CN105605196A - 高强度低振动低噪声斜齿轮传动机构 - Google Patents

Abstract

本发明涉及齿轮技术领域，尤其是一种高强度低振动低噪声斜齿轮传动机构。本发明提出在斜齿圆柱齿轮轮齿的两侧采用不同的压力角，并使相互啮合齿轮的压力角与模数分别不相等的设计理念。具体体现在：i）轮齿两侧齿廓曲面的压力角不等，即拥有啮合侧法面压力角和非啮合侧法面压力角；ii）相啮合斜齿轮一与斜齿轮二的压力角和模数也分别不相等，即 、、、、、；iii）齿轮在节点外啮合。本发明同时兼具双压力角非对称斜齿轮和节点外啮合斜齿轮传动的优点。相对于常规的节点外啮合斜齿圆柱轮传动，本发明具有提高承载能力、缩小体积、减轻重量、延长寿命等优点。相对于常规的双压力角非对称斜齿圆柱齿轮传动，本发明具有振动小、噪声低等优点。

Description

高强度低振动低噪声斜齿轮传动机构

技术领域

本发明涉及齿轮技术领域，尤其是一种高强度低振动低噪声斜齿轮传动机构。

背景技术

齿轮传动因功率大、效率高、寿命长等优点，而被广泛应用于国民经济的各个部门。其性能和质量的优劣最终影响到机器产品的质量高低，因此，为适应现代化大生产和科技的快速发展，要求齿轮传动的性能不断优化。尤其在近数十年以来，在齿轮的啮合理论、承载能力计算与试验、振动与噪声、新型齿轮传动等各方面，均有很大进展。

轮齿形状不仅影响到齿轮副的运动特性，还影响到齿轮副的动力特性。研究表明，增大压力角可提高塑料齿轮齿根抗疲劳强度。但如果同时增大齿轮两侧的压力角，将导致齿顶变薄，即轮齿的抗冲击性能将下降。本发明采取在轮齿两侧取不同压力角的方法从而既可提高轮齿的承载能力，又不影响轮齿的抗冲击性能。

齿轮传动时,啮合齿面间不可避免地存在着在啮合节点前后发生方向变化的摩擦力。摩擦力方向的改变是齿轮副振动的激振要素之一，将导致齿轮副振动的加剧。节点外啮合即啮合时不经过节点，从而可避免由于摩擦力方向的改变而导致的齿轮系统的振动。常规齿轮采用节点外啮合，主要通过选取不同的齿轮变位系数来达到。但是，由于工作条件的限制，很难选出合适的齿轮变位系数来达到节点外啮合的目的。采用非等模数非等压力角（即相互啮合齿轮的模数和压力角分别不等），则可以轻易获得节点外啮合的齿轮变位系数。

且查新资料表明：非等模数非等压力角非对称渐开线斜齿圆柱齿轮的内容未见任何文献报道。

发明内容

为了克服现有技术的不足，本发明根据齿轮节点外啮合的特点，结合双压力角非对称齿形的特性，提供了一种高强度低振动低噪声斜齿轮传动机构。

本发明解决其技术问题所采用的技术方案是：一种高强度低振动低噪声斜齿轮传动机构，其特征是，斜齿轮包括齿顶（1）、左侧齿面（4）、右侧齿面（5）及齿根（3），斜齿轮工作时，取压力角大的左侧齿面（4）为啮合侧，压力角小的右侧齿面（5）为非啮合侧,斜齿轮轮齿两侧齿廓曲面的压力角不等，啮合侧法面压力角为，非啮合侧法面压力角为；

该斜齿轮实现高强度低振动低噪声传动的步骤如下：

1）设斜齿轮一主动，斜齿轮二从动，并分别用脚标1、2表示其对应的参数；

2）取斜齿轮一、斜齿轮二的齿数、法面模数、端面模数、啮合面法面压力角、啮合面端面压力角、非啮合面法面压力角、非啮合面端面压力角、分度圆柱上的螺旋角分别为、；、；、；、；、；、；、；、。其中、符合传动比要求及满足不根切原则；、的取值大小参考齿轮手册选取或根据需要自定；、推荐值为；/和/的取值大小根据传动要求进行选取，且必须同时满足

、

3）取斜齿轮一和斜齿轮二的端面变位系数为、，其取值根据工作条件选择；

4）取斜齿轮一和斜齿轮二的啮合面端面齿顶高系数、非啮合面端面齿顶高系数、啮合面端面顶隙系数、非啮合面端面顶隙系数分别为、；、；、；、，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值大小与斜齿轮的端面模数和端面压力角有关；

