机械设计课程设计带式输送机传动系统设计

1、一、拟定传动方案41.1传动方案的分析41.2传动方案拟定4二、选择电动机5三、计算总传动比和传动比分配63.2各轴的转速73.3各轴的输入功率计算83.4各轴的输入转矩计算8四、v带及v带轮的设计94.1确定计算功率pca94.2选择v带的带型104.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v104.4确定v带的中心距a和基准长度ld104.5验算小带轮上的包角114.6计算带的根数z114.7计算单根v带的初拉力的最小值(f0)min114.8计算压轴力124.9带轮结构设计12五、圆柱齿轮传动设计135.1选定齿轮精度等级、材料及齿数135.2按齿面接触强度设计135.3按齿根弯曲强度设计15

2、5.4几何尺寸计算165.5结构设计及绘制齿轮零件图16六、输入轴的设计计算176.1确定输入轴上的功率p1，转速n1和转矩t1176.2确定作用在小齿轮上的力176.3初步确定轴的最小直径176.4结构设计186.5计算轴上的载荷196.6绘制轴的工作图21七、输出轴的设计计算217.1确定输出轴上的功率p2，转速n2和转矩t2217.2确定作用在大齿轮上的力217.3初步确定轴的最小直径227.4结构设计227.5计算轴上的载荷247.6绘制轴的工作图26八、部件的选择与设计268.1输入轴轴承268.2输出轴轴承278.3输入轴输出轴键连接的选择及强度计算27九、联轴器的选择289.1联

3、轴器类型选择289.2计算转矩299.3 选择型号及尺寸29十、其他结构设计2910.1窥视孔和视孔盖2910.2通气器2910.3吊环螺钉、吊耳及吊钩3010.4放油孔及螺塞3010.5油标3110.6启盖螺钉3110.7定位销3110.8调整垫片3210.9密封装置3210.10箱体结构尺寸设计3210.11密封设计3310.12润滑设计33十一、设计总结34十二、主要参考文献35带式输送机传动系统设计一、拟定传动方案1.1传动方案的分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否

4、合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。1.2传动方案拟定第一组：带式运输机传动装

5、置的设计1.工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为23年，中批量生产；输送带工作速度v的允许误差为5%，三相交流电源的电压为380/220v 2.原始数据：最大有效拉力为f=2700n;输送带工作速度v=1.5m/s;输送机滚筒直径d=450mm；图1.1 传动简图二、选择电动机 由上面要求，可以求出工作机所需要的有效功率为电动机所需功率：-输送机滚筒输送带间的传动效率为=0.96（见机械设计课程设计书p18 表3-3）-联轴器效率=0.99（见机械设计课程设计书p18 表3-3）-闭式圆柱齿轮传动效

6、率（设齿轮传动精度为八级）=0.97（见机械设计课程设计书p18 表3-3）-v带传动效率=0.95（见机械设计课程设计书p18 表3-3）-一对滚动轴承效率=0.98（见机械设计课程设计书p18 表3-3）电动机初步算出额定功率为5kw，由此可选型号5kw的电动机。（表121系列三相异步电动机的技术数据机械设计课程设计书p112）有以下一组数据最接近。电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩同步转速/(r/min)y132s1-25.529202.32.23000y132s-45.514402.22.31500y132m2-65.59602.02.21

7、000本设计中选用同步转速为1000或1500r/min的电动机，又从经济效益考虑。同步转速越高，结构越简单，价格越低。由此初步选择y132s-4。由此可得出电动机的安装及外形尺寸。 其主要性能：额定功率5.5kw，满载转速1440r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比和传动比分配 电动机的满载转速 工作机所需转速v-输送带的速度（m/s) d-滚筒直径（mm）3.1总传动比 i0是电动机和带轮1的传动比，由此 i0 =1。 i1 是v带传动比，i2是闭式齿轮传动比。i3 联轴器的传动比i3 =1. 根据表3-1常用传动机构的主要性能和应用，设闭式齿轮的传动比为i2=5。所以v带的传动比

