毕业论文终稿-立式管接头1-4英寸管螺纹套丝机设计（送全套CAD图纸 答辩通过）

下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763题目名称立式管接头1/4英寸管螺纹套丝机设计摘要管螺纹套丝机是目前加工管螺纹简单且效率高的螺纹加工设备。针对管接头1/4英寸管螺纹的特点，本设计采用了低速、小体积的卧式套丝机结构，通过主轴反转退刀，夹具快速装卸满足专用机床的要求。套丝完成后，只需用手轻转进刀手轮即可进行下次加工，大大的降低了劳动强度。本套丝机通过运用带轮传动来实现过载保护，运用齿轮传动保证传动的平稳性以实现主轴稳定的转速，且本设计采用单一转速针对1/4英寸管螺纹的加工，省去很多不必要的零件，很大程度上降低了成本，并且减少了机身重量与体积，使生产地点扩大化，同时操作简单也降低了加工工件的成本。本设计采用左右活动箱体，组装方便快捷，且利于拆卸维修，解决许多安装不便的问题，但是拆卸箱体后组装时要注意箱体的密封，否则会导致漏油或者灰尘杂物进入箱体，影响加工精度和使用寿命。关键词管螺纹套丝机、卧式、1/4英寸、专用、快速装卸、劳动强度、过载重量、体积、维修、密封、精度、使用寿命下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763SUMMARYPIPETHREADOFSILKMACHINEISCURRENTLYPROCESSINGPIPETHREADSIMPLEANDHIGHEFFICIENCYOFTHETHREADEDPROCESSINGEQUIPMENTINTHETUBECONNECTORS1/4INCHESPIPETHREADCHARACTERISTIC,THISDESIGNUSESALOWSPEED,SMALLVOLUMEOFHORIZONTALSETOFSILKMACHINESTRUCTURE,THROUGHTHESPINDLEREVERSALRECEDECUTTER,FIXTURERAPIDLOADINGANDUNLOADINGMEETSPECIALMACHINETOOLREQUIREMENTSAFTERCOMPLETIONOFSILK,JUSTWITHHANDLEGENTLYTURNFEEDTHEHANDWHEELCANGREATLYREDUCETHENEXTPROCESSING,INTENSITYOFLABORTHISSETOFSILKMACHINEUSINGBELTDRIVETOACHIEVEOVERLOADPROTECTION,USINGGEARTRANSMISSIONENSURETRANSMISSIONTOACHIEVESTABILITY,ANDTHESPEEDSPINDLESTABILITYFORTHEDESIGNUSESASINGLESPEED1/4“PIPETHREADPROCESSING,SAVEALOTOFUNNECESSARYPARTS,GREATLYREDUCINGTHECOSTS,ANDREDUCEWEIGHTANDSIZETHEFUSELAGE,MAKETHEPRODUCTIONSITEENLARGEMENT,ANDSIMPLEOPERATIONALSOREDUCETHECOSTOFMACHININGTHISDESIGNUSESTHEORSOACTIVITIESBOX,CONVENIENT,ANDASSEMBLETOREMOVEMAINTENANCE,SOLVEMANYPROBLEMS,BUTTHEINSTALLATIONOFINCONVENIENCETOREMOVECABINETASSEMBLYAFTERTHESEAL,ORATTENTIONCABINETCANCAUSELEAKAGEORDUSTSUNDRYCABINET,AFFECTMACHININGPRECISIONANDSERVICELIFEKEYWORDSPIPETHREADOFSILKMACHINE,HORIZONTAL,1/4INCHES,SPECIAL,FASTLOADINGANDUNLOADING,ANDTHEINTENSITYOFLABOR,OVERLOAD,WEIGHT,VOLUME,MAINTENANCE,SEAL,PRECISION,SERVICELIFE下载论文就送你全套CAD图纸，Q咨询414951605或1304139763摘要1一、绪论111课题研究背景112课题研究意义113设计的主要内容214功能结构简介2二、总体传动参数计算221分配传动比2211分配原则2212选取电机3213分配传动比422确定各轴的功率P4221确定各轴输入功率4222