机械设计报告 he

1、海南大学机械设计课程设计设计题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器 姓名： 学号： 学院： 机电工程 班级： 指导老师： 陈致水 2013年12月25日目录第一章、设计数据及要求21.设计课题22.设计要求第二章机械装置的总体设计方案22.1传动装置总体设计方案2.2电动机的选择2.3确定传动装置的总传动比和分配传动比42.4计算传动装置的运动和动力参数第三章带轮及齿轮的设计计算5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计88. 键联接设计9. 箱体结构的设计10.润滑密封设计11.联轴器设计9三、设计小结 四、 参考资料 一、设计数据及要求1.设计课题设计一用于带式运输机上的两级展

2、开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,有轻微震动 ,空载起动, ,小批量生产,使用期限10年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%。表一: 运输带工作拉力:1300N运输带工作速度:1.65（m/s）卷筒直径:280（mm）2.设计要求1.减速器装配图一张(A1)。2.手工绘制皮带轮、轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。二、设计过程1.传动装置总体设计方案:1）.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2）.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3）. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动

3、方案如图：图一:传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如图:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级展开式圆柱斜齿轮减速器中各级传动副的效率（表二）。卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失)传动装置的总效率0.96×××0.99×0.960.792。表二：为V带的效率 为滚子轴承的效率为每对齿轮啮合传动的效率 齿轮为7级精度，不包括轴承效率 为齿联轴器的效率 传送带效率2.电动机的选择电动机所需工作功率为：PdP/=1300x1.65/1000×0.7922.71kW执行机构的转速为： n=112.6r/min，经查表按推荐的传动比

4、合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为ni×n（16160）×112.61801.618016r/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Y112M2的三相异步电动机，额定功率为4.0kw额定电流8.2A，满载转速2890r/min，同步转速3000r/min。 图二：电动机布置参数图选定电动机型号参数表：电动机型号额定功率Pkw电动机转速效率功率因素传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器Y112M-243000289085.

5、5%0.87125.653.535.9中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD132515× 345× 315216 ×1781236× 8010 ×413.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为nm/n2890/112.625.67（2）分配传动装置传动比： × 式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 2

6、.5，则减速器传动比为 ： 25.67/2.510.268根据各原则，查展开式曲线图得：高速级传动比为3.7，则2.784.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速  2880/2.51152r/min  1152/3.7311.35r/min   / 311.35/2.78=112.6 r/min=112.6 r/min（2）各轴输入功率×2.71×0.962.60kW  ×2×2.6×0.98×0.972.47kW  &

7、#215;2×2.47×0.98×0.972.35kW×2×4=2.35×0.98×0.992.28kW（3）各轴的输出功率：  ×0.98=2.55 kW×0.98=2.42 kW×0.98=2.30kW×0.98=2.23 kW（4）各轴输入转矩 =×× N·m电动机轴的输出转矩=9550 =9550×2.71/2890=8.96 KN·m所以: ×× =8.96×2.5×

8、0.96=21.50KN·m×××=21.504×3.7×0.98×0.96=74.85 KN·m×××=74.85×2.78×0.98×0.97=197.80KN·m=××=197.8×0.99×0.97=189.95 KN·m（5）输出转矩：×0.98=21.07KN·m×0.98=73.35KN·m×0.98=193.84KN·m&

9、#215;0.98=186.15KN·m表三：减速器运动和动力参数表轴名功率P KW转矩T KNm转速r/min输入输出输入输出电动机轴2.718.9628901轴2.602.5521.5021.0711522轴2.472.4274.8573.35311.353轴2.352.30197.80193.84112.64轴2.282.23189.95186.15112.65.设计带和带轮带轮主要参数设计结果小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z9022446514303 确定计算功率查课本表9-9得：工况系数,式中为工作情况系数， 为传递的额定

10、功率,既电机的额定功率.选择带型号根据，,查课本表8-9和表8-11选用带型为A型带选取带轮基准直径查课本表8-3和表8-7得小带轮基准直径，则大带轮基准直径,式中为带传动的滑动率，通常取（1%2%），查课本表8-7后取。验算带速v  因为带速在530m/s范围内，所以V带速度合适。确定中心距a和带的基准长度由于,所以初步选取中心距a：，初定中心距，所以带长,=.查课本表8-2选取基准长度得实际中心距取验算小带轮包角，包角大于120°非常合适。确定v带根数z因，满载转速nm=2890 r/min 传动比,查课本表8-5和8-4,得kw查课本表8-2得=0.96.查课本表8-

