Выбор материалов зубчатых колёс и расчёт допускаемых напряжений
Тихоходная ступень
Рассчитаем оринтировочное значение межосевого расстояния по формуле:
где d = 13 мм – диаметр отврестия под болт в корпусе редуктора.
Расчёт контактных напряжений
Для нахождения контактных напряжений воспользуемся формулой межосевого расстояния для прямозубых передач:
где 
Выразим из данного выражения 
:
,
где 
Допускаемы контактные напряжения определяем по формуле:
где 
так как материал подвергается объёмной закалке.
Выразим базовый предел выносливости поверхностей зубьев:
Так как колесо подвергается объемной закалке, то:
44HRC = 415 HB.
Основываясь на полученных твёрдостях, выбираем материал колеса. Берём Сталь 40 при температурном отпуске 200 оС, которой соответствует твёрдость 44HRC = 415 HB. Для шестерни выбираем материал на 20 – 50 единиц НВ выше, чем для колеса. Возьмём Сталь 45 с тмпературой отпуска 200 оС, которой сооответствует твёрдость 492 HB = 50,7HRC.
Посчитаем коэффициент долговечности:
;
;
Уточняем значение допускаемых контактных напряжений:
Зададимся числом зубьев шестерни Z1 = 18 и определим число зубьев колеса:
Z2 = Z1 * Uт = 18 * 3,4 = 61,2 ≈ 62.
Уточняем передаточное число тихоходной передачи:
Определяем модуль зацепления:
Cтандартизируем это значение:
Уточняем межосевое расстояние:
Определяем диаметры колёс:
d1 = m Z1 = 3,5 * 18 = 63 мм;
d2 = m Z2 = 3,5 * 62 = 217 мм;
da1 = d1 + 2m = 63 + 2 * 3,5 = 70 мм;
da2 = d2 + 2m = 217 + 2 * 3,5 = 224 мм;
df1 = d1 – 2,5m = 63 – 2,5 * 3,5 = 54,25 мм;
df2 = d2 – 2,5m = 217 – 2,5 * 3,5 = 208,25 мм.
Делаем проверку:
Уточняем коффициент нагрузки 
. Для это определяем окружную скорость в зацеплении v и 
:
Определяем значение коэффициента динамической нагрузки 
по таблице (в числителе для прямозубых, в знаменателе – для косозубых передач):
Получаем 
, так как для закрытых передачь используется 8-я степень точности, окружная скорость в зацеплении не превышает трех и твёрдость выбранного материала превышает 350 НВ.
Уточнённое значение ширины колеса 
примем равной 35 мм.
Получаем уточнённые коэффициенты 
:
Значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки 
Получаем 
Коффициент нагрузки находим как произведение коэффициентов 
и :
В соответствии с уточнёнными значениями межосевого расстояния и коэффициента нагрузки производим проверку фактических контактных напряжений по формуле:
.
Посчитаем получившуюся перегрузку относительно уточнённого значения допускаемых контактных напряжений:
Расчёт зубьев на изгиб
При расчёте зубьев на изгиб допускаемое изгибное напряжение может быть определено по формуле:
где 
– базовый предел выносливости материала шестерни по изгибным напряжениям, который мы принимаем равным 600 Н/мм2, т. к. материал шестерни подвергается объёмной закалке; SF – коэффициент безопасности, принимем его равным 2; KFC = 1, т. к. передача нереверсивная (односторонняя нагрузка).
Посчитаем коэффициент долговечности:
;
;
Находим значение допускаемых изгибных напряжений:
Производим проверку фактических изгибных напряжений по формуле:
где 
– коэффициент, учитывающий форму зуба, который находим по графику по нулевой кривой, т. к. смещение исходного контура равно 0. Число зубьев шестерни Z1 = 18. Тогда 
.
Определяем значение коэффициента динамической нагрузки 
по таблице (в числителе для прямозубых, в знаменателе – для косозубых передач):
Получаем 
, так как для закрытых передачь используется 8-я степень точности, окружная скорость в зацеплении не превышает 3ёх и твёрдость выбранного материала превышает 350 НВ.
Значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки 
Получаем 
Коффициент нагрузки находим как произведение коэффициентов 
и :
Значение ширины шестерни обычно выполняется несколько больше (на 3..5 мм) значения шириы колеса, тогда:
Теперь получаем значение фактических изгибных напряжений:
Быстроходная ступень
Расчёт контактных напряжений
Поскольку редуктор является соосным, то 
. Также примем 
Посчитаем ширину колеса:
Для нахождения контактных напряжений воспользуемся формулой:
.
Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле:
где так как материал подвергается объёмной закалке.
Выразим базовый предел выносливости поверхностей зубьев:
Так как колесо подвергается объемной закалке, то:
22,4HRC = 231 HB.
Основываясь на полученных твёрдостях, выбираем материал колеса. Берём Сталь 35 при температурном отпуске 500 оС, которой соответствует твёрдость 235 HB = 23,5 HRC. Для шестерни выбираем материал на 20 – 50 единиц НВ выше, чем для колеса. Возьмём Сталь 45 с температурой отпуска 500 оС, которой сооответствует твёрдость 285 HB = 30 HRC.
Посчитаем коэффициент долговечности:
;
;
Уточняем значение допускаемых контактных напряжений:
Зададимся числом зубьев шестерни Z1 = 21 и углом наклона зубьев
β = 18о. Определим число зубьев колеса:
Z2 = Z1 * Uт = 21 * 4,6 = 96,6 ≈ 97.
Уточняем передаточное число быстроходной передачи:
Определяем модуль зацепления:
Cтандартизируем это значение:
Уточняем угол наклона зубьев:
Проведём проверку на эффективность:
Определяем диаметры колёс:
d1 = 
= 
= 49,83 ≈ 50 мм;
d2 = 
= 
= 230,17 ≈ 230 мм;
da1 = d1 + 2m = 50 + 2 * 2,25 = 54,5 мм;
da2 = d2 + 2m = 230 + 2 * 2,25 = 234,5 мм;
df1 = d1 – 2,5m = 50 – 2,5 * 2,25 = 44,375 мм;
df2 = d2 – 2,5m = 230 – 2,5 * 2,25 = 224,375 мм.
Делаем проверку:
Уточняем коффициент нагрузки . Для это определяем окружную скорость в зацеплении v и :
Определяем значение коэффициента динамической нагрузки по таблице (в числителе для прямозубых, в знаменателе – для косозубых передач):
Получаем 
, так как для закрытых передачь используется 8-я степень точности, окружная скорость в зацеплении не превышает 8ми и твёрдость выбранного материала не превышает 350 НВ.
Находим коэффициент 
:
Значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки 
Получаем 
Коффициент нагрузки находим как произведение коэффициентов и :
В соответствии с уточнёнными значениями производим проверку фактических контактных напряжений по формуле:
.
Посчитаем получившуюся недогрузку относительно уточнённого значения допускаемых контактных напряжений:
Расчёт зубьев на изгиб
При расчёте зубьев на изгиб допускаемое изгибное напряжение может быть определено по формуле:
где – базовый предел выносливости материала шестерни по изгибным напряжениям, который мы принимаем равным 600 Н/мм2, т. к. материал шестерни подвергается объёмной закалке; SF – коэффициент безопасности, принимем его равным 2; KFC = 1, т. к. передача нереверсивная (односторонняя нагрузка).
Посчитаем коэффициент долговечности:
;
;
Находим значение допускаемых изгибных напряжений:
Производим проверку фактических изгибных напряжений по формуле:
где – коэффициент, учитывающий форму зуба, который находим по графику по нулевой кривой, т. к. сумарное смещение исходного контура равно 0. Определяем эквивалентное число зубьев:
.
Определяем значение коэффициента динамической нагрузки по таблице (в числителе для прямозубых, в знаменателе – для косозубых передач):
Получаем 
, так как для закрытых передачь используется 8-я степень точности, окружная скорость в зацеплении не превышает 8ми и твёрдость выбранного материала не превышает 350 НВ.
Значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки 
Получаем 
Коффициент нагрузки находим как произведение коэффициентов и :
Находим коэффициент, учитывающий наклон зубьев 
:
Находим коэффициент, учитывающий участие в зацеплении косозубой передачи нескольких пар зубьев. Этот коэффициент можно принять:
где 
– торцевой коэффициент перекрытия:
.
Значение ширины шестерни обычно выполняется несколько больше (на 3..5 мм) значения шириы колеса, тогда:
Теперь получаем значение фактических изгибных напряжений:
.