UA78841C2

UA78841C2 - Lykhovyd gear

Info

Publication number: UA78841C2
Application number: UAA200501934A
Authority: UA
Inventors: Yurii Makarovych Lukhovyd
Original assignee: Yurii Makarovych Lukhovyd
Priority date: 2005-03-02
Filing date: 2005-03-02
Publication date: 2007-04-25

Abstract

Epicyclic gear has external wheel with internal teeth and internal wheel with external teeth, profiles of those are in contact in three and more points, and difference of numbers of teeth of the external and the internal wheels is larger than half of quantity of teeth of the external wheel.

Description

Опис винаходуDescription of the invention

Винахід відноситься до галузі машинобудування, а саме - до планетарних передач внутрішнього 2 багатопарного зачеплення, що складаються з зовнішнього та внутрішнього коліс з паралельними осями і може бути використана в приводах машин, агрегатів та механізмів для передачі силового навантаження з підвищеним крутним моментом і зниженим рівнем шумів.The invention relates to the field of mechanical engineering, namely to planetary gears of internal 2 multi-pair engagement, consisting of external and internal wheels with parallel axes and can be used in drives of machines, aggregates and mechanisms for power load transmission with increased torque and reduced noise level .

Відомий ексцентриковий планетарний редуктор, що містить зовнішні колеса з внутрішніми зубами і взаємодіючі з ними внутрішні колеса з зовнішніми зубами. Зовнішні колеса і внутрішні колеса мають малу 70 різницю чисел зубів (менше 6), а їхнє зачеплення відбувається в серпоподібній області перекриття зубів по кривій, розташованій по один бік від прямої, що проходить через центри колеса і відповідного сателіта, (патент США Мо5505668, М. Кл. Е16НІ1/32 від 9.04.1996р.). Така конструкція дозволяє виготовляти зубчаті передачі багатопарного зачеплення з довільним модулем і евольвентним профілем зубів. При обертанні коліс такої передачі евольвентна поверхня зубів сателіта котиться по евольвентній поверхні зубів зовнішнього колеса. 19 Характерною особливістю ексцентрикового редуктора багатопарного зачеплення є мала різниця числа зубів сателіта та зовнішнього колеса. Коефіцієнт перекриття такої зубчатої передачі залежить в великій мірі від різниці числа зубів колеса та сателіта. Так в описі (патенту США Мо5505668) вказано, що при різниці числа зубів, що становить 2, коефіцієнт перекриття досягає 6.7, але вже при різниці числа зубів, що становить 6, коефіцієнт перекриття зменшується до величини 1.98, що відповідно зменшує навантажувальну спроможність такого редуктора.A known eccentric planetary gearbox containing external wheels with internal teeth and interacting with them internal wheels with external teeth. The outer wheels and the inner wheels have a small 70 difference in the number of teeth (less than 6), and their engagement occurs 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, (US patent Mo5505668, M Cl. E16NI1/32 dated April 9, 1996). This design makes it possible to manufacture gears of multi-pair engagement with an arbitrary module and an involute tooth profile. When the wheels of such a transmission rotate, the involute surface of the teeth of the satellite rolls along the involute surface of the teeth of the outer wheel. 19 A characteristic feature of the multi-pair eccentric gearbox is the small difference in the number of teeth of the satellite and the outer wheel. The overlap ratio of such a gear transmission depends to a large extent on the difference in the number of teeth of the wheel and the satellite. Thus, in the description (US patent Mo5505668) it is indicated that with a difference in the number of teeth, which is 2, the overlap ratio reaches 6.7, but already with a difference in the number of teeth, which is 6, the overlap ratio decreases to 1.98, which accordingly reduces the load capacity of such a gearbox .

Недоліком вказаної передачі також є видовжена форма зубів, висота яких в 1.3 - 1.6 рази більша за їх товщину. Навантажувальна здатність такої передачі обмежена міцністю на згин зуба, що є крайнім в секторі зачеплення. При навантаженнях такий зуб працює як балка, жорстко закріплена одним кінцем. При цьому основа зуба є місцем, де виникають найбільші напруження згину, що спричиняють появу тріщин в основі зуба, які з с 22 дасом можуть привести до його поломки. Го)The disadvantage of this transmission is also the elongated shape of the teeth, the height of which is 1.3 - 1.6 times greater than their thickness. The load capacity of such a transmission is limited by the bending strength of the tooth, which is extreme in the engagement sector. Under loads, such a tooth works like a beam, rigidly fixed at one end. At the same time, the base of the tooth is the place where the greatest bending stresses occur, which cause the appearance of cracks in the base of the tooth, which with 22 das can lead to its breakage. Go)

Відома також прямозуба планетарна передача, що містить зовнішнє колесо з внутрішніми зубами синусоїдального профілю і внутрішнє колесо з зовнішніми зубами синусоїдального профілю. Зовнішнє колесо і внутрішнє колесо мають малу різницю чисел зубів (менше одної третини числа зубів зовнішнього колеса), а їхнє зачеплення відбувається в одній точці, що знаходиться на початковому колі зовнішнього колеса і співпадає з - точками перегину синусоїдальних профілів зубів (публікація РСТ Мо МУО 98/038041. «ІA spur gear planetary gear is also known, containing an outer wheel with inner teeth of a sinusoidal profile and an inner wheel with outer teeth of a sinusoidal profile. The outer wheel and the inner wheel have a small difference in the number of teeth (less than one third of the number of teeth of the outer wheel), and their engagement occurs at one point, which is located on the initial circle of the outer wheel and coincides with the inflection points of the sinusoidal profiles of the teeth (publication PCT Mo MUO 98 /038041. "I

