机械设计课程设计说明书-带式运输机传动装置的一级蜗杆蜗轮减速器设计

带式运输机传动装置的 一 级 蜗杆蜗轮 减速器设计 学生姓名： 学生学号： 院（系）： 年级专业：指导教师： 助理指导教师： 攀枝花学院本科课程设计 2 目 录 1、 机械设计课程设计 任务书 -（ 3） 2、电动机的选择 -（ 5） 3、 传动装置的运动和动力参数的计算 -（ 7） 4、 传动零件设计计算 -（ 8） 5、 轴的设计计算及校核 -（ 13） 6、 轴承的校核 -（ 19） 7、 键 的选择 和校核 - （ 22） 8、 箱体的设计 - （ 22） 9、 键等相关标准的选择 - （ 24） 10、 减速器结构与润滑、密封方式的概要说明 -（ 25） 攀枝花学院本科课程设计 3 1 设计题目 带式运输机用蜗杆减速器设计 。 1.1. 工作原理及已知条件 工作原理 ：带式输送机工作装置如下图所示 己知条件 ： 1.工作条件 ： 两 班 制， 运输机连续工作，单向动转，载荷平稳， 空载起动 。 2.使用寿命： 使用期限 8 年 （每年 300工作日）； 3.运输带速度允许误差； 5； 三、原始数据 已知条件 传送带工作拉力 F（ kN） 传送带工作速度 v（ m/s） 滚筒直径 D（ mm） 参数 4.3 1.6 750 1电动机 2联轴器 3蜗杆减速器 4带式运输机 攀枝花学院本科课程设计 4 2.1电动机的选择计算 2.1.1 选择电动机 2.1.1.1选择电动机的类型 按工作要求和条件选取 Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 2.1.1.2选择电动机容量 工作机所需的功率： kwkwkwFVP w 88.61 0 0 0 106.13.41 0 0 0 3 由电动机至工作机之间的总效率： 434221 a其中 1 2 34 分别为联轴器，轴承，蜗杆和卷筒的传动效率。 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： 63.096.073.098.099.0 42 xxxa所以电动机输出功率： kwP awPd 92.1063.0/88.6 kw 2.1.1.3确定电动机转速 根据已知条件计算出工作机滚筒的工作转速为 r / m i n76.40r / m i n750 6.11000601000*60 kwD Vn w wP=6.88kw a=0.63 dP=10.92kw nw=40.76r/min 攀枝花学院本科课程设计 5 计算及说明 结果 电动机转速可选范围： nd =i*wnnd=(1070)*40.76=407.62853.2r/min 2.1.1.4确定电动机型号 查表 16-1，可得： 方案号 电动机型号 额定功率 同步转速 满载转速 总传动比 极数 1 Y160M2-2 15kw 3000r/min 2930r/min 71.88 2 2 Y160L-4 15kw 1500r/min 1460r/min 35.81 4 3 Y180L-6 15kw 1000 r/min 970r/min 23.80 6 计算及说明 结果 经 合考虑，选定方案 3。因为同步转速较高，电动机价格比较便宜，而且方案 3 的传动比不是很大，尺寸也不是很大，结构还比较紧凑。 电动机的型号为 Y180 L-6 攀枝花学院本科课程设计 6 计算及说明 结果 2.1.2 计算总传动比和各级传动比的分配 2.1.2.1 计算总传动比 ： 2 3 .8 076.40970 wnnmia2.1.2.2 各级传动比的分配 2.1.2.3 由于为蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。 3 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相同 蜗轮转速： m in/76.4080.2397 0 rn 滚筒的转速和蜗轮的转速相同 3.2 功率 蜗杆的功率： p1=10.92 0.99=10.81KW 蜗轮的功率： p2=10.92 0.73 0.98=7.81kW 滚筒的功率： p3=7.81 0.98 0.99=7.57Kw 3.3 转矩 mNnpTmmd .51.1 0 79 6 092.109 5 5 09 5 5 0 mNiTT d .44.10699.0151.107111 mNiTT .62.2 4 0 798.099.080.2344.1 0 621a12 mNiTT .20.2 2 8 896.099.0162.2 4 0 732323 ai=23.80 n=40.76 r/min p1=10.81KW p2=7.81KW p3=7.57KW dT=107.51N.m 1T=106.44N.m 2T=2407.62N.m 3T=2288.20N.m 攀枝花学院本科课程设计 7 将所计算的结果列表： 参数 电动机 蜗杆 蜗轮 滚筒 转速 (r/min) 970 970 40.76 40.76 功率 (P/kw) 10.92 10.81 7.81 7.57 转矩 (N m) 107.51 106.44 2407.62 2288.20 传动比 i 23.80 效率 0.99 0.73 0.96 计算及说明 结果 4.