Зубчатая передача
Иллюстрации
Реферат
ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА с линейным касанием зубьев, содержащая колеса , боковые профили зубьев которых выполнены с переменной величиной угла профиля, отличающаяся тем, что,с целью повьциения несущей способности и долговечности, максимальный угол профиля расположен на делительных диаметрах колес. О) сь IN О1
„„SU„„1116245
СОЮЗ СОВЕТСКИХ
СОЦИАЛИСТИЧЕСКИХ
РЕСПУБЛИК
3(51) F 16 Н 1/02
ОПИСАНИЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ
К АВТОРСКОМУ СВИДЕТЕЛЬСТБУ
ГОСУДАРСТВЕННЫЙ КОМИТЕТ СССР
flO ДЕЛАМ ИЗОБРЕТЕНИЙ И ОТКРЫТИЙ (21) 3629655/25-28 (22) 20 ° 04.83 (46) 30.09.84,Бюл. Х 36 (72) Л.Д.Подлевских (53) 621.833(088.8) (56) 1. Авторское свидетельство СССР
У 821818, кл. F 16 Н 1/02, 1979. (54)(57) ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА с линейным касанием зубьев, содержащая колеса, боковые профили зубьев которых выполнены с переменной величиной угла профиля, отличающаяся тем, что,с целью повьцнения несущей способности и долговечности, максимальный угол профиля расположен на делительных диаметрах колес.
Зубчатая передача содержит зубчатые колеса 1 и 2, схема зацепления которых друг с другом и каждого коле са с производящим исходным контуром
3 изображена на. фиг. 1. Диаметры начальных окружностей, совпадающих с делительными, обозначены через Й„и
d . Начальные окружности касаются друг друга в полюсе П зацепления.
Нормаль к профилям зубьев, контактирующим в полюсе зацепления, обозначе на через и-и. Длины перпендикуляров, опущенных на нормаль и-и из центров вращения колес, обозначены через
h<и h<. Уголаэацепления в полюсе:
eh=45 . Линии P„ Pp, Р Р зацепления, по которым перемещается точка контакта зубьев в зависимости от направления вращения колес.
Зубья колес 1 и 2 образованы при помощи исходного контура 3, профили держат главные профили с переменной величиной угла профиля и переходные кривые. На фиг. 2 позицией 4 обозначен исходный контур, а позицией 5 производящий исходный контур. Главные профили мокнут быть выполнены по различным кривым, но так, чтобы веложенных на делительной прямой, достигала максимум. В этих точках величина угла профиля равна дели ельному углу профиля. На фиг. 2 главные профили очерчены дугами окружностей.
Размеры исходных контуров пропорциональны модулю m зацепления и определены соотношениями: высота hp, головки зуба: Ьа=Ь"т, где hz — коэффициент высоты головки зуба h =0,8-1; высота ? ножки зуба: bp = 1 „m — С, „, где
С вЂ” коэффициент радиального зазора
С =0,15-0,3; граничная высота hg зуба:1 = hearn,где
h — коэффициент rраничнои высоты зуба h =1,6-2; величина делительного угла oL профиля: с =.30-50 ; величина .угла с профиля вершин зубьев: с ч10-30 ; величина угла <р профиля для граничных точек: pg =10-30
1 1 1 16245 2
Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в силовых и кинематических редукторах..
Известна зубчатая передача с линейным касанием зубьев, содержащая колеса, боковые профили зубьев которыщ выполнены с переменной величиной угла профиля. Максимальный угол профиля зубьев колес выполнен на диаметрах, отличных от делительных диаметров С13.
Известная передача характеризуется ограниченной несущей способностью и долговечностью.
Цель изобретения — повышение несу. щей способности и долговечности.
Указанная цель достигается тем, что в зубчатой передаче с линейным касанием зубьев, содержащей колеса, боковые профили зубьев которых выполнены с переменной величиной угла про- зубьев, которого разделены делительфиля, максимальный угол профиля рас- ной прямой на головку и ножку и соположен на делительных диаметрах колес.
На фиг. 1 изображена схема зацепления зубчатых колес передачи друг с другом и зацепление каждого колеса с производящим исходным контуром; на фиг. 2 — исходный и производящий
30 исходный контуры зубьев колес, глав- личина угла профиля в точках, распоные профили зубьев которых очерчены по дугам окружностей; на фиг. 3 схема для определения величин Я» и исходного контура, изображенного на фиг. 2; на фиг. 4 — исходный контур и производящий исходный контур, главные профили зубьев которых на головках и ножках вблизи точек, расположенных на делительной прямой, выполнены прямолинейными, а остальные участки выполнены также прямолинейными;. на фиг. 5 — исходный контур и производящий исходный контур, главные профили зубьев которых на головках и ножках вблизи точек, расположенных на делительной прямой, выполнены прямолинейными, а остальные участки профилей выполнены по дугам окружностеи; на фиг. 6 — схема для определения величин Яц и р< исходного контура, изображенного на фиг. 5; на фиг. 7 †графики зависимости контактных напряжений для эволь- Радиусы я и о,. окружностей, по вентной передачи и для передачи, которым очерчены соответственно гозубья которой образованы при помощи ловки и ножки зубьев, определяются исходного контура, изображенного на .как Я„= „ „ h и pz = -.фm,ãäå величины фиг. 2, в функцип расстояния точки р» и р определяются из чертежа, контакта зубьев от полюса П зацепления. приведенного на фиг. 3
1116245 где М2 ч ,э+, Ьа
j 0 Sip 4. - 5!и oLa
Ь, Sing-cia сg, иэ которого следует
Главные профили зубьев исходного кон5 тура могут быть выполнены так, что профили головок и ножек вблизи точек, расположенных на делительной прямой, выполнены прямолинейными с высотсй
Ь< профиля на головках и h„. на нож- 1О ках зубьев. Величины Ь|д и h„a пропорциональны модулю m зацепления и опреД« 4 4. деляются как h a = h «m и tl ..< = i„p m, где h+ =0,2-0,4 и Q =0,2-0,4. Остальные участки главных профилей могут быть выполнены криволинейными, пря-, молинейными (см. исходные контуры
6 и 7, изображенные на фиг. 4) и по дугам окружностей (см. исходные контуры 8 и 9, изображенные на фиг. 5).
