二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书

1、二级圆柱斜齿轮减速器设计说明书一. 课程设计书设计要求：表7_题号参数1运输机工作拉力（kN）1.8运输机工作速度（m/s）1.1卷筒直径（mr）i350电机每天2班制8小时，一年按300天， 寿命为10年二. 设计要求1. 减速器装配图一张（A1）。2. 绘制轴、齿轮零件图各一张（A3）。3. 设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数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8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1. 传动装置总体

2、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方案如下：图一：（传动装置总体设计图）4 初步确定传动系统总体方案如：传动装置总体设计图所示 选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率a251234=0.99X 0.982 X 0.985 X 0.9X 0.95= 0.73;联轴器的效率：取0.992 每对齿轮啮合传动的效率（7级精度），取0.98 ;滚动轴承的效率，取0.98 ;4 套筒传动链效率，取0.98 ;

3、V带传动效率，取0.95.2. 电动机的选择1）电动机所需工作功率为：P= P/ 1800X 1.1/1000X 0.73= 2.71kW,执行机构的曲柄转速为n= 1°0V0v=60.05r/min，2）经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i = 24,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i = 230，则总传动比合理范围为i = 860,电动机转速的可选范围为 n = i X n= （860）X 60.05= 4843630r/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 Y100L2 4的三相异步电动机，额定功率为3.0kW。满载转速n

4、m 1420 r/min，同步转速 1500r/mi n。表方案电动机型号额定功率P edkw电动机转速/min电动机重量N参考 价格元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1Y112M-431500142047023023.6537.88中心高外型尺寸L X( AC/2+AD )X HD底脚安装尺寸A X B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D X E装键部位尺寸 F X GD132515X 345X 315216 X 1781236 X 8010 X 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n和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比

5、为 ia = n/n= 1420/60.05= 23.65(2) 分配传动装置传动比ia = i。X i式中hh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io = 3,则减速器传动比为i = ia / io=23.65/3= 7.88根据各原则，查图得高速级传动比为ii =.,1.33.2，则i2 = i/ii = 2.464. 计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速n = nm /i0 = 1420/3= 473.33r/minnn = n /i 1 = 473.33/3.2= 147.92r/minn皿=nn / i2 = 147.92/2.46=60.05

6、r/minn = n =60.05 r/min(2) 各轴输入功率R = Pd X 5 = 2.7X 0.95= 2.57kWPn = Pi X nX 3 = 2.57X 0.98X 0.98= 2.47kWPm = Pn X nX 3 = 2.47X 0.98X 0.98= 2.37kWPiv = Prn X nX n=2.37X 0.99 X 0.98= 2.30kW(3) 各轴输入转矩P轴：TI = 9550=9550X 2.57/473.33 =51.85 N mmn轴：Tn = 9550 Pn / n =9550X 2.47/147.92=159.47 N mm屮Pa轴：Tm = 9

7、550=9550 X 2.37/60.05 =376.91N mmg卷同轴：T卷 =9550 匕 =9550X 2.30/60.05=365.75 N mm。门45. 设计V带和带轮 根据电动机所需的功率Pd和满载转速nm选择带型Pd=2.7kW ,nm=1420r/min;传动比i=3 ;每天工作8小时，二班制，工作年限十年。计算Pca，查课本得工作系数：KA 1.1F>a kA P 1.1 2.7 2.97kW,式中为工作情况系数，p为传递的额定功率既电机的额定功率. 选择带型号根据 巳 2.97kW，kA 1.1,查课本得选用带型为 A型带. 选取带轮基准直径dd1,dd2查课本得

8、小带轮基准直径ddi 90mm ,则大带轮基准直径 dd2 io ddi 3 90270mm ,式中E为带传动的滑动率，通常取(1%2%),查课本后取dd2 280mm。验算带速vVddinm90 1420 6.69m/s 35m/s 在 525m/s 范围内，V60 1000 60 1000带充分发挥。 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： a。 1.5(dd1 dd2)1.5(90 280) 550，初定 中心距a0500mm，所以带长,2 (dd2 dd )2L, = 2a。-(dd1 dd2) 1599 mm .查课本选取基准长度2180° dd2 dd1

