带式运输机的二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器课程设计

1、课程设计题目:二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器(机电工程学院姓名:班级:学号:专业:院系:指导老师:目录一课程设计书 2 二设计要求2三设计步骤21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 56. 齿轮的设计 87. 滚动轴承和传动轴的设计 198. 键联接设计 269. 箱体结构的设计 2711.联轴器设计 30四设计小结31 五参考资料32一. 课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.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

2、器小批量生产,使用期限8年(300天/年,两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V表一: 二. 设计要求1.减速器装配图一张(A1。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3。3.设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案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. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计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1.传动装置总体设计方案:1. 组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点:齿轮相对于轴承不对称

3、分布,故沿轴向载荷分布不均匀, 初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 选择V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器(展开式。 传动装置的总效率a 5423321=a =0.96398.0295.00.970.96=0.759;1为V 带的效率,1为第一对轴承的效率,3为第二对轴承的效率,4为第三对轴承的效率,5为每对齿轮啮合传动的效率(齿轮为7级精度,油脂润滑. 因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。2.电动机的选择电动机所需工作功率为: P =P /=19001.3/10000.759=3.25kW, 执行机构的曲柄转速为n =D60v1000=82.76r/min ,经查表按推荐的传动

4、比合理范围,V 带传动的传动比i =24,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i =840, 则总传动比合理范围为i =16160,电动机转速的可选范围为n =i n =(1616082.76=1324.1613241.6r/min 。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比, 选定型号为Y112M 4的三相异步电动机,额定功率为4.0 额定电流8.8A ,满载转速=m n 1440 r/min ,同步转速1500r/min 。 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比(1 总传动比由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n ,可得传动装置总传动比为a i =n /n =14

5、40/82.76=17.40 (2 分配传动装置传动比a i =0i i式中10,i i 分别为带传动和减速器的传动比。为使V 带传动外廓尺寸不致过大,初步取0i =2.3,则减速器传动比为i =0/i i a =17.40/2.3=7.57根据各原则,查图得高速级传动比为1i =3.24,则2i =1/i i =2.334.计算传动装置的运动和动力参数(1 各轴转速I n =0/i n m =1440/2.3=626.09r/min n =1/i n =626.09/3.24=193.24r/min n = n / 2i =193.24/2.33=82.93 r/minn =n =82.93

6、 r/min(2 各轴输入功率P =d p 1=3.250.96=3.12kWP =p 23=3.120.980.95=2.90kWP =P 23=2.970.980.95=2.70kWP =P 24=2.770.980.97=2.57kW则各轴的输出功率:P =P 0.98=3.06 kW P =P 0.98=2.84 kW P =P 0.98=2.65kW P =P 0.98=2.52 kW(3 各轴输入转矩 1T =d T 0i 1 Nm 电动机轴的输出转矩d T =9550mdn P =95503.25/1440=21.55 N 所以: T =d T 0i 1 =21.552.30.9

7、6=47.58 NmT =T 1i 12=47.583.240.980.95=143.53 NmT =T 2i 23=143.532.330.980.95=311.35Nm T =T 34=311.350.950.97=286.91 Nm输出转矩:T =T 0.98=46.63 NmT =T 0.98=140.66 Nm T =T 0.98=305.12Nm T =T 0.98=281.17 Nm运动和动力参数结果如下表 6.齿轮的设计(一高速级齿轮传动的设计计算1.齿轮材料,热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮(1 齿轮材料及热处理 材料:高速级

8、小齿轮选用45#钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数1Z =24高速级大齿轮选用45#钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS Z 2=i Z 1=3.2424=77.76 取Z 2=78. 齿轮精度按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。2.初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2131(12H E H d t t Z Z u u T K d 确定各参数的值: 试选t K =1.6查课本215P 图10-30 选取区域系数 Z H =2.433 由课本214P 图10-26 78.01= 82.02=则6.182.078.0=+=由课本202P 公式10-1

9、3计算应力值环数N 1=60n 1j h L =60626.091(283008 =1.4425109hN 2= =4.45108h #(3.25为齿数比,即3.25=12Z Z 查课本203P 10-19图得:K 1HN =0.93 K 2HN =0.96 齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用202P 公式10-12得: H 1=SK H HN 1lim 1=0.93550=511.5 MPaH 2=SK H HN 2lim 2=0.96450=432 MPa 许用接触应力MPa H H H 75.4712/4325.511(2/(21=+=+=查课本由198P 表10-

10、6得:E Z =189.8MP a 由201P 表10-7得: d =1T=95.510511/n P =95.51053.19/626.09=4.86104N.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d t 12131(12H E H d t t Z Z u u T K d +=mm 53.4975.4718.189433.2(25.324.46.111086.46.12243=计算圆周速度=10006011n d t s m /62.110006009.62653.4914.3=计算齿宽b 和模数nt m计算齿宽bb=t d d 1=49.53mm 计算摸数m n 初选螺旋角=14nt m =mm

