UA74928C2 - Toothed gear with multiple toothing (versions) - Google Patents
Toothed gear with multiple toothing (versions) Download PDFInfo
- Publication number
- UA74928C2 UA74928C2 UA2004031976A UA2004031976A UA74928C2 UA 74928 C2 UA74928 C2 UA 74928C2 UA 2004031976 A UA2004031976 A UA 2004031976A UA 2004031976 A UA2004031976 A UA 2004031976A UA 74928 C2 UA74928 C2 UA 74928C2
- Authority
- UA
- Ukraine
- Prior art keywords
- teeth
- satellite
- wheel
- engagement
- pair
- Prior art date
Links
- 230000005540 biological transmission Effects 0.000 claims description 32
- 230000008878 coupling Effects 0.000 abstract 1
- 238000010168 coupling process Methods 0.000 abstract 1
- 238000005859 coupling reaction Methods 0.000 abstract 1
- 238000005452 bending Methods 0.000 description 5
- 238000010586 diagram Methods 0.000 description 2
- 238000010276 construction Methods 0.000 description 1
- 238000006073 displacement reaction Methods 0.000 description 1
- 230000000694 effects Effects 0.000 description 1
- 238000009434 installation Methods 0.000 description 1
- 230000003993 interaction Effects 0.000 description 1
- 238000004519 manufacturing process Methods 0.000 description 1
- 238000012067 mathematical method Methods 0.000 description 1
- 238000011089 mechanical engineering Methods 0.000 description 1
- 230000007246 mechanism Effects 0.000 description 1
Landscapes
- Gears, Cams (AREA)
Abstract
Description
Опис винаходуDescription of the invention
Винахід відноситься до галузі машинобудування, а саме, до передач з двома зубчатими колесами, що 2 входять в зачеплення, з паралельними осями і з внутрішніми зубами на одному із коліс і може бути використана в приводах машин, агрегатів та механізмів для передачі силового навантаження з підвищеним крутним моментом.The invention relates to the field of mechanical engineering, namely, to gears with two meshing gears, with parallel axes and with internal teeth on one of the wheels, and can be used in drives of machines, units and mechanisms for power load transmission with increased torque
Відома зубчата дрібномодульна передача внутрішнього багатопарного зачеплення (патент України Мо8058 від 26.12.1995р, кл. РІ1Іб Н 1/10), що складається із жорстких внутрішнього і зовнішнього зубчатих коліс з 70 малою різницею чисел зубів, осі яких є паралельними, а вісь внутрішнього зубча того колеса зміщена в площині зачеплення на величину А, що визначається із співвідношення: А-К'ЕнІЇ, де: Е- величина розрахункової міжосьової відстані; К - -0.50--0.99 - експериментальне визначений коефіцієнт зміщення осі внутрішнього зубча. того колеса відносно його номінального положення; Ї - величина сумарних незалежних випадкових величин люфтів передачі. 19 Вказана передача передбачає наявність в секторі багатопарного зачеплення великого числа дрібномодульних зубів класичного профілю, висота яких більша від товщини в 1.2-1.6 рази. Така конструкція зубчатої передачі має два суттєвих недоліки, перший з яких полягає в тому, що зуби в секторі зачеплення працюють на згин, а допустимі навантаження передачі обмежуються граничними значеннями напруги згину, що визначається зусиллям навантаження на крайні зуби в секторі багатопарного зачеплення де головка зуба внутрішнього колеса опирається в основу зуба зовнішнього колеса. Другим недоліком є той факт, що при виготовленні такої передачі потрібно використовувати станки, що нарізають зуби з модулем 0.5мм і менше при відносно великому числі зубів (300 і більше).There is a well-known toothed small-module transmission of internal multi-pair engagement (patent of Ukraine Mo8058 dated 26.12.1995, class RI1Ib H 1/10), which consists of rigid internal and external gears with 70 small differences in the number of teeth, the axes of which are parallel, and the axis of the internal tooth of that wheel is displaced in the engagement plane by the amount A, which is determined from the ratio: А-К'ЕнИЙ, where: Э is the value of the estimated interaxial distance; K - -0.50--0.99 - the experimentally determined coefficient of displacement of the axis of the internal tooth. that wheel relative to its nominal position; Y - the value of the total independent random values of transmission backlashes. 19 The specified transmission assumes the presence of a large number of fine-module teeth of a classic profile in the multi-pair engagement sector, the height of which is 1.2-1.6 times greater than the thickness. Such a design of a gear transmission has two significant disadvantages, the first of which is that the teeth in the meshing sector work for bending, and the allowable transmission loads are limited by the limit values of the bending stress, which is determined by the load force on the extreme teeth in the sector of multi-pair meshing where the head of the internal tooth wheel rests against the base of the tooth of the outer wheel. The second disadvantage is the fact that in the manufacture of such a transmission, it is necessary to use machines that cut teeth with a module of 0.5 mm and less with a relatively large number of teeth (300 or more).
