机械设计A4-搓丝机设计说明书(共35页).docx

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1、精选优质文档-倾情为你奉上机械设计课程设计计算说明书设计题目：搓丝机传动装置设计班 级：宇航学院 班设 计 者：指导老师：2010年6月10日北京航空航天大学目录前言本设计为机械设计基础课程设计的内容，在大一到大三先后学习过画法几何、机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之后的一次综合的练习和应用。本设计说明书是对搓丝机传动装置的设计，搓丝机是专业生产螺丝的机器，使用广泛，本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设计机构形式以及具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终确定形成图纸的过程。通过设计，我们回顾了之前关于机械设计的课程，并加深了对很多概念的理解，并对设计的一些基本思路和方法有了初步

2、的了解和掌握。感谢老师在整个过程中的指导与帮助，也感谢周围同学的帮助！一、设计任务书轴辊搓丝机传动装置设计 1.1设计背景搓丝机用于加工轴辊螺纹，基本结构如上图所示，上搓丝板安装在机头4上，下搓丝板安装在滑块3上。加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块向后运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓制出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一个工件。1.2工作条件室内工作，动力源为三相交流电动机，电动机单向运转，载荷较平稳。1.3使用期限工作期限为十年，每年工作300天，双班制工作；检修期间隔为

3、三年。1.4生产批量与加工条件生产批量5台，中等规模的机械厂，可加工7,8级精度的齿轮、蜗轮。1.5原始数据表最大加工直径/mm最大加工长度/mm滑块行程/mm搓丝动力/KN生产率件/min162003501024二、方案设计2.1 总体设计见下图：2.2原动机的选择根据设计任务书，选择电动机作为原动机。2.3传动装置的选择电动机输出部分：考虑到过载保护，因此选用带传动。减速器内部布局：二级圆柱齿轮展开式，见下图。 2.4执行机构选择曲柄滑块机构，理由是结构简单，加工比较经济，只要有偏心，即可实现急回特性。以下为尺寸设计。插入图如图，由最小传动角取大于40知min=cos-1e+ab40 又由

4、图中关系可知Lc=(b+a)2-e2-(b-a)2-e2=350 由两式，试取以下两种方案：方案一：a=170mm，e=180mm，得b=778.359mm，继而得k=1.07，min=63.28方案二：a=165mm，e=170mm，得b=539.386mm，继而得k=1.16，min=51.61相比较，由于方案二的k比较大，工作时间长，因此选用方案二。2.5相关参数的确定项目-内容设计计算依据和过程计算结果电动机的选择按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。 =12332其中V带的效率=0.96，滚动轴承的效率=0.99，闭式圆柱齿轮的效率=0.98，计算效率=

5、0.8946。而=3.13kw，选取Ped=4kw，电动机型号Y132M1-6，性能如下：同步转速满载转速额定功率极数1000r/min960r/min4kw4电动机型号Y132M1-6分配传动比（1）总传动比：ia=nmnw=96024=40（2）各级传动比 a. V带传动 i01=2.5，减速器i=40/2.5=16； b. 高速级传动比i12=1.4*16=4.733，则低速级传动比i23=16/4.733=3.3ia=40i01=2.5i12=4.733i23=3.381各轴参数计算0轴（电动机轴）：P0=Pd=3.13kwn0=nm=960r/minT0=9550 Pd / n0=3

6、1.14Nm1轴（高速轴）：P1=Pd1=3.13kw0.96=3.005kwn1=n0i01=9602.5r/min=384r/minT1=9550 P1 / n1=74.73Nm2轴（中速轴）：P1=P123=3.005kw0.990.98 =2.915kwn2=n1i12=3844.733r/min=81.13r/minT2=9550 P2 / n2=343.1Nm3轴（低速轴）：P3=P223=2.915kw0.990.98 =2.828kwn3=n2i23=81.133.381r/min=24.00r/minT3=9550 P3 / n3=1125.3Nm如左侧最后，将运动和动力参数

7、计算结果进行整理并列于下表轴功率P / kW转矩T /Nm转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出0轴3.1331.149602.50.95轴2.912.88343.1339.781.134.4330.97轴2.822.791125.31114.0243.3810.97三、传动零件设计3.1带传动设计项目-内容设计计算依据和过程计算结果设计要求每天工作16小时，载荷较平稳 计算功率Pc由表31-7知，kA=1.1由公式Pc=kAP=1.13.13kw=3.44kwkA=1.1Pc=3.44kw 确定带型由图31-15选用A带 带轮直径和小带轮带速由表31-3知小带轮直径，则大带轮直径dd2

