二级减速器设计说明书

1、目 录一、设计任务书及总体分析1二、各主要部件选择1三、电动机选择2四、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配24.1计算总传动比24.2合理分配各级传动比2五、算传动装置的运动和动力参数35.10轴（电机轴）输入功率、转速、转矩35.2轴（输入轴）输入功率、转速、转矩35.3轴（中间轴）输入功率、转速、转矩35.4轴（输出轴）输入功率、转速、转矩35.5 轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩4六、V带传动设计46.1带传动设计要求46.2V带传动设计计算4七、高速级齿轮传动设计77.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数77.2 按齿面接触强度设计77.3按齿根弯曲强度计算97.4高速级齿轮几何

2、尺寸计算11八、低速级齿轮传动设计128.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数128.2 按齿面接触强度设计128.3按齿根弯曲强度计算148.4高速级齿轮几何尺寸计算16九、输入轴及其轴承、键的设计179.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径179.2轴的结构设计189.3轴的受力分析199.4轴的强度校核219.5键的强度校核219.6轴承的寿命校核22十、输出轴及其轴承、键的设计2210.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径2210.2轴的结构设计2310.3轴的受力分析2510.4轴的强度校核2610.5键的强度校核2710.6轴承的寿命校核27十一、中间轴及其轴承、键的设计2811.

3、1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径2811.2轴的结构设计2911.3轴的受力分析3011.4轴的强度校核3211.5键的强度校核3311.6轴承的寿命校核33十二、润滑与密封3412.1润滑方式的选择3412.2密封方式的选择3412.3润滑油的选择34十三、箱体结构尺寸34十四、主要附件及作用形式3514.1通气器3514.2 窥视孔和视孔盖3514.3 油标尺油塞3614.4油塞3614.5定位销3614.6启盖螺钉36十五、设计总结36十六、参考文献37一、设计任务书及总体分析课题：设计一带式输送机传动装置工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），

4、小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5%。带式输送机的传动效率为0.96。带式输送机传动简图如下：图示：为电动机，皮带轮，为减速器，为高速级齿轮传动，为低速级齿轮传动，6为联轴器，为输送机滚筒。辅助件有:观察孔盖,油尺,放油螺塞,通气孔,吊耳,定位销,启盖螺钉,甩油环,密封圈等.。设计参数：题号6E输送带的牵引力F/kN5.6输送带的速度v/(m/s)0.8输送带滚筒的直径D/mm450二、各主要部件选择目的过程分析结论动力源考虑到经济成本和方便维修电动机齿轮斜齿传动平稳斜齿轮传动轴承此减速器轴承同时受轴向和径向力且考虑效率角接触球轴承联轴器考虑到弹性柱销联轴器装拆方便，成本较低

5、弹性联轴器三、电动机选择工作机所需有效功率Pw(kw)：PwFV/(1000w)V带传动效率为：00.96圆柱齿轮传动(8级精度)效率(两对)为：10.972角接触球轴承传动效率(三对)为：20.99 3弹性联轴器传动效率(一个)取：30.99电动机所需的功率：根据电动机所需的功率和工作环境选择Y132M2-6型三相异步电动机，参数如下：额定功率5.5kw满载转速960 r/min四、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配由选定电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可得传动装置的总传动比对于多级传动计算出总传动比后，应合理地分配各级传动比，限制传动件的圆周速度以减少动载荷。4.1计算总传动比4

6、.1计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可得总传动比：4.2合理分配各级传动比由课程设计书中表32，取带传动比，则两级减速器传动比：由于减速箱是同轴布置，所以，,可以算出：传动比分配 总传动比电机满载转速电机-高速轴高速轴-中间轴中间轴-低速轴滚筒转速960r/min=2=3.76=3.7634 r/min五、算传动装置的运动和动力参数为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩，一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的运动和动力参数。5.10轴（电机轴）输入功率、转速、转矩 5.2轴（输入轴）输入功率、转速、转矩5.3轴（中间轴）输入功率、转速、转矩5.