Другий недолік усувається в планетарній системі, що містить центральні колеса з внутрішніми зубами і взаємодіючі з ними сателіти з зовнішніми зубами, балансири та ексцентрики, котра є найбільш близькою по с технічній сутності до пропонованої. Центральні колеса і сателіти мають малу різницю чисел зубів, а їхнє (39 зачеплення відбувається в серпоподібній області перекриття зубів по кривій, розташованій по один бік від прямої, що проходить через центри колеса і відповідного сателіта, (див. патент СІЛА Мо5505668, М. Кл. Р 16 Н 1/32 від 9.04.1996р.). Така конструкція дозволяє будувати зубчаті передачі багатопарного зачеплення з довільним модулем і класичним профілем зубів, висота яких більша від товщини в 1.6 рази. Як і в першому со випадку, недоліком відомої зубчатої передачі є той факт, що крайні зуби в секторі багатопарного зачеплення с працюють на згин і обмежують граничні навантаження передачі багатопарного зачеплення. Крім того, забезпечення багатопарного зачеплення по кривій в такій передачі потребує збільшення ексцентриситету о встановлення сателітів, а це призводить до збільшення ваги та розмірів балансирів, та виникнення додаткових «І вібрацій.The second drawback is eliminated in the planetary system, which contains central wheels with internal teeth and satellites with external teeth interacting with them, balancers and eccentrics, which is the closest in technical essence to the proposed one. The central wheels and satellites have a small difference in the number of teeth, and their (39) engagement takes place in the sickle-shaped region of overlapping teeth along a curve located on one side of the straight line passing through the centers of the wheel and the corresponding satellite (see SILA patent Mo5505668, M. Kl Р 16 H 1/32 dated 04/9/1996). This design allows for the construction of multi-pair gear transmissions with an arbitrary module and a classic tooth profile, the height of which is 1.6 times greater than the thickness. As in the first case, the disadvantage of the known gear there is the fact that the extreme teeth in the sector of multi-pair engagement c work on bending and limit the ultimate loads of the multi-pair gear transmission. In addition, the provision of multi-pair engagement along the curve in such a transmission requires an increase in the eccentricity of the installation of satellites, which leads to an increase in the weight and dimensions of the balancers , and the emergence of additional "I vibrations.
Зо Задачей пропонованого винаходу є підвищення навантажувальної спроможності передачі багатопарного - зачеплення за рахунок зменшення напружень згину зубів та зменшення вібрацій в передачах багатопарного зачеплення.One of the objectives of the proposed invention is to increase the load capacity of the multi-pair transmission by reducing the bending stresses of the teeth and reducing vibrations in the multi-pair transmission.
