Передача внутрішнього зачеплення

1. Передача внутрішнього зачеплення, що складається із внутрішнього (16) і зовнішнього (1) зубчатих коліс, внутрішні зуби (2) якої мають круговий профіль і утворюють коло виступів (10) з діаметром De, яка відрізняється тим, що внутрішнє колесо (16) встановлено відносно зовнішнього колеса (1) з ексцентриситетом Е, що визначається як E=KDe(l-M/N), де М, N - число зубів відповідно внутрішнього (16) та зовнішнього (1) коліс, К - безрозмірний коефіцієнт, що знаходиться в діапазоні від 0,5 до 0,25. 2. Передача за п. 1, яка відрізняється тим, що внутрішнє колесо (16) оснащено зовнішніми зубами (17), другий профіль (18,19) яких визначається як Винахід відноситься до галузі машинобудування, а саме - до планетарних передач, що складаються з зовнішнього колеса, оснащеного внутрішніми зубами кругового профілю, та внутрішнього колеса з зовнішніми зубами, в яких внутрішнє колесо входить в зачеплення з зовнішнім колесом трьома і більше парами зубів і може бути використана в приводах машин, агрегатів та механізмів для передачі силового навантаження з підвищеним крутним моментом і зниженим рівнем шумів. Відомий ексцентриковий планетарний редуктор, що містить зовнішні колеса з внутрішніми зубами і взаємодіючі з ними внутрішні колеса з зовнішніми зубами. Зовнішні колеса і внутрішні колеса мають малу різницю чисел зубів (менше 6), а їхнє зачеплення відбувається в серпоподібній області перекриття зубів по кривій, розташованій по один бік від прямої, що проходить через центри колеса і відповідного сателіта, (патент США №5505668, М. Кл. F16Н 1/32 від 9.04.1996р.). Така конструкція дозволяє виготовляти зубчаті передачі багатопар ного зачеплення з довільним модулем і евольвентним профілем зубів. При обертанні коліс такої передачі евольвентна поверхня зубів сателіта котиться по евольвентній поверхні зубів зовнішнього колеса. Характерною особливістю ексцентрикового редуктора багатопарного зачеплення є мала різниця числа зубів сателіта та зовнішнього колеса. Коефіцієнт перекриття зубчастої передачі такого редуктора залежить в великій мірі від різниці числа зубів колеса та сателіа. Так в описі патенту США №5505668 вказано, що при різниці числа зубів, що становить 2, коефіцієнт перекриття досягає 6.7, але вже при різниці числа зубів, що становить 6, коефіцієнт перекриття зменшується до величини 1.98, що відповідно зменшує навантажувальну спроможність такого редуктора. Найбільш близьким по технічній сутності до пропонованого рішення є зубчата передача внутрішнього зачеплення зі зміщеними осями, що складається з внутрішнього та зовнішнього колеса з внутрішнім зачепленням, зубці зовнішнього та Rβ де 2 (ρα E2 2Eραsin( φ α)) , f (Do, E, Rc, ) - залежність, що визначає (19) UA (11) 76382 (13) на; 0... 2 - кут розташування точки профілю внутрішнього зуба (2) відносно початку координат. 3. Передача за п. 1, яка відрізняється тим, що діаметр початкового кола (32) зовнішнього колеса (1) менший від діаметра 10 його кола виступів. C2 профіль (3, 4) внутрішніх зубів (2), Do - діаметр початкового кола (31); E - ексцентриситет; Rc радіус кривизни (14) кругового профілю внутрішнього зуба (2); φ arctan(d ρ α /dα ); d / d - похід 3 76382 внутрішнього коліс мають круговий профіль з радіусами відповідно Rс та Ri, які відрізняються на величину ексцентриситету Е (патент Російської Федерації № 2060422 від 20.05.96р.), тобто: RcRi=E. Вона може бути використана для передачі крутного моменту при похибках в співвісності валів та в планетарних механізмах для реалізації великих передаткових чисел. Така конструкція зубчатої передачі має суттьєвий недолік, який полягає в тому, що при використанні в планетарних механізмах з великою різницею чисел зубів виникає ексцентриситет Е, який є співрозмірним з радіусом Rс внутрішніх зубів кругового профілю, в результаі чого радіус Ri зовнішніх зубів прямує до нуля або може навіть