[理学]一级圆柱齿轮减速器.doc

西安科技大学高新学院课程设计计算说明书学 院 XXXXX 课 程 机械设计 专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 1001班 姓 名 欧阳 学 号 1001140102 指导教师 刘卫旗 日 期 2013年01月06日 任务书姓名欧阳 学号1001140102 专业班级机械1001 设计参数：工作机输入功率PW=3.3KW，工作机输入转速n2=165r/min。完成时间： 2013年1 月4日内容及要求：机械设计课程设计通过传动方案的拟定，结构设计，设计计算，查阅有关标准和规范以及编写设计计算说明书，使学生掌握机械传动装置的设计步骤和方法的一般规律，提高设计技能。机械设计课程设计包括：（1）确定机械系统总体传动方案。 （2）选择电动机 。 （3）传动装置运动和动力参数的计算。 （4）传动件如齿轮带及带轮的设计。（5）铀的设计。 （6）轴承组合部件设计。 （7）键的选择和校核。（8）机架或箱体的设计。 （9）润滑设计。学生在规定的时间内应绘制装配工作图1张(A0或A1图纸)，组件或零件工作图23张，并编写设计计算说明书1份。指导教师：刘卫旗 2013 年 01 月 06 日课程设计说明书成绩：指导教师： 年 月 日计算项目及内容主要结果一、 课题题目及主要技术参数说明1.1课题题目单机圆柱齿轮减速器。1.2 主要技术参数说明 工作机输入功率PW=3.3KW，工作机输入转速n2=165r/min 1.3 传动系统工作条件使用期限十年，二班制（每年按照300天计算），载荷有轻微冲击，运输的物品是谷物，传动不可逆。1.4 传动系统方案的选择一级圆柱齿轮减速器简图二、 减速器结构选择及相关性能参数计算2.1 减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。PW=3.3KWn2=165r/min计算项目及内容主要结果2.2 电动机选择（一）电动机是已经系列化的产品，在机械设计基础课程设计中，要根据工作载荷大小及性质、转速高低、启动特性、过载情况、工作环境、安装要求及空间尺寸限制和经济性等要求，从产品目录中选择电动机的类型、结构型式、容量（功率）和转速，最后确定具体型号。（1） 选择电动机的类型和结构型式本课程设计选择使用Y系列三相异步电动机。在交流电动机中，三相异步电动机在工业中广泛应用。常用的Y系列三相异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。其结构简单、工作可靠、起动特性好、价格低廉、维护方便，适用于非易燃、非易爆、无腐蚀性和无特殊要求的机械上，如运输机等。(1)、选择电动机的容量电动机的容量（功率）选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期超载而过早损坏；容量选得过大，则电动机的价格高， 传动能力又不能充分利用，而且由于电动机经常在轻载下运转，其效率和功率因数较低从而造成能源的浪费。对于载荷比较稳定、长期运转的机械（例如运输机），通常按照电动机的额定功率选择，而不必校核电动机的发热和起动转矩。选择电动机容量时应保证电动机的额定功率等于或稍大于工作机所需的电动机功率，即工作机所需电动机功率为 KW计算项目及内容主要结果式中工作机所需功率，指输入输送器轴的功率，KW ； 由电动机至工作机的总效率。传动装置的总效率应为组成传动装置的各个运动副效率的乘积，即 式中 分别为每一运动副、每对轴承、每个联轴器及传动滚筒的效率。各种传动机构、轴承、联轴器和滚筒的效率概略值见表2-2。计算总效率时应注意以下几点： 资料中查出的效率值为一范围时，按具体情况取值，一般可取中间值。 轴承效率是指一对轴承的效率。 当动力经过每一个运动副时，都会产生功率损耗，故计算效率时应逐一计入。