Евольвентна зубчаста передача

Евольвентна зубчаста передача, яка складається із конічної шестірні і циліндричного колеса з розташованими на них зубами однакової висоти з точковою системою зачеплення, яка відрізняється тим, що висота зубів конічної шестірні і циліндричного колеса виконана змінною, яка змінюється по лінійному закону, при цьому максимальна hm ax 2 цевих перерізах, визначаються за формулами hm ax = 0,5(4,5m + b wQ) і hmin = 0,5(4,5m - bw Q) , крім того, діаметр кола вершин зубів da1 конічної шестірні є постійною величиною, а діаметр кола вершин зубів da 2i циліндричного колеса змінюється у межах довжини зубів по лінійному закону від мінімальної величини da2 m in = m(z 2 + 2 ) - b wQ до максимальної величини d a 2 max = m (z 2 + 2 ) + b w Q , де m - модуль зачеплення; b w - довжина зубів; Q кут початкового (ділильного) конуса; z2 - число зубів циліндричного колеса. (13) 25078 (11) UA Недоліком вказаної зубчастої передачі є концентрація навантаження на ділянках зубів, що прилягають до торців, при їх вході і виході із зачеплення, яка погіршує віброакустичні характеристики передачі і ефективність її роботи. Задача винаходу - покращення умов входу і виходу зубів із зачеплення, спрямованих на поліпшення віброакустичних характеристик передачі і підвищення її ефективності. Для вирішення задачі в евольвентній зубчастій передачі, що складається із конічної шестерні і циліндричного колеса з розташованими на них зубами однакової висоти з точковою системою зачеплення, висота зубів конічної шестерні і циліндричного колеса виконана змінною, яка змінюється по лінійному закону, при цьому максимальна hmax і мінімальна hmin висоти зубів, розташовані в торцевих перерізах, визначаються за формулами hmax=0,5(4,5m+bwQ) і hmin=0,5(4,5m-bwQ), крім того, діаметр кола вершин зубів dal конічної шестерні є постійною величиною, а діаметр кола вершин зубів da2i циліндричного колеса змінюється у межах довжини зубів по лінійному закону від мінімальної величини da2min=m(z2+2)-bwQ до максимальної величини da2max=m(z2+2)+b wQ, де m - модуль зачеплення; bw - довжина зубів; Q - к ут початкового (ді (19) Корисна модель відноситься до галузі машинобудування. Відома зубчаста передача, що складається із циліндричних шестерні і колеса з розташованими на них евольвентними зубами, які шляхом взаємодії один з одним здійснюють передачу обертання і корисного навантаження від одних валів іншим валам машин і механізмів [1: Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А., Глухарев Е.Г. Конструкция и расчёт зубчаты х передач редукторов. - Л.: Машиностроение, 1971. - 328с.] Недоліком відомої зубчастої передачі є обмежена навантажувальна здатність по контактним напруженням, підвищення якої можливе за рахунок збільшення габаритів передачі, що у більшості випадків неприйнятно. Найбільш близькою за технічною сутністю до запропонованого рішення є евольвентна зубчаста передача з точковим контактом зубів, яка складається із конічної шестерні і циліндричного колеса з розташованими на них зубами однакової і постійної по величині висоти з точковою системою зачеплення [2: Попов О.П., Каіров О.С. Декл. патент №16691 на корисну модель. Україна. Евольвентна зубчаста передача з точковим контактом зубів. и200602435; Заявл. 06.03.06; Опубл. 