一级减速器设计

滁州职业技术学院

机电工程系

毕业设计报告

课题名称 一 级 减 速 器 设 计

姓 名 专 业 机 械 设 计 与 制 造

班 级

学 号 2 0 1 0 0 4 0 2 5

指导教师

年

前言

随着社会的发展和人们生活水平的提高，人们对产品的要求也更高，这就决定了未来的产品趋向于多品种、批量化。在各行各业中广泛使用着圆柱齿轮减速器，它是一种不可缺少的机械传动装置。目前国内各个减速器的标准系已达到上百个，基本可以满足市场的需求。减速器在原动机和工作机或执行机构之间起匹配转速和传递转矩的作用，在现代机械中应用极为广泛。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，两者的设计、制造和使用特点各不相同。20世纪70－80年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。

1减速器概述

1.1减速器的发展

20世纪70-80年代，世界上减速器技术有了很大的发展，且与新技术革命的发展紧密结合。通用减速器的发展趋势如下：

1.高水平、高性能 圆柱齿轮普遍采用渗碳淬火、磨齿，承载能力提高4倍以上，体积小、重量轻、噪声低、效率高、可靠性高。

2.积木式组合设计 基本参数采用优先数，尺寸规格整齐，零件通用性和互换性强，系列容易扩充和花样翻新，利于组织批量生产和降低成本。

3.型式多样化，变型设计多 摆脱了传统的单一的底座安装方式，增添了空心轴悬挂式、浮动支承底座、电动机与减速器一体式联接，多方位安装面等不同型式，扩大使用范围。

1.2 减速器的主要类型

减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮—蜗杆传动

所组成的独立部件。 其主要类型有：

1.圆柱齿轮减速器 单级、二级。布置形式：展开式、分流式、同轴。

2.圆锥齿轮减速器 用于输入轴和输出轴位置成相交的场合。

3.蜗杆减速器 主要用于传动比i>10的场合，传动比较大时结构紧凑。其缺点是效率低。

4.齿轮—蜗杆减速器 若齿轮传动在高速级，则结构紧凑；若蜗杆传动在高速级，则效率较高。

5.行星齿轮减速器 传动效率高，传动比范围广，传动功率12W——50000KW，体积和重量小。

1.3 减速器结构

近年来，减速器的结构有些新的变化。为了和沿用已久、国内目前还在普遍使用的减速器有所区别，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。

传统型减速器结构，绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采用板材冲压箱体。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴线。

1.4减速器润滑

圆周速度u≤12m/s一15m／s的齿轮减速器广泛采用油池润滑，自然冷却。为了减少齿轮运动的阻力和油的温升，浸入油中的齿轮深度以1—2个齿高为宜。速度高的还应该浅些，建议在0．7倍齿高左右，但至少为10mm。速度低的(0．5m

／s一0．8m／s)也允许浸入深些，可达到1／6的齿轮半径；更低速时，甚至可到1／3的齿轮半径。润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中的深度应达到轮齿的整个宽度。减速器油池的容积平均可按1kW约需0．35L一0．7L润滑油计算(大值用于粘度较高的油)，同时应保持齿轮顶圆距离箱底不低于30mm一50mm左右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。

2减速器的工作原理 一级圆柱齿轮减速器是通过装在箱体内的一对啮合齿轮的转动，动力从一轴传至另一轴，实现减速的，齿轮减速器结构图所示。动力由电动机通过皮带轮（图中未画出）传送到齿轮轴，然后通过两啮合齿轮（小齿轮带动大齿轮）传送到轴，从而实现减速之目的。

减速器有两条轴系——两条配线，两轴分别由滚动轴承支撑在箱体上，采用过渡配合有较好的同轴度，从而保证齿轮啮合的稳定性。箱体采用分离式，沿轴线平面分为箱座和箱盖，二者采用螺栓连接，这样便于装修。为了保证箱体上安装轴承和端盖的孔的正确形状，两个零件是在一起加工的。装配时，他们之间采用两销定位，销孔做成通孔。

