单级斜齿圆柱齿轮传动设计书

单级斜齿圆柱齿轮传动设计书二．序言剖析和制定传动方案机器往常由原动机、传动装置和工作装置三部分构成。传动装置用来传达原动机的运动和动力、变换其运形式以知足工作装置的需要，是机器的重要构成部分。传动装置的传动方案能否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。知足工作装置的需假如制定传动方案的基本要求，同一种运动能够有几种不一样的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优弊端加以剖析比较，进而选择出最切合实质状况的一种方案。合理的传动方案除了知足工作装置的功能外，还要求构造简单、制造方便、成本便宜、传动效率高和使用保护方便。所以制定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其余要求外，还应熟习各样传动机构的特色，以便选择一个适合的传动机构。因链传动承载能力低，在传达同样扭矩时，构造尺寸较其余形式大，但传动安稳，能缓冲吸振，宜部署在传动系统的高速级，以降低传达的转矩，减小链传动的构造尺寸。故本文在选用传动方案时，采纳链传动。尽人皆知，链式输送机的传动装置由电动机、链、减速器、联轴器、滚筒五部分构成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分构成。所以，假如要设计链式输送机的传动装置，一定先合理选择它各构成部分，下边我们将一一进行选择。三．运动学与动力学的计算第一节选择电动机电动机是常用的原动机，详细构造简单、工作靠谱、控制简易和保护简单等长处。电动机的选择主要包含选择其种类和构造形式、容量（功率）和转速、确立详细型号。（1）选择电动机的种类：按工作要乞降条件选用Y系列一般用途的全关闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。2）选择电动机的容量：工作所需的功率：Pd=Pw/ηPw=F*V/（1000ηw）所以：Pd=F*V/（1000η*ηw）由电动机至工作机之间的总效率（包含工作机的效率）为η*ηw=η1*η2*η2*η3*η4*η5*η6式中η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为齿轮传动、链传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。取η1=0.96、η２=0.99、η3=0.97、η4=0.97、η5=0.98、η6=0.96，则：η*ηw=0.96×0.99×0.99×0.97×0.97×0.98×0.96=0.832所以：Pd=F*V/1000η*ηw=2600×1.5/(1000×0.832)kW=4.68kW依据Pd选用电动机的额定功率PP∽1.3)P∽6.09kWw使m=(1d=4.68由查表得电动机的额定功率Pw=7.5kW（3）确立电动机的转速：卷筒轴的工作转速为：nw=60×1000V/πD=60×1000×1.5/(3.14×400)r/min=71.66r/min按介绍的合理传动比围，取链传动的传动比

i

1=2

∽5，单级齿轮传动比

i

2=3

∽

5则合理总传动比的围为

:

i

=6

∽

25故电动机的转速围为：nd

=

i*n

w=(6

∽25)×71.66r/min=429.96

∽

1791.5r/min切合这一围的同步转速有

750r/min

、1000r/min

、1500r/min

，再依据计算出的容量，由附表5.1查出有三种合用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较状况见下表。电动机转速传动装置的传动比额定功率r/min方案电动机型号Ped/kW同步转速满载转速总传动比链齿轮1YL0L-87.575072010.0433.352Y160M-67.5100097013.543.53.873Y132M-47.51500144020.0135.72.5综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案3比较适合。所以选定电动机型号为Y160M-6,所选电动机的额定功率Ped=7.5kW，满载转速nm970r/min，总传动比适中，传动装置构造紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸以下表所示。中心高

H

L

外形尺寸×(AC/2+AD)