З цією задача в зубчатій передачі багатопарного зачеплення, що містить зовнішнє колесо з внутрішніми « зубами і взаємодіючий з ним сателіт з зовнішніми зубами, чиє зачеплення відбувається в серпоподібній області З по кривій, розташованій по один бік від прямої, що проходить через центри колеса і сателіта, зуби виконані по с висоті меншими від їх товщини.With this problem, the gear transmission of a multi-pair engagement, containing an outer wheel with inner teeth and a satellite with outer teeth interacting with it, whose engagement occurs in a sickle-shaped region Z along a curve located on one side of the straight line passing through the centers of the wheel and the satellite , the teeth are made with a height smaller than their thickness.
Із» В другому варіанті конструкції зубчатої передачі багатопарного зачеплення, що містить зовнішнє колесо з внутрішніми зубами і взаємодіючий з ним сателіт з зовнішніми зубами, чиє зачеплення відбувається в серпоподібній області по кривій, зуби виконані по висоті меншими від їх товщини, а крива зачеплення зубів розташована по обидва боки від прямої, що проходить через центри колеса і сателіта. і Сутність винаходу пояснюється кресленнями, де на фіг.1 зображено поперечний переріз запропонованої «» зубчатої передачі, на фіг.2 показана кінематична схема руху зуба сателіта запропонованої зубчастої передачі, на фіг.3 зображено другий варіант зубчастої передачі, а на фіг.4 зображено у збільшеному масштабі контакт о зубів в секторі багатопарного зачеплення для запропонованої і відомої зубчатих передач. ка 20 Запропонована зубчата передача багатопарного зачеплення на фіг.1, фіг.З містить нерухоме колесо 1 з внутрішніми зубами 2, кількість яких рівна 7 3, та рухомий сателіт З із зовнішніми зубами 4 числом 2». со Передаткове число передачі становить і - 24/ 75. Сателіт З взаємодіє з зовнішнім колесом 1 в секторі 5 по кривій 6, що розташована по один бік прямої 7, котра проходить через центри колеса 0). і сателіта О»5. Зуби 2 та 4 відповідно колеса 1 і сателіта З виконані по висоті меншими в 1.1 -2 рази від їх товщини. Для 22 забезпечення багатопароного зачеплення зубів такої форми сателіт З зміщений в площині зачеплення наFrom" In the second version of the design of the multi-pair gear transmission, which contains an external wheel with internal teeth and a satellite with external teeth interacting with it, the engagement of which occurs in a sickle-shaped area along the curve, the teeth are made in height smaller than their thickness, and the curve of engagement of the teeth is located on both sides of the line passing through the centers of the wheel and satellite. and The essence of the invention is explained by the drawings, where Fig. 1 shows a cross-section of the proposed "" gear transmission, Fig. 2 shows the kinematic diagram of the movement of the satellite tooth of the proposed gear transmission, Fig. 3 shows the second version of the gear transmission, and Fig. 4 shows on an enlarged scale, the contact of the teeth in the multi-pair engagement sector for the proposed and known gears. ka 20 The proposed multi-pair gear transmission in Fig. 1, Fig. 3 contains a stationary wheel 1 with internal teeth 2, the number of which is equal to 7 3, and a movable satellite 3 with external teeth 4 numbered 2". co The transfer ratio is 24/75. Satellite Z interacts with the outer wheel 1 in sector 5 along the curve 6, which is located on one side of the straight line 7, which passes through the centers of the wheel 0). and satellite O»5. Teeth 2 and 4, respectively, of wheel 1 and satellite Z are made 1.1-2 times smaller in height than their thickness. To ensure multi-pair engagement of teeth of this shape, satellite Z is shifted in the engagement plane by
ГФ) відповідну величину ексцентриситету е.GF) the corresponding value of eccentricity e.
