1、齊齊哈爾大學普通高等教育 機械設計基礎課程設計 題目題號： 學 院： 專業班級： 學生姓名： 指導教師： 成 績： 年 月 日1目 錄一、機械設計課程設計任務書 . 02二、傳動方案擬定 . 02三、電動機的選擇 . 03四、計算總傳動比及分配各級的傳動比 . 04五、運動參數及動力參數 . 04六、齒輪的設計計算 . 06七、軸的設計計算 . 14八、滾動軸承的選擇及校核計算 . 21九、鍵聯接的選擇及計算 . 22 十、聯軸器的選擇 . 23十一、箱體的設計 . 24 十二、潤滑方法和密封形式 . 25 十三、設計小結 . 26十四、參考資料目錄 . 2736計 算 與 說 明主要結果1、

2、 機械設計課程設計任務書1、題目：設計用于螺旋輸送機的一級圓柱齒輪減速器2、傳動見圖 1電動機 2聯軸器 3一級圓柱齒輪減速器 4開式圓錐齒輪傳動 5輸送螺旋 已知：運輸機工作軸轉矩T/(N.m)=780; 運輸機工作軸轉軸n/(r/min)=140;3、 工作條件：連續單項運轉，工作時有輕微振動，使用期限8年，生產10 臺，兩班制工作，運輸機工作轉速允許誤差±5%.4、設計工作量如下。（1）減速器裝配圖一張（2）零件工作圖2張（3）設計計算說明書一份2、 傳動方案擬定設計用于帶式運輸機的一級圓柱齒輪減速器（1） 連續單項運轉，工作時有輕微振動，使用期限8年，生產10臺，兩 班制工作

3、，連續單向傳動。（2）原始數據 運輸機工作軸轉矩T/(N.m):780; 運輸機工作軸轉軸n/(r/min)=140;T/(N.m)=780n/(r/min)=140計 算 與 說 明主要結果3、 電動機的選擇1、 電動機類型的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機是一 般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，適用于不易燃、不易爆、 無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。2、電機容量的選擇： 電動機所需功率為： 由電動機至輸送機的傳動總效率為： 根據機械設計課程設計表7表2-4式中： 分別為聯軸器1、滾動軸承（四對）、圓柱齒輪傳動、聯軸器2和圓 錐齒輪傳動的傳動效率。 取 T=780N/m

4、n=140r/min =0.85 所以：電機所需的工作功率 電機額定功率=15 kw由機械設計課程設計得=15 kw3、確定電動機轉速 輸送轉速為 根據機械設計課程設計P5表2-2得推薦傳動比的合適范圍取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍，取開式圓錐齒輪傳動比為 則總傳動比理論范圍故電動機轉速可選范圍為 符合這一范圍的的同步轉速有1000和 1500r/min根據容量和轉T=780N/m n=140r/min =0.85=15 kw計 算 與 說 明主要結果速，機械設計課程設計表2-4得到三種電動機的型號：方案電動機型號額定功率電動機轉速電動機質量傳動裝置傳動比總傳動比圓錐齒輪傳動 減速器同步轉

5、速滿載轉速1Y160L-4151500146014211.6833.892Y180L-61510009701957.7673.88 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和圓錐齒輪傳動、 減速器傳動比，可見第一方案比較合適，因此選定電動機型號為Y160L-4,其主要性能：額定功率為15KW，滿載轉速為1460r/min，額定轉矩2.2，質量142kg.4、 計算總傳動比及分配各級的傳動比1、確定傳動裝置的總傳動比和各級傳動比的分配 1.1、傳動裝置總傳動比由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n可得傳動裝置總傳動比為： = / = 1640/140=11.71總傳動比等于各傳動比的乘積：

6、 =i0×i 式中i0、i分別為開式圓錐齒輪傳動和減速器的傳動比 1.2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據指導書，取i0=2（圓錐齒輪傳動 i=23） 因為：i0×i所以：ii0 11.71/25.8555、 運動參數及動力參數將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為電機軸、軸、軸、軸、軸i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比i0=2=11.71i5.855計 算 與 說 明主要結果01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率 （KW）T，T，.為各軸的輸入轉矩 （N·m）n,n,.為各軸的輸入轉矩 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的