стати від'ємним і виготовити таку передачу стає неможливо. Неможливість забезпечити коефіцієнт перекриття більше 1.5 при великій різниці числа зубів зовнішнього та внутрішнього коліс звужує функціональні можливисті використання такої передачі тільки рамками ексцентрицкових (кривошипних) редукторів, що є також недоліком вказаної передачі. Метою пропонованого винаходу є збільшення коефіцієнта перекриття зубів, при наявності великої різниці числа зубів внутрішнього та зовнішнього зубчатих коліс та зменшення величини ексцентриситету при наявності малої разниці числа зубів. Поставлена задача вдосконалення передачі внутрішнього зачеплення, що складається із внутрішнього і зовнішнього зубчатих коліс, зуби якої мають круговий профіль і утворюють коло виступів з діаметром De, яка в відповідності до пропозиції полягає в тому, що внутрішнє колесо встановлено по відношенню до зовнішнього колеса з ексцентриситетом Е, що визначається як E=KDe(1-M/N), де М, N - число зубів відповідно внутрішнього та зовнішнього коліс, К - безрозмірний коефіцієнт, що знаходиться в діапазоні від 0.5 до 0.25. Крім того, передача з круговим першим профілем внутрішніх зубів, що визначається співвідношенням =f(D,E,Rc, ), (10) де D - діаметр початкового кола; Е - ексцентриситет; Rc - радіус кривизни кругового профілю зуба, відповідно до пропозиції оснащена зовнішніми зубами, другий профіль яких визначається як R ( 2 E2 2E sin( )) (11) де =arctan(d /d ); d /d - похідна; = 0...2 - кут розташування точки профілю внутрішнього зуба відносно початку координат. Крім того, відповідно до пропозиції діаметр початкового кола зовнішнього колеса передачі менший діаметра його кола виступів Сутність винаходу пояснюється кресленнями, де на Фіг.1 зображено профілі зубів передачі внутрішнього зачеплення в відповідності до пропонованого рішення. На Фіг.2 зображено пропоновану передачу внутрішнього зачеплення в повному обсязі. 4 На Фіг.3 зображено фрагмент тієї ж самої передачі, що і на Фіг.2 в збільшеному масштабі в відповідності до пропонованого рішення. На Фіг.4 зображено пропоновану передачу внутрішнього зачеплення в повному обсязі з малою різницею числа зубів. На Фіг.5 показана кінематична схема руху вершин зубів внутрішнього колеса, що пояснює суть запропонованого технічного рішення. На Фіг.6 показана кінематична схема, що пояснює методику визначення профілю зуба внутрішнього колеса передачі. Запропонована передача внутрішнього зачеплення на Фіг.1 містить зовнішнє колесо 1 з внутрішніми зубами 2а (2b) (показано тільки два з них), кількість яких рівна N. Зуби 2 мають контактні профілі 3 та 4, які утворюють простір 5 між суміжними зубами 2а та 2b. На Фіг.1 контактні профілі 3 і 4 суміжних зубів 2а і 2b являють собою дзеркальні відображення один одного відносно радіальної прямої 6. Профілі 3 і 4 одного і того ж зуба 2b є також дзеркальними відображеннями один одного відносно радіальної лінії 7, що проходить через середину зуба 2b. Профілі 3 і 4 зустрічаються у внутрішніх точках 8а і 8b з поверхнею, що має круговий профіль 9. Поверхні з профілями 9 всіх зубів утворюють коло 10 виступів зовнішнього колеса 1. Контактний профіль 3 починається в точці 8а і закінчується в верхній точці впадин На. Контактний профіль 4 суміжнього зуба 2b починається в точці 8Ь і закінчується в верхній точці впадин 11b. В сукупності всі точки 11a та l1b утворюють коло 12 впадин зовнішнтого колеса 1. Між точками На та 11b розташована поверхня впадин з профілем 13. В відповідності до пропонованого рішення в передачі внутрішнього зачеплення зуби 2 зовнішнього колеса 1 мають контактні профілі 3, 4, які визначаються частинами 14а 14b кола з радіусом Rc, що є дотичними до прямих 15ата15b в точках 8а, 8b. В відповідності до Фіг.1 внутрішнє зубчате колесо 16 містить циліндричне тіло з отвором в його центрі (на Фіг.1 не показано) для можливості встановлення на валу водила. Внутрішнє