Основные геометрические соотношения

В косозубых передачах различают два шага (р_п и p_t) и соответ­ственно два модуля (пг_п и m_t). Шаг, измеренный в плоскости, нор­мальной к боковой поверхности зуба по делительному цилиндру (см. рис. 69, а), называют нормальным (р_п). Шаг, измеренный в плос­кости вращения колеса (т. е. в плоскости, перпендикулярной оси вращения) по дуге делительной окружности, называют окружным делительным шагом (p_t). Из ДЛ5С

p_t = p_n/cosfi. (103)

Нормальный модуль Окружной модуль

m_t = p_tln = mjcos p. (104)

Так как исходный контур зубчатой рейки (СТ СЭВ 308—76) пол­ностью определяет параметры и профили зубьев всех зубчатых ко­лес нормального зацепления и обеспечивает возможность их любого сочетания, то только нормальный шаг непрямозубого колеса точно соответствует шагу производящей (инструментальной) рейки. Поэтому для косозубых и шевронных колес из двух модулей регламентиро­ван только нормальный (СТ СЭВ 310—76). Для шевронных колес без проточки между половинами зубьев, нарезаемых на специальных станках по методу обкатки, стандартизован окружной (торцовый) модуль. e_v = ер + е_а — общее значение коэффициента перекрытия косозубой передачи.

Коэффициент осевого перекрытия е_р = Ь sin р/(л;/п) растет с уве­личением ширины колеса b и угла наклона линии зуба р. Теоре­тически коэффициент перекрытия косозубых передач может быть большим числом. В связи с практической ограниченностью ширины колеса и угла наклона линии зуба в косозубых передачах значение коэффициента перекрытия не превышает нескольких единиц. Рабо­чую ширину колеса Ь косозубых передач принимают такой, чтобы в_э>1,1 ... 1,2.

В косозубых передачах делительные диаметры можно выразить через окружной или нормальный модули:

d — m_tz = m_nz/cos p. (105)

Высоту головки и ножки зуба определяют через нормальный модуль, который является расчетным и стандартизован

h_a=m_n и h_f^ l,25m„. Соответственно диаметры вершин зубьев и впадин зубчатых колес:

d_a = d + 2m_n, (106)

d_f = d — 2₁5m_n. (107)

Межосевое расстояние

a_w as 0,5 (if ₁ + d₂) = 0,5/я,г₂ = m_nz_x (и + 1 )/(2 cos P). (108)

Передаточное число определяют так же, как и в прямозубой пере­даче:

и = z₂lz_x = d₂ld_x = щ1®₂ = /.

В косозубых передачах можно уменьшить минимально допусти­мое число зубьев шестерни без риска подрезания ножки зуба при изготовлении зубчатых колес методом обкатки. Для косозубых колес

^zmin — ^zm\n (np) ^cos3 Р»

где z_{mXn (пр)}= 17 для прямозубых колес.

Силы, действующие в зацеплении

Как в прямозубой, так и в косозубой передаче сила давления зуба шестерни на зуб колеса за весь период зацепления действует по нормали к боковой поверхности соответствующих пар зубьев, т. е. по линии зацепления. Нормальную силу давления F_n разло­жим на составляющие по трем взаимно перпендикулярным на­правлениям: F_tt направленную по касательной, F_r —по делитель­ному радиусу и F_a — по прямой, параллельной оси вала шестерни (колеса) (см. рис. 69, а,б):

F_n = F_t + F_a + F_r

Составляющую F_t, направленную по касательной к делительной окружности шестерни и колеса и приложенную в полюсе зацепле­ния, называют окружной силой; составляющие F_a и F_r—осевой и радиальной силами, F_a и F_r выражают через окружную силу

F_t = 2T/d:

F_r = F_t tg a/cos p.

(109) (110)

Угол профиля (зацепления) в нормальной плоскости а = 20°.

Особенности расчета непрямозубых передач на контактную и изгибную выносливость

При расчете непрямозубых передач на контактную и изгибную выносливость зубьев используют формулы (90)...(93) с учетом особенностей геометрии косозубых передач, учитываемых соответст­вующими коэффициентами.

Проектировочный расчет косозубых и шевронных передач вы­полняют: для зубьев с упрочненной поверхностью или малом сроке службы —по формуле (93),. где коэффициент /С_от=1,12 для косо­зубых с е_р > 1 и шевронных передач и /С_от= 1,25 для косозубых передач с 1; для закрытых передач и передач с низкой и сред­ней твердостью рабочих поверхностей зубьев —по формуле (91), где значение коэффициента К_а принимают по табл. П22.

Проверочный расчет непрямозубых передач выполняют на кон­тактную выносливость по формуле (90); на выносливость зубьев при изгибе —по формуле

o_P=V_FVzK_FF_t/(bm_n)^o₄

(111)