Контактные напряжения ( проверочный расчет)
где Ka’ – коэффициент для косозубой передачи Ka’=376
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки м/д зубьями, для прямозубой передачи = 1,1
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев =1,0;
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности передачи, по таблице 1.5 [2]
= 1.1;
МПа
сравниваем расчетное контактное напряжение 
с допускаемым [ ]=418 МПа
Определяем недогрузку
∆=( [ ] - )· 100 ٪/ [ ] = (418-361)100/418= 13,6 ≤ 15 ٪
Недогруз не превышает допустимую.
Определяем напряжения изгиба ( проверочный расчет)
для зуба 
для шестерни 
где 
- коэф. формы зуба, определяется для зубьев шестерни и колеса по таблице 1.6[2] . В зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса:
- коэффициент учитывающий наклон зубьев. для косозубой передачи
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки
по длине зуба, = 1,0;
- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями = 1,0;
- коэффициент динамической нагрузки, определяется по таблице
1.5 [3], = 1,25
для шестерни 
МПа
для колеса 
МПа
сравниваем расчетные значения с допускаемыми [ 
]=303.3 МПа
и [ 
]=262,5 МПа
≤ [ ] ≤ [ ]
Конструирование цилиндрических зубчатых колес
Эскизы зубчатых колес приведены на рисунках 10 и 11
Обод
Наибольший диаметр
d0 = d + 2· mn
для шестерни d0 1 = 54+4=58 мм
для колеса d0 2 = 266+ 4 =270 мм
Толщина обода
S=(2,5…4)·mn
S= 5….8 мм
принимаем S= 7 мм
Внутренний диаметр зубчатого венца
dвн = df -2·S
для колеса dвн =253 мм
Фаска на торце зубчатых колес
f1 = 0.5 mn = 1 мм
f2 = 5 мм
Ширина зубчатых венцов
b2 = 65 мм b1 =70 мм
Диск
6.6 Толщина для диска колеса:
с = 0,2 · b1 не менее 8 мм
с2= 0,2 · b2 = 0,2· 65 = 32,5 мм
Диаметр центровой окружности
dц = (dвн +dст)/2= (253+38)/2=145,9 мм
dст – диаметр ступицы
принимаем d0 = 100 мм
Ступица
6.8.1 Внутренний диаметр ступицы равен соответствующему диаметру вала dв , который ориентировочно находиться по формуле
где T- передаваемый валом вращающий момент, Н·м;
- допускаемое напряжение при кручении, МПа;
Окончательное значение диаметра вала принимаем после его конструирования.
принимаем 20…30 МПа
мм
мм
принимаем 
мм
Наружный диаметр ступицы
dcт = d · 1.6 + 5 мм
для колеса: dcт 2 =d2 ·1.6+ 5
dcт 2 =40 ·1.6+ 5 =69 мм
Принимаем dcт 2 =70 мм
Длинна ступицы (предварительно)
lcт = (1,0…1,5))dв
для колеса lcт 1 = 1,2·40= 48 мм
принимаем lcт 2 = b = 70 мм
Окончательно длину ступицы принимаем с учетом результатов расчета шпоночного соединения.
6.9 При изготовлении зубчатых колес штамповкой принимают штампованные уклоны g ≥ 7Å и радиусы закруглений R ≥ 6 мм
Выбор шпонок.
Размеры шпоночного паза определяется по таблице 1.10 [3]
ГОСТ 23360-78
Для колеса с диаметром вала dв2 = 40 мм
в= 12 мм
h= 9 мм
с= 0,4 мм
t1 = 5,0 мм
t2 = 3,3 мм
l = 65 мм
где в –ширина шпонки,
H- высота шпонки,
С- фаска шпонки,
t1 – глубина паза вала,
t2 – глубина паза ступицы,
l – длина шпонки.
Шпонка 12×8×65 ГОСТ 23360-78