11、 Z d t 00.22414cos 53.49cos 11= 计算齿宽与高之比h b齿高h=2.25 nt m =2.252.00=4.50mmh b =5.453.49 =11.01计算纵向重合度=0.3181Z d 14tan 241318.0tan =1.903计算载荷系数K 使用系数A K =1根据s m v /62.1=,7级精度, 查课本由192P 表10-8得 动载系数K V =1.07,查课本由194P 表10-4得K H 的计算公式: K H =6.01(18.012.12d + 2d +0.23103-b =1.12+0.18(1+0.61 1+0.23103-49.53

12、=1.42 查课本由195P 表10-13得: K F =1.35 查课本由193P 表10-3 得: K H =F K =1.2 故载荷系数:K =K K K H K H =11.071.21.42=1.82 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d 1=d t1tK K /3=49.536.182.13=51.73mm 计算模数n mn m =mm Z d 09.22414cos 73.51cos 11= 4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式n m (cos 212213F S F ad Y Y Z Y KT 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩=48.6kNm确定齿数z因为是硬

13、齿面,故取z =24,z =i z =3.2424=77.76 传动比误差 i =u =z / z =78/24=3.25 i =0.032%5%,允许 计算当量齿数z =z /cos =24/ cos 314=26.27 z =z /cos=78/ cos 314=85.43 初选齿宽系数按对称布置,由表查得=1 初选螺旋角初定螺旋角 =14 载荷系数KK =K K K K =11.071.21.35=1.73 查取齿形系数Y 和应力校正系数Y查课本由197P 表10-5得:齿形系数Y =2.592 Y =2.211应力校正系数Y=1.596 Y =1.774 重合度系数Y 端面重合度近似为

14、=1.88-3.2(2111Z Z +cos =1.88-3.2(1/24+1/78cos14=1.655=arctg (tg /cos =arctg (tg20/cos14=20.64690 =14.07609 因为=/cos ,则重合度系数为Y =0.25+0.75 cos /=0.673 螺旋角系数Y轴向重合度 =09.214sin 53.49o =1.825, Y =1-=0.78 计算大小齿轮的 F S F F Y 安全系数由表查得S =1.25工作寿命两班制,8年,每年工作300天小齿轮应力循环次数N1=60nkt =60271.471830028=6.25510大齿轮应力循环次数

15、N2=N1/u =6.25510/3.24=1.930510查课本由204P 表10-20c 得到弯曲疲劳强度极限小齿轮a FF MP 5001= 大齿轮a FF MP 3802=查课本由197P 表10-18得弯曲疲劳寿命系数:K 1FN =0.86 K 2FN =0.93取弯曲疲劳安全系数 S=1.4F 1=14.3074.150086.011=S K FF FN F 2=43.2524.138093.022=S K FF FN 01347.014.307596.1592.2111=F S F F Y 01554.043.252774.1211.2222=F S F F Y 大齿轮的数值大

16、.选用. 设计计算 计算模数mm mm m n 26.1655.124101554.014cos 78.01086.473.122243= 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m n =2mm 但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=51.73mm 来计算应有的齿数.于是由:z 1=nm 14cos 73.51=25.097 取z 1=25 那么z 2=3.2425=81 几何尺寸计算计算中心距 a=cos 2(21n m z z +=+14cos 228125(

17、=109.25mm 将中心距圆整为110mm按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 01.1425.109228125(arccos 2(21=+=Z +Z n m 因值改变不多,故参数,k ,h Z 等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径d 1=01.14cos 225cos 1=n m z =51.53mm d 2=01.14cos 281cos 2=n m z =166.97mm计算齿轮宽度B=mm mm d 53.5153.5111=圆整的 502=B551=B(二 低速级齿轮传动的设计计算 材料:低速级小齿轮选用45#钢调质,齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数1Z =30

18、速级大齿轮选用45#钢正火,齿面硬度为大齿轮 240HBS z 2=2.3330=69.9 圆整取z 2=70. 齿轮精度按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选K t =1.6查课本由215P 图10-30选取区域系数Z H =2.45 试选o 12=,查课本由214P 图10-26查得 1=0.83 2=0.88 =0.83+0.88=1.71应力循环次数N 1=60n 2j L n =60193.241(283008 =4.45108N 2=33.21045.481i N 1.91108 由课本203P 图10-19查得

19、接触疲劳寿命系数K 1HN =0.94 K 2HN = 0.97查课本由207P 图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 6001lim =,大齿轮的接触疲劳强度极限MPa H 5501lim =取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力H 1=S K H HN 1lim 1=564160094.0=MPa H 2=SK H HN 2lim 2=0.98550/1=517MPa =+=2(2lim 1lim H H H 540.5MPa查课本由198P 表10-6查材料的弹性影响系数Z E =189.8MP a 选取齿宽系数1=d T=95.510522/n

