设计课题带式输送机传动装置中地一级圆柱齿轮减速器地设计

1、带式输送机传动装置设计计算说明书设计课题带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计机械系（院）班 级姓 名学 号学习小组同组成员指导教师2020学年第1学期机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定 4二、电动机的选择.5三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.6四、传动装置的运动和动力设计 .7五、普通 V 带的设计.10六、齿轮传动的设计 .15七、传动轴的设计 .18八、箱体的设计 .27九、键连接的设计29十、滚动轴承的设计31十一、润滑和密封的设计 32十二、联轴器的设计33十三、设计小结 .33机械设计课程设计任务书、设计题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器、传动方

2、案图:三、原始数据输送带压力F (N)1500N输送带速度v(m/s)1.5?S滚筒直径D ( mm)250mm四、工作条件:输送机连续工作，单向运转，工作中有轻微振动，空载起动，两班制工作， 输送带速度容许误差为 5% ，要求尺寸较为紧凑，电动机与输送带滚筒轴线平 行。使用期限为10年，减速器中等批量生产。要求齿轮传动中心距在90130mm 之间。五、设计工作量：1 、减速器装配图一张（ A1 图纸：手工图或 CAD 图）2、零件图 2 张（一个组应有一套完整的非标准零件的零件图）3、设计说明书一份计算过程及计算说明一、传动方案拟定第八组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动1、工作条件：使用

3、年限5年，工作为一班工作 制，载荷平稳，环境清洁。2、原始数据：滚筒圆周力 F=1500N ;带速 V=1.5m/s ;滚筒直径D=250mm;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圭寸闭 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

4、机容量选择：电动机所需工作功率为：式(1): P d = pw/n (kw)由式(2): Pw=F V/1000(KW)因此Pd=FV/1000 n(KW)由电动机至运输带的传动总效率为：3n 总=n 1 xnXn xn式中：ni、M、n3、n4、n5分别为带传动、轴承、 齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取 n 1 =0.96, n2 = o.99， n3 = 0.97, n4 = o .99则:n总=0.96 X0.98 3 X0.97 X0.99 X0.96=0.83所以：电机所需的工作功率：Pd = FV/1000 n 总=(1500 X1.5)/(1000 X0.83)=4.5 (k

5、w)3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n 卷筒=60 X1000 V/ (n D )=(60 X1000 X1.5)/ (250 -n) =77.3 r/min根据手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆 柱齿轮传动一级减速器传动比范围I=36。取V带传动比I 1 = 24。则总传动比理论范围为：I a =624。故电动机转速的可选范为N d=I aXn 卷筒=(16 24) X77.3 =463.8 1855.2 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/mi n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)方电动机型额定功率电动机转速(r/min)

6、电动机重量参考传动装置传动比案号同步转速满载转速N价格总传动比V带传 动减速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72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：白 C7EAD中心高H外形尺寸底角安装尺寸地脚螺栓孔直轴伸尺寸装键部位尺寸l X(AC/2+AD) XHDA XB径 KD XEFXG

7、D132520 X345 X315216 X1781228 X8010 X41三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比:由选定的电动机满载转速 n m和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=nm/n 卷筒=960/77.3=12.42总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i 0 xi（式中io、i分别为带传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：根据指导书P7表1，取io=2.8 （普通V带i=24）因为：ia = io xi所以：i = ia / io=12.42/2.8=4.44四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴

8、，H轴，以及io,ii,为相邻两轴间的传动比noi, ni2，为相邻两轴的传动效率Pi，Pn,为各轴的输入功率（KW）Ti, Tn,为各轴的输入转矩（N m ）n i ,n n,为各轴的输入转矩（r/mi n ）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、运动参数及动力参数的计算(1) 计算各轴的转数：由指导书的表1得到：n1=0.96耳 2=0.98n3=0.97n4=0.99I 轴：n I =n m/ i o=960/2.8=342.86(r/min )H轴：n n = n i / i 1=324.86/4.44=77.22 r/mi n卷筒轴：n山=n h(2) 计算

9、各轴的功率：I 轴：Pi =Pd Xn)i =P d X”=4.5 X0.96=4.32(KW)h轴：Ph = p ixn2= p ixnxn=4.32 X0.98 X0.97=4.11(KW)卷筒轴： Pm = P n n23= P n n n=4.11 X 0.98 X 0.99=4.07(KW)计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550 Pd/n m=9550 X4.5/960=44.77 N mI 轴： T i = T d i0 n= T d i0 n=44.77 X2.8 X0.96=120.33 Nmn 轴：T n = T i i1 n= T i i1 2耐4=120.

