二级减速器课程设计说明书

1、题 目（分流式二级圆柱齿轮减速器）指导教师院 系机械系班 级 学 号 姓 名完成时间 201.12 目录一设计任务书二、传动方案拟定.三、电动机的选择.四、计算总传动比及分配各级的传动比五、运动参数及动力参数计算六、传动零件的设计计算七、轴的设计计算八、滚动轴承的选择及校核计算九、键联接的选择及计算十、联轴器的选择十一、减速器附件设计十二、润滑与密封十三、附录（零件及装配图）计 算 及 说 明结 果一 . 设计任务书 1.1工作条件与技术要求：忙闲程度中等，工作类型中等，运动速度允许误差为±5。工作情况：减速器装置可以正反转，载荷平稳，环境温度不超过40；传动零件工作总小数小时，滚动

2、轴承寿命4000小时；检修间隔期间：2000小时一次大修，500小时小修：制造条件极其生产批量：中型机械制造厂，单件小批量生产。1.2 设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图1张（A0）;（5）齿轮及轴的零件图各1张（A1） 2原始数据车轮直径D (mm)：350二传动方案的拟定电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至减速器外的齿轮5，带动车轮6工作。传动系统中采用两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均

3、匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。=10000hF=1600ND=350mm分流式二级圆柱齿轮减速器三电动机的选择1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机的容量1）滚筒所需功率： =FV/1000=1600× 滚筒的转速=60×1000V/2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为：其中，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承效率，是齿轮至车轮的效率，=0.97，=0.96，=0.98=0.96 = 3）确定电动机的额定功率 电动机的输出功率为 K为功率储备系数，为启动系数 确定电动机的额定功率 选定电动机

4、的额定功率=4 kw3、 选择电动机的转速=32.74 r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅机械设计教材表推荐传动比为=860 则总传动比可取 20至150之间 则电动机转速的可选范围为=20=8×=150=60×57.32=4911r/min可见同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三种电动机进行比较，如下表：由参考文献1中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)质量/kg同步转速满载转速1Y11

5、2M-24300028902Y112M-44150014403Y132M1-6410009604Y160M1-8 4750720 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定方案3四总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比由机械设计课程上机与设计中表16-2查得：满载转速nm=960 r / min；总传动比=nm /=960/=4.2 分配各级传动比查阅机械设计课程上机与设计中表5-1各级传动中分配各级传动比，取减速器外齿轮传动比为，则高速级的圆柱齿轮传动比=3.83，则 低速级的圆柱齿轮的传动比为=4kwr/min=4911r/min电动机型号为Y32

6、M1-6i=五计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴，低速级轴为轴，减速器外的轴为小齿轮轴、大齿轮轴则= 960 r/min 960/3.93 r/min=250.65 r/min解得车轮速度在速度允许误差为±5范围内2.按电动机额定功率计算各轴输入功率=4 kw=4×××0.98 kw××0.98 kw××0.97 kw =3.071 kw××=9550×4/960=9550×=9550×=9550×=95

7、50×=9550×表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV减速器外大齿轮轴转速（r/min）960960功率（kw）4转矩()传动比1效率0.94六、齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a . 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b .塔式起重机运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度（GB10095-88） c . 材料选择。查机械设计教材图表（P75表6-2），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者的硬度差为40 HBS。 d . 初选小齿轮齿数

8、=24，则大齿轮齿数×24=92 e .初选螺旋角=1）确定公式内的各计算数值由公式计算 a. 分流式小齿轮传递的转矩=/2 c. 查图表（p78表6-4）选取弹性影响系数=189.8 d. 由公式 e. 由许用接触应力, 查表取， 查表取得=735MPa，=605MPa，则=605MPa f. 由式 N=60nj 计算应力循环次数 =60×960×1××××g.计算载荷系数 K 得2） 计算 a. 按计算小齿轮分度圆直径 =31.71 mm b. 计算法面模数=cos/24=1.28 ,取标准值m=2mm a=（Z1+Z2

9、)/2cos=2(24+92) / 圆整a=120mm =arccos（Z1+Z2)/2a=arccos2（24+92)/2 =mZ1/=2×24/ f.计算圆周速度××960/（60×1000）m/s g. 计算齿宽b×31.71mm=38.052mm 圆整 大齿齿宽=b=39mm 小齿齿宽=44mm3）按齿根弯曲疲劳强度校核计算 按式校核计算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式×××1.2=2.08=Kb. 计算当量齿数101.80 c. 查取齿形系数查机械设计表（P81表6-5）=2.58 ，d. 查取应

