机械设计双级展开式圆柱齿轮减速器说明书终版

1、武汉工程大学机械设计课程设计设计计算说明书题目:双级展开式圆柱齿轮减速器专业 :机械电子 工程班级：03 班姓名:陈倩学号:1203120302指导教师 : 秦襄培武汉工程大学机电工程学院目 录一、 设计任务书 2二、 传动方案的分析与拟定 2三、电动机的选择与计算 3四、传动比的分配 3五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 4六、 传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择 6七、联轴器的选择及计算 16八、键连接的选择及计算 16九、轴的强度校核计算 18十、润滑和密封 21十一、箱体及附件的结构设计和选择 22十二、设计小结 24十三、参考资料 24武汉工程大学机电工程学院陈倩1 /

2、24T=370Nm;V=0.75m/s;D=330mmnw=43.41r/min设计任务书设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。设计数据及工作条件：T=370Nm; V=0.75m/s; D=330mm；生产规模：中小批量；工作环境：多尘；载荷特性：平稳；工作期限：8年，两班制。设计注意事项：1. 设计由减速器装配图1张，零件图2张(包括低速轴和低速轴上大齿轮)，以及设计计算说明书一份组成；2. 设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写；3. 设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评 分或答辩。传动方案的分析与拟定根据已知条件计算出工

3、作机滚筒的转速为nw 60 1000v/( D)60 10000.75/(3.14 330)r/mi n43.41r / min为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部v带传动+内部双级圆柱齿轮传动。机构整体布置如图一:1电动忙 二一乍帝唱动3-SL0柱誉轮减速裁 一联招囂右一胳式运社巴图1.传动方案简图三电动机的选择与计算1 电动机的类型选择根据动力源和工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。2 .电动机的功率工作机有效功率：Pw = T nw/9550 =370 X 43.41/9550 kW=1.68 kW设电动机到工作机之间的总效率为n,并设n i ,n 2,n 3,

4、n 4,n 5分别为弹性联 轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、V带传动以及滚筒的效率。查文献 4 表 2-2 可得： n 1=0.99 , n 2=0.97 , n 3=0.99 , n 4=0.96 , n 5=0.96，由此可得:总效率：n =0.833总效率：_24n = n 1 n 2 n 3 n 4 n 5=0.972X 0.99 4X 0.96 X 0.96 =0.833电动机所需功率：Pd=FW/ n =1.68/0.833=2.02 kW查文献4表16-1选取电动机的功率为2.2 kW。3 .电动机转速的选择在常用的同步转速为 1500 r/min和1000 r

5、/min两者之间选择。前者虽然电动机转 速高、价格低，但总传动比大。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决 定选用同步转速为 1500 r/mi n的电动机。4 .电动机型号确定电动机型号:Y100L1-4由功率和转速，查表20-1，选择电动机型号为：Y100L1-4,其满载转速为1420r/min , 查表20-2，可得：中心高 H=100 mm轴外伸轴径 D=28 mm轴外伸长度 E=60 mm.四 传动比的分配计算得内外总的传动比nmnw142043.4132.71取v带传动的传动比i 1=2.5则减速器的总传动比i_h32.712.513.08因此，双级圆柱齿轮减速器高速级传动

6、比i21.3i、1.3 13.084.12i3 i13.08 3.17低速级的传动比i24.12五传动装置的运动及动力参数的选择和计算1. 各轴的转速计算n0 nw 1420r/ minno1420 _CQ / .ni 568r/m in11 2.5nl568n“1137.86r/mi n12 4.12nii137.86.n川 43.49r/m in13 3.172. 各轴的输入功率计算PoPed 2.2KWPlP0d 2.2 0.96 2.112KWPllPlx g 2.112 0.99 0.97 2.028 KWPlllPx g 2.028 0.99 0.97 1.947 KW3. 各轴的

7、输入转矩计算P02.2T095509550 14.80N ?mn01420Pl2.112Tl9550 19550 35.52N ?mnl568Pll2.028Tii95509550140.49N ?mnH137.86Piii1947Tiii 9550 且 9550 427.54 N ?mn川43.41将上述数据归纳总结如下表所示。减速器总传动比：i=13.08高速级传动比：i2=4.12低速级传动比i3=3.17表1.各轴的运动和动力参数轴号转速(r/mi n )功率（kW）转矩(N m)传动比i电动机输出轴014202.214.82.5高速轴15682.11235.514.12中间轴II13

