带式输送机用一级蜗杆减速器概要

设计题目带式输送机用一级蜗杆减速器1.1工作原理、传动方案、工作条件及已知数据工作原理：带式输送机是由输送带达成运送机器零、零件的工作。其传动表示图拜见图1-1。图1-1带式输送机工作装置传动表示图传动方案：工作条件：1）机器功用由输送带传递机器的零、零件；2）工作状况单向运输，载荷较安稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超出35°C；第-1-页共30页河北工程大学科信学院课程设计（3）运动要求输送带运动速度偏差不超出5%；滚筒传动效率为0.96；4）使用寿命8年，每年350天，每日16小时；5）动力根源电力拖动，三相沟通，电压380/220V；6）检修周期半年小修，二年中修，四年大修；7）生产规模中型机械厂，小批量生产。已知数据：已知条件输送带工作拉力输送带速度F/kN卷筒直径参数2.91.54502．电动机的选择2.1选择电动机选择电动机的种类按工作要乞降工作条件选用Y系列一般用途全关闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。选择电动机容量PwFVkw2.91.51000kw4.35kw工作机所需的功率：10001000由电动机至工作机之间的总效率：24a1234此中1234分别为联轴器、轴承、蜗杆和卷筒的传动效率。第-2-页共30页河北工程大学科信学院课程设计查表可知1=0.99（滑块联轴器）2=0.98（滚子轴承）3=0.73（单头蜗杆）4=0.96（卷筒）所以：a0.9920.9840.730.960.63PdPwkw4.356.9kw所以电动机输出功率：a0.63确立电动机转速依据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为:nw601000vkw6010001.5rmin63.69rminD450电动机转速可选范围：`ndinw(10~70)63.69rmin636.9~4458.3rmin确立电动机型号查表可得：方案电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比极数号1Y132S2-27.5kw3000r/min2900r/min46.9522Y132M-47.5kw1500r/min1440r/min22.6143Y160M-67.5kw1000r/min970r/min15.236经合考虑，选定方案3。因为同步转速较高，电动机价钱比较便宜，并且方案3的传动比不是很大，尺寸也不是很大，结构还比较紧第-3-页共30页河北工程大学科信学院课程设计凑。计算总传动比和各级传动比的分派ianm97015.23计算总传动比：nw63.69各级传动比的分派因为为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其余不分派传动比。计算传动装置的运动和动力参数3.1蜗杆蜗轮的转速：蜗杆转速和电动机的额定转速同样970n63.69rmin蜗轮转速：15.23滚筒的转速和蜗轮的转速同样3.2功率蜗杆的功率：p1=6.9×0.99=6.83kw蜗轮的功率：p2=6.9×0.73×0.98=4.94kw滚筒的功率：p3=4.94×0.98×0.99=4.79kw3.3转矩Td9550Pm95506.967.93Nmnm970T1Tdi1167.9310.9967.25NmT29550Pmia95506.90.86315.23mnw970892.88NT3T2i323892.8810.990.96848.59Nm第-4-页共30页河北工程大学科信学院课程设计将所计算的结果列表：参数电动机蜗杆蜗轮滚筒转速(r/min)97097063.6963.69功率(P/kw)6.96.834.944.79转矩(N·m)67.9367.25892.88848.59传动比i15.23效率0.990.730.964.选择蜗轮蜗杆的传动种类依据GB/T10085-1988的介绍，采纳渐开线蜗杆ZI。4.1选择资料考虑到蜗杆的传动功率不大，速度不过中等，应选择45钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为45~55HRC，蜗轮用铸锡磷青ZCuSn10P，金属模锻造，为了节俭名贵金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。4.2按齿面接触强度进行设计传动中心矩计算公式以下：ZEZ2a3KT2[H]确立作用在蜗轮上的转矩T2=892.88N·m确立载荷系数K第-5-页共30页河北工程大学科信学院课程设计因工作载荷较稳固，故取载荷散布系数KA=1.1确立弹性影响系数ZE1因采纳的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相当，故ZE=160MP2确立接触系数Zd10.35先假定蜗杆分度圆d1和传动中心矩a的比值a从图11-18可查得Z=2.9确立接触疲惫极限[Hlim]依据蜗轮资料为ZCuSn10P，蜗杆螺旋齿面硬度>45HRC，可从表11-7中查得无蜗轮的基本许用应力[Hlim]=268MPa计算许用接触应力[H]N60jn2LH60163.69448001711987201078171198720KHVHmin0.7268187.6Mpa8）计算中心距aZEZ23KT2H][2a31.1993.701473.1103186.14mm187.6取中心矩a=200mmd1800.4这时,a200'=2.7第-6-页共30页河北工程大学科信学院课程设计由图11-18查得，因为Z'<Z，所以以上计算结果可用。4.3蜗轮蜗杆的主要参数和几何尺寸确立蜗杆的头数Z1取Z1=2则，蜗轮齿数Z2=Z1×15.23=30.46,取Z2=31确立模数：m81、蜗杆主要参数齿顶高：齿根高：

