Косозуба зубчаста передача

Косозуба зубчаста передача, що складається з шестірні та колеса з розташованими на них евольвентними зубами під кутом β до твірних ділильних циліндрів шестірні та колеса, що знаходяться між собою в зачепленні, яка відрізняється тим, що на протилежних торцевих ділянках робочих поверхонь спряжених один з одним зубів шестірні та колеса вказані зуби по висоті на відстані, що віддалена на величину hm від вершин зубів, окреслені дугами кіл з радіусами ρim, причому прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів в межах довжини bm, що відраховується від бічних торців зубчастих коліс, замінені криволінійними твірними з радіусом кривизни Rm, крім того, товщини вер шин зубів шестірні та колеса зменшені з робочих сторін на величину ΔS, при цьому проекція площі модифікованої поверхні кожного з зубів на площини зачеплення дорівнює площі трикутника зі сто Корисна модель належить до галузі машинобудування. Відома косозуба зубчаста передача, що складається з шестірні та колеса з розташованими на них косими евольвентними зубами, що знаходяться в зачепленні між собою, шляхом взаємодії зубів один з одним здійснює передачу корисного навантаження та частоти обертання від одних валів іншим валам машин та механізмів [1]: Часовников Л.Д. Передачи зацеплением. Зубчатые и червячные. - М.: Изд-во «Машиностроение», 1969. - 487с. Недоліками відомої косозубої зубчастої передачі є ударне навантаження при вході та виході зубів із зачеплення, яке супроводжується появою вібрації та шуму, а також обмежена навантажувальна здатність. Найбільш близьким за технічною сутністю до запропонованого рішення є взята за прототип косозуба передача, яка складається з шестірні та колеса з розташованими на них евольвентними коригованими зубами під кутом b до твірних ділильних циліндрів шестірні та колеса, що знаходять ся в зачепленні між собою [2]: Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А., Глухарев Е.Г. Конструкции и расчет зубчатых передач редукторов. - Л.: Машиностроение, 1971. - 328с. Недоліком вказаної косозубої зубчастої передачі, не дивлячись на підвищення навантажувальної здатності по контактних напруженнях та напруженнях згину, є ударне навантаження зубів при вході та виході їх із зачеплення. Задача корисної моделі - зменшення впливу ударного навантаження зубів при вході та виході їх із зачеплення на роботу косозубої зубчастої передачі та підвищення її навантажувальної здатності. Для вирішення задачі в косозубій зубчастій передачі, що складається з шестірні та колеса з розташованими на них евольвентними зубами під кутом b до твірних ділильних циліндрів шестірні та колеса, на протилежних торцевих ділянках робочих поверхонь спряжених один з одним зубів шестірні та колеса вказані зуби по висоті на відстані, що віддалена на величину hm від вершин зубів, окреслені дугами кіл з радіусами rіm, при чому 2 ронами hm, bm та lm = h2 + bm , а параметри ρim, m Rm, bm та ΔS визначаються зі співвідношень ρim = (0,6...0,8)ρi max ; Rm = 2 b × sinβ bm ; 0,3 £ m £ 0,5 ; bw 8 DS (19) UA (11) 26452 (13) U 0,1 мм≤ΔS≤0,3 мм; 0,45 мм≤hm≤0,6m, де ρim=ρ1m, ρim=ρ2m - радіуси кривизни модифікованих ділянок зубів; ρimax=ρ1max, ρimax=ρ2max - максимальні радіуси кривизни відповідно зубів шестірні та колеса в місцях спряження евольвентних кривих з дугами кіл в межах висоти hm, що визначаються за загальновідомими залежностями; bw - ширина вінців зубчастих коліс; m - модуль зачеплення; β - кут нахилу зубів. 