斜齿轮课程设计--- 带式运输机传动装置的设计.doc

机械设计课程设计 计算说明书 题题 目目 带式运输机传动装置的设计带式运输机传动装置的设计 专业班级专业班级 学学 号号 学生姓名学生姓名 指导教师指导教师 西西 安安 文文 理理 学学 院院 20102010 年年 1 1 月月 第 2 页 2 机械设计课程设计任务书 学生姓名 专业班级 学 号 指导教师 职 称 教研室 机械教研室 题目 设计带式运输机传动装置 编号 DD-2 传动系统图： 原始数据：原始数据： 运输机工作轴转矩运输机工作轴转矩)/(mNT运输带工作速度运输带工作速度)/( 1 smv卷筒直径卷筒直径mmD/ 7500.75300 工作条件：工作条件： 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限 10 年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5% 要求完成：要求完成： 第 3 页 3 1.减速器装配图减速器装配图 1 张（张（A2） 。 2.零件工作图零件工作图 2 张（箱体和轴）张（箱体和轴） 。 3.设计说明书设计说明书 1 份，份，6000-8000 字。字。 开始日期 年 月 日 完成日期 年 月 日 年 月 日 第 4 页 4 目录目录 1 总体设计总体设计.6 1.1 电动机的选择.6 1.2 传动比的分配.7 1.3 传动装置的运动和动力参数计算.7 2 传动零件的设计计算传动零件的设计计算.9 2.1 设计带和带轮.9 2.2 高速级齿轮传动的计算设计.10 2.3 低速级齿轮传动的计算设计.14 3、联轴器选择、联轴器选择.20 4、初算轴径、初算轴径.21 5、轴承的润滑方式选择、轴承的润滑方式选择.22 6、箱体的结构尺寸、箱体的结构尺寸.23 7、减速器附件的选择、减速器附件的选择.24 8、初选轴承、初选轴承.25 9、键的选择、键的选择.26 10、设计小结、设计小结.27 11、参考资料目录、参考资料目录.29 第 5 页 5 题目：题目：设计带式运输机传送装置设计带式运输机传送装置 编号编号 DD2 设计参数：设计参数： 1、运输带工作周转矩：；mNT*750 2、运输带工作速度:；smv/75 . 0 ( 5%) 3、卷筒直径：；mmD300 4、卷筒工作效率：；96 . 0 5、工作寿命：10 年单班制工作； 6、工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限 10 年，小批量生产，单班制工作，允许带速度误差5%。 7 传动系统图如下： 开始日期年 月 日 完成日期 年 月 日 mNT*600 smv/95 . 0 ( 5%) mmD360 96 . 0 第 29 页 29 1 总体设计总体设计 1.1 电动机的选择 1 电动机类型的选择 根据动力源和工作条件，选用 Y 系列三相异 步电动机。 2 电动机功率的选择 工作机所需要的有效功率为： =KW=, 其中为工作机传动 W P w Tn 955096 . 0 9550 75.47750 KW90625 . 3 w 效率。为了计算电动机所需功率,需确定传动装置总功率 。设各 d P 效率分别为：、（V 带传动传动） 、（角接触球轴承） 、（齿轮 1 2 3 传动 7 级精度） 、（HL 弹性柱销联轴器效率） 。 4 查表得：=， =， =， =； 1 95 . 0 2 98 . 0 3 97 . 0 4 99. 0 则传动装置的总效率为：= = 4 2 3 4 21 99 . 0 97 . 0 98 . 0 95 . 0 24 82 . 0 电动机所需功率为： = d P W P KW 82 . 0 9063 . 3 KW7854 . 4 由表 19-13 选取电动机的额定功率为 5.5KW。 3 工作机转速 = = W n D v 100060 min/ 30014 . 3 75 . 0 60000 r min/75.47r 总传动比 i= ，其中为电动机的满载转速。 w m n n m n 现将两种电动机的有关数据列于表 1 比较。 表表 1 1 两种电动机的数据比较两种电动机的数据比较 方案方案电动机型电动机型额定功率额定功率同步转速同步转速满载转速满载转速总传动比总传动比总传动比 i = w PKW90625 . 3 82 . 0 KWPd7854 . 4 KWPed5 . 5 min/75.47r w 第 7 页 7 号号（kw）（r min- 1） （r min- 1） Y132S-45.51500144030.1602222222 Y132S1-25.53000292060.1528.260 由上表可知方案总传动比过大，为了能合理的分配传动比，使传 动装置结构紧凑决定选用方案。 1.2 传动比的分配 现总传动比 ；16.30i 取带轮的传动比 iD=2.2; 齿轮总传动比， =， 。709.13i 1 ii 5 . 1535 . 4 023 . 3 2 i 1.3 传动装置的运动和动力参数计算 1.