2. 3. Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния

2.3. Выбор коэффициента ширины венца и межосевого расстояния

Поскольку расположение колес относительно опор симметричное, то коэффициент К_Нв= 1,15 (см. табл. 3.1 [1]).

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию (см. с. 36 [1])

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев рассчитывается по формуле (3.7 [1]):

,

где для косозубых колес К_a=43, а передаточное число нашего редуктора u=4 (см. с. 32 и формулу (3.7) [1]).

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_W =160 мм (см. с. 36 [1]).

2.4. Нормальный модуль зацепления

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0.01 ÷ 0.02) а_W = (0.01 ÷ 0.02) . 160 =1.6÷3.2 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n = 2 мм (см. с. 36 [1]).

Примем предварительно угол наклона зубьев в = 10 о и определим число зубьев шестерни и колеса (см. формулы (3.12) и (3.13) [1]):

.

Принимаем z₁ = 31, тогда z₁ = z₁ . u = 31 . 4 = 124.

Уточненное значение угла наклона зубьев

.

2.5. Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные (см. формулу (3.17), с. 37 [1]):

;

.

.

Диаметры вершин зубьев:

ширина колеса: b₂ = _baa_W=0,4 . 160 = 64 мм;

ширина шестерни: b₁=b₂ + 5 = 69мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

.

Для косозубых колес при v до 10 м/с назначаем 8-ю степень точности и принимаем К_Hх=1,01,05.

Силы, действующие в зацеплении

;

;

.

Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость

При _bd=1,0, твердости НВ 350 и симметричном расположении колес относительно опор принимаем К_H≈1,04.

При = 4,88м/с и 8-й степени точности К_H≈1,09 (см. табл. 3.4 [1]).

Для косозубых колес при  5м/с К_H=1,0 (см. табл. 3.6 [1]).

Таким образом, К_H = 1,04 . 1,09 . 1,0 = 1,526.

Проверка контактных напряжений по формуле (3.6) [1]:

.

2.8. Проверочный расчет на контактную статическую прочность

при пиковой нагрузке

Расчетные контактные напряжения по формуле 3.21 [1]

.

Допускаемое контактное напряжение при действии пиковой нагрузки для стальных колес с улучшением

,

где предел текучести для стали 45 и диаметра заготовки свыше 120 мм _т=340 МПа (табл.3.3 [1])

.

Условие прочности выполняется.

2.9. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По формуле (3.25) [1, с.41]

.

Коэффициент нагрузки [1, с.42].

По табл. 3.7 [1] при _bd=1,1, твердости HВ  350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор К_F =1,1; К_F = 1,3 (см. табл. 3.8 [1]). Таким образом, коэффициент k_f=1,11,3=1,43.

К_F  коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. При среднем значении коэффициента торцового перекрытия _ = 1,5 и 8-й степени точности

.

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_(см. гл. III, пояснения к формуле (3.25) [1]):

у шестерни ;

у колеса .

и Y_F2=3,6 [1, с. 42].

Допускаемое напряжение определяем по формуле (3.24) [1]

.

По табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при НВ  350 предел выносливости при изгибе  0 _Flimb=1,8 НВ.

Для шестерни  0 _Flimb=1,8230=415 МПа, для колеса  0 _Flimb= 1,8200 = =360 МПа.

[s_f]= [S_F]’ . [S_F]» — коэффициент безопасности (см. пояснения к формуле (3.24) [1]), где [S_F]=1,75 (по табл. 3.9 [1]) и [S_F]»=1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F] = 1,75.

для шестерни МПа;

колеса МПа.

Находим отношения :

для шестерни МПа;

колеса МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициент Y_ , учитывающий наклон зубьев:

Y_ = 1 — = 1 —= 0,88.

Проверяем прочность зуба по формуле (3.25) [1]:

;

.

Условие прочности выполнено.

