Двовінцева зубчаста передача

Двовінцева зубчаста передача, що складається із двовінцевих шестірні і колеса з повернутими в окружному напрямі на певні кути другими вінцями шестірні і колеса відносно перших вінців шестірні і колеса і розташованими на них евольветними зубами з точковою системою зачеплення, яка відрізняється тим, що прямі зуби вінців шестірні і колеса виконані з висотою ніжки h f 0,25m bm / 2 і радіальними зазорами між зубами, котрі змінюються за лінійним законом від c 0,25m до c max 0,25m bm / 2 , і вони нахилені назустріч один одному під кутом 2 3 53346 Недоліком вказаної зубчастої передачі є складність виготовлення зубів шестерні, що забезпечують початковий точковий контакт. Задача корисної моделі - спрощення технології виготовлення зубів шестерні, що характеризується до прикладення навантаження точковим контактом при взаємодії з зубами колеса. Для рішення задачі в зубчастій передачі, що складається із двовінцевих шестерні і колеса з повернутими в окружному напрямі на певні кути другими вінцями шестерні і колеса відносно перших вінців шестерні і колеса і розташованими на них евольветними зубами з точковою системою зачеплення, яка відрізняється тим, що прямі зуби вінців шестерні і колеса виконані з висотою ніжки hf=0,25m+bmΘ/2 і радіальними зазорами між зубами, котрі змінюються за лінійним законом від с=0,25m до cmax=0,25m+bmΘ/2, і вони нахилені назустріч один одному під кутом Θ=(7...25)·10-3 рад відносно паралельних осей обертання зубчастих коліс, при цьому кути повороту φ1 і φ2 других вінців шестерні і колеса відносно перших вінців шестерні і колеса знаходяться із виразів: 2 r1 1 2 rb1 1 2 2 ra2 2 rb2 1 2 2 2 ra2 2 rb2 2 2 arccos 2 2r1 rb1 2 ra2 2 rb2 2 ; 2 ra2 2 arccos 2 r2 2 ra2 2r2ra2 2 rb2 2 2 , де bm=(bw-c)/2 - довжина зубів або ширина кожного із вінців шестерні і колеса; bw - ширина вінців шестерні (колеса); с=8...12 мм - ширина кільцевої канавки, яка розділяє шестерню і колесо на два вінця; m - модуль зачеплення; r1=mz1/2, r2=mz2/2 - радіуси ділильних окружностей шестерні і колеса; гb1=mz1cosαw/2, rb2=mz2cosαw/2 - радіуси основних окружностей шестерні і колеса; ra1=m(z1+2)/2, ra2=m(z2+2)/2 - радіуси окружностей вершин зубів шестерні і колеса; ρ1=wz1sinαw/2, ρ2=mz2sinαw/2 - радіуси кривизни бічних профілів зубів шестерні і колеса в полюсі зачеплення; z1, z2 - число зубів шестерні і колеса; αw=20° - кут зачеплення зубів. Зіставлювальний аналіз з прототипом показує, що зубчаста передача, що заявляється, з нетрадиційними зубами шестерні і точковою системою їх зачеплення відрізняються тим, що прямі зуби вінців шестерні і колеса виконані з висотою ніжки hf=0,25m+bmΘ/2 і радіальними зазорами між зубами, котрі змінюються за лінійним законом від с=0,25m до сmах=0,25m+bmΘ/2, і вони нахилені назустріч один одному під кутом Θ=(7...25)·10-3 рад відносно паралельних осей обертання зубчастих коліс, при цьому кути повороту φ1 і φ2 других вінців шестерні і колеса відносно перших вінців шестерні і колеса знаходяться по раніше приведеним формулам, де bm=(bw-с)/2 - довжина зубів або ширина кожного із вінців шестерні і колеса; bw - ширина вінців шестерні (колеса); с=8...12 мм - ширина кільцевої канавки, яка розділяє шестерню і колесо на два вінця; m - модуль зачеплення. 