EA015293B1 - Зубчатое зацепление колес (варианты) и планетарный зубчатый механизм на его основе (варианты) - Google Patents

Abstract

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

Description

Изобретение относится к механическим передачам для сообщения вращательного движения, использующим зубчатое зацепление колес, и может найти применение в цилиндрических, конических или планетарных редукторах с высокой нагрузочной способностью.

Широко применяемое эвольвентное зацепление колес при всех его достоинствах обладает и рядом недостатков, таких как недостаточная несущая способность зубьев из-за малой кривизны рабочих поверхностей, сравнительно высокие потери, связанные с наличием трения скольжения (см. Батурин А.Т., Ицкович Г.М. и др. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1970, с. 264). Кроме того, эвольвентное зацепление имеет ограничения по величине передаточного отношения для одной ступени. На практике передаточное отношение одноступенчатого редуктора редко превышает 7. Все эти недостатки обуславливают поиск новых видов зацеплений.

Известно зацепление Новикова (см. там же), в котором линейный контакт зубьев заменен точечным, а торцовое пересопряжение - осевым. Это зацепление имеет выпукло-вогнутые винтовые зубья с противоположным направлением винтовой линии и с начальным касанием в точке, которая при вращении перемещается параллельно оси колес. Профили в торцовом сечении очерчиваются дугами окружностей и имеют кривизну разных знаков. В зацеплении Новикова преобладает качение, поэтому оно имеет более высокий КПД, и обладает большей контактной прочностью при тех же основных размерах, чем эвольвентное зацепление. Однако они обладают повышенной чувствительностью к изменению межосевого расстояния колес, высокой виброакустической активностью, низкой конструктивной гибкостью, что ограничивает область практического использования зацепления (см. Журавлев Г.А. Ошибочность физических основ зацепления Новикова как причина ограниченности его применения // Редукторы и приводы 2006. - № 1(04). - с. 38-45).

Эвольвентное косозубое зацепление (δϋ 1060835, ϋδ 3247736) с уменьшенным числом зубьев меньшего колеса - шестерни позволяет повысить передаточное отношение при одних и тех же межосевых расстояниях. В частности, шестерня может быть выполнена с одним зубом, имеющим в нормальном сечении эвольвентный профиль, а передаточное отношение будет равно числу зубьев большего колеса. Для этого необходима коррекция винтовых зубьев эвольвентного профиля шестерни и колеса, причем коррекцию необходимо осуществлять по-разному для ведущего и ведомого колес (ϋδ 3247736). Данное зацепление принимаем за прототип для первого варианта изобретения.

Изготовление шестерни с одним винтовым зубом корригированного эвольвентного профиля имеет технологические трудности, а наличие в профиле зуба точек перегиба, являющихся концентраторами напряжений, снижает прочность и нагрузочную способность зацепления.

Известно зацепление составных колес, как, например, в δϋ 911069, выбранное в качестве прототипа для второго варианта изобретения. Составное колесо представляет собой пакет жестко скрепленных между собой по меньшей мере трех зубчатых венцов, торцовые профили которых повернуты друг относительно друга на равные углы с шагом, равным угловому шагу колеса, деленному на число венцов в колесе. Свойства такого зацепления аналогичны свойствам косозубого зацепления зубьев соответствующего профиля и имеют описанные выше недостатки эвольвентного зацепления.

Известны различные схемы планетарных механизмов, построенные из колес с эвольвентным зацеплением. Так, в частности, известен четырехзвенный планетарный механизм по схеме Джеймса (Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. - М.: Наука, 1988, с. 156). Устройство содержит два центральных зубчатых колеса, одно из которых имеет внешние, а другое - внутренние зубья, водило и сателлиты, зацепляющиеся с обоими центральными колесами. В редукторе по этой схеме центральное колесо внешнего зацепления установлено на ведущем валу, колесо внутреннего зацепления обычно неподвижно, а водило соединено с ведомым валом. Передача имеет высокий КПД (97-98%) и достаточно простую конструкцию. Этот механизм выбираем в качестве прототипа для первого варианта планетарной передачи на основе предлагаемого зацепления.

Основным недостатком этого механизма является невысокое передаточное отношение, определяемое как отношение радиусов центральных колес. Для увеличения передаточного отношения необходимо значительно увеличивать диаметр колеса внутреннего зацепления, что резко увеличивает габариты и массу передачи. На практике передаточное отношение механизма по этой схеме не превышает 10.

Известен планетарный механизм по схеме Давида с внешним, внутренним или смешанным зацеплениями (Шанников В.М. Планетарные редукторы с внецентроидным зацеплением. - М.: Машгиз, 1948, с. 4, а также Крайнев А.Ф. Словарь-справочник по механизмам. - М.: Машиностроение, 1987, с. 290), который мы выбираем за прототип для второго варианта планетарного механизма на основе предлагаемого зацепления. Планетарный механизм содержит водило с двойными сателлитами и два центральных колеса. Каждое из центральных колес находится в зацеплении соответственно с первыми или вторыми колесами двойных сателлитов и образует первый и второй ряды эвольвентного зацепления. Центральные колеса могут быть, оба, внешнего зацепления или одно внешнего, а другое - внутреннего (смешанного) зацеплений. Механизм по схеме Давида с внешним зацеплением для больших передаточных отношений имеет очень низкий КПД (менее 0, 2% при передаточном отношении 10000 по оценке в книге Шанников В.М. Планетарные редукторы с внецентроидным зацеплением. - М.: Машгиз, 1948, с. 4), а механизм со смешанным зацеплением позволяет получить при достаточно высоком КПД передаточное

- 1 015293 отношение только в пределах 8-15.

Таким образом, задачей изобретения является создание надежного зацепления колес, обладающего повышенной прочностью и позволяющего получать высокие передаточные отношения в сравнительно небольших габаритах, а также создание простой планетарной передачи, обладающей высоким КПД и высоким передаточным отношением.

Техническим результатом изобретения является повышение нагрузочной способности зацепления, обеспечивающего высокие передаточные отношения в сравнительно небольших габаритах. Технический результат, достигаемый изобретением в планетарных механизмах, заключается в увеличении передаточного отношения без увеличения габаритов. Дополнительным результатом является повышение нагрузочной способности планетарного механизма при прочих равных условиях.

Для достижения указанного технического результата в зацеплении колес с криволинейными зубьями, как и в прототипе, меньшее из колес-шестерни имеет один зуб. В отличие от прототипа зубчатый профиль этого колеса образован последовательным и непрерывным поворотом торцовых сечений колеса, представляющих собой окружность, относительно эксцентрично смещенной оси, образуя винтовую поверхность. Большее колесо имеет винтовые зубья с циклоидальным профилем в торцовом сечении, сопряженные с винтовой поверхностью шестерни. Это означает, что криволинейная поверхность зубьев большего колеса образуется аналогично поверхности зуба шестерни последовательным и непрерывным поворотом циклоидальных торцовых сечений колеса вокруг оси колеса. Таким образом, в любом торцовом сечении зацепляющихся колес в зацеплении находятся профили, очерченные эксцентрично смещенной окружностью и циклоидальной кривой, поэтому в дальнейшем будем для сокращения именовать указанный тип зацепления эксцентриково-циклоидальным.

Для непрерывной передачи вращения угол осевого перекрытия шестерни должен быть больше 180°.

Указанное зацепление может быть реализовано в зацеплениях различных типов (внешнее и внутреннее) для колес различной формы (цилиндрические и конические), а также для различных схем планетарных передач.

Для цилиндрических колес внешнего зацепления и шестерня (малое колесо), и колесо выполнены цилиндрическими с параллельными осями. Большее колесо выполнено с внешним зубчатым профилем, имеющим в торцовом сечении форму эквидистанты эпициклоиды. Торцовое сечение цилиндрических колес совпадает с их поперечным сечением. Таким образом, зубчатый профиль шестерни может быть получен последовательным и непрерывным поворотом всех поперечных сечений цилиндрического стержня относительно эксцентрично смещенной оси.

