机械设计基础螺旋输送式减速器 上海交大

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螺旋输送式减速器设计

一、设计要求

设计一带式输送机传动装置，要求如下：1.螺旋筒轴上的功率为Pw=2.0kW；2.螺旋筒轴上的转速nw=35r/min；3.工作情况4.使用折旧期5.工作环境6.动力来源7.检修间隔期

三班制连续单向运转，载荷较平稳；10年；

室外，灰尘较大，环境最高温度为35℃；电力，三相交流，电压380/220V；三年一大修，两年一中修，半年一小修；

一般机械厂制造，单件生产。

8.制造条件及生产批量

二、传动方案的确定

1.由设计要求知，该减速器要求能够长期工作，工作环境恶劣。比较各种传动方案，选择结构、经济、性能都较符合的二级圆柱齿轮减速器。由P109的表13－2得，圆柱齿轮传动常用值为3～5，最大值为8。

2.个人希望该减速器设计可以锻炼自己探索和解决问题的能力，故选用展开式二级圆柱齿轮减速器加一副开式齿轮。

3.该减速器特点：结构简单，应用广泛，虽然由于齿轮相对与轴承为不对称布置而导致沿齿向载荷不均匀，但是可以设计刚度较大的轴来弥补。4.总体传动方案附图如下：

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三、电动机的选择

根据设计指导书推荐，一般交流电动机，采用Y系列三相异步电动机。其用于运输机，结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便。

根据已知条件Pw=2.0kW，由《设计手册》查得传动传动装置中各零件（初步确定）的效率，总效率按下式计算

η=η1η2η3 ηn

其中η为各效率概略值的总作用，关于各效率概略值取值说明如下表：

符号效率概略值个/对数取该值的原因

这类联轴器因装有弹性元件，不仅可以补偿

弹性联轴器

η1

0．992两袖间的相对位移，而且具有缓冲减振的能

力，比较具有代表性。

8级精度齿

η2

0．973

一般机械厂生产，精度不太高，8级精度齿

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轮传动副滚子轴承

轮能较好跑和，能满足一定的精度要求。

η3

滚动轴承：摩擦阻力小、启动灵敏、效率高、

0．98

4

润滑简便易于互换。

3

η=η12×η2×η34=0.992×0.973×0.984=0.8251

所以Pd=

Pw2.0kW

==2.4239kWη0.8251

由Ped≥Pd，选电动机的额定功率为Ped=3.0kW螺旋筒轴上的转速为nw=35r/min

已知一副圆柱直齿轮传动比范围为3～5，二级圆柱齿轮传动比范围为9～25，三级圆柱齿轮传动比范围为27～125，可得电动机转速范围为n=945～4375r/min

因此，选同步转速为1500r/min的电动机，根据额定功率为Ped=3.01kW和同步转速为1500r/min查P167的表12-1，选择Y100L2-4型电动机，其主要性能如下：

满载时

额定功率

型号

满载转速

电流A380V0.74

功率因数

启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩

Ped/kW

3.0

nm(r/min)