11、6,并由内插值法得=0.96由公式8-26得故选Z=3根带。计算单根V带的预紧力查表8-3可得,故: 单根普通V带张紧后的初拉力为计算作用在轴上的压轴力利用公式8-31可得:6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径模数小齿轮齿数大齿轮齿数小齿轮齿宽大齿轮齿宽43.04mm159.84mm2248949mm44mm  齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）       齿轮材料及热处理  材料：高速级小齿轮选用钢调质处理，

12、齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火处理，齿面硬度为大齿轮240HBS Z=i×Z=3.7×24=88.8 取Z=89. 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查课本图10-20 选取区域系数 Z=2.433 由课本图10-15 则由课本公式10-15计算应力值环次数N=60nj =60×1152×1×（2×8×300×8）=2.6542×10hN= N/ i =7.1735

13、15;10h (i为齿数比,即3.7=)查课本 10-23图得：K=0.93 K=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-14得:=0.93×550=511.5 =0.96×450=432 所以许用接触应力应按最小者计算 =432 查课本由表10-6得： =189.8MP 由表10-7得: =1T=95.5×10×=95.5×10×2.6/1152=2.16×10N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=40.33mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计

14、算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.25×1.63=3.67 = =10.99计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1查课本P194图10-8得K=1.07 根据, =1 b=40.33。 7级精度, 查课本由表10-4得K =1.417查课本由图10-13得: K=1.35非硬齿面，传动精度8级，查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =1×1.07×1.2×1.417=1.819按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=40.33×=42.09计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强

15、度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩21.5 kN·m因为小齿轮是硬齿面，故取z24， Z=i×Z=3.7×24=88.8 取Z=89.传动比误差  iuz/ z89/243.7083i0.2245，允许  计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27  zz/cos89/ cos1495.75   初选齿宽系数   按对称布置，由表查得1    初选螺旋角  初定螺旋角 14  &

16、#160; 载荷系数KKK K K K=1×1.07×1.2×1.351.73    查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由图10-17得:齿形系数Y2.592 Y2.211 查课本由图10-18得 应力校正系数Y1.596  Y1.774  重合度系数Y端面重合度近似为1.88-3.2×（）1.883.2×（1/241/89）×cos141.669arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因为/

17、cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673       螺旋角系数Y 轴向重合度 1.34,Y10.844   计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1.25工作寿命两班制，8年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160nkt60×1152×1×8×300×2×82.6542×109大齿轮应力循环次数N2N1/u2.6542×109/3.77.1735×10查课本由图10-24 b和c得到

18、弯曲疲劳强度极限                  小齿轮 大齿轮查课本由表10-22得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86 K=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.故选用大齿轮数值. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度

19、圆直径d=42.09来计算应有的齿数.于是由:z=20.54 取z=21那么z=3.7×21=77.7 所以 z取78   几何尺寸计算计算中心距 a=101.443将中心距圆整为102按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值不变,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=43.04d=159.85（3）计算齿轮宽度B=取整的齿宽： （二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数=30速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z=2.78×30=83.4 圆整取z=84. 齿轮精度

20、按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选=1.6查课本图10-20 选取区域系数 Z=2.45 试选,查课本由图10-21查得=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71应力循环次数N=60×n×j×L=60×311.35×1×(2×8×300×8)=7.1735×10 N=2.5804×10由课本图10-23查得接触疲劳寿命系数K=0.94 K= 0.97 查课本由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳

21、强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力=0.98×550/1=517取较小值 =517查课本由表10-6查材料的弹性影响系数Z=189.8MP选取齿宽系数 T=95.5×10×=95.5×10×2.47/311.35=7.576×10N.m =55.142. 计算圆周速度 0.8983. 计算齿宽b=d=1×55.14=55.144. 计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25×m=2.25×1.805=4.061 =55.14/4.061=13.5

22、785. 计算纵向重合度6. 计算载荷系数KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231使用系数K=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故载荷系数K=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=55.14×计算模数3. 按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1）  计算小齿轮传递的转矩75.76kN·m（

23、2）   确定齿数z因为是硬齿面，故取z30，zi ×z2.78×3083.4取84.传动比误差  iuz/ z84/302.8i0.7195，允许（3）  初选齿宽系数   按对称布置，由表查得1（4）  初选螺旋角  初定螺旋角12（5）   载荷系数KKK K K K=1×1.04×1.2×1.351.6848（6） 当量齿数     

24、60; zz/cos30/ cos1232.056  zz/cos70/ cos1274.797由课本表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数Y （7） 螺旋角系数Y 轴向重合度 2.03Y10.797（8）计算大小齿轮的小齿轮应力循环次数N160nkt60×311.35×1×8×300×2×87.1735×10大齿轮应力循环次数N2N1/u7.1735×10/2.782.58×10 查课本由图10-24c得齿轮弯曲疲劳强度极限  查课本由图10-22得弯曲疲劳寿命系

