UA78841C2 - Lykhovyd gear - Google Patents

Description

Опис винаходу

Винахід відноситься до галузі машинобудування, а саме - до планетарних передач внутрішнього 2 багатопарного зачеплення, що складаються з зовнішнього та внутрішнього коліс з паралельними осями і може бути використана в приводах машин, агрегатів та механізмів для передачі силового навантаження з підвищеним крутним моментом і зниженим рівнем шумів.

Відомий ексцентриковий планетарний редуктор, що містить зовнішні колеса з внутрішніми зубами і взаємодіючі з ними внутрішні колеса з зовнішніми зубами. Зовнішні колеса і внутрішні колеса мають малу 70 різницю чисел зубів (менше 6), а їхнє зачеплення відбувається в серпоподібній області перекриття зубів по кривій, розташованій по один бік від прямої, що проходить через центри колеса і відповідного сателіта, (патент США Мо5505668, М. Кл. Е16НІ1/32 від 9.04.1996р.). Така конструкція дозволяє виготовляти зубчаті передачі багатопарного зачеплення з довільним модулем і евольвентним профілем зубів. При обертанні коліс такої передачі евольвентна поверхня зубів сателіта котиться по евольвентній поверхні зубів зовнішнього колеса. 19 Характерною особливістю ексцентрикового редуктора багатопарного зачеплення є мала різниця числа зубів сателіта та зовнішнього колеса. Коефіцієнт перекриття такої зубчатої передачі залежить в великій мірі від різниці числа зубів колеса та сателіта. Так в описі (патенту США Мо5505668) вказано, що при різниці числа зубів, що становить 2, коефіцієнт перекриття досягає 6.7, але вже при різниці числа зубів, що становить 6, коефіцієнт перекриття зменшується до величини 1.98, що відповідно зменшує навантажувальну спроможність такого редуктора.

Недоліком вказаної передачі також є видовжена форма зубів, висота яких в 1.3 - 1.6 рази більша за їх товщину. Навантажувальна здатність такої передачі обмежена міцністю на згин зуба, що є крайнім в секторі зачеплення. При навантаженнях такий зуб працює як балка, жорстко закріплена одним кінцем. При цьому основа зуба є місцем, де виникають найбільші напруження згину, що спричиняють появу тріщин в основі зуба, які з с 22 дасом можуть привести до його поломки. Го)

Відома також прямозуба планетарна передача, що містить зовнішнє колесо з внутрішніми зубами синусоїдального профілю і внутрішнє колесо з зовнішніми зубами синусоїдального профілю. Зовнішнє колесо і внутрішнє колесо мають малу різницю чисел зубів (менше одної третини числа зубів зовнішнього колеса), а їхнє зачеплення відбувається в одній точці, що знаходиться на початковому колі зовнішнього колеса і співпадає з - точками перегину синусоїдальних профілів зубів (публікація РСТ Мо МУО 98/038041. «І

При обертанні коліс такої передачі поверхня з синусоїдальним профілем зубів внутрішнього колеса котиться по поверхні зубів з синусоїдальним профілем зовнішнього колеса в дуже малому кутовому секторі, в результаті со чого коефіцієнт перекриття передачі становить не більше 0.5. с

При використанні прямозубих планетарних передач синусоїдального профілю виникають значні шуми в 3о процесі роботи, зумовлені малим коефіцієнтом перекриття, що призводить до нерівномірності обертання в веденого колеса та до швидкого зношування таких зубчатих коліс, що є наслідком мікроударів контактних поверхонь зубів при нерівномірному рухові зубів веденого колеса по колу.

Щоб збільшити коефіцієнт перекриття такої передачі і, відповідно, зменшити рівень шумів та збільшити « передаваний крутний момент, необхідно зуби виконувати гвинтовими, що значно ускладнює технологічний З 70 процес виготовлення таких передач. с Найбільш близьким по технічній сутності до пропонованого рішення є зубчаста дрібномодульна передача

