带式运输机的传动装置_二级展开式斜齿轮减速器说明书(含CAD全套图纸).doc

带式运输机的传动装置二级展开式斜齿轮减速器初始数据F=2800 V=1.5 D=340CAD图在后面 双击可以打开 网上售价100元 这里只要20金币 原版设计 盗版必究 楚客生提供目 录第一部分 设计任务-3第二部分 传动方案分析-3第三部分 电动机的选择计算-4第四部分 传动装置的运动和动力参数的选择和计算（包括分配各级传动比，计算各轴的转速、功率和转矩）-7第五部分 传动零件的设计计算-8第六部分 轴的设计计算-17第七部分 键连接的选择及计算-20第八部分 滚动轴承的选择及计算-22第九部分 联轴器的选择-24第十部分 润滑与密封-第十一部分 箱体及附件的结构设计和选择-设计小结-25参考文献-25第二部分 传动方案分析1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到总传动比不大，确定其传动方案如下：图一: 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率ha:ha=h13h22h3h4=0.9830.9720.990.96=0.84h1为轴承的效率,h2为齿轮啮合传动的效率,h3为联轴器的效率,h4为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。第三部分电动机的选择计算皮带速度v:v=1.5m/s工作机的功率pw:pw= 4.2 KW电动机所需工作功率为:pd= 5 KW执行机构的曲柄转速为:n = 84.3 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱斜齿轮减速器传动比ia=840，电动机转速的可选范围为nd = ian = (840)84.3 = 674.43372r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。第四部分 传动装置的运动和动力参数的选择和计算1总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=960/84.3=11.42分配传动装置传动比:取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12 = 则低速级的传动比为:i23 = 2.863各轴转速:nI = nm = 960 = 960 r/minnII = nI/i12 = 960/3.99 = 240.6 r/minnIII = nII/i23 = 240.6/2.86 = 84.1 r/minnIV = nIII = 84.1 r/min4各轴输入功率:PI = Pdh3 = 50.99 = 4.95 KWPII = PIh1h2 = 4.950.980.97 = 4.71 KWPIII = PIIh1h2 = 4.710.980.97 = 4.48 KWPIV = PIIIh1h3 = 4.480.980.99 = 4.71 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.98 = 4.85 KWPII = PII0.98 = 4.62 KWPIII = PIII0.98 = 4.39 KWPIV = PIV0.98 = 4.62 KW5各轴输入转矩:TI = Tdh3 电动机轴的输出转矩:Td = = 49.7 Nm 所以各轴输入转矩TI = Tdh3 = 49.70.99 = 49.2 NmTII = TIi12h1h2 = 49.23.990.980.97 = 186.6 NmTIII = TIIi23h1h2 = 186.62.860.980.97 = 507.3 NmTIV = TIIIh1h3 = 507.30.980.99 = 492.2 Nm 所以各轴输出转矩为：TI = TI0.98 = 48.2 NmTII = TII0.98 = 182.9 NmTIII = TIII0.98 = 497.2 NmTIV = TIV0.98 = 482.4 Nm第五部分 传动零件的设计计算（一） 高速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。 1） 材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z1 = 24，则：Z2 = i12Z1 = 3.9924 = 95.76 取：Z2 = 96 2） 初选螺旋角:b = 150。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 2.5 2) T1 = 49.2 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.42 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/24+1/96)cos150 = 1.655 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318124tan150 = 2.04 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.777 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 6096011030028 = 2.76109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 2.76109/3.99 = 6.93108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.87,KHN2 = 0.89 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = 0.87650 = 565.5 MPasH2 = = 0.89530 = 471.7 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (565.5+471.7)/2 = 518.6 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 52.6 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.12 mm取为标准值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 155.3 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 150 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 62 mmd2 = = = 248 mmb = dd1 = 62 mmb圆整为整数为：b = 62 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 3.11 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。 6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.42。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/24+1/96)cos150 = 1.655 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318124tan150 = 2.04 9) eg = ea+eb = 3.695 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.777 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。 13) Ft = = = 1587.1 N = = 25.6 52.9所以齿面接触疲劳强度足够。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 当量齿数：ZV1 = Z1/cos3b = 24/cos3150 = 26.6ZV2 = Z2/cos3b = 96/cos3150 = 106.5 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2(1/26.6+1/106.5)cos150 = 1.671 3) 由式8-25得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.67 4) 由图8-26和eb = 2.04查得螺旋角系数Yb = 0.87 5) = = 3.33前已求得:KHa = 1.763.33，故取：KFa = 1.76 6) = = = 11.02且前已求得:KHb = 1.37，由图8-12查得：KFb = 1.34 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.761.34 = 2.59 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.58 YFa2 = 2.17应力校正系数:YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83 9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 2.76109大齿轮应力循环次数:N2 = 6.93108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.83 KFN2 = 0.85 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 319.2sF2 = = = 248.5 = = 0.01309 = = 0.01598大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.51 mm1.512.