斜齿轮一级减速器.doc

课 程 设 计 说 明 书课程名称： 一级减速器 设计题目：带式运输机上单级斜齿圆柱齿轮减速器院 系： 学生姓名： 学 号： 专业班级： 指导教师： 设计日期: 机械设计课程设计设计题目：带式运输机上单级斜齿圆柱齿轮减速器内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张3. 轴零件图一张4. 齿轮零件图一张 系 班级设 计 者： 指导老师： 完成日期： 34课 程 设 计 任 务 书设计题目带式运输机上单级斜齿圆柱齿轮减速器学生姓名所在院系矿业工程系专业、年级、班09采矿工程（4）班设计要求：允许运输带速度误差为5；两班制；连续单向运转；载荷轻微冲击；工作年限5年；环境最高温度35摄氏度；小批量生产；运输带工作拉力F=1900N；运输带工作速率V=1.6M/S；滚筒直径D=400MM；学生应完成的工作： 1零件工作图1-2张（含从动轴，齿轮） 2减速器装配图一张；3设计计算说明书一份；参考文献阅读： 1.机械设计教科书-方立霞主任2.机械设计-课程设计指导教材；3.机械设计-课程设计手册4.机械设计-课程设计指导书5.画法几何及机械制图6.AutoCAD2008工作计划：1. 小组计划讨论分配任务2. 任务参考交流（零部件设计统筹，各部件设计图，设计排版总结）3. 整理，归纳，递交最终结果任务下达日期： 年月 日 任务完成日期：年月 日指导教师（签名）： 学生（签名）：带式运输机单级斜齿圆柱齿轮减速器摘 要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱斜齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为40Cr（调质），硬度约为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度约为240HBS，齿轮精度等级为7级。轴、轴承、键均选用钢质材料。关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器、带传动、滚筒、电动机、润滑、箱体；目 录机械设计课程设计计算说明书1. 一、课 程 设 计 任 务 书1 二、摘要和关键词22.一、传动方案拟定(各部件选择、设计计算、校核)3二、电动机选择3三、V带传动设计4四、齿轮传动设计6五、轴的设计计算及校核10六、滚动轴承的选择和校核计算18七、键连接的选择及校核计算21八、减速器复件的选择22九、箱体设计23十、润滑和密封29十一、课程小结32十二、参考文献32机械设计课程设计设计题目：带式运输机上单级斜齿圆柱齿轮减速器内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张3. 轴零件图一张4. 齿轮零件图一张 系 班级设 计 者： 指导老师： 完成日期： 核心内容；技术处理：传动方案拟定；（含简图实例）合理的传动方案首先应满足工作机的性能（例如传递功率、转速及运动方式）的要求。另外，还要与工作重要条件（例如工作环境。工作场地、工作时间）相适应。同时还要求工作可靠，结构简单，尺寸紧湊，传动效率高，使用维护方便，工艺性和经济性。合理安排和布置传动顺序是拟定传动方案中的另外一个重要环节本传动机构的特点是：成本较低，减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较简单，中心距较小，两轴的径向尺寸相对较大。（1） 工作条件：使用年限5年，工作为二班工作制，连续单向运转，小批量生产，载荷轻微冲击，环境最高温度35。（2） 原始数据：运输带工作拉力 F=1900N;运输带工作速度V=1.6M/S（允许运输带速度误差为5）；滚筒直径D=400MM。（3） 第部分 电动机选择1、确定皮带运输机所需的功率PW =FV/1000W=19001.6/10000.97=3.1KW2、确定传动装置的效率：由1常用基础资料常用资料和数据常用资料和数据机械传动效率得：V带传动效率1=0.96滚动轴承效率2=0.99圆柱齿轮传动效率3=0.97弹性联轴器效率4=0.99=12 234=0.960.99 20.970.99=0.90353、电动机的输出功率： Pd= PW/=3.1/0.9035=3.43KW4、选择电动机 因为皮带运输机传动载荷稳定，取过载系数K=1.05PK Pd=1.053.43=3.60KW查Y系列封闭笼形三相异步电动机。