WO2007008096A1 - Engrenage - Google Patents

Engrenage Download PDF

Info

Publication number
WO2007008096A1
WO2007008096A1 PCT/RU2005/000367 RU2005000367W WO2007008096A1 WO 2007008096 A1 WO2007008096 A1 WO 2007008096A1 RU 2005000367 W RU2005000367 W RU 2005000367W WO 2007008096 A1 WO2007008096 A1 WO 2007008096A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
teeth
tooth
sections
gear
point
Prior art date
Application number
PCT/RU2005/000367
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
German Alexandrovich Zhuravlev
Original Assignee
German Alexandrovich Zhuravlev
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by German Alexandrovich Zhuravlev filed Critical German Alexandrovich Zhuravlev
Priority to GB0800349A priority Critical patent/GB2442392A/en
Priority to DE502005009549T priority patent/DE502005009549D1/de
Priority to US11/922,944 priority patent/US8061229B2/en
Priority to CN2005800501875A priority patent/CN101203699B/zh
Priority to EP05851077A priority patent/EP1908992B1/de
Priority to JP2008519204A priority patent/JP4838307B2/ja
Priority to EA200800215A priority patent/EA011706B1/ru
Priority to PCT/RU2005/000367 priority patent/WO2007008096A1/ru
Priority to AT05851077T priority patent/ATE467071T1/de
Priority to CA2611328A priority patent/CA2611328C/en
Priority to KR1020087001639A priority patent/KR101378157B1/ko
Publication of WO2007008096A1 publication Critical patent/WO2007008096A1/ru

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H55/00—Elements with teeth or friction surfaces for conveying motion; Worms, pulleys or sheaves for gearing mechanisms
    • F16H55/02—Toothed members; Worms
    • F16H55/08—Profiling
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T74/00—Machine element or mechanism
    • Y10T74/19—Gearing
    • Y10T74/19949—Teeth
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y10—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC
    • Y10T—TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER US CLASSIFICATION
    • Y10T74/00—Machine element or mechanism
    • Y10T74/19—Gearing
    • Y10T74/19949—Teeth
    • Y10T74/19963—Spur
    • Y10T74/19972—Spur form

