二展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计方案说明书(西安交大)

1、机械设计课程设计说明书学院：化学化工学院 班级：过控 1101 姓名： 教师：目录一、设计数据及要求 31. 工作机有效功率 32. 查各零件传动效率值 43. 电动机输出功率 44. 工作机转速 45. 选择电动机 46. 理论总传动比 47. 传动比分配 58. 各轴转速 59. 各轴输入功率： 510. 电机输出转矩： 511. 各轴的转矩 512. 误差 6三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 6四、齿轮传动校核计算 6一）、高速级 6二）、低速级 10五、初算轴径 14六、校核轴及键的强度和轴承寿命： 15一）、中间轴 15二）、输入轴 21三）、输出轴 25七、选择联轴器 29八

2、、润滑方式29九、减速器附件：30十一、参考文献30、设计数据及要求F=2500Nd=260mmv=1.0m/s机器年产量：大批；机器工作环境：清洁_ 机器载荷特性：平稳；机器的最短工作年限：五年二班;传动装置慟图】、确定各轴功率、转矩及电机型号1. 工作机有效功率Pw = F v = 2500 1 =2.5Kw2. 查各零件传动效率值联轴器 弹性） “0.99，轴承2=0.99，齿轮3=0.97滚筒4=0.96故：=； ： 24 =0.992 0.994 0.972 0.96 = 0.854053. 电动机输出功率巳 匚2.94KW0.854054. 工作机转速60 1000v二 d60 1

3、0003.14 260=73.46r / min电动机转速的可选范围：nd 二 nw i = 73.46 (840) = 5872938r/ min 取 10005. 选择电动机选电动机型号为 Y132S 6，同步转速1000r/min，满载转速960r/min，额定功率3Kw电动机外形尺寸中心 高H外形尺寸L (b2 /2 +bj 乂 h底脚安装 尺寸A汉B底脚螺栓 直径K轴伸 尺寸D XE建联接部 分尺寸FX CD132475 汉(135/2 +210)汉 315216X1401238 X8010X 86. 理论总传动比-13.07960i总=73.467. 传动比分配取h = 1.4i

4、n 又i g =i 总故 h = 4.263,订=3.0668. 各轴转速n id = 960r / minnnni960一 h 一 4.263= 225.194r/minnni n225.1943.066=73.45r / min9. 各轴输入功率:r 二 Fd=2.94 0.99 = 2.9106KwPn 二 R 23 = 2.9106 0.99 0.97 = 2.7950KwP皿二 Pn 23 =2.7950 0.99 0.97 = 2.6840KwPiv = Pm i =2.6840 0.99=2.6306Kw10. 电机输出转矩:Td =9.55 106 旦=9.55 106 294

5、0 = 29246.875N mmnd96011.各轴的转矩Ti = Td1 =29246.875 0.99 = 28954.406N mmTn = T2 3 h = 28954.406 0.99 0.97 4.263=118949.432N mmT 皿=Tn23 n= 118948.432 0.99 0.97 3.066 = 348963.911N mmJ = T皿348963.911 0.99 =345474.272N mmT带二43 =345474272 0.96 0.99 = 328338.748N mm12.误差100% =1.02%328338.748-2500 1302500 汇

6、 130带式传动装置的运动和动力参数轴名功率 P/Kw转矩T/Nmm转速n/ r/min传动比i效率n /%电机轴2.94029246.875960199I轴2.910628954.4069604.26396n轴2.7950118949.432 225.403.06696川轴2.6840348963.91173.46轴2.6306 345474.27273.461：98三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为4055HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。选用8级精度。四、齿轮传动校核计算 一）、高速级1 .传动主要尺寸因为齿轮传动形式

7、为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献1P138公式8.13可得:2KYfYsY .m _32 一 *dZaF= 28954.406N mm式中各参数为：1）小齿轮传递的转矩:2）初选乙=19,则 z2 =iz =4.263 19=81式中：Z2大齿轮数；ii 高速级齿轮传动比。3）由参考文献1 P144表8.6，选取齿宽系数 爲=0.5。4）初取螺旋角=12。由参考文献1P133公式8.1可计算齿轮传动端面重合度：1 1隹11=1.88 - 3.2（）cos，1.88 - 3.2 （）cos12 =1.636Z1Z219 81由参考文献1 P140图8.

