SU1096415A1

SU1096415A1 - Involute spur gearing

Info

Publication number: SU1096415A1
Application number: SU823545906A
Authority: SU
Inventors: Рафаил Борисович Иофис; Евгений Дмитриевич Ковалев; Виктор Эдуардович Климов; Сергей Абрамович Лагутин; Израиль Абрамович Левин; Дзарук Кеворкович Нор-Аревян; Виктор Борисович Сачко; Виталий Михайлович Смиллер
Original assignee: Ростовский Ордена Трудового Красного Знамени Государственный Университет; Производственное Объединение "Электростальтяжмаш"; Предприятие П/Я М-5423
Priority date: 1982-01-31
Filing date: 1982-01-31
Publication date: 1984-06-07

Abstract

ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЗВОЛЬВЕНТНАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, содержаща колеса,выполненные в несимметричными зубь ми и впадинг1ми, о т л и чающа с тем, что, с целью повышени ее нагрузочной способности путем увеличени изгибной прочности зубьев, высота головок зубьев каждого из колес различна на разных сторона:: зуба, лини вершины каждого зуба представл ет собой пр мую, нормальную к эвольвентному участку стороны зуба с большей высотой головки в верхней граничной точке, «ши участок эвольвенты основной окружности радиуса г., , определенный выражением О , 5 tnZ sinoC , m модуль J-, где 2 - число зубьев соответствую- Щ щего колеса; ci - делительный угол профил более нагруженной стороны со СПCYLINDRICAL VOLUNTARY GEAR TRANSFER, containing wheels made in asymmetrical teeth and tappings, about the fact that, in order to increase its load capacity by increasing the flexural strength of the teeth, the height of the heads of the teeth of each wheel is different on different sides: the tooth, the line of the apex of each tooth is a straight, normal to the involute part of the tooth with a greater height of the head at the upper boundary point, "this is the area of the involute of the main circle of radius r, defined by you Agen O 5 tnZ sinoC, m J- module where 2 - number of teeth corresponding to ut present wheel; ci - pitch angle profile of the more loaded side with SP

Description

Изобретение относитс к машиностроению и может быть использовано при проектировании зубчат лх передач с преимущественным направлением нагружени колес.The invention relates to mechanical engineering and can be used in the design of gears and gears with a predominant loading direction of the wheels.

Известны цилиндрические зубчатые эвольвентные передачи, у котор тх эвольвентные профили на разных сторонах зуба имеют различные основные окружности 1.Cylindrical gear involute gears are known, in which the involute profiles on different sides of the tooth have different main circles 1.

Примен такие передачи можно пр больших углах зацеплени (что повышает контактную прочность) повысить также коэффициент перекрыти , улучша динамические характеристики передачи.Using such gears, it is possible that large angles of engagement (which increases the contact strength) can also increase the overlap coefficient, improving the dynamic characteristics of the gear.

Недостатком данных передач вл е с то, что высота активного участка ножки к кривизна примыкающего к нему участка переходной кривой одинаковы на обеих сторонах зубьев, что в случае преимущественного нагружени одной из сторон зубьев приводит к уменьшению ширины опасного сечени зуба в районе галтели, неблагопри тному расположению опасной по изгибу нагрузки по отношению к галтели на сжатой стороне и снижению изгибной прочности передачиf которой и ограничиваетс область примнени несимметричных зацеплений.The disadvantage of these gears is that the height of the active leg area to the curvature of the adjacent transition curve is the same on both sides of the teeth, which, if one side of the teeth is predominantly loaded, reduces the width of the dangerous tooth cross section in the fillet region, an unfavorable location the flexural hazard in relation to the fillets on the compressed side and the reduction in the flexural strength of the transmission, which limits the area of asymmetrical links.

Наиболее близкой к предлагаемой по технической сущности и достигаемому эффекту вл етс цилиндрическа эзольвентна зубчата передача , содержаща колёса, выполнен ные с несимметричными зубь ми и впадинами Активные участки профилей зубьев выполнены по эвользен тамр а переходные кривые на обеих сторонах зубьев вл ютс эквидистантами удлиненных эвольвент, симметричными дл противоположных сторон зубьев 12.Closest to the proposed technical essence and the achieved effect is a cylindrical ezolvent gear, containing wheels made with asymmetrical teeth and valleys. The active parts of the tooth profiles are ewoven and the transition curves on both sides of the teeth are equidistant to long evolvent, symmetrical for opposite sides of the teeth 12.

Недостатком известной передачи вл етс ограниченна нагрузочна способность вследствие невысокой изгибной прочности зубьев.A disadvantage of the known transmission is the limited load capacity due to the low flexural strength of the teeth.

