广东海洋大学机械设计基础课程设计说明书.docx

2008级机械设计基础课程设计
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：

广东海洋大学
二O一O年一月

机械设计课程设计计算说明书
1、设计任务书…………….………………………………3
2、传动方案拟定…………….………………………………4
3、电动机的选择…………………………………………….4
4、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….……5
5、传动装置的运动和动力设计…………………………….7
6、齿轮传动的设计…………………………………………..8
7、传动轴的设计………………………….………………….12
8、滚动轴承的设计……………………………………………20
9、键连接的设计………………………………………………21
10、联轴器的设计……………………………………………23
11、箱体的设计………..…………………….………………….24
12、润滑和密封的设计………………………………………26
13、设计小结……………………………………………….....28
14、参考资料目录………………………………………………29

设计题目：闭式直齿圆柱齿轮减速器
机械系
设计者：
学 号：
指导教师：

一、设计课题：
设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作（每日24小时），传动不逆转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍。使用期限5年，运输带允许速度误差为5%。

原始数据
题号
题号2第4组
运输带拉力F
（KN）
2.2
运输带速度V
（m/s）
1.8
卷筒直径D
（mm）
450
设计人员
(对应学号)
18 44 43 34

设计要求：
1. 设计减速器各部件。
2. 绘制减速器部件装配图一张（1号图纸）。
3. 编写设计计算说明书一分。

一、传动方案拟定：
方案拟定：
　　采用Ｖ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

二、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）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw)
由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW)
因此　　 Pd=FV/1000ηa (KW)
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１×η２2×η３×η４×η5×η6
式中：η1、η2、η3、η4、η5、η6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η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝0.97，η5=0.98，η6=0.96
则：　η总=0.96×0.982×0.97×0.97×0.98×0.96
　　 =0.816
所以：电机所需的工作功率：
　　　　Pd　= FV/1000η总
=(2200×1.8)/(1000×0.816)
=4.85 (kw)
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为：
n卷筒＝60×1000·V/（π·D）
=(60×1000×1.8)/（４5０·π）
　　　　　 =76.4 r/min
根据手册Ｐ6表2.2推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动比
I1’=２～４ ，取圆柱齿轮传动比范围I’=3～5。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝６～２0。
故电动机转速的可选范为
N’d =I’a×n卷筒
　　　　　 =(16～20)×76.4
=458.4～1528 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
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
18.85
3.5
5.39
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
12.56
3
4.188
3
Y160M2-8
5.5
750
720
8. 31
2.8
3.36
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：

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×GD
132
520×345×315
216×178
12
28×80
10×41

三、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=4.85KW n0=960r/min
T0=9550P0/n0=9550×4.85/960=48.34N.m
P1=P0×η1 =4.85×0.96=4.656KW
n1=n0/i1=960/3=320/min
T1=9550P1/n1=9550×4.656/320=138.95N.m
P2=P1×η22×η3×η4
=4.656×0.982×0.97×0.97=4.207KW
n2=n1/i2=320/4.188=76.4r/min
T2=9550P2/n2=9550×4.207/76.4=525.87N.m
PW=P2×η5×η6=4.207×0.98×0.96=3.96KW
nw=n2=76.4r/min TW=9550PW/nw=9550×3.96/76.4=495N.m
参 数
轴 号
0轴
1轴
2轴
W轴
功P(KW)
4.85
4.656
4.207
3.96
转速n(r/min)
960
320
76. 4
76.4
（理论）
转矩T（N.m）
48.34
138.95
525.87
495
传动比i
3
4.188
1
效率
0.96
0.904
0.96

