葡萄收获机传动部分机械设计课程设计.doc

机械设计课程设计说明书设计题目：葡萄收获机传动部分 专业： 姓名： 指导教师： 设计时间：目录一、 设计任务11.总体布置图12.工作情况13.原始数据:14.设计任务15.设计内容1二、 传动方案的拟定及说明2三、电动机的选择21、电动机容量的选择22、电动机转速的选择2四、确定传动装置的总传动比和分配传动比3五、计算传动装置的运动和动力参数3六、传动件的设计计算41、设计V带和带轮42、 齿轮的设计71、高速级部分齿轮传动的设计72、 低速级部分齿轮传动的设计13七、轴的设计171、高速轴的设计172、中速轴的设计193、低速轴的设计22八、滚动轴承的选择及计算251. 高速轴上的轴承252. 中速轴上的轴承263. 低速轴上的轴承28九、键联接的选择及校核计算281、V带轮处的键292、中速轴上大齿轮处的键293、中速轴上小齿轮处的键294、中速轴上连接联轴器的键295、低速轴上大齿轮处的键296、低速轴上连接联轴器的键29十、箱体的的结构设计30十一、润滑的选择和计算32 齿轮的润滑32轴承的润滑32十二、密封的选择32课程设计总结32参考文献321、2、 设计任务 设计题目:葡萄收获机传动部分(由发动机到执行部分的传动部分，至少需要两路输出） 1.总体布置图2.工作情况 工作平稳、单向运转3.原始数据:输出力矩1（Nm）输出速度1（r/min）输出力矩2（Nm）输出速度2（r/min）512150304.设计任务（1）葡萄收获机传动部分（由电动机到执行部分的传动部分，两路输出）装配图1张（A0或A1）；(2）零件图4张（箱体、轴、齿轮等重要的非标准件）；(3）设计计算设计说明书1份（10000字左右）。5.设计内容(1)传动装置总体设计方案(2)电动机的选择(3)确定传动装置的总传动比和分配传动比(4)计算传动装置的运动和动力参数(5)设计V带和带轮(6)齿轮的设计(7)传动轴及其轴上零件的设计与校核(8)箱体结构设计(9)润滑密封设计3、 传动方案的拟定及说明 电机输出后通过离心离合器将动力传递带小带轮上，通过带传动将能量输出到减速箱内，再通过展开式减速箱的二级齿轮传动达到任务要求的输出转速和转矩指标，通过第二根和第三根轴输出，其中第二根轴是输出高转速，第三根轴输出低转速。一级齿轮传动减速采用斜齿轮，二级齿轮传动采用圆柱直齿轮传动。三、电动机的选择1、电动机容量的选择查表可知，V带传动的效率，通用减速器齿轮精度为68级，选择圆柱齿轮精度为7级，其传动效率可得工作机所需电动机功率电动机额定功率。由于负载是稳定的，无需进行过载能力的校核：当电动机不带动负载时，也无需进行启动条件的校核。2、电动机转速的选择传动系统选择V带传动和两级圆柱齿轮减速器（展开式），其中V带传动的常用传动比为24，最大传动比为7；两级圆柱齿轮减速器（展开式）的传动比为840，要求的输出转速分别为所以电动机转速对比上述三种方案，方案2比较合适，所以选择电动机型号Y90S-6,其额定功率四、确定传动装置的总传动比和分配传动比对于低转速输出轴,总的传动比为 对于高转速输出轴,总的传动比为 V带传动的常用传动比为25,由于低速输出轴的总传动比较高,故V带传动选用较高的传动比,取.则减速器对应于两个输出轴的传动比分别为 高速级传动比传动系统的各级传动比分别为 五、计算传动装置的运动和动力参数各轴转速各轴功率各轴转矩六、传动件的设计计算1、设计V带和带轮确定计算功率传动系统的工作载荷较稳定,变动微小,一般为空载或轻载启动,假设每天工作时间为1016小时,则工作状况系数计算功率小带轮转速n=910 r/min选择V带的带型根据计算功率和小带轮转速n，可确定V带的带型为ZZ带的截面尺寸为普通V带的带型节宽顶宽b/mm高度h/mm横截面积A/楔角Z8.510.06.047确定带轮的基准直径并验算带速vV带Z型槽的最小基准直径=50mm，一般情况下，应保证。初选小带轮的直径V带的带速不宜过低或过高，一般应使v=525 m/s,最高不应超过30 m/s。带速v=4764mm/s=4.8m/s，符合一般要求。计算大带轮的基准直径再根据普通V带轮的基准直径系列表加以适当圆整，选择大带轮的基准直径确定中心距a并选择V带的基准长度初定中心距为所以所选的中心距范围为420mm1200mm初选中心距=600mm。计算相应的带长带的基准长度根据选择，传动的实际中心距近似为考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变动范围验算小带轮上的包角小带轮上的包角小于大带轮上的包角，小带轮上的总摩擦力小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生为了提高带传动的工作能力，应使符合要求。确定带的根数z确定带的初拉力单根V带的所需的最小初拉力为对于先安装的V带，初拉力计算带传动的压轴力为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力V带轮的设计因为功率较小，所以带轮材料可选工程塑料。2、 齿轮的设计1、高速级部分齿轮传动的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数根据传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动。减速器的速度不高，选用7级精度（GB 10095-88）。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。选择小齿轮齿数为20，大齿轮齿数选取螺旋角。初选螺旋角=.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即试选小齿轮传递的转矩选取齿宽系数选择区域系数斜齿轮传动的端面重合度材料的弹性影响系数齿数比=6.1按齿面硬度差的小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限。计算应力循环次数取接触疲劳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S=1，许用接触应力试算小齿轮的分度圆直径由公式算得计算圆周速度。计算齿宽b及模数计算纵向重合度计算载荷系数K已知使用系数,根据v=0.357 m/s，7级精度，查图可得动载系数;查表得根据b/h=9.14,，查图得查表得故动载系数按实际动载荷系数校正所算出的分度圆直径，计算模数按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限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S=1.4，计算载荷系数根据纵向重合度可查图得螺旋角影响系数计算当量齿数查取齿形系数查取应力校正系数计算大、小齿轮的,并加以比较。