二级减速箱课程设计

1、目 录1.二级减速箱设计要求32.选择电动机43.确定传动装置的总传动比和分配传动比54.齿轮的设计74.1 高速级减速齿轮的设计64.2 低速级减速齿轮的设计125.轴的设计185.1 高速级轴的设计185.2 中间轴的设计235.3 低速级轴的设计276、轴承的校核366.1 输出轴的轴承计算366.2 中间轴的轴承计算376.3 高速轴的轴承计算387、键联接的选择及校核计算397.1 输出轴的键计算397.2 中间轴的键校核407.3 输入轴的键校核408.箱体结构的设计419. 润滑密封设计4310箱体及其附件的结构设计4311.参考文献45 12.工程图以及三维图1. 二级减速箱设

2、计要求机械零件课程设计题目，按照数据编号A5设计一个二级齿轮减速箱2. 电动机的选择1.1 选择电动机类型按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。电压为380V。1.2 电动机容量(1)各部分的工作效率：根据带式运输机的类型，可取工作机效率；查机械设计手册机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率，取联轴器效率=0.99，。滚动轴承传动效率（一对）=0.98，闭式齿轮传动效率=0.97。(2) 总的工作效率：(3) (4) 所需电动机功率：1.3 电动机的转速卷筒轴的转速：由机械设计手册可知，二级圆柱斜齿轮减速器传动比，电动机转速的可选范围为：综合考虑电动机

3、和传动装置的大小、重量、价格、功率以及转速，电动机的极数越高价格越贵，重量就越低，故在电动机转速的可选范围内，选用1500r/min的电动机。由设计书表121，查得电动机数据及计算出的总传动比列于下表电动机型号额定功率（kW）同步转速(r/min)满载转速(r/min)最大转矩质量(kg)Y112M-44150014402.343=0.96=0.99=0.98=0.973. 传动装置的总传动比和分配传动比项目内容结果总传动比高速齿轮的传动比低速齿轮的传动比各轴转速各轴输出功率各轴输入转矩由选定的电动机满载转速和卷筒轴转速n，可得传动装置总传动比：对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮材质相同

4、，齿宽系数相等时，为使各级大齿轮浸油深度大致相近，且低速级大齿轮直径略大，传动比可按下分配，即：高速齿轮的传动比的可选范围：故高速齿轮的传动比：低速齿轮的传动比：电动机轴输出功率电动机输出转矩4. 齿轮的设计4.1 高速级减速齿轮的设计项目内容结果齿轮材料精度等级齿数、压力角和螺旋角试选载荷系数弹性影响系数节点区域系数重合度系数螺旋角系数接触疲劳极限应力循环次数的计算 接触疲劳寿命系数安全系数S接触疲劳许用应力试算小齿轮分度圆直径圆周速度v齿宽使用系数动载系数齿轮的圆周力齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数载荷系数实际载荷系数算得的分度圆直径齿轮模数试选载荷系数弯曲疲劳强度的重合度系数弯曲疲劳强度

5、的螺旋角系数当量齿数齿形系数应力修正系数齿根弯曲疲劳极限弯曲疲劳寿命系数弯曲疲劳安全系数S许用应力试算齿轮模数圆周速度v齿宽b齿高h及宽高比b/h动载系数齿轮的圆周力齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数载荷系数按实际载荷系数的齿轮模数齿轮模数齿轮齿数中心距a修正螺旋角分度圆直径齿轮宽度齿面接触疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度条件1、选精度登记、材料及齿数由表10-1， 选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBs，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBs。参考表10-6选用7级精度初选小齿轮齿数，大齿轮齿数(1) 初选螺旋角，压力角2、按齿面接触疲劳强度设计由表10-5由图10-20

6、由图10-25d由图10-23取S=1，失效概率为1%因为，故由表10-2由图10-8由表10-3由表10-43、按齿根弯曲疲劳强度设计查图10-17由图10-18由图10-24c由图10-22取S=1.4由图10-8由表10-3由表10-4，查图10-13由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算小齿轮的齿数4、几何尺寸计算考虑模数从1.103mm增大到1.25mm，为此将中心距减小圆整为103mm取5、 圆整中心距后的强度校核 满足齿面接触疲劳强度条件。 齿根弯曲

