Зубчаста передача з нестандартними зубами

Реферат: Зубчаста передача складається із шестірні і колеса з розташованими на них нестандартними зубами, що знаходяться між собою в зачепленні. При цьому кут зачеплення зубів шестірні і колеса  * менше стандартного кута  w  20  , а висота зубів h * більше стандартної висоти w h  2,25m зубів і розраховуються за формулами: *  *  16,8 ...17,5  ; h*  ha  h*  ( 2,25  c *)m, де: w f m - модуль зачеплення; * ha  1,25m - висота головки нестандартного зуба; h*  (1,25  c *)m - висота ніжки нестандартного зуба; f c*  0,25...0,5 - коефіцієнт радіального зазору між нестандартними зубами. UA 97788 U (54) ЗУБЧАСТА ПЕРЕДАЧА З НЕСТАНДАРТНИМИ ЗУБАМИ UA 97788 U UA 97788 U 5 10 15 20 Корисна модель належить до машинобудування. Відома зубчаста передача, що складається із шестірні і колеса з розташованими на них евольвентними прямими зубами, котрі при взаємодії один з одним здійснюють передачу корисного навантаження у вигляді крутного моменту і частоти обертання 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. - 328 с. Недоліком відомої зубчастої передачі є мала величина коефіцієнта торцевого перекриття зубів, котра обмежує навантажувальну здатність передачі і не сприяє зниженню вібрації і шуму. Найбільш близьким за технічною суттю до пропонованого рішення є зубчаста передача з косими зубами, яка характеризується більш високим по величині коефіцієнтом перекриття зубів [2]: Брагин В.В., Решетов Д.Н. Проектирование высоконапряжённых зубчатых передач. - М.: Машиностроение, 1991. - 224 с. Недоліком вказаної зубчастої передачі, незважаючи на збільшення коефіцієнта перекриття зубів не лише за рахунок торцевого, але й кутового перекриття зубів, є відсутність можливості отримання високонавантажених зубчастих передач, які до того ж характеризуються суттєвим покращенням віброакустичних характеристик. В основу корисної моделі поставлена задача підвищення навантажувальної здатності зубчастих передач з прямими і косими зубами та зниження рівня вібрації і шуму у порівнянні з традиційними зубчастими передачами. Для вирішення поставленої задачі в зубчастій передачі, що складається із шестірні і колеса з розташованими на них зубами, котрі знаходяться між собою в зачепленні, кут зачеплення і висота зубів шестірні і колеса виконані нестандартними, причому кут зачеплення  * менше w стандартного кута  w  20  , а висота зубів h * більше стандартної висоти h*  2,25m зубів, при цьому кут зачеплення  * і висота h * нестандартних зубів розраховуються за формулами: w 25 30 35 *  *  16,8 ...17,5  ; h*  ha  h*  ( 2,25  c *)m, де: w f m - модуль зачеплення; * ha  1,25m - висота головки нестандартного зуба; h*  (1,25  c *)m - висота ніжки нестандартного зуба; f c*  0,25...0,5 - коефіцієнт радіального зазору між нестандартними зубами. Зіставлювальний аналіз з найбільш близьким за технічною суттю прототипом показує, що зубчаста передача з прямими і косими зубами відрізняються тим, що вказані зуби виконані нестандартними і вони, у порівнянні зі стандартними зубами, характеризуються меншою величиною кута зачеплення і більшою величиною їх висоти, при цьому визначення нестандартних кута зачеплення і висоти зубів дані вище. Корисна модель пояснюється кресленнями, де на фіг. 1 зображена одноступінчата зубчаста передача, що складається із шестірні і колеса; на фіг. 2 наведено переріз стандартного, а на фіг. 3 - нестандартного зубів шестірні. У відповідності з фіг. 1-3 маємо наступні позначення: 1,2 - кутові швидкості шестірні і * колеса; ha  m , ha  1,25m - висота головок стандартного і нестандартного зубів; h*  1 25m , , 40 h*  (1,25  c *)m - висота ніжок стандартного і нестандартного зубів; m - модуль зачеплення; f c*  0,25...0,5 - коефіцієнт радіального зазору між нестандартними зубами шестірні і колеса; h , h * - висота стандартного і нестандартного зубів; h a , hf - параметри, що характеризують збільшення висоти головки і висоти ніжки нестандартного зуба;  w ,  * - кут зачеплення w стандартних і нестандартних зубів; r1 - радіус ділильної окружності шестірні зі стандартними і 45 50 * нестандартними зубами; ra1 , ra1 - радіуси окружностей виступів стандартних