UA80000C2

UA80000C2 - Lykhovyd planetary gearing

Info

Publication number: UA80000C2
Application number: UAA200505234A
Authority: UA
Inventors: Yurii Makarovych Lykhovyd
Original assignee: Yurii Makarovych Lykhovyd
Priority date: 2005-06-01
Filing date: 2005-06-01
Publication date: 2007-08-10

Abstract

The invention relates to machine building and can be used in drives of machines, units and mechanisms for reduction of power load with increased torque. Planetary gearing has outer wheel with inner teeth and inner wheel with outer teeth with curvilinear contact profiles being in contact with inner teeth in three and more points, and contact surfaces of inner teeth of outer wheel are arranged straight. Toothed planetary gearing is characterized by that diameter of initial circle of outer wheel is equal to diameter of its circle of bosses or it smaller than that.

Description

Опис винаходуDescription of the invention

Винахід відноситься до галузі машинобудування, а саме, до планетарних передач з зовнішнім колесом, що 2 оснащене внутрішніми зубами, та сателітами, в яких кожен сателіт входить в зачеплення з зовнішнім колесом трьома і більше парами зубів 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 with an external wheel equipped with internal teeth, and satellites, in which each satellite engages with the external wheel with three or more pairs of teeth and can be used in drives of machines, units 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 10), 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 сателта. 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 10), 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 of the 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 the value of 1.98, which accordingly reduces the load capacity of such a gearbox .

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 с точками перегину синусоїдальних профілів зубів (публікація РСТ Мо МУО 98/038041. Ге)A 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. Ge)

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 чого коефіцієнт перекриття передачі становить не більше 0.5.When the wheels of such a gear 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 gear is no more than 0.5.

Використання прямозубих планетарних передач синусоїдального профілю зв'язано зі значними шумами в о процесі роботи, зумовленими малим коефіцієнтом перекриття, що призводить до нерівномірності обертання ав веденого колеса та до швидкого зношування таких зубчатих коліс, що є наслідком мікроударів контактних поверхонь зубів при нерівномірному рухові зубів веденого колеса по колу. оThe use of spur-toothed planetary gears with a sinusoidal profile is associated with significant noise in the 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 driven teeth wheels in a circle. at

Щоб збільшити коефіцієнт перекриття такої передачі і, відповідно, зменшити рівень шумів та збільшити Га») передаваний крутний момент, необхідно зуби виконувати гвинтовими, що значно ускладнює технологічний процес виготовлення таких передач. соIn 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 greatly complicates the technological process of manufacturing such gears. co

Метою пропонованого винаходу є збільшення коефіцієнта перекриття зубів і навантажувальної спроможності передачі, зменшення рівня шумів при роботі передачі при наявності великої різниці числа зубів внутрішнього та зовнішнього зубчатих коліс та при одночасному спрощенні технології виготовлення зубів. «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 in the presence of a large difference in the number of teeth of the internal and external gears and at the same time to simplify the technology of manufacturing teeth. "

Поставлена задача вдосконалення планетарної зубчатої передачі, що містить зовнішнє колесо з внутрішніми З 50 зубами і внутрішнє колесо з зовнішніми зубами, перші профілі яких окреслені кривою і контактують з другими с профілями внутрішніх зубів, згідно пропозиїї полягає в тому, що другі профілі внутрішніх зубів зовнішньогоThe task of improving the planetary gear transmission, which contains an external wheel with internal Z 50 teeth and an internal wheel with external teeth, the first profiles of which are outlined by a curve and are in contact with the second profiles of internal teeth, according to the proposition, is that the second profiles of the internal teeth of the external

Із» колеса виконані прямолінійними.From" the wheels are made in a straight line.

Крім того, згідно пропозиїї, діаметр бо початкового кола зовнішнього колеса визначається діаметром його кола виступів Ое як Со - Ое"К, де К - безрозмірний коефіцієнт, що знаходиться в межах від 0,5 до 1.In addition, according to the proposition, the diameter of the initial circle of the outer wheel is determined by the diameter of its circle of protrusions Oe as Co - Oe"K, where K is a dimensionless coefficient ranging from 0.5 to 1.