Для внутреннего цилиндрического зацепления оба колеса также выполнены цилиндрическими и с параллельными осями. Профиль большего колеса выполнен внутренним и в торцовом сечении имеет форму эквидистанты гипоциклоиды.

Зацепление может быть применимо и для колес конической формы. В этом случае шестерня будет образована последовательным и непрерывным поворотом торцовых сечений конуса относительно эксцентрично смещенной оси. И любое сечение такой поверхности плоскостью, перпендикулярной оси конуса, будет также являться окружностью. Большее колесо будет иметь в торцовом сечении циклоидальный профиль. Для конического колеса торцовое сечение - это сечение конической поверхностью, перпендикулярной боковой поверхности колеса (дополнительным конусом).

Поскольку предлагаемое зацепление имеет винтовые зубья, то в зацеплении присутствуют осевые составляющие сил. Для уравновешивания этих составляющих колеса целесообразно выполнить шевронными, т.е. с участками с разным направлением винтовых зубьев.

Во втором варианте тот же принцип эксцентриково-циклоидального зацепления реализуется не в виде непрерывного зацепления винтовых зубьев, а в виде зацепления составных колес, как, например, в 8И 911069. Каждое составное колесо представляет собой пакет жестко скрепленных между собой по меньшей мере трех зубчатых венцов, торцовые профили которых повернуты друг относительно друга на равные углы. В отличие от известного зацепления зубчатый профиль каждого венца шестерни в торцовом сечении очерчен эксцентрично смещенной относительно оси колеса окружностью, а зубчатый профиль венцов большего колеса в торцовом сечении очерчен циклоидальной линией. Здесь линия контакта составных колес будет ступенчатой и кусочно-непрерывной.

Такое зацепление составных колес может быть также реализовано для цилиндрических колес внутреннего и внешнего зацеплений и для конических колес.

Кроме простых передач, принцип эксцентриково-циклоидального зацепления может быть реализован в различных схемах планетарных передач, многократно увеличивая их нагрузочную способность при тех же габаритах по сравнению с передачами с эвольвентным зацеплением колес.

Для этого планетарный механизм по схеме Джеймса, как и прототип, содержит центральное колесо внешнего зацепления, центральное колесо внутреннего зацепления и сателлиты, находящиеся в зацеплении с обоими центральными колесами. Сателлиты посажены на осях водила. В отличие от прототипа центральное колесо внешнего зацепления выполнено однозубым, с профилем зуба в виде эксцентрично смещенной окружности, т.е. в виде эксцентрика. Сателлиты, число которых не менее трех, выполнены с зубьями циклоидального профиля. Колесо внутреннего зацепления может быть выполнено как цевоч

- 2 015293 ным, так и циклоидальным. В планетарном механизме эксцентриково-циклоидальное зацепление несколько упрощается, так как могут использоваться колеса с прямыми, а не с винтовыми зубьями. Это возможно потому, что центральное колесо-эксцентрик в планетарной схеме зацепляется одновременно не с одним, а с несколькими колесами-сателлитами.

Для повышения равномерности работы передачи и увеличения её нагрузочной способности центральное колесо внешнего зацепления целесообразно выполнить составным из двух и более повернутых друг относительно друга одинаковых венцов-эксцентриков. Угол поворота равен угловому шагу, деленному на число венцов и для однозубого колеса-эксцентрика равен 360°, деленным на число венцов. Сателлиты через один разнесены друг от друга вдоль оси в параллельные плоскости. Сателлиты в каждой плоскости зацепляются с одним из венцов-эксцентриков составного колеса внешнего зацепления. Колесо внутреннего зацепления находится в зацеплении с венцами всех сателлитов.

Такого же эффекта можно добиться, если выполнить составными как колесо внешнего зацепления, так и сателлиты с зацеплением одноименных венцов. Но при этом необходимо выполнить составным и колесо внутреннего зацепления.

По сути оба варианта представляют собой зацепление составного центрального колеса, по меньшей мере, с шестью сателлитами, только в первом случае сателлиты разнесены в пространстве и вдоль оси, и по окружности, увеличивая число осей водила. Во втором случае венцы сателлитов разнесены только вдоль оси, и водило имеет меньшее количество осей. Но при этом увеличивается число венцов второго центрального колеса.

По второму варианту эксцентриково-циклоидальное зацепление реализуется в планетарном механизме по схеме Давида. Планетарный зубчатый механизм по схеме Давида, как и прототип, содержит водило с двойными сателлитами, два центральных колеса, находящихся в зацеплении соответственно с первыми и вторыми колесами двойных сателлитов и образующими два ряда зацепления. В отличие от прототипа по меньшей мере в одном ряду зацепления меньшие колеса выполнены однозубыми, с профилем зуба в виде эксцентрично смещенной окружности. Колеса большего диаметра в этом ряду выполнены с зубьями циклоидального профиля, образуя эксцентриково-циклоидальное (ЭЦ) зацепление. Число венцов сателлитов в ряду ЭЦ зацепления должно быть не менее трех. Второй ряд зацепления в этом механизме может быть образован колесами с обычными эвольвентными профилями зубьев. Колеса по меньшей мере одного из рядов эксцентриково-циклоидального зацепления целесообразно выполнить ступенчатыми, составленными из двух и более одинаковых зубчатых венцов, повернутых друг относительно друга на угол, равный угловому шагу венца, деленному на число венцов. Т.е. для однозубого ступенчатого колеса с двумя венцами каждый из венцов будет представлять собой эксцентрик, причем эксцентрики повернуты друг относительно друга на 180° (угловой шаг равен 360°, а число зубчатых венцов равно 2).

Второй ряд зацепления в этом планетарном механизме также может быть выполнен экцентриковоциклоидальным, что еще более увеличивает передаточное отношение механизма при прочих равных условиях. Т. е. меньшие колеса второго ряда выполняются однозубыми с профилем зуба в виде эксцентрично смещенной окружности, а находящиеся с ними в зацеплении большие колеса выполнены с зубьями циклоидального профиля.

Для повышения равномерности передачи вращения зубчатые колеса в обоих рядах эксцентриковоциклоидального зацепления могут быть выполнены ступенчатыми из одинаковых и повернутых друг относительно друга венцов.

Центральные колеса в обоих рядах могут быть внешнего зацепления или смешанного зацепления, т.е. в одном ряду центральное колесо имеет внешнее зацепление, а в другом ряду - внутреннее зацепление. Механизм, у которого второе центральное колесо выполнено с внутренним зацеплением, имеет более высокий КПД и может обеспечить большее передаточное отношение.

Изобретение иллюстрируется графическими материалами. На фиг. 1 представлен общий вид внешнего зацепления цилиндрических колес с параллельными осями, на фиг. 2 - то же зацепление, вид спереди. Фиг. 3 иллюстрирует формирование зубчатой поверхности меньшего колеса-шестерни. На фиг. 4 дано сечение зацепления плоскостью, перпендикулярной осям колес, а на фиг. 5 - фрагмент зацепления, выполненный методом компьютерного моделирования. Внешний вид внутреннего зацепления цилиндрических колес с параллельными осями показан на фиг. 6. Фиг. 7-9 иллюстрируют предлагаемое зацепление в случае конических колес. На фиг. 7 представлен общий вид зацепления конических колес с пересекающимися осями, на фиг. 8 показано отдельно малое колесо этого зацепления - коническая шестерня, а на фиг. 9 дано осевое сечение зацепления. На фиг. 10 показано зацепление шевронных цилиндрических колес. На фиг. 11 и 12 показаны общие виды зацепления составных цилиндрических колес внешнего и внутреннего зацепления с параллельными осями, а на фиг. 13 - зацепления составных конических колес с пересекающимися осями.