技术数据表可得采取型号Y132M1-6的电动机电动机额定功率：P=4KW；电动机满载转速N=960r/min由1常用电动机三相异步电动机Y系列（IP44）三相异步电动机技术机座带底脚，端盖上无凸缘的电动机并根据机座号132M查得电动机伸出端直径D=38mm，电动机伸出端轴安装卡度E=80mm。Y132M1-6电动机，主要数据如下：电动机额定功率P:4KW电动机满载速率N：960R/min电动机伸出端直径D：38mm电动机伸出端安装长度E:80mm5、总传动比计算及传动比分配1、总传动比计算：驱动滚筒转速NwNw=60000V/D=600001.6/3.14400=76.43r/min总传动比i：I=n/Nw=960/76.43=12.562、传动比的分配：为了使传动系统结构较为紧凑，取齿轮传动比i2=5由公式i=i/ i2=12.56/5=2.516、传动装置运动参数的计算：1、各轴功率的确定：、取电动机的额定功率作为设计功率，则V带的传递的功率为P：=4KW高速轴的输入功率P=P=40.96=3.84KW低速轴的输入功率：P=P=40.960.990.97=3.69KW2、各轴转速的计算：高速轴转速：N=n/i=960/2.51=382.5r/min低速轴转速：N=N/i2=382.5/5=76.5r/min3、各轴输入转矩的计算：高速转矩：TI=9550P/n=95503.84/382.5=95.87Nm低速转矩：T=95503.69/76.5=460.65Nm各轴功率，转速，转矩：高速轴：功率：3.84KW 转速：410.3r/min 转矩：95.87Nm低速轴：功率：3.69KW 转速：102.6r/min 转矩：460.65 Nm 第二部分V带传动设计 由电动机的选择及运动参数的计算可知，输入V带传动的功率4KW，小带轮轮速n=960r/min，传动比i=2.51 1.确定计算功率由课本表8-7查的工作情况系数KA=1.2，故PCA =KAP=1.24=4.8KW2.选择v带的带型根据Pca，n由课本图8-11，选用A型3.确定带轮的基准直径Dd并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径dd根据课本表8-6和8-8 取小带轮的基准直径dd=125mm 2）验算带速v，根据课本公式（8-13）验算带的速度V=dd1n/601000=125960/601000m/s=6.28m/s因为5m/sv25m/s，故带速合适3）计算大带轮的基准直径，根据课本公式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2Dd2=idd1=2.51125mm=313.75mm根据课本表8-8，圆整为dd2=315mm4）验证误差范围由nI=382.5r/min实际高速轴转速ni=ndd1/dd2=960125/315=381r/min转速误差为nI-ni/nI=382.5-381/382.5=0.39%12006.计算带的根数1）计算单根v带的额定功率pr由dd1=125mm和960r/min，根据课本表8-4a得，p0=1.382kw根据n1=960r/min，i=2.51和A型带，根据课本表8-4b得p0=0.112kw根据课本85得，=0.95，82得，=1.01,得=(1.382+0.112)0.951.01=1.43kw2）计算v带的根数zZ=pca/pr=4.8/1.43=3.36取三根7.计算单根v带初拉力的最小值（F0）min根据课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以（F0）MIN=500（2.5-ka）pca/kdzv+qv2=(500(2.5-0.95) 4.8/0.956.283+0.16.28)2 N=212N应使用的实际初拉力F0F0min8.计算压轴力压轴力的最小值：（）min=2z（F0）MINsin=23212sinN=1253N 小带轮选择实心式结构，大带轮选择腹板式结构第三部分 齿轮传动设计由电动机的选择及运动参数的计算可知，输入齿轮传递的功率P1=3.84kw，小齿轮转速n1=382.5r/min，转动比i2=5，预期寿命（530028=24000h） 1,选定齿轮类型，精度类型，材料及齿数。 1）选用斜齿圆柱齿轮转动。2)运输极为一般工作机器，速度不高，选用7级精度（GB1009588）。