例的减速机1’仅需转轮13’的凸部结构131’的第一齿部的个数为30个而凹部结构132’的第二齿部的个数为29个即可达到，故本实施例的转轮13’在制成上相对容易，使得减速机1’的减速比值可大幅提升，再者，由于本实施例的减速机1’的转轮13’可通过凸部结构131’及凹部结构132’的对应设计而呈现外围较厚的结构(即前述的厚部区域)，故可加强整体刚性而较耐冲击并增加使用寿命，进而解决谐波式减速机的柔轮变形及齿差磨擦问题所产生的寿命缺陷。
本实施例减速机1’的第二种形式则为减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部’的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多一个，例如当第一齿部的个数为n个时，则第二齿部的个数为n-1个，同时第一滚柱轮组12’转动，而第二滚柱轮组14’不转动，且第一滚柱121’的个数为n-1而第二滚柱141’的个数为n-2，而在第二种形式下，动力输入端与动力输出端的转动方向相同，且减速机1’的减速比值为(n-1)×(n-1)，其中n实际上为大于2的整数。请参阅图9，其为本发明的减速机于第二种形式下的作动时序示意图，如图所示，在第二种形式下，若转轮13’的凸部结构131’的第一齿部的个数例如为4个而凹部结构132’的第二齿部的个数例如为3个时，则本实施例的减速机1作动时序示意图即如图9所示，其中图9所示的每一个运转状态与下一个运转状态的时序间隔为第一传动轴10’转动四分之一圈，而此时减速机1’的减速比值为(4-1)×(4-1)＝9。
本实施例减速机1的第三种形式即为减速机1’的转轮13’上的凹部结构132’的第二齿部的个数比凸部结构131’的第一齿部的个数多一个，且第一滚柱轮组12’不转动而第二滚柱轮组14’转动，例如当凸部结构131’的第一齿部的个数为n个时，则凹部结构132’的第二齿部的个数为n+1个，同时第一滚柱121’的个数为n-1，而第二滚柱141’的个数为n，而在第三种形式下，将使得动力输入端与动力输出端的转动方向相同，且减速机1的减速比值为n×n，其中n实际上为大于1的整数。请参阅图10，其为本发明的减速机于第三种形式下的作动时序示意图，如图所示，举例而言，在第三种形式下，若转轮13’的凸部结构131’的第一齿部的个数为4个而凹部结构132’的第二齿部的个数为5个的情况下，则本实施例的减速机1’作动时序示意图即如图10所示，其中图10所示的每一个运转状态与下一个运转状态的时序间隔为第一传动轴10’转动四分之一圈，而此时减速机1的减速比值即为4×4＝16。
因此在第三种形式下，当凸部结构131’的第一齿部的个数为n个时，减速机1’的减速比值即为n×n，举例来说，当凸部结构131’的第一齿部的个数为2个时，凹部结构132’的第二齿部的个数则为3个，减速比值即为2×2＝4，当凸部结构131’的第一齿部的个数为3个时，凹部结构132的第二齿部为4个，减速比值即为3×3＝9，当凸部结构131’的第一齿部的个数为4个时，凹部结构132’的第二齿部为5个，减速比值即为4×4＝16(如图11所示)，当凸部结构131’的第一齿部的个数为5个时，凹部结构132’的第二齿部的个数则为6个，减速比值即为5×5＝25，当凸部结构131’的第一齿部的个数为6个时，凹部结构132’的第二齿部的个数为7个，减速比值即为6×6＝36，当凸部结构131’的第一齿部的个数为7个时，凹部结构132’的第二齿部为8个，减速比值即为7×7＝49(如图12所示)。
本实施例减速机1的第四种形式即为减速机1’的转轮13’上的凹部结构132’的第二齿部的个数比凸部结构131’的第一齿部的个数多一个，且第一滚柱轮组12’转动，第二滚柱轮组14’为不转动，例如当凸部结构131’的第一齿部的个数为n个时，则凹部结构132’的第二齿部的个数为n+1个，且第一滚柱121’个数为n-1，而第二滚柱141’个数为n，而在第四种形式下，动力输入端与动力输出端的转动方向将不同，且减速机1的减速比值为(n+1)×(n-1)，其中n实际上为大于1的整数。请参阅图13，其为本发明的减速机于第四种形式下的作动时序示意图，如图所示，举例而言，在第四种形式下，若转轮13’的凸部结构131’的第一齿部的个数为4个而凹部结构132’的第二齿部的个数为5个的情况下，则本实施例的减速机1’作动时序示意图即如图13所示，其中图13所示的每一个运转状态与下一个运转状态的时序间隔为第一传动轴10转动四分之一圈，而此时减速机1’的减速比值即为(4+1)×(4-1)＝15。其中n实际上为大于1的整数。
