Последовательность решения задачи:
1.Определить вращающие моменты на валу шестерни: Т1 = 103P1/ω1 и на валу колеса Т2 = Т1 uη, где Р1 — в кВт; Т1, Т2 — в Н∙м; принять КПД цилиндрического редуктора η = 0, 97.
2.Для заданной марки стали и термообработки шестерни и колеса выбрать значение твердости и предела текучести HB1, HB2 и σт1, и σт2 (по Приложению 1). Рекомендуется предусмотреть разность в твердости зубьев шестерни и колеса в пределах HB1cp=HB2ср +(20...30). Диаметр заготовки шестерни Dпред меньше диаметра заготовки колеса.
3.Определить допускаемое контактное напряжение по материалу колеса как менее прочного по сравнению с прочностью материала шестерни по формуле [σн] = КHL[σно]2, Н/мм2, где [σно]2—допускаемое контактное напряжение материала колеса, соответствующее пределу контактной выносливости (σно)при базовом числе циклов перемены напряжений зубьев Nно.Значение [σно]2 определяется по формуле [σно]2= 1,8НВ2ср + 67.
Коэффициент долговечности Khlучитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи. При длительной работе редуктора и числе циклов нагружения зубьев более базового числа циклов, т. е. NΣ > NH0 принять Khl =1.
Допускаемое контактное напряжение можно определить также по формуле [σн]= σно KНL/[sH], Н/мм2, где σно = σно2 = 2НВ2ср + 70 — предел контактной выносливости по материалу колеса. Требуемый коэффициент безопасности принять [sh] = 1,1 как для нормализованной и улучшенной стали.
4. Определить допускаемые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса раздельно [σF]1 = Kfl[σfo] 1 и [σF]2 = Kfl[σfo] 2, где [σfo] 1 и [σfo] 2 — допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса, соответствующие пределу изгибной выносливости при базовом числе циклов напряжений NFО, которые определяются по формулам [σfo]1= l,03HB1cp и [σfo]2= l,03HB2cp. Kfl — коэффициент долговечности при длительной работе передачи и числе циклов нагружения зубьев более базового числа циклов (NΣ ≥NFО= 4 • 106), принять KFl =1.
Допускаемое напряжение изгиба можно определить для материала шестерни [σf]1 = (σfo1/[sF])Kfl и материала колеса [σf]2 = (σfo2/[sF])Kfl, где σfo1 и σfo2— пределы выносливости зубьев по излому, определяемые при твердости зубьев НВ<350 по формуле σfo = 1,8 НВср; [sf] —требуемый коэффициент безопасности принять равным 1,75 для зубчатых колес, изготовленных из поковок и штамповок.
5. Принять расчетные коэффициенты. Коэффициент ширины венца
колеса относительно межосевого расстояния Ψa=b2/aω выбрать из
стандартного ряда с учетом симметричного расположения колес относительно опор (см. Приложение 2).Вычислить коэффициент ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ψd=b2/d1=0,5Ψa(u+1). Принять значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев КНβ в зависимости от коэффициента ширины венца колеса Ψd (см. Приложение 6).
Для прирабатывающихся цилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки принимают КНβ =1.
6. Определить межосевое расстояние передачи из условия контактной прочности рабочих поверхностей зубьев: 
где аω— в мм; Т2 — вН∙мм; [σн] = [σн]2—в Н/мм2.
Полученную величину аω округлить до стандартного значения: 40; 50; 63;71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 315 мм.
7. Определить предварительные размеры колеса:
делительный диаметр d2 = 2aω u /(u +l);
ширину венца b2 = Ψaaω.
8. Определить модуль зубьев из условия обеспечения их равной
контактной и изгибной прочности по формуле: 
где m— в мм; Т2 - в Н·мм; d2 и b2— в мм; [σF] = [σF]2— в Н/мм2. Полученное значение модуля m округлить в большую сторону по ГОСТ 9536—60 и СТ СЭВ 310—76 по Приложению 3. Принимать m < 1 мм в силовых передачах не рекомендуется. Вспомогательный коэффициент Km для прямозубых передач Кm = 6,8.
9. Определить суммарное число зубьев и зубьев шестерни и колеса
zΣ=2aω/m; тогда z1=zΣ/(u+1); z2=zΣ - z1, z1 и z2 должны быть целые числа.
10. Определить фактическое передаточное число передачи u'= z2/z1. Отклонение от заданного u допускается до ±2,5 %.
11. Определить основные геометрические размеры передачи: диаметры делительных окружностей шестерни и колеса: d1 = mz1, d2 =
= mz2; вычислить с точностью до 0,01 мм; проверить межосевое рас
стояние a'ω = (d1+d2)/2; диаметры окружностей вершин зубьев d a1 =d1+ 2m; da2 = d2 + 2m; ширина венцов: колеса b2 = Ψaaω; шестерни b1= b2+ 2... 5 мм.
12. Определить окружную силу Ft и радиальную силу Fr в зацеплении колес:
Ft = 2T2/d2; Fr= Ft tgaω= Ft tg 200.
Ft и Fr — в Н, aω = 20°. При этом Т2 — Н·мм, d2 — мм.
13.Определить окружную скорость зубчатых колес v = ω1 d1/2, м/с и назначить степень точности их изготовления по Приложению 4.
14. Уточнить коэффициент ширины венца колеса Ψd=b2/d1 и
принять коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине венца КНβ (см. п. 5). Принять коэффициенты динамической нагрузки КHv„ и KFv по Приложению 7.
15. Определить фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев по условию: 
где Ft — в Н; d2 и b2 — в мм; σн — в Н/мм2. Допускается недогрузка передачи σн < [σн] до 10 % или перегрузка σн > [σн]на 5 %. Если эти условия не выполняются, то надо изменить ширину венца колеса b2 или даже изменить аω не выходя из стандартного ряда чисел Ψа и aω, затем повторить определение расчетного контактного напряжения σн.
16. По величине z1 и z2 выбрать коэффициенты формы зуба шестерни YFI и колеса YF2 по Приложению 8.
Промежуточные значения YFI и YF2 вычислить интерполированием.
17. Проверить прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб по формулам
Сделать вывод.
Коэффициент неравномерности нагрузки КFβ по Приложению 6.
Задача 112. Рассчитать косозубую передачу одноступенчатого цилиндрического редуктора привода винтового транспортера (рис. 2) и проверить передачу на контактную усталость рабочих поверхностей зубьев, если мощность на ведущем валу редуктора P1 и угловая скорость вала ω1. Передаточное число редуктора u. Редуктор нереверсивный, предназначенный для длительной работы при постоянной нагрузке. Данные своего варианта принять по табл. 2.
| Рис. 2 (к задачам 112, 120): 1 — редуктор; 2— открытая коническая передача; 3— винтовой транспортер |
Таблица 2
| Данные для расчёта | Варианты | |||||||||
| Р1, кВт | 8,8 | 9,6 | 12,5 | 7,2 | 11,5 | |||||
| ω1, рад/с | ||||||||||
| u | 3,15 | 2,5 | 3,15 | 2,5 | ||||||
| Марка стали шестерни и колеса | 40Х | 40ХН | 35ХМ | 40ХН | 40ХН | 45ХЦ | 40ХН | 40Х | 45ХЦ | 35ХМ |
| Примечание: Термообработка шестерни – улучшение и поверхностная закалка ТВЧ, колеса - улучшение |