9、180158o，包角合适。a确定v带根数z 计算单根V带的额定功率FV因 dd1 90mm，nm 1420r/min，查表 8-4a 得 p01.0532kW而根据n11420r /min传动比i03,和 A带型，查表8-4b得p0=0.17kW查课本表8-2得Kl=0.99.查课本K =0.942kL = (1.0562+0.17)X 0.942 X 0.99kW=1.14kW24a°Ld 1600mm得实际中心距a°Ld Ld2500 (16001599)/2500mmamin a 0.015Ld476mmamax a 0.03Ld548mmp ca2 972.97 2

10、.601.14Z(P0P0) k ki于是 pv= ( p°+ P0) k故选Z=3根带中心距的变化范围476548mm 验算小带轮包角1计算预紧力Fo查课本P145表8-3可得q 0.1kg/m,故:单根普通V带张紧后的初拉力为Fo500 电（兰 1） qv2zv k297 500（25°942）o.16血 127N3 0.942 6.69计算作用在轴上的压轴力Fp利用P155公式8-24可得：748 NFp 2z F0si n1 2 3 127 si n158 p 2 26. 齿轮的设计(一)高速级齿轮传动的设计计算1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

11、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 45Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数Z1=24高速级大齿轮选用 45钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBS Z 2 =i XZ1 =3.2 X 24=76.8 取乙=77. 齿轮精度d1t：2K“1（ZHZE）2按 GB/T10095- 1998，选择 7 级。确定各参数的值： 试选Kt =1.6查课本选取区域系数Z h =2.433由课本 10.7820.87则 0.780.871.65 小齿轮传递转矩T1= 9550000 Pi955°°0 275/85 104

12、 N mmn1477.33r/min 由表10-7选取齿宽系数d=1o1 由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE =189.8MP"匚a 由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的解除疲劳强度极限Him1=600 MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限h lim 2 550MPa。 由课本计算应力值环数N1=60nJ g =60 X 473.33 X 1 X(2 X 8X 300X 10) =1.363 X 109hN2 =0.43 X 109h (3.2 为齿数比,即 3.2二玉)乙 查课本 10-19 图得：K 1=0.90 K 2=0.95 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%安全系数S

13、=1,应用公式10-12得：KH1 = HN1 HjmL=0.9X600=540 MPaSH 2 = HJim=0.95X 550=522.5 MPaS许用接触应力H( H1 h2)/2(540522.5)/2531.25MPa3.设计计算小齿轮的分度圆直径d1td1t血3 (行)du H ZH ZE、232 1.6 5.185 1041 1.654.2(2433 189.8)246.36mm3.2531.25 计算圆周速度3.1460 1000计算齿宽b和模数比36 仇331.15m/s60 1000mnt计算齿宽bb=d d1t =46.36mm计算摸数mn初选螺旋角=14d1t cosm

14、nt =Z146.36 cos14 “ “1.87mm24Z1244.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式32KY cos2 Yf YsdZ21 a(E计算齿宽与高之比bh齿高 h=2.25 mnt =2.25 X 1.87=4.21 mmbh = 46.364.21 =11.01 计算纵向重合度=0.318 d 1 tan 0.318 1 24 tan 14 =1.903 计算载荷系数K使用系数KA=1.25根据v 1.15m/s,7级精度,查课本由表10-8得动载系数Kv=1.0,查课本由表10-4得Kh的计算公式：Kh =1.12 0.18(1 0.6 d2)d2 +0.23 X 1

15、0 3 X b=1.12+0.18(1+0.61) X 1+0.23 X 10 3 X 49.53=1.42查课本由表10-13得：K F =1.35查课本由表10-3得:K H =Kf =1.4故载荷系数：K = K K Kh Kh =1.25X 1.0X 1.4X 1.42=1.485 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3 .K .Klb 485d1 =d1t IK t =46.36X=53.78mmV 1.6 计算模数mnd1 cos 53.78 cos14 mn =2.17mm确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩 =51.85 N-m确定齿数z因为是硬齿面，故取 z = 24, z=

