WO2009134169A2 - Реечное зацепление для линейного привода (варианты) - Google Patents
Реечное зацепление для линейного привода (варианты) Download PDFInfo
- Publication number
- WO2009134169A2 WO2009134169A2 PCT/RU2009/000301 RU2009000301W WO2009134169A2 WO 2009134169 A2 WO2009134169 A2 WO 2009134169A2 RU 2009000301 W RU2009000301 W RU 2009000301W WO 2009134169 A2 WO2009134169 A2 WO 2009134169A2
- Authority
- WO
- WIPO (PCT)
- Prior art keywords
- wheel
- rack
- gear
- profile
- teeth
- Prior art date
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
- F16H19/00—Gearings comprising essentially only toothed gears or friction members and not capable of conveying indefinitely-continuing rotary motion
- F16H19/02—Gearings comprising essentially only toothed gears or friction members and not capable of conveying indefinitely-continuing rotary motion for interconverting rotary or oscillating motion and reciprocating motion
- F16H19/04—Gearings comprising essentially only toothed gears or friction members and not capable of conveying indefinitely-continuing rotary motion for interconverting rotary or oscillating motion and reciprocating motion comprising a rack
-
- 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
- F16H25/00—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms
- F16H25/08—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms for interconverting rotary motion and reciprocating motion
- F16H25/14—Gearings comprising primarily only cams, cam-followers and screw-and-nut mechanisms for interconverting rotary motion and reciprocating motion with reciprocation perpendicular to the axis of rotation
Definitions
- the invention relates to gear kinematic pairs, and more particularly, to rack and pinion gears that convert rotational motion to translational and vice versa. It can be used instead of conventional rack gears in linear drives of machines, in steering devices of cars, as well as in lifting equipment (rack jacks, etc.).
- a rack and pinion worm gear is known (see ibid., Pg. 380). It is similar to a conventional worm gear in which the worm wheel is replaced by a rack.
- the axis of the worm usually makes a certain angle with the direction of movement of the rack, which depends on the angle of the helix of the worm and the angle of inclination of the teeth of the rack.
- the disadvantage of rack and pinion worm gear is the same as that of a conventional worm gear, namely low efficiency, not exceeding 0.5 in most designs.
- the profile of the teeth of the plates in one of the options has semicircular shape, and the teeth of the slats have a cycloidal profile.
- the teeth of the slats have a semicircular profile
- the teeth of the plates have a cycloidal profile.
- the teeth of the semicircular profile are made in the form of rollers freely rotating on the axes.
- a mechanism with such an engagement can have a sufficiently high efficiency with a high load capacity due to the fact that the movement is transmitted by several parallel branches.
- the main disadvantage of the device is its complexity due to the large number of parts.
- the device is critical to the non-synchronization of shaft rotation and requires high precision assembly.
- the object of the invention is to provide a compact simple and reliable rack gear for linear drive.
- the technical result achieved by the invention is to increase the load capacity of the meshing with the same dimensions, as well as the possibility of obtaining not high rack speeds irrespective of the dimensions of the wheel (but depending only on the angular pitch of the rack).
- rack and pinion like the prototype, contains a gear and a gear rack mounted with the possibility of translational movement relative to each other.
- the wheel and the rack are made with oblique teeth
- the wheel is made with one tooth with a profile in the end section of the wheel in the form of a circle eccentrically offset relative to the axis of rotation of the wheel
- the oblique tooth of the wheel is formed by sequential and continuous rotation of these end sections around the axis wheels with education a helical surface
- the rail has helical teeth of a cycloidal profile, coupled to the helical surface of the wheel, and providing linear contact of the teeth.
- the angle of axial overlap of the gear wheel and rack should exceed 180 degrees.
- this gearing will have axial components of force. In order to eliminate them, the teeth of the wheels and racks, it is advisable to perform chevron.
- the gear profiles of the wheel and rack in this case are not helical, but made up of at least three identical crowns, rigidly fastened to each other.
- the crowns in each profile are phase shifted relative to each other by the step of the corresponding profile, divided by the number of crowns.
- Each wheel rim is a circle eccentrically offset relative to the axis of the wheel, and each bar rim has teeth of a cycloidal profile. Since the wheel in the proposed gearing has only one tooth, its individual crowns should be rotated relative to each other by an angle equal to 360 degrees divided by the number of crowns. In a wheel composed of three crowns, the crowns are rotated relative to each other by an angle of 120 degrees.
- the crowns will be offset relative to each other along the direction of translational movement of the rail by 1/3 of the linear pitch of the rail.
- the second embodiment of the invention tends to the first.
- the crowns must be formed by the outer race of the bearings, which are mounted on eccentric and phase-displaced sections of the common shaft.
- FIG. 1 shows a General view of the first variant of the proposed rack gear.
- FIG. 2 shows the same engagement, end view.
- FIG. Figures 3 and 4 are diagrams explaining the formation of the cycloidal profile of the rack with different linear steps.
- FIG. 5 illustrates engagement of chevron teeth.
- FIG. 6 shows a General view of the second variant of the engagement of the wheels and racks, composed of 6 crowns.
- FIG. 7 shows the same engagement of the composite wheels and rails in which the gear profile of each wheel rim is formed by an outer race of bearings.
- FIG. Figure 8 shows separately the cross section of a compound wheel in which bearings of different sizes are used.
