§ 8.9. Конические передачи с непрямыми зубьями

Из различных типов конических колес с непрямыми зубьями на практике получили распространение колеса с косыми или тангенциальными зубьями (рис. 8.34) и колеса с круговыми зубьями (рис. 8.35).

Тангенциальный зуб направлен по касательной к некоторой воображаемой окружности радиусом е и составляет с об­разующей конуса угол (3„.

Круговой зуб располагается по дуге окружности а, по которой движется инструмент при нарезании зубьев. Угол наклона кругового зуба переменный. За расчетный угол принимают угол на окружности среднего диаметра колеса, как угол между касательной к окружности и образующей конуса в данной точке. Значения углов Р„ выполняют до

25. .30° для колес с тангенциальным зубом и р„«35° для колес с круговым зубом.

Преимущественное применение получили колеса с круговыми зубьями. Они менее чувствительны к нарушению точности взаимного расположения колес, их изготовление проще и произ­водится на специальных станках для нарезания и шлифования этих колес в условиях как массового, так и мелкосерийного производства. Назначение непрямого зуба в конических пере­дачах то же, что и косого зуба у цилиндрических передач.

Силы в зацеплении. Определяют по формулам¹:

окружная сила

F_t — 2Tild_mi, (8.46)

радиальная сила

F_r = (F,/cos р„) (tg a cos 8_Х ± sin р„ sin 8j), (8.47)

осевая сила

= (F_t/cos р„) (tg а sin 8_Х ± sin р„ cos 8_Х). (8.48)

В последних формулах знак зависит от направления вне­шнего, момента, приложенного к валу шестерни, и линии наклона зуба как винтовой линии. Верхние знаки — направления момента (при наблюдении с внешнего торца) и винтовой линии зуба — совпадают, нижние — не совпадают.

Расчет прочности конических колес с непрямыми зубьями выполняют по параметрам биэквивалентных цилиндрических прямозубых колес². Используя зависимости (8.38), (8.39) для конических прямозубых колес и (8.21), (8.22) для цилиндричес­ких косозубых колес, можно записать: диаметр и число зубьев биэквивалентного колеса

<4. = <4/(cos5cos²P„), z„„=z/(cos8cos³p_n). (8.49)

Прочность по напряжениям изгиба. Рассчитывают по формуле (8.40), в которой — по графику рис. 3.20 в зависимости от z_vn [см. формулу (8.49) ]; 9_F—по рекомендациям (см. ниже).

Контактная прочность. Рассчитывают по формуле (8.43) при проверочном расчете и формулам (8.44) или (8.45) при

к поломке при перекосе зубьев.

Учитывая особое значение выбора т и I* для конических передач разработаны специальные рекомендации (рис. 8.36, а — для прямозубых, рис. 8.36, б—с круговым зубом). По значению определяют:

г₁ = \,6г\ при Н_г и Я₂<350 НВ,

21 = \,3г\ при 45 НЯС и Я₂<

<350 НВ,

2х=г\ при Н_х и Я₂^45 НЯС.

По определяют т_ш = с1_т11 и т_пт-=т_шсое(3„. Значение

т_пт для круговых зубьев округляют до стандартного. Для прямозубых передач стандартным назначают т_пе.

Смещение х. В конических передачах с и> 1 для повышения сопротивления заеданию рекомендуют [11] выполнять шестер­ню с положительным смещением (.*! > 1), а колесо с равным по абсолютному значению отрицательным смещением (х₂—— *1). Значения х_х для прямозубых и х_п1 для передач с круговыми зубьями определяют по таблицам ГОСТ 19624—74 и 19326—73 или по формуле ЭНИМС:

х₁=х_п1=2(1-1/и^г)_у/со8³$_п/г₁. (8.50)

проектном расчете, где для передач с круговыми зубьями рекомендуют:

Я^45 НЯС Я₂^350 НВ 1,13 + 0,13м 0,85+0,04м

Напомним, что для прямозубых передач Э_я = 9^0,85. Сравнивая, отмечаем, что нагрузочная способность пере- дач с круговыми зубьями в среднем в 1,4... 1,5 раза больше.

Модуль и число зубьев. В общем случае рекомендуют г_ип1 ^_т1п= 17 — условие отсутствия подрезания; т_ге^Ь/10. По- следнее условие предусматривает уменьшение размеров или модуля зуба с увеличением Ь и К_Ье, что может привести

*)

2/

					и=1
					и-2
и=.	115	и=‘
						/а*6,3

25

20

15

Ю

40 60 80 100 125 160 200

й_еимм

Рис. 8.36

Твердость

Я, и Я₂< 050 НВ 1,22+ 0,21 и 0,94 +0,08м

#! и Я₂^ ^45 НЯС 0,81+0,15« 0,65 + 0,11м

Эя

Эр

40 60 80 100 125

160 200 с!_е1,мм