При обертанні коліс такої передачі поверхня з синусоїдальним профілем зубів внутрішнього колеса котиться по поверхні зубів з синусоїдальним профілем зовнішнього колеса в дуже малому кутовому секторі, в результаті со чого коефіцієнт перекриття передачі становить не більше 0.5. сWhen the wheels of such a transmission rotate, the surface with a sinusoidal profile of the teeth of the inner wheel rolls over the surface of the teeth with a sinusoidal profile of the outer wheel in a very small angular sector, as a result of which the overlap ratio of the transmission is no more than 0.5. with

При використанні прямозубих планетарних передач синусоїдального профілю виникають значні шуми в 3о процесі роботи, зумовлені малим коефіцієнтом перекриття, що призводить до нерівномірності обертання в веденого колеса та до швидкого зношування таких зубчатих коліс, що є наслідком мікроударів контактних поверхонь зубів при нерівномірному рухові зубів веденого колеса по колу.When using spur-toothed planetary gears with a sinusoidal profile, significant noises occur in the 3o process of work, caused by a small overlap ratio, which leads to uneven rotation of the driven wheel and to rapid wear of such gears, which is a consequence of microshocks of the contact surfaces of the teeth with uneven movement of the teeth of the driven wheel along circle

Щоб збільшити коефіцієнт перекриття такої передачі і, відповідно, зменшити рівень шумів та збільшити « передаваний крутний момент, необхідно зуби виконувати гвинтовими, що значно ускладнює технологічний З 70 процес виготовлення таких передач. с Найбільш близьким по технічній сутності до пропонованого рішення є зубчаста дрібномодульна передачаIn order to increase the overlap ratio of such a gear and, accordingly, reduce the noise level and increase the transmitted torque, it is necessary to make the teeth helical, which significantly complicates the manufacturing process of such gears. c The closest in terms of technical essence to the proposed solution is a gear small-module transmission

Із» внутрішнього багатопарного зачеплення |патент України Мо8058 від 26.12.1995р, кл. Е16Н1/10), що складається із жорстких внутрішнього і зовнішнього зубчатих коліс з малою різницею чисел зубів, осі яких є паралельними один одному, а вісь внутрішнього зубчатого колеса зміщена в площині зачеплення відносно свого номінального 49 положення на величину А, що визначається із співвідношення: А-К"Еж|, де: Е- величина розрахункової і міжосьової відстані; К - -0.50--0.99 - експериментальне визначений коефіцієнт зміщення осі внутрішнього о зубчатого колеса відносно його номінального положення; ЇЇ - величина сумарних незалежних випадкових величин люфтів передачі. бо Щоб забезпечити зачеплення зубів коліс в трьох точках і більше, кількість зубів внутрішнього колеса такої ї» 20 передачі повинна бути не меншою за третину кількості зубів зовнішнього колеса. Вказана передача передбачає наявність в секторі багатопарного зачеплення великого числа дрібно-модульних зубів евольвентного профілю. та Така конструкція зубчатої передачі має суттьєвий недолік, який полягає в тому, що при виготовленні передачі потрібно використовувати прецезійні станки, що нарізають зуби з модулем 0.5 мм і менше при відносно великому числі зубів (300 і більше). 29 Неможливість забезпечити коефіцієнт перекриття більше 1.9 при великій різниці числа зубів зовнішнього таFrom" internal multi-pair coupling | patent of Ukraine Mo8058 dated 12.26.1995, cl. Е16Н1/10), consisting of rigid internal and external gears with a small difference in the number of teeth, the axes of which are parallel to each other, and the axis of the internal gear wheel is shifted in the engagement plane relative to its nominal 49 position by the amount A, which is determined from the ratio: А-К"Еж|, where: Э is the value of the calculated and center-to-axis distance; К - -0.50--0.99 - the experimentally determined coefficient of displacement of the axis of the internal о gear wheel relative to its nominal position; In order to ensure the engagement of the wheel teeth at three points or more, the number of teeth of the inner wheel of such a gear 20 must be at least one third of the number of teeth of the outer wheel. This gear provides for the presence of a large number of small-module teeth of an involute profile in the multi-pair engagement sector. the design of the gear transmission has a fundamental drawback, which is that when manufacturing slow transmission requires the use of precession machines that cut teeth with a module of 0.5 mm or less with a relatively large number of teeth (300 or more). 29 Impossibility to provide an overlap ratio of more than 1.9 with a large difference in the number of teeth of the outer and

ГФ) внутрішнього коліс звужує функціональні можливісті використання такої передачі тільки рамками ексцентрицкових (кривошипних) редукторів. о Метою пропонованого винаходу є збільшення коефіцієнта перекриття зубів і навантажувальної спроможності передачі, зменшення рівня шумів при роботі передачі, в тому числі, при наявності великої різниці числа зубів 60 внутрішнього та зовнішнього зубчатих коліс.GF) of the inner wheel narrows the functional possibilities of using such a transmission only by the frames of eccentric (crank) reducers. o The purpose of the proposed invention is to increase the ratio of overlapping teeth and the load capacity of the transmission, to reduce the noise level during the operation of the transmission, including when there is a large difference in the number of teeth 60 of the internal and external gears.

Поставлена задача вдосконалення зубчатої передачі внутрішнього багатопарного зачеплення, що складається із жорстких внутрішнього і зовнішнього зубчатих коліс, осі яких є паралельними одне одному, а вісь внутрішнього зубчатого колеса зміщена в площині зачеплення відносно свого номінального положення на величину А, що визначається із співвідношення бо полягає в тому, що різниця чисел зубів зовнішнього і внутрішнього коліс більша половини кількості зубів зовнішнього колесаThe task of improving the gear transmission of an internal multi-pair coupling consisting of rigid internal and external gears, the axes of which are parallel to each other, and the axis of the internal gear wheel is shifted in the engagement plane relative to its nominal position by the amount A, which is determined from the ratio because it is because the difference in the number of teeth of the outer and inner wheels is more than half of the number of teeth of the outer wheel

Крім того, висота зубів зовнішнього колеса п передачі визначається із співвідношення: й «- 1.бт, де - т - модуль передачі.In addition, the height of the teeth of the outer wheel n of the transmission is determined from the ratio: y «- 1.bt, where - t is the transmission module.