Крім того, згідно пропозиїї, діаметр ЮОе кола виступів зовнішнього колеса визначається діаметром бо йогоIn addition, according to the proposition, the diameter ЮОe of the circle of the protrusions of the outer wheel is determined by its diameter b

Со початкового кола як Ое - Ро"К, де К - безрозмірний коефіцієнт, що знаходиться в межах від 1 до 2. ав | На фіг.1 зображено профілі зубів передачі в відповідності до пропонованого рішення.So of the initial circle as Oe - Ro"K, where K is a dimensionless coefficient ranging from 1 to 2. av | Fig. 1 shows the profiles of the transmission teeth in accordance with the proposed solution.

Фігури 2, 3, 4, 5, б являють собою зображення частини передачі згідно фіг. 1 в позиціях, що відображають ші взаємодію зубів передачі в різних відносних положеннях в відповідності до пропонованого рішення, коли ав! 20 внутрішнє колесо обертається за рухом годинникової стрілки.Figures 2, 3, 4, 5, b represent an image of part of the transmission according to fig. 1 in positions reflecting the interaction of gear teeth in different relative positions in accordance with the proposed solution, when av! 20 inner wheel rotates clockwise.

На фіг. 7 зображено частину планетарної передачі, коли внутрішнє колесо обертається проти руху мк годинникової стрілки.In fig. 7 shows part of the planetary gear when the inner wheel rotates counter-clockwise.

На Фіг. 8 зображено ту ж саму планетарну передачу, що і на Фіг. 6(7) в завершеному вигляді і зменшеному масштабі в відповідності до пропонованого рішення, коли число зубів внутрішнього колеса дорівнює половині 29 числа зубів зовнішнього колеса.In Fig. 8 shows the same planetary gear as in FIG. 6(7) in the completed form and on a reduced scale in accordance with the proposed solution, when the number of teeth of the inner wheel is equal to half of the 29 number of teeth of the outer wheel.

ГФ) На Фіг. 9 зображено планетарну передачу з прямолінійним профілем внутрішніх зубів, в відповідності до пропонованого рішення, коли зуби внутрішнього колеса контактують в чотирьох точках. о На Фіг. 10 зображено планетарну передачу з малою різницею чисел зубів в відповідності до пропонованого рішення, де діаметр початкового кола дорівнює діаметру його кола виступів. 60 На Фіг. 11 зображено планетарну передачу з такою ж різницею чисел зубів, як і на Фіг. 10, в якій діаметр початкового кола набагато менший діаметра його кола виступів.GF) In Fig. 9 shows a planetary gear with a rectilinear profile of internal teeth, in accordance with the proposed solution, when the teeth of the internal wheel contact at four points. o In Fig. 10 shows a planetary gear with a small difference in the number of teeth in accordance with the proposed solution, where the diameter of the initial circle is equal to the diameter of its circle of protrusions. 60 in Fig. 11 shows a planetary gear with the same difference in the number of teeth as in FIG. 10, in which the diameter of the initial circle is much smaller than the diameter of its circle of protrusions.

На Фіг. 12 показана кінематична схема руху вершин зубів внутрішнього колеса, що пояснює суть запропонованого технічного рішення.In Fig. 12 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.

Запропонована планетарна передача на фіг. 1 містить зовнішнє колесо 1 з внутрішніми зубами 2а, 26 бо (показано тільки два з них), кількість яких рівна М. Зуби 2 згідно до пропозиції мають прямолінійні контактні профілі З та 4, які утворюють простір 5 між суміжними зубами 2а та 265.The proposed planetary transmission in fig. 1 contains an external wheel 1 with internal teeth 2a, 26 bo (only two of them are shown), the number of which is equal to M. The teeth 2 according to the proposal have rectilinear contact profiles З and 4, which form a space 5 between adjacent teeth 2a and 265.

На фіг. 1 контактні профілі З і 4 суміжних зубів 2а і 25 являють собою дзеркальні відображення один одного відносно радіальної лінії б. Контактні профілі З і 4 одного і того ж зуба 2а є також дзеркальними відображеннями один одного відносно відповідної радіальної лінії, що проходить через середину зуба 2а (25).In fig. 1 contact profiles C and 4 of adjacent teeth 2a and 25 are mirror images of each other relative to the radial line b. Contact profiles C and 4 of the same tooth 2a are also mirror images of each other relative to the corresponding radial line passing through the middle of the tooth 2a (25).