7、疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6、 主要设计结论齿数，模数，压力角，螺旋角，变位系数，中心距，齿宽。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。 选用7级精度=0.985S=1S=1.44.2 低速级减速齿轮的设计项目内容结果齿轮材料精度等级齿数、压力角和螺旋角试选载荷系数弹性影响系数节点区域系数重合度系数螺旋角系数接触疲劳极限应力循环次数接触疲劳寿命系数安全系数S接触疲劳许用应力试算小齿轮分度圆直径圆周速度v齿宽使用系数动载系数齿轮的圆周力齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数载荷系数实际载荷系数算得的分度圆直径齿轮模数试选载荷系数弯曲

8、疲劳强度的重合度系数弯曲疲劳强度的螺旋角系数当量齿数齿形系数应力修正系数齿根弯曲疲劳极限弯曲疲劳寿命系数弯曲疲劳安全系数S许用应力试算齿轮模数圆周速度v齿宽b齿高h及宽高比b/h动载系数齿轮的圆周力齿间载荷分配系数齿间载荷分配系数、载荷系数按实际载荷系数的齿轮模数齿轮模数齿轮齿数中心距a修正螺旋角分度圆直径齿轮宽度齿面接触疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度条件1、选精度登记、材料及齿数由表10-1， 选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBs，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBs。参考表10-6选用7级精度初选小齿轮齿数，大齿轮齿数取(2) 初选螺旋角，压力角2、按齿面接触疲

9、劳强度设计由表10-5由图10-20由图10-25d由图10-23取S=1，失效概率为1%因为，故由表10-2由图10-8由表10-3由表10-43、按齿根弯曲疲劳强度设计查图10-17由图10-18由图10-24c由图10-22取S=1.4由图10-8由表10-3由表10-4，查图10-13由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算小齿轮的齿数4、 几何尺寸计算考虑模数从2.823mm增大到3mm，为此将中心距减小圆整为125mm取5、 圆整中心距后的强度校核 满足

10、齿面接触疲劳强度条件。 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6、主要设计结论齿数，模数，压力角，螺旋角，变位系数，中心距，齿宽。小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。 选用7级精度=0.985S=1S=1.45. 轴的设计5.1 高速轴的设计项目内容结果高速级小齿轮的分度圆直径圆周力径向力轴向力轴的最小直径工作情况系数联轴器的转矩拟定轴上零件的传动方案。如图所示根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承右端轴承采用轴肩进行轴向定位轴上的周向定位确定轴上圆角和倒角尺寸水平面支反力F垂直面支反力F水平和垂直面弯矩M

11、总弯矩扭矩T按弯扭合成应力校核轴的强度计算轴的应力 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取1、初步估算轴的最小直径输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径与联轴器的孔径相适应查表14=1查标准GB4323-84，选用TL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为31.5N·m，半联轴器的孔径，故，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度 2、轴的结构设计为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 轴配合的轮毂空长度， 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现

12、取。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.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 标准精度级的单列圆锥滚子轴承7205型（GB297-64）.其尺寸为，故取.由课程设计手册查得轴承轴肩的高度h=2.5mm， 因此取。取安装齿轮处的轴段;因小齿轮直径较小，固直接把齿轮和轴做成一起 轴承端盖的总宽度为30mm(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及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.段的右端与左轴承之间采用挡油环定位.防止小齿轮的油甩出。 取齿轮距箱体内壁之距离=16mm,考虑到箱体的铸造误差,

13、在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=17mm,第根轴上有两个齿轮,其中大齿轮齿宽为40mm，小齿轮齿宽为70mm，且两齿轮之间的距离c=20mm，取=6mm,，则可计算： 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，按表查得平键截面，选择半联轴器与轴的配合为。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m6。取轴端倒角为，各处的倒圆角标注在图中。 3、求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,对于7205型的圆锥滚子轴承,=13mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.故：进

