5 / 11
Расчет ресурса работы зубчатых механизмов электромеханических приводов
Инженерный журнал: наука и инновации
# 6·2017 5
ск 1 2
1 1 2 2
1
12
2
2
2 2
2
1.
v v v
u
v
v
− ω ρ −ω ρ
ρ
=
=
=
−
ω ρ
ρ
Здесь
12
u
— передаточное отношение.
После подстановок и несложных преобразований получаем фор-
мулы для расчета ресурса зубчатой передачи:
на опережающей поверхности (начальной головки зуба шестерни)
[ ]
1
пр
2
1 п
1 з
пр
12 1
;
1
2, 25
1
t
I q
n n
E u
δ
=
ρ
ρ
−
ρ
(7)
на отстающей поверхности (начальной ножки зуба колеса)
[ ]
2
пр
1
2 п
12
2 з
пр
2
.
2, 25
1
t
I q
u
n n
E
δ
=
ρ
ρ
−
ρ
(8)
Здесь
[ ]
δ
— допустимая величина износа шестерни или колеса;
1,2
I
—
интенсивность изнашивания шестерни и колеса;
п
q
— погонная
нагрузка по длине контактной линии;
1,2
v
— скорость качения соот-
ветственно опережающей и отстающей поверхностей зубьев.
Допустимую величину износа
[δ],
определяющую долговечность
передачи, задают на основе эксплуатационных требований, напри-
мер, по допустимому увеличению кинематической погрешности или
по прочности зуба, уменьшающейся с увеличением износа. Так, для
зубчатых передач подъемно-транспортных машин допустимая вели-
чина износа не должна превышать 0,4 модуля зацепления.
Погонную нагрузку по длине контактной линии для прямозубых
колес, применяемых в зубчатых механизмах, определяют как
2
п
2
2
.
cos
H Hv
w
w
K K T
q
d
b
β
=
α
(9)
Здесь
H
K
β
— коэффициент, учитывающий отличие фактических
размеров площадки контакта от теоретических;
Hv
K
— коэффициент,
учитывающий увеличение нагрузки за счет динамических явлений в
зацеплении;
2
T
— крутящий момент на колесе;
2
w
d
— диаметр
начальной окружности колеса;
α
— угол зацепления;
w
b
— рабочая
ширина зацепления колес.