Сутність винаходу пояснюється кресленнями, де на Фіг. 1 зображено профілі зовнішніх та внутрішніх зубів відповідно внутрішнього та зовнішнього зубчатих коліс.The essence of the invention is explained by the drawings, where Fig. 1 shows the profiles of the outer and inner teeth of the inner and outer gears, respectively.

На Фіг. 2 зображено пропоновану зубчату передачу багатопарного зачеплення.In Fig. 2 shows the proposed multi-pair gear transmission.

На Фіг. 3 зображено зубчату передачу в складі планетарного редуктора, де зовнішнє колесо оснащено зубами, профіль яких є евольвентою. 70 На Фіг. 4 зображено фрагмент тієї ж самої зубчатої передачі, що і на Фіг. З в збілошеному масштабі в відповідності до пропонованого рішення.In Fig. 3 shows a gear train as part of a planetary gearbox, where the outer wheel is equipped with teeth, the profile of which is involute. 70 In Fig. 4 shows a fragment of the same gear as in Fig. With a reduced scale in accordance with the proposed solution.

На Фіг. 5 зображено збільшений фрагмент зубчатої передачі, в відповідності до пропонованого рішення, коли число точок контакту зубів внутрішнього та зовнішнього коліс більше трьох, а профіль внутрішніх зубів є частиною епіциклоїди.In Fig. 5 shows an enlarged fragment of the gear transmission, in accordance with the proposed solution, when the number of points of contact of the teeth of the inner and outer wheels is more than three, and the profile of the inner teeth is part of the epicycloid.

На Фіг. б показана кінематична схема руху вершин зубів внутрішнього колеса, що пояснює суть запропонованого технічного рішення.In Fig. b shows the kinematic diagram of the movement of the tops of the teeth of the inner wheel, which explains the essence of the proposed technical solution.

На Фіг. 7 показана схема руху точок зубів внутрішнього колеса вздовж криволінійного контактного шляху, що пояснює метод формування профілю його зовнішніх зубів.In Fig. 7 shows the diagram of the movement of the points of the teeth of the inner wheel along the curved contact path, which explains the method of forming the profile of its outer teeth.

Запропонована зубчата передача на Фіг. 1 містить зовнішнє колесо 1 з внутрішніми зубами 2 (2) (показано 2о Тільки два з них), кількість яких рівна М. Зуби 2 мають контактні профілі З та 4, які утворюють простір 5 між суміжними зубами 2 та 2.The proposed gear transmission in Fig. 1 contains an external wheel 1 with internal teeth 2 (2) (shown 2o Only two of them), the number of which is equal to M. The teeth 2 have contact profiles З and 4, which form a space 5 between adjacent teeth 2 and 2.

Як видно на Фіг. 1 контактні профілі З і 4 суміжних зубів 2 і 2 являють собою дзеркальні відображення один одного відносно радіальної лінії б. Профілі З і 4 одного і того ж зуба 2" є також дзеркальними відображеннями один одного відносно радіальної лінії 7, що проходить через середину зуба Т. счAs can be seen in Fig. 1 contact profiles C and 4 of adjacent teeth 2 and 2 are mirror images of each other relative to the radial line b. Profiles C and 4 of the same tooth 2" are also mirror images of each other relative to the radial line 7 passing through the middle of the tooth T.

Профілі З і 4 зустрічаються у внутрішніх точках 8 і 8 з поверхнею, що має круговий профіль 9. Поверхні з профілями 9 всіх зубів утворюють коло 10 виступів зовнішнього колеса 1. і)Profiles C and 4 meet at internal points 8 and 8 with a surface having a circular profile 9. Surfaces with profiles 9 of all teeth form a circle 10 of protrusions of the outer wheel 1. i)

Контактний профіль З починається в точці 8 і закінчується в верхній точці впадин 11. Контактний профіль 4 суміжнього зуба 2" починається в точці 8'ї закінчується в верхній точці впадин 11". В сукупності всі точки 11 та 17" утворюють коло 12 впадин зовнішнього колеса. Між точками 11 та 11 розташована поверхня впадин 13 - доContact profile C begins at point 8 and ends at the upper point of depressions 11. Contact profile 4 of the adjacent tooth 2" begins at point 8 and ends at the upper point of depressions 11". Together, all points 11 and 17" form a circle 12 of the depressions of the outer wheel. Between points 11 and 11 is the surface of the depressions 13 - to

Зо Колеса 1.From Wheel 1.

В відповідності до пропонованого рішення в планетарній передачі зуби 2 зовнішнього колеса 1 мають - контактні профілі 3, 4, які визначаються евольвентою або епіциклоїдою, що є дотичною до прямих 14 та 14 в со точках а (4). Крім того, в відповідності до пропонованого рішення контактний профіль З розташований між прямою 14 та гладкою кривою 15, а контактний профіль 4 розташований між прямою 14" і тією ж кривою 15, що со зв простирається вниз за межі точок 8, 8 та вверх за межі точок 11,11 і має математичне визначення - ї- гіпотрохоїда. При цьому крива 15 є дотичною до прямих 14 та 14" в зазначених вище точках а та а.In accordance with the proposed solution in the planetary transmission, the teeth 2 of the outer wheel 1 have - contact profiles 3, 4, which are defined by an involute or an epicycloid, which is tangent to the lines 14 and 14 at so points a (4). In addition, according to the proposed solution, the contact profile C is located between the straight line 14 and the smooth curve 15, and the contact profile 4 is located between the straight line 14" and the same curve 15, which extends downward beyond the points 8, 8 and upward beyond points 11, 11 and has the mathematical definition of hypotrochoid. At the same time, curve 15 is tangent to lines 14 and 14" at the above-mentioned points a and a.

В відповідності до Фіг. 1 внутрішнє зубчате колесо 16 містить циліндричне тіло з отвором в його центрі (на Фіг. 1 не показано) для можливості встановлення на валу водила. Внутрішнє колесо 16 має зовнішні зуби 17 (показано тільки 1 із них) з криволінійними профілями 18 та 19 поверхонь зубів 17, що контактують з зубами 2 «In accordance with Fig. 1 internal gear wheel 16 contains a cylindrical body with a hole in its center (not shown in Fig. 1) for the possibility of installation on the carrier shaft. The inner wheel 16 has external teeth 17 (only 1 of them is shown) with curved profiles 18 and 19 of the surfaces of the teeth 17 contacting the teeth 2 "

Зовнішнього колеса 1. Кількість зубів 17 внутрішнього колеса 16 менша від кількості зубів 2 зовнішнього пт») с колеса 1 і становить М.Outer wheel 1. The number of teeth 17 of the inner wheel 16 is less than the number of teeth 2 of the outer gear) of wheel 1 and is M.

Контактні профілі 18 та 19 одного і того ж зуба 17 є дзеркальним відображенням один одного відносно ;» радіальної прямої 6. Профілі 18 і 19 суміжніх зубів 17 є також дзеркальним відображенням один одного відносно відповідної радіальної прямої. Профіль 18 починається в точці 20 і закінчується в точці 21. Профіль 19 починається в точці 20 і закінчується в точці 271. -І Між верхніми точками 21, 21! профілі 18 та 19 обмежені зовнішньою поверхнею, що має профіль 22. Профілі 22 зубів 17 переважно є частинами кола 23 виступів внутрішнього колеса 16. со Профілі 18 та 19 продовжуються в напрямі до центру внутрішнього колеса 16 і обмежуються у внутрішніхContact profiles 18 and 19 of the same tooth 17 are mirror images of each other relative to radial line 6. Profiles 18 and 19 of adjacent teeth 17 are also mirror images of each other relative to the corresponding radial line. Profile 18 starts at point 20 and ends at point 21. Profile 19 starts at point 20 and ends at point 271. -And between the upper points 21, 21! profiles 18 and 19 are limited by the outer surface having a profile 22. The profiles 22 of the teeth 17 are preferably parts of the circle 23 of the protrusions of the inner wheel 16. The profiles 18 and 19 continue in the direction of the center of the inner wheel 16 and are limited in the inner

Го! точках 20, 20 поверхнею впадин з профілем 24. Поверхні з профілем 24 всіх впадин зубів 17 разом утворюють 5р Коло впадин 25. Точна конфігурація поверхонь 25 може бути довільною, але в більшості випадків вона ве визначається ріжучим інструментом при виготовленні зубів внутрішнього колеса 16 так, щоб забезпечити як відповідний проміжок між зовнішнім 1 та внутрішнім 16 колесами в зібраному стані.Go! points 20, 20 by the surface of the depressions with the profile 24. The surfaces with the profile 24 of all the depressions of the teeth 17 together form the 5r Circle of depressions 25. The exact configuration of the surfaces 25 can be arbitrary, but in most cases it is determined by the cutting tool during the manufacture of the teeth of the inner wheel 16 so, to ensure that there is an adequate gap between the outer 1 and the inner 16 wheels in the assembled state.

Контактні профілі 18 та 19 окреслені гладкими кривими 26, 27, що продовжуються вверх за межі точок 21, 21 і перетинаються в неявній точці вершини 28, яка належить кожному зубу 17 внутрішнього колеса 16.The contact profiles 18 and 19 are outlined by smooth curves 26, 27, which continue upwards beyond the points 21, 21 and intersect at an implicit point of the apex 28, which belongs to each tooth 17 of the inner wheel 16.

В відповідності до пропонованого рішення крива 26 (27) контактних профілів 18,19 математично задається рівнянням евольвенти або епіциклоїди в полярних або Декартових координатах.In accordance with the proposed solution, the curve 26 (27) of the contact profiles 18,19 is mathematically defined by the equation of the involute or epicycloid in polar or Cartesian coordinates.

Ф) В зібраному стані зубчатої передачі зуб 17 може розташовуватися між зубами 2 всередині проміжку 5, як це ка зображено на Фіг. 1. При цьому зуб 17 контактує із зубом 2' в точці контакту 29 в разі, якщо обертання внутрішнього колеса 16, що передається зовнішньому колесу 1, виконується за годинниковою стрілкою в бо напрямку А. Суміжний зуб 2 в точці ЗО не контактує із зубом 17 внутрішнього колеса 16. В точці З0 існує проміжок величиною в декілька десятих міліметра, щоб усунути тертя між зубами 2 і 17 при обертанні внутрішнього колеса 16 в напрямку стрілки А. Величина вказаного проміжку визначається температурним коефіцієнтом розширення матеріалу коліс 1 та 16, і діапазоном робочих температур зубчатої передачі.F) In the assembled state of the gear transmission, the tooth 17 can be located between the teeth 2 inside the gap 5, as shown in Fig. 1. At the same time, tooth 17 is in contact with tooth 2' at the point of contact 29 if the rotation of the inner wheel 16, which is transmitted to the outer wheel 1, is clockwise in the direction A. The adjacent tooth 2 at the point ZO does not contact tooth 17 of the inner wheel 16. At point Z0, there is a gap of several tenths of a millimeter to eliminate friction between the teeth 2 and 17 when the inner wheel 16 rotates in the direction of arrow A. The value of the specified gap is determined by the temperature coefficient of expansion of the material of the wheels 1 and 16, and the operating temperature range gear transmission.

