ЗУБЧАТАЯ ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧА Российский патент 1997 года по МПК F16H1/04 

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано при проектировании механических приводов повышенной нагрузкой способности.

Известна зубчатая передача, рабочие поверхности которой образованы эвольвентами [1] Фактический угол зацепления такой передачи выбран в соответствии с математической зависимостью, в которую входят углы профиля зуба, номинальный угол зацепления, передаточное число и др. элементы геометрии зубчатой передачи (см. формулу изобретения). Такая зубчатая передача, по утверждению заявителя, обладает повышенной нагрузочной способностью. Однако при работе такой передачи в приводном механизме, например в редукторе вертолета, детали которого обладают повышенной деформативностью, а сам редуктор работает в условиях разнорежимного нагружения, перекос и непараллельность осей зубчатых колес неизбежны, а это приводит к снижению ресурса редуктора.

Известна цилиндрическая зубчатая передача [2] в которой для компенсации влияния перекоса на условия зацепления и получения контакта зубьев по всей длине под нагрузкой взаимодействующие колеса выполнены с разными углами наклона зубьев:

где γ_y абсолютная разность углов наклона зубьев взаимодействующих колес (рад);
β₁ и β₂ углы наклона взаимодействующих колес (рад).

В условиях разнорежимного нагружения даже использование в редукторах зубчатых колес с разными углами наклона зубьев не позволяет устранить перекос. Это приводит к значительному снижению ресурсов работы редуктора.

Перекос в зубчатой передаче неизбежен из-за влияния неточности изготовления деталей и в случае применения редукторов с достаточно жесткими деталями и корпусом.

Задачей настоящего изобретения является устранение негативного влияния перекоса и непараллельности осей зубчатых колес и, как следствие, повышение несущей способности и ресурса передачи.

Это достигается благодаря тому, что в зубчатой цилиндрической передаче, содержащей зубчатые колеса с разными углами наклона зубьев, рабочие поверхности которых образованы эвольвентами, угол зацепления выбран по зависимости:
α_tw= 24^°+Δα_tw×d,
где α_tw угол зацепления взаимодействующих зубчатых колес (град);
Δα_tw комплексный параметр, характеризующий уровень деформативности редуктора, в котором использована зубчатая передача (град), определяемый по формуле:
α_tw= [10⁸γ_у×(0,91×γ_п+0,41×γ_нп-γ_у)]^1/2,
где γ_п максимально возможный угол перекоса осей колес (рад.);
γ_нп максимально возможный угол непараллельности осей колес (рад.);
γ_у абсолютная разность углов наклона зубьев взаимодействующих колес (рад);

β₁ и β₂ углы наклона взаимодействующих колес (рад).

d коэффициент нагруженности редуктора, принимаемый из диапазона 0.7^oC1.0; причем при Δα_tw> 10 град. принимают Δα_tw= 10 град.

Большая величина коэффициента d выбирается для редукторов, испытывающих стабильное нагружение, а меньшая для редукторов с существенно переменными условиями нагружения.

Опыт эксплуатации авиационных редукторов со сплошным корпусом, у которых под нагрузкой угол между осями γ_пΣmax <4•10^-4 рад. показывает, что в зубчатых передачах наиболее рациональным оказывается угол зацепления в диапазоне α_tw 24^ooC 26^o. При этом больший угол соответствует прямозубым цилиндрическим колесам, меньший-цилиндрическим и коническим с непрямыми зубьями.

Опыт эксплуатации редукторов с высокодеформативным корпусом, в условиях γ_пΣmax ≥ 10^-3 рад. показывает, что при использовании в зубчатых передачах угла зацепления такой же величины, как и в редукторах со сплошным корпусом, а именно: α_tw 25^o, ресурс его может оказаться в несколько раз (до 10 раз) меньше относительно редукторов со сплошным корпусом.

Однако выполнение редуктора с шестернями, угол зацепления в которых выбран из предлагаемого соотношения, позволяет учесть уровень перекоса и непараллельности осей взаимодействующих колес, особенно в редукторах с высокодеформативным корпусом при равнорежимном нагружении, и существенно компенсировать негативное влияние перекоса. Благодаря этому оказывается возможным реализация достоинств редукторов с высокодеформативными корпусами без снижения нагрузочной способности и ресурса.

Предлагаемая нами зависимость взаимосвязи угла зацепления с углом перекоса и непараллельности осей колес, с углами наклона зубьев взаимодействующих колес была нами выведена теоретически.

Положительные результаты испытаний зубчатого зацепления, выполненного по предлагаемому решению, подтверждают его правильность. Данная зависимость ранее нам не была известна.

