Результат интеллектуальной деятельности: АРОЧНАЯ ЦИЛИНДРИЧЕСКАЯ ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА

Изобретение относится к деталям машин, а именно к зубчатым передачам внешнего зацепления, состоящим из двух цилиндрических колес с параллельными осями и с зубьями, имеющими арочные продольные линии и эвольвентные торцовые профили.

Из уровня техники известна цилиндрическая зубчатая передача, содержащая два колеса с круговыми по длине зубьями и с эвольвентными профилями зубьев в сечениях, параллельных торцовому (А.с. 1509570 СССР, МПК 4: F16H 1/08. Цилиндрическая зубчатая передача, опубл. 23.09.1989).

Также из уровня техники известна цилиндрическая зубчатая передача, состоящая из двух цилиндрических колес с параллельными осями, причем у обоих цилиндрических колес зубья выполнены с арочными продольными линиями и эвольвентными торцовыми профилями (А.с. 785569 СССР, МПК 3 F16H 1/08. Цилиндрическая зубчатая передача, опубл. 07.12.1980, Бюл. №45), которая принята нами за прототип.

В указанных выше зубчатых передачах левые и правые стороны торцовых профилей зубьев обоих цилиндрических колес имеют одинаковые углы зацепления. Вследствие этого в этих передачах прочность зубьев одинакова в обоих направлениях. Как известно, чем меньше угол зацепления, тем меньше толщина зубьев по окружности впадин и меньше прочность зубьев на изгиб. Увеличение угла зацепления позволяет повысить прочность зубьев на изгиб, но одновременно с этим приводит к заострению зубьев по окружности вершин, что может привести к разрушению зубьев в процессе эксплуатации.

К недостаткам известных зубчатых передач относится то, что повышение прочности зубьев за счет увеличения угла зацепления ограничено, так как толщина зубьев по окружности вершин уменьшается одновременно и с левых, и с правых сторон торцовых профилей зубьев. Вследствие этого заострение зубьев по окружности вершин имеет место при меньших значениях угла зацепления. Поэтому в известных передачах зубья имеют недостаточную прочность, что снижает нагрузочную способность и долговечность работы передач.

Вместе с тем нередко встречаются передачи, передающие вращение преимущественно в одном направлении. В таких передачах нецелесообразно делать зубья равнопрочными в обоих направлениях. Целесообразнее сделать зубья более прочными в направлении воздействия на них рабочей нагрузки.

Задача предлагаемого изобретения направлена на повышение нагрузочной способности и долговечности работы передачи.

Для решения этой задачи в арочной цилиндрической зубчатой передаче для передачи вращательного движения преимущественно в одном направлении, состоящей из двух цилиндрических колес с параллельными осями, причем у обоих цилиндрических колес зубья выполнены с арочными продольными линиями и эвольвентными торцовыми профилями, а боковые поверхности зубьев имеют нерабочие стороны и рабочие стороны, за счет взаимодействия которых передается вращательное движение, согласно изобретению по меньшей мере у одного цилиндрического колеса передачи угол зацепления нерабочих торцовых профилей, образованных пересечением нерабочих сторон боковых поверхностей зубьев с плоскостью, перпендикулярной оси вращения колеса, имеет значение, большее значения угла зацепления рабочих торцовых профилей, образованных пересечением вышеупомянутой плоскости с рабочими сторонами боковых поверхностей зубьев.

При этом зубья обоих цилиндрических колес могут быть выполнены с одними и теми же номинальными значениями углов зацепления нерабочих торцовых профилей.

Кроме того, зубья каждого из цилиндрических колес выполнены с такими значениями углов зацепления нерабочих торцовых профилей, при которых толщины зубьев обоих колес по окружностям вершин в сечениях, перпендикулярных осям колес, больше или равны минимально допустимому значению толщины зуба по окружности вершин.

В некоторых случаях целесообразно, чтобы толщина зубьев колеса с меньшим числом зубьев была увеличена, а толщина зубьев колеса с большим числом зубьев была уменьшена. При этом величина ΔS, на которую увеличена толщина зубьев колеса с меньшим числом зубьев по делительной окружности в сечении, перпендикулярном оси колеса, равна величине ΔS, на которую уменьшена толщина зубьев колеса с большим числом зубьев по делительной окружности в сечении, перпендикулярном оси колеса.

