WO2022149997A1 - Способ повысить кпд внецентроидного циклоидального зацепления - Google Patents

Способ повысить кпд внецентроидного циклоидального зацепления Download PDF

Info

Publication number
WO2022149997A1
WO2022149997A1 PCT/RU2022/050002 RU2022050002W WO2022149997A1 WO 2022149997 A1 WO2022149997 A1 WO 2022149997A1 RU 2022050002 W RU2022050002 W RU 2022050002W WO 2022149997 A1 WO2022149997 A1 WO 2022149997A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
cycloidal
gear
angle
active
gearing
Prior art date
Application number
PCT/RU2022/050002
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Александр Никодаевич ПЕТРОВСКИЙ
Original Assignee
Александр Никодаевич ПЕТРОВСКИЙ
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Александр Никодаевич ПЕТРОВСКИЙ filed Critical Александр Никодаевич ПЕТРОВСКИЙ
Publication of WO2022149997A1 publication Critical patent/WO2022149997A1/ru

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • 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
    • 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

Definitions

  • the invention relates to mechanical engineering, namely to planetary gears with off-centroid cycloidal gearing (ECG).
  • ECG off-centroid cycloidal gearing
  • Planetary gear with VTsZ contains a housing, a drive shaft with a crank, a cycloid gear, a cycloid gear bearing , a pinion wheel, a driven shaft and a mechanism for transmitting rotation between the cycloidal gear and the driven shaft.
  • the theoretical profile of a cycloidal gear is a closed equidistant epicycloid.
  • the lantern wheel is made in the form of a ring in which lanterns are installed with the possibility of rotation.
  • a rubber or spring buffer is installed between the lantern wheel and the body.
  • the load capacity of the VTsZ is provided by the joint operation of a plurality of pins in the movable zone of active engagement. The latter is adjacent to the crank and is limited by the central angle p of the lantern wheel.
  • VTsZ In a similar planetary gear with VTsZ (see patent DE2433765 for the invention, Rudolf Braren. Planetengetriebe mit Exzenter und Zyklidenvertechnikung. IPC F16H 1/32, published 01/15/1976), the profile of the cycloidal gear is modified.
  • the modified profile is formed within the theoretical profile.
  • the load capacity of the VTsZ is provided by the joint operation of a plurality of pins in the movable zone of active engagement. The latter is adjacent to the crank and is limited by the central angle p of the lantern wheel.
  • the maximum distance between the profiles is assigned to the top of the protrusions and the bottom of the depressions, the minimum distance is determined for the middle part of the protrusion.
  • a cycloidal gear with a modified profile reduces the effect of technological deviations on the load distribution between cooperating pins while maintaining their number and active engagement zone. It is argued that the load capacity of the VTsZ multiplies in relation to the previous analogue, however, it will be shown below that this statement is not substantiated.
  • the lantern wheel is made in the form of a ring, in which lanterns are installed with the possibility of rotation.
  • the cycloidal gear is made with a modified profile.
  • the load capacity of the VTsZ is provided by the joint operation of a plurality of pins in the movable zone of active engagement. The latter is adjacent to the crank and is limited by the central angle p of the lantern wheel.
  • the modified profile is formed from three sections specified by the intervals of the central angle p of the pinion wheel: (0; p/ ⁇ ) - section of the base of the protrusion; (p/3; 2p/3) - active area, (2p/3; p) - area of the top of the protrusion.
  • the active site is formed as part of a theoretical profile.
  • the areas of the base and top of the protrusion are formed within the theoretical profile and are defined by polynomial curves of the third degree.
  • the angle between the crank and the center of the lantern is used as a variable parameter in the equations of the sections of the modified profile to determine its effective dimensions.
  • a cycloidal gear with a modified profile reduces the effect of technological deviations on the load distribution between cooperating pins while maintaining their number and active engagement zone.
  • the contact of the active sections of the cycloidal gear and pinions ensures the kinematic accuracy and smooth operation of the planetary gear VTsZ.
  • the invention solves the problem of increasing the efficiency of the off-centroid cycloidal gearing of the planetary gear.
  • the invention is implemented in several versions, providing the preferred combination of gear ratio, load capacity, efficiency, as well as manufacturability of the cycloidal gear.
  • a method for increasing the efficiency of off-centroid cycloidal gearing of a planetary gear comprising a housing, a drive shaft with a crank, a cycloidal gear, a cycloidal gear bearing, a lantern wheel, a driven shaft and a mechanism for transmitting rotation between the cycloidal gear and the driven shaft.
  • the lantern wheel is made in the form of a ring, in which lanterns are installed with the possibility of rotation.
  • the theoretical profile of a cycloidal gear is the equidistant line of the epicycloid.
  • the load capacity of the VTsZ is ensured by the operation of the pins in the movable zone of active engagement. The latter is adjacent to the crank and limited on the central corner of the lantern wheel.
  • the modified profile is formed in sections specified in the intervals of the central angle p of the pinion wheel.
  • the active site is made as part of the theoretical profile.
  • the tip portion of the protrusion is formed within the theoretical profile.
  • the angle between the crank and the center of the lantern is used as a variable parameter in the equations of the sections of the modified profile to determine its effective dimensions
  • the movable zone of active engagement is limited by the angle: where: f dirt - angle limiting the zone of active engagement, rad.; z ⁇ - the number of protrusions of the cycloidal gear; n is the number of jointly working tarsals.
  • the executive dimensions of the active section are determined in the interval:
  • the executive dimensions of the protrusion top section are determined in the interval:
  • the method provides:
  • a method to increase the efficiency of the off-centroid cycloidal gearing of the planetary gear in the 1st version characterized in that the section of the protrusion top is made with an arc of a circle, the radius, which is determined by the ratio:
  • the method provides:
  • the method ensures the transmission of the load by essentially one pinion, the lowest power loss and the highest efficiency of engagement.
  • the applicability of the method is limited by a decrease in the load capacity and smooth operation of the VCR.
  • the method is preferable for VTsZ with the number of protrusions of the cycloidal gear z ⁇ ⁇ 12.
  • Version 4 provides a smoother transfer of load between the pins relative to version 3 and preferably with zi ⁇ 12.
  • the method provides for the transfer of the load essentially by two pins and greater load capacity relative to versions 3-4, but reduces the gearing efficiency relative to these versions.
  • the method is preferable for z ⁇ >12.
  • the method provides a smoother transfer of load between adjacent pins relative to versions 3-5 and a greater load capacity. However, the efficiency is less than in versions 3-4. The method is preferred when z>12.
  • the proposed method for increasing the efficiency reduces the load capacity of the VTsZ by reducing the number of cooperating pins.