4 Порівняння технічного рішення, що заявляється, не лише з прототипом, але й з іншими технічними рішеннями в даній галузі техніки, не виявило в них ознаки, які відрізняють технічне рішення, що заявляється, від прототипу, що дозволяє зробити висновок про відповідність критерію «винахідницький рівень». На фіг. 1 зображена одноступінчата двовінцева зубчаста передача, на фіг. 2 - зачеплення нетрадиційних зубів вінців шестерні з традиційними зубами вінців колеса, а на фіг. 3 - розрахункова схема зачеплення зубів. У відповідності з фіг. 1 -3 маємо наступні позначення: ω1, ω2 - кутові швидкості шестерні і колеса; bw - ширина вінців шестерні (колеса); bm - довжина зубів або ширина кожного із вінців шестерні і колеса; а=8...12 мм - ширина кільцевої канавки; t=(1,2...1,4)h - глибина кільцевої канавки; h - висота зубів; Θ - кут нахилу зубів вінців шестерні; ha=m - висота голівки зубів; т - модуль зачеплення; hf=1,25m+bmΘ/2 висота ніжки зубів; сmах=0,25m+bтΘ/2 - максимальний радіальний зазор між зубами; NN - лінія зачеплення; N1N2 - теоретична довжина лінії зачеплення; ab - робоча довжина лінії зачеплення; р - полюс зачеплення; αw=20° - кут зачеплення; φ1, φ2 - кути повороту других вінців шестерні і колеса відносно перших вінців відповідно шестерні і колеса; r1, r2- радіуси ділильних окружностей шестерні і колеса; rb1, rb2 радіуси основних окружностей шестерні і колеса; rа1, rа2 - радіуси окружностей вершин зубів шестерні і колеса. Зубчаста передача складається із шестерні, яка містить лівий 1 і правий 2 вінці, а також із колеса, котре включає лівий 3 і правий 4 вінці. На вінцях 1 і 2 шестерні розташовані прямі зуби відповідно 5 і 6, котрі нахилені назустріч одне одному під кутом Θ і, як наслідок, зуби 5 і 6 являються нахиленими відносно зубів колеса. На вінцях 3 і 4 колеса розташовані прямі зуби відповідно 7 і 8. Поворот зубів 5 і 6 шестерні на кут Θ по відношенню до зубів 7 і 8 колеса забезпечує початковий контакт до навантаження в двох точках аїр, характерних для вказаних спряжених пар зубів 5 і 7, а також 6 і 8. Вказаний первинний контакт зубів шестерні з зубами колеса в точках а і р обумовлений конструкцією зубів шестерні. Технологія виготовлення похилих зубів шестерні проста, так як для її здійснення необхідно ріжучий інструмент повернути на кут Θ відносно осі заготовки шестерні. В той же час для отримання точкового контакту зубів, котрий має місце в прототипі, необхідно прямолінійні твірні бічних поверхонь зубів шестерні замінити криволінійними твірними з радіусом кривизни R. Виготовлення зубів з криволінійними твірними бічних поверхонь спряжено з визначеними труднощами технологічного характеру а також з додатковими витратами часу і грошових засобів. Крім того, для отримання криволінійних твірних бічних поверхонь зубів необхідно користуватися високоточними зубошліфувальними станками типу Hoffer (Германія), котрі в теперішній час є у 5 двох містах України, а саме, в м. Запоріжжя і в м. Новокраматорськ. Внаслідок нахилу зубів шестерні на кут Θ відносно паралельних осей обертання зубчастих коліс радіальний зазор с=0,25m між зубами зменшується на величину bmΘ/2. Для збереження в зачепленні зазору с=0,25m збільшити висоту ніжки зубів на bΘ/2, в зв'язку з чим вона буде рівна hf=0,25m+bmΘ/2, а висота зубів h=2,25m+bтΘ/2. Крім того, необхідно відмітити, що радіальний зазор між зубами в межах їх довжини bт є величиною змінною, змінюючись від с=0,25m до сmах=0,25m+bmΘ/2 по лінійному закону. Перші і другі вінці шестерні і колеса закріплені жорстко відносно одне одного штифтами відповідно 9 і 10, розташованими рівномірно по окружностям в торцевих частинах зубчастих коліс. Кільцеві канавки 11 і 12, що належать шестерні і колесу, характеризуються однаковою глибиною t=(1,2...1,4)h, де під h мається на увазі висота зубів. Горизонтальні осі 13 і 14 співпадають з осями обертання відповідно шестерні і колеса. При цьому зуби 5 і 6 нахилені відносно осей 13 і 14, як вже