Цилиндрическая зубчатая передача

 

Изобретение относится к области машиностроения. В зубчатой передаче (круглозубой) эвольвентного зацепления шестерня имеет выпуклые круглого поперечного сечения зубья, образованные вращением эвольвенты основной окружности вокруг радиальных осей (шестерни) в средней плоскости зубчатого венца. Зубья сопряженного колеса образованы вогнутыми в поперечном сечении поверхностями в результате принудительного совместного вращения с заданным передаточным отношением (метод огибания) заготовки колеса и шестерни как совокупности огибающих последовательных относительных положений профилей сопряженных зубьев шестерни. Исходные стандартные (нормальные) параметры эвольвентного зацепления передача имеет в средней плоскости зубчатых венцов. В передаче осуществлен выпукло-вогнутый контакт, благодаря чему достигается плавность и бесшумность работы, зубья колеса имеют развитое основание и на порядок больший момент сопротивления изгибу, чем призматические зубья. В связи с этим открывается возможность использовать для изготовления колеса материалы менее прочные, чем сталь. 5 ил.

Изобретение относится к машиностроению, использующему для преобразования и передачи вращательного движения в механизмах машин и приборов эвольвентные цилиндрические зубчатые передачи (редукторы, коробки передач, встроенные передачи и д.) [1, с. 240].

Известны и широко применяются прямозубые и косозубые цилиндрические зубчатые передачи эвольвентного зацепления [1, с. 241], зубья которых имеют призматическую форму и стандартные параметры в плоскости, нормальной к образующим поверхности зубьев, причем в косозубой передаче эта плоскость повернута относительно средней плоскости зубчатого венца (и плоскости вращения) на некоторый угол (β). Сопряженные зубья этих передач имеют линейчатый контакт (пятно контакта), перемещающийся в процессе вращения колес поперек зуба. Недостатком прямозубого зацепления является резкое нагружение зубьев при пересопряжении и вызванные этим удары, повышенные шум и вибрация. Более плавно работают косозубые зацепления, однако в них возникают вредные осевые силы и увеличивается вероятность косого углового излома зубьев [2, c. 80]. В передачах, имеющих колеса с двумя венцами косозубого зацепления с противоположным направлением наклона зубьев (шевронных), осевые силы взаимно компенсируются на ободе колеса. Однако сложность и относительная неточность отдельного нарезания каждого венца и погрешности применяемого для этого метода копирования ограничивают область применения шевронных передач.

Все передачи с линейчатым контактом зубьев, особенно прямозубые, весьма чувствительны к всякого рода погрешностям зацепления - технологическим и деформативным, что снижает их реальную нагрузочную способность.

Косозубые и шевронные передачи в этом плане обладают особенным недостатком: их шестерни часто имеют большое отношение ширины венца к делительному диаметру (b/d) и нарезаются непосредственно на валах, деформируясь (закручиваясь и изгибаясь) вместе с ними.

В прочностных расчетах вероятные отклонения от номинальных условий зацепления и передачи нагрузки учитываются коэффициентами динамичности и концентрации (по длине зуба) нагрузки, величина которых, в частности, зависит от степени прирабатываемости зубьев. Хорошо прирабатываются зубья "мягкие" в паре с твердыми - колеса из чугуна, "цветных" сплавов, пластмассы с шестерней из стали. Однако в силовых передачах такие сочетания материалов почти не используются из-за возникающей при этом неравнопрочности на изгиб одинаковых (призматических) зубьев [1, c. 254].

В известных зубчатых передачах существует проблема смазки зубьев: на эффективность смазки отрицательно влияет присущее призматическим зубьям торцовое истечение смазочной жидкости.

Для понимания предпосылок к созданию предлагаемого изобретения упомянем также о некоторых прочностных зубчатых передач.

Прочность зубьев оценивается уровнем возникающих в них контактных и изгибающих напряжений. Величина контактных напряжений зависит, в частности, от формы сопряженных поверхностей. При контакте взаимно-выпуклых поверхностей (внешнее зацепление) их кривизны вкладываются, а при выпукло-вогнутом контакте (внутреннее зацепление) вычитаются. Соответственно изменяется уровень контактных напряжений, т. к. в расчетной формуле [1, c.267] они пропорциональны корню квадратному из приведенной кривизны. Поэтому зубья, имеющие в зоне зацепления кривизну одного знака (выпукло-вогнутый контакт), обладают большей несущей способностью. Однако передачи внешнего зацепления таким свойством не обладают.