10、力校正系数查机械设计表（P81表6-5）=1.596 ，e. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数=1.4， 弯曲强度寿命系数查机械设计教材图6-8，取,弯曲强度尺寸系数查机械设计教材图6-9取=1。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=600 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限 由公式 得×600/1.4 MPa=300MPa×400/1.4 MPa=200MPaf. 计算重合度系数不变位时，端面啮合角 端面模数 重合度 =2） （2）校核计算 =故，齿根弯曲强度满足。（3） 齿轮其他几何尺寸计算 大轮分度圆直径= 根圆直径mmmm 顶圆直径2. 低速级齿轮传动设计（1）选择材料、

11、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用8级精度（GB10095-85） c. 材料选择 小齿轮：40Cr（调质），硬度为280HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS d. 初选小齿轮齿数=25 ，=25×2.81=70（2）按齿面接触强度设计 按下式试算1） 确定公式内各计算数值 a. 确定小齿轮传递的转矩c. 查图表（p78表6-4）选取弹性影响系数=189.8 d. 由许用接触应力, 查表取， 查表取得=735MPa，=605MPa，则=605MPae. 确定应力循环次数=60××1×××&

12、#215;f.计算载荷系数 K 得2）计算 a. 由公式计算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=605MPa得 mm b.计算齿轮模数m m=62.63/25=2.51 ,取标准值m=3mm c.计算小轮分度圆直径=m=75mm×× a=（Z3+Z4)/2=2(25+70) / 2=142.5mm 圆整145mm d. 计算齿宽b b= 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽（3） 按齿根弯曲强度校核计算计算公式为1） 确定公式内各计算数值a. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数=1.4， 弯曲强度寿命系数查机械设计教材图6-8，取,弯曲强度尺寸系数查机械设计教材图6-9取=1。查得小齿

13、轮弯曲疲劳强度极限=600 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限 由公式 得×600/1.4 MPa=300MPa×400/1.4 MPa=200MPa b.计算载荷系数。 由公式得 c.查取齿形系数。查图表（P81表6-5）得=2.62 ,d. 查取应力校正系数。查图表（P81表6-5）得=1.59， 重合度 =(2)设计计算 = =（4） 计算齿轮其他几何尺寸计算1） 计算中心距=3×（25+70）/2 mm=145mm2） 计算分度圆直径 3×25mm=75mm3×70 mm=210mm（CAD图修正为215） 3)根圆直径 4）顶圆直径 3

14、. 减速器外齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a . 按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动 b .塔式起重机运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度（GB10095-88） c . 材料选择。查机械设计教材图表（P75表6-2），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者的硬度差为40 HBS。（2）按齿根弯曲强度设计 由公式计算 a.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数=1.4， 弯曲强度寿命系数查机械设计教材图6-8，取,弯曲强度尺寸系数查机械设计教材图6-9取=1。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=600

15、 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限 由公式 得×600/1.4 MPa=300MPa×400/1.4 MPa=200MPa c.初选小齿轮齿数=26 ，=26×2.7=71 f. 查图表（p78表6-4）选取弹性影响系数=189.8 g. 确定应力循环次数=60××1×××× h.计算载荷系数 K 得查机械设计表（P81表6-5）=2.60 ，查机械设计表（P81表6-5）=1.595 ，大小 ，取两者大值。 将上面参数带入公式 = 由于减速器外是开式齿轮传动，所以将模数加大10%20%，故=1.15m=

16、3.09,圆整取=3mm. (3)计算齿轮相关几何参数= 大齿轮宽，小齿轮宽 e.根圆直径七、 高速轴的设计已知 ，1. 求作用在齿轮上的力=2××N=449.23 N×圆周力 ，径向力及轴向力的方向如图所示1 初步确定轴的最小直径。先按式 初步估算轴的最小直径。 选取轴的材料为45号钢，调质处理。查机械设计教材表8-6取=112，得 112该轴直径d100mm，有一个键槽，轴颈增大3%,安全起见，取轴颈增大3%则，圆整后取d2=19mm。输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 查图表（P173表11-2），取=2.3，则&