7、運動和動力參數5.1、運動參數及動力參數的計算 （1）計算各軸的轉速： 軸：n= =1460 r/min軸：n= n/ i=1460/5.855=249.4 r/min III軸：n= n 螺旋輸送機：nIV= n/i0=249.4/2=124.7 r/min （2）計算各軸的輸入功率： 軸： P=Pd×01 =Pd×1=13.5×0.99=13.365 KW 軸： P= P×12= P×2×3=13.365×0.99×0.97=12.83 KW 軸： P= P·23= P·2·4=1

8、2.83×0.99×0.99=12.57 KW 螺旋輸送機軸：PIV= P·2·5=12.39×0.93×0.99=11.57 KW （3）計算各軸的輸入轉矩： 電動機軸輸出轉矩為：n= =1460 r/minn=n=249.4 r/minnIV=124.7 r/minP=13.36 KWP=12.83 KWP=12.57 KWPIV=11.57 KW計 算 與 說 明主要結果 Td=9550·Pd/=9550×13.5/1460=88.3 N·m 軸：T= Td·01= Td·1=8

9、8.3×0.99=87.4 N·m 軸：T= T·i·12= T·i·2·3 =87.4×5.855×0.99×0.97=491.4 N·m 軸：T= T·2·4=491.4×0.99×0.99=481.62 N·m螺旋輸送機軸：TIV = T ·i0·2·5=481.62×2×0.99×0.93=855.7N·m計算結果匯總表軸名功效率P （KW）轉矩T （N

10、83;m）轉速nr/min傳動比 i效率電動機軸88.3146010.99軸13.3787.414600.995.855軸12.83491.1249.40.971軸12.57481.6249.40.982輸送機軸11.57855.7124.70.936、 齒輪的設計計算6.1 齒輪參數計算 1、選精度等級、材料及齒數 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。 通過查表選擇小圓柱齒輪40C r（調質熱處理）硬度280HBS ，大齒 輪45鋼（調質熱處理）硬度240HBS，二者硬度差值為40HBS； 選擇初選螺旋角=20°，取小齒輪齒數Z1=24，大齒輪齒

11、數 Z2=Z1×i=24×5.855= 140.52 取Z2=141。 2、按齒面接觸強度設計 按式（10-21）試算，即Td=88.3 N·mT=87.4 N·m T=491.4N·mT=481.62 N·mTIV =855.7 N·m=20°Z1=24Z2=141。計 算 與 說 明主要結果d2t（1）確定公式內的各計算數值1) 試選載荷系數kt=1.6。2) 小齒輪傳遞的轉矩 T1=(95.5×105P1)/n1=Nmm3) 查閱減速器和變速器設計與選用手冊圖10-30查得，選取 區域系數ZH=2.

12、435。4) 查閱減速器和變速器設計與選用手冊圖10-26查得， =0.705, =0.805,則：=+=1.515) 查閱減速器和變速器設計與選用手冊P201表10-6可得，材 料的彈性影響系數ZE=189.8 齒輪材料為鍛鋼6) 查閱減速器和變速器設計與選用手冊表10-7可得，選取持 寬系數=17) 查閱減速器和變速器設計與選用手冊10-13可得，計算應力 循環次數N=60njLh j 為齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的次數；n為齒輪轉速；Lh 為齒輪的工作壽命。 N2=3.36×109 / 5.855=5.73×1088) 查減速器和變速器設計與選用手冊可得，接觸疲勞壽

13、命系 數kHN1=0.9，kHN2=0.959) 查減速器和變速器設計與選用手冊可得，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限=550Mpa10) 計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數s=1機械零件設計手冊N1=3.36×109N2=5.73×108計 算 與 說 明主要結果 =0.9×600540 MPa =0.95×550522.5 MPa H=(540+522.5)/2=531.25Mpa（2）計算1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式d1t 得 d1t2) 計算圓周速度3) v=4.4 m/

