эвольвентная зубчатая передача

Формула изобретения

1. Эвольвентная зубчатая передача, содержащая ведущее и ведомое колеса, отличающаяся тем, что соотношение параметров входа ((SV_s)_вх)^0,5 и выхода ((SV_s)_вых)^0,5 зацепления выбрано из условия

(H₁/H₂)^0,25 ((SV_s)_вых)^0,5 / ((SV_s)_вх)^0,5 = 1,1 - 1,5,

где H₁/H₂ - отношение твердостей поверхностей зубьев ведущего и ведомого колес;

S = S_тр/(p_b+0,1W_s)^0,5;

S_тр, мм - путь трения кромочного контакта с учетом точности изготовления и деформаций под удельной погонной нагрузкой w_s, Н/мм;

V_s, м/с - относительная скорость в кромочном контакте;

p_b, мкм - разность шагов зацепления колеса, контактирующего кромкой зуба, и парного колеса в фазе кромочного контакта.

2. Эвольвентная зубчатая передача по п.1, отличающаяся тем, что перекрытие _к в эвольвентном зацеплении с учетом приработочного износа в фазе кромочного контакта выбрано из условия

_к= _кк1,05,

где _к,_к - соответственно профильное и продольное перекрытие в эвольвентном зацеплении с учетом износа в фазе кромочного контакта на пути S_тр.

3. Эвольвентная зубчатая передача по п.1, отличающаяся тем, что устранение кромочного контакта на пути S_тр осуществлено модификацией профиля головок или ножек зубьев, перекрытие в зацепление выбрано из условия

= 1,05,

где , - профильное и продольное перекрытие в эвольвентном зацеплении с учетом модификации профиля.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в силовых зубчатых передачах.

Известен метод расчета нагрузки заедания (адгезионного износа) по проекту ISO/DP 6336.4 [Entwicklung der Tragfahigkeits-berechnung, Winter H. "2 Congr. mod. engren. , Paris, mars, 1986, Textes conf., Vol.1" s. 1-19, Экспресс-информация "Детали машин", Москва, 1987, N26], учитывающий только температуру в эвольвентной фазе эвольвентного зацепления.

Известно также [Копф И. А., Корнилов В.В., Ефимов Е.В. Нестационарная термомеханическая модель заедания и износа эвольвентных зубчатых передач, Техника машиностроения, N1, 1998, с.54-59], что температура в фазе кромочного контакта в два-четыре раза превышает наибольшую температуру в фазе эвольвентного контакта и именно она определяет условия заедания (износа) передачи, чем и опровергается возможность выбора оптимальных по износостойкости параметров передач по указанному проекту.

Известна эффективность приработки зубчатой передачи для повышения ее износостойкости.

Однако, как показала обработка известных экспериментальных данных, такая приработка приводит к отрицательному результату, если коэффициент эвольвентного перекрытия приработанной передачи меньше единицы, т.е. в некоторых фазах осуществляется только кромочный контакт.

Известна эффективность модификации эвольвентного профиля зубьев для повышения износостойкости передачи, например модификации по ГОСТ 13755-81.

Однако такая модификация не связана непосредственно с особенностями кромочного контакта при заедании в передаче, что снижает ее эффективность.

Наиболее близкой конструкцией и принятой за прототип является эвольвентная зубчатая передача, содержащая ведущее и ведомое колеса (см. авторское свидетельство СССР N1 714 248, Б.И. 1992 N7, кл. F 16 H 1/06).

Однако, эта конструкция не отражает влияния изменения модуля зацепления, изменения параметров исходного контура, не позволяет оценить оптимальное значение суммарного коэффициента смещения исходного контура X , смещения исходного контура ведущего и ведомого колес, связь указанных параметров справедлива только для цилиндрических прямозубых передач.

В предложенной конструкции эвольвентной зубчатой передачи, содержащей ведущее и ведомое колеса соотношение параметров входа ((SV_s)_вх)^0,5 и выхода ((SV_s)_вых)^0,5 зацепления выбрано из условия

(H₁/Н₂)^0,25((SV_s)_вых)^0,5/ ((SV_s)_вх)^0,5=1,1 - 1,5, (1)

где H₁/H₂ - отношение твердостей поверхностей зубьев ведущего и ведомого колес,

S = S_тр/(p_b+0,1w_s)^0,5,

S_тр, мм - путь трения кромочного контакта с учетом точности изготовления и деформаций под нагрузкой w_s, H/мм, p_b, мкм - разность шагов зацепления колеса, контактирующего кромкой зуба, и парного колеса в фазе кромочного контакта, V_{s, м/с} - относительная скорость в кромочном контакте.

Перекрытие _к в эвольвентном зацеплении с учетом приработочного износа в фазе кромочного контакта выбрано из условия

_к = _кк 1,05, (2)

где _к, _к - соответственно профильное и продольное перекрытия в эвольвентном зацеплении с учетом износа в фазе кромочного контакта на пути S_тр, точности изготовления и деформаций под нагрузкой. При этом устранение кромочного контакта на пути S_тр может быть осуществлено и модификацией профиля головок или ножек зубьев, модифицированный участок профиля зубьев плавно сопрягается с эвольвентным профилем, перекрытие в зацеплении выбрано из условия

= 1,05, (3)

где , - соответственно профильное и продольное перекрытия в эвольвентном зацеплении с учетом модификации профиля.

