1、“.....将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圆整后取结构设计计算结果以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于，而又小于，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。名称公式齿数模数压力角螺旋角齿顶高系数分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径法面顶隙系数齿根圆直径第二节中间轴小齿轮和输出轴齿轮的设计计算选择齿轮的精度等级材料和齿数材料及热处理查参考资料表选大小齿轮的材料均为,并经调制处理及表面淬火后齿面硬度为查参考资料表选用级精度第节求得高速级和中间轴大齿轮的传动比为,为保总传动比为总，则中间轴和输出轴之间的传动比应为选小齿轮的齿数为，则大齿轮齿数为提高齿轮传动的平稳性和承载能力选用斜齿轮传动......”。

2、“.....即计算结果确定公式内的各计算数值试选载荷系数。查参考资料图选取区域系数。查参考资料图选取材料的弹性系数查参考资料图查得，，则由于两齿轮均采用硬齿面，故选稍小的齿宽系数查参考资料表选取齿宽系数查参考资料图按齿面硬度查大小齿轮的接触疲劳强度极限等于齿轮的接触疲劳强度极限即查参考资料式计算应力循环次数。查参考资料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，由查参考资料式得第三章已求得计算试算高速级齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度。计算齿宽及模数。计算结果计算纵向重合度。计算载荷系数。根据，级精度......”。

3、“.....级精度用差值法求得故载荷系数另由图查得按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考资料式得计算模数三按齿根弯曲强度设计由参考资料式计算确定计算参数计算载荷系数根据纵向重合度，由参考资料图查得螺旋角影响系数计算当量齿数计算结果查取齿型系数由参考资料表查得齿形系数查取应力校正系数由参考资料表查得由参考资料图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限等于大即由参考资料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安全系数，由参考资料式得计算大小齿轮的并加以比较中间轴小齿轮的数值大。设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度,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。于是有取......”。

4、“.....取计算结果这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。四几何尺寸计算计算中心距将中心矩圆整到将圆整后的中心距修正螺旋角矩的条件查表选用型弹性套拄销联轴器，其公称转矩为，取半连轴器的小端直径为，锥度为,故ⅠⅡ段的大端轴径为，ⅠⅡ段的锥度为取半连轴器的长度为，故ⅠⅡ，查表选取电动机的轴径为故最终确定选用的连轴器的型号为联轴器ⅠⅡ段选用普通平键对联轴器进行周向定位，根据轴径ⅠⅡ，选用键宽键高，选取键长为。二ⅣⅤ,ⅤⅥ,ⅧⅨ,ⅨⅩ段轴的轴向和径向尺寸的确定ⅤⅥ,ⅧⅨ段用于安装轴承,故需同时选定轴承,上面已经确定ⅣⅤ段轴的轴径为,所以ⅤⅥ段轴的轴径应该大于查表选择内径为的型圆锥滚子轴承,所以ⅧⅨⅧⅨⅨⅩ为安装轴承的方便,选定ⅣⅤ段轴径为ⅣⅤ,其长度为ⅣⅤ选定ⅧⅨ段长度为ⅧⅨ......”。

5、“.....高速轴齿轮的分度圆直径为,由于高速轴齿轮的分度圆直径和ⅤⅥ相差较小,故决定将其作成齿轮轴的形式。高速轴齿轮的齿顶圆直径为，故取ⅦⅧ，取其长度为ⅦⅧ。三ⅥⅦ段轴的轴向和径向尺寸的确定ⅥⅦ段轴的主要作用是对轴承进行轴向定位，为节省材料，取ⅥⅦ段的轴径为ⅥⅦ，其长度为ⅥⅦ。四确定轴上倒角和倒角尺寸查参考资料表，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图。至此中间轴的轴和径向尺寸已基本确定。计算结果联轴器第四节轴上零件的定位由于高速轴作成了齿轮轴的形式，故不需要对其进行定位。轴承的定位见装配图。第五节求轴上的载荷首先根据轴的结构图见下图做出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，应从手册中查取值。对于型圆锥滚子轴承，由表查得。着力点位置确定和力的分析由轴上零件的装配关系可得因此，作为简支梁的轴的支撑计算结果二做水平面受力图，弯距图，见上图则三做垂直面受力图，弯矩图......”。

6、“.....见上图五做扭矩图，见上图第六节按弯扭合成应力校核轴的强度按扭矩合成应力校核轴的强度。进行校核时，通常只校核轴上的承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式及第三节求得的数据进行计算。取，则轴的计算应力为其中计算结果所以前已选定轴的材料为钢，调质处理，由表查得，，故安全。第七节精确校核输入轴的强度判断危险截面ⅧⅨ段轴径虽然稍小，但其所受到的弯矩也很小且不受扭矩，故不需要校核ⅠⅥ段同时受到了扭矩和弯矩,本应该校核,但其所受到的弯矩较小,故不需要校核。ⅦⅧ段虽然轴径最大，但是它受到的弯矩也最大，同是这段周还受扭矩，并且由于在轴上加工齿轮会形成极大的应力集中，故最需校核。二截面Ⅶ左侧抗弯截面系数抗扭截面系数前已求得截面Ⅶ左侧的弯矩为中间轴上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为,调质处理由表查得......”。

7、“.....因，经插值后可查得又由附表可得轴的材料敏感系数为,故有效应力集中系数为计算结果由附图的尺寸系数由附图的扭转尺寸系数轴按磨削加工,由附图的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为查手册得的特性系数，取，取则计算安全系数值......”。

8、“.....因为减速器无瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故不需校核其静度。至此，中间轴已设计校核完毕。第八节绘制输入轴的工作图第九节输入轴轴承的校核求径向载荷第四节已经求得轴承受到的径向力现列表如下水平方向垂直方向左端右端所以，轴承受到的径向力为得径向力计算结果轴承受到的轴向力为二求两轴承的计算轴向力由于，故所以轴承的当量动载荷为则，所以，所以，在轴承运转过程中有轻微冲击，查表取则三验算轴承的寿命因为，所以按验算因为，所以所选轴承满足寿命要求。至此，输入轴及其组件已设计校核完毕计算结果第八章减速器外壳及其附件的设计及说明窥视孔和窥视孔盖为检查传动件啮合情况，并向机体内注入润滑油，在机体上设置窥视孔，窥视孔盖板采用制造，用四个螺钉紧固二油面指示器为保证油池有正常的右量，显示油面高度......”。

9、“.....在机盖和机座上直接铸出。四定位销因采用分式机体，为了保证轴承座孔加工和装配精度采用圆锥销定位，定位销直径为五启盖螺钉在机盖和机座连接凸缘的结合面上，为提高密封性能，便于拆下机盖，在机盖凸缘上装两个启盖螺钉，启盖螺钉长度和直径与机盖和机座联接螺栓取同规格。六计算及说明铸铁减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器外形尺寸关系结果机座壁厚机盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度机座上的肋厚机盖上的肋厚地脚螺栓直径地脚螺栓数目轴承旁联接螺栓直径计算结果机盖与机座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径至外机壁距离至凸缘边缘距离轴承旁凸台半径凸台高度由结构决定外机壁至轴承端面距离齿轮外圆与内机壁距离齿轮轮毂端面距内机壁距离轴承端盖外径轴承外径轴承端盖凸缘厚度轴承旁联接螺栓距离尽量靠近......”。