Результат интеллектуальной деятельности: ГЕРОТОРНЫЙ МЕХАНИЗМ ВИНТОВОЙ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ МАШИНЫ

Изобретение относится к героторным механизмам винтовых гидравлических машин, размещаемым в скважинах, и может быть использовано в двигателях для вращения роторов от насосной подачи текучей среды или в насосах для подачи текучей среды за счет вращения роторов, предназначенных, например, для бурения нефтяных и газовых скважин, добычи нефти и перекачивания жидкостей.

Известен героторный механизм с внутренним внецентроидным зацеплением, у которого торцовый профиль зубьев, например, статора принят за исходный, очерченный эквидистантой укороченной эпициклоиды или гипоциклоиды, а сопряженный профиль зубьев ротора выполнен как огибающая кривая исходного профиля [1].

Недостатком известного механизма является то, что для образования зубьев ротора и статора (сердечника пресс-формы) требуется различный зуборезный инструмент, например, две червячные фрезы, а с изменением числа зубьев механизма при его проектировании и изготовлении количество потребных червячных фрез возрастает, что не обеспечивает экономических преимуществ.

Известен героторный механизм, содержащий статор с внутренними винтовыми зубьями, выполненными из упругоэластичного материала, например из резины, и ротор с наружными винтовыми зубьями, число которых на единицу меньше числа зубьев статора, причем ось ротора смещена относительно оси статора на величину эксцентриситета, равную половине радиальной высоты зубьев, ходы винтовых зубьев ротора и статора пропорциональны их числам зубьев.

Профиль зубьев статора в торцовом сечении выполнен как огибающая исходного контура циклоидальной рейки, очерченной эквидистантой с радиусом R_С1 укороченной циклоиды, а профиль зубьев ротора в торцовом сечении выполнен как огибающая другого исходного контура циклоидальной рейки с радиусом эквидистанты R_С2, выполненным больше, чем R_С1 или связанным соотношением R_С2=R_С1+(0,1...0,5)E, где Е - радиус производящей окружности, равный величине эксцентриситета [2].

Вариантом известного изобретения является выполнение героторного механизма таким образом, что профиль зубьев статора в торцовом сечении выполнен как огибающая исходного контура циклоидальной рейки, очерченной эквидистантой с радиусом R_С1 укороченной циклоиды, а профиль зубьев ротора в торцовом сечении очерчен сопряженными дугами окружностей, причем выступ зуба ротора очерчен дугой радиуса R_B, большего, чем радиус эквидистанты статора R_C1 или связан с ним соотношением R_C2=R_C1+(0,1...0,5)E, а профиль впадины зуба ротора очерчен дугой радиуса R_V, зависящего от числа зубьев ротора, его наружного диаметра и эксцентриситета [2].

Недостатком известного героторного механизма является то, что указанные варианты героторных механизмов требуют осуществления селективной сборки рабочих пар в связи с необходимостью подбора ротора и статора по радиальному натягу.

Кроме того, при работе за счет возникновения бокового натяга, распределенного равномерно при выпукло-вогнутом контакте зуба ротора с впадиной зуба статора, появляется повышенный износ боковых сторон зубьев статора, выполненных из упругоэластичного материала, при этом за счет наличия радиального и бокового натягов в зацеплении возникают силы трения в зонах контакта зубьев, создающие моменты сопротивления, препятствующие вращению ротора вокруг своей оси и его планетарному движению, что ухудшает энергетические характеристики механизма.

В связи с тем, что исходные контуры инструментальных реек ротора и статора разные, исключается возможность изготовления ротора и сердечника пресс-формы статора одним инструментом.

Наиболее близким к заявляемому изобретению является героторный механизм винтовой гидромашины, содержащий статор и эксцентрично расположенный в нем ротор, зубья которых находятся в непрерывном контакте и имеют разницу их чисел, равную единице, торцовые профили статора и ротора образованы общим исходным профилем рейки (зацепления) со смещением, а профиль этого контура очерчен эквидистантой укороченной циклоиды, при этом наибольшее допустимое положительное и наибольшее отрицательное смещения контура рейки задано с выполнением соотношений:

а допустимое значение контурного диаметра ограничено пределами:

где

где Δh_n, Δh_от - наибольшее допустимое положительное и наибольшее отрицательное смещения, соответственно, контура рейки,

D_{к max}, D_{к min} - наибольшее и наименьшее значения контурного диаметра,

а - эксцентриситет зацепления механизма,

Z_1,2 - числа зубьев статора и ротора соответственно,

D_f1 - номинальный диаметр впадин статора при отсутствии смещения исходного контура, который задают по формуле:

где Z₂ - число зубьев ротора,

r - радиус катящейся окружности, образующей нормальную циклоиду исходного контура рейки,

r_с - расстояние от укороченной циклоиды до точек профиля исходного контура рейки [3].

