Прямозубая цилиндрическая передача

 

Изобретение относится к машиностроению. Передача состоит из ведомого и ведущего зубчатых колес. Передача отличается тем, что диаметры вершин зубьев принимаются из условия обеспечения коэффициента торцевого перекрытия, находящегося в пределах от 1,03 до 1,2 включительно. Выполненная таким образом передача характеризуется меньшим расходом металла, большим КПД и меньшим расходом энергии при зубонарезании. 3 ил., 1 табл.

Изобретение относится к области машиностроения и может быть использовано для снижения массы заготовок и массы зубчатых передач, снижения расхода энергии и инструмента при нарезании и повышения КПД при малых и средних скоростях.

Известны прямозубые эвольвентные цилиндрические передачи, состоящие из двух зацепляющихся между собой зубчатых колес, у которых зубчатые колеса изготавливают с укороченной высотой зубьев - высота головок равна 0,8 модуля, высота ножек равна 1,1 модуля, полная высота зубьев равна 1,9 модуля (см. с. 538 кн. И.И. Артоболевский. Теория механизмов. Изд. 2-е, М.: Наука, 1967 г). Недостатком этой передачи является повышенная динамика работы из-за большой жесткости зуба как при изгибе зубьев, так и при расчете на контактную прочность в области полюса.

Известны также прямозубые эвольвентные цилиндрические передачи, состоящие из двух прямозубых эвольвентных колес, зацепляющихся между собой, выполненных по стандартному исходному контуру ГОСТ 13755-81, имеющим угол профиля = 20^o, высоту головок h_a=1 модуля, высоту ножек зубьев h_f=1 модуля, радиальный зазор с=0,25 модуля (при нарезании долбяками до 0,35 модуля), радиус выкружки у корня зуба pf = 0,35 модуля (см. кн. Д.Н. Решетов. Детали машин. М. : Машиностроение, 1989, стр. 152, 154), принимаемые за прототип. Недостатки прототипа состоят в сравнительно большой массе заготовок из-за сравнительного больших масс составляющих их колес, повышенном расходе энергии и инструмента при нарезании, сравнительно большие потери при работе сил трения скольжения между зубьями (низкий КПД).

Целью настоящего изобретения является снижение массы заготовок, снижение массы зубчатых колес, повышение КПД и снижение расхода энергии и инструмента при зубонарезании по сравнению с прототипом.

Поставленная цель достигается тем, что у прямозубой эвольвентной цилиндрической передачи, содержащей зацепляющиеся между собой два зубчатых колеса, размеры диаметров вершин зубьев принимаются из условия обеспечения коэффициента торцевого перекрытия, находящегося в пределах 1,03 1,2, где: - коэффициент торцевого перекрытия; коэффициент 1,03 учитывает снижение торцевого перекрытия из-за возможных неточностей изготовления и деформаций деталей передачи; 1,2 - минимальная величина коэффициента торцевого перекрытия, допускаемая блокирующими контурами и нормами для расчета прямозубых цилиндрических передач (см. табл. 6 ГОСТ 16532-70. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет геометрии.).

На фиг. 1 изображена цилиндрическая эвольвентная прямозубая передача внешнего зацепления, состоящая из зацепляющихся между собой ведущего зубчатого колеса - шестерни (обозначенной "ш") и ведомого зубчатого колеса, обозначенного "к" и отрезком практической линии зацепления, обозначенного граничными точками 1 и 2, длина которого соответствует принятому коэффициенту торцевого перекрытия в пределах значения 1,03 1,2; на фиг. 2 изображена цилиндрическая эвольвентная прямозубая передача внутреннего зацепления, состоящая из зацепляющихся между собой ведущего зубчатого колеса - шестерни (обозначенной "ш") и ведомого зубчатого колеса с внутренним зубом, обозначенного "к" и отрезком линии зацепления, проходящем через полюс зацепления Р, длина которого ограничена точками 1 и 2, соответствующими принятому коэффициенту торцевого перекрытия в пределах 1,03 1,2; на фиг. 3 изображен осевой разрез А-А зубчатых передач фиг. 1 и фиг. 2 (зубчатые колеса "ш" и "к" условно отодвинуты между собой в осевом направлении), с указанием диаметров вершин зубьев шестерни и колеса , соответствующих принятому коэффициенту торцевого перекрытия в пределах 1,03 1,2 (фаски в верхних углах зубьев шестерни "ш" и колеса "к" условно не показаны).

Пример конкретного выполнения предлагаемой зубчатой передачи внешнего зацепления рассмотрим с использованием численных значений. Пример. Заменить прямозубую эвольвентную цилиндрическую передачу с исходным контуром по ГОСТ 13755-81, имеющую следующие параметры: z_ш = z_к = 20 - числа зубьев соответственно шестерни и колеса; x_ш=x_к=0 - коэффициенты смещения соответственно шестерни и колеса; d_wш=d_wк=200 мм - диаметры делительных (начальных окружностей); = _t = 20^o - угол исходного контура равен углу зацепления _t ; d_aш = d_aш = 220 мм - диаметры вершин зубьев; d_bш = d_bк = 188 мм - диаметры основных окружностей зубчатых колес; m= 10 мм - модуль, f=0,08 и f=0,05 - возможные величины коэффициента трения скольжения между зубьями.

Расчетная честь На основании формулы для определения коэффициента торцевого перекрытия прямозубых эвольвентных цилиндрических передач где =3,14 - число, (верхние знаки - для внешнего зацепления, нижние - для внутреннего зацепления).

Способом подбора при условии равного уменьшения высот головок зубьев состовляем табл. значений коэффициента торцевого перекрытия при различных значениях и (см. табл.).

Принимаем = 213 мм при = 1,084.

Принимая зубчатое колесо за диск, получаем снижение массы заготовки зубчатого колеса составит порядка 14%, снижение расхода энергии и инструмента порядка 24%.

Увеличение КПД определяем по формуле
см. стр. 586 Н. И. Колчин, М. С. Мовнин. Теория механизмов и машин. Судпром-ГИЗ, Л" 1962 г, 616 с.), где _з - коэффициент потерь в зацеплении.

Результаты расчетов сводим в табл.

Последнее выражение решаем способом приближений, сводя результаты расчетов в таблицу
Принимаем = 213 мм, при которых = 1,084 соответствует условиям формулы изобретения.

Из данных таблицы следует, что, принимая для сравнения = 1,084 и = 1,56, получаем увеличение КПД на 0,6% при f=0,08, и увеличения КПД на 0,4% при f=0,05.

Формула изобретения

Прямозубая цилиндрическая передача, содержащая ведущее и ведомое зубчатые колеса, отличающаяся тем, что диаметры вершин зубьев принимаются из условия обеспечения коэффициента торцевого перекрытия, находящегося в пределах [1,03; 1,2].

РИСУНКИ

Рисунок 1, Рисунок 2, Рисунок 3, Рисунок 4