Із» внутрішнього багатопарного зачеплення |патент України Мо8058 від 26.12.1995р, кл. Е16Н1/10), що складається із жорстких внутрішнього і зовнішнього зубчатих коліс з малою різницею чисел зубів, осі яких є паралельними один одному, а вісь внутрішнього зубчатого колеса зміщена в площині зачеплення відносно свого номінального 49 положення на величину А, що визначається із співвідношення: А-К"Еж|, де: Е- величина розрахункової і міжосьової відстані; К - -0.50--0.99 - експериментальне визначений коефіцієнт зміщення осі внутрішнього о зубчатого колеса відносно його номінального положення; ЇЇ - величина сумарних незалежних випадкових величин люфтів передачі. бо Щоб забезпечити зачеплення зубів коліс в трьох точках і більше, кількість зубів внутрішнього колеса такої ї» 20 передачі повинна бути не меншою за третину кількості зубів зовнішнього колеса. Вказана передача передбачає наявність в секторі багатопарного зачеплення великого числа дрібно-модульних зубів евольвентного профілю. та Така конструкція зубчатої передачі має суттьєвий недолік, який полягає в тому, що при виготовленні передачі потрібно використовувати прецезійні станки, що нарізають зуби з модулем 0.5 мм і менше при відносно великому числі зубів (300 і більше). 29 Неможливість забезпечити коефіцієнт перекриття більше 1.9 при великій різниці числа зубів зовнішнього та

ГФ) внутрішнього коліс звужує функціональні можливісті використання такої передачі тільки рамками ексцентрицкових (кривошипних) редукторів. о Метою пропонованого винаходу є збільшення коефіцієнта перекриття зубів і навантажувальної спроможності передачі, зменшення рівня шумів при роботі передачі, в тому числі, при наявності великої різниці числа зубів 60 внутрішнього та зовнішнього зубчатих коліс.

Поставлена задача вдосконалення зубчатої передачі внутрішнього багатопарного зачеплення, що складається із жорстких внутрішнього і зовнішнього зубчатих коліс, осі яких є паралельними одне одному, а вісь внутрішнього зубчатого колеса зміщена в площині зачеплення відносно свого номінального положення на величину А, що визначається із співвідношення бо полягає в тому, що різниця чисел зубів зовнішнього і внутрішнього коліс більша половини кількості зубів зовнішнього колеса

Крім того, висота зубів зовнішнього колеса п передачі визначається із співвідношення: й «- 1.бт, де - т - модуль передачі.

Сутність винаходу пояснюється кресленнями, де на Фіг. 1 зображено профілі зовнішніх та внутрішніх зубів відповідно внутрішнього та зовнішнього зубчатих коліс.

На Фіг. 2 зображено пропоновану зубчату передачу багатопарного зачеплення.

На Фіг. 3 зображено зубчату передачу в складі планетарного редуктора, де зовнішнє колесо оснащено зубами, профіль яких є евольвентою. 70 На Фіг. 4 зображено фрагмент тієї ж самої зубчатої передачі, що і на Фіг. З в збілошеному масштабі в відповідності до пропонованого рішення.

На Фіг. 5 зображено збільшений фрагмент зубчатої передачі, в відповідності до пропонованого рішення, коли число точок контакту зубів внутрішнього та зовнішнього коліс більше трьох, а профіль внутрішніх зубів є частиною епіциклоїди.

На Фіг. б показана кінематична схема руху вершин зубів внутрішнього колеса, що пояснює суть запропонованого технічного рішення.

На Фіг. 7 показана схема руху точок зубів внутрішнього колеса вздовж криволінійного контактного шляху, що пояснює метод формування профілю його зовнішніх зубів.

Запропонована зубчата передача на Фіг. 1 містить зовнішнє колесо 1 з внутрішніми зубами 2 (2) (показано 2о Тільки два з них), кількість яких рівна М. Зуби 2 мають контактні профілі З та 4, які утворюють простір 5 між суміжними зубами 2 та 2.

Як видно на Фіг. 1 контактні профілі З і 4 суміжних зубів 2 і 2 являють собою дзеркальні відображення один одного відносно радіальної лінії б. Профілі З і 4 одного і того ж зуба 2" є також дзеркальними відображеннями один одного відносно радіальної лінії 7, що проходить через середину зуба Т. сч

Профілі З і 4 зустрічаються у внутрішніх точках 8 і 8 з поверхнею, що має круговий профіль 9. Поверхні з профілями 9 всіх зубів утворюють коло 10 виступів зовнішнього колеса 1. і)

Контактний профіль З починається в точці 8 і закінчується в верхній точці впадин 11. Контактний профіль 4 суміжнього зуба 2" починається в точці 8'ї закінчується в верхній точці впадин 11". В сукупності всі точки 11 та 17" утворюють коло 12 впадин зовнішнього колеса. Між точками 11 та 11 розташована поверхня впадин 13 - до

Зо Колеса 1.