8、7.862.028140.493.17低速轴III43.491.947427.54六传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择1.减速器外部传动一一V带传动的设计计算(1 )、确定计算功率 Pc两班制工作，即每天工作16h，查表8-8得工况系数Ka=1.2，故P c = K AP = 1.2 X 22 kW =2.64 kW(2 )、选择普通V带的型号根据 Pc=2.641 kW、ni=1420 r/min ，选用 A型带。(3)、选取带轮基准直径 ddi和dd2取 dd1=90 mm,并取 & =0.02，贝Udd2 i dd1 2.5 90225mm(4 )、验算带速vdd1 “13

9、.14901420/v m/ s 6.69m /s60 1000 60 1000因v在525 m/s范围内，故带速合适。(5)、确定中心距a和带的基准长度 Ld初定中心距a。的取值范围为220.5mm a0 630 mm初选中心距 a0=400 mm。由此计算所需带长为1(dd 2dd1)Ld0 2a 0(dd1 dd2)24a°3.14(225 90)22 400 (90 225) mm24 4001306mm查表8-2，选择基准长度 Ld_1250mm。由此计算实际中心距得a a0 (LdLd0) / 2400 (1250 1306)/2mm372mm(6 )、验算小带轮包角a

10、1带轮基准直径：dd1_90 mm dd2_225 mm安装中心距：a_372 mm带的基准长度：Ld_1250 mm小带轮包角:a 1=159.2°PCP。(P)PJK Kl2.64(1.05 0.17) 0.946 0.932.46取z=3根。(8 )、确定初拉力 Fo单根普通V带的初拉力为带的根数:Z=3F。500(2.5 K )巳K zv2qv1180-血dd1 57.3a225 90180 -57.3159.2120 (合适)372(7 )、确定带的根数已知 dd仁90 mm i=2.5，v=6.69 m/s，查文献 2 表 8-4 得 P0=1.05 kW，查文献 2 表

11、 8-5 得厶 P0=0.17 kW 因 a =159.2 ° ,查文献 2 表 8-6 得 Ka =0.946 ;因 Ld=1250 mm 查文献2表8-2得KL=0.93，因此Pc初拉力：F0=170.7NFq 2zF0 sin 215922 3 11274 sinN 2665.33N(10 )、带轮的结构设计A、小带轮的结构设计由于dd1=90mmf 300mm,所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径 长度L1=45mm故小带轮1的结构设计合理。B、大带轮的结构设计由于dd2=225mm 300mm所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径毂长度L2=60mmda1=95.5mm,轮毂da

12、2=230.5mm,轮压轴力：Fq=665.33N 小带轮： 顶圆直径： da1=90.5mm 轮毂长度：L1=45mm大带轮： 顶圆直径：da2=230.5mm轮毂长度：L2=60mm(2.5 0.946) 2.64211U500 0.105 6.69 N0.946 3 6.69112.74N(9 )、计算压轴力Fq2 .高速级传动齿轮的设计计算高速级主动轮输入功率 2.112 kW，转速569 r/min，转矩Ti=35.51 N m,齿数比u=i 2=4.12，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命8年，电动机驱动。(1 )、选择齿轮的材料及热处理方式小齿轮:40Cr,调质处理，

13、齿面硬度280HBS;大齿轮:45钢,调质处理，齿面硬度 240HBS(2)、确定许用应力A. 确定极限应力 (T Hlim 和 Flim许用接触应力 b Hlim1=548MPa T Hlim2=585.33MPa； 许用弯曲应力 T Flim1 =500MPa T Flim2 =380MPaB. 计算应力循环次数 N,确定寿命系数 Zn, YnN1 60njLh60 1 568 (8 300 16)1.309 109N2N191.309 104.123.17610810-2310-22K HN 10.96, K HN 20.9 8,K FN10.96, KFN2 0.98.c.计算许用应力

14、安全系数：S j°, S1.4则:H1H2F1F2K HN 1 H lim 1SKHN 2 H lim 2SKFN1 lim 1ISK fn 2 lim 2IS0.96 585.331561.92Mpa0.98 54810.96 5001.40.98 5001.4537.04Mpa342.86Mpa266.00Mpa(3 )、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A. 选择齿轮类型选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。B. 选用7级精度C. 初选参数初选参数:15 , Z127 ,乙=乙u=30X 4.17=112 ,1齿宽系小齿轮1齿数:乙=27大齿轮2齿数:Z2=112变位

