WO2009008767A1 - Зубчатое зацепление колес (варианты) и планетарный зубчатый механизм на его основе (варианты) - Google Patents

Зубчатое зацепление колес (варианты) и планетарный зубчатый механизм на его основе (варианты) Download PDF

Info

Publication number
WO2009008767A1
WO2009008767A1 PCT/RU2008/000366 RU2008000366W WO2009008767A1 WO 2009008767 A1 WO2009008767 A1 WO 2009008767A1 RU 2008000366 W RU2008000366 W RU 2008000366W WO 2009008767 A1 WO2009008767 A1 WO 2009008767A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
wheel
wheels
gearing
gear
cycloidal
Prior art date
Application number
PCT/RU2008/000366
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Viktor Vladimirovich Stanovskoy
Sergey Matveevich Kazakyavichyus
Tatiana Andreevna Remneva
Vladimir Mikhajlovich Kuznetsov
Original Assignee
Stanovskoy Viktor Vladimirovic
Kazakyavichyus Sergey Matveevi
Tatiana Andreevna Remneva
Kuznetsov Vladimir Mikhajlovic
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
Priority claimed from RU2007125891/11A external-priority patent/RU2338105C1/ru
Priority claimed from RU2007134617/11A external-priority patent/RU2345257C1/ru
Priority claimed from RU2008107285/11A external-priority patent/RU2355923C1/ru
Application filed by Stanovskoy Viktor Vladimirovic, Kazakyavichyus Sergey Matveevi, Tatiana Andreevna Remneva, Kuznetsov Vladimir Mikhajlovic filed Critical Stanovskoy Viktor Vladimirovic
Priority to EP08794017A priority Critical patent/EP2177788B1/de
Priority to EA200901568A priority patent/EA015293B1/ru
Publication of WO2009008767A1 publication Critical patent/WO2009008767A1/ru
Priority to US12/644,190 priority patent/US8157691B2/en

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
    • 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
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/02—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion
    • F16H1/04—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving only two intermeshing members
    • F16H1/06—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving only two intermeshing members with parallel axes
    • F16H1/08—Toothed gearings for conveying rotary motion without gears having orbital motion involving only two intermeshing members with parallel axes the members having helical, herringbone, or like teeth
    • 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
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
    • 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
    • F16H1/00—Toothed gearings for conveying rotary motion
    • F16H1/28—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion
    • F16H1/32—Toothed gearings for conveying rotary motion with gears having orbital motion in which the central axis of the gearing lies inside the periphery of an orbital gear
    • 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
    • Y10T74/19642—Directly cooperating gears
    • Y10T74/19647—Parallel axes or shafts
    • 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
    • Y10T74/19642—Directly cooperating gears
    • Y10T74/19647—Parallel axes or shafts
    • Y10T74/19651—External type
    • 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
    • Y10T74/19642—Directly cooperating gears
    • Y10T74/19688—Bevel
    • 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
    • Y10T74/19642—Directly cooperating gears
    • Y10T74/19698—Spiral

