Неевольвентна зубчата передача

Реферат: Неевольвентна зовнішнього зачеплення зубчаста передача містить бочкоподібні ролики, розташовані в профільних півциліндричних пазах ведучого зубчастого колеса, які взаємодіють з профільними півциліндричними пазами з радіусом в нормальному перерізі зубчастого колеса, що приводиться, та обкреслені кривою змінного радіуса, величина якого визначається згідно з залежністю: i  0  m  0    2 3 i3 , . Величини повздовжньої кривизни твірних в центральній частини ролика 0 та в торцевому перерізі  m , визначаються радіусами кіл, центри яких розташовані на осі симетрії неевольвентної передачі. UA 67774 U (12) UA 67774 U UA 67774 U 5 10 15 Корисна модель належить до галузі техніки, а саме до машинобудування і може бути використана в приводах загального і спеціального призначення, переважно для важких режимів навантаження, наприклад, в металургійному виробництві. Відома різноконтурна зубчаста передача, що містить зубчасті колеса зовнішнього зачеплення, робочі контури зубів яких обкреслені плавними взаємно обгинальними опуклими й увігнутими кривими, на одному з зубчатих коліс нанесені зуби з евольвентним увігнутим робочим контуром, а відповідні зуби виконані з опуклим робочим контуром, близьким до циклоїдального [Патент України № 82372 МПК F16H 1/06, Заяв. № а200600596 від 23.01.2006.публ.10.04.2008 БЮЛ. №7]. Найбільш близьким технічним рішенням є шарнір універсального шпинделя. Це технічне рішення, прийняте як прототип, вміщує бочкоподібні ролики, розміщені в профільних пазах з радіусом в нормальному перерізі деталей, одна з яких приводить, та друга, що приводиться, при цьому величина змінного радіуса кривизни поздовжньої твірної ролика визначається з наступної залежності:   0 3 i   0  m  , i (  / 2) 3 i - поточна величина поздовжньої кривизни твірної ролика, мм;  0 - поздовжня кривизна твірної в центральній частині ролика, мм; m - кривизна твірної ролика в торцевому перерізі, мм; i - кут нахилу дотичних у змінних точках твірної ролика, град; 20 25 30 35 40  - сумарний перекіс твірних профільних пазів зубчастих коліс, град. [Патент України на корисну модель №21946 МПК В21В 35/14. Заяв. № U 2006 11348 від 27.10.2006, опубл. 10.04.2007 Бюл. № 4]. У результаті порівняльного аналізу запропонованої неевольвентної зубчатої передачі та прототипу установлено, що вони мають наступні загальні ознаки: - приводне зубчасте колесо з профільними пазами; - зубчасте колесо, що приводиться, з профільними пазами; - профільні пази з радіусом в нормальному перерізі; - бочкоподібні ролики розміщені в профільних пазах; - твірні бочкоподібних роликів контактують з твірними профільних пазів. Але технічне рішення, прийняте за прототип, забезпечує тільки одне передаточне відношення, а саме z1 / z 2  1, де z1 тa z 2 числа зубів в ведучому колесі та в тому, що приводиться, відповідно. В основу корисної моделі поставлена задача створення зубчастої передачі широкого діапазону передаточних відношень z1 / z 2 , що має високу навантажувальну здатність, не чутливу до короткочасних перевантажень та технологічних погрішностей, а також з низькою собівартістю виробництва. Це завдання виконується за рахунок технічного результату, що полягає в опукло-увігнутому контакті бочкоподібних роликів, твірні яких окреслені кривою згідно з кубічним законом. Для досягнення цього технічного результату, у неевольвентній зубчастій передачі, що містить бочкоподібні ролики, розташовані в профільних півциліндричних пазах ведучого зубчастого колеса, які взаємодіють з профільними півциліндричними пазами з радіусом в нормальному перерізі зубчастого колеса, що приводиться, та обкреслені кривою змінного радіуса, величина якого визначається згідно з залежністю:   0 3 i   0  m  , i ( / 2)3 45 i - поточна величина поздовжньої кривизни твірної ролика, мм;  0 - поздовжня кривизна твірної в центральній частині ролика, мм; m - кривизна твірної ролика в торцевому перерізі, мм; i - кут нахилу дотичних у змінних точках твірної ролика, град; 50  - сумарний перекіс твірних профільних пазів зубчастих коліс, град, а величини повздовжньої кривизни твірних в центральній частини ролика  0 та в торцевому перерізі m , визначаються