新型復合擺線外嚙合圓柱齒輪副的傳動特性分析

韓振華,石萬凱,肖洋軼,徐浪

(重慶大學機械傳動國家重點實驗室,400030,重慶)

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新型復合擺線外嚙合圓柱齒輪副的傳動特性分析

韓振華,石萬凱,肖洋軼,徐浪

(重慶大學機械傳動國家重點實驗室,400030,重慶)

基于傳統擺線成形原理,提出了擺線成形的二連桿等效機構轉化方法,得到了n+1連桿機構生成廣義n階擺線軌跡的運動規律,推導并建立了可用于齒輪傳動的新型四階復合擺線齒廓方程;基于微分幾何及共軛嚙合理論,推導了復合擺線齒廓的共軛齒廓方程,分析了該新型齒輪副的壓力角、曲率、重合度、滑動率等嚙合特性;進行了齒輪副三維實體模型的精確構建,并利用有限元法分析了該齒輪副的強度特性。研究表明:當齒高確定時,分度圓壓力角由齒形調控系數f1控制;齒廓曲線是由凹凸弧組成的光滑曲線,且傳動過程始終為凹凸齒面線接觸嚙合傳動,理論上具有較高的接觸疲勞強度;相對于漸開線齒輪,復合擺線齒輪副具有較高的重合度、極小的滑動率以及較高的彎曲強度和接觸強度。最后,加工了齒輪副試驗樣件,并在FZG齒輪試驗機上測試了不同工況下的傳動效率,結果表明:復合擺線齒輪副的傳動效率隨加載扭矩在97.30%～99.00%范圍內呈正相關變化,且高于同工況下的漸開線齒輪副,具有工程應用價值。

復合擺線齒輪;齒輪傳動;嚙合原理;傳動特性

齒輪作為動力傳動裝置的關鍵基礎件,在采煤機截割傳動機構、衛星天線指向機構、直升機旋翼主減速器、高速列車齒輪箱及艦船推進傳動系統等關鍵裝備中發揮著不可替代的作用。近年來,上述裝備領域對齒輪傳動系統提出了高功率密度、高速、高精度及高可靠性等高性能要求,而高性能齒輪的主要技術指標集中體現于更高的彎曲強度、接觸強度和傳動效率[1]。共軛齒廓曲線在很大程度上決定著齒輪副的傳動性能,開展新型齒廓共軛傳動理論研究,可以為新型高性能齒輪研究提供很好的技術保障,也是提高齒輪傳動性能的重要理論基礎。

隨著人們對擺線齒形研究的重視,越來越多的學者開始研究能用于外嚙合動力傳動的新型擺線類齒廓,比較有影響的是封閉式泛擺線齒廓[9]及新型短幅外擺線和平擺線組合齒廓[10],這2種新型擺線齒廓對相關研究有著重要的指導作用。另外,薛云娜等研究了擺線齒條和滾柱齒輪傳動機構,該機構具有雙向零間隙高精度傳動的優點[11]。總體來說,國內外對可用于動力傳動的外嚙合擺線類齒廓研究得相對較少,研究具有動力傳動優勢的新型擺線類齒廓曲線對提高齒輪傳動性能具有重要意義。

本文在分析傳統擺線成形原理的基礎上,對其成形軌跡進行了二連桿等效機構轉化,并提出了n+1連桿機構的廣義n階擺線運動規律;在此基礎上,分析了新型復合擺線齒廓的成形原理,得到了復合擺線可用于齒輪傳動的條件,提出了新型復合擺線齒輪的傳動形式,并建立了復合擺線齒廓曲線共軛嚙合理論;從壓力角、曲率、重合度和滑動率等方面研究了復合擺線齒輪副的傳動特性;建立了精確的實體模型,利用有限元法分析了齒輪副的強度特性;最后,加工出了齒輪副試驗樣件,利用FZG齒輪試驗機測試了齒輪副的傳動效率。