25、数K=0.90 K=0.93 S=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较                  大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=61.18来计算应有的齿数.z=30.04 取z=30z=2.7

26、8×30=83.4 取z=84    初算主要尺寸计算中心距 a=115.038将中心距圆整为116修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正   分度圆直径 d=42.757d=171.029 计算齿轮宽度圆整后取 7.传动轴承和传动轴的设计3.3.1高速轴的结构设计1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力2.平移轴向力所产生的弯矩为：3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2， 轴承1的总支撑

27、反力： 轴承2的总支撑反力：4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力 由查课本附表10.1知：抗弯剖面模量抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 6计算安全系数对调质处理的45#钢，由课本表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注查得材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得：由参考文献1P201公式10.5，10.6得，安全系数查P207公式10-14

28、得许用安全系数S=1.51.8，显然S>S，故危险截面是安全的7.校核键连接的强度 联轴器处连接键由机械设计课程设计指导书P135表11.28选择=8×7，t=4mm,=40mm。轴径为=25mm 联轴器处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命 由机械设计课程设计指导书P138表12.2查7206C轴承得轴承基本额定动负荷=17.8KN，基本额定静负荷=12.8KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 由于 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得：又取故取根据轴承的工

29、作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承2的寿命 已知工作年限为10年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求3.3.2中间轴的结构设计1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算：由参考文献1P140公式8.16可知 式中：齿轮所受的圆周力，N； 齿轮所受的径向力，N； 齿轮所受的轴向力，N； 2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算： 由参考机械设计（第四版）公式8.16可知 式中：齿轮所受的圆周力，N； 齿轮所受的径向力，N； 齿轮所受的轴向力，N；3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： 4.轴向外部轴向力合力为：5.

30、计算轴承支反力： 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ，与所设方向相反。 轴承2，与所设方向相反。 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：6.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧，竖直方向 水平方向a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为故a-a剖面右侧为危险截面。7.计算应力 初定齿轮2的轴径为=38mm，轴毂长度为10mm，连接键由机械设计指导书P135表11.28选择=10×8，t=5mm,=25mm。齿轮3轴径为=40mm，连接键由P135表11.28选择=12×8，t=5mm,=32mm，毂槽深度=3.3mm。

31、，故齿轮3可与轴分离。又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故：抗弯剖面模量 抗扭剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 8.计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192表10.1知:抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa由表10.1注查得材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数由课本附图10.1查得绝对尺寸系数由附图10.1查得：键槽应力集中系数由附表10.4查得：（插值法）由参考文献1P201公式10.5，10.6得，安全系数查P202表10.5得许用安全系数S=1.51.8，显然S>S，故危险截面是安全的9校核键连接的强度 齿轮2处键连接的挤压应

32、力 齿轮3处键连接的挤压应力由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显然键连接的强度足够！10.计算轴承寿命 由参考机械设计指导书P138表12.2查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN，基本额定静负荷=17.5KN 轴承1的内部轴向力为： 轴承2的内部轴向力为： 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由 由参考文献1P220表11.12可查得：又取故取根据轴承的工作条件，查参考文献1P218219表11.9，11.10得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为10年2班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求3、从动轴的设计. 求输

33、出轴上的功率P，转速，转矩P=2.35KW =112.6r/min =197.8Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =171.029而 F= F= F F= Ftan=2313.058×0.2126=491.76N. 初步确定轴的最小直径先按课本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,根据课本取 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本, 选取工况系数因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册P145 表选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径.

34、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.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.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.DB轴承代号 50 80 16 59.270.97010C 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的,故;而 .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C型轴

35、承定位轴肩高度mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为50mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=8mm. 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) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度T=16,高速齿轮轮毂长L=50,则至此,已初

36、步确定了轴的各端直径和长度.5.求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149表20.6-7.对于7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 传动轴总体设计结构图: (从动轴) 从动轴的载荷分析图:6.按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集

37、中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面左右两侧需验证即可. 截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=12500 mm3抗扭系数 =0.2=0.2=25000 mm3截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =197.8截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 因 经插入后得2.0 =1.31轴性系数为 =0.85K=1+

38、=1.82K=1+（-1）=1.26所以 综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S11.71S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面右侧的弯矩M为 M=133560截面上的扭矩为 =197.8截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力=K=K=所以 综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S11.71S=1.5 所以它是安全的8.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.

39、根据 d=40 d=58查表7-1取： 键宽 b=12 h=8 =70 b=16 h=10 =409.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）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.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，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为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3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

40、4. 对附件设计 A 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，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直