Расчет цилиндрической зубчатой передачи
Исходные данные
Тип зуба –
Крутящий момент на шестерне Т 1 = Н•м
Частота вращения шестерни n 1= мин-1
Передаточное число u =
Режим нагружения –
Коэффициент использования передачи:
в течение года – K г =
в течение суток – K с =
Cрок службы передачи в годах – L =
Продолжительность включения – ПВ = %
Выбор материалов зубчатых колес
Материалы выбираем по табл. 1.1 [1]
Шестерня
Материал
Термическая обработка
Твердость поверхности зуба
Колесо
Материал
Термическая обработка
Твердость поверхности зуба
2. Определение допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения
HPj = 
где j =1 для шестерни, j =2 для колеса;
s H lim j - предел контактной выносливости (табл. 2.1 [1]),
s H lim1 =
s H lim2=
SHj - коэффициент безопасности (табл. 2.1 [1]),
SH 1= SH 2=
KHLj - коэффициент долговечности;
KHLj = 
1,
здесь NH 0 j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 1.1 [1]),
NH0 1= NH0 2 =
Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения: 
h =
Суммарное время работы передачи в часах
th = 365 L 24 K г К сПВ =
Суммарное число циклов нагружения
N S j = 60 nj c th,
где с – число зацеплений колеса за один оборот, с =;
nj – частота вращения j -го колеса, n 1= мин-1, n 2= мин-1;
N S1= N S2=
Эквивалентное число циклов контактных напряжений, NHE j = h N Σj;
NHE 1= NHE 2=
Коэффициенты долговечности
KHL 1= KHL 2=
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
s HP 1= s HP 2=
Для прямозубых передач s HP =s HP 2, для косозубых и шевронных передач
s HP =0.45 (s HP 1+s HP 2) 
1.23 s HP 2.
Допускаемые контактные напряжения передачи:
s HP =
Допускаемые напряжения изгиба
FPj = 
,
где s F lim j - предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 4.1 [1]),
s F lim 1 = s F lim 2 =
SFj - коэффициент безопасности при изгибе (табл. 4.1 [1]), SF 1=, SF 2=
KFCj - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 4.1 [1]) KFC 1=, KFC 2=
KFLj - коэффициент долговечности при изгибе:
KFL j= 
1.
здесь qj - показатели степени кривой усталости: q 1 =, q 2 = (табл. 3.1 [1]);
NF 0 – базовое число циклов при изгибе; NF 0 = 4•106.
NFEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE j = Fj N Σ j.
Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки
F 1 =, F2 =,
NFE 1 =, NFE 2 =
KFL 1 =, KFL 2 =
Допускаемые напряжения изгиба:
FP 1=
FP2 =
Проектный расчет передачи
Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:
aw = 
(u + 1) 
,
где - коэффициент вида передачи, =
KН - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН =1.2.
Коэффициент ширины зубчатого венца 
= (ряд на с. 11 [1]).
Расчетное межосевое расстояние aw =
Округлим aw до ближайшего большего стандартного значения (табл. 6.1 [1]). Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль mn)
m = (0.01…0.02) aw =
Округлим m до стандартного значения (табл. 5.1 [1]): m =
Суммарное число зубьев
Z 
= 
,
где β1=0° для прямозубых передач, β1=12° для косозубых передач и β1=30° для шевронных передач.
Z =
Значение Z округлим до ближайшего целого числа Z 
=
Уточним для косозубых и шевронных передач делительный угол наклона зуба β = arccos 
.
Число зубьев шестерни
Z 1= 
=
Число зубьев колеса
Z 2 = Z – Z 1=
Фактическое передаточное число
u ф = 
=
Значение u ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u 4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5.
u = 100 
=
Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x 1= x 2=
Ширинa венца колеса
bw 2= 
=
Округлим bw 2 до ближайшего числа из ряда на с. 14 [1].
Ширину венца шестерни bw 1 примем на 5 мм больше чем bw 2:
bw 1=
Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для непрямозубых колес m = mn.
Диаметры делительных окружностей прямозубых колес dj = mZj,
то же, для косозубых колес 
:
d 1 = d 2 =
Диаметры окружностей вершин при x = 0: daj = dj + 2 m (1 + xj):
da 1 = da 2=
Диаметры окружностей впадин dfj = dj – 2 m (1.25 – xj):
df 1 = df 2 =
Вычислим окружную скорость в зацеплении
V = 
=
Степень точности передачи выбираем по табл. 8.1 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: n ст=