- the engagement depicted in FIG. 1 and 2 are formed by a wheel 1 and a gear rack 2.
- the axis of rotation 001 of the wheel 1 is perpendicular to the direction of translational movement of the rack 2, shown in the figures by an arrow.
- Wheel 1 is made with one helical tooth with an axial overlap angle of 360 degrees.
- a helical tooth is formed by sequential and continuous rotation of each end section of the wheel 1, which is a circle 3 eccentrically offset by a distance e from the axis of rotation of the wheel.
- the formation of a helical tooth can be considered as uniform and continuous movement of an eccentrically displaced circle 3 along axis 001 with simultaneous continuous rotation of this circles around the axis 001.
- dashed lines 3 ', 3 ", 3'", ... indicate the circles in the end sections of the wheel 1, made after 60 degrees.
- the helical teeth 4 of the rack 2 in the end sections have the shape of a cycloidal curve 5.
- the numbers 5, 5 ', 5 ", 5'” indicate cycloidal curves in adjacent sections of the rack, mating with the corresponding eccentric circles 3, 3 ', 3 ", 3'” in the end sections of the wheel 1. Since, according to the construction conditions, each of the circles 3, 3 ', 3 ", 3'", ... has a contact point with the corresponding cycloidal curves 5, 5 ', 5 ", 5", ... , the gearing of the wheel 1 with the rack 2 will have a continuous line of contact of the aircraft.
- the letter O indicates the center of rotation of the wheel
- a trochoid With a smaller step. It is formed by rolling a circle 9 of smaller diameter, as shown in FIG. 4.
- the circle 9 is also constructed with the center at the point O, but its diameter D 9 is less than the diameter D 6 of the generatrix of the circle 6 in FIG. 3.
- point A located inside circle 9 will describe a trochoid (shortened cycloid) 11, which has steeper fronts than curve 8.
- the equidistant line of trochoid 11 will be the desired cycloidal curve 12, which forms the profile tooth 4 rails 2 with a smaller step t 12 .
- Wheel 1 has two sections 13 and 14 in length, formed by helical surfaces in the opposite direction.
- the circle 3 in the end section of the wheel in section 13 has a continuous rotation around the eccentrically offset axis 001 clockwise, and in section 14 - counterclockwise.
- the rack of the rack 2 consists of two sections with right 15 and left 16 cycloidal teeth formed by a phase shift of the cycloidal curve 5 in opposite directions. Obviously, due to the symmetry of the tooth arrangement, the axial components of the force in the chevron engagement are mutually balanced.
- adjacent crowns 17, 17' are rotated relative to each other by an angle equal to the angular pitch of the wheel divided by the number crowns.
- corner wheel pitch 1 is 360 degrees, the number of crowns is 6. Therefore, adjacent crowns 17 will be rotated each relative to a friend at 60 degrees. It is possible to produce such a compound stepped profile of a wheel either from individual crowns rigidly fastened together, or by making a stepped profile wheel in the form of a single part, like a crankshaft.
- the composite gear profile of the rack 2 is constructed in the same way, only individual crowns 18, 18 ', 18 ", 18'", ... are shifted relative to each other along the rail by a distance equal to the pitch of the rail divided by the number of crowns.
- Each pair of rims 17 and 18 of the wheel 1 and the rack 2 are in a straight line, and the common profile contact line is a piecewise continuous broken curve.
- the gearing with the compound stepped profiles of the wheel and the rack has no problem of the axial component of the force, since it can be considered as a superposition of pairwise gears of individual spur gears. It should be noted that, increasing the number of crowns in engagement, we will approach the first variant of engagement with helical helical teeth. In turn, engagement with oblique teeth can be considered as engagement of composite stepped profiles, where the number of crowns is infinitely large, and the phase displacement between adjacent crowns is infinitely small.
- each individual rim of the composite wheel 1 is formed by an outer race 19 of bearings 20.
- Bearings 20 are seated on eccentric sections 21 of the common shaft 22.
- the adjacent eccentric sections 21 are rotated relative to each other by an angle equal to the angular pitch of the wheel divided by the number of crowns.
- the axis of the shaft 22 is the axis of rotation of the wheel 1. If identical bearings are used, then they are seated on separate cylindrical sections, which are then assembled into a common shaft 22 with eccentric shift and phase shift. During assembly, the eccentricity and rotation of the sections 21 are monitored.
- the eccentric sections of the common shaft 22 are made with different diameters, decreasing from the middle of the shaft to its ends.
- the eccentric section 23 located in the middle of the shaft 22 has a maximum size. Accordingly, the bearing 24 mounted on this eccentric has the largest diameter of the inner race.
- the eccentrics 25 and 26 adjacent to the left and right have diameters smaller than the eccentric 23 by an amount that takes into account their rotation relative to the eccentric 23. This means that the circles of the eccentrics 25 and 26 fit into the circumference of the eccentric 23, so the bearing 24 is freely put on the eccentric 23 s either side of shaft 22, bypassing eccentrics 25 or 26.
- eccentrics 27 and 28 at the edges of the common shaft 22 have a diameter smaller than eccentrics 25 and 26.
- Bearings 29, 30 pass freely through eccentrics 27 and 28 and are worn on eccentrics 25 and 26.
- Diameter of VA 22 and also less than the diameters 27 and eccentrics 28 and bearing assembly 31 and 32 continues in the same way.
