粉碎机专用传动装置设计

粉碎机专用传动装置设计摘要本设计是粉碎机的专用传动装置，单级蜗轮蜗杆减速器的设计过程。首先进行了传动方案的选取，选择蜗轮蜗杆减速器作为传动装置，然后进行减速器的设计计算，包括选择电动机、设计齿轮传动、轴的结构设计、选择并验算滚动轴承、选择并验算联轴器、校核平键联接、选择齿轮传动和轴承的润滑方式九部分内容。绘制减速器的装配草图，和零件图，并且运用AutoCAD软件进行齿轮减速器的二维平面设计。本次设计综合运用机械设计、机械制图、机械制造基础、几何精度、理论力学、材料力学、机械原理等知识，进行结构设计，并完成粉碎机机传动装置中减速器装配图、零件图设计及主要零件的工艺、工装设计。关键词：蜗轮蜗杆传动传动比传动效率、轴承的选用与校核、轴的设计与校核。SpecialmilltransmissiondevicedesignAbstractthedesignofchargingmachinededicatedtransmissiondevice,single-stagewormgearandwormgearreducerdesignprocess.Firstgivesabriefintroductionofthetransmissionscheme,selectthewormgearandwormgearreducerastransmissiondevice,andthentothedesignandcalculationofspeedreducer,includingselectingmotor,geartransmissiondesign,shaftstructuredesign,selectionandcalculationofrollingbearing,selectingandcalculatingthecoupling,checkkeylink,andthechoiceofgearandbearinglubricationwaynineparts.UseAutoCADsoftwarefor2dplanedesignofgearreducer,completereducertwo-dimensionalplanepartdrawingandassemblydrawing.Thedesignoftheintegrateduseofmechanicaldesign,mechanicaldrawing,mechanicalmanufacturingbase,geometricaccuracy,theoreticalmechanics,materialmechanics,mechanicalprinciple,suchasknowledge,structuraldesign,andcompletetheloadingpatterningearreducerassemblydrawing,partdrawingdesignandmainpartsinprocessandequipmentdesign.Keywords:wormgearandwormdrivegearratiotransmissionefficiency，Bearingshaftandcheckingofselection,designandcheck.目录前言.11总体方案设计.31.1电动机选择.31.2选择电动机容量.31.3确定电动机功率.31.4确定电动机转速.32传动方案的确定.42.1计算总传动比：.42.2分配减速器的各级传动比：.42.3计算各轴运动和动力参数.43传动零件的设计计算.63.1齿轮设计.63.1.1选材、精度.63.1.2初步计算小齿轮直径.63.1.3确定齿轮的基本参数.73.2蜗轮蜗杆设计.73.2.1选择传动精度等级，材料.73.2.2确定蜗杆，涡轮齿数.83.2.3确定涡轮许用接触应力.83.2.4接触强度设计.83.2.5主要几何尺寸计算.93.2.6计算涡轮的圆周速度和传动效率.93.2.7校核接触强度.103.2.8轮齿弯曲强度校核.103.2.9蜗杆轴刚度验算.114轴的设计计算.134.1I轴的设计计算.134.1.1求轴I的动力参数.134.1.2求作用在蜗杆蜗轮上的力.13I4.1.3初步确定轴的最小直径.134.1.4拟定轴上零件的装配方案.144.1.5轴上零件的周向定位.154.1.6确定轴上圆角和倒角尺寸.154.1.7轴的强度计算.154.2II轴的设计计算.164.2.1轴II的动力参数.164.2.2求作用在齿轮上的力.174.2.3确定轴的直径.174.2.4轴的机构设计.174.2.5轴上零件的周向定位.184.2.6确定轴上圆角和倒角尺寸.184.3III轴的设计计算.194.3.1III轴的应力参数.194.3.2III轴的动力参数.194.3.3求作用在齿轮上的力.194.3.4初步确定轴的最小直径.194.3