1430

φ

6

2.2

2.3

Y100L2-4

四、各级传动比分配

由电动机选择的相关计算中我们已知该减速器的要求传动比为

i=

nm1430==40.8571≥8，应用二级减速器，假设符合。nw35

展开式二级圆柱齿轮减速器和一副开式齿轮，要求两级传动比近似关系为i1=(1.3～1.5)i2，i3为开式齿轮传动比，取其传动比为4，于是该减速器分配传

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动比

i2=

40.8571

=2.70

1.4×4

i1=1.4i2=3.78i3=4

五、传动装置运动和动力参数的计算

已知各级传动副传动比，电动机输出功率Pd=2.4239kW和转速

nm=1430r/min，计算得电动机输出转矩

Td=9550

§

轴Ⅰ

电动机输出轴与1号轴之间存在一个联轴器效率、一个轴承效率。故取

Pd2.4239=9550×=16.1876N mnm1430

η1=η联轴器×η轴承=0.99×0.98=0.97n1=nm=1430r/min

P1=Pd η1=2.4239×0.97=2.3512kWT1=Td η1=16.1876×0.97=15.7020N m

§轴Ⅱ

轴Ⅰ和轴Ⅱ之间存在一个轴承效率、一个齿轮传动副效率。故取

η2=η齿轮×η轴承=0.97×0.98=0.95

n2=

n11430==378.31r/mini13.78

P2=P1 η2=2.3512×0.95=2.2336kW

T2=T1 i1 η2=15.7020×3.78×0.95=56.3859N m

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§轴Ⅲ

轴Ⅱ和轴Ⅲ之间存在一个齿轮传动副效率、一个轴承效率。故取

η3=η齿轮×η轴承=0.97×0.98=0.95n3=

n2378.31==140.11r/mini22.70

P3=P2 η3=2.2336×0.95=2.2192kW

T3=T2 i2 η3=56.3859×2.70×0.95=144.6298N m

§轴Ⅳ

轴Ⅲ和轴Ⅳ之间存在一个联轴器效率、一个齿轮传动副效率、一个轴承效率。

故取

η4=η齿轮×η轴承×η联轴器=0.97×0.98×0.99=0.94n4=

n3140.11==35.03r/mini34

P4=P3 η4=2.2192×0.94=2.0860kW

T4=T3 i3 η4=144.6298×4×0.93=543.8080N m

综上，各轴运动和动力参数整理如下表。

轴Ⅰ

转速r/min输入功率kW输入转矩N·m

14302.351215.7020

轴Ⅱ378.312.233656.3859

轴Ⅲ140.112.2192144.6298

轴Ⅳ35.032.0860543.8080

六、齿轮的设计和校核

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§材料选择：

1.小齿轮材料选择40MnB调质处理，齿面硬度241～286HBS。接触疲劳极

限σHlim=680～760MPa，取中值720MPa。弯曲疲劳极限σFE=580～610MPa，取中值600MPa

2.大齿轮材料选用ZG35SiMn调质处理，齿面硬度241～269HBS。接触疲劳极限σHlim=590～740MPa，取中值665MPa。弯曲疲劳极限σFE=500～520MPa，取510MPa

3.补充说明：如此大小齿轮材料的选择满足软齿面齿轮硬度差为30～50MPa的要求。该设计中的高速级齿轮对和低速级齿轮对都服从该材料选择。为便于下一步的计算，先将齿轮许用应力值整理如下（根据课本P171表11－5，工业用齿轮，取一般可靠度，最小安全系数SHmin=1.0，SFmin=1.25）：

[σH1]=σHlim1=720=720MPa

SH

1.0

[σH2]=σHlim2

SHSF

=

665

=665MPa1.0

[σF1]=σFE1=595=476MPa

1.25

[σF2]=σFE2

SF

§

=

510

=408MPa1.25

齿轮直径估计及相关参数的确定

由书P171，根据齿面接触强度，齿轮估算公式

d1≥2 K T1u±1ZE ZH2

()mmφdu[σH]

电动机载荷均匀，直齿、高速、精度一般，查书P169表11-3，取载荷系数

K=1.2

两齿轮均取锻钢，查书P171表11-4，取弹性系数ZE=189.8标准齿轮，取ZH=2.5

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齿轮相对于轴承非对称分布(软齿面)，查书P175表11-6，取齿宽系数

φd=0.7

1.第一级齿轮副

代入各系数及T1=1.5702×104N mm，得高速级小齿轮直径范围

d1≥2×1.2×1.5702×1043.78+1189.8×2.52

(mm=30.92mm

0.73.78720

暂取d1=100mm，令Z1=30，则Z2=30×3.78=113.4≈113，实际

i1=

113

3％)，满足设计指导书提出的要求，故可采用=3.77，误差0.26％∈( 3％，

30

模数m=

d1100==3.33，查书P57表4-1，取m=3.50(虽然3.33更接近标准Z130

3.25，但是3.50更加常见，抗弯性能也更强)，则小齿轮实际直径

d1=m Z1=105mm，大齿轮实际直径d2=m Z2=3.50×113=395.5mm，实际中

心距a=

d1+d2

=250.25≈250mm2

高速级齿宽b= d d1=0.7×105=73.5mm，圆整厚大齿轮齿宽b2=75mm，小齿轮齿宽b1=b2+(5~10）mm，取b1=80mm

高速级齿轮圆周速度v=

π d1 n1π×105×1430

==7.8618m/s

60×100060×1000

查表10-4，得6m/s≤v≤10m/s时，取8级精度符合要求。

2.第二级齿轮副

代入各系数及T2=5.6386×104N mm，得第二级小齿轮直径范围

d≥'