- the outer diameters of all bearings 24, 29, 30, 31, 32 are the same, and we get a composite gear profile from the same crowns, rotated relative to each other. In this case, the gear profile of each of the crowns has the ability to rotate relative to the eccentric on which the bearing sits.
- the power contact will correspond to the full revolution of the wheel 1.
- the movement of the rack 2 will be continuous and for one revolution of the wheel 1, the rack 2 will move in the longitudinal direction by one tooth.
- the speed of movement of the rack 2 is determined only by the pitch of its teeth and does not depend on the diameter of the wheel 1, as it was in the prototype.
- the dimensions of the tooth of the wheel and rack according to the invention will be significantly larger than that of the prototype with involute engagement. Consequently, the load capacity of the proposed rack gear will be significantly higher.
- the proposed gearing solves the same problem many times easier and with fewer parts.
- the angle of axial overlap of the wheel 1 is less than 180 degrees, then “dead zones” will appear in engagement, in which the movement is not transmitted.
- engagement in this case can also be workable if the required reciprocating movement of the rack 2 is less than its angular step.
- the meshing is also functional in the case when the wheel 1 has a large flywheel mass, the inertia of which overcomes the “dead zones” of the meshing.
- the engagement operation in FIG. 7 differs only in that the surface of the gear profile of the wheel 1 has the ability to freely move without friction relative to the wheel itself.
- the slip of their profiles relative to each other will be compensated by turning the bearing cages. That is, friction losses in gearing will in fact be determined by losses in bearings forming wheel rims, which are very small.
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- Gears, Cams (AREA)
- Transmission Devices (AREA)
Abstract
Реечное зацепление для линейного привода относится к зубчатым реечным передачам, преобразующим вращательное движение в поступательное и наоборот. Оно может быть использовано вместо обычного эвольвентного зацепления реечных механизмов в линейных приводах станков, в устройствах рулевого управления автомобилей, а также в грузоподъемной технике (реечные домкраты и т.п.). Колесо 1 реечного зацепления имеет один винтовой зуб, профиль которого в торцовом сечении представляет собой окружность (3) эксцентрично смещенную от оси вращения 001 колеса (1). Винтовой зуб образован последовательным и непрерывным поворотом торцовых сечений относительно оси вращения. Зубчатая рейка (2) имеет косые зубья (4) сопрягающиеся с зубчатым колесом (1). Зубья рейки в торцовых сечениях имеют форму циклоидальных кривых (5) Во втором варианте колесо (1) имеет также один зуб и составлено из отдельных венцов, каждый из которых имеет профиль в виде эксцентрично смещенной окружности. Зубья рейки (2) составлены также из нескольких циклоидальных венцов. Соседние венцы колеса и рейки смещены друг относительно друга по фазе на шаг соответствующего профиля, деленный на число венцов.
Description
Реечное зацепление для линейного привода (варианты).
Изобретение относится к зубчатым кинематическим парам, а более конкретно, к реечным передачам, преобразующим вращательное движение в поступательное и наоборот. Оно может быть использовано вместо обычных реечных механизмов в линейных приводах станков, в устройствах рулевого управления автомобилей, а также в грузоподъемной технике (реечные домкраты и т.п.).
Известны цилиндрические передачи с реечным зацеплением, в котором зубчатое колесо находится в зацеплении с зубчатой рейкой, образующей с неподвижным звеном поступательную пару (А.Ф. Крайнев. Словарь-справочник по механизмам, M. «Maшинocтpoeниe», 1987. c.381). В качестве зацепления в реечной передаче используется эвольвентное зацепление. Ось зубчатого колеса перпендикулярна направлению движения рейки. Основным недостатком реечной передачи является её невысокая нагрузочная способность. Для её увеличения необходимо увеличивать модуль зуба, а, следовательно, и размеры зубчатого колеса. При этом увеличивается линейная скорость движения рейки при одной и той же скорости вращения колеса, что не всегда допустимо.
Известна реечная червячная передача (см. там же, cтp.380). Она подобна обычной червячной передаче, в которой червячное колесо заменено рейкой. Ось червяка обычно составляет с направлением движения рейки некоторый угол, который зависит от угла винтовой линии червяка и угла наклона зубьев рейки. Недостаток реечной червячной передачи тот же, что и у обычной червячной передачи, а именно низкий КПД, не превышающий в большинстве конструкций 0,5.
Известен механизм преобразования вращательного движения в поступательное (US 5,187,994) и более поздние модификации этого механизма (EP 0 770 795, US 5,477,741, US 5,699,604), который в самом общем случае представляет собой два параллельных вала, вращаемых синхронно от одного привода, несколько эксцентриков, закрепленных на каждом из этих валов с разницей фаз, а также пластины с зубьями и отверстиями, в которых с возможностью вращения установлены указанные эксцентрики. Механизм содержит также зубчатую рейку, с которой взаимодействуют зубья пластин. При вращении валов пластины совершают плоскопараллельное планетарное движение и, зацепляясь с зубьями рейки, перемещают её в продольном направлении. Профиль зубьев пластин в одном из вариантов имеет
полукруглую форму, а зубья рейки имеют циклоидальный профиль. Во втором варианте зубья рейки имеют полукруглый профиль, а зубья пластин - циклоидальный профиль. Для уменьшения трения зубья полукруглого профиля выполняют в виде роликов, свободно вращающихся на осях. Механизм с таким зацеплением может иметь достаточно высокий КПД при высокой нагрузочной способности, обусловленной тем, что движение передается несколькими параллельными ветвями. Основной недостаток устройства - его сложность из-за большого количества деталей. Кроме того, устройство критично к несинхронности вращения валов и требует высокой точности сборки.