.5轴的机构设计.204.3.6轴上零件的周向定位.214.3.7确定轴上圆角和倒角尺寸.215箱体尺寸的设计.226润滑与密封.246.1齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑.246.2滚动轴承的润滑.246.3油标及排油装置.246.4密封形式的选择.247技术要求.26结论.27参考文献.28致谢.290前言减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，是一种相对精密的机械，使用它的目的是用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器。减速器主要由传动零件(齿轮或蜗杆)、轴、轴承、箱体及其附件所组成。其基本结构有三大部分：1齿轮、轴及轴承组合。2箱体、箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。箱体通常用灰铸铁制造，对于重载或有冲击载荷的减速器也可以采用铸钢箱体。单体生产的减速器，为了简化工艺、降低成本，可采用钢板焊接的箱体。3减速器附件。为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。减速器按用途可分为通用减速器和专用减速器两大类，两者的设计、制造和使用特点各不相同。其主要类型：齿轮减速器；蜗杆减速器；齿轮蜗杆减速器；行星齿轮减速器。一般的减速器有斜齿轮减速器(包括平行轴斜齿轮减速器、蜗轮减速器、锥齿轮减速器等等)、行星齿轮减速器、摆线针轮减速器、蜗轮蜗杆减速器、行星摩擦式机械无级变速机等等。减速器特点：蜗轮蜗杆减速器的主要特点是具有反向自锁功能，可以有较大的减速比，输入轴和输出轴不在同一轴线上，也不在同一平面上。但是一般体积较大，传动效率不高，精度不高。谐波减速器的谐波传动是利用柔性元件可控的弹性变形来传递运动和动力的，体积不大、精度很高，但缺点是柔轮寿命有限、不耐冲击，刚性与金属件相比较差。输入转速不能太高。行星减速器其优点是结构比较紧凑，回程间隙小、精度较高，使用寿命很长，额定输出扭矩可以做的很大。减速器在各行各业中十分广泛地使用着，是一种不可缺少的机械传动装置。当前减速器普遍存在着体积大、重量大，或者传动比大而机械效率过低的问题。为了解决这些问题，国内外在减速器的研究与发展投入了许多精力，并且都取得了很大的成就，尤其在德国、日本、美国以及英国在减速器的材料和制造工艺的方面取得了较大的突破，并且在减去器传动原理和结构上也大胆创新，例如平动齿轮传动原理。在国内减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是大型的减速器问题更突出，使用寿命不长1。然而减速器仍然有很广阔的发展1前景，当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长、高水平、高性能、积木式组合设计、型式多样化，变型设计多等方向发展2。减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，是一种相对精密的机械，使用它的目的是用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要，在某些场合也用来增速，称为增速器1。减速器主要由传动零件(齿轮或蜗杆)、轴、轴承、箱体及其附件所组成。其基本结构有三大部分：1齿轮、轴及轴承组合。2箱体箱体是减速器的重要组成部件。它是传动零件的基座，应具有足够的强度和刚度。箱体通常用灰铸铁制造，对于重载或有冲击载荷的减速器也可以采用铸钢箱体。单体生产的减速器，为了简化工艺、降低成本，可采用钢板焊接的箱体。3减速器附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体级结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。本次设计的设计题目是装料机专用传动装置的设计，装料机的传动装置是由一个蜗轮蜗杆减速器和一组开式齿轮构成，因此本次设计的主要内容是蜗轮蜗杆减速器的设计和开式齿轮的设计。蜗轮蜗杆减速器设计是机械设计的重要内容，设计主要针对执行机构和运动展开。为了达到要求的运动精度和生产率，必须要求系统具有一定的传动精度并且各传动元件之间满足一定关系，以实现各个零件的协调动作。开式齿轮则需要较位精准的传动比，由于是开式齿轮，必须更加材料的选用，以便能够延长使用寿命。此外，通过蜗轮蜗杆减速器的设计训练，可以进一步提高我对机械设计（包括设计计算、工程制图等方面）的能力，使我在设计过程中培养严谨的工作作风，独立工作的能力和团队合作的精神，同时也加深了我识图、制图、运算、编写技术文件和对电脑制图软件的熟悉程度。