Косозубые и шевронные цилиндрические передачи

Расчет основных размеров проводят по формулам п. 1.3.6.1, за исключением диаметров d ₁ и d ₂ . Принимают:

Далее размеры d_{a 1} , d_{a 2} , d_{f 1} и d_{f 2} вычисляют в функции делительных диаметров d ₁ и d ₂.

Коэффициент торцового перекрытия для косозубых передач:

Коэффициент осевого перекрытия:

Суммарный коэффициент перекрытия:

e = e_a + e_b.

1.3.8. Геометрический расчет ортогональной эвольвентной
зубчатой передачи коническими колесами

В редукторе по схеме 23 (рис. 1.5) быстроходная передача коническая, геометрический расчет которой имеет существенные особенности.

Задание на расчет оформляется в виде таблице по форме, приведенной в табл. 1.1.

В столбце код схемы редуктора указывают 23, в столбце код передачи для быстроходной указывают цифру 4, а в столбце для тихоходной цифры 1, 2 или 3 в соответствии с заданием и разделом 1.2.1.6.

Параметры y _{ba Т} и y _{ba Б} выбираются в соответствии с п. 1.2.1.4.

Остальные параметры записывают также, как описано в разделе 1.2.

Распечатка содержит геометрические и кинематические параметры, объединенные в несколько идентичных групп. Идентификаторы, содержащиеся в распечатке, аналогичны приведенным в разделе 1.3.1 со следующими особенностями:

B – ширина венца зубчатых колес;

U – передаточное число конической передачи, u = z ₂ / z ₁. Заметим, что u > 3,5 нежелательно, поскольку габариты колеса конической передачи могут оказаться неприемлемо большими – возможно задевание этого колеса поверхности тихоходного вала;

MOD – внешний окружной модуль m_te;

D 1, D 2 – соответственно, внешние делительные диаметры шестерни и колеса, d_{e 1} и d_{e 2};

BETA – угол наклона зубьев цилиндрического косозубой передачи, b°.

1.3.8.1. Последовательность геометрического расчета

Исходный контур соответствует ГОСТ 13754-81 и определяет:

– a – угол профиля, принято a = 20°;

– – коэффициент высоты головки (ножки) зуба, ;

– – коэффициент радиального зазора, .

Коэффициенты смещения для конических передач обеспечивают: влияние на угол зацепления a _w (при этом, углы начальных конусов шестерни и колеса не меняются, а углы делительных конусов не совпадают с ними и меняют значения); возможность выравнивания толщины зубьев шестерни и колеса, например, для повышения изгибной прочности зубьев шестерни.

Во втором варианте принимают:

– суммарный коэффициент смещения X _S = 0;

– коэффициенты изменения расчетной толщины зуба, X _t.

Обычно X _t1 + X _t2 = X _S = 0, т.е. коэффициенты X _t1 и X _t2 равны по модулю и противоположны по знаку.

Рекомендуется определять X _t по эмпирической формуле

Поскольку окружные шаги шестерни и колеса измеренные на любом участке зуба по его длине неодинаковы, значения модуля зацепления тоже неодинаково. Поэтому, возможно применение передач с нестандартными модулями на дополнительном (внешнем) конусе. Однако, с целью унификации средств измерения и контроля, рекомендуется выбирать модуль в соответствии с ГОСТ 9563-60.

Основные размеры конической шестерни (индекс 1) представлены на рис. 1.7. Отметим, что аналогичные размеры для колеса отмечаются индексом 2 и показаны на рис. 1.8.

Углы делительных конусов для ортогональной конической передачи d₁ и d₂ определяются условиями

d₁ + d₂ = å = 90°.

В общем случае, при произвольном значении межосевого угла
å ≠ 90°

Размеры d _к и l определяются в процессе дальнейшего проектирования (рис. 1.8). Необходимо руководствоваться соотношением

l ≥ (1…1,2)∙ d _к.

d₂ = å – d₁.

Рис. 1.7

Рис. 1.8

Отметим, что передаточное число ортогональной передачи может быть найдено из соотношения

u = tg d₂ = z ₂ / z ₁.

Далее, в соответствии с рис. 1.7, 1.8.

Внешние делительные диаметры колес (могут быть заимствованы из распечатки):

d_{e 1} = m_te ∙ z ₁;

d_{e 2} = m_te ∙ z ₂.

Внешнее делительное конусное расстояние

Ширина зубчатого венца

b_w = K_be ∙ R_e.

Значение K_be не должно превышать значения 0,285, а для ширины зубчатого венца рекомендуется b_w ≤ 10∙ m_te.

Среднее делительное конусное расстояние

R_m = R_e – 0,5∙ b_w.

Средний модуль зацепления

Средние делительные диаметры

d_{m 1} = m_nm ∙ z ₁,

d_{m 2} = m_nm ∙ z ₂ = d_{m 1} ∙ u.

Расстояние от плоскостей N ₁ или N ₂ до задней плоскости зубчатого колеса передачи C, приближенно, для шестерни и колеса, соответственно

C ₁» 4∙ m_te ∙sind₁; C ₂» 4∙ m_te ∙sind₂.

Для шестерни размер C ₁ определяется конструкцией узла быстроходного вала редуктора и вышеприведенная рекомендация не всегда актуальна.

Углы конуса вершин для шестерни и колеса

d _{a 1} = d₁ + q _{f 2},

d _{a 2} = d₂ + q _{f 1}.

В этих формулах q _{f 1} и q _{f 2} определяются по формулам

Приведенные формулы справедливы для осевой формы зубьев 1, характерной для прямозубых конических колес.

Конструктивные параметры F ₁ и F ₂ находим из соотношений:

F ₁» b_w ∙cosd _{a 2}; F ₂» b ₂∙cosd _{a 1}.

Размер C ₁ определяется компоновкой с учетом того положения шестерни относительно подшипников быстроходного вала и корпуса редуктора и не может быть однозначно принятым.

Диаметры окружностей вершин на дополнительных конусах подсчитывают по формулам (см. рис. 1.7 и 1.8)

,

.

Диаметры окружностей впадин

,

.

На рис. 1.5 показано расположение колеса и шестерни конической передачи редуктора по схеме 23. Заметим, что желательно симметричное по отношению к корпусу положение оси быстроходного вала, при этом размер должен соответствовать выражению

B = 2 (С ₂ + F ₂ + a)» 2 (b_{w (Т)} + 2 a).