Definitions

  • the invention relates to mechanical gears for communicating rotational motion using gearing of wheels and can find application in cylindrical, bevel or planetary gearboxes with high load capacity.
  • involute gearing of the wheels with all its advantages has a number of disadvantages, such as insufficient bearing capacity of the teeth due to the small curvature of the working surfaces, the relatively high losses associated with the presence of sliding friction (see Baturin AT, Itskovich G.M., etc. Machine Parts, M. Mechanical Engineering, 1970, p. 264).
  • involute gearing has limitations on the magnitude of the gear ratio for one stage. In practice, the gear ratio of a single-stage gearbox rarely exceeds 7. All these disadvantages determine the search for new types of gears.
  • the Novikov engagement is known (see ibid.), In which the linear contact of the teeth is replaced by the point contact, and the end interlocking is axial.
  • This engagement has convex-concave helical teeth with an opposite direction of the helical line and with an initial touch at a point that, when rotated, moves parallel to the axis of the wheels.
  • Profiles in the end section are outlined by arcs of circles and have a curvature of different signs.
  • rolling prevails, therefore it has a higher efficiency, and has greater contact strength at the same basic dimensions than involute gearing.
  • they are highly sensitive to changes in the center distance of wheels, high vibroacoustic activity, low structural flexibility, which limits the area of practical use of gearing (see Zhuravlev G.A. Erroneousness of the physical basis of Novikov gearing as a reason for its limited use // Gearboxes and Drives 2006 .-No 1 (04) .- pp. 38-45).
  • Involute helical gearing (SU 1060835, US 3,247,736) with a reduced number of teeth of a smaller wheel - gear allows you to increase the gear ratio at the same center distance.
  • the gear can be made with one tooth having an involute profile in a normal section, and the gear ratio will be equal to the number of teeth of the larger wheel.
  • This requires correction of the helical teeth of the involute profile of the gear and wheel, and the correction must be carried out differently for the drive and driven wheels (US 3,247,736).
  • This engagement is taken as a prototype for the first embodiment of the invention.
  • Known gearing of composite wheels as, for example, in SU 911069, selected as a prototype for the second variant of the invention.
  • the composite wheel is a package of at least three gear rims rigidly fastened together, the end profiles of which are rotated relative to each other at equal angles with a step equal to one revolution divided by the number of rims in the wheel.
  • the properties of such meshing are similar to the properties of helical gearing of teeth of the corresponding profile and have the disadvantages of involute meshing described above.
  • the device contains two central gears, one of which has external, and the other internal gears, carrier and satellites engaged with both central wheels.
  • the central external gear wheel is mounted on the drive shaft, the internal gear wheel is usually stationary, and the carrier is connected to the driven shaft.
  • the transmission has a high efficiency (97 - 98)% and a fairly simple design. This mechanism is selected as a prototype for the first version of the planetary gear based on the proposed gearing.
  • the main disadvantage of this mechanism is the low gear ratio, defined as the ratio of the radii of the central wheels. To increase the gear ratio, it is necessary to significantly increase the diameter of the internal gear wheel, which dramatically increases the dimensions and weight of the gear. In practice, the gear ratio of the mechanism according to this scheme does not exceed 10.
  • the planetary mechanism contains a carrier with double satellites and two central wheels. Each of the central wheels is engaged with the first or second wheels of the double satellites, respectively, and forms the first and second rows of involute engagement.
  • the central wheels can be both external gears, or one external, and the other - internal (mixed) gears.
  • the mechanism according to the David scheme with external gearing for large gear ratios has a very low efficiency (less than 0, 2% with a gear ratio of 10,000 as estimated in the book by V. M. Shannikov. Planetary gearboxes with extracentroid gearing. M., "Mashgiz", 1948 , c.4), and the mechanism with mixed gearing allows to obtain a gear ratio with a sufficiently high efficiency only in the range of 8-15.
  • the object of the invention is to provide a reliable gearing of wheels having increased strength and making it possible to obtain high gear ratios in relatively small dimensions, as well as creating a simple planetary gear having high efficiency and high gear ratio.
  • the technical result of the invention is to increase the load capacity of the gearing, providing high gear ratios in a relatively small size.
  • the technical result achieved by the invention in planetary gears is to increase the gear ratio without increasing the dimensions.
  • An additional result is an increase in the load capacity of the planetary mechanism, ceteris paribus.
  • the smaller of the wheels - the gear has one tooth.
  • the gear profile of this wheel is formed by sequential and continuous rotation of the end sections of the wheel, representing a circle relative to an eccentrically offset axis, forming a helical surface.
  • the larger wheel has helical teeth with a cycloidal profile in the end section, paired with the helical surface of the gear.
  • the curved surface of the teeth of the larger wheel is formed similarly to the surface of the gear tooth by sequential and continuous rotation of the cycloidal end sections of the wheel around the axis of the wheel.
  • the angle of axial overlap of the gear must be greater than 180 degrees.
  • the specified gearing can be implemented in gears of various types (external and internal), for wheels of various shapes (cylindrical and bevel), as well as for various schemes of planetary gears.
  • both the gear (small wheel) and the wheel are cylindrical with parallel axes.
  • the larger wheel is made with an external gear profile having an epicycloid equidistant in the end section.
  • the end section of the cylindrical wheels coincides with their cross section.
  • both wheels are also cylindrical and with parallel axles.
  • the profile of the larger wheel is made internal, and in the end section has the form of an equidistant hypocycloid.
  • the gearing can also be applied to conical wheels.
  • the gear will be formed by sequential and continuous rotation of the end sections of the cone relative to the eccentrically offset axis. And any section of such a surface by a plane perpendicular to the axis of the cone will also be a circle.
  • the larger wheel will have a cycloidal profile in the end section.
  • an end section is a section with a conical surface perpendicular to the side surface of the wheel
  • the proposed meshing has helical teeth, axial components of the forces are present in the meshing. To balance these components, it is advisable to make the wheels chevron, i.e. with areas with different directions of helical teeth.
  • each composite wheel is a package of at least three rigidly fixed to each other gear rims, the end profiles of which are rotated relative to each other at equal angles with a step equal to one revolution divided by the number of rims in the wheel.
  • the gear profile of each gear ring in the end section is outlined by a circle eccentrically offset relative to the axis of the wheel, and the gear profile of the rims of the larger wheel in the end section is outlined by a cycloidal line.
  • the contact line of the composite wheels will be stepped and piecewise continuous.
  • Such engagement of the composite wheels can also be implemented for cylindrical wheels of internal and external engagement, and for bevel wheels.
  • the principle of eccentric-cycloidal gearing can be implemented in various schemes of planetary gears, repeatedly increasing their load capacity at the same dimensions, in comparison with gears with involute gearing of wheels.
  • the planetary mechanism according to James’s scheme like the prototype, contains a central wheel of external gearing, a central wheel of internal gearing and satellites that are engaged with both central wheels. Satellites are planted on the axles of the carrier. Unlike the prototype, the central gearwheel is single-tooth, with a tooth profile in the form of an eccentrically displaced circle, i.e., in the form of an eccentric. Satellites, the number of which is not less than three, are made with teeth of a cycloidal profile.
  • the internal gearing wheel can be made either pin or cycloidal. In the planetary mechanism, eccentric-cycloidal engagement is somewhat simplified, since wheels with straight teeth rather than helical teeth can be used. This is possible because the central wheel - the eccentric in the planetary scheme engages simultaneously not with one, but with several wheels - satellites.
  • the central wheel of the external gearing compound of two or more identical crowns turned relative to each other - eccentrics.
  • the angle of rotation is equal to the angular step divided by the number of crowns and for a single-tooth wheel, the eccentric is 360 degrees divided by the number of crowns. Satellites are spaced apart from one another along the axis in parallel planes. Satellites in each plane mesh with one of the crowns - eccentrics of a compound wheel of external gearing.
  • the internal gear wheel is engaged with the crowns of all satellites. The same effect can be achieved if the components are executed as an external gear wheel, as well as satellites, with the gearing of the same crown. But at the same time, the internal gear must also be made integral.
  • both options are the engagement of the composite central wheel with at least six satellites, only in the first case the satellites are spaced in space along the axis and around the circumference, increasing the number of axles of the carrier.
  • the satellites crowns are spaced only along the axis, and the carrier has fewer axles. But this increases the number of crowns of the second central wheel.
  • the eccentric-cycloidal engagement is realized in the planetary mechanism according to the David scheme.
  • the planetary gear mechanism according to David's scheme like the prototype, contains a carrier with double satellites, two central wheels meshing with the first and second wheels of double satellites, respectively, and forming two gearing rows.
  • the smaller wheels are single-tooth, with a tooth profile in the form of an eccentrically offset circle.
  • the larger diameter wheels in this row are made with teeth of a cycloidal profile, forming an eccentric-cycloidal (EC) engagement.
  • the number of satellite crowns in a series of EC gearing should be at least three.
  • the second row of engagement in this mechanism can be formed by wheels with conventional involute tooth profiles.
  • the wheels of at least one of the rows of the eccentric-cycloidal gearing are expediently made stepwise, made up of two or more identical gear rims, rotated relative to each other by an angle equal to the angular pitch of the rim divided by the number of rims.
  • each of the crowns will be an eccentric, with the eccentrics turned 180 degrees relative to each other (the angular step is 360 degrees, and the number of gears is 2).
  • the second gearing row in this planetary mechanism can also be made eccentric-cycloidal, which further increases the gear ratio of the mechanism, ceteris paribus.
  • Those. smaller wheels of the second row are single-tooth with a tooth profile in the form of an eccentrically displaced circle, and the large wheels that are in mesh with them are made with teeth of a cycloidal profile.
  • the gears in both rows of the eccentric-cycloidal gearing can be made stepwise from the same and rotated relative to each other rims.
  • the central wheels in both rows can be external gearing or mixed gearing, i.e. in one row, the central wheel has external gearing, and in the other row, internal gearing.
  • a mechanism in which the second central wheel is internally engaged has a higher efficiency and can provide a greater gear ratio.
  • FIG. 1 is a perspective view of the external engagement of cylindrical wheels with parallel axles; FIG. 2 - same gearing, front view.
  • FIG. 3 illustrates the formation of the gear surface of a smaller gear wheel.
  • FIG. 4 is a cross-sectional view of the engagement with a plane perpendicular to the axles of the wheels, and in FIG. 5 - fragment gearing, performed by computer simulation.
  • An external view of the internal engagement of the cylindrical wheels with parallel axles is shown in FIG. 6.
  • FIG. 7, 8, and 9 illustrate the proposed engagement in the case of bevel wheels.
  • FIG. 7 shows a general view of the engagement of bevel wheels with intersecting axles;
  • FIG. 8 shows separately a small wheel of this meshing - a bevel gear, and in FIG.
  • FIG. 9 shows the axial section of the engagement.
  • FIG. 10 shows engagement of chevron cylindrical wheels.
  • FIG. 11 and 12 show general views of the engagement of the composite cylindrical wheels of external and internal engagement with parallel axes, and in FIG. 13 - engagement of the compound bevel wheels with intersecting axles.
  • FIG. 14-19 illustrate the use of an eccentric-cycloidal engagement in a planetary mechanism according to the James scheme, and in particular in FIG. 14 is a longitudinal section, and FIG. 15 is a schematic cross-sectional view of a planetary mechanism with an eccentric-cycloidal engagement of a single-crown wheel and three satellites.
  • FIG. 16 and 17 show the same views for transmission with a composite double-crown wheel of external gearing and with satellites spaced in different planes.
  • FIG. Figures 18 and 19 show the longitudinal section of the transmission and the gearing pattern of the composite twin-wheel wheels.
  • FIG. 20-27 illustrate the use of eccentric-cycloidal gearing in a planetary mechanism according to the David scheme.
  • FIG. 20 and 22 are diagrams of planetary mechanisms of external and mixed gears, respectively.
  • FIG. 21 and 23 show wheel profiles for the circuits of FIG. 20 and 22 respectively, which in one row have normal involute engagement, and in the other row the gearing in accordance with the invention is eccentrically cycloidal.
  • FIG. 24 shows a planetary gear with eccentric cycloidal engagement of stepped wheels.
  • FIG. 25 and 26 in one view, the wheel profiles of the eccentric-cycloidal gearing are combined in both rows for mechanisms according to the schemes of FIG. 20 and 21, respectively. In these figures, the wheels in one of the gearing rows are stepped.
  • FIG. 27 illustrates, by way of example, the construction of a gearbox for a torque amplifier made in accordance with the circuit of FIG. 21 and having eccentric cycloidal engagement of stepped wheels in both rows.
  • both wheels are cylindrical meshing
  • the smaller wheel - gear 1 is made with one curved tooth.
  • the end section 2 of the gear 1 is a circle 3, eccentrically offset relative to the axis of the wheel OO1.
  • the surface of the gear tooth is formed by the continuous displacement of the circle 3 along the axis OO1 and its simultaneous rotation around this axis. Or, what is the same, the surface of the gear tooth is formed by the continuous rotation of successive end sections of the wheel 1 around the axis 001.
  • U, 3 ", Y The external shape of the gear is a screw eccentric.
  • the tooth profile of the larger cylindrical wheel 4 in the end section has the shape of a cycloidal curve 5.
  • the cycloidal curve in this description is understood in the broadest sense of the word, it is the equidistant of epi- and hypocycloids.
  • curve 5 is an equidistant epicycloid.
  • the line of vertices 6 of the cycloidal teeth has a helical shape, i.e. the teeth of the wheel 4 are formed by sequential displacement and simultaneous rotation of the cycloidal curve 5 along the axis CCl of the wheel 4.
  • the circle 3 "of the cross section of the screw eccentric is rotated around the axis OO1 by 90 degrees relative to the circle 3 at the end of the wheel, and the cycloidal curve 5" is rotated through an angle of 90 / z degrees relative to the cycloidal curve 5 at the end of the wheel, where z is the number of periods of the cycloidal curve . That is, the rotation of the circle 3 "by a quarter of a turn corresponds to the rotation of the cycloidal curve 5" by a quarter of its angular step. Circle 3 "touches the cycloidal curve 5" at point B.
  • FIG. 5 shows a fragment of a cycloidal gear 4 and a line of contact of a screw eccentric with it, made by computer simulation.
  • a gearing can be considered as a combination of a set of gears of a circular pin and a cycloidal curve in different phases of gearing.
  • the larger wheel 4 has an internal gear profile 7 formed by displacement along the CCl axis with simultaneous rotation of the cycloidal curve 8, which is an equidistant of a hypocycloid.
  • an internal gear is formed, the tops of the teeth of which form a helical line 9.
  • the screw eccentric 1 has the same shape formed by turning around the axis OO1 and shifting the circumference 3 along it, eccentrically offset relative to the axis 001.
  • the tangent point of the circumference 3 of the screw eccentric 1 with a hypocycloidal curve 8 in the front frontal plane of engagement in figure 6 is indicated by the letter A, and in the rear frontal plane by the letter D.
  • the screw eccentric 1 has continuous contact with the gear profile of the internal gearing 7 along the line AD.
  • Small gear wheel - gear 9 and large wheel 10 are conical in shape and intersecting axes OO1 and CCl.
  • the gear 9 is formed by sequential and continuous rotation around the eccentrically displaced axis OO1 of the circles 11 in the end sections 12 of the cone defining the shape of the conical wheel.
  • FIG. 8 illustrates the surface formation of a conical screw eccentric.
  • the numbers 1G, AND ", ⁇ Y" indicate circles in various sections, rotated relative to each other and relative to circle 11 in the front frontal plane by 45 degrees.
  • the conical screw eccentric 9 differs from the cylindrical screw eccentric 1 only in the changing sizes of circles in successive end sections.
  • the gear surface 13 of the larger bevel gear 10 has in end sections the shape of a cycloidal curve 14 (see FIG. 9).
  • the end sections of the conical wheel are sections by its additional cone 15.
  • the teeth of the wheel 10 are helical in shape and are formed by successive rotation of the cycloidal curves 14 in its sections around the axis CCl of the wheel.
  • the ring gear of the larger wheel 17 consists of two sections with right 20 and left 21 cycloidal teeth, formed by the rotation of the cycloidal curve 5. Obviously, due to the symmetry of the tooth arrangement, the axial components of the force in the chevron engagement are mutually balanced.
  • both wheels 22 and 23 are made of multiple rims turned relative to each other.
  • the small wheel - gear 22 is composed of six crowns 24, each of which is a circle 25 eccentrically offset relative to the axis OO1 by the amount of eccentricity ⁇ .
  • the circles of 25 adjacent crowns are rotated around axis 001 by an angle greater than or equal to 180 degrees / number of crowns forming a composite eccentric 22. For the six crowns in FIG. 11 this angle is 30 degrees.
  • the larger wheel 23 is also composed of six crowns 26, each of which has the shape of an envelope of the epicycloid 27.
  • the cycloidal profiles of the adjacent crowns are rotated relative to each other by an angle of 30 / z degrees, where z is the number of teeth of the cycloidal crown.
  • each pair of rims 24 and 26 of both composite wheels contacts in a straight line, and the common contact line of the profiles is a piecewise continuous broken curve.
  • the gearing of the composite wheels has no axial component of the force problem, since it can be considered as a superposition of pairwise gears of individual spur gears.
  • the engagement of the composite cylindrical wheels in FIG. 12 differs from the engagement in FIG. 11 only by the inner profile 28 of the rims 26 of the larger wheel 23.
  • the gear 22 has exactly the same shape of the composite eccentric as in FIG. eleven.
  • a variant with composite wheels can be implemented for bevel wheels with intersecting axles (see Fig. 13).
  • a small conical wheel - gear 29 is made of a composite of individual eccentric rims 30, which represent a cylinder of decreasing diameter.
  • the profile of each crown 30 is a circle eccentrically offset relative to the axis OO1 of the wheel.
  • the individual crowns are rotated relative to each other by an angle greater than or equal to 180 degrees / p, where n is the number of crowns. In FIG. 13 the number of crowns is 5 and the angle between them is 36 degrees.
  • the larger wheel 31 is also made up of individual crowns 32 having an end profile of a cycloidal shape, the adjacent crowns being rotated relative to each other by 1/5 of the angular pitch of the cycloidal crown 32 (or by an angle of 36 degrees / p — the number of crowns). For clarity of the figure, only the extreme rims of the larger wheel 31 are shown. Increasing the number of rims of the composite wheels, we will approach the helical eccentric-cycloidal engagement of the bevel wheels.
  • FIG. 4 shows the action and distribution of forces in the middle section of the mesh.
  • Force F has two components: F pa - radial and F 73 Hr. - tangential. The latter also transmits the torque. Since the gear teeth are helical form, then in the eccentric-cycloidal gearing, as in the usual helical gearing, an axial component appears. To eliminate it, you can apply chevron engagement (see figure 10), when one half of the screw eccentric along the length has one direction of the helical teeth 18, and the other half is made with the opposite direction of the helical teeth 19. In the same way, from two sections with right and left helical teeth perform a chevron gear profile on a larger wheel.
  • the mechanism of FIG. 14 and 15 comprise a central wheel of external gearing 33, integral with the through drive shaft 34.
  • the cross section of the wheel 33 is an eccentrically displaced circle (eccentric) 35, which is the profile of a single tooth of the wheel 33.
  • a carrier has been installed on the through shaft 34 on bearings 36 and 37 38. It consists of two disks 39 and 40, rigidly fastened together, with cutouts 41 for receiving the satellites 42.
  • the number 43 denotes a screw for fastening the disks 39 and 40 to each other.
  • axles 44 are mounted in the area of cutouts 41.
  • bearings 45 satellites 42 are installed.
  • Satellites have a ring gear 46 in the form of a cycloid, which they mesh with the eccentric 35 of the central wheel 33.
  • the number of satellites 42 is less than three, for example, when two satellites mesh the eccentric 35 with cycloidal teeth 46 there are “dead” zones in whose moment is not transmitted.
  • three satellites meshing with a circle 35 at least one satellite is in any of its positions.
  • the uniformity of torque transmission from the wheel 33 to the satellites 42 increases.
  • the second central internal gearing wheel 47 is made in the form of an outer hub 48, mounted on bearings 49 and 50 on the wheels 39 and 40 of the carrier 38.
  • the gear ring of the wheel 47 is made in the form of spindles 51, freely mounted on the axles 52, fixed in the hub 48.
  • Cycloidal teeth 46 of the satellites 42 are engaged with the sprockets 51.
  • the ring gear of the internal gear wheel can also be cycloidal, as will be shown below in FIG. 19.
  • Cycloid and tarsus are two variants of the gear profile, which may be meshed with the cycloidal profile of 46 satellites 42. The choice of profile is determined by the specific requirements for the transmission.
  • Cycloidal - pinion gearing has an increased efficiency, but is more difficult to manufacture. Therefore, under stringent requirements for efficiency, a sprocket gearing is selected, while for transmission, manufacturability and product price are a more important characteristic, then gearing of a cycloid-cycloid is chosen for wheel 47 and satellites 42.
  • the planetary mechanism is a module of three coaxial and rotationally movable relative to each other links: shaft 34, carrier 38 and wheels 47. Connecting one of them to the motor shaft, the other to the driven shaft, and the third to the stationary housing, get gears with different gear ratios.
  • a key 53 is shown for shaft 34
  • threaded holes 54 and 55 are shown for carrier 38 and wheels 47.
  • the outer wheel 47 is the most convenient housing element. Then, when connecting shaft 34 to the engine and carrier 38 with the driven shaft, we obtain a reducer according to the James scheme.
  • Those. rotation of the driven shaft will occur in the direction opposite to the driving shaft. When entering from the side of carrier 38 and driven shaft 34, this will be a multiplier with the same gear ratio.
  • a gearbox with a positive gear ratio equal to the number of teeth of the wheel 47, i.e., the number of spindles 51.
  • the gear ratio will be 6 to 10 times less, since the minimum possible number of gear teeth is 6 teeth, and usually not less than 10.
  • the mechanism with the eccentric-cycloidal gearing will have several times higher load capacity, due to the smaller number of teeth of the wheels (and, accordingly, the large size of the tooth).
  • the external gear wheel 33 is made up of two rims 35a and 56.
  • Each rim is an eccentric circle in cross section.
  • the crowns of the composite two-wheel wheel are rotated relative to each other by half an angular pitch, which for a single-tooth wheel is 180 degrees.
  • the eccentrics 35a and 356 are offset relative to the transmission axis.
  • Cycloidal rims 46a of three satellites 42a located in the same plane as rim 35a interact with wheel rim 35a of wheel 33.
  • the crowns 466 also interact with three satellites 42 b located in a different plane along the transmission axis.
  • All six satellites 42a and 426 are rotatably seated on six axles 44, mounted in the disks 39 and 40 of carrier 38. All satellites 42, with their crowns 46, engage with one crown of the inner gear wheel 47.
  • the inner gear wheel 47 has a hub 48 to simplify assembly. composed of two halves - 48a and 486. The fastening elements to each other in FIG. 16 are not shown.
  • axles 51 are freely set on axles 52, forming the crown of the wheel 47.
  • the number of axles of the carrier 38 remains the same as in FIG. 15.
  • the wheels are made up of two crowns rotated relative to each other by half an angular pitch.
  • the rims of the wheel 33 are eccentric circles 35a and 356, offset in opposite directions from the transmission axis.
  • Three satellites 42 are seated on bearings 45 on three axles 44 and each have two cycloidal rims 46a and 466.
  • the crowns 46 a and 46 b are rotated relative to each other by half an angular pitch.
  • Wheel internal gear 47 is also made integral. It has two hubs 48a and 486 connected together. Fasteners are not shown for simplicity.
  • Each of the hubs is made with its own internal engagement crown 56a and 566.
  • the crowns 56a and 566 are also rotated relative to each other by half an angular pitch.
  • the crowns 56 have a cycloidal shape corresponding to the cycloidal teeth of the crowns 46 of the satellites 42.
  • the crowns 42a and 426 of the satellites are not connected to each other, they just sit on the same axles 44 on their bearings 45a and 456.
  • the crowns of the satellites are rigidly connected to each other (or made in one piece).
  • a design with connected crowns has greater rigidity and positioning accuracy, and a design with free satellite crowns has the ability to select gaps and eliminate manufacturing errors.
  • the composite wheels can be made with a large number of crowns, rotated relative to each other by an angular pitch divided by the number of crowns.
  • the increase in the number of crowns complicates the design, but increases the uniformity of work and the accuracy of transmission.
  • the proposed planetary mechanism works in exactly the same way as a conventional planetary mechanism with involute gearing, made according to the same James scheme. The difference is only in increasing the gear ratio by reducing the number of teeth of the external gear wheel 33 to one tooth.
  • Formulas for determining the gear ratio for different transmission connection schemes with shafts of external mechanisms are given above. For the gears in FIG. 14-15 and 18-19 with the drive shaft 34 and driven carrier 38, the gear ratio is -22.
  • the gear ratio is -22.
  • the gear ratio in FIG. 20 and 21 contains two central gear wheels 57 and 58 of the external gearing and double satellites 59, mounted in the carrier 60.
  • the first wheels 62 of the double satellites 59 and the central gear wheel 57 which are in gear with them form the first gearing row.
  • the second wheels 63 of the dual satellites 59 together with the second central wheel 58 form a second gearing row.
  • the wheel 57 and the wheels 62 of the satellites have a normal engagement formed by involute teeth 61 and 64 (see Fig. 21).
  • the crowns 65 of the second wheels 63 of the satellites 59 in the second row of engagement are single-tooth with a profile in the form of eccentrically displaced circles.
  • the second central wheel 58 has a cycloidal gear ring 66. That is, satellite wheels 63 and wheel 58 form a series of eccentric cycloidal engagement.
  • the number of crowns of 65 satellites in a series of eccentric-cycloidal gears should be at least three. Indeed, referring to FIG. 21 we see that only in this case, in the phase of engagement are one or two single-tooth eccentric crowns 65 at the same time.
  • the number of crowns of 65 satellites in the gearing row is equal to the number of satellites.
  • the number of satellites will be less than the number of crowns and a mechanism with two or even one satellite can be operable. This will be shown in more detail and described below in the discussion of figure 24.
  • the planetary mechanism shown in figures 20 and 21 is differential, since all three of its main links (central wheels 57 and 58 and carrier 60) are movable. In order to obtain a mechanical transmission, one of these links should be fixed. Depending on the choice of the fixed link and the driving and driven links, the transmission will have different gear ratios and can be either a multiplier or a reducer.
  • the gear ratio of the proposed mechanism is theoretically in Z 63 , (t.
  • Central single gear wheel 57 is made stepwise, i.e. composed of two identical crowns 70 and 71, having the shape of circles eccentrically displaced in opposite directions, which is similar to 180 degrees rotation of the eccentrics relative to each other.
  • the angle of rotation is defined as the angular pitch of the single-tooth wheel 57 (360 degrees) divided by the number of rims of the stepped wheel (number of rims 2).
  • Each of the rims 70 and 71 of the stepped wheel 57 interacts respectively with the cycloidal rims 72 and 73 of the stepped wheels 62 of the satellites 59.
  • the rims 72 and 73 are rotated relative to each other by half an angular pitch. For the wheels in FIG. 24 this angle is 18 degrees.
  • the wheel 57 rotates clockwise, its crown 70 is in the phase of engaging with the crowns 72 of the upper and left satellites, and the crown 71 is in the gear with the crown 73 of the right satellite 59.
  • three crowns of three satellites are simultaneously involved in transmitting the rotation moment, which increases the uniformity of torque transmission.
  • the mechanism with stepped wheels will be operable with two satellites, since in any position the wheels will have at least a pair of rims in the gearing phase with a total number of rims of satellites in this row equal to 4.
  • FIG. 25 corresponds to the circuit of FIG. 20 with all external gear wheels.
  • the first row of gearing is made with stepped wheels, as shown in Fig.24.
  • the central wheel 57 of the external gearing is made stepped of two identical rims 70 and 71.
  • the rims are circles eccentrically offset from the center of the wheel, rotated relative to each other by half an angular pitch, since the rims in the wheel 2.
  • the rotation angle is 180 degrees, i.e. . crowns 70 and 71 are eccentrics displaced in opposite directions.
  • the first wheels 62 of the twin satellites 59 are also made stepwise from identical cycloidal rims 72 and 73, turned relative to each other. The angle of rotation of these rims relative to each other is also half the angular pitch, and for 10 teeth the rotation angle is 18 degrees.
  • the crown 70 of the wheel 57 is engaged with the crowns 72 of the first wheels 62 of the satellites 59, and the crown 71 is engaged with the crowns 73 of the same wheels.
  • the eccentric cycloidal engagement in the second row is the same as shown in FIG. 21 and its elements are denoted similarly. Those. the crowns 65 of the second wheels 63 of the satellites 59 are made in the form of eccentrically displaced circles, and the crown 66 of the Central wheel of the external gear 58 is made cycloidal.
  • FIG. 26 shows eccentric cycloidal engagement in both rows of the mechanism of the circuit of FIG. 22.
  • the wheels in the first gearing row are stepped, as shown in FIG. 24.
  • the difference between FIG. 26 from FIG. 25 is only the central wheel 67 in the second row, which is made with a cycloidal profile 68 of the internal gearing.
  • the remaining symbols in FIG. 26 correspond to the symbols in FIG. 25.
  • the central wheel 57 is the driving link and is integral with the drive shaft 80.
  • the wheel 57 is made of two identical crowns 81 and 82, which are eccentrics offset in different directions from the axis of the wheel 57.
  • the crowns 81 and 82 are meshed with the same cycloidal crowns 83 and 84, of the first stepped wheels of the double satellites 59.
  • the second wheels of the satellites 59 are also stepped, formed by two identical crowns in the form of an eccentric with eschennyh circles in opposite directions 85 and 86.
  • these crowns are spaced apart along the axis and are located on both sides of the crowns 83, 84 of the first satellite wheels.
  • the second central internal gearing wheel is also stepped on the inner surface of the housing 74, and is two cycloidal profiles 87 and 88 spaced apart along the axis of the same and rotated relative to each other.
  • the driven link is a carrier, with a disk 75 of which square 89 is firmly connected to the removable wrench head .
  • the housing 74 has end slots 90, with which it is attached to the fixed elements to select the reactive moment.
  • the crowns 65 of the upper and left atellitov are input phase into engagement with cycloidal profile 66 of the central wheel 58 and provide rotation thereof in a direction coinciding with the direction of rotation of input wheel 57 with a transmission ratio equal to Z 62 - Z 58 / Z 57.
  • the operation of the mechanism according to the circuit of FIG. 22 and shown in FIG. 23 occurs in a similar way, only the gear ratio will be defined as - Z 62 - Z 67 / Z 57 , i.e. driven wheel 67 will rotate in the opposite direction.
  • the leading link can be either the carrier 60 or the central wheel of the external gear 57.
  • the crown 70 Take the wheel 57 as the driving link.
  • the crown 70 When it rotates clockwise, the crown 70 will be in the phase of entering the gear with the crowns 72 of the upper and left satellites 59, rotating them counterclock-wise.
  • the second crown 71 of the stepped wheel 57 at the same time will be in power engagement with the crowns 73 of the left and right satellites.
  • a power flow will be transmitted through all three satellites.
  • the rotation of the satellites 59 counterclockwise means the simultaneous rotation of the second wheels 63 of the satellites.
  • the crowns 65 of these wheels will be in the phase of entry into engagement with the cycloidal crown 66 only for the left and upper satellites.
  • the gearing satellites change in turn, however, at least one the satellite is involved in transmitting rotation to the central wheel 58.
  • Wheel 58 rotates in the same direction as the drive wheel 57.
  • the gear ratio in the circuit is defined as Z 62 - Z 58 , which is Z 57 times higher than for a gear with one row the eccentric cycloidal engagement of FIG. 21. If the carrier 60 is selected as the leading link, then the gear ratio will be 1 - Z 58 -Z 62 .
  • the operation of the gearbox in FIG. 26 will differ only in the opposite direction of rotation of the driven wheel 67 and the gear ratio, which will be determined as - Z 62 - Z 67 , i.e. will also be Z 57 times higher than that of a gearbox with one row of eccentric cycloidal gears in FIG. 23.
  • the torque amplifier in FIG. 27 works as follows.
  • the drive shaft 80 rotates the central wheel 57 with two identical single-tooth crowns 81 and 82 in the form of eccentrics displaced in opposite directions from the axis.
  • the rotation is transmitted to the cycloidal rims 83 and 84 of the satellites 59 with the number of teeth 4.
  • the satellites 59 rotate together with the rims 85 and 86 of the second satellite wheels.
  • the crowns 85 and 86 have one tooth with a profile in the form of an eccentrically displaced circle.
  • the mechanism has relatively small dimensions with sufficiently large tooth sizes, which determine the increase in its load capacity.
  • the cycloidal and eccentric teeth during the work experience mainly compressive stresses, and in involute engagement the gear tooth works on bending. It is known that, according to permissible stresses, the strength of steels in compression is much higher than in bending.
  • gear mechanisms with this gearing have an increased load capacity, and a high gear ratio with a minimum overall dimensions.
  • the large reduced radius of curvature of the teeth in engagement, as well as the contact of the teeth on convex-concave surfaces, allows to increase the allowable contact stresses, which further increases the transmission load capacity.
  • the gearing has an increased efficiency, since it has minimal friction losses.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Retarders (AREA)
  • Gears, Cams (AREA)