21总体方案设计1.1电动机选择按工作要求和工作条件选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电源额定电压为380V。1.2选择电动机容量传动装置的总效率滚动轴承效率：9.01开式齿轮传动效率：52蜗杆传动效率：8.3联轴器效率：904故7.32311.3确定电动机功率根据已知条件装料机的主轴功率为3.0kw，选择电动机容量由设计4.1dpkw要求得电动机所需功率。因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可，因此选定电P动机额定功率为5.5kw。edP1.4确定电动机转速曲柄工作转速，减速器传动比为10480，故电动机转速可选范min/r8.3nw围为。符合这一范围的同步转速有1000r/min和124dani1500r/min，由于转速大，齿轮也大，故选定电动机转速为1000r/min。进而确定电动机型号为Y132M2-6。32传动方案的确定2.1计算总传动比：960/min25.633.8awnri2.2分配减速器的各级传动比：取第二级齿轮传动比，24i故第一级蜗杆传动比。12/63.1ai2.3计算各轴运动和动力参数电机轴：Nm=960r/min,Pd=4.1kw,T0=9550*P0/Nm=40.786N*M对于轴（蜗杆轴）:P1=4.1*4=4.059kwN1=960r/minT1=9550*P0/Nm=40.379N*M对于轴（蜗轮轴）：P2=P1*3*1=4.059*0.80*0.99=3.215kwN2=N1/63.16=15.199r/minT2=9550*P2/N2=2020.083N*M对于轴（大齿轮轴）：P3=P2*1*2=3.215*0.99*0.95=3.024kwN3=N2/4=3.79975r/minT3=9550*P3/N3=7861.622N*M4运动参数和动力参数的结果加以汇总，列出参数表如下:功率P/kW转矩T/Nm轴名输入输出输入输出转速nr/min传动比i效率电机轴4.140.78696010.99蜗杆轴4.0594.01840.37939.97596010.99蜗轮轴3.2153.1832020.0831999.88215.19963.160.99大齿轮轴3.0242.9937861.6227783.0063.840.9953传动零件的设计计算3.1齿轮设计3.1.1选材、精度主动轮转速n2=15.199r/min，传递功率故大小齿轮均用，调23.15PKWr40C质。查表得小齿轮硬度240260HBS，取260HBS。大齿轮硬度210230HBS，取230HBS。精度等级选8级。3.1.2初步计算小齿轮直径因为采用开式传动,按齿跟弯曲强度初步估算小齿轮模数:,321YZKTmaSFd取齿数，0由图12.21查得齿形系数，2.5aFY由图12.22查得应力修正系数，17aS取端面重合度，1.3a根据式12.18计算重合度系数，0.5.2.83aY由表12.13查取，0.9d取，4.1K283TNM许用应力:06.71.sFn6233211.70.83.517.3596aFSdKTmYmZ算得小齿轮的模数m=5.33，由于是开式传动，所以将模数增大15%为m=6.13mm,所以取标准模数m=8mm。由于开式齿轮传动，齿面磨损为主要失效形式，不必校核齿面接触强度。3.1.3确定齿轮的基本参数圆周速度smndv/032.1609.541，201z821iz小齿轮分度圆直径d大齿轮分度圆直径m6402.19.8d，取齿宽系数根据表bd9.1齿宽：m2小齿轮齿宽：b187大齿轮齿宽：中心距：a=400mm齿顶高：ahmf10齿根高：齿高h=18mm3.2蜗轮蜗杆设计3.2.1选择传动精度等级，材料考虑传动功率不大，转速也不高，选用ZA型蜗杆传动，精度等级为8级。蜗杆7用45号钢淬火，表面硬度4550HRC，蜗轮轮缘材料用ZCuSn10P1沙模铸造。3.2.2确定蜗杆，涡轮齿数传动比取126.33.iz,2,16.312取i校核传动比误差：2z%253.0.16/3.16，i涡轮转速为：min/r8.16/9i/n23.2.3确定涡轮许用接触应力蜗杆材料为锡青铜，则,NVSHPZ2/0P2NVSHP7h2LVSN/m0.1683.970Z83.139.42.156tn09,.0Z,/查得：，涡轮应力循环次数单项运转取响系数浸油润滑。滑动速度影初估滑动速度smVS3.2.4接触强度设计（1）按接触疲劳强度进行设计，再校对齿根弯曲疲劳强度。