双击圆柱齿轮减速器设计说明书

1、双击圆柱齿轮减速器设计说明书一. 课程设计书1、设计课题 : 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器 . 要求：运输机连续单向运转 ，载荷变化不大，空载起动，卷筒效率为0.96（ 包括其支承轴承效率的损失 ） 。减速器小批量生产，使用期限8年（300天/年）,两班制工作。工作环境清洁，载荷平稳，少有波动。2、技术参数：滚筒圆周力 :13000N滚筒直径： 500mm滚筒长度:850mm带速:0.28m/s二. 设计要求1.减速器装配图草图（零号图）和正视图（零号图）各一张。2减速器零件（输出轴及其上齿轮）图（ 2 号图）两张。3.设计说明书一份。三 . 设计步骤1. 传动装置总体设计

2、方案2.电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.齿轮的设计6.传动轴的设计和校核7.滚动轴承的选择和设计8.键联接设计9.箱体结构设计10.润滑密封设计11.联轴器设计设 计 计 算 说 明结1传动装置总体设计方案：ZL-10双击圆柱齿轮减速器工作年限10年，班制2，多灰尘环境，载荷稍有波动，小批量生产，滚动圆周力 F=16000N,带速v=0.24m/s，滚筒直径 D=400mm滚筒长度 850mm2.电动机的选择计算：1）工作电压选用380V三相交流电，确定电机选用电动机功率Fv100016000N_0.24m/s 3.84KW1000传动装置

3、效率52承 联筒齿承联筒0.970.990.990.96查课本附表4.2-9得:所以=0.973 0.997 0.96=0.817所需电机功率Pr= Pw= 3.84 =4.70Kw0.817工作条件选用封闭式结构，Y系列，故采用 Y132SS-4型或Y132M2-6型，额定功率为 5.5Kw4.70Kw电机转速选择60v60 0.24nw 二-= -=11.5r/m inD 3.14 0.4方案号电机型号额定功率/Kw同比转速r/min满载转 速r/min质量总转动比1Y132S-45.515001440125.222Y132M2-65.5100096083.48滚筒转速Pw 3.84Kw=

4、0.817Pr=4.70Kwn w=11.5r/ m in11=4.253 ；12=3.271机中心高H=132mm外伸轴段 D E=38mm 80mm3.确定传动装置的总传动比和分配传动比由 ii=(1.31.4)i 2得 i减=(1.31.4) i减另选用i i外齿=6，则i减二 一=83.48 =13.913i外齿6所以 i1=4.253 ； i2=3.2714.计算传动装置的运动和动力参数0轴：电动机轴F0 Pr 4.70Kw山 960r / min4.70T09.55 46.76N?m960I轴：高速轴R P）联=4.70 0.99=4.65 Kwm = n0=960 r/minT1

5、=9.55 4.65 103/960=46.26 Ngmn轴：中间轴T2=9.55P2=p1 承齿=4.65 0.99 0.97=4.47 Kw34.47 103= 189.13Ngm225.7川轴：低速轴P3=p2 承齿=4.47 0.99 0.97=4.29Kwn2n3二厂2 =225.7/3.271=69.0 r/mini2,334 29 103T3=9.55 =593.76Ngm69.0W轴：外齿轮传动轴P4=P3 承联=4.20 Kwn4=n 3=69.0r/ min34.20 103T4=9.55 =581.30Ngm69.0V轴：滚筒传动轴P5=P4 承齿=4.03Kwn5= n

6、4 = 69.0 =11.5r/mini3,46T5=9.55 4.03 10 =3346.65 N gm11.5匕=厲i1,2960 =225.7 r/min4.253轴承序号功率P( KW转速(r/mi n )转矩(N m)04.7096046.76I4.6596046.26n4.47225.7189.13传动类型传动比效率联轴器1.00.99齿轮4.2530.961t齿轮3.2710.96出4.2969593.76联轴器1.00.98IV4.2069581.30V4.0311.53346.65齿轮60.965.齿轮的设计in级，高速级啮合齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：1

7、) .该减速器运用于低速工作期机器，故选用 8级精度(GB10095-88)2) .材料选择小齿轮选择40Cr (调质)，硬度280HBS大齿轮材料45#钢(调质)，硬度240HBS 二者相差 40HBS3) .选择小齿轮齿数 乙=19，大齿轮则为 Z2=4.253X19=80.8。选择乙=814) .选择螺旋角初选 =14o2.按齿面接触强度设计2KtT1 u 1/ZHZE2V T (7)确定各参数的值1).试选 Kt =1.62).计算齿轮的接触疲劳强度极限HK HN 1 H lim 1SH=0.90 X 600=540 MPaK HN2 H lim 2SH=0.95 X 550=522.