колесо 16 має зовнішні зуби 17 (показано тільки 1 із них) з криволінійними профілями 18 та 19 поверхонь зубів 17, що контактують з зубами 2 зовнішнього колеса 1. Кількість зубів 17 внутрішнього колеса 16 менша від кількості зубів 2 зовнішнього колеса 1 і становить М. Контактні профілі 18 та 19 одного і того ж зуба 17 є дзеркальним відображенням один одного відносно радіальної прямої 6. Профілі 18 і 19 суміжних зубів 17 є також дзеркальним відображенням один одного відносно відповідної радіальної прямої. Профіль 18 починається в точці 20а і закінчується в точці 21 а. Профіль 19 починається в точці 20b і закінчується в точці 21b. Між верхніми точками 21а, 21b профілі 18 та 19 обмежені зовнішньою поверхнею, що має профіль 22. Профілі 22 зубів 17 переважно є частинами кола 23 виступів внутрішнього колеса 16. Профілі 18 та 19 продовжуються в напрямі до центру внутрішнього колеса 16 і обмежуються у 5 внутрішніх точках 20а, 20b поверхнею впадин з профілем 24. Поверхні з профілем 24 всіх впадин зубів 17 разом утворюють коло впадин 25 внутрішнього колеса 16. Точна конфігурація поверхонь 25 може бути довільною, але в більшості випадків вона визначається ріжучим інструментом при виготовленні зубів внутрішнього колеса 16 так, щоб забезпечити відповідний проміжок між зовнішнім 1 та внутрішнім 16 колесами в зібраному стані. Контактні профілі 18 та 19 окреслені частинами кола - гладкими кривими, які в відповідності до пропонованого рішення задаються відповідним рівнянням в полярних координатах з центром, що співпадає з центром внутрішнього колеса 16. В зібраному стані зубчатої передачі зуб 17 може розташовуватися між зубами 2а, 2b в проміжку 5, як це зображено на Фіг.1. При цьому зуб 17 контактує із зубом 2Ь в точці контакту 29 в разі, якщо обертання внутрішнього колеса 16, що передається зовнішньому колесу 1, виконується за годинниковою стрілкою в напрямку А. Суміжний зуб 2а в точці 30 не контактує із зубом 17 внутрішнього колеса 16. В точці 30 існує проміжок величиною в декілька десятих міліметра, щоб усунути тертя між зубами 2 і 17 при обертанні внутрішнього колеса 16 в напрямку стрілки А. Величина вказаного проміжку визначається температурним коефіцієнтом розширення матеріалу коліс 1 та 16, і діапазоном робочих температур зубчатої передачі. В зібраному стані передача має початкові кола 31 та 32 відповідно зовнішнього колеса 1 та внутрішнього колеса 16. Кола 31 та 32 дотикаються один до одного в точці 33 і визначаються в відповідності до фундаментального принципу зачеплення як такі, що котяться одне по одному без ковзання. На Фіг.2 передача показана в повному складі, де зовнішнє колесо 1 має 40 внутрішніх зубів 2 з круговим контактним профілем, а внутрішнє колесо 16 має 20 зовнішніх зубів 17. При такій різниці числа зубів існує три точки контакту 34, 35, 36 між профілями зубів внутрішнього колеса 17 та зовнішнього колеса 1 і, отже, коефіцієнт перекриття такої передачі не менший за 2.5, що є першою характерною ознакою пропонованого технічного рішення. Профілі зубів 2 та 17 пропонованої передачі контактують вздовж спіральної лінії контакту 37, що є другою характерною ознакою пропонованого технічного рішення. На Фіг.2 радіус Rc кола 14, що окреслює кругові профілі внутрішніх зубів 2, становить 17.5 мм. Ексцентриситет Е коліс 1 та 16 визначається в відповідності до класичної теорії розрахунку зубчатих передач через кількість їх зубів N, M та діаметр початкового кола Do = 131.5 як: E=0.5*Do(l-M/N)=0.5*131.5(l-0.5)=32.88 мм. При цьому в відповідності до пропонованого рішення діаметр кола виступів (Dе=135.5мм) зовнішнього колеса 1 більший за діаметр початкового кола Do, звідки визначено значення E=KDe(lM/N)=0.48*135.5(1-0.5)=32.5. Безрозмірний коефіцієнт К вибрано рівним 0.48, що знаходиться в діапазоні від 0.25 до 0.5. В відповідності до прототипу кругові профілі зубів 17 внутрішнього колеса 16 повинні