课程设计带式运输机传动装置(齿轮-蜗杆)——倪天竑

1、机械设计课程设计报告带式运输机传动装置设计目 录第一章 . 错误！未定义书签。机械设计课程设计任务书 . 11.1 设计题目： . 41.2 原始数据： . 错误！未定义书签。1.3工作环境： . 41.4传动装置参考方案： . 错误！未定义书签。第二章传动装置的运动和动力参数计算. 42.1传动效率的确定 . 42.2确定电动机的功率 . 错误！未定义书签。2.3确定电动机转速和型号 . 错误！未定义书签。2.4传动装置的总传动比和传动比分配 . 错误！未定义书签。2.4.1计算各轴的转速. 错误！未定义书签。2.4.2 计算各轴的输入功率 . 错误！未定义书签。2.4.3各轴输入转矩 .

2、错误！未定义书签。第三章齿轮传动的设计 . 错误！未定义书签。3.1 设计参数 . 错误！未定义书签。3.2选定齿轮类型 . 错误！未定义书签。3.3按齿面接触强度设计 . 错误！未定义书签。3.1.3按齿面接触疲劳强度进行设计：. 错误！未定义书签。3.1.4蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 . 错误！未定义书签。3.1.5校核齿根弯曲疲劳强度： . 错误！未定义书签。3.1.6 验算效率h： . 错误！未定义书签。3.1.7校核蜗轮的齿面接触强度：. 错误！未定义书签。3.1.8 热平衡校核，初步估计散热面积A . 错误！未定义书签。3.1.9 精度等级公差和表面粗糙度的确定： . 错误！未

3、定义书签。3.2 齿轮传动的设计：. 错误！未定义书签。3.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 . 错误！未定义书签。3.2.2按齿面接触疲劳强度设计 . 错误！未定义书签。3.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 . 错误！未定义书签。3.2.4 几何尺寸计算 . 错误！未定义书签。3.2.5 齿轮结构设计 . 错误！未定义书签。第四章 轴的设计计算 . 错误！未定义书签。4.1 蜗轮轴的设计 . 错误！未定义书签。4.1.1轴的材料的选择，确定许用应力： . 错误！未定义书签。4.1.2 按扭转强度，初步估计轴的最小直径dmin： . 错误！未定义书签。4.1.3 轴承类型及其润滑与密封

4、方式： . 错误！未定义书签。4.1.4轴的结构设计: . 错误！未定义书签。4.2 蜗杆轴的设计 . 错误！未定义书签。4.2.1轴的材料的选择，确定许用应力： . 错误！未定义书签。4.2.2按扭转强度，初步估计轴的最小直径. 错误！未定义书签。4.2.3轴承类型及其润滑与密封方式：. 错误！未定义书签。4.2.4轴的结构设计. 错误！未定义书签。4.3 齿轮轴的设计 . 错误！未定义书签。4.3.1轴的材料的选择，确定许用应力： . 错误！未定义书签。4.3.2按扭转强度，初步估计轴的最小直径. 错误！未定义书签。4.3.3轴承类型及其润滑与密封方式：. 错误！未定义书签。4.3.4轴的

5、结构设计. 错误！未定义书签。4.4 轴，键和轴承的强度校核 . 错误！未定义书签。4.4.1蜗轮轴、键的强度校核： . 错误！未定义书签。4.4.2蜗杆轴承的强度校核：. 错误！未定义书签。第五章 箱体的设计计算 . 错误！未定义书签。5.1 箱体的结构形式和材料 . 错误！未定义书签。5.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系 . 错误！未定义书签。第六章 键等相关标准的选择 . 错误！未定义书签。6.1键的选择 . 错误！未定义书签。6.2联轴器的选择 . 错误！未定义书签。6.3螺栓，螺母，螺钉的选择 . 错误！未定义书签。6.4销，垫圈垫片的选择 . 错误！未定义书签。第七章 减速器结构与润滑

