CN108691954A - 用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种用于交叉轴传动的平‑凸啮合纯滚动锥齿轮机构及其设计方法，用于交叉轴传动的平‑凸啮合纯滚动锥齿轮机构包括小轮和大轮组成一对传动副，小轮和大轮的轴线交叉，小轮圆锥体外表面均布有螺旋梯形槽，大轮圆锥体外表面均布有螺旋圆弧齿，螺旋圆弧齿和螺旋梯形槽的结构由纯滚动的啮合线参数方程和传动比等参数共同确定，螺旋圆弧齿和螺旋梯形槽配合；安装小轮和大轮时使螺旋圆弧齿和螺旋梯形槽啮合，在驱动器带动下小轮和大轮旋转，实现两交叉轴间的传动。本发明可用于交叉轴纯滚动锥齿轮机构设计，具有设计简单，易于加工，传动效率高、重合度大、承载能力强等优点，可广泛应用于不易润滑的微小、微机械和常规机械领域。

Description

用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构

技术领域

本发明涉及齿轮传动技术领域，尤其涉及一种用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮 机构。

背景技术

齿轮作为机械核心基础零部件，广泛应用于机床、汽车、机器人、风电、煤矿、航空航 天等装备制造业领域和国民经济主战场，其性能优劣直接决定着重大装备和高端工业产品的 质量、性能和可靠性。高性能齿轮等核心基础零部件的研究是推动工业转型升级、提升国家 产业核心竞争力的关键因素，是实现“中国制造2025”强国战略的重要举措。

目前我国齿轮行业面临的主要问题是高效率、大承载能力、轻量化、高可靠性的高性能 齿轮产品的设计和制造能力明显不足。在工业生产制造领域广泛应用的传统直齿轮、斜齿轮 和锥齿轮副始终未曾彻底解决因齿面相对滑动所带来的摩擦磨损、胶合、塑性变形等传动失 效问题，严重影响了齿轮产品尤其是高速重载齿轮的传动效率、使用寿命和可靠性，制约了 “高尖精”机械装备的性能提升。减小齿面磨损的常用方式是使用润滑油、润滑脂等润滑剂， 但在某些极端环境下，如高温、低温、高压、强辐射等环境，这些润滑剂会失效。而且，为 改善齿面磨损而配备的齿轮润滑系统增加了整机成本和重量，同时润滑油、润滑脂的排放也 对环境造成污染。现代装备制造业“轻量化、模块化、智能化”的发展趋势，对齿轮传动性 能、重量、体积和齿轮绿色设计及制造提出了更高要求。如何实现资源节约、环境友好的高 性能齿轮机构绿色设计与制造，降低或避免齿面相对滑动引发的传动失效，进一步提高传动 效率和承载能力，是目前齿轮研究领域重要而迫切的问题之一。

纯滚动啮合齿面的设计对齿轮传动尤其是对高速、重载、精密齿轮传动而言意义重大， 它可以有效降低甚至消除齿面间的相对滑动，由此引发的齿面摩擦磨损、胶合、塑性变形等 传动失效也将得到有效控制，不仅能降低高速齿轮齿面间的摩擦损耗，减小发热和振动，还 能提高齿轮传动寿命，提升传动效率，确保传动精度和平稳性，具有更好的齿面啮合性能， 对提升齿轮副和轮系的综合性能具有极大的积极作用。

目前平面内两交叉轴之间的运动和动力的传递，工业应用最广泛的是渐开线锥齿轮机构。 但渐开线锥齿轮机构的啮合原理遵循曲面啮合理论，从设计理论上就必然存在齿面之间的相 对滑动，因此不能避免齿面磨损、齿面胶合和齿面塑性变形等齿轮传动的普遍失效形式，影 响了齿轮副的使用寿命和可靠性。

近年来，国内外在齿轮啮合理论领域创新出具有原创性特色新型的微小传动机构。如中 国专利文献，申请号为201510054843.4，公开了“用于平行轴外啮合传动的螺旋圆弧齿轮机 构”，申请号为201510051923.4，公开了“用于平行轴内啮合传动的螺旋圆弧齿轮机构”。上 述两种传动机构的局限性在于，它们的设计方法基于空间曲线啮合理论，啮合齿面依赖于曲 线啮合方程计算求解，啮合方式为凹-凸啮合形式，啮合点位于凹齿齿廓的边缘，传动时由于 边缘接触，会产生过大的局部应力，容易引发凹齿齿顶断裂造成传动失效，不能用于工业生 产的常规动力和高速重载传动。此外，上述两种机构的设计方法不能实现重合度的严格设计， 使得传动副的重合度数值不确定，不利于载荷的均布。而且，它们只能实现平面内两平行轴 之间的运动和动力传递，不能实现平面内两正交轴之间的运动和动力的传递。因此，它们使 用范围受到了极大的限制。中国专利文献，申请号为201310049845.5，公开了“基于共轭 曲线的锥齿轮啮合副”，包括相互点啮合且齿廓曲线均为圆弧的锥齿轮I和锥齿轮II，该锥齿 轮机构具有传动效率高；齿面易于加工制造，传动误差小，使用寿命长的特点；但该锥齿轮 也存在锥齿轮I和锥齿轮II啮合时齿面沿着共轭曲线运动，因此齿面间存在相对滑动，齿面 有胶合、磨损和塑性变形等失效形式。

发明内容

为解决现有技术的不足，本发明提供了一种用于平面任意角度交叉轴传动的平-凸啮合纯 滚动锥齿轮机构及其设计方法，具有设计简单，易于加工，传动时齿面间无相对滑动，传动 效率高、重合度可实现预定义设计、承载能力强等优点，可广泛应用于不易润滑的微小、微 机械和常规机械领域。

