Расчет зубчатых колес редуктора
В задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками [1, с.34]: для шестерни сталь 45, термическая обработка – нормализация, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – нормализация, твердость НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения [2, с.33]:
где s Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
Для углеродистых сталей с твердостью поверхности менее НВ 350 и термической обработкой (нормализация) [1, с.34]:
sHlimb = 2 НВ +70.
KHL – коэффициент долговечности. При числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимает [2,c.33]: KHL = 1; SH =1.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение [2, с.35]:
для шестерни:
для колеса:
тогда расчетное допускаемое напряжение:
Требуемое условие: 
выполнено
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев для косозубых передач [1, с.32]:
где Ка = 43; Uз.з. = 4; 
(Н 
КНb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (рис.1), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны шатунной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев.
Принимаем предварительно, как в случае несимметричного расположения колес [1, с.32]: КНb = 1.125
yba – коэффициент ширины венца (выбирается по ГОСТ 2185-66). yba = 0,4
Ближайшее значение межосевого расстояния (ГОСТ 2185-66): 
=125 мм
Номинальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации
[1, c.36];
принимаем по ГОСТ 9563-60* 
Примем предварительно угол наклона зубьев [1, с.37] b = 10 0 и определим числа зубьев шестерни и колеса:
Уточненное значение угла наклона зубьев:
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
проверка:
диаметры вершин зубьев:
мм
ширина колеса:
ширина шестерни:
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
при такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности [1, с.32].
Коэффициент нагрузки.
При ybd = 1,18, твердости менее 350 и симметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от напряжения шатунной передачи КНb = 1,045 [1, с.39]. При v = 3,8 (м/с) и восьмой степени точности
КНa = 1,09 [1, с.39]. Для косозубых колес при v < 5 м/с имеем КНv = 1,0 [1, с.40].
Таким образом, коэффициент нагрузки равен:
Проверка контактных напряжений [1, с.31]:
391.8 МПа 
Силы, действующие в зацеплении [1, с.294]:
окружная:
радиальная: a = 20 0 
осевая:
Н.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [1, с. 46]:
Коэффициент нагрузки: [1, c.43].
для шестерни:
для колеса:
При этом YF1 = 3,72; YF2 = 3,6 (коэффициенты, учитывающие формы зубьев) [1, c. 42].
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по 9напряжениям изгиба [1, c. 43]
Для стали 45 нормализованной при твердости НВ≤ 350 [2, c. 295] предел выносливости 
для шестерни: 
для колеса:: 
Коэффициент безопасности 
для поковок и штамповок [1, c.45]. Таким образом, 
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
Для шестерни
Для колеса
Для шестерни отношение
Для колеса
Для дальнейшего расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найдено отношение меньше.
Коэффициент Yb учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми:
Коэффициент КFa учитывает распределение нагрузки между зубьями.
где ea - коэффициент торцового перекрытия и n – степень точности зубчатых колес. ea = 1,5; n = 8 [2, c.47].
Проверяем прочность зуба колеса [2, c. 46]:
Условие прочности выполнено.
Предварительный расчет валов редукторов
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжением.
Ведущий вал:
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ 
] = 20 МПа по формуле
dв1 = 
= 
≈ 23,06 мм.
Примем dв1 = 25 мм.
Примем под подшипниками dп1 =30 мм.
Ведомый вал:
Учитывая влияние изгиба вала на натяжения цепи, принимаем [ ] = 20 МПа.
Диаметр выходного конца вала
dв2 = 
= 31,1 мм
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда:
dв2 = 32 мм. Диаметр под подшипниками принимаем dп2 = 40 мм.
Под зубчатым колесом dк2= 48 мм.