Прямозубая зубчатая передача

 

Изобретение относится к области машиностроения. Прямозубая зубчатая передача содержит шестерню и колесо с эвольвентными профилями в середине зубьев, дополненными дугами окружности, выпуклой у головки и вогнутой у ножки зубьев. Дополюсная и заполюсная части активной линии эвольвентного зацепления выполнены одинаковой длины, а сумма их длин выполнена больше шага зацепления. Величина радиуса дуг у головок зубьев выполнена меньше дополюсной части на 0,25 модуля зацепления. В относительном положении зубьев шестерни и колеса, соответствующем началу зацепления зубьев, начало радиуса расположено на дополюсной части активной линии зацепления, а конец радиуса совмещен с точкой соединения эвольвентного и дугового участков профиля на головке зуба колеса. Величина радиуса дуг у ножек зубьев выполнена равной длине дополюсной (заполюсной) части активной линии эвольвентного зацепления, при этом начало этого радиуса расположено в полюсе зацепления, а его конец совмещен с точкой соединения эвольвентного и дугового участков профиля на ножке зуба шестерни (колеса). Высота эвольвентных участков профиля на головке и ножке зубьев определяется соотношением h_a^э=h^э_f=0,75·m, где m - модуль зацепления. Высота дуговых участков на головке и ножке зубьев определяется соотношением h^d_a=h^d_f=0,4·m. Коэффициент торцового перекрытия эвольвентных участков профилей зубьев выполнен не менее 1,2. Технический результат - снижение износа зубьев, повышение контактной прочности активных поверхностей зубьев. 2 ил.

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в редукторах общего назначения, станкостроении, автомобилестроении, а также, например, в подъемных кранах в качестве открытой передачи между редуктором и барабаном, на который наматывается трос.

Широко известна эвольвентная прямозубая передача (см. Я. И. Дикер. "Эвольвентное зацепление с прямыми зубцами". М., 1936 г.).

Однако эта передача подвержена неравномерному износу активных поверхностей зубьев: вершина и корень зубьев изнашиваются значительно быстрее в сравнении со средней околополюсной зоной зубьев. Следствием этого является работа эвольвентной прямозубой передачи с ударами, низкая контактная прочность и невозможность ее использования при больших окружных скоростях.

Известна зубчатая передача, авт. св. 1835887, у которой профили зубьев выполнены в виде эвольвенты и дуг окружности выпуклой у головки и вогнутой у ножки.

Однако отличительные признаки зубчатой передачи по авт. св. 1835887 создают свойственный ей положительный эффект только в случае выполнения передачи в виде косозубой. Что же касается прямозубого выполнения зубчатой передачи по авт.св. 1835887, то такая передача обладает всеми теми же недостатками, что и широко известная эвольвентная прямозубая зубчатая передача.

Объясняется это тем, что при выполнении прямозубой передачи по авт. св. 1835887 добавляется только одна контактная линия в виде дуги окружности в торцовом сечении передачи в начале зацепления зубьев и существует она одно мгновение, а вторая аналогичная контактная линия в конце зацепления той же пары зубьев не реализуется вследствие неравенства дополюсной и заполюсной частей активной линии зацепления. При неравенстве дополюсной и заполюсной частей активной линии эвольвентного зацепления передача с дополнительными выпукло-вогнутыми участками профилей зубьев имеет различные, несовместимые друг с другом исходные контуры шестерни и колеса.

Наиболее близкой к предлагаемой передаче по технической сущности и достигаемому эффекту (прототипом) является зубчатая передача по авт. св. 17933131, которая отличается тем, что вершинные кромки эвольвентных профилей головки зуба соединены дугой окружности с центром в точке пересечения нормалей к вершинным кромкам, а разноименные профили у ножек зубьев соединены кривой, огибающей дуговой участок головки зуба.

Однако передача по авт. св. (прототип) обладает следующими недостатками: 1. Передача обладает неравномерным износом эвольвентных поверхностей зубьев, хотя и в несколько меньшей мере, чем широко известная эвольвентная передача с прямыми зубцами (см. Я.И. Дикер. "Эвольвентное зацепление с прямыми зубцами". М., 1936 г.) В процессе зацепления во время эксплуатации эвольвентные участки зубьев, расположенные у корня и вершины зубьев, изнашиваются больше всего. По мере приближения к полюсной линии износ плавно уменьшается и около полюсной линии износ зубьев практически отсутствует. Объясняется такой характер износа эвольвентных активных поверхностей зубьев тем, что у вершинной кромки и у корня зубьев имеет место максимальное скольжение, которое по мере приближения к полюсной линии зуба плавно переходит в качение, обладающее коэффициентом трения на порядок меньше, чем коэффициент трения скольжения.

