【正文】 為了防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質(zhì)、灰塵等侵入軸承并阻止?jié)櫥瑒┝魇?，需對軸伸出箱體部分設置密封裝置。為避免大齒輪回轉(zhuǎn)時將油池底部的沉積物攪起，大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應大于30~50mm。4．通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡。由前面計算結(jié)果可知作用在中間軸上的力有高速級從動斜齒輪上：， 低速級主動直齒輪上：，選擇軸承型號為7205AC，其計算校核過程和高速軸軸承的的選擇與壽命校核的步驟相類似，詳細過程略。（2）鍵聯(lián)接強度的校核鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表62查得許用擠壓應力，取其平均值。選取鍵長。前面已確定鍵截面bh=8mm7mm，鍵槽長28mm 。（4）確定軸上圓角與倒角尺寸參考表152，確定軸端倒角與各軸肩處圓角半徑。取。軸段3和7:為支撐軸頸，用來安裝軸承。硬度為217~255HBS查表取A0=112根據(jù)公式計算軸的最小直徑，并加大5%以考慮鍵槽的影響低速軸（輸出軸）最小直徑是用于安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，其直徑應于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。（3）軸上零件的軸向定位斜齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。為了保證定位軸肩有一定的高度,其直徑確定為：。由上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取，則軸的計算應力為：根據(jù)選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計第八版表15—1查得。按由表61查得平鍵截面bh=6mm6mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為30mm，同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為H7/k6。軸段2：此軸段為連接軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度,其直徑確定為：。5. 減速器軸及軸承裝置的設計一、輸入軸的功率，、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速，功率，轉(zhuǎn)矩二、計算作用在高速斜齒輪軸上的力：圓周力：徑向力：軸向力：作用在高速斜齒輪軸上的力計算及說明結(jié)果三、初步估算軸的最小直徑： 選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理。 3）齒面接觸疲勞強度校核滿足齒面接觸疲勞強度條件。（1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 (3)計算齒輪寬度考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b的節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5~10）mm，即取,而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即 上述齒輪副的中心距不便于相關零件的設計和制造。 2）計算實際載荷系數(shù) ①根據(jù)，7級精度，由圖108查得動載系數(shù)。③齒輪的圓周力查得齒間載荷分配系數(shù)KHα=。 ⑧計算接觸疲勞許用應力由圖1025d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為和由式（1015）計算應力循環(huán)次數(shù)： 由圖1023查取接觸疲勞壽命系數(shù)取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1取 和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即2) 計算小齒輪分度圓直徑。齒輪按照7級精度設計。②由查表103得齒間載荷分配系數(shù)。齒輪的圓周力，計算及說明結(jié)果查表103得齒間載荷分配系數(shù)。由表107選取齒寬系數(shù)。各軸的轉(zhuǎn)速如下計算及說明結(jié)果計算出各軸的輸入功率 計算出各軸的輸入轉(zhuǎn)矩運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果如下表格所示:軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min)14401440336102102功率P（Kw）轉(zhuǎn)矩T（N?m）兩軸聯(lián)接、傳動件聯(lián)軸器齒輪齒輪聯(lián)軸器傳動比i11傳動效率η（注：除了電動機軸的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩外，其余各軸的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩。但總傳動比最大，傳動系統(tǒng)（減速器）尺寸大，成本提高。傳動系統(tǒng)中采用兩級展開式圓柱齒輪減速器，高速級為斜齒圓柱齒輪傳動，低速級為直齒圓柱齒輪傳動，高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻。滾筒圓周力：輸送帶帶速：滾筒直徑： 二班制，空載起動，有輕微沖擊，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，大修期三年；三相交流電源，電壓為380/220V。因工作時存在輕微沖擊，電動機額定功率Pm要大于Pr。Y100L24型三相異步電動機的額定功率Pm=3kw，滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min。試選載荷系數(shù)KHt=。圓周速度v齒寬b2）計算實際載荷系數(shù)KH。由圖1022查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 、。齒輪副的中心距在圓整之后，應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。1　 試選載荷系數(shù)。2）計算實際載荷系數(shù)KH。 計算由圖1017查得齒形系數(shù)由圖1018查得應力修正系數(shù)由圖1024c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限由圖1022查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 、。取則大齒輪的齒數(shù)，取,兩齒輪齒數(shù)互為質(zhì)數(shù)。 從圖1021b可知，當前的變位系數(shù)和提高了齒輪強度，但重合度有所下降。齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑，做成實心式齒輪。半聯(lián)軸器輪轂總長度（J型軸孔），與軸配合的輪轂孔長度為。則此軸段的長軸段4：過渡軸段，軸肩用來軸向定位套筒，其高度，取，取中間軸一級齒輪與二級齒輪間的距離，二級齒輪距箱體左內(nèi)壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時應距箱體內(nèi)壁一定距離s,取，在軸承右側(cè)有一套筒，已知二級輸入齒輪齒寬為，則此段軸的長A0=112計算及說明結(jié)果軸段5：此段為齒輪軸段，此段的長。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示。寬度,軸承內(nèi)圈直徑；為保證軸承的軸向定位用套筒定位。預選軸承型號為7205AC角接觸球軸承。（4）確定軸上圓角與倒角尺寸參考表152，取軸端倒角為C1，其余軸段軸肩處圓角半徑為R1。為保證定位要求，半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩，軸段1的長度應比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短2~3mm，軸段1總長為。軸段4：軸段4為連接