而由上述内容可得知，在凸部结构131’的第一齿部及凹部结构132’的第二齿部之间的个数差异为一个的情况下，本实施例减速机1’的形式一至形式四可如下表所呈现，其中在第一形式下，第一滚柱轮组12’不转动而第二滚柱轮组14’转动，在第二形式下，第一滚柱轮组12’转动而第二滚柱轮组14’不转动，在第三形式下，第一滚柱轮组12’不转动而第二滚柱轮组14’转动，在第四形式下，第一滚柱轮组12’转动而第二滚柱轮组14’不转动：
当然，本实施例的减速机1’并不局限于凸部结构131’的第一齿部及凹部结构132’的第二齿部之间的个数差异为一个，亦可相差多个，然不论第一齿部及第二齿部之间的个数差异为多少个，本实施例的减速机1’皆同样如上所述可区分为四种形式，且可以两种通例计算公式而得到减速机1’的四种形式的减速比值，以下将再进一步说明。
首先，当第一滚柱轮组12’不转动，而第二滚柱轮组14’为转动，且减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多k个，又k为正整数时，则减速机1’即如上所述为第一种形式，此时动力输入轴与动力输出轴的转动方向不同，再者，若凸部结构131’的第一齿部的个数为n个，则减速机1’的减速比值为︱-n×(n-k-1)/k︱，其中n为大于2的整数，且n-k需大于1。
以凸部结构131’的第一齿部的个数n等于8为例，若减速机1的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多1个，亦即k＝1时，则减速机1’的减速比值为︱-8×(8-1-1)/1︱＝48，若减速机1的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多2个，亦即k＝2时，则减速机1的减速比值为︱-8×(8-2-1)/2︱＝20(如图14所示)，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多3个，亦即k＝3时，则减速机1的减速比值为︱-8×(8-3-1)/3︱＝32/3，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多4个，亦即k＝4时，则减速机1的减速比值为︱-8×(8-4-1)/4︱＝6，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多5个，亦即k＝5时，则减速机1’的减速比值为︱-8×(8-5-1)/5︱＝3.2(如图15所示)。
当第一滚柱轮组12’不转动，而第二滚柱轮组14’转动，且减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多k个，又k为负整数时，则减速机1’即如上所述为第三种形式，此时动力输入轴与动力输出轴的转动方向相同，再者，若凸部结构131’的第一齿部的个数为n个时，则减速机1’的减速比值为|-n×(n-k-1)/k|，其中n为大于1的整数，且n-k需大于2。
以凸部结构131’的第一齿部的个数n等于8为例，若减速机1的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多-1个(亦即少一个)，即k＝-1时，则减速机1的减速比值为|-8×(8+1-1)/(-1)|＝64，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多-2个(亦即少两个)，即k＝-2时，则减速机1’的减速比值为|-8×(8+2-1)/(-2)|＝36(如图16所示)，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多-3个(亦即少三个)，即k＝-3时，则减速机1’的减速比值为∣8×(8+3-1)/(-3)∣＝80/3，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多-4个(亦即少四个)，即k＝-4时，则减速机1的减速比值为∣8×(8+4-1)/(-4)∣＝22，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多-5个(亦即少五个)，亦即k＝-5时，则减速机1’的减速比值为∣8×(8+5-1)/(-5)∣＝19.2(如图17所示)。