为实现上述目的，本发明采用了一种技术方案：提供一种用于交叉轴传动的平-凸啮合纯 滚动锥齿轮机构，包括小轮和大轮组成一对传动副，小轮通过输入轴与驱动器固连，大轮连 接输出轴，小轮和大轮的轴线交叉，其特征在于：所述小轮圆锥体外表面均布有凹螺旋梯形 槽，大轮圆锥体外表面均布有凸螺旋圆弧齿，螺旋圆弧齿的中心线和螺旋梯形槽的参考线均 为等升距圆锥螺旋线，小轮的螺旋梯形槽和大轮的螺旋圆弧齿配合；所述大轮的螺旋圆弧齿 与大轮圆锥体外表面之间有过渡圆角以减小齿根应力集中；所述螺旋梯形槽和螺旋圆弧齿啮 合方式为点接触的纯滚动啮合传动，小轮在驱动器的带动下旋转，通过螺旋梯形槽与螺旋圆 弧齿之间的连续啮合作用，实现交叉轴之间的平稳啮合传动，所有啮合点位于小轮和大轮理 论分度圆锥体的切线，所有啮合点的相对运动速度均为零，并且啮合点在小轮和大轮上分别 形成的接触线均为等升距圆锥螺旋线；

所述螺旋梯形槽的结构及其参考线的形状与螺旋圆弧齿的结构及其中心线的形状由如下 方法确定：在o--x,y,z、o_k--x_k,y_k,z_k及o_p--x_p,y_p,z_p三个空间坐标系中，z轴与小轮的回转 轴线重合，z_p轴与大轮的回转轴线重合，z_k轴与小轮和大轮的啮合线重合，z轴与z_p、z_k轴 相交于一点；坐标系o₁--x₁,y₁,z₁与小轮固联，坐标系o₂--x₂,y₂,z₂与大轮固联，小轮、大轮 在起始位置分别与坐标系o--x,y,z及o_p--x_p,y_p,z_p重合，oo_k距离为R₁，o_po_k距离为R₂，z_k轴与z轴所夹锐角为δ₁，z_k轴与z_p轴所夹锐角为δ₂，小轮以匀角速度ω₁绕z轴旋转，大轮以 匀角速度ω₂绕z_p轴旋转，小轮和大轮回转轴线的角速度矢量夹角为θ，从起始位置经一段时间 后，坐标系o₁--x₁,y₁,z₁及o₂--x₂,y₂,z₂分别运动，此时啮合点为M，小轮绕z轴转过角， 大轮绕z_p轴转过角；

当小轮和大轮啮合传动时，啮合点M从坐标原点o_k开始沿啮合线k-k匀速直线运动，定义 M点运动的参数方程为：

式(1)中t为啮合点M的运动参数变量，，0≤t≤Δt；c₁为啮合点运动待定系数，单位为 毫米(mm)；为了确保小轮与大轮的纯滚动啮合，小轮和大轮的转角与啮合点的运动必须是线 性关系，它们的关系式如下：

式(2)中k为啮合点运动的线性比例系数，单位为弧度(rad)；i₁₂为小轮与大轮之间的传动比；

当啮合点M沿啮合线k-k运动时，点M同时在小轮和大轮齿面分别形成接触线C₁和C₂； 根据坐标变换，可以得到坐标系o--x,y,z、o_k--x_k,y_k,z_k、o_p--x_p,y_p,z_p、o₁--x₁,y₁,z₁和o₂--x₂, y₂,z₂之间的齐次坐标变换矩阵为：

其中：

求得：

由式(6)根据齐次坐标变换，求得：

由式(8)求得小轮齿面上接触线C₁为等升距圆锥螺旋线，它的参数方程为：

把式(2)带入式(9)求得：

式(10)中T为等升距圆锥螺旋线的角度参数变量，T＝kt，且0≤T≤ΔT；

由式(7)根据齐次坐标变换，求得：

由式(11)求得大轮齿面上接触线C₂为等升距圆锥螺旋线，它的参数方程为：

把式(2)带入式(12)求得：

而小轮与大轮的传动比为：

把式(14)代入式(13)求得：

小轮和大轮的分度圆锥角分别为δ₁与δ₂，它们的关系式为：

大轮螺旋圆弧齿的凸齿面由包含啮合点M的轴向圆弧齿形截形L₂通过左旋螺旋运动生 成，圆弧齿形截形L₂为大轮凸齿面的产形母线，其螺旋运动的轴向螺距参数与接触线C₂的 轴向螺距参数一致，确保啮合点M的左旋螺旋运动轨迹与接触线C₂重合；坐标系o_p--x_p,y_p, z_p中，大轮凸齿面的产形母线参数方程为：

由左旋螺旋运动推导求得大轮螺旋圆弧齿的凸齿面在坐标系o₂–x₂,y₂,z₂中参数方程为：

此时，大轮螺旋圆弧齿凸齿面的中心线方程为：

小轮的螺旋梯形槽的凹齿面由包含啮合点M的轴向等腰梯形截形L₁通过右旋螺旋运动生 成，等腰梯形截形L₁为小轮齿面的产形母线，小轮轴向等腰梯形截形的高为h，等腰梯形过 M点的啮合线到梯形大底的距离为h'，等腰梯形的腰与梯形大底所夹锐角为π/2-γ，过M 点的啮合线与等腰梯形两腰交点的距离为w，它们满足下式：

式(20)中，e为大轮和小轮圆锥体之间的间隙；

螺旋梯形槽轴向等腰梯形截形L₁的参考点记为Θ₁，Θ₁为过M点的啮合线与等腰梯形两 腰交点连线的中点，Θ₁随螺旋梯形槽的等腰梯形截形L₁做螺旋运动形成的参考线的参数方程 为：

