Из различных типов конических колес с непрямыми зубьями на практике получили распространение колеса с косыми или тангенци­альными зубьями (рис. 8.34) и колеса с круговыми зубьями (рис. 8.35).

Тангенциальный зуб направлен по касательной к некоторой вооб­ражаемой окружности радиусом е и составляет с образующей кону­са угол fin.

Круговой зуб располагается по дуге окружности а, по которой движется инструмент при нарезании зубьев. Угол наклона круго-

163

Рис. 8.34

Вого зуба переменный. За расчетный угол принимают угол на окружности среднего диаметра колеса, как угол между касательной к окружности и образующей конуса в данной точке. Для колес с тангенциальным зубом /?„<25...30° и /?я«35° для колес с круговым зубом.

Преимущественное применение получили колеса с круговыми зу­бьями. Они менее чувствительны к нарушению точности взаимного расположения колес, их изготовление проще и производится на специальных станках для нарезания и шлифования этих колес в условиях как массового, так и мелкосерийного производства. Назначение непрямого зуба в конических передачах то же, что и косого зуба у цилиндрических передач.

Силы в зацеплении. Определяют по формулам*:

Окружная сила

F^lTxIdmu (8.46)

Радиальная сила

Fr=№os р„) (tga cos<5i + sin рп sin <50, (8.47)

'"Вывод этих формул здесь не дается; его можно проделать, используя выводы для косозубых цилиндрических и прямозубых конических колес.

Осевая сила

Fa=(itycos рп) (tga sin<5i ± sin /?„ cos <5i).

В последних формулах знак зависит от направления внешнего момента, приложенного к валу шестерни, и линии наклона зуба как винтовой линии. Верхние знаки — направления момента (при наб­людении с внешнего торца) и винтовой линии зуба — совпадают, нижние — не совпадают.

Расчет прочности конических колес с непрямыми зубьями вы­полняют по параметрам биэквивалентных цилиндрических прямо­зубых колес*. Используя зависимости (8.38), (8.39) для конических прямозубых колес и (8.21), (8.22) для цилиндрических косозубых колес, можно записать: диаметр и число зубьев биэквивалентного колеса ч

Dvn = De/(Cos Д cos2 /?„), Zvn=Zj(cos S cos3 /?„). (8.49)

Прочность по напряжениям изгиба. Рассчитывают по формуле (8.40), в которой Yfs — по графику рис. 8.20 в зависимости от Zm [см. формулу (8.49)]; 6F — по рекомендациям (см. ниже).

Контактная прочность. Рассчитывают по формуле (8.43) при проверочном расчете и формулам (8.44) или (8.45) при проектном расчете, где для передач с круговыми зубьями рекомендуют:

Твердость Я! и Н2 < Нх >45 HRC Н^ и Н2 >

<350 НВ Н2<350 НВ >45 HRC

Вн 1,22+0,21 и 1,13 + 0,13м 0,81 + 0,15м

0Р 0,94 + 0,08м 0,85 + 0,04м 0,65 + 0,Им

Напомним, что для прямозубых передач 0Я= 0^«О,85. Сравни­вая, отмечаем, что нагрузочная способность передач с круговыми зубьями в среднем в 1,4... 1,5 раза больше.

Модуль и число зубьев. В общем случае рекомендуют Zvnl ^ z^ = = 17 — условие отсутствия подрезания; mte^bj 10. Последнее усло­вие предусматривает уменьшение размеров или модуля зуба с уве­личением Ь и КЬе при приближении к вершине конуса, что может привести к поломке при перекосе зубьев.

Учитывая особое значение выбора т и z, для конических передач разработаны специальные рекомендации (рис. 8.36, а — для прямо­зубых, рис. 8.36, б — с круговым зубом). По величине Z[ опре­деляют:

'"Термин «биэквивалентный» связан с двойным приведением параметров: как конического и как косозубого колеса.

По Z определяют Rntm = Dml/Zi и Mnm=Mtm cos/?„. Рекомендуется величины тпт для круговых зубьев и Mte для прямых зубьев со­гласовывать с ГОСТ (см. табл. 8.1).

Коэффициент смещения х. В конических передачах с и> 1 для повышения сопротивления заеданию рекомендуют [20] выполнять шестерню с положительным смещением (;ti> 1), а колесо с равным по абсолютной величине отрицательным смещением (х2= —х{). Ве­личины х{ для прямозубых и хп{ для передач с круговыми зубьями определяют по таблицам ГОСТ 19624—74 и 19326—73 или по фор­муле ЭНИМС:

X! =хи1 =2 (1 -/и2) V(cos3^)/Zb