Наибольшую нагрузочную способность имеют передачи, у которых рабочие стороны боковых поверхностей зубьев цилиндрического колеса с меньшим числом зубьев выполнены выпуклыми, а нерабочие стороны - вогнутыми.

Сущность изобретения поясняется чертежами. На фиг. 1 изображена предлагаемая зубчатая передача, поперечный разрез по плоскости симметрии зубчатых венцов; на фиг. 2 - разрез А-А по фиг. 1; на фиг. 3 - выносной элемент Б по фиг. 1.

Предлагаемая арочная цилиндрическая зубчатая передача состоит из двух - ведущего 1 и ведомого 2 - цилиндрических колес с параллельными осями. Зубья обоих цилиндрических колес выполнены с арочными продольными линиями и эвольвентными торцовыми профилями. Ведущее колесо 1 вращается по часовой стрелке с угловой скоростью ω. Ведущее колесо 1 имеет меньшее число зубьев, чем ведомое колесо 2. Боковые поверхности зубьев обоих цилиндрических колес 1 и 2 имеют рабочие стороны 3, 4, за счет взаимодействия которых передается вращательное движение, и нерабочие стороны 5, 6. Нерабочие торцовые профили 7, 8, образованные пересечением нерабочих сторон 5, 6 боковых поверхностей зубьев с плоскостью, перпендикулярной оси Г вращения цилиндрического колеса 2, имеют углы зацепления α_нп1 и α_нп2, значения которых больше значения угла зацепления α рабочих торцовых профилей 9, 10.

Для обеспечения возможности вращения цилиндрических колес в обратном направлении углы зацепления α_нп1 и α_нп2 нерабочих торцовых профилей 7, 8 обоих цилиндрических колес выполнены с одним и тем же номинальным значением.

При увеличении углов зацепления нерабочих торцовых профилей 7 и 8 толщины зубьев по окружностям вершин уменьшаются. Для того, чтобы не допустить заострения вершин зубьев, углы зацепления нерабочих торцовых профилей α_нп1 и α_нп2 должны иметь такие значения, при которых толщины зубьев S_a1 и S_a2 по окружностям вершин в сечениях, перпендикулярных осям цилиндрических колес, больше или равны минимально допустимому значению толщины зуба по окружности вершин [S_a].

При одних и тех же значениях углов зацепления нерабочих торцовых профилей 7 и 8 зубья цилиндрического колеса 1 с меньшим числом зубьев имеют меньшую толщину по окружности вершин по сравнению с зубьями цилиндрического колеса 2 с большим числом зубьев. При этом, чем больше угол зацепления нерабочих торцовых профилей 7 и 8, тем меньше толщина зубьев по окружности вершин. Для того, чтобы избежать заострения вершин зубьев, при некоторых значениях чисел зубьев и углов зацепления нерабочих торцовых профилей 7 и 8 целесообразно увеличить толщину зубьев цилиндрического колеса 1 с меньшим числом зубьев за счет уменьшения толщины зубьев цилиндрического колеса 2 с большим числом зубьев. При этом величина ΔS₁ΔS, на которую увеличивают толщину зубьев колеса I по делительной окружности в сечении, перпендикулярном оси колеса, равна величине ΔS₂ΔS, на которую уменьшают толщину зубьев колеса 2 по делительной окружности в таком же сечении.

Прочность любой арочной конструкции, в том числе и арочных зубьев, выше при воздействии нагрузки на выпуклую сторону арки. Поэтому для повышения нагрузочной способности передачи рабочие стороны боковых поверхностей зубьев цилиндрического колеса 1 с меньшим числом зубьев выполняют выпуклыми, а нерабочие стороны - вогнутыми.

Работает передача следующим образом.

Ведущее колесо 1 вращается с угловой скоростью ω преимущественно в одном направлении - по часовой стрелке. За счет взаимодействия рабочих сторон 3, 4 боковых поверхностей зубьев вращение передается ведомому колесу 2. При необходимости передачи вращения в обратном направлении зубья колес взаимодействуют нерабочими сторонами 5, 6 боковых поверхностей зубьев.