各轴转速的计算 =/iD=654.55 r/min n m n n=n/i1=654.55/4.108r/min=144.34r/min n= n/i2=159.34/3.16r/min=47.74r/min 2.各轴输入功率计算 =4.7854kW d P P=1=4.78540.95kW=4.5462kW d P P=P23=4.54620.990.97kW=4.3216kW P=P23=4.32160.990.97kW=4.1081kW 3.各轴的输入转矩计算 Td=9550=95504.7854/1440Nm=31.7367Nm md nP / T=9550P/n=66.3297Nm T=9550P/n=285.9244 Nm Y132S-4 ；16.30i ；2 . 2 0 i ；535. 4 1 i 023 . 3 2 i n=654.54 r/min n=144.34 r/min n=47.74r/min P=4.5462 kW P=4.3216kW P=4.1081kW Td=31.736 Nm T=66.3297Nm 第 7 页 7 T=9550P/n821.6799 Nm 将各轴的运动和动力参数列于表 2。 表表 2 2 各轴的运动和动力参数各轴的运动和动力参数 轴号轴号转速转速 （r min-1） 功率功率 （kw） 转矩转矩 （Nm） 传动比传动比 014404.785431.73672.2 654.554.546266.3297 4.535 144.344.3216285.9244 47.744.1081821.6799 3.023 T=285.9244Nm T=821.6799Nm 第 7 页 7 2 传动零件的设计计算传动零件的设计计算 2.1 设计带和带轮 确定计算功率 查课本表 9-6 得： 178 P1 . 1 A K ,式中 为工作情况系数， 为2639. 57854 . 4 1 . 1PkP Aca p 传递的额定功率,既电机的额定功率. 选择带型号 根据，,查课本表 8-8 和表 8-9 选用2639. 5 ca P 1 . 1 A k 157 P 158 P 带型为 A 型带 选取带轮基准直径 21,dd dd 查课本表 8-3 和表 8-7 得小带轮基准直径， 149 P 156 Pmmdd90 1 则大带轮基准直径,，查课本表 8-mmdid dd 198902 . 2 102 156 P 7 后取。mmdd200 2 验算带速 v 在smsm nd V md /35/7858 . 6 100060 144090 100060 1 525m/s 范围内，带充分发挥。 确定中心距 a 和带的基准长度 由于,即，初定中心 0 203a580 距，所以带长,mma500 0 =.查课本表8- d L5809.1461 4 )( )( 2 2 0 2 2 0 1 21 a dd dda dd dd mm 146 P 2 选取基准长度得实际中心距mmLd1600 第 7 页 7 mm LL aa Dd 2095.5692095.69500 2 0 0 取 mma2095.569 验算小带轮包角 1 ，包角合适。 9267.168 3 . 57 180 12 1 a dd dd 确定 v 带根数 z 因，带速，传动比,mmdd90 1 smv/79 . 6 2 . 2 0 i 查课本表 8-4a 和 8-4b,并由内插值法得. 152 P1692 . 0 .0644 . 1 00 pp 查课本表 8-2 得=0.99 146 P L K 查课本表 8-8,并由内插值法得=0.975707 157 PK 由公式 8-26 得 158 P 4176 . 4 99 . 0 975707 . 0 )1692 . 0 0644. 1 ( 2639 . 5 )( 00 l ca kkpp p Z 故选 Z=5 根带。 计算预紧力 0 F 查课本表 8-3 得,故: 149 Pmkgq/1 . 0 单根普通带张紧后的初拉力为 N qv kzv P F ca 7918.125 7858 . 6 1 . 0) 1 96 . 0 5 . 2 ( 7858 . 6 5 5002639 . 5 ) 1 5 . 2 (500 22 0 计算作用在轴上的压轴力 p F 利用公式 8-24 可得: 155 P NFzFp05.1252 2 9267.168 sin7918.12552 2 sin2 1 0 2.2 高速级齿轮传动的计算设计 2.2.1 第 7 页 7 选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 7 级精度。 3）材料选择 选则小齿轮材料为 45 钢，调质处理，平均硬度为 250HBS。大齿轮材料为 45 钢，正火，硬度为 220HBS，二者硬度差 为 30HBS。 4）选小齿轮齿数 ,21 1 z 5）则：。96z235.9521535 . 4 2 12 1，取ziz 6）初选螺旋角。