ha1ha*m188mmhf1(ha1*C*)m(10.25)810mm全齿高：h1ha1hf181018mm分度圆直径：d1mq81080mm齿顶直径：da1d2ha1802896mm齿根圆直径：df1d12hf18021060mm蜗杆分度圆导程角:tgz1m/d128/80r11.3蜗杆轴向齿距：pm3.14825.12mm蜗杆导程:p225.12mm蜗杆螺纹部分长度：(120.149)8135.2mm取l=150mm第-7-页共30页河北工程大学科信学院课程设计2、蜗轮主要参数蜗轮齿数：Z2=31，变位系数：X20.5iz23115.515.515.23100%1.8%5%验算传动比z12，这时传动比偏差为15.23在同意范围内。蜗轮齿顶高：ha2(haX2)m(10.5)84mm蜗轮齿根高：hf2(hacX2)m(10.250.5)814mm全齿高：h2ha2hf241418mm分度圆直径：d2mz2831248mm齿顶圆直径：齿根圆直径：

da2d22ha224824256mmdf2d22hf2248214220mmad1d2802482164mm实质中心距:2rg2da2164256a236mm咽喉半径:2蜗轮分度圆螺旋角：211.3o蜗轮宽度：b2dd10.88064mm蜗杆圆周速度：v1d1n1/6010003.1480970/6010004.06m/s相对滑动速度：vsv1/cos4.06/cos11.34.14m/s第-8-页共30页河北工程大学科信学院课程设计当量摩擦系数：查机械设计书:

vv

0.0241.224.4校核轮齿接触疲惫强度1、最大接触应力KAT2HZEZPa31602.9

1.18928808000000162.58MpaH知足要求。2、齿根曲折疲惫强度轮齿最大曲折应力，由经验可知对闭式蜗杆传动往常只作蜗轮齿根曲折疲惫强度的校核计算。查得蜗轮齿根曲折疲惫强度计算公式为31.53KT2YFa2YFFd1d2m式中：F----蜗轮齿根曲折应力，单位为MP；YFa2----蜗轮齿形系数；Y----螺旋角影响系数；F----蜗轮的许用曲折应力，单位为Mp；Zv2Z2313333o当量齿数cos(cos11.3)依据X20.5Zv233，查得齿形系数YFa23.2。螺旋角影响系数Y111.3o0.92o1o140140'许用曲折应力FFKFN第-9-页共30页河北工程大学科信学院课程设计3查ZCuSn10P1制造蜗轮的基本许用曲折应力F56MPa。寿命系数KHN=0.7'F

560.739.2Mpa1.531.18838203.20.9227.6Mpa则

F

802488校验结果为F27.6Mpa39.2Mpa。所以蜗轮齿根曲折疲惫强度是知足要求的。传动啮合效率：1

tgtg(v)tg11.3tg(11.31.22)0.90搅油效率：依据机械设计书自定为2轴承效率：依据机械设计书自定为3总效率：123

0.990.990.900.990.990.88大于原预计值，所以不用重算。温度计算：散热总面积估量：第-10-页共30页河北工程大学科信学院课程设计9105a1.8891052001.881.9m2箱体工作温度：1000P1(1)t1awAt010006.83(10.88)1.948.8C

