减速器设计范例

机械设机基础课程设计任务书 ............................................................................ 1 一、传动方案的拟定及说明 ................................................................................ 2 二、电动机选择 .................................................................................................... 2 三、计算传动装置的运动和动力参数 ................................................................ 3 四、传动件的设计计算 ........................................................................................ 5 五、轴的设计计算 ................................................................................................ 8 六、滚动轴承的选择及计算 .............................................................................. 15 七、键联接的选择及校核计算 .......................................................................... 18 八、联轴器的选择 .............................................................................................. 19 九、减速器附件的选择 ...................................................................................... 20 十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择) ........................... 20 十一、参考资料目录 .......................................................................................... 20

机械设机基础课程设计任务书

题目：设计带式运输机传动装置 原始数据： 已知条件

1. 运输带拉力：F=5 KN 2. 运输带速度：V=1.2 m/s 3. 滚筒直径：D=360 mm

4. 滚筒效率：=0. 96 (包括滚筒及轴承效率)

5. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳 6. 工作年限：六年，每年按300天计算

7. 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35摄氏度 8. 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V

9. 检修间隔期：三年一大修，年半一中修，半年一小修 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批生产

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传动方案给定为两级圆柱齿轮传动，说明如下： 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构 和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nW，即 设计计算及说明 一、传动方案的拟定及说明 结 果 nW601000v6010001.264rmin D360nW64rmin 作为原动机，因此传动装置总传动比约为16或23。根据总传动比 数值，可采用的方案有以二级传动为主的多种传动方案河单极蜗杆 传动，但单极蜗杆传动效率低，适用于中、小功率河间歇工作场合 （不易）。在图所示的几种二级传动方案中： (a) 传动比不够； (b) 环境适应性差（工作环境灰尘较大） (d)制造成本高（要求一般机械厂制造） (e)不宜于长时间连续工作，且成本高 所以选择为（c） 二、电动机选择 1．电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三项异 步电动机。它为卧式封闭结构 2．电动机容量 1) 卷筒轴的输出功率ＰＷ 一般常选用同步转速为1000rmin或1500rmin的电动机PWFv50001.26kW 10001000P6kW W 2) 电动机输出功率Ｐd PdpW 0.86 Pd6.98kW 232传动装置的总效率 1234 式中，12...为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书1表2-4查得： 弹性联轴器10.99；滚动轴承20.99；圆柱齿轮传动30.97；卷筒轴滑动轴承40.96； 则0.990.990.970.960.86 232 - 2 -

设计计算及说明 3．电动机额定功率Ped 由[1]表20-1选取电动机额定功率Ped7.5kW 4．电动机的转速 为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由 表2-1查得单极圆柱齿轮传动比范围i3~6，则 电动机转速可选范围为 nWi264(9~36)576~2304r/min nd 可见同步转速为750r/min、1000r/min和1500r/min的电动机均符 合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动 机进行比较，如下表：i1(1.1~1.5)i2,i11.2i2 电动机转速传动装置的传动比 （r/min） 额定电动 方 电动机 功率机质高速低速 (kW案 型 号 量满总传级传级传同步 ) (kg) 载 动比 动比动比 i i2 1 Y132M-4 7.5 1500 1440 81 22.5 5.20 4.33 2 Y160M-6 7.5 1000 970 119 15.16 4.27 3.55 由表中数据可知两个方案均可行，但方案2的传动比较小，传 动装置结构尺寸较小，因此，可采用方案2，选定电动机的型号为 Y160M-6。 5．电动机的技术数据和外形、安装尺寸 由表20-1、表20-2查出Y160M-6电动机的主要技术数据和外 形、安装尺寸，并列表记录备用。 电动机中心高H=160，轴伸直径和长度 D×E＝42×110mm。 结 果 66.98kW 故 Pd0.86pW1 1．各轴转速 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ 轴、Ⅲ轴。 各轴转速为： 三、计算传动装置的运动和动力参数 - 3 -