Abstract

Зацепление колес с криволинейными зубьями предназначено для создания малогабаритных механических передач вращательного движения с большим передаточным отношением в одной ступени. Меньшее колесо - шестерня (16) имеет один зуб, имеющий в торцовом сечении форму окружности 3, эксцентрично смещенной относительно оси OO1 колеса (16) . Криволинейный винтовой зуб колеса (16) (винтовой эксцентрик) образован последовательным смещением окружности 3 вдоль оси OO1 и непрерывным поворотом её вокруг оси. Большее колесо (17) имеет винтовые зубья, образованные поворотом циклоидальной кривой (5), сопряженные с винтовой поверхностью шестерни (16). Зацепление имеет непрерывную линию контакта по всей длине зуба, где в каждом сечении зацепляется круговая цевка и циклоида, имеющие минимальные потери на трение. Для устранения осевых нагрузок, возникающих в зацеплении винтовых зубьев, колеса (16 и 17) выполнены шевронными. Аналогичное эксцентриково-циклоидальное зацепление может быть реализовано в виде составных колес. На основе зацепления могут быть построены цилиндрические редукторы с параллельными валами, конические редукторы с пересекающимися валами, а также планетарные передачи по схемам Давида и Джеймса, обладающие повышенными нагрузочными способностями при меньших габаритах.

