Содержание к диссертации
Введение
Глава 1 Планетарные передачи с внецентроидным цевочным зацеплением в машиностроении 18
Глава 2 Структура механизмов K-H-VH2K-V 37
2.1. Структурный анализ 37
2.1.1. Структурный анализ механизмов K-H-VH2K-V 37
2.1.2. Структура W-механизма планетарной передачи K-H-V 44
2.2. Структурный синтез 51
2.2.1 Решение задачи структурного синтеза схем самоустанавливающихся механизмов симплекс-методом линейного программирования 51
2.2.2. Оптимизация основной структурной схемы механизма 61
2.2.3. Оптимизация действительной структурной схемы механизма 70
Выводы 77
Глава 3 Профилирование сателлитов внецентроидной цевочной ступени 78
3.1. Движение центроид и уравнения сопряжённых профилей 78
3.2. Формирование линии зацепления сопряжённых профилей 89
3.3. Уравнение зацепления сопряженных профилей цевочной ступени 93
3.4. Профилирование зубьев сателлита цевочной ступени 97
3.5. Геометрические параметры цевочной ступени 107
Выводы
Глава 4 Кинематика контакта внецентроидного цевочного зацепления 113
4.1. Кинематика контакта при остановленном водиле 113
4.2. Кинематика контакта при остановленном цевочном колесе 126
Выводы 132
Глава 5 Кинематическая точность и величина зазоров в узлах механизмов 133
5.1. Зазоры в цевочной ступени передачи 2K-V 133
5.1.1. Прогнозирование зазоров в цевочной ступени передачи 2K-V 133
5.1.2. Оптимизация зазоров внецентроидной цевочной ступени передачи 2K-V 140
5.1.3. Стохастический анализ зазоров в зацеплении эпициклоидной ступени передачи 2K-V 147
5.1.4. Процесс выборки зазоров в зацеплении зубьев колёс внецентроидной цевочной ступени его влияние на кинематическую точность 153
5.2. Исследование величины зазора в W-механизме передачи K-H-V 160
5.2.1. Оптимизация зазоров в механизме параллельных кривошипов 160
5.2.2. Выборка зазоров в W-механизме передачи К-Н-V 167
5.3. Математическая модель радиального зазора совмещенных опор качения передачи 2K-V 169
5.4. Статистическая оценка кинематической погрешности редуктора при ограниченном количестве
экспериментальных данных 175
Выводы 179
Глава 6 Силовой анализ механизмов 181
6.1. Силовой анализ 2K-V передачи без учета зазоров в цевочном зацеплении 181
6.2. Силовой анализ 2K-V передачи с учетом зазоров в цевочном зацеплении 187
6.3. Преобразование моментов в 2K-V передаче 193
Выводы 197
Глава 7 Условия работы и работоспособность отдельных узлов механизмов 198
7.1. Условия работы механизма параллельных кривошипов (W-механизма) в передаче K-H-V 198
7.2. Условия работы и работоспособность совмещенных опор эпициклоидных сателлитов передачи 2K-V 206
7.2.1. Исследование условий работы совмещенных опор эпициклоидных сателлитов передачи 2K-V 206
7.2.2. Несущая способность совмещенных опор эпициклоидных сателлитов передачи 2K-V 215
7.3. Условия работы и критерии работоспособности цевочной ступени 220
Выводы 234
Глава 8 Разработка методов расчета планетарных цевочных передач 235
8.1. Кинематический синтез передачи 2K-V 235
8.2. Анализ коэффициента полезного действия механизмов с использованием теории графов 239
8.3. Расчет долговечности опор качения эпициклоидных сателлитов передачи 2K-V 250
8.4. Проверочный расчет цевочной ступени 255
8.5. Параметрический синтез цевочной ступени 263
8.6. Параметрический синтез гаммы передач 2K-V на
стадии эскизного проектирования 271
Выводы 278
Глава 9. Разработка инструмента для изготовления эпициклоидных сателлитов методом обкатки 281
9.1. Геометрия станочного зацепления, производящий контур, производящее колесо 281
9.2. Геометрические параметры долбяка 286
9.3. Исследование кривизны производящего контура долбяка 290
9.4. Математическая модель циклоидального долбяка 298
Выводы 305
Глава 10. Методы контроля эпициклоидных зубчатых колёс 306
10.1. Контроль по роликам 307
10.2. Контроль по хорде 313
10.3. Контроль по общей нормали 319
Выводы 322
Заключение 323
Список использованных источников 331
- Решение задачи структурного синтеза схем самоустанавливающихся механизмов симплекс-методом линейного программирования
- Уравнение зацепления сопряженных профилей цевочной ступени
- Прогнозирование зазоров в цевочной ступени передачи 2K-V
- Преобразование моментов в 2K-V передаче
Решение задачи структурного синтеза схем самоустанавливающихся механизмов симплекс-методом линейного программирования
Как было показано в работах [43,55], следует стремиться к синтезу свободной от избыточных связей структурной схемы механизма, который получил название самоустанавливающегося. Схемы механизмов данного типа основываются на использовании только статически определимых систем, что позволяет расширить поля допусков на изготовление деталей, упростить конструкцию механизма, уровнять потоки энергии в симметричных параллельных ветвях или привести их в заданное соотношение, а, следовательно, повысить нагрузочную способность и коэффициент полезного действия.