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

Главный параметр – межосевое расстояние, определяется по формуле:

где К_а – вспомогательный коэффициент; для косозубых передач К_а=43;

для прямозубых – К_а=49,5

– коэффициент ширины венца колеса; для косозубых передач ψ_а=0,25…0,40; для прямозубых – ψ_а=0,125…0,25

К_Нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба; для прирабатывающихся колёс К_Нβ=1

– допускаемое контактное напряжение.

Полученное значение межосевого расстояния округляется до стандартного из ряда: 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 225, 250, 280, 315.

Полученное значение модуля округляем до стандартного из стандартного ряда чисел: 1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10.

Угол наклона зубьев β_min для косозубых колес .

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа.

Уточняется действительная величина угла наклона зубьев для косозубых передач

Число зубьев шестерни .

Полученное значение округляется до ближайшего целого числа. Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется . Число зубьев колеса .

Фактическое передаточное число .

Фактическое межосевое расстояние .

Фактические основные геометрические параметры передачи:

шестерни , мм;

колеса , мм.

Диаметр вершин зубьев:

шестерни: , мм;

колеса , мм.

Диаметр впадин зубьев:

шестерни: , мм;

колеса , мм.

шестерни , мм.

Дальнейшие расчеты ведутся по фактическим межосевому расстоянию и основным параметрам передачи.

Расчёт конической зубчатой передачи

Главный параметр – внешний делительный диаметр колеса:

где К_Нβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями К_Нβ=1;

_Н – коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес _Н=1;

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса d_е2 округляем до ближайшего стандартного значения.

Углы делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂ :

Внешнее конусное расстояние R_e = , мм. Значение R_e до целого числа не округляется.

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса b = _R R_e,

где _R =0,285 – коэффициент ширины венца. Значение b округляется до целого числа по ряду R_а 40.

Приняв число зубьев шестерни , определяем число зубьев колеса . Фактическое передаточное число

Внешний окружной модуль .

Действительные углы делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂ :

Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса.

шестерни , мм; колеса , мм.

шестерни , мм; колеса , мм.

Дальнейшие расчёты ведутся по фактическим внешним диаметрам передачи.

Пример чертежа передачи коническими зубчатыми колесами приведен на рисунке 1.

Пример

Рассчитать основные геометрические параметры зубчатой цилиндрической косозубой передачи, если передаточное число зубчатой передачи , крутящий момент на тихоходном валу . Допускаемые контактные напряжения в зацеплении .

Решение

Определяем главный параметр – межосевое расстояние:

Полученное значение округляем до ближайшего из стандартного ряда, принимаем а_w=200 мм.

Модуль зацепления мм.

Полученное значение модуля округляем до стандартного из стандартного ряда чисел, принимаем мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа.

Число зубьев шестерни .

Число зубьев колеса .

Фактическое передаточное число .

Фактические основные геометрические параметры передачи:

шестерни мм;

Диаметр вершин зубьев:

шестерни: мм;

Диаметр впадин зубьев:

шестерни: мм;

шестерни мм.

Чертеж зацепления рекомендуется выполнить самостоятельно.

Задачи

1. Определить основные геометрические параметры зубчатой цилиндрической косозубой передачи, если материал шестерни – сталь 40, материал колеса – сталь 30, частота вращения быстроходного вала об/мин, передаточное число зубчатой передачи , требуемая мощность на тихоходном валу редуктора . Выполнить чертеж зацепления.

2. Определить основные геометрические параметры зубчатой конической передачи, если материал шестерни – сталь 45, материал колеса – сталь 35, частота вращения быстроходного вала об/мин, передаточное число зубчатой передачи , требуемая мощность на тихоходном валу редуктора . Выполнить чертеж зацепления.

Вопросы

1. Что такое деталь, сборочная единица, механизм, привод, аппарат?

2. Назовите составные части машинного агрегата. Как они взаимосвязаны?

3. Приведите классификацию деталей механизмов.