За прототип выберем обычное реечное зацепление с зубьями эвольвентного профиля, описанное выше (А.Ф. Крайнев. Словарь-справочник по механизмам, M. «Maшинocтpoeниe», 1987. с.381), как имеющее наибольшее количество общих с предлагаемым решением признаков. Оно содержит находящиеся в зацеплении зубчатое колесо и зубчатую рейку. Колесо и рейка установлены с возможностью поступательного перемещения друг относительно друга. Скорость поступательного перемещения рейки прямо пропорциональна диаметру колеса. Нагрузочная способность зацепления напрямую зависит от модуля зубьев, а, следовательно, и диаметра колеса. Увеличение нагрузочной способности ведет к увеличению диаметра колеса и скорости движения рейки при прочих равных условиях.
Таким образом, задачей изобретения является создание малогабаритного простого и надежного реечного зацепления для линейного привода.
Техническим результатом, достигаемым изобретением, является повышение нагрузочной способности зацепления при тех же габаритах, а также возможность получения не высоких скоростей перемещения рейки независимо от габаритов колеса (а зависящих только от углового шага рейки).
Для решения указанной задачи реечное зацепление, как и прототип, содержит зубчатое колесо и зубчатую рейку, установленные с возможностью поступательного перемещения друг относительно друга. В отличие от прототипа, колесо и рейка выполнены с косыми зубьями, причем колесо выполнено с одним зубом с профилем в торцовом сечении колеса в виде окружности, эксцентрично смещенной относительно оси вращения колеса, и косой зуб колеса образован последовательным и непрерывным поворотом этих торцовых сечений вокруг оси колеса с образованием
винтовой поверхности, а рейка имеет винтовые зубья циклоидального профиля, сопряженные с винтовой поверхностью колеса, и обеспечивающие линейный контакт зубьев. Для непрерывной передачи движения угол осевого перекрытия зубчатого колеса и рейки должен превышать 180 градусов.
Как всякое косозубое зацепление данное зацепление будет иметь осевые составляющие силы. Для того чтобы их устранить, зубья колеса и рейки целесообразно выполнить шевронными.
Возможен и второй вариант реализации изобретательского замысла, составляющего сущность настоящего изобретения. Зубчатые профили колеса и рейки в этом случае выполняются не косозубыми, а составными из, по меньшей мере, трех одинаковых венцов, жестко скрепленных друг с другом. Венцы в каждом профиле смещены по фазе друг относительно друга на шаг соответствующего профиля, деленный на число венцов. Каждый венец колеса представляет собой эксцентрично смещенную относительно оси колеса окружность, а каждый венец рейки имеет зубья циклоидального профиля. Так как колесо в предлагаемом зацеплении имеет всего один зуб, то отдельные его венцы должны быть повернуты друг относительно друга на угол, равный 360 градусов, деленным на число венцов. У колеса, составленного из трех венцов, венцы повернуты друг относительно друга на угол 120 градусов. Для рейки с тремя венцами венцы будут смещены друг относительно друга вдоль направления поступательного движения рейки на 1/3 часть линейного шага рейки. При увеличении числа венцов с одновременным уменьшением их толщины второй вариант изобретения стремится к первому.
Для уменьшения влияния эффекта проскальзывания зацепляющихся профилей друг относительно друга целесообразно наружную поверхность всех венцов однозубого колеса выполнить свободно вращающейся относительно оси колеса. Для этого венцы должны быть образованы наружными обоймами подшипников, которые посажены на эксцентричные и смещенные по фазе участки общего вала.
Для того чтобы можно было достаточно просто произвести сборку такого колеса целесообразно эксцентричные участки общего вала выполнить с последовательно уменьшающимися диаметрами от середины вала к его концам. В этом случае внутренний диаметр подшипников должен также последовательно
уменьшаться, при этом наружный диаметр подшипников должен оставаться неизменным.
Изобретение иллюстрируется графическими материалами, где на фиг. 1 представлен общий вид первого варианта предлагаемого реечного зацепления. На фиг. 2 показано то же зацепление, вид с торца. На фиг. 3 и 4 приведены схемы, поясняющие формирование циклоидального профиля зубчатой рейки с разным линейным шагом. Фиг. 5 иллюстрирует зацепление шевронных зубьев. На фиг. 6 показан общий вид второго варианта зацепления колеса и рейки, составленных из 6 венцов. На фиг. 7 показано такое же зацепление составных колеса и рейки, в котором зубчатый профиль каждого венца колеса образован наружной обоймой подшипников.
На фиг. 8 отдельно показано сечение составного колеса, в котором используются подшипники разного размера.
