И переработанное

гибу; 
А = b^s
— площадь; 
bu., s
и 
I
указаны
на рис. 10.24; / ( т — теоретический коэффициент
концентрации напряжений.
Знак (—) в формуле (б) указывает, что за расчетные напряжения
принимают напряжения на растянутой стороне зуба, так как в боль­
шинстве случаев практики именно здесь возникают трещины усталост­
ного разрушения (для стали растяжение опаснее сжатия).
Размерные величины 
I n s
неудобны для расчетов. Используя гео­
метрическое подобие зубьев различного модуля, эти величины выража­
ют через безразмерные коэффициенты:
Г = 1/т
 
и 
s ’
 =
s/m ,
 
(в)
где 
т
— модуль зубьев.
С учетом выражений (а) и (в) и введением коэффициентов расчетной
нагрузки /Сғр и 
K
fv
(см. § 5) формула (б) преобразуется к виду
cos а ' 
sin а '
* ip
IV
I
° ғ =
bmfJl
Г 6 
V
L(o*
cosota, 
s ' c o s a ® J
189

---

f t ^ F ^ F v
Wpt
---------
bZ
--------- удельная расчетная окружная сила, 
(10.23)
и обозначают 
Y F=
 
-----sin 
а '
1 
қ
— 
ПО 24»
L (s')2 cos 
a w
s 'c o s a a , J А т 
U U .24)
коэффициент формы зуба (см. график на рис. 10.25).
При этом 
для прямозубых передач
расчетную формулу записывают
в виде
Wp,
<*
f
= Y
f
- 2 - ^ [
of
\ ,
 
(10.25)
где [а/.-] — допускаемое напряжение по изгибу (см. § 11).
У косозубых передач суммарная длина контактной линии 
lz
больше
ширины колеса 
bw
в 
К ег
а/cos р раз — см. формулу (10.4). Исследова-
Уғ
Далее, используя формулу (10.11), вводят параметр
4,2
U
3,8
3,6
V*
10 
12
/4 
16 
20 
25 30 
ЬО 
50 ВО 
80 
100 150 200
Рис. 10.25
ния подтверждают, что увеличение длины контактной линии уменьшает
напряжения изгиба приближенно так же, как увеличение ширины
колеса.
Д л я косозубых передач
Wp,
o F= Y FY EY ? - £ - ^ [ a F],
 
(10.26)
где 
Y B
= l / ( / ( Ee J — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;
K p ^ c o s f } — коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
190

---

Влияние угла Р выражается через cosp недостаточно точно. На осно-
(отклонения от значений cos р составляют не более 9%).
Из формулы (10.24) следует, что 
Y
f
безразмерный коэффициент,
величина которого зависит только от формы зуб а
(размеры 
s', ос')
и в том числе от формы его галтели
(коэффициент /Ст).
Ранее (см. § 2) было показано, что форма зуба при одинаковом
исходном контуре инструмента зависит в основном от числа зубьев
колеса 
г
и коэффициента смещения инструмента 
х.
Эта зависимость
отражена на графике рис. 10.25.
Для колес с внутренними зубьями 
Y
f
можно определять прибли­
женно по формуле
где /Ст можно принимать равным примерно двум.
Для проектных расчетов по напряжениям изгиба формулы (10.25)
и (10.26) разрешают относительно модуля путем замены 
w Ft
и последую­
щих преобразований
При некоторых средних значениях 
К ғ г , Ye
и Ур коэффициент
К т
« 1,4 — для прямозубых передач, 
К т ~
1,12 — для косозубых
и шевронных передач.
1. На основе приближенной формулы (10.18) определяют геометри­
ческие параметры 
(d, г , т , Ью, аш).
2. Выполняют проверочный расчет передачи на выносливость по
контактным напряж еним— формула (10.17).
3. Выполняют проверочный расчет на выносливость по напряже­
ниям изгиба — формула (10.25) или (10.26).
Подробнее — см. примеры расчета.
Конические зубчатые колеса применяют в передачах, у которых
эси валов пересекаются под некоторым углом 2 (рис. 10.26 и 10.27).
Наиболее распространены передачи с углом 2 = 90°.
6°