对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径即模数与齿数的乘积有关，可取由弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值，按接触强度算的的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由取取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

取几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距圆整取计算齿轮宽度④计算载荷系数查齿形系数。

由文献表查的。

查取应力校正值系数。

由文献轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限由文献图取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数，由文献式得计算摸数按齿根弯曲强度计算设计由文献式得弯曲强度计算设计公式内容的各计算值由文献图查得小齿由，查文献图得故载荷系数按实际载荷系数校正算的分度圆直径，由文献式得，级精度，由文献图查的动载荷系直齿轮，。

由文献表查的使用系数由文献表用插值法级精度，小齿轮相对支撑对称分布计算圆周速度计算齿宽齿宽与齿高之比模数齿高计算载荷系数根据得计算试算小齿轮的分度圆的直径，代入中较小值式计算应力循环次数。

由文献图取接触疲劳寿命系数。

计算疲劳需用应力。

取失效概率为，安全系数，由文献式数。

④由文献表查的材料的弹性影响系数。

由文献图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限。

由文献。

按齿面接触强度计算设计按式试算，即确定公式中的各参数试选载荷系数，。

计算小齿轮的传递扭矩由文献表选齿宽系选择小齿轮的材料为调质，硬度为，大齿轮的材料为钢调质，硬度为，二者之差为。

精度等级选级精度。

选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。

选压力角为器，从圆柱蜗杆，蜗轮精度选择级精度，侧隙种类为，标注为。

然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。

详细情况见零件图。

圆柱齿轮的设计，，材料从文献表中用差值法查得代入式中，得大于原估计值，因此不用重算。

精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速因此弯曲强度是满足的。

验算效率已知与相对滑动速度有关。

从文献表中查得有制造的蜗轮的基本许用弯曲应力寿命系数可以得到校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据，从图中可查得齿形系数螺旋角系数许用弯曲应力验算传动比，这时传动比误差为，在误差允许值内。

蜗轮分度圆直径喉圆直径齿根圆直径咽喉母圆半径验算传动比，这时传动比误差为，在误差允许值内。

蜗轮分度圆直径喉圆直径齿根圆直径咽喉母圆半径校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数根据，从图中可查得齿形系数螺旋角系数许用弯曲应力从文献表中查得有制造的蜗轮的基本许用弯曲应力寿命系数可以得到因此弯曲强度是满足的。

验算效率已知与相对滑动速度有关。

从文献表中用差值法查得代入式中，得大于原估计值，因此不用重算。

精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从圆柱蜗杆，蜗轮精度选择级精度，侧隙种类为，标注为。

然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。

详细情况见零件图。

圆柱齿轮的设计，，材料选择小齿轮的材料为调质，硬度为，大齿轮的材料为钢调质，硬度为，二者之差为。

精度等级选级精度。

选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。

选压力角为。

按齿面接触强度计算设计按式试算，即确定公式中的各参数试选载荷系数，。

计算小齿轮的传递扭矩由文献表选齿宽系数。

④由文献表查的材料的弹性影响系数。

由文献图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限。

由文献式计算应力循环次数。

由文献图取接触疲劳寿命系数。

计算疲劳需用应力。

取失效概率为，安全系数，由文献式得计算试算小齿轮的分度圆的直径，代入中较小值计算圆周速度计算齿宽齿宽与齿高之比模数齿高计算载荷系数根据，级精度，由文献图查的动载荷系直齿轮，。

由文献表查的使用系数由文献表用插值法级精度，小齿轮相对支撑对称分布由，查文献图得故载荷系数按实际载荷系数校正算的分度圆直径，由文献式得计算摸数按齿根弯曲强度计算设计由文献式得弯曲强度计算设计公式内容的各计算值由文献图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限由文献图取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数，由文献式得④计算载荷系数查齿形系数。

由文献表查的。

查取应力校正值系数。

由文献表查的。

计算大小齿轮的并加以比较。

大齿轮的值大设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模的大小取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径即模数与齿数的乘积有关，可取由弯曲强度算得的模数并就近圆整为标准值，按接触强度算的的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由取取这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

取几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距圆整取计算齿轮宽度圆整后轴的设计计算蜗杆轴蜗杆上的功率转速和转矩分别选择选择使用深沟球轴承，根据轴直径，选用角接触球轴承的型号为。

主要参数如下基本额定静载荷基本额定动载荷极限转速寿命计算对于型轴承，按文献表轴承派生轴向力，其中为文献表中的判断系数，其值由的大小来确定，但现轴承轴向力未知，故先初取，因此可估算按文献式得由文献表进行插值计算，得，。

再计算两次计算的值相差不大，因此可以确定，，，。

轴承当量动载荷因为由文献表分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承，对轴承，因轴承运转中有中等冲击载荷，按文献表，，取。

则轴承计算寿命减速器设计寿命所以满足寿命要求。

静载荷计算查机械零件手册可知，角接触球轴承当量静载荷因载荷稳定，无冲击，所以取静强度安全系数所以满足强度条件极限工作转速计算以上所选各轴承的极限转速都成立，所以他们的极限工作转速定满足要求。

键连接的选择及校核计算输入轴与电动机轴采用平键连接根据轴径，，查文献可选用型平键，得，，，即键键轴和联轴器的材料都是钢，由文献表查的许用应力，取其平均值。

键的工作长度键与联轴器接触高度。

由文献式得所以此键强度符合设计要求。

输出轴与联轴器连接采用平键连接根据轴径，，查文献可选用型平键，得，，，即键键轴和联轴器的材料都是钢，由文献表查的许用应力，取其平均值。

键的工作长度键与联轴器接触高度。

由文献式得所以此键强度符合设计要求。

输出轴与蜗轮连接用平键连接根据轴径，，查文献可选用型平键，得，，，即键键轴和联轴器的材料都是钢，由文献表查的许用应力，取其平均值。

键的工作长度键与联轴器接触高度。

由文献式得所以此键强度符合设计要求。

联轴器的选择计算与电机输出轴的配合的联轴器计算联轴器的计算转距查文献表得小转距电动机作原动机情况下取型号选择根据前面的计算，电机输出轴，选择弹性联轴器型。

主要参数如下公称扭距满足要求许用转速，因此此联轴器符合要求。

轴孔直径轴孔长度与二级齿轮降速齿轮轴配合的联轴器计算联轴器的计算转距查文献表得小转距电动机作原动机情况下取型号选择根据前面的计算，蜗轮输出轴，选择弹性销柱联轴器型。

主要参数如下公称扭距许用转速，因此此联轴器符合要求。