A. 減速器的設計步驟
1、仔細閱讀和研究設計任務書，明確設計要求，分析原始數據和工作條件，擬定傳動；
2、裝專置的總體方案屬；
3、選擇電動機，確定其形式、轉速和功率；
4、計算傳動裝置的總傳功比和分配各級傳動比；
5、計算各軸的轉速、功率和扭矩；
6、通過汁算確定開式傳動（三角帶傳動、鏈傳動或齒輪傳動)的主要參數和尺寸;
7、通過計算確定閉式傳功(齒搶傳幼或蝸桿傳功〕的主要參數和尺寸；
8、初算各軸的直徑，據此進行各軸的結鉤設計;
9、初定軸承的型號和跨距，分析物上的載荷，計算支點反力，通過軸承的壽命計算 ；
10、最後確定其型號；
11、選擇聯軸器和鏈聯接；
12、驗算軸的復合強度和安全系數；
13、繪制減速機裝配圖和零件工作圖；
14、整理和編寫設計計算說明書。
B. 未收錄是什麼意思
是指網路這樣的搜索引擎嗎？
一、正常情況下：先看一下 收錄是什麼意思？
網路收錄就是與互聯網用戶共享網址，網站收錄前提是網站首頁提交給網路，蜘蛛才會光顧，每次抓取網頁時都會向索引中添加並更新新的網站，站長只需提供頂層網頁即可，不必提交各個單獨的網頁。抓取工具能夠找到其他網頁。符合相關標准提交的網址，會在1個月內按搜索引擎收錄標准被處理。
二、網路未收錄怎麼辦？
1、不要把整個網頁做成一個Flash或是一張圖片，盡量少用圖片和flash。網頁中使用過分復雜的Java Script.某些Java Script的內容對於搜索引擎是不可見的，所以不能被識別和登錄。
2、不在網頁中使用Frame（框架結構）。在網路的搜索引擎優化技能中我們可以看到：「frame/frameset/iframe標簽,會導致網路蜘蛛的抓取困難,建議不要使用」。所以說目前所有的搜索引擎都無法識別頁面ifram框架中被調用的鏈接、文本、圖片等等內容的，原因很簡單因為該內容不屬於該頁面，只是在用戶訪問的時候被臨時的調用。
3、網站內容有規律的更新，提高文章的質量，盡量做到原創文章。如果做不到原創文章就做偽原創，降低內容的重復度。
4、穩定的有規律的增加網站外鏈，做高質量的外鏈，去權重高的網站發帖。
5、與權重高的排名好的網站做友情鏈接，友情鏈接是網站之間鏈接互換是互相推廣的一種重要方式，友情鏈接比到各大搜索引擎提交來的效果更快
6、網站上線之後在沒有正常收錄情況之下不要做大的調整或改動，特別是網站的三個標簽（title、keywords、description）不要做隨意更改，所以我們在網站上線之前就應該把這些東西都確定好。
7、網站在沒有收錄或是只收錄一個首頁的情況之下，不要大量的去做外鏈，如果操作過度的化也會造成網站比較難收錄。
8、創建網路旗下相關產品賬號。創建網路空間、網路知道發帖回帖、網路創建新詞條、網路收藏新站。
9、流量的引入，新站初成自然流量都是很低的，這就要seoer做好引流工作。有足夠的流量會讓搜索引擎認為頁面的質量很高，當然前提是要把站內做好，而且不能發垃圾外鏈。
C. 請求：電動卷揚機傳動裝置設計（蝸輪蝸桿減速器設計）
相關網上搜搜，還有相關的論壇。不過具體的答案他們那裡也是沒有的。每組的參數都是不一樣的，所以結果也是不盡相同。加油啊！！！
D. 設計帶式輸送機中的傳動裝置
可以
具體要求是那些？？
來談下吧
E. 跪求一單級圓柱齒輪減速器設計書；急、急、急！！！
減速器傳動裝置分析設計
一、 課程設計的目的
1、通過機械設計課程設計，綜合運用機械設計課程和其它有關選修課程的理論和生產實際知識去
分析和解決機械設計問題，並使所學知識得到進一步地鞏固、深化和發展。
2、學習機械設計的一般方法。通過設計培養正確的設計思想和分析問題、解決問題的能力。
3、進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、查閱設計資料和手冊，熟悉標准和規范。
二、 已知條件
1、展開式一級齒輪減速器產品。
3、動力來源：電壓為380V的三相交流電源。
4、原始數據 在任務書上。
5、使用期：10年，每年按365天計。