Definitions

  • the invention relates to mechanical engineering, and in particular to gear mechanisms. Most successfully, the present invention can be used in various designs with heavily loaded gears.
  • the involute gear transmission is known (Litvin F.L. “Theotomy of the teeth”, M., “Hayka”, 1968, 584 purchaser.) Satisfying the basic law of engagement by performing face profiles of the teeth of paired wheels mutually conjugate with the coefficients of the face (£ ⁇ ) and total ( ⁇ ) overlap: ⁇ a ⁇ l and ⁇ ⁇ ⁇ .1.
  • the drawbacks of involute engagement are the low structural flexibility of the end profile of the teeth (danger of the edge engagement phase and the presence of the engagement phase in the pole, low contact density of the teeth) and high sensitivity to technological and deformation disturbances of the contact of the teeth along their line.
  • the disadvantages of the known transmission include limitations of its structural flexibility in increasing the density (and realization of the curvature effect) of the contact in the phases of out-of-pole engagement and in the selection of the parameters of the longitudinal (f / s ⁇ l) tooth shape.
  • Mixed gear spatial gearing is known (G.A.
  • the end profiles of the teeth are constructed from involute and main point-conjugate arcs (convex at the head and concave at the leg - with parameters depending on the sign and absolute levels of deviation of the axle distance ⁇ a w > 0 and .do w ⁇ 0) of sections smoothly interconnected additional arc (small technological, based on the effect of the curvature of the hub - the effect of the growth of the curvature of the geometric concentrator, with certain loading parameters according to the transverse bending scheme, on the reduction of bending stresses: . Zhuravlev G.A.
  • SUBSTITUTE SHEET (RULE 26) independence principle — involute segments are performed with a> ai a . Due to the greater overlap of the teeth and the lower sensitivity of the transmission to deviations of the axle distance, the active width of the ring gear b w can be reduced to b w ⁇ 0.7p x (p x is the axial pitch), and its flexural endurance, vibroacoustics and service life are significantly improved.
  • a disadvantage of the known solution is the limitations of structural flexibility in the implementation of the effects of curvature and increase in contact density in all phases of the engagement.
  • involute (for "> ⁇ / ⁇ ) and point-conjugate portions of the tooth end faces create independent phases of engagement with a break in the continuity of their kinematic engagement and with discrete existence (only for individual points and local segments of the profiles) the tangent plane in the contact of the gear teeth, with the achievement (due to the relative displacement of the phases of the discrete gear) of the mechanical overlap coefficient ⁇ ⁇ ⁇ and the pairing of the pair of wheels .
  • the point conjugation component of the convex-concave sections of the tooth profiles is combined with the rejection of the conditions for axial overlap, with the formation of the initial linear contact (HJlK) of the teeth, with an increased contact density in all phases of the engagement, with the absence of axial forces in the engagement.
  • satisfying the condition ⁇ a ⁇ - ⁇ limits the constructive flexibility of multi-threaded IP transmission in terms of realizing the effects of curvature and increase in contact density.
  • IP confusion and contact curvature effect A well-known mixed-gear gearbox (G. Zhuravlev, RF Patent JN ° 1571330, IPC F16H 55/08, 04/25/1988, Bull. JN ° 22, 1990) with end-tooth mating, built on the basis of the kinematic principle, is known IP confusion and contact curvature effect.
  • Involute sites create an independent phase
  • SUBSTITUTE SHEET (RULE 26) gearing with the coefficient of face overlap S ⁇ I, and at the boundary points have different (on both sides of the inflection point) types of contact of the tooth profiles from convex-concave to biconvex.
  • the transmission as a whole has an HJIK type contact without axial overlap conditions and is characterized by the realization of curvature effects with increased contact density (up to HJIK in out-of-pole phases of engagement), increased levels of superadditivity of mixed engagement and structural flexibility of the end and longitudinal tooth shapes.
  • the basis of the invention is the solution to the problem of increasing the structural flexibility and contact density of the gear teeth (in order to improve its quality indicators) by introducing a number of kinematic principles that are most appropriate for the effect of contact curvature in different phases of the engagement.
  • the problem is solved in that the end profiles of the teeth contain piecewise and / or point-conjugated out-of-pole arcs (convex radii p a at the head and concave radii r / y legs with a theoretical pressure angle c &) areas of increased contact density, smoothly connected to others, for example - involute, sections, and have phase discontinuities in the interlocking of the tooth end profiles by the angle of discrete reconnection ⁇ D i, 2 ', while at least one phase of the discrete interlocking of the end profiles of the tooth pair is formed by a contact outside pole convex-concave sections.
  • gears having such phases of discrete reconciling of the end profiles of the interacting teeth along their convex-concave sections will be called discrete gears, as they ensure kinematically correct engagement of the end profiles of the teeth only in its individual phases or piecewise with the ends of each of the ends paired wheels, smaller than their angular steps.
  • discrete gears gears having such phases of discrete reconciling of the end profiles of the interacting teeth along their convex-concave sections
  • SUBSTITUTE SHEET (RULE 26) (end and longitudinal) is accompanied by constructive unevenness in the transmission of rotation, compensated by the peculiarities of the shape of the teeth in the phase of their end mating.
  • the cyclic and kinematic deviations of the gear are commensurate in level with the permissible errors of real involute gears.
  • the introduced intervals ⁇ Di, 2 between the engagement phases at the boundary or theoretical contact points of the mating sections of the tooth end profiles can be greater, the lower the peripheral speed of the interacting gears and the higher the height dimensions of the point-mated sections.
  • the values of the angles of the discrete face interconnection of the teeth are selected from the relation ⁇ ' 2 " 7r / , 2 ⁇ 0.35.
  • the lines of the kinematically ideal contact of the teeth discretely manifest themselves in different phases of engagement in different parts along
  • SUBSTITUTE SHEET (RULE 26) the width of the compound wheel and the height of its teeth - in contrast to the continuous movement of lines or points of contact on the surfaces of the teeth of traditional gears along their height (as in involute spur gear) or along the width of the ring gear (as in Novikov’s gear).
  • Increasing the uniformity of the phase conjugation distribution increases the smooth operation of the discrete gear, including when the wheels are double-crowned. Improving the overall (combined - face and longitudinal) shape of the teeth provides a very high level of contact density, inaccessible to any other meshing, and the absence of axial forces in the meshing.
  • the non-polar option of discrete IP transmission (for example, cylindrical, conical or worm gear) is recommended, which is made with small technological sections of the front profile of the teeth in such a way that the upper boundary point of the small sized convex technological section of the tooth profile of one of the pair of wheels is located at the head of the teeth, and involute ( quasi-involute) sections of the profiles of the interacting teeth form the phases of the polar or pre-polar engagement.
  • the effect of equalizing the contact strength of the head and tooth legs and the so-called “head” effect are manifested.
  • SUBSTITUTE SHEET (RULE 26) the density of contact of the teeth, reduces the sensitivity of engagement to geometry deviations, which allows to obtain low levels of contact (surface and deep) and bending stresses, contact temperatures; fewer teeth and better gear arrangements; tooth shapes that reduce the bearing load; particularly lightweight gear designs; reduction (by 1 ⁇ 4 dVA) of vibroacoustic activity, size, mass, metal consumption and cost, level of requirements for lubrication and heat removal of a power gear transmission; simplification of the technology of its manufacture; increase in productivity, efficiency, speed, load and overload capacity (up to 2 times) and resource (up to 10 times).
  • the claimed technical solution meets the criterion of "Novelty” (N): it introduced the original kinematic principles leading to discrete gearing.
  • the invention meets the criterion of "Invention” (IS): its provisions are not obvious and do not fall under traditional approaches, including the basic law of engagement.
  • the claimed technical solution meets the criterion of "Intended applicability)) (IA), as it can be widely used, and its development does not require fundamental changes in the technology of manufacturing structures.
  • FIG. 1 schematically shows a single-threaded transmission according to the invention with wheels interacting in the kinematic meshing (their cross sections are given in the end planes) in the phase of disengagement of the tooth end profiles.
  • Figure 2 - schematically shows a multi-threaded transmission (in kinematic meshing) made according to the invention with gears interacting in three gearing zones (C, D and E).
  • FIG. H schematically shows a multi-threaded transmission (in kinematic meshing) made according to the invention with gears interacting in three gearing zones (C, D and E), conventionally represented by compound wheels with three coaxial gears rims each (their sections are given in different end faces planes).
  • Figure 4 schematically depicts a single-threaded transmission with twin wheels in the phase of disengagement of the end profiles of the teeth in their power engagement.
  • Figure 6 - shows the transmission with composite wheels containing four gear rims each, unevenly displaced relative to each other.
  • Fig.7 - shows the phase of the force mating of the teeth of a multi-threaded cylindrical gear with composite wheels.
  • FIG. 8 shows a fragment of a three-crown composite gear of an out-of-pole gear with integral contact spots on the lateral surfaces of the teeth.
  • Figure 9 - presents a pair of non-identical initial contours of the gear teeth with point-conjugate arc sections of two types when connected to the involute section directly at the point (for example, for sections at the input to meshing) and through small-sized technological sections (for example, for sections at the output out of gear).
  • Figure 10 - shows a pair of non-identical initial tooth contours of the out-of-pole gear with point-conjugate arc sections connected to out-of-pole involute sections through small-sized technological sections.
  • FIG. And - a pair of non-identical initial tooth contours of the non-polar gear is shown with point-conjugate arc sections directly (at points) connected to the non-pole involute sections.
  • Fig - shows a pair of initial contours of the transmission teeth with point-conjugate sections of variable sign of curvature.
  • the cylindrical gear (FIG. 1), made according to the invention and used in a heavily loaded drive, is formed by gears 1 and 2 (with axes O] 2 and with circles - initial, peaks and troughs, respectively, of radii r w i t2 , r a ⁇ t2 and ⁇ fi t i), rotating with angular velocities ⁇ i and c ⁇ 2-
  • indices 1 and 2 the designations of the parameters are assigned to the paired wheels 1 and 2, respectively.
  • the lateral sides of the end profiles of the interacting teeths 3-4 and 5-6 of the tooth crowns 1 ° and 2 ° contain point-conjugated out-of-pole arcs (convex radius p a at the head and concave radius p j at the legs with theoretical
  • SUBSTITUTE SHEET (RULE 26) different axes (Q 2 ', Of and O 2 ") and form three power flows (in zones C, D 5 E) with a relative displacement of the phases of engagement of the wheel 1 with the wheels 2', 2" and 2 '".
  • FIG. 3 schematically shows a multi-threaded gear (in kinematic engagement) with gears interacting in three gearing zones (C, D and E), conventionally represented as tri-crown component wheels 1 and 2 with coaxial gear rims G, 1 ", G "and 2 ', 2", 2'"(their sections are given in different end planes), uniformly offset from each other and at an angle ⁇ p i, 2.
  • the end profiles of the teeth discretely form out-of-pole engagement phases along point-conjugate (convex at the tooth head of one wheel — concave at the tooth leg of the pair of wheels) sections 23 and 26 , 25 and 24, when the normals pass to the profile at the theoretical contact points Ki t2 through the point of the engagement pole P, see FIG. 3.
  • the teeth 5 and 6 of the crowns G and 2 '(points IC and) contact at point N 2.
  • points P 1 , P 2 ... P 7 with the point of the gearing pole P the angles of the discrete end face alternate interconnections - ⁇ !
  • the point K t moves down along the end profile of tooth 3 with the formation (as the gears rotate and the load level of the teeth increases 3-4) of dense contact between the convex sections 9 and concave sections 10 - up to the opposite direction of movement of the touch point (up t rtsovomu tooth profile 3) and its coincidence with the theoretical points of contact KZ, 4 and with the initial portion of the working NjN point Ni 2 Li ⁇ engagement line 2 (to form a convexo-concave and a biconvex contact - on opposite sides of an inflection point of the tooth face profile Ks 3 ) and further
  • the contact density of the teeth increases in the process of their entry into engagement (with an increase in their level of loading to a maximum) and decreases in the process of their disengagement (with a decrease in their level of loading to zero).
  • a gap is formed in the phase of entry of teeth 3 and 4 into the kinematic engagement at a point N / between the working profiles of teeth 5-6.
  • the steps of the deformed teeths 3-4 and 5-6 are increased ( ⁇ 'i> ⁇ i) or reduced ( ⁇ ' 2 ⁇ i), which most often compensates for this gap, and tight contact occurs between teeth 5 and 6.
  • the process of force meshing of teeth 5-6 (after their kinematic reconnection at point Ni) is similar to the process of entering meshing of teeth 3-4, but opposite to it in the order of its flow.
  • the sections of the working profiles of the teeth of increased contact density create (FIG. 5) a smooth (without a sharp change in the stiffness of the engagement) discrete interconnection.
  • Diagrams 27 and 28 show normal contact stresses on teeth 3 and 4, 5 and 6 in comparison with diagrams 29 and 30, typical for edge contact of teeth with small height dimensions of point-conjugated sections of working profiles at the tooth head. Qualitatively, the diagrams also characterize the ratio of temperature flashes in the contact of the teeth.
  • the main period of load redistribution coincides with the most favorable phase, when both pairs of teeth have a convex-concave contact without involute sections.
  • the use of non-polar point-conjugated sections of the tooth end faces with an initial linear contact in the phases of power (multipair and single-pair) engagement (at / M) or with their initial linear contact within the mixed IP engagement (at /? ⁇ 0) increases their efficiency, efficiency and running-in, reduces the level of vibro-acoustic activity of the transmission, sensitivity to deviations of the contact geometry and the risk of jamming of the transmission.
  • the contact stress diagrams 31 and 32 illustrate the increase in the contact density against the background of the diagrams 29 and 30 for contact of non-polar point-conjugate sections with small height dimensions. Found from equation (1) uneven
  • the gear crowns 48, 49 and 50 with rims of the disk type (FIG. 8) of the three-crown composite wheel are offset from each other and are interconnected by means of the elements 51 of the Kurwick end coupling.
  • Veneer 52 is used to fasten the wheel to the shaft.
  • spots of integral contact are visible (after short-term power rotation with a twin wheel) with separation along the legs and heads of the teeth - 56 and 57, 58 and 59, 60 and 61, respectively. Thanks to this embodiment, the pole phase and involute engagement sections are excluded, the sizes of point-mating sections of the end profile and the transmission load capacity are significantly increased.
  • the connection was made through small-sized technological sections 70 at the tooth leg 62 and 71 - at the head of the tooth 63.
  • the phases of the inter-conjugation of the teeth along the involute sections at the points Ki and K. 2 are separated by two intervals q m ⁇ a and q m ⁇ with the point K 0 of the point-conjugate contact sections 68-69.
  • the non-polar IP transmission based on a pair of initial loops 72-73 is performed with involute (rectilinear) sections 74 and point-conjugate sections 75 and 76 (with a theoretical angle a k > ai a ) interconnected by small-sized technological sections 77 and 78 tooth profiles in such a way that the involute sections of 74 profiles of the interacting teeth form the phases of the polar or pre-polar engagement with the separation of the phases of reconnection at points K] (for the upper boundary point a of the profile of the real wheel) and K ⁇ at two intervals q m i p and q ma to with the point of contact of point-conjugate sections.
  • tooth profiles 80 and 79 (FIG. 11) of an IP type non-pole discrete transmission with small technological sections cjique ⁇ and C 3 C 4 in such a way that the upper boundary point c ⁇ of the small-sized convex technological section of the tooth profile of one of the pair of wheels is located at the head of the teeth, and the involute sections 81 and 82 of the profiles of the interacting teeth form the phases of the polar and pre-polar engagement with partially two-pair engagement and with the conjugation of point-conjugate sections 83-84 (phase Ko) and 85-86 (phase Kj).
  • Such partially two-pair IP transmission has three most characteristic engagement periods - single-pair, two-pair and 1 with a deficit of overlap A ⁇ .
  • the end engagement phase of the point-conjugated sections at the point Ki is located between the boundary engagement points of the involute sections Kz and K 2 of the adjacent tooth pairs - at the exit from the engagement (Kz) of the involute sections of one tooth pair until the engagement (Ki) of the involute sections of the next tooth pair is engaged.
  • Discrete tooth gearing in combination with different kinematics of involute pre-pole and pole gearing improves vibroacoustic performance and especially increases the efficiency of IP-type out-of-gear gearing in high speed gears.
  • Non-polar discrete transmission with the relative position of the axles of the wheels changing during operation is performed without involute engagement phases, and each main section of the profile of a pair of identical initial circuits 87-88 (FIG. 12) is described as mixed, according to different laws 89-90 and 91-92 , 93-94 and 95-96 with the formation of inflection points that coincide with the theoretical contact points K of the main arc sections of the end profile of the legs and heads, which are conjugated at point C with the profile angle a c .
  • the end profiles of teeth with a biconcave shape have an increased reciprocal retraction, and the phases of the tooth mating at points Oi and O 2 in sections 89-90 and 95-96 with an interval q m ⁇ n are characterized by a favorable shape of the profiles.
  • the interval q max includes the interconnection of sections 91-92 and 93-94 near their pole phase
  • point-conjugated out-of-pole sections for example, 89-90 and 95-96, of the profiles of the pair of initial tooth contours in the region of pressure angles exceeding the value of the theoretical pressure angle od are made with deviations of geometric parameters equivalent to an increase in the axle distance ⁇ w > 0 , and the main non-polar arc sections of tooth profiles in the region of pressure angles greater than the theoretical pressure angle ai are described by smooth curves approaching circular arcs with technologically possible close Achen curvature radii, for example - defined as
  • Gear transmission can be applied in various technical objects and used in different fields of human activity. Its options can be made as cylindrical, bevel, hypoid, helical, worm and spiroid gears, and its wheels can be made as solid or compound, with any longitudinal shape of the teeth.
  • the invention solves the urgent problems of improving power train performance - increasing load capacity (up to 2 times), resource (up to 10 times), speed, efficiency and durability; decrease in dynamic (vibroacoustic) activity (by 1 ⁇ 4 dVA) of the engagement, its sensitivity to technological and deformation deviations of the geometry; simplification of manufacturing technology; reduction in size, weight, metal consumption and cost; reducing operating costs (including the level of requirements for lubrication and heat removal conditions) and the risk of transmission jamming. It increases the constructive flexibility of gearing and has an extensive scope of possible use - in various transport machines, in machine tools, general gear manufacturing and other engineering industries.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Gears, Cams (AREA)
  • Valve Device For Special Equipments (AREA)
  • Lock And Its Accessories (AREA)