故小轮齿面的产形母线螺旋运动的轴向螺距参数与接触线C₁的轴向螺距参数一致，确保 啮合点M的左旋螺旋运动轨迹与接触线C₁重合；

小轮和大轮的啮合线长度均为：

小轮的轴向高度为：

Δz₁＝Δz_kcosδ₁ (23)

大轮的轴向高度为：

Δz₂＝Δz_kcosδ₂ (24)

大轮和小轮的圆锥体间隙为：

e＝r₂ (25)

上述所有式中：

t—啮合点M的运动参数变量，且t∈[0,Δt]；

T—等升距圆锥螺旋线的参数变量，且T∈[0,ΔT]，ΔT＝kΔt； (26)

k—啮合点运动的线性比例系数；

R₁—为小轮的理论分度圆锥体大端半径；

R_1a—为小轮的圆锥体大端半径；R_1a＝R₁+[(ρ₂sinγ-e)/cosδ₁]； (27)

R₂—为大轮的理论分度圆柱体大端半径；

R_2a—为大轮的圆锥体大端半径，R_2a＝R₂-(ρ₂sinγ/cosδ₂)； (28)

δ₁—为小轮的理论分度圆锥角；

δ₂—为大轮的理论分度圆锥角；

i₁₂—为小轮与大轮的传动比；

r₂—大轮上螺旋圆弧齿的过渡圆角半径；

ρ₂—大轮螺旋圆弧齿的圆弧半径；

ξ₂—大轮上的螺旋圆弧齿母线圆的角度参数，ξ₂∈[0,π]；

γ—小轮和大轮的轴向啮合角；

Δz_k—小轮和大轮的啮合线长度；

Δz₁—小轮的轴向高度；

Δz₂—大轮的轴向高度；

ΔT—圆锥螺旋线的角度参数变量取值范围；

Δt—啮合点M的运动参数变量取值范围；

ΔT—圆锥螺旋线的角度参数变量取值范围；

z₁—小轮齿数，即小轮的螺旋梯形槽数量；

z₂—大轮齿数，即大轮的螺旋圆弧齿数量；

c₁—啮合点运动待定系数；

其中：各坐标系轴，e，r₂，ρ₂，h，h'，w，R₁，R₂和c₁等长度或距离单位均为毫米 (mm)；δ₁，δ₂，ξ₂，T，ΔT，k，γ和θ等角度单位均为弧度(rad)；

当确定两交叉轴的角速度矢量夹角θ、传动比i₁₂、小轮的理论分度圆锥体大端半径R₁、小轮 齿数z₁、大轮螺旋圆弧齿的圆弧半径ρ₂、重合度ε、轴向啮合角γ、啮合点运动待定系数c₁、 啮合点运动的线性比例参数k、小轮与大轮锥体的间隙e时，小轮和大轮的锥体结构、小轮的 螺旋梯形槽参考线、齿面结构及形状也随之确定，大轮的螺旋圆弧齿中心线、齿面结构及形状 也随之确定，小轮和大轮的安装位置也相应确定，从而得到用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚 动锥齿轮机构。

所述的小轮和大轮组成传动副，其重合度设计计算公式为：

则求得，

设计时需要根据重合度的数值ε，线性比例系数k和小轮齿数z₁，综合确定啮合点M的 运动参数变量t的取值范围Δt。

所述小轮圆锥体外表面均布的螺旋梯形槽是以轴向等腰梯形截形L₁，且使其参考点Θ₁沿 着小轮的梯形槽参考线移动而成的螺旋梯形槽；所述大轮圆锥体外表面均布的螺旋圆弧齿是 以轴向圆弧齿形截形L₁，且使其圆心Θ₁沿着大轮的圆弧齿中心线移动而成螺旋圆弧齿。

所述小轮与大轮连接的输入轴、输出轴具有互换性，即采用小轮连接输入轴，大轮连接 输出轴，或采用大轮连接输入轴，小轮连接输出轴，分别对应于用于交叉轴传动的平-凸啮合 纯滚动锥齿轮机构的减速传动或增速传动方式；只有当小轮和大轮齿数相等时，为平-凸啮合 纯滚动锥齿轮机构传动比为1的等速传动应用。

所述驱动器连接的输入轴旋转方向为顺时针或逆时针，用以实现小轮或大轮的正、反转传动。

本发明的用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构是在传统齿轮传动机构理论上 进行根本性创新的齿轮机构，它的设计方法也不同于现有齿轮机构的基于曲面啮合方程的设 计方法。本发明用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构的啮合方式为基于纯滚动的啮 合线方程的节点啮合方式，所有啮合点的相对运动速度均为零，能够为平面内任意角度交叉 轴传动的微小、微机械和常规机械装置提供连续稳定啮合传动的方法，本发明平-凸啮合纯滚 动锥齿轮机构最突出的特征是齿廓强度高，重合度设计自由，齿面无相对滑动，无齿面胶合、 磨损和塑性变形等失效形式。

本发明平行轴外啮合传动的平-凸啮合纯滚动齿轮机构与现有技术相比具有的优点是：

1、本发明用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构最大的优点是通过纯滚动啮合 线参数方程的主动设计方法，构造无相对滑动的啮合齿面，所有啮合点的相对运动速度均为 零，因此可避免齿轮传动中齿面磨损、胶合和齿面塑性变形等常见的失效形式，传动效率高。

2、本发明用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构的重合度设计自由，可以通过 重合度的预先设计来确定轮体的结构形状，实现载荷的均匀分配，提高动力学特性。

