Зубчатая передача Советский патент 1992 года по МПК F16H1/06 

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано при проектировании зубчатого привода.

Известна эвольвентная-зубчатая передача с увеличенными углами зацепления, обеспечивающая наибольшую несущую способность при углах зацепления а«у 30° в прямозубых и )25° в косозубых колесах. К недостаткам передачи относится уменьшение уровня несущей способности из-за выбора угла зацепления без учета влияния погрешностей контакта зубьев. В результате такого выполнения известная передача с увеличенным до 25-30° углом зацепления при хорошей прирабатываемое™ зубьев уступает (из-за снижения коэффициента профильного перекрытия) по эксплуатационным показателям передаче 20°; а в случае плохой прирабатываемости зубьев или высокой деформативности корпусных деталей она не реализует существенные резервы

прочности, обусловленные изменением схемы напряженного состояния зубьев.

Известна передача смешанного зацепления. Такая передача выполнена с.любой продольной формой зубьев, имеет благоприятную форму периферийных участков профиля зубьев, близкую к форме естественного износа, и высокую несущую способность, в том числе - в условиях перекосов осей колес. К недостаткам решения относится отсутствие возможности использования дополнительных резервов прочности для реальной тяжелонагружен ной передачи, работающей в условиях слабой прирабатываемости зубьев или значительной деформативности корпусных деталей. Использование таких возможностей ограничено выбором угла зацепления эвольвентных участков в зависимости от высоты зуба без учета влияния погрешностей контакта зубьев.

Целью предлагаемого решения является снижение чувствительности передачи к

С/)

С

о

00 00

о

погрешностям изготовления и деформатив- ности корпусных деталей, повышение несущей способности плохоприрабатываемых передач и упрощение технологии изготовления зубчатого привода.

Поставленная цель достигается тем, что зубчатая передача составлена из колес, взаимодействующие профили зубьев которых описаны кривыми, содержащими эвольвен- тные участки с углом зацепления, выбранным в зависимости от уровня неравномерности распределения нагрузки вдоль линии контакта эвольвентных участков из соотношения

К 3 н$ - 0.2 К 3 нЈ - 0,4

где 2«у-угол зацепления в градусах;

К нЗ коэффициент, учитывающий кон центрацию нагрузки вдоль линии номиналь- ного контакта зубьев; определен теоретически или из опыта как отношение максимальной удельной (по длине линии контакта) нагрузки макс к ее среднему значению UTHI .

Для наибольшего увеличения несущей способности плохоприрабатываемых колес, нагруженных преимущественно в одном направлении, боковые профили колес выполнены по разным законам на противоположных сторонах - смешанного зацепления с одной и простого эвольвент- ного с другой стороны, при этом высоты эвольвентного h3 и неэвольвентных has (у головки) и hrr (у ножки) участков смешанного зацепления и угол зацепления «год с противоположной стороны выбраны из соотношений

-

h(fT)Cl.O-2.5)- а ю)2

-т

(2)

(0,06 -0,09) т,

а 1Ш

2

Э/

где т - модуль зубьев;

G.K&I - угол зацепления зубьев у сторон простого эвольвентного зацепления, градусы.

Используемая в выборе рекомендуемых параметров (1) зависимость чувствительности передачи к неравномерности распределения нагрузки от угла зацепления определена анализом и теоретическим обобщением многочисленных экспериментальных данных разных авторов. Она исходит из фактов положительного влияния больших углов зацепления только при неравномерном распределении нагрузки вдоль линии номинального контакта зубьев,

10

15

20

25

30

35

40

45

50

55

роста этого влияния и рационального значения a to) по мере увеличения К н/3 . Предла- гаемое решение (1) устраняет противоречивость экспериментальных данных, которые показывают двухкратный рост контактной прочности прямозубых и косо- зубых передач при увеличении угла зацепления 20-28°. В отличие от других опытов эти эксперименты проведены на плохоприрабатываемых высокоскоростных колесах с размерами пятен контакта по длине зубьев 80 (а 20°) -95% (а 28°), т.е. характеризовались существенной неравномерностью распределения нагрузки по ширине зубчатого аенца. В зависимости (1) это обстоятельство учитываетсяростом значений по мере увеличения объясняется тем, что степень положительного влияния роста приведенного радиуса кривизны профиля зубьев на максимальные напряжения определена схемой напряженного состояния (т.е - формой площадки мгновенного контакта) и существенно растет по мере локализации нагрузки вдоль линии контакта.