20此处取aw=15w/（m·c）,中等通风环境轴的设计计算及校核5.1轴的资料的选择，确立许用应力考虑到减速器为一般顶用途中小功率减速传动装置，轴主要传达蜗轮的转矩。选用轴的资料为45钢，调质办理。查机械设计书表得B640Mpa160Mpa取A0dA03P311534.7948.54mm115，于是得n63.69轴的最小直径为d1，与联轴器的孔径相适应，故需同时选用联轴器的型号计算转矩Tca=KAT3,查机械设计书表，选用KA=1.5，则有Tca=KT=1.5×9.550×106×4.79/63.69=1077.36N﹒m考虑轴头有一键槽，将轴径增大5%，即d=48.54×1.05=50.1mm，因轴头安装联轴器，依据联轴器内孔直径取最小直径为d=55mm选联轴器：查表GB/T5843-2003选GY7凸缘联轴器，标准孔径d=55mm第-11-页共30页河北工程大学科信学院课程设计轴孔长度L184mm，J型孔，A型键。5.2蜗轮轴的结构设计依据确立各轴段直径确实定原则，由右端至左端，从最小直径开始，轴段1为轴的最小直径，已确立d155mm,其长度略小于毂孔宽度，取L182mm。轴段2考虑联轴器定位及密封圈的尺寸，依据标准轴肩高度a(0.07~0.1)d1(0.07~0.1)553.85~5.5mm,d2d1a58.85~60.5,查机械设计手册选毡圈60,JB/ZQ4606—1997.所以d260mm。轴段3轴段7安装轴承，为了便于安装拆卸应取d3d2,且与轴承内径标准系列符合，考虑蜗轮有轴向力存在，应选用角接触球轴承现暂选轴承7013C，查机械设计手册轴承内径d=65mm,外径D=100mm,宽度B=18mm慢慢，内圈定位轴肩直径da=72mm,外圈定位直径Da=93mm,轴上定位端面圆角半径最大为ra=1mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=20.1mm,故d3=65mm,轴承采纳脂润油,故L3=64mm.L7=36mm一般同一根轴上采纳同一型号的轴承。所以d7=d3=65mm.轴段5和6为轴环,起蜗轮的定位和固定作用，则d5=82mm，d6=77mm。为了保证蜗轮端面与箱体内壁不相碰及轴承拆装方便，蜗轮端面与箱体内壁间应有必定空隙,L5=12mm，L6=82mm。轴段4安装蜗轮，此直径采纳标准系列值，d4应略小于d5故取d4=70mm,其长度应比轮毂略短，故取L4=76mm.为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面与箱体内壁的距离为2mm。为了保证联轴器不与轴承盖相碰，取第-12-页共30页河北工程大学科信学院课程设计L2=50mm。所以，定出轴的跨距为LL3/2L4L5L6L7/2220mm（一般状况下，支点依据轴承宽度中点处计算）。蜗轮轴的总长度为LzL1L2L3L4L5L6L7402mm。（涡轮轴简图见附录）轴的校核计算按弯扭组合进行强度校核（轴的受力简图及弯扭矩图见附录）1）绘制轴的受力争蜗轮的分度圆直径：d=248mm转矩：T=892.88N·m蜗轮的切向力：Ft2=2T/d=2×892.88/0.248=7200.65N蜗轮的径向力：Fr2=Ft2×tanα=7200.65×tan20°=2620.82N蜗轮轴向力Fa2=Ft2×tanβ=7200.65×tan11.3°=1438.84N2）求水平面H内的支反力及弯矩因为蜗轮相对支撑点对称部署，故两头支承反力相等。FHAFHBFt2/27200.65/23600.33NC截面处的弯矩:MHCFHAL/23600.330.22/2396.04N3）求垂直平面V内的支反力及弯矩支反力由MA0得FVBlFr2l2Fa2D220第-13-页共30页河北工程大学科信学院课程设计lFa2D2FVBFr222l2620.822201438.84248222121.39N220FVAFr2Fvb2620.822121.39499.43NMvc1FVAL499.430.22Nm截面C左边的弯矩:2254.94Mvc2FvbL2121.390.22233.35Nm截面C右边的弯矩:22求合成弯矩截面C左边的合成弯矩:M'22396.04254.942384.3Nmc1MHCMvc1'2222截面C右边的合成弯矩:Mc2MHCMvc2396.04233.35446.56NmT9550P95504.94741.08Nmn263.69计算转矩:求当量弯矩:因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a=0.6,危险截面C处的当量弯矩为:''2446.56(0.6741.08)2445.15NmMecMc2(aT)计算截面C处的直径，校验强度daM'ec445.15100043.26mm330.110.155所以处有一键槽，故将轴径增大5%，即：dda(10.05)43.261.0545.42mm而结构设计中，此处直径已初定为55mm，故强度足够第-14-页共30页河北工程大学科信学院课程设计5.3蜗杆轴的设计轴的资料的选择，确立许用应力考虑到减速器为一般顶用途中小功率减速传动装置，轴主要传达蜗轮的转矩。选用轴的资料为45钢，淬火办理。按扭转强度，初步预计轴的最小直径P01156.8322.04mmdC33n9701.295506.8380.69NmTc970确立各轴段直径查表GB/T5843-2003采纳GY3联轴器，标准孔径d=25mm，即轴挺直径为25mm联轴器轴孔长度为：38mm轴的结构设计：从轴段d1=25mm开始渐渐选用轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度可在（0.07~0.1）d范围内，故d2=25+（0.07~0.1）d1=26.68~27.4mm，该直径处安装密封毡圈，取标准直径。应取d2=28mm；d3与轴承的内径相当合，且d3>d2,又应要承受径向力和轴向力，为便与轴承的安装，应选定圆锥滚子轴承，轴承型号为30306。取d3=30mm。d4起定位作用，由h=（0.07~0.1）×d3=（0.07~0.1）×30=2.1～3.0mm，取h=3mm，d4=d3+h=30+6=36mm，即d4=36mm。第-15-页共30页河北工程大学科信学院课程设计d6=d4=36mm;d7段装轴承，取d7=d3=30mmd5段取蜗杆齿顶圆直径d5=96mm确立各轴段长度L1取联轴器轴孔长度38mmL2安装端盖取L2=35mmL3安装轴承，取轴承宽度L3=B=13mmL4和L6为了让蜗杆与涡轮正确啮合，取L4=L6=89mmL7也安装轴承和端盖L7=25mmL5为蜗杆轴向齿宽取L5=69mm定出轴的跨度为;L=L4+L6+L5+L3/2+L7/2=266mm蜗杆的总长度为：L总=L+35+38+19=358mm蜗杆轴的强度校核按弯扭组合进行强度校核（轴的受力简图及弯扭矩图和蜗轮轴相似，故不再作图）1）绘制轴的受力争2）求水平面H内的支反力及弯矩Ft1=Fa2=1438.84N第-16-页共30页河北工程大学科信学院课程设计Fr1=Fr2=2620.82NFa1=Ft2=7200.65N因为蜗杆相对支撑点对称部署，故两头支承反力相等。FHAFHBFt1/21438.84/2719.42NC截面处的弯矩：FHAL719.420.26695.68NmMHC223）求垂直平面V内的支反力及弯矩支反力由MA0得lD10FVBlFr12Fa12FVBl2Fa1D1lFr122620.822667200.6580226622393.21NFVAFr1Fvb2620.822393.21227.61N截面C左边的弯矩：FVAL227.610.26630.27NmMvc122截面C右边的弯矩：FVBL2393.210.266Mvc2318.30Nm22求合成弯矩截面C左边的合成弯矩：M'22100.35Nmc1MHCMVC1截面C右边的合成弯矩：第-17-页共30页河北工程大学科信学院课程设计M'22332.37Nmc2MHCMVC2T95506.8367.24Nm计算转矩：970求当量弯矩因为单向传动，转矩为脉动循环变化，故折算系数a=0.6,危险截面C处的当量弯矩为:M'ecM'2(aT)2332.372(0.667.24)2334.81Nmc2计算截面C处的直径，校验强度Md30.1