Известно (В. А. Добровольский. "Детали машин". Киев, 1954 г.), что величина износа зубьев практически пропорциональна силе трения, а следовательно, и коэффициенту трения, поэтому износ эвольвентных активных поверхностей зубьев больше в тех местах, где больше скольжение.

В передаче по авторскому св. 1793131 созданы две дополнительные линии зацепления, благодаря которым износ зубьев несколько снизился, хотя и недостаточно, поэтому неравномерность износа зубьев сохранилась.

Во-первых, потому, что радиус кривизны дугового участка на головке зубьев у прототипа весьма незначительной величины, и поэтому несущая способность дополнительных контактных линий мала.

Во-вторых, слишком большой угол давления силы, действующей нормально к дуговому участку от зуба шестерни на зуб колеса, а в плоскости, содержащей оси шестерни и колеса, эта сила целиком превращается в распорную силу, не принимающую участие в передаче нагрузки от шестерни колесу. и поэтому является вредной. Поэтому часть дугового участка на головке зубьев, расположенная в непосредственной близости к линии симметрии, разделяющей разноименные профили зуба, практического участия в передаче нагрузки от шестерни колесу не имеет.

Следовательно, передача по авт.св. 1793131 (прототип) обладает недостаточно устойчивой исходной геометрией активных поверхностей зубьев, хотя в сравнении с широко известной эвольвентной передачей ее устойчивость в процессе эксплуатации выше.

2. Контактная прочность активных поверхностей зубьев передачи по авт.св. 17933131 (прототипа) тоже недостаточна, так как причиной возникновения питтинга является неравномерной износ этих поверхностей, недостаточная устойчивость исходной геометрии, которая вызывает пульсацию передаточного числа передачи и перегрузки в зоне около полюсной линии зубьев, именно там, где проявляется питтинг.

3. Недостаточная устойчивость исходной геометрии активных эвольвентных поверхностей, их неравномерный износ в процессе эксплуатации передачи по авт. св. 17933131 проявляет себя в виде постепенно возрастающей циклической кинематической погрешности, приводит к возрастающим динамическим силам и шуму.

Этот процесс особенно ярко проявляется у прямозубых передач в сравнении с косозубыми. Поэтому прямозубые передачи плохо прирабатываются, то есть плохо освобождаются от погрешностей, неизбежно приобретаемых в процессе изготовления и монтажа передачи.

Именно из-за этих недостатков прямозубой передачи ее использование при больших скоростях невозможно, поэтому предпочтение отдается косозубой передаче, хотя последняя более металлоемкая и имеет существенно более сложную, дорогую конструкцию подшипниковых опор, а ее активные поверхности зубьев эксплуатируются в более напряженном состоянии.

Целью изобретения является снижение износа зубьев, повышение контактной прочности активных поверхностей зубьев, а также расширение диапазона применения прямозубой передачи взамен косозубой при повышенных окружных скоростях.

Эта цель обеспечивается техническим результатом, заключающимся в создании конструкции активных поверхностей зубьев прямозубой передачи, обладающей существенно более высокой устойчивостью исходной геометрии активных поверхностей зубьев в процессе эксплуатации.

Указанный технический результат достигается тем, что в прямозубой передаче, содержащей шестерню и колесо с эвольвентными профилями в середине зубьев, дополненными дугами окружностей выпуклой у головки и вогнутой у ножки зубьев, дополюсная и заполюсная части активной линии эвольвентного зацепления выполнены равными по длине, а сумма их длин выполнена больше шага зацепления.

Величина радиуса дуг у головки зубьев выполнена меньше дополюсной части на 0,25 модуля зацепления и в относительном положении зубьев шестерни и колеса, соответствующем началу зацепления зубьев, начало радиуса расположено на дополюсной части активной линии зацепления, а конец радиуса совмещен с точкой соединения эвольвентного и дугового участков профиля на головке зуба колеса.