三、 工作要求
1、畫減速器裝配圖一張（A0圖紙）；
2、零件工作圖二張（傳動零件、軸、等等）；
3、對傳動系統進行結構分析、運動分析並確定電動機型號、工作能力分析；
4、對傳動系統進行精度分析，合理確定並標注配合與公差；
5、設計說明書一份。
四、 結題項目
1、檢驗減速能否正常運轉。
2、每人一套設計零件草圖。
3、減速器裝配圖：A0；每人1張。
4、零件工作圖：A3；每人2張、齒輪和軸各1張。
5、課題說明書：每人1份。
五、 完成時間 共4周
參考資料
【1】、《機械設計》張策 主編 機械工業出版社出版；
【2】、《機械設計課程設計》 陸玉 主編 機械工業出版社出版；
【3】、《機械制圖》劉小年 主編 機械工業出版社出版；
【4】、《課程設計圖冊》編 高等教育出版社出版；
計 算 及 說 明 結 果
一、 減速器結構分析
分析傳動系統的工作情況
1、傳動系統的作用：
作用：介於機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，並協調二者的轉速和轉矩。
2、傳動方案的特點：
特點：結構簡單、效率高、容易製造、使用壽命長、維護方便。由於電動機、減速器與滾筒並列，導致橫向尺寸較大，機器不緊湊。但齒輪的位置不對稱，高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，可使軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形部分地抵消，以減緩沿齒寬載荷分布有均勻的現象。
3、電機和工作機的安裝位置：
電機安裝在遠離高速軸齒輪的一端；
工作機安裝在遠離低速軸齒輪的一端。
圖一:(傳動裝置總體設計圖)
初步確定傳動系統總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。
計 算 及 說 明 結 果
二、 傳動裝置的總體設計
（一）、選擇電動機
1、選擇電動機系列
按工作要求及工作條件，選用三相非同步電動機，封閉式扇式結構，即：電壓為380V Y系列的三相交流電源電動機。
2、選電動機功率
（1）、傳動滾筒所需有效功率
（2）、傳動裝置總效率
（3）、所需電動機功率
3、確定電動機轉速
型 號 Y160L-4 Y180L-4 Y200L-8 Y160MZ-2
額定功率KW 15 15 15 15
電機滿載荷 轉速 轉/分 1460 970 730 293
滾筒轉速 轉/分 38.2 38.2 38.2 38.2
總傳動比 39.20 25.39 19.11 76.72
2 2 2 2
19.60 12.70 9.55 38.35
由此比較，應選Y160L－4，結構緊湊。由文獻[2]表2.10－2選取電動機的外形及安裝
尺寸D＝42㎜，中心高度H＝160㎜，軸伸長E＝110㎜。
4、傳動比分配
（1）、兩級齒輪傳動比公式
（2）、減速器傳動比
5、運動條件及運動參數分析計算
計 算 及 說 明 結 果
（二）、定V帶型號和帶輪
1、工作情況系數
由文獻【1】由表11.5得
2、計算功率
3、選帶型號
由文獻【1】表11.15 選取B型
4、小帶輪直徑
由文獻【1】 表11.6 選取
5、大帶輪直徑
6、大帶輪轉速
7、驗算傳動比誤差
取B型
計 算 及 說 明 結 果
（1）、理論傳動比
（2）、實際傳動比
（3）、傳動比誤差 合適
（4）、驗算帶轉速 合適
8、計算帶長
（1）、求
（2）、求
（3）、初取中心距
（4）、帶長
（5）、基準長度
9、求中心距和包角
（1）、中心距
（2）、小帶輪包角
計 算 及 說 明 結 果
10、求帶根數
（1）、傳動比 由表11.8
由表11.7 ；由表11.12 ；由表11.10
（2）、帶根數
11、求軸上載荷
（1）、張緊力
（由表11.4 q=0.10kg/m）
（2）、軸上載荷
12、結構設計
小帶輪 ； 大帶輪