14 2.2.2 按齿面接触疲劳强度设计 3 2 1 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d （1)确定公式内的各项数值 1）试选载荷系数 =1.6. t K 2）查表选取区域系数=2.433 H Z 3）=0.758=0.86；所以=0.758+0.86=1.618 1 2 4）小齿轮传递的转矩=65363.99053 1 T 5）选取齿宽系数。 6）查表材料的弹性系数（大小齿轮均采用锻造） 。 7）查表，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=575Pa, 1limH 按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限=510a。 2limH 8）计算应力循环次数 =60654.55830010=9.43 h jLnN 11 60 8 10 =9.43/4.535=2.1 212 /iNN 8 10 8 10 9）查表得接触疲劳寿命系数=0.91,=0.95。 1HN K 2HN K 10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1， =21 1 z =96 2 z 14 =1.6 t K =0.758； 1 =0.86； 2 =1 d =9.43； 1 N 8 10 =2.1 2 N 8 10 第 7 页 7 =523.25 MPa S K HHN H 1lim1 1 =484.5 MPa S K HHN H 2lim2 2 =503.875 MPa 2 21HH H 11）计算小齿轮分度圆直径 t d1 3 2 1 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d 50.9866mm 3 2 875.503 8 . 189433 . 2 535 . 4 1535 . 4 618 . 1 1 99053.653636 . 12 12）计算圆周速度 v=m/s 100060 11 nd t 7474 . 1 60000 55.6549866.5014 . 3 13）计算齿宽 b 及模数 nt m = mm9866.501x50.9866b 1 tdd 1 1 z 14cos t nt d m =2.3558 mm 21 14cos9866.50 14）齿高 h=2.25=2.252.3558=5.3006mm，b/h=9.6191mm nt m 15）计算纵向重合度 0.318121tan14=1.6650tan318 . 0 1 z d 16)计算载荷系数 K 查表得：使用系数=1；根据 v=1.7474m/s、7 级精度，查表得 A K 动载系数=1.08；查表；（假设 v K2 . 1 FaHa KK /b100N/mm）查表得 7 级精度、调质小齿轮相对之承非对称 A K t F 布置时： 1.4195 H K =523.25 MPa 1H =484.5 MPa 2H =503.875 MPa H 50.9866 mm t d1 bmm 9866 . 0 5 = nt mmm3558 . 2 h=5.3006 mm 1.6650 第 7 页 7 根据 b/h=9.67、,查表得：=1.33。4195 . 1 H K F K 故载荷系数11.081.21.4195=1.8396。 HHVA KKKKK 17)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 50.986653.4146mm 3 11 / tt KKdd 3 6 . 1/8396 . 1 18）计算模数=2.4680mm 1 1cos z d mn mm 21 14cos4146.53 2.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d t YY z YKT m （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 11.081.21.33=1.72368。 FFaVA KKKKK 2)根据纵向重合度1.6650，查表得螺旋角影响系数0.88 Y 3）计算当量齿数=22.9883， 3 1 1 cos z zv 14cos 21 3 =105.0894 3 2 2 cos z zv 4）查取齿数系数及应力校正系数 查表得： =2.6868，=2.1756，=1.5754，=1.7944。 1Fa Y 2Fa Y 1Sa Y 2Sa Y 5）查表：按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=450MPa, 1FE 按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳极限=415MPa 2FE 6) 查表弯曲疲劳寿命系数=0.86,=0.89。 1FN K 2FN K 7）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 =276.4286 MPa S K FEFN F 11 1 4 . 1 38089 . 0 53.4146mm 1 d =1.72368 K 9883.22 1 v z =105.0894 2v z ， 6868. 