8、21取重合度系数丫.=0.72由式 8.2得；：=0.318 dtan ： =0.318 0.5 19 tan 12丄0.642由图8.26查得螺旋角系数 丫-：=0.955）初取齿轮载荷系数Kt =1.3。6 ）齿形系数Yf和应力修正系数 Ys :齿轮当量齿数为_ 乙乙1 -3 :cos P19cos312= 20.303,_Z2Zv2 -3 :cos P813cos 12二 86.551由参考文献1 P130图8.19查得齿形系数 YF1 =2.79 , YF2=2.20由参考文献1 P130图8.20查得应力修正系数 YS1=1.56 , YS2=1.78Y t7）许用弯曲应力可由参考文

9、献 1 P147公式8.29算得：；f = N FlimSf由参考文献1 P146图8.28h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为:匚 F iim 1 二 340 MPa 和二 F iim 2 二 340 MPa。由参考文献1 P147表8.7，取安全系数Sf=1.25。小齿轮 1 和大齿轮 2 的应力循环次数分别为82 =60 nLh =60 960 1 2 8 250 5 = 2.304 10N2N12.304 1084.263= 5.404 107式中：a齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数;Lk 齿轮工作时间。由参考文献1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为：YN1 =YN2 =1.故

10、许用弯曲应力为；F1 =YN1Flim340 =272MPaSf1.25门F2F lim 2Sf1.0 3401.25= 272MPaYf1Ys12.79 1.56272= 0.01600菲2 丫S2二F22.20 1.78272-0.01440所以= 0.01440F F2初算齿轮法面模数mntmntcos:YfYs刁Fcos12 0.01440 =1.5793 2 1.3 28954.406 0.72 0.95X0.5922 .计算传动尺寸1）计算载荷系数K由参考文献1 P130表8.3查得使用Ka =1.0r：d1n160 1000mtzni3.14 停9 19 96=i.54im/s6

11、0 1000 cos12 60 1000 cos12由参考文献1 P131图8.7查得动载系数 Kv =1.1 ;由参考文献1 P132图8.11查得齿向载荷分布系数K 2 =1.13 ；由参考文献1 P133表8.4查得齿间载荷分配系数K_. =1.4，则K =KaKvK K 0 1.1 1.13 1.4=1.742 ）对mt进行修正，并圆整为标准模数KJ1.74mn 二 mnt3：1.579 3= 1.74n nt： Kt. 1.3由参考文献1 P124按表8.1，圆整为 m =2mm3 )计算传动尺寸。中心距mn(Z1 Z2)2 cos :2 (19 81)= 102.23mm2 cos

12、12圆整为105mm修正螺旋角二 arccosmn(Z1Z2)= 2 (19 81) = 17 45 10 “2 cos 卩 2 乂 cos12m Z219小齿轮分度圆直径 d 1 = =:= 39.900mmcos 卩 cos17 4510大齿轮分度圆直径 d2 = f =2 ：81= 170.100mmcos Pcos17 4510b = 抽 =0.5 39.900 = 19.95mm圆整b=20mm取 b2 =b =20mm， R =25mm式中：b小齿轮齿厚；b2 大齿轮齿厚。3.校核齿面接触疲劳强度(2KT +1 L - U bd1 u式中各参数：1）齿数比 u = ii = 4.2

13、63。2）由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数 Ze =189.8. MPa。3）由参考文献1 P136图8.14查得节点区域系数 Zh =2.38。4）由参考文献1 P136图8.15查得重合度系数 Z, = 0.85）由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数 Z?=0.975）由参考文献1 P145公式8.26二h = Z* Hlim计算许用接触应力Sh式中：二Hlim 接触疲劳极限，由参考文献1 P146图 8.28）分别查得-Hlim1 =1100MPa，匚 Hlim 2 =1100MPa ；Zn 寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得SH 安全系数，由参考文献1 P