14、s4) 計算齒寬b及模數mnt.b=dd1t=1×62.49=62.49mm mnt=2.45mm h=2.25mnt=2.25×2.45=5.51mm=62.49/5.51=11.345) 計算縱向重合度 =0.318×1×24×=2.786) 計算載荷系數k 查閱資料可得使用系數kA=1，根據v=4.29m/s，7級精度， 查減速器和變速器設計與選用手冊可得動載荷系數kv=1.11， 查減速器和變速器設計與選用手冊可得， =1.42， 查減速器和變速器設計與選用手冊可得，d1t62.49mmV=4.4 m/sb=62.49mmmnt=2.4

15、5mm=2.78計 算 與 說 明主要結果 查減速器和變速器設計與選用手冊可得，7) 計算動載荷系數 8) 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由試（10-10a） 得，d1=d1t=62.49= 69.59mm9) 計算模數mn mn= 按齒根彎曲強度設計 mn 3、確定計算參數1) 由減速器和變速器設計與選用手冊查的小齒輪的彎曲疲勞 強度=500Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限=380Mpa2) 由減速器和變速器設計與選用手冊取彎曲疲勞壽命系數， KFN1=0.82，KFN2=0.863) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數s1.3， F1=315.38 MPaF2=251.38 M

16、Pa4) 計算載荷系數k。5)根據縱向重合度1.704，減速器和變速器設計與選用手 冊得，螺旋角影響系數Y=0.875。6)計算當量齒數。計 算 與 說 明主要結果 =25.54 =150.057)查取齒形系數。 由減速器和變速器設計與選用手冊得：YFa1=2.80，YFa2=2.2188)查取應力校正系數。 由減速器和變速器設計與選用手冊得：Ysa2=1.55，Ysa2=1.7719)計算大、小齒輪的并加以比較Yfa1Ysa1/F1 Yfa2Ysa2/F2 比較后得大齒輪的數值大。 4、設計計算 mn=1.86mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于齒根彎曲疲勞強度計算的

17、法面模數，則取mn2mm，已滿足彎曲疲勞強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=56.19 mm來計算應有的齒數。于是由Z1=26.8mm 取z1=27，則z2=i·z1=5.855×27=158。 5、幾何尺寸計算 中心矩 a=196.87 mm 圓整中心矩 a=196mm計 算 與 說 明主要結果 按圓整中心矩修正螺旋角=arccos= arccos=19.18°因值改變不多，故參數、zH等不必修正。 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=57mmd2=335mm 計算齒輪寬度b=1×57=57mm圓整后取 B1=56mm，

18、B2=60mm斜齒輪傳動參數表名稱符號計算公式高速齒輪數值低速齒輪數值螺旋角19.18法面模數2端面模數2.08法面壓力角20端面壓力角20.73法面頂高系數1法面頂系數0.25分度圓直徑d57195基圓直徑53.56183齒頂高=22齒跟高=（+）2.52.5齒頂圓直徑61199齒根圓直徑52190標準中心距a=1966.2 錐齒輪設計 1、選擇材料及確定許用應力小齒輪用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度為5662HRC,=1500Mpa, =850Mpa; 大齒輪用20Cr滲碳淬火，齒面硬度為5662HRC，=1500Mpa, =850Mpa機械設計基礎表111。取=1.25， =1，機械

19、設計基礎表115；取=2.5，=189.8機械設計基礎表114;=476Mpa=/=1500Mpa 2、按齒面接觸強度設計d （1）確定公式內的各計算數值 1）查機械設計基礎，表11-3，試選載荷系數kt=1.1 2）u=,對一級直齒錐齒輪傳動，取u5，取u=2 計 算 與 說 明主要結果3）小齒輪傳遞的轉矩 T=(9550P)/n=356Nm=3.45×10Nmm4）選取區域系數ZH=2.55）一般取=0.250.3，選取=0.25 6）查機械設計基礎表11-4可得，材料的彈性影響系數 ZE=188.9 齒輪材料為鍛鋼 所以d77mm由Tan=2,得=63.43度=44.44查機械