（三）、高速軸齒輪的設計與校核
1、選材 根據文獻【1】表12.7知 選小齒輪：40Cr，調質處理
選大齒輪：45鋼，調質處理
2、初步計算
（1）、轉矩
（2）、尺寬系數 由文獻【1】表12.13，取
（3）、接觸疲勞極限 由文獻【1】圖12.17c
取z=5根
計 算 及 說 明 結 果
由文獻【1】由表12.16，取
（4）、確定中心距
3、配湊中心距
取 合適
（1）、核算
由文獻【1】表12.3取 ；
（2）、驗算
所以取
4、接觸強度校核
（1）、圓周速度V
（2）、精度等級 由表12.6知：選8級精度
（3）、使用系數 由表12.9知：
（4）、動載系數 由圖12.9知： =1.12
（5）、齒間載荷分配系數 由表12.10知，先求：
8級精度
=1.12
計 算 及 說 明 結 果
由上所得：
（6）、齒向載荷分布系數 由文獻【1】表12、11
(7)、載荷系數
（8）、彈性系數 由文獻【1】表12、12
（9）、節點區域系數 由文獻【1】圖12、16
（10）、重合度系數
（11）、螺旋角系數
（12）、接觸最小安全系數
（13）、總工作時間
（14）、應力循環次數
=1.708
=2.114
=3.822
=
=2.06
=1.48273
=3.989
=0.765
=0.988
計 算 及 說 明 結 果
（15）、接觸壽命系數 由文獻【1】圖12、18
（16）、許用接觸應力 及驗算
計算結果表明，接觸疲勞強度足夠
5、彎曲疲勞強度驗算
（1）、齒數系數
（2）、應力修正系數
（3）、重合度系數
（4）、螺旋角系數
（5）齒間載荷分配系數
=
=0.69
=0.897
計 算 及 說 明 結 果
（6）、齒向載荷分布系數
（7）、載荷系數
（8）、彎曲疲勞極限 由圖12、13c得
（9）、彎曲最小安全系數
（10）、應力循環系數
（11）、彎曲壽命系數
（12）、尺寸系數
（13）、許用彎曲應力
（14）、驗算
6、幾何尺寸計算
K=3.71
=367MPa
=350MPa
=154MPa
=149MPa
計 算 及 說 明 結 果
（四）、中間軸齒輪的設計與校核
1、選材 根據文獻【1】表12.7知 選小齒輪：40Cr，調質處理
選大齒輪：45鋼，調質處理
2、初步計算
（1）、轉矩
（2）、尺寬系數 由文獻【1】表12.13，取
（3）、接觸疲勞極限 由文獻【1】圖12.17c
由文獻【1】由表12.16，取
（4）、確定中心距
3、配湊中心距
取 合適
（1）、核算
由文獻【1】表12.3取
計 算 及 說 明 結 果
（2）、驗算
所以取
4、接觸強度校核
（1）、圓周速度V
（2）、精度等級 由表12.6知：選8級精度
（3）、使用系數 由表12.9知：
（4）、動載系數 由圖12.9知： =1.10
（5）、齒間載荷分配系數 由表12.10知，先求：
（6）、齒向載荷分布系數 由文獻【1】表12、11
(7)、載荷系數
（8）、彈性系數 由文獻【1】表12、12
8級精度
=1.10
=1.4
=1.703
=2.00
=3.703
=
=1.51
=3.14
計 算 及 說 明 結 果
（9）、節點區域系數 由文獻【1】圖12、16
（10）、重合度系數
（11）、螺旋角系數
（12）、接觸最小安全系數
（13）、總工作時間
（14）、應力循環次數
（15）、接觸壽命系數 由文獻【1】圖12、18
（16）、許用接觸應力 及驗算
計算結果表明，接觸疲勞強度足夠
5、彎曲疲勞強度驗算
（1）、齒數系數
（2）、應力修正系數
=0.766
=0.989
=
計 算 及 說 明 結 果
（3）、重合度系數
（4）、螺旋角系數
（5）齒間載荷分配系數
（6）、齒向載荷分布系數
（7）、載荷系數
（8）、彎曲疲勞極限 由圖12、13c得
（9）、彎曲最小安全系數
（10）、應力循環系數
（11）、彎曲壽命系數
（12）、尺寸系數
（13）、許用彎曲應力
=0.694
=0.9
K=3.14
