Расчет зубчатых и зубчато-винтовых передач. Чирков Ю.А - 12 стр.

     2.1.2 Материал шестерни (см. там же п. 1.1.2).
     Расчетное контактное напряжение для прямозубых колес:
            [σ] + [σ]H 2
     [σ] H = H1          ≤ 1,15[σ]H 2(min) .
                 2
    2.2 Определение размеров конических колес и
параметров зацепления
      2.2.1 Принимаем расчетные коэффициенты:
      1) коэффициент нагрузки K H = 1,3 − 1,4 при консольном расположении
колес.
      2) коэффициент ширины зубчатого венца по конусному расстоянию:
                b
       ψ b ∧a =    = 0,285   по ГОСТ 12289 -76.
                Re
      2.2.2 Определяем внешний делительный диаметр колеса из условия
контактной прочности, мм:
                              2
                         950            T2
      d e2 ≥ 3                        ⋅      ⋅ KH ⋅ u,
                (1 − 0,5ψ b Re )[σ]H  ψ b Re
где T2 – вращающий момент на колесе, Н·мм.
     Расчетные значения d e 2 округляем до ближайшего стандартного
значения по ГОСТ2185-66 (СТ СЭВ 229-75) (таблица А.2 приложения).
     2.2.3 Определяем внешний окружной модуль, мм:
                  d e2
      mt =                  .
            (22 − 36) ⋅ u
     По таблице А.3 (приложения), рекомендуется принимать такие
стандартные значения модуля m t , которому соответствует целое число зубьев
колеса:
            d
      Z2 = e2 .
             me
     2.2.4 Число зубьев шестерни:
            Z
      Z1 = 2 .
             u
     Значения Z1 округляем до целого числа.
     2.2.4 Уточняем передаточное число:
           Z
      u′ = 2 .
            Z1
     Расхождения с исходным значением:
             u − u′
      ∆u =           ⋅ 100% ≤ 3%.
               u
     Если нет, тогда увеличивают или уменьшают Z 2 на единицу и
корректируют модуль зацепления (п.2.2.3).

     2.2.6 Определяем основные геометрические размеры передачи
12