Конічна зубчаста передача

Конічна зубчаста передача, що складається із ведучого і веденого конічних зубчастих коліс із розташованими на них круговими зубами, котрі знаходяться між собою в зачепленні, яка відрізняється тим, що зуби конічних зубчастих коліс виконані прямими, крім того, зуби ведучого коніч ного колеса повернуті відносно зубів веденого Корисна модель належить до галузі машинобудування. Відома конічна зубчаста передача, що складається із ведучого і веденого конічних зубчастих коліс із розташованими на них прямими евольвентними зубами, котрі при 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. П. Конструкции и расчет передач редукторов. - Л.: Судостроение, 1971.-328 с. Недоліком відомої конічної зубчастої передачі є обмежена навантажувальна здатність по контактних напруженням. Найбільш близьким за технічною сутністю до пропонованого рішення є конічна зубчаста передача із круговими зубами [2]: Часовников Л. Д. Передачи зацеплением. Зубчатые и червячные. -М.: Машиностроение, 1969.-466 с. Недоліком вказаної конічної зубчастої передачі є недостатнє підвищення навантажувальної здатності по контактних напруженням і більш складна технологія виготовлення конічних коліс з круговими зубами у порівнянні із прямими зубами. Задача корисної моделі - суттєве підвищення навантажувальної здатності конічної зубчастої передачі по контактних напруженням. Для рішення задачі в конічній зубчастій передачі, що складається із ведучого і веденого конічних зубчастих коліс із розташованими на них круговими зубами, котрі знаходяться між собою в зачепленні, зуби конічних зубчастих коліс виконані прямими, крім того, зуби ведучого конічного колеса повернуті відносно зубів веденого конічного , конічного колеса на кут   15 , в зв'язку із чим величина радіального зазору між зубами є змінною, змінюючись від до cmin  c  0,25ms cmax  0,25ms  b , при цьому довжина зубів b визначається із співвідношення b  0,35L , де ms торцевий модуль зачеплення; L  msz1 /(2 sin 1)  msz2 /(2 sin 2 ) - довжина твір , колеса на кут   15 , в зв'язку із чим величина радіального зазору між зубами є змінною, змінюючись від cmin  c  0,25ms до cmax  0,25ms  b , при цьому довжина зубів b визначається із співвідношення b  0,35L , де ms - торцевий модуль заче UA плення; L  msz1 /(2 sin 1)  msz2 /(2 sin 2 ) - дов (19) (11) 65777 (13) U ної початкового ділильного конуса; z1, z2 - числа зубів ведучого і веденого конічних зубчастих коліс; 1  arctg(z1 / z2 ), 2  arctg(z2 / z1) - кути початкових ділильних конусів ведучого і веденого конічних зубчастих коліс. жина твірної початкового ділильного конуса; z1, z2 - числа зубів ведучого і веденого конічних зубчастих коліс; 1  arctg(z1 / z2 ), 2  arctg(z2 / z1) - кути початкових ділильних конусів ведучого і веденого конічних зубчастих коліс. Порівняльний аналіз з прототипом показує, що зубчаста конічна передача, яка заявляється, відрі 3 зняється тим, що зуби конічних зубчастих коліс виконані прямими, крім того, зуби ведучого конічного колеса повернуті відносно зубів веденого конічного колеса на кут   15 , в зв'язку із чим , величина радіального зазору між зубами є змінною, змінюючись від до cmin  c  0,25ms cmax  0,25ms  b , при цьому довжина зубів b визначається із приведеного співвідношення в залежності від довжини L твірної початкового ділильного конуса. Порівняння технічного рішення, що заявляється, не лише з прототипом, але й з іншими технічними рішеннями в даній галузі техніки, не виявило в них - ознаки, характерні для технічного рішення, яке заявляється, що дозволяє зробити висновок про відповідність критерію "винахідницький рівень". На фіг. 1 зображена традиційна конічна зубчаста передача із прямими зубами, а на фіг. 2 - розташування повернутого на кут  зуба ведучого конічного колеса відносно зуба веденого конічного колеса. У відповідності з фіг.1-3 маємо наступні позначення: 1,2 - кутові швидкості ведучого і веденого зубчастих коліс; b - довжина зубів; L - довжина твірної початкового ділильного конуса; 1,2 кути початкових ділильних конусів ведучого і веденого конічних зубчастих коліс;   1  2 - міжосьовий кут; d1  msz1, d2  msz2 - діаметри ділильних окружностей зубчастих коліс; ms - торцевий модуль зачеплення; z1, z2 - числа зубів зубчастих коліс; de1  ms (z1  2 cos 1), de2  ms (z2  2 cos 2 ) діаметри окружностей виступів зубчастих коліс; dm1  (de1  b), dm2  (de2  b) - діаметри середніх окружностей конусів зубчастих коліс; cmin  c  0,25ms , cmax  0,25ms  b - мінімальний й максимальний радіальні зазори між зубами зубчастих коліс; с - величина стандартного радіального зазору між зубами;  - кут повороту зубів ведучого зубчастого колеса відносно зубів веденого зубчастого колеса. Зубчаста передача складається із прямозубих конічних ведучого зубчастого колеса 1 і веденого зубчастого колеса 2 з розташованими на них відповідно зубами 3 і зубами 4. При цьому ведуче й ведене конічні зубчасті колеса 1 і 2 є порожнистими, і вони характеризуються крізними отворами 5 і 6. Вісі 7 і 8 співпадають з осями обертання зубчастих коліс 1 і 2. У традиційній конічній зубчастій передачі, тобто при куті  = 0°, в якості розрахункової моделі при визначенні максимальних величин контактних напружень виступає, як відомо, модель взаємодії двох пружно