радіусами кіл, центри яких розташовані на осі симетрії неевольвентної передачі, при цьому 1 UA 67774 U  (i / n) , 2 L i 3 bi  , 2(  / 2) 3 i  r0  rp cos(  / 2)   , am  (L / 2)tg( / 2), 5 ri  r0  a m i 3 , де (  / 2) 3 n - кількість поперечних перерізів на половині твірної ролика; i - порядковий номер поперечного перерізу половини твірної ролика; =0,3 - показник степеня для втілення кубічного закону;  bi - відстань від центрального до і-го перерізу зміни величини кута нахилу i ; 10 L - довжина бочки ролика, мм; r0 - радіус ролика у центральному перерізі; rp - номінальний радіус профільних півциліндричних пазів зубчастих коліс;  - гарантований зазор неевольвентної зубчастої передачі, віднесений до радіуса ролика; am - зменшення торцевого радіуса відносно радіуса в центральному перерізі; 15 20 ri - змінний радіус в поперечних перерізах ролика. Таким чином, запропонована неевольвентна зубчаста передача має нові деталі та нове конструктивне виконання деталей, нові зв'язки між деталями, а також нове розміщення їх відносно один одного. Таке технічне рішення дозволяє передавати крутний момент від ведучого зубчастого колеса до зубчастого колеса, що приводиться в широкому діапазоні передаточних відношень z1 / z 2 , z 1  2  6 . В деталях силового ланцюга технічного рішення, що пропонується, діють контактні z1 25 30 35 40 напруження, замість напружень згину, допустима величина яких в 5-6 разів вище за допустимі напруження згину, а гарантований зазор неевольвентної передачі компенсує теплове розширення силових деталей. Неевольвентна зубчаста передача не чутлива до перевантажень та технологічних погрішностей за рахунок широкого діапазону кутів контакту твірних бочкоподібних роликів та профільних пазів. Виключення з вищевказаної сукупності відмінних ознак, хоча б одного не забезпечує досягнення технічного результату. Технічне рішення пояснюється кресленнями, на яких зображено: фіг. 1 - загальний вид неевольвентної зубчастої передачі; фіг. 2 - переріз АА на Фіг. 1, профіль бочки ролика; фіг. 3 - переріз ВВ на Фіг. 2 лінія силового ланцюгу максимального радіуса бочки ролика та профільних пазів; фіг. 4 - переріз СС на Фіг. 2 торцевий переріз ролика по лінії силового ланцюгу на торці бочки ролика. Неевольвентна зубчаста передача (фіг. 1, 2) включає бочкоподібні ролики 1, розташовані в профільних півциліндричних пазах 2 ведучого зубчастого колеса 3, які взаємодіють з пазами 4 зубчастого колеса 5, що приводиться, профільні пази 2, 4 з радіусом 6 (фіг. 3, 4) в нормальному перерізі контактують з бочками 7 роликів, окреслених кривою в центральній частині ролика  0 , та твірними 9 в торцевому перерізі m (фіг.2), які визначаються радіусами кіл, центри яких k 0 та k m розташовані на осі 10 симетрії O1O2 неевольвентної передачі. Між величинами кривизни  0 та m знаходяться ділянки 11 з кривизною, яка змінюється по кубічному закону, кути нахилу дотичних у змінних точках твірної бочки роликів визначаються згідно з залежністю: i  45  (i / n) , де 2 (1)  - сумарний перекіс твірних профільних пазів зубчастих коліс, град, n - загальна кількість i ділянок; 2 UA 67774 U  = 0,3 - показник степеня для втілення кубічного закону. Відстань 12 від центрального перерізу по осі симетрії до і-го перерізу зміни величини кута нахилу i визначається з залежністю: bi  5 L i 3 2(  / 2) 3 , де (2) L - довжина бочки ролика, мм. Згідно з (1) кут in дорівнює куту  / 2(n   / 2) , а величина b n згідно з (2) дорівнює половині довжини ролика L/2( b n =L/2). Один із найважливіших параметрів неевольвентної зубчастої передачі є максимальний діаметр ролика 13 в центральному перерізі по осі симетрії передачі (2 r0 ) фіг. 3. Величина радіуса r0 визначається згідно з залежністю: r0  rp cos(  / 2)   , де (3) rp - радіус розточки зубчастих коліс неевольвентної зубчастої передачі; 10 /2 кут між повздовжньою віссю ролика та профільними пазами,  - гарантований зазор неевольвентної зубчастої передачі, віднесений до радіуса ролика, визначається згідно з формулою: A  t  11 мм, де 106 2  15 А - міжцентрова відстань по осях приводного колеса та колеса, що приводиться, мм; o t С - очікувана різниця температур зубчастих колес та корпуса