8、=idd1小带轮带速1=dd1n1601000=5.02m/s，满足5m/s120的要求。1=166.15 带的根数由表31-3知，P0=0.97Kw，P0=0.11Kw，由表31-9知，包角系数k=0.97，由表31-2取，长度系数kL=1.01，从而，V带根数z=Pc(P0+P0)kkL=3.25，取z=4根。P0=0.97KwP0=0.11Kwk=0.97kL=1.01z=4 初拉力由表31-1取l=0.10初压力: F0=500pz2.5k-1+l2F0=137.63NF0=137.63N 压轴力FQ=2zF0sin12=1093.01NFQ=1093.01N3.2高速级齿轮设计项目-

9、内容设计计算依据和过程计算结果 材料和精度等级考虑直齿轮生产简单，造价低，故选用直齿轮，批量较小。小齿轮使用40Cr，调质处理，硬度241-286HBS；大齿轮使用45钢，调质处理，硬度229-286HBS；精度等级均为8级有关数据以及公式引自机械设计基础（下册） 初估小带轮直径因采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初估小齿轮分度圆直径。由附B-1， Ad=756 ，K=1.4，则T1=74.6Nm由表27-14，取d=1.0，由表27-24查得，接触疲劳强度 Hlim1=710MPaHlim2=580MPa则HP1=639MPaHP2=522MPa，由附B-2得，d1Ad3KT1dHP2i+1

10、i =76631.474.61.052224.733+14.733 =59.313mm。取d1=60mmd1=60mm 确定基本参数校核圆周速度v和精度等级=d1n1601000=1.206m/s由表27-1选取8级精度,初取齿数取z1=21 z2=iz1=99.4，m=60/21=2.857由表27-4取m=3mm，则z1=20， z2=94.66，取z2=93，由于z1,z2互质，故可行。校核传动比误差=(4.65-4.733)/4.733=-0.018，满足。z1=20z2=93 校核齿面接触疲劳强度a. 计算齿面接触应力H由式27-5，计算H，由图27-17查得ZH=2.42，由表27

11、-15查得ZE=189.8MPa，而z=4-3=0.875，其中：由表27-5可得a1=cos-1db1da1=31.32a2=cos-1db2da2=23.09由于无变位，啮合角=20,故=12z1tanat1- tant+z2tanat2- tant=1.701Z=1，直齿轮查表27-7知KA=1.5，图27-6知KV=1.1查表27-8知KH，其中Ft=2T1d1=2486.67NKAFtb=62.167100N/mmKH=1Z2=1.305KH由表27-9得到，其中非对称支撑，调制齿轮7级精度，则KH=A+B0.6bd12+1bd12+C10-3b=1.394从而H=ZHZEZZKAK

12、VKHKHFtbd1u+11=657.97MPab. 计算许用接触应力HP其中ZNT由图27-27知ZNT1=0.98，ZNT2=1.10总工作时间th=1630010=48000h,从而得NL1=60n1th=1.11*109 NL2=NL1i=2.34*108ZW1=ZW2=1.14由表27-18接触强度尺寸系数ZXZX1=ZX2=1.0，ZL=ZR=Zv=1由表27-17取最小安全系数SHlim=1.05，从而HP1=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=755.44MPaHP2=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=692.69MPac. 验算：H=657.97MPa6

13、92.69MPa合适，无需调整尺寸。H=657.97MPaHP1=755.44MPaHP2=692.69MPaH=657.97MPa692.69MPa合适，无需调整尺寸。 确定主要传动尺寸d1=60.00mm d2=279.00mm模数m=3中心距a=d1+d22=169.5mm取a=170mm齿宽b=60mm，b1=66mm，b2=60mm 齿根弯曲疲劳强度验算a. 齿根弯曲应力计算查表27-7知KA=1.5，图27-6知KV=1.1其他如下：KF：由图27-9知KF=1.38，KF：由表27-8知KF=1Y=1.447其中，Y=0.25+0.75 =1.701YFa：由图27-20知YFa