3、本发明用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构的齿面结构形状简单，小轮为 螺旋梯形槽凹齿面，大轮为螺旋圆弧齿凸齿面，容易加工制造，且啮合角等参数可以任意设 计调整，优化齿廓的力学性能。

4、本发明用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构无根切，最小齿数为1，相比现 有渐开线锥齿轮等机构，可以实现单级的大传动比高重合度传动，结构紧凑，极大的节省安 装空间，同时由于齿数小，可设计更大的齿厚，从而具有更高的强度和刚度，具备更大的承 载能力，适合于微小/微型机械、常规机械传动和高速重载传动领域的推广应用。

附图说明

图1为本发明的用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构的结构示意图；

图2为本发明的用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构的空间坐标系示意图；

图3为图1中小轮和大轮及其一对啮合的螺旋梯形槽与螺旋圆弧齿的轴向剖视图；

图4为图1中的小轮及其螺旋梯形槽结构主视示意图；

图5为图4俯视示意图；

图6为图1中小轮的螺旋梯形槽的轴向截形L1结构参数示意图；

图7为图1中大轮及其螺旋圆弧齿的结构主视示意图；

图8为图7的俯视示意图；

图9为图1中大轮的螺旋圆弧齿的轴向截形L2结构参数示意图；

图10为本发明中当大轮连接输入轴带动小轮增速传动时的结构示意图。

上述图中：1-小轮，2-螺旋梯形槽，3-输入轴，4-驱动器，5-过渡圆角，6-输出轴，7-螺 旋圆弧齿，8-大轮，9-螺旋梯形槽参考线，10-螺旋圆弧齿中心线，11-小轮理论分度圆锥体， 12-大轮理论分度圆锥体，13-小轮接触线，14-大轮接触线，15-小轮中心孔，16-大轮中心孔。

具体实施方式

为使本发明的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合附图对本发明实施方式作进 一步地描述。

实施例一

本发明提供了一种用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构，应用于平面内两交叉 轴之间传动比为1的传动，如图1所示，包括小轮1和大轮8，所述小轮1和大轮8组成一 对传动副，所述小轮1通过小轮中心孔15连接输入轴3，所述大轮8通过大轮中心孔16连 接输出轴6，即所述大轮8通过输出轴6与被驱动负载相联；所述小轮1和大轮8的轴线相交，且所述小轮1和大轮8的角速度矢量夹角为θ，本实例中θ＝2π/3弧度(rad)。图2为 本发明用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构的空间坐标系示意图。

参见图1、2、3、4、5、6，小轮理论分度圆锥体11大端半径为R₁，所述小轮理论分度圆锥角为δ₁，所述小轮1圆锥体外表面上均匀分布有若干条螺旋梯形槽2，所述螺旋梯形槽2为凹螺旋梯形槽。所述小轮1圆锥体大端半径为R_1a，轴向啮合角γ。所述小轮1上的螺旋梯形槽2的轴向截型为等腰梯形，其尺寸参数包括：高h，等腰梯形过M点的啮合线到梯形大 底的距离h'，等腰梯形的腰与梯形大底所夹锐角π/2-γ，过M点的啮合线与等腰梯形两腰 交点的距离w。

参见图1、2、3、7、8、9，大轮理论分度圆锥体12大端半径为R₂，所述大轮理论分度圆锥角为δ₂，所述大轮8的圆锥体外表面上均匀分布有若干条螺旋圆弧齿7，所述螺旋圆弧齿7为凸螺旋圆弧齿。所述大轮8圆锥体大端半径为R_2a，轴向啮合角γ，所述大轮8的螺旋 圆弧齿7与所述大轮8圆锥体之间设有过渡圆角5，所述过渡圆角5半径为r₂毫米，所述大轮 8上的螺旋圆弧齿7的圆弧半径为ρ₂毫米。

所述小轮1通过小轮中心孔15连接输入轴3，在驱动器4的带动下旋转，使所述小轮1 的螺旋梯形槽2与所述大轮8的螺旋圆弧齿7连续啮合，实现平面内交叉轴之间的运动和动 力的传动。优选的，所述驱动器4为电动机。所述小轮1的螺旋梯形槽参考线9和所述大轮8的螺旋圆弧齿中心线10均为等升距圆锥螺旋线；所述螺旋圆弧齿7与螺旋梯形槽2连续啮合，实现平面内两交叉轴之间的连续平稳啮合传动。

其中，所述螺旋梯形槽2的结构及其参考线的形状与所述螺旋圆弧齿7的结构及其中心 线的形状由如下方法确定：参见图2，在o--x,y,z、o_k--x_k,y_k,z_k及o_p--x_p,y_p,z_p三个空间坐 标系中，z轴与所述小轮1的回转轴线重合，z_p轴与所述大轮8的回转轴线重合，z_k轴与所 述小轮1和大轮8的啮合线重合，z轴与z_p、z_k轴相交于一点；坐标系o₁--x₁,y₁,z₁与所述小轮1固联，坐标系o₂--x₂,y₂,z₂与所述大轮8固联，所述小轮1、大轮8在起始位置分别与坐 标系o--x,y,z及o_p--x_p,y_p,z_p重合，oo_k距离为R₁，o_po_k距离为R₂，z_k轴与z轴所夹锐角为δ₁， z_k轴与z_p轴所夹锐角为δ₂，所述小轮1以匀角速度ω₁绕z轴旋转，所述大轮8以匀角速度ω₂绕 z_p轴旋转，小轮和大轮回转轴线的角速度矢量夹角为θ，从起始位置经一段时间后，坐标系o₁--x₁, y₁,z₁及o₂--x₂,y₂,z₂分别运动，此时啮合点为M，所述小轮1绕z轴转过角，所述大轮8 绕z_p轴转过角；