вказувалося, на кут Θ. Зубчаста передача працює наступним чином. При обертанні двигуна, приєднаного через вал до шестерні, котра складається із двох жорстко зв'язаних між собою вінців, розділених кільцевою канавкою, вказана шестерня приймає кутову швидкість ω1. При цьому прямі зуби 5 і 6 шестерні, розташовані під кутом Θ відносно паралельних осей обертання 13 і 14 зубчастих коліс, впливають на прямі зуби 7 і 8 колеса, в зв'язку із чим колесо, сприймаючи навантаження що передається, здійснює обертання з кутовою швидкістю ω2. Внаслідок повороту в окружному напрямі других вінців 3 і 4 шестерні і колеса відносно перших вінців 1 і 3 шестерні і колеса на кути відповідно φ1 і φ2 в зачепленні в процесі роботи одночасно будуть знаходитися дві спряжені пари зубів 5 і 7, а також 6 і 8. При цьому зуби перших вінців 1 і 3 шестерні і колеса контактують в точці а, тобто на вході в зачепленні, а зуби других вінців 2 і 4 шестерні і колеса - в точці р, тобто в полюсі зачеплення. Кути повороту φ1 і φ2 других вінців шестерні і колеса відносно перших вінців шестерні і колеса знаходяться положеннями точок а i р, котрі вибрані з урахуванням того, щоб податливість спряжених пар зубів 5, 7 і 6, 8 була приблизно однаковою. До навантаження зуби 5, 7 і 6, 8 стикаються один з одним, як вже вказувалося, в точках аїр, котрі в процесі навантаження зубів нормальною силою Fn перероджуються в дві еліптичні ділянки контакту, розмір кожної із котрих дорівнює b0bк, де b0, bк - відповідно мала і велика піввісі вказаної ділянки контакту. Вказане вище розташування вінців на шестерні і колесі призводить до того, що в зачепленні навіть без урахування коефіцієнта торцевого перекриття зубів одночасно знаходяться дві спряжені пари зубів. При цьому на кожну з двох спряжених пар зубів діє лише половина нормальної сили Fn, що передається, тобто Fn/2, при умові абсолю 53346 6 тної точності розміщення вінців на шестерні і колесі і однакової вигинної податливості спряжених пар зубів. В дійсності, при наявності неточності розміщення вінців і неоднакової податливості спряжених пар зубів (точки а і р) при розрахунках пропонованої зубчастої передачі слід виходити не з Fn/2, а із кFn/2, де к=1,08...1,12 - коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження між вінцями. Знаходження в зачепленні одночасно двох спряжених пар зубів призводить в процесі роботи до більш плавного і безударного входу і виходу зубів із зачеплення, що супроводжується зниженням рівня вібрації і шуму. Крім того, внаслідок точкового контакту зубів зростає їх контактна податливість, що, в свою чергу, виражається також зниженням рівня вібрації і шуму. А тепер розглянемо визначення кутів φ1 і φ2, виходячи із трикутників О1ар і О2ар, скориставшись теоремою косинусів, на основі котрої запишемо: O1a arccos 1 2 O1p 2 ap 2 2 O1a O1p ; (1) O 2p 2 ap 2 2 O 2 a O 2p . (2) У відповідності з фіг. 3 знайдемо вирази відрізків, що входять в рівняння (1) і (2): (O1a)2=(О1N1)2+(aN1)2; O1N1=rb1; aN1=N1N2-aN2; O2a arccos 2 2 O1a 2 aN1 ap 2 rb1 O 2a 1 2 2 ra2 2 2 2 2 ra2 rb2 aN1 pN1 aN1 1 1 2 2 ra2 rb2 aN2 N1N2=ρl+ρ2; 2 2 ra2 2 rb2 ; 2 ; O1p=r1; ; 2 2 ra2 rb2 2; 2 r2 ; O 2p . В результаті підстановки в рівняння (1) і (2) знайдених виразів відрізків О1а, О1р, О2а, О2р і ар вказані рівняння приймуть остаточний вигляд: 2 r1 1 2 rb1 1 2 ra2 2 rb2 1 2 2 2 2 ra2 2 rb2 2 2 arccos 2 2r1 rb1 2 ra2 2 arccos 2 r2 2 ra2 2 ra2 2r2ra2 2 rb2 2 rb2 2 ; 2 2 , де r1=mz1/2, r2=mz2/2 - радіуси ділильних окружностей шестерні і колеса; rb1=mz1cosαw/2, rb2=mz2cosαw/2 - радіуси основних окружностей шестерні і колеса; ra1=w(z1+2)/2, ra2=w(z2+2)/2 радіуси окружностей вершин зубів шестерні і колеса; ρ1=mz1sinαw/2, ρ2=mz2sinαw/2 - радіуси кривизни бічних профілів зубів шестерні і колеса в полюсі зачеплення; z1, z2 - число зубів шестерні і колеса; αw=20° - кут зачеплення зубів. Для оцінки максимальних величин контактних напружень і навантажувальної здатності по цим напруженням скористаємося формулою д.