确定各轴输入转矩4三、带轮的设计及计算531带轮设计及计算5四、齿轮强度与几何参数计算741第一对齿轮的设计及计算842第二对齿轮的设计及计算1143第三对齿轮的设计及计算1444齿轮参数一览表18五、轴的校核计算1851确定各轴输入转矩1852输入轴的结构设计与校核1853第二根轴的设计2154第三根轴的设计与校核24六、轴承及键的校核2761输入轴上轴承的校核2762输入轴上键的校核28七、润滑与密封2871传动件的润滑2872滚动轴承的润滑2873润滑剂的选择28结论29参考文献30致谢31买文档送全套图纸扣扣4149516051一、绪论11课题研究背景管螺纹套丝机由机体,电动机,减速箱，管子卡盘,板牙头,割刀架,进刀装置,冷却系统组成。为了节省制造成本,近年来,市场上出现了重型和轻型两种套丝机。管螺纹套丝机工作时,先把要加工管螺纹的管子放进管子卡盘,旋动卡紧,按下启动开关,管子就随卡盘转动起来,调节好板牙头上的板牙开口大小,设定好丝口长短。然后顺时针扳动进刀手轮,使板牙头上的板牙刀以恒力贴紧转动的管子的端部,板牙刀就自动切削套丝,同时冷却系统自动为板牙刀喷油冷却,等丝口加工到预先设定的长度时,主轴倒转,板牙刀推出加工，丝口加工结束。关闭电源,旋开卡盘,取出管子。套丝机的型号一般有2英寸套丝机50型,加工范围为1/2“2“英寸另配板牙可扩大加工范围1/4“2“英寸3英寸套丝机80型加工范围为1/2“3“英寸4英寸套丝机100型加工范围为1/2“4“英寸6英寸套丝机150型加工范围为5/2“6“英寸板牙是套丝机最常规的易损件,根据螺纹不同,有不同规格的板牙按螺距分类有英制板牙BSPT，美制板牙NPT，公制板牙METRIC按尺寸英寸分类有1/4“3/8“2分3分板牙1/2“3/4“4分6分板牙1“2“1英寸2英寸板牙5/2“3“2英寸半3英寸板牙5/2“4“2英寸半4英寸板牙5“6“5英寸6英寸板牙按板牙材料分类有工具钢板牙用于镀锌管,无缝钢管,圆钢筋,铜材,铝材等加工丝口用高速钢板牙用于不锈钢管,不锈钢圆帮加工丝口用英制板牙（BSPT板牙的牙角度为55度美制板牙（NPT）板牙的牙角度为60度目前市场上的套丝机大部分加工尺寸都大于1/4英寸，有些机床虽然能加工到1/4英寸但需要改进。在各种管路中1/4英寸管螺纹接头却大量应用，因此需要专用管接头1/4英寸管螺纹套丝机来提高生产效率，降低劳动强度。12课题研究意义管螺纹虽然有多种加工方法，但套丝是效率最高的，为提高生产效率减少成本，因此需要专用套丝机，来满足生产需求。本套丝机为半自动卧式套丝机，可以自动退刀，切能够恢复到加工前的位置因此减少了退刀时间，降低了劳动强度，从而提高了生产效率。213设计的主要内容设计的主要内容包括设计的目的及意义、总传动方案设计（传动原理与机构）、总传动参数计算、皮带轮的设计与计算、齿轮啮合参数、强度、几何参数计算、轴的结构设计及强度计算、轴承的选型设计、其它零部件的结构设计。14功能结构简介根据设计任务并且查询书籍资料和上网查询电子资料可建立功能结构图如图1保证加工螺纹统一长度,防止操作工人因精神不集中而损坏螺纹；其生产率比人工也提高2到3倍；因为该机能保证棒料垂直丝板端面套入,圆心度较好,切削力均匀,套丝全过程都得到连续润滑冷却,使螺纹表这种管螺纹加工专用设备体积小、质量轻,运输、移动、安装和维修都很方便，可面获得较好的粗糙度，其生产质量也可获得保证。二、总体传动参数计算21分配传动比211分配原则1高速级分配较小传动比，由高速级至低速级逐渐增大传动比。由于该机构要求传动比大，空间体积小，如果在高速级分配较大传动比，随着传动比和模数的增大，齿轮的直径将变得很大，不宜满足空间体积的要求。32通过总体初步预算具体分配各级传动比。由于分配传动比时首先要考虑结构的要求，必须在给定的中心矩范围内分配传动比，因而必须先进行总体预算，并经过不断的调整，最后经过指导老师审核后确定。212选取电机由于套丝机与攻丝原理相似，进给速度不能太快，参考机床的攻丝速度套丝机取N28R/MINMIN/19MIN/193285734DV根据可算出套螺纹主轴的直径4026T式中D主轴直径MMT转矩（NM）工件材料为45钢则加工45钢时7180569PD式中D螺纹大径P螺距加工的管螺纹大径D13157，P1337计算T242MNMD52410264切削功率KWKWNTPC071989T主轴上的最大转矩N主轴上的计算转速CPN3219076轴承齿轮带轮所以842097096343轴承齿轮带轮KWPC082714因此可以选取Y8012型号电机，额定功率075KW，同步转速3000R/MIN,满载转速2825R/MIN，中心高H80MM，外伸轴段DE19MM40MM。