RU2362925C1 - Rack toothing for linear drive (versions) - Google Patents
Rack toothing for linear drive (versions) Download PDFInfo
- Publication number
- RU2362925C1 RU2362925C1 RU2008115365/11A RU2008115365A RU2362925C1 RU 2362925 C1 RU2362925 C1 RU 2362925C1 RU 2008115365/11 A RU2008115365/11 A RU 2008115365/11A RU 2008115365 A RU2008115365 A RU 2008115365A RU 2362925 C1 RU2362925 C1 RU 2362925C1
- Authority
- RU
- Russia
- Prior art keywords
- wheel
- rack
- gear
- profile
- tooth
- Prior art date
Links
Images
Landscapes
- Transmission Devices (AREA)
- Gears, Cams (AREA)
Abstract
Description
Изобретение относится к зубчатым кинематическим парам, а более конкретно к реечным передачам, преобразующим вращательное движение в поступательное и наоборот. Оно может быть использовано вместо обычных реечных механизмов в линейных приводах станков, в устройствах рулевого управления автомобилей, а также в грузоподъемной технике (реечные домкраты и т.п.).The invention relates to gear kinematic pairs, and more particularly to rack and pinion gears that convert rotational motion to translational and vice versa. It can be used instead of conventional rack gears in linear drives of machines, in steering devices of cars, as well as in lifting equipment (rack jacks, etc.).
Известны цилиндрические передачи с реечным зацеплением, в котором зубчатое колесо находится в зацеплении с зубчатой рейкой, образующей с неподвижным звеном поступательную пару (А.Ф.Крайнев. Словарь-справочник по механизмам. М.: «Машиностроение», 1987, с.381). В качестве зацепления в реечной передаче используется эвольвентное зацепление. Ось зубчатого колеса перпендикулярна направлению движения рейки. Основным недостатком реечной передачи является ее невысокая нагрузочная способность. Для ее увеличения необходимо увеличивать модуль зуба, а следовательно, и размеры зубчатого колеса. При этом увеличивается линейная скорость движения рейки при одной и той же скорости вращения колеса, что не всегда допустимо.Known cylindrical gears with rack and pinion gearing, in which the gear is meshed with a gear rack forming a translational pair with a fixed link (A.F. Krainev. Dictionary-reference book on mechanisms. M .: "Mechanical Engineering", 1987, p. 381) . As a gear in a rack and pinion gear, involute gear is used. The axis of the gear is perpendicular to the direction of movement of the rack. The main disadvantage of rack and pinion transmission is its low load capacity. To increase it, it is necessary to increase the modulus of the tooth, and therefore the size of the gear. This increases the linear speed of the rack at the same wheel speed, which is not always acceptable.
Известна реечная червячная передача (см. там же, стр.380). Она подобна обычной червячной передаче, в которой червячное колесо заменено рейкой. Ось червяка обычно составляет с направлением движения рейки некоторый угол, который зависит от угла винтовой линии червяка и угла наклона зубьев рейки. Недостаток реечной червячной передачи тот же, что и у обычной червячной передачи, а именно низкий КПД, не превышающий в большинстве конструкций 0,5.A rack and pinion worm gear is known (see ibid., P. 380). It is similar to a conventional worm gear in which the worm wheel is replaced by a rack. The axis of the worm usually makes a certain angle with the direction of movement of the rack, which depends on the angle of the helix of the worm and the angle of inclination of the teeth of the rack. The disadvantage of rack and pinion worm gear is the same as that of a conventional worm gear, namely low efficiency, not exceeding 0.5 in most designs.