Величина радиуса дуг у ножек зубьев выполнена равной длине дополюсной (заполюсной) части активной линии эвольвентного зацепления, а начало этого радиуса расположено в полюсе зацепления, при этом конец этого радиуса совмещен с точкой соединения эвольвентного и дугового участков профиля на ножке зуба шестерни.

Высота эвольвентного участка профиля на головке и ножке зубьев определяется соотношением h_а^э = h_f^э = 0,75 · m, где m - модуль зацепления, а высота дуговых участков на головке и ножке зубьев определяется соотношением h_a^д = h_f^д = 0,4 · m, при этом коэффициент торцового перекрытия эвольвентных участков профилей зубьев выполнен не менее 1,2.

Между отличительными признаками предложенной передачи и достигаемым техническим результатом имеется причинно-следственная связь. За счет указанных выше отличительных признаков в предложенной передаче работают как бы две передачи одновременно.

Одна передача с выпукло-вогнутым линейным контактом в виде прямой линии, равной рабочей ширине зубчатых колес и катящейся на участке дополюсной части активной линии зацепления от вершинной кромки эвольвентного профиля зуба колеса до вершинной кромки дугового участка одного зуба, а вторая аналогичная контактная линия на своем участке заполюсной части линии зацепления, на втором зубе, одновременно с первой, катится от вершинной кромки дугового участка профиля зуба шестерни до вершинной кромки эвольвентного участка профиля зуба шестерни.

Вторая передача эвольвентная тоже с линейным контактом выпуклой эвольвентной поверхности зуба шестерни по выпуклой эвольвентной поверхности зуба колеса, у которой высота эвольвентных участков на головке и ножке существенно сокращена, исключены наиболее изнашивающиеся участки эвольвентных профилей, на которых было максимальное скольжение. На оставшихся эвольвентных участках с весьма незначительным скольжением износ зубьев практически устранен благодаря тому, что параллельно с контактными линиями эвольвентного зацепления действуют такие же контактные линии от выпукло-вогнутого зацепления первой передачи. При этом радиус кривизны дуг в предложенной передаче в несколько раз превышает радиус кривизны дуговых участков прототипа, что коренным образом повышает нагрузочную способность выпукло-вогнутых участков профилей зубьев и предложенной передачи.

Поэтому такое выполнение исходной геометрии предложенной передачи делает ее устойчивой в процессе эксплуатации, существенно сокращается неравномерность износа активных поверхностей зубьев, повышается контактная прочность зубьев и расширяется диапазон применения прямозубой передачи взамен косозубой при повышенных окружных скоростях.

Признаки, отличающие предложенную конструкцию передачи от прототипа, являются не только новыми, но и существенными, так как придают предложенной передаче новые качества: 1. Исключены участки эвольвентных профилей, работавшие с максимальным скольжением, на их месте выполнены дуговые участки, работающие с чистым качением, поэтому износ на этих участках сократился на порядок, так как коэффициент трения качения на порядок меньше коэффициента трения скольжения.

2. Благодаря многократному увеличению радиуса кривизны дуговых участков коренным образом увеличилась нагрузочная способность выпукло-вогнутого контакта, действующего параллельно с эвольвентным. Поэтому практически устранена неравномерность износа активных поверхностей зубьев, а следовательно, устранен механизм преждевременного образования питтинга в околополюсной зоне зубьев, устранена пульсация передаточного числа передачи, ее виброактивность и снижена шумовая характеристика.

3. Передача приобрела повышенную способность прирабатываться, освобождаться от погрешностей изготовления в процессе эксплуатации, повысилась плавность ее работы благодаря устранению неравномерного износа активных поверхностей зубьев. Поэтому предложенная прямозубая зубчатая передача может применяться взамен косозубой передачи при повышенных окружных скоростях.