В відповідності до пропонованого рішення в планетарній передачі зуби 2 зовнішнього колеса 1 мають - контактні профілі 3, 4, які визначаються евольвентою або епіциклоїдою, що є дотичною до прямих 14 та 14 в со точках а (4). Крім того, в відповідності до пропонованого рішення контактний профіль З розташований між прямою 14 та гладкою кривою 15, а контактний профіль 4 розташований між прямою 14" і тією ж кривою 15, що со зв простирається вниз за межі точок 8, 8 та вверх за межі точок 11,11 і має математичне визначення - ї- гіпотрохоїда. При цьому крива 15 є дотичною до прямих 14 та 14" в зазначених вище точках а та а.

В відповідності до Фіг. 1 внутрішнє зубчате колесо 16 містить циліндричне тіло з отвором в його центрі (на Фіг. 1 не показано) для можливості встановлення на валу водила. Внутрішнє колесо 16 має зовнішні зуби 17 (показано тільки 1 із них) з криволінійними профілями 18 та 19 поверхонь зубів 17, що контактують з зубами 2 «

Зовнішнього колеса 1. Кількість зубів 17 внутрішнього колеса 16 менша від кількості зубів 2 зовнішнього пт») с колеса 1 і становить М.

Контактні профілі 18 та 19 одного і того ж зуба 17 є дзеркальним відображенням один одного відносно ;» радіальної прямої 6. Профілі 18 і 19 суміжніх зубів 17 є також дзеркальним відображенням один одного відносно відповідної радіальної прямої. Профіль 18 починається в точці 20 і закінчується в точці 21. Профіль 19 починається в точці 20 і закінчується в точці 271. -І Між верхніми точками 21, 21! профілі 18 та 19 обмежені зовнішньою поверхнею, що має профіль 22. Профілі 22 зубів 17 переважно є частинами кола 23 виступів внутрішнього колеса 16. со Профілі 18 та 19 продовжуються в напрямі до центру внутрішнього колеса 16 і обмежуються у внутрішніх

Го! точках 20, 20 поверхнею впадин з профілем 24. Поверхні з профілем 24 всіх впадин зубів 17 разом утворюють 5р Коло впадин 25. Точна конфігурація поверхонь 25 може бути довільною, але в більшості випадків вона ве визначається ріжучим інструментом при виготовленні зубів внутрішнього колеса 16 так, щоб забезпечити як відповідний проміжок між зовнішнім 1 та внутрішнім 16 колесами в зібраному стані.

Контактні профілі 18 та 19 окреслені гладкими кривими 26, 27, що продовжуються вверх за межі точок 21, 21 і перетинаються в неявній точці вершини 28, яка належить кожному зубу 17 внутрішнього колеса 16.

В відповідності до пропонованого рішення крива 26 (27) контактних профілів 18,19 математично задається рівнянням евольвенти або епіциклоїди в полярних або Декартових координатах.

Ф) В зібраному стані зубчатої передачі зуб 17 може розташовуватися між зубами 2 всередині проміжку 5, як це ка зображено на Фіг. 1. При цьому зуб 17 контактує із зубом 2' в точці контакту 29 в разі, якщо обертання внутрішнього колеса 16, що передається зовнішньому колесу 1, виконується за годинниковою стрілкою в бо напрямку А. Суміжний зуб 2 в точці ЗО не контактує із зубом 17 внутрішнього колеса 16. В точці З0 існує проміжок величиною в декілька десятих міліметра, щоб усунути тертя між зубами 2 і 17 при обертанні внутрішнього колеса 16 в напрямку стрілки А. Величина вказаного проміжку визначається температурним коефіцієнтом розширення матеріалу коліс 1 та 16, і діапазоном робочих температур зубчатої передачі.

Вершина 28 неявно зв'язана з зубом 17 і обертається разом із ним, описуючи відповідну траєкторію відносно 65 Колеса 1, що згідно з пропонованим рішенням є траєкторією гіпотрохоїди 15.

