RU2420677C1

RU2420677C1 - Gear

Info

Publication number: RU2420677C1
Application number: RU2010104688/11A
Authority: RU
Inventors: Александр Иванович Нечаев (RU); Александр Иванович Нечаев; Михаил Александрович Нечаев (RU); Михаил Александрович Нечаев; Анатолий Павлович Руденко (RU); Анатолий Павлович Руденко
Priority date: 2010-02-10
Filing date: 2010-02-10
Publication date: 2011-06-10

Abstract

FIELD: machine building.

SUBSTANCE: gear consists of several similar steps including pinion (a) and wheel (c) where each successive pinion (a) and each successive wheel (c) are set off relative to preceding ones for the same step τ=πD/z·n, where D is diametre of initial circumference of pinion (wheel), z is number of teeth of pinion (wheel), and n is number of steps of gear. Also, overlap ratio of gear teeth and number of its steps n is determined in accordance with dependency ε=ε_c=n≥1, where ε_c is overlap ratio of step teeth. An angular pitch between teeth of the gear is made within the range from 90° to 360°, where number of teeth on gear is 4, 3, 2 and 1 tooth correspondingly. Gear ratio of gear with one tooth on pinion is equal to number of teeth on a wheel of one step.

EFFECT: increased gear ratio, reduced dimensions and weight, and increased strength of teeth and efficiency of gear.

8 dwg

Description

Изобретение относится к области машиностроения и предназначено как для понижения, так и повышения частоты вращения рабочих органов машин и механизмов.The invention relates to the field of engineering and is intended both to lower and increase the frequency of rotation of the working bodies of machines and mechanisms.

Известно эксцентриково-циклоидальное зацепление зубьев зубчатых колес (В.В.Станковской, С.М.Казакявичюс, Т.А.Ремнева, В.М.Кузнецов, A.M.Бубенчиков, Н.Р.Щербаков «Новый вид зацепления колес с криволинейными зубьями»/Справочник. Инженерный журнал №9, 2008, с.34-39). Зацепление образовано винтовыми зубьями, причем меньшее колесо имеет один зуб, профиль которого в торцевом сечении представляет собой эксцентрично смещенную окружность. Профиль зуба большого колеса в торцевом сечении представляет собой циклоидальную кривую.Eccentric-cycloidal gearing of gear teeth is known (V.V. Stankovskoy, S.M.Kazakevichyus, T.A. Remneva, V.M. Kuznetsov, AMBubenchikov, N.R. Scherbakov "A new type of gearing of wheels with curved teeth" / Reference. Engineering Journal No. 9, 2008, p. 34-39). The engagement is formed by helical teeth, the smaller wheel having one tooth, the profile of which in the end section is an eccentrically displaced circle. The tooth profile of the large wheel in the end section is a cycloidal curve.

Недостатком известного зацепления является следующее: 1) неравномерность вращения ведомого вала колеса передачи; так как при взаимодействии профилей зубьев линия силы, действующей со стороны ведущего колеса на ведомое колесо, проходит под большим углом, который в процессе зацепления зубьев меняется по величине; 2) сложность изготовления колес зацепления.A disadvantage of the known engagement is the following: 1) uneven rotation of the driven shaft of the gear wheel; since during the interaction of tooth profiles, the line of force acting from the side of the drive wheel to the driven wheel passes at a large angle, which changes in magnitude during the engagement of the teeth; 2) the complexity of the manufacture of gear wheels.

Известна передача (RU №2241878 С, МПК F16H1/06), которая состоит из шестерни и колеса, набранных из нескольких одинаковых шестерен и нескольких одинаковых колес (ступеней). Причем каждая последующая шестерня и каждое последующее колесо смещены относительно предыдущих на один и тот же шаг τ=πD/z·n; где D - диаметр начальной окружности шестерни (колеса); z - число зубъев шестерни (колеса); n - число составных передач (ступеней). При этом коэффициент перекрытия зубьев ε передачи и число составных передач (ступеней) n устанавливаются в соответствии с зависимостью ε=ε_с·n≥1, где ε - коэффициент перекрытия зубьев ступени.Known transmission (RU No. 2241878 C, IPC F16H1 / 06), which consists of a gear and a wheel, recruited from several identical gears and several identical wheels (steps). Moreover, each subsequent gear and each subsequent wheel is shifted relative to the previous ones by the same step τ = πD / z · n; where D is the diameter of the initial circumference of the gear (wheel); z is the number of gear teeth (wheels); n is the number of composite gears (stages). In this case, the tooth overlap coefficient ε of the gear and the number of composite gears (steps) n are set in accordance with the dependence ε = ε _s · n≥1, where ε is the gear tooth overlap coefficient.