大齿轮的数值大设计计算对比此结果，由齿面接触疲劳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m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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.5 mm,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来计算齿数。取。几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为142 mm按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，所以参数等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取2、 低速级部分齿轮传动的设计齿数的选择 选择直齿轮，选小齿轮数为，大齿轮齿数，初选螺旋角=。按齿面接触强度设计 按设计计算公式（10-21）进行试算，即确定公式内的各计算数值试选择载荷系数 。小齿轮传递的转矩 。由表10-7选取齿宽系数 。由表10-6查得材料弹性影响系数。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。由式10-13计算应力循环次数。 由图10-19查得接触疲劳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S=1，由式(10-12)得 许用接触应力 计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 计算圆周速度计算齿宽b及齿高比 计算载荷系数K根据,7级精度，由图10-8查的动载系数；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、小齿轮相对支承非对称布置时，。由查图10-13得；故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得计算模数m,按齿根弯曲强度设计 由式(10-5)得弯曲强度的计算公式为 确定计算数值 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；由图10-18查得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S=1.4，由式(10-12)得 计算载荷系数 查取齿形系数 由表10-5查得查取应力校正系数 由表10-5查得计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大设计计算 对比计算的结果，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m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，可取由弯曲强度算的的模数2.53并就近圆整为标准值mm，按接触强度算的的分度圆直径，算的小齿轮齿数 大齿轮齿数 这样设计出齿轮传动，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.几何尺寸计算计算分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽带 取5.结构设计及绘制齿轮零件图（见附录）高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比6.12.5模数（mm）1.53螺旋角中心距（mm）142136.5齿数261582665齿宽45408478直径（mm）分度圆4023778195齿根圆43.5241.584201齿顶圆3523370.5187.5七、轴的设计1、高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩功率(KW)转速 (r/min)转矩(Nmm)0.49918226200(2) 作用在轴上的力已知低速轴上齿轮的分度圆直径为，则(3) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调制处理。取于是得高速轴的最小直径显然是与V带轮连接出的轴直径，取此处直径为22mm。(4) 轴的结构设计选用下图所示的装配方案 根据轴向定位的要求确定轴的隔断直径和长度1）为了满足V带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径=23mm。V带轮与轴配合的长度L1=80mm，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-段的长度应比L1略短一些，现取=76。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时承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30205，其尺寸为dDT=255217，故取,3） 轴上齿轮的的分度圆直径为40，有轮毂为45mm,故取。4）轴承端盖的总宽度为20mm（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L=30mm，故取。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位齿轮、V带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由表查得V带轮与轴的连接，选用平键为8mm7mm65mm，V带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴的是用过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。确定轴上圆角和倒角尺寸查表，去轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径见图。轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-7622与V带轮连接-5023与端盖配合，做V带轮的轴向定位-27.525与滚动轴承30205配合-4540为轴上齿轮-91.530定位轴环-3025与滚动轴承配合，并用挡圈进行轴向定位总长度369mm（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于30205型圆锥滚子轴承，由手册查得a=12.6mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距122+56=178mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。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、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力F，C截面弯矩M总弯矩扭矩（6）按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调制处理，查得=60MPa。