8、就为i1=4.52。3.2各轴的转速3.3各轴的输入功率计算0轴：i轴：ii轴：iii轴：3.4各轴的输入转矩计算轴号电动机v带轮闭式齿轮传动联轴器工作机01234转速n(r/min)1440318.5863.7263.7263.72功率p（kw）4.914.6654.4344.3024.216转矩t（nm）32.563139.827664.543644.760611.2329传动比14.5251四、v带及v带轮的设计 设计普通v带传动须确定的内容是：带的型号、长度、根数、带轮的直径、宽度和轴孔直径、中心距，初拉力及作用在轴上之力的大小和方向以及v带轮的主要结构尺寸等。已知电动机功率p=5kw

9、转速n1=1440r/min转动比i=4.52,每天工作16小时。4.1确定计算功率pca由表8-7（机械设计教材）p156查得工作情况系数ka =1.3。故4.2选择v带的带型根据pca、n由图8-11（机械设计教材）p157选用a型。4.3确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径dd1由表8-6（p155)和表8-8（p157)取小带轮的基准直径，而dd132mm(电动机的中心高），所以取dd1=90mm。2）验算带速v：因为5m/sv30m/s,故带速合适。3） 计算大带轮的基准直径：根据表8-8（p157）圆整为dd2=400或450.4.4确定v带的中心距a和基准长

10、度ld1） 根据 初定中心距2） 由由表8-2（p146）选带的基准长度。3） 按中心距地变化范围为 565 -655mm4.5验算小带轮上的包角4.6计算带的根数z1) 计算单根v带的额定功率pr。a型由和，查表8-4a（p152)90mm，n1=1200r/min p0=0.93kw dd1=90mm n1=1440r/min p0=1.0644kw根据n1=1440r/min,i=4.52和a型带，查8-4b得n=1200r/min 由线性关系可得：查表8-5得，表8-2得于是2） 计算v带的根数z: 取5根。4.7计算单根v带的初拉力的最小值(f0)min由表8-3得a型带的单位长度质

11、量q=0.1kg/m，所以应使带的实际初拉力。4.8计算压轴力压轴力的最小值为4.9带轮结构设计五、圆柱齿轮传动设计 设计圆柱齿轮传动须确定的内容是：齿轮材料和热处理方式、齿轮的齿数、模数变位系数、中心距、齿宽、分度圆、螺旋角、分度圆直径、齿根圆直径等几何尺寸及圆柱齿轮的结构尺寸。 圆柱齿轮传动的要求。传动比i=5.已知输入功率p=4.6645kw小齿轮转速n1=318.58r/min，工作寿命为8年，（每年工作300天）两班工作制16小时，圆柱齿轮，精度等级8级。5.1选定齿轮精度等级、材料及齿数 1）运输机为一般工作机器速度不高，故选用8级精度。 2）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为

12、40cr（调质),硬度为280hbs。大齿轮材料为45钢(调质）硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。选择小齿轮齿数，则大齿轮齿数.5.2按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）（机械设计教材）进行试算，即5.2.1确定公式中的各计算数值试选载荷系数计算小齿轮传动的转矩。由表10-7选取齿宽系数。由表10-6查得材料的弹性影响系数。由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。由式10-13计算应力循环次数。由图10-19取接触疲劳寿命系数;.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数s=1，由式（10-12）得5.2.2计算试算小齿轮

13、分度圆直径d1t，代入中较小的值。计算圆周速度v：计算齿宽b：计算齿宽与齿高之比b/h。 计算载荷系数:根据v=1.122m/s，8级精度由图10-8查得动载荷系数, 直齿轮 ; 由表10-2查得使用系数; 由表10-4用差值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，.由，查图10-13得;故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得:计算模数m:5.3按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,;计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳

14、安全系数s=1.4，由式（10-12）得 计算载荷系数k：查取齿形系数。由表10-5查得，.查取应力校正系数：由表10-5查得 ，；计算大小齿轮的并加以比较。 大齿轮的数值大。设计计算模数2.2921接近标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=72.390657mm，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数5.4几何尺寸计算计算分度圆直径 计算中心距计算齿轮宽度取b2=72.5，b1=75mm。5.5结构设计及绘制齿轮零件图六、输入轴的设计计算6.1确定输入轴上的功率p1，转速n1和转矩t1p1 = 4.6645 kw n1 = 318.58r/min t1 = 139.827 nm6.2确定

15、作用在小齿轮上的力小齿轮的分度圆直径为d1=72.5mm圆周力ft= =3857.29n 径向力：fr=ft tan = 1403.94nft1与fr1方向如下图71：图7-1 ft1与fr1方向6.3初步确定轴的最小直径由已知条件知减速器传递的功率属小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由课本表15-1查得强度极限=640mpa ,再由课本表15-1得许用弯曲应力=60mpa 。根据课程指导书表4-2得c=118107。又由课程指导书式4-1得轴：取d1=28mm带轮的计算转矩tca=kat1,查机械设计表14-1，考虑到转矩变化很小，故取ka1.3，则tca=kat1=1.3

16、139.827 nm= 181.7751nm6.4结构设计1. 拟定轴上零件的装配方案，如图7-2 图7-2 轴上零件的装配方案图1.轴端挡圈 2.大带轮 3.密封圈4.滚动轴承 5.齿轮轴 6.挡油环7.箱座 8.轴承端盖2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1) 为了满足大带轮的轴向定位要求，轴段右端制出一轴肩，故取轴段直径d=30mm,左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d30 mm，带轮与轴配合毂孔长度为l。为保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上，故段的长度比大带轮宽度 略短些，则取75mm(2) 初步选择滚动轴承因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求

17、并根据d=30 mm，轴承应有的基本额定支载荷值cp1=fpfr=1.11403.94n1544.334n 由轴承产品目录中初步选取6207型轴承，其尺寸为ddb357217，故dd35 mm。= 18mm 右端滚动轴承的左端设置挡油环d= d=35mm，挡油环长度e=7mm，挡油环左端采用轴肩进行轴向定位，根据滚动轴承设计，则由机械设计课程设计表132查得6207型轴承的定位轴肩高度h=3mm,因此，取d41mm。（3）因为小齿轮分度圆直径d=72.5mm，故取70mm。齿轮轴与左右端轴承之间采用轴肩定位，故取 d=d45 mm（4）轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴

18、承添加润滑脂的要求，取端面的外端面与半联轴器右端面间距离25mm，故取45 mm。（5）取齿轮距箱体内壁之间a=13.5mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s8mm,已知滚动轴承宽度b17mm，则a+s=13.5+8=21.5 mm a+s-e=13.5+8-7=14.5mmb+e=17+7=24mm3.轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接，按d28mm，由机械设计表61查得平键截面bh=87 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的

19、，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4.确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152，取轴端倒角为145。，各轴肩处的圆角半径见图纸说明6.5计算轴上的载荷1.根据输入轴的的结构简图做出轴的计算简图，如图72 a2.根据轴的计算简图做出的弯矩图和扭矩图如图72c、e、f和g。图72 输入轴的载荷分布图从轴的结构图 以及变矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面，现计算出截面c处的mh、mv、及m。水平面h：mh=fnh165.5=91958.07 nmm垂直面v：mv=fnv165.5=252695.07nmm总弯矩m：扭 矩t: t=139827n.mm6.6绘制轴的工作图 七、输出轴的设计计算7

20、.1确定输出轴上的功率p2，转速n2和转矩t2p2= 4.434 kw n2 = 63.72 r/min t2 = 664.543 nm7.2确定作用在大齿轮上的力大齿轮的分度圆直径为d2=362.5mm圆周力ft= =20858.22n 径向力：fr=ft tan = 7591.77nft2与fr2方向如下图71：图7-1 ft2与fr2方向7.3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理根据课程指导书表4-2得c=118107。又由课程指导书式4-1得 轴：输出轴的最小直径是安装链轮的直径d1,为了使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，d2=50mm7.4结构设计1. 拟定轴上零件

