带式运输机机传动装置的设计-机械设计毕业论文

机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书学校LOGO机械设计论文 设计题目： *学 院： *专业年级： * 学生姓名： * * *指导教师：* *年*月*日目 录1 设计任务书-12 传动装置的总体设计-13 带传动的设计计算-44 齿轮传动的设计计算-65 轴的设计计算-156 轴的附件强度校核-297 大带轮的结构与公差设计-328 大齿轮的结构与公差设计-339 输入轴的结构与公差设计-3610 减速箱箱体结构设计-3811 润滑及密封-40总 结 -40参考文献-411 设计任务书设计题目：带式运输机机传动装置的设计1.1 已知条件（1）机器功用 由传送带传送机器的零、部件；（2）工作情况 单向运输，载荷平稳，空载启动；（3）运动要求 输送带运动速度误差不超过5%；（4）使用寿命 10年，每年300天，每天两班制工作；（5）动力来源 三相交流电，电压380/220V；（6）生产规模 小批量生产。1.2 设计数据表1-1 本组设计数据表带工作拉力F（N）1150带速度V(m/s)1.4卷筒直径D(mm)2401.3 设计要求（1）完成传动装置的计算。（2）设计传动装置中的各传动零件。（3）完成一级圆柱齿轮减速器的设计、计算机绘制减速器装配图一张（A1）。（4）计算机绘图，绘出零件工作图三张（A2，大齿轮、输入轴、大带轮）。 2 传动装置的总体设计2.1 传动方案2.1.1 设计题目：卷筒直径D=240mm，牵引力F=1150N，运输带速度V=1.4m/s，连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，每天两班制工作，运输带的速度误差允许5%。2.1.2 传动装置示意图：图2-1传动装置示意图2.2 电动机的选择2.2.1 电动机类型的选择选择三相异步交流电动机。2.2.2 电动机功率选择工作机所需功率（查机械设计课程设计表3-1）：电动机至工作机总效率： 所需电动机功率：电动机额定功率（查机械设计课程设计表17-7）： 2.2.3 工作机所需转速情况1: 情况2： 综上所述： 2.3 确定电动机的型号根据机械设计课程设计P192表17-7选择：表2-1 电动机参数数据表电动机型号额定功率Pm/kW电动机转速/(r/min)传动比质量同步转速满载转速Y100L142.21500143012.83342.4 各轴的转速高速轴一的转速： 低速轴二的转速：滚筒轴三的转速：2.5 各轴的输入功率高速轴一的输入功率： 低速轴二的输入功率：滚筒轴三的输入功率：2.6 各轴的输入转矩高速轴一的输入转矩：低速轴二的输入转矩：滚筒轴三的输入转矩：2.7 设计结论表2-2传动参数的数据表电机轴输入轴1输出轴2滚筒轴3功率P/kW2.22.1122.0281.988转矩T/( Nm)22.3542.31173.90170.47转速n/(r/min)940476.67111.37111.37传动比i3.03.941效率0.960.970.993 带传动的设计计算3.1 确定计算功率根据机械设计教材P156表8-83.2 选择V带带型根据机械设计教材P157图8-11 因此选择的带型为Z型。3.3 初选小带轮直径根据机械设计教材P155表8-7和P157表8-93.4 验算带速速度为合理的。3.5 确定大带轮直径根据机械设计教材表8-9将直径大小选为280mm。3.6 确定中心距 取3.7 计算带长根据机械设计教材P145表8-2.取带长3.8 计算中心距及其变动范围3.9 验算小带轮包角3.10 确定带根数根据机械设计教材P151表8-4，当时，根据机械设计教材P153表8-5，根据机械设计教材P155表8-6，根据机械设计教材P145表8-2，。 取5根3.11 确定带的初拉力根据机械设计教材P149表8-3，则单根的初拉力为：3.12 轴压力3.13 设计结论表3-1 带传动设计结论表小轮基准直径大轮基准直径带型根数中心距带长初拉力90mm280mmZ型5根500mm1540mm68.85N4 齿轮传动的设计计算4.1 基本参数确定齿形：标准圆标斜齿材料：根据教材P191表10-1，对于小齿轮，锻造45钢(调质加淬火)，齿面硬度241-286HBS，软齿面，对于大齿轮，锻造45钢（调质），齿面硬度217-255HBS，软齿面。精度等级：根据教材P205表10-6通用减速器选取8级精度。