Upload
others
View
30
Download
0
Embed Size (px)
Citation preview
Reduktor 2-stopniowy, walcowy.
1. Dane wejściowe
Projektowana przekładnia należy do grupy reduktorów walcowych. Funkcję sprzęgła pełni przekładnia pasowa na wejściu, która charakteryzuje się pewną elastycznością oraz dopuszczalnym poślizgiem. Koła walcowe przy zastosowaniu zębów skośnych (β≠0) cechują się większą powierzchnią styku między zębami, cichobieżnością ale powodują powstawanie sił osiowych, które muszą być kompensowane w łożyskach stożkowych kulkowych lub walcowych.
Wykorzystanie zewnętrznego kalkulatora (MITcalc) do obliczeń wytrzymałościowych pozwoliło na szybkie znalezienie właściwych wartości parametrów charakteryzujących przekładnię i wykorzystanie ich przy obliczeniach z wykorzystaniem literatury (Dziama, Kurmaz, Dietrich). Dane wejściowe do projektowania przekładni w ograniczony sposób określają wymagania względem konstrukcji pozostawiając dużą dowolność w zakresie doboru poszczególnych elementów.
a) Silnik – elektryczny, trójfazowy, z mocowaniem na łapach b) Sprzęgło – przekładnia pasowa na wejściu c) Położenie osi silnika i wału wyjściowego – równoległe d) Wyjście przekładni – obustronne e) Wałki wyjściowe – z czopami wpustowymi f) Moc odbionika – 8,5kW g) Obroty wałka wyjściowego – 245 obr/min h) Obroty wałk wejściowego – 3000 obr/min i) Żywotność – 6 lat j) Warunki pracy – średnie
2. Obliczenia kinematyczne
Współczynnik sprawności napędu η0
η0 = η1 × η2 × η3, gdzie 1, 2, 3 oznaczają kolejne współczynniki sprawności.
- η1 = 0,995 – para łożysk tocznych
- η2 = 0,95 – przekładnia pasowa o pasie klinowym
- η3 = 0,995 – para łożysk tocznych
- η4 = 0,97 - walcowa przekładnia zębata
- η5 = 0,995 – para łożysk tocznych
- η6 = 0,97 - walcowa przekładnia zębata
- η7 = 0,995 – para łożysk tocznych
η0 = 0,876
Moc obliczeniowa silnika elektrycznego
Pso = Pwy / η0, gdzie Pwy jest mocą odbiornika (8,5kW)
Pso = 9,7kW
Przełożenie całkowite u’0
nwe / nwy = 3000/245 = 12,24
Dobór silnika elektrycznego
Moc silnika po planowanym czasie eksploatacji nie powinna być niższa od obliczeniowej mocy silnika. Spadek mocy silnika po 6 latach pracy w średnich warunkach wynosi 10%.
Przełożenie rzeczywiste u0
u0 = ns / nwy
u0 = 2930/245 = 11,959
Dobór przełożeń
Przełożenia są zestopniowane zgodnie ze schematem dla reduktora dwustopniowego.
u1 ~ 3,8
u2 ~ 3,2
Liczba zębów na każdym kole zębatym powinna być większa od 17 i należeć do zbioru liczb pierwszych. Na tej podstawie dobrana została kombinacja przełożeń:
a) z1 = 19
z2 = 71
u1 = 3,74
b) z3 = 23
z4 = 73
u2 = 3,17
Ze względu na poślizg paska napędowego przełożenie przekładni pasowej wynosi 1,01up. Przełożenie przekładni pasowej wynosi zatem 0,998, co przy uwzględnieniu wielkości kół pasowych według szeregu powinno wynosić 1, skutkując ogólnym błędem przełożenia na poziomie 0,83% co jest wartością dopuszczalną.
Obciążenie kolejnych wałów układu napędowego
Numer wałka zgodnie ze schematem kinematycznym
Parametr 1 2 3 4
Moc P [kW] 11 10,39 10,035 9,68
Moment M [Nm] 35,853 33,865 122,225 374,206
Obroty n [1/min] 2930 2930 784,08 247,04
Średnica dobl [mm] 12,903 12,66 19,41 28,17
Średnica drzecz [mm] 15 15 20 30
3. Dobór parametrów przekładni pasowej
Przekrój pasa i wymiary przekroju
Pas dobrany ze względu n moment obrotowy na wale napędzającym pas oraz teoretycznej ilości pasów wynikającej z mocy przekazywanej przez jeden pas.
