передачи и распределение сил по поверхностям взаимодействия. В ра-
ботах [9, 10] для определения напряжений предложена пространствен-
ная модель волновой передачи, в которой напряжения определяются
путем решения пространственной задачи теории упругости методом
конечных элементов.
В настоящей работе, используя пространственную математиче-
скую модель волновой передачи, получено распределение напряжений
на переходной поверхности по длине зубчатого венца для стандарт-
ного и нестандартного [11] гибких подшипников. Для ВЗП с не-
стандартным гибким подшипником исследовано влияние различных
параметров на максимальные окружные напряжения в них.
Математическая модель.
Для определения сил, действующих
на гибкое колесо, была использована пространственная модель ВЗП,
предложенная в работе [9], в которой гибкое колесо с зубчатым венцом
заменено ортотропной оболочкой с эквивалентными жесткостями в
области зубчатого венца. На втором этапе расчета к указанной обо-
лочке прикладывались распределенные силы со стороны жесткого
колеса и наружного кольца гибкого подшипника (НКГП). Далее по
линейной теории оболочек определяли внутренние силовые факторы
в различных сечениях зубчатого венца.
На заключительном этапе расчета из зубчатого венца гибкого
колеса выделяли область, содержащую два зуба. На выделенную
область зубчатого венца прикладывались силы, действующие со сто-
роны НКГП, жесткого колеса и отброшенной части гибкого колеса.
Распределенные силы, действующие на выделенную часть гибкого ко-
леса со стороны отброшенной его части, вычисляли через внутренние
силовые факторы, найденные на втором этапе расчета. Напряжения
на переходной поверхности зуба гибкого колеса определяли методом
конечных элементов с использованием пространственных элементов
первого порядка. Более подробно методика расчета изложена в рабо-
те [10].
Результаты исследования.
Для теоретического исследования на-
пряжений в гибком колесе была выбрана ВЗП со следующими основ-
ными параметрами: число зубьев гибкого колеса
Z
g
= 200
, число
зубьев жесткого колеса
Z
B
= 202
, модуль зацепления
m
= 0
,
8
мм, ко-
эффициенты смещения зубчатых колес
X
g
= 3
,
0
,
X
B
= 3
,
35
, толщина
обода гибкого колеса под зубчатым венцом
h
1
= 1
,
5
мм, ширина зуб-
чатого венца
b
w
= 32
мм, длина оболочки гибкого колеса
L
= 160
мм,
толщина оболочки гибкого колеса
h
3
= 1
,
4
мм, число тел качения в
гибком подшипнике
N
= 23
, ширина НКГП
B
= 24
мм, толщина
НКГП
a
1
= 3
,
2
мм, кулачок имеет форму кольца, деформированного
четырьмя силами (
β
= 35
◦
,
W
ок
= 0
,
96
мм), радиальный зазор в ГП
δ
1
= 0
,
02
мм, радиальный зазор между ГП и ГК
δ
2
= 0
,
02
мм. Далее
22 ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2014. № 6