Профілі З і 4 зустрічаються у внутрішніх точках 7 і 8 з поверхнею, що має круговий профіль 9. Поверхні з профілями 9 всіх зубів утворюють коло 10 виступів зовнішнього колеса 1, діаметр якого складає Ое.Profiles C and 4 meet at internal points 7 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, the diameter of which is Oe.

Контактний профіль З зуба 2а починається в точці 7 і закінчується в верхній точці впадин 11. Контактний профіль 4 суміжнього зуба 26 починається в точці 8 і закінчується в верхній точці впадин 12. В сукупності всі 7/0. точки 11 та 12 утворюють коло 13 впадин зовнішнього колеса 1.The contact profile Z of tooth 2a begins at point 7 and ends at the upper point of depressions 11. The contact profile 4 of the adjacent tooth 26 begins at point 8 and ends at the upper point of depressions 12. In total, all 7/0. points 11 and 12 form the circle 13 of the depressions of the outer wheel 1.

Контактні профілі З та 4 визначаються прямими 14а та 140, що мають нахил під кутом у до радіальної прямої 6.Contact profiles Z and 4 are determined by straight lines 14a and 140, which have an inclination at an angle y to the radial straight line 6.

Між точками 11 та 12 розташована поверхня впадин з профілем 15, що може мати довільний вигляд. Точна конфігурація профілю 15 поверхонь впадин може бути якою завгодно, але в більшості випадків вона /5 визначається ріжучим інструментом при виготовленні зубів 2 колеса 1.Between points 11 and 12 there is a surface of depressions with a profile 15, which can have an arbitrary appearance. The exact configuration of the profile 15 of the recess surfaces can be arbitrary, but in most cases it /5 is determined by the cutting tool in the manufacture of the teeth 2 of the wheel 1.

В відповідності до Фіг. 1 внутрішнє 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 зовнішнього колеса 1. Кількість зубів 17 внутрішнього колеса 16 менша від кількості зубів 2 зовнішньогоIn accordance with Fig. 1, the inner 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 outer 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 of the outer wheel 1. The number of teeth 17 of the inner wheel 16 is less than the number of teeth 2 of the outer

Колеса 1 і становить М.Wheels 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 суміжних зубів 17 є також дзеркальним відображенням один одного відносно відповідної радіальної прямої.Contact profiles 18 and 19 of the same tooth 17 are mirror images of each other relative to the radial line 6. Profiles 18 and 19 of adjacent teeth 17 are also mirror images of each other relative to the corresponding radial line.

Між верхніми точками 20, 21 профілі 18 та 19 обмежені зовнішньою поверхнею, що має профіль 22. Профілі сч дв 22 зубів 17 переважно є частинами кола і утворюють коло 23 виступів зубів 17 внутрішнього колеса 16.Between the upper points 20, 21, the profiles 18 and 19 are limited by the outer surface, which has a profile 22. The profiles sch dv 22 of the teeth 17 are mostly parts of a circle and form a circle 23 of protrusions of the teeth 17 of the inner wheel 16.

Профілі 18 та 19 продовжуються в напрямі до центру внутрішнього колеса 16 і обмежуються у внутрішніх і) точках поверхнею впадин з профілем 24. Поверхні з профілем 24 всіх впадин зубів 17 разом утворюють коло впадин 25. Точна конфігурація поверхонь 25 може бути якою завгодно, але в більшості випадків вона визначається ріжучим інструментом при виготовленні зубів внутрішнього колеса 16 так, щоб забезпечити о зо відповідний проміжок між зовнішнім 1 та внутрішнім 16 колесами в зібраному стані.The profiles 18 and 19 continue in the direction towards the center of the inner wheel 16 and are limited at the inner points i) 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 a circle of depressions 25. The exact configuration of the surfaces 25 can be any, but in in most cases, it is determined by a cutting tool during the manufacture of the teeth of the inner wheel 16 so as to ensure the corresponding gap between the outer 1 and the inner 16 wheels in the assembled state.