Description

ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА ЖУРАВЛЕВА.
ОБЛАСТЬ ТЕХНИКИ. Изобретение относится к машиностроению, а конкретно — к зубчатым механизмам. Наиболее успешно настоящее изобретение может быть использовано в различных конструкциях с тяжелонагруженными зубчатыми колесами.
Предшествующий уровень техники. Известна эвольвентная зубчатая передача (Литвин Ф.Л. «Teopия зубчатых зaцeплeний», M., «Hayкa», 1968г., 584с.) с удовлетворением основному закону зацепления путем выполнения торцовых профилей зубьев парных колес взаимосопряженными при коэффициентах торцового (£α) и суммарного (^) перекрытия: εa≥l и ε^≥.1. Недостатками эвольвентного зацепления являются низкая конструктивная гибкость торцового профиля зубьев (опасность кромочной фазы зацепления и наличие фазы зацепления в полюсе, малая плотность контакта зубьев) и высокая чувствительность к технологическим и деформационным нарушениям контакта зубьев вдоль их линии.
Известна пространственная внеполюсная зубчатая передача Новикова / Новиков М.Л. Зубчатые передачи с новым зацеплением. Изд. ВВИА им. Н.Е. Жуковского, M., 1958г., 186с/ с удовлетворением основному закону зацепления на базе осевого пересопряжения зубьев при точечной сопряженности (εa=0) их торцовых профилей - выпуклых радиуса pa у головки и вогнутых радиуса р/ у ножки, Δp=pfPa>0. К недостаткам передачи Новикова относится ее низкая конструктивная гибкость - принципиальное отсутствие возможности выполнения передачи прямозубой и/или узковенцовой, необходимость выбора величины Ap>0, малая плотность контакта зубьев и повышенная его чувствительность к отклонениям (технологическим и деформативным) геометрии.
Известна пространственная зубчатая передача смешанного зацепления (Журавлев Г.А. Зубчатая передача. А.с. СССР JYs 1185942, МПК F16H1/08, Приор. 20.05.1975г. Бюлл. N°15, 2004г.) с осевым пересопряжением зубьев, в которой внеполюсные точечно-сопряженные участки торцового профиля зубьев описаны вогнутыми радиуса pass у головки и вьшуклыми радиуса p/ss у ножки линиями pass - p/ss>0, соединенными между собой эвольвентными участками с углом профиля
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) исходного контура a≥>ak при cc=ctia и cck<aιa (c& - теоретический угол давления внеполюсных дуговых участков; щa - угол профиля в нижней граничной точке основного дугового участка у головки) и увеличенным углом зацепления <Xtw- Благодаря реализации двух эффектов (Zhurаvlеv G.А. Тhе Мiхеd Cearing Engagement Sуstеms. Рrосееdiпgs оf Niпth Wоrld Сопgrеss on thе Тhеоrу оf Масhiпеs апd Месhапisms. VoI. 1, Itаlу, Мilапо, 1995, р.р. 433-437) - эффекта сверхаддитивности кинематического принципа IP (в отличие от аддитивного, с простым суммированием компонентов зацеплений при их сочетании в смешанном зацеплении) и эффекта кривизны контакта (эффект значительного, сверх описанного решением плоской контактной задачи Герца, влияния роста плотности контакта упругих тел на снижение контактных напряжений и, как следствие, - выявление принципиальной возможности существенного улучшения фаз зацепления в полюсе и вне полюса) в такой передаче нет потерь контактной поверхности зубьев, максимально увеличена контактная прочность полюса зацепления, выравнены показатели контактной выносливости (полюсной и внеполюсных) фаз зацепления, а особенности формы торцовых профилей ее зубьев обеспечивают повышенную плавность работы и низкие изгибные напряжения.
К недостаткам известной передачи относятся ограничения ее конструктивной гибкости в повышении плотности (и реализации эффекта кривизны) контакта в фазах внеполюсного зацепления и в выборе параметров продольной (f/з≥l) формы зубьев. Известна пространственная зубчатая передача смешанного зацепления (G.А.
Zhurаvlеv. Мiхеd-Епgаgеmепt Gеаriпg. EUROPEAN PATENT N°0293473, F16H55/08, 29.07.92 и патент РФ _Чfil075041, МПК F16H55/08, Бюлл. Ж7, 1984г.) на базе кинематического принципа смешанности IP. Торцовые профили зубьев построены из эвольвентных и основных точечно-сопряженных дуговых (выпуклых у головки и вогнутых у ножки - с параметрами в зависимости от знака и абсолютных уровней отклонения межосевого расстояния Δaw>0 и .dow<0) участков, плавно соединенных между собой дополнительньми дуговыми (малоразмерными технологическими, на базе эффекта кривизны концентратора — эффекта влияния роста кривизны геометрического концентратора, при определенных параметрах нагружения по схеме поперечного изгиба, на снижение изгибных напряжений: Zhurаvlеv G.А. Тhе Рriпсiрlе оf thе Kinematical Independence tо thе Мiхеd Тооthеd Епgаgеmепts. Рrосееdiпgs оf ISMM '97 Iпtеmаtiопаl Sуmроsium «MACHINES апd MECHANISMS», YUGОSLАVIА, BELGRADE, 1-3.9.1997) участками - вогнутым участком радиуса ppa у головки и выпуклым участком радиуса pp/y ножки зубьев. Этим приемом создан кинематический
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) принцип независимости - эвольвентные участки выполнены с a>aia. Благодаря большему перекрытию зубьев и меньшей чувствительности передачи к отклонениям межосевого расстояния, активная ширина зубчатого венца bw может быть уменьшена до bw∞0.7px (px - осевой шаг), а показатели ее изгибной выносливости, виброакустики и ресурса работы существенно улучшены. Недостатком известного решения являются ограничения конструктивной гибкости в реализации эффектов кривизны и роста плотности контакта во всех фазах зацепления.
Известна зубчатая передача смешанного зацепления (Журавлев Г.А. Патент СССР JNb 1839700, МПК 5F16H 1/20, 55/08, Приор. 24.09.1986г., Бюлл. JNb48-47, 1993г.), образованная многопоточными элементами типа IP со смещениями фаз зацепления торцовых профилей зубьев различных пар взаимодействующих зубчатых венцов, например, составных колес. В каждой отдельно взятой паре взаимодействующих зубчатых венцов эвольвентные (при «>α/α) и точечно-сопряженные участки торцовых профилей зубьев создают самостоятельные фазы зацепления с разрывом непрерывности их кинематического зацепления и с дискретным существованием (только для отдельных точек и локальных отрезков профилей) общей касательной плоскости в контакте зубьев зацепления, с достижением (благодаря относительному смещению фаз дискретного зацепления) коэффициента торцового перекрытия ε^λ и взаимосопряженности парных колес. Компонент точечной сопряженности выпукло- вогнутых участков профилей зубьев сочетается с отказом от условий по осевому перекрытию, с образованием начально-линейного касания (HJlK) зубьев, с повышенной плотностью контакта во всех фазах зацепления, с отсутствием осевых усилий в зацеплении. Вместе с тем, удовлетворение условию εa^-\ ограничивает конструктивную гибкость многопоточной передачи IP в части реализации эффектов кривизны и роста плотности контакта.
Известна принятая здесь прототипом зубчатая передача смешанного зацепления (Журавлев Г.А. Патент РФ JN° 1571330, МПК F16H 55/08, 25.04.1988г., Бюлл. JN°22, 1990г.) с торцовым пересопряжением зубьев, построенная на базе кинематического принципа смешанности IP и эффекта кривизны контакта. Торцовые профили зубьев передачи IP имеют эвольвентные (квазиэвольвентные) участки и внеполюсные кусочно и/или точечно-сопряженные дуговые (выпуклые у головки и вогнутые у ножки) участки, сопряженные между собой в теоретических точках контакта внеполюсных участков (a=ak=ccia) с образованием точки перегиба в теоретической точке контакта у ножки зуба. Эвольвентные участки создают самостоятельную фазу
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) зацепления с коэффициентом торцового перекрытия SΌ≥I, а в граничных точках имеют разные (по обе стороны от точки перегиба) виды касания профилей зубьев от выпукло-вогнутого до двояко-выпуклого. Передача в целом имеет контакт типа HJIK без условий по осевому перекрытию и характеризуется реализацией эффектов кривизны с повышенной плотностью контакта (вплоть до HJIK во внеполюсных фазах зацепления), повышенными уровнями сверхаддитивности смешанного зацепления и конструктивной гибкости торцовой и продольной форм зубьев. Улучшены показатели динамики зацепления, сочетания прирабатываемости и износостойкости, виброакустики, нагрузочной способности и ресурса работы зубчатой передачи. Ограничениями конструктивной гибкости известной передачи (условиями по торцовому и суммарному перекрытию зубьев £Ό>1 И εp*Y) сдерживается рост плотности контакта (угла зацепления а^ и/или высотных размеров внеполюсных точечно-сопряженных участков) в разных фазах зацепления и уровня сверхаддитивности смешанного зацепления.
Раскрытие изобретения.
В основу изобретения положено решение задачи увеличения конструктивной гибкости и плотности контакта зубьев зубчатой передачи (с целью улучшения ее качественных показателей) путем введения ряда кинематических принципов, наиболее адекватных реализации эффекта кривизны контакта в различных фазах зацепления. Поставленная задача решается тем, что торцовые профили зубьев содержат кусочно и/или точечно-сопряженные внеполюсные дуговые (выпуклые радиуса pa у головки и вогнутые радиуса р/у ножки с теоретическим углом давления c&) участки повышенной плотности контакта, плавно соединенные с другими, например - эвольвентными, участками, и имеют разрывы фаз пересопряжения торцовых профилей зубьев на угол дискретного пересопряжения ψDi,2', при этом, как минимум, одна фаза дискретного пересопряжения торцовых профилей пары зубьев образована контактом внеполюсных выпукло-вогнутых участков. Здесь и далее зубчатые передачи, имеющие такие фазы дискретного пересопряжения торцовых профилей взаимодействующих зубьев по их вьшукло-вогнутым участкам, будем называть дискретными передачами, как обеспечивающие кинематически правильное зацепление торцовых профилей зубьев лишь в отдельных его фазах или же кусочно - с углами торцового перекрытия каждого из парных колес, меньшими их угловых шагов. Отказ от налагаемых традиционными принципами образования сопряженных зубчатых колес ограничений на форму зубьев
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) (торцовую и продольную) сопровождается конструктивной неравномерностью передачи вращения, компенсируемой особенностями формы зубьев в фазе их торцового пересопряжения. Во-первых, циклические и кинематические отклонения передачи соизмеримы по уровню с допускаемыми ошибками реальных эвольвентных передач. Во-вторых, благодаря торцовому пересопряжению зубьев по внеполюсным дуговым участкам с высокой плотностью контакта и влиянию эффектов кривизны контакта в силовом зацеплении достигаются, с одной стороны, возможность уменьшения требований к передаче по кинематической точности, по контакту зубьев (положения осей передачи) и по плавности работы (циклическая погрешность зубцовой частоты), а, с другой стороны, — плавная работа, хорошее пятно контакта и