Вершина 28 неявно зв'язана з зубом 17 і обертається разом із ним, описуючи відповідну траєкторію відносно 65 Колеса 1, що згідно з пропонованим рішенням є траєкторією гіпотрохоїди 15.The vertex 28 is implicitly connected to the tooth 17 and rotates with it, describing the corresponding trajectory relative to 65 of the Wheel 1, which according to the proposed solution is the trajectory of the hypotrochoid 15.

В зібраному стані зубчата передача має початкові кола 31 та 32 відповідно зовнішнього колеса 1 та внутрішнього колеса 16. Кола 31 та 32 дотикаються один до одного в точці 33 і визначаються в відповідності до фундаментального принципу зачеплення як такі, що котяться одне по одному без ковзання.In the assembled state, the gear has the starting circles 31 and 32 of the outer wheel 1 and the inner wheel 16, respectively. The wheels 31 and 32 touch each other at point 33 and are defined in accordance with the fundamental principle of engagement as rolling one after the other without slipping.

На Фіг. 2 зубчата передача показана в повному складі, де зовнішнє колесо 1 має 36 внутрішніх зубів 2 з евольвентним контактним профілем, а внутрішнє колесо 16 має 15 зовнішніх зубів 17. Різниця чисел зубів складає 21, яка більша за половину кількості зубів (3 6/2-- 18) зовнішнього колеса 1. При такій різниці числа зубів існує три точки контакту 34.4, 345, 3435 між профілями зубів внутрішнього колеса 17 та зовнішнього колеса 1 і, отже, коефіцієнт перекриття такої передачі не менший за 2.5, що є першою характерною ознакою пропонованого технічного рішення. Профілі зубів 2 та 17 пропонованої передачі контактують вздовж кривої 35 7/0. Лінії контакту, що є другою характерною ознакою пропонованого рішення.In Fig. 2 the gearing is shown as a complete assembly, where the outer wheel 1 has 36 inner teeth 2 with an involute contact profile and the inner wheel 16 has 15 outer teeth 17. The difference in the number of teeth is 21, which is more than half the number of teeth (3 6/2- - 18) of the outer wheel 1. With such a difference in the number of teeth, there are three points of contact 34.4, 345, 3435 between the profiles of the teeth of the inner wheel 17 and the outer wheel 1 and, therefore, the overlap ratio of such a transmission is not less than 2.5, which is the first characteristic feature of the proposed technical solution. Profiles of teeth 2 and 17 of the proposed transmission contact along the curve 35 7/0. Lines of contact, which is the second characteristic feature of the proposed solution.

На Фіг.2 висота НЯ (36) зубів 2 та 17 пропонованої планетарної передачі дорівнює їх товщині В, звідки й -In Fig. 2, the height of the NE (36) of the teeth 2 and 17 of the proposed planetary gear is equal to their thickness B, whence -

В - 0.52 - 1.5/т, де т - модуль передачі, що є характериною ознакою пропонованого рішення. Зменшення висоти зубів в 1.3 - 1.5 разів по відношенню до відомих зубчатих планетарних передач дозволяє збільшити навантаження на зуби за рахунок зменшення концентрації напружень в основі зубів і тим самим значно 7/5 Збільшити редукований передачею крутний момент (в 1.5 - 2 рази).B - 0.52 - 1.5/t, where t is the transmission module, which is a characteristic feature of the proposed solution. Reducing the height of the teeth by 1.3 - 1.5 times in relation to the known toothed planetary gears allows to increase the load on the teeth due to the reduction of the stress concentration at the base of the teeth and thereby significantly 7/5 Increase the torque reduced by the gear (by 1.5 - 2 times).

На Фіг. З пропонована зубчата передача є частиною планетарного редуктора з загальмованим вінцем.In Fig. The proposed gear is part of a planetary gearbox with a braked crown.

Передача побудована на базі евольвентних профілів і складається з зовнішнього колеса 1, що оснащене 72-а внутрішніми зубами 2; внутрішні колеса 16 мають 30 зовнішніх зубів 17 евольвентного профілю. Додатково встановлена центральна шестерня 37, що оснащена 9-а зовнішніми зубами евольвентного профілю з негативним коригуванням, дозволяє одержати коефіцієнт редукції 8 однієї ступіні. В даному варіанті різниця числа зубів зовнішнього 1 та внутрішнього 16 коліс складає 42 і є більшою за половину кількості зубів (72/2-36) зовнішнього колеса, що відрізняє пропоновану передачу від відомих передач багатопарного зачеплення. При цьому існує три точки контакту 34;, 345, 345, що забезпечує коефіцієнт перекриття не менший за 2.5. сThe transmission is built on the basis of involute profiles and consists of an outer wheel 1 equipped with 72 internal teeth 2; internal wheels 16 have 30 external teeth 17 of an involute profile. The additionally installed central gear 37, which is equipped with 9 external teeth of an involute profile with negative adjustment, allows to obtain a reduction factor of 8 of one stage. In this variant, the difference in the number of teeth of the outer 1 and inner 16 wheels is 42 and is more than half the number of teeth (72/2-36) of the outer wheel, which distinguishes the proposed transmission from known multi-pair transmissions. At the same time, there are three contact points 34;, 345, 345, which ensures an overlap ratio of at least 2.5. with

Фрагмент 38 на Фіг. З в збільшеному в 4-й рази масштабі представлено на Фіг. 4, що дозволяє продемонструвати взаємодію зубів евольвентного профілю в зоні 39 зачеплення зубів, де вони спеціально о показані в тонших лініях. В точках 344, 345, 3453 контактні поверхні З та 18 відповідно зубів 2 та 17 торкаються одна з одну в площині, що є перпендикулярною до прямих 40, які є дотичними до кривої лінії контакту 35, Що повністю відповідає вимогам евольвентного зачеплення зубів. В точках 8 та 41 на Фіг. 4 зуби 2 та 17 не «-- Контактують, а розділені тонкою плівкою мастила.Fragment 38 in Fig. With a 4-fold enlarged scale is presented in Fig. 4, which allows you to demonstrate the interaction of the teeth of the involute profile in the zone 39 of the engagement of the teeth, where they are specially shown in thinner lines. At points 344, 345, 3453, contact surfaces C and 18, respectively, of teeth 2 and 17 touch each other in a plane that is perpendicular to straight lines 40, which are tangent to the curved line of contact 35, which fully meets the requirements of the involute engagement of the teeth. At points 8 and 41 in Fig. 4 teeth 2 and 17 do not contact, but are separated by a thin film of lubricant.

