二级圆锥圆柱齿轮减速器

1、精选优质文档-倾情为你奉上计算项目及内容主要结果一、设计任务设计输送运输机驱动装置的减速器，其原始条件如下：图1 输送运输机驱动装置的减速器1-电动机；2-弹性联轴器；3-减速器；4-可移式联轴器；5-螺旋输送机减速器型号圆锥圆柱齿轮减速器螺旋轴转矩（N·m）400螺旋轴转速（r/min）70输送物料种类聚乙烯树脂工作班制年限3班制，每班8小时，五年螺旋输送机效率0.92工作环境室内二、传动方案的拟定如设计任务上简图所示，该设备原动机为电动机，工作机为螺旋输送机，传动方案采用圆锥圆柱齿轮减速器，使用斜齿圆柱齿轮传动，平稳性好，圆锥齿轮置于高速极，以免加工困难。联轴器2选用弹性联轴器，

2、4选用可移式联轴器。 图2 圆锥圆柱齿轮减速器三、电动机的选择1、选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2、选择电动机的功率工作机的有效功率为：电动机至工作机的总效率为： =0.992×0.993×0.98×0.97×0.92=0.832查表得：联轴器：联轴器滚动轴承：球轴承（一对）斜齿轮传动：7级精度的一般齿轮传动(油润滑) 锥齿轮传动：7级精度的一般齿轮传动(油润滑) 螺旋输出轴的传动效率电动机所需的工作功率为3、确定电动机转速按表推荐的传动比合理范围，圆锥-圆柱齿轮减速器传动

3、比为i'=815，所以电动机转速可选择的范围是： nd=i'nw=815×70=5601050 r/min符合这一范围的同步转速为750r/min，因此决定选择同步转速为750r/min的电动机。根据电动机转速、额定功率要求及工作环境，选定电动机型号为Y160M1-8。其主要性能如下表1：型号额定功率Pe/kW额定转矩/(Nm)质量/kgY160M1-842118满载时转速nd/(rmin)电流A(380V)效率/%功率因数7209.91840.73四、传动比的分配1、总传动比ii=ndnw=72070=10.282、分配传动比i=i×i考虑到圆锥齿轮的尺寸

4、大小，以及润滑条件，取i=3 i=3.43、计算传动装置各轴的运动和动力参数各轴的转速高速轴 n1=nd=720r/min中间轴 n2=n1i=72030=240r/min低速轴 n3=n2i=2403.4=70.59 r/min螺旋轴 n4=n3=70.59 r/min各轴的输入功率轴P1=Pd=3.52×0.99=3.48kW轴P2=P1=3.59×0.99×0.97=3.35kW轴P3=P2=3.35×0.99×0.98=3.25kW轴P4=P3 =3.25×0.99×0.99=3.18kW各轴的输入转矩电动机轴的输出

5、转矩Td为Td=9550Pdnd=9550×3.52720=46.69 Nm轴T1=Td=46.69×0.99=46.22 Nm轴T2=T1i=46.22×0.99×0.97×3=133.16 Nm轴T3=T2i=133.16×0.99×0.98×3.4=439.26 Nm轴T4=T3 =439.26×0.99×0.99=430.51 Nm表2 各轴运动参数和动力参数汇总表轴名功率P/kW转矩T/(N/·m)转速n/(r/min)电动轴3.5246.69720轴3.4846.22720

6、轴3.35133.16240轴3.25439.2670.59螺旋轴3.18430.5170.59五、齿轮传动的设计计算 1.直齿圆锥齿轮的设计1、选择齿轮类型、材料、精度等级 选择轴交角=90°的直齿圆锥齿轮传动。选择软齿面，由表7-1，选择小齿轮材料40Cr，调质处理，硬度241286HBS；大齿轮材料ZG35CrMo，调质处理，硬度190240HBS。运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度。小锥齿轮齿数z1可取1725。取z1=20，则z2=i 1z1=3×20=60，取z2=61，则i 1=3.05，ii=1.1%<5%，传动比误差在允许范围内。2、按齿面

7、接触疲劳强度设计d134KT1Ru1-0.5R2ZEZHH2确定各参数数值初选载荷系数Kt=1.4；ZH=2.5；齿宽系数R=0.250.35，取常用值R=13；查图7-18得Hlim1=800MPa；Hlim2=560MPa。计算应力循环次数小齿轮N1=60n1jLh=60×720×1×5×300×24=1.56×109大齿轮N2=60n2jLh=60×240×1×5×300×24=5.18×108查图7-19得ZN1=0.93；ZN2=1.04取安全系数SH=1，计算接触

8、疲劳许用应力H1=Hlim1ZN1SH=800×0.931=744 MPaH2=Hlim2ZN2SH=600×1.041=624 MPa确定传动尺寸初算小轮分度圆直径d1td1t34KT1Ru1-0.5R2ZEZHH2 =34×1.4×-162×188.9×2.56242=59.77mm计算齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=49.80mm计算齿宽中点处的圆周速度=dm1n160×1000=3.14×49.80×72060×1000=1.878ms查图7-7，由于是直齿锥齿轮，降一级精度

9、等级，因此K=1.14；由表7-2查得使用系数KA=1.00；直齿锥齿轮精度较低，取K=1；由图7-8查取齿向载荷分布系数K=1.11；由表7-6，查得弹性系数ZE=188.9MPa12；故载荷系数K=KAKKK=1.0×1.14×1×1.11=1.27按K值对d1t修正，即d1=d1t3KKt=59.77×31.271.4=57.860mm确定模数m=d1z1=57.86020=2.89mm取标准值m=3mm。计算齿轮的相关参数d1=mz1=3×20=60mmd2=mz2=3×61=183mm计算锥角1=arctan1u=18

10、76;9'10''2=90°-1=71°50'50''计算齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=50.000mmdm2=d21-0.5R=152.500mm则锥距RR=d1u2+12=60×3.052+12=96.293mm确定并圆整齿宽b=RR=13×96.293=31.09mm圆整为b=32mm。3、校核齿根弯曲疲劳强度确定各参数计算当量模数mv=m1-0.5R=2.5mm计算当量齿数z1=z1cos1=20cos18°26'6''=21.082z2=z2cos2

11、=60cos71°33'54''=189.736由表7-4查得，YF1=2.76，YS1=1.56，YF2=2.12，YS2=1.865由图7-17查得YN1=0.89，YN2=0.91；由图7-16查得弯曲疲劳极限Flim1=600MPa，Flim2=480MPa；取SF=1.25，得许用弯曲应力F1=Flim1YN1SF=600×0.891.25=427.2MPaF2=Flim2YN2SF=480×0.911.25=349.4MPa验算齿根弯曲疲劳强度F1=2KTtbmdm11-0.5RYF1YS1 =2×1.27×

12、×3×50×56×2.76×1.56=126.4MPa<F1F2=F1YF1YS1YF2YS2=126.4×2.12×1.8652.76×1.56=115.4MPa<F2满足弯曲强度要求，所选参数合适。直齿圆锥齿轮设计结果如下表4所示名称符号小锥齿轮大锥齿轮模数m3mm锥距R96.293mm齿顶高ha3mm齿根高hf3.6mm齿宽b32mm锥角18°9'10''71°50'50''齿数z2061分度圆直径d60mm183mm由于小齿轮的

13、直径不大，故设计成实心结构，大齿轮直径较大，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。2.斜齿圆柱齿轮传动的设计1、选择材料、热处理方式、精度等级及齿数选择闭式斜齿圆柱齿轮传动。选择软齿面，由表7-1，选择小齿轮材料40Cr，调质处理，硬度241286HBS；大齿轮材料ZG35CrMo，调质处理，硬度190240HBS。运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度。取z1=22，则z2=i 2z1=3.4×22=75，初选螺旋角=14°。2、按齿面接触疲劳强度设计d132KT1du+1uZEZHH2确定各参数数值初选载荷系数Kt=1.5；由表7-5，取齿宽系数d=1.0；由图

14、7-12查取节点区域系数ZH=2.43；由表7-6，查得弹性系数ZE=188.9MPa12；由图7-15查得1=0.765，2=0.87，=1+2=1.635；由图7-18查取接触疲劳强度极限Hlim1=800MPa；Hlim2=560MPa计算应力循环次数小齿轮N1=60n2jLh=60×240×1×5×300×24=5.18×108大齿轮N2=60n3jLh=60×70.59×1×5×300×24=1.52×108由图7-19查得接触疲劳寿命系数ZN1=1.04，ZN2=

15、1.12（允许局部点蚀）；取安全系数SH=1，计算接触疲劳许用应力H1=Hlim1ZN1SH=800×1.041=832MPaH2=Hlim2ZN2SH=560×1.121=627.2MPa确定传动尺寸初算小轮分度圆直径d1td1t32KtT2du+1uZEZHH22 =32×1.5×.0×1.635×3.4+13.4×188.9×2.43627.22=55.33mm计算圆周速度=d1tn260×1000=3.14×55.33×24060×1000=0.695ms查图7-7的

16、动载系数K=1.08；由表7-2查得使用系数KA=1.00；由表7-3假设KAFtb100N/mm,得齿间载荷分配系数K=1.4；由图7-8查取齿向载荷分布系数K=1.07；故载荷系数K=KAKKK=1.0×1.08×1.4×1.07=1.62按K值对d1t修正，即d1=d1t3KKt=55.33×31.621.5=56.77mm确定模数mn=d1cosz1=56.77×cos14°22=2.51mm取标准值mn=3mm确定螺旋角a=mnz1+z22cos=3×22+752×cos14°=149.95mm

17、圆整中心距为5的倍数，则a=125mm =cos-1mnz1+z22a=cos-13×22+752×150=14°4'12''因为值与初选值相差不大，故与值有关的参数值不需修正。d1=mnz1cos=3×22cos14°4'12''=68.041mmd2=mnz2cos=3×75cos14°4'12''=231.959mm由b=dd1=1.0×68.041=68.041mm，取b1=68mm，b2=63mm3、校核齿根弯曲疲劳强度F=KFtbm

18、nYFYSYF MPa确定各参数z1=z1cos3=24.11 z2=z2cos3=82.18由表7-4查得，YF1=2.65，YS1=1.58，YF2=2.22，YS2=1.77由纵向重合度=bsinmn=1.76查图7-14得螺旋角系数Y=0.88；由图7-17查得YN1=0.91，YN2=0.93；由图7-16查得弯曲疲劳极限Flim1=600MPa，Flim2=480MPa；取SF=1.25，得许用弯曲应力F1=Flim1YN1SF=600×0.911.25=436.8MPaF2=Flim2YN2SF=480×0.931.25=357.1MPa验算齿根弯曲疲劳强度F

19、1=KFtbmnYF1YS1Y =1.62×2××3×1.635×68.041×2.65×1.58×0.88=75.61MPa<F1F2=F1YF1YS1YF2YS2=75.61×2.22×1.772.65×1.56=71.86MPa<F2弯曲强度足够。验算KAFtb=2KAT1bd1=2×1.0××68.041=62.17Nmm<100Nmm因此之前假设合理斜齿圆柱齿轮设计结果如下表3所示名称符号小齿轮大齿轮螺旋角14°4&#

20、39;12''模数mn3mm齿顶高ha3mm齿根高hf3.75mm中心距a150mm齿宽b68mm63mm齿数z2275分度圆直径d68.041mm231.959mm由于小齿轮的直径不大，故设计成实心结构，大齿轮直径较大，为了减少质量和节约材料，采用腹板式结构。六、轴的设计计算由表9-2选取轴的材料为45钢调质处理，硬度217255HBS，抗拉强度极限b=650MPa，屈服极限s=360MPa。1.高速轴的设计计算1、求高速轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1=3.48kW n1=720r/min T1=46.22Nm2、初步确定轴的最小直径 由于最小处只受扭矩作用，由表9-

21、2，取C=112，得dmin=C3P1n1=112×33.48720=18.94mm因轴上有两个键槽，故直径增大10%，取d=20.83 mm。3、初选联轴器根据传动装置的工作条件拟选用LX型弹性柱销联轴器。由机械设计手册查得工况系数为1.25计算转矩为Tc=KT=1.25×46.22=57.78Nm 根据电动机型号，查设计手册表12-8，选取LX2型弹性套柱销联轴器，其许用转矩为Tp=560Nm，其许用转速np=6300r/min,半联轴器的孔径d=24mm，半联轴器长度L=38mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=52mm。4、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向