Известны механизм преобразования вращательного движения в поступательное (US 5187994) и более поздние модификации этого механизма (ЕР 0770795, US 5477741, US 5699604), который в самом общем случае представляет собой два параллельных вала, вращаемых синхронно от одного привода, несколько эксцентриков, закрепленных на каждом из этих валов с разницей фаз, а также пластины с зубьями и отверстиями, в которых с возможностью вращения установлены указанные эксцентрики. Механизм содержит также зубчатую рейку, с которой взаимодействуют зубья пластин. При вращении валов пластины совершают плоскопараллельное планетарное движение и, зацепляясь с зубьями рейки, перемещают ее в продольном направлении. Профиль зубьев пластин в одном из вариантов имеет полукруглую форму, а зубья рейки имеют циклоидальный профиль. Во втором варианте зубья рейки имеют полукруглый профиль, а зубья пластин - циклоидальный профиль. Для уменьшения трения зубья полукруглого профиля выполняют в виде роликов, свободно вращающихся на осях. Механизм с таким зацеплением может иметь достаточно высокий КПД при высокой нагрузочной способности, обусловленной тем, что движение передается несколькими параллельными ветвями. Основной недостаток устройства - его сложность из-за большого количества деталей. Кроме того, устройство критично к несинхронности вращения валов и требует высокой точности сборки.The known mechanism for converting rotational motion into translational (US 5187994) and later modifications of this mechanism (EP 0770795, US 5477741, US 5699604), which in the most general case consists of two parallel shafts rotated synchronously from one drive, several eccentrics mounted on each of these shafts with a phase difference, as well as plates with teeth and holes in which the said eccentrics are mounted rotatably. The mechanism also contains a gear rack with which the teeth of the plates interact. When the shafts rotate, the plates make a plane-parallel planetary motion and, meshing with the teeth of the rack, move it in the longitudinal direction. The profile of the teeth of the plates in one embodiment has a semicircular shape, and the teeth of the rails have a cycloidal profile. In the second embodiment, the teeth of the slats have a semicircular profile, and the teeth of the plates have a cycloidal profile. To reduce friction, the teeth of the semicircular profile are made in the form of rollers freely rotating on the axes. A mechanism with such an engagement can have a sufficiently high efficiency with a high load capacity due to the fact that the movement is transmitted by several parallel branches. The main disadvantage of the device is its complexity due to the large number of parts. In addition, the device is critical to the non-synchronization of shaft rotation and requires high precision assembly.
За прототип выберем обычное реечное зацепление с зубьями эвольвентного профиля, описанное выше (А.Ф.Крайнев. Словарь-справочник по механизмам. М.: «Машиностроение», 1987. с.381), как имеющее наибольшее количество общих с предлагаемым решением признаков. Оно содержит находящиеся в зацеплении зубчатое колесо и зубчатую рейку. Колесо и рейка установлены с возможностью поступательного перемещения друг относительно друга. Скорость поступательного перемещения рейки прямо пропорциональна диаметру колеса. Нагрузочная способность зацепления напрямую зависит от модуля зубьев, а следовательно, и диаметра колеса. Увеличение нагрузочной способности ведет к увеличению диаметра колеса и скорости движения рейки при прочих равных условиях.For the prototype, we choose the usual rack gearing with the teeth of the involute profile described above (A.F. Krainev. Dictionary-reference on the mechanisms. M .: "Engineering", 1987. p. 381), as having the greatest number of features common with the proposed solution. It contains an engaged gear and a gear rack. The wheel and the rack are installed with the possibility of translational movement relative to each other. The speed of translational movement of the rack is directly proportional to the diameter of the wheel. The loading ability of gearing directly depends on the tooth modulus and, consequently, on the diameter of the wheel. An increase in load capacity leads to an increase in wheel diameter and rail speed, all other things being equal.
Таким образом, задачей изобретения является создание малогабаритного простого и надежного реечного зацепления для линейного привода.Thus, the object of the invention is to provide a compact simple and reliable rack gear for linear drive.
Техническим результатом, достигаемым изобретением, является повышение нагрузочной способности зацепления при тех же габаритах, а также возможность получения не высоких скоростей перемещения рейки независимо от габаритов колеса, (а зависящих только от углового шага рейки).The technical result achieved by the invention is to increase the load-bearing ability of the meshing at the same dimensions, as well as the possibility of obtaining not high rack speeds irrespective of the dimensions of the wheel (but depending only on the angular pitch of the rack).