Недостатком известной конструкции является то, что при выбранном контурном диаметре D_к, величине эксцентриситета "а", числах Z_1,2 зубьев статора и ротора, соответственно, не может быть изменена площадь проходного сечения (площадь, занятая рабочим телом) многозаходного героторного механизма и, следовательно, отсутствует возможность улучшить энергетические характеристики, например, развиваемую мощность и крутящий момент в двигателе для вращения ротора от насосной подачи текучей среды или развиваемое давление и расход в насосе для подачи текучей среды за счет вращения ротора.

Недостатки известной конструкции объясняются тем, что форма исходного контура зацепления (рейки) стандартизована и задается, по существу, в соответствие с ОСТ 39-164-84, при этом контурный диаметр D_к может быть изменен только путем замены числа зубьев Z₁ статора или эксцентриситета "а" зацепления механизма, что накладывает ограничения на проектирование механизма и оптимизацию характеристик двигателя или насоса.

Техническая задача, на решение которой направлено изобретение, заключается в улучшении энергетических характеристик героторного механизма винтовой гидравлической машины, по существу, развиваемой мощности и крутящего момента в двигателе или развиваемого давления и расхода в насосе путем обеспечения максимальной площади поперечного сечения, занятой рабочим телом, при одинаковом контурном диаметре D_к, величине эксцентриситета зацепления механизма, числах зубьев обкладки и ротора за счет оптимизации величин радиусов окружностей, огибающие которых очерчивают торцовые профили зубьев в обкладке и роторе, вследствие чего обеспечивается снижение гидромеханических потерь за счет равномерного натяга во всех фазах контакта зубьев обкладки и ротора, улучшения уплотнения по контактным линиям в зоне полюсов зацепления и снижения контактных нагрузок в зоне максимальных скоростей скольжения.

Сущность технического решения заключается в том, что в героторном механизме винтовой гидравлической машины, содержащем статор, представляющий собой трубчатый корпус с закрепленной в нем обкладкой из эластомера, например из резины, с внутренними винтовыми зубьями, и расположенный внутри статора ротор с наружными винтовыми зубьями, число которых на единицу меньше числа зубьев обкладки, ходы винтовых зубьев обкладки и ротора пропорциональны их числам зубьев, а центральные продольные оси ротора и обкладки смещены между собой на величину эксцентриситета, согласно изобретению торцовый профиль зубьев в обкладке из эластомера очерчен как огибающая кривая радиусов r_s при повороте системы координат Х_ос, У_ос, которой принадлежит окружность радиуса r_s, а центр окружности радиуса r_s расположен на окружности с радиусом R_oc, проведенным из центра системы координат Х_ос, У_ос, причем центр системы координат Х_ос, У_ос смещен от центральной продольной оси обкладки на величину эксцентриситета a_w между центральными продольными осями ротора и обкладки и определен выражением:

где r_if - радиус впадин зубьев обкладки, угол поворота ϕ_с системы координат Х_ос, У_ос относительно неподвижной системы координат Х_к, У_к, центр которой расположен на центральной продольной оси обкладки, и угол поворота ψ_с системы координат Х_с, У_с, центр которой расположен на центральной продольной оси обкладки, относительно неподвижной системы координат Х_к, У_к, связаны соотношением:

где Z_p и Z_c - числа зубьев ротора и, соответственно, обкладки, а координаты Х_с, У_с номинального профиля обкладки определены выражениями:

при этом торцовый профиль зубьев ротора очерчен как огибающая кривая радиусов r_m при повороте системы координат Х_ор, У_ор, которой принадлежит окружность радиуса r_m, а центр окружности радиуса r_m расположен на окружности с радиусом R_op, проведенным из центра системы координат Х_ор, У_ор, причем центр системы координат Х_ор, У_ор смещен от центральной продольной оси ротора на величину эксцентриситета а_w и определен выражением:

