CN107830115A - 一种高强度低噪声点线啮合直齿轮副 - Google Patents

Abstract

本发明属于直齿轮设计技术领域，具体而言，涉及一种高强度低噪声点线啮合直齿轮副，包括相互啮合的第一直齿轮和第二直齿轮；取第一直齿轮、第二直齿轮的齿数、模数、压力角、齿顶圆压力角、齿轮副的啮合角分别为z₁、z₂；m₁、m₂；α₁、α₂；α_α1、α_α2、α'；其中z₁、z₂符合传动比要求及方便加工原则；m₁、m₂的取值大小参考直齿轮手册选取或根据需要自定；α₁、α₂的取值大小根据传动要求进行选取，且满足如下关系：A)当z₁<z₂时，α₁>α₂>20°，m₁>m₂；B)当z₁>z₂时，α₂>α₁>20°，m₂>m₁。当α_α1<α'时，为节点外啮合中的节点前啮合；当α_α2<α'时，为节点外啮合中的节点后啮合。本发明提供的直齿轮副，具有承载能力大、振动小、噪声低、强度大、寿命长等优点。

Description

一种高强度低噪声点线啮合直齿轮副

技术领域

本发明属于直齿轮设计技术领域，具体而言，涉及一种高强度低噪声点线啮合直齿轮副。

背景技术

直齿轮传动因功率大、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，要求直齿轮传动的性能不断优化。尤其在近数十年以来，在直齿轮的啮合理论、承载能力计算与试验、振动与噪声、新型直齿轮传动等各方面，均有很大进展。

点线啮合直齿轮是一种新型的直齿轮，即相互啮合的一对直齿轮副，其齿高的一半为渐开线凸齿廓，另一半为过渡曲线的凹齿廓。直齿轮副啮合传动时，当其中一个直齿轮的渐开线齿廓与配对直齿轮的过渡曲线齿廓相啮合时形成点接触；当其中一个直齿轮的渐开线齿廓与配对直齿轮的渐开线齿廓相啮合时形成线接触。点线啮合直齿轮具有承载能力大、寿命长等优点。

但在直齿轮传动时，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直齿轮副振动的激振要素之一，将导致直齿轮副振动的加剧。不仅使直齿轮副的工作噪音变大，也让其使用寿命大幅缩短。

发明内容

为解决现有技术存在的上述缺陷，本发明提供了一种高强度低噪声点线啮合直齿轮副。

本发明的技术方案如下：

本发明提供了一种高强度低噪声点线啮合直齿轮副，包括相互啮合的第一直齿轮和第二直齿轮。

具体的，该点线啮合直齿轮副的设计步骤如下：

1)设第一直齿轮主动，第二直齿轮从动，并分别用脚标1、2表示其对应的参数；

2)取第一直齿轮、第二直齿轮的齿数、模数、压力角分别为z₁、z₂；m₁、m₂；α₁、α₂；

其中z₁、z₂符合传动比要求及方便加工原则；m₁、m₂的取值大小参考直齿轮手册选取或根据需要自定；α₁、α₂的取值大小根据传动要求进行选取，且满足如下关系：A)当z₁<z₂时，α₁>α₂>20°，m₁>m₂；B)当z₁>z₂时，α₂>α₁>20°，m₂>m₁；

3)取第一直齿轮、第二直齿轮的变位系数分别为x₁、x₂，其取值根据设计要求选择；

4)取第一直齿轮、第二直齿轮的齿顶高系数、顶隙系数分别为 其取值根据直齿轮节点外啮合特性及点线啮合直齿轮结构特点来确定；

5)取第一直齿轮、第二直齿轮的渐开线函数、直齿轮传动啮合角的渐开线函数以及直齿轮副的啮合角分别为θ₁、θ₂；θ_α'、α'，其取值根据直齿轮节点外啮合特性及点线啮合直齿轮结构特点来确定，具体数值与直齿轮的齿数、变位系数和压力角有关；

