зацепление колес с криволинейными зубьями (варианты) и планетарная передача на его основе

Формула изобретения

1. Зацепление двух 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. Зацепление по п.1, отличающееся тем, что угол осевого перекрытия шестерни выполнен превышающим 180°.

3. Зацепление по п.1, отличающееся тем, что колеса выполнены цилиндрическими с параллельными осями, большее колесо выполнено с зубчатым профилем внешнего зацепления с профилем в торцовом сечении по эквидистанте эпициклоиды.

4. Зубчатое зацепление по п.1, отличающееся тем, что колеса выполнены цилиндрическими с параллельными осями, большее колесо выполнено с зубчатым профилем внутреннего зацепления с профилем в поперечном сечении по эквидистанте гипоциклоиды.

5. 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. Зацепление по любому из пп.1-4, отличающееся тем, что винтовые зубья обоих колес выполнены шевронными.

7. Зацепление двух составных колес, каждое из которых выполнено в виде пакета, по меньшей мере, трех зубчатых венцов, соединенных между собой и повернутых на одинаковый угол друг относительно друга с шагом, равным угловому шагу колеса, деленному на число венцов колеса, отличающееся тем, что зубчатый венец меньшего колеса в торцовом сечении очерчен эксцентрично смещенной относительно оси колеса окружностью, а зубчатый венец большего колеса в торцовом сечении имеет циклоидальный профиль.

8. Зацепление двух составных колес по п.7, отличающееся тем, что зубчатые венцы выполнены в виде цилиндрических колес внешнего зацепления.

9. Зацепление двух 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. Зацепление двух составных колес по п.7, отличающееся тем, что зубчатые венцы выполнены в виде конических колес.

11. Планетарная передача на основе зубчатого зацепления по п.1, содержащая два центральных колеса внутреннего и наружного зацепления, водило и сателлиты, отличающаяся тем, что сателлиты выполнены в виде малых колес зацепления по п.1, а центральные колеса - в виде больших колес зацепления по п.1, причем числа зубьев центральных колес отличаются от числа, кратного числу сателлитов, на единицу, а угол осевого перекрытия каждого сателлита превышает 180°, деленное на число сателлитов.

12. Планетарная передача на основе зубчатого зацепления составных колес по п.7, содержащая два центральных составных колеса внутреннего и наружного зацепления, водило и сателлиты, отличающаяся тем, что сателлиты выполнены в виде малых колес зацепления по п.7, а центральные колеса - в виде больших колес зацепления по п.7, причем числа зубьев центральных колес отличаются от числа, кратного числу сателлитов, на единицу.

Описание изобретения к патенту

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 (SU 1060835, US 3,247,736) с уменьшенным числом зубьев меньшего колеса - шестерни позволяет повысить передаточное отношение при одних и тех же межосевых расстояниях. В частности шестерня может быть выполнена с одним зубом, имеющим в нормальном сечении эвольвентный профиль, а передаточное отношение будет равно числу зубьев большего колеса. В этом зацеплении, как и в обычном эвольвентном, преобладает трение скольжения, снижающее КПД. Кроме того, изготовление шестерни с одним зубом эвольвентного профиля имеет технологические трудности, а наличие в профиле зуба точек перегиба, являющихся концентраторами напряжений, снижает прочность и нагрузочную способность зацепления.

Известно также зубчатое зацепление косозубых колес (SU 163 857), в котором шестерня выполнена как однозаходный червяк, а боковая поверхность зуба другого колеса образована винтовым движением участка винтовой линии вершины зуба этого червяка. Оба колеса имеют одинаковое направление винтовых зубьев. Авторы утверждают, что такое зацепление может обеспечивать как попутное, так и противоположное вращение колес. При таком способе получения профилей возможна ситуация с возникновением интерференции зубьев. Кроме того, зубья колеса контактируют не с боковой поверхностью зубьев шестерни, а с их вершиной, что ухудшает прочностные свойства зацепления.