Из диапазона (1) полученных a to; большие значения следует принимать для косо- зубых, а меньшие - для прямозубых колес, Данное условие связано с обеспечением плавности зацепления. Завышение «to)снижает несущую способность и ухудшает прочие эксплуатационные показатели (коэффициент перекрытия и плавность зацепления, радиальные усилия в зацеплении и нагруженность опор, виброакустика и т.д.). Занижение а «у относительно (1) приводит к снижению несущей способности передачи,

Плавность зацепления передачи с разными законами по противоположным сторо- нам зубьев обеспечена выбором ее параметров по зависимостям (2) и (3). Уменьшение соотношений ниже предельных приводит к неудовлетворительным условиям по перекрытию и пересопряжению зубьев и снижает эксплуатационные показатели передачи. Их завышение сверх предельных значений обусловлено снижением угла зацепления и потерей универсальности применения для плохоприрабатываемых передач. Меньшие значения диапазонов (2) и (3) соответствуют косозубым передачам, большие - прямозубым передачам. Такое выполнение повышает несущую способность и технологичность передачи, снижает чувствительность к погрешностям изготовления,

Эффективность данного решения усиливается тем, что тяжелонагруженные энергоемкие передачи раоотают в условиях значительных, до 3 10 3 град., углов перекосов осей взаимодействующих колес, и поэтому при номинально-линейном контакте фактически характеризуются весьма неравномер- ным распределением нагрузки с ее концентрацией у края линии контакта или в средней части - в том числе при модификации зубьев или в процессе их изнашивания и естественного бочкообразования, особенно в условиях значительных колебаний уровня нагружения.

На фиг,1 изображена эвольвентная передача тягового привода трамвая, вариант зацепления; на фиг.2 - профиль зубьев пря- мозубозого колеса цилиндрической передачи трансмиссии вертолета, варианты.

Колеса цилиндрической эвольвентной передачи (фиг. 1 а)тягового редуктора привода трамвая с межосевым расстоянием а (о 142 мм и модулем гп 5 мм (Zi 18; Z2 34; угол профиля исходного контура а- 20°) выполнены из стали 12ХНЗА, цементированы и закалены до твердости поверхностей зубьев 3 Нпов (58-62)HRC. Возможность упрощения технологии обработки колес (отказ от операции шлифования зубьев) создает высокую (,7) концентрацию нагрузки по ширине венца (пятно контакта на зубе - фиг. 16), когда эффект от увеличения приведенного радиуса кривизны профилей оказывается намного заметнее негативного влияния снижения коэффициента перекрытия.

Вариант передачи с нешлифованными зубьями выполнен в соответствии с (1):

а и 28,7°, при /5 12°; xi 0,8; Х2 1,3913.

Такое выполнение позволяет увеличить несущую способность передачи примерно в 1,5 раза и существенно снизить осевые усилия в зацеплении, а в результате - обеспечить нормальную работоспособность, зацепления и передачи в целом при упрощенной технологии изготовления.