Зацепление, изображенное на фиг. 1 и 2 образовано колесом 1 и зубчатой рейкой 2. Ось вращения 001 колеса 1 перпендикулярна направлению поступательного перемещения рейки 2, показанному на фигурах стрелкой. Колесо 1 выполнено с одним винтовым зубом с углом осевого перекрытия в 360 градусов. Винтовой зуб образован последовательным и непрерывным поворотом каждого торцевого сечения колеса 1, представляющим собой эксцентрично смещенную на расстояние е от оси вращения колеса окружность 3. Или образование винтового зуба можно рассматривать как равномерное и непрерывное перемещение эксцентрично смещенной окружности 3 вдоль оси 001 с одновременным непрерывным поворотом этой окружности вокруг оси 001. На фигурах штриховыми линиями 3', 3", 3'", ... обозначены окружности в торцевых сечениях колеса 1, выполненных через 60 градусов.
Винтовые зубья 4 рейки 2 в торцевых сечениях имеют форму циклоидальной кривой 5. Цифрами 5, 5', 5", 5'" обозначены циклоидальные кривые в соседних сечениях рейки, сопрягающиеся с соответствующими эксцентричными окружностями 3, 3', 3", 3'" в торцевых сечениях колеса 1. Поскольку по условиям построения каждая из окружностей 3, 3', 3", 3'", ... имеет точку контакта с соответствующими циклоидальными кривыми 5, 5', 5", 5"', ..., то зацепление колеса 1 с рейкой 2 будет иметь непрерывную линию контакта ВС.
Для построения сопряженного с колесом 1 циклоидального профиля 5 зубчатой рейки 2 обратимся к схемам на фиг. 3 и 4. Буквой О обозначен центр вращения колеса
1. Его зубчатый профиль представлен здесь окружностью 3, центр А которой смещен на расстояние е от центра вращения О. Для получения циклоидального профиля 5 рейки 2 построим из центра О окружность 6, касающуюся окружности 3. При качении этой окружности 6 по прямой 7 без проскальзывания её точка А, совпадающая с центром окружности 3 и расположенная внутри окружности 6, описывает трохоиду (укороченную циклоиду) 8 с шагом tβ. Эквидистанта этой трохоиды 8, смещенная на расстояние г, образует искомую циклоидальную кривую 5 (здесь г - есть радиус окружности 3 в торцевом сечении колеса 1). Для получения более крутых фронтов циклоидальных зубьев рейки 2, следует построить трохоиду с меньшим шагом. Она образуется качением окружности 9 меньшего диаметра, как это показано на фиг. 4. Окружность 9 здесь также построена с центром в точке О, но её диаметр D9 меньше, чем диаметр D6 образующей окружности 6 на фиг. 3. При качении без проскальзывания окружности 9 по прямой 10, точка А, находящаяся внутри окружности 9 опишет трохоиду (укороченную циклоиду) 11, имеющую более крутые фронты, чем кривая 8. Эквидистанта трохоиды 11 и будет являться искомой циклоидальной кривой 12, которая формирует профиль зуба 4 рейки 2 с меньшим шагом t12. Для колеса 1, имеющего в сечении окружность одного и того же радиуса г с одним и тем же эксцентриситетом е, можно построить множество циклоидальных кривых, отличающихся величиной шага, а, следовательно, и крутизной фронта зубьев. Уменьшение шага зуба рейки 2 ограничено только появлением эффекта подрезания зубьев.
Очевидно, что в зацеплении на фиг. 3 длина пути DE, проходимого любой точкой окружности 3 за один полный её оборот примерно равна длине этой окружности. В зацеплении же на фиг. 4 длина окружности 3 значительно превышает соответствующую длину пути GH. Поэтому зацепление на фиг. 3 будет иметь меньшее проскальзывание, чем зацепление с большей кривизной фронта зубьев рейки на фиг. 4. Однако, у этого зацепления значительно хуже распределение действующих сил. Действительно, сила F взаимодействия зуба колеса 1 и зуба рейки
2, направлена перпендикулярно к профилям зубьев в точке контакта. Эту силу можно разложить на две взаимно перпендикулярных составляющих F1, и F2. Составляющая FJ направлена вдоль рейки и является собственно движущей силой, а составляющая F2
является силой, с которой колесо 1 прижимается к реке 2 (сила давления). Очевидно, что при равных моментах вращения колеса 1 действующая сила Fi для рейки с меньшим шагом будет больше чем действующая сила для зацепления на фиг. 3. Таким образом, в каждом конкретном случае для одного и того же колеса 1 выбор шага рейки 2 будет определяться требованиями к силовым характеристикам или КПД.
Как у всякого косозубого зацепления, в предлагаемом зацеплении имеется составляющая силы, направленная вдоль оси колеса и стремящаяся сместить колесо относительно рейки. Для того, чтобы предотвратить осевое смещение в реечной передаче следует применять радиально-упорные подшипники. Другим вариантом решения этой же задачи является выполнение венцов колеса и рейки шевронными, как это показано на фиг. 5. Колесо 1 имеет по длине два участка 13 и 14, образованные винтовыми поверхностями с противоположным направлением. Окружность 3 в торцевом сечении колеса на участке 13 имеет непрерывный поворот вокруг эксцентрично смещенной оси 001 по часовой стрелке, а на участке 14 - против часовой стрелки. Точно так же зубчатый венец рейки 2 состоит из двух участков с правыми 15 и левыми 16 циклоидальными зубьями, образованными фазовым сдвигом циклоидальной кривой 5 в противоположных направлениях. Очевидно, что вследствие симметрии расположения зубьев осевые составляющие силы в шевронном зацеплении взаимно уравновешиваются.
