一级蜗轮蜗杆减速器课程设计553%0.6%280
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减速器课程设计
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一级蜗轮蜗杆减速器课程设计553%0.6%280,减速器课程设计
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zz z z 擬 SO Common 枇 2 b2 2H!b2 b2 L5 擬 SO e 擬 SO 朶 O g d t t x t 貿 N | W nts 湖 南 工 业 大 学 机械设计课程设计 设 计 说 明 书 题 目 带式输 送 机 蜗杆减速器设计 学 院 机 械 工 程 班 级 机械设计制造与自动化 （ 092） 学 号 09405100214 设 计 者 王 帅 指导教师 李 历 坚 提交 日期 2012 年 1 月 6 日 nts 2 目 录 1、 机械设计课程设计 任务书 -（ 3） 2、电动机的选择 -（ 5） 3、 传动装置的运动和动力参数的计算 -（ 7） 4、 传动零件设计计算 -（ 8） 5、 轴的设计计算及校核 -（ 13） 6、 轴承的校核 -（ 19） 7、 键 的选择 和校核 - （ 22） 8、 箱体的设计 - （ 22） 9、 键等相关标准的选择 - （ 24） 10、 减速器结构与润滑、密封方式的概要说明 -（ 25） 附录 轴的反力及弯矩、扭矩图 - （ 29） nts 3 机械设计课程设计任务书 题 目 带式输 送 机 蜗杆减速器设计 设 计 者 王 帅 指导教师 李 历 坚 班 级 机 械设计制造与自动化 （ 092 ） 设计时间 2011 年 12 月 15 日 2012 年 1 月 5 日 任务要求： 1. 减速器装配图一张 2. 零件图 23 张（由指导教师指定） 3. 设计说明书一份（ 60008000 字） 其它要求： 设计步骤清晰，计算结果正确，说明书规范工整，制图符合国家标准。按时、独立完成任务。 nts 4 1 设计题目 带式运输机蜗杆减速器设计。 1.1. 工作原理及已知条件 一 工作原理 ： 带式输送机工 作装置如下图所示 二 .己知条件 ： 1.工作条件 ： 二 班制， 运输机连续工作，单向动转，载荷平稳， 空载起动 。 2.使用寿命： 使用期限 8年 （每年 300工作日）； 3.运输带速度允许误差； 5； 三 、原始数据 已知条件 传送带工作拉力 F（ kN） 传送带工作速度 v（ m/s） 滚筒直径 D（ mm） 参数 3 0.6 280 1电动机 2联轴器 3蜗杆减速器 4带式运输机 附图 nts 5 计算及说明 结果 2.1 电动机的选择计算 2.1.1 选择电动机 2.1.1.1选择电动机的类型 按 工作要求和条件选取 Y 系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 2.1.1.2选择电动机容量 工作机所需的功率： kwkwkwFVP w 8.11000 106.031000 3 由电动机至工作机之间的总效率： 433221 a其中 1 2 34 分别为联轴器，轴承，蜗杆和卷筒的传动效率。 查表可知 1 =0.99（滑块 联 轴器） 2 =0.98（滚子轴承） 3=0.80（ 双 头 蜗杆 ） 4 =0.96（ 滚 筒） 所以： 71.096.080.098.099.0 32 xxxa所以电动机输出功率： kwP awPd 54.271.0/8.1 kw 2.1.1.3确定电动机 转速 根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为 r / m i n41r / m i n280 6.01000601000*60 kwD Vn w wP=1.8kw a=0.71 dP=2.54kw nw=41r/min nts 6 计算及说明 结果 电动机转速可选范围： nd =i*wnnd=(1040)*41=4101640r/min 2.1.1.4确定电动机型号 查表 16-1，可得： 方案号 电动机型号 额定功率 同步转速 满载转速 极数 1 Y100L-2 3kw 3000r/min 2870r/min 2 2 Y100L2-4 3kw 1500r/min 1420r/min 4 3 Y132S-6 3kw 1000 r/min 960r/min 6 计算及说明 结果 经 合考虑，选定方案 2。