Предложенная передача поясняется прилагаемыми чертежами. На фиг. 1 изображена схема зацепления зубьев шестерни и колеса и ее геометрические параметры, при этом приняты следующие обозначения: 1 - шестерня,
2 - колесо,
3 - зуб шестерни (колеса),
r₁, r₂ - делительные радиусы шестерни и колеса,
r_a1, r_a2 - радиусы вершин зубьев шестерни и колеса,
r_f1, r_f2 - радиусы впадин зубьев шестерни и колеса,
r_a1^э, r_a2^э - радиусы вершин эвольвентных профилей,
ρ_a,ρ_f - радиусы дуг окружностей у головок и ножек зубьев шестерни и колеса,
h_a^э, h_f^э - высота эвольвентных участков профиля на головке и ножке зубьев передачи,
h_a^д, h_f^д - высота дуговых участков профиля на головке и ножке зубьев передачи,
l-l - линия зацепления,
k₁k₂ - активная часть линии зацепления,
k₁, k₂ - начало и конец зацепления пары зубьев на участке эвольвентных профилей,
ab - эвольвентный участок профиля зубьев передачи,
ac, bd - дуговые участки профиля на головке и у корня зубьев передачи,
c=0,15·m - радиальный зазор,
m - модуль зацепления,
ω₁,ω₂ - угловые скорости шестерни и колеса,
P - полюс зацепления,
e - центр окружности радиуса ρ_a, начало ρ_a,
O₁, O₂ - оси вращения шестерни и колеса,
f - центр окружности радиуса ρ_f , начало ρ_f, расположен на делительной окружности шестерни (колеса),
α - угол зацепления.

На фиг. 2 изображена схема зацепления дуговых участков профилей одной пары зубьев в торцовом сечении передачи. На фиг. 2 приняты следующие дополнительные обозначения:
k₁, n₁, n₂, k₂ - точки, представляющие собой торцовое сечение контактных линий на дуговых участках профилей зубьев,
k₁, k₁¹, k₂¹, k₂ - точки, представляющие собой торцовое сечение контактных линий на эвольвентных участках профилей зубьев,
k₁n₁ - линия зацепления дуговых участков профилей зубьев на дополюсной K₁P части активной линии k₁k₂ эвольвентного зацепления, которую описывает контактная линия при своем движении из точки k₁ в точку n₁,
n₂k₂ - линия зацепления на заполюсной Pk₂ части, которую описывает контактная линия, переходя из точки n₂ в точку k₂.

Предложенная передача содержит шестерню 1, фиг. 1, и колесо 2 с эвольвентными профилями ab в середине зубьев 3, дополненными дугами ac и bd окружностей ρ_a и ρ_f выпуклой ac у головки и вогнутой bd у ножки зубьев 3.

Дополюсная k₁P и заполюсная Pk₂ части активной линии эвольвентного зацепления выполнены равными по длине, а сумма их длин выполнена больше шага зацепления.

Величина радиуса ρ_a дуг ac у головок зубьев 3 выполнена меньше дополюсной (заполюсной) части на 0,25 модуля зацепления.

В относительном положении зубьев 3 шестерни 1 и колеса 2, представленном на фиг. 1 и соответствующем началу зацепления зубьев 3, начало e радиуса ρ_a расположено на дополюсной k₁P части активной линии k₁k₂ зацепления, а конец радиуса ρ_a совмещен с точкой k₁ соединения эвольвентного ab и дугового ac участков профиля головки зуба 3.

Величина радиуса ρ_f дуг у ножек зубьев 3 выполнена равной длине k₁P дополюсной (заполюсной) части активной линии k₁k₂ зацепления, при этом начало радиуса ρ_f расположено в полюсе P зацепления, а его конец совмещен с точкой k₁ (k₂) соединения эвольвентного a'b' и дугового b'd' участков профиля на ножке зуба 3 шестерни (колеса).

Высота эвольвентных участков ab, a'b' профиля на головке и ножке зубьев 3 определяется соотношением:
h_a^э=h_f^э=0,75·m,
где m - модуль зацепления,
а высота дуговых участков ac, a'c', bd, b'd' на головке и ножке зубьев 3 определяется соотношением:
h_a^д=h_f^д=0,4·m,
при этом коэффициент торцового перекрытия эвольвентных участков ab, a'b' профилей зубьев 3 выполнен не менее 1,2.

Пример конкретного выполнения предложенной передачи.