6)取直齿轮传动的实际中心距为a，其取值根据直齿轮节点外啮合特性及点线啮合直齿轮结构特点来确定，或根据工程实际需要来确定，具体数值与直齿轮的齿数、模数和压力角有关；

7)取第一直齿轮、第二直齿轮的分度圆半径、齿顶圆半径分别为r₁、r₂；r_a1、r_a2，其取值根据点线啮合直齿轮结构特点来确定，具体数值与直齿轮的齿数、模数、齿顶高系数等参数有关；

8)取第一直齿轮、第二直齿轮的齿顶圆压力角为α_α1、α_α2，其取值根据点线啮合直齿轮结构特点来确定，具体数值与直齿轮的齿数、模数、压力角、齿顶高系数等参数有关；

9)判断：当α_α1>α'且α_α2>α'时，为一般啮合情况，即节点前后都啮合；当α_α1<α'时，为节点外啮合中的节点前啮合；当α_α2<α'时，为节点外啮合中的节点后啮合。

在本发明提供的实施例中，当第一直齿轮的渐开线齿廓与第二直齿轮的过渡曲线齿廓相啮合，或第一直齿轮的过渡曲线齿廓与第二直齿轮的渐开线齿廓相啮合时，形成双点接触；当第一直齿轮的渐开线齿廓与第二直齿轮的渐开线齿廓相啮合时形成线接触。

有益效果：本发明提供的高强度低噪音点线啮合直齿轮副，同时兼具点线啮合直齿轮及直齿轮节点外啮合传动的优点，相对于常规的点线啮合直齿轮传动，本发明具有承载能力大、振动小、噪声低等优点；相对于常规的直齿轮节点外啮合传动，本发明又具有强度大、寿命长等优点。

附图说明

为了更清楚地说明本发明实施方式的技术方案，下面将对实施方式中所需要使用的附图作简单地介绍，应当理解，以下附图仅示出了本发明的某些实施例，因此不应被看作是对范围的限定，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据这些附图获得其他相关的附图。

图1本发明提供的高强度低噪声点线啮合直齿轮副传动示意图；

图2本发明提供的点线啮合直齿轮副节点两侧啮合(一般啮合情况)过程示意图；

图3本发明提供的点线啮合直齿轮副节点前啮合(节点外啮合)过程示意图；

图4本发明提供的点线啮合直齿轮副节点后啮合(节点外啮合)过程示意图。

图中所示：1-第一直齿轮；2-第二直齿轮。

具体实施方式

下面结合附图和实施例对本发明进一步说明。

为使本发明实施方式的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合本发明实施方式中的附图，对本发明实施方式中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施方式是本发明一部分实施方式，而不是全部的实施方式。因此，以下对在附图中提供的本发明的实施方式的详细描述并非旨在限制要求保护的本发明的范围，而是仅仅表示本发明的选定实施方式。基于本发明中的实施方式，本领域普通技术人员在没有作出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施方式，都属于本发明保护的范围。

本发明提供了一种高强度低噪声点线啮合直齿轮副，包括相互啮合的第一直齿轮和第二直齿轮。

具体的，该点线啮合直齿轮副的设计步骤如下：

1)设第一直齿轮主动，第二直齿轮从动，并分别用脚标1、2表示其对应的参数；

2)取第一直齿轮、第二直齿轮的齿数、模数、压力角分别为z₁、z₂；m₁、m₂；α₁、α₂；

其中z₁、z₂符合传动比要求及方便加工原则；m₁、m₂的取值大小参考直齿轮手册选取或根据需要自定；α₁、α₂的取值大小根据传动要求进行选取，且满足如下关系：A)当z₁<z₂时，α₁>α₂>20°，m₁>m₂；B)当z₁>z₂时，α₂>α₁>20°，m₂>m₁；C)节点外啮合；