因为同步转速较高，电动机价格比较便宜，而且方案 2 的传动比不是很大，尺寸也不是很大，结构还比较紧凑。 电动机的型号为 Y100 L2-4 nts 7 计算及说明 结果 2.1.2 计算总传动比和各级传动比的分配 2.1.2.1 计算总传动比 ： 3 4 .6 3411 4 2 0 wma nni2.1.2.2 各级传动比的分配 2.1.2.3 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。 3 计算传动装置的运动和动力参数 3.1 蜗杆蜗轮的转 速： 蜗杆转速和电动机的额定转速相同 蜗轮转速： m in/4163.341 4 2 0 rn 滚筒的转速和蜗轮的转速相同 3.2 功率 蜗杆的功率： p1=2.42 0.99=2.40KW 蜗轮的功率： p2=2.40 0.80 0.98=1.88kW 滚筒的功率： p3=1.88 0.99 0.98 =1.83Kw 3.3 转矩 mNnpTmmd .28.16142042.295509550 mNnPT .14.161420/40.29550/9550 111 mNPT .9.43741/88.19550n/9550 222 mNPT .26.42641/83.19550n/9550 333 ai=34.63 n=41 r/min p1=2.40KW p2=1.88KW p3=1.83KW nts 8 将所计算的结果列表： 参数 电动机 蜗杆 蜗轮 滚筒 转速 (r/min) 1420 1420 41 41 功率 (P/kw) 2.42 2.40 1.88 1.83 转矩 (N m) 16.28 16.14 437.9 426.26 传动比 i 34.63 效率 0.99 0.80 0.96 计算及说明 结果 4.选择蜗轮蜗杆的传动类型 根据 GB/T10095-1988的推荐，采用渐开线蜗杆 ZI。 4.1选择材料 考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择 45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为 4555HRC， 蜗轮 用铸锡磷青钢 ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁 HT100 制造。 4.2按齿面接触强度进行设计 传动中心矩计算公式如下： 23 2HE ZZKTa (1) 确定作用在 蜗轮 上的转矩 2T =437.9N m (2) 确定载荷系数 K 查书 因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数 K=1.21 (3) 确定弹性影响系数 EZ 因选用的是铸锡磷青铜 蜗轮 和钢蜗杆相配，故EZ =160 21MP 渐开线蜗杆 ZI 45钢 ZCuSn10P1 青铜 HT150 2T =437.9N m K=1.21 EZ =160 21MP nts 9 计算及说明 结果 (4) 确定接触系数Z(5) 先假设蜗杆分度圆 d1和传动中心矩 a的比值 3.01 ad，从图 11-18可查得Z=3.1 (6) 确定 接触疲劳极限 limH =wnh fffK 0根据 蜗轮 材料为 ZCuSn10P1，蜗杆螺旋齿面硬度 45HRC，可从表 11-7中查得无 蜗轮 的基本许用 接触 应力 H =268MPa 力循环次数 N=60 9500000038400411602 hLjn寿命系数 7548.09 5 0 0 0 0 0 0108 7 HNK则， aaHHNH MPMPK 29.2022687548.0 (6) 确定 接触疲劳最小安全系数 limHS 查表 11-12， 根据推荐 值 可取 limHS =1.2 （ 7） 确定 寿命系数 4 6 7 2 083 6 582 hL 5.19.0467202500025000 66 hh LZ（ 8）计算中心距 23 2 HE ZZKTa 14729.202 1.31604 3 7 9 0 021.1 23 a 取中心矩 a=160mm 这时 4.0160631 ad， Z=2.3 由图 11-18 查得，因为 Zd2,且与 轴承内径标准系列相符，故取 d3=55mm.