Многопоточная зубчатая передача Советский патент 1990 года по МПК F16H1/20 

1

(21)4195524/24-28; 4484230/25-28

(22)01.12.86

(46) 07.04.90. Бюл. № 13

(71)Одесский политехнический институт

(72)Ю.Н.Сухоруков

(53)621.833 (088.8)

(56)Патент США № 4173906, кл. 74-410, 1979.

(54)МНОГОПОТОЧНАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА

(57)Изобретение относится к механическим передачам, в которых нагрузка передается по нескольким силовым потокам. Цель изобретения - повышение

плавности хода, уменьшение вибраций, снижение уровня шума. Сопрягаемые зубчатые колеса 2,3 располагаются со сдвигом по фазе зацепления относительно зубчатого колеса 1 с таким расче том, чтобы зубья каждого из сопрягаемых колес входили в зацепление с некоторым запаздыванием относительно Друг друга. Такое смещение способствует выравниванию крутящего момента, колебание величины которого вызывается изменением направления векторов сил трения и моментов этих сил. 5 ил.

Изобретение относится к механическим передачам, в которых нагрузка передается по нескольким силовым потокам. Цель изобретения - повышение плавности хода, уменьшение вибраций, снижение уровня шума. Сопрягаемые зубчатые колеса 2, 3 располагаются со сдвигом по фазе зацепления относительно зубчатого колеса 1 с таким расчетом, чтобы зубья каждого из сопрягаемых колес входили в зацепление с некоторым запаздыванием относительно друг друга. Такое смещение способствует выравниванию крутящегося момента, колебание величины которого вызывается изменением направления векторов сил трения и моментов этих сил. 5 ил.

ел

€71

СП СЛ

00

, Изобретение относится к механическим передачам, в которых нагрузка передается по нескольким силовым потокам.

Цель изобретения - повышение плавности хода, уменьшение вибраций и снижение уровня шума передач при их эксплуатации путем выбора оптимальных параметров передачи.JQ

На фиг. 1 показана схема многопоточной (двухпоточной) зубчатой передачи; на фиг. 2 - схема взаимодействия двух пар зубьев и характер изменения сил трения вдоль линии зацеп- щ ления; на фиг. 3 - характер изменения крутящего момента для двухпоточной зубчатой передачи без сдвига по фазе; на фиг. 4 - то же, но со сдвигом по фазе; на фиг. 5 - характер изменения 20 крутящего момента для трехпоточной зубчатой передачи.

В двухпоточной силовой передаче редуктора гидромашин от зубчатого ко- леса 1 с центром 0 силовой поток пе-25 редается на зубчатые колеса 2 и 3 с центрами 02 и 03. Значение угла будет определяться взаимным располо- жением сопрягаемых колес, т.е. межосевым расстоянием Ог03.30

Характер изменения крутящего момента будет определяться расположением точек контакта вдоль линии зацепления и направлением векторов силы трения. При взаимодействии зубьев пере- 3 дачи на участке двухпарного зацепления (фиг.2) видно, что силы трения Ffp. и FfL создают моменты, противодействующие крутящему моменту, а силы трения Ffpi F Јс содействуют 4 уменьшению крутящего момента.

Следовательно, крутящий момент на входном валу, приведенный к линии зацепления, на участке двухпарной зоны контакта будет определяться ра- 4 венством

Т36 rb,(Fn +Ff(,t+Ffbitgc b,

-Ffp, t Pt-FfCitgrfCl), (1)

где Т- - крутящий момент на валу . дущей шестерни, приведенный к линии зацепления;

ТХ1,-rb, {F№+Fn4b f x tgUx btgrfx.-tgUxj-fjXlJ; (2)

где ofx,,, ofx - углы давления в точке х контакта зубчаrbf - радиус основной окружности

зубчатого колеса 1; Fh - нормальная сила, создаваемая тормозящим моментом;

Ь

F. ч F g - силы трения в парных точ1 г ках контакта аг и с2 зубчатого колеса 2 и Ь1,Р, зубчатого колеса; ota jCKCj,,

е(Ъл ьofP,- углы давления в парных точках контакта зубчатых колес 2 и 1.

Если принять, что нагрузка между зубьями в двухпарной зоне контакта распределяется равномерно, то, следовательно, силы трения в этих точках авны, т.е.

1 Ff«rF FЈp.FЈ F 48f KP

;

где F

hx

f - К„ нормальна сила для двухпарной зоны контакта в точке х активного участка линии зацепления; коэффициент трения; коэффициент реализации силы.

Коэффициент реализации учитывает влияние динамических факторов,«контактную жесткость рабочих поверхностей и податливость сопрягаемых зубьев вид смазки и других факторов. Так, например, для зубчатых передач, рабо- |тающих при малых окружных скоростях, имеющих небольшой приведенный момент инерции зубчатых колес и масс к ним присоединенных, небольшую жесткость сопрягаемых зубьев, сила Frx на любом участке линии зацепления будет полностью реализована.. Для таких передач коэффициент К р реализации Кр - 1. С увеличением окружных скоростей, приведенных моментов инерции, жесткости зубьев и контактной жесткости их рабочих поверхностей коэффициент Кр реализации , т.е. влиянием сил трения на изменения контакт ной нагрузки можно пренебречь.

Для любой точки х двухпарной зоны контакта крутящий момент определяется равенством

тых колес на участке линии зацепления;

t 515555686

HXl+5 2ff 360°Л 2Г 360

(dfx-- vJ - углы давления в пар-ч Г- иЧ

1 z 1 z i z iЛ 1 ных точках контакта

на участке линии зацепления,где z1 и za - число зубьев колес 1 Парные точки контакта располагают-и 2. ся относительно друг друга на расстоянии шага Р8 зацепления (фиг.2). Нормальная сила для каждой из кон- Ј,,и €4- угловой шаг зубчатых колес 50 тактных точек двухпарной зоны контак- 1 и 2.та определяется равенством

Fn Г .11

Т T-f KptR «Гх , 1 + f Кр tg(rfx1 -С) J

После простых и несложных преобразований получим

F«

р(о

2 fl-f - tgUx2 -,)W

Подставляя значение (3) в равенстве (2), получим

Fftrb,2+f U х3-Гг)н- tg (oifx, +{,) - tgrfx tg xjl

rp ™ - - - - -. - -- - -.--.- f Л

2 fi-f KpCtgTx T- ti (о«х2-ед1 v; i

Для однопарной зоны контакта крутящий момент определяется равенством

тхо rbiOr. ± Fnxif Kp( - tgrfx,).

Для участка однопарной зоны кон- На фиг. 3 показан характер измене- такта значение нормальной силы в зоне ния крутящего момента для однопоточ- контакта Fh можно найти из равенст- ной передачи (линия 4) и двухпоточ- ваной (линия 5) для случая, когда отсутствует сдвиг по фазе, т.е. Р„х Fn ± F nx f К tgofx, (6) равно целому числу. Графики построены для некоторой условной передачи:

решая данное уравнение относительно zt 20; z г 40; п 4; c/W 20°, F , получимзначения коэффициентов f и Кр приFnнято Ј 0,1иКр- 1и коэффициенты

Fnx . смещения исходного контура: А, .

Р ° 1., Из графиков видно, что для двухПосле подстановки значения Fnx из /поточной зубчатой передачи перепад (7) в равенство (5), простых и неслож- и Тмо|кскрутящего момента достигает3%. (ных преобразований получим, Необходимо учитывать, что для открытых передан значение величины ко1ff Kptgo/x, 50 эффициента трения достигает ,7- 0,8. В этом случае перепад крутящего

р гмомента увеличивается на порядок и

В равенствах (5)-(8) верхний знак- больше.