, малая скорость удара зубьев, снижение динамической нагрузки и виброакустической активности, увеличение нагрузочной способности и ресурса. Для зубьев с любой продольной формой вводимые интервалы ψDi,2 между фазами зацепления в граничных или теоретических точках контакта пересопрягаемых участков торцовых профилей зубьев могут быть тем больше, чем ниже окружная скорость взаимодействующих зубчатых колес и больше высотные размеры точечно-сопряженных участков. Увеличить размеры и плотность контакта внеполюсных участков (снижением размеров эвольвентных участков без роста величины ψDi.i) можно на базе эффекта сверхаддитивности смешанного зацепления (варьируя параметрами эвольвентных участков), но кардинально эта задача может быть решена смещением одноименных фаз зацепления зубчатых венцов на угол τpi,2, вплоть до полного исключения эвольвентных участков выполнением дискретной зубчатой передачи с многопоточными элементами, в частности - из составных колес в виде пакета соединенных между собой с относительным смещением в окружном направлении5 одноименных фаз зацепления торцовых профилей зубьев двух или более двух соосных (прямозубых, косозубых и т.д.) венцов, в том числе - с комбинацией дискретных пересопряжений зубьев по разным парам взаимодействующих зубчатых венцов и с примерно одинаковыми угловыми расстояниями между соседними точками пересечения с начальной линией проекций нормалей к торцовым профилям зубьев (в0 теоретических точках контакта К или в характерных, например - средних или граничных, точках активных участков) всех зубчатых венцов каждого колеса на его торцовую плоскость. Значения углов дискретного торцового пересопряжения зубьев выбраны из соотношения ^^'2 "7r/,2≤0,35. Линии кинематически-идеального контакта зубьев дискретно проявляются в разных фазах зацепления на различных участках по
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) ширине составного колеса и по высоте его зубьев - в отличие от непрерывного перемещения линий или точек контакта на поверхностях зубьев традиционных передач по их высоте (как в эвольвентной прямозубой передаче) или по ширине зубчатого венца (как в передаче Новикова). Повышение равномерности распределения фаз пересопряжений увеличивает плавность работы дискретной передачи, в том числе - при выполнении колес двухвенцовыми. Улучшение общей (в сочетании - торцовой и продольной) формы зубьев обеспечивает весьма высокий, недоступный для любого другого зацепления уровень плотности контакта и отсутствие осевых усилий в зацеплении. Этим в полной мере используются достоинства линейного контакта зубьев и резервы кинематики внеполюсного зацепления, максимально проявляются преимущества дискретного зацепления. Малые изменения (в процессе зацепления каждой пары зубьев) соотношений кинематических параметров контакта, отсутствие эвольвентных (со сравнительно низкой конструктивной гибкостью) участков торцовых профилей и полюсных фаз чистого качения зубьев и повышенная плотность контакта обеспечивают улучшенное сочетание износостойкости и прирабатываемости передачи, снижение ее виброакустической активности, чувствительности к технологическим и жесткостным отклонениям геометрии. Аналогичное выполнение дискретного зацепления применимо в различных многопоточных конструкциях, в том числе — в планетарных зубчатых механизмах. При любом суммарном коэффициенте перекрытия εr=εa+εβ (εa и εβ - коэффициенты, соответственно, торцового и осевого перекрытия зубьев) передача выполнена с коэффициентом торцового перекрытия зубьев, меньшим единицы или равном нулю.
Рекомендуется внеполюсный вариант дискретной передачи IP (например — цилиндрической, конической или червячной), который выполнен с малоразмерными технологическими участками торцового профиля зубьев таким образом, что верхняя граничная точка малоразмерного выпуклого технологического участка профиля зубьев одного из парных колес расположена у головки зубьев, а эвольвентные (квазиэвольвентные) участки профилей взаимодействующих зубьев образуют фазы заполюсного или дополюсного зацепления. Во внеполюсной передаче IP устранены ослабленные полюсные участки, что позволяет, сохраняя основные достоинства дискретной передачи IP, увеличить (особенно при εβ=0) прирабатываемость и надежность ее работы. К тому же во внеполюсных дискретных передачах IP проявляются эффект выравнивания контактной прочности головки и ножки зубьев и так называемый «гoлoвoчный» эффект. Диапазоном соотношений углов φоiJv.г≤ОЛ
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) определены условия зацепления при ε0).5, а для £/?<0.5 его целесообразно снизить до ≤0,2.
Желательно, особенно для конических, гипоидных и других передач с изменяющимся в процессе эксплуатации относительным положением осей колес, дискретную передачу выполнять так, чтобы каждый внеполюсный дуговой участок пары идентичных исходных контуров был смешанным и описан по разным законам с образованием перегиба в теоретических точках контакта, а внеполюсные участки ножки и головки плавно соединены между собой, например - эвольвентным участком, или сопряжены в точке с углом профиля ac. Передача может быть выполнена с дискретным пересопряжением в теоретических точках контакта и с уменьшенным суммарным коэффициентом перекрытия εr, например при εr=0. Значения углов дискретного торцового пересопряжения выбраны из соотношения φDi,2/тit2≤0,25. Благодаря противоположным знакам кривизны участков по обе стороны от теоретической точки контакта такая передача практически нечувствительна к отклонениям межосевого расстояния Δαw>0.
В разных дискретных передачах точечно-сопряженные внеполюсные участки профилей пары зубьев в области углов давления, превышающих значение теоретического угла давления α*, могут быть описаны плавными кривыми, приближающимися к дугам окружностей с технологически возможно близкими значениями радиусов кривизны, если допускаемые отклонения геометрических и монтажных параметров приняты эквивалентными увеличению межосевого расстояния цилиндрических колес или осевой установки конических колес. Этим, с одной стороны, вводится кинематический принцип независимости выбора значений радиусов кривизны точечно-сопряженных внеполюсных участков торцовых профилей зубьев от отклонений геометрии передачи, эквивалентных изменениям межосевого расстояния, а, с другой стороны, эти отклонения определяют лишь фактическую (максимально достижимую) плотность контакта (вплоть до поверхностного) для участков а≥аk зубьев (то есть - в наиболее ответственных фазах их пересопряжения), адекватную каждому стохастически проявляемому уровню отклонений, а также величину реального бокового зазора в зацеплении. Для увеличения высотных размеров точечно- сопряженных участков, например - в одном из направлений вращения, зубья дискретных передач изготавливают с асимметричным торцовым профилем.
Технический результат и положительный эффект (относительно предшествующего уровня) - изобретение повышает конструктивную гибкость и
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) плотность контакта зубьев, снижает чувствительность зацепления к отклонениям геометрии, что позволяет получить низкие уровни контактных (поверхностных и глубинных) и изгибных напряжений, контактных температур; меньшие числа зубьев и более совершенные условия компоновки зубчатых колес; формы зубьев, снижающие нагруженность опор; особо облегченные конструкции зубчатых колес; снижение (на 1÷4 dВА) виброакустической активности, габарита, массы, металлоемкости и себестоимости, уровня требований к условиям смазки и теплоотвода силовой зубчатой передачи; упрощение технологии ее изготовления; повышение прирабатываемости, КПД, быстроходности, нагрузочной и перегрузочной способности (до 2-х раз) и ресурса (до 10 раз). Заявляемое техническое решение соответствует критерию «Hoвизнa» (N): в нем введены оригинальные кинематические принципы, приводящие к дискретному зубчатому зацеплению. Изобретение отвечает критерию «Изoбpeтaтeльcкий ypoвeнь» (IS): его положения не очевидны и не подпадают под традиционные подходы, включая основной закон зацепления. Заявляемое техническое решение соответствует критерию «Пpoмышлeннaя применимость)) (IA), так как может быть широко использовано, а его освоение не требует коренных изменений технологии изготовления конструкций.
Краткое описание чертежей Другие цели и преимущества изобретения станут более понятны из следующего конкретного примера его выполнения и чертежей, на которых:
На ФИГ.l - схематично изображена выполненная согласно изобретению однопоточная передача с взаимодействующими в кинематическом зацеплении колесами (их сечения даны в торцовых плоскостях) в фазе выхода из зацепления торцовых профилей зубьев. На ФИГ.2 - схематично показана выполненная согласно изобретению многопоточная передача (в кинематическом зацеплении) с взаимодействующими по трем зонам зацепления (С, D и E) зубчатыми колесами.
На ФИГ.З - схематично показана выполненная согласно изобретению многопоточная передача (в кинематическом зацеплении) с взаимодействующими по трем зонам зацепления (С, D и E) зубчатыми колесами, условно представленными составными колесами с тремя соосными зубчатьми венцами каждое (их сечения даны в разных торцовых плоскостях).
На ФИГ.4 - схематично изображена однопоточная передача с парными колесами в фазе выхода из зацепления торцовых профилей зубьев в их силовом зацеплении.
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) На ФИГ.5 — показана фаза силового пересопряжения зубьев однопоточной цилиндрической передачи с цельными колесами.
На ФИГ.6 - изображена передача с составными колесами, содержащими по четыре зубчатых венца каждое, неравномерно смещенных относительно друг друга. На ФИГ.7 - показана фаза силового пересопряжения зубьев многопоточной цилиндрической передачи с составными колесами.
На ФИГ.8 - показан фрагмент трехвенцового составного зубчатого колеса внеполюсной передачи с пятнами интегрального контакта на боковых поверхностях зубьев. На ФИГ.9 - представлена пара неидентичных исходных контуров зубьев передачи с точечно-сопряженными дуговыми участками двух типов при соединении с эвольвентным участком непосредственно в точке (например, для участков на входе в зацепление) и посредством малоразмерных технологических участков (например, для участков на выходе из зацепления). На ФИГ.10 — изображена пара неидентичных исходных контуров зубьев внеполюсной передачи с точечно-сопряженными дуговыми участками, соединенными с внеполюсными эвольвентными участками посредством малоразмерных технологических участков. На ФИГ. И - показана пара неидентичных исходных контуров зубьев внеполюсной передачи с точечно-сопряженными дуговыми участками, непосредственно (в точках) соединенными с внеполюсными эвольвентными участками.
