机械设计课程设计-带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器设计

机械设计课程设计计算说明书设计题目带式输送机传动装置机械制造及自动化专业机制本二班指导老师二0一一年十一月三十日井冈山大学第一章设计任务书1.1设计任务书 1第二章传动系统总体设计2.1传动系统方案的拟定 4 82.3传动比的分配 2.4传动系统的运动和动力参数 第三章传动件的设计计算3.1V带传送设计计算3.2直齿轮设计计算第四章轴的设计计算4.1高速轴的设计计算4.2中速轴的设计计算4.3低速轴的设计计算4.5校核轴的疲劳强度第五章滚动轴承的选择与计算5.1高速轴的轴承5.2中速轴的轴承5.3低速轴的轴承第六章键连接及其校核第七章联轴器的选择第八章减速附件及箱体的设计第九章润滑与密封第十章设计小结第十一章参考资料一、设计任务书1.1设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1.总体布置简图F同轴式二级圆柱齿轮减速器X×联轴器XX2.工作情况工作平稳、单向运转输送带的输输带速度(m/s)滚筒直径(mm)限(年)率24.设计内容(1)电动机的选择与参数计算(2)斜齿轮传动设计计算(3)轴的设计(4)滚动轴承的选择(5)键和联轴器的选择与校核(6)装配图、零件图的绘制(7)设计计算说明书的编写5.设计任务(1)减速器总装配图1张(0号或1号图纸)(2)齿轮、轴零件图各一张(2号或3号图纸)(3)设计计算说明书一份二、传动系统总体设计2.1传动方案的说明与拟定如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱直齿轮减速箱，采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小.电动机选用三相交流异步电动机，其结构简单、价格低廉、维护方便，可直接接于三相交流电网中。2.2电动机的选择1.电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y(IP44)系列三相异步电动机。它为卧式封2.电动机容量(1)卷筒轴的输出功率P(2)电动机的输出功率P式中，η,η₂…为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由《机械设计课程设计》《以下未作说明皆为此3书中查得)表3-1查得：V带传动71=0.969;圆柱齿轮传动η=0.97;弹性联轴器74=0.99;卷筒轴滑动轴承75=0.97则故(3)电动机额定功率P由第十七章表17-7选取电动机额定功率Ped=7.5kW3.电动机的转速由表3-2查得V带传动常用传动比范围i'=2～4,由表3-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围i,'=8～60则电动机转速可选范围为nd'=nw·i1'i2'=640~9587-/min可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种如下表：方案号率(kW)传动装置的传动比同步满载比动两级减速器1Y132M32Y160M3由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小，且比价低。因此，可采用方案1,选定电动机型号为Y132M-4。3.电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表17-7、表17-9查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。型号额定功率(kw)同步转速满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M-4HDEGKL质量(kg)2.3传动比的分配1.传动装置总传动比2.分配各级传动比取V带传动的传动比i,=2.5,则两级圆柱齿轮减速器的传动比为i2=i3=3.466极限σ2=380MPanO=nm=1440·/minP0=Ped=7.5kWPT=P0n1=7.5×0.96=7.2kWPI=Pn2n3=7.1625×0.99×0.97=6.9142kWPⅢ=P2n2n3=6.8608×0.99×0.97=6.6397kW电动机轴高速轴I中速轴Ⅱ低速轴Ⅲ转速(r/min)功率(kW)转矩(N·m)Pca=KAPed=1.2×7.5=9kWd=125mmdd2=ijdd1=3×125=375mm根据表8-8,圆整为dd2=400mm(4)确定V带的中心距a和基准长度L初定中心距a₀=500mmc②由式(8-22)计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度Ld=2240mm③按式(8-23)计算实际中心距a。由8-24可得中心距变化范围为569.35～670.15mm。(5)验算小带轮上的包角α₁(6)确定带的根数①计算单根V带的额定功率由d=125mm和n₀=1440/min,查表8-4a得P₀=1.91kW根据n₀=1440-/min,i=3和A型带，查表8-4b得A0=0.17kW查表8-5得Kα=0.93,表8-2得KL=1.06于是Pr=(F0+A0)·Kα·KL=1.915WW②计算V带的根数z。取5根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值(F₀)m由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m,所以应使带的实际初拉力F₀>(F₀)mit(8)计算压轴力F,4.1高速轴的设计与计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩Tη=TI=47679N·m,小齿轮转速m1=nⅡ=480-/min,传动比i=i3=3.466。(1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数①选用直齿圆柱齿轮②运输机为一般工作机器，速度不高，故选7级精度(GB10095-88)③由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS;大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者硬度差为40HBS。④选小齿轮齿数z,=24:大齿轮齿数z2=i·z1=3.466×24≈8:(2)按齿面接触强度设计按式(10-9a)试算，即①确定公式内各计算数值a)试选载荷系数K,=1.3(b)小齿轮传递的转矩7]=47679N·mb)由表10-7选取齿宽系数φ。