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