Description

Зубчатое зацепление колес (варианты) и планетарный зубчатый механизм на его основе (варианты).
Изобретение относится к механическим передачам для сообщения вращательного движения, использующим зубчатое зацепление колес и может найти применение в цилиндрических, конических или планетарных редукторах с высокой нагрузочной способностью.
Широко применяемое эвольвентное зацепление колес при всех его достоинствах обладает и рядом недостатков, таких как недостаточная несущая способность зубьев из-за малой кривизны рабочих поверхностей, сравнительно высокие потери, связанные с наличием трения скольжения (см. Батурин A.T., Ицкович Г.М. и др. Детали машин, M. Машиностроение, 1970, c.264). Кроме того, эвольвентное зацепление имеет ограничения по величине передаточного отношения для одной ступени. На практике передаточное отношение одноступенчатого редуктора редко превышает 7. Все эти недостатки обуславливают поиск новых видов зацеплений. Известно зацепление Новикова (см. там же), в котором линейный контакт зубьев заменен точечным, а торцовое пересопряжение осевым. Это зацепление имеет выпукло-вогнутые винтовые зубья с противоположным направлением винтовой линии и с начальным касанием в точке, которая при вращении перемещается параллельно оси колес. Профили в торцовом сечении очерчиваются дугами окружностей и имеют кривизну разных знаков. В зацеплении Новикова преобладает качение, поэтому оно имеет более высокий КПД, и обладает большей контактной прочностью при тех же основных размерах, чем эвольвентное зацепление. Однако, они обладают повышенной чувствительностью к изменению межосевого расстояния колес, высокой виброакустической активностью, низкой конструктивной гибкостью, что ограничивает область практического использования зацепления (см. Журавлев Г.А. Ошибочность физических основ зацепления Новикова как причина ограниченности его применения // Редукторы и приводы 2006.-No 1(04).- с. 38-45).
Эвольвентное косозубое зацепление (SU 1060835, US 3,247,736) с уменьшенным числом зубьев меньшего колеса - шестерни позволяет повысить передаточное отношение при одних и тех же межосевых расстояниях. В частности шестерня может быть выполнена с одним зубом, имеющим в нормальном сечении эвольвентный профиль, а передаточное отношение будет равно числу зубьев большего колеса. Для этого необходима коррекция винтовых зубьев эвольвентного профиля шестерни и колеса, причем коррекцию необходимо осуществлять по-разному для ведущего и ведомого колес (US 3,247,736). Данное зацепление принимаем за прототип для первого варианта изобретения.
Изготовление шестерни с одним винтовым зубом корригированного эвольвентного профиля имеет технологические трудности, а наличие в профиле зуба точек перегиба, являющихся концентраторами напряжений, снижает прочность и нагрузочную способность зацепления.
Известно зацепление составных колес, как, например, в SU 911069, выбранное в качестве прототипа для второго варианта изобретения. Составное колесо представляет собой пакет жестко скрепленных между собой, по меньшей мере, трех зубчатых венцов, торцовые профили которых повернуты друг относительно друга на равные углы с шагом, равным одному обороту, деленному на число венцов в колесе. Свойства такого зацепления аналогичны свойствам косозубого зацепления зубьев соответствующего профиля и имеют описанные выше недостатки эвольвентного зацепления. Известны различные схемы планетарных механизмов, построенные из колес с эвольвентным зацеплением. Так, в частности, известен четырехзвенный планетарный механизм по схеме Джеймса (И.И. Артоболевский. Теория механизмов и машин, - M., «Hayкa», 1988, с.156). Устройство содержит два центральных зубчатых колеса, одно из которых имеет внешние, а другое - внутренние зубья, водило и сателлиты, зацепляющиеся с обоими центральными колесами. В редукторе по этой схеме центральное колесо внешнего зацепления установлено на ведущем валу, колесо внутреннего зацепления обычно неподвижно, а водило соединено с ведомым валом. Передача имеет высокий кпд (97 - 98) % и достаточно простую конструкцию. Этот механизм выбираем в качестве прототипа для первого варианта планетарной передачи на основе предлагаемого зацепления.
Основным недостатком этого механизма является невысокое передаточное отношение, определяемое как отношение радиусов центральных колес. Для увеличения передаточного отношения необходимо значительно увеличивать диаметр колеса внутреннего зацепления, что резко увеличивает габариты и массу передачи. На практике передаточное отношение механизма по этой схеме не превышает 10.
Известен планетарный механизм по схеме Давида с внешним, внутренним или смешанным зацеплением (В.М. Шанников. Планетарные редукторы с внецентроидным зацеплением. M., «Maшгиз», 1948, c.4, а также А.Ф. Крайнев. Словарь-справочник по механизмам, M. ((Машиностроение)), 1987, c.290), который мы выбираем за прототип для второго варианта планетарного механизма на основе предлагаемого зацепления. Планетарный механизм содержит водило с двойными сателлитами и два центральных колеса. Каждое из центральных колес находится в зацеплении соответственно с первыми или вторыми колесами двойных сателлитов и образует первый и второй ряды эвольвентного зацепления. Центральные колеса могут быть оба внешнего зацепления, или одно внешнего, а другое - внутреннего (смешанного) зацеплений. Механизм по схеме Давида с внешним зацеплением для больших передаточных отношений имеет очень низкий КПД (менее 0, 2 % при передаточном отношении 10 000 по оценке в книге В.М. Шанников. Планетарные редукторы с внецентроидным зацеплением. M., «Maшгиз», 1948, c.4), а механизм со смешанным зацеплением позволяет получить при достаточно высоком кпд передаточное отношение только в пределах 8-15.
Таким образом, задачей изобретения является создание надежного зацепления колес, обладающего повышенной прочностью и позволяющего получать высокие передаточные отношения в сравнительно небольших габаритах, а также создание простой планетарной передачи, обладающей высоким кпд и высоким передаточным отношением.
Техническим результатом изобретения является повышение нагрузочной способности зацепления, обеспечивающего высокие передаточные отношения в сравнительно небольших габаритах. Технический результат, достигаемый изобретением в планетарных механизмах, заключается в увеличении передаточного отношения без увеличения габаритов. Дополнительным результатом является повышение нагрузочной способности планетарного механизма при прочих равных условиях.
Для достижения указанного технического результата в зацеплении колес с криволинейными зубьями, как и в прототипе, меньшее из колес - шестерня имеет один зуб. В отличие от прототипа зубчатый профиль этого колеса образован последовательным и непрерывным поворотом торцовых сечений колеса, представляющих собой окружность, относительно эксцентрично смещенной оси, образуя винтовую поверхность. Большее колесо имеет винтовые зубья с циклоидальным профилем в торцовом сечении, сопряженные с винтовой поверхностью шестерни. Это означает, что криволинейная поверхность зубьев большего колеса образуется аналогично поверхности зуба шестерни последовательным и непрерывным поворотом циклоидальных торцовых сечений колеса вокруг оси колеса. Таким образом, в любом торцовом сечении зацепляющихся колес в зацеплении находятся профили, очерченные эксцентрично смещенной окружностью и циклоидальной кривой, поэтому в дальнейшем будем для сокращения именовать указанный тип зацепления эксцентриково-циклоидальным.
Для непрерывной передачи вращения угол осевого перекрытия шестерни должен быть больше 180 градусов.
Указанное зацепление может быть реализовано в зацеплениях различных типов (внешнее и внутреннее), для колес различной формы (цилиндрические и конические), а также для различных схем планетарных передач.
Для цилиндрических колес внешнего зацепления и шестерня (малое колесо) и колесо выполнены цилиндрическими с параллельными осями. Большее колесо выполнено с внешним зубчатым профилем, имеющим в торцовом сечении форму эквидистанты эпициклоиды. Торцовое сечение цилиндрических колес совпадает с их поперечным сечением. Таким образом, зубчатый профиль шестерни может быть получен последовательным и непрерывным поворотом всех поперечных сечений цилиндрического стержня относительно эксцентрично смещенной оси.
Для внутреннего цилиндрического зацепления оба колеса также выполнены цилиндрическими и с параллельными осями. Профиль большего колеса выполнен внутренним, и в торцовом сечении имеет форму эквидистанты гипоциклоиды.
Зацепление может быть применимо и для колес конической формы. В этом случае шестерня будет образована последовательным и непрерывным поворотом торцовых сечений конуса, относительно эксцентрично смещенной оси. И любое сечение такой поверхности плоскостью, перпендикулярной оси конуса, будет также являться окружностью. Большее колесо будет иметь в торцовом сечении циклоидальный профиль. Для конического колеса торцовое сечение - это сечение конической поверхностью, перпендикулярной боковой поверхности колеса
(дополнительным конусом).
Поскольку предлагаемое зацепление имеет винтовые зубья, то в зацеплении присутствуют осевые составляющие сил. Для уравновешивания этих составляющих, колеса целесообразно выполнить шевронными, т.е. с участками с разным направлением винтовых зубьев.
Во втором варианте тот же принцип эксцентриково-циклоидального зацепления реализуется не в виде непрерывного зацепления винтовых зубьев, а в виде зацепления составных колес, как, например, в SU 911069. Каждое составное колесо представляет собой пакет жестко скрепленных между собой, по меньшей мере, трех зубчатых венцов, торцовые профили которых повернуты друг относительно друга на равные углы с шагом, равным одному обороту, деленному на число венцов в колесе. В отличие от известного зацепления зубчатый профиль каждого венца шестерни в торцовом сечении очерчен эксцентрично смещенной относительно оси колеса окружностью, а зубчатый профиль венцов большего колеса в торцовом сечении очерчен циклоидальной линией. Здесь линия контакта составных колес будет ступенчатой и кусочно-непрерывной.
Такое зацепление составных колес может быть также реализовано для цилиндрических колес внутреннего и внешнего зацепления, и для конических колес. Кроме простых передач принцип эксцентриково-циклоидального зацепления может быть реализован в различных схемах планетарных передач, многократно увеличивая их нагрузочную способность при тех же габаритах, по сравнению с передачами с эвольвентным зацеплением колес.
Для этого планетарный механизм по схеме Джеймса, как и прототип, содержит центральное колесо внешнего зацепления, центральное колесо внутреннего зацепления и сателлиты, находящиеся в зацеплении с обоими центральными колесами. Сателлиты посажены на осях водила. В отличие от прототипа центральное колесо внешнего зацепления выполнено однозубым, с профилем зуба в виде эксцентрично смещенной окружности, т.е в виде эксцентрика. Сателлиты, число которых не менее трех, выполнены с зубьями циклоидального профиля. Колесо внутреннего зацепления может быть выполнено как цевочным, так и циклоидальным. В планетарном механизме эксцентриково-циклоидальное зацепление несколько упрощается, так как могут использоваться колеса с прямыми, а не с винтовыми зубьями. Это возможно потому, что центральное колесо - эксцентрик в планетарной схеме зацепляется одновременно не с одним, а с несколькими колесами - сателлитами.
Для повышения равномерности работы передачи и увеличения её нагрузочной способности центральное колесо внешнего зацепления целесообразно выполнить составным из двух и более повернутых друг относительно друга одинаковых венцов - эксцентриков. Угол поворота равен угловому шагу, деленному на число венцов и для однозубого колеса - эксцентрика равен 360 градусам, деленным на число венцов. Сателлиты через один разнесены друг от друга вдоль оси в параллельные плоскости. Сателлиты в каждой плоскости зацепляются с одним из венцов - эксцентриков составного колеса внешнего зацепления. Колесо внутреннего зацепления находится в зацеплении с венцами всех сателлитов. Такого же эффекта можно добиться, если выполнить составными, как колесо внешнего зацепления, так и сателлиты, с зацеплением одноименных венцов. Но при этом необходимо выполнить составным и колесо внутреннего зацепления.
По сути оба варианта представляют собой зацепление составного центрального колеса с, по меньшей мере, шестью сателлитами, только в первом случае сателлиты разнесены в пространстве и вдоль оси, и по окружности, увеличивая число осей водила. Во втором случае венцы сателлитов разнесены только вдоль оси, и водило имеет меньшее количество осей. Но при этом увеличивается число венцов второго центрального колеса. По второму варианту эксцентриково-циклоидальное зацепление реализуется в планетарном механизме по схеме Давида. Планетарный зубчатый механизм по схеме Давида, как и прототип, содержит водило с двойными сателлитами, два центральных колеса, находящихся в зацеплении соответственно с первыми и вторыми колесами двойных сателлитов и образующими два ряда зацепления. В отличие от прототипа, по меньшей мере, в одном ряду зацепления меньшие колеса выполнены однозубыми, с профилем зуба в виде эксцентрично смещенной окружности. Колеса большего диаметра в этом ряду выполнены с зубьями циклоидального профиля, образуя эксцентриково-циклоидальное (ЭЦ) зацепление. Число венцов сателлитов в ряду ЭЦ зацепления должно быть не менее трех. Второй ряд зацепления в этом механизме может быть образован колесами с обычными эвольвентными профилями зубьев.
Колеса, по меньшей мере, одного из рядов эксцентриково-циклоидального зацепления целесообразно выполнить ступенчатыми, составленными из двух и более одинаковых зубчатых венцов, повернутых друг относительно друга на угол, равный угловому шагу венца, деленному на число венцов. Т.е. для однозубого ступенчатого колеса с двумя венцами, каждый из венцов будет представлять собой эксцентрик, причем эксцентрики повернуты друг относительно друга на 180 градусов (Угловой шаг равен 360 градусам, а число зубчатых венцов равно 2).
Второй ряд зацепления в этом планетарном механизме также может быть выполнен экцентриково-циклоидальным, что еще более увеличивает передаточное отношение механизма при прочих равных условиях. Т.е. меньшие колеса второго ряда выполняются однозубыми с профилем зуба в виде эксцентрично смещенной окружности, а находящиеся с ними в зацеплении большие колеса выполнены с зубьями циклоидального профиля. Для повышения равномерности передачи вращения зубчатые колеса в обоих рядах эксцентриково-циклоидального зацепления могут быть выполнены ступенчатыми из одинаковых и повернутых друг относительно друга венцов.
Центральные колеса в обоих рядах могут быть внешнего зацепления или смешанного зацепления, т.е. в одном ряду центральное колесо имеет внешнее зацепление, а в другом ряду - внутреннее зацепление. Механизм, у которого второе центральное колесо выполнено с внутренним зацеплением имеет более высокий кпд и может обеспечить большее передаточное отношение.
Изобретение иллюстрируется графическими материалами. На фиг.l представлен общий вид внешнего зацепления цилиндрических колес с параллельными осями, на фиг. 2 - то же зацепление, вид спереди. Фиг. 3 иллюстрирует формирование зубчатой поверхности меньшего колеса - шестерни. На фиг. 4 дано сечение зацепления плоскостью, перпендикулярной осям колес, а на фиг. 5 - фрагмент зацепления, выполненный методом компьютерного моделирования. Внешний вид внутреннего зацепления цилиндрических колес с параллельными осями показан на фиг. 6. Фиг. 7, 8 и 9 иллюстрирует предлагаемое зацепление в случае конических колес. На фиг. 7 представлено общий вид зацепления конических колес с пересекающимися осями, на фиг. 8 показана отдельно малое колесо этого зацепления - коническая шестерня, а на фиг. 9 дано осевое сечение зацепления. На фиг. 10 показано зацепление шевронных цилиндрических колес. На фиг. 11 и 12 показаны общие виды зацепления составных цилиндрических колес внешнего и внутреннего зацепления с параллельными осями, а на фиг. 13 - зацепления составных конических колес с пересекающимися осями.
Фиг. 14-19 иллюстрируют вариант использования эксцентриково- циклоидального зацепления в планетарном механизме по схеме Джеймса, и, в частности, на фиг. 14 показано продольное сечение, а на фиг. 15 - схематически показан поперечный разрез планетарного механизма с эксцентриково-циклоидальным зацеплением одновенцового колеса и трех сателлитов. На фиг. 16 и 17 показаны те же виды для передачи с составным двухвенцовым колесом внешнего зацепления и с разнесенными в разные плоскости сателлитами. На фиг. 18 и 19 даны продольное сечение передачи и схема зацепления составных двухвенцовых колес.
Фиг. 20-27 иллюстрируют варианты использования эксцентриково- циклоидального зацепления в планетарном механизме по схеме Давида. На фиг. 20 и 22 изображены схемы планетарных механизмов внешнего и смешанного зацеплений соответственно. На фиг. 21 и 23 показаны профили колес для схем на фиг. 20 и 22 соответственно, которые в одном ряду имеют обычное эвольвентное зацепление, а в другом ряду зацепление в соответствии с изобретением выполнено эксцентриково- циклоидальным. На фиг. 24 показан планетарный механизм с эксцентриково- циклоидальным зацеплением ступенчатых колес. На фиг. 25 и 26 на одном виде совмещены профили колес эксцентриково-циклоидального зацепления в обоих рядах для механизмов по схемам фиг. 20 и 21 соответственно. На этих фигурах колеса в одном из рядов зацепления выполнены ступенчатыми. На фиг. 27 в качестве примера представлена конструкция редуктора для усилителя крутящих моментов, выполненного по схеме на фиг. 21 и имеющего в обоих рядах эксцентриково-циклоидальное зацепление ступенчатых колес.
