搓丝机课程设计.docx

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1、目录前 言2一、设计任务书31设计题目：搓丝机传动装置设计3二、传动方案的拟定4三、电动机的选择6四、传动系统的运动和动力参数7五、传动零件的设计计算91、V带传动设计：92、齿轮传动设计：103、轴的设计与校核：22六、滚动轴承的选择和计算311、高速（输入）轴轴承的选择312、中间轴轴承的选择323、输出轴轴承的选择32七、键的选择33八减速器机体各部分结构尺寸35九润滑和密封形式的选择361、二级减速齿轮的润滑362、滚动轴承的润滑363密封形式的选择37十、其他技术说明37参考文献：38 前 言搓丝机用于加工轴辊螺纹，由电动机驱动，室内工作，通过传动装置实现工件在上下搓丝板之间滚动，搓

2、制出与搓丝板螺纹一致的螺丝。 本课程设计的要求是设计一套搓丝机传动装置，配以适当的电动机等零部件，实现自措置螺纹的功能。要求使用期限是双班制10年大修期为3年，电机单向运转，载荷比较平稳。一开始，老师要求至少给出两种方案供对比选择，我给出了“凸轮传动”以及（减速箱）“齿轮传动”两种方案，不过我在设计（计算）前就感觉只能选择传动，而后来我已逐渐意识到，课程设计这门课在北航开了这么多年，所有的搓丝机都是采用的齿轮传动，而大家的方案更是大同小异，基本上只有参数上的差异而没有“敢吃螃蟹的人”我总觉得如果大家都是采取完全相同的方案总归缺少了自主创新的意识，而我在对凸轮传动和齿轮传动的计算对比中也感觉似乎

3、只有齿轮传动才更合理，因此这种“大家都是一个模子里出来的”这种思想才算作罢。虽然说因为方案大同小异，于是就有了好多的模版可以参考，省却了不少的功夫，但是我感觉自己的收获还是相当大的，从最初的方案简图，到A0的大图（我立起来用了两张A0纸，只为画出1：1的大图），再到最后的CAD制图，我花了很大的精力，也力图使自己所设计的图尽善尽美，同时感谢老师的指导，让我们逐渐学会了机械设计的基本方法，从一个完完全全的外行人一点点向内行迈进，为未来的自主设计能力的锻炼打下了坚实的基础。梁赫2011年5月30日一、设计任务书1设计题目：搓丝机传动装置设计 2设计背景：1）题目简述：搓丝机用于加工轴辊螺纹，基本结

4、构如上图所示，上搓丝板安装在机头4上，下搓丝板安装在滑块3上。加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块向后运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓制出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一个工件。2）使用状况：室内工作，需要5台；动力源为三相交流电380/220V，电机单向转动，载荷较平稳；使用期限为10年，每年工作300天，每天工作16小时；大修期为3年。3）生产状况：专业机械厂制造，可加工7、8级精度齿轮、蜗轮。3设计参数：最大加工直径最大加工长度滑块行程公称搓动力生产率8mm180mm

5、320mm8KN34件/min4设计任务：1) 完成搓丝机传动装置总体方案的设计与论证，绘制总体设计原理方案图；2) 完成主要传动装置的结构设计；3) 完成装配图一张（A0）,零件图两张（A3）；4) 编写设计说明书。二、传动方案的拟定1方案选择1）原动机：三相交流 380/220v，电动机单向运转。2）传动装置：齿轮传动（承载能力强，结构紧凑）。3）执行装置：现有以下两种方案（选择方案二）凸轮机构：用凸轮驱动从动件做直线运动，实现运动形式 的转换和急回特性。a)方案一曲柄滑块机构：用对心曲柄滑块机构实现运动形式的转换功能，且机构本身具有急回特性。b)方案二2方案具体设计1、根据设计任务书，该

