Варианты конструкции изображены на рис. 10.12. Расчетными являются размеры Ъ и <5, другие назначают по рекомендациям [17]: сЬ=dfg-2S, /^(0,7...1,0К — меньшие величины

При больших i; SI = S2=(0,9...0,6)S— меньшие величины при боль­ших 8; ^=(0,15...0,25)6; Ъ2 — (0,3...0,5)6. Буртик уменьшает кон­центрацию напряжений на торце. Исполнение I — с гибким дном и фланцем для присоединения к валу; исполнение II — с зубчатым (подвижным) присоединением к валу или корпусу. Оба исполнения обеспечивают осевые перемещения при деформировании гибкого колеса (в противном случае имеют место большие напряжения). Возможны сварные варианты а, б, в. При выполнении указанных рекомендаций прочность гибкого колеса определяется сопротивле­нием усталости зубчатого венца.

Основные напряжения зубчатого венца:

1. Окружные напряжения изгиба генератором

<т,= Yz[ES/(2r2)] (w + d2wl&q>2).

B, b

Исполне

Щ

Исполнение I

- —J IM ^и^ДП" I нение

Нение

ТЩа Ш

При деформировании по закону w=w0 cos 2q> напря­жения изменяются по зна­копеременному симметрич­ному циклу с амплитудой (при ср = 0 и <р = я/2)

Аш =1,5 YzESw0/r2, (10.37)

Рис. 10.12

Б

В

Вал

А

Где Yz — коэффициент вли­яния зубьев: Уг« 1,35... 1,5 — зубья с узкой впа­диной, Yz = 1,2... 1,3 — зу­бья с широкой впадиной (см. рис. 10.8). Большие Yz при f<150; г =(<4 +

+ <5)/2 — радиус срединной поверхности.

2. Напряжения растяжения от окружных сил в зацеплении, изме­няющиеся по отнулевому циклу с максимумом при ср&О,

<гР«0,9 T2/(dJ>w6). Амплитуда напряжений и среднее напряжение цикла

3. Напряжение кручения

(10.38) (10.39) (10.40)

Т=Т2/(2пг25), та = тт = т/2.

Кроме того, есть напряжения, связанные с нагрузкой зубьев как консолей и с прогибами зубчатого венца на шарах гибкого подшип­ника как дискретных опорах. Эти напряжения сравнительно невели­ки. Они выражаются сложными формулами. Поэтому в приближен­ных расчетах их учитывают путем некоторого увеличения коэф­фициентов запасов прочности.

При проектном расчете внутренний диаметр гибкого колеса под зубчатым венцом определяют по приближенной зависимости, полу­ченной из условия сопротивления усталости с учетом только напря­жений at и <Тр [17]:

Коэффициентами фМ9 Yz, Sa задаются.

Фм=B/Dx « 0,15...0,2 — коэффициент ширины зубчатого венца (большие величи­ны для больших / (> 150)); — коэффициент толщины зубчатого венца; Psd~ =0,012...0,014 для средненагруженных, длительно работающих передач (большие величины для больших /), 0,015...0,02 для высоконагруженных, кратковременно работающих передач; 5Ff«L,5...1,7 — коэффициент запаса сопротивления усталости; Xff = L,8...2,0 — коэффициент концентрации напряжений у ножки зуба.

Формула (10.41) позволяет выразить степень нагруженности пе­редачи коэффициентом 4?Td=T2/d. Для отечественных и зарубеж­ных редукторов общего назначения, которые можно рассматривать как средненагруженные, (0,2...0,3) • 106 Н ■ м/м3 — большие

Величины для 150.

Из материалов, указанных в табл. 8.7, для гибких колес чаще других применяют стали ЗОХГСА, Н«28...32 HRC, d_i = 420...440 МПа, при последующем дробеструйном наклепе =480...500 МПа; 40ХН2МА, Н«28...32 HRC, <7_!«480...500 МПа.

Для передачи с кулачковым генератором расчетный диаметр согласуется с наружным диаметром гибкого подшипника (табл. 10.1) поГОСТ 23179 — 78.

После определения диаметра рассчитывают все другие размеры гибкого колеса и выполняют проверочный расчет по формулам

(10.42)