选择蜗轮蜗杆的传动类型 根据 GB/T10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆 ZI。 4.1 选择材料 考虑到蜗杆的传动功率不大，速度只是中等，故选择 45 钢，蜗杆螺旋部分要求淬火，硬度为 4555HRC， 蜗轮 用铸锡磷青钢 ZCuSn10P1，金属模铸造，为了节约贵重金属，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如下： 23 2 HE ZZKTa (1) 确定作用在 蜗轮 上的转矩 2T =2407.62N m (2) 确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布系数 KA=1.1 (3) 确定弹性影响系数 EZ 因选用的是铸锡磷青铜 蜗轮 和钢蜗杆相配，故EZ =147 21MP 渐开线蜗杆 ZI 45钢 ZCuSn10P1 青铜 HT100 2T =2407.62N m KA=1.1 EZ =147 21MP 攀枝花学院本科课程设计 8 计算及说明 结果 (4) 确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆 d1和传动中心矩 a 的比值 3.01 ad，从图 11-18 可查得Z=3.1 (5) 确定 接触疲劳极限 limH根据 蜗轮 材料为 ZCuSn10P1，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 limH =268MPa （ 6）计算 许用 接触应力 H 3 8 4 0 083 0 082 hL 9 3 9 1 1 0 4 03 8 4 0 076.4016060 2 hLanN 88771 0 / 1 0 / 9 3 9 1 1 0 4 0 0 . 7 6HNKN 0 . 7 6 2 6 8 2 0 3 . 6 8H H V H m i mK M p a （ 7）计算中心距 23 2 HE ZZKTa 233 1 4 7 3 . 11 . 1 2 4 0 7 . 6 2 ( ) 1 0 2 4 3 . 1 11 9 5 . 6 4a mm 取中心矩 a=250mm 这时 1 80 0 .3 2250da ， Z=3.0 由图 11-18 查得，因为 Zd2,且与轴承内径标准系列相符， 考虑蜗轮有轴向力存在， 故 选取 角接触球轴承现暂选轴承 7016C，查机械设计手册轴承内径 d=80mm,外径 D=125mm,宽度 B=22 慢慢，内 圈定位轴肩直径 da=87mm,外圈定位直径 Da=118mm,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=24.7mm,故 d3=80mm,轴承采用脂润油，需要挡油环宽度 初定为 B1,故 L3=L7=B+B1=22+15=37mm.一般同一根轴上选用同一型号的轴承。所以 d7=d3=80mm. 轴段 4与轴断 6为轴环，它们关于蜗轮对称，起蜗轮的定位 和 固 定 作 用 ， 定 位 轴 肩 的 高 度h=(0.07 0.1)d5=6.3 9mm取 h=8mm,则 d6=98mm. 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一定间隙，取两者间距为 24mm,即，L4=L6=24mm. d4=80mm 轴段 5 安装蜗轮，此直径采用标准系列值， d5 应略大于 d4故取 d5=90mm,其长度应 比轮毂略短，故取 L5=62mm. 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 L2=22+46=68mm。 因 此 ， 定 出 轴 的 跨 距 为374 5 6 1 8 . 5 2 4 6 2 2 4 1 8 . 5 1 4 722LLL L L L m m .（一般情况下，支点按照轴承宽度中点处计算） 蜗轮轴 的总长度为 L 总 =147+18.5+68+110+18.5=352mm。 轴的结构示意图如图所示： d1=70mm d2=75mm d3=80mm d4=80mm d5=90mm d6=98mm d7=80mm L4=24mm L7=37mm L3=37mm L2=68mm L1=105mm L5=62mm L6=24mm L=147mm L 总 =352mm 计算及说明 结果 攀枝花学院本科课程设计 16 5.2.3 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下图） （ a） 绘 制轴的受力图 蜗轮的分度圆直径 d=384mm； 转矩 T=2407.61N m 蜗轮的切向力 2tF=2T/d=2 2407.62/0.384=12539.7N 蜗轮的径向力 2rF=2tF tan =12539.7 tan20 =4564.1N 蜗轮轴向力 2aF=2tF tan =12539.7 tan11.3 =2505.7N （ b） 求水平面 H 内的支反力及弯矩 由于蜗轮相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。 