Иванов М.Н. - Детали машин (1065703), страница 46
Текст из файла (страница 46)
При и /т > 1 зона зацепления сдвигается в сторону большой оси генератора и даже переходит ее, а окружные скорости о, превышают значения, получаемые по передаточному отношению. Избыточные скорости компенсируются за счет дополнительного деформирования гибкого колеса, генератора и жесткого колеса. В нагруженной передаче начальные форма и размер деформирования изменяются. Эти изменения невелики, но существенны для зацепления. Они связаны; с зазорами в размерной цепи кулачок — гибкое колесо (радиальные зазоры в гибком подшипнике и зазоры посадки гибкого подшипника в гибкое колесо, которые под нагрузкой выбираются); с контактными деформациями в гибком подшипнике и деформациями жесткого колеса; с растяжением гибкого колеса.
Исследованиями 128~ установлено, что с учетом этих факторов начальное значение ио/т следует принимать больше единицы (см. ниже). ~ 10.7. Рекомендации по выбору параметров зацепления и расчет гибких колес На основании опыта для зубьев с узкой впадиной при а=20' рекомендуют: коэффициент смещения х,=3...4; х„— по формуле (10.23); высоту зубьев Ь,=(1,5...1,8) т; глубину захода Ь„=(1,3...1,5) т. (10.24) 231 (10.27) И д — — 2(а о 0 5И о)' жесткого колеса ~гь=2(а о+0,5д.о).
Диаметры окружностей вершин: гибкого колеса И„=дг,+2Ьд, но не более И„(Ȅ— 2и (10.28) (10.29) жесткого колеса "ь=Ць 2"ь или Иь= = И„+ 2и — 2Ь„но не менее Ы„Ъд, +2ио. (10.30) Неравенства в формулах (10.29) и (10.30) устраняют возможность интерференции по впадинам (по переходным кривым).
Здесь И, — фактический диаметр вершин долбяка по режущей кромке 1в табл. 10.2 значения д, даны для новых (неизношенных) долбяков, ГОСТ 10059 80]; а — межосевое расстояние в станочном зацеплении с долбяком; а„=т(г+г )сова/(2сови о), (10.31) где г и г — числа зубьев нарезаемого колеса и долбяка; знак минус для внутренних, плюс — для внешних зубьев; а — угол зацепления в станочном зацеплении с долбяком: ™ 1пч и„о = 21(х+ хо)ф+ го)1 18 а+ пи а, 232 лир:дКигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1 Ьу ~сд:464840172 Для зубьев с широкой впадиной и уменьшенной высотой головки зуба инструмента до Ь,'о=0,35 (см. табл. 10.2) х,=( — 1)...3; х,— по формуле (10.23); Ьд 1 ~ 3 5т> Ьд т Большие значения х и меньшие значения Ь, для больших ~(>150).
Для обоих вариантов зацеплений и о/т=1,15...1,3, (10.2б) где меньшие значения для ~<150. При всех вариантах геометрии зубьев высота зубьев жесткого колеса ограничивается формулой (10.30). При выполнении этих рекомендаций построение графика зацепления (см. рис. 10.7) не обязательно. Диаметры колес. Диаметры окружностей впадин: гибкого колеса при нарезании инструментом реечного типа (например, червячной фрезой) дг, =т(г,— 2Ь',о+2х,), при нарезании долбяком (табл. 10.2) Ьйр:дКигзаиК-бт.пагод.ги зозИт®и1.Ьу ~сд:464840172 Таблица 10.2 Модуль, мм Козффициент высоты головки зуба ~ао Номинальный делительный диаметр, долбяка, мм Коэффициент СМЕШЕНИЯ Хо ряд 2-й 1-й диаметр вершин зубьев ~ао число зубьев то число зубьев -о диаметр вершин зубьев Ао 0,25 160 140 132 256 228 212 64.82 64,76 64,59 40,82 40,12 40,59 0,28 0,30 0,35 114 100 90 80 182 160 144 !28 40,05 41,32 41,98 41,65 64,85 65,32 66,28 65,65 0,40 0,45 0,5 0,3 0,55 116 !08 65,61 66,78 72 бб 41,41 41,58 0,6 1,35 56 50 44 0,70 41,51 42,64 42,57 65,31 66,64 67,77 90 80 72 0,8 0,90 где х и х — коэффициенты смещения для нарезаемого колеса и долбяка; знак минус для внутренних, плюс — для внешних зубьев; ~ 10.8.
