Основными видами расчётов являются расчеты на контактную выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач, работающих при хорошей смазке, является усталостное контактное выкрашивание, то проектный расчет закрытых передач выполняют на контактную выносливость с последующей проверкой зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе.
Проектировочный расчет
Проектировочный расчет служит только для предварительного определения размеров. Предварительно выбирают материалы зубчатой пары [1.табл.2.1.]
Выбираем материал шестерни: сталь 45, HB 269-302, термообработка - улучшение.
Предел прочности Gb=890 МПа.
Предел текучести GT=650 МПа.
Выбираем материал колеса: сталь 45, HB 269-302, термообработка - улучшение.
KFb- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, 1.12 для ybd=0.8 [1. рис.2.1.(б)]
1) GHP-допускаемые контактное напряжение (МПа), расчитываем по формуле:
(4.1)
где
GFlim- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений (МПа), расчитываем по формуле:
(4.2)
где
GНlimb- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений (МПа), рассчитывается по формуле:
(4.3)
для шестерни:
МПа
для колеса:
МПа
KН1- коэффициент,учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба, 1
МПа - для шестерни
Мпа -- для колеса
SН-коэффициент безопасности, 1.1
МПа -- для колеса
МПа -- для шестерни
Мпа (4.4)
2) Предварительный расчёт параметров зубчатых колёс.
Определяем диаметр начальной окружности шестерни (мм):
(4.5)
dw1=70.97 мм.
Определяем диаметр начальной окружности колеса
dw2=U×dw1 (4.6)
dw2=354.85 мм.
Определяем межосевое расстояние
aw =(dw1+dw2)/2 (4.7)
aw=(70.97+354.85)/2=212.91 мм.
Модуль зацепления:
mn(min)=0.01×212.91=2.13 мм
mn(max)=0.02×212.91=4.26 мм
Принимаем окончательно модуль зацепления из ряда (табл.4.1.).
Таблица 4.1
| 1-й ряд | 5.0 | ||
| 2-й ряд | 3.5 | 4.5 | 5.5 |
Принимаем mn=3.5 мм.
3) Определяем параметры зубчатых колес (см. рис. 4.1.)
рис. 4.1
Z1-число зубьев шестерни
(4.8)
где
b=10-18о принимаем b=14.о
Z2-число зубьев колеса
(4.9)
где
U – предаточное число, 5
Уточняем передаточное число
Уточняем b
(4.10)
b=9.48
Определяем диаметр начальной окружности шестерни
dw1=Z1×mn/cos(b) (4.11)
dw1=20×3.5/ cos(9.48)=70.99 мм
Определяем диаметр начальной окружности колеса
dw1=Z2×mn/cos(b) (4.12)
dw1=100×3.5/ cos(9.48)=354.97 мм.
Определяем межосевое расстояние
aw =(dw1+dw2)/2 (4.13)
aw=(70.99+354.97)/2=212.98 мм.
Определяем окружную скорость
V=(w3×dw1)/(2×1000) (4.14)
V=(20.84×70.99)/(2×1000)=0.74 м/с
Выбираем степень точности передачи: 8-я степень точности
[1. табл.2.2.]
Определяем рабочую ширину венца колеса по формуле:
b2=ybd×dw1 (4.15)
b2 =0.8×70.99=56.79 мм.
Определяем рабочую ширину венца шестерни по формуле:
b1=b2+2×m (4.16)
b1=56.79+2×3.5=63.79 мм.
Проверочный расчет
Расчетное напряжение изгиба зубьев GF (МПа) определяют по формуле:
(4.17)
где: 
UF-коэффициент, учитывающий форму зуба, 3.8 [1. рис.2.3.]
UE- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, 1 [1. табл.2.7]
Ub- коэффициент, учитывающий наклон зуба, 
Ft- удельная расчетная окружная сила (H/мм), определяем по формуле:
(4.18)
где
KFa-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, 1 [1. табл.2.7]
KFb-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, 1.24 [1. рис.2.1]
KFV-коэффициент,учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении, 1.1 [1. табл.2.6]
МПа