Реферат: Седельный тягач с колесной формулой 4*2 с разработкой дифференциала повышенного трения

где d₁ и d₂ – углы делительного конуса шестерни и колеса соответственно.

Углы делительных конусов находят из следующих равенств: [13.c.318]

Эквивалентное число зубьев z_v шестерни и колеса:

единичное напряжение изгиба (коэффициент напряжения изгиба):

,[13.c.319]

где - номинальное значение коэффициента , = 2,25 для полуобкатной передачи;

К_и – коэффициент, учитывающий влияние параметров парного зубчатого колеса, К_и = 1 для конического колеса;

К_a - коэффициент, учитывающий влияние угла профиля, К_a = 0,935;

К_r - коэффициент, учитывающий влияние радиуса переходной кривой профиля зуба, К_r = 1,03;

К_t - коэффициент, учитывающий влияние преднамеренного перераспределения толщины зубьев шестерни и колеса соответственно,

,[13.c.323]

.

Коэффициенты осевого e_b и торцевого e_a перекрытия для конических передач:

где a_t – угол профиля в торцевом сечении,

[13.c.318]

Для конических косозубых передач Y_e = Z_e = 1.

Коэффициент

,[13.c.325]

где - коэффициенты, учитывающие непостоянство интенсивности нагрузки на наклонных контактных линиях и влияние точности изготовления на распределение нагрузки между зубьями соответственно. Для передач с криволинейными зубьями

К_Нy = 1+e_b/3 = 1+1,51/3 = 1,5. [13.c.325]

Расчетная окружная скорость в зацеплении находится по формуле:

,[13.c.325]

где n – расчетная частота вращения зубчатого колеса в мин ^-1.

К_Нg = 1 + 0,00267v_з [13.c.325]