ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА
GEAR

Изобретение относится к области машиностроения и предназначено как для понижения, так и повышения частоты вращения рабочих органов машин и механизмов.
Известно эксцентриково-циклоидальное зацепление зубьев зубчатых колес (В.В.Станковской, С.М.Казакявичюс, Т.А.Ремнева, В.М.Кузнецов, A.M.Бубенчиков, Н.Р.Щербаков «Новый вид зацепления колес с криволинейными зубьями»/Справочник. Инженерный журнал №9, 2008, с.34-39). Зацепление образовано винтовыми зубьями, причем меньшее колесо имеет один зуб, профиль которого в торцевом сечении представляет собой эксцентрично смещенную окружность. Профиль зуба большого колеса в торцевом сечении представляет собой циклоидальную кривую.
Недостатком известного зацепления является следующее: 1) неравномерность вращения ведомого вала колеса передачи; так как при взаимодействии профилей зубьев линия силы, действующей со стороны ведущего колеса на ведомое колесо, проходит под большим углом, который в процессе зацепления зубьев меняется по величине; 2) сложность изготовления колес зацепления.
с
Известна передача (RU №2241878 С, МПК F16H1/06), которая состоит из шестерни и колеса, набранных из нескольких одинаковых шестерен и нескольких одинаковых колес (ступеней). Причем каждая последующая шестерня и каждое последующее колесо смещены относительно предыдущих на один и тот же шаг τ=πD/z·n; где D - диаметр начальной окружности шестерни (колеса); z - число зубъев шестерни (колеса); n - число составных передач (ступеней). При этом коэффициент перекрытия зубьев ε передачи и число составных передач (ступеней) n устанавливаются в соответствии с зависимостью ε=ε·n≥1, где ε - коэффициент перекрытия зубьев ступени.
Установлено, что качество передачи зависит от числа зубьев на шестерне, и чем меньше число зубьев на шестерне, тем меньше масса и габариты передачи.
Недостаток известной передачи состоит в том, что на шестерне выполнены зубья с угловым шагом в диапазоне от 40° до 90°, т.е. на шестерне выполнено 9, 8, 7, 6, 5 и 4 зубьев (360°/40°=9; 360°/45°=8; 360°/51,4°=7; 360°/60°=6; 360°/72°=5; 360°/90°=4).
Изобретение решает задачу повышения качественных показателей передачи: 1) увеличение передаточного отношения передачи; 2) уменьшение габаритов и массы передачи; 3) увеличение прочности зубьев; 4)повышение КПД.
Технический результат заключается в следующем 1) увеличение передаточного отношения зубчатой передачи; 2) уменьшение габаритов и массы передачи; 3) увеличение прочности зубьев; 4) увеличение КПД передачи, при этом угол зацепления зубьев может быть выполнен менее 20°.
c
с
Для достижения указанного технического результата в зубчатой передаче, содержащей несколько одинаковых ступеней, включающих шестерню и колесо, где каждая последующая шестерня и каждое последующее колесо смещены относительно предыдущих на один и тот же шаг τ=πD/z·n, где D - диаметр начальной окружности шестерни (колеса); z - число зубьев шестерни (колеса); n - число ступеней зубчатой передачи, при этом коэффициент перекрытия зубчатой передачи ε и число составных передач n устанавливаются в соответствии с зависимостью ε=ε·n≥1, где ε - коэффициент перекрытия зубьев ступени, при этом угловой шаг между зубьями шестерни зубчатой передачи выполнен в диапазоне от 90° до 360°, т.е. на шестернях выполнено 4, 3, 2 и 1 зуб соответственно (360°/90°=4; 360°/120°=3; 360°/180°=2; 360°/360°=1).
w
На шестернях и колесах используются три разновидности профилей зубьев: 1) на шестернях и колесах выполнены выпуклые профили зубьев эвольвентного зацепления; 2) на шестернях выполнены выпуклые поверхности, а на колесах - плоские поверхности, сопрягаемые с выпуклыми поверхностями по линии зацепления, представляющей собой часть «улитки Паскаля»; 3) на шестернях выполнены выпуклые поверхности, а на колесах - вогнутые поверхности (модификация профилей зубьев М.Л.Новикова). Для всех приведенных разновидностей профилей угол зацепления зубьев может быть меньше стандартного α<20°, а зубчатые колеса могут быть как с внутренним, так и с внешним зацеплением зубьев.
w
w
1
w
1
w
1
Установлено, что при последовательном уменьшении угла зацепления α<20° происходит также последовательное уменьшение длины практической линии зацепления, которой ограничивается большое число зубьев на шестерне передачи с коэффициентом перекрытия ε>1. Например, при угле зацепления α=10° число зубьев z=25; при угле зацепления α=8° число зубьев z=31; при угле зацепления α=6° число зубьев z=42. Использовать передачу с большим числом зубьев на шестерне нерационально, так как она имеет низкую изгибную прочность зубьев и большие габариты.
Поэтому предложенная передача содержит ступени, за счет которых определяется малое число зубьев на шестернях с увеличенным модулем.
Выполнение углового шага между зубьями шестерни каждой ступени в диапазоне от 90° до 360° позволяет увеличить (модуль зубьев) изгибную прочность зубьев зубчатой передачи. Для уменьшения силы дополнительных вредных сопротивлений трения уменьшена длина участков скольжения контактируемых профилей зубьев за счет уменьшения высоты эвольвентных зубьев шестерен и колес.