Изгибная прочность эвольвентных зубьев определяется в зависимости от момента сопротивления опасного сечения, в частности размера этого сечения (основание зуба), в направлении изгибающей нагрузки (квадратичная зависимость). Поэтому желательно иметь более развитое основание зуба, чем у известных эвольвентных передач (с призматическими зубьями).

С целью устранения отмеченных недостатков и получения положительного эффекта, а именно: для повышения плавности пересопряжения зубьев, исключения осевых сил, использования преимуществ ресурса изгибной прочности зубьев большего из пары колес и возможности их изготовления из "мягких материалов" (менее прочных, чем сталь), а также для снижения "чувствительности" зацепления к технологическим и деформативным отклонениям нами предлагается зубчатая передача эвольвентного зацепления, отличающаяся следующими существенными признаками.

Зубья одной из пары колес (шестерни) образуются вращением эвольвенты основной окружности и выпуклостью наружу вокруг радиальной оси (радиуса окружности и выступов), лежащей в средней плоскости зубчатого венца, в результате чего они получают форму "эвольвентоида" и имеют круглое сечение в плоскости, перпендикулярной радиальной оси зуба (поперечное сечение), изменяющееся по высоте зуба. Радиус сечения r определяется как половина хордальной толщины зуба S_х в средней плоскости венца, т.е. S_xd•sin(r/2), где d - диаметр любой окружности зубчатого венца шестерни в пределах высоты зуба, r - центральный угол дуги этой окружности в пределах толщины зуба. Сечение зуба на начальной окружности диаметром d_ω имеет радиус r_ω: r_ω = S_xω/2 = d_ω•sin(ϕ/4), где ϕ - угловой шаг зубьев.

Зубья второго колеса пары (собственно - "колеса") образуются в процессе совместного вращения его заготовки с шестерней как "огибающая последовательных относительных положений профиля" [3, c.234], сопряженного зуба шестерни, в результате чего они описываются в поперечном сечении "сопряженными полуокружностями", то есть двумя дугами окружности, симметричными относительно радиальной оси зуба в средней плоскости и обращенными к ней выпуклостями.

Зубья имеют стандартные параметры эвольвентного зацепления (нормальный модуль m_n, угол зацепления α_n, высоту h) в средней плоскости зубчатого венца. Во всех других, параллельных ей плоскостях они изменяются подобно тому, как это происходит в косозубых зацеплениях, когда вводится понятие торцовых параметров [4, c. 247] как функция угла (β) между средней плоскостью и повернутой по отношению к ней плоскостью, нормальной к поверхности зубьев (α_ε = arctg(tgα/cosβ)₃m₆ = m_n/cosβ). В нашей передаче β - угол между любым радиальным сечением зуба и средней плоскостью (0≤β<90°). Ширина зубчатого венца зависит от величины нормального модуля, степени и способа коррекции зацепления.

В соответствие с характером формы рабочей поверхности зубьев назовем зубья шестерни выпуклыми, а колеса - вогнутыми, саму же передачу можно назвать (по аналогии с другими эвольветными передачами) круглозубой. В зацеплении можно обеспечить точечный начальный контакт, если радиус кривизны поперечного сечения выпуклого зуба выполнить меньшим, чем вогнутого. В результате силовых деформаций и приработки зубьев образуется полукольцевое пятно контакта, которое перемещается при работе передачи по высоте зубьев.

Для нормальной работы, как и в прямозубой передаче, коэффициент перекрытия должен быть не менее 1,1 [4, c.295].

Существенным отличием предлагаемой передачи является центрально-симметричное нагружение зубьев и плавность пересопряжения их при работе. Этому способствует характер контакта выпуклого и вогнутого зубьев, который, начавшись в точке, постепенно распространяется в обе стороны от средней плоскости венца и его длина (в плоскости зацепления) становится соизмеримой с длиной полуокружности. Также плавно зубья выходят из зацепления.

Существенным является и то, что возникающие в контакте осевые составляющие нормального давления, располагаясь симметрично по отношению к средней плоскости венца, компенсируют друг друга непосредственно на зубе.

Важным достоинством передачи, отличающим ее от известных передач и открывающим новые технико-экономические возможности, является "геометрическая неравнопрочность" сопряженных зубьев: момент сопротивления изгибу вогнутых зубьев приблизительно на порядок превышает момент сопротивления сопряженных выпуклых (круглых) зубьев. Благодаря этому колесо с вогнутыми зубьями может изготавливаться из материалов также на порядок менее прочных, чем традиционная сталь (это - чугуны, бронзы, алюминиевые и другие сплавы, пластмассы и т.д.). Наибольший упрочняющий эффект дает сохранение в конструкции зубчатого венца сплошных боковых (торцовых) поверхностей, при этом впадина между смежными зубьями получается воронкообразной, сужающейся (по закону эвольвенты) к основанию зубьев. (В этом случае на дне впадины выполняется отверстие для выхода избыточной смазки).