Цель изобретени - повышение Н 1грузочной способности путем увеличени изгибной прочности: зубьев , Указанна цель достигаетс тем, что в цилиндрической эвольвентной зубчатой передаче содержащей колеса ,, вьшолненные с нес даметричными зубь ми и впадинами, высота головок зубьев каждого из колес различна на разных сторонах зуба, лини вершины каждого зуба представл ет собой пр мую, нормальную к эвольвентному участку стороны, зуба с большей высотой головки в верхней граничной точке, или участок эвольвенты основной окружности радиуса . определенный выражениемThe purpose of the invention is to increase the loading capacity by increasing the flexural strength of the teeth. This goal is achieved by the fact that, in a cylindrical involute gear transmission of the containing wheel, performed with carried metric teeth and valleys, the height of the teeth heads of each of the wheels is different on different sides of the tooth, the top line of each tooth is a straight line normal to the involute part of the side, a tooth with a greater height of the head at the upper boundary point, or an involute section of the main radius circle. certain expression

г„ 0,5 mZ-sind f (1)g „0.5 mZ-sind f (1)

9Й9th

где m модуль;where m is the module;

Z - число- зубьев соответствующего колеса;Z is the number of teeth of the corresponding wheel;

е - делительный угол профил более нагруженной стороны зуба.e is the pitch angle of the profile of the more loaded side of the tooth.

На фиг, 1 изображена схема зацеплени пары зубчатых колес; на ; фиг,. 2 - схема зацеплени йубчатого колеса с производ щим колесом; на фиг,. 3 схема передачи в момент нагружеки .FIG. 1 is a diagram of the engagement of a pair of gears; on ; FIG. 2 is a diagram of the engagement of the gear with the production wheel; in fig. 3 transmission scheme at the time of loading.

Цилиндрическа зубчата передача (фиг,1) содержит колеса 1 и 2, активные участки З-б профилей зубьев которых выполкенн по эвольвентам, а переходные кривые 7-10 между этими участками - по эквидистантам удлиненных эвольвент, причем высота hg звольвентного активного участка ногки зуба и кривизна примыкающей к нему переходной кривой 8 на менее нагруженной стороне зуба с активным участком 3 каждого из колес 1 и 2 выполнены меньшими, а угол oife профил в точке d сопр жени активного и переходного участков выполнен большим соответствующих параметров дл более нагруженной стороны зуба (кривизны участка be и угла if профил )«The cylindrical gear transmission (FIG. 1) contains wheels 1 and 2, the active parts of the C-b profiles of the teeth of which are knocked out on the involutes, and the transition curves 7-10 between these sections - on the equidistants of the extended evolvent, and the height hg of the active part of the tooth and the curvature of the adjacent transition curve 8 on the less loaded side of the tooth with the active section 3 of each of the wheels 1 and 2 is smaller, and the angle oife of the profile at the d point of conjugation of the active and transition sections is greater than the corresponding parameters d more loaded side of the tooth (the portion of curvature and angle be if the profile) "

Если цилиндрическа зубчата передача имеет делительные углы d профил на обеих сторонах зуба,, выполненнЕлх равными между собой, то угол oi профил в точке d сопр жени активного участка профил и переходной кривой dc на менее нагруженной стороне зуба св зан с соотвествующим углом ci (ему соответствует точка, Ь) на более нагруженной стороне зуба зависимостьюIf the cylindrical gear transmission has dividing angles d of the profile on both sides of the tooth, is equal to each other, then the angle oi of the profile at point d of the conjugation of the active profile section and the transition curve dc on the less loaded side of the tooth is associated with the corresponding angle ci point, b) on the more loaded side of the tooth

tgdr tgoi + tg V / Z cos 2 i , (2)tgdr tgoi + tg V / Z cos 2 i, (2)

a разность uh высот he и hg эвольвентных активных участков ножек на двух сторонах зуба выполнена в соотзетстЕии с формулойa difference uh of he and hg heights of involute active leg sites on two sides of a tooth is made in accordance with the formula

ЛЬ 0,. 5 mZ(secd -secoLf ) , (3)LI 0 ,. 5 mZ (secd -secoLf), (3)

где m и Z - модуль и число зубьевwhere m and Z is the modulus and number of teeth

колеса.wheels.

Делительные углы профил на обеих сторонах зуба, а также углы o-f и ot профил определ ютс пересечением соответственных () радиусов делительн:ых окружностей ва противоположных сторонах зубьев и радиусов , на которых расположены точки bnd с соответствующг ми лини ми 11 и .12 зацеплени .The profile pitch angles on both sides of the tooth, as well as the o-f and ot profile angles, are determined by intersecting the respective () radii of the pitch divider: the circumference of the va opposite sides of the teeth and the radii on which the bnd points are located with the corresponding engagement lines 11 and .12.