На ФИГ.12 - изображена пара исходных контуров зубьев передачи с точечно- сопряженными участками переменного знака кривизны.
Лучший вариант осуществления
Цилиндрическая зубчатая передача (ФИГ.l), выполненная согласно изобретению и используемая в тяжелонагруженном приводе, образована зубчатыми колесами 1 и 2 (с осями O] 2 и с окружностями - начальными, вершин и впадин, соответственно, радиусов rwit2, raιt2 и Гfiti), вращающимися с угловыми скоростями ωi и cθ2- Здесь и далее индексами 1 и 2 обозначения параметров отнесены к парным колесам 1 и 2, соответственно.
Боковые стороны торцовых профилей взаимодействующих зубьев 3-4 и 5-6 зубчатых венцов 1° и 2° содержат точечно-сопряженные внеполюсные дуговые (выпуклые радиуса pa у головки и вогнутые радиуса рj у ножки с теоретическими
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) точками контакта Ki, K2,... Ks и углом давления ctk=aш) участки 8 и 7, 9 и 10, и изображенные на чертежах точечно-штрихованными линиями эвольвентные участки (с основными окружностями радиусов rы,2 и углом зацепления aм) 11 и 12 (расположенные между окружностями их нижних и верхних граничных точек, соответственно, радиусов repi,2 и regiι2), плавно соединенные между собой в точках Kз,4,5,б- Зубья 5 и 6 в изображенной на ФИГ.l фазе их выхода из зацепления контактируют в точке N2, совпадающей с теоретическими точками контакта Ki и K2 внеполюсных участков типа 7 и 8 и с граничными точками эвольвентных участков типа 11 и 12. При выполнении передачи однопоточной, а колес 1 и 2 - цельными с зубчатыми венцами 1° и 2°, угол торцового перекрытия зубьев φail2, от фазы входа в зацепление (условно показана на ФИГ.l и на ФИГ.4 участками профилей 13-14 и 15- 16) зубьев 5-6 (точками Kr-Ks) в точке N] линии зацепления L]L2 до фазы их выхода из зацепления в точке N2, по величине меньше углового шага п, 2; при этом торцовые профили очередной пары зубьев 3 и 4 не касаются друг друга и образуют фазы дискретного (с взаимосопряженностью только в отдельных точках Nj и N2) торцового пересопряжения (с разрывом фаз), например на угол φDi>2≤0,15тi>2, с коэффициентом торцового перекрытия зубьев εa, меньшим единицы εa<\ при любой продольной форме зубьев, в том числе - с коэффициентом суммарного перекрытия εf=εa+εβ<l. Благодаря отказу от традиционных условий по перекрытию (типа SΌ≥I ИЛИ fij≥l) в такой передаче увеличены высотные размеры точечно-сопряженных участков 7-8 и 9- 10 и/или величина угла зацепления эвольвентных участков aw, а в результате - возрастают плотность контакта зубьев во всех (или в наиболее ответственных) фазах зацепления, эффекты кривизны контакта и сверхаддитивность смешанного зацепления, конструктивная гибкость и нагрузочная способность передачи. Например, в цилиндрической прямозубой передаче смешанного зацепления IP уменьшение εa от £α=l,2 до £α=0,944 позволило увеличить угол зацепления ahv от ahv-2Ъ° до αήv=27°, а высоту точечно-сопряженного участка у головки зубчатого колеса zi=\ 1 увеличить от 0,1 Iбm до 0,387m (m - модуль зубьев).
Еще большее увеличение размеров и роли внеполюсных точечно-сопряженных участков и, одновременно, уменьшение размеров (или полное исключение) имеющих пониженную конструктивную гибкость эвольвентных участков торцового профиля дает выполнение дискретной передачи многопоточной (ФИГ.2) с центральным колесом 1 на оси Oi и соосным коронным колесом Iе (его зубья условно не показаны), взаимодействующими с тремя колесами 2 (2', 2" и 2'"), которые установлены на
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) разных осях (Q2', Of и O2 ") и образуют три потока мощности (по зонам С, D5 E) с относительным смещением фаз зацепления колеса 1 с колесами 2', 2" и 2'". Для удобства анализа смещенных фаз зацепления на ФИГ.З схематично показана многопоточная передача (в кинематическом зацеплении) с взаимодействующими по трем зонам зацепления (С, D и E) зубчатыми колесами, условно представленными в виде трехвенцовых составных колес 1 и 2 с соосными зубчатыми венцами Г, 1", Г" и 2', 2", 2'" (их сечения даны в разных торцовых плоскостях), равномерно смещенными друг относительно друга на угол τpi,2. Торцовые профили зубьев дискретно (при ψai,2 =0) образуют внеполюсные фазы зацепления по точечно-сопряженным (выпуклым у головки зуба одного колеса - вогнутым у ножки зуба парного колеса) участкам 23 и 26, 25 и 24 при прохождении нормалей к профилю в теоретических точках контакта Kit2 через точку полюса зацепления P - на ФИГ.З зубья 5 и 6 венцов Г и 2' (точки IC и) контактируют в точке N2. По мере последовательного совпадения, например - для зубьев колеса 2, точек P1, P2...P7 с точкой полюса зацепления P чередуются и углы дискретного торцового пересопряжения - φ!o2 (от ножки зуба 22 венца 2'" до головки зуба 20 венца 2"), q?D2 (от головки зуба 20 венца 2" до ножки зуба 18 венца 2"), φ3 D2 (от ножки зуба 18 венца 2" до головки зуба 6 венца 2') и т.д.
Возникающие в кинематическом зацеплении зазоры между рабочими профилями зубьев в силовом зацеплении (при крутящих моментах ТIJ≠О) частично (или полностью) выбираются. В однопоточной передаче (на ФИГ.4 - изображена фаза выхода из зацепления деформированных зубьев 5 и 6) шаг зубьев ведущего колеса уменьшен (τ'i<τj), а шаг зубьев ведомого колеса увеличен (т'2>T2), - из-за этого может возникнуть кромочный (или близкий к кромочному) контакт зубьев 3 и 4 - с начальным касанием в точке Kt. В зависимости от геометрических параметров внеполюсных точечно-сопряженных участков и уровня нагружения передачи точка Kt может лежать на эвольвентном участке 12 торцового профиля зуба 3 (показано на ФИГ.4) или на его вогнутом участке 10. В любом случае точка Kt перемещается вниз по торцовому профилю зуба 3 с образованием (по мере вращения зубчатых колес и увеличения уровня нагруженности зубьев 3-4) плотного контакта выпуклых участков 9 и вогнутых участков 10 - вплоть до изменения направления движения точки касания на противоположное (вверх по торцовому профилю зуба 3) и ее совпадения с теоретическими точками контакта Kз,4 и с начальной точкой Ni рабочего участка NjN2 линии зацепления Li∑2 (с образованием выпукло-вогнутого и двояковыпуклого контакта — по разные стороны от точки перегиба Кз торцового профиля зуба 3) и далее
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) - до верхних граничных точек K$ и Кб касания эвольвентных участков 8 и 9.
Плотность контакта зубьев возрастает в процессе входа их в зацепление (с увеличением уровня их нагруженности до максимума) и снижается в процессе выхода их из зацепления (с уменьшением уровня их нагруженности до нуля). В фазе входа зубьев 3 и 4 в кинематическое зацепление в точке N/ между рабочими профилями зубьев 5-6 образован зазор. Под нагрузкой шаги деформированных зубьев 3-4 и 5-6 увеличены (τ'i>τi) или уменьшены (τ'2<τi), что чаще всего компенсирует этот зазор, а между зубьями 5 и 6 возникает плотный контакт. Процесс силового зацепления зубьев 5-6 (после их кинематического пересопряжения в точке Ni) аналогичен процессу входа в зацепление зубьев 3-4, но противоположен ему по порядку его протекания. Участки рабочих профилей зубьев увеличенной плотности контакта создают (ФИГ.5) плавное (без резкого изменения жесткости зацепления) дискретное пересопряжение. Эпюрами 27 и 28 показаны нормальные контактные напряжения на зубьях 3 и 4, 5 и 6 в сравнении с эпюрами 29 и 30, типичными для кромочного контакта зубьев с малыми высотными размерами точечно-сопряженных участков рабочих профилей у головки зубьев. Качественно эпюры характеризуют и соотношения температурных вспышек в контакте зубьев. Основной период перераспределения нагрузки совпадает с самой благоприятной фазой, когда обе пары зубьев имеют вьшукло-вогнутый контакт без эвольвентных участков. Использование внеполюсных точечно-сопряженных участков торцовых профилей зубьев с начально-линейным касанием в фазах силового (многопарного и однопарного) зацепления (при /M)) или с их начально-линейным касанием в рамках смешанного зацепления IP (при /?≠0) повышает их эффективность, КПД и прирабатываемость, снижает уровень виброакустической активности передачи, чувствительность к отклонениям геометрии контакта и риск заклинивания передачи.
Улучшение параметров торцового пересопряжения зубьев в многопоточной передаче, снижение возбуждения колебаний zNР частоты (z — число зубьев в зубчатом венце; P - число пар взаимодействующих со смещением фаз зацепления зубчатых венцов в паре многовенцовых составных колес; N — число дуговых участков на рабочем профиле зубьев) и достигается (на ФИГ.6 невидимые участки профилей зубьев условно выделены пунктиром только в левой части четырехвенцового колеса 2) комбинацией дискретных пересопряжений зубьев (33-34, 35-36, 37-38, 39-40, 41-42, 43- 44 и т.д.) по разным парам взаимодействующих зубчатых венцов и с одинаковыми угловыми расстояниями ΨDI 2 =(PDI 2='"~^D12 мeжпУ соседними точками
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) пересечения проекций нормалей к рабочим профилям в теоретических
I ItII точках контакта Kj j ÷Kj,2 всех зубчатых венцов с начальной линией каждого колеса на его торцовую плоскость, с коэффициентом суммарного перекрытия £y=0; при этом рабочий профиль 45 содержит два внеполюсных дуговых участка 46 и 47, а значения относительных угловых смещений одноименных фаз зацепления торцовых профилей зубьев последовательно взаимодействующих пар зубчатых венцов τpit2 выбраны как τpl,2 = тpl,2 = 0,52-9mϊП7(2 и τpϊ?2 - тpl,2 = Q>5τяm∞-i,2 в зависимости от параметров максимального
Figure imgf000015_0002
и минимального
Figure imgf000015_0001
значений углового расстояния между соседними точками pa и рj пересечения нормалей к рабочим профилям зубьев отдельно взятого зубчатого венца в теоретических точках контакта
(некоторые точки A^ на чертеже условно приведены как Ki) с начальной линией и определены, например, из соотношений:
(ϊp max/,2 -Tφ miпl,2 )/ Tqmml,2 =l, 6CЛИ Tj j / (P ViпU) ≤ U (1) τp max/,2 ∞Гpmш/,2, βСЛИ Tj >2/ (P τqaύal,2 ) >1, ' (2)а значения углов дискретного торцового пересопряжения зубьев выбраны из соотношения (PJ1 01 2 » φD 2 12 и • • •« Ψ%\t2 =min(^min;,2, Vту.г). (3)
Силовое пересопряжение (ФИГ.7) зубьев 33-34 и 35-36 составных многовенцовых колес (с точками P0 и Pi пересечения с начальной окружностью проекций нормалей к рабочим профилям в точках К' г и К'" г, не совпадающими с точкой полюса P) происходит при деформационном изменении величин относительных смещений зубчатых венцов V-V и 2'-2" от фазы совпадения (ФИГ.6) точек Kf и Kj (τ 7 < τ ~ j
