Проверочный расчет передачи на контактную выносливость выполним по формуле [2,с.31,ф.3.6]:
где: 
межосевое расстояние;
вращающий момент колеса быстроходной ступени;
фактическое передаточное число;
рабочая ширина венца колеса;
коэффициент нагрузки [2,с.32];
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями при n=8 и окружной скорости 
[2,с.39,табл.3.4];
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при
[2,с.39,табл.3.5];
динамический коэффициент [2,с.40,табл.3.6];
Условие 
выполняется, передача пригодна.
Усилия в зацеплении
Окружное усилие:
Радиальное усилие шестерни и колеса:
Осевое усилие шестерни и колеса:
Проверочный расчет передачи на изгибную выносливость
Проверку зубьев цилиндрических колес на выносливость по напряжениям изгиба определим по [2,с.46,ф.3.25]:
где: 
окружное усилие;
коэффициент нагрузки [2,с.43];
коэффициент концентрации нагрузки [2,с.43,табл.3.7]; 
коэффициент динамичности [2,с.43,табл.3.8];
Определим эквивалентное число зубьев:
шестерни - 
Примем: 
колеса - 
Примем: 
Коэффициент формы зуба [2,с.42]
коэффициент формы зуба шестерни
коэффициент формы зуба колеса
коэффициент, введенный для компенсации погрешности [2,с.46];
Коэффициент торцового перекрытия:
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки:
Допускаемые напряжения изгиба [2,с.43,ф.3.24]
предел выносливости при отнулевом цикле изгиба
[2,с.44,табл.3.9];
шестерни:
колеса:
коэффициент безопасности [2,с.43];
коэффициент, учитывающий нестабильность материала
[2,с.44,табл.3.9];
коэффициент, учитывающий способ получения заготовки [2,с.44].
Допускаемые напряжения изгиба:
шестерни:
колеса:
Определим отношения 
для шестерни и колеса и сравним их:
Проверочный расчет ведем для зубьев шестерни, так как для них отношение наименьшее.
Условие 
выполняется. Передача пригодна.
4 Расчет тихоходной ступени (цилиндрическая прямозубая передача) редуктора
Выбор машиностроительных материалов
Для изготовления колес цилиндрической прямозубой передачи принимаем:
- шестерня: сталь 40Х, т.о.улучшение, 
, диаметр заготовки до 120 мм; предел прочности - 
предел текучести 
-колесо: сталь 40Х, т.о. улучшение, 
, предел прочности - 
предел текучести 
диаметр заготовки св.160 мм.
Расчет допускаемых напряжений на контактную выносливость
Допускаемые напряжения на контактную выносливость определим по формуле (2,с.33,ф.3.9):
где: 
предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемен напряжений [2,с.34,табл.3.2];
коэффициент безопасности [2,с.33]
коэффициент долговечности [2,с.33]
Допускаемые напряжения на контактную выносливость:
шестерни:
колеса:
Для дальнейших расчетов принимаем допускаемые напряжения на контактную выносливость:
Определение межосевого расстояния
Определим межосевое расстояние цилиндрической прямозубой передачи по формуле [2, с.32,ф.3.6]:
где: 
коэффициент межосевого расстояния для прямозубых колес [2,с.32];
вращающий момент цилиндрического колеса;
передаточное число цилиндрической передачи;
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, при несимметричном расположении колес [2,с.32,табл.3.1];
коэффициент ширины зубчатого венца по ГОСТ2185-66;
расчетные допускаемые напряжения на контактную
выносливость цилиндрических прямозубых колес
По ГОСТ 2185-66 принимаем: 
Расчет геометрических параметров цилиндрической прямозубой передачи
Определим нормальный модуль зацепления:
Принимаем по ГОСТ 9563-60:
Так как передача прямозубая, то угол наклона линии зуба 
Определим суммарное число зубьев:
Число зубьев цилиндрической шестерни:
Принимаем число зубьев шестерни: 
Число зубьев колеса:
Принимаем число зубьев колеса: 
Фактическое передаточное число:
Расхождение при этом составляет 
, что является удовлетворительным.
Делительный диаметр:
шестерни 
колеса 
Фактическое межосевое расстояние:
Расхождение составляет 0%, что является удовлетворительным.
Диаметр выступов:
шестерни 
колеса 
Диаметр впадин:
шестерни 
колеса 
Рабочая ширина венца:
колеса 
шестерни 
Принимаем: 
; 
Окружная скорость колес:
Примем степень точности передачи: 