В каждом конкретном случае необходимо найти такую статически определимую схему, в которой не были бы нарушены функциональные качества и мно-гопоточность передачи энергии.
Рациональность схемы может быть определена при подсчете числа избыточных связей q из формулы Сомова-Малышева (2.2).
Число избыточных связей может быть уменьшено следующим образом: исключением отдельных кинематических пар; заменой пар с большим числом связей парами с меньшим числом связей; введением в кинематическую цепь дополнительных кинематических соединений. При этом следует избегать появления "вредных" подвижностей, нарушающих стабильность работы механизма, и учитывать влияние трения на самоустановку звеньев в процессе работы.
Рациональность схемы окончательно может быть проверена путём рассмотрения положения звеньев и логики работы механизма. При этом следует учитывать возможные погрешности изготовления и деформации звеньев под нагрузкой.
В работе [43] справедливо отмечено, что наиболее простым и доступным способом синтеза структурной схемы механизма, свободной от избыточных связей, является второй из отмеченных выше путей. Это снижение класса используемых кинематических пар в схеме механизма прототипа, т.к. существующая база подшипников качения позволяет реализовать любой из возможных классов. Л.Н.Решетовым также приводится "контурный" метод, позволяющий определить число и местоположение избыточных связей в исходной схеме механизма. Однако, будучи достаточно трудоемким, этот метод не гарантирует получения самоустанавливающейся схемы в случае наличия ограничений на варианты классов кинематических пар, которые могут быть размещены в данной конструкции по функциональным соображениям. Кроме того, метод Л.Н.Решетова носит поэтапный характер движения по схеме механизма. При этом исследователь, приходя к необходимости изменения класса той или иной кинематической пары, не имеет сведений о вариантах дальнейшего поведения системы по критерию избыточных связей q в процессе продвижения к финальной стадии работы над схемой.
Таким образом, возникает потребность в информации о принципиальной возможности достижения самоустанавливающегося варианта структурной схемы данного механизма путем изменения классов используемых кинематических пар. И получения при этом ряда вариантов сочетаний классов, обеспечивающих отсутствие избыточных связей, что позволит исследователю иметь априорный "набор выбора" вариантов, которые могут быть использованы им в работе.
Совершенно очевидно, что, строго говоря, не для каждой структурной схемы механизма можно достичь условия q=0 исключительно за счет варьирования классами используемых кинематических пар, поэтому с целью обеспечения общности задачи следует говорить о минимизации числа избыточных связей в схеме. Тогда поставленная задача может быть сформулирована следующим образом: определить количество кинематических пар каждого класса (переменные) минимизирующих число избыточных связей в механизме (целевая функция) при условии сохранения общего количества кинематических пар в меха -53-низме и неотрицательности получаемого числа избыточных связей (ограничения).
В данной модели все переменные, параметры и ограничения, а также целевая функция количественно измеримы, поэтому она относится к классу математических моделей исследования операций и может быть записана в следующей форме: найти
Здесь - суммарное число кинематических пар в структурной схеме механизма.
Построенная модель носит линейный характер, т.к. все входящие в неё функции (ограничения и целевая функция) линейны, а также обладает свойствами пропорциональности и аддитивности. Пропорциональность следует из того, что вклад каждой переменной в целевую функцию и ограничения прямо пропорционален величине этой переменной. Аддитивность - из того, что целевая функция и ограничения представляют собой сумму вкладов от различных переменных.
