3.1. Выбор материала и расчет допустимых напряжений.
3.1.1 По таблице 3.12 [1] выбираем характеристики материала. Твердость колеса должна быть на 30-40 единиц НВ меньше твердости шестерни.
| № | Параметры | Шестерня | Колесо |
| Марка стали | Сталь 40Х | Сталь 45 | |
| Твердость сердцевины | 245 НВ | 200HB | |
| Твердость поверхности | 58HRC | 50HRC | |
| Термообработка | Закалка ТВЧ | Нормализация | |
| 800 Мпа | 450 МПа | |
| 1000 МПА | 750 МПа |
3.1.2. Определяю допустимые напряжения изгиба для шестерни
=343 МПа
=600 МПа -предел выносливости материала (соответствует базовому количеству циклов нагружения)
- Коэффициент безопасности
- Коэффициент, который учитывает способ получения заготовки
- Коэффициент, который учитывает обработку переходной кривой
- Коэффициент чувствительности материала к концентраторам напряжений
– Коэффициент, который учитывает характер приложения нагрузки. При отсутствии реверса =1,0
=1,0 - Коэффициент долговечности
3.1.3. Определяю допустимые напряжения изгиба для колеса.
=206 МПа
3.1.4. Определяю допустимые напряжения изгиба для шестерни при действии максимальных усилий.
МПа
S FM1 =1.75 – запас прочности.
3.1.5. Определяю допустимые нагрузки для колеса при действии максимального усилия:
МПа
= 4.8НВ=960 Мпа S FM1=S FM2=1.75
3.1.6. Определяю допустимые контактные напряжения для шестерни:
=978 МПа
=17HRC+200 = 1186 МПа- предел контактной выносливости материала
- коэффициент долговечности
- коэффициент безопасности
- коэффициент, который учитывает шероховатость поверхности
- коэффициент, который учитывает окружную скорость передачи.
3.1.7. Определяю допускаемые контактные напряжения для колеса:
=372 Мпа
SH2=1.2; ZR=0.95; KHL2=1.0; Zv=1.0;
3.1.8. Принимаем допускаемые контактные напряжения
Принимаем 
Мпа
3.2 Проектный цилиндрической зубчатой передачи.
3.2.1 Исходные данные берем из таблицы №1 столбец «Вал І»
N1 = 2,58 кВт; n1 = 585,7 об/мин; T1 = 42,06 H×м; 
= 4,5.
3.2.2 
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
3.2.3 Определяю ориентировочно окружную скорость:
м/с
3.2.4 Принимаю коэффициент ширины венца 
3.2.5 Коэффициент распределения нагрузки по ширине венца, берется по рисунку 3.14 [1]
3.2.6 
– коэффициент динамичности, определяется по таблице 3.16 методом
интерполяции
3.2.7 ZM=275 МПа1/2 – коэффициент, который учитывает механические свойства материала (сталь);
3.2.8 ZH=1,76×cos 
=1,76 – коэффициент, который учитывает форму сопрягаемых колес.
3.2.9 Принимаем количество зубъев шестерни Z1=21, тогда Z2=Z1×UЗ=94,5 принимаем Z2=95.
3.2.10 
- коэффициент, который учитывает суммарную длину контактных линий
3.2.11 Определяю приближенное значение коэффициента торцового перекрытия В первом приближении
3.2.12 Подставляю полученные значения в исходную формулу и определяю минимальный диаметр начальной окружности шестерни:
3.2.11. Определяю модуль зацепления в первом приближении:
Полученный результат округляю в большую сторону к ближайшему стандартному значению по табл. 9 [ 1 ], m=2.5 мм
3.2.12 
мм
Определяю ширину венца 
мм. Принимаю 68 мм
В результате проведения проектировочного расчета получаем:
Z1 = 21 Z2 = 95 m = 2.5 мм b = 68 мм
3.3. Геометрический расчет зубчатой передачи.
3.3.1 Определяю делительный угол профиля в торцовом сечении:
3.3.2 Определяю угол зацепления передачи:
, 
Принимаю X1 = X2 =0, то есть коррекция зубчатой пары отсутствуюет 
3.3.3 Определяю межосевое расстояние:
мм
3.3.4 Вычисляю делительные диаметры шестерни и колеса:
мм 
мм
3.3.5 Вычисляем диаметры вершин зубьев шестерни и колеса
мм
мм
3.3.6 Вычисляю диаметры основных диаметров шестерни и колеса
мм 
мм
3.3.7 Вычисляем диаметры окружностей впадин шестерни и колеса
3.3.8. Угол профиля зуба в точках на окркжностях вершин:
3.3.9 Вычисляем составные коэффициента торцового перекрытия:
3.3.10 Определяю коэффициент торцового перекрытия 
13
3.3.11 Осевой шаг перекрытия равняется 
3.3.12 Определяю коэффициент осевого перекрытия 
3.3.13 Суммарный коэффициент перекрытия 
13
3.3.14 Эквивалентные числа зубьев передачи
3.3.15 Определяю окружную скорость передачи 
м/с
3.4. Проверочный расчет зубчатой передачи
3.4.1. Проверочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость
В основу расчета положенная зависимость:
МПа
где: ZM = 275 МПа1/2 ZH = 1,76 
МПа
Условие прочности выполняется.
3.4.2 Проверка цилиндрической зубчатой пары на выносливость при изгибе.
В основу расчета положенная зависимость:
i =1,2
где КA =1.0 - коэффициент режима работы
– коэффициент распределения нагрузки между зубьями при изгибе
- коэффициент распределения нагрузка по ширине венца при изгибе. Определяется по рис. 3.14(д), стр. 73 [1] для шестой схемы в зависимости от 
– коэффициент динамичности при изгибе по табл. 3.16 [1]
– коэффициент формы зуба
– коэффициент формы зуба
– коэффициент, который учитывает угол наклона зубьев
коэффициент, который учитывает перекрытие зубьев
- окружная сила на делительной окружности
Все составу подставляю в исходную формулу и нахожу:
МПа 
МПа
МПа 
МПа
Условие прочности выполняется.
3.4.3 Проверочный расчет зубчатой пары на прочность, при действии максимальной нагрузки.
Все составу подставляю в исходную формулу и нахожу:
МПа 
МПа
МПа 
МПа
Условие прочности выполняется.
Литература
1. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. "Расчет и проектирование деталей машин", Харьков, "Основа" 1991.
2. ИвановМ.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. М., “Высшая школа”, 1974.
3. Краткий справочник машиностроителя. Под ред. С.А. Чернавского. М., Машиностроение”, 1966.