Зубчатая передача

 

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в передаточных механизмах, преобразующих вращательное движение во вращательное движение при требуемом изменении частоты вращения и момента. Целью изобретения является упрощение конструкции, повышение несущей способности и долговечности путем уменьшения контактных напряжений между зубьями, исключения дополнительных конструктивных элементов и интерференции зубьев. Шестерня 1 зацепляется с колесом 2через промежуточный зубчатый элемент 3, выполненный в виде рейки, состоящий из бесконечных гибких звеньев и связанных с ними зубьев в виде пластин 4. Венцы щестерни 1, колеса 2 и промежуточного элемента 3разделены по ширине, .а их зубья расположены параллельно или наклонно к осям. В зоне зацепления бесконечные гибкие звенья взаимодействуют с неподвижными направляющими 7 через опорные ролики 6. По делительной окружности установлена связь между толщиной зубьев шестерни, S колеса и пластин в торцовом сеченни. 3 з. п. ф-лы, 1 табл., 8 ил. (Л rsD О 4 сл 4:

СОЮЗ СОВЕТСКИХ

СОЦИАЛИСТИЧЕСКИХ

РЕСПУБЛИК

„„Я0„„1270454 511 4 F 16 Н 1/04

ОПИСАНИЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ

К ABTOPCHOMV СВИДЕТЕЛЬСТВУ (21) 3898295/25-28 (22) 16.04.85 (46) 15.11.86. бюл. № 42 (72) Л. Д. Подлевских (53) 621.833 (088.8) ГОСУДАРСТВЕННЫЙ КОМИТЕТ СССР

ПО ДЕЛАМ ИЗОБРЕТЕНИЙ И ОТКРЫТИЙ (56) Авторское свидетельство СССР № 214992, кл. F 16 H 1/06, 1966. (54) ЗУбЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА (57) Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в передаточных механизмах, преобразующих вращательное движение во врагцательное движение при требуемом изменении частоты вращения и момента. Целью изобретения является упрощение конструкции, повышение несущей способности и долговечности путем уменьшения контактных напряжений между зубьями, исключения дополнительных конструктивных элементов и интерференции зубьев. Шестерня 1 зацепляется с колесом

2 через промежуточный зубчатый элемент 3, выполненный в виде рейки, состоящий из бесконечных гибких звеньев и связанных с ними зубьев в виде пластин 4. Венцы шестерни 1, колеса 2 и промежуточного элемента

3 разделены по ширине, .а их зубья расположены параллельно или наклонно к осям.

В зоне зацепления бесконечные гибкие звенья взаимодействуют с неподвижными направляющими 7 через опорныс ролики 6.

По делительной окружности установлена связь между толгциной зубьев шестерни, колеса и пластин в торцовом сечении. 3 з. ж и. ф-лы, 1 табл., 8 ил.

1270454

mme tl

2 cosa

n. = 0,418 вр„

2М1

d icosa, (2) Изобретение относится к машинострое1-ию и может быть использовано в передаточных механизмах, преобразующих вращаIc,lüíîå движение во вращательное движсl:ис при требуемом изменении частоты враIHållHя и момента.

11слью изобретения является упрощсIIHc конструкции, повышение несущей способ;;ости и «олговечности путем умсньп1ения ко1ггактных Ilапряже11ий между зубьями, uc:. l1o и IIHH дополните;IbHI lx конструктlllIIIhlx

;.1смсIIT013 и интерференции зубьев.

H;I фиг. 1 изображена зубчатая персц1 1а; на фиг. 2 — шестерня со сдвину IhIIlH раздельными венцами и промежуточное звено, разрез А- — А на фиг. 1; на фиг. 3--1псстер 151 с шевронными зубьями и промежуточ1гос звено, разрез А- Л на фиг. 1;

11а фиг. 4 — кинематическая схема передачи промежуточным звеном, снабженным под«(j)ihHI3HIoIILH!vlH роликами; па фиг. 5 I pHфики отношений передаваемой мощности Nii описываемой передачей с прямыми зубьями и углом зацепления, равным 45", и передаваемой мощности N обычной прямозубой перс«ачсй (без промежуточного звена) при различных значениях величин передаточного отношения I и угла зацепления а; па фиг. 6 — — графики отношений величины контактных напряжений о в обы гной Ilc рсдаче с прямыми зубья 1и при различных:31IHHOIIHHX передаточного отношения 1 и угла зацепления а к величине контактных

11апряжений о в описываемой прямозубой

11средаче с углм зацепления, равным 45, на фиг. 7 — схема определения толщины зуба шестерни и IH колеса 110 делительной окружности; на фиг. 8 --- графики отноше11ия величины контактных напряжений о в збычной передаче с прямыми зубьями при разли шых значе11иях величин передаточного отно1пения 1 и угла зацепления а к величине контактных напряжений о на поверхностях дубьеH колеса в описываемой передаче с прямыми зубьями и углом зацепления, р а в111>1 м 45*.