213分配传动比总传动比910285主轴电总NI由于空间比较小带轮占用空间比较大，带轮用I314传动降速。由于主轴是空心轴直径要求相对较大，故选用传动比为I4，其他两级分别为33和25故传动比为I带轮314，I125I233，I3422确定各轴的功率P已知输入转速。MIN/285RN电221确定各轴输入功率NNP3219076轴承齿轮带轮KWP713096075轴承带轮电85913轴承齿轮K68轴承齿轮WP6320705轴承齿轮222确定各轴输入转矩NNT9505式中转速输入转矩NP带入参数得各轴的输出转矩为MNT6479013518522MNT62190436952三、带轮的设计及计算31带轮设计及计算1确定计算功率CAP有机械设计（以下凡是没特别提出的均同）表87查得工作情况系数1AK故KWKKAC8250712选择V带的带型根据由图811选用Z型带CAP1N3确定带轮的基准直径并验算带速21D和VA带轮的传动比为314由表86和表88取带轮直径MD501B验算带速按式（813）验算带的速度VSMNDV/47106285106因为故带速合适SSM/3/5C大带轮基准直径31450157MM2D14D圆整1604确定V带的中心距A和基准长度DL6A根据式（820）初定中心距MA210B由式（822），计算带所需的基准长度MDDALD76442021210由表82选带的基准长度MLD8C按式（823）计算实际中心距A276402100DLA中心距的变化范围为216250MM5验算小带轮上的包角1由于两带轮直径相等故9015283710A3578012）（D6计算带的根数ZA计算单根V带的额定功率RP由和查表84A得MD501IN/2851NKWP260根据和Z带型，查表84B得I/1RN4304KW0查表85得表82得于是9250K1LKKWPLR275090460）（B计算V带的根数97258RCAZ取3根7计算单根V带的初拉力的最小值MIN0F由表83得Z型带的单位长度质量，所以KGQ/67NVZKPFCA35470647925082MIN0）（应使带的实际初拉力MIN0F8计算压轴力P压轴力的最小值为NZFP210352SIN21M0MIN9）带轮结构设计带轮结构如图四、齿轮强度与几何参数计算由于本套丝机传递功率较小，故齿轮全部选用直齿圆柱齿轮传动。套丝机为一般工作机器，低速，故选用7级精度（GB1009588）由表101选择小齿轮材料为45钢调质处理，硬度为217255HBS，大齿轮材料为45钢常化处理硬度为162217HBS，二者硬度差为40HBS841第一对齿轮的设计及计算1）选小齿轮齿数，大齿轮齿数251Z5622Z取632Z2）按齿面接触强度设计有设计计算公式进行试算，即3211HEDTZUTKDA确定公式内的各计算数值1试选载荷系数3T2计算小齿轮传递的转矩MNNPT3515110647901093有表107选取齿宽系数D4有表106查得材料的弹性影响系数2189MPAZE5有图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大MPAH501LIM齿轮的接触疲劳强度极限AH3902LIM6有式1013计算应力循环次数9110835819060NLJN92583I7由图1019取接触疲劳寿命系数，901HNK952HN8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得MPASKHNH455091LIM1372LI2B计算1试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值TD1H9735081952316473213221HEDTTZUTKD2计算圆周速度VSMNVT/8106973540613计算载荷系数根据，7级精度，由图108查得动载系数SMV/811VK直齿轮FHK由表102查得使用系数1A由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时417HK由查图1013得41HK385FK故载荷系数4171HVA4按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（1010A）得MKDTT7361473515计算模数MZ4825613）按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度的设计公式为21FSADYZKTMA确定公式内的各计算数值1由