×

底脚安装尺寸A×B

地脚螺栓孔直径K

轴伸尺寸D×E

装键部位尺寸F×HD

GD160600×417×385

254×210

15

42×110

12×49第二节计算总传动比并分派各级传动比电动机确立后，依据电动机的满载转速和工作装置的转速就能够计算传动装置的总传动比。（1）计算总传动比：i=nn1440/115=12.52m/w=970/71.66=13.54（2）分派各级传动比：,可取i为使链传动的尺寸不至过大，知足i<igb=3.5，则齿轮的传动比：big=i/ib=13.54/3.5=3.87=12.52/3=4.17（3）计算传动装置的运动和动力参数：各轴的转速nΙmb=970/3.87=250.65r/min=1440/3=480=n/inΠ=nΙ/ig=250.65/3.5=71.62r/min=480/115=4.17nw=nΠ=71.62r/min各轴的功率PΙm1=7.5×0.96=7.2kW=P*ηPΠ=PΙ*η2*η3=7.2×0.99×0.97=6.914kWPw=PΠ*η2*η4=6.914×0.99×0.97=6.64kW(4)各轴的转矩电动机的输出轴转矩TdTd=9550×Pm/nm=9550×7.5/970=73.84Nm其余轴转矩TΙ=9550×PΙ/nΙ=9550×7.2/250.65=274.33Nm=9550*6.84*0.96/480=130.644TΠ=9550×PΠ/nΠ=9550×6.914/71.62=921.93Nm=9550*6.06/115=503.24Tw=9550×Pw/nw=9550×6.64/71.62=885.34Nm第三节各轴的转速，功率及转矩，列成表格轴名参数电动机轴Ι轴Π轴滚筒轴转速970250.6571.6271.621440480115115功率7.57.26.9146.646.846.566.066转矩73.84274.33921.93885.34130.644503.24传动比3.873.5134.17效率0.960.990.970.960.98*0.98*0.980.99四、传动零件的设计计算链传动是由链条和链轮构成，链条由很多链节构成，带齿的大，小轮安装在两平行轴上。链传动属于啮合运动长处有：1）传动比正确，传动靠谱，紧力小，装置简单，轴与轴承的载荷较小，传动的效率较高，可达98%；2）与齿轮传动比较有较大的中心距；3）可在高温和润滑油环境工作，也可用于多尘埃的环境。下边就是改链传动零件的计算：计计算容算项目1确依据传达的功率P、载荷的性质和每日工作的时间等确立设计功率定设计功Pc=KA×P=1×7.2=7.2kW=1.6*6.84=10.94率1．确立链轮齿数z1,z2因为小链轮的转速为250.65r/min115,假定链速.0.6~3,希望构造紧凑，由（教材）选用小链轮齿数z=1719；从动大链轮齿数zi12=2选×z1=3.5×17=59.5(z2<120，适合)=4.17*19=79择链的型z2=60号取整数802．确立链条链节数Lp初定中心距a0=40p,则链节数zzLp=2apz1+z2)/2+pa*[(1)/(2π)]2=119.70/+(/02–（节）取Lp=120(0.1)节3．计算单排链所能传达的功率P0及链节距p由教材可知，单跟链传达功率P≥Pca/(K*K*Kp)0zL由图5-29，按小链轮转速预计，链工作在功率曲线的右边，由表1.55-16Z1=0.85zKz=19K0.5KLp==1.1单排链Lp=1100

计算结果Pc=7.2kWz1=17z2=60Lp=120节Pc=7.2kWP0≥7.2Kw/(0.85*1.1*1)=7.70Kw依据小链轮转速n1=250.65r/min及功率P0=7.70kW，由图P5-29查得可选链16A，由表5-13可查得P=25.40mm同时也证明原估0=7.70kw计链工作在额定功率曲线凸峰右边是正确的。p=25.40mm4．确立链中心距aa=p[(Lp-z1z2)+(LpZ1Z2)28(Z1Z2)2]=1020a=1020mm4222mm中心距调整量△a≥2p=50.8mm实质中心距a1=a-△a=1020-50.8=969.2mm5.考证链速V=1.81m/sv=n1*z1*p/(60*1000)=250.65*17*25.4/(60*1000)=1.81m/s与原预计链速符合。6．验算小链轮毂孔dk查《机械设计基础课程设计指导书》的附表5.3知电动机D=45mm轴径D=45mm；查表13-4查得小链轮毂孔许用最大直径Dmax=dmax=51mm，大于电动机轴径，适合。51mm作用在轴上的压力Q圆周力F=1000*P/V=1000*7.2/1.81=3977.9NF=3977.9N按水平部署取压力系数KQ*F=4972.4N齿轮传动是应用最宽泛的一种传动形式。其传动的主要长处是：传达的功率大（可达100000kW以上）、速度围广、效率高、工作靠谱、寿命长、构造紧凑、能保证恒定，齿轮的设计主要环绕传动安稳和承载能力高这两个基本要求进行的五．齿轮的设计计算计算计算容计算结果项目齿１．料采纳20CrMnTi合金钢渗碳淬火。由表6-5，表轮的资料6-6，齿面硬度56-62HRC，B=10791080MPa，的选择S=834850MPa。由表6-4选择齿轮精度78级。该对齿轮为硬齿面齿轮，先按齿根曲折疲惫强度设计，再按齿面接触疲惫强度校核。按齿根的弯曲设计