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 62 mmd2 = 248 mmb = ydd1 = 62 mmb圆整为整数为：b = 62 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 67 mm b2 = 62 mm中心距：a = 155 mm，模数：m = 2.5 mm（二） 低速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。 1） 材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z3 = 28，则：Z4 = i23Z3 = 2.8628 = 80.08 取：Z4 = 80 2） 初选螺旋角:b = 130。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 2.5 2) T2 = 186.6 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.45 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)cosb = 1.88-3.2(1/28+1/80)cos130 = 1.655 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318128tan130 = 2.05 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.777 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60240.611030028 = 6.93108大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 6.93108/2.86 = 2.42108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN3 = 0.89,KHN4 = 0.91 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH3 = = 0.89650 = 578.5 MPasH4 = = 0.91530 = 482.3 MPa许用接触应力:sH = (sH3+sH4)/2 = (578.5+482.3)/2 = 530.4 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d3t:= = 83.6 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.91 mm取为标准值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 166.3 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 13.10 4) 计算齿轮参数：d3 = = = 86 mmd4 = = = 246 mmb = dd3 = 86 mmb圆整为整数为：b = 86 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 1.08 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9级。 6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.44。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)cosb = 1.88-3.2(1/28+1/80)cos13.10 = 1.681 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318128tan13.10 = 2.07 9) eg = ea+eb = 3.751 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.771 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。 13) Ft = = = 4339.5 N = = 50.5 84.3所以齿面接触疲劳强度足够。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 当量齿数：ZV3 = Z3/cos3b = 28/cos313.10 = 30.3ZV4 = Z4/cos3b = 80/cos313.10 = 86.6 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV3+1/ZV4)cosb= 1.88-3.2(1/30.3+1/86.6)cos13.10 = 1.692 3) 由式8-25得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由图8-26和eb = 2.07查得螺旋角系数Yb = 0.88 5) = = 3.28前已求得:KHa = 1.753.28，故取：KFa = 1.75 6) = = = 12.74且前已求得:KHb = 1.38，由图8-12查得：KFb = 1.35 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.751.35 = 2.6 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa3 = 2.53 YFa4 = 2.23应力校正系数:YSa3 = 1.64 YSa4 = 1.79 9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N3 = 6.93108大齿轮应力循环次数:N4 = 2.42108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.87 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF3 = = = 326.9sF4 = = = 254.3 = = 0.01269 = = 0.0157大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 2.12 mm2.123所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 86 mmd4 = 246 mmb = ydd3 = 86 mmb圆整为整数为：b = 86 mm圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 91 mm b4 = 86 mm中心距：a = 166 mm，模数：m = 3 mm第六部分 轴的设计计算轴的设计1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:P1 = 4.95 KW n1 = 960 r/min T1 = 49.2 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知高速级小齿轮的分度圆直径为:d1 = 62 mm 则:Ft = = = 1587.1 NFr = Ft = 1587.1 = 598 NFa = Fttanb = 1587.1tan150 = 425 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 19.3 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT1，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT1 = 1.249.2 = 59 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT4型，其尺寸为：内孔直径20 mm，轴孔长度38 mm，则：d12 = 20 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 36 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 30 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 23 mm。右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 25 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30205型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:dDT = 255216.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 16.25 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得30205。