3减速器的设计图

3.1减速器的装配示意图

装配示意图是在机器或部件拆卸过程轴测图所画的记录图样，是绘制装配图和重新进行装配的依据。它所表达的内容主要是各零件之间的相对位置、装配与连接关系、传动路线和工作情况等。在全面了解后，可以画出部分装配示意图。只有在拆卸之后才能显示出零件间的装配关系，因此应该一边拆卸，一边补充、完成装配示意图。装配示意图的画法没有严格的规定，通常用简单的线条画出零件的大致轮廓。画装配示意图时，对零件的表达一般不受前后层次的限制，其顺序可以从主要零件着手，依此按装配顺序把其它零件逐个画出。装配示意图画好

后，对各个零件编上序号并列表登记。应注意图、表、零件标签上的序号、名称要一致。

3.2一级圆柱齿轮减速器装配图

仔细分析，对所画对象做到心中有数。在画装配图前，要对现有资料进行整理和分析，进一步搞清装配体的用途、性能、结构特点以及各个组成部分的相互位置和装配关系，对其它完整形状做到心中有数。

确定装配方案。据装配图的视图和选择原则，确定表达方案。对减速器表达方案考虑为：

主视图应符合其工作位置，重点表达外形，同时对右边螺栓连接及放油螺塞连接采用局部剖视图，这样不但表达了这两处的装配连接关系，同时对箱体右边和下边壁厚进行了表达，而且油面高度及大齿轮的浸油情况也一目了然；左边可对销钉连接及油标结构进行局部剖视图，表达出这两处的装配连接关系；上边可对透气装置采用局部剖视图，表达个零件的转配关系及该部的结构。

俯视图采用沿结合剖切的画法，将内部的装配关系以及零件之间的相互位置清晰地表达出来，同时也表达出齿轮的啮合情况、回油槽的形状以及轴承的润滑情况。

左视图可采用外形图或局部视图，主要表达外形。可以考虑在其上作局部剖视图，表达出安装孔的内部结构，以便于标注安装尺寸。另外，还可用局部视图表达出螺栓台的形状。

建议用A1图幅，1：1比例绘制。画装配图时应搞清装配体上各个结构及零件的装配关系，下面介绍该减速器的有关结构：

1.两轴系结构 由于采用直齿圆柱齿轮，不受轴向力，因此两轴均由滚动轴承支承。轴向位置由端盖确定，而端盖嵌入箱体上对应槽中，两槽对应轴上装有八个零件，其尺寸96等于各零件尺寸之和。为了避免积累误差过大，保证装配要求，轴上各装有一个调整环，装配时修磨该环的厚度g使其总间隙达到要求

0.1±。因此，几台减速器之间零件不要互换，测绘过程中各组零件切勿放乱。

2.油面观察结构 通过油面指示片上透明玻璃的刻线，可看到油池中储油的高度。当储油不足时，应加油补足，保证齿轮的下部浸入油内，从而满足齿轮啮合和轴承的润滑。 油面观察结构的画法见图2-4，垫片厚1mm，剖面可涂黑。箱体上安装油面指示片结构的螺孔不能钻通，避免机油向外渗漏。

3.油封装置 轴从透盖孔中伸出，该孔与轴之间留有一定间隙。为了防

止油向外渗漏和灰尘进入箱体内，端盖内装有毛毡密封圈，此圈应紧紧套在轴上。

4.透气装置 当减速器工作时，由于磨擦而产生热，箱体内温度就会升高而引起挥发气体热膨胀，导致箱体内压力增高。因此，在顶部设计有透气装置，通过通气塞的小孔使箱体内的热量能够排出，从而避免箱体内的压力增高。

5.轴套的作用及尺寸 轴套用于齿轮的轴向定位，它是空套在轴上的，因此内孔应大于轴径。齿轮端面必须超出轴肩，以确定齿轮与轴套接触，从而保证齿轮轴向位置的固定。

6.放油螺塞的作用及尺寸 放油螺塞用于清洗放油，其螺孔应低于油池底面，以便放尽机油。

4减速器设计的参数

4.1电动机的选择

1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96

=0.85

(2)电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=1000×2/1000×0.8412

=2.4KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×2.0/π×50

=76.43r/min

按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。 故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。

其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。

4.2计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57

2、分配各级伟动比

（1） 据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）

（2） ∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095

4.3运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

n I=n电机=960r/min

n II=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)

n III=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)