5)取斜齿轮一和斜齿轮二啮合面端面的渐开线函数、齿轮传动啮合面端面啮合角的渐开线函数以及齿轮副啮合面端面的啮合角分别为、；、，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面变位系数和端面压力角有关；

6）取斜齿轮传动的端面实际中心距为，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数和端面压力角有关；

7）取斜齿轮一和斜齿轮二的啮合面端面齿顶高变动系数为、，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数、端面压力角和端面变位系数有关；

8）取斜齿轮一和斜齿轮二的啮合面端面齿顶高为、，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数、端面压力角、端面变位系数和啮合面端面齿顶高变动系数有关；

9）取斜齿轮一和斜齿轮二的端面分度圆半径、端面齿顶圆半径分别为、；、，其取值根据非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数、端面齿顶高系数及齿顶高变动系数等参数有关；

10）取斜齿轮一和斜齿轮二的啮合面端面齿顶圆压力角为、，其取值根据非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数、端面压力角、端面齿顶高系数等参数有关；

11）判断：当且时，为一般啮合情况，即节点前后啮合；当时，为节点前啮合；当时，为节点后啮合。

根据本发明的另一个实施例，进一步包括，所述斜齿轮一和斜齿轮二的压力角和模数也分别不相等，即 、、、、、。

根据本发明的另一个实施例，进一步包括，所述斜齿轮一和斜齿轮二在节点外啮合。

本发明的有益效果是：

（1）本发明相对于常规的节点外啮合斜齿圆柱齿轮，具有提高承载能力、缩小体积、减轻重量、延长寿命等优点；

（2）本发明相对于常规的双压力角非对称渐开线斜齿圆柱齿轮，具有振动小、噪声低等优点。

附图说明

下面结合附图和实施例对本发明进一步说明。

图1是斜齿轮传动型式。

图2是非对称斜齿轮齿形。

图3是节点两侧啮合（一般啮合情况）。

图4是节点前啮合（节点外啮合）。

图5是节点后啮合（节点外啮合）。

图中，1.齿顶圆；2.分度圆；3.齿根圆；4.左侧齿面；5.右侧齿面。

具体实施方式

下面结合附图对本发明做进一步说明。

如图1-5所示，本发明提出在斜齿轮轮齿的两侧采用不同的压力角，且相啮合斜齿轮的压力角和模数分别不等的设计理念。

实现步骤

1）设斜齿轮一主动，斜齿轮二从动，并分别用脚标1、2表示其对应的参数；

2）取斜齿轮一、斜齿轮二的齿数、法面模数、端面模数、啮合面法面压力角、啮合面端面压力角、非啮合面法面压力角、非啮合面端面压力角、分度圆柱上的螺旋角分别为、；、；、；、；、；、；、；、。其中、符合传动比要求及满足不根切原则；、的取值大小参考齿轮手册选取或根据需要自定；、推荐值为；/和/的取值大小根据传动要求进行选取，且必须同时满足

、、

；

3）取斜齿轮一和斜齿轮二的端面变位系数为、，其取值根据工作条件选择；

4）取斜齿轮一和斜齿轮二的啮合面端面齿顶高系数、非啮合面端面齿顶高系数、啮合面端面顶隙系数、非啮合面端面顶隙系数分别为、；、；、；、，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值大小与斜齿轮的端面模数和端面压力角有关；

5）取斜齿轮一和斜齿轮二啮合面端面的渐开线函数、齿轮传动啮合面端面啮合角的渐开线函数以及齿轮副啮合面端面的啮合角分别为、；、，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面变位系数和端面压力角有关；

6）取斜齿轮传动的端面实际中心距为，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数和端面压力角有关；

7）取斜齿轮一和斜齿轮二的啮合面端面齿顶高变动系数为、，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数、端面压力角和端面变位系数有关；

8）取斜齿轮一和斜齿轮二的啮合面端面齿顶高为、，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数、端面压力角、端面变位系数和啮合面端面齿顶高变动系数有关；

9）取斜齿轮一和斜齿轮二的端面分度圆半径、端面齿顶圆半径分别为、；、，其取值根据非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数、端面齿顶高系数及齿顶高变动系数等参数有关；

10）取斜齿轮一和斜齿轮二的啮合面端面齿顶圆压力角为、，其取值根据非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数、端面压力角、端面齿顶高系数等参数有关；