Фиг. 14-19 иллюстрируют вариант использования эксцентриково-циклоидального зацепления в планетарном механизме по схеме Джеймса, и, в частности, на фиг. 14 показано продольное сечение, а на фиг. 15 схематически показан поперечный разрез планетарного механизма с эксцентриково

- 3 015293 циклоидальным зацеплением одновенцового колеса и трех сателлитов. На фиг. 16 и 17 показаны те же виды для передачи с составным двухвенцовым колесом внешнего зацепления и с разнесенными в разные плоскости сателлитами. На фиг. 18 и 19 даны продольное сечение передачи и схема зацепления составных двухвенцовых колес.

Фиг. 20-27 иллюстрируют варианты использования эксцентриково-циклоидального зацепления в планетарном механизме по схеме Давида. На фиг. 20 и 22 изображены схемы планетарных механизмов внешнего и смешанного зацеплений соответственно. На фиг. 21 и 23 показаны профили колес для схем на фиг. 20 и 22 соответственно, которые в одном ряду имеют обычное эвольвентное зацепление, а в другом ряду зацепление в соответствии с изобретением выполнено эксцентриково-циклоидальным. На фиг. 24 показан планетарный механизм с эксцентриково-циклоидальным зацеплением ступенчатых колес. На фиг. 25 и 26 на одном виде совмещены профили колес эксцентриково-циклоидального зацепления в обоих рядах для механизмов по схемам фиг. 20 и 21 соответственно. На этих чертежах колеса в одном из рядов зацепления выполнены ступенчатыми. На фиг. 27 в качестве примера представлена конструкция редуктора для усилителя крутящих моментов, выполненного по схеме на фиг. 21 и имеющего в обоих рядах эксцентриково-циклоидальное зацепление ступенчатых колес.

Рассмотрим предлагаемое зацепление более подробно. На фиг. 1 оба колеса в зацеплении цилиндрические, меньшее колесо-шестерня 1 выполнено с одним криволинейным зубом. Торцовое сечение 2 шестерни 1 представляет собой окружность 3, эксцентрично смещенную относительно оси колеса 001. Поверхность зуба шестерни образована непрерывным смещением окружности 3 вдоль оси 001 и её одновременным поворотом вокруг этой оси. Или, что то же самое, поверхность зуба шестерни образована непрерывным поворотом последовательных торцовых сечений колеса 1 вокруг оси 001. На фиг. 2 и 3 окружности отдельных образующих сечений колеса 1, повернутые друг относительно друга на 45 °, обозначены как 3', 3, 3'''. Внешняя форма шестерни представляет собой винтовой эксцентрик. Профиль зуба большего цилиндрического колеса 4 в торцовом сечении имеет форму циклоидальной кривой 5. Циклоидальная кривая в данном описании понимается в самом широком смысле слова, это эквидистанты эпи- и гипоциклоиды. В частности для колеса 4 с внешними зубьями на фиг. 1 кривая 5 является эквидистантой эпициклоиды. Линия вершин 6 циклоидальных зубьев имеет винтовую форму, т.е. зубья колеса 4 образуются последовательным смещением и одновременным поворотом циклоидальной кривой 5 вдоль оси СС1 колеса 4. Отдельные циклоидальные кривые в сечениях колеса 4, повернутые друг относительно друга вокруг оси СС1 на 45/9 = 5°, обозначены цифрами 5, 5', 5 5'.

Как видно из схемы построения зубчатой поверхности винтового эксцентрика 1, последняя в любом своем торцовом сечении будет иметь окружность 3. Эта окружность 3 в любом торцовом сечении имеет точку касания с циклоидальной кривой 5 большего колеса 4 (на фиг. 1 и 2 точка касания профилей колес в передней фронтальной плоскости обозначена буквой А). На фиг. 4 показано сечение зацепления плоскостью Р, перпендикулярной осям колес (см. фиг. 1). В этой плоскости окружность 3 сечения винтового эксцентрика повернута вокруг оси 001 на 90 ° относительно окружности 3 на торце колеса, а циклоидальная кривая 5'' повернута на угол 90/ζ ° относительно циклоидальной кривой 5 на торце колеса, где ζ число периодов циклоидальной кривой. То есть повороту окружности 3 на четверть оборота соответствует повороту циклоидальной кривой 5 на четверть её углового шага. Окружность 3 касается циклоидальной кривой 5 в точке В. Таким образом, в каждом торцовом сечении окружность в сечении винтового эксцентрика 1 касается с циклоидальной кривой в сечении колеса 4, и винтовой зуб шестерни 1 имеет одновременно множество точек контакта с винтовым циклоидальным зубом колеса 4. Эти точки образуют непрерывную винтовую линию контакта ΑΒΌ. На фиг. 5 показан фрагмент циклоидального зубчатого колеса 4 и линия ΑΌ контакта винтового эксцентрика с ним, выполненные методом компьютерного моделирования. Таким образом, зацепление можно рассматривать как совокупность множества зацеплений круговой цевки и циклоидальной кривой в различных фазах зацепления. Из теории зубчатых передач известно, что циклоидально-цевочное зацепление работает преимущественно с трением качения (см., например, БСЭ, статья Зубчатая передача), т.е. предлагаемое зацепление имеет малые потери на трение. Кроме того, зацепление зубьев круговой и циклоидальной формы имеет максимально возможные радиусы кривизны, что значительно увеличивает нагрузочную способность передачи. Высокое передаточное отношение в одной ступени, как и в прототипе, обеспечивается минимальным числом зубьев шестерни, равным 1. Эксцентриковые и циклоидальные зубья практически не имеют ножек, поэтому работают только в условиях контактных нагрузок, в отличие от эвольвентных профилей, работающих и на изгиб. Известно, что контактная прочность материала значительно выше, чем прочность на изгиб.

В зацеплении на фиг. 6 большее колесо 4 имеет внутренний зубчатый профиль 7, образованный смещением вдоль оси СС1 с одновременным поворотом циклоидальной кривой 8, представляющей собой эквидистанту гипоциклоиды. В результате образуется зубчатое колесо внутреннего зацепления, вершины зубьев которого образуют винтовую линию 9. Винтовой эксцентрик 1 имеет ту же самую форму, образованную поворотом вокруг оси 001 и смещением вдоль неё окружности 3, эксцентрично смещенной относительно оси 001. Точка касания окружности 3 винтового эксцентрика 1 с гипоциклоидальной кривой 8 в передней фронтальной плоскости зацепления на фиг. 6 обозначена буквой А, а в задней фрон

- 4 015293 тальной плоскости - буквой Ό.

Винтовой эксцентрик 1 имеет непрерывный контакт с зубчатым профилем внутреннего зацепления 7 по линии ΆΌ.

Рассмотрим теперь зацепление конических колес на фиг. 7. Малое колесо зацепления-шестерня 9 и большое колесо 10 имеют коническую форму и пересекающиеся оси 001 и СС1. Шестерня 9 образована последовательным и непрерывным поворотом вокруг эксцентрично смещенной оси 001 окружностей 11 в торцовых сечениях 12 конуса, определяющего форму конического колеса. Фиг. 8 иллюстрирует образование поверхности конического винтового эксцентрика. Цифрами 11', 11, 11' обозначены окружности в различных сечениях, повернутые друг относительно друга и относительно окружности 11 в передней фронтальной плоскости на 45°. Как видно из чертежа, конический винтовой эксцентрик 9 отличается от цилиндрического винтового эксцентрика 1 только изменяющимися размерами окружностей в последовательных торцовых сечениях. Соответственно зубчатая поверхность 13 большего конического колеса 10 имеет в торцовых сечениях форму циклоидальной кривой 14 (см. фиг. 9). Торцовые сечения конического колеса - это сечения его дополнительным конусом 15. Зубья колеса 10 имеют винтовую форму и образованы последовательным поворотом циклоидальных кривых 14 в его сечениях вокруг оси СС1 колеса. При таком построении поверхности конического винтового эксцентрика 9 и зубчатой поверхности 13 конического колеса 10 они в каждом торцовом сечении будут иметь точку контакта, причем в контакте будет находиться окружность и циклоидальная кривая, которые в зацеплении имеют минимальные потери на трение скольжения. Все остальные описанные выше преимущества для зацепления цилиндрических колес справедливы и для конических колес.

