CN1009384B - 分锥综合变位为负值的曲齿锥齿轮 - Google Patents

Abstract

分度锥综合变位和为负值的曲线齿锥齿轮副，本发明属于机械传动机构。现有的曲线齿锥齿轮副其综合变位系数之和为零，致使大螺旋角传动在节点区只有单齿对啮合。抗点蚀能力低，小螺旋角传动的强度较低，噪声较大。本发明采用分度锥综合变位和为负值的原理设计。节点区能有双齿对啮合，可以优化设计径向、切向变位系数组成新齿形供各种工作条件和不同损伤形式选用，在满足强度条件下，不仅传动平稳、噪声低，而且用现有的机床就能制造，极易推广。

Description

本发明是用于机械传动领域中，在相交的两回转轴之间传动的曲线齿锥齿轮副装置。

现有的世界各国工业用的曲线齿锥齿轮副，绝大多数用齿条形刀具加工，它们都是采用变位系数之和为零的原理来设计的。以西德Cyclo-Pallold-System    KN3028/ssue    No.2齿轮为例，它包括两种情况：

（1）当锥齿轮副齿数比为1时，采用无变位（x₁＝x₂＝0）设计;

（2）当锥齿轮副齿数比大于1时，常采用高变位（x₁+x₂＝0）设计。即采用变位系数之和皆为零的原理来设计，这种曲线齿锥齿轮副可称为“零”变位曲线齿锥齿轮副。这种曲线齿锥齿轮副被设计时，节锥角δ′与分度锥角δ重合，啮合角α′等于分度锥上的压力角α，以便保证锥齿轮副的两轴交角不改变。“零”变位设计存在小锥齿轮比滑大，较易磨损，小锥齿轮相对较弱等缺点。且当螺旋角βm小于30°时，不能实现双齿对啮合传动。造成平稳传动差，噪声较高。

本发明的目的是设计一种具有低噪声、平稳传动和高承载能力、且用各国现有的切齿设备就能制造出的新型曲线齿锥齿轮副。

本发明的解决方案是：采用负值综合变位分度锥原理设计制造新型曲线齿锥齿轮副，使其在端面当量齿轮副上的综合变位系数之和Xc为负值。

X_C＝X₁+X₂+0.5（X_t1+X_t2）ctgα＜0

式中X₁、X₂分别为小锥齿轮和大锥齿轮的径向变位系数，

X_t1、X_t2分别为小锥齿轮和大锥齿轮的切向变位系数，

α为当量齿数分度圆上压力角。

还要使节圆锥的啮合角α′小于分度锥上压力角α。同时，节锥角δ′不变，分锥角δ变大，变位后分锥和节锥分离，形成△δ＜0，但轴交角之和∑＝δ₁′+δ₂′仍保持不变。δ₁′为小锥齿轮节锥角，δ₂′为大锥齿轮节锥角。

锥角的变化△δ反映在端面当量齿轮上是：节圆不变，分度圆变化，这与传统的角度变位原理- 节圆变化，分度圆不变是截然相反。但仍保持共同的负传动特征：节圆半径rv′小于分度圆半径rv。

本发明新齿形的组成形式有两种：半径增大〔△r〕式或锥距内缩〔△R〕式。

图1为半径增大〔△r〕式;

图2为锥距内缩〔△R〕式;

图3为径向变位封闭图;

图4为切向变位封闭图。

本发明将从下列实施例的附图中更清楚地说明。

首先选定新齿形的组成形式。图1表示半径增大〔△r〕式，图2表示锥距内缩〔△R〕式：

r_v1为当量小齿轮分度圆半径。

r_v1′为当量小齿轮节圆半径。

r_v2为当量大齿轮分度圆半径。

r_v2′为当量大齿轮节圆半径。

δ₁为小锥齿轮分锥角。

δ₁′为小锥齿轮节锥角。

δ₂为大锥齿轮分锥角。

δ₂′为大锥齿轮节锥角。

a.为无变位中心距，a_v＝r_v1+r_v2。

a′.为实际中心距，a_v′＝r_v1′+r_v2′。

∑为两轴交角。

（1）〔△r〕（半径增大）式，当采用负值变位，即X_c＜0时，可增大分度圆半径r，并保持节圆半径r′不变，其半径差为△r＝r_v′-r_v＜0。相应地，节圆锥啮合角α′小于分度锥上压力角α。

invα′＝invα+2X_c（Z_v1+Z_v2）^-1·tgα

式中Z_v1为小锥齿轮当量齿数;

Z_v2为大锥齿轮当量齿数。

同时，分锥角δ′变大，节锥角δ′不变，δ′和δ的关系式为：

δ′-δ＝△δ＝arctg〔（1-Ka^-1）tgδ〕＜0

式中Ka为中心距变动比， $\mathrm{Ka\; =}\frac{\mathrm{av\; ＇}}{\mathrm{av}}=\frac{\mathrm{cosa}}{\mathrm{cosa＇}}$ <1

而轴交角之和∑＝δ₁′+δ₂′仍保持不变。

此时，当量齿轮副的实际中心距a_v′不变。

a_v′＝r_v1′+r_v2′。非变位中心距a_v＝r_v1+r_v2增大，则中心距之差为△a＝a_v′-a_v＜0，分度圆端面模数相应略有增大。

（2）〔△R〕（锥距内缩）式-是在半径增大〔△r〕式的基础上，将两对节锥和分度锥沿节锥公切面向内靠近锥顶0移动，其移动量为△R＝R′-R₀′。

△R＝△a·（tg△δ₁′+tg△δ₂′）^-1＜0

然后，在选定齿形组成形式的基础上，根据各种工作条件和不同轮齿损伤形式等要求，对四个独立的设计参数X₁、X₂、X_t1和X_t2进行优化设计。本发明啮合传动特性用图3、4表示：