22、定位要求确定轴的各段直径和长度选取原则：定位轴肩的高度h=35mm,非定位轴肩高度一般取1.52mm。半联轴器与轴的配合的毂孔长度为L=38mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，1-2段轴长度比L要略短一些d12=24mm L12=37mm为了满足半联轴器的轴向定位要求，12轴段右端需制出一轴肩，为使轴承端盖装拆方便及便于添加润滑油，取d23=28mm L23=53mm3-4段轴与滚动轴承配合，考虑到轴承是标准件，内径为5的倍数，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。参考工作要求，查指导书表11-3，取的角接触球轴承7206 AC。故取 d34=30mm L34=16mm

23、同理,取 d56=30mm L56=15mm4-5轴为定位轴承的轴肩，由指导书查得damin=36mm。故取 d45=36mm L45=70mm考虑到小锥齿轮内孔的直径，取轮毂宽度为42mm，齿轮左端与轴承使用挡油环定位，考虑到挡油环的宽度，取 d67=24mm L67=58mm齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键连接轴与半联轴器之间的平键 ，按d12=24mm，查得平键尺寸为b=8,h=7,L=32轴与锥齿轮之间的平键，按d67=24mm，查得平键尺寸为b=8,h=7,L=36为保证齿轮、半联轴器与轴的配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配合为H7/r6,齿轮轮毂与轴的配合为H7/

24、m6，滚动轴承与轴的轴的周向定位是由过盈配合保证的，故此处轴与轴承的配合为H7/k6。确定轴上的倒角，取轴端倒角为2×45°。2.中速轴的设计计算1、求中速轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2=3.35kW n2=240r/min T2=133.16Nm2、初步确定轴的最小直径 由于最小处只受扭矩作用，由表9-2，取C=112，得dmin=C3P2n2=112×33.35240=26.97mm因轴上有两个键槽，故直径增大10%，取d=29.66mm。4、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1-2段轴与滚动轴承配合，考虑到轴承是

25、标准件，内径为5的倍数，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。参考工作要求，查指导书表11-3，取的角接触球轴承7206 AC。故取 d12=30mm d56=30mm考虑到轴承和挡油板的宽度，故取 L12=41mm L56=41mm2-3段轴与大锥齿轮配合，考虑到齿轮的轮毂宽度及直径取 d23=34mm L23=39mm3-4段轴将斜齿轮和锥齿轮的左端和右端固定因此 d34=42mm L34=10mm4-5段轴与小斜齿轮配合，考虑到齿轮的轮毂宽度及直径取 d45=34mm L34=66mm齿轮与轴的周向定位采用普通平键连接轴与大锥齿轮之间的平键 ，按d23=34mm，查

26、得平键尺寸为b=10,h=8,L=36轴与小斜齿轮之间的平键，按d45=34mm，查得平键尺寸为b=10,h=8,L=63为保证齿轮与轴的配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6，滚动轴承与轴的轴的周向定位是由过盈配合保证的，故此处轴与轴承的配合为H7/k6。确定轴上的倒角，取轴端倒角为2×45°。3.低速轴的设计计算1、求低速轴上的功率P3、转速n3和转矩T3P3=3.25kW n3=70.59r/min T3=439.26Nm2、初步确定轴的最小直径 由于最小处只受扭矩作用，由表9-2，取C=112，得dmin=C3P3n3=112×33.25

27、70.59=40.14mm因轴上有两个键槽，故直径增大10%，取d=44.16mm。3、初选联轴器由最小直径和工作条件，查设计手册，选取KL7型滑块联轴器，其许用转矩为Tp=900Nm，其许用转速np=3200r/min,半联轴器的孔径d=45mm，半联轴器长度L=112mm。4、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度半联轴器与轴的配合的毂孔长度为L=84mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，1-2段轴长度比L要略短一些 d12=45mm L12=82mm为了满足半联轴器的轴向定位要求，12轴段右端需制出轴肩取 d23=47mm L23=45mm3-4段轴与滚

28、动轴承配合，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承。查表，取角接触球轴承7010 AC。故取 d34=50mm d67=50mm 考虑到轴承和挡油板的宽度，故取 L34=33mm L67=24mm4-5段轴将大斜齿的右端固定，其左端与挡油板和轴承相接取 d45=62mm L45=58mm5-6段轴与大斜齿轮配合，考虑到轮毂宽度为和直径 d56=54mm L56=61mm齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键连接轴与半联轴器之间的平键 ，按d12=45mm，查得平键尺寸为b=14,h=9,L=70轴与大斜齿轮之间的平键，按d56=54mm，查得平键尺寸为b=16,h=10

