Для всех шпоночных соединений принимаем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78 в зависимости от диаметра вала. 
.
Ведущий вал.
Шпонка под посадку ведомого шкива клиноременной передачи.
Исходные данные для выбора шпонки:
Диаметр вала под ведомый шкив d1 = 38 мм. Длина ступицы ведомого шкива Lcт = 50 мм. Длину шпонки принимаем:
L m= Lcт - 10 = 50– 10 = 40мм. (94)
выбираем шпонку 
.
Ведомый вал.
Шпонка под зубчатым колесом редуктора: диаметр шейки под посадку
зубчатого колеса 
; длина ступицы зубчатого колеса 
. Длина шпонки:
, (95)
принимаем Lм=90мм.
Выбираем шпонку: 
Ведомый вал.
Шпонка под посадку зубчатой муфты.
Исходные данные для выбора шпонки:
Диаметр вала под полумуфту d1 =60 мм. Длина ступицы полумуфты Lcт =90 мм. Длину шпонки принимаем:
lm=Lcт–10=90–10=80 мм. (96)
Выбираем шпонку: 
.
Проверку шпоночных соединений проводим по напряжениям смятия по формуле
(97)
где 
рабочая длина шпонки,
М – передаваемый момент на валу шпонки,
d – диаметр вала, t1 – глубина паза вала, h - высота шпонки.
Для шпонки ведущего вала под посадку ведомого шкива клиноременной передачи:
(98)
Для шпонки ведомого вала под посадку зубчатого колеса:
(99)
Для шпонки ведомого вала под посадку зубчатой полумуфты:
(100)
Во всех случаях напряжения 
, что обеспечивает условие прочности шпоночных соединений редуктора
Таблица №4 – Результаты расчетов шпоночных соединений
| Наименование вала | d, мм | T, Н·мм | b ´ h ´ l, мм | 
|
| Ведущий вал |  40
| 28,0 | ||
| Ведомый вал | 16x14x90 | |||
| 22x14x80 |
Проверочный расчет вала
Расчет выполняем для тихоходного вала редуктора, как наиболее нагруженного.
Материал вала сталь 40Х,
- коэффициент пиковой нагрузки Кn = 1,6.
По эпюрам суммарных изгибающих моментов и крутящих моментов рис. 4 с учетом диаметра вала в соответствующих сечениях определяется наиболее опасное сечение. Общий коэффициент запаса усталостной прочности определяется по формуле
(101)
где Sσ и Sτ – коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.
(102)
(103)
где 
пределы выносливости материала при симметричных циклах изгиба и кручения; 
эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении; 
коэффициент, учитывающий влияния шероховатости поверхности; 
масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений; 
амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений; 
средние напряжения циклов; 
коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла.
Из анализа эпюр внутренних силовых факторов можно сделать заключение, что опасное сечение вала располагается по центру тихоходного вала (точка К), где возникают наибольший изгибающий момент 
и крутящий момент 
.
Проверим усталостную прочность вала в этом сечении.
Пределы выносливости материала вала при изгибе и кручении определяются по эмпирическим зависимостям с учетом того, что для стали 40Х с термообработкой – улучшение 
и 
:
(104)
(105)
Коэффициенты концентрации напряжений по нормальным и касательным напряжениям: 
.
.
Максимальное напряжение при изгибе в опасном сечении вала
(106)
Учитывая, что каждое продольное волокно вала при изгибе с вращением работает попеременно на растяжение и сжатие по симметричному циклу, получаем 
.
Максимальные напряжения при кручении вала
(107)
Коэффициент 
, коэффициент 
Затем определяют коэффициенты запаса усталостной прочности вала
(108)
(109)
Общий коэффициент запаса усталостной прочности
(110)
Полученный результат больше нормативного коэффициента запаса прочности 
, следовательно, усталостная прочность вала обеспечена.