齿数：对于小齿轮， 对于大齿轮，取质数97。 初选螺旋角：4.2 按齿面接触强度设计4.2.1 试算小齿轮分度圆直径4.2.1.1确定各项参数根据机械设计教材P204，初选载荷系数，由以上计算的输入转矩可知。根据机械设计教材P206表10-7，齿宽系数，根据机械设计教材P203图10-20，区域系数，根据机械设计教材P202表10-5，弹性影响系数，传动比。计算重合度系数计算螺旋角系数计算许用应力根据机械设计教材P212图10-25d，小、大齿轮接触疲劳极限，假设每年工作300 天，则应力循环次数：根据机械设计教材P208图10-23，得到疲劳寿命系数和，根据机械设计教材P207，取失效概率为1%，安全系S=1，因此可以得到如下：取两者的较小者为许用应力 4.2.1.2 计算小齿轮分度圆直径4.2.2 调整小齿轮分度圆直径4.2.2.1 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度： 齿宽 ：4.2.2.2 计算实际载荷系数根据机械设计教材P193表10-2，使用系数，根据机械设计教材P194图10-8，动载系数。4.2.3齿轮的圆周力 4.2.4 实际载荷系数根据机械设计教材P195表10-3齿间载荷分配系数，根据机械设计教材P196表10-4，8级软齿面对称分布得，齿向载荷分布系数4.2.5按实际载荷系数得小齿轮分度圆直径和模数4.3 按齿根弯曲疲劳强度设计4.3.1试计算齿轮模数4.3.1.1参数的确定根据机械设计教材P204，试选载荷系数，由以上所计算的输入转矩可知。计算重合度系数：计算螺旋角系数：当量齿数：根据机械设计教材P200图10-17，齿形系数 ，根据机械设计教材P201图10-18，应力修正系数 ，根据机械设计教材P207，取弯曲疲劳强度安全系数，根据机械设计教材P209图10-24c，齿轮的齿根弯曲疲劳极限：小齿轮齿根弯曲疲劳极限，大齿轮齿根弯曲疲劳极限根据机械设计教材P208图10-22，可知 。由以上可得： 取两者的较大者：4.3.1.2 计算模数4.3.2 调整齿轮模数4.3.2.1 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度：齿宽：齿高：宽高比：4.3.2.2 计算实际载荷系数根据机械设计教材P194图10-8，动载系数，根据公式 根据机械设计教材P195表10-3，齿间载荷分配系数，根据机械设计教材P197表10-4，接触强度计算用齿向载荷分配系数，根据机械设计教材P197图10-13，弯曲强度计算用齿向载荷分配系数。综上所述，可得：4.3.2.3 按实际载荷系数计算齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数（1.652mm）大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数（1.348mm），从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取，为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小齿轮齿数，即是：又为了提高平稳性，应在20-40之间，则取。，则,两者互为质数。4.4 几何尺寸计算4.4.1 中心距考虑模数从1.652增大圆整至2mm，为此将中心距减小圆整至123mm。4.4.2 按圆整后的中心距修正螺旋角4.4.3 计算小、大齿轮分度圆直径4.4.4 计算齿轮宽度 取，。4.5 圆整中心距后的强度校核4.5.1齿面接触强度校核 4.5.1.1参数值确定计算载荷系数 ，对于使用系数应同上，得到，对于动载系数,因为： 根据机械设计教材P194图10-8得到，对于齿间载荷分配系数，因为：根据机械设计教材P195表10-3，可得，对于的大小同前，根据机械设计教材P203图10-20，可得区域系数，弹性影响系数同前 ，计算 ：4.5.1.2 校核 综上所述，满足齿面接触强度条件。4.5.2 齿根弯曲疲劳强度校核4.5.2.1 参数的确定计算载荷系数 ，对于使用系数应同上，得到，对于动载系数，对于应同前，对于的大小，因为，又，可得：根据教材P197图10-13，可得。计算当量齿数：根据机械设计教材P200图10=17，齿形系数，根据教材P201图10-18，应力修正系数，计算计算4.5.2.2 校核所以齿根弯曲疲劳强度满足要求，且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。