8、5 MPa由课本P202公式10-13计算应力值环数N1=60 nJ * =60 x 960 x 1X( 2X 10X 300 x 8)取 j=19=2.7648 X 109hN2 = N 1/4.253 =6.5008 X 108h查课本 P203 1 0-19 图得：K 1 =0.90 K 2=0.95H lim2 =55MPa安全系数SH=1,应用P202公式10-12得:许用接触应力H( H1 H2)/2(540+522.5)/2531.5MPa3).计算齿轮的弯曲疲劳强度极限杳得 lim1 =500MPalim2 =380MPaKF 1 =0.85 K F 2=0$8取弯曲疲劳安全系

9、数SF=1.4查得Hlim1=600MPaMPaMPa4).查课本由p98表10-6得:弹性影响系数1/2ZE =189.8 MP a乙=19Z2=81= 14oKt =1.660.46mmN1=2.7648 X109hF1= KFN F_lim1 =303 57SFF2=KFN2 Flim2 =238.86SF5) .由P201表10-7得： 尺宽系数 d=16) . T=46.26 N m7) .由图10-30选取区域系数 ZH=2.4338) .由图 10-26 查得1=0.75, 2=0.85，贝V=0.75+0.85=1.603.设计计算小齿轮的分度圆直径d 1tZHZE)2H)2

10、1.6 4.626 104 V 1 1.65.253(2.433 189.8)24.253 (531.25计算圆周速度d1t n160 10003.14 60.46 9603.04m/s60 1000计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bd1tu 1ud60.46 co4 3.09mm乙19计算齿宽与咼之比 b h齿高 h=2.25 mnt =2.25 X 3.09=6.95 mmbh = 60.468.70h 6.95计算纵向重合度=0.318 d i tan 0.318 1 19 tan 141.506计算载荷系数KN2 =6.5008 X108hH1 540MPaH2522.5MPaH531.

11、5MPaKF 1=0.85KF 2=0.88b= d d1t=60.46mm计算摸数mn使用系数KA=1.0根据v 3.04m/s,8级精度，查表10-8得动载系数KV=1.14,查表 10-4 得 KH =1.46查表 10-13 得:K F =1.38查表 10-3 得：K H =KF =1.4故载荷系数：K= K K K H K H =1.0 X 1.14 X 1.146 X 1.4=1.83按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径63.23mm3d1=d1tK/Kt计算模数mnZE 189.8 MPad1 cos mn63.23 cos143.23mm194、按齿根弯曲强度设计由式 10-

12、17 mn(1)确定计算参数=1.60计算载荷系数:1 1.14 1.4 1.382.20根据纵向重合度1.506,从图10-28得螺旋角影响系数 Y0.88。计算当量齿数Zv1 co：319COS31420.80Z2Zv2cos38?88.67COS314由表10-5查得齿形系数:YF2.752由表10-5查取应力校正系数:d1t 60.46mmYF2.237YSYS1.5581.7793.04m /SYF 1YS 1FI2.752 1.558303.570.01412大齿轮的数值大。b=60.46mmYF 2YS 2F 22.237 1.779238.860.01666mn2 2.20 4

13、.626 104 0.88 cos214mnt 3.091 192 1.60.01666=1.69nm= 1.506a=(zgm =2cos(31+132) o 2 =167.99mm, 圆整后取 a = 168mm 2cos14KV =1.14,KH =1.46KF =1.38计算大小齿轮的 YF Ys并加以比较:F(2)设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于有齿根弯曲疲劳计算的法面模数， 取 rnn=2.0mm，亦可满足弯曲强度， 但为了同时满足接 触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算得的分度圆直径 d1=63.23mm来计算应有 的齿数。于是由有=63.23込14)=

