Многопоточная зубчатая передача

 

Изобретение относится к механическим передачам, в которых нагрузка передается по нескольким силовым потокам. Цель изобретения - повышение плавности хода, уменьшение вибраций, снижение уровня шума. Сопрягаемые зубчатые колеса 2, 3 располагаются со сдвигом по фазе зацепления относительно зубчатого колеса 1 с таким расчетом, чтобы зубья каждого из сопрягаемых колес входили в зацепление с некоторым запаздыванием относительно друг друга. Такое смещение способствует выравниванию крутящегося момента, колебание величины которого вызывается изменением направления векторов сил трения и моментов этих сил. 5 ил.

СОЮЗ СОВЕТСКИХ

СОЦИАЛИСТИЧЕСНИХ

РЕСПУБЛИК

Н9) (!1) (51) 5 F 16 Н 1/20

ОПИСАНИЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ

Н А ВТОРСКОМ"Ф СВИДЕТЕЛЬСТВУ

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ КОМИТЕТ по изоБРетекиям и ОтнРытиям

ПРИ ГКНТ СССР

1 (21) 4195524/24-28; 4484230/25-28 (22) 01.12.86 (46) 07.04,90. Бюл. ¹ 13 (7i) Одесский политехнический институт (72) Ю.Н.Сухоруков (53) 621.833 {088.8) (56) Патент CHIA ¹ 4173906, кл. 74-4 10, 1979. (54) МНОГОПОТОЧНАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА

{57) Изобретение относится к механическим передачам, в которых нагрузка передается по нескольким силовым потокам. Цель изобретения — повышение

2 плавности хода, уменьшение вибраций, снижение уровня шума. Сопрягаемые зубчатые колеса 2,3 располагаются со сдвигом по фазе зацепления относитель. но зубчатого колеса 1 с таким расчетом, чтобы зубья каждого из сопрягаемых колес входили в зацепление с некоторым запаздыванием относительно друг друга. Такое смещение способствует выравниванию крутящего момента, колебание величины которого вызывается изменением направления векторов сил трения и моментов этих сил.

5 ил.

1555568

Т гЬ, (в+ пх ь Е <+tg(< х,+ <>) tgc(х,-tg(4 хг 7а)2 1 (2) тых колес на участке

N W линии зацепления;

Изобретение относится к механическим передачам, в которых нагрузка передается по нескольким силовым потокам.

Цель изобретения — повышение плавности хода, уменьшение вибраций и снижение уровня шума передач при их эксплуатации путем выбора оптимальных параметров передачи. 10

На фиг. 1 показана схема многопоточной (двухпоточной) зубчатой передачи; на фиг. 2 — схема взаимодействия двух пар зубьев и характер изменения сил трения вдоль линии зацеп ления; на фиг. 3 — характер изменения крутящего момента для двухпоточной зубчатой передачи без сдвига по фазе; на фиг. 4 — то же, но со сдвигом по фазе; на фиг. 5 — характер изменения 20 крутящего момента для трехпоточной зубчатой передачи.

В двухпоточной силовой передаче редуктора гидромашин от зубчатого колеса 1 с центром 0 силовой поток пе-25 редается на зубчатые колеса 2 и 3 с центрами 0 и 0>. Значение угла будет определяться взаимным располо- жением сопрягаемых колес, т.е. межосевым расстоянием 0 0 з. 30

Характер изменения крутящего момента будет определяться расположением точек контакта вдоль линии зацепления и направлением векторов силы трения. При взаимодействии зубьев передачи на участке двухпарного зацепления (фиг.2) видно, что силы трения

Ffp u Fg ь, создают моменты, противодействующие крутящему моменту, а cuJlb1 трения F f p F, f с. действуют 40

С уменьшению крутящего момента.

Следовательно, крутящий момент на входном валу, приведенный к линии зацепления, на участке двухпарной зоны контакта будет определяться ра- 45 венством

Т, — rb,(Fn +Ff tge(e<+Ffb tgdb,-

EEp tgo(P Ff c йд с ) (1) где Т„g — крутящий момент на валу ве-.у» у . дущей шестерни, приведенный к линии зацепления;

<де af x, o(x — углы давления в точ- ке х контакта эубчаrb — радиус основной окружности зубчатого колеса 1;

F — нормальная сила, создаваемая тормозящим моментом;

Fga РЮb, °

F ч à — силы трения в парных точЕр, с ках контакта а и с зубчатого колеса 2 и Ь,P зубчатого колеса; (а, <Кс <, ЫЬ„кЫР,— углы давления в парных точках контакта зубчатых колес 2и 1.