10、33 X4.44 X0.98 X0.99=518.34 Nm卷筒轴输入轴转矩：T m= T n n n4=502.90 N m计算各轴的输出功率：由于in轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故: P I =P ixn由承=4.32 X0.98=4.23KWP n = P nxn由承=4.23 X0.98=4.02KW计算各轴的输出转矩：由于in轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则:T i = T i xn由承i0为带传动传动比i1为减速器传动比 滚动轴承的效率n为 0.980.995 在本设计中取0.98=120.33 X0.98=117.92N mTn = T u xn由承=518

11、.34 X0.98=507.97N m综合以上数据，得表如下:轴名效率P (KW)转矩T (N m )转速nr/mi n传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴4.544.779602.80.96I轴4.324.23120.33117.92342.864.440.95n轴4.114.02518.34507.9777.221.000.97卷筒轴4.073.99502.90492.8477.22五.V带的设计(1 )选择普通V带型号由 Pc=KaP=1.1 X5.5=6.05( KW)由课本P134表9-5根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交查得KA=1.1界线处，故A、B型两方案待定：方

12、案1 :取A型V带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮d1=100mmd2=n 1 d 1 ( 1- /n 2=i d1 ( 1-勺由课本 P132表9-2=2.8 X100 x(1-0.02)=274.4mm得，推荐的A型小带由表9-2取d2=274mm(虽使n2略有减轮基准直径为少，但其误差小于5%，故允许)75mm125mm带速验算：V=n 1 d1 n (1000 X60 )=960 X100 n (1000 X60)=5.024 m/s介于525m/s范围内，故合适确定带长和中心距a:0.7( di+d 2)WaoW2 ( di+d 2)0.7 x(100+274 )Wa。2

13、x(100+274 )262.08 a0 120 合适确定带的根数Z=Pc/ (P0+ 仲0)KLKa)=6.05/(0.95+0.11 ) X0.96 X0.95 )=6.26故要取7根A型V带计算轴上的压力由书9-18的初拉力公式有F0=500 Pc (2.5/K a-1 ) /z - c+q v2=500 X6.05 X(2.5/0.95 -1 ) / (7 X5.02 ) +0.17 X5.02 2= 144.74 N由课本9-19得作用在轴上的压力Fq=2 z Fo sin( a/2)=2 X7 X242.42 Xsin(155.01/2) =1978.32 N方案二：取B型V带确定

14、带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮d1=140mmd2=n 1 d1 (1- Q/n 2=i d1 (1- e)=2.8 X140 X(1-0.02)=384.16mm由表9-2取d2=384mm(虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)带速验算：V=n 1 d1 - /讥 1000 X60)=960 X140 -n(1000 X60)=7.03 m/s介于525m/s范围内，故合适确定带长和中心距a:0.7 ( d1+d 2)Waw2 ( d1+d 2)0.7 x(140+384 )Wa。2 x(140+384 )366.8 a0120适确定带的根数Z=Pc/ (P0+ 仲0)KLK

15、a)=6.05/(2.08+0.30 ) X1.00 X0.95 )=2.68故取3根B型V带计算轴上的压力由书9-18的初拉力公式有Fo=500 Pc (2.5/K a-1 ) /z - c+q v2=500 X6.05 X(2.5/0.95 -1 ) / (3 X7.03 ) +0.17 X7.03 2=242.42 N由课本9-19得作用在轴上的压力Fq=2 z Fo sin( a/2)=2 X3 X242.42 Xsin(160.0/2)=1432.42N综合各项数据比较得出 方案二更适合由机械设计书表9-4查得Po=2.O8由表9-6查得0=0.30由表9-7查得K a=0.95由表

16、9-3查得KL=1.00SLddadhS20 风 汛S -六、齿轮传动的设计：(1) 、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。齿轮精度初选8级(2) 、初选主要参数Zi=20， u=4.5Z2=Z i u=20 X4.5=90取书 a=0.3，贝y 书 d=0.5 (i+1 ) =0.675(3) 按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径22kTi u 1 ZeZh Zg屮d u1确定各参数值O载荷系数 查课本表6-6取K=1.2小齿轮名义转矩T1=9.