4. Что такое редуктор? Для чего он предназначен? Назовите основные составные части редуктора.

5. Назовите основные требования к конструкции деталей машин.

6. Назовите основные критерии работоспособности и расчета деталей машин.

7. В чем заключаются особенности расчета деталей машин?

8. Какую нагрузку различают при расчетах деталей машин?

9. Какие факторы учитывают при выборе конструкционных материалов?

10. Назовите основные виды конструкционных материалов.

11. Какие механизмы называют механическими передачами?

12. Как классифицируются механические передачи?

13. Что является основной характеристикой механической передачи?

14. Что такое привод?

15. Какие виды редукторов вы знаете?

16. Что представляют собой и для чего используются зубчатые передачи?

17. Сформулируйте основную теорему зацепления.

18. Какие профили зубьев называют сопряженными?

19. Как определяются начальные и основная окружности?

20. Какими методами изготавливают зубчатые колеса?

21. Как определяются основные геометрические параметры эвольвентных зубчатых передач?

22. В чем особенности геометрического расчета зубчатых косозубых и шевронных колес?

studopedia.org — Студопедия.Орг — 2014-2021 год. Студопедия не является автором материалов, которые размещены. Но предоставляет возможность бесплатного использования (0.008 с) .

Расчет зубчатой открытой передачи

Исходными данными для расчета зубчатой открытой передачи являются крутящий момент, передаточное отношение, мощность и угловая скорость ведущего вала передачи. Для рассматриваемой схемы ведущим валом передачи является вал I. Тогда исходные данные примут вид: ; ;

Выбираем материал зубчатых колес при условии, что НВ1>НВ2 +20…30

Ориентировочное значение модуля, мм

Крутящий момент рссчитан выше и равен:

Принимаем прямозубую зубчатую передачу

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра,

-для симметричного расположения колеса. [табл. 4.1с.12 /6/]

Число зубьев шестерни,

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки,

[график 4.2 с.13 /6/]

Коэффициент формы зуба,

Определяется в зависимости от

-угол наклона зубьев

=0-для прямозубых колес

тогда 3,8 [график 5.1 с.22 /6/]

Число зубьев колеса,

Допускаемые напряжения изгиба

-предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

-коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки:

=1 при односторонней нагрузке

-коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи:

-коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса:

=1-для паковки и штамповки

-коэффициент долговечности, учитывающий влияния срока службы и режима нагружения:

=1 — для длительно работающих передач

Ориентировочное значение диаметра начальной окружности шестерни, мм

Расчетная ширина шестерни, мм

Коэффициент осевого перекрытия

Уточняется диаметр начальной окружности, мм

Межосевое расстояние, мм

Диаметр вершин, мм

Диаметр впадин, мм

Окружная скорость, м/с

Усилия, действующие в зацеплении, Н

Проверочный расчет по напряжениям изгиба

-коэффициент, учитывающий форму зуба

=3,96 [рис.5.1, с.22 /6/]

-коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

коэффициент торцового перекрытия

коэффициент среднего изменения суммарной длинны контактных линий

коэффициент, учитывающий наклон зуба

Для прямозубых передач

-окружная сила на начальной окружности, Н

-рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм

m- расчетный модуль зацепления, мм

-коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;

-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении;

-коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца;

=1,07 [табл.4.2, с.13 /6/]

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

Для прямозубых передач =1

Напряжения изгиба при действии кратковременной нагрузки, Н/мм 2

Предельно допускаемое напряжение, Н/мм 2

Н/мм 2 [табл2,1с.5/6/]

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Анурьев, В.И. Справочник конструктора – машиностроителя / В.И. Анурьев. – в 3-х томах. – М.: Машиностроение, 1975. – Т. 3. – 526с.

2. Курмаз, Л.В. Детали машин. Проектирование / Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. – 2-е изд., испр. и доп. – Минск: УП «Технопринт», 2002. – 296с., ил.

