Зубчатая передача Советский патент 1986 года по МПК F16H1/04 

Изобретение относитея к машинострое|:ию и может быть использовано в передаточных механизмах, преобразующих вращательное движение во вращательное движение при требуемом изменении частоты вращепия и момента.

Целью изобретения является упрощение конструкции, повышепие иесупхей способности и до.Иовечности путем уменьп1ения контактных папряжепий между зубьями, иск.почсиия дополнительных конструктивиых :-;лсме 1тов и интерференпии зубьев.

Ма фиг. 1 изображена зубчатая пере:1ача; па фиг. 2 - П1естсрия со сдвинучыми раздельными венцами и промежуточное звено, разрез А-А на фиг. 1; па фиг. 3 - шестерня с шевронными зубьями и проме/куточпое звено, разрез А- .Л па фиг. 1; па фиг. 4 - кинематическая схема передачи с промежуточным звеном, снабженным поддерживающими роликами; па фиг. 5 - графики отношений передаваемой мош,ности Nil описЕЛваемой передачей с прямыми зубьями и yi-лом зацеплепия, равным 45°, к иереда)аемой мощности N обычпой прямозубой передачей (без промежуточпого звена) при различных значениях величин передаточного отношения i и угла зацеплепия а; на фиг. 6 - графики отношений величины контактных напряжений 0 в обычной передаче с прямыми зубьями при различных зпачепиях передаточного OTnoiLiennn i и угла зацепления а к величине коптактпых напряжений аи в описываемой прямозубой передаче с углм зацецлепия, равным 45°; па фиг. 7 - схема определения толщины зуба шестерни или колеса по делительной окружности; на фиг. 8 - - графики OTHOHJC1П1Я величины коптактпых напряжений а в обычпой передаче с прямыми зубьями при различпых зпачепиях величин передаточного отноп1ения i и угла зацепления а к величине контактн1 1х напряжений сгпк на поверхностях зубьев колеса в описываемой передаче с прямыми зубьями и углом зацепления, равным 45°.

Зубчатая передача содержит установленные на параллельных осях вращения 1 и Ko/ieco 2 (см. фиг. 1) и заценляю:.цееся с ними промежуточное звепо 3, выполненное в виде двусторонней зубчатой рейки, зубья которой выполнены в виде пластин 4. Пластины 4 одной стороной контактируют с зубьями шестерни 1, а другой стороной - с зубьями колеса 2. Пластины 3 их крайних торцовых сечениях соедипен 1 с бесконечными гибкими звеньями 5.

Шестерня 1 и колесо 2 могут быть ;)ыполнены с разделенными и сдвинутыми ;5ещ1.а.ми. Они состоят из двух частей, сме.ценных одна относительно другой па половичу шага. Одпа часть состоит из зубчатого венца шириной ei, расположенного посредине HjecTepHH 1 или колеса 2 (см.

фиг. 2). Другая часть состоит из двух зубчатых венцов, расположенных по краям шестерни 1 или колеса 2, ишриной в2, равной половине ширины в зубчатого венца, расположенного посередине шестерни или колеса.

Промежуточное звено 3 содержит три ряда пластин 4. Длины пластин крайних рядов равны половине длины пластин среднего ряда.

Шестерня 1 и колесо 2 выполнены

шевронными (см. фиг. о). Промежуточное звено 3 содержит два ряда пластин 4. Пластины 4 образуют в сечении, перпендикулярпом к линии межосевого расстояния, с прямой линией, параллельной осям вращения колес, угол, равный углу р наклона

5 зубьев шестерни и колеса на делительных цилиндрах.

Промежуточное звено 3 (см. фиг. 4) с бесконечными гибкими звеньями расположе Ю на опорных роликах 6. Участки бесконечных гибких звеньев промежуточного звепа 3, находящиеся вблизи зоны зацепления зубьев щестерни 1 и Ko;iec 2 с пластинами 4, расположены в неподвижных направляющих 7.

В торцово.м сечении толщина Si зубьев п,1естерни и колеса по делительным окружностям, толщина tt пластины промежуточного звена, угол cti зацепления и модуль mt зацепления связаны формулой

ti

nmt

Si

COSCtt

a толщина ti пластин связана с модулем ITU зацепления соотношением tt (0,2- --0,3) mtПредложенная зубчатая передача позволяет при прочих равных условиях передавать больщую мощность, чем обычпая эвольвентпая передача.

Величина контактных напряжений при зацеплении зубьев обычной передачи в полюсе

зацепления определяется по формуле Герца

Е.,

(1 0,418врл

гдеR - величина реакции в высшей паре; ЕП- приведенный модуль упругости;

в-длина контактной линии; })п - приведенный радиус кривизны контактирующих поверхностей. Величипа R реакции может быть определена по формуле

R 2M.,(2)

d.cosa

где MI - величина момента, приложенного

к шестерне; di -диаметр делительной окружности

ц естерни; а - величина угла зацеплепия.

Величина приведенного радиуса р кривизны при непосредственном контакте шестерни и колеса в полюсе зацепления определяется из уравнения

idisina

(3)

рп:

2(i+r,

где i - передаточное отношение передачи. Величина приведенного радиуса рп кривизны для случая контакта зубьев колеса 1 с пластинами 4 (см. фиг. 1) промежуточного звена 3 определяется так же, как и для реечной передачи или по формуле (3), приняв в ней величину i передаточного отношения, равную бесконечности

d: sina

(4)

После подстановки уравнений (2) и (3) в уравнение (1) получим формулу для определения контактных напряжений при непосредственном контакте зубьев шестерни и колеса

П41« ./4М,Еп(1+1У a 0,418V.,; .(5)

Подставив уравнения (2) и (4) в уравнение (1), получим формулу для определения контактных напряжений при контакте шестерни с пластинами промежуточного звена

п л , о . МщЕд

(6)

0-418-Vbclf cosocnsino a

0п

гдеМ1п-величина момента, приложенного к шестерне в описываемой передаче;

«11 - величина угла зацепления в описываемой передаче.

