蜗轮蜗杆齿轮减速器设计说明书

1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目：蜗杆-齿轮二级减速器学院系：机械工程学院年级专业：学号：学生姓名:指导教师:1 .传动方案的拟定12 .电动机的选择及传动比确定11 .性能参数及工况12 .电动机型号选择13 .运动和动力参数的计算31 .各轴转速32 .各轴输入功率33 .各轴输入转距34 .传动零件的设计计算41 .蜗杆蜗轮的选择计算42 .斜齿轮传动选择计算85 .轴的设计和计算131 .初步确定轴的结构及尺寸132 .3轴的弯扭合成强度计算176 .滚动轴承的选择和计算217 .键连接的选择和计算22八、联轴器的选择22九.减速器附件的选择23十.润滑和密封的选择24十一.拆装和调

2、整的说明24十二.主要零件的三维建模24十三.设计小结28十四.参考资料29结果设计及计算过程.传动方案的拟定本设计要求设计一台应用于带式输送机上的二级减速器,原动机为三相异步电动机,工作机为卷筒.输送机多用在室内,选用闭式齿轮传动,对于传动比拟大的减速器,利用蜗轮蜗杆的大传动比可以使减速器尺寸结构紧凑,为提升承载水平和传动效率将蜗轮蜗杆传动布置在高速级,低速级用斜齿轮传动,可提升减速器的平稳性.初步估算蜗杆分度圆圆周速度,v45m/s,采用蜗杆下置.整体结构如图1所示：F=2287NV=sD=PW=图1减速器机构简图二.电动机的选择及传动比确定1 .性能参数及工况运输机皮带牵引力：F=228

3、7N运输机皮带作速度：V=s滚筒直径：D=使用地点：室内生产批量：大批载荷性质：平稳使用年限：五年一班2 .电动机型号选择根据室外使用条件,选择Y系列三相异步电动机.运输机所需工作功率：cFV22870.31,PW0.709Kw10001000联轴器效率刀1=,轴承效率打2=,一对斜齿轮啮合传动效率刀3=,蜗轮蜗杆啮合传动效率刀4=,卷筒的效率刀5=可得减速器总效率为24总123450.7014电动机所需功率PW0.709P1.010KW总0.7014卷筒轮转速士601000、,6010000.31广,.n卷V14.4a/minD360蜗杆一齿轮减速器总传动比合理范围为：i总=6090所用电机

4、转速范围n电n卷i总14.45(6090)8671300.5(r/min)选取Y100L-6型号的电机,主要性能参数如表1:表1Y100L-6型电机性能参数P电=n卷=r/min电动机型号电动机额定功同步转速满载转速起动转矩最大转矩Y100L-6型号率(Kw)(r/min)(r/min)额定转矩额定转矩n0=1000Y100L-61000940r/minnm=940总传动比为.na94036505心n卷1445.齿轮传动比i2=()i总,所以齿轮传动比范围为i齿(0.040.07)65.052.6024.5535根据i总i齿,蜗,那么i蜗i总/i齿142925,蜗杆取两头,那么传动比在1532

5、范围内.可取i蜗=20,i齿i总/口65.05/203.25三.运动和动力参数的计算设电机轴为0轴,蜗杆为1轴,蜗轮轴为2轴,齿轮轴为3轴,r/mini总=i蜗=20i齿=卷筒轴为4轴.1 .各轴转速n0=ni=nm=940r/minn2=nm/ii=940/20=47r/minn3=n4=n2/i2=47=/min2 .各轴输入功率：P0=Pl=P0T1=X=P2=Pl42T4=xx=P3=P24243=XX二P4=P3Tl1Tl2=XX二3 .各轴输入转距：T0=9550X0/nm=9550X940=NmTi=9550X1/ni=9550X940=NmT2=9550X2/n2=9550X4

6、7=NmT3=9550X3/n3=9550X=NmT4=9550X4/n4=9550X=Nm表2运动及动力参数n1=940r/minn2=47r/minn3=r/minP1=P2=P3=P4=To=NmTi=NmT2=NmT3=N-mT4=N-m蜗轮计算公式和有关数据皆引自?机械设计?第102页113页蜗杆材料用轴号功率P(Kw)转矢巨T(Nm)转速nrr/min)传动比i电机轴9401轴940202轴473轴卷筒轴四.传动零件的设计计算1.蜗杆蜗轮的选择计算(1)选择蜗轮蜗杆类型、材料、精度等级考虑到蜗杆传递功率不大,速度不高,故蜗杆选45号钢,调质处理,HB=240,选用普通的阿基米德蜗杆

