疲劳按圆整后的中心距修正螺旋角因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，齿轮传动的几何尺寸，制表如下详细见零件图名称代号计算公式结果小齿轮大齿轮中心距传动比法面模数设计和校核得出端面模数法面压力角略螺旋角般为全齿高齿数略分度圆直径查表齿顶圆直径略齿根圆直径查表齿轮宽查计算圆周速度料取为，调质，选取齿轮为级的精度④初选螺旋角选小齿轮的齿数大齿轮的齿数按齿面接触疲劳强度设计选初选载荷系数计算小齿轮传递的转矩选取齿宽系数有表查得材料的弹性影响系数，由图选取区域系数。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接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数则算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数则计算小齿轮分度圆直径查表的，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选取齿宽系数有表查得材料的弹性影响系数，由图选取区域系数。部分内容简介的最大圆周速度为齿轮传动设计计算择齿轮类型，材料，精度，及参数选用斜齿圆柱齿轮传动外啮合选择齿轮材料小齿轮材料都取为号钢，调质，考虑到齿轮使用寿命较长大齿轮材料取为，调质，选取齿轮为级的精度④初选螺旋角选小齿轮的齿数大齿轮的齿数按齿面接触疲劳强度设计选初选载荷系数计算小齿轮传递的转矩选取齿宽系数有表查得材料的弹性影响系数，由图选取区域系数。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接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数则计算小齿轮分度圆直径查表的，计算圆周速度计算齿宽及模数计算重合度计算载荷系数已知使用系数，根据，级精度，查得动载系数，，。按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径计算模数按齿根弯曲强度设计确定公式内的各计算数值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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，计算载荷系数根据纵向重合度，查得螺旋角影响系数计算当量齿数，查取齿形系数，查取应力校正系数，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，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，以满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需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，则齿，取几何尺寸计算计算中心距圆整后后中心距为按圆整后的中心距修正螺旋角因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，齿轮传动的几何尺寸，制表如下详细见零件图名称代号计算公式结果小齿轮大齿轮中心距传动比法面模数设计和校核得出端面模数法面压力角略螺旋角般为全齿高齿数略分度圆直径查表齿顶圆直径略齿根圆直径查表齿轮宽查表螺旋角方向查表左旋右旋减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计查机械设计课程设计手册表及结果列于下表名称符号尺寸大小结果机座壁厚级二级机盖壁厚级二级机座凸圆厚度机盖凸圆厚度机座底凸圆厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目时，时，时，轴承旁联接螺栓直径机盖与机座联接螺栓直径联接螺栓的间距轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径至外箱壁距离略至凸缘边缘距离略轴承旁凸台半径凸台高度略外箱壁至轴承座端面距离铸造过度尺寸略大齿轮顶圆与内箱壁间距齿轮端面与内箱壁距离箱盖箱座肋厚，轴承端盖外径轴承外径轴承旁联接螺栓距离般取轴的设计计算输入轴的设计求作用在齿轮上的力因已知小齿轮的分度圆直径为而按扭转强度估算轴的最小直径选用号钢调质，硬度轴的输入功率为，转速为为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取，长度取右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为，分度圆直径为，齿轮的宽度为，则，此段的直径为，长度为右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取长度取右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为，长度求齿轮上作用力的大小方向小齿轮分度圆直径作用在齿轮上的转矩为求圆周力求径向力轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力垂直面的支反力由于选用深沟球轴承则那么画弯矩图第四段剖面处的弯矩面的弯矩面的弯矩弯矩画转矩图画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，可得右起第四段剖面处的当量弯矩判断危险截面并验算强度右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面为危险截面。已知由设计基础表有则右起第段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面所以确定的尺寸是安全的输出轴的设计计算按扭转强度估算轴的直径选用号钢调质，硬度轴的输入功率为，转速为据设计基础式，并查表，取确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加，取，根据计算转矩，查标准，选用型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为，轴段长右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为，故取该段长为右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用型轴承，其尺寸为，那么该段的直径为，长度为右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加，大齿轮的分度圆直径为，则第四段的直径取，齿轮宽为，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为右起第五段，考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩的直径为，长度为右起第六段，考虑定位轴肩，取轴肩直径为，长度为右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为，长度求齿轮上作用力的大小方向大齿轮分度圆直径作用在齿轮上的转矩为求圆周力求径向力轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力垂直面的支反力由于选用深沟球轴承则那么画弯矩图右起第四段剖面处的弯矩水平面的弯矩垂直面的弯矩合成弯矩画转矩图画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，可得右起第四段剖面处的当量弯矩判断危险截面并验算强度右起第四段剖面处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面为危险截面。已知，由设计基础表有则右起第段处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面所以确定的尺寸是安全的。六键联接设计输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径查手册得选用型平键，得键，。根据式得输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径，查手册选型平键，得键。，。输出轴与齿轮联接用平键联接，轴径。查手册选用型平键，得键得输出轴与联轴器联接用平键联接。查手册选用型平键，得键七滚动轴承设计根据条件轴承预计寿命小时输入轴的轴承设计计算初步计算当量动载荷因该轴承在此工作条件下只受到径向力作用，所以求轴承应有的径向基本额定载荷值，由于是球轴承选择轴承型号查设计手册表，选择轴承由式有ε预期寿命足够此轴承合格输出轴的轴承设计计算初步计算当量动载荷因该轴承在此工作条件下只受到径向力作用，所以求轴承应有的径向基本额定载荷值，球轴承选择轴承型号查设计基础表，选择轴承由设计基础式有ε预期寿命足够此轴承合格八密封和润滑的设计密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。润滑对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度，采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离不应小于。对于单级减速器，浸油深度为个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动，每传递需油量。对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的层薄膜。九联轴器