斜形轮齿装置和方法
阅读：97发布：2020-05-11
专利汇可以提供斜形轮齿装置和方法专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本 发明 提供一种斜形 轮齿 装置及方法。根据优选 实施例 ，该装置包括具有多个内轮齿的大致环形的内 齿轮 。该内轮齿限定出大致斜形的截面。该装置进一步包括具有多个外轮齿的大致环形的 外齿 轮。该外轮齿大致限定出平行截面。该外轮齿与内齿轮的内轮齿 啮合 ，使得外轮齿与内轮齿在施加正或负输入 扭矩 时对准。，下面是斜形轮齿装置和方法专利的具体信息内容。
1.一种行星齿轮组的齿轮部件，包括：
前表面；
大体上与所述前表面相对的后表面；和
轴向布置在前表面和后表面之间的多个第一轮齿，所述多个第一轮齿中的 每一个都包括：
第一端部；
大体上与所述第一端部相对的第二端部；和
限定在第一和第二端部之间的相对的斜形侧部，所述相对的斜形侧部设置 为使所述端部中的一个比所述端部中的另一个窄；
其中：相对的侧部的斜度设置为适应行星齿轮组的偏转，这样当施加输入 扭矩时，多个第一轮齿将与多个第二轮齿对准，并且多个第一轮齿与多个第二 轮齿进行啮合，因此使齿轮噪声达到最小并且使齿轮部件的耐久性达到最大。
2.如权利要求1所述的齿轮部件，其特征在于齿轮部件为行星齿轮组中的 内齿轮部件。
3.如权利要求1所述的齿轮部件，其特征在于齿轮部件为行星齿轮组中的 外齿轮部件。
4.一种具有第一和第二轮齿的齿轮组，每个齿都具有相互之间为承载关系 的可承载侧部；其中所述齿中的一个在负载时相对于所述齿中的另一个是可倾 斜的；其中所述齿中的一个相对于所述齿中的另一个充分配置为导致所述可承 载侧部在所述齿中的至少一个承受负载而倾斜时相互之间实现充分对准的接 触。
5.如权利要求4所述的齿轮组，其特征在于所述齿中的所述一个配置成梯 形截面。
6.如权利要求5所述的齿轮组，其特征在于所述可承载侧部中的至少一个 相对于所述侧部中的另一个变斜。
7.如权利要求6所述的齿轮组，其特征在于所述齿轮组为行星齿轮组。
8.一种减少齿轮噪声的方法，所述噪声由使用螺旋齿轮组的自动变速装置 在驱动和惯性转动状态下产生，并且所述螺旋齿轮组具有彼此可倾斜地相互啮 合接触的内齿轮和外齿轮，所述方法包括：
使所述齿轮中的至少一个沿其长度充分地变斜以适应齿轮倾斜并且使相互 啮合齿轮之间的接触增大。
9.如权利要求8所述的方法，其特征在于所述至少一个齿轮为所述内齿轮。
10.如权利要求8所述的方法，其特征在于所述至少一个齿轮为所述外齿 轮。
技术领域
背景技术
当行星齿轮组处于负载状态，即使在较轻的负载下也将通常处于齿轮噪音 环境，行星架将偏转且不完全刚性的行星齿轮轴承将产生轻微移动。结果，行 星齿轮系的齿轮可能在负载下不能保持完全平行。换句话说，在实际工作情况 下，理论上完全啮合的齿轮不在齿侧面的中点处彼此接触。这种错位能改变轮 齿上的负载分布，由此增大齿轮噪音和降低耐久性。
发明内容
本发明提供一种斜形轮齿装置。根据优选实施例，装置包括具有多个内轮 齿的大致环形的内齿轮。该内轮齿限定了大致斜形的截面。就是说，每个内齿 的左齿侧面和右齿侧面的螺旋线不平行。装置进一步包括具有多个外轮齿的大 致环形的外齿轮。该外轮齿限定了大致平行的截面。就是说，每个外齿的左齿 侧面和右齿侧面的螺旋线大致平行。外轮齿与内齿轮的内轮齿啮合，使得外轮 齿在施加正或负输入扭矩时与内轮齿对准。根据可选实施例，内轮齿为大致平 行的而外轮齿为斜形。
本发明的上述特征和优点以及其它的特征和优点将在接下来结合附图对本 发明的最佳实施例的详细描述中得到显现。
本发明的上述特征和优点以及其它的特征和优点将在接下来结合附图对本 发明的最佳实施例的详细描述中得到显现。
附图说明
图1为根据本发明的外齿轮与内齿轮啮合的示意图；
图2a为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了没有负载施加 到轮齿上时的现有技术的轮齿配置；
