小齿轮的齿数，大齿轮的齿数。几何尺寸计算计算分度圆直径小齿轮的分度圆直径大齿轮的分度圆直径计算中心距大齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度，取，。第章轴的设计蜗杆轴求蜗杆轴上的功率转速和转矩由第章可知，，。求作用在蜗轮上的力因已知蜗杆的分度圆直径为，则切向力轴向力径向力初步确定轴的最小直径先初步校核估算轴的最小直径，取。该轴是用联轴器与电动机相连的，所以轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表，考虑到转矩变化很小，故取，则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，可取弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度算得的分度圆直，，大齿轮的数值大。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，由于齿轮模数查取齿形系数，由表查得，查取应力校正系数，由表查得，计算大小齿轮的并加以比较由图取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳系数，由式得，计算载荷系数，。按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为确定公式内的各计算数值由图查得小齿轮的玩去疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限，由，，查图得，故载荷系数为按实际的载荷系数校正所的分度圆直径，由式得，，计算模数，计算载荷系数，根据，级精度，由图查得动载荷系数，直齿轮，，由表查得使用系数，由表用插值法查得级精度小齿轮相对支承非对称布置时，计算圆周速度ν，计算齿宽，计算齿宽与齿高之比，模数，齿高触疲劳许用应力，取失效概率为，安全系数，由式得，计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值由式计算应力循环次数，小齿轮的应力循环次数为，大齿轮的应力循环次数为由图取接触疲劳寿命系数计算接，由表选取齿宽系数，由表查得材料的弹性影响系数，由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选择小齿轮的齿数为，大齿轮则为。按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，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章的传动方案图，选用直齿圆柱齿轮推料机为般工作机器，速度不高，故选用级精度由表选择小齿轮材料为调质，硬度为，大齿轮材料为刚调质，硬度为，二者材料硬度差为从表中用插值法查得，代入上式得大于原估计值，因此不用重算。第章齿轮传动的设计计算选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数按第，弯曲强度校核满足要求。验算效率η已知，，与相对滑移速度有关许用弯曲应力从表中查得由制造的蜗轮的基本许用弯曲应力寿命系数所以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螺旋系数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螺旋系数许用弯曲应力从表中查得由制造的蜗轮的基本许用弯曲应力寿命系数所以，弯曲强度校核满足要求。验算效率η已知，，与相对滑移速度有关从表中用插值法查得，代入上式得大于原估计值，因此不用重算。第章齿轮传动的设计计算选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数按第章的传动方案图，选用直齿圆柱齿轮推料机为般工作机器，速度不高，故选用级精度由表选择小齿轮材料为调质，硬度为，大齿轮材料为刚调质，硬度为，二者材料硬度差为选择小齿轮的齿数为，大齿轮则为。按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，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，由表选取齿宽系数，由表查得材料的弹性影响系数，由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由式计算应力循环次数，小齿轮的应力循环次数为，大齿轮的应力循环次数为由图取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力，取失效概率为，安全系数，由式得，计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值计算圆周速度ν，计算齿宽，计算齿宽与齿高之比，模数，齿高计算载荷系数，根据，级精度，由图查得动载荷系数，直齿轮，，由表查得使用系数，由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，故载荷系数为按实际的载荷系数校正所的分度圆直径，由式得，，计算模数，。按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为确定公式内的各计算数值由图查得小齿轮的玩去疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限由图取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳系数，由式得，计算载荷系数，查取齿形系数，由表查得，查取应力校正系数，由表查得，计算大小齿轮的并加以比较，，大齿轮的数值大。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，可取弯曲疲劳强度算得的模数并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮的齿数，大齿轮的齿数。几何尺寸计算计算分度圆直径小齿轮的分度圆直径大齿轮的分度圆直径计算中心距大齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度，取，。第章轴的设计蜗杆轴求蜗杆轴上的功率转速和转矩由第章可知，，。求作用在蜗轮上的力因已知蜗杆的分度圆直径为，则切向力轴向力径向力初步确定轴的最小直径先初步校核估算轴的最小直径，取。该轴是用联轴器与电动机相连的，所以轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表，考虑到转矩变化很小，故取，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器，，所以安全。装蜗轮的轴第二根的设计求作用在蜗轮和齿轮上的力已知蜗轮的分度圆直径为，所以得，，，。初步确定轴的最小直径选取轴的材料为刚，调质处理。根据式，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初估轴径后，句可按轴上零件的安装顺序，从左端开始确定直径该轴轴段为最小端，装轴承，故该段直径为。为了设计的需要，考虑轴的轴向定位，设计段的直径为。段为齿轮的轴向定位提供轴肩，根据计算设计直径为。段安装齿轮，故该段直径为，齿轮左端用套筒固定。段装套筒和轴承，直径和段样为。ⅥⅦ段安装轴承端盖，采用毡油封，所用直径为。ⅦⅧ安装小齿轮，故该段直径为。各轴段长度的确定段长为轴承的宽度为。加上轴承到箱体的距离加轴间到箱体的距离为，段为轴间的长度为。装齿轮，长为。轴段的长度为。轴段ⅥⅦ装轴承端盖，长度为。齿轮宽加齿轮间隙为。ⅦⅧ段的长度为小齿轮的轮毂的长度为。轴上零件的周向定位为了保证良好的对中性，涡轮，齿轮与轴选用型普通平键联接，键的型号分别为键槽用键槽铣刀加工，长分别为和。同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，所以选择蜗轮与轮毂的配合为小齿轮与轴的配合精度为。与轴承内圈配合轴劲选用。轴上倒角与圆角为保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为。其他轴肩圆角半径分别由具体而定。根据标准，轴的左右端倒角均为。第章联轴器的选择蜗杆轴最小直径取直径为查机械手册，根据轴径和计算转矩选用弹性柱销联轴器联轴器转矩计算查表课本则启动载荷为名义载荷的倍，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选择联轴器型号为选用型弹性柱销联轴器，其允许最大扭矩，许用最高转速，半联轴器的孔径，孔长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。第章角接触球轴承的选择与校核减速器轴承选取高速轴选用中间轴选用减速器各轴所用轴承代号及尺寸型号外形尺寸安装尺寸内径外径宽度高速轴中间轴高速级轴承寿命验算预期寿命要求使用寿命年天小时小时寿命计算高速轴使用型圆锥滚子轴承，，轴颈，转速径向载荷，轴向载荷确定的值查表得查表得，由式得即轴承在受径向载荷和轴向载荷时的寿命相当于只承受纯径向载荷时的寿命根据式，有求得的值远小于预期寿命，所以这个减速器的低速轴正常使用，工作年要换次轴承。第章键的选择与校核在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定，校核公式为输入轴上键的选择及校核联轴器要求与蜗杆连接