二级圆锥圆柱齿轮减速器的设计

1、机械设计课程设计说明书二级圆锥圆柱齿轮减速器的设计起止日期： 2011年 12 月 5日 至 2012 年 1月2日学 生 姓 名 老四 班 级 机工090班 学 号 0942222222 成 绩 指 导 教 师（签 字） 机械工程学院2012年 1月 2日目录1设计任务.42 传动方案的拟订及说明.53电动机的选择.64计算传动装置的运动和动力参数.85 齿轮的设计计算.105.1圆锥齿轮的设计105.2圆柱斜齿轮设计.136轴的设计计算.196.1输入轴的设计,.196.2中间轴的设计,.246.3低速输出轴的设计,.317 滚动轴承的选择及寿命计算.387.1输入轴滚动轴承的计算.387

2、.2中间轴滚动轴承的计算.397.3输出轴轴滚动轴承计算.408键联接的选择及校核.428.1输入轴键的计算.428.2中间轴键的计算.428.3输出轴键的计算.439联轴器的选择.4410箱体设计的主要尺寸及数据.4511 减速器附件的选择.4712 润滑与密封的选择.4812.1齿轮的润滑.4812.2减速器的密封.4813 参考文献.4914设计小结.501设计任务设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，用于港口运输货物。已知运输带工作拉力F=1160N，带速v=2.5m/s，卷筒直径D=400mm。双班制工作，工作有轻微推动，使用寿命为10年（轴承寿命为3年以上）。2 传动方案的拟

3、订及说明由原始数据计算驱动卷筒的转速：初选同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为8.04或12.1。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：图一3电动机的选择1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量(1)卷筒的输出功率(2)电动机输出功率传动装置的总效率式中、为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计表4-4查得：滚动轴承=0.99；圆柱齿轮传动=0.97；圆锥齿轮传动=0.96；弹性联轴器=0.99；卷筒轴滑动轴承=0.98；则因此 (3)电动机额

4、定功率根据电动机的输出功率为3.34kw,由机械设计课程设计表8-53选取电动机额定功率。3）电动机的转速由机械设计课程设计表4-5查得单级圆柱齿轮传动比范围，圆锥齿轮传动比范围，则电动机转速可选范围: 初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额定功率（）电动机转速(r/min)同步满载1Y132M1-6410009602Y112M-4415001440表一4 计算传动装置的传动比及动力参数1）传动装置总传动比2）分配各级传动比因为圆锥齿轮尺寸不应过大，为此应限制高速级锥齿轮的传动比i1<3，所以常取i1=0.25i：对于Y13

5、2M1-6：则圆柱齿轮传动比对于Y112M-4：则圆柱齿轮传动比传动装置的传动比总传动比锥齿轮传动比圆柱齿轮传动比8.042.01412.13.0254表二由上表可知两方案均可行,但方案1中由于传动比较小,传动装置结构尺寸较小,结构紧凑，因此采用方案1,选定电动机的型号为Y132M1-6。3）计算各轴转速4）计算各轴的输入功率设 、 、分别为电动机至轴1、轴1至轴2、轴2至轴3、轴3至工作轴4之间的传动效率。按电动机所需功率计算各轴输入功率，可知：5）计算各轴转矩：将各数值填入下表：项目轴1轴2轴3轴4电动机轴转速(r/min)960478119.5119.5960功率(kw)3.313.14

6、3.022.963.34转矩(N*m)32.9362.73241.35236.5533.23传动比12.01411效率0.990.95040.96030.98011表三5 齿轮的设计计算5.1圆锥齿轮的设计根据上表三知轴1的输入功率，小齿轮转速960r/min，齿数比u=2.01，由电动机驱动，用于港口运输货物，双班制工作，工作有轻微推动，使用寿命为10年（轴承寿命3年以上），选定齿轮精度等级、材料及齿数。1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料为(调质处理)，硬度为241286HBS，大齿

7、轮材料为45钢（调质处理），硬度为217255HBS。3）初选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。则传动比。1按齿面接触强度进行设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，可得：（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数，计算出小齿轮的转矩:选择齿宽系数。2）由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为，大齿轮的接触疲劳强度极限3）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数计算应力循环次数：4) 由机械设计（第八版）图10-19选取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，得（2）计算1） 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值2） 计

8、算圆周速度v3） 计算载荷系数根据，采用7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数直齿轮由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数。由于大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版）表10-4可得齿向载荷分布系数接触强度载荷系数4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得5） 计算模数m选取标准值。6） 计算齿轮的相关参数：7） 圆整并确定齿宽圆整取，。2校核齿根弯曲疲劳强度1）确定弯曲强度载荷系数计算当量齿数：2）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数应力校正系数3）由机械设计（第八版）图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限由机械设计（