图2b为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了正输入扭矩施 加到轮齿上时的现有技术的轮齿配置；
图2c为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了负输入扭矩施 加到轮齿上时的现有技术的轮齿配置；
图3a为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱截面图，其显示了没有负载施加到 轮齿上时的根据优选实施例的轮齿配置；
图3b为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了正输入扭矩施 加到轮齿上时的根据图3a的优选实施例的轮齿配置；
图3c为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了负输入扭矩施 加到轮齿上时的根据图3a的优选实施例的轮齿配置；
图4a为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了没有负载施加 到轮齿上时的根据可选实施例的轮齿配置；
图4b为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了正输入扭矩施 加到轮齿上时的根据图4a的可选实施例的轮齿配置；
图4c为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了负输入扭矩施 加到轮齿上时的根据图4a的可选实施例的轮齿配置。
图2a为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了没有负载施加 到轮齿上时的现有技术的轮齿配置；
图2b为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了正输入扭矩施 加到轮齿上时的现有技术的轮齿配置；
图2c为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了负输入扭矩施 加到轮齿上时的现有技术的轮齿配置；
图3a为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱截面图，其显示了没有负载施加到 轮齿上时的根据优选实施例的轮齿配置；
图3b为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了正输入扭矩施 加到轮齿上时的根据图3a的优选实施例的轮齿配置；
图3c为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了负输入扭矩施 加到轮齿上时的根据图3a的优选实施例的轮齿配置；
图4a为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了没有负载施加 到轮齿上时的根据可选实施例的轮齿配置；
图4b为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了正输入扭矩施 加到轮齿上时的根据图4a的可选实施例的轮齿配置；
图4c为沿着外齿轮和内齿轮的节圆柱的截面图，其显示了负输入扭矩施 加到轮齿上时的根据图4a的可选实施例的轮齿配置。
具体实施方式
根据附图，图1示出依照本发明的内齿轮10和外齿轮12。依照优选实施 例，内齿轮10为行星齿轮组的齿圈构件，外齿轮12为行星齿轮组的行星齿轮 构件(小齿轮)。内齿轮10大致为环形并且包括多个内置轮齿14。内齿轮10 还包括前表面部分16和后表面部分18。外齿轮12大致为环形且包括多个外置 轮齿20。外齿轮12还包括前表面部分22和后表面部分24。
根据图2a，显示出传统的内齿轮与传统的外齿轮啮合的截面图。该截面 图显示了没有负载作用在齿轮上时的情况。在图2a-c中使用相似的附图标记表 示图1中的相似部件。例如，后缀“a”加在附图标记后以识别不同实施例中 的相似部件。图2a的截面图显示了设置在轮齿14a’和14a”之间的轮齿20a’。