14、147表8.7查得SH =1.0。故；h1 二10=1100MPa 二门H21.0H1必ZhZzE 1bd1u= 189.8 2.38 0.8 0.972 1.74 28954.406 4.263 120沃39.924.263=692.87Ma刁H1满足齿面接触疲劳强度。二）、低速级1传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数 和尺寸。由参考文献1P138公式8.13可得：m_32KT1YFYS丫X %乙码式中各参数为：1）小齿轮传递的转矩： = 118948432N mm2）初选 z3 =23,则 z4 = inz3 =3.066 23 = 71式

15、中：乙大齿轮数；in低速级齿轮传动比。3）由参考文献1 P144表8.6，选取齿宽系数 冷=0.5-0.318 dz1 tan? =0.318 0.5 23 tan 12丨0.777由图8.26查得螺旋角系数 丫一：=0.935）初取齿轮载荷系数Kt =1.3。6 ）齿形系数Yf和应力修正系数 Ys :齿轮当量齿数为23乙3 二3324.039,乙4cos P cos 12Z371cos3 ：co帀二 72.586Z4由参考文献1 P130图8.19查得齿形系数 YF3=2.65, YF4=2.28由参考文献1 P130图8.20查得应力修正系数 YS3=1.57, YS4=1.767）许用弯

16、曲应力可由参考文献1 P147公式8.29算得:丫N，F limSf由参考文献1 P146图8.28h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为:F |im 3 - 340 MPa 和F lim 4 = 340 MPa。由参考文献1 P147表8.7，取安全系数Sf=1.25。小齿轮 3 和大齿轮 4 的应力循环次数分别为N3 =6 0n naLh =60 225.194 1 2 8 250 5 = 2.693 108N4N32.693 108in3.066= 8.724 107式中：a齿轮转一周,同一侧齿面啮合次数;齿轮工作时间。由参考文献1 P147图8.30查得弯曲强度寿命系数为:Yn 3 =

17、 Yn4 =.O故许用弯曲应力为二F3祐4Yf 3YS32.65 1.57初3272-0.01530YF4YS42.28 1.76272= 0.01475所以空上竺=0.01475JSf丫N4話 41.J40=272Mpa1.25初算齿轮法面模数mntmnt - 3WslYfYsdzf刁F20.5 2323 118949 O71 O93 如20.01475 = 2.2172 计算传动尺寸1）计算载荷系数K叫nnv 二60 1000由参考文献1 P130表8.3查得使用Ka =1.0mntZ3nn3.14 2.217 23 225.194 二 0.614m/s60 1000 cos1260 10

18、00 cos12由参考文献1 P131图8.7查得动载系数 Kv =1.07 ；由参考文献1 P133表8.4查得齿间载荷分配系数K；=1.4，则K = KAKvK K =10 1.07 1.14 1.4 =1.70772）对mnt进行修正，并圆整为标准模数K叫亍2.217 j 1.317077 = 2.428由参考文献1 P124按表8.1，圆整为 m=3mm3）计算传动尺寸。中心距 mn(Z3Z4)=2(2371)=144.150mm2 cos12圆整为145mm修正螺旋角：=arccosmn(Z3 Z4) = 2 (23 71)二伯 29 21-.2cos ：2 cos12小齿轮分度圆直

19、径d3 mnZ3cos :2 2370.957mmcos13 29 21大齿轮分度圆直径d4二mnZ4二2 71219.043mmcos P cos13 292Tb 二 dd3 =0.5 70.957 = 35.478mm圆整b=35mm取 b4 二 b = 40mm, d = 35mm式中：b3 小齿轮齿厚;b4 大齿轮齿厚。3校核齿面接触疲劳强度2KTn u 1由参考文献1 P135公式8.7 匚H =ZeZhZ Z - bd3 u式中各参数:1）齿数比u =订=3.066。2）由参考文献1 P136表8.5查得弹性系数 Ze =189.8. MPa。4）由参考文献1 P136图8.15查