Таким образом, данная задача может быть отнесена к задачам линейного программирования [59], а решение ее найдено симплекс-методом. Задачи линейного программирования относятся к классу оптимизационных задач, поэтому структурную схему механизма, найденную с ее помощью, будем называть оптимальной, учитывая, что термин «оптимальность» включает в себя понятие преимущества перед другими схемами по числу избыточных связей и является более ёмким, чем понятие «самоустанавливающийся механизм». Последний в такой постановке задачи будет являться предельным случаем оптимальной схемы.
Более внимательное изучение формализации задачи в виде (2.8) позволяет сделать вывод о наличии альтернативных вариантов оптимальной структуры механизма, т.к. выражение для целевой функции и первое связывающее ограничение модели представляют собой линейно-зависимые функции, что геометрически интерпретируется как две соответствующие эквидистантные гиперплоскости в пятимерном пространстве переменных Р5,Р4,Рз,Р2,Рь Эти две гиперплоскости в процессе оптимизации накладываются друг на друга. Их совокупность с остальными ограничениями модели даст некоторую область. Она будет являться областью допустимых решений задачи о выборе оптимального сочетания классов кинематических пар в исследуемой структурной схеме некоторого механизма по критерию наличия минимального количества избыточных связей.
Уравнение зацепления сопряженных профилей цевочной ступени
Условия взаимодействия сопряженных профилей цевочного зацепления определяются основной теоремой зацепления и могут быть представлены в аналитической форме. Такая форма полезна и предпочтительна при проектировании и исследовании зацеплений, лежащих в основе широко применяемых К-Н-V и 2K-V передач. Данная форма необходима также и при профилировании режущего инструмента, работающего по методу огибания [3, 56].
Рассмотрим картину зацепления цевочной ступени 2K-V редуктора в торцовой плоскости (рис. 3.7). При исследовании приняты правые декартовые системы координат: XOY - неподвижная система, связанная со стойкой; XV OiY 1 -подвижная система, связанная с цевочным колесом передачи; Xr OiY - подвижная система, связанная с эпициклоидным колесом передачи. Углы фю и фад определяют поворот подвижных систем координат относительно неподвижной; rwl и Гуп - радиусы центроид цевочного и эпициклоидного колес соответственно; R - радиус установок центров цевок на цевочном колесе; Пі и П2 - профили цевки и эпициклоидного колеса; п-п - нормаль к взаимодействующим профилям; Р - полюс зацепления; г - радиус цевки; е - эксцентриситет.
Производящей центроидой, используемой для образования профиля зуба сателлита цевочной ступени (рис.3.8,а), служит центроида 2 радиуса г С этой центроидой жестко связана точка К, совпадающая в начальный момент движения с точкой окружности центра цевок, описанной радиусом г3. При перекатывании без скольжения подвижной центроиды по неподвижной центроиде 1 точ -98-ка К опишет на сателлите удлиненную перициклоиду 3, которая принимается за теоретический профиль зуба. Сопряженным элементом к этому профилю будет точка К, связанная с центроидой цевочного колеса. Образование полной ветви удлиненной перициклоиды совершается за один цикл обката производящей центроиды. Так как длина производящей центроиды больше неподвижной на величину шага, то после завершения полного обката полюс Р0 займет положение Р].
В реальном зацеплении точка К заменяется роликом с радиусом гр (профиль цевки), а зуб сателлита воспроизводится эквидистантой перициклоиды 4 (профиль колеса). Чтобы исключить самопересечение эквидистанты, необходимо соблюдать соотношение гр Гппп, где r„un - минимальный радиус кривизны удлиненной перициклоиды.
Для получения уравнения удлиненной перициклоиды и ее эквидистанты воспользуемся построениями, показанными на рис.3.9. В начальном положении центроиды 1 и 2 контактируют в полюсе Ро, а производящая удлиненную пери-циклоиду точка К занимает положение Ко. Для этого положения ОхО е и 02Ко=т3. При перекатывании центроиды 2 полюс переместится по дуге неподвижной центроиды в положение Рь координируемое углом ф. Точка в процессе движения воспроизведет участок удлиненной перициклоиды KoKi.
В дополнение к полученным геометрическим и кинематическим характеристикам методов получения циклической кривой представляет интерес определение радиуса кривизны воспроизводимой кривой при двух вариантах внешнего перекатывания окружностей.
