浙江工业大学二级斜齿减速箱设计说明书

1、设计任务 ：二级斜齿圆柱齿轮减速箱传动方案。1.I轴 2.II轴 3.低速级小齿轮 4.低速级大齿轮5.III轴 6.高速级小齿轮 7.高速级大齿轮 8.减速箱体原始数据：项目参数工作拉力2700N运输带工作速度1.2m/s卷筒直径500mm备注：工作寿命为5年（每年按365天计算），工作24小时，运输机工作平稳转向不变。设计内容计算及说明结果1.减速箱方案的拟定2.电机的选择3.分配传动比4.运动参数的计算5.高速级齿轮的设计计算6.低速级齿轮的设计计算7.高速轴的结构设计8. 中间轴的结构设计9. 低速轴的结构设计10.轴承的寿命计算和校核11.键强度校核12 箱体结构的设计13 减速器的

2、附件14 润滑和密封方式的选择1. 减速箱方案的拟定1.1工作机器特征的分析由设计任务书可知：该减速箱的体积不是很大，属于小型减速器,传递的功率也不是很大.由于工作运输机工作平稳,转向不变,使用寿命不长(15 年),故减速箱应尽量设计成闭式,箱体内用油液润滑,轴承用脂润滑.要尽可能使减速箱外形及体内零部件尺寸小,结构简单紧凑,造价低廉,生产周期短,效率高。1.2传动方案的拟定及说明（1）.斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时、旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的两对齿轮均采用斜齿圆柱齿轮传动。（2）.高速级齿轮布置在远离扭矩输入

3、端，这样可以减小轴在扭矩作用下产生的扭转变形，以及弯曲变形引起的载荷沿齿宽分布不均匀的现象。2. 电机的选择2.1 选择电动机型号按设计任务书要求，选用Y型三相异步电动机，该型号电机可以直接接入三相交流电网，寿命长，运转平稳，使用维修方便，而且体积小，重量轻，价格便宜。2.2 电动机功率的确定工作机的有效功率为从电动机到工作机传送带间的总效率为 由机械设计课程设计指导书表1-7可知： ：联轴器传动效率 0.98（弹性联轴器）：滚动轴承效率 0.995（滚子轴承） ：齿轮传动效率 0.97（8级精度一般齿轮传动） ：卷筒传动效率 0.94所以电动机所需工作功率为 (3）确定电动机转速按表2-3推

4、荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有750、1000、1500三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表12-1选定电动机型号为Y132M2-6。其主要性能和参数如下表1-1和1-2：表1-1 所选电机技术数据电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)Y132M-4 5.5 9603. 分配传动比3.1 分配原则 各级传动的传动比不应超过其传动比的最大值。 使所设计的传动系统的各级传动

5、机构具有最小的外部尺寸。 使二级齿轮减速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等以利实现油池润滑。 使各级圆柱齿轮传动的中心距保持一定比例。3.2计算高速级传动比和低速级传动比对于两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，即各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，常取。由设计要求可知，减速器总传动比为,即。故取，4.运动参数的计算由于减速器是通用减速器，大批量生产。各零件的承载能力与电动机承载能力相对应。因此以电动机的额定功率作为设计功率来计算。,分别表示、轴输入功率（kw）,分别表示、轴的转速（r/min）,分别表示、轴的扭矩（Nm）4.1 各轴的转速4.2各轴的输入功率 4.3各轴的转矩将计

6、算结果汇总列表备用轴号转速(r/min)功率(kw)扭矩()I9603.837.8II177.453.67197.5III45.843.54737.55.高速级齿轮的设计计算5.1选择精度等级、材料及齿数（1）由表10-1，选择小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢，齿面硬度为200HBS。（2）由表10-6，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数 。（4）初选螺旋角（5）压力角5.2按齿面接触强度计算5.2.1计算小齿轮分度圆直径按式10-24，计算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中各参数值 试选载荷系数 由图10-20查取区域系数 计算小齿轮传递转矩

7、由表10-7选取齿宽系数 由式10-5查材料的弹性影响系数 由式10-23得螺旋角系数， 由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数 计算接触疲劳许用应力由图10-25查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=550MPa和=450MPa。由式10-15计算应力循环系数由图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%.安全系数为 S=1，由式10-14得取和的较小值作为该齿轮的接触疲劳许用应力，即2）试算小齿轮分度圆直径5.2.2调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度齿宽 2）计算实际载荷系数由表10-2查得使用系数根据，8级精度。由图10-8查得动载系数轮的圆周力为,

