同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书 课程设计.doc

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1、机械设计课程设计设计题目 带式运输机的同轴式两级圆柱齿轮减速器 材料目录1装配图 1 张2零件图 3 张 3说明书 1 份专 业 班 级 学生姓名 学 号 完成日期 指导教师 成 绩 机械设计课程设计计算说明书设计题目 带式运输机的同轴式两级圆柱齿轮减速器 专 业 班 级 学 生 姓 名 学 号 指 导 教 师 完 成 日 期 同轴式两级圆柱齿轮减速器设计说明书设计计算及说明计算结果1、 设计任务设计一用于带式运输机上的同轴式两级圆柱齿轮减速器（如图），工作平稳，单向运转，两班制工作。运输带容许速度误差为5%。减速器成批生产，使用期限10年，大修周期为3年。设计参数：运输机工作轴扭矩T=145

2、0Nm，运输带速度v=1.4m/s，卷筒直径D=420。2、 传动方案的分析与拟定如设计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。3、 电动机的选择3.1电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，工作电压为380V。3.2选择电动机的容量3.2.1确定电动机所需功率工作机的有效功率 = = = 取V带传动效率，滚动轴承传递效率，（三对）齿轮传动效率，卷筒传动效率，联轴器传动效率0.97。从电动机到工作机输送带间的总效率电动机所需功率 由表16-3可选取电动机的额定功

3、率为15kw. 3.22电动机转速的选择 同步转速是1500 rmin的电动机，其满载转速nm是1460rmin。工作机的转速V带传动范围，二级圆柱齿轮减速器传动比, 总传动比范围,电动机转速可选范围=（16300）63.69 rmin =（1019.0419107）rmin符合这一范围的同步转速为1500 rmin、和3000 rmin2种。选同步转速为3000 rmin和1500 rmin的两种电动机比较。方案型号同步转速 rmin满载转速 rmin额定功率/KW总传动比i1Y160L-4150014601522.92Y160M2-2300029301546由表中数据知，两个方案均可行，但

4、方案2电动机总传动比过大，故采用方案1。根据电动机功率和同步转速，选定电动机的型号为Y160L-4。查表16-3,16-4,知电动机有关参数如下：电动机的额定功率P=15KW电动机的满载转速nm=1460r/min电动机的外伸轴直径D=42mm电动机的外伸轴长度E=110mm电动机型号为Y160L-44、 传动装置运动及动力参数计算。4.1传动装置总传动比和分配各级传动比4.1.1传动装置总传动比 = = 22.94.1.2分配各级传动比其中，为使两级大齿轮直径相近，取，取V带传动的传动比，两级圆柱齿轮减速器传动比 = = 3.02符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。4.

5、2 传动装置的运动和动力参考数的计算4.2.1 各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为 轴。 = 设计计算及说明计算结果4.2.2 各轴功率4.2.3 各轴扭矩 Nm Nm Nm Nm Nm运动和动力参数如下表：轴名参数电动机轴高速轴中速轴低速轴卷筒轴转速n (rmin)1460584193.36464功率P（kW）12.51211.410.83649.69扭矩T（Nm）81.763196.23563.216161445.92传动比 i2.53.023.021设计计算及说明计算结果5、 传动零件的设计5.1 V带轮的设计5.1.1 V带设计电动机功率，转速 rmin ，

6、传动比 ，每天工作16小时。1、 确定计算功率由机械设计表查得工作情况系数，故2、 选择V带带型根据、，根据机械设计选用B型。3、 确定V带轮的基准直径 并验算带速1）初选小带轮的基准直径。由机械设计查表知，取小带轮基准直径。2）验算带速因为，故带速合适。3）计算大带轮的基准直径由机械设计（第八版）157页表8-9，大带轮基准直径圆整为。B型设计计算及说明计算结果4、 确定V带的中心距和基准长度1）由式得，初定中心距。2）计算带所需的基准长度由机械设计知选带的基准长度。3）计算实际中心距中心距的变化范围是 5、 验算小带轮上的包角6、 计算带的根数1）计算单根V带的额定功率由和查机械设计表知得

7、，。设计计算及说明计算结果根据，和B型带，查表8-4得，查表8-5得，查表8-2得，于是2）计算V带的根数，故取6根带。7、 计算单根V带的初拉力的最小值由机械设计得，B型带的单位长度质量 ，故应使带的实际初拉力。8、 计算压轴力压轴力的最小值为6根设计计算及说明计算结果5.1.2 V带轮的结构设计电动机主轴直径，长度，转速，主轴上键槽深，键槽宽。选择平键。1、小V带轮的设计选材，由于（其中，），故采用腹板式带轮。小V带轮，由机械设计查得，。则，取，取。轮槽工作表面粗糙度取1.6或者3.2。2、大V带轮的设计选材，由于，故采用轮辐式带轮。查表10-8得。依小V带轮取，取，则，腹板式带轮轮辐式带