При всех достоинствах предлагаемое реечное зацепление достаточно сложно в изготовлении, требует наличия многокоординатных станков с ЧПУ. Эта же идея зацепления может быть реализована в другом варианте, более простом в изготовлении. Обратимся к схеме образования винтового профиля зуба колеса 1, изображенного на фиг. 1 и 2. Если профиль зуба колеса 1 получать не непрерывным поворотом и смещением эксцентричной окружности 3 относительно оси вращения 001 колеса 1, а разделить эти два движения, то получим составной ступенчатый профиль колеса 1 , образованный отдельными, повернутыми друг относительно друга одинаковыми венцами 17, 17', 17", ... (см. фиг.б). Каждый венец 17 образован цилиндром с эксцентрично смещенной окружностью в сечении. Соседние венцы 17, 17' повернуты друг относительно друга на угол, равный угловому шагу колеса, деленному на число венцов. На фиг. 6 угловой шаг колеса 1 составляет 360 градусов, число венцов равно 6. Следовательно, соседние венцы 17 будут повернуты друг
относительно друга на 60 градусов. Изготавливать такой составной ступенчатый профиль колеса можно либо из отдельных венцов, жестко скрепляемых вместе, либо выполняя колесо со ступенчатым профилем в виде единой детали, наподобие коленчатого вала.
Аналогично строится и составной зубчатый профиль рейки 2, только отдельные венцы 18, 18', 18", 18'", ...сдвинуты друг относительно друга вдоль рейки на расстояние, равное шагу рейки, деленному на число венцов. В общем случае про венцы составного колеса и составной рейки можно сказать, что они смещены друг относительно друга по фазе, и смещение равно шагу соответствующего венца, деленному на число венцов. Каждая пара венцов 17 и 18 колеса 1 и рейки 2 контактируют по прямой линии, и общая линия контакта профилей представляет собой кусочно-непрерывную ломаную кривую. У зацепления с составными ступенчатыми профилями колеса и рейки нет проблемы осевой составляющей силы, так как его можно рассматривать как суперпозицию попарных зацеплений отдельных прямозубых венцов. Следует отметить, что, увеличивая число венцов в зацеплении, мы будем приближаться к первому варианту зацепления с косыми винтовыми зубьями. В свою очередь, зацепление с косыми зубьями можно рассматривать как зацепление составных ступенчатых профилей, где число венцов бесконечно велико, а смещение по фазе между соседними венцами бесконечно мало.
Как будет показано ниже, предлагаемое зацепление для высоких нагрузок будет иметь проскальзывание зацепляющихся профилей друг относительно друга. Этот недостаток устранен в зацеплении составных ступенчатых профилей на фиг. 7, в котором для большей ясности показано только по три венца составного колеса 1 и рейки 2. Здесь каждый отдельный венец составного колеса 1 образован наружной обоймой 19 подшипников 20. Подшипники 20 посажены на эксцентричные участки 21 общего вала 22. Соседние эксцентричные участки 21 повернуты друг относительно друга на угол, равный угловому шагу колеса, деленному на число венцов. Ось вала 22 является осью вращения колеса 1. Если используются одинаковые подшипники, то их посадка осуществляется на отдельные цилиндрические участки, которые затем с эксцентричным сдвигом и смещением по фазе собираются в общий вал 22. При сборке контролируют эксцентричность и поворот участков 21 друг относительно друга.
U2009/000301
8
Чтобы посадить подшипники на эксцентричные участки цельного общего вала, необходимо применить подшипники с разным размером внутренней обоймы, но с одинаковым размером наружной обоймы, как это показано на фиг. 8. Эксцентричные участки общего вала 22 выполняются с разным диаметром, уменьшающимся от середины вала к его концам. Эксцентричный участок 23, находящийся в середине вала 22 имеет максимальный размер. Соответственно подшипник 24, посаженный на этот эксцентрик имеет наибольший диаметр внутренней обоймы. Соседние слева и справа эксцентрики 25 и 26 имеют диаметры меньше, чем эксцентрик 23 на величину, которая учитывает их поворот относительно эксцентрика 23. Это означает, что окружности эксцентриков 25 и 26 вписываются в окружность эксцентрика 23, поэтому подшипник 24 свободно надевается на эксцентрик 23 с любой из сторон вала 22, минуя эксцентрики 25 или 26. Точно также эксцентрики 27 и 28 на краях общего вала 22 имеют диаметр меньший, чем эксцентрики 25 и 26. Подшипники 29, 30 свободно проходят через эксцентрики 27 и 28 и надеваются на эксцентрики 25 и 26. Диаметр вала 22 также меньше диаметров эксцентриков 27 и 28, и сборка подшипников 31 и 32 продолжается точно так же. Наружные диаметры всех подшипников 24, 29, 30, 31, 32 одинаковы, и мы получаем составной зубчатый профиль из одинаковых венцов, повернутых друг относительно друга. При этом зубчатый профиль каждого из венцов имеет возможность поворота относительно эксцентрика, на котором сидит подшипник.
