Расчёт вала
Определяем силы, возникающие в зацеплении:
Передача 1-2 коническая прямозубая.
Окружная сила
Осевая сила
Радиальная сила
где α-угол зацепления; 
Передача 4-3 цилиндрическая прямозубая
Окружная сила
Осевая сила
Радиальная сила
где 
Строим схему нагружения в вертикальной плоскости и составляем уравнения равновесия относительно точек А и B:
Проверка:
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Тогда согласно правилу знаков:
Строим схему нагружения в горизонтальной плоскости и составляем уравнения равновесия относительно точек А и B:
Проверка 
Cтроим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости. Рассмотрим участок длиной l 1 на этом участке действует только сила RAx. Тогда:
Строим суммарную эпюру изгибающего момента
Максимальный изгибающий момент Мmax=266.2 (Н·м)в сечении
под шестерней 3. Определяем диаметр вала в месте посадки зубчатых колес.
где [τ] – пониженное допускаемое напряжение при кручении [τ]=10-20 МПа
Принимаем диаметр вала под подшипники: dп=45 мм.
Принимаем диаметр вала в месте посадки d=46мм.
Расчет вала на выносливость
Определяем общий коэффициент запаса прочности:
[n]=1,3÷1,5
Коэффициент запаса прочности при изгибе:
Коэффициент запаса прочности при изгибе:
Принимаем материал вала сталь 45 для нее предел прочности σВ=610 МПа;
Предел выносливости при изгибе:
σ-1=0,43·σ-1=0,43·610=262 МПа
Предел выносливости при кручении:
τ-1=0,58· σ-1=0,58·262=152 МПа
Для диаметра d=46 мм определяем размеры шпонки и шпоночного паза [табл.Б.21;2] Ширина b=14 мм; высота h=9 мм; глубина паза t=5,5 мм.
Определяем моменты сопротивлений сечения при изгибе:
Определяем моменты сопротивлений сечения при кручении:
Определяем значение амплитуд (σа,τа) и средних напряжений σm,τm в циклах изгиба и кручения:
σm –среднее напряжение цикла нормальных напряжений σm=0
τm – среднее значение цикла касательных напряжений τm=τа=15.2 МПа
Кσ и Кτ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении. Для сечения ослабленным шпоночным пазом и пределе прочности материала <700 МПа Кσ=1,75 и Кτ=1,5[Таблица 13.2;1]
εσ и ετ – масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений. При d=46 мм. εσ=0,82 и ετ=0,711 [табл.Б.22;2]
ψσ и ψτ – коэффициенты учитывающие влияние постоянной составляющей цикла на выносливость. Для среднеуглеродистой стали ψσ=0,2; ψτ=0,1 [табл.Б.23;2]
Прочность и жесткость вала обеспечены.
Расчет шпоночного соединения
Рабочую длину шпонки определим исходя из условия прочности на смятие:
Z – число шпонок на сечении. Z=1
Допускаемое напряжение на смятие [σ]=60-100 МПа
Проверяем условие прочности на срез:
Допускаемое напряжение на срез [τ]=100 МПа
Полная длина шпонки:
l=lp+b=41.9+14=55.9 (мм)
Принимаем к установке шпонку 14х9х56 ГОСТ 189-75 [табл.Б.21;2]