设计计算及说明 结 果 n0970r/min n0nm970r/minnnm970r/minnnnnm970227r/mini1i14.27nn970m64r/mini2i1i24.273.55n970r/min n227r/minn64r/min P07.5kW 2．各轴输入功率 按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即 P0Ped7.5kWPPed017.50.997.43kWPP12Ped01127.430.970.997.13kWPP23Ped0112237.130.970.996.85kW式中： P7.43kW P7.13kWP6.85kW 01－电动机与Ⅰ轴之间联轴器的效率； 12－高速级传动的效率，包括高速级齿轮副和Ⅰ轴上一对轴承的效率； 23－低速级传动的效率，包括低速级齿轮副和Ⅱ轴上一对轴承的效率； 3．各轴输入转矩T(N•m) T09550T9550P07.5955073.84Nmn0970P7.43955073.15Nmn970 T073.84Nm T73.15NmT9550P7.139550299.96Nmn227T299.96Nm P6.85T955095501022.15Nmn64将计算结果汇总列表备用。 项目 N转速（r/min） P 功率（kW） 转矩T(N•m) i传动比 效率970 7.5 73.84 1 0.99 970 7.43 73.15 i1＝4.27 0.96 227 7.13 299.96 电动机 高速轴Ⅰ 中间轴Ⅱ T1022.15Nm 低速轴Ⅲ 64 6.85 1022.15 i 2＝3.55 0.96  - 4 -

1．高速级齿轮传动 1）选择材料及确定许用应力 小齿轮用45号优质碳素钢调质后表面淬火，齿面硬度为 45HRC（[1]表11-1）； 大齿轮用45号优质碳素钢调质后表面淬火，齿面硬度为 45HRC（[1]表11-1）； 因Flim1Flim2240Mpa（[1]图11-10d），SF1.5（[1]表 11-4），单向传动，故 设计计算及说明 四、传动件的设计计算 结 果 F1F2160MPa F1F2FlimSF240160MPa 1.5 H1H2929MPa 因Hlim1Hlim21115Mpa（[1]图11-7d），SH1.2（[1]表11-4），故 H1H2HlimSH1115929MPa 1.22）按轮齿弯曲强度设计计算 齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.2（[1]表11-3），齿宽系数a0.4。 小齿轮上的转矩 T173.84Nm z124 z2102 初步选择螺旋角15 齿数 取z124，则z24.2724102，取z2102。实际传动比为i齿形系数 zv11024.25。 2424102，26.63z113.18 v2cos315cos315由[1]图11-9查得YF12.65，YF22.22 因 F1YF12.650.0166160F2YF22.220.0139 160且F1F2YF1YF2，故应将F1YF1代入[1]式（11-15）计算。 法向模数 - 5 -

设计计算及说明 结 果 mn133.2KT1YF1cosa(u1)z12F13.21.273.84100.0166cos151.540.4(4.251)242322 3mn12mm a1=130mm 11415 按 [1]表4-1取mn12mm 中心距 a1mn(z1z2)2(24102)130.44mm 2cos2cos15取a1=130mm 确定螺旋角 1arccosb252mmb158mmmn(z1z2)2(24102)arccos1415 2a2130 齿宽 b2aa0.413052mm 取b252mm，b158mm 3）验算齿面接触强度 将各参数代入[1]式（11-12）可得 (u1)3KT1(4.251)31.273.84103H3053052uba4.25521302565MPa[H]929MPa齿轮的圆周速度 d1n1224970v12.52m/s 601000601000cos1415对照[1]表11-2可知选8级精度是合宜的。 2．低速级齿轮传动 1）选择材料及确定许用应力 小齿轮用45号优质碳素钢调质后表面淬火，齿面硬度为45HRC（[1]表11-1）； 大齿轮用45号优质碳素钢调质后表面淬火，齿面硬度为45HRC（[1]表11-1）； 因Flim1Flim2240Mpa（[1]图11-10d），SF1.5（[1]表11-4），单向传动，故 v12.52m/s F3F4FlimSF240160MPa 1.5F3F4160MPa - 6 -