2 1 Fa Y 1756 . 2 2 Fa Y ，5754 . 1 1 Sa Y 7944 . 1 2 Sa Y 第 7 页 7 =263.8214MPa S K FEFN F 22 2 4 . 1 350894 . 0 8）计算大小齿轮的并加以比较， F SaFaY Y =0.01557；=0.01481。 1 11 F SaFaY Y 2 22 F SaFa YY （2）计算（按小齿轮） 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d t YY z YKT m =mm9965 . 1 01557 . 0 211 14cos88 . 0 99.6536372368 . 1 2 3 2 2 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根 n m 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 n m 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。故可取由弯曲强度算得 的模数并就近圆整为标准值=2.4680mm，而按接触强度算得的分度 n m 圆直径=50.9866mm 重新修正齿轮齿数， 1 d ，取9140.25 4680 . 2 14cos4545.53cos 1 1 n m d z 实际传动比117z91.11726535 . 4 ziz26z 21221 ，取，则： 2.2.4 几何尺寸计算 （1）中心距计算 a= cos2 )( 21n mzz mm3777.147 14cos2 4860 . 2 )11726( 将中心距圆整为 147mm。 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 =0.01557；= 1 11 F SaFaY Y 2 22 F SaFa YY 0.01481 。 1.9965 mm t m 1 z，26 117z2 a147.3777mm。 =13.3967 第 7 页 7 =arccos13.3967 a mzz n 2 )( arccos 21 1472 4680 . 2 11726）（ （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 =53.4545mm 3.39671cos 24680 . 2 cos 1 1 n mz d =240.5454mm 3.39671cos 2117 cos 2 2 n mz d （4）计算齿轮宽度，圆整后取mm4545.534545.531 1 db d mm (小齿轮)60mm55 12 BB， 2.3 低速级齿轮传动的计算设计 2.3.1 1）选定低速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数 2） 按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动。 3） 输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 7 级精度。 4） 材料选择 选则小齿轮材料为 40Cr，调质处理，平均硬度为 280HBS。大齿轮材料为 45 钢，正火，硬度为 240HBS，二者硬度差 为 30HBS。 5） 选小齿轮齿数 ,21 1 z 6） 则：。64z483.6321023 . 3 2 12 1，取ziz 7）初选螺旋角。14 2.3.2 按齿面接触疲劳强度设计 3 2 1 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d （1)确定公式内的各项数值 1）试选载荷系数 =53.4545mm 1 d =240.5454mm 2 d =b3.4545mm5 60mmm55 2 B 1 B 64;21 21 zz 第 7 页 7 =1.6. t K 2）查表选取区域系数=2.433 H Z 3）=0.758=0.852 1 2 ；所以=0.758+0.852=1.61 4）小齿轮传递的转矩=285924.4485 1 T 5）选取齿宽系数。 6）查表材料的弹性系数（大小齿轮均采用锻造） 。 7）查表，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Pa, 1limH 按齿面硬度查得大齿轮接触疲劳强度极限=550Pa。 2limH 8）计算应力循环次数 =60144.34275830010=207853557 h jLnN 11 60 =207853557/3.023=68754935.3 212 /iNN 9）查表得接触疲劳寿命系数=0.92,=0.96。 