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲MPAFE4301强度极限MPAFE3202由图1018取弯曲疲劳寿命系数，8601FNK892FN3计算弯曲疲劳许用应力10取弯曲疲劳安全系数S14，由式（1012）得MPAPASKFENF1426413086MAFENF432924计算载荷系数K85131FKVA5查取齿形系数和应力校正系数由表105查得，621FAY7FA由表105查得，59S31S6计算大小齿轮的并加以比较FA015742691FSAY34372FSA大齿轮的数值大B设计计算MM86901342510647383对比计算结果取M21DZ因为最小不发生根切的条件是，取17Z251取56226324几何尺寸计算A计算分度圆直径MZD0112632B计算中心距11MDA8216501C计算齿轮宽度齿宽系数分别有610，小齿轮取10，大齿轮取8则小齿轮B20大齿轮B1642第二对齿轮的设计及计算1）选小齿轮齿数，大齿轮齿数23Z975234Z取764Z2）按齿面接触强度设计有设计计算公式进行试算，即32231HEDTZUTKDA确定公式内的各计算数值1试选载荷系数3T2计算小齿轮传递的转矩MIN/57632902RNMNPT452210833601913有表107选取齿宽系数D4有表106查得材料的弹性影响系数2189MPAZE5有图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大MPAH503LIM齿轮的接触疲劳强度极限AH3904LIM6有式1013计算应力循环次数9231054821576060NLJN94431I7由图1019取接触疲劳寿命系数，903HNK954HN128计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得MPASKHNH4955093LIM3374LI4B计算1试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值TD3HMZUTKDEDTT62153708941832132322计算圆周速度VSMNVT/40510674106233计算载荷系数根据，7级精度，由图108查得动载系数SM/51VK直齿轮1FHK由表102查得使用系数A由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时417HK由查图1013得41HK3851FK故载荷系数47HVA4按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（1010A）得MKDTT3214762335计算模数MZ970233）按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度的设计公式为23FSADYZKTM13A确定公式内的各计算数值1由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强MPAFE430度极限MPAFE32042由图1018取弯曲疲劳寿命系数，8603FNK894FN3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，由式（1012）得MPASKFENF14261308339444计算载荷系数K38511FVA5查取齿形系数和应力校正系数由表105查得，623FAY74FA由表105查得，591S31S6计算大小齿轮的并加以比较FA015842693FSAY374FSA大齿轮的数值大B设计计算MM36109231854对比计算结果取M23DZ因为最小不发生根切的条件是，取17Z23取97532462144几何尺寸计算A计算分度圆直径MZD462331574B计算中心距DA92643C计算齿轮宽度齿宽系数分别有610，小齿轮取10，大齿轮取8则小齿轮B20大齿轮B1643第三对齿轮的设计及计算1）选小齿轮齿数，大齿轮齿数215Z84216Z取质数836Z2）按齿面接触强度设计有设计计算公式进行试算，即3251HEDTZUTKDA确定公式内的各计算数值1试选载荷系数3T2计算小齿轮传递的转矩MIN/10876235903RNMNPT45331086913有表107选取齿宽系数D4有表106查得材料的弹性影响系数2189MPAZE5有图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大MPAH503LIM齿轮的接触疲劳强度极限AH3904LIM156