Волновые передачи (стр. 2 из 3)
2. Проскок генератора волн при больших крутящих моментах (по аналогии с предохранительной муфтой). Проскок связан с изменением формы генератора волн, гибкого и жесткого зубчатых венцов под нагрузкой вследствие их недостаточной радиальной жесткости или при больших отклонениях радиальных размеров генератора. Проскок наступает тогда, когда зубья на входе в зацепление упираются один в другой поверхностями вершин. При этом генератор волн сжимается, а жесткое колесо распирается в радиальном направлении, что приводит к проскоку.
Для предотвращения проскока радиальное упругое перемещение гибкого колеса предусматривают больше номинального, а зацепление собирают с натягом или увеличивают размеры передачи.
3. Поломка гибкого колеса от трещин усталости, появляющихся вдоль впадин зубчатого венца при напряжениях, превышающих предел выносливости. С увеличением толщины гибкого колеса напряжения в нем от полезного передаваемого момента уменьшаются, а от деформирования генератором волн увеличиваются. Поэтому есть оптимальная толщина.
Долговечность гибкого элемента легко обеспечивается при передаточном отношении в ступени и > 120 и чрезвычайно трудно при u< 80, так как потребная величина радиального упругого перемещения увеличивается с уменьшением передаточного отношения.
4. Износ зубьев, наблюдаемый на концах, обращенных к заделке гибкого колеса. Износ в первую очередь зависит от напряжений смятия на боковых поверхностях от полезной нагрузки.
Часто возникает износ при сравнительно небольших нагрузках, связанный с интерференцией вершин зубьев от упругих деформаций звеньев под нагрузкой. Во избежание этого геометрические параметры зацепления следует выбирать так, чтобы в ненагруженнои передаче в одновременном зацеплении находилось 15...20 % зубьев. Между остальными зубьями в номинальной зоне зацепления должен быть боковой зазор.
При увеличении крутящего момента зазор выбирается и число одновременно зацепляющихся зубьев увеличивается из-за перекашивания зубьев гибкого колеса во впадинах жесткого колеса от закрутки оболочки и вследствие других деформаций колес.
5. Пластическое течение материала на боковых поверхностях зубьев при больших перегрузках.
Анализ причин выхода из строя волновых передач показывает, что при передаточных отношениях и > 100... 120 несущая способность обычно ограничивается стойкостью подшипника генератора волн; при u< 100 — прочностью гибкого элемента, причем уровень напряжений определяется в первую очередь величиной радиального упругого перемещения
и в меньшей степени вращающим моментом.Максимально допустимый вращающий момент связан с податливостью звеньев.
Удобно за критерий работоспособности условно принять допустимые напряжения смятия [σ]см на боковых поверхностях зубьев по аналогии со шлицевыми соединениями:
Отсюда
где Т — вращающий момент на тихоходном валу передачи, Н-м; d— диаметр делительной окружности гибкого зубчатого венца, мм;
- коэффициент ширины зубчатого венца (берется 0,2...0,18 для силовых, 0,15...0,1 для малонагруженных и кинематических передач); К — коэффициент, зависящий от режима работы, равный 1 при спокойной нагрузке (Ттаx/T< 1,2); 1,25 — при умеренной динамической нагрузке (Ттах /Т < 1,6); 1,75 —при резко динамической нагрузке (Ттах /Т < 2,5).При работе с продолжительными остановками коэффициенты уменьшают, а при непрерывной круглосуточной работе увеличивают в 1,2 раза.
Величину [σ]см берут по данным экспериментов такой, при которой также обеспечивается работоспособность передачи по другим критериям:
где
— коэффициенты, зависящие соответственно от передаточного числа в рассчитываемой ступени и; от частоты вращения п генератора волн, мин-1; от размеров передачи d. Соответственно 
= 1,25 при d< 130 мм, =1 при d> 130 мм.В средних условиях [σ]см для стальных колес 10...20, для пластмассовых 3...15 МПа; при малых скоростях генератора увеличиваются в 5... 10 раз.
Размеры передачи, полученные по предложенным зависимостям, согласуются с данными каталогов иностранных фирм. Параметры зацепления выбирают с учетом податливости звеньев.
Для упрощения расчетов применяют упрощенные зависимости, проверенные экспериментами. Они справедливы только для эвольвентных зубчатых колес, нарезанных стандартным инструментом с исходным контуром, имеющим α = 20°, коэффициент высоты ha* = 1, коэффициент радиального зазора С* = 0,25 (или С* = 0,35 для модуля до 1 мм); для передаточного числа в одной ступени u = 60...320, а также для указанных ниже соотношений размеров и формы деформации генератора волн.
Модуль зацепления вычисляется по зависимости m = d/z и округляется до стандартного.
Необходимый боковой зазор между зубьями в начале зоны зацепления ненагруженной передачи и величина относительного радиального упругого перемещения:
где Tmах — максимально допустимый момент перегрузки (обычно Ттах ≥ 2Т); G — модуль упругости при кручении, МПа; h2 — толщина оболочки колеса, мм (рис. 4); m — модуль, мм;
— радиальное упругое перемещение в долях модуля 
. 
Смещение исходного контура для гибкого x1 и жесткого х2 колес и глубина захода в долях модуля
: 
Размеры зубчатых колес определяют по зависимостям, аналогичным зависимостям для обычного зацепления.
Диаметры окружностей впадин и вершин зубьев гибкого колеса (нарезаемого стандартной фрезой);
Диаметр вершин жесткого колеса
Диаметр впадин жесткого колеса зависит от параметров долбяка и определяется по известным зависимостям:
где
Индекс 0 относится к инструменту (долбяку). Смещение исходного контура долбяка средней изношенности можно брать х0 = 0, диаметр окружности вершин долбяка
Толщину зуба при нарезании контролируют по роликам или через длину общей нормали. Степень точности зубчатых колес обычно 7-я.
Рекомендуемая геометрическая форма зацепления исключает интерференцию (при нарезании гибкого колеса в недеформированном состоянии червячной фрезой, а жесткого — стандартным долбяком с числом зубьев долбяка zо ≤ 0,5 z2).
Кулачковый генератор волн имеет кулачок, выполненный по форме кольца, растянутого четырьмя силами с углом между силами 2β = 60°. Радиус-вектор кулачка (рис. 5, слева) в каждой четверти
где
— внутренний диаметр подшипника генератора; 
— радиальные перемещения гибкого кольца подшипника, которые подсчитывают в интервале 
; 
в интервале
где
.Здесь
— потребное максимальное упругое перемещение с учетом упругих податливостей генератора волн и жесткого колеса, а также отклонений размеров от номинальных при изготовлении; 