Геометрические параметры конических передач. Общая характеристика планетарных передач. Кинематика волновых передач, страница 8

На рис. .14 показана схема волновой передачи с генератором с двумя роликами. Очевидно, что разность числа зубьев жёсткого и гибкого колёс между точками зацепления А и В должна быть не менее одного. Для такого генератора  z_b – z_g = 2. Ролик генератора волн «набегает» на зубья слева от точки А, вводя их в зацепление. Напротив, зубья справа от точки А выходят из зацепления. Очевидно, что одновременно в зацеплении находится большое число зубьев, обычно 20 … 40%. Это обеспечивает высокую нагрузочную способность волновых передач при малых габаритах.

С целью увеличения числа зубьев в зацеплении используют генераторы с четырьмя роликами и кулачковые генераторы. Кулачковый генератор состоит из кулачка, профиль которого выполняется эквидистантно принятой форме деформирования гибкого колеса. На кулачок устанавливается специальный гибкий подшипник качения с малой толщиной колец. Внутреннее кольцо подшипника при сборке принимает форму кулачка, а наружное кольцо гибкого сопрягается с внутренней поверхностью гибкого колеса. 

Так же, как и в случае планетарных передач для получения особо больших передаточных отношений соединяют последовательно несколько волновых передач. Возможность получения больших передаточных отношений при малом объёме передач позволяет использовать высокоскоростные малогабаритные электродвигатели для привода механизмов с небольшим углом поворота ведомого вала, например в системах управления полётом.

Одна из существенных конструктивных особенностей волновых передач – возможность передачи движения из герметично-замкнутого пространства без применения уплотнений. 

.2.  РАСЧЁТ ДЕТАЛЕЙ ВОЛНОВЫХ ПЕРЕДАЧ

Наиболее нагруженной деталью является гибкое колесо, тело которого подвергается действию изгибающего и крутящего моментов, а зубья – изнашиванию и усталостному выкрашиванию.

Выбор толщины стенки осуществляют обычно по условию обеспечения одинаковых коэффициентов запаса прочности по нормальным напряжениям от изгиба под действием роликов, напряжений растяжения от действия окружных сил и касательным напряжениям от кручения.

1. Напряжения от изгиба генератором изменяются по симметричному циклу. Так как толщина стенки d в десятки раз меньше диаметра колеса, изгибающий момент М определяют по формулам для тонкостенной оболочки:

                                                       М_z = Dc_max ,

где D= Е d³/[12(1 – m²)] – жёсткость оболочки при изгибе;

m – коэффициент Пуассона;

c – изменение кривизны в сечении, перпендикулярном оси оболочки;

c_max = 1/r_min  – 1/ r_g  ; r_min » r_p – радиус ролика.

Нормальное напряжение от изгиба на участке длиной, равной единице, s_и = М_z/W_z = 6М_z/d². Коэффициент запаса по нормальным циклическим напряжениям                                

s_s  = s_-1/(K_sД K₁s),

где  K_sД принимается равным 1,5;

K₁ – коэффициент, учитывающий влияние изгиба самих зубьев, принимается K₁ =2.

2. Напряжения растяжения от окружных сил в зацеплении изменяются по отнулевому циклу. Максимальное расчётное напряжение

                                s_р » 0,9Т₂/(d_кb_wd),

где d_к –внутренний диаметр оболочки гибкого колеса.

3. Напряжение кручения в сечение стенки гибкого колеса равно

                                              t_кр = М_кр/(2pd r_g²).

Коэффициент запаса по касательным циклическим напряжениям

                                 s_t  = t_-1/(K_tД t _кр)³ [s_t ] = 1,6 … 1,7,

где  K_sД принимается равным 1,5.

Принимая s_s  = s_t  и  t_-1 = 0,56s_-1, получим t_кр = 1,12s.

Для тяжело нагруженных гибких колёс применяют стали 38Х2МЮА и 40Х2НМА после улучшения и азотирования. Средне- и легко нагруженные используют улучшаемую сталь 30ХГСА   с последующим дробеструйным наклёпом.

При проектировочном расчёте вводят коэффициент толщины стенки гибкого колеса J = d/m, его можно принять J = 0,01z_g при z_g > 100. Тогда, используя зависимость t_кр  и s_t  при данном [s_t ], можно получить оценку r_g. Затем при данном  z_g получим расчётное значение модуля m, которое согласуется со стандартным:

m мм 1-й ряд … 0,25       0,30      0,40      0,50       0,60       0,80      1,00

          2-й ряд … 0,28       0,35      0,45      0,55       0,70       0,90.

Ширина венца гибкого колеса b= (0,15 … 0,20) d_g..

Проверочный расчёт зубьев выполняется по удельному давлению р в зоне контакта зубьев с учётом скорости скольжения. Проверочный расчёт оболочки гибкого колеса выполняют, определяя суммарный коэффициент запаса прочности по переменным напряжениям.