Последний недостаток устраняет зубчатое зацепление (RU 2109187), в котором профиль зуба колеса выполнен по огибающей семейства кривых, которые описывают профили торцового сечения зуба шестерни при относительном вращении колес, и углы наклона зубьев обоих колес имеют одинаковое направление. Такое зацепление обеспечивает попутное вращение колес при внешнем зацеплении. Основной недостаток заключается в том, что зацепление имеет малое плечо действия силы, передающей момент вращения, что ограничивает возможности в передаче высоких моментов.

Известна также червячная передача (SU 142 0273), которая может работать как передача с параллельными осями. Малое колесо - шестерня этого зацепления выполнено в виде круглого стержня, изогнутого по винтовой линии, равноотстоящей от оси вращения шестерни. Большое колесо имеет винтовые зубья, впадины которых образованы дугами окружностей радиуса, отличающегося от радиуса стержня на небольшую величину (примерно на 12%). Осевой шаг шестерни равен отношению осевого шага зубьев колеса к передаточному числу. Указанное зацепление выбираем за прототип для первого варианта передачи. В этом зацеплении шестерня в торцовом сечении имеет профиль в форме эллипса, больший диаметр которого зависит от угла наклона винтовой линии к оси, и для углов в диапазоне 10-30 градусов меняется в пределах от 1,015 до 1,15 диаметра стержня. В результате в любом торцовом сечении колес взаимодействует зуб в форме эллипса с вогнутыми зубьями в форме дуги окружности, радиус которой близок к большему диаметру эллипса. В таком взаимодействии эллиптический зуб шестерни периодически выходит из контакта с поверхностью зуба колеса, а точка контакта перемещается по впадине зуба колеса неравномерно, образуя повышенную плотность контакта в области границы впадины, которая и так является концентратором напряжений. Все это резко снижает прочность головки зуба колеса, а также делает работу зацепления подверженной шуму и биениям. Кроме того, перемещение эллиптического профиля по круговому сопровождается большим проскальзыванием, и в зацеплении существенную роль играет трение скольжения.

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

Таким образом, задачей изобретения является создание надежного зацепления колес, обладающего повышенной прочностью и позволяющего получать высокие передаточные отношения в сравнительно небольших габаритах.

Техническим результатом изобретения является получение в зацеплении непрерывного контакта по всей длине зуба с минимальным трением скольжения.

Для достижения указанного технического результата в зацеплении колес с криволинейными зубьями, как и в прототипе, меньшее из колес - шестерня - имеет один зуб. В отличие от прототипа зубчатый профиль этого колеса образован последовательным и непрерывным поворотом торцовых сечений колеса, представляющих собой окружность, относительно эксцентрично смещенной оси, образуя винтовую поверхность. Большее колесо имеет винтовые зубья с циклоидальным профилем в торцовом сечении, сопряженные с винтовой поверхностью шестерни. Это означает, что криволинейная поверхность зубьев образуется аналогично поверхности зуба шестерни последовательным и непрерывным поворотом циклоидальных торцовых сечений колеса вокруг оси колеса.

Для равномерности вращения угол осевого перекрытия шестерни должен быть больше 180 градусов.

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

Для цилиндрических колес внешнего зацепления оба колеса 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. В результате любое сечение шестерни плоскостью, перпендикулярной ее оси, будет представлять собой окружность, а не эллипс, как в прототипе. Это является принципиальным отличием формы шестерни от прототипа.

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 зацепления реализуется не в виде непрерывного зацепления винтовых зубьев, а в виде зацепления составных колес, как, например, в SU 911069. Каждое составное колесо представляет собой пакет жестко скрепленных между собой, по меньшей мере, трех зубчатых венцов, торцовые профили которых повернуты друг относительно друга на равные углы с шагом, равным угловому шагу колоеса, деленному на число венцов в колесе. В отличие от известного зацепления зубчатый профиль каждого венца шестерни в торцовом сечении очерчен эксцентрично смещенной относительно оси колеса окружностью, а зубчатый профиль венцов большего колеса в торцовом сечении очерчен циклоидальной линией. Здесь линия контакта составных колес будет ступенчатой и кусочно-непрерывной.