Рассмотрим предлагаемое зацепление более подробно. На фиг. 1 оба колеса в зацеплении цилиндрические, меньшее колесо - шестерня 1 выполнена с одним криволинейным зубом. Торцовое сечение 2 шестерни 1 представляет собой окружность 3, эксцентрично смещенную относительно оси колеса OO1. Поверхность зуба шестерни образована непрерывным смещением окружности 3 вдоль оси OO1 и её одновременным поворотом вокруг этой оси. Или, что то же самое, поверхность зуба шестерни образована непрерывным поворотом последовательных торцовых сечений колеса 1 вокруг оси 001. На фиг. 2 и 3 окружности отдельных образующих сечений колеса 1, повернутые друг относительно друга на 45 градусов, обозначены как У, 3", У" . Внешняя форма шестерни представляет собой винтовой эксцентрик. Профиль зуба большего цилиндрического колеса 4 в торцовом сечении имеет форму циклоидальной кривой 5. Циклоидальная кривая в данном описании понимается в самом широком смысле слова, это эквидистанты эпи- и гипоциклоиды. В частности для колеса 4 с внешними зубьями на фиг. 1 кривая 5 является эквидистантой эпициклоиды. Линия вершин 6 циклоидальных зубьев имеет винтовую форму, т.е. зубья колеса 4 образуются последовательным смещением и одновременным поворотом циклоидальной кривой 5 вдоль оси CCl колеса 4. Отдельные циклоидальные кривые в сечениях колеса 4, повернутые друг относительно друга вокруг оси CCl на 45/9 = 5 градусов, обозначены цифрами 5, 5', 5" 5'". Как видно из схемы построения зубчатой поверхности винтового эксцентрика 1, последняя в любом своем торцовом сечении будет иметь окружность 3. Эта окружность 3 в любом торцовом сечении имеет точку касания с циклоидальной кривой 5 большего колеса 4 (на фиг. 1 и 2 точка касания профилей колес в передней фронтальной плоскости обозначена буквой А). На фиг. 4 показано сечение зацепления плоскостью P, перпендикулярной осям колес (см. фиг.l). В этой плоскости окружность 3" сечения винтового эксцентрика повернута вокруг оси OO1 на 90 градусов относительно окружности 3 на торце колеса, а циклоидальная кривая 5" повернута на угол 90/z градусов относительно циклоидальной кривой 5 на торце колеса, где z - число периодов циклоидальной кривой. То есть повороту окружности 3" на четверть оборота соответствует поворот циклоидальной кривой 5" на четверть её углового шага. Окружность 3" касается циклоидальной кривой 5" в точке В. Таким образом, в каждом торцовом сечении окружность в сечении винтового эксцентрика 1 касается с циклоидальной кривой в сечении колеса 4, и винтовой зуб шестерни 1 имеет одновременно множество точек контакта с винтовым циклоидальным зубом колеса 4. Эти точки образуют непрерывную винтовую линию контакта ABD. На фиг. 5 показан фрагмент циклоидального зубчатого колеса 4 и линия AD контакта винтового эксцентрика с ним, выполненные методом компьютерного моделирования. Таким образом, зацепление можно рассматривать как совокупность множества зацеплений круговой цевки и циклоидальной кривой в различных фазах зацепления. Из теории зубчатых передач известно, что циклоидально - цевочное зацепление работает преимущественно с трением качения (см., например, БСЭ, статья «3yбчaтaя передача))), т. е. предлагаемое зацепление имеет малые потери на трение. Кроме того, зацепление зубьев круговой и циклоидальной формы имеет максимально возможные радиусы кривизны, что значительно увеличивает нагрузочную способность передачи. Высокое передаточное отношение в одной ступени, как и в прототипе, обеспечивается минимальным числом зубьев шестерни, равным 1. Эксцентриковые и циклоидальные зубья практически не имеют ножек, поэтому работают только в условиях контактных нагрузок, в отличие от эвольвентных профилей, работающих и на изгиб. Известно, что контактная прочность материала значительно выше, чем прочность на изгиб.
В зацеплении на фиг. 6 большее колесо 4 имеет внутренний зубчатый профиль 7, образованный смещением вдоль оси CCl с одновременным поворотом циклоидальной кривой 8, представляющей собой эквидистанту гипоциклоиды. В результате образуется зубчатое колесо внутреннего зацепления, вершины зубьев которого образуют винтовую линию 9. Винтовой эксцентрик 1 имеет ту же самую форму, образованную поворотом вокруг оси OO1 и смещением вдоль неё окружности 3, эксцентрично смещенной относительно оси 001. Точка касания окружности 3 винтового эксцентрика 1 с гипоциклоидальной кривой 8 в передней фронтальной плоскости зацепления на фигуре 6 обозначена буквой А, а в задней фронтальной плоскости - буквой D. Винтовой эксцентрик 1 имеет непрерывный контакт с зубчатым профилем внутреннего зацепления 7 по линии AD.
Рассмотрим теперь зацепление конических колес на фиг. 7. Малое колесо зацепления - шестерня 9 и большое колесо 10 имеют коническую форму и пересекающиеся оси OO1 и CCl. Шестерня 9 образована последовательным и непрерывным поворотом вокруг эксцентрично смещенной оси OO1 окружностей 11 в торцовых сечениях 12 конуса, определяющего форму конического колеса. Фиг. 8 иллюстрирует образование поверхности конического винтового эксцентрика. Цифрами 1 Г, И ", \ Y" обозначены окружности в различных сечениях, повернутые друг относительно друга и относительно окружности 11 в передней фронтальной плоскости на 45 градусов. Как видно из рисунка, конический винтовой эксцентрик 9 отличается от цилиндрического винтового эксцентрика 1 только изменяющимися размерами окружностей в последовательных торцовых сечениях. Соответственно зубчатая поверхность 13 большего конического колеса 10 имеет в торцовых сечениях форму циклоидальной кривой 14 (см. фиг. 9). Торцовые сечения конического колеса - это сечения его дополнительным конусом 15. Зубья колеса 10 имеют винтовую форму и образованы последовательным поворотом циклоидальных кривых 14 в его сечениях вокруг оси CCl колеса. При таком построении поверхности конического винтового эксцентрика 9 и зубчатой поверхности 13 конического колеса 10 они в каждом торцовом сечении будут иметь точку контакта, причем в контакте будет находиться окружность и циклоидальная кривая, которые в зацеплении имеют минимальные потери на трение скольжения. Все остальные описанные выше преимущества для зацепления цилиндрических колес справедливы и для конических колес.
В зацеплениях цилиндрических колес на фиг. 1 и 6 присутствует осевая составляющая силы, которая расталкивает колеса и вредно сказывается на силовых характеристиках зацепления. При малых углах наклона зубьев этой составляющей можно пренебречь. При больших углах наклона зубьев используют шевронные колеса (см. фиг. 10). Шестерня - винтовой эксцентрик 16 и большое колесо 17 выполнены шевронными. Винтовой эксцентрик 16 имеет по длине два участка 18 и 19, образованные винтовыми поверхностями с противоположным направлением. Окружность 3 в торцевом сечении винтового эксцентрика на участке 19 имеет непрерывный поворот вокруг эксцентрично смещенной оси OO1 по часовой стрелке, а на участке 18 - против часовой стрелки. Точно так же зубчатый венец большего колеса 17 состоит из двух участков с правыми 20 и левыми 21 циклоидальными зубьями, образованными поворотом циклоидальной кривой 5. Очевидно, что вследствие симметрии расположения зубьев осевые составляющие силы в шевронном зацеплении взаимно уравновешиваются.
При всех достоинствах предлагаемое эксцентриково-циклоидальное зацепление достаточно сложно в изготовлении, требует наличия многокоординатных станков с ЧПУ. В варианте с составными колесами эта же идея зацепления может быть реализована на более простом оборудовании. Зацепление цилиндрических составных колес наружного зацепления представлено на фиг. 11. Здесь оба колеса 22 и 23 выполнены составными из нескольких повернутых друг относительно друга венцов. Малое колесо - шестерня 22 составлено из шести венцов 24, каждый из которых представляет собой эксцентрично смещенную относительно оси OO1 на величину эксцентриситета ε окружность 25. Окружности 25 соседних венцов повернуты вокруг оси 001 друг относительно друга на угол, больший или равный 180 градусов / число венцов, образуя составной эксцентрик 22. Для шести венцов на фиг. 11 этот угол составляет 30 градусов. Это означает, что осевое перекрытие составного эксцентрика 22 будет больше 180 градусов, и передаточное число будет постоянным. Большее колесо 23 составлено также из шести венцов 26, каждый из которых имеет форму огибающей эпициклоиды 27. Циклоидальные профили соседних венцов повернуты друг относительно друга на угол в 30/z градусов, где z - число зубьев циклоидального венца. Здесь каждая пара венцов 24 и 26 обоих составных колес контактирует по прямой линии, и общая линия контакта профилей представляет собой кусочно- непрерывную ломаную кривую. У зацепления составных колес нет проблемы осевой составляющей силы, так как его можно рассматривать как суперпозицию попарных зацеплений отдельных прямозубых венцов. Следует отметить, что, увеличивая число венцов составных колес, мы будем приближаться к винтовому варианту зацепления. В свою очередь, винтовое эксцентриково-циклоидальное зацепление можно рассматривать как зацепление составных колес, где число венцов бесконечно велико, а угол поворота между соседними венцами бесконечно мал.
Зацепление составных цилиндрических колес на фиг. 12 отличается от зацепления на фиг. 11 только внутренним профилем 28 венцов 26 большего колеса 23. Шестерня 22 имеет точно такую же форму составного эксцентрика, что и на фиг. 11.
Вариант с составными колесами может быть реализован и для конических колес с пересекающимися осями (см. фиг. 13). Здесь малое коническое колесо - шестерня 29 выполнена составной из отдельных эксцентриковых венцов 30, которые представляют собой цилиндры уменьшающегося диаметра. Профиль каждого венца 30 представляет собой эксцентрично смещенную относительно оси OO1 колеса окружность. Отдельные венцы повернуты друг относительно друга на угол, больший или равный чем 180 градусов /п, где п - число венцов. На фиг. 13 число венцов равно 5 и угол между ними составляет 36 градусов. Большее колесо 31 составлено также из отдельных венцов 32, имеющих торцевой профиль циклоидальной формы, причем соседние венцы повернуты друг относительно друга на 1/5 часть углового шага циклоидального венца 32 (или на угол 36 градусов/п - число венцов). На фигуре для ясности изображения показаны только крайние венцы большего колеса 31. Увеличивая число венцов составных колес, мы будем приближаться к винтовому эксцентриково-циклоидальному зацеплению конических колес.
Рассмотрим работу эксцентриково-циклоидального зацепления с винтовым эксцентриком, изображенного на фиг. 1 - 5. При вращении винтового эксцентрика 1 вокруг оси OO1 эксцентрично расположенная относительно оси окружность 3 (3', 3", 3'" и т.д.) в любом торцовом сечении колеса 1 контактирует с циклоидальным профилем большего колеса 4 в том же сечении. Пусть винтовой эксцентрик 1 вращается против часовой стрелки, как это показано на фигурах. Окружность 3 во фронтальной плоскости зацепления (см. фиг.2), контактирующая с вершиной циклоидального зуба 5 при вращении вокруг центра О начинает давить на зуб, вызывая поворот большего колеса 4 в обратную сторону на величину, равную половине его углового шага. После половины оборота винтового эксцентрика 1 окружность 3 придет в контакт со впадиной циклоидального колеса 4 и на следующей половине оборота в этом сечении силового воздействия на колесо 4 не будет. Аналогичные рассуждения можно привести и для других торцовых сечений колес, где силовой контакт зацепляющихся профилей будет осуществляться только на половине оборота винтового эксцентрика 1. Если при этом угол осевого перекрытия винтового эксцентрика 1 будет равен или больше 180 градусов, то силовой контакт будет соответствовать полному обороту эксцентрика 1. Это означает, что вращение колеса 4 будет непрерывным и за один оборот винтового эксцентрика 1 колесо 4 повернется на один зуб. Т.е. передаточное отношение зацепления равно числу зубьев большего колеса и вращение колес встречное.
На фиг. 4 показано действие и распределение сил в среднем сечении зацепления. Сила F имеет две составляющих: Fpaд. - радиальную и F73Hr. - тангенциальную. Последняя и передает момент вращения. Поскольку зубья колес имеют винтовую форму, то в эксцентриково-циклоидальном зацеплении, как и в обычном косозубом зацеплении, появляется осевая составляющая. Для её устранения можно применить шевронное зацепление (см. фиг.10), когда одна половина винтового эксцентрика по длине имеет одно направление винтовых зубьев 18, а другая половина выполнена с противоположным направлением винтовых зубьев 19. Точно так же из двух участков с правыми и левыми винтовыми зубьями выполняется шевронный зубчатый профиль на большем колесе. В результате возникающие в каждом из двух участков осевые составляющие сил направлены в противоположные стороны и уравновешивают друг друга. Внутреннее зацепление на фиг. 6 работает аналогичным образом. Единственное отличие - во фронтальной плоскости зацепления силовой контакт эксцентрической окружности 3 и циклоидальной кривой 8 начинается во впадине зуба большего колеса 4 и заканчивается на его вершине и колеса имеют попутное вращение.
Работа зацепления конических колес на фиг. 7 аналогична, только благодаря коническим зубьям вращение передается между колесами с пересекающимися осями.
Работа зацепления ступенчатых колес внешнего и внутреннего зацепления на фиг. 11 и 12, а также конических колес на фиг. 13 полностью аналогична работе зацепления колес с криволинейными винтовыми зубьями на фиг. 1, 6 и 7, так как оно является частным случаем зацепления колес с винтовыми зубьями. На основе эксцентриково-циклоидального зацепления можно построить простой планетарный механизм 2K-H по схеме Джеймса. Такой механизм конструктивно проще всего оформить в виде модуля с тремя вращательно подвижными друг относительно друга звеньями, как это представлено на фигурах 14 - 19. Однако механизм может быть оформлен и традиционно в виде неподвижного корпуса, в котором установлены ведущий и ведомый валы, связанные с подвижными звеньями механизма.
Механизм на фиг. 14 и 15 содержит центральное колесо внешнего зацепления 33, выполненное заодно со сквозным ведущим валом 34. Сечение колеса 33 представляет собой эксцентрично смещенную окружность (эксцентрик) 35, которая является профилем единственного зуба колеса 33. На сквозном валу 34 на подшипниках 36 и 37 установлено водило 38. Оно представляет собой два жестко скрепленных между собой диска 39 и 40 с вырезами 41 для размещения сателлитов 42. Цифрой 43 обозначен винт для крепления дисков 39 и 40 друг к другу. В дисках 39 и 40 водила 38 в области вырезов 41 установлены оси 44. На осях 44 на подшипниках 45 установлены сателлиты 42. Сателлиты имеют зубчатый венец 46 в форме циклоиды, которым они зацепляются с эксцентриком 35 центрального колеса 33. При числе сателлитов 42 менее трех, например, при двух сателлитах в зацеплении эксцентрика 35 с циклоидальными зубьями 46 имеются «мepтвыe» зоны, в которых момент не передается. При трех сателлитах в зацеплении с окружностью 35 в любом её положении находится, по меньшей мере, один сателлит. При большем числе сателлитов увеличивается равномерность передачи момента от колеса 33 к сателлитам 42.
Второе центральное колесо внутреннего зацепления 47 выполнено в виде наружной ступицы 48, посаженной на подшипниках 49 и 50 на диски 39 и 40 водила 38. Зубчатый венец колеса 47 выполнен в виде цевок 51, посаженных свободно на осях 52, закрепленных в ступице 48. Циклоидальные зубья 46 сателлитов 42 находятся в зацеплении с цевками 51. Здесь следует отметить, что зубчатый венец колеса внутреннего зацепления может быть выполнен и циклоидальным, как это будет показано ниже на фиг. 19. Циклоида и цевки - два варианта зубчатого профиля, который может находиться в зацеплении с циклоидальным профилем 46 сателлитов 42. Выбор профиля определяется конкретными требованиями, предъявляемыми к передаче. Циклоидально - цевочное зацепление имеет повышенный кпд, но более сложно в изготовлении. Поэтому при жестких требованиях к кпд выбирается цевочное зацепление, если же для передачи более важной характеристикой является технологичность и цена изделия, то для колеса 47 и сателлитов 42 выбирают зацепление циклоида - циклоида.
Таким образом, планетарный механизм представляет собой модуль из трех соосных и вращательно подвижных друг относительно друга звеньев: вала 34, водила 38 и колеса 47. Соединяя одно из них с валом двигателя, другое - с ведомым валом, а третье - с неподвижным корпусом, можно получить передачи с разными передаточными отношениями. В качестве элементов соединения на фиг. 14 для вала 34 показаны шпонка 53, для водила 38 и колеса 47 - резьбовые отверстия 54 и 55. Наиболее удобно корпусным элементом сделать наружное колесо 47. Тогда при соединении вала 34 с двигателем, а водила 38 с ведомым валом получим редуктор по схеме Джеймса. Передаточное отношение i для этой схемы определяется так же, как и в обычной эвольвентной планетарной передаче, i=l - Z47/ Z33 где Z47/ Z33 - отношение числа зубьев колеса внутреннего зацепления 47 к числу зубьев солнечного колеса 33. В нашем случае число зубьев колеса 33 минимально возможное, равное 1 и передаточное отношение равно 1- Z47 = - 22, т.е. по абсолютной величине на единицу меньше числа цевок 51 и отрицательное. Т.е. вращение ведомого вала будет происходить в противоположную ведущему валу сторону. При входе со стороны водила 38 и ведомом вале 34 это будет мультипликатор с тем же передаточным отношением. В случае неподвижного водила 38 и ведомого колеса 47 будем иметь редуктор с положительным передаточным отношением, равным числу зубьев колеса 47, т. е числу цевок 51.
Для передачи с эвольвентным зацеплением в тех же размерах и с сопоставимой нагрузочной способностью передаточное отношение будет меньше в 6 - 10 раз, так как минимально возможное число зубьев шестерни составляет 6 зубьев, а обычно принимается не менее 10. При сопоставимых передаточных отношениях и размерах механизм с эксцентриково-циклоидальным зацеплением будет иметь в несколько раз более высокую нагрузочную способность, обусловленную меньшим количеством зубьев колес (а соответственно большими размерами зуба).
Обратимся к механизму на фиг. 16 и 17. Его основное отличие от предыдущего механизма заключается в том, что колесо 33 внешнего зацепления выполнено составным из двух венцов 35а и 56. Каждый венец представляет собой в сечении эксцентричную окружность. Венцы составного двухвенцового колеса повернуты друг относительно друга на половину углового шага, что для однозубого колеса составляет 180 градусов. Т.е. эксцентрики 35а и 356 смещены относительно оси передачи в противоположные стороны. С венцом 35а колеса 33 взаимодействуют циклоидальные венцы 46а трех сателлитов 42а, расположенных в одной с венцом 35а плоскости. С венцом 356 взаимодействуют венцы 466 также трех сателлитов 42 б, расположенных в другой плоскости вдоль оси передачи. Все шесть сателлитов 42а и 426 сидят с возможностью вращения на шести осях 44, закрепленных в дисках 39 и 40 водила 38. Все сателлиты 42 своими венцами 46 зацепляются с одним венцом колеса внутреннего зацепления 47. Колесо внутреннего зацепления 47 для упрощения сборки имеет ступицу 48, составленную из двух половин - 48а и 486. Элементы крепления их друг другу на фиг. 16 не показаны. В ступице 48 на осях 52 свободно посажены цевки 51, образующие венец колеса 47.