Зубчатая передача содер)кит установленные на параллельных осях вращения шес-срню 1 и колесо 2 (см. фиг, 1) и зацепляюцсеся с lièìè промежуточное звено 3, выполнс 1нос в виде двусторонней зубчатой рейки, зубья которой выполнены в виде

:1ластин 4. Г1ластины 4 одной стороной кон I HêTHðóþT с зубьями шестерни 1, H другой сторонои — с зубьями колеса 2. Пластины з их крайних торцовых сечениях сосдине1ы с бесконечными гибкими звеньями 5.

Шестерня 1 и кол co 2 могут быть

:3ыполнены с разделенными и сдвинутыми

3снцами. Они состоят из двух частей, смс.ценных одна относительно другой на полови1у шага. Одна часть состоит из зубчато"о венца шириной в1, расположенного по редине шестерни 1 или колеса 2 (см. фиг. 2). Другая часть состоит из двух зубчатых венцов, расположенных по краям шестерни 1 или колеса 2, шириной в2, равной половине ширины в1 зубчатого венца, расположенного посередине шестерни или колеса.

Промежуточное звено 3 содержит три ряда пластин 4. Длины пластин крайних рядов равны половине длины пластин среднего ряда.

Шестерня 1 и колесо 2 выполнены шевронными (см. фиг.,>). Промежуточное звено 3 содержит два ря«а пластин 4. Пластины 4 образуют в сечении, перпендикулярном к линии межосевого расстояния, с прямой линией, параллельной осям вращения колес, угол, равный углу Р наклона зубьев шестерни и коле< а на делительных цилиндрах.

Г1ромежуточнос звено 3 (см. фиг. 4) с бесконечными гибкими звеньями расположено на опорных роликах 6. Участки бесконечных гибких звеньев промежуточного звена 3, находящиеся вблизи зоны зацепления зубьев шестерни 1 и колес 2 с пластинами

4, расположены в неподвижных направляющих 7.

В торцовом сечении толщина SI зубьев шестерни и колеса по делительным окружностям, толщина tl пластины промежуточного звена, угол а1 зацепления и модуль mt зацепления связаны формулой а толщина ti пластин связана с модулем пи зацепления соотношением tt= (0,2— — 0,3) mt.

Предложенная зубчатая передача позволяет при прочих равных условиях передавать большую мощность, чем обычная эвольвентная передача.

Величина контактных напряжений при зацеплении зубьев обычной передачи в полюсе

40 зацепления определяется по формуле Герца

4 где R — величина реакции в высшей паре;

Еп — приведенный модуль упругости; в — длина контактной линии; р — — приведенный радиус кривизны контактируюгцих поверхностей.

Величина R реакции может быть определена по формуле где М1 — — величина момента, приложенного к шестерне;

di — — диаметр делительной окружности шестерни; а — величина угла зацепления.

1270454 а +1 (10) di sinK

2 (4) а

oи i (5) о = 0,418

St

%mt tt

2 соваt (12) (5) и (6) Mii (+1)

N (8) о

oïê sin 2а

50 (13) N (9) = i+ i (14) о"

Величина приведенного радиуса р кривизны при непосредственном контакте шестерни и колеса в полюсе зацепления определяется из уравнения

idisina

2(+1) (3) где i — передаточное отношение передачи.

Величина приведенного радиуса р кривизны для случая контакта зубьев колеса 1 с пластинами 4 (см. фиг. 1) промежуточного звена 3 определяется так же, как и для реечной передачи или по формуле (3), приняв в ней величину i передаточного отношения, равную бесконечности

После подстановки уравнений (2) и (3) в уравнение (1) получим формулу для определения контактных напряжений при не- посредственном контакте зубьев шестерни и колеса

Подставив уравнения (2) и (4) в уравнение (1), получим формулу для определения контактных напряжений при контакте шестерни с пластинами промежуточного звена о. = 0,4 /ъс(. к, .;, (6)

4йы Еп где Mi ° — величина момента, приложенного к шестерне в описываемой передаче; а — величина угла зацепления в описываемой передаче.

Приняв, что величины контактных напряжений в обычной передаче и описываемой о равны между собой при прочих равных условиях, получим из уравнений гдето и Nii — величины мощностей, передаваемых обычной эвольвентной передачей и описываемой.

Приняв в описываемой передаче величину угла ос„ зацепления, равной 45, получим

Если в описываемой обычной передаче принять одинаковой величину угла зацепления, то имеем

На фиг. 5 изображены графики отношений мощностей N и N, передаваемых описываемой передачей с прямыми зубьями и углом а зацепления, равным 45, и обычной прямозубой передачей соответственно.