1 復合擺線成形原理

1.1 擺線成形原理及連桿運動等效轉化

擺線成形方法主要有外切外滾法、內切內滾法、內切外滾法[12]以及包絡運動法[2]。對于外切外滾法和內切內滾法,如圖1所示,滾圓(半徑為rg,圓心為ov)沿著基圓(半徑為r0,圓心為oc)外切或內切做純逆時針滾動時,滾圓上一點或與滾圓固結的一點M形成的軌跡即為擺線。圖1中,αc為展形起始角,起始位置ocov與x軸重合,M點位于ocov所在的直線上。外切外滾法生成外擺線,軌跡方程為式(1);內切內滾法生成內擺線,軌跡方程為式(2)。

(1)

(2)

式中:e1=|o1M|=λ1rg,λ1為幅長系數;z為整數,z=r0/rg,表示擺線的周期數;符號“±”“?”表示起始位置M點與直線ocov的位置關系,若M點位于ov的右邊,方程(1)、(2)均取上面的符號,若M點位于ov的左邊,方程(1)、(2)均取下面的符號。

(a)外擺線 (b)內擺線圖1 擺線成形原理

若M點在滾圓上,即λ1=1,產形軌跡為等幅外擺線和等幅內擺線;若M點在滾圓內,即0<λ1<1,產形軌跡分別為短幅外擺線和短幅內擺線;若M點在滾圓外,此時λ1>1,則相應地生成長幅外擺線和長幅內擺線。為便于描述,將上述6種擺線統稱為廣義擺線。

對廣義擺線成形運動進行等效機構轉化,如圖2所示,廣義擺線的成形原理可看作是二連桿機構從動桿ovM上M點的運動軌跡。圖2中,ocov為連架桿,ovM為從動桿。由M點的軌跡方程可以看出,擺線的幾何形狀主要由r0、rg和λ1控制,由于控制參數單一,限制了擺線齒廓的應用范圍,使其只在擺線針輪行星傳動、鐘表齒輪和轉子泵等特殊領域得以應用。

圖2 擺線成形原理的二連桿機構等效轉化

1.2 連桿機構的n階擺線運動

為使擺線齒廓能有效地用于平行軸外嚙合動力傳動,需增加擺線齒形的調控參數,改變擺線的幾何特性,增加齒高和重合度,以增強傳動的平穩性。基于擺線成形的二連桿等效機構轉化方法,將二連桿運動機構擴展到n+1連桿運動機構來構建新型擺線曲線,如圖3所示。在圖3中,運動起始位置各連桿的端點An-1依次位于An的左端,運動方向均為逆時針,en為連桿長度,ωi為各連桿的角速度(i=1～n+1),αn為各連桿轉動時間t后的轉角。將n+1連桿機構末端運動軌跡定義為廣義n階擺線,軌跡方程的復數和指數形式為

(3)

將方程(3)寫成參數方程形式

(4)

根據連桿機構的幾何特性,當連桿機構各桿的長度確定時,運動軌跡具有唯一性,即改變各連桿的運動起始位置只與式(4)中en前的符號有關,不影響機構末端的整體運動軌跡。

將式(4)定義為廣義n階擺線方程。根據定義可知,1.1節中的廣義擺線均可看作一階擺線。

圖3 n+1連桿運動與廣義n階擺線成形原理

1.3 二階、三階與四階復合擺線

為從根本上改變擺線的幾何特性,在二連桿運動形成一階擺線的基礎上,參照廣義n階擺線,當三連桿、四連桿與五連桿機構所連接的各圓依次逆時針做內滾、外滾運動時,連桿末端運動形成的周期性軌跡曲線稱為二階、三階與四階復合擺線,根據廣義擺線、一階擺線和廣義n階擺線的運動規律,可得到3種復合擺線的曲線方程形式為

(5)

式中:r1、c1、cv1、c2與cv2為各連桿的長度;αt為起始轉角;z為曲線周期數。當cv1=c1≠0、cv2=c2=0時,式(5)表示二階復合擺線;當cv1=c1≠0、c2≠0、cv2=0時,式(5)表示三階復合擺線;當cv1=c1≠0、cv2=c2≠0時,式(5)表示四階復合擺線。暫不考慮頂隙系數c*,可求得相應的復合擺線齒廓參數,如表1所示。