每个轮齿14a’和14a”都包括第一端部30，第二端部32，和相对的侧部 或齿侧面34。第一端部30大致平行于第二端部32，并且相对的侧部34相互 之间大致平行，使得图2a中显示的齿14a’和14a”的截面图限定了平行四边 形。侧部34限定了轮齿14a’和14a”的长度L1。
轮齿20a’包含第一端部36，第二端部38，和相对的侧部或齿侧面40。 第一端部36大致平行于第二端部38，且相对的侧部40相互之间大致平行，使 得图2a中显示的齿20a’的截面图限定了平行四边形。侧部40限定了轮齿20a’ 的长度L2。如图2a所示，当没有负载作用在这些齿轮上时，轮齿14a’，20a’， 和14a”相互之间大致平行。出于本公开的目的，轮齿在它们的相邻侧部(如 侧部34和40)平行时可视为平行且对准的。
应当意识到，图2a显示的平行轮齿的对准设计是用来使噪声最小化和使 耐久性最大化。当这种平行对准的齿轮啮合时，在它们之间传递的作用力在轮 齿20a’与轮齿14a’或14a”啮合时分布在轮齿20a’的全部长度L2上。此 外，该作用力大致均匀地分布在轮齿14a’或轮齿14a”的长度L1上，使得峰 值作用力位于第一端部30和第二端部32之间大约中间的位置。已经注意到， 通过在更大的接触面积上分布传递力和将施加给轮齿的作用力集中于中心，噪 声被最小化并且耐久性被最大化。
还可以看到的是，当这些齿轮处于负载状态，行星架(未示出)将偏转且 行星小齿轮轴承(未示出)将变得轻微限制，这样传统外齿轮的轮齿20a’可 能移动或倾斜。作为这种倾斜的结果，齿14a’，20a’，和14a”将在负载下变 成没有对准。
如图2b所示，在例如驱动状态中承受的正输入扭矩在传统的内齿轮和外 齿轮之间进行传递，齿20a’，14a”变得没有对准。更确切地，齿20a’倾斜， 这样齿20a’和14a”不再平行，且只有齿20a’的一部分与齿14a”啮合。因 此，在齿20a’和14a”之间的传递的作用力分布在较小的接触面上，且该作 用力没有位于齿14a”的长度L1的中间。因此，噪声没有最小化和耐久性没 有最大化。
如图2c所示，在例如惯性转动状态中承受的负输入扭矩在传统的内齿轮 和外齿轮之间进行传递，齿20a’，14a’变得没有对准。更确切地，齿20a’ 倾斜，这样齿20a’和14a’不再平行，且只有齿20a’的一部分与齿14a’啮 合。因此，在齿20a’和14a’之间的传递的作用力分布在较小的接触面上， 且该作用力没有位于齿14a’的长度L1的中间。因此，噪声没有最小化和耐 久性没有最大化。
根据图3a，截面图显示出当没有负载施加在齿轮10，12(图1所示)上 时轮齿20a’布置在齿14’和齿14”之间。使用在图3a-c上相似的附图标记 参考图1上的相似部件。
每个轮齿14’和14”都包括第一端部50，第二端部52，和相对的侧部或 齿侧面54。轮齿14’和14”为斜形，这意味着每个齿14’和14”上相对的 侧部54都具有不平行的螺旋线。根据优选实施例，第一端部50大致平行于第 二端部52。此外，第二端部52比第一端部50更宽，这样相对的侧部54从后 向前向内变斜。与平行的第一和第二端部50，52结合的侧部54的斜形配置大 体上配置为限定了图3a所示的轮齿14的梯形截面。侧部54限定了轮齿14’ 和14”的长度L3。
轮齿20’包括第一端部56，第二端部58，和相对的侧部60。轮齿20’ 大体上为平行的，这意味着轮齿20’上相对的侧部60具有平行的螺旋线。如 图3a所示，第一端部56大致平行于第二端部58，相对的侧部60相互之间大 致平行，这样齿20’的截面限定为平行四边形。侧部60限定了轮齿20’的长 度L4。
如图3a所示，当没有负载施加在齿轮10，12(图1所示)上，轮齿14’， 20’，和14”相互之间不平行。然而，应当理解，当没有负载作用在齿轮10， 12上时，噪声和耐久性是不那么重要的考虑因素，由此齿14’，20’，和14” 的没有对准通常不会产生问题。
