平弯矩垂直弯矩总弯矩，根据轴的计算作出弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面现将计数εη轴按磨削加工，由附图得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式及式得综合系数值为εηηεηηη，要求大于第三段轴上安装的圆锥滚子轴承宽度，故取为。型弹性柱销联轴器第段轴径第二段轴径为。第三段轴内径第四段轴肩最后段第段轴轴肩宽第三段为。以及蜗轮轮毂长度为。让整体布局成为对称分布。但需要注意的是我们必须留出挡油板或分油盘的空隙。因第三段上圆锥滚子轴承为，故轴长取为，满足要求。上述这段轴长也需安装轴承。㈡确定各段轴长由上述得第段轴长为因为实际安装时轴承需推进润滑间隙，所以轴肩宽度取为。即上述的这段轴肩宽度根据箱体壁厚以及箱体侧视图的宽度为，以及蜗轮端面距离内壁距离上安装圆锥滚子轴承，由轴承标准件取得内径为。第四段要求直径扩大，又需要安装键槽，故再需乘上系数，取直径为，满足条件。因为轴肩需比前段轴径，又需大于，故取为。理由同，取得，所以选择型弹性柱销联轴器。根据公称转矩的工况系数接近，故选择。考虑到安全因素，即选择轴孔直径为，轴长取。根据密封圈确定第二段轴径，根据第段轴径，故取第二段轴径为。第三段轴бб大齿轮的数值大，五轴的设计计算轴径初算和联轴器选择根据公式这根是低速轴几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度取，бб，б，б，大齿轮的数值大设计计算，取，小齿轮数，大齿轮齿数不能有公约数，要求互质，取，④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数，бббббб查得小齿轮弯曲疲劳强度极限б，大齿轮弯曲疲劳强度极限б。由图取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数，由式бб圆直径计算模数取按齿根弯曲强度设计由б确定公式内的各计算数值由图轮，由表查得使用系数，由表用插值法得级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，。由按实际的载荷系数校正所算得的分度。，计算齿宽④计算齿宽与齿高之比模数计算载荷系数，根据，级精度直齿计算计算小齿轮分度圆直径，б中较小的值б，б计算圆周速度，符合要求。小齿轮调质硬度大齿轮钢硬度小齿轮，齿轮бббб大齿轮接触疲劳强度极限б计算应力循环次数由图取接触疲劳强度寿命系数计算接触疲劳许用应力，取失效概率为，安全系数大齿轮接触疲劳强度极限б计算应力循环次数由图取接触疲劳强度寿命系数计算接触疲劳许用应力，取失效概率为，安全系数，符合要求。小齿轮调质硬度大齿轮钢硬度小齿轮，齿轮бббб计算计算小齿轮分度圆直径，б中较小的值б，б计算圆周速度。，计算齿宽④计算齿宽与齿高之比模数计算载荷系数，根据，级精度直齿轮，由表查得使用系数，由表用插值法得级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，。由按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数取按齿根弯曲强度设计由б确定公式内的各计算数值由图查得小齿轮弯曲疲劳强度极限б，大齿轮弯曲疲劳强度极限б。由图取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数，由式бб，бббббб，④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数б，б，大齿轮的数值大设计计算，取，小齿轮数，大齿轮齿数不能有公约数，要求互质，取几何尺寸计算计算分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度取，бб，бб大齿轮的数值大，五轴的设计计算轴径初算和联轴器选择根据公式这根是低速轴，所以选择型弹性柱销联轴器。根据公称转矩的工况系数接近，故选择。考虑到安全因素，即选择轴孔直径为，轴长取。根据密封圈确定第二段轴径，根据第段轴径，故取第二段轴径为。