( 轴承型号选30211) 轴段 4安装蜗轮，此直径采用标准系列值，故取 d4=60mm 轴段 5为轴环，考虑蜗轮的定位和固定取 d5=52mm 轴段 6 考虑左端轴承的定位需要，根据轴承型号 30210查得 d6=50mm 轴段 7与轴段 3 相同轴径 d7=55mm 5.2.2 确定各轴段长度 为了保证蜗轮固定可靠，轴段 4 的长度应小于蜗的轮毂宽度 2mm，取 L4=82mm 为了保证蜗轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体内壁间应有一定间隙，取两者间距为 23mm 为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体内壁的 距离为 2mm . 根据轴承宽度 B=18mm，取轴段 7长度 L7=18mm， 因为两轴承相对蜗轮对称，故取轴段 3 长度为 L3=（ 2+23+2+18） =45mm。 为了保证联轴器不与轴承盖相碰， 取 L2=22+45=67mm。 根据联轴器轴孔长度 112mm，取 L1=110mm。 因此，定出轴的跨距为 L=（ 10.5+25+60+25+10.5）=131mm.（一般情况下，支点按照轴承宽度中点处计算） 蜗轮轴的总长度为 L 总 =131+23+67+110=331mm。 轴的结构示意图如图所示： nts 15 计算及说明 结果 5.2.3 轴的校核计算 按弯扭组合进行强度校核 （轴的受力简图及弯扭矩图见下图） （ a） 绘制轴的受力图 蜗轮的分度圆直径 d=283.5mm； 转矩 T=140.98N m 蜗轮的切向力 Ft=2T/d=2 437900/283.5=3089N 蜗轮的径向力 Fr=Ft tan =3089 tan20 =1124.3N 蜗轮轴向力 Fa=Ft tan =3089 tan11.3 =617.2N （ b） 求水平面 H 内的支反力及弯矩 由于蜗轮相对支撑点对称布置，故两端支承反力相 等。 HAF = 5.1544230892/ FtF HB N C截面处的弯矩 1012131.05.15442 LFM HAHC N （ C）求垂直平面 V 内的支反力及弯矩 支反力 由 0 AM 得 022 222 DFlFlF arVB lDFlFFarVB 22 222 N2.136513123526.60521311.1031 NF v bFrF VA 1.2622.1 3 6 51.1 1 0 32 截面 C 左侧 的弯矩 mNLF v aM v c 17.172131.01.26221 Ft=3089N Fr=1124.3N Fa=617.2N HAF = 5.1544 N HBF = 5.1544 N HCM=101 nts 16 计算及说明 结果 截面 C 右侧的弯矩 mNLF v bM v c 42.892131.02.136522 求合成 弯矩 截面 C 左 侧的合成弯矩 mNMMM VCHCC 77.100)17.17(3.99 222121 截面 C 右侧的合成弯矩 mNMMM VCHCC 63.13342.893.99 222222 计算转矩 mNnPT 54.39368.438.195509550 2 求当量弯矩 因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a =0.6,危险截面 C 处的 当量弯矩为 : 222 54.3936.0263.133)(2 aTMecM c =271.31N*m 计算截面 C处的直径，校验强度 mmM e cd a 67.36551.0 100031.27111.0 33 因此处有一键槽，故将轴径 增大 5%，即： d=36.67*1.05=38.51mm 而结构设计中，此处直径已初定为 60mm， 故强度足够 5.3 蜗杆轴的设计 5.3.1 轴的材料的选择，确定许用应力 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。 选取轴的材料为 45 钢，淬火 处理。 2MvcmN 42.89 1CMmN 77.100 2CM=mN 63.133 T= mN 54.393 ecM =271.31N*m ad=36.67mm 强度足够 45 钢 nts 17 计算及说明 结果 按扭转强度，初步估计轴的最小直径 d A mmnp 84.15960 51.2115 33 0 Tc=1.2*9550*2.51/960=29.96mm 5.3.2确定各轴段直径 查表 GB 4384-1997 选用 WH6滑块 联轴器，标准孔径d=40mm，即轴伸直径为 40mm 联轴器轴孔长度为： 84mm。 轴的结构设计 从轴段 d1=40mm 开始逐渐选取轴段直 . d2 起固定作用，定位轴肩高度可在（ 0.070.1） d 范围内，故 d2=40+0.1d1=44mm，该直径处安装密封毡圈，取 标准直径。