Зубчаста передача з двопарним і точковим зачепленням косих зубів

Реферат: Зубчаста передача містить двовінцеві шестерні і колеса з повернутими в окружному напрямі другими вінцями шестірні і колеса відносно перших вінців шестірні і колеса на певні кути і розташованими на шестірні прямими бочкоподібними зубами і прямими зубами на колесі, які утворюють між собою при відсутності навантаження точкове зачеплення. Двовінцеві шестірня і колесо виконані косозубими. При цьому косі зуби шестірні є бочкоподібними і вони утворюють з косими зубами колеса без навантаження точкове зачеплення. UA 97235 U (54) ЗУБЧАСТА ПЕРЕДАЧА З ДВОПАРНИМ І ТОЧКОВИМ ЗАЧЕПЛЕННЯМ КОСИХ ЗУБІВ UA 97235 U UA 97235 U 5 10 15 20 25 30 35 40 45 50 Корисна модель належить до галузі машинобудування. Відома зубчаста передача, що складається із шестірні і колеса з розташованими на них евольвентними зубами, котрі при взаємодії один з одним здійснюють передачу навантаження у вигляді крутного моменту і частоти обертання (оборотів) 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, що характеризується лінійним зачепленням зубів до навантаження, є обмежена навантажувальна здатність по контактних напруженнях і відносно високий рівень вібрації і шуму в процесі експлуатації. Найближчим аналогом є зубчаста передача з двопарним і точковим зачепленням прямих зубів [2]: Патент № 81008 на винахід. Україна. Зубчаста передача Попова О.П. з точковою і двопарною системою зачеплення евольвентних зубів [Текст] / О.П. Попов - "200507850; заявл. 08.08.05; опубл. 26.11.07. Бюл. № 19. Недоліком вказаної зубчастої передачі є обмежене підвищення навантажувальної здатності по контактних напруженнях і недостатнє зниження рівня вібрації і шуму, обумовлені зачепленням прямих зубів. Задача корисної моделі - більш суттєве підвищення навантажувальної здатності зубчастих передач по контактних напруженнях і зниження рівня вібрації і шуму шляхом заміни прямих зубів косими зубами. Поставлена задача вирішується тим, що в зубчастій передачі, що складається із двовінцевих шестірні і колеса з повернутими в окружному напрямі другими вінцями шестірні і колеса відносно перших вінців шестірні і колеса на певні кути і розташованими на шестірні прямими бочкоподібними зубами і прямими зубами на колесі, котрі утворюють між собою при відсутності навантаження точкове зачеплення, згідно з корисною моделлю, що двовінцеві шестірня і колесо виконані косозубими, при цьому косі зуби шестірні є бочкоподібними, і вони утворюють з косими зубами колеса без навантаження точкове зачеплення, при цьому кути повороту в окружному напрямі других вінців шестірні і колеса відносно перших вінців шестірні і колеса відповідно 1 і  2 , а також радіус бочкоподібності R косих зубів шестірні знаходяться за формулами: 2 2 2 b w  c 2 , r1  rb1  1min  1  1min 2 ; 1  u1 ; R  2 2 32  S  cos 2  2r1 rb1  1min де r1  mnz1 / 2 cos  - радіус ділильної окружності шестірні; mn - модуль у нормальному перерізі; z1 - кількість зубів шестерні;  - кут нахилу зубів; rb1  mnz1 cos  w / 2 cos  - радіус основної окружності шестірні;  w - кут зачеплення; u - передаточне число; 1  arccos 2 2 мінімальний радіус кривизни бічних профілів зубів; 1min  1  2  ra2  rb2 1  mnz1 sin  w / 2 cos  , 2  mnz2 sin  w / 2 cos  - радіуси бічних профілів зубів шестірні і колеса в полюсі зачеплення; z 2 - кількість зубів колеса; ra2  mn z2 / cos   2 - радіус окружності виступів зубів колеса; rb2  mnz2 cos  w / 2 cos  - радіус основної окружності колеса; b w - ширина шестірні (колеса); c  10...15 мм - ширина кожного із кільцевих пазів, що розділяють перші і другі вінці шестірні і колеса; S  0,005...0,030 мм - параметр бочкоподібності зубів шестірні. Зіставлювальний аналіз з найближчим аналога показує, що зубчаста передача котра заявляється, відрізняється тим, що двовінцеві шестірня і колесо виконані косозубими, причому косі зуби шестірні є