для участка WN, линии зацепления, а Весьма значительно возрастает вели- нижний - для участка Шг.55 чина коэффициента трения в период

II разгона передачи, в случае, когда она

В повышающих передачах знаки изме- длительное время не работала, т.е. няются на противоположные и вместо в режимах сухого или полусухого тре- d ха принимается / х ,.ния

(5)

Такой характер работы вызывает необходимость установки двигателя со значительным запасом мощности для обеспечения разгона передачи, что оказывает существенное влияние на ее КПД и является одной из причин появления вибраций и шума. При наличии погрешностей по шагу зацепления, т.е. случай, когда зубчатые колеса переда- чи работают в условиях однопарного зацепления, перепад 4TMoncc для двух- поточной передачи в рассматриваемом случае превышает 7%, что приводит к еще большим вибрациям и шуму

В случае, когда зубчатые колеса аналогичной передачи размещены со сдвигом по фазе (фиг.4), достигается весьма существенное снижение перепада крутящего момента.

Из графиков, показанных на фиг.А, видно, что перепад крутящего момента не превышает 1% и при этом несколько снижается величина максимального крутящего момента.

Графики (фиг.4) построены для случая, когда был обеспечен сдвиг по фазе для ведомых колес.

В зависимости от числа потоков взаимное расположение ведомых зубча- тых колес для случая, когда силовой поток между ведомыми зубчатыми колесами распределяется равномерно, а сопрягаемые с колесом 1 колеса имеют одинаковые геометрические параметры, может быть определено следующей зависимостью:

Ј,

п-1

где if - угол, образованный при пересечении прямых, соединяющих центры рядом расположенных сопрягаемых колес;

К - целое число;

о/ - угол развернутости эвольвент ного профиля з -гба колеса 1 на участке однопарной зоны контакта (фиг.З, участок Ьс

Ц Ј,К +

arccos (L +

re,r,

re, re, - радиусы окружностей

граничных точек одно- парного зацепления (верхней и нижней); п - число потоков.

0

5

5

0

0

Для шевронных зубчатых передач значение числа К принимается равным нулю, т.е. .

В косозубых многопоточных передачах значение величины перепада крутящего момента для одинаковых, в сравнении с прямозубыми передачами, геометрических параметров: число зубьев, модуль, угол зацепления и др., будет значительно меньше из-за увеличения коэффициента перекрытия (он может быть больше двух), и в контакте находятся не отдельные точки сопрягаемых зубьев, а участки. Но и для таких передач описанные мероприятия будут весьма эффективными.

С уменьшением угла зацепления исходного контура инструмента влияние сил трения на изменение перепада крутящего момента существенно уменьшается.

Поэтому для нереверсивных эволь- вентных зубчатых передач с несимметричными профилями зубьев предпочтение следует отдавать передачам, у которых рабочая сторона зуба имеет меньший угол зацепления (нарезка с меньшим углом исходного контура). В этом случае шум и вибрации будут значительно снижены.

Значительно большая эффективность по уменьшению крутящего момента может быть достигнута в случае, когда полюс зацепления передачи смещен к ножке зуба шестерни и особенно для внеполюсных (заполюсных) передач. Целесообразно, чтобы полюс зацепле- ,ния для каждого из потоков был расположен с некоторым смещением относительно друг друга. Из равенства (4) и (8) видно, что для таких передач значение уменьшается перепад величин, заключенных в квадратные скобки, поскольку значения углов давления профилей сопрягаемых зубьев на высоте рабочих участков изменяются незначительно. I

С увеличением числа потоков при

обеспечении сдвига зубчатых колес по фазе зацепления может быть достигнуто весьма существенное снижение крутящего момента (фиг.5).

Работает зубчатая передача обычным образом.Крутящий момент передается с зубчатого колеса 1 на колеса 2 и 3.

ЧЪ

т /я

7,м

17 Сг 19 W 21 Фиг.З

Л

BIS

&

о

Ъ

Wb г

fff/

10Ф-16

Pg IS17 С fff W 21

Cg fff W 21 &z 2Ъ 25

ЦfPuS.U

T,H.M.

15

f7 Ci fff IV 21 fy25 26 17 CB & W& fy &25 2

tL.

Сг W W 21 ez23 &

Физ.5

Hi

25 2

2