8、轮设计计算及说明计算结果，轮槽工作表面粗糙度取1.6或者3.2。5.2 齿轮传动设计5.2.1 低速级齿轮强度设计输入功率，扭矩Nm ，转速，齿数比，工作寿命10年两班制（每天16 h ）。1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1） 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。3） 材料选择。由表选择小齿轮材料为40Cr，调质，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，调质，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。2、 按齿面接触强度设计直齿圆柱齿轮7级精度设计计算及说明计算结果

9、1） 确定公式内的各计算数值。 试选载荷系数， 计算小齿轮传递的扭矩， 由表选取齿轮宽系数， 由表查得材料的弹性影响系数， 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限， 计算应力循环次数 由图取接触疲劳强度寿命系数， 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，设计计算及说明计算结果2） 计算 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 计算圆周速度 计算齿宽 计算齿宽与齿高之比模数 齿高 计算载荷系数根据，7级精度，由查表得动载系数，直齿轮，由表查得使用系数，设计计算及说明计算结果由表用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，由，查表得，故载荷系数 按实际的载

10、荷系数校正所算的的分度圆直径 计算模数m3、 按齿根弯曲强度设计1） 确定公式内的各计算数值 由表查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限。 由图取弯曲疲劳寿命系数， 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，设计计算及说明计算结果 计算载荷系数K 查取齿形系数由表查得， 查取应力校正系数由表查得， 计算大小齿轮的，并加以比较，大齿轮的数值大。2） 设计计算对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数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决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算的的模数3.42并

11、就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数设计计算及说明计算结果，取，大齿轮齿数，取，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，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算1） 计算分度圆直径2） 计算中心距3） 计算齿轮宽度，取，5.2.2 高速级齿轮强度计算输入功率，扭矩Nm ，转速，齿数比，工作寿命10年两班制（每天16 h ）。1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1） 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。直齿圆柱齿轮7级精度设计计算及说明计算结果3） 材料选

12、择。由表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，二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。2、 按齿面接触强度设计1） 确定公式内的各计算数值。 试选载荷系数， 计算小齿轮传递的扭矩， 由表10-7选取齿轮宽系数， 由表10-6查得材料的弹性影响系数， 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限， 计算应力循环次数设计计算及说明计算结果 由图10-19取接触疲劳强度寿命系数， 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，2） 计算 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值

13、 计算圆周速度 计算齿宽 计算齿宽与齿高之比设计计算及说明计算结果模数 齿高 计算载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载系数，直齿轮，由表10-2查得使用系数由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，由，查图10-13得，故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径 计算模数m设计计算及说明计算结果3、按齿根弯曲强度设计（1） 确定公式内的各计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限。 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数， 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数， 计算载荷系数K 查取齿形系数由表10-5查得， 查取应力校正系数由

14、表10-5查得， 计算大小齿轮的，并加以比较设计计算及说明计算结果，大齿轮的数值大。（2） 设计计算对比计算结果，由齿面接触强度计算的模数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决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算的的模数2.25并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数，取，大齿轮齿数，取，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，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径（2） 计算中心距设计计算及说明计算结果（3） 计

15、算齿轮宽度，取，。由于减速器为同轴式，要求高低速级齿轮中心距相等。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满足高速级齿轮传动的要求。故高速级齿轮传动选择的齿轮与低速级相同。5.2.3 齿轮结构设计参数。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.548模数（mm）4中心距（mm）264啮合角齿数2910329103齿宽（mm）125120125120直径（mm）分度圆116421116412齿根圆106402106402齿顶圆124420124420设计计算及说明计算结果6、 轴的设计计算6.1 高速轴的设计计算6.1.1 按转矩确定轴的最小直径1、高速轴上的功率、转

16、速和转矩功率（）转速（）转矩（）12584196.232、作用在轴上的力高速级小齿轮的分度圆直径 ，3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取，于是得6.1.2 轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案设计计算及说明计算结果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V带轮轴向定位，1-2段轴右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径是。V带轮与轴的配合长度，为了保证轴挡圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略段些，取。按径取挡圈直径。 初选滚动轴承。因轴承只受有径向力的作用，故选用圆柱滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0

17、基本游隙组。标准精度级的圆柱滚子轴承，其尺寸为，故取，而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计实践与创新表14.5查得型轴承的定位轴肩高度，因此套筒左端高度为，且有。 取安装齿轮的轴段4-5的直径，已知齿轮轮毂的宽度为125mm，为使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，取，齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位，右端用轴肩定位，取，轴5-6段的直径，轴环宽度，故取。 轴承端盖的总宽度为20 mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端设计计算及说明计算结果的装拆，取端盖的左端与V带轮右端面间的距离，故取。取齿轮距箱体避之间距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位