由式（11-12），传动中心距32()HZeaKT（2）确定载荷系数K因工作比较稳定，取载荷分布不均系数；由表11-5选取使用系数.1；由于转速不大，工作冲击不大，可取动载系；则15.AK05.1v.15.012Av（3）确定弹性影响系数EZ8因选用的是45钢的蜗杆和蜗轮用ZCuSn10P1匹配的缘故，有2160MPaZE（4）确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径和中心距的比值，从图11-18中可查到1da10.35d2.9Z（5）计算中心距:332160.91.209.85()7.am取a=273mm，由i=63，则从表11-2中查取，模数m=8蜗杆分度圆直径从图中11-18中可查，由于，即以上算法有效。18dm。2.65ZZ1038.1z5.2b21则蜗杆的宽度3.2.5主要几何尺寸计算涡轮分度圆直径：md504638z2.1qtan1蜗杆导程角5.蜗杆导程角mdam29)(5.0:06.1)5.0(81q.b:12传动中心距涡轮尺宽3.2.6计算涡轮的圆周速度和传动效率涡轮圆周速度:，m/s402.)160/(ndv22s/0.13cos)/(cos/11s齿面相对滑动速度9查出当量摩擦角15.209V搅油效率滚动轴承效836.0)3tan(tan()1V96.02率与估取值近似9.0379986.03213.2.7校核接触强度HPvAEHKdTZ21940mN61.9463.179.5.3i2查得弹性系数，使用系数EZAsv/320取动载荷系数01VK载荷分布系数mN/64.190.54806.192H3.2.8轮齿弯曲强度校核FPFS21VAFYmdK6T确定许用弯曲应力NFP查出2FP/51N查出弯曲强度寿命系数2NFPNm/N17.346051Y故76.0YaSFYS数：确定涡轮的复合齿形系10涡轮当量齿数6.83.1cos/6s/Z32V涡轮无变位查得:3.897125.Y3FsSaF导程角906.123120/Y的系数2F/6.14069.385048.9mN计其他参数同接触强度设3.2.9蜗杆轴刚度验算P32r1t1yL48EIFy蜗杆所受圆周力N475.10983.420dT1t蜗杆所受径向力N53.179tan205043.2tand20TFxr蜗杆两支撑间距离L取453.6m9.d.2蜗杆危险及面惯性矩4644f110.264)0850(6dIm许用最大变形mdyp1.11合格蜗杆轴变形pymy15.3032410.2.48579653.2.10蜗杆传动热平衡计算CtKA95)1(Pt2蜗杆传动效率7.0导热率取为）中等通风环境)(/(152mWK工作环境温度2tC传动装置散热的计算面积为C97.462017.5)(409t.a3.A1273.1合格6t1C124轴的设计计算4.1I轴的设计计算4.1.1求轴I的动力参数轴I上的功率=4.1kw,转速=960r/min,转矩=40.379NM，轴II上的转1P1n1T距2020.083NM2T4.1.2求作用在蜗杆蜗轮上的力已知蜗杆的分度圆直径d=80mm蜗轮分度圆直径504蜗轮蜗杆的压力角12d取标准值为而20NdTFat475.0984311ta2.165021tr658.9170tanan4.1.3初步确定轴的最小直径取=115，于是得CmnPd53.18960.41533mi计算联轴器的转矩，取=1.9AKNTcaA.4978.4.1选用JM15膜片联轴器，其许用转矩为NM。许用转速250TP半联轴器的孔径30，故取=30,半联轴器轴孔长度minr40PIdIdL60134.1.4拟定轴上零件的装配方案(1)如图所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，轴=30mm轴段右端需制定一轴肩，Id轴肩高度h=2.5mm,35mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径=40mm,半Id联轴器与轴配合的孔长度=60mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器而不压在轴的1L端面上，故段的长度略短一些，现取=61mmL（3）由于轴上轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承，并根据35mm,选取6208，其尺寸，故IdmTDd1804,轴肩高度h=3mm,因此=46mllVIIV53,6VIId（4）取蜗杆轴轴段直径,蜗杆齿宽=160,经10VIzb)5.(11磨削后160+35=195,即1951bL（5）轴承端盖的总宽度为25mm，由减速器及轴承端盖的结构设计而定，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑要求，取端盖的外端面于半联轴器左端面间的距离15mm，故=40mmIL（6）为保证蜗杆与蜗轮啮合，取mllVIVI51,41至此已初步确定轴的各段直径和长度。