В зацеплениях цилиндрических колес на фиг. 1 и 6 присутствует осевая составляющая силы, которая расталкивает колеса и вредно сказывается на силовых характеристиках зацепления. При малых углах наклона зубьев этой составляющей можно пренебречь. При больших углах наклона зубьев используют шевронные колеса (см. фиг. 10). Шестерня-винтовой эксцентрик 16 и большое колесо 17 выполнены шевронными. Винтовой эксцентрик 16 имеет по длине два участка 18 и 19, образованные винтовыми поверхностями с противоположным направлением. Окружность 3 в торцевом сечении винтового эксцентрика на участке 19 имеет непрерывный поворот вокруг эксцентрично смещенной оси 001 по часовой стрелке, а на участке 18 - против часовой стрелки. Точно так же зубчатый венец большего колеса 17 состоит из двух участков с правыми 20 и левыми 21 циклоидальными зубьями, образованными поворотом циклоидальной кривой 5. Очевидно, что вследствие симметрии расположения зубьев осевые составляющие силы в шевронном зацеплении взаимно уравновешиваются.

При всех достоинствах предлагаемое эксцентриково-циклоидальное зацепление достаточно сложно в изготовлении, требует наличия многокоординатных станков с ЧПУ. В варианте с составными колесами эта же идея зацепления может быть реализована на более простом оборудовании. Зацепление цилиндрических составных колес наружного зацепления представлено на фиг. 11. Здесь оба колеса 22 и 23 выполнены составными из нескольких повернутых друг относительно друга венцов. Малое колесо-шестерня 22 составлено из шести венцов 24, каждый из которых представляет собой эксцентрично смещенную относительно оси 001 на величину эксцентриситета 8 окружность 25. Окружности 25 соседних венцов повернуты вокруг оси 001 друг относительно друга на угол, больший или равный 180°/число венцов, образуя составной эксцентрик 22. Для шести венцов на фиг. 11 этот угол составляет 30°. Это означает, что осевое перекрытие составного эксцентрика 22 будет больше 180° и передаточное число будет постоянным. Большее колесо 23 составлено также из шести венцов 26, каждый из которых имеет форму огибающей эпициклоиды 27. Циклоидальные профили соседних венцов повернуты друг относительно друга на угол в 30/ζ °, где ζ - число зубьев циклоидального венца. Здесь каждая пара венцов 24 и 26 обоих составных колес контактирует по прямой линии, и общая линия контакта профилей представляет собой кусочно-непрерывную ломаную кривую. У зацепления составных колес нет проблемы осевой составляющей силы, так как его можно рассматривать как суперпозицию попарных зацеплений отдельных прямозубых венцов. Следует отметить, что, увеличивая число венцов составных колес, мы будем приближаться к винтовому варианту зацепления. В свою очередь, винтовое эксцентриково-циклоидальное зацепление можно рассматривать как зацепление составных колес, где число венцов бесконечно велико, а угол поворота между соседними венцами бесконечно мал.

Зацепление составных цилиндрических колес на фиг. 12 отличается от зацепления на фиг. 11 только внутренним профилем 28 венцов 26 большего колеса 23. Шестерня 22 имеет точно такую же форму составного эксцентрика, что и на фиг. 11.

Вариант с составными колесами может быть реализован и для конических колес с пересекающимися осями (см. фиг. 13). Здесь малое коническое колесо-шестерня 29 выполнено составной из отдельных эксцентриковых венцов 30, которые представляют собой цилиндры уменьшающегося диаметра. Профиль каждого венца 30 представляет собой эксцентрично смещенную относительно оси 001 колеса окружность. Отдельные венцы повернуты друг относительно друга на угол, больший или равный чем 180°/п, где п - число венцов. На фиг. 13 число венцов равно 5 и угол между ними составляет 36°. Большее колесо 31 составлено также из отдельных венцов 32, имеющих торцевой профиль циклоидальной формы, при

- 5 015293 чем соседние венцы повернуты друг относительно друга на 1/5 часть углового шага циклоидального венца 32 (или на угол 36 °/ζ - число зубьев циклоидального венца. На чертеже для ясности изображения показаны только крайние венцы большего колеса 31. Увеличивая число венцов составных колес, мы будем приближаться к винтовому эксцентриково-циклоидальному зацеплению конических колес.

Рассмотрим работу эксцентриково-циклоидального зацепления с винтовым эксцентриком, изображенного на фиг. 1-5. При вращении винтового эксцентрика 1 вокруг оси 001 эксцентрично расположенная относительно оси окружность 3 (3', 3, 3' и т.д.) в любом торцовом сечении колеса 1 контактирует с циклоидальным профилем большего колеса 4 в том же сечении. Пусть винтовой эксцентрик 1 вращается против часовой стрелки, как это показано на чертежах. Окружность 3 во фронтальной плоскости зацепления (см. фиг. 2), контактирующая с вершиной циклоидального зуба 5 при вращении вокруг центра О, начинает давить на зуб, вызывая поворот большего колеса 4 в обратную сторону на величину, равную половине его углового шага. После половины оборота винтового эксцентрика 1 окружность 3 придет в контакт со впадиной циклоидального колеса 4 и на следующей половине оборота в этом сечении силового воздействия на колесо 4 не будет. Аналогичные рассуждения можно привести и для других торцовых сечений колес, где силовой контакт зацепляющихся профилей будет осуществляться только на половине оборота винтового эксцентрика 1. Если при этом угол осевого перекрытия винтового эксцентрика 1 будет равен или больше 180°, то силовой контакт будет соответствовать полному обороту эксцентрика 1. Это означает, что вращение колеса 4 будет непрерывным и за один оборот винтового эксцентрика 1 колесо 4 повернется на один зуб. Т.е. передаточное отношение зацепления равно числу зубьев большего колеса и вращение колес встречное.

На фиг. 4 показано действие и распределение сил в среднем сечении зацепления. Сила Е имеет две составляющих: Е_рад. - радиальную и Е_танг. - тангенциальную. Последняя и передает момент вращения. Поскольку зубья колес имеют винтовую форму, то в эксцентриково-циклоидальном зацеплении, как и в обычном косозубом зацеплении, появляется осевая составляющая. Для её устранения можно применить шевронное зацепление (см. фиг. 10), когда одна половина винтового эксцентрика по длине имеет одно направление винтовых зубьев 18, а другая половина выполнена с противоположным направлением винтовых зубьев 19. Точно так же из двух участков с правыми и левыми винтовыми зубьями выполняется шевронный зубчатый профиль на большем колесе. В результате возникающие в каждом из двух участков осевые составляющие сил направлены в противоположные стороны и уравновешивают друг друга.

Внутреннее зацепление на фиг. 6 работает аналогичным образом. Единственное отличие - во фронтальной плоскости зацепления силовой контакт эксцентрической окружности 3 и циклоидальной кривой 8 начинается во впадине зуба большего колеса 4 и заканчивается на его вершине и колеса имеют попутное вращение.

Работа зацепления конических колес на фиг. 7 аналогична, только благодаря коническим зубьям вращение передается между колесами с пересекающимися осями.

