Егоров О.С., Подураев Ю.В. - Мехатронные модули. Расчет и конструирование (1053456), страница 27
Текст из файла (страница 27)
4.6). Модули зубьев меньше,,,''; 0,2 мм применяют редко нз-за сложности нарезания внутренних зубьев жесткого зубчатого колеса. Уточняем делительный диаметр гибкого колеса при дисковом генераторе волн: И,=юг, Находим передаточное отношения волновой передачи в зависимости от того, какое колесо вращается. При полвижном гибком колесе: при подвижном жестком колесе: и'= ' +1, К, Вычисляем отклонение передаточного отношения от требуемо- го по условию, %: Ли = 100 ~ [Ьи), где [Ьи[ — допускаемое отклонение передаточного отношения от требуемого, %.
Для зубчатых передач принимают [Ьи[<4%. При не- выполнении условия необходимо изменить е~ на несколько зубьев в ту или иную сторону. Если после этого условие не выполняется, нужно взять подшипник с большим наружным диаметром .0 и по- вторить весь расчет. Затем снова уточнить значение дслнтельного диаметра гибкого зубчатого колеса.
Число зубьев жесткого зубчатого колеса: ез = е~ + у- Кд. (4.56) Толщина зубчатого венца гибкого колеса, изготовленного из стали (рис. 4.19), мм: », =(70+0,5и) 10 те,. Толщина оболочки гибкого зубчатого колеса, мм: », = (0,5...0,В)»,, Относительный боковой зазор между зубьями ненагруженной передачи: Ли~и вах 4 10-4(и 60) т ~факто т 160 где 1 — необходимый боковой зазор между зубьями ненагруженной передачи, мм; Т „к 2,5Т вЂ” максимально допустимый момент перегрузки. В расчетах принимают Т, = 2Т; 0 — модуль упругости второго рода материала гибкого колеса, МПа. Для стали г1=8,1.104 МПа.
Относительное радиальное упругое деформирование гибкого колеса: ~' = —" = 089+ 8 1О ~г, + 2 где а — радиальное упругое деформирование гибкого колеса, мм. Максимальная упругая деформация, гибкого колеса с учетом податливости генератора волн и жесткого колеса, а также отклонений размеров от номинальных при изготовлении, мм: и! = ®о 105+00 -~18. — 1 Коэффициент смещения исходного контура для гибкого колеса: 1,35- в' 0,85 — — 0,04 Коэффициент смешения исходного контура для жесткого колеса: х~ = х, +(ие — 1). Относительная глубина захода зубьев: Ье = -д = 4~мо — (4,6 — 4юю) '10 з ' а~ — 2 48 где Ьа — глубина захода зубьев, мм.
Диаметр окружности впадин гибкого зубчатого колеса, мм: Ил = е(г~ — 2й~ - 2с' + 2х,) . Диаметр окружности вершин гибкого зубчатого колеса, мм: Им = И„+ 2(1~~ + с') гп, Диаметр окружности вершин жесткого зубчатого колеса, мм: 4а е1ч + 2ю(К вЂ” йа). Диаметр окружности впадин жесткого зубчатого колеса, мм: Ио = Им +2а(и'+ 015). 161 Для гибкого зубчатого колеса с кулачковым генератором волн уточняют значение толщины венца по формуле: 0ц-Й Ь, = 2 Длина гибкого зубчатого колеса, мм: с дном А=0,82), со шлицами 1=0,777. Параметры остальных частей гибкого колеса (рис. 4.19): Ь, = (0,7...1,0)Ьз; Ь„= 2Ь,; Ь, ~ 0,16Р; с=0,2Ь.
Ширина зубчатого венца жесткого колеса, мм: Ь„= Ь+0,6 lЬ. Толщина зубчатого венца жесткого колеса, мм: Ь, = (6...8)Ь,. Ширина шлицевого соединения, мм; Ь|=0,5Ь. При сборке волнового зубчатого редуктора гибкое зубчатос колесо деформируется генератором волн и в таком состоянии его вставляют в жесткое зубчатое колесо. Расчет гибкого зубчатого колеса иа выносливость. Гибкое зубчатое колесо проверяют на выносливость по формуле 136]: Ю , а (Х1, (4-57) 7Еь'л '~оЕЬ, !+0,15~-1~ (4 та ~ Е арчой,ЕЬ', где Š— модуль упругости 1 рода материала гибкого зубчатого колеса. Для стали Е=(2,0...2,2) 10з МПа; о, — предел выносливости материала гибкого колеса (табл.
4.16); Ее — коэффициент увеличения напряжения от сил в зацеплении: 2,2Т К, — эффективный коэффициент концентрации напряжений у основания зуба: '„.,„Оо, (К С~~, ~ВО~ Я;„Ь, Я„и+0,02' Е;„- минимальный радиус переходной поверхности„мм: гл(л; + с — х, — р') Ь„' + с* -х1 - р' + 0,52, где с'=0,25 и р =0,4 при т>1; с'=0,35 и р'=0,4 при гл=1,0...0,5; с'=0,5 и р'=0,33 при лг<0,5; [51е1,2 — допускаемый коэффициент запаса выносливости. Вероятность Р неразрушення гибкого зубчатого колеса в зависимости от коэффициента запаса выносливости (безопасностн) приведена в табл. 4.18. Таблица 418 Вероятность Р нераэрушеиия гибкого зубчатого колеса и коэффициент Кв вероятности неразрушения подшипника Я 1,8 1,7 1,6 1,55 1,5 .
