Винтовое зацепление

 

Изобретение относится к машиностроению. В винтовом зацеплении цилиндрических колес, контактирующих сопряженными профилями внешних косых зубьев на некотором расстоянии от полюса зацепления П, профили зубьев шестерни и колеса очерчены по одной кривой - эвольвенте основной окружности шестерни. Такое выполнение винтового зацепления повышает нагрузочную способность колес цилиндрической передачи. 3 ил.

Изобретение относится к области машиностроения, в частности к его отраслям: самолетостроению, автомобилестроению, станкостроению, тракторостроению, краностроению, и предназначено для производства силовых цилиндрических передач с косым внешним зубом колес, применяемых в приводе машины.

Известно круговинтовое зацепление, носящее имя его создателя - Новикова Михаила Леонтьевича (см. Машков А.А. Теория механизмов и машин: Учеб. пособ. для машиностр. спец. вузов. - Минск: Высшая шк., 1971, с. 278-283; Иванов М. Н. Детали машин: Учеб. для студ. высш. техн. завед. - 5-е изд., - перераб. - М.: Высш. шк., 1991, с. 190 - 196; Иосилевич Г.Б., Строганов Г.Б., Маслов Г. С. Прикладная механика: Учеб. для втузов/Под ред. Г.Б. Иосилевича. -М.: Высш. шк., 1989, с. 158 -159; Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин: Учеб. для втузов: - 4-е изд., - перераб. и доп. - М.: Наука, - Гл. ред. физ. - мат. лит. , 1988, с. 432-465, 468-484), в котором цилиндрические колеса выполнены с круговым профилем косых внешних зубьев в их торцовом сечении с радиусами дуг окружностей r₂ ≈ 1,1 r₁, при этом профиль зуба шестерни выполнен выпуклым, а профиль зуба колеса вогнутым, что придает колесам зацепления Новикова М.Л. повышенную в 1,5 - 1,7 раза нагрузочную способность по контактной прочности по сравнению с аналогичной по размеру и материалу косозубой передачей (см. Иванов М.Н. Детали машин, с.193). Существенное отличие передачи Новикова М.Л. от эвольвентной передачи состоит в том, что перекатывание зубьев в процессе зацепления происходит не по высоте, а по их длине, это способствует образованию в контакте толстого гидродинамического масляного слоя, снижению потерь на трение и уменьшение износа (см. Иосилевич Г. Б., Строганов Г.Б., Маслов Г.С. Прикладная механика, с. 158). Характерной особенностью круговинтового зацепления Новикова М.Л. является взаимодействие выпуклого профиля зуба шестерни с вогнутым профилем зуба колеса, что резко снижает величину контактного напряжения и увеличивает нагрузочную способность передачи более чем вдвое по сравнению с эвольвентной передачей тех же габаритов (см. Машков А.А. Теория механизмов и машин, с.278).

Недостатками круговинтового зацепления Новикова М.Л. являются сравнительно сложный исходный контур зуборезного инструмента реечного типа, что приводит к понижению точности выполнения круговых профилей зубьев колес в торцовом сечении, и чувствительность к неточному выполнению межосевого расстояния передачи.

К причинам, препятствующим достижению указанного ниже технического результата, относится то, что профиль зуба обоих колес в торцовом сечении выполнен по дугам окружностей и то, что контакт сопряженных дуговых профилей зубьев колес в торцовом сечении происходит по точке - точке касания дуг окружностей.

Известно эвольвентное зацепление цилиндрических колес с косым внешним зубом, профиль которых у обоих колес выполнен по эвольвентам окружностей, выпуклым у обоих колес, что значительно понижает нагрузочную способность колес по контактным напряжениям при линейном контакте (вдоль зуба) сопряженных профилей зубьев колес (см. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин, с. 438 - 465, 468 - 484). Эвольвентное зацепление не чувствительно к неточному выполнению межосевого расстояния передачи, имеет простой по форме исходный контур зуборезного инструмента реечного типа, что обеспечивает высокую точность выполнения эвольвентных профилей зубьев колес в торцовом сечении.

