Для определения коэффициента концентрации нагрузки кн в формуле (5) нужно предварительно определить коэффициент ширины зубчатого колеса относительно диаметра:

ψ_bd = ψ_ba(U + 1).

Модуль передачи находим по отношению:

m = b / ψ_m,

где b – ширина зуба, b_w = b = ψ_baa, мм;

ψ_m – коэффициент ширины зубчатого колеса относительно модуля, назначаемый по рекомендациям / 3, с. 137-138/.

Суммарное число зубьев определяется как

z_Σ = 2a / m.

Число зубьев на шестерни и колесе соответственно равно:

z₁ = z_Σ / (U+1),

z₂ = z_Σ – z₁,

где z₁ – число зубьев у шестерни;

z₂ – число зубьев у колеса.

Найдем делительные диаметры колеса и шестерни:

d_i = mz_i,

где i = 1 для шестерни и i = 2 для колеса.

2.3.4 Проверка прочности зацепления по контактным напряжениям

Проверочный расчет по контактным напряжениям выполняется, исходя из условия прочности:

(6)

где z_Hβ – коэффициент повышения контактной прочности косозубых передач по контактным напряжениям;

Т₁ – вращающий момент на ведущем валу редуктора, Н·м;

K_H – коэффициент расчетной нагрузки;

d₁ – делительный диаметр шестерни, мм;

α – угол зацепления (стандартная величина, α = 20⁰).

Коэффициент повышения контактной прочности определяется как

,

где K_H – коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев, определяемый по рекомендациям /3, с. 149/;

ε_α – коэффициент торцового перекрытия, равный

ε_α = [1,88 – 3,2 (1/z₁ + 1/z₂)]cos β.

Коэффициент расчетной нагрузки K_H определяется по формуле:

K_H = K_Hβ·K_Hυ,

где K_Hυ – коэффициент динамичности нагрузки, определяемый по рекомендациям /3, с. 119; с. 131-132/, для чего прежде определяется окружная скорость на колесе

 = ,

где n₂ – частота вращения ведомого вала редуктора.

После подстановки всех значений в формулу (6) рассчитываем величину контактных напряжений. Процент перегрузки рассчитывается по формуле:

% перегр.= (7)

Если перегрузка составляет больше 4%, то следует повторить расчет, варьируя исходные параметры и коэффициенты.

2.3.5 Проверка прочности зацепления по напряжениям изгиба

Условие прочности имеет вид:

, (8)

где z_Fβ – коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба;

Y_F – коэффициент формы зуба, определяемый по рекомендациям /3, с. 140/ с учетом эквивалентного числа зубьев, которое определяется как

z_ = z/cos² β.

Здесь β – угол наклона образующей зубьев;

K_F – коэффициент расчетной нагрузки;

F_t – окружная сила в зацеплении, равная

F_t = 2Т₁ / d₁.

Коэффициент расчетной нагрузки K_F определяется по формуле:

K_F = K_Fβ·K_Fυ,

где K_Fβ – коэффициент концентрации нагрузки, определяемый по рекомендациям /3, с. 130/;

K_Fυ – коэффициент динамичности нагрузки, определяемый по рекомендациям /3, с. 119; с. 131-132/.

Коэффициент повышения прочности z_Fβ определяется по отношению:

z_Fβ = K_FαY_β / ε_α,

где K_Fα – коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по одновременно зацепляющимся парам зубьев;

Y_β – коэффициент повышения изгибной прочности зуба косозубой передачи в связи с увеличением длины контактной линии, вызванным наклоном образующей зуба, равный

Y_β = 1 – ⁰/140.

После подстановки значений в (8) вычисляем величину напряжений изгиба. Процент перегрузки рассчитывается аналогично формуле (7).

Результаты расчета приведены в приложении А.