В целях выравнивания напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса
где ζ — число зубьев косозубого колеса.
В нормальном сечении ведут оценку прочности зубьев косозубых колес.
Зубчатая передача, составленная из двух колес, может быть без смещения или со смещением исходного контура.
Передача без смещения составлена из зубчатых колес, нарезанных без смещения исходного контура. При нарезании зубьев без смещения на делительной окружности толщина зуба шестерни равна ширине впадины (или толщине зуба) другого колеса;

Следовательно, при нарезании колес без смещения JCj=0, х2 - 0, Λ] + х2 - 0; межосевое расстояние

Знак «—» — для внутреннего зацепления (рис. 11.1, ).
Для прямозубых передач β = 0 .
Передача со смещением х2 = -Х\, х2 + .v5 — О (равносмещенная). В целях выравнивания напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса (когда ζ7 >25) для шестерни берут jq >0, например, X] - 0.1. у колеса х2 = -0,3. В этом случае толщина Л-., увеличится, a S1,2 — на столько же уменьшится. Межосевое расстояние определяют по формуле (ϊ 1.9).
Передача со смещением х2 * 0 ; х, 0 ; + х2 ^ ^ - Зубчатые колеса обычно выполняют с положительными коэффициентами смещения х, > 0 и х2 > 0 в целях повышения нагрузочной способности. В этом случае увеличивается толщина зубьев и радиусы кривизны профилей зубьев (см. рис. 11.5).
Межосевое расстояние находится как полусумма диаметров начальных окружностей по зависимости (11.2). Заменяя последовательно начальные диаметры dwl, dw2 (см. рис. 11.2) по зависимостям d4. ~ db/cos a(u. = mucosa,/cos aft„ ; mt—mj cosp, получаем
В этом случае в зависимости (11.8) толщину зубьев и шаг нужно брать по начальной окружности dtw - mlwz, где m,w — расчетный модуль зацеплепия по .начальной окружности. Подставляя вместо S!<fl и Siw2 из табл. 11.1 (см. п. 9) и шаг
ρην = π>ηΙη,, получим взаимосвязь коэффициентов смещения с углом зацепления (через invaiw —угол развернутости эвольвенты):
Инволютный угол эвольвенты находится по зависимости