Расчет волновых передач

Основными критериями работоспособности волновых передач являются: прочность гибкого колеса, долговечность подшипников генератора волн, жесткость генератора и колеса, износ зубьев и тепловой режим.

Первые два - основные. Жесткость генератора и зубчатых колес определяет значение деформации этих звеньев. В случае недостаточности деформации гибкого колеса и избыточной деформации генератора может произойти заклинивание передачи вследствие интерференции зубьев или, наоборот, проскальзывание генератора и нарушение принципа работы передачи.

Износ зубьев при правильно выполненном расчете параметров зацепления и удовлетворительном смазывании, как правило, незначителен и не влияет на срок службы передачи.

Тепловой режим оказывает влияние на работоспособность волновых редукторов малых размеров, имеющих недостаточный теплоотвод. Тепловой расчет таких редукторов выполняют исходя из уравнения теплового баланса:

где - мощность на входном валу, кВт; k - коэффициент теплоотдачи, Вт/(м²•°С); - температура соответственно корпуса

редуктора и окружающей среды, °С; А - площадь поверхности охлаждения, м²; -коэффициент полезного действия редуктора.

При определении площади охлаждения А учитывают только ту поверхность корпуса, которая омывается при разбрызгивании масла и обдувается снаружи свободно циркулирующим воздухом. Если корпус имеет ребра охлаждения, то при определении А учитывает только 50% площади их поверхности.

КПД волновой передачи определяется в основном потерями мощности в зубчатом зацеплении и генераторе, при этом большая доля потерь приходится на генератор, так как в зацеплении вследствие малых скоростей скольжения потери мощности незначительны. , где -коэф., зависящий от типа генератора(для дискового генератора =0,13, для кулачкового =0,15). В волновых передачах КПД, как и в обычных зубчатых передачах, растет с увеличением нагрузки и падает с ростом передаточного отношения

Проектный расчет передачи сводится к определению основного габаритного размера - диаметра гибкого колеса по напряжениям смятия на боковых поверхностях зубьев, а также по напряжениям изгиба и растяжения от окружных сил.

Условие прочности по напряжениям смятия на рабочих поверх­ностях зубьев имеет вид

,где - окружная сила; - крутящий момент на выходном валу; - диаметр делительной окружности гибкого колеса; - максимальная глубина захода зубьев; -коэффициент глубины захода=1,3; - число зубьев в зацеплении; - коэффициент числа зубьев в одновременном зацеплении =0,2; b - рабочая ширина зубчатого венца.

При выполнении проектных расчетов, когда материал колес и нагрузки известны, где для силовых передач; МПа для стальных термически обработанных зубчатых колес с удовлетворительным смазыванием и Мпа - для режимов с кратковременными перегрузками тихоходных ступеней волновых редукторов.

Расчет внутреннего диаметра гибкого колес а (рис. 11.15) по напряжениям изгиба и растяжения от окружных сил выполняют по приближенной зависимости: ,где - крутящий момент на тихоходном валу,Н м; - предел выносливости материала, МПа; - коэффициент концентрации напряжений у ножки зуба=1,8...2; -коэффициент запаса сопротивления усталости =1,3...1,7 (меньшие значения - для переменных кратковременных режимов работы); Е -модуль упругости материала колеса, МПа; Y_z - коэффициент влия­ния зубьев= 1,35...1,5 - для зубьев с узкой впадиной и 1,2... 1,3 - для зубьев с широкой впадиной (большие значения Y_z при (i > 150); - коэффициент толщины зубчатого венца =0,012...0,014 - для средненагруженных, длительно рабо­тающих передач (большие значения при больших i); -коэффициент ширины зубчатого венца = 0,15...0,2 (большие значения при i > 150).

Проверочный расчет выполняют, определяя запасы сопротивления усталости:

, где ,

Дата добавления: 2015-07-20