Передачи конические. Ковалевский В.П - 15 стр.

               X – коэффициент смещения инструмента.

            3.7.2.2 Расчетное напряжение изгиба в опасном сечении зуба
шестерни
              YF 1
     σ F1 =        ⋅ σ F 2 ≤ [σ ]F 1 .
              YF 2
      Значение YF1 и [σ] F1 находят аналогично определению этих параметров
для колеса.

     3.7.3 Расчет передачи на кратковременную пиковую нагрузку
      Определяем коэффициент перегрузки привода
            Р          T
      α ПГ = ЭД . НОМ ⋅ MAX .
             РЭД .ТР TНОМ

      При α ПГ > 2 производят проверку только на пиковую контактную
выносливость, а при α ПГ > 3 – проверяют и на контактную выносливость и
выносливость зубьев на изгиб при пиковой нагрузке.
      Максимальное контактное напряжение на рабочих поверхностях зубьев
σ Нmах:
         σ H max =σ H ⋅ αПГ ≤[σ ]H max,
     где [ σ ]Hmах – максимальное допускаемое контактное напряжение
рассчитывается по пределу текучести материала колеса, МПа:
     [ σ ]Hmах = 2,8⋅ σ Т2,
     здесь σТ2 – предел текучести материала колеса.
     Максимальное напряжение изгиба в основании зуба колеса σFmax 2:
     σ F max2 = σ F 2 ⋅ αПГ ≤ [σ ]F max2 ,
где [ σ ]Fmax2 – максимальное допускаемое напряжение изгиба для материала
колеса, МПа:
     [ σ ]F max 2 = 2,74⋅НВср2,
     здесь НВср2 – средняя твердость материала зуба колеса.

     3.8 Силы, действующие в зацеплении конических колес
     3.8.1 Окружная сила на среднем делительном диаметре колеса, Н
           2 ⋅ T2 ⋅ 103
     Ft =               ,
                d2
     где Т 2 – вращающий момент на колесе (Н⋅м);
          d 2 – средний делительный диаметр колеса (мм).

                                                                        15