Установлено, что качество передачи зависит от числа зубьев на шестерне, и чем меньше число зубьев на шестерне, тем меньше масса и габариты передачи.It was found that the quality of the transmission depends on the number of teeth on the gear, and the smaller the number of teeth on the gear, the smaller the mass and dimensions of the transmission.

Недостаток известной передачи состоит в том, что на шестерне выполнены зубья с угловым шагом в диапазоне от 40° до 90°, т.е. на шестерне выполнено 9, 8, 7, 6, 5 и 4 зубьев (360°/40°=9; 360°/45°=8; 360°/51,4°=7; 360°/60°=6; 360°/72°=5; 360°/90°=4).A disadvantage of the known transmission is that the gears have teeth with an angular pitch in the range from 40 ° to 90 °, i.e. 9, 8, 7, 6, 5, and 4 teeth are made on the gear (360 ° / 40 ° = 9; 360 ° / 45 ° = 8; 360 ° / 51.4 ° = 7; 360 ° / 60 ° = 6; 360 ° / 72 ° = 5; 360 ° / 90 ° = 4).

Изобретение решает задачу повышения качественных показателей передачи: 1) увеличение передаточного отношения передачи; 2) уменьшение габаритов и массы передачи; 3) увеличение прочности зубьев; 4)повышение КПД.The invention solves the problem of improving the quality of transmission: 1) increase the gear ratio of the transmission; 2) reduction of the dimensions and mass of the transmission; 3) increase in tooth strength; 4) increase in efficiency.

Технический результат заключается в следующем 1) увеличение передаточного отношения зубчатой передачи; 2) уменьшение габаритов и массы передачи; 3) увеличение прочности зубьев; 4) увеличение КПД передачи, при этом угол зацепления зубьев может быть выполнен менее 20°.The technical result is as follows 1) increase the gear ratio of the gear; 2) reduction of the dimensions and mass of the transmission; 3) increase in tooth strength; 4) an increase in transmission efficiency, while the angle of engagement of the teeth can be made less than 20 °.

Для достижения указанного технического результата в зубчатой передаче, содержащей несколько одинаковых ступеней, включающих шестерню и колесо, где каждая последующая шестерня и каждое последующее колесо смещены относительно предыдущих на один и тот же шаг τ=πD/z·n, где D - диаметр начальной окружности шестерни (колеса); z - число зубьев шестерни (колеса); n - число ступеней зубчатой передачи, при этом коэффициент перекрытия зубчатой передачи ε и число составных передач n устанавливаются в соответствии с зависимостью ε=ε_c·n≥1, где ε_с - коэффициент перекрытия зубьев ступени, при этом угловой шаг между зубьями шестерни зубчатой передачи выполнен в диапазоне от 90° до 360°, т.е. на шестернях выполнено 4, 3, 2 и 1 зуб соответственно (360°/90°=4; 360°/120°=3; 360°/180°=2; 360°/360°=1).To achieve the specified technical result in a gear train containing several identical steps, including a gear and a wheel, where each subsequent gear and each subsequent wheel are shifted relative to the previous ones by the same step τ = πD / z · n, where D is the diameter of the initial circle gears (wheels); z is the number of gear teeth (wheels); n is the number of gear stages, while the gear overlap coefficient ε and the number of gears n are set in accordance with the dependence ε = ε _c · n≥1, where ε _c is the gear teeth overlap coefficient, while the angular pitch between the gear teeth transmission is made in the range from 90 ° to 360 °, i.e. 4, 3, 2 and 1 teeth are made on the gears, respectively (360 ° / 90 ° = 4; 360 ° / 120 ° = 3; 360 ° / 180 ° = 2; 360 ° / 360 ° = 1).