（二）工作机的功率Pw =3.3kw（三）总效率查资料【1】可知弹性柱销联轴器的效率 ，7级精度的圆柱齿轮的啮合效率 ，因为轴同时承受轴向力，径向力和周向力，转速不高，因此全部采用深沟球轴承，取一对深沟球轴承的效率，所以电动机的总效率为： = =0.9920.980.960.990.990.99=0.895（四）所需电动机功率由圆柱齿轮传动比8 ， ，n2=165r/min可得：总效率：计算项目及内容主要结果 查资料【1】表6-164可知电动机选用Y132M1-6， Ped=4kw , n满 = 960 r/min2.3 传动比分配滚筒的转速nW=n2=165r/min所以 i=5.818注意：以上传动比的分配只是初步的。传动装置的实际传动比必须在各级传动零件的参数，如带轮直径、齿轮齿数确定后才能计算出来，故应在各级传动零件的参数确定后计算实际总传动比。一般允许总传动比的实际值与设计要求的规定值有的误差。取 Z1=20 取 Z2=117 2.4 动力运动参数计算（一）转速nPed=4kw ,n满 = 960 r/min传动比：转速：计算项目及内容主要结果（二）功率P（三）转矩T三、 齿轮的设计计算3.1 齿轮材料和热处理的选择输送机为一般工作机，速度不高，因此选用7级精度小齿轮选用45号钢，调质处理，HBS240大齿轮选用45号钢，正火处理，HBS2003.2 齿轮几何尺寸的设计计算两齿轮均选用软齿面，闭式软齿面（齿面强度350HBS）主要失效形式是齿面点蚀，其次是齿根弯曲折断，因此设计准则为：按齿面接触疲劳强度进行设计，按齿根弯曲疲劳强度进行校核。3.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 （一）齿轮的转矩T1 （二）选定载荷系数K功率：转矩：计算项目及内容主要结果原动机为电动机，低速运转，因此初选载荷系数K1=1.22.0，选定K1=1.5（三）计算齿数比（四）确定齿宽系数d由资料【3】表7-7可知齿轮相对两支承对称布置时齿宽系数d=0.91.4，选定d =1.0（五）确定接触区域系数ZH和弹性影响系数ZE 标准直齿轮一般取接触区域系数ZH=2.5由资料【3】表7-6可知小齿轮与大齿轮毛坯均为45钢锻造，因此弹性影响系数ZE=189.8MPa（六）计算接触疲劳强度许用应力 ， 选定SH=1 应力循环次数： n1=960r/min ， n2=164r/min 题为一个主动轮带动一个从动轮，所以j=1 ， 所以 ， 由资料【3】图7-7可知 KHN1=1.0 ， KHN2=1.0 由资料【3】图7-9可知 Hlim1=520MPa , Hlim2=450MPa因此：齿数比;计算项目及内容主要结果（七）齿轮分度圆直径d1 （八）确定齿轮模数m取m=3（九）计算齿轮的主要尺寸 中心距：齿轮宽度 ： 取b1=68（mm） 圆周转速 ： 齿轮分度圆直径：齿轮模数：取m=3齿轮中心距：a=205.5计算项目及内容主要结果3.2.2 齿轮弯曲强度校核（一）确定齿形系数和应力修正系数 由材料【3】表7-5查得齿形系数和应力修正系数为 YF1=2.8 , YF2=2.18 , YS1=1.55 , YS2=1.79（二）确定齿轮的弯曲疲劳强度极限FlimFlim1=400MPa ， Flim2=300MPa（三）计算弯曲疲劳许用应力 SF选用范围为1.251.5 ，选定SF=1.4 已知应力循环次数 ， （四）确定弯曲疲劳系数KF 由资料【3】查表7-2可得： KA=1 查图7-14可得：KV=1.1假设 查表7-3可得： KF=1.2查图7-17可得：KF=1.35计算项目及内容主要结果因此 （五）计算圆周力 （六）计算齿轮齿根弯曲应力 （七）验算与假设符合，合格3.2.3 齿轮几何尺寸的确定齿顶圆直径由资料【3】可得 h*a =1 ， c* = 0.25齿距 齿根高 齿顶高 弯曲疲劳系数：圆周力：计算项目及内容主要结果齿全高 齿厚 齿槽宽 齿根圆直径 3.3 齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。大齿轮的相关尺寸计算如下：轴孔直径： 轮毂直径： 轮毂长度： 轮缘内径： 取腹板厚度： 腹板中心孔直径： 腹板孔直径：取 计算项目及内容主要结果齿轮倒角： 四、 轴的设计计算4.1 轴的材料和热处理的选择由资料【3】中的图表查得轴的材料选择45号钢，调质处理，HBS217255，抗拉强度极限=640MPa ，屈服强度极限=355MPa ，弯曲疲劳极限=275MPa，剪切疲劳极限1=155MPa，许用弯曲应力。