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机械设计基础课程设计带式传输机的传动装置设计两级圆柱齿轮减速器13机制4班梁子京201330230416指导教师 汪刘一学院名称工程学院 专业名称机械设计制造及其自动化论文日期2015年12月20 日 论文答辩日期2016年1月4 日目 录1 、系统总体方案设计-4 -1.1 电动机选择 -4- 1.2 传动装置运动及动力参数计算- 5 -2、传动零件的设计计算-6 -2.1 高速级齿轮的设计-6 -2.2 低速级齿轮的设计- 13 -3、轴的设计-20 -3.1高速轴设计- 20 -3.2中间轴设计- 26 -3.2低速轴设计- 30 -4.键的设计与校核.- 35-4.1高速轴上键的设计与校核- 35 -4.2中间轴上键的设计与校核- 36 -4.3低速轴上键的设计与校核- 36 -5.滚动轴承的校核- 36 -5.1计算高速轴的轴承- 36 -5.2计算中间轴的轴承-37 -5.3计算低速轴的轴承- 38 -6.箱体的设计及各附件的设计-38 - 6.1铸造减速箱主要的结构尺寸-38 - 6.2各部件附属零件的设计-39 - 6.3浸润方式和减速器密封的确定-40 -7、参考资料课程设计说明书已知技术参数和条件技术参数：输送带的牵引力：2800N 输送带速度：1、4m/s 卷筒直径：350mm运输速度允许误差:5%1 、系统总体方案设计1.1 电动机选择（1）选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过35，因此可选用Y系列三相异步电动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部的特点，B级绝缘，工作环境也能满足要求。而且结构简单、价格低廉。 （2）确定电动机功率和型号 运输带机构输出的功率： 减速器的总效率为：输送带卷筒的总效率为：传动系得总的效率: 电动机所需的功率为： 由题意知，选择Y132S-4比较合理，额定功率=5.5kw,满载转速1440r/min.。1.2 传动装置运动及动力参数计算（1）各传动比的计算卷筒的转速总传动比: 则减速器的传动比为：高速级齿轮传动比：；低速级圆柱齿轮传动比:（2）各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（r/min）。 高速轴 中间轴 低速轴 滚动轴 （3）各轴的输入功率（kw） 高速轴 中间轴 低速轴 滚动轴 （4）各轴输入扭矩的计算（） 高速轴 中间轴 低速轴 滚动轴 将以上算得的运动和动力参数列表如下：项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III滚动轴转速（r/min）144014402887676功率（kW）5.5 5.4455.28 5.135.02转矩（Nm）36.48 36.11 175.08 644.63 630.80传动比1 ： 5 ： 3.8 ： 1效率0.99 0.97 0.97 0.982、传动零件的设计计算 因减速器中的齿轮传动均为闭式传动，且所受的负载且小，其失效形式主要是点蚀，故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。对于两级传动的齿轮可设计为：运输机要求的速度为1.4m/s，速度不高，故选用7级精度的直齿轮。材料的选择：选择两个小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，两个大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS，较硬的小齿轮对较软的大齿轮会其比较明显的冷作硬化效应，从而提高大齿轮齿面的疲劳极限。2.1 高速级齿轮的设计2.1.1试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为。精度选为7级。 2.1.2按齿面接触强度设计（一）试算小齿轮分度圆直径按式（1021）试算，即 1)确定公式内的各计算数值(1)试选K1.3 (2)计算小齿轮传递的转矩。 (3)选取尺宽系数d1(4)查区域系数ZH = 2.5(5)弹性影响系数ZE189.8(6)计算重合度系数：Z (7)计算接触疲劳许用应力查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa；计算应力循环次数60n1jLh6014401（18365）2.52288查得接触疲劳寿命系数:0.92；0.95 取失效概率为1，安全系数S1，得 0.92600MPa552MPa 0.95550MPa522.5MPa 取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 =522.5MPa2) 试算小齿轮分度圆直径1 d1=41.58mm（二）调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备（1）计算圆周速度=3.133m/s（2） 计算齿宽bb=d=141.58mm=41.58mm（3） 模数m m1=d/z1=1.808（4） 齿高hh=2.25m1=4.068 