因此，故安全。2、中速轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速（）低速轴功率（）转矩（）300.0479153(2) 作用在轴上的力 已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则 已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径1）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，取，于是得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d12）为了使所选轴直径与联轴器孔径相配合，故需同时选取联轴器号。联轴器的计算转矩 Tca=KAT3 查表14-1,考虑到转矩变化小，可取KA=1.3 则Tca=KAT3=1.3153=198.9Nm， 查按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用LT6型弹性套柱销联轴，其公称转矩为250Nm。半联轴器的孔径d=32mm，=32mm，半联轴器长度L=82mm， 半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm(4) 轴的结构设计 拟订轴上零件的装配方案（如图） 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，-轴段端需制出一轴肩，故取-段的直径=38mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取=58mm。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=40mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308X2，其尺寸为dDT=40mm62mm15mm。3）取安装齿轮处的轴段直径=45mm，齿轮的轴端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度B=40mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂长度故取=36mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=2.5mm，则轴环直径=48mm，轴环宽度b1.4h，取=12mm。4）轴承端盖的总宽度为20m（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=30mm，故取50mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。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联接，按=45mm由表6-1查的平键截面14mm9mm，键槽用键槽铣刀加工，长为25mm，同样与小直齿轮配合的平键采用14mm9mm70mm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，同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为10mm8mm42mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各轴肩处圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-5832与联轴器键联接配合-5038与透盖配合，做联轴器的轴向定位-3140与滚动轴承30308配合，并进行轴向定位-8045与圆柱小直齿轮以键配合-1248定位轴环-3645配合大齿轮以键联接配合 -3440与滚动轴承30308配合总长度301（5） 求轴上的载荷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6004型深沟球轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为+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FB截面弯矩M总弯矩扭矩（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，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。3、低速轴的设计（1）低速轴上的功率、转速和转矩转速（）低速轴功率（）转矩（）120.006725.3（2）作用在轴上的力已知低速轴上齿轮的分度圆直径为，宽度B=则 （3）初步确定轴的最小直径1） 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，取，于是得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d1 2）为了使所选轴直径与联轴器孔径相配合，故需同时选取联轴器号。联轴器的计算转矩 Tca=KAT3 查表14-1,考虑到转矩变化小，可取KA=1.3 则Tca=KAT3=1.35=6.5Nm， 查按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用LT2型弹性套柱销联轴，其公称转矩为16Nmm。半联轴器的孔径d=14mm，=14mm，半联轴器长度L=32mm， 半联轴器与轴配合的毂孔长度.=20mm(5) 轴的结构设计 拟订轴上零件的装配方案（如图） 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， -轴段左端需制出一轴肩，故取- 段的直径=18mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度=20mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取=18mm。（2）初步选择滚动轴承。轴承只受径向力故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据=18mm 选取标准精度级的深沟球轴承6204，其尺寸，dDB=204714 故取=20mm，=14mm。右端端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得6204型轴承的定位高度h=2.5mm，因此，取得=30。3） 取安装齿轮处的轴段直径=30mm，齿轮的轴端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度B=78mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂长度故取=74mm。