8、查表10-3的齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮对支承非对称布置时，则载荷系数为3）由式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为 5.3按齿根弯曲疲劳强度设计5.3.1试算齿轮模数由式10-20试算齿轮模数，即1）确定公式中的各参数值选载荷系数由式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算由当量齿数查图10-17，得齿形系数由图10-18，查得应力修改系数计算许用应力，由图10-24查得大小齿轮的齿根弯曲疲劳极限为，由图10-22查得弯曲疲劳静系数，取弯曲疲劳安全系数由式10-14，得因为大齿轮的大于小齿轮，所

9、以取2）计算齿轮模数5.3.2调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度齿宽 齿高及宽高比 2）计算实际载荷系数根据，8级精度。由图10-8查得动载系数由，查表10-3的齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得，结合，查图10-13，得，则载荷系数为 对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取，为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径，来计算小齿轮的齿数，即,取，5.4几何尺寸计算（1） 计算中心距考虑模数增大，为此将中心距减小圆整为145mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(3)计算小

10、大齿轮的分度圆直径(4)计算齿轮宽度取5.5圆整中心距的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，、和、等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式10-22中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：，,，,。将它们代入式10-22，得到满足齿面接触疲劳强度条件。（2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式10-17中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：，,，,。将它们代入式10-17，得到 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。5.6主要设计结论齿数，模数，压力角，螺旋角，变位系数，中心距

11、，齿宽，。小齿轮选用45钢（调质）,大齿轮选用45钢（常化）。齿轮按8级精度设计。6.低速级齿轮的设计计算6.1选择精度等级、材料及齿数（1）由表10-1，选择小齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢，齿面硬度为200HBS。（2）由表10-6，选用8级精度。（3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数 。（4）初选螺旋角（5）压力角6.2按齿面接触强度计算6.2.1计算小齿轮分度圆直径按式10-24，计算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中各参数值 试选载荷系数 由图10-20查取区域系数 计算小齿轮传递转矩 由表10-7选取齿宽系数 由式10-5查材料的弹性影响系数 由式10

12、-23得螺旋角系数， 由式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数 计算接触疲劳许用应力由图10-25查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=550MPa和=450MPa。由式10-15计算应力循环系数由图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%.安全系数为 S=1，由式10-14得取和的较小值作为该齿轮的接触疲劳许用应力，即2）试算小齿轮分度圆直径6.2.2调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度齿宽 2）计算实际载荷系数由表10-2查得使用系数根据，8级精度。由图10-8查得动载系数轮的圆周力为,查表10-3的齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得8级精度，小齿

13、轮对支承非对称布置时，则载荷系数为3）由式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径为 6.3按齿根弯曲疲劳强度设计6.3.1试算齿轮模数由式10-20试算齿轮模数，即1）确定公式中的各参数值选载荷系数由式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数由式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数计算由当量齿数查图10-17，得齿形系数由图10-18，查得应力修改系数计算许用应力，由图10-24查得大小齿轮的齿根弯曲疲劳极限为，由图10-22查得弯曲疲劳静系数，取弯曲疲劳安全系数由式10-14，得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2）计算齿轮模数6.3.2调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数

14、据准备圆周速度齿宽 齿高及宽高比 2）计算实际载荷系数根据，8级精度。由图10-8查得动载系数由，查表10-3的齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得，结合，查图10-13，得，则载荷系数为 对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取，为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径，来计算小齿轮的齿数，即,取，6.4几何尺寸计算（2） 计算中心距考虑模数增大，为此将中心距减小圆整为200mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(3)计算小大齿轮的分度圆直径(4)计算齿轮宽度取6.5圆整中心距的强度校核齿轮

15、副的中心距在圆整之后，、和、等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1） 齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式10-22中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：，,。将它们代入式10-22，得到满足齿面接触疲劳强度条件。（2） 齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式10-17中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：，,，,。将它们代入式10-17，得到 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。6.6主要设计结论齿数，模数，压力角，螺旋角，变位系数，中心距，齿宽，。小齿轮选用45钢（调质）,大齿轮选用45钢（常化）。齿轮按

