圆锥-圆柱齿轮减速器设计 机械设计课程设计 机制论文.doc

机械设计课程设计 说明书 设计课题： 圆锥-圆柱齿轮减速器设计 专业班级： 2010级机制本班 学生姓名： 张洪孝 指导教师： 宋志强 设计时间： 2012年12月 工程技术学院 呼伦贝尔学院工程技术学院呼伦贝尔学院工程技术学院圆锥-圆柱齿轮减速器设计 课程设计任务书姓 名：张洪孝专 业：机械设计制造及其自动化班 级：10机制本班指导教师：宋志强职 称：课程设计题目：带式输送机传动装置（展开式圆锥圆柱齿轮减速器）已知技术参数和设计要求：输送带的拉力f(kn)：4kn；滚筒直径d（mm）：360mm；带速v（m/s）：0.96m/s；该装置连续单向传送，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度，输送带速度允许误差5%。两班制，工作寿命8年（设每年工作300天），四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。所需仪器设备：支持autocad的计算机成果验收形式：课程设计答辩参考文献: 【1】濮良贵.纪名刚.机械设计(第八版)m.北京：高等教育出版社，2006【2】吴宗泽.罗圣国 机械设计课程设计手册（第三版）. 北京：高等教育出版社，2006【3】骆素君,朱诗顺.机械课程设计简明手册.北京：化学工业出版社，2006【4】王连明.机械设计课程设计（第4版）.哈尔滨：哈尔滨出版社，2010.时间安排第一阶段，设计准备，确定总体设计方案；总体计算，选择电动机；第二阶段，计算传动装置的运动和动力参数；第三阶段，轴与轴系零件的设计，轴承、联轴器、键的选取，润滑、密封和连接件的选择；第四阶段，轴、轴承、联轴器、键的校核计算；第五阶段，箱体结构及附件的设计；第六阶段，零件图、装配图的绘制；第七阶段，编写设计说明书。指导教师：宋志强 教研室主任： 2012年12 月 22 日工程技术学院 二级锥齿减速器 课程设计成绩评定表专业： 机制 班级： 10机制本班 学号： 2010171323 姓名：张洪孝 课题名称二级展开式圆锥-圆柱齿轮减速器 设计任务与要求设计任务：1.减速器装配图一张； 2.零件工作图2张( 齿轮和轴,同组的同学不能画相同的零件)； 3.设计计算说明书一份 4. 机械设计课程设计结束时进行课程设计总结和答辩。设计要求：1、综合运用先修课理论，培养分析和解决工程实际问题的能力。 2、学习简单机械传动装置的设计原理和过程。 3、进行机械设计基本技能训练。（计算、绘图、使用技术资料）。指导教师评语 建议成绩： 指导教师：课程小组评定评定成绩： 课程负责人： 年 月 日 目 录一、设计任务书.(3)二、动力机的选择.(4)三、计算传动装置的运动和动力参数.(5)四、传动件设计计算（齿轮）(6)五、轴的设计. . . . . . .(12)六、滚动轴承的计算.(20)七、连结的选择和计算.(21)八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.(22)九、箱体及其附件的结构设计.(22)十、设计总结.(23)十一、参考资料.(23)计算及说明结果 一、课程设计任务书一、设计题目：设计圆锥圆柱齿轮减速器 设计运输设备。该传送设备的传动系统由电动机减速器运输带组成。输送带的拉力f(kn)：4kn；滚筒直径d（mm）：360mm；带速v（m/s）：0.95m/s；该装置连续单向传送，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度，输送带速度允许误差5%。两班制，工作寿命8年（设每年工作300天），四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。（图1）二、原始数据：传送带拉力f(kn)传送带速度v(m/s)鼓轮直径d（mm）使用年限（年）40.953608三、设计内容和要求：1.编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面：（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；（3）传动零件的设计计算；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）装配图和零件图的设计；（9）校核；（10）轴承寿命校核；（11）设计小结；（12）参考文献；（13）致谢。2.要求每个学生完成以下工作：（1）减速器装配图一张（0号或一号图纸）（2）零件工作图两张（输出轴及该轴上的大齿轮），图号自定，比例11。（3）设计计算说明书一份。四、传动方案的拟定运动简图如下：（图2）由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为运输设备。减速器为展开式圆锥圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用角接触轴承。联轴器选用凸缘联轴器。二、动力机的选择（1）选择电动机类型按工作要求用y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380v。（2）选择电动机容量电动机所需工作功率，按参考文献1的（2-1）为由式（2-1）得 传动装置的总效率 查教材，确定各部分效率为：联轴器效率，滚动轴承传动效率（四对）， ，。代入得 则所需电动机功率为因载荷平稳，电机额定功率略大于即可，由指导书上第15章所示的y系列三相异步电动机技术数据，选电动机的额定功率为5.5kw,（3）确定电动机转速 由设计手册表13-2可知，error! no bookmark name given.总传动比合理范围为，故电动机转速的可选范围为由推荐选择同步转速为1500。由指导书表15.1查得电动机数据列于表1中表1 电动机参数型号额定功率/kw满载转速r/min轴径dmm中心高度hmmy132s-65.5144038132 三计算传动装置的运动和动力参数（一）传动装置的总传动比及其分配 计算总传动比： 根据电动机满载转速及工作机转速，可得传动装置所要求的总传动比为 首先，取v带的传动比为4；再合理分配各级传动比：对于圆锥-圆柱齿轮减速器，取锥齿轮传动的传动比则圆柱齿轮传动比（2） 各轴转速 、输入功率 、输入转矩(1)各轴输入功率 (2)各轴转速(3)各轴输入转距表2 运动和动力参数 参数轴号功率kw转速r/min转矩传动比i效率o轴5.514403316040.96高速轴 4.83601273301.7850.94中速轴 4.4720168211600 40.96低速轴 4.1650.4278800010.98工作机 轴4.1650.42764520四普通v带的设计计算已知条件：电动机与减速器间用普通v带传动，已知y系列三相异步电动机，v带传动轴所需满足的传动条件： ；从动轴转速：360r/min；装置工作时较平稳，每天两班制工作，下面进行设计：1、确定计算功率 查教材表8-7查得，故 kw2、选择v带型号 根据和转速1440，查文献【1】图8-11，选取a型三角带3、初选带轮的基准直径，并验算带速v由表8-6和表8-8取小带轮的基准直径=90mm，验算带速 v=6.78m/s因为5m/s v 30m/s，故带速合适。