бочкоподібними, і вони утворюють з косими зубами колеса без навантаження точкове зачеплення, при цьому кути повороту в окружному напрямі других вінців шестерні і колеса відносно перших вінців шестерні і колеса відповідно 1 і  2 , а також радіус бочкоподібності R косих зубів шестерні знаходяться за вище наведеними формулами. На фіг. 1 зображена зубчаста передача з двопарним зачепленням бочкоподібних косих зубів; на фіг. 2 дано розташування зміщених косих зубів на шестірні, а на фіг. 3 представлено рисунок для знаходження кутів повороту других вінців шестірні і колеса відносно перших других вінців шестірні і колеса. У відповідності з фіг. 1-3 маємо наступні позначення: 1 , 2 - кутові швидкості шестірні і колеса; c - ширина кільцевих пазів, що розділяють перші і другі вінці шестірні і колеса; c ширина шестірні (колеса); D1 , D2 - діаметри, що характеризують розміщення болтів шестірні і 1 UA 97235 U колеса в окружному напрямі; l ,  , c * - розмірні параметри, що характеризують розташування косих зубів на вінцях колеса або на вінцях шестірні; bm - довжина косих зубів кожного із вінців 5 шестірні і колеса; R - радіус бочкоподібності косих зубів шестірні;  - кут нахилу зубів; 1 ,  2 кути повороту других вінців шестірні і колеса відносно перших вінців шестірні і колеса в окружному напрямі; r1 , r2 - радіуси ділильних окружностей шестірні і колеса; rb1 , rb2 - радіуси основних окружностей шестірні і колеса; ra1 , ra2 - радіуси окружностей виступів зубів шестірні і колеса;  w - кут зачеплення; N1 , N2 - теоретична довжина лінії зачеплення; ab - робоча довжина лінії зачеплення; p - полюс зачеплення; ha  m - висота головки зуба; hƒ  125m , 10 15 20 25 30 35 40 45 50 55 висота ніжки зуба; h  ha  hƒ  2,25m - висота зуба; mn - модуль зачеплення. Зубчаста передача складається із лівого (першого) 1 і правого (другого) 2 вінців шестірні, а також із лівого (першого) 3 і правого (другого) 4 вінців колеса з розташованими на них відповідно бочкоподібними косими зубами 5 і 6 і косими зубами 7 і 8. Вінці шестірні розділені відносно один одного кільцевою канавкою 9, а вінці колеса - кільцевою канавкою 10. Розташування бочкоподібних косих зубів 5 і 6 на шестерні аналогічне розташуванню косих зубів 7 і 8 на колесі. Вінці 1 і 2 шестірні жорстко з'єднані один з одним болтами 11, а вінці 3 і 4 колеса склепані болтами 12. Вісі обертання 13 і 14 двовінцевих відповідно шестірні і колеса паралельні один одному. У зібраній зубчастій передачі бочкоподібні косі зуби шестірні, дотикаючись з косими зубами колеса, забезпечують при відсутності навантаження точкове зачеплення. Зубчаста передача працює наступним чином. При обертанні двигуна, приєднаного через вал, віссю якого є вісь 13, до двовінцевої шестірні, що складається із лівого 1 і правого 2 вінців, вказана шестірня здобуває кутову швидкість 1 . При цьому косі зуби 5 і 6 двовінцевої шестірні в процесі навантаження діють на косі зуби 7 і 8 двовінцевого колеса, котрі знаходяться із ними в зачепленні і починають обертатися з кутовою швидкістю 2 , сприймаючи при цьому і передаючи далі на виконавчий механізм корисне навантаження у вигляді крутного моменту. В процесі роботи кутова швидкість 2 зубчастого колеса зменшується у порівнянні з кутовою швидкістю шестірні в u  z2 / z1 рази, а крутний момент на колесі, навпаки, збільшується в u  z2 / z1 рази, де u - передаточне число, a z1 і z 2 - кількість зубів шестірні і колеса. При відсутності навантаження зуби шестірні і колеса характеризуються, як вже вказувалося раніше, точковим зачепленням. При навантаженні будь якої спряженої пари зубів шестірні і колеса крутним моментом точковий контакт зубів переходе в контакт зубів, що характеризується еліптичною ділянкою контакту розміром ab , де a і b - мала і велика півосі еліпса. У зв'язку із цим точкове зачеплення зубів є просторовим на відміну від плоского лінійного зачеплення традиційних