14、30.68mn2取 z,=31,则z2 = uz, =4.253 31=132。5.几何尺寸计算(1)计算中心距按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos (牛2)mn=arccos(31+132) 2=14。0492a2 168KH = K F =1.4K=1.83d1 =63.23mmmn =3.23mmK 2.20因B值改变不多，故、K、ZH等不必修正。（3）计算大、小齿轮分度圆直径, zm 31 2“ ccc4 = -=-o =63.902mmcos COS14049.Z2mn132 2 CCCd2= -= o =272.098mmcosCOS14V49”（4）计算齿轮宽度b= dd-i

15、 =1 63.902=63.902mm圆整后取 B2=65mm B1=70mm（5） 结构设计，由于小齿轮分度圆直径d1160mm故选用实心式，大齿轮 则用腹板式。设计图（略）。nm级，低速级啮合齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：1）.选用 8 级精度（GB10095-88）2）.材料选择小齿轮选择40Cr （调质），硬度280HBS大齿轮材料45#钢（调质），硬度240HBS 二者相差 40HBS3） .选择小齿轮齿数 乙=19，大齿轮则为 Z2=3.271X19=63。选择乙=634）.选择螺旋角初选 =142.按齿面接触强度设计d1t32Ktu 1（ZHZE）2u （ H）

16、=6.5 X 108hzv1 20.80zv2 88.67N2 = N/3.271 =1.987 X 10 8 h查课本 P203 1 0-19 图得：K 1 =0.92 K 2=0.95杳得 Hlim1 =6MPaH lim2 =550MPa安全系数SH=1,应用F202公式10-12得:YF 12.752YF 22.237YS 11.558YS 2 1.779KH j =_HN1_Hlim1 =0.92 X600=552 MPaSHH2=KHN2 H lim2 =0.95 X 550=522.5 MPaSH许用接触应力H( H1 H2)/2(552+522.5) /2537.25MPaYF

17、 1YS 1F1YF 2X5 2F 20.014120.01666mn 1.69mm3).计算齿轮的弯曲疲劳强度极限确定各参数的值：1) .试选 Kt =1.62) .计算齿轮的接触疲劳强度极限由课本P202公式10-13计算应力值环数N=On 1j L, =60 X 225.7 X 1 X( 2X 10X 300 X 8)取 j=1查得lim1 =500MPaIim2=380MPaKF 1 =0.85 K F 2=0.88取弯曲疲劳安全系数SF=1.4F 1= KFN1 Flim1 =303.57 MPa SFKF2=FN2 Flim 2 =238.86 MPa SFz1=31Z2=132a

18、 = 168mm4).查课本由Ry*表10-6得：弹性影响系数ZE =189.8 MP1/2a14O049小齿轮的分度圆直径d1td1t3 -2KtT1 U 1( Z H ZE )2 du ( H)d1=63.902mm d2 =272.098mmb=63.902mm2 1.6 18.913 104V 1 1.64.2713.2712.433 189.8537.25)271.46mmB2=65mmB1=70mm计算圆周速度5).由P201表10-7得：尺宽系数d=16) . T=189.13 N m7) .由图10-30选取区域系数 ZH=2.4338) .由图 10-26 查得 1=0.75

19、,2=0.85，贝V =0.75+0.85=1.603.设计计算mnt =d1t cos乙71.46 cos14193.65mm乙=19Z2=63= 14Kt =1.6ditni3.14 71.46 225.7- -0.84m/ s 60 1000 60 1000计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bb= d d1t =71.46mm计算摸数mn计算齿宽与高之比 b人齿高 h=2.25 mnt =2.25 X 3.65=8.21 mm计算纵向重合度=0.318 d 1 tan 0.318 1 19 tan 141.506计算载荷系数K使用系数KA =1.25根据v 0.84m/s,8级精度，查表10

20、-8得动载系数KV =0.85,查表 10-4 得 KH =1.46b =71.46h 8.218.70故载荷系数K= K K KK H =1.25 X 0.85 X 1.46 X 1.4=2.17N1=6.5 X 108hN2 = 1.987 X108h计算模数mnmnd1 cos=K79.10 cos14194.04mm4、按齿根弯曲强度设计由式10-17H 1 =552MPaH 2 =522.5 MPaH 537.25MPa计算载荷系数：KKAKVKF KF1.25 0.85 1.4 1.352.01KF 1=0.85KF 2=0.88F 1=303.57MPa查表 10-13 得:K

