Приведенный радиус кривизны в нормальной плоскости Р«1 ⁼Pi/^C0SPi (рис. 11.19, г). По аналогии с прямозубой пере­дачей

Р! coscijtga^/cospa ; р₂ = d₂ cosa, tga^/cosp^ , где d]=d_tl —делительный диаметр; a,, a^ —делительный угол и угол зацепления в торцовой плоскости. Тогда величина

Проверочный расчет выполняют по формулам (11.24), (11.25), но коэффициент K_z — меньше. При среднем значении β^ «р = 16° для косозубых передач без смещения или равносме- щенных К₂ =363 вместо 431.

Проектный расчет. Для прямозубых, косозубых и шеврон­ных передач заключается в определении межосевого расстояния a_w . Выразив в формуле (11.25) ширину b_w =ψ_ήαα_№ (ψ_ία — ко­эффициент относительной ширины колеса), диаметр делительной окружности примерно равным начальному d_{ ~d_wj =2a_w/(«±l), T₂ = 7]w , получим

где Κ_α=450 —для прямозубых; АГ^ = 410 —для косозубых передач.

При проектном расчете предварительно определяют межосе­вое расстояние, задавшись коэффициентом нагрузки К_п » 1,3 , коэффициент ширины зубчатого колеса ψ_!)α выбирают по § 11.3. В повышающей передаче условно принимают ведущим быстро­ходное колесо. Допускаемые контактные напряжения определя­ют по зависимостям, приведенным в §11.11. Затем уточняют коэффициент нагрузки К_и по зависимости (11.20) и a_w . При этом по диаметру шестерни rf, =2a_w/(?vi!) определяют окруж­ную скорость ν — кс1\Щ /60000 .

Задавшись т и β (см. § 11.3), определяют zj = t/j/w/cosp, z₂ = Z\U, или задавшись ζ,, определяют т, округляют его по ГОСТ и проверяют на прочность по напряжениям изгиба (см. § 11.10). Для косозубых передач уточняют β по зависимости (11.10), приняв a,=a_m.. Затем необходимо выполнить прове­рочный расчет спроектированной передачи. Подробная методика расчета зубчатых передач изложена в ГОСТе 21354-87.