4.1. Определим главный параметр – межосевое расстояние
, (24)
где Ка – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач, Ка = 43,
(для прямозубых - Ка = 49,5);
– коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36, для шестерни, расположенной симметрично относительно опор для рассматриваемого варианта;
U – передаточное число редуктора, в нашем случае U =5 (см. раздел 1 «Кинематический расчет привода»);
Т2 – крутящий момент на тихоходном валу редуктора, кН 
м, для рассматриваемого варианта Т2=Т3=0,307 кН м (см. раздел 1 «Кинематический расчет привода»);
[sн] - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2, [sн] = 637 МПа (см. раздел 2 п. 2 «Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни и колеса»);
Кнb – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зубьев.
Зная значение коэффициента ψа определяем значение коэффициента yвd на зависимости: yвd = 0,5yа (U 
1), а затем по графику рис. 4, в зависимости от расположения колес относительно опор и твердости поверхности зубьев выбираем значение коэффициента Кнb.
yвd= 0,5 0,3(5+1)=0,9,знак «+» берем в формуле, т.к. имеет место внешнее зацепление пар зубьев.
По рис. 4, имеем, что Кнb = 1.
Подставим все известные величины в формулу (24) и рассчитаем численное значение межосевое расстояние аw:
= 120,1 (мм)
полученное значение межосевое расстояние аw округляем до ближайшего стандартного:
стандартные межосевые расстояния:
1-й ряд – 40, 50, 63, 80, 100, 125, 160, 200, 250, 315, 400…
2-й ряд – 140, 180, 225, 280, 355, 450…
Получаем стандартное ближайшее значение межосевого расстояния аw = 120 мм.
4.2. Определим модуль зацепления m, мм:
, (25)
где Кm - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач, Кm=5,8 (для прямозубых Кm=6,8);
d2 = 2 аw × U / (U 1) – делительный диаметр колеса, мм;
подставив известные величины имеем, что:
d2 = 2 аw × U / (U 1) = 2 × 120 × 5 / (5+1) = 200 (мм);
b2 = yа × аw – ширина венца колеса, мм, подставив численные значения известных величин составляющих формулу получаем:
b2 = 0,3 × 120= 36 (мм);
[sF] - допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, МПа (см. раздел 2 п.3 «Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев шестерни [s] F1 и колеса [s]F2);
[sF] = [sF2] = 294 МПа.
Т2 – крутящий момент на тихоходном валу редуктора, КН × м, для нашего случая
Т2 = Т3 = 0,307 кН × м (см. раздел 1 «Кинематический расчет привода»).
Подставим известные величины в формулу (25) получим численное значение для модуля зацепления:
= 1,68 мм
полученное значение модуля округляем до ближайшего стандартного в большую сторону из ряда чисел: m, мм
1-й ряд: 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10
2-й ряд: 1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9
Принимаем m=2 мм.
4.3. Определим угол наклона зубьев bmin для косозубой передачи редуктора:
sin 
, (26)
где m- модуль зацепления;
– ширина венца зубчатого колеса.
По формуле (26) получаем, что:
sin 
0,1944
В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают β= 8°…16°.
4.4. Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:
ZS=Z1+Z2=2 аwcosbmin/m (27)
получаем:
ZS= 2 × 120 × cos 11,21°/2 = 117,7.
Полученное значение ZS округляем в меньшую сторону до целого числа, имеем: ZS= 117.
4.5. Уточним действительную величину угла наклона зубьев,
cos b=(ZSm/2 аw)) (28)
получаем:
β=arc cos(117 × 2/(2 × 120))» 12,84°.
4.6. Определим число зубьев шестерни:
. (29)
Подставив в формулу (29) определим ранее величины получаем, что:
= 19,5.
Округлим полученное значение до ближайшего целого получим Z1=20, что соответствует условию уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев Z1 ³ 18
4.7. Определим число зубьев колеса:
Z2=ZS-Z1. (30)
Имеем: Z2=117 - 20=97.
4.8. Определим фактическое передаточное число Uф и проверим его отклонение ΔU от заданного U (получено 8 разделе 1 «Кинематический расчет привода»):
. (31)
Подставив известные значения числа зубьев шестерни и колеса имеем, что
= 4,85.
, условие выполняется.
4.9. Определим фактическое межосевое расстояние:
аw = (Z1 + Z2)m/ (2cos b) = (20+97)2∕(2 cos × 12,84°)=120 мм.
4.10. Определим основные геометрические параметры передачи:
а) Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса:
d1=mZ1/cosb; (33)
d2 = m Z2 / cosb
по формуле (33) имеем:
d1 = m Z1 / cosb = 2 × 20/cos 12,84°= 41,03 (мм);
d2 = m Z2 / cosb= 2 × 97/ cos × 12,84°= 198,98 (мм);
4.10 Определим диаметры вершин dа и впадин df шестерни и колеса:
dа1 = d1 +2 m;
dа2 = d2 + 2 m; (34)
df1= d1 – 2,4 m;
df2 = d2 – 2,4 m.
Подставив известные величины в формулу (34) получаем, что:
dа1 = d1 +2 m = 41,03 + 2 2 = 45,03 (мм)
dа2 = d2 + 2 m = 198,98 + 2 2= 202,98 (мм)
df1= d1 – 2,4 m = 41,03 – 2,4 2 = 36,23 (мм)
df2 = d2 – 2,4 m = 198,98 – 2,4 2 = 194,18 (мм)
