他联接器。
[0056] 此外，在输入轴2以高的每分钟转数旋转时，上述减速器10会振动。这是因为输入 轴2的倾斜轴部26、轴承61和第二齿轮4形成的摆动部的重心从输入旋转轴70偏心（在 倾斜旋转轴71上从基准点72向纸面的右手方向移位）。作为对策，例如如图6Α至6D所 示，合适的是设置配重或类似物，从而将摆动部的重心设定在基准点72的位置或者至少输 入旋转轴70上。
[0057] 具体地，图6Α和6Β示出了设置配重65以将重心设定在输入旋转轴70上的一个 示例。作为另一种方法，可以采用由下面描述的球状模型示出的齿轮机构，其中由于炜度偏 移（latitude offset)形成不同于180度的顶角，使得基准点72通过在纸面的右手方向移 位而与摆动部的重心一致。在这种情况下，能够得到比在设置额外的配重的情况下更大的 轻量化和小型化。此外，图6C和6D示出了增加反相位的第二配重66以确保所谓的双平面 平衡状态。在这种情况下，还能够抑制由于摆动运动导致的振动，因此能够输入高速旋转。
[0058] 〈第二实施例〉
[0059] 接着，参考图7A、7B至图IlAUlB以及图1描述根据本发明第二实施例的机械手 装置500A。根据第二实施例的机械手装置500A包括与第一实施例不同的减速器。因而，在 第二实施例中，主要描述与第一实施例的不同即减速器，与第一实施例相同的其他元件用 相同的附图标记表示，不再描述。
[0060] 如图1所示，机械手装置500A包括用于执行如工件W装配的各操作的关节型机械 手100A、控制单元200和示教器300。关节型机械手100A包括六轴关节型机械手臂IOlA 和末端执行器102,机械手臂IOlA包括底座部103、多个连杆121至126、以及多个关节111 至116。多个关节111至116每一个都包括驱动马达（未示出）、编码器（未示出）以及用 于减小驱动马达的输出从而增大驱动马达的转矩的减速器IOA。
[0061] 接着，参考图7A、7B至图IlAUlB描述根据第二实施例的减速器10A。首先，参考 图7A、7B和8A至8C描述减速器IOA的示意性结构。图7A和7B是根据第二实施例的减速 器IOA的说明图。图8A至8C是根据第二实施例的减速器IOA的减速传动装置的视图。
[0062] 如图7A和7B所示，根据第二实施例的减速器IOA的第二齿轮4A与固定的第一齿 轮3A啮合同时可摆动，其不仅包括齿46A还包括在对向侧的齿47A以便与第三齿轮5A啮 合。这两对齿轮机构的齿廓相应于齿轮机构中炜度偏移被设定为使得基准点72A被共享的 齿廓。齿36A、齿46A、齿47A和齿57A的数量分别被设定为Zl、Zl+1、Z2+1以及Z2。
[0063] 第三齿轮5A与输出轴50A直接联接，并由具有高刚性的交叉滚子轴承51A可枢转 地支撑。在第二实施例中，两对齿轮机构的炜度偏移设定为大体上彼此相等，使得输入轴的 倾斜轴部26A、轴承61A和62A以及第二齿轮4A组成的摆动部的重心与基准点72A -致。
[0064] 如图8A至8C所示，第一齿轮3A的齿36A和第二齿轮4A的齿46A之间的啮合位 置彼此相位相差半个节距，第二齿轮4A的齿47A和第三齿轮5A的齿57A之间的啮合位置 彼此相位差半个节距。因而，在图8A所示的位置，第一齿轮3A的齿36A和第二齿轮4A的 齿46A彼此同相，其齿顶部的远端保持彼此接触。同时，第二齿轮4A的齿47A和第三齿轮 5A的齿57A以半个节距的相位差彼此深深地啮合。此外，在图8B所示的位置，第一齿轮3A 的齿36A和第二齿轮4A的齿46A以1/4节距的相位差彼此松弛地啮合，第二齿轮4A的齿 47A和第三齿轮5A的齿57A以1/4节距的相位差彼此松弛地啮合。此外，在图8C的位置， 第一齿轮3A的齿36A和第二齿轮4A的齿46A以半个节距的相位差彼此深深地啮合。同时， 第二齿轮4A的齿47A和第三齿轮5A的齿57A彼此同相，其齿顶部的远端保持彼此接触。
[0065] 在它们之间的其他相位，齿36A、齿46A、齿47A以及齿57A彼此改变相位，因此改 变啮合深度。这样，第一齿轮3A和第二齿轮4A、第二齿轮4A和第三齿轮5A大体上在其全 周上保持彼此接触。
[0066] 现在，参考图9、图IOA和IOB描述第一齿轮3A的齿36A和第二齿轮4A的齿46A、 第二齿轮4A的齿47A和第三齿轮5A的齿57A大体上在其全周上保持彼此接触的原理。图 9是用于计算减速传动装置的凸齿廓曲线的说明图。图IOA和IOB是示出了点C的半圆形 轨迹的曲线。
[0067] 如图9所示，Zp轴相应于输入轴70A，Zq轴相应于倾斜旋转轴71A。Zq轴相对Zp 轴以倾角η倾斜，原点〇相应于基准点72A。公共X轴在与包括Zp轴和Zq轴的平面垂直 的方向延伸。通过这种方式，形成X-Yp-Zp坐标系和X-Yq-Zq坐标系。在第二实施例中，代 替圆柱形考虑围绕作为中心的原点〇具有半径R的球体。