1

2×1.2×5.6386×1042.70+1189.8×2.52

()mm=48.64mm

0.72.70720

暂取d1'=120mm，令Z1'=30，则Z2'=30×2.70=81，为整数，不必进行误差

d1'120

检验。模数m='==4，为标准尺寸。则小齿轮实际直径d1'=m Z1'=120mm，

Z130

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d1'+d2'

大齿轮实际直径d=m Z2=344mm，实际中心距a==232mm，整数符

2

'2

合要求。

第二级齿宽b= d d1'=0.7×120=84mm，圆整厚大齿轮齿宽b2=85mm，小齿轮齿宽b1=b2+(5~10）mm，取b1=90mm

π d1' n2π×120×378.31

第二级齿轮圆周速度v===2.3770m/s

60×100060×1000

查表10-4，得6m/s≤v≤10m/s时，取8级精度符合要求。

√轮齿弯曲强度校核1.第一级齿轮副由校核公式σF=

2 K T1 YFa YSaYFa2×YSa2

，，对轮齿弯曲≤[σ]σ=σ×FF2F12

b m Z1YFa1×YSa2

强度进行校核。

由书P173图11-8和P174图11-9得

Z1=30时，齿形系数YFa1=2.6，齿根修正系数YSa1=1.625Z2=113时，齿形系数YFa2=2.2，齿根修正系数YSa2=1.825

代入数据，对高速级小齿轮校核得

σF1

2×1.2×1.5702×104×2.6×1.625

==58.9452MPa<476MPa

73.5×3.502×30

对高速级大齿轮校核得

σF2=58.9452×

2.2×1.825

=56.0154MPa<408MPa

2.6×1.625

由书P173图11-8和P174图11-9得

Z1'=30时，齿形系数YFa1=2.6，齿根修正系数YSa1=1.625Z2'=81时，齿形系数YFa2=2.25，齿根修正系数YSa2=1.77

代入数据，对高速级小齿轮校核得

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σ

'F1

2×1.2×5.6386×104×2.6×1.625==5.4021MPa<476MPa2

84×4×30

对高速级大齿轮校核得

'σF2=5.4021×

2.25×1.77

=5.0921MPa<408MPa

2.6×1.625

七、轴的设计和校核

§轴Ⅰ

※尺寸设计

材料选用40Cr。查书P245表14-2取[τ]=45MPa，C=100。

由扭转强度初估轴径，d≥CP12.3521=100×=11.80mm，故轴Ⅰ最小直径必n11430

须大于11.80mm。根据使用需要，将轴Ⅰ分为7段

直径

轴段

d/mm1

40

长度

用途

s/mm

由联轴器连接，与电

120

动机输入轴配合

查P94表8-2选凸缘联轴器

取值过程

234567

445052575450

5435786015035

安装轴承端盖安装轴承安装小齿轮轴肩为定位可靠

轴肩安装轴承

d2=[(0.07~0.1)+1]×d1课程设计指导

6210型深沟球轴承，内径50mm

d4=d3+(1~2)mm课程设计指导d5=[(0.07~0.1)+1]×d4课程设计指导

满足固定的尺寸要求6210型深沟球轴承，内径50mm

√强度校核

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根据设计指导书提供的受力点，得轴Ⅰ的支点上受力点间的跨距

L1=56.5mm，L2=266.5mm

1.综上所述，轴Ⅰ受力图如下：2.计算支座反力

圆周力径向力

2T12×1.5701×104

Ft===299.09N

d1105

Fr=Ft tan20°=299.09×0.3640=108..87N

2.1在水平截面上，圆周力作用使产生支座反力

右边支座左边支座剖面左侧剖面右侧

F1H=

Ft l2299.09×266.5

==246.77Nl1+l2266.5+56.5

F2H=Ft F1H=299.09 246.77=52.32NMH=F1H l1=246.77×56.5=13942.51N mm

'

MH=F2H l2=52.32×266.52=13943.28N mm

2.2在垂直截面上，径向力作用产生支座反力

右边支座左边支座剖面左侧剖面右侧2.3合成弯矩

剖面左侧剖面右侧

F1V=

Fr l2108.87×266.5

==89.83Nl1+l256.5+266.5

F2V=Fr F1V=108.87 89.83=19.04NMV=F1V l1=89.83×56.5=5075.40N mm

'