При одинаковой передаваемой мощности и прочих равных условиях величина отношения контактных напряжений в обыч5 нои передаче к величине контактных напряжений в описываемой передаче с прямыми зубьями и углом зацепления, равным

45, определится путем деления уравнения (5) на уравнение (6). Имеем

При одинаковой величине угла зацепления в описываемой и обычной передачах уравнение (10) примет вид

На фиг. 6 приведены графики отношений величин о и оп для различных значений величин i и а.

В передаче с промежуточным звеном толщина Si зубьев шестерни и колеса (см.

25 фиг. 7) по делительным окружностям в торцовом сечении определится где mi — торцовый модуль зацепления; я — торцовый угол зацепления;

ti — толщина пластины 4 в торцовом сечении.

При угле зацепления, равном 45, высота зубьев будет укороченной. Коэффициент высоты головки зубьев можно принять равным

0,5(11 = 0,5), коэффициент радиального зазора — 0,25 (с" = 0,25) и толщину пластин, равной 0,25 mgВеличина контактных напряжений о.

40 на поверхностях зубьев колеса в предложенной передаче будет меньше величины контактных напряжений шестерни, так как величина приведенного радиуса кривизны профилей при контакте колеса с пластинами промежуточного звена будет в i раз больше

45 величины приведенного радиуса кривизны профилей при непосредственном контакте зубьев шестерни и колеса. Из уравнений (1), (2), (3) и (4) с учетом вышесказанного имеем

На фиг. 8 построены графики зависимости (13) при различных значениях величин i и а.

Если в описываемой и обычной передачах угол зацепления один и тот же, то имеем

1270454

3 4 5 6

7 8

ttt

2,00

1,50

1,33

1,12

1,15

1,22

1,41

6 напк

2,00

1,73

1,41

В таблице приведены значения величин

Х о о — 7 .вычисляемых по уравнениям (9), ол опк

Уравнения (9), (11) и (14) справедливы для косозубых и шевронных колес, если сравниваются описываемая и передача с непосредственным контактом зубьев, у которых одинаковые торцовые углы зацепления и углы наклона зубьев.

Переда <а, изображенная на (фиг. 1), в торцовом сечении имеет величину коэффициента перекрытия меньше единицы, поэтому шестерню и колесо с прямыми зубьями следует изготовлять с раздельными венцами, как это показано на фиг. 2.

Такая конструкция обеспечивает более спокойную работу передачи, так как равнодействующая сил, действующих на зубья венцов, расположенных посередине шестерни и колеса, и на зубья венцов, расположенных по краям шестерни и колеса, будет расположена всегда в одной и той же -,лоскости, проходящей через середину среднего венца перпендикулярно к осям вращения шестерни и колеса.

Передача работает следующим образом.

При вращении шестерни 1 ее зубья давят на пластины 4 промежуточного звена 3, которое получает движение со скоростью V. Пластины промежуточного звена 3 в свою очередь передают давление на зубья колеса 2, которое получает враtLtàòå tьное движение. (11), (14) для случая, когда в описываемой и обычной передачах величина угла зацепления одна и та же.

1,25 1,20 1,17 1,14 1,125

1,09 1,08 1.,07 1,06

2,24 2,45 2,65 2,83 3,00

Формила изобретения

1. Зубчатая передача, содержащая шестерню, колесо и зацепляющийся с ними промежуточный зубчатый элемент, отличающаяся тем, что, с целью упрощения конструкции, повышения несущей способности и

25 долговечности, промежуточный зубчатый элемент выполнен в виде рейки, состоящей из бесконечных гибких звеньев и связывающих их между собой пластин, представляющих собой зубья.

2. Передача по п. 1, отличающаяся тем, что венцы шестерни, колеса и плас-. тины разделены по ширине, а их зубья расположены параллельно или наклонно к осям.

3. Передача по п. 1, отличающаяся тем, что она снабжена опорными телами качения и размещенными в зоне зацепления неподвижными направляющими, взаимодействующими с бесконечными гибкими звеньями.

4. Передача по п. 1, отличающаяся тем, что ее параметры связаны между собой соотношением лп tt

8 = — — — — р

2 соваi где St — делительная толщина зубьев шестерни и колеса в торцовом сечений;

45 mt,mi — модуль и угол зацепления в торцовом сечении;

tt — 0,2...0,3 m — толщина пластин в торцовом сечении.

1270454

1270454

1270454

6пх

Составитеть k Берковский

Редактор А. Долинич Техред И. Верес Корректор T. Колб

Заказ 6222/35 Тираж 880 Подписное

ВНИИПИ Государственного комитета СССР по делам изобретений и открытий

113035, Москва, Ж вЂ” 35, Раугвская наб., д. 4/5

Филиал ППП «Патент», г. Ужгород, ул. Проектная, 4