  • the load capacity of the VTsZ is not proportional to the number of cooperating pins and is determined by the condition of compatibility of deformations in the kinematic pairs "gear-pin".
  • the load is redistributed from the convex to the concave surface of the protrusions, which significantly reduces contact stresses and prevents a proportional decrease in the load capacity.
  • FIG. 1 shows a kinematic diagram of a planetary gear
  • kinematic pairs “gear-pinion” and the mechanism of parallel cranks are represented by their equivalents - pairs of hinges connected by an additional link (see Artobolevsky I.I. Theory of mechanisms and machines. M., "Nauka", 1975 pp. 45-47).
  • the hinges are shown as small circles, the centers of which coincide with the centers of curvature of the mating profiles. Additional links are shown as thick line segments, which demonstrate the connections of the planetary gear with the VTsO.
  • a method to increase the efficiency of the off-centroid cycloidal gearing of a planetary gear containing a housing 1, a drive shaft with a crank 2, a cycloidal gear 3, a cycloidal gear bearing 4, a pinion wheel 5, a driven shaft 6 and a mechanism 7 for transmitting rotation between the cycloidal gear and the driven shaft.
  • the lantern wheel 5 is made in the form of a ring in which lanterns 8 are installed with the possibility of rotation.
  • the theoretical profile of a cycloidal gear is an equidistant epicycloid.
  • the rotation transmission mechanism 7 between the cycloidal gear and the driven shaft is made in the form of parallel cranks.
  • the load capacity of the VTsZ is ensured by the operation of the pins in the movable zone of active engagement.
  • the latter is adjacent to the crank and is limited by the central angle of the lantern wheel.
  • the modified profile is formed from sections specified in the intervals of the central angle p of the pinion wheel.
  • the active site is formed as part of the theoretical profile.
  • the tip portion of the protrusion is formed within the theoretical profile.
  • the angle between the crank and the center of the lantern is used as a variable parameter in the equations of the sections of the modified profile for determining its performance dimensions.
  • the zone of active engagement is limited by the angle fn, which is determined from relations (1), (2).
  • the effective dimensions of the active section are determined from the equations of the theoretical profile at a variable angle f from the interval (3).
  • the executive dimensions for the section of the top of the protrusion are determined from the relations (5, 6).
  • the effective dimensions of the cycloidal gear and the preferred combination of possible values of efficiency and load capacity are determined using the parameters and relations of the theory of gearing, the theory of contact deformations, tribology and design theory.
  • FIG. Figure 2 shows the geometrical scheme and parameters of the planetary gear VTsZ in Cartesian coordinates ⁇ ⁇ U , where: CkO ⁇ U k - moving coordinate system associated with the crank 0 ⁇ 0r, 1 - index of the cycloidal gear; 2 - pinwheel index; 0 ⁇ ⁇ _ - gear and wheel axes; n-n is the common normal of the centroid at the pole P of the link; r wia centroid radii, m; D is the radius of the circle of the centers of the lanterns, m; p, - radius of curvature of the profile of the cycloidal gear, m; p 2 - radius of the lantern, m; d c - diameter of the pin, m; c - segment connecting the center of the pin and the pole P of the engagement, m; z 12 - the number of pinion protrusions and wheel pins; a - engagement angle; b - the central angle of the lantern between
  • the radius of the gear centroid is taken as a scale factor ⁇ u003d 1, whence the radius of the centroid of the wheel: g * 2 ⁇ u003d and n , and the radius of the circle of the center
  • the equations of the line of engagement are the equations of the trajectory of the point K of contact in the moving coordinate system C () ⁇ Uk
  • the radius of curvature of the profile of the cycloidal gear is conveniently determined by the geometric construction of Bobillier, Fig. 4, or analytically from the equation of Euler and Savary (see Litvin, F. L. Theory of gearing. - M.: Nauka, 1968. 584 p. P. 57).: where ⁇ 7 is the distance from the pole to the point of contact, m.
  • the drive moment on the cycloidal gear is defined as the sum of the moments from the components of the specific load in each of the contact points, the number of which is equal to the number n of cooperating pins: where: T ⁇ - drive torque on the cycloidal gear, Nm, i - serial number of the contact point, counted from the engagement pole, Tc - moment from the specific load component, Nm; l ⁇ ) - component of the specific load; b w - width of the cycloidal gear, m.
  • V li - Hi r Kli (42) where: angular velocities of the gear and wheel relative to the carrier; r K ⁇ , 2 are the radii of the contact points of the cycloidal gear and pinion wheel.
  • the rolling speeds which characterize the speed of movement of the contact point along the profile, are defined as projections of the vectors and n 2 to the tangent at the point K. Taking into account the scale factor, it is obtained:
  • the sliding speed reaches its maximum value.
  • the specific friction power at the i-th contact point is determined by the formula: and the friction coefficient f - by the formula of Yu.N. Drozdov (see Kogaev V.P., Drozdov Yu.N. Strength and wear resistance of machine parts: Textbook for mechanical engineering. Special universities. M.: Vyssh. shk., 1991. 319 p., p.
  • Nh - specific friction power in the i-th contact point, W/m; A 4.5-10 3 - dimensional coefficient; s #/ - contact voltage, MPa; HB - Brinell hardness, MPa; Ra is the roughness parameter of the lantern (more solid body), m; // n - reduced modulus of elasticity of materials, MPa; m is the kinematic viscosity of the oil at the temperature of the contacting surface, m 2 /s.
  • the specific friction power in the kinematic pair "pin-ring seat” is defined as the power loss in the plain bearing.
  • the specific friction power on the i-th pin is determined by the relation:
  • expression (49) takes the form:
  • the integral in formula (56) is determined by numerical methods, as the area of the NTS diagram FOR ONE gear ledge.
  • Diagrams of the first ledge from the pole are located in the interval (0; 2p!z ⁇ + r) and are highlighted by bold lines .
  • Diagrams of protrusions in other engagement phases are shown as thin lines.
  • the location of the diagrams shows that in the zone of active engagement there is one kinematic pair "gear-pinion", but the entry and exit from the zone of active engagement is supported by neighboring pairs at a small overlap angle Ap.
  • the work of friction forces in the core corresponds to the area of one diagram of the friction power.
  • Diagrams of the first ledge from the pole are located on the segment (0; ApIz ⁇ + r).
  • Diagrams of the first ledge from the pole are located in the interval (0; 2p!z ⁇ + Ar) and are marked with bold lines.
  • Diagrams of protrusions in other engagement phases are shown as thin lines. The location of the diagrams shows that in the zone of active engagement there are two kinematic pairs of "gear-pinion", but the entry and exit from the zone of active engagement is supported by neighboring pairs at a small overlap angle Ap.
  • the work of the friction forces in the core corresponds to the area of two diagrams of the friction power.
  • the method can be used at enterprises producing and operating planetary gears with VTsZ.