4、计算大带轮直径并根据教材表8-6和表8-8加以圆整 =360mm根据表8-8，取=355mm5、初选v带的中心距和基准长度 因为0.7（+） 11、计算压轴力 压轴力的最小值 =五齿轮零件的设计计算(一)直齿圆锥齿轮传动设计设计参数： 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)圆锥-圆柱齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用8级精度（gb10095-88） (2)材料选择 由机械设计（第八版）表10-1大小齿轮材料均为45号钢（调质），小齿轮硬度为250hbs，大齿轮硬度为220hbs，二者材料硬度相差30hbs。(3)选小齿轮齿数24,则大齿轮 古取2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： (1)确定公式内的各计算值1)试选载荷系数=1.32)小齿轮传递的转矩=1273303)取齿宽系数0.33查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳极限4)查表10-6选取弹性影响系数5)由教材公式10-13计算应力值环数 6) 查教材10-19图得： 7）齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数s=1,应用公式（10-12）得:=(2)设计计算1） 试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得 2） 计算圆周速度v 3） 计算载荷系数 系数，根据，8级精度查图表（图10-8）得动载系数查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得;载荷系数4） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 5）计算模数 查文献【3】表6-29，取6）计算齿轮相关参数 圆整取 3、校核齿根弯曲疲劳强度(1)确定弯曲强度载荷系数 (2)计算当量齿数。 (3)查取齿形系数查教材图表（表10-5），(4)查取应力校正系数查教材图表（表10-5），(5) 查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限,大齿轮弯曲疲劳强度极限(6)查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数 (7)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数，由式得 = =(8)校核弯曲强度条件公式 由上可知满足弯曲强度，故所选参数合适。(二)圆柱斜齿轮的设计计算设计参数：1 选定齿轮的精度等级、材料及齿数（1）圆锥-圆柱齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用8级精度（gb10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1大小齿轮材料均为30crmnsi（调质），小齿轮硬度为1100hbs，大齿轮硬度为1100hbs，二者材料硬度相差10hbs。选小齿轮齿数,则大齿轮齿数（3）选取螺旋角。初选螺旋角。2. 按按齿面接触强度设计按书上式（10-21）计算，即（1） 确定公式内的各计算数值1）查文献【3】试选2）由教材图10-30选取区域系数3）由教材表10-7选取齿宽系数4）由教材图10-26查得5）小齿轮转距6）查表10-6选取材料弹性影响系数 7）查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳极限8）由教材式（10-13）计算应力循环次数 9）由图10-19查得接触疲劳寿命系数；10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由教材式（10-12）得（2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数 4）计算纵向重合度5）计算载荷系数已知载荷平稳，由教材表10-2选取使用系数取根据，8级精度，由教材图10-8查得动载系数；由表10-4查得的计算公式和直齿轮的相同故；由教材图10-13查得由表10-3查得。故载荷系数 6） 计算接触疲劳强度 满足接触疲劳强度。3、校核齿根弯曲疲劳强度（1）确定弯曲强度载荷系数 （2）根据纵向重合度从图查得螺旋角影响系数（3）计算当量齿数。 （4）查取齿形系数查教材图表（表10-5），（5）查取应力校正系数查教材图表（表10-5），（6）查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限,大齿轮弯曲疲劳强度极限（7）查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数 （8）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数，由式得 = =（9）计算大.小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值大（2）设计计算取取分度圆直径50.41取 4.几何尺寸计算（1）计算中心距 取a=129(2)按整数后中心距修正螺旋角 固因改变不多.不用改变（3）计算大小齿轮分度圆直经 （4）计算齿轮宽度 取整六 、轴的设计计算（一）高速轴的设计已知参数：1求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为2.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得图1 高速3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图1。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位要求，轴段右端需制出一轴肩，由教材图8-14得：大带轮与轴配合的毂孔长度，-段长度应比毂孔长度略短一些，现取。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7207ac，查得其尺寸为故,。,。3）这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由文献【3】表7-2查得定位轴肩高度：a=(0,07-0.1)d轴环宽度：b=1.4a7207ac型轴承的定位轴肩高度，因此取。