表1中,r=0.5mz(m為模數)。對表1中的齒廓參數進行分析,可得到以下結果。

(1)對于三階復合擺線,當分度圓確定時,c1主要控制齒形高度,故將c1定義為齒高調控參數,令

c1=h1m

(6)

式中:h1定義為齒高系數。

表1 復合擺線齒廓參數

(7)

聯立式(6)、式(7)推導可得

(8)

(9)

(3)對于四階復合擺線,當齒高確定時,通過調節c2可以控制齒形的幾何形狀,故c2定義為齒形調控參數,令

c2=f1c1

(10)

式中:f1定義為齒形調控系數,通過調節f1可以優化復合擺線的幾何特性。根據式(10)可求得

(11)

取模數m=4 mm,齒數z=24,c1=2 mm,可分別求得圖4中f1=0.01,0.05,0.1時的四階復合擺線。從圖4可以看出,齒形調控系數f1的變化能顯著改變齒形的幾何形狀。

圖4 齒形調控系數f1對四階復合擺線齒形的影響

1.4 n階復合擺線

綜上所述,本文選擇四階復合擺線(下文簡稱復合擺線)作為齒廓曲線,建立復合擺線齒廓曲線外嚙合共軛傳動理論,并開展其傳動特性方面的研究。

2 復合擺線外嚙合齒輪副共軛原理

2.1 坐標系及坐標變換

以四階復合擺線齒廓外嚙合傳動為研究對象,采用運動學法求解復合擺線的共軛齒廓,利用右手法則建立圖5所示的坐標系。其中,固定坐標系Sf1(of1xf1yf1zf1)、Sf2(of2xf2yf2zf2)分別與箱體固聯,動坐標系S1(o1x1y1z1)、S2(o2x2y2z2)分別與主動齒輪1、從動齒輪2固聯,zf1軸、z1軸和zf2軸、z2軸分別與齒輪1、齒輪2的旋轉軸重合,固定坐標系Sml(omlxmlymlzml)的原點oml與節點P重合,xf2軸平行于xf1軸,坐標系S1到坐標系S2、Sml的坐標變換矩陣分別為M21、M01。

齒輪1、2的中心距為a,傳動比為i21,齒數分別為z1、z2,節圓半徑分別為r1、r2,并且與分度圓重合,角速度分別為ω1、ω2,方向如圖5所示。在初始位置,坐標系S1和Sf1重合、S2和Sf2重合,齒輪1、2分別以角速度ω1和ω2繞z1軸、z2軸運動一段時間t后,轉過的角度分別為φ1、φ2。根據傳動比的定義,可得到關系式

(12)

圖5 平行軸外嚙合共軛傳動坐標系

對式(5)進行和差化積化簡,可得到四階復合擺線齒廓曲線Σ1在坐標系S1中的表達式

(13)

式中:r1(α)、α分別為齒廓曲線Σ1在坐標系S1中的矢徑和角度參量。

根據共軛曲線嚙合原理,嚙合方程可表示為

(14)

f(α,φ1)=A1cos(α+φ1)+B1sin(α+φ1)+C1=0

(15)

式中

A1=r1[r1-2c1cos(z1α)+4f1c1z1cos(2z1α)]

B1=2c1r1[z1-2f1cos(z1α)]sin(z1α)

C1=2c1z1[-r1sin(z1α)+c1sin(2z1α)-

2.2 共軛齒廓方程

利用坐標變換矩陣M21和嚙合方程(15),可求得復合擺線共軛齒廓Σ2在坐標系S2中的表達式

(16)

式中:r2(α,φ1)為共軛齒廓曲線Σ2在坐標系S2中的矢徑,其通用表達式為

(17)