Landscapes

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

Abstract

Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи, содержащей корпус, ведущий вал с кривошипом, циклоидальную шестерню, подшипник циклоидальной шестерни, цевочное колесо, ведомый вал и механизм передачи вращения между циклоидальной шестерней и ведомым валом. Активный участок профиля циклоидальной шестерни выполняют как часть теоретического профиля. Участок вершины выступа формируют внутри теоретического профиля. Подвижную зону активного зацепления ограничивают углом: (I) (II) где: φ n - угол, ограничивающий зону активного зацепления, рад.; z 1 - число выступов циклоидальной шестерни; n - число совместно работающих цевок. Активный участок модифицированного профиля определяют из уравнений теоретического профиля в интервале: 0<φ≤ φ n , (3) где φ - угол между кривошипом и центром цевки, рад. Участок вершины выступа формируют дугой окружности в интервале: φ n <φ≤π. (4) Способ позволяет увеличить КПД на 0.03-0.04 и предусматривает исполнения с углом φ n , равным или кратным угловому шагу выступов циклоидальной шестерни.

Description

СПОСОБ ПОВЫСИТЬ кпд
ВНЕЦЕНТРОИДНОГО ЦИКЛОИДАЛЬНОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ
Область техники
Изобретение относится к машиностроению, а именно к зубчатым пла- нетарным передачам с внецентроидным циклоидальным зацеплением (ВЦЗ).
Предшествующий уровень техники
Планетарная передача с ВЦЗ (см. патент DE459025 на изобретение: Friedr. Deckel. FJber-oder Untersetzungsgetriebe. МПК F16H 1/32, опублико- ван 25.04.1928) содержит корпус, ведущий вал с кривошипом, циклои- дальную шестерню, подшипник циклоидальной шестерни, цевочное коле- со, ведомый вал и механизм передачи вращения между циклоидальной ше- стерней и ведомым валом. Теоретический профиль циклоидальной ше- стерни есть замкнутая эквидистанта эпициклоиды. Цевочное колесо вы- полнено в виде кольца, в котором с возможностью вращения установлены цевки. Между цевочным колесом и корпусом установлен резиновый или пружинный буфер. Нагрузочная способность ВЦЗ обеспечена совместной работой множества цевок в подвижной зоне активного зацепления. По- следняя прилегает к кривошипу и ограничена центральным углом p цевоч- ного колеса.
Распределение нагрузки между цевками имеет статически неопреде- лимый характер и зависит от точности исполнения деталей планетарной передачи. Технологические отклонения размеров, формы и взаимного рас- положения рабочих поверхностей, соизмеримые с их деформациями, при- водят к перегрузке кинематических пар «шестерня-цевка», ухудшению смазки, перегреву деталей и снижению КПД зацепления. Буфер, предна- значенный для компенсации технологических отклонений, недостаточно устраняет перегрузку кинематических пар.
Автор представленной планетарной передачи с ВЦЗ предложил мо- дифицировать циклоидальную шестерню (см. патент DE464992 на изобре- тение: Friedrich Deckel. TJber-oder Untersetzungsgetriebe, МПК F16H 1/32, опубликован 23.08.1928). Согласно дополнительному изобретению, вер- шины выступов циклоидальной шестерни занижают токарной обработкой, а нижние участки впадин углубляют фрезерованием так, что нагрузка пе- редается восходящим и нисходящим участками циклоидальной поверхно- сти.
Исключение из зацепления вершин выступов и нижних участков впа- дин циклоидальной шестерни снижает перегрузку кинематических пар, но сокращает число совместно работающих цевок и зону активного зацепле- ния. Нагрузочная способность зацепления уменьшается.
В аналогичной планетарной передаче с ВЦЗ (см патент DE2433765 на изобретение, Rudolf Braren. Planetengetriebe mit Exzenter und Zyklidenverzahnung. МПК F16H 1/32, опубликован 15.01.1976) модифици- руют профиль циклоидальной шестерни. Модифицированный профиль формируют внутри теоретического профиля. Нагрузочная способность ВЦЗ обеспечена совместной работой множества цевок в подвижной зоне активного зацепления. Последняя прилегает к кривошипу и ограничена центральным углом p цевочного колеса. Максимальное расстояние между профилями назначают для вершины выступов и дна впадин, минимальное расстояние определяют для средней части выступа.
Циклоидальная шестерня с модифицированным профилем снижает влияние технологических отклонений на распределение нагрузки между совместно работающими цевками при сохранении их числа и зоны актив- ного зацепления. Утверждается, что нагрузочная способность ВЦЗ кратно возрастает по отношению к предыдущему аналогу, однако ниже будет по- казано, что это утверждение не обосновано.
В качестве прототипа принят способ модификации профиля циклои- дальной шестерни планетарной передачи с ВЦЗ (см. патент CN109307054 на изобретение: Лу Луншэн, Чжан Фэйсян, Ван Чжэньпин, Тан Юн. Спо- соб секционной модификации циклоидальной шестерни редуктора RV и профиль ее выступа. МПК F16H 55/08, опубликовано 05.02.2019), которая содержит корпус, ведущий вал с кривошипом, циклоидальную шестерню, подшипник циклоидальной шестерни, цевочное колесо, ведомый вал и ме- ханизм передачи вращения между циклоидальной шестерней и ведомым валом. Теоретический профиль циклоидальной шестерни есть эквидистан- та эпициклоиды. Цевочное колесо выполнено в виде кольца, в котором с возможностью вращения установлены цевки. Циклоидальную шестерню выполняют с модифицированным профилем. Нагрузочная способность ВЦЗ обеспечена совместной работой множества цевок в подвижной зоне активного зацепления. Последняя прилегает к кривошипу и ограничена центральным углом p цевочного колеса. Модифицированный профиль об- разуют из трех участков, заданных интервалами центрального угла p це- вочного колеса: (0; p/З) - участок основания выступа; (p/3; 2p/3) - актив- ный участок, (2p/3; p) - участок вершины выступа. Активный участок формируют как часть теоретического профиля. Участки основания и вер- шины выступа формируют внутри теоретического профиля и определяют полиномиальными кривыми третьей степени. Угол между кривошипом и центром цевки используют как переменный параметр в уравнениях участ- ков модифицированного профиля для определения его исполнительных размеров.