В этой передаче повышена равномерность вращения колес, так как поток мощности передается от колеса 33 к колесу 47 через все 6 сателлитов одновременно. Благодаря разнесению сателлитов 42а и 426 в параллельные плоскости, размер сателлитов может быть выбран максимальным для заданного расстояния между центральными колесами 33 и 47, так как соседние сателлиты 42а и 426, находясь в разных плоскостях, не пересекаются. Передача имеет увеличенное число осей 44 водила 38. Диски 39 и 40 водила 38 жестко связаны друг с другом осями 44. Элементы крепления водила 38 и центральных колес 33 и 47 к звеньям внешних механизмов для простоты не показаны. Они могут быть любыми известными, например, резьбовыми, шпоночными или шлицевыми. Все остальные детали на фиг. 16 и 17 обозначены так же, как и на фиг. 14 и 15.
В передаче на фиг. 18 и 19 при зацеплении колеса 33 также с шестью венцами сателлитов, число осей водила 38 остается таким же, как и на фиг. 15. Здесь в обоих зацеплениях колеса выполнены составными из двух венцов, повернутых друг относительно друга на половину углового шага. Венцы колеса 33 это эксцентричные окружности 35а и 356, смещенные в противоположные от оси передачи стороны. Три сателлита 42 сидят на подшипниках 45 на трех осях 44 и имеют по два циклоидальных венца 46а и 466 каждый. Венцы 46 а и 46 б повернуты друг относительно друга на половину углового шага. Колесо внутреннего зацепления 47 выполнено также составным. Оно имеет две ступицы 48а и 486, соединенных вместе. Элементы крепления для простоты не показаны. Каждая из ступиц выполнена со своим венцом внутреннего зацепления 56а и 566. Венцы 56а и 566 также повернуты друг относительно друга на половину углового шага. Венцы 56 имеют циклоидальную форму, соответствующую циклоидальным зубьям венцов 46 сателлитов 42.
На фиг. 18 венцы 42а и 426 сателлитов не связаны друг с другом, просто сидят на одних осях 44 на своих подшипниках 45а и 456. Но возможен и другой вариант такой конструкции, когда венцы сателлитов жестко связаны друг с другом (или выполнены за одно целое). Конструкция со связанными венцами имеет большую жесткость и точность позиционирования, а конструкция со свободными венцами сателлитов имеет возможность выборки зазоров и устранения погрешностей изготовления.
Следует отметить, что составные колеса могут быть выполнены и с большим количеством венцов, повернутых друг относительно друга на угловой шаг, деленный на число венцов. Увеличение числа венцов усложняет конструкцию, но увеличивает равномерность работы и точность передачи. Предлагаемый планетарный механизм работает точно так же, как и обычный планетарный механизм с эвольвентным зацеплением, выполненный по такой же схеме Джеймса. Отличие заключается лишь в увеличении передаточного отношения за счет уменьшения числа зубьев колеса внешнего зацепления 33 до одного зуба. Формулы для определения передаточного отношения при разных схемах соединения передачи с валами внешних механизмов приведены выше. Для передач на фиг. 14-15 и 18- 19 при ведущем вале 34 и ведомом водиле 38 передаточное отношение составляет -22. Для передачи на фиг.16- 17 при такой же схеме включения передаточное отношение составит -19. Обратимся теперь к планетарным механизмам по схеме Давида, разновидности которого отражены на фиг. 20-27. Планетарный зубчатый механизм на фиг. 20 и 21 содержит два центральных колеса 57 и 58 внешнего зацепления и двойные сателлиты 59, посаженные в водиле 60. Первые колеса 62 двойных сателлитов 59 и центральное колесо 57, находящееся с ними в зацеплении, образуют первый ряд зацепления. Вторые колеса 63 двойных сателлитов 59 вместе со вторым центральным колесом 58 образуют второй ряд зацепления. В первом ряду колесо 57 и колеса 62 сателлитов имеют обычное зацепление, образованное эвольвентными зубьями 61 и 64 (см. фиг. 21). Венцы 65 вторых колес 63 сателлитов 59 во втором ряду зацепления выполнены однозубыми с профилем в виде эксцентрично смещенных окружностей. Второе центральное колесо 58 имеет циклоидальный зубчатый венец 66. Т.е. колеса 63 сателлитов и колесо 58 образуют ряд эксцентриково-циклоидального зацепления. Число венцов 65 сателлитов в ряду эксцентриково-циклоидального зацепления должно быть не меньше трех. Действительно, обращаясь к фиг. 21 мы видим, что только в этом случае, в фазе входа в зацепление находятся одновременно один или два однозубых эксцентриковых венца 65. При меньшем количестве венцов сателлитов будут иметь место такие положения этих венцов, когда все венцы 65 будут находиться в фазе выхода из зацепления с циклоидальным венцом 66 центрального колеса 58, и вращение от сателлитов 59 к колесу 58 передаваться не будет. В механизме, иллюстрируемом фиг. 21, число венцов 65 сателлитов в ряду зацепления равно числу сателлитов. Однако, если колеса в зацеплении выполнить ступенчатыми из нескольких одинаковых повернутых друг относительно друга венцов, то число сателлитов будет меньше, чем число венцов и работоспособным может быть механизм с двумя или даже с одним сателлитом. Это будет более подробно показано и описано ниже при обсуждении фигуры 24. Представленный на фигурах 20 и 21 планетарный механизм является дифференциальным, так как все его три основных звена (центральные колеса 57 и 58 и водило 60) подвижны. Для того, чтобы получить механическую передачу одно из этих звеньев следует сделать неподвижным. В зависимости от выбора неподвижного звена и ведущего и ведомого звеньев передача будет иметь разные передаточные отношения и может являться как мультипликатором, так и редуктором. При ведущем колесе 57, ведомом колесе 58 и неподвижном водиле 60 передаточное отношение механизма по схеме Давида определяется как i57-58= Z62/Z57- Z58/Z63 и так как для эксцентриково-циклоидального зацепления Z63 = 1, то is7-58 ~ Z62 * Z58/Z57, и для реальной конструкции на фиг.l, 3 i57-58 составляет 23,5. В случае ведомого водила 60 и неподвижного колеса 58 передаточное отношение будет определяться как i57-60 =1 - Z62"Z56/Z57= - 22,5. Таким образом, передаточное отношение предлагаемого механизма теоретически в Z63, (т.е. в 6-10) раз больше, чем у механизма с обычным эвольвентным зацеплением в обоих рядах. Следует отметить, что для редуктора эвольвентный ряд лучше выполнить на входе, так как эксцентриково-циклоидальное зацепление имеет большие предельно-допустимые моменты вращения. Действительно, в эксцентриково- циклоидальном зацеплении взаимодействуют выпуклый профиль зуба - эксцентрика 65 с вогнутым профилем циклоидального зуба 66, что повышает их контактную прочность при прочих равных условиях. Кроме того для обеспечения одного и того же передаточного отношения большие колеса в ряду ЭЦ зацепления будут иметь значительно меньшее число зубьев, чем для эвольвентного зацепления, что при одинаковых размерах колес ещё более увеличивает нагрузочную способность. В планетарном механизме, изображенном на фигурах 22 и 23, одно из центральных колес, а именно колесо 67 имеет внутреннее зацепление со вторыми колесами 63 двойных сателлитов 59. Это колесо имеет внутренний венец 68 циклоидальной формы. Все остальные элементы механизма такие же, как и на фиг.20 и 21 и имеют те же обозначения. Такая схема для обычных эвольвентных колес дает передаточное отношение не более 15. В нашем же случае при неподвижном водиле 60 и ведомом центральном колесе 67 передаточное отношение механизма составляет i57-67 = - Z62/Z57-Z67/Z63= - Z62-Z67/Z57> т.к. Z63 = 1. В реальной конструкции для Z57 = 20, Z62=47 и Z67=I l i57-6r= - 25,85. При ведомом водиле 60 и неподвижном центральном колесе 67 передаточное отношение определяется выражением i57-6o= 1+ Z62-Z67/Z57, и при тех же значениях Z57, Z62 и Z67 составит i57-60=26, 85, что значительно выше возможных значений для такой схемы планетарного механизма с обычным эвольвентным зацеплением колес.
Для повышения равномерности вращения колес и равномерности передачи момента целесообразно колеса с эксцентриково-циклоидальным зацеплением выполнять ступенчатыми, как это показано на фиг. 24 для эксцентриково-циклоидального зацепления колес первого ряда. Центральное однозубое колесо 57 выполнено ступенчатым, т.е. составлено из двух одинаковых венцов 70 и 71, имеющих форму эксцентрично смещенных в противоположные стороны окружностей, что аналогично повороту эксцентриков друг относительно друга на 180 градусов. Угол поворота определяется как угловой шаг однозубого колеса 57 (360 градусов), деленный на число венцов ступенчатого колеса (число венцов 2). Каждый из венцов 70 и 71 ступенчатого колеса 57 взаимодействует соответственно с циклоидальными венцами 72 и 73 ступенчатых колес 62 сателлитов 59. Венцы 72 и 73 повернуты друг относительно друга на половину углового шага. Для колес на фиг. 24 этот угол составляет 18 градусов. При вращении колеса 57 по часовой стрелке его венец 70 находится в фазе вхождения в зацепление с венцами 72 верхнего и левого сателлитов, а венец 71 - с венцом 73 - правого сателлита 59. В результате в передаче момента вращения участвуют одновременно три венца трех сателлитов, что повышает равномерность передачи момента. Очевидно, что механизм со ступенчатыми колесами будет работоспособным и с двумя сателлитами, так как в любом положении колеса будут иметь, по меньшей мере, пару венцов находящихся в фазе входа в зацепление при общем числе венцов сателлитов в этом ряду равном 4.
Для еще большего увеличения передаточного отношения можно зацепление обоих рядов выполнить эксцентриково-циклоидальным (см. фиг.25 и 26). Фиг. 25 соответствует схеме на фиг.20 со всеми колесами внешнего зацепления. Первый ряд зацепления выполнен со ступенчатыми колесами, так как это показано на фиг.24. Центральное колесо 57 внешнего зацепления выполнено ступенчатым из двух одинаковых венцов 70 и 71. Венцы представляют собой эксцентрично смещенные от центра колеса окружности, повернутые друг относительно друга на половину углового шага, так как венцов в колесе 2. Угол поворота составляет 180 градусов, т.е. венцы 70 и 71 это смещенные в противоположные стороны эксцентрики. Первые колеса 62 сдвоенных сателлитов 59 выполнены также ступенчатыми из одинаковых повернутых друг относительно друга циклоидальных венцов 72 и 73. Угол поворота этих венцов друг относительно друга составляет также половину углового шага, и для 10 зубьев угол поворота равен 18 градусам. Венец 70 колеса 57 находится в зацеплении с венцами 72 первых колес 62 сателлитов 59, а венец 71 зацепляется с венцами 73 этих же колес. Эксцентриково-циклоидальное зацепление во втором ряду выполнено таким же, как показано на фиг. 21 и его элементы обозначены аналогично. Т.е. венцы 65 вторых колес 63 сателлитов 59 выполнены в виде эксцентрично смещенных окружностей, а венец 66 центрального колеса внешнего зацепления 58 выполнен циклоидальным .
Фигура 26 показывает эксцентриково-циклоидальные зацепления в обоих рядах механизма, выполненного по схеме на фиг. 22. Здесь также колеса в первым ряду зацепления выполнены ступенчатыми, как это показано на фиг. 24. Отличие фиг. 26 от фиг. 25 составляет лишь центральное колесо 67 во втором ряду, которое выполнено с циклоидальным профилем 68 внутреннего зацепления. Остальные обозначения на фиг.26 соответствуют обозначениям фиг. 25. Рассмотрим конкретную конструкцию планетарного механизма на фиг.27, предназначенного для работы в качестве усилителя крутящего момента (гайковерта). В цилиндрическом корпусе 74 установлены фланцевые диски 75 и 76 жестко связанные друг с другом стяжными винтами (на фигуре не показанными). Связанные диски 75 и 76 образуют водило планетарного механизма. В отверстиях 77 и 78 дисков 75 и 76 на осях 79 установлены три сателлита 59. Центральное колесо 57 является ведущим звеном и выполнено за одно целое с ведущим валом 80. Колесо 57 выполнено ступенчатым из двух одинаковых венцов 81 и 82, представляющих собой эксцентрики, смещенные в разные стороны от оси колеса 57. Венцы 81 и 82 находятся в зацеплении с одинаковыми циклоидальными венцами 83 и 84, первых ступенчатых колес двойных сателлитов 59. Вторые колеса сателлитов 59 выполнены также ступенчатыми, образованными двумя одинаковыми венцами в виде эксцентрично смещенных в противоположные стороны окружностей 85 и 86 . Для того, чтобы избежать консольной нагрузки на оси 79, эти венцы разнесены в пространстве вдоль оси и расположены по обе стороны от венцов 83, 84 первых колес сателлитов. Второе центральное колесо внутреннего зацепления выполнено также ступенчатым на внутренней поверхности корпуса 74, и представляет собой два разнесенных вдоль оси одинаковых и повернутых друг относительно друга циклоидальных профиля 87 и 88. Ведомым звеном является водило, с диском 75 которого жестко связан квадрат 89 для съемной головки гайковерта. Корпус 74 имеет торцевые шлицы 90, которыми он крепится к неподвижным элементам для отбора реактивного момента. Передаточное отношение редуктора гайковерта равно I=H-Zg3Z87= 33, где Z83 и Z87 числа зубьев циклоидальных венцов 83 сателлитов 59 и циклоидальных венцов 87 центрального колеса внутреннего зацепления.
Следует отметить, что при выборе в конкретном механизме опорного, ведущего и ведомого звеньев следует руководствоваться следующими соображениями. Если для достижения заданного передаточного отношения достаточно выполнить с эксцентриково-циклоидальным зацеплением только один ряд механизма, то обычное эвольвентное зацепление следует выполнить со стороны ведущего звена, как это было уже показано выше. При необходимости выполнения эксцентриково-циклоидальным зацепления в обоих рядах, ряд зацепления со стороны ведущего звена следует выполнять из ступенчатых колес.
Рассмотрим работу предлагаемых механизмов, выполненных по схеме Давида на фиг. 20 в качестве редукторов с ведущим звеном - центральным колесом внешнего зацепления 57 и неподвижным водил ом 60. Пусть колесо 57 с эвольвентным зацеплением вращается по часовой стрелке, как это показано на фигурах 21 и 22. Первые колеса 62 сателлитов 59 будут вращаться в противоположную сторону с передаточным отношением, определяемым отношением чисел зубьев венцов 64 и 61. Одновременно с колесами 62 будут поворачиваться и вторые колеса 63 этих же сателлитов, представляющие собой эксцентрично смещенные окружности 65. При этом венцы 65 верхнего и левого сателлитов находятся в фазе входа в зацепление с циклоидальным профилем 66 центрального колеса 58 и обеспечивают его поворот в направлении, совпадающем с направлением вращения входного колеса 57 с передаточным отношением, равным Z62- Z58 / Z57. Работа механизма, выполненного по схеме на фиг.22 и изображенного на фиг. 23 происходит аналогичным образом, только передаточное отношение будет определяться как - Z62- Z67 / Z57, т.е. ведомое колесо 67 будет вращаться в противоположную сторону. Рассмотрим работу механизмов с двумя рядами эксцентриково-циклоидального зацепления на фиг. 25 и 26 в режиме редуктора. Ведущим звеном в этом режиме может быть либо водило 60, либо центральное колесо внешнего зацепления 57. Примем ведущим звеном колесо 57. При его вращении по часовой стрелке венец 70 будет находиться в фазе входа в зацепление с венцами 72 верхнего и левого сателлитов 59, вращая их против часовой стрелки. Второй венец 71 ступенчатого колеса 57 в то же самое время самое время будет находиться в силовом зацеплении с венцами 73 левого и правого сателлитов. Таким образом, в первом ряду зацепления поток мощности будет передаваться через все три сателлита. Вращение сателлитов 59 против часовой стрелки означает одновременное вращение вторых колес 63 сателлитов. При этом венцы 65 этих колес будут находиться в фазе входа в зацепление с циклоидальным венцом 66 только для левого и верхнего сателлитов. Сателлиты, входящие в зацепление поочередно меняются, однако в любой момент времени, по меньшей мере, один сателлит участвует в передаче вращения к центральному колесу 58. Колесо 58 вращается в том же самом направлении, что и ведущее колесо 57. Передаточное отношение в схеме определяется как Z62- Z58, что в Z57 раз выше, чем для редуктора с одним рядом эксцентриково-циклоидального зацепления на фиг. 21. Если в качестве ведущего звена выбрать водило 60, то передаточное отношение будет равно 1 - Z58-Z62. Работа редуктора на фиг. 26 будет отличаться только противоположным направлением вращения ведомого колеса 67 и величиной передаточного отношения, которое будет определяться как - Z62- Z67, т.е. также будет в Z57 раз выше, чем у редуктора с одним рядом эксцентриково-циклоидального зацепления на фиг. 23. Усилитель крутящих моментов на фиг. 27 работает следующим образом.
Ведущий вал 80 вращает центральное колесо 57 с двумя одинаковыми однозубыми венцами 81 и 82 в виде смещенных в противоположные стороны от оси эксцентриков. Вращение передается на циклоидальные венцы 83 и 84 сателлитов 59 с числом зубьев 4. Сателлиты 59 вращаются совместно с венцами 85 и 86 вторых колес сателлитов. Венцы 85 и 86 имеют один зуб с профилем в виде эксцентрично смещенной окружности. При обкатывании этими венцами циклоидальных венцов 87 и 88 неподвижного корпуса 74, начинает поворачиваться водило, образованное торцевыми дисками 75 и 76. Водило является ведомым звеном. Передаточное отношение усилителя крутящих моментов составляет 33. Механизм имеет относительно небольшие габариты при достаточно больших размерах зубьев, которые и определяют увеличение его нагрузочной способности. Кроме того, циклоидальные и эксцентриковые зубья в процессе работы испытывают в основном напряжения сжатия, а в эвольвентном зацеплении зуб шестерни работает на изгиб. Известно, что по допускаемым напряжениям прочность сталей при сжатии значительно выше, чем при изгибе.
Таким образом, в заявке предложен новый вид зубчатого зацепления: эксцентричная окружность - циклоидальная кривая. Зубчатые механизмы с этим зацеплением обладают повышенной нагрузочной способностью, и высоким передаточным отношением при минимальных габаритных размерах. Большой приведенный радиус кривизны зубьев в зацеплении, а также контакт зубьев по выпукло-вогнутым поверхностям позволяет увеличить допустимые контактные напряжения, что еще более увеличивает нагрузочную способность передачи. Зацепление обладает повышенным КПД, так как имеет минимальные потери на трение.