Робота зубчастої передачі відбувається наступним чином (див. Фіг.2). На фіг.2 радіусом К 1 позначені о границі кола виступів колеса 1 і Ко - коло впадин сателіта 3. Взаємодія колеса 1 і сателіта З відбувається в серпоподібній області 8 перекриття зубів, що заштрихована на фіг.2. Сателіт З має зуби 4, один із яких 60 показано на фіг.2 в вигляді відрізка аб з його найвіддаленішою від центра О 2 точкою б, причому довжина відрізка аб - Н і більша від максимальної висоти Пп перекриття зубів в серпоподібній області 8, що заштрихована на фіг.2. Під час роботи передачі центр О» сателіта З описує коло діаметром 2"е, а при повороті сателіта З на деякий кут А його центр О» повертається навколо осі О 1 на відповідний кут і переміщується в положення О'5. Положення кола впадин з радіусом Ко сателіта З при повороті на кут А показане на фіг.2 бо пунктиром. При цьому точка а сателіта З переміщується в положення а, а вершина б зуба 4 сателіта З переміщується в положення б.The gear transmission works as follows (see Fig. 2). In Fig. 2, radius K 1 marks the border of the circle of protrusions of wheel 1 and Ko - the circle of depressions of satellite 3. The interaction of wheel 1 and satellite Z occurs in the sickle-shaped area 8 of the overlap of the teeth, which is shaded in Fig. 2. Satellite C has teeth 4, one of which 60 is shown in Fig. 2 in the form of a segment ab with its farthest point b from the center O 2, and the length of the segment ab is H and is greater than the maximum height Пп of the overlap of the teeth in the sickle-shaped region 8, which is shaded in Fig.2. During the operation of the transmission, the center O» of the satellite Z describes a circle with a diameter of 2"e, and when the satellite Z is rotated by some angle A, its center O» turns around the axis O 1 by the corresponding angle and moves to the position O'5. The position of the circle of depressions with a radius The angle of satellite Z when turned to angle A is shown in dotted line in Fig. 2. At the same time, point a of satellite Z moves to position a, and the tip b of tooth 4 of satellite Z moves to position b.
При повному оберті сателіта З на 3602 точка б вершини зуба 4 сателіта З описує гіпоциклоїду 9, показану на фіг.2, яка має декілька точок перегину в полярних координатах з початком в точці, що співпадає з центромAt a full rotation of satellite Z by 3602, the point b of the top of tooth 4 of satellite Z describes the hypocycloid 9 shown in Fig. 2, which has several points of inflection in polar coordinates with the origin at the point coinciding with the center
Колеса Оу. Координати точки перегину визначаються другою похідною і показані на фіг.2 як точки б'ї 6". В першому варіанті зубчастої передачі точка перегину б' гіпоциклоїди 9 знаходиться за межами області перекриття 8. Параметри евольвенти зуба 2 центрального колеса 1 і зуба 4 сателіта З вибрані в відповідності до профілю ділянки б -- 6б' гіпоциклоїди У відомими математичними методами, в результаті чого забезпечується ефект багатопарного зачеплення в області 8 перекриття зубів, як це показано на фіг. 1. При цьому контакт зубів 4 і 7/0 2 в секторі зачеплення 5 відбувається по криволінійній траєкторії, що знаходиться по один бік прямої 7, що перетинає центри О» сателіта 2 і О4 зовнішнього колеса 1.Oh wheels. The coordinates of the point of inflection are determined by the second derivative and are shown in Fig. 2 as points of impact 6". In the first version of the gear transmission, the point of inflection b' of the hypocycloid 9 is outside the overlap area 8. The involute parameters of tooth 2 of the central wheel 1 and tooth 4 of the satellite C chosen in accordance with the profile of the section b -- 6b' hypocycloids U by known mathematical methods, as a result of which the effect of multi-pair engagement is ensured in the region 8 of overlapping teeth, as shown in Fig. 1. At the same time, the contact of teeth 4 and 7/0 2 in the sector engagement 5 takes place along a curvilinear trajectory located on one side of straight line 7, which crosses the centers O" of satellite 2 and O4 of the outer wheel 1.