К причинам, препятствующим достижению указанного ниже технического результата относится то, что в эвольвентном зацеплении цилиндрических колес с косым внешним зубом профиль зуба обоих колес выпуклый, что значительно снижает нагрузочную способность эвольвентных колес по контактным напряжениям, а также то, что контакт сопряженных профилей зубьев колес в торцовом сечении происходит в одной точке, лежащей на линии зацепления одной пары сопряженных профилей зубьев колес и перемещающейся по ней во время движения колес.

Наиболее близким зацеплением того же назначения к заявленному изобретению по совокупности признаков является круговинтовое зацепление Новикова М.Л. (см. Машков А.А. Теория механизмов и машин: учеб. пособ. для машиностр. спец. вузов, - Минск: Высшая шк., 1971, с. 278; Иванов М.Н. Детали машин: учеб. для студ. высш. техн. завед., -5-е изд. -перераб. - М: Высш. шк., 1991, с. 190: Иосилевич Г.Б., Строганов Г.Б., Маслов Г.С. Прикладная механика: Учеб. для втузов/Под ред. Г.Б. Иосилевича. -М.: Высш. шк., 1989, с. 158), состоящее из цилиндрических колес с косым внешним зубом, имеющих в торцовом сечении сопряженные профили зубьев - выпуклый у шестерни и вогнутый у колес, контактирующих зубьями на некотором расстоянии от полюса П, называемом величиной смещения l, принятое за прототип.

К причинам, препятствующим достижению указанного ниже технического результата при использовании круговинтового зацепления Новикова М.Л., принятого за прототип, относится то, что в круговинтовом зацеплении Новикова М.Л. круговые профили сопряженных зубьев колес контактируют в торцовом сечении только в одной точке - точке касания дуг окружностей, и то, что точка контакта сопряженных дуговых профилей зубьев колес за время работы одной пары зубьев описывает линию зацепления - прямую линию, параллельную полюсной линии.

Сущность изобретения заключается в следующем.

Изобретение направлено на решение задачи дальнейшего совершенствования зубчатого зацепления с целью повышения нагрузочной способности как по контактным, так и по изгибным напряжениям, возникающим в зубьях колес при работе передачи. У приведенных выше зацеплений - круговинтового зацепления Новикова М. Л. и эвольвентного зацепления - имеются свои, присущие каждому из них, достоинства и недостатки. При анализе их нетрудно заметить то, что достоинства одного из них являются недостатками другого.

Поставлена задача объединения черт (признаков, достоинств) обоих зацеплений в одном новом зацеплении с тем, чтобы устранить недостатки каждого из них. Для зацепления Новикова М.Л. необходимо иметь цилиндрические колеса с косым внешним зубом - это мы используем в новом винтовом зацеплении. Для эвольвентного зацепления цилиндрических колес с косым внешним зубом необходим эвольвентный профиль зуба колес - это мы используем в новом винтовом зацеплении по п. 1 формулы изобретения, в котором профиль зуба обоих колес выполнен эвольвентным, одинаковым, идентичным профилю зуба шестерни, изготовленной как колесо без смещения зуборезным инструментом реечного типа с исходным контуром, имеющим значение угла профиля зуба контура α, равное 20^o, что обеспечило контакт профилей зубьев в торцовом сечении по линии, совпадающей с линией активного профиля зуба колес, являющейся эвольвентой окружности основного цилиндра шестерни. При взаимодействии зубьев в новом винтовом зацеплении образуется поле зацепления, угол зацепления α_w равен α_w= α = 20°, что уменьшило значение угла давления α_∂ в точках линии контакта сопряженных профилей зубьев колес и увеличило КПД передачи.

В винтовом зацеплении по п. 2 формулы изобретения, являющимся частным случаем винтового зацепления по п. 1 формулы изобретения профиль зуба обоих колес в торцовом сечении выполнен прямолинейным, а прямая линия является частным случаем эвольвенты окружности при основном радиусе, равным бесконечности.

В винтовом зацеплении по п. 3 формулы изобретения, являющимся частным случаем винтового зацепления по п. 2 формулы изобретения, значение угла зацепления α_w определено по выражению где l - величина смещения; m_Т - модуль зубьев колес в торцовом сечении; z₂ - число зубьев колеса; что обеспечило получение нулевого значения угла давления α_∂ во всех точках линии контакта в торцовом сечении колес.

Для всех трех винтовых зацеплений по п.п. 1, 2 и 3 формулы изобретения характерным является линейное касание сопряженных профилей зубьев колес в торцовом сечении, что обеспечило значительное повышение нагрузочной способности цилиндрической передачи по контактным напряжениям.

