单级圆柱齿轮减速器 机械设计及自动化专业毕业设计 毕业论文.doc

2009级机械设计基础毕业设计设计计算说明书 -单级圆柱齿轮减速器 姓 名： 学 院：班 级： 指导老师： 日 期： 目录一、课程设计任务2二、传动方案拟定2三、电动机选择3四、各轴运动参数和动力参数的计算4五、V带传动设计5六、齿轮传动设计7七、轴的设计9八、滚动轴承设计15九、键的设计16十、联轴器的选择18十一、减速器箱体设计18十二、减速器的润滑、密封21十三、设计小结22十四、参考资料23一、 课程设计任务设计题目：带式输送机传动装置中的一级直齿减速器。运动简图 工作条件  传动平稳，输送带单向工作，24小时工作制，使用5年，输送带速度误差±5%原始数据 已知条件题号2输送带拉力2100N输送带速度1.6m/s滚筒直径400mm设计工作量       设计说明书一份减速器装配图1张 减速器零件大齿轮1张，输出轴1张二、 传动方案拟定方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速器4.连轴器 5.滚筒 6.运输带三、 电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：da (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=×2×××5×6式中：1、2、3、4、5、6分别为带传动、齿轮轴承、齿轮传动、联轴器、联轴器轴承和卷筒的传动效率。取=0.96，0.99，0.96，0.96，5=0.98，6=0.96则：总=0.96×0.992×0.96×0.96×0.98×0.96 =0.824所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000总 =(2100×1.6)/(1000×0.824) =4.09 (kw)3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒60×1000·V/（·D） =(60×1000×1.6)/（00·） =76.4 r/min根据手册6表2.2推荐的传动比合理范围，取带传动比I1= ，取圆柱齿轮传动比范围I=35。则总传动比理论范围为：a0。故电动机转速的可选范为 Nd =Ia×n卷筒 =(1620)×76.4 =458.41528 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电 动机 型号额定功 率电动机转速(r/min)传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.51500144018.853.55.392Y132M2-65.5100096012.573.1443Y160M2-85.57507208. 312.83.36综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：                满载转速：960r/min，                额定功率4KW。电动机主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸Lx(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸 A×B地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸D×E装键部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41四、 各轴运动参数和动力参数的计算计算步骤设计计算与内容设计结果1)0轴（电动机轴） 2）1轴（高速轴）  3）2轴（低速轴） 4）3轴（滚筒轴）    汇总结果P0=4.09KW n0=960r/minT0=9550P0/n0=9550×4.09/960=40.69N.mP1=P0×1 =4.09×0.96=3.926KWn1=n0/i1=960/3.14=306/minT1=9550P1/n1=9550×3.926/960=122.66N.mP2=P1×22×3×4 =3.926×0.992×0.96×0.96=3.56KWn2=n1/i2=306/4=76.43r/minT2=9550P2/n2=9550×3.56/76.43=461.64N.mPW=P2×5×6=3.56×0.98×0.96=3.34KWnw=n2=76.43r/min TW=9550PW/nw=9550×3.96/76.4=434.12N.m参 数轴 号0轴1轴2轴W轴功P(KW)4.093.933.563.34转速n(r/min)96030676. 4376.43（理论）转矩T（N.m）40.69122.66461.64434.12传动比i3.1441效率0.960.9040.96P0=4.09KWn0=960r/minT0 =40.69N.mP1=3.926KWn1=306r/minT1=122.66N.mP2=3.56KWn2=76.43r/minT2=461.64N.mPW=3.34KWnw=76.43r/minTW=434.12N.m 五、 V带传动设计计算步骤设计计算与内容设计结果1、      确定设计功率PC2、      选择普通V带型号3、      确定带轮基准直径dd1、dd2。       4、      验证带速V5、      确定带的基准长度Ld和实际中心距a。                6、      校核小带轮包角1  7、      确定V带根数Z                8、      求初拉力F0及带轮轴上的压力F0     9、      带轮的结构设计 10、设计结果  由<<机械设计基础>>表8-21得KA=1.3PC=KAP0=1.2×5.5=6.6KW根据PC=6.6KW,n0=960r/min。