Кинематический и энергетический расчёт привода.
Определяем требуемую мощность электродвигателя на основании исходных данных.
где N = 7,1 кВт – мощность на ведомом валу привода;
h - КПД привода, равный произведению частных КПД;
где по [1, табл. 1.1]
hЦ. = 0,93 – КПД цепной передачи,
h1 = 0,98 – КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колёсами,
hП. = 0,99 – КПД в подшипниках.
При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортёра с полной загрузкой. Поэтому выбираем двигатель с повышенным пусковым моментом. По требуемой мощности подходит двигатель АО2-52 Nдв.=10 кВт, n =1500 об/мин по [1, табл. П2].
Передаточное отношение
где nдв. = 1500 об/мин. – частота вращения выбранного электродвигателя,
n = 70 об/мин. – частота вращения ведомого вала.
Намечаем, ориентируясь на [1, табл. 1.2] частные передаточные числа: цепной передачи 
редуктора 
.
Разбираем общее передаточное отношение редуктора. Принимаем для тихоходной ступени
.
Полученное передаточное отношение округляем по ГОСТ 2185-66, 
.
Для быстроходной ступени
.
Полученное передаточное отношение округляем по ГОСТ 2185-66, 
.
Уточняем передаточное отношение цепной передачи
.
Определяем угловые скорости и частоты вращения валов:
Ведущий вал редуктора
;
Промежуточный вал редуктора
Ведомый вал редуктора
Вал барабана
Вращающие моменты на валах определим, исходя из требуемой мощности электродвигателя:
Расчёт передач редуктора.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. По [1, табл. 3.3] принимаем для шестерен сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 230; для колёс сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 200.
Рассчитываем допускаемые контактные напряжения
где 
=2НВ+70 – предел контактной выносливости при базовом числе
циклов по [1, табл. 3.2];
KHL =1 – коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора;
[n]H =1,15 – коэффициент запаса прочности.
Принимаем по [1, табл. 3.1] значения коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колёс 
.
Коэффициенты ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени ybaБ =0,25 и для тихоходной ybaТ =0,4.
Расчёт тихоходной ступени
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
где KНb =1,25 – коэффициент нагрузки для симметричного расположения
колёс по [1, табл. 3.1];
ybaT =0,4 – коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию.
Принимаем по стандарту аwТ =160 мм.
Нормальный модуль
По ГОСТ 9563-60 принимаем 
мм.
Принимаем предварительный угол наклона зубьев b=10° и определяем числа зубьев шестерни и колеса:
.
Принимаем z3=38.
Тогда 
Уточняем значения угла b:
; 
.
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные
проверка: 
Диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса
Ширина шестерни
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колёс тихоходной ступени
При данной скорости назначаем 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений
где КНb =1,024 – по [1, табл. 3.5];
КНa =1,06 – по [1, табл. 3.4];
КНn =1 – по [1, табл. 3.6].
Проверяем контактные напряжения:
Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:
Окружная
Радиальная
Осевая
Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:
где 
- коэффициент нагрузки,
здесь KFb =1,12 по [1, табл. 3.7];
KFv =1,15 по [1, табл. 3.8];
YF =3,605 – коэффициент формы зуба;
Допускаемое напряжение и отношения
где 
- предел выносливости при отнулевом цикле
изгиба;
- коэффициент запаса прочности по [1, табл. 3.9];
- коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми;
KFa =0,916.
Проверяем зуб колеса 
.