20、得重合度系数 Z = 0.8155）由参考文献1P142图8.24查得螺旋角系数 Z = 0.9845）由参考文献1 P145公式8.26匚h =Z* Hlim计算许用接触应力Sh式中：二Him 接触疲劳极限，由参考文献1 P146图 8.28）分别查得、Him1 =1100MPa，H lim 2 = 1100MPa ；Zn 寿命系数，由参考文献1 P147图8.29查得ZN3 = 1， Zn4 二 1 ；Sh 安全系数，由参考文献1 P147表8.7查得Sh =1.0 。故1.0 1 0053 二 r-0MP十H4巧ZeZhZZ打答山bd3 u：2 x 1.7077 x 118949.432

21、 3.066 十 1= 189.8 2.44 0.815 0.984X350.795汉 723.066=648.85Ma刁H1满足齿面接触疲劳强度。五、初算轴径由参考文献1P193公式10.2可得:齿轮轴的最小直径:di2.9106二106396015.34mm。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取d =25mm。fPn2 7950中间轴的最小直径：dC3亠 =106即 =24.54mm。考虑到键对轴强度丫门口 225.194输出轴的最小直径:d皿1063 268472.947=33.24mm。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取d皿=35mm。式中：C由许用扭转应

22、力确定的系数，由参考文献1P193 表 10.2，取 C =106六、校核轴及键的强度和轴承寿命: 一）、中间轴1齿轮2高速级从动轮）的受力计算:由参考文献1P140公式8.16可知Ft22Tnd22 118949.432170.100103= 1398.58NFr2讥 tan - t2-1398.58534.49NajuCOS17 45 10Fa2 二 Fr2tan ： = 534.49 tan 17 45 10 = 171.12NFr2 齿轮所受的径向力，N ；Fa2齿轮所受的轴向力，N ;中间臧加觥专朋2齿轮3低速级主动轮）的受力计算:由参考文献1P140公式8.16可知Ft3Fr32

23、118949-432 103 =3352.72N d370.957二Ft3ta n：t3 =3352.72 tan201254.91Ncos 13 29 21Fa3 =Fr3 tan 匕=1254.91 tan 13 29 21 = 301.03N式中：Ft3齿轮所受的圆周力，N；Fr3 齿轮所受的径向力，N ；Fa3 齿轮所受的轴向力，N ；3齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为M H2 二=171.12 170100 J4553.756N mm2 2d370.957MH3 二 Fa3 3 =301.0310680.093N mm2 24轴向外部轴向力合力为:Fa 二 Fa3 -Fa2 =

24、301.03 - 171.12 = 129.91N5计算轴承支反力：竖直方向，轴承 1Rw 二电733 Ft233.3 =2507.09N116.6轴承 2只2=Ft343.3 Ft283.3 =224421N116.6F a3 73.3 -Fa2 33.3 - Mh3 _ M h 2水平万向，轴承1 R1H =-76.04 N，与所设方116.6向相反。Fa2 3.3 - Fa3 43.3 _Mh3 _ M h2轴承2 R2h兰a3竺 叱二-205.95N，与所设方向相反。116.6轴承 1 的总支撑反力：R R1H2R1V2 = 76.0422507.09 2508.24N2222轴承 2

25、 的总支撑反力：R2 = R2HR2V =、205.952244.21 二 2253.46 N6计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向 Mva =Rw 43.3=2507.09 43.3 = 109556.997N mm水平方向 MHa 二 Rh 43.3 = 76.04 43.3 = 3292.532N mmb-b 剖面右侧，竖直方向 MVb =R2V 33.3=2244.21 33.3 = 74732.193N mm水平方向 MHb 二 R21H 33.3 = 205.95 33.3 = 6858.135N mma-a剖面右侧合成弯矩为Ma 二 MVa2 (M H3 MHa)2 二 10

