二级直齿圆柱齿轮减速器的设计

1、目录机械设计课程设计任务 21、传动装置总体设计 31.1传动方案分析 31.2、该方案的优缺点31.3、传动方案确定 32、电动机的选择 32.1电动机类型和结构型式 32.2 选择电动机容量 43、机构的运动分析及动力参数选择与计算 43.1 总传动比的确定及各级传动比的分配 43.2 运动和动力的参数计算 54、V带设计及计算 64.1 原始数据 64.2 设计计算 65 、各齿轮的设计计算 85.1 、高速级减速齿轮设计 85.2 、低速级减速齿轮设计 106 、轴的设计计算及校核 116.1 低速轴的结构设计 116.2 、中速轴尺寸 156.3 、高速轴尺寸 167、键联接强度校核

2、 167.1 低速轴齿轮的键联接 167.2 低速轴联轴器的键联接 168、 轴承选择计算 178.1 减速器各轴所用轴承代号 178.2 低速轴轴承寿命计算 179润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 1910箱体及其附件的结构设计1910.1 减速器箱体的结构设计1910.2 箱体主要结构尺寸表 2010.3 减速器附件的结构设计2011. 设计总结 2112、参考资料 22机械设计课程设计任务.设计题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器（第10组数据）寝室号12345678910F（kn）3.63.84.04.24.44.64.85.05.25.5VE0.80.70.60.750.91.00.80

3、.70.60.7Dym)550530500450400550530500450520二. 运输机的工作条件300天计，轴承寿工作时不逆转，载荷有轻微的冲击；单班制工作，每年按 命为齿轮寿命的三分之一以上。D1. 电动机2.带传动3.减速器4.联轴器5.滚筒6.传送带 皮带运输机简图三、设计任务1. 选择电动机型号；2. 计算皮带冲动参数；3. 选择联轴器型号；4. 设计二级斜齿圆柱齿轮减速器。四、设计成果1. 二级圆柱齿轮减速器装配图一张;2. 零件工作图2张；3. 设计计算说明书1份.1、传动装置总体设计1.1传动方案分析(1) 外传动为V带传动。(2) 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器(3

4、) 方案简图如下：1.2、该方案的优缺点该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动 带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单 的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开 式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称， 要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因 弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为丫系列三相交流异 步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠, 此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。1.3、传

5、动方案确定电动机选用卧式封闭型丫系列三相交流异步电动机；工作机用 V带轮传动, 而且将带传动布置于高速级；减速器选用闭式直齿圆柱齿轮减速，用二级减速。2、电动机的选择2.1电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流 电，所以选用三相交流电动机。又由于丫系列笼型三相异步交流电动机其效率高、 工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。根据需要运送型砂，为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭 式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。丫(IP44) 笼型封闭自扇冷式电动机，具有防止灰尘或其他杂

6、物侵入之特点。电动机选择根 据动力源和工作条件，对载荷有轻微冲击，长期工作的机器。故优先选用卧式封 闭型丫系列三相交流异步电动机。2.2选择电动机容量(1) 电动机所需功率为Pw3.85kw1000取 1= 0.96取 2 = 0.99取 3= 0.97取 4 = 0.99Pd工作机所需要的功率 pw(kw)为(2) 由电动机至工作机的总效率=1 2 3 4 n带传动V带的效率 1=0.940.97一对滚动轴承的效率2=0.98 0.995一对齿轮传动的效率3=0.96 0.98联轴器的效率4=0.990.995传动滚筒效率5 =0.96又= 1；245 = 0.96 0.994 0.972

7、0.99 0.96 =0.825所需电动机功率为p FV3.85 1000 -4.67 KWw 10001000 0.825因有点轻微的冲击，载荷基本上平稳，电动机额定功率Ped略大于pd即可。丫系列电动技术数据，选电动机的额定功率p为5.0KWed3、机构的运动分析及动力参数选择与计算3.1总传动比的确定及各级传动比的分配3.1.1理论总传动比rnm 1440i56nw25.7nm :电动机满载转速1440r/minnw=60v/ n D=25.73.1.2各级传动比的分配V带传动的理论传动比iv，初取3 两级齿轮传动的传动比ii56 =18.67（3）齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取