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 31 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 67 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 91+12+10+8 = 121 mmII轴的设计1 求中间轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 4.71 KW n2 = 240.6 r/min T2 = 186.6 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知高速级大齿轮的分度圆直径为:d2 = 248 mm 则:Ft = = = 1504.8 NFr = Ft = 1504.8 = 567 NFa = Fttanb = 1504.8tan150 = 403 N 已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 86 mm 则:Ft = = = 4339.5 NFr = Ft = 4339.5 = 1621.6 NFa = Fttanb = 4339.5tan13.10 = 1009.3 N3 确定轴的各段直径和长度: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取：A0 = 107，得:dmin = A0 = 107 = 28.8 mm 中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d12和d67,选定轴承型号为：30206型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 306217.25 mm，则：d12 = d67 = 30 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 35 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 60 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.0735 = 2.45 mm，轴肩宽度：b1.4h = 1.42.45 = 3.43 mm，所以：d34 = d56 = 40 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：d45 = 86 mm，l45 = 91 mm，则：l12 = T2+s+a+2.5+2 = 39.75 mml56 = 10-3 = 7 mml67 = T2+s+a-l56 = 17.25+8+10-7 = 28.25 mmIII轴的设计1 求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：P3 = 4.48 KW n3 = 84.1 r/min T3 = 507.3 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知低速级大齿轮的分度圆直径为:d4 = 246 mm 则:Ft = = = 4124.4 NFr = Ft = 4124.4 = 1541.2 NFa = Fttanb = 4124.4tan13.10 = 959.3 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0 = 112 = 42.1 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT3，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT3 = 1.2507.3 = 608.8 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT8型，其尺寸为：内孔直径45 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 45 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 55 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 48 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d78 = 50 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30210型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 50mm90mm21.75mm。由轴承样本查得30210型轴承的定位轴肩高度为：h = 3.5 mm，故取：d45 = 57 mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取低速大齿轮的内径为：d4 = 57 mm，所以：d67 = 57 mm，为使齿轮定位可靠取：l67 = 84 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0757 = 3.99 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.43.99 = 5.59 mm，所以：d56 = 65 mm，l56 = 10 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T3 = 21.75 mml45 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 62+10+8+5+12+2.5-10 = 89.5 mml78 = T3+s+a+2.5+2 = 21.75+8+10+2.5+2 = 44.25 mm第七部分 键连接的选择及计算1 输入轴键计算： 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 6mm6mm32mm，接触长度:l = 32-6 = 26 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2562620120/1000 = 93.6 NmTT1，故键满足强度要求。2 中间轴键计算： 校核高速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 10mm8mm50mm，接触长度:l = 50-10 = 40 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2584035120/1000 = 336 NmTT2，故键满足强度要求。3 输出轴键计算：(1) 校核低速大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 16mm10mm80mm，接触长度:l = 80-16 = 64 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25106457120/1000 = 1094.4 NmTT3，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 14mm9mm70mm，接触长度:l = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2595645120/1000 = 680.4 NmTT3，故键满足强度要求。第八部分 滚动轴承的选择及计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 1028300 = 48000 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1598+0425 = 598 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 598 = 6460 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30205轴承，Cr = 32.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.01107Lh所以轴承预期寿命足够。2 中间轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 11621.6+01009.3 = 1621.6 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1621.6 = 11561 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30206轴承，Cr = 43.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 3.87106Lh所以轴承预期寿命足够。3 输出轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 11541.2+0959.3 = 1541.2 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1541.2 = 8014 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30210轴承，Cr = 73.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 7.59107Lh所以轴承预期寿命足够。第九部分 联轴器的选择第六部分已经有论述 联轴器选择型号为:LT8型，其尺寸为：内孔直径45 mm，轴孔长度84 mm第十部分 润滑与密封对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于150-200 m/min，所以采用脂润滑，箱体内选用CKC150润滑油，装至规定高度。油的深度为：H+h1：H = 30 mm h1 = 34 mm所以：H+h1 = 30+34 = 64 mm 。 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为Ra=6.3，密封的表面要经过刮研。