'334.81ec39.34mm0.1155所以处有一键槽，故将轴径增大5%，即：d39.341.0541.3mm96mm，故强度足够。蜗杆轴的结构表示图以下列图所示：轴承的校核6.1校核7013C查表GB/T297-1994额定动载荷Cr=40.4×103N基本静载荷Cor=35.5×103N1）求两轴承遇到的径向载荷Fr1和Fr2由前面设计蜗轮时求得的：第-18-页共30页河北工程大学科信学院课程设计Fr1v=FVA=499.43NFr2v=FVB=2121.39NFr1H=FHA=3600.33NFr2H=FHB=3600.33NFr1Fr1v2Fr1h23634.80NFr2224178.84NFr2vFr2h2）求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2查表GB/T297-1994可知e=0.4附带轴向力：Fs1eFr10.43634.801453.92NFs2eFr20.44178.841671.54N轴向力FA=1438.84NFs1FA1453.921438.842892.76NFs2轴承2端被压紧，故Fs1Fa11453.92NFa2Fs2FA3110.38N求当量动载荷P1和P2Fa11453.92eFr10.43634.8查表GB/T297-1994，取X=1,Y=0Fa23110.38eFr20.744178.84查表GB/T297-1994，取X=0.44,Y=1.23第-19-页共30页河北工程大学科信学院课程设计计算P1、P2，因为载荷安稳取fp=1,则P1xFr1yFa10.443634.81.231453.923387.63NP2xFr2yFa20.444178.841.233110.385664.47N验算轴承寿命因为P1<P2，所以2危险，故校核2即可：106C10640400LhP6063.695664.4760n

