Коэффициент осевого перекрытия косозубой передачи

e_b=b/p_x,

где b – ширина венца; р_х – осевой шаг.

Нетрудно показать, что если e_b – целое число, то суммарная длина контактных линий будет все время оставаться постоянной, что благоприятно для работы передачи, так как нагрузка на зубья в процессе зацепления будет оставаться постоянной, а шум и динамические нагрузки уменьшатся.

Силу нормального давления F_n в зацеплении косозубых колес можно разложить на три взаимно перпендикулярные составляющие: окружную силу F_t, радиальную силу F_r, и осевую силу F_a, равные:

F_t =2 T / d; F_r = F_t tga/cosb; F_a = F_t tgb,

где Т – передаваемый крутящий момент; a – угол зацепления.

Наличие осевой силы – существенный недостаток косозубых передач. Во избежание больших осевых сил в косозубой передаче угол наклона линии зуба ограничивают значениями b=8...20°, несмотря на то, что с увеличением b увеличивается прочность зубьев, плавность работы передачи, ее нагрузочная способность.

В современных передачах косозубые колеса имеют преимущественное распространение.

В отличие от косозубой в винтовой зубчатой передаче между зубьями возникает не линейный, а точечный контакт, что значительно увеличивает контактные напряжения и снижает нагрузочную

Рис. 106

способность передачи. Кроме того, в винтовой зубчатой передаче значи-тельной величины дости-гает относительное сколь-жение зубьев, что сущест-венно снижает ее КПД, создает склонность к зае-данию и вызывает быст-рый износ зубьев. Учиты-вая эти недостатки. винто-вые зубчатые передачи не следует применять в качестве силовых передач.

Обязательное условие для винтовой зубчатой передачи – равенство нормальных модулей. Углы наклона линии зуба ведущего и ведомого колес могут быть различными и угол скрещивания осей может быть не равен 90°.

Цилиндрическое зубчатое колесо, венец которого по ширине состоит из участков с правыми и левыми зубьями, называется шевронным. Часть венца с зубьями одинакового направления называется полушевроном. Из технологических соображений шевронные колеса изготовляют двух типов (рис. 106): с дорожкой посредине колеса (а) и без дорожки (б). В шевронном колесе осевые силы F_a на полушевронах, направленные в противоположные стороны, взаимно уравновешиваются внутри колеса и на валы и опоры валов не передаются. Поэтому у шевронных колес угол наклона зубьев принимают в пределах b=25...40°, в результате чего повышается прочность зубьев, плавность работы передачи и ее нагрузочная способность. Шевронные колеса применяют в мощных быстроходных закрытых передачах. Недостатком шевронных колес является высокая трудоемкость и себестоимость изготовления.

Геометрические, кинематические и прочностные расчеты шевронной и косозубой передач аналогичны.