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

Кроме простых передач на основе обоих вариантов предлагаемого зацепления возможно создание планетарной передачи, которая отличается от аналогичной планетарной передачи с эвольвентным зацеплением многократно увеличенной нагрузочной способностью при тех же габаритах. Планетарная передача содержит водило с сателлитами, находящимися в одновременном зацеплении с двумя центральными колесами внутреннего и внешнего зацеплений. В отличие от обычной планетарной передачи сателлиты выполнены в виде малых колес вышеописанного зацепления, а центральные колеса - в виде больших колес этого зацепления, причем числа зубьев центральных колес отличаются от числа, кратного числу сателлитов, на единицу, и угол осевого перекрытия каждого сателлита превышает 180/n градусов, где n - число сателлитов.

В другом варианте планетарной передачи все колеса выполнены составными, и сателлиты выполнены также в виде малых составных колес второго варианта зацепления. Числа зубьев венцов центральных колес подчиняется той же зависимости, что и в предыдущем варианте планетарной передачи, а именно отличаются от числа, кратного числу сателлитов, на единицу

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 представлено 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. На фиг.14 показан внешний вид планетарной передачи на основе нового зацепления с сателлитами, выполненными в виде шестерни предлагаемого зацепления. Фиг.15 иллюстрирует возможность построения планетарной передачи с составными колесами.

На фиг.1 оба колеса в зацеплении цилиндрические, меньшее колесо - шестерня 1 - выполнена с одним криволинейным зубом. Торцовое сечение 2 шестерни 1 представляет собой окружность 3, эксцентрично смещенную относительно оси колеса OO1. Поверхность зуба шестерни образована непрерывным смещением окружности 3 вдоль оси OO1 и ее одновременным поворотом вокруг этой оси. Или, что то же самое, поверхность зуба шестерни образована непрерывным поворотом последовательных торцовых сечений колеса 1 вокруг оси OO1. На фиг.2 и 3 окружности отдельных образующих сечений колеса 1, повернутые друг относительно друга на 45 градусов, обозначены как 3', 3'', 3'''. Внешне форма шестерни напоминает червяка, поэтому в дальнейшем условимся называть шестерню этого зацепления «червячком». 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 градусов, обозначены цифрами 5, 5', 5'' 5'''.

Как видно из схемы построения зубчатой поверхности «червячка» 1, последняя в любом своем торцовом сечении будет иметь окружность 3, а не эллипс, как это имеет место в прототипе. 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 «червячка» повернута вокруг оси OO1 на 90 градусов относительно окружности 3 на торце колеса, а циклоидальная кривая 5'' повернута на угол 90/z градусов относительно циклоидальной кривой 5 на торце колеса, где z - число периодов циклоидальной кривой. То есть повороту окружности 3'' на четверть оборота соответствует поворот циклоидальной кривой 5'' на четверть ее углового шага. Окружность 3'' касается циклоидальной кривой 5'' в точке В. Таким образом, в каждом торцовом сечении окружность в сечении «червячка» 1 касается с циклоидальной кривой в сечении колеса 4, и винтовой зуб «червячка» 1 имеет одновременно множество точек контакта с винтовым циклоидальным зубом колеса 4. Эти точки образуют непрерывную винтовую линию контакта ABD. На фиг.5 показан фрагмент циклоидального зубчатого колеса 4 и линия AD контакта червячка 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 циклоидальное 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.

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. «Червячок» 1 имеет ту же самую форму, образованную поворотом вокруг оси OO1 и смещением вдоль нее окружности 3, эксцентрично смещенной относительно оси OO1. Точка касания окружности 3 «червячка» 1 с гипоциклоидальной кривой 8 в передней фронтальной плоскости зацепления на фиг.6 обозначена буквой А, а в задней фронтальной плоскости - буквой D. «Червячок» 1 имеет непрерывный контакт с зубчатым профилем внутреннего зацепления 7 по линии AD.

