для ведущего зубчатого колеса

F_r = F_t (tga„ cos5 + sin β„ sin5)/cosP„ ; F_a = F_t (tga„ sin δ ± sin β„ ΰθ3δ)/ϋθ5β_η ; для ведомого зубчатого колеса F_r - -F_a , F_a = -F_r. Верхние знаки в уравнениях принимают, когда направление винтовой линии зуба и вращение колеса совпадают при наблю­дении со стороны вершины конуса.

Для осевой формы J и 2 β_η = β„ (обычно 35°); а_п = 20° . Расчет на прочность конических зубчатых передач. Про­водят так же, как расчет цилиндрической зубчатой передачи с эквивалентными зубчатыми колесами d_v], d_v2 в среднем сече­нии (\()₂ длины зуба (см. рис. 11.32).

В формуле (11.24) для контактных напряжении цилиндриче­ских передач заменим F_t на выражение (11.53) для конических пе­редач, b_w = K_heR_e =0,5K_bed_l/s\nd_i, значение d_{ на c/_v. -

= (1 -0,5AT_i,_e)/cos5_l , и = и„ =z_v2/z_v] =(cos6,/cos5₂)², а так- же примем (1 0,5К_ы,} -1,04(1 K_he·^ введем в знаменатель коэф­фициент у_я = 0,85, найденный экспериментально для понижения нагрузочной способности конических передач по сравнению с ци­линдрическими. Принимая в формуле (11.25) K_z = 431, получаем

u

где К_н =Кщ±К_НУ — коэффициент нагрузки; [а]_я —допускае­мые напряжения находят по зависимостям для цилиндрических передач; ν_π — коэффициент для прямозубых передач равен 0,85, а для передач с круговым зубом его определяют по формулам: при твердости Η_λ <350НВ, Н₂ <350 \_н =1,22 + 0,21 и;

Проверочный расчет по напряжениям изгиба проводят по формулам

 

 

 

где К_F = Кj.^K_FV ·, [σ]/;-, Y_F —для z_v определяют по формулам цилиндрических передач; v_F =0,85 — для прямозубых. Для ко­созубых передач:

  

 

 

 

 

 

 

где у _т =bjm,_e — предварительно принимают как в цилиндри­ческих передачах и просчитывают для нескольких вариантов ζ, (см. § 11.10).

Для расчета ответственных конических передач с круговыми зубьями рекомендуем пользоваться методикой фирмы «Глисон», изложенной в работе [21].