Если принять, что нагрузка между зубьями в двухпарной зоне контакта распределяется равномерно, та, следо вательно, силы трения в этих точках равны, т.е.

I.

= sb „=F f р =F рс =F, II< К (где F — нормальная сила для двухпарной зоны контакта в тоI чке х активного участка линии зацепления, f — коэффициент трения;

Кр — коэффициент реализации силы.

Коэффициент реализации учитывает

А влияние динамических факторов, контактную жесткость рабочих поверхностей и податливость сопрягаемых зубьев, вид смазки и других факторов. Так, например, для зубчатых передач, работающих при малых окружных скоростях, имеющих небольшой приведенный момент инерции зубчатых колес и масс к ним присоединенных, небольшую жесткость сопрягаемых зубьев, сила F „„ на любом участке линии зацепления будет полностью реализована., Для таких передач коэффициент К р реализации

Кр 1. С увеличением окружных скоростей, приведенных моментов инерции, жесткости зубьев и контактной жесткости их рабочих поверхностей.коэффициент К р реализации К р- О, т.е, влиянием сйл трения на изменения контакт ной нагрузки можно пренебречь.

Для любой точки х двухпарной зоны контакта крутящий момент определяется равенством

1555568

2 Ф 360 л

2 !Г 360 — И

21 Zi

F„„ п 2 1-f Крtg с х р tg(2

Р,„

F xga 2 1-й К Pga х — tg(Z х — )j ) (3) F>rb1I2+f К ftg (3 д 2 + tg x „+8„) — tggxz-tggx Ц

Т х ЭВ . 2 (1-f Kp(tgpf х2 — tg (И хг- )31

Для однопарной зоны контакта крутящий момент определяется равенством (4) (5) Т = Tb (Р„+ Fh„ f Kp(tgгх2 tgd x1)) °

Fnx = F„ t F» f К tgo(x (6) (х1+ С,), (d х - ) — углы давления в парных точках контакта на участке линии зацепленн ия .

Парные точки контакта располагаются относительно друг друга на расстоянии шага Рп зацепления (фиг.2).

1„и 2 - угловой maF зубчатых колес

1и2.

После простых и несложных преобразований получим

Подставляя. значение (3) в равенстве (2), получим

Для участка однопарной зоны контакта значение нормальной силы в зоне контакта F можно найти из равенства решая данное уравнение относительно э получим

Рп (7) их 17f K>tg Ых

После подстановки значения F» из (7) в равенство (5), простых и несложI ных преобразований получим

1+ К tg«

xay» 1+ f K„tg с7х

В равенствах (5)-(8) верхний знак— для участка QN, линии зацепления, а нижний — для участка WN>.

1

В повьппающих передачах знаки изменяются на противоположные и вместо

a xq принимается ef x,. где z „и z — число зубьев колес 1 и 2.

Нормальная сила для каждой из контактных точек двухпарной эоны контакта определяется равенством

На фиг. 3 показан характер изменения крутящего момента для однопоточной передачи (линия 4) и двухпоточной (линия 5) для случая, когда отсутствует сдвиг по фазе, т.е. +/Г, равно целому числу. Графики построе40 ны для некоторой условной передачи:

z = 20 г< 40; m 4; o(V 20, значения коэффициентов f .и К прир нято f ..= =О,! и К -" 1 и коэффициенты смещения исходного контура: Л,= Л =0.

Из графиков видно, что для двух.поточной зубчатой передачи перепад

d T « крутящего момента достигает 3Ж ° !

Необходимо учитывать, что для открытых передач значение величины ко50 эффициента трения достигает f=0,70,8. В этом случае перепад крутящего момента увеличивается на порядок и больше.

Весьма значительно возрастает величина коэффициента трения в период разгона передачи, в случае, когда она длительное время не работала, т.е. в режимах сухого или полусухого тре-: .ния.