В последнем случае радиусы Я и Я окружностей, по которым очерчены остальные участки головок и ножек, определяются соотношениями " а = о ю и
Я = Pf «« Где Величины .ра и,10р опре 25 деляются из чертежа, приведенного на фиг. 6:
4 момент, приложенный к ведо мому колесу величина плеча реакции R относите ьно оси вращения ведомого колеса; угол зацепления при контакте зубьев в полюсе зацепления.
Приведенная кривизна профилей
1 зубьеву= —, где Я„и Э вЂ” радиусы контактирующих профилей зубьев колес, может быть определена иэ уравнения Эйлера-Савари
à 1 . «:«„
Я Я 1«2М Ю t,1«« и«
rpe f, и г — радиусы начяльнbtx. Окруж ностей колес; а„ вЂ” величина межосевого расстояния.
Радиусы начальных окружностей г„ и r ,определяются как
« Йа - «« «««««+«
si ««-si«««« Я««М - ь««««
Зубчатая передача работает следующим образом.
При вращении колеса 1 (см.фиг. 1) против часовой стрелки его зубья контактируют с зубьями колеса 2 на линии РХР1 зацепления и сообщают последнему вращательное движение по часовой стрелке.
Можно показать, что минимальные контактные напряжения при зацеплении 4р прямых зубьев в полюсе зацепления будут при угле зацепления, равном 45
Величина контактных напряжений 6 определяется по формуле Герца.
8 =очв —
%Г вр где R — величина реакции между зубь- ями колес;
Š— приведенный модуль упругос- 50 ти;
 — ширина зубчатого венца; — приведенный радиус кривизны профилей зубьев.
Величина реакции R определится как 55
М2 М2 12
О . Qe4 — .—.— «
4+ т г > 4242 где 2„ — величина передаточного отно. шения от ведущего колеса к ведомому.
Ширина В зубчатого венца принимается равной а,, где ф — коэффициент ширины зубчатого венца. Подставив значения величин R р, r,, и r>, В в формулу Герца, окончательно получим
Из анализа этого уравнения следует, что последний его член имеет минимум, при угле са зацепления, равном 45 ,Это означает, что при прочих равных условиях минимальное значение контакт» ных напряжений при <=45 При любых других значениях угла зацепления при контакте зубьев.в полюсе зацепления величина контактных напряжений будет больше, чем при с =45О
Передача по сравнению с известными прямозубыми передачами при прочих. равных условиях имеет наименьшую ве.личину контактных напряжений, которые возникают при,зацеплении зубьев в полюсе зацепления, так как угол о зацепления принят равным 45. Отношение величины контактных напряжений ()g при произвольном угле d зацепления в полюсе к величине контактных напряжений 9 при с =45 определится при прочих равных условиях при помощи последней формулы для определения контактных напряжений.
Результаты вычислений приведены ниже а„,.- 6 иь.
25 30 45
15 20
1,73 1,41 1,25 1,14 1,08 1,00
"чз )з приведенных данных следует, что по сравнению с распространенной эвольвентной передачей при угле зацепления oL=20 в предлагаемой передаче величина контактных напряжений в 1,25 раза меньше. Если в обеих передачах, эвольвентной при к =20 и предлагаемой, принять величину контактных напряжений одинаковой, то в предлагаемой передаче величина межосевого расстояния в 1,25 раза мень ше. Отношение мощности, передаваемой передачей с углом зацепления в полюсе, равным 45 к мощности, передаваемой передачей с углом сс зацепления, обозначенное как —, при npof4 o чих равных определится при помощи той же формулы. Имеем: 14
N„Stn 2M
6?45 6
Результаты вычислений приведены ниже
10 15 20 25 30 45
Ь 2,94 2,00 1,56 l,31 1,55 1,00 на
Из приведенных данных следует, что по сравнению с эвольвентной передачей с углом сс зацепления, равным 20 предлагаемая передача позволяет пере давать в 1 56 раза большую мо
10 щность.
На фиг. 7 приведены графики зависимости контактных напряжений при зацеплении зубьев колес эвольвентной передачи при угле зацепления, равном
20 G ) описываемой передачи () в функции расстояния Х точки контакта от полюса П. Зубья исходного контура предлагаемой передачи выполнены по
20 дугам окружности при следующих данных: =15 мл, h» 0,8, числа зубьев
22=21; о =45, da = g=20 о
Из графиков следует, чтб во всех гочках линии зацепления контактные напряжения в предлагаемой передаче примерно в 1,25 раза меньше, чем в эвольвентной. Описанные исходные контуры могут быть реализованы в
30 реечных, конических и червячных передачах.
Предлагаемая передача позволяет .повысить несущую способность и долговечность зубчатых, реечных, конических и червячных передач. !
Фиг.2
6Эиг. 3
Фиг.
1116?45 (Рис У
Риг. 5
PPI Рг
ВНИИПИ Заказ 6904/29
Тирам 912 Подписное
Филиал ППП "Патент", r. Ужгород, ул. Проектная, 4