1HN K 2HN K 10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1， =552 MPa S K HHN H 1lim1 1 =528 MPa S K HHN H 2lim2 2 =540 MPa 2 21HH H 11）计算小齿轮分度圆直径 t d1 3 2 1 1 12 H EH d t t ZZ u uTK d 82.08381mm 3 2 540 8 . 189433 . 2 023 . 3 1023 . 3 61. 11 4485.2859246 . 12 12）计算圆周速度 v=m/s 100060 11 nd t 62037 . 0 60000 34275.14408381.8214 . 3 第 7 页 7 13）计算齿宽 b 及模数 nt m = mm08381.821x82.08381b 1 tdd 1 1 z 14cos t nt d m =3.7926463 mm 21 14cos08381.82 14）齿高 h=2.25=2.253.7926463=8.53345418mm，b/h=9.619060541mm nt m 15）计算纵向重合度 0.318121tan14=1.6650tan318 . 0 1 z d 16)计算载荷系数 K 查表得：使用系数=1；根据 v=0.62037m/s、7 级精度，查表得动 A K 载系数=1.04；查表；（假设/b100N/mm） v K2 . 1 FaHa KK A K t F 查表得 7 级精度、调质小齿轮相对之承非对称布置时： 1.42652095 H K 根据 b/h=9.619060541、,查表得：=1.35。42652095 . 1 H K F K 故载荷系数11.081.21.4195=1.780298。 HHVA KKKKK 17)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径： 82.0838185.05799mm 3 11 / tt KKdd 3 6 . 1/780298 . 1 18）计算模数=3.930067mm 1 1cos z d mn mm 21 14cos05799.85 2.3.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d t YY z YKT m （1）确定计算参数 1）计算载荷系数11.041.21.35=1.6848。 FFaVA KKKKK 第 7 页 7 2)根据纵向重合度1.6650，查表得螺旋角影响系数0.88 Y 3）计算当量齿数=22.9883， 3 1 1 cos z zv 14cos 21 3 =70.0595944 3 2 2 cos z zv 4）查取齿数系数及应力校正系数 查表得： =2.76，=2.264，=1.56，=1.738。 1Fa Y 2Fa Y 1Sa Y 2Sa Y 5）查表：按齿面硬度查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa, 1FE 按齿面硬度查得大齿轮的弯曲疲劳极限=450MPa 2FE 6) 查表弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88。 1FN K 2FN K 7）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 =303.5714MPa S K FEFN F 11 1 4 . 1 50085 . 0 =282.8571MPa S K FEFN F 22 2 4 . 1 45088 . 0 8）计算大小齿轮的并加以比较， F SaFaY Y =0.01418；=0.01391。 1 11 F SaFaY Y 2 22 F SaFa YY （2）计算（按小齿轮） 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d t YY z YKT m =m1409036 . 3 01418 . 0 211 14cos88 . 0 4485.2859246848 . 1 2 3 2 2 m 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根 n m 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 n m 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， 第 7 页 7 仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。故可取由弯曲强度算得 的模数并就近圆整为标准值=2.4680mm，而按接触强度算得的分度 n m 圆直径=50.9866mm 重新修正齿轮齿数， 1 d ，取5804006.23 5 . 3 14cos05799.85cos 1 1 n m d z 73z28608476.715804006.23023 . 3 ziz24z 21221 ，取，则： 实际传动比 2.3.4 几何尺寸计算 （1）中心距计算 a= cos2 )( 21n mzz mm9466636.174 14cos2 5 . 