6、方案的设计分成减速器（传动部分）和工作机（执行部分）两部分：2、减速器采用二级圆柱齿轮减速器，以实现在满足较大传动比的同时拥有较高的效率与稳定性、可靠性，同时减速器采用封闭的结构，这样有利于在粉尘较大的环境下工作。设计时二级齿轮传动均采用斜齿轮，这是因为斜齿轮相对于直齿轮啮合性能好，重合度大，机构紧凑，虽然其结构稍稍复杂，但设计制造成本基本与直齿轮相同。3、执行部分采用曲柄滑块机构（总体结构图如下图所示）。机构工作原理：传动部分原动件3由减速器输出轴驱动旋转，同时带动杆2，杆2通过转动副带动滑块5做水平往复运动；同时，该机构的急回特性使得搓丝机有较高的工作效率设计基本参数：极位夹角18，偏心距

7、160mm。（采用作图法）由作图得：l1=140mm，l2=430mm。最小传动角min=90-arcsin300420=45.840此时，急回特性系数k=12=180+180=198162=1.22【1.2，1.5】故此时急回特性显著。综上取两杆长l1=140mm，l2=430mm，偏心距e=160mm，很好的保证了传力特性和急回特性都在所要求范围内。三、电动机的选择1、类型和结构形式的选择：按工作条件和要求，选用一般用途的Y系列全封闭自扇冷式三相异步电动机，电压为380/220V； 2、确定电机的额定功率：搓丝机工作时滑块运动的平均速度为：v=2Lt=0.107m/s工作所需的输入功率为:

8、 Pw=Fv1000=4.56kw传动装置的总效率为: =123=68.4%其中： = 0.970.98=0.95 （两级齿轮效率）， = 0.96（皮带效率），=0.75（轴承，曲柄滑块等其它综合效率,其中取各滚动轴承的效率为99%）因此，所需要的电机的功率为: Pd=P=6.67kw因为载荷比较平稳（但仍有波动），所选用的电机的额定功率应大于理论所需功率，选额定功率为7.5Kw的电机。3、确定电机的转速:因为生产率为34件/min，因此要求执行机构的来回运动速度（即电机通过减速器的输出转速）为: nw=34r/min 又因为V带传动比为24，二级圆柱齿轮的减速比为840，则总传动比为：id

9、=16160; 故：电机的可选转速范围为:nd=idnw=3843840r/min;所以电机的同步转速:n0=(750或1000或1500或3000)r/min; 当n0=(750或1000)r/min时，电机的质量较重，价格较贵；而n0=3000r/min 时则减速器的尺寸较大，综合考虑各因素，选择Pw=Fv1000=4.56kw。4、确定电机的型号根据以上计算，在相关手册中查阅符合条件的电机，选用的电机类型为：Y132M-4；i其中Ped=7.5kw；额定功率满载转速 n0=1440r/min。四、传动系统的运动和动力参数1计算总传动比：i=nmnw=1440r/min34r/min=42

10、.4；2传动比分配：取V带的传动比为：i1=3，故二级齿轮减速器传动比i2=iai1=42.43=14.13，其中取第一级减速比为：i12=1.4i=1.414.13=4.448，则第二级减速比为：i23=3.177。所取的传动比均在要求的范围内。3确定各轴运动和动力参数0轴（电动机轴）：p0=pd=6.67kw,n0=nm=1440rminT0=9549P0n0=95496.671440Nm=44.2Nm1轴（高速轴、输入轴）:P1=P02=6.67kw0.96=6.40kwn1=n0i1=14403r/minT1=9549P1n1=95496.4kw480r/min=127.3Nm2轴（中

11、间轴）:P2=P112=6.40kw0.98=6.27kwn2=n1i12=480r/min4.448=107.9r/minT2=9549P2n2=95496.27107.9Nm=554.9Nm3轴（低速轴）:P3=P223=6.670.97=6.08kwn3=n2i23=107.93.177r/min=33.96r/minT3=9549P3n3=95496.0833.96Nm=1709.6Nm总效率:=123=68.4%13轴的输出功率为各轴的输入功率乘以滚动轴承的效率0.99（合并在齿轮效率内，故近似认为前一轴输出功率与下一轴输入功率相等，输出转矩计算类似。因此各轴的运动和动力参数列表如下