6、的概要说明 . 错误！未定义书签。7.1 减速器的结构 . 错误！未定义书签。7.2减速箱体的结构 . 错误！未定义书签。7.3轴承端盖的结构尺寸 . 错误！未定义书签。7.4减速器的润滑与密封 . 错误！未定义书签。7.5减速器附件简要说明 . 错误！未定义书签。第八章 设计小结 . 错误！未定义书签。第一章 机械设计课程设计任务书1.1 设计题目：带式运输机传动装置（齿轮-蜗杆）1.2 原始数据：运输带工作拉力=2.0kN 运输带工作速度=0.6m/s 滚筒直径=312mm1.3工作环境：工作情况： 两班制，连续单向运转，载荷较平稳；工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35°C

7、左右；使用折旧期8年，4年大修一次；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产1.4传动装置参考方案第二章 传动装置的运动和动力参数计算2.1传动效率的确定选择一级减速器和蜗杆传动，传动装置的总效率总=联轴器×闭式齿轮×蜗杆×轴承×滚筒=0.9920.980.800.9930.96=0.7152.2确定电动机的功率电动机所需工作功率： P=FV/总=2.0×0.6/0.715=1.678kw2.3确定电动机转速和型号计算滚筒的转速：n=60×1000×V/（D）=36.7r/min根据手册一级减速器的传动比为i1=22.

8、5，蜗杆的传动比为i2=1040，所以总的传动比为i=20100，求得电动机的转速为477.11729.6r/min，符合范围的有1500r/min ，1000r/min和750r/min，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为2.4传动装置的总传动比和传动比分配总传动比的计算i总=n电机/n滚筒=1430/36.7=38.96，选齿轮的传动比为i1=2，选择蜗杆的传动比i2=i/i1=38.96/2=19.52.4.1计算各轴的转速减速器高速轴：n1=1430r/min减速器低速轴：n2=1430/2=715r/min涡轮轴：n3=715/19.5=3

9、6.7r/min2.4.2计算各轴的输入功率减速器高速轴：P1=P×联轴器=1.678×0.99=1.66kw减速器低速轴：P2=P1×轴承×齿轮=1.66×0.99×0.98=1.61kw涡轮轴：P3=P2×蜗杆×轴承=1.61×0.8×0.99=1.28kw2.4.3各轴输入转矩减速器高速轴：T1=9550P1/n1=9550×1.678/1430=11.2 N.m减速器低速轴：T2=9550P2/n2=9550×1.61/715=21.5N.m 涡轮轴：T3=9550P

10、3/n3=9550×1.28/36.7=333.1N.m第三章 齿轮传动的设计3.1设计参数小齿轮转速n1=1430r/min，齿数比u=2，输入功率P1=1.678kw，工作时间为4年（按每年300天），每天16小时3.2选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）运输机为一般工作机器，速度不高，所以选择7级精度2）材料选择。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2403）选小齿轮齿数为z1=20，大齿轮齿数为z2=403.3按齿面接触强度设计3由设计计算公式（10-9a）进行计算，即d1t2.32KT1u±1ZEdu

11、 H23.3.1确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.3 2）小齿轮的扭矩T1=11100N.mm 3）由表10-7选取齿宽系数d=114）由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa25）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HLim1=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限HLim2=500Mpa。6）由式10-13计算应力循环次数N1=60n1iLh=60×1430×1×（300×2×8×4）=1.65×109 N2=1.65×109/2=8.25×1087）由

12、图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.958）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H1=KHN1lim1sKHN2lim2s=0.90600Mpa=540Mpa H2= =0.95550Mpa=522.5Mpa3.3.2计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值。3d1t2.32KtTtu+1ZE21.3111002+1189.82.()=2.32.()mm=32.9mm duH12522.532）计算圆周速度V。v=d1tn1601000=32.91430601000=2.46m/s3）计算齿宽b。b=d.d1t=13