21、的装配方案，如图8-2 图8-2 轴上零件的装配方案图1.滚动轴承2.轴3.齿轮4.套筒5.滚动轴承6.密封圈7.联轴器8.轴端挡圈9.箱座10.端盖2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足链轮的轴向定位要求，轴段左端制出一轴肩，故取轴段直径d=56mm,左端用轴 端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d60 mm，联轴器与轴配合毂孔长度为l，联轴器轮毂厚度为h=84 所以 l1= 84mm为保证轴端挡圈只压在链轮上而不压在轴的端面上，故段的长度比l1略短些，则取82 mm(2) 初步选择滚动轴承因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求并根据d=56mm，轴承应有的基

22、本额定支载荷值cp2=fpfr=1.17591.77n8350.947n 由轴承产品目录中初步选取型轴承，其尺寸为ddb6011022，故dd 60mm，22mm左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表132查得6212型轴承的定位轴肩高度h=3mm,因此，取d66mm。（3）取安装齿轮处的轴段直径d=66mm,齿轮的右端 与右端这间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为72.5mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取71。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度取h=5mm，则轴环处的直径dv=80mm，（4）轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴

23、承添加润滑脂的要求，取端面的外端面与链轮左端面间距离10mm，故取30mm。（5）取齿轮距箱体内壁之间a=13.5mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s8mm，已知滚动轴承宽度b14 mm，则b+s+a+(42-40)=14+8+13.5+2=37.5 mma+s-=16+8-10=14 mm3.轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接，按d80mm，由机械设计表61查得平键截面bh=2212 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；链轮与轴的周向定位采用单圆头平键的连接，选用平键

24、736，链轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4.确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152，取轴端倒角为145。，各轴肩处的圆角半径见图纸说明7.5计算轴上的载荷1.根据输入轴的的结构简图做出轴的计算简图，如图82 a2.根据轴的计算简图做出的弯矩图和扭矩图如图82b、c和d、e。图82 输出轴载荷分布图从轴的结构图 以及变矩和扭矩图中可以看出截面b是轴的危险截面，现计算出截面b处的mh、mv、及m。水平面h：mh=fnh165.5=33025.2 nmm垂直面v：mv=fnv165.5=12020.06nmm（3）总弯矩m：（4）扭 矩

25、t: t=106696.8n.mm 7.6绘制轴的工作图iii轴：八、部件的选择与设计8.1输入轴轴承1. 轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷；轴承转速；轴承的预期寿命2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值按照3 表22-1选择的6211轴承 8.2输出轴轴承1.轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等，且只受径向载荷，于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷 ；轴承承受的转速 轴承的预期寿命 2.轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值按照3 表22-1选择的6207轴承 8.3输入轴输出轴键连接的选择及强度计算1、输入轴

26、键连接由于输入轴上齿轮1的尺寸较小，采用齿轮轴结构，故只为其轴端选择键。输入轴轴端选择a型普通平键。其尺寸依据轴颈，由2中表6-1选择。键长根据皮带轮宽度b=81，选取键的长度系列取键长l=60. 校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度由2中式6-1得，强度足够。键 2. 输出轴端与联轴器的键连接据输出轴传递的扭矩应小于联轴器公称转矩。查1表13-5。选用lt10型弹性联轴器。其公称转矩为。半联轴器孔径。 选择键连接的类型及尺寸据输出轴轴端直径，联轴器y型轴孔，轴孔长度选取a型普通平键 校核键连接的强度键和联轴器的材