12、：轴名功率P / kW转矩T /Nm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电机轴7.56.6749.744.2144030.891轴6.676.40132.6127.34804.4480.962轴6.406.27578.0554.9106.673.1770.963轴6.276.081780.81709.624五、传动零件的设计计算1、V带传动设计：V带带轮：材料选用铸铁，小带轮采用实心式，大带轮采用辐板式计算项目计 算 内 容计 算 结 果计算功率由表31-7取KA=1.2,P=6.67Kw,PC=KAP Pc=8Kw选V带型号确定小带轮直径，V带的基本额定功率及滑动率dd1=125mm

13、，=0.01大带轮直径dd2=371.25mm，取370mm小带轮转速9.4 （符合要求）中心距a272.9a0992.5mm取a=600mm基准长度并查表31-2；= 2000mm ；实际中心距A=598.725取a=598mm包角1=156.52，符合条件V带根数z=PcP=Pc(P0+P)kkL=81.93+0.170,941.03=3.93取 Z = 4初拉力F0=185.39N压轴力FQ=1452N2、齿轮传动设计：（1）、一级减速齿轮 考虑到主动轮的转速不是很高（约为480r/min）,传动尺寸无严格的限制，批量较小，故小齿轮用40Cr，调质处理，硬度为HB=241286，平均取为

14、260HB，大齿轮用45号钢，调质处理，硬度HB=229286，平均取240HB，精度等级选为7级。计算项目计算内容计算结果（1）初步计算转矩T1=127.3Nm齿宽系数由附录B-1，取d=1.2d=1.2接触疲劳极限由教材图27-14得到；初步计算需用接触应力值由表B-1，估计15取，动载荷系数K=1.4K=1.4初步计算小齿轮直径（闭式软齿面） daAd3kT1dHP2u+1u=75631.4127.31.252224.448+14.448mm=64.1取d1=65mm初步齿宽b=78mm（2）校核计算圆周速度v=d1n1601000=7548060000=1.89m/sV=1.89m/s

15、精度等级由表9.3-1选择7级精度合理齿数、模数和螺旋角取z1=31则z2=iz1=137.9一般与应取为互质数取z1=31,z2=138i=138/31=4.452（4.452-4.448）/4.448=0.90%传动比误差为0.90%mt=d1z1=6531=2.097d2=mtz2=2.097138=289.089mt=2.097d2=289.089由表9.3-4取mn=2mn=2=arccosmnmt=arccos22.097=14.818=14.818与估计值15度十分接近使用系数由表教材27-7原动机均匀平稳，工作机有中等冲击动载系数由教材图27-6齿间载荷分配系数先求Ft=2T1

16、/d1Ft=3395NKAFtb=56.6NmKAFtb100Nm由表27-8，软齿面斜齿轮，精度等级7级KH=1.78齿向载荷分布系数KH=A+Bbd12+C103b=1.17+0.1690752+0.6110390=1.46KH=1.46区域系数由图27-18查出ZH=2.43ZH=2.43弹性系数由表27-15查出重合度系数由表27-5得t=arctantanncos=arctantan20cos14.818=20.613at1=arccosdb1da1=arccosd1costda1=28.672at2= arccosdb2da2=arccosd2costda2=22.772由于无变位

17、，端面啮合角t=t=bsinmn=90sin14.8182=3.66Z=1=11.68=0.77t=20.613at1=28.672at2=22.772t=20.613=1.68=3.661Z=0.77螺旋角系数Z=0.983许用接触应力由表27-17取一般可靠度系数总工作时间接触寿命系数由图2-27查出ZNT1=1.06ZNT2=1.17齿面工作硬化系数接触强度尺寸系数由表27-18按调质钢查润滑油膜影响系数取为HP1=817MPaHP2=736MPa验算H=ZHZEZZKAKvKHKHFtd1bu+1u=604MPa合格（3）确定主要传动尺寸中心距=(d1+d2)/2=177.197取整=

18、177螺旋角=arccos(z1+z2)mn2=arccos(31+138)22177=17.475=171731端面模数mt=mncos=2cos17.475=2.09677mt=2.09677分度圆直径d1=65.007mmd2=289.386mm齿宽取b小=84mmb大=78mm（4）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数Zn1=Z1cos3=33Zn2=Z2cos3=145由图27-10,查得YF1=2.57YF2=2.16应力修正系数由图27-21查得YS1=1.62YS2=1.82螺旋角系数由图27-22查取Y=0.87齿向载荷分布系数bh=78/2.252=17.33由图27-9查取KF=