20、設計基礎表118，,119得代入公式查機械設計基礎表41，取m=4所以取=23，=46 強度的校核圓周力F=接觸強度校核公式如下將數據代入公式得彎曲疲勞強度校核公式如下=51.11查機械設計基礎表118，,119得計 算 與 說 明主要結果 =192.552<=476Mpa直齒圓錐齒輪的基本參數傳動比u=2分度圓錐角=63.43度，=26.57度分度圓直徑= 齒頂高齒根高全齒高h=2.2m=8.8mm頂隙c=0.2m=0.8mm齒頂圓直徑齒寬b=10m=40mm7、 軸的設計計算7.1 減速器輸入軸（I軸） 7.1.1 初步確定軸的最小直徑 選用40C r調質，硬度280HBS軸的輸入功

21、率為PI=13.3 KW 轉速為nI=970r/min （c取115）查機械設計基礎課程設計表15-9得 連接聯軸器，有一根鍵，則dm=de×1.05=27.4×1.05=28.8mm 初選彈性柱銷聯軸器 TL5(T=125N·m,L=62mm),則最小軸徑dm取30mm 7.1.2 軸的結構設計由于齒根圓直徑df3dm所以高速軸采用齒輪軸設計。 1）零件裝備如下圖：計 算 與 說 明主要結果2）確定軸各段直徑和長度 左起第一段與TL5(T=125N·m,L=82mm)彈性柱銷聯軸器連接， 軸徑d1=30mm軸長L1=60mm; 左起第二段，軸向定位彈性

22、柱銷聯軸器，d2=d1+2×(2-3)=3436mm 因必須符合軸承密封元件的要求，經查表，取=34mm。箱體結 構未知，L2待定； 齒輪采用對稱安裝，則有L4=B1=57mm,d4=da=61mm,圓整，取值d4=61mm; 旋轉構件應距離箱體15mm，則齒輪距箱體15mm，距離軸承 20mm,L5=4mm。軸承初選7207AC（d×D×B=30×72×17 mm），則 L3=L6=32mm,d3=35mm,d5=40mm 效果如下圖所示：計 算 與 說 明主要結果 7.1.3 校核軸的強度 按彎矩、轉矩合成強度計算軸的計算簡圖如圖所示圖中

23、b=c=43.5mm a=196mm(初取L2) T=86.31 N·m(1)確定作用在軸上的載荷： 圓周力 Ft= 徑向力 Fr= 軸向力 Fa= Fttg=4133×tg15.88°=11757.7 N(2) 確定支點反作用力及彎曲力矩 水平面中的計算簡圖如圖6.1a所示。 支承反力 FRBH =FRCH =0.5Ft=0.5×4133=2067.5 N 截面-的彎曲力矩 MIH=FRBH b=2067.50×41=84767N·mm 垂直面中的計算簡圖如圖6.1b所示。 支承反力 計 算 與 說 明主要結果 截面-的彎曲力矩 M

24、´IH =FRBV·b=1161×43.5=50503N·mm M´´IH =FRCV·c=397×43.5=11273N·mm合成彎矩（圖1c） M´WI =N·mm M´´WI= N·mm軸上的扭矩 T=117800 N·mm 畫出軸的當量彎矩圖，如圖6.1e所示。從圖中可以判斷截面-彎矩值最大，而截面-承受純扭，所以對這兩個危險截面進行計算。（3） 計算截面-、截面-的直徑已知軸的材料為40C r（調質熱處理）,其B=750MPa；-1b=

25、70MPa，0b=120MPa。則 70/120=0.58截面-處的當量彎矩 截面-處的當量彎矩 N·mm故軸截面-處的直徑 mm 滿足設計要求； 軸截面-處的直徑計 算 與 說 明主要結果d=mm 有一個鍵槽，則增大5%得22.365mm，也滿足設計要求。圖6.1 7.2 減速器輸出軸（軸） 7.2.1 初步確定軸的最小直徑 選用45調質鋼，硬度217-255HBS 軸的輸入功率為PI=12.77 KW 轉速為nI=284r/min （c取115） 擬定軸上零件的裝配方案如下圖所示：計 算 與 說 明主要結果 7.2.2確定軸各段直徑和長度右起第一段，從聯軸器開始右起第一段，由于聯