15、系数：齿宽系数:d 0.8数 d 0.8D.初步计算齿轮主要尺寸由于载荷平稳，取载荷系数K=1.1,根据螺旋角查得节点区域系数Zh2425；弹性系数ZE 189.8MPa ；取重合度系数Z0.8；螺旋角系数为:、cos150 983' ；b h= H2 =537.04MPa，因此，有:故:d1 32KT1 ?u 1? ZhZ ZZe 2 d u22 1.3 35544.12 12.425 0.983 0.8 189.8? mm0.846.156mmd1cos mnZ1取标准模数 m=2 mm,则中心距a mn(Z1 Z2)2 cos圆整后取a=143 mm调整螺旋角:计算分度圆直径:计

16、算圆周速度:4.12537.0446.156 cos15“ ”小mm 1.783mm272 (27112)mm 143.903mm2 cos15mn(Z1 Z2)arccos2a2 (27 112) arccos一2 14313.584d1 mnZ1/ cos55.55mmd2 mnZ2/cos230.45mmv drni/(60 100C)2 27 mm cos13.5842 112 mm cos13.5843.14 55.55 586600001.704m/s法面模数：m=1.5 mm中心距：a=130 mm螺旋角：13 .584分度圆直径：d1=55.55mm ; d2=230.45mm

17、圆周速度：v=1.704 m/s大齿轮齿宽:b2=45mm小齿轮齿宽:b1=50mm、/曰r量ZviZi3COS329.399cos 13.584ZV2Z2 r cos1123cos 13.564121.95查图得，齿形系数：YFa1 2.45，Ya22. 18 ；应力修正系数：YSa1 1.625，计算齿宽: 大齿轮：b2 bddi 0.8 55.55mm 44.44mm小齿轮：bi 50mm, b2 45mm.(4)、验算轮齿的弯曲疲劳强度Ysa2 1.82。取 丫 0.812，Y 0.676，则:F1 2KT1 ?YFa1Ysa1YY2 2.297 3551020.8 8 27bd1mn

18、22.45 1.625 0.812 0.676 cos 13.58468.13MPa F1F2YFa2Ysa2 F1 -YFa1Ysa168.132.18 1.822.45 1.625MPadf1 d1 2hf(55.55-2 1.25 2)mm齿顶圆直径：da1=59.55mmda2=234.45mm67.896MPaF2错误！未找到引用源。齿根弯曲强度足够。(5 )、齿轮结构设计 齿顶圆直径：da1 d1 2ha (55.55 2 2)mm 59.55mmda2 d2 2ha (230.45 2 1.5)mm 234.45mm齿根圆直径：50.55mm齿根圆直径：df1 =50.55mmd

19、f2 =225.45mmdf2 d2 2hf (230.45 2 1.25 2)mm225.45mm高速级齿轮设计结果：乙 27 , Z2112,di=55.55 mm dai=59.55mm dfi=50.55mm bi=50 mmd2=230.45 mm da2=234.45mm df2=225.45mmb2=45mmmn=2 mm, 错误！未找到引用源。13.584 ,a=143mmv=1.704m/s.3. 低速级传动齿轮的设计计算低速级主动轮输入功率1.947kW，转速43.49r/min，转矩T3=427.54 N m，齿数比u=i3=3.17，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时

20、，预期寿命8年，电动机驱动。(1)、选择齿轮的材料及热处理方式大小齿轮均采用 45钢表面淬火，齿面硬度4050HRC，取45HRC。(2 )、确定许用应力A .确定极限应力b Hlim和c Flim许用接触应力b Hlim3 = b Hlim4 =600MPa许用弯曲应力 b Flim3= b Flim4=550MPaB.计算应力循环次数N,确定寿命系数Zn,YnN3 60jnIII Lh60 1 4349 (8 300 16 1.002 108N4 N3 /u 1.002 108/3.173.161 107查图表得，K HN3 0.96,K HN4 0.98,K FN3 0.96,K FN4