=367MPa
=350MPa
計 算 及 說 明 結 果
（14）、驗算
6、幾何尺寸計算
（五）、高速軸的設計與校核
1、選 材
C=102
2、初估直徑 軸上有單個鍵槽，軸徑應增加3％ 所以 27.66×（1＋3％）＝28.49㎜ 圓整取d=30㎜
3、結構設計 由文獻【1】得初估軸得尺寸如下：
4、強度校核
（1）、確定力點與支反力與求軸上作用力（圖示附後）
（2）、齒輪上作用力
=171MPa
=165MPa
（3）、水平支反力 從上到下第二幅圖
（4）、垂直面內的支反力 從上到下第四幅圖
（5）、繪水平彎矩圖 第三幅圖，最高點彎矩為：
（6）、求垂直彎矩並繪垂直彎矩圖 第五幅圖，從左往右的突出點彎矩分別為： 291020N•㎜
168177N•㎜，117150N•㎜
（7）、合成彎矩圖 第六幅圖 從左往右的突出點的彎矩分別為： 295772N•㎜，259900N•㎜
286544N•㎜
（8）、繪扭矩圖 第七幅圖
（9）、求當量彎矩
計 算 及 說 明 結 果
（10）、確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面I，危險截面II
（六）、高速軸軸承校核
1、選軸承 根據文獻【1】附錄表18.1可得軸承的型號為：6208。其中軸承參數為：
D＝80mm；B＝18mm；Cr＝29.5KN；Cor＝18.0KN
（七）、中間軸的設計與強度校核
1、選 材
C=112
2、初估直徑 圓整d=50㎜
計 算 及 說 明 結 果
3、結構設計 由文獻【1】得初估軸得尺寸如下：
4、強度校核
（1）、確定力點與支反力與求軸上作用力（圖示附後）
（2）、齒輪上作用力
（3）、水平支反力 從上到下第二幅圖
（4）、垂直面內的支反力 從上到下第四幅圖
（5）、繪水平彎矩圖 第三幅圖；（如下所示）
（6）、求垂直彎矩並繪垂直彎矩圖 第五幅圖（如下所示）
（7）、合成彎矩圖 第六幅圖（如下所示）
（8）、繪扭矩圖 第七幅圖 （如下所示）
（9）、求當量彎矩
（10）、確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面A，危險截面B
計 算 及 說 明 結 果
（八）、中間軸軸承校核
1、選軸承 根據文獻【1】表18.1可得軸承的型號為：6310。D＝110mm
B＝27mm；Cr＝61.8KN；Cor＝38KN
（九）、低速軸的設計與強度校核
1、選 材
C=112
2、初估直徑 圓整取d=75㎜
3、結構設計 由文獻【1】得初估軸得尺寸如下：
4、強度校核
（1）、確定力點與支反力與求軸上作用力（圖示附後）
（2）、齒輪上作用力
（3）、水平支反力 從上到下第二幅圖
（4）、垂直面內的支反力 從上到下第四幅圖
（5）、繪水平彎矩圖 第三幅圖
（6）、求垂直彎矩並繪垂直彎矩圖 第五幅圖
（7）、合成彎矩圖 第六幅圖
（8）、繪扭矩圖 第七幅圖
（9）、求當量彎矩
計 算 及 說 明 結 果
（10）、確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面A，B
（十）、低速軸軸承校核
1、選軸承 根據文獻【1】表18.1可得軸承的型號為：6317。其中軸承參數為：
D＝180mm；B＝41mm；Cr＝132KN；Cor＝96.5KN
（十一）、鍵聯接的選擇與計算
1、 電動機小帶輪端的鍵 電動機D×E=42×110mm,E=110mm,由文獻【2】表2.4-30得
鍵為 12×8 GB1096-90 即圓頭普通平鍵（A型），鍵的參數為：b=12mm;h=8mm;
l=100mm
(1)、鍵校核 鍵的接觸長度 ；則鍵聯接所能傳遞的轉矩
為： 由文獻【1】表7.1得
120MP； ；強度符合要求
選擇鍵為：圓頭普通平鍵（A型）
計 算 及 說 明 結 果
2、高速軸大帶輪端的鍵 高速軸帶輪端尺寸：30×101；由文獻【2】表2.4-30得鍵為
