Расчет редуктора (стр. 2 из 8)
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 (НHRC = 50 ≈ 480 HB). 
циклов (HHB = 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.