Приняв, что величины контактных напряжений в обычной передаче и описываемой an равны между собой при прочих равных ус.ювиях, получим из уравнений (5) и (6)

Nn MigCbii (i-t-1 )sin2an

(7) N M.i( f--sJrt2oC

гдеЫ и Nr

- величины мощностей, передаваемых обычной эвольвентной передачей и описываемой. Приняв в описываемой передаче величину угла оСц зацепления, равной 45°, получим

Mn Ct + i)

(8) Ni

Если в описываемой обычной передаче принять одинаковой величину угла зацепления, то имеем

(9)

На фиг. 5 изображены графики отношений мощностей Nn и N, передаваемых описываемой передачей с прямыми зубьями и

углом an зацепления, равным 45°, и обычной прямозубой передачей соответственно. При одинаковой передаваемой мощности и прочих равных условиях величина отношения контактных напряжений в обычной передаче к величине контактных напряжений в описываемой передаче с прямыми зубьями и углом зацепления, равным 45°, определится путем деления уравнения (5) на уравнение (6). Имеем

(10)

ism2a

При одинаковой величине угла зацепления 5 в описываемой и обычной передачах уравнение (10) примет вид

(11)

На фиг. 6 приведены графики отношений величин а и СУП для различных значений величин i и а.

В передаче с промежуточным звеном толщина St зубьев шестерни и колеса (см. фиг. 7) по делительным окружностям в торцовом сечении определится

tt

jimt

(12) 2

с о sat

где mt - торцовый модуль зацепления; CXI -торцовый угол зацепления; tt -толщина пластины 4 в торцовом

сечении.

При угле зацепления, равном 45°, высота

зубьев будет укороченной. Коэффициент высоты головки зубьев можно принять равным

0,5 (h 0,5), коэффициент радиального

зазора - 0,25 (с 0,25) и толщину ti

пластин, равной 0,25 т Величина контактных напряжений опк на поверхностях зубьев колеса в предложенной передаче будет меньше величины контактных напряжений шестерни, так как величина приведенного радиуса кривизны профилей при контакте колеса с пластинами промежуточного звена будет в i раз больше величины приведенного радиуса кривизны профилей при непосредственном контакте зубьев шестерни и колеса. Из уравнений (1), (2), (3) и (4) с учетом вышесказанного имеем

(13)

На фиг. 8 построены графики зависимости

(13) при различных значениях величин i и а.

Если в описываемой и обычной передачах

угол зацепления один и тот же, то имеем

(ТfI

(14)

1270454 56

В таблице приведены значения величин(11), (14) для случая, когда в описывае.,мой и обьЕчной передачах величина угла

-гг - вычисляемых но уравйениям (9),зацепления одна и та же.

1 On Опк

Tz:i:i:i:n:::zi::;D::iT:i:i

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в передаточных механизмах, преобразующих вращательное движение во вращательное движение при требуемом изменении частоты вращения и момента. Целью изобретения является упрощение конструкции, повышение несущей способности и долговечности путем уменьшения контактных напряжений между зубьями, исключения дополнительных конструктивных элементов и интерференции зубьев. Шестерня 1 зацепляется с колесом 2через промежуточный зубчатый элемент 3, выполненный в виде рейки, состоящий из бесконечных гибких звеньев и связанных с ними зубьев в виде пластин 4. Венцы щестерни 1, колеса 2 и промежуточного элемента 3разделены по ширине, .а их зубья расположены параллельно или наклонно к осям. В зоне зацепления бесконечные гибкие звенья взаимодействуют с неподвижными направляющими 7 через опорные ролики 6. По делительной окружности установлена связь между толщиной зубьев шестерни, S колеса и пластин в торцовом сеченни. 3 з. п. ф-лы, 1 табл., 8 ил. (Л rsD О 4 сл 4:

Уравнения (9), (11) и (14) справедливы для косозубых и шевронных колес, если сравниваются описываемая и передача с неносредственным контактом зубьев, у которых одинаковые торцовые углы зацепления и углы наклона зубьев.

Передача, изображенная на (фиг. 1), в торцовом сечении имеет величину коэффициента перекрытия меньше единицы, поэтому шестерню и колесо с нрямыми зубьями сле;1.ует изготовлять с раздельными венцами, как это показано на фиг. 2.

Такая конструкция обеспечивает более спокойную работу передачи, так как равнодействуюшая сил, действующих на зубья венцов, расположенных посередине шестерни и колеса, и на зубья венцов, расположенных по краям шестерни и колеса, будет расноложена всегда в одной и той же плоскости, проходящей через середину среднего венца перпендикулярно к осям враще1ЖЯ шестерни и колеса.

Передача работает следующим образом.

При вращении шестерни 1 ее зубья давят на нластины 4 промежуточного звена 3, которое получает движение со скоростью V. Пластины промежуточного звена 3 в свою очередь нередают давление на зубья . колеса 2, которое получает вращательное движение.

Формула изобретения

долговечности, промежуточный зубчатый элемент выполнен в виде рейки, состоящей из бесконечных гибких звеньев и связывающих их между собой пластин, представляющих собой зубья.

соотношением

cosoci

где St-делительная толщина зубьев шестерни и колеса в торцовом сечений; mt,at - модуль и угол зацепления в торцовом сечении;

tt- 0,2...0,3 ш - толщина пластин в торцовом сечении.

XI-/1

1,6

Х,

и

1,2

/

1.0

Фаг.6

2

5

7 /X х

А

лл 0,5Timb ui.l V

п 56

тг.д