Średnica skuteczna koła napędzanego
D1 = 224 mm = D2
Rzeczywiste przełożenie przekładni pasowej
urz = D2/[D1 (1-ε)], gdzie ε = 0,01 – 0,02 i jest współczynnikiem poślizgu
urz = 1,01
Minimalna odległość osi
a‘min = 0,55(D1 + D2)+h0
a’min=260,4 mm
Obliczeniowa długość pasa
L’pas = 2a’+0,5π(D1 + D2)
L’pas = 1224,52 mm
Rzeczywista długość pasa
Lpas = 1800mm
Rzeczywista odległość osi
a = a’+0,5(Lpas – L’pas)
a = 548,14 mm
Kąt opasania koła
φ1 = 180°
Kφ = 1,0
Współczynnik KL
Współczynnik uwzględnia liczbę okresów zmian obciążeń pasa w jednostce czasu
KL = 0,85
Współczynnik KT
Współczynnik uwzględnia trwałość pasa wyrażona w godzinach przy ustalonej liczbie godzin pracy oraz przeciążenia przekładni w czasie rozruchu.
KT = 1,3
Prędkość pasa V
V = π × D1 × n1 / 60000
V = 28,36 m/s
Potrzebna ilość pasów Z
P0 = 7,80 kW – moc przenoszona przez jeden pas
Z = P1 × KT / (P0 × KL × Kφ)
Z ~ 2,16 = 3
Siła obciążająca wał S
Ψ = 0,65 – współczynnik napędu
Ft = 2000 × M1 / D1 – siła obwodowa
Ft = 320,12 N
S0 = Ft / 2ψ – siła obciążająca wał
S0 = 246,25 N
Podstawowe wymiary kół pasowych
Ze względu na rodzaj pasa i średnicę koła pasowego
4. Dobór parametrów przekładni zębatej – stopień I Zębnik Obliczenia Koło Zębate
Materiał 34CrNiMo6 - azotowana 30CrMoV9 - azotowana Twardość: 750HV (701HB) Wytrzymałość Rm: 965MPa Granica plast. Re: 750MPa
Twardość: 800HV (746HB) Wytrzymałość Rm: 800MPa Granica plast. Re: 600MPa
Bazowa liczba cykli NHlim
NHlim = 150 × 106
NHlim = 150 × 106
Równoważna liczba cykli obciążenia NHeq Współczynnik kierunkowy: mH = 9 KHeq = (14,5 × 0,1) + (0,54,5 × 0,8) + (0,14,5 × 0,1) = 0,1353 NHeq = 1,093 × 109
Liczba godzin pracy: Lh = nL × 365 × nZ × 8 × Krok
× Kdoba = 45990 Liczba zazębień 1 obrotu:
C=1
Współczynnik uwzględniający zmianę obciążenia napędu: KHeq = ∑[(Tk/T1)0,5mH × (tk/Lh)]
Równoważna liczba cykli obciążenia: NHeq = 60 × n × Lh × C × KHeq
Współczynnik kierunkowy: mH = 9 KHeq = (14,5 × 0,1) + (0,54,5 × 0,8) + (0,14,5 × 0,1) = 0,1353 NHeq = 2,927 × 108
Współczynnik trwałości pracy ZN ZN = 0,802 ZN = (NHlim / NHeq)(1/mH) ZN = 0,928 Naprężenia krytyczne przy bazowej liczbie cykli σHlim = 1180 MPa σHlim = 1180 MPa Dopuszczalne naprężenia stykowe σH σH = 709,77 MPa σH = 0,9σHlim × ZN / SH
SH = 1,2 – współczynnik bezpieczeństwa dla azotowania
σH = 821,28 MPa
Obliczeniowe dopuszczalne naprężenia stykowe σHP σHP = 709,77 MPa σHP = min(σH1, σH2) σHP = 709,77 MPa Podstawa próby zmęczeniowej NFlim
NFlim = 4 × 106 NFlim = 4 × 106 Równoważna liczba cykli obciążenia NFeq NFeq = 1,093 × 109
Współczynnik uwzględniający zmianę obciążenia napędu: KFeq = ∑[(Tk/T1)0,5mH × (tk/Lh)] = 0,1353 Równoważna liczba cykli obciążenia: NFeq = 60 × n × Lh × C × KFeq
NFeq = 2,927 × 108
Współczynnik trwałości pracy YN YN = 1 YN = 1 dla NFlim < NFeq YN = 1 Naprężenia krytyczne σFlim σFlim = 730 MPa σFlim = 705 MPa Średnica zębnika d1’
KHβ = 1,1 d1’ = 36,621
Dla kół o zębach skośnych: Kd = 681/3 Współczynnik szerokości wieńca do średnicy zębnika: Ψbd = b/d1 = 1,1 Warunki obciążenia od silnika napędzającego: Lekkie Warunki pracy urządzenia napędzanego: Ciężkie Współczynnik obciążenia zewnętrznego dynamicznego: KA = 1,5
Szerokość minimalna b b2 = 33 mm b2 = Ψbd × d1’
b1 = b2 + (0 – 5 mm) b1 = 38 mm
Obliczeniowa odległość osi a‘w a‘w = 100 mm a‘w = d1’ (u + 1) / (2 cosβ’)
β’ = 16° a‘w = 100 mm
Obliczeniowy moduł m’ m’ = 2 mm Z1’ = 19
m’ = d1’ × cosβ’ / Z1’ m’ = 2 mm
m’ = 2 mm
Obliczeniowa sumaryczna liczba zębów Z’∑
Z’∑ = 96 Z’∑ = 2 × aw × cosβ’ / mn Z’∑ = 96
Z’∑ = 96f
Obliczeniowy rzeczywisty kąt pochylenia zęba β' = 16° cosβ’ = Z’∑ × mn / (2 × aw)
β’ = arccosβ’ = 16,26° = 16° β' = 16°
Obliczeniowa liczba zębów Z1 = 20 Z1 = Z’∑ / (u + 1)
Z2 = Z’∑ - Z1 Z2 = 76
Obliczeniowe przełożenie u’rz = 3,8 u’rz = Z2 / Z1
u’rz = 3,8 u’rz = 3,8
Obliczeniowe średnice okręgów kół zębatych dw = 41,61 mm da = 45,61 mm da = 36,61 mm db = 39,10 mm
Okręgi toczne: dw = mn × Z / cosβ’ Wierzchołki zębów: da = mn × (Z / cosβ’ + 2) Podstawy zębów: da = mn × (Z / cosβ’ – 2,5) Zasadnicze: db = dw × cosα
dw = 158,12 mm da = 162,12 mm da = 153,12 mm db = 148,58 mm
Parametry kół zębatych dobrane na podstawie obliczeń sprawdzających MITcalc Algorytm doboru parametrów według literatury opiera się na wielokrotnej zmianie wartości i ponownym obliczaniu współczynników. Liczby zębów są zbliżone do liczb obliczeniowych jednak należą do zbioru liczb pierwszych i ich przełożenie jest bliższe zakładanemu od obliczonego. Wstępnie sprawdzone zostało również spełnienie wymagań wytrzymałościowych przez koła o poniższych parametrach. z = 19 b = 42 mm mn = 2,25 mm mt =2,34 mm p =7,07 mm pt =7,35 mm ptb =6,88 mm a =105,33 mm av = 105,33 mm aw = 105,33 mm α = 20° αt = 20,74° β = 16° da = 48,97 mm d = 44,47 mm db = 41,59 mm df = 38,84 mm dw = 44,47 mm Y = 1 ha = 2,25 mm hf = 2,8125 mm sb = 3,86 mm X = 0
Liczba zębów Szerokość wieńca Moduł normalny Moduł poprzeczny Podziałka Podziałka poprzeczna Podziałka bazowa Odległość osi Odległość osi prod. Odległość osi obc. Kąt przyporu Kąt przyporu poprz. Kąt poch. l. zębów Średnica wierzchołków Średnica podziałowa Średnica bazowa Średnica podst. zębów Średnica zasadnicza Współcz. wys. zęba Wysokość głowy zęba Wysokość podst. zęba Grubość podst. zęba Współczynnik korekcji
z b mn
mt p pt ptb a av
aw
α αt β da d db df dw Y ha
hf sb X
z = 71 b = 42 mm mn = 2,25 mm mt =2,34 mm p =7,07 mm pt =7,35 mm ptb =6,88 mm a =105,33 mm av = 105,33 mm aw = 105,33 mm α = 20° αt = 20,74° β = 16° da = 170,69 mm d = 166,19 mm db = 155,42 mm df = 160,56 mm dw = 166,19 mm Y = 1 ha = 2,25 mm hf = 2,8125 mm sb = 6,23 mm X = 0
Siła obwodowa w zazębieniu Ft
Ft = 2 × T1 × 1000 / d1
Ft = 1523,05 N
Obwodowa prędkość kół V
V = π × d1 × n1 / 60000
V = 6,82 m/s
Klasa dokładności
Na podstawie dodatkowych obliczeń przyjęto 5.klasę dokładności.