Для решения указанной задачи реечное зацепление, как и прототип, содержит зубчатое колесо и зубчатую рейку, установленные с возможностью поступательного перемещения друг относительно друга. В отличие от прототипа колесо и рейка выполнены с косыми зубьями, причем колесо выполнено с одним зубом с профилем в торцовом сечении колеса в виде окружности, эксцентрично смещенной относительно оси вращения колеса, и косой зуб колеса образован последовательным и непрерывным поворотом этих торцовых сечений вокруг оси колеса с образованием винтовой поверхности, а рейка имеет винтовые зубья циклоидального профиля, сопряженные с винтовой поверхностью колеса и обеспечивающие линейный контакт зубьев. Для непрерывной передачи движения угол осевого перекрытия зубчатого колеса и рейки должен превышать 180 градусов.To solve this problem, rack and pinion, like the prototype, contains a gear and a gear rack mounted with the possibility of translational movement relative to each other. Unlike the prototype, the wheel and the rack are made with bevel teeth, and the wheel is made with one tooth with a profile in the end section of the wheel in the form of a circle eccentrically offset relative to the axis of rotation of the wheel, and the oblique tooth of the wheel is formed by sequential and continuous rotation of these end sections around the wheel axis with the formation of a helical surface, and the rail has helical teeth of a cycloidal profile, conjugated with the helical surface of the wheel and providing linear contact of the teeth. For continuous transmission of motion, the angle of axial overlap of the gear wheel and rack should exceed 180 degrees.
Как всякое косозубое зацепление, данное зацепление будет иметь осевые составляющие силы. Для того чтобы их устранить, зубья колеса и рейки целесообразно выполнить шевронными.Like any helical gearing, this gearing will have axial force components. In order to eliminate them, the teeth of the wheels and racks, it is advisable to perform chevron.
Возможен и второй вариант реализации изобретательского замысла, составляющего сущность настоящего изобретения. Зубчатые профили колеса и рейки в этом случае выполняются не косозубыми, а составными из пакетов, по меньшей мере, трех одинаковых венцов. Венцы в каждом пакете смещены по фазе друг относительно друга на шаг соответствующего венца, деленный на число венцов. Каждый венец колеса представляет собой эксцентрично смещенную относительно оси колеса окружность, а каждый венец рейки имеет зубья циклоидального профиля. Так как колесо в предлагаемом зацеплении имеет всего один зуб, то отдельные его венцы должны быть повернуты друг относительно друга на угол, равный 360 градусов, деленный на число венцов. У колеса, составленного из трех венцов, венцы повернуты друг относительно друга на угол 120 градусов. Для рейки с тремя венцами венцы будут смещены друг относительно друга вдоль направления поступательного движения рейки на 1/3 часть линейного шага рейки. При увеличении числа венцов с одновременным уменьшением их толщины второй вариант изобретения стремится к первому.A second embodiment of the inventive concept constituting the essence of the present invention is also possible. The gear profiles of the wheel and the racks in this case are not helical, but made up of packets of at least three identical crowns. The crowns in each packet are phase shifted relative to each other by the step of the corresponding crown divided by the number of crowns. Each wheel rim is a circle eccentrically offset relative to the axis of the wheel, and each bar rim has teeth of a cycloidal profile. Since the wheel in the proposed gearing has only one tooth, its individual crowns should be rotated relative to each other by an angle equal to 360 degrees divided by the number of crowns. In a wheel composed of three crowns, the crowns are rotated relative to each other by an angle of 120 degrees. For a rail with three crowns, the crowns will be offset relative to each other along the direction of translational movement of the rail by 1/3 of the linear pitch of the rail. With an increase in the number of rims with a simultaneous decrease in their thickness, the second embodiment of the invention tends to the first.
Изобретение иллюстрируется графическими материалами, где на фиг.1 представлен общий вид первого варианта предлагаемого реечного зацепления. На фиг.2 показано то же зацепление, вид с торца. На фиг.3 и 4 приведены схемы, поясняющие формирование циклоидального профиля зубчатой рейки с разным линейным шагом. Фиг.5 иллюстрирует зацепление шевронных зубьев. На фиг.6 показан общий вид второго варианта зацепления колеса и рейки, составленных из 6 венцов.The invention is illustrated in graphic materials, where in Fig.1 shows a General view of the first variant of the proposed rack gear. Figure 2 shows the same meshing, end view. Figures 3 and 4 are diagrams explaining the formation of the cycloidal profile of the rack with different linear steps. 5 illustrates engagement of chevron teeth. Figure 6 shows a General view of the second variant of the engagement of the wheels and racks, composed of 6 crowns.