3)7324( 将中心距圆整为 175mm。 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos14.26987 a mzz n 2 )( arccos 21 1752 5 . 37324）（ （3）计算大、小齿轮的分度圆直径 =86.59794mm 4.269871cos 5 . 334 cos 1 1 n mz d =263.40206mm 7cos14.2698 5 . 373 cos 2 2 n mz d （4）计算齿轮宽度，圆整后取mm59794.8659794.861 1 db d mm (小齿轮)95mm90 12 BB， 所以，计算得齿轮的参数为： 高速级高速级低速级低速级 大大小小大大小小 mn 23.5 Z117266421 I4.5353.023 D240.545453.4545263.402186.5979 A147175 B55609095 第 7 页 7 396713 069914 3、联轴器选择、联轴器选择 低速级：T=805.24634 Nm,所以，选择；2002)-(GB/T60698联轴器HL 第 7 页 7 4、初算轴径、初算轴径 由式 3 n p cd C由轴的许用应力所确定的系数与材料有关，考虑到安装联轴器 的轴短只受扭矩作用，取 c=120 则轴=21.02mm 具体值在画图时确定 33 1 1 1 55.654 54 . 4 110 n p d c 轴=34.19mm 具体值在画图时确定 33 2 2 2 34.144 32 . 4 110 n p d 轴=48.67mm 3 3 3 3 3 75.47 11 . 4 110 p p d 21.02mm d1 34.19mm d2 48.67mm d3 第 7 页 7 5、轴承的润滑方式选择、轴承的润滑方式选择 1、高速级齿轮的圆周速 V=1.746m/s 2m/s 100060 11 ndt 100060 55.6549866.50 所以，轴承采用脂润滑。高速级小齿轮处用挡油板。 2、滚动轴承的润滑 采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟，并设挡油盘，以防止轴承 旁齿轮啮合时，所挤出的热油溅入轴承内部，增加轴承的阻力。 3、润滑油的选择 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备选用 L-AN15 润滑油 4、密封方式选取： 选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密 封。 V=1.746 2m/s 第 7 页 7 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定 6、箱体的结构尺寸、箱体的结构尺寸 箱座壁厚：， 2 0.02538amm 而，mm8675 . 6 3147025 . 0 所以，取。8mm 箱盖壁厚：8mm，所以，68mm . 0 885 . 0 ,mm885 . 0 8 . 0 1 而 取。 1 8mm 箱座、箱盖、凸缘的厚度：b=b1=1.58=12mm5 . 1 箱底座凸缘的厚度：b2=2.5=2.58=20mm 箱座、箱盖的肋厚：取 m=8mm 11 0.856.8mmmm 地脚螺钉的直径：取 df=20mm；292.1712036 . 0 a df 地脚螺栓数目：4; 轴承旁联接螺栓的直径：=0.7520=15mm 取 16mm； dd f 75 . 0 1 箱盖、箱座联接螺栓的直径：.间距 l=160mmmm dd f 126 . 0 2 8mm b2=20mm 第 7 页 7 轴承端盖螺钉直径： 3 0.58, f ddmm 视孔盖螺钉直径：d4=8mm; 定位销直径：d=8mm 轴承旁凸台的半径： 12 Rc 轴承端盖外径：（其中，D 为轴承外径，为轴承 23 (5 5.5)DDd 3 d 盖螺钉的直径） 。 至箱外壁的距离： 12 , f dd dmmmmmm cccf 18,22,26 12111 至凸缘边缘的距离：。 2 , f ddmmmmmm cccf 16,20,24 22212 外箱壁到轴承座端面的距离：=58mm。6 211 ccl 齿轮顶圆与内箱壁距离：，取：=10mm。 11 齿轮端面与内箱壁距离：，取：=10mm。 22 7、减速器附件的选择、减速器附件的选择 1、通气器：由于在外界使用，有粉尘，选用通气室采用 M18 1.5 2、油面指示器：选用油标尺，规格 M16 3、起吊装置：采用箱盖吊耳，箱座吊耳 4、放油螺塞：选用外六角细牙螺塞及垫片 M16 1.5 5、窥视孔及视孔盖：选用板结构的视孔盖 第 7 页 7 8、初选轴承、初选轴承 高速轴：角接触轴承：7207AC，d=35mm，D=72mm，B=17mm； 中间轴：角接触轴承：7210AC，d=50mm，D=90mm，B=20mm； 低速轴：角接触轴承：7213AC，d=65mm，D=120mm，B=23mm； 轴承端盖外径： 23 5DDd 高速轴：D2=D+5d3=D+40=112mm; 中间轴：D2