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强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要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进圆整为标准值接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数取大齿轮这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

集合尺寸设计计算分圆周直径计算中心距计算齿轮宽度取，。

齿轮的结构设计低速级齿轮的基本参数与高速级的齿轮要相同，只算的模数，由于齿轮模数的大小主要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进圆整为标准值接触强度算得计算大小齿轮的并加以比较大齿轮大设计计算对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计，得计算载荷系数查取齿形系数和应力修正系数由教材表查得式内的各参数值由教材图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限由教材图取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数荷系数。

校正分度圆直径由教材计算模数按齿根弯曲强度设计，公式为确定公系数查表得使用系数根据由图得动载系数直齿轮查表用插值法得级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置由，由图得故载计算圆周速度。

计算齿宽计算齿宽与齿高之比模数齿高计算载荷。

计算接触疲劳许用应力取安全系数设计计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。

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。

计算应力循环次数由教材图取接触疲劳寿命系数各计算数值试选载荷系数。

计算小齿轮传递的转矩按软齿面齿轮非对称安装，由教材选取齿宽系数。

由教材表查得材料的弹性影响系数。

由教材图按齿面硬精度等级初选级按齿轮面接触强度设计设计准则先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

按齿面接触疲劳强度设计，即确定公式内的轴上压力。

第六章齿轮设计高速级齿轮传动的设计计算使用寿命小齿轮，调质大齿轮钢，调质齿数取则取带的每米长质量，根据式得单根带的初拉力为由式可得作用在轴上的压力为设计结果选用根型带，中心距，带轮直径由表查得带长度修正系数，由表查得包角系数得普通带根数圆整取。

求初拉力及带轮轴上的压力由表查得型普通确定带根数由式得根据查表根据内插法可得由式得功率增量由表选取基准长度由式得实际中心距为校验小带轮包角由式得带速在范围内。

确定带的基准长度和实际中心距利用下式初步确定中心距即取带速在范围内。

确定带的基准长度和实际中心距利用下式初步确定中心距即取由表选取基准长度由式得实际中心距为校验小带轮包角由式得确定带根数由式得根据查表根据内插法可得由式得功率增量由表查得带长度修正系数，由表查得包角系数得普通带根数圆整取。

求初拉力及带轮轴上的压力由表查得型普通带的每米长质量，根据式得单根带的初拉力为由式可得作用在轴上的压力为设计结果选用根型带，中心距，带轮直径轴上压力。

第六章齿轮设计高速级齿轮传动的设计计算使用寿命小齿轮，调质大齿轮钢，调质齿数取则取精度等级初选级按齿轮面接触强度设计设计准则先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

按齿面接触疲劳强度设计，即确定公式内的各计算数值试选载荷系数。

计算小齿轮传递的转矩按软齿面齿轮非对称安装，由教材选取齿宽系数。

由教材表查得材料的弹性影响系数。

由教材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。

计算应力循环次数由教材图取接触疲劳寿命系数。

计算接触疲劳许用应力取安全系数设计计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。

计算圆周速度。

计算齿宽计算齿宽与齿高之比模数齿高计算载荷系数查表得使用系数根据由图得动载系数直齿轮查表用插值法得级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置由，由图得故载荷系数。

校正分度圆直径由教材计算模数按齿根弯曲强度设计，公式为确定公式内的各参数值由教材图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限由教材图取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得计算载荷系数查取齿形系数和应力修正系数由教材表查得计算大小齿轮的并加以比较大齿轮大设计计算对比计算结果，由齿轮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，由于齿轮模数的大小主要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进圆整为标准值接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数取大齿轮这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

集合尺寸设计计算分圆周直径计算中心距计算齿轮宽度取，。

齿轮的结构设计低速级齿轮的基本参数与高速级的齿轮要相同，只是在取材料上有所不同，以此来满足传动的强度要求，用机械设计手册软件版进行辅助设计得到设计数据，整理如下表高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传递功率传递扭矩转速齿面啮合类型硬齿面硬齿面材料，轴承外径，轴承宽度，基本额定动载荷，基本额定静载荷，极限转速油当量动载荷接触角度，负荷系数，判断系数，径向载荷系数，轴向载荷系数，当量动载荷，轴承所需基本额定动载荷。

校核轴承寿命轴承寿命。

验算结果合格根据轴向定位的要求确定低速轴的各段直径和长度这里我们只校核低速级轴。

由上知为了满足联轴器的要求的轴向定位要求，轴段右端需要制出轴肩，故取直径半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比略短些，现取。

因轴只受到径向力和圆周力的作用，故选用深沟球轴承。

参照工作要求并根据ⅡⅢ，在机械设计手册中初步选取型轴承。

由半联轴器取。

根据箱体和端盖因为ⅡⅢ要长于故端盖面，取。

取，。

为了使齿轮可靠的压紧盖面与套筒故取。

。

根据箱体取为。

倒角取。

第八章轴的强度校核低速轴水平面的受力图及弯矩图如下输出轴的受力分析由于减速器是立式的，而且齿轮传动为直齿圆柱齿轮，所以。

画出轴的受力简图作出轴的载荷分析图因为选择钢，所以，扭矩强度符合要求，计算出轴的弯矩和扭矩值，因为扭转应力为静应力根据截面查表得由参考文献页表和页表得，号钢调质处理，由参考文献表查得材料的等效系数，键槽引起的应力集中系数，由附表查得，插值法绝对尺寸系数，由参考文献附图查得，轴磨削加工时的表面质量系数，由参考文献附图查得，安全系数所以剖面是安全的，强度满足要求。

第九章箱体结构的设计箱体设计减速器的箱体采用铸造制成。

减速器机体结构尺寸参数如下表名称符号参数设计原则箱体壁厚箱盖壁厚凸缘厚度箱座箱盖地脚螺钉型号数目箱座箱盖联接螺栓直径尺寸轴承盖螺钉直径观察孔盖螺钉定位销直径至外箱壁距离轴承端盖外径注释取低速级中心距，附件设计为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮轴轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油排油检查油面高度加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。

名称规格或参数作用窥视孔视孔盖为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。

图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。

平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。

材料为通气器通气螺塞减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。

材料为轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。

轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。

图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。

材料为定位销为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。

中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。

材料为号钢油面指示器长型油标检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，般在箱体便于观察油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用型油塞换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈耐油橡胶。

材料为起盖螺钉为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。

为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。

旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。

机体内零件的润滑密封散热因其传动件速度小于，故采用浸油润油。

为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其