Зацепление, изображенное на фиг.1 и 2, образовано колесом 1 и зубчатой рейкой 2. Ось вращения ОО1 колеса 1 перпендикулярна направлению поступательного перемещения рейки 2, показанному на фигурах стрелкой. Колесо 1 выполнено с одним винтовым зубом с углом осевого перекрытия в 360 градусов. Винтовой зуб образован последовательным и непрерывным поворотом каждого торцевого сечения колеса 1, представляющим собой эксцентрично смещенную на расстояние е от оси вращения колеса окружность 3. Или образование винтового зуба можно рассматривать как равномерное и непрерывное перемещение эксцентрично смещенной окружности 3 вдоль оси OO1 с одновременным непрерывным поворотом этой окружности вокруг оси OO1. На фигурах штриховыми линиями 3', 3”, 3”',… обозначены окружности в торцевых сечениях колеса 1, выполненных через 60 градусов.The engagement shown in figures 1 and 2 is formed by the
Винтовые зубья 4 рейки 2 в торцевых сечениях имеют форму циклоидальной кривой 5. Цифрами 5, 5', 5”, 5”' обозначены циклоидальные кривые в соседних сечениях рейки, сопрягающиеся с соответствующими эксцентричными окружностями 3, 3', 3”, 3”' в торцевых сечениях колеса 1. Поскольку по условиям построения каждая из окружностей 3, 3', 3”, 3'”,…, имеет точку контакта с соответствующими циклоидальными кривыми 5, 5', 5”, 5”',…, то зацепление колеса 1 с рейкой 2 будет иметь непрерывную линию контакта ВС.The helical teeth 4 of the
Для построения сопряженного с колесом 1 циклоидального профиля 5 зубчатой рейки 2 обратимся к схемам на фиг.3 и 4. Буквой О обозначен центр вращения колеса 1. Его зубчатый профиль представлен здесь окружностью 3, центр А которой смещен на расстояние е от центра вращения О. Для получения циклоидального профиля 5 рейки 2 построим из центра О окружность 6, касающуюся окружности 3. При качении этой окружности 6 по прямой 7 без проскальзывания ее точка А, совпадающая с центром окружности 3 и расположенная внутри окружности 6, описывает трохоиду (укороченную циклоиду) 8 с шагом t6. Эквидистанта этой трохоиды 8, смещенная на расстояние r (здесь r - есть радиус окружности 3 в торцевом сечении колеса 1), образует искомую циклоидальную кривую 5. Для получения более крутых фронтов циклоидальных зубьев рейки 2 следует построить трохоиду с меньшим шагом. Она образуется качением окружности 9 меньшего диаметра, как это показано на фиг.4. Окружность 9 здесь также построена с центром в точке О, но ее диаметр D9 меньше, чем диаметр DG образующей окружности 6 на фиг.3. При качении без проскальзывания окружности 9 по прямой 10 точка А, находящаяся внутри окружности 9, опишет трохоиду (укороченную циклоиду) 11, имеющую более крутые фронты, чем кривая 8. Эквидистанта трохоиды 11 и будет являться искомой циклоидальной кривой 12, которая формирует профиль зуба 4 рейки 2 с меньшим шагом t12. Для колеса 1, имеющего в сечении окружность одного и того же радиуса r с одним и тем же эксцентриситетом е, можно построить множество циклоидальных кривых, отличающихся величиной шага, а следовательно, и крутизной фронта зубьев. Уменьшение шага зуба рейки 2 ограничено только появлением эффекта подрезания зубьев.To construct a
Очевидно, что в зацеплении на фиг.3 длина пути DE, проходимого любой точкой окружности 3 за один полный ее оборот, примерно равна длине этой окружности. В зацеплении же на фиг.4 длина окружности 3 значительно превышает соответствующую длину пути GH. Поэтому зацепление на фиг.3 будет иметь меньшее проскальзывание, чем зацепление с большей кривизной фронта зубьев рейки на фиг.4. Однако у этого зацепления значительно хуже распределение действующих сил. Действительно, сила F взаимодействия зуба колеса 1 и зуба рейки 2 направлена перпендикулярно к профилям зубьев в точке контакта. Эту силу можно разложить на две взаимно перпендикулярные составляющие