19、17.33许用弯曲应力试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由表27-17查最小安全系数由图27-18确定尺寸系数由图27-32确定弯曲寿命系数另外取YNT1=0.89YNT2=0.93FP1=427MPaFP2=401MPa验算F1=172MPaFP1,F2=162MPa100Nm由表27-8，软齿面斜齿轮，精度等级7级KH=1.2齿向载荷分布系数KH=A+Bbd12+C103b=1.17+0.16114952+0.61103114=KH=1.47区域系数由图27-18查出ZH=2.43ZH=2.43弹性系数由表27-15查出重合度系数由表27-5得t=arctantanncos=arctantan20

20、cos14.362=20.592at1=arccosdb1da1=arccosd1costda1=28.232at2= arccosdb2da2=arccosd2costda2=23.370由于无变位，端面啮合角t=t=bsinmn=114sin14.3622=3.05Z=1=11.68=0.77t=20.592at1=28.232at2=23.370t=20.592=1.68=3.051Z=0.77螺旋角系数Z=0.98许用接触应力由表27-17取一般可靠度系数总工作时间接触寿命系数由图2-27查出ZNT1=1.06ZNT2=1.17齿面工作硬化系数接触强度尺寸系数由表27-18按调质钢查润

21、滑油膜影响系数取为HP1=817MPaHP2=736MPa验算H=ZHZEZZKAKvKHKHFtd1bu+1u=676MPa合格（3）确定主要传动尺寸中心距=(d1+d2)/2=197.693取整=198螺旋角=arccos(z1+z2)mn2=arccos(31+98)32198=12.292=121417端面模数mt=mncos=3cos12.292=3.065mt=3.065分度圆直径d1=95.015mmd2=300.37mm齿宽取b小=120mmb大=114mm（4）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数Zn1=Z1cos3=33Zn2=Z2cos3=105由图27-10,查得YF1=2.4

22、6YF2=2.21应力修正系数由图27-21查得YS1=1.65YS2=1.78螺旋角系数由图27-22查取Y=0.87齿向载荷分布系数bh=114/2.253=16.89由图27-9查取KF=16.89许用弯曲应力试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限由表27-17查最小安全系数由图27-18确定尺寸系数由图27-32确定弯曲寿命系数另外取YNT1=0.89YNT2=0.93FP1=427MPaFP2=401MPa验算F1=138MPaFP1，=134MPaFP1合格（5）小结：齿轮主要传动尺寸列表模数 3mm压力角螺旋角121417分度圆直径d1=95.015mmd2=300.370mm齿顶高h=hm

23、=133齿根高hf=hfm=1.2533.75齿顶间隙C=0.25m=0.2530.75齿根圆直径df1=87.515mmdf2=292.870mm中 心 距198mm齿 宽b1=120mmb2=114mm齿顶圆直径da1=101.015mmda2=306.370mm3、轴的设计与校核：（1）、输入轴的设计与校核：计算项目计算内容计算结果材料的选择为45号钢，正火处理，硬度HB=170217材料系数查表16.2有C=112估算轴径dC3pn=11236.4480mm=26.6mm取dmin=30mm所受转矩T1=127.3Nm齿轮圆周力Ft1=2T1d1=2127.365103=3917NFt

24、1=3917N齿轮径向力Fr1=Fttanncos=3917tan20cos17.475=1495NFr1=1495N齿轮轴向力F1=Ft1tan=3917tan17.475=1233NF1=1233N轴受力图74203.586.5垂直面反力Fq86.5=Fr1203.5+Fa1652+Fbv203.5+74Fa1d12+Fav277.5=Fr174+Fq(85.5+203.5+74)Fbv=979NFav=2938N竖直面内收力图86.5203.574水平面反力Ft1203.5=Fbh203.5+74Fbh203.5+74=Fti74Fah=998NFbh=497N水平面受力图74203.5