15.08.06. Бюл. №8.] U і мінімальна hmin висоти зубів, розташовані в тор 3 25078 лильного) конуса; z2 - число зубів циліндричного колеса. Порівняльний аналіз з прототипом показує, що запропонована евольвентна зубчаста передача відрізняється тим, що висота зубів конічної шестерні і циліндричного колеса виконана змінною, яка змінюється по лінійному закону, при цьому максимальна hmах і мінімальна hmin висоти зубів, розташовані в торцевих перерізах, визначаються за наведеними формулами, крім того, діаметр кола вершин зубів dal конічної шестерні є постійною величиною, а діаметр кола вершин зубів da2i циліндричного колеса змінюється у межах довжини зубів по лінійному закону від деякої мінімальної величини до максимальної величини. Порівняння технічного рішення, що заявляється, не лише з прототипом, але й з іншими технічними рішеннями, не виявило в них ознак, які б відрізняли технічне рішення, що заявляється, від прототипу, а це дозволяє зробити висновок про відповідність критерію "винахідницький рівень". На Фіг.1 зображена одноступінчата евольвентна зубчаста передача з конічно-циліндричними прямим зубами зовнішнього зачеплення, на Фіг.2 - конічна шестерня, а на Фіг.3 - циліндричне колесо. У відповідності з Фіг.1-3 маємо наступні позначення: w1 w2- кутові швидкості шестерні і колеса; dal - діаметр кола вершин зубів шестерні; da2i - діаметр кола вершин зубів колеса у вільному i-му перерізі (точка a); da2min , da2max - мінімальний і максимальний діаметри кіл вершин зубів колеса; bw довжина зубів; hmin, hmax - мінімальна і максимальна висота зубів; Q - кут початкового (ділильного) конуса. Евольвентна зубчаста передача складається із конічної шестерні 1 і циліндричного колеса 2 з розташованими на них зубами змінної висоти відповідно 3 та 4. При цьому вершина 5 зуба конічної шестерні 1 паралельна твірній 6 бічної поверхні зуба циліндричного колеса 2, а вершина 7 зуба циліндричного колеса 2 паралельна твірній 8 зуба конічної шестерні 1. Крім того, твірна 8 зуба конічної шестерні 1 утворює з вісями обертання 9 вказаної шестерні 1 і 10 циліндричного колеса 2 кутQ. Евольвентна зубчаста передача працює наступним чином. При роботі двигуна, приєднаного через вал до конічної шестерні 1, вказана шестерня набуває кутову швидкість w1. Конічна шестерня 1 за допомогою розташованих на ній зубів 3 змінної висоти впливає на змінні по висоті зуби 4 циліндричного колеса 2, у зв'язку з чим вказане колесо починає обертатися з кутовою швидкістю w2. У процесі експлуатації передачі при виході спряженої пари зубів 3 та 4 із зачеплення вершина 5 зуба 3 шестерні 1 залишається паралельною твірній 6 бічної поверхні зуба 4 колеса 2, у зв'язку з чим при деформації вказаної спряженої пари зубів 3 та 4 має місце симетричне розподілення навантаження по довжині зубів відносно їх середини, яке виключає її концентрацію на ділянках, що прилягають до торців. Аналогічна картина спостерігається і при вході зубів у зачеплення, коли вершина 7 зуба 4 розта 4 шована паралельно твірній 8 конічної шестерні 1. Дана обставина сприяє симетричному розподілу навантаження по довжині зубів відносно їх середини і, таким чином, виключає можливість концентрації навантаження на торцевих ділянках зубів при вході їх у зачеплення. При зовнішньому зачепленні зубів, як видно із Фіг.1, кутові швидкості w1 і w2 відносно вісей обертання 9 та 10 відповідно шестерні і колеса мають протилежні один одному напрямки. Таким чином запропонована зубчаста передача характеризується плавним входом і виходом зубів із зачеплення, що сприяє зниженню динамічних навантажень у зачепленні і, як наслідок, покращенню віброакустичних характеристик передачі шляхом зменшення вібрації і шум у. Крім того, дана передача дозволяє компенсувати помилки виготовлення і монтажу зубчастих колес, а також негативний вплив на роботу передачі так званих експлуатаційних факторів. Для визначення максимальних контактних напружень smах в запропонованій передачі скористаємося [2]: Попов О.П., Каіров О.С. Декл. патент №16691 на корисну модель. Україна. Евольвентна зубчаста передача з точковим контактом зубів. U200602435; Заявл. 06.03.06; Опубл. 