F1 и F2. Составляющая F1 направлена вдоль рейки и является собственно движущей силой, а составляющая F2 является силой, с которой колесо 1 прижимается к реке 2 (сила давления). Очевидно, что при равных моментах вращения колеса 1 действующая сила F1 для рейки с меньшим шагом будет больше, чем действующая сила для зацепления на фиг.3. Таким образом, в каждом конкретном случае для одного и того же колеса 1 выбор шага рейки 2 будет определяться требованиями к силовым характеристикам или КПД.Obviously, in the meshing of FIG. 3, the length of the path DE traversed by any point of the
Как у всякого косозубого зацепления, в предлагаемом зацеплении имеется составляющая силы, направленная вдоль оси колеса и стремящаяся сместить колесо относительно рейки. Для того чтобы предотвратить осевое смещение в реечной передаче, следует применять радиально-упорные подшипники. Другим вариантом решения этой же задачи является выполнение венцов колеса и рейки шевронными, как это показано на фиг.5. Колесо 1 имеет по длине два участка 13 и 14, образованные винтовыми поверхностями с противоположным направлением. Окружность 3 в торцевом сечении колеса на участке 13 имеет непрерывный поворот вокруг эксцентрично смещенной оси OO1 по часовой стрелке, а на участке 14 - против часовой стрелки. Точно так же зубчатый венец рейки 2 состоит из двух участков с правыми 15 и левыми 16 циклоидальными зубьями, образованными фазовым сдвигом циклоидальной кривой 5 в противоположных направлениях.As with any helical gearing, in the proposed gearing there is a force component directed along the axis of the wheel and tending to shift the wheel relative to the rack. In order to prevent axial displacement in the rack and pinion, angular contact bearings should be used. Another option for solving the same problem is to make the rims of the wheel and rail chevron, as shown in Fig.5.
Очевидно, что вследствие симметрии расположения зубьев осевые составляющие силы в шевронном зацеплении взаимно уравновешиваются.Obviously, due to the symmetry of the tooth arrangement, the axial components of the force in the chevron engagement are mutually balanced.
При всех достоинствах предлагаемое реечное зацепление достаточно сложно в изготовлении, требует наличия многокоординатных станков с ЧПУ. Эта же идея зацепления может быть реализована в другом варианте, более простом в изготовлении. Обратимся к схеме образования винтового профиля зуба колеса 1, изображенного на фиг.1 и 2. Если профиль зуба колеса 1 получать не непрерывным поворотом и смещением эксцентричной окружности 3 относительно оси вращения OO1 колеса 1, а разделить эти два движения, то получим ступенчатый профиль колеса 1, образованный отдельными повернутыми друг относительно друга одинаковыми венцами 17, 17', 17”, … (см. фиг.6). Каждый венец 17 образован цилиндром с эксцентрично смещенной окружностью в сечении. Соседние венцы 17, 17' повернуты друг относительно друга на угол, равный угловому шагу колеса, деленному на число венцов. На фиг.6 угловой шаг колеса 1 составляет 360 градусов, число венцов равно 6. Следовательно, соседние венцы 17 будут повернуты друг относительно друга на 60 градусов. Изготавливать такой ступенчатый профиль колеса можно либо из отдельных венцов, жестко скрепляемых вместе, либо выполняя колесо со ступенчатым профилем в виде единой детали наподобие коленчатого вала.With all the advantages, the proposed rack gearing is quite difficult to manufacture, it requires the presence of multi-axis CNC machines. The same concept of engagement can be realized in another embodiment, which is simpler to manufacture. Let us turn to the scheme of the formation of the helical profile of the tooth of the