R_op=r_if-r_m-2а_w,

а угол поворота ϕ_р системы координат Х_ор, У_ор относительно неподвижной системы координат Х_кр, У_кр, центр которой расположен на центральной продольной оси ротора, и угол поворота ψ_p системы координат Х_р, У_р, центр которой расположен на центральной продольной оси ротора относительно неподвижной системы координат Х_кр, У_кр, связаны соотношением:

ψ_р=ϕ_p(Z_p-1)/Z_p,

где Z_p - число зубьев ротора, а координаты Х_р, У_р номинального профиля ротора определены выражениями:

Х_р=(X_opcosϕ_p-У_opsinϕ_p+a_w)cosψ_p+(X_opsinϕ_p-У_opcosϕ_p)sinψ_p,

У_р=-(X_opcosϕ_p-У_opsinϕ_p+a_w)sinψ_p+(X_opsinϕ_p+У_opcosϕ_p)cosψ_p.

Кроме того, радиус r_s, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев в обкладке, радиус r_m, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев ротора, а также эксцентриситет а_w между центральными продольными осями ротора и обкладки связаны соотношениями:

r_s=(0,618...2,618)а_w, r_m=(0,166...2,618)a_w.

Такое выполнение героторного механизма винтовой гидравлической машины обеспечивает максимальную площадь поперечного сечения, занятой рабочим телом, при одинаковом контурном диаметре D_к, величине эксцентриситета зацепления a_w механизма, числах зубьев Z_c (обкладки) и Z_p (ротора) путем оптимизации величин радиусов r_s, r_m окружностей, огибающие которых очерчивают торцовые профили зубьев в обкладке и роторе соответственно, вследствие чего обеспечивается снижение гидромеханических потерь за счет равномерного натяга во всех фазах контакта зубьев обкладки и ротора, улучшения уплотнения по контактным линиям в зоне полюсов зацепления и снижения контактных нагрузок в зоне максимальных скоростей скольжения.

Кроме того, выполнение героторного механизма винтовой гидравлической машины таким образом, что радиус r_s, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев в обкладке, радиус r_m, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев ротора, а также эксцентриситет a_w между центральными продольными осями ротора и обкладки связаны соотношениями:

дополнительно снижает вероятность возникновения резонансных поперечных колебаний двигателя в скважине при осевых нагрузках, изменяемых при воздействии двигателя на забой, за счет синхронизации работы многозаходных многошаговых винтовых камер между зубьями ротора и обкладки.

Ниже представлен лучший вариант героторного механизма винтового гидравлического двигателя для бурения наклонно направленных и горизонтальных нефтяных скважин.

На фиг.1 показан продольный разрез героторного механизма винтового гидравлического двигателя.

На фиг.2 показан разрез А-А на фиг.1 поперек статора и ротора винтового гидравлического двигателя, отношение чисел зубьев ротор-обкладка равно 5/6.

На фиг.3 показана схема образования торцового профиля зубьев в обкладке.

На фиг.4 показана схема образования торцового профиля зубьев ротора.

На фиг.5 показано образование торцового профиля зубьев в обкладке, который очерчен как огибающая кривая множества радиусов r_s при повороте систем координат, показанных на фиг.3, при следующих значениях: r_s=7,6125; а_w=3,5; r_if=31,675.

На фиг.6 показаны обкладка и ротор, рассчитанные по ОСТ 39-164-84: D_к=2r_if; r_if=31,675; Δh_1n=0 (смещение исходного контура рейки для образования профиля зубьев обкладки); Δh_2n=0,6125 (смещение исходного контура рейки для образования профиля зубьев ротора); S=587 мм² - площадь поперечного сечения, занятая рабочим телом; цифры 0,054; 0,046 и 0,004 обозначают натяг в паре в мм при номинальных диаметрах впадин обкладки D_к=63,35 мм и диаметре ротора D_a=56,35 мм.

На фиг.7 показан пример выполнения героторного механизма винтового гидравлического двигателя при одинаковом контурном диаметре D_к: обкладка r_if=31,675 от окружности r_s=7,6125; ротор r_а=28,175 от окружности r_m=7,38; S=593 мм² - площадь поперечного сечения, занятая рабочим телом; цифры 0,012; 0,012 и 0,004 обозначают зазор в мм в паре.