Радиус кривизны взаимоогибаемых кривых может быть найден по теореме Эйлера-Савари, устанавливающей связь между радиусами кривизны профилей зубьев колес и радиусами их центроид. Воспользуемся графическим методом Бобилье [5, 3], являющимся геометрической интерпретацией уравнения Эйлера-Савари, и обоснованного теоремой: прямые, соединяющие центры кривизны центроид и соответственные центры кривизны сопряженных профилей, должны пересекаться в одной точке с линией, проведенной через точку касания центроид перпендикулярно к профильной нормали.
При теоретическом профиле цевочного зацепления взаимодействующими элементами являются: точка К, связанная с окружностью радиуса г и удаленная от ее центра 02 на расстояние Гз, и удлиненная перициклоида, описьюаемая точкой К. Центром кривизны точечного профиля является сама точка К. В этом случае построения Бобилье при внутреннем касании центроид [3] выполняются в следующей последовательности:
- точка К соединяется с полюсом Р0 (профильная нормаль);
- из точки Ро восстанавливается перпендикуляр к профильной нормали КР ;
- через точку К и центр 02 производящей центроиды радиуса г проводится прямая до пересечения с перпендикуляром в точке Мо;
- из точки М0 через центр Оі неподвижной центроиды проводится прямая до пересечения с профильной нормалью в точке С, которая является центром кривизны удлиненной перициклоиды в данной точке К.
Определение центра кривизны при внешнем касании центроид выполняется в той же последовательности. Эти построения приведены на рис.3.10, нетрудно показать, что положения центров кривизны полученной кривой совпадают для обеих схем перекатывания. При внешнем касании точка К находится на расстоянии е от оси 03 производящей окружности радиуса г ь которая перекатывается по основной окружности радиуса гв. Необходимо отметить, что основная окружность радиуса гв циклических кривых, называемая в геометрических терминах направляющей окружностью, отличается по смыслу использования ее в зацеплении от основной окружности эвольвентного зацепления. Основная окружность в эвольвентном зацеплении является эволютой и развертывается в эвольвенту окружности.
Прогнозирование зазоров в цевочной ступени передачи 2K-V
Проектирование и изготовление передач 2K-V с высокой кинематической точностью сопряжено с изучением степени влияния основных факторов поэлементного контроля эпициклоидного и цевочного колеса на величину зазоров в зацеплении. Поэлементный анализ зазора в зацеплении позволяет проектировщику назначать допуски на изготовление деталей передачи, предварительно оценивать ее "мертвый ход" и ожидаемую кинематическую погрешность.
Некоторые положения этой темы изложены в работе [25], посвященной передаче K-H-V. Автор данной монографии посредством подбора стандартных посадок определил возможные зазоры только в сопряжениях деталей, оси которых расположены на вертикали 02Х (рис. 5.1). В этом положении два ролика цевочного колеса контактируют с впадиной и выступом эпициклоидного колеса, зазоры в других зацеплениях зубьев этой многопарной передачи не рассматривались, поэлементные показатели кинематической точности в работе не использовались. В работе [70] с учегом кинематической точности колес и характера сопряжения опор сателлитов изучается состав зазора в зацеплении эволь-вентных однопарных передач, используемых в планетарных редукторах. Результаты этих исследований не могут быть распространены на внецентроидное внутреннее цевочное зацепление, т.к. профили зубьев колес этой передачи отличаются от эвольвентных, а плотное зацепление их многопарное. Других работ, освещающих эту тему, автором не обнаружено. В данном разделе по прогнозированию зазоров в цевочном зацеплении передачи 2K-V учитьшаются только погрешности размеров зубчатых колес, другие погрешности обработки (формы, положения), влияющие на качество зацепления, на данном этапе исследований не использовались.
Вторая ступень передачи 2K-V состоит из цевочного колеса В и эпицикло-идного сателлита L, сопряженных между собой посредством стандартных роликов G (цевка), поставляемых в виде свободных деталей предприятиями подшипниковой промышленности. Ролики с номинальным диаметром D3 сортируются на группы с разностью между наименьшим и наибольшим диаметрами в каждой группе не более 5 мкм [71]. Цевочное колесо содержит четное число впадин, предназначенных для укладки роликов. Диаметр окружности центров -впадин имеет отклонение из-за погрешностей технологической системы СПИД. Косвенный контроль отклонения 83 от номинального размера диаметра этой окружности на финишной операции осуществляется по размеру D2. Накопленная погрешность окружного шага цевочного колеса 54 (рис. 5.2) выражается в линейных величинах длиной дуги окружности, по которой измеряется шаг, поэтому откладывается эта погрешность по касательной t.
