A. 减速器的设计步骤
1、仔细阅读和研究设计任务书，明确设计要求，分析原始数据和工作条件，拟定传动；
2、装专置的总体方案属；
3、选择电动机，确定其形式、转速和功率；
4、计算传动装置的总传功比和分配各级传动比；
5、计算各轴的转速、功率和扭矩；
6、通过汁算确定开式传动（三角带传动、链传动或齿轮传动)的主要参数和尺寸;
7、通过计算确定闭式传功(齿抢传幼或蜗杆传功〕的主要参数和尺寸；
8、初算各轴的直径，据此进行各轴的结钩设计;
9、初定轴承的型号和跨距，分析物上的载荷，计算支点反力，通过轴承的寿命计算 ；
10、最后确定其型号；
11、选择联轴器和链联接；
12、验算轴的复合强度和安全系数；
13、绘制减速机装配图和零件工作图；
14、整理和编写设计计算说明书。
B. 未收录是什么意思
是指网络这样的搜索引擎吗？
一、正常情况下：先看一下 收录是什么意思？
网络收录就是与互联网用户共享网址，网站收录前提是网站首页提交给网络，蜘蛛才会光顾，每次抓取网页时都会向索引中添加并更新新的网站，站长只需提供顶层网页即可，不必提交各个单独的网页。抓取工具能够找到其他网页。符合相关标准提交的网址，会在1个月内按搜索引擎收录标准被处理。
二、网络未收录怎么办？
1、不要把整个网页做成一个Flash或是一张图片，尽量少用图片和flash。网页中使用过分复杂的Java Script.某些Java Script的内容对于搜索引擎是不可见的，所以不能被识别和登录。
2、不在网页中使用Frame（框架结构）。在网络的搜索引擎优化技能中我们可以看到：“frame/frameset/iframe标签,会导致网络蜘蛛的抓取困难,建议不要使用”。所以说目前所有的搜索引擎都无法识别页面ifram框架中被调用的链接、文本、图片等等内容的，原因很简单因为该内容不属于该页面，只是在用户访问的时候被临时的调用。
3、网站内容有规律的更新，提高文章的质量，尽量做到原创文章。如果做不到原创文章就做伪原创，降低内容的重复度。
4、稳定的有规律的增加网站外链，做高质量的外链，去权重高的网站发帖。
5、与权重高的排名好的网站做友情链接，友情链接是网站之间链接互换是互相推广的一种重要方式，友情链接比到各大搜索引擎提交来的效果更快
6、网站上线之后在没有正常收录情况之下不要做大的调整或改动，特别是网站的三个标签（title、keywords、description）不要做随意更改，所以我们在网站上线之前就应该把这些东西都确定好。
7、网站在没有收录或是只收录一个首页的情况之下，不要大量的去做外链，如果操作过度的化也会造成网站比较难收录。
8、创建网络旗下相关产品账号。创建网络空间、网络知道发帖回帖、网络创建新词条、网络收藏新站。
9、流量的引入，新站初成自然流量都是很低的，这就要seoer做好引流工作。有足够的流量会让搜索引擎认为页面的质量很高，当然前提是要把站内做好，而且不能发垃圾外链。
C. 请求：电动卷扬机传动装置设计（蜗轮蜗杆减速器设计）
相关网上搜搜，还有相关的论坛。不过具体的答案他们那里也是没有的。每组的参数都是不一样的，所以结果也是不尽相同。加油啊！！！
D. 设计带式输送机中的传动装置
可以
具体要求是那些？？
来谈下吧
E. 跪求一单级圆柱齿轮减速器设计书；急、急、急！！！
减速器传动装置分析设计
一、 课程设计的目的
1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去
分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。
2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。
3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。
二、 已知条件
1、展开式一级齿轮减速器产品。
3、动力来源：电压为380V的三相交流电源。
4、原始数据 在任务书上。
5、使用期：10年，每年按365天计。
三、 工作要求
1、画减速器装配图一张（A0图纸）；
2、零件工作图二张（传动零件、轴、等等）；
3、对传动系统进行结构分析、运动分析并确定电动机型号、工作能力分析；
4、对传动系统进行精度分析，合理确定并标注配合与公差；
5、设计说明书一份。
四、 结题项目
1、检验减速能否正常运转。
2、每人一套设计零件草图。
3、减速器装配图：A0；每人1张。
4、零件工作图：A3；每人2张、齿轮和轴各1张。
5、课题说明书：每人1份。
五、 完成时间 共4周
参考资料
【1】、《机械设计》张策 主编 机械工业出版社出版；
【2】、《机械设计课程设计》 陆玉 主编 机械工业出版社出版；
【3】、《机械制图》刘小年 主编 机械工业出版社出版；
【4】、《课程设计图册》编 高等教育出版社出版；
计 算 及 说 明 结 果
一、 减速器结构分析
分析传动系统的工作情况
1、传动系统的作用：