其中D1=sin[α+(1+i21)φ1],D2=cos[α+(1+i21)φ1],D3=2f1c1sin(2z1α),D4=r1-2c1cos(z1α)。

2.3 嚙合線方程

將理論接觸點在動坐標系中的坐標值轉換到固定坐標系,即可得到齒輪副的嚙合線方程。利用坐標變換矩陣M01,可得到復合擺線齒廓共軛傳動的嚙合線Σml的矢徑rml(α,φ1)在坐標系Sml中的表達式

rml(α,φ1)=M01(φ1)r1(α,φ1)=

(18)

根據式(17)中的待定系數D3、D4,可推導得到嚙合線方程的通用表達式

(19)

3 嚙合特性分析

3.1 壓力角

3.1.1 任意嚙合點的壓力角 壓力角是衡量齒輪副傳力性能好壞的重要參數,影響齒輪的幾何尺寸、受力情況和傳動強度。壓力角定義為齒廓上某點的法向與線速度方向的夾角(取銳角)。如圖6所示,復合擺線齒廓曲線Σ1與共軛齒廓曲線Σ2在點G嚙合,點G對應的角度參量為αg,在齒廓曲線Σ1上點G的速度vg1與正壓力F所在直線的夾角αg1,即為齒輪1的任意嚙合點壓力角[13],其表達式為

(20)

式中:Kv為vg1所在直線的斜率,Kv=-x1(αg)/y1(αg);Kn為正壓力F所在直線的斜率,Kn=-dx1(αg)/dy1(αg)。

圖6 復合擺線共軛傳動齒輪副的壓力角

對于圖6中的三角形o1o2G,根據余弦定理可得到直線o1G和o2G的夾角

(21)

根據圖6中αg1、αg2和ξ的幾何關系,可得到共軛齒廓曲線Σ2在嚙合點G處的壓力角

αg2=|ξ+αg1-π|

(22)

3.1.2 分度圓壓力角 若G點在Σ1的分度圓上,則可得到幾何關系

(23)

由式(8)(9)(13)(20)(21)和(23),可求得Σ1在分度圓上的壓力角

(24)

當齒輪副中心距為標準中心距時,節圓和分度圓重合,當嚙合點G位于中心距連線上,即G點與節點P重合時,可得到幾何關系

rg1+rg2=a

(25)

由式(9)(22)(24)和(25),可推導出Σ2的分度圓壓力角

(26)

(27)

圖7 齒根高系數對壓力角的影響

圖8 齒形調控系數對壓力角的影響

表2 齒形參數

圖9 復合擺線齒形設計

3.2 曲率

3.2.1 曲率模型 齒廓曲率模型是評價齒輪傳動接觸強度的基礎,也是齒輪強度計算標準的重要組成部分。如圖10所示,復合擺線齒廓Σ1與其共軛齒廓Σ2上任一嚙合點Q(其角度參量為αv)的曲率分別用k1和k2表示。根據微分幾何,可得到k1的表達式

(28)

圖10 共軛齒廓的幾何曲率關系

根據式(13)(28),可化簡得到曲率k1的表達式

(29)

式中:u1為H到節點P的距離,H為嚙合點Q所在嚙合線處的法線與y1軸的交點;q1為嚙合點Q到節點P的距離。u1、q1的表達式為

(30)

(31)

根據Euler-Savary公式[14],得到共軛齒廓曲線曲率k1和k2的關系如下

(32)

由式(29)～式(32),可推導出Σ2的曲率

(33)

聯立式(29)(30)(31)(33),可求得k1和k2。

(1)復合擺線齒廓Σ1及共軛齒廓Σ2都存在曲率為0的點,該點是曲線的拐點,也是曲線凹凸性的分界點,即齒廓Σ1、Σ2均由凸弧和凹弧組成,且傳動過程始終為凹凸齒廓接觸,有利于提高接觸疲勞強度。同時,節圓附近的曲率極小,且變化梯度較小,有利于提高傳動的承載能力和平穩性。