２．齿根曲折疲惫强度设计由公式32KT1YFaYSaYYmnZ2?Fd1由式T=9.55×106*P/N小齿轮转矩T1=9.55×106×7.5/970=7.384×104N.㎜Z1=23取Z1=23i=3.5,Z2=3.87×23=89.01，取Z2=89Z2=89实质传动比i'=89/23=3.8697传动比相对偏差=|i'-i|/i=0.0078％，齿数选择知足要求。T1=7.384×大齿轮转速'=970/3.8697=250.66r/min104N.㎜n2=n1/i。由表6-10，硬齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数d=0.5d=0.5,由表6-7查得，使用系数KA=1.25；参照图6-6b，试取动载系数KV=1.05，按齿轮在两轴承中间非对称部署，取齿向载荷散布系数K=1.14；由表6-8，按齿面硬化，斜齿轮，KAFt/b>100N/㎜，齿间载荷分派系数K=1.2。

K=1.796中心距与螺旋角的校核

由式（6-4）载荷系数K=KAKVKK=1.796齿形系数YF按当量齿数ZV=Z/cos3，由图6-18查得：设螺旋角β=15°，ZV1=Z1/cos3=25.5,ZV2=Z2/cos3=98.64,则小齿轮齿形系数YF1=2.65，大齿轮齿形系数YF2=2.3由图6-19查得，小齿轮应力修正系数YF1=1.59,大齿轮应力修正系数YF2=1.78由图6-12，图6-13，tant=tann/cosβ=tan20°/cos15°=0.377t=20.6469°=20°38′49″，查得a1/Z1=0.032，a2/Z2=0.0095，代入Z1=23，Z2=89，得a1=0.736，a2=0.846,a=a1+a2=1.472。由式（6-16）=bsin/mn=0.984几何尺寸的

由图6-20查得，重合度系数Y=0.75。由图6-29查得，Y=0.87。计算

按式（6-14）计算曲折疲惫许用应力F=FlimYNYXYST/SF

F

N1=3.399×按图6-24查取齿轮资料曲折疲惫极限应力Flim1=Flim2=500Mpa。由表6-13计算曲折疲惫强度计算的寿命系数YN：小齿轮应力循环次数环次数N1=60×n1γth

109N2=0.89581095校=60×970×1×2836510核疲=3.399×109劳强度N2=N1/3.8697=0.8958×109YN1=（3×106/N1)0.02=0.830YN2=（3×106/N2)0.02=0.892由图6-25查取尺寸系数YX=1。由式（6-14）YST=2曲折疲惫强度安全系数SF=1.25F1=Flim1YN1YXYST/SF=664MPaF2=Flim2YN2YXYST/SF=713.6Mpa比较FF1YS1=2.65×1.59/664=0.00636模[]F1数FF2YS2=0.0057,FF1YS1>FF2YS2,应按小[]F2[]F1[]F2齿齿轮校核齿轮曲折疲惫强度。代入公式（6-20）mn=32KT12?YFaYSaYYdZ1F

