Из расчета на контактную выносливость по преобразованной формуле Герца находят межосевое расстояние
(3.1)
где С=310 для прямозубой передачи, С=270 для косозубой и шевронной передачи. Прямозубые передачи применяются при окружных скоростях вращения в зацеплении V<6 м/с; косозубые - при скоростях V=3-15 м/с. Шевронные передачи используются для тяжелонагруженных приводов.
Таблица № 4
| Термическая | Твердость зубьев HRC | Стали | 
| SH | 
| SF | |
| обработка | На поверхности | В сердце-вине | МПа | МПа | |||
| Нормализация, улучшение | НВ180-350 | 40;45;40Х; 40ХН; 35ХМ и др. | 2*НВ+70 | 1.1 | 1.8НВ | 1.75 | |
| Объемная закалка | 45-55 | 40Х;40ХН; 35ХМ и др. | 18HRC+150 | 1.1 | 1.75 | ||
| Закалка при нагреве ТВЧ по всему контуру (модуль тп ³3) | 56-63 42-50 | 25-35 | 58;У7 40Х;35ХМ и др. | 17HRCпов | 1.2 | 1.75 | |
| Закалка при нагреве ТВЧ сквозная (модуль тп <3) | 42-50 | 42-50 | 40Х; 35ХМ;40ХН и др. | +200 | 1.2 | 1.75 | |
| Азотирование | HV 550-750 | 24-40 | 40Х; 40ХФА; 40ХН2МА и др. | 1.2 | 10HRCпов+240 | 1.75 | |
| Цементация и закалка | 56-63 | 30-43 | Цементируемые стали всех марок 20Н2М;12ХН3А | 23HRCпов | 1.2 | 1.55 | |
| Нитроцементация и закалка | 56-63 | 30-43 | 25ХГМ | 23HRCпов | 1.2 | 1.55 |
Здесь HRCпов твердость материала заготовки на ее поверхности в единицах Роквелла;
HV - единицы твердости при испытании алмазной пирамидкой по Виккерсу.
Коэффициенты нагрузки в проектном расчете предварительно принимают kHa=1; kHV=1, а kHb определяют по табл.5.
Таблица 5 /3/
| Расположение зубчатых колес относительно | Твердость | |
| подшипниковых опор | £ НВ350 | >НВ350 |
| Симметричное | 1.00 - 1.15 | 1.05 - 1.25 |
| Несимметиричное | 1.10 - 1.15 | 1.15 - 1.35 |
| Консольное | 1.20 - 1.35 | 125 - 1.45 |
Угол наклона линии зуба b для косозубых колес выбирают в пределах от 8 до 220 (чаще до 150); для шевронных b = 25 - 400. Выбор большего значения угла наклона способствует улучшению кинематических параметров передачи (плавность хода, бесшумность работы, меньшие габариты и т.д.), но увеличивает осевую нагрузку в зацеплении, что отрицательно сказывается на стоимости и габаритах подшипниковых узлов.
Коэффициент ширины венца yba назначают из ряда 0.063; 0.08; 0.100; 0.125; 0.160; 0.200; 0.250; 0.315; 0.400; 0.500; 0.630; 0.800; 1.00; 1.25 в пределах от 0.125 до 0.400 для прямозубых колес; от 0.250 до 0.630 для косозубых и от 0.5 до 1.00 для шевронных колес.
Вращающий момент Т2 вычислили ранее по (1.12). Передаточное число u зубчатой пары равно ее передаточному отношению i.
Межосевое расстояние (3.1) округляется до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 (мм): 25; 28; 32; 40; 45; 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710.
Модуль зацепления m (для косозубых и шевронных колес обычно нормальный модуль mn) выбирают в пределах
m = (0.01¸0.02)*aw (3.2)
из ряда стандартных по СТ СЭВ 310-76 (мм): 1; 1.125, 1.25; 1.375; 1.50; 1.75; 2.0; 2.25; 2.5; 2.75; 3.0; 3.5; 4.0; 4.5; 5.0; 5.5; 6.0; 7.0; 8.0; 9.0; 10.0; 11; 12; 14; 16; 18; 20.
Определяют суммарное число зубьев
(3.3)
Здесь и далее для прямозубых колес нормальный модуль зацепления заменяют на модуль m, а b = 0.
Число зубьев шестерни и колеса вычисляют по формулам, приведенным ниже, окугляя результат до целого числа
(3.4)
Во избежание подрезания корня ножки зуба, должно соблюдаться ограничение на минимальное число зубьев шестерни
z1 ³ 17 cos3b. (3.5)
Если это условие не соблюдается, необходимо уменьшить модуль зацепления в рекомендованных пределах (3.2) и повторить расчет или начать проектирование передачи со смещением. После округления z1 и z2 уточняют передаточное число
u = z2 / z1. (3.6)
Отклонение расчетного значения от ближайшего стандартного uCT
(3.7)
не должно превышать 2.5% при u£4.5% и 4 % при u>4.5%. Если это условие не выполняется, расчет повторяют для других исходных модулей зацепления.
Чтобы сохранить межосевое расстояние стандартным, уточняют угол наклона линии зуба для косозубых и шевронных передач
(3.8)
В прямозубых передачах уточняют межосевое расстояние
(3.9)
Прочие геометрические параметры зубчатых колес определяют по табл.6.
Таблица 6
| Параметры | Обознач. | Формулы |
| Делительный диаметр | d1(* | z1*mn/cosb |
| Диаметр окружности вершин | da1(* | d1+2*mn/cosb |
| Диаметр окружности впадин | df1(* | d1-2.5*mn/cosb |
| Ширина зуба колеса | bw2(** | yba*aw |
| Коэффициент ширины зуба по делительному диаметру шестерни | ybd | 0.5*yba(u+1) |
(* - расчет аналогичного параметра колеса выполняют по такой же формуле с соответствующей заменой индекса "1" на "2"; (** - ширину зуба шестерни назначают на 5-10 мм больше, чтобы предотвратить уменьшение длины контактной линии при возможном смещении зубчатых колес в зацеплении.