有式1013计算应力循环次数835106745308210660NLJN86747I7由图1019取接触疲劳寿命系数，905HNK956HN8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得MPASKHNH45095LIM55376LI6B计算1试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值TD5HMZUTKDEDTT045381945108321322352计算圆周速度VSMNVT/0160845160353计算齿宽DBT334计算齿宽与齿高之比HB模数MZMTT5321045齿高HT692396504B5计算载荷系数根据，7级精度，由图108查得动载系数SMV/1VK直齿轮1FHK由表102查得使用系数A16由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时419HK由查图1013得419329HKHB，3851FK故载荷系数49VA6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由式（1010A）得MKDTT615439045357计算模数MZ621953）按齿根弯曲强度设计由式（105）得弯曲强度的设计公式为253FSADYZKTMA确定公式内的各计算数值1由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强MPAFE4305度极限MPAFE32062由图1018取弯曲疲劳寿命系数，8605FNK896FN3计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，由式（1012）得MPASKFENF14261308559664计算载荷系数K38511FVA5查取齿形系数和应力校正系数由表105查得，623FAY74FA由表105查得，591S31S176计算大小齿轮的并加以比较FSAY015842693FSAY374FSA大齿轮的数值大B设计计算MM201582318594对比计算结果取，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数M的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取有弯曲强度计算的模数222并元整为标准值，按接触强度计算的分度3圆直径，算出小齿轮齿数D2148536MZ取5大齿轮齿数8456Z为了让齿数互质取36Z4几何尺寸计算A计算分度圆直径MZD21549386B计算中心距DA156265C计算齿轮宽度齿宽系数分别有610，小齿轮取10，大齿轮取8，模数为3则小齿轮B30大齿轮B241844齿轮参数一览表齿轮序号齿数模数齿宽分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径传动比Z125220505445Z26321812613012125Z323220465041Z47621815215614733Z521330636937Z683324249255161398五、轴的校核计算51确定各轴输入转矩MNT759013518621233MNT8095452输入轴的结构设计与校核选材45钢调质处理，硬度230HBS，强度极限630MPA，屈服极限355MPA，弯BS曲强度极限275MPA，剪切疲劳极限155MPA，对称循环变应力时的许用应11力60MPA。1B初步估算轴的最小直径，选择轴承取A0110，则轴的最小直径为19DMINMNP210973103考虑到键槽的影响，轴径应增加7，故去DMIN12MMC选择轴承因轴承主要受径向力，轴向力主要是重力，故选用角深沟球轴承。根据工作要求选用6006深沟球轴承。带轮采用A型键进行周向定位，键的尺寸为，根据带轮宽度取键的长度MHB730ML40D轴的各段长度如图E按弯扭合成应力校核轴的强度A绘出轴的计算简图，轴的计算简图如下图所示L3425L11465MML2100MM20B计算作用在轴上的力作用在小齿轮上的力NDTFR547021531NRT26TANTAC计算支反力垂直面（V面）如图CNLFMRNVRV10446250112LFRNVRV9150462501212水平面（H面）如图DNLFMTNHT28610546702112LFTNHT8417051467021221力（方向未定）在支点产生的支反力PFNLMPNF92105146890213132LPNF105146902132