MV=F2V l2=19.04×266.5=5074.16N mm

M=MH+MV=14837.56N mm

''M'=MH+MV=14837.86N mm

2

2

22

2.4求危险截面当量弯矩

2

图示中标出的剖面即为危险截面，其当量弯矩为Me=Ma+(α T)

2

轴的扭切应力是脉动循环变应力，取α=0.6

代入数据得Me=.712+(0.6×1.5702×104)2=17576.02N mm

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2.5轴径校核

查书P246表14－3得[σ 1b]=70MPa

由弯扭合成校核公式得d=52mm≥13.59mm=所以危险截面取轴径恰当

Me

mm

0.1[σ 1b]

§轴Ⅱ

※尺寸设计

材料选用40Cr；查书P245表14-2取[τ]=45MPa，C=100由扭转强度初估轴径，d≥CP22.2336=100×=18.07mm，故轴Ⅱ最小直n2378.31

径必须大于18.07mm。根据使用需要，将轴Ⅱ分为6段

直径

轴段

d/mm123456

505257545250

长度

用途

s/mm377360638837

安装轴承安装大齿轮此段轴环为定位可靠此段同为定位作用

安装小齿轮安装轴承

6210型深沟球轴承，内径50mm

取该值原因说明

d2=d1+(1~2)mm课程设计指导d3=[(0.07~0.1)+1]×d2课程设计指导

满足固定的尺寸要求

d5=d6+(1~2)mm课程设计指导

6210型深沟球轴承，内径50mm

√强度校核

根据设计指导书提供的受力点，得轴Ⅱ的支点上受力点间的跨距L1=55mm，

L2=203.5mm，L=62.5mm

3

1.综上所述，轴Ⅱ受力图如下：

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2.计算支座反力

圆周力

2T22×5.6386×104

Ft1='==348.06N大齿轮处

d13242T22×5.6386×104

Ft2='==939.77N小齿轮处

d1120

径向力

Fr1=Ft1 tan20°=348.06×0.3640=126.69N大齿轮处Fr2=Ft2 tan20°=939.77×0.3640=342.08N小齿轮处

2.1在水平截面上，圆周力作用使产生支座反力

右边支座

F1H=

Ft1 (l2+l3) Ft2 l3348.06×266 939.77×62.5

==105.45N

l1+l2+l3321

左边支座

F2H=

Ft2 (l1+l2) Ft1 l1939.77×258.5 348.06×55

==697.16N

l1+l2+l3321

MH=F1H l1=105.45×55=5799.75N mm

'MH=F2H l3=697.16×62.5=43572.5N mm

剖面左侧剖面右侧

2.2在垂直截面上，径向力作用产生支座反力

右边支座

F1V=

Fr1 (l2+l3)+Fr2 l3126.69×266+342.08×62.5

==171.59N

l1+l2+l3321

左边支座

F2V=

Fr2 (l1+l2)+Fr1 l1342.08×258.5+126.69×55

==297.18N

l1+l2+l3321

MV=F1V l1=171.59×55=9437.45N mm

'MV=F2V l3=297.18×62.5=18573.75N mm选此较大者

剖面左侧剖面右侧2.3合成弯矩

剖面右侧

''M'=MH+MV=47366.09N mm

22

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2.4求危险截面当量弯矩

2

图示中标出的剖面即为危险截面，其当量弯矩为Me=Ma+(α T)

2

轴的扭切应力是脉动循环变应力，取α=0.6

代入数据得Me=47366.092+(0.6×5.6386×104)2=58207.59N mm2.5轴径校核

查书P246表14－3得[σ 1b]=70MPa

由弯扭合成校核公式得d=52mm≥20.26mm=所以危险截面取轴径恰当

Me

0.1[σ 1b]

§轴Ⅲ

※尺寸设计

材料选用40Cr；查书P245表14-2取[τ]=45MPa，C=100

由扭转强度初估轴径，d≥CP32.2192=100×=25.11mm，故轴Ⅲ最小直径必n3140.11

须大于25.11mm。根据使用需要，将轴Ⅲ分为5段

直径

轴段

d/mm12345

5054575250

长度

用途

s/mm42711208342

安装轴承轴肩轴肩定位可靠安装小齿轮安装轴承

6210型深沟球轴承，内径50mm

满足固定的尺寸要求。取该值原因说明

d3=[(0.07~0.1)+1]×d4课程设计指导d4=d5+(1~2)mm课程设计指导

6210型深沟球轴承，内径50mm

√强度校核

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根据设计指导书提供的受力点，得轴Ⅲ的支点上受力点间的跨距