Аналогично строится и составной зубчатый профиль рейки 2, только отдельные венцы 18, 18', 18”, 18”', …, сдвинуты относительно друг друга вдоль рейки на расстояние, равное шагу рейки, деленному на число венцов. В общем случае про венцы составного колеса и составной рейки можно сказать, что они смещены относительно друг друга по фазе и смещение равно шагу соответствующего венца, деленному на число венцов. Каждая пара венцов 17 и 18 колеса 1 и рейки 2 контактирует по прямой линии, и общая линия контакта профилей представляет собой кусочно-непрерывную ломаную кривую. У зацепления со ступенчатыми профилями колеса и рейки нет проблемы осевой составляющей силы, так как его можно рассматривать как суперпозицию попарных зацеплений отдельных прямозубых венцов. Следует отметить, что, увеличивая число венцов в зацеплении, мы будем приближаться к первому варианту зацепления с косыми винтовыми зубьями. В свою очередь, зацепление с косыми зубьями можно рассматривать как зацепление ступенчатых профилей, где число венцов бесконечно велико, а смещение по фазе между соседними венцами бесконечно мало.A composite gear profile of the
Рассмотрим работу зацепления, изображенного на фиг.1-2. При вращении колеса 1 вокруг оси OO1 эксцентрично расположенная относительно оси окружность 3 (3', 3”, 3”' и т.д.) в любом торцовом сечении колеса 1 контактирует с циклоидальным профилем 5 (5', 5”, 5”', …) рейки 2 в том же сечении. Пусть колесо 1 вращается по часовой стрелке, как это показано на фигурах. Окружность 3 во фронтальной плоскости зацепления (см. фиг.2), контактирующая с вершиной циклоидального зуба 5, при вращении вокруг центра О начинает давить на зуб, вызывая перемещение рейки 2 в ту же сторону на величину, равную половине ее углового шага. После половины оборота колеса 1 окружность 3 придет в контакт с впадиной циклоидального профиля 5 рейки 2 и на следующей половине оборота в этом сечении силового воздействия на рейку 2 не будет. Аналогичные рассуждения можно привести и для других торцовых сечений колеса 1 и рейки 2, где силовой контакт зацепляющихся профилей будет осуществляться только на половине оборота колеса 1. Если при этом угол осевого перекрытия колеса 1 будет равен или больше 180 градусов, то силовой контакт будет соответствовать полному обороту колеса 1. Это означает, что перемещение рейки 2 будет непрерывным и за один оборот колеса 1 рейка 2 переместится в продольном направлении на один зуб. Т.е. скорость перемещения рейки 2 определяется только шагом ее зубьев и не зависит от диаметра колеса 1, как это было в прототипе. Кроме того, при одинаковых диаметрах колес в прототипе и в предлагаемом изобретении размеры зуба колеса и рейки по изобретению будут значительно больше, чем у прототипа с эвольвентным зацеплением. Следовательно, значительно выше будет и нагрузочная способность предлагаемого реечного зацепления.Consider the operation of the gearing depicted in figure 1-2. When the
Если угол осевого перекрытия колеса 1 меньше 180 градусов, то в зацеплении появятся «мертвые зоны», в которых движение не передается. Однако зацепление и в этом случае может быть работоспособным, если требуемое возвратно-поступательное перемещение рейки 2 меньше ее углового шага. Кроме того, зацепление работоспособно и в случае, когда колесо 1 имеет большую маховую массу, инерция которой преодолевает «мертвые зоны» зацепления.If the angle of axial overlap of the
Работа реечного зацепления по второму варианту практически не отличается от вышеописанного. Момент движения передается последовательно различными парами венцов составного колеса и составной рейки, т.е. венцами 17-18, 17'-18', 17”-18” и т.д.The rack gear operation of the second embodiment is practically no different from the above. The moment of movement is transmitted sequentially by different pairs of rims of the composite wheel and the composite rail, i.e. crowns 17-18, 17'-18 ', 17 ”-18”, etc.
