Зубчатая цилиндрическая передача

Зубчатая цилиндрическая передача
Полезная модель относится к машиностроению и приборостроению и может быть использована, преимущественно, при проектировании и изготовлении зубчатых передач, преобразовывающих крутящий момент между параллельными осями.
Известны различные виды зубчатых передач - прямозубых, косозубых, с зацеплением Новикова и так далее (Иосилевич Г.Б., Лебедев П.А,, Стреляев B.C. Прикладная механика. М., изд-во Машиностроение, 1985г., стр. 315-366) в том числе и из пластических масс (Старжинский В.Е., Краузе В., Гаврилова О.В. и др. Пластмассовые зубчатые колеса в передачах точного приборостроения, Минск, изд-во Наука и техника, 1993г.). Недостатком таких зубчатых передач является их небольшая нагрузочная способность особенно для передач из пластических масс. К примеру, для зубчатой цилиндрической эвольвентной передачи из усиленных пластиков удельная нагрузка не должна превышать 20ч-30 н/мм (Орлов П.Н. Основы конструирования, том 1, М., изд-во Машиностроение, 1988., стр. 470).
Наиболее близким по технической сущности и выбранное автором за прототип является цилиндрическая прямозубая эвольвентная передача состоящая из шестерни и зубчатого колеса из пластической массы (Пластмассовые зубчатые колеса в механизмах приборов. Под ред. Старжинского В.Е. и Шалобаева Е.В., Санкт-Петербург-Гомель: ИММС НАНБ, 1998г., стр. 79). Геометрические параметры для такой зубчатой передачи выбирают в соответствии с общепринятыми методиками. Для увеличения нагрузочной способности и прочности таких передач в некоторых случаях увеличивают угол профиля на делительных диаметрах
2002118010
lilippljilllli
МПКР 16 Н 55/30
шестерни и зубчатого колеса (соответственно - исходного контура), оптимизируют и назначают приемлемый коэффициент формы зуба и соответствующую геометрию переходной кривой во впадине между зубьев, вводят армирующие элементы в тело пластмассового зубчатого венца. Однако, это не приводит к существенному увеличению изгибной прочности зуба и в конечном итоге значительно ограничивает величину передаваемого крутящего момента.
Задача, на решение которой направлена предлагаемая полезная модель, заключается в повышении изгибной прочности зубьев зубчатых венцов шестерни и зубчатого колеса, что приводит к увеличению нагрузочной способности передачи.
Сущность полезной модели заключается в том, что цилиндрическая прямозубая эвольвентная передача, содержащая сопрягаемые зубчатые венцы шестерни и зубчатого колеса, отличающаяся тем, что зубчатые венцы шестерни и зубчатого колеса состоят из двух одинаковых частей, смещенных друг относительно друга и собственных совпадающих осей вращения на 0,5-Р, где Р - шаг по делительному диаметру зубчатых венцов, при этом коэффициент зацепления сопрягаемых попарно частей зубчатых венцов шестерни и зубчатого колеса составляет 8i  82  0,5, а суммарный коэффициент зацепления - s  Si + 82  1,0.
Сущность полезной модели поясняется графическими материалами, где на фиг. 1 показаны раздельно (вне зацепления) зубчатые венцы шестерни и зубчатого колеса в осевом разрезе,
на фиг. 2 показаны раздельно зубчатые венцы шестерни и зубчатого колеса по торцевой плоскости (со стороны торцевой плоскости).
Зубчатые венцы шестерни и зубчатого колеса состоят из двух одинаковых частей: шестерни А и С, колеса - В и D (фиг. 1), которые повернуты относительно своих осей врашения и, соответственно, друг относительно друга на 0,5-Р, где Р - шаг по делительным диаметрам
(фиг,2). Венцы А и С расположены на диске F, а В и D - на диске Е. Зацепление в такой передаче осуществляется попеременно от одной пары А-В к другой C-D (последовательные циклы зацепления). Для осуществления именно последовательного попеременного зацепления коэффициент зацепления каждой пары в отдельности должно быть: Si  0,5 для А-В; 82  0,5 для C-D. Суммарный коэффициент всей передачи 8  Si + 82  1,0. В этом случае обеспечивается возможность выбора модуля зацепления такого значения, чтобы обеспечить возможность увеличения нагрузочной способности передачи за счёт увеличения толщины зубьев венца, которая обеспечит повыщенную изгибнзто прочность каждого зуба.
