Расчёт волновой зубчатой передачи с гибким колесом

В основу предлагаемой методики расчёта положены результаты по исследованию и разработке классических волновых передач [7].

На рис. 1.19, о показана схема ВЗП, которая состоит из гибкого колеса с числом Z, внешних зубьев, выполненного в виде тонкостенного цилиндра и соединенного с тихоходным валом; жёсткого колеса с числом внутренних зубьев Z,, соединенного с корпусом; генератора волн в виде двух больших роликов (дисков), расположенных на эксцентриковом валу, или гибкого подшипника, напрессованного на овальный кулачок, который расположен на быстроходном валу редуктора.

Число зубьев у гибкого колеса, как правило, меньше, чем у жесткого, обычно Z2 - Z, = 2. Поэтому радиальная деформация WQ гибкого колеса (рис. 1.21, а) равна половине разности начальных диаметров колес <7, - dx, т. е.

где т - модуль зацепления.

Размер Dr генератора волн по большой оси больше внутреннего диаметра гибкого колеса Dp на величину 2fV0 (рис. 1.20). При сборке передачи гибкое колёсо деформируется генератором волн h (рис. 1.19). Цель деформации - получить значительное число одновременно зацепляющихся зубьев и повысить нагрузочную способность передачи. При сборке передачи генератор волн устанавливают в гибком колесе. Зубья гибкого колеса под действием радиальных сил FR (рис. 1.19, б) перемещаются по радиусу от центра и входят в зацепление с зубьями жёсткого колеса на полную рабочую высоту Ис1.

При сборке зубья по малой оси перемещаются к центру и выходят из зацепления. Для обеспечения многопарного зацепления выбирают кулачок определенной формы, величину радиальной деформации и геометрию профиля зубьев. Все эти параметры взаимосвязаны. Известно, что при внутреннем эвольвентном зацеплении коэффициент перекрытия примерно равен 2, т. е. число зубьев, одновременно контактирующих в двух зонах, составляет примерно 2 % от числа зубьев гибкого колеса. При соответствующем выборе параметров число одновременно зацепляющихся зубьев может составить 40 %, но большинство из них будут иметь кромочный, а не линейный контакт. Зубья с меньшей твёрдостью, изнашиваясь и приобретая бочкообразную форму, будут контактировать по площадке. Выбор рациональных параметров сводится к тому, чтобы величина приработанного износа при заданной нагрузке была минимальной.

Кинематическая схема и принцип работы волновой зубчатой передачи

Рис. 1.19. Кинематическая схема и принцип работы волновой зубчатой передачи

Элементы волновой зубчатой передачи

Рис. 1.20. Элементы волновой зубчатой передачи

Принцип работы ВЗП можно объяснить, рассматривая силовое взаимодействие звеньев. После сборки передачи результирующий вектор сил деформации FK (рис. 1.19, в) действует на гибкое колесо по большой оси генератора волн. На генератор волн действуют такие же силы, но в обратном направлении. При повороте генератора волн, например, по часовой стрелке вектор результирующих сил FK поворачивается в ту же сторону, увеличиваясь по модулю. Зубья гибкого колеса, перемещаясь в радиальном направлении, давят на зубья жёсткого колеса силой F по нормали к их профилю (рис. 1.19, в). Эта сила раскладывается на окружную силу F, и радиальную FR. На зуб гибкого колеса действует такая же система сил, но в обратном направлении. Если закреплено жёсткое колесо, то под воздействием силы Ft гибкое колесо вращается в обратную сторону вращения генератора волн. Если закреплено дно гибкого колеса, то под действием сил Ft жесткое колесо вращается в сторону вращения генератора волн.

Рассмотрим работу передачи в режиме мультипликатора, когда закреплено дно гибкого колеса. При вращении жёсткого колеса против

часовой стрелки возникает система сил F , Ft, FR . На генератор через

гибкое колесо действует пара сил FR' (рис. 1.19, б) с плечом 2е, заставляя вращаться эксцентриковый вал генератора волн в сторону вращения жёсткого колеса.

График зависимости перемещений точек обода гибкого колеса Wu от угла , отсчитываемых от большой оси генератора волн (рис. 1.21, б), имеет вид периодической функции (рис. 1.21, в). На углу образуется две волны, поэтому передачу называют двухволновой. При вращении генератора волна «бежит» вдоль оси абсцисс (по окружности гибкого колеса).