Jednostkowa obwodowa siła dynamiczna WHV
δH = 0,004 – współczynnik uwzględniający wpływ błędów zazębienia na obciążenie dynamiczne
q0 = 37,26
WHV = δH × q0 × V × (aw / u)1/2
WHV = 5,39 N/mm2
Jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa w strefie jej największego spiętrzenia WHtp
WHtp = Ft × KHβ / b2
WHtp = 39,89 N/mm2
Współczynnik międzyzębnego obciążenia dynamicznego KHV
KHV = 1 + (WHV / WHtp)
KHV = 1,135
Jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa WHt
WHt = Ft × KHβ × KHV × KA × / b2
WHt = 67,91 N/mm
Obliczeniowe naprężenia stykowe σH
ZH = 1,77 × cosβ – Współczynnik uwzględniający kształt stykających się powierzchni zębów
ZH = 1,70
ZM = 275 MPa0,5 – Współczynnik uwzględniający własności mechaniczne kół zębatych
Zε = (1 / εα)0,5 – Współczynnik przyporu, gdzie εα = 3,0914
Zε = 0,569
σH = 370,067 MPa ≤ σHP (790,77 MPa)
Poskokowy wskaźnik zazębienia
ε'β = b2 × sinβ / (π × mn)
ε'β = 1,638
Jednostkowa obwodowa siła dynamiczna WFV
δF = 0,006
WFV = δF × q0 × V × (aw / u)1/2
WFV = 8,091
Jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa w strefie jej największego spiętrzenia WFtp
WFtp = Ft × KFβ / b2
WFtp = 48,95 N/mm2
Współczynnik międzyzębnego obciążenia dynamicznego KFV
KFV = 1 + (WFV / WFtp)
KFV = 1,165
Jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa WFt
WFt = Ft × KFβ × KFV × KA / b2
WFt = 85,55 N/mm
Współczynnik kształtu zębów Zeq = 21,39 YF = 4,12
Zeq = Z / cos3β
Zeq = 79,93 YF = 3,71
Obliczeniowe naprężenia gnące σF = 136,29 MPa ≤ σFP Współczynnik kąta
pochylenia linii zęba: Yβ = 0,87 σF = YF × Yβ × WFt / mn
σF = 122,72 MPa ≤ σFP
Siły obwodowe:
Ft = 2 ∗ 103T / dw
Ft = 1476,91 N
Siły promieniowe:
Fr = Fttgα/cosβ
Fr = 576,65 N
Siły osiowe:
Fa = Fttgβ
Fa = 436,7 N
5. Dobór parametrów przekładni zębatej – stopień II Zębnik Obliczenia Koło Zębate
Materiał 34CrNiMo6 - azotowana 30CrMoV9 - azotowana Twardość: 750HV (701HB) Wytrzymałość Rm: 965MPa Granica plast. Re: 750MPa
Twardość: 800HV (746HB) Wytrzymałość Rm: 800MPa Granica plast. Re: 600MPa
Bazowa liczba cykli NHlim NHlim = 150 × 106
NHlim = 150 × 106
Równoważna liczba cykli obciążenia NHeq Współczynnik kierunkowy: mH = 9 KHeq = (14,5 × 0,1) + (0,54,5 × 0,8) + (0,14,5 × 0,1) = 0,1353 NHeq = 2,927 × 108
Liczba godzin pracy: Lh = nL × 365 × nZ × 8 × Krok
× Kdoba = 45990 Liczba zazębień 1 obrotu:
Współczynnik kierunkowy: mH = 9 KHeq = (14,5 × 0,1) + (0,54,5 × 0,8) + (0,14,5 × 0,1) = 0,1353 NHeq = 9,223 × 107
C=1
Współczynnik uwzględniający zmianę obciążenia napędu: KHeq = ∑[(Tk/T1)0,5mH × (tk/Lh)]
Równoważna liczba cykli obciążenia: NHeq = 60 × n × Lh × C × KHeq