16、8级精度设计。7.高速轴的结构设计7.1轴的基本参数 7.2 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表 15-3，取，由式（152）初步计算轴的最小直径，于是得 显然，轴的最小直径是安装连轴器处的直径。按安装两个键槽处增大直径 7，得同时选择联轴器，联轴器的计算转矩为，查表14-1 ,考虑转矩的变化，取，则=按计算的转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准，选用LX1型凸缘联轴器。其公称扭矩为，半联轴器孔径为，故高速轴的最小直径。半联轴器的长度为，半联轴器与轴配合的长度为。7.3轴的结构设计7.3.1确定各段轴的直径和长度轴的示意图如上图所示。（1）为了满足联轴器的轴向定位

17、要求，需要一定高度的轴肩， 第II-III段轴的轴径设计为25mm。 考虑到轴承盖的拆装，设计该段轴的长度为50mm。（2）轴承的选择。由减速器的工作情况，轴承既受轴向力也受径向力，故选用单列圆锥滚子轴承。型号30206，内径30mm，宽度17.25mm。右侧轴承靠轴定位，故III-IV段轴l=17.25,d=30。（3）因为轴径与小齿轮的分度圆直径相差不大，故轴与齿轮采用一体的加工方案，则第V-VI 段轴的直径为46mm，长度为51mm。（4）第IV-V段直径选为38mm，长度112.5mm。（5）第VI-VII段轴用以安装轴承，故直径选为30mm，长度35.5mm。（6）套筒的选择。套筒左

18、侧抵住轴承内圈，右侧抵住齿轮左侧，选取内径 30mm，长度 18.25mm。故第 III-IV 段轴的长度设计为 35.5mm。7.3.2 确定轴上零件的配合联轴器与轴连接采用单圆头平键，查表 6-1 可得平键截面，长度为32mm。为了保证联轴器和轴之间的配合有良好的同轴度，故选择轮毂和轴之间的配合为。滚动轴承与轴的配合是由过渡配合来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差为。7.3.3 确定圆角和倒角尺寸参考表 15-2，选取轴两端的倒角为C1.2；所有圆角取 R1.2。7.4 轴上载荷的确定7.4.1 确定力的简化中心 查机械设计手册可得，30206轴承的力的简化中心a=14，示意图如下： 齿轮的

19、力的简化中心在其齿宽的中心位置处。故由上可得，高速轴上共有三个受力点，其在轴上的位置如下图所示：设左右轴承力的简化中心分别为A、B，齿轮在轴上的力的简化中心为 C，联轴器的力的简化中心为E。轴上各部分长度： 7.4.2 求作用在齿轮上的力已知该轴上小齿轮的分度圆直径为 ，齿轮受力的方向如下图所示：水平面竖直面经计算可得下表载荷 水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩 扭矩7.5 按弯扭组合校准轴的强度查表15-1可得，45钢扭转切应力为脉动循环变应力，取由弯扭组合示意图可以判断出，B面为危险截面，需校核B截面。 D截面抗弯系数为：按弯扭组合来校准轴的强度，合格。8. 中间轴的结构设计8.1轴的基本

20、参数 8.2 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表 15-3，取，由式（152）初步计算轴的最小直径，于是得 8.3轴的结构设计8.3.1确定各段轴的直径和长度轴的示意图如上图所示。（1）实际最小轴径。由以上计算可得，取30mm 最为轴的最小轴径。（2）轴承的选择。由减速器的工作情况，轴承既受轴向力也受径向力，故选用单列圆锥滚子轴承。型号 30206，内径30mm，宽度17.25mm。因为轴承与轴之间采用的是过渡配合，故轴的公差选为m6。左右轴的公差选用相同的参数。（3）套筒的选择。套筒左侧抵住轴承内圈，右侧抵住齿轮左侧，选取内径30mm，长度20.75mm。（4）设计