第三段轴上安装圆锥滚子轴承，由轴承标准件取得内径为。第四段要求直径扩大，又需要安装键槽，故再需乘上系数，取直径为，满足条件。因为轴肩需比前段轴径，又需大于，故取为。理由同，取得。㈡确定各段轴长由上述得第段轴长为因为实际安装时轴承需推进润滑间隙，所以轴肩宽度取为。即上述的这段轴肩宽度根据箱体壁厚以及箱体侧视图的宽度为，以及蜗轮端面距离内壁距离为。以及蜗轮轮毂长度为。让整体布局成为对称分布。但需要注意的是我们必须留出挡油板或分油盘的空隙。因第三段上圆锥滚子轴承为，故轴长取为，满足要求。上述这段轴长也需安装轴承，要求大于第三段轴上安装的圆锥滚子轴承宽度，故取为。型弹性柱销联轴器第段轴径第二段轴径为。第三段轴内径第四段轴肩最后段第段轴轴肩宽第三段第四段轴长最后确定第二段的轴长，因上面需安装端盖，故等确定了减速器箱体结构尺寸后方可推算而得，暂且搁置。先行计算箱体结构。确定轴上圆角和倒角尺寸轴端倒角皆为，参考书上表，各轴肩处的圆角半径和倒角。轴的校核计算根据已求得的的功率转速和转矩，求作用在齿轮上的力齿轮分度圆的直径为圆周力径向力求轴上的载荷水平有垂直有水平弯矩垂直弯矩总弯矩，根据轴的计算作出弯矩图和扭矩图从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图可以看出危险截面现将计数εη轴按磨削加工，由附图得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式及式得综合系数值为εηηεηηηη，ηεεη又由节和节得碳钢的特性系数取取于是，计算安全系数ηηηηηηη故可知其安全截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力η过盈配合处的值，由附表用插入法求出，并取，于是得轴按磨削加工，由附图得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式及式得综合系数值为ηη故安全η于是，计算安全系数ηη故该轴在截面右侧的强度也是足够的至此，轴的校核计算完毕，设计符合要求，绘制输出轴的工作图。六蜗杆轴的设计计算根据公式这根是高速轴，所以选择型弹性套柱销联轴器。因为蜗杆分度圆直径为，齿根圆为，按每个台阶差高度为估算，第段轴径初选。考虑到安全因素，即选择轴孔直径为，轴长为，实际情况轴长要略短些，所以实际取。根据密封圈确定第二段轴径，根据第段轴径，故取第二段轴径为。第三段轴上安装圆锥滚子轴承，根据设计手册，蜗杆轴般用系列的，所以由轴承标准件取得内径为。第四段是轴肩，要求直径放大，取直径为，满足条件。第五段和第七段的尺寸，根据蜗杆齿根圆确定。已知齿根圆为，两旁轴径则比其缩小少许，故取整。第六段为蜗杆齿，蜗杆齿顶圆，分度圆，齿根圆η截面右侧的强度也是足够的型弹性套柱销联轴器第段轴径第二段轴径为。第三段轴。轴肩取直径为第五段和第七段取整。第八段同，取。第九段为轴承同，取。㈡确定蜗杆轴各段轴长由上述得第段轴长为第六段蜗杆齿长度为公式变位系数取与较大值，得。箱体主视图内壁距离为，轴承座外端面距离外箱壁毫米，因为是内伸入式轴承座，又必须保证内部斜面与蜗轮距离大约在个箱壁厚度左右，故取外端面距离内伸最深处，预留毫米的油润滑间隙，则涡轮齿两侧到各段轴承各有空间。两轴肩各取常用值，各加溅油盘，尺寸正好吻合。所以，蜗轮杆两侧距离两轴肩，两轴肩外侧各加宽的轴承和溅油盘，圆整后得。第二段为伸出端盖，圆整后为。轴端倒角皆为，参考书上表，各轴肩处的圆角半径和倒角。总轴长。七键联接的选择及校核计算低速轴上的键联接联接轴与联轴器的键键的类型和尺寸单圆头普通平键型键的基本尺寸为配合轴的直径为第八段。第九段为轴承取。单圆头普通平键型校核键联接的强度键，轴和轮彀的材料都是钢，由表查得许用挤压应力为取其平均值键的工作长度键与轮彀的接触长度由式得бб可见键的强度合格联接轴与齿轮的键键的类型和尺寸圆头普通平键型键的基本尺寸为配合轴的直径为校核键联接的强度键，轴和轮彀的材料都是钢，由表查得许用挤压应力为取其平均值键的工作长度键与轮彀的接触长度由式得бб可见键的强度合格八减速器箱体结构尺寸确定根据机械课程设计书表бб强度合格圆头普通平键型ббб强度合格箱座壁厚根据公式，前面蜗杆中心距，故圆整取为。