26、軸器與軸通過鍵聯 接，則軸應該增加5%，取42mm，根據計算轉矩TC=KA×T=1.3× 284=369.2N·m，查標準GB/T 43232002，選用TL7型彈性套柱銷 聯軸器，半聯軸器長度為l1=112mm,軸段長L1=110mm；右起第二段，考慮密封要求，d2取45mm，L2待定；右起第三段，初選7210AC(d×D×B=50×90×20),d3=50mm,L3=43.5mm右起第四段，安裝齒輪，d4=55mm,L4=B2-2=50-2=48mm右起第五段，定位齒輪的軸肩，d5=60mm,L5=7.5mm右起第六段，

27、d6=d3=50,L6=34 7.2.3 按彎矩、轉矩合成強度計算軸的計算 根據上例高速軸的分析，低速軸的受力情況跟高速軸的一樣，只是里的大小有所變化，所以還是用高速軸的模型進行設計計算。受力簡圖還是一樣，如下圖所示：上圖中 b=c=41.2mm a=120mm(初取L2) T=425 N·m (1)確定作用在軸上的載荷： 大齒輪分度圓直徑d2=210mm 圓周力 Ft=計 算 與 說 明主要結果徑向力 Fr=軸向力 Fa= Fttg=3969×tg15.88°=1129N確定支點反作用力及彎曲力矩水平面中的計算簡圖如圖6.2a所示。支承反力 FRBH =FRCH

28、 =0.5Ft=0.5×3969=1989.5N 截面-（安裝大齒輪）的彎曲力矩 MIH=FRBH b=1989.5×41=81569N·mm垂直面中的計算簡圖如圖6.2b所示。支承反力：FRBV= FRCV=截面-的彎曲力矩 M´IH =FRBV·b=2086×41.2=85943 N·mm M´´IH =FRCV·c=-584×41.2=-24060 N·mm合成彎矩（圖1c） M´WI =N·mm M´´WI= N·mm

29、軸上的扭矩：T=387000 N·mm畫出軸的當量彎矩圖，如圖6.2e所示。從圖中可以判斷截面-彎矩值最大，而截面-(安裝聯軸器)承受純扭，所以對這兩個危險截面進行計算。（4） 計算截面-、截面-的直徑已知軸的材料為45（調質熱處理）,其B=650MPa；-1b=60MPa，計 算 與 說 明主要結果0b=102.5MPa。則 60/102.5=0.6 截面-處的當量彎矩 N·mm截面-處的當量彎矩 N·mm故軸截面-處的直徑 d=mm 有一個鍵槽，則增大5%得35.51mm55mm 滿足設計要求；軸截面-處的直徑d=mm 有一個鍵槽，則增大5%得35.52mm，

30、也滿足設計要求。八、滾動軸承的選擇及校核計算 考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用單列向心球軸承，主動軸承根據軸勁值查機械設計課程設計選擇6207 2個（GB/t2761994）從動軸承6210 2個（GB/T276-1994）壽命計劃： 兩軸承承受純徑向載荷 P=F=1564N X=1，Y=0主動軸軸承壽命：深溝球軸承6207，基本額定動負荷 預期壽命為：10年，兩班制,軸承壽命合格L=10×300×16=48000h<計 算 與 說 明主要結果 從動軸軸承壽命：深溝球軸承6210，基本額定動負荷 L=10×300×16=48000h<預期

31、壽命為：10年，兩班制,軸承壽命合格 鍵的選擇及校核1、 主動軸外申端d=30mm,考慮到鍵在軸中部安裝，故選擇鍵10×55GB/T 1096-2003，b=10mm,h=8mm。選擇45鋼，其許用擠壓應力=100Mpa < 則強度足夠，合格2、 從動軸外伸端d=42mm，考慮鍵在軸中部安裝，故選鍵12× 60GB109+-1990，b=12mm,L=80mm,h=8mm。選擇45鋼，其許用擠壓應力 =100Mpa < 則強度足夠，合格 與齒輪連接處d=57mm,考慮鍵槽在軸中部安裝，故同一方位母線上， 選鍵16×55 GB2003-1996，b=16