由上可推得，减速机1’在第一种形式及第三种形式时，减速机1’的减速比值为︱-n×(n-k-1)/k︱，其中在第一种形式中，n为大于2的整数，而在第三种类型中，n为大于1的整数，且由于凸部结构131’的第一齿部的个数不同于凹部结构132’的第二齿部的个数，而第一齿部的个数及第二齿部的个数皆至少两个以上，故实际上k需为不等于0的整数，且在第一种形式中，n-k需大于1，而在第三形式中n-k需大于2。此外，减速机1’在上述第一种形式及第三种形式的减速比值︱-n×(n-k-1)/k︱的公式中，若在绝对值内的数值为正值，则代表动力输入轴与动力输出轴的转动方向相同，反之，若在绝对值内的数值为负值，则代表动力输入轴与动力输出轴的转动方向不同。
当第一滚柱轮组12’转动，而第二滚柱轮组14’不转动，且减速机1的转轮13上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多k个，又k为正整数时，则减速机1’即如上所述为第二种形式，此时动力输入轴与动力输出轴的转动方向将相同，且若凸部结构131’的第一齿部的个数为n个时，则减速机1’的减速比值为|(n-1)×(n-k)/k|，其中n为大于2的整数，且n-k需大于1。
以凸部结构131’的第一齿部的个数n等于8为例，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多1个，亦即k＝1时，则减速机1’的减速比值为|(8-1)×(8-1)/1|＝49，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多2个，亦即k＝2时，则减速机1的减速比值为|(8-1)×(8-2)/2|＝21(如图18所示)，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多3个，亦即k＝3时，则减速机1’的减速比值为|(8-1)×(8-3)/3|＝35/3，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多4个，亦即k＝4时，则减速机1的减速比值为|(8-1)×(8-4)/4|＝7，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多5个，亦即k＝5时，则减速机1’的减速比值为|(8-1)×(8-5)/5|＝4.2(如图19所示)。
当第一滚柱轮组12’转动，而第二滚柱轮组14’不转动，且减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多k个，又k为负整数时，则减速机1’即如上所述为第四种形式，此时动力输入轴与动力输出轴的转动方向将不同，且若凸部结构131’的第一齿部的个数为n个时，则减速机1’的减速比值为︱(n-1)×(n-k)/k︱，其中n为大于1的整数，且n-k需大于2。
以凸部结构131’的第一齿部的个数n等于8为例，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多-1个(亦即少一个)，即k＝-1时，则减速机1的减速比值为∣(8-1)×(8+1)/(-1)∣＝63，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多-2个(亦即少两个)，即k＝-2时，则减速机1’的减速比值为∣(8-1)×(8+2)/(-2)∣＝35(如图20所示)，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多-3个(亦即少三个)，亦即k＝-3时，则减速机1’的减速比值为∣(8-1)×(8+3)/(-3)∣＝77/3，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多-4个(亦即少四个)，亦即k＝-4时，则减速机1’的减速比值为∣(8-1)×(8+4)/(-4)∣＝21，若减速机1’的转轮13’上的凸部结构131’的第一齿部的个数比凹部结构132’的第二齿部的个数多-5个(亦即少五个)，亦即k＝-5时，则减速机1的减速比值为∣(8-1)×(8+5)/(-5)∣＝18.2(如图21所示)。
由上亦可推知，减速机1’在第二种形式及第四种形式时，减速机1’的减速比值为︱(n-1)×(n-k)/k︱，其中在第二种形式中，n为大于2的整数，而在第四种类型中，n为大于1的整数，且由于凸部结构131’的第一齿部的个数不同于凹部结构132’的第二齿部的个数，又第一齿部的个数及第二齿部的个数皆至少两个以上，故实际上k需为不等于0的整数，且在第二种形式或第四种形式中，n-k需大于1。此外，在上述减速机1’的第二种形式及第四种形式的减速比值︱(n-1)×(n-k)/k︱的公式中，若在绝对值内的数值为正值时，则代表动力输入轴与动力输出轴的转动方向相同，反之，若在绝对值内的数值为负值时，则代表动力输入轴与动力输出轴的转动方向不同。.