4）取安装齿轮处的轴段 的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取。5）由文献【2】表11-10：轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与大带轮右端面间的距离取，。6)由文献【3】表7-3及文献【1】：锥齿轮轮毂宽度为35mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取，（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由教材表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，大带轮处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按适当选取。4、求轴上的载荷（已知 ） 图2高速轴的载荷分析从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的，的值列于下表（参看图2）。表3载荷水平面h垂直面v支反力fn弯距m总弯距扭距t5、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据教材式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材表15-1得。因此，故安全。（二）中速轴的设计已知参数：1 求作用在齿轮上的力大锥齿轮上受的力因已知中速轴小斜齿轮的分度圆直径为 图3 中速轴结构图2初步确定轴的最小直径 先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据教材表15-3，取，于是得3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图3。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据轴的最小直径，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级7208ac，其尺寸为的。故。2）取安装大锥齿轮处的轴段-的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。参考文献【1】图10-39：知齿轮轮毂的宽度为42mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度,故取，则轴直径。3) 取安装大齿轮处的轴段-的直径，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为45，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取，与小齿轮右端定位高度一样。4）取小齿轮距箱体内壁之距离，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为，齿轮与齿轮之间的距离为，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是s,取.已知滚动轴承宽度。挡油环宽度为10mm；则 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位锥齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按由教材表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为28mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理，由教材表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为26mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考教材表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径在选取4求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图3）做出轴的计算简图（图4），在确定轴承的支点位置时，根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图6）。从轴的结构图以及弯距图和扭距图中可以看出截面b和c是轴的危险截面。现将计算出的截面b和c处的的值列于下表（参看图6）。 表4载荷水平面h垂直面v支反力f弯距m 总弯距 扭距t 图4 中速轴载荷分析5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据教材式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材表15-1得。因此，故安全。（三）.低速轴的设计已知参数：，1求作用在齿轮上的力受力分析和力的对称性可知 图5 低速轴结构图2初步确定轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据教材表15-3，取，于是得可见低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径（图4）。为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转距 ，查教材表14-1，考虑到转距变化很小，故取，则按照计算转距应小于联轴器公称转距条件，查指导书，选用gys7型凸缘联轴器，其公称转距为1600000n.mm。故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。3轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图5。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承主要受径向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承7212ac，其内径为60mm的,故；右端滚动轴承采用轴肩定位，故取。2）取安装齿轮处的轴段是直径，齿轮的左端用轴肩定位，故已知齿轮轮毂宽度为72mm，为了套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。3）参考文献【2】表11-10，螺钉直径选10mm，端盖大径取160，轴承端盖的总宽度为40mm，（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，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离,故取。