设计计算及说明 因Hlim1Hlim21115Mpa（[1]图11-7d），SH1.2（[1]表11-4），故 结 果 H3H4HlimSH 2）按轮齿弯曲强度设计计算 齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.2（[1]表11-3），齿宽系 数a0.4。 小齿轮上的转矩 T2299.96Nm 初步选择螺旋角15 齿数 取z322，则z43.552278，取z478。实际传1115929MPa 1.2H3H4929MPa z322 783.55。 222278齿形系数 zv3，24.41z86.55 v4cos315cos315动比为i由[1]图（11-9）查得YF32.73，YF42.25 因z278 F1YF3YF12.73Y2.250.0176,F20.014 F2160160YF4，故应将且F3F4F3YF3代入[1]式（11-15）计算。 法向模数 3.2KT2YF3cos2mn232F3a(u1)z33.21.2299.961030.017cos21532.7520.4(3.551)22按[1]表4-1取mn3mm 中心距 a2mn23mm a2=155mm mn2(z3z4)3(2278)155.29mm 2cos2cos15取a2=155mm 确定螺旋角 - 7 -

设计计算及说明 m(zz)3(2278)2arccosn234arccos143533 2a22155齿宽 ba0.415562mm 4a2取b462mm，b368mm 3）验算算齿面接触强度 将各参数代入[1]式（11-12）可得 结 果 2143533 b462mmb368mm (u21)3KT2(3.551)31.2299.96103H305305 23.55621552u2ba2 772MPa[H]929MPa 齿轮的圆周速度 d3n3 322227 v30.81m/sv30.81m/s 601000601000cos143533对照[1]表11-2可知选8级精度是合宜的。 五、轴的设计计算 为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。 第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为 2T1273.15Ft12.954KN d149.52 Ft1tgn2.954tg20Fr11.109KN cos1cos1415 Fa1Ft1tg13.21tg14150.75KN 2T22299.96Ft28.796KN d368.2 Ft2tgn8.796tg20Fr23.308KN cos2cos143533 Fa2Ft2tg28.796tg1435332.29KN 减速器内壁宽 L0224(b1b2b3b4)/2 21014(52586268)/2154mm 1．高速轴设计 1）轴的材料取45号钢 2）初算轴的直径 p7.43 dA3110321.7mm n970 考虑到外伸轴段用联轴器与电动机轴相联，取d=32mm。 3）轴的校核 高速轴工作简图如图(a)所示 - 8 -

设计计算及说明 a结 果 F1V0.707KNF2V0.402KNx1aFrl2FtFa (a) lL0232(B1a)154242(2124.5)155mmxb1/223(B1a)58/2104(2124.5)39.5 （1）求垂直面的支承反力（图b） dFr1(lx)Fa112F1VL49.521.109(15539.5)0.7520.707KN 155Fr1F1V1.1090.7070.402KN F2V（2）求水平面的支承反力（图c） F1HFtF2Hlx15539.52.9542.201KN l155FtF1H2.9542.2010.753KN F1H2.201KNF2H0.753KN （3）绘垂直面的弯矩图（图b） F1Vx0.70739.528NmMaVMaVF2V(lx)0.402(15539.5)46NmF1vFr1Fa1F2v 28NmMaV MaV46Nm 46N.m28N.m (b) （4）绘水平面的弯矩图（图c） MaHF1Hx2.20139.587Nm Ft1F1H87N.mF2H MaH87Nm (c) （5）求合成弯矩图（图d） - 9 -

设计计算及说明 22MaMaVMaH46287298Nm结 果 Ma98Nm 91NmMa(MaV)(MaH)288791NmMa2222 98N.m 91N.m (d) （6）轴传递的转矩（图e） T107.22Nm T107.22Nm 107.22N.m (e) （7）求危险截面的当量弯矩 从图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩为： 2MeMa(T)2 如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数＝0.6，代 入上式可得 Me982(0.6107.22)2117Nm Me117Nm （8）计算危险截面处轴的直径 轴的材料选用45钢，调质处理，由[1]表14-1查得B650MPa， 由[1]表14-3查得许用弯曲应力1b60MPa 则 3Me11710d3326.9mm 0.11b0.160 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4％，故 d1.0426.928mm 小于该截面处的实际尺寸49mm，满足设计。 2．中间轴设计 1）轴的材料取45号钢 2）计算轴的直径 p7.31dA3110334.7mm n227 取d=50mm。 3）轴的校核 中间轴工作简图如图(a) lL0232(B2a)154242(2733)150mm xb1/223(B1a)58/2104(2733)37mm - 10 -