13、2.9mm=32.9mm4)计算齿宽与齿高之比模数 mt=d1tz1=32.9/20=1.645mmh=2.25mt=2.251.645mm=3.70mm齿高 bh=32.93.7=8.895）计算载荷系数根据V=2.46m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数KV=1.10；直齿轮，KH=KF=1；由表10-2查得使用系数KA=1；KH=1.407。由表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承对称布置时， 由bh=8.89，KH=1.407，查图10-13，查得KF=1.27；故载荷系数： K=KAKVKHKH=11.111.407=1.5476)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直

14、径，由式（10-10a）得3d1=d1tKKt=32.9.5471.3=34.9mm7）计算模数m m=d1z1=34.920=1.75mm,3.4按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度设计公式为 m3.4.1确定公式内的各个计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.88 3)计算弯曲疲劳许用应力。去弯曲疲劳系数S=1.4，由式（10-12）得F1=KFN1FE1SKFN2FE2S=0.855001.40.883801.4=303.57MPa32

15、KT1YFaYSa() dZtFF2=238.86MPa4）计算载荷系数K。K=KAKVKFKF=11.111.27=1.45)查取齿形系数。由表10-5查得YFa1=2.80,YFa2=2.88。 6）查取应力校正系数。由表10-5查得Ysa1=1.55,Ysa2=1.73 7）计算大、小齿轮的YFa1YSa1YFaYSaF并加以比较。F12=2.801.55303.572.881.73238.86=0.01429YFa2YSa2F=0.02085大齿轮的数值大。3.4.2设计计算3m21.41110012020.020859=1.27mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿

16、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，面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，可取由弯曲强度算得的模数1.27并就近圆整为标准值m=1.5，按接触强度算得的分度圆直径d1=39.089mm，算出小齿轮的齿数z1=d1m=32.91.524大齿轮齿数 z2=224=48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d1=z1m=241.5mm=36mmd2=z2m=481.5mm=72mm（2）计算中心距a=d1+d22=36+

17、722mm=54mm（3）计算齿轮宽度取B2b=dd1=136mm=36mm =36mm,B1=41mm4.涡轮蜗杆传动的设计4.1选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）4.2选择材料蜗杆材料：45钢；蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度45-55，涡轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，轮芯用灰铸铁HT100制造。4.3按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计，在校核齿根弯曲疲劳强度。由式（11-12），传动中心距3a4.3.1确定作用在涡轮上的转矩T2ZEZKT2 H2按z1=2，估取效率=0.8，T2=3351

18、60.8N.cm 4.3.2确定载荷系数K因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K=1，由表11-5选取使用系数KA=1，由于转速不高，冲击不大，可动载荷系数KV=1.05，则K=KKAKV=111.05=1.05 4.3.3确定弹性影响系数ZE1因选用的是铸锡磷青铜和钢蜗杆相配，故ZE=160MPa4.3.4确定接触系数Z先假设蜗杆的分度圆直径d1和传动中心距a的比值4.3.5确定许用接触应力Hd1a2=0.35，从图11-18中可查得Z=2.9。根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRc，可从表11-7中查得蜗轮的基本许用应力H=268MPa

19、，'7应力循环次数 N=60jn2Lh=60136.7(283008)=8.46108寿命系数 KHN='778.4610'=0.766则 H=KHNH=0.766268=205.3mpa 4.3.6计算中心距3a1602.91.05335160.8 2162=117.2cm取中心距a=125，因i=19.5，故从表11-2中取模数m=5，蜗杆分度圆直径d1=50，这时d1a=50125=0.4,从图11-18可查得接触系数Z=2.72，因为Z<Z，因此以上计算结果可用。''4.2蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸4.2.1蜗杆轴向齿距Pa=m=15.