и τ 2 > τl~22 ) Д° положения колес 1 и 2, изображенного на ФИГ.7, и г , > τ1^2 ,
т 2 < τl~22 " oт этого положения до фазы совпадения точек Kj" и Кг". Поэтому зубья
33-34 (после выхода из фазы кинематического зацепления) и зубья 35-36 (еще не достигших фазы кинематического зацепления) сохраняют силовой контакт. Эпюры контактных напряжений 31 и 32 иллюстрируют повышение плотности контакта на фоне эпюр 29 и 30 для контакта внеполюсных точечно-сопряженных участков с малыми высотными размерами. Найденными из уравнения (1) неравномерными
1-2 3-4 τ12 2-3 4-1 3 смещениями четырех дисков τ } < 2 = τ pi 2 ~ — и pl 2 = T pl 2 = ~~Tl>2 каждого из парных составных колес достигнуто равномерное распределение
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) ^Dl 2= (PD212="'= (PD812 =0.125 Ϊ7,2 фаз дискретного пересопряжения зубьев с начально-линейным, близким к поверхностному, контактом зубьев.
Зубчатые венцы 48, 49 и 50 с ободами дискового типа (ФИГ.8) трехвенцового составного колеса смещены друг относительно друга и соединены между собой посредством элементов 51 торцовой муфты Курвика. Шпонпаз 52 служит для крепления колеса на валу. На боковых поверхностях зубьев 53, 54 и 55 разных зубчатых венцов видны пятна интегрального контакта (после кратковременного силового вращения с парным колесом) с разделением по ножкам и головкам зубьев - 56 и 57, 58 и 59, 60 и 61, соответственно. Благодаря такому выполнению исключены фаза полюса и участки эвольвентного зацепления, существенно увеличены размеры точечно-сопряженных участков торцового профиля и нагрузочная способность передачи.
Для увеличения износостойкости дискретной передачи типа IP профили боковых сторон пары исходных контуров зубьев 62 и 63 (ФИГ.9, где: т — модуль зубьев; jп — коэффициент бокового зазора) включают прямолинейные (эвольвентные) участки 64 и 65 с углом профиля а, плавно соединенные с двумя основными внеполюсными дуговыми участками 66-67 (при a'k-cc'ia=ά) и 68-69 (при aia<ctк, aιa<d). Соединение осуществлено посредством малоразмерных технологических участков 70 у ножки зуба 62 и 71 — у головки зуба 63. Фазы пересопряжения зубьев по эвольвентным участкам в точках Ki и K.2 разделены двумя интервалами qm\a и qmяκ с точкой K0 контакта точечно- сопряженных участков 68-69.
Внеполюсная передача IP на базе пары исходных контуров 72-73 (ФИГ.10) выполнена с эвольвентными (прямолинейными) участками 74 и точечно- сопряженными участками 75 и 76 (с теоретическим углом ak>aia), соединенными между собой малоразмерными технологическими участками 77 и 78 профиля зубьев таким образом, что эвольвентные участки 74 профилей взаимодействующих зубьев образуют фазы заполюсного или дополюсного зацепления с разделением фаз пересопряжения в точках К] (для верхней граничной точки а профиля реального колеса) и К∑ двумя интервалами qmiп и qmaк с точкой контакта точечно-сопряженных участков. Этим повышена конструктивная гибкость зацепления IP - устранены из работы ослабленные по кинематике контактного взаимодействия полюсные участки, что позволяет, сохраняя основные достоинства передачи IP с εα<l, увеличить прирабатываемость и надежность ее работы. К тому же во внеполюсной передаче IP проявляется эффект выравнивания контактной прочности головки и ножки зубьев
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) типа 72 одного из парных колес и наиболее полно реализуется так называемый «гoлoвoчный эффeкт» - парные колеса с любой продольной формой зубьев могут быть выполнены с весьма усиленной (по эффектам кривизны контакта зубьев) дополюсной (или заполюсной) фазой зацепления, а также — с большим перепадом твердости зубьев.
Выполнение профилей зубьев 80 и 79 (ФИГ.11) внеполюсной дискретной передачи типа IP с малоразмерными технологическими участками сjсг и C3C4 таким образом, что верхняя граничная точка с^ малоразмерного выпуклого технологического участка профиля зубьев одного из парных колес расположена у головки зубьев, а эвольвентные участки 81 и 82 профилей взаимодействующих зубьев образуют фазы заполюсного и дополюсного зацепления с частично двухпарным зацеплением и с пересопряжением по точечно-сопряженным участкам 83-84 (фаза Ко) и 85-86 (фаза Kj). Такая частично двухпарная передача IP имеет три наиболее характерные периода зацепления — однопарное, двухпарное и1 с дефицитом перекрытия Аε. Фаза торцового зацепления точечно-сопряженных участков в точке Ki расположена между граничными точками зацепления эвольвентных участков Кз и K2 соседних пар зубьев - на выходе из зацепления (Кз) эвольвентных участков одной пары зубьев до входа в зацепление (Ki) эвольвентных участков очередной пары зубьев. Дискретное пересопряжение зубьев в сочетании с различной кинематикой эвольвентного дополюсного и заполюсного зацепления улучшает виброакустические показатели и особо повышает эффективность внеполюсного зацепления типа IP в высокоскоросных передачах.
Внеполюсную дискретную передачу с изменяющимся в процессе эксплуатации относительным положением осей колес выполняют без эвольвентных фаз зацепления, а каждый основной участок профиля пары идентичных исходных контуров 87-88 (ФИГ.12) описывают, как смешанный, по разным законам 89-90 и 91-92, 93-94 и 95-96 с образованием точек перегиба, совпадающих с теоретическими точками контакта К основных дуговых участков торцового профиля ножки и головки, которые сопряжены в точке С с углом профиля ac. В кинематически ослабленной зоне полюса зацепления торцовые профили зубьев с двояко-вогнутой формой имеют увеличенный взаимный отвод, а фазы пересопряжения зубьев в точках Oi и O2 по участкам 89-90 и 95-96 с интервалом qm\п характеризуются благоприятной формой профилей. Интервал qmax включает пересопряжение участков 91-92 и 93-94 около их полюсной фазы
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) зацепления. Такая передача имеет кинематически правильное зацепление в теоретических точках К с суммарным коэффициентом перекрытия εr=0.
В разных дискретных передачах точечно-сопряженные внеполюсные участки, например - 89-90 и 95-96, профилей пары исходных контуров зубьев в области углов давления, превышающих значение теоретического угла давления од выполнены с отклонениями геометрических параметров, эквивалентными увеличению межосевого расстояния Δαw>0, а основные внеполюсные дуговые участки профилей зубьев в области углов давления, больших теоретического угла давления аи, описаны плавными кривыми, приближающимися к дугам окружностей с технологически возможно близкими значениями радиусов кривизны, например — определяемыми, как
Ap=
Figure imgf000018_0001
paj~ siп(amax -ak) радиусы кривизны профилей, соответственно, выпуклого и вогнутого касающихся участков пары исходных контуров взаимодействующих зубьев; ormax - максимальный угол профиля головки зуба. Благодаря такому выполнению дискретной передачи повышается плотность контакта зубьев в фазах их пересопряжения и снижается чувствительность зацепления к отклонениям геометрии. Например, в конической (или цилиндрической) передаче по ФИГ.12 это приводит к полной независимости положения точки контакта по высоте торцового профиля от реального изменения осевых установок (или межосевого расстояния) колес - при их увеличении пятно интегрального контакта все больше локализуется в точке К (на ФИГ.12 показано стрелками ^S), не меняя начальное положение своего центра по высоте зуба. В такой передаче реальная плотность контакта зубьев является функцией стохастически проявляемых отклонений, эквивалентных изменению межосевого расстояния, и может достигать предельно высокого (вплоть до поверхностного начального касания) уровня. Пользуясь приведенным уравнением для выбора величины Ap, можно несколько повысить плотность контакта и по участкам 91-92, 93-94, но реальный рост плотности их контакта кинематически весьма ограничен, поэтому выбор параметров этих участков целесообразнее связать с исключением контактных разрушений зубьев в полюсной фазе зацепления (при двояковогнутой форме зазора) или с увеличением угла зацепления (при эвольвентном зацеплении в полюсе).
Испытания силовых цилиндрических (прямозубых, арочных и косозубых), винтовых и конических (с круговыми зубьями) передач показали возможность кардинального снижения себестоимости изделий (за счет снижения требований к
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) легированности материала, к химико- термической и чистовой обработке зубьев), в том числе для цилиндрических передач модуля m=2,5÷10мм (с цельными или составными стальными колесами) - снижение себестоимости и, одновременно: увеличение нагрузочной способности (в 2 раза при Hпoв≥HRC51, #D/,2=0.085T/,2, ε/f=0, £y=0.915 и в 1,9 раза - при трехвенцовьгх составных колесах Hпoв»HB320, z 1^=29, ^!D/,2 =7/,2/6, Sf=O), рост ресурса безотказной работы (более 10 раз при Hпoв≤HB320, φDi,2~0Л35тit2, εfr\.96, sα=0.865), снижение уровня шума (на 3-4 dВА при Hпoв≥HRC58, ψDi,2=0.0S6τiι2, εø=Q, εr=0.9Ы), отсутствие заклинивания передачи (Hиoβ«ffiШ0, ψDU2=0.0Ь2τι<2, εp=\A29, εr=2367) в экстремальных условиях беззазорного и с перекосом осей парных колес ?= 1.4510" рад. зацепления, снижение осевого габарита широковенцовой косозубой передачи (в 1,67 раза- от 150мм до 90мм, при Hпoв≤HB320, φDi,2=0Л35τi,2, εβ= 1.176, £α=0.865).
Промышленная применимость Зубчатая передача может быть применима в различных объектах техники и использована в разных сферах деятельности человека. Ее варианты могут быть выполнены, как цилиндрические, конические, гипоидные, винтовые, червячные и спироидные передачи, а ее колеса — как цельные или составные, с любой продольной формой зубьев. Изобретение решает актуальные проблемы улучшения показателей силовых передач - повышения нагрузочной способности (до 2 раз), ресурса (до 10 раз), быстроходности, КПД и износостойкости; снижения динамической (виброакустической) активности (на 1÷4 dВа) зацепления, его чувствительности к технологическим и деформационным отклонениям геометрии; упрощения технологии изготовления; снижения габарита, массы, металлоемкости и себестоимости; снижения затрат на эксплуатацию (в том числе - уровня требований к условиям смазки и теплоотвода) и риска заклинивания передачи. Оно повышает конструктивную гибкость зубчатого зацепления и имеет обширную сферу возможного использования - в различных транспортных машинах, в станкостроении, общем редукторостроении и других отраслях машиностроения.
Для изготовления зубчатой передачи и необходимого зубообрабатывающего инструмента достаточно обычного, широко распространенного оборудования.
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26)