当所述小轮1和大轮8啮合传动时，啮合点M从坐标原点o_k开始沿啮合线k-k匀速直线运 动，定义M点运动的参数方程为：

式(1)中t为啮合点M的运动参数变量，0≤t≤Δt；c₁为啮合点运动待定系数，单位为毫 米(mm)；为了确保所述小轮1与大轮8的纯滚动啮合，所述小轮1和大轮8的转角与啮合点 的运动必须是线性关系，它们的关系式如下：

式(2)中k为啮合点运动的线性比例系数，单位为弧度(rad)；i₁₂为所述小轮1与大轮 8之间的传动比；

当啮合点M沿啮合线k-k运动时，点M同时在小轮1和大轮8齿面分别形成接触线C₁(即 小轮接触线13)和C₂(即大轮接触线14)；根据坐标变换，可以得到坐标系o--x,y,z、o_k--x_k,y_k,z_k、o_p--x_p,y_p,z_p、o₁--x₁,y₁,z₁和o₂--x₂,y₂,z₂之间的齐次坐标变换矩阵为：

其中：

求得：

由式(6)根据齐次坐标变换，求得：

由式(8)求得所述小轮1齿面上接触线C₁为等升距圆锥螺旋线，它的参数方程为：

把式(2)带入式(9)求得：

式(10)中T为等升距圆锥螺旋线的角度参数变量，T＝kt，且0≤T≤ΔT；

由式(7)根据齐次坐标变换，求得：

由式(11)求得所述大轮8齿面上接触线C₂为等升距圆锥螺旋线，它的参数方程为：

把式(2)带入式(12)求得：

而小轮1与大轮8的传动比为：

把式(14)代入式(13)求得：

所述小轮1和大轮8的分度圆锥角分别为δ₁与δ₂，它们的关系式为：

大轮螺旋圆弧齿7的凸齿面由包含啮合点M的轴向圆弧齿形截形L₂通过左旋螺旋运动 生成，圆弧齿形截形L₂为所述大轮8凸齿面的产形母线，其螺旋运动的轴向螺距参数与接触 线C₂的轴向螺距参数一致，确保啮合点M的左旋螺旋运动轨迹与接触线C₂重合；坐标系o_p-- x_p,y_p,z_p中，大轮凸齿面的产形母线参数方程为：

由左旋螺旋运动推导求得大轮螺旋圆弧齿7的凸齿面在坐标系o₂–x₂,y₂,z₂中参数方程 为：

此时，大轮螺旋圆弧齿7凸齿面的中心线方程为：

所述小轮1的螺旋梯形槽2的凹齿面由包含啮合点M的轴向等腰梯形截形L₁通过右旋螺 旋运动生成，等腰梯形截形L₁为小轮齿面的产形母线，小轮轴向等腰梯形截形的高为h，等 腰梯形过M点的啮合线到梯形大底的距离为h'，等腰梯形的腰与梯形大底所夹锐角为π/2-γ，过M点的啮合线与等腰梯形两腰交点的距离为w，它们满足下式：

式(20)中，e为所述大轮8和小轮1圆锥体之间的间隙；

所述螺旋梯形槽轴向等腰梯形截形L₁的参考点记为Θ₁，Θ₁为过M点的啮合线与等腰梯 形两腰交点连线的中点，Θ₁随螺旋梯形槽的等腰梯形截形L₁做螺旋运动形成的参考线的参数 方程为：

故小轮齿面的产形母线螺旋运动的轴向螺距参数与接触线C₁的轴向螺距参数一致，确保 啮合点M的左旋螺旋运动轨迹与接触线C₁重合；

所述小轮1和大轮8的啮合线长度均为：

所述小轮1的轴向高度为：

Δz₁＝Δz_kcosδ₁ (23)

所述大轮8的轴向高度为：

Δz₂＝Δz_kcosδ₂ (24)

所述大轮8和小轮1的圆锥体间隙为：

e＝r₂ (25)

上述所有式中：

t—啮合点M的运动参数变量，且t∈[0,Δt]；

T—等升距圆锥螺旋线的参数变量，且T∈[0,ΔT]，ΔT＝kΔt； (26)

k—啮合点运动的线性比例系数；

R₁—为所述小轮理论分度圆锥体11大端半径；

R_1a—为所述小轮1圆锥体大端半径；R_1a＝R₁+[(ρ₂sinγ-e)/cosδ₁]； (27)

R2—为所述大轮理论分度圆柱体12大端半径；

R_2a—为所述大轮8圆锥体大端半径，R_2a＝R₂-(ρ₂sinγ/cosδ₂)； (28)

δ₁—为所述小轮1的理论分度圆锥角；

δ₂—为所述大轮8的理论分度圆锥角；

i₁₂—为所述小轮1与大轮8的传动比；

r₂—所述大轮上螺旋圆弧齿8的过渡圆角半径；

ρ₂—所述大轮螺旋圆弧齿7的圆弧半径；

ξ₂—大轮上的螺旋圆弧齿7母线圆的角度参数，ξ₂∈[0,π]；

γ—所述小轮1和大轮8的轴向啮合角；

Δz_k—所述小轮1和大轮8的啮合线长度；

Δz₁—所述小轮1的轴向高度；

Δz₂—所述大轮8的轴向高度；

ΔT—圆锥螺旋线的角度参数变量取值范围；

Δt—啮合点M的运动参数变量取值范围；

ΔT—圆锥螺旋线的角度参数变量取值范围；

z₁—所述小轮1齿数，即小轮1的螺旋梯形槽2数量；

z₂—所述大轮8齿数，即大轮8的螺旋圆弧齿7数量；

c₁—啮合点运动待定系数；

其中：各坐标系轴，e，r₂，ρ₂，h，h'，w，R₁，R₂和c₁等长度或距离单位均为毫米 (mm)；δ₁，δ₂，ξ₂，T，ΔT，k，γ和θ等角度单位均为弧度(rad)；