21、F =1.35查表 10-3 得：K H =KF =1.4按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径根据纵向重合度1.506,从图10-28得螺旋角影响系数 Y 0.88。计算当量齿数3d1=d1t 、K/Kt =71.46 X79.10mmm(1)确定计算参数ZiS cos3芳一 20.80cos314Zv2Z23 cos6二 68.96cos314由表10-5查得齿形系数:YFYF2.7522.244由表10-5查取应力校正系数:YSYS1.5581.748YF YS计算大小齿轮的S并加以比较:FYF 1YS 1F】1YF 2论 22752 1.5580.01412303.57大齿轮的数值大。F

22、 22.244 仍80.01642238.86(2)设计计算mn32 201 佩913 104 88 曲14 0.01642=2.73mm1 192 1.6对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于有齿根弯曲疲劳计算的法面模数，取 mn=3.0mm，亦可满足弯曲强度， 但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算得的分度圆直径d1=79.10mm来计算应有的齿数。于是由Z1 = d=7910cos14o=26.36 mn取 z,=27,则z2二 u乙=3.271 27=88.32，圆整取 89。F 2=238.86MPaZE =189.81/ 2MPad=1ZH=2.4331=

23、0.75, 2=0.85=1.60d1t71.46mm0.84m/s5.几何尺寸计算(1)计算中心距a=(zgm =2cos(27+89) 32cos14o= 179.32mm,圆整后取 a=180mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角(Z|+z2)mn(27+89) 3 一二arccos =arccos-=14 5062a2 180因B值改变不多，故 、K、ZH等不必修正。(3)计算大、小齿轮分度圆直径4=召“ =27 3=83.793mmcoscos1450642=83=276.206mmcosCOS14506”(4)计算齿轮宽度b= dd1 =1 83.793=83.793mm圆整后取

24、B2=85mm B1=90mm(5)结构设计，由于小齿轮分度圆直径d1160mm故选用实心式，大齿轮齿数分度圆直径d /mm齿宽B/mm传动比i中心 距a/mm模数m/mrhZ1Z2d1d2B1B2高速级齿轮4.25316823113263.902272.0987065则用腹板式。设计图(略)。b=71.46mmmnt = 3.65mmh=8.21 mmbh=8.70= 1.506KA =1.25KV =0.85KH =1.46KF =1.35KH = K F =1.高速级小齿轮上的分度圆直径为da1=63.902 mm圆周力为Ft空 口土 1457.23Nd163.902径向力为Fr2014

25、57.23 tan20 546.66Ncos14 049cos2.01轴向力为FaFt ta n1457.23 tan 14 049363.70N川-W开始齿轮设计校核（与前两者相同，此处设计从略）6.传动轴的设计和校核轴颈的初估 1.输入端轴的设计选取轴的材料为 45钢，调质处理，硬度217255HBS ,对称循环许用应力-1=180MPa 根据课本表 15-3，取 A=115初步确定轴的最小直径。低速级齿轮3.271180278983.793276.209085K= 2.17d1 = 79.10mmmn = 4.04mm0.88154.65 19.46mm96020.80计算转矩 Tca=

26、 kaT=1.3 x 46.26=60.14 N . mZv268.962.输出轴的设计选取轴的材料为45钢,调质处理，根据课本表15-3，取A 115A、输出轴上的功率为 P=4.29kw n 3=69r/min T3=593.76NmB求作用在齿轮上的力低速级大齿轮上的分度圆直径为d4=276.206mm圆周力为Ft2T2 593.76 103d2276.2064299.33径向力为Fr斤潮204299.39_tan20_ 1618.81Ncos14 506cos轴向力为FaFt tan4299.39 tan 14 5061138.76N初步确定轴的最小直径。5P4.29-45.56mm计

