12.5 Особенности цилиндрических косозубых передач

В косозубых цилиндрических колесах в отличие от прямозубых оси зубьев составляют некоторый угол β с осью колеса (рис. 12.15). Величину этого угла рекомендуют выбирать равной 10, 12, 16 и 20°. Работать в паре могут колеса только с равными углами наклона зубьев, но с разным (правое и левое) направлением винтовых линий. Оси косозубых колес параллельны.

Косозубые передачи обладают рядом достоинств по сравнению с прямозубыми: благодаря наличию угла наклона β зубья вступают в зацепление по своей длине b постепенно, что обеспечивает более равномерную и плавную работу и, естественно, снижение шума механизма вследствие большего коэффициента перекрытия. У косозубых колес минимальное число зубьев z_кmin, при котором не происходит подрезания, меньше, чем у прямозубых (z_кmin = z_min cos³β). Косозубые передачи позволяют подобрать при заданном межосевом рас-стоянии за счет изменения угла наклона β пару колес со стандартным модулем.

К недостаткам косозубых передач следует отнести более сложное изготовление колес по сравнению с прямозубыми и появление дополнительного осевого усилия, передаваемого на опоры. Для устранения осевого усилия можно применять шевронные зубчатые колеса. Венец шевронного колеса состоит из

Рис. 12.15

участков с правым и левым направлением зубьев. Зубья такого колеса могут быть нарезаны на одном ободе или венец колеса должен состоять из жесткого соединения двух косозубых колес с разным направлением наклона зубьев

Шевронные колеса в изготовлении сложнее, чем косозубые.

Различают торцовое сечение в плоскости t -t вращения колеса и нормальное п-п- в плоскости, перпендикулярной к направлению зуба.

Параметры, определяющие размеры косозубых колес в обоих сечениях, не одинаковы, поэтому им присваивают разные индексы: параметрам в торцовом сечении — t, в нормальном — п. Окружной шаг АС (рис. 12.15) в торцовом сечении p_t =π m_t, а в нормальном сечении шаг АВ равен р_п = πт_п, где m_t и т„ —соответственно торцовый и нормальный модули. Из ∆АВС следует, что р_t =р_п /cos β, поэтому

При нарезании косозубых колес ось инструмента наклоняют по отношению к оси колеса на угол β . Стандартными являются нормальный модуль т_п и размеры профиля зуба в нормальном сечении (р_п =π т_п, h_a =m_n , , h_f =(1 + c*)mn ,h=(2+с*)т_п , s=nm_n /2). Модуль m_t в торцовой плоскости, окружной шаг p_t ,диаметр делительной (базовой) окружности d =m_t z косозубого колеса зависят от угла β наклона продольных осей зубьев. Размеры косозубого колеса, выраженные через стандартный модуль, следующие: делительный диаметрd=m_nz/ cosβ ; диаметр выступов зубьев d_a=d + 2т_п; диаметр впадин d_f = d-(2+2c*)т_п; длина зуба b=(3...15)т_п; ширина венца колеса b'=bcos β.

Отметим, что ширина венца колеса влияет на значение коэффициента перекрытия, как и угол наклона β зуба.

12.5.1 Силы, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической передачи

В косозубых цилиндрических колесах (рис. 12.16) продольные, оси симметрии зубьев составляют с направлением образующей цилиндра угол β .

Сила полного давления , воспринимаемая зубом в месте зацепления, направлена по нормали к его рабочей поверхности. Она лежит в плоскости n-nнормальной к продольной оси зубьев, перпендикулярна к соприкасающимся профилям зубьев в точке касания, совпадает с линией зацеплением и может быть разложена по трем взаимно перпендикулярным направлениям. В плоскости п -пее раскладывают на составляющую F_r (радиальная сила), направленную по радиусу к центру колеса, и силу F’_n , лежащую в плоскости п-п и перпендикулярную к силе F_r, которую, в свою очередь, раскладывают на осевую силу F_a, направленную параллельно геометрическим осям колес, и окружную силу F_t направленную перпендикулярно к геометрическим осям колес.

Окружная сила

F_t =2TK/d=2TK/(m_tz)=2TKcosβ /(m_nz),

где Т- передаваемый момент; K=K_βK_γK_α - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (K_β ), внутреннюю динамику передачи (Kv) и распределение нагрузки между зубьями (K_α ).

Силу Fn в зацеплении косозубых колес выразим через окружную силу:

Радиальная и осевая силы, нагружающие валы и опоры передачи, соответственно равны: