轴承座双侧面孔专用钻床说明书

毕 业 设 计题 目 轴承座双侧面孔专用钻床 学 院 机械工程学院 专 业 班 级 学 生 学 号 指导教师 二 年 五 月 三十 日- 1 -1 前 言1.1 选题背景及意义在我国，组合机床发展已有几十年的历史，其科研和生产都有一定的基础，其应用也已深入到很多行业，是当前机械制造业实现产品更新，技术改造，提高生产效率和高速发展必不可少的设备。它的特征是高效、高质、经济实用，因而被广泛应用于工程机械、交通、能源、军工、轻工、家电等行业。我国传统的组合机床及组合机床自动线主要采用机、电、气、液压控制，它的加工对象主要是生产批量比较大的大中型箱体类和轴类零件（近年研制的组合机床加工连杆、板件等也占一定份额） ，完成钻孔、扩孔、铰孔，加工各种螺纹、镗孔、车端面和凸台，在孔内镗各种形状槽，以及铣削平面和成形面等。组合机床的分类很多，有大型组合机床和小型组合机床，有单面、双面、三面、卧式、立式、倾斜式、复合式，还有多工位回转台式组合机床等；由于组合机床及其自动线是一种技术综合性很高的高技术专用产品，是根据用户特殊要求设计的，我国组合机床及组合机床自动线总体技术水平比发达国家要相对落后，国内所需的一些高水平组合机床及自动线部分需从从国外进口。工艺装备的大量进口势必导致投资规模的扩大，并使产品生产成本提高。因此，市场要求我们不断开发新技术、新工艺，研制新产品，由过去的“刚性”机床结构，向“柔性”化方向发展，满足用户需求，真正成为刚柔兼备的自动化装备。钻床在机加工中被广泛应用，在生产过程中的很多零件，例如端盖、汽缸或箱体类零件，其上需要钻许多孔。如果用普通单轴钻床进行加工，因为其只能在主轴上装一个钻头，进行单孔钻削，在大批量生产中不仅生产率低，而且劳动强度大，精度无法保证。目前多轴钻床在生产中已得到广泛应用，其不但能同时加工工件上的多个孔，大幅提高生产率，减轻工人的劳动强度，而且还能保证孔距、孔径的精度要求。轴承座是一种应用非常广泛的零件，其上分布有许多的孔，图 1 是某种型号的轴承座，此端盖的加工要求钻 4-8.5 的通孔，孔距精度为 1130.15。原来该工序是在普通钻床上完成的，通过钻模板来保证孔径、孔距的精度，如果是大批量生产则生产率低，劳动强度大，所以在这种情况下最适合用多轴钻床加工。- 2 -图 1 轴承座因此根据以上分析，将设计课题定为加工轴承座的多轴钻床。机床的性能主要是由设计质量决定的，任何一台机床的设计都分为方案设计和结构设计。所以本次设计首先要确定设计方案，画出设计方案示意图，其次就是对机床结构及其主轴箱进行结构设计，包括电机的选择、轴和齿轮的设计、箱体的设计、轴承的选择及其它附件的设计等。然后根据以上设计内容绘制机床的联系尺寸图装配图，通过联系尺寸图表示机床各组成部件的相互装配关系和运动关系，以检验机床各部件相对位置及尺寸联系是否满足加工要求。通过装配图表达出主轴箱的设计思路、工作原理及各零件间的相互位置、尺寸、结构形式等。1.2 机床整体布局为了提高加工效率及保证孔径、孔距的精度，本次设计中采用双动力头，将工件装夹之后，双向同时加工，此时两个方向的轴向力可相互抵消，保证了孔的同轴度。机床的整体布局为：床身为卧式，夹具及工件放置在床身中部，工件夹紧由专用夹具完成，两个多轴动力头可沿导轨水平移动。1.3 机床主要结构机床由两个侧底座、两个液压滑台、两个主轴箱、两个动力箱一个中间底座及一个工作台等组成。- 3 -2 多轴钻床总体结构设计多轴钻床的总体设计是机床设计的关键环节，它对机床所达到的技术性能起着决定性的作用。机床总体设计，目前基本上有两种情况：其一：是根据具体加工对象的具体情况进行专门设计；其二：随着机床在我国机械行业的广泛应用，广大工人总结经验，发现机床在组成部件方面有共性。本设计属于第一种情况，即设计用于轴承座加工的多轴钻床，其属于专用钻床，这也是当前最普遍的做法。一般来说，机床总体设计时应考虑下列几点：（1） 采用合适的加工工艺，制定最佳方案；（2） 合适的确定机床工序集中程度；（3） 合适的选择组合机床的通用部件；（4） 合理的选择切削用量；（5） 选择组合机床的配置形式；（6） 设计高效率的工具及主轴箱。多轴钻床主轴箱的工作原理是：电动机轴带动高速轴，通过齿轮传动达到降速要求，并将运动传到主轴，使主轴带动刀具完成加工过程。为了将运动和动力传递路线及各部件的组成和联接关系表达清楚，用机构简图来表示传动方案，如图 2。图 2 传动方案简图2.1 加工工件的工艺分析在本次设计中，我们设计的机床是轴承座孔专用钻床。该厂目前采用单臂钻床对轴承座孔单个进行加工，为了保证配合质量提高生产效率和减轻疲劳强度，我们设计一台多轴钻床一次可以完成四个孔的钻削工作，从而节省人力和时间，提高了劳动效率。加工工件如图 3 所示，该多轴钻床的钻头排列按上述工件来定。- 4 -图 3 轴承座左视图2.2 多轴钻床钻削方式设计钻床的工艺方法确定后，刀具与工件在钻削加工时的相对运动亦随着被确定了。此相对运动可以完全分配给刀具，也可以完全分配给工件，或由刀具和工件共同完成。设计专用钻床，我们应比较不同方案的优缺点，选择最佳的运动方案。下面是拟定的几种分配方案。2.2.1 钻削加工的相对运动由刀具实现在轴承座专用多轴钻床上钻孔时，主运动和进给运动都由刀具完成，钻头的回转运动为主运动，钻头的轴向移动为进给运动。主运动和进给运动形成了切削加工时的全部相对运动。如图 4 所示。采用该方法，把运动完全分配给刀具，可以顺利完成工件的加工。图 4 进给运动由刀具实现钻头在回转过程中可以同时实现进给，从而实现对轴承座的钻削工序。机床部件的配置形式与普通机床相似。这种机床的特点是结构简单，调整方便，钻削扭矩- 5 -通过刀具本身传递，对于较长的钻头就会产生较大的扭矩变形而引起震动。因此选用高速钢刀具。2.2.2 钻削加工时相对运动由工件实现在多轴钻床设计中，钻削主运动分配给钻头，进给运动由工件完成，即钻头的水平运动和工件的水平移动，如图 5 所示。该方案用于工件重量不大的设计中。图 5 进给运动由工件实现根据上面拟定的方案比较，由于我们所设计的多轴钻床所加工的轴承座重量较重，因此我们采用第一种方案。2.3 多轴钻床的总体布局设计2.3.1.机床总体布局的基本要求在进行机床的总体布局设计时，我们要全面考虑以下几点：（1）保证给定的工艺过程；（2）保证机床的刚度、精度、抗震性和稳定性，力求减轻机床重量；（3）保证机床结构简单，且尽量用较短的传动链，以提高传动精度和效率；（4）保证良好的加工工艺性，以便于机床的加工和装配；（5）保证安全生产，便于操作调整和维修；（6）尽可能的保证占地面积小；（7）机床外形美观大方，符合人机学原理。2.3.2 决定多轴钻床总体布局因素的分析（1）零件的工艺方法对钻床设计有一定影响专用机床上加工工件的工艺方法是多种多样的。在我们设计多轴钻床时，往往由于工艺方法的改变，导致机床运动的传动部件配置以及结构等产生一系列的变化，因此在确定专用多轴钻床的总体布局时应首先分析和选择合理的加工工艺。（2）精度等级对机床的总体设计有一定的约束- 6 -由于多轴钻床的加工精度和光洁度与机床的刚度和抗震性有关，为了得到所要求的加工精度和光洁度，在机床总体布局上就应该保证有足够的刚度和抗震性。通常情况下，支承形式为封闭的框架时刚度较好。机床加工过程中产生的震动传递给工件和刀具，会使被加工表面产生震动，降低表面光洁度。震动也会缩短刀具寿命，加快机床零件的磨损。因此设计机床应采取措施来消除和减少震动。减少机床震动可以从布局、结构、刚度等方面来采取措施。本设计多轴钻床在工作时的震动主要有电机引起，故可采用隔离震源的措施。- 7 -3 多轴钻床的部件床身部分由两个侧底座、两个液压滑台、两个主轴箱、两个动力箱一个中间底座、工作台等组成。现对该机床的各个部件的功能进行具体分析。3.1 底座底座是整个机床的重要部件之一，它主要用来支撑其他元件。本设计多轴钻床的底座要能承受压力，满足足够的抗弯强度，并有吸震的作用。机床底座的稳定性要使机床在工作时不会产生晃动，工作性能稳定，不影响机床的加工精度，并且具有减震作用。所以底座设计时要考虑到与地面的接触要稳定，一般为点接触。3.2 工作台工作台是安放工件的部分，是机床的主要部件。该部件与底座相联，并固定在底座上。工作台设计时应考虑到与钻模的平行度，这样才能保证钻孔的垂直度，从而保证加工精度。3.3 主轴箱主轴箱是用于布置机床工作主轴及其传动零件和相应的附加机构的。通过一定速比来布置传动齿轮，把动力从动力部件传递给各个工作主轴，从而获得所要求的转速和转向等。3.4 动力滑台动力滑台是由滑座、滑鞍和驱动装置等组成，实现直线进给运动的动力部件。根据被加工零件的工艺要求，在滑鞍上安装动力箱（用以配多轴箱）或切削头（如钻削头、镗削头等主轴部件配以传动装置） ，可以完成钻、镗孔等工序；台面宽320mm 以下的滑台配有分给进给装置，可完成深孔加工。- 8 -4 多轴钻床的参数设计多轴钻床的运动参数主要包括主运动参数与进给运动参数。主运动参数与进给运动参数系单独驱动。主运动为主轴转速：进给运动是用液压系统支承工作台来表示的。在确定多轴钻床的主运动参数和进给运动参数之前，先确定本设计所加工零件的有关参数。4.1 尺寸参数钻床加工零件孔的大小 d= (mm)对称孔之间的中心距 a=113(mm).584.2 运动参数钻床的运动参数指钻头转速、工件安装的进给速度。多轴钻床属于回转式主运动机床，其主运动参数为主轴转速，该机床只加工一种零件，故只有一种固定转速。钻床的主运动参数是主轴转速。转速与切削速度的关系是：(4.1) dvn10式中： 主轴转速 ；mi/rv 切削速度 ；d 工件（或刀具）直径 代入数据得： =974.1 dvn10in/r4.3 动力参数多轴钻床的动力参数包括机床驱动的各个电动机的功率或扭矩。因为机床各传动部件的结构参数都是根据动力参数设计计算的。如果动力参数过大，电动机经常处于低负荷情况，功率因素小，造成电力的浪费，同时使传动部件及相关零件的尺寸设计过大，会造成浪费材料，且机床笨重。如果定的过小，机床达不到设计提出的使用性能的要求。下面确定钻床的动力参数：机床主电动机的功率 P 主为：P 主=P 切+P 空+P 辅 (4.2)- 9 -式中各参数的含义：P 切消耗于切削的功率又称有效功率(KW)P 空空载功率(KW)P 辅随载荷增加的机械损耗功率(KW)（1）P 切 (KW)的计算：计算公式如下：60VFPZ切 (4.3)式中各参数含义： 切削力zV切削速度代入数值得 P =0.71（KW）（2）P 空(KW)的计算钻床主运动空转时由于传动件摩擦、搅油、空气阻力等原因。电动机要消耗部分功率，其值随传动件转速的增而增加，与传动件预紧程度及装配质量有关。则对于钻床主传动空载功率损失估算公式为： jd=n+950KPC平 均 主空(4.4)式中各参数的含义：平 均 主运动系统中除主轴外所用传动轴径的平均直径nj 除主轴外各传动轴的转速之和，即 1355,149rminn 主974.14 rmind 主主轴前后轴颈的平均值，即 32.5c主轴轴承系数查轴承参考表得 （k 一般取 3-5 这里取mdCK主4） ，则 32.5=40C- 10 -代入数值得 =0.6966（kw）空p（3） 的计算机床钻削时，由于传动件压力加大，则摩擦损失将增加。于是得：辅 切机切辅 p-(4.5)123=机= =0.92%95把数据代入公式得：P 辅=0.0617所以： =+.468kwP主 切 空 辅 （ ）根据以上计算，选取主运动电动机。查取机械设计手册 ，选取型号为 Y100L-1 2.2kw 1430 的电机。rmin- 11 -5 主轴箱设计主轴箱是多轴钻床的重要组成部分，是用于布置机床工作主轴及其传动零件和附加机构的。它通过按一定速比排布传动齿轮，把动力部件上的动力传递给各个工作主轴，使之获得所需要的转速和转向等。主轴箱的设计包括传动系统的设计和箱体的设计两部分。本设计主轴箱采用标准专用主轴箱。