14、1=2.62 YFa2=2.15Y：Y=0.691Y：由图27-22知，Y=1从而由F=KAKVKFKFYFaYSaYYFtb1mn知F1=136.99MPaF2=124.85MPab. 许用弯曲应力FPFlim：由图27-30知Flim1=300N/mm2Flim2=270N/mm2SFmin：由表27-17知SFmin=1.25YX1=YX2=1.0YNT1=0.89YNT2=0.92YST1=YST2=2YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1.0从而由FP=FlimYNTYSTYVrelTYRrelTYXSFlim知FP1=427N/mm2FP2=397.4N

15、/mm2c. 校核：F1FP1，F2FP2 合格F1=136.99MPaF2=124.85MPaFP1=427N/mm2FP2=397.4N/mm2F1FP1F2FP2 合格 主要尺寸汇总模数m=3压力角=20d1=60.00mm d2=279.00mmha=ha*m=3mmC=0.25m=0.75mmhf=hf*m=3.75mma=d1+d22=170mm3.3低速级齿轮设计项目-内容设计计算依据和过程计算结果 材料和精度等级同高速级 初估小带轮直径因采用闭式软齿面传动，按齿面接触强度初估小齿轮分度圆直径。由附B-1， Ad=756 ，K=1.4，则T1=343.1Nm由表27-14，取d=

16、1.0，由表27-24查得，接触疲劳强度 Hlim1=710MPaHlim2=580MPa则HP1=639MPaHP2=522MPa，由附B-2得，d1Ad3KT1dHP2i+1i =76631.4343.11.052223.381+13.381 =100.881mm取d1=105mmd1=105mm 确定基本参数校核圆周速度v和精度等级=d1n1601000=0.446m/s由表27-1选取8级精度,初取齿数z1=32 z2=iz1=108.2m=60/21=3.281，由表27-4取m=3mm,则z1=35， z2=118.335，取z2=118由于z1,z2互质，故可行。校核传动比误差=

17、(3.371-3.381)/3.381=-0.0028，满足。z1=35z2=118 校核齿面接触疲劳强度a. 计算齿面接触应力H由式27-5，计算H由图27-17查得ZH=2.42，由表27-15查得ZE=189.8MPa，而z=4-3=0.861，其中：由表27-5可得a1=cos-1db1da1=27.26a2=cos-1db2da2=22.47由于无变位，啮合角=20,故=12z1tanat1- tant+z2tanat2- tant=1.775Z=1，直齿轮查表27-7知KA=1.5，图27-6知KV=1.05查表27-8知KH，其中Ft=2T1d1=6535.24NKAFtb=93

18、.36100N/mmKH=1Z2=1.349KH由表27-9得到，其中非对称支撑，调制齿轮7级精度，则KH=A+B0.6bd12+1bd12+C10-3b=1.394从而H=ZHZEZZKAKVKHKHFtbd1u+11=616.201MPab. 计算许用接触应力HP其中ZNT由图27-27知ZNT1=0.98，ZNT2=1.10总工作时间th=1630010=48000h,从而得NL1=60n1th=1.11*109 NL2=NL1i=2.34*108ZW1=ZW2=1.14由表27-18接触强度尺寸系数ZXZX1=ZX2=1.0ZL=ZR=Zv=1由表27-17取最小安全系数SHlim=1

19、.05，从而HP1=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=755.44MPaHP2=HlimZNTZLZVZRZWZXSHlim=692.69MPac. 验算：H=616.20MPa692.69MPa合适，无需调整尺寸。H=616.201MPaHP1=755.44MPaHP2=692.69MPaH=616.201MPa692.69MPa合适，无需调整尺寸。 确定主要传动尺寸d1=105mm d2=354mm模数m=3中心距a=d1+d22=229.5mm取a=230mm齿宽b=105mm，b1=110mm，b2=105mm 齿根弯曲疲劳强度验算a. 齿根弯曲应力计算查表27-7知KA=

20、1.5，图27-6知KV=1.05其他如下：KF：由图27-9知KF=1.42，KF：由表27-8知KF=1Y=1.487其中，Y=0.25+0.75 =1.775YFa：由图27-20知YFa1=2.42 YFa2=2.25Y：Y=0.673Y：由图27-22知，Y=1从而由F=KAKVKFKFYFaYSaYYFtb1mn知F1=187.663MPaF2=187.017MPab. 许用弯曲应力FPFlim：由图27-30知Flim1=300N/mm2Flim2=270N/mm2SFmin：由表27-17知SFmin=1.25YX1=YX2=1.0YNT1=0.89YNT2=0.92YST1=