3. Чернин, И.М. Расчеты деталей машин / И.М. Чернин, А.В. Кузьмин, Г.М. Ицкович. – 2-е изд., перераб. и доп. – Минск: Выш. школа, 1978. – 472 с., ил.

4. Методические указания к курсовому проекту по курсу «Прикладная механика» для студентов специальностей 1001,1004,01007, 1011, 1017 / В.А. Кеворкянц, А.Л. Черняк, Беликович К.Э. – Могилев, 1985. – Ч. I.

5. Задания к расчетно-графическим и контрольной работам для студентов специальности 1– 49 01 01. — Учебное издание. Прикладная механика, раздел «Детали машин», — В.А. Шуляк, М.А. Киркор. – Могилев, 2009.

6. Харкевич В.Г. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Прикладная механика» для студентов специальностей Т.05.04.00 и Т.05.07.00 «Расчет зубчатых передач». – Могилев, 1999.

Тихоходной ступени редуктора (колеса прямозубые)

При расчете передач следует считать, что редуктор выполняется в виде самостоятельного механизма, поэтому в соответствии с ГОСТ 21354-87 основным параметром передачи является межосевое расстояние а_w. Межосевые расстояния быстроходной а_wб и тихоходной а_wт передач (ступеней) редуктора этого типа равны между собой. Однако тихоходная ступень более нагружена, поэтому расчет следует начать с нее (рис. 1.2).

Межосевое расстояние передачи, мм,

где К_а = 495 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

U_т – передаточное число тихоходной ступени редуктора;

Т₃ – вращающий момент на ведомом валу передачи, Н×м;

К_Нb — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаемый из графика (рис. 1.3, а, кривая 1) в зависимости от параметра y_bd, , где y_ba – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния, принимается из ряда 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0.

Рис. 1.2. Схема Рис. 1.3. Коэффициент неравномерности распределения

редуктора: нагрузки по ширине венца (НВ £ 350): а – К_Нβ при расчете

1 – быстроходная контактной прочности зубьев; б – К_Fβ при расчете

ступень; 2 – тихо- зубьев на изгиб

В качестве допускаемого контактного напряжения s_НР для прямозубой передачи принимают допускаемое контактное напряжение для зубчатого колеса:

где — предел контактной усталости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений колеса, МПа; , НВ₄ – твердость материала колеса (см. табл. 1.1);

где N_Hlim , N_K — базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости, и суммарное число циклов напряжений, миллионов циклов,

где n₃ – частота вращения выходного вала редуктора, об/мин;

L_h – ресурс (долговечность) передачи, ч;

S_Н – коэффициент запаса прочности, S_Н = 1,1.

При выполнении расчетов принять [5] , где Z_R, Z_V, Z_L, Z_X – коэффициенты, учитывающие влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, окружной скорости, смазочного материала, размер зубчатого колеса.

Модуль зубьев, мм, m = (0,01 — 0,02)а_ωт.

Значение модуля принимается из вычисленного интервала и согласовывается со стандартным (табл. 1.2).

Т а б л и ц а 1.2

Значения нормальных модулей

Сумма зубьев шестерни и колеса .

Число зубьев шестерни . Так как зацепление выполнено без смещения, то по условию неподрезания ножки зуба минимальное число зубьев шестерни Z₃ = 17. Рекомендуется проектировать шестерню тихоходной ступени с числом зубьев Z₃ = 18 – 26. Если эта рекомендация не выполняется, то при определении суммарного числа зубьев Z_с следует изменить модуль.

Число зубьев колеса .

Значения Z_с и Z₃ округлить до целых чисел.

В дальнейших расчетах следует иметь в виду, что все нечетные индексы относятся к шестерне, четные – к колесу.