由图8.12应选B型V带。由机械设计基础图8.6取dd1=140mm，dd1=140ddmin=125mmdd2=n0dd1/n1=960×140/306   =439.22mm按表8.3取标准直径dd2=450mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为：   i=dd2/dd1=450/140=3.214   n2=n1/i=960/3.21=299从动轮的转速误差为（299-306）/306=-2.28%在±5%以内，为允许值。V=dd1n1/60×1000=（140××960）/（60×1000）m/s=7.0336m/s带速在525m/s范围内。由式(8.14)得0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（140+450）a02(140+450)413a01180取a0=1100由式（8.15）得     L0=2a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×1100+（140+450）/2+（450-140）2/（4×1100）=3137.22mm由表8.4选取基准长度La=3150mm由式（8.160得实际中心距a为  aa0+（La-L0）/2=1100+(3150-3137.22) =1106.39mm1106mm中心距a的变动范围为amin=a-0.015Ld   =1106-0.015×3150   =1058.75mmamax=a+0.03Ld=1106+0.03×3150=1011.5mm由式（8.17）得     1=180o-（dd1-dd2）/×57.3o                =180o-16.06.5 o        =163.9o120o由式（8.18）得   ZPc/(P0+P0)KaKL   根据dd1=140mm，n1=960r/min，查表8.9得，用内插法得   P0= 2.984KW取P0=2.98kw  由式（8.11）得功率增量P0为    P0=Kbn1（1-1/Ki）由表8.18查的Kb=2.649×10-3根据传动比i=3.214，查表8.19得Ki=1.1373，则P0=2.649×10-3×960（1-1/1.1373）kw=0.307kw由表8.4查得带长度修正系数KL=113，由图8.11查得包角系数K=0.97,得普通V带根数   Z= 2根圆整得根由表8.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.10kg/m，根据式（8.19）得单根V带的初拉力为     F0= ×（ -1）+qv2       = ×（ -1）+0.1×6.282      =384.516N由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为   FQ=2×F0Zsin（163.9o/2）     =2×384.52×2×sin（163.9o/2）     =1522.699N按本章8.2.2进行设计（设计过程略）。  选用2根B-1600GB 11544-1997V带，中心距a=1106mm，带轮直径dd1=140，dd2=450mm，轴上压力FQ=1522.7N。 KA=1.2Pc=6.6kw  dd1=140mmdd2=450mm    i=3.214n2=299   V=7.0336m/s      a0=1100 La=3150mm   a694mm  amin=1058.75mm  amax=1011.5mm 1=163.9o      P0=2.98kw     Kb=2.649×10-3 P0=0.307kw  K=0.97  Z=2   F0=384.516N   FQ=1522.7N        结果选择2根A-1600GB 11544-1997V带。  六、 齿轮传动设计设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P1=3.93KW电动机驱动，小齿轮转速n1=306r/min，大齿轮转速n2=76.43r/min，传递比i=4，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年。 设计步骤计算方法和内容设计结果1、         选择齿轮材料及精度等级。  2、按齿轮面接触疲劳强度设计                                 3、         主要尺寸计算        4、         按齿根弯曲疲劳强度校核           5、         验算齿轮的圆周速度v。   6、验算带的带速误差。小齿轮选用45调质钢，硬度为220250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBS。因为是普通减速器，由表机械设计基础第三版中表选9级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3um。 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出d1值。确定有关参数与系数：（1）   转矩T1        T1=9.55×106P/n          =9.55×106×3.93/306           =122760000N.mm（2）   载荷系数K 查表10.11取K=1.1（3）   齿轮Z1和齿宽系数d小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=4×25=100。故Z2=100因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取 d=1。