Claims

Формула изобретения
1. Зубчатое зацепление колес с криволинейными зубьями, меньшее из которых - шестерня выполнено с одним зубом, отличающееся тем, что зубчатый профиль однозубой шестерни образован последовательным и непрерывным поворотом торцовых сечений колеса, представляющих собой окружность, относительно эксцентрично смещенной оси, образуя винтовую поверхность, а большее колесо имеет винтовые зубья циклоидального профиля в его торцовом сечении, сопряженные с винтовой поверхностью шестерни, и обеспечивающие линейный контакт зубьев.
2. Зубчатое зацепление по п.l, отличающееся тем, что угол осевого перекрытия шестерни выполнен превышающим 180 градусов.
3. Зубчатое зацепление по п. 1, отличающееся тем, что колеса выполнены цилиндрическими с параллельными осями, большее колесо выполнено с зубчатым профилем внешнего зацепления с профилем в торцовом сечении по эквидистанте эпициклоиды.
4. Зубчатое зацепление по п. 1, отличающееся тем, что колеса выполнены цилиндрическими с параллельными осями, большее колесо выполнено с зубчатым профилем внутреннего зацепления с профилем в поперечном сечении по эквидистанте гипоциклоиды.
5. Зубчатое зацепление по п. 1, отличающееся тем, что колеса выполнены коническими с пересекающимися осями, и большее колесо имеет циклоидальный профиль в сечениях, перпендикулярных боковой конической поверхности колеса. Или большее колесо имеет циклоидальный профиль в сечениях колеса сферическими поверхностями с центром сфер в точке пересечения осей колес.
6. Зубчатое зацепление по любому из п.п. 1-4, отличающееся тем, что винтовые зубья обоих колес выполнены шевронными.
7. Зубчатое зацепление составных колес, каждое из которых выполнено в виде пакета, по меньшей мере, трех зубчатых венцов, соединенных между собой и повернутых на одинаковый угол друг относительно друга с шагом, равным одному обороту, деленному на число венцов колеса, отличающееся тем, что зубчатый венец меньшего колеса в торцовом сечении очерчен эксцентрично смещенной относительно оси колеса окружностью, а зубчатый венец большего колеса в торцовом сечении имеет циклоидальный профиль.
8. Зубчатое зацепление составных колес по п. 7, отличающееся тем, что зубчатые венцы выполнены в виде цилиндрических колес внешнего зацепления.
9. Зубчатое зацепление составных колес по п. 7, отличающееся тем, что зубчатые венцы выполнены в виде цилиндрических колес и большее из колес выполнено с венцами внутреннего зацепления.
10. Зубчатое зацепление составных колес по п. 7, отличающееся тем, что зубчатые венцы выполнены в виде конических колес.
11. Планетарный зубчатый механизм по схеме Джеймса, содержащий два центральных колеса внешнего и внутреннего зацепления, водило и сателлиты, зацепляющиеся с обоими колесами, отличающийся тем, что, центральное колесо внешнего зацепления выполнено однозубым, с профилем зуба в виде эксцентрично смещенной окружности, сателлиты, число которых не менее трех, выполнены с зубьями циклоидального профиля, а колесо внутреннего зацепления выполнено цевочным, или циклоидальным.
12. Планетарный зубчатый механизм по п. 11, отличающийся тем, что однозубое центральное колесо внешнего зацепления выполнено составным из двух и более повернутых друг относительно друга венцов, а сателлиты через один разнесены вдоль оси в параллельные плоскости и сателлиты в каждой плоскости зацепляются с одним венцом составного колеса.
13. Планетарный зубчатый механизм по п. 11, отличающийся тем, что оба центральных колеса и сателлиты выполнены составными из двух и более повернутых друг относительно друга венцов и в зацеплении находятся одноименные венцы.
14. Планетарный зубчатый механизм по схеме Давида с двойными сателлитами, содержащий водило, два центральных колеса, каждое из которых зацепляется соответственно с первыми и вторыми колесами двойных сателлитов, образуя два ряда зацепления, отличающийся тем, что, по меньшей мере, в одном из рядов зацепление выполнено эксцентриково-циклоидальным, в котором меньшие колеса выполнены однозубыми, с профилем зуба в виде эксцентрично смещенной окружности, а находящиеся с ними в зацеплении колеса большего диаметра выполнены с зубьями циклоидального профиля, причем число венцов сателлитов в этом ряду составляет не менее трех.
15. Планетарный зубчатый механизм по п. 14, отличающийся тем, что колеса, по меньшей мере, одного из рядов с эксцентриково-циклоидальным зацеплением выполнены ступенчатыми, образованными, по меньшей мере, двумя одинаковыми зубчатыми венцами, повернутыми друг относительно друга на угол, равный угловому шагу зубьев, деленному на число зубчатых венцов ступенчатого колеса.
PCT/RU2008/000366 2007-07-09 2008-06-09 Зубчатое зацепление колес (варианты) и планетарный зубчатый механизм на его основе (варианты) WO2009008767A1 (ru)