20、7，直径系数q=10m；齿顶圆直径da1=d1+2m=63+25=60mm；齿根圆直径d厚sa=12f1'"=d1-2.4m=63-2.45=38mm，分度圆导程角=11。1836；蜗杆轴向齿m=7.85。4.2.2蜗轮蜗轮齿数z2=41，变位系数x2=-0.005，验算传动比i=20.5-19.519.5z2z1=412=20.5，这时传动比误差为=5.1%.是允许的。蜗轮分度圆直径 d2=mz=541=205mm 蜗轮喉圆直径 d a 2 = d 2 + 2 m = 205 . + 2 5 . = 215 mmf2 蜗轮齿根圆直径 d=d2-2.4m=205-2.45=1

21、93mm蜗轮咽喉母圆直径 rg=a-212da2=125-12215=17.5mm4.3校核齿根弯曲疲劳强度F=1.53KT2d1d2mYFa2YF当量齿数 zv2=z2cos3=41(cos11.31) 3=43.48根据x2=-0.005，zv2=43.48，从图11-19中可查得齿形系数YFa2=2.87。 螺旋角系数 Y=1-140 =1-11.31140 =0.9192许用弯曲应力 F=FKFN '从表11-8中可查得ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F=56MPa。 '9寿命系数 KFN=10678.4610=0.61，F=560.61=34.16MPa

22、F=1.531.05335160.850205.352.870.9192=24.8MPa。弯曲强度是满足的。4.4验算效率=(0.95-0.96)tantan(+v)已知=11 18'36"=11.31 ，v=arctanfv；fv与相对滑动速度vs有关。vs=d1n1601000cos=50715601000cos11.31 =1.9m/s从表11-18中用插值法查得fv=0.035，v=2.00。代入式中tan11.31=0.96 tan11.31 +2.00 =0.845，大于原估计值，因此不用重算。 4.5精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动

23、，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙种类为f，标注为8f，GB/T10089-1988。轴的设计计算1.输出轴上的功率P1，转速n1和转矩T1P1=1.66kw n1=1430r/min T1=11100N.mm2.初步确定轴的最小直径先按式（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A=115，于是得dmin=A03P1n1=12.1mm，为了保证轴的扭转强度，取d1=14mm。根据d1=14mm，T1=11100N.mm，n1=1430r/min，选取的联轴器根据手册17-1选取GY型凸缘联轴器，

24、联轴器孔直径为14mm，L1=62mm。I-II的长度应该比L1略短一些，所以取L1=42mm,取d2=18mm，根据d2=18mm，设计轴承端盖，设计的端盖的长度为20mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑的要求，去端盖与联轴器的距离l=30.l2=30+20=50mm。根据所选轴承的内经d=20，所以d3=20，轴承长度l=12mm，所以l3=12mm，轴肩高度h0.07，所以h=2mm，d4=24mm，根据所得齿轮的宽度为41mm，为了保证齿轮与箱体之间的安全两边各留8mm的安全距离，l4=54mm。根据l5出轴承的直径和宽度，故取d5=20，为了不使轴与箱体摩擦l5=11mm。L

25、4=418 d4L3=1212 VI IV d3 L2=50VIIIII d2 L1=42II d1 I3.轴上的载荷圆周力Ft=616.7N轴的圆周力载荷分布Ft=FH1+FH2，FH1=FH2=W=308.434.5=10639.8N/mm=10.64N/mFH2FH1 FH1Fr=FNV1+FNVFNV1=FNV22616.72=308.4N =244.5=112.3N=Fr2轴的径向力分布W=FNV1l=112.334.5=3874.35Nmm=3.87NmNV1 FNV2FNV1 FNV2齿根圆直径df1=d-2.5m=32.6mm齿轮轴的抗弯界面系数为W=0.1d3=0.132.6

26、3=3464.6mm3轴的弯扭合成强度ca=M21+(T3)W2-1,其中3T1=111N.mm，=0.6，M=387N.m，W=3464.6mm,=6.41， ca=3872+(0.611.110)3464.632查表15-1-1=60MPa.安全4.精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A,I,B，II只手扭矩作用，虽然键槽轴肩过度配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,I,B,II均无需校核，由轴的装配可知，该轴只需校核截面IV左右两侧即可。（2）截面IV左侧抗弯截面系数 W=0.1d=0.1203=800mm抗扭截面系数