4.2 输入轴几何尺寸的设计计算4.2.1确定输入轴运动和动力参数 （一）确定电动机额定功率Ped和满载转速n满由电动机型号选用Y132M1-6可知： Ped=4kw , n满 =960 r/min （二）确定各动力参数 总效率 输入轴的输出功率 输入轴的转速 输入轴上的转矩 4.2.2输入轴的结构设计根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。为了方便表述，记轴的左端面为，从左到右每个横截面变化处依次标记为，对应每轴段的直径和长度分别记为d1,d2和l1,l2（一）确定轴的最小直径dmin计算项目及内容主要结果（1）估算轴的最小直径。轴段仅受转矩作用，直径最小，选取轴的材料为45钢，查资料【3】表125可知C=112， 单键槽且轴径的轴的轴径应增大5%7%，即增大至18.2718.62（mm），取dmin=20（mm）（2）选择输入轴联轴器型号。查资料【3】表151可知联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化很小，故取工作情况系数KA=1.3，则 选择弹性柱销联轴器，按照 ，查资料【1】附表E3选用LT4型号弹性柱销联轴器： , 半联轴器长度 L=52(mm)轴段长度应比半联轴器毂长短些，所以与轴配合毂长长度L1=38(mm)半联轴器的孔径 d1=20(mm)（二）确定各轴段的直径（1）轴段的直径就是dmin即d1=20(mm) （2）轴段的直径应该与密封毛毡的尺寸相同，查资料【1】可知毛毡圈的直径d=22(mm)，故d2=22(mm) （3）确定d3，d7。取d3=d7=25(mm)d2。查资料【1】附表D1可知，选用型号为6005的深沟球轴承，其内径d=25（mm），外径D=47(mm)，宽度B=12(mm)。（4）轴上安装齿轮，为了便于安装，d4应略大于d3，取d4=35（mm），齿轮右端用轴环固定，计算的轴环的高度h=(0.070.1) d4=2.453.5(mm)，取d5=45(mm)。为了减小应力集中，并考虑轴承的拆卸，根据最小轴径：d=20mm主动轴各轴段直径：d1=20mmd2=22mmd3=d7= 25mmd4=35mmd5=45mmd6=40mm计算项目及内容主要结果6005轴承的安装尺寸，取轴段的直径d6=40(mm)。（三）确定各轴段的长度（1）为保证半联轴器轴向定位的可靠性，轴段的长度应该比半联轴器毂长短些，已知半联轴器的毂长为52（mm）轴长l1=38(mm)。（2）为了使套筒端面与齿轮端面紧靠，轴段的长度应该比齿轮轮毂长短些，已知小齿轮毂长为68（mm），故取l4=65(mm)。（3）轴段长度按照轴环宽度公式计算取l5=7(mm)（4）轴段的长度应该与6005轴承宽度相同，故取l7=12(mm)。（5）以上各轴段的长度主要根据轴上零件的毂长或轴上零件配合部分的长度确定，而另一些轴段的长度，如l2，l3，l5除了与轴上零件有关外，还与箱体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始，为避免转动零件与不动零件干涉，取齿轮端面与箱体内壁的距离H=10（mm）。考虑上下轴承座的连接，取轴承座宽度C=30（mm），考虑箱体的铸造误差，轴承内端面应该距离箱体一段距离，取=5（mm），根据资料【1】可知轴承盖厚度e=10（mm），为避免转动的联轴器与不动的轴承盖干涉，联轴器端面与轴承盖间的距离K=10（mm），至此，壳体，轴承，轴承盖及联轴器的位置都已经确定，相应轴段的长度就可以确定下来：于是，可得轴的支点和轴上受力点的跨距：主动轴各轴段长度：l1=38mml2=33mml3=29mml4=65mml5=7mml6=8mml7=12mm计算项目及内容主要结果因为轴上的轴承为对称分布，因此（四）轴上零件的周向固定为保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6，联轴器与轴选用H7/k6，与轴承内圈配合的轴颈选用k7，齿轮与联轴器均采用普通平键连接，由资料【4】表151可知轴直径d1=20(mm)，所以键宽b1=6(mm)，键高h1=6（mm），键长l1=(35)b1=1830(mm)，取定l1=20(mm)。