На Фіг. 5 показано фрагмент зубчатої передачі в збільшеному вигляді, що містить зовнішнє колесо 1, де в зуби 2 мають епіциклоїдальний профіль З, утворений точкою 42 на колі 43, що котиться по колу 10 виступів без (3 ковзання. Як і в попередньому випадку, в чотирьох точках 34.4, ..., 344 профілі контактних поверхонь зубів 2 та 17 торкаються в площині, яка є перпендикулярною до прямих - дотичних до кривої лінії контакту З5, що повністю соIn Fig. 5 shows a fragment of the gear transmission in an enlarged view, containing the outer wheel 1, where the teeth 2 have an epicycloidal profile C, formed by the point 42 on the wheel 43, which rolls in a circle of 10 protrusions without (3 sliding. As in the previous case, in four at points 34.4, ..., 344, the profiles of the contact surfaces of teeth 2 and 17 touch in a plane that is perpendicular to the straight lines - tangent to the curved line of contact Z5, which is completely

Відповідає вимогам зачеплення зубів. Цей варіант виконання планетарної передачі дає змогу продемонструвати ї- взаємодію профілів зубів коліс 1 та 16 при наявності більше трьох точок контакту.Meets the requirements of teeth engagement. This version of the planetary transmission makes it possible to demonstrate the interaction of the tooth profiles of wheels 1 and 16 when there are more than three points of contact.

Планетарна зубчата передача працює наступним чином (див. Фіг. 6). Взаємодія зовнішнього 1 і внутрішнього 16 коліс відбувається в серпоподібній області 44 перекриття зубів, що заштрихована на Фіг. 6, та обмежується зсередини межами кола виступів 10 зовнішнього колеса 1 та іззовні межами кола 45, що утворене точками 28 « неявних вершин зубів 17 внутрішнього колеса 16, одна з яких показана на Фіг. 1. шщ с При обертанні внутрішнього колесаа 16 навколо центру О»5 за годинниковою стрілкою його початкове коло 32 й діаметром О; котиться без ковзання по нерухомому початковому колу 31 колеса 1 діаметром О 0. Внутрішнє и? колесо 16 має неявні вершини зубів 28, одна з яких показана на Фіг. б в вигляді точки б. Під час роботи пропонованої передачі центр О5 внутрішнього колеса 16 описує коло діаметром 2" Е, де Е - відстань між центарми внутрішнього 16 та зовнішнього колеса 1, а при повороті внутрішнього колеса 16 на де-який довільний -і кут Д за годинниковою стрілкою його центр О»о повертається проти годинникової стрілки навколо осі ОО. на кут о, і переміщується в положення О'». Положення початкового кола 32! внутрішнього колеса 16 при повороті на кут р бо показане на Фіг. б пунктиром. При цьому точка а внутрішнього колеса 16, що відповідає точці 33 на Фіг. 1, (ее) переміщується в положення а, а неявна вершина б внутрішнього колеса 16 переміщується в положення б'. Так їз 50 як перкочування початкового кола внутрішнього колеса 16 по початковому колу колеса 1 відбувається без ковзання, то о - ірД, де значення і є передатковим числом зубчатої пари коліс 1 та 16 і визначається із -. й співвідношення: їВЕр/О0-М/М.Planetary gearing works as follows (see Fig. 6). The interaction of the outer 1 and inner 16 wheels takes place in the sickle-shaped region 44 of overlapping teeth, which is shaded in Fig. 6, and is limited from the inside by the boundaries of the circle of protrusions 10 of the outer wheel 1 and from the outside by the boundaries of the circle 45, which is formed by the points 28 of the implicit tops of the teeth 17 of the inner wheel 16, one of which is shown in Fig. 1. шщ с When rotating the inner wheel 16 around the center О»5 clockwise, its initial circle 32 and diameter О; rolls without slipping on a stationary initial circle 31 of wheels 1 with a diameter of 0 0. Internal and? wheel 16 has implicit tops of teeth 28, one of which is shown in Fig. b in the form of a point b. During the operation of the proposed transmission, the center O5 of the inner wheel 16 describes a circle with a diameter of 2" E, where E is the distance between the centers of the inner wheel 16 and the outer wheel 1, and when the inner wheel 16 is turned to some arbitrary angle D clockwise, its center is O"o turns counterclockwise around the axis OO. by an angle o, and moves to the position O'". The position of the initial circle 32! of the inner wheel 16 when turning to an angle rbo is shown in Fig. b as a dashed line. At the same time, point a of the inner wheel 16, which corresponds to the point 33 in Fig. 1, (ee) moves to position a, and the implicit top b of the inner wheel 16 moves to position b'. Thus, travel 50 as the rolling of the initial circle of the inner wheel 16 along the initial circle of the wheel 1 occurs without slipping , then o - irD, where the value and is the transmission number of the gear pair of wheels 1 and 16 and is determined from the ratio: иВЕр/О0-М/М.

