机械课程设计---二级圆柱齿轮减速器设计.doc

湖南工学院-（天行）-机械工程学院-展开式二级圆柱齿轮减速器的设计-课程设计机械设计课程设计课程题目：二级圆柱齿轮减速器设计学院： 机械工程学院专业：机械设计及其自动化班级：机本XXXX班姓名： XXXXXX学号：XXXXXXXXXXX指导老师:历春元 2013年12月目录前言.2第一章设计任务书.21-1设计任务第二章传动系统方案的总体设计.52-1电动机的选择 2-2传动比的分配第三章高速级齿轮设计.83-1按齿面强度设计3-2 按齿根弯曲强度设计第四章低速级齿轮传动设计.114-1按齿面强度设计4-2 按齿根弯曲强度设计第五章各轴设计方案.125-1高速轴的的结构设计5-2中间轴的结构设计5-3低速轴的结构设计第六章 轴的强度校核.176-1高速轴的校核6-2中间轴的校核6-3低速轴的校核第七章 滚动轴承选择和寿命计算.21第八章 键连接选择和校核.258-1轴1上键的选择和校核8-2轴2上键的选择和校核8-3 低速轴上键的选择和校核第九章 联轴器的选择和计算.26第十章 润滑和密封形式的选择.2610-1传动零件的润滑第十一章 箱体及附件的结构设计和选择.27总 结.29参考文献.30前言机械设计课程设计是学生第一次较全面的在机械设计方面的训练，也是机械设计课程的一个重要教学环节，其目的是：第一、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关先修课程的理论和知识，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使学生知识得到巩固，深化和扩展。第二、学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件部件、机械传动装置和简单机械的设计原理和过程，第三、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料(手册、图册、标准和规范等)以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。 机械设计课程设计的题目是带式运输机的传动装置的设计，设计内容包括：确定传动装置总体设计方案，选择电动机；计算传动装置运动和动力的参数；传动零件，轴的设计计算；轴承，联轴器，润滑，密封和联接件的选择与校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计说明书。第一章设计任务书1-1设计任务1、 设计题目 ：用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器。2、工作条件：单班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动。运输带速度允许速度误差为5%。，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。3、使用期限：十年，检查期间间隔期三年。4、生产批量：小批量生产。5、生产条件：中等规模机械厂，可加工78级精度齿轮及涡轮。6、动力来源：电力，三相交流（220/380V）。7、运输带速度允许误差：土5%8、原始数据：输送机工作带扭矩 W=800 Nm输送带的工作速度 v=1.3m/s输送带的卷筒直径 d=370mm第2章 传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示：2-1电动机的选择 1电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率设：对滚动轴承效率。 =0.99为齿式联轴器的效率。 =0.99为7级齿轮传动的效率。=0.98输送机滚筒效率。 =0.96估算传动系统的总效率：工作机所需的电动机功率为：Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：。,因此综合应选电动机额定功率2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速方案比较:方案号 型号额定功率KW同步转速r/min 满载转速r/min1 Y112M2 4.0KW 3000 28902 Y112M4 4.0KW 1500 14403 Y132M16 4.0KW 1000 9604 Y160M18 4.0KW 750 720综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第3种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M1-6，其主要参数如下：方案号 型号 额定功率 同步转速 满载转速 额定转矩 最大转矩 3 Y132M164.0KW 1000r/min 960r/min 2.0 2.02-2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：传动系统各传动比为：2-3 传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0轴电动机轴 1轴减速器中间轴 2轴减速器中间轴 3轴减速器低速轴4轴工作机轴号电动机减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速r/min960960278.3105.02105.02功率kw3333.2973.23.1043.04转矩Nm33.1332.8106.5273.8268.4联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比13.452.651传动效率0.990.970.970.9801第三章高速级齿轮设计已知条件为3.297kW，小齿轮转速=960r/min，传动比3.45由电动机驱动，工作寿命10年，单班制，载荷平稳，连续单向运转。一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1)选用直齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机，速度不高，故用7级精度（GB10095-88）3)材料选择：由机械设计第九版书本“表10-1常用齿轮材料及其力学性能”可选小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬差为40HBS。4)选取小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.4524=82.8取Z2=83。3-1按齿面强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即：2.32确定公式内的各计算数值试选Kt=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩：=Nmm=3.28 Nmm由表10-7选取齿宽系数。由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8。由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限600M；大齿轮的接触疲劳强度极限=550M。