зубчастих передач, зуби котрих не є бочкоподібними. При роботі будь якої зубчастої передачі з евольвентними зубами, в тому числі і зубчастої передачі, що розглядається, зуби шестірні обкатуються по зубах колеса, переміщуючись від основи до вершин. Обкатування зубів один по одному супроводжується окрім кочення також ковзанням їх робочих поверхонь. При обкатуванні зубів один по одному їх окружні швидкості за виключенням полюсу зачеплення, не рівні між собою. При цьому різниця між окружними швидкостями зростає по мірі віддалення ділянки контакту від полюса зачеплення до вершин і ніжок зубів. Виходячи із вищенаведеного швидкість ковзання в полюсі зачеплення дорівнює нулю, а на голівках і ніжках зубів, тобто при вході і виході зубів із зачеплення, вона досягає максимальних значень. В пропонованій зубчастій передачі навантаження з урахуванням невеликої нерівномірності розподіляється між першими і другими вінцями шестірні і колеса практично порівну. А розподілення навантаження по двом, трьом і.т.д. вінцям шестірні і колеса супроводжується, як відомо, підвищенням працездатності та покращенням віброакустичних характеристик зубчастої передачі. Необхідно також відмітити, що при зменшенні навантаження майже вдвічі на спряжені пари зубів перших вінців шестірні і колеса та других вінців шестірні і колеса зростає товщина змащувального шару, що розділяє поверхні тертя, у зв'язку із чим покращуються умови тертя зубів, що призводить до зниження втрат потужності на тертя і підвищення ККД зубчастої передачі. А тепер перейдемо до пояснення приведеної залежності кута повороту 1 . Вираз кута 1 , що приведений вище, аналогічний виразу даного кута стосовно до зубчастої передачі з двопарним і точковим зачепленням зубів [2]: Патент № 81008 на винахід. Україна. Зубчаста 2 UA 97235 U 5 передача Попова О.П. з точковою і двопарною системою зачеплення евольвентних зубів [Текст] / О.П. Попов -200507850; заявл. 08.08.05; опубл. 26.11.07. Бюл. № 19. Однак у зубчастій передачі що розглядається, на відміну від найближчого аналога, параметри r1 , r2 , ra1 , ra2 , rƒ1 , rƒ2 , rb1 , rb2 , 1min , 1 ,  2 і R приведені з урахуванням кута нахилу зубів  . Залежність для знаходження максимальних контактних напружень max в пропонованій зубчастій передачі і в найближчому аналозі наведені у [3]: Попов А.П. Зубчатые механизмы с точечным контактом зубьев. Изд-во "Атолл", Николаев:, 2010. - 774 с. Якщо напруження max прям , що характерні для найближчого аналога, поділити на напруження max  , котрі кос 10 мають місце в пропонованій зубчастій передачі, то отримаємо коефіцієнт   max прям / max кос , котрий характеризує зниження величин максимальних контактних напружень в зубчастій передачі, що розглядається, а саме:   3 15       2 cos  ,        cos     cos  (1) де   3... 5  - кут нахилу контактної лінії косих зубів при куті   10 ... 15  ;   - коефіцієнт торцевого перекриття зубів;        - сумарний коефіцієнт перекриття косих зубів;   коефіцієнт осьового перекриття косих зубів;  - коефіцієнт Пуассона. Для визначення коефіцієнта   косих зубів використовується загальновідома залежність 20 25 30 35 40   1 1   cos  ,    1,88    z    1 z 2    де знак (+) для зовнішнього, а знак (-) для внутрішнього зачеплень. При куті β = 0° вказана формула використовується для знаходження коефіцієнта   для прямих зубів. Знаходження коефіцієнта   для косих зубів здійснюється також по загальновідомій формулі b sin  ,   m mn де bm - довжина косих зубів. Зниження рівня вібрації і шуму ΔL в децибелах (дБ) в зубчастих передачах, що розглядаються, знаходяться за формулою [3]: Попов А.