На шестернях и колесах используются три разновидности профилей зубьев: 1) на шестернях и колесах выполнены выпуклые профили зубьев эвольвентного зацепления; 2) на шестернях выполнены выпуклые поверхности, а на колесах - плоские поверхности, сопрягаемые с выпуклыми поверхностями по линии зацепления, представляющей собой часть «улитки Паскаля»; 3) на шестернях выполнены выпуклые поверхности, а на колесах - вогнутые поверхности (модификация профилей зубьев М.Л.Новикова). Для всех приведенных разновидностей профилей угол зацепления зубьев может быть меньше стандартного α_w<20°, а зубчатые колеса могут быть как с внутренним, так и с внешним зацеплением зубьев.Three types of tooth profiles are used on gears and wheels: 1) convex tooth profiles of involute engagement are made on gears and wheels; 2) convex surfaces are made on the gears, and flat surfaces are mated on wheels, mating with convex surfaces along the line of engagement, which is part of the “Pascal snail”; 3) convex surfaces are made on the gears, and concave surfaces are made on the wheels (modification of the tooth profiles of M.L. Novikov). For all these types of profiles, the tooth engagement angle can be less than the standard α _w <20 °, and the gears can be with either internal or external tooth engagement.

Установлено, что при последовательном уменьшении угла зацепления α_w<20° происходит также последовательное уменьшение длины практической линии зацепления, которой ограничивается большое число зубьев на шестерне передачи с коэффициентом перекрытия ε>1. Например, при угле зацепления α_w=10° число зубьев z₁=25; при угле зацепления α_w=8° число зубьев z₁=31; при угле зацепления α_w=6° число зубьев z₁=42. Использовать передачу с большим числом зубьев на шестерне нерационально, так как она имеет низкую изгибную прочность зубьев и большие габариты.It was found that with a successive decrease in the angle of engagement α _w <20 °, there is also a sequential decrease in the length of the practical line of engagement, which limits a large number of teeth on the gear wheel with an overlap coefficient ε> 1. For example, when the angle of engagement α _w = 10 °, the number of teeth z ₁ = 25; when the angle of engagement α _w = 8 °, the number of teeth z ₁ = 31; when the angle of engagement α _w = 6 °, the number of teeth z ₁ = 42. To use a gear with a large number of teeth on the gear is irrational, since it has a low bending strength of the teeth and large dimensions.

Поэтому предложенная передача содержит ступени, за счет которых определяется малое число зубьев на шестернях с увеличенным модулем.Therefore, the proposed transmission contains steps, due to which a small number of teeth on the gears with an increased module is determined.

Выполнение углового шага между зубьями шестерни каждой ступени в диапазоне от 90° до 360° позволяет увеличить (модуль зубьев) изгибную прочность зубьев зубчатой передачи. Для уменьшения силы дополнительных вредных сопротивлений трения уменьшена длина участков скольжения контактируемых профилей зубьев за счет уменьшения высоты эвольвентных зубьев шестерен и колес.The execution of the angular step between the gear teeth of each stage in the range from 90 ° to 360 ° allows you to increase (tooth module) the flexural strength of the gear teeth. To reduce the force of additional harmful frictional resistance, the length of the sliding sections of the contacted tooth profiles is reduced by reducing the height of the involute teeth of the gears and wheels.

Использование (вместо эвольвентных профилей зубьев) профилей зубьев передачи по SU №506714, в которой линией зацепления является «улитка Паскаля», позволяет увеличить КПД передачи, так как изменение параметра «улитки Паскаля» позволяет использовать угол давления профилей зубьев до 8°, что значительно уменьшает влияние сил трения.The use (instead of involute tooth profiles) of transmission tooth profiles according to SU No. 506714, in which the line of engagement is the "Pascal snail", allows to increase the transmission efficiency, since changing the parameter "Pascal snail" allows you to use the pressure angle of the tooth profiles to 8 °, which significantly reduces the effect of friction.

Выполнение на шестернях выпуклых профилей зубьев, а на колесах вогнутых (модификация профилей М.Л. Новикова) позволяет уменьшить контактные напряжения.Performing convex tooth profiles on gears and concave ones on wheels (modification of ML Novikov profiles) can reduce contact stresses.