7、4轴（输出轴）输入功率、转速、转矩5.5 轴（滚筒轴）输入功率、转速、转矩各项指标误差均介于+0.5%-0.5%之间。各轴运动和动力参数表电机轴轴轴轴轴功率P/KW5.55.285.074.874.77转矩T/(Nm)54.71105.05379.281369.911341.78转速n/(r/min)960480127.6633.9533.95传动比i23.763.761效率0.960.990.970.990.970.990.99六、V带传动设计6.1带传动设计要求1. 带传动设计的主要内容 选择合理的传动参数；确定带的型号、长度、根数、传动中心距、安装要求、对轴的作用力及带的材料、结构和尺寸

8、等。2. 设计依据 传动的用途及工作情况；对外廓尺寸及传动位置的要求；原动机种类和所需的传动功率；主动轮和从动轮的转速等。3. 注意问题 带传动中各有关尺寸的协调，如小带轮直径选定后要检查它与电动机中心高是否协调；大带轮直径选定后，要检查与箱体尺寸是否协调。小带轮孔径要与所选电动机轴径一致；大带轮的孔径应注意与带轮直径尺寸相协调，以保证其装配稳定性；同时还应注意此孔径就是减速器小齿轮轴外伸段的最小轴径。6.2V带传动设计计算1、确定计算功率由机械设计教材中表8-7查得工作情况系数，故：2、选择V带的带型根据及,由机械设计教材中图8-11选用A型3、确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直

9、径由机械设计教材中表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径验算带速按机械设计教材中公式8-13验算带的速度因为,故带速合适。计算大带轮的基准直径根据机械设计教材中公式8-15a计算大带轮的基准直径由机械设计教材中表8-8取4、确定V带的中心距和基准长度 根据机械设计教材中公式8-20，初定中心距由2中公式8-22计算所需的基准长度由机械设计教材中表8-2选带的基准长度计算实际中心距a由机械设计教材中公式8-23计算5、验算小带轮上的包角根据机械设计教材中公式8-25计算:6、计算带的根数z计算单根V带的额定功率由和,查机械设计教材中表8-4a得,根据 和B型带查机械设计教材中表8-4b得查机械设

10、计教材中表8-5得，查机械设计教材中表8-2得,于是由机械设计教材中公式8-26：计算V带的根数z 取z=4根7、计算单根V带的初拉力的最小值根据机械设计教材中公式8-27： 其中q由机械设计教材中表8-3得A型带应使带的实际初拉力8、计算压轴力压轴力的最小值由机械设计教材中公式8-28得：9、带轮结构设计查机械设计教材中表8-10得大、小带轮总宽度：V型带传动相关数据计算功率(kw)传动比i带速V (m/s)带型根数单根初拉力（N）压轴力（N）6.627.03A41931531小带轮直径(mm)大带轮直径(mm)中心距(mm)基准长度（mm）带轮宽度(mm) 小带轮包/p>

11、0063七、高速级齿轮传动设计7.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，高速级齿轮选择如下：1. 齿轮类型：选用斜齿圆柱齿轮传动2. 齿轮精度等级：带式输送机为一般机器速度不高，按照机械设计教材中表10-8，选择8级精度（GB10095-88）3. 材料：由机械设计教材中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS 小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS4. 齿数：试选择小齿轮齿数，大齿轮齿数取5.选取螺旋角：初选螺旋角7.2 按齿面接触强度设计按机械设计教材式（1021）试算，即1. 确定公式内各计算数值试选载荷系数小齿轮转矩由机械

12、设计教材图10-30，选取区域系数由机械设计教材图10-26查得, , 由机械设计教材中表10-6查得材料弹性影响系数齿宽系数：由文献机械设计教材中表10-7知齿宽系数由文献机械设计教材中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限： 计算应力循环次数由机械设计教材中图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许应力取失效概率为1%, 安全系数S=1由机械设计教材中式10-12 计算由式试算小齿轮分度圆直径计算圆周速度计算齿宽b计算齿宽与齿高比模数齿高计算纵向重合度 计算载荷系数K据，8级精度，由图10-8查动载荷系数由机械设计教材中表10-2查得使用系数由机械设计教材中表10-4用插值

13、法查得8级精度、小齿轮对称布置时在机械设计教材中查图10-13 得在机械设计教材中查表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，由机械设计教材中式10-10a得 计算模数7.3按齿根弯曲强度计算由机械设计教材中式10-17弯曲强度设计公式1. 确定公式内各计算数值计算载荷系数计算当量齿数根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数 查取齿形系数由机械设计教材表10-5查得 查取应力校正系数由机械设计教材表10-5查得 查取齿轮的弯曲疲劳极限由机械设计教材中图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机械设计教材中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲

14、疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数由机械设计教材中式10-12得计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大2. 计算对比计算结果，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，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数并根据GB1357-87就近圆整为标准值算出小齿轮的齿数 取大齿轮的齿数 取实际传动比：传动比误差： 在允许范围内中心距 取a=147mm 因为值改变不多，所以、不需要修正7.4高速级齿轮几何尺寸计算1. 分度圆直径2. 齿轮宽度 取 、 高速级齿轮设

15、计几何尺寸及参数齿轮压力角螺旋角模数中心距齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮2013.4021473061.756.765.770大齿轮113232.3227.3236.365八、低速级齿轮传动设计8.1选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数按照已经选定的传动方案，低速级齿轮选择如下：1. 齿轮类型：选用斜齿圆柱齿轮传动2. 齿轮精度等级： 带式输送机为一般机器速度不高，按照机械设计教材中表10-8，选择8级精度（GB10095-88）3. 材料： 由机械设计教材中表10-1选择：两者材料硬度差为40HBS小齿轮 40Cr 调质 硬度280HBS大齿轮 45钢 调质 硬度240HBS4.

16、齿数： 试选择小齿轮齿数 大齿轮齿数 取5.选取螺旋角： 初选螺旋角8.2 按齿面接触强度设计按机械设计教材式（1021）试算，即 1. 确定公式内各计算数值试选载荷系数小齿轮转矩由机械设计教材图10-30，选取区域系数由机械设计教材图10-26查得由机械设计教材中表10-6查得材料弹性影响系数齿宽系数：由文献机械设计教材中表10-7知齿宽系数由文献机械设计教材中图10-21d 按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限： 计算应力循环次数由机械设计教材中图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许应力取失效概率为1% 安全系数S=1由机械设计教材中式10-12 计算 由式试算小齿轮分度圆直径计算圆

17、周速度计算齿宽b 计算齿宽与齿高比模数齿高计算纵向重合度 计算载荷系数K据 、 8级精度，由图10-8查动载荷系数由机械设计教材中表10-2查得使用系数由机械设计教材中表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮对称布置时在机械设计教材中查图10-13 得在机械设计教材中查表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，由机械设计教材中式10-10a得 计算模数8.3按齿根弯曲强度计算由机械设计教材中式10-17弯曲强度设计公式1. 确定公式内各计算数值计算载荷系数计算当量齿数根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数 查取齿形系数由机械设计教材表10-5查得 查取应力校正系数由机械

18、设计教材表10-5查得 查取齿轮的弯曲疲劳极限由机械设计教材中图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机械设计教材中图10-18取弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数，由机械设计教材中式10-12计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大2. 设计计算对比计算结果，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，可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数并根据GB1357-87就近圆整为标准值算出小齿轮的齿数 取大齿

19、轮的齿数 取实际传动比：传动比误差： 在允许范围内中心距 取 因为值改变不多，所以、不需要修正8.4高速级齿轮几何尺寸计算分度圆直径齿轮宽度 取 低速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角螺旋角模数中心距齿数分度圆直径齿根圆直径齿顶圆直径齿宽小齿轮2014.6531692371.3263.8277.3285大齿轮86266.67259.17272.6780由于为了节省径向尺寸而采用同轴式设计，所以要求高速级齿轮与低速级齿轮中心距相等，但经过计算高速级齿轮与低速级齿轮中心距不相等，为了方便故直接将低速级齿轮应用于高速级，以保证高速级和低速级中心距相等并且强度满足要求。但是高速级齿轮与低速级齿轮的齿宽

20、不同，高速级齿轮B1=75，B2=70;低速级齿轮B1=85，B2=80，这样有利于减速器运行平稳。九、输入轴及其轴承、键的设计9.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径1、确定轴的材料输入轴材料选定为45号钢，锻件，调质。2、求作用在齿轮上的力根据输入轴运动和动力参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率 输入轴的转速 输入轴的转矩 圆周力：径向力： 轴向力：3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据机械设计教材中表153，取轴与带轮和齿轮连接，有两个键槽，轴径应增大10%15%，轴段最细出直径。9.2轴的结构设计1、根据轴的轴向定位和零件的装配次序得到轴的基本结构图

21、（上图）2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段1的设计 轴段1上安装带轮，此处设计应与带轮轮毂的设计同步进行。初定轴段1的直径，带轮轮毂的宽度为，结合带轮结构,取带轮轮毂的宽度，则轴段1的长度略小于轮毂孔宽度密封圈与轴段2的设计带轮用轴肩定位，取轴肩高度,由于该处的轴圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表，选取毡圈，故取段的直径考虑到齿轮有轴向力的存在，且有较大的圆周力和径向力作用，选用角接触球轴承，取轴承为7208AC，查表的其参数如下：故 轴段6的长度与轴承宽度相同,故取轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取。齿轮的分度圆直径较小，采用实心式，齿轮右端用套筒固定

