1. Проверить межосевое расстояние:

a_w = (d₁ + d₂) / 2.

2. Проверить пригодность заготовок колес (см. табл. 2.5).Условие пригодности заготовок колес:

D_заг D_пред;            S_заг S_пред.

Диаметр заготовки шестерни:D_заг = d_a1+6. Размер заготовки колеса закрытой передачи:S_заг= b₂ +4  При невыполнении неравенств изменяют материал колес или вид термической обработки.

3. Проверить контактные напряжения:

σ_H= K,

где

К – вспомогательный коэффициент (для косозубых передач К = 316,для прямозубых К =436);

F₁ = (2T₂ · 10³) / d_{2 –} окружная сила в зацеплении, Н;

Рис. 2.3. Графики для определения K_Hα по кривым степени точности

К_На, – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для прямозубых колес К_На =1; для косозубых  – К_Нαопределяется по графику (рис. 2.3)в зависимости от окружной скорости колес v = (ω₂d₂ )/ 2000 и степени точности передачи (табл. 2.13);

K_Hv – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 2.14);

значения Т₂;[σ]_н;  К_нβ;  d₂;  b₂;  u см. разд. 2.8.

Допускаемая недогрузка передачи (_h<[]_h)не более 10 % и перегрузка (_н> [ ]_н) до 5 %. Если условие прочности не выполняется, то следует изменить ширину веща колеса (b₂), если этого недостаточно, то либо надо увеличить межосевое расстояние (а_w), либо назначить другие материалы колес или другую термообработку, пересчитать допускаемые контактные напряженияи по­вторить весь расчет передачи.

Таблица 2.13 Степени точности зубчатых передач

Таблица 2.14 Значение коэффициентов K_Hv и K_Fv при HB₂

3. Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни (σ_F1) и колеса (σ_F2):

σ_F1 = (σ_F2Y_F1) / Y_F2 σ_F2 = Y_F2Y_β,  

где

Y_F1и Yp₂  -коэффициенты формы зуба шестерни и ко­леса. Определяются по табл. 2.15 в зависимости от числа зубьев шестерни (z₁)и колеса (z₂)для прямозубых колес, для косозубых колес – в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни (z_vl= z₁ / cos³β) и колеса (z_v2 = z₂ / cos³β, где β – угол наклона зубьев);

 – допускаемые напряжения изгиба шестер­ни и колеса, Н/мм²;

F₁ – окружная сила в зацеплении, Н;

b₂ – ширина зубчатого венца колеса, мм;

Таблица 2.15 Коэффициенты формы зуба Y_F1 и Y_F2

m – модуль зацепления, мм;

K_Fа – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для прямозубых колес K_Fa= 1; для косозубых – зависит от степени точности передачи, определяемой по табл. 2.16);

К_Fβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (для прирабатывающихся зубьев колес K_Fβ= 1);

Таблица 2.16 Значение коэффициента K_Fα

K_Fv– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 2.14);

Y_β = 1 – β/140 – коэффициент, учитывающий наклон зуба (для прямозубых колес Y_β= l);

Если при проверочном расчете σ_F значительно меньше [σ]_F, то это допустимо, так как нагрузочная способность большин­ства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

Если σ_F> [σ]_F более чем на 5 %, то надо увеличить модуль (m),пересчитать число зубьев шестерни (z₁)и колеса (z₂) и повторить проверочный расчет на изгиб. При этом межосевое расстояние (a_w)не изменяется, а, следовательно, не нарушается контактная прочность передачи.