Ступенчатые и планетарные коробки передач транспортных машин . Дьяков И.Ф - 84 стр.

UptoLike

ВУЗ: 

УлГТУ | Ульяновск

Составители: 

Рубрика: 

84
циклов перемены напряжения, приходящихся на единицу наработки машины.
Третий этап. Определяют наработку машины до усталостной поломки
зуба или допускаемое напряжение изгиба:
L
F
=R
F1im
/R
1F
; (4.15)
,
FP FPO FL
K
 (4.16)
где K
FL
– коэффициент долговечности.
Определение величин, входящих в расчетные формулы. Расчетная окруж-
ная сила F
Ht
= F
Ft
= F
t
(Н) для цилиндрического зубчатого колеса, имеющего
одно зацепление,
3
w
210 /
tp
FTd , (4.17)
где Т
p
– расчетный крутящий момент на валу рассматриваемого зубчатого коле-
са, Нм.
Его определяют из расчетного момента на первичном валу коробки пере-
дач с учетом передаточного числа, КПД и наличия углов деления момента; d
w
–
диаметр начальный окружности, мм.
Для конического зубчатого колеса
3
p
w
210 /
tm
FTd ,
где
wm
d – диаметр начальной окружности.
Для центрального зубчатого колеса многосателлитной передачи:
цилиндрической
3
pw
210 /( );
tp
FTdn
конической
3
pw
210 /( ),
tmp
FTdn
где n
p
– число сателлитов.
Для гипоидной передачи рассчитывают отдельно F
t1
для шестерни и F
t2
для колеса. Для других передач значения F
t
одинаковы у шестерни и колеса.
Рабочая ширина венца
w
b
(мм) при расчете контактных напряжении отли-
чается от его рабочей ширины
f
b при определении напряжений изгиба. По-
следняя может быть разной для шестерни (
1
f
b ) и колеса (
2
f
b ) (рис. 4.2).
Рис. 4.2. Рабочая ширина зубчатого венца при расчете на контактные и изгибные
напряжения: I – образующая начального цилиндра; II – образующая начального конуса

Страницы