Кинематика волновой зубчатой передачи

Рис. 1.21. Кинематика волновой зубчатой передачи

При больших передаточных отношениях применяют трёхволновые передачи. Их преимущество - лучшая уравновешенность генератора волн, опирающегося на гибкое колесо в трех зонах. Недостаток - большие величины напряжений изгиба в гибком колесе. Прочность стального гибкого колеса можно обеспечить только при больших передаточных отношениях в одной ступени или при изготовлении колеса из пластмассы.

Кинематические схемы наиболее распространенных передач показаны на рис. 1.22, а и б, где, соответственно, в первой схеме закреплено колесо Z2, а колесо Z, соединено с тихоходным валом; во второй схеме, наоборот, гибкое колесо Z, соединено с корпусом, а жёсткое - с валом.

На рис. 1.22, в показана схема герметичной передачи, у которой гибкое колесо Z, выполнено в виде стакана для разделения двух сред. На рис. 1.22, г показана передача с коротким гибким колесом.

Основные кинематические схемы волновой зубчатой передачи Передаточные отношения ВЗП для схем на рис. 1.22, а и б имеют

Рис. 1.22. Основные кинематические схемы волновой зубчатой передачи Передаточные отношения ВЗП для схем на рис. 1.22, а и б имеют

Для схемы на рис. 1.22, г передаточное отношение определяется по формуле

где Z2-Z,= 2; Z2 - Z[= 2; Z[-Z=± 1 ...2.

В дальнейшем значение расчетного передаточного отношения принимают по абсолютной величине

Число зубьев колес ВЗП выбирают, как и в планетарной зубчатой передаче, по условию обеспечения передаточного отношения и условию сборки (разность чисел зубьев колес должна быть кратна числу волн), т. е.

где пы - число волн; К. - коэффициент кратности зубьев (целое число). К.= 1 при передаточных отношениях более 70, при меньших передаточных отношениях К.= 2.

Заменив в формуле (1.3) значение (Z2- Z|) на К.пю, получим зависимости для определения чисел зубьев колес:

Для двухволновых передач (пс0= 2, Kz= 1) получим

Если К,= 2, то Z, = 4|и|; Z2 =Z, +4, т. е. с возрастанием К, число зубьев колёс увеличивается и модуль уменьшается при постоянном делительном диаметре. В то же время передаточное отношение и величина радиальной деформации остаются неизменными.

Величина радиальной деформации W0 взаимосвязана с передаточным отношением. Исключив из зависимостей выражения (1.1) и (1.2) Z2, получим

При одинаковом диаметре с уменьшением передаточного отношения увеличиваются необходимая радиальная деформация и напряжение изгиба в гибком колесе. В волновых передачах минимальное передаточное отношение для одной ступени обычно равно 80. При специальном режущем инструменте можно получить передачу с передаточным отношением 30...60, но ее нагрузочная способность резко уменьшится.

Генераторы волн для деформирования гибкого колеса подразделяют на механические, электромагнитные, гидравлические и др. Наибольшее распространение получили механические генераторы волн: кулачковые (шарикоподшипник с гибкими кольцами надет на кулачок соответствующего профиля) и дисковые (два ролика большого диаметра, расположенные на эксцентриковом валу, рис. 1.19, б).

Расчёт волновых зубчатых передач осуществляется как проверочный, так как многие коэффициенты зависят от размеров передачи. Поэтому сначала размер колеса определяют приблизительно, а затем проверяют по различным критериям.

Ниже приведены зависимости для расчета двухволновых зубчатых передач. Колёса выполняют из стали. Зацепление - эвольвентное; зубчатые колёса с внешними зубьями нарезают червячной фрезой, с внутренними зубьями - долбяком.

Расчётные зависимости позволяют применять модифицированный производящий исходный контур, при котором получают широкую впадину между зубьями на гибком колесе с целью снижения напряжений [2]. У червячной фрезы зубья выполняются толще чем у впадины, а у дол- бяка - в такой же пропорции зуб тоньше. При этом напряжение в гибком колесе снижается примерно на 20 %. В формулах все это учитывается коэффициентом Аь= 1,2 ... 1,5, равным отношению толщины зуба фрезы к ширине впадины по делительной прямой. Для нсмодифициро- ванного инструмента Аь= 1.