3）材料选择，有课本表101，选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数Z1=18，大齿轮齿数Z2=518=90。5）选取螺旋角，初选螺旋角=14。2,按齿面接住强度设计。按课本公式（1021）试算，即d1t(1)确定公式内的各计算数值。1）试选Kt=1.6。2)由课本图1030，选取区域系数=2.4333)由课本图1026，查得=0.76，=0. 87。则 =0.760.87=1.634)计算小齿轮传送的转矩T1=(95.5)/n=(95.53.84)/382.5N.mm5)根据课本表107选取尺宽系数d =16）有课本表106查得材料的弹性系数=189.8MPa7）由课本图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa8）由课本公式（1013）计算应力循环次数=60jLh=60382.51（283005）=0.55=（0.55）/5=0.119）由课本图1019取接触疲劳寿命系数=0.92=0.9410)计算接触疲劳许用应力取失效率1%，安全系数S=1，由课本公式（1012）得=()/S=0.92*600MPa=552MPa=（）/S=0.94*550MPa=517MPa=（+）/2=534.5MPa2、计算1）试算小齿轮分度圆直径由计算分式得d1=mm=55.24mm2)计算圆周速度V=m/s=1.1m/s3)计算齿宽b及模数b=155.24mm=55.24mm=H=2.25=2.252.98mm=6.71mm4)计算纵向重合度=0.318118tan14=1.4275)计算载荷系数已知使用系数1.25，根据V=1.1m/s，7级精度，由课本图108查得动载系数1.05，由课本表104查得=1.420，由课本表1013查得=1.35，=1.1，故载荷系数K=1.251.051.11.42=2.056）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由课本公式（610a）得7）计算模数3、按齿根弯曲强度设计由课本公式（1012）得1、确定计算系数1）计算荷载系数2）根据纵向重合度，从课本10-28查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查取齿形系数由课本表10-5，查得 5）查取应力校正系数由表10-5，查得Ysa1=1.531,Ysa2=1.7826)由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极=500 Mpa,大齿轮的弯曲强度极限=380 Mpa7)由课本图10-18去弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.87,KFN2=0.918)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4,由课本公式（10-12）得=KFN1S=0.87500/1.4Mpa=310.71 Mpa= KFN2S =0.91380/1.4Mp=247Mp9)计算大、小齿轮的YFaYsa并加以比较YFa1Ysa1=2.9101.531/310.71=0.01433YFa2Ysa2=2.2011.782/247=0.01585大齿轮的数值大2、设计计算mn21.959.5870.88（cos14）211821.63 0.01585=2.10mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5,已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=60.00mm来计算应有的齿数，理由Z1=d1cos/mn=60cos14/2.5=23.29则Z1=23，Z2=uZ1=523=1153、几何尺寸计算（1）计算中心距a=（Z1+Z2）mn/2cos=（23+115）2.5/2cos14=177.78mm将圆心距归整为178mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos（Z1+Z2）/2a=arccos（23+115）2.5/2178=141648因值改变相差不大，故参数a，等不必修改（3） 小齿轮分度圆d1=Z1mn/cos=59.34mmd2=Z2mn/cos=296.70mm（4）计算齿轮宽度B=dd1=159.34=59.34mm圆取整后得B2=60mm，B1 =65mm（5）结构设计以大齿轮为例，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而小于500mm，故以选用模板式结构为宜，小齿轮采用齿轮轴设计法向模数mn=2.5齿数Z=115齿形角a=20齿顶高系数han=1全齿高：h=ha+hf=4.5mm齿顶圆：da=d2+2ha=300.70mm齿根圆：df=d2-2hf=291.70mm螺旋角=141648径向变位角x=0齿厚sn=mnZsin/Zv=3.323轴孔直径：D4=65mm轮毂直径D3=1.6D4=1.665mm=104mm轮毂长度：L=B2=60mm轮缘厚度=4=10mm齿轮倒角：n1=0.5mn=0.52.5mm=1.25mmr5mmD0=da-12mn=（300.70-12122.5）mm=270mm腹板中心直径：D1=（D0+D3）/2=187mm腹板孔直径：D2=0.25（D0-D3）=41.5MM腹板厚度：C=0.2B2=12mm精度等级7-FK齿轮副中心眼及极限偏差afa 1780.0316公差组 检验项目代号 公差或极限偏差值 Fp 0.093 fpt 0.018 ff 0.014 F 0.017第四部分 轴的设计计算及校核一轴的选材及其许用应力选45号钢，调质处理，HB217255，强度极限=650Mpa,屈服极限=360Mpa,弯曲疲劳极限=300Mpa二.按扭矩估算最小直径1. 主动轴查教材机械设计基础表142，C=110，=23.73mm若考虑键=23.731.05=24.92 mm选取标准直径=25mm2. 从动轴=40.04 mm若考虑键=40.041.05=42.042 mm选择标准直径=45 mm三轴的结构设计1.主动轴根据轴向定位的要求确定各段直径（按顺序从左至右）-II段轴用于安装轴承7207C（角接触球轴承，参考书1表13-16），取直径为35mm，长度为18mmII-III段采用套筒固定轴承，取直径为40mm ,长度为15mmIII-IV段轴与小齿轮一体，直径为59.34mm, 长度为65mmIV-V段直径为40mm, ,长度为18mmV-VI段用于安装轴承7207C，直径为35mm,长度为40mmVI-VII段联接电动机，直径为20mm,长度为50mm轴的各部分尺寸如图所示：3.从动轴根据轴向定位的要求确定各段长度（按顺序从左至右） -II段从动轴外仲端，直径为45mm，长度取50mm II-III段为，直径为55mm，长度为50mm III-IV段用于安装套筒和轴承7212C，直径为60mm，长度为40mm IV-V段用于安装大齿轮，直径为65mm，其长度略小于大齿轮宽度，取57mm V-VI段轴肩用于固定齿轮，直径为75mm，长度为8mm VI-VII段用于安装轴承7212C，直径为60mm，长度为21mm轴的各部分尺寸如图所示：四危险截面的强度(一) 主动轴的设计计算 （1）主动轴上的功率=3.84 kw,转矩=95.87 Nm转速=382.5 r/min （2）计算齿轮受力： 圆周力= =295.871000/42.22=3231N径向力3231=1213N轴向力=3231=806N作主动轴受力简图L=115mm 1. 求支反力： 水平支反力 =3231/2=1615.5N垂直支反力=(1213115/2+80659.34/2)/115=814.45N =(1213115/2-80659.34/2)/115=398.55N3.作弯矩图。水平弯矩图，1615.5115/2=92891.25Nmm垂直面弯矩图，C点左边=814.45115/2=46830.88NmmC点右边=398.55*115/222916.6Nmm3.求合成弯矩M，作出合成弯矩图，C点左边=104028.44mmC点右边=95676.3Nmm4.轴传递的转矩T=/2=323159.34/2=95864Nmm5.危险截面的当量弯矩。该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6.C点左边=118871 NmmC点右边= =111635 Nmm6.计算危险截面的轴径。由教材公式14-6=27.06mm考虑到键槽对轴的削弱，d值增大5%d28.41mm而该危险截面的轴径为40mm，符合要求。2.从动轴的强度校核（1）计算齿轮受力： 圆周力=2/=2*460647/296.7=3105N径向力3105=1166N轴向力=3105=774N作从动轴受力简图L=117mm1. 