10×8 GB1096-90 即圓頭普通平鍵（A型），鍵的參數為：b=10mm;h=8mm;l=80mm
(1)、鍵校核 鍵的接觸長度 ；則鍵聯接所能傳遞的扭矩為： 由文獻【1】表7.1得
120MP； ；強度符合要求
3、中間軸的鍵 軸的尺寸為：65×93；由文獻【2】表2.4-30得鍵為：
18×11 GB1096-90 即圓頭普通平鍵（A型），鍵的參數為：b=18mm;h=11mm;l=70mm
(1)、鍵校核 鍵的接觸長度 ；則鍵聯接所能傳遞的扭矩為： 由文獻【1】表7.1得
120MP； ；強度符合要求
小齒輪處軸的尺寸為：65×147；由文獻【2】表2.4-30得鍵為：
20×12 GB1096-90 即圓頭普通平鍵（A型），鍵的參數為:b=20mm;h=12mm;l=125mm
(2)、鍵校核 鍵的接觸長度 ；則鍵聯接所能傳遞的扭矩為： 由文獻【1】表7.1得
120MP； ；強度符合要求
4、低速軸鍵 大齒輪處軸的尺寸為：95×135；由文獻【2】表2.4-30得鍵為：
28×16 GB1096-90 即圓頭普通平鍵（A型），鍵的參數為：b=28mm;h=16mm
l=125mm
(1)、鍵的校核 鍵的接觸長度為： ；則鍵聯接所能傳遞的扭矩為： 由文獻【1】表
7.1得 120MP； ；強度符合要求
聯軸器處的軸的尺寸為：75×140；由文獻【2】表2.4-30得鍵為：
20×12 GB1096-90 單圓頭普通平鍵（C型），鍵的參數為：b=20mm;h=12mm
L=125mm
(2)、鍵的校核 鍵的接觸長度為： ;則鍵聯接所能傳遞的扭矩為： 由文獻【1】表7.1得
120MP； ；強度符合要求
5、聯軸器的選擇與校核
公稱轉矩：
選擇鍵為：圓頭普通平鍵（A型）
選擇鍵為：圓頭普通平鍵（A型）
選擇鍵為：圓頭普通平鍵（A型）
選擇鍵為：圓頭普通平鍵（A型）
選擇鍵為：單圓頭普通平鍵（C型）
計 算 及 說 明 結 果
由文獻【2】表2.6-3選用ML8型梅花形彈性聯軸器 GB5272-85。彈性硬度C>94
主動端：Z型軸孔，C型鍵槽
從動端：Y型軸孔，B型鍵槽
校核： ；由文獻【1】表
19.5，取
適合
（十二）、對中間軸進行安全系數法校核 聯軸器選擇為：ML8型梅花形彈性聯軸器
F. 用於膠帶輸送機的機械傳動裝置設計.題號ZDD(B)—01
設計好了嗎
G. 設計減速器
你就看一下初算部分和第二、四、五、六部分的數據吧，設計方案是多種的，這種只是參考，希望你自己把機械設計的課程設計做好，不要掛了~~
初算：
低速軸轉速N2=(60000*v)/(pi*d)=(60000*1.4)/(3.14*400)66.88 r/min
傳遞功率=F*V=2900*1.4 = 4.06 kw
選擇電機，型號Y 160 M2-8，4kw,720r/min
初定傳動比，i=720/66.88=10.76
漸開線圓柱齒輪傳動設計報告
一、設計信息
設計者 VIP
設計單位
設計日期 2008-5-30
設計時間 16:55:42
二、設計參數
傳遞功率 P=4(kW)
齒輪1轉速 n1=720(r/min)
齒輪2轉速 n2=66.88(r/min)
傳動比 i=10.77
原動機載荷特性 均勻平穩
工作機載荷特性 均勻平穩
預定壽命 42000(小時) （10年，兩班制）
三、布置與結構
結構形式 閉式
齒輪1布置形式 對稱布置
齒輪2布置形式 對稱布置
四、材料及熱處理
齒面嚙合類型 硬齒面
齒輪1材料及熱處理 40Cr<表面淬火>
齒輪1硬度取值范圍 48～55HRC
齒輪2材料及熱處理 45<表面淬火>
齒輪2硬度取值范圍 45～50HRC
五、齒輪精度：8級
六、齒輪基本尺寸數據:
模數(法面模數) Mn=2.75(2)
端面模數 Mt=2.84701
螺旋角 β=15.00000(度)
基圓柱螺旋角 βb=14.0760955(度)
齒輪1齒數 Z1=17
齒輪1變位系數 X1=0.00