4.6 设计结论表4-1 齿轮传动设计结论表材料分度圆直径齿数齿宽螺旋角中心距法面模数小齿轮45钢47.15mm2355mm12.68123mm2mm大齿轮45钢198.85mm9750mm5 轴的设计计算5.1 输入轴的设计5.1.1 选择轴的材料与结构选择45钢，进行调质处理，材料的价格低廉。结构设计如图：图5-1 输入轴的结构设计5.1.2 初步计算轴的最小直径由机械设计教材P366表15-3，根据前面的分析可知，因此可以得到：考虑键槽放大5%为17.6mm。又1-2轴段处安装带轮，为配合轴段，由机械设计课程设计P113表12-10，选择，由带轮轮毂宽为40mm，因此取得。5.1.3 其余轴径与长度的确定 5.1.3.1带轮轴段为了满足带轮的轴向定位，右端采用轴肩，由，查机械设计教材P360表15-2，可得轴肩高，即得，左端采用轴端挡圈，由，查机械设计课程设计P105表14-23，挡圈的直径。5.1.3.2 初选滚动轴承因为轴承同时承受轴向力和径向力，故选择角接触球轴承，初选内径30mm，尺寸系列03，接触角，0级公差，0组游隙的角接触球轴承，代号7306C。由机械设计课程设计P164表15-3，故，。由机械设计课程设计P33图6-9（a）,取得。5.1.3.3 齿轮轴段由于，再查机械设计课程设计P113表12-10，选取小齿轮处轴径，又小齿轮分度圆，若采用键连接，则小齿轮齿根圆与键槽底部的距离，故将齿轮与轴制成一体成为齿轮轴。 又由，查机械设计教材P360表15-2取，同时可以得到。又因为小齿轮的轮毂宽度为55mm，故，又考虑小齿轮和箱壁的距离，故取。5.1.3.4 其他长度的确定考虑支撑相对小齿轮对称位置，故取。考虑轴承透盖及拆装螺钉的空间，轴承透盖宽度的计算，由机械设计课程设计P40图6-27得总宽度为，为了便于拆装螺钉取伸出长度为，即得l2-3=45mm。5.1.4 键的选择带轮与轴的周向定位均采用平键连接，查机械设计教材P106表6-1，带轮处选平键。5.1.5 配合选择 由机械设计课程设计P53表8-1，带轮与轴选，轴承内圈与轴。5.1.6确定轴向圆角和倒角的尺寸 由机械设计教材P360表15-2，轴端倒角为C1，各轴肩处的圆角半径见轴的零件图。5.1.7 轴上载荷的求解由轴的结构图作轴的计算简图。图5-2 输入轴计算简图由机械设计课程设计P164表15-3查得7806C型轴承支点偏移量，即得，。根据轴的计算简图绘制弯矩，扭矩图，如图5-3。根据轴的结构图及弯矩，扭矩图可以看出截面C至最危险的截面，计算截面C的弯矩和扭矩。由之前的计算可以知道。 齿轮的周向力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力 在水平面H内的支反力 在垂直面V内的支反力 图5-3 输入轴扭矩弯矩图 在水平面H内的弯矩在垂直面V内的弯矩 合弯矩5.1.8 校核轴强度由上述的计算结果及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，由机械设计教材P368取，则： 由轴的材料，查机械设计教材P358表15-1得，故安全。5.1.9 精确校核轴的疲劳强度5.1.9.1判断危险截面 截面A、2、3、B只受到扭矩的作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径只按扭转强度较为宽裕确定，所以截面A、2、3、B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况上看，截面C的应力最大。截面5的应力集中的影响和截面4的相近，但截面5不受到扭矩的作用，同时轴径也较大，故不用做强度校核。截面C上的盈利虽大，但是应力集中不大（过盈配合和键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面6和7显然更不用校核。由机械设计教材第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面4左右两侧即可。5.1.9.2 截面4左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯矩 弯曲应力 扭转切应力 由轴材料查机械设计教材P358表15-1得到，。由公式，查机械设计教材P40附表3-2得到理论应力集中系数，。 