При сборке зуб колеса ζ_ί входит во впадину ζ₂, при этом делительные окружности коснутся в полюсе Π (см. рис. 11.2). Диаметры начальных окружностей будут равны делительным диаметрам, угол зацепления равен а^ = а,.

Следовательно, при нарезании колес без смещения JCj=0, х₂ - 0, Λ] + х₂ - 0; межосевое расстояние

Знак «—» — для внутреннего зацепления (рис. 11.1, <?).

Для прямозубых передач β = 0 .

Передача со смещением х₂ = -Х\, х₂ + .v₅ — О (равносмещенная). В целях выравнивания напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса (когда ζ₇ >25) для шестерни берут jq >0, например, X] - 0.1. у колеса х₂ = -0,3. В этом случае толщина Л^-., увели­чится, a S¹,2 — на столько же уменьшится. Межосевое расстоя­ние определяют по формуле (ϊ 1.9).

Передача со смещением х₂ * 0 ; х, 0 ; + х₂ ^ ^ - Зубчатые колеса обычно выполняют с положительными коэффициентами смещения х, > 0 и х₂ > 0 в целях повышения нагрузочной спо­собности. В этом случае увеличивается толщина зубьев и радиу­сы кривизны профилей зубьев (см. рис. 11.5).

Межосевое расстояние находится как полусумма диаметров начальных окружностей по зависимости (11.2). Заменяя последо­вательно начальные диаметры d_wl, d_w2 (см. рис. 11.2) по зави­симостям d₄. ~ d_b/cos a_(u. = mucosa,/cos a_ft„ ; m_t—mj cosp, по­лучаем

 

 

 

В этом случае в зависимости (11.8) толщину зубьев и шаг нужно брать по начальной окружности d_tw - m_lwz, где m,_w — расчетный модуль зацеплепия по .начальной окружности. Под­ставляя вместо S_!<fl и S_iw2 ^из табл. 11.1 (см. п. 9) и шаг

ρ_ην = π>η_Ιη,, получим взаимосвязь коэффициентов смещения с уг­лом зацепления (через inva_iw —угол развернутости эвольвенты):

 

 

 

Инволютный угол эвольвенты находится по зависимости