25、86.5垂直面弯矩图86.574203.5水平面弯矩图74203.586.5合成弯矩图86.574203.5合成弯矩Mc1=39760NmMc2=79840Nm转矩图74203.586.5T=T3=127.3Nm应力校正系数用插入法由表16.3中求得 ，当量弯矩图74203.586.5计算当量弯矩截面A出是危险面Mec=207125Nmm校核需用弯曲应力为 b=7.5Mpa55MPa合格（2）、中间轴的设计与校核计算项目计算内容计算结果材料的选择为45号钢，正火处理，硬度HB=170217材料系数查表16.2有C=120估算轴径dC3Pn=12036.27107.9=46.5mm取d2=60m

26、m所受转矩555105Nmm齿轮圆周力Ft2=2T2d2=11684NFt2=11684N齿轮径向力Fr2=Fttanncos=11684tan20cos121417=4351.5NFr2=4351.5N齿轮轴向力Fa2=Ft2tan=11684tan121417=2534NFa2=2534N轴受力图72.5109.593.5垂直面反力Fr293.5+Fa21002+Fr1203=Fa12892+Fdv275.5Fav275.5+Fa21002=Fr2182+Ft172.5+Fa12892Fav=5842NFdv=4847N竖直面内收力图72.5109.593.5水平面反力Ft293.5=Ft

27、193.5+109.5+Fdh275.5Fah275.5+Ft172.5=Ft2203Fah=2794NFdh=1558N水平面受力图72.5109.593.5垂直面弯矩图72.5109.593.5水平面弯矩图72.5109.593.5合成弯矩图72.5109.593.5合成弯矩计算Mc1=191634NmmMc2=343662Nmm转矩图72.5109.593.5T3=T=5.55105Nmm应力校正系数用插入法由表16.3中求得 ，当量弯矩图72.5109.593.5计算当量弯矩截面B出是危险面Meb=859104Nmm校核需用弯曲应力为 bc=40MPa55MPa合格（3）、输出轴的设计

28、与校核计算项目计算内容计算结果材料的选择为45号钢，正火处理，硬度HB=170217材料系数查表16.2有C=112估算轴径dC3Pn=11236.0833.96=63.1mm取d3=65mm所受转矩T3=1.71106Nm齿轮圆周力Ft3=2T3d3=11362NFt3=11362N齿轮径向力Fr3=Fttanncos=11362tan20cos121417=4232NFr3=4232N齿轮轴向力Fa3=Ft3tan=11362tan121417=2464NFa3=2464N轴受力图97.5184.5垂直面反力Fr393.5=Fcv282+Fav3002Fav282=Fr3184.5+Fa3

29、3002Fcv=3217NFav=8145N竖直面内收力图97.5184.5水平面反力Fah282=Ft3184.5Fch282=Ft397.5Fah=2891NFch=1341N水平面受力图97.5184.5垂直面弯矩图97.5184.5水平面弯矩图97.5184.5合成弯矩图97.5184.5合成弯矩计算Mb1=547193NmmMb2=535931Nmm转矩图97.5184.5T=T3=1.71106Nm应力校正系数用插入法由表16.3中求得 ，当量弯矩图97.5184.5计算当量弯矩截面B出是危险面Meb=1132734Nmm校核需用弯曲应力为 b=41MPa55MPa合格六、滚动轴承

30、的选择和计算1、高速（输入）轴轴承的选择该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式选用一对深沟球轴承，按轴径初选4尺寸系列的角接触球轴承6408。下面进行校核：计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册6408轴承主要性能参数如下：d=40mm,D=110mm,B=27mm, C0r=37500N；C0r=37500N确定AB端X、Y值由表18.7,FaC0r=0.068,取e=0.27X=1，Y=0X=1Y=0冲击载荷系数由表18.8查得fd=1.5B端轴承当量载荷P=4655N轴承寿命（球轴承）L10h=4年寿命合格结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求。2、

31、中间轴轴承的选择该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式选用一对深沟球轴承，按轴径初选3尺寸系列的角接触球轴承6312。下面进行校核：计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册6312轴承主要性能参数如下：d=60mm,D=130mm,B=31mm, C0r=51800N；C0r=51800N确定AB端X、Y值由表18.7,FaC0r=0.077,取e=0.28X=1，Y=0X=1Y=0冲击载荷系数由表18.8查得fd=1.5B端轴承当量载荷P=7771N轴承寿命（球轴承）L10h=7年寿命合格3、输出轴轴承的选择该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式