Циклоидальная шестерня с модифицированным профилем снижает влияние технологических отклонений на распределение нагрузки между совместно работающими цевками при сохранении их числа и зоны актив- ного зацепления. Контакт активных участков циклоидальной шестерни и цевок обеспечивает кинематическую точность и плавность работы ВЦЗ планетарной передачи.
Известные технические решения исключают снижение КПД зацепле- ния по причине технологических отклонений рабочих поверхностей дета- лей, но не позволяют повысить КПД выше значений, известных из уровня техники - 0.95 (см. Precision Reduction Gear RVTM. E Series/C Series / Original Series. NABTESCO. CAT. 190510 (Issued on May 10, 2019. P. 22, 68, 102.). Достигнутых значений КПД недостаточно для транспортных транс- миссий, где востребовано эвольвентное зацепление с КПД, превышающим 0,98. Однако высокая нагрузочная способность и плавность работы ВЦЗ указывают на перспективу его применения в транспортных трансмиссиях при условии увеличения КПД на 0.03-0.04.
Изобретение решает задачу повысить КПД внецентроидного циклои- дального зацепления планетарной передачи.
Технический результат от использования изобретения:
- сокращение потерь мощности и повышение КПД внецентроидного цик- лоидального зацепления планетарной передачи на 0.03-0.04;
- сокращение материалоемкости, хроноемкости и энергоемкости ВЦЗ пла- нетарной передачи в производстве и эксплуатации;
- применение планетарных передач с ВЦЗ в транспортных трансмиссиях для повышения нагрузочной способности, снижения уровней шума и виб- раций.
Раскрытие изобретения
Изобретение реализуют в нескольких исполнениях, обеспечивающих предпочтительное сочетание передаточного числа, нагрузочной способно- сти, КПД, а также технологичность циклоидальной шестерни.
1-е исполнение.
Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи, содержащей корпус, ведущий вал с кривошипом, циклоидальную шестерню, подшипник циклоидальной шестерни, цевоч- ное колесо, ведомый вал и механизм передачи вращения между циклои- дальной шестерней и ведомым валом. Цевочное колесо выполнено в виде кольца, в котором с возможностью вращения установлены цевки. Теорети- ческий профиль циклоидальной шестерни есть эквидистанта эпициклоиды. Нагрузочная способность ВЦЗ обеспечена работой цевок в подвижной зоне активного зацепления. Последняя прилегает к кривошипу и ограниче- на центральным углом цевочного колеса. Модифицированный профиль образуют на участках, заданных в интервалах центрального угла p цевоч- ного колеса. Активный участок выполняют как часть теоретического про- филя. Участок вершины выступа формируют внутри теоретического про- филя. Угол между кривошипом и центром цевки используют как перемен - ный параметр в уравнениях участков модифицированного профиля для определения его исполнительных размеров
Для решения поставленной задачи подвижную зону активного зацеп- ления ограничивают углом:
Figure imgf000007_0001
где: f „ - угол, ограничивающий зону активного зацепления, рад.; z\ - чис- ло выступов циклоидальной шестерни; п - число совместно работающих цевок.
Исполнительные размеры активного участка определяют в интервале:
О < f < ср„ , (3) где f - угол между кривошипом и центром цевки, рад,
Исполнительные размеры участка вершины выступа определяют в ин- тервале:
Ф„ < Ф ^ p · (4)
Способ обеспечивает:
- сокращение числа совместно работающих цевок, по меньшей мере, втрое;
- исключение из зацепления вершин выступов циклоидальной шестерни с наиболее высокими скоростями скольжения и качения;
- сокращение потерь мощности и повышение КПД внецентроидного цик- лоидального зацепления планетарной передачи на 0.03-0.04; - сокращение материалоемкости, хроноемкости и энергоемкости ВЦЗ пла- нетарной передачи в производстве и эксплуатации;
- применение планетарных передач с ВЦЗ в транспортных трансмиссиях для повышения нагрузочной способности, снижения уровней шума и виб- раций.
2-е исполнение.
Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи в 1-м исполнении, отличающий тем, что участок вершины выступа выполняют дугой окружности радиус, который опреде- ляют соотношением:
Cl = V(c - p2 - Cl Sin f„)2 + /Ц cos2 , (5)
Figure imgf000008_0001
где: rai - радиус окружности верхних точек активного участка профиля циклоидальной шестерни, мм; с - расстояние от центра цевки до полюса зацепления, мм; rwl - радиус центроиды циклоидальной шестерни, мм; р2 - радиус цевки, мм; / - коэффициент внецентроидности, определенный как отношению радиусов окружности центра цевок и центроиды колеса; Мя - передаточное число планетарной передачи с ВЦЗ при неподвижном кри- вошипе.
Соотношения (5), (6) следуют из геометрической схемы зацепления и параметрических уравнений линии зацепления, которые представлены ни- же.
Способ обеспечивает:
- цилиндрическую форму вершин выступов;
- сокращение длины поверхности с теоретическим профилем и уменыпе- ние наружного диаметра циклоидальной шестерни;
- сокращение материалоемкости, хроноемкости и энергоемкости циклои- дальной шестерни. 3-е исполнение.
Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи в одном из исполнений 1, 2, отличающийся тем, что зону активного зацепления ограничивают угловым шагом выступов цик- лоидальной шестерни:
2 p
Y„ = z (V)
1
Способ обеспечивает передачу нагрузки по существу одной цевкой, наименьшие потери мощности и наибольший КПД зацепления.
Применяемость способа ограничена снижением нагрузочной способ- ности и плавности работы ВЦЗ. Способ предпочтителен для ВЦЗ с числом выступов циклоидальной шестерни z\ < 12.
4-е исполнение.
Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи в исполнении 3, отличающий тем, что зону активно- го зацепления ограничивают углом:
Figure imgf000009_0001
где: Ар - угол перекрытия фаз работы соседних цевок, рад.
Исполнение 4 обеспечивает более плавную передачу нагрузки между цевками относительно исполнения 3 и предпочтительно при zi<12.
5-е исполнение.
Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи в одном из исполнений 1-2, отличающийся тем, что зону активного зацепления ограничивают двумя угловыми шагами высту- пов циклоидальной шестерни:
4 p