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=2.5mm，则轴环直径=35mm，轴环宽度b1.4h，取=12mm。4） 轴承端盖的总宽度为20mm（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=30mm，故取50mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。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联接，按由表6-1查的平键截面8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为60mm，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，同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为5mm5mm10mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各轴肩处圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-3420与滚动轴承6204配合，并进行轴向定位-7430与大齿轮以键联接配合-1235 轴环-5030轴肩定位-2420与滚动轴承6204配合-5018与端盖配合，做联轴器的轴向定位- 1814与联轴器键联接配合总长度262mm（5） 求轴上的载荷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6004型深沟球轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为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FB截面弯矩M总弯矩扭矩（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，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。八、滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命 1. 高速轴上的轴承选用30205型圆锥滚子轴承，查机械课程设计简明手册表8-26得 ， (1)求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知：， (2)求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以(3)求轴承当量动载荷和 取载荷系数 (4)验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。2. 中速轴上的轴承选用32908X2型圆锥滚子轴承，查机械课程设计简明手册表8-26，得 ， (1)求两轴承所受到的径向载荷和由中速轴的校核过程中可知：， (2)求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以(3)求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 (4)验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。3. 低速轴上的轴承选用6204深沟球轴承，查机械课程设计简明手册表8-23，得 (1)求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知： (2)求轴承当量动载荷和由机械设计表13-6，取载荷系数 (3)验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。九、键联接的选择及校核计算由机械设计式(6-1）得 键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2，取1、V带轮处的键取普通平键8765GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度 2、中速轴上大齿轮处的键取普通平键14925GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度3、中速轴上小齿轮处的键取普通平键14970GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度4、中速轴上连接联轴器的键取普通平键10842GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度 5、低速轴上大齿轮处的键取普通平键8760GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度 6、低速轴上连接联轴器的键取普通平键5510GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度 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 十、箱体的的结构设计箱体起着支承轴系、保证传动件和轴系正常运转的重要作用，选用箱体结构形式为剖分式，箱体的毛坯制造方法为铸造箱体。材料选用牌号为HT200的灰铸铁。箱座高度对于传动件采用浸油润滑的减速器，箱座高度除了应满足齿顶圆到油池底面的距离不小于3050mm外，还能使箱体能容纳一定量的润滑油，以保证润滑和散热。箱底至箱底内壁的距离：=20mm。最大的齿顶圆的直径：=243.8mm。 由箱座高度为取H=180mm。箱体结构尺寸如下表所示。箱体结构尺寸（单位：mm）名称尺寸数值箱座壁厚。取=15。箱盖壁厚1箱体凸缘厚度b、b1、b2箱座；箱盖；箱底座加强肋厚m、m1箱座箱盖地脚螺钉直径df地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d1箱盖、箱座连接螺栓直径d2轴承盖螺钉直径d3轴承盖（轴承座端面）外径D2高速轴D2=82中速轴D2=92 低速轴 D2=77观察孔盖螺钉直径d4df、d1、d2至箱外壁距离C1；df、d2至凸缘边缘的距离C2C1=10；C2=8轴承旁凸台半径R1R1=C2=8箱体外壁至轴承座端面距离l1C1+C2+510=10+8+（510）=2328箱体要有足够的刚度 箱座、箱盖、轴承座、底座凸缘等的壁厚尺寸、肋板和轴承座螺栓凸台的设计如表4-9所示。箱体附件的选择（1）窥视孔和视孔盖 窥视孔应设在箱盖顶部能看见齿轮啮合区的位置，大小以手能伸入箱体内检查操作为宜。 窥视孔处应设计凸台以便于加工。视孔盖可用螺钉紧固在凸台上，并考虑密封。（2）通气器 通气器设置在箱