На фиг.8 показан пример выполнения героторного механизма винтового гидравлического двигателя при одинаковом контурном диаметре D_к: обкладка r_if=31,675 от окружности r_s=0,618 a_w=2,163; ротор r_а=28,175 от окружности r_m=0,166 а_w=0,581; S=576 мм² - площадь поперечного сечения, занятая рабочим телом; цифры 0,021; 0,002 и 0,009 обозначают зазор в мм в паре.

На фиг.9 показан пример выполнения героторного механизма винтового гидравлического двигателя при одинаковом контурном диаметре D_к: обкладка r_if=31,675 от окружности r_s=2,618 a_w=9,168; ротор r_а=28,175 от окружности r_m=2,6 a_w=9,1; S=599 мм² - площадь поперечного сечения, занятая рабочим телом; цифры 0,004; 0,006 и 0,001 обозначают зазор в мм в паре.

Героторный механизм винтового гидравлического двигателя содержит статор, представляющий собой трубчатый корпус 1 с закрепленной в нем обкладкой 2 из эластомера, например из резины, с внутренними винтовыми зубьями 3, и расположенный внутри статора ротор 4 с наружными винтовыми зубьями 5, число которых на единицу меньше числа зубьев 3 обкладки 2, ходы винтовых зубьев 3 обкладки 2 и винтовых зубьев 5 ротора 4 пропорциональны их числам зубьев (не показаны), а центральная продольная ось 6 ротора 4 и центральная продольная ось 7 обкладки 2 смещены между собой на величину эксцентриситета 8, показано на фиг.1, 2.

Существенным признаком героторного механизма винтового гидравлического двигателя является то, что торцовый профиль зубьев 3 в обкладке 2 из эластомера очерчен как огибающая кривая радиусов r_s при повороте системы координат Х_ос, У_ос, которой принадлежит окружность радиуса r_s, а центр окружности радиуса r_s расположен на окружности с радиусом R_oc, проведенным из центра системы координат Х_ос, У_ос, причем центр системы координат Х_ос, У_ос смещен от центральной продольной оси 7 обкладки 2 на величину эксцентриситета 8, а_w между центральными продольными осями 6 ротора 4 и 7 обкладки 2 и определен выражением:

R_oc=r_if-r_s-a_w,

где r_if - радиус впадин зубьев 3 обкладки 2, угол поворота ϕ_c системы координат Х_ос, У_ос относительно неподвижной системы координат Х_к, У_к, центр которой расположен на центральной продольной оси 7 обкладки 2, и угол поворота ψ_с системы координат Х_с, У_с, центр которой расположен на центральной продольной оси 7 обкладки 2, относительно неподвижной системы координат Х_к, У_к, связаны соотношением:

ψ_c=ϕ_сZ_p/Z_c,

где Z_p и Z_c - числа зубьев ротора 4 и, соответственно, обкладки 2, а координаты Х_с, У_с номинального профиля обкладки определены выражениями:

X_c=(Х_осcosϕ_c-У_осsinϕ_c+a_w)cosψ_с+(Х_осsinϕ_с-У_осcosϕ_c)sinψ_c,

У_с=-(Х_осcosϕ_с-У_осsinϕ_с+а_w)sinψ_с+(Х_осsinϕ_с+У_осcosϕ_c)cosψ_с,

показано на фиг.3, 5.

Существенным признаком героторного механизма винтового гидравлического двигателя является то, что торцовый профиль зубьев 5 ротора 4 очерчен как огибающая кривая радиусов r_m при повороте системы координат Х_ор, У_ор, которой принадлежит окружность радиуса r_m, а центр окружности радиуса r_m расположен на окружности с радиусом R_op, проведенным из центра системы координат Х_ор, У_ор, причем центр системы координат Х_ор, У_ор смещен от центральной продольной оси 6 ротора 4 на величину эксцентриситета 8, а_w и определен выражением:

R_op=r_if-r_m-2а_w,

а угол поворота ϕ_р системы координат Х_ор, У_ор относительно неподвижной системы координат Х_кр, У_кр, центр которой расположен на центральной продольной оси 6 ротора 4, и угол поворота ψ_р системы координат Х_р, У_р, центр которой расположен на центральной продольной оси 6 ротора 4 относительно неподвижной системы координат Х_кр, У_кр, связаны соотношением:

ψ_p=ϕ_p(Z_p-1)/Z_p,

где Z_p - число зубьев ротора, а координаты Х_р, У_р номинального профиля ротора определены выражениями:

показано на фиг.4.