Если в цилиндрической зубчатой пе60 редаче (фиг.2) переходные кривые ibс и cd зпадин колес, например колеса 1, выполнены по огибающим двух плавно переход щих одна в другую дуг окружностей соответственно кривы;к 55 Ьс и cd, то радиусы rf и г этих кри вых be и cd различаютс на величину ,, определ емую формулой dr d/2 cosysin (-ot), (4) где ,25 m (F-4tgoC) tgd (5) и у arctg (d-2r.sinot) tg 2ci т (6) промежуточные рас етные величины; (1-sin oi-) - радиус дуги окружности , профилирующей переходную кривую на более загруженной стороне зуба; Г - то же, на менее нагруженной стороне; S - радиальный зазор в передаче На фиг. 2 кривые be и cd принадлежат нормальному исходному контуру производ щего колеса 2. В цилиндрической зубчатой передаче (фиг.1) высота h головка зубьев каждого из колес на менее нагруженной стороне зуба выполнена меньше высоты h головки ни стороне, работающей при преимущественном- направлении нагружени . Это делает радиальный зазор в передаче более равномерным. В цилиндрической зубчатрй передаче линии ае ;фиг.1) вершин зубьев каждого из колес выполнены по эвольвентам основной окружности, радиус . которой определ етс выражением и). Это позвол ет производить обработку вершинной ленточки зуба по линии ае методом обкатки. В некоторых случа х (например при одновреме ной обработке вершинных ленточек всех зубьев) целесообразнее, чтобы линии вершин зубьев каждого из колес были выполнены по пр мым, нормальным к эвольтентному активному участку 4 более нагруженного профил , зуба колеса в его верхней граничной точке а. Зубчата передача (фиг. 3) работа ет следующим образом. Преимущественно нагруженными в п редаче, составленной из зубчатых колес 1 и 2, вл ютс стороны зубьев с участками 3 и 4 и менее нагруженными - стороны зубьев с участками 5 и 6 . При работе сторонами с участками 3 и 4Опасными по изгибной прочности вл ютс случаи на-. гружени , например, в верхней точке а стороны зуба с участком 4. Сравним изгибную прочность зуба колеса 2, показанного сплошной лини ей (предлагаема конструкци ) и пунктиром (известна конструкци ). Пусть стороны с участками 4 срав ниваемых зубьев конгруэнтны и нагру жены в точке а одной и той же нормальной силой Р, а стороны с участками 5 конгруэнтны на участке ed. Тогда ширина основани зуба kk бол ше ширины kko, выполненной в соотве ствии с прототипом. Нормальную силу Р можно разложить по двум направлени м по касательной к галтели на противоположной (сжатой) стсроие с участком 5 зуба и перпендикул рно -оси симметрии сторон зуба с участками 4 и 5 в районе делителы-:ого радиуса. Эта касательна соответствует линии действи силы Q дл предлагаемой конструкции и силы Q;, дл прототипа. Опасные составл ющие Р и Рд силы Р св заны (фиг.31 неравенством . Соответствующие составл ющие Оц и Q силы Р касаютс границы контура с участком 5 и поэтому вклада, в напр женное состо ние зуба на раст нутой стороне в точке k не внос т (они воспринимаютс всем ободом). Прот женность зацеплени , определ ема длиной линии зацеплени gf, дл сравниваемых вариантов не измен етс . Поэтому нагибна прочность предлагаемой конструкции зуба при нагружении со стороны с участком 4 выше. Сказанное справедливо и дл стороны с частком 3 колеса 1. Во всех случа х угол, составланный линией ае вершин зубьев со стороной с участком 4 зуба в точке а, не меньше , что устран ет опасность скопов на вершине зуба, а прот женность линии ае больше, чем у прототипа. Рассмотрим случай нагружени силами Р, причем /Р /г/Р/ (прототип ) , и PI (предлагаема конструкци ) соответственно в точках е и е. Из фиг. 3 видно, что опасные изгибающие силы РО и Р. св заны неравенством Р.,Р( однако плечи относительно опасных по изгибу точек kjj и k этих сил соответственно наход тс в обратнойзависимости . По высоте опасна точка k может быть смещена по отношению к kkо при нагружении со стороны с участком 5 зуба так же, как и силы на стороне зуба с участком 4 . Силы QJ Ир, касающиес галтели на стороне зуба с участком 4 существеЕшого вклада в напр женное состо ние галтели в точках kо Иk соответственно не внос т . При этом прот женность .еплени Iопределенна длиной лийки зацеплени , измен етс и ,, . Динамические показатели передачи на менее нагруженной стороне с участком 5 зуба ниже. Все сказанное об изгибной прочности стороны зуба с участком 4 распростран етс и на контактируюыую с ней сторону с участком 3 зуба колеса 1, а сторона с участком 6 имеет такие же прочностные показатели, как и сторона с участком 5If in a cylindrical gear transmission (Fig. 2), transition curves ibc and cd of wheel housings, for example wheel 1, are made along the envelopes of two circles smoothly passing one another into arcs of circles, respectively, to 55 bc and cd, then the radii rf and g of these the be and cd curves differ by a value defined by the formula dr d / 2 cosysin (-ot), (4) where, 25 m (F-4tgoC) tgd (5) and in arctg (d-2r.sinot) tg 2ci t (6) intermediate plant quantities; (1-sin oi-) is the radius of the circular arc profiling the transition curve on the more loaded side of the tooth; G - the