На фиг.1 показана зубчатая передача, общий вид;Figure 1 shows a gear transmission, a General view;

на фиг.2 - сечение А-А на фиг.1;figure 2 is a section aa in figure 1;

на фиг.3 - условные развертки шестерен: а - для двух шестерен с шестью зубьями на шестерне, б - для трех шестерен с четырьмя зубьями на шестерне, в - для четырех шестерен с тремя зубьями на шестерне, г - для шести шестерен с двумя зубьями на шестерне, д - для четырех шестерен с одним зубом на шестерне, e - для шести шестерен с одним зубом на шестерне;figure 3 - conditional reamers of the gears: a - for two gears with six teeth on the gear, b - for three gears with four teeth on the gear, c - for four gears with three teeth on the gear, d - for six gears with two teeth on the gear, d - for four gears with one tooth on the gear, e - for six gears with one tooth on the gear;

на фиг.4 - зубчатая передача - с выпуклыми рабочими поверхностями на зубьях 3 и с вогнутыми или плоскими (прямолинейными) поверхностями на зубьях 4, общий вид;figure 4 - gear transmission with convex working surfaces on the teeth 3 and with concave or flat (rectilinear) surfaces on the teeth 4, General view;

на фиг.5 - сечение А-А на фиг.4.figure 5 - section aa in figure 4.

На фотографиях фиг.6-8 представлены:In the photographs of Fig.6-8 presents:

на фиг.6 - шестерня зубчатой передачи содержит четыре составные шестерни с одним зубом на шестерне под каждое колесо и четыре составных колеса с 10 зубьями на колесе. Передаточное отношение зубчатой передачи и=10;figure 6 - gear gear contains four compound gears with one tooth on the gear for each wheel and four composite wheels with 10 teeth on the wheel. Gear ratio of gear and = 10;

на фиг.7 - зубчатая передача, общий вид; составлена из четырех шестерен с одним зубом на шестерне под каждое колесо и из четырех колес с 10 зубьями на колесе; передаточное отношение зубчатой передачи и=10;figure 7 - gear, General view; composed of four gears with one tooth on the gear for each wheel and of four wheels with 10 teeth on the wheel; gear ratio gear = 10;

на фиг.8 - шестерня зубчатой передачи содержит шесть составных шестерен с одним зубом на шестерне под каждое колесо и шесть составных колес с 12 зубьями на колесе; передаточное отношение зубчатой передачи и=12.on Fig - gear gear contains six compound gears with one tooth on the gear for each wheel and six compound wheels with 12 teeth on the wheel; gear ratio gear = 12.

Зубчатая передача содержит, например, две ступени, первая ступень состоит из шестерни а и колеса с, вторая ступень - из шестерни b и колеса d (фиг.1 и 2), образуя зубчатую шестерню 1 и зубчатое колесо 2 передачи. Шестерни а, b и колеса с, d имеют зубья 3 и 4 и жестко соединены друг с другом с помощью, например, шпоночного 5 или шлицевого соединения. Причем каждая последующая шестерня b и каждое последующее колесо d смещены относительно предыдущих шестерни а и колеса с на один и тот же шаг τ=πD/z·n, где D - диаметр начальной окружности шестерни (колеса); z - число зубьев шестерни (колеса); n - число составных передач (ступеней).The gear train contains, for example, two stages, the first stage consists of gear a and gear c, the second stage consists of gear b and gear d (Figs. 1 and 2), forming gear gear 1 and gear gear 2. Gears a, b and wheels c, d have teeth 3 and 4 and are rigidly connected to each other using, for example, key 5 or spline connection. Moreover, each subsequent gear b and each subsequent gear wheel d are shifted relative to the previous gear a and gear c by the same step τ = πD / z · n, where D is the diameter of the initial circumference of the gear (wheel); z is the number of gear teeth (wheels); n is the number of composite gears (stages).

Прямолинейные зубья 3 ступенчатой шестерни 1 и прямолинейные зубья 4 ступенчатого колеса 2 зафиксированы на винтовых линиях левого и правого направлений.Rectilinear teeth 3 of gear 1 and rectilinear teeth 4 of gear 2 are fixed on helical lines of the left and right directions.

Контактные напряжения зависят от геометрии сопрягаемых поверхностей, которые выражаются тремя схемами: 1) выпуклость и выпуклость; 2) выпуклость и плоскость; 3) выпуклость и вогнутость.Contact stresses depend on the geometry of the mating surfaces, which are expressed by three schemes: 1) convexity and convexity; 2) convexity and plane; 3) convexity and concavity.

Вторая схема имеет меньшие контактные напряжения, чем первая, а третья схема - чем вторая.The second circuit has lower contact voltages than the first, and the third circuit than the second.