L1=232.5mm，L2=62.5mm

1.综上所述，轴Ⅲ受力图如下：2.计算支座反力

圆周力径向力

2T32×14.4630×104

Ft='==892.78N

d2324

Fr=Ft tan20°=892.78×0.3640=324.97N

2.1在水平截面上，圆周力作用使产生支座反力

右边支座左边支座剖面左侧剖面右侧

F1H=

Ft l2892.78×62.5

==176.58Nl1+l2316

F2H=Ft F1H=892.78 176.58=716.20NMH=F1H l1=176.58×253.5=44763.03N mm

'

MH=F2H l2=716.20×62.5=44762.50N mm

2.2在垂直截面上，径向力作用产生支座反力

右边支座左边支座剖面左侧剖面右侧2.3合成弯矩

剖面左侧剖面右侧

F1V=

Fr l2324.97×62.5

==64.27Nl1+l2316

F2V=Fr F1V=324.97 64.27=260.70NMV=F1V l1=64.27×253.5=16292.45N mm

'

MV=F2V l2=260.70×62.5=16293.75N mm

M=MH+MV=47635.84N mm

''M'=MH+MV=47635.78N mm

2

2

22

2.4求危险截面当量弯矩

2

图示中标出的剖面即为危险截面，其当量弯矩为Me=Ma+(α T)

2

轴的扭切应力是脉动循环变应力，取α=0.6

代入数据得Me=47635.842+(0.6×14.4630×104)2=98992.90N mm

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2.5轴径校核

查书P246表14－3得[σ 1b]=70MPa

由弯扭合成校核公式得d=52mm≥24.18mm=所以危险截面取轴径恰当

Me

0.1[σ 1b]

八、轴承的选择和校核

※初步选取

以根据轴径选择的滚动轴承此方案选用直齿轮，无轴向力，故选用深沟球

轴承

各轴承参数

轴轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ

轴承型号621062106210

基本额定动载荷

35kN35kN35kN

转速n1430.00r/min378.31r/min140.11r/min

√强度校核

轴承无轴向载荷，校核径向载荷即可。(注：Fij表示第i根轴上的第j个轴

承)

查书P279表16-8，按设计要求，环境最高温度为35℃，取温度系数ft=1.0；查书P279表16-9，按设计要求，载荷平稳，取载荷系数fp=1.1(取中值)；按设计要求，三班工作制三年一大修，预期寿命为Lh=3×24×365=26280h；球轴承取ε=3

60nf60n由公式Cr= P (6 Lh)ε得P=t Cr (6 Lh)ε

ft10fp10

fp

11

1.轴Ⅰ

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1.060×14303

P1=×35×103×(×26280)=2426.45N6

1.110

1

F11=F1H2+F1V2=246.772+89.832=262.61NF12=F2H2+F2V2=52.322+19.042=55.68N

其中，较大者F11=262.61N<2426.45N，所以选用的轴承合适。

2.轴Ⅱ

1.060×378.313

P2=×35×103×(×26280)=3779.79N6

1.110

1

F21=F1H2+F1V2=.452+171.592=201.40NF22=F2H2+F2V2=697.162+297.182=757.86N

其中，较大者F22=757.86N<3779.79N，所以选用的轴承合适。

3.轴Ⅲ

1.060×140.113

P3=×35×10×(×26280)3=5263.32N6

1.110

1

F31=F1H2+F1V2=.582+64.272=187.91NF32=F2H2+F2V2=716.202+260.702=762.17N

其中，较大者F32=762.17N<5263.32N，所以选用的轴承合适。

九、键的设计和校核

材料选用铸铁，价格低廉，方便加工；取[σp]=50~60MPa，极限值过高会使成本增加造成浪费。

§轴Ⅰ

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输入端※

尺寸设计

已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为T=15.7020N m，轴径为查d=40mm，此段轴长s=120mm。载荷较平稳，有轻微冲击，选用A型平键：书P156表10-9可得，选择尺寸b×h=12mm×8mm；按规定，键长

