2. Определяются допускаемые напряжения: контактные [h] и изгиба [f], мПа

,

где: _Hlim предел контактной выносливости, величина которого зависит в основном от твердости поверхности зубьев. Формулы для определения _Hlim приведены в таблице 3.

S_H коэффициент безопасности, рекомендуется принимать S_H =1,1 при однородной структуре металла по объему (нормализация, улучшение, объемная закалка), S_H =1,2 при неоднородной структуре (поверхностная закалка, азотирование).

K_HL коэффициент долговечности, учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи. Для передач, у которых число циклов нагружения больше базового, K_HL = 1, более подробно о методике определения величины K_HL в [1],

,

где: _Flim предел выносливости по напряжениям изгиба, формулы для определения _Flim приведены в таблице 4.

S_F коэффициент безопасности, рекомендуется S_F =1,75 при видах заготовки прокат или поковка.

K_FL коэффициент долговечности, для длительно работающих передач K_FL = 1.

К определению предела контактной выносливости _нlim.

Таблица 3

Термообработка	Твердость зубьев	нlim, Мпа	Коэффициент безопасности, sн
Нормализация, улучшение	НВ<350	2НВ + 70	1,1
Объемная закалка	НВ>350	18HRC + 150	1,1
Поверхностная закалка (т.в.ч)	НВ>350*	17HRC + 200	1,2
Цементация и закалка	НВ>350*	23HRC	1,2

*Твердость поверхности зубьев.

К определению предела выносливости на изгиб _Flim.

Таблица 4

Термообработка Твердость зубьев Flim, Мпа Нормализация, улучшение НВ<350 1,8НВ Объемная закалка НВ>350 550 Поверхностная закалка НВ>350 550...650 Цементация и закалка НВ>350 750

3. Определяется межосевое расстояние a, мм

,

где: К_а коэффициент, принимаемый для косозубых передач 430, для прямозубых передач К_а = 495,

Т₂ вращающий момент на колесе, Нм,

u передаточное число,

_bа коэффициент ширины зубчатого венца относительно межосевого расстояния, рекомендуется принимать: _bа =0,315…0,4 при термообработке улучшение, нормализация и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор, для быстроходных ступеней двухступенчатых редукторов следует принимать меньшие значения, а для тихоходных ступеней на 20…25% больше; для коробок перемены передач _ba = 0,15…0,2;

K_H коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по линии контакта зубьев, предварительно его можно принять по рис. 2 в зависимости от твердости зубьев, расположения зубчатых колес относительно опор и величины коэффициента ширины зубчатого венца относительно диаметра _bd, который можно определить предварительно с учетом зависимости .

Величину а_ следует выбрать по ГОСТ 2185-66 из ряда чисел, таблица 5, (при проектировании редуктора для серийного производства). В курсовом проектировании а_ можно выбрать из ряда чисел Ra40, рекомендуемых для размеров по ГОСТ 6636-69.

Межосевые расстояния а_ по ГОСТ 2185-66.

Таблица 5

1-й ряд	40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800
2-й ряд	71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450,560,710

Ряд чисел Ra40 по ГОСТ 6636-69

Таблица 6

50, 53, 56, 60, 63, 67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130, 140, 150, 160, 170,

180, 190, 200, 210, 220, 240, 250, 260, 280, 300, 320, 340, 360, 380, 400, 420, 450, 480, 500

4. Определяется модуль m

,

значение модуля выбирается по ГОСТ, таблица 7.

Для силовых передач рекомендуется выбирать m  1,5 мм, для быстроходных ступеней двухступенчатых редукторов следует принимать средние значения, а для тихоходных ступеней значения, близкие к наибольшим.

Значения модулей по ГОСТ 9563-60

Таблица 7

Ряды	Модуль, мм
1-й	1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16; 20
2-й	1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18

5. Предварительно принимается значение угла наклона зубьев  (при проектировании косозубых передач), величина угла  рекомендуется в пределах от 8^о до 18^о. Предварительно можно принять  = 10^о, cos 10^o = 0,985.

6. Определяются числа зубьев шестерни и колеса z₁ и z₂

,

Значения z₁ и z₂ следует округлить до целых чисел.

7. Уточняется величина угла наклона зубьев (для косозубых передач)

8. Делительные диаметры шестерни и колеса d₁ и d₂ , мм

, ,

для прямозубых передач делительные диаметры:

,

9. Ширина зубчатого венца b, мм

Величину b следует округлить до целого числа из ряда чисел по ГОСТ 6636-69, ширину зубчатого венца шестерни следует увеличить на 4…5 мм.

10. Уточняются значения коэффициентов _ba и _bd

,

11. При необходимости уточняются значения передаточного числа u и вращающего момента на колесе Т₂

,

12. Определяется окружная скорость V, м/с

.

13. Выбирается степень точности по величине V, таблица 8.