17、55 006xp/n 1=9.55 x106心.23/342.86=1.18 x105 n mmO材料弹性影响系数由课本表 6-7Ze=189.8 為PT区域系数Zh=2.5重合度系数g=1.88-3.2 1/Z 1+1/Z 2 )=1.88-3.2 x (1/20+1/90) =1.69Z =厂3J4 侮 0.77 3许用应力查课本图6-21 (a)H lim 訂 610MPab H lim 2】560MPa查表6-8按一般可靠要求取 Sh=1则H】610MPabH lim 2Sh560MPa取两式计算中的较小值，即b h : =560Mpai22kT1 u 1ZeZh乙s 1.w d ub

18、H 11.2 1.181054.5 114.5于是d 13=3, 22189.8 2.5 0.77560=52.82 mm(4) 确定模数m=d1/Z1 52.82/20=2.641取标准模数值 m=3(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算bF1 YfsX b F 校核bd1m式中 小轮分度圆直径 di=m Z=3 20=60mm齿轮啮合宽度 b= d di =1.0 x60=60mm0复合齿轮系数 Yfsi =4.38Yfs2=3.95重合度系数丫萨0.25+0.75/=0.25+0.75/1.69=0.6938许用应力 查图6-22 (a)(jFliml =245MPa(jFlim2=220M

19、pa查表6-8Sf=1.25bF lim1Sf245196MPa1.25bF lim 2SF220176MPa1.25计算大小齿轮的:：并进行比较YFS1bF 4.380.022341196YFS2bF 3.950.02244176YFS1bF :YFS2 b F 取较大值代入公式进行计算则有3.95 0.6938f 22KT1Y 丫 2 1.2 1.18 105bd FS2 60 60 3=71.86C 3i115 3 *26.76mmY ni 342.86(3) 确定轴各段直径和长度C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 5%，取D1=30mm，又 带轮的宽度B=

20、 (Z-1 ) e+2 f=(3-1 ) X18+2 X8=52 mm则第一段长度L仁60mm右起第二段直径取 D2=38mm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 XD XB=40 X80 X18，那么该段 的直径为 D3=40mm，长度为L3=20mm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=48mm ,长度取L4= 10mmPI的值为前右起

21、第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的面第10页中齿顶圆直径为66mm，分度圆直径为60mm，齿给出轮的宽度为65mm，则，此段的直径为 D5=66mm ,长度为L5=65mm在前面带轮右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直的计算中已径应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6=48mm经得到Z=3长度取L6= 10mm其余的数据右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，手册得到取轴径为 D7=40mm，长度L7=18mmD1 =(4)求齿轮上作用力的大小、方向30mm小齿轮分度圆直径：di=60mmL1 = 60mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18 xi05 N mm求圆周力：FtD2=Ft=2T 2/

22、d 2=2 X1.18 x105/60=1966.67N38mm求径向力FrL2= 70mmFr=Ft tan a=1966.67 xtan20 =628.20NFt, Fr的方向如下图所示D3=(5)轴长支反力40mm根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴L3= 20mm上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力： Ra=Rb=F”2 =983.33 N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=OD 4=那 Ra =Rb =Fr X62/124=314.1 N48mm(6 )画弯矩图L4= 10mm右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩： M c=P a X62=60.97 NmD5=垂直

23、面的弯矩：Mei = M C2 =Ra X62=19.4766mmNmL5= 65mm合成弯矩：Mei M e2 JMc2 Mei2 V60.972 19.47264.0Nm(7)画转矩图：T= Ft Xdi/2=59.0 NmD6=(8)画当量弯矩图48mm因为是单向回转，转矩为脉动循环，a =0.6L6= 10mm可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩：M eC2 VM c2(a T)7314NmD7=(9)判断危险截面并验算强度40mmO起第四段剖面e处当量弯矩最大，而其直径L7= 18mm与相邻段相差不大，所以剖面 C为危险截面。已知MeC2=7314Nm ,由课本表13-1有: =60M

24、pa贝V：oe= M eC2/W= M eC2/(0.1 D43)Ft= 1966.66NmFr=628.20N m=73.14 X1OOO/(O.1 X443)=8.59 Nm 彷-i: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：M D(a T)2 0.6 59 35.4Nmoe= M D/W= M D/(0.1 D13)=35.4 X 1000/(0.1 X303)=13.11 NmC P 115 3 -4.11-43.28mm ni 77.22(3) 确定轴各段直径和长度1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45 mm，根据计算转矩

25、Tc=KaXTn =1.3 X518.34=673.84 Nm，查标准GB/T 5014 2003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为I仁84mm,轴段长Li=82mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求， 该段 的直径取52 mm,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6211 型轴承，其尺寸为 d XD XB=55 X100 X21，那么 该段的直径为55mm，长度为L3=36右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与