27、W1=0.2d=0.220=1600mm截面IV左侧的弯矩M为 M=112.36=673.8N.mm=0.674N.m3截面IV左侧的扭矩 T3=11.110N.mm 33333截面的弯曲应力 b=MW=673.8800=0.84MPa 截面的扭转切应力T=T1WT=111001600=6.9MPa轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=600MPaB=640MPa,S=355MPa,-1=275MPa,-1=155MPa截面上由于肩轴形成的理论应力集中，按附表3-2查取Dd=2220=1.1,rd=0.05=2.00,=1.33，又由表3-1从查得轴的材料的敏性系数为q=0.82,

28、q=0.85K=1+q(-1)=1+0.82(2.0-1)=1.82K=1+q(-1)=1+0.85(1.33-1)=1.28由附图3-2的尺寸系数=1，由附图3-3 的扭转尺寸系数r=0.8 轴按磨削加工由附图3-4得表面质量系数为=0.9轴为经表面强化处理，即q=1，则按式（3-12）和（3-12a）得综合系数为k=k=k+1-1=-1=1.8210.8+10.910.9-1=1.92k11.26-1=1.685由§3-1和§3-2得碳钢的特性系数=0.1,=0.05S=-1Ka+m=2751.920.84+0.101556.92=170于是计算安全系数S=-1Ka+m

29、6.92=25.5=1.685+0.05Sca=SSS+S22=25.5S=1.5，所以安全（2）截面IV右侧按弯截面系数w按表15-4中的公式计算 W=0.1d=0.1243=1382.4W=0.2d=0.2243=2764.833弯矩M及扭转切应力 M=112.36=673.8 =MW=673.81382.4=0.49扭矩T3及扭转切应力为T1=11100N.mmT=T3WT=111002764.8k=4.01过盈配合处的，由表3-8用插直法求出并取k=0.8k=3.3=0.83.3=2.64kk轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=0.9。k=k故得综合系数。k=k+11-1=3.

30、3+-1=2.64+10.910.9-1=3.4 -1=2.74所以轴在截面IV右侧的安全系数为S=S=-1ka+m=2753.40.63+0.101555.222=128.4=21.36 -1ka+mSSS+S22=2.74=+0.055.22Sca=128.421.40.4+21.402=21.1>>1.5所以该轴在截面IV右侧的强度也是足够的2.蜗杆轴n2=715r/min,P2=1.61kw,T2=21.5N/m。33dmin=A0P2n2=1151.61715=15.07mmT=KAT2=1.521.5=32.25N.m大齿轮宽度为36mm取L1=34，因为有1个键，d=

31、15.071.006=15.16，去d1=16mm。 因为轴肩有0.07d，161.07=17.12mm，取d2=20mm,L2=8 轴承取深沟求轴承，d4取30mm，L4=13mm.6006,30,55,13301.07=32.1，取d5=35mm,L5=10mm由于轴长固定所以取L6=23mm蜗杆长度l=(12.5+0.1z1)m+25=(12.5+0.141)5+25=108，取d2=蜗杆宽度 L8=L6=23,d8=d6=33,L9=L5=10,d9=d5=35L10=L4=13,d0=d4=30,L11=L3=20,d11=d3=20108Ft=2T1d1=21.5210016=26

32、87.5Fr=Fttan=2687.5tan20=928.17NFt=2T1d2=21.55100060=716.67Fr=Fttan=716.67tan20=260.85Fa=Fttan/cos11.31=260.85/cos11.31=266.01M=Fad2=2660130=7980N/mM=0-Fl1+Fv2(l1+l2)-Fr2(l1+l2+l3)+M=0r1Fv2=1271.6NFv1=2460.7NT1=Fv1x(0<x<l1)T2=Fv1(l1+l2)-Fr1x(l1<x<l2)T1=Fv1x=82.593.5=7713.75T2=Fv1(l1+l2)-