HAF =2 / 2 1 2 5 3 9 . 7 2 6 2 6 9 . 9H B tF F N C截面处的弯矩 6 2 6 9 . 9 0 . 1 4 7 2 4 6 0 . 82H C H A LMF N.m （ C）求垂直平面 V 内的支反力及弯矩支反力 由 0 AM 得 022 222 DFlFlF arVB lDFlFFarVB 22 222 4 5 6 4 . 1 1 4 7 2 5 0 5 . 7 3 8 422 5 5 5 4 . 8147 N 2 4 5 6 4 . 1 5 5 5 4 . 8 9 9 0 . 7VAF F r F v b N 截面 C 左侧的弯矩 1 9 9 0 . 7 0 . 1 4 7 2 7 2 . 82VA LM v c F N m 2tF=12539.7N 2rF=4564.1N 2aF=2505.7N HAF =6269.9N HBF =6269.9N HCM=460.8N.m VBF 5554.8N VAF -990.7N 1Mvc -72.8N.m 攀枝花学院本科课程设计 17 计算及说明 结果 截面 C 右侧的弯矩 2 5 5 5 4 . 8 0 . 1 4 7 2 4 0 8 . 32LM v c F v b N m 求合成 弯矩 截面 C 左侧的合成弯矩 2 2 2 211 4 6 0 . 8 ( 7 2 . 8 ) 4 6 6 . 5C H C V CM M M N m 截面 C 右侧的合成弯矩 2 2 2 222 4 6 0 . 8 4 0 8 . 3 6 1 5 . 7C H C V CM M M N m 计算转矩 29 5 5 0 9 5 5 0 7 . 8 1 1 8 2 9 . 94 0 . 7 6PT N mn 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 : 2222 ( ) 6 1 5 . 7 0 . 6 1 8 2 9 . 9 1 2 5 8 . 8CM M a T N mec 计算截面 C 处的直径，校验强度 3311 2 5 8 . 8 1 0 0 0 6 1 . 20 . 1 0 . 1 5 5aM ecd m m 因此处有一键槽，故将轴径增大 5%，即： (1 0 . 0 5 ) 6 1 . 2 1 . 0 5 6 4 . 3ad d m m 而结构设计中，此处直径已初定为 70mm， 故强度足够 5.3 蜗杆轴的设计 5.3.1轴的材料的选择，确定许用应力 考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转矩。 选取轴的材料为 45 钢，淬火 处理。 按扭转强度，初步估计轴的最小直径 2Mvc408.3Nm 1CM 466.5Nm 2CM= 615.7Nm T=1829.9Nm ecM =1258.8Nm ad=61.2mm D=64.3mm 强度足够 45 钢 攀枝花学院本科课程设计 18 计算及说明 结果 d C03 3 1 0 . 81 1 5 2 5 . 7970p mmn 1 . 2 9 5 5 0 1 0 . 8T c 1 2 7 . 6 m m970 N 5.3.2确定各轴段直径 查表 GB/T 5843-1986 选用 YL7 联轴器，标准孔径d=28mm，即轴伸直径为 28mm 联轴器轴孔长度为： 44mm。 轴的结构设计 从轴段 d1=28mm 开始逐渐选取轴段直径， d2 起固定作用，定位轴肩高度可在（ 0.070.1） d 范围内，故 d2=28+（ 0.070.1） d1 =29.9630.8mm，该直径处安装密封毡圈， 取 标准直径。应取 d2=30mm； d3 与轴承的内径相配合， 且 d3 d2,又应要承受径向力和轴向力， 为便与轴承的安装， 故 选定 角接触 轴承型号为7007C。 取 d3=35mm。 d4 起定位作用，由 h=（ 0.070.1） d3=（ 0.070.1） 35=2.455 3.5mm，取 h=3mm， d4=d3+h=35+3=38mm； d6=d4=38mm; d7 段装轴承，取 d7=d3=35mm d5 段取蜗杆齿顶圆直径 d5=80mm; 5.3.3确定各轴段长度 L1 取 联轴器轴孔长度 44mm L2 安装端盖取 L2=40mm L3 安装轴承，取轴承宽度 L3=B=14mm L4 和 L6为了让蜗杆与涡轮正确啮合，取 L4=L6=138mm L7 也安装轴承和端盖 L7=30mm L5 为蜗杆轴向齿宽取 L5=107mm 定出轴的跨度为 ; L=L4+L6+L5+1/2L3+1/2L3 =397mm 蜗杆的总长度为： L 总 =L+40+30+44 =511mm 5.3.4 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） d=28mm d1=28mm d2=30mm d3=35mm d4=38mm d6=38mm d7=35mm d5=80mm L1=44mm L2=40mm L3=14mm L4=138mm L7=30mm L5=107mm L=397mm L 总 =511mm 攀枝花学院本科课程设计 19 计算及说明 结果 （ a） 绘制轴的受力图 （ b） 求水平面 H 内的支反力及弯矩 Ft1=Fa2=2505.7N Fr1=Fr2=4564.1N Fa1=Ft2=12539.7N 由于蜗杆相对支撑点对称布置，故两端支承反力相等。 