Расчет редуктора (стр. 5 из 8)
,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:
b1 = b2 + (5...10) = 44,1 + (5...10) = 49,1…54,1 мм.
Полученные значение ширины округляем до нормальных линейных размеров: b1 = 52 мм, b2 = 44 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 косозубых передач:
; 
; 
.
– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для косозубых передач:
Коэффициент
, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбирается по таблице в зависимости от окружной скорости и степени точности по нормам плавности [т. 4.5]: 
= 1,13. 
= 1,11; 
; 
= 140 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.Коэффициент долговечности
находится по формуле [ф. 3.14]: 
но не менее 1,где
– показатель степени [с. 14]; 
– базовое число циклов перемены напряжений, NFlim = 4×106 циклов; 
– суммарное число циклов перемены напряжений, уже определены: 
циклов, 
циклов.Так как
и 
, то 
.Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба
, выбирается в зависимости от способа термической или химико-термической обработки [приложение 2]:для шестерни и колеса с улучшением из стали марки 40ХН
МПа, 
МПа.Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки
, так как одностороннее приложение нагрузки [c. 34]. 
Тогда:
3.2 Определение расчетного изгибного напряжения
Расчетом определяют напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса.
Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения [ф. 5.1]:
.Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле, МПа:
,где Т – крутящий момент, Н*м;
m – нормальный модуль, мм;
z – число зубьев;
– коэффициент ширины зуба по диаметру (опреден ранее); 
– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений; 
– коэффициент, учитывающий влияние наклон зуба; 
– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; 
– коэффициент нагрузки.Коэффициент
, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется по формуле [ф. 3.17]: 
,где x1 = x2 = 0 – коэффициенты смещения;
, 
– так как шестерни косозубые. Тогда: 
;