Рассмотрим теперь зацепление конических колес на фиг.7. Малое колесо зацепления - шестерня 9 и большое колесо 10 имеют коническую форму и пересекающиеся оси OO1 и СС1. Шестерня 9, будем называть ее также «червячок», образована последовательным и непрерывным поворотом вокруг эксцентрично смещенной оси ОО1 окружностей 11 в торцовых сечениях 12 конуса, определяющего форму конического колеса. Фиг.8 иллюстрирует образование поверхности червячка. Цифрами 11', 11'', 11''' обозначены окружности в различных сечениях, повернутые относительно друг друга и относительно окружности 11 в передней фронтальной плоскости на 45 градусов. Как видно из рисунка, конический «червячок» 9 отличается от цилиндрического «червячка» 1 только уменьшающимися 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 «червячка» 9 и зубчатой поверхности 13 конического колеса 10 они в каждом торцовом сечении будут иметь точку контакта, причем в контакте будут 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). Малое колесо «червячок» 16 и большее колесо 17 выполнены шевронными. «Червячок» 16 имеет по длине два участка 18 и 19, образованные винтовыми поверхностями с противоположным направлением. Окружность 3 в торцевом сечении «червячка» на участке 19 имеет непрерывный поворот вокруг эксцентрично смещенной оси OO1 по часовой стрелке, а на участке 18 - против часовой стрелки. Точно так же зубчатый венец большего колеса 17 состоит из двух участков с правыми 20 и левыми 21 циклоидальными зубьями, образованными поворотом циклоидальной кривой 5. Очевидно, что вследствие симметрии расположения зубьев осевые составляющие силы в шевронном зацеплении взаимно уравновешиваются.

При всех достоинствах предлагаемое зацепление «червячок» 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 вокруг оси OO1 относительно друг друга венцов. Малое колесо - шестерня 22 - имеет шесть венцов 24, каждый из которых представляет собой окружность 25, смещенную относительно оси OO1 на величину эксцентриситета . Окружности 25 соседних венцов повернуты вокруг оси OO1 друг относительно друга на угол, больший или равный 180 градусов/число венцов. Для шести венцов на фиг.11 этот угол составляет 30 градусов. Это означает, что осевое перекрытие составного колеса будет больше 180 градусов, и передаточное число будет постоянным. Большее колесо 23 составлено также из шести венцов 26, каждый из которых имеет форму огибающей эпициклоиды 27. Циклоидальные профили соседних венцов повернуты относительно друг друга на угол в 30/z градусов, где z - число зубьев циклоидального венца. Здесь каждая пара венцов 24 и 26 обоих составных колес контактирует по прямой линии, и общая линия контакта профилей представляет собой кусочно-непрерывную ломаную кривую. У зацепления составных колес нет проблемы осевой составляющей силы, так как его можно рассматривать как суперпозицию попарных зацеплений отдельных прямозубых венцов. Следует отметить, что, увеличивая число венцов составных колес, мы будем приближаться к первому варианту зацепления. Его можно рассматривать также 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, что и на фиг.11.

Вариант с составными колесами может быть реализован и для конических колес с пересекающимися осями (см. фиг.13). Здесь малое коническое колесо - шестерня 29 - выполнена составной из отдельных венцов 30, которые представляют собой цилиндры уменьшающегося диаметра. Профиль каждого венца 30 представляет собой эксцентрично смещенную относительно оси OO1 колеса окружность. Отдельные венцы повернуты относительно друг друга на угол, больший или равный чем 180 градусов /n, где n - число венцов. На фиг.13 число венцов равно 5 и угол между ними составляет 36 градусов. Большее колесо 31 составлено также из отдельных венцов 32, имеющих торцевой профиль циклоидальной формы, причем соседние венцы повернуты относительно друг друга на 1/5 часть углового шага циклоидального венца 32 (или на угол 36 градусов/n - число венцов). На фигуре для ясности изображения показаны только крайние венцы большего колеса 31. Увеличивая число венцов составных колес, мы будем приближаться к зацеплению «червячок» в коническом исполнении.