33、Fr1x(l1<x<l2)=4780.3MFH=0,Ft1l1+FH1(l1+l2)+Ft2(l1+l2+l3)=0 FH1=-2687238.5+716.793.5/187=3069.32=2687+716.7-3069.3=1099NM1=109993.5=102756.5N/mM2=1099187-716.793.5=138520.2N/m32M总=+138520.2=139406N/m32W=0.1d=0.172=37324.8所以=M2+122W=.1+0.621.51037324.823 =3.75MPaca<-1=60符合要求3.蜗轮轴L5=10L4=40L6=

34、26 L3=26L2=50n3=36.4r/min,p3=1.28kw,T3=333.1N/m3dminA0P3n3=37.57mmT=KAT1=1.5333.1=499.65N.m选取轴的材料为45钢，在L出有1个键，d37.571.06=39.82mm根据联轴器的选择GY6，d1=40mm，为了主动轴所以L取82，为了方便装，L=80mm。选取轴的直径为45mm，选取轴承6009，dDB=457516，d3取45mm.，d=d3=45mm，端盖总长度为20.L2=20+30=50。蜗轮宽度为0.760=42mm，略短于42，所以去40。L3=16+10=26，套筒宽度450.06=2.7，

35、取d4=45+23=51mm，取l5=10mm，16mm。L6为轴承宽度，为轴的载荷分析T2=333.1N/m,n2=36.7r/min,P3=1.28kw,T1=21.5N/m，Fa2=2T1d1=221.510503,Ft2=2T2d2=2333.1102053=3249.8NFt22，,Fr2=Ft2tan=3249.8tan=1182.8N。FH1=FH2=M1=FH1l=74745.4N/mm=1624.9NFFH1 FH2 M=Fa1d2=8602052=88150N/mm,88150-1181.84692=366.8. Fv2l0-Fr2l1+M=0,Fv2+Fv1=Fr2,Fv

36、2=Fv1=1182.8-366.8=816N,M2=366.846=16872.8N.mmM3=81646=37536N.mmFaFv1 Fv2M2=M3=' '88150886502+16872.8=89750.3N/mm, 22+375362=95809.5N/mmM总=95809.05N/mm,W=0.1d=0.151=13265.1mm333,. ca=M2+(0.6333.110)W3=221637.9713265.1=16.7,ca<-1=60MPa所以强度符合要求3.减速器装配图的设计3.1 箱体主要结构尺寸的确定3.1.1铸造箱体的结构形式及主要尺寸箱体

37、前后两内壁间的距离由轴的结构设计时就已经确定，左右两内壁距离通过低速级大齿轮距箱体内壁的距离也同样可以确定。箱体下底面距低速级大齿轮齿顶圆距离大于3050mm，由此可以确定下箱体的内壁距大齿轮中心的距离。3.2 减速器附件的确定视孔盖：由3表114得，由是双级减速器和中心距a透气孔：425mm，可确定视孔盖得结构尺寸。由3表115得，选用型号为M16 1.5的通气塞液位计：由3表710得，选用M16型号的杆式油标排油口：油塞的螺塞直径可按减速器箱座壁厚22.5倍选取。取螺塞直径为16mm.起盖螺钉：起盖螺钉数量为2，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同，取螺钉直径为10mm定位销：由表31的定位销直径为8mm吊环：由3表113得，吊耳环在箱盖上铸出。根据表31中确定的尺寸可以确定吊耳环的尺寸。4.润滑 密封及其它4.1润滑1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速级齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm）,1/6齿轮。2.轴承的润滑轴承采用润滑油进行润滑，润滑油直接采用减速器油池内的润滑油通过输油沟进行润滑。4.2密封为保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度，连接表面应精创其表面粗糙度为Ra=6.3。密封的表面应进过刮研，而且凸缘连接螺柱之间的距离不应过大应均匀分