（4）   许用接触应力【H】由图机械设计基础中10.24查的Hlim1=560MPa      Hlim2=530Mpa由表10.10查得SH=1N1=60njLh=60×306×（5×52×24×7）  =8.01×108N2=N1/i=1.21×109/4=2×108查图10.27得：ZNT1=1    ，ZNT2=1.06由式（10.13）可得      【H】1= ZNT1Hlim1/SH            =1×560/1=560MPa      【H】2=ZNT2Hlim2/SH                         1.06×530/1=562MPa故d176.43×3    m=2.33由表10.3取标准模数m=2.5mmd1=mz1=2.5×25mm=62.5mmd2=mz2=2.5×100=250mmb2= d×d1=1×62.5mm=62.5mm经圆整后取b2=65mm     b1=b2+5mm=70mm  a= m（z1+z2）=0.5×2.5×（25+100）=156.25mm由式（10.24）得出F,如F【F】则校核合格确定有关系与参数：（1）、齿形系数YF 查表10.13得YF1=2.65 ， YF2=2.184（2）、应力修正系数YS查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.7985（3）、许用弯曲应力【F】由图10.25查得Flim1=210MPa，Flim2=190MPa。由表10.10查得SF=1.3由图10.26查得YNT1=YNT2=1由式（10.14）可得     【F】1= 162MPa     【F】2= 146MPa故F1=2kT 1/(b 1m2z 1)YFYS =2×1.1×123×2.65×1.59×1000/(65×2.52×25)=111.93F1=162MPa    F2=2kT 2/(b 2m2z2)YFYS =2×1.1×525.87×2.65×2.18×1000/(65×2.52×105)=85F2=146 MPa齿根弯曲强度校核合格  V 1=d1n 1/(60×1000)=0.999m/s由表10.22可知，选9级精度是合适的。nw= 960/3.21  =299r/min2= 2.28%输送带允许带速误差为±5%合格。         T1=122760000N.mm     Z1=25Z2=100   Hlim1=560MPaHlim2=530Mpa N1=8.01×109 N2=2×108ZNT1=1    ，ZNT2=1.07 【H】1=560MPa【H】2=562MPa       m=2.5mm b=62.5mm b1=70mm a=156.25mm        SF=1.3YNT1=YNT2=1            V=0.999m/s     齿轮的基本参数m=2.5d1=62.5 da1=67.5 df1=56.25d2=250 da2=255 df2=243.75大齿轮轮廓外形如下图所示：七、 轴的设计六、轴的设计 1， 齿轮轴的设计 (1) 确定输入轴上各部位的尺寸（如图） (2)按扭转强度估算轴的直径选用45并经调质处理，硬度217255HBS轴的输入功率为P=3.93KW 转速为n=306 r/min根据书265页表14.1得C=107118.又由式（14.2）得：d25.03827.612(3)确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加3%5%，取D1=30mm，又带轮的宽度 B=（Z-1）·e+2·f =（2-1）×19+2×11.5=42 mm 则第一段长度L1=60mm右起第二段直径取D2=38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=20mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6）右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=48mm，长度取L4= 10mm 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为d5=67.5mm，分度圆直径为62.5mm，齿轮的宽度为70mm，则，此段的直径为D5=67.5mm，长度为L5=70mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=48mm长度取L6= 10mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6） 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm，长度L7=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向： 小齿轮分度圆直径：d1=62.5mm作用在齿轮上的转矩为：T= 9.55×106·P/n=122760N·mm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×122760/62.5=3928.32N 求径向力FrFr=Ft·tan=4446.46×tan200=1413NFt，Fr的方向如下图所示 （5）轴上支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1964.16 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr/2=706.5N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=PA×24=47.136N·m 