21、 0.98。c.计算许用应力安全系数：S31 , S41.4故有：K HN1 H lim 30.96600S31K HN2 H lim 40.98550S31K FN 3 F lim 30.96500S41.4K FN4 F lim 40.98380S41.43H433576Mpa539Mpa342.86Mpa266.00Mpa(3 )、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A 选择齿轮类型初估齿轮圆周速度 v<=2.5m/s ,选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿 轮传动。B .初步选用7级精度C.初选参数初选： 15 , Z3 42, Z4=Z3U=42 3.17 疋 133 ,34

22、°，齿宽系数d 0.8。D .初步计算齿轮主要尺寸查得：Ysa3=2.448，丫sa4=1.675 ;Y Fa3=2.157 ,Y Fa4=1.82 ;取 Ys =0.663 , Yb =0.633 ;由于 载荷平稳，取载荷系数K=1.3，则：2KT3Y YdZ1YFaYsaFP2 1.3 42754020.8 320.0148mm小齿轮3齿数：Z3=42大齿轮4齿数：乙=133变位系数：340齿宽系数：d 0.82.718mmYFa3丫Sa3（因为FP3比丫卩期丫84大，所以上式将FP4YFa3丫Sa3FP3代入)取标准模数 mn=3mm，则中心距mn(Z3 Z4)a 2cos3

23、(42133)mm 271.76mm2 cos15圆整后取a=276mm。调整螺旋角:mn(Z3 Z4) arccos 2a3 (42 133) arccos2 27215.186法面模数： mn=3.5 mm中心距：a=165mm螺旋角：15.186计算分度圆直径:d3 mnZ3/ cos d4 mnZ4 / cos42 3 mm cos 15.1863 133 mm cos 15.186130.56 mm413.44 mm分度圆直径：d3=130.56mmd4=413.44mm计算圆周速度:vd3n3 /(60 1000)3.14 130.56 43.49,m/s 600000.297m/

24、s圆周速度：v=0.297 m/s符合估计值。计算齿宽：大齿轮：b4 b小齿轮：dd3 0.8 130.56mm 105mm，b3 b4(5 10)mm (1055)mm 110mm；大齿轮4齿宽:b4=105 mm小齿轮3齿宽:b3=110 mm（4）、验算轮齿齿面接触疲劳强度查得节点区域系数Zh2.425；弹性系数Ze189.8. MPa .取重合度系数Z0.8；螺旋角系数Zy'cos <'cos15.1860.982 贝'H 3 Z h Z eZ2KT3?u 1 . bdu2.43 189.80.496 0.9822 2.315 4275403.171MPa

25、3.1730.8 130.56271.67MPa齿面接触疲劳强度满足要求。(5 )、齿轮结构设计齿顶圆直径:da3 d3 2ha (130.56 2 3 mm 136.56mm齿根圆直径:da4 d4 2ha (413.44 2 3)mm 419.44mm齿顶圆直径：da3=136.56mmda4=419.44mmdf3 d3 2hf (130.56-2 1.25 3)mm123.06mmdf4 d4 2hf405.94mm(413.44 2 1.25 3)mm齿根圆直径：df3 =123.06mm df4=405.94mm低速级齿轮设计结果:Z342Z4133d3=130.56mmd4=41

26、3.44mmb3=110mm da3=136.56mm , df3=123.06mmb4=105mmda4=419.44mmdf4=405.94mmmn=3 mm错误！未找到引用源。15.186,a=272mmv=0.297m/s.C汨，轴的材料均选用45钢，调质处理,4. 初算轴的直径及轴结构的初步设计dmin 已知，最小轴径的初算公式为查得其许用应力d -1b=60MPa , C=118107。 (1 )、高速轴所以C应取大值，取C=110，则轴因V带传动的压轴力会对轴端产生较大的弯矩, 端直径P,2 112dmin C3 118 3 mm 17.04mmM n勺 568在该轴段与V带轮相

27、配处开有一个键槽，故应将 dmin增大5%，得dmin=17.89mm, 再根据设计手册查标准尺寸，取d2min=25mm。初步设计其结构如下图所示：丄tifNrlL卫一高速轴最小轴颈：d2min =25mm(2)、中间轴取 C=108，则:Pdmin C 1082.028 mm 26.463mmV 137.86中间轴最小轴颈：d3min =40 mm图2.低速轴结构设计dmin 增大 5%,得 dmin27.786 mm,d3min =40 mm。初步设计其取 C=105，则:故应将在该轴段与齿轮相配处开有一个键槽，再根据设计手册查标准尺寸，并考虑到滚动轴承的选型，取 结构如下图所示：低速轴