На основе зацепления «червячок» можно построить простую планетарную передачу 2К-Н, которая изображена на фиг.14. Как и обычная планетарная передача, она имеет два центральных колеса 33, 34 и водило 35. Колесо 33 выполнено как большее колесо зацепления «червячок» с внутренним зубчатым профилем 36. Зубчатый профиль 36 имеет винтовую поверхность, образуемую поворотом циклоидальной кривой 37 вокруг оси передачи. Форма зубчатого профиля 36 полностью идентична форме зубчатого профиля 7 колеса 4 на фиг.6. Второе центральное колесо 34 выполнено как большее колесо зацепления «червячок» с внешним зубчатым профилем 38. Колесо 34 идентично колесу 4 на фиг.1. Водило 35 имеет расположенные по окружности оси 39, на которых посажены с возможностью вращения сателлиты 40. Сателлиты 40 выполнены как малое колесо зацепления «червячок», т.е. они образованы непрерывным поворотом вокруг осей 39 последовательных торцовых сечений 41 колеса 40. Торцовое сечение 41 колеса 40 представляет собой эксцентрично смещенную относительно оси 39 окружность 42. Числа зубьев Z₃₃ и Z ₃₄ центральных колес 33 и 34 отличаются на единицу от числа, кратного числу сателлитов 40, т.е. Z₃₃=kn+1, Z₃₄=kn-1, где n - число сателлитов, a k - любое целое число. Передача на фиг.14 имеет пять сателлитов 40, центральное колесо 34 имеет 2×5-1=9 винтовых зубьев 43, а центральное колесо 33 имеет 2×5+1=11 винтовых зубьев 44. Условия, накладываемые на числа зубьев в зависимости от числа сателлитов, в данной передаче идентичны условиям в передаче с промежуточными телами качения.

Поскольку в передаче находятся в последовательном зацеплении все сателлиты, то она будет работать равномерно при меньшем угле осевого перекрытия. Для равномерности вращения достаточно, чтобы угол осевого зацепления каждой пары зацепляющихся колес был не меньше 180 градусов, разделенных на число сателлитов. В частности, для передачи на фиг.14 достаточным является угол осевого перекрытия колес в 36 градусов.

Передача оформлена как модуль, в котором любое из звеньев (центральное колесо 33, водило 35 или центральное колесо 34) может служить ведущим, ведомым или опорным звеном. На фиг.14 приведена конструктивная схема механизма, элементы крепления основных звеньев передачи к валам внешних устройств и к корпусу не показаны. В реальной конструкции они могут быть любыми известными: в виде шпонок, штифтов, муфт, шлицевого соединения и т.п.

Точно так же можно построить простую планетарную передачу 2К-Н на основе предлагаемого зацепления составных колес. На фиг.15 показано только взаимное расположение и зацепление колес такой планетарной передачи. Два центральных колеса 45 и 46 внутреннего и внешнего зацепления выполнены составными, в виде пакета жестко связанных зубчатых венцов 47 и 48. Венцы 47 колеса 45 внутреннего зацепления имеют профиль в форме огибающей гипоциклоиды 49, а венцы 48 колеса 46 внешнего зацепления образованы эпициклоидой 50. Соседние венцы каждого колеса повернуты относительно друг друга вокруг оси передачи на угол, равный 180 /n градусов, где n - число сателлитов. Число зубьев Z венцов 47 и 48 определяется как Z=kn±1, где k - целое число.

Сателлиты 51 выполнены также в виде пакета венцов 52, образованных окружностями 53, смещенными относительно осей 54 сателлитов. Венцы 52 сателлитов повернуты относительно друг друга на тот же угол, составляющий в конкретном случае 36 градусов. Оси сателлитов 51 закреплены в водиле (на фиг. водило не показано). Здесь, как и в предыдущей передаче, любое из основных звеньев планетарного механизма может служить ведущим, ведомым или опорным звеном.