如图3b所示，在例如驱动状态下承受的正输入扭矩在齿轮10和12(图1 所示)之间进行传递，轮齿20’和14”变成对准，由此它们相互平行。轮齿 20’和14”的对准归因于由正输入扭矩的传递所造成的行星架(未示出)的 偏转。行星架(未示出)的偏转传递给外齿轮12，由此导致齿20倾斜并且使 轮齿20’和14”对准。换句话说，选择轮齿14”的侧部54的斜度值来补偿 在施加正输入扭矩期间轮齿20’的倾斜。由于轮齿20’和14”在施加正输入 扭矩期间对准，轮齿20’的全部长度L4在啮合过程中与轮齿14”接触。因此， 当轮齿20’与轮齿14”啮合时，在轮齿20’和14”之间的传递的作用力分布 在轮齿20’的全部长度L4上。此外，该作用力大致均匀地分布在轮齿14”的 全部长度L3上，这样峰值作用力大约位于第一端部50和第二端部52的中间。 由此，噪声最小化并且耐久性最大化。
如图3c所示，在例如惯性转动状态下承受的负输入扭矩在齿轮10和12 (图1所示)之间进行传递，轮齿20’和14’变成对准。轮齿20’和14’的 对准与上面所描述的图3b中对应的轮齿20’和14”相类似，然而，由于输入 扭矩是负的，行星架(未示出)的偏转导致齿20’与轮齿14’而不是与轮齿 14”进行对准。由于轮齿20’和14’在施加负输入扭矩期间对准，轮齿20’ 的全部长度L4在啮合过程中与轮齿14’接触。因此，在轮齿20’和14’之 间传递的作用力当轮齿20’与轮齿14’啮合时分布在轮齿20’的全部长度L4 上。此外，该作用力大致均匀地分布在轮齿14’的全部长度L3上，这样峰值 作用力大约位于第一端部50和第二端部52的中间。由此，噪声最小化并且持 久性最大化。
图4a显示了根据本发明的替换的实施例，内齿轮10的齿14大致为平行 的而外齿轮12的齿20为斜形以容纳行星架(未示出)的偏转，其内容将在后 面内容中进行详细描述。在图4a-c中使用的相似的附图标记表示图1中的相似 部件。例如，后缀“b”加在附图标记后以识别不同实施例中相似的部件。图 4a的截面图描述了外齿轮12(图1所示)的轮齿20b’，其布置在内齿轮10 (图1所示)连续的轮齿14b’和14b”之间且没有负载施加在轮齿14b’，20b’， 和14b”上。
每个轮齿14b’，14b”都包括第一端部70，第二端部72，和相对的侧部 74。每个轮齿14b’和14b”都为大致平行的，这意味着每个齿14b’，14b” 相对的侧部74具有平行的螺旋线。参照图4a，第一端部70大致平行于第二端 部72，并且相对的侧部74相互之间大致平行，这样齿14b’，14b”的截面限 定了平行四边形。侧部74限定了轮齿14b’，14b”的长度L5。
轮齿20b’包括第一端部76，第二端部78，和相对的侧部80。轮齿20b’ 为斜形，这意味着齿20b’上相对的侧部80具有不平行的螺旋线。根据可选的 实施例，第一端部76大致平行于第二端部78。此外，第二端部78比第一端部 76更宽，这样相对的侧部80从后往前向内变斜。与平行的第一和第二端部76， 78相结合的侧部80的斜形配置通常限定了如图4a所示的齿20b’的梯形截面。 侧部80限定了轮齿20b’的长度L6。
如图4a所示，当没有负载施加在齿轮10，12(图1所示)上时，轮齿14b’， 20b’，和14b”相互之间不平行。然而，应当理解，当没有负载作用在齿轮10， 12上时，噪声和耐久性为不那么重要的考虑因素，使得齿14b’，20b’，和 14b”的未对准通常不会产生问题。
如图4b所示，在例如驱动状态下承受的正输入扭矩在齿轮10和12(图1 所示)之间进行传递时，轮齿20b’和14b”变成对准。轮齿20b’和14b”的 对准与前述的图3b所示的轮齿20’和14”的对准相似，然而，根据图4b所 示的可选实施例，轮齿20b’的斜度适于适应行星架的偏转。换句话说，选择 轮齿20b’的侧部80的斜度值以补偿轮齿20b’在施加正输入扭矩期间的倾斜。 由于轮齿20b’和14b”在施加正输入扭矩时对准，轮齿20b’的全部长度L6 在啮合过程中与轮齿14b”接触。因此，在轮齿20b’和14b”之间传递的作 用力在轮齿20b’与轮齿14b”啮合时分布在轮齿20b’的全部长度L6上。此 外，该作用力大致均匀地分布在轮齿14b”的全部长度L5上，这样峰值作用 力大约位于第一端部70和第二端部72的中间。由此，噪声最小化并且耐久性 最大化。