图3为径向变位封闭图

η-等比滑曲线。

u-等滑动曲线。

y-等弯强曲线。

1-无根切界限。

2-无干涉界限。

3-小齿轮无尖顶界限。

4-端面重合度ε_α界限。

$\mathrm{\epsilon d\; \ge }\sqrt{\mathrm{4\; -\; \epsilon }{}^2{}_B}{\epsilon }_B\mathrm{－齿向重合度}$

图4为切向变位封闭图

y₁＝Ky₂为等寿命等弯强曲线

1-小锥齿轮无尖顶界限Sa₁＊＝0.25

2-大锥齿轮无尖顶界限Sa₂＊＝0.25

3-切向变位和为零界限X_t1+X_t2＝0

4-长齿高界限

σ＝-0.2～0.3为齿高变动系数

再由图3、4及图内一系列特性曲线可优选组成所需的低噪声、高承载能力齿形制应用方案。例如：

（1）双齿对传动优化设计ε_r＞2

（2）等寿命等弯强优化设计y₁＝Ky₂

（3）用X_t＞0来补偿由于X＜0引起的齿厚减薄问题。

（4）小啮合角啮合设计α′＜α

（5）根据不同轮齿损伤形式优选下列特征之一：

a.抗断齿能力的等弯强优化设计y_FS1≈y_FS2

b.抗胶合能力的等滑比优化设计ηi₁≈ηi₂

c.抗磨损能力的等寿命等磨损优化设计U₁≈U₂

d.抗点蚀能力的节点处双齿对啮合优化设计

新齿形强度计算的特点是用Z_B表示新齿形与传统齿形强度比系数

Z_B＝φ（X₁·X₂）＝0.5～0.8

本发明的切齿工艺特征是以齿条（直刃）刀具在分度锥上展成，其展成运动挂轮比，应按分锥角δ调整，安装锥距R按分度锥距计算。

在现有的加工“零”变位曲线齿锥齿轮的切齿设 备上就可制造出新齿形。

本发明的优点是独立的设计变量多（X₁、X₂、X_t1和X_t2），且具有多目标函数可优化设计满足低噪声、高承载能力、工作平稳的齿形制应用方案，以供各种工作条件和不同轮齿损伤形式选用。这是现有的曲线齿锥齿轮副不具备的。本发明可应用于汽车、机床、仪表等行业的各种精密传统装置中，可以使用现有的加工零变位曲线齿锥齿轮副的机床与刀具来制造，不需要另作设备工装，所以易于推广制造。

Claims (5)

1、分锥综合变位为负值的曲线齿锥齿轮副，采用综合变位原理，其特征是在端面当量齿轮副上的综合变位系数之和X_c为负值：

X_c=X₁+X₂+0.5(X_t1+X_t2)ctgα＜0

式中X₁、X₂分别为小锥齿轮和大锥齿轮的径向变位系数，

X_t1、X_t2分别为小锥齿轮和大锥齿轮的切向变位系数，

α为当量分度圆上压力角。

2、根据权利要求1所述的曲线齿锥齿轮副，其特征是在进行负值综合变位设计时，节圆锥的啮合角α′小于分度锥上压力角α

invα′＝invα+2X_c（Z_v1+Z_v2）^-1·tgα

式中Z_v1为小锥齿轮当量齿数;

Z_v2为大锥齿轮当量齿数。

同时，节锥角δ′不变，分锥角δ变大，δ′和δ的关系式为：

δ′-δ＝△δ＝arctg〔（1-Ka^-1）tgδ〕＜0

式中Ka为中心距变动比 $\mathrm{Ka\; =}\frac{\mathrm{av\; ＇}}{\mathrm{av}}=\frac{\mathrm{cosa}}{\mathrm{cosa＇}}$

变位后分锥与节锥分离，形成△δ＜0

轴交角之和∑＝δ₁′+δ₂′仍保持不变。

3、根据权利要求1或2所述的曲线齿锥齿轮副，其特征是齿形组成形式可选定半径增大〔△r〕式或锥距内缩〔△R〕式：

〔△r〕式-节圆半径rv′不变，分度圆半径r，增大，半径差为△r＝rv′-rv＜0。此时当量锥齿轮副的实际中心距av′不变，av′＝rv₁′+rv₂′。非变位中心距av＝rv₁+rv₂增大，则中心距之差为△a＝av′-av＜0，分度圆端面模数相应略有增大。

〔△R〕式-在〔△r〕式基础上将两对节锥和分度锥沿节锥公切面向内靠近锥顶0移动，其移动量为△＝R′-R₀′

△R＝△a（tg△δ₁′+tg△δ₂′）^-1＜0

4、根据权利要求1或2所述的曲线齿锥齿轮副，其特征是以齿条（直刃）刀具在分度锥上展成，其展成运动挂轮比按分锥角δ调整，安装锥距R按分度锥距计算的曲线齿锥齿轮副。

5、根据权利要求3所述的曲线齿锥齿轮副，其特征是以齿条（直刃）刀具在分度锥上展成，其展成运动挂轮比按分锥角δ调整，安装锥距R按分度锥距计算的曲线齿锥齿轮副。