22、,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取由于有轴承的安装尺寸,由此可确定轴段5的直径, 齿轮端面与机体内壁间应留有足够间距，箱体内壁与齿轮端面间距离取a=15mm，由于箱体有制造误差故箱体内壁与轴承端面间应留有距离，取轴承端面与箱体内壁间距离s=8mm，因此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）。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端与带轮的间距为30mm故键连接：带轮与轴段1处采用A型普通平键，型号齿轮与轴段4初采用A型普通平键，型号9.3轴的受力分析1、画轴的受力简图FV2FNV2FH

23、2FtFrFaFV1FH1Tl1l2l3l42、计算各段长度3、计算支反力4、画弯矩图HV总TMHMV1MV2M1M2T9.4轴的强度校核由弯矩图可知危险截面为齿轮中间截面查表得45号钢调质处理抗拉强度极限，则轴的许用弯曲应力，强度满足要求9.5键的强度校核查机械设计教材表6-2得=100Mpa120Mpa带轮与轴连接处键的挤压应力齿轮与轴连接处键的挤压应力故两处键的强度满足要求9.6轴承的寿命校核两个轴承的径向载荷查机械设计教材表13-7得派生轴向力所以按轴承1进行寿命校核差机械设计教材表13-5得e=0.68查机械设计教材表13-5得X=0.41，Y=0.87。查表13-6得轴承的预计计算

24、寿命查得7208AC轴承的计算使用寿命所以轴承满足寿命要求十、输出轴及其轴承、键的设计10.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径1、确定轴的材料输入轴材料选定为45号钢，锻件，调质。2、求作用在齿轮上的力根据输出轴运动和动力参数,计算作用在输出轴的齿轮上的力：输出轴的功率 输出轴的转速 输出轴的转矩 圆周力：径向力： 轴向力：3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据机械设计教材中表153，取轴与联轴器和齿轮连接，有两个键槽，轴径应增大10%15%，轴段最细出直径。10.2轴的结构设计1、根据轴的轴向定位和零件的装配次序得到轴的基本结构图（上图）2、根据轴向定位的要求确定轴

25、的各段直径和长度联轴器及轴段1的设计： 轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器同步进行。为补偿联轴器两端所连接的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。KA=1.5，计算转矩为，查表，取联轴器毂孔直径为70mm，轴孔长度107mm，型轴孔，A型键，代号所以密封圈与轴段2的设计带轮用轴肩定位，取轴肩高度,由于该处的轴圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表，选取毡圈，故取段的直径考虑到齿轮有轴向力的存在，且有较大的圆周力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。取轴承为30216，查表的其参数如下： 故 轴段6的长度与轴承宽度相同,故取轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取.齿轮的分度圆直

26、径较大，采用腹板式，齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取由于有轴承的安装尺寸,由此可确定轴段5的直径, ,齿轮端面与机体内壁间应留有足够间距，箱体内壁与齿轮端面间距离取a=15mm，由于箱体有制造误差故箱体内壁与轴承端面间应留有距离，取轴承端面与箱体内壁间距离s=8mm，因此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）。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端与带轮的间距为30mm故键连接： 联轴器与轴段1处采用A型普通平键，型号齿轮与轴段4初采用A型普通平键，型号10.3轴

27、的受力分析1、画轴的受力简图FV2FNV2FH2FtFrFaFV1FH1Tl4l3l2l12、计算各段长度3、计算支反力4、画弯矩图HV总TMHMV1MV2M1M2T10.4轴的强度校核由弯矩图可知危险截面为齿轮中间截面查表得45号钢调质处理抗拉强度极限，则轴的许用弯曲应力，强度满足要求10.5键的强度校核查机械设计教材表6-2得=100Mpa120Mpa带轮与轴连接处键的挤压应力齿轮与轴连接处键的挤压应力故两处键的强度满足要求10.6轴承的寿命校核两个轴承的径向载荷查机械设计教材表13-7得派生轴向力所以按轴承2进行寿命校核差机械设计教材表13-5得e=0.68查机械设计教材表13-5得X=