14、行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度, 根据以上数据，以及轴单项旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得因此，故安全。=6mm平键截面倒角为5.2 中速级轴的设计项目内容结果中速级小齿轮的分度圆直径圆周力径向力轴向力初步估算轴的最小直径拟定轴上零件的传动方案。如图所示初步选择滚动轴承右端轴承采用轴肩进行轴向定位轴上的周向定位确定轴上圆角和倒角尺寸水平面支反力F垂直面支反力F水平和垂直面弯矩M总弯矩扭矩T按弯扭合成应力校核轴的强度计算轴的应力 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取输入轴的最小直径显然是安装轴

15、承处轴的直径与轴承的孔径相适应1、轴的结构设计2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.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 标准精度级的单列圆锥滚子轴承7205型（GB297-64）.其尺寸为，故取.由课程设计手册查得轴承轴肩的高度h=2.5mm， 因此取。取安装齿轮处的轴;左齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位.已知齿轮的宽度为70mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取;同理取右端轴端， 两齿轮齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高 取.因齿轮之间应相距一定距离，取取齿轮距箱体内壁之距离=

16、16mm,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s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=17mm, 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.齿轮与轴的周向定位采用平键连接，根据按表查6-1得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，根据按表查6-1得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm，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。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m6。取轴端倒角为，各处的倒圆角标注在图中。 3、 求轴上载荷首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,对于7205型的圆锥滚子轴承,=

17、13mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度, 根据以上数据，以及轴单项旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得因此，故安全。 5.3低速级轴的设计项目内容结果低速级大齿轮的分度圆直径圆周力径向力轴向力初步估算轴的最小直径工作情况系数联轴器的转矩拟定轴上零件的传动方案。如图所示初步选择滚动轴承轴承采用轴肩进行轴向定位确定轴上圆角和倒角尺寸水平面支反力F垂直面支反力F水平和垂直面弯矩M总弯矩扭矩T按弯扭合成应力校核轴的强度计算轴的应力 1) 判断危险截面2) 截面右侧抗弯截面系数抗扭

18、截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力3）截面VII左侧截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-，取输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径与联轴器的孔径相适应查表14=1 查标准GB/T5014-2003，选用TX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560N·m，半联轴器的孔径，故，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度 1、 轴的结构设计2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩

19、,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 轴配合的轮毂空长度， 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.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 标准精度级的单列圆锥滚子轴承7209型（GB297-64）.其尺寸为，故取；而由课程设计手册查得轴承轴肩的高度h=3mm， 因此取。取安装齿轮处的轴段;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65mm，为了使套筒端面 可靠的压紧齿轮，故取两齿轮齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高,由轴径查表15-

20、2，得R=1.6mm，故取h=5mm则轴环处的直径.轴环宽度，取轴承端盖的总宽度为30mm(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及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取.段的右端与左轴承之间采用挡油环定位.防止小齿轮的油甩出。 取齿轮距箱体内壁之距离=16mm,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s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=21mm,第根轴上有两个齿轮,其中大齿轮齿宽为40mm，小齿轮齿宽为70mm，且两齿轮之间的距离c=20mm，则可计算：至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.3、 轴上的周向定位

21、齿轮、半联轴器与轴的周向定位采用平键连接，根据按表查6-1得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，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。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m6。同样，选择半联轴器与轴的平键截面，选择半联轴器与轴的配合为。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m6。取轴端倒角为，各处的倒圆角标注在图中。 4、 求轴上的载荷首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,对于7205型的圆锥滚子轴承,=19mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 故：进行校核时通常只校核承受最大弯矩核

22、最大扭矩的截面（即危险截面C的强度, 根据以上数据，以及轴单项旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得因此，故安全。5、 精确校核轴的疲劳强度 截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及

23、键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面和V显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。轴的材料为45号钢，调质处理，由1表15-1查得 ，截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后可查得 ， 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数按1式（附3-4）为由附图3-2得尺寸系数；由附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，有附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为于是，计算安全系数值，按1式（15-6）（15-8）则得故

