Тогда:

.
Коэффициенты запаса прочности: для шестерни - SH3 = 1,2; для колеса - SH4 = 1,1 [с. 9].
Предел контактной выносливости

, МПа [т. 3.2]:
для шестерни

МПа;
для колеса

МПа.
Суммарное число циклов перемены напряжений

при постоянной нагрузке определяется следующим образом [ф. 3.4]:

,
где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t – срок службы передачи, в часах.
Таким образом:

циклов,

циклов.
Базовое число циклов перемены напряжений

определим по графику, представленному на рис. 3.3

циклов (Н
HRC = 50 ≈ 480 HB).

циклов (H
HB = 300).
Примечание: перевод твердости по HRC в HB по приложению 1.
Так как

определяем значение

по формуле [c. 10]:

;

.
Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения

, МПа:

;

.
В качестве допускаемого контактного напряжения
для прямозубой передачи при проектировочном расчете принимают наименьшее допускаемое контактное напряжение:
. Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния:
=166,82 мм. Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения [c. 11]:
= 180 мм. Ориентировочно определяем значение модуля (мм) [ф. 3.19]:

мм.
По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль [c. 17]:
m = 2,5 мм.
Зададимся углом наклона
и определим суммарное zC, число зубьев шестерни z3 и колеса z4 [ф. 3.20, ф. 3.21, ф. 3.22]:
Тогда:
; округляем до целого: z3 = 41. z4 = zС – z1 = 144 – 41 = 103.
Действительное передаточное число и его погрешность определяется по формулам [ф. 3.23]:

.
Уточняем значение угла b по формуле [ф. 3.24]:

тогда

.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные шестерни и колеса определяются по формуле [ф. 3.25], мм:
Проверим полученные диаметры по формуле [ф. 3.26]:
, что совпадает с ранее найденным значением.
Диаметры вершин зубьев определяются по формуле [ф. 3.27] с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:
,
; диаметры впадин [ф. 3.28], мм:
,
; основные диаметры, мм:

,

,
где делительный угол профиля в торцовом сечении:

.
Ширина колеса определяется по формуле [ф. 3.29]:

мм.
Ширина шестерни определяется по формуле [ф. 3.30], мм:
b3 = b4 + (5...10) = 72 + (5...10) = 77…82 мм.
Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b1 = 80 мм.
Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле [ф. 3.31]:

м/c..
По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес [т. 3.4].
2. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
2.1 Расчет контактных напряжений

где
= 270 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;
– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, для прямозубых передач 1,75.
– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.
Коэффициент

, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбирается по таблице в зависимости от окружной скорости и степени точности по нормам плавности [т. 4.5]:

= 1,11.

= 1,125;

;

= 180 мм (определено ранее).
Динамический коэффициент

определяется по таблице 5.1:

.

условие выполнено.
Недогруз =

(в курсовом проектировании недогруз должен быть не более 20%).
3. Расчет зубьев на выносливость при изгибе
3.1 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб
Допускаемым напряжением
определяются по формуле [ф. 5.11]:
, где

– предел выносливости при отнулевом цикле изгиба;

– коэффициент запаса прочности;

– коэффициент долговечности;

– коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений;

– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

– коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.
Коэффициент запаса прочности

определяется в зависимости от способа термической и химико-термической обработки [см. приложение 2]:

= 1,7;

= 1,7.