4.3.1 Выбор типа и размеров подшипников.
Для установки на валы шестерни выбираем роликоподшипники конические однорядные, легкой серии. Так как dП1=40(мм) то для вала шестерни выбираем подшипник с d=40мм. Для вала колеса выбираем роликоподшипники конические однорядные, легкой серии. Так как dП2=45(мм) то для вала колеса выбираем подшипник с d=45мм.
4.3.2 Выбор смазки подшипников и зацепления.
Выбор смазки подшипников зависит от окружной скорости. Так как окружная скорость колеса больше 1, то для подшипников приемлемо применение жидкой смазки.
Для выбора сорта масла для зубчатой передачи сначала определим кинематическую вязкость масла, в зависимости от окружной скорости и контактного напряжения по таблице 6 [4]. Вязкость равна 28 (мм2/с), по таблице 7 выбираем масло И-Г-А-32.
4.3.3 Выбор схемы установки подшипников качения.
Для данного редуктора наиболее подходит схема установки подшипников “враспор” Осевое фиксирование вала осуществляется в двух опорах. Для исключения защемления вала в опорах из-за температурных деформаций предусматривают осевой зазор а=0,2…0,5(мм). Длина вала l=(6dП…8dП).
4.4 Первый этап компоновки редуктора.
Первая компоновка редуктора выполняется в масштабе 1:1. Предварительно необходимо рассчитать несколько дополнительных параметров, относящихся непосредственно к самой компоновке [4]:
- зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса
А1=1,2δ, где δ=0,03αW+1
δ=0,03·125+1=4,75 - принимаем δ=8 мм.
А1=1,2·8=9,6 мм
- зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса
А= δ=8 мм.
- расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса
А=δ
- расстояние между внутренней стенкой корпуса редуктора и торцевой плоскостью подшипника У=2…3 мм, т.к. подшипник смазывается жидкой смазкой принимаем
У=3 мм.
- расстояние 
; e=0,38;
для шестерни: 
для колеса: 
Размеры гнезда подшипника:
- для шестерни: ∆=6 мм, b=5 мм;
- для колеса: ∆=6мм, b=5 мм;
С первой компоновки снимаем размеры: l1 = 53мм; l2 =53,5 мм; l3 = 85 мм.
5. Проверка долговечности подшипников.
5.1. Для ведущего вала.
Из предыдущих расчетов имеем Fr=742,908 Н; Ft=1975,806 Н;Fa=512,22Н; из первого этапа компоновки l1=53 мм.
Найдем реакции опор:
Суммарные реакции:
Суммарные реакции:
Н;
Н;
S1=0,83∙0,38∙1014,394=319,94 H;
S2=0,83∙0,38∙1112,974=351,032 H;
Пусть Ra1=S1=319,94 H;
Ra2=Fa+Ra1=512,22+319,4=832,16 H;
Ra1/Pr1=319,94/1014,394=0,315<0,38;
e=0,38;
Ra2/Pr2=832,16/1112,974=0,748>0,38.
Расчет проводим для подшипника с наиболее нагруженной опорой.
Найдем эквивалентную нагрузку по формуле:
, где Pr– суммарная радиальная реакция опор, Н;
Ra – осевая сила, действующая на подшипники, Н; Кб-коэффициент безопасности; Кб=1,5; Кт- температурный коэффициент; Кт=1; V=1, так как вращается внутренне кольцо; X1=1; X2=0.45, Y2=1.56.
Н;
Н;
Расчетная долговечность для подшипника (ведущего вала) в часах:
где m – показатель степени, m=3/10;
Сr – динамическая грузоподъемность подшипника, Сr =42,4 кН;
n – частота вращения, n1=1455 мин-1;
Рэ´ – эквивалентная нагрузка, Н.
Рассчитанная долговечность больше чем регламентирует ГОСТ 16162-85.
Таким образом, выбранный ранее подшипник подходит для ведущего вала. 
5.2. Проверка прочности шпоночных соединений.
При проектировании редуктора будем использовать шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок определяем по ГОСТ 23360-78.
Материал шпонок – сталь 30ХГС
Напряжения смятия и условие прочности по формуле:
;
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице 
МПа.
Ведущий вал: d=30 мм; 
мм; t1=4 мм; длина шпонки l=70 мм; момент на ведущем валу Т1=49000 Н·мм;
МПа <[sсм];
Ведомый вал: для шпонки под звездочкой d=38; 
; t1=5; длина шпонки 70 мм; момент на ведомом валу Т2=190000 Н·мм; для шпонки под колесом d=50; 
; t1=5,5; длина шпонки 40 мм.
МПа<[sсм]; Условие выполнено.
5.3. Уточненный расчет ведущего вала.
Материал вала – сталь 30ХГС нормализированная; sв=930 МПа; s-1=399,9 МПа и
t-1=231,942 МПа.
Сечение вала I-I. Диаметр вала в этом сечении 30 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.
;
Крутящий момент Т1=49000 Н·мм.
мм3;
Момент сопротивлению изгиба:
мм3;
МПа;
Fкб 
H;
M=Fкб·l/2=553,4·40=22136 Н·мм;
МПа; 
МПа;
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
;
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
;
Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А
;
Список литературы:
1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Детали машин» Москва, Высшая школа,1984г.
2. В.С. Чернавский “Курсовое проектирование деталей машин”, издательство «Высшая школа», 1984г.
3. Методические указания к разработке и оформлению курсовых проектов и работ по дисциплинам «Механика», «Прикладная механика», «ДМ и основы констуирования»
В.Я. Барабанцев, Т.Г. Зайцева, 2002г.
4. Методические указания к курсовому проектированию по курсу “Прикладная механика” (Проектирование валов, зубчатых колес, подшипниковых узлов и конструирование редуктора), В.И. Халяев, Т.Г. Зайцева, 2002г.