27、料都是钢，由2中表6-2查得许用及压应力取平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度。由2中式6-1得，强度足够。键 九、联轴器的选择9.1联轴器类型选择 联轴器通常用来连接两轴并在其间传递运动和转矩，联轴器所连接的两轴，由于制造及安装误差、受载变形和温度变化等影响，往往存在着某种程度的相对位移。因此，设计联轴器时要从结构上采取各种不同的措施，使联轴器具有补偿上述偏移量的性能，否则就会在轴、联轴器、轴承中引起附加载荷，导致工作情况恶化。综上所述，故选择挠性联轴器，这种联轴器具有一定的补偿两轴偏移的能力，再根据联轴器补偿位移方法，选弹性柱销联轴器，它仅用弹性柱销（通常用尼龙制成）将两半联轴器连

28、接起来，它传递转矩的能力大、结构更简单、耐用性好，故选择弹性柱销联轴器。 为了隔离震动、缓和冲击和安装方便，轴选用无弹性元件扰性联轴器9.2计算转矩由设计手册查的k=1.3 tc1=k9550=1.39550=538.8nmtc2=k9550=1.39550=2070.5nm9.3 选择型号及尺寸由tc1=664.543nm =50mm , 查gb/t50142003，轴选用选弹性柱销联轴器,型号为tl4，其中tn=1250 nm, n= 4000r/min; 十、其他结构设计10.1窥视孔和视孔盖为了便于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点和齿侧间隙，并为了向箱体内注入润滑油，在减速器传

29、动件啮合区上设置窥视孔。视孔盖用螺钉紧固在窥视孔上，其下垫有密封垫，以防润滑油漏出或污物进入箱体内。视孔盖可用钢板、铸铁等材料制成。10.2通气器减速器运转时，会因摩擦发热而导致箱内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。为使含油受热膨胀气体能自由地排出，以保持箱体内外压力平衡，防止润滑油沿箱体接合面、轴外伸处及其他缝隙漏出来，所以在视孔盖上设置通气器。 10.3吊环螺钉、吊耳及吊钩为便于拆卸及搬运，应在箱盖上铸出吊耳，并在箱座上铸出吊钩。10.4放油孔及螺塞为了将污油排放干净，在油池最低位置处设置放油孔，并设置在与其他机件不相近处，以便放油。平时放油孔用螺塞及封油垫圈密封；螺塞直径约为

30、箱座壁厚的23倍。10.5油标油标用来检查减速器内的油面高度，以保证箱体内有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。10.6启盖螺钉为防止润滑油从箱体部分面处外漏，在箱盖与箱座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，在拆卸时会因黏接较紧而不易分开。所以，在箱盖或箱座上设置12个启盖螺钉，其位置与连接螺栓共线，以便钻孔。启盖螺钉直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同，螺纹长度大于箱盖凸缘厚度；螺钉端部制成圆柱形或半圆形，以避免损伤部分面或端部螺纹。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。10.7定位销为了保证轴承座孔的镗孔精度，并保证减速

31、器每次装拆后轴承座的上、下两半孔始终保持加工时的位置精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，定位销的距离就较远，且尽量对角布置，以提高定位精度。定位销公位置设置在不妨碍邻近连接螺栓的装拆的位置，并考虑钻、铰孔的方便。10.8调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。10.9密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，根据具体情况选用。10.10箱体结构尺寸设计减速器箱体结构尺寸设计见表141表141铸铁减速器箱体结构尺寸名称符号尺寸箱座壁厚8箱盖壁

32、厚8箱座凸缘厚度b12箱盖凸缘厚度b112箱座底凸缘厚度b220地脚螺栓直径df10地脚螺栓数目n4轴承旁连接螺栓直径d114箱盖与箱座连接螺栓直径d210连接螺栓d2的间距l284视孔盖螺钉直径d46定位销直径d7df、d1、d2至外箱壁距离c116df、d2至凸缘边距离c214轴承旁凸台半径r114凸台高度h27外箱壁至轴承座端面距离l125大齿轮顶圆与箱体内壁距离110齿轮端面与箱体内壁距离216箱盖、箱座肋厚m1、m7、7轴承端盖外径d2、d365、72轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁连接螺栓距离s19910.11密封设计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，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。10.12润滑设计对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 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，齿顶到油池底面的距离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。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