CC BY
37
Известия ТРТУ
Специальный выпуск
Опыт эксплуатации, теоретические и экспериментальные исследования позволили установить и сформулировать критерии работоспособности основных элементов передачи - гибкого и жесткого зубчатых колёс и генератора волн. Причём если для силовых приводов с ВЗП важно иметь высокий КПД, большой ресурс работы, высокую крутильную жёсткость, то для кинематических приводов очень важными являются минимальные значения приведённого момента инерции, мертвого хода, кинематической погрешности и высокая крутильная жёсткость.
Гибкое зубчатое колесо передачи находится в сложном напряженном состоянии, испытывая напряжение изгиба от деформирования и передаваемой нагрузки, напряжение растяжения от окружных сил в зацеплении, напряжение кручения от крутящего момента и напряжение смятия на поверхностях зубьев. Учитывая конструктивные особенности гибкого зубчатого колеса и условия его работы, рекомендуется выполнять проверочный расчёт по критерию усталостной прочности отдельно по нормальным и касательным напряжениям.
Напряжения в жестком зубчатом колесе значительно ниже, чем в гибком, но при неправильном выборе параметров возможно нарушение зубчатого зацепления. Толщину жёсткого колеса выбирают так, чтобы его максимальное радиальное перемещение под нагрузкой составляло 2...5 % от рабочей деформации гибкого колеса.
Кинематический и силовой анализ волновых передач с различными генераторами волн показал, что работоспособность передачи может быть ограничена прочностью подшипников качения. В силовых передачах это усталостная прочность колец гибких подшипников, а в высокоскоростных - допустимая частота вращения подшипников.
В случае применения волновых передач в системах управления и регулирования, в быстродействующих приводных устройствах, а также в приборах в качестве критериев работоспособности могут быть приняты приведённый момент инерции, величина мертвого хода, кинематическая погрешность или крутильная жёсткость передачи.
УДК 621. 9
Г.П. Деримьян, А.Д. Егоров, Е.Г. Деримьян
АНАЛИТИЧЕСКАЯ ОЦЕНКА ПОТЕРЬ НА ТРЕНИЕ В МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧАХ ЭЛЕКТРОПРИВОДА
Развитие современного электропривода требует уточнения учета потерь в его передачах, которые составляют значительную долю полезной нагрузки.
Потери в зацеплениях шестерен и в опорах валов Моп определяются величиной нормального усилия Еп на поверхности трения и коэффициентом трения 1
Согласно гидродинамической теории смазки изменение сил трения обуславливается изменением гидродинамического давления смазки И
= -/ая. (1)
Из выражения (1) для сухих и смазанных поверхностей, получим
Секция механики
/см Л\
_ Я_
Е
(2)
На базе теоремы Эйлера, проведя ряд преобразований, получим, что гидродинамическое давление И смазки будет
Я = кшУв, (3)
где т, V, 0 - соответственно модуль зубчатого колеса, скорость истечения смазки, угол масляного клина между профилями зубьев.
Тогда выражение (2) примет вид
кшУ0
Лм = /«ух* Е • (4)
Отсюда после математической обработки будем иметь
г /л кшУ0х
Л м = /ух^ )• (5)
Используя известные соотношения для определения нормального усилия Е на поверхности трения, угла 0 масляного клина между профилями зубьев, скорости скольжения профилей зубьев Уск и плеча силы трения относительно центра вращения ведущего колеса, преобразуем выражение (5), перейдя от коэффициентов трения к силе трения, а от нее к моменту трения Мрр, приведенному к ведущей шестерне, получим
Мтр = -0Д25£/сух(1 + i)2Ш2Х£в-о>х, (6)
где 0’, 1, Мь юь Бц а - угол, определяющий положение точки контакта зубьев относительно теоретически возможного начала зацепления; передаточное отношение зубчатой пары; силовой момент; угловая скорость; диаметр делительной окружности ведущей шестерни и угол зацепления.
Итак, приведенный к ведущей шестерне момент трения в зубчатом зацеплении будет
Мтр =в М1 -Р<Р1- (7)
Сомножитель момента рассматривается как силовой коэффициент Рм, а сомножитель при скорости ю, как скоростной коэффициент Рс.