=1)由表10-6查得材料弹性影响系数Z-189&P,d)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σmimt=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限σi,2=550MPae)由式10-13计算应力循环次数：N¹=60·nl·j·Lh=60×480×1×(2×8×300×10)=1.38×10f)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2=0.94g)计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得②计算b)计算圆周速度c)齿宽b及模数m,b=①d·dit=1.0×110.2mm=110.2mmh=2.25mt=2.25×4.592mm=10.332mmb/h=110.2/10.332=10.66d)计算载荷系数K由表10-2查得使用系数K,=1根据v=0.799m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Ky=1.05由表10-4用插值法查的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时；K=1.432由b/h=10.67,Kmg=1.432,查图10-13得出Krg=1.37弯故载荷系数：弯K=KA·Ky·KHα·KHB=1×1.05×1×a)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得b)计算模数m,(3)按齿根弯曲强度设计由式(10-17)a)确定公式内各计算数值①由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σg=500MPa;大齿轮曲疲劳强度极限σp=380MPa②由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K=0.84,K=0.88③计算弯曲疲劳系数④计算载荷系数K=KA·Ky·KFc·KFB=1×1.05×1×1.35=1.417:取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得o)由表10-5Yr=2.65Yra=2.218由表10-5Ys₁=1.58Ysa₂=1.783计算大、小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大②设计计算对比计算的结果，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，取mn=3.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=115.58mm来计算应有的齿数。于是由取34,则Z2=uz1=3.466×24≈83.184大齿轮齿数取z₂=84这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度C)几何尺寸计算①计算分度圆直径②计算中心距③计算齿宽宽度员整后取B₁=125mm由于是同轴式二级直齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比模数(mm)中心距(mm)齿数齿宽(mm)直径分度圆齿根圆齿顶圆旋向左旋右旋右旋左旋四、轴的设计计算转速(r/min)说明皆查此书)式(10-14),则Fa=Fttanβ=2407.56×g20°=877.33N先按式(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。根据表15-3,1)拟订轴上零件的装配方案(如图)2①为了满足V带轮的轴向定位，I-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径d-m=34mm。V带轮与轴配合的长度L₁=82mm,为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故I-Ⅱ段的长度应比L₁略短一些，现取Li-n=77mm。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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据du-m=34mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6008,其尺寸为d×D×B=40mm×68mm×15mm,故dm-v=dw-m右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得6008型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm,因此，套筒左端高度为4.5mm,dv-w=44mm。③取安装齿轮的轴段IV-V的直径dv-v=42mm,取Lv-v=105mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。④轴承端盖的总宽度为36mm(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V带轮右端面间的距离L=24mm,故取Ln-m=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3)轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用平键10mm×8mm×63mm,V带轮与轴的配合为H7/r6;齿轮与轴的周向定位选用平键12mm×8mm×70mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;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m6。4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角1.2×45°,各圆角半径见图轴段编号长度(mm)直径配合说明与V带轮键联接配合定位轴肩与深沟球轴承6008配合，套筒定位与小齿轮键联接配合V-VI定位轴环VI-VⅡ与深沟球轴承6008配合总长度首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于6008型深沟球轴承，由手册中查得da=46mm。因此，轴的支撑跨距为L1=118mm,L+L₃=74.5+67.5=142mm.根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、My及M的值列于下表。F.FBCFFFFMMTT载荷水平面H垂直面V支反力FFm=1143N,F₂=1262NFw=-2237N,Fw2=1516NC截面弯矩M总弯矩扭矩T=118750N·mm(1)按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取α=0.6,轴的计算应力安全。1.中速轴的设计(1)中速轴上的功率、转速和转矩转速(r/min)转矩T(N·m)(2)作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d₁=367.24mm,根据式(10-14),则Fa1=Fttanβ=324347×g20°=102356N已知低速级齿轮的分度圆直径为d2=119mm,根据式(10-14),则Fa2=Fttanβ=801328×g20°=352326N(3)初步确定轴的最小直径先按式(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。