7、.初步估计蜗杆相对滑动速度Vs5.2104nqT25.21049403161.042.66m/sm/s故蜗轮齿冠选用铸造锡青铜ZCuSn10Pl砂型铸造bb=220MPa,(rS=140MPa.蜗轮轮心选用Q235,砂模铸造.选用8级精度.(2)确定蜗杆头数和蜗杆齿数根据蜗轮蜗杆传动比i1=20,选取蜗杆头数Zi=2,那么蜗轮齿数Z2=i1-Zi=2X20=40(3)按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式蜗杆传动的设计准那么,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度.计算公式m3q9.47coskT2(-ZE-)2Z2H45钢,蜗轮选用铸造锡青铜ZCuSn10Pl蜗杆传动精度8级Zi=

8、2Z2=40载荷系数K=Ka,Kb,Kv=1x1=查机械设计课本表7-6得载荷平稳Ka=1,设载荷为变载荷,那么6=1,设蜗轮圆周速度V2<3m/s,Kv=查机械设计课本表7-7得丫=弹性系数ZE=155、MPa由表7-9得应力循环次数N=60nt=60X47X300X8X75=X10H0.8b81070.82200_107_4.17107147.23MPa将数据代入上式可得3_m3q9.261.05161.03915540147.232一一一31084.63mm3k=Ka=1K3=K/=1Ze=155MPah147.23MPam3q=mm3,m=5,d1=40mm,q=8查机械设计课本

9、表7-4,取m3q=1000mm3,m=5,d=40mm,q=8(4).计算蜗轮圆周速度、相对滑动速度、传动效率蜗轮圆周速度mmZ247540-,八5,V20.492m/s601000601000相对滑动速度V20.492八,vs2.028m/ssinsin14.04,Zi,2其中arctanarctan-14.04q8啮合效率tantan14.04-0.8383tan(v)tan(14.042.57)其中当量摩擦角少v由Vs查机械设计课本表7-10得搅油效率Y2取为,滚动轴承效率Y3取为对.总效率T=T1Y2Y3=XX=复核m3qm3q9.47coskT2(-ZE一)2Z2H0.821552

10、9.47cos14.041.05161.0390.840147.231112.43mm31000mm3(6)计算中央距蜗轮分度圆直径d2mZ2540200mm传动中央距1、40200a1(d1d2)120mm22(7)校核蜗轮齿根抗弯疲劳强度蜗轮齿根抗弯校核公式1.64KT2f廿2YfYfd1d2mK、0、m、和d1、d2同前,当量齿数Zv=Z2/cos3Y=4=d2=200mma1=120mmYf=1.76查机械设计课本表7-8得齿形系数Yf176螺旋角系数14.04Y1=1=0.8997140140许用弯曲应力计算公式9颇f(0.25s0.08b).-VN2其中s140MPab220MPa

11、N260n2t260478300512.35107将数据代入许用弯曲应力计算公式得9旗f(0.25s0.08b)JVN29|106(0.251400.08220).-712.3510730.80MPa齿根甯曲应力1.641.05161.04d-eg5F1.760.899740200510.98MPa<30.80MPa蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度.(8)热平衡核算减速器润滑油工作油温+1000P(1)tt0KdA其中室温t0=20C,刀=,P1-,考虑到减速器用于室外取Kd=15W/(m2C)箱体散热面积1.751.75a1202A0.330.330.45m2100100那么工作油温为,100

12、0(10.82)1.0“八CC八t20146C80C150.45Y0.8997F30.80MPa蜗轮齿根满足弯曲疲劳强度油温满足温度要求齿根圆直径df2d12m(hac)200251.2188mm蜗轮外径de2da2m2105215mm喉圆母圆半径rg2ada212021015mm22齿宽b22m(0.5q1)25(0.5,81)35.3mmha15mmh111mmda150mmdf128mmb164mmPx15.7mmPa31.4mmda2210mmdf1188mmde2215mmrg215mmb235mm齿轮计算公式和有关数据皆引自?机械设计?第75页100页Z3=30油温满足温度要求.(

