【正文】 軸身，為了保證定位軸肩有一定的高度,使作用在低速軸上的力計算及說明結果軸段6：軸段6為支撐軸頸，用來安裝齒輪。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。由計算公式可得： 可見鍵的擠壓強度滿足要求。（2）小齒輪鍵聯(lián)接1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級為7級，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。(3) 求兩軸承的計算軸向力和 對于7205AC型軸承，按表137，軸承派生軸向力， 查表135得， 。2．油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。低速軸軸承型號為6011的深溝球軸承名稱符號減速器及其形式關系機座壁厚δ+3mm=8mm,取8mm機蓋壁厚δ1+3=7mm8mm,取8mm機座凸緣厚度b=12mm機蓋凸緣厚度b1=12mm機座底凸緣厚度p=20mm取25mm地腳螺釘直徑df+12=18mm取20mm地腳螺釘數(shù)目na250mm,n=6軸承旁連接螺栓直徑d1=15mm取16mm機蓋與機座連接螺栓直徑d2(~)df=10~12mm取10mm窺視孔蓋螺釘直徑d4(~)df=6~8mm取M6定位銷直徑d(~)df=14~16mm取M14df、dd3至外機壁距離c124mmdd2至凸緣邊緣距離c220mm軸承旁凸臺半徑R1R1=C2=20mm凸臺高度h根據(jù)低速軸軸承座外徑D和螺栓扳手空間的要求，由結構確定外機壁至軸承座端面距離L1c1+c2+(5~8)=50內(nèi)機壁至軸承座端面距離L2δ+c1+c2+(5~8)=58機蓋、機座肋厚m1,mm1=m≈=,取7mm軸承端蓋外徑D298mm, 124mm軸承端蓋凸緣厚度e(1~)d3=9mm取12mm軸承旁連接螺栓距離ss≈D2 計算及說明結果7. 潤滑和密封減速器齒輪圓周速度v12m/s可采用浸油潤滑。軸承用潤滑脂方式潤滑。參考資料目錄[1] 孫桓,陳作模，葛文杰主編. 機械原理[M]. 北京：高等教育出版社，2013年4月第8版[2] 濮良貴,陳國定，吳立言語主編. 機械設計[M]. 北京：高等教育出版社，2013年5月第9版[3] 任金泉主編. 機械設計課程設計[M]．西安：西安交通大學出版社，2003年2月第1版[4] 周靜卿，張淑娟，趙鳳芹主編．機械制圖與計算機繪圖[M]．北京：中國農(nóng)業(yè)大學出版社，2007年9月第1版[5] 劉鴻文主編. 材料力學 [M]. 北京：高等教育出版社，2011年2月第1版[6] 楊曉輝主編. 簡明機械實用手冊[M]. 北京：科學出版社，2006年8月第1版[7] 李育錫主編. 機械設計課程設計[M]. 北京：高等教育出版社，2008年6月第1版箱內(nèi)潤滑油的高度34。可取齒頂圓到油池底面的距離為40mm，則箱內(nèi)潤滑油的高度。6．位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。查表136根據(jù)工作狀況，選取高速軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC中間軸所選軸承為角接觸球軸承7205AC 計算及說明結果故軸承型號為6011的深溝球軸承安全，符合設計要求。計算及說明結果一、高速軸的軸承選擇與壽命校核已知： 軸承預期計算壽命：，軸的轉速為 查機械設計手冊可知角接觸球軸承7205AC的基本額定動載荷求兩軸承受到的徑向載荷和；將軸系部件受到空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。由計算公式可得： 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求。鍵的工作長度,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 。選取鍵長，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。同樣，直齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。寬度；為保證軸承的軸向固定，使用套筒定位，套筒。四、軸的結構設計：（1）確定軸的結構方案：低速軸（輸入軸）只需要安裝一個齒輪，由兩個滾動軸承支撐，初定其結構如下圖所示。同時為了保證斜齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/k6。軸段4：此軸段為支撐軸頸，用來安裝低速級輸入齒輪。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3%以考慮鍵槽的影響，四、軸的結構設計（1）確定軸的結構方案：中間軸的軸承分別從兩端裝入，由套筒定位，其初步確定結構如下圖作用中間軸上的力計算及說明結果（2） 確定各軸段的直徑和長度：軸段1:為支撐軸頸，用來安裝軸承。五、求軸上載荷（1）畫軸的受力簡圖在確軸承的支點位置時，從手冊中查得7205AC型角接觸球軸承軸承。預選軸承型號為7205AC角接觸球軸承。聯(lián)軸器的計算轉矩為，考慮到轉矩變化小，根據(jù)工作情況選取，則：。小齒輪選用40Cr（調(diào)質），大齒輪選用45鋼（調(diào)質）。在圓整之后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化，應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 則載荷系數(shù)為3）由式(1013),可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。①試選。圓周速度v。1) 齒輪精度：7級2) 初選小齒輪齒數(shù)z1=24, 大齒輪齒數(shù)z2=793) 壓力角α=20176。(1)計算中心距，為此將中心距圓整為90。由圖1018查得應力修正系數(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，即計算小齒輪分度圓直徑。(5) 壓力角α=20176。方案3選用的電動機轉速最低、質量最重、價格高。根據(jù)已知條件計算，工作機所需要的有效功率 設：η4w——輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率； ηc——聯(lián)軸器效率，ηc=（見《機械設計課程設計（西安交通大學出版社）》表3—1）； η