15.08.06. Бюл. №8: s max = 0,333 Q(Q + n )2 E2 Fn пр r2 пр (1) де n - коефіцієнт Пуассона; Enp=2E1E2/(Е1+E 2) приведений модуль пружності; E1, E2 - модулі пружності матеріалів шестерні і колеса; Fn - нормальна сила, що діє на спряжену пару зубів; r пр=r 1r 2/(р1+r 2) - приведений радіус кривизни зубів у полюсі зачеплення; r 1=0,5mz1 sina w, r 2=0,5mz2sina w - радіуси кривизни евольвент них профілів зубів шестерні і колеса в полюсі зачеплення; m - модуль зачеплення; z1 , z2 - числа зубів шестерні і колеса; a w - кут зачеплення. Кут Q початкового (ділильного) конуса визначається шляхом вирішення знайденого трансцендентного рівняння, яке має вигляд rпрFn 2,468 =1 3 2 bw Q (Q + n )Eпр (2) де bw - довжина зубів. Рівняння (2) вирішується графоаналітичним методом. З цією метою у системі координат j(Q)-Q будується при заданих значеннях кута Q функція j (Q) = rпрFn 2,468 3 2 bw Q (Q + n )E пр (3) описана рівнянням (2). Потім у вказаній системі координат проводиться у вигляді прямої лінії, паралельній вісі абсцис, горизонтальна лінія, яка характеризує собою функцію j(Q)=1. Точка перетину функцій j(Q) і j(Q)=1 дає шукане значення куту Q на вісі абсцис. Для оцінки ефективності запропонованої зубчастої передачі розглянемо розрахунок І ступені редуктора "Навігатор" у якого z1=36; z2=110; m=6мм; a w=20°; 5 25078 bw=215мм; n=0,3; Fn=3,93×104Н; Enp=El=Е2=21×104МПа. По вище приведеним співвідношенням знаходимо r 1=36,936мм; r 2=112,86мм і r пр=27,828мм. Потім, задавшись значеннями кута Q=(0 ; 2; 4; 6; 8; 10)·10-3рад, за формулою (3) знаходимо j(Q)=¥; 1,868; 1,1745; 0,895; 0,737 і 0,633. З урахуванням знайдених значень функцій j(Q) при вказаних величинах кута 0 будуємо у системі координат j(Q)-Q і j(Q)=1 графіки, о яких мова йшла вище, і визначаємо шукану величину кута Q=5·10-3рад. Знаючи кут Q=5·10-3рад, за формулою (1) знаходимо smах=335МПа. По загальновідомій формулі Герца s H = 0,418 EпрFn bw rпр знаходимо максимальні контактні напруження sН=491МПа у полюсі зачеплення. Напруження smах=335МПа у полюсі зачеплення характерні, як відомо, для точкового контакту зубів, а напруження sН =491МПа - для лінійного контакту зубів. Таким чином, шляхом заміни точкового контакту лінійним контактом зубів максимальні контактні напруження знизилися у jК=sН/smах=491/335=1,46567 рази, у зв'язку з чим навантажувальна здатність по цим напруженням Комп’ютерна в ерстка Н. Лисенко 6 зросла у jН=jК=3,148 рази, тобто більш ніж у 3 рази. Аналіз розрахункових даних вказує на те, що запропонована зубчаста передача характеризується дуже високою навантажувальною здатністю по контактним напруженням, і вона на сьогоднішній день не має аналогів. Крім того, дана зубчаста передача з точковим контактом зубів має більшу за розмірами ділянку контакту у порівнянні з ділянкою контакту при лінійному дотику зубів, що призводить до зниження напружень згину в зубах. І, нарешті, у запропонованій передачі відсутня концентрація навантаження на торцевих ділянках зубів, у зв'язку з чим вона характеризується більш плавним входом і виходом зубів із зачеплення і можливістю компенсації помилок монтажу і розцентровок вісей зубчастих колес. Економічний ефект від впровадження запропонованого технічного рішення слід очікувати за рахунок кардинального підвищення навантажувальної здатності, терміну служби і ефективності роботи передачі. Суспільна корисність технічного рішення, що заявляється, полягає у поліпшенні віброакустичних характеристик передачі за рахунок зниження вібрації і шуму (промсанітарія) внаслідок відсутності концентрації навантаження на торцевих ділянках зубів і їх більш плавного входу і ви ходу із зачеплення. Підписне Тираж 26 прим. Міністерство осв іт и і науки України Держав ний департамент інтелектуальної в ласності, вул. Урицького, 45, м. Київ , МСП, 03680, Україна ДП “Український інститут промислов ої в ласності”, вул. Глазунова, 1, м. Київ – 42, 01601