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA×24=17N·m 合成弯矩： （7）画转矩图：T1 =122.66N·m （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=88.974 N·m ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=88974/(0.1×483)=8.05 Mpa <-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=73.596/(0.1×403)=11 Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下： 在前面带轮的计算中已经得Z=2其余的数据手册得到D1=30mmL1=60mmD2=38mmL2=70mmD3=40mmL3=20mmD4=48mmL4=10mmD5=67.5mmL5=70mmD6=48mmL6= 10mmD7=40mmL7=18mmFt=3928.32NFr=1413NRA=RB=1964.16NmRA=RB=706.5 NMC=47.136 N·m MC1= MC2=17N·m MC1=MC2=50.092N·mT=122.66 N·m=0.6MeC2=88.974N·m-1=60MpaMD=73.596 N·m m e=11 Nm2.输出轴的设计计算确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）(2)按扭转强度估算轴的直径(1) 由前面计算得，传动功率P2=3.56kw, n2=76.43r/min工作单向，采用深沟球轴承支撑。由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理， 硬度217255HBS根据课本（14.2）式，并查表14.1，得d(3)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取（40.4244.5788），根据计算转矩T= 9.55×106·P/n=444.825 N·mTc=RA×T=1.3×444825=578.272N·m查标准GB/T 50142003，选用HL4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=112mm,轴段长L1=84mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6011型轴承，其尺寸为d×D×B=55×90×18，那么该段的直径为55mm，长度为L3=32右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=65mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=62mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=66mm ,长度取L5=11.5mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度L6=18mm(4) 按弯扭合成强度校核轴径按设计结果画出轴的结构草图（图a）D1=45mmL1=84mmD2=52mmL2=74mmD3=55mmL3=32mmD4=60mmL4=62mmD5=66mmL5=11.5mmD6=55mmL6=18mm1） 画出轴的受力图（图b）2） 作水平面内的弯矩图（图c支点反力为）截面处的弯矩为MHI=2003.3×97/2=97160N·mm截面处的弯矩为MHII=2003.3×23=46076N·mm3） 作垂直面内的弯矩图（图d）支点反力为FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145截面处的弯矩为 MrI左=FVA·L/2=729.145×97/2=35363.5N·mm截面处的弯矩为MrII =FVB·23=729.145×23=16770.3N·mm4)合成弯矩图（图e）MI=（35363.52+971602）1/2=103396 N·mmMII=（16770.32+460762）1/2=49033 N·mm5） 求转矩图（图f） T=9.55×106×P/n=9.55×106×4.207/76.19=527324 N·mm求当量弯矩6） 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6截面: MeI=( 609252+(0.6×5273242）1/2=322200 N·mm截面：MeII=( 490332+(0.6×5273242）1/2=320181 N·mm8)确定危险截面及校核强度由图可以看出，截面可能是危险截面。但轴径d3> d2，故也应对截面进行校核。截面：eI=MeI/W=322200/(0.1×603)=14.9Mpa截面：eII=MeII/W=320181/(0.1×553)=19.2Mpa查表得-1b=60Mpa,满足e-1b的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。其受力图如下八、 滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh5×365×24=43800小时1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1413NP=fp Fr=1.1×1413=1554.3（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查课本P154页，选择6208 轴承 Cr=29.5KN由课本式11-3有预期寿命足够此轴承合格其草图如下：2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1280.39N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值（3）选择轴承型号查课本P154页，选择6011轴承 Cr=30.2KN由课本式11-3有预期寿命足够此轴承合格九、 键的设计设计步骤设计计算与内容设计结果一、 联轴器的键 1、选择键的型号    2、写出键的型号二.