设计计算及说明 lxyb3/223(B1a)68/2104(2733)42mm ab结 果 F1V0.956KNF2V3.155KNxaylb1Fa1Ft1Fr1Fr2Ft2Fa22 (a) （1）求垂直面的支承反力（图b） F1Vd2d3Fa2Fr2(lxy)22L210.4868.21.109(15037)0.752.293.30842 221500.956KNFr1(lx)Fa1 F2VFr1Fr2F1V1.1093.3080.9563.155KN（2）求水平面的支承反力（图c） F1HFt1lxlxyFt2ll1503742 2.9548.7964.688KN150150Ft1Ft2F1H2.9548.7964.6887.062KN F1H4.688KNF2H7.062KN F2H（3）绘垂直面的弯矩图（图b） F1Vx0.9563735NmMaVMaVFr2yFa2d3F2v(lx)2 68.23.308712.293.155(15037)244Nm 35NmMaVMaV44Nm MbVF2V(lxy)3.155(1503771)133NmdFr1yFa12F1v(xy) MbV2210.481.109710.750.956(3771)254Nm 54NmMbVMbV133Nm - 11 -

设计计算及说明 FFFF35N.mFF结 果 MaH173Nm-44N.m-54N.m-133N.m (b) （4）绘水平面的弯矩图（图c） MaHF1Hx4.68837173NmMbHF2H(lxy)7.062(1503771)300NmFt2F1HFt2300N.mF2H173N.m MbH300Nm (c) （5）求合成弯矩图（图d） 22MaMaVMaH4421732179Nm Ma179Nm 177NmMa(MaV)(MaH)35173177NmMa 22MbMbVMbH13323002328Nm2222 Mb328Nm 305NmMb(MbV)(MbH)54300305NmMb328N.m2222 305N.m 179N.m 177N.m (d) （6）计算危险截面处轴的直径 轴的材料选用45钢，调质处理，由[1]表14-1查得 B650MPa，由[1]表14-3查得许用弯曲应力1b60MPa 则 - 12 -

设计计算及说明 da3db3Mea179103331.0mm0.11b0.160Meb32810337.9mm0.11b0.1603结 果 F1V2.798KNF2V0.51KN 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4％，故 da1.04231.032mmdb1.0437.939mm 小于该截面处的实际尺寸，满足设计。 3．低速轴设计 1）轴的材料取45号钢 2）计算轴的直径 dA3取d=60mm。 3）轴的校核 p6.85110352.2mm n64lL0232(B3a)154242(3138.7)146.6mml-xb3/223(B3a)68/2104(3138.7)40.3mm 低速轴工作简图如图(a) axalFFF12 (a) （1）求垂直面的支承反力（图b） dFr2(lx)Fa212F1Vl3.30840.32.29F2V241.822.798KN 146.6Fr2F1V3.3082.7980.51KN （2）求水平面的支承反力（图c） F1HFt2F2Hlx40.38.7962.418KN l146.6Ft2F1H8.7962.4186.378KN F1H2.418KNF2H6.378KN （3）绘垂直面的弯矩图（图b） - 13 -

设计计算及说明 F1Vx2.798106.3297NmMaVMaVF2V(lx)0.5140.321NmFFF297N.mF结 果 297NmMaVMaV21Nm 21N.m (b) （4）绘水平面的弯矩图（图c） MaHF1Hx2.418106.3257Nm FF257N.mF MaH257Nm (c) （5）求合成弯矩图（图d） 22MaMaVMaH29722572393Nm Ma393Nm 258NmMa 393N.m 258N.m (d) （6）轴传递的转矩（图e） T1022.15Nm T1022.15Nm 1022.15 （7）求危险截面的当量弯矩 从图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩为： 2MeMa(T)2 如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数＝0.6，代 入上式可得 Me728Nm Me3932(0.61022.15)2728Nm - 14 -