9、第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数4）计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，得5）校核弯曲强度：根据弯曲强度条件公式进行校核由上可知满足弯曲强度的要求，所选参数适合。5.2圆柱斜齿轮设计1 由表三知轴2的输入功率，小齿轮转速478r/min，齿数比u=4，由电动机驱动，用于港口运输货物，双班制工作，工作有轻微推动，使用寿命为10年（轴承寿命3年以上），选定齿轮精度等级、材料及齿数。2 斜齿圆柱齿轮减速器为通用减速器，工作平稳，选用8级精度(GB10095-88)1）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择大小齿轮材料均为45钢（调质处理），小齿轮齿面硬度为217255HBS，大齿轮

10、齿面硬度为217255HBS。2）初选小齿轮的齿数，大齿轮齿数。3）选取螺旋角：初选螺旋角 。齿面接触强度设计：根据设计计算公式进行试算，有：(1) 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数计算小齿轮的转矩2）选齿宽系数3）由机械设计（第八版）图10-30选取区域系数4)由机械设计（第八版）图10-26查得端面重合度，则5)由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数计算出应力循环次数：6)由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为，大齿轮的接触疲劳强度极限为。7）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数： 8）计算接触疲劳许用应力选取失效概率为

11、1%，安全系数S=1，可得（2）进行计算1）计算小齿轮分度圆直径，由计算公式得：2）计算圆周速度v3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度5）计算载荷系数根据，为8级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数。由机械设计（第八版）表10-3查得由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数由机械设计（第八版）表10-4查得由机械设计（第八版）图10-13查得 由此可得接触强度载荷系数：6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，可得:7）计算模数圆整后取。几何尺寸计算：（1）计算中心距（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因螺旋角值改变不多，故参数端面重合度、区域系数等不必再修正（3）计算大小齿轮的

12、分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取 （5）校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数2） 根据纵向重合度，由机械设计（第八版）图10-28查得螺旋角影响系数3） 计算齿轮的当量齿数：5）由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数：应力校正系数：6） 由机械设计（第八版）图20-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限7） 由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲劳寿命系数8） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，可得：9） 校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式进行校核满足弯曲强度要求，所选参数合适。6 轴的设计计算6.1输入轴的设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩：2

13、、求作用在齿轮上的各力：已知高速级小圆锥齿轮的分度圆直径为而圆周力、径向力及轴向力的方向下图所示：图二3、 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质处理），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得最小直径，输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查表，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。4、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案如下图：

14、图三（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：1） 为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，因此选取2-3段的直径初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，而。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此选取轴段。3）取安装齿轮处的轴段6-7的直径；为使套筒可靠地压紧轴承， 5-6段应略短于轴承宽度，故取。4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖

15、的装拆及便于对轴承添加润滑油 的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取5）锥齿轮轮毂宽度为64.86mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。6）取（3） 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为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；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为。5、 求轴上的载荷并填入下表中：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T表四6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴

16、的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1） 计算并判断危险截面：知截面5右侧受应力最大（2）截面5右侧抗弯截面系数：抗扭截面系数截面5右侧弯矩M为截面5上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得：。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得：又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2查得尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削

17、加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数计算安全系数值故可知安全。6.2中间轴的设计1、由前面表三知中间轴上的功率、转速和转矩2、求作用在齿轮上的力：已知圆柱斜齿轮的分度圆半径而已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径：而圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如下所示：图四3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为（调质处理），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和4、轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案：图五（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：1）初步选择滚

18、动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，。 2）这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒直径。3）选取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒进行定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。4）已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短

19、于轮毂长，故取。5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm，同时为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；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为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；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为5求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩

20、T表五6、 按弯扭合成应力校核轴的强度1）根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的应力计算2） 前已选定轴的材料为（调质处理），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。7、校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面：截面5左右侧受应力最大，因此为危险截面（2）对于截面5右侧1）抗弯截面系数2）抗扭截面系数3）截面5右侧弯矩M为4）截面5上的扭矩为5）截面上的弯曲应力6）截面上的扭转切应力7）轴的材料为，调质处理。由表15-1查得。8）截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏

21、感系数为故有效应力集中系数为9）由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。10）轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为11）轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取合金钢的特性系数（2）计算安全系数值故可知安全。（3）对于截面5左侧1）抗弯截面系数2）抗扭截面系数3）截面5左侧弯矩M为截面5上的扭矩为4）截面上的弯曲应力5）截面上的扭转切应力过盈配合处的，由机械设计（第八版）附表3-8用插值法求出，并取，于是得6）轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为7）故得综合系数为（4）计算安全系数值故可知安全。6.3低速输出轴的设计1、由前面表三

