設計課題帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器的設計

1、帶式輸送機傳動裝置設計計算說明書設計課題帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器的設計機械系（院）班 級姓 名學 號學習小組同組成員指導教師2020學年第1學期機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定4二、電動機的選擇5三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比6四、傳動裝置的運動和動力設計7五、普通V帶的設計10六、齒輪傳動的設計15七、傳動軸的設計18八、箱體的設計27九、鍵連接的設計29十、滾動軸承的設計31十一、潤滑和密封的設計32十二、聯(lián)軸器的設計33十三、設計小結33機械設計課程設計任務書、設計題目：設計用于帶式運輸機的一級圓柱齒輪減速器二、傳動方案圖三、原始數(shù)據(jù)輸送帶壓力F (

2、N)1500N輸送帶速度v(m/s)1.5%滾筒直徑D (mm)250mm四、工作條件:輸送機連續(xù)工作，單向運轉，工作中有輕微振動，空載起動，兩班制工作,輸送帶速度容許i吳差為5%,要求尺寸較為緊湊，電動機與輸送帶滾筒軸線平行。 使用期限為10年，減速器中等批量生產(chǎn)。要求齒輪傳動中心距在90 130mm之間。五、設計工作量:2、減速器裝配圖一張（A圖紙：手工圖或CAD圖）2、零件圖2張（一個組應有一套完整的非標準零件的零件圖）3、設計說明書一份計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第八組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動1、工作條件：使用年限5年，工作為一班工作 制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。2、原始

3、數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1500N ；帶速 V=1.5m/s ；滾筒直徑D=250mm ；方案擬定:采用V帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足 傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸 振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成 本低，使用維護方便。1.電動機2.V帶傳動3圓柱齒輪減速器4連軸器5滾筒6運輸帶二、電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇丫系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低維護方便，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、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為: 式:Pd二 Pw/r|a (kw)由式(2

4、) : Pw 二 F V/1000(KW)因此Pd=FV/1000na(KW)由電動機至運輸帶的傳動總效率為:1 xr23xq3xq4xq5式中:中、學、rp、中、邛分別為帶傳動、軸承、 齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取 H 1 =0.96. f 2 =0.99. f| 3 = 0.97. f4 = 0.99則：r| 總二0.96x0.98 x0.97x0.99x0.96=0.83所以：電機所需的工作功率:Pd 二 FV/1000r)總=(1500x1.5)/(1000x0.83)=4.5 (kw)3、確定電動機轉速卷筒工作轉速為:n 卷筒= 60xl000 V/ (n-D) =(60x1

5、000x1.5)/ (250tt)=77.3 r/min根據(jù)手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓 柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I 二36 o 取V帶傳動比I T二24。則總傳動比理論范 圍為：I a，二62 4。故電動機轉速的可選范為N,d=l,axn 卷筒=(16-24)x77.3=463.8-1855.2 r/min則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和 1500r/min根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電 動機型號：(如下表)方案電動 機型 號額定功率電動機轉速(r/min)電動機重帛N參考 價 格傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉 速總傳動 比V帶傳 動減速 器1Y132

6、S-45.515001440650120018.63.55.322V132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y16OM25.5750720124021009.312.53.72綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為Y132M2-6,其主要性能：電動機主要外形和安裝尺寸：zj詔AC/2 AUAB中心高H外形尺寸Lx(AC/2*AD)xHD底角安裝尺寸AxB地腳螺栓孔直 徑K軸伸尺寸DxE裝鍵部位尺寸FxGD132520x345x315216x1781228x8010x41三、確定傳動裝置的總傳動

7、比和分配級傳動比:由選定的電動機滿載轉速m和工作機主動軸轉速n1、可得傳動裝置總傳動比為：ia=nm/n=nm/n 卷筒=960/77.3=12.42總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=ioxj （式中io、i分別為帶傳動和減速器的傳動比）2、分配各級傳動裝置傳動比：根據(jù)指導書P7表1,取io=2.8 （普通V帶i=2-4） 因為：ia 二 ioxj所以：i 二 ia / io二 12.42/2.8= 4.44四、傳動裝置的運動和動力設計：將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為I軸，II 軸，以及io,ii,為相鄰兩軸間的傳動比r）oi, r|i2為相鄰兩軸的傳動效率Pi. Pn，為

8、各軸的輸入功率（KW）Ti, Tn,為各軸的輸入轉矩（Nm）n I ,nn,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 的運動和動力參數(shù)1、 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算(1) 計算各軸的轉數(shù)：I 軸：n I =nm/ io=960/2.8=342.86 (r/min)II 軸：n ii 二 n I / ii由指導書的表1得 到：型二 0.96口2 二 0.982 二 0.97r)4 二 0.99=324.86/4.44=77.22 r/min 卷筒軸：nm= n ii(2) 計算各軸的功率：I 軸：P I =Pd120 合 適確定帶的根數(shù)Z二Pc/ (Po+APo

