гибкое колесо поворачивается в направлении, обратном направлению вращения генератора;

при неподвижном гибком колесе g (см. рис. 12.1, б)

Zb - Zg

жесткое колесо поворачивается в направлении вращения генератора.

В приведенных зависимостях Zg и Zb - числа зубьев ссютветст-венно гибкого и жесткого колес.

§ 2. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Профиль зубьев. В настоящее время в волновых передачах наиболее широко используют эвольвентные зубья как наиболее технологичные в изготовлении, а также способные обеспечивать под нагрузкой достаточно высокую многопарность зацепления. Для нарезания эвольвентных зубьев чаще всего применяют инструмент с углом исходного контура 20° (ГОСТ 13755-81). Известно, что напряжения в ободе гибкого зубчатого колеса уменьшаются с увеличением ширины впадины до размеров близких или больших толщины зубьев. Эвольвентные зубья с широкой впадиной можно нарезать инструментом с уменьшенной высотой головки зуба. Профиль эвольвентных зубьев с R>iyz широкой впадиной принят как основной для стандартного ряда волновых редукторов общего назначения.

Форма дефо{ширования гибкого колеса. Волновая передача может быть работоспособной при различных формах и размерах деформирования гибкого кол«;а. Форма деформирования гибкого колеса (рис. 12.2) определяется конструкцией генератора и может быть получена: генератором с двумя роликами (а), четырехроликовым генератором (б), дисковым генератором (в). Любая из форм деформирования может быть получена при кулачковом генераторе. Кулачковый генератор лучше других сохраняет заданную форму деформирования и поэтому является предпочтительным.

Размер начального деформирования гибкого колеса определяется в зависимости от формы деформирования и является исходным при расчете параметров зацепления и геометрии генератора *.

Основные геометрические паршиетры зубчатых венцов гиого и жесткого колес. Одним из основных геометрических параметров волновой передачи является внутренний диаметр d (мм) гибкого колеса,

Рис. 12.2

прибетженаое зйачеиие которого ощжделшот из расчета на. прочность

0,456r2.10s

где Ti - момент нагрузки; - передаточное отношение; Е - модуль упругости материала; o i-предел выносливости образцов при симметричном цикле изгиба; /C(,= I,8...2,0-эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба; Яо=1,3...1,7 - коэффициент запаса по нормальным напряжениям - меньшие значения для переменных режимов с малой продолжительностью работы! при полной нагрузке, для тихоходных передач и для кратковременно работающих п)€дач; il)sj;=0.012...0,014 - коэффициент толищны гибкого колеса - ббльшие значения при больших i; il)j,d=0,15...0,2- коэффициент ширины зубчатого венца для силовых передач (ббльшие значения при i>150), t}bd=0,10...0,15 - для кинематических передач; - коэффициент влияния зубьев, 721=1,2...1,3 - для зубьев с широкой впадиной,-Кг= 1,35... 1,5 - для зубьев с узкой впадиной (ббльшие значения для малых i).

Для передач с кулачковым генератором найденный диаметр согласуют с наружным диаметром Z> гибкого подшипника (табл. 12.1). В соответствии с принятыми коэффициентами находят ширину зубчатого венца b-yd и толщину гибкого колеса Si=\!psdd. Учитывая, что внутренний диаметр d гибкого колеса близок делительному диаметру

Таблица 12.1

Подшишшки шаикшые ;«яяальвые для волновых передач (ГОСТ 231T9-6S)

1 II

Раз»№ры, мм

806 808 809 812 815 818 822 824 830 836 844 848 860 862 872

4в о,012

45 в,в18

-«,018

75 o,dis

-в,*2в

120 в,в2в

150 о,025 180 0,025

220 o,osfl 240-0,03*

300 0,035 310 о,08* 360-0,040

42 o,eti 52 о, 013 62 в,<,1з 80 о,о13

100 0,015

120 о.о15 150 в.о18

160 0,025

200-0,030 240 о,взо

300 о,035 3-0,040 40ft 0,040

420, о.о«

480 о.в45

8 9 13 15 18 24 24 30 35 45 48

70 72

3,9Ш 3,969 5,953 7,144 9,128 11,113 14,288 14,288 19,050 22,225 28,575 28,575 36,513 36,513 44,450

0,010. 0,012. 0,012. 0,013. 0,Ш4.

ода.

0,020. 0,023. 0,024. 0,033. 0,035. 0,045. 0,045. 0,055.

.0,024 .0,026 .0,029 .0,033 .0,034 .0,040 .0,046 .0,046 .0,058 .0,065 .0,083 .0,090 .0,105 .0,106 .0,125

21 23 21 23 21 23 21

1500

1000

dg, находят модуль m=dglzg. Значение модуля согласуют со стандартным:

Модуль m мм >°

Модуль т, ММ 2.Й ряд 0,28 0,35 0,45 0,55 0,7 0,9

Определяют диаметр окружности впадин dfg=d+2Si. Далее подбирают число зубьев Zg и смещение исходного контура, обеспечивающие такой диаметр. Уточняют делительные диаметры колес: гибкого dg=mzg и жесткого db=mZb. Находят наружный диаметр гибкого колеса dag=dfg+2hg, где hg - высота зубьев гибкого колеса. При нарезании на гибком колесе эвольвентных зубьев с узкой впадиной /ig«(l,5...2,0)/n, с широкой впадиной - /ig»(l,35...1,5)/n.

Затем назначают остальные размеры гибкого колеса (см. ниже) и в соответствии с выбранной формой деформирования вьшолняют проверочный расчет, определяя запас сопротивления усталости.

§ 3. КОНСТРУКЦИИ ГИБКИХ, ЖЕСТКИХ КОЛЕС И ГЕНЕРАТОРОВ ВОЛН

Материалы гибкого и жесткого колес. Гибкие колеса волновых передач изготавливают из легированных сталей. Для тяжелонагру-женных гибких колес (при малых i) применяют стали с повышенной ударной вязкостью марок 38Х2МЮА, 40ХН2МА, которые менее чувствительны к концентрации напряжений. Средне- и легконагру-женные гибкие колеса изготавливают из более дешевых сталей марок ЗОХМА, ЗОХГСА. Сталь ЗОХГСА принята как основная для изготовления волновых редукторов общего назначения.

Термообработка - улучшение (НВ 280...320). Механическая обработка выполняется после термообработки. Зубчатый венец рекомендуется подвергать упрочнению (наклепу, включая впадины зубьев, или азотированию).

Для сварных гибких колес следует учитывать свариваемость материалов (предпочтительны стали марок 12Х18Н10Т, ЗОХГСА).

Жесткие колеса волновых передач работают в менее напряженных условиях, поэтому их изготавливают из обычных конструкционных сталей марок 45, 40Х, ЗОХГСА с твердостью на 20...30 единиц НВ меньше твердости гибкого колеса. Возможно изготовление жесткого колеса из чугуна, например, марки ВЧ 60-1,5.

Конструкции гибких колес. На рис. 12.3 показаны наиболее распространенные конструкции гибких колес волновых передач: с гибким дном и фланцем для присоединения к валу (а), с наружным (б) и внутренним (в) шлицевым присоединением к валу. Шлицевое соединение снижает жесткость цилиндра и, вследствие осевой подвижности, уменьшает напряжение в нем.

При отсутствии гибкого дна и жестком соединении цилиндра с валом (рис. 12.3, г) напряжения в цилиндре значительно возрастают, увеличивается его изгибная жесткость и связанная с ней нагрузка на генератор. Применять такую конструкцию не следует.

В исполнении гибкого колеса по рис. 12.3, а осевую податливость