26、9556.9972 (10680.093 - 3292.532)2 =109805.79N mmb-b剖面左侧合成弯矩为Mb 二 MVb2 (MHb - MH2)2 二 74732.1932(6858.135 -3292.532)2 =75127.38N mm故a-a剖面右侧为危险截面。7计算应力初定齿轮2的轴径为d2=38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献2P135表11.28选择 b h =10X 8, t=5mm, l2=25mm。齿轮 3 轴径为 d3 =40mm，连接键由 P135 表 11.28选择 b h =12X 8, t=5mm, l3=32mm，毂槽深度 h=3.3

27、mm。由(d3d3)/2(10.25)m2/cos ：2X= (70.957 -40)/2 -1.25 3/cos13 29 21 - 3.3 =8.32mm2.5m2 / cos 2 =2.5 3/cos13 29 21 = 7.71mm ： 8.32mm，故齿轮 3 可与轴分离。又a-a剖面右侧 S，故危险截面是安全的7校核键连接的强度联轴器处连接键由参考文献 2P135表11.28选择b h =8X 7, t=4mm, l =40mm。轴径为 d =25mm4Tt4 28954406联轴器处键连接的挤压应力匚P-20.68MPadh(l _b) 25汉 7 汉(40 _8)由于键，轴的材

28、料都为45号钢，由参考文献1查得产P =120150MPa，显然键连接的强度足够!8计算轴承寿命由参考文献2P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷Cr =17.8KN，基本额定静负荷C0=12.8KNA= 171. 12轴承轴向力分析图轴承1的内部轴向力为：$二0.4尺=0.4 417.53 = 167.01N轴承 2 的内部轴向力为：S2 =0.4R2 =0.4 108215 = 432.86N由于 S1 Fa1 =167.01 171.1 -338.11N : S2故轴承 1 的轴向力 F：.1 =S2 - Fa1 =43286-171.1 -261.76N，轴承2的轴向力

29、F一.2二S2 =432.86N由吕二338.11二0.02,皂二43286 =0.034由参考文献1P220表11.12可查得:C012800C012800e1 =0.38, e2 =0.40又 F，261.76R1V 417.53=0.63 e,F：2R2V432.861082.15取 X1 =0.44,Y =1.47; X2 =1,丫2 =0故F2 = R2 =1082.15N,PX1F=0.44 417.53 1.47 261.76 = 568.5N根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得温度系数fT =1.0，载荷系数fP =1.0，寿命系数；=3。由P

30、218公式11.1c得轴承2的寿命106% C、名106(1.0x17800、160山4 P丿一 60 X 9601.1082.15 丿Lh=77263h已知工作年限为5年2班，故轴承预期寿命Lh =8 2 300 5 = 24000hLhLh，故轴承寿命满足要求三）、输出轴笛出抽示壘131计算齿轮上的作用力由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮 3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力 Fa4 =301.03N，径向力Fr4 =1254.91N，圆周力 兄=3352.72N输出轴受力及弯矩分析图Mv2平移轴向力所产生的弯矩为M 4H - 1Fa4 d4 -301.03 219.0

31、43 32969.26N mm2 23计算轴承支撑反力竖直方向，轴承 ir1v 二也 73 二33527口3 =2109.9N116 116轴承 2 &v = Ft4 二 F1v 二 3352.72 - 2109.9 = 1242.82N水平方向，轴承1 r1hFr4 73 M H 4116125491 73 32969.26116= 1073.65N，轴承 2R2H 二 Fr4-R4H = 1254.91 -107365 = 181.26N，轴承 1 的总支撑反力： & = . R1h2 R1v2 二、；2109.92 1073.652 =2367.36N 轴承 2 的总支撑反力：R2 =R

32、2h2 Rzv2 之1242.822 181.261255.97N 4计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向 MV1 =R|V 43 =2109.9 43 = 90725.7N mm水平方向 Mh1 =Rh 43=1073.65 43=46166.95N mm其合成弯矩为 M1=,jMV12M h12 =、90725.72 46166.952 -101796.56N mma-a剖面右侧，竖直方向 Mv2二Mvi =90725.7N mm水平方向 MH2 二 R2H 73=181.26 73 =13231.98N mm其合成弯矩为 M2 = .Mv22 M H22 = 90725.72 132