мати ра 76382 6 діус Ri, який є меншим від радіусу Rc кругового профілю зубів 2 зовнішнього колеса 1 на величину ексцентриситету Е, тобто: Ri=Rc-E. Для передачі, показаної на Фіг.2, в відповідності до прототипу радіус Ri кругових профілів зубів внутрішнього колеса 16 повинен становити: Ri=17.5- 32.5=-15 (мінус 15 мм), що неможливо реалізувати на практиці. На відміну від прототипу, в пропонованій передачі внутрішнього зачеплення товщина В, зубів внутрішнього колеса становить 5 мм, а профілі поверхонь 18 та 19 зубів 17 окреслені частинами кола з радіусом, що відрізняється від радіуса Rc на 0,5мм. Фрагмент 38 на Фіг.2 в збільшеному маштабі представлено на Фіг.3, що дозволяє продемонструвати взаємодію профілів зубів в зоні зачеплення, де вони спеціально показані в тонших лініях. В точках 34, 35, 36 контактні поверхні 3 та 18 відповідно зубів 2 та 17 торкаються одна з одну в площині нормалі, що є перпендикулярною до прямих 39, дотичних до спіральної контактної лінії 37 в точках контакту 34...36, що повністю відповідає вимогам зачеплення зубів. В інших точках на Фіг.3 зуби 2 та 17 не контактують, а розділені тонкою плівкою мастила. На Фіг.4 показана передача внутрішнього зачеплення, де зовнішнє колесо 1 має 45 внутрішніх зубів 2 з круговим контактним профілем, а внутрішнє колесо 16 має 43 зовнішніх зубів 17. При малій різниці числа зубів існує сім точок контакту між профілями зубів внутрішнього колеса 17 та зовнішнього колеса 1 в результаті чого коефіцієнт перекриття такої передачі не менший за 6.5. Профілі зубів 2 та 17 пропонованої передачі контактують вздовж спіральної лінії контакту 37, що є характерною ознакою пропонованого технічного рішення. На Фіг.4 діаметр кола 14, що окреслює кругові профілі внутрішніх зубів 2, становить 7.35 мм, тобто Rc=7,35/2 = 3,68. Ексцентриситет Е коліс 1 та 16 визначається в відповідності до розрахунку зубчатих передач через кількість їх зубів N,M та діаметр початкового кола Do як: E=0.5*Do(lM/N)=0.5*140(l-43/45) =3.11 мм. В відповідності до прототипу профілі зубів 17 внутрішнього колеса 16 повинні мати радіус кривизни Ri, який є меншим від радіусу Rc кругового профілю зубів 2 зовнішнього колеса 1 на величину ексцентриситету Е, або: Ri=Rc-E=7.35/2-3.11=0.57 мм, тобто товщина внутрішніх зубів повинна бути не більшою за 1.14 мм. На відміну від прототипу, в пропонованій зубчатій передачі радіус кривизни зовнішніх зубів 17 становить 3,5мм, що в шість разів перевищує значення кривизни внутрішніх зубів прототипу. Передача внутрішнього зачеплення працює наступним чином (див. Фіг.5). Взаємодія зовнішнього 1 і внутрішнього 16 коліс відбувається в серпоподібній області 39 перекриття зубів, що заштрихована на Фіг.5, та обмежується зсередини межами кола виступів 10 зовнішнього колеса 1 та зовні межами кола 23 виступів колеса 16, що утворене точками 21 вершин його зубів 17. 7 При обертанні внутрішнього колеса 16 навколо центру O2 за годинниковою стрілкою його початкове коло 32 діаметром Di котиться без ковзання проти годинникові стрілки по нерухомому початковому колу 31 колеса 1 діаметром Do. Внутрішнє колесо 16 має зуби 17 з точками на колі виступів, одна з яких показана на Фіг.1 та Фіг.5 в вигляді точки b. Під час роботи пропонованої передачі центр O2 внутрішнього колеса 16 описує коло діаметром 2*Е, де Е - відстань між центарми внутрішнього 16 та зовнішнього колеса 1, а при повороті внутрішнього колеса 16 на де-який довільний кут за годинниковою стрілкою його центр O2 повертається проти годинникової стрілки навколо осі O1 на кут і переміщується в положення O’2. Положення початкового кола 32а внутрішнього колеса 16 при повороті на кут показане на Фіг.4 пунктиром. При цьому точка а внутрішнього колеса 16, що відповідає точці 33 на Фіг.1, переміщується в положення a’, а точка вершини b внутрішнього колеса 16 переміщується в положення b’. Так як перкочування початкового кола