Результат интеллектуальной деятельности: ВОЛНОВАЯ ПЕРЕДАЧА ДИСКРЕТНОГО ДВИЖЕНИЯ

ОБЛАСТЬ ТЕХНИКИ

Изобретение относится к машиностроению и приборостроению и может быть использовано в механических устройствах, реализующих дискретные законы движения при непрерывном движении ведущего.

УРОВЕНЬ ТЕХНИКИ

Известны волновые передачи с роликовыми, дисковыми и кулачковыми генераторами волн внутреннего и внешнего деформирования [1, 2].

Наиболее близким техническим решением является шаговая волновая передача [2], которая содержит гибкое колесо, генератор волн и жесткое колесо, состоящее из четырех зубчатых секторов, попарно и диаметрально противоположно расположенных с которыми гибкое колесо последовательно образует двухволновую зубчатую передачу или волновую муфту. При непрерывном вращении генератора волн, обеспечивающее в зоне одной пары зубчатых секторов жесткого колеса волновое зацепление, реализуется вращательное движение выходного звена, при зацеплении гибкого колеса со второй парой зубчатых секторов жесткого колеса, образующих с гибким колесом зубчатую муфту, реализуется режим «выстоя» - выходное звено остается неподвижным. В результате, при непрерывном вращении входного звена имеется дискретный режим вращения выходного звена.

Недостатком данного конструктивного решения является высокие динамические нагрузки и интенсивный износ зубьев при переходе контакта зубьев гибкого колеса с жестким колесом с одной пары секторов на другую, возникающее за счет разности угловых шагов зубчатых венцов секторов жесткого колеса, образующих с гибким колесом волновое зацепление или волновую муфту. В этом случае ударное нагружение гибкого колеса снижает несущую способность и ресурс устройства в целом.

РАСКРЫТИЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ

Задачей настоящего изобретения является существенное снижение динамических нагрузок в зонах пересопряжения зубьев гибкого колеса на границах секторов жесткого колеса, снижение износа и повышение долговечности передачи.

Технический результат достигается тем, что в зонах контакта секторов жесткого зубчатого колеса зубья жесткого колеса выполнены переменной изгибной жесткости за счет системы пазов во впадинах зубьев, геометрия которых (l_i,(φ_i), l_i(φ_j) - глубина, Δ_i(φ_i), Δ_i(φ_j) - ширина) определяется законом распределения боковых зазоров в волновом зацеплении и волновой муфте соответственно и обеспечивает распределение нагрузки по зубьям гибкого колеса, гарантирующее безударное сопряжение зубьев гибкого колеса при переходе волны деформации (зоны зацепления) с одного сектора жесткого колеса на другой. Пазы обеспечивают за счет упругой податливости зубьев жесткого колеса выравнивание угловых шагов гибкого колеса и зубчатых секторов жесткого.

Таким образом, волновая передача дискретного движения содержит гибкое колесо, расположенный внутри него генератор волн и жесткое колесо, состоящее из четырех зубчатых секторов из двух пар, одинаковых и диаметрально противоположно расположенных, причем одна пара зубчатых секторов образует с гибким колесом волновую передачу, а другая пара секторов - волновую муфту. При этом в локальных областях относительно граничных линий между секторами жесткого колеса его зубья имеют систему пазов переменной геометрии, расположенных во впадинах между зубьями. Размеры угловых границ φ_0i и φ_0j локальных областей системы пазов относительно граничных линий между секторами жесткого колеса и переменные геометрические параметры пазов определяются законом распределения боковых зазоров зубьев в волновой передаче и в волновой муфте соответственно, материалом зубьев жесткого колеса и расчетным усилием на зуб жесткого колеса.

Переменные геометрические параметры глубины l_i(φ_i) пазов в их системе определены следующими математическими формулами и зависимостями: , где: P_i - заданное по условиям эксплуатационного нагружения передачи усилие на i-й зуб жесткого колеса; j_i - расчетное упругое перемещение i-го зуба жесткого колеса; Е - модуль упругости материала зубчатого венца жесткого колеса; - момент инерции профиля зубчатого венца жесткого колеса, где: b - ширина зубчатого венца, h - высота зубчатого венца. Далее размер ширины пазов по формуле Δ_i(φ_i)=р-h_i, где р - шаг зубчатого венца жесткого колеса; h_i - высота профиля i-го зуба жесткого колеса. При этом расчетное упругое перемещение j_i i-го зуба жесткого колеса определяется из условия его равенства с соответствующим боковым зазором в соответствующей паре зубьев по зависимости распределения боковых зазоров от угла поворота φ в волновом зацеплении и волновой муфте соответственно. Указанная зависимость получена в результате автоматизированных вычислительных расчетов математических моделей, базирующихся на положениях классической теории эвольвентного зацепления, для случая волновой передачи и волновой муфты соответственно, при следующих заданных параметрах: числа зубьев жесткого колеса, углов зацепления, половины угла облегания гибкого колеса, модуля зацепления; коэффициентов смещения исходного профиля при нарезании соответствующих зубчатых колес.