8、ih，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但 ih过大，有可 能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。 所以必须合理分配传动比，一般 可在中取，要求d2 l - d2h2030 mm取ih1-40il ，又i 口ih n =18.67 贝u h5.12， = 3.65注意：以上传动比的分配只是初步的。传动装置的实际传动比必须在各级 传动零件的参数，如带轮直径、齿轮齿数等确定下来后才能出来， 故应在各级传 动零件的参数确定后计算实际总传动比。 一般总传动比的实际值与设计要求值的 允许误差为3%5%3.2运动和动力的参数计算

9、0轴（电动机轴）P。二 Pd二 4.67kwn。二 nm=144%1轴（高速轴）T。=9550no= 95504.671440= 30.97N mpr P0012 =4.67 0.96 0.99 = 444kwn。 1440n1_iv_ 3=480T 1 = 9550 P = 9550 汉 4.44 480 = 88.34 N mminni2轴（中间轴）prp1 12P12 3=4.44 0.99 0.97 =4.26kwn 2 =Q!=迴=93.752 ih5.12r/inT 2 =9550R=95504.26 + 93.75 =433.95N mn?3轴（低速轴）:Pr P223 二 P2

10、2 3=4.26 0.99 0.97 = 4.09kwT3 =9550p =9550 4.09亠25.68 =1521N mns4轴（滚动轴）：P厂 P334 “2厂4.09 0.99 0.99 YSkwnZi3425.681= 2568rmin T4= 9550n4= 9550 4.01 25.68 =1491N mV -4、V带设计及计算4.1原始数据电动机功率Pd二5.0 kw电动机转速仏=1440 r/minV带理论传动比一一ij=3工作时不逆转、单班制、工作机为带式运输机4.2设计计算（1）确定计算功率PeaPea =KA Pd根据单班制工作，即每天工作8小时，工作机为带式运输机,查

11、得工作系数KA=1.1Pea =KAX Pd=1.1 x 5.0= 5.5 kw（2）选取普通V带带型根据Pea, nd确定选用普通V带A型。（3）确定带轮基准直径dd1和dd2a. 初选小带轮基准直径dd1 = 80mm查小带轮基准直径dd1 80mm ,则大带轮基准直径dd2二i0 dd1 = 3 80 = 240mm ,式中E为带传动的滑动率，通常取（1%-2% ,查表后取dd2二265mmb. 验算带速v发挥二 ddEm二 80 144060 1000 60 1000=6.03m/s在525m/s范围内，V带充分c. 计算dd2dd2 = i ddi =3 80 = 240 mm(4)

12、 确定普V带的基准长度和传动中心距 根据 0.55 (dd1+dd2) a 0 2(dd1+dd2)189.75mm a 04 0(3.i4)2 802408 2- 8=441 mm(5) 验算主轮上的包角：1d . d：1 =180 - d2 dd1 57.3a=180 - 240 -8057.3 419 158.12 -120主动轮上的包角合适(6) 计算V带的根数ZPCaZ 二(PcP0)K-KiP0 基本额定功率 P0=0.85 kw:P0额定功率的增量厶P0=0.17K 包角修正系数=0.93K1长度系数Kl =0.9 6Z 二4.4(P0 +AP0)KxKl =0.911 = 4.

13、83取Z=5根(7) 计算预紧力F0F。=500电(竺-1) qv2Zv JqV带单位长度质量 q=0.10 kg/mP 2 5Fo min =500ZV (才 -1) q/ 500 44 (空一1). 0.1 6.032Zv=5 6.03 0.93=126.8 N应使带的实际出拉力FF En(8)计算作用在轴上的压轴力FPFp0 min =2ZvFgSiny =2 5 126.8 sin157 = 1237.22 N5各齿轮的设计计算5.1、高速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮)5.1.1齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料选取， 都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处

14、理，小齿轮调质，均用软齿面。 齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀,考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取 Z仁34则Z2=Z1i=34X2.62=89设计计算。设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 按齿面接触疲劳强度设计，5.1.2(1)(2)d1tZzZe2Y uu1T1=9.55 X P/n=9.55 X 4.67/384=116142 N mm选取材料的接触疲劳，极限应力为6 HILim=5806 HILin=560选取材料弯曲疲劳极阴应力6 HILin=2106 HILim=230应力循环次数N计算X (8 X 360X 10)