轴直径d4=35(mm)，所以键宽b4=10(mm)，键高h2=8（mm），键长l4=(35)b4=3050(mm)，取定l4=50(mm)。（五）轴上倒角及圆角 为保证6005轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据资料【1】取轴肩圆角半径为1（mm），为方便加工，其他轴肩圆角半径均取1（mm），根据标准GB6403.41986，轴的左右端倒角均为145。4.3 输出轴几何尺寸的设计计算4.3.1确定输出轴运动和动力参数 （一）确定电动机额定功率Ped和满载转速n满由电动机型号选用Y132M1-6可知： Ped=4kw , n满 =960 r/min （二）确定各动力参数 总效率 输出轴的输出功率 输出轴的转速 输出轴上的转矩 计算项目及内容主要结果4.3.2轴的结构设计根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。为了方便表述，记轴的左端面为，从左到右每个横截面变化处依次标记为，对应每轴段的直径和长度分别记为d1,d2和l1,l2（一）确定轴的最小直径dmin（1）估算轴的最小直径。轴段仅受转矩作用，直径最小，选取轴的材料为45钢，查资料【3】表125可知C=112， 取dmin=35（mm） （2）选择输入轴联轴器型号。查资料【3】表151可知联轴器的计算转矩，考虑到转矩变化很小，故取工作情况系数KA=1.3，则 选择弹性柱销联轴器，按照 ，查资料【1】附表E3选用LT7型号弹性柱销联轴器： , 半联轴器长度 L=112(mm)轴段长度应比半联轴器毂长短些，所以与轴配合毂长长度L1=84(mm)半联轴器的孔径 d1=35(mm)（二）确定各轴段的直径 （1）轴段的直径就是dmin即d1=35(mm) （2）轴段的直径应该与密封毛毡的尺寸相同，查资料【1】可知毛毡圈的直径d=39(mm)，故d2=40(mm)最小轴径：d=31.07mm取d=35mm从动轴各轴段直径：d1=35mmd2=40mmd3=45mmd4=48mmd5=55mmd6=50mmd7=45mm计算项目及内容主要结果（3）确定d3，d7。取d3=d7=45(mm)d2。查资料【1】附表D1可知，选用型号为6209的深沟球轴承，其内径d=45（mm），外径D=85(mm)，宽度B=19(mm)。（4）轴上安装齿轮，为了便于安装，d4应略大于d3，取d4=48（mm），齿轮右端用轴环固定，取d5=55(mm)。为了减小应力集中，并考虑轴承的拆卸，根据6005轴承的安装尺寸，取轴段的直径d6=50(mm)。（三）确定各轴段的长度（1）为保证半联轴器轴向定位的可靠性，轴段的长度应该比半联轴器毂长短些，已知半联轴器的毂长为112（mm）轴长l1=84(mm)。（2）为了使套筒端面与齿轮端面紧靠，轴段的长度应该比齿轮轮毂长短些，已知大齿轮毂长为60（mm），故取l4=58(mm)。（3）轴段长度按照轴环宽度公式计算取l5=7(mm)（4）轴段的长度应该与6209轴承宽度相同，故取l7=19(mm)。（5）以上各轴段的长度主要根据轴上零件的毂长或轴上零件配合部分的长度确定，而另一些轴段的长度，如l2，l3，l5除了与轴上零件有关外，还与箱体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始，为避免转动零件与不动零件干涉，取齿轮端面与箱体内壁的距离H=10（mm）。