17、#215; =87.032 根据及电动机轴径D=38mm，查标准GB4323-84，选用TL6型弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径=32 mm= 960 r/min =4kw=3.80 kw=3.231 kw=39.8 8级精度（GB10095-88）小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS=24= 92=735MPa=605MPa=605 MPa××m=2mm=a=120mm =39mm=44mm=2.58 =1.596 =1=600 MPa=500 MPa=300MPa=200MPa圆整后=190mm8级精度（GB10095-85）小齿轮：

18、40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS；=25=700Mpa=550MPa=735Mpa =605MPa=605MPa×m=3mm=75mma=145mm=300MPa=200MPa=2.62 =145mm8级精度（GB10095-88）小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS=26=71=300MPa=200MPa=189.8 =3mm.=78mm=213mmd2=19mm=87.032 =32 mm2 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）

19、右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位，1-2段比半联轴器毂孔长短14mm，=80mm。联轴器靠轴肩定位并考虑O型密封圈标准内径，取=35mm 。2） 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据=35mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6008，其尺寸为d×D×B=40mm×68mm×15mm ，故=40mm3） 为减少装配轴承处的精加工而设置的轴肩，取=44mm，取轴承到减速器箱体内壁为8mm，取箱体内壁到高速轴小齿轮距离为15mm,故=23mm。4） 由机械设计课程上机与设计查箱体内壁到

20、轴承座孔端面的距离mm ，取=65mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为50mm，到联轴器的距离为15mm，则=68mm.5）3-4段装配轴承，取轴径长度小于轴承宽度3mm，故=15-3=12mm， 同理10-11段装配轴承，并需倒角，故=18mm，=80+20-5=95mm6）5-6和7-8段为齿轮，长度，直径=54mm（3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按=32 mm，=80mm 查机械设计课程上机与设计图表（11-1）选用键=10mm×8mm×72mm 。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m64）确定轴上

21、圆角和倒角尺寸×，各轴肩处圆角半径为R2（二）中速轴（III轴）的设计 已知1求作用在齿轮上的力=1193.31 N ，=449.23N，=315.29 N=2×=1523.9 N轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径 根据初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查图表（8-6），取=112 ，于是得=112×mm=26.8mm 。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=30mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如图（2）确定轴的各段直径和长度 1）根据=30mm取=30mm，轴承与齿轮2，之间采用轴肩定位，取=35mm，齿轮2，与齿

22、轮3之间用套筒定位，取=43mm ，由于轴环宽度b1.4h 轴II的设计，取=c=10mm 因为=80 mm ， =39mm 取=80，=39-3mm=36mm . 2）初步选择滚动轴承 由于配对的斜齿轮相当于人字齿，初步选取0组游隙，0级公差的轴承30306，其尺寸为d×D×B=30mm×72mm×19mm 。 又由于箱体内壁之间距离相等，故21+8+15+2.5+3=49.5,轴的两端倒角，取52mm 取轴承端盖的总宽度为45mm 3）轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位都采用普通平键连接 按=43mm，=80mm =35mm=36mm 查图表（表11

23、-1）取各键的尺寸为 2-3段和6-7段=10x8x28 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m6 4）确定轴上圆角和倒角尺寸×，各轴肩处的圆角半径为R2（三）低速轴（轴IV）的设计 已知 1求作用在轴上的力=4189.88N 2初步确定轴的最小直径 按初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3）取=112，于是得112×mm=37.1mm 。该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。 根据式，查图表（P173表11-2），取=2.3 ，则×根据，查标准GB5014-85考虑到起重机运输机运转平稳，选用HL4型弹性

24、柱销联轴器。选取轴孔直径d=40mm，其轴孔长度L=84mm，则轴的最小直径=40mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取=40mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=1.5mm，取=45mm 2）初步选择滚动轴承 根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6210，其尺寸为d×D×B=50mm×90mm×20mm 故=50mm 3）取=55mm，=28mm 4）根据轴颈取安装齿轮处轴段=60mm，齿轮左端采用轴肩定位，取h=1.5

25、mm，则=63mm ，轴环宽度b×3mm=4.2mm，取10mm5）已知=75mm。取=55.8mm ，=2.3mm（S=2mm） =74.7mm ，=8mm7)根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离=60mm，及=8mm，B=20mm，取轴承盖的总宽度为45mm，轴承盖与联轴器之间的距离为=20mm则=65mm(3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据=40mm,=84mm 查图表（P表11-1）得 1-2和12-13段：b×h×L=12mm×8mm×78mm 7-8段：b×h×L=18mm&

