Внимание.

При проверочных расчётах на изгиб допускается 3% перегрузка или недогрузка до 15%.

19. Проверочный расчёт конических колёс на отсутствие общих остаточных деформаций зубьев или их хрупкого выламывания

Для зубчатых передач проверка отсутствия таких повреждений зубьев производится раздельно для зубьев шестерни и колеса по условию

_Fmax=_FT_maxK_Fmax/T_номK_F   _Fpmax , (19.1)

где _Fmax и _F – рабочие изгибные напряжения, возникающие в корне зубьев шестерни и колеса при действии максимального пускового момента T_max и номинального момента T_ном ;

K_Fmax и K_F – коэффициенты нагрузки при действии пускового момента T_max и номинального T_ном ;

 _Fpmax– допускаемые изгибные напряжения, гарантирующие отсутствие рассматриваемых повреждений зубьев (см. раздел 12).

Определение  _F и K_F см. раздел 18.

Коэффициент нагрузки K_Fmax определяется по зависимостям, рассмотренным в разделе 18, но при максимальном окружном усилии F_tmax=F_tномT_max/T_ном и коэффициенте динамичности внешней нагрузки K_AS, возникающей при пуске привода (см. раздел 17).

20. Определение составляющих усилия зацепления конической зубчатой передачи

У силие, действующее в зацеплении конических зубчатых колёс, раскладывается на 3 составляющие (см. рис. 20.1)

Рис. 20.1 Составляющие усилия зацепления в конической передаче

Окружные усилия на средних диаметрах делительных конусов колёс

F_t1=2000T_1ном/d_m1=- F_t2=2000T_2ном/d_m2 .

Радиальное усилие на колесе F_r2, равное по модулю осевому усилию на шестерне F_a, составляет

F_r2=-F_a1=F_t(tgsin₁sin_mcos₁)/cos_m .

Осевое усилие на колесе F_a2, равное по модулю радиальному усилию на шестерне F_r1, определяют по зависимости

F _a2=-F_r1=F_t(tgcos₁ sin_msin₁)/cos_m .

Здесь =20^о – угол профиля исходного контура; ₁-- угол делительного конуса шестерни; _m – угол наклона зубьев на среднем диаметре делительных конусов колёс (для прямозубых передач _m=0, а для передач с круговыми зубьями _m=35^о).

Знаки в этих формулах устанавливают по нижеследующей таблице

T1 (смотреть с большего торца шестерни)	Направление зубьев шестерни	Знаки в формулах
Направление по часовой стрелке	правое	нижние
	левое	верхние
Против часовой стрелки	правое	верхние
	левое	нижние

21. Выбор способа и типа смазки зубчатого зацепления

Для конических зубчатых передач выбор способа и типа смазки их зацепления производится аналогично цилиндрическим зубчатым передачам [2, с. 347 или 3, с. 299 ].

22. Выбор конфигурации и определение размеров основных элементов конических колёс

Конфигурация зубчатых колёс в большинстве случаев определяется видом заготовки, выбор которого был рассмотрен в разделе 6.

При единичном и мелкосерийном (N50шт/год) масштабах производства конические колёса с максимальным диаметром делительного конуса d_e120 мм получают из проката, вследствие чего они имеют конфигурацию, показанную на рис. 22.1, а при 120d_e600 мм применяются заготовки в виде дисков, полученных свободной ковкой. Для этого случая конфигурация колёс показана на рис. 22.2.

Рис. 22.1. Конфигурация колёс, полученных из проката (при 30<<45^o применяется и та, и другая формы колёс)

Рис. 22.2. Конфигурация колёс, полученных свободной ковкой

Размеры конструктивных элементов, согласно данным [2, с. 283], определяют по зависимостям:

 диаметр ступицы d_ст=(1,6…1,5) d_b, где d_b– посадочный диаметр вала в месте установки колеса; коэффициент 1,6 принимают при шпоночном соединении колеса с валом, а 1,5– в остальных случаях;

 длину ступицы l_ст=(0,9…1,3)d_b, где коэффициент 0,9 принимают при прессовом соединении колеса с валом;

 толщину обода ₀=(1,8…3,0)m_te10 мм, где m_te -- максимальный торцовый модуль, мм;

 толщину диска C=(0,2…0,4)b, где b– длина зуба колеса;

 ширину центровочного пояска b^l2,5m_te;

 наружный диаметр колеса d^l_ae=d_ae– m_tesin2, где d_ae– максимальный диаметр конуса вершин зубьев; – угол делительного конуса.

П ри мелкосерийном производстве (N50шт/год) экономически оправдана ковка в простейших односторонних подкладных штампах. В этом случае колёса имеют конфигурацию, показанную на рис. 22.3.

Рис. 22.3. Конфигурация колёс, полученных ковкой в подкладных штампах

При среднесерийном и выше масштабах производства колёс средних размеров (d_ae600мм) применяется их штамповка в двухсторонних закреплённых штампах. В этом случае колёса имеют конфигурацию, показанную на рис. 22.4.

Рис. 22.4. Конфигурация штампованных колес

Размеры основных элементов штампованных колёс определяют по следующим зависимостям:

 диаметр ступицы d_ст=(1,6…1,5) d_b;

 длину ступицы l_ст=(0,9…1,3)d_b;

 толщину обода ₀=(1,8…3,0)m_te10 мм;

 толщину диска C=(0,2…0,4)b;

 ширину центровочного пояска b^l2,5m_te ;

 наружный диаметр колеса d^l_ae=d_ae-m_tesin2;

 штамповочные уклоны 7^о из ГОСТ 7505-55;

 штамповочные радиусы R6 мм.

При больших диаметрах (d_ae600мм) конические колёса обычно выполняют литыми или имеющими сборную конструкцию, в которой обод и центр колеса соединяют призонными болтами.

Размеры основных параметров литых колёс определяют, согласно данным [2, с. 283], по следующим зависимостям:

- диаметр ступицы d_ст=(1,6…1,8) d_b;

- длину ступицы l_ст=(0,9…1,3)d_b;

- толщину обода ₀=(3…4)m_te10 мм;

- толщину диска C=(0,2…0,3)b.

Конические шестерни изготавливают за одно целое с валами (вал-шестерня) в том случае, если не может быть обеспечена достаточная (по условиям прочности) толщина S (S1,8 m_te) тела шестерни между впадиной зуба и пазом для шпонки (или шлицем) (см. рис. 22.5, а). На рис. 22.5, б; в показаны конструкции конических валов-шестерён.

Рис. 22.5. Конструкции конических валов-шестерён

Конструкция вала-шестерни, показанная на рис. 22.5, в позволяет применять для нарезания зубьев резцовые головки.