28、0.41，Y=0.87。查表13-6得轴承的预计计算寿命查得30216轴承的计算使用寿命所以轴承满足寿命要求十一、中间轴及其轴承、键的设计11.1确定轴的材料及初步确定轴的最小直径1、确定轴的材料中间轴材料选定为45号钢，锻件，调质。2、求作用在齿轮上的力根据中间轴运动和动力参数,计算作用在中间轴的齿轮上的力：中间轴的功率 中间轴的转速 中间轴的转矩 小齿轮上的圆周力：大齿轮上的圆周力：小齿轮上的径向力：大齿轮上的径向力： 小齿轮上的轴向力：大齿轮上的轴向力：3、初步确定轴的最小径，选取轴的材料为45号钢，调制处理，根据机械设计教材中表153，取轴与两个齿轮连接，有两个键槽，轴径应增大10%1

29、5%，轴段最细出直径。11.2轴的结构设计1、根据轴的轴向定位和零件的装配次序得到轴的基本结构图（上图）2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度轴段1与轴段5的设计：轴段1与轴段5上为轴承安装段，根据最小轴径选定，选用轴承32209查表的其参数如下： 齿轮端面与机体内壁间应留有足够间距，箱体内壁与齿轮端面间距离取a=15mm，由于箱体有制造误差故箱体内壁与轴承端面间应留有距离，取轴承端面与箱体内壁间距离s=8mm，因此：轴段2轴段4的设计：轴段2与轴段4均安装齿轮，为便于齿轮的安装, 和应略大和,可取 ，齿轮与轴采用普通圆头平键连接参数为：，轮毂键槽深度，小齿轮上齿根圆与键槽顶面的距离：，

30、故小齿轮处设计成齿轮轴，材料为40Cr调质处理，大齿轮右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2的长度应该比齿轮的轮毂略短，所以取轴段3的设计：该段为大齿轮提供定位，其轴肩高度范围为,取高速轴左侧的轴承与低速轴轴承的右侧的轴承公用一个轴承座，其宽度为，所以键连接： 大齿轮与轴段4处采用A型普通平键，型号11.3轴的受力分析1、画轴的受力简图FH2Ft1Fr1Fa1l4l3l2l1FV1FNV1FH1FV2Fa2Ft2Fr2l52、计算各段长度3、计算支反力4、画弯矩图HV总TMH1MH2MV1MV2M1M2T11.4轴的强度校核由弯矩图可知危险截面为齿轮中间截面查

31、表得45号钢调质处理抗拉强度极限，则轴的许用弯曲应力，强度满足要求11.5键的强度校核查机械设计教材表6-2得=100Mpa120Mpa大齿轮与轴连接处键的挤压应力故键的强度满足要求11.6轴承的寿命校核两个轴承的径向载荷查机械设计教材表13-7得派生轴向力所以按轴承2进行寿命校核差机械设计教材表13-5得e=0.68查机械设计教材表13-5得X=0.41，Y=0.87。查表13-6得轴承的预计计算寿命查得32209轴承的计算使用寿命所以轴承满足寿命要求十二、润滑与密封12.1润滑方式的选择因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑。I，II，III轴的速度因子

32、，查机械设计手册可选用钠基润滑剂2号12.2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封12.3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选用ZN3钠基润滑脂，齿轮选择全损耗系统用油L-AN68润滑十三、箱体结构尺寸名称符号尺寸高速级中心距A1169mm低速级中心距A2169mm下箱座壁厚10mm上箱座壁厚18mm机座凸缘壁厚b15mm机盖凸缘壁厚b112mm机座底凸缘壁厚b225mm地脚螺栓直径DfM18底脚凸缘尺寸（扳手空间）L124mmL222mm地脚螺栓数目N4轴承旁连接螺栓直径D1M12剖分面凸缘尺寸C1

33、20mmC216mm上下箱连接螺栓直径D2M10箱缘尺寸（扳手空间）C116mmC214mm轴承盖螺钉直径D3M8检查孔盖连接螺栓直径D4M6圆锥定位销直径D58mm减速器中心高H200mm轴承旁凸台高度h50mm箱盖肋厚m17mm箱座肋厚m28.5mm大齿轮顶圆与箱体内壁的距离115mm齿轮端面与箱体内壁的距离215mm十四、主要附件及作用形式14.1通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由机械设计课程设计表7-1选用通气器尺寸M201.514.2 窥视孔和视孔盖为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由机械设计课程设计书 取A=120mm14.3 油标尺油塞为方便的检查油