Зубчатая передача

 

Изобретение относится к машиностроению и предназначено как для понижения, так и повышения частоты вращения рабочих органов машин и механизмов. Зубчатая передача содержит несколько одинаковых ступеней, включающих шестерню и колесо. Каждая последующая шестерня и каждое последующее колесо смещены относительно предыдущего на один и тот же шаг. Число ступеней в зубчатой передаче и коэффициент перекрытия зубчатой передачи связаны зависимостью ε=ε _сn, где ε - заданный коэффициент перекрытия зубчатой передачи; ε _c - коэффициент перекрытия ступени; n - число ступеней в зубчатой передаче. Угловой шаг между зубьями шестерни и колеса каждой ступени выполнен в диапазоне от 40 до 90°. На шестернях могут быть выполнены выпуклые профили зубьев, а на колесах - прямолинейные, при этом угол давления профилей зубьев составляет не более 8°. Возможно выполнение на шестернях выпуклых профилей зубьев, а на колесах - вогнутых. Технический результат - увеличение изгибной прочности зубьев, кпд передачи и уменьшение контактных напряжений. 2 з.п. ф-лы, 6 ил.

Изобретение относится к области машиностроения и предназначено как для понижения, так и повышения частоты вращения рабочих органов машин и механизмов.

Известна передача (см. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. - М.: Наука, 1975. - С.463, рис. 20.44), которая состоит из шестерни и колеса, набранных из нескольких одинаковых шестерен и нескольких одинаковых колес. Причем каждая последующая шестерня и каждое последующее колесо смещены относительно предыдущих на один и тот же шаг. Известная передача набрана из нескольких стандартных эвольвентных передач.

Недостатком известной передачи является то, что при работе на повышение частоты вращения ведомого вала эта передача обладает следующими недостатками. В передаче с эвольвентными профилями зубьев сила с одного профиля зуба на другой профиль зуба передается под стандартным углом 20° , вследствие чего только одна составляющая этой силы сообщает движение ведомому колесу, другая же вызывает дополнительные вредные сопротивления трения в зубчатых колесах.

В мелкомодульных эвольвентных передачах основным критерием нагрузочной способности передачи является изгибная прочность зубьев, которая во многих случаях не удовлетворяет поставленным требованиям, и вторым критерием нагрузочной способности передачи являются контактные напряжения, зависящие от кривизны сопрягаемых профилей зубьев.

Известна зубчатая передача, содержащая составные колеса, образованные соединенными между собой дисками, зубья которых смещены относительно друг друга в плоскости вращения, причем толщина зубьев каждого диска прямо пропорциональна числу дисков, состоящих каждое из колес зубчатой передачи, число зубьев каждого диска обратно пропорционально числу дисков каждого колеса, а шаг смещения зубьев соседних дисков определен как произведение постоянного числа π на модуль зацепления (А.с. №911069, МКИ F 16 Н 11/02).

Недостатком известной передачи является то, что передача силы с одного зуба на другой происходит под стандартным углом 20° и это вызывает дополнительные вредные сопротивления трения и неудовлетворительные контактные напряжения.

Изобретение решает задачу повышения качественных показателей передачи: увеличение изгибной прочности зубьев, повышение кпд и уменьшение контактных напряжений для эксплуатации передачи как с уменьшением, так и с увеличением частоты вращения ведомого вала.

Технический результат заключается в увеличении изгибной прочности зубьев, увеличении кпд передачи и уменьшении контактных напряжений, при этом угол зацепления эвольвентных профилей зубьев выполнен меньше 20° .

Для достижений указанного технического результата в зубчатой передаче, содержащей несколько одинаковых ступеней, включающих шестерню и колесо, где каждая последующая шестерня и каждое последующее колесо смещены относительно предыдущих на один и тот же шаг, согласно изобретению соотношение числа ступеней в зубчатой передаче и коэффициента перекрытия зубчатой передачи устанавливается в соответствии с зависимостью

ε =ε _с• n,

где, ε - заданный коэффициент перекрытия зубчатой передачи;

ε _с - коэффициент перекрытия ступени;

n - число ступеней в зубчатой передаче,

при этом угловой шаг между зубьями шестерни и колеса каждой ступени выполнен в диапазоне от 40 до 90° .

На шестернях выполнены выпуклые профили зубьев, а на колесах -прямолинейные, где угол давления профилей зубьев составляет не более 8° .

На шестернях выполнены выпуклые профили зубьев, а на колесах -вогнутые.

Установлено, что при последовательном уменьшении угла зацепления α ω <20° происходит также последовательное уменьшение длины практической линии зацепления, которой ограничивается большое число зубьев на шестерне передачи с коэффициентом перекрытия ε >1. Например, при угле зацепления α ω =10° число зубьев z₁=25; при угле зацепления α ω =8° число зубьев z₁=31; при угле зацепления α ω =6° число зубьев z₁=42. Использовать передачу с большим числом зубьев на шестерне не рационально, так как она имеет низкую изгибную прочность зубьев.

Предложенная передача содержит ступени с малым числом зубьев на шестернях.

