РАСЧЕТ РЕДУКТОРОВ С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ ЗУБЧАТЫМИ КОЛЕСАМИ
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:
-мощность на ведущем валу, кВт;
-частота вращения ведущего вала, об/мин;
-частота вращения ведомого вала, об/мин;
-редуктор одноступенчатый;
Вращающий момент Т, 
, на валу определяется через мощность N и частоту вращения этого вала n
ПОРЯДОК РАСЧЕТА РЕДУКТОРОВ:
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА РЕДУКТОРА
РАЗБИВКА ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА РЕДУКТОРА НА ПЕРЕДАТОЧНЫЕ ЧИСЛА ОТДЕЛЬНЫХ ПАР
Где 
- передаточное число первой (быстроходной) пары;
- передаточное число второй (тихоходной) пары;
По ГОСТ 2185-66 установлены значения передаточных чисел редукторов; причем при 
допускается отклонение расчетного значения от стандартного на 
.
Разбивку общего передаточного числа редуктора на передаточные числа отдельных пар можно также производить с учетом зависимости
В сносных редукторах
РАСЧЕТ ЗУБЧАТОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ ПЕРВОЙ ПАРЫРЕДУКТОРА.
А. Определение межцентрового расстояния (по контактным напряжениям), мм:
,
Где 
- межцентровое расстояние;
- передаточное число рассчитываемой пары;
- знаки для передачи с наружным и внутренним зацеплением(“+”- наружное зацепление, “-”- внутреннее зацепление);
- вращающий момент на ведущем валу, ;
- 1…1,5- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца(для приближенной оценки величины рекомендуют графики, разработанные на основе расчетов и практики эксплуатации. Для предварительных расчетов можно принимать =1,2)
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния
,
Где 
- рабочая ширина венца.
Ориентировочно можно принимать:
0,1…0,3 – для легких редукторов;
0,4…0,6 – для средних редукторов;
0,7…1,2 – для тяжелых редукторов;
Меньшее значение 
применяют для прямозубых колес, больше – для косозубых и шевронных.
- вспомогательный коэффициент
;
Где 
- коэффициент, учитывающий форму сопряжения поверхностей зубьев в полюсе зацепления;
- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес;
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
- коэффициент динамической нагрузки, учитывающий влияние динамики на прочность зубьев по контактным напряжениям:
490 МПа1/3 – для стальных прямозубых колес;
430 МПа1/3 – для стальных косозубых колес;
- допустимое контактное напряжение, МПа, определяется по формулам соответственно для прямозубых и косозубых передач, раздельно для шестерни и колеса.
Например, для прямозубых передач
Где 
- предел контактной выносливости поверхностей зубьев;
- коэффициент безопасности;
- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;
- коэффициент, учитывающий окружную скорость;
- коэффициент, учитывающий влияние смазки;
-коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;
Для предварительных расчетов можно принимать для наиболее слабого материала зубчатой пары. Исходя из () предела прочности:
- для прямозубых колес;
- для косозубых колес;
- предел выносливости материала зубьев при симметричном цикле изгиба.
- для углеродистой стали;
+ (70…120) МПа – для легированной стали.
- предел прочности (МПа)
(
= 0,1 МПа)
Найденное расчетное значение межцентрового расстояния округляют до величины, кратной 5, или стандартного значения по гост ГОСТ 2185-66.
Б. Определение модуля зацепления при прямозубых колесах
;
При косозубых колесах
,
Где Z – число зубьев зубчатых колес;
20…30 при расчете первой пары;
17…24 при расчете последующих колес;
Нормальный модуль
,
Где 
-угол наклона зубьев к образующей цилиндра,
=8…20
Число принимают стандартное значение 
,cos =0,99.
Если определенные расчетом значения m и 
оказались нестандартными, их необходимо округлить до значений по ГОСТ 9563-60; при этом нужно определить действительное межцентровое расстояние:
; 
.
В. Проверка зубчатого зацепления из условия выносливости зубьев при изгибе (производится обычно для шестерни), мм:
Где m - модуль;
- вспомогательный коэффициент; ориентировочно можно принимать:
1,4 – для прямозубых передач;
1,12 – для косозубых и шевронных передач;
- вращающий момент на ведущем валу, Нм;
- число зубьев ведущей шестеренки;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зуба.
Ориентировочное значение 
определяют по графику в зависимости от схемы передачи ширины вала.
Для проверочных расчетов можно принимать = 1,2.
- безразмерный коэффициент, зависящий от формы зубьев, определяется по графику в зависимости от эквивалентного числа зубьев 
и величины смещения инструмента “X”, которую можно принимать (при предварительных расчетах) равной Х=0 (рис.1)
Рис.1
- коэффициент ширины колеса относительно диаметра,
,
Где - рабочая ширина венца;
- диаметр начальной окружности.
Коэффициенты и 
связаны зависимостью:
Где U – передаточное число;
- допускаемое изгибное напряжение, определяют по формуле, МПа;
,
Где 
- базовый предел выносливости зубьев;
- коэффициент долговечности.
Для предварительных расчетов можно определить исходя из значения по формулам:
При нереверсивной работе
;
При реверсивной работе
Где - предел выносливости при изгибе с симметричным циклом;
n – запас прочности для зубчатых колес, n = 2…2,5;
- коэффициент концентрации напряжений у основания зуба, = 1,2…1,5.
Значения n и принимаются в зависимости от материала зубчатых колес и вида термической обработки.
Если величина модуля при проверочном расчете окажется больше, чем при расчете на контактную выносливость, следует увеличить модуль зацепления и длину зуба или принять более прочный материал и пересчитать.