внутрішнього колеса 16 по початковому колу колеса 1 відбувається без ковзання, то =і , де значення і є передатковим числом зубчатої пари коліс 1 та 16 і визначається із співвідношення: i=Do/Di:=N/M. Положення точки b’ для довільного кута а визначається із прямокутного трикутника О1Сb’ наступним чином: (O1b’)2=(O1C)2+(Cb’)2 враховуючи те, що O1C=E+(O2b’)*cos =0.5(Do-Di) + + (0.5Di+a’b’)*cos = = 0.5Do(l-I-1)+0.5Dt*cos = = 0.5Do {(1-i-1)+k*cos }=0.5Do {(1-i-1)+ +k*cos(і )}; Cb’=(O2b')*sin =(0.5Di+a’b’)sin = = 0.5Do k*sin(i ). Отримуємо співвідношення для визначення довжини відрізка Oib’: Oib’ = 0.5 Do {(l-i-l)2+k2+ (13) +2k(1-i-1)cos( і)}05 що описує рух точки b в системі полярних координат з центром О1, причому k=Dt/Do Dt - діаметер кола виступів 23, внутрішнього колеса; = 0...2 . Таким чином, при обертанні внутрішнього колеса 16 точка b вершини зуба 17 описує траєкторію 40 на Фіг.5, що має математичну назву - гіпотрохоїда. Згідно з пропонованим рішенням кут нахилу прямої 15а(15b) на Фіг.1 визначається кутом нахилу прямої 15 на Фіг.5, дотичної до гіпотрохоїди 40 в точці d, де гіпотрохоїда 40 перетинає коло виступів 10 колеса 1. Визначення профілю 18 (19) зовнішнього зуба 17 може бути пояснено на прикладі Фіг.6. де профілі внутрішнього 2 та зовнішнього зубів 17 контактують в довільній точці контакту А. Пряма АС є дотичною до профілю зуба 2 в точці А, а пряма 76382 8 ВО1 є паралельною прямій АС, що забезпечує контакт в точці А по нормалі АВ в відповідності до вимог контакту поверхонь зубів в процесі зачеплення. Профілі внутрішніх зубів 2 окреслені дугами кіл 14 діаметром 2Rc, центри 41 яких розташовані на початковому колі 31 зовнішнього колеса 1. При цьому діаметр Do початкового кола 31 менший за діаметр кола виступів 10 зовнішнього колеса 1. В полярних координатах відносно точки О1 профіль 3(4) визначається відстанню AO1, яка може бути отримана із трикутника AKO1 наступним чином: АО1= МO1+AM. При цьому MO1=KO1cos( - )=0.5Do*cos( - ); AM2=Rc2-0.5Do*sin2( - ). Звідки AO1 0.5Do cos( ) k2 sin2 ( ) , де k = 2Rc/ Do; =arcsin(2Rc/Do). При k=l маємо =Do*cos( - ). При N>30; k>0.03 маємо k2=9*10-4: =0.5Do*cos( - ). Згідно розташуванню точки контакту А профіль внутрішнього зуба 17 визначається в полярних координатах відносно центру О2 довжиною відрізка АO’2 із прямокутного трикутника AO’2B формулою Піфагора, а саме: АO’2={AB2+О’2В2}0,5. Довжина відрізків АВ та O’2B визначається через довжину відрізка О’1А, кутом - та величиною ексцентриситету E наступним чином: АВ = АО1 Sіn( /2- - ) О’2В = АО1 Соs( /2- - )-Е. Звідки отримаємо, що (14) АO’2={AO12+E2-2E*AO1 Sіn( - )}0,5. Враховуючи той факт, що профіль 3 зуба 2 визначається рівнянням виду =AO1= Do*cos( - ), де Do - діаметр початкового кола 128; Rc – товщина зубів; Е - ексцентриситет, а кут визначається похідною в точці А наступним чином: = Arctan ( /d ) = Arctan (Dosin( - )), отримуємо в результаті співвідношення, підставивши значення (15) в формулу (14), що визначає профіль внутрішнього зуба 17, тобто: (16) АО'2= ( 2+E2 –2E sin( - ))0.5. При цьому похідна d /d в точці G на Фіг.6 визначає кут нахилу профілю 3 внутрішніх зубів 2 наступним чином: = /2-Arctan ( /d ) при =0 . Запропонована методика дозволяє довільно задавати коефіцієнт перекриття в залежності від потреб констуктора в діапазоні 2.5...6.7 і тим самим збільшити навантажувальну спроможність передачі, як мінімум, в 1.5-2.5 рази в порівнянні з відомою планетарною передачею з синусоїдальнм профілем зубів. Дослідно-конструкторський зразок пропонованої передачі виготовлений і досліджений в складі редуктора. 9 76382 10 11 Комп’ютерна верстка О. Чепелев 76382 Підписне 12 Тираж 26 прим. Міністерство освіти і науки України Державний департамент інтелектуальної власності, вул. Урицького, 45, м. Київ, МСП, 03680, Україна ДП “Український інститут промислової власності”, вул. Глазунова, 1, м. Київ – 42, 01601