Существенным признаком героторного механизма винтового гидравлического двигателя является также то, что радиус r_s, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев 3 в обкладке 2, радиус r_m, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев 5 ротора 4, а также эксцентриситет 8, a_w между центральной продольной осью 6 ротора 4 и центральной продольной осью 7 обкладки 2 связаны соотношениями:

На фиг.3 и 4 показаны схемы профилирования точки "С" обкладки 2 трубчатого корпуса 1 от образующей окружности радиуса r_s и, соответственно, точки "Р" ротора 4 от образующей окружности радиуса r_m.

При проектировании задают:

r_if - номинальный радиус окружности вершин детали с наружными зубьями (окружности впадин для детали с внутренними зубьями);

a_w - межцентровое расстояние в паре;

Z_c - число зубьев обкладки статора;

δ - натяг в паре ротор-обкладка статора.

Исходя из требуемых энергетических характеристик, назначают радиусы образующих окружностей r_s=(0,618...2,618)a_w, r_m=(0,166...2,618)a_w, и находят профиль обкладки 2 статора по формулам:

профиль ротора:

R_op=r_if-r_m-2а_w,

x_op=R_op+r_mcosα_p,

у_ор=r_msinα_p,

ψ_p=ϕ_p(z_p-1)/z_p,

x_p=(x_орcosϕ_p-у_орsinϕ_p+a_w)cosψ_p+(x_орsinϕ_p-у_opcosϕ_p)sinψ_p,

у_р=-(x_орcosϕ_p-у_opsinϕ_p+a_w)sinψ_p+(x_орsinϕ_p+у_opcosϕ_p)cosψ_p,

где:

R_oc - радиус центра образующей окружности обкладки 2 статора r_s,

R_op - радиус центра образующей окружности ротора r_m,

x_с и у_с - координаты номинального профиля обкладки 2 статора,

х_р и у_р - координаты номинального профиля ротора 4,

ϕ_с и ψ_с - текущие углы поворота обкладки и его образующей окружности r_s,

ϕ_p и ψ_p - текущие углы поворота ротора 4 и его образующей окружности r_m,

α_с - угол между осью Х_ос и нормалью к профилю обкладки статора в момент профилирования,

α_p - угол между осью Х_ор и нормалью к профилю ротора 4 в момент профилирования,

r_s - радиус образующей окружности обкладки 2 статора,

r_m - радиус образующей окружности ротора 4.

Натяг в зацеплении получают, увеличив величины r_if и r_m, в формулах для определения профиля ротора 4 на величину δ.

Героторный механизм винтовой гидравлической машины работает следующим образом. При использовании героторного механизма в винтовом гидравлическом двигателе буровая жидкость подается в верхнюю часть героторного механизма по колонне бурильных труб (на фиг. не показаны).

Под действием перепада давления буровой жидкости ротор 4 совершает планетарное движение внутри статора, обкатываясь винтовыми зубьями 4 по винтовым зубьям 3 обкладки из эластомера 2, закрепленной в трубчатом корпусе 1, показано на фиг.1, 2.

При этом центральная продольная ось 6 ротора 4 совершает вращение вокруг центральной продольной оси 7 обкладки 2 из эластомера, закрепленной в трубчатом корпусе 1, по окружности радиуса а_w, а сам ротор 4 поворачивается вокруг своей центральной продольной оси 6 в направлении, противоположном направлению планетарного движения, показано на фиг.2.