С целью экономии материала зубчатый венец колеса с вогнутыми зубьями может быть сужен за счет симметричного отсечения торцовыми поверхностями частей зубьев (и впадин), мало участвующих в формировании пятна контакта и передаче окружной силы (при β>70°). В этом случае впадина оказывается частично открытой с торцов венца. Аналогичный прием можно использовать и в отношении колеса с выпуклыми зубьями (если это допустимо с точки зрения изгибной прочности).

При изготовлении заявляемой передачи могут использоваться литые, штампованные, кованые, прессованные заготовки с зубьями, которые затем могут обрабатываться начисто. Выпуклые зубья обрабатываются методом копирования, причем они могут быть вставными и производиться автоматами. Вогнутые зубья обрабатываются инструментом (концевой фрезой и др.) - копией выпуклого зуба методом огибания.

Для повышения нагрузочной способности колеса передачи могут иметь несколько венцов, установленных на общей ступице или валу (шестерни). Таким же путем можно изменять общий коэффициент перекрытия в зацеплении.

Предлагаемое изобретение показано на чертежах: на фиг.1 показан вид сбоку с местным разрезом по средней плоскости зубчатых венцов; на фиг.2 - поперечное сечение сопряженных зубьев (в полосе зацепления), приведенное к тангенциальной плоскости, касательной к начальным окружностям (Т-Т на фиг.1); на фиг. 3 - сечение зубьев радиально-осевой плоскостью (Б-Б на фиг.2); на фиг.4 - развертка рабочей поверхности зуба с пятном контакта; на фиг.5 - силы, возникающие в контакте, приведенные к тангенциальной плоскости.

На зубчатых венцах шестерни 1 и колеса 2 передачи выполнены, соответственно, выпуклые 3 и вогнутые 4 сопряженные зубья со стандартными параметрами эвольвентного зацепления α_nm_n,l (линия зацепления) в средней плоскости венцов.

Передача работает так: при вращении венца 1 выпуклые зубья 3 входят в зацепление с вогнутыми зубьями 4 венца 2 в точке, лежащей в средней плоскости венцов. По мере перекатывания сопряженных зубьев пятно контакта расширяется поперек зубьев (фиг. 4), а затем вновь уменьшается, в то время как следующая пара зубьев входит в зацепление.

Положительный эффект от использования передачи заключается в повышении плавности и бесшумности работы передачи, возможности изготовления материалоемкого колеса из менее прочных и дешевых, чем конструкционная сталь и более технологичных материалов, в том числе и не требующих внешней смазки, улучшении самих условий смазки жидкими маслами и в возможности относительного снижения точности (а значит и стоимости) производства зубьев.

Источники информации 1. Решетов Д.Н. Детали машин. Изд. 3-е, исп. и перераб. М., "Машиностроение", 1974, 655 с.

2. Александров Л.И., Артеменко Н.П., Костюк Д.П. Зубчатые передачи, Харьков, Харьковское изд., 1964, 275 с.

3. Кожевников С. Н. Теория механизмов и машин. Изд. 4-е, исправл. М., "Машиностроение", 1973, 592 с.

4. Дмитриев В.А. Детали машин, Л., "Судостроение", 1970, 792 с.

Формула изобретения

Цилиндрическая зубчатая передача, включающая шестерню и колесо с зубчатыми венцами эвольвентного зацепления, отличающаяся тем, что зубья шестерни выполнены в поперечном сечении круглыми радиусом r, равным половине хордальной толщины зуба S_х, в этом сечении в средней плоскости зубчатого венца, имеют выпуклую поверхность, образованную вращением эвольвенты основной окружности вокруг их радиальных осей в средней плоскости зубчатого венца, а зубья колеса образованы путем совместного вращения вокруг своих осей заготовки колеса с производящей шестерней как совокупности огибающих последовательных относительных положений профилей сопряженных зубьев шестерни и имеют вогнутые рабочие поверхности, расположенные симметрично относительно радиальных осей зубьев и средней плоскости зубчатого венца, причем стандартные (нормальные) параметры эвольвентного зацепления передача имеет в средней плоскости венцов, а радиус поперечного сечения зуба шестерни на начальной окружности где d_ω - диаметр начальной окружности; ϕ - угловой шаг зубьев (ϕ = 360^o/Z).

РИСУНКИ

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