Приведём числовой пример в сопоставлении типовой с прямозубой цилиндрической эвольвентной передачи с предлагаемой.
Типовая прямозубая цилиндрическая эвольвентная передача (прототип):
(геометрический расчет производился по формулам приведенным в справочном пособии - Болотовский И.А. и др. Цилиндрические эвольвентные зубчатые передачи внещнего зацепления. М., изд-во Машиностроение, 1974г.) модуль зацепления m  1 мм; число зубьев щестерни ъ  40; число зубьев колеса Z2  60; передаточное отношение передачи i2i  1,5; делительный диаметр шестерни di  40 мм; делительный диаметр колеса d2  60 мм; смещение исходного контура Xi  Х2  0; межосевое расстояние aw  50 мм;
диаметр окружности по вершинам зубьев шестерни dia  42 мм; диаметр окружности по вершинам зубьев колеса daa  62 мм;
толщина зуба на делительном диаметре шестерни (di) и на делительном
диаметре колеса (d2) Si  82  1,57079 мм;
толщина зуба на диаметре окружности по вершинам зубьев шестерни (dia)
Sia  0,76066 мм;
толщина зуба на диаметре окружности по вершинам зубьев колеса (d2a) Sia  0,78566 мм;
толщина ножки зуба шестерни на произвольно фиксированном диаметре
относительно делительного - diK  38 мм (на расстоянии 1 мм по радиусу
по направлению к оси вращения) SIR  2,017668 мм;
толщина ножки зуба колеса на произвольно фиксированном диаметре
относительно делительного - d2K  58 мм (на расстоянии 1 мм по радиусу
по направлению к оси вращения) 82к  2,12032 мм;
ширина зубчатых венцов шестерни и колеса - bi  Ь2  4 мм.
Предлагаемая прямозубая цилиндрическая эвольвентная передача.
Эта передача выбрана в пределах основных геометрических размеров типовой передачи (параметры сопровождаются индексом п), но с другим модулем зацепления:
делительный диаметр шестерни din  40 мм; делительный диаметр шестерни d2n  60 мм; передаточное отношение i2i  1,5;
диаметр окружности по вершине зубьев шестерни (ограничиваем по диаметру вершин зубьев шестерни как у типовой передачи) dian  42 мм; диаметр окружности по вершине зубьев колеса (аналогичное ограничение) d2an  62 мм .
Назначаем новое число зубьев (парных частей зубчатых венцов). Пусть zin  20, тогда Z2n  Zin-i2i  20-1,5  30.
Только после этого целесообразно определить и назначить модуль зацепления: m  din/zin  2 мм (m  d2n/Z2n  2 мм).
Следует отметить, что модуль в большинстве случаев получается нестандартным. Далее продолжение:
смещение исходного контура Xin  Х2п  0; межосевое расстояние   50 мм;
толщина зуба делительного диаметра шестерни (din) и на делительном диаметре колеса (d2n) S „  Sin  3,141592 мм;
толщина зуба на диаметре окружности по вершинам зубьев шестерни (dian) Sian  2,41001 мм;
толщина зуба на диаметре окружности по вершинам зубьев колеса (d2an) S2an  2,40882 мм;
толщина ножки зуба шестерни на произвольно фиксированном диаметре относительно делительного - diKn  38 мм (на расстоянии 1 мм по радиусу по направлению к оси вращения) SIKH  3,50992 мм;
толщина ножки зуба колеса на произвольно фиксированном диаметре относительно делительного - d2Kn  58 мм (на расстоянии 1 мм по радиусу по направлению к оси вращения) 82кп  3,63875 мм;
ширина зубчатых венцов шестерни и колеса - bin  bin  4 мм (а каждой части зубчатых венцов АиС, ВиВ-2 мм).
В данной предлагаемой передаче общее число зубьев шестерни zin-2 20-2  40, а колеса - Z2n-2  30-2  60 (в этом примере такое же как и у типовой). При визуальном анализе в предлагаемой передаче зубчатые венцы шестерни и колеса имеют утолщенный и одновременно укороченный по высоте зуб.
Из приведенного выше численного примера видно, что толщина зубьев в предлагаемой передаче за счёт совокупности заявляемых признаков на выбранных одинаковых диаметрах больше, чем в протопипе, а соответственно изгибная прочность их выше, что позволяет значительно увеличить нагрузочную способность в тех же геометрических размерах.
что и у прототипа с сохранепием всех положительных свойств эвольвентного зацепления (без увеличения габаритов и массы).