F1MPaF2MPa

=664=713.6=321.7967.384104?2.651.590.740.87=2.02㎜0.5232664按表6-1，取标准模数mn=2.5㎜由公式a=（Z1+Z2）β=2.5×（）°mn/2cos23+89/2cos15=144.94圆整取中心距a=145mmcos=mn(Z1Z2)=0.96552a=15.0939°与假定β=15°邻近。计算大小齿轮分度圆直径7接d1=mnZ1/cosβ=59.51㎜b1=35㎜触疲b2=30㎜劳的d2=mnZ2/cosβ=230.28㎜校核校核原假定的系数KV齿轮的速度v=d1n2/60×1000=3.02m/s,vZ1/100=0.695m/s,由图6-8b查得KV=1.05，与原取值一致。齿宽b=dd1=0.5×95.25=29.78㎜取b1=35㎜,b2=30㎜３．齿面按触疲惫强度校核由式（6-17）H=268.4ZEZHZKT(u1)Z'2Hubd1由表6-9查得，弹性系数ZE=0.8；由图6-14查得，节点地区系数ZH=2.42；按图6-12，图6-13查得，重合度系数Z=0.8；由图6-28查得，螺旋角系数Z=0.982。接触疲惫许用应力H=HlimZNZW/SH由图6-23查得，齿轮资料接触疲惫极限应力Hlim=1500Mpa。由表6-11查得接触疲惫度计算的寿命系数ZN：ZN1=（5×1070.0306=（5×107/N1)/3.399×109)0.0306=0.879ZN2=（5×107/N2)0.0306=（5×107/0.8958×109)0.0306=0.916由图6-23查得，工作硬化系数ZW=1由表6-12，接触疲惫强度安全系数SH=1H1=HlimZN1ZW/SH=1500×0.879×1/1=1318.5MPaH2=HlimZN2ZW/SH=1374MPa将以上各值代入斜齿轮接触疲惫校核公式H=268.4ZEZHZZKT(u1)=268.4×1×2.42×ubd1'20.8×0.9821.7967.3841043.869713059.5123.8697=750.98MPaH=1318.5Mpa曲折强度疲惫足够。六.轴与轴承的设计计算及校核轴的设计及键联接的选择与校核轴主要用来支承作旋转运动的零件，如齿轮、带轮，以传达运动和动力。本减速器有两根轴，依据设计要求，设计的详细步骤、容以下：第一轴的设计设计计算与说明结果1、选择轴的资料确立许用应力一般用途、中小功率减速器，采纳45钢，正火办理。查表2-7,σ=95MpaB=600Mpa,σ=95MPa0b取0b2、按曲折许用切应力，初估轴的最小直径p1=7.2kW由表2-6,查得C=110,τ=40Mpa,按式（2-44）得,n1=970r/Md1C3p1=32.70mminn1因Ⅰ轴上开有键槽,应增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱,则直径应增大5%～7%，d1≥32.70(1+7%)=34.989㎜初定Ⅰ轴的最小直径=35㎜。3.确立齿轮和轴承的润滑dmin=35㎜计算齿轮圆周速度vd1n1=0.502m/s601000v=1.78m/s齿轮采纳浸油润滑，轴承采纳飞溅润滑。轴得初步设计依据轴系构造剖析重点，联合后述尺寸确立，按比率绘制轴的草图，如图2-2。考虑到斜齿圆柱齿轮传动，采纳角接触球轴承，采纳嵌式轴承盖实现轴承两头单向固定，依赖一般平键联接实现周向固定，利用轴肩构造实现轴与轴承的轴向固定。考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的状况，采纳齿轮轴的构造方案，如图2-2示。轴与其余零零件相当合的详细状况见后装置。图2-2轴的构造设计`轴的构造设计主要有三项容：（1）各轴段径向尺寸确实定；（2）各轴段轴向长度确实定；（3）其余尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）确实定。（1）径向尺寸确实定如上草图所示，从轴段d1=35㎜开始，逐段选用相邻轴段的直径。d2起定位固定作用，定位轴肩高度h可在（2～3）d1=35㎜C围经验选用（C为大链轮孔倒角尺寸，取C=1㎜），故d2=d2=37mmd1+2h≥35+2×(1×1)=37mm,按轴的标准直径系列取d3=40mmd2=37mm。d3与轴承径相当合，考虑安装方便，联合轴的标d4=45mm准直径系列并切合轴承径系列，取d3=40mm，选定轴承代号d5=59.51m为7408AC。d4起定位作用，上套挡油环，按轴的标准直径系m列，取d4=45mm。d5即为小齿轮部分，将d5作为分度圆的直d6=45mm径，即d5=59.51mm。d7=40㎜d6=d4=45mm，d7=d3=40mmb1=35㎜（2）轴向尺寸确实定小齿轮齿宽b1=35㎜,L5=38㎜,L1与大链轮相当合,因L1=110㎜链轮宽为108㎜，同理取轴段长L1。考虑安装方便轴承L2=35mm=110盖至带轮距离1=30，初步取L2=35mm。L3与轴承相当合，L3=25mm查轴承安装尺寸宽度B1=25mm,于是取L3=25mm。一般状况L4=20mm下，齿轮端面与箱壁的距离2取10～15mm,轴承端面与箱L5=35mm体壁的距离3=3～5mm,L4>箱体的壁，联合大轴的尺寸L4L6=20㎜取L4=20mmL7=25mmL6=L4=20mm,L7=L3=25mm两轴承中心间跨距L=140mm轴得强度校核（3）计算齿轮受力转矩T1=0.7384105N·mm=20°齿轮切向力Ft2T1d1=4.219kN径向力：Fr=Fttan=4.219×tan20°=1.536kN轴向力F=Fttanβ=4.219×tan15°=1.13kN（2）计算支反力和弯矩并校核（a）水平面上FAH=FBH=Ft=2.11kN2L=147.7C点弯矩:MCHFAHkN.mm2D点弯矩：MDHFAH35水平面弯矩和受力争如上图：（b）垂直面上Fd1Fr110支反力：FAr22=0.95kN110FBrFAFr=0.586KNC点弯矩：MCFAL66.5kN.㎜2D点弯矩：MD=FA×35=33.25kN.㎜（c）求合成弯矩MC=MCH2MC2=161.98kN.㎜MD=MDH2MD2=81kN.㎜点当量弯矩：MC'=MCT20.62㎜2=161.982107=174.24KN.D点当量弯矩：MD'=MD2T2=103.36KN.㎜所以,dC310MC'=310174240=26.37㎜950bdD10Md'30b考虑到键,所以dC=26.37×105%=27.68㎜

L=140㎜d1=35mmFt=4.219kNFr=1.536kN=1.13kN=1.13kNFAH=2.11kNMCH147.7kN.mmMDH73.85kN.mmFAr0.95kNFBr0.586KNMC=161.98kN.㎜MD=81kN.㎜dD=22.15×105%=23.26㎜实质直径为40㎜,强度足够.如所选超常直径和键连结等计算后寿命和强度均能知足,则该轴的构造设计不必改正.（3）绘制轴的零件工作图。（从略）依据上述设计结果设计第二轴，2.4第二轴的设计设计计算与说明择轴的资料确立许用应力一般用途、中小功率减速器，采纳45钢，正火办理。查表2-7取σb=600MPa,σ=95MPa。0b2、按扭转强度，初估轴的最小直径由表2-6查得C=110，τ=40Mpa按式（2-44）得

MC'=174.24KN.㎜MD'=103.36KN.㎜轴径知足要求结果P=6.914KNN=71.62r/mind≥C3P=50.46mmN因为键槽的存在,应增大轴颈以考虑其对轴强度的影响到d=d×(1+7%)=54㎜轴伸安装联轴器，考虑到该轴传达的扭矩较大，采纳弹性柱销联dΠmin=60器，查设计手册得联轴器型号标志为JA60107㎜HL4连轴器GB5014-85，可知，与联轴器相联的JA60107轴的直径为60㎜，也即dΠmin=60㎜。v=0.5081.确立齿轮和轴承的润滑m/s计算齿轮圆周速度v=小齿轮的速度=0.508m/s齿轮采纳浸油润滑，轴承采纳飞溅润滑。2.轴得初步设计依据轴系构造剖析重点，联合后述尺寸确立，按比率绘制轴的草图，如图2-4。考虑到斜齿圆柱齿轮传动，采纳角接触球轴承，采纳螺栓联接式轴承盖实现轴两头单向固定，依赖一般平键联接实现周向固定，大齿轮的轴向固定采纳轴肩与套筒相当合实现，轴采纳阶梯轴的构造来实现零件的轴向固定，如图2-4示。轴与其余零零件相当合的详细状况见后装置。图2-4轴的构造设计`轴的构造设计主要有三项容：（1）各轴段径向尺寸确实定；（2）各轴段轴向长度确实定；（3）其余尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）确实定。径向尺寸确实定如上草图所示，从轴段d1=60㎜开始，逐段选用相邻轴段的直径。d2起定位固定作用，定位轴肩高度hmin可在（2～3）C（C为联轴器孔倒角尺寸，取C=1㎜）围经验选用，故d2=d1+2×2C≥60+2×（2×1）=59mm,按轴的标准直径系列取d2=65mm。d3与轴承径相当合，考虑安装方便，联合轴的标准直径系列并查机械设计手册，取d3=70mm，选定轴承代号为7214AC。d4为与大齿轮装置部分，其直径应与大齿轮的孔直径相一致，即d4=72mm。d5为轴肩直径，起定位作用，同理，按轴的标准直径系列，取d5=75mm，d6=d3=70mm轴向尺寸确实定大齿轮齿宽b2=30mm,取L4=30mm，L1与联轴器配合,因选取联轴器是弹性柱销联轴器，取轴段长L1=110mm。考虑轴承盖螺钉至联轴器距离1=30，轴承端盖长为20，初步取L2=50