Контактні профілі 18 та 19 визначаються гладкими кривими 26, 27, що простираються вверх за межі точок 20, о 21 і перетинаються в неявній точці вершини 28, яка належить кожному зубу 17 внутрішнього колеса 16. оThe contact profiles 18 and 19 are defined by smooth curves 26, 27, which extend upwards beyond the points 20, o 21 and intersect at an implicit point of the apex 28, which belongs to each tooth 17 of the inner wheel 16. o

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

В зібраному стані планетарної передачі зуб 17 може розташовуватися між зубами 2 всередині проміжку 5 як со це зображено на Фіг. 1. При цьому зуб 17 контактує із зубом 26 в точці контакту 29 в разі, якщо обертання внутрішнього колеса 16, що передається зовнішньому колесу 1, виконується за годинниковою стрілкою в напрямку А. Суміжний зуб 2 в точці 30 не контактує із зубом 17 внутрішнього колеса 16. В точці 30 існує проміжок величиною в декілька десятих міліметра, щоб усунути тертя між зубами 2 і 17 в даній точці при « обертанні внутрішнього колеса 16 в напрямку стрілки А. Величина вказаного проміжку визначається з с температурним коефіцієнтом розширення матеріалу коліс 1 та 16 і діапазоном робочих температур зубчатої передачі. ;» Вершина 28 неявно зв'язана з зубом 17 і обертається разом із ним описуючи відповідну траєкторію, що згідно з пропонованим рішенням є траєкторією гіпотрохоїди.In the assembled state of the planetary transmission, the tooth 17 can be located between the teeth 2 inside the gap 5, as shown in Fig. 1. At the same time, the tooth 17 contacts the tooth 26 at the point of contact 29 if the rotation of the inner wheel 16 transmitted to the outer wheel 1 is clockwise in the direction A. The adjacent tooth 2 at the point 30 does not contact the tooth 17 of the inner wheel 16. At point 30, there is a gap of several tenths of a millimeter in order to eliminate friction between teeth 2 and 17 at this point when the inner wheel 16 rotates in the direction of arrow A. The size of this gap is determined by the temperature coefficient of expansion of the material of wheels 1 and 16 and range of working temperatures of the gear transmission. ;" The vertex 28 is implicitly connected to the tooth 17 and rotates together with it describing the corresponding trajectory, which according to the proposed solution is the trajectory of the hypotrochoid.

В зібраному стані зубчата передача має початкові кола 31 та 32 відповідно зовнішнього колеса 1 таIn the assembled state, the gear transmission has initial circles 31 and 32, respectively, of the outer wheel 1 and

Го! 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. о Фігури 2, 3, 4, 5, 6 аналогічно Фіг. 1 відображають відносне розташування зубів 2 та 17 в різних фазах о зачеплення, але без більшості цифрових позначень і в дещо тонших лініях, щоб виразніше було видно взаємне 5р розташування профілів зубів. При цьому внутрішнє колесо обертається по годинниковій стрілці в напрямку А. о В відповідності до Фіг. 2 зуби показані в положенні, коли вони ще не мають між собою контакту. Між о контактним профілем З внутрішнього зуба 2 та контактним профілем 18 зовнішнього зуба 17 існує проміжок в точці 20 який становить декілька десятих міліметра.Go! inner wheel 16. 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. Figures 2, 3, 4, 5, 6 are similar to Fig. 1 show the relative location of teeth 2 and 17 in different phases of engagement, but without most of the numerical designations and in somewhat thinner lines, so that the relative location of the tooth profiles can be seen more clearly. At the same time, the inner wheel rotates clockwise in the direction A. o In accordance with Fig. 2 teeth are shown in a position where they are not yet in contact with each other. Between the contact profile Z of the inner tooth 2 and the contact profile 18 of the outer tooth 17, there is a gap at point 20 that is several tenths of a millimeter.

В процесі руху коліс 1 та 16 вони переміщуються в положення, показане на Фіг. З, в якому зуби 2 та 17 дв Мають контакт в найближчій до центру точці 34. Відстань між профілями З та 18 в точці 20 є аналогічною до відстані в точці 20 на Фіг. 2.During the movement of wheels 1 and 16, they move to the position shown in Fig. C, in which the teeth 2 and 17 dv Have contact at the point 34 closest to the center. The distance between the profiles C and 18 at the point 20 is similar to the distance at the point 20 in Fig. 2.