Так как в предложенных винтовых зацеплениях по п.п. 1, 2 и 3 формулы изобретения контакт сопряженных профилей зубьев колес в торцовом сечении происходит по линии, то можно уменьшать значение высоты зуба колес, т.е. укорачивать зуб по высоте, и, тем самым, повышать нагрузочную способность колес цилиндрической передачи по напряжениям изгиба.

Технический результат состоит в получении линейного контакта профилей зубьев в торцовом сечении цилиндрических колес с косым внешним зубом, что резко уменьшило габариты и массу привода машин.

Указанный технический результат достигается в винтовом зацеплении, содержащем цилиндрические по форме шестерню и колесо, контактирующие сопряженными профилями внешних косых зубьев на некотором расстоянии от полюса зацепления П, называемом величиной смещения l, при угле зацеплении α_w и угле давления α_∂. Особенность заключается в том, что профили зубьев шестерни и колеса изготовлены по одной кривой - эвольвенте основной окружности шестерни.

Кроме того, особенность изобретения по п. 2 формулы изобретения заключается в том, что профили зубьев шестерни и колеса изготовлены по прямой линии.

Особенность изобретения по п. 3 формулы изобретения заключается в том, что значение угла зацепления α_w вычислено по формуле где l - величина смещения; m_T - модуль зубьев колес в торцовом сечении; z₂ - число зубьев колеса.

На фиг. 1 изображено винтовое зацепление с эвольвентной линией контакта сопряженных профилей зубьев колес в торцовом сечении.

На фиг. 2 изображено винтовое зацепление с прямолинейной линией контакта сопряженных профилей зубьев колес в торцовом сечении при угле зацепления α_w, равном α = 20^o, где α - угол профиля зуба исходного контура эвольвентного зацепления.

На фиг. 3 изображено винтовое зацепление с прямолинейной линией контакта сопряженных профилей, зубьев колес в торцовом сечении и с нулевым значением угла зацепления α_∂ во всех точках линии контакта.

Сведения, подтверждающие возможность осуществления изобретения с получением вышеуказанного технического результата.

Цилиндрическая передача, составленная из колес с косым внешним зубом в статическом состоянии имеет линейный контакт сопряженных профилей зубьев шестерни z₁ и колеса z₂. В динамике, т.е. при работе передачи, линия контакта образует поле зацепления в направлении, параллельном осям колес.

Решающее влияние на работоспособность зубьев колес оказывают контактные σ_Н и изгибные напряжения σ_F изменяющиеся во время работы передачи циклически и вызывающие в материале зубьев усталостное разрушение.

Усталостное выкрашивание материала активных профилей зубьев колес от контактных напряжений σ_Н является основным видом разрушения поверхностей зубьев при хорошей смазке колес, когда поверхности зубьев разделены тонким слоем масла, при этом износ зубьев мал. При значительном износе активных профилей зубьев колес выкрашивание не наблюдается, т.к. трещины усталости не успевают появляться.

Абразивный износ активных профилей зубьев колес наблюдается при плохой смазке колес, что характерно открытым передачам.

Расчет на прочность зубьев колес цилиндрической передачи с прямым и косым зубом колес стандартизован, ГОСТ 21354-87.

Контактное напряжение определяют по формуле

считая контакт сопряженных профилей зубьев колес как контакт двух цилиндров с радиусами ρ₁ и ρ₂,
где g - удельная нагрузка;
Е_пр - приведенный модуль упругости, учитывающий влияние материалов колес передачи;
ρ_пр - приведенный радиус кривизны сопряженных профилей зубьев колес в точке их контакта, определяемый по выражению

полученному из зависимости

где ρ₁ и ρ₂ - радиусы кривизны кривых, очерчивающих профиль зубьев колес, соответственно шестерни и колеса, при этом знак "+" соответствует контакту двух выпуклых профилей зубьев колес у эвольвентного зацепления колес с внешним зубом, знак "-" - контакту выпуклого профиля зуба шестерни и вогнутого профиля колеса у зацепления Новикова М.Л., в котором что соответствует значению

В эвольвентном зацеплении цилиндрических колес с косым внешним зубом в торцовом сечении

что в ρ₂/(ρ₁+ρ₂) раз больше, чем для колес зацепления Новикова М.Л., что во столько же раз снижает нагрузочную способность эвольвентной передачи по контактным напряжениям.