应取 d2=45mm； d3 与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装， 选定轴承型号为 30310。 取 d3=50mm。 d4 起定位作用，由 h=（ 0.070.1） d3=（ 0.070.1） 50=3.5 5mm，取 h=4mm， d4=d3+h=50+4=54mm； d6=d4=54mm; d7段装轴承，取 d7=d3=50mm d5段取蜗杆齿顶圆直径 d5=96mm; 5.3.3 确定各轴段长度 L1取 联轴器轴孔长度 84mm L2安装端盖取 L2=40mm L3安装轴承，取轴承宽度 L3=B=20mm L4和 L6为了让蜗杆与涡轮正确啮合，取 L4=L6=138mm L7也安装轴承和端盖 L7=30mm L5为蜗杆轴向齿宽取 L5=107mm 定出轴的跨度为 ; L=L4+L6+L5+1/2L3+1/2L3 =403mm 蜗杆的总长度为： L 总 =L+40+30+84 =557mm 5.3.4 蜗杆轴的强度校核 按弯扭组合进行强度校核 （轴的受力简图及弯扭矩图和蜗轮轴相似，故不再作图） d=15.84mm d1=40mm d2=45mm d3=50mm d4=54mm d6=54mm d7=50mm d5=96mm L1=84mm L2=40mm L3=20mm L4=138mm L7=30mm L5=107mm L 总 =557mm 计算及说明 结果 nts 18 （ a） 绘制轴的受力图 （ b） 求 水平面 H 内的支反力及弯矩 Ft1=Fa2=3089N Fr1=Fr2=1124N Fa1=Ft2=3030.7N 由于蜗杆相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。 HAF = NFtF HB 5.1 5 4 423 0 8 92/ C截面处的弯矩 mNLFM HAHC 2.3112403.05.1 5 4 42 （ C）求垂直平面 V 内的支反力及弯矩 支反力 由 0 AM 得 022 111 DFlFlF arVB lDFlFFarVB 22 111 N36.8424032807.303024031241 NF v bFrF VA 64.28136.84211241 截面 C 左侧的弯矩 mNLF v aM v c 52.502403.074.25021 截面 C 右侧的弯矩 mNLF v bM v c 75.1712403.036.84222 求合成弯矩 截面 C 左侧的合成弯矩 mNMMM VCHCC 31552.502.311 222121 截面 C 右侧的合成弯矩 Ft1=3089N Fr1=1124N Fa1=3030.7N HAF =1544.5N HCMmN 2.311 VAF N64.2811MvcmN 75.171 1CM mN 315计算及说明 结果 nts 19 mNMMM VCHCC 26.18275.17101.61 222222 计 算转矩： mNnPT 97.2496051.295509550 1 求当量弯矩 因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a =0.6,危险截面 C 处的 当量弯矩为 : 222 97.246.0275.171)(2 aTMecM c =172.4N*m 计算截面 C处的直径，校验强度 mmM e cd 53.31551.0 10004.17211.0 33 因此处有一键槽，故将轴径增大 5%，即： d=31.53*1.05=33.11mm 而结构设计中，此处直径已初定为 96mm， 故强度足够 蜗杆轴的结构示意 图如下图所示 ： 6.轴承的校核 6.1 校核 30211 查表 GB/T297-1994 额定动载荷 Cr=90.8 103 N 基本静载荷 Cor=115*103 N (1) 求两轴承受到的径向载荷 Fr1和 Fr2 由前面设计蜗轮时求得的： Fr1v=VAF= 1.262 N 2CMmN 26.182 ecM =172.4N*m 强度足够 nts 20 计算及说明 结果 Fr2v=VBF 2.1365N Fr1H= HAF =1544.5N Fr2H= HBF =1544.5 N Fr1= 15675.1544)1.262( 222121 HFrvFrN Fr2= 20615.15442.1365 222222 HFrvFrN （ 1） 求两轴承计算轴 向力 Fa1和 Fa2 查表 GB/T297-1994 可知 e=0.4 附加轴向力 轴向力 FA=617.2N 轴承 2 端被压紧，故 求当量动载荷 P1 和 