21、YST2=2YVrelT1=YVrelT2=YRrelT1=YRrelT2=1.0从而由FP=FlimYNTYSTYVrelTYRrelTYXSFlim知FP1=427N/mm2FP2=397.4N/mm2c. 校核：F1FP1，F2FP2 合格F1=187.663MPaF2=187.017MPaFP1=427N/mm2FP2=397.4N/mm2F1FP1F2FP2 合格 主要尺寸汇总模数m=3，压力角=20d1=105.00mm d2=354.00mmha=ha*m=3mmc=0.25m=0.75mmhf=hf*m=3.75mma=d1+d22=230mm四、轴的设计4.1高速轴的设计项目

22、-内容设计计算依据和过程计算结果 材料和热处理根据轴的使用条件，选择40Cr，正火，硬度HB=241-286 初估轴径查表26-3，取C=100，则由式26-2dC3Pn得d119.84mm取dmin=25mm并初取轴承处d=30mm，齿轮处d=35mmdmin=25mm初取轴承处d=30mm，齿轮处d=35mm 空间受力分析根据减速器箱体尺寸，取L1=55mm, L2=169.5mm, L3=100mm则空间受力如下其中， Ft=2T1d1=2491.0NFr=Fttan=906.65NFa=0Ft=2491.0NFr=906.65NFa=0 支反力和弯矩图a. yoz面支反力FAV=FQL

23、3-FrL2L1+L2=-205.48NFBV=FQ(L3+L1+L2)-FrL1L1+L2=-1794.19NMVC=11301.4NmmMVB=Nmm弯矩图如下：b. xoz面支反力及弯矩由FBH+FAH=Fr及FBHL1=FAHL2知FAH=1887.45NFBH=603.55NMHC=Nmm弯矩图如下 MVC=11301NmmMVB=NmmMHC=Nmm 合成弯矩合成弯矩Mc=MVC2+MHC2=NmmMB=Nmm合成弯矩图如下Mc=NmmMB=Nmm 转矩T1=74.73Nm，由B端输入，转矩图如下T1=74.73Nm 当量弯矩按脉动循环考虑，取=-1b0b=75130=0.58则危

24、险截面当量弯矩MeB=MB2+T12=NmmMeC =MC 2+T12=Nmm当量弯矩图如下MeB=NmmMeC =Nmm 校核轴的强度由表26-4知-1b=75MPa而bB=MeBWB=43.55MPabc=MecWc=26.37MPa均小于-1b=75MPa故合格合格 轴设计图4.2中速轴的设计项目-内容设计计算依据和过程计算结果 材料和热处理根据轴的使用条件，选择40Cr，调质，硬度HB=241-286 初估轴径查表26-3，取C=102，则由式26-2dC3Pn得d133.6mm取dmin=35mm并初取轴承处d=40mm，齿轮处d=45mmdmin=33.6mm初取轴承处d=40mm

25、，齿轮处d=45mm 空间受力分析根据减速器箱体尺寸，取L1=56mm, L2=92.5mm, L3=78mm则空间受力如下其中， Ft1=2T1d1=2435.13NFr1=886.3NFa1=0Ft2=2T1d2=6470.5NFr2=2355.6NFa2=0Ft1=2435.13NFr1=886.3NFa1=0Ft2=6470.5NFr2=2355.6NFa2=0 支反力和弯矩图a. yoz面支反力FAV=-144.03NFBV=-1325.3NMVC=8065.7NmmMVD=Nmm弯矩图如下：b. xoz面支反力及弯矩FAH=4061.15NFBH=4844.5NMHC=NmmMHD

26、=Nmm弯矩图如下MVC=8065.7NmmMVD=NmmMHC=NmmMHD=Nmm 合成弯矩合成弯矩MC=NmmMD=Nmm合成弯矩图如下MC=NmmMD=Nmm 转矩T1=339.7Nm， T1=339.7Nm 当量弯矩按脉动循环考虑，取=-1b0b=75130=0.58则危险截面当量弯矩MeC=NmmMeD =Nmm当量弯矩图如下MeC=NmmMeD =Nmm 校核轴的强度由表26-4知-1b=75MPa而bD=MeDWD=48.1MPa小于-1b=75MPa，故合格合格 轴设计图4.3低速轴的设计项目-内容设计计算依据和过程计算结果 材料和热处理根据轴的使用条件，选择40Cr，调质，