Работа зацепления ступенчатых колес внешнего и внутреннего зацепления на фиг. 11 и 12, а также конических колес на фиг. 13 полностью аналогична работе зацепления колес с криволинейными винтовыми зубьями на фиг. 1, 6 и 7, так как оно является частным случаем зацепления колес с винтовыми зубьями.

На основе эксцентриково-циклоидального зацепления можно построить простой планетарный механизм 2К-Н по схеме Джеймса. Такой механизм конструктивно проще всего оформить в виде модуля с тремя вращательно подвижными друг относительно друга звеньями, как это представлено на фиг. 14 - 19. Однако механизм может быть оформлен и традиционно в виде неподвижного корпуса, в котором установлены ведущий и ведомый валы, связанные с подвижными звеньями механизма.

Механизм на фиг. 14 и 15 содержит центральное колесо внешнего зацепления 33, выполненное заодно со сквозным ведущим валом 34. Сечение колеса 33 представляет собой эксцентрично смещенную окружность (эксцентрик) 35, которая является профилем единственного зуба колеса 33. На сквозном валу 34 на подшипниках 36 и 37 установлено водило 38. Оно представляет собой два жестко скрепленных между собой диска 39 и 40 с вырезами 41 для размещения сателлитов 42. Цифрой 43 обозначен винт для крепления дисков 39 и 40 друг к другу. В дисках 39 и 40 водила 38 в области вырезов 41 установлены оси 44. На осях 44 на подшипниках 45 установлены сателлиты 42. Сателлиты имеют зубчатый венец 46 в форме циклоиды, которым они зацепляются с эксцентриком 35 центрального колеса 33. При числе сателлитов 42 менее трех, например при двух сателлитах, в зацеплении эксцентрика 35 с циклоидальными зубьями 46 имеются мертвые зоны, в которых момент не передается. При трех сателлитах в зацеплении с окружностью 35 в любом её положении находится по меньшей мере один сателлит. При большем числе сателлитов увеличивается равномерность передачи момента от колеса 33 к сателлитам 42.

Второе центральное колесо внутреннего зацепления 47 выполнено в виде наружной ступицы 48, посаженной на подшипниках 49 и 50 на диски 39 и 40 водила 38. Зубчатый венец колеса 47 выполнен в виде цевок 51, посаженных свободно на осях 52, закрепленных в ступице 48. Циклоидальные зубья 46 сателлитов 42 находятся в зацеплении с цевками 51. Здесь следует отметить, что зубчатый венец колеса внутреннего зацепления может быть выполнен и циклоидальным, как это будет показано ниже на

- 6 015293 фиг. 19. Циклоида и цевки - два варианта зубчатого профиля, который может находиться в зацеплении с циклоидальным профилем 46 сателлитов 42. Выбор профиля определяется конкретными требованиями, предъявляемыми к передаче. Циклоидально-цевочное зацепление имеет повышенный КПД, но более сложно в изготовлении. Поэтому при жестких требованиях к КПД выбирается цевочное зацепление, если же для передачи более важной характеристикой является технологичность и цена изделия, то для колеса 47 и сателлитов 42 выбирают зацепление циклоида-циклоида.

Таким образом, планетарный механизм представляет собой модуль из трех соосных и вращательно подвижных друг относительно друга звеньев: вала 34, водила 38 и колеса 47. Соединяя одно из них с валом двигателя, другое - с ведомым валом, а третье - с неподвижным корпусом, можно получить передачи с разными передаточными отношениями. В качестве элементов соединения на фиг. 14 для вала 34 показаны шпонка 53, для водила 38 и колеса 47 - резьбовые отверстия 54 и 55. Наиболее удобно корпусным элементом сделать наружное колесо 47. Тогда при соединении вала 34 с двигателем, а водила 38 с ведомым валом получим редуктор по схеме Джеймса. Передаточное отношение ί для этой схемы определяется так же, как и в обычной эвольвентной планетарной передаче, ί = 1 - Ζ₄₇/Ζ₃₃, где Ζ₄₇/Ζ₃₃ - отношение числа зубьев колеса внутреннего зацепления 47 к числу зубьев солнечного колеса 33. В нашем случае число зубьев колеса 33 минимально возможное, равное 1, и передаточное отношение равно 1 - Ζ₄₇ = 22, т.е. по абсолютной величине на единицу меньше числа цевок 51 и отрицательное. Т.е. вращение ведомого вала будет происходить в противоположную ведущему валу сторону. При входе со стороны водила 38 и ведомом вале 34 это будет мультипликатор с тем же передаточным отношением. В случае неподвижного водила 38 и ведомого колеса 47 будем иметь редуктор с положительным передаточным отношением, равным числу зубьев колеса 47, т.е. числу цевок 51.

Для передачи с эвольвентным зацеплением в тех же размерах и с сопоставимой нагрузочной способностью передаточное отношение будет меньше в 6-10 раз, так как минимально возможное число зубьев шестерни составляет 6 зубьев, а обычно принимается не менее 10. При сопоставимых передаточных отношениях и размерах механизм с эксцентриково-циклоидальным зацеплением будет иметь в несколько раз более высокую нагрузочную способность, обусловленную меньшим количеством зубьев колес (а соответственно большими размерами зуба).

Обратимся к механизму на фиг. 16 и 17. Его основное отличие от предыдущего механизма заключается в том, что колесо 33 внешнего зацепления выполнено составным из двух венцов 35а и 35б. Каждый венец представляет собой в сечении эксцентричную окружность. Венцы составного двухвенцового колеса повернуты друг относительно друга на половину углового шага, что для однозубого колеса составляет 180°. Т.е. эксцентрики 35а и 35б смещены относительно оси передачи в противоположные стороны. С венцом 35а колеса 33 взаимодействуют циклоидальные венцы 46а трех сателлитов 42а, расположенных в одной с венцом 35а плоскости. С венцом 35б взаимодействуют венцы 46б также трех сателлитов 42б, расположенных в другой плоскости вдоль оси передачи. Все шесть сателлитов 42а и 42б сидят с возможностью вращения на шести осях 44, закрепленных в дисках 39 и 40 водила 38. Все сателлиты 42 своими венцами 46 зацепляются с одним венцом колеса внутреннего зацепления 47. Колесо внутреннего зацепления 47 для упрощения сборки имеет ступицу 48, составленную из двух половин - 48а и 48б. Элементы крепления их друг другу на фиг. 16 не показаны. В ступице 48 на осях 52 свободно посажены цевки 51, образующие венец колеса 47.

В этой передаче повышена равномерность вращения колес, так как поток мощности передается от колеса 33 к колесу 47 через все 6 сателлитов одновременно. Благодаря разнесению сателлитов 42а и 42б в параллельные плоскости размер сателлитов может быть выбран максимальным для заданного расстояния между центральными колесами 33 и 47, так как соседние сателлиты 42а и 42б, находясь в разных плоскостях, не пересекаются. Передача имеет увеличенное число осей 44 водила 38. Диски 39 и 40 водила 38 жестко связаны друг с другом осями 44. Элементы крепления водила 38 и центральных колес 33 и 47 к звеньям внешних механизмов для простоты не показаны. Они могут быть любыми известными, например резьбовыми, шпоночными или шлицевыми. Все остальные детали на фиг. 16 и 17 обозначены так же, как и на фиг. 14 и 15.