і нестандартних зубів шестірні; rf 1 , rf*1 - радіуси окружностей впадин стандартних і нестандартних зубів шестірні. Зубчаста передача складається із шестірні 1 і колеса 2 з розташованими на них зубами 3 і 4. При цьому шестірня 1 і зубчасте колесо 2 жорстко закріплені на валах, котрі на фіг. 1 не показані, осями обертання котрих є відповідно осі 5 і 6. Зуби 3 і 4 шестірні і колеса є абсолютно однаковими з тією лише різницею, що кількість зубів z 1 шестірні завжди менше кількості зубів z 2 колеса, у зв'язку із чим передаточне число зубчастої передачі u  z 2 / z1  1. Слід також відмітити, що зуби шестірні і колеса характеризуються одними й тими ж параметрами. 1 UA 97788 U 5 10 15 20 Пропоновані нестандартні зуби 7 в зубчастій передачі розміщуються на шестірні 1 і колесі 2 замість стандартних зубів 3 і 4. При виготовленні нестандартних зубів 7 шестірні і колеса використовуються ті ж самі ріжучий інструмент і зуборізні верстати, що й при нарізанні стандартних зубів. У зв'язку із тим, що нестандартні зуби більші по висоті ніж стандартні зуби, то вказані зуби * * шестірні і колеса характеризуються більшими діаметрами da1 і da 2 виступів зубів і меншими діаметрами d *1 і d* 2 западин зубів у порівнянні з традиційними зубами. f f Зубчаста передача працює наступним чином. При обертанні двигуна, приєднаного через вал з віссю обертання 5 до шестірні 1, остання буде обертатися з кутовою швидкістю 1 . При цьому зуби 3 шестірні 1 діють на зуби 4 шляхом силового тиску, обумовленого дією крутного моменту Т, що передається, котрі у даному випадку здобувають кутову швидкість 2 , причому 2  1 внаслідок того, що z2  z1 . В процесі роботи зуби шестірні 3 обкочуються по зубам 4 колеса із ковзанням. При цьому лінійний контакт кожної із спряжених пар зубів, що має місце до навантаження, в процесі роботи в умовах навантаження перероджується в контакт зубів у вигляді вузької прямокутної ділянки, довжина якої дорівнює довжині зубів. У процесі експлуатації зубчастої передачі в зачепленні, як правило, знаходиться більше однієї спряженої пари зубів, у зв'язку із чим корисне навантаження що передається, прикладене не до однієї, а до декількох спряжених пар зубів. При цьому кількість спряжених пар прямих зубів у будь-якій зубчастій передачі, що розглядається, визначається величиною коефіцієнта    1 торцевого перекриття зубів, а кількість спряжених косих зубів визначається сумарною величиною коефіцієнта перекриття        , величина котрого більше величини   прямих зубів, де   - коефіцієнт осьового перекриття косих зубів. 25 30 35 Таким чином, вказані коефіцієнти перекриття спряжених пар зубів призводять до зростання кількості спряжених пар зубів, що передають корисне навантаження, і, як наслідок, до зменшення напружень, діючих на зуби. Крім цього, як буде показано нижче, збільшення коефіцієнтів перекриття суттєво впливає на покращення віброакустичних характеристик зубчастих передач. В зв'язку із цим, пропоновані зубчасті передачі з нестандартними зубами характеризуються, як буде показано далі, більш високими значеннями коефіцієнтів  * і  * у порівнянні з   коефіцієнтами   і   в зубчастих передачах зі стандартними зубами. А збільшення коефіцієнтів перекриття зубів сприяє, як відомо, збільшенню навантажувальної здатності зубчастої передачі і зниженню у ній рівня вібрації і шуму. Для оцінки ефективності пропонованої зубчастої передачі скористаємось виразами коефіцієнтів перекриття стандартних і нестандартних зубів, виходячи із [3]: Попов А.П. Зубчатые механизмы с точечным контактом зубьев. - Николаев: Изд-во "Атолл", 2010. - 774 с. У відповідності з джерелом [3] спочатку запишемо залежності   і   для традиційних прямих і косих зубів:   40 2 2 2 2 ra1  rb1  ra2  rb 2  a w sin  w ;        ; m cos  w    1 1   cos   ,  к  1,88  3,2  z   1 z2    де   bm sin  / mn ; b w - довжина зубів; mn - модуль зачеплення в нормальному перерізі;   - кут нахилу зубів;  w  20 - кут зачеплення зубів; знак (+) для зовнішнього, а знак (-) для внутрішнього зачеплення;  w - міжосьова відстань; z1, z 2 - кількість зубів шестірні і колеса; ra1 , 45 ra 2 - радіуси окружностей виступів зубів шестірні і