26、#215;11mm×68mm 滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 查图表（P表15-12），取轴端倒角尺寸为×,轴上圆角R2.（4） 轴的校核 1求高速轴的校核 1.） 轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，深沟球轴承6008， a=7.5mm, 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处 是危险截面， L=248mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 其中弯矩合成公式 当量弯矩公式 计算应力公式表4 危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力F 弯矩总弯矩M扭矩TT=11352=32mm=80m

27、m=35mm深沟球轴承6008=40mm=44mm=23mm=68mm=12mm=18mm=54mm键=10mm×8mm×72mm过渡配合m6=1193.31 N=315.29 N=30mm=30mm=35mm=43mm=10mm =80=36mm 圆锥滚子轴承3030652mm=80mm键=10x8x28=4189.88N 37.1mm HL4型弹性柱销联轴器=40mm=84mm=40mm=45mm深沟球轴承6210=50mm=55mm=28mm=60mm=63mm 10mm=8mm=65mm键b×h×L=12mm×8mm×78mm

28、 b×h×L=18mm×11mm×68mm 2.） 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。 1） 轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，圆锥滚子轴承30306， a=23mm, 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处 是危险截面， L=225mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 其中弯矩合成公式 当量弯矩公式 计算应力公式表4 危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂

29、直面V支反力F 弯矩=36450总弯矩M=42078扭矩T2.） 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。 1.） 轴的计算简图如下图所示，由机械设计图知，深沟球轴承6210， a=10mm, 从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处 是危险截面， L=249mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表 其中弯矩合成公式 当量弯矩公式 计算应力公式表4 危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力F 弯矩总弯矩M

30、=277360扭矩T2）. 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取=1，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。八、 轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=10000h 1输入轴承的选择与计算由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6008，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=1275.07 N，=0，=3 ，转速n=960r/min1）查滚动轴承样本（GB/T276-1994）知深沟球轴承6008的基本额定动载荷C=17000N，基本额定静载荷=11800N 2）求

31、轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P160表10.6），取=1.2，则×（1×1257.07+0）N 3）验算轴承寿命h=23811.23>=10000h 故所选用轴承满足寿命要求。2轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知，初步选用圆锥滚子轴承30306，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=0，1）查滚动轴承样本（GB/T276-1994）知圆锥滚子轴承30306的基本额定动载荷C=52500N，基本额定静载荷=60500N2）求轴承当量动载荷P×（1×952.9+0）N3）验算

32、轴承寿命h=23042246h>=10000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用圆锥滚子轴承303063输出轴上的轴承选择与计算由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=3=2227.8N，=0，1）查滚动轴承样本（GB/T279-1994）知深沟球轴承6210的基本额定动载荷C=35000N，基本额定静载荷=23200N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P160表 10.6），取=1.2，则×（1×2227.4+0）N3）验算轴承寿命h=419272.3h&

33、gt;=10000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6210。轴校核安全故轴安全故轴安全=10000h 深沟球轴承6008=1275.07 N=0=3 n=960r/minC=17000N=11800N确定使用深沟球轴承6008圆锥滚子轴承30306=0,C=52500N=60500N=23042246h确定使用圆锥滚子轴承30306=0=3C=35000N=23200N确定使用深沟球轴承6210九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键C10×8×72， 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本查得许

34、用应力=100-120MPa，取×8mm=4mm。由式可得=2×/4×68×32MPa=8.69MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，确定选用键C10×8×72齿轮2（2）与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键10×8×28，= 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本查得许用应力=100-120MPa，取×8mm=4mm。由式可得=2×/4×18×35MPa=51.92MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，确定选用键1

35、0×8×283齿轮4与轴的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键18×11×68， 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本查得许用应力=100-120MPa，取×11mm=5.5mm。由式可得=2××50×60MPa=41.93MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，确定选用键18×11×684联轴器与轴IV的键连接 1) 由轴IV的设计知初步选用键12×11×78， 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许

36、用应力=100-120MPa，取×11mm=5.5mm。由式可得=2×/4×66×40MPa=65.5MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，确定选用键12×11×78十、联轴器的选择1输入轴（轴II）的联轴器的选择 根据轴II的设计，选用TL6型弹性套柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）TL62503800328245 2输出轴（轴IV）的联轴器的选择 根据轴IV的设计，选用HL4型弹性柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转

37、动惯量（）HL412504000408411、 减速器附件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。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35mm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.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