Для дальнейшего повышения нагрузочной способности круговинтового зацепления Новикова М. Л. по контактным напряжениям нужно уменьшить разность ρ₂-ρ₁, что в идеальном случае соответствует равенству ρ₂ = ρ₁. Для осуществления этого равенства выполняем винтовое зацепление по п. 1 формулы изобретения, когда активные профили зубьев обоих колес выполнены по единой кривой - эвольвенте окружности, построенной на окружности, принадлежащей основному цилиндру шестерни. При этом угол зацепления равен α = 20^o, где α - угол профиля зуба исходного контура эвольвентного зацепления, ГОСТ 13755-81. Вместо точечного контакта сопряженных профилей зубьев колес в круговинтовом зацеплении Новикова М.Л. получен линейный контакт сопряженных профилей зубьев колес в предлагаемом винтовом зацеплении по п. 1 формулы изобретения, что привело к появлению поля зацепления вместо линии зацепления в круговинтовом зацеплении Новикова М.Л., при этом в точках линии контакта угол давления принимает некоторые разные значения. Это использовано в винтовом зацеплении по п. 2 формулы изобретения (см. фиг. 2), в котором профили зубьев колес выполнены в торцовом сечении прямолинейными, причем угол зацепления α_w, равен α = 20^o, где α - угол профиля зуба исходного контура эвольвентного зацепления, при этом угол давления α_∂ в точках линии контакта прямолинейных профилей зубьев колес в торцовом сечении принимает разные значения в зависимости от ее положения на линии контакта.

Для получения нулевого значение угла давления α_∂ во всех точках линии контакта прямолинейных профилей зубьев колес значение угла зацепления α_w определено по выражению

где l величина смещения;
m_T - модуль зубьев колес в торцовом сечении;
z₂ - число зубьев колеса (см. фиг. 3).

Так как получен линейный контакт сопряженных профилей зубьев колес, то это позволило уменьшить высоту зуба колес, что значительно повысило изгибную нагрузочную способность цилиндрической передачи винтового зацепления по напряжениям изгиба σ_u.
Таким образом, предлагаемое винтовое зацепление обладает повышенной нагрузочной способностью цилиндрической передачи как по контактным напряжениям σ_Н, так и по напряжениям изгиба σ_F. Это позволило значительно уменьшить габариты и массу привода машины.

Таким образом, вышеизложенные сведения свидетельствуют о выполнении при использовании заявленного винтового зацепления следующей совокупности условий:
- винтовое зацепление с эвольвентным и прямолинейным профилем зубьев колес, воплощающее заявленное изобретение при его осуществлении в цилиндрической передаче с косым внешним зубом колес, предназначено для использования в области машиностроения, а именно - в его отраслях: самолетостроении, тракторостроении, станкостроении, автомобилестроении, в производстве силовых цилиндрических передач, применяемых в приводе машины;
- для заявленного винтового зацепления, как оно охарактеризовано в независимом пункте изложенной формулы изобретения, подтверждена возможность его осуществления с помощью описанных в заявке или известных до даты приоритета средств и методов;
- винтовое зацепление, воплощающее заявленное изобретение при его осуществлении, способно обеспечить достижение усматриваемого заявителем технического результата.

Следовательно, заявленное изобретение соответствует условию "Промышленная применимость".

Формула изобретения

1. Винтовое зацепление, содержащее цилиндрические по форме шестерню и колесо, контактирующие сопряженными профилями внешних косых зубьев на некотором расстоянии от полюса зацепления П, называемом величиной смещения l, при угле зацепления α_w и угле давления α_д, отличающееся тем, что профили зубьев шестерни и колеса изготовлены по одной кривой - эвольвенте основной окружности шестерни.

2. Винтовое зацепление по п.1, отличающееся тем, что профили зубьев шестерни и колеса изготовлены по прямой линии.

3. Винтовое зацепление по п.2, отличающееся тем, что значение угла α_w вычислено по формуле

где l - величина смещения;
m_T - модуль зубьев колес в торцовом сечении;
z₂ - число зубьев колеса.

РИСУНКИ

Рисунок 1, Рисунок 2, Рисунок 3