стислих циліндрів з початковим (без навантаження) лінійним контактом зубів. При цьому осі вказаних циліндрів паралельні один одному. З урахуванням повороту зубів З відносно зубів 4 на кут  їх взаємодія без навантаження здійснюється в точці, у зв'язку із чим у даному випадку 65777 4 маємо модель контакту двох пружно стислих циліндрів з осями, що перехрещуються під кутом . Таким чином, пропоноване нове технічне рішення засновано на заміні плоскої системи лінійного зачеплення зубів просторовою точковою системою зачеплення зубів. Перехід від лінійної до точкової системи зачеплення зубів дозволяє, як буде показано далі, істотно підвищити навантажувальну здатність передачі що розглядається по контактних напруженням. На відміну від конічної зубчастої передачі із круговими зубами, що характеризується відносно невисокою навантажувальною здатністю по контактних напруженням, пропонована зубчаста передача має більш високу навантажувальну здатність по зазначених напруженнях. Зубчаста передача працює наступним чином. При обертанні двигуна, приєднаного через вал до конічного ведучого колеса 1, останнє почне обертатися з кутовою швидкістю 1 . При цьому зуби 3 ведучого колеса 1 діють на зуби 4 веденого колеса 2, котрі сприймають корисне навантаження, що передається, і обертаються з кутовою швидкістю 2 , причому 2  1 , так як передаточне число u  z2 / z1  10. , В процесі роботи конічної зубчастої передачі, яка характеризується міжосьовим кутом , котрий в розглянутій конічній передачі дорівнює 90°, горизонтальне обертання осі 7 ведучого зубчастого колеса перетворюється у вертикальне обертання осі 8 веденого зубчастого колеса, причому кутові швидкості 2 і 1 мають протилежні напрямки. У початковий момент часу при відсутності навантаження зуби 3 і 4 стикаються в точці, що обумовлено, як вже вказувалося, поворотом зубів 3 відносно зубів 4 на кут 9. При навантаженні зубів первинний точковий контакт зубів перероджується в ділянку контакту еліптичної форми розміром ac , де а, с - мала й велика піввісі еліпса. При роботі конічної зубчастої передачі повернені на кут  зуби ведучого колеса обкочуються по зубах веденого колеса з ковзанням протягом часу перебування в зачепленні спряженої пари зубів. Зуби конічних зубчастих коліс характеризуються перемінною висотою і товщиною в напрямку їх довжини від вершини початкового конуса. В зв'язку із цим діаметри різних перетинів зубів конічних коліс також зменшуються від вершини початкового конуса, що призводить до пропорційного зменшення радіусів кривизни бічних профілів спряженої пари зубів. При цьому контактні напруження при роботі конічної зубчастої передачі залишаються постійними по величині по всій довжині зубів, а це дозволяє робити розрахунок зубів по будь-якому перетині. В даний час розрахунок зубів на контактну міцність здійснюють по середньому перерізу, що характеризується діаметрами середніх окружностей dm1 і dm2 конусів зубчастих коліс. А тепер перейдемо до оцінки навантажувальної здатності по контактних напруженням конічної зубчастої передачі із круговими зубами і пропонованої зубчастої передачі. Як відомо, традиційні конічні зубчасті передачі як із прямими зубами 5 65777 (контакт лінія), так і із круговими зубами (контакт точка) при визначенні максимальних контактних напружень H розраховуються по загальновідомій формулі Герца, отриманої застосовано до пружно стислих кругових циліндрів. При розрахунках H в конічних зубчастих передачах із прямими зубами по формулі Герца використовується дослідний коефіцієнт H  0,85 , котрий характеризує підвищення величини напружень H у конічній прямозубій передачі в порівнянні із циліндричною передачею в 1/ 0,85  1085 рази. У той же час напруження H , в конічній передачі із круговими зубами у середньому в 1 4...15  1183...1225 рази менше на, , , , пружень H в конічній передачі із прямими зубами, тобто у середньому в 1,204 рази. На підставі вищевикладеного у формулі Герца . коефіцієнт 0,418 повинен дорівнювати 0,418 1,0846/1,204=0,376. У відповідності із сказаним, формула Герца для визначення H у конічних передачах із круговими зубами прийме вигляд [3]: Иванов М. Н. Детали машин. -М.: "Высшая школа", 1991.-383 с. H  0,376 EFn , bw (1) де Е - модуль пружності матеріалів зубчастих коліс;  w - приведений радіус кривизни спряжених бічних профілів зубів, визначається із виразу  2  1 2  u 1   . w dm1 sin  w  u      Для визначення max в пропонованій зубчастій передачі скористаємося [4]: Попов А. П. Зубчатые механизмы с точечным контактом зубьев. Николаев: Изд-во "Атолл", 2010.-774 с. 6 max  0,333 (   )2 E2Fn 2 w , (2) де  - коефіцієнт Пуассона. Як приклад розглянемо конічну зубчасту передачу, виходячи з z1=36; z2=72; ms=4 мм; w=20°; . 3 . 5 Fn=4,9 10 H;  = 0,3; E=2,1 10 МПа;  = 1° = . 3 17,45 10- рад. По приведеним і загальновідомим формулах знаходимо: u=z2/z1=2; 1=26°34"; 2=63°26'; L=120 мм; b=42 мм; de1=151,16 мм; dmm1=109,16 мм; w=16,694 мм. Потім за формулами (1) і (2) визначаємо максимальні значення контактних напружень H = 455,5 МПа і mах = 365 МПа. Розраховуємо коефіцієнт, що характеризує зниження контактних напружень в пропонованій конічній зубчастій передачі у порівнянні із традиційною конічною зубчастою передачею із круговими зубами, котрий дорівнює к= H /mах=