В зібраному стані зубчата передача має початкові кола 31 та 32 відповідно зовнішнього колеса 1 та внутрішнього колеса 16. Кола 31 та 32 дотикаються один до одного в точці 33 і визначаються в відповідності до фундаментального принципу зачеплення як такі, що котяться одне по одному без ковзання.

На Фіг. 2 зубчата передача показана в повному складі, де зовнішнє колесо 1 має 36 внутрішніх зубів 2 з евольвентним контактним профілем, а внутрішнє колесо 16 має 15 зовнішніх зубів 17. Різниця чисел зубів складає 21, яка більша за половину кількості зубів (3 6/2-- 18) зовнішнього колеса 1. При такій різниці числа зубів існує три точки контакту 34.4, 345, 3435 між профілями зубів внутрішнього колеса 17 та зовнішнього колеса 1 і, отже, коефіцієнт перекриття такої передачі не менший за 2.5, що є першою характерною ознакою пропонованого технічного рішення. Профілі зубів 2 та 17 пропонованої передачі контактують вздовж кривої 35 7/0. Лінії контакту, що є другою характерною ознакою пропонованого рішення.

На Фіг.2 висота НЯ (36) зубів 2 та 17 пропонованої планетарної передачі дорівнює їх товщині В, звідки й -

В - 0.52 - 1.5/т, де т - модуль передачі, що є характериною ознакою пропонованого рішення. Зменшення висоти зубів в 1.3 - 1.5 разів по відношенню до відомих зубчатих планетарних передач дозволяє збільшити навантаження на зуби за рахунок зменшення концентрації напружень в основі зубів і тим самим значно 7/5 Збільшити редукований передачею крутний момент (в 1.5 - 2 рази).

На Фіг. З пропонована зубчата передача є частиною планетарного редуктора з загальмованим вінцем.

Передача побудована на базі евольвентних профілів і складається з зовнішнього колеса 1, що оснащене 72-а внутрішніми зубами 2; внутрішні колеса 16 мають 30 зовнішніх зубів 17 евольвентного профілю. Додатково встановлена центральна шестерня 37, що оснащена 9-а зовнішніми зубами евольвентного профілю з негативним коригуванням, дозволяє одержати коефіцієнт редукції 8 однієї ступіні. В даному варіанті різниця числа зубів зовнішнього 1 та внутрішнього 16 коліс складає 42 і є більшою за половину кількості зубів (72/2-36) зовнішнього колеса, що відрізняє пропоновану передачу від відомих передач багатопарного зачеплення. При цьому існує три точки контакту 34;, 345, 345, що забезпечує коефіцієнт перекриття не менший за 2.5. с

Фрагмент 38 на Фіг. З в збільшеному в 4-й рази масштабі представлено на Фіг. 4, що дозволяє продемонструвати взаємодію зубів евольвентного профілю в зоні 39 зачеплення зубів, де вони спеціально о показані в тонших лініях. В точках 344, 345, 3453 контактні поверхні З та 18 відповідно зубів 2 та 17 торкаються одна з одну в площині, що є перпендикулярною до прямих 40, які є дотичними до кривої лінії контакту 35, Що повністю відповідає вимогам евольвентного зачеплення зубів. В точках 8 та 41 на Фіг. 4 зуби 2 та 17 не «-- Контактують, а розділені тонкою плівкою мастила.

На Фіг. 5 показано фрагмент зубчатої передачі в збільшеному вигляді, що містить зовнішнє колесо 1, де в зуби 2 мають епіциклоїдальний профіль З, утворений точкою 42 на колі 43, що котиться по колу 10 виступів без (3 ковзання. Як і в попередньому випадку, в чотирьох точках 34.4, ..., 344 профілі контактних поверхонь зубів 2 та 17 торкаються в площині, яка є перпендикулярною до прямих - дотичних до кривої лінії контакту З5, що повністю со

Відповідає вимогам зачеплення зубів. Цей варіант виконання планетарної передачі дає змогу продемонструвати ї- взаємодію профілів зубів коліс 1 та 16 при наявності більше трьох точок контакту.