ПЕРЕЧЕНЬ ФИГУР

На фиг. 1 показан осевой разрез волновой передачи.

На фиг. 2 показан поперечный разрез волновой передачи.

На фиг. 3 показана конструкция соседних зубчатых секторов жесткого колеса.

На фиг. 4 показана расчетная схема эвольвентного зацепления для определения боковых зазоров между зубьями гибкого и жесткого колес.

На фиг. 5 представлена зависимость распределения боковых зазоров в волновом зацеплении в виде графика зависимости относительного бокового зазора, удельного по модулю зацепления (j/m), от угла поворота φ.

На фиг. 6 показана расчетная схема определения упругой податливости зубьев жесткого колеса.

ОСУЩЕСТВЛЕНИЕ ИЗОБРЕТЕНИЯ

На фиг. 1 показана волновая передача дискретного движения, осевой разрез. В корпусе 1 и 2 содержится гибкое колесо 3, закрепленное на крышке 4; расположенный внутри колеса 3 генератор волн 5, соединенный с ведущим валом 6, и жесткое колесо 7, являющееся ведомым звеном, жестко соединенное с выходным валом 8, установленным на подшипниках 9 в корпусе 2. Генератор волн 5 (фиг. 2) придает гибкому колесу 3 форму двухвершинного овала. Жесткое колесо 7 выполнено составным из четырех зубчатых секторов. Пара секторов 10 и 11 расположены диаметрально противоположно относительно оси передачи, выполнены одинаковыми и имеют зубчатый венец с угловым шагом, равным угловому шагу зубчатого венца гибкого колеса 3. Другая пара секторов 12 и 13 также расположены диаметрально противоположно относительно оси передачи, выполнены одинаковыми и имеют зубчатый венец с угловым шагом, отличным от углового шага зубчатого венца гибкого колеса 3. Зубчатое колесо 7, в локальных областях сопряжения соседних секторов, имеет систему пазов во впадинах зубьев (фиг. 3). Расстояние Δ₀ между секторами жесткого колеса на их общей границе определяется геометрическими параметрами зубьев гибкого и жесткого колес.

Передача работает следующим образом. При вращении генератора волн 5 (фиг. 2) гибкое колесо 3 в зацеплении с секторами 12 и 13 образует двухволновую передачу (осуществляется режим движения выходного звена), а в зацеплении с секторами 10 и 11 - волновую муфту (осуществляется режим «выстоя»), что приведет к дискретному перемещению выходного вала 8. При переходе волны деформации гибкого колеса с одной пары секторов жесткого зубчатого колеса на другую, за счет упругой податливости зубьев жесткого колеса, которая обеспечивается системой пазов во впадинах зубьев (фиг. 3), происходит выравнивание угловых шагов гибкого колеса и зубчатых секторов жесткого. Т.е. гарантируется безударное чередование режимов движения и «выстоя» выходного звена. Методика расчета параметров (l_i,(φ_i), Δ_i(φ_i)) системы пазов (фиг. 3) базируется на основных положениях классической теории эвольвентного зацепления [3], по которой рассчитываются геометрические параметры волнового зацепления для случая волновой передачи и волновой муфты [4], затем определяется окружной зазор между профилями зубьев гибкого и жесткого колес [5].

Исследование боковых зазоров ведется в обращенном механизме, так как при ведущем жестком колесе рабочими профилями в обращенном механизме будут те же профили, что и в реальном механизме. Значение боковых зазоров определяем по формулам, которые выводятся из рассмотрения геометрии волнового зубчатого зацепления [4]. Расчетные схемы для определения зазоров в зацеплении показаны на фиг. 4. Эвольвенты Э₁ и Э_У, описывающие рабочие профили зубьев колес, касаются друг друга на линии зацепления до точки N₁. На участке N₁N_Y линии зацепления эвольвенты пересекаются. Касание рабочих профилей зубьев происходит на рабочем участке линии зацепления. Вне рабочего участка линии зацепления между профилями зубьев будет теоретический зазор. Характер распределения зазоров в зацеплении определяется особенностями расположения эвольвент, описывающих профили зубьев колес. На фиг. 4 точка касания эвольвент находится внутри участка N₁P линии зацепления.

Окружной зазор между профилями зубьев определяется по зависимости:

где r_yy - радиус произвольной окружности условного колеса, по которой определяется окружной зазор;

- центральный угол, равный угловому зазору между эвольвентами Э₁ и Э_У по окружности произвольного радиуса r_yy.