HAF=1 / 2 2 5 0 5 . 7 2 1 2 5 2 . 9HBF F t N C截面处的弯矩 1 2 5 2 . 9 0 . 3 9 7 2 2 4 8 . 72H C H A LM F N m （ C）求垂直平面 V 内的支反力及弯矩 支反力 由 0 AM 得 022 111 DFlFlF arVB lDFlFFarVB 22 111 397( 4 5 6 4 . 1 1 2 5 3 9 . 7 9 5 ) 3 7 8 2 . 42 2 3 9 7 N 1 4 5 6 4 . 1 3 7 8 2 . 4 7 8 1 . 7VAF F r F v b N 截面 C 左侧的弯矩 1 7 8 1 . 7 0 . 3 9 7 2 1 5 5 . 22VA LM v c F N m 截面 C 右侧的弯矩 2 3 7 8 2 . 4 0 . 3 9 7 2 7 5 0 . 82VB LM v c F N m 求合成弯矩 截面 C 左侧的合成弯矩 22 2 211 2 4 8 . 7 1 5 5 . 2 2 9 3 . 2C H C V CM M M N m 截面 C 右侧的合成弯矩 Ft1=2505.7N Fr1=4564.7N Fa1=12539.7N HAF=1252.9N HCM 248.7 NmVBF 3782.4N VAF N74.2501Mvc155.2Nm 2Mvc 750.8Nm 1CM 293.2Nm计算及说明 结果 攀枝花学院本科课程设计 20 22 2 222 2 4 8 . 7 7 5 0 . 8 7 9 0 . 9C H C V CM M M N m 计算转矩： 1 1 0 . 8 19 5 5 0 9 5 5 0 1 0 6 . 4970PT N mn 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 : 2 2222 ( ) 7 9 0 . 9 0 . 6 1 0 6 . 4 7 9 3 . 5CM M a T N mec 计算截面 C 处的直径，校验强度 33 7 9 3 . 5 1 0 0 0 5 2 . 40 . 1 1 0 . 1 5 5M ecd m m 因此处有一键槽，故将轴径增大 5%，即： d=52.4*1.05=55mm 而结构设计中，此处直径已初定为 80mm， 故强度足够 蜗杆轴的结构示意图如下图所示 ： 6.轴承的校核 6.1 校核 7016C 查表 GB/T297-1994 额定动载荷 Cr=45 103 N 基本静载荷 Cor=43.2*103 N (1) 求两轴 承受到的径向载荷 Fr1和 Fr2 由前面设计蜗轮时求得的： Fr1v=VAF= -990.7N 2CM 790.9NmT=106.4Nm ecM =793.5Nm d=55 强度足够 Cr=45 103 N Cor=43.2*103 N Fr1v=-990.7N 攀枝花学院本科课程设计 21 计算及说明 结果 Fr2v=VBF=5554.8 N Fr1H=HAF=6269.6 N Fr2H=HBF=6269.6 N Fr1= 2 2 2 211 ( 9 9 0 . 7 ) 6 2 6 9 . 6 6 3 4 7 . 4F r v F r H N Fr2= 2 2 2 222 5 5 5 4 . 8 6 2 6 9 . 6 8 3 7 6 . 4F r v F r H N （ 1） 求两轴承计算轴向力 Fa1和 Fa2 查表 GB/T297-1994 可知 e=0.4 附加轴向力 轴向力 FA=2505.7N 轴承 2 端被压紧，故 求当量动载荷 P1 和 P2 112 1 1 5 . 8 0 . 3 36 3 4 7 . 4FaFr =110MPa 不 合格 ，因此改选双键，相隔 180布置。双键的工作长度 l=1.5 70=105mm. 由式332 1 0 2 2 4 0 7 . 6 2 1 0 1 0 9 . 1 6 1 0 5 7 0T M p aK l d 合适 7.2 蜗 杆 与联轴器 相配合的键的选择 查 GB1095-2003： A型普通平键 根据轴的最小直径 d=28mm,选择键 b*h=8mm 7mm L=40mm l=L-b=40-8=32mm k=0.5 h=0.5 =3.5mm 332 1 0 2 1 0 6 . 4 4 1 0 6 7 . 93 . 5 3 2 2 8T M p aK l d =110MPa 合格 8.箱体的设计计算 8.1箱体的结构形式和材料 箱体采用铸造工艺，材料选用 HT200。 