Косозубая цилиндрическая передача

 

Изобретение может быть использовано в различных областях машиностроения, где применяются зубчатые механизмы с косозубыми цилиндрическими колесами. Цилиндрическая передача содержит косозубые колеса с кольцевыми прорезями на каждом из зубчатых венцов, ширина которых равна целому числу осевых шагов. Новым в передаче является равномерное расположение кольцевых прорезей на зубчатых венцах, при этом минимальное количество прорезей выбрано с учетом предложенной зависимости. При таком конструктивном выполнении передачи фазовые соотношения между возмущающими силами обеспечивают их взаимную компенсацию на наперед заданных гармониках зубцовой частоты. 5 ил.

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в зубчатых механизмах различного назначения для снижения их вибрации.

Известна косозубая передача, содержащая зубчатые колеса, ширина венцов которых кратна осевому шагу.

Однако выбором ширины зубчатого колеса, кратной осевому шагу, снижение уровня вибрации передачи достигается за счет устранения только одного возмущающего фактора - переменной жесткости по фазе зацепления. Более того, в ряде случаев такой выбор вообще не приводит к снижению уровня вибрации передачи.

Наиболее близкой к предлагаемой заявке по технической сущности является цилиндрическая передача, содержащая косозубые колеса с кольцевыми прорезями, ширина зубчатых венцов которых равна целому числу осевых шагов и расстояние до прорезей от одноименных торцов зубчатых колес выбирается в зависимости от ширины колес.

Недостатком данной зубчатой передачи является то, что снижение вибрации, вызываемой различными возмущающими факторами, возможно лишь на зубцовой частоте.

Целью изобретения является снижение уровня вибрации косозубой передачи одновременно на всех гармониках зубцовой частоты.

Поставленная цель достигается тем, что в косозубой цилиндрической передаче, содержащей зубчатые колеса с кольцевыми прорезями, ширина зубчатых венцов которых равна целому числу осевых шагов и расстояние до прорезей от одноименных торцов зубчатых колес выбирается в зависимости от ширины колес, зубчатые венцы колес разделены кольцевыми прорезями на равные части, минимальное количество прорезей выбрано из соотношения cos K Zωt + (i - 1)= 0 , K=1, 2, 3..., где n - количество кольцевых прорезей, К - номер гармоники зубцовой частоты, на которой желательно снизить уровень вибрации передачи, i - номер участка зубчатого венца, отсчитываемого от торца колеса со стороны входа зубьев в зацепление; ε_β- коэффициент осевого перекрытия.

Сопоставительный анализ заявляемой косозубой передачи с прототипом показывает, что рассматриваемая передача отличается наличием на венце каждого зубчатого колеса кольцевых прорезей, делящих эти венцы на равные части, при этом минимальное число прорезей определяется расчетным путем с использованием зависимости, предложенной в формуле изобретения.

Таким образом, заявляемая передача соответствует критерию "Новизна".

При сравнении заявляемого решения с другими техническими решениями в данной области техники не удалось выявить в этих решениях признаков, отличающих заявляемое решение от прототипа, что позволяет сделать вывод о соответствии критерию "существенные отличия".

Зависимость для определения минимального числа кольцевых прорезей на зубчатых венцах получена из следующих соображений.

Известно, что эвольвентное косозубое колесо шириной В мысленно можно представить в виде набора колес бесконечной малой ширины dB, повернутых в плоскости вращения одно относительно другого на бесконечно малый угол d_α. Этим и объясняется порядок расположения контактных линий на поле зацепления пары косозубых колес, показанном на фиг.1 (Величина угла поворота колеса d_α в зависимости от угла наклона зуба β_o на основном цилиндре радиуса r и ширины dB выражается как d_α = .

Таким образом, на каждом участке шириной dB контактные линии сдвинуты по фазе относительно соседнего участка на величину d_α (фиг.4).

Если зубчатый венец колеса разделить на равные участки кольцевыми прорезями, (торцoвые сечения фиг.5э), то сдвиг фаз контактных линий для такой зубчатой передачи на этих участках можно определить как α = =2πε_β/n+1. При этом сдвиг фазы контактных линий любого выделенного i-го участка α_i i = () относительно первого участка (фаза контактных линий которого принята за ноль и отнесена к началу входа очередной пары зубьев в зацепление) определяется как α_i = (i - 1).

Таким образом, можно утверждать, что зубчатый венец составлен из n зубчатых участков (колес), каждый из которых повернут относительно другого на угол α_i .

Связав фазу ϕ_i возмущающей силы вида F_icos(Z ωt+ϕ_i ), где Z - число зубьев колеса, ω - оборотная частота, с фазой d_i, характеризующей положение контактных линий на поле зацепления для рассматриваемого i-го участка колеса, выделенного кольцевыми прорезями, можно утверждать, что сдвиг по фазе между возмущающими силами, действующими на i-тых участках, однозначно соответствует сдвигу по фазе между контактными линиями этих участков.