Для определения окружного зазора в произвольном угловом положении между эвольвентами Э₁ и Э_У необходимо знать параметры волнового зацепления и исполнительные размеры зубчатых колес. Они определяются геометрическим расчетом исследуемого волнового зацепления [4]. Положением точки С на жестком колесе, в которой определяется зазор, задаемся с помощью текущего значения угловой координаты α_k1. Значение α_k1 характеризуется отрезком N₁K₁ на линии зацепления. Вначале задаемся отрезком N₁K₁, равным нулю, далее с шагом, определяемым требуемой точностью расчета, увеличиваем N₁K₁, увеличивая тем самым угол α_k1:

Значение радиуса r_yy (на условном колесе) определяем из рассмотрения треугольника :

где

Значениями радиуса r_y1 обычно задаются, выбирая расчетные точки в произвольном положении по высоте зуба, но при этом один из расчетов обязательно проводится на окружности вершин при r_y1-r_a1. Это позволяет проследить все этапы зацепления от входа зубьев в зацепления до их выхода из зацепления, определить величину боковых зазоров в начальный момент входа в зацепление (запас по заклиниванию между вершинами зубьев колес на входе в зацепление). Угол α₁ определяется из геометрических свойств эвольвенты:

Угол γ₁ развернутости эвольвенты Э₁ равен:

Из геометрии на фиг. 4 определяем:

Подставляя (4) и (5) в (3) и после преобразований получаем:

Далее определяем значение центрального угла

Угол α_y определяется из геометрических свойств эвольвенты:

где γ_y - угол развернутости эвольвенты Э_у;

α_D - угол профиля эвольвенты Э_у в точке D.

Угол определяем из треугольника

для α_w>α₁ имеем:

для α_w<α₁ имеем:

Окончательно, характер распределения величин боковых зазоров между зубьями гибкого и жесткого колес рассчитывается по формуле:

Характер распределения боковых зазоров, рассчитанный по данной методике, иллюстрируется на фиг. 5 (Зависимости бокового зазора по окружностям вершин (14) и по делительной окружности (15) жесткого колеса для волновой зубчатой передачи со следующими геометрическими параметрами: число зубьев жесткого колеса z₂=152 (нарезанного долбяком с числом зубьев z₀=80), число зубьев сектора волновой передачи =37, число зубьев сектора волновой муфты =39, углом зацепления α_w=18°, половиной угла облегания гибкого колеса β=40°, модулем зацепления m=0,3 мм).

Расчетная схема нагружения зубьев жесткого колеса показана на фиг. 6, где обозначены: P_i - усилие на зуб жесткого колеса и j_i - его упругое перемещение, связаны известным соотношением:

здесь момент инерции профиля в сечении А-А:

где: b - ширина зубчатого венца, h высота профиля,

Е - модуль упругости материала.

Приравнивая упругие перемещения и соответствующие боковые зазоры получаем геометрические параметры системы пазов на секторах жесткого колеса:

где: р - шаг зубчатого венца жесткого колеса [3].

Задавая величину j_i по известному закону распределения отнормированных (j/m) боковых зазоров j по модулю m (фиг. 5), данная методика расчета геометрических параметров системы пазов позволит не только обеспечить безударное пересопряжение зубьев гибкого и жесткого колес при переходе волны деформации с одного сектора жесткого колеса на другой, но и равномерный закон распределения нагрузок по зубьям гибкого колеса, что еще более повысит его долговечность. В качестве примера в таблице 1 приведены геометрические параметры системы пазов на жестком колесе волновой зубчатой передачи с характером распределения боковых зазоров, приведенных на фиг. 5.

Источники информации

1. Костиков Ю.В., Тимофеев Г.А., Фурсяк Ф.И. Новое в проектировании волновых зубчатых передач // Известия высших учебных заведений. Машиностроение. 2012, №12. С. 42-49

2. Волновая передача. АС СССР №1307127, кл. F16/H 1/00, опубл. 30.04.87 // БИ №16, 1987.

3. Гавриленко В.А. Основы теории эвольвентной зубчатой передачи. - М.: Машиностроение. - 1969. - 432 с.

4. Гавриленко В.А., Скворцова Н.А., Семин Ю.И. и др. Конструкция и геометрический расчет волновых зубчатых передач. Труды МВТУ, 1978, №291, Теория механизмов, вып. 8, - М., С. 22-33.

5. Исследование характера распределения боковых зазоров между рабочими профилями зубьев волновых передач с различными исходными параметрами / Тимофеев Г.А., Барбашов Н.Н. // Известия ВУЗов. Сер. "Машиностроение". - 2014. - №9. - С. 60-66.