(2)復合擺線齒廓曲率很小,且隨著齒形調控系數的減小,齒廓Σ1、Σ2的曲率差也相應減小,所以當齒高參數確定時,宜選取較小的齒形調控系數。

圖時f1對齒廓曲率的影響

圖時f1對齒廓曲率的影響

3.3 重合度

3.3.1 重合度模型 重合度是衡量齒輪副傳動連續性、載荷傳遞均勻性的重要度量指標。如圖13所示,曲線M2N2為復合擺線主動齒輪1的工作齒廓Σ1,齒輪2的齒廓Σ2是Σ1的共軛齒廓,曲線M1M2為復合擺線共軛傳動的嚙合線Σml,點M1是Σml與齒輪1齒頂圓的交點,點M2是Σml與齒輪2齒頂圓的交點,點M1、M2對應的角度參量分別為φa、φb。當嚙合點M從M2移動到M1時,主動輪轉過的角度Δα=αa-αb,則新型復合擺線齒輪副的重合度

(34)

圖13 復合擺線齒輪副重合度的幾何關系

根據幾何關系o1oml+omlM0=o1M0,可得

yml(αa)+r1=ra1sin(π-αa)

(35)

對于三角形o1M1o2,由余弦定理可得

(36)

由方程(35)(36)可分別求得φa、φb,然后代入方程(34)可求得重合度。

表3 齒輪副的重合度

由表3中的算例結果可知,復合擺線齒輪副的重合度明顯大于傳統漸開線齒輪的重合度,理論上具有更高的傳動平穩性和載荷承載能力。

3.4 滑動率

3.4.1 滑動率模型 齒廓間較大的相對滑動易產生齒面磨損、膠合,增加功率損耗。為了提高齒輪傳動性能,必須盡可能地減少齒面間的相對滑動。如圖14所示,復合擺線齒廓Σ1及其共軛齒廓Σ2在某個瞬時嚙合于W點(其角度參量為αs),經過時間Δt后,Σ1上的W1點與Σ2上的W2點嚙合,此時嚙合點W在Σ1、Σ2上走過的弧長分別為Δs1、Δs2,滑動弧長為Δs2-Δs1,則Σ1、Σ2在嚙合點W的滑動率σ1、σ2[15]分別為

(37)

(38)

圖14 滑動率幾何模型

由嚙合方程(15)、嚙合線方程(19)可推導出滑動率的通用表達式

(39)

(40)

式中

其中?αxml(αs,φ1)、?φ1xml(αs,φ1)、?αyml(αs,φ1)和?φ1yml(αs,φ1)是嚙合線方程(19)的偏導表達式,根據嚙合方程(15)可求得φ1與αs的關系φ1=g(αs)。

3.4.2 滑動率分析 選取齒輪參數:m=3mm,z1/z2=32/73,zp=20°。利用數值軟件MATLAB計算出2種齒高齒制下復合擺線齒輪副的滑動率,如圖15所示。圖16、圖17是根據文獻[15]求得的同參數漸開線齒輪副的滑動率隨實際嚙合線位置q1的變化曲線。

圖15 復合擺線齒輪副的滑動率

從圖15可以看出,復合擺線齒輪在整個嚙合傳動過程中,最大滑動率出現在輪齒嚙入和嚙出時的齒根位置,滑動率絕對值的最大值低于0.1,在節點附近趨近于0。與圖16、圖17所示的漸開線齒輪副的滑動率相比,復合擺線齒輪副的滑動率下降了近9/10,且在嚙合極限點處滑動率仍極小,故在相同載荷下齒面磨損較小,有利于提高傳動效率。

圖時漸開線齒輪副的滑動率

圖時漸開線齒輪副的滑動率

4 齒輪副實體模型構建與強度特性分析

4.1 齒輪副實體模型構建

根據FZG齒輪試驗機的參數要求,設計出復合擺線齒輪副的基本參數,如表4所示。利用數值軟件MATLAB計算出齒輪副的齒廓曲線數據,并導入三維建模軟件SolidWorks,創建出精確的三維實體模型,如圖18所示。同時,在SolidWorks中進行嚙合仿真,結果顯示復合擺線齒輪副在傳動過程中能夠實現連續線接觸傳動,且無嚙合干涉現象。齒輪副實體模型的成功建立充分說明,新型復合擺線共軛傳動理論與方法是可行的。