Однако полученное выражение для сдвига фаз α_i справедливо лишь для первой гармоники зубцовой частоты, т.к. осевой (торцoвый) шаг колеса соответствует периоду с зубцовой частотой, т.е. 2 π . Для любой К-той гармоники фазовые соотношения будут иметь вид α_i = K (i - 1). (1) Для компенсации возмущающих сил, возникающих в каждой части зубчатого колеса, образованной кольцевыми прорезями, необходимо чтобы их фазовые соотношения удовлетворяли условию:
F_icosK(Z ω t + ϕ_i) = 0. (2)
Условие (2) должно выполняться независимо от физической природы возникновения возмущающих сил (переменная жесткость по углу поворота колеса, ударный вход зубьев в зацепление и т.д.). В силу того, что зубчатое колесо (ведомое и ведущее) разделено прорезями на равные участки, т.е. на равные по ширине пары зубчатых "независимых" передач, можно утверждать, что все F_i равны между собой по амплитуде, а поэтому условие (2) перепишем в виде
FcosK(Z ω t + ϕ_i) = 0. (3)
Или в силу однозначного соответствия между ϕ_i и α_i условие (2) запишем как:
FcosK(Z ω t + α_i) = 0. (4)
Окончательно выражение (4) с учетом (1) имеет вид
cos K Zωt + (i - 1)= 0 . (5)
Механизм компенсации возмущающих сил можно пояснить иным способом.

Если взять две одинаковые пары зубчатых колес для примера шириной В_1,2 = 1,5 Р_х, работающих синфазно, то поля зацепления для каждой из них будут идентичны (фиг.1 и 2). После поворота второй пары зубчатых колес относительно первой на угол, соответствующий 180^о по зубчатой частоте, контактные линии на втором поле займут положение, указанное на фиг.2 пунктирными линиями.

Общее поле зацепления (фиг.3) может быть получено, если соединить колеса двух пар рассматриваемых передач. Из фиг.3 видно, что полученное таким образом поле зацепления соответствует полю зубчатой передачи с колесами шириной В = В₁ + В₂, получаемому с помощью кольцевой прорези. Следовательно, можно утверждать, что собранная пара состоит из двух пар колес, развернутых одно относительно другого соответственно на 180^о, т.е. работающих в противофазе при возмущении на зубцовой частоте.

Аналогичные рассуждения можно привести и для других сочетаний различного числа прорезей с учетом гармоник зубцовой частоты.

На фиг. 1 и 2 изображены поля зацепления двух одинаковых пар косозубых колес с ε_β = 1,5, на фиг.3 - поле зацепления передачи, образованной жестким соединением двух пар колес, на фиг.4 - участок поля зацепления передачи шириной dB, на фиг. 5 - пара косозубых цилиндрических колес с кольцевыми прорезями.

Передача содержит косозубые эвольвентные колеса 1, 2 с кольцевыми прорезями 3 на каждом из зубчатых венцов, ширина B_w которых равна целому числу осевых шагов. Прорези 3 разделяют зубчатые венцы колес 1, 2 на равные части 4. Минимальное количество необходимых для этого прорезей выбрано из соотношения
cos K Zωt + (i - 1)= 0 ,
K = 1, 2, 3..., где n - число кольцевых прорезей,
К - номер гармоники зубцовой частоты, на которой необходимо снизить уровень вибрации,
i - номер участка зубчатого венца, отсчитываемого от торца со стороны входа зубьев в зацепление,
ε_β- коэффициент осевого перекрытия.

Для снижения вибрации передачи, например, на 2-ой и 3-ей гармониках зависимость в развернутом виде дает
при = 1
cos2Z ω t + cos2Z ω t + cos3Z ω t -
- cos3Z ω t = 2cos2Z ω t
при = 2
cos2Z ω t + cos2Z ω t + cos2Z ω t +
+ cos3Z ω t + cos3Z ω t + cos3Z ω t =
= 3(cos2Z ω t + cos3Z ω t);
при = 3
cos2Z ω t - cos2Z ω t + cos2Z ω t -
- cos2Z ω t + cos3Z ω t - sin3Z ω t -
- cos3Z ω t + sin3Z ω t = 0.

Следовательно, минимальное число прорезей, обеспечивающее компенсацию возмущающих сил на 2 и 3 гармониках равно трем. Прорези делят зубчатые венцы на четыре равные части.

При вращении зубчатых колес контактные линии 3 начинают перемещаться по полю зацепления и при повороте колеса на угол 2 π/Z вновь занимают исходное положение. Следовательно, процесс периодически повторяется с зубцовой частотой.

При определенном подборе за счет кольцевых прорезей фазовых соотношений между возмущающими силами осуществляется взаимная компенсация этих сил независимо от источников их возникновения, т.к. поле зацепления участков, выделенных прорезями, идентичны по всем параметрам и отличаются лишь сдвигом фаз между контактными линиями.

Формула изобретения

КОСОЗУБАЯ ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧА, содержащая зубчатые колеса с кольцевыми прорезями, ширина зубчатых венцов которых равна целому числу осевых шагов, отличающаяся тем, что, с целью снижения уровня вибрации передачи на зубцовой частоте, зубчатые венцы колес разделены кольцевыми прорезями на равные части, а минимальное количество прорезей выбрано из соотношения
cos K Zt+ - 1)= 0 ,
где n - число прорезей;
k - номер зубцовой частоты, на которой необходимо снизить уровень вибрации;
i - номер участка зубчатого венца, отсчитываемого от его торца со стороны входа зубьев в зацеплении;
ε_β - коэффициент осевого перекрытия;
Z - число зубьев колеса;
ω - оборотная частота.

РИСУНКИ

Рисунок 1, Рисунок 2, Рисунок 3, Рисунок 4, Рисунок 5