1,45 1,4 1,3 1,2 Р. М 99,8 99,6 99 98,5 97,8 96,7 95,1 90 87 К~ 0,5 0,6 0,66 0,69 0,73 . 0.8 0,9 1 Генераторы волн. Кулачковый генератор волн (рис. 4.20) состоит из ку- 4 пачка 1 с надетым на него шариковым или роликовым подшипником качения 2 с тонкими кольцами. 1 Радиус — вектор кулачка в каждой четверти равен: р = 0,54п + ИвК, (4.58) Рос. 4.20 где гÄ— внутренний диаметр подшипника генератора волн, мм; И'- коэффициент радиальной деформации, определяемый по табл. 4.19; К вЂ” коэффициент влияния вида исходного контура.
Для двадцатиградусного исходного контура К=1; для тридцатиградусного К=0,89. Т а б л и ц а 4.19 Коэффициент )Вг радиальной деформации Угол е, 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 ад Ф -1,25 -1,13 -0,91 -0,56 .0,15 0,26 0,57 0,76 0,87 0,90 183 Подшипники, надеваемые на кулачок, бывают гибкие и подбираются по ГОСТ 21179-78 (табл. 4.17) и нестандартные с более тонкими кольцами и более мелкими канавками, чем у стандартных. При передаче момента обеспечивается работоспособность подшипников в течение 10000 часов. Допускается двукратная кратковременная перегрузка. Дисковый генератор воли (рнс. 4.21) имеет два диска 1 и 2, расположенных на эксцентриковом валике 3 с эксцентриситетом, мм: е = 3,4в„'т.
Рис. 4,21 Диаметр дисков, мм: ,Оа = О+ 2в, — 2е — 2л„, где (г„= (1,1 . 1,3)Ь~ — толщина подкладного кольца, мм. Дисковый генератор волн изготовляют с очень жестким допус- ком на величину эксцентриситета, иначе при вращении появляют- ся большие вибрации. Выбор подшипников генераторов воли. Выбор типоразмера под- шипника генератора волн проводят из условия: СгряСрасю где С вЂ” требуемая динамическая грузоподъемность, Н: Ч71, лп Р 10 К, [Ць — допускаемая долговечность подшипника, ч; Р— эквивалент- ная динамическая нагрузка, Н: Р, — эквивалентная динамическая нагрузка на 1-м участке нагруже- ния: Р,=Ра Ь' К К, К=1,2 — коэффициент вращения кольца подшипника; Кз — коэф- фициент безопасности.
Для кулачковых генераторов волн с гибким подшипником Кз 1,1; для дисковых генераторов волн с обычными подшипниками К~=1,3; Кт — температурный коэффициент. При температуре подшипника 15100 С принимают Кт=1, при Г=125...250 С вЂ” Кт=1,05...1,4'„Ря — радиальная нагрузка на один подшипник на 1-м участке нагружения, хотя в действительности кажаый диск устанавливают на двух подшипниках: 0,6Т, Г а 1 > ! Т; — вращающий момент на тихоходном валу на 1-м участке нагру- жения, Н мм; пш — частота вращения подшипника генератора волн на г-и участке нагружения, об/мин. Для кулачкового генератора волн пп;-лзь для дискового генератора волн с подвижным гибким зубчатым колесом: лл! — 1лз! - л!!); Ф! с подвижным жестким зубчатым колесом: ла = — 1лз! -лл) .Од лп, лн и лз; — частоты вращения гибкого, жесткого зубчатых колес и генератора волн соответственно на ! м участке натруженна; 1;— время действия нагрузки Рь с; лп — эквивалентная частота вращения подшипника генератора волн: Кл!в '1! лп ~ 1-!'-5 — - > ! ! К! — коэффициент вероятности неразрушения подшипника (табл.
4.18); С,е!ч, — расчетная динамическая грузоподъемность подшипника, Н. При диаметре шарика шарикоподшипника !1„„я25,4 мм: Срасч У>(! сов!х) т>> !!»> 165 при а' >25,4 мм: 2/ С сч=3 647' Р(1 сохо)цт 7",=5...5,2 — коэффициент динамической грузоподьемности; число рядов шариков в подшипнике (обычно 1=!); г. — количество шариков в ряду; а — угол контакта тел качения с кольцами, град. По наиленному значению требуемой динамической грузоподьемности подбирают из соответствующих стандартов типоразмер подшипника для которого С ьСр„„. Осевая нагрузка нз подшипнйк на ~'-м участке нагружения равна: Р,, = 0,1Р„.
Коэффициент полезного действия. Потери в волновой зубчатой передаче складываются из потерь в зацеплении и потерь при вращении генератора волн. Потерями в подшипниках быстроходного и тихоходного валов пренебрегают. В этом случае КПД равен: (4,60) 1 + ' 7~ + 0„3 гл(и + р') и ~' сов~ а где у — число волн генератора; а=20' — угол зацепления; ~~=0,03...0,05 — коэффициент трения в зубчатом зацеплении; р' = агсгйР, — приведенный угол трения; Рз=0,00!5...0,0030 — условный коэффициент трения, учитывающий трение во всех элементах генератора волн.
Смазка и тепловой расчет. Для волновых зубчатых редукторов применяют жидкие или консистентные смазки. Обьем жилкой смазки выбирают из расчета, чтобы нижний шарик кулачкового генератора волн погружался в масло до половины, а диски дискового генератора волн — на 5...25 мм, Если уровень масла слишком высок, то тратится значительная мощность на перемешивание масла генератором волн. В процессе работы масло и редуктор нагреваются. Температуру масла и внутренней поверхности редуктора определяют по формуле: (4.61) Кт ' где Р, — мощность на ведущем валу, Вт; К = ггу~,„— коэффициент продолжительности работы редуктора; гр — время работы редуктора Вт в течение цикла; гц — длительность цикла; К„=8...15 —, — ком~'С эффициент теплоотдачи.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