F„ = Z (9)
1
Способ обеспечивает передачу нагрузки по существу двумя цевками и большую нагрузочную способность относительно исполнений 3-4, но сни- жает КПД зацепления относительно этих исполнений. Способ предпочти- телен при z\ >12.
6-е исполнение.
Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи в исполнении 5, отличающий тем, что зону активно- го зацепления ограничивают углом:
Figure imgf000010_0001
где: Ар - угол перекрытия фаз работы соседних цевок, рад.
Способ обеспечивает более плавную передачу нагрузки между сосед- ними цевками относительно исполнений 3-5 и большую нагрузочную спо- собность. Однако КПД получается меньше, чем в исполнениях 3-4. Способ предпочтителен при z >12.
Предлагаемый способ повышения КПД снижает нагрузочную способ- ность ВЦЗ за счет сокращения числа совместно работающих цевок. Однако нагрузочная способность ВЦЗ не пропорциональна числу совместно рабо- тающих цевок и определяется условием совместности деформаций в кине- матических парах «шестерня-цевка». В результате модификации циклои- дальной шестерни нагрузка перераспределяется с выпуклой на вогнутую поверхность выступов, что существенно снижает контактные напряжения и препятствует пропорциональному снижению нагрузочной способности.
Рациональное применение способа обеспечивают предпочтительным сочетанием передаточного числа, нагрузочной способности и КПД
Краткое описание чертежей
На фиг. 1 представлена кинематическая схема планетарной передачи с
ВЦЗ, на фиг. 2 - геометрическая схема и параметры ВЦЗ, на фиг. 3 - экви- дистанта эпициклоиды, эпициклоида и линия зацепления ВЦЗ при z\ = 3, на фиг. 4 - схема определения сил и скоростей в кинематических парах «шестерня-цевка»; на фиг. 5 - эпюры контактных напряжений и мощно- сти трения в зацеплении при z\=Ί , соя =100, с-1.
На кинематической схеме фиг. 1, в целях наглядности, кинематиче- ские пары «шестерня-цевка» и механизма параллельных кривошипов представлены своими эквивалентами - парами шарниров, соединенных добавочным звеном (см. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М., «Наука», 1975. С. 45-47). Шарниры показаны маленькими окружно- стями, центры которых совпадают с центрами кривизны сопрягаемых про- филей. Добавочные звенья показаны отрезками жирной линии, которые демонстрируют связи планетарной передачи с ВЦЗ.
Лучший вариант осуществления изобретения
Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи, содержащей корпус 1, ведущий вал с кривошипом 2, циклоидальную шестерню 3, подшипник циклоидальной шестерни 4, цевочное колесо 5, ведомый вал 6 и механизм 7 для передачи вращения между циклоидальной шестерней и ведомым валом. Цевочное колесо 5 выполнено в виде кольца, в котором с возможностью вращения установле- ны цевки 8. Цевки 8 установлены в цилиндрических гнездах цевочного ко- леса. Теоретический профиль циклоидальной шестерни есть эквидистанта эпициклоиды. Механизм 7 передачи вращения между циклоидальной ше- стерней и ведомым валом выполнен в виде параллельных кривошипов.
Нагрузочная способность ВЦЗ обеспечена работой цевок в подвижной зоне активного зацепления. Последняя прилегает к кривошипу и ограниче- на центральным углом цевочного колеса. Модифицированный профиль образуют из участков, заданных в интервалах центрального угла p цевоч- ного колеса. Активный участок формируют как часть теоретического про- филя. Участок вершины выступа формируют внутри теоретического про- филя. Угол между кривошипом и центром цевки используют как перемен- ный параметр в уравнениях участков модифицированного профиля для определения его исполнительных размеров.
Для решения поставленной задачи зону активного зацепления ограни- чивают углом f„, который определяют из соотношений (1), (2). Исполни- тельные размеры активного участка определяют из уравнений теоретиче- ского профиля при переменном угле f из интервала (3). Исполнительные размеры для участка вершины выступа определяют из соотношений (5, 6).
Исполнительные размеры циклоидальной шестерни и предпочтитель- ное сочетание возможных значений КПД и нагрузочной способности определяют, используя параметры и соотношения теории зацеплений, тео- рии контактных деформаций, трибологии и теории конструирования.
Пример применения способа повысить КПД внецентроидного цикло- идального зацепления.
На фиг. 1 показан теоретический профиль циклоидальной шестерни в виде замкнутой эквидистанты эпициклоиды при z\ = 7, п = z\ /2 = 3,5, а также модифицированные профили с радиусами ra i,h=i,2,3, окружности вы- ступов при и = 1, 2, 3.
На фиг. 2 представлены геометрическая схема и параметры ВЦЗ пла- нетарной передачи в декартовых координатах ХО \ U , где: CkO\U к - по- движная система координат, связанная с кривошипом 0\0г, 1 - индекс циклоидальной шестерни; 2 - индекс цевочного колеса; 0\^_ - оси шестер- ни и колеса; п-п - общая нормаль центроид в полюсе Р зацепления; rwia радиусы центроид, м; Д - радиус окружности центров цевок, м; р, - ради- ус кривизны профиля циклоидальной шестерни, м; р2 - радиус цевки, м; dc - диаметр цевки, м; с - отрезок, соединяющий центр цевки и полюс Р за- цепления, м; z12 - числа выступов шестерни и цевок колеса; а - угол за- цепления; b - центральный угол цевки между полюсом и центром цевоч- ного колеса; к - угол между отрезком с и осью U Хо, о - координаты цен- тра цевки, м; хк, ук - координаты точки К контакта профилей шестерни и цевки, м; f - центральный угол цевочного колеса между кривошипом и центром цевки; ср - угол поворота кривошипа; срп - угол обката шестер- ни цевочным колесом; d; - деформация сближения центров кривизны со- прягаемых профилей в контакте, мм; D - угол деформаций, определенный как угол поворота циклоидальной шестерни от принятой нагрузки при сближении центров кривизны сопрягаемых профилей.
Для выявления параметров зацепления в обобщающем безразмерном виде, радиус центроиды шестерни принят как масштабный фактор
Figure imgf000013_0001
= 1 , откуда радиус центроиды колеса: г* 2 = ин , а радиус окружности цен-
* тров цевок: г2 = ин1. Здесь и далее
Figure imgf000013_0002
- индекс линейных величин в но- вом масштабе.