Ф) В положенні зубів 2 та 17 на Фіг. 4 вони продовжують контактувати в наступній точці 35, що аналогічна ка точці 29 на Фіг. 1. Контактні поверхні, що мають профілі З та 18 в точці 30 на Фіг. 4 в реальних робочих умовах розділені тільки тонкою плівкою мастила і не мають жодного контакту. во В положенні, показаному на Фіг. 5 зуби 2 та 17 продовжують контактувати в найбільш віддаленій від центра точці 36. Контактні поверхні, з профілями З та 18 не мають контакту, оскільки в точці 7 існує достатній проміжок між ними.F) In the position of teeth 2 and 17 in Fig. 4, they continue to contact at the next point 35, which is similar to point 29 in FIG. 1. Contact surfaces having profiles Z and 18 at point 30 in Fig. 4 in real working conditions are separated only by a thin film of lubricant and do not have any contact. in In the position shown in Fig. 5, teeth 2 and 17 continue to contact at the most distant point 36 from the center. Contact surfaces with profiles З and 18 do not have contact, since at point 7 there is a sufficient gap between them.

В положенні, показаному на Фіг. 6, зуби не мають зачеплення. Проміжок між поверхнями зубів в точці 21 аналогічний проміжку на Фіг. 2 в точці 20. 65 На Фігурах 3, 4, 5 чітко видно, що в запропонованій зубчастій передачі існують одночасно три точки 34, 35, 36 контакту між зубами, що визначають спіралевидний контактній шлях 37.In the position shown in Fig. 6, the teeth do not engage. The gap between the surfaces of the teeth at point 21 is similar to the gap in Fig. 2 at point 20. 65 Figures 3, 4, 5 clearly show that in the proposed gear there are three contact points 34, 35, 36 between the teeth at the same time, which define a spiral contact path 37.

На Фіг. 7 показано процес зачеплення тих же зубів 2 і 17, коли внутрішнє колесо 16 обертається проти годинникової стрілки в напрямку В. Зуби 2 контактують з зубами 17 в трьох точках З4а, Зба, Зба, що визначають криволінійний контактний шлях 37а, який є дзеркальним відображенням контактного шляху 37 на Фіг. 5. В точках 38 в реальних умовах роботи існує тільки тонка плівка мастила.In Fig. 7 shows the process of engagement of the same teeth 2 and 17 when the inner wheel 16 rotates counterclockwise in the direction B. The teeth 2 are in contact with the teeth 17 at three points Z4a, Zba, Zba, which define the curvilinear contact path 37a, which is a mirror image of the contact path 37 in Fig. 5. At points 38, in real working conditions, there is only a thin film of lubricant.

На Фіг. 8 планетарна передача показана в меншому масштабі і в повному складі, де зовнішнє колесо 1 має 36 внутрішніх зубів 2, а внутрішнє колесо 16 має 18 зовнішніх зубів 17. Різниця чисел зубів складає 18, але при такій великій різниці існує три точки контакту 34, 35, 36 між внутрішнім 16 і зовнішнім 1 колесами, що утворюють криволінійний контактний шлях 37. Як наслідок, коефіцієнт перекриття такої передачі не менший за /0 25.In Fig. 8, the planetary gear is shown on a smaller scale and in full assembly, where the outer wheel 1 has 36 inner teeth 2 and the inner wheel 16 has 18 outer teeth 17. The difference in the number of teeth is 18, but with such a large difference there are three points of contact 34, 35 , 36 between the inner 16 and outer 1 wheels forming a curved contact path 37. As a result, the overlap ratio of such a transmission is not less than /0 25.

На Фіг. 9 планетарна передача складається з зовнішнього колеса 1, що оснащене 108-а внутрішніми зубами 2 з прямолінійним контактним профілем. Внутрішнє колесо 16 має 48 зовнішніх зубів 17, що визначає різницю чисел зубів, яка складає 60. При такій різниці існує чотири точки контакту між внутрішнім колесом 17 і зовнішнім колесом 1 і в результаті - коефіцієнт перекриття такої передачі не менший за 3,5.In Fig. 9 planetary transmission consists of an outer wheel 1 equipped with 108 internal teeth 2 with a straight contact profile. The inner wheel 16 has 48 outer teeth 17, which determines the difference in the number of teeth, which is 60. With such a difference, there are four points of contact between the inner wheel 17 and the outer wheel 1, and as a result, the overlap ratio of such a transmission is not less than 3.5.

