ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ПРЯМОЗУБАЯ ПЕРЕДАЧА Российский патент 2000 года по МПК F16H1/06 

Изобретение относится к машиностроению, в частности к цилиндрическим прямозубым передачам, и может быть использовано в тяжелонагруженных передачах, тяговых передачах локомотивов, трансмиссиях.

Известна цилиндрическая эвольвентная зубчатая передача внешнего зацепления, получившая наиболее широкое распространение в различных отраслях машиностроения, используемая для передачи вращения в системе валопроводов с параллельными осями (Производство зубчатых колес. Спр. под. ред. Б.А. Тайца. М.: Машиностроение, 1975, с. 24).

Недостатком известной передачи является то, что она имеет высокие удельные нагрузки на зубьях вследствие линейчатого контакта взаимодействующих зубьев в зацеплении, площадь которого незначительна.

Известна цилиндрическая передача Новикова-Вильдгабера, взятая за прототип, состоящая из зубчатых колес, у которых выпуклые поверхности головок зубьев шестерни контактируют с вогнутыми поверхностями ножек колеса, а зубья имеют сложный профиль, состоящий из выпуклого и вогнутого участков (Производство зубчатых колес. Спр. под. ред. Б.А. Тайца. М.: Машиностроение, 1975, с. 35).

В передачах с зацеплением Новикова зубья расположены под постоянным углом β к образующей начальной поверхности. Пара сопряженных зубьев входит в зацепление постепенно в направлении осей сопряженных колес благодаря перекрытию зубьев только в осевом направлении. В торцевой плоскости вращения перекрытие профилей отсутствует.

Недостатком (ограничением) известной передачи в таким зацеплением является невозможность ее применения в более простой, прямозубой, передаче.

Техническим результатом настоящего изобретения является повышение несущей способности прямозубой цилиндрической передачи.

Технический результат достигается тем, что в цилиндрической прямозубой передаче, содержащей ведущее и ведомое зубчатые колеса с внешним зацеплением и параллельными осями вращения зубья ведущего колеса выполнены с двухсторонним выпуклым профилем, а ведомого - с двухсторонним вогнутым профилем, радиусы кривизны которых определены зависимостями:
- для ведущего колеса
- для ведомого колеса
где: m - модуль передачи;
ε - коэффициент перекрытия передачи;
Z₁ и Z₂ - числа зубьев соответственно ведущего и ведомого зубчатых колес.

На фиг. 1 изображена зубчатая передача в разрезе. На фиг. 2 показана расчетная схема радиусов кривизны профилей зубьев.

Зубчатая передача содержит ведущее колесо 1, зубья которого выполнены с двухсторонним выпуклым профилем с радиусом кривизны r₁, и ведомое колесо 2, зубья которого имеют двухсторонний вогнутый профиль с радиусом r₂. Колеса 1 и 2 имеют параллельные оси вращения и внешнее зацепление. Радиусы кривизны этих колес определены зависимости: для ведущего колеса

для ведомого колеса

где m - модуль передачи; ε - коэффициент перекрытия передачи; Z₁ и Z₂ - числа зубьев соответственно ведущего и ведомого зубчатых колес.

Начала радиусов r₁ находятся на окружности радиусом R_к1, а радиусов r₂ - на окружности радиусом R_к2, проведенных соответственно из центров зубчатых колес O₁ и O₂, между которыми имеется межцентровое расстояние a_w.

Радиусы R_к1 и R_к2 определяются расчетным путем из расчетной схемы радиусов кривизны профилей зубьев (фиг. 2).

При модуле m, межосевом расстоянии a_w, коэффициенте перекрытия ε = 2, суммарное число зубьев; Z_Σ = 2a_w/m. При передаточном отношении u = Z₂/Z₁ контактные углы зацепления будут:
Радиусы делительных окружностей равны: R₁ = 0,5mZ₁, R₂ = 0,5 mZ₂.

Радиус расположения центров кривизны зубьев ведомого зубчатого колеса
R_к2 = R₂/cosα_к2.
Радиус окружности расположения радиусов r₁

радиус кривизны зубьев ведомого зубчатого колеса

r₂ = R₂•tgα_к2 = 0,5m•ε•Z₂tg(360^o/Z₂).
Зубчатая передача работает следующим образом.

При передаче крутящего момента рабочая поверхность зубьев зубчатого колеса 1 воздействует на рабочую поверхность зубьев зубчатого колеса 2. При передаче крутящего момента зубья зубчатого колеса 1 входят в зацепления с зубьями зубчатого колеса 2. При этом каждый зуб ведущего зубчатого колеса 1, имеющий двухсторонне выпуклую форму, практически по всей рабочей поверхности от нижней до верхней активных точек профиля, контактирует с вогнутой рабочей поверхностью зуба ведомого зубчатого колеса 2. Аналогичная форма контакта происходит в каждой паре зубьев.

Вследствие такого выбора радиусов кривизны зубьев контакт ведущего 1 и ведомого 2 зубчатых колес осуществляется по контактному полю, равному по площади произведению длины зуба (ширине зубчатых колес) и величины активного участка профиля от нижней до верхней активной точек, что снижает удельные нагрузки и повышает несущую способность передачи.

Благодаря значительно увеличенной площади контакта зубьев по сравнению с известной традиционной передачей, в заявляемой передаче резко снижаются удельные контактные давления и, следовательно, возникает возможность увеличения ресурса зубчатых колес и(или) уменьшения их масс-габаритных показателей.

Такое зацепление (передачу) можно использовать в тяжелонагруженных насосных передачах, например, тяговых передачах транспортных средств. Возможно их использование в передачах с продолжительным контактом по фазе зацепления, например, шестеренных насосах.

Изобретение относится к машиностроению, в частности к цилиндрическим прямозубым передачам, и может быть использовано в тяжелонагруженных передачах, тяговых передачах локомотивов, трансмиссиях. В прямозубой цилиндрической передаче зубья ведущего колеса выполнены с двухсторонним выпуклым профилем, зубья ведомого колеса выполнены с двухсторонним вогнутым профилем. Радиусы кривизны профилей определены зависимостями:
для ведущего колеса

для ведомого колеса

где m - модуль передачи;
ε - коэффициент перекрытия передачи;
Z₁, Z₂ - числа зубьев соответственно ведущего и ведомого зубчатых колес. Повышена несущая способность передачи. 2 ил.

Цилиндрическая прямозубая передача, содержащая ведущее и ведомое зубчатые колеса с внешним зацеплением и параллельными осями вращения, отличающаяся тем, что зубья ведущего колеса выполнены с двухсторонним выпуклым профилем, а ведомого - с двухсторонним вогнутым профилем, радиусы кривизны которых определены зависимостями:
для ведущего колеса
r₁= mZ₁Σ•sin(180^°Z₁),
для ведомого колеса

где m - модуль передачи;
Σ - коэффициент перекрытия передачи;
Z₁ и Z₂ - числа зубьев соответственно ведущего и ведомого зубчатых колес.