Расчёт нагрузочной способности передачи проводится по различным критериям - выносливости гибкого зубчатого венца по эквивалентным напряжениям; долговечности подшипников генератора волн; предельного вращающего момента, при котором происходит проскок генератора волн. При этом в пределах поля допуска учитывают отклонение размеров звеньев от номинальных и упругую податливость звеньев при передаче вращающего момента, т. е. расчёт производится с учётом нагруженное™ передачи.

Размер передачи характеризуется диаметром отверстия гибкого колеса Dp (рис. 1.23), который примерно соответствует делительному

диаметру б, = mZx.

Для кулачковых генераторов волн размер Dp должен быть равен

наружному диаметру стандартного гибкого подшипника (42, 52, 62, 72, 80, 100, 120, 125, 150, 160, 200, 240, 300, 320, 400, 420, 480).

Исходные данные для расчёта ВЗП: Тл - вращающий момент на тихоходном валу, Н м; nh - частота вращения генератора волн, мин"1;

и - передаточное отношение одной ступени; Lh - срок службы (ресурс), ч; of - предел выносливости образца (для улучшенных сталей HRC 30...35, сг0/, = 420 МПа, для азотированных или упрочнённых дробью зубчатых венцов crOF = 480 МПа).

Параметры зубчатых колес Допустимую частоту вращения генератора волн и и критическую я, при которой возникает резонанс, определяют по формуле

Рис. 1.23. Параметры зубчатых колес Допустимую частоту вращения генератора волн идоп и критическую якр, при которой возникает резонанс, определяют по формуле

где Кп = (3700...3800) мм-мин 1 для допустимой частоты вращения nhllон; К,= (6200...7800) мм-мин'1 для критической частоты вращения /?кр. Не рекомендуется применять ВЗП при nh > птп. Для кратковременной работы можно принять пИ = 0,8/?кр, но расчёт вести по nhдоп. Допустимая и критическая частота вращения зависит от точности изготовления деталей передач (несоосности и биений). Меньшие значения Кп даны для деталей, изготовленных по 6-му или 7-му квалитетам.

Размер передачи D (предварительный размер DH) определяется из

расчёта гибкого зубчатого венца на выносливость по эквивалентным напряжениям:

где

и по заданной долговечности подшипников генератора волн

где А - коэффициент; р - показатель степени; /с - коэффициент при расчёте подшипников качения [8]; Кг - коэффициент радиальной нагрузки на подшипник генератора волн (в одной зоне зацепления); Ка - коэффициент безопасности; Кт - температурный коэффициент; KL - коэффициент, учитывающий вероятность безотказной работы (обычно KL= 1 при вероятности надёжности 90 %). В расчетах при DH < 280 мм принимают А = 0,022, р = 0,357; при Dn > 280 мм А =0,21, К к

р = 0,417. Значения —-—— = 0,125 принимают для гибких подшипнике

К к

ков; ——- = 0,137 - для обычных подшипников дискового генератора

волн (значения получены из экспериментов на ограниченном числе подшипников); Кх - для обычных подшипников.

При других значениях вероятности надёжности величины коэффициента К, приведены ниже.

Вероятность надежности, % 90,0 94,0 96,0 98,0 99,0 99,4 99,8

KL.........................................1,00 0,92 0,85 0,75 0,66 0,60 0,50

Зависимость Д. получена на основании анализа расчётов гибкого зубчатого венца методом конечных элементов (МКЭ) [9]. Формула (1.4) получена из условия равенства требуемой и номинальной динамических грузоподъёмностей гибкого подшипника.

Наибольший из двух диаметров DH или Дпод, который в дальнейшем будет расчетным, округляют до большего по стандартному ряду гибких подшипников Dp или по ряду Ra 40. Выбирают параметры передачи и

проверяют нагрузочную способность по приведенным выше критериям.

Толщину обода гибкого зубчатого венца (рис. 1.23, а), которая будет обладать наибольшим запасом усталостной прочности при заданном вращающем моменте, определяют по формуле

Последняя справедлива для и = 60...320. Для номинальных моментов, при которых запас усталостной прочности гибкого колеса =1,5...1,6, толщину обода можно определить посредством зависимости

Толщина оболочки гибкого колеса (рис. 1.23, а) Ип =0,7/?,. Предварительное значение числа зубьев гибкого колеса для двухволновой передачи выражается как

где Z, - целое число.