考虑上下轴承座的连接，取轴承座宽度C=30（mm），考虑箱体的铸造误差，轴承内端面应该距离箱体一段距离，取=5（mm），根据资料【1】可知轴承盖厚度e=10（mm），为避免转动的联轴器与不动的轴承盖干涉，联轴器端面与轴承盖间的距离K=10（mm），至此，壳体，轴承，轴承盖及联轴器的位置都已经确定，相应轴段的长度就可以确定下来：从动轴各轴段长度：l1=84mml2=26mml3=36mml4=58mml5=7mml6=8mml7=19mm计算项目及内容主要结果于是，可得轴的支点和轴上受力点的跨距：因为轴上的轴承为对称分布，因此（四）轴上零件的周向固定 为保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6，联轴器与轴选用H7/k6，与轴承内圈配合的轴颈选用k7，齿轮与联轴器均采用普通平键连接，由资料【4】表151可知轴直径d1=35(mm)，所以键宽b1=10(mm)，键高h1=8（mm），键长l1=(35)b4=3050(mm)，取定l1=50(mm)。轴直径d4=45(mm)，所以键宽b4=14(mm)，键高h4=9（mm），键长l4=(35)b4=4270(mm)，取定l4=55(mm)。（五）轴上倒角及圆角 为保证6005轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据资料【1】取轴肩圆角半径为1（mm），为方便加工，其他轴肩圆角半径均取1（mm），根据标准GB6403.41986，轴的左右端倒角均为145。4.4轴的受力分析4.4.1输入轴的受力分析（一）画轴的受力简图及弯矩图计算项目及内容主要结果（二）计算支承反力（1）相对于支点，假设轴向力Fa=200N：水平面： , , 计算项目及内容主要结果（2）相对于支点：铅垂面： , , （三）计算弯矩（1）水平面上，aa剖面左侧： aa剖面右侧： （2）铅垂面上 合成弯矩，aa剖面左侧： aa剖面右侧：力：水平面FR1H=1522NFR2H=1412N铅垂面FR1V=598NFR2V=599N弯矩：水平面MaH1=82949NmmMaH2=76950Nmm铅垂面MaV1=MaV2=32591Nmm计算项目及内容主要结果转矩： （四）判断危险剖面及轴的强度校核截面a处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，截面a左侧处的当量弯矩：轴的材料选用45钢，调质处理，由资料【5】表10-1查得， ，则 4.4.2 输出轴的受力分析（一）画轴的受力简图及弯矩图计算项目及内容主要结果（二）计算支承反力（1）相对于支点，假设轴向力Fa=200N： 水平面： , , （2）相对于支点：铅垂面： , , （三）计算弯矩（1）水平面上，aa剖面左侧： 力：水平面FR1H=1745NFR2H=1101N铅垂面FR1V=580NFR2V=581N计算项目及内容主要结果aa剖面右侧： （2）铅垂面上 合成弯矩，aa剖面左侧： aa剖面右侧： 转矩：（四）判断危险剖面及轴的强度校核截面a处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，截面a左侧的当量弯矩：轴的材料选用45钢，调质处理，由资料【5】表10-1查得， ，则 五、轴承、键和联轴器的选择5.1 轴承的选择及校核考虑轴承工作转速不是很高，承载也不大，虽然有轴向载荷，但相对于径向载荷较小，故选用结构简单，价格较低的深沟球轴承，取轴向弯矩：水平面MaH1=95103NmmMaH2=60005Nmm铅垂面MaV1=MaV2=31610Nmm计算项目及内容主要结果载荷FA=200N。主动轴承根据轴颈值查资料【1】附表D1选择型号为6005的轴承2个，从动轴承选择6209轴承2个。（一）求从动轴承当量动载荷试选轴承型号，按照d=45（mm）试选深沟球轴承6209，查找资料【1】附表D1可知C=25110N，C0=17760N。在周的受力分析中可知Fr=1161N，Ft=2846N，所以因为，所以轴承1的径向载荷比轴承2大，两轴承用双固定结构，轴向力FA全部由轴承1承受，即Fa1=FA,故只计算轴承1的当量动载荷即可。 由资料【3】表1411可知介于00.14之间，对应的e=00.19。