b/h=9.7392）计算实际载荷系数（1）查表得使用系数=1（2）根据=3.133m/s，7级精度，查图取=1.38（3）齿轮的圆周力=2=236110/41.58=/b=1/41.58 N/mm=41.77 N/mm100 N/mm查表得 (4)查表并用插值法可得综上， = =11.381.21.450 =2.40123）=41.58=51.0209mm相应的齿轮模数：m=d1/z1=1.8082.1.3按齿根弯曲强度设计（一）由式(107)试算模数 mt1） 确定公式中的各参数值（1） 试选KFt=1.3（2） 由式10-5计算弯曲疲劳强度用重合系数 由上面计算可知 （3） 由图10-17、10-18查得齿形系数、应力修正系数YFa1=2.65 YFa2=2.23 Ysa1=1.58 Ysa2=1.76 由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别是 由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 由式10-14得因为大齿轮的大于小齿轮，取2） 试算模数 mt（二）调整齿轮模数 1）计算实际载荷系数前的数据准备 （1）圆周速度v d1=mtZ1=2.7722723=63.8mm （2）齿宽 （3）宽高比b/h 2）计算实际载荷系数KF （1）根据v=4.808m/s，7级精度，由图10-8查得Kv=1.06 （2）由Ft=2T1/d1=23.611/63.8=1.9625NKAFt1/b=11.9625/63.8=40.76N/mm100N/mm查表10-3得 （3）由表10-4用插值法得，结合 查图10-13得， 综上，载荷系数为 3） 由式10-13，按实际载荷系数算得的齿轮模数 由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮分度圆直径有关，故取按弯曲疲劳强度计算得到的模数m并取标准值3，取按接触疲劳强度计算得到的分度圆直径d1=63.8则小齿轮齿数 Z1=d1/m=63.8/3=21.27，取Z1 =22，则大齿轮齿数 Z2=uZ1=522=110, 取Z2 =111。Z1和z2互为质数。 2.1.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1=mZ1=3.022=66mm d2=mZ2=3.0111=333mm（2）计算中心距 a=(+)/2=(66+333)/2=199.5mm，（3）计算齿轮宽度 b=d=166=66mm 考虑到安装误差，并且为了保证设计齿宽b和节省材料，一般讲小齿轮略加宽（510）mm，所以小齿轮齿宽为： b1=b+(510)=7176mm 而大齿轮的齿宽等于设计齿宽， b2=b=66mm 2.1.5圆整中心距后的强度校核 上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造，为此可以通过调整传动比、改变齿数或变位系数法进行圆整调整。本设计中采用变位系数法将中心距圆整至=200，其他几何参数保持不变。1） 计算变位系数和（1） 计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿高降低系数。（2） 分配变位系数x1、x2由图10-21a可知，坐标点位于L12、L13之间，过该点作射线，从Z1、Z2作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1=0.38，x2=0.132)齿面接触疲劳强度校核校核公式： （1） 由前面计算可知（2） 计算1. 2. d=42mm，查图10-8得 Kv=1.0853.由由表10-3 4.由表10-4用插值法求得综上可以算出 （3）由于 查图可得（4） 综上齿面接触疲劳强度满足要求。3）齿根弯曲触疲劳强度校核校核公式 （1）计算 1 2由前面齿面接触疲劳强度校核的计算可知 3由 由表10-3 4由表10-4用插值法求得 根据 可得 结合、查图10-13得 综上可以算出 （2）T1= （3）由图10-17、10-18得 （4） 由前面齿面接触疲劳强度校核的计算可知 故 综上，结合、，代入得2.1.5小结 实际传动比为： 误差为： 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮3667122大齿轮3333661112.2 低速级齿轮的设计2.2.1试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为，取。精度选为7级。 2.2.2按齿面接触强度设计（一）试算小齿轮分度圆直径按式（1021）试算，即 1)确定公式内的各计算数值(1)试选K1.5 (2)计算小齿轮传递的转矩。 (3)选取尺宽系数d1(4)查区域系数ZH = 2.5(5)弹性影响系数ZE189.8(6)计算重合度系数：Z (7)计算接触疲劳许用应力查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa；计算应力循环次数60n1jLh602881(18365)0.5045查得接触疲劳寿命系数:1.0；1.0 取失效概率为1，安全系数S1，得 1.0600MPa600MPa 1.0560MPa550MPa 取较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力 =550MPa2)试算小齿轮分度圆直径=65.36mm（二）调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备（1）计算圆周速度=0.985m/s（2）计算齿宽bb=d=165.36mm=65.36mm2）计算实际载荷系数（1）查表得使用系数=1（2）根据=985m/s，7级精度，查图取=1.04（3）齿轮的圆周力=2=218.0554/65.36=/b=15524.9/65.36 N/mm=84.53 N/mm100N/mm查表10-3得 （3）由表10-4用插值法得，结合 查图10-13得， 综上，载荷系数为 6） 由式10-13，按实际载荷系数算得的齿轮模数 由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮分度圆直径有关，故取按弯曲疲劳强度计算得到的模数m并取标准值2.5，取按接触疲劳强度计算得到的分度圆直径的d1=50.688mm则小齿轮齿数 Z1=d1/m=50.688/2.5=20.27，取Z1 =21，则大齿轮齿数 Z2=uZ1=3.821=79.7, 取Z2 =80。 2.2.4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1=mZ1=2.521=52.5mm d2=mZ2=2.580=200mm（2）计算中心距 a=(+)/2=(52.5+200)/2=126.25mm，（3）计算齿轮宽度 b=d=152.5=52.5mm 考虑到安装误差，并且为了保证设计齿宽b和节省材料，一般讲小齿轮略加宽（510）mm，所以小齿轮齿宽为： b1=b+(510)=57.562.5mm 取b1=62.5 而大齿轮的齿宽等于设计齿宽， b2=b=52.5mm 2.2.5圆整中心距后的强度校核 上述齿轮副的中心距不便于相关零件的设计和制造，为此可以通过调整传动比、改变齿数或变位系数法进行圆整调整。本设计中采用变位系数法将中心距a圆整至=127，其他几何参数保持不变。2） 计算变位系数和（1）计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿高降低系数。（2）分配变位系数x1、x2由图10-21a可知，坐标点位于L14、L15之间，过该点作射线，从Z1、Z2作垂直线，与射线交点的纵坐标分别是x1=0.502，x2=0.5422)齿面接触疲劳强度校核校核公式： （1）由前面计算可知（2）计算1. 2. d=52.5mm，查图10-8得 Kv=1.0453.由由表10-3 4.由表10-4用插值法求得综上可以算出（3）求由于 查图可得（4）计算 综上满足要求。3）齿根弯曲触疲劳强度校核校核公式 （1）计算 1 2由前面齿面接触疲劳强度校核的计算可知3. 由 由表10-3 4由表10-4用插值法求得 根据 可得 结合、查图10-13得 综上可以算出（2）T1=（3） 由图10-17、10-18得 （4） 由前面齿面接触疲劳强度校核的计算可知 故 综上，结合、，代入得2.2.5小结 实际传动比为： 误差为： 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2.552.562.521大齿轮2.520052.5803、轴的设计3.1高速轴设计1.由前面计算可知2.求作用在齿轮上的力由前面计算知高速级小齿轮直径3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45，调质处理。由设计要求知，轴只做单向旋转，故取较大值40MPa，取较小值108，于是高速轴的最小直径是安装联轴器处的直径，为了使轴直径与联轴器适应，先选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1取，由前面计算可知电动机轴的扭矩查GB/T 5843-2003知可以选用GY2联轴器，其公称转矩63N/m，半联轴器与轴配合的毂孔长度，轴径，故选。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示： （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器对的轴向定位要求，I-II轴段右端制出一轴肩，故取II-III段直径；左端用挡圈定位，按轴端直径去挡圈直径D=22mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比略短一些，取。2）初步选择滚动轴承。因轴承主要只承受径向力的作用，并由，可选用深沟球轴承，现初选0基本游隙组、0级公差的深沟球轴承6304，其尺寸为，故，。3）取安装齿轮处的轴径，右端轴肩承采用套筒进行定位，为使套筒压紧齿轮，应略短于轮毂宽度50mm，故。齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度h=（23）R,查表15-2知R=1mm，故h=3mm，轴环宽度，取。由手册上查得61903型轴承安装尺寸，故取4）此处轴承端盖的总宽度为15mm,为了拆装方便，取端盖外端面与半联轴器右端面之间的距离为l=15mm，所以。