1.1 Исходные данные
Исходные данные для расчета открытой эвольвентной цилиндрической передачи выбирают из сведенных в таблицу результатов кинематического расчета силового привода. В качестве исходных данных выбирают значения мощностей, вращающих моментов, частот вращения на валах шестерни (ведущего звена в передаче) и колеса (ведомого звена в передаче).
Исходные данные для расчета представлены в таблице 1.1.
Таблица 1.1 – Исходные данные для расчета открытой цилиндрической передачи
| Наименование параметра, единица измерения | Обозначение | Исходные данные примера |
| Вращающий момент на валу шестерни, Н·мм | T1 | 62477 |
| Вращающий момент на валу колеса, Н·мм | T2 | 300000 |
| Частота вращения шестерни, мин-1 | n1 | 231,25 |
| Частота вращения колеса, мин-1 | n2 | 45,39 |
| Угловая скорость шестерни, рад/сек | ω1 | 24,204 |
| Передаточное число передачи | u | 5,095 |
| Срок службы передачи, час | Lh | 15000 |
| Наличие реверса | есть; нет | нет |
1.2 Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
Таблица 1.2 – Основные характеристики выбранного материала
| Марка стали | Диаметр заготовки, мм | Предел прочности σB, МПа (Н/мм2) | Предел текучести σT, МПа (Н/мм2) | Твердость, НВ (средняя) | Термо-обработка |
| Сталь 45 | 90-120 | σB1 = 730 | σT1 = 390 | HB1 = 210 | улучшение |
| Сталь 45 | 100-500 | σB2 = 570 | σT2 = 290 | HB2 = 190 | нормализация |
Таблица 1.3 – Определение допускаемых напряжений изгиба для колес с HB ≤ 350
| Параметр | Формула | Расчет | Результат |
 – предел изгибной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений, МПа
| 
| 
| |
| 
| ||
 – допускаемые изгибные напряжения, МПа
| 
| 
| |
| 
| 195,4 |
Таблица 1.4 – Определение числа зубьев и уточнение передаточного числа
| Параметр | Формула | Расчет | Результат | |
| Число зубьев шестернипринимают из условия | 
| |||
| Число зубьев колеса (округляют до целого) | 
| 
| 101,9 | |
| Уточняют передаточное число | 
| 
| 5,1 | |
| Расхождение с исходным значением | 
| 
| *должно быть 
| |
| – 0,0009 % | ||||
| *Если ∆u больше 3 %, то необходимо изменить значения чисел зубьев и вновь проверить данное условие |
1.3
1.4 Определение размеров зубчатых колес и параметров зацепления
Таблица 1.5 – Основные геометрические параметры зацепления
| Формула | Расчет | Результат | ||||||||
| Определяют по ГОСТ 21354 – 87коэффициенты формы зуба | YF1 | YF2 | 4,09 | 3,6 | ||||||
| Проводят сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса | ||||||||||
| 
| 
| 
| 58,81 | 54,28 | |||||
Дальнейший расчет ведут по минимальному значению
найденных отношений  для одного из колес
| ||||||||||
| Определяют коэффициент нагрузки | ||||||||||
| 
| 1,644 | ||||||||
| KFα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями: KFα = 1 – для прямозубых колес. | ||||||||||
| KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий | 1,37 | |||||||||
| KFV – коэффициент динамичности | 1,2 | |||||||||
| Выбирают коэффициенты: | ||||||||||
Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра, 
| ||||||||||
| при расположении шестерни относительно опор | симметричном | 
| - | |||||||
| несимметричном | 
| - | ||||||||
| консольном | 
| 0,4 | ||||||||
| Коэффициент ширины шестерни относительно модуля | 
| |||||||||
| Коэффициент износа | 𝛾 от 1,25 до 1,4 | 1,25 | ||||||||
| Определяют модуль зацепления | ||||||||||
| 
| 2,99* (3) | ||||||||
| *Значение модуля округляют до ближайшего большего стандартного значения ГОСТ 9563–60, причем целесообразно принимать m ³ 2 и предпочтение следует отдавать первому ряду | ||||||||||
Таблица 1.6 – Основные геометрические параметры передачи, мм
| Параметр | Формула | Расчет | Результат | |
| Диаметры делительных окружностей | шестерни | 
| 
| |
| колеса | 
| 
| ||
| Диаметры окружностей выступов | шестерни | 
| 
| |
| колеса | 
| 
| ||
| Диаметры окружностей впадин | шестерни | 
| 
| 62,5 |
| колеса | 
| 
| 298,5 | |
| Ширины венцов колец | колеса | 
| 
| 24 (25)* |
| шестерни | 
| 
| 20 (20)* | |
| *Значения b1 и b2 необходимо округлить по ГОСТ 6636–69 до значения по |
1.5 Проверочный расчет открытой цилиндрической передачи
Таблица 1.7 – Условие прочности по изгибным напряжениям
| Формула | Расчет | Результат | ||||
| Определяют окружную скорость, м/с и назначают степень точности изготовления колес | ||||||
| 
| 1,0 | Степень точности | |||
Уточняют коэффициент ширины шестерни относительно диаметра, 
| ||||||
| 
| 0,417 | ||||
Уточняют коэффициент нагрузки, 
| ||||||
| 
| 1,644 | ||||
| 
| Должно быть 
| ||||
| Проверяют погрешность в процентах (%) недогрузка (+), перегрузка (−) | ||||||
| 
| Перегрузка 8 % < 10 % | ||||
1.6 Определение сил, действующих в зацеплении
В прямозубом зацеплении сила нормального давления раскладывается на две составляющие: радиальную и окружную.
Таблица 1.8 – Расчет сил, действующих в прямозубых передачах, Н
| Параметр | Формула | Расчет | Результат |
| Окружные силы | 
| 
| 2082,57 |
| Радиальные силы | 
| 
| 757,99 |
| Где α = 20º – угол зацепления | |||
| Силы нормального давления | 
| 
| 2216,23 |