Из геометрической схемы фиг. 2 с учетом масштабного фактора по- лучены соотношения, необходимые для анализа ВЦЗ:
* с = и н ] 1 + 12 — 21 cos f
(П)
Figure imgf000013_0003
. cosa p = arcs in -
/ (14) cosa ф к = arcs in
/ z 1 (15) ф
Fΐ2 = — - (16) г л,
Для верхней точки активного участка модифицированного профиля, с учетом (1) - (3) и (16) угол обката циклоидальной шестерни:
2p
Yΐ2 = — И . (17)
Z 1 Уравнения эквидистанты эпициклоиды получены в безразмерном параметрическом виде как координаты точки К в функции угла ср:
Figure imgf000014_0001
Уравнения эпициклоиды получены из уравнений (18), (19) исключе-
* нием слагаемых, содержащих радиус цевки р2 :
Figure imgf000014_0002
Уравнения линии зацепления есть уравнения траектории точки К контакта в подвижной системе координат C ()\ Uk·
Figure imgf000014_0003
Наиболее наглядно форма рассмотренных кривых проявляется при минимальном числе выступов шестерни. На фиг. 3 показаны эпициклоида, ее эквидистанта и линия зацепления для циклоидальной шестерни с чис- лом выступов Zi = 3.
Контактные напряжения в кинематической паре «шестерня-цевка» необходимы для расчета коэффициента трения и сил, действующих в за- цеплении. Воспользуемся решением для контакта двух упругих цилиндров с параллельными осями (см. Тимошенко, С.П., Гудьер, Дж. Теория упруго- сти: Пер. с англ. / Под ред. Г. С. Шапиро. - 2-е изд. - М.: Наука, 1979. - 560 с. Стр. 421):
Figure imgf000015_0001
где: GH - контактное напряжение, МПа, F - удельная нагрузка на началь- ной линии контакта, Н/м; Е 1,2 - модули упругости материалов цевок и ше- стерни, МПа; Ущ - коэффициенты Пуассона.
Формулу (24) будем использовать в следующем компактном виде:
Figure imgf000015_0003
Р1Р
Р 2 (28) Pi + Р2 ’ где: Е - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов цевок и шестерни, МПа0,5; р - приведенный радиус кривизны сопрягаемых профилей в паре «шестерня цевка», м
При известных радиусах центроид и цевки радиус кривизны профиля циклоидальной шестерни удобно определить геометрическим построением Бобилье, фиг. 4, или аналитически из уравнения Эйлера и Савари (см. Лит- вин, Ф. Л. Теория зубчатых зацеплений. - М.: Наука, 1968. 584 с. Стр. 57).:
Figure imgf000015_0002
где <7- расстояние от полюса до точки контакта, м.
Из геометрической схемы зацепления на фиг. 2 и соотношений (11), (12), (29) получено:
Pi Ро Р2, (30)
Figure imgf000016_0001
где р0 - радиус кривизны эпициклоиды, м.
С учетом масштабного фактора, (28) приведено к виду:
Figure imgf000016_0002
Приводной момент на циклоидальной шестерне определен как сумма моментов от составляющих удельной нагрузки в каждом из мест контакта, число которых равно числу п совместно работающих цевок:
Figure imgf000016_0003
где: Т\ - приводной момент на циклоидальной шестерне, Нм, i - порядко- вый номер места контакта в отсчете от полюса зацепления, Тц - момент от составляющей удельной нагрузки, Нм; l·) - составляющая удельной нагрузки; bw - ширина циклоидальной шестерни, м.
Из (26) следует:
Figure imgf000016_0004
С учетом (34), выражение (33) приведено к виду:
Figure imgf000016_0005
Сравнение нагрузочной способности исполнений удобно проводить по удельному показателю, который следует из (35) для масштабного фак- тора г* i = l .
Figure imgf000016_0006
где - критерий удельной нагрузочной способности, МПа.
Под действием нагрузки места контакта деформируются, центры кривизны шестерни и цевки сближаются, а шестерня поворачивается на малый угол деформаций D. Сближение центров кривизны определяют формулами теории контактных деформаций для двух упругих цилиндров с параллельными осями (см. Прочность, устойчивость, колебания. Справоч- ник в трех томах. Том 2. Под ред. д-ра наук И.А. Биргера и чл. - корр. АН Латвийской ССР Я.Г. Пановко. - М.: Машиностроение, 1968. - 463 с. С. 392.):
Figure imgf000017_0001
где: d; - деформация сближения тел в контакте; D,- полуширина полоски контакта.
Равенство углов деформаций D для всех мест контакта есть условие совместности деформаций. Деформация сближения центров кривизны в местах контакта связана с углом деформаций соотношением:
5z = rwlAcosa , (39) Из соотношений (26)-(28), (34), (35)-(39) получают систему п уравне- нии:
Figure imgf000017_0003
Расчет угла D удобно выполнить для места с наибольшим контакт- ным напряжением, в котором назначено допускаемое напряжение: lim
(41)
Figure imgf000017_0002
SH2 ' где: s/ iP, - предел контактной выносливости материала, Кн и SH - свод- ные коэффициенты нагрузки и безопасности.
Численными экспериментами установлено, что при малых передаточ- ных числах контактные напряжения достигают наибольших значений при углах ср, кратных угловому шагу шестерни: для z\ < 7 угол f = 2p/zi, для 8< z\ <19 угол f = 4p/zi, для z\ = 20 угол f=6p/zi. При z\ > 20 контактные напряжения достигают наибольших значений вблизи точки профиля с ми- нимальным радиусом кривизны. В точке контакта К определяют скорости г и v2 , векторы которых показаны на фиг. 4.
Vli — HirKli , (42)
Figure imgf000018_0001
где: угловые скорости шестерни и колеса относительно водила; r K\,2 радиусы точек контакта циклоидальной шестерни и цевочного коле- са.
Углы наклона векторов скорости к касательной в точке контакта:
Figure imgf000018_0002
. l2 = arctg
Figure imgf000018_0003
Скорости качения, которые характеризуют скорость перемещения точки контакта по профилю, определены как проекции векторов
Figure imgf000018_0004
и n2 на касательную в точке К. С учетом масштабного фактора получено:
* ΐi = Li cos ^ , (46)
Figure imgf000018_0005
Во внецентроидном циклоидальном зацеплении с вращающимися цевками суммарная скорость качения в точке контакта соответствует большей из скоростей качения: уЖ = MAX{vtl tl ) , (48)
С этой же скоростью гладкая цевка будет вращаться в отверстии цевочного колеса. Скорость скольжения в точке К есть разность скоростей качения:
Figure imgf000019_0001
В верхней точке активного участка профиля, наиболее удаленной от полюса зацепления, скорость скольжения достигает максимального значе- ния.
Удельная мощность трения в /-ом месте контакта определена форму лой:
Figure imgf000019_0002