带轮压轴力的作用方向与带轮的布置有关，在具体位置尚未确定前，可按最P不利的情况考虑MNMV32514621LFNFP361MNMFPHV189212作转矩图（G）NT75D单向运动扭转应力按脉动循环变应力取系数为06则MNCA654701MMTM47635703222212CA53由计算弯矩图可见1截面受力最大1截面的计算应力为MPAWMCA24507633222小于许用应力，故安全MPA60153第二根轴的设计选材45钢调质处理，硬度230HBS，强度极限630MPA，屈服极限355MPA，弯BS曲强度极限275MPA，剪切疲劳极限155MPA，对称循环变应力时的许用应11力60MPA。1B初步估算轴的最小直径，选择轴承取A0110，则轴的最小直径为DMINM7136953DMIN17MMC轴的各段长度如图D按弯扭合成应力校核轴的强度23L1142L258L355A绘出轴的计算简图，轴的计算简图如上图所示B计算作用在轴上的支反力作用在大齿轮上的力NFR547012TT6作用在小齿轮上的力NDTFR150824823NRT426TAN7TA3C计算支反力垂直面（V面）如图CNLFFLLMRRNVRV40582561346003213132LLLRRNVRV582506146032121323水平面（H面）如图D24NLFFLLMTTNHT8202513470032132133NHTT981132DMLFMNNV3190476221H2795847321合成弯矩MNMHV9229758434310622211EMNT8F单向运动扭转应力按脉动循环变应力取系数为06则CA2431MNT54186024322MCA39223MN924G按弯扭合成应力校核轴的强度由计算弯矩图可见2截面受力最大2截面的计算应力为MPAWMCA341052小于许用应力，故安全62554第三根轴的设计与校核1选材45钢调质处理，硬度230HBS，强度极限630MPA，屈服极限355MPA，弯BS曲强度极限275MPA，剪切疲劳极限155MPA，对称循环变应力时的许用应11力60MPA。12初步估算轴的最小直径，选择轴承取A0110，则轴的最小直径为DMINM8192365DMIN22MM3轴的各段长度如图4按弯扭合成应力校核轴的强度A绘出轴的计算简图，轴的计算简图如下图所示26L175L2126L352B计算作用在轴上的支反力力作用在大齿轮上的力NFR150834TT26作用在小齿轮上的力NDTFR387015843527NFNRT1420TA1568TA5C计算支反力垂直面（V面）如图CNLFFLLMRRNVRV16025314860032154142LLLRRNVRV1045253147600321215424负号表示方向与假设相反水平面（H面）如图（D）NLFFLLMTTNHT926253184687003214351452NHTT901542DMNNLFMMNV34554302101276321H921194669321E合成弯矩MNMHV31792345022211FMNT853G单向运动扭转应力按脉动循环变应力取系数为06则CA4701MNT67815604722232228MNTMCA13985603272323MN1724H按弯扭合成应力校核轴的强度由计算弯矩图可见小齿轮截面受力最大该截面的计算应力为MPAWMCA513093小于许用应力，故安全61六、轴承及键的校核61输入轴上轴承的校核已知输入轴上的轴承型号为6006，静载荷NC8301求比值比值很小，远远小于ERAF2计算当量动载荷P，根据式（138A）PARPYFXF按照表136，21,01PPFF取按照表135，X1，查表Y0，则45872P3根据式136，求轴承的基本额定动载荷值3620105261066NNLCH029则满足要求4验算轴承寿命HLHPCNLH5074358620916012因此满足要求62输入轴上键的校核对于普通平键连接的强度条件为PPKLDT3102式中T传递的转矩MNK键与轮毂键槽的接触强度。K05H,此处H为键的高度，单位MML键的工作长度，MM,圆头平键LLBD轴的直径键轴轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，见表62P对于输入轴上的键，MNT647MHK3650MBLL3460D19MPAPAP10871932故合用七、润滑与密封71传动件的润滑本设计采用用油浴润滑，由于总体上齿轮线速度较小，故可以不考虑回油槽。3072滚动轴承的润滑本设计采用润滑脂润滑，并在轴承内侧设置挡油环，以免油池中的稀油进入轴承内而使润滑脂稀释。73润滑剂的