27、硬度HB=241-286 初估轴径查表26-3，取C=102，则由式26-2dC3Pn得d49.95mm取dmin=50mm并初取轴承处d=55mm，齿轮处d=60mmdmin=49.9mm初取轴承处d=55mm齿轮处d=60mm 空间受力分析根据减速器箱体尺寸，取L1=70mm, L2=150mm, L3=93mm则空间受力如下其中， Ft=2Td=6357.7NFr=2314NFa=0Ft=2Td=6357.7NFr=2314NFa=0 支反力和弯矩图 yoz面支反力FAV=-7326.7NFBV=12.6NMVA=NmmMVC=1001.7Nmm弯矩图如下： xoz面支反力及弯矩FAH=

28、2202.3NFBH=4155.4NMHC=Nmm弯矩图如下MVA=NmmMVC=1001.7NmmMHC=Nmm 合成弯矩合成弯矩MA=NmmMC=Nmm合成弯矩图如下MA=NmmMC=Nmm 转矩T=1125.3Nm， T1=1125.3Nm 当量弯矩按脉动循环考虑，取=-1b0b=75130=0.58则危险截面当量弯矩MeC=NmmMeA =Nmm当量弯矩图如下MeC=NmmMeA =Nmm 校核轴的强度由表26-4知-1b=75MPa而bA=44.5MPa小于-1b=75MPa，故合格合格 轴设计图五、轴承的选择与校核5.1高速轴轴承项目-内容设计计算依据和过程计算结果 轴承选择由d=

29、30mm以及轴的运转特点，选择深沟球轴承6206深沟球轴承6206 轴承受力分析由轴上受力可知A、B轴承所受径向力FrA=FAH2+FAV2=1898.6NFrB=FBH2+FBV2=1893.0N轴向力FSA=0FrA=1898.6NFrB=1893.0N 当量动载荷由P=fd（XFr+YFa），取安全系数fd=1.1则当量动载荷PA=2088.5N， PB=2082.3N于是P=2088.5NP=2088.5N 轴承校核查表6-63知Cr=19.5kN而C=PLhn16670 =3于是得C=16.1kNCCr 满足设计要求CCr满足设计要求5.2中速轴轴承项目-内容设计计算依据和过程计算结

30、果 轴承选择由d=40mm以及轴的运转特点，选择深沟球轴承6208深沟球轴承6208 轴承受力分析由轴上受力可知A、B轴承所受径向力FrA=FAH2+FAV2=4063.7NFrB=FBH2+FBV2=5022.5N轴向力FSA=0FrA=4063.7NFrB=5022.5N 当量动载荷由P=fd（XFr+YFa），取安全系数fd=1.1则当量动载荷PA=4470.1N， PB=5524.8N于是P=5524.8NP=5524.8N 轴承校核查表6-63知Cr=29.5kN而C=PLhn16670 =3于是得C=25.4kNCCr 满足设计要求CCr满足设计要求5.3低速轴轴承项目-内容设计计

31、算依据和过程计算结果 轴承选择由d=55mm以及轴的运转特点，选择深沟球轴承6211深沟球轴承6211 轴承受力分析由轴上受力可知A、B轴承所受径向力FrA=FAH2+FAV2=7650.5NFrB=FBH2+FBV2=4155.4N轴向力FSA=0FrA=7650.5NFrB=4155.4N 当量动载荷由P=fd（XFr+YFa），取安全系数fd=1.1则当量动载荷PA=8415.6N， PB=4570.9N于是P=8415.6NP=8415.6N 轴承校核查表6-63知Cr=43.2kN而C=PLhn16670 =3于是得C=25.8kNCCr 满足设计要求CCr满足设计要求六、键的选择与

32、校核6.1高速轴的键项目-内容设计计算依据和过程计算结果 35处的键选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键bh=10mm8mm，由轮毂长为66mm选择L=50mm，从而l=L-b=40mm，又知传递扭矩T1=74.98NM由键的校核公式知：P=4Thld=26.6MPa由表33-1知P=100-120MPa因此PP，合格。普通平键材料45钢bh=108L=50mm 25处的键选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键bh=8mm7mm，由轮毂长为62mm选择L=56mm，从而l=L-b=48mm，又知传递扭矩T1=74.73NM由键的校核公式知：P=4Thld=35.4MPa由表33-