т.н., 7 53346 проф. О.П. Попова, котра має вигляд [3]: Попов А.П. Контактная прочность зубчатых механизмов. Николаев: Изд - во НУК, 2008. - 580 с. max 0,2623 к v 2 E 2Fn 2 w , (3) де v=0,3 - коефіцієнт Пуассона; Е - модуль пружності матеріалів коліс; ρw - приведений радіус кривизни бічних профілів зубів в полюсі зачеплення; Fn - нормальна сила, діюча в зачепленні спряжених пар зубів; к=1,08...1,12 - коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження по вінцям. Для знаходження кута 0 слід скористатися трансцендентним рівнянням к w Fn 2 v 55,568 b w c 3 E , (4) де bw - ширина вінців шестерні (колеса); с=8...12 мм - ширина кільцевої канавки. В якості розрахункових приймемо дані зубчастої передачі, у котрої z1=44; z2=66; m=5 мм; bw=150 мм; с=10 мм; v=0,3; E=2,1·105 МПа; Fw=4·104 H. По загальновідомій формулі знаходимо ρw=ρ1ρ2/(ρ1+ρ2)=22,573 мм, а із трансцендентного рівняння (4) знаходимо кут Θ=17,4·103 рад, у відповідності з котрим за формулою (3) знаходимо σmах=493 МПа. Напруження σH, знайдені по відомій формулі Герца з урахуванням початкового лінійного контакту традиційної зубчастої передачі, рівні 666 МПа, і вони в φк=σH/σmах=666/493=1,35 рази вище таких в пропонованій зубчастій передачі, що рівносильно підвищенню її навантажувальної здатності по контактним напруженням в 3 φH= к =1,35=2,46 рази. Розрахунок вказує на дуже високу навантажувальну здатність зубчастої передачі, що розглядається. Для знаходження рівня зниження шуму ΔL в децибелах (дБ) зубчастої передачі, що розглядається, скористаємося рівнянням [4]: Попов А.П., 8 Кипреев Ю.Н. Снижение виброактивности зубчатых передач // Сб.трудов XV Международной научно-технической конференции «Машиностроение и техносфера XXI века». - Донецк, 2008. - Том 3. с. 104-109, котре має вигляд n n 1 L 20 lg 1 1 2n , (5) де n - число вінців шестерні (колеса); n1 - коефіцієнт, що знаходиться із виразу n1=εαn; εα - коефіцієнт торцевого перекриття зубів, рівний 1,759 для зубчастої передачі, що розглядається, у відповідності з формулою 188 3,2 , 1 z1 1 z2 . Таким чино, при n=2 і εα=1,759 знаходимо коефіцієнт n1=1,759·2=3,518. Для використання величини коефіцієнта n1 в розрахунках приймається лише ціле число без урахування округлення в ту чи іншу сторону. У випадку, що розглядається, приймаємо величину коефіцієнта n1=3. Тоді, виходячи із формули (5) при n=2 і n1=3, зниження шуму складе ΔL=9,54 дБ. Таким чином, пропонована зубчаста передача характеризується не лише дуже високою навантажувальною здатністю по контактним напруженням, але і достатньо високим рівнем зниженням шуму. Економічний ефект від впровадження пропонованого технічного рішення слід очікувати за рахунок зниження витрат на виготовлення зубів шестерні, спрощення технології їх виготовлення і підвищення навантажувальної здатності зубчастої передачі по контактним напруженням. Суспільна користь технічного рішення, що заявляється, полягає в суттєвому покращенні віброакустичних характеристик зубчастої передачі внаслідок зниження рівня вібрації і шуму (промсанітарія) за рахунок входу в зачеплення не менш чим двох спряжених пар зубів. 9 53346 10 11 Комп’ютерна верстка І.Скворцова 53346 Підписне 12 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