редуктора. Наприклад, в зубчастій передачі, де А=1000 мм та t°С = 50 °C 2  1600  50  11  0,88 мм ,  = 106 0,44 мм. На торці бочки ролика торцевий радіус бочки зменшується відносно радіуса в центральному перерізі на величину am , яка визначається як: am  (L / 2)tg( / 2), 20 25 (4) Величина am - це відстань між віссю ролика та центром радіуса профільних пазів на відстані L/2 від осі симетрії неевольвентної передачі в проекції на площину, що проходить через повздовжню вісь ролика та перпендикулярна осі неевольвентної передачі 10. Таке припущення для технічних розрахунків цілком допустиме. Урахування фактора переміщення осі розточки rp по вертикальній площині для привідного колеса з мінімальною кількістю роликів, а саме, 13, збільшує величину am не більше як на 0,1 мм. Таким чином, величина радіуса бочки в торцевому перерізі 14, rm  r0  am , а величина діаметра рівна 2rm . Величина змінного радіуса бочки ролика в поперечних перерізах ri на відстанях bi від осі симетрії передачі визначається як, a  3 ri  r0  m i , (  / 2) 3 30 (5) Поточна величина повздовжньої кривизни i (фіг. 1, фіг. 2) твірної роликів визначається як:   0 3 i   0  m  , i ( / 2)3 (6)  0 - величина повздовжньої кривизни твірної 8 (фіг. 2) в центральній частині бочки ролика, центр якої k 0 знаходиться на осі 10 симетрії передачі O1O2 визначається як 0  b1 . sin 1 (7) Величина повздовжньої кривизни твірної ролика на торці бочки ролика m і за нею 15, центр k m якої знаходиться на осі симетрії передачі O1O2 визначається як: m  b10 . sin 10 (8) 3 UA 67774 U Неевольвентна зубчаста передача працює наступним чином. Бочкоподібні ролики 1, що розміщені в пазах 2 при обертанні ведучого колеса 3 відносно центра O1 взаємодіють з пазами 5 10 15 4 зубчастого колеса 5 та обертають його відносно центра O 2 . Профільні пази 2 і 4 з радіусами 6 в нормальному перерізі контактують з бочками 7, окреслених кривими змінної кривизни. Ділянки 11 бочки ролика, які виконані згідно з кубічним законом, забезпечують контакт бочки роликів з півциліндричними пазами по всій дожині бочки. Максимальний діаметр 13 ролика (2 r0 ) в центральному перерізі визначений з урахуванням величини гарантованого зазору , віднесеного до радіуса ролика забезпечує експлуатаційну спроможність неевольвентної зубчастої передачі при підвищенні температури її силових деталей. Мінімальний діаметр 14 бочки роликів ( 2rm ) забезпечує експлуатаційну спроможність неевольвентної зубчастої передачі при сумарних кутах перекосу твірних профільних пазів зубчастих коліс до 10 град (/2 до 5 град). Перемінна величина радіуса бочки ri ролика забезпечує практично однакову величину різниці 8 між величиною радіуса бочки ri в поперечному розрізі та відповідному мінімальному розмірі між профільними пазами по силовій лінії віднесеному до радіуса розточки rmin .   rmin  ri . (9) Розрахунки величин, визначених запропонованим технічним рішенням на прикладі L=200 мм, rp = 25 мм, r0 =24,535 мм,  = 5,14, приведені в таблиці. і 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 i/10 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1 i bi ri ai rmin ri 0,000 1,288 1,586 1,791 1,952 2,087 2,205 2,309 2,404 2,490 2,570 0,000 12,589 23,492 33,838 43,838 53,589 63,145 72,542 81,805 90,953 100,000 560,049 770,303 952,397 1125,185 1292,196 1455,037 1614,631 1771,574 1926,283 2079,065 2230,156 0,000 0,565 1,054 1,518 1,966 2,403 2,832 3,253 3,669 4,079 4,485 25,025 24,461 23,972 23,508 23,059 22,622 22,193 21,772 21,356 20,946 20,540 24,535 23,970 23,481 23,017 22,569 22,131 21,703 21,281 20,866 20,456 20,050  0,490 0,490 0,490 0,490 0,490 0,490 0,490 0,490 0,490 0,490 0,490 20 Контактні напруження в силовому ланцюзі неевольвентної зубчастої передачі визначаються відповідно з контактною задачею Герца, а саме: не   2   2 , де н1 н2 (10) не - еквівалентна величина контактного напруження, н1 - величина контактного напруження відповідно до розмірів у поперечному перерізі, 25 30 35 н2 - величина контактного напруження відповідно до розмірів у повздовжньому перерізі. Величину контактного напруження не орівнюють з межами контактних напружень згідно з ГОСТ21354-87 (СТСЭВ5744-86), саме з межею контактних напружень нрmax = 2,8 m , МПа, для деталей з об'ємною термічною обробкою та порогом контактної втоми, що відповідає базовому числу циклів напружень.  