Priority Applications (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP08794017A EP2177788B1 (de) 2007-07-09 2008-06-09 Zahnradgetriebe (varianten) und darauf basierender planetenzahnradmechanismus (varianten)
EA200901568A EA015293B1 (ru) 2007-07-09 2008-06-09 Зубчатое зацепление колес (варианты) и планетарный зубчатый механизм на его основе (варианты)
US12/644,190 US8157691B2 (en) 2007-07-09 2009-12-22 Toothed wheel gearing (variants) and a planetary toothed mechanism based thereon (variants)

Applications Claiming Priority (6)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2007125891/11A RU2338105C1 (ru) 2007-07-09 2007-07-09 Зацепление колес с криволинейными зубьями (варианты) и планетарная передача на его основе
RU2007125891 2007-07-09
RU2007134617/11A RU2345257C1 (ru) 2007-08-31 2007-08-31 Планетарная зубчатая передача
RU2007134617 2007-08-31
RU2008107285 2008-02-26
RU2008107285/11A RU2355923C1 (ru) 2008-02-26 2008-02-26 Планетарный зубчатый механизм с двойными сателлитами

Related Child Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
US12/644,190 Continuation US8157691B2 (en) 2007-07-09 2009-12-22 Toothed wheel gearing (variants) and a planetary toothed mechanism based thereon (variants)

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2009008767A1 true WO2009008767A1 (ru) 2009-01-15

Family

ID=40228798

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/RU2008/000366 WO2009008767A1 (ru) 2007-07-09 2008-06-09 Зубчатое зацепление колес (варианты) и планетарный зубчатый механизм на его основе (варианты)

Country Status (4)

Country Link
US (1) US8157691B2 (ru)
EP (1) EP2177788B1 (ru)
EA (1) EA015293B1 (ru)
WO (1) WO2009008767A1 (ru)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2530359A1 (de) * 2010-01-29 2012-12-05 Closed Joint Stock Company "Technology Market" Exzentrisch zykloide einrastung von zahnprofilen (verschiedene ausführungsformen)
EP2532926A1 (de) * 2010-02-01 2012-12-12 Closed Joint Stock Company "Technology Market" Exzentrisch zykloide einrastung von zahnprofilen mit gekrümmten zähnen
CN110325335A (zh) * 2017-01-19 2019-10-11 迪芬巴赫人造板有限公司 用于冷却转动器的转动设备
WO2023281249A1 (en) 2021-07-06 2023-01-12 Ebike Systems Ltd Electrically-assisted pedal cycles

Families Citing this family (35)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR2912195B1 (fr) * 2007-02-07 2009-09-04 Itw Smpi Soc Par Actions Simpl Dispositif de transmission irreversible de mouvement a engrenage, equipement electrique et vehicule automobile correspondants
EP2326118B1 (en) * 2009-11-20 2014-10-22 Alcatel Lucent A femtocell base station, and a method of controlling a femtocell base station
DE102010051419A1 (de) * 2010-11-17 2012-05-24 Trw Automotive Gmbh Antriebsrad für Gurtstraffer und Gurtstraffer für Sicherheitsgurtsystem
CN102252058B (zh) * 2011-07-01 2014-10-08 重庆大学 基于线面共轭的摆线行星传动齿轮
US20130068057A1 (en) * 2011-09-16 2013-03-21 Hamilon Sundstrand Corporation Idler gear assembly for a generator
DE202011106149U1 (de) 2011-09-28 2013-01-09 Brose Fahrzeugteile Gmbh & Co. Kg, Hallstadt Spindelantrieb zur motorischen Verstellung eines Verstellelements eines Kraftfahrzeugs
DE102012223654A1 (de) 2012-12-18 2014-06-18 Lenze Drives Gmbh Zahnrad und Getriebe mit einem solchen
CN103075493B (zh) * 2012-12-29 2015-07-15 重庆大学 基于共轭曲线的锥齿轮啮合副
RU2534657C1 (ru) * 2013-09-10 2014-12-10 Виктор Владимирович Становской Рабочий орган винтовой роторной машины
EP4325090A3 (de) * 2014-04-07 2024-04-24 igus GmbH Gleitgewindetrieb mit asymmetrischem innen- und aussengewinde
RU2553848C1 (ru) * 2014-05-28 2015-06-20 Виктор Владимирович Становской Шестеренная машина
RU2570959C1 (ru) * 2014-09-02 2015-12-20 Виктор Владимирович Становской Устройство для преобразования энергии воды в механическую энергию вращательного движения
DE102014222253A1 (de) * 2014-10-31 2016-05-04 Robert Bosch Gmbh Handwerkzeugmaschinenvorrichtung
DE102015200374A1 (de) * 2015-01-13 2016-07-14 Kuka Roboter Gmbh Getriebe, elektrische Antriebsvorrichtung und Industrieroboter
FR3032767A1 (fr) * 2015-02-17 2016-08-19 Peugeot Citroen Automobiles Sa Dispositif d’engrenage a galet(s) entrainant au moins un pignon a dents en partie cycloidales
DE102015217045A1 (de) 2015-09-07 2017-03-09 Volkswagen Aktiengesellschaft Nutzfahrzeuglenkung
CN105114532B (zh) * 2015-09-08 2018-04-13 华南理工大学 一种用于平行轴传动的凹凸弧线齿轮机构
EP3359341B1 (en) 2015-10-07 2020-12-16 ECA Medical Instruments Gearless spring washer high torque device
US11203102B2 (en) 2015-10-07 2021-12-21 Eca Medical Instruments Gearless in-line torque limited device
FR3050502B1 (fr) * 2016-04-25 2020-02-14 Jtekt Europe Reducteur cycloidal a denture helicoidale pour direction assistee
US11806264B2 (en) 2016-05-03 2023-11-07 Icarus Medical, LLC Adjustable tensioning device
RU173084U1 (ru) * 2016-06-23 2017-08-09 Эдуард Валентинович Широких Планетарный циклоидальный редуктор
CA3031636C (en) * 2016-08-30 2024-01-30 Eca Medical Instruments Hypocycloid speed buffer
EP3483473A1 (de) * 2017-11-14 2019-05-15 Kimex Group s.r.o. Getriebe
JP7231459B2 (ja) * 2018-04-05 2023-03-01 株式会社ミツバ 減速機構および減速機構付モータ
EP3779240B1 (en) * 2018-04-05 2023-12-20 Mitsuba Corporation Deceleration mechanism and motor having deceleration mechanism installed therein
FR3088398B1 (fr) * 2018-11-08 2020-10-30 Folly Abevi Mecanisme de vis a rouleaux satellites
JP7299124B2 (ja) * 2019-09-30 2023-06-27 株式会社ミツバ 減速機構および減速機構付モータ
CN111637200B (zh) * 2020-06-12 2022-06-14 苏州大学 一种斜齿轮行星传动机构
CN112377575A (zh) * 2020-12-03 2021-02-19 福建思普计量检测科技有限公司 一种多层齿轮传动机构
RU2766626C2 (ru) * 2021-01-11 2022-03-15 Александр Николаевич Петровский Планетарная передача с внецентроидным циклоидальным зацеплением петровского
JP2023039207A (ja) * 2021-09-08 2023-03-20 株式会社ミツバ 減速機構
DE102022121072A1 (de) * 2022-08-19 2024-02-22 Brose Schließsysteme GmbH & Co. Kommanditgesellschaft Antriebsanordnung für die motorische Verstellung eines Funktionselements einer Kraftfahrzeugschlossanordnung im Rahmen eines Verstellvorgangs
CN118088639A (zh) * 2024-04-26 2024-05-28 苏州大学 一种螺柱形人字齿轮齿条传动机构及其设计方法
CN118088648A (zh) * 2024-04-28 2024-05-28 苏州大学 一种鼓形人字齿锥齿轮副及其设计方法和应用

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB612963A (en) 1945-06-08 1948-11-19 Telepar Ab Improvements in gears
US3247736A (en) * 1963-01-17 1966-04-26 Roth Karlheinz Involute gear combinations
GB2161887A (en) * 1984-07-17 1986-01-22 Claude Simpson Epicyclic planetary gear transmission
SU1581938A1 (ru) * 1988-09-23 1990-07-30 Московский институт приборостроения Зубчата передача
SU1585577A1 (ru) * 1987-10-19 1990-08-15 Институт проблем надежности и долговечности машин АН БССР Планетарно-цевочный редуктор
WO2008079011A1 (en) 2006-12-22 2008-07-03 Mci (Mirror Controls International) Netherlands B.V. Reduction mechanism

Family Cites Families (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3381549A (en) * 1965-01-13 1968-05-07 Hirakawa Hirosi Speed change device
SU911069A1 (ru) 1979-11-27 1982-03-07 Центральный Научно-Исследовательский И Проектно-Конструкторский Институт Механизации И Энергетики Лесной Промышленности Зубчата передача
SU1060835A1 (ru) 1982-07-02 1983-12-15 Предприятие П/Я В-2504 Зубчата передача с параллельными ос ми
FR2609768B1 (fr) * 1987-01-20 1991-05-10 Renault Dispositif de transmission de mouvement par un engrenage exterieur
DE4328221A1 (de) * 1993-08-21 1995-02-23 Varioline Handelsgesellschaft Selbsthemmendes Doppelschneckengetriebe und Werkzeug zu dessen Herstellung
US6702704B2 (en) * 2002-04-23 2004-03-09 The Timken Company Eccentric planetary traction drive transmission with a single planetary roller

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB612963A (en) 1945-06-08 1948-11-19 Telepar Ab Improvements in gears
US3247736A (en) * 1963-01-17 1966-04-26 Roth Karlheinz Involute gear combinations
GB2161887A (en) * 1984-07-17 1986-01-22 Claude Simpson Epicyclic planetary gear transmission
SU1585577A1 (ru) * 1987-10-19 1990-08-15 Институт проблем надежности и долговечности машин АН БССР Планетарно-цевочный редуктор
SU1581938A1 (ru) * 1988-09-23 1990-07-30 Московский институт приборостроения Зубчата передача
WO2008079011A1 (en) 2006-12-22 2008-07-03 Mci (Mirror Controls International) Netherlands B.V. Reduction mechanism

Non-Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
A.F. KRAJNEWS: "Das Nachschlagewerk für die Mechanismen, M", DER MASCHINENBAU, 1987, pages 290
JH. M.SCHANNIKOWS: "Die planetarischen Getriebe mit der unzentrierten Verzahnung. M", MASCHGIS, 1948, pages 4
JH. M.SCHANNIKOWS: "Die planetarischen Getriebe mit einer unzentrierten Verzahnung [M", MASCHGIS, 1948, pages 4
See also references of EP2177788A4 *

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP2530359A1 (de) * 2010-01-29 2012-12-05 Closed Joint Stock Company "Technology Market" Exzentrisch zykloide einrastung von zahnprofilen (verschiedene ausführungsformen)
EP2530359A4 (de) * 2010-01-29 2013-07-17 Closed Joint Stock Company Technology Market Exzentrisch zykloide einrastung von zahnprofilen (verschiedene ausführungsformen)
EP2532926A1 (de) * 2010-02-01 2012-12-12 Closed Joint Stock Company "Technology Market" Exzentrisch zykloide einrastung von zahnprofilen mit gekrümmten zähnen
EP2532926A4 (de) * 2010-02-01 2013-07-17 Closed Joint Stock Company Technology Market Exzentrisch zykloide einrastung von zahnprofilen mit gekrümmten zähnen
CN110325335A (zh) * 2017-01-19 2019-10-11 迪芬巴赫人造板有限公司 用于冷却转动器的转动设备
CN110325335B (zh) * 2017-01-19 2022-04-15 迪芬巴赫人造板有限公司 用于冷却转动器的转动设备
WO2023281249A1 (en) 2021-07-06 2023-01-12 Ebike Systems Ltd Electrically-assisted pedal cycles

Also Published As

Publication number Publication date
US20100095792A1 (en) 2010-04-22
EP2177788A1 (de) 2010-04-21
EA200901568A1 (ru) 2010-06-30
EP2177788B1 (de) 2013-03-20
US8157691B2 (en) 2012-04-17
EP2177788A4 (de) 2011-05-18
EA015293B1 (ru) 2011-06-30

Similar Documents

Publication Publication Date Title
WO2009008767A1 (ru) Зубчатое зацепление колес (варианты) и планетарный зубчатый механизм на его основе (варианты)
RU2338105C1 (ru) Зацепление колес с криволинейными зубьями (варианты) и планетарная передача на его основе
US6669594B2 (en) Coplanar reverted gear train loop
US7086304B2 (en) Roller cam assembly
US10184547B2 (en) Cycloid gear
US8480532B2 (en) Spur gear differential
US8789437B2 (en) Eccentrically cycloidal engagement of toothed profiles having curved teeth
US8313412B2 (en) Gear assembly with asymmetric flex pin
US10415672B2 (en) Drives with partial cycloid teeth profile
RU2385435C1 (ru) Эксцентриково-циклоидальное зацепление составных зубчатых профилей
EP2479455B1 (en) Large-ratio speed changing apparatus
WO2011093743A1 (ru) Эксцентриково-циклоидальное зацепление зубчатых профилей (варианты)
TWI431209B (zh) 偏心凸輪式變速機構
US6582338B1 (en) Differential unit with worm gearsets
EP3823563B1 (en) Wrist prosthesis
RU2362925C1 (ru) Реечное зацепление для линейного привода (варианты)
RU2345257C1 (ru) Планетарная зубчатая передача
RU2355923C1 (ru) Планетарный зубчатый механизм с двойными сателлитами
RU2338103C1 (ru) Эксцентриковый циклоидальный редуктор с предварительной ступенью
RU2360160C1 (ru) Эксцентриковая планетарная передача внутреннего зацепления
CN109780141B (zh) 共轭凸轮内摆线减速器
WO2009134169A2 (ru) Реечное зацепление для линейного привода (варианты)
RU2463501C1 (ru) Самоблокирующийся дифференциал
RU2784105C1 (ru) Планетарный механизм
WO2010064508A1 (ja) 遊星式回転―直線運動変換装置

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 08794017

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 200901568

Country of ref document: EA

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 2008794017

Country of ref document: EP