所述小轮1和大轮8组成传动副，其重合度设计计算公式为：

则求得，

设计时需要根据重合度的数值ε，线性比例系数k和小轮齿数z₁，综合确定啮合点M的 运动参数变量t的取值范围Δt。

当确定两交叉轴的角速度矢量夹角θ、传动比i₁₂、小轮理论分度圆锥体11大端半径R₁、小 轮齿数z₁、大轮螺旋圆弧齿的圆弧半径ρ₂、重合度ε、轴向啮合角γ、啮合点运动待定系数c₁、 啮合点运动的线性比例参数k、小轮与大轮锥体的间隙e时，小轮和大轮的锥体结构、小轮的 螺旋梯形槽参考线、齿面结构及形状也随之确定，大轮的螺旋圆弧齿中心线、齿面结构及形状 也随之确定，小轮和大轮的安装位置也相应确定，从而得到用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚 动锥齿轮机构。

当上述式中：相关参数分别取值为：ε＝2，i₁₂＝1，c₁＝30，k＝π，R₁＝25毫米(mm)，ρ₂＝3毫米(mm)，e＝0.5毫米(mm)，代入式(16)求得代入式(30)求得Δt＝1，由式(26)求得ΔT＝π。

把以上数值带入式(20)、(21)求得本实施例中小轮螺旋梯形槽参考线方程为：

代入式(21)求得本实施例中大轮的螺旋圆弧齿中心线10方程为：

代入式(20)求得小轮轴向等腰梯形截形的高为为h＝3毫米(mm)，等腰梯形过M点的啮合线到梯形大底的距离为h'＝1毫米(mm)，等腰梯形的腰与梯形大底所夹锐角为π/3弧度(rad)，过M点的啮合线与等腰梯形两腰交点的距离为毫米(mm)；

代入式(19)求得小轮和大轮的啮合线长度为Δz_k＝30毫米(mm)，代入式(23)求得小轮的轴向高度为毫米(mm)，带入式(24)求得大轮的轴向高度为毫米(mm)；带入式(27)求得小轮的圆锥体大端半径为R_1a＝26.155毫米(mm)，带入式(28) 求得大轮的圆锥体大端半径为R_2a＝23.268毫米(mm)；由式(25)求得大轮的过渡圆角半 径r₂＝0.5毫米(mm)。

设定螺旋梯形槽数量为z₁＝4，则由式(14)求得螺旋圆弧齿数量为z₂＝4，然后分别根 据上述螺旋梯形槽2的参考线方程、螺旋圆弧齿7的中心线方程和小轮、大轮的圆锥体结构参 数的数据，就能确定小轮1、大轮8这对螺旋圆弧锥齿轮传动副的形状，从而得到纯滚动平- 凸啮合的锥齿轮机构的外型并进行正确装配。

当驱动器4带动输入轴3、小轮1旋转时，由于在安装所述小轮1和大轮8时，其中一对螺旋梯形槽2与螺旋圆弧齿7为啮合状态，以及设计时已经定义螺旋圆弧锥齿轮的重合度为ε＝2大于1，因此当这一对螺旋梯形槽2和螺旋圆弧齿7在旋转即将脱离啮合但没有完全脱离啮合时，另一对相邻的螺旋梯形槽2和螺旋圆弧齿7又接着参与了啮合，从而实现了螺旋圆弧锥齿轮机构在旋转运动中连续稳定的啮合传动。本实施例驱动器连接的输入轴旋转方向 为顺时针，对应于螺旋圆弧锥齿轮机构的等速传动，以实现大轮的逆时针转的等速传动。

实施例二

将本发明的用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构应用于两垂直交叉轴之间的 增速传动，此时θ＝π/2弧度(rad)。如图10所示，采用大轮8通过大轮中心孔16连接输 入轴3，小轮1通过小轮中心孔15连接输出轴6，即小轮1通过输出轴6与被驱动负载相联；小轮1和大轮8的轴线互相垂直，此时他们的角速度夹角为θ＝π/2弧度(rad)。本实施例中大轮8上有八个螺旋圆弧齿7，小轮1上有四个螺旋梯形槽2，当输入轴3带动大轮8旋转时，设计重合度ε＝2。由于在安装大轮8和小轮1时，大轮8上螺旋圆弧齿7与小轮上一个螺旋 梯形槽2为啮合状态，随着大轮8旋转时，大、小轮转动保持螺旋梯形槽2和螺旋圆弧齿7 啮合的重合度大于1，从而实现螺旋圆弧锥齿轮机构连续稳定的啮合传动。此时，小轮1对 大轮8的传动比为2，即大轮对小轮的增速比为2。

相关参数分别取值为：ε＝2，i₁₂＝2，c₁＝30，k＝π，R₁＝25毫米(mm)，ρ₂＝3毫米(mm)，e＝0.5毫米(mm)。代入式(16)求得δ₁＝0.4636弧度(rad)，δ₂＝1.1071 弧度(rad)。代入式(30)求得Δt＝1，由式(26)求得ΔT＝π。