根据表15-3,(4)轴的结构设计1)拟订轴上零件的装配方案(如图)IⅡⅢ2)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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d₁-μ=dvw=45mm,由轴承产品目录中初步选取标准精度级的深沟球轴承6010,其尺寸为d×D×B=50mm×80mm×16mm,故Li-m=Lv-v=27+20=47mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得601型深沟球轴承的定位轴肩高度h=5mm,因此，左边套筒左侧和右边0套筒右Ⅲ的直侧的高度为5mm。②取安装大齿轮出的轴段Ⅱ-径du-m=50mm;齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。③为了使大齿轮轴向定位，取dm-v=55mm,又由于考虑到与高、低速轴的配合，取Lm-v至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3)轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm×9mm×70mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;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m6。4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角1.2×45°,各圆角半径见图截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、Mv及M的值列于载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩T=422360N·mm轴段编号长度(mm)直径配合说明与深沟球轴承6010配合，套筒定位与大齿轮键联接配合定位轴环与小齿轮键联接配合V-VI与深沟球轴承6010配合总长度对于6010型深沟球轴承，由手册中查得d₄=21mm。因此，轴的支撑跨距为L₁=76mm,L₂=192.5,L₃=74.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得[o₁]=70MPa。转速(r/min)中速轴功率(kw)转矩T(N·m)40.96根据式(10-14),则Fa=Fttanβ=10579571×g20⁰=456247N(3)初步确定轴的最小直径先按式(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。根据表15-3,1)拟订轴上零件的装配方案(如图)IⅡII2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度②初步选择滚动轴承。因轴承同时受和轴向力的作用，故选用深沟球滚子轴承。参照工作要求并根据dv-w=64mm,由轴承产品目录中初步选取标准左端滚深沟球轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度高度为6mm。位。已知齿轮轮毂的宽度为100mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于④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，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=32mm,故取半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm×11mm×80mm,半联轴齿轮与轴的联接，选用平键为20mm×12mm×80mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。参考表15-2,取轴端倒角2.0×45°,各圆角半径见图轴段编号长度(mm)直径配合说明与深沟球轴承6015配合轴环与大齿轮以键联接配合，套筒定位与深沟球轴承6015配合V-VI与端盖配合，做联轴器的轴向定位VI-VⅡ与联轴器键联接配合总长度对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得d₄=82mm。因此，轴的支撑跨距为L₁+L₂=67+75=142mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、Mv及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFn=394335NFw2=352272NF=-203950NFw2=4831.04NB截面弯矩MMn=Fm×L₁=264204V·mn=362325V·mm总弯矩扭矩T=1370920N·mm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取α=0.6,轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得[σ₁]=70MPa。因此σ。<[o₁],故安全。(7)精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面VVIVⅡ只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中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确定的，所以截面VVIVI无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅲ和IV处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面Ⅲ的应力集中影响和截面IV的相近，但截面Ⅲ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端),而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面IⅡ显然更不必校核。由《机械设计》第三章附录可知，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IV左右两侧。2)截面IV左侧抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×753mm²=421875mm³抗扭截面系数W₇=0.2d³=0.2×75³mm²=84375nm²截面IV左侧的弯矩为截面IV上的扭矩为T=1370920N·mm截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr,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按附表3-2,经插值后可查得α。=2.3,α,=1.32又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为qa=0.82,g,=0.85故有效应力集中系数为k,=1+q,(a,-1)=1+0.85×(1.32-1)=1.27由附图3-2得尺寸系数ε=0.65由附图3-3得扭转尺寸系数ε=0.80轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为β。