1555568

r2b

И =arccos (— — 1- +

re,r, Такой характер работы вызывает необходимость установки двигателя со значительным запасом мощности для обеспечения разгона передачи что

5 оказывает существенное влияние на ее

КПД и является одной из причин появления вибраций и шума, При наличии погрешностей по шагу зацепления, т.е. случай, когда зубчатые колеса переда- 10 чи работают в условиях однопарного зацепления, перепад Л Т, для двухпоточной передачи в рассматриваемом случае превышает 7Ж, что приводит к еще большим вибрациям и шуму. 15

В случае, когда зубчатые колеса аналогичной передачи размещены со сдвигом по фазе (фиг.4), достигается весьма существенное снижение перепада крутящего момента. 20

Из графиков, показанных на фиг.4, видно, что перепад крутящего момента не превышает 17 и при этом несколько снижается величина максимального крутящего момента. 25

Графики (фиг. 4) построены для случая, когда был обеспечен сдвиг по фазе для ведомых колес.

В зависимости от числа потоков взаимное расположение ведомых зубча- 30 тых колес для случая, когда силовой поток между ведомыми зубчатыми колесами распределяется равномерно, а сопрягаемые с колесом 1 колеса имеют одинаковые геометрические параметры, может быть определено следующей зависимостью:

n .

Ц= (% +1- У и 1

40 где g — угол, образованный при пересечении прямых, соединяющих центры рядом расположенных сопрягаемых колес;

К вЂ” целое число; 45

dl — угол развернутости эвольвентI ного профиля з. ба колеса на участке однопарной эоны контакта (фиг,З, участок Ьс ). где re rc — радиусы окружностей

1 граничных точек однопарного зацепления (верхней и нижней); и — число потоков.

Для шевронных зубчатых передач значение числа К принимается равным ну— лю, т.е, К=О.

В косозубых многопоточных передачах значение величины перепада крутящего момента для одинаковых, в сравнении с прямозубыми передачами, геометрических параметров: число зубьев, модуль, угол зацепления и др,, будет значительно меньше из-за увеличения коэффициента перекрытия (он может быть больше двух), и в контакте находятся не отдельные точки сопрягаемых зубьев, а участки, Но и для таких передач описанные мероприятия будут весьма эффективными.

С уменьшением угла зацепления исходного контура инструмента влияние сил трения на изменение перепада крутящего момента существенно умень.шается.

Поэтому для нереверсивных эвольвентных зубчатых передач с несимметричными профилями зубьев предпочтение следует отдавать передачам, у которых рабочая сторона зуба имеет меньший угол зацепления (нарезка с меньшим углом исходного контура). В этом случае шум и вибрации будут значительно снижены.

Значительно большая эффективность по уменьшению крутящего момента может быть достигнута в случае, когда полюс зацепления передачи смещен к ножке зуба шестерни и особенно для внеполюсных (заполюсных) передач.

Целесообразно, чтобы полюс зацепле,ния для каждого иэ потоков был расположен с некоторым смещением относительно друг друга. Из равенства (4) и (8) видно, что для таких передач значение уменьшается перепад величин, заключенных в квадратные скобки, поскольку значения углов давления профилей сопрягаемых зубьев на высоте рабочих участков изменяются незначительно.

С увеличением числа потоков при обеспечении сдвига зубчатых колес по фазе зацепления может быть достигнуто весьма существенное снижение крутящего момента (фиг.5).

Работает зубчатая передача обычным образом. Крутящий момент передает ся с зубчатого колеса 1 на колеса 2 и 3.

1555568 о

Ф о р м у л а и з о б р е т е н и я колеса с центрами колес силовых потоков, выбран из соотношения

Многопоточная зубчатая передача, (/ содержащая зубчатое колесо и сопря- = с, k + —— женные с ним с угловым сдвигом по фа где уг и а, — угловои шаг só чатого колезе зацепления, по крайней мере, два +1 колеса различных силовых потоков, к — целое число шаг в — целое число шагов; тем что с

o(— угол развернутости эвольвент( целью повышения плавности хода, t0 ного профиля зуба зубчатого уменьшения вибраций и снижения шума, колеса на участке зоны одно" угол Lf, образованный пересечением парного зацепления

Ф пряМых, соединяющих центр зубчатого и — число потоков

1555568 д в о г о

8 г

ZS

Р4/8 4

of

У фiУ N

Л Q еф Я 2 . @ амит

Составитель А.Першин

Редактор Л.Гратилло Техред Л.Сердюкова: Корректор С. Черни

Заказ 549 Тираж 487 Подписное

ВНИИПИ Государственного комитета по изобретениям и открытиям при ГКНТ СССР

113035, Москва, Ж-35, Раушская наб., д. 4/5

Производственно-издательский комбинат "Патент", r. Ужгород, ул. Гагарина, 101