P2 33.0156752211 FrFae 查表 GB/T297-1994，取 X=1,Y=0 eFrFa 63.02 0 6 1 2.1 3 0 422查表 GB/T297-1994，取 X=0.4,Y=1.5 计算 P1、 P2，由于载荷平稳取 fp=1,则 Fr2v 2.1365 N Fr1H=1544 N Fr2H=1544N Fr1= 1567 N Fr2 =2061 N e=0.4 1SF N5222SF N6871aF N63.5122aF N23.1118NYFF RS 5225.1215672 11 NYFF RS 6875.1220612 22 21 2.1 1 3 92.617522 FSNFFS A NFSF a 52211 NFFSF Aa 2.130422 nts 21 计算及说明 结果 验算轴承寿命 因为 P1P2，所以按轴承的受力大的计算： 所以轴承满足寿命要求。 6.2校核 30208 查表 GB/T297-1994 额定动载荷 Cr=73.2 103 N 基本静载荷 Cor=92.0*103 N (2) 求两轴承受到的径向载荷 Fr1和 Fr2 由前面设计蜗轮时求得的： Fr1v=VAF= 74.250 N Fr2v=VBF 36.852N Fr1H= HAF =302.8 N Fr2H= HBF =302.8N Fr1= 14.3938.30274.250 222121 HFrvFrN Fr2= 55.9048.30236.852 222222 HFrvFrN 求两轴承计算轴向力 Fa1和 Fa2 查表 GB/T297-1994 可知 e=0.42 2p N7.2780 hL= h7101.6 轴承满足寿命要求 Fr1 14.393 N Fr2= 55.904 N NyFxFP ar 1 5 6 7111 NFFp ar7.27802.13045.120614.0)5.14.0( 222 7 2 0 0 0101.6)()(77.2 7 8 09 0 8 0 068.431 6 6 7 01 6 6 7 0 310hPCnhLhL nts 22 计算及说明 结果 附加轴向力 轴向力 FA=3030.7N 轴承 2 端被压紧，故 求当量动载荷 P1 和 P2 36.014.393 41.14011 FrFae 查表 GB/T297-1994，取 X=1,Y=0 eFrFa 5.355.904 11.317122查表 GB/T297-1994，取 X=0.4,Y=1.4 计算 P1、 P2，由于载荷平稳取 fp=1,则 NyFxFP ar 14.393111 验算轴承寿命 因为 P1P2，所以按轴承的受力大的计算： 所以轴承满足寿命要求。 1SFN41.140 2SFN05.323 2p N4.4801 hLh4102.15 轴承满足寿命要求 NYFF RS 41.1 4 04.12 14.3 9 32 11 NYFF RS 05.3234.12 55.9042 22 21 11.3 1 7 17.3 0 3 041.140 FSNFFS A NFSF a 41.14011 NFFSF Aa 11.317122 NyFFp ar4.480111.31714.155.9044.04.0 222 7 2 0 0 0102.15)()(44.4 8 0 17 3 2 0 09601 6 6 7 01 6 6 7 0 310hPCnhLhL nts 23 计算及说明 结 果 7.键的选择和校核 7.1 蜗轮与联轴器 相配合的键的选择 查 GB1095-2003： A型普通平键 根据轴的最小直径 d=32mm,选择键 b*h=10mm 8mm L=84mm l=L-b=84-10=74mm k=0.5 h=0.5 8=4mm 3032744 1098.1402102 33 K ldT MPa =110MPa 合格 7.2 蜗 杆 与联轴器 相配合的键的选择 查 GB1095-2003： A型普通平键 根据轴的最小直径 d=40mm,选择键 b*h=12mm 8mm L70mm l=L-b=70-12=58mm k=0.5 h=0.5 8=4mm 4.540584 1005.252102 33 K ldT MPa =110MPa 合格 8.箱体的设计计算 8.1箱体的结构形式和材料 箱体采用铸造工艺，材料选用 HT200。 