Проектирование коническо-цилиндрического редуктора (стр. 3 из 8)
;коэффициент долговечности ([3] формула 3.35)
,где базовое число циклов перемены напряжений ([9] рисунок 3.16)
эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений
.Отношение
поэтому коэффициент долговечности определяем по формуле 3.38 [3] 
Принимаем
.Предел контактной выносливости
.Коэффициент безопасности для зубьев с однородной структурой материала ([3] с. 75)
Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей ([3] таблица 3.18)
Коэффициент, учитывающий окружную скорость ([3] с. 75)
.7) Допускаемое контактное напряжение для колеса
; 
; 
; 
; 
; 
;т.к.
,то
; 
; 
; 
; 
.8) Допускаемое контактное напряжение передачи ([3] формула 3.41)
.Проверяем условие ([3] формула 3.42)
,т.е. условие выполнено, поэтому принимаем допускаемое контактное напряжение передачи
.9) Допускаемое контактное напряжение при расчёте на действие максимальной нагрузки ([3] с. 80)
для шестерни
;для колеса
.4.2.2 Расчёт передачи на контактную выносливость
Согласно рекомендациям ([3] с. 61) принимаем пропорционально понижающие зубья (форма I).
Вычисляем начальный диаметр шестерни по большему торцу ([3] таблица 3.14, формула 3.20)
Предварительно определяем величины, необходимые для расчёта.
Номинальный крутящий момент на шестерне ([3] формула 3.12)
Ориентировочная окружная скорость зубчатых колёс ([3] формула 3.27)
.При данной скорости требуемая степень точности зубчатых колёс ([3] таблица 3.33) – 9-я.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для прямозубых передач ([3] c. 82)
.Коэффициент ширины венца ([3] формула 3.63)
.Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца ([3] рисунок 3.20,а), при отношении (Iб – роликовые подшипники)
, 
Коэффициент динамической нагрузки ([3] таблица 3.16)
для степени точности зубчатых колёс на единицу грубее установленной ([3] с. 80).Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей ([3] формула 3.28).
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс ([3] формула 3.29)
.Выбираем число зубьев ([3] таблица 3.11) шестерни
и коэффициент торцевого перекрытия 
.Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий ([3] формула 3.30)
; 
.Внешний окружной модуль
.Полученный модуль округляем по стандарту ([3] приложение таблица 9)
.Пересчитываем начальный диаметр
.Число зубьев плоского колеса ([3] таблицы 3.9)
,где
.Внешнее конусное расстояние ([3] таблица 3.9)
Рабочая ширина зубчатого венца ([3] таблица 3.1) при
.Принимаем по стандарту ([3] приложение таблица 8)
Проверяем условие ([3] формула 3.64)
, т.е. 
условие соблюдено.4.2.3 Проверочный расчёт зубьев на контактную выносливость
Средний нормальный модуль зацепления ([3] формула 3.4)
.Средний начальный диаметр шестерни ([3] с. 80)
.Расчётная окружная скорость на среднем начальном диаметре шестерни
.При данной скорости ([3] таблица 3.33) требуемая степень точности передачи – 9-я, что совпадает с ранее принятой степенью точности.
Коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи ([3] рисунок 3.17)
.Уточняем коэффициент динамической нагрузки ([3] таблица 3.16)
.Начальный диаметр шестерни по большему торцу ([3] формула 3.48)
,где
(см. определение 
и 
).Вновь определяем окружной модуль
.Полученный модуль округляем до стандартного
.Диаметр начальной окружности по большему торцу, соответствующий стандартному модулю
.4.2.4 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
Фактическое напряжение при расчёте на контактную выносливость ([3] таблица 3.14 формула 3.19)
Расчётное напряжение от максимальной нагрузки ([3] формула 3.60)
где отношение
(задано при выборе электродвигателя). 4.2.5 Проверочный расчёт зубьев на выносливость по напряжениям изгибаИзгибающее напряжение для зуба шестерни ([3] таблица 3.14, формула 3.22)
.Находим эквивалентное число зубьев для шестерни и колеса ([3] формула 3.7)