При выборе величины радиальной деформации W0 необходимо учитывать её уменьшение из-за допуска на изготовление деталей ?доп в размерной цепи «вал генератора - жёсткое колесо», за счёт упругой деформации деталей ?дсф и износа в процессе эксплуатации 8тн. Уменьшение W0 может вызвать интерференцию вершин зубьев, их прогрессивный износ или проскок генератора волн при очень малых вращающих моментах. Поэтому определяют две величины радиальной деформации: номинальную W0 и станочную Wr = W0 + AfV. Последнюю используют для изготовления генератора волн. Здесь Д W - сумма всех отклонений указанной размерной цепи.

Номинальную величину радиальной деформации определяют через зависимость:

где К, = 1,8...2 - коэффициент увеличения вращающего момента при

W W

перегрузках (при пуске). Если —> 1,35, то принимают —— = 1,35.

т тК.

Геометрию зацепления выбирают из требования отсутствия интерференции вершин зубьев на входе в зацепление и вершин зубьев с переходной поверхностью. При этом учитывается перекос зубьев из-за деформации гибкого колеса и закрутки моментом.

Зависимости для определения коэффициентов смещения исходного контура jt|, х2 и глубины захода зубьев hd (рис. 1.21, а), приведённые ниже, получены в результате расчёта нагруженных передач на ЭВМ [10]. Коэффициенты смещения исходного контура представлены как

где <Удеф - сближение колец подшипника генератора.

Деформация обода жёсткого колеса под нагрузкой определяется по формуле

где Е = 2,05Т05 МПа - продольный модуль упругости; —— отношение

/?2

среднего радиуса обода жёсткого колеса к толщине обода (рис. 1.23, б),

у

обычно его принимают -у- = 3,5...3,3 для Dp = 50...480 мм, соответственно. Толщину обода и наружный диаметр жёсткого колеса (рис. 1.23, б) определяют по формулам:

В толщину обода жёсткого колеса включают толщину корпуса, если колесо запрессованно в корпус.

Расчётный модуль зацепления mR, при известных /?, и Dp (рис. 1.23, а),

находят по формуле приравнивая d ^ = w(Z, - 2/?* - 2c’ + 2x,) и d fi = Dp + 2//,, где dfi - диаметр окружности впадин гибкого колеса; А* = 1 - коэффициент высоты головки исходного контура; с* = 0,25 - коэффициент радиального зазора исходного контура, при т > 1; с = 0,35 при 1 > /и > 0,5; с = 0,5 при т < 0,5 - параметры исходного контура.

Модуль округляют до стандартного значения (0,25; 0,3; 0,4; 0,5; 0,7; 0,8; 1,0; 1,25; 1,5; 2; 2,5).

Уточняют окончательные значения чисел зубьев колёс, смещения исходного контура, величину радиальной деформации и диаметр делительной окружности гибкого колеса:

Если W0 > 1,35тК_, то принимают W0 = 1,35тК.. Если при W0 < 0,92тК_, то Wa = 0,92тК:.

Глубину захода зубьев определяют из условия отсутствия интерференции всякого рода (рис. 1.21, б):

Эта величина должна находиться в пределах т < hd < 2т.

Диаметры впадин, вершин гибкого колеса, длина и ширина венца соответственно, будут (рис. 1.23, а, 6) равны:

где y/L =0,8... 1,0; y/bd = 0,22...0,18.

Диаметр вершин колеса с внутренними зубьями и ширина венца будут определяться выражениями

При этом da должен быть больше или равен номинальному значению,

как в обычном колесе с внутренними зубьями (с учётом допусков на изготовление - Дизг), т. с.

Диаметр окружности впадин зависит от выбранного долбяка. Он определяется по известной зависимости

где

где Z0 - число зубьев долбяка, обычно его принимают Z0 < 0,4Z2; а = 20° - угол исходного контура; асг> - угол станочного зацепления; da - диаметр вершин долбяка, мм.

Угол станочного зацепления определяют через инволюту угла:

где х0 - коэффициент смещения исходного контура долбяка (рассчитывают по срсднсизношснному долбяку, х0 = 0).

Диаметр вершин долбяка находится по формуле

Далее проверяют радиальный зазор во впадинах колеса:

Если cfi < 0,15 т, то необходимо уменьшить hd на разность (0,15/и - Су ) и повторить расчёт, начиная с зависимости (1.7), или увеличить значение радиальной деформации . Если и > 100, то расчёт следует повторить, начиная с определения х, их,.