L=0.85×s=0.85×120=102mm，故l=L b=102 12=90mm。

√强度校核

4T4×1.5702×104

σp===2.1808MPa<50MPa=[σp]，强度符合要求。

d h l40×8×90

输出端※

尺寸设计

已知轴与小齿轮采用键联接，传递的转矩为T=15.7020N m，轴径为

d=52mm，此段轴长s=78mm。载荷较平稳，有轻微冲击，选用A型平键：查

书P156表10-9可得，选择尺寸b×h=16mm×10mm；按规定，键长

L=0.85×s=0.85×78=66.3≈66mm，故l=L b=66 16=50mm

√强度校核

4T4×1.5702×104

σp===2.4157MPa<50MPa=[σp]，强度符合要求

d h l52×10×50

§轴Ⅱ

输入端※

尺寸设计

已知轴与大齿轮采用键联接，传递的转矩为T=56.3859N m，轴径为

d=52mm，此段轴长s=73mm。载荷较平稳，有轻微冲击，选用A型平键：查

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书P156表10-9可得，选择尺寸b×h=16mm×10mm；按规定，键长

L=0.85×s=0.85×73=62.05≈62mm，故l=L b=62 16=46mm

√强度校核

4T4×5.6386×104

σp===9.4291MPa<50MPa=[σp]，强度符合要求

d h l52×10×46

输出端※

尺寸设计

已知轴与小齿轮采用键联接，传递的转矩为T=56.3859N m，轴径为

d=52mm，此段轴长s=88mm。载荷较平稳，有轻微冲击，选用A型平键：查

书P156表10-9可得，选择尺寸b×h=16mm×10mm；按规定，键长

L=0.85×s=0.85×88=74.8≈75mm，故l=L b=75 16=59mm

√强度校核

4T4×5.6386×104

σp===7.3515MPa<50MPa=[σp]，强度符合要求

d h l52×10×59

§轴Ⅲ

输入端※

尺寸设计

已知轴与大齿轮采用键联接，传递的转矩为T=144.6298N m，轴径为

d=52mm，此段轴长s=83mm。载荷较平稳，有轻微冲击，选用A型平键：查

书P156表10-9可得，选择尺寸b×h=16mm×10mm；按规定，键长

L=0.85×s=0.85×83=70.55≈71mm，故l=L b=71 16=55mm

√强度校核

4T4×144.6298×104

σp===20.2280MPa<50MPa=[σp]，强度符合要

d h l52×10×55

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求

十、联轴器的选择和校核※

初次选取

根据轴径选择联轴器：

为减轻减速器输入/输出端的冲击和振动，选择凸缘联轴器更常见：

轴

位置轴Ⅰ

转速n/(r/min)

1430

转矩T(N﹒m)15.7020

轴径d(mm)

40

型号钢GYH6

联轴器

公称转矩Tm(N﹒m)

900

许用转矩[n](r/min)

6800

√强度校核

已知联轴器用在减速器的输入端，轴Ⅰ转速n1=1430r/min，传递的转矩为

T1=15.7020N m，轴径d=40mm，查书P291表17-1，输送机转矩变化较小，

取工作情况系数KA=1.5，则TC=T1×KA=15.7020×1.5=23.55N m<900N m，故符合强度要求

十一、减速器的附件

减速器的附件包括通气器(在室内使用)、油面指示器、起吊装置、放油螺塞和箱体。

减速箱体的附件说明

机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也

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可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的

十二、润滑和密封

1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，速度较慢0.6m/s，油高度取为60mm。2.滑动轴承的润滑

由于大齿轮周向速度大于5m/s，可直接采用飞溅润滑。3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。4.密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十三、设计小结

设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际生产的，所以任何一个环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又重温了一遍学过的机械类课程的知识。经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机械设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械设计提供一定的基础。

十四、参考文献

机械设计基础螺旋输送式减速器 上海交大

[1].吴宗泽，罗国圣社

2006

机械设计课程设计手册(第三版)北京高等教育出版

[2].杨可桢，程光蕴，李仲生社

2006

机械设计基础(第五版)北京高等教育出版

[3].吴鹿鸣机械设计CAI系列软件高等教育出版社

十五、备注(本设计的引用及相关表达)

“P151表10-14”为《机械设计课程设计手册》的第151页，表10-14“书P166表11-1”为《机械设计基础》的第166页，表11-1“设计指导”为《机械设计CAI系列软件》所提供的资料因公式比较多，为方便阅读，计算过程尽量少用句点

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/xax1.html