Рассмотрим работу зацепления, изображенного на фиг. 1 - 2. При вращении колеса 1 вокруг оси 001 эксцентрично расположенная относительно оси окружность 3 (З1, 3", 3'", и т.д.) в любом торцовом сечении колеса 1 контактирует с циклоидальным профилем 5 (5', 5", 5'", ...) рейки 2 в том же сечении. Пусть колесо 1 вращается по часовой стрелке, 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 перемещение рейки 2 в ту же сторону на величину, равную половине её углового шага. После половины оборота колеса 1 окружность 3 придет в контакт со впадиной циклоидального профиля 5 рейки 2 и на следующей половине оборота в этом сечении силового воздействия на рейку 2 не будет. Аналогичные рассуждения можно привести и для других торцовых сечений колеса 1 и рейки 2, где силовой контакт зацепляющихся профилей будет осуществляться только на половине оборота
U2009/000301
колеса 1. Если при этом угол осевого перекрытия колеса 1 будет равен или больше 180 градусов, то силовой контакт будет соответствовать полному обороту колеса 1. Это означает, что перемещение рейки 2 будет непрерывным и за один оборот колеса 1 рейка 2 переместится в продольном направлении на один зуб. Т.е. скорость перемещения рейки 2 определяется только шагом её зубьев и не зависит от диаметра колеса 1, как это было в прототипе. Кроме того, при одинаковых диаметрах колес в прототипе и в предлагаемом изобретении, размеры зуба колеса и рейки по изобретению будут значительно больше, чем у прототипа с эвольвентным зацеплением. Следовательно, значительно выше будет и нагрузочная способность предлагаемого реечного зацепления. По сравнению же с реечным механизмом, описанным в US 5,187,994, предлагаемое зацепление решает ту же задачу во много раз проще, и с меньшим количеством деталей.
Если угол осевого перекрытия колеса 1 меньше 180 градусов, то в зацеплении появятся «мepтвыe зoны», в которых движение не передается. Однако зацепление и в этом случае может быть работоспособным, если требуемое возвратно-поступательное перемещение рейки 2 меньше её углового шага. Кроме того, зацепление работоспособно и в случае, когда колесо 1 имеет большую маховую массу, инерция которой преодолевает «мepтвыe зoны» зацепления.
Работа реечного зацепления составных зубчатых профилей, представляющих второй вариант изобретения, практически не отличается от вышеописанного. Момент движения передается последовательно различными парами венцов составного колеса и составной рейки, т.е. венцами 17-18, 17'- 18', 17"- 18" и т. д.
Работа зацепления на фиг. 7 отличается только тем, что поверхность зубчатого профиля колеса 1 имеет возможность свободно без трения перемещаться относительно самого колеса. При этом при повороте колеса и линейном перемещении рейки проскальзывание их профилей друг относительно друга будет компенсироваться поворотом обойм подшипника. Т.е потери на трение в зацеплении фактически будут определяться потерями в подшипниках, образующих венцы колеса, которые очень малы.
Claims
1. Реечное зацепление для линейного привода, содержащее зубчатое колесо, и зубчатую рейку, установленные с возможностью поступательного перемещения друг относительно друга, и находящиеся в зацеплении, отличающееся тем, что колесо и рейка выполнены с косыми зубьями, причем колесо выполнено с одним зубом с профилем в торцовом сечении колеса в виде окружности, эксцентрично смещенной относительно оси вращения колеса, и косой зуб колеса образован последовательным и непрерывным поворотом этих торцовых сечений вокруг оси колеса с образованием винтовой поверхности, а рейка имеет винтовые зубья циклоидального профиля, сопряженные с винтовой поверхностью колеса, и обеспечивающие линейный контакт зубьев.
2. Реечное зацепление по п. 1, отличающееся тем, что угол осевого перекрытия колеса превышает 180 градусов.
3. Реечное зацепление по п. 1 или 2, отличающееся тем, что зубья колеса и рейки выполнены шевронными.
4. Реечное зацепление для линейного привода, содержащее зубчатое колесо, и зубчатую рейку, установленные с возможностью поступательного перемещения друг относительно друга, и находящиеся в зацеплении, отличающееся тем, что зубчатый профиль и колеса, и рейки выполнен составным из, по меньшей мере, трех одинаковых зубчатых венцов каждый, венцы каждого составного профиля смещены друг относительно друга по фазе на шаг соответствующего профиля, деленный на число венцов, и жестко связаны между собой, причем каждый зубчатый венец колеса имеет один зуб, профиль которого в торцовом сечении очерчен эксцентрично смещенной относительно оси колеса окружностью, а каждый зубчатый венец рейки имеет профиль циклоидальной формы.
5. Реечное зацепление по п. 4, отличающееся тем, что каждый венец однозубого колеса образован наружной обоймой подшипника, посаженного на эксцентричный и смещенный по фазе участок общего вала.
6. Реечное зацепление по п. 5, отличающееся тем, что эксцентричные участки общего вала однозубого профиля и, соответственно, внутренние диаметры подшипников имеют последовательно уменьшающиеся от середины общего вала к его краям размеры, а наружные диаметры всех подшипников одинаковы.