Величину радиальной деформации генератора волн определяют с учётом отклонений размеров деталей от номинала и упругих деформаций звеньев:

где 6 - вероятное отклонение размерной цепи «генератор - гибкое

колесо», мм; 5кт - величина радиального износа деталей, мм. Величина с>вер (мм) определяется по зависимости: где SmM, Smw - максимальное и минимальное отклонения размерной цепи, соответственно, мм; Сь = 0,8 при вероятности 99 % совпадения отклонения с вычисленным (точные передачи); Сь = 0,7 - при вероятности 95 % совпадения отклонения с вычисленным (передачи общего назначения).

На основании анализа размерных цепей, при изготовлении детали «вал» по 6-му квалитету, «отверстие» - по 7-му квалитету, 5 можно

вычислить по формуле

Увеличение радиального зазора в подшипнике из-за износа дорожек качения на основании анализа рекомендаций работы [8] вычисляют по формуле

По величине радиальной деформации Wr генератор волн рассчитывают по формулам, приведенным ниже.

Расчёт гибкого зубчатого венца на выносливость. Коэффициент безопасности и вероятность неразрушения определяют, задав несколько значений вращающего момента, например Т = 0,8 Тт, Т = Тт, Т = 1,2 Тт. По результатам расчета можно построить график и определить допустимый момент при заданном коэффициенте безопасности или при заданной вероятности неразрушения.

Приведенные ниже зависимости получены на основании анализа результатов исследований гибкого зубчатого венца нагруженной передачи методом конечных элементов [9].

Расчет производится по максимальным местным напряжениям в следующем порядке. Высота зуба h2ii гибкого колеса и минимальный радиус переходной кривой определяется там, где концентрация напряжений наибольшая (опасное сечение):

где р* - коэффициент радиуса скругления вершины зуба инструмента (для m > 0,5 p'f = 0,4; для m < 0,5 р’( = 0,33).

Коэффициент увеличения напряжений в зоне минимального радиуса переходной кривой определяется при передаче вращающего момента:

где Аа = 7; nh - частота вращения генератора, мин '1; WrR = W0+?дсф -

расчётная деформация гибкого колеса.

Градиент напряжений и теоретический коэффициент концентрации напряжений G определяется, соответственно, по формулам

при Ah = 1 для немодифицированного исходного контура; S/Pf - отношение эффективной ширины впадины к шагу зубьев на диаметре впадин гибкого колеса,

где a f - arccos (mZx cos a / d A.

Эффективный коэффициент концентрации напряжений находят по уравнению подобия усталостного разрушения

где еа - коэффициент влияния абсолютных размеров (для ВЗП еа = 1); ек = 0,5 - предельное значение, к которому стремится еа (для легированных сталей еа = 0,04...0,12); L = bx.

Амплитуда знакопеременных напряжений в опасном сечении с учётом нормальных и касательных напряжений определяется по формуле где Аа = 7, Az = 2 для рекомендуемой формы деформации (см. расчет генератора волн).

Коэффициент безопасности по усталостной прочности гибкого зубчатого венца и вероятность неразрушения определяются, соответственно, по формулам

где ир - коэффициент, по которому определяют вероятность неразрушения (РВЕР); 5ЧД - коэффициент вариации предела выносливости детали (зубчатого венца); &аа - коэффициент вариации амплитудных напряжений.

При испытании волновых зубчатых передач с диаметрами Dp равными 62; 80; 100; 120 на долговечность строились кривые усталости, по которым определялись 5_ = 0,09...0,12, &аа = 0,15...0,18, вероятность

неразрушения в зависимости от коэффициента безопасности можно определять по следующим данным:

Расчёт грузоподъёмности подшипника генератора волн. По заданным вращающему моменту и ресурсу работы определяется требуемая динамическая грузоподъёмность С и сравнивается с расчётной С

для гибкого подшипника генератора волн.

Сила, действующая на генератор нагруженной передачи в каждой зоне зацепления, определяется по зависимости, полученной из экспериментов и расчётов по алгоритму [10],

Коэффициент радиальной нагрузки Кг = 0,7 при вращающем моменте больше 0,4 Гт.

Эквивалентную нагрузку и требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника генератора определяют по следующим формулам:

где V - коэффициент вращения кольца подшипника. Принимают

VKrK„ = 0,78.

Параметры генератора волн

Рис. 1.24. Параметры генератора волн

кольца

а б

Для дискового генератора по каталогу подбирают подшипник по требуемой динамической грузоподъемности Сф. Каждый диск

(рис. 1.24) устанавливают на двух подшипниках. В расчётах же полагают, что всю нагрузку воспринимают подшипники, расположенные ближе к среднему сечению зубчатого зацепления.