作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。
2、传动方案的特点：
特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。
3、电机和工作机的安装位置：
电机安装在远离高速轴齿轮的一端；
工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。
图一:(传动装置总体设计图)
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
计 算 及 说 明 结 果
二、 传动装置的总体设计
（一）、选择电动机
1、选择电动机系列
按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。
2、选电动机功率
（1）、传动滚筒所需有效功率
（2）、传动装置总效率
（3）、所需电动机功率
3、确定电动机转速
型 号 Y160L-4 Y180L-4 Y200L-8 Y160MZ-2
额定功率KW 15 15 15 15
电机满载荷 转速 转/分 1460 970 730 293
滚筒转速 转/分 38.2 38.2 38.2 38.2
总传动比 39.20 25.39 19.11 76.72
2 2 2 2
19.60 12.70 9.55 38.35
由此比较，应选Y160L－4，结构紧凑。由文献[2]表2.10－2选取电动机的外形及安装
尺寸D＝42㎜，中心高度H＝160㎜，轴伸长E＝110㎜。
4、传动比分配
（1）、两级齿轮传动比公式
（2）、减速器传动比
5、运动条件及运动参数分析计算
计 算 及 说 明 结 果
（二）、定V带型号和带轮
1、工作情况系数
由文献【1】由表11.5得
2、计算功率
3、选带型号
由文献【1】表11.15 选取B型
4、小带轮直径
由文献【1】 表11.6 选取
5、大带轮直径
6、大带轮转速
7、验算传动比误差
取B型
计 算 及 说 明 结 果
（1）、理论传动比
（2）、实际传动比
（3）、传动比误差 合适
（4）、验算带转速 合适
8、计算带长
（1）、求
（2）、求
（3）、初取中心距
（4）、带长
（5）、基准长度
9、求中心距和包角
（1）、中心距
（2）、小带轮包角
计 算 及 说 明 结 果
10、求带根数
（1）、传动比 由表11.8
由表11.7 ；由表11.12 ；由表11.10
（2）、带根数
11、求轴上载荷
（1）、张紧力
（由表11.4 q=0.10kg/m）
（2）、轴上载荷
12、结构设计
小带轮 ； 大带轮
（三）、高速轴齿轮的设计与校核
1、选材 根据文献【1】表12.7知 选小齿轮：40Cr，调质处理
选大齿轮：45钢，调质处理
2、初步计算
（1）、转矩
（2）、尺宽系数 由文献【1】表12.13，取
（3）、接触疲劳极限 由文献【1】图12.17c
取z=5根
计 算 及 说 明 结 果
由文献【1】由表12.16，取
（4）、确定中心距
3、配凑中心距
取 合适
（1）、核算
由文献【1】表12.3取 ；
（2）、验算
所以取
4、接触强度校核
（1）、圆周速度V
（2）、精度等级 由表12.6知：选8级精度
（3）、使用系数 由表12.9知：
（4）、动载系数 由图12.9知： =1.12
（5）、齿间载荷分配系数 由表12.10知，先求：
8级精度
=1.12
计 算 及 说 明 结 果
由上所得：
（6）、齿向载荷分布系数 由文献【1】表12、11
(7)、载荷系数
（8）、弹性系数 由文献【1】表12、12
（9）、节点区域系数 由文献【1】图12、16
（10）、重合度系数
（11）、螺旋角系数
（12）、接触最小安全系数
（13）、总工作时间
（14）、应力循环次数
=1.708
=2.114
=3.822
=
=2.06
=1.48273
=3.989
=0.765
=0.988
计 算 及 说 明 结 果
（15）、接触寿命系数 由文献【1】图12、18
（16）、许用接触应力 及验算
计算结果表明，接触疲劳强度足够
5、弯曲疲劳强度验算
（1）、齿数系数
（2）、应力修正系数
（3）、重合度系数
（4）、螺旋角系数
（5）齿间载荷分配系数
=
=0.69
=0.897
计 算 及 说 明 结 果
（6）、齿向载荷分布系数
（7）、载荷系数
（8）、弯曲疲劳极限 由图12、13c得
（9）、弯曲最小安全系数
（10）、应力循环系数
（11）、弯曲寿命系数
（12）、尺寸系数
（13）、许用弯曲应力
（14）、验算
6、几何尺寸计算
K=3.71
=367MPa
=350MPa
=154MPa
=149MPa
计 算 及 说 明 结 果
（四）、中间轴齿轮的设计与校核
1、选材 根据文献【1】表12.7知 选小齿轮：40Cr，调质处理
选大齿轮：45钢，调质处理
2、初步计算
（1）、转矩
（2）、尺宽系数 由文献【1】表12.13，取
（3）、接触疲劳极限 由文献【1】图12.17c