齒輪1齒寬 B1=22.506(mm)
齒輪1齒寬系數 Φd1=0.465
齒輪2齒數 Z2=183
齒輪2變位系數 X2=0.00
齒輪2齒寬 B2=22.506(mm)
齒輪2齒寬系數 Φd2=0.043
總變位系數 Xsum=0.000
標准中心距 A0=284.70095(mm)
實際中心距 A=284.70095(mm)
齒數比 U=10.76471
端面重合度 εα=1.62601
縱向重合度 εβ=0.67424
總重合度 ε=2.30024
齒輪1分度圓直徑 d1=48.39916(mm)
齒輪1齒頂圓直徑 da1=53.89916(mm)
齒輪1齒根圓直徑 df1=41.52416(mm)
齒輪1齒頂高 ha1=2.75000(mm)
齒輪1齒根高 hf1=3.43750(mm)
齒輪1全齒高 h1=6.18750(mm)
齒輪1齒頂壓力角 αat1=32.829996(度)
齒輪2分度圓直徑 d2=521.00274(mm)
齒輪2齒頂圓直徑 da2=526.50274(mm)
齒輪2齒根圓直徑 df2=514.12774(mm)
齒輪2齒頂高 ha2=2.75000(mm)
齒輪2齒根高 hf2=3.43750(mm)
齒輪2全齒高 h2=6.18750(mm)
齒輪2齒頂壓力角 αat2=22.180989(度)
齒輪1分度圓弦齒厚 sh1=4.31470(mm)
齒輪1分度圓弦齒高 hh1=2.83988(mm)
齒輪1固定弦齒厚 sch1=3.81438(mm)
齒輪1固定弦齒高 hch1=2.05578(mm)
齒輪1公法線跨齒數 K1=3
齒輪1公法線長度 Wk1=21.01871(mm)
齒輪2分度圓弦齒厚 sh2=4.31965(mm)
齒輪2分度圓弦齒高 hh2=2.75835(mm)
齒輪2固定弦齒厚 sch2=3.81438(mm)
齒輪2固定弦齒高 hch2=2.05578(mm)
齒輪2公法線跨齒數 K2=23
齒輪2公法線長度 Wk2=190.44394(mm)
齒頂高系數 ha*=1.00
頂隙系數 c*=0.25
壓力角 α*=20(度)
端面齒頂高系數 ha*t=0.96593
端面頂隙系數 c*t=0.24148
端面壓力角 α*t=20.6468965(度)
七、檢查項目參數
齒輪1齒距累積公差 Fp1=0.05610
齒輪1齒圈徑向跳動公差 Fr1=0.04303
齒輪1公法線長度變動公差 Fw1=0.03883
齒輪1齒距極限偏差 fpt(±)1=0.02173
齒輪1齒形公差 ff1=0.01552
齒輪1一齒切向綜合公差 fi'1=0.02235
齒輪1一齒徑向綜合公差 fi''1=0
齒輪1齒向公差 Fβ1=0.01949
齒輪1切向綜合公差 Fi'1=0.07162
齒輪1徑向綜合公差 Fi''1=0.06024
齒輪1基節極限偏差 fpb(±)1=0.02034
齒輪1螺旋線波度公差 ffβ1=0.02159
齒輪1軸向齒距極限偏差 Fpx(±)1=0.01949
齒輪1齒向公差 Fb1=0.01949
齒輪1x方向軸向平行度公差 fx1=0.01949
齒輪1y方向軸向平行度公差 fy1=0.00974
齒輪1齒厚上偏差 Eup1=-0.08693
齒輪1齒厚下偏差 Edn1=-0.34772
齒輪2齒距累積公差 Fp2=0.15554
齒輪2齒圈徑向跳動公差 Fr2=0.08190
齒輪2公法線長度變動公差 Fw2=0.06580
齒輪2齒距極限偏差 fpt(±)2=0.02669
齒輪2齒形公差 ff2=0.02498
齒輪2一齒切向綜合公差 fi'2=0.03100
齒輪2一齒徑向綜合公差 fi''2=0
齒輪2齒向公差 Fβ2=0.01000
齒輪2切向綜合公差 Fi'2=0.18051
齒輪2徑向綜合公差 Fi''2=0.11467
齒輪2基節極限偏差 fpb(±)2=0.02498
齒輪2螺旋線波度公差 ffβ2=0.02994