15、=6.64 X 109X 109/2.62=2.53 X 109N仁60n, at=60N2= N1/u=6.64查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04查得弯曲;YN1=1 YN2=1查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4又YST=2.0试选Kt=1.3 求许用接触应力和许用弯曲应力山八FaH minH2ZN2=582M PaminI | C F1linYSTx,F1 ST- YF minFilinN1二 328K paFMYn300M pa将有关值代入得d1t 二3(ZZ：Z )2 2K t三1 = 65.10则 V1=(n d1tn1/60 X 1000)=1.3m/s(

16、Z1 V1/100)=1.3 X (34/100)m/s=0.44m/s查得 Kv=1.05。 K A=1.25. K B =1.08.取 Ka =1.05.贝U KH=KAKVKKa =1.42，修M=d1/Z 仁 1.96mm取标准模数：m=2mm(3) 计算几何尺寸d1=mz 仁X 34=68mmd2=mz2=2 X 89=178mm a=m(z1+ z2)/2=123mm b= ddt=1 X 68=68mm取 b2=65mm b仁b2+10=75(4) 校核齿根弯曲疲劳强度查得，YFS仁4.1, YFS2=4.0 取 Y =0.7 校核大小齿轮的弯曲强度.2K-dZX2 1.37 1

17、36784 4.1 0.7=40.53M 戸玄 d F11 342 23Ys2=4053护和锄5.2、低速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮)5.2.1齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1 选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软 齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式 为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z仁34则 Z2=Z1i=34X 3.7=1045.2.2设计计算。(1) 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2) 按齿面接触疲劳强度设计，_3ZHZzZE2Kt1a1

18、T1=9.55 X P/n=9.55 X 4.67/148=301341 N mm选取材料的接触疲劳，极限应力为6 HILim=5806 HILin=560选取材料弯曲疲劳极限应力6 HILim=2306 HILin=210应力循环次数N计算N1=60n at=60 X 148X (8 X 360X 10)=2.55 X 109N2= N1/u=2.55 X 109/3.07=8.33 X 108查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04查得弯曲；YN1=1 YN2=1查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4又YST=2.0试选Kt=1.3 求许用接触应力和许用弯曲应力| _ H

19、lim minZn1 =580MH2| _、H limminZn2 =586M paYnH28K paF minF2 三严Yn2=300M paminF min将有关值代入得di(ZEfZ2 达工空=70.43mm hJ d u则 V1=(n ditn1/60 X 1000)=0.55m/s(Z1 V1/100)=0.55 X (34/100)m/s=0.19m/s查得 Kv=1.05, K A=1.25. K B =1.08.取 Ka =1.05.贝U KH=KAKVKKa =1.377，修1 37正 d1=d1tY3=71.8mmM=d1/Z 1= 2.11mm取标准模数：m=2.5mm(

20、3) 计算几何尺寸d1=mz1=2.5X 34=85mmd2=mz2=2.5X 104=260mma=m(z1+ z2)/2=172.5mmb= ddt=1 X 85=85mm取 b2=85mm b仁b2+10=95(4) 校核齿根弯曲疲劳强度查得，YFS仁4.1, YFS2=4.0 取 Y =0.7校核大小齿轮的弯曲强度.F12K-：Z12m32 1.373355401 3422.534.1 0.7 =127.9MPa 乞-fJF2=127.9 40 =124.8M pa Y FS14.1Pa总结：高速级z仁34 z2=89 m=2低速级 z1=34 z2=104 m=2.56 轴的设计计算

21、及校核6.1低速轴的结构设计6.1.1低速轴上的功率P3、转速n3、转矩T3p = p p4.26 0.99 0.97 二 4.09kw3223223n193.75rpn 3 二芦 365 25.68 r mint3 =9550 3 =9550 4.09 25.68 =1521N m6.1.2估算轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理 A=110fP3/ 4.09dmin -A03=110 359.63mm rt 25.68由于需要考虑轴上的键槽放大，dO - dmin（16%） =60mm断轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应， 所以需同时选用连 轴器，又由于本减速器属