13、9)计算蜗杆传动其他尺寸齿顶高haiham155mm全齿高hi2hamcm2150.2511mm1)、蜗杆齿顶圆直径da1d12ham4021550mm齿根圆直径df1d12ham2cm4021520.2528mm蜗杆螺旋局部b12m、Z2125,40164.03mm取b1=64mm蜗杆轴向齿距Pxm3.14515.7mm蜗杆螺旋线导程PaZR215.731.4mm2)、蜗轮喉圆直径da2d22mha200251210mm取b235mm2.斜齿轮传动选择计算(1)选择材料、热处理方式及精度等级对于一般动力传递,选用8级精度斜齿轮,小齿轮材料为45钢,调质处理,齿面硬度为HB3=240,大齿轮材

14、料为45钢,正火处理,齿面硬度为HR=200,HB3-HB4=40,热处理方式适宜.(2)初步确定大小齿轮齿数根据小齿轮齿数推荐范围20-40,取Za=30,那么大齿轮齿数为Z4i2Z33.253097.5取Z4=98,那么实际传动比为Z4uZ398303.27Z4=98u3.27传动比误差ui2i2在允许的范围内.3.273.253.25100%0.51%(3)初算传动主要尺寸对于闭式软齿面齿轮,按接触疲劳强度设计d32KT2u1ZhZeZZ1)确定载荷系数查机械设计课本表查机械设计课本图6-4,考虑微振工况取Ka=16-11b取Kv=初步取螺旋角=15,端面重合度1.883.21Z31co

15、sZ4轴向重合度1.8813.2一30198cos151.68bsindZ3tan130tan152.05其中d查机械设计课本表6-7取d0.8总重合度3.73查机械设计课本图6-13取1.45查机械设计课本图6-17取1.12那么KKaKvKK11.011.451.121.64Ka=1Kv=1.682.053.73K1.45K1.12K1.642材料的弹性系数ZE=<MPazh=查机械设计课本表6-5得Ze=JMPa3节点区域系数由=15,查机械设计课本表6-19取Zh=4重合度系数Z431-其中>1,取=1,那么Z0.775)螺旋角系数Zcos.cos150.9836)接触疲劳

16、强度极限查机械设计课本图6-27(c)取(THlim3=590MPa查图6-27(b)取bHlim4=470MPa7)计算应力循环次数N360n3jLh60471830053.38107Z0.983N3N4u3.3841071.041073.25查机械设计课本图6-25得接触疲劳寿命系数KHN3=,KHN4=8计算接触疲劳许用应力取平安系数S=1佚效概率为1%Khn3Hlim31.25590737.5MPa川由3590MPa川松470MPaN3=X107N4=X107KHN31.25KHN41.3H3737.5MPaH611MPaKhn4HHm41.3470611MPa取H611MPa9试算小

17、齿轮分度圆直径d1d121,64161.0393.251189.82,420.770.980.83.2561167.143mm4确定传动尺寸1)校核圆周速度d3n2v601000修正载荷系数VZ310067.14470.165m/s601000Kv1.03)4)0.16530-=0.0495m/s查机械设计课本图校正分度圆直径d3d33一Kv确定模数计算法向模数mnd3'cosZ3取标准值mn5计算中央距amnZ3Z41006-11b得Kv1.067.141.066.92mm1.0166.92cos152.15mm302cos圆整取a=165mm2.5mm2.5(3098)165.64

18、mm2cos156按圆整后的中央距修正螺旋角arccosmnZ3Z42a2.53098arccos15.452165值改变不大,故不必对相关参数进行修正7确定传动尺寸d1m13cos2.530o77.81mmcos15.45d366.92mmmn2.5mma=165mm15.45od1=d2=,mnZ42.598.,Qd2o254.18mmcoscos15.458计算齿宽bdd30.877.8162.25mm圆整取b4=63mm,b3=70mm5校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度校核公式2灯2VvvvF3；YFa3YSa3YYF3bd3mnF3YFa4YSa4F4F2YFa3YSa31计算重

19、合度系数075075Y0.250.250.6961.682计算螺旋角系数1545°Y1-12.05:0.7361200120°3计算当量齿数zV3z33033.50coscos15.45Zv43-3._109.44coscos15.454查取齿形系数查机械设计课本图6-21得YFa3=,YFa4=5查取应力集中系数查机械设计课本图6-22得YSa3=YSa4=6查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数查机械设计课本图6-28b.6-28c得dFlim3=450MPa,Flim4=390MPa查机械设计课本图6-26得寿命系数KFN1=KFN2=17计算弯曲疲劳许用应力b3=70mmb

20、4=63mm丫=丫=ZV3=ZV4=YFa3=YFa4=YSa3=YSa4=Fiim3450MPaFlim4390MPaKFn1=Kfn2=1o闩=Kfno-Flim/S取平安系数S=1(取失效概率为1%)那么F31450450MPaF41390390MPa8)计算弯曲应力21.64161.047077.812.52.551.620.6960.73675.62MPaF3F475.622.181.822.551.6272.63MPaF4齿根弯曲疲劳强度满足条件.端面模数mtmn2.5coscos15.45齿顶局hahamn12.52.5mm齿根高hf(hac)mn1.252.53.125mm齿顶

21、隙cc;mn0.252.50.625mm齿顶圆直径dda4a3d：d432ha77.8122.582.81mm2ha254.1822.5259.18mm(6)计算齿轮传动其他尺寸齿根圆直径df3d32hf77.8123.12571.56mmdf4d42hf254.1823.125247.93mm五.轴的设计和计算1.初步确定轴的结构及尺寸(1)蜗杆轴设计及计算以下图是蜗杆轴与蜗杆材料一致选择45号钢调质处理,HB=240,考虑到蜗杆为下置,有轴向力,所以选用一对角接触轴承,一个深沟球轴承,一端固定,一段游动,稀油润滑,橡胶密封.轴的结构设计如以下图S=1F3450MPaF4390MPa齿根弯曲

22、疲劳强度满足条件mt2.59mmha2.5mmhf3.125mmc0.625mmda382.81mmda4259.18mmdf371.56mmdf4247.93mm轴的计算公式和有关数据皆引自?机械设计?第137页第157页轴的材料选用常用的45钢,调质处理图2蜗杆轴的结构设计1初算轴头按需用切应力初算didc需di段直接与电机相连,不受弯矩,查机械设计课本表10-2取c=112那么31.00d111211.43mm940轴颈上有单键,轴颈虚增大3%,d1=x=考虑到蜗杆轴刚度较小,需增大轴径,取d1=18mm查?机械设计指导手册?126页选取LT2型联轴器l1=42mm2计算d2、l2该段轴

23、与联轴器想连,起定位作用,但不承受轴向力,且前要考虑号封圈内径为标准值,所以取d2-20mm,l2需伸出端盖1520mm,由作图决定,作图后的l2-40mm.3计算d3、l3该段与圆螺母配合,考虑圆螺母的标准值.所以取d3-25mm,l3-17.4计算d4、l4该段与轴承配合,所以选取d4-30mm,选取7206c轴承,长度l4为两个轴承宽度16mm,考虑到还需添加套筒和溅油板,故l4-53mm5计算d5、l5d1-18mml1-42mmd2-20mm(L-40mm)d3-25mml3-17mmd4-30mml4-53mmd5-36mml5-5mmd6-41mml6-5mmd7-34mml7-

24、40mmd8-30mml8-32mm该段主要是固定7油板所以取ds=36,其厚度为10,所以取15=56计算d6、16该段为轴向固定溅油板,所以取d6=41mm,长度取5mm.7计算d7、17该段为过渡段,取d7=34mm,17由作图决定,取40mm.8计算d8、18该段与轴承配合,所以选取d8=30mm,选取6206轴承,长度18为轴承宽度16mm,考虑到还需添加套筒和溅油板,故18=32mm.22轴设计计算选用45号钢调质处理,HB=240,轴的结构设计如图3所示.图3轴2结构设计1初算轴头按需用切应力初算d2d2段与蜗轮配合,受弯矩,查机械设计课本表c=112那么d2112J07928.