Рассмотрим работу зацепления, изображенного на фиг.1-5. При вращении малого колеса «червячка» 1 вокруг оси ОО1 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 «червячок» 1 вращается против часовой стрелки, как это показано на фигурах. Окружность 3 во фронтальной плоскости зацепления (см. фиг.2), контактирующая с вершиной циклоидального зуба 5, при вращении вокруг центра О начинает давить на зуб, вызывая поворот большего колеса 4 в обратную сторону на величину, равную половине его углового шага. После половины оборота «червячка» 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 «червячка» 1. Если при этом угол осевого перекрытия «червячка» 1 будет равен или больше 180 градусов, то силовой контакт будет соответствовать полному обороту «червячка» 1. Это означает, что вращение колеса 4 будет непрерывным и за один оборот «червячка» 1 колесо 4 повернется на один зуб. Т.е. передаточное отношение зацепления равно числу зубьев большего колеса и вращение колес встречное.

На фиг.4 показано действие и распределение сил в среднем сечении зацепления. Сила F имеет две составляющих: F_рад - радиальную и F _танг- тангенциальную. Последняя и передает момент вращения. Поскольку зубья колес имеют винтовую форму, то в зацеплении «червячок», как и в обычном косозубом зацеплении, появляется осевая составляющая. Для ее устранения можно применить шевронное зацепление (см. фиг.10), когда одна половина «червячка» 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.

Рассмотрим работу планетарной передачи с зацеплением «червячок» на фиг.14. Для определенности положим, что опорным звеном будет являться колесо внутреннего зацепления 33. Для этого оно должно быть соединено с неподвижным корпусом. Ведущим звеном выберем центральное колесо внешнего зацепления 34. Ведомым звеном в этом случае является водило 35. При вращении колеса 34 против часовой стрелки его винтовые зубья 43, находящиеся в зацеплении с сателлитами 40, вызовут их вращение вокруг собственных осей 39 и обкатное движение по неподвижному зубчатому профилю 36 колеса 33. Передаточное отношение механизма определяется так же, как и в обычной планетарной передаче, в которой число зубьев сателлита равно 1. Для указанной схемы подключения планетарной передачи передаточное отношение u определяется следующим образом: u=1+Z₃₃ /Z₃₄, где Z₃₃ и Z ₃₄ - числа зубьев центральных колес 33 и 34 соответственно.

Планетарную передачу на фиг.15 можно рассматривать как совокупность параллельно включенных элементарных планетарных механизмов. Каждый такой механизм образован одним венцом 48 внутреннего колеса 46, одним венцом 47 наружного колеса 45 и венцами 52, сателлитов 51, лежащими в одной плоскости и зацепляющимися друг с другом. Эти элементарные планетарные механизмы повернуты относительно друг друга, так что их венцы находятся в силовом зацеплении в разных фазах, образуя непрерывное силовое зацепление на полном обороте ведущего звена. В результате вращение к ведомому звену передается равномерно и непрерывно. Передаточное отношение определяется такой же формулой, как и для планетарного механизма на фиг.14. Зацепление колес в передаче имеет большой приведенный радиус кривизны, что увеличивает нагрузочную способность передачи. Многопоточная передача с параллельной передачей момента вращения имеет повышенную по сравнению с обычной планетарной передачей нагрузочную способность.

Таким образом, в заявке предложен новый вид зубчатого зацепления: эксцентричная окружность - циклоидальная кривая, обладающего повышенной нагрузочной способностью и высоким передаточным отношением при минимальных габаритных размерах. Зацепление обладает повышенным КПД, так как имеет минимальные потери на трение. Большой приведенный радиус кривизны зубьев в зацеплении позволяет, подняв твердость, увеличить допустимые контактные напряжения, что еще более увеличивает нагрузочную способность передачи.