Планетарна зубчата передача працює наступним чином (див. Фіг. 6). Взаємодія зовнішнього 1 і внутрішнього 16 коліс відбувається в серпоподібній області 44 перекриття зубів, що заштрихована на Фіг. 6, та обмежується зсередини межами кола виступів 10 зовнішнього колеса 1 та іззовні межами кола 45, що утворене точками 28 « неявних вершин зубів 17 внутрішнього колеса 16, одна з яких показана на Фіг. 1. шщ с При обертанні внутрішнього колесаа 16 навколо центру О»5 за годинниковою стрілкою його початкове коло 32 й діаметром О; котиться без ковзання по нерухомому початковому колу 31 колеса 1 діаметром О 0. Внутрішнє и? колесо 16 має неявні вершини зубів 28, одна з яких показана на Фіг. б в вигляді точки б. Під час роботи пропонованої передачі центр О5 внутрішнього колеса 16 описує коло діаметром 2" Е, де Е - відстань між центарми внутрішнього 16 та зовнішнього колеса 1, а при повороті внутрішнього колеса 16 на де-який довільний -і кут Д за годинниковою стрілкою його центр О»о повертається проти годинникової стрілки навколо осі ОО. на кут о, і переміщується в положення О'». Положення початкового кола 32! внутрішнього колеса 16 при повороті на кут р бо показане на Фіг. б пунктиром. При цьому точка а внутрішнього колеса 16, що відповідає точці 33 на Фіг. 1, (ее) переміщується в положення а, а неявна вершина б внутрішнього колеса 16 переміщується в положення б'. Так їз 50 як перкочування початкового кола внутрішнього колеса 16 по початковому колу колеса 1 відбувається без ковзання, то о - ірД, де значення і є передатковим числом зубчатої пари коліс 1 та 16 і визначається із -. й співвідношення: їВЕр/О0-М/М.

Положення точки б' неявної вершини 28 для довільного кута ос, визначається із прямокутного трикутника О01С6 наступним чином:

Ф! Об - 0.5 05 ДІ-Д)--Кк? я 2К(І-ї)"сов (о/ ЇЛЮ-5, (1) що описує рух точки 6 в системі полярних координат з центром О;, причому о к- уро о, - діаматер кола 45, утвореного неявними вершинами 28; 6о Го Лін 0...

Таким чином, при обертанні внутрішнього колеса 16 точка б вершини 28 описує траєкторію 15 на Фіг. 6, що має математичну назву - гіпотрохоїда і відповідає на Фіг.1 кривій 15.

Згідно з пропонованим рішенням кут нахилу /прямої 14(14") на Фіг.1 визначається кутом нахилу у прямої 14 на Фіг. б, дотичної до гіпотрохоїди 15 в точці й в тому місці, де гіпотрохоїда 10 перетинається з колом бо виступів 10 колеса 1.

Параметри евольвенти профілю 18, 19 зуба 17 внутрішнього колеса 16 вибрані в відповідності до профілю ділянки а - б кривої 14 згідно відомих методів розрахунку геометрії евольвентного зачеплення.

Визначення профілю 18 (19) зовнішнього зуба може бути пояснено на прикладі Фіг. 7, де показано процес зачеплення внутрішнього колеса 16 з зовнішнім колесом 1 по кривій лінії контакту.

Згідно класичної теорії при зачепленні зубів евольвентний профіль ае" зовнішнтого зуба 17 внутрішнього колеса 16 контактує з внутрішнім зубом 2 зовнішнього колеса 1 по прямій ае. Рівняння евольвенти профіля зуба 17 однозначно визначається нахилом лінії контакту ае до радіальної прямої 6.

Замінимо лінію ае контакту зубів двома відрізками ад і ду ломаної лінії контакту, в якій відрізок лінії 7/0 Контакту ай співпадає з лінією ае. В цьому випадку рівняння евольвенти профілю зуба 17 на ділянці ай однозначно визначається нахилом відрізка ай лінії контакту до радіальної лінії б, а рівняння евольвенти на ділянці профілю зуба 49 буде однозначно визначатися нахилом відрізка ду нової ломаної лінії контакту зубів.

В цьому випадку профіль ад' зуба 17 визначається двома ділянками евольвент ай'-49. Згідно класичної теорії зачеплення зуб 17, який має має профіль адфу, неодніммно повинен контактувати з зубом 2 колеса 1 по ломаній 7/5 Лінії контакту ада.