26、轴用 键联接，直径要增加 5%，大齿轮的分度圆直径 为270mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽 为b=60mm ，为了保证定位的可靠性，取轴段 长度为L4=58mm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=66mm ,长度取L5=10mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处， 取轴径 为 D6=55mm，长度 L6=21mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向大齿轮分度圆直径：d1=270mmD1= 45mmL1 = 82mmD2= 52mmL2 = 54mm勺乍用在齿轮上的转矩为：T1 =5.08 x105n mm求圆周力：FtD3= 55mmFt=2T 2/d 2=2

27、X5.08 x105/270=3762.96NL3= 36mm求径向力FrFr=Ft tana =3762.96xtan20 0=1369.61NFt , Fr的方向如下图所示D4= 60mm(5)轴长支反力L4= 58mm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=F”2 = 1881.48 ND5= 66mm垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0L5= 10mm那么 Ra =Rb =Fr X62/124= 684.81 N(6 )画弯矩图D6= 55mm右起第四段剖面C处的弯矩：L6 = 21mm水平面的弯矩： M c=R a

28、X62= 116.65 Nm垂直面的弯矩：M C1 = M C2 二R a X62=41.09Nm合成弯矩：MC1 M C2 Jmc2 MC12 60.972 19.472123.68NmFt=3762.96N(7)画转矩图：T= Ft Xd2/2=508.0 Nmm(8)画当量弯矩图Fr=1369.61Nm因为是单向回转，转矩为脉动循环，a =0.6 可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩：Mec2 vMC22(a T)2307.56Nm(9 )判断危险截面并验算强度1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=307.56Nm ,由课本表1

29、3-1有:1: =60Mpa贝V：oe= M eC2/W= M eC2/(0.1 D43)=307.56 X1000/(0.1 X603)=14.24 Nm-i:Ra=Rb=1881.48NmRa =Rb=684.81 N1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：MD .(a T)20.6 508.0304.8Nmoe= M D/W= M D/(0.1 D13)=304.8 X 1000/(0.1 X453)=33.45Nm绘制轴的工艺图(见图纸)八.箱体结构设计(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮 合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间 隙，了解啮合

30、情况。润滑油也由此注入机体内。窥 视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞 溅出来。放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3) 油标油标用来检查油面高度， 以保证有正常的油量。 油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4) 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温 度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所 以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内 热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体 有缝隙处的密封性能。(5) 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密圭寸 胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机 盖凸缘上常装有一至二个启盖螺

31、钉，在启盖时，可先 拧动此螺钉顶起机盖。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。(6) 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔 位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该 对称布置。(7) 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。(8) 环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸 出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(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

32、件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选 用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸(mm)机座壁厚8机盖壁厚门8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径di16机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距l160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df, di, d2至外机壁距离C126, 22, 18df, d2至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 16凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手 操作为准外机壁至轴承座端面距离l160 , 44大齿轮顶圆与内机壁距

33、离12齿轮端面与内机壁距离10机盖、机座肋厚m 1 ,m27,7轴承端盖外径D290,105轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以M d1和M d2互不干涉为准，一般 S=D 2九.键联接设计1 .输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径 di=30mm,L i=50mm查手册得，选用C型平键，得：A 键 8 x7GB1096-79L=L i -b=50-8=42mmT=44.77N mh=7mm根据课本P243 (10-5 )式得op=4 T/(d h L)=4 X44.77 0000/(30 x7 x42 )=20.30Mpa 呱(IIOMpa)2、输入轴与齿轮1联接采用平键

34、联接轴径 d2=44mmL2=63mmTi=120.33N m查手册选A型平键GB1096-79B 键 12 x8GB1096-79l=L 2-b=62-12=50mmh=8mmop=4 T i / (d h 卜)=4 020.33 0000/(44 x50)=27.34Mpa 1000/ (60 11 42 )=74.80Mpa 365 弋=14600 小时1.输入轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷 P键12 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以 P=Fr=628.20N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值C1.2 628.20T60 342.861061146005048

35、.38N(3)选择轴承型号查课本表11 -5，选择6208轴承 Cr=29.5KN由课本式11-3有6 6Lh 10 (ftC) 一10( 1 29500 )3 2913133 1460060n fdP60 342.86 1.2 62.820二预期寿命足够二此轴承合格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=1369.61N(2) 求轴承应有的径向基本额定载荷值C160 n | )106 Lh)1.2 1369.61160 77.22106114600s6696.63N(3) 选择轴承型号查课本表11 -5，选择6211轴承

36、Cr=43.2KN由课本式11-3有Lh106 (ftC)60n(fdP)10660 77.221 43200 )31.2 1369.61)3919545 14600二预期寿命足够二此轴承合格十一、密封和润滑的设计1.密封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，达到密圭寸的目的。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。2 .润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v12m/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