Положення точки б' неявної вершини 28 для довільного кута ос, визначається із прямокутного трикутника О01С6 наступним чином:The position of the point b' of the implicit vertex 28 for an arbitrary angle of the axes is determined from the right triangle О01С6 as follows:

Ф! Об - 0.5 05 ДІ-Д)--Кк? я 2К(І-ї)"сов (о/ ЇЛЮ-5, (1) що описує рух точки 6 в системі полярних координат з центром О;, причому о к- уро о, - діаматер кола 45, утвореного неявними вершинами 28; 6о Го Лін 0...F! About - 0.5 05 DI-D)--Kk? i 2K(I-i)"sov (o/ ILYU-5, (1) which describes the movement of point 6 in the polar coordinate system centered on O;, and o k- uro o, is the diameter of the circle 45 formed by implicit vertices 28; 6o Guo Lin 0...

Таким чином, при обертанні внутрішнього колеса 16 точка б вершини 28 описує траєкторію 15 на Фіг. 6, що має математичну назву - гіпотрохоїда і відповідає на Фіг.1 кривій 15.Thus, when the inner wheel 16 rotates, point b of the vertex 28 describes the trajectory 15 in Fig. 6, which has a mathematical name - hypotrochoid and corresponds to curve 15 in Fig. 1.

Згідно з пропонованим рішенням кут нахилу /прямої 14(14") на Фіг.1 визначається кутом нахилу у прямої 14 на Фіг. б, дотичної до гіпотрохоїди 15 в точці й в тому місці, де гіпотрохоїда 10 перетинається з колом бо виступів 10 колеса 1.According to the proposed solution, the angle of inclination of the line 14(14") in Fig. 1 is determined by the angle of inclination in the line 14 in Fig. b, tangent to the hypotrochoid 15 at the point and in the place where the hypotrochoid 10 intersects with the circle of the protrusions 10 of the wheel 1 .

Параметри евольвенти профілю 18, 19 зуба 17 внутрішнього колеса 16 вибрані в відповідності до профілю ділянки а - б кривої 14 згідно відомих методів розрахунку геометрії евольвентного зачеплення.The involute parameters of the profile 18, 19 of the tooth 17 of the inner wheel 16 are selected in accordance with the profile of the section a - b of the curve 14 according to known methods of calculating the geometry of the involute engagement.

Визначення профілю 18 (19) зовнішнього зуба може бути пояснено на прикладі Фіг. 7, де показано процес зачеплення внутрішнього колеса 16 з зовнішнім колесом 1 по кривій лінії контакту.The definition of the profile 18 (19) of the external tooth can be explained by the example of Fig. 7, which shows the process of engagement of the inner wheel 16 with the outer wheel 1 along the curve of the contact line.

Згідно класичної теорії при зачепленні зубів евольвентний профіль ае" зовнішнтого зуба 17 внутрішнього колеса 16 контактує з внутрішнім зубом 2 зовнішнього колеса 1 по прямій ае. Рівняння евольвенти профіля зуба 17 однозначно визначається нахилом лінії контакту ае до радіальної прямої 6.According to the classical theory, when the teeth engage, the involute profile ae" of the outer tooth 17 of the inner wheel 16 contacts the inner tooth 2 of the outer wheel 1 along the line ae. The equation of the involute of the profile of the tooth 17 is uniquely determined by the slope of the contact line ae to the radial line 6.

Замінимо лінію ае контакту зубів двома відрізками ад і ду ломаної лінії контакту, в якій відрізок лінії 7/0 Контакту ай співпадає з лінією ае. В цьому випадку рівняння евольвенти профілю зуба 17 на ділянці ай однозначно визначається нахилом відрізка ай лінії контакту до радіальної лінії б, а рівняння евольвенти на ділянці профілю зуба 49 буде однозначно визначатися нахилом відрізка ду нової ломаної лінії контакту зубів.Let's replace the line ae of the contact of the teeth with two segments ad and du of the broken contact line, in which the segment of the line 7/0 of Contact ai coincides with the line ae. In this case, the equation of the involute of the profile of tooth 17 on the section ay is uniquely determined by the slope of the segment ay of the contact line to the radial line b, and the equation of the involute on the section of the profile of tooth 49 will be uniquely determined by the slope of the segment du of the new broken line of contact of the teeth.

В цьому випадку профіль ад' зуба 17 визначається двома ділянками евольвент ай'-49. Згідно класичної теорії зачеплення зуб 17, який має має профіль адфу, неодніммно повинен контактувати з зубом 2 колеса 1 по ломаній 7/5 Лінії контакту ада.In this case, the profile of ad' tooth 17 is determined by two sections of the involute ay'-49. According to the classical theory of engagement, tooth 17, which has an adfu profile, must definitely contact tooth 2 of wheel 1 along the broken line 7/5 of the ada contact line.

Збільшимо кількість відрізків ломаної лінії контакту в два рази. В результаті ломана лінія контакту арсід має ділянку ар, яка співпадає з початковою лінією контакту ае. В цьому випадку рівняння евольвенти профілю зуба 17 на ділянці ар' однозначно визначається нахилом лінії ае контакту до радіальної лінії 6; рівняння евольвенти на ділянці профілю зубв р'є буде однозначно визначатися нахилом відрізка рс нової ломаної лініїLet's increase the number of segments of the broken contact line by two times. As a result, the broken contact line arsid has a section ar that coincides with the initial contact line ae. In this case, the equation of the involute profile of the tooth 17 in the section ar' is uniquely determined by the slope of the contact line ae to the radial line 6; the equation of the involute on the section of the tooth profile will be uniquely determined by the slope of the segment rs of the new broken line

Контакту; рівняння евольвенти на ділянці профілю зуба ст буде однозначно визначатися нахилом відрізка сії нової ломаної лінії контакту, а рівняння евольвенти на ділянці профілю зуба Гд" буде однозначно визначатися нахилом відрізка 9 ломаної лінії контакту. В цьому випадку профіль ад' зуба 17 визначається ділянками ар'-р'є-ст-гд" і в сукупності є набором евольвент.Contact; the equation of the involute on the section of the profile of the tooth st will be uniquely determined by the slope of the segment si of the new broken line of contact, and the equation of the involute on the section of the profile of the tooth Gd" will be uniquely determined by the slope of the segment 9 of the broken line of contact. In this case, the profile ad' of tooth 17 is determined by the sections ar'- rye-st-gd" and collectively is a set of involutes.