Серийный вариант передачи (/ 23,724°) в случае шлифования зубьев 4 характеризуется (линия зацепления 2 на фиг.1а при xi,2 0; (Xta 21,68°) достаточно равномерным распределением нагрузки, когда увеличение угла «1О)(фиг.1а) приводит куменьшению длины линии зацепления 1 относительно 2 и оказывается бесполезным из-за снижения коэффициента перекрытия и суммарной длины линий контакта зубьев. Пятно контакта зубьев показано на фиг.1в. Попытка отказа от финишной обработки зубьев 4 приводит к резкому снижению долговечности передачи, если

сохранить неизменным угол зацепления 2«и 21,68°. Эффективным оказывается только рациональное сочетание угла «ЯКУ и уровня К н/3 по зависимости (1). Увеличение

a ta сверх диапазона (1) снижает результат. Профиль 1 зубьев колеса высокоточной

прямозубой передачи трансмиссии вертолета (фиг.2) а ш 260,99 мм; m 6 мм определен по зависимостям 2,3 и 4 из условия значительной деформативности корпусных деталей ( К н/3 - 1,6) при преимущественном нагружении в одном направлении:

-6,0-8.4, т.е. a «MI 27,2-33,7°.

2,7

Профиль выполнен с разными законами зацепления на противоположных сторонах, при этом а ко 31° на боковой стороне 2 смешанного зацепления и ) 19° - не

стороне 3. Такая его конструкция реализует рациональное сочетание угла зацепления и уровня локализации контакта при обеспечении высокого коэффициента перекрытия зубьев с обеих сторон профиля.

Применение предлагаемого решения повышает несущую способность и энергонасыщенность зацепления, снижает габарит и массу, а в ряде случаев упрощает технологию изготовления зубчатого привода. Его использование целесообразно в общем редукторо- строении, сельхозмашиностроен -л, авиастроении и других отраслях, реализующих тяжелонагруженный зубчатый привод. Формула изобретения

Зубчатая передача, содержащая колеса, профили зубьев которых описаны кривыми, содержащими эвольвентные участки, о т л и- чающаяся тем, что, с целью повышения несущей способности колес с плохо прирабатываемыми зубьями, упрощение технологии изготовления, снижения чувствительности к погрешностям изготовления колес и к деформативности корпусных деталей, профили зубьев колес имеют эвольвентные участки,

угол зацепления которых выбран по крайней мере с одной стороны профиля, из соотношения

с «им-11 0 К3 нЙ-0,2

Ь -. - ,

о

1

К3нЈ

К J н/3 0,4

где аю) угол зацепления эвольвентных участков в градусах;

К н/ коэффициент, учитывающий кон- центрацию нагрузки вдоль линии номиналь- ного контакта зубьев, определен как отношение максимальной удельной (по длине линии контакта) нагрузки ш к ее среднему значению ш HI .

2. Зубчатая передача поп.1,отличаю- щ а я с я тем, что, с целью наибольшего увеличения несущей способности при на- гружении преимущественно в одном направлении, боковые профили зубьев колес выполнены по разным законам на противоположных сторонах - смешанного зацепления с одной и простого эвольвентного с другой стороны, при этом высоты эвольвен- тного ha и неэвольвентных haT (у головки) и hrr (у ножки) участков стороны смешанного

зацепления и угол зацепления «tufc противоположной стороны выбраны из соотношений

-« -0.0-2)

Ьа

m

(0,06-0,09)

m

а ко

где m - модуль зубьев, мм; 2«Уг угол зацепления зубьев по сторонам эвольвентного зацепления, градусы.

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано при проек- тировании зубчатого привода. Цель изобретения - повышение несущей способности колес с плохо прирабатываемыми зубьями, упрощение технологии изготовления, снижение чувствительности передачи к погрешностям изготовления колес и деформативности корпусных деталей. Зубчатая передача составлена из колес, взаимодействующие профили зубьев которых описаны кривыми, содержащими эвольвентные участки с углом зацепления, выбранным в зависимости от уровня неравномерности распределения нагрузки вдоль линии контакта эвольвентных участков из некоторого соотношения. 2 ил.

da,- (

U

о.

j

и -ил 7

i Ы 1

,2827-w

,1843-m