2、 计算各轴的功率（KW）

PI=P工作=2.4KW

PII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KW

PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96

=2.168KW

3、 计算各轴扭矩（N•;mm）

TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960

=23875N•;mm

TII=9.55×106PII/n II

=9.55×106×2.304/458.2

=48020.9N•;mm

TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4

=271000N•;mm

4.4传动零件的设计计算

1、 皮带轮传动的设计计算

（1） 选择普通V带截型

由《机械设计》表5-9得： k A=1.2

由《机械设计图》5-10得：选用A型V带

（2） 确定带轮基准直径，并验算带速

由《机械设计》图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75~100mm 则取dd1=100mm>dmin=75

dd2=n1/n2•;dd1=960/458.2×100=209.5mm

由《机械设计》表5-4，取dd2=200mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200

=480r/min

转速误差为：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2

=-0.048

带速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×100×960/60×1000

=5.03m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3） 确定带长和中心矩

根据课本P84式（5-14）得

0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)

所以有：210mm≤a0≤600mm

由《机械设计》式（5-15）得：

L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0

=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500

=1476mm

根据《机械设计》表（5-2）取Ld=1400mm

根据《机械设计》式（5-16）得：

a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2

=500-38

=462mm

(4)验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×57.30

=1800-200-100/462×57.30

=1800-12.40

=167.60>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据《机械设计》表（5-5）P1=0.95KW

根据《机械设计》表（5-6）△P1=0.11KW

根据《机械设计》表（5-7）Kα=0.96

根据《机械设计》表（5-8）KL=0.96

由《机械设计》式（5-12）得

Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)K αKL

=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96

=3.99

(6)计算轴上压力

由《机械设计》表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N =158.01N

则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）

FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2

=1256.7N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据《机械设计》P139表6-12选7级精度。齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm

(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

由式（6-15）

确定有关参数如下：传动比i齿=6

取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=6×20=120

实际传动比I0=120/2=60

传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%

齿数比：u=i0=6

由《机械设计》表6-10取φd=0.9

(3)转矩T1

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2

=50021.8N•;mm

(4)载荷系数k

由《机械设计》表6-7取k=1

(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlimZNT/SH由《机械设计》图6-33查得：

σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa

由《机械设计》式6-52计算应力循环次数NL

NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)

=1.28×109

NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108

由《机械设计》图6-34查得接触疲劳的寿命系数：

ZNT1=0.92 ZNT2=0.98

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa

=524.4Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa

=343Mpa

故得：

d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm

=48.97mm

模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm

根据《机械设计》表6-1取标准模数：m=2.5mm

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

根据《机械设计》（6-48）式

σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[ σH]

确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×120mm=300mm

齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm

取b=45mm b1=50mm

(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得

YFa1=2.80 YSa1=1.55

YFa2=2.14 YSa2=1.83

(8)许用弯曲应力[ σF]

根据《机械设计》（6-53）式：

[σF]= σFlim YSTYNT/SF

由图6-35C查得：

σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa

由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9

试验齿轮的应力修正系数YST=2

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa

=408.32Mpa

[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa

=302.4Mpa

将求得的各参数代入式（6-49）

σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1

=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa =77.2Mpa

σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1

=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa =11.6Mpa

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

(9)计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000

=1.2m/s

4.5轴的设计计算

输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据《机械设计》（10-2）式，并查表10-2，取c=115

d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=19.7×(1+5%)mm=20.69

∴选d=22mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布， 齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

工段：d1=22mm 长度取L1=50mm

∵h=2c c=1.5mm

II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm

∴d2=28mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

III段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=45mm

由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm。因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm. 长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

(3)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=50mm

②求转矩：已知T2=50021.8N•;mm

③求圆周力：Ft

根据6-34式得

Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N

④求径向力Fr

根据6-35式得

Fr=Ft•;tanα=1000.436×tan200=364.1N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm

(1)绘制轴受力简图

（2）绘制垂直面弯矩图

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=182.05N

FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N•;m

(3)绘制水平面弯矩图

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=500.2×50=25N•;m

(4)绘制合弯矩图

MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N•;m

(5)绘制扭矩图

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N•;m

(6)绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩： Me c=[MC2+(αT)2]1/2

=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N•;m

(7)校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413

=14.5MPa

∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据式（10-2），表（10-2）取c=115

d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm

取d=35mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

(3)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d2=300mm

②求转矩：已知T3=271N•;m

③求圆周力Ft：根据（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft•;tanα=1806.7×0.36379=657.2N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=49mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N

FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N

(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•;m

(3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•;m

(4)计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（16.12+44.262）1/2 =47.1N•;m

(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=1

Me c=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2

=275.06N•;m

(6)校核危险截面C的强度

由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa

4.6滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命 16×365×8=48720小时 1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=458.2r/min

两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 根据（11-12）得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N

(3)求系数x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63

FA1/FR1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2 根据表（11-9）取f P=1.5 根据（11-6）式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N

(5)轴承寿命计算 ∵P1=P2 故取P=750.3N ∵角接触球轴承ε=3 根据手册得7206AC型的Cr=23000N 由（11-10c）式得 LH=16670/n(ftCr/P） =16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>48720h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承

(1)已知nⅢ=76.4r/min

Fa=0 FR=FAZ=903.35N

试选7207AC型角接触球轴承 根据表（11-12）得FS=0.063FR,则 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

(2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1N

(3)求系数x、y

FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根据表（11-8）得：e=0.68 ∵FA1/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

(4)计算当量动载荷P1、P2 根据表（11-9）取fP=1.5 根据式（11-6）得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N

(5)计算轴承寿命LH

∵P1=P2 故P=1355 ε=3 根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N 根据表（11-10）得：ft=1 根据（11-10c）式得 L h =16670/n(ftCr/P) =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>48720h ∴此轴承合格

4.7键联接的选择及校核计算

轴径d1=22mm,L1=50mm 查手册得，选用C型平键，得： 键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N•;m h=7mm 根据课本P243（10-5）式得 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa

轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•;m 查手册P51 选A型平键 键10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38

=101.87Mpa

即 选用此键合适

5减速器的拆卸顺序 箱体和箱盖通过六个螺栓连接，拆下六个螺栓即可将箱盖取下，对于两轴系零件，整个取下该轴，即可一一拆下各零件。其它各部分拆卸比较简单。

拆卸零件不要用硬东西乱敲，以防敲毛敲坏零件，影响装配复原。对于不可拆的零件，如过渡配合或过盈配合的零件则不要轻易拆下。对拆下的零件应妥善保管，以免丢失。

6减速器的发展前景

6.1减速器的发展趋势

当今世界减速器正向着大功率，大传比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。我过的减速器及齿轮技术总的发展趋势是向着六高、二低、二化。六高是指高承载能力，高齿面强度，高精度，高速度，高效率和高传动效率，二低是低成本，低噪音；二化即标准化，多样化，在现在机械制造业中广泛应用。

研究、开发、推广成本较低而承载能力又能接近硬齿面的中硬齿面滚齿的新齿形和新结构。国内多年来使用行之有效的双圆弧齿轮、三环减速器和已成功应用的点线捏合齿轮等技术、应不断完善，大力推广。加快渐开线行星齿轮减速器的更新换代，扩大其市场占有率。

产品的发展应着重提高内在质量，严格控制材料热处理、几何加工精度和装配实验的质量和稳定性，以提高产品的可靠性和无重大故障的工作寿命。

结束语

本次设计，历尽千辛万苦。本设计在老师的悉心指导和严格要求下业已完成，从课题选择、方案论证到具体设计和调试，无不凝聚着老师的心血和汗水，在三年的大学学习和生活期间，也始终感受着导师的精心指导和无私的关怀，我受益匪浅。在此向老师们表示深深的感谢和崇高的敬意。不积跬步何以至千里，本设计能够顺利的完成，也归功于各位任课老师的认真负责，使我能够很好的掌握和运用专业知识，并在设计中得以体现。正是有了他们的悉心帮助和支持，才使我的毕业论文工作顺利完成，在此向滁州职业技术学院，机电工程系的全体老师表示由衷的谢意。感谢他们三年来的辛勤栽培。