16、 i z = 3.2X 24= 76.8 传动比误差 i = u = z/ z= 77/24 = 3.2 = 0.032% 5%,允许 计算当量齿数3z= z/cos= 24/ cos 14 = 26.27z = z/cos= 77/ cos314 = 84.29 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 载荷系数KK = K K K K=1.25 X 1.0X 1.4X 1.35= 2.36 查取齿形系数丫和应力校正系数丫查课本由表10-5得：齿形系数 丫 = 2.592 丫 = 2.211应力校正系数 丫 = 1.596 丫 = 1.774 根据纵向重合度=1.90

17、3. 从图10-28查得螺旋角影响系数丫 0.88 计算大小齿轮的fff 1 =500MPa ,ff2 380MPa o 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度 查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数：Kfn1 =0.88K FN2 =0.9取弯曲疲劳安全系数S=1.4f_ KfN1 FF11 =S0.88 500314.291.4fK FN2 FF20.9 380244.291.4YfTs1F12.592 1.596314.290.01316Yf 2 Fs 2F22.211 1.774244.290.01578大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数34222.36 5.185 100.

18、88 cos 14 0.01578mn . 2mm 1.87mm12421.65对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 g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g =2mn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 1=53.78 mm来计算应 有的齿数.于是由：z1=53.78 cos14 =26.09取z1=26mn那么 Z2=3.2 X 26=83几何尺寸计算计算中心距a= 臼 Z2)mn = 832 =112.34 mm2cos 2 cos14将中心距圆整为112mm按圆整后的中心距修正螺旋角(12)mn

19、(26 83) 2 “go=arccosarccos13.8922 112.34因 值改变不多，故参数，k , Zh等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径.ZEn26 2 uc zdo =53.61 mmcos cos13.89.Z2mn83 2d2=o =171.13 mmcos cos13.89计算齿轮宽度B= d11 53.61mm53.61mm圆整的B2 55B1 60(二)低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS 取小齿齿数Z1 =30速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮 280HBS z 2 =2.46 X 30=73.8圆整取z

20、2=74.齿轮精度按 GB/T10095- 1998,选择 7 级按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值 试选Kt =1.6 查课本由图10-30选取区域系数ZH =2.433 试选14o，查课本由图10-26查得1 =0.78 应力循环次数 叫=60X n2 X j=4.26 X 1082=0.87=0.78+0.87=1.65N1N2 = 1i由课本图K hn 1=°.9查课本由4.262.4610-19查得接触疲劳寿命系数K HN 2 = 0.9221.73 X 108P207 图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限Hlm1 550

21、MPa ,Hlim1 550MPa取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力K HN1 H lim 10.9550h 1 =495 MPaS1h2=KhN2 Hlim2 =0.92X 550/1=506MPaSh( Hlim1500.5MPa2查课本由表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa选取齿宽系数d 1T=95.5 X 105 X p2/n2 =95.5 X 105 X 2.47/147.92=159470 N.mmd3 2 1.6 1594703 -1 1.613.46 ,2.433 189.8、22.46 (500.5)=72.40 mm2.计算圆周速度d1t

22、n272.40 147.9260 100060 10000.56m/ s3.计算齿宽和模数齿宽 b= d d1t =1 X 72.40=72.40mmd1t cos72.40 I 2.34mmX Ln=60X 147.92 X 1X (2 X 8X 300X 10)4. 计算齿宽与齿高之比b h齿高h=2.25X mnt =2.25 X 2.34=5.27 mmbh =72.40/5.27=13.745. 计算纵向重合度0.318 dZitan0.318 1 30 tan 14° 2.3796. 计算载荷系数KKh =1.12+0.18(1+0.6 ：) +0.23X 10 3 X

23、b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23X 10 3 X 72.40=1.46 使用系数KA =1.25同高速齿轮的设计，查表选取各数值Kv=1.0 Kf =1.48 Kh =Kf =1.2故载荷系数K= KAKvKh Kh =1.25X 1.0X 1.2X 1.46=2.197.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径80.39mm计算模数mnd1 cosZ180.39 cos14o302.60mm3.按齿根弯曲强度设计m>3 2KT1Y cos2dZ21YfYsf确定公式内各计算数值(1) 计算小齿轮传递的转矩 =159.47 kN -m(2) 确定齿数z因为是硬齿面，故取 z=