Эпициклоидный сателлит с нечетным числом зубьев посредством отверстий 03 и 03 сопрягается по посадке с зазором 6„ с несущей поверхностью эксцентрикового вала М (рис. 5.3). Погрешность профиля $2 зуба сателлита (рис. 5.1) оценивается по нормали п-п к рабочей поверхности, а накопленная погрешность окружного шага для сателлита определяется по методике ГОСТ 1643-84, и откладывается по касательной t (рис. 5.2). Радиус-вектор гк устанавливает положение точки контакта К, координаты которой определяются по формулам п.4.1.1. Направления касательных М и t образуют угол ці, изменяющийся за -цикл зацепления. Алгоритм определения угла ц/ следующий. По двум уравнениям, прямой, проходящей через точки К и Oi, и прямой, определяемой координатами точек АиОь найдется точка С пересечения этих прямых. Далее определяются отрезки OiC и 02С, а затем угол ц/, заключенный между сторонами треугольника OiC02.
Отклонения от номинальных размеров элементов, относящихся к валам (Si,S2) и отверстиям (83), откладываются в тело детали и увеличивают зазор, такой же эффект на зазор оказьюает и накопленная погрешность окружного шага 84. Отклонение от номинального размера межосевого расстояния 0]02 принимается с двусторонним допуском ±85, как размер, не относящийся к отверстиям или валам. При положительном отклонении 85 наблюдается уменьшение зазоров для зацеплений, расположенных выше касательной t (1 участок), и увеличение зазоров для зацеплений, расположенных ниже касательной (2 участок).
-Отклонение 85 0 оказывает противоположное влияние на зазоры в сравнении с 85 0. Возможны смещения сателлита, вызванные несовпадением осей 03 и 03 с вертикалью. Это смещение 8П, приведенное к полюсу Р, равно = 8n-[(aw + rwl)/2aw], (5.6) где aw - межосевое расстояние эвольвентной ступени; rWJ - радиус центроиды эпициклоидного колеса.
Равенство 0303 = 2aw следует из схемы (рис. 5.3). В силу симметрии задачи достаточно изучить зазоры только для зацепления левой половины колеса, расположенные в первой и второй четвертях системы X02Y.
Сумма проекций погрешностей деталей на общую нормаль к сопряженным профилям (рис. 5.1) определит величину зазора. Погрешностям размеров, увеличивающих зазоры, приписывается знак плюс и наоборот. Формула для определения зазора примет следующий вид: jn=8i+82+83-cos(P)+84-sin(P)±85-sin(a)-oVcos(a).
Преобразование моментов в 2K-V передаче
В приводах зарубежных машин часто используется передача K-H-V, в состав которой входит цевочная передача с внутренним зацеплением и W-механизм, представляющий собой аналог механизма параллельных кривошипов. В проспектах фирм, изготовляющих передачи K-H-V, даются рекомендации по их выбору и эксплуатации. Однако сведения теоретического характера о работе таких механизмов в проспектах отсутствуют, что значительно снижает эффективность использования передач и затрудняет их ремонт. Некоторые вопросы теории цевочного внецентроидного зацепления освещены в работах [5,12,25,30,31]. Этой теме в последующие годы уделяли внимание многие исследователи. В опубликованных работах, в основном, изучалось беззазорное цевочное зацепление, и не затрагивались другие механизмы передачи K-H-V.
Реальная цевочная передача, отличающаяся зазорами в сопряжениях деталей, работает, как показали исследования п. 5.1.2, в режиме двухпарного зацепления, которое в практических расчетах сводится к однопарному, что упрощает инженерные расчеты. Работы, посвященные методике расчета реальных передач K-H-V, практически отсутствуют, поэтому инженеру из-за отсутствия необходимой литературы трудно разобраться в работе некоторых узлов передачи К-H-V. К одному из малоосвещенных узлов относится механизм параллельных кривошипов. При ряде допущений автор работы [5] предложил элементы расчета беззазорного механизма параллельных кривошипов. В действительности исследуемый механизм должен иметь зазоры, обусловленные тепловыми деформациями, необходимостью проникновения в зону контакта деталей смазки и технологией изготовления деталей, поэтому в данной работе учитывался фактор наличия зазоров (см. п. 5.2). Эта тема также затронута в [25], однако ограничена только составлением размерных цепей.