103182747.3544800所以轴承知足寿命要求。6.2校核30306查表GB/T297-1994额定动载荷Cr=59×103N基本静载荷Cor=63×103N1）求两轴承遇到的径向载荷Fr1和Fr2由前面设计蜗轮时求得的：Fr1v=FVA=227.61NFr2v=FVB=2393.21NFr1H=FHA=719.42NFr2H=FHB=719.42NFr122754.56NFr1vFr1HFr22Fr2H2Fr2v2499.0N2）求两轴承计算轴向力Fa1和Fa2e=0.31附带轴向力:Fr1754.56Fs12198.57N2Y1.9第-20-页共30页河北工程大学科信学院课程设计Fr22499Fs22657.63N2Y1.9轴向力FA=7200.65NFS1FA198.577200.657399.22FS2轴承2端被压紧，故Fa1FS1198.57NFa2FS2FA7858.28N求当量动载荷P1和P2Fa1198.57Fr10.26e754.56查表GB/T297-1994，取X=1,Y=0Fa27858.28Fr23.14e2499.0查表GB/T297-1994，取X=0.4,Y=1.9计算P1、P2，因为载荷安稳取fp=1,则P1xFr1yFa1679.1NP2xFr2yFa215930.33N验算轴承寿命因为P1<P2，所以按轴承的受力大的计算Lh