P0=4.85KW
n0=960r/min
T0 =48.34N.m
P1=4.656KW
n1=320r/min
T1=138.95N.m

n2=76.4r/min
T2=525.87N.m
PW=3.96KW
nw=76.4r/min
TW=495N.m

五、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P0=4.85KW电动机驱动，小齿轮转速n1=320r/min，大齿轮转速n2=76. 4r/min，传递比i=4.188，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年，两周工作。
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230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。因为是普通减速器，由表《机械设计基础》第二版中表选8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3um。
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
=9.55×106×4.656/320 =138952.5N.mm
（2）   载荷系数K
查表10.11取K=1.1
（3）   齿轮Z1和齿宽系数ψd
小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=4.188×25=104.7。故取Z2=105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取
ψd=1。
（4） 许用接触应力【σH】由图《机械设计基础》中10.24查的
σHlim1=580MPa σHlim2=550Mpa
由表10.10查得SH=1
N1=60njLh=60×320×1×（365×5×24）
=8.4×108
N2=N1/4.188=8.4×108/4.188=2×108
查图10.27得：ZNT1=1.02 ， ZNT2=1.1
由式（10.13）可得
【σH】1= ZNT1σHlim1/SH=591.6MPa
【σH】2=ZNT2σHlim2/SH=605
故d1≥76..43×3
m= 2.49
由表10.3取标准模数m=2.5mm
d1=mz1=2.5×25mm=62.5mm
d2=mz2=2.5×105=262.5mm
b2= ψd×d1=1×62.5mm=62.5mm
经圆整后取b2=65mm
b1=b2+5mm=70mm
a=m/2（z1+z2）=0.5×2.5×（25+105）=162.5mm
由式（10.24）得出σF,如σF≤【σF】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=2.18
（2）应力修正系数YS
查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.80
（3）许用弯曲应力【σF】
由图10.25查得σFlim1=210MPa，σFlim2=190MPa。
由表10.10查得SF=1.3
由图10.26查得YNT1=1.04 YNT2=1.05
由式（10.14）可得
[σF1]=168MPa
[σF2]=153.35MPa
故σF1=2kT 1/(b 1m2z 1)YFYS
=2×1.1×138.96×2.65×2.18×1000/(70×2.52×25)=161.47＜[σF1]=168MPa

σF2=2kT 2/(b 2m2z2)YFYS
=2×1.1×525.87×2.65×2.18×1000/(65×2.52×105)=145.5＜[σF2]=153.5MPa
齿根弯曲强度校核合格
圆周速度： V2 = V 1=πd1n 1/(60×1000)=1.05m/s

由表10.22可知，选8级精度是合适的。
nw= 960/3/（105×25）
=76.19r/min
γ2=(76.4-76.19)/76.19=0.275%<5%
输送带允许带速误差为±5%合格。

T1=130516.67N.mm

Z1=25
Z2=105

σHlim1=580MPa
σHlim2=550Mpa

N1=8.4×108

N2=2×108
ZNT1=1.02 ZNT2=1.1

【σH】1=580MPa
【σH】2=588.5MPa

m=2.5mm

d1=62.5mm
d2=262.5mm

b1=70mm
b2=65mm 
a=162.5mm

SF=1.3
YNT1=1.04
YNT2=1.05

V=1.05m/s

齿轮的基本参数
m=2.5
d1=62.5 da1=67.5 df1=56.25
d2=262.5 da2=267.5 df2=256.25

大齿轮轮廓外形如下图所示：

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217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=4.656 KW
转速为nⅠ=320 r/min
根据书265页表14.1得C=107～118.又由式（14.2）得：
d≥
(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=Φ30mm，又带轮的宽度 B=（Z-1）·e+2·f
=（3-1）×18+2×8=52 mm
则第一段长度L1=60mm
右起第二段直径取D2=Φ38mm
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=Φ40mm，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=Φ48mm，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Φ62.5mm，齿轮的宽度为70mm，则，此段的直径为D5=Φ67.5mm，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=Φ48mm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=Φ40mm，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=138952N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×138952/62.5=4446.46N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=4446.46×tan200=1600N
Ft，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 =2223 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=800 N
（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=53.352 N·m
垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×24=19.2 N·m
合成弯矩：

（7）画转矩图：T1 =138.952N·m
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=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=100.825 N·m ,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=100825/(0.1×483)=9.11 Mpa <［σ-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：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=83.371/(0.1×403)=13 Nm<［σ-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=2.5
其余的数据手册得到
D1=Φ30mm
L1=60mm

D2=Φ38mm
L2=70mm

D3=Φ40mm
L3=20mm

D4=Φ48mm
L4=10mm

D5=Φ67.5mm
L5=70mm

D6=Φ48mm
L6= 10mm

D7=Φ40mm
L7=18mm

Ft=4446.4N

Fr=1600N

RA=RB=2223Nm

RA’=RB’=800 N

MC=53.352 N·m
MC1’= MC2’
=19.2N·m
MC1=MC2
=56.7N·m

T=138.952 N·m

α=0.6

MeC2=100.825N·m

［σ-1］=60Mpa

MD=83371 N·m m

σe=13 Nm

2.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=4.207kw, n2=76.19r/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217~255HBS
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Φ（41.97~47.18），根据计算转矩T= 9.55×106·P/n=527.324 N·m
Tc=RA×T=1.3×527324=685.49N·m查标准GB/T 5014—2003，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Φ52mm,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Φ55mm，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Φ60mm,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=Φ66mm ,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=Φ55mm，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=Φ45mm
L1=84mm

D2=Φ52mm
L2=74mm

D3=Φ55mm
L3=32mm

D4=Φ60mm
L4=62mm

D5=Φ66mm
L5=11.5mm
D6=Φ55mm
L6=18mm
1） 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）
Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为MHI=2003.3×97/2=97160N·mm
Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为MHII=2003.3×23=46076N·mm
3） 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
Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为
MrI左=FVA·L/2=729.145×97/2=35363.5N·mm
Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为
MrII =FVB·23=729.145×23=16770.3N·mm
4)合成弯矩图（图e）
MI=（35363.52+971602）1/2=103396 N·mm

