Подставляя численное значение делительного диаметра колеса в выражение (1.32), вычисляем диаметр вершин колеса

d_{a 2} = 320 + 2·4 = 328 мм.

Зная делительный диаметр можно найти диаметр впадин по формуле

d_fi = d_i - 2,5·m_n , (1.33)

где d_{fi -} диаметр впадины, мм. Подставляя численное значение делительного диаметра шестерни в выражение (1.33), вычисляем диаметр впадин шестерни

d_{f 1} = 80 - 2,5·4 =70 мм.

Подставляя численное значение делительного диаметра колеса в выражение (1.32), вычисляем диаметр впадин колеса

d_{f 2} = 320 - 2,5·4 = 310 мм.

Определим ширину зубьев шестерни по формуле

b_{w i} = y_ba ·a_w , (1.34)

где b_{w i} - ширина зубьев шестерни, мм.

Подставляя численные значения в выражение (1.34), вычислим ширину зубьев шестерни

b_w1 = 0,5·200=40 мм.

Из конструктивных соображений ширину зубьев колеса можно вычислить по формуле

b_w2 = b_{w1 -} 3, (1.35)

где b_w2 - ширина зубьев колеса, мм.

Подставляя численные значения в выражение (1.35), вычислим ширину зубьев колеса

b_w2 = 40 _- 3 = 37 мм.

Результаты проектировочного расчета сведем в табл.1.2

Таблица 1.2

Результаты проектировочного расчета

aw , мм	mn , мм	z	da , мм	df , мм	bw , мм
Шестерня	200	4	20	88	70	37
Колесо			80	328	310	37

Сделаем проверочный расчет зубьев шестерни на подрезание. Условие работоспособности передачи без подрезания можно записать в виде.

z_min £z₁ , (1.36)

где z_{min -} минимальное число зубьев.

Для косозубых передач минимальное число зубьев вычисляется по формуле

z_min = 17·cos³ b^’ (1.37)

Подставим численное значение угла наклона линии зуба в выражение (1.37) и вычислим значение минимального числа зубьев

z_min = 17·cos³ 14,07=16.

Минимальное число зубьев оказалось меньше, чем действительное, следовательно, подрезание не произойдет.

1.2.2 Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость