二级减速器完整版说明书

1、 河北工程大学 装备制造学院 机械设计基础课程设计说明书目录第1章 概述31.1 带式运输机3第2章 电动机的选择42.1 电动机选型和结构形式42.2 电动机功率的选择42.2.1工作机输出功率42.2.2所需电动机的功率42.2.3电动机型号的选择5第3章 运动和动力参数计算63.1 传动比的确定及分配63.2各轴运动和动力参数计算63.2.1各轴转速63.2.2各轴功率73.2.3各轴转矩7第4章 传动零件的设计计算和结构设计84.1 高速级齿轮设计计算84.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 。84.1.2按齿面接触强度设计84.1.3按齿根弯曲强度设计104.1.4几何尺寸计算

2、114.2 低速级齿轮设计计算124.2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数124.2.2按齿面接触强度设计134.2.3按齿根弯曲强度设计144.2.4几何尺寸计算15第5章 轴的设计计算185.1 输出轴设计计算及校核185.1.1求作用在齿轮上的力185.1.2初步确定轴的最小直径185.1.3轴的结构设计195.1.4求轴上的载荷215.1.5按弯曲扭转合成应力校核轴的强度225.2中间轴的设计245.2.1确定最小直径245.3中间轴的校核：255.4输入轴的设计275.4.1确定最小直径275.4.2确定各轴段直径并填于下表285.4.3计算各轴段长度29第6章轴承的选择与校核2

3、96.1输出轴轴承的校核296.2中间轴与输入轴轴承的选择30第7章 键的选择与校核307.1 输出轴上得键的选择与校核307.2 中间轴与输入轴的键的选择30第8章 箱体设计及其它零件的设计与选择318.1 箱体设计318.2视孔和视孔盖31第9章 润滑和密封方式的选择319.1减速器的润滑319.2齿轮润滑329.3滚动轴承的润滑329.4减速器的密封329.5密封类型的选择33参考文献：34设计小结：35第1章 概述1.1 带式运输机1、 传动方案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

4、传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计如下图所示。选择V带传动和二级圆柱直齿轮减速器 图1.1传动装置简图二、该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原

5、动机部分为Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第2章 电动机的选择2.1 电动机选型和结构形式工业上一般选用Y系列笼型三相异步电动机。这类电动机属于全封闭自扇冷式电动机其结构简单、工作可靠、启动性能好、价格低廉、维护方便。适用于非易燃、非易爆、无腐蚀性和无特殊要求的机械上。2.2 电动机功率的选择 2.2.1 工作机输出功率工作机输出功率为 （2-1）由式（2-1）得： 滚筒轴工作转速为n=84.076r/min 2.2.2 所需电动机的功率所需电动机的功率为Pd （2-2）传动装置的总效率为

6、V带的传动效率, 为每对轴承的效率，为圆柱齿轮传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑），为联轴器的效率，为卷筒的效率查机械设计手册(第三版)第5页知：0.96 0.97 0.98 0.99 0.96= = =0.79 由式（2-2）得 2.2.3电动机型号的选择经机械设计手册（第三版）表1-8及表13-5得：V带传动的传动比24，二级圆柱齿轮减速器传动比840，则总传动比合理范围为16160，电动机转速的可选范围为：×n（16160）×84.0761345.21613452.16r/min。 符合这一范围的同步转速有1500和3000 r/min 根据容量和转速查机械设计手册

7、（第三版）第167页可知有三种方案。如下表： 表2.1方案表方案电动机型号额定功率Kw同步转速r/min额定转速r/min1Y180M-222300029402Y180L-42215001470综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率和带传动、减速器的传动比，可见方案二比较合适，选定型号为Y180L4的三相异步电动机。第3章 运动和动力参数计算3.1 传动比的确定及分配（1）总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为（2）分配传动装置传动比 式中分别为带传动和减速器的传动比。 =24为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大

8、、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为17.48/3.05.83 。根据展开式布置，考虑润滑条件，且=（1.31.5），为使两级大齿轮直径相近，查图得高速级传动比为 3，则1.943.2各轴运动和动力参数计算 3.2.1 各轴转速 将传动装置各轴由高速到低速依次定为I 轴，II轴，III轴，IV轴各轴转速 1470/3.0490r/min 490/3.0163.3r/min /163.3/1.94=84.18 r/min =84.18r/min误差计算在允许误差范围之内。3.2.2各轴功率各轴输入功率 ×20.05×0.9619.248kW  ×

9、×19.248×0.98×0.9718.297kW ××18.297×0.98×0.9717.393kW ××=17.393×0.98×0.9916.875kW则各轴的输出功率：  ×0.98=19.248×0.98=18.863kW×0.98=18.297×0.98=17.931kW×0.98=17.393×0.98=17.045kW×0.98=16.875×0.98=16.538kW

10、3.2.3各轴转矩电动机轴的输出转矩= =9550×20.05/1470=130.26N·m输入转矩： ×× =130.26×3.0×0.96=375.14 N·m×××=375.14×3.0×0.96×0.98=1058.79N·m×××=1058.79×1.94×0.98×0.97=1952.59N·m=××=1952.59×0.97×0.99

11、=1875.07N·m输出转矩：×0.98=375.14×0.98=367.64N·m×0.98=1058.79×0.98=1037.61N·m×0.98=1952.59×0.98=1913.54N·m×0.98=1875.07×0.98=1837.57N·m运动和动力参数结果如下表 表3.1参数汇总表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min传动比效率输入输出输入输出电动机轴20.05130.2614701I轴19.24818.863375.14367.64490

12、3.00.97II轴18.29717.9311058.791037.61163.33.0III轴17.39317.0451952.591913.5484.181.940.99IV轴16.87516.5381875.071837.5784.1810.96第4章 传动零件的设计计算和结构设计4.1 高速级齿轮设计计算 4.1.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 。按设计任务书给定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择7级精度（GB10095-88）。材料选择。由机械设计（第八版）第191页表10-1得，选择小齿轮材料为40（调制），硬度为280HBS,

13、大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS.大小齿轮齿面的硬度差为280-240=40HBS，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。齿数：取小齿轮齿数Z1=24,则大齿轮齿数Z2=3×24=72. 4.1.2按齿面接触强度设计 试选载荷系数=1.3 计算小齿轮传递的转矩 （4.1）由公式4.1得：计算应力循环次数由表10-7选取齿宽系数，表10-6查得材料的弹性影响系数，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（4.2）由公式4.2得：4 计算

14、接触疲劳许用应力由图10-19取接触疲劳寿命系数,取失效概率为1，安全系数S=1。接触疲劳许用应力为: 计算小齿轮分度圆直径：mm计算圆周速度2.61m/s计算齿宽b mm计算齿宽与齿高之比模数mm齿高mm=计算载荷系数。根据v=2.61m/s，7级精度，由图10-8查得，直齿轮，；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，；由=10.67，查图10-13得1.32;故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，mm计算模数m mm4.1.3按齿根弯曲强度设计由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；由图10-18

15、取弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则计算载荷系数K由表10-5查得齿形系数,；由表10-5查得应力校正系数计算大小齿轮并加以比较。大齿轮的数值大。设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.15mm并就进圆整为标准值m=3.5mm，按接触强度算得的分度圆直径=108.13mm，算出小齿轮齿数31；大齿轮齿数=3×31=102这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，

16、又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4.1.4几何尺寸计算中心距齿轮宽度取。高齿1：齿顶高：mm齿根高：4.375mm全齿高：=7.875mm顶隙： =0.875mm分度圆直径: 108.5mm齿顶圆直径：115.5mm齿根圆直径：99.75mm基圆直径： cos=99.75×0.94=93.765mm齿距：p=10.99mm齿厚：s=5.495mm齿槽宽： e=s高齿2：齿顶高：mm齿根高：=4.375mm全齿高：7.875mm顶隙： 0.875mm分度圆直径:325.5mm齿顶圆直径：332.5mm齿根圆直径：316.75mm基圆直径： cos=316.75&#

17、215;0.94=297.745mm齿距： p=10.99mm齿厚： s=5.495mm齿槽宽： e=s4.2 低速级齿轮设计计算 4.2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数按设计任务书给定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择7级精度（GB10095-88）。材料选择。由机械设计（第八版）第191页表10-1得，选择小齿轮材料为40（调制），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调制），硬度为240HBS.大小齿轮齿面的硬度差为280240=40HBS，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大

18、齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。齿数：取小齿轮齿数Z1=28,则大齿轮齿数Z2=1.94×28=54.3255. 4.2.2按齿面接触强度设计 试选载荷系数: =1.3 计算小齿轮传递的转矩计算应力循环次数由表10-7选取齿宽系数，表10-6查得材料的弹性影响系数，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 5 计算接触疲劳许用应力由图10-19取接触疲劳寿命系数,取失效概率为1，安全系数S=1。接触疲劳许用应力为:计算小齿轮分度圆直径: mm计算圆周速度1.29m/s计算齿宽bmm计算齿宽与齿高之比模数mm齿高mm=计算载荷系数。根

19、据v=1.29m/s，7级精度，由图10-8查得，直齿轮；由表10-2查得使用系数；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，；由=12.44，查图10-13得1.35按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，mm计算模数m mm 4.2.3按齿根弯曲强度设计由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；小齿轮的弯曲疲劳强度极限；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则计算载荷系数K由表10-5查得齿形系数,；由表10-5查得应力校正系数计算大小齿轮并加以比较。.大齿轮的数值大。设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度

20、计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数4并就进圆整为标准值m=4mm，按接触强度算得的分度圆直径=158.78mm，算出小齿轮齿数40；大齿轮齿数=1.94×40=77.678这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.2.4几何尺寸计算中心距齿轮宽度低齿1：齿顶高：mm齿根高：mm全齿高：mm顶隙： mm齿顶圆直径：mm齿根圆直径：mm基圆直径： cos=160×0.94=150.4m

21、m齿距：p=mm齿厚：s=mm齿槽宽：e=s低齿2：齿顶高：mm齿根高：mm全齿高：mm顶隙： mm分度圆直径齿顶圆直径：mm齿根圆直径：mm基圆直径： cos=310×0.94=291.4mm齿厚：s=mm齿槽宽：e=s齿轮1234齿数249634102齿宽 65609085分度圆直径d 72288103307齿距p 9.429.429.429.42齿厚s 4.714.714.714.71齿槽宽e 4.714.716.296.29齿顶高 3.003.003.003.00齿根圆 3.753.753.753.75全齿高h 6.756.751818齿顶圆直径 114378141351齿根

22、圆直径 92.5364.5127.5337.5中心距108205传动比43模数33第5章 轴的设计计算5.1 输出轴设计计算及校核图5.1轴的结构草图5.1.1求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为310mm 而 tan=12345.4×tan=4493N5.1.2初步确定轴的最小直径由机械设计（第八版）表15-1初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理硬度217-255HBS，由机械设计（第八版）表15-3取=110mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号。查课本表14-1 选取N*mm按照计算转矩

23、小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册99页选取LX4型弹性柱销联轴器其公称转矩为2500000N·mm,半联轴器的孔径 mm，故取，半联轴器的长度L=107mm，半联轴器与轴配合的轂孔长度=142mm。 5.1.3轴的结构设计（1） 选取图5-1所示的装配方案。图5.2输出轴（2）.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,I-II轴段右端需要制出一轴肩,故取II-III的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=74mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=142mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故1-2的长度应比L1

24、略短一些,现取.初步选择滚动轴承.因轴承只受轴向力的作用,故选用单列深沟球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列深沟球轴承.表5.1轴承各参数轴承代号基本尺寸/mm 安装尺寸/mm基本额定载荷/KNDB60157511520821081.140.233.2对于选取的单向深沟球轴承6015其尺寸为的,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得6015型轴承定位轴肩高度，取h=6mm，因此 87mm取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为160mm,为了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.

25、 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高h>0.07d，h=6mm,则取轴环处的直径.轴环宽度,取=10mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .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右端面间的距离 ,故取.取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.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s=8,已知滚动轴承宽度B=20,mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm

26、，同时为了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；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。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。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径R=2.5(见图15-26)。5.1.4求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。 确定顶轴承的支点位置时,应从机械设计手册查取a值.对于6015型的深沟球轴承,a=B=20mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图扭矩图。图5.3从动轴的载荷分析图: 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看

27、出截面C是轴的危险截面。 现将计算出的截面C处的、及的值列于下表表5.2参数表载荷水平面H 垂直面V支反力FFNH1=8852N FNH2=3493NFNV1=3222N FNV2=1271N弯矩MMH=1177316N*mmMV1=428526N*mm MV2=428327N*mm总弯矩扭矩T 1913540N*mm5.1.5 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处的配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大

28、.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面IV左侧。抗弯系数 抗扭系数 截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 因 ,经表3-2 插值后可查得 由附图3-1查得轴的材料敏性系数为 =0.85故有效应力集中系数为：由附图3-2的尺寸系数 ； 由附

29、图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 碳钢的特性系数 ： 取0.1 取0.05计算安全系数： 所以它是安全的截面右侧同理，也是安全的。5.2中间轴的设计5.2.1确定最小直径 选材料为45钢，调制处理，根据表15-3取=1155.3中间轴的校核：首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，确定轴承的支撑点位置，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩图可以看出两齿轮中心截面受弯矩较大，分别计算两截面处的力与矩： 图5.3中间轴载荷分析图表5.4各计算参数表载荷水平面H垂直面V支持力F弯矩M总弯矩扭矩5.4输入轴的设计