9、)-Kl-M=6.05/ (0.95+0.11) xQ.96xO.95)由機械設計書表9-4查得Po 二 0.95由表9-6查得APo=O.ll由表9-7查得Kc（二 095由表93查得Kl二0.96二 6.26故要取7根A型V帶計算軸上的壓力由書9-18的初拉力公式有Fo=500Pc- (2.5/K(x-l) /z- c+q- v2=500x6.05x (2.5/0.95-1) / (7x5.02) +0.17x5.02,=144.74 N由課本9-19得作用在軸上的壓力Fq=2-乙 Fosin(a/2)=2x7x242.42xsin(155.01/2)=1978.32 N方案二：取B型V帶

10、確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速:則取小帶輪di=140mmd2=nidi(l-s)/n2=idi(l-e)=2.8x 140x (1 -0.02)=384.16mm由表9-2取d2=384mm(雖使n2略有減少，但其誤差小于5也 故允許)帶速驗算：V二rwdwT/ (1000x60)二960x1405/ (1000x60)=7.03 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適確定帶長和中心距a :由課本表9-2得，推 薦的B型小帶輪基準 直徑 125mm 280mm0.7- (di+d2) WaoW2(ch+ch)0.7x (140+384) WaoW2x (140+384)366.8 WaoW 1

11、048初定中心距ao=700 ,則帶長為Lo=2ao+n- (di+d2) + (ck-ch) 7(4-ao)=2x700+n- (140+384) /2+ (384-140) 7(4x700)=2244.2 mm由表9-3選用Ld=2244 mm的實際中心距由機械設計書表9-4查得Po 二 2.08由表9-6查得 Po 二 0.30 由表9-7查得Kc（二 095由表9-3查得Kl=1.00a 二 ao+(Ld-Lo)/2 二700十(2244-2244.2)/2二697.9mm 驗算小帶輪上的包角cao(i=180-(d2-di)x57.3/a =1804384-140)x57.3/697

12、.9=160.0120 合適 確定帶的根數(shù)Z二Pc/ (Po+APo)-Kl-M=6.05/ (2.08+0.30) x 1.00x0.95)二 2.68故取3根B型V帶計算軸上的壓力由書9-18的初拉力公式有Fo=500Pc- (2.5/K(x-l) /z- c+q- v2=500x6.05x (2.5/0.95-1) / (3x7.03) +0.17x7.03=242.42 N由課本9-19得作用在軸上的壓力FQ=2-z-Fo-sin(cx/2)=2x3x242.42xsin(160.0/2)=1432.42 N六、齒輪傳動的設計：(1) 、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精 度等級。

13、小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪 的材料為45號鋼調質，齒面硬度為250HBS,大 齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBSo齒輪精度初選8級(2) 、初選主要參數(shù)Zi=20 , u=4.5Z2=Zi-u=20x4.5=90取ipa=0.3,貝IJipd=0.5- (i+1) =0.675(3) 按齒面接觸疲勞強度計算計算小齒輪分度圓直徑確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查課本表6-6取K二1.2 小齒輪名義轉矩Tl=9.55xl06xP/ni=9.55xl06x4.23/342.86=1.18xl05 N mm 材料彈性影響系數(shù)由課本表 6-7 Ze=189.8V 區(qū)域系數(shù)Zh二2.5 重合

14、度系數(shù)&二 1.88-32 (1/Z1+1/Z2)=1.88-3.2x (1/20+1/90) =1.69 許用應力杳課本圖6-21 (a)5込=610MPa=560MPa查表6-8按一般可靠要求取SH二1 貝IJ oJ =空旦=610MPaS H。J = 2L= 560MPS H取兩式計算中的較小值，即oh =560Mpa(2xl.2xl.l8xl05 4.5 + 1189.8x2.5x0.77丫14.5560丿2RT u + l(Z/h乙)J=3屮d u=52.82 mm(4)確定模數(shù)m=dl/Zl M 52.82/20=2.641取標準模數(shù)值m=3(5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算綜曲