3)取第一直齿轮、第二直齿轮的变位系数分别为x₁、x₂，其取值根据设计要求选择；

4)取第一直齿轮、第二直齿轮的齿顶高系数、顶隙系数分别为 其取值根据直齿轮节点外啮合特性及点线啮合直齿轮结构特点来确定；

5)取第一直齿轮、第二直齿轮的渐开线函数、直齿轮传动啮合角的渐开线函数以及直齿轮副的啮合角分别为θ₁、θ₂；θ_α'、α'，其取值根据直齿轮节点外啮合特性及点线啮合直齿轮结构特点来确定，具体数值与直齿轮的齿数、变位系数和压力角有关；

6)取直齿轮传动的实际中心距为a，其取值根据直齿轮节点外啮合特性及点线啮合直齿轮结构特点来确定，或根据工程实际需要来确定，具体数值与直齿轮的齿数、模数和压力角有关；

7)取第一直齿轮、第二直齿轮的分度圆半径、齿顶圆半径分别为r₁、r₂；r_a1、r_a2，其取值根据点线啮合直齿轮结构特点来确定，具体数值与直齿轮的齿数、模数、齿顶高系数等参数有关；

8)取第一直齿轮、第二直齿轮的齿顶圆压力角为α_α1、α_α2，其取值根据点线啮合直齿轮结构特点来确定，具体数值与直齿轮的齿数、模数、压力角、齿顶高系数等参数有关；

9)判断：当α_α1>α'且α_α2>α'时，为一般啮合情况，即节点前后都啮合；当α_α1<α'时，为节点外啮合中的节点前啮合；当α_α2<α'时，为节点外啮合中的节点后啮合。

在本发明提供的实施例中，当第一直齿轮的渐开线齿廓与第二直齿轮的过渡曲线齿廓相啮合，或第一直齿轮的过渡曲线齿廓与第二直齿轮的渐开线齿廓相啮合时，形成双点接触；当第一直齿轮的渐开线齿廓与第二直齿轮的渐开线齿廓相啮合时形成线接触。

实施例：

本实施例提供了一种高强度低噪声点线啮合直齿轮副，包括相互啮合的第一直齿轮1和第二直齿轮2。

根据上述直齿轮副的设计步骤，优选了设计参数，此外也给出了常规直齿轮副的设计参数，上述各设计参数具体数值优选结果如下所示：

1)如图2所示，常规点线啮合直齿轮副，也为一般啮合情况，即节点前后都啮合情况，其设计参数优选如下：

z₁＝15、z₂＝86、m₁＝6mm、m₂＝6mm、α₁＝20°、α₂＝20°、x₁＝0.4125、x₂＝-0.8931、θ₁＝0.0149rad、θ₂＝0.0149rad、θ_α'＝0.0114rad、α'＝0.3205rad，a＝300mm、r₁＝45mm、r₂＝258mm、r_a1＝53.359mm、r_a2＝258.4mm、α_α1＝0.6559rad、α_α2＝0.3533rad。

由于α_α1>α'且α_α2>α'，为一般啮合情况，即节点前后都啮合。

2)如图3所示，高强度低噪声点线啮合直齿轮副，节点前啮合传动，其设计参数优选如下：

z₁＝86、z₂＝15、m₁＝5.733mm、m₂＝6mm、α₁＝25°、α₂＝30°、x₁＝-1.4774、x₂＝0.985、θ₁＝0.03rad、θ₂＝0.0538rad、θ_α'＝0.031rad、α'＝0.4416rad、a＝290.25mm、r₁＝246.53mm、r₂＝45mm、r_a1＝244.12mm、r_a2＝66.487mm、α_α1＝0.4146rad、α_α2＝0.9445rad。

由于α_α1<α'，为节点外啮合中的节点前啮合。

3)如图4所示，高强度低噪声点线啮合直齿轮副，节点后啮合传动，其设计参数优选如下：

z₁＝15、z₂＝86、m₁＝6mm、m₂＝5.4879mm、α₁＝32°、α₂＝22°、x₁＝0.0995、x₂＝-1.488、θ₁＝0.0664rad、θ₂＝0.02rad、θ_α'＝0.0273rad、α'＝0.4238rad、a＝281.9mm、r₁＝45mm、r₂＝236.98mm、r_a1＝57.441mm、r_a2＝237.72mm、α_α1＝0.8442rad、α_α2＝0.4017rad。

