13.1. Разложение сил в косозубой передаче

2T

F_t = ------- – окружная сила ;

d

F_t·tgα

F_r = -------- – радиальная сила;

cosβ

F_a = F_ttgβ – осевая сила

где: Т – крутящий момент,

α=20^о – угол зацепления,

β =8^о...20^о – угол наклона линии зуба.

Наличие осевой силы – существенный недостаток косозубых передач. С увеличением β увеличивается прочность зубьев, плавность работы передачи, ее нагрузочная способность.

13.2. Проектный расчет открытой косозубой цилиндрической передачи.

3 2T₁ Y_F1 K_F Y_βcosβ

m_n= --------------------------, [мм] 

где: T₁ [H^.мм] – крутящий момент на ведущем колесе;

z₁ = 18...25 – число зубьев задается;

K_F = 1,1...1,3 – коэффициент нагрузки задается;

ψ_bm =10...12 – коэффициент ширины по модулю.

Полученное значение принимается из стандартного ряда в большую сторону.

13.3. Особенности расчета косозубых цилиндрических шестерен

Рис. 13.3

Отличие косозубых шестерен от прямозубых заключается в следующем:

Таблица 13.1.

Оценочный параметр	Прямозубые	Косозубые
Нагрузка на зуб
Длина контактных линий
Эпюра распределения нагрузки на зуб	Равномерная	Неравномерная
	(рис. 37 а)	- в середине зуба (рис.37 б)

Неравномерность эпюры является положительным фактором, спасая зубья от кромочных давлений при небольшом перекосе ее в зацеплении; она является следствием неравной жесткости головки и ножки зуба.

13.4. Особенности расчета косозубой цилиндрической передачи по изгибным напряжениям.

У косозубых колес длина зуба больше, чем у прямозубых, поэтому в расчетную формулу вводится коэффициент Y_β, учитывает наклон линии зуба

Y_β= 1-

где : β - угол наклона зубьев.

Формула для проверочного расчета косозубых колес имеет вид

F_t^. Y_F^. Y_β^.K_F

σ_F =------------------[σ_F]

b^.m_n

где: коэффициент формы зуба Y_F подбирается по таблице по эквивалентному числу зубьев; m_n – нормальный модуль.