图 6 主轴箱传动示意图5.1 主轴齿轮的设计5.1.1 主轴齿轮齿数的设计所加工零件的两对称孔之间的中心距为 113mm，故初选主轴箱齿轮模数为 2，两对称钻头中心距与齿数关系为：（mm）12mad=+8012（ Z+）12大齿轮齿数为 49，小齿轮齿数为 31.齿数比 21.5zu式中各参数含义：d 一两对称孔中心距d1一小齿轮分度圆直径2一大齿轮分度圆直径m 一齿轮模数- 12 -1z一小齿轮齿数2一大齿轮齿数a 一小齿轮与大齿轮中心距已知主轴转速 n=974.14（r/min） ，即小齿轮转速为 974.14（r/min) ，5.1.2 选择齿轮类型，精度等级及材料(1).轮应不受轴向载荷，故选用直齿圆柱齿轮传动(2).因为多轴钻床为一般工作机器，转速不高，故选用 7 级精度(GB10095-88).(3).齿轮的材料选择。由机械设计课本（高等教育出版社编）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.5.1.3 齿轮结构设计齿轮结构设计有以下原则：（1）当齿顶圆直径小于 160mm 时，可以做成实心结构的齿轮；（2）当齿顶圆直径在 160500mm 可以做成腹板式结构。1)小齿轮结构设计由于本设计中小齿轮 d1=62mm，则选用实心结构即盘式齿轮，其结构尺寸为：P(22.5)m 则 e2.52=5（mm）da=62+2ha=62+2=64200（mm）2)大齿轮结构设计因为大齿轮分度圆直径为 （mm） ,由小齿轮设计原则可知 98 小于d=mz4928160，所以大齿轮选实心结构。5.2 传动齿轮的计算和校核按齿面接触疲劳强度设计查机械设计 （高等教育出版社编）有如下设计计算公式： 2131tdud2.EHKTZ(5.1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数： =1.3t- 13 -计算小齿轮传递的转矩： 151n0.9PT由机械设计手册查的轴承效率为 ，因为主轴箱齿轮布置为四个小齿轮%9匀分布在一个大齿轮的边沿，并被大齿轮带动转动，所以主轴箱输出功率为 4111P式中各参数含义：一输出动力箱的功率1滚动轴承效率得 kw069.5p1）（ m496.9750.1 NT由机械设计 （高等教育出版社）表 10-7 选取齿宽系数 ，由表 10-6 查1d的材料的弹性影响系数 ）（ 21a.973MPZE由图 10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限 ，小）（ a601limMPH齿轮的接触疲劳强度极限 ）（502limH由式 10-13 计算应力循环次数 912 9n06.7.5 8.245308214.j0 NL）（由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 5.21HNK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 ）（ ）（ MPa.52105.946.2lim21li1 SKHN计算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值得 t1d1td83.m（ ）计算载荷系数根据 ，7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数 直齿轮）（ s0.2v 5.0VK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1kFHK.01kA- 14 -齿轮相对支撑非对称布置时。 ，由 , 查图 10-13 得23.41kH2.10hb3.4kH故载荷系数4.31kF 9155.VAK按实际载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得331tk1.49d662m（ ）计算模数 m 7.91dZ按齿根弯曲强度设计，由式（10-5）得弯曲强度的设计计算公式为：(5.2)3s2d1FYKT确定公式内的各计算数值 ）（ a501MPFE）（ a3802PE.8N.FNS=1.4 ）（ a7.530.411 MSKFEF）（6.82.8022 PN计算载荷系数 K 07.4135.1FVAK9.621FY.402Y.SY5.62SY1694.0.82357.9621FSF32.4076.m0.m1（ ）故 m 取 2按接触疲劳强度算得的分度圆直径 1d.28（ ）算得小齿轮齿数 16.30.4mZ故取 31大齿轮齿数 2.58.2故取 49几何尺寸计算：- 15 -12d698a0齿轮宽度 ）（ mbm5.3 主传动系统方案设计传动系统的设计是主轴箱设计中最重要的一部分。传动系统的设计，就是通过一定的传动链，按要求把动力从动力部件的驱动轴传递到主轴上去。同时，满足主轴箱其他结构和传动的要求。传动系统设计的一般要求：(1)在保证主轴的强度 刚度转速和转向要求的前提下，力求是传动轴和齿轮数为最少。应尽量用一根传动轴带动多根主轴；当齿轮啮合中心距不符合标准 时，可采用齿轮变位的方法和凑中心距的方法。(2)在保证有足够强度的前提下，主轴传动轴和齿轮的规格要尽可能少，以减少各类零件的品种。(3)通常应避免主轴带动主轴，否则将增加主动主轴的负荷。(4)最佳传动比为 11.5，但允许采用到 33.5。(5)粗加工主轴上的齿轮，应尽可能靠近前支承，以减少主轴的扭转变形。(6)尽可能避免升速传动，必要的升速最好放在传劫链的最末一二级，以减少功率损失。由动力箱输出轴的长度(L=80mm)、轴径(d=30mm)、模数（m=3） 、齿数（z=22)齿宽（b=32 ）一定。传动轴上的齿轮： (1) 分度圆直径 ）（ ）（ m7523zd643(2)中心距 ）（.5702da43(3) 计算齿轮宽度- 16 -m)(24b3）（5.4 轴的计算轴是组成机器的主要零件之一，它的主要功能是支承回转零件及传递运动和动力。轴的结构设计包括轴的外形及全部结构尺寸的设计，另外还要对轴上零件进行轴向和周向定位。轴上零件的轴向定位主要通过轴肩、套筒、挡圈、端盖及圆螺母来完成。轴上零件的周向定位主要通过键、销、紧定螺钉来实现，其中紧定螺钉用在传动力不大的地方。本次设计中共有两根轴，现分别对其结构及附件进行设计5.4.1 主轴的参数设计求输出轴上的功率由齿轮计算知 ）（ ）（ ）（ m496inr.17n35011NTKWP求作用在齿轮上的力已知轴上小齿轮的分度圆直径为 1d62（ ）t1rtn149.04cos2.75TFN（ ）（ ）（ ）式中各参数代表的含义;1T-小齿轮传递的扭矩，单位 ）（ mNd-小齿轮的分度圆直径，单位为（ mm）-啮合角，对标准齿轮 02初步确定轴的最小直径因为轴的扭转强度条件为： - 17 -TTPW3.2d0n95 (5.3)式中各参数的含义：T 一扭转切应力，单位为 (MPa)T 一轴所受的扭转力，单位为 ）mN一轴的抗扭截面系数，单位为 ( )3n 一轴的转速，单位为(r/min)P 一轴传递的功率，单位为(KW)d 一计算截面处轴的直径，单位为(mm)T一许用扭转且应力，单位为(MPa)轴常用几种材料 及 Ao 值取轴的材料 45 号钢， 值在 2545，TAo 值在 126103，本设计取 Ao =126，由上式得轴的直径:30333 n.2095n.20p95d PATT）（ m8.14.716330minPA圆整为 11(mm)选取轴的材料为 45 号钢（调质处理） 。本设计考虑键槽削弱影响，对于单键d 增大 4%5%，则 d=11.5(mm).因为要求主轴直径留有一定的富余量，最小径为22(mm)。5.4.2主轴的结构设计图 7 主轴结构图根据轴向定位要求确定各段直径和长度，各轴段的长度和轴径如图 7 所示。轴上零件的轴向定位采用平键连接。查机械设计手册表 4-1 选取键 的键。