Завантажити PDF файл.

Формула / Реферат

Зубчаста передача, що складається із шестірні та колеса з розташованими на них евольвентними прямими зубами, які знаходяться між собою у зачепленні, яка відрізняється тим, що прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів шестірні замінені увігнутими криволінійними твірними з радіусом кривизни R1, а прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів колеса замінені опуклими криволінійними твірними з радіусом кривизни R2, причому R1 > R2, при цьому радіуси кривизни R1 і R2 знаходяться наступним чином:

де bw - довжина зубів (ширина вінця);  = 0,010-0,020 мм - параметр кривизни увігнутих твірних бічних поверхонь зубів шестірні в торцевих перерізах;  = 1,15-1,25 - числовий коефіцієнт.

Текст

Зубчаста передача, що складається із шестірні та колеса з розташованими на них евольвентними прямими зубами, які знаходяться між собою у зачепленні, яка відрізняється тим, що прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів шестірні замінені увігнутими криволінійними твірними з радіусом кривизни R1, а прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів колеса замінені опуклими криволінійними твірними з радіусом кривизни R2, причому R1 > R2, при цьому радіуси кривизни R1 і R2 знаходяться наступним чином: Корисна модель відноситься до галузі машинобудування. Відома зубчаста передача, що складається із шестірні і колеса з розташованими на них евольвентними зубами, які при взаємодії один з одним по лінії контакту 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 расчет передач редукторов. - Л.: Машиностроение, 1971.-328с. Недоліком відомої зубчастої передачі є обмежена навантажувальна здатність по контактним напруженням. Найбільш близькою за технічною сутністю до пропонованого рішення є зубчаста передача з точковим контактом зубів, у якої прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів шестірні замінені криволінійними твірними з постійним радіусом кривизни [2]: Попов А.П. Контактная прочность зубчатых механизмов. - Николаев: Изд - во НУК, 2008.-580с. Недоліком вказаної зубчастої передачі є обмежена можливість підвищення навантажувальної здатності по контактним напруженням внаслідок профільної модифікації лише зубів шестірні. Задача корисної моделі - підвищення навантажувальної здатності по контактним напруженням зубчастої передачі за рахунок впровадження продольної модифікації одночасно на зубах шестірні і колеса. Для рішення задачі в зубчастій передачі, яка складається із шестірні і колеса з розташованими на них евольвентними прямими зубами, що знаходяться між собою в зачепленні, прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів шестірні замінені увігнутими криволінійними твірними з радіусом кривизни R1, а прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів колеса замінені опуклими криволінійними твірними з радіусом кривизни R2, причому R1 > R2, при цьому радіуси кривизни R1 і R2 знаходяться наступним чином: b2 R w ; R2  1 , 8S  де bw - довжина зубів (ширина вінця); S = 0,010-0,020 мм - параметр кривизни увігнутих твірних бічних поверхонь зубів шестірні в торцевих перерізах;  = 1,15-1,25 - числовий коефіцієнт. (13) 61717 (11) UA (19) b2 R w ;R2  1 8S  де bw - довжина зубів (ширина вінця); S 0,010-0,020 мм - параметр кривизни увігнутих твірних бічних поверхонь зубів шестерні в торцевих перерізах;  = 1,15-1,25- числовий коефіцієнт. Зіставлювальний аналіз з найближчим аналогом показує, що зубчаста передача з продольно модифікованими зубами шестірні і колеса, яка заявляється, відрізняється тим, що прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів шестірні замінені увігнутими криволінійними твірними з радіусом кривизни R1, а прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів колеса замінені опуклими криволінійними твірними з радіусом кривизни R2, причому R1>R2, при цьому радіуси кривизни R1 і R2 знаходяться виходячи із знайдених виразів. R1  U R1  3 На фіг. 1 зображено зачеплення зубів шестірні з зубами колеса; на