22、于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。 其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。Tca = K a T皿由1P213表（10-1） 得：工作情况系数Ka = 1.5由2P300表2.144得： 选用LT9型弹性柱销联轴器HL4型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩Tn= 1000 N mm轴孔长度L=112 mm（丫型）孔径 d1 =56 mm联轴器外形示意图 联轴器外形及安装尺寸型号公称 扭矩N m许用 转速r/min轴孔 直径mm轴孔 长度mmD mm转动 惯量kg m2许用补偿量轴向径向角向HL410002850561122500

23、.2131.50.150 306.1.3轴的结构设计（直径,长度来历） 低速轴的结构图根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度(1) i n段与联轴器配合取 dl-ll=82 ，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取 Ll-ll=112。 为了满足半联轴器的轴向定位，i n段右侧设计定位轴肩，由2P290表2-139毡圈油封的轴径取 dll-lll=65mm由轴从轴承座孔端面伸出15-20mm由结构定取 Lll-lll=49 。 轴肩川为非定位轴肩， 由2P264表2-121初选角接触球轴承取 dlll-lV=70考虑轴承定位稳定，Llll-lV 略小于轴承宽度加挡油环长度取 L

24、lll-lV=32。(4)根据轴上零件(轴承)的定位要求及箱体之间关系尺寸取 dlV-V =80m，LlV-V =79 轴肩V、切为定位轴肩，直径应大于安装于轴上齿轮内径6 10mm,且保证10mm取 dV-Vl=88mm LV-VI=8mm(6) W %段安装齿轮，由低速级大齿轮内径取 dVI-VII=75考虑齿轮轴向定位，LVI-VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取 LVI-VII =80mm 轴肩至毗间安装深沟球轴承为 6314AC 取dVIl-VIII =70m根据箱体结构取LVII-VIII=58轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接。由2P236表(2-168 )，取轴端

25、倒角1.5 X 45”，各轴肩处圆角半径 R=1.6mm 6.1.4低速轴强度校核6.1.4.1作用在齿轮上的力Ft2 T皿d462 1.009 10= 6455.1233322 譽 二6455,23 吕二2417.574Fa =Ft tgl： =6455.123 tg13.30 = 1565.436 N6.1.4.2计算轴上的载荷载荷分析图(1)垂直面F NV1_ FtL3_ L2L36455123 叽 2303.37N146 81FNV 2FtL2L2L36455.123 146 =4151.75N146 815Mv 二 Fnv2 L3 =4151.75 81 = 3.36 10 N mm

26、载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定(2)水平面1565.4363322= 2.54 105N mmMa(Fr Ls-Ma)L2 L32417.574 81 -3.36 105146+81二 617.52NF NH 2F L2 Ma2417 .574 1463.36 105L2 L314681-3035 .10NMH1=FNH1 L2 =2303.37 146 =3.37 105N mm5Mh2 = Fnh2；L3 =4151 75：81 二 3.36 10 N mm总弯矩M, FM 厂MHi 二,（3.36一105厂（3.37一105）2 = 4.76 105N mmM2 = M；M

27、H2 = .（336105厂（3.36一105）2 = 4.75 105N mm从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH M V、M V及M的值例于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1= 617.52NFNV1=2303.37NFNH2=3015.10NFNV2=4151.75N弯矩MM H1 =3.37 X 105N- mmM H2 =3.36 X 105N- mmMV =3.36 X 105 N mm总弯矩M 1=4.76 X 105 N mmM 2=4.75 X 105N- mm扭矩T5TE =10.010 N mm6.1.4.3 按弯扭合成校

28、核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由3P362 表（15-1），得： L=60MPa由3P374 式（ 15-5），取厲=。.6，轴的计算应力为:Jm； +（aT皿）2J（4.7605）2 +（0.60.0905）2:-ca3W0.1 70= 22.96MPa J； J = 60MPa6.2、中速轴尺寸(1) 确定各轴段直径d1=40mm d2 =50mm d3 = 60mm d4=107 脚 d5=60mm d6= 40mm 确定各轴段长度L1=45mm L2=52mm L3=7.5mm L4=87mm L5=8mm L6=32mm6.3、高