又由机械设计教材P41图3-1得敏性系数，。 故有效应力集中系数 由机械设计教材P42附图3-2得截面形状系数 附图3-3得扭转剪切尺寸系数 按照磨削加工又附图3-4得表面质量系数， 故综合系数 又由机械设计教材3-1和3-2节的内容得刚性系数， 故安全系数 故可知截面4左侧安全。5.1.9.3 截面4 右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯矩 弯曲应力 扭矩 扭转切应力 由机械设计教材P43附表3-8，取 轴按磨削加工，由机械设计教材P44附图3-4， 故综合系数 又由机械设计教材3-1和3-2节的内容得， 故安全系数 故可知截面4的右侧强度也是足够的，由于没有瞬时过载及严重的应循环不对称性，故略去静强度计算。 综上所述：输出轴1可满足强度条件。5.2 输出轴2的设计5.2.1 选择轴的材料与结构 选择45钢，进行调质处理，材料的价格低廉。结构设计如图：图5-4 输出轴结构设计5.2.2 初步计算轴的最小直径 由教材P366表15-3，根据前面的分析可知，因此可以得到：，考虑键槽放大5%为28.5mm。又1-2轴段处安装联轴器，为使轴径与联轴器孔径合适，同时选取联轴器。根据教材P347表14-1，由前，联轴器计算转矩，按计算转矩应该小于联轴器公称转矩条件，查机械设计课程设计P189表17-5，选择LX2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，其半联轴器孔径，因此，半联轴器的长度，轮毂长度，因此取得。5.2.3 其他轴径与长度的确定 5.2.3.1 联轴器轴段为了满足联轴器的轴向定位，右端采用轴肩，由，查机械设计教材P360表15-2，可得轴肩高，即得，左端采用轴端挡圈，由，查机械设计课程设计P105表14-23，挡圈的直径。5.2.3.2 初选滚动轴承因为轴承同时承受轴向力和径向力，故选择角接触球轴承，初选内径40mm，尺寸系列03，接触角，0级公差，0组游隙的角接触球轴承，代号7308C。 由机械设计课程设计P164表15-3，故，。 由机械设计课程设计P33图6-9（a）,取得。5.2.3.3 齿轮轴段由机械设计课程设计P113表12-10，选取大齿轮处轴径，齿轮右端采用轴肩定位，由，查机械设计教材P360表15-2得到轴肩高，即得。轴环宽度，考虑大齿轮与小齿轮正对啮合，故取，大齿轮轮毂宽度为50mm，故取。5.2.3.4 其他长度的确定考虑支撑相对大齿轮对称位置，故取套筒长度，。考虑轴承透盖及拆装螺钉的空间，由机械设计课程设计P40图6-27得总宽度为，为了便于拆装螺钉取伸出长度为，即得。5.2.4 键的选择联轴器与齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，由，查机械设计教材P106表6-1得平键截面尺寸，长度选取。同理联轴器处平键。5.2.5 配合选择 由机械设计课程设计P53表8-1，联轴器与轴选，齿轮与轴，轴承内圈与轴。5.2.6 轴上载荷的求解 由轴的结构图作轴的计算简图。图5-5 输出轴计算简图由机械设计课程设计P164表15-3查得7803C型轴承支点偏移量，即得，。根据计算轴的计算简图绘制弯矩，扭矩图。图5-6 输出轴弯矩扭矩图 根据轴的结构图及弯矩，扭矩图可以看出截面C至最危险的截面，计算截面C的弯矩和扭矩。由之前的计算可以知道。 齿轮的周向力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力 在水平面H内的支反力 在垂直面V内的支反力 在水平面H内的弯矩 在垂直面V内的弯矩 合弯矩5.2.7 校核轴强度由上述的计算结果及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，由机械设计教材P368取，则： 由轴的材料，查机械设计教材P358表15-1得，故安全。5.2.8 精确校核轴的疲劳强度5.2.8.1判断危险截面 截面A、2、3、B只受到扭矩的作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径只按扭转强度较为宽裕确定，所以截面A、2、3、B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5处过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况上看，截面C的应力最大。