18、置时，应距箱体内壁一段距离，取，滚动轴承宽度，则有，考虑到轴承承受载荷的对称性和高低两级的齿轮距离，取。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。V带轮与轴的周向定位选用平键，V带轮与轴的配合为，齿轮与轴的周向定位选用平键，为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周定定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4）确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表15-2，取轴端倒角。轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明127845与V带轮键连接配合235052定位轴肩345255与滚动轴承配合，套筒定位4512160与小齿轮键连接配合5610

19、70定位轴环672964定位轴肩782155与滚动轴承配合总长度361mm设计计算及说明计算结果5）轴上载荷的计算根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。设计计算及说明计算结果载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩，扭矩T6.1.3 按弯矩合成应力校核轴的强度根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力，已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，因此，故安全。6.2 中速轴的设计计算6.2.1 按转矩确定轴的最小直径1、中速轴上的功率、转速和转矩功率（）转速（）转矩（）11.4193.3 563.22、作用在轴上的力 高速级大齿轮分度圆直径，

20、安全设计计算及说明计算结果，。高速级小齿轮分度圆直径，。3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取，于是得6.2.2 轴的设计计算1）拟定轴上零件的装配方案设计计算及说明计算结果2）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。因轴承只受有径向力作用，故选用圆柱滚子轴承，参照工作要求确定，据此由轴承产品目录中初步选取0基本游隙、标准精度级的圆柱滚子轴承，其尺寸为。左右两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，由查得型轴承定位轴肩高度，因此左边套筒左侧和右边套筒右侧高度为。 取安装齿轮的轴段2-3和4-5直径。齿轮与轴承之间采用套筒定位，大齿轮轮毂长，小齿轮轮

21、毂长，为了使套筒压紧齿轮端面故取，。 大齿轮右端和小齿轮左端用轴肩定位，轴肩高度，取，则，考虑高低速轴的配合，取。 大齿轮左端面与箱体间距，小齿轮右端面与箱体间距，考虑箱体铸造误差，故。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大小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。大齿轮周向定位按查选用平键，小齿轮周向定位按查选用平键。同时为了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，滚动轴承与轴的周定定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。4）确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表15-2，取轴端倒角。设计计算及说明计算结果轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明12

22、5450与滚动轴承配合2311655与大齿轮键连接配合3422067定位轴肩，保证高低速齿轮配合4512155与小齿轮键连接配合565450与滚动轴承配合总长度565mm5) 轴上载荷的计算根据轴的结构图作出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。设计计算及说明计算结果载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩，扭矩T6.2.3 按弯矩合成应力校核轴的强度根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力，已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，因此，故安全。6.3 低速轴的设计计算6.3.1 按转矩确定轴的最小直径1、低速轴上的功率、转速和转矩功率（）转速（）转矩（

23、） 10.836416162、作用在轴上的力高速级大齿轮分度圆直径，安全设计计算及说明计算结果3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理，由表15-3，取，于是得6.3.2 轴的设计计算1）拟定轴上零件的装配方案设计计算及说明计算结果2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。联轴器的设计计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则。按照，查标准，选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。 为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左端需制出一轴肩，取该段直径，则取6-7段直

24、径，右端用轴端挡圈定位。按轴段直径取挡圈直径。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面，故取7=8段直径比略短，取。 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力，故选用圆柱滚子轴承，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、标准精度级的圆柱滚子轴承，其尺寸为，故，而。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，查得定位轴肩高度，因此取. 取安装齿轮处的轴段4-5的直径，齿轮的右端与轴承之间采用套筒定位。齿轮轮毂的宽度为，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取。则轴环处的直径，轴环宽度，取。 轴承端盖的总宽度为20 mm（由减速器

25、及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端的装拆，取端盖的左端与V带轮右端面间的距离，故取。设计计算及说明计算结果 取齿轮距箱体避之间距离，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，取，故 。考虑到轴载荷对称分布以及装配工艺性，取。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齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按选用平键，同时为保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为。半联轴器与轴连接按选用平键，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，此处选轴的直径尺寸公差为。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴

26、端倒角为。轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明122885与滚动轴承配合232095定位轴肩3412104定位轴环4511690与大齿轮键连接配合565985与滚动轴承配合，套筒定位675082定位轴肩7813075与半联轴器键连接配合总长度415mm设计计算及说明计算结果5）求轴上载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，确定支撑位置并计算。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩 扭矩T设计计算及说明计算结果6.3.3 按弯矩合成应力校核轴的强度根据表中数据以及轴单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，取，轴的计算应力，已选定轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得，因此，故安全。7、滚动