Использование (вместо эвольвентных профилей зубьев) профилей зубьев передачи по SU №506714, в которой линией зацепления является «улитка Паскаля», позволяет увеличить КПД передачи, так как изменение параметра «улитки Паскаля» позволяет использовать угол давления профилей зубьев до 8°, что значительно уменьшает влияние сил трения.
Выполнение на шестернях выпуклых профилей зубьев, а на колесах вогнутых (модификация профилей М.Л. Новикова) позволяет уменьшить контактные напряжения.
На фиг.1 показана зубчатая передача, общий вид;
на фиг.2 - сечение А-А на фиг.1;
на фиг.3 - условные развертки шестерен: а - для двух шестерен с шестью зубьями на шестерне, б - для трех шестерен с четырьмя зубьями на шестерне, в - для четырех шестерен с тремя зубьями на шестерне, г - для шести шестерен с двумя зубьями на шестерне, д - для четырех шестерен с одним зубом на шестерне, e - для шести шестерен с одним зубом на шестерне;
на фиг.4 - зубчатая передача - с выпуклыми рабочими поверхностями на зубьях 3 и с вогнутыми или плоскими (прямолинейными) поверхностями на зубьях 4, общий вид;
на фиг.5 - сечение А-А на фиг.4.
На фотографиях фиг.6-8 представлены:
на фиг.6 - шестерня зубчатой передачи содержит четыре составные шестерни с одним зубом на шестерне под каждое колесо и четыре составных колеса с 10 зубьями на колесе. Передаточное отношение зубчатой передачи и=10;
на фиг.7 - зубчатая передача, общий вид; составлена из четырех шестерен с одним зубом на шестерне под каждое колесо и из четырех колес с 10 зубьями на колесе; передаточное отношение зубчатой передачи и=10;
на фиг.8 - шестерня зубчатой передачи содержит шесть составных шестерен с одним зубом на шестерне под каждое колесо и шесть составных колес с 12 зубьями на колесе; передаточное отношение зубчатой передачи и=12.
Зубчатая передача содержит, например, две ступени, первая ступень состоит из шестерни а и колеса с, вторая ступень - из шестерни b и колеса d (фиг.1 и 2), образуя зубчатую шестерню 1 и зубчатое колесо 2 передачи. Шестерни а, b и колеса с, d имеют зубья 3 и 4 и жестко соединены друг с другом с помощью, например, шпоночного 5 или шлицевого соединения. Причем каждая последующая шестерня b и каждое последующее колесо d смещены относительно предыдущих шестерни а и колеса с на один и тот же шаг τ=πD/z·n, где D - диаметр начальной окружности шестерни (колеса); z - число зубьев шестерни (колеса); n - число составных передач (ступеней).
Прямолинейные зубья 3 ступенчатой шестерни 1 и прямолинейные зубья 4 ступенчатого колеса 2 зафиксированы на винтовых линиях левого и правого направлений.
Контактные напряжения зависят от геометрии сопрягаемых поверхностей, которые выражаются тремя схемами: 1) выпуклость и выпуклость; 2) выпуклость и плоскость; 3) выпуклость и вогнутость.
Вторая схема имеет меньшие контактные напряжения, чем первая, а третья схема - чем вторая.
В зубчатых передачах контактные напряжения определяются по формуле
1
2
1
2
1
2
где Е=2Е·E/(E+Е) - приведенный модуль упругости; E и E- модули упругости материала шестерни и колеса; g - нормальная нагрузка на единицу длины контактной линии;
- приведенный радиус кривизны сопрягаемых поверхностей зубьев;
1
2
ρ и ρ - радиусы кривизны рабочих поверхностей зубьев шестерни а и колеса с;
знак "+" для третьей схемы; знак "-" для первой схемы.
Приведенный радиус кривизны для второй схемы:
Из формулы (1) видно, что чем больше приведенный радиус кривизны, тем меньше контактные напряжения рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса.
Для решения задачи уменьшения контактных напряжений сопрягаемых рабочих поверхностей зубьев на шестернях а и b выполнены выпуклые рабочие поверхности, а на колесах c и d - плоские или вогнутые так, что для каждой точки контакта взаимоогибаемых поверхностей соблюдается основная теорема зацепления , где  - вектор нормали к поверхностям сопряженных зубьев в точке контакта;  -вектор относительной скорости.
Во время работы зубья 3 шестерен а и b передают вращение на зубья 4 колес e и d. При этом зубья 3 и 4, противоположно расположенные в ступенях а и с, b и d, поочередно вступают в зацепление друг с другом. Передача вращательного движения осуществляется последовательно с первой ступени на вторую ступень и т.д., причем зацепление зубьев последующей ступени перекрывает зацепление зубьев предыдущей ступени, а зацепление зубьев последней ступени перекрывает зацепление зубьев первой ступени.
Рассмотренную передачу можно отнести к косозубой передаче, т.к. прямолинейные зубья предложенной передачи расположены на винтовых линиях левого и правого направлений на цилиндрических поверхностях шестерни и колеса.
Данная передача не имеет осевых сил, на которые расходуется часть мощности, подведенной к ведущему валу в косозубой передаче.