蜗杆轴的总长度504减速器壳的L长度a=400144.1.5轴上零件的周向定位为了保证半联轴器与轴的连接，选用平键按直径查表查得平键截面，长为，半联轴器与轴的配合为H7/k6；滚动轴承的配mhb78mL45合是由过盈配合来保证的4.1.6确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2取轴端倒角145。各轴肩处的圆角半径取R1。4.1.7轴的强度计算（1）求两轴承受到的径向载荷和1rF2r将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系：则令两轴承之间的距离为L。则：L。=380mm垂直面的支座反力NLFVr67.3842d1a1r1r95r1vr2水平面的支座反力NFHrr74.5921t1在支座上产生的反力为：H6.021rvrr1N9752rrr2（2）求两轴承的计算轴向力和1aF2对于圆锥滚子轴承，按表14-37，轴承的派生轴向力,其中，是对应表Frd15中，其值由轴承手册查出。手册上查的30308的基本额定载荷C=115KN,eFrad=148KN。0C因此可得：670.96Nrd12591.97NFr2则=670.96NP1d=8687.16N2a1（3）验算轴承寿命因为，所以按轴承2的的受力大小验算21PhCnLh2680.95)16.870(96)(6031故所选选轴承满足寿命要求。4.2II轴的设计计算4.2.1轴II的动力参数轴II上的功率，转速，转矩kwP215.3min/19.52rnMNT.0832轴III上的功率，转速，转矩04836.713164.2.2求作用在齿轮上的力蜗轮：NdTFta574.109843212Nat.062tr5.297n21小齿轮：已知大齿轮的分度圆直径md04NdTFtt2.786120433r96.30tan.tan343NF63.81cost34n34.2.3确定轴的直径初步确定用45轴的最小直径，取=115CmnPCd26.7819.5332mi4.2.4轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案17（2）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据=90mm,选取30218。Id其尺寸:故=90,mmBDd301690IdVI（3）取安装齿轮处的轴段直径=95mm,齿轮的又端与轴承之间采用套筒定I位，加挡油环，为了使套筒可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，蜗轮宽度，取其宽度为67，故取=63mm,小齿轮5.6790.75.01adBIL=128。2（4）为了保证蜗轮蜗杆的啮合，取蜗轮端面到内机壁的距离；小齿ma401轮到箱体的距离蜗轮齿面到箱体的虑到箱体的铸造误差，在确定滚动ma302轴承位置时应距箱体内壁一段距离,取=10mm，已知滚动轴承宽度，2B27则=B+(6763)=127mm,=T+(6763)=97mmIL212IVL21a（5）至此已初步确定轴的各段直径和长度。箱体的宽度b=287mm高度h=540mm2da34.2.5轴上零件的周向定位按由表查得平键截面，长为，按由表查Idmhb1425mL80Id得平键截面，长为，同时为了保证齿轮和轴配合有良mhb18L0好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/N6；滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的4.2.6确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计308页表15-2零件的倒角与圆角，取轴端倒角245。各轴肩处的圆角半径取R2。184.3III轴的设计计算4.3.1III轴的应力参数轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得=640Mpa,=275Mpa,=155MpaB114.3.2III轴的动力参数轴III上的功率，转速，kwP024.3min/8.3r转矩MNT.789595n334.3.3求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径2004d距离ma30NdTFtt89.7529434ttr.60an4NFta27.805cos44.3.4初步确定轴的最小直径取C=112mnPCd78.103.24133mi194.3.5轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（3）初步选择滚动轴承。因轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承，根据=146,选取7030AC轴承，其IdmBDd352150故=150IIV（4）取安装大齿轮处的轴段直径=155mm,卷筒的左端与轴承之间采用套筒Id定位，加挡油环，为了使套筒可靠的压紧卷3于卷筒宽度，其宽度为836，故取=836mm,IL（5）轴承端盖的总宽度为57mm，轴承端盖的结构设计而定，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑要求，取端盖的外端面于大齿轮左端面间的距离30mm，故=215mm卷筒轴左端长度87mmIVLIL（6)至此已初步确定轴的各段直径和长度。卷筒轴总长度：+=1138mm3IILIV204.3.6轴上零件的周向定位为了保证大齿轮与轴的连接，按由表查得平键截面，IVdmhb2036长为，同时为了保证齿轮和轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴mL10的配合为H7/n6；滚动轴承的配合是由过盈配合来保证的4.3.7确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计308页表15-2零件的倒角与圆角，取轴端倒角245。各轴肩处的圆角半径取R2。215箱体尺寸的设计按经验公式计算，其结果下表：名称代号尺寸计算结果（）机座壁厚004a+3810机盖壁厚10.85810机座凸缘厚度b1.515机盖凸缘厚度11.5115机座底凸缘厚度p2.525地脚螺钉直径fd0.036a+1220地脚螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径10.75fd16机盖与机座连接螺栓直径2d(0.50.6)f12连接螺栓的间距2dl150200133轴承端盖螺钉直径3查表12窥视孔盖螺钉直径4d(0.30.4)fd6定位销直径d(0.70.8)28、至外机壁距离fd121c见表3.2、至凸缘距离f2见表3.2轴承旁凸台半径1R2c22凸台高度h47外机壁至轴承座端面距离1l)85(2156内机壁至轴承座端面距离2+c6622大齿轮顶圆(蜗轮外圆)与内机壁距离11.214齿轮端面与内机壁距离212机盖肋厚1m1185.08.5机座肋厚m8.5轴承端盖外径2D97，170，185轴承端盖凸缘厚度e12，15轴承旁连接螺栓距离s179，197连接螺栓扳手空间、值和沉头直径表1c2螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30min1c13161822263440i211141620242834沉头座直径20242632404860236润滑与密封6.1齿轮、蜗杆及蜗轮的润滑在减速器中，蜗杆相对滑动速度V=1.34m/s，采用浸油润滑，选用蜗轮蜗杆油（摘自），用于蜗杆蜗轮传动的润滑，代号为PCEL/9104SH。浸油深度一般要求浸没蜗杆螺纹高度，但不高于蜗杆轴承最低一个滚动体20N中心高。6.2滚动轴承的润滑三对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sm/2对轴承处值进行计算。值小于时宜用油脂润滑；否则应设ndndrp510计辅助润滑装置。三对轴承处值分别为：，rpm280943，均小于rpm5.104983.45m5.6.7，所以可以选择油脂润滑。rpm102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6212和6214轴承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87324SYC120的轴承，选用牌号为的润滑脂。16.3油标及排油装置(1)、油标：选择杆式油标A型(2)、排油装置：管螺纹外六角螺赛及其组合结构6.4密封形式的选择为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体的各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同24形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度不是很大，采用接触式密封，输入轴与轴承盖间V3m/s，采用粗羊毛毡封油圈，输出轴与轴承盖间也为V3m/s，故采用粗羊毛毡封油圈。257技术要求（1）装配前所有零件用煤油清洗，滚动轴承用汽油浸洗，箱体内不允许有任何杂物存生。（2）保持侧隙不小于0.115mm。（3）调整、固定轴承时应留轴向间隙，。m4.025.（4）涂色检查接触斑点，沿齿高不小于55%，沿齿长不小于50%（5）箱体被隔开为两部分，分别装全损耗系统用油L-AN68至规定高度。（6）空载试验，在n1=1000r/min、L-AN68润滑油条件下