same, on the less loaded side; S is the radial clearance in the transmission. FIG. 2, the curves be and cd belong to the normal initial contour of the production wheel 2. In the cylindrical gear train (Fig. 1), the height h of the teeth head of each of the wheels on the less loaded side of the tooth is less than the height h of the head or the side that operates with the preferred direction of loading. This makes the radial clearance in the transmission more uniform. In a cylindrical gear transmission line ae; Fig. 1) the tops of the teeth of each of the wheels are made according to the involutes of the main circle, radius. which is defined by the expression i). This allows the processing of the tooth tip tape along the line ae by the running-in method. In some cases (for example, when processing the vertex ribbons of all teeth simultaneously), it is more appropriate that the vertex lines of the teeth of each wheel are made along the straight, normal to the eV current section 4 of the more loaded profile, the wheel tooth at its upper boundary point a. Gear transmission (Fig. 3) works as follows. Predominantly loaded in a gear made up of gears 1 and 2 are the sides of the teeth with sections 3 and 4 and less loaded are the sides of the teeth with sections 5 and 6. When working with sides with sections 3 and 4, the cases on the curvature strength are: loading, for example, at the top of the side of the tooth with section 4. Let us compare the flexural strength of the tooth of wheel 2, shown by a solid line (proposed construction) and a dotted line (known construction). Let the sides with portions 4 of the compared teeth be congruent and loaded at a with the same normal force P, and the sides with portions 5 congruent in the plot ed. Then the width of the base of the tooth kk is greater than the width of kko, made in accordance with the prototype. The normal force P can be decomposed in two directions tangentially to the fillet on the opposite (compressed) structure with a 5 tooth section and perpendicular to the axis of symmetry of the tooth sides with 4 and 5 sections in the area of the divider: th radius. This tangent corresponds to the line of action of force Q for the proposed construction and force Q ;, for the prototype. The dangerous components P and Pd of force P are connected (Fig. 31 by the inequality. The corresponding components Ots and Q forces P relate to the boundary of the contour with section 5 and therefore no contribution is made to the stress state of the tooth on the extended side at point k (they are perceived by the whole rim.) The engagement length, determined by the engagement line length gf, does not change for the compared variants. Therefore, the bending strength of the proposed tooth design when loaded from the side with section 4 is higher. The same is true for the side with part 3 of the wheel 1 In all cases The angle made by the line ae of the tops of the teeth with a side with a section of 4 teeth at the point a is not less, which eliminates the danger of the osprey on the top of the tooth, and the length of the line ae is greater than that of the prototype. Р / г / Р / (prototype), and PI (proposed construction), respectively, at points e and e. From Fig. 3 it can be seen that the dangerous bending forces PO and P. are related by the inequality R., P (however, the shoulders are relatively dangerous the bending of the points kjj and k of these forces, respectively, are inversely related. The height of the dangerous point k can be shifted with respect to kkо when loaded from the side with a section of 5 teeth as well as the forces on the side of the tooth from section 4. The forces QJ Il relating to the fillets on the side of the tooth with section 4 of the essential contribution to the stress state fillets in the points ko Ik, respectively, are not made. In this case, the extent of the I I defined by the length of the mesh of the hooking changes and. Dynamic transfer performance on the less loaded side with a 5 tooth section below. Everything said about the flexural strength of the side of the tooth with section 4 extends to the side in contact with it with the section 3 of the teeth of the wheel 1, and the side with section 6 has the same strength characteristics as the side with section 5

Claims

CYLINDRICAL VOLUME GEAR GEAR, containing wheels made in asymmetrical teeth and cavities, characterized in that, in order to increase its load capacity by increasing the bending strength of the teeth, the height of the tooth heads of each wheel is different on different sides of the tooth, the apex line of each tooth represents a straight line normal to the involute portion of the tooth side with a higher head height at the upper boundary point, or the involute portion of the main circle of radius defined by the expression g _{9s (} = 0.5mZ sinoi, where m is the module; _s

2 - the number of teeth of the corresponding wheel;

¢ (, is the dividing angle of the profile of the more loaded side of the tooth.

!