По табл. 3.4 при v = 3,38 м/с и 8-й степени точности KHa =1,08. По табл. 3.6 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем KHv = 1,0.

Таким образом, KH = 1,155 * 1,08 * 1,0 = 1,245.

Проверка контактных напряжений по формуле: 

Силы, действующие в зацеплении:
окружная Ft = 2T1 / d1 = 2*110,15*103 / 66.66 = 3304,8 H;
радиальная Fr = Ft tga / cosβ = 3304,8*tg 200 / cos120 50´ = 1233,7 Н;
осевая Fr = Ft tg β = 3304,8*tg 12°50' = 731,6 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

Здесь коэффициент нагрузки KF = KFβKFv. По табл 3.7 при \|/м = 1,275, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFβ = 1,33. По табл. 3.8, KFv = 1,3. Таким образом, коэффициент KF = 1,33*1,3 = 1,73; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv:  
zv1 = z1 / cos3 β;
у шестерни zv1 = 26 / 0.9753 = 28,  
у колеса zv2 = 130 / 0.9753 = 140,
YFl = 3,84 и YF2 = 3,60 (см. с. 42).

Допускаемое напряжение  
[σF] = σ0Flimb / [S]
По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости HB < 350 σ0Flimb = 1,8HB.
Для шестерни 
σ0Flimb = 1,8*230 = 414 МПа;
для колеса 
σ0Flimb =1,8*200 =360 МПа.
[SF] = [SF]'[SF]" – коэффициент безопасности (см. табл. 3.9), где [SF]' = 1,75,
[SF]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75.

Допускаемые напряжения:
для шестерни [σF1] = 414 / 1,75= 236,6 МПа; 
для колеса [σF1] = 360 / 1,75 =205,7 МПа.
Находим отношения [SF] / YF 
для шестерни 236,6 / 3.84 =61,6 МПа,  
для колеса 205,7 /3,6 = 57,4 МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yβ и КFa:
Yβ = 1- β 0 / 140 = 1 – 12,8 / 140 = 1 - 0,09 = 0,91.  

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия εa =1.5 и 8- й степени точности KFa = 0.92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле: 

< [σF]