Расчет на прочность волновых зубчатых передач отличается от расчета обычных зубчатых передач тем, что в нём учитывается изменение первоначальной формы зубчатых венцов и генератора волн от упругих деформаций.

Волновые передачи теряют работоспособность по следующим причинам:

1) разрушение подшипника кулачкового генератора волн от нагрузки в зацеплении или из-за значительного повышения температуры. Повышение температуры может вызвать недопустимое уменьшение зазора между генератором и гибким зубчатым венцом. Возрастание нагрузки и температуры в некоторых случаях связано с интерференцией вершин зубьев на входе в зацепление, появляющейся при больших изменениях первоначальной формы генератора волн, гибкого и жесткого зубчатых венцов;

2) проскок генератора волн при больших крутящих моментах (по аналогии с предохранительной муфтой). Проскок связан с изменением формы генератора волн, гибкого и жесткого зубчатых венцов под нагрузкой вследствие их недостаточной радиальной жесткости или при больших отклонениях радиальных размеров генератора. Проскок наступает тогда, когда зубья на входе в зацепление упираются один в другой поверхностями вершин. При этом генератор волн сжимается, а жесткое колесо распирается в радиальном направлении, что приводит к проскоку. Для предотвращения проскока радиальное упругое перемещение гибкого колеса предусматривают больше номинального, а зацепление собирают с натягом или увеличивают размеры передачи;

3) поломка гибкого колеса от усталостных трещин, появляющихся вдоль впадин зубчатого венца при напряжениях, превышающих предел выносливости материала. С увеличением толщины гибкого колеса напряжения в нем от полезного передаваемого момента уменьшаются, а от деформирования генератора волн увеличиваются. Поэтому существует оптимальная толщина гибкого колеса. Долговечность гибкого колеса легко обеспечивается при передаточном отношении в одной ступени и чрезвычайно трудно при , так как потребное значение радиального упругого перемещения увеличивается с уменьшением передаточного отношения;

4) износ зубьев, наблюдаемый на концах, обращенных к заделке гибкого колеса. Износ в первую очередь зависит от напряжений смятия на боковых поверхностях зубьев от полезной нагрузки. Часто износ возникает при сравнительно небольших нагрузках из-за интерференции вершин зубьев от упругих деформаций звеньев передачи под нагрузкой. Для предотвращения указанного геометрические параметры зацепления следует выбирать так, чтобы в ненагруженной передаче в одновременном зацеплении находилось 15…20 % зубьев. Между остальными зубьями в номинальной зоне зацепления должен быть боковой зазор. При увеличении крутящего момента зазор выбирается, и число одновременно зацепляющихся зубьев увеличивается из-за перекашивания зубьев гибкого колеса во впадинах жесткого колеса от закрутки оболочки и вследствие других деформаций колес;

5) пластическое течение материала на боковых поверхностях зубьев при больших перегрузках. Анализ причин выхода из строя волновых передач показывает, что при передаточных отношениях  несущая способность обычно ограничивается стойкостью подшипника генератора волн; при  – прочностью гибкого колеса, причем уровень напряжений в первую очередь определяется значением радиального упругого перемещения и в меньшей степени вращающим моментом. Максимально допустимый вращающий момент с вязан с податливостью звеньев.

Удобно за критерий работоспособности условно принять допустимое напряжение смятия  на боковых поверхностях зубьев по аналогии со шлицевыми соединениями:

.

Откуда

,

где  – расчетное напряжение смятия, МПа; T – крутящий момент на тихоходном валу передачи, Нּм; K – коэффициент режима работы передачи;  при спокойной нагрузке ();  при умеренной динамической нагрузке ();  – коэффициент ширины зубчатого венца (для силовых передач ); d – диаметр делительной окружности гибкого зубчатого колеса, мм.

При работе с продолжительными остановками коэффициенты уменьшают, а при непрерывной круглосуточной работе увеличивают в 1,2 раза.

Значение  выбирают по экспериментальным данным таким, чтобы обеспечивалась работоспособность передачи по другим критериям:

,

где  – коэффициенты, зависящие, соответственно, от передаточного числа, частоты вращения генератора волн, размера передачи.

Коэффициенты, зависящие от передаточного числа и частоты вращения генератора волн, определяются следующим образом:

;       .

Коэффициент, зависящий от размера передачи,  равен:

 при  мм;              при  мм.

Далее определяют модуль зацепления  и другие геометрические параметры.

Необходимый боковой зазор () между зубьями в начале зоны зацепления ненагруженной передачи и значение относительного радиального упругого перемещения определяются следующим образом:

;              ,

где  – максимально допустимый момент перегрузки (обычно ); G – модуль упругости при кручении, МПа;  – толщина оболочки колеса, мм;  – радиальное упругое перемещение в долях модуля.