Расчетную динамическую грузоподъемность для гибкого шарикоподшипника определяют как для обычных подшипников, но с другим коэффициентом fc [8]:

где fc = 5...5,2 - коэффициент для конструкции гибкого шарикоподшипника; / = 1 - число рядов; cos а = 0,98; Zm = 23 - число шариков в ряду; Dm =0,09 Dp.

Из равенства Стр = Срас можно вычислить Т или Dp = с/, (см. формулу 1.4).

Допустимый вращающий момент по упругой податливости звеньев. Установлено, что при определённых моментах вращения, передача срабатывает как предохранительная муфта (проскок генератора волн). На величину предельного момента оказывают влияние упругая податливость звеньев и допуски на изготовление. Предельный момент определяют по формуле [И]

где о,, а2 - коэффициенты податливости гибкого и жёсткого колес; S0 - податливость генератора волн, мм; Деи - радиальное биение генератора волн, мм; Дзаз - боковой зазор в зацеплении (по окружности), мм; hdR - действительная глубина захода, мм.

При этом

где г2, И2 - средний радиус и толщина обода жёсткого колеса, соответственно (рис. 1.23,6).

Податливость генератора волн для генераторов с шарикоподшипниками определяется по формуле

Число шариков Zm в дисковом генераторе принимается для одного подшипника в каждой зоне деформации.

Радиальное биение вала генератора рассчитывают из размерной цепи «вал генератора - жёсткое колесо». Исследования показывают, что для стандартных подшипников вероятностное значение Дс, примерно

равно допустимому значению. При указанной выше точности изготовления деталей с подшипниками нормальной точности биение (мм)

Боковой зазор в зацеплении рассчитывают из размерной цепи «вал генератора - жёсткое колесо».

Для указанной выше точности изготовления деталей из анализа размерной цепи вероятный и максимальный боковые зазоры в зацеплении равны (мм):

Вероятная и минимальная глубина захода равна:

Момент масштаба равен (Нм):

КПД равен:

Размеры генератора волн. Для дискового генератора определяют эксцентриситет расположения дисков и их диаметр по формулам (рис. 1.24, б):

где Ак =(1,1 ...1,3), /?, - толщина подкладного кольца.

Для кулачкового генератора волн координаты кулачка определяют по формуле (рис. 1.24, а)

где р - радиус-вектор кулачка, мм; dn - диаметр отверстия недефор- мированного гибкого подшипника, мм; W - форма кулачка. Принятая форма подобна форме кольца, деформированного четырьмя силами, приложенными вблизи большой оси (рис. 1.24, а).

В интервале 0 < < 30°

Расчёт шлицевого соединения гибкого колеса. Фланцевое соединение гибкого колеса с тихоходным валом показано на рис. 1.23, а, шлицевое соединение изображено на рис. 1.23, в, г.

Зубчатый венец на гибком колесе Z' (рис. 1.23, в) выполняют одинаковым с зубчатым венцом Z,. Коэффициент смещения исходного контура жёсткого зубчатого венца Z'2 определяют по формуле

Например, для передачи, результаты расчетов которой х, = 3,25; W0 = 0,78; т = 0,8; /ц = 0,8Dр ~ 0,8с/,, получим х' = 3,445. Диаметры вершин и впадин определяют по формулам (1.6)—(1.11), в которых принимают х2 = х.

Колесо

Z

т, мм

X

da, мм

d f ,мм

Г ибкое

201

0,8

3,25

166,71

163,84

Жёсткое

203

0,8

3,30

166,09

169,15

Число зубьев венцов (рис. 1.23, г) определяют по формуле

т

где Z,, X,, А,, h0, т - параметры рабочего зубчатого венца. Здесь модули зацепления у колес Z,', Z, Z, одинаковые. Коэффициент смещения исходного контура х, = 0, а

Радиальные зазоры между фиксирующими шайбами и гибким колесом определяются по формуле

А,=Ж0(1-/,/^), осевые - Д2 * W0 (рис. 1.23).

Формулу для х'2 применяют и для определения коэффициента смещения колеса Z'2 в передаче с коротким гибким колесом и подвижным шлицевым соединением (рис. 1.22, г).

 
Посмотреть оригинал
< Пред   СОДЕРЖАНИЕ   ОРИГИНАЛ     След >