24、 30, z= i X z = 2.46 X 30= 73.8 传动比误差 i = u= z/ z= 73.8/30= 2.46 i 0.032% 5%,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=14(5) 载荷系数KK = K K K K=1.25 X 1.0X 1.2X 1.48= 2.22(6) 当量齿数3z= z/cos= 30/ cos 14 = 32.84z= z/cos= 74/ cos312 = 81.01由课本P197表10-5查得齿形系数Y和应力修正系数YYf 1 2.49,Yf 2 2.21YS 11.638,YS 21.771(7)

25、螺旋角系数丫轴向重合度=2.379根据图10-28查得螺旋角影响系数丫 = 0.88(8)计算大小齿轮的YfT查课本由P204图10-20C得齿轮弯曲疲劳强度极限FE1 380MPaFE2 380 MPa查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.88K fn2=°.9 S=1.4f=K FN1 FE11S0.88 3801.4238.86MPafK FN2SFF20.9 3801.4244.29MPa计算大小齿轮的宵'并加以比较YFa1 F Sa1F12.49 1.6360.01602238.86YFa2 F Sa2F 22.21 1.7710.01708

26、244.29大齿轮的数值大，选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数32 o2 2.22 1594700.88 cosmm 1.91mm、1 301.61对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数g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旦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d1=80.39 mm来计算应有的齿数 140.01708z1=80.39 迹14=39.00 取 z1=39mnz 2 =2.46 X 39=95.94初算主要尺寸取 z2 =96计算中心距 a=(Z1 z=(39 96) 2 =139.13

27、 mm2 cos2 cos14将中心距圆整为139 mm修正螺旋角=arccos(2)mn2arccos(39 96) 2 13.78。2 139因值改变不多，故参数,k , Zh等不必修正39 2ocos14=80.3 mm分度圆直径d 1=zmcosd2=Z2mncos96 2cos14°=197.69 mm计算齿轮宽度b dd11 80.380.3mm圆整后取B1 80mm B2 85mm7. 传动轴的设计主动轴轴的设计1. 按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS取 c=115, d cc3 p/n 1153 2.57/473.33 20.2mmd=22mm。考虑

28、有键槽，将直径增大5%，贝U d=20.2(1+5%) mm=20.21mm，所以选2. 轴的结构设计1)轴的结构图2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I 段：d1 =22mm，长度取 L1 =58mm，因为 h=2c， c=1.5mmU段：d2 = d1 2h d1 2 2c 28mm，所以 d2 =28mm , L2 30mm 初选用7306c型角接触球轴取其内径为30mm,宽度为19mm。川段直径 d335mm, L3120mm。选用套筒，长度为120mm，直径d=36mm。为了使齿轮左端L=10mm。W段，安装齿轮处的直径d441m m,右端与右轴承之间采用套筒定位,套筒端面

29、可靠地压紧齿轮；此轴段应略短于轮毂宽度，取 L4 58mm , 采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=3，则轴肩d=47mm，宽度V段；直径 d535mm, L5 25mm。轴支撑跨距L=311mm3）轴上的载荷 分度圆直径：已知d153.61mm求转矩：已知T29549 -n95492.57473.3351850 N mm 求圆周力 Ft: Ft 2T2/d2 2 51850 1934N .53.61 求径向力 F : FFt tanan 1934 tan 20o 725Ncoscos 14 轴向力 Fa： Fa=Fttan14o 1934 tan14o 482N4）绘图 绘制轴

30、受力简图 绘制合弯矩图 绘制扭矩图5) 按弯扭矩应力校核轴的强度 取 0.6，轴的计算应力2 2Max ( T)cawmax2 ( T)2902702(0.6 51850)230.1 4113.85MPa已选定轴的材料为45#钢，调质处理，查表15-1,=60MPa,因此ca 訂,故安全。所以该轴强度足够。中间轴的设计1选用45#调质处理，硬度217255HBS取 c=115，d c3 p/n 1153 2.47/147.92 29.39考虑有键槽，将直径增大 5%， 则 d=29.39X( 1+5% mm=30.86mm所以选 d=32mm2. 轴的结构设计I 段：d132mm, L155m