25、69mm14710-2取d2=35mm12=40mmd1=30mm11=55mmd3=40mm考虑到轴上有单键,需增大轴径3%,d2=考虑到轴承内径为d4=35mm标准值,取d2=35mm14=67mm12取决于蜗轮轮毂宽度,蜗轮轮毂宽度取L=42mmd5=30mm取L=42mm,考虑到轴肩定位,所以取12=42-2=40mm15=42mm2计算di、1i该段轴与轴承配合,所以取di=30mm,选取轴承6206,考虑到脂润滑,轴承内侧断面距箱体内壁为872mm,取10mm,齿轮断面距离箱体内壁取25mm,在考虑轴肩定位2mm,所以1i=16+10+27+2=55mm.3计算d3、13d3与d2

26、的过渡轴肩为定位轴肩承受轴向力,所以取d3=d2+5=40mm,13日勺氏度居响到期不十轴承座局大齿牝是有十涉,由作图决定.4计算d4、14d3到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力,所以取d4=d3-5=35mm,长度由小齿轮优度减去13mm的定位距离来确定,14=675计算d5,15该段与轴承配合,取d5=30mm,15=42mm33轴设计计算轴的材料选用常用的45钢,调质处理HB=240轴的结构设计如卜图d1=45mm11=82mmd2=48mm12=51mmd3=50mm13=29mm图4轴3的结构设计1初算轴头按需用切应力初算didc/pdi段直接与联轴器相连,不受弯矩,查机械设计课

27、本表10-2取c=112那么3,“c10.76.d1112J41.96mmV14.45考虑到轴上有键槽,需增大轴径,取d=><=d1段轴不受弯矩,且考虑到与联轴器配合取d1=45mm查?机械设计指导手册?126页选取LT7型联轴器取l1=82mm2计算d2、l2该段轴与联轴器相连,起定位作用,但不承受轴向力,且需要考虑号封圈内径为标准值,所以取d2=48mm,I2需伸出端盖1520mm,由作图决定,作图后的l2=51mm.3计算d3、|3d3段与轴承配合,所以选取d3=50mm,选取6210轴承,长度I3为轴承宽度20mm,甩油板伸出箱体内壁13mm,取2mm,所以l3=20+7+

28、2=29mm4计算d4、|4d5到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力,所以取d4=d3+5=55mm,长度由作图决定,得l4=90mm.d4=55mml4=90mmd5=60mml5=10mmd6=55mml6=60mmd7=50mml7=45mmFt=Fa=Fr=R'a=R'b=RA=RB=5计算d5、15d5到d4过渡轴肩为定位轴肩并且承受轴向力,所以取d5=d4+5=60mm,长度由作图决定,得15=10mm.6计算d6、16大齿轮要和小齿轮啮合传动所以,大齿轮的位置由小齿轮来确定,通过作图可得d6=55mm,16=60mm7计算d7,17该段和d3一样都是与轴承配合所

29、以d7=d3=50mm,长度17=45mm2.3轴的弯扭合成强度计算1计算大斜齿轮受力Ft2T2d32161.0410377.814139.31NFaFttan4139.31tan15.451563.07N_Fttann3144.4tan20Frcoscos15.451144.04N2计算轴承支反力水平面:)Ra1144.04127.091563.071482091801.97N)Rb1144127156361209238.97N竖直面：Ra41391482092930.97N413961RB2091208.03N画出水平弯矩Mxy图,垂直面弯矩Mxz图和合成弯矩22xyMxz图,分析图5至图

30、10可知在合成弯矩最大处最危轴的结构尺寸,及受力分析如以下图所示:水平面受力图353中TrSJ'MIIIIIIITWmw1293MPa1169MPa0527MPa%102(11111图7水平面平矩图t0325MPa0.110.04Ra竖直面受力图:M=209876N-mmT=502990N.mm(T=o-m=01%1?SF一图8垂直面弯矩图/zfZ|1U1T=am=8.225MPak1.82图9合成甯矩图图10轴3扭矩图0.810.76S8.144计算轴的平安系数轴选用45号钢,b对称循环疲劳极限10.45b0.4510.26b0.26脉动循环疲劳极限00.81b0.8100.50b0

