Определение допускаемых напряжений при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
Коэффициент безопасности: [SF] = [SF]` 
[SF]``.
Согласно источнику [1] (табл. 3.9, стр. 44) коэффициент [SF]`, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, следует принимать равным: [SF]` = 1,75. Коэффициент [SF]``, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, для поковок и штамповок следует принимать равным: [SF]`` = 1.
Следовательно, [SF] =1,75 1 = 1,75.
Из таблицы 3.9. (источник №1, стр. 45) получаем допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
Для шестерни: 
Для колеса: 
По формуле (3.24), источник №1, стр. 43, получаем:
Для шестерни: 
Для колеса: 
4.5.7. Определение соотношений [sF]/YF
[sF1]/YF1 = 236,6/3,90 =61
[sF2]/YF2 = 205,7/3,61 = 57
Итак, проверочный расчет произведем по [sF2]
sF = (FtKFYF)/(b2m2) = (1157·2,025·3,61)/( 34·2,69) = 92,48 МПа
sF < 
Проверка выполнена успешно.
Таблица 3: Перечень величин, рассчитанных в главе 4.
| Величина | Значение |
| Внешний делительный диаметр колеса, de2 | 225 мм |
| Число зубьев шестерни | |
| Число зубьев колеса | |
| Внешний окружной модуль, me | 2,848 мм |
| Угол делительного конуса шестерни, d1 | 17,61O |
| Угол делительного конуса колеса, d2 | 72,39O |
| Внешнее конусное расстояние Re | 118 мм |
| Ширина зуба шестерни, b1 | 36 мм |
| Ширина зуба колеса, b2 | 34 мм |
| Внешний делительный диаметр шестерни, de1 | 72 мм |
| Средний делительный диаметр шестерни, d1 | 61 мм. |
| Средний делительный диаметр колеса, d2 | 192 мм. |
| Средний окружной модуль m | 2,438 мм |
| Окружная скорость вращения, v | 1,206м/c |
5. Проектировочный расчет валов редуктора.
Исходные данные.
Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M1 = 36,88 Н·м
Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M2 = 111,4 Н·м
Допускаемое напряжение на кручение [ τ ] = 15-35 МПа
Цель расчета:
1) Определить диаметры концевой части валов.
2) Определить диаметры валов под подшипниками.
3) Определить диаметры валов между концевой частью и подшипниками.
4) Определить диаметры валов между подшипниками.
5) Определить диаметры буртиков.
6) Определить диаметры валов под ступицей.
7) Определить диаметр резьбовой части на конце вала.
Определение диаметра концевой части ведущего и ведомого валов редуктора.
Расчет произведем по формуле (8.16.), источник №1, стр. 161; 
.
Допускаемое напряжение на кручение принято равным 
МПа.. Это невысокое значение было принято с учетом того, что ведущий вал испытывает кручение от натяжения клиноременной передачи.
Для ведущего вала: 
мм
Для ведомого вала: 
=30 мм
Далее добавим 15% от этих диаметров к ним (чтобы был запас прочности), округлим диаметры по стандартному ряду (стр. 161, источник №1).
Для ведущего вала: dK1 = 24 мм;
Для ведомого вала: dK2 = 38 мм;
Определение диаметра между концевой частью вала и подшипником.
Диаметр вала между концевой частью и подшипником можно определить по следующей формуле (но у нас муфта МПР, следовательно, формула преобразуется): 
Для ведущего вала: d1К-П = dK1 + 0 = 24 мм
Для ведомого вала: d2К-П = dK2 + 0 = 38 мм