求支反力： 水平支反力 =1552.5N垂直支反力=(1166117/2+774296.70/2)/117=1564.39N=(1166117/2-774296.7/2)/117=-398.39N3.作弯矩图。水平弯矩图，1552.5117/2=90821.25Nmm垂直面弯矩图C点左边：=1564.39117/2=91516.82NmmC点右边：=-398.39117/2-23305.82Nmm3.求合成弯矩M，作出合成弯矩图，C点左边：=128933.4NmmC点右边：=93763.9Nmm4.轴传递的转矩T=/2=3105296.7/2=460626.8Nmm5.危险截面的当量弯矩。该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6.C点左边=304971.4 NmmC点右边= =291848.3 Nmm6.计算危险截面的轴径。由教材公式14-6=37.04mm考虑到键槽对轴的削弱，d值增大5%d38.89mm而该危险截面的轴径为60mm，符合要求。第五部分 滚动轴承的选择及校核计算选用角接触球轴承，并取=一计算主动轴轴承 输入轴轴承选择7208C。根据设计条件，轴承的预期寿命为：h前面已算得径向负荷=1213N , =806N,=382.52r/min查参考书机械设计课程设计手册表8-25得基本额定动负荷动载荷=36.8kN 静载荷=25.8kN B=18mm, D=80mm,d=40mm， /=806/(25.81000)=0.03124,取e=0.43,Y=1.30（1）计算当量动负荷由教材机械设计基础中的公式13-8得=0.664e=0.43由表16-11查得X=0.44所以=0.441213+1.4806=1581.52N即轴承在=1213N 和=806N作用下的使用寿命，相当于在纯径向载荷为1581.52N作用下的使用寿命。（2）计算轴承寿命查教材表13-6X各表13-6得：=1，=1.1,对于球轴承，取=3由课本中公式13-50得= =412437.97h24000h预期寿命为 :5年，两班制预期寿命足够。二计算从动轴轴承 从动轴轴承选择7212C。根据设计条件，轴承的预期寿命为：前面已算得径向负荷=1166N , =774N,=76.5r/min查参考书机械设计课程设计手册表8-25基本额定动负荷动载荷=61.0kN 静载荷=48.5kN B=22mm, D=110mm,d=60mm， /=774/(48.51000)=0.016,取e=0.40,Y=1.40（1）计算当量动负荷由教材机械设计基础中的公式13-8得=0.66e=0.40由表13-5查得X=0.44所以=0.441166+1.40774=1596.64N即轴承在=705.6N 和=620.58N作用下的使用寿命，相当于在纯径向载荷为1596.64N作用下的使用寿命。(2）计算轴承寿命查教材表13-4各表13-6得：=1，=1.1,对于球轴承，取=3 由参考书2中公式15-5得= =91280.44h24000h预期寿命为 :5年，两班制预期寿命足够。第六部分 键联接的选择及校核计算查教材机械设计基础表6-1（1） 主动轴外伸端d=25mm，考虑到键在轴中部安装，故选用键836 GB/T 10962003，b=8mm,h=7mm,L=36mm,.选择45号钢，由表6-2，其许用应力=100Mpa由课本6-1 公式 =495875/（25732.5）=67.43Mpa=100Mpa则强度足够，合格。（2） 从动轴外伸端d=45mm，考虑到键在轴中部安装，故选用键1463 GB/T 10962003，b=14mm,h=9mm,L=63mm,.选择45号钢，由表1010，其许用应力=100Mpa由课本6-1 公式 =4460647/(45958.5)=77.8Mpa=100Mpa则强度足够，合格。（3） 与齿轮联接处d=65mm，考虑到键在轴中部安装，故同一方位母线上，选用键826 GB/T 10962003，b=20mm,h=12mm,L=50mm,.选择45号钢，由课本6-2，其许用应力=100Mpa由1026 公式 =4460647/(651230)=78.74Mpa=100Mpa则强度足够，合格。