Початкове коло 31 зовнішноьго колеса 1 з діаметром бо на фіг.9 співпадає з колом виступів 10 з діаметромThe initial circle 31 of the outer wheel 1 with a diameter of

Бе, а саме: Юо-ЮОе-135.5 мм, що є характерною ознакою пропонованого рішення.Be, namely: Юо-ЮОе-135.5 mm, which is a characteristic feature of the proposed solution.

На фіг. 10 показана планетарна передача з малою різницею числа зубів. Зовнішнє колесо 1 має 32 внутрішніх зубів 2 з прямолінійним контактним профілем, а внутрішнє колесо 16 має 28 зовнішніх зубів 17 з криволінійним контактним профілем. Різниця кількості зубів складає 4, але і при такій малій різниці існує гарантованийIn fig. 10 shows a planetary gear with a small difference in the number of teeth. The outer wheel 1 has 32 internal teeth 2 with a straight contact profile, and the inner wheel 16 has 28 external teeth 17 with a curved contact profile. The difference in the number of teeth is 4, but even with such a small difference there is a guaranteed one

Мінімум трьох точок контакту 34...36 між внутрішнім колесом 16 та зовнішнім колесом 1 і, отже, коефіцієнт перекриття такої передачі не менший 2.5 як і на фіг. 8. Для забезпечення відповідного перекриття планетарна передача розрахована таким чином, що діаметр початкового кола 31 зовнішнього колеса 1 співпадає з його діаметром кола виступів 10, що є характерною ознакою пропонованої планетарної передачі.A minimum of three points of contact 34...36 between the inner wheel 16 and the outer wheel 1 and, therefore, the overlap ratio of such transmission is not less than 2.5, as in fig. 8. To ensure the appropriate overlap, the planetary gear is calculated in such a way that the diameter of the initial circle 31 of the outer wheel 1 coincides with its diameter of the circle of protrusions 10, which is a characteristic feature of the proposed planetary gear.

На фіг. 11. показана планетарна передача з тією ж кількістю зубів зовнішнього 1 та внутрішнього 16 коліс, сч ов що і на фіг. 10. При такій же кількості зубів (32 та 28) відповідно зовнішнього 1 та внутрішнього 16 коліс планетарна передача на фіг. 11 має величину ексцентриситету Е на 3095 меншу, ніж на фіг. 10, що забезпечує і) менший рівень вібрацій при роботі планетарної передачі. Для цього планетарна передача сконструйована таким чином, що початкове коло 31 зовнішнього колеса 1 має діаметр бо-100 мм. Діаметр кола виступів 10 колеса 1, має діаметр ЮОе-141.бмм, тобто бо-0,7"Ое що є характерною ознакою пропонованого технічного рішення. Як о зо показано на Фіг. 11, профілі зубів 17 внутрішнього колеса 16 утворені криволінійними профілями 26,27, що починаються на початковому колі 32 внутрішнього колеса 16. оIn fig. 11. shows a planetary gear with the same number of teeth of the outer 1 and inner 16 wheels, as in fig. 10. With the same number of teeth (32 and 28), respectively, the outer 1 and inner 16 wheels of the planetary gear in fig. 11 has the value of eccentricity E by 3095 less than in fig. 10, which provides i) a lower level of vibrations during the operation of the planetary gear. For this, the planetary transmission is designed in such a way that the initial circle 31 of the outer wheel 1 has a diameter of 100 mm. The diameter of the circle of protrusions 10 of wheel 1 has a diameter of ХОе-141.bmm, that is, бо-0.7"Ое, which is a characteristic feature of the proposed technical solution. As shown in Fig. 11, the profiles of the teeth 17 of the inner wheel 16 are formed by curvilinear profiles 26 ,27, which begin on the initial circle 32 of the inner wheel 16. o

Планетарна передача працює наступним чином (див. Фіг. 12). оThe planetary transmission works as follows (see Fig. 12). at

Взаємодія зовнішнього 1 і внутрішнього 16 коліс відбувається в серповидній області 39 перекриття зубів, що заштрихована на Фіг. 12 та обмежується зсередини межами кола виступів 10 зовнішнього колеса 1 та зовні оThe interaction of the outer 1 and inner 16 wheels takes place in the sickle-shaped area 39 of overlapping teeth, which is shaded in Fig. 12 and is limited from the inside by the boundaries of the circle of protrusions 10 of the outer wheel 1 and from the outside o