29、速轴尺寸(1) 确定各轴段直径d1=60mm d2 =65mm d3 =68mmd4=72mmd5=68mm d6=65mm(2) 确定各轴段长度L1=50mm L2=5mm L3=30mmL4=20mm L5=5mm L6=8mmL7=50mm L8=4mm L9=218mm7、键联接强度校核7.1低速轴齿轮的键联接7.1.1选择类型及尺寸根据 d =75mm L =80mm选用 A型，bx h=20X 12, L=70mm7.1.2键的强度校核(1) 键的工作长度I及键与轮毂键槽的接触高度kI = L -b= 70-20=50mmk = 0.5h = 6mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮

30、毂的材料都是钢，取(7 p=110MPa5TE = 10.4573 10 N.mm32T 皿 107 p = kld52 10.4573 10 N.mm6 50 75= 92.95MPa :7 p键安全合格7.2低速轴联轴器的键联接7.2.1选择类型及尺寸根据 d =56mm L =112mm选用 C型，bx h=16x 10 L=110mm7.2.2键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L - b/2= 102mmk = 0.5h =5 mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取7 p=110MPaTE = 10.4573 105 N.mm32T 皿

31、 107 p = kld52 10.4573 105 102 56= 73.23MPa :7 p键安全合格& 轴承选择计算8.1减速器各轴所用轴承代号普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈 在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位， 轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固 定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。项目轴承型 号外形尺寸(mm安装尺寸(mmdDBD1 minD2 maxra max高速轴7007AC35621441561中间 轴7008AC40681546621低速 轴7014AC70110207710318.2低速轴轴承寿命计算8.2.1预期寿命

32、从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为300天）预期寿命 Lh=8x 300X 8=19200 h8.2.2寿命验算载荷分析图（俯视）CLR3（左旋）轴承所受的径向载荷Fr和轴向载荷FaFr1 =2303.374N, Fr2 =4151.75NFa1=617.52N , Fa2=3035.1N 当量动载荷P1和P2f io低速轴轴承选用6314,由3p321表（13-6）得到p .已知；=3，ft （常温）由3p145 表（15-3）得到 Cr =80.2KN ,务=63.2KNFa1/Cor=0.010,由插值法并由3p144 表（15-3），得到 e=0.15 Fa1/

33、Fr1=617.52/2303.374=0.26e,由3p321 表（13-5）得到 X=0.56,Y=2.5P仁 fp（XFr1+YFa1）=1.2（0.56x2303.374+2.5x617.52）=3400.42NFa2/C0r=0.048 由插值法并由3p144 表（15-3），得到 e=0.248 Fa2/Fr2=3035.1/4151.75=0.73e,由3p321 表（13-5）得到 X=0.56,Y=1.794P2=fp（XFr2+YFa2）=1.2（0.56x4151.75+1.794x3035.1）=9323.94N 取 Pmax=P2=9392.94N（3）验算轴承寿命因

34、为P2P1，所以按轴承2的受力大小验算=出（1 80.2 IO3?/ 10=P260 419392.94hLhL Lh，所以所选轴承可满足寿命要求。9. 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查2表7-1，选用全损耗系统用油(GB/T433-1989)，代号为 L-AN32。由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查2表7-2，选用钙基润滑 脂(GB/T 491-1987)，代号为 L-XAMHA。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输 出轴处用毡圈密封。10. 箱体及其附件的结

35、构设计10.1减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计:10.1.1.确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚；O根据经验公式：68mm(T为低速轴转矩，N- m可取 =8.5mm。为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的 连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。10.1.2.合理设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。10.1.3合理选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所 以箱体可用灰铸铁制成。10.2箱体主要结构尺寸表(单位：

36、mm名称数值（mm）箱座壁厚S =10箱盖壁厚合 1=10箱体凸缘厚度b=16b1=16b2=20加强肋厚m=7.2m仁 7.2地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径M16箱盖、箱座联接螺栓直径M12轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用M8n=4中间轴选用M8n=4低速轴选用M12n=6轴承盖（轴承座端面）外径高速轴130中间轴140低速轴215观察孔盖螺钉直径M8df、d2、d3至箱外壁距离dfC1 =23di23d220df、d2、d3至凸缘边缘的距离dfC2=20di20d216轴承旁凸台高度和半径h由结构确定，R= C1外壁至轴承端面的距离11= S +C2+C1+(5- 10)=5510.3减速器附件的结构设计（1）检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、 润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可 用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置， 其尺寸大小应便于 检查操作。视孔盖用