由文献【1】由表12.16，取
（4）、确定中心距
3、配凑中心距
取 合适
（1）、核算
由文献【1】表12.3取
计 算 及 说 明 结 果
（2）、验算
所以取
4、接触强度校核
（1）、圆周速度V
（2）、精度等级 由表12.6知：选8级精度
（3）、使用系数 由表12.9知：
（4）、动载系数 由图12.9知： =1.10
（5）、齿间载荷分配系数 由表12.10知，先求：
（6）、齿向载荷分布系数 由文献【1】表12、11
(7)、载荷系数
（8）、弹性系数 由文献【1】表12、12
8级精度
=1.10
=1.4
=1.703
=2.00
=3.703
=
=1.51
=3.14
计 算 及 说 明 结 果
（9）、节点区域系数 由文献【1】图12、16
（10）、重合度系数
（11）、螺旋角系数
（12）、接触最小安全系数
（13）、总工作时间
（14）、应力循环次数
（15）、接触寿命系数 由文献【1】图12、18
（16）、许用接触应力 及验算
计算结果表明，接触疲劳强度足够
5、弯曲疲劳强度验算
（1）、齿数系数
（2）、应力修正系数
=0.766
=0.989
=
计 算 及 说 明 结 果
（3）、重合度系数
（4）、螺旋角系数
（5）齿间载荷分配系数
（6）、齿向载荷分布系数
（7）、载荷系数
（8）、弯曲疲劳极限 由图12、13c得
（9）、弯曲最小安全系数
（10）、应力循环系数
（11）、弯曲寿命系数
（12）、尺寸系数
（13）、许用弯曲应力
=0.694
=0.9
K=3.14
=367MPa
=350MPa
计 算 及 说 明 结 果
（14）、验算
6、几何尺寸计算
（五）、高速轴的设计与校核
1、选 材
C=102
2、初估直径 轴上有单个键槽，轴径应增加3％ 所以 27.66×（1＋3％）＝28.49㎜ 圆整取d=30㎜
3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下：
4、强度校核
（1）、确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后）
（2）、齿轮上作用力
=171MPa
=165MPa
（3）、水平支反力 从上到下第二幅图
（4）、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图
（5）、绘水平弯矩图 第三幅图，最高点弯矩为：
（6）、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图 第五幅图，从左往右的突出点弯矩分别为： 291020N•㎜
168177N•㎜，117150N•㎜
（7）、合成弯矩图 第六幅图 从左往右的突出点的弯矩分别为： 295772N•㎜，259900N•㎜
286544N•㎜
（8）、绘扭矩图 第七幅图
（9）、求当量弯矩
计 算 及 说 明 结 果
（10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面I，危险截面II
（六）、高速轴轴承校核
1、选轴承 根据文献【1】附录表18.1可得轴承的型号为：6208。其中轴承参数为：
D＝80mm；B＝18mm；Cr＝29.5KN；Cor＝18.0KN
（七）、中间轴的设计与强度校核
1、选 材
C=112
2、初估直径 圆整d=50㎜
计 算 及 说 明 结 果
3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下：
4、强度校核
（1）、确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后）
（2）、齿轮上作用力
（3）、水平支反力 从上到下第二幅图
（4）、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图
（5）、绘水平弯矩图 第三幅图；（如下所示）
（6）、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图 第五幅图（如下所示）
（7）、合成弯矩图 第六幅图（如下所示）
（8）、绘扭矩图 第七幅图 （如下所示）
（9）、求当量弯矩
（10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面A，危险截面B
计 算 及 说 明 结 果
（八）、中间轴轴承校核
1、选轴承 根据文献【1】表18.1可得轴承的型号为：6310。D＝110mm
B＝27mm；Cr＝61.8KN；Cor＝38KN
（九）、低速轴的设计与强度校核
1、选 材
C=112
2、初估直径 圆整取d=75㎜
3、结构设计 由文献【1】得初估轴得尺寸如下：
4、强度校核
（1）、确定力点与支反力与求轴上作用力（图示附后）
（2）、齿轮上作用力
（3）、水平支反力 从上到下第二幅图
（4）、垂直面内的支反力 从上到下第四幅图
（5）、绘水平弯矩图 第三幅图