Прямозубая зубчатая передача механизма подъема завалочной машины кислородно-конверторного цеха Новолипецкого металлургического комбината имеет следующие основные геометрические параметры:
m - 24 мм - модуль зацепления,
Z₁ = 25 - число зубьев шестерни,
Z₂ = 61 - число зубьев колеса,
α = 20^o - угол профиля,
β = 0 - угол наклона зубьев,
χ₁= χ₂= 0 - коэффициент смещения исходного контура,
a = 1032 мм - межосевое расстояние,
d₁ = 600 мм - делительный диаметр шестерни,
d₂ = 1464 мм - делительный диаметр колеса.

Согласно предложенной конструкции активных поверхностей зубьев прямозубой зубчатой передачи принимаем:
h_a^э=h_f^э=h_a^* ·m=0,75·24=18 мм; h_a^д=h_f^д=0,4 ·m=9,6 мм,
где h_a^* = 0,75 - коэффициент высоты головки зуба.

Определяем диаметры вершин эвольвентных участков профилей зубьев шестерни и колеса:
d_a1^э=d₁+2h_a^*·m=636; d_a2^э=d₂+2h_a^*·m=1500.

Определяем коэффициент торцового перекрытия эвольвентных участков профилей зубьев, который должен быть не менее 1,2:
α_a1= 27,563013°; d_b1= d₁·cosα = 563,816; α_a2= 23,488513; d_b2= d₂·cosα = 1375,71.
Условие ζ_α > 1,2 выполняется.

Далее необходимо определить длину дополюсной k₁P и заполюсной Pk₂ частей активной линии k₁k₂ зацепления. Для этого сначала необходимо определить координаты точек k₁ и k₂ в системе XPY, фиг. 1.

Координаты точки k₁ определяем путем совместного решения уравнения окружности r_a2^э и уравнения прямой l-l:

Координаты точки k₂ определяем путем совместного решения уравнения окружности r_a1^э и уравнения прямой l-l:

Длина дополюсной части k₁P активной линии k₁k₂ составляет:

Длина заполюсной части Pk₂ активной линии k₁k₂ составляет:

Следовательно, g_f ≠ g_a, поэтому передачу необходимо коррегировать по известной методике (ГОСТ-16532-70) и выявить те коэффициенты смещения исходного контура, при которых будет выполняться условие: g_f=g_a.

Такими коэффициентами смещения исходного контура являются:
χ₁ = 0,0365 и χ₂ = -0,0365
Выполняем проверку равенства дополюсной k₁P и заполюсной Pk₂ частей активной линии k₁k₂ зацепления.

Для этого уточняем d_a1^э и d_a2^э при принятых χ₁ и χ₂, а затем определяем координаты k₁ и k₂.

d^э_a1= d₁+2(h^*_a+χ₁)m = 637,752; r_a1^э = 318,876;
d^э_a2= d₂+2(h^*_a+χ₂)m = 1498,248; r_a2^э = 749,124.

Для определения координат точки k₁ решаем совместно уравнения окружности r_a2^э и прямой l-l:

Для определения координат точки k₂ решаем уравнения:

Длина дополюсной части k₁P составляет:

Длина заполюсной части Pk₂ составляет:

Следовательно, при принятых χ₁ и χ₂ дополюсная и заполюсная части активной линии зацепления равны, погрешность составляет всего лишь g_f-g_a = -0,06 мм, что укладывается в поле допуска на наружные диаметры шестерни и колеса.

Определяем остальные необходимые геометрические параметры предложенной прямозубой зубчатой передачи.

Диаметр вершин зубьев:
d_a1 = d_a1^э + 2h_a^д = 656,95;
d_a2 = d_a2^э + 2h_a^д = 1517,45.

Диаметр впадин зубьев:
d_f1= d^э_f1-2h^∂_f = d₁-2(h^*_a+c^*-χ₁)m-2h^∂_f = 558,55;
d_f2= d^э_f2-2h^∂_f = d₂-2(h^*_a+c^*-χ₂)m-2h^∂_f = 1419,05.
Радиус дуг у головок зубьев:
ρ_a= K₁P-0,25·m = 40,36 мм.
Радиус дуг у ножек зубьев: ρ_f= K₁P = 46,36 мм.
Радиальный зазор: c=c^*·m = 0,15·24=3,6 мм.