齿轮键的选择1、选择键的型号2、写出键的型号3、输入端与带轮键选择C型键 由轴径d1=45mm，在表14.8查得键宽b=14mm，键高h=9mm，L=36160mm。 L=54mm（1.61.8）d=7281mm l1=L-0.5b=54-7=47mm由式14.7得jy1=4T/(dhl1) =4×461.64×1000/（45×9×47）=97.01MPa【jy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得)选键为C14×70GB/T1096-1979选择A型键轴径d4=60mm，为了使加工方便应尽量选取相同的键高和键宽。但强度不够。查表14.8得键宽b=18mm， h=11mm，L=50200mm,取L=56mm l2=L-18=56-18=38mmjy2=4T/(dhl2)=4×461.64×1000/（45×11×38）=98.17MPa【jy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得)取键A18×80GB/T1096-1979选轴径d4=30mm，查表14.8取键10×8。即b=10，h=8，L=50l2=L-10=60-10=50mmjy2=4T/(dhl2)=4×122.66×1000/（30×8×50）=40.887【jy】 选择C型键b=14mmh=9mmL=54mm 型号：C14×70GB/T1096-1979      选择A型键b=18mmh=11mmL=56mm型号：A18×80GB/T1096-1979十、 联轴器的选择设计步骤设计计算与内容设计结果一、    计算联轴器的转矩二、    确定联轴器的型号定距环由表16.1查得工作情况系数K=1.3由式16.1得主动端 TC1=KT2 =1.3×461.64=600.132N·m  从动端TC2=KTW =1.3×434.12·=564.356N·mTm=1250N·m（附表.）由前面可知： dC =40.2344.37mm又因为d=C（1+0.05） =（40.2344.37）（1+0.05） =42.2446.59mmn2=76.3r/minn=4000r/min由附表9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器 HL4 GB5014-。 由其结构取 L=11.5 d=55 D=64  TC1=600.132N·m  TC2=564.356N·m      标记为：HL4 GB5014-十一、 减速器箱体设计设计步骤设计计算与内容设计结果轴中心距箱体壁厚箱盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机盖底凸缘厚度地脚螺栓直径地脚螺钉数目轴承旁联结螺栓直径盖与座连接螺栓直径联结螺栓d2的间距轴承端盖的螺钉直径d3窥视孔盖螺钉直径d4定位销直径起盖螺钉dqd2至外壁距离d1至外壁距离df至外壁距离df至凸缘距离d1至凸缘距离d2至凸缘距离座端面与内箱壁距离机盖机座力厚轴承端盖外径大轴小轴轴承旁连接螺栓距离a=156.25mm1=0.02a+1mm=5.0625mm8mm1=0.02a+1=5.06258mmb=1.5 ×=12mm b1=1.51=12mmb2=2.5=2.5×8=20mmdf=0.036a+12 =17.9mm 取整偶数20mma250，n=4 d1=0.75df=15mm查表3-3取16mmd2=（0.50.6）df =1012mm 取d2=12mml=150200mm由表3-17得：d3=（0.40.5）df =810mmd4=（0.30.4）df=68mm d=（0.30.4）d2=8.49.6mmd=（0.30.4）d2=8.49.6mmdq=10C1=24mmC1=19mmC1=27mmC2=25C2=24.8C2=2811.2 1=10mm2 2=9mmm10.851 m0.85 =6.8mm 7mm =6.8mm7mmD2=D+(55.5)d3 =90+（55.5）×8 =140145mm D2=D+(55.5)d3 =80+（55.5）×8=130135mm S=D2尽量靠近，以Md1和Md2不干涉为准一般取S=D2a=156.25mm1=8mm1=8mmb=12mmb2=20mmdf=20mm n=4 d1=16mm d2=12mml=150200mmd3=10mm d4=8mm  d=10dq=10C1=24mmC1=19mm C1=27mmC2=25C2=24.8C2=281=10mm2=9mmm1=7mmm=7mm D2=140mmS=D2D2=130mmS=D2取153.75十二、 减速器的润滑、密封设计步骤设计计算与内容设计结果一、齿轮的润滑1选择润滑方式（2）  确定油深二、   轴承润滑三、 密封 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度V=1.6m/s<12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。由查参考书2图10.52可知齿轮侵油深度为10mm；而由箱体与大齿轮的间距为36mm,可得：油总深度为46mm对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海