计算齿轮应力循环次数：60609601（1836510）=1.68192=4.887）由图10-19取接触疲劳强度寿命系数0.88；0.918）计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得：=0.88600M=528M计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2.32=2.32mm 46.21mm2）计算圆周速度v。vm/s2.32m/s3)计算齿宽b。 b=146.21mm=46.21mm4)计算齿宽与齿高之比。模数=mm=1.93mm齿高h=2.25=2.251.93mm=4.34mm=10.655)计算载荷系数。根据v=2.32m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数1.20；直齿轮，1；由表10-2查得使用系数1；由表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.417。由=10.65，1.417查图10-13得1.35；故载荷系数K=11.201.417=1.70046）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得46.21mm=50.4mm7)计算模数m。mmm=2.1mm3-2 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m1)确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500 M；大齿轮的弯曲疲劳强度极限380 M；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.87；计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得=M=303.57M=M=236.14M计算载荷系数K= K=11.2011.35=1.62查取齿形系数。由表10-5查得2.65，2.206。查取应力校正系数。由表10-5查得=1.58，=1.745。计算大、小齿轮的并加以比较。0.01380.0163因此，大齿轮的数值大。)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的得模数1.44mm，并就近圆整为标准模数1.5，按接触强度算得的分度圆直径=50.40mm，算出小齿轮齿数=33.634大齿轮齿数34=117.3，取这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3)几何尺寸计算计算分度圆直径=m=341.5mm=51mm=m=1181.5mm=177mm计算中心距a=mm=114mm计算齿轮宽度b=151mm=51mm取51mm，56mm。第四章低速级齿轮传动设计已知条件为输入功率3.2kW，小齿轮转速=278.3r/min，传动比2.65由电动机驱动，工作寿命10年，一班制，载荷平稳，连续单向运转。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数传动方案为直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）.材料选择。由教材机械设计第八版，表10-1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数24，2.6524=63.6，取64。4-1按齿面强度设计设计公式为：2.321)确定公式内的各计算数值试选载荷系数：1.32）计算小齿轮传递的转矩：= Nmm=1.098 Nmm由表10-7选取齿宽系数。由表10-6查得材料的弹性影响系数189.8。由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限600M；大齿轮的接触疲劳强度极限=550M。计算齿轮应力循环次数：6060278.31（1836510）=4.876=1.847）由图10-19取接触疲劳强度寿命系数0.91；0.9218）计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得：=0.9600M=546M=0.92550M=506.55M2)计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2)计算圆周速度v。vm/s1.02m/s3)计算齿宽b。 b=170.11mm=70.11mm4)计算齿宽与齿高之比。模数=mm=2.92mm齿高h=2.25=2.252.92mm=6.57mm=10.6715)计算载荷系数。根据v=1.02m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数1.1；直齿轮，1；由表10-2查得使用系数1；由表10-4用插值法的7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.420。由=10.671，1.420查图10-13得1.38；故载荷系数K=11.11.420=1.5626）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得70.11mm74.4mm7)计算模数m。m=3.1mm4-2 按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为m1）确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500 M；大齿轮的弯曲疲劳强度极限380 M；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.87，=0.89；计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得=M=310.70M=M=241.57M计算载荷系数K= K=11.111.38=1.518查取齿形系数。由表10-5查得2.65，2.256。查取应力校正系数。由表10-5查得=1.58，=1.738。计算大、小齿轮的并加以比较。0.01350.0162因此，大齿轮的数值大。2)设计计算mmm=2.11mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算的得模数3mm，按接触强度算得的分度圆直径=70.11mm算出小齿轮齿数=23.3724大齿轮齿数2.6524=63.6，取这样设计出来的齿轮传动，即满足了齿面的接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3)几何尺寸计算（1）计算分度圆直径=m=243mm=72mm=m=643mm=192mm 计算中心距a=mm=132mm（3）计算齿轮宽度b=172mm=72mm取72mm，77mm。第五章各轴设计方案5-1高速轴的的结构设计1)、求轴上的功率 转速： 转矩 2)、计算作用在齿轮上的力：转矩：圆周力：径向力：3）、初步估算轴的直径： 选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS查表取A0=112根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。