В відповідності до кінематичної схеми на фіг2 другому варіанту конструкції зубчастої передачі, що показана на фіг.3., відповідає точка перегину б' гіпоциклоїди 9, коли вона знаходиться на межі області перекриття 8. В цьому варіанті контакт зубів 4 і 2 в секторі зачеплення 5 відбувається по криволінійній 7/5 траєкторії, що знаходиться по обидва боки прямої 7, що перетинає центри О» сателіта 2 і 04 зовнішнього колеса 1.According to the kinematic diagram in Fig. 2, the second version of the design of the gear transmission, shown in Fig. 3, corresponds to the inflection point b' of the hypocycloid 9 when it is on the border of the overlap area 8. In this version, the contact of teeth 4 and 2 in the engagement sector 5 takes place along a curvilinear 7/5 trajectory located on both sides of the straight line 7, which crosses the centers O" of satellite 2 and 04 of the outer wheel 1.
Перевага запропонованої конструкції зубчастої передачі полягає в тому, що осьовий момент опору МУ в перерізу зуба зусиллям, що його згинають, квадратично залежить від товщини зуба 5.The advantage of the proposed design of the gear transmission is that the axial moment of resistance of the MU in the tooth section to the forces that bend it depends squarely on the thickness of the tooth 5.
Таким чином, для запропонованої зубчатої передачі значення моменту опору МУ визначається через ширину зуба Б і його товщину з як МУ 5 - б82/6. При багатопарному зачепленні зусилля М крутного моменту розподілюється на всі зуби, що знаходяться в секторі багатопарного зачеплення. В відповідності до цього величина напруження с визначається як в- Мі, 6 Ге по (Бе?) о де п - число пар зубів, що знаходяться в зачепленні в серпоподібній області 8, г» 1 - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу зусиль між зубами в секторі багатопарного зачеплення. Якщо в тій же області багатопарного зачеплення нарізати в К раз більше дрібномодульних зубів класичного профілю (див соThus, for the proposed gear transmission, the value of the moment of resistance MU is determined by the width of the tooth B and its thickness with as MU 5 - b82/6. With multi-pair engagement, the torque force M is distributed to all teeth located in the sector of multi-pair engagement. In accordance with this, the amount of stress c is determined as v- Mi, 6 Ge po (Be?) o where n is the number of pairs of teeth engaged in the sickle-shaped region 8, g» 1 is a coefficient that takes into account the uneven distribution of forces between the teeth in the multi-pair engagement sector. If in the same region of multi-pair engagement, K times as many small-module teeth of the classic profile are cut (see
Фіг.4), то їх товщина в' відповідно зменшиться в стільки ж разів, тобто 8'- 8в/К, а осьовий момент опору МУ 5 с згину такого зуба визначається як УМ 5 - Бр852/(6К7). При цьому теж саме зусилля М крутного моменту розподілюється на пкК пар зубів. В такому випадку значення напруження с' визначиться як о « зе з Му бК "аFig. 4), then their thickness в' will decrease by the same number of times, i.e. 8' - 8в/К, and the axial moment of resistance МУ 5 s of the bending of such a tooth is determined as УМ 5 - Br852/(6К7). At the same time, the force M of the torque itself is distributed on pK of pairs of teeth. In this case, the value of stress s' will be determined as o "ze z Mu bK "a
Вк (бе?) (5)Vk (huh?) (5)
Після скорочення в виразі (5) чисельника і знаменника на К отримаємо співвідношення с - СК. «After reducing the numerator and denominator to K in expression (5), we obtain the ratio c - SC. "
Таким чином, в запропонованій зубчатій передачі напружень на зуби менша в К разів. На практиці -) с запропонована конструкція дозволяє збільшити навантажувальну спроможність передачі, як мінімум, в півтора й рази в порівнянні з відомими передачами багатопарного зачеплення з класичною формою зубів. Крім того, при «» рівних умовах величина ексцентриситету е у запропонованої передачі менша ніж у відомої, що дає можливість значно зменшити величину вібрацій в передачах багатопарного зачеплення.Thus, in the proposed gear transmission, the stresses on the teeth are K times smaller. In practice -) with the proposed design, it is possible to increase the load capacity of the transmission by at least one and a half times compared to the known transmissions of multi-pair engagement with the classic shape of the teeth. In addition, under equal conditions, the value of eccentricity e in the proposed transmission is smaller than in the known one, which makes it possible to significantly reduce the amount of vibrations in multi-pair transmissions.