27、算转矩 Tca= kaT=1.3 x 593.76=771.888N . m3.中间轴的设计选取轴的材料为45钢,调质处理，根据课本表15-3，取A 115A、输入轴上的功率为 P=4.47kw n2=225.7r/mi n T2=189.13NmB初步确定轴的最小直径。dAo巴 115 4.4731.114mmn225.7YF 1 2.752YF 22.244Ys 11.558YS 2 1.748YF 1YS 1F】1YF 2YS 2F 20.014120.01642mn 2.73mmZ1=26.36乙=27 z2=89计算转矩 Tca= kaT=1.3 x 189.13=245.87 N

28、. m 轴的校核。输入轴和中间轴由于承受载荷不大。所以只校核输出轴的强度。按弯扭合成校核轴的强度。首先根据结构图作出轴的计算简图，确定顶轴承的支点位置时，查机械设计手册20-149表20.6-7.对于型30210型的圆锥滚子轴承，a=20mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨L2 L3130.5mm 83.5mm184mm轴上所受力为，如图 kiF.H.a=180mm= 14o506d1=83.793mmd2 =276.206mmb=83.793mmB2=85mmB1=90mm；l lllMllllMllIll山 MAMv（）.亦仃耐1!11口111巾仆TT圆周力为 Ft 2T22 593.76

29、104299.33d2276.206Ft tan 20径向力为Fr-cos4299.39 ta n20cos14 5061618.81N轴向力为 Fa Fttan4299.39 tan 14 506 1138.76N载荷水平面H垂直面V支反力FF NH 11951.08N,F NV11651.20NFNH23049.39NFNV2-31.39N弯距MMH254616 N.mmM V1215481.6N.mmFt 1457.23NFr 546.66 NFa 363.70Nd 19.46mmTca=60.14 N. MFt 4299.39N按弯曲扭转合成应力校核轴的强度，取截面C处进行校核。扭转切

30、应力为脉动循环变应力。取0.6根据Fr 1618.81NcaFa 1138.76N.Mi2 ( T3 )2 _ . 333559 (0.6 593760)20.156327.79 MPa前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得i=60MPad 45.56mmca 1 此轴合理安全Tca=771.888N.mM V2 -2617.7N.mm总弯距M1 念546162215481.62333559N.mmM2 J25461622617.72254629N gmm扭距TT3593760 N .mm精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面A B只受扭矩作用。所以 A B无需校核.从受载来看，截面C

31、上的应 力最大.截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大，而且这里的直径最大，故C 截面也不必做强度校核。由第3章的附录可知，键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而，该轴只需校核齿轮接触处的轴肩与接近轴承的轴过度处的的 左右两侧即可。.截面左侧。d31.114mm因2.0 d500.04经插入后得1.91轴性系数为q0.82K =1 + q (1) =1.75D56 1.12d50T =1.21q =0.85Tca=245.87N. M截面四的左侧的弯矩 M为M83.5-39.583.5175767.6N mmL2 L3184mm175767.617561.610.0MPa275MPaT 1

32、155MPa333抗弯系数 W=O.1 d = 0.156 =17561.6 mm抗扭系数WT=0.2 d3=0.2 563=35123.2 mm截面上的扭矩 T3为 T3 =593760 N mm截面上的弯曲应力截面上的扭转应力T=T= 59376016.9MPaWT 35123.2轴的材料为45钢。调质处理。由课本P355表15-1查得:B 640 MPaK =1+q ( T -1 )=1.26查得尺寸系数0.720.85表面质里系数0.92综合系数为：KK =11 2.52K1K =11.57碳钢的特性系数0.1 0.2取0.10.05- 0.1取 0.05女全系数ScaS =-1275

33、=57.13K a a m 2.52 1.91+0.1 0截面右侧抗弯系数 W=0.1 d3= 0.1503=1250033抗扭系数 wT =0.2 d =0.250 =25000截面四的右侧的弯矩 M为MM183.5-39.583.5175767.6N mm截面上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力T3 =593760N.mm175767.61250014.06MPaT3 = 593760W 2500023.75MPaKKK过盈配合处的 一，由附表3-8查得，并取0.8。所以3.16， 2.53磨削加工表面质量系数0.92K1综合系数为：K = -11 3.25“ K1彳K =12.