15、川校核式中 小輪分度圓直徑di=m Z=3x20=60mm 齒輪嚙合寬度b二屮d di二1.0x60二60mm 復合齒輪系數(shù)Yfsi=4.38 Yfs2=3.95 重合度系數(shù)丫二0.25+0.75/g二0.25+0.75/1.69 二0.6938 許用應力查圖622 (a)CFIiml =245MPa CJFIim2=220Mpa查表 6-8 ,取 Sf二 1.25245L25= 196 MP計算大小齒輪的牛并進行比較ra:4381%=0.02234ra：3 95= 0.02244176G v綣。4取較大值代入公式進行計算則有x 3.95x0.69382K7 丫 y _ 2x1.2x1.18x

16、10sbdjn60x60x3=71.8630mmLi=60mmD2=cD38mmL2=70mmD3=cD40mmL3 二 20mmD4 二 48mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝 球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208 型軸承,其尺寸為dxDxB二40x80x18,那么該段的 直徑為D3=ct40mm,長度為L3=20mmL4=10mmD5=O66mm1_5 二 65mmD6 二 48mm l_6 二 10mmD7=cD40mmL7=18mmFt=1966.66NmFr=628.20Nm 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩，其直 徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4二48mm

17、, 長度取1_4二10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的 齒頂圓直徑為ct66mm,分度圓直徑為060mm,齒輪 的寬度為65mm,貝IJ,此段的直徑為D5=O66mm, 長度為L5=65mm 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩，其直 徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=cD48mm 長度取L6二10mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處， 取軸徑為D7=cD40mm,長度L7=18mm(4) 求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：di=60mm 作用在齒輪上的轉矩為：T1 =1.18xlO5N-mm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2xl.l8xl0760=1966.67

18、N 求徑向力FrFr=Fttanc(=1966.67xtan2Oo=628.2ONFt, Fr的方向如下圖所示(5)軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N垂直面的支反力:由于選用深溝球軸承則Fa=O那么 Ra，二Rb 二Frx62/124二314.1 N(6)畫彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩：Ra 二 Rb水平面的彎矩：Me二Pax62二60.97 Nm=983.33Nm垂直面的彎矩：Mei二 Mc2,=Ra,x62=19.47 NmRa二 Rb合成彎矩：=314.1 NMcl = MC2 =+ M

19、 J = J60.97 +19.47, = 64.0 Nm(7)畫轉矩圖:T= Ftxdi/2二59.0 Nm(8)畫當量彎矩圖因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，a二0.6Mc=60.97Nm可得右起第四段剖面C處的當量彎矩：Mci?= MC2?M心=Ja/cJ +(a T)2 = 73.14M=19.47 Nm(9)判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑MC1=MC2與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。=64.0Nm已知MeC2二73.14Nm，由課本表13-1有：T=59.0 Nmo-i =60Mpa 則:Oe= MeC2/W= MeC2/(01Df)二73.14

20、x1000/(0.1x44)二8.59 Nm o-i右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小， 故該面也為危險截面:Md = aT，=0.6x59= 35.4皿Oe= Md/W= Md/(0.1-Di3)二35.4x1000/(0.1x30)二 13.11 Nm rr r7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈丄0半聯(lián)軸器(2) 按扭轉強度估算軸的直徑選用45#調質，硬度217-255HBS軸的輸入功率為Ph =4.11 KWDi=Q45mm轉速為 n II =77.22 r/min根據(jù)課本P205 (13-2)式,并查表13-2,取c=115C-3 = 115xZK = 43.28/7W7(3) 確定軸各段

21、直徑和長度Li=82mmD2 二 52mml_2 二 54mm從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通 過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5也取045mm,根據(jù)計 算轉矩 Tc=KaxTII =1.3x518.34=673.84Nm,查標 準GBC 50142003,選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)軸 器，半聯(lián)軸器長度為h二84mm,軸段長Li=82mmD3 二 55mm1_3 二 36mmD4 二 60mm1_4 二 58mmD5 二 66mmL5=10mmD6 二 55mmL6=21mmFt=3762.96Nm 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該 段的直徑取52mrri,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于 對軸承

22、添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半 聯(lián)軸器左端面的距離為30mm,故取該段長為 L2=74mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球 軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211 型軸承，其尺寸為dxDxB=55xl00x21,那么該 段的直徑為ct55mm,長度為1_3二36 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸 用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%,大齒輪的分度圓直徑 為270mm,則第四段的直徑取060mm,輪寬為 b=60mm,為了保證定位的可靠性，取軸段長度 為 L4=58mm 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位，定位軸 肩，取軸肩的直徑為D5=(t)66mm，長度取 L5=10mm 右

23、起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸 徑為 D6=O55mm,長度 L6=21mm(4) 求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：di=270mm 作用在齒輪上的轉矩為:T1 =5.08xl05N mm求圓周力：FtFt=2T2/d2=2x5.08xl05/270=3762.96NFr=1369.61Nm求徑向力FrFr=Fttano(=3762.96xtan200=1369.61NFt, Fr的方向如下圖所示(5)軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：Ra二Rb二Ft/2二1881.48 N垂直面的支反力:由于選用深溝球軸承則F