（6）、求垂直弯矩并绘垂直弯矩图 第五幅图
（7）、合成弯矩图 第六幅图
（8）、绘扭矩图 第七幅图
（9）、求当量弯矩
计 算 及 说 明 结 果
（10）、确定危险截面校核轴径尺寸，危险截面A，B
（十）、低速轴轴承校核
1、选轴承 根据文献【1】表18.1可得轴承的型号为：6317。其中轴承参数为：
D＝180mm；B＝41mm；Cr＝132KN；Cor＝96.5KN
（十一）、键联接的选择与计算
1、 电动机小带轮端的键 电动机D×E=42×110mm,E=110mm,由文献【2】表2.4-30得
键为 12×8 GB1096-90 即圆头普通平键（A型），键的参数为：b=12mm;h=8mm;
l=100mm
(1)、键校核 键的接触长度 ；则键联接所能传递的转矩
为： 由文献【1】表7.1得
120MP； ；强度符合要求
选择键为：圆头普通平键（A型）
计 算 及 说 明 结 果
2、高速轴大带轮端的键 高速轴带轮端尺寸：30×101；由文献【2】表2.4-30得键为
10×8 GB1096-90 即圆头普通平键（A型），键的参数为：b=10mm;h=8mm;l=80mm
(1)、键校核 键的接触长度 ；则键联接所能传递的扭矩为： 由文献【1】表7.1得
120MP； ；强度符合要求
3、中间轴的键 轴的尺寸为：65×93；由文献【2】表2.4-30得键为：
18×11 GB1096-90 即圆头普通平键（A型），键的参数为：b=18mm;h=11mm;l=70mm
(1)、键校核 键的接触长度 ；则键联接所能传递的扭矩为： 由文献【1】表7.1得
120MP； ；强度符合要求
小齿轮处轴的尺寸为：65×147；由文献【2】表2.4-30得键为：
20×12 GB1096-90 即圆头普通平键（A型），键的参数为:b=20mm;h=12mm;l=125mm
(2)、键校核 键的接触长度 ；则键联接所能传递的扭矩为： 由文献【1】表7.1得
120MP； ；强度符合要求
4、低速轴键 大齿轮处轴的尺寸为：95×135；由文献【2】表2.4-30得键为：
28×16 GB1096-90 即圆头普通平键（A型），键的参数为：b=28mm;h=16mm
l=125mm
(1)、键的校核 键的接触长度为： ；则键联接所能传递的扭矩为： 由文献【1】表
7.1得 120MP； ；强度符合要求
联轴器处的轴的尺寸为：75×140；由文献【2】表2.4-30得键为：
20×12 GB1096-90 单圆头普通平键（C型），键的参数为：b=20mm;h=12mm
L=125mm
(2)、键的校核 键的接触长度为： ;则键联接所能传递的扭矩为： 由文献【1】表7.1得
120MP； ；强度符合要求
5、联轴器的选择与校核
公称转矩：
选择键为：圆头普通平键（A型）
选择键为：圆头普通平键（A型）
选择键为：圆头普通平键（A型）
选择键为：圆头普通平键（A型）
选择键为：单圆头普通平键（C型）
计 算 及 说 明 结 果
由文献【2】表2.6-3选用ML8型梅花形弹性联轴器 GB5272-85。弹性硬度C>94
主动端：Z型轴孔，C型键槽
从动端：Y型轴孔，B型键槽
校核： ；由文献【1】表
19.5，取
适合
（十二）、对中间轴进行安全系数法校核 联轴器选择为：ML8型梅花形弹性联轴器
F. 用于胶带输送机的机械传动装置设计.题号ZDD(B)—01
设计好了吗
G. 设计减速器
你就看一下初算部分和第二、四、五、六部分的数据吧，设计方案是多种的，这种只是参考，希望你自己把机械设计的课程设计做好，不要挂了~~
初算：
低速轴转速N2=(60000*v)/(pi*d)=(60000*1.4)/(3.14*400)66.88 r/min
传递功率=F*V=2900*1.4 = 4.06 kw
选择电机，型号Y 160 M2-8，4kw,720r/min
初定传动比，i=720/66.88=10.76
渐开线圆柱齿轮传动设计报告
一、设计信息
设计者 VIP
设计单位
设计日期 2008-5-30
设计时间 16:55:42
二、设计参数
传递功率 P=4(kW)
齿轮1转速 n1=720(r/min)
齿轮2转速 n2=66.88(r/min)
传动比 i=10.77
原动机载荷特性 均匀平稳
工作机载荷特性 均匀平稳
预定寿命 42000(小时) （10年，两班制）
三、布置与结构
结构形式 闭式
齿轮1布置形式 对称布置
齿轮2布置形式 对称布置
四、材料及热处理
齿面啮合类型 硬齿面
齿轮1材料及热处理 40Cr<表面淬火>
齿轮1硬度取值范围 48～55HRC
齿轮2材料及热处理 45<表面淬火>
齿轮2硬度取值范围 45～50HRC
五、齿轮精度：8级
六、齿轮基本尺寸数据:
模数(法面模数) Mn=2.75(2)
端面模数 Mt=2.84701
螺旋角 β=15.00000(度)
基圆柱螺旋角 βb=14.0760955(度)
齿轮1齿数 Z1=17
齿轮1变位系数 X1=0.00