(MaV)(MaH)21257258NmMa2222设计计算及说明 （8）计算危险截面处轴的直径 轴的材料选用45钢，调质处理，由[1]表14-1查得B650MPa， 由[1]表14-3查得许用弯曲应力1b60MPa 则 3Me72810d3349.5mm 0.11b0.160 考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大4％，故 d1.04249.553.5mm 小于该截面处的实际尺寸65mm，满足设计。 六、滚动轴承的选择及计算 1.Ⅰ轴轴承 a 12 FA1F1＇F2＇ Fr2Fr1 1）计算轴承1、2的轴向力F1a、F2a 由[1]表16-13查得轴承的内部轴向力为： 222Fr1F1VF12H0.7072.2012.311kN222Fr2F22VF2H0.4020.7530.854kN结 果 Fr12.311kNFr20.854kNF11.571kNF20.581kNF10.68Fr10.682.3111.571kNF20.68Fr20.680.8540.581kNF1FA11.5710.752.321F20.581Fa2F1FA12.321kNFa11.571kN Fa22.3211kNFa11.571kN所以轴承2为压紧端，轴承1为放松端。 2）计算轴承1、2的当量载荷 由[1]表16-13查得e＝0.68，而 Fa11.5710.68eFr12.311Fa22.3212.72eFr20.854 由[1]表16-12查得X11,Y10;X20.41,Y20.87故当量动载荷为： P1X1Fr1Y1Fa12.295kNP2X2Fr2Y2Fa20.410.8540.872.321为： 2.369kN - 15 -

P12.295kNP22.369kN 设计计算及说明 因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P故应以轴 1P2，承2的径向当量动载荷P2为计算依据。因载荷较平稳，查[1]表16-10 取fP1.05；工作温度正常，查[1]表16-9得ft1。所以 113）计算所需的径向基本额定动载荷Cr 4）由手册查得7307AC轴承的径向基本额定动载荷Cr＝34.2KN。 因为Cr1Cr，故所选7307AC轴承适用。 2．Ⅱ轴轴承 b a 12 FA1FA2F2＇F1＇ Fr2Fr1 1）计算轴承1、2的轴向力Fa1、Fa2 fPCr1P2ft60n6Lh1033.8kN3结 果 1.052369609703432006110 Cr133.8kN FA10.86kN FA22.29kN 2Fr1F1VF124.84921.11124.975kNH Fr14.975kNFr27.848kNF13.383kNF25.337kNFr2FF22V22H3.2117.1617.848kN 22F10.68Fr10.684.9753.383kNF20.68Fr20.687.8485.337kNF1FA1FA23.3830.862.294.813F25.337F2FA1FA2F1所以轴承1压紧端 Fa23.907kNFa15.337kNFa1F2FaAFaB5.3370.862.293.907kN 轴承2为放松端 Fa25.337kN 2）计算轴承1、2的当量载荷 由表查得e＝0.68，而 - 16 -

设计计算及说明 结 果 P15.439kNP25.337kNFa13.9070.79e0.68Fr14.975Fa25.3370.68eFr27.848 由表查得X10.41,Y10.87;X21,Y20故当量动载 P1X1Fr1Y1Fa10.414.9750.873.9075.439kNP2X2Fr2Y2Fa25.337kN3）计算所需的径向基本额定动载荷Cr 因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P1P2，故应以轴承1的径向当量动载荷P1为计算依据。因载荷较平稳，查[1]表16-10取fP1.05；工作温度正常，查[1]表16-9得ft1。所以 fP60nCr2P16Lhft1047.8kN13 4）由手册查得7310AC轴承的径向基本额定动载荷Cr＝55.5KN。 因为Cr2Cr，故所选7310AC轴承适用。 3．Ⅲ轴轴承 1）计算轴承1、2的轴向力Fa1、Fa2 FA22.29kN a 12 FA2F2＇F1＇Fr2 Fr1 - 17 -