截面5的应力集中的影响和截面4的相近，但截面5不受到扭矩的作用，同时轴径也较大，故不用做强度校核。截面C上的盈利虽大，但是应力集中不大（过盈配合和键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面6和7显然更不用校核。由机械设计教材第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只需校核截面4左右两侧即可。5.2.8.2 截面4左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯矩 弯曲应力 扭转切应力 由轴材料查机械设计教材P358表15-1得到，。由公式，查机械设计教材P40附表3-2得到，。 又由机械设计教材P41图3-1得敏性系数，。 故有效应力集中系数 由机械设计教材P42附图3-2得截面形状系数 附图3-3得扭转剪切尺寸系数 按照磨削加工又附图3-4得表面质量系数， 故综合系数 又由机械设计教材3-1和3-2节的内容得， 故安全系数 故可知其安全。5.2.8.3 截面4 右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯矩 弯曲应力 扭矩 扭转切应力 由机械设计教材P43附表3-8，取 轴按磨削加工，由机械设计教材P44附图3-4， 故综合系数 又由机械设计教材3-1和3-2节的内容得， 故安全系数 故可知截面4的右侧强度也是足够的。 综上所述：输出轴可满足强度条件。5.3 设计结论图5-7 输入轴与输出轴结构尺寸6 轴的附件强度校核6.1 输出轴1的附件6.1.1 键的强度校核6.1.1.1 键的系列 在带轮处选择键尺寸为6.1.1.2校核计算由键，轴，带轮，联轴器材料，查机械设计教材P106表6-2得到挤压应力，取值。在带轮处，工作长度，高度， 其是合适的。6.1.2 轴承寿命的校核6.1.2.1 额定动载荷已知轴承预计寿命为,由机械设计课程设计P164表15-3得7306C型轴承额定动载荷。6.1.2.2当量动载荷P轴承所受的径向载荷 对于7306C型轴承，由机械设计教材P317表13-5得，进而查得机械设计教材P318表13-7得派生轴向力: , 故轴向力：,当量动载荷：， 由机械设计教材P317表13-5得,6.1.2.3 验算轴承寿命 因为,所以只需要验算轴承1，由机械设计教材P316表13-4，取温度系数,则可以得到： 因此轴承寿命符合要求。6.2 输出轴2的附件6.2.1 键的强度校核6.2.1.1键的系列 在联轴器处， 在大齿轮处，6.2.1.2 校核计算由键，轴，带轮，联轴器材料，查机械设计教材P106表6-2得到挤压应力，取值。在联轴器处，工作长度，高度， ，是合适的。在大齿轮处，工作长度，高度，是合适的。6.2.2 轴承寿命的校核6.2.2.1 额定动载荷已知轴承预计寿命为,由机械设计课程设计P164表15-3得7308C型轴承额定动载荷。6.2.2.2当量动载荷P轴承所受的径向载荷对于7308C型轴承，由机械设计教材P317表13-5得，进而查得机械设计教材P318表13-7得派生轴向力: , 故轴向力：,当量动载荷P， 由 机械设计教材P317表13-5得, 6.2.2.3 验算轴承寿命 因为,所以只需要验算轴承1，由机械设计教材P316表13-4，取温度系数,则可以得到： 因此轴承寿命符合要求。6.3 设计结论轴承寿命以及键的强度均符合要求。7 大带轮的结构与公差设计7.1 结构设计及几何尺寸大带轮安装于输入轴上，该处轴径，大带轮基准直径，且D1-d1100mm故采用孔板式结构。由机械设计教材P160图8-14，Z型槽， ha=2mm，轮宽：轮毂宽：，取值轮毂直径：，取值 轮底直径：轮辐宽度：，取值。7.2 表面粗糙度与公差设计由机械设计课程设计P66表9-3，带轮和轴配合面表面粗糙度取，键槽工作表面，非工作表面，带轮工作表面，其他加工面。由机械设计课程设计P66表9-3，取带轮顶圆为轴线的圆跳动为0.10，轮毂槽对称度0.02，两端面对轴线圆跳动0.01。8 大齿轮的结构与公差设计8.1 大齿轮几何尺寸计算分度圆直径：齿顶圆直径：齿厚：齿宽：8.2 结构设计 因为齿顶圆直径，所以采用腹板式。图8-1 大齿轮结构图各尺寸如下：，取。，取。8.3 公差设计8.3.1 齿距累积总偏差，单齿距偏差，轮廓总偏差 由机械设计课程设计P215表19-2，得到： ，。