Расчет на прочность прямозубых и косозубых цилиндрических зубчатых колес стандартизованы гост 21354-75. Исследованиями установлено, что наименьшей контактной выносливостью обладает околополюсная зона рабочей поверхности зубьев, для которой и выполняется расчет контактных напряжений, при этом контакт зубьев рассматривается как контакт двух сдавливаемых цилиндров.

Величина контактных напряжений а„ не зависит от модуля или числа зубьев в отдельности, а определяется только их произведениями или по существу диаметрами зубчатых колес, т. е. Величиной межосевого расстояния, которое при проектном расчете зубчатой передачи вычисляется по формул:

При проверочном расчете определяют величину расчетных контактных напряжений, одинаковых для шестерни и колеса, причем расчет выполняют для того колеса из пары, у которого меньше допускаемое напряжение , чаще это бывает колесо, а не шестерня.

При проверочном расчете, когда все размеры и параметры зубчатой передачи известны, величина расчетных контактных напряжений определяется по формуле.

Для удобства расчетов в качестве нагрузки в первой из приведениях здесь формул используется вращающий момент на зубчатом колец, а во второй формуле удельная расчетная окружная сила :

Как было сказано выше, для упрощения расчетов можно принять коэффициент нагрузки .При постоянном режиме нагрузки, а также в тех случаях, когда ким нагрузки не определен, величину со_ш определяют, исходя из недапаемой мощности.

Значение коэффициентов с точностью, достаточной для практических расчетов, можно принять следующим:

При расчете прочности зубьев по напряженикм изгиба следует учитывать, что большие напряжения изгиба возникают у корня зуба, где наблюдается концентрация напряжений.