齒輪2軸向齒距極限偏差 Fpx(±)2=0.01000
齒輪2齒向公差 Fb2=0.01000
齒輪2x方向軸向平行度公差 fx2=0.01000
齒輪2y方向軸向平行度公差 fy2=0.00500
齒輪2齒厚上偏差 Eup2=-0.10677
齒輪2齒厚下偏差 Edn2=-0.42707
中心距極限偏差 fa(±)=0.03840
八、強度校核數據
齒輪1接觸強度極限應力 σHlim1=1010.9(MPa)
齒輪1抗彎疲勞基本值 σFE1=520.0(MPa)
齒輪1接觸疲勞強度許用值 [σH]1=1222.2(MPa)
齒輪1彎曲疲勞強度許用值 [σF]1=668.5(MPa)
齒輪2接觸強度極限應力 σHlim2=960.0(MPa)
齒輪2抗彎疲勞基本值 σFE2=480.0(MPa)
齒輪2接觸疲勞強度許用值 [σH]2=1160.6(MPa)
齒輪2彎曲疲勞強度許用值 [σF]2=617.0(MPa)
接觸強度用安全系數 SHmin=1.00
彎曲強度用安全系數 SFmin=1.40
接觸強度計算應力 σH=907.0(MPa)
接觸疲勞強度校核 σH≤[σH]=滿足
齒輪1彎曲疲勞強度計算應力 σF1=277.7(MPa)
齒輪2彎曲疲勞強度計算應力 σF2=236.0(MPa)
齒輪1彎曲疲勞強度校核 σF1≤[σF]1=滿足
齒輪2彎曲疲勞強度校核 σF2≤[σF]2=滿足
九、強度校核相關系數
齒形做特殊處理 Zps=不處理
齒面經表面硬化 Zas=表面硬化
齒形 Zp=一般
潤滑油粘度 V50=120(mm^2/s)
有一定量點饋 Us=不允許
小齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm(Ra≤1μm)
載荷類型 Wtype=靜強度
齒根表面粗糙度 ZFR=Rz＞16μm (Ra≤2.6μm)
刀具基本輪廓尺寸
圓周力 Ft=2192.187(N)
齒輪線速度 V=1.825(m/s)
使用系數 Ka=1.000
動載系數 Kv=1.113
齒向載荷分布系數 KHβ=1.413
綜合變形對載荷分布的影響 Kβs=1.155
安裝精度對載荷分布的影響 Kβm=0.258
齒間載荷分布系數 KHα=1.728
節點區域系數 Zh=2.425
材料的彈性系數 ZE=189.800
接觸強度重合度系數 Zε=0.820
接觸強度螺旋角系數 Zβ=0.983
重合、螺旋角系數 Zεβ=0.806
接觸疲勞壽命系數 Zn=1.30000
潤滑油膜影響系數 Zlvr=0.93000
工作硬化系數 Zw=1.00000
接觸強度尺寸系數 Zx=1.00000
齒向載荷分布系數 KFβ=1.413
齒間載荷分布系數 KFα=1.728
抗彎強度重合度系數 Yε=0.711
抗彎強度螺旋角系數 Yβ=0.916
抗彎強度重合、螺旋角系數 Yεβ=0.651
壽命系數 Yn=1.79972
H. 減速器設計過程
1、仔細閱讀和研究設計任務書，明確設計要求，分析原始數據和工作條件內，擬定傳動；
2、裝容置的總體方案；
3、選擇電動機，確定其形式、轉速和功率；
4、計算傳動裝置的總傳功比和分配各級傳動比；
5、計算各軸的轉速、功率和扭矩；
6、通過汁算確定開式傳動（三角帶傳動、鏈傳動或齒輪傳動)的主要參數和尺寸;
7、通過計算確定閉式傳功(齒搶傳幼或蝸桿傳功〕的主要參數和尺寸；
8、初算各軸的直徑，據此進行各軸的結鉤設計;
9、初定軸承的型號和跨距，分析物上的載荷，計算支點反力，通過軸承的壽命計算 ；
10、最後確定其型號；
11、選擇聯軸器和鏈聯接；
12、驗算軸的復合強度和安全系數；
13、繪制減速機裝配圖和零件工作圖；
14、整理和編寫設計計算說明書。
I. 機械設計傳動裝置（減速機）
哥，你是要畢業設計還是公司設備設計啊，你這樣的要求估計沒人能幫你！ 起碼你要有一個大框架，細節不了解的可以問，你一來什麼都要別人做完了，這東西不是一天2天能做好的！