29、,L=56为保证齿轮、半联轴器与轴的配合有良好的对中性，故选择半联轴器与轴的配合为H7/r6,齿轮轮毂与轴的配合为H7/r6，滚动轴承与轴的轴的周向定位是由过盈配合保证的，故此处轴与轴承的配合为H7/k6。确定轴上的倒角，取轴端倒角为2×45°。6、校核低速轴求作用在齿轮上的力已知大圆柱斜齿轮的分度圆半径为d2=231.959mmFt=2T3d2=2×.959=3787NFr=Fttanncos=tan20°cos14°4'12''=1421NFa=Fttan=949N画低速轴受力图（a）计算支承反力 确定轴承支点位置时

30、，从手册中查取a值。对于7010型角接触球轴承，由手册中查得a=23.2mm。L1=97.8mm，L2=48.3mm图 低速轴的结构和受力分析水平面反力FH1'=1421×48.3+949×.1=1223NFH2'=1421×97.8-949×.1=198N垂直面反力FV1'=3787×48.3146.1=1252NFV2'=3787×97.8146.1=2535N水平面受力图见图（b），垂直面受力图见图（d）画轴弯矩图水平面弯矩图见图（c），垂直面弯矩图见图（e），合成弯矩图见图（f）合成弯矩M=MH

31、2+MV2。画轴转矩图轴受转矩 T=T3画当量弯矩图当量转矩，见图（g），由插值法得0b=100MPa，-1=60MPa折合系数=0b-1=0.6T=0.6×= Nmm当量转矩在齿轮中间截面处M1=M+T2=+= Nmm计算出的各数值如下表载荷水平面H垂直面V支反力FFH1'=1223NFH2'=198NFV1'=1252NFV2'=2535N弯矩M Nmm Nmm合成弯矩M Nmm扭矩TNmm当量弯矩M Nmm校核轴径按当量应力校核轴的强度，查表得-1=60MPae=b2+4T2=M1WW=d332-btd-t22d=13411e=23.4 MPa-

32、1故截面安全判断危险截面初步分析齿轮中间截面和截面3有较大的应力和应力集中。对称循环疲劳极限 轴的材料选用45钢调质，b=650MPa，s=360MPa则疲劳极限为-1b=0.44b=0.44×650=286 MPa-1=0.30b=0.30×650=195 MPa脉动循环疲劳极限0b=1.7-1b=1.7×286=486 MPa0=1.6-1=1.6×195=312 MPa等效系数=2-1b-0b0b=0.18=2-1-00=0.25截面上的应力弯矩M= Nmm 弯曲应力幅W=d332-btd-t22d=13411WT=d316-btd-t22d=28

33、870a=MW=12.76 MPa弯曲平均应力 m=0扭转切应力=TWT=15.2 MPa扭转切应力幅和平均切应力a=m=2=7.6应力集中系数 因在此截面处，有A型键槽，插值法查表得k=1.82，k=1.62=0.81，=0.76，=0.92安全系数弯曲安全系数S=-1ka+m=2861.820.92×0.81×12.76=9.18扭转安全系数S=-1ka+m=1951.620.92×0.76×7.6+0.25×7.6=10.0复合安全系数Sca=SSS2+S2=9.18×10.09.182+10.02=6.76>S=1.5根

34、据校核，截面足够安全。截面3上的应力WT=0.2d3=20765扭转切应力=TWT=21.2 MPa扭转切应力幅和平均切应力a=m=2=10.6查表得，k=1.43，=0.78，=0.92计算安全系数S=-1ka+m=1951.430.92×0.78×10.6+0.25×10.6=8.20根据校核，截面3足够安全。七、滚动轴承的校核低速轴上的轴承计算1、轴承参数已知选用轴承型号角接触球轴承7010 AC，n3=70.59r/min，e=0.68Cr=25.2kN，=25°，轴承采用面对面放置。2、计算内部轴向力径向力Fr1=FH12+FV12=12232