4）、.轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-1。 1 2 3 4 5 6 7图3-2-1 输入轴轴段主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取，则：根据工作要求选用弹性套柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径，因此选取轴段的直径为。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段1:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为mm。为保证定位要求，半联轴器右端用需制出一轴肩，轴段的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短mm，轴段总长为。轴段2：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：。对于轴承端盖的宽度有取轴承端盖的宽度为，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。轴段3:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6305深沟球轴承。宽度。所以轴段直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。轴段4：取齿轮距箱体内壁的距离，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定距离s,取已知滚动轴承宽度为在轴承左侧有一挡油盘，取其长度为，则此段轴的长取其直径为轴段5：齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度则轴环处直径轴环宽度轴段6：为安装齿轮部分，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为56mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度。轴段7：为支撑轴颈，用来安装轴承。5-2中间轴的结构设计1）、求2轴上的功率转速 转矩2）、计算作用在齿轮上的力： 转矩：圆周力： 径向力：3）、初步估算轴的直径： 选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS查表取A0=112根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响，轴结构如图3-2-2所示。 1 2 3 4 5 图3-2-2 中间轴 4）、轴的结构设计：（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。：该轴（中间轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位。轴段1为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6306深沟球轴承。宽度。所以轴段直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。轴段2：为安装齿轮部分，齿轮的左端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为51mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度。轴段3:齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度则轴环处直径轴环宽度轴段4：为安装齿轮部分，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为77mm,为了使挡油盘的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度。轴段为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。长度5-3低速轴的结构设计1）、求轴上的功率转速 转矩2）、计算作用在齿轮上的力： 转矩：圆周力：径向力：3）、初步估算轴的直径：选取45号钢作为轴的材料，调质处理。硬度为217255HBS查表取A0=112根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响。4）、轴的结构设计：（1）确定轴的结构方案：该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由挡油盘定位，如图3-2-3。 7 6 5 4 3 2 1 图3-2-3 输出轴选择联轴器。联轴器的计算转矩为，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取。那么：根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的半联轴器孔径，因此选取轴段的直径为。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。（2）确定各轴段的直径和长度：轴段:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为6309深沟球轴承。宽度。所以轴段直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。取挡油盘宽度为30mm，则轴段的长度为轴段2：为安装齿轮部分，齿轮的右端与轴承之间采用挡油盘定位，已知齿轮轮毂宽度为72mm,为了使套筒的端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取其长度。轴段：齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度则轴环处直径轴环宽度轴段4：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：。长度为综合计算后得到的段:为支撑轴颈，用来安装轴承。所以轴段直径应为轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位。其长度为轴段：此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有一定的高度其直径确定为：。轴承端盖的宽度为，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。轴段:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段直径为。为保证定位要求，半联轴器左端用一套筒定位，轴段的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短mm，轴段总长为。第六章 轴的强度校核6-1高速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力51而：圆周力径向力在垂直面上：解得：在水平面上：解得危险截面在安装齿轮处所以轴安全。