Дослідно-конструкторський зразок пропонованої передачі виготовлений і досліджений в складі ряду -І редукторів багатопарного зачеплення, на які подані заявки на винахід. щ»A research and design sample of the proposed transmission was manufactured and tested as part of a series of multi-pair gearboxes -I, for which applications for the invention have been submitted. sh»
Claims (2)
Priority Applications (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| UA2004031976A UA74928C2 (en) | 2004-03-17 | 2004-03-17 | Toothed gear with multiple toothing (versions) |
| PCT/UA2004/000018 WO2004090377A1 (en) | 2003-04-09 | 2004-03-30 | Quasyplanetary gear system |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| UA2004031976A UA74928C2 (en) | 2004-03-17 | 2004-03-17 | Toothed gear with multiple toothing (versions) |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| UA74928C2 true UA74928C2 (en) | 2006-02-15 |
Family
ID=37455360
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| UA2004031976A UA74928C2 (en) | 2003-04-09 | 2004-03-17 | Toothed gear with multiple toothing (versions) |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| UA (1) | UA74928C2 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2518760C1 (en) * | 2013-03-26 | 2014-06-10 | Николай Петрович Дядченко | Wheel without hub |
-
2004
- 2004-03-17 UA UA2004031976A patent/UA74928C2/en unknown
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2518760C1 (en) * | 2013-03-26 | 2014-06-10 | Николай Петрович Дядченко | Wheel without hub |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP4960387B2 (en) | A kind of gear pair for power transmission in a speed accelerator and a speed reducer and method of forming the same | |
| KR101197598B1 (en) | Play-free planetary gear set with split planet gears which are preloaded by means of spring bars arranged parallel to the planet rotational axis | |
| JP4838307B2 (en) | Gear drive | |
| US6837123B2 (en) | Non-involute gears with conformal contact | |
| EP1451489B1 (en) | Roller chain sprocket with added chordal pitch reduction | |
| KR101838926B1 (en) | Dual-type wave gear device | |
| JP4746907B2 (en) | Planetary gear reducer | |
| EA015293B1 (en) | Toothed wheel gearing (variants) and a planetary toothed mechanism based thereon (variants) | |
| JP6568233B2 (en) | Drive device with partial cycloidal tooth profile | |
| KR101838928B1 (en) | Dual-type wave gear device | |
| WO2013140217A1 (en) | Gear mechanism and manufacturing method of gear mechanism | |
| EP1047887B1 (en) | Free standing teeth (fst) gear reducer | |
| US6247376B1 (en) | Rollable enveloped worm with two curve profile | |
| UA74928C2 (en) | Toothed gear with multiple toothing (versions) | |
| RU2362925C1 (en) | Rack toothing for linear drive (versions) | |
| RU2668016C1 (en) | Gear transmission and method for manufacture thereof | |
| EP3150884A1 (en) | Transmission mechanism | |
| CN108351013B (en) | Speed reducer comprising a first gear and a second gear | |
| WO2010033090A2 (en) | Helical cylindrical gear pair for uniform power transmission | |
| JP2012529600A (en) | Eccentric adjustment mechanism for adjusting two members | |
| RU2502904C2 (en) | Planet gear with pseudopin gearing | |
| RU2704657C2 (en) | Hypocycloid gearing | |
| US6041670A (en) | Gear transmission | |
| CN1051603C (en) | Speed varying mechanism and its processing method | |
| WO2009134169A2 (en) | Rack toothing for a linear drive |