27、轴承的选择计算轴承预期寿命 7.1 高速轴上滚动轴承的选择计算7.1.1 轴上轴承的选择选用型圆柱滚子轴承，。7.1.2 轴上轴承寿命计算1、两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程可知，；，；，。2、轴承当量动载荷和查机械设计（第八版）表13-6，载荷系数，安全设计计算及说明计算结果3、验算轴承寿命因为，所以按照轴承1的受力大小验算，故所选轴承满足寿命要求。7.2 中速轴上滚动轴承的选择计算7.2.1 轴上轴承的选择选用型圆柱滚子轴承，。7.2.2 轴上轴承寿命计算1、两轴承所受到的径向载荷和由中速轴的校核过程可知，；，；，。2、轴承当量动载荷和查机械设计（第八版）表13-6，载荷系数，满

28、足寿命要求设计计算及说明计算结果3、验算轴承寿命因为，所以按照轴承2的受力大小验算，故所选轴承满足寿命要求。7.3 低速轴 上滚动轴承的选择计算7.1.1 轴上轴承的选择选用型圆柱滚子轴承，。7.1.2 轴上轴承寿命计算1、两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程可知，；，；，。2、轴承当量动载荷和查机械设计（第八版）表13-6，载荷系数，3、验算轴承寿命满足寿命要求设计计算及说明计算结果因为，所以按照轴承2的受力大小验算，故所选轴承满足寿命要求。8、 键连接的选择计算普通平键链接的强度条件为 ，键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计（第八版）表6-2取。8.1 电机上键键连接的选择计算取普通

29、平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故该键满足强度要求。8.2 轴上键连接的选择计算8.2.1 V带轮处的键的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故该键满足强度要求。满足寿命要求该键满足强度要求该键满足强度要求设计计算及说明计算结果8.2.2 小齿轮处键的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故该键满足强度要求。8.3 轴上键连接的选择计算8.3.1 大齿轮处键的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故该键满足强度要求。8.3.2 小齿轮处键的选择计算取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故该键满足强度要求。8.

30、4 轴上键连接的选择计算8.4.1 大齿轮处键的选择计算该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求设计计算及说明计算结果取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故该键满足强度要求。8.4.2 联轴器周向定位键取普通平键，键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，故该键满足强度要求。9、联轴器的选择根据轴输出转矩，联轴器计算转矩，查选用HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，符合要求。10、润滑和密封类型的选择10.1 润滑方式根据前面计算，齿轮最大圆周速度，故采用浸油润滑。10.2 润滑油根据工作环境，选择润滑油为矿物油。10.3 装油量计算该键满足强度要求该键满足强度要求设计计算及

31、说明计算结果10.4 密封类型的选择1、机体与机盖之间的密封使连接处凸缘有足够的宽度，连接表面应精刨，保证机盖与机座连接处的可靠密封，表面粗糙度不大于。在机座凸缘上铣出回油沟，使渗入连接面的油重新流回箱底。2、滚动轴承与机座间的密封选择接触式垫圈密封。11、附件选择设计11.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计查机械设计实践与创新表4.7，观察孔，孔盖，孔径，孔数。11.2 油面指示装置设计查表4.10选用油标尺。11.3 通气器的选择查表4.8选用一次过滤装置的通气帽。11.4 放油孔及螺塞的设计查表4.9选用六角螺塞及封油垫，封油圈材料为耐油橡胶。油塞材料为。11.5 起吊环、吊耳的设计箱盖上

32、吊耳环，箱座上吊钩，11.6 起盖螺钉的选择选用螺钉设计计算及说明计算结果11.7 定位销选择选用圆锥销12、箱体设计箱体材料为，结构尺寸如表：(单位：mm)代号名称数据代号名称数据箱座壁厚10地脚螺栓M22箱盖壁厚9轴承螺栓M16箱座加强肋厚8.5连接分箱面的螺栓M14箱盖加强肋厚7.6轴承盖螺钉高速中速箱座分箱面凸缘厚15低速箱盖分箱面凸缘厚14检查孔盖螺钉平凸缘底座厚23.5地脚螺栓数6轴承座孔边缘至轴承螺栓轴线的距离30轴承螺栓的凸台面65轴承座孔外端面至箱外壁的距离45箱座深度260箱体分箱面凸缘半径35箱体内壁圆角半径10轴承座孔外径高速，中速，低速，中间支承，设计计算及说明计算结果13、设计小结机械设计课程设计只有本着认真负责的态度才能做好。选定轴承后立即校核，若不适合及早更换，以免最后进行大的修改。成熟的设计需要扎实的基本知识和日积月累的经验。14、参考文献机械设计（第八版） 濮良贵、纪名刚 高等教育出版社机械原理（第七版） 孙恒、陈作模、葛文杰 高等教育出版社机械设计课程设计手册（第三版） 吴宗泽、罗圣国 高等教育出版社