Определяем допускаемые напряжения
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную контактную прочность:
для шестерни: 
для колеса: 
где 
- предел выносливости зубьев при контактном нагружении, МПа.
При термообработке – нормализация или улучшении:
для шестерни: 
= 2·HB + 70
= 2·260 + 70 =590 МПа
для колеса: = 2·НВ +70
= 2·195 +70 =460 МПа
SH – коэффициент запаса прочности, для зубчатых колес
с однородной структурой материала ( термообработка – нормализация, улучшение, закалка):
SH = 1,1 ;
KH L - коэффициент долговечности, примем KH L = 1,0 для длительно работающих передач.
МПа
МПа
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталостную изгибную прочность:
для шестерни: 
для колеса: 
где 
-предел выносливости зубьев при изгибном нагружении, МПа
При термообработке – нормализация или улучшение
для шестерни: = 1,75·НВ1
Для колеса 
= 1,75·НВ2
SF – коэффициент безопасности; SF =1,5;
KFL – коэффициент долговечности, для длительно работающих передач
принимаем KFL = 1,0;
KFC – коэффициент реверсивности; принимаем KFC = 1,0 при непрерывной подаче.
МПа
МПа
5.3 Определяем межосевое расстояние из условия контактной усталостной прочности:
где Ka – коэффициент: для косозубых передач Ka = 430;
U – передаточное число;
T2 – вращающий момент на валу колеса, Н·м;
- коэффициент ширины зубчатого венца;
= в2 /aw , принимается в зависимости от расположения шестерни относительно опор (подшипников). При симметричном расположении
=0,4;
КНВ –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубчатых колес КНВ = 1,0;
мм
Принимаем aw=160мм ГОСТ 2185-66
Определяем модуль зубьев
mn = (0,01…0,02)· aw
mn= 1,6…3,2
По ГОСТ 9563-60
mn = 2
Определяем суммарное число зубьев
где β - угол наклона зубьев, β=16Å
=154
Определяем число зубьев шестерни
принимаем Z1 = 26
Определяем число зубьев колеса
Z2= Z∑ -Z1
Z2=154-26=128
Определяем фактическое передаточное число
UФ = Z1 /Z2
UФ = 128/26=4,92
отклонение ∆= (Uр- UФ)·100 ٪/ UФ =1,6 ٪ ≤ 4 ٪
Отклонение в пределах допустимого.
Определяем диаметр делительной окружности
d1 = mn · Z1 /cosβ= 2·26/0.961 = 54.1 мм
принимаем d1 = 54 мм
d2 = mn · Z2/cosβ = 2·128/0,961 = 266,38 мм
принимаем d2 = 266 мм
Определяем диаметр окружности вершин
da = d+2·mn
для шестерни: da 1 = d1+2·mn
da = 54+4= 58 мм
для колеса: da = d2+2·mn
da = 266 +4=270 мм
Определим диаметр окружности впадин зубьев
df = d- 2,5·mn
Для шестерни
df 1 = d- 2,5·mn
df 1= 54- 2,5·2 = 49 мм
Для колеса
df 2= d- 2,5·mn
df 2 = 266- 2,5·2= 261 мм
Определим ширину зубчатого венца
Для колеса
b2 = ψва · aw =0.4·160=64 мм, принимаем 65 мм
Для шестерни
b1 = b2 + 5 мм = 65 +5 = 70 мм
Определяем окружную скорость
u 1 = w 1 ·d1 /2 = 100,48 · 54·10-3 /2 = 2,7 м/с
Определяем силы в зацеплении
Рисунок 9: Схема сил, действующих в цилиндрической косозубой передаче
Окружные: Ft 1 = Ft 2 = 2·T1 /d1
Ft 1 = 2·59,76/54·10-3 = 2,213 · 10 3 =2213 Н
Радиальное
Fr1 = Fr2=Ft · tg aW
aW=20Å
Fr1 = Fr2= 2213-tg20=805,5 Н