Claims (4)
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2008115365/11A RU2362925C1 (en) | 2008-04-18 | 2008-04-18 | Rack toothing for linear drive (versions) |
| PCT/RU2009/000301 WO2009134169A2 (en) | 2008-04-18 | 2009-06-15 | Rack toothing for a linear drive |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2008115365/11A RU2362925C1 (en) | 2008-04-18 | 2008-04-18 | Rack toothing for linear drive (versions) |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| RU2362925C1 true RU2362925C1 (en) | 2009-07-27 |
Family
ID=41048492
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| RU2008115365/11A RU2362925C1 (en) | 2008-04-18 | 2008-04-18 | Rack toothing for linear drive (versions) |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| RU (1) | RU2362925C1 (en) |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2011093743A1 (en) | 2010-01-29 | 2011-08-04 | Закрытое Акционерное Общество "Технология Маркет" | Eccentrically cycloidal engagement of toothed profiles (variant embodiments) |
| CN105121910A (en) * | 2012-12-18 | 2015-12-02 | 伦策驱动有限公司 | Gear and transmission comprising such a gear |
| RU2720609C1 (en) * | 2019-01-10 | 2020-05-12 | Александр Евгеньевич Курков | Linear rack-and-pinion drive of sucker rod pump for oil production (embodiments) |
-
2008
- 2008-04-18 RU RU2008115365/11A patent/RU2362925C1/en not_active IP Right Cessation
Non-Patent Citations (1)
| Title |
|---|
| АРТОБОЛЕВСКИЙ И.И. Механизмы в современной технике. Т.3. - М.: Наука, 1973, с.69, схема 66. * |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2011093743A1 (en) | 2010-01-29 | 2011-08-04 | Закрытое Акционерное Общество "Технология Маркет" | Eccentrically cycloidal engagement of toothed profiles (variant embodiments) |
| CN105121910A (en) * | 2012-12-18 | 2015-12-02 | 伦策驱动有限公司 | Gear and transmission comprising such a gear |
| RU2720609C1 (en) * | 2019-01-10 | 2020-05-12 | Александр Евгеньевич Курков | Linear rack-and-pinion drive of sucker rod pump for oil production (embodiments) |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US8157691B2 (en) | Toothed wheel gearing (variants) and a planetary toothed mechanism based thereon (variants) | |
| RU2385435C1 (en) | Eccentric-cycloidal engagement of complex tooth profiles | |
| US7086304B2 (en) | Roller cam assembly | |
| RU2416748C1 (en) | Eccentric-cycloid engagement of tooth profiles with curvilinear teeth | |
| CN106402285B (en) | Eccentric swinging type planetary gear speed reducer capable of increasing output torque | |
| RU2338105C1 (en) | Curved-tooth gear engagement (versions) and planetary transmission incorporating it | |
| CN104728354A (en) | Prepressing compensation anti-backlash speed reducer | |
| WO2017064549A2 (en) | Internally meshed transmission mechanism | |
| RU2362925C1 (en) | Rack toothing for linear drive (versions) | |
| CN111219447B (en) | Cambered surface secondary envelope crown gear nutation transmission device | |
| TWI431209B (en) | Transmission mechanism having eccentric cam assemblies | |
| Zhang et al. | Introduction to mechanisms | |
| DE202009010093U1 (en) | Eccentric differential in 3 variants | |
| WO2009134169A2 (en) | Rack toothing for a linear drive | |
| JPS6188072A (en) | Removing device for angular backlash in planetary gear mechanism | |
| CN104633062A (en) | Double-cycloidal speed reducer | |
| RU150803U1 (en) | SELF-BRAKE PLANETARY CHAIN | |
| RU2725323C1 (en) | Cycloidal gear reducer | |
| KR102007321B1 (en) | Power transmission apparatus | |
| JPH0621608B2 (en) | Angle Backlash Removal Device in Planetary Gear Mechanism | |
| TW201441507A (en) | Cycloid gear | |
| CN109780141B (en) | Conjugate cam hypocycloid speed reducer | |
| RU2338103C1 (en) | Eccentric cycloid reduction gear with preliminary stage | |
| RU2355923C1 (en) | Planetary gear mechanism with doubled satellites | |
| RU2360160C1 (en) | Eccentric planetary gear of internal engagement |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| MM4A | The patent is invalid due to non-payment of fees |
Effective date: 20200419 |