П. Зубчатые механизмы с точечным контактом зубьев. Изд-во "Атолл", Николаев:, 2010. - 774 с, котра має вигляд n n  1 , L  201g 1 1 2n (2) де n - число вінців; n1 - коефіцієнт, визначення якого буде наведено нижче. Для оцінки ефективності корисної моделі виконаємо розрахунки суднової одноступінчатої зубчастої передачі, в котрій z1=36; z2=110; mn=6 мм; αw, = 20°; bw=215 мм; с = 10 мм; ν = 0,3; 5 4 E=2,1·10 МПа - модуль пружності матеріалу; Fn=3,93·10 H; к = 1,1; ΔS=0,059 мм. Розрахунки передачі виконаємо при n=2 і куті β = 0° (прямі зуби) та при куті β = 15° (косі зуби). При цьому куту β = 15° відповідає кут λ = 6°. 3 За наведеними формулами знаходимо φ1=8,5°; bm=102,5 мм; ρпр = 27,828 мм; R=222·10 мм і α = 0,0112; εα = 1,762 (прямі зуби); εα = 1,702 (косі зуби); εβ = 1,408; εγ = 3,11. Далі, за формулою (1) знаходимо φσ = 1,241. Із приведеного розрахунку очевидно, що напруження max в пропонованій зубчастій передачі в 1,241 рази нижче ніж у порівнюваній зубчастій передачі (найближчому аналогу). Коефіцієнт n1, що входить до формули (2), при застосуванні до прямих зубів знаходиться як r  sin  ; n1   n    n  1 1 1 mn 3 UA 97235 U 5 10 виходячи із котрої при r1=108 мм і φ1=8,5° знайдемо n1=5,562. Як розрахункову величину приймаємо n1=5. З урахуванням знайдених величин коефіцієнта n1 за формулою (2) знаходимо ΔL=9,54 дБ для прямих зубів і ΔL=17,5 дБ для косих зубів. Із приведених розрахунків очевидно, що в пропонованій зубчастій передачі рівень зниження вібрації і шуму вище у порівнянні з найближчим аналогом практично на ΔL=8 дБ, що в поєднанні з більш низькими величинами контактних напружень max у даній передачі в порівнянні з вказаною передачею вказує на дуже високу ефективність зубчастої передачі з двопарним і точковим зачепленням косих зубів. Економічний ефект від впровадження корисної моделі необхідно очікувати за рахунок збільшення навантажувальної здатності зубчастої передачі, обумовленої дією менших по величині контактних напружень, підвищенням строку служби і ефективності роботи. Суспільна користь корисної моделі полягає в суттєвому покращенні віброакустичних характеристик за рахунок значного зниження рівня вібрації і шуму (промсанітарія). 15 ФОРМУЛА КОРИСНОЇ МОДЕЛІ 20 25 Зубчаста передача, що складається із двовінцевих шестірні і колеса з повернутими в окружному напрямі другими вінцями шестірні і колеса відносно перших вінців шестірні і колеса на певні кути і розташованими на шестірні прямими бочкоподібними зубами і прямими зубами на колесі, які утворюють між собою при відсутності навантаження точкове зачеплення, яка відрізняється тим, що двовінцеві шестірня і колесо виконані косозубими, при цьому косі зуби шестірні є бочкоподібними і вони утворюють з косими зубами колеса без навантаження точкове зачеплення, при цьому кути повороту в окружному напрямі других вінців шестірні і колеса відносно перших вінців шестірні і колеса відповідно 1 і  2 , а також радіус бочкоподібності R косих зубів шестірні знаходяться за формулами: 1  arccos 30 35 2 2 2 r1  rb1  1min  1  1min 2 2 2 2r1 rb1  1min ; 1  u1 ; R  b w  c 2 32  S  cos 2  , де r1  mnz1 / 2 cos  - радіус ділильної окружності шестірні; mn - модуль у нормальному перерізі; z1 - кількість зубів шестірні;  - кут нахилу зубів; rb1  mnz1 cos  w / 2 cos  - радіус основної окружності шестірні;  w - кут зачеплення; u - передаточне число; 2 2 мінімальний радіус кривизни бічних профілів зубів; 1min  1  2  ra2  rb2 1  mnz1 sin  w / 2 cos  , 2  mnz2 sin  w / 2 cos  - радіуси бічних профілів зубів шестірні і колеса в полюсі зачеплення; z 2 - кількість зубів колеса; ra2  mn z2 / cos   2 - радіус окружності виступів зубів колеса; rb2  mnz2 cos  w / 2 cos  - радіус основної окружності колеса; b w - ширина шестірні (колеса); c  10...15 мм - ширина кожного із кільцевих пазів, що розділяють перші і другі вінці шестірні і колеса; S  0,005...0,030 мм - параметр бочкоподібності зубів шестірні. 4 UA 97235 U 5 UA 97235 U Комп’ютерна верстка А. Крижанівський Державна служба інтелектуальної власності України, вул. Урицького, 45, м. Київ, МСП, 03680, Україна ДП “Український інститут промислової власності”, вул. Глазунова, 1, м. Київ – 42, 01601 6