28、最小轴颈：d4min =40 mmI P, 1 947dmin CV； 105 49"49mm 37.28mm在该轴段与联轴器相配处开有一个键槽，故应将dmin增大5%，得dmin=39.44mm,再根据设计手册查标准尺寸，取d4min =40 mm。初步设计其结构如下图所示：轴种类轴承代号dDTBC/kNCcr/kN高速轴6207357235.51171510中间轴62105090140.49202719.8低速轴62105090427.54202719.8型号轴孔类型键槽类型d1LD2HL4Y型A型50112195表3. HL4弹性柱销联轴器主动端基本尺寸滚动轴承选型 结果： 高

29、速轴：6207中间轴：6210低速轴：6210低速轴与工作 机间联轴器：HL4联轴器错 误!未找到引用 源。50 112J1B40 100GB/5014 85*器S-L二手iiLIP70 *il图4.低速轴结构设计5. 初选滚动轴承根据传动特征：载荷平稳，中载低速，有轴向和径向载荷，初选圆锥滚子轴承, 选择型号结果如下表所示。表2.轴承代号及其尺寸性能由于三根轴上的齿轮圆周速度均小于2m/s，所以这三对圆锥滚子轴承均采用润滑脂润滑。七联轴器的选择及计算1.低速轴与工作机之间的联轴器由于轴的转速较低，传递的转矩较大，又因为减速器与工作机常不在同一机座上, 要求有较大的轴线偏移补偿，因此选用承载能

30、力较高的刚性可移式联轴器，此处选用 HL弹性柱销联轴器。计算转矩，取工作情况系数Ka=1.5，则：Tea KaT41.5 427.54N ?m 641.31N ?m查表，选择联轴器型号：HL4型联轴器。其主要尺寸如下表所示：八键连接的选择1. 大带轮与高速轴间键的设计大带轮与高速轴连接处轴颈 d=25mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理。公 称尺寸：宽度b-8 mm，高度h-7 mm。该轴段长度1-60 mm，故根据标准，可取键长 L=40 mm。2. 中间轴与其上大齿轮间键的设计中间轴上大齿轮与中间轴连接处轴颈d-46 mm,初步选用B型键，采用45钢调质处理。其公称尺寸：宽度b-16

31、mm，咼度h-10 mm。该轴段长度1-50 m,可取键长L-30mm。3. 低速轴与其上大齿轮间键的设计与计算低速轴上大齿轮与低速轴连接处轴颈 d-56 mm,初步选用B型键，采用45钢调质 处理。其公称尺寸：宽度 b-16mm，咼度h-10 mm。该轴段长度1-70 mm，故根据标 准，可取键长 L-50mm。4. 低速轴与工作机间键的设计与计算工作机与低速轴连接处轴颈 d-46 mm,初步选用A型键，采用45钢调质处理。其 公称尺寸宽度 b-12 mm，咼度h-8 mm。该轴段长度1-110 mm，故根据标准，可取键 长 L-90 mm。大带轮与咼速 轴间键：键8 40GB/T 1096

32、中间轴与其上 大齿轮间键： 键 B16 30GB/T 1096低速轴与其上 大齿轮间键：键 16 50GB/T 1096低速轴与工作 机间键：键 12 90GB/T 1096齿轮1受力：圆周力：Ft1 1278.5N径向力：Fr1 478.7N轴向力：Fa1 308.9N九 轴的强度校核计算1. 高速轴（1）、计算齿轮受力 齿轮1的圆周力:2T22 35i51n 1278.5Nd,0.05555齿轮1的径向力：tan ntan20Fr1 Ft1- 1278.5N 478.7Ncoscos13.584齿轮1的轴向力：Fa1 Ft1 tan1278.5 tan 13.584 N 308.9N（2）