Радиус кривизны переходной кривой: ρ^*_f = 0,38·m = 9,12 мм.
Толщина зуба шестерни по постоянной хорде:

Высота до постоянной хорды зуба шестерни:

Толщина зуба колеса по постоянной хорде:

Высота до постоянной хорды зуба колеса:

Для изготовления предложенной передачи заготовку шестерни /колеса/ устанавливают на столе зубофрезерного станка. По широко известной технологии настраивают кинематические цепи станка для нарезания шестерни /колеса/ с параметрами, указанными в примере конкретного выполнения предложенной передачи.

На суппорте станка устанавливают червячную фрезу с исходным контуром предложенной передачи, и методом обкатки по широко известной технологии нарезают зубья шестерни /колеса/, выдерживая заданную толщину зубьев с помощью зубомера.

Во время работы предложенной передачи шестерня 1, фиг. 1, вращается вокруг оси O₁ и вращает колесо 2 вокруг оси O₂.

Работают как бы две передачи одновременно.

Одна с выпукло-вогнутым линейным контактом в виде прямой линии, равной рабочей ширине зубчатых колес и катящейся от вершинной кромки k₁, фиг. 2, эвольвентного участка k₁b профиля на головке зуба колеса к вершинной кромке дугового участка k₁с профиля зуба колеса в первоначальный период зацепления зуба шестерни с зубом колеса.

Эта контактная линия при своем движении из точки k₁ в точку c, фиг. 2, описывает в торцовой плоскости передачи дополнительную активную линию k₁n₁ зацепления.

Параллельно этому движению контактной линии выпукло-вогнутых участков профилей зубьев во второй, эвольвентной, передаче осуществляется взаимодействие выпуклой по выпуклой поверхностям также с линейным контактом, при этом контактная линия движется от той же вершинной кромки k₁ эвольвентного участка профиля зуба колеса по направлению к середине зуба, к полюсной линии. Эта контактная линия также равна рабочей ширине зубчатых колес, но перемещается с переменным весьма незначительным скольжением. Наибольшее скольжение эта контактная линия имеет у вершинной кромки k₁ эвольвентного участка k₁b профиля, которое плавно исчезает в полюсе P зацепления.

В околополюсной зоне скольжение теоретически равно нулю и практического проявления не имеет.

По мере приближения находящейся в зацеплении пары зубьев к выходу из зацепления также начинают действовать две контактные линии одновременно: одна контактная линия выпуклых и вторая выпукло-вогнутых участков профилей. Обе эти контактные лини на выходе из зацепления рассматриваемой взаимодействующей пары зубьев в точке k₂ сливаются в одну контактную линию k₂, фиг. 2.

Такое взаимодействие каждой пары зубьев осуществляется с перекрытием в торцовом сечении передачи с коэффициентом торцового перекрытия не менее 1,2.

Идентичность поведения контактных линий на входе и выходе зацепления выпукло-вогнутых дуговых участков обеспечена за счет равенства длин дополюсной и заполюсной частей активной линии зацепления эвольвентных участков профилей.

Только благодаря этому равенству исходный контур шестерни и исходный контур колеса также становятся одинаковыми, сливаются воедино и обеспечивается возможность нарезания зубьев шестерни и колеса единым инструментом, например червячной фрезой методом обкатки.

Сопряженность, взаимоогибание дополнительных дуговых участков профилей зубьев в предложенной передаче основаны на том, что зацепление на этих участках удовлетворяет требованиям основной теоремы зацепления, теоремы Виллиса /Ф.Л. Литвин ."Теория зубчатых зацеплений". М., 1968 г., стр. 33/: "Профили, передающие вращение между параллельными осями с отношениями угловых скоростей, изменяющихся по заданному закону, должны быть таковы, чтобы общая нормаль к профилям в точке их касания проходила через мгновенный полюс зацепления".

Предложенная передача выполнена именно так: дуговой участок профиля на ножках зубьев очерчен радиусом ρ_f, начало которого в полюсе P зацепления, а катящийся по нему /дуговому участку/ дуговой участок профиля на головке зубьев очерчен радиусом ρ_a, который наложен на ρ_f и представляет собой часть ρ_f, при этом концы ρ_a и ρ_f совмещены, /не начала, а концы/, поэтому оба эти радиуса являются единой нормалью в точках контакта.

Эта нормаль проходит через полюс P зацепления, так как начало одного из этих радиусов ρ_f совмещено с полюсом P зацепления.