如图4c所示，在例如惯性转动状态下承受的负输入扭矩在齿轮10和12 (图1所示)之间进行传递，轮齿20b’和14b’变成对准。轮齿20b’和14b’ 的对准与上面所描述的图4b中的轮齿20b’和14b”相类似，然而，由于输入 扭矩为负的，行星架(未示出)的偏转导致轮齿20b’与轮齿14b’而不是轮 齿14b”对准。由于轮齿20b’和14b’在施加负输入扭矩时对准，轮齿20b’ 的全部长度L6在啮合过程中与轮齿14b’接触。因此，在轮齿20b’和14b’ 之间传递的作用力在轮齿20b’与轮齿14b’啮合时分布在轮齿20b’的全部 长度L6上。此外，该作用力均匀地分布在轮齿14b’的长度L5上，这样峰值 作用力大约位于第一端部70和第二端部72的中间。由此，噪声最小化并且持 久性最大化。
根据另一个可选实施例，本发明还能应用到多个啮合外齿轮上(未示出)。 显示了内齿轮和外齿轮相啮合的图3a-4c的截面图与外齿轮和外齿轮啮合的截 面图相似。因此，应当参考图3a-4c的截面图以支持这个可选实施例。根据这 个实施例，外齿轮中的一个的齿大致为平行的而另一个外齿轮的齿为斜形以适 应偏转。选择斜度值以补偿施加正或负扭矩时的外齿轮的倾斜。在这种方式下， 外齿轮的齿可以在负载下对准，使得噪声最小化并且耐久性最大化。
尽管已经对实现本发明的最佳方式进行了详细描述，但是本发明相关领域 的技术人员将理解在所附权利要求范围之内的用于实施本发明的各种可选设计 和实施例。
相关申请的交叉引用
本申请要求于2005年8月19日提交的美国临时专利申请No.60/709852 的优先权，并且其全部内容在此引入作为参考。
根据图2a，显示出传统的内齿轮与传统的外齿轮啮合的截面图。该截面 图显示了没有负载作用在齿轮上时的情况。在图2a-c中使用相似的附图标记表 示图1中的相似部件。例如，后缀“a”加在附图标记后以识别不同实施例中 的相似部件。图2a的截面图显示了设置在轮齿14a’和14a”之间的轮齿20a’。
每个轮齿14a’和14a”都包括第一端部30，第二端部32，和相对的侧部 或齿侧面34。第一端部30大致平行于第二端部32，并且相对的侧部34相互 之间大致平行，使得图2a中显示的齿14a’和14a”的截面图限定了平行四边 形。侧部34限定了轮齿14a’和14a”的长度L1。
轮齿20a’包含第一端部36，第二端部38，和相对的侧部或齿侧面40。 第一端部36大致平行于第二端部38，且相对的侧部40相互之间大致平行，使 得图2a中显示的齿20a’的截面图限定了平行四边形。侧部40限定了轮齿20a’ 的长度L2。如图2a所示，当没有负载作用在这些齿轮上时，轮齿14a’，20a’， 和14a”相互之间大致平行。出于本公开的目的，轮齿在它们的相邻侧部(如 侧部34和40)平行时可视为平行且对准的。
应当意识到，图2a显示的平行轮齿的对准设计是用来使噪声最小化和使 耐久性最大化。当这种平行对准的齿轮啮合时，在它们之间传递的作用力在轮 齿20a’与轮齿14a’或14a”啮合时分布在轮齿20a’的全部长度L2上。此 外，该作用力大致均匀地分布在轮齿14a’或轮齿14a”的长度L1上，使得峰 值作用力位于第一端部30和第二端部32之间大约中间的位置。已经注意到， 通过在更大的接触面积上分布传递力和将施加给轮齿的作用力集中于中心，噪 声被最小化并且耐久性被最大化。
还可以看到的是，当这些齿轮处于负载状态，行星架(未示出)将偏转且 行星小齿轮轴承(未示出)将变得轻微限制，这样传统外齿轮的轮齿20a’可 能移动或倾斜。作为这种倾斜的结果，齿14a’，20a’，和14a”将在负载下变 成没有对准。
如图2b所示，在例如驱动状态中承受的正输入扭矩在传统的内齿轮和外 齿轮之间进行传递，齿20a’，14a”变得没有对准。更确切地，齿20a’倾斜， 这样齿20a’和14a”不再平行，且只有齿20a’的一部分与齿14a”啮合。因 此，在齿20a’和14a”之间的传递的作用力分布在较小的接触面上，且该作 用力没有位于齿14a”的长度L1的中间。因此，噪声没有最小化和耐久性没 有最大化。