齿轮1齿宽 B1=22.506(mm)
齿轮1齿宽系数 Φd1=0.465
齿轮2齿数 Z2=183
齿轮2变位系数 X2=0.00
齿轮2齿宽 B2=22.506(mm)
齿轮2齿宽系数 Φd2=0.043
总变位系数 Xsum=0.000
标准中心距 A0=284.70095(mm)
实际中心距 A=284.70095(mm)
齿数比 U=10.76471
端面重合度 εα=1.62601
纵向重合度 εβ=0.67424
总重合度 ε=2.30024
齿轮1分度圆直径 d1=48.39916(mm)
齿轮1齿顶圆直径 da1=53.89916(mm)
齿轮1齿根圆直径 df1=41.52416(mm)
齿轮1齿顶高 ha1=2.75000(mm)
齿轮1齿根高 hf1=3.43750(mm)
齿轮1全齿高 h1=6.18750(mm)
齿轮1齿顶压力角 αat1=32.829996(度)
齿轮2分度圆直径 d2=521.00274(mm)
齿轮2齿顶圆直径 da2=526.50274(mm)
齿轮2齿根圆直径 df2=514.12774(mm)
齿轮2齿顶高 ha2=2.75000(mm)
齿轮2齿根高 hf2=3.43750(mm)
齿轮2全齿高 h2=6.18750(mm)
齿轮2齿顶压力角 αat2=22.180989(度)
齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=4.31470(mm)
齿轮1分度圆弦齿高 hh1=2.83988(mm)
齿轮1固定弦齿厚 sch1=3.81438(mm)
齿轮1固定弦齿高 hch1=2.05578(mm)
齿轮1公法线跨齿数 K1=3
齿轮1公法线长度 Wk1=21.01871(mm)
齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=4.31965(mm)
齿轮2分度圆弦齿高 hh2=2.75835(mm)
齿轮2固定弦齿厚 sch2=3.81438(mm)
齿轮2固定弦齿高 hch2=2.05578(mm)
齿轮2公法线跨齿数 K2=23
齿轮2公法线长度 Wk2=190.44394(mm)
齿顶高系数 ha*=1.00
顶隙系数 c*=0.25
压力角 α*=20(度)
端面齿顶高系数 ha*t=0.96593
端面顶隙系数 c*t=0.24148
端面压力角 α*t=20.6468965(度)
七、检查项目参数
齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.05610
齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.04303
齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.03883
齿轮1齿距极限偏差 fpt(±)1=0.02173
齿轮1齿形公差 ff1=0.01552
齿轮1一齿切向综合公差 fi'1=0.02235
齿轮1一齿径向综合公差 fi''1=0
齿轮1齿向公差 Fβ1=0.01949
齿轮1切向综合公差 Fi'1=0.07162
齿轮1径向综合公差 Fi''1=0.06024
齿轮1基节极限偏差 fpb(±)1=0.02034
齿轮1螺旋线波度公差 ffβ1=0.02159
齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx(±)1=0.01949
齿轮1齿向公差 Fb1=0.01949
齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01949
齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00974
齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.08693
齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.34772
齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.15554
齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.08190
齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.06580
齿轮2齿距极限偏差 fpt(±)2=0.02669
齿轮2齿形公差 ff2=0.02498
齿轮2一齿切向综合公差 fi'2=0.03100
齿轮2一齿径向综合公差 fi''2=0
齿轮2齿向公差 Fβ2=0.01000
齿轮2切向综合公差 Fi'2=0.18051
齿轮2径向综合公差 Fi''2=0.11467
齿轮2基节极限偏差 fpb(±)2=0.02498