24、a=O那么 RaRb5 =Frx62/124= 684.81 NRa 二 Rb(6)畫彎矩圖=1881.48Nm右起第四段剖面C處的彎矩：Ra二 Rb水平面的彎矩：Mc=Rax62= 116.65 Nm=684.81 N垂直面的彎矩:Mcr= Mc2,=Ra,x62=41.09 Nm合成彎矩：Mcl = MC2 =+ mJ = a/60.972 +19.472 = 123.68M?(7)畫轉矩圖：T= Ftxd2/2=508.0 NmMc=116.65Nm(8)畫當量彎矩圖Mc二 Mc2?因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，a二0.6=41.09 Nm可得右起第四段剖面C處的當量彎矩：M心=揪.+

25、(a T)2 = 307.56M”MC1 = MC2(9)判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其=123.68NmT二508.0 Nm直徑與相鄰段相差不大，所以剖面c為危險截面。已知MeC2二307.56Nm，由課本表13-1有：o-i =60Mpa 則:Oe= MeC2/W= MeC2/(0.1-D43)二307.56x1000/(0.1x60)二 14.24 Nm o-i右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較 小，故該面也為危險截面:Md = a T)2 = 0.6x50&0 = 304.8N”O(jiān)e= Md/W= Md/(0.1-Di3)=304.8x1000/(0.1x4

26、53)=33.45 Nm o-i 所以確定的尺寸是安全的。a 二 0.6MeC2=307.56Nmcm =60Mpa以上計算所需的圖如下：MD=33.45NmA箱體結構設計(1) 窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件 嚙合處要開窺視孔，以便檢杳齒面接觸斑點和赤側 間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油 飛濺出來。(2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，I xf V 33.45NE I 沂 川丨丨丨丨丨丨丨I I I I I I I I I I I I I丨；=4Ba |307.56Nmj繪制軸的工藝圖(見圖紙)注油前用螺塞賭

27、注。(3) 油標油標用來檢杳油面高度，以保證有正常的油量。 油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。(4) 通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫 度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所 以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi) 熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體 有縫隙處的密封性能。(5) 啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封 膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機 蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先 擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋 螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如 裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。(6

28、) 定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋 和機座用螺栓聯(lián)結后，錘孔之前裝上兩個定位銷，孔 位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該 對稱布置。(7) 調整墊片調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一 調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位 置的作用。(8) 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。(9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安 裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多 為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選 用。箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸(mm)機座壁厚d8機蓋壁厚di8機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚

29、度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑dl16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)軸器螺栓d2的間距1160軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df, di,d2至外機壁距離Cl26, 22, 18df, d2至凸緣邊緣距離C224, 16軸承旁凸臺半徑R124, 16凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手 操作為準外機壁至軸承座端面距離1160, 44大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離Al12齒輪端面與內(nèi)機壁距離A210機蓋、機座肋厚mi,m27,7軸承端蓋外徑D290,105軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯(lián)接螺栓距離s盡量靠

30、近，以Mdl和Md2互不干涉為準，舟又SD2九鍵聯(lián)接設計1. 輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑 di=30mm,L=50mm查手冊得，選用C型平鍵，得：A 鍵 8x7 GB1096-79 L=L-b=50-8=42mmT=44.77N m h=7mm根據(jù)課本P243 (10-5)式得oP=4 T/(d h L)=4x44.77x1000/ (30x7x42)=20.30Mpa or (HOMpa)2、輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑 d2=44mm L2=63mm T i =120.33N m鍵 12x8查手冊 選A型平鍵GB1096-79B 鍵 12x8 GB1096-79l=L2-

31、b=62-12=50mm h=8mmoP=4 Ti / (d h l)=4x120.33x1000/ (44x8x50)二 27.34Mpa oP (llOMpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑 d3=60mmL3=58mm Tn =518.34Nm查手冊P51選用A型平鍵鍵18x11GB1096-79l=L3-b=60-18=42mm h=llmmoP=4-Tii/ (d h l)=4x518.34x1000/ (60x11x42)=74.80Mpa 14600106 x( 1X43200 )-60x77.221.2x1369.61 十一、密封和潤滑的設計1密封由于選用的電動機為低速，

32、常溫，常壓的電動機則可 以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈 以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈 性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋 轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2 潤滑(1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度vv 12m/s, 采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油， 用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣, 齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于3050mmo對 于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可 以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量 Vo=0.350.7m30(2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難 以經(jīng)常供油，所以選