Зубчатый механизм

Полезная модель относится к машиностроению и может быть использована в лабораторном оборудовании для экспериментального исследования КПД зубчатых передач, например, в учебном процессе студентов ВУЗов. Технический результат выражается в повышении точности оценки потерь мощности в зубчатой передаче при меньшей мощности приводного двигателя, уменьшении и габаритов установки в целом, т.к. механизму не нужен выходной вал. Технический результат достигается тем, что устройство нагружения зубчатых передач выполнено в виде тарированной силовой пружины кручения, соосно-расположенной на втором валу механизма между зубчатыми колесами, причем концы силовой пружины кручения скреплены с торцами зубчатых колес этого вала, а одно зубчатое колесо второго вала не имеет жесткой связи с ним.

Настоящая полезная модель относится к области машиностроения, и более конкретно, к зубчатым передачам для экспериментальных исследований потерь мощности в задачах определения КПД.

Известно, что подобная работа выполняется на установке ДП-3А, позволяющей экспериментально определить КПД зубчатого редуктора. Установка смонтирована на литом металлическом основании и состоит из узла электродвигателя, нагрузочного устройства, испытуемого редуктора и упругих муфт. (Техническая механика. Версия 1.0 [Электронный ресурс]: лаб. практикум / П.Н. Сильченко, А.В. Колотов, М.А. Мерко и др. - Электрон. дан. (4 Мб). - Красноярск: ИПК СФУ, 2008.)

Недостатком можно считать наличие нагрузочного устройства в известной установке, что предъявляет высокие требования по обслуживанию, требует технических средств измерения тормозного момента и не гарантирует постоянство этого момента по времени проведения эксперимента из-за нагрева. Нагрузочное устройство в известной установке является причиной, также, ее повышенных габаритов.

Задачей полезной модели является обеспечить возможность определять потери мощности в зацеплении зубчатой передаче более простым и экономным способом, не прибегая к использованию внешних нагрузочных устройств в виде различных тормозных систем.

Технический результат выражается в повышении точности оценки потерь мощности в зубчатой передаче при меньшей мощности приводного двигателя, уменьшении и габаритов установки в целом, т.к. механизму не нужен выходной вал.

Технический результат достигается тем, устройство нагружения зубчатых передач выполнено в виде тарированной силовой пружины кручения, соосно-расположенной на втором валу механизма между зубчатыми колесами, причем концы силовой пружины кручения скреплены с торцами зубчатых колес этого вала, а одно зубчатое колесо второго вала не имеет жесткой связи с ним.

Фиг.1. Кинематическая схема зубчатой передачи. Фиг.2 Общий вид.

На Фиг.1 показана кинематическая схема зубчатой передачи в виде механизма с двумя валами 1 и 2, несущими четыре зубчатых колеса 3, 4, 5 и 6, расположенных попарно. Колеса 3 и 4 закреплены на входном валу 1 механизма, а колеса 5 и 6 на валу 2. Если колеса 3, 4 и 5 жестко соединены с валами, на которых сидят, то колесо 6, в отличие от них, с валом связи не имеет, а лишь опирается на него. Все четыре колеса одинаковы по основным геометрическим параметрам: числу зубьев, модулю и ширине зубчатого венца. Вал 2 несет поворотное устройство 8, которое скреплено с цилиндрической силовой пружиной кручения 7, расположенной соосно с валом 2. Пружина, в свою очередь, сцеплена с колесом 6. Закручивая пружину 7, можно создать вращающий момент Т нужного уровня на колесе 6. Поворотное устройство 8 закрепляется относительно колеса 5 фиксатором 10. Предусмотрен съемный фиксатор 9 в моменты закручивания пружины 7 для затормаживания колеса 3. Во взведенном состоянии пружина 7 обеспечивает нагрузку в зацеплениях колес 3-6 и колес 4-5. Вращающий момент, который создает силовая пружина кручения 7 для каждой пары колес, будет одинаковым, но разного знака. Поэтому входному валу 1 зубчатой передачи, связанному с приводным двигателем (на схеме его не приводим), вращающий момент Т от пружины передаваться не будет. Возникающий при этом момент T_эд, будет определяться моментом трения двух цилиндрических зубчатых передач от приложенного момента Т. Измеряя момент на двигателе в нагруженном и ненагруженном состояниях, можно рассчитать средний КПД механизма, состоящий из 2-х цилиндрических зубчатых передач одного типа. Расчет величины среднего КПД зацепления одной пары зубчатых колес возможен по аналитической формуле, получаемой из системы двух уравнений:

,

,

где T_d - момент на валу приводного двигателя;

T_xx - момент холостого хода на валу приводного двигателя;

₁ - КПД в зацеплении колес 3-6;

₂ - КПД в зацеплении колес 4-5.

Обоснованно полагая, что ₁₂, а Т>>Т_эд, находим:

.

Из приведенной формулы следует, что, чем меньше отношение вращающих моментов, тем выше искомое значение КПД. Используя полезную модель в экспериментальных исследованиях, можно с высокой точностью определять сравнительное качество тех или иных смазок, оценивать влияния самой схемы смазки и др. с целью получения характеристик с меньшими потерями мощности в зубчатых передачах. Эта методика может быть востребована также в учебном процессе по техническим специальностям ВУЗов.

Зубчатый механизм, содержащий два вала и четыре цилиндрических зубчатых колеса внешнего зацепления, расположенные по два на каждом валу и обеспечивающие параллельную работу двух одинаковых зацеплений, отличающийся тем, что устройство нагружения зубчатых передач выполнено в виде тарированной силовой пружины кручения, соосно расположенной на втором валу механизма между зубчатыми колесами, причем концы силовой пружины кручения скреплены с торцами зубчатых колес этого вала, а одно зубчатое колесо второго вала не имеет жесткой связи с ним.