如图2c所示，在例如惯性转动状态中承受的负输入扭矩在传统的内齿轮 和外齿轮之间进行传递，齿20a’，14a’变得没有对准。更确切地，齿20a’ 倾斜，这样齿20a’和14a’不再平行，且只有齿20a’的一部分与齿14a’啮 合。因此，在齿20a’和14a’之间的传递的作用力分布在较小的接触面上， 且该作用力没有位于齿14a’的长度L1的中间。因此，噪声没有最小化和耐 久性没有最大化。
根据图3a，截面图显示出当没有负载施加在齿轮10，12(图1所示)上 时轮齿20a’布置在齿14’和齿14”之间。使用在图3a-c上相似的附图标记 参考图1上的相似部件。
每个轮齿14’和14”都包括第一端部50，第二端部52，和相对的侧部或 齿侧面54。轮齿14’和14”为斜形，这意味着每个齿14’和14”上相对的 侧部54都具有不平行的螺旋线。根据优选实施例，第一端部50大致平行于第 二端部52。此外，第二端部52比第一端部50更宽，这样相对的侧部54从后 向前向内变斜。与平行的第一和第二端部50，52结合的侧部54的斜形配置大 体上配置为限定了图3a所示的轮齿14的梯形截面。侧部54限定了轮齿14’ 和14”的长度L3。
轮齿20’包括第一端部56，第二端部58，和相对的侧部60。轮齿20’ 大体上为平行的，这意味着轮齿20’上相对的侧部60具有平行的螺旋线。如 图3a所示，第一端部56大致平行于第二端部58，相对的侧部60相互之间大 致平行，这样齿20’的截面限定为平行四边形。侧部60限定了轮齿20’的长 度L4。
如图3a所示，当没有负载施加在齿轮10，12(图1所示)上，轮齿14’， 20’，和14”相互之间不平行。然而，应当理解，当没有负载作用在齿轮10， 12上时，噪声和耐久性是不那么重要的考虑因素，由此齿14’，20’，和14” 的没有对准通常不会产生问题。
如图3b所示，在例如驱动状态下承受的正输入扭矩在齿轮10和12(图1 所示)之间进行传递，轮齿20’和14”变成对准，由此它们相互平行。轮齿 20’和14”的对准归因于由正输入扭矩的传递所造成的行星架(未示出)的 偏转。行星架(未示出)的偏转传递给外齿轮12，由此导致齿20倾斜并且使 轮齿20’和14”对准。换句话说，选择轮齿14”的侧部54的斜度值来补偿 在施加正输入扭矩期间轮齿20’的倾斜。由于轮齿20’和14”在施加正输入 扭矩期间对准，轮齿20’的全部长度L4在啮合过程中与轮齿14”接触。因此， 当轮齿20’与轮齿14”啮合时，在轮齿20’和14”之间的传递的作用力分布 在轮齿20’的全部长度L4上。此外，该作用力大致均匀地分布在轮齿14”的 全部长度L3上，这样峰值作用力大约位于第一端部50和第二端部52的中间。 由此，噪声最小化并且耐久性最大化。
如图3c所示，在例如惯性转动状态下承受的负输入扭矩在齿轮10和12 (图1所示)之间进行传递，轮齿20’和14’变成对准。轮齿20’和14’的 对准与上面所描述的图3b中对应的轮齿20’和14”相类似，然而，由于输入 扭矩是负的，行星架(未示出)的偏转导致齿20’与轮齿14’而不是与轮齿 14”进行对准。由于轮齿20’和14’在施加负输入扭矩期间对准，轮齿20’ 的全部长度L4在啮合过程中与轮齿14’接触。因此，在轮齿20’和14’之 间传递的作用力当轮齿20’与轮齿14’啮合时分布在轮齿20’的全部长度L4 上。此外，该作用力大致均匀地分布在轮齿14’的全部长度L3上，这样峰值 作用力大约位于第一端部50和第二端部52的中间。由此，噪声最小化并且持 久性最大化。
图4a显示了根据本发明的替换的实施例，内齿轮10的齿14大致为平行 的而外齿轮12的齿20为斜形以容纳行星架(未示出)的偏转，其内容将在后 面内容中进行详细描述。在图4a-c中使用的相似的附图标记表示图1中的相似 部件。例如，后缀“b”加在附图标记后以识别不同实施例中相似的部件。图 4a的截面图描述了外齿轮12(图1所示)的轮齿20b’，其布置在内齿轮10 (图1所示)连续的轮齿14b’和14b”之间且没有负载施加在轮齿14b’，20b’， 和14b”上。
