择孔板式。

带轮的轮槽带轮的轮槽与所选用的带的型号相对应，见课本表。

带绕在带轮上以后发生弯曲变形，使带工作表面的夹角发生变化。

为了使带的工作面与带轮的轮槽工作面紧密贴合，将带轮轮槽的工作面的夹角做成小于。

带安装到轮槽中以后，般不应超出带轮外圈，也不应与轮槽底部接触。

具体参数见表。

带轮的技术要求铸造焊接或烧结的带轮在轮缘腹板轮辐及轮毂上不允许有砂眼裂缝缩孔及气泡铸造带轮在不提高内部应力的前提下，允许对轮缘凸台腹板及轮毂的表面缺陷进行修补由于带轮的转速低于极限转速，故要做动平衡。

表轮槽的截面尺寸槽型齿轮的设计因减速器为同轴式，低速级齿轮比高速级齿轮的强度要求高，所以应优先校准低速级齿轮。

低速级齿轮传动的设计计算选取精度等级材料齿数及螺旋角考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。

运输机为般工作机器，速度不高，故选用级精度。

材料选择。

由表选择小齿轮材料为调质，硬度为大齿轮材料为钢调质，硬度为。

选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。

初选螺旋角。

按齿面接触强度设计由机械设计课本设计计算公式进行计算，即确定公式内的各计算数值试选。

小齿轮传动的转矩为查课本表选取齿宽系数。

④查课本表得材料的弹性影响系数由课本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为。

计算应力循环次数。

由课本图去接触疲劳寿命系数。

查课本图选取区域系数。

由课本图查得标准圆柱齿轮传动的端面重合度，。

则。

⑩计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数，应用公式得则许用接触应力为设计计算试算小齿轮的分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度。

计算齿宽和模数。

计算齿宽计算摸数④计算齿宽与高之比。

齿高计算纵向重合度计算载荷系数。

已知使用系数，根据，级精度，由课本图查得动载系数由课本表用插值法查得级精度小齿轮相对支承非对称布置时，由，查图得由课本表得。

故载荷系数按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式确定计算参数计算载荷系数。

根据纵向重合度，从课本图查得螺旋角影响系数小齿轮传递的转矩。

确定齿数。

因为是硬齿面，故取，取。

传动比误差允许。

计算当量齿数。

④查取齿形系数和应力校正系数。

查课本表得齿形系数应力校正系数查课本图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。

查课本图得弯曲疲劳寿命系数。

取弯曲疲劳安全系数计算接触疲劳许用应力。

计算大小齿轮的并加以比较。

大齿轮的数值大，故选用。

设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按圆整为标准模数，取，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数于是由取那么几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为。

按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数，，等不必修正。

计算大小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取。

修正齿轮圆周速度高速级齿轮传动的设计计算选取精度等级材料齿数及螺旋角考虑此减速器的功率及现场安装的限制率，转速，转矩求作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为低速级小齿轮的分度圆直径圆周力，径向力及轴向力的方向如图所示。

初步确定轴的最小直径先按课本式初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为钢，调质处理。

根据课本表，取，于是得轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了保证轴的强度要求，故取ⅡⅠⅥⅤ。

初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。

参照工作要求并根据ⅡⅠ，由轴承产品中初步选取基本游隙组标准精度级的单列圆锥滚子轴承型，其尺寸为左右两端圆锥滚子轴承采用套筒进行轴向定位，取套筒宽为，则ⅤⅥ。

取安装齿轮处的轴段ⅢⅡ齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮毂的宽度为，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取ⅡⅢ，则ⅠⅡ。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高，故取，则ⅢⅣ。

ⅣⅤ段为小齿轮，其宽度为，分度圆直径为。

至此，已初步确定了中间轴的各段直径和长度。

ⅠⅡⅢⅣⅤⅥ图中间轴的结构设计示意图表中间轴结构设计参数段名参数ⅠⅡⅡⅢⅢⅣⅣⅤⅤⅥ直径长度键或Ⅰ处Ⅱ处Ⅲ处Ⅳ处Ⅴ处Ⅵ处轴上的零件的周向定位齿轮带轮与轴的周向定位均采用平键连接。

按ⅢⅡ由课本表查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴的配合为同样，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。

确定轴上圆周和倒角尺寸参考课本表，取轴左右两端倒角为。

各轴肩处的圆角半径为。

求轴上的载荷首先根据结构图图作出轴的计算简图图。

在确定轴承的支点位置时，应从手册中查得值。

对于型圆锥滚子轴承，由手册中查得。

因此，作为简支梁的轴的支承跨距根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图中间轴的载荷分析图轴的受力分析如下按弯曲扭转合成应力校核轴的强度取，轴的计算应力查表得。

因，故此轴合理安全。

精确校核轴的疲劳强度精确校核高速轴的疲劳强度具体步骤通同。

经计算该轴在截面Ⅳ左右两侧的强度安全系数。

故该轴的强度是足够的。

键的设计和计算选择键连接的类型和尺寸般级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。

由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键型。

根据已经选择的键的基本参数列如下表表键的基本参数校核键连接的强度键轴和轮毂的材料都是钢，由课本表查得许用挤压应力。

取其平均值，。

键的工作长度和键与轮毂键槽的接触高度均见表。

由课本式即分别得故，均合适。

取键标记分别为键键键键键参数高速轴中间轴低速轴工作长度轴的直径转矩键箱体结构的设计箱体的材料和性能箱体的材料减速器的箱体采用铸造制成，采用剖分式结构。

为了保证齿轮配合质量，大端盖分机体采用配合。

箱体的性能机体有足够的刚度在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。

考虑到机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离为。

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，其表面粗糙度为。

机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为，圆角半径为。

机体外型简单，拔模方便。

附件设计视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用紧固。

油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。

通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。

盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。

定位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装圆锥定位销，以提高定位精度。

吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。