由线性插值可得e： 所以e=0.149因为，则X=0.56，Y介于02.30之间，由线性插值可得Y： 所以Y=1.80载荷有轻微震动，查资料【3】表1412可知fp=1.2，则计算项目及内容主要结果查资料【3】表1410可知ft=1 ，=3则计算的当量动载荷小于额定动载荷，故选用6209型号的深沟球轴承。（二）从动轴承寿命计算：两轴承受纯径向载荷P=2846N 深沟球轴承6209，基本额定动负荷=31.5KN =1 =3=138168预期寿命为：10年，二班制轴承寿命合格。5.2 键的选择计算及校核 5.2.1根据轴径的尺寸，选择键键1，从动轴与小齿轮连接的键为：GB/T1096 键10850键2，主动轴与大齿轮连接的键为：GB/T1096 键14945.2.2键的强度校核（一）从动轴外伸端d=35（mm），查得键的截面尺寸：b=10（mm），L=50（mm），h=8（mm），由资料【3】表102可知其许用挤压力=100120MPa。因此，键的工作长度为键与轮毂键槽的接触高度为当量动载荷：C=11409N预期寿命：Lh算项目及内容主要结果转矩T1为 则强度足够，合格（二）与齿轮联接处d=45（mm），查得键的截面尺寸：b=14（mm），L=42（mm），h=9（mm），由资料【3】表102可知其许用挤压力=100120MPa。因此，键的工作长度为键与轮毂键槽的接触高度为转矩T2为 则强度足够，合格。5.3 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器。 （一）输入轴联轴器型号的选择K=1.3选用LT4型号弹性套住联轴器，公称尺寸转矩=63Nm，符合选择要求。（二）输入轴联轴器型号的选择计算项目及内容主要结果K=1.3选用LT7型号弹性套住联轴器，公称尺寸转矩=500Nm，符合选择要求。六、减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图6.1 润滑的选择确定 为了降低摩擦，减少磨损和发热，提高机械效率，减速器的传动零件和轴承等必须进行润滑。6.1.1润滑方式工程中，齿轮传动常用的润滑剂有润滑油和润滑脂两种，润滑脂主要用于不易加油或低速齿轮传动对的场合，其他一般情况均采用润滑油进行润滑。在本课程设计中，齿轮考虑成本及需要，选用浸油润滑，轴承采用润滑脂进行润滑。6.1.2润滑油牌号及用量1.齿轮润滑选用150号机械油，最低最高油面距1020（mm），需油量为1.5L左右。2.轴承润滑选用2L3型润滑脂，用油量为轴承间隙的1/31/2为宜。6.2密封形式1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封：减速器箱盖和箱座接合面的密封常用涂密封胶或者水玻璃的方法来实现。为提高接合面的密封性，可以在接合面上开油沟，使得渗入接合面之间的油重新流回箱体内部。计算项目及内容主要结果2.观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。检视孔接合面或放油孔接合面处一般要加封油圈以加强密封效果。3.轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部。轴的外伸端与透盖的间隙，由于选用的电动机为低速、常温、常压的电动机，则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。6.3减速器附件的选择确定（1）通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），M121.5（2）油面指示器：选用游标尺M12（3）起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳（4）放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M121.5（5）起盖螺钉型号：GB/T5782-2000 M1245（6）高速轴轴承盖上的螺钉：GB57831986 M825材料Q235（7）低速轴轴承盖上的螺钉：GB57821986 M825 材料Q235（8）螺栓：数量12个，安装端盖GB57821986 M616 材料Q23