33、、画受力简图假定带轮压轴力的方向垂直向下，轴的转向向右看为顺时针方向，齿轮啮合点的位置在上方，对于零件作用于轴上的分布力或转矩均当成集中载荷作用于轴上零件宽度 的中点（后面的受力分析均作此假设），则根据斜齿圆柱齿轮传动的受力分析方法可知各分力的方向如图所示。从而可进一步作出其弯矩图和扭矩图。5A.rhaFt 55.751278.5 59n 371.6N(144 59)(203)Rhb FtRha(1278.5 371.6)N 906.9N(4)、计算轴的弯矩，并画出弯矩图和转矩图 铅垂面弯矩齿轮所在截面处弯矩有突变，故：左截面：高速轴水平面 内支反力：Rha 371.6NRhb 906.9NB

34、.C.Mv(a)Rva 144 Fq (94 144)(1154.8 144 665.33 238)N ? mm7942.7N ?mm右截面:M v( a)RVB支点A处:M VAFq水平面弯矩M h (a) rha5914414410.8 59N ?mm 637.2N ?mm665.33 144N ?mm 95807 N ? mm371.6 144N?mm53510.4N ?mm分别作出铅垂面和水平面上的弯矩图，如图5 (c)、(e)所示。合成弯矩齿轮所在截面左截面：M (a) M H(a) M v(a)53510.427942.72 N ? mm 54096.7N ? mm齿轮所在截面右截

35、面:M(a)$MH M v(a)53510.42637.22 N ? mm 53514.2N ?mm支点A处:MaM VA95807 N ? mm由此作出合成弯矩图，如图 5 (f)所示。画出扭矩图，如图5 (g)所示，转矩作用于齿轮所在截面与带轮所在截面之间的 轴段。(5)、计算当量弯矩=0.6，则:轴单向运转，载荷平稳，为安全起见，将其转矩看成脉动循环变化，取a齿轮所在截面左截面：Mca(a)、血着 (T)2J54096.72 (0.6 35510)2 N ?mm 58141.2N ?mm齿轮所在截面右截面：Mca(a)JM (a2) ( T)2'53514 .42(0.6 355

36、10 )2 N? mm 57599 .6N?mm支点A处：McaA JmA ( T)2J958072 (0.6 35510)2 N ? mm 98147.5N ?mm(6 )、校核弯、扭合成强度分析可知，齿轮所在截面的左截面当量弯矩最大，属于危险截面，此处轴颈d-48mm,其抗弯模量 w-0.1d3- (0.1 483) mm3-11059.2 mm 3。由此可得，轴上该处所受弯 曲应力为：M Ca(a) 58141 .2R Qh/iDoiADMPnIvIPa5.3MPa1 b60MPaW11059.2显然，轴的强度非常足够。从而该轴的结构设计合理。十润滑和密封1.齿轮的润滑由于齿轮的圆周速度

37、较小，均小于12m/s ,故米用油池浸油润滑。 由于低速轴上大齿轮油池浸油齿轮圆周速度较低(<0.5m/s),浸油深度可达1/61/3的齿轮半径，故主要考虑中间轴润滑润滑油型上大齿轮的浸油深度。中间轴上大齿轮的齿咼较小，故使其浸油深度为10mm。号：齿轮齿面硬度为280350HBS,圆周速度小于0.5m/s，查得其润滑油粘度荐用值为L-CKC460 中负266mm 2/s(50摄氏度)，由此选择 L-CKC460中负荷工业齿轮油(GB/T5903-1995 )。荷工业齿轮油2.滚动轴承的润滑(GB/T5903-19由于齿轮圆周速度小于2m/s，故米用润滑脂润滑，并在轴承内侧安装铸造挡油盘

38、95)以防止箱内油进入轴承使润滑脂稀释流出或变质。在装配时将润滑脂填入轴承座内， 每工作36个月补充一次润滑脂，每过一年，需拆开清洗更换润滑脂。根据减速器工滚动轴承脂润作要求，选用1号通用锂基润滑脂(GB7324-1991)润滑。滑润滑脂型号：3.密封1号通用锂基本减速器中的密封只要是指轴承透盖与轴之间米用毡圈油封，根据其轴颈选用毡润滑脂圈40FZ/T92010-91。轴承座与轴承盖间用密封垫圈密封。(GB7324-1991)计算与说明主要结果十一箱体及附件的结构设计和选择1. 箱体减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构。为使机体有足够的刚度 在机体加肋。考虑到机体内零件的润滑，密封散热，采用浸油润滑，同时为了