33、1知P=50-60MPa因此PP，合格。普通平键材料45钢bh=87L=56mm6.2中速轴的键项目-内容设计计算依据和过程计算结果 50处的键1选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键bh=14mm9mm，由轮毂长为60mm选择L=56mm，从而l=L-b=42mm，又知传递扭矩T2=339.7NM由键的校核公式知：P=4Thld=79.9MPa由表33-1知P=100-120MPa因此PP，合格。普通平键材料45钢bh=149L=56mm 50处的键2选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键bh=14mm9mm，由轮毂长为110mm选择L=100mm，从而l=L-b=86mm，又知

34、传递扭矩T2=339.7NM由键的校核公式知：P=4Thld=39.0MPa由表33-1知P=100-120MPa因此PP，合格。普通平键材料45钢bh=149L=100mm6.3低速轴的键项目-内容设计计算依据和过程计算结果 60处的键选用普通平键（圆头）连接，材料45钢。初取键bh=18mm11mm，由轮毂长为105mm选择L=100mm，从而l=L-b=82mm，又知传递扭矩T3=1125.3NM由键的校核公式知：P=4Thld=83.2MPa由表33-1知P=100-120MPa因此PP，合格。普通平键材料45钢bh=1811L=100mm 45处的键选用普通平键（圆头）连接，双键，材

35、料45钢。初取键bh=14mm9mm，由轮毂长为64mm选择L=56mm，从而l=L-b=42mm，又知传递扭矩T3=1114.0NM由键的校核公式知：P=4T2hld=101.8MPa由表33-1知P=100-120MPa因此PP，合格。普通平键，双键材料45钢bh=149L=56mm七、减速器各部分尺寸7.1箱体名称符号尺寸箱盖壁厚=9mm箱座壁厚11=8mm箱盖凸缘厚度bb=14mm箱座凸缘厚度b1b1=12mm地脚螺钉直径dfdf=20mm地脚螺钉数目nn=4轴承旁连接螺钉直径d1d1=16mm箱盖与箱座连接螺钉直径d2d2=12mm轴承端盖螺钉直径d3d3=10mm窥视孔盖螺钉直径d

36、4d4=8mm定位销直径dd=10mm起盖螺钉直径d5d5=10mm大齿轮顶圆与内壁距离1=12mm齿轮端面与内壁距离22=10mm轴承距内壁距离33=4mm两级齿轮轴向间距44=10mm轴承端盖外径D21D21=114mmD22D22=132mmD23D23=152mm轴承端盖凸缘厚度tt=12mm箱盖肋厚m1m1=7mm箱座肋厚mm=8mm7.2润滑及密封形式选择设计项目设计内容密封装置高速轴密封毡圈密封，d=38mm，挡油板内密封中间轴密封挡油板内密封低速轴密封毡圈密封，d=58mm，挡油板内密封润滑剂的选择轴承油润滑齿轮油润滑7.3 箱体附件设计设计项目设计内容设计结果通气器指标：M2

37、01.5mm , d1=M641.5mm， d2=16mm, d3=6mm, d4=30mm，D=80mm，h=70mm, a=20mm,b=13mm, c=28mm, h1=32mm, R=80mm, D1=53.1mm, S=41mm, k=10mm, e=3mm, f=3mm油标指标：d=M12 d1=4mm, d2=16mm, d3=6mm, a=12mm,b=8mm, c=5mm,D=26mm, D1=22mm，h=35mm选用C型油标排油螺塞指标：M181.5mm , d1=17.8mm, D=30mm, e=24.2mm, S=21mm, L=30mm, h=15mm, b=4mm, b1=3mm, C=1mm, D0=30mm管螺纹六角螺塞及其组合件八、参考文献1 机械设计基础（下册），吴文祥等主编，北京：北京航空航天大学出版社出版，2005年2月2 机械设计综合课程设计，王之栋、王大康主编，北京：机械工业出版社，2007年8月3 宝钢减速器图册，沈成孝主编，北京：机械工业出版社ISBN 7-111-04732-X/TH64专心-专注-专业