Выбираем наименьшее из полученных значений s_НР.

 

Допускаемые напряжения изгиба: 

 

где s_{F limbj} – базовый предел изгибной выносливости;

      S_Fj – коэффициент безопасности;

      K_FCj – коэффициент, учитывающий влияние приложения нагрузки;

      K_FLj – коэффициент долговечности.

      s_{F limbj} = 1,8НВ_j. 

Значение коэффициента долговечности К_FL определяется по формуле: 

 

где N_FO – базовое число циклов перемен напряжений для изгибных напряжений;

      m = 6 при НВ £ 350;

      N_FE – эквивалентные числа циклов переменных напряжений. 

 

где M_F = 0,06 – коэффициент приведения переменного режима нагружения передачи. 

2.2. Межосевое  расстояние. 

где с = 430 для косозубых и шевронных передач;

      Y_ba = 0,4 коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию. 

Крутящий момент на шестерне равен моменту на быстроходном валу редуктора, т.е.: 

 

      K_H – коэффициент нагрузки: 

 

где K_Hb - коэффициент концентрации или равномерности нагрузки по длине контактной

       линии;

      К_HV – динамический коэффициент;

      K_Ha – коэффициент распределения нагрузки между зубьями. 

      Предварительно  назначаем 8 степень точности передачи. Для 8 степени точности

K_HV = 1,0…1,05, принимаем K_HV =1,03.

      Коэффициент K_Ha может быть определён только тогда, когда определены размеры передачи,  K_Ha выбираем из интервала 1,05…1,15, K_Ha = 1,1. 

Для определения  коэффициента K_Hb находим коэффициент y_bd по соотношению: 

 

номер схемы рассчитываемой передачи – IV

при HB £ 350, K_Hb = 1,1 

 

полученные значения межосевого расстояния округляем до ближайшего по ГОСТ 12289-76,

а_w = 160мм. 
 

2.3. Модуль, суммарное число зубьев, ширина  зубчатого колеса. 

Ориентировочно  определяем величину модуля: 

 

по ГОСТ 9563-80, выбираем m_n = 2мм. 

      Следует иметь в виду, что для силовых  передач модуль меньше 2мм рекомендуется не применять.

      Ширина  зубчатого колеса: 

 

полученное значение округляем до ближайшего из ряда Ra20 по ГОСТ 6636-69. 

2.4. Фактическое  передаточное число. 

      Число зубьев шестерни: 

 

где z_S - суммарное число зубьев. 

      Число зубьев колеса: 

 

      Фактическое передаточное число: 

 

фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на 2,5% при u₀ < 4,5 и на 4% при u₀ > 4,5. 
 

2.5. Фактическая  окружная скорость. 

 

      Определяем  диаметры делительных окружностей  шестерни и колеса: 

                     

      Для проверки убедимся, что полу сумма  делительных диаметров шестерни и колеса равна межосевому расстоянию: 

 

определяем степень  точности передачи и оставляем восьмую. 
 

2.6. Проверка  зубьев на выносливость по  контактным напряжениям. 

 

где K = 8540.

      Коэффициент нагрузки: 

 

      коэффициенты  K_HV и K_Ha уточняем, после определения размеров передачи и фактической окружной скорости, K_HV = 1,01; K_Ha = 1,09. 

 

      Перегрузка  по контактному напряжению допускается  не более 5%. 
 

2.7. Проверка  зубьев на выносливость по напряжениям изгиба. 

      Для шестерни: 
 

 

где g =1.

      Определяем  коэффициент нагрузки: 

 

где K_Fb - коэффициент концентрации нагрузки по изгибу;

      K_FV – динамический коэффициент;

      K_Fa – коэффициент распределения нагрузки между зубьями. 

      Для определения коэффициента формы  зуба Y_F1 находим эквивалентное число зубьев: 

 
 

      Для колеса:

 

      Аналогично  определяем Y_F2: 

 
 

2.8. Основные  геометрические размеры зубчатых  колёс. 

      Диаметры  дополнительных окружностей шестерни и колеса: 

                     

      Диаметры  окружностей вершин зубьев: 

                       

      Диаметры  окружностей впадин зубьев: 

                   
 
 
 
 
 
 

Расчёт  цилиндрической зубчатой передачи исходные данные 

 
 
 

3. Расчёт валов. Расчёт подшипников.

 

3.1. Ориентировочный  расчёт валов. 

где T_i – крутящий момент;

      [t] – допускаемое напряжение на кручение. 

Полученный результат  округляем по Ra40 в большую сторону. 
 

2. Эскизная  компоновка вала.

 
 
 

3. Расчётные схемы валов. Эпюры изгибающих и  сжимающих моментов.

 

      Полные  усилия: 

 

где F_t – окружное усилие;

      F_r – радиальное усилие;

      F_a – осевое усилие. 

      Окружное  усилие и полное усилие на зубе ведущего колеса (шестерни) всегда направлены в сторону противоположную вращению, а на колесе по направлению вращения. Осевое усилие направлено параллельно оси колёс. Радиальное усилие зависит и от направления вращения и от линии наклона зуба. 
 

4. Расчёт шпонок на смятие.

 

 

где Т – передаваемы вращающий момент;