34、62碳钢的特性系数0.1 0.2取0.10.050.1 取 0.05女全系数ScaS -1-6.02a a mFt 4299.39 NFr 1618.81NFa1138.76NFNHI 1951.08 NFNH2 3049.39NFNV1 1651.20 NFNV2 -31.39NM H 254616N.mmMV1 215481.6N.mmMV2 -2617.7N.mmM1333559N.mm4.89a3.80 S=1.5本例中因无过大的瞬时过载量和严重的应力循环不对称性，故略去静强度校核。所以它是安全的7.滚动轴承的选择和寿命验算1.高速轴轴承选择高速轴轴承选择一对30208圆锥滚子轴承。工

35、作中稍有波动，工作温度低于 1000C,予计寿命48000h。2.中间轴轴承选择中间轴轴承选择一对30209圆锥滚子轴承。3.低速轴轴承校核低速轴轴承选择一对30210圆锥滚子轴承。6.1.1确定轴承的承载能力查表可知轴承 30210 的 C=72200N G=55200N1、 计算径向支反力R1 RNH1 RNV11951.08 1651.202 2556.00NR2 TRNH2RNVT J3049.392 31.392 3049.55N 该轴承只承受径向力，取fp=1.1。2、计算当量动载荷R fpR11.1 2556.00 2811.60NM 2254629NgmmT3593760N.m

36、mcaMPa27.79ca 1 此轴合理安全W=17561.63 mmWT =35123.23 mmM 175767.6N mmT 3 =593760N mmb10.0MPaT=16.9MPaB 640MPaP2fpR21.13049.553354.51N3、校核轴承寿命L10h1063C10637220060nP60 692811.61 275MPaT 1155MPar 0.04 dD 1.12 d1.91T =1.21q 0.82q =0.85K =1.260.720.850.92K 2.52K =1.57故30210圆锥滚子轴承适用8.键的选择和校核选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度

37、的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用A型普通平键a高速轴与电动机连接的联轴器上的键： bxh=10 x8 t=5.0t1=3.3 L=35b中间轴与大齿轮的连接键：bxh=14x9 t=5.5t1=3.8 L=63c输出轴与大齿轮的连接键：bxh=16x10 t=6.0t1=4.3 L=70d输出轴与联轴器的连接键：bxh=12x8 t=5.0t1=3.3 L=700校核键的接触强度只需要校核输出轴上的键。假定在键的工作面上载荷均匀分布。4090257h L10h48000 hK 齿=0.5 h 齿=5K联=0.5 h 联=4T 齿=593.76N ?mT 联=593.76NgmD 齿=56 mm

38、D 联=40 mml 齿=L-b=54l 联=L-b=58由式（6-1 ）得:1032T齿P齿K齿I齿D齿2 593.76 103=78.54MPa p 1=120150 MPa5 54 562T联 103PK联I联D联2 593.67 13=106MPa S=1.5安全W=12500WT =25000M 175767.6N mmT3 =593760N.mb14.06MPaT =23.75MPaK 3.16，K 2.53K =3.25K =2.62Sea 3.80 S=1.5因其传动件速度大于 2m/s,故米用侵油润油。为保证机盖与机座连接处密 封，联接凸缘应有足够的宽度，接表面应精创，其表面

39、粗糙度为6.33.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8,圆角半径为 R=2机体外型简单，拔模方便 .4.对附件设计A 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M8紧固B油螺塞：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一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标和油尺：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

40、，以防油进入油尺座孔而溢出D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡E盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹F定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度G吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体减速器机体结构尺寸如下:名称符号计算公式结果箱座壁厚0.025a3 88箱盖壁厚1i 0.02a3 88箱盖凸缘厚度bibi 1.5 ii2箱座凸缘厚度bb 1.5i2箱座底凸缘厚度b2b22.520轴承旁联接螺栓直径didi0.72dfMi6轴承旁联接螺栓通孔 直径i7.5轴承旁接沉头座直径DO26轴承旁凸台凸缘尺寸CiC26= 32mmC2=24mm机盖与机座联接螺栓 直径d2d2=（0.50.6） d fM12机盖与机座联接螺栓 通孔直径D213.5机盖与机座联接螺栓沉头座直径26箱缘尺寸（扳手空间）CiC26= 20mmC2=16mmR 2556.00 NR23049.55N地脚螺钉数目n6地脚螺钉直径