=β,=0.92轴未经表面强化处理，即βq=1,则得综合系数值为又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数φ=0.1～0.2,取φ。=0.15;φ=0.05～0.1,取φ,=0.075;于是，计算安全系数S值，按式(15-6)～(15-8)则得故可知其安全。3)截面IV右侧抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×70³mm³=34300nm³抗扭截面系数W₇=0.2d³=0.2×70³mm³=68600mm载面IV右侧的弯矩为截面IV上的扭矩为T=1370920N·mm截面上的弯曲应力σ₀==34300MPa=4.71MPa截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr,调质处理。由表15-1查得o₁=735MPao_=355MPat_=200MPi截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2,经插值后可查得α。=2.2,a,=1.30又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为qa=0.82,q₁=0.85故有效应力集中系数为k,=1+q,(a,-1)=1+0.85×(1.30-1)=1.26由附图3-2得尺寸系数ε=0.67由附图3-3得扭转尺寸系数ε=0.82轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为β。=β=0.92轴未经表面强化处理，即βq=1,则得综合系数值为又由§3-1和§3-2查得碳钢的特性系数φ=0.1～0.2,取φ。=0.15;φ₄=0.05～0.1,取φ,=0.075;于是，计算安全系数S值，按式(15-6)～(15-8)则得故可知其安全，五、滚动轴承的选择与计算轴承预期寿命L,=10×365×8×2=5.84×10⁴h1、高速轴的轴承选用30307型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7,得α=11°51'35”,C,=71.2kNe=1.5tana=1.5×tanl1°51'35"=0.315(1)求两轴承所受到的径向载荷F和F由高速轴的校核过程中可知：Fn=1143N,FM₂=1262NFw₁=-2237N,F2=1516V(2)求两轴承的计算轴向力F和F由《机械设计》表13-7得因为F=875N所以Fa+Fa₂=1393V>F(3)求轴承当量动载荷P和P,由《机械设计》表13-6,取载荷系数f,=1.1R=f,(0.4F₁+YFai)=1.1×(0.4×2512+0.4ctg11°51'35"×1393P₂=f,F2=1.1×1973=2170N因为P>P,,所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。1.中速轴的轴承选用30309型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7,得α=12°57'10",C,=102kNe=1.5tana=1.5×tan12°57'10"=0.345(1)求两轴承所受到的径向载荷F和F由中速轴的校核过程中可知：Fn=68N,F2=6186NFw₁=1382N,Fw₂=2682N(2)求两轴承的计算轴向力F和F由《机械设计》表13-7得因为F=F₂-F=3113-837=2276V所以F+Fa₂=4214V>FFa₁=Fa+F₂=4214NFa₂=F₂=1938N(3)求轴承当量动载荷P和P,由《机械设计》表13-6,取载荷系数f,=1.1P=f,(0.4Fi+YFal)=1.1×(0.4×1384+0.4ctg12°57'10"×4214P₂=f,F₂=1.1×6742=7416N(4)验算轴承寿命因为P>P,,所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。2.低速轴的轴承选用30314型圆锥滚子轴承，查《课程设计》表15-7,得α=1257'10”,C.=208kNe=1.5tana=1.5×tan12°57'10"=0.345(1)求两轴承所受到的径向载荷F和F由低速轴的校核过程中可知：Fn=3943N,FNH₂=3522NF=-2039N,Fw2=483N(2)求两轴承的计算轴向力F和F由《机械设计》表13-7得所以所以₂Fa=F=1276NF₂=F+F=3993V(3)求轴承当量动载荷P和P,由《机械设计》表13-6,取载荷系数f,=1.1P₂=f,(0.4Fr₂+YFa₂)=1.1×(0.4×5979+0.4ctg12°57因为P<P,,所以按轴承2的受力大小验算由《机械设计》式(6-1)得键、轴和轮毂的材料都是钢，由《机械设计》表6-2,取[σ],=110MPa取普通平键10×63GB1096-79键的工作长度l=L-b=63-10=53mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm取普通平键12×70GB1096-79键的工作长度l=L-b=70-12=58mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm取普通平键14×70GB1096-79键的工作长度l=L-b=70-14=56mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm(4)中速轴上小齿轮处的键取普通平键14×70GB1096-79键的工作长度l=L-b=70-14=56mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm(5)低速轴上大齿轮处的键取普通平键20×80GB1096-79键的工作长度l=L-b=80-20=60mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×12=6mm(6)联轴器周向定位的键取普通平键18×80GB1096-79键的工作长度l=L-b=80-18=62mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm联接挤压强度不够，而且相差甚远，因此考虑采用双键，相隔180°布置。则该双键的工作长度为l=1.5×62=93mm根据输出轴转矩TⅢ=158697N·m,查《课程设计》表17-4选用HL5联轴器60×142GB5014-85,其公称扭矩为2000N·m符合要求1.窥视孔和视孔盖查《课程设计》(减速器附件的选择部分未作说明皆查此书)表9-18,选用板结构视孔盖A=100mm,d₄=M8.2.通气器查表9-7,选用经一次过滤装置的通气冒M36×2。3.油面指示器查表9-14,选用油标尺d=M12。查表9-16,选用外六角油塞及封油垫d=M16×1.5。查表9-20,选用箱盖吊耳d=18,R=18,e=18,b=18查表14-3,选用圆锥销GB117-86A12×40查表13-7,选用GB5782-86M8×358.箱体的设计名称符号尺寸箱座壁厚