(7.15)
d3 = m ∙ z3 = 5∙21 = 105 мм.
d4 = m ∙ z4 = 5∙59 = 295 мм.
Диаметры вершин зубьев равны
(7.16)
da3 = d3+2 ∙ m = 105+2∙5 = 115 мм.
da4 = d4 +2 ∙ m = 295+2∙5 = 305 мм.
Диаметры впадин зубьев равны
(7.17)
df3 = d3 - 2,5 ∙ m = 105 - 2,5∙5 = 92,5 мм.
df4 = d4 - 2,5 ∙ m = 295 - 2,5∙5 = 282,5 мм.
Проверим межосевое расстояние зубчатых колес
. (7.18)
200 мм.
В прямозубой цилиндрической передаче при работе появляются силы в зацеплении зубьев, показанные на рисунке 4.
Окружные силы определяют по зависимости
. (7.19)
= 3552,6 Н.
Радиальные силы определяют по зависимости
, (7.20)
где 
= 20° - угол зацепления.
= 1293 Н.
Нормальная сила является равнодействующей окружной и радиальной сил в зацеплении и определяется по формуле
. (7.21)
= 3780,6 Н.
Проектный расчет и конструирование валов
При работе вал испытывает сложное нагружение: деформации кручения и изгиба. Однако проектный расчет валов проводится из условия прочности на чистое кручение, а изгиб вала и концентрация напряжений учитываются пониженными допускаемыми напряжениями на кручение, которые выбираются в интервале [ 
]=15...20 МПа. Меньшее значение [ ] принимается для расчета быстроходных валов, большее - для расчета тихоходных валов.
Наименьший диаметр выходного участка быстроходного вала dВ2, мм, (рисунок 9) равен:
(8.1)
Наименьший диаметр выходного участка тихоходного вала 
. мм, (рисунок 10) равен:
, (8.2)
где ТII, ТIII - номинальные вращающие моменты соответственно на входном (быстроходном) и выходном (тихоходном) валах редуктора (пункт 3.3).
22,37 мм. 
37,06 мм.
Окончательно выбираем dВ2 = 26 мм, dВ3 = 38 мм. Остальные размеры участков валов назначаются из выше приведенного ряда стандартных диаметров в сторону увеличения, исходя из конструкторских соображений.
 |
Рисунок 8 - Быстроходный вал (вал-шестерня)
 |
 |
Рисунок 9 - Тихоходный (выходной) вал
Для быстроходного вала (рисунок 8):
dупл2=dп2 = dв2 + (5…10) = (31…36) мм - диаметр вала под уплотнение и подшипник. Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (1).
Принимаем dyпл2 = dп2 = 35 мм;
dб2 = dп2 + (5…10) = (40…45) мм - диаметр буртика для упора подшипника. Принимаем dб2 =42 мм;
df1, d1, da1, b1 - размеры шестерни (пункт 5.9).
Для тихоходного вала (рисунок 9):
dyпл3=dв3 +(5…10) = (43…48) мм - диаметр вала под уплотнение. Принимаем dyпл3 =45 мм.
dп3=dупл3 +(5…10)=(50…55) мм.
Необходимо учитывать, что значение посадочного диаметра подшипника для данного диапазона кратно пяти (1, с. 67, таблица Б.5). Принимаем dп3 =50 мм;
dк = dп3+(5…10)=(55…60) мм - диаметр под зубчатое колесо. Принимаем dk =55 мм;
d б3 = dк +(5…10)= (60…65) мм - диаметр буртика для упора колеса. Принимаем dб3 =60 мм. С другой стороны колеса для его надежного осевого крепления на валу при сборке устанавливается распорная втулка.
Длины участков валов определяются после эскизной компоновки редуктора непосредственным измерением или расчетом размерных цепей.