На фиг. 1 схематически изображениа цилиндрическая зубчатая передача; фиг. 2 вид "А" на фиг. 1; фиг. 3 схематическое изображение поля зацепления зубчатой передачи при наличии перекоса и непараллельности осей; фиг. 4 - схематическое изображение внешнего вида редуктора со сплошным корпусом; фиг. 5 положение осей зубчатых колес цилиндрической передачи в редукторе со сплошным корпусом; фиг. 6 схематическое изображение внешнего вида редуктора с "высокодеформативным" корпусом; фиг. 7 положение осей зубчатых колес цилиндрической передачи в редукторе с "высокодеформативным" корпусом;
Для наглядности суммарные углы γ_пΣmax между осями колес условно показаны увеличенными. В общем случае они лежат в плоскости, не совпадающей с плоскостью, проходящей через номинальные оси колес, или с перпендикулярной ее плоскостью.

Зубчатая цилиндрическая передача содержит зубчатое колесо 1, установленное на валу 2, и зубчатое колесо 3, установленное на валу 4. Рабочие поверхности зубьев колеса 1 и колеса 3 образованы эвольвентами. Зубчатое колесо 1 выполнено с углом наклона зубьев β₁ колесо 3 с углом наклона β₂ Углы наклона зубьев β₁ и β₂ различны:
γ_у= β₁-β₂. Угол зацепления α_tw определен исходя из зависимости.

(принятый Δα_tw 10 град.) и расчитаный по формуле:
Δα_tw= [10⁸γ_у×(0,91×γ_п+0,41×γ_нп-γ_у)]^1/2
На фиг. 2 и 3 приняты следующие обозначения:
N-N общая нормаль к сопряженным профилям;
A и B точки касания общей нормали с основными окружностями;
P точка полюса зацепления;
x-x перпендикуляр к линии O₁O₂
α_tw угол зацепления;
γ_п угол перекоса осей колес;
γ_нп угол непараллельности осей колес;
P-P полюсная линия;
2-2, 3-3 номинальное положение осей колес;
2-2' фактическое положение оси колеса в деформированном редукторе.

Использованию предлагаемого решения, например, в конструкции редуктора, предшествуют прочностной и жесткостной анализ корпуса, определение условий работы зубчатых колес, определение возможности возникновения перекосов и непараллельности осей, их максимально возможной величины. Необходимо также знать те условия, в которых будет работать редуктор, т.к. выбор коэффициента d определяется именно уровнем нагруженности.

Наиболее целесообразно использовать предлагаемые зубчатые цилиндрические передачи в вертолетных редукторах прогрессивного типа, например, со стержневой, высокодеформативной конструкцией корпуса, у которых γ_пΣmax 4•10^-4oC 5•10^-3 рад; (см. фиг. 6 и 7). К ним относятся и вертолетные редукторы, которые работают в условиях разнорежимного нагружения и для которых d=0.7.

Угол зацепления α_tw для зубчатых передач, используемых в такого типа редукторах, определенный по предлагаемой зависимости, будет равен α_tw 31^ooC 34^o.

Выполнение редуктора с зубчатыми передачами, угол зацепления которых выбран из предлагаемых зависимостей, позволяет учесть уровень перекоса и непараллельности осей взаимодействующих колес в редукторе с высокодеформативным корпусом и существенно компенсировать их негативное влияние. Благодаря этому оказывается возможным реализация достоинств редукторов с высокодеформативными корпусами.

Применение предлагаемого решения расширяет сферу использования облегченного редуктора с высокодефомативными корпусом и деталями зубчатых передач, обеспечивает улучшение эксплуатационных характеристик зубчатого привода.

Использование: машиностроение. Сущность изобретения: зубчатая цилиндрическая передача содержит зубчатые колеса с разными углами наклона. Рабочие поверхности зубчатых колес образованы эвольвентами. Угол зацепления выбран в зависимости от комплексного параметра, характеризующего уровень деформативности редуктора, в котором используется зубчатая передача. Комплексный параметр рассчитывается по математической формуле, в которую входят максимально возможные углы перекоса и непараллельность осей колес, коэффициент нагруженности редуктора, углы наклона взаимодействующих колес. 7 ил.

Зубчатая цилиндрическая передача, содержащая зубчатые колеса с разными углами наклона зубьев, рабочие поверхности которых образованы эвольвентами, отличающаяся тем, что угол зацепления выбран из зависимости
α_tw= 24^°+Δα_tw × d,
где α_tw - угол зацепления взаимодействующих зубчатых колес, град.

Δα_tw - комплексный параметр, характеризующий уровень деформативности редуктора, град. определяемый по формуле
Δα_tw= [10⁸γ_у × (0,91 × γ_п+0,41 × γ_нп-γ_у)]^1/2,
где γ_п - максимально возможный угол перекоса осей колес, рад;
γ_нп - максимально возможный угол непараллельности осей колес, рад;
γ_у - абсолютная разность углов наклона зубьев взаимодействующих колес, рад;
γ_у= β₁-β₂;
β₁ и β₂ - углы наклона взаимодействующих колес, рад;
d коэффициент нагруженности редуктора, принимаемый из диапазона 0,7 - 1,0,
причем при Δα_tw> 10^° принимают Δα_tw= 10^°.р