22、知输出轴上的功率、转速和转矩2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径而圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示图六3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查机械设计课程设计表17-4，选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。4、 轴的结构设计（1） 拟

23、定轴上零件的装配方案见下图所示：图七（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的 直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径， 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1-2段的长度应比略短些，因此取 。2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，而。3）左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表15-7

24、查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取；齿轮右端和右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为71mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。4）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取5）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。（3）轴上的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴

25、的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为5、求轴上的载荷并填入下表中载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T表六6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（调质处理），由机械设计（第八版）表15-1查得，故知安全。7、校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面7右侧受应力最大（2）对于截面7右侧：1）抗弯截面系数2）抗扭截面系数3）截面7右侧弯矩M为4）截面7上的扭矩

26、为5）截面上的弯曲应力6）截面上的扭转切应力7）轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为8）由机械设计（第八版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴采用磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为9）轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数（3）计算安全系数值故可知安全。7 滚动轴承的选择及寿命计算7.1输入轴滚动轴承的计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计表中初步选取0基本游隙组，标准精度级的

27、单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为： 由上表四知各力如下：载荷水平面H垂直面V支反力F表七则则则则，则则故合格。7.2中间轴滚动轴承的计算初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为， 由上表五知各力如下：载荷水平面H垂直面V支反力F表八则则则则，则则故合格。7.3输出轴轴滚动轴承计算初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，由上表六知各力如下：载荷水平面H垂直面V支反力F表九则则则则，则则故合格8 键联接的选择及校核8.1输入轴键的计

28、算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可。2、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可。8.2中间轴键的计算1、 校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度为：，则键联接所能传递的转矩为：，因此单键即可满足要求。2、 校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度为：，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可满足要求。8.3输出轴键的计算1、 校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度为：，则键联接所能传递的转矩为：，故单键即可满足要求。2、 校核圆柱齿轮

29、处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度为：，则键联接所能传递的转矩为：，因此单键即可满足要求。9 联轴器的选择在前面轴的计算中已选定联轴器型号。1、输入轴选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。2、输出轴选选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。10箱体设计的主要尺寸及数据箱体在机械设备中支承并包容各种传动零件，还可以储存润滑剂实现各种运动零件的润滑。同时还具有安全保护和密封的作用，具有一定的隔振、隔热和隔音的作用。在设

30、计过程中应注意以下问题：1、满足强度和刚度要求。2、散热性和热变形的问题。3、结构设计要合理。4、工艺性好。5、减振隔振。6、造型好质量轻。下表是箱体的尺寸数据。名称符合减速器形式及尺寸mm圆锥圆柱齿轮减速器机座壁厚0.01(d1+d2)810机盖壁厚10.02a+3810机座凸缘厚度b1.515机盖凸缘厚度b11.5115机座底凸缘厚度P2.525地脚螺钉直径df0.015(d1+d2)+11212地脚螺钉数目n66轴承旁边连接螺栓直径d10.75 df10机盖与机座连接螺栓直径d2(0.5-0.6) df8连接螺栓d2的间距l150-200180轴承盖螺钉直径d3(0.4-0.5) df6

31、窥视孔盖螺钉直径d4(0.3-0.4) df6定位销直径d(0.7-0.8)d25d1，d2，d3至外壁距离C11818d1，d2至凸缘边缘距离C21616轴承旁凸台半径R11818凸台高度H36外机壁至轴承座端面距离L1C1+c2+(5-8)40外、内机壁至轴承座端面距离L2+c1+c2(5-8)58大齿轮顶圆与内机壁距离1>1.212齿轮端面与内机壁距离210机盖，机座肋厚m1,m2m1=0.851,m2=0.8518轴承端盖外径D2轴承座孔直径+5d370轴承端盖凸缘厚度e(1-1.2)d37轴承旁边连接螺栓距离s一般取s=D220表十11 减速器附件的选择为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 选定窥视孔145×112，盖板用螺钉固定在箱盖上，材料为铸铁。通气帽：M36 ×2,在箱体顶部装设通气帽，材料为Q235。启盖螺钉：M8，利用螺钉固定轴承盖，材料为HT150。吊环螺钉：M12（GB825-88），材料为20钢（正火处理）。外六角油塞及封油垫：M14×1.5。A型压配式圆形油标：A20（GB1160.1-89）12