21、安装左边齿轮的轴的直径为40mm。为了更好地贴合套筒，长度选择略短于齿轮宽，为44mm。（5）齿轮之间采用轴肩定位，故轴肩直径选为48mm，长度6mm。（6）安装右边齿轮的轴与安装左边齿轮的轴相似，轴的直径为40mm，长度选择略短于齿轮宽，为85mm。8.3.2 确定轴上零件的配合齿轮的轴采用平键连接，查表 6-1 可得左边平键截面，键槽采用键槽铣刀加工，长度为36mm。右边平键截面，键槽采用键槽铣刀加工，长度为63mm。为了保证齿轮和轴之间的配合有良好的同轴度，故选择齿轮轮毂和轴之间的配合为。 滚动轴承与轴的配合是由过渡配合来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差为。8.3.3 确定圆角和倒角尺寸

22、参考表 15-2，选取轴两端的倒角为C1.6；所有圆角取 R1.6。8.4 轴上载荷的确定8.4.1 确定力的简化中心 查机械设计手册可得，30206 轴承的力的简化中心a=14，示意图如下： 齿轮的力的简化中心在其齿宽的中心位置处。故由上可得，高速轴上共有四个受力点，其在轴上的位置如下图所示：设左右轴承力的简化中心分别为A、B，左右齿轮在轴上的力的简化中心为C、D。轴上各部分长度： 8.4.2 求作用在齿轮上的力已知该轴上左边齿轮的分度圆直径为已知该轴上右边齿轮的分度圆直径为水平面 竖直面 经计算可得下表载荷 水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩 扭矩8.5 按弯扭组合校准轴的强度查表15-1

23、可得，45钢由弯扭组合示意图可以判断出，C面为危险截面，需校核C截面。 D截面抗弯系数为：按弯扭组合来校准轴的强度，合格。9. 低速轴的结构设计9.1轴的基本参数 9.2 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表 15-3，取，由式（152）初步计算轴的最小直径，于是得 显然，轴的最小直径是安装连轴器处的直径。同时选择联轴器，联轴器的计算转矩为，查表14-1 ,考虑转矩的变化，取，则=按计算的转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准，选用LX4 型凸缘联轴器，其公称扭矩为轴孔直径为50mm，故低速轴的最小直径也为 50mm。半联轴器的长度为112mm，半联轴器与轴配合的长度

24、为84mm。9.3.1 确定各段轴的直径和长度轴的示意图如上图所示。（1）为了满足联轴器的轴向定位要求，需要一定高度的轴肩， 第VI-VII段轴的轴径设计为56mm。 考虑到轴承盖的拆装，设计该段轴的长度为50mm。（2）轴承的选择。由减速器的工作情况，轴承既受轴向力也受径向力，故选用圆锥滚子轴承。型号30212，内径60mm，宽度23.75mm。故V-VI段l=23.75,d=60mm,。故IV-V段l=60.75,d=70.（4）齿轮左侧采用轴肩定位，故轴肩直径选为80mm，长度8mm。（5）第II-III段轴直径选为70mm，长度80mm。（6）第I-II 段轴用以安装轴承，故直径选为6

25、0mm，长度42.5mm。9.3.2 确定轴上零件的配合齿轮的轴采用平键连接，查表 6-1 可得平键截面，键槽采用键槽铣刀加工，长度为70mm。为了保证齿轮和轴之间的配合有良好的同轴度，故选择齿轮轮毂和轴之间的配合为。联轴器与轴连接采用单圆头平键，查表 6-1 可得平键截面，长度为 70mm。为了保证联轴器和轴之间的配合有良好的同轴度，故选择齿轮轮毂和轴之间的配合为。滚动轴承与轴的配合是由过渡配合来保证的，此处选取轴的直径尺寸公差为。9.3.3 确定圆角和倒角尺寸参考表 15-2，选取轴两端的倒角为C2；所有圆角取 R2。9.4 轴上载荷的确定9.4.1 确定力的简化中心 查机械设计手册可得，

26、30212轴承的力的简化中心a=22.5， 齿轮的力的简化中心在其齿宽的中心位置处。故由上可得，高速轴上共有三个受力点，其在轴上的位置如下图所示：设左右轴承力的简化中心分别为A、B，齿轮在轴上的力的简化中心为 C，联轴器的力的简化中心为E。轴上各部分长度： 9.4.2 求作用在齿轮上的力已知该轴上大齿轮的分度圆直径为，齿轮受力的方向如下图所示：水平面竖直面经计算可得下表载荷 水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩 扭矩9.5按弯扭组合校准轴的强度查表15-1可得，45钢扭转切应力为脉动循环变应力，取由弯扭组合示意图可以判断出，B面为危险截面，需校核B截面。 D截面抗弯系数为：按弯扭组合来校准轴的强