Кинематическое движение ротора 4 относительно обкладки 2 трубчатого корпуса 1 определяется качением без скольжения зубьев 5 ротора 4, торцовый профиль которых очерчен как огибающая кривая радиусов r_m при повороте системы координат Х_ор, У_ор, которой принадлежит окружность радиуса r_m, а центр окружности радиуса r_m расположен на окружности с радиусом R_op, проведенным из центра системы координат Х_ор, У_ор, причем центр системы координат Х_ор, У_ор смещен от центральной продольной оси 6 ротора 4 на величину эксцентриситета 8, а_w и определен выражением:

R_op=r_if-r_m-2a_w,

а угол поворота ϕ_р системы координат Х_ор, У_ор относительно неподвижной системы координат Х_кр, У_кр, центр которой расположен на центральной продольной оси 6 ротора 4, и угол поворота ψ_р системы координат Х_р, У_р, центр которой расположен на центральной продольной оси 6 ротора 4 относительно неподвижной системы координат Х_кр, У_кр, связаны соотношением:

ψ_р=ϕ_p(Z_p-1)/Z_p,

где Z_p - число зубьев ротора 4, а координаты Х_р, У_р номинального профиля ротора 4 определены выражениями:

Х_р=(Х_орcosϕ_р-У_орsinϕ_р+a_w)cosψ_p+(Х_орsinϕ_р-У_орcosϕ_р)sinψ_p,

У_р=-(Х_орcosϕ_р-У_орsinϕр+а_w)sinψ_р+(Х_орsinϕ_р+У_орcosϕ_р)cosψ_p,

по винтовым зубьям 3 обкладки 2 трубчатого корпуса 1, торцовый профиль зубьев 3 которых очерчен как огибающая кривая радиусов r_s при повороте системы координат Х_ос, У_ос, которой принадлежит окружность радиуса r_s, a центр окружности радиуса r_s расположен на окружности с радиусом R_oc, проведенным из центра системы координат Х_ос, У_ос, причем центр системы координат Х_ос, У_ос смещен от центральной продольной оси 7 обкладки 2 на величину эксцентриситета 8, a_w между центральными продольными осями 6 ротора 4 и, соответственно, 7 обкладки 2 и определен выражением:

где r_if - радиус впадин зубьев обкладки 2, угол поворота ϕ_c системы координат Х_ос, У_ос относительно неподвижной системы координат Х_к, У_к, центр которой расположен на центральной продольной оси 7 обкладки 2, и угол поворота ψ_с системы координат Х_с, У_с, центр которой расположен на центральной продольной оси 7 обкладки 2, относительно неподвижной системы координат Х_к, У_к, связаны соотношением:

где Z_p и Z_c - числа зубьев 5 ротора 4 и, соответственно, 3 обкладки 2, а координаты Х_с, У_с номинального профиля обкладки определены выражениями:

При этом радиус r_s, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев 3 в обкладке 2, радиус r_m, огибающая которых образует торцовый профиль зубьев 5 ротора 4, а также эксцентриситет 8, а_w между центральной продольной осью 6 ротора 4 и центральной продольной осью 7 обкладки 2 связаны соотношениями:

При использовании героторного механизма в винтовых насосах ротор 4 приводится во вращение и, обкатываясь по зубьям 3 обкладки 2 трубчатого корпуса 1, преобразует механическую энергию вращения в гидравлическую энергию потока жидкости.

Кинематика движения ротора 4 винтового насоса и преимущества, получаемые при использовании заявленного героторного механизма, аналогичны описанным выше для винтового гидравлического двигателя.

Героторный механизм винтовой гидравлической машины при использовании в двигателях для вращения роторов от насосной подачи текучей среды или в насосах для подачи текучей среды за счет вращения роторов улучшает энергетические характеристики, по существу, развиваемую мощность и крутящий момент в двигателе или развиваемое давление и расход в насосе путем обеспечения максимальной площади поперечного сечения, занятой рабочим телом, при одинаковом контурном диаметре D_к, величине эксцентриситета зацепления механизма, числах зубьев обкладки и ротора за счет оптимизации величин радиусов окружностей, огибающие которых очерчивают торцовые профили зубьев в обкладке и роторе, вследствие чего обеспечивается снижение гидромеханических потерь за счет равномерного натяга во всех фазах контакта зубьев обкладки и ротора, улучшения уплотнения по контактным линиям в зоне полюсов зацепления и снижения контактных нагрузок в зоне максимальных скоростей скольжения.

Источники информации:

1. SU 93032 A, F16H 01/32, F16H 55/08, 21.03.1962.

2. RU 2166603 C1, E21B 4/02, 10.05.2001.

3. RU 2232317 C1, F16H 1/32, F16H 55/08, 10.07.2004 - прототип.