3 26452 прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів в межах довжини bm, що відраховується від бічних торців зубчастих коліс, замінені криволінійними твірними з радіусом кривизни Rm, крім того, товщини вершин зубів шестірні та колеса зменшені з робочих сторін на величину DS, при цьому проекція площі модифікованої поверхні кожного з зубів на площини зачеплення дорівнює площі трикутника зі сто2 ронами hm , bm та lm = h2 + bm , а параметри rim , m Rm , bm та DS визначаються зі співвідношень rim = (0 .6 ...0.8)ri max ; Rm = 2 bm ; 8 DS b × sin b 0 .3 £ m £ 0.5 ; bw 0,1мм £ DS £ 0,3мм ; 0,45мм £ hm £ 0,6m , де rim = r1m , rim = r2 m радіуси кривизни модифікованих ділянок зубів; ri max r1max , = ri max r2 max , - максимальні радіуси кривизни від= повідно зубів шестірні та колеса в місцях спряження евольвентних кривих з дугами кіл в межах висоти hm, що визначаються за загальновідомими залежностями; b w - ширина вінців зубчастих коліс; m - модуль зачеплення; b - кут нахилу зубів. Порівняльний аналіз з прототипом показує, що косозуба зубчаста передача, що заявляється, відрізняється тим, що на протилежних торцевих ділянках робочих поверхонь спряжених один з одним зубів шестірні та колеса вказані зуби по висоті на відстані, що відстоїть на величину hm від вершин зубів, окреслені дугами кіл з радіусами rіm, при чому прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів в межах довжини bm, що відраховується від бічних торців зубчастих коліс, замінені криволінійними твірними з радіусом кривизни Rm, крім того, товщини вершин зубів шестірні та колеса зменшені з робочих сторін на величину DS, при цьому проекція площі модифікованої поверхні кожного з зубів на площини зачеплення дорівнює площі трикутни2 ка зі сторонами hm, bm та lm = h2 + bm , а парамеm три pim, Rm, bm та DS визначаються на основі запропонованих співвідношень. Порівняння технічного рішення, що заявляється, не лише з прототипом, але й з іншими технічними рішеннями, на виявило в них ознаки, що відрізняють запропоноване технічне рішення від прототипу, що дозволяє зробити висновок щодо відповідності критерію «винахідницький рівень». На Фіг.1 зображено одноступінчату косозубу передачу, а на Фіг.2 - модифікований косий зуб шестірні. У відповідності до Фіг.1-2 маємо наступні позначення: w 1, w 2 - кутові швидкості шестірні та колеса; dа1 df1, d1 діаметри кіл відповідно вершин та западин зубів, а також ділильного циліндра; hm - висота зуба, в межах якої евольвента крива замінена дугою кола; DS - величина зменшення товщини вершини кожного з зубів зі сторони робочих поверхонь; bm - довжина криволінійних твірних поверхонь зубів; bw - ширина вінців зубчастих коліс; l - кут нахилу контактної лінії до основи зуба; 4 b - кут нахилу зубів; r1m - радіус дуги кола; r1mах - максимальний радіус кривизни евольвентної кривої в точці її спряження з дугою кола; Rm - радіус кривизни криволінійних твірних зубів; lm - довжина контактної лінії, що обмежує проекцію площі модифікованої поверхні на площині зачеплення. Косозуба зубчаста передача складається з шестірні 1 та колеса 2 з розташованими на них косими зубами 3 та 4 відповідно. При цьому зі сторони лівого торця зуба 3 евольвентний бічний профіль 5 в точці с плавно переходить в межах висоти hm зуба в криву 6 дуги кола, окресленого радіусом r1m. Висота hm модифікованого зуба відраховується від вершини 7 даного зуба. Окрім того, на довжині bm прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів замінені криволінійними твірними 8 з радіусом кривизни R^ в межах проекції площі 9 модифікованої поверхні кожного з зубів. В зв'язку зі вказаною модифікацією зубів за їх довжиною та висотою товщина вершини кожного з зубів є зменшеною на величину DS. Прямі лінії 10, 11, 12 та 13 є лініями контакту спряженої пари зубів, які на відміну від прямих зубів, не співпадають з твірними ділильного циліндра, паралельними до осей зубчастих коліс. Косозуба зубчаста передача діє наступним чином. Під час передачі корисного навантаження та частоти обертання від двигуна до шестірні 1 остання набуде кутової швидкості