В передаче на фиг. 18 и 19 при зацеплении колеса 33 также с шестью венцами сателлитов число осей водила 38 остается таким же, как и на фиг. 15. Здесь в обоих зацеплениях колеса выполнены составными из двух венцов, повернутых друг относительно друга на половину углового шага. Венцы колеса 33 - это эксцентричные окружности 35а и 35б, смещенные в противоположные от оси передачи стороны. Три сателлита 42 сидят на подшипниках 45 на трех осях 44 и имеют по два циклоидальных венца 46а и 46б каждый. Венцы 46а и 46б повернуты друг относительно друга на половину углового шага. Колесо внутреннего зацепления 47 выполнено также составным. Оно имеет две ступицы 48а и 48б, соединенных вместе. Элементы крепления для простоты не показаны. Каждая из ступиц выполнена со своим венцом внутреннего зацепления 56а и 56б. Венцы 56а и 56б также повернуты друг относительно друга на половину углового шага. Венцы 56 имеют циклоидальную форму, соответствующую циклоидальным зубьям венцов 46 сателлитов 42.

На фиг. 18 венцы 42а и 42б сателлитов не связаны друг с другом, просто сидят на одних осях 44 на своих подшипниках 45а и 45б. Но возможен и другой вариант такой конструкции, когда венцы сателли

- 7 015293 тов жестко связаны друг с другом (или выполнены за одно целое). Конструкция со связанными венцами имеет большую жесткость и точность позиционирования, а конструкция со свободными венцами сателлитов имеет возможность выборки зазоров и устранения погрешностей изготовления.

Следует отметить, что составные колеса могут быть выполнены и с большим количеством венцов, повернутых друг относительно друга на угловой шаг, деленный на число венцов. Увеличение числа венцов усложняет конструкцию, но увеличивает равномерность работы и точность передачи.

Предлагаемый планетарный механизм работает точно так же, как и обычный планетарный механизм с эвольвентным зацеплением, выполненный по такой же схеме Джеймса. Отличие заключается лишь в увеличении передаточного отношения за счет уменьшения числа зубьев колеса внешнего зацепления 33 до одного зуба. Формулы для определения передаточного отношения при разных схемах соединения передачи с валами внешних механизмов приведены выше. Для передач на фиг. 14-15 и 18-19 при ведущем вале 34 и ведомом водиле 38 передаточное отношение составляет -22. Для передачи на фиг. 16-17 при такой же схеме включения передаточное отношение составит -19.

Обратимся теперь к планетарным механизмам по схеме Давида, разновидности которого отражены на фиг. 20-27. Планетарный зубчатый механизм на фиг. 20 и 21 содержит два центральных колеса 57 и 58 внешнего зацепления и двойные сателлиты 59, посаженные в водиле 60. Первые колеса 62 двойных сателлитов 59 и центральное колесо 57, находящееся с ними в зацеплении, образуют первый ряд зацепления. Вторые колеса 63 двойных сателлитов 59 вместе со вторым центральным колесом 58 образуют второй ряд зацепления. В первом ряду колесо 57 и колеса 62 сателлитов имеют обычное зацепление, образованное эвольвентными зубьями 61 и 64 (см. фиг. 21). Венцы 65 вторых колес 63 сателлитов 59 во втором ряду зацепления выполнены однозубыми с профилем в виде эксцентрично смещенных окружностей. Второе центральное колесо 58 имеет циклоидальный зубчатый венец 66. Т.е. колеса 63 сателлитов и колесо 58 образуют ряд эксцентриково-циклоидального зацепления. Число венцов 65 сателлитов в ряду эксцентриково-циклоидального зацепления должно быть не меньше трех. Действительно, обращаясь к фиг. 21 мы видим, что только в этом случае, в фазе входа в зацепление находятся одновременно один или два однозубых эксцентриковых венца 65. При меньшем количестве венцов сателлитов будут иметь место такие положения этих венцов, когда все венцы 65 будут находиться в фазе выхода из зацепления с циклоидальным венцом 66 центрального колеса 58, и вращение от сателлитов 59 к колесу 58 передаваться не будет. В механизме, иллюстрируемом фиг. 21, число венцов 65 сателлитов в ряду зацепления равно числу сателлитов. Однако если колеса в зацеплении выполнить ступенчатыми из нескольких одинаковых повернутых друг относительно друга венцов, то число сателлитов будет меньше, чем число венцов и работоспособным может быть механизм с двумя или даже с одним сателлитом. Это будет более подробно показано и описано ниже при обсуждении фиг. 24. Представленный на фиг. 20 и 21 планетарный механизм является дифференциальным, так как все его три основных звена (центральные колеса 57 и 58 и водило 60) подвижны. Для того чтобы получить механическую передачу, одно из этих звеньев следует сделать неподвижным. В зависимости от выбора неподвижного звена и ведущего и ведомого звеньев передача будет иметь разные передаточные отношения и может являться как мультипликатором, так и редуктором.

При ведущем колесе 57, ведомом колесе 58 и неподвижном водиле 60 передаточное отношение механизма по схеме Давида определяется как ί_57-58 = Ζ₆₂/Ζ₅₇ · Ζ₅₈/Ζ₆₃ и так как для эксцентриковоциклоидального зацепления Ζ₆₃ = 1, то ί_57-58 = Ζ₆₂ · Ζ₅₈/Ζ₅₇, и для реальной конструкции на фиг. 1, 3 ί_57-58 составляет 23,5. В случае ведомого водила 60 и неподвижного колеса 58 передаточное отношение будет определяться как ί_57-60 = 1 - Ζ₆₂ · Ζ₅₆/Ζ₅₇ = -22,5. Таким образом, передаточное отношение предлагаемого механизма теоретически в Ζ63 (т. е. в 6-10) раз больше, чем у механизма с обычным эвольвентным зацеплением в обоих рядах. Следует отметить, что для редуктора эвольвентный ряд лучше выполнить на входе, так как эксцентриково-циклоидальное зацепление имеет большие предельно-допустимые моменты вращения. Действительно, в эксцентриково-циклоидальном зацеплении взаимодействуют выпуклый профиль зуба-эксцентрика 65 с вогнутым профилем циклоидального зуба 66, что повышает их контактную прочность при прочих равных условиях. Кроме того, для обеспечения одного и того же передаточного отношения большие колеса в ряду ЭЦ зацепления будут иметь значительно меньшее число зубьев, чем для эвольвентного зацепления, что при одинаковых размерах колес ещё более увеличивает нагрузочную способность. В планетарном механизме, изображенном на фиг. 22 и 23, одно из центральных колес, а именно колесо 67, имеет внутреннее зацепление со вторыми колесами 63 двойных сателлитов 59. Это колесо имеет внутренний венец 68 циклоидальной формы. Все остальные элементы механизма такие же, как и на фиг. 20 и 21 и имеют те же обозначения. Такая схема для обычных эвольвентных колес дает передаточное отношение не более 15. В нашем же случае при неподвижном водиле 60 и ведомом центральном колесе 67 передаточное отношение механизма составляет ί_57-67 = -Ζ₆₂/Ζ₅₇ · Ζ₆₇/Ζ₆₃ = -Ζ₆₂ · Ζ₆₇/Ζ₅₇, т.к. Ζ₆₃ = 1. В реальной конструкции для Ζ₅₇ = 20, Ζ₆₂ = 47 и Ζ₆₇ = 11 ί_57-67 = -25,85. При ведомом водиле 60 и неподвижном центральном колесе 67 передаточное отношение определяется выражением ί_57-60 = 1 + Ζ₆₂ · Ζ₆₂/Ζ₅₇, и при тех же значениях Ζ₅₇, Ζ₆₂ и Ζ₆₇ составит ί_57-60 = 26,85, что значительно выше возможных значений для такой схемы планетарного механизма с обычным эвольвентным зацеплением

- 8 015293 колес.