Зз5 межами кола 40, що утворене точками 28 неявних вершин зубів внутрішнього колеса 16, показаних на Фіг. 1. соЗз5 at the boundaries of the circle 40 formed by the points 28 of the implicit tops of the teeth of the inner wheel 16, shown in Fig. 1. co

При обертанні внутрішнього колеса 16 навколо центру ОО» за годинниковою стрілкою його початкове коло 32 діаметром 0, котиться без ковзання по нерухомому початковому колу 31 колеса 1 діаметром Юо, що одночасно є його колом виступів 10. Внутрішнє колесо 16 має неявні вершини зубів 28, одна з яких показана на фіг. 12 в вигляді точки б. Під час роботи пропонованої передачі центр О25 внутрішнього колеса 16 описує коло діаметром « 2"Е, де Е - ексцентриситет, а при повороті внутрішнього колеса 16 на деякий довільний кут Д за годинниковою -птв) с стрілкою його центр ОО» повертається проти годинникової стрілки навколо осі ОО. на кут ж і переміщується в ц положення О'». Положення початкового кола 32а внутрішнього колеса 16 при повороті на кут Д показане на Фіг. "» 12 пунктиром. При цьому точка а внутрішнього колеса 16, що відповідає точці 33 на Фіг. 1, переміщується в положення а, а неявна вершина б внутрішнього колеса 16 переміщується в положення б. Оскільки перкочування внутрішнього колеса 16 по колесу 1 відбувається без ковзання, то Д-іо, де значення і є (ее) передатковим числом зубчатої пари коліс 1 та 16 і визначається із співвідношення: о і- бо /рі -М/М.When the inner wheel 16 rotates around the center OO" clockwise, its initial circle 32 with a diameter of 0, rolls without slipping on the fixed initial circle 31 of the wheel 1 with a diameter of Uo, which is simultaneously its circle of protrusions 10. The inner wheel 16 has implicit tops of the teeth 28, one of which is shown in fig. 12 in the form of point b. During the operation of the proposed transmission, the center O25 of the inner wheel 16 describes a circle with a diameter of "2"E, where E is the eccentricity, and when the inner wheel 16 is rotated by some arbitrary angle D clockwise -ptv) with the arrow, its center OO" turns counterclockwise around axis OO. to the angle z and moves to the position О'". The position of the initial circle 32a of the inner wheel 16 when turning to the angle D is shown in Fig. "» 12 in dotted lines. At the same time, point a of the inner wheel 16, which corresponds to point 33 in Fig. 1, moves to position a, and the implicit top b of the inner wheel 16 moves to position b. Since the rolling of the inner wheel 16 on wheel 1 occurs without slipping, then D-io, where the value of i is (ee) the transmission number of the gear pair of wheels 1 and 16 and is determined from the ratio:

Положення точки Б' вершини зуба 28 для довільного кута а визначається із прямокутного трикутника О СБ (ав) наступним чином: с ШІ (О15)7-(О с) Св)? враховуючи те, що «2 О1С-ЕНОЬ) совр т 0.5(О0о-О) НО. 5Оіна ву совр- -0.5бо(1-і77) 40.50 совр-0.50о (І-ї) К"совр)-0.5 боді-і7) к"сов(іо)у;The position of point B' of the apex of tooth 28 for an arbitrary angle a is determined from the right triangle О SB (ав) as follows: с ШИ (О15)7-(О с) Св)? taking into account that "2 О1С-ЕНОБ) sovr t 0.5(О0о-О) НО. 5Oina vu sovr- -0.5bo(1-i77) 40.50 sovr-0.50o (I-i) K"sovr)-0.5 body-i7) k"sov(io)u;

Сь(О2Б віпр - (0.5Оівав)віпр - 0.5 Кбо"віп(іо).Si(O2B vipr - (0.5Oivav)vipr - 0.5 Kbo"vip(io).

Отримуємо співвідношення для визначення довжини відрізка Об": о сів'є п.броци- 71 ка жа - ут сові) ю що описує рух точки Б в системі полярних координат з центром О;, причому К- СООWe obtain a relation for determining the length of the segment Ob": o sivye p. brocy- 71 kaza - ut sovi) describing the movement of point B in the polar coordinate system with the center O;, and K- СОО

Ор, - діаматер кола 40 на Фіг. 12, що утворений неявними вершинами 28; 60 Го Лін 0...Or, is the diameter of circle 40 in Fig. 12, formed by implicit vertices 28; 60 Guo Lin 0...