а коэффициент трения f - формулой Ю.Н. Дроздова (см. Когаев В.П., Дроздов Ю.Н. Прочность и износостойкость деталей машин: Учебн. посо- бие для машиностр. Спец. Вузов. М.: Высш. шк., 1991. 319 с., стр. 249.):
Figure imgf000019_0003
где: Nh - удельная мощность трения в /-ом месте контакта, Вт/м; А=4,5-10 3 - размерный коэффициент; s#/ - контактное напряжение, МПА; НВ - твердость по Бринелю, МПа; Ra - параметр шероховатости цевки (более твердого тела), м; //п - приведенный модуль упругости материалов, МПа; m - кинематическая вязкость масла при температуре вступающей в контакт поверхности, м2/с.
Удельная мощность трения в кинематической паре «цевка-гнездо кольца» определена как потери мощности в подшипнике скольжения. Удельная мощность трения на /-ой цевке определена соотношением:
Na =fd VsiFi (52) а коэффициент трения формулой П.И. Орлова для подшипников скольже- ния (см. Орлов П.И. Основы конструирования: Справочно -методическое пособие: В 2-х кн. / Под ред. П.Н. Учаева. - Изд. 3-е, испр. - М.: Машино- строение, 1988. - Кн. 2. - 560 с. С. 332-334): fa p£o;y + 0,5
Figure imgf000020_0001
Figure imgf000020_0002
где: Ni - удельная мощность трения на /-ой цевке, Вт/м; So, - число Зоммерфельда; Ас - зазор в паре «цевка - кольцо»; y - относительный за- зор, /с - длина цевки, м.
После перехода к параметрам режима работы, выражение (49) при- нимает вид:
/с = 3.18 0.31
Figure imgf000020_0003
\
Figure imgf000020_0004
где: h - динамическая вязкость масла. Работа сил трения в кинематических парах «шестерня-цевка» и «цев- ка-гнездо кольца» за один оборот шестерни составит:
Figure imgf000020_0005
Nm NTi + Nc (57) где: NΊS - мощность трения в кинематических парах «шестерня-цевка» и «цевка-гнездо колеса», Вт.
Интеграл в формуле (56) определяется численными методами, как площадь эпюры NTS ДЛЯ ОДНОГО выступа шестерни.
Работа приводного момента за один оборот шестерни:
А = 2%Т (58) Из (56)-(58) следует коэффициент потерь:
Figure imgf000020_0006
и коэффициент полезного действия: A - At
= (60) A
Из представленных выше соотношений определяют:
- допускаемые контактные напряжения [s//] из (41);
- D и оЯ 2 2 з из системы уравнений (40) при о 2 1 = Г |а 1]2 , f=2p/7, 4p/7, 6p/7;
- наибольшее значение [г ] при оЯ1 = [а ]2, f=2p/7, 4p/7, 6p/7 из (36); при переменном f из интервалов (0; p) и (0;ср„) при п= 1, 2, 3, 3.5 опреде- ляют:
- oH из системы уравнений (40), (36) при [Д*] =const
- р/ * из (32);
- v^ и * из (46) - (49) при шя=Ю0, с-1;
- активный участок модифицированного профиля из (18), (19);
- радиус центроиды rwl из формулы (35) для /?=Z|/2=3,5;
- линейные скорости
Figure imgf000021_0001
- составляющие удельной нагрузки из (34);
- удельную мощность трения в паре «шестерня-цевка» из (50), (51);
- удельную мощность трения в паре «цевка-гнездо кольца» из (52);
- удельную мощность трения Nm из (57)
- эпюры NTi,Nd Nm для одного выступа шестерни, см. диаграмму на фиг. 5.
- работу сил трения в кинематических парах «шестерня-цевка» и «цевка- гнездо кольца» из (56);
- коэффициент потерь и КПД из (57) и (58);
- анализируют полученные значения КПД и выбирают исполнение ВЦЗ.
В нижней части диаграммы фиг. 5. показаны эпюры контактных напряжений и мощности трения для теоретического профиля циклоидаль- ной шестерни при n=z\!2. Эпюры первого от полюса выступа расположены в интервале (0; p) и выделены жирными линиями. Эпюры выступов, нахо- дящихся в других фазах зацепления, изображены тонкими линиями. Рас- положение эпюр показывает, что в зоне активного зацепления находится либо три, либо четыре кинематические пары «шестерня-цевка». Работа сил трения в зоне активного зацепления соответствует сумме площадей трех эпюр мощности трения и участка эпюры на отрезке, равном половине шага.
В средней части диаграммы на фиг. 5, показаны эпюры контактных напряжений и мощности трения для модифицированного профиля циклои- дальной шестерни при п= 1 согласно исполнению 4. Эпюры первого от по- люса выступа расположены в интервале (0; 2p!z\+ r) и выделены жирны - ми линиями. Эпюры выступов, находящихся в других фазах зацепления, изображены тонкими линиями. Расположение эпюр показывает, что в зоне активного зацепления находится одна кинематическая пара «шестерня- цевка», но вход и выход из зоны активного зацепления, поддерживается соседними парами на малом угле перекрытия Ар. Работа сил трения в ак- тивной зоне соответствует площади одной эпюры мощности трения.
В верхней части диаграммы на фиг. 5, показаны эпюры контактных напряжений и мощности трения для модифицированного профиля циклои- дальной шестерни при п= 2 согласно исполнению 6. Эпюры первого от по- люса выступа расположены на отрезке (0; ApIz\+ r). Эпюры первого от полюса выступа расположены в интервале (0; 2p!z\+Ar) и выделены жир- ными линиями. Эпюры выступов, находящихся в других фазах зацепления, изображены тонкими линиями. Расположение эпюр показывает, что в зоне активного зацепления находится две кинематические пары «шестерня- цевка», но вход и выход из зоны активного зацепления, поддерживается соседними парами на малом угле перекрытия Ар. Работа сил трения в ак- тивной зоне соответствует площади двух эпюр мощности трения. Отношение работ сил трения, рассчитанных по эпюрам на диаграмме фиг. 5 составляет: At3 АТ2 : ATi = 1.00 : 0.71 : 0,36, где цифра индекса ука- зывает число цевок в активной зоне зацепления. Из полученного соотно- шения следует, что потери мощности в зацеплении могут быть сокращены более чем на 60%.
Сравнение эпюр контактных напряжений на диаграмме фиг. 5, пока- зывает, что сокращение потерь на трение сопровождается ростом контакт- ных напряжений до 35%, а для плавной передачи нагрузки необходима ак- тивная зона, соответствующая угловому шагу. В практических задачах проектирования эти ограничения могу быть преодолены известными мето- дами упрочнения и снижения динамических нагрузок.
Промышленная применимость
Промышленная применимость предлагаемого изобретения подтвер- ждена изготовлением опытного образца циклоидальной шестерни и чис- ленными экспериментами с математическими моделями.
Способ может быть использован на предприятиях, выпускающих и эксплуатирующих планетарные передачи с ВЦЗ.