КПД и критерии работоспособности передачи КПД, Исследованиями установлено, что основными составляющими потерь мощности в волновой передаче являются потери в зубчатом зацеплении и генераторе. Несмотря на 233 хй = Нор/(2п1) — (2о+ 2/т ой)/2, (10.33) где Ь,'о — коэффициент высоты головки зуба долбяка (см. табл. 10.2); И„, Ȅ— диаметры окружностей граничных точек гибкого и жесткого колес; Ы,=д /соьй,=т2собй/собй,. При нарезании инструментом реечного типа ф й, = ф й — 4 (/з '„о — р„— х)/(г 81п 2й), (10.35) где ро<0,35 — коэффициент высоты скругленного участка вершины зуба инструментальной рейки. При нарезании долбяком 1Д й! = фй„с, +(~о/~)(С!' й'о — 1дй о)' (10.36) СОЯ йоо = п22о СОВ й / ттоо а знак плюс для внутренних, минус для наружных зубьев.
Ийр:ПКигзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 значительную нагрузку зацепления, обусловленную большими передаточными отношениями, реализуемыми в одной ступени волновой передачи, потери здесь сравнительно невелики, так как невелики скорости скольжения. Значительная доля потерь приходится на генератор как элемент конструкции, вращающейся с высокой скоростью входного звена и воспринимающий большие нагрузки выходного звена.
Так же как и в простых передачах, КПД растет с увеличением нагрузки и уменьшается с увеличением передаточного отношения. Замечено, что КПД имеет максимум при некотором значении нагрузки. Положение максимума зависит от жесткости звеньев передачи. При увеличении жесткости максимум сдвигается в сторону больших нагрузок (вследствие уменьшения искажения формы звеньев под нагрузкой), что влияет на качество зацепления, Практически значение КПД при ~-80...250 располагается соответственно в пределах 0,9...0,8.
Основные критерии работоспособности †прочнос гибкого колеса; прочность гибких подшипников генератора; жесткость генератора и жесткого колеса; износ зубьев. Первые два критерия не требуют дополнительных пояснений. Чрезмерное деформирование генератора и жесткого колеса приводит к интерференции зубьев при входе в зацеплении и вращению (проскакиванию) генератора при неподвижном выходном вале.
Износ зубьев при правильно выбранных геометрии зацепления, материале, термообработке и удовлетворительной смазке незначителен и практически не ограничивает срок службы передачи. $ 10.9. Расчет прочности гибкого колеса Варианты конструкции изображены на рис. 10.12. Расчетными являются размеры И„, Ь и о, другие назначают по рекомендациям [28 ): Ь~ Ь И„=с~ — 2о, д, <(0,5...
ИспОЯнены 2 0 6) Д, У (О 7 1 О) — меньшие значения при больших меньшие значения при сае ии- больших о; Ь, =(0,15... ние "025)Ь' Ьг=(0,3...0,5)Ь. Буртик Ь, уменьшает концентрацию напряг 4 4 жений на торце. Ис- полнение 1 — с гибким Йг дном и фланцем для присоединения к валу; Рис. 10.12 исполнение И вЂ” с зуб- 234 ЬйрЯКигзатК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу 1сд:464840172 чатым (подвижным) присоединением к валу или корпусу. Оба исполнения обеспечивают осевые перемещения при деформировании гибкого колеса (в противном случае образуются большие напряжения).
Возможны сварные варианты а, б, в. При выполнении указанных рекомендаций прочность гибкого колеса определяется сопротивлением усталости зубчатого венца, Основные напряжения зубчатого венца: 1. Окружные напряжения изгиба генератором гт = у ~ЕЬ/(2г з)~(и~+с~Ян/~р~) При деформировании по закону и = и сов 21р напряжения изменяются по знакопеременному симметричному циклу с амплитудой (при 1р=О и 1р=к/2) о„= 1,5 У',ЕЬи о/г ', (10.37) где Г,— коэффициент влияния зубьев: У, ъ 1,35...1,5 — зубья с узкой впадиной, 1;=1,2...1,3 — зубья с широкой впадиной (см.