表4 復合擺線齒輪副的基本設計參數

圖18 復合擺線齒輪副實體模型

4.2 強度特性分析

由于復合擺線齒廓的幾何特殊性,利用解析法很難求得精確的彎曲應力和接觸應力,而有限元法對齒廓形狀沒有限制,有著解析法不具備的優點,可以更精確、方便地分析復合擺線齒輪的強度特性,非常適用于非標準齒形的齒輪[16]。采用4.1節中的建模方法,選取和漸開線齒輪相同的參數:材料選用40Cr,彈性模量E=209GPa,泊松比ν=0.29;模數m=4mm,壓力角αp=20°,齒數z1/z2=16/24,齒寬b=12mm。小齒輪輸入轉速和扭矩分別為1 000r/min、60N·m。利用有限元法求解復合擺線齒輪副的彎曲和接觸應力,結果如圖19、圖20所示。

(a)復合擺線齒輪

(b)漸開線齒輪圖19 齒根的彎曲應力云圖

(a)復合擺線齒輪 (b)漸開線齒輪圖20 齒面的接觸應力云圖

從圖19可以看出,漸開線齒輪齒根的最大壓應力、最大拉應力分別為129.22和121.05MPa,而相同負載下的復合擺線齒輪齒根的最大壓應力、最大拉應力分別為95.166和84.731MPa,分別下降了26.35%和30.00%,即在相同模數下,采用復合擺線齒輪傳動副可以提高齒輪的彎曲強度,有利于減小齒輪的尺寸和質量,提高齒輪的剛度。

從圖20可以看出,齒面接觸應力沿齒寬均勻分布,復合擺線齒輪、漸開線齒輪的齒面接觸應力分別為721.50和922.99MPa,即在相同模數下,復合擺線齒輪的接觸應力下降了21.83%,因此采用復合擺線齒輪傳動可以有效提高齒面的接觸強度。

5 齒輪副樣件加工及傳動效率試驗

為了進行復合擺線齒輪副的傳動試驗評價,根據FZG齒輪試驗機的參數要求,采用第4節中設計的復合擺線齒輪副參數(見表4),利用電火花慢走絲加工出復合擺線齒輪副試驗樣件,并進行了傳動效率測試,同時,對FZG試驗機配套的漸開線齒輪副也進行了傳動效率測試,試驗結果如圖21所示。該漸開線齒輪副與復合擺線齒輪副具有相同的齒數、模數、壓力角、齒頂高系數和頂隙系數。在傳動效率測試過程中,復合擺線齒輪副傳動平穩,運轉良好。當小齒輪端加載扭矩為T1時,相應地可測出電機轉速(大齒輪轉速)在2 000、3 000和4 000r/min時大齒輪端的扭矩T2。T1、T2由扭矩傳感器測量,并在試驗機的在線監測測量系統上顯示。齒輪副傳動效率η的計算公式為

(41)

齒輪副的傳動效率隨加載扭矩的變化曲線見圖21。

圖21 復合擺線和漸開線齒輪副的傳動效率曲線

從圖21可以看出,復合擺線齒輪副的傳動效率隨加載扭矩在97.30%～99.00%的范圍內呈正相關變化,且高于同工況下的漸開線齒輪副,可見其傳動效率較高,具有工程應用價值。同時,盡管復合擺線齒輪樣件為慢走絲線切割加工且未進行磨齒處理,齒輪精度不太高,而漸開線齒輪為精磨齒輪,齒輪精度相對較高(5級),但是即使在加工精度處于劣勢的情況下,復合擺線齒輪副樣件的傳動效率仍高于漸開線齒輪副的傳動效率,如果后期采用滾齒、精磨等適合批量生產的高精度加工方法,會進一步提高傳動效率。