1.055439602273432001106 1 Cr247.8kN 设计计算及说明 222Fr1F1VF12H2.7982.4183.698kN结 果 Fr13.698kNFr26.40kNF12.515kNF24.352kNFa24.352kNFa16.642kNFr2F22VF22H0.516.3786.40kN22F10.68Fr10.683.6982.515kNF20.68Fr20.686.404.352kNF1FA22.5152.290.225F24.352F2FA2F1 所以轴承1为压紧端 Fa4.3522.296.642kN Fa1F2轴承2为放松端 Fa24.352kN 2）计算轴承1、2的当量载荷 由表查得e＝0.68，而 Fa16.6421.8e0.68Fr13.698Fa24.3520.68eFr26.40 P17.295kNP26.4kN 由表查得X10.41,Y10.87;X21,Y20故当量动载荷为： P1X1Fr1Y1Fa10.413.6980.876.6427.295kNP2X2Fr2Y2Fa26.40kN 3）计算所需的径向基本额定动载荷Cr 因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P1P2，故应以轴承1的径向当量动载荷P1为计算依据。因载荷较平稳，查[1]表16-10取fP1.05；工作温度正常，查[1]表16-9得ft1。 所以 fP60nCr3P16Lhft1042.1kN13 4）由手册查得7312AC轴承的径向基本额定动载荷Cr＝80.5KN。 因为Cr3Cr，故所选7312AC轴承适用。 七、键联接的选择及校核计算 4T PPdhl 125~150钢 P 铸铁 70~80 1．Ⅰ轴上与联轴器相联处键的校核 - 18 -

1.05729560643432006110 1 Cr342.15kN 设计计算及说明 键C10×50，b×h×L=10×8×50 键联接的组成零件均为钢，P=125MPa P4T473.15103P28.7dhl32840结 果 P=125MPa 满足设计要求 2．Ⅱ轴上大齿轮处键 键16×45，b×h×L=16×10×45 键联接的组成零件均为钢，P=125MPa 4T4299.96103P80p125MPa满足设计要求 dhl5210293．Ⅲ轴上 １）联接齿轮处 采用键18×56，b×h×L=18×11×56 4T41022.15103119P125MPa满足设计要求 Pdhl6511482）联轴器处 采用C型键C16×100 bhL1610100 4T41022103PP88.5P＝125Mpa dhl551084满足设计要求 八、联轴器的选择 1．电动机与减速器高速机之间的联轴器 1）选择类型 为了缓和冲击和减轻振动选用弹性柱销联轴器。 2）计算转矩 转矩 T9550P7.5955073.84Nm n970由[1]表17-1查得，工作为输送机时工作情况系数KA1.5，故计算转矩 TCKAT1.573.84111Nm 3）确定型号 由设计手册选取弹性柱销联轴器TL6，它的公称扭矩为250Nm，联轴器许用转速为5000r/min，允许的轴孔直径在32～42mm之间，以上数据均能满足本题的要求。选用 TL6联轴器42×112 GB4323-84 HL2 32×82 2．输出轴与运输轴的联轴器 1）选择类型 - 19 -

设计计算及说明 为了缓和冲击和减轻振动选用弹性柱销联轴器。 2）计算转矩 转矩 T9550结 果 P6.8595501022Nm n64由[1]表17-1查得，工作为输送机时工作情况系数KA1.5，故计算转矩 TCKAT1.510221533Nm 3）确定型号 由设计手册选取弹性柱销联轴器TL10，它的公称扭矩为2000Nm，联轴器材料为钢时许用转速为1700r/min，允许的轴孔直径在63～95mm之间，以上数据均能满足本题的要求。L=142或172。TL10联轴器(63～95)×142(172) GB4323-84。 九、减速器附件的选择 十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择) 减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用飞溅润滑。 十一、参考资料目录 [1] 王昆主编．机械设计课程设计．武汉：华中理工大学出版社，2003年 [2] 杨可桢、程光蕴主编．机械设计基础．北京：高等教育出版社，2002年

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