фіг.2 - зуб шестірні; на фіг.3 зуб колеса; на фіг.4 - переріз увігнутого зуба шестірні; на фіг.5 - переріз опуклого зуба колеса; на фіг.6 - розрахункова модель контакту увігнутоопуклих зубів в площині z0x, а на фіг.7 - розрахункова модель вказаних зубів в площині z0y. У відповідності з фіг 1 - 7 маємо наступні позначення: 1 , 2 - кутові швидкості шестірні і колеса; bw - довжина зубів (ширина вінця); R1, R2 - радіуси кривизни бічних твірних відповідно увігнутих зубів шестірні і опуклих зубів колеса; 1 ,  2 - радіуси кривизни бічних профілів евольвентних зубів шестірні і колеса в полюсі зачеплення;); S - параметр кривизни увігнутих твірних бічних поверхонь зубів шестірні в торцевих перерізах. Зубчаста передача складається із шестірні 1 і колеса 2 з розташованими на них продольно модифікованими увігнутими зубами 3 і опуклими зубами 4. При цьому увігнуті твірні 5 бічних поверхонь зубів шестірні окреслені радіусом R1, а опуклі твірні 6 бічних поверхонь зубів колеса - радіусом R2, причому R1> R2. При виготовленні увігнутих зубів шестірні і опуклих зубів 4 колеса необхідно використовувати високоточні зубошліфувальні станки німецького виробництва типу "Хоффлер" або "Пфаутер". При спряженні увігнутого зуба шестірні з опуклим зубом колеса без навантаження утворюються точковий контакт. При навантаженні спряженої пари зубів первинний контакт в точці перероджується в еліптичну ділянку деформації. Зубчаста передача працює наступним чином. При обертанні двигуна, приєднаного через вал до шестірні, остання почне обертатися з кутовою швидкістю 1. При цьому увігнуті зуби 5 шестерні діють на опуклі зуби 6 колеса, які, крім сприйняття навантаження, що передається, набувають кутову швидкість 2, причому 2 < 1 . В процесі роботи увігнуті зуби шестірні обкатуються по опуклим зубам колеса із ковзанням. При цьому кожна із спряжених пар зубів протягом одного оберту знаходиться в зачепленні протягом часу t = ab/V, де ab - робоча довжина лінії зачеплення [1]: Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А., Глухарев Е.Г. Конструкция и расчет передач редукторов. - Л.: Машиностроение, 1971.-328с; V окружна швидкість контактної ділянки деформації. По закінченню часу t перша спряжена пара зубів виходить із зачеплення і входить в зачеплення друга спряжена пара зубів. Після виходу із зачеплення другої спряженої пари зубів в контакт вступає третя пара зубів, а після третьої четверта пара зубів і т.д. аж до того моменту часу, коли шестірня зробить один оберт. При відсутності навантаження спряжена пара зубів, як уже вказувалося, спочатку контактує в точці. В процесі навантаження між робочими поверхнями зубів утворюється еліптична ділянка контакту, яка по своїм розмірам перевищує таку ж при лінійному контакті зубів традиційної зубчастої передачі. 61717 4 Крім того, внаслідок внутрішнього дотику увігнуто - опуклих зубів (див. фіг. 7) збільшується приведений радіус кривизни контактуючих поверхонь, що супроводжується збільшенням розмірів еліптичної ділянки контакту, наприклад, у порівнянні з точковим контактом, який є наслідком криволінійних твірних бічних поверхонь лише одних зубів шестірні [2]: Попов А.П. Контактная прочность зубчатых механизмов. - Николаев: Изд - во НУК, 2008.-580с. Наявність точкового контакту зубів за рахунок використання продольної модифікації зубів вказує на те, що пропоновану зубчасту передачу слід розглядати як зубчасту передачу з просторовою точковою системою зачеплення евольвентних зубів. Для оцінки ефективності пропонованої зубчастої передачі скористаємося формулою проф.Попова О.П., яка має вигляд [2]: Попов А.П. Контактная прочность зубчатых механизмов. Николаев: Изд - во НУК, 2008.