把以上数值带入式(21)求得本实施例中小轮螺旋梯形槽参考线方程为：

代入式(19)求得本实施例中大轮的螺旋圆弧齿中心线方程为：

代入式(20)求得小轮轴向等腰梯形截形的高为为h＝3毫米(mm)，等腰梯形过M点的啮合线到梯形大底的距离为h'＝1毫米(mm)，等腰梯形的腰与梯形大底所夹锐角为π/3弧度(rad)，过M点的啮合线与等腰梯形两腰交点的距离为毫米(mm)；

代入式(22)求得小轮和大轮的啮合线长度为Δz_k＝30毫米(mm)，代入式(23)求得小轮的轴向高度为Δz₁＝26.8328毫米(mm)，带入式(24)求得大轮的轴向高度为Δz₂＝13.4164 毫米(mm)；带入式(27)求得小轮的圆锥体大端半径为R_1a＝26.1181毫米(mm)，带入式 (28)求得大轮的圆锥体大端半径为R_2a＝46.6465毫米(mm)；由式(25)求得大轮的过 渡圆角半径r₂＝0.5毫米(mm)。

由于螺旋圆弧齿7数量为8，螺旋梯形槽2数量为4，然后分别根据上述螺旋梯形槽2的参考 线方程、螺旋圆弧齿7的中心线方程和小轮、大轮的圆锥体结构参数的数据，就能确定小轮1、 大轮8这对螺旋圆弧锥齿轮传动副的形状，从而得到纯滚动平-凸啮合的锥齿轮机构的外型并 进行正确装配。

本实施例驱动器连接的输入轴旋转方向为顺时针，对应于螺旋圆弧锥齿轮机构的增速传动 方式，用以实现小轮1的逆时针转的传动。

本发明用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构因为没有根切，无最小齿数的限 制，可进行大齿厚设计，具有较高的弯曲强度、接触强度和较大的刚度，本发明也提供了平 面内两任意角度交叉轴之间连续稳定啮合传动的锥齿轮机构的设计方法，可根据重合度数值 设计平-凸啮合纯滚动的锥齿轮机构参数，具有齿廓强度高、齿面无相对滑动、无根切、单级 传动比大、传动效率高、极大降低齿面胶合、磨损和塑性变形等失效概率等优点，能够简化 常规齿轮机构和微机械传动装置的结构，适于在微小、微型机械及常规机械领域的应用。

本发明的实施例提供的技术方案带来的有益效果是：

1、本发明用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构最大的优点是通过纯滚动啮合 线参数方程的主动设计方法，构造无相对滑动的啮合齿面，所有啮合点的相对运动速度均为 零，因此可避免齿轮传动中齿面磨损、胶合和齿面塑性变形等常见的失效形式，传动效率高。

2、本发明用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构的重合度设计自由，可以通过 重合度的预先设计来确定轮体的结构形状，实现载荷的均匀分配，提高动力学特性。

3、本发明用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构的齿面结构形状简单，小轮为 螺旋梯形槽凹齿面，大轮为螺旋圆弧齿凸齿面，容易加工制造，且啮合角等参数可以任意设 计调整，优化齿廓的力学性能。

4、本发明用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构无根切，最小齿数为1，相比现 有渐开线锥齿轮等机构，可以实现单级的大传动比高重合度传动，结构紧凑，极大的节省安 装空间，同时由于齿数小，可设计更大的齿厚，从而具有更高的强度和刚度，具备更大的承 载能力，适合于微小/微型机械、常规机械传动和高速重载传动领域的推广应用。

值得说明的是：在本发明的描述中，“多个”的含义是两个或两个以上，除非另有明确具 体的限定。在本发明中，除非另有明确的规定和限定，术语“安装”、“相连”、“连接”、“固定” 等术语应做广义理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或一体地连接，可以 是机械连接，对于本领域的普通技术人员而言，可以根据具体情况理解上述术语在本发明中 的具体含义。

为方便理解本发明，给出了本发明的齿轮结构中涉及的主要参数，需要指出的是，在进 行实际操作时，上述参数可进行更改，且均应包含在本发明的保护范围内。

在本文中，所涉及的前、后、上、下等方位词是以附图中零部件位于图中以及零部件相 互之间的位置来定义的，只是为了表达技术方案的清楚及方便。应当理解，所述方位词的使 用不应限制本申请请求保护的范围。

在不冲突的情况下，本文中上述实施例及实施例中的特征可以相互结合。

以上所述仅为本发明的较佳实施例，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之 内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。

Claims (5)

1.用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构，包括小轮和大轮组成一对传动副，所述小轮通过输入轴与驱动器固连，所述大轮连接输出轴，所述小轮的轴线和所述大轮的轴线交叉，其特征在于：

所述小轮圆锥体外表面上均布有螺旋梯形槽，所述大轮圆锥体外表面上均布有螺旋圆弧齿，所述小轮的螺旋梯形槽和所述大轮的螺旋圆弧齿配合，所述螺旋圆弧齿的中心线和螺旋梯形槽的参考线均为等升距圆锥螺旋线；所述大轮的螺旋圆弧齿与大轮圆锥体外表面之间有过渡圆角，以减小根部应力集中；所述小轮在驱动器的带动下旋转，通过螺旋梯形槽与螺旋圆弧齿之间的连续啮合作用，实现平面内两交叉轴之间的连续平稳啮合传动；