н lim = 17HRC3+200, МПа, для деталей з об'ємним та поверхневим загартуванням. Для зубчастих коліс з важкими режимами роботи беруть, наприклад, сталь 40X2Н з загартуванням та відпущенням при 550 °C з подальшим поверхневим загартуванням ТВЧ півциліндричних пазів. Це дає наступні механічні властивості: межа міцності  в = 1520 МПа, межа напружень плину  t = 1030МПа, твердість 50HRC, тоді нрmax = 2884Мпа,  н lim = 1050 МПа. Якщо не < н lim , розрахунок зубчастої передачі на довговічність не виконують, якщо н lim < не < нрmax, потрібен розрахунок циклів навантаження. Твірна профільного паза ведучого зубчастого колеса 3 контактує спочатку з лівою частиною твірної ролика 1, права частина твірної ролика контактує з правою частиною зубчастого колеса 4 UA 67774 U 5 10 15 5, що приводиться. По осі симетрії ролика, де профільні твірні зубчастих коліс схрещуються, а радіус ролика досягає максимальної величини, контактують середні частини твірних роликів та середні частини твірних зубчастих коліс. Таким чином, пляма контакту, довжиною приблизно 0,5 довжини ролика, з твірною профільного паза ведучого зубчастого колеса 3 переміщується з лівої сторони зубчастої передачі на праву, а пляма контакту з твірною профільного паза колеса, що приводиться, переміщується з правої сторони зубчастої передачі на ліву. Заявлене рішення промислово застосовне, його технологічне і технічне виконання не викликає труднощів й може бути реалізовано на базі машинобудівного заводу. Це підтверджує патент України на корисну модель № 43044 МПК (2009) B23F 21/00 "Спосіб нарізування зубчастих виробів з зовнішнім та внутрішнім неевольвентним зачепленням". Бобух І.О., Коновалов О.Д., Федорінов В.А. та ін. Заяв. № u200902977 від 30.03.2009, Опубл. 27.07.2009 БЮЛ. №14. Таким чином, запропонована неевольвентна зубчаста передача забезпечує широкий діапазон передаточних відношень z1 / z 2 , збільшення контактної площі, високий рівень допустимих контактних напруг та високий рівень крутних моментів, що передаються. Із вище відміченого виходить, що запропонована неевольвентна зубчаста передача має високу навантажувальну здатність, не чуттєва до перевантажень та технологічних погрішностей. ФОРМУЛА КОРИСНОЇ МОДЕЛІ 20 25 Неевольвентна зовнішнього зачеплення зубчаста передача, що містить бочкоподібні ролики, розташовані в профільних півциліндричних пазах ведучого зубчастого колеса, які взаємодіють з профільними півциліндричними пазами з радіусом в нормальному перерізі зубчастого колеса, що приводиться, та обкреслені кривою змінного радіуса, величина якого визначається згідно з залежністю: i  0  m  0    2 3 i3 , де i - поточна величина поздовжньої кривизни твірної ролика, мм; 0 - поздовжня кривизна твірної в центральній частині ролика, мм; 30  m - кривизна твірної ролика в торцевому перерізі, мм; i - кут нахилу дотичних у змінних точках твірної ролика, град.; 35  - сумарний перекіс твірних профільних пазів зубчастих коліс, град., яка відрізняється тим, що величини повздовжньої кривизни твірних в центральній частини ролика 0 та в торцевому перерізі  m , визначаються радіусами кіл, центри яких розташовані на осі симетрії неевольвентної передачі, при цьому  i  bi  i   , 2 n Li3  2  2 3 ,  , 2 L  a m  tg , 2 2 a 3 ri  r0  m i , де 3    2 r0  rp cos 40 n - кількість поперечних перерізів на половині твірної ролика; i - порядковий номер поперечного перерізу половини твірної ролика;   0,3 - показник степеня для втілення кубічного закону; bi - відстань від центрального до і-го перерізу зміни величини кута нахилу i; 45 L - довжина бочки ролика, мм; 5 UA 67774 U r0 - радіус ролика у центральному перерізі; rp - номінальний радіус профільних півциліндричних пазів зубчастих коліс;  - гарантований зазор неевольвентної зубчастої передачі, віднесений до радіуса ролика; a m - зменшення торцевого радіуса відносно радіуса в центральному перерізі; 5 ri - змінний радіус в поперечних перерізах ролика. 6 UA 67774 U Комп’ютерна верстка М. Ломалова 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 7