机械设计课程设计-带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器

1.设计目的机械设计综合课程设计是机械原理及设计课程的重要实践性环节，是学生在校期间第一次较全面的设计能力训练，在实现学生总体培养目标中占有重要地位。本课程设计的教学目的是：1．综合运用《机械原理及设计》课程及其它有关先修课程的理论和生产实践知识进行实践，使理论知识和生产知识密切地有机结合起来，从而使这些知识得到进一步巩固、加深和扩展。2．在设计实践中学习和掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤，培养学生分析和解决机械设计问题的能力，为以后进行的设计工作打下初步基础3．通过设计，使学生在计算、绘图、运用并熟悉设计资料（包括手册、标准和规范等）以及进行经验估算等工程师在机械设计方面必须具备的基本训练进行一次训练。2.设计任务书及方案带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器1）系统简图2）工作条件单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限5年，输送带速度容许误差为±5%。3）原始数据输送带拉力F（N）2.6x103输送带速度v（m/s）1.0滚筒直径D（mm）3004）设计工作量（1）设计说明书2）减速器装配图（3）减速器零件

计算及说明结果3.电机选择和传动装置的运动、动力参数计算1)电动机的选择(1)选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V.(2)选择电动机的容量此带式运输机，其电动机所需功率为P二耳d耳式中：p—工作机的有效功率，即工作机的输出功率，单位为kW。wns—从电动机到工作输送带间的总效率。n是组成传动装置和工作机的各部分运动副或传动副的效率乘积。设n、为1n,n,n分别为联轴器、滚动轴承、齿轮传动、及卷筒传动的效率，则234n=n2n毋羽工1234查《机械设计课程设计指导书》表9-1取n=0.99,n=0.98，n=0.97，123n=0.96,则n=0.992x0.984x0.972x0.96=0.8174工Fv1.8x103x1.1一…P—的右站丁土松P==—198kW工作机的有效功率P="CC="CC—1*98kWw100010001.98kWP1.98kWc…PEJU、〕rh丘匚冃=丁土松P—w——242kWd所以电动机所需功率P一W=cc一—mc”dn0.817s—2.42kW(3)确定电动机的转速二级圆柱齿轮减速器传动比1—8~40,工作机卷筒轴的转速为60x1000v60x1000x1.1“•—一一k/minr\(Ik/minn————/丨丄丄丄丄丄丄〜uur/nnnw兀d兀x350所以电动机的转速可选范围为n—in—(8-40)x60rjmin—(480-2400)rjmindSw'所选电机Y112M-4综合考虑，决定选用1500^min的电动机。根据电动机类型、容量和转速由机械手册选定电动机型号为Y112M-4,其主要性能如下：电动机型号额定功率/满载转速/启动转距最大转矩kW(r/min)额定转矩额定转矩Y112M-4414402.22.2主要安装尺寸及外形尺寸:型号HABCDEFXGDGKBY112M1121901407028608X724122452)传动装置的总传动比和分配传动比一.n1440—总传动比为1二m二二24其中n为满载转速。I工n60mw总传动比分配传动比i二ii总传动比为12考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近。取i二1-考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近。取i二1-4i12故i=J1.4i=、1.4x24=5.80245.80=4.14i=5.801=4.142各轴的运动和动力参数⑴各轴的转速=1440rminII轴14405.80r;min=248.3rminIII轴248.34.1460rmin卷筒轴n

=60rmin(2)各轴的输入功率I车由p=p耳=2.42kWx0.99=2.39kWTOC\o"1-5"\h\zd1I车由p=pnn=2.39kWx0.98x0.97=2.27kW123III车由p=pnn=2.27kWx0.98x0.97=2.16kW223卷筒轴p=pnn=2.16kWx0.98x0.99=2.10kW卷321(3)各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为

