青岛科技大学圆锥圆柱斜齿轮课程设计范例

1、青岛科技大学过程装备与控制工程机械设计课程设计说明书 班级:过控073班 指导老师: 姓名: 学号: 目录一、设计任务书31.1传动方案示意图31.2原始数据31.3工作条件31.4工作量3二、传动系统方案的分析4三、电动机的选择与传动装置运动和参数的计算53.1 电动机的选择53.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配63.3计算传动装置的运动和动力参数6四、传动零件的设计计算64.1斜齿圆柱齿轮传动的设计74.2直齿圆锥齿轮传动设计11五、轴的设计计算以及中间轴的校核155.1输入轴（I轴)的设计155.2输出轴（III轴）的设计185.3中间轴（II轴）的设计及其校核20六、键的校核

2、256.1输入轴键计算266.2中间轴键计算266.3输出轴键计算27七、联轴器的选择27八、润滑与密封28九、减速器附件的选择及其箱体结构尺寸28十、课程设计小结29十一、参考文献30一、设计任务书1.1 传动方案示意图 （图、一）1.3 工作条件： 连续单向运转，载荷较平稳，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为±5%。1.4工作量 1、传动系统方案的分析； 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、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核； 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

3、的设计； 8、装配图和零件图的设计； 9、设计小结； 10、参考文献；2、 传动系统方案的分析传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。三、电动机的选择与传动装置运动和参数的计算结果3.1 电动机的选择 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定交流电压380V。 2、电动机容量选择： （1）工作机所需功率=FV/1000 F-工作机阻力 v-工作机线速度 (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出

4、功率为 =/ 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 =0.801 -滚动轴承传动效率取0.98 -圆锥齿轮传动效率取0.95 -圆柱齿轮传动效率取0.97 -联轴器效率取0.99 -卷筒效率取0.96 （3）确定电动机的额定功率 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为4Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速： =60×1000V/D=6010001.35/（3.14300）=86r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-22，故电动机的转速的可选范围为 =(8-15） =6881892r/min。 可见同步转速为1500r/min ，

5、1000r/min ，750r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为1500r/min ，1000r/min ，750r/min的三种电动机进行比较。电动机方案比较表方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（N）传动装置总传动比同步满载1Y112M-441500144047016.742Y132M1-64100096073011.163Y160M1-8475072011808.37 综合考虑电动机的价格、质量、总传动比，可见方案2比较合适，选定电动机型号为Y132M1-6，外伸轴径：D=38mm;外伸轴长度： E=80mm。3.2传动装置总传动比的计算和各级传动比

6、的分配 1、传动装置总传动比 =960/86=11.16 2、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取 =2.79 =43.3计算传动装置的运动和动力参数1、 各轴的转速 =960r/min =960/2.79=344.09r/min  /=344.09/4=86.02r/min =86.02r/min 2、各轴输入功率 =3.96kw =3.69kw =3.40kw =.=3.30kw 3、各轴转矩 =39.39N.m =102.41N.m =377.47N.m =366.37N.m轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴I

7、I低速级轴III工作机轴IV转速（r/min）960960344.0986.0286.02功率（kw）43.963.693.403.30转矩()39.7939.39102.41377.47366.37传动比12.794.01效率0.980.930.950.97将计算结果汇总列表如下：四、传动零件的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第八版） 已知输入功率为=3.69kw、小齿轮转速为=344.09r/min、齿数比为4。工作寿命10年（设每年工作300天），两班工作制，带式输送，工作平稳，环境最高温度，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）运输机为一

8、般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 初选螺旋角。 2、按齿面接触疲劳强度计算 （1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.62） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.4353） 查教材表10-6选取弹性影响系数=189.84） 查教材图表（图10-26）得 =0.765 =0.88 =1.6455） 由教材公式10-13计算应力值环数N=60 j

9、 =60×344.09×1×（2×8×300×10）=0.991×10h N=0.248X10h6） 查教材10-19图得：K=1.05 K=1.17） 查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550Mpa 8） 由教材表10-7查得齿宽系数=19） 小齿轮传递的转矩=95.5×10×=9550×3690/344.09=102.41N.m 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:=1.05×650=682.5=1.1×550=605

10、 许用接触应力为 （2） 设计计算1） 按式计算小齿轮分度圆直径 =2） 计算圆周速度0.91m/s3） 计算齿宽b及模数b=150.44=50.44mm =4) 计算齿宽与高之比 齿高h= =2.25×2.22=4.995 = =10.095) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318122tan=1.7446) 计算载荷系数K 系数=1，根据V=0.91m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.03 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.2 由教材图表(表10-4）查得=1.436 查教材图表（图10-13）得=1.18 所以载荷系数 =1.7757)

11、按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =8) 计算模数 = 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式设计（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =1.4582） 根据纵向重合度=1.744 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.883） 计算当量齿数 =96.334） 查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2.6476 ，=2.187345） 查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.5808 ，=1.786336） 查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=520MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=400MPa 。7） 查教材图表（图10-18）