колеса; rb1 , rb 2 - радіуси основних окружностей шестірні і колеса. Стосовно до нестандартних прямих і косих зубів коефіцієнти  * і  * у відповідності з   джерелом [3] будуть мати вигляд: 2 UA 97788 U *   z1  2(1  c *) 2  z1 cos  w 2  z 2  2(1  c *) 2  z 2 cos  w 2  * к   2 cos  w ;   *   * к   ;   z1  2(1  c *)сos 2  z1 cos t 2  z 2  2(1  c *) cos 2  z 2 cos  t 2  5  z1  z 2  sin  w 2 cos  w  z1  z 2 tg t 2 cos  t cos   , 2 cos  t cos  де  t - кут зачеплення в торцевому перерізі. Для визначення зниження рівня вібрації і шуму L в децибелах (дБ) в зубчастих передачах з нестандартними прямими і косими зубами скористаємося залежностями джерела [3], котрі мають вигляд: * L  20 lg к  к *  ; , L  20 lg   де к   * /   - коефіцієнт, що характеризує відношення сумарної податливості  *   нестандартних спряжених пар зубів до сумарної податливості   стандартної спряженої пари 10 15 зубів. Величина   для стандартної спряженої пари зубів дорівнює 5,5  10 6 мм/Н, тобто    5,5  10 6 мм/Н [4]: Попов А.П. Зубчатые муфты в судовых агрегатах. - Л.: Судостроение, 1985. - 240 с. Для підтвердження достовірності ефективності пропонованого технічного рішення розглянемо розрахунок зубчастої передачі, в котрій z1  36; z 2  110; m  mn  6 мм;   14  (косі зуби);   0  (прямі зуби); b w  215 мм ;  w  20  . * Приймемо для нестандартних зубів коефіцієнт c*  0,25 , тоді отримаємо: ha  1,25 m; 20 h*  1,5 m; i h*  2,75 m а кут  *  17,5 . Так як висота нестандартних зубів h*  2,75 m більше f w висоти стандартних зубів в h * / h  2,75m / 2,25m  1 222 рази, то при цьому за рахунок , збільшення згинальної податливості нестандартної спряженої пари зубів зростає її сумарна податливість до величини мм/Н, у зв'язку із чим коефіцієнт  *  7,31  10 6  к  7,31 10 6 / 5,5  10 6  1 32 . , З урахуванням приведених даних і вищезазначених формул маємо:    1 761;  *  2,263;   2,761;    4,482; i  *  5,02 . Виходячи із знайдених величин ,   25 30 35 коефіцієнтів перекриття зубів, знаходимо для прямих зубів L  5 дБ, а для косих зубів L  4 дБ. Таким чином, при переході від стандартних до нестандартних прямих зубів рівень вібрації і шуму знизився на 5 дБ, а при переході до косих зубів - на 4 дБ. До сказаного слід також додати, що навантажувальна здатність прямих нестандартних зубів зросла у порівнянні із навантажувальною здатністю стандартних зубів в *   /    2,379 / 1,761  1,351 рази, а стосовно до косих зубів вказане зростання навантажувальної здатності склало 1,12 рази. З приведених розрахункових даних очевидна достатньо висока ефективність пропонованого технічного рішення, причому найбільшою мірою вказана ефективність стосується зубчастих передач з прямими зубами. Економічний ефект від впровадження пропонованого технічного рішення слід очікувати за рахунок збільшення навантажувальної здатності зубчастої передачі по контактним напруженням, котрий в найбільшій мірі характерний для прямих зубів. Суспільна користь технічного рішення, що заявляється, полягає в покращенні віброакустичних характеристик зубчастої передачі за рахунок зниження рівня вібрації і шуму (промсанітарія) та введення в зачеплення більшого числа спряжених пар зубів. 40 3 UA 97788 U ФОРМУЛА КОРИСНОЇ МОДЕЛІ 5 Зубчаста передача, що складається із шестірні і колеса з розташованими на них зубами, котрі знаходяться між собою в зачепленні, яка відрізняється тим, що кут зачеплення і висота зубів шестірні і колеса виконані нестандартними, причому кут зачеплення  * менше стандартного w кута  w  20  , а висота зубів h * більше стандартної висоти h  2,25m зубів, при цьому кут зачеплення  * і висота h * нестандартних зубів розраховуються за формулами: w 10 *  *  16,8 ...17,5  ; h*  ha  h*  ( 2,25  c *)m, де: w f m - модуль зачеплення; * ha  1,25m - висота головки нестандартного зуба; h*  (1,25  c *)m - висота ніжки нестандартного зуба; f c*  0,25...0,5 - коефіцієнт радіального зазору між нестандартними зубами. 4 UA 97788 U Комп’ютерна верстка А. Крулевський Державна служба інтелектуальної власності України, вул. Василя Липківського, 45, м. Київ, МСП, 03680, Україна ДП “Український інститут промислової власності”, вул. Глазунова, 1, м. Київ – 42, 01601 5