Предлагаемая эвольвентная передача обеспечивает:

- равные условия выхода и входа зацепления, т.е. передача становится оптимальной по износостойкости, обеспечивается наибольшая нагрузка заедания передачи, минимальные потери и виброактивность передачи. Обеспечивается учет разнотвердости колес передачи, подбор параметров, позволяющих получить ((SV_s)_{вых, вх})_min, обеспечивает наилучший результат,

- приработку передачи, обычно повышающую ее нагрузочную способность, без потери эвольвентного перекрытия, а следовательно, и резкого снижения нагрузочной способности,

- сохранение эвольвентного перекрытия в передаче в процессе приработки и дальнейшей работы.

Для пояснения предложенного изобретения на фиг.1 приведены графики зависимостей удельной погонной нагрузки заедания w_s от ((SV_s)_вых)/(SV_s)_вх))^0,5 для одного базового масла с 0 - 0,5% антизадирной присадки и H₁/H₂=1. Как видно из фиг. 1, наибольшая экспериментально достигнутая величина нагрузки заедания соответствует диапазону

((SV_s)_вых)^0,5/(SV_s)_вх))^0,5 = 1,1 - 1,5.

Для передач с параллельными, пересекающимися и скрещивающимися осями колес, выполняя условие (1), используют эквивалентные по геометрокинематическим свойствам параметры прямозубых цилиндрических передач в соотношении



где _p1,2, _a1,2 - радиусы кривизны нижних, верхних активных точек ведущего, ведомого колес передачи, l_1,2 = _a1,2-_w1,2, _w1,2 - радиусы кривизны эвольвентного профиля на начальной окружности ведущего, ведомого колес.

Данные, приведенные на фиг.1, подтверждают справедливость соотношения (1).

На фиг. 2 приведены графики зависимостей w_s от относительной мощности трения F = 10^-3w_s(SV_s)^0,5. Как видно из фиг.2, для экспериментальных передач, смазываемых маслами классов GL1-GL2, при _к < 1 нагрузка заедания составляет w_sk 200 Н/мм и не зависит от относительной мощности трения F. При _к 1w_s > 200 Н/мм и соответствует F_s5.

Для передач с параллельными и пересекающимися осями колес соотношение параметров (2) выражается условием

_к = ((_w1-_k1)+(_w2-_k2))/(mcos₀) 1,05,

где





r_b1,2 - радиусы базовых окружностей ведущего, ведомого колес.

Данные на фиг.2 подтверждают справедливость соотношения (2).

Для передачи m=6, = 0, z₁=12, z₂=50, x₁=0,62, x₂=0,62 из условия (1) получаем x₁= 0,24, x₂= 1,00, следовательно, в исходной передаче опасен по заеданию и адгезионному износу выход зацепления. По условию (3) графически определены следующие параметры модификации: высота модификации профиля головки h_f10,1 m = 0,6 мм, радиус закругления профиля головки r_f1 = 0,15 m = 0,9 мм, что обеспечивает сохранение эвольвентного перекрытия _эв = 1,15 . Модификация профиля головок зубьев колес передачи по ГОСТ 13755-81 вообще не обеспечивает модификацию профиля головки зуба шестерни (h_f10, глубина модификации ₁ 0 , но образует не нужную по заеданию модификацию профиля головки зуба колеса (h_f20,25 m = 1, 25 мм, ₂ 0,01 m = 0,06 мм), приводящий к опасному по заеданию снижению эвольвентного перекрытия в передаче до _эв 1,0..

Предлагаемая эвольвентная передача может быть изготовлена по существующим технологиям с применением стандартного зуборезного инструмента, оптимальные параметры передачи иногда достигаются применением специального исходного контура.

Примеры проектирования и использования прямозубой цилиндрической и конической спиральнозубой передач по данному изобретению. Пример 1: цилиндрическая передача m = 6, = 0, z₁=12, z₂=50, x₁=0,62, x₂=0,62, n₁=1465, w_max=P_max/b=625 кг/см, сталь 20X2H4A, 56-62HRC, точность изготовления 9-8-8Х по ГОСТ 1643-81; заедание при заводских испытаниях возникало как при использовании масла Индустриальное-45, так и масла ТАП-15В, стандартная модификация профиля головки зуба шестерни также качественно не изменяло картину. Модифицированная по условию (1) передача параметров m=5, = 0, z₁=14, z₂= 60, x₁ = 0,54, x₂=1,2, [((SV_s)_вых)^0,5/ ((SV_s)_вх)^0,5=1,15, _к = 1,1] не заедала ни на одном из упомянутых масел. Пример 2: коническая передача с круговым зубом X₁=0,45, X₂=-0,45 не прошла промышленных испытаний из-за сильного адгезионного износа, не помогла и модификация головок зубьев. По условию (1) получено m_n= 13,5, z₁= 13, z₂= 24, x₁=0,55, x₂=0,95 [для среднего сечения ((SV_s)_вых)^0,5/, ((SV_s)_вх)^0,5 = 1,15, _к > 1 ], что позволило избавиться от износа как при заводских испытаниях, так и в эксплуатации.

Таким образом предлагаемая эвольвентная передача позволяет по сравнению с выполненной по национальным стандартам или стандартам ISO увеличить нагрузку заедания (износостойкость), уменьшить потери и виброактивность.