Техническим результатом, благодаря которому достигнута поставленная цель, является то, что разработана конструкция активных поверхностей зубьев прямозубой передачи, обладающая существенно более высокой устойчивостью исходной геометрии активных поверхностей зубьев в процессе эксплуатации передачи.

Износ зубьев передачи существенно сократился за счет исключения участков эвольвентных профилей зубьев, работающих с максимальным скольжением, на месте которых выполнены дуговые участки суммарной высотой 0,8 модуля, работающие с чистым качением. Суммарная высота эвольвентного участка профиля зуба у прототипа составляет два модуля, а у предложенной передачи 1,5 модуля, при этом высота зуба предложенной передачи составляет 2,3 модуля.

Кроме этого износ зубьев сократился за счет снижения контактных напряжений на дуговых участках профилей вследствие увеличения радиусов на дуговых участках предложенной передачи. Так, у предложенной передачи радиус кривизны дуговых участков на головке зуба составляет ρ_a = 40,36 мм, а у прототипа /см. заявочные материалы прототипа/:

то есть у предложенной передачи больше в четыре раза, при этом суммарная длина контактных линий на участках зацепления, соответствующих замененным эвольвентным участкам профиля зубьев у предложенной передачи увеличилась в два раза.

Уменьшению износа зубьев предложенной передачи также способствует уменьшение угла давления на дуговых участках профиля зубьев в сравнении с углом давления на аналогичных участках прототипа. В предложенной передаче этот угол в процессе зацепления изменяется в интервале примерно от 20^o до 35^o, а у прототипа - от 20 до 60^o. Это означает, что в предложенной передаче нагрузка передается при меньших контактных напряжениях на активных поверхностях зубьев.

В процессе эксплуатации предложенной передачи профили зубьев остаются практически эквидистантными исходным профилям.

Благодаря повышению устойчивости исходной геометрии активных поверхностей зубьев существенно повышена контактная прочность прямозубой зубчатой передачи, так как практически разрушен механизм образования питтинга, который является следствием неравномерного износа этих поверхностей, возникновения прогрессирующей циклической кинематической погрешности передачи, приводящей к перегрузке неизношенного участка вблизи полюсной линии зубьев передачи, где и возникает питтинг.

Более высокая плавность работы предложенной передачи позволяет существенно расширить диапазон применения прямозубой передачи взамен косозубой при повышенных окружных скоростях.

Ожидаемый экономический эффект от использования предложенной конструкции прямозубой зубчатой передачи складывается из эффекта от повышения в 2-3 раза долговечности и контактной прочности, а также от снижения трудоемкости зубообработки, повышения ресурса плавной работы передачи, снижения динамических нагрузок, снижения массы редукторов и применяемых подшипников при замене косозубых передач предложенной прямозубой передачей.

Формула изобретения

Прямозубая зубчатая передача, содержащая шестерню и колесо с эвольвентными профилями в середине зубьев, дополненными дугами окружности выпуклой у головки и вогнутой у ножки зубьев, отличающаяся тем, что выполнена с равными по длине дополюсной и заполюсной частями активной линии эвольвентного зацепления, а сумма их длин выполнена больше шага зацепления, при этом величина радиуса дуг у головок зубьев выполнена меньше дополюсной части на 0,25 модуля зацепления и в относительном положении зубьев шестерни и колеса, соответствующем началу зацепления зубьев, начало радиуса расположено на дополюсной части активной линии зацепления, а конец радиуса совмещен с точкой соединения эвольвентного и дугового участков профиля на головке зуба колеса, при этом величина радиуса дуг у ножек зубьев выполнена равной длине дополюсной (заполюсной) части активной линии эвольвентного зацепления, а начало этого радиуса расположено в полюсе зацепления, при этом конец этого радиуса совмещен с точкой соединения эвольвентного и дугового участков профиля на ножке зуба шестерни, при этом высота эвольвентного участка профиля на головке и ножке зубьев определяется соотношением h_а^э = h_f^э = 0,75 · m, где m - модуль зацепления, а высота дуговых участков на головке и ножке зубьев определяется соотношением h_а^d = h_f^d = 0,4 · m, при этом коэффициент торцового перекрытия эвольвентных участков профилей зубьев выполнен не менее 1,2.

РИСУНКИ

Рисунок 1, Рисунок 2