16670C1667059000nP97015930.33

1031350.88hLh不知足设计要求，所以改用一对30306。经计算，知足寿命要求。键的选择和校核7.1蜗轮与联轴器相当合的键的选择查GB1095-2003：A型一般平键第-21-页共30页河北工程大学科信学院课程设计依据轴的最小直径d=55mm,选择键b*h=16mm×10mmL=70mm(比轮毂宽小些)l=L-b=70-16=54mmk=0.5×h=0.5×10=5mm2T1032892.88103p110MpaKld554120.25Mpa55不合格，所以改选双键，相隔180°部署，双键的工作长度：l=1.5×54=81mm.2T1032892.88103110Mpa由式Kld80.17Mpap58155适合。7.2蜗杆与联轴器相当合的键的选择查GB1095-2003：A型一般平键依据轴的最小直径d=25mm,选择键b*h=8mm×7mmL=30mml=L-b=30-8=22mmk=0.5×h=0.5×7=3.5mm2T103267.2510369.87Mpap110MpaKld3.52225合格。箱体的设计计算8.1箱体的结构形式和资料箱体采纳锻造工艺，资料采纳HT200。因其属于中型铸件，铸件最小壁厚8～10mm，取δ=10mm8.2铸铁箱体主要结构尺寸和关系以下表：第-22-页共30页河北工程大学科信学院课程设计名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚δδ=10mm箱盖壁厚δ1δ1=0.8δ=9.6mm取δ1=10mm箱座凸缘厚度b1b1=1.5×δ1=15mm箱盖凸缘厚度bb=1.5×δ=15mm箱座底凸缘厚度b2b2=2.5×δ=2.5×10=25mm地脚螺钉直径及数目df=0.036a+12=21mm取df=25mmn=6轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df=18.75mm取d1=20mm盖与座联接螺栓直径d2=（0.5～0.6）df取d2=16mm联接螺栓d2间的间距l=150～200mm轴承端盖螺栓直径d3=（0.4～0.5）df取d3=12mm检查孔盖螺栓直径d4=（0.3～0.4）df取d4=8mmDf，d1，d2至外壁距离C1=26、20、16df，d2至凸缘边沿距离C2=24、14轴承端盖外径D2=140mm轴承旁联接螺栓距离S=140mm轴承旁凸台半径R1=16mm轴承旁凸台高度轴承座外径和扳手空间的要求由结构确立箱盖、箱座筋厚m1=9mmm2=9mm蜗轮外圆与箱内壁间距离1=16mm蜗轮轮毂端面与箱内壁距离2=30mm键等有关标准的选择本部分含键的选择，联轴器的选择，螺栓、螺母、螺钉的选择，垫圈、垫片的选择，详细内容以下：键的选择：查GB1095-2003蜗轮轴与半联轴器相当合的键：A型一般双键，b×h=20mm×12mmGB1095-2003半联轴器与蜗杆轴的连结：b×h=8mm×7mm联轴器的选择：依据轴设计中的有关数据，查GB4323-1997，采纳YL13凸缘联轴器。螺栓、螺母、螺钉的选择：第-23-页共30页河北工程大学科信学院课程设计考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其余要素的影响采纳螺栓GB5782-86，M10×35，数目为3个M12×100，数目为6个螺母GB6170-86M10数目为2个M12，数目为6个螺钉GB5782-86M10×16数目为2个M12×25，数目为24个M8×16数目为12个销、垫圈垫片的选择：采纳销GB117-86，B8×30，数目为2个采纳垫圈GB93-87数目为8个采纳止动垫片1个采纳石棉橡胶垫片2个采纳08F调整垫片4个有关其余的标准件、常用件和专用件，详见后续装置图！减速器结构与润滑、密封方式的纲要说明减速器的结构：本课题所设计的减速器，其基本结构设计是在参照后附装置图的基础上达成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联络零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和隶属零件以及润滑和密封装置等构成。第-24-页共30页河北工程大学科信学院课程设计箱体为剖分式结构，由箱体和箱盖构成，其剖分面经过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采纳圆锥销用于精准定位以保证和箱座在加工轴承孔和装置时的互相地点；起盖螺钉便于揭开箱盖；箱盖顶部开有窥视孔用于检查齿轮啮合状况及润滑状况用于加住润滑油，窥视孔平常被封住；通气器用来实时排放因发热膨胀的空气，以放高气压打破隙缝的密封而以致漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了清除油液和冲洗减速器内腔，在箱体底部设有放油螺塞；吊环螺栓用来提高箱体，而整台减速气的提高得使用与箱座铸成一体的吊钩；减速器用地脚螺栓固定在机架或地基上。减速箱体的结构：该减速器箱体采纳锻造的剖分式结构形式，详细结构详见装置图。轴承端盖的结构尺寸，详见零件工作图。减速器的润滑：因为V=4.06m/s<<12m/s，应用喷油润滑，考虑成本及需要，采纳润滑油润滑。轴承部分采纳润滑脂润滑。蜗轮润滑采纳N32号涡轮蜗杆油（SH0094-91）最低——最高油面距10～20mm，油量为1.5L。轴承润滑采纳ZL-3型润滑脂(GB7324-1987）油量为轴承空隙的1/3～1/2。减速器的密封：第-25-页共30页河北工程大学科信学院课程设计箱座与箱盖凸缘接合面的密封采纳在接合面涂漆或水玻璃。察看孔和油孔等处接合面的密封用石棉胶橡纸，垫片进行密封。轴承孔的密封、闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外面，轴段外伸端透着间的空隙采纳毡圈油封。轴承凑近机体内壁处用挡圈油环密封以防备润滑油进入轴承的内部。减速器附件简要说明：该减速器的附件含窥视孔、窥视孔盖、排油孔、油盖、通气空、油标、