33、31.982 =91685.54N mm危险截面在a-a剖面左侧。5计算截面应力初定齿轮4的轴径为d4=44mm，连接键由参考文献2P135表11.28选择b h =12X 8, t=5mm, l 2=28mm。由参考文献1P205附表10.1知:抗弯剖面模量W/mm3 =0.1(d4)3bt(d4 t)2264=0.1 44312 5 (44 一5)22x 44=7481.35抗扭剖面模量WT / mm3 =0.2(d4)3= 15999.75bt(dt)202 佃 12 5 (44一5)22d4_ .2 44弯曲应力101796.567481.35= 13.61MPa；a =；b = 13

34、.61 MPa, ；c = 0扭剪应力= 21.81MPaT3 348963911 州 一 15999.75tt21 81a f 二10.9MPa2 26.计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192表10.1知：抗拉强度极限 二B =650MPa弯曲疲劳极限二4 =300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注查得材料等效系数：厂=0.2，=0.1轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图10.1查得2 =0.92绝对尺寸系数由附图 10.1查得：；：.- =0.82, ； . = 0.78键槽应力集中系数由附表 10.4查得：K；- = 3.6, K =3.2插值法

35、）由参考文献1P201公式10.5，10.6得，安全系数S；3006.493.210.90.2 00.92 0.820.92 0.78T3.2155= 3.1210.90.1 10.96.493.123.122查P202表10.5得许用安全系数S=1.51.8，显然SS，故危险截面是安全的7校核键连接的强度联轴器处连接键由参考文献 2P135表11.28选择b h =10X 8, t=5mm, l =70mm。轴径为 d =35mm4T4 x 348963 911联轴器处键连接的挤压应力 CP34=83.08MPadh(l b) 35x8x(7010)齿轮选用双键连接，180度对称分布。4T3

36、4 x 348963 911齿轮处键连接的挤压应力CP3123.92MPa2dh(l b) 2x44x8x (2812)由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得二P =120150MPa，显然键连接的强度足够！8计算轴承寿命由参考文献2P138表12.2查7208C轴承得轴承基本额定动负荷Cr =26.8KN，基本额定静负荷C0=20.5KNA= 301. 03轴承轴向力分析图轴承 1 的内部轴向力为：S0.4R1 =0.4 2367.36 = 946.94N轴承 2 的内部轴向力为：S2 =0.4R2 =0.4 1255.97 = 502.36N由于 S2 Fa4 = 502.36 3

37、01.03 = 803.39N ： S1轴承1的轴向力F-j =0 = 946.94N故轴承 2 的轴向力 F一.2- Fa4 =946.94-301.03 = 645.91N由 巳94694 =0.046,皂=64591 =0.0314 由参考文献1P220 表 11.12 可查 C。20500C。20500得：e =0.43, e2 =0.40又f1946.942367.36= 0.4 2,邑二R2V645.911255.97=0.512、e2取 X i = 1,Yi = 0； X 2 =0.44, 丫? =1.4故R=2367.86N,F2 =X2R2 +Y2F/=0.44x1255.9

38、7+1.4x645.91 = 1456.9N根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9, 11.10得温度系数 仃=1.0，载荷系数fR =1.0，寿命系数；=3。由P218公式11.1c得轴承2的寿命Lh10660 n3I6- 3C106( 1.0 汉 26800、=IP ,60x72.947 1.0 x 2367.86丿5= 3.3 10 h已知工作年限为 5年2班，故轴承预期寿命Lh =8 2 300 5=24000hLh - Lh，故轴承寿命满足要求七、选择联轴器由于电动机的输出轴径 d=38mm ）的限制，故由参考文献2P127表13-1选择联轴器 为HL1型弹性柱销联轴器联，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选 HL3型，孔径取35mm。八、润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作