Для повышения равномерности вращения колес и равномерности передачи момента целесообразно колеса с эксцентриково-циклоидальным зацеплением выполнять ступенчатыми, как это показано на фиг. 24 для эксцентриково-циклоидального зацепления колес первого ряда. Центральное однозубое колесо 57 выполнено ступенчатым, т.е. составлено из двух одинаковых венцов 70 и 71, имеющих форму эксцентрично смещенных в противоположные стороны окружностей, что аналогично повороту эксцентриков друг относительно друга на 180°. Угол поворота определяется как угловой шаг однозубого колеса 57 (360°), деленный на число венцов ступенчатого колеса (число венцов 2). Каждый из венцов 70 и 71 ступенчатого колеса 57 взаимодействует соответственно с циклоидальными венцами 72 и 73 ступенчатых колес 62 сателлитов 59. Венцы 72 и 73 повернуты друг относительно друга на половину углового шага. Для колес на фиг. 24 этот угол составляет 18°.

При вращении колеса 57 по часовой стрелке его венец 70 находится в фазе вхождения в зацепление с венцами 72 верхнего и левого сателлитов, а венец 71 - с венцом 73 правого сателлита 59. В результате в передаче момента вращения участвуют одновременно три венца трех сателлитов, что повышает равномерность передачи момента. Очевидно, что механизм со ступенчатыми колесами будет работоспособным и с двумя сателлитами, так как в любом положении колеса будут иметь, по меньшей мере, пару венцов, находящихся в фазе входа в зацепление при общем числе венцов сателлитов в этом ряду, равном 4.

Для еще большего увеличения передаточного отношения можно зацепление обоих рядов выполнить эксцентриково-циклоидальным (см. фиг. 25 и 26). Фиг. 25 соответствует схеме на фиг. 20 со всеми колесами внешнего зацепления. Первый ряд зацепления выполнен со ступенчатыми колесами, так как это показано на фиг. 24. Центральное колесо 57 внешнего зацепления выполнено ступенчатым из двух одинаковых венцов 70 и 71. Венцы представляют собой эксцентрично смещенные от центра колеса окружности, повернутые друг относительно друга на половину углового шага, так как венцов в колесе 2. Угол поворота составляет 180°, т.е. венцы 70 и 71 - это смещенные в противоположные стороны эксцентрики. Первые колеса 62 сдвоенных сателлитов 59 выполнены также ступенчатыми из одинаковых повернутых друг относительно друга циклоидальных венцов 72 и 73. Угол поворота этих венцов друг относительно друга составляет также половину углового шага, и для 10 зубьев угол поворота равен 18°. Венец 70 колеса 57 находится в зацеплении с венцами 72 первых колес 62 сателлитов 59, а венец 71 зацепляется с венцами 73 этих же колес. Эксцентриково-циклоидальное зацепление во втором ряду выполнено таким же, как показано на фиг. 21, и его элементы обозначены аналогично. Т.е. венцы 65 вторых колес 63 сателлитов 59 выполнены в виде эксцентрично смещенных окружностей, а венец 66 центрального колеса внешнего зацепления 58 выполнен циклоидальным.

Фиг. 26 показывает эксцентриково-циклоидальные зацепления в обоих рядах механизма, выполненного по схеме на фиг. 22. Здесь также колеса в первым ряду зацепления выполнены ступенчатыми, как это показано на фиг. 24. Отличие фиг. 26 от фиг. 25 составляет лишь центральное колесо 67 во втором ряду, которое выполнено с циклоидальным профилем 68 внутреннего зацепления. Остальные обозначения на фиг. 26 соответствуют обозначениям фиг. 25.

Рассмотрим конкретную конструкцию планетарного механизма на фиг. 27, предназначенного для работы в качестве усилителя крутящего момента (гайковерта). В цилиндрическом корпусе 74 установлены фланцевые диски 75 и 76, жестко связанные друг с другом стяжными винтами (на чертеже не показанными). Связанные диски 75 и 76 образуют водило планетарного механизма. В отверстиях 77 и 78 дисков 75 и 76 на осях 79 установлены три сателлита 59. Центральное колесо 57 является ведущим звеном и выполнено за одно целое с ведущим валом 80. Колесо 57 выполнено ступенчатым из двух одинаковых венцов 81 и 82, представляющих собой эксцентрики, смещенные в разные стороны от оси колеса 57. Венцы 81 и 82 находятся в зацеплении с одинаковыми циклоидальными венцами 83 и 84 первых ступенчатых колес двойных сателлитов 59. Вторые колеса сателлитов 59 выполнены также ступенчатыми, образованными двумя одинаковыми венцами в виде эксцентрично смещенных в противоположные стороны окружностей 85 и 86. Для того чтобы избежать консольной нагрузки на оси 79, эти венцы разнесены в пространстве вдоль оси и расположены по обе стороны от венцов 83, 84 первых колес сателлитов. Второе центральное колесо внутреннего зацепления выполнено также ступенчатым на внутренней поверхности корпуса 74 и представляет собой два разнесенных вдоль оси одинаковых и повернутых друг относительно друга циклоидальных профиля 87 и 88. Ведомым звеном является водило, с диском 75 которого жестко связан квадрат 89 для съемной головки гайковерта. Корпус 74 имеет торцевые шлицы 90, которыми он крепится к неподвижным элементам для отбора реактивного момента. Передаточное отношение редуктора гайковерта равно ί = 1 + Ζ₈₃Ζ₈₇ = 33, где Ζ₈₃ и Ζ₈₇ - числа зубьев циклоидальных венцов 83 сателлитов 59 и циклоидальных венцов 87 центрального колеса внутреннего зацепления.

Следует отметить, что при выборе в конкретном механизме опорного, ведущего и ведомого звеньев следует руководствоваться следующими соображениями. Если для достижения заданного передаточного отношения достаточно выполнить с эксцентриково-циклоидальным зацеплением только один ряд механизма, то обычное эвольвентное зацепление следует выполнить со стороны ведущего звена, как это было уже показано выше. При необходимости выполнения эксцентриково-циклоидальным зацепления в обоих

- 9 015293 рядах ряд зацепления со стороны ведущего звена следует выполнять из ступенчатых колес.

Рассмотрим работу предлагаемых механизмов, выполненных по схеме Давида на фиг. 20 в качестве редукторов с ведущим звеном - центральным колесом внешнего зацепления 57 и неподвижным водилом 60. Пусть колесо 57 с эвольвентным зацеплением вращается по часовой стрелке, как это показано на фиг. 21 и 22. Первые колеса 62 сателлитов 59 будут вращаться в противоположную сторону с передаточным отношением, определяемым отношением чисел зубьев венцов 64 и 61. Одновременно с колесами 62 будут поворачиваться и вторые колеса 63 этих же сателлитов, представляющие собой эксцентрично смещенные окружности 65. При этом венцы 65 верхнего и левого сателлитов находятся в фазе входа в зацепление с циклоидальным профилем 66 центрального колеса 58 и обеспечивают его поворот в направлении, совпадающем с направлением вращения входного колеса 57 с передаточным отношением, равным ^Ζ62 ’ ^Ζ58^/Ζ57.