因其属于中型铸件，铸件最小壁厚 8 10mm，取 =10mm 8.2 铸铁箱体主要结构尺寸和关系 如下表： A型普通平键 b*h=12mm 8mm 合格 A型普通平键 b*h=12mm 8mm 合格 nts 24 名称 减速器型式及尺寸关系 箱座壁厚 =10mm 箱盖壁厚 1 1=0.8 =9.6mm 取 1=10mm 箱座凸缘厚度 b1， 箱盖凸缘厚度 b， 箱座底凸缘厚度 b2 b1=1.5 1=15mm b=1.5 =15mm b2=2.5 =2.510=25mm 地脚螺钉直径及数目 df=0.036a+12=21mm 取 df=25mm n=6 轴承旁联接螺栓直径 d1=0.75df=18.75mm 取 d1=20mm 盖 与 座联接螺栓直径 d2=（ 0.5 0.6） df 取 d2=16mm 联接螺 栓 d2间的间距 l=150 200mm 轴承端盖螺 栓直径 d3=（ 0.4 0.5） df 取 d3=12mm 检查孔盖螺栓直径 d4=（ 0.3 0.4） df 取 d4=8mm Df， d1， d2至外壁距离 df， d2至凸缘边缘距离 C1=26,20,16 C2=24,14 轴承端盖 外径 D2=140mm 轴承旁联接螺栓距离 S=140mm 轴承旁凸台半径 R1=16mm 轴承旁凸台高度 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定 箱盖，箱座筋厚 m1=9mm m2=9mm 蜗轮外圆与箱内壁间距离 1=16mm 蜗轮轮毂端面与箱内壁距离 2=30mm 9.键等相关标准的选择 本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，垫圈、垫片的选择，具体内容如下： 键的选择 查 GB1095-2003 蜗轮轴与半联轴器 相配合的键： A 型普通平键， b*h=12mm 8mm GB1095-2003 半联轴器与蜗杆轴的连接 b*h=12mm 8mm A型， 12mm 8mm A型， 12mm 8mm nts 25 联轴器的选择 根据轴设计中的相关数据，查 GB4323-1997，选用联轴器的型号 WH6 WH6 GB4323-1997 螺栓，螺母，螺钉的选择 考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用 螺栓 GB5782-86， M10*35， 数量为 3个 M12*100， 数量为 6个 螺母 GB6170-86 M10 数量为 2个 M12， 数量为 6个 螺钉 GB5782-86 M6*20 数量为 2个 M8*25， 数量为 24 个 M6*16 数量为 12 个 M10*35 M12*100 M10 M12 M6*20 M8*25 M6*16 6.4销，垫圈垫片的选择 选用销 GB117-86， B8*30，数量为 2个 选用垫圈 GB93-87 数量为 8个 选用止动垫片 1个 选用石棉橡胶垫片 2个 选用 08F调整垫片 4个 GB117-86 B8*30 GB93-87 止动垫片 石棉橡胶垫片 08F调整垫片 有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图 10.减速器结构与润滑、密封方式的概要说明 减速器的结构 本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照后附装配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等 组成。 箱体为剖分式结构，由 I 箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以具体结构详见装配图 nts 26 放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放油 螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速 器 用地脚螺栓固 定在机架或地基上。 减速箱体的结构 该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式 具体结构详见装配图 轴承端盖的结构尺寸 详见零件工作图 减速器的润滑 由于 V=4.02 m/s12 m/s，应用喷油润滑，考虑成 本及需要，选用润滑油润滑。 轴承部分采用润滑脂润滑。 蜗轮润滑采用 N32 号涡轮蜗杆油（ SH0094-91） 最低 最高油面距 10 20mm，油量为 1.5L。 轴承润滑选用 ZL-3型润滑脂 (GB 7324-1987） 油量为轴承间隙的 1/3 1/2。 减速器的密封 箱座
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