p242kWT=9.55xl06x存二9.55x106x二1.60493x104N-mmdn1440rminmI轴T=T耳=16049.3N-mmx0.99=1.58888x104N-mmd1II轴T=Tq耳i=15888.8x0.98x0.97x5.80=8.76026x104N-mm1231III轴T二Tqqi二87602.6x0.98x0.97x4.14二3.447586x105N•mm2232卷筒轴T=Tqq=344758.6x0.98x0.99=3.34484x105N•mm卷321现将计算结果汇总如下:轴名功率P/kW转矩T/(Nmm)转速n(r/min)电机轴2.421.605x1041440I轴2.391.589x1041440II轴2.278.760x104248.3III轴2.163.448x105460卷筒轴2.103.345x10560齿轮的设计计算1）高速级齿轮的设计计算齿轮材料45钢（齿轮材料45钢考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮材料：高速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮（217~255）HBS取小齿齿数Z1=21高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮（162~217）HBSZ=iXZ=5.80X21=121.8取Z=1222112齿轮精度按GB/T10095—1998（《机械设计》以下简称教材），选择7级，齿根喷丸强化。（2）设计计算①设计准则齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效，因此要通过强度计算来设计1717齿轮的尺寸，先分别按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而算出模数，比较两者的大小，然后按标准模数取值，再根据模数算出最后的分度圆直径等齿轮尺寸。考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取大齿轮齿宽b2=b，而小齿轮宽b]=b+（5〜10）mm,以便于装配。②按齿面接触疲劳强度设计113>_1±+X113>_1±+X试选K=1.6，初选螺旋角B=14。t教材图10-30对于标准齿轮，区域系数Z二2.433H大齿轮按教图10-21e小齿轮接触疲劳极限b二600MPa,大齿轮HlimlbHlim2bHlim2二360MPa，取失效效率100,Sh二1许用接触应力b]=9许用接触应力b]=9护卄二600MPa，b]=H1SH2H「]b]+b]则b」=—H1h^==480MPah22°Hlim2二360MPaSH1弹性系数Z=189.8MPa2Edu=-2=5.80,按教材非对称布置鶴=11转矩T=1.589x104N-mm1于是有小齿轮的分度圆直径初取小齿轮的分度圆直径d=38.8mm3>-1112x1.63>-1112x1.6x1.589x1045.80+1(2.5x189.8\2Ixx5.80480丿=38.8mm计算圆周速度v=旦J=Kx38.8x1440=2.9360x100060x1000齿宽b1=38.8mm模数m=2.3计算几何尺寸齿宽b=Qxd=38.8mm1d1模数m==2.21mmnt17h=2.25m=2.25x2.21=4.97mmnt66④校核齿根弯曲疲劳强度、3i'2KTYY根据教材p173m刁1FaSamm忖Z2Q]d1F转矩T=1.589x104N-mm,01d由教材图10-20取二1.K二1.6,Z二17,Z二9812小齿轮弯曲疲劳oFE1=450MPa,大齿轮oFE2=300MPa取S二1.25,F则0]=FE1F1SF二处二360MPa1.250]=°-FEF2SFr\

~2查教材表10-5得Y二2.97,Y二2.1&Y二1.52,Y二1.79Sa1Sa2Fa1Fa2呼二0.01254,Fa1Sa1—[o]F1大齿轮的数值较大，选用。、3i'2KTYYI于是有m三1严即mm=3'0Z2[o]d1FYYFa2Sa2[o]F2二21护二0・016259；2X1・6小89x1°4x0.0162591x172=1.43mm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，按教材P57GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d388d1=38.8mm来计算应有的齿数.于是Z==19.411m取z=201贝yZ=Zi=5.80x20=116211⑤计算几何尺寸中心距a=大小齿轮分度圆直径d广Z1m=20X2=40mmd=Zm=116x2=232mm22齿轮宽度b=0dd1-40mm由《机械设计课程设计指导书》以下简称指导书，取管45,b2二40齿顶圆直径d=d+2m=40+4=44mma11最终取模数m=2mmZ—201Z—1162中心距a=136mmd—40mm1d=232mm2b=40mmb—45mm1b—40mm2齿顶圆直径d—44mma1d—a2236mm齿根圆直径d—35mmf1d=

f2227mmd=d+2m=232+4=236d=

f2227mmTOC\o"1-5"\h\za22齿根圆直径d=d-2.5m=40-2.5x2=35mmf11d=d一2.5m=232一2.5x2=227mmf22低速级齿轮传动的设计计算(1)齿轮材料、精度、齿数材料：低速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮(197~286)HBS取小齿齿数Z1=24低速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮(156~217)BSZ=Zi=24x4.14=99.36圆整取Z=992122齿轮精度:按教材P168GB/T10095T998,选择7级，齿根喷丸强化(2)设计计算设计准则齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效，因此要通过强度计算来设计齿轮的尺寸，先分别按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而算出模数，比较两者的大小，然后按标准模数取值，再根据模数算出最后的分度圆直径等齿轮尺寸。考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取大齿轮齿宽b2=b，而小齿轮宽b1=b+(5~10)mm,以便于装配。按齿面接触疲劳强度设计3>-11Ke2・，1取K=1.6,标准齿轮Z二2.5Hdu==3>-11Ke2・，1取K=1.6,标准齿轮Z二2.5Hdu==4.14,Z=189.=1