每个轮齿14b’，14b”都包括第一端部70，第二端部72，和相对的侧部 74。每个轮齿14b’和14b”都为大致平行的，这意味着每个齿14b’，14b” 相对的侧部74具有平行的螺旋线。参照图4a，第一端部70大致平行于第二端 部72，并且相对的侧部74相互之间大致平行，这样齿14b’，14b”的截面限 定了平行四边形。侧部74限定了轮齿14b’，14b”的长度L5。
轮齿20b’包括第一端部76，第二端部78，和相对的侧部80。轮齿20b’ 为斜形，这意味着齿20b’上相对的侧部80具有不平行的螺旋线。根据可选的 实施例，第一端部76大致平行于第二端部78。此外，第二端部78比第一端部 76更宽，这样相对的侧部80从后往前向内变斜。与平行的第一和第二端部76， 78相结合的侧部80的斜形配置通常限定了如图4a所示的齿20b’的梯形截面。 侧部80限定了轮齿20b’的长度L6。
如图4a所示，当没有负载施加在齿轮10，12(图1所示)上时，轮齿14b’， 20b’，和14b”相互之间不平行。然而，应当理解，当没有负载作用在齿轮10， 12上时，噪声和耐久性为不那么重要的考虑因素，使得齿14b’，20b’，和 14b”的未对准通常不会产生问题。
如图4b所示，在例如驱动状态下承受的正输入扭矩在齿轮10和12(图1 所示)之间进行传递时，轮齿20b’和14b”变成对准。轮齿20b’和14b”的 对准与前述的图3b所示的轮齿20’和14”的对准相似，然而，根据图4b所 示的可选实施例，轮齿20b’的斜度适于适应行星架的偏转。换句话说，选择 轮齿20b’的侧部80的斜度值以补偿轮齿20b’在施加正输入扭矩期间的倾斜。 由于轮齿20b’和14b”在施加正输入扭矩时对准，轮齿20b’的全部长度L6 在啮合过程中与轮齿14b”接触。因此，在轮齿20b’和14b”之间传递的作 用力在轮齿20b’与轮齿14b”啮合时分布在轮齿20b’的全部长度L6上。此 外，该作用力大致均匀地分布在轮齿14b”的全部长度L5上，这样峰值作用 力大约位于第一端部70和第二端部72的中间。由此，噪声最小化并且耐久性 最大化。
如图4c所示，在例如惯性转动状态下承受的负输入扭矩在齿轮10和12 (图1所示)之间进行传递，轮齿20b’和14b’变成对准。轮齿20b’和14b’ 的对准与上面所描述的图4b中的轮齿20b’和14b”相类似，然而，由于输入 扭矩为负的，行星架(未示出)的偏转导致轮齿20b’与轮齿14b’而不是轮 齿14b”对准。由于轮齿20b’和14b’在施加负输入扭矩时对准，轮齿20b’ 的全部长度L6在啮合过程中与轮齿14b’接触。因此，在轮齿20b’和14b’ 之间传递的作用力在轮齿20b’与轮齿14b’啮合时分布在轮齿20b’的全部 长度L6上。此外，该作用力均匀地分布在轮齿14b’的长度L5上，这样峰值 作用力大约位于第一端部70和第二端部72的中间。由此，噪声最小化并且持 久性最大化。
根据另一个可选实施例，本发明还能应用到多个啮合外齿轮上(未示出)。 显示了内齿轮和外齿轮相啮合的图3a-4c的截面图与外齿轮和外齿轮啮合的截 面图相似。因此，应当参考图3a-4c的截面图以支持这个可选实施例。根据这 个实施例，外齿轮中的一个的齿大致为平行的而另一个外齿轮的齿为斜形以适 应偏转。选择斜度值以补偿施加正或负扭矩时的外齿轮的倾斜。在这种方式下， 外齿轮的齿可以在负载下对准，使得噪声最小化并且耐久性最大化。
尽管已经对实现本发明的最佳方式进行了详细描述，但是本发明相关领域 的技术人员将理解在所附权利要求范围之内的用于实施本发明的各种可选设计 和实施例。
相关申请的交叉引用
本申请要求于2005年8月19日提交的美国临时专利申请No.60/709852 的优先权，并且其全部内容在此引入作为参考。
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