2 / 11
Г.А. Тимофеев, С.И. Красавин, П.Н. Сильченко
2
Инженерный журнал: наука и инновации
# 6·2017
исследования. Была поставлена цель — создать методику, позволя-
ющую рассчитать ресурс зубчатых механизмов электромеханических
приводов, на базе многочисленных экспериментально-теоретических
исследований [1–20].
Многие исследователи изнашивания зубчатых передач [1, 2, 4–6,
7–10] проектируют эвольвентные зубчатые передачи без смещения
(нулевые или равносмещенные передачи). При этом всем специали-
стам по зубчатым передачам известно, что эти передачи не обладают
лучшими геометрическими показателями качества. Для того чтобы
определить и выбрать эти показатели, предлагается на стадии проек-
тирования варьировать коэффициенты смещения колес передачи, а
также минимизировать коэффициенты скольжения на входе зубьев в
зацепление и на выходе из него и коэффициенты удельного давления.
Коэффициенты скольжения позволяют учитывать влияние гео-
метрических и кинематических факторов на величину проскальзыва-
ния профилей зубьев колес в процессе зацепления. Наличие сколь-
жения при одновременном нажатии одного профиля на другой при-
водит к износу профилей. Коэффициенты скольжения выражаются
формулами [21]
ск
1
к1к
;
v
v
λ =
ск
2
к2к
,
v
v
λ =
где
ск
v
— скорость скольжения профилей зубьев;
к1к
v
и
к2к
v
— ско-
рость перемещения зубьев шестерни и колеса.
Коэффициенты скольжения
1
λ
и
2
λ
зависят от коэффициентов
смещения
1
x
и
2
.
x
Изменяя значения коэффициентов смещения
1
x
и
2
,
x
разработчик может найти значения
1
λ′′
и
2
,
λ′′
позволяющие улуч-
шить условия эксплуатации:
коэффициент скольжения зубьев на входе в зацепление
2
2
1
1
1 2
2
2
2
(tg tg )
1 ;
(
)tg
tg
а
w
w
а
z
z
z z
z
z
α − α
λ =
(
′′
( α − α
коэффициент скольжения зубьев на выходе из зацепления
1
1
1
2
1 2
1
1
2
(tg tg )
1 .
(
)tg
tg
а
w
w
а
z
z
z z
z
z
α − α
λ =
(
′′
( α − α
Здесь
1
,
z
2
z
— число зубьев шестерни и колеса;
1
,
а
α
2
а
α
— угол
профиля на окружности вершин зуба шестерни и колеса;
w
α
— угол
зацепления зубчатой эвольвентной передачи.