12、取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.88 8） 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 = =9） 计算大、小齿轮的，并加以比较 ， 大齿轮的数值大，选用。（2） 设计计算1） 计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=52.11来计算应有的齿数.2）计算齿数 z=20.1 取z=20 那

13、么z=4×20=80 4、几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=128.83将中心距圆整为129mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改变不多,故参数,等不必修正.（3） 计算大.小齿轮的分度圆直径 d=52 d=206（4） 计算大.小齿轮的齿顶圆直径、齿根圆直径 h*at = h*ancos ， c*t = c*ancos h*an=1，C*n=0.3 （5） 计算齿轮宽度 4.2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为=3.96kw、小齿轮转速为=960r/min、齿数比为2.79由电动机驱动。工作寿命10年（设每年工作300天），

14、两班工作制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 直齿圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） （2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1 小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 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=1.82） 小齿轮传递的转矩=9.55×10×=39.39KN.Mm3） 取齿宽系数4） 查图1

15、0-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 大齿轮的接触疲劳极限550Mpa 5） 查表10-6选取弹性影响系数=189.8 6） 由教材公式10-13计算应力值环数 N=60nj =60×960×1×（2×8×300×10）=2.7648×10h N=1.0×10h7) 查教材10-19图得：K=0.99 K=1.058) 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: =0.99×650=643.5 =1.05×550=577.5 （2） 设

16、计计算1） 试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得由公式可得：2） 计算圆周速度V 3.39m/s3） 计算载荷系数 系数=1，根据V=3.39m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.11 查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得=1.25的=1.51.25=1.875 得载荷系数 =2.2894） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 5）计算模数M 圆整取m=3 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =11.111.11.875=2.2892） 计算当量齿数 =

17、26.6 =2073） 由教材表10-5查得齿形系数 应力校正系数 4) 由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限5) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.96) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，得 = =7) 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.（2） 设计计算 取M=2.5mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为

18、标准模数,取m=2.5mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=73.15来计算应有的齿数.计算齿数 z=29 取z=29 那么z=2.79×2981 4、计算几何尺寸（1） 分度圆直径d=72.5； d=202（2） = （3） 齿顶圆直径 （4） mm（5） =53.66mm,圆整取=54mm =59mm五、轴的设计计算以及中间轴的校核5.1输入轴（I轴)的设计 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 =3.96kw =960r/min =39.39 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 圆周力、径向力及轴向力的方向如下图四所示

19、 3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 mm 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 =1.339.39=51207 查机械设计课程设计表13-4，选HL4型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.m，而电动机轴的直径为38mm,所以联轴器的孔径不能太小。取=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（

20、见下图） 输入轴轴上零件的装配（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=58mm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1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30308，其尺寸为 40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm 这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表13-1查得30308型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段67的直

21、径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=24mm，4）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，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为55mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取（3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，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，半联轴器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k5。（4） 确定轴上圆角

22、和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5.2输出轴（轴）的设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 =3.40 kw =86.02.r/min =377.47N.M 2、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则=1.3377.47=490.711 查机械设计课程设计表14-4选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N

23、.M 半联轴器的孔径，所以取40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。3、轴的结构设计（1) 拟定轴上零件的装配方案（见下图） 输出轴轴上零件的装配（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短些，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，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1中初步选取0基本游隙组，标准

24、精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，因而可以取。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表13-1查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取60mm。 3)齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为52mm，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49mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。 4)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，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故 5)齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为

25、c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。可求得57.25mm 86mm （3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，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；同样半联轴器与轴的连接，选用平键，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m5。（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R1.6-R2适当选取。5.3中间轴（II轴）的设计及其校核 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T k

26、w 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径： 圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如下图所示3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图） （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，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13.1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30306，其尺寸为

27、，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.1查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。 2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。 3）已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。 4）齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。则取 （3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键

28、连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，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；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，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R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=15.3mm。所以轴承跨距分

29、别为L1=55.45mm，L2=73.5mm。L3=60.25mm做出弯矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面垂直面支反力 弯矩 总弯矩扭矩T 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为 前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面 由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处

30、虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核圆柱齿轮左端处的截面。又因轴肩出的左右两侧均安装相同轮毂的齿轮，所以只需校核一侧即可。截面左侧校核： 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧弯矩 截面上的扭矩=102.41N.m 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表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机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得： 又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为： 故有效应力集中系数为： 由机械设计（第八版）

31、附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为： 又取碳钢的特性系数为： 计算安全系数值： 故可知安全。六、键的校核6.1输入轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故单键即可。 2、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。6.2中间轴键计算 1、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。 2、校核圆

32、柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。6.3输出轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。七、联轴器的选择在轴的计算中已选定了联轴器型号。输入轴选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm，Z型轴孔。输出轴选选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，

33、半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，Z型轴孔。八、润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计表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。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。由于大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好，当然也可用油脂润滑。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。九、减速器附件的选择及其箱体机构尺寸由机械设计课程设计选定通气帽为；油标为压配式圆形的油标A20JB/T 7491.1-1995；外六角油塞及封油垫；箱