[0068] 接着，这里考虑的点P和Q(也被称为齿基准点）相对于作为坐标系的相应的赤 道面的X-Yp平面和X-Yq平面以炜度偏移坐标kp和kq在小圆（也被称为基准节圆）上 分别从Yp轴方向和Yq轴方向的正侧沿顺时针方向匀速移动。当第一齿轮3A具有Z个 齿，第二齿轮4A具有Z+n个齿（n = 1)时，点P和Q的经度坐标能够分别用(pp=2?rt/Z和 (pq=27rt/(Z+l) (t:参数）表达。
[0069] 在这种情况下，在将点P和Q彼此连接的大圆上的圆弧L上的点C设定为啮合点， 然后计算点C在以点P和Q作为球面原点的xp-yp移动坐标系和xq-yq移动坐标系中的轨 迹。正如在上述圆柱模型的情况下那样，当点C的轨迹在每个移动坐标系中沿每个齿顶部 的凸出形状移动并且在齿轮相对啮合基准点彼此更深啮合的一侧上的齿廓曲线均相应于 与沿每个移动坐标系中每个齿顶部的凸出形状的轨迹一致的外切线（凹进形状）时，能够 获得大体上在其全周上彼此啮合的齿廓。此外在该球形模型的情况下，齿轮也如图5A至5E 所示地啮合。注意，xp-yp移动坐标系和xq-yq移动坐标系处于相同的球面中，因此不仅基 于外接曲面，而且基于外切线，都能够获得精确求解。
[0070] 注意，齿顶部的具体齿廓曲线不能用在上述圆柱形模型的情况下的简单表达式来 表达，因此为了简化描述没有在这里描述。然而，为了获得具体的齿廓曲线，仅需要的是计 算点C的坐标，然后计算点C的坐标和点P和Q的坐标之间的差。这里，描述计算结果的示 例。图IOA和IOB示出了在齿数Z和Z+1分别为49和50、倾角η为4度、炜度偏移位置kp 和kq都是_8度的情况下点C在xp-yp移动坐标系和xq-yq移动坐标系中的半圆形轨迹。 各个横坐标轴表示χρ轴和xq轴，各个纵坐标轴表示yp轴和yq轴，以弧度为单位。得到的 齿廓的齿顶比以重叠方式示出的余弦函数的齿廓的齿顶更厚（0度周围）。此外，点C设定 为圆弧的中点，因此两个齿顶部的齿廓彼此相同，每一个都具有一致的强度。可替换地，点 C例如可被设定作为等比分割点，从而形成不同的齿廓。例如，当以齿数的反比例划分圆弧 时，能够形成相似的齿廓。
[0071] 在圆柱模型的情况下，啮合状态如下移动。在0度的经度方向，齿顶的远端保持彼 此接触。随着旋转，齿顶的凸出部在啮合点81彼此啮合。如图5C所示的在大约±90度的 方向彼此啮合的凸出部进入如图所示的啮合状态，在图所示的啮合状态中，凸出部在 接触点83和84彼此啮合。在±180度的方向，凸出部进入图5E的最深啮合状态。
[0072] 注意，当如上所述地设定炜度偏移时，齿廓比余弦齿廓稍微更厚或更薄。因而，图 5C的单点接触被切换到双点接触的相位可从90度的方向移位10度以上。然而，这类情况 包括在本发明的要点的"在90度方向位置附近（边界位置附近）的定义。
[0073] 通过这种方式，能够用球形模型设定炜度偏移，因此能够提供具有不同于180度 的顶角的齿轮。因而，能够以更高的自由度设计具有优异性能的根据本发明的齿轮机构。
[0074] 此外，本发明的齿轮机构可以在被引入到各种机械装置（例如采用如图12所示的 平行偏移布置的机构）中时使用，在所述平行偏移布置中，齿轮机构361和461设置在输入 轴301和中间轴401之间，齿轮机构362和462设置在中间轴401和输出轴302之间。当 齿轮机构361、461和齿轮机构362、462具有相同的结构时，输入轴和输出轴彼此平行并以 相同的每分钟转数旋转。当然，当输入轴和输出轴彼此不平行或者以不同的每分钟转数旋 转时，只要根据这类设计条件应用本发明即可。例如，当在用于吸收船舶的发动机和螺杆之 间的轴高差的传动机构中使用本发明的齿轮机构时，本发明的齿轮机构的直径比传统的齿 轮机构和万向节小，因此能够节省空间、减轻质量和减小成本。
[0075] 接着，参考图7A、7B和8A至8C描述用具有上述两对齿轮机构的减速器IOA的减 速操作。首先，当输入轴2A执行一次旋转时，第二齿轮4A执行一次摆动运动。此时，第二 齿轮4A相对于第一齿轮3A以36(V(Z1+1)度周转。同时，第三齿轮5A和第二齿轮4A通 过摆动周转。换句话说，该结构配置成用第二齿轮机构传递第二齿轮4A的周转。能够用 1-(Z1(Z2+1)V((Z1+1)Z2)表示由这种类型的结构得到的减速比。例如，在Zl = 24、Z2 = 48的情况下，得到减速比1/50。可替换地，例如，在Zl = 48、Z2 = 49的情况下，能够得到 减速比1/2401。这种类型的减速器能够在单个步骤中提供从大约1/20的低减速比到数千 分