由上可知，本发明的减速机1’为二阶形式的内内摆线减速机，其减速比比值为︱-n×(n-k-1)/k︱或︱(n-1)×(n-k)/k︱，且公式中的分母k等于凸部结构131’的第一齿部的个数与凹部结构132’的第二齿部的个数的差值，因此在内内摆线减速机的第一齿部的个数与第二齿部的个数分别与前述外内摆线或内外摆线的减速机的摆线盘的齿部的个数相同的条件下，本发明的减速机1’的减速比的比值实因公式中的分母为凸部结构131’的第一齿部的个数与凹部结构132’的第二齿部的个数之间的差值，而非如外内摆线或内外摆线的减速机的减速比值公式的分母为与动力输入轴有连动关系的摆线轮的齿部的个数及与动力输出轴有连动关系的摆线轮的齿部的个数的总和，故本实施例的减速机1’的减速比值相对于外内摆线减速机或内外摆线减速机较高，亦即可以获得更高的减速比值。
当然依前述的教示，本发明的内内摆线型减速机亦可有不同的实施方式，例如在图1或图3所示的实施例中，可利用两个转轮(以下称第一转轮及第二转轮)来取代单一转轮13’，第一转轮及第二转轮具有圆形的外周，且第一转轮具有第一本体，第一本体上具有第一连动结构(例如可类似于图1和图2所示的凹部结构132’)，第一连动结构与多个第一滚柱121’相邻设，且第一连动结构由第一本体表面的中间区域凹陷所形成，此外，第一连动结构具有多个第一齿部，第一齿部与多个第一滚柱121’相配合，且第一滚柱121’的个数比第一齿部的个数多至少一个，至于第二转轮具有第二本体，第二本体上具有第二连动结构((例如可类似于图1和图3所示的凹部结构132’)，第二连动结构与多个第二滚柱141’相邻设，且第二连动结构由第二本体表面的中间区域凹陷所形成，此外，第二连动结构具有多个第二齿部，第二齿部与多个第二滚柱141’相配合，且第二滚柱141’的个数比第二齿部的个数多至少一个。而上述包含两个转轮结构的减速机也同样属于内内摆线型减速机。
再者，在前述减速器1’中，动力输入端(例如，第一传动轴10’)可由两个深沟球轴承(未示出)支撑，再者，第一传动轴10’的轴心可由两个深沟球轴承支撑，并且两个深沟球轴承位于转轮13’的两个相对侧，因此，在旋转期间，第一传动轴10’的径向偏离减小，并且施加到轴心的转轮13’的径向力被散射。此外，由于轴心的尺寸是均匀的，所以在第一传动轴10’上没有安装旋转轮13’的部分可以减小直径，因此在这种情况下，较佳可使用空心轴，故使减速机1’的应用更多样化。此外，减速器1’的动力输入端(例如，第一传动轴10’)可选地配备有重物块(未示出)，因此当第一传动轴10’以高速旋转时，虽因偏心驱动转轮13’而产生径向力，然由于重物块地设置，转轮13’的径向力是平衡的，如此一来，依据不平衡力而由第一传动轴10’所引起的振动将被减小，使得本发明的减速器1’的操作可更平滑。而于其它实施例中，重物块具有突出结构(未示出)，突出结构可为但不限于圆形，正方形或任何其它合适的形状。此外，重物块还可以与第一传动轴10’组装或与第一传动轴10’或一体成形。再者，根据实际需求，重物块可以安装在第一传动轴10’的任何轴向位置
另外，于一些实施例中，偏心轴11’与第二传动轴15’可为但不限于以联轴器来耦合。此外，可于本体130’上介于凹部结构132’及凸部结构131’的外环面之间的区域，即前述的厚部区域挖洞，由此取得转轮13’在转动时的动平衡。
再者，若本发明的减速机1’应用于马达装置中时，若需要第一滚柱轮组12’不转动，例如在第一形式或第三形式中，则可利用将第一滚柱轮组12’固设于马达装置的一壳体上来实现，反之，若需要第二滚柱轮组14’不转动，例如在第二形式或第四形式中，则可利用将第二滚柱轮组14’固设于马达装置的壳体上来实现。
综上所述，本发明提供一种减速机，其中减速机的转轮具有可与第一滚柱轮组的多个第一滚柱相接触的第一连动结构及可与第二滚柱轮组的多个第二滚柱相接触的二连动结构，使得减速机可以相似于谐波式减速机的推挤运动来进行运作，故本发明的减速机具有机械结构简单，部件数少，组装容易，成本较低等优点。此外，本发明的转轮可通过凹部结构的设计而降低整体的厚度，使减速机的体积及重量较小。再者，本发明的减速机通过多个第一滚柱及多个第二滚柱夹持转轮上的厚部区域，故转轮与第一滚柱及多个第二滚柱之间的间隙可有效控制，同时转轮亦因厚部区域而加强刚性，故相较于谐波式减速机，本发明减速机的转轮具有较耐冲击而使用寿命亦较长的优点。是以由上可知，本发明的减速机同时具有谐波式减速机及rv减速机的优点。再者，由于本发明的减速机为内内摆线减速机，又各自具有四种形式，故可产生不同的减速比值规格，相较于公知外内摆线减速机或内外摆线减速机，本发明的减速机实现高减速比值。