24、该轴在截面右侧的强度也是足够的。轴的材料为45号钢，调质处理，由1表15-1查得 ，过盈配合处的，有附表3-8用差值法求出，并取=0.8于是得=2.62 =0.82.62=2.093轴按磨削加工，有附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按式（3-12）及（3-12a）得综合系数值为于是，计算安全系数值，按1式（15-6）（15-8）则得故该轴在截面右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此，轴的设计计算即告结束。6. 轴承的校核6.1 输出轴的轴承计算项目内容结果基本额定动载荷基本额定静载荷支点1处轴承所受的合力支点2处轴承所受的

25、合力对于输出轴轴承为单列圆锥滚子轴承7209型，查询机械设计手册得到：由上述轴的计算得，轴3所受轴向力（方向指向联轴器）因此只有靠近联轴器的支点2端才受轴向力。由上述轴3的受力分析所得的支反力：有计算可得，靠近齿轮处的支点1处轴承容易损坏。故：由得径向动载荷系数X=1，轴向动载荷系数Y=0从而据公式138得：左边的轴承的当量动载荷因为是圆锥滚子轴承，其中，转速根据4.P319公式135，得：故轴承符合要求6.2 中间轴的轴承计算项目内容结果基本额定动载荷基本额定静载荷支点1处轴承所受的合力支点2处轴承所受的合力对于中间轴轴承为单列圆锥滚子轴承7205型，查询机械设计手册得到：由上述轴的计算得，

26、轴2所受轴向力因此只有支点1端才受轴向力。由上述轴2的受力分析所得的支反力：有计算可得，支点1处轴承容易损坏。故：又得径向动载荷系数X=1轴向动载荷系数Y=0从而据公式138得：左边的轴承的当量动载荷因为是圆锥滚子轴承，其中，转速根据4.P319公式135，得：故轴承符合要求6.3 输入轴的轴承计算项目内容结果基本额定动载荷基本额定静载荷支点1处轴承所受的合力支点2处轴承所受的合力对于输入轴轴承为单列圆锥滚子轴承7205型，查询机械设计手册得到：由上述轴的计算得，轴1所受轴向力（方向指向联轴器）因此只有靠近联轴器的支点1端才受轴向力。由上述轴1的受力分析所得的支反力：有计算可得，靠近齿轮处的支

27、点2处轴承容易损坏。故：由得径向动载荷系数X=1，轴向动载荷系数Y=0从而据公式138得：左边的轴承的当量动载荷因为是圆锥滚子轴承，其中，转速根据4.P319公式135，得：故轴承符合要求7. 键联接的选择及校核计算7.1 输出轴的键计算项目内容结果半联轴器处键齿轮处键工作长度 1、择键联接的类型和尺寸一般7级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 2、校和键联接的强度查表6-2得 3、键与轮毂键槽的接触高度 由式（6-1）得：两者都合适7.2 中间轴的键计算项目内容结果小齿轮处键大齿轮处键工作长度 1、择键联接的类型和尺寸一般7级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 2、校

28、和键联接的强度查表6-2得 3、键与轮毂键槽的接触高度 由式（6-1）得：两者都合适7.3 输入轴的键计算项目内容结果半联轴器处键工作长度 1、择键联接的类型和尺寸一般7级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键. 2、校和键联接的强度查表6-2得 3、键与轮毂键槽的接触高度 由式（6-1）得：两者都合适8. 箱体结构的设计项目内容结果A、视孔盖和窥视孔B、油螺塞C、油标D、通气孔E、盖螺钉F、位销G、吊钩减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件

29、的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3.机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油

30、孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.5. 减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚10箱盖

31、凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M12地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M10机盖与机座联接螺栓直径M8轴承端盖螺钉直径M6视孔盖螺钉直径M5定位销直径6大齿轮顶圆与内机壁距离18齿轮端面与内机壁距离16机盖，机座肋厚轴承端盖外径82（1、2轴）115（3轴）轴承旁联结螺栓距离82（1、2轴）115（3轴）9. 润滑密封设计项目内容结果对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。10. 箱体及其附件的结构设计项目内容结果确定箱体的尺寸与形状合理设计肋板合理选择材料检查孔和视孔盖放油螺塞油标通气器起盖螺钉定位销能满足所需的传动比选用的齿轮满足强度刚度要求轴具有足够的强度及刚度箱体设计的得体加工工艺性能好1、减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：箱体的