31、.50650MPa,s360MPa650293MPa650169MPa650527MPa650325MPaS8.72S5.953轴设计合理210210由式00得0.110.04由图9和图10可得危险截面处弯矩M=209876Nmm.最大转矩为T=502990Nmm.M1M1Wd3bt9t)2322d35532209876_=2166(556)=14.74MPa255轴承的计算公式和有关数据皆引自?机械设计?第159页第173页Fa=X=,Y=fP=Lh102196811h选用6210型轴承符合要求W,3bt(dt)d162d502990一55316一一一2166(556)25516.45MPa

32、16.458.225MPa在该截面上有无轴直径变化,有键连接,其应力集中可在表b650MPa花10-10由b查彳导k1.82k外表状态系数0.92(Ra=,bb=650MPa)对于55碳钢其尺寸系数0.810.76kN1ka平安系数:12938.141.8214.740.920.81QkN1Ska1.620.920.7611698.728.2250.048.225综合平安系数S2S2&14&725.958.1428.722根据校核,危险截面足够平安六.滚动轴承的选择和计算该传动装置采用蜗轮-蜗杆一斜齿轮传动,输出轴采用深沟球轴承,轴承型号为6210,d=50mm,D=90mm,

33、B=20mm,根本额定动载荷Cr=35100N,根本额定静载荷C0r=23200N由表11-6,i=1,Fa=,C0r=23200N,所以Fa/C0巳并且Fa/Fr=,可查得X=,丫=.又由表11-7,查得载荷系数fp=所以PXFrYFa0.561563.071.711144.042831.63NLh10106C10660n2P6014.453351002196811.2h2831.63折合为年为250年,大于工作要求5年,应选用6210型深沟球轴承符合要求.七.键连接的选择和计算1轴键槽局部的轴径为18mm,所以选择普通圆头平键键A6X32GB/T1095-2003,材料为Q255A2轴两端

34、键槽局部的轴径为35mm,所以选择普通圆头平键蜗轮键A10X32GB/T1095-2003,材料为Q255A小齿轮键A10X50GB/T1095-2003,材料为Q255A3轴外伸局部的轴径为45mm,所以选择普通圆头平键键A14X70GB/T1095-2003,材料为Q255A大齿轮处轴径为55mm,所以选择普通圆头平键键A16X45GB/T1095-2003,材料为Q255A校核由于静连接,取p135Mpa,输出轴,联轴器段键的接触长度能传递的转矩为：1'1T-hldD-X95645135=765.45Nm>T34p43输出轴,大齿轮配合段键的接触长度能传递的转矩为：1 &#

35、39;1Thld°-X102955135=538.31Nm>T4 p4校核通过结论：键平安八、联轴器的选择1 .电动机与输入轴之间：为了减小启动转矩,减小转动惯量和良好的减震性能,采用弹性柱销联轴器.输入轴的最小直径为安装联轴器的直径,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.查得轴外伸直径D=18mm,选HL1型弹性柱销联轴器,半联轴器的孔径d=18mm,半联轴器长度L=42mm,.额定转矩为2 .输出轴与卷筒轴之间：选HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为,半联轴器的孔径d1=45,半联轴器长度L=82mm.3 .、联轴器校核T输入=10.27Nm<

36、;TT输出=502.99Nm<T结论,联轴器平安.九.减速器附件的选择窥视孔盖窥视孔盖的规格为140x100mm.箱体上开窥视孔处设有凸台5mm,一边机械加工支撑盖板的外表,并用垫片增强密封,盖板材料为Q235A钢,用8个M6螺栓紧固.通气器减速器运转时,箱体内温度升高,气压加大,密封不利,故在窥视孔盖上安装通气器,使箱体内热膨胀气体自由逸出,以保证压力均衡,提升箱体缝隙处的密封性能.选用带金属滤网的通气器.启盖螺钉在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶,为了便于开盖故设有启盖螺钉.其螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度,螺杆端部做成圆柱形、大倒角或半圆形,以免破坏螺纹.定位销为了保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度,在箱体连接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销,两销尽量远些,以提升定位精度.定位销的直径为d=8mm,长度为30mm.吊环和吊钩为了便于拆卸和搬运,在箱盖铸出吊环,并在箱座上铸出吊钩.油标尺油标尺应放在便于观测减速器油面及油面稳定之处.先确定油面面高度,再确定油标尺的高度和角度,应使油孔位置在油面以上,以免油溢出.油标尺应