32、mm,L=55mm,h=10mm。選擇45鋼，其 許用擠壓應力=100Mpa < 則強度足夠，合格9、 鍵聯接的選擇及計算一、高速軸連接聯軸器處鍵 輸入軸外伸端直徑d=30mm，考慮到鍵在軸末端處安裝，根據機械設計基礎課設計表12-15中，選單圓頭普通C型平鍵bh=10mm8mm。計 算 與 說 明主要結果 鍵長L=55mm。 選擇45鋼，則其擠壓強度公式為，并取，則其 工作表面的擠壓應力為: 查表得可知，當載荷平穩時，許用擠壓應力，故連接能滿足擠壓強度要求。二、安裝低速軸與大齒輪連接處的鍵 直徑d=57mm,考慮到鍵在軸中部安裝，根據機械設計基礎課設設 計表9-14中，選圓頭普通A型平

33、鍵，鍵bhL=16mm10mm55mm。 選擇45鋼， ，則其工作表面的擠壓應力為 當載荷平穩時，許用擠壓應力，故連 接能滿足擠壓強度要求。三、安裝低速軸與聯軸器連接處的鍵 選用單圓頭普通A型平鍵，根據齒處軸的直徑為d=42mm，根據機械設計課程課設設計表9-14中，查得鍵的截面尺寸為鍵，鍵長取L=110mm。 鍵、軸和輪轂的材料都是剛，其許用應力，鍵工作長度l=L-b=108mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度: 由于鍵采用靜聯接，沖擊輕微，所以連接能滿足擠壓強度要求。十、聯軸器的選擇聯軸器是將兩軸軸向聯接起來并傳遞扭矩及運動的部件并具有一定的補償兩軸偏移的能力，為了減少機械傳動系統的振動、降低沖擊

34、尖峰載荷，聯軸器還應具有一定的緩沖減震性能。聯軸器有時也兼有過載安全保護作計 算 與 說 明主要結果用。聯軸器的選擇原則：、轉矩T： T，選剛性聯軸器、無彈性元件或有金屬彈性元件的撓 性聯軸器； T有沖擊振動，選有彈性元件的撓性聯軸器；、轉速n：n，非金屬彈性元件的撓性聯軸器；、對中性：對中性好選剛性聯軸器，需補償時選撓性聯軸器；、裝拆：考慮裝拆方便，選可直接徑向移動的聯軸器；、環境：若在高溫下工作，不可選有非金屬元件的聯軸器；、成本：同等條件下，盡量選擇價格低，維護簡單的聯軸器；半聯軸器的材料常用45、20Cr鋼，也可用ZG270500鑄鋼。鏈齒硬度最好為40HRC一45HRC。聯軸器應有罩

35、殼，用鋁合金鑄成。十一、箱體設計減速器箱體的各部分尺寸表箱座厚度8箱蓋厚度18箱蓋凸緣厚度b112箱座凸緣厚度b12箱座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑dfM16地腳螺釘數目4軸承旁聯結螺栓直徑d1M12蓋與座聯結螺栓直徑d2M8螺栓的間距：150-200軸承端蓋螺釘直徑d3軸承外圈直徑72/90直徑M8螺釘數目6視孔蓋螺釘直徑單級減速器M5定位銷直徑dd=（0.7-0.8）d26df,d1,d2至外箱壁的距離181628df,d2至凸緣邊緣距離8 5軸承座外徑D2116 134軸承旁連接螺栓距離SS一般取S=D2116 134軸承旁凸臺半徑R116軸承旁凸臺高度hh待定箱蓋、箱座上肋板的厚度m=7mm,m=7mm大齒輪頂圓與箱內壁間距離110齒輪端面與箱內壁距離212十一、潤滑方法和密封形式一.潤滑方式（1）齒輪但考慮成本及需要，在這里選用浸油潤滑。（2）軸承采用脂潤滑二.潤滑油牌號及用量（1）齒輪潤滑選用150號機械油（GB 443-1989）最低最高油面距（大齒輪）10-20mm，需要油量1.5L左右。（2）軸承潤滑選用2L-3型潤滑脂（GB 7324-19