Делительные диаметры, мм:

Диаметры окружностей вершин зубьев, мм:

Диаметры окружностей впадин зубьев, мм:

Уточненное межосевое расстояние, мм,

Рабочая ширина зубчатого венца b_w равна ширине венца колеса b₄, мм:

Окружная скорость, м/с

1.4.1. Проверочный расчет зубьев колес на прочность

После определения геометрических размеров передачи необходимо проверить рабочие поверхности зубьев на контактную прочность, для чего следует определить рабочее контактное напряжение s_Н и сравнить его с допускаемым s_НР. При этом должно выполняться условие: s_Н £ s_НР.

Рабочее контактное напряжение, МПа,

где Z_E = 190 МПа 1/2 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;

Z_Н — коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; для прямых зубьев Z_Н равен 1,77, для косых — 1,77×cos β;

— коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где — коэффициент торцевого перекрытия;

— окружная сила на делительном диаметре шестерни, Н;

К_А = 1,1 – коэффициент внешней динамической нагрузки при равномерном нагружении двигателя и ведомой машины;

К_НV – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл. П.2);

К_Нα = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых передач.

Выносливость зубьев, необходимую для предотвращения усталостного излома, устанавливают для каждого колеса сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения: . При заданных условиях нагружения редуктора рабочие изгибные напряжения в три — четыре раза ниже допускаемых , поэтому в данной работе задача проверки зубьев на выносливость по изгибным напряжениям не ставится.

Последнее изменение этой страницы: 2019-04-01; Просмотров: 157; Нарушение авторского права страницы

Коэффициент ширины венца зубчатой передачи

Тема 4.4 Зубчатые передачи
Цилиндрическая прямозубая зубчатая передача

В результате изучения студент должен знать:
— формулы для расчета сил в зацеплении;
— формулы для расчета прямозубых передач на контактную прочность и изгиб.

4.4.1 Общие сведения

Цилиндрическая прямозубая зубчатая передача относится к передачам зацеплением непосредственного контакта рис.2.3.11. Применяется при окружных скоростях .

;

Рисунок 2.3.11 Наружное а) и внутреннее б) зацепление

4.4.2 Силы в зацеплении

Силы в зацеплении определяют в полюсе зацепления. На шестерню действует вращательный момент, который создаёт распределённую по контактным линиям зуба колеса нагрузку. Эту нагрузку заменяют равнодействующей силой , направленной по линии зацепления nn и приложенной в полюсе. Силами трения в зацеплении пренебрегают, так как они малы. Силу раскладывают на окружную Ft и радиальную Fr (рис. 2.3.12): ;

Рисунок 2.3.12 Схема действия сил в зубчатом зацеплении

(2.3.14)

(2.3.15)

Такое разложение силы на составляющие удобно для расчёта зубьев и валов. На ведомом колесе направление силы Ft совпадает с направлением вращения, а на ведущем – противоположно ему, т.е. силы на ведущем и ведомом колёсах всегда направлены против действия соответствующих моментов. Радиальные силы Fr направлены к осям вращения колёс и создают «распор» в передаче. Расчет на прочность зубчатых колес проводят по двум условиям прочности: по контактным напряжениям и по напряжениям изгиба. При расчете по контактным напряжениям для всех коэффициентов применяется индекс «Н», по напряжениям изгиба – индекс «F».

4.4.3 Расчёт на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев

Расчёт на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев является основным критерием работоспособности зубчатых передач.

Расчёт производят при контакте зубьев в полюсе зацепления П. Контакт зубьев рассматривают как контакт двух цилиндров с радиусом р1 и р2. При этом наибольшие контактные напряжения определяют по формуле Герца:

(2.3.16)

Расчет по контактной прочности сводится к проверке условия . После преобразования формулы Герца для контакта цилиндрических поверхностей получают формулу для определения межосевого расстояния

(2.3.17)

где Т2 – вращающий момент на тихоходном валу, Н м;
u — передаточное число;
Ка = 49,5 МПа – для прямозубых колес;
— коэффициент ширины колеса по межцентровому расстоянию, его можно определить по формуле
где — выбирается из справочных таблиц, — допускаемое контактное напряжение,
где — коэффициент долговечности,
-предел контактной выносливости, определяется для заданного материала из таблиц,
= 1,1- 1,3 — допускаемый коэффициент запаса прочности,
— базовое число циклов нагружения,
— расчетное число циклов нагружения,
Lh – полный ресурс в час.

