эвольвентная зубчатая передача внутреннего зацепления

Формула изобретения

Эвольвентная зубчатая передача внутреннего зацепления, содержащая внутреннее и внешнее колеса с малой разностью чисел зубьев, отличающаяся тем, что одно из колес выполнено с уменьшенным по сравнению с теоретическим числом равномерно расположенных по окружности зубьев, минимальное количество которых определено из соотношения



где n_min минимальное число зубьев;

- коэффициент смещения;

Z₁ теоретическое число зубьев внутреннего колеса;

Z₂ теоретическое число зубьев внешнего колеса,

причем число зубьев колеса с уменьшенным количеством зубьев кратно n_min, а высота головок зубьев выбрана из условия



где h высота головки зуба;

m модуль;

Z₁ теоретическое число зубьев внутреннего колеса;

Z₂ теоретическое число зубьев внешнего колеса.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к эвольвентным внутренним передачам с малой разностью чисел зубьев колес.

Известны планетарные редукторы с одним сателлитом, соединенным с входным валом эксцентриком, а с выходным параллельными кривошипами [1]

Известны также эвольвентные зубчатые передачи внутреннего зацепления с малой разностью чисел зубьев шестерни и колеса: Z₂-Z₁ 1 [2]

Планетарные редукторы с таким зацеплением позволяют получать большие передаточные числа при конструктивной простоте и малых габаритах, но обладают низким КПД из-за многопарности зацепления.

Наиболее близкой по технической сущности к заявляемому изобретению является эвольвентная зубчатая передача внутреннего зацепления, содержащая внутреннее и внешнее колеса с малой разностью чисел зубьев [3]

Однако высота головки зуба в данной передаче является недостаточной, что приводит в случае силовых передач к выкрашиванию и последующей интерференции зубьев до полного их разрушения, например, при m=6, максимальная высота головки зуба составляет только 0,75 мм.

Перед авторами предлагаемого изобретения стояла задача упрощения конструкции и снижения потерь в планетарных редукторах вышеуказанного типа. Это достигается "прореживанием" зубьев шестерни или колеса, но не того и другого одновременно. Тем самым устраняется многопарность зацепления, упрощается конструкция шестерни или колеса, что приводит к снижению потерь в зацеплении и увеличению КПД В таких передачах КПД приближается к КПД передач с обычным наружным зацеплением.

Для решения поставленной задачи в эвольвентной зубчатой передаче внутреннего зацепления, содержащей внутреннее и внешнее колеса с малой разностью чисел зубьев, согласно изобретению, одно из колес выполнено с уменьшенным, равномерно распределенным по окружности числом зубьев по сравнению с теоретическим, минимальное количество которых определяют из соотношения:



где n_min минимальное число зубьев, коэффициент смещения, Z₁ теоретическое число зубьев внутреннего колеса, Z₂ -теоретическое число зубьев внешнего колеса, причем число зубьев колеса с уменьшенным количеством зубьев должно быть кратно n_min, а высота головок зуба должна удовлетворять условию: h<m(Z-Z₁)/2, где 4 h высота головки зуба, m модуль, Z₁ теоретическое число зубьев внутреннего колеса, Z₂ теоретическое число зубьев внешнего колеса.

Изобретение поясняется чертежом, где e m(Z₂-Z₁/2 - эксцентриситет входного вала, точка A точка полного зацепления, точки B-F - точки последующих зацеплений.

Минимальное число зубьев "n", которое обеспечивает нормальную работу зацепления при максимальном КПД определяют из следующего условия (см. чертеж). При обкатке зуб шестерни должен попасть во впадину колеса (шестерня поворачивается относительно точки полного зацепления к точке следующего зацепления), т. е. хорды шестерни и колеса между этими точками должны быть равны. Число шагов между этими точками также должно быть равным и у шестерни и у колеса. Но так как, строго говоря, это невозможно, поскольку делительный диаметр колеса D_k= mZ₂ не равен делительному диаметру шестерни D_ш=mZ₁, то разность длин этих хорд должна укладываться в зазор между зубом и впадиной, то есть l_к- l_ш d Зубья шестерни и колеса подвергают высотной коррекции с коэффициентом смещения, x, причем с противоположным направлением смещения (у шестерни к центру, у колеса от центра).

Кроме того, для исключения интерференции зубьев необходимо, чтобы высота их головок удовлетворяла условию: h <m(Z-Z₁)/2.

Таким образом, минимальное число зубьев "n" определяют из соотношения: l_к- l_ш d где l_к хорда колеса между соседними точками зацепления, l_ш соответствующая хорда шестерни. d S_вп S_з, зазор между боковыми поверхностями впадины из зуба по делительному диаметру, где S_вп и S_з соответственно ширина впадины и толщина зуба по делительному диаметру.

Выполнив преобразования, получают:



При достаточно большом передаточном числе редуктора (Z₁/Z₂ близко к 1) получаем упрощенную зависимость:



причем число зубьев "прореженного" колеса должно быть кратно "n_min".

Например, при 0,5 (максимально возможная величина), Z₂-Z₁=1 минимально возможная величина n=4, т.е. для нормальной работы редуктора достаточно 4-х зубьев шестерни или колеса.

Необходимо отметить, что в данном случае Z₁ (или Z₂) является теоретической величиной и определяет делительный диаметр шестерни или колеса, а не реальное число зубьев. Соответственно Z₁ (или Z₂) должно быть кратно четырем. После расчета минимального числа зубьев "n_min" по результатам прочностных расчетов может быть выбрано другое число "n" (большее).

В данном зацеплении помимо потерь из-за многопарности также устраняются потери, связанные с трением боковых поверхностей зуба и впадины, возникающие при обкатке, как это происходит, например, в волновых передачах.