归纳为：轴的直径d（mm）键的公称尺寸（mm）轴槽深t（mm）转矩T（Nm）极限应力（MPa）主动轴外伸端258*7*36495.87560.87从动轴外伸端4514*9*635460.64772.21齿轮联接处6520*12*506.5460.64747.25由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。第七部分 联轴器的选择：弹性套柱销联轴器具有一定补偿两轴线相对偏移和减振缓冲能力，适用于安装底座刚性好，冲击载荷不大的中、小功率轴系传动，可用于经常正反转、起动频繁的场合，工作温度为-C。由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器 K=1.3，=95501.34.118/960=53.256 Nm选用TL4 GB/124581990弹性套柱销联轴器，公称尺寸转矩=63（Nm），。采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径取d=20mm，轴孔长度L=52mm. TL4型弹性套柱销联轴器有关参数型 号公称转矩T（Nm）许用转数n（r/min）轴孔直径d（mm）轴孔长度L（mm）外径D（mm）材料轴孔类型 键槽类型TL4634200205295HT200Y型A型第八部分 减速器附件的选择一、轴承端盖嵌入式轴承端盖主动轴从动轴透盖闷盖透盖闷盖轴承外径D62851. 窥视孔和俯视孔盖。窥视孔用于检查转动间的啮合情况和润滑情况，并可以向箱内注入润滑油，平时有窥视孔改用螺钉封住。2. 通气器减速器工作，内部的温度和气压会很高，通气器使里面的热量及时排出，保证箱内外气压平衡。3. 轴承盖轴承盖用于固定轴承外圈及调整轴承间隙，承受轴向力。4. 定位销为了保证箱体轴承座孔德镗削和装配精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度。箱盖与箱座需用两个圆锥销定位。5. 油面指示装置为了指示减速器内油面的高度是否符合要求，以便保持箱内正常的油量。6. 放油旋塞为了更换减速器箱体内的污油，应在箱体底部油池的最低处设置排油孔。7. 启盖螺钉为了便于开启箱盖，设置启盖螺钉，只要拧动此螺钉，就可顶起箱盖。8. 起吊装置起吊装置有吊环螺钉，吊耳，吊钩，供搬运减速器。第九部分 箱体设计名称符号 减速器形式及尺寸关系/mm设计取值/mm 齿 轮箱体壁厚=0.025a+1=5.45mm取=10mm=10mm箱盖壁厚=0.02a+1=4.56mm取=10mm=10mm箱盖凸缘厚度b=1.5=5mm=15mm箱座凸缘厚度=1.5=15mm=15mm箱座底凸缘厚度=2.5=25mm=25mm地脚螺栓直径及数目、n=0.036a+12=18.41mm取M20的地脚螺钉，地脚螺钉数目n=4M20n=4轴承旁联接螺栓直径=0.75df=0.7520=15mm取 M16的螺栓M16箱盖与箱座联接螺栓直径=（0.50.6）=（1012）mmM12轴承端盖螺钉直径=（0.30.4）=（1012）mmM8外箱壁至轴承座端面的距离L1L1=+(510)mm=20+22+(510)mm=(4757)mm 取 L1=50mmL1=50mm箱座底部外箱壁至箱座凸緣长度方向最外端的距离L2L2=c1+c2+(510)mm=18+16+(510)mm=(3944)mm取 L2=45mmL2=45mm箱座底部外箱壁至凸緣底座最外端的距离L3L3= L1+ L2+(510)mm=26+24+(510)mm=(5560)mm 取 L3=55mmL3=55mm联接螺栓的间距l150200mm200mm定位销直径d(0.70.8)160mm大齿轮顶圆与内箱壁的距离 12mm齿轮端面与内箱壁间的距离10mm轴承端盖外径凸：嵌：1.25D+10mmD轴承外径 D=65mm109mm91.25mm轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以端盖螺栓 互不干涉为准 一般取 SS第十部分 润滑和密封1. 因为齿轮的圆周速度（线速度）V=1.1m/s12m/s，所以采用侵润滑剂，采用侵润滑剂时，为了满足润滑和散热的需要，箱体油池内必须要有足够的储油量。同时为了避免侵油传动回旋时将油池底部沉积的污物搅起，大齿轮的齿顶圆到油池底部的距离大于3050mm。大齿轮侵入油中的深度h约为一个齿高，但不能小于10mm。考虑到使用中油不停的蒸发耗损，还应给出一个允许的最高油面。侵油深度确定后，即可定出所需油量，并按传递功率大小进行验算，并保证散热。油池容积V应大于或等于传送的需油量V。对于单级运动，每传递