Выполнение углового шага между зубьями шестерни и колеса каждой ступени в диапазоне от 40 до 90° позволяет увеличить изгибную прочность зубчатой передачи. Для уменьшения силы дополнительных вредных сопротивлений трения уменьшена длина участков скольжения контактируемых профилей зубьев за счет уменьшения высоты эвольвентных зубьев шестерен и колес.

Использование (вместо эвольвентных профилей зубьев) профилей зубьев передачи по А.с. №506714, в которой линией зацепления является улитка Паскаля, позволяет увеличить кпд передачи, так как изменение параметра улитки Паскаля позволяет использовать угол давления профилей зубьев менее 8° , что значительно уменьшает влияние сил трения.

Выполнение на шестернях выпуклых профилей зубьев, а на колесах вогнутых (модификация профилей М.Л.Новикова) позволяет уменьшить контактные напряжения.

На фиг.1 показана зубчатая передача, общий вид; на фиг.2 - сечение А-А на фиг.2; на фиг.3 - условные развертки шестерен: а - для двух шестерен, б - для трех шестерен; на фиг.4 - смещение трех шестерен на величину τ ; на фиг.5 - зубчатая передача с выпуклыми рабочими поверхностями на зубьях 3 и с вогнутыми или прямолинейными на зубьях 4, общий вид; на фиг.6 - сечение А-А на фиг.5.

Зубчатая передача содержит, например, две ступени, первая ступень состоит из шестерни а и колеса с, вторая ступень - из шестерни b и колеса d (фиг.1 и 2), образуя зубчатую шестерню 1 и зубчатое колесо 2 передачи. Шестерни а, b и колеса c, d имеют зубья 3 и 4 и жестко соединены друг с другом с помощью, например, шпоночного 5 или шлицевого соединения. Причем каждое последующая шестерня b и каждое последующее колесо d смещены относительно предыдущих шестерни a и колеса c на один и тот же шаг

τ =π D/(zn),

где D - диаметр начальной окружности шестерни (колеса);

z - число зубьев шестерни (колеса);

n - число ступеней.

Прямолинейные зубья 3 ступенчатой шестерни 1 и прямолинейные зубья 4 ступенчатого колеса 2 зафиксированы на винтовых линиях левого и правого направлений.

Контактные напряжения зависят от геометрии сопрягаемых поверхностей, которые выражаются тремя схемами: 1. выпуклость и выпуклость; 2. выпуклость и плоскость; 3. выпуклость и вогнутость.

Вторая схема имеет меньшие контактные напряжения, чем первая, а третья схема - чем вторая.

В зубчатых передачах контактные напряжения определяются по формуле

где - приведенный радиус кривизны сопрягаемых поверхностей зубьев: ρ ₁ и ρ ₂ - радиусы кривизны рабочих поверхностей зубьев шестерни a и колеса c; знак "+" для третьей схемы; знак "-" для первой схемы.

Приведенный радиус кривизны для второй схемы:

Из формулы (1) видно, что чем больше приведенный радиус кривизны, тем меньше контактные напряжения рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса.

Для решения задачи уменьшения контактных напряжений сопрягаемых рабочих поверхностей зубьев на шестернях a и b выполнены выпуклые рабочие поверхности, а на колесах c и d - плоские или вогнутые так, что для каждой точки контакта взаимоогибаемых поверхностей соблюдается основная теорема зацепления , где - вектор нормали к поверхностям сопряженных зубьев в точке контакта; - вектор относительной скорости.

Во время работы зубья 3 шестерен a и b передают вращение на зубья 4 колес c и d. При этом зубья 3 и 4, противоположно расположенные в ступенях а и c, b и d, поочередно вступают в зацепление друг с другом. Передача вращательного движения осуществляется последовательно с первой ступени на вторую ступень и т.д., причем зацепление зубьев последующей ступени перекрывает зацепление зубьев предыдущей ступени, а зацепление зубьев последней ступени перекрывает зацепление зубьев первой ступени.

Рассмотренную передачу можно отнести к косозубой передаче, т.к. прямолинейные зубья предложенной передачи расположены на винтовых линиях левого и правого направлений на цилиндрических поверхностях шестерни и колеса.

Данная передача не имеет осевых сил, на которые расходуется часть мощности, подведенной к ведущему валу в косозубой передаче.

Формула изобретения

1. Зубчатая передача, содержащая несколько одинаковых ступеней, включающих шестерню и колесо, где каждая последующая шестерня и каждое последующее колесо смещены относительно предыдущих на один и тот же шаг, отличающаяся тем, что соотношение числа ступеней в зубчатой передаче и коэффициента перекрытия зубчатой передачи устанавливается в соответствии с зависимостью

ε=ε _сn,

где ε - заданный коэффициент перекрытия зубчатой передачи;

ε _c - коэффициент перекрытия ступени;

n - число ступеней в зубчатой передаче,

при этом угловой шаг между зубьями шестерни и колеса каждой ступени выполнен в диапазоне от 40 до 90°.

2. Передача по п.1, отличающаяся тем, что на шестернях выполнены выпуклые профили зубьев, а на колесах - прямолинейные, где угол давления профилей зубьев составляет не более 8°.

3. Передача по п.1, отличающаяся тем, что на шестернях выполнены выпуклые профили зубьев, а на колесах - вогнутые.

РИСУНКИ