Якщо замінити криволінійну лінію 35 контакту ад, що зображена пунктиром на Фіг. 7, ломаною з нескінченною сч ов Кількістю відрізків, довжина яких прямує до нуля, то згідно методу індукції крива профілю 18" зубів внутрішнього колеса 17 буде складатися з нескінченної кількості ділянок евольвент, довжина яких прямує до (8) нуля, що і є кінцевим профілем 18' зуба внутрішнього колеса.If we replace the curvilinear line 35 of the AD contact, which is shown in dashed lines in Fig. 7, a broken line with an infinite number of segments, the length of which goes to zero, then according to the induction method, the curve of the profile 18" of the teeth of the inner wheel 17 will consist of an infinite number of involute sections, the length of which goes to (8) zero, which is the final profile 18' inner wheel tooth.

З іншого боку, виходячи з класичної теорії зачеплення, профіль З внутрішнього зуба колеса 1 в випадку наявності криволінійної лінії контакту 35 є кривою, що складається з нескінченного числа ділянок - евольвент «- зр З довжиною, яка наближається до нуля, і є кінцевим профілем зуба 2 колеса 1.On the other hand, based on the classical theory of engagement, the profile Z of the inner tooth of the wheel 1 in the case of the presence of a curvilinear contact line 35 is a curve consisting of an infinite number of sections - the involute "- z Z with a length that approaches zero, and is the final profile of the tooth 2 wheels 1.

Методика розрахунку профілю і технологія виготовлення зубів розроблена автором в повному обсязі. -The method of calculating the profile and the technology of manufacturing teeth was fully developed by the author. -

Основними моментами такого розрахунку є: со - задається число зубів М та М зовнішнього колеса та внутрішнього коліс; задається коефіцієнт є перекриття зубів; задається радіальна відстань неявної вершини 28 до со початкового кола 32; ї- в відповідності до співвідношення (1) визначаються координати точки 4, де гіпотрохоїда Г (15) перетинає коло виступів 10; визначається кут у нахилу дотичної прямої до гіпотрохоїди ГГ в точці а; визначається кривизна к «ПТе(г)упта гіпотрохоїди Г в точці а; « задається кривизна к - 45(Е)/до профілю Г внутрішніх зубів в точці 4 профілю, яка повинна бути меншою 70 за кривизну к гіпотрохоїди в тій же точці; визначаються параметри криволінійного контактного шляху, - с наприклад, рівнянням спіралі Архімеда, виходячи з коефіцієнта є; "з визначаються параметри евольвентного профілю зубів 17 внутрішнього колеса; визначається модуль т, " виходячи з передаваного крутного моменту та величини коефіцієта перекриття в.The main points of such a calculation are: so - the number of teeth M and M of the outer wheel and inner wheels is specified; the given coefficient is the overlap of the teeth; the radial distance of the implicit vertex 28 to the center of the initial circle 32 is set; th - in accordance with relation (1), the coordinates of point 4 are determined, where the hypotrochoid Г (15) crosses the circle of protrusions 10; the angle at the slope of the tangent line to the hypotrochoid GG at point a is determined; the curvature k "PTe(r)upta of the hypotrochoid Г at point a is determined; "curvature k - 45(E)/to profile Г of the internal teeth at point 4 of the profile is set, which should be less than 70 for the curvature k of the hypotrochoid at the same point; the parameters of the curved contact path are determined, - with, for example, the equation of the Archimedes spiral, based on the coefficient is; "z, the parameters of the involute profile of the teeth 17 of the inner wheel are determined; the module t is determined, " based on the transmitted torque and the value of the overlap coefficient v.

Запропонована методика дозволяє регулювати коефіцієнт перекриття Є в залежності від потреб констуктора в діапазоні 1.9...3.7 і тим самим збільшити навантажувальну спроможність передачі, як мінімум, в 1.5-2.5 рази - в порівнянні з відсмими планетарними передачами багатопарного зачеплення при великій різниці числа зубів. со Дослідно-конструкторський зразок пропонованої передачі виготовлений і досліджений в складі редуктора багатопарного зачеплення з загальмованим вінцем. Пропоноване технічне рішення дозволяє збільшити бо навантажувальну спроможність планератних редукторів типу ЗК та 2КН, що є особливо актуальним в авіації. їз 50The proposed method allows you to adjust the overlap ratio E depending on the needs of the constructor in the range of 1.9...3.7 and thereby increase the load capacity of the transmission by at least 1.5-2.5 times - in comparison with planetary gears of multi-pair engagement with a large difference in the number of teeth. co., Ltd. A research and design sample of the proposed transmission was manufactured and tested as part of a multi-pair gear reducer with a braked crown. The proposed technical solution makes it possible to increase the loading capacity of planetary gearboxes of the ZK and 2KN type, which is especially relevant in aviation. drive 50

Claims

- The formula of the invention Gear transmission of an internal multi-pair engagement, consisting of rigid internal and external gears, the axes of which are parallel, and the axis of the internal gear wheel is shifted in the plane of the engagement relative to its nominal position by the amount A, which is determined from the ratio: 7 A- K ZH EN, where: E - value of the calculated interaxial distance; K - coefficient of displacement of the axis of the internal gear relative to its nominal position; І is the value of the total independent random values of backlashes of the transmission, which is distinguished by the fact that the difference in the number of teeth of the inner and outer wheels is more than half the number of teeth of the outer wheel, and the height of the teeth of the transmission is determined from the ratio: Пп « 1.6 t, where t is the transmission module. b5