35、+12522=1750 NFr2=FH22+FV22=1982+25352=2543 N轴向力F1'=0.68Fr1=1190 NF2'=0.68Fr2=1729 N3、计算单个轴承的轴向载荷比较F1'+FA与F2':F1'+FA=1190+949=2139>F2'有轴承的放置位置知，左侧轴承“放松”，右侧轴承“压紧”。因此Fa1=F1'=1190 NFa2=F1'+FA=2139 N4、计算当量动载荷P=XFr+YFa由表，得Fa1Fr1=0.68=e X1=1，Y1=0Fa2Fr2=0.84>e X2=0.41，Y

36、2=0.87则P1=1×1750+0×1190=1750 NP2=0.41×2543+0.87×2139=2904 N5、计算寿命取P1，P2中较大值代入寿命计算公式由表查得fP=1.2，则Lh=10660nftCfPP=.61×.2×29403=86049h>60000h故可以选用八、键的选择及校核由于键选用静连接，轻微冲击，许用挤压应力P=120 MPa1、高速轴与联轴器连接处键的强度计算 轴径d=24mm，选用普通平键，b=8，h=7，L=32P=2T×103kld=4T1hdL-b=4××2

37、4×32-8=45.9<P满足强度要求2、高速轴与小锥齿轮连接处键的强度计算轴径d=24mm，选用普通平键，b=8，h=7，L=36P=2T×103kld=4T1hdL-b=4××24×36-8=42.3<P满足强度要求3、中速轴与大锥齿轮连接处键的强度计算轴径d=34mm，选用普通平键，b=10，h=8，L=36P=2T×103kld=4T1hdL-b=4××34×36-10=75.3<P满足强度要求4、中速轴与小斜齿轮连接处键的强度计算轴径d=34mm，选用普通平键，b=10，h=8

38、，L=63P=2T×103kld=4T1hdL-b=4××34×63-10=36.9<P满足强度要求5、低速轴与大斜齿轮连接处键的强度计算轴径d=54mm，选用普通平键，b=16，h=10，L=56P=2T×103kld=4T1hdL-b=4××54×56-16=20.3<P满足强度要求6、低速轴与联轴器连接处键的强度计算轴径d=45mm，选用普通平键，b=14，h=9，L=70P=2T×103kld=4T1hdL-b=4××45×70-14=77.5<P满

39、足强度要求九、箱体的设计及附属零件设计1、箱体的设计 箱体是减速器的一个重要零件，用于支持和固定减速器的各种零件，并保证传动齿轮的啮合精度。箱体的结构和受力均较复杂，各部分尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。 箱体的材料选用HT150，砂型铸造。 箱体各部分尺寸如下表名称名称结构尺寸/mm箱座（体）壁厚8箱盖壁厚18箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度b,b1,b212,12,20箱座、箱盖上的肋厚m,m17,7轴承旁凸台的高度和半径h,R145,16轴承盖的外径D2118,102,120地脚螺钉直径df12数目n6通孔直径df'20沉头座直径D032底座凸缘尺寸c1mi

40、n22c2min20连接螺栓轴承旁连接螺栓直径d112箱座、箱盖连接螺栓直径d28连接螺栓直径d812通孔直径d'913.5沉头座直径D1826凸缘尺寸c1min1520c2min1216定位销直径d6轴承盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46箱体外壁至轴承座端面的距离l144大齿轮顶圆与箱体内壁的距离110齿轮端面与箱体内壁的距离2102、箱体的密封为了保证箱盖与箱座结合面的密封，对接合面的几何精度和表面粗糙度要精刨到表面粗糙度值Ra<1.6，重要的需刮研。箱盖与箱座结合面需要涂上密封胶。3、窥视孔和视孔盖取A=110，B=90，A1=140，B1=140，C=125，C1=140，C2=140，R=90。 螺钉尺寸 M6x15。螺钉数目 6。4、通气器的选用选用简易通气器，取M16x1.55、游标的选用选用压配式圆形油标，取d=16，D=27，H=14，H 1=166、润滑齿轮圆周速度v<5m/s,所以采用浸油润滑，轴承采用脂润滑。设计的减速器的合适浸油深度为圆柱斜齿轮的一个齿高，但不应小于10mm，取齿顶圆到油池底部的距离为34mm。换油时间为半年，取决于油中杂质多少及被氧化、被污染程度。查手册选择L-CKB 200号工业齿轮润滑油。7、轴承伸出处的密封由脂润滑选