27、度，合格。10. 轴承的寿命计算和校核10.1 中间轴轴承的寿命计算和校核10.1.1 确定相关系数查机械手册得，30206 轴承的基本额定动载荷为。10.1.2 轴承受力分析10.1.2.1 径向力右端端轴承径向力：10.1.2.2 派生力10.1.2.3 轴向力10.1.3 轴承寿命的计算和校核10.1.3.1 确定 X、Y 的值右端轴承：,故 A 轴承校核时取X=1,Y=0。10.1.3.2 计算当量动载荷查表13-6得载荷系数所以轴承的当量动载荷为：10.1.3.3 轴承寿命的计算和校核A、B 两个轴承中，A 的当量动载荷较大，故计算中应带入其值：=按正常工作情况，轴承可工作 24.8

28、年，大于 5年，所以合格。10.2 高速轴轴承的寿命计算和校核10.2.1 确定相关系数查机械手册得，30206 轴承的基本额定动载荷为。10.2.2 轴承受力分析10.2.2.1 径向力左端A轴承径向力：右端B轴承径向力：10.2.2.2 派生力A 轴承派生力：A 轴承派生力：B 轴承派生力：10.2.2.3 轴向力所以右端轴承压紧。所以, 10.2.3 轴承寿命的计算和校核10.2.3.1 确定 X、Y 的值左端 A轴承：,故 A 轴承校核时取X=1,Y=0。右端 B轴承：,故 B 轴承校核时取X=0.4,Y=1.6。10.2.3.2 计算当量动载荷查表13-6得载荷系数所以A轴承的当量动

29、载荷为： 所以B轴承的当量动载荷为： 10.2.3.3 轴承寿命的计算和校核A、B 两个轴承中，B 的当量动载荷较大，故计算中应带入其值：=按正常工作情况，轴承可工作91年，大于 5年，所以合格。10.3 低速轴轴承的寿命计算和校核10.3.1 确定相关系数查机械手册得，30212 轴承基本额定动载荷为，10.3.2 轴承受力分析10.3.2.1 径向力左端A轴承径向力：右端B轴承径向力：10.3.2.2 派生力A轴承派生力：B轴承派生力：10.3.2.3 轴向力所以右端B轴承压紧。所以, 10.3.3 轴承寿命的计算和校核10.3.3.1 确定 X、Y 的值左端 A轴承：,故 A 轴承校核时

30、取X=1,Y=0。右端 B轴承：,故 B 轴承校核时取X=0.4,Y=1.6。10.3.3.2 计算当量动载荷查表13-6得载荷系数所以A轴承的当量动载荷为： 所以B轴承的当量动载荷为： 10.3.3.3 轴承寿命的计算和校核A、B 两个轴承中，B的当量动载荷较大，故计算中应带入其值：=按正常工作情况，轴承可工作113年，大于 5 年，所以合格。11.键强度校核11.1 高速轴上的键强度校核联轴器与 轴连接采用单圆 头平键，键槽大 小为，键长L 为32mm， 工作长度， 材料为 45钢，查表6-2得。，安全。11.2中间轴上的键强度校核左侧齿轮的轴采用平键连接，键槽大小为，键长L 为36mm，

31、 工作长度， 材料为 45钢，查表6-2得。，安全。右侧齿轮的轴采用平键连接，键槽大小为，键长L 为63mm， 工作长度， 材料为 45钢，查表6-2得。，安全。11.3 低速轴上的键强度校核齿轮的轴采用平键连接，键槽大小为，键长L 为70mm， 工作长度， 材料为 45钢，查表6-2得。，安全。联轴器与 轴连接采用单圆头平键，键槽大小为，键长L 为70mm，工作长度，材料为 45钢，查表6-2得。，安全。12 箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT150）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1). 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2

32、). 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3。3). 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便. 13 减速器的附件13.1 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，视孔盖可用轧制刚板或铸铁制成，它和箱体之间应加纸质密封垫片，以防止漏油。13.2 放油孔和螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其它部件靠