dEd1d>1t75.7mm失效概率取1/100,SH同高速齿轮一样L]=HT-8.76026x104N-mm2二1,L]+L]心H1h^=480MPa2则有初取b=75.7m=3.153>-11TKe2・izZT■2x1.6x8.76026x104=69.8mm(■2x1.6x8.76026x104=69.8mmxx(480丿计算几何尺寸齿宽b=0d=69.8mmd11212d698模数m=—1==2.9mm241④按齿根弯曲疲劳强度设计JI2KTYYm三2FaSamm0Z2[o]

d1F其中T=8.76026x104N・mm,0=1・2d由教材图10-20取小齿轮弯曲疲劳极限oFE1=450MPa,大齿轮oFE2=300取S二1.25,F则0]=FE1F1SF二兰0二360MPa1.25m±2.180]=°-FEF2SFc~2鶴二240MPa查教材的表得Y二2.65,Y二2.25,Y二1.6,Y二1.8Fa1Fa2Sa1Sa2亠YY2.65x1.6于是有Fa1Sa1--[o]F1大齿轮的数值较大，计算模数360二0・01178,二F2YY警=0016875选用。2KTYY；2x1.6x8.76026x1042FaSa=3x0.016875二2.02mm\：0Z2[o]d1F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

计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m=3mm但为了同时满"21x242足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d广75.7mm来计算应有的齿数.Z=698=23.313⑤计算几何尺寸；m\Z中心距a=+_厶取Z广24,Z2=4・14X24=99・36'取Z2=100二）=如型）=186mm大小齿轮分度圆直径d=Zm=24x3=72mm1=Zm=100x3=300mm2齿轮宽度b=0dd1-72mm《机械设计课程设计指导书》以下简称指导书，取b=80,b=7512最终m=3mmZ=241Z二1002a=186mmd=72mm1d=300mm2齿宽b=80mm1b=72mm2d=78mma1d=306mma2d=64.5mmf1d=f2292.5mmF二994.29tNFr292.5mmF二994.29tNFr=361.89N切向力Ft2T

——1

d12x2.088x10442二994.29Nd>14.52mm齿顶圆直径d=d+2m=72+6=78mmal1d=d+2m=300+6=306mmTOC\o"1-5"\h\za22齿根圆直径d=d-2.5m=72-2.5x3=64.5mmfiid=d一2.5m=300一2.5x3=292.5mmf22轴的设计计算1）高速轴的结构设计⑴高速轴P=3.15kW,n=1440r;min,T=2.088x104N-mmii'i作用在齿轮上的力：小齿轮分度圆直径d二42mm1LT4型弹性套柱销联轴器LT4型弹性套柱销联轴器6205深沟球轴承l=42mmi-iid=20mmi-iil=42mmiid=23mmiii径向力F=Ftana=994.29xtan20°=361.89Nrta为标准压力角20°⑵初步确定轴的最小直径先按教材p241初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理.根据IPi'3.15p245取C=112,d>C『j=112x/=14.52mm\n31440'1高速轴的最小直径是安装联轴器处的轴颈d为了使所选的轴与联轴器吻1一11合,故需同时选取联轴器的型号。参考教材p291选择K=L5A转矩T二KT二1.5x2.088x104二31320N•mmcA1因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查指导书综合电动机的轴颈选取LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63Nm,半联轴器的孔径d=20mm,d=20mm,半联轴器长度L=62mm,半联轴器1一11与轴配合的毂孔长度L二44mm1⑶根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求，1-11轴段右端需要制出一轴肩,根据h>0.07d,取h=1.5,故取IITII的直径d=23mm；左端用轴端11—111挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I-II的长度应比L］略短一些，现取l=42mmi—11