Claims

ФОРМУЛА ИЗОБРЕТЕНИЯ
Е Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи, содержащей корпус, ведущий вал с кривошипом, циклоидальную шестерню, подшипник циклоидальной шестерни, цевочное колесо, ведомый вал и механизм передачи вращения между циклоидальной шестерней и ведомым валом, цевочное колесо выполнено в виде кольца, в котором с возможностью вращения установлены цевки, теоретический профиль циклоидальной шестерни есть эквидистанта эпициклоиды, нагрузочная способность ЕЩЗ обеспечена работой цевок в подвижной зоне активного зацепления, последняя прилегает к кривошипу и ограничена центральным углом цевочного колеса, модифицированный профиль образуют на участках, заданных в интервалах центрального угла p цевочного колеса, активный участок выполняют как часть теоретического профиля, участок вершины выступа формируют внутри теоретического профиля, угол между кривошипом и центром цевки используют как переменный параметр в уравнениях участков модифицированного профиля для определения его исполнительных размеров, отличающийся тем, что подвижную зону активного зацепления ограничивают углом:
Figure imgf000024_0001
где: f „ - угол, ограничивающий зону активного зацепления, рад.; z\ - число выступов циклоидальной шестерни; п - число совместно работающих цевок. Исполнительные размеры активного участка определяют в интервале:
О < f < ср„ , (3) где f - угол между кривошипом и центром цевки, рад.
22
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26) Исполнительные размеры участка вершины выступа определяют в интервале:
Ф„ < Ф ^ p · (4)
2. Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи по пункту 1, отличающийся тем, что участок вершины выступа выполняют дугой окружности радиус, который определяют соотношением:
Figure imgf000025_0001
( ) где: ra 1 - радиус окружности верхних точек активного участка профиля циклоидальной шестерни, мм; с - расстояние от центра цевки до полюса зацепления, мм; rwl - радиус центроиды циклоидальной шестерни, мм; р2 - радиус цевки, мм; / - коэффициент внецентроидности, определенный как отношению радиусов окружности центра цевок и центроиды колеса; ин - передаточное число планетарной передачи с ВЦЗ при неподвижном кривошипе.
3. Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи по одному из пунктов 1, 2, отличающийся тем, что зону активного зацепления ограничивают угловым шагом выступов циклоидальной шестерни:
2 p
Ф„ =
Z (V)
1
4. Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи по пункту 3, отличающийся тем, что зону активного зацепления ограничивают углом:
2p .
Ф„ = — + zL АР (8) ч где: Ар - угол перекрытия фаз работы соседних цевок, рад.
23
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26)
5. Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи в одном из пунктов 1-2, отличающийся тем, что зону активного зацепления ограничивают двумя угловыми шагами выступов циклоидальной шестерни:
4p f„ = Z (9)
1
6. Способ повысить КПД внецентроидного циклоидального зацепления планетарной передачи по пункту 5, отличающий тем, что зону активного зацепления ограничивают углом:
Figure imgf000026_0001
где: Ар - угол перекрытия фаз работы соседних цевок, рад.
24
ЗАМЕНЯЮЩИЙ ЛИСТ (ПРАВИЛО 26)
PCT/RU2022/050002 2021-01-11 2022-01-10 Способ повысить кпд внецентроидного циклоидального зацепления WO2022149997A1 (ru)

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2021100065A RU2766626C2 (ru) 2021-01-11 2021-01-11 Планетарная передача с внецентроидным циклоидальным зацеплением петровского
RU2021100065 2021-01-11

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2022149997A1 true WO2022149997A1 (ru) 2022-07-14

Family

ID=75495594

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/RU2022/050002 WO2022149997A1 (ru) 2021-01-11 2022-01-10 Способ повысить кпд внецентроидного циклоидального зацепления

Country Status (2)

Country Link
RU (1) RU2766626C2 (ru)
WO (1) WO2022149997A1 (ru)

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
PL443144A1 (pl) * 2022-12-14 2024-06-17 Strizzes Spółka Z Ograniczoną Odpowiedzialnością Przekładnia planetarna

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
SU93032A1 (ru) * 1950-08-03 1950-11-30 В.М. Шанников Внецентроидное гипоциклоидальное зацепление с внутренними профил ми
EA200901568A1 (ru) * 2007-07-09 2010-06-30 Закрытое Акционерное Общество "Технология Маркет" Зубчатое зацепление колес (варианты) и планетарный зубчатый механизм на его основе (варианты)
CN109084006A (zh) * 2018-09-21 2018-12-25 中车戚墅堰机车车辆工艺研究所有限公司 摆线齿轮的三角函数修形方法及摆线针轮减速器
CN109307054A (zh) * 2018-01-23 2019-02-05 华南理工大学 一种rv减速器摆线轮及其齿廓的分段修形方法

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
SU93032A1 (ru) * 1950-08-03 1950-11-30 В.М. Шанников Внецентроидное гипоциклоидальное зацепление с внутренними профил ми
EA200901568A1 (ru) * 2007-07-09 2010-06-30 Закрытое Акционерное Общество "Технология Маркет" Зубчатое зацепление колес (варианты) и планетарный зубчатый механизм на его основе (варианты)
CN109307054A (zh) * 2018-01-23 2019-02-05 华南理工大学 一种rv减速器摆线轮及其齿廓的分段修形方法
CN109084006A (zh) * 2018-09-21 2018-12-25 中车戚墅堰机车车辆工艺研究所有限公司 摆线齿轮的三角函数修形方法及摆线针轮减速器

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
PL443144A1 (pl) * 2022-12-14 2024-06-17 Strizzes Spółka Z Ograniczoną Odpowiedzialnością Przekładnia planetarna

Also Published As

Publication number Publication date
RU2766626C2 (ru) 2022-03-15
RU2021100065A3 (ru) 2021-07-20
RU2021100065A (ru) 2021-04-12

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP0286760B1 (en) Cycloidal equidistant curved gear transmission mechanism and its device
US11002353B2 (en) Cycloidal pin wheel harmonic transmission device
US8061229B2 (en) Gear drive
US4271726A (en) Planetary transmission
US5695425A (en) Outer tooth profile of planetary gear apparatus
US4760759A (en) Geared ratio coupling
CN108679167B (zh) 一种少齿差行星线齿轮减速器
EP3272999B1 (en) Bi-helical toothed wheel with variable helix angle and non-encapsulating tooth profile for hydraulic gear apparatuses
CN101725690A (zh) 离散齿谐波传动
US3881364A (en) Low noise gearing
KR100382448B1 (ko) 내치기어용 핀 지지 링의 제조방법, 내접 맞물림 유성기어구조 및 유압모터·펌프
CN207093691U (zh) 一种摆线钢球减速装置及其机器人关节
WO2022149997A1 (ru) Способ повысить кпд внецентроидного циклоидального зацепления
CN104712711B (zh) 一种可用于机器人关节减速器的余弦渐开线少齿差传动装置
JP2023554689A (ja) 歯車対及び章動減速機
EP4196696A1 (en) Pericyclic gear reducer
CN111637193A (zh) 一种内啮合斜齿轮传动机构
CN111637200A (zh) 一种斜齿轮行星传动机构
CN111173896A (zh) 一种单级根切摆线活齿传动单元
CN111853168B (zh) 一种内置行星齿轮减速器
EP3092423A1 (en) Transmission and components thereof
CN212455376U (zh) 一种内置行星齿轮减速器
CN211778831U (zh) 同位差动减速器
Xie et al. Three-dimensional spatial meshing quality pre-control of harmonic drive based on double-circular-arc tooth profile
Lin et al. Optimum design of involute tooth profiles for KHV planetary drives with small teeth number differences

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: 22736956

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

NENP Non-entry into the national phase

Ref country code: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 22736956

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 22736956

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1