рис. 10.8). Большйе значения У, при 1<150; г=(И„+Ь)/2— радиус срединной поверхности. 2. Напряжения растяжения от окружных сил в зацеплении, изменяющиеся по отнулевому циклу с максимумом при гр=О, а 0,9Тг/'1а„Ь Ь), (10.38) Амплитуда напряжений и среднее напряжение цикла о„,=о„=а„/2. (10.39) 3. Напряжение кручения т=Т /(2нг~Ь), т,=т =т/2, (10,40) Кроме того, есть напряжения, связанные с нагрузкой зубьев как консолей и с прогибами зубчатого венца на шарах гибкого подшипника как дискретных опорах.
Эти напряжения сравнительно невелики. Они выражаются сложными формулами. Поэтому в приближенных расчетах их учитывают путем некоторого увеличения коэффициентов запасов прочности. При проектном расчете диаметр срединной поверхности зубчатого венца определяют по приближенной зависимости, полученной из условия сопротивления усталости с учетом только напряжений о, и о, 128): (10.41) 1......) Коэффициентами ф„, ф,4, 1'„з, задаются. Фы'=Ь /4в0,15...0,2 — коэффициент ширины зубчатого венца (большие значения для больших 1(>150); ф, =Ыۄ— коэффициент толщины зубчатого венца; 9„=0,012...0,014 для средненагружейных, длительно работающих передач 235 Ьйр:дКигзатК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 (большие значения для больших 0, ~, =0,015...0,02 для высоконагруженных, кратковременно работающих передач; ю, 1,5.. 1,7-- коэффициент запаса сопротивления усталости; К,=1,8 2,0--коэффициент концентрации напряжений у ножки зуба Формула (10.41) позволяет выразить степень нагруженности передачи коэффициентом Ч',= Т,/и', Для отечественных и зарубежных редукторов общего назначения, которые можно рассматривать как средненагруженные, Ч', „='(0,2...0,3) х х106 Н м/м' — большие значения для 1>150, Из материалов, указанных в табл.
8.8, для гибких колес чаще других применяют стали 30ХГСА, Н~28...32 НКС, о, =420...440 МПа, при последующем дробеструйном наклепе о, =480...500 МПа; 40ХНМА, Н-28...32 НКС, а, = =480...500 МПа. Для передачи с кулачковым генератором расчетный диамегр согласуется с наружным диаметром гибкого подшипника (табл. 10.1) по ГОСТ 23179 78, После определения диаметра рассчитывают все другие размеры гибкого колеса и выполняют проверочный расчет по формулам х,=г,ю,! 'з2~ю,'>~я,]а!,5, ю =о,/(К а,+ф о' ), ю,=т,/(К,т,+ф,т ). (10.42) ~ 10.10.
Разновидности волновых передач, их оценка и применение Разработано большое число разновидностей волновых передач: с коротким гибким колесом (рис. 10.13), герметичные (рис. 10.14), винтовые (рис. 10.15), с электромагнитным генератором (рис. 10.16) и др. В передачах с коротким гибким колесом первая ступень работает так же, как в основном типе волновой передачи, а вторая ступень может увеличивать передаточное отношение Рис 1О 13 Рис 10 14 236 Ийр:ИшгзаиК-бт.пагод.ги зозбт®и1.Ьу ~сд:464840172 Рис. 10.16 или выполнять роль зубчатого волнового соединения гибкого колеса с выходным валом.
Первый вариант позволяе~ по- А лучить очень большие передаточные отношения, но имеет низкий КПД и не получил распространения. Второй вариант получает все Рис. 10.15 большее распространение наряду с основным типом передачи. В волновом соединении г, =г„, (часто выполняют г,, =г, ). Геометрия зубчатого зацепления этого соединения имеет свои особенности, которые здесь не рассматриваются (см. ~281).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