-580с. max  0,333 де    2 2Fn 2 w   w / R w (1) , коефіцієнт; w  12 / 1  2   mz1z2 sin w / 2z1  z2  - приведений радіус кривизни бічних профілів евольвентних зубів в полюсі зачеплення (площина z0x); m - модуль зачеплення; z1, z2 - числа зубів, відповідно, шестірні і колеса;  w - кут зачеплення; Rw=R1R2/(R1 - R2) - приведений радіус увігнутоопуклих зубів в площині z0y;  - коефіцієнт Пуассона; Е - модуль пружності матеріалу; Fn - нормальна сила, діюча на спряжену пару зубів. Формула (1) справедлива і для розрахунку зубчастої передачі з просторовою точковою системою зачеплення зубів, в якій прямолінійні твірні бічних поверхонь лише зубів шестірні замінені опуклими криволінійними твірними з радіусом кривизни R. У відповідності зі сказаним в цій передачі необхідно прийняти Rw = R1 = R2 i R2 =  . Для знаходження максимальних контактних напружень  в традиційній зубчастій передачі з плоскою лінійною системою зачеплення зубів можна скористатися відомою формулою Герца   0,418 F . bw w (2) Для оцінки ефективності пропонованого технічного рішення виконаємо розрахунок І ступеня редуктора, в котрому z1=33; z2=127; m=4 мм; bw=100mm;  w =20°; S =0,020 мм;  =1,2; . 4 . 5 Fn=2,1 10 H;  =0,3; E=2,1 10 МПа. По приведеним і загальновідомим формулам знаходимо 2 R1=b w/8 S =62500 мм; R2=R1/  =50000 mm; Rw=R1R2/(R1-R2)=250000 мм; 5 61717 w  12 / 1  2   mz1z2 sin w / 2z1  z2  =17, 916 мм;   w / R w =0,00846. Потім по формулам (1) і (2) знаходимо max і  , які, відповідно, рівні: max = 437 МПа;  = 655,8 МПа. З урахуванням отриманих значень max і  знаходимо коефіцієнт зниження k величини max , який дорівнює k =  / max =655,8/437= 1,5. Зменшення максимальних контактних напружень max в 1,5 рази у порівнянні з традиційними лінійним зачепленням зубів еквівалентно підвищенню навантажувальної здатності по контактним напруженням технічного рішення, що розгляда3 , ються, в   k  153  3,38 рази. А тепер порівняємо вказану навантажувальну здатність по контактним напруженням пропонованого технічного рішення з точковим зачепленням зубів, яке має місце у випадку заміни прямолінійних твірних бічних поверхонь зубів шестірні опуклими твірними з радіусом кривизни R. В даному випадку зуби шестірні є опуклими, а твірні бічних поверхонь зубів колеса представляють собою прямі лінії [2]: Попов А.П. Контактная прочность зубчатых механизмов. - Николаев: Изд - во НУК, 2008.-580с. У відповідності зі сказаним маємо R=R1=RW =62500 мм при S =0,020 мм і R2=  , в зв'язку із 6 чим коефіцієнт   w / R w  17,916 / 62500 =0,0169, а напру ження  max з урахуванням формули (1) будуть рівні 560 МПа. Порівнюючи між собою  max =560 МПа і max =437 МПа, відмічаємо, k =  max / max =1,281, 3 k а що коефіцієнт коефіцієнт    2,104 . Із приведених розрахунків очевидна дуже висока ефективність пропонованого технічного рішення по навантажувальній здатності в порівнянні з існуючими зачепленнями зубів, яка на сьогоднішній день не має аналогів в редукторобудуванні. Економічний ефект від впровадження пропонованого технічного рішення слід очікувати за рахунок суттєвого підвищення навантажувальної здатності точкового зачеплення увігнуто-опуклих зубів по контактним напруженням. Суспільна користь технічного рішення, що заявляється, полягає у покращенні віброакустичних характеристик зубчастої передачі внаслідок зниження рівня вібрації і гаму (промсанітарія) за рахунок більш плавного входу і виходу спряжених пар зубів в зачеплення і із зачеплення, обумовленого розподіленням навантаження по більшим ділянкам деформації увігнуто-опуклих зубів. 7 Комп’ютерна верстка А. Крижанівський 61717 8 Підписне Тираж 23 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

Дивитися

Додаткова інформація

Назва патенту англійською

Gear drive with convex-concave teeth

Автори англійською

Popov Oleksii Pavlovych, Popova Larysa Oleksievna, Savenkov Oleh Ihorovych

Назва патенту російською

Зубчатая передача с вогнуто-выпуклыми зубьями

Автори російською

Попов Алексей Павлович, Попова Лариса Алексеевна, Савенков Олег Игоревич

МПК / Мітки

МПК: F16H 1/00

Мітки: увігнуто-опуклими, зубами, зубчаста, передача

Код посилання

<a href="https://ua.patents.su/4-61717-zubchasta-peredacha-z-uvignuto-opuklimi-zubami.html" target="_blank" rel="follow" title="База патентів України">Зубчаста передача з увігнуто-опуклими зубами</a>

Подібні патенти