由于α_α2<α'，为节点外啮合中的节点后啮合。

本实施例提供的高强度低噪声点线啮合直齿轮副的有益效果为：本发明提供的高强度低噪音点线啮合直齿轮副，同时兼具点线啮合直齿轮及直齿轮节点外啮合传动的优点，相对于常规的点线啮合直齿轮传动，本发明具有承载能力大、振动小、噪声低等优点；相对于常规的直齿轮节点外啮合传动，本发明又具有强度大、寿命长等优点。

以上所述，并非对本发明作任何形式上的限制，虽然本发明已以较佳实施例揭露如上，然而并非用以限定本发明，任何熟悉本专业的技术人员，在不脱离本发明技术方案范围内，当可利用上述揭示的技术内容作出些许修饰为等同变化的等效实施例，但凡是未脱离本发明技术方案的内容，依据本发明的技术实质对以上实施例所作的任何简单修改、等同变化与修饰，均仍属于本发明技术方案的范围内。

Claims (2)

1.一种高强度低噪声点线啮合直齿轮副，其特征在于，包括相互啮合的第一直齿轮和第二直齿轮；

所述点线啮合直齿轮副的设计步骤如下：

1)设第一直齿轮主动，第二直齿轮从动，并分别用脚标1、2表示其对应的参数；

2)取第一直齿轮、第二直齿轮的齿数、模数、压力角分别为z₁、z₂；m₁、m₂；α₁、α₂；

其中z₁、z₂符合传动比要求及方便加工原则；m₁、m₂的取值大小参考齿轮手册选取或根据需要自定；α₁、α₂的取值大小根据传动要求进行选取，且满足如下关系：A)当z₁<z₂时，α₁>α₂>20°，m₁>m₂；B)当z₁>z₂时，α₂>α₁>20°，m₂>m₁；

3)取第一直齿轮、第二直齿轮的变位系数分别为x₁、x₂，其取值根据设计要求选择；

4)取第一直齿轮、第二直齿轮的齿顶高系数、顶隙系数分别为 其取值根据直齿轮节点外啮合特性及点线啮合直齿轮结构特点来确定；

5)取第一直齿轮、第二直齿轮的渐开线函数、直齿轮传动啮合角的渐开线函数以及直齿轮副的啮合角分别为θ₁、θ₂；θ_α'、α'，其取值根据直齿轮节点外啮合特性及点线啮合直齿轮结构特点来确定，具体数值与直齿轮的齿数、变位系数和压力角有关；

6)取直齿轮传动的实际中心距为a，其取值根据直齿轮节点外啮合特性及点线啮合直齿轮结构特点来确定或根据工程实际需要来确定，具体数值与直齿轮的齿数、模数和压力角有关；

7)取第一直齿轮、第二直齿轮的分度圆半径、齿顶圆半径分别为r₁、r₂；r_a1、r_a2，其取值根据点线啮合直齿轮结构特点来确定，具体数值与直齿轮的齿数、模数、齿顶高系数等参数有关；

8)取第一直齿轮、第二直齿轮的齿顶圆压力角为α_α1、α_α2，其取值根据点线啮合直齿轮结构特点来确定，具体数值与直齿轮的齿数、模数、压力角、齿顶高系数等参数有关；

9)判断：当α_α1>α'且α_α2>α'时，为一般啮合情况，即节点前后都啮合；当α_α1<α'时，为节点外啮合中的节点前啮合；当α_α2<α'时，为节点外啮合中的节点后啮合。

2.根据权利要求1所述的高强度低噪声点线啮合直齿轮副，其特征在于，当第一直齿轮的渐开线齿廓与第二直齿轮的过渡曲线齿廓相啮合，或第一直齿轮的过渡曲线齿廓与第二直齿轮的渐开线齿廓相啮合时，形成双点接触；当第一直齿轮的渐开线齿廓与第二直齿轮的渐开线齿廓相啮合时形成线接触。