Определяем действительное значение угла β:
cos β = z∑ тn /(2aw)= 193·2/(2 · 200) = 0,9650,
β = 15o 42'.
Число зубьев шестерни
z1 = z∑ / (u + I) = 193/(4,5 + 1) = 35,1.
Принимаем
z1 =35.
Определяем число зубьев колеса
z2 = z∑ - z1 = 193 - 35 = 158.
Фактическое передаточное число редуктора
u = z2/z1= 158/35 = 4,514.
Отклонение от ранее принятого стандартного
Δu = [(4,514 - 4,5)/4,5] ·  100 % = 0,31 %,
что допустимо.
Уточняем частоту вращения ведомого вала
п2 = n т/ u = 498,3/4,514= 110,5 мин-1,
отклонение от заданного
Δ п2 = [(115- 110,47)/115] · 100% = 3,9%,
что также допустимо.
3.5.         Определяем делительные диаметры колес d1 = тn z1 / cos β = 2 ·  35/0,9650 = 72,539 мм.
d2 = тn z2 / cos β = 2 ·  158/0,9650 = 327,461 мм.
Проверяем межосевое расстояние aw, по делительным диаметрам колес:
aw = 0,5 (d1 + d2) = 0,5 (72,539 + 327,461) =200 мм.
Находим диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2mn = 72,539 + 2 · 2 = 76,539 мм                            
da2 = d2 + 2mn = 327,461 + 2· 2 = 331,461 мм.
Вычисляем диаметры впадин зубьев:
df1 = d1 - 2,5mn = 72,539 - 2,5 · 2 = 67,539 мм,
df2 = d2 - 2,5 mn = 327,461 - 2,5 · 2 = 322,461 мм.                 
3.6.   Определяем окружную скорость в зацеплении:
v = ω2 d2 / (2· 1000)= 11,56· 327,461/2000 = 1,89 м/с,                   
где ω2=πn2/30 = 3,14 · 110,47/30= 11,56 рад/с.        
По табл.23 принимаем 9-ю степень точности изготовления зубчатых колес.
3.7.    определяем cилы, действующие в зацеплении:
окружная сила
Ft1 = Ft2  = Ft  = 2T2 /d2 = 2 · 862,81 · 103 / 327,461 = 5269,69 Н;         

радиальная сила
Fr1= Fr 2 = Ft tg α/ cos β = 5269.69 · 0.364/0.9650 = 1987.74 Н;      
осевая сила
Fa1= Fa 2 = Ft tg β = 5269.69 · 0,2717= 1430,4 Н.                           
3.8. Сопоставляя габаритные размеры колес проектируемой передачи с рекомендациями табл.18, удостоверяемся, что назначенные в начале расчета материалы зубчатых колес не требуют изменения.
3.9 Выполняем проверочный расчет на контактную прочность рабочих поверхностей зубьев передачи, предварительно находя значения коэффициентов:
     КНα = 1,12                                                                              
КHβ= 1.05                                                                                 
КHV=1.03 по табл.24                                                                
КH = КНα КHβ КHV =1.12 · 1.05 · 1,03 = 1,21;                        
                             

= 440,28 МПа < σHP  = 441 МПа.
Недогрузка по контактным напряжениям составляет
Δ σH  = [(441.8 — 440,28)/441.8] ·  100 % =                                        
= 0,344 % < 15 %,                                                                   
что допустимо.                                                                     
3.10. Выполняем проверочный расчет зубьев колеса на изгибную усталость, предварительно находя значения коэффи­циент
КFα =1,00;       
КFβ = 1,04;                                                                     
КFV = 1,07; по табл.25                                                          
КF = КFα КFβ КFV = l ·  1,04 · 1,07= 1.11;                                      
эквивалентное число зубьев колеса
zv2= z2  / cos3 β = 158/0,96503= 176,                                  
коэффициент формы зуба (по табл.26)
YF2 = 3.60;                                                              
коэффициент наклона линии зуба
Yβ = 1 – β / 140o  = 1 – 15o 12' / 140o = 0,89;                             
σF2 =  l03 T2 КFYF2 Yβ.(u+ I) / b2 mn aw u =                              
= 103 ·862.81·1,11·360· 0,89(4,514+1)/80·2·200·4,514 =  119.12 МПа <σFP2 = 216 МПа.
Проверку зубьев шестерни на прочность при изгибе производим по условию, предварительно определив эквивалентное число збьев шестерни;

zv1= z1  / cos3 β = 35/0,96503 = 39,