d—30mmw-vd—30mmwld—30mmw-vd—30mmwl—42mmwd—35mmv-vl—30mmii—iiiII—III的6205深沟球轴承。对于选取的深沟球轴承其尺寸为dxDxB=25mmx52mmx15mm,故d=d=25mm.iii=w^—w右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位•高度h>0.07d,取h=2.5mm,因此d=30mmw—v38mm取安装齿轮处的轴段d帀二30mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒38mmVI—VUl=w—v定位.已知齿轮毂的宽度为45mm,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/-l=w—vVI—VU103mm2.5,取d=35mm.轴环宽度b>1.4h，取b=5mm.103mm轴承端盖的总宽度为10mm(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，考虑轴承座的宽度，故取l=50mm.ii-iii取齿轮距箱体内壁之距离a=12mm,两圆柱齿轮间的距离c=16mm.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=8mm,已知滚动轴承宽度B=15mm,低速齿轮轮毂长L=40mm,则l=B+s+a+(45—42)=(15+8+12+3)mm=38mm切—w/—L+c+a—/IV-vV—V—(80+16+12—5)mm—103mm至此，已初步确定了轴的各端直径和长度.⑷高速轴周向固定根据《机械设计》p200齿轮和半联轴器的轴向H定位均采用平键连接。根据V-W段轴颈由指导书p116查得截面尺寸bXh=8X7o键槽用铣刀加工，取长为32mm,为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为Hn6o半联轴器与轴的连接选用平键bXhXL=6X6X32,半联轴器与轴配合为H7/k6o滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合，diwdww的尺寸公差为m6。⑸倒角与圆角由指导书p85轴上的圆角II、III、W、W处R=1.0,v、V处R=1.6.左轴端倒角1.2x45。，右轴端倒角1.6x45。。⑹高速轴结构图如下J5&?J5&?2）中间轴结构[pi2.99先计算轴的最小直径，取C等于110,d—q'T=110x3=24.9mmn256.72最小直径取25mm,最小直径为轴承处的直径，于是也选用深沟球轴承6205,其尺寸为dxDxB=25mmx52mmx15mm。轴的结构图如下3）输出轴结构i'pi284最小直径d—C3‘t=110x3=38.2，选联轴器K取1.5,可n\64AY3「KxT3-L5x424.4二636.6N-m计算转矩应小于联轴器的公称转矩，于是选择LT8,公称转矩710，孔径选取45mm,L=112mm,L^二84根据指导书p120选择深沟球轴承6211，dxDxB二55x100x21键选用bxhxL二18x11x63和bxhxL二14x9x70输出轴的结构如下

39893.9NmmFF9943x5039893.9Nmm⑶水平面支撑反力F二十==253.6NhiL+L146+50TOC\o"1-5"\h\z23F二F-F二994.3-253.6二740.7NH2tH1c<In],e-1⑷垂直面弯矩M=FxL-92.3x146=13475.8Nc<In],e-1V1V12此轴合理安全M=FxL=296.6x50=14830N-mm此轴合理安全V2V23⑸水平面弯矩M=FxL=253.6x146=37025.6N-mmH1H12危险截面截面⑷M=FxL=740.7x50=37035N-mm危险截面截面⑷H2H23⑹总弯矩M=2+M2=；13475.82+37025.62=39401.7Nmm1*V1H1M=<M2+M2=1148302+370352=39893.9N-mm2V2H25）按弯曲扭转合成应力校核高速轴的强度根据教材p246，单向运转，取d=0.6c=0:+（叫）2「39893.92+（°.6x2088兰=15.5MPaeW0.1x302查p246表14-3得[c]=60MP-1ac<C],此轴合理安全。e-16）轴的安全系数校核⑴判断危险截面截面A,II,III,B只受扭矩作用。所以AIIIIIB无需校核•从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面"和W处过盈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•截面"的应力集中的影响和截面⑷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W和V显然更加不必要做强度校核•键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核截面⑷左右两侧即可.⑵截面⑷左侧抗弯系数W=0.13=0.1x303=2700抗扭系数W=0.2d3=0.2x303=5400T50一19550一195弯矩M=Mx——=39893.9x-=24335.3N-mm25050转矩T=2.088x104N-mm1

卄4宀丄M24335.3nni弯曲应力bb=W^270^=9.01MPaT20880扭转应力b二話二三扇二3.87MPa

卄4宀丄M24335.3nni弯曲应力bb=W^270^=9.01MPaT20880扭转应力b二話二三扇二3.87MPa

tW5400T材料为45#钢，调质，由《机械设计》p187查得。b=637MPab=268MPa,T=155MPa，因-=10=0.04,—=30=1.2ttd25d25查p211表得有效应力集中系数k二1.94,k二1.39bt查p213表取尺寸系数£二0.91,8二0.89，取加工表面质量系数bT01二0.93，因轴表面未经强化处理，表面强化处理系数02二1故表面质量系数0-0102二0.93，碳钢受拉伸和扭转平均应力折算系数甲=0.1〜0.2,取甲=0.1,甲=0.05〜0.1,取甲=0.05bbtt安全系数[sL1.3~1.5弯曲应力幅b=W=9.01MPa，对于转轴是对称循环弯曲应力，所以平aW均应力bm-0。扭转应力幅Ta三二罟=1.935'T只考虑弯矩作用时的安全系数二t二1.935maS==13bk1.94—b+®bx9.0108abm0.93x0.91b只考虑转矩作用时安全系数TS=-k——1——tk+申T08aTmT最后得计算安全系数cSS13x46.3“r\\「c]―S=bt==12.5》IS」=1.5所以截面⑷左侧安全。X；'S2+S21132+46.32'bT⑶截面⑷右侧155=46.3x1.935+0.05x1.9350.93x0.891.39左侧S=12.5》kL1.5安全抗弯系数W=0.1d3=0.1x253=1562.5抗扭系数W=0.2d3=0.2x253=3125T