32、选用一对深沟球轴承，按轴径初选2尺寸系列的6214。下面进行校核：计算项目计算内容计算结果轴承主要性能参数查手册7207C轴承主要性能参数如下：d=70mm,D=125mm,B=24mm, C0r=45000N；C0r=45000N确定AB端X、Y值由表18.7,FaC0r=0.055,取e=0.26X=1，Y=0X=1Y=0冲击载荷系数由表18.8查得fd=1.5B端轴承当量载荷P=10372N轴承寿命（球轴承）L10h=6年寿命合格七、键的选择键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。计算项目计算内容计 算 结 果（1）高速轴（输入轴）与带轮连接键

33、的选择和校核键的选择和参数静联接,选用普通平键，圆头，由手册查得d=30mm时，故应选用键108，键108 铸铁转 矩T=127.3Nm键 长L=56mm接触长度l=L-bl=46mm许用挤压应力校 核查表可得铸铁的许用挤压应力为p=（7080）MPap=4Thld=4127.310384630=46MPap=46MPa 故满足要求（2）中间轴与一级减速大齿轮连接键的选择和校核键的选择和参数静联接,选用普通平键，圆头由手册查得d=60mm时，选用键1811，键 1811铸铁转 矩T=555Nm键 长L=70mm接触长度l=52mm许用挤压应力校 核查表可得铸铁的许用挤压应力为p=（7080）M

34、Pap=4Thld=4555103118260=41MPap=41MPa 故满足要求（3）输出轴与二级减速大齿轮连接键的选择和校核键的选择和参数静联接,选用普通平键，圆头由手册查得d=70mm时，选用键2012，键 2012 GB/T1096转 矩T=1710 Nm键 长L=100mm接触长度l=80mm许用挤压应力校 核查表可得钢的许用挤压应力为p=（100120）MPap=4Thld=41710103128070=102MPap=102MPa 故满足要求（4）键的选择和参数静联接,选用普通平键，圆头，由手册查得d=65mm时，故两键应分别选用键，键 GB/T1096转 矩T=1710 Nm

35、键 长L=70mm接触长度l=50mm许用挤压应力校 核查表可得钢的许用挤压应力为p=（100120）MPap=4Thld=417101031263651.5=91MPap=91MPa 故满足要求八减速器机体各部分结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸 箱座壁厚通过计算，并考虑铸造工艺，壁厚取=8mm箱盖壁厚通过计算，并考虑铸造工艺，壁厚取1=8mm箱座凸缘厚度b=1.5=12mm ， 取b=12mm箱盖凸缘厚度b1=1.51=12mm ， 取b=12mm箱座底凸缘厚度b2=2.5=20mm ， 取b=20mm地脚螺钉直径 0.036a+12=19.128, 取df=20mm地脚螺钉数目取n=4mm

36、轴承旁连接螺栓直径 取d2=12mm 轴承端盖螺钉直径 取d3=8mm窥视孔盖螺钉直径 取d4=6mm定位销直径取齿轮轮毂端面与内机壁距离22,取2=8mm轴承端盖外径 取轴承端盖凸缘厚度 取九润滑和密封形式的选择1、二级减速齿轮的润滑减速器中的二级减速齿轮,由于齿轮外缘的回转速度小于12m/s，因此采用浸油润滑，选用全损耗系统用油（GB443-1989）,浸油深度应没过至少1到2个齿高，一般不应小于10mm。 2、滚动轴承的润滑三对角接触球轴承轴承处的零件轮缘线速度均小于，所以应考虑使用油脂润滑，但应对轴承处值进行计算。值小于时宜用油脂润滑；否则应设计辅助润滑装置。这里都选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。在选用润滑脂的牌号时，根据手册查得常用油脂的主要性质和用途。因为本设计的减速器为室内工作，环境一般，不是很恶劣，所以选用通用锂基润滑脂（），它适用于宽温度范围内各种机械设备的轴承，选用牌号为的润滑脂。3