所述螺旋梯形槽的参考线与螺旋圆弧齿的中心线的形状由如下方法确定：在o--x,y,z、o_k--x_k,y_k,z_k及o_p--x_p,y_p,z_p三个空间坐标系中，z轴与所述小轮的回转轴线重合，z_p轴与大轮的回转轴线重合，z_k轴与所述小轮和大轮的啮合线重合，z轴与z_p、z_k轴相交于一点；坐标系o₁--x₁,y₁,z₁与小轮固联，坐标系o₂--x₂,y₂,z₂与大轮固联，所述小轮、大轮在起始位置分别与坐标系o--x,y,z及o_p--x_p,y_p,z_p重合，oo_k距离为R₁，o_po_k距离为R₂，z_k轴与z轴所夹锐角为δ₁，z_k轴与z_p轴所夹锐角为δ₂，所述小轮以匀角速度ω₁绕z轴旋转，所述大轮以匀角速度ω₂绕z_p轴旋转，所述小轮和大轮回转轴线的角速度矢量夹角为θ，从起始位置经一段时间后，坐标系o₁--x₁,y₁,z₁及o₂--x₂,y₂,z₂分别运动，所述小轮绕z轴转过角，所述大轮绕z_p轴转过角；

在坐标系o_k--x_k,y_k,z_k中，设定所述小轮和大轮的啮合点运动的啮合线参数方程为：

所述小轮和大轮的转角与啮合点的关系式为：

在坐标系o₁--x₁,y₁,z₁中，所述啮合点沿啮合线运动在小轮齿面形成接触线C1的参数方程为：

所述小轮螺旋梯形槽的轴向等腰梯形截形满足下式：

设定过啮合点的啮合线与所述轴向等腰梯形截形两腰交点连线的中点为参考点，在坐标系o₁--x₁,y₁,z₁中，求得所述小轮螺旋梯形槽参考线的参数方程为：

同时，在坐标系o₂--x₂,y₂,z₂中，所述啮合点沿啮合线运动在大轮齿面形成接触线C2的参数方程为：

在坐标系o_p--x_p,y_p,z_p中，所述大轮螺旋圆弧齿的轴向圆弧齿形截形形成的大轮凸齿面的产形母线参数方程为：

在坐标系o₂–x₂,y₂,z₂中，所述大轮螺旋圆弧齿中包含啮合点的轴向圆弧齿形截形通过左旋螺旋运动形成所述大轮螺旋圆弧齿的凸齿面，所述大轮螺旋圆弧齿的凸齿面参数方程为：

此时，所述大轮螺旋圆弧齿凸齿面的中心线方程为：

上述所有式中：

t—啮合点的运动参数变量，且t∈[0,Δt]；

T—等升距圆锥螺旋线的参数变量，且T∈[0,ΔT]，ΔT＝kΔt；

k—啮合点运动的线性比例系数；

R₁—小轮的理论分度圆锥体大端半径；

R₂—大轮的理论分度圆柱体大端半径，R₂＝i₁₂R₁；

δ₁—小轮的理论分度圆锥角；

δ₂—大轮的理论分度圆锥角；

i₁₂—小轮与大轮的传动比；

e—大轮圆柱体内表面和小轮圆柱体的间隙；

ρ₂—大轮螺旋圆弧齿的圆弧半径；

ξ₂—，大轮上的螺旋圆弧齿母线圆的角度参数，ξ₂∈[0,π]；

γ—小轮和大轮的轴向啮合角；

z₁—小轮齿数，即小轮的螺旋梯形槽数量；

z₂—大轮齿数，即大轮的螺旋圆弧齿数量；

c₁—啮合点运动待定系数；

h—小轮轴向等腰梯形截形的高；

h'—等腰梯形过啮合点的啮合线到梯形大底的距离；

w—过啮合点的啮合线与等腰梯形两腰交点的距离；

其中：各坐标系轴，e，r₂，ρ₂，h，h'，w，R₁，R₂和c₁长度或距离单位均为毫米；δ₁，δ₂，ξ₂，T，k，γ和θ角度单位均为弧度；

当确定两交叉轴的角速度矢量夹角θ、传动比i₁₂、小轮的理论分度圆锥体大端半径R₁、小轮齿数z₁、大轮螺旋圆弧齿的圆弧半径ρ₂、重合度ε、轴向啮合角γ、啮合点运动待定系数c₁、啮合点运动的线性比例参数k、小轮与大轮锥体的间隙e时，小轮和大轮的锥体结构、小轮的螺旋梯形槽参考线、齿面结构及形状也随之确定，大轮的螺旋圆弧齿中心线、齿面结构及形状也随之确定，小轮和大轮的安装位置也相应确定，从而得到用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构。

2.根据权利要求1所述的用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构，其特征在于：所述小轮和大轮组成传动副，其重合度设计计算公式为：

则求得啮合点的运动参数变量取值范围，其计算公式为：

式中：

ε—重合度的数值；

k—线性比例系数；

z₁—小轮齿数；

Δt—啮合点的运动参数变量取值范围；

设计时需要根据重合度的数值ε，线性比例系数k和小轮齿数z₁，综合确定啮合点的运动参数变量取值范围。

3.根据权利要求1所述的用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构，其特征在于：所述小轮圆锥体外表面均布的螺旋梯形槽是以轴向等腰梯形截形的参考点小轮的梯形槽参考线移动而成；所述大轮圆锥体外表面均布的螺旋圆弧齿是以轴向圆弧齿形截形的圆心沿着大轮的圆弧齿中心线移动而成。

4.根据权利要求1所述的用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构，其特征在于：所述小轮与大轮连接的输入轴、输出轴具有互换性，采用小轮连接输入轴，大轮连接输出轴，用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构为减速传动；

或采用大轮连接输入轴，小轮连接输出轴，用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构为增速传动；

或当所述小轮和大轮齿数相等时，平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构传动比为1，用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构为等速传动。

5.根据权利要求1或4所述的用于交叉轴传动的平-凸啮合纯滚动锥齿轮机构，其特征在于：所述驱动器连接的输入轴旋转方向为顺时针或逆时针，用以实现所述小轮或大轮的正、反转传动。