Applications Claiming Priority (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2008115365 | 2008-04-18 | ||
| RU2008115365/11A RU2362925C1 (ru) | 2008-04-18 | 2008-04-18 | Реечное зацепление для линейного привода (варианты) |
| RU2008150967 | 2008-12-22 | ||
| RU2008150967/11A RU2385435C1 (ru) | 2008-12-22 | 2008-12-22 | Эксцентриково-циклоидальное зацепление составных зубчатых профилей |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| WO2009134169A2 true WO2009134169A2 (ru) | 2009-11-05 |
| WO2009134169A3 WO2009134169A3 (ru) | 2009-12-23 |
Family
ID=41255588
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| PCT/RU2009/000301 WO2009134169A2 (ru) | 2008-04-18 | 2009-06-15 | Реечное зацепление для линейного привода (варианты) |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| WO (1) | WO2009134169A2 (ru) |
Cited By (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2020030620A1 (de) * | 2018-08-09 | 2020-02-13 | Maul Konstruktionen GmbH | Mehrstufiges zahnstangengetriebe |
| EP4129756A1 (de) * | 2021-08-03 | 2023-02-08 | IMS Gear SE & Co. KGaA | Linearantrieb, längsverstellvorrichtung eines sitzes und kraftfahrzeug |
Citations (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| FR415321A (fr) * | 1910-04-27 | 1910-09-23 | Edmond Jean Leon Gauthier | Mécanisme transformateur de mouvement rectiligne alternatif en mouvement circulaire continu sans point mort |
| CH657434A5 (en) * | 1982-11-10 | 1986-08-29 | Heinrich Schmid Fa | Rolling-contact mechanism and the use of the latter |
| SU1310560A1 (ru) * | 1985-11-04 | 1987-05-15 | Предприятие П/Я М-5343 | Реечна передача |
| US20060288809A1 (en) * | 2005-06-23 | 2006-12-28 | Yakov Fleytman | Rack and pinion transmission |
-
2009
- 2009-06-15 WO PCT/RU2009/000301 patent/WO2009134169A2/ru active Application Filing
Patent Citations (4)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| FR415321A (fr) * | 1910-04-27 | 1910-09-23 | Edmond Jean Leon Gauthier | Mécanisme transformateur de mouvement rectiligne alternatif en mouvement circulaire continu sans point mort |
| CH657434A5 (en) * | 1982-11-10 | 1986-08-29 | Heinrich Schmid Fa | Rolling-contact mechanism and the use of the latter |
| SU1310560A1 (ru) * | 1985-11-04 | 1987-05-15 | Предприятие П/Я М-5343 | Реечна передача |
| US20060288809A1 (en) * | 2005-06-23 | 2006-12-28 | Yakov Fleytman | Rack and pinion transmission |
Cited By (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| WO2020030620A1 (de) * | 2018-08-09 | 2020-02-13 | Maul Konstruktionen GmbH | Mehrstufiges zahnstangengetriebe |
| EP4129756A1 (de) * | 2021-08-03 | 2023-02-08 | IMS Gear SE & Co. KGaA | Linearantrieb, längsverstellvorrichtung eines sitzes und kraftfahrzeug |
| US11761519B2 (en) | 2021-08-03 | 2023-09-19 | Ims Gear Se & Co. Kgaa | Linear drive, longitudinal adjustment device of a seat, and motor vehicle |
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| WO2009134169A3 (ru) | 2009-12-23 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| RU2385435C1 (ru) | Эксцентриково-циклоидальное зацепление составных зубчатых профилей | |
| US8157691B2 (en) | Toothed wheel gearing (variants) and a planetary toothed mechanism based thereon (variants) | |
| US7086304B2 (en) | Roller cam assembly | |
| JP5603418B2 (ja) | 動力伝達装置 | |
| US5324240A (en) | Eccentric gear system | |
| CN106402285B (zh) | 一种可增大输出扭矩的偏心摆动型行星齿轮减速装置 | |
| EA019727B1 (ru) | Эксцентриково-циклоидальное зацепление зубчатых профилей с криволинейными зубьями | |
| JP2012529606A5 (ru) | ||
| WO2019114033A1 (zh) | 一种变厚机器人关节传动结构 | |
| EP2960546A1 (en) | Eccentric gearbox | |
| RU2338105C1 (ru) | Зацепление колес с криволинейными зубьями (варианты) и планетарная передача на его основе | |
| WO2017064549A2 (zh) | 内啮合传动机构 | |
| US3494215A (en) | Anti-backlash speed-reduction gearset | |
| RU2362925C1 (ru) | Реечное зацепление для линейного привода (варианты) | |
| TWI431209B (zh) | 偏心凸輪式變速機構 | |
| WO2009134169A2 (ru) | Реечное зацепление для линейного привода (варианты) | |
| DE202009010093U1 (de) | Exzenter-Differenzgetriebe in 3 Varianten | |
| JPH0621608B2 (ja) | 遊星歯車機構における角度バツクラツシユの除去装置 | |
| RU150803U1 (ru) | Планетарно-цевочная передача самоторможением | |
| KR102007321B1 (ko) | 동력전달장치 | |
| RU2338103C1 (ru) | Эксцентриковый циклоидальный редуктор с предварительной ступенью | |
| CN208429533U (zh) | 一种采用变厚行星齿轮箱的散料输送机 | |
| RU2360160C1 (ru) | Эксцентриковая планетарная передача внутреннего зацепления | |
| RU2569077C1 (ru) | Зубчатая передача | |
| RU2784105C1 (ru) | Планетарный механизм |
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: 09739063 Country of ref document: EP Kind code of ref document: A2 |
|
| NENP | Non-entry into the national phase in: |
Ref country code: DE |
|
| 122 | Ep: pct application non-entry in european phase |
Ref document number: 09739063 Country of ref document: EP Kind code of ref document: A2 |