Работа механизма, выполненного по схеме на фиг. 22 и изображенного на фиг. 23, происходит аналогичным образом, только передаточное отношение будет определяться как -Ζ₆₂ · Ζ₆₇/Ζ₅₇, т.е. ведомое колесо 67 будет вращаться в противоположную сторону. Рассмотрим работу механизмов с двумя рядами эксцентриково-циклоидального зацепления на фиг. 25 и 26 в режиме редуктора. Ведущим звеном в этом режиме может быть либо водило 60, либо центральное колесо внешнего зацепления 57. Примем ведущим звеном колесо 57. При его вращении по часовой стрелке венец 70 будет находиться в фазе входа в зацепление с венцами 72 верхнего и левого сателлитов 59, вращая их против часовой стрелки. Второй венец 71 ступенчатого колеса 57 в то же самое время будет находиться в силовом зацеплении с венцами 73 левого и правого сателлитов. Таким образом, в первом ряду зацепления поток мощности будет передаваться через все три сателлита. Вращение сателлитов 59 против часовой стрелки означает одновременное вращение вторых колес 63 сателлитов. При этом венцы 65 этих колес будут находиться в фазе входа в зацепление с циклоидальным венцом 66 только для левого и верхнего сателлитов. Сателлиты, входящие в зацепление, поочередно меняются, однако в любой момент времени по меньшей мере один сателлит участвует в передаче вращения к центральному колесу 58. Колесо 58 вращается в том же самом направлении, что и ведущее колесо 57. Передаточное отношение в схеме определяется как Ζ₆₂ · Ζ₅₈, что в Ζ₅₇ раз выше, чем для редуктора с одним рядом эксцентриково-циклоидального зацепления на фиг. 21. Если в качестве ведущего звена выбрать водило 60, то передаточное отношение будет равно 1 - Ζ58 · Ζ62 Работа редуктора на фиг. 26 будет отличаться только противоположным направлением вращения ведомого колеса 67 и величиной передаточного отношения, которое будет определяться как -Ζ62 · Ζ67, т. е. также будет в Ζ₅₇ раз выше, чем у редуктора с одним рядом эксцентриково-циклоидального зацепления на фиг. 23.

Усилитель крутящих моментов на фиг. 27 работает следующим образом. Ведущий вал 80 вращает центральное колесо 57 с двумя одинаковыми однозубыми венцами 81 и 82, в виде смещенных в противоположные стороны от оси эксцентриков. Вращение передается на циклоидальные венцы 83 и 84 сателлитов 59 с числом зубьев 4. Сателлиты 59 вращаются совместно с венцами 85 и 86 вторых колес сателлитов. Венцы 85 и 86 имеют один зуб с профилем в виде эксцентрично смещенной окружности. При обкатывании этими венцами циклоидальных венцов 87 и 88 неподвижного корпуса 74 начинает поворачиваться водило, образованное торцевыми дисками 75 и 76. Водило является ведомым звеном. Передаточное отношение усилителя крутящих моментов составляет 33. Механизм имеет относительно небольшие габариты при достаточно больших размерах зубьев, которые и определяют увеличение его нагрузочной способности. Кроме того, циклоидальные и эксцентриковые зубья в процессе работы испытывают в основном напряжения сжатия, а в эвольвентном зацеплении зуб шестерни работает на изгиб. Известно, что по допускаемым напряжениям прочность сталей при сжатии значительно выше, чем при изгибе.

Таким образом, в заявке предложен новый вид зубчатого зацепления: эксцентричная окружность циклоидальная кривая. Зубчатые механизмы с этим зацеплением обладают повышенной нагрузочной способностью и высоким передаточным отношением при минимальных габаритных размерах. Большой приведенный радиус кривизны зубьев в зацеплении, а также контакт зубьев по выпукло-вогнутым поверхностям позволяет увеличить допустимые контактные напряжения, что еще более увеличивает нагрузочную способность передачи. Зацепление обладает повышенным КПД, так как имеет минимальные потери на трение.

Claims (15)

1. ФОРМУЛА ИЗОБРЕТЕНИЯ

   1. Зубчатое зацепление колес с криволинейными зубьями, меньшее из которых - шестерня - выполнено с одним зубом, отличающееся тем, что зубчатый профиль однозубой шестерни образован последовательным и непрерывным поворотом торцовых сечений колеса, представляющих собой окружность, относительно эксцентрично смещенной оси, образуя винтовую поверхность, а большее колесо имеет винтовые зубья циклоидального профиля в его торцовом сечении, сопряженные с винтовой поверхностью шестерни и обеспечивающие линейный контакт зубьев.
2. 2. Зубчатое зацепление по п.1, отличающееся тем, что угол осевого перекрытия шестерни выполнен превышающим 180°.

   - 10 015293
3. 3. Зубчатое зацепление по п.1, отличающееся тем, что колеса выполнены цилиндрическими с параллельными осями, большее колесо выполнено с зубчатым профилем внешнего зацепления с профилем в торцовом сечении по эквидистанте эпициклоиды.
4. 4. Зубчатое зацепление по п.1, отличающееся тем, что колеса выполнены цилиндрическими с параллельными осями, большее колесо выполнено с зубчатым профилем внутреннего зацепления с профилем в поперечном сечении по эквидистанте гипоциклоиды.
5. 5. Зубчатое зацепление по п.1, отличающееся тем, что колеса выполнены коническими с пересекающимися осями и большее колесо имеет циклоидальный профиль в сечениях, перпендикулярных боковой конической поверхности колеса, или большее колесо имеет циклоидальный профиль в сечениях колеса сферическими поверхностями с центром сфер в точке пересечения осей колес.
6. 6. Зубчатое зацепление по любому из пп.1-4, отличающееся тем, что винтовые зубья обоих колес выполнены шевронными.
7. 7. Зубчатое зацепление составных колес, каждое из которых выполнено в виде пакета по меньшей мере трех зубчатых венцов, соединенных между собой и повернутых на одинаковый угол друг относительно друга, отличающееся тем, что зубчатый венец меньшего колеса в торцовом сечении очерчен эксцентрично смещенной относительно оси колеса окружностью, а зубчатый венец большего колеса в торцовом сечении имеет циклоидальный профиль.
8. 8. Зубчатое зацепление составных колес по п.7, отличающееся тем, что зубчатые венцы выполнены в виде цилиндрических колес внешнего зацепления.
9. 9. Зубчатое зацепление составных колес по п.7, отличающееся тем, что зубчатые венцы выполнены в виде цилиндрических колес и большее из колес выполнено с венцами внутреннего зацепления.
10. 10. Зубчатое зацепление составных колес по п.7, отличающееся тем, что зубчатые венцы выполнены в виде конических колес.
11. 11. Планетарный зубчатый механизм по схеме Джеймса, содержащий два центральных колеса внешнего и внутреннего зацепления, водило и сателлиты, зацепляющиеся с обоими колесами, отличающийся тем, что центральное колесо внешнего зацепления выполнено однозубым, с профилем зуба в виде эксцентрично смещенной окружности, сателлиты, число которых не менее трех, выполнены с зубьями циклоидального профиля, а колесо внутреннего зацепления выполнено цевочным, или циклоидальным.
12. 12. Планетарный зубчатый механизм по п.11, отличающийся тем, что однозубое центральное колесо внешнего зацепления выполнено составным из двух и более повернутых друг относительно друга венцов, а сателлиты через один разнесены вдоль оси в параллельные плоскости и сателлиты в каждой плоскости зацепляются с одним венцом составного колеса.
13. 13. Планетарный зубчатый механизм по п.11, отличающийся тем, что оба центральных колеса и сателлиты выполнены составными из двух и более повернутых друг относительно друга венцов и в зацеплении находятся одноименные венцы.
14. 14. Планетарный зубчатый механизм по схеме Давида с двойными сателлитами, содержащий водило, два центральных колеса, каждое из которых зацепляется соответственно с первыми и вторыми колесами двойных сателлитов, образуя два ряда зацепления, отличающийся тем, что по меньшей мере в одном из рядов зацепление выполнено эксцентриково-циклоидальным, в котором меньшие колеса выполнены однозубыми, с профилем зуба в виде эксцентрично смещенной окружности, а находящиеся с ними в зацеплении колеса большего диаметра выполнены с зубьями циклоидального профиля, причем число венцов сателлитов в этом ряду составляет не менее трех.
15. 15. Планетарный зубчатый механизм по п.14, отличающийся тем, что колеса по меньшей мере одного из рядов с эксцентриково-циклоидальным зацеплением выполнены ступенчатыми, образованными по меньшей мере двумя одинаковыми зубчатыми венцами, повернутыми друг относительно друга на угол, равный угловому шагу зубьев, деленному на число зубчатых венцов ступенчатого колеса.