弯矩M=Mx50—19.5=39893.9x50—19.5=24335.3N-mm25050转矩T=2.088x104N-mm1=M=器=15.6MPaW1562.5T=―=WT沁二6.68MPa3125材料为45#钢，调质,由《机械设计》p187查得bp二637MPaD30=T=―=WT沁二6.68MPa3125材料为45#钢，调质,由《机械设计》p187查得bp二637MPaD30=0.04,==1.2d25b=268MPa,T=155MPa，因-=10t-1d25查p211表得有效应力集中系数k二1.94,kbt二1.39查p213表取尺寸系数£二0.91,£二0.89，bT取加工表面质量系数01二0.93，因轴表面未经强化处理，表面强化处理系数02二1故表面质量系数0-0102二0.93，碳钢受拉伸和扭转平均应力折算系数q=0.1〜0.2,取甲=0.1,甲=0.05〜0.1,取甲=0.05bbtt安全系数[s]=1.3~1.5弯曲应力幅b=M=15.6MPa，对于转轴是对称循环弯曲应力，所以平W均应力b二0。扭转应力幅tma只考虑弯矩作用时的安全系数=t=3.34MPama右侧S=7.2》kL1.5安全268S=二bk—b+qbx15.60£abm0.93x0.91b1.94=7.5只考虑转矩作用时安全系数TS=htk—tTS=htk—t+qt

0£atm

t最后得计算安全系数SS155=26.8x3.34+0.05x3.340.93x0.891.397.5x26.8rI-「S=,bt===7.2》1S」=1.5，所以截面⑷右侧安全。，-S2+S27.52+26.82'bT6.高速轴键的校核计算键1：8X32AGB/T1096-2003已经选择：齿轮b=&h=7,L=32.联轴器b=6,h=6,L=32111222根据教材p158已经选择：齿轮b=&h=7,L=32.联轴器b=6,h=6,L=32111222根据教材p158取许用挤压应力L严］二110MPa工作长度l=L一b=32一8=24,l=L一b=32一6=26111222P14T二4x20880二16.6丄]30x7x24p=4T

dhl222两者都合适，取键标记为：键1：8X32AGB/T1096-2003键2：6X32AGB/T1096-2003P2=4x20880二26.8<L]20x6x26p7.高速轴轴承寿命计算根据指导书查得已选的深沟球轴承6205的额定动载荷C二1.4x104Nr所受轴承力FV1=化=幣第=92.3N23F二F-FV2二361.9-92.3二269.6N键键2：6X32AGB/T1096-2003L=48728h>5年可见轴承2所受力大于轴承1受力，所以只需算轴承2高速轴选取LT4型弹性套柱销联轴器寿命Lh=106(fC¥60nIfP丿Py106(14000丫60x1440(1.1x788.2丿=48728>43800=5年994.3x50二253.6N146+50TOC\o"1-5"\h\z23二F-F二994.3-253.6二740.7NtH1轴承2当量动载荷P=F=\：F2+F2=<269.62+740.72=788.2NrvV2H2根据教材p279取温度系数f=1，载荷系数fp=1.1，£=3齿轮传动可采用浸油润滑齿轮传动可采用浸油润滑联轴器的选择1）输入轴联轴器为了隔离振动和冲击，选用弹性联轴器，参考教材P291选择K二1.5A转矩T二KT二1.5x2.088x104二31320N•mmcA1因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以滚动轴承采用脂润滑查指导书综合电动机的轴颈选取LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63N•m滚动轴承采用脂润滑2）输出轴联轴器取K二1.5，T二KT二1.5x424.4N-m二636.6N-mAcA3因为计算转矩小于联轴器公称转矩，根据指导书p134选择LT8弹性联轴器，其公称转矩为710N・m减速器的润滑和密封1）齿轮的润滑由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，低速级大齿轮圆周速度v=也3=nx300x64=1ms<12ms，所以齿60x100060x1000轮传动可采用浸油润滑，由于齿面接触应力＜500MPa，由指导书p95的表（GB443-1989）选择L-AN32润滑油。2）滚动轴承润滑根据教材p284,由于高速轴滚动轴承dn=25x1440=3.6x104mm-r;min《（1.5~2）x105mm-rmin，所以采用脂润滑，由指导书p96选择滚珠轴承脂（SY1514—1998）ZGN69-2.3）密封⑴为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且