Claims

ФОРМУЛА ИЗОБРЕТЕНИЯ
1. Зубчатая передача, образованная зубчатыми колесами 1 и 2 с угловыми шагами п и тг зубьев (например, соответственно, 3 и 4 или 5 и 6) взаимодействующих зубчатых венцов, например - 1° и 2° с однопоточными элементами или Г и 2', 1" и 2"- с многопоточными (при относительных угловых смещениях r£}5 одноименных фаз зацепления последовательно взаимодействующих пар зубчатых венцов Г -2' и l"-2") элементами, торцовые профили зубьев которых содержат кусочно и/или точечно-сопряженные (в точках их теоретического контакта Kз,s и К^б, Ki и K2, соответственно), выпуклые у головки и вогнутые у ножки зубьев, внеполюсные дуговые участки 8 и 10 или 9 и 7, плавно соединенные между собой или с другими, например - эвольвентными (квазиэвольвентными) участками 12 и 11, отличающаяся тем, что взаимодействующие зубчатые венцы выполнены с углами торцового перекрытия φaj,2, меньшими по величине угловых шагов τjt2 или относительных угловых смещений tрjj , с образованием разрыва фаз торцового пересопряжения зубьев на угол дискретного пересопряжения φоij (при rl"/$ =0) или <PDI,2 (ПPИ τpl,2≠Q) oт TOЧKИ ^2 окончания взаимодействия торцовых профилей зубьев 5 и 6 до точки Ni начала взаимодействия торцовых профилей очередной пары зубьев 3 и 4, например - одних и тех же зубчатых венцов l°-2° или зубьев 17 и 18 другой пары зубчатых венцов l"-2"; при этом, как минимум, одна фаза дискретного торцового пересопряжения пары зубьев образована внеполюсными (выпуклыми у головки и вогнутыми у ножки зубьев) дуговыми участками 9 и 10, а передача выполнена с коэффициентом торцового перекрытия зубьев εa<l, например - при суммарном коэффициенте перекрытия εr=0.
2. Зубчатая передача по п.l, образованная многопоточными элементами, например - содержащая составные колеса в виде пакета соединенных между собой с относительным смещением в окружном направлении одноименных фаз зацепления торцовых профилей зубьев двух или более двух соосных зубчатых венцов, например - прямозубых венцов Г, 1", Г" и 1"", 2', 2", 2'" и 2"", отличающаяся тем, что выполнена с комбинацией дискретных пересопряжений зубьев (33-34, 35-36, 37-38, 39-40, 41-42, 43-44 и т.д.) по разным парам
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) взаимодействующих зубчатых венцов и с примерно одинаковыми угловыми расстояниями между соседними точками пересечения проекций нормалей к торцовым профилям зубьев (в теоретических точках контакта К или в характерных точках активных участков) всех зубчатых венцов с начальной линией каждого колеса на его торцовую плоскость, например — с равным нулю коэффициентом суммарного перекрытия εr=0; а значения углов дискретного торцового пересопряжения зубьев выбраны из соотношения φffj'^'" /тi,2≤0,35.
3. Зубчатая передача по п.l, например - цилиндрическая, коническая или червячная передача на базе пары неидентичных исходных контуров 72 и 73, с эвольвентными участками 74 торцового профиля зубьев, каждый из которых соединен, как минимум, с одним внеполюсным дуговым участком например - соответственно, 76 и 75, посредством дополнительных малоразмерных технологических участков 77 и 78, отличающаяся тем, что выполнена внеполюсной; при этом верхняя граничная точка малоразмерного выпуклого технологического участка 78 торцового профиля зубьев одного из парных колес расположена у головки зубьев, эвольвентные участки образуют фазы заполюсного или дополюсного зацепления; а значения углов дискретного торцового пересопряжения выбраны из соотношения
Figure imgf000021_0001
4. Зубчатая передача по п.l, например - цилиндрическая или гипоидная передача на базе пары исходных контуров 87-88, торцовые профили зубьев которой содержат дуговые, вогнутые у головки и выпуклые у ножки, участки 91, 92, 93, 94 и описаны смешанными кривыми с образованием перегиба в теоретических точках контакта К внеполюсных участков, отличающаяся тем, что выполнена внеполюсной; при этом дуговые участки ножки и головки 89 и 91, 90 и 92, 93 и 95, 94 и 96 плавно соединены между собой, например - в промежуточной точке перегиба «c» у делительной ножки зуба с углом профиля ac, а значения углов дискретного торцового пересопряжения выбраны из соотношения φоi.г/тi^≤О. ,25.
5. Зубчатая передача по п.п. 1÷4, отличающаяся тем, что выполнена с отклонениями геометрических и монтажных параметров, эквивалентными увеличению межосевого расстояния цилиндрических колес или осевой установки конических колес, а внеполюсные дуговые участки торцовых профилей зубьев в области углов давления, больших теоретического угла давления GCk, описаны плавными кривыми, приближающимися к дугам окружностей с одинаковыми или близкими к одинаковым значениями радиусов кривизны.
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26)
PCT/RU2005/000367 2005-07-05 2005-07-05 Engrenage WO2007008096A1 (fr)

Priority Applications (11)

Application Number Priority Date Filing Date Title
GB0800349A GB2442392A (en) 2005-07-05 2005-07-05 Gear drive
DE502005009549T DE502005009549D1 (de) 2005-07-05 2005-07-05 Zahnradantrieb
US11/922,944 US8061229B2 (en) 2005-07-05 2005-07-05 Gear drive
CN2005800501875A CN101203699B (zh) 2005-07-05 2005-07-05 齿轮传动结构
EP05851077A EP1908992B1 (de) 2005-07-05 2005-07-05 Zahnradantrieb
JP2008519204A JP4838307B2 (ja) 2005-07-05 2005-07-05 歯車駆動
EA200800215A EA011706B1 (ru) 2005-07-05 2005-07-05 Зубчатая передача
PCT/RU2005/000367 WO2007008096A1 (fr) 2005-07-05 2005-07-05 Engrenage
AT05851077T ATE467071T1 (de) 2005-07-05 2005-07-05 Zahnradantrieb
CA2611328A CA2611328C (en) 2005-07-05 2005-07-05 Gear drive
KR1020087001639A KR101378157B1 (ko) 2005-07-05 2005-07-05 기어 장치

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
PCT/RU2005/000367 WO2007008096A1 (fr) 2005-07-05 2005-07-05 Engrenage

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2007008096A1 true WO2007008096A1 (fr) 2007-01-18

Family

ID=37637373

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/RU2005/000367 WO2007008096A1 (fr) 2005-07-05 2005-07-05 Engrenage

Country Status (11)

Country Link
US (1) US8061229B2 (ru)
EP (1) EP1908992B1 (ru)
JP (1) JP4838307B2 (ru)
KR (1) KR101378157B1 (ru)
CN (1) CN101203699B (ru)
AT (1) ATE467071T1 (ru)
CA (1) CA2611328C (ru)
DE (1) DE502005009549D1 (ru)
EA (1) EA011706B1 (ru)
GB (1) GB2442392A (ru)
WO (1) WO2007008096A1 (ru)

Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20110113911A1 (en) * 2008-09-02 2011-05-19 Roth Zsolt Gearing of a gearwheel
CN104289157A (zh) * 2014-09-26 2015-01-21 广东省肇庆市特种设备检验所 一种蒸压釜