31、m, h 2c,c 1.5mm初选用7307c型角接触球轴承，内径为35mm，宽度为21mm。段：d236mm, L2 53mm安装齿轮处左端用轴套进行定位，右端采用轴肩进行轴向定位，d=42mm , L=20mm。川段：d338mm, L383mm.安装齿轮处左端用轴肩进行轴向定位，右端用轴套进行定位。W段：d434mm, L4 55mm初选用7307c型角接触球轴承，内径为35mm，宽度为21mm轴支承跨距L=266mm。3. 按弯矩复合强度计算高速轮分度圆直径：d2171.13mm求转矩：已知T2p95492 479549159470N mmn147.92求圆周力Ft:Ft2T2 / d

32、21863.7N .求径向力F :Ftan a.tan20°“Ft _1863.7o 699.1Ncoscos14轴向力 Fa： Fa=Fttan14o 464.7N低速轮分度圆直径：已知d380.3mm求转矩：已知T3p2.47M95499549159470N mmn147.92求圆周力Ft: Ft2T2/d23971.8N .求径向力F : Fl丄 tanantan20oFtn 3971.8o 1490Ncoscos14轴向力 Fa： Fa=Fttan14o 3971.81934tan14o 990.2N绘制轴受力简图绘制弯矩图绘制扭矩图4. 轴上的载荷max2(T)2驱5142

33、(°6 159470)2 MPa 24.8MPaw0.1 383轴的材料为45#钢调质处理，查表得,=60MPa,因此，故安全。输出轴的设计1. 按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS 取 c=115, d cc3 p3/n31153 2.37/60.05 39.15mm考虑有键槽，将直径增大5%，贝U d=39.15（1+5%） mm=41.11mm，所以选d=42mm。2轴的结构设计1）轴的结构图2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I段：d1=42mm，长度取L1 =60mm，初选用7309c内径为45mm，宽度为25mm， h=2c，c=1mm。U段：d2

34、 = d1 2h d1 2 2c 46mm，所以 d2 =46mm , L2 78mm安装齿轮处的左端采用轴肩膀定位，右端与油轴承之间采用垫圈定位。川段直径 d348mm, L3 85mm。W段，安装齿轮处的直径d4 44mm， L4 58mm。V段；直径 d542mm, L5 95mm。轴支撑跨距L=311mm。3）弯矩复合强度计算 分度圆直径：已知d1197.69mm 求转矩：已知 T4 9550 - 9550 乙37 376911N mmn60.05 求圆周力Ft: Ft 3971.8N . 求径向力F : F 1490N 轴向力Fa： Fa 990.2N4）绘图绘制轴受力简图 绘制弯矩

35、图 绘制扭矩图5）按弯扭矩应力校核轴的强度 取 0.6，轴的计算应力Max2( T)2cawmax2 ( T)261636.82( 0.6 378910)20.1 463已选定轴的材料为45#钢，调质处理，查表15-1!=60MPa,因此故安全。所以该轴强度足够。24.1MPaca 1 ，8. 传动轴承的设计已知：Fae31515.7N,Fae4990.2N,Fr3 1062.9N,Fr4 1126.2NFa Fae4 Fae3 525.5NF 525 5 1) D 525.50.49Fr 1062.9角接触球轴承的最大e值为0.56，丘e0Fr2)初步计算当量动载Pp fp(XFr YFa)

36、fp=1.0 1.2，fp=1查表 13-5 得 p=1062.93)求轴承应用基本额定功率动载荷值60nL'hc p6 7990 1064)按手册选择：7307c轴承查表得：X=1, Y=0则Lh 106 C48981 > 48000h60n p则轴承寿命合适9.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸根据d1 =41d2 =46 应用A型平键.校和键联接的强度查表6-2得p = 110MPa工作长度l1L1b158-12=46P1p2L2b278-14=644T24T34 51.8513.74MPa41 46 8<p4 37.6956.90MPa46 9 64v p查表 6

37、-1 取： 键宽 b 1=12 h 1=8 L1=58b2=14 h 2 =9L2=78由刖面知：两者都合适10.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, 大端盖分机体采用旦2配合.is61. 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633. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=

38、3。机体外型简单，拔模方便.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:名称符号设计依据设计结 果箱座壁厚0.025a+3=8.98考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于 8箱盖壁厚1（0.8 0.85 ）2 88箱座凸缘厚度bi.5 Si2箱盖凸缘厚度bii.5 S ii2箱座底凸缘厚