8.3.2 螺旋线总偏差 由机械设计课程设计P216表19-3，得到:。8.3.3 径向跳动偏差 由机械设计课程设计P216表19-4，得到:。8.3.4 中心距偏差 由机械设计课程设计P216表19-5，得到:。8.3.5 平行度偏差垂直平面内的轴线平行度偏差 轴线平面内的轴线平行度偏差 8.3.6 齿顶圆直径公差 由机械设计课程设计P217表19-8，得到：。8.3.7 齿径向进给公差 由机械设计课程设计P218表19-10和P197表18-1，得到：。8.3.8 最小法向侧隙 8.3.9 齿厚公差8.3.10 侧隙减少量 8.3.11 齿厚上极限偏差8.3.12 齿厚下极限偏差8.3.13 公法线长度上极限偏差8.3.14 公法线长度下极限偏差8.3.15 公法线跨测齿数,取值8.3.16 公法线长度8.4 表面粗糙度和几何公差 由机械设计课程设计P66表9-3，取齿轮的工作面，轴孔配合面，其余工作表面。 由机械设计课程设计P66表9-4，齿顶圆对轴线圆跳动取0.022，两端面对轴线的圆跳动取0.022，键槽对孔轴线的对称度取0.020。9 输入轴的结构与公差设计9.1 输入轴的结构及几何尺寸输入轴为齿轮轴，其结构与几何尺寸已在第五部分轴的设计中得出，结果如图5-1。9.2 公差设计9.2.1 齿距累积总偏差，单齿距偏差，轮廓总偏差 由机械设计课程设计P215表19-2，得到：，9.2.2 螺旋线总偏差 由机械设计课程设计P216表19-3，得到:。9.2.3 径向跳动偏差 由机械设计课程设计P216表19-4，得到:。9.2.4 中心距偏差 由机械设计课程设计P216表19-5，得到:。9.2.5 平行度偏差垂直平面内的轴线平行度偏差 轴线平面内的轴线平行度偏差 9.2.6 齿顶圆直径公差 由机械设计课程设计P217表19-8，得到：。9.2.7 切齿径向进给公差 由机械设计课程设计P218表19-10和P197表18-1，得到：9.2.8 最小法向侧隙 9.2.9 齿厚公差9.2.10 侧隙减少量 9.2.11 齿厚上极限偏差 9.2.12、齿厚下极限偏差9.2.13 公法线长度上极限偏差9.2.14 公法线长度下极限偏差9.2.15 公法线跨测齿数,取值9.2.16 公法线长度9.3 表面粗糙度和几何公差 由机械设计课程设计P64表9-1，与带轮配合表面，与轴承配合配合面，键槽工作面，非工作面，与毡圈接触面，其余表面。 由机械设计课程设计P65表9-2，与轴承配合表面圆度取0.004，与轴承配合表面对轴线的圆跳动取0.011，与带轮配合表面对轴线的圆跳动取0.010，键槽对称度取0.015。10 减速箱箱体结构设计10.1 确定各基本尺寸由机械设计课程设计P23表5-1，取箱座壁厚，箱盖壁厚，地脚螺栓直径即是M16，地脚螺栓数。由机械设计课程设计P23表5-2，取箱体内壁与小齿轮断面间距，大齿轮齿顶圆与箱体内壁间距。 箱座盖凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 轴承旁连接螺栓直径 箱盖与箱座连接螺栓直径 连接螺栓间距 轴承盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径，取 定位销直径，取 至外箱壁距离，至凸缘边缘的距离 至外箱壁距离 至外箱壁距离，至凸缘边缘的距离 轴承旁凸台半径 外箱壁至轴承座断面距离，取 箱盖和箱座肋厚 轴承盖外径（输入轴），（输出轴） 轴承旁连接螺栓距离 输入轴112mm,输出轴130mm由机械设计课程设计P29图6-2 分箱面宽度尺寸 轴承座宽度尺寸,取 轴承盖凸缘厚度10.2 箱体附件设计10.2.1视孔和视孔盖 由机械设计课程设计P46，视孔盖采用扎制钢板，与箱体之间采用石棉橡胶纸密封垫片，以防止漏油，其尺寸如下： 视孔长，视孔盖宽，视孔盖长，螺钉选，螺钉数4个，螺钉长度间距，螺钉宽度间距，视孔盖高度，圆角半径，凸台高。10.2.2 通气器 由机械设计课程设计P47.通气器采用简易式，采用扁螺母固定于视孔盖上，为了防止螺母松脱，落到箱体之中，故将螺母焊在视孔盖上，由机械设计课程设计P44表7-1选用简易式通气器。10.2.3 油标 由机械设计课程设计P44，油标采用油尺，为了便于加工和节省材料，油尺手柄和尺杆两个零件焊接在一起，通过螺纹连接与假案俗气配合，装在箱座侧面，为了便于油尺的插取及油尺插孔的加工，插孔倾斜角度选，由机械设计课程设计P48表7-3选用油尺。10.2.4 放油口和螺塞 由机械设计课程设计P49