Families Citing this family (29)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP5338165B2 (ja) * 2008-07-15 2013-11-13 トヨタ紡織株式会社 歯車及びこの歯車を用いた連結装置
EP2333381A4 (en) * 2008-09-05 2013-08-21 Masahiro Ikemura GEAR DEVICE
US20100317483A1 (en) * 2009-06-10 2010-12-16 Eaton Corporation High performance differential
JP5423460B2 (ja) * 2010-02-12 2014-02-19 株式会社ジェイテクト 揺動歯車の加工方法および加工装置
US8475315B2 (en) * 2010-02-15 2013-07-02 Jtekt Corporation Swing internal contact type planetary gear device and rotation drive device
US9267594B2 (en) * 2010-08-24 2016-02-23 American Axle & Manufacturing, Inc. Controlled relative radius of curvature forged bevel gears with involute section
CN102278423B (zh) * 2011-06-30 2014-06-04 重庆大学 行星齿轮机构机械效率分析方法及系统
CN102235465B (zh) * 2011-06-30 2014-10-08 重庆大学 行星齿轮机构运动学分析方法及分析系统
EP2805084A1 (en) * 2011-10-31 2014-11-26 Genesis Partners, L.P. Gear tooth profile with transition zone blending relief
CN102494103B (zh) * 2011-11-24 2013-11-20 镇江大力液压马达股份有限公司 均匀接触一齿差摆线针轮副
DE102011089021A1 (de) * 2011-12-19 2013-06-20 Zf Friedrichshafen Ag Getriebevorrichtung mit einem innenverzahnten Hohlrad sowie zwei damit kämmenden Stirnrädern
DE102012203177A1 (de) * 2012-03-01 2013-09-05 Zf Friedrichshafen Ag Zahnradsatz, insbesondere für ein Drehflügelflugzeug
US9052004B2 (en) * 2012-08-17 2015-06-09 Harmonic Drive Systems Inc. Wave gear device having three-dimensional-contact tooth profile
JP5955705B2 (ja) * 2012-08-28 2016-07-20 大岡技研株式会社 太陽歯車
DE102013004861B3 (de) * 2013-03-21 2014-02-27 Voith Patent Gmbh Verzahnung eines Zahnrads
CN103410946A (zh) * 2013-08-22 2013-11-27 内蒙古第一机械集团有限公司 一种小模数渐开线花键齿的成形方法
CN103939575B (zh) * 2014-04-10 2016-05-11 重庆大学 基于共轭曲线的点接触齿轮、啮合副及其加工刀具
US9812923B2 (en) 2014-05-23 2017-11-07 Aero Industries, Inc. Gear motor
JP6565221B2 (ja) * 2015-03-04 2019-08-28 富士ゼロックス株式会社 駆動伝達装置
DE102015109870A1 (de) * 2015-06-19 2016-12-22 Dr. Ing. H.C. F. Porsche Aktiengesellschaft Stirnrad
CN105224744B (zh) * 2015-09-29 2018-03-16 西安交通大学 一种基于啮合刚度的剥落齿轮啮合建模的方法
WO2017100517A1 (en) * 2015-12-11 2017-06-15 Gear Innovations Llc Conjugate gears with continuous tooth flank contact
GB201609531D0 (en) * 2016-05-31 2016-07-13 Romax Technology Ltd Planetary gearsets
CN106122378B (zh) * 2016-08-23 2018-12-11 华南理工大学 一种转动-移动转换的线齿轮机构
HUP1900107A1 (hu) * 2019-04-02 2020-10-28 Maform Kft Kétlépcsõs gyorsító hajtómû-elrendezés, valamint hajtáslánc órához
US11473664B2 (en) * 2019-10-21 2022-10-18 Aktiebolaget Skf Gear tooth chamfer for an annular gear
CN111442074B (zh) * 2020-01-17 2023-08-11 宿迁学院 一种航天用泵的轻量化渐开线齿廓构造及其逆向设计方法
CN112377594B (zh) * 2020-11-10 2024-05-10 重庆交通大学 一种分段式点线啮合齿轮副
CN115270359B (zh) * 2022-09-28 2023-01-17 中国航发四川燃气涡轮研究院 一种尺寸约束下的低接触应力榫连结构设计方法

Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4640149A (en) 1983-03-04 1987-02-03 The Boeing Company High profile contact ratio, non-involute gear tooth form and method
EP0293473A1 (de) 1986-11-03 1988-12-07 Rostovsky Gosudarstvenny Universitet Imeni M.A. Suslova Zahnradgetriebe mit gemischtyp-eingriff
SU1571330A1 (ru) * 1988-04-25 1990-06-15 Научно-Исследовательский Институт Механики И Прикладной Математики Ростовского Государственного Университета Им.М.А.Суслова Зубчата передача смешанного зацеплени
RU2160403C1 (ru) * 1999-07-07 2000-12-10 Открытое акционерное общество "Новолипецкий металлургический комбинат" Прямозубая зубчатая передача
US6837123B2 (en) * 2001-03-23 2005-01-04 Hawkins Richard M Non-involute gears with conformal contact

Family Cites Families (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE1225459B (de) * 1963-01-02 1966-09-22 Gustav Niemann Dr Ing Schraeg- oder Bogenverzahnung fuer Stirn- oder Kegelraeder
JPS4968153A (ru) * 1972-11-09 1974-07-02
US3918315A (en) * 1974-07-22 1975-11-11 William S Rouverol High capacity gearing
SU602726A1 (ru) * 1976-01-04 1978-04-15 Ростовский Ордена Трудового Красного Знамени Государственный Университет Зубчата передача
SU819446A1 (ru) * 1976-12-12 1981-04-07 Ростовский Ордена Трудового Красно-Го Знамени Государственный Универси-Tet Зубчата передача
SU1048197A1 (ru) * 1979-10-17 1983-10-15 Ростовский Ордена Трудового Красного Знамени Государственный Университет Зубчата передача смешанного зацеплени
SU1075035A1 (ru) * 1981-05-27 1984-02-23 Ростовский Ордена Трудового Красного Знамени Государственный Университет Зубчата передача
US4589300A (en) * 1984-08-17 1986-05-20 Rouverol William S Low transmission error gearing
US4644814A (en) * 1985-07-22 1987-02-24 Rouverol William S Wide-angle gearing
JPH037164A (ja) * 1989-06-06 1991-01-14 Tonen Corp 硬組織形成材
JPH0464756A (ja) * 1990-07-02 1992-02-28 Michio Kuroki 歯車
US5181433A (en) * 1990-09-20 1993-01-26 Chiba Dies Co., Ltd. Gear
US5135373A (en) 1990-11-01 1992-08-04 Stackpole Limited Spur gear with epi-cycloidal and hypo-cycloidal tooth shapes
ATE153424T1 (de) * 1994-07-30 1997-06-15 Grob Ernst Fa Hohlrad für planeten-zahnradgetriebe
US5490433A (en) * 1995-01-23 1996-02-13 Althen; Craig L. Semi-continuous transmission
JP4737839B2 (ja) * 2000-01-19 2011-08-03 株式会社エンプラス 歯車及び歯車装置
CN2639619Y (zh) * 2003-03-27 2004-09-08 孟桂云 高效齿轮

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US4640149A (en) 1983-03-04 1987-02-03 The Boeing Company High profile contact ratio, non-involute gear tooth form and method
EP0293473A1 (de) 1986-11-03 1988-12-07 Rostovsky Gosudarstvenny Universitet Imeni M.A. Suslova Zahnradgetriebe mit gemischtyp-eingriff
SU1571330A1 (ru) * 1988-04-25 1990-06-15 Научно-Исследовательский Институт Механики И Прикладной Математики Ростовского Государственного Университета Им.М.А.Суслова Зубчата передача смешанного зацеплени
RU2160403C1 (ru) * 1999-07-07 2000-12-10 Открытое акционерное общество "Новолипецкий металлургический комбинат" Прямозубая зубчатая передача
US6837123B2 (en) * 2001-03-23 2005-01-04 Hawkins Richard M Non-involute gears with conformal contact

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20110113911A1 (en) * 2008-09-02 2011-05-19 Roth Zsolt Gearing of a gearwheel
US8424408B2 (en) * 2008-09-02 2013-04-23 Voith Patent Gmbh Gearing of a gearwheel
AU2009289878B2 (en) * 2008-09-02 2013-05-02 Voith Patent Gmbh Toothing of a gear
AU2009289878B8 (en) * 2008-09-02 2013-05-16 Voith Patent Gmbh Toothing of a gear
AU2009289878A8 (en) * 2008-09-02 2013-05-16 Voith Patent Gmbh Toothing of a gear
CN104289157A (zh) * 2014-09-26 2015-01-21 广东省肇庆市特种设备检验所 一种蒸压釜

Also Published As

Publication number Publication date
CA2611328C (en) 2013-06-25
EP1908992A1 (de) 2008-04-09
CN101203699A (zh) 2008-06-18
US8061229B2 (en) 2011-11-22
DE502005009549D1 (de) 2010-06-17
KR20080027867A (ko) 2008-03-28
EA011706B1 (ru) 2009-04-28
KR101378157B1 (ko) 2014-04-04
CA2611328A1 (en) 2007-01-18
EP1908992A4 (de) 2009-06-10
EA200800215A1 (ru) 2008-04-28
GB0800349D0 (en) 2008-02-20
EP1908992B1 (de) 2010-05-05
GB2442392A (en) 2008-04-02
US20090165585A1 (en) 2009-07-02
JP2008545103A (ja) 2008-12-11
JP4838307B2 (ja) 2011-12-14
CN101203699B (zh) 2011-06-08
ATE467071T1 (de) 2010-05-15

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2007008096A1 (fr) Engrenage
JP4960387B2 (ja) 速度加速装置及び減速装置内の動力伝達用の一種のギヤ対及びその形成方法
US6837123B2 (en) Non-involute gears with conformal contact
EP0286760B1 (en) Cycloidal equidistant curved gear transmission mechanism and its device
JPS62278368A (ja) 低騒振歯車
CN109751386B (zh) 一种反渐开线齿轮传动啮合的设计计算方法
JP2019500562A (ja) 連続歯元面接触方式の共役歯車
CS258453B2 (en) Planetary gearing
US5022280A (en) Novikov gearing
US20040237689A1 (en) Toothed wheel with a toroidal, curved pitch surface and toothed gearing with said toothed wheel
CN108351013B (zh) 包括第一齿轮和第二齿轮的减速器
CN1229583C (zh) 由双圆弧和渐开线组成的不对称齿形的齿轮传动
RU195739U1 (ru) Планетарная косозубая передача
RU2160403C1 (ru) Прямозубая зубчатая передача
RU2776458C1 (ru) Цилиндрическое зубчатое колесо
CN112963505A (zh) 一种双圆弧少齿差减速传动装置及双圆弧齿形成方法
JPH0735849B2 (ja) サイクロイドの等間隔曲線ギヤ伝動機構及び装置
SU1252573A1 (ru) Пр мозуба цилиндрическа передача
RU2341357C2 (ru) Способ изготовления гиперболоидных зубчатых колес
RU2108509C1 (ru) Зубчатая передача
WO2022149997A1 (ru) Способ повысить кпд внецентроидного циклоидального зацепления
RU2490530C2 (ru) Пластинчатая цепь
UA10583U (ru) Червячная передача
UA78841C2 (en) Lykhovyd gear
IT9003774A1 (it) Perfezionamento nei sistemi di eliminazione dei giochi sui riduttori a vite senza fine - ruota dentata elicoidale o su accoppiamenti simili ottenuti mediante ruote dentate.

Legal Events

Date Code Title Description
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 200580050187.5

Country of ref document: CN

121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application
DPE1 Request for preliminary examination filed after expiration of 19th month from priority date (pct application filed from 20040101)
WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 9353/DELNP/2007

Country of ref document: IN

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2611328

Country of ref document: CA

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 2008519204

Country of ref document: JP

Kind code of ref document: A

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 11922944

Country of ref document: US

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 0800349

Country of ref document: GB

Kind code of ref document: A

Free format text: PCT FILING DATE = 20050705

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 0800349.3

Country of ref document: GB

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 1020087001639

Country of ref document: KR

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2005851077

Country of ref document: EP

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 200800215

Country of ref document: EA