Геометрический
расчет. Зависит от зацепления колес, измерительных размеров, от осевой формы
зубьев и дан в специальной литературе [11,21]. Основные геометрические
параметры приведены выше.
Угол наклона з у б ь е в . Назначается на среднем конусном
расстоянии (см. рис. 11.28,6). Увеличение угла наклона повышает плавность
работы, но увеличивает осевую нагрузку на опоры валов. Преимущественно
применяют Рт =35°.
Передаточное число и число зубьев. Понижающие конические
передачи можно выполнять с передаточным числом и = 1...10. Повышающие
— не более 3. Большие передаточные числа усложняют конструирование шестерни и
ее узла подшипников. Обычно и < 6.
Число зубьев шестерни
следует выбирать больше минимально допустимого числа ее зубьев по рис. 11.31 и табл. 11.8. При этом передачи получаются
равнопрочными по контактным и из- гибным напряжениям.
Число
зубьев колеса z2 = zxu . При
окончательном выборе следует учесть рекомендацию по числу зубьев zc
плоского колеса.
Коэффициенты смещения. Для равносмещенной передачи принимают
у шестерни положительное смещение, у колеса — отрицательное, равное по
абсолютной величине х2 .
Для прямозубых колес cosPm
= 1 .
Для
достижения равнопрочности по изгибу зубьев колес увеличивают расчетную толщину
зуба шестерни, а у колеса уменьшают на такую же величину посредством разведения
рез
цов. Коэффициент тангенциального смещения, характеризующий изменение толщины
зуба при и > 2,5, определяют по формуле
= 0,03 + 0,008(н - 2,5) + 0,0025pm.
Рис. 11.31. График дли определения чисел зубьев
шестерни: а — с круговым зубом; б — прямозубой
Силы в зацеплении. Результирующую силу Fn, действующую
в нормальной плоскости к поверхности зуба, раскладываем на составляющие:
окружную F,,
радиальную Fr и
осевую Fa.
Известен вращающий момент Т, Н м, и следовательно,
известна
окружная сила на среднем делительном
диаметре. Выразим через «кружную силу другие составляющие (рис. 1 ] .32,
сечение 020().
|
Рис. 11.32. Схема
к расчету контактной прочности и сил в зацеплении конических передач
|
|