齿轮2螺旋线波度公差 ffβ2=0.02994
齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx(±)2=0.01000
齿轮2齿向公差 Fb2=0.01000
齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.01000
齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00500
齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.10677
齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.42707
中心距极限偏差 fa(±)=0.03840
八、强度校核数据
齿轮1接触强度极限应力 σHlim1=1010.9(MPa)
齿轮1抗弯疲劳基本值 σFE1=520.0(MPa)
齿轮1接触疲劳强度许用值 [σH]1=1222.2(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度许用值 [σF]1=668.5(MPa)
齿轮2接触强度极限应力 σHlim2=960.0(MPa)
齿轮2抗弯疲劳基本值 σFE2=480.0(MPa)
齿轮2接触疲劳强度许用值 [σH]2=1160.6(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度许用值 [σF]2=617.0(MPa)
接触强度用安全系数 SHmin=1.00
弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40
接触强度计算应力 σH=907.0(MPa)
接触疲劳强度校核 σH≤[σH]=满足
齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 σF1=277.7(MPa)
齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 σF2=236.0(MPa)
齿轮1弯曲疲劳强度校核 σF1≤[σF]1=满足
齿轮2弯曲疲劳强度校核 σF2≤[σF]2=满足
九、强度校核相关系数
齿形做特殊处理 Zps=不处理
齿面经表面硬化 Zas=表面硬化
齿形 Zp=一般
润滑油粘度 V50=120(mm^2/s)
有一定量点馈 Us=不允许
小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz≤6μm(Ra≤1μm)
载荷类型 Wtype=静强度
齿根表面粗糙度 ZFR=Rz＞16μm (Ra≤2.6μm)
刀具基本轮廓尺寸
圆周力 Ft=2192.187(N)
齿轮线速度 V=1.825(m/s)
使用系数 Ka=1.000
动载系数 Kv=1.113
齿向载荷分布系数 KHβ=1.413
综合变形对载荷分布的影响 Kβs=1.155
安装精度对载荷分布的影响 Kβm=0.258
齿间载荷分布系数 KHα=1.728
节点区域系数 Zh=2.425
材料的弹性系数 ZE=189.800
接触强度重合度系数 Zε=0.820
接触强度螺旋角系数 Zβ=0.983
重合、螺旋角系数 Zεβ=0.806
接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000
润滑油膜影响系数 Zlvr=0.93000
工作硬化系数 Zw=1.00000
接触强度尺寸系数 Zx=1.00000
齿向载荷分布系数 KFβ=1.413
齿间载荷分布系数 KFα=1.728
抗弯强度重合度系数 Yε=0.711
抗弯强度螺旋角系数 Yβ=0.916
抗弯强度重合、螺旋角系数 Yεβ=0.651
寿命系数 Yn=1.79972
H. 减速器设计过程
1、仔细阅读和研究设计任务书，明确设计要求，分析原始数据和工作条件内，拟定传动；
2、装容置的总体方案；
3、选择电动机，确定其形式、转速和功率；
4、计算传动装置的总传功比和分配各级传动比；
5、计算各轴的转速、功率和扭矩；
6、通过汁算确定开式传动（三角带传动、链传动或齿轮传动)的主要参数和尺寸;
7、通过计算确定闭式传功(齿抢传幼或蜗杆传功〕的主要参数和尺寸；
8、初算各轴的直径，据此进行各轴的结钩设计;
9、初定轴承的型号和跨距，分析物上的载荷，计算支点反力，通过轴承的寿命计算 ；
10、最后确定其型号；
11、选择联轴器和链联接；
12、验算轴的复合强度和安全系数；
13、绘制减速机装配图和零件工作图；
14、整理和编写设计计算说明书。
I. 机械设计传动装置（减速机）
哥，你是要毕业设计还是公司设备设计啊，你这样的要求估计没人能帮你！ 起码你要有一个大框架，细节不了解的可以问，你一来什么都要别人做完了，这东西不是一天2天能做好的！