ПОИСК Статьи Чертежи Таблицы Цилиндрические передачи с косыми и шевронными зубьями из "Детали машин Издание 6 " Если увеличить число ступеней до бесконечности, то получим колесо с винтовыми зубьями, так как по длине зуб будет очерчен по винтовой линии (рис. 7.39). Так как шаг винтовой линии обычно значителен по сравнению с шириной колеса, криволиней-ность зуба мало заметна, в результате чего эти колеса принято называть косозубыми. При схематическом изображении колес этим обстоятельством пользуются, изображая зуб прямым (рис. 7.40). Косозубые колеса могут быть нарезаны теми же методами и тем же инструментом, что и прямозубые. При нарезании зубьев фрезами направление движения подачи должно быть несколько отклонено от образующей цилиндра на угол, соответствующий углу наклона зубьев р (см. рис. 7.40) под соответствующим углом должны располагаться и инструменты реечного типа. [c.234] На рис. 7.41 показана пара косозубых колес в зацеплении из рисунка видно, что винтовые линии сопряженных зубьев имеют разное направление на одном колесе — левое, на другом — правое при этом зубья отклоняются на одинаковые углы р. [c.234] Плавность зацепления косозубых колес определяется числом зубьев, одновременно участвующих в зацеплении. Это число тем больше, чем больше угол наклона зубьев при данной ширине колес сказанное можно видеть, сравнив рис. 7.42, а и б. [c.234] Число зубьев в зацеплении при данном угле наклона р можно увеличить и за счет увеличения ширины колес. Однако прн этом требуется более точное изготовление колес и тщательный монтаж передачи. [c.234] Для косозубых колес стандартизован нормальный модуль т , для шевронных — также т , но в некоторых случаях и торцовый модуль т . [c.236] Передаточное число ненрямозубых передач определяют так же, как прямозубых, т. е. по формуле (7.6). При этом остаются справедливыми п формулы (7.7). [c.237] Из формулы (7.43) следует, что для получения А в виде рационального числа суммарное число зубьев передачи должно быть кратно os р (так как 7/г — число рациональное). [c.238] Направление осевого усилия зависит от направления вращения колеса, направления винтовой линии зуба и от того, ведущим или ведомым является колесо. Направления осевой Q и окружной Р сил в зависимости от перечисленных факторов показаны в табл. 7.6. [c.239] Аналитическое определение максимальных напряжений изгиба в косых зубьях затруднено благодаря их криволинейной форме и наклонному положению контактных линий. [c.241] Полученный по формуле (7.56) нормальный модуль должен быть округлен до ближайшего стандартного значения. В эту формулу следует подставлять меньшее из двух произведений [0], , подсчитанных для шестерни и колеса и берут по шестерне или по колесу. [c.242] Угол наклона зубьев 3. С увеличением угла р растет плавность зацепления в ненрямозубых передачах вместе с тем, в косозубых передачах возрастает осевая сила Q. Поэтому для таких передач угол наклона зубьев принимают р = 8 -ь 15°. В шевронных передачах угол наклона зубьев можно принимать Р = 25 -4- 40°, поскольку осевые силы уравновешиваются на колесе. [c.243] Коэффициент повышения допускаемой нагрузки А ,,. При угле наклона зубьев р sg 25° этот коэффициент можно принимать fe,, = 1,35 при твердости рабочих поверхностей зубьев НВ 350 и /с = 1,15 при твердости НВ 350. При р 25° независимо от твердости = 1,15. [c.243] Коэффициент концентрации нагрузки выбирают так же, как для прямозубых передач. [c.243] Коэффициент динамической нагрузки дин Д ненрямозубых колес несколько меньше, чем для прямозубых, и колеблется в пределах = 1 -f- 1,4. [c.243] Коэффициент формы зуба выбирают в зависимости от эквивалентного числа зубьев z (см. стр. 229 и 238). [c.243] Допускаемые контактные напряжения и показатели контактной прочности для зубчатых колес определяют так же, как в прямозубых передачах. [c.243] Если твердость зубьев колеса НВ 320, а твердость зубьев шестерни на 50 или более единиц выше, в качестве расчетной величины [ог] следует принимать среднее арифметическое между допускаемыми напряжениями для шестерни [о] и колеса т. е. [c.244] Вернуться к основной статье