MII=（16770.32+460762）1/2=49033 N·mm
5） 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α为0.6
Ⅰ—Ⅰ截面: MeI=( 609252+(0.6×5273242）1/2=322200 N·mm

Ⅱ—Ⅱ截面：MeII=( 490332+(0.6×5273242）1/2=320181 N·mm
8)确定危险截面及校核强度
由图可以看出，截面Ⅰ—Ⅰ可能是危险截面。但轴径d3> d2，故也应对截面Ⅱ—Ⅱ进行校核。
Ⅰ—Ⅰ截面：σeI=MeI/W=322200/(0.1×603)=14.9Mpa

Ⅱ—Ⅱ截面：σeII=MeII/W=320181/(0.1×553)=19.2Mpa

查表得［σ-1b］=60Mpa,满足σe≤［σ-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

七．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=1600N
P=fp Fr=1.1×1600=1760
（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=1458.29N
（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

八、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=36～160mm。
L=54mm≤（1.6～1.8）d=72～81mm
l1=L-0.5b=54-7=47mm
由式14.7得
σjy1=4T/(dhl1)
=4×525.87×1000/（45×9×47）=110.47MPa＜【σjy】=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=50～200mm,取L=56mm
l2=L-18=56-18=38mm
σjy2=4T/(dhl2)
=4×525.87×1000/（45×11×38）
=111.79MPa＜【σjy】=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=50
l2=L-10=60-10=50mm
σjy2=4T/(dhl2)
=4×138.95×1000/（30×8×50）
=46.317＜【σjy】

选择C型键
b=14mm
h=9mm
L=54mm

型号：C14×70GB/T1096-1979

选择A型键
b=18mm
h=11mm
L=56mm
型号：A18×80GB/T1096-1979

九、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
=1.3×525.87=683.63N·m

从动端
TC2=KTW
=1.3×495Ｎ·ｍ
=643.5N·m＜Tm=1250N·m（附表９.４）
由前面可知：
d≥C =40.23～44.37mm
又因为d=C（1+0.05）
=（40.23～44.37）（1+0.05）
=42.24～46.59mm
n2=76.４r/min＜〔n〕=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 GB5014-２００３。
由其结构取 L=11.5 d=55 D=64

TC1=683.63N·m

TC2=643.5N·m

标记为：
HL4 GB5014-２００３

十、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dq
d2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=162.5mm
δ1=0.02a+1mm=5.0625mm≥8mm
δ1=0.02a+1=5.0625≥8mm
b=1.5 ×δ=12mm b1=1.5δ1=12mm
b2=2.5δ=2.5×8=20mm
df=0.036a+12
=17.9mm 取整偶数20mm
a≤250，n=4

d1=0.75df=15mm查表3-3取16mm
d2=（0.5～0.6）df
=10～12mm 取d2=12mm
l=150～200mm
由表3-17得：d3=（0.4～0.5）df
=8～10mm
d4=（0.3～0.4）df=6～8mm

d=（0.3～0.4）d2=8.4～9.6mm
d=（0.3～0.4）d2=8.4～9.6mm
dq=10
C1=24mm
C1=19mm
C1=27mm
C2=25
C2=24.8
C2=28
△1＞1.2δ △1=10mm
△2＞δ △2=9mm
m1≈0.85δ1 m≈0.85δ
=6.8mm ≈7mm =6.8mm≈7mm
D2=D+(5～5.5)d3
=90+（5～5.5）×8
=140～145mm
D2=D+(5～5.5)d3
=80+（5～5.5）×8
=130～135mm S=D2
尽量靠近，以Md1和Md2不干涉为准一般取S=D2

a=162.5mm
δ1=8mm
δ1=8mm
b=12mm
b2=20mm
df=20mm

n=4

d1=16mm

d2=12mm
l=150～200mm
d3=10mm

d4=8mm

 d=10
dq=10
C1=24mm
C1=19mm
 C1=27mm
C2=25
C2=24.8
C2=28
△1=10mm
△2=9mm
m1=7mm
m=7mm

D2=140mm
S=D2
D2=130mm
S=D2

取153.75

十一、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=1.76m/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30~50mm。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=0.35~0.7m3。
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。

V=1.76m/s

油总深度为46mm。

轴承润滑：
 润滑脂润滑

采用毡圈密封。

十二、设计小结

(1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。最明显的变化是我的CAD绘图水平技术有了突飞猛进的进步。在这过程中不断地遇到各种问题，通过自己的努力和请教同学这些问题都一一解决。到图纸被打印出来时那份久违的喜悦与成就感重新来临。

 十二、参考资料

书名
主编
1、《机械设计基础（第三版）》
2、《机械设计基础课程设计指导书》
3、《工程制图》
陈立德
陈立德
左宗义 冯开平