В зубчатых передачах контактные напряжения определяются по формулеIn gears, contact stresses are determined by the formula

где Е=2Е₁·E₂/(E₁+Е₂) - приведенный модуль упругости; E₁ и E₂- модули упругости материала шестерни и колеса; g - нормальная нагрузка на единицу длины контактной линии;where E = 2E ₁ · E ₂ / (E ₁ + E ₂ ) is the reduced modulus of elasticity; E ₁ and E ₂ are the elastic moduli of the material of the gear and wheel; g is the normal load per unit length of the contact line;

- приведенный радиус кривизны сопрягаемых поверхностей зубьев;

- reduced radius of curvature of the mating surfaces of the teeth;

ρ₁ и ρ₂ - радиусы кривизны рабочих поверхностей зубьев шестерни а и колеса с;ρ ₁ and ρ ₂ are the radii of curvature of the working surfaces of the teeth of the gear a and the wheel c;

знак "+" для третьей схемы; знак "-" для первой схемы.the + sign for the third pattern; the "-" sign for the first pattern.

Приведенный радиус кривизны для второй схемы:The reduced radius of curvature for the second scheme:

Из формулы (1) видно, что чем больше приведенный радиус кривизны, тем меньше контактные напряжения рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса.From formula (1) it can be seen that the larger the reduced radius of curvature, the lower the contact stresses of the working surfaces of the gear teeth of the gear and wheel.

Для решения задачи уменьшения контактных напряжений сопрягаемых рабочих поверхностей зубьев на шестернях а и b выполнены выпуклые рабочие поверхности, а на колесах c и d - плоские или вогнутые так, что для каждой точки контакта взаимоогибаемых поверхностей соблюдается основная теорема зацепления

, где

- вектор нормали к поверхностям сопряженных зубьев в точке контакта;

-вектор относительной скорости.To solve the problem of reducing the contact stresses of the mating working surfaces of the teeth, gears a and b have convex working surfaces, and on wheels c and d they are flat or concave so that for each contact point of mutually bent surfaces the basic gearing theorem is observed

where

is the normal vector to the surfaces of the mating teeth at the point of contact;

-vector of relative speed.

Во время работы зубья 3 шестерен а и b передают вращение на зубья 4 колес e и d. При этом зубья 3 и 4, противоположно расположенные в ступенях а и с, b и d, поочередно вступают в зацепление друг с другом. Передача вращательного движения осуществляется последовательно с первой ступени на вторую ступень и т.д., причем зацепление зубьев последующей ступени перекрывает зацепление зубьев предыдущей ступени, а зацепление зубьев последней ступени перекрывает зацепление зубьев первой ступени.During operation, the teeth 3 of the gears a and b transmit rotation to the teeth of the 4 wheels e and d. In this case, the teeth 3 and 4, oppositely located in the steps a and c, b and d, alternately engage with each other. Rotational motion is transmitted sequentially from the first stage to the second stage, etc., with the gearing of the teeth of the next stage overlapping the gearing of the teeth of the previous stage, and the gearing of the teeth of the last stage overlaps the gearing of the teeth of the first stage.

Рассмотренную передачу можно отнести к косозубой передаче, т.к. прямолинейные зубья предложенной передачи расположены на винтовых линиях левого и правого направлений на цилиндрических поверхностях шестерни и колеса.The transmission in question can be attributed to helical gearing, because the straight teeth of the proposed transmission are located on helical lines of the left and right directions on the cylindrical surfaces of the gear and wheel.

Данная передача не имеет осевых сил, на которые расходуется часть мощности, подведенной к ведущему валу в косозубой передаче.This transmission does not have axial forces, which consumes part of the power supplied to the drive shaft in a helical gear.

Claims

A gear transmission containing several stages, including a gear and a wheel, where each subsequent gear and each subsequent wheel is shifted relative to the previous ones by the same step τ = πD / z · n, where D is the diameter of the initial circumference of the gear (wheel), z - the number of gear teeth (gears), n is the number of gear stages, and the gear overlap coefficient ε and the number of gears n are set in accordance with the dependence ε = ε _c = n≥1, where ε _c is the gear teeth overlap coefficient, characterized in what's the angular pitch between s slaughter gears made in the range of 90-360 °, limiting the number of teeth on the gear 4, 3, 2, 1 tooth, respectively.