因其属于中型铸件，铸件最小壁厚 8 10mm，取 =10mm 8.2 铸铁箱体主 要结构尺寸和关系 如下表： A型普通平键 b*h=20mm 12mm 不 合格 双键相隔 180布置l=105mm 合格 A型普通平键 b*h=8mm 7mm L=40mm l=32mm k=3.5mm 67.9 =110MPa 合格 攀枝花学院本科课程设计 25 名称 减速器型式及尺寸关系 箱座壁厚 =10mm 箱盖壁厚 1 1=0.8 =9.6mm 取 1=10mm 箱座凸缘厚度 b1， 箱盖凸缘厚度 b， 箱座底凸缘厚度 b2 b1=1.5 1=15mm b=1.5 =15mm b2=2.5 =2.510=25mm 地脚螺钉直径及数目 df=0.036a+12=21mm 取 df=25mm n=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=8mm Df， d1， d2 至外壁距离 df， d2 至凸缘边缘距离 C1=26,20,16 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 根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定 箱盖，箱座 筋厚 m1=9mm m2=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 9.键等相关标准的选择 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，具体内容如下： 键的选择 查 GB1095-2003 蜗轮轴与半联轴器 相配合的键： A 型普通双 键， b*h=20mm 12mm GB1095-2003 半联轴器与蜗杆轴的连接 b*h=8mm 7mm A型， 20mm 12mm A型， 8mm 7mm 攀枝花学院本科课程设计 26 联轴器的选择 根据轴设计中的相关数据，查 GB4323-1997，选用 YL13 凸缘联轴器 YL13 GB4323-1997 螺栓，螺母，螺钉的选择 考虑到减速器的工作条件，后续箱体附件的结构，以及其他因素的影响选用 螺栓 GB5782-86， M10*35， 数量为 3个 M12*100， 数量为 6 个 螺母 GB6170-86 M10 数量为 2个 M12， 数量为 6 个 螺钉 GB5782-86 M10*16 数量为 2个 M12*25， 数量为 24 个 M8*16 数量为 12 个 M10*35 M12*100 M10 M12 M10*20 M12*25 M8*16 6.4 销，垫圈垫片的选择 选用销 GB117-86， B8*30，数量为 2个 选用垫圈 GB93-87 数量为 8 个 选用止动垫片 1 个 选用石棉橡胶垫片 2个 选用 08F 调整垫片 4个 GB117-86 B8*30 GB93-87 止动垫片 石棉橡胶垫片 08F 调整垫片 有关其他的标准件，常用件，专用件，详见后续装配图 10.减速器结构与润滑、密封方式的概要说明 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配图的基础上完成的，该项减速器主要由传动零件（蜗轮蜗杆），轴和轴承，联结零件（键，销，螺栓，螺母等）。箱体和附属部件以及润滑和密封装置等组成。 箱体为剖分式结构，由 I箱体和箱盖组成，其剖分面通过蜗轮传动的轴线；箱盖和箱座用螺栓联成一体；采用圆锥销用于精确定位以确保和箱座在加工轴承孔和装配时的相互位置；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情况及润滑情况用于加住润滑油，窥视孔平时被封住；通气器用来及时排放因发热膨胀的空气，以具体结构详见装配图 攀枝花学院本科课程设计 27 放高气压冲破隙缝的密封而致使漏油；副标尺用于检查箱内油面的高低；为了排除油液和清洗减速器内腔，在箱体底部设有放油 螺塞；吊环螺栓用来提升箱体，而整台减速气的提升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 该减速器箱体采用铸造的剖分式结构形式 具体结构详见装配图 轴承端盖的结构尺寸 详见零件工作图 减速器的润滑 由于 V=4.06 m/s12 m/s，应用喷 油润滑，考虑成 本及需要，选用润滑油润滑。 轴承部分采用润滑脂润滑。 蜗轮润滑采用 N32 号涡轮蜗杆油（ SH0094-91） 最低 最高油面距 10 20mm，油量为 1.5L。 轴承润滑选用 ZL-3型润滑脂 (GB 7324-1987） 油量为轴承间隙的 1/3 1/2。 减速器的密封 箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂漆或水玻璃。 观察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部，轴段外伸端透着间的间隙采用毡圈油封。 轴承靠近机体内壁 处用挡圈油环密封以防止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，排油孔与油盖，通气空，油标，吊环螺钉，吊耳和吊钩，起盖螺钉，其结构及装配详见装配图。 具体结构装配图 详见零件工作图 N32 号涡轮蜗杆油 ZL-3型润滑脂 详见装配图