Współczynnik trwałości pracy ZN ZN = 0,431 ZN = (NHlim / NHeq)(1/mH) ZN = 0,49 Naprężenia krytyczne przy bazowej liczbie cykli σHlim = 1180 MPa σHlim = 1180 MPa Dopuszczalne naprężenia stykowe σH σH = 381,435 MPa σH = 0,9σHlim × ZN / SH
SH = 1,2 – współczynnik bezpieczeństwa dla azotowania
σH = 433,65 MPa
Obliczeniowe dopuszczalne naprężenia stykowe σHP σHP = 381,435 MPa σHP = min(σH1, σH2) σHP = 381,435 MPa Podstawa próby zmęczeniowej NFlim NFlim = 4 × 106 NFlim = 4 × 106 Równoważna liczba cykli obciążenia NFeq NFeq = 2,927 × 108
Współczynnik uwzględniający zmianę obciążenia napędu: KFeq = ∑[(Tk/T1)0,5mH × (tk/Lh)] = 0,1353 Równoważna liczba cykli obciążenia: NFeq = 60 × n × Lh × C × KFeq
NFeq = 9,223 × 107
Współczynnik trwałości pracy YN YN = 1 YN = 1 dla NFlim < NFeq YN = 1 Naprężenia krytyczne σFlim σFlim = 730 MPa σFlim = 705 MPa
Średnica zębnika d1’ KHβ = 1,1 d1’ = 86,04
Dla kół o zębach skośnych: Kd = 681/3 Współczynnik szerokości wieńca do średnicy zębnika: Ψbd = b/d1 = 1,1 Warunki obciążenia od silnika napędzającego: Lekkie Warunki pracy urządzenia napędzanego: Ciężkie Współczynnik obciążenia zewnętrznego dynamicznego: KA = 1,5
Szerokość minimalna b b2 = 77 mm b2 = Ψbd × d1’
b1 = b2 + (0 – 5 mm) b1 = 82 mm
Obliczeniowa odległość osi a‘w a‘w = 200 mm a‘w = d1’ (u + 1) / (2 cosβ’)
β’ = 16° a‘w = 200 mm
Obliczeniowy moduł m’ m’ = 4 mm Z1’ = 23
m’ = d1’ × cosβ’ / Z1’ m’ = 4 mm
m’ = 4 mm
Obliczeniowa sumaryczna liczba zębów Z’∑ Z’∑ = 96 Z’∑ = 2 × aw × cosβ’ / mn
Z’∑ = 96 Z’∑ = 96
Obliczeniowy rzeczywisty kąt pochylenia zęba β' = 16° cosβ’ = Z’∑ × mn / (2 × aw)
β’ = arccosβ’ = 16,00° = 16° β' = 16°
Obliczeniowa liczba zębów Z1 = 23 Z1 = Z’∑ / (u + 1)
Z2 = Z’∑ - Z1 Z2 = 73
Obliczeniowe przełożenie u’rz = 3,17 u’rz = Z2 / Z1
u’rz = 3,17 u’rz = 3,17
Obliczeniowe średnice okręgów kół zębatych dw = 95,71 mm da = 103,71 mm da = 85,71 mm
Okręgi toczne: dw = mn × Z / cosβ’
dw = 303,77 mm da = 311,77 mm da = 293,77 mm
db = 89,94 mm Wierzchołki zębów: da = mn × (Z / cosβ’ + 2) Podstawy zębów: da = mn × (Z / cosβ’ – 2,5) Zasadnicze: db = dw × cosα
db = 285,45 mm
Parametry kół zębatych dobrane na podstawie obliczeń sprawdzających MITcalc Algorytm doboru parametrów według literatury opiera się na wielokrotnej zmianie wartości i ponownym obliczaniu współczynników. Liczby zębów są zbliżone do liczb obliczeniowych jednak należą do zbioru liczb pierwszych i ich przełożenie jest bliższe zakładanemu od obliczonego. Wstępnie sprawdzone zostało również spełnienie wymagań wytrzymałościowych przez koła o poniższych parametrach. z = 23 b = 80 mm mn = 2,25 mm mt =2,34 mm p =7,07 mm pt =7,35 mm ptb =6,88 mm a = 174,14 mm av = 174,14 mm aw = 174,14 mm α = 20° αt = 20,74° β = 16° da = 90,41 mm d = 83,44 mm db = 78,03 mm df = 74,72 mm dw = 83,44 mm Y = 1 ha = 2,25 mm hf = 2,8125 mm sb = 3,86 mm X = 0