Збільшимо кількість відрізків ломаної лінії контакту в два рази. В результаті ломана лінія контакту арсід має ділянку ар, яка співпадає з початковою лінією контакту ае. В цьому випадку рівняння евольвенти профілю зуба 17 на ділянці ар' однозначно визначається нахилом лінії ае контакту до радіальної лінії 6; рівняння евольвенти на ділянці профілю зубв р'є буде однозначно визначатися нахилом відрізка рс нової ломаної лінії

Контакту; рівняння евольвенти на ділянці профілю зуба ст буде однозначно визначатися нахилом відрізка сії нової ломаної лінії контакту, а рівняння евольвенти на ділянці профілю зуба Гд" буде однозначно визначатися нахилом відрізка 9 ломаної лінії контакту. В цьому випадку профіль ад' зуба 17 визначається ділянками ар'-р'є-ст-гд" і в сукупності є набором евольвент.

Якщо замінити криволінійну лінію 35 контакту ад, що зображена пунктиром на Фіг. 7, ломаною з нескінченною сч ов Кількістю відрізків, довжина яких прямує до нуля, то згідно методу індукції крива профілю 18" зубів внутрішнього колеса 17 буде складатися з нескінченної кількості ділянок евольвент, довжина яких прямує до (8) нуля, що і є кінцевим профілем 18' зуба внутрішнього колеса.

З іншого боку, виходячи з класичної теорії зачеплення, профіль З внутрішнього зуба колеса 1 в випадку наявності криволінійної лінії контакту 35 є кривою, що складається з нескінченного числа ділянок - евольвент «- зр З довжиною, яка наближається до нуля, і є кінцевим профілем зуба 2 колеса 1.

Методика розрахунку профілю і технологія виготовлення зубів розроблена автором в повному обсязі. -

Основними моментами такого розрахунку є: со - задається число зубів М та М зовнішнього колеса та внутрішнього коліс; задається коефіцієнт є перекриття зубів; задається радіальна відстань неявної вершини 28 до со початкового кола 32; ї- в відповідності до співвідношення (1) визначаються координати точки 4, де гіпотрохоїда Г (15) перетинає коло виступів 10; визначається кут у нахилу дотичної прямої до гіпотрохоїди ГГ в точці а; визначається кривизна к «ПТе(г)упта гіпотрохоїди Г в точці а; « задається кривизна к - 45(Е)/до профілю Г внутрішніх зубів в точці 4 профілю, яка повинна бути меншою 70 за кривизну к гіпотрохоїди в тій же точці; визначаються параметри криволінійного контактного шляху, - с наприклад, рівнянням спіралі Архімеда, виходячи з коефіцієнта є; "з визначаються параметри евольвентного профілю зубів 17 внутрішнього колеса; визначається модуль т, " виходячи з передаваного крутного моменту та величини коефіцієта перекриття в.

Запропонована методика дозволяє регулювати коефіцієнт перекриття Є в залежності від потреб констуктора в діапазоні 1.9...3.7 і тим самим збільшити навантажувальну спроможність передачі, як мінімум, в 1.5-2.5 рази - в порівнянні з відсмими планетарними передачами багатопарного зачеплення при великій різниці числа зубів. со Дослідно-конструкторський зразок пропонованої передачі виготовлений і досліджений в складі редуктора багатопарного зачеплення з загальмованим вінцем. Пропоноване технічне рішення дозволяє збільшити бо навантажувальну спроможність планератних редукторів типу ЗК та 2КН, що є особливо актуальним в авіації. їз 50

Claims (1)

1. - Формула винаходу Зубчаста передача внутрішнього багатопарного зачеплення, що складається із жорстких внутрішнього і зовнішнього зубчастих коліс, осі яких є паралельними, а вісь внутрішнього зубчастого колеса зміщена в площині о зачеплення відносно свого номінального положення на величину А, що визначається із співвідношення: 7 А-К Ж ЕН, де: Е - величина розрахункової міжосьової відстані; К - коефіцієнт зміщення осі внутрішнього зубчастого колеса відносно його номінального положення; Ї - величина сумарних незалежних випадкових бр величин люфтів передачі, яка відрізняється тим, що різниця чисел зубів внутрішнього і зовнішнього коліс більша половини кількості зубів зовнішнього колеса, причому висота зубів передачі й визначається із співвідношення: Пп « 1.6 т, де т - модуль передачі. б5