5）取齿轮与箱体间的距离，取高速级齿轮与低速级齿轮之间的距离，考虑铸造误差，在确定轴承位置时应距箱体一段距离s，取，已知滚动轴承宽度B=15mm，低速级大齿轮齿宽为52.5mm，（3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长36mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为过盈配合；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器的配合选用。滚动轴承与轴的轴向定位是有过渡配合来保证的，此处选择的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角 参考表15-2，取轴端倒角为C1，各轴肩处圆角半径如零件图所示。5求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。由前面计算知 两支撑点之间距离为：AC=7.5+89+5+48+32-7.5=174mm，AB=7.5+89+5+50/2=126.5mmBC=47.5mm画出弯矩图、扭矩图如下：计算得： 6.按弯扭组合合成应力校核轴的强度 扭转切应力为脉动循环变应力，取 前面已选定轴的材料为45钢，查表15-1得，所以是安全的。3.2中间轴设计1.由前面计算可知2.求作用在齿轮上的力由前面计算知低速级小齿轮直径高速级大齿轮直径3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45，调质处理。由设计要求知，轴只做单向旋转，故取较大值40MPa，取较小值115，于是高速轴的最小直径是安装轴承处的直径，为了使轴直径与轴承适应，先选取轴承型号。因轴承主要只承受径向力的作用，可选用深沟球轴承，现初选0基本游隙组、0级公差的深沟球轴承6306，其尺寸为，所以轴的最小直径为30mm，。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）取与低速小齿轮配合的轴段，齿轮左端通过套筒定位，故与齿轮配合的轴段长度应略小于齿轮宽度62.5，取；齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h=（23）R,查表15-2知R=1.2mm，故h=2.4mm，轴环宽度，取。同理，取与高速大齿轮配合的轴段，2）取齿轮与箱体间的距离，取高速级齿轮与低速级齿轮之间的距离，考虑铸造误差，在确定轴承位置时应距箱体一段距离s，取，已知滚动轴承宽度B=19mm， , （3）轴上零件的周向定位 两齿轮周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长56mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为过盈配合；同样，按，选用平键，配合选用。滚动轴承与轴的轴向定位是有过渡配合来保证的，此处选择的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角 参考表15-2，取轴端倒角为C1，各轴肩处圆角半径如零件图所示。5求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。由前面计算知 两支撑点之间距离为：AD=62.25+74+45.75=182mm，而AB=22.5+74-19/2-62.5/2=55.75mm，BC=62.5/2+15+66/2=79.25mm，CD=40+54-19/2-66/2=51.5mm，画出弯矩图、扭矩图如下：计算得： 6.按弯扭组合合成应力校核轴的强度 扭转切应力为脉动循环变应力，取 前面已选定轴的材料为45钢，查表15-1得，所以是安全的。3.3低速轴设计： 1.由前面计算可知2.求作用在齿轮上的力由前面计算知低速级大齿轮直径3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45，调质处理。由设计要求知，轴只做单向旋转，故取较大值40MPa，取较小值108，于是高速轴的最小直径是安装联轴器处的直径，为了使轴直径与联轴器适应，先选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1取，由前面计算可知电动机轴的扭矩查GB/T 5014-2003知可以选用LX3联轴器，其公称转矩1250N/m，半联轴器与轴配合的毂孔长度，轴径，故选。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器对的轴向定位要求，VII-VIII轴段左端制出一轴肩，故取VI-VII段直径；右端用挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故VII-VIII段的长度应比略短一些，取。2）初步选择滚动轴承。因轴承主要只承受径向力的作用，并由，可选用深沟球轴承，现初选0基本游隙组、0级公差的深沟球轴承6209，其尺寸为，故，。3）取安装齿轮处的轴径，左端轴肩承采用套筒进行定位，为使套筒压紧齿轮，应略短于轮毂宽度68mm，故。齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度h=（23）R,查表15-2知R=2mm，故h=4mm，轴环宽度，取。由手册上查得6209型轴承的安装尺寸为，故取4）轴承端盖的总宽度为20mm,为了拆装方便，取端盖外端面与半联轴器右端面之间的距离为l=10mm，所以。5）前面已取齿轮与箱体间的距离，取高速级齿轮与低速级齿轮之间的距离，考虑铸造误差，在确定轴承位置时应距箱体一段距离s，取，已知滚动轴承宽度B=19mm，高速级大齿轮齿宽为66mm，（3）轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长45mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为过盈配合；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器的配合选用。滚动轴承与轴的轴向定位是有过渡配合来保证的，此处选择的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角 参考表15-2，取轴端倒角为C1.2，各轴肩处圆角半径如零件图图所示。5求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。由前面计算知 两支撑点之间距离为：AC=36-19/2+66+8+82+19/2=190mm，AB=36+66-19/2-52.5/2=66.25mmBC=116mm画出弯矩图、扭矩图如下：计算得： 6.按弯扭组合合成应力校核轴的强度 扭转切应力为脉动循环变应力，取 前面已选定轴的材料为45钢，查表15-1得，所以是安全的。4.键的设计与校核选择A型普通键 =1201504.1高速轴上键的设计与校核 （1）与联轴器联接的轴直径为d=16mm，已选键的尺寸如下： bh=55，L=25mm，则工作长度 l=L-b=20 k=0.5h=2.5所以强度 所以所选键为: bhL=5525 （2）与小齿轮联接的轴直径为d=22mm，已选键的尺寸如下：bh=66，L=36mm，则工作长度 l=L-b=30 k=0.5h=3所以强度 所以所选键为: bhL=6636 4.2中间轴上键的设计与校核（1）与小齿轮联接的轴直径为d=34mm，已选键的尺寸如下： bh=108，L=56mm，则工作长度 l=L-b=46 k=0.5h=4所以强度 所以所选键为: bhL=108*56 （2）与大齿轮联接的轴直径为d=34mm，已选键的尺寸如下：bh=108，L=28mm，则工作长度 l=L-b=18 k=0.5h=4所以强度 所以所选键为: bhL=10828 4.3低速轴上键的设计与校核（1）与联轴器联接的轴直径为d=40mm，已选键的尺寸如下： bh=128，L=63mm，则工作长度 l=L-b=51 k=0.5h=4所以强度 所以所选键为: bhL=12863 （2）与大齿轮联接的轴直径为d=52mm，已选键的尺寸如下：bh=1610，L=50mm，则工作长度 l=L-b=34 k=0.5h=5所以强度 所以所选键为：bhL=161050 5.滚动轴承的校核5.1计算高速轴的轴承(1)已知两轴承径向反力： (2)=1.01.2，载荷平稳，则取=1.1。 初步计算当量动载荷P， P=1.11075.86=1183.446N计算轴承6304的寿命：额定寿命T=1836510h=29200h查表得C=13500N29200h故可以选用。5.2计算中间轴的轴承(1)已知 两轴承径向反力： (2)=1.01.2，载荷平稳，则取=1.1。 初步计算当量动载荷P， P=1.12816.3=3097.93N计算轴承6306的寿命：额定寿命T=1836510h=29200h查表得C=27000N29200h故可以选用。5.3计算低速轴的轴承(1)已知 两轴承径向反力： (2)=1.01.2，载荷平稳，则取=1.1。 初步计算当量动载荷P， P=1.12387.13=2625.84N计算轴承6209的寿命：额定寿命T=1836510h=29200h查表得C=31500N29200h故可以选用。6.箱体的设计及各部位附属零件的设计 箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约见减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。 箱体选用灰铸铁HT40018，布氏硬度。6.1铸造减速箱体主要结构尺寸名 称符号尺寸关系取 值箱座壁厚10mm箱盖壁厚10mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径16mm地脚螺钉数目a250mm6轴承旁联接螺栓直径12mm盖与座联接螺栓直径10mm视孔盖螺钉直径6mm定位销直径8mm至直外箱壁距离e查手册16mm至凸缘边缘距离e查手册14mm轴承旁凸台半径14mm凸台高度30mm外箱壁至轴承座端面距离2e+（510）40mm大齿轮顶圆与内箱壁距离32mm箱盖箱座肋厚mm=10mm轴承端盖外径120 85mm102mm6.2各部位附属零件的设计窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内. 放油螺塞