6 結 論

本文提出了廣義擺線成形軌跡的二連桿等效機構轉化方法,推導了n+1連桿機構的廣義n階擺線運動規律,提出了可用于齒輪傳動的新型四階復合擺線齒廓曲線構建方法;進一步推導出了復合擺線共軛齒廓曲線及嚙合線的通用表達式,研究了復合擺線齒輪副的壓力角、曲率、重合度、滑動率等嚙合特性;建立了精確的復合擺線齒輪副三維實體模型,并加工了齒輪副試驗樣件,利用FZG齒輪試驗機測得了齒輪副在不同工況下的傳動效率。本文的研究獲得以下結論。

(1)復合擺線齒輪副的壓力角只與齒根高系數和齒形調控系數有關,當齒根高系數確定(即齒高確定)時,壓力角隨齒形調節系數的增大而減小,即在同一齒高下可有不同的壓力角設計。

(2)相對于漸開線齒輪,復合擺線齒輪傳動具有以下優勢:傳動過程始終為凹凸接觸,有利于降低接觸應力;重合度較大,傳動平穩性和載荷承載能力較好;滑動率下降了近9/10,有利于減輕齒面磨損;齒根彎曲強度和齒面接觸強度更高。

(3)復合擺線齒輪副的傳動效率高于同工況下漸開線齒輪副的傳動效率,具有工程應用價值。

后續將開展復合擺線齒輪滾切、插削和磨削等加工制造方法的研究,利用FZG齒輪試驗機評價復合擺線齒輪傳動的疲勞特性,以期為新型復合擺線齒輪傳動奠定應用基礎。

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(編輯 葛趙青)

Analysis on Transmission Characteristics of Novel Composite Cycloid Cylindrical Gears for External Driving

HAN Zhenhua,SHI Wankai,XIAO Yangyi,XU Lang

(State Key Laboratory of Mechanical Transmission, Chongqing University, Chongqing 400030, China)

Based on the generation principle of traditional cycloid curves, a transforming method from cycloid curve generation to two-link equivalent mechanism is proposed, andnth-order cycloid motion is generalized usingn+1 link mechanism. Then the novel fourth-order composite cycloid equation for gear driving is derived. Based on differential geometry and conjugate engagement theory, conjugate profile equation of composite cycloid tooth profile curve is deduced. The pressure angle, curvature, contact ratio and sliding ratio of the composite cycloid gear driving are discussed. The composite cycloid gears are modeled accurately, and the strength characteristic of this drive is evaluated by FEM method simultaneously. The pressure angle of reference circle is controlled by the regulation coefficient of tooth profile when the tooth height is determined. The profile curve is formed smoothly by concave and convex arcs, and the concave-convex tooth surface is engaged by line contact in driving process, resulting in high contact fatigue strength. Compared with involute gear, a superior contact ratio and an incredibly small sliding ratio are demonstrated in composite cycloid tooth profile, and greater tooth root bending strength and surface contact strength are present in finite element method. In addition, experimental gear samples are machined, and its transmission efficiencies under different operating conditions are measured with FZG gear testing machine. The testing results show that the transmission efficiencies of the composite cycloid gears in the range of 97.30% to 99.00% are positively correlated with the loading torque. Importantly, they are higher compared with the involute gears under the same operating conditions. It is concluded that the composite cycloid gears show a remarkable engineering application value.

composite cycloid gear; gear drive; engaging principle; transmission characteristics

2016-03-25。 作者簡介:韓振華(1986—),男,博士生;石萬凱(通信作者),男,教授,博士生導師。 基金項目:國家重點基礎研究發展計劃資助項目(2014CB046304);國家自然科學基金資助項目(51675061)。

時間:2016-06-11

10.7652/xjtuxb201609002

TH132

A

0253-987X(2016)09-0010-10

網絡出版地址:http:∥www.cnki.net/kcms/detail/61.1069.T.20160611.1358.002.html