8hb- 18 -5.4.3 传动轴的参数设计求传动轴的转速传动轴的效率 ，转速 和转矩 ，则2p2n2T21 P(5.4)式中各参数含义： 一电动机输出功率1一动力箱输出效率2一滚动轴承效率将 =2.2kw， =95%， =99%代入上式P1）（ kwP135.2%95.2 传动轴转速：）（电 minr49.1607.3in2于是转矩为： ）（108.39504.163n950 422 NPT求大齿轮上的力因为已知低速级大齿轮的分度圆直径为 ）（ m7523zd4而 ）（.28497510.32d4 NTFN因为四个小齿轮均布在大齿轮周围，径向力相互抵消，故 理论值为零。4rF初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 号钢（调制处理） 。根据机械设计 （高等教育出版社）表 15-3取 Ao =126，于是得： ）（ m25.8149.60321nd320min PA- 19 -考虑到键槽削弱影响时，对于双键 d 增大 7%10%（见键的校核） ，本设计单键强度不够，不符合要求，故选用双键，则： ）（ m.720.15.80.1dmin圆整为 22(mm)。5.4.4 传动轴的结构设计图 8 传动轴结构图根据轴向定位要求确定各段直径和长度，各轴段的长度和轴径如图 8 所示。轴上零件的轴向定位采用平键连接。查机械设计手册表 4-1 选取键 的7hb键。5.4.5 传动轴的校核计算轴上载荷按弯曲强度条件计算轴上载荷，根据轴的结构图，确定各轴承的支点位置，角接触球轴承的支点位置在轴承的中点上，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别做出水平面上的弯矩 HM。 图和垂直面内的弯矩 VM图，然后计算总弯矩并做出 M图，如图 5.4.5 所示。做图过程如下：已知 ）m(45ABL）（ m45BCL）（ NF4.0216t）（ N.721F- 20 -1）根据图（b)得： 121tHF BCABHLF代入数据得： ）（ N4.02115HF计算得：）（ NH2.01721）（ m9485.1 LFMABH2)同理根据图(c) 计算如下121rvF BCABvll21 代入数据：）（ NFV.721 45v21vF计算得：）（ NFV6.8052v1- 21 -）（ m.74635.810v NLFMAB总弯矩）（.9.1.222 VH3) 校核轴的强度由上图可知， B 为危险截面。按第三强度理论，计算应力：1WM 式中各参数的含义： 轴的计算应力，单位为 ）（ aP 轴所受的弯矩，单位为 mN 轴的抗弯截面系数，单位为 31 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力下面计算心轴的抗弯截面系数：34343430.10.150.671.82dWd m所以 67.9831aMMPW轴的扭转强度条件为： 2.0953TTdn式中各参数的含义： T 扭转切应力，单位为 aMP 轴所承受的扭矩，单位 mNTW 轴的抗扭截面系数，单位为 3n 轴的速度，单位为 ）（ inrP 轴传递的功率，单位为 ）（ kw- 22 -d 计算截面处轴的直径，单位为 mT 许用扭转切应力，单位为 aMP代入数据，得 332.1595095064.7().2.T anPWd进行弯扭强度应力计算：22241.8543.71.64()ca aMP已选定的材料为 45 钢，调质处理，由设计手册查得： ）（ a601-因此 1，故安全。- 23 -6 结 论通过整个设计过程及最终装配图的绘制，能够达到预期的设计目的，即：电机带动高速轴通过齿轮传动实现每面四轴同时钻削加工功能，显著提高加工效率及加工精度，降低工人的劳动强度。在大量分析计算及查阅大量参考文献的基础上保证了轴、齿轮及所选轴承、键的强度，另外在选材方面，所选材料都是常用的材料，如 45 钢、HT200 等，在性能上能够满足要求，且价格合适。此设计中用到的齿轮、轴承等采用的润滑方式为甩油润滑，箱体采用