Таким чином, при обертанні внутрішнього колеса точка б вершини 28 описує траєкторію 41 на Фіг. 12, що має математичну назву - гіпотрохоїда.Thus, during the rotation of the inner wheel, the point b of the vertex 28 describes the trajectory 41 in Fig. 12, which has a mathematical name - hypotrochoid.

В залежності від величини різниці числа зубів (М-М) гіпотрохоїда на Фіг. 12 може мати точки перегину, так як це показано на кривій 41 пунктиром. бо Згідно з пропонованим рішенням кут нахилу у прямолінійного профілю З3(4) внутрішніх зубів на Фіг. 1 визначається кутом нахилу у прямої 14 на фіг. 12, що є дотичною до гіпотрохоїди 41 в точці й де, гіпотрохоїда 41 перетинає коло виступів 10 колеса 1.Depending on the difference in the number of teeth (M-M) of the hypotrochoid in Fig. 12 may have inflection points, as shown in curve 41 in dashed lines. because According to the proposed solution, the angle of inclination of the rectilinear profile C3(4) of the internal teeth in Fig. 1 is determined by the angle of inclination in line 14 in fig. 12, which is tangent to the hypotrochoid 41 at the point and where, the hypotrochoid 41 crosses the circle of protrusions 10 of wheel 1.

Параметри криволінійного профілю 18 (19) зуба 17 внутрішнього колеса 16 вибрані в відповідності до профілю ділянки а- б прямої 14 згідно відомих методів розрахунку геометрії евольвентного зачеплення.The parameters of the curvilinear 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 straight line 14 according to known methods of calculating the geometry of the involute engagement.

Технологія виготовлення внутрішніх зубів з прямолінійним профілем є набагато простішою по відношенню до виготовлення зубів криволінійного профілю, що суттьєво здешевлює процес виробництва планетарних передач.The technology of manufacturing internal teeth with a rectilinear profile is much simpler in relation to the manufacture of teeth with a curved profile, which substantially lowers the cost of the production process of planetary gears.

Профіль зовнішніх зубів може бути виконаний на звичайних зубодовбальних станках.The profile of the external teeth can be made on conventional tooth milling machines.

Дослідно-конструкторський зразок пропонованої передачі виготовлений і досліджений в складі редуктора 7/0 багатопарного зачеплення з загальмованим вінцем.A research and design sample of the proposed transmission was manufactured and tested as part of a 7/0 multi-pair gear reducer with a braked crown.

Запропонована конструкція дозволяє збільшити навантажувальну спроможність передачі, як мінімум, в 2.5/1.5 рази в порівнянні з відомими передачами багатопарного зачеплення при великій різниці числа зубів, що дозволяє збільшити навантажувальну спроможність планератних редукторів типу ЗК та 2КН на 20-3096. тThe proposed design makes it possible to increase the load capacity of the transmission by at least 2.5/1.5 times compared to known multi-pair gear transmissions with a large difference in the number of teeth, which allows to increase the load capacity of planetary gearboxes of the ZK and 2KN type by 20-3096. t

Claims

The formula of the invention

1. Planetary transmission containing an external wheel (1) with internal teeth (2) and an internal wheel (16) with external teeth (17), the first profiles (18,19) of which are outlined by a curve and are in contact with the second profiles (3,4 ) of the inner teeth (2), which differs in that the second profiles (3,4) of the inner teeth (2) of the outer wheel (1) are rectilinear.

2. Planetary transmission according to claim 1, which differs in that the diameter Bo of the initial circle (31) of the outer wheel (1) is determined by the diameter Oe of its circle of protrusions (10) as Yuo-Oe.K, where K is a dimensionless coefficient located in ranging from 0.5 to 1.0. with

Z. Planetary transmission according to claim 1, which differs in that the diameter Oe of the circle of protrusions (10) of the outer wheel (1) is determined by the diameter bo of its circle of the initial circle (31) as Oe-bo.K, where K is a dimensionless coefficient that is in the range from 1.0 to 2.0. "c) "c) "c) "c) d) -

with . and? (ee) («c) («c) d SHY (42) name) 60 b5