w 1. Зуб 3, що належить шестірні 1, впливає на зуб 4 колеса 2 таким чином, що воно буде обертатись з кутовою швидкістю w 2 сприймаючи при цьому корисне навантаження. В процесі зачеплення косих зубів контактна лінія переміщується по робочій поверхні зуба 3, послідовно займаючи положення 10, 11, 12 та 13. Отже, на відміну від взаємодії прямих зубів, під час якої лінія контакту переміщується по висоті зуба, залишаючись паралельною до твірних бічних поверхонь зуба, під час взаємодії косих зубів лінія контакту одночасно переміщується як по висоті, так і по довжині зуба. Задля зменшення ударного впливу в косозубому зачепленні, а також для зниження величин деформацій зубів та елементів зубчастої передачі та рівня шуму зуб 3 шестірні 1 належить модифікувати вказаним вище способом. При цьому модифікація повинна мати напрям паралельно до лінії контакту, тобто лінії bc. Проекція площі модифікації 9, приблизно рівна площі трикутника abc, характеризує розміри модифікованої ділянки зуба 3 шестірні 1 під час виходу його з зачеплення. Під час входу зуба 3 в зачеплення з зубом 4 має місце лінія контакту 10, в зв'язку з чим зуб 3 необхідно модифікувати на робочій ділянці протилежного торця, що прилягає не до вершини зуба, а до його основи. Так як модифікація ділянки зуба шестірні в його основі викликає деякі технологічні труднощі пов'язані з виготовленням, то в цьому випадку слід модифікувати вершину зуба 4 колеса 2 за аналогією до модифікації вершини зуба 3 шестірні 1 з тією лише різницею, що замість радіуса r1m необ 5 26452 хідно використовувати дугу кола з радіусом r2m, а замість радіуса r1max - радіус r2max. В зв'язку з цим в заявці відсутнє зображення модифікованого зуба 4 колеса 2. Враховуючи характер контактної взаємодії косих зубів в процесі роботи передачі, необхідно модифікацію вершин зубів колеса виконувати на їх робочих поверхнях прилеглих до торців, що розташовані протилежно торцям зубів шестірні. Кут нахилу l будь-якої з контактних ліній 9, 10, 11, 12 або 13 до основи зуба розраховується за формулою [1]: Часовников Л.Д Передачи зацеплением. Зубчатые и червячные. Зубчатые и червячные. - М: Изд-во «Машиностроение», 1969. - 487с: l = arcsin(sinan × tg b0 ) , де an - кут зачеплення в нормальному перерізі; b0 - кут нахилу зуба в площині зачеплення, що визначається з виразу æ sin a s cos b ö ÷; b0 = arccosç ç sin a ÷ è ø n as - кут зачеплення в торцевому перерізі. Попередній аналіз розрахункових даних на прикладах конкретних косозубих зубчастих пере Комп’ютерна верстка Н. Лисенко 6 дач, отриманих з використанням метода кінцевих елементів (МКЕ), показав, що наявність вказаної модифікації на зубах шестірні та колеса призводить до суттєвого зниження ударного впливу на роботу передачі під час входу та виходу зубів з зачеплення, зменшуючи рівень шуму на 10-14 децибел, а також до підвищення навантажувальної здатності по контактних напруженнях. Окрім того, за рахунок зменшення сили відносно торців, обумовленого вищезазначеною модифікацією зубів, зменшується момент згину, що діє на зуби, що призводить до зниження напружень згину в основі зубів приблизно на 17%-22%. Економічний ефект від впровадження запропонованого технічного рішення слід очікувати за рахунок підвищення навантажувальної здатності передачі та ефективності її роботи. Суспільна користь технічного рішення, що заявляється, полягає у вагомому покращенні віброакустичних характеристик передачі за рахунок зниження шуму та вібрації (промсанітарія), що обумовлене модифікацією зубів шестірні та колеса. Підписне Тираж 26 прим. Міністерство освіти і науки України Державний департамент інтелектуальної власності, вул. Урицького, 45, м. Київ, МСП, 03680, Україна ДП “Український інститут промислової власності”, вул. Глазунова, 1, м. Київ – 42, 01601