Как показали исследования п.5.1.2 из-за наличия зазоров в сопряжениях де -199-талей механизма K-H-V, реальное зацепление в цевочной передаче следует считать однопарным, а направление продольной нормали п-п (рис. 7.1) перпендикулярным межосевому расстоянию OIAQ, положение это принято за начальное. Для проведения анализа структуры механизма заменим кинематическое соединение в виде роликовой совмещенной опоры качения (выделено на рис. 7.1 сектором) подвижным соединением совпадающих поверхностей радиуса гь В сателлите 2, для передачи нагрузки на водило, имеется несколько отверстий (показана часть отверстий Г и 2 ) радиуса г2 [5], входящих в контакт с закрепленными на водиле пальцами 6 механизма W. На начальном этапе исследований в обзор включим только одно отверстие 1 , остальные из-за зазора, а значит и отсутствия контакта с пальцами, кинематические пары не образуют (п. 5.2). Кольцо, сопряженное с пальцем, представим стержнем с радиусом г4. Изучение структуры и статики механизма будем выполнять при неподвижном водиле.
Структура основного механизма передачи K-H-V (рис. 7.1) состоит из трех подвижных звеньев (п=3), соединенных в три одноподвижные пары вращения (рі З) и двух высших двухтюдвижных пар (рг=2). При основной подвижности W=l, вычисленное по формуле Чебышева-Грюблера число избыточных связей равно нулю. Если выполнить замену высших пар кинематическими аналогами, а смещенную от оси вращения шейку представить кривошипом АіОь то получим однородную кинематическую цепь, показанную смещенной от первоначального положения на обобщенную координату ср. Эта кинематическая цепь состоит из двух равных кривошипов Аі01=02Вь шатуна АіВь шатуна 4 , равного сумме радиусов кривизны контактирующих поверхностей цевки и эквиди-станты укороченной эпициклоиды и коромысла 5. При просмотре этой схемы легко выявляется наслоение групп Ассура. Формальным подсчетом по плоской формуле Чебышева-Грюблера устанавливается отсутствие избыточных связей.
В результате замены высших пар низшими удалось из конструктивной схемы передачи K-H-V выделить механизм шарнирного параллелограмма с параллельными кривошипами, один из которых ведущий. Отсюда следует, что сателлит совершает относительно водила круговое поступательное движение. Все -точки сателлита описывают в относительном движении окружности радиуса е и скорости их равны V=a i-e, где со і - угловая скорость входного вала. Использование при исследовании структуры механизма K-H-V кинематических аналогов позволило построить эквивалентный механизм по кинематическим признакам. По признакам статики неоднородный исходный механизм неэквивалентен механизму, образованному путем замены высших пар низшими.
Введение в изучаемую структурную схему сопряженного с пальцем отверстия 2 сопровождается появлением избыточной связи. В действительности со -201 пряжение отверстий сателлита с пальцами осуществляется с зазором (п. 5.2), поэтому выделение предварительно изученного фрагмента структуры механизма K-H-V вполне оправдано.
Для определения нагрузок, воспринимаемых элементами кинематических пар, рассмотрим равновесие сателлита, находящегося под влиянием трех сил, пересекающихся в одной точке. Направление силы F3 (рис.7.1), действующей со стороны цевочного колеса, определяется нормалью п-п, а ее величина находится из выражения F3=Mc/rW3, где Мс - момент сопротивления на цевочном колесе; Гмуз е-гз _ радиус начальной окружности цевочного колеса; z3 - число цевок. Направление реакции F2 совпадает с общей нормалью контакта отверстия и пальца. Направление силы Fi в паре "сателлит-шейка вала" проходит через их геометрический центр.
В начальном положении механизма (рис. 7.1), отличающемся расположением осей 0!,Ао,02,Во и полюса зацепления Ро на одной прямой, нагрузка F3 от зацепления сателлита передаваться на водило через точку контакта Ко пальца с отверстием 1 не будет. Передача нагрузки F3 в этом положении будет производиться через контакт Ко отверстия 2 и восприниматься силой F2 . Через точку пересечения линий действия этих сил пройдет направление движущей силы Fi (условно не показана). Этот вывод следует из построения треугольников сил для каждого отверстия в отдельности.