弯矩图如图3-2-4 6-2中间轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在大齿轮上的力圆周力径向力作用在小齿轮上的力圆周力径向力在垂直面上：解得：在水平面上解得：所以轴安全。6-3低速轴的校核根据轴的结构图做出轴的计算简图，根据计算简图做出弯矩图。先将三维坐标转为平面，最后求合力。作用在齿轮上的力227.5而圆周力径向力在垂直面上：解得：在水平面上：解得危险截面在安装齿轮处所以轴安全。弯矩图如图3-2-6第七章 滚动轴承选择和寿命计算1）.高速轴上轴承采用6305型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=25mm 外径D=62mm 宽度B=17mm校核轴轴承是否满足工作要求1）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（5）计算轴承的当量载荷、查表13-5 有：取得：查表13-5有：，取，得：因此轴承1危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承，查表13-7取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：63052）.中间轴上轴承采用6306型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=30mm 外径D=72mm 宽度B=19mm校核轴轴承是否满足工作要求（1）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（5）计算轴承的当量载荷、查表13-5 有：取得：查表13-5有：，取，得：因此轴承2危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承，查表13-7取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：2）低速轴上轴承采用6309型深沟球轴承，主要承受径向载荷也可同时承受小的轴向载荷，大量生产，价格最低.内径d=45mm 外径D=100mm 宽度B=25mm校核轴轴承是否满足工作要求（1） 画轴的受力简图如图3-3-3。（2）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、（b）水平面支反力、（c）合成支反力、（5）计算轴承的当量载荷、查表13-5 有：取得：查表13-5有：，取，得：因此轴承2危险。（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算，对于球轴承，查表13-7取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：满足使用寿命要求结论：轴承型号最终确定为：6309第八章 键连接选择和校核8-1高速轴上键的选择和校核1键的选择选用普通圆头平键 A 型,轴径,查表13-20得（联轴器）键1：（小齿轮）键2：2键的校核键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长；键1：；键2：查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：，则：键1：键2：所以所选用的平键强度足够取键标记为：键1：632 GB1096-79键2：840 GB1096-798-2中间轴上键的选择和校核1键的选择选用普通圆头平键 A 型,轴径 ,查表13-20得（大齿轮）键1：（小齿轮）键2：2键的校核键长度小于轮毂长度且键长不宜超过，前面算得大齿轮宽度,根据键的长度系列选键长。键1：；键2：查表6-2得键与钢制轴在轻微冲击载荷下的许用挤压应力为：，则：键1：键2：所以所选用的平键强度足够取键标记为： 键1：1040 GB1096-79 键2：1063 GB1096-79第九章 联轴器的选择和计算高速轴上联轴器选择,联轴器的计算转矩为，考虑到转矩变化很小，根据工作情况选取，则：。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为TL4,与输入轴联接的半联轴器孔径。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。低速轴上选择联轴器,联轴器的计算转矩为，则：。根据工作要求选用弹性柱销联轴器，型号为HL3,与输出轴联接的半联轴器孔径。半联轴器轮毂总长度，（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。第十章 润滑和密封形式的选择10-1传动零件的润滑1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度，并且传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号油润滑，装至规定高度。圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。2滚动轴承的润滑轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的，采用稠度较小润滑脂。二、减速器密封为防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。1.轴外伸端密封毛毡圈油封。2.轴承靠箱体内侧的密封挡油环3.箱体结合面的密封箱体结合面的密封性要求是指在箱体剖分面、各接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象，剖分面上不允许加入任何垫片或填料。为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度应为6.3,密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，不大于。第十一章 箱体及附件的结构设计和选择箱座壁厚：，而，所以，取=10mm。箱盖壁厚：，所以，取。箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度：b=12mm,b1=12mm,b2=20mm. 箱座、箱盖的加强肋厚：。地脚螺钉的直径：=20mm；数目：6。轴承旁联接螺栓的直径：；箱盖、箱座联接螺栓的直径：=12mm 轴承盖螺钉直径和数目：轴：轴承盖外径：（其中，D为轴承外径，为轴承盖螺钉的直径）。轴承旁凸台高度和半径：=22mm外箱壁到轴承座端面的距离：。齿轮顶圆与内箱壁距离：取：=10mm。齿轮端面与内箱壁距离：取：=11mm。轴承端面至箱体内壁的距离，脂润滑时：=10mm旋转零件间的轴向距离：=14.5mm齿顶圆至轴表面的距离：大齿轮顶圆至箱底内表面的距离：=40mm箱底至箱底内壁的距离：=20mm减速器中心高：箱体内壁轴向距离：附件的设计1） 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2） 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。3） 油塞：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