Определив геометрические размеры передачи, ее проверяют на контактную прочность по формуле: (2.3.18)

где — коэффициент нагрузки при расчете по контактным напряжениям,
— коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для прямозубых передач =1),
— коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (по длине контактных линий),
=1,25 — коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки.

4.4.4 Расчёт зубьев на изгиб

Поломка зубьев связана с напряжениями изгиба, вследствие усталости материала от длительно действующих нагрузок. Расчет на изгиб сводится к проверке условия:
(2.3.19)

При выводе расчётной формулы для определения напряжений изгиба принимают следующие допущения:
1) вся нагрузка зацепления передаются одной парой зубьев, которая приложена к вершине зуба и направлена по нормали к его профилю (сила трения не учитываются); 2) зуб рассматривают как консольную балку прямоугольного сечения, что позволяет рассчитывать его методами сопротивления материалов. Фактически зуб представляет собой балку с изменяющейся формой. Это учитывается введением в расчётные формулы теоретического коэффициента концентрации напряжений Кт.

Распределённую по ширине венца зуба нагрузку заменяют сосредоточенной силой , которую переносят по линии действия на ось зуба и раскладывают на две составляющие: изгибающую зуб и сжимающую , где — угол направления нормальной силы Fn. Он несколько больше угла зацепления .

Напряжение изгиба в опасном сечении (вблизи хорды основной окружности), т.е. напряжение на растянутой стороне зуба, где возникают усталостные трещины рис.2.3.13.

Рисунок 2.3.13 Эпюры распределения напряжений по ширине зуба

Напряжения определяются отношением внешней силы к моменту сопротивления сечения.

Тогда после подстановки в исходную формулу, формула проверочного расчёта прямозубых передач:
(2.3.20)

где и — расчётное и допускаемое напряжения изгиба, Н/мм2.

Ft – окружная сила, H,
b и m – ширина и модуль зубчатого колеса или шестерни, мм,
YF – коэффициент формы зуба – величина безразмерная, зависящая от числа зубьев z или zv и коэффициента смещения х. Значения YF для зубчатых колёс без смещения приводятся в справочнике,
-коэффициент нагрузки при расчете на изгиб,
— коэффициент нагрузки, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (для прямозубых передач ),
— коэффициент нагрузки, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (по длине контактных линий),
— коэффициент нагрузки, учитывающий дополнительные динамические нагрузки,
— допускаемое напряжение изгиба,
— предел выносливости зубьев при изгибе,
— коэффициент долговечности при изгибе,
— базовое число циклов при изгибе,
= 1,55- 1,75 — допускаемый коэффициент запаса прочности,
Зубья шестерни и колеса будут иметь примерно равную прочность на изгиб при условии

(2.3.21)

Модуль зубьев m определяют расчётом на изгиб, исходя из межосевого расстояния , полученного из условия контактной прочности. В этом случае для получения расчётной формулы надо в выражении (2.3.20): заменить ft на 2Т/d, где . Тогда, решив уравнение относительно модуля m, при некоторых средних значениях коэффициентов , и получим формулу для приближенного определения модуля:

(2.3.22)

В эту формулу вместо подставляют меньшее из и . Полученное значение модуля округляют в большую сторону до стандартного. Модуль колес рекомендуется принимать минимальным. Уменьшение модуля и соответствующее увеличение числа зубьев способствует уменьшению удельного скольжения, что увеличивает надежность против заедания. При малом модуле увеличивается коэффициент торцевого перекрытия . То есть увеличивается плавность работы зацепления и к.п.д., уменьшается шум.