11）判断：当且时，为一般啮合情况，即节点前后啮合；当时，为节点前啮合；当时，为节点后啮合。

实施例

1）常规非对称齿形斜齿轮传动，一般啮合情况，即节点前后都啮合情况：

、、、、、、、、、、、、、、（rad）、（rad）、(rad)、、、、、、、、（rad）、（rad），

由于且所以节点前后都啮合。

2）非对称齿形斜齿轮节点前啮合传动：

、、、 、、、、、、、、、、、、、、、、、、、、（rad）、（rad）、（rad）、(rad)、、、）、、、、、、（rad）、（rad），

由于，所以为节点前啮合。

3）非对称齿形斜齿轮节点后啮合传动：

、、、、、、、、、、、、、、、、、、、、、、、、、（rad）、（rad）、（rad）、(rad)、、、、、、、、、、（rad）、（rad），

由于，所以为节点后啮合。

虽然本发明所采用的齿轮是双压力角非对称（简称非对称）渐开线斜齿轮，但是由于相互啮合斜齿轮的模数和压力角分别不相等，导致整个齿轮副变成了非等模数非等压力角非对称渐开线斜齿轮传动机构，从而实现了非对称斜齿轮节点外啮合传动。因此，本发明中双压力角非对称渐开线斜齿轮的设计和加工都与常规双压力角非对称渐开线斜齿轮迥然不同。

本发明基于非对称斜齿轮的结构特点，结合斜齿轮节点外啮合的特性，提出了高强度低振动低噪声斜齿轮的设计思路和计算步骤，并给出了算例。

本发明专利同时兼具双压力角非对称斜齿轮和节点外啮合斜齿轮传动的优点。相对于常规的节点外啮合斜齿圆柱齿轮传动，本发明具有提高承载能力、缩小体积、减轻重量、延长寿命等优点。相对于常规的双压力角非对称渐开线斜齿圆柱齿轮传动，本发明具有振动小、噪声低等优点。

由于齿轮传动广泛应用于家电、汽车、仪表等行业，市场前景广阔，本发明也具有巨大的社会和经济效益。

Claims (2)

1.一种高强度低振动低噪声斜齿轮传动机构，其特征是，斜齿轮包括齿顶（1）、左侧齿面（4）、右侧齿面（5）及齿根（3），斜齿轮工作时，取压力角大的左侧齿面（4）为啮合侧，压力角小的右侧齿面（5）为非啮合侧,斜齿轮轮齿两侧齿廓曲面的压力角不等，啮合侧法面压力角为，非啮合侧法面压力角为；

该斜齿轮实现高强度低振动低噪声传动的步骤如下：

1）设斜齿轮一主动，斜齿轮二从动，并分别用脚标1、2表示其对应的参数；

2）取斜齿轮一、斜齿轮二的齿数、法面模数、端面模数、啮合面法面压力角、啮合面端面压力角、非啮合面法面压力角、非啮合面端面压力角、分度圆柱上的螺旋角分别为、；、；、；、；、；、；、；、；

其中、符合传动比要求及满足不根切原则；、的取值大小参考齿轮手册选取或根据需要自定；、推荐值为；/和/的取值大小根据传动要求进行选取，且必须同时满足

、

3）取斜齿轮一和斜齿轮二的端面变位系数为、，其取值根据工作条件选择；

4）取斜齿轮一和斜齿轮二的啮合面端面齿顶高系数、非啮合面端面齿顶高系数、啮合面端面顶隙系数、非啮合面端面顶隙系数分别为、；、；、；、，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值大小与斜齿轮的端面模数和端面压力角有关；

5)取斜齿轮一和斜齿轮二啮合面端面的渐开线函数、齿轮传动啮合面端面啮合角的渐开线函数以及齿轮副啮合面端面的啮合角分别为、；、，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面变位系数和端面压力角有关；

6）取斜齿轮传动的端面实际中心距为，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数和端面压力角有关；

7）取斜齿轮一和斜齿轮二的啮合面端面齿顶高变动系数为、，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数、端面压力角和端面变位系数有关；

8）取斜齿轮一和斜齿轮二的啮合面端面齿顶高为、，其取值根据节点外斜齿轮啮合特性及非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数、端面压力角、端面变位系数和啮合面端面齿顶高变动系数有关；

9）取斜齿轮一和斜齿轮二的端面分度圆半径、端面齿顶圆半径分别为、；、，其取值根据非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数、端面齿顶高系数及齿顶高变动系数等参数有关；

10）取斜齿轮一和斜齿轮二的啮合面端面齿顶圆压力角为、，其取值根据非对称斜齿轮结构特点来确定，具体数值与斜齿轮的齿数、端面模数、端面压力角、端面齿顶高系数等参数有关；

11）判断：当且时，为一般啮合情况，即节点前后啮合；当时，为节点前啮合；当时，为节点后啮合。

2.根据权利要求1所述的高强度低振动低噪声斜齿轮传动机构，其特征是，所述斜齿轮一和斜齿轮二的压力角和模数也分别不相等，即 、、、、、。