4）取齿轮距箱体内壁之距离,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是s,取，挡油环取10mm.已知滚动轴承宽度，故 (3）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由教材表6-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，长为50mm；选择齿轮轮毂与轴配合为。同样，半联轴器与轴连接，选用平键截面。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考教材表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径在选取4求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图5）做出轴的载荷分析（图6），在确定轴承的支点位置时，根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图（图6）。可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的的值列于下表。表5载荷水平面h垂直面v支反力f，弯距m总弯距扭距t图6 低速轴的载荷分析5、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面c）的强度，根据教材式（15-5）及上表(5)中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教材表15-1得。因此，故安全。七.计算轴承寿命(一)高速轴上轴承的寿命校核已知参数，查教材可知角接触球轴承7207ac的基本额定动载荷c=29000n。1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2.求两轴承的计算轴向力对于7207ac，按教材中表13-7，轴承派生轴向力，因此可算得按教材中式（13-11）得3.求轴承当量载荷则对于轴承1 轴承2 按教材中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查教材表13-6，取，则 4.计算轴承寿命由教材式（13-4）知角接触轴承。因为，所以按轴承2的受力大小校核 (二)中速轴上轴承的寿命校核已知参数，查文献【2】表6-6：可知角接触球轴承7208ac的基本额定动载荷c=35200n。1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2.求两轴承的计算轴向力对于7208ac，按教材中表13-7，轴承派生轴向力，因此可算得 按教材中式（13-11）得 3.求轴承当量载荷则对于轴承3 轴承4 按教材中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查教材表13-6，取，则 4.计算轴承寿命由教材式（13-4）知滚子轴承。因为，所以按轴承4的受力大小校核(三)低速轴上轴承的寿命校核已知参数，查教材可知角接触球轴承7212ac的基本额定动载荷c=58200n。1.求两轴承受到的径向载荷和由图4及表5可知， 2.求两轴承的计算轴向力对于7212ac，按教材中表13-7，轴承派生轴向力，因此可算得 按教材中式（13-11）得 3.求轴承当量载荷则对于轴承5 轴承6 按教材中式（13-8a），当量动载荷。由于轴承有轻微冲击，查教材表13-6，取，则 4.计算轴承寿命由教材式（13-4）知角接触轴承。因为，所以按轴承6的受力大小校核 八.键的校核（一）高速轴上键的校核1）高速轴外伸端处键的校核已知轴与大带轮采用键联接，矩为，轴径为，宽度,高度，键长。联轴器、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由教材表6-2查得许用挤压应力,取其平均值，。键的工作长度,键与联轴器键槽的接触高度由教材式（6-1）可得 故挤压强度足够。2）高速轴小锥齿轮处键的校核已知轴与齿轮采用键联接，转矩为，轴径为，宽度,高度，键长。小锥齿轮、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由教材表6-2查得许用挤压应力,取其平均值，。键工作长度,键与联轴器键槽的接触高度由教材式（6-1）可得 故挤压强度足够。（二）中速轴上键的校核（1）中速轴上斜齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，转矩为，轴径为，宽度,高度,键长。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由教材表6-2查得许用挤压应力,取其平均值，。键的工作长度,键与齿轮键槽的接触高度.由教材式（6-1）可得故挤压强度足够。（2）中速轴上大锥齿轮处键的校核已知轴和齿轮采用键联接，传递的转矩为，轴径为，宽度,高度,键长。齿轮，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由教材表6-2查得许用挤压应力,取其平均值，。键的工作长度,键与齿轮键槽的接触高度.由教材式（6-1）可得 故挤压强度足够。（三）低速轴上键的校核（1)低速轴上斜齿轮处键的校核已知轴齿轮与采用键联接，转矩为，轴径为，宽度,高度，键长。齿轮、轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由教材表6-2查得许用挤压应力,取其平均值，。键的工作长度,键与联轴器键槽的接触高度.由教材式（6-1）可得故挤压强度足够。（2) 低速轴上伸出轴处键的校核已知轴和联轴器采用键联接，转矩为，轴径为，宽度,高度,键长。联轴器，轴和键的材料皆为45钢，有轻微冲击，由教材表6-2查得许用挤压应力,取其平均值，。键工作长度,键与齿轮键槽的接触高度.由教材式（6-1）可得9. 箱体及附件的选择一、箱体的结构设计箱体主要尺寸如下表（表）：表6名称符号尺寸机座壁厚10机盖壁厚10机座凸缘厚度b15机凸缘厚度15机座底凸缘厚度p25地脚螺钉直径地脚螺钉数目6轴承旁联接螺栓直径机盖、机座联接螺栓直径轴承端盖螺钉直径窥视盖螺钉直径定位销直径823、19、1721、16轴承旁凸台高度45箱外壁至轴承座端面距离42箱盖、箱座肋厚、9、9大齿轮顶圆与箱内壁间距离12二、 附件的选择1. 通气口 由于在室内使用，选用简易通气口，采用m16*1.52. 油表指示装置3. 起吊装置采用吊环螺钉，螺纹规格为m10，箱座采用吊钩八.十润滑与密封（一）润滑：齿轮采用浸油润滑，由教材表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（gb5903-1995），油量大约为3.5l。