Liczba zębów Szerokość wieńca Moduł normalny Moduł poprzeczny Podziałka Podziałka poprzeczna Podziałka bazowa Odległość osi Odległość osi prod. Odległość osi obc. Kąt przyporu Kąt przyporu poprz. Kąt poch. l. zębów Średnica wierzchołków Średnica podziałowa Średnica bazowa Średnica podst. zębów Średnica zasadnicza Współcz. wys. zęba Wysokość głowy zęba Wysokość podst. zęba Grubość podst. zęba Współczynnik korekcji
z b mn
mt p pt ptb a av
aw
α αt β da d db df dw Y ha
hf sb X
z = 73 b = 80 mm mn = 2,25 mm mt =2,34 mm p =7,07 mm pt =7,35 mm ptb =6,88 mm a =174,14 mm av = 174,14 mm aw = 174,14 mm α = 20° αt = 20,74° β = 16° da = 271,81 mm d = 264,83 mm db = 246,45 mm df = 255,75 mm dw = 263,5 mm Y = 1 ha = 2,25 mm hf = 2,8125 mm sb = 6,23 mm X = 0
Siła obwodowa w zazębieniu Ft
Ft = 2 × T1 × 1000 / d1
Ft = 2929,65 N
Obwodowa prędkość kół V
V = π × d1 × n1 / 60000
V = 6,82 m/s
Klasa dokładności
Na podstawie dodatkowych obliczeń przyjęto 5.klasę dokładności.
Jednostkowa obwodowa siła dynamiczna WHV
δH = 0,004 – współczynnik uwzględniający wpływ błędów zazębienia na obciążenie dynamiczne
q0 = 37,26
WHV = δH × q0 × V × (aw / u)1/2
WHV = 3,78 N/mm2
Jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa w strefie jej największego spiętrzenia WHtp
WHtp = Ft × KHβ / b2
WHtp = 49,44 N/mm2
Współczynnik międzyzębnego obciążenia dynamicznego KHV
KHV = 1 + (WHV / WHtp)
KHV = 1,08
Jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa WHt
WHt = Ft × KHβ × KHV × KA × / b2
WHt = 80,09 N/mm
Obliczeniowe naprężenia stykowe σH
ZH = 1,77 × cosβ – Współczynnik uwzględniający kształt stykających się powierzchni zębów
ZH = 1,70
ZM = 275 MPa0,5 – Współczynnik uwzględniający własności mechaniczne kół zębatych
Zε = (1 / εα)0,5 – Współczynnik przyporu, gdzie εα = 2,981
Zε = 0,579
σH = 304,16 MPa ≤ σHP (381,435 MPa)
Poskokowy wskaźnik zazębienia
ε'β = b2 × sinβ / (π × mn)
ε'β = 2,005
Jednostkowa obwodowa siła dynamiczna WFV
δF = 0,006
WFV = δF × q0 × V × (aw / u)1/2
WFV = 5,667
Jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa w strefie jej największego spiętrzenia WFtp
WFtp = Ft × KFβ / b2
WFtp = 49,44 N/mm2
Współczynnik międzyzębnego obciążenia dynamicznego KFV
KFV = 1 + (WFV / WFtp)
KFV = 1,115
Jednostkowa obliczeniowa siła obwodowa WFt
WFt = Ft × KFβ × KFV × KA / b2
WFt = 82,68 N/mm
Współczynnik kształtu zębów Zeq = 25,89 YF = 3,95
Zeq = Z / cos3β
Zeq = 82,186 YF = 3,71
Obliczeniowe naprężenia gnące σF = 81,18 MPa ≤ σFP Współczynnik kąta
pochylenia linii zęba: Yβ = 0,87 σF = YF × Yβ × WFt / mn
σF = 76,25 MPa ≤ σFP
Siły obwodowe:
Ft = 2 ∗ 103T / dw
Ft = 2929,65 N
Siły promieniowe:
Fr = Fttgα/cosβ
Fr = 1109,28 N
Siły osiowe:
Fa = Fttgβ
Fa = 840,06 N