30、5.4.1确定最小直径 选材料为45钢，调制处理，根据表15-3取=115应为轴上有键槽需将其加大5%为40.87mm5.4.2确定各轴段直径并填于下表表5.5输入轴各段直径名称依据单位确定结果大于最小直径40.87mm且考虑到与V带大带轮轮配合以及电动机轴直径d=55,所以 =5555考虑轴承内径以及轴承端盖的装配取=5858考虑与轴承公称直径配合> ，轴承代号：6211D=110，B22 d60 =6960考虑轴承定位=6969考虑到齿轮定位, d5=1281285.4.3计算各轴段长度表5.6输入轴的各段长度名称计算公式单位计算结果与V带轮配合即与带槽宽相等B=808010+22+

31、18+5+8+60-24-99090B=22229+10+5+65+10+5-208484轴肩12128-2126126 18-2+9+10+5+24242L（总长）L 80+90+22+84+12+126+42456456第6章轴承的选择与校核6.1输出轴轴承的校核7.1.1求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2 从图5-1a的受力分析得 该轴承寿命为： 故所选轴承满足寿命要求。6.2中间轴与输入轴轴承的选择 中间轴的轴承选6013，其安装尺寸； 输入轴的轴承选6211,其安装尺寸为。第7章 键的选择与校核7.1 输出轴上得键的选择与校核齿轮、半联轴器与轴的周向行为均采用平键连接，按d-由表6

32、-1平键的截面键槽用键槽铣刀加工，长度为63mm；同样半联轴器与轴的连接选用平键。根据公式校核键的强度式中： T为传递的转矩T=1913.54N*m 为键与轮毂键槽的接触高度， 键的工作长度，圆头平键 为轴的直径 为键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力， 由表6-2查得安装齿轮处键的强度计算 安装半联轴器处键的强度计算 故键键的选择合适。7.2 中间轴与输入轴的键的选择中间轴根据轴的直径选择选键的截面，图5-3中左边键长度取4mm右边键长取63mm。同样取输入轴与带轮连接的键位第8章 箱体设计及其它零件的设计与选择8.1 箱体设计箱体结构尺寸表9.1序号代号名 称尺寸序号代 号名 称尺寸

33、1箱座壁厚1013C1d1中心到外箱壁距离2221箱盖壁厚1014C2d1中心到凸缘边壁距离183b箱座凸缘厚度10154b1箱体凸缘厚度1516h凸台高度405b2箱座底部凸缘厚度2517外壁距轴承座端面距离406df地脚螺栓直径18181齿顶圆与箱壁间距157n地脚螺栓数目4192齿轮端面与内壁距离168d1轴承旁联接螺栓直径1220肋厚度9、99d2上盖与下座联接螺栓直径1021C3d2至外箱壁距离1410d3轴承盖螺栓直径822C4d2至凸缘边缘距离 1211d4检查孔盖螺钉直径823C5df至外箱壁距离 2512d定位销直径824 C6df至凸缘边缘距离 258.2视孔和视孔盖 视孔

34、用于检查传动件的啮合情况，润滑状态，接触斑点及齿侧间隙，还可以来注入润滑油，视孔盖可用轧制钢板或铸铁制成，它和箱体间应有低质的密封垫片，以防止漏油。第9章 润滑和密封方式的选择9.1减速器的润滑为了减轻机械传动零件、轴承等的磨损，降低摩擦阻力和能源消耗，提高传动效率，延长零件使用寿命，保证设备正常运转，减速器必须要有良好的润滑，同时润滑还可起到冷却、散热、吸振、防锈、降低噪声等作用9.2齿轮润滑润滑方式： 浸油润滑减速器低速级齿轮圆周速度0.57 12m/s，因此采用油池浸油润滑。润滑剂的选择：齿轮传动所用润滑油的粘度根据传动的工作条件、圆周速度或滑动速度、温度等按来选择。由3P141表15-3根据所需的粘度按选择润滑油的牌号取润滑油牌号为L-CKC220。为了保证齿轮啮合处的充分润滑，并避免搅油损耗过大，减速器内的传动件浸入箱体油池中的深度不宜过深。高速级齿轮，浸油深度约为0.7个齿高，但不得小于10mm；低速级齿轮，浸油深度按圆周速度而定，低速级圆周转速V=0.812 m/s，浸油深度约为1个齿高1/6齿轮半径（但不小于10mm）9.3滚动轴承的润滑滚动轴承可采用润滑油或润滑脂进行润滑。减速器采用润滑油润滑，可