d1=60㎜d2=65mmd3=70mmd4=72mmd5=75mmd6=70mmL=110mmL1=110mmL2=50mmL3=40mmL4=30mmL5=10mmL6=30mmmm。L3与轴承相当合，查轴承宽度B1=24mm，,定位环长13mm,于是取L3=40mm。L5起定位作用，取L5=2h=10mm。L6与轴承相配，查轴承宽度B1=24mm,于是取L6=30mm4.轴的强度校核1)计算齿轮受力前面计算出:转矩T=0.92193×106·Nmm齿轮切向力:Ft=2T=7.32KNσ0bd2t径向力:=95MPaFr=Ft×tan=7.32×tan200=2.664KN轴向力:F=Fttanβ=1.96KN计算支承反力及弯矩（a）水平面上FAH=FBH=Ft=3.66kN2L=3.66×140÷2=256.2KN.㎜C点弯矩MCHFAH（b）垂直面上2FdFr14022FAr=3.096KN140FBrFAFr=0.432KNC点弯矩：MCFAL216.72kN.㎜2（c）求合成弯矩MC=MCH2MC2=335.57kN.㎜点当量弯矩：'=2T2MCMCH=609.61KN.㎜所以,dC310MC'=40.03㎜0b

d2t=252mmL=140㎜Fr=2.664KN=1.96KN=0.6T=0.92193106N·mm考虑到键,所以dC=42.06×105%=42.03㎜实质直径为60㎜,强度足够.如所选超常直径和键连结等计算后寿命和强度均能知足,则该轴的构造设计不必改正。（8）绘制轴的零件工作图。（从略）七、键等有关标准键的选择标准键的选择包含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，销的选择、垫圈、垫片的选择。（1）键的选择查表4-1（机械设计基础课程设计）Ι轴与齿轮相当合的键：b=12mm,h=8mm,t=5.0mm,t1=3.3mmΠ轴与大齿轮相当合的键：b=18mm,h=11mm,t=7.0mm,t1=4.4mmΠ轴与联轴器相当合的键：b=14mm,h=9mm,t=5.5mm,t=3.8mm1（2）联轴器的选择依据轴设计中的有关数据，查表4-1（机械设计基础课程设计），采纳联轴器的型号为HL2,GB5014–85。（3）螺栓、螺母、螺钉的选择考虑到减速器的工作条件，后续想体的附件的构造，以及其余要素的影响采纳螺栓GB5782–86,M6*25和GB5782–86,M10*35，GB5782–86,M10*25三种。采纳螺母GB6170–86,M10和GB6170–86,M12两种。采纳螺钉GB5782–86,M6*25和GB5782–86,M6*30两种。八、减速器的润滑与密封1、传动件的润滑浸油润滑：浸油润滑合用于齿轮圆周速度V≤12m/s的减速器。为了减小齿轮的阻力和油的升温，齿轮浸入油中的深度以1∽2个齿高为宜，速度高时还应浅些，在0.7个齿高上下，但起码要有10mm,速度低时，同意浸入深度达1/6∽1/3的大齿轮顶圆半径。油池保持必定深度，一般大齿轮齿顶圆到油池底面的距离不该小于30∽50mm。免得太浅会激起堆积在箱底的油泥，油池中应保持必定的油量，油量可按每千瓦约350∽700cm3来确立，在大功率时用较小值。2、转动轴承的润滑：减速器中转动轴承的润滑应尽可能利用传动件的润滑油来实现，往常依据齿轮的圆周速度来选择润滑方式，本设计采纳润滑脂润滑，并在轴承侧设置挡油环，免得油池中的稀油进入舟车功能而使润滑脂稀释。3、润滑剂的选择：润滑剂的选择与传动种类、载荷性质、工作条件、转动速度等多种要素有关。轴承负荷大、温度高、应采纳粘度较大的润滑油。而轴承负荷较小、温度低、转速高时，应采纳粘度较小的润滑油，一般减速器常采纳HT-40,HT-50号机械油，也可采用HL-20,HL-30齿轮油。当采纳润滑脂润滑时，轴承中润滑脂装入量可占轴承室空间的1/3~1/2。4、减速器的密封：减速器的密封是为了防备漏油和外界尘埃和水等进入常有的漏油部位有分箱面、轴头、盖端及视孔盖等。分箱面的密封，可在箱体剖分面上开回油槽，轴伸出处密封的装置有垫圈，O型橡胶圈和唇形密封圈。在老师的耐心指导下，以及各位同学的议论中，经过两周多时间的设计，本课题——单级斜齿圆柱齿轮传动设计+链传动。其说明书的编写终于达成。