20、P =95.51052.90/193.24=14.33104N.m32421315.5408.18945.2(33.233.371.111033.146.12(12=H E H d t t Z Z u u T K d =65.71mm2. 计算圆周速度=10006024.19371.6510006021n d t 0.665s m /3. 计算齿宽b=d d t 1=165.71=65.71mm4. 计算齿宽与齿高之比h b模数 m nt =mm Z dt 142.23012cos 71.65cos 11=齿高 h=2.25m nt =2.252.142=5.4621mmh b =65.71/

21、5.4621=12.035. 计算纵向重合度028.212tan 30318.0tan 318.01=z d6. 计算载荷系数KK H =1.12+0.18(1+0.622d d +0.23103-b=1.12+0.18(1+0.6+ 0.23103-65.71=1.4231 使用系数K A =1同高速齿轮的设计,查表选取各数值v K =1.04 K F =1.35 K H =K F =1.2故载荷系数K =H H v A K K K K =11.041.21.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d 1=d t 1t K K 3=65.71mm 91.723.1776.

22、13= 计算模数mm z d m n 3772.23012cos 91.72cos 11=3. 按齿根弯曲强度设计m cos 212213F S F d Y YZ Y KT 确定公式内各计算数值(1 计算小齿轮传递的转矩=143.3kNm(2 确定齿数z因为是硬齿面,故取z =30,z =i z =2.3330=69.9 传动比误差 i =u =z / z =69.9/30=2.33i =0.032%5%,允许(3 初选齿宽系数按对称布置,由表查得=1(4 初选螺旋角初定螺旋角=12(5 载荷系数KK =K K K K =11.041.21.35=1.6848(6 当量齿数z =z /cos

23、=30/ cos 312=32.056 z =z /cos =70/ cos 312=74.797由课本197P 表10-5查得齿形系数Y 和应力修正系数Y 232.2,491.221=F F Y Y 751.1,636.121=S S Y Y(7 螺旋角系数Y轴向重合度 =2.03 Y =1-=0.797(8 计算大小齿轮的 F S F F Y 查课本由204P 图10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限a FE MP 5001= a FE MP 3802=查课本由202P 图10-18得弯曲疲劳寿命系数K 1FN =0.90 K 2FN =0.93 S=1.4F 1=a FE FNMP S K

24、 43.3214.150090.011=F 2=a FF FN MP S K 43.2524.138093.022= 计算大小齿轮的F Sa Fa FY ,并加以比较01268.043.321636.1491.2111=F Sa Fa F Y 01548.043.252751.1232.2222=F Sa Fa F Y 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数mm mm m n 5472.171.130101548.012cos 797.010433.16848.122253=对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T13

25、57-1987圆整为标准模数,取m n =3mm 但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=72.91mm 来计算应有的齿数.z 1=nm 12cos 91.72=27.77 取z 1=30z 2=2.3330=69.9 取z 2=70 初算主要尺寸 计算中心距 a=cos 2(21n m z z +=+12cos 227030(=102.234mm 将中心距圆整为103 mm 修正螺旋角=arccos86arccos 2(21=+=Z +Z n m因值改变不多,故参数,k ,h Z 等不必修正分度圆直径 d 1=12cos 230cos

26、1=n m z =61.34mm d 2=12cos 270cos 2=n m z =143.12 mm 计算齿轮宽度mm d b d 91.7291.7211=圆整后取 mm B 751= mm B 802= 低速级大齿轮如上图:V带齿轮各设计参数附表1.各传动比 2. 各轴转速n(r/min3. 各轴输入功率P(kw(kw(kw4. 各轴输入转矩T(kNm5. 带轮主要参数 7.传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计. 求输出轴上的功率P 3,转速3n ,转矩3T P 3=2.70KW 3n =82.93r/min3T =311.35N .m. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度

27、圆直径为 2d =143.21 mm 而 F t =232d T N 16.43481021.14335.31123=- F r = F tN oon 06.163086.13cos 20tan 16.4348cos tan =F a = F t tan =4348.160.246734=1072.84N圆周力F t ,径向力F r 及轴向力F a 的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本315361-表P 取112=o A mm n P A d o 763.35333min = 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直

28、径-d ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 查课本114343-表P ,选取5.1=a Km N T K T a ca =0275.46735.3115.13因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查机械设计手册11222-选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径mmL mm L mm d mm d 84.112.40,4011=-与轴配合的毂孔长度为半联轴器半联轴器的长度故取. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直=d47-径

29、mm=半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半D50联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比略短一些,现取mm=l82-初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角,由轴承产品目录中初步选接触球轴承.参照工作要求并根据mm=d47-取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7010C型. 2. 从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的mm mm mm B D d 168050=,故mm d d 50=-=;而 mm l 16=- .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得7010C 型轴承定位轴肩高度57,5.3,07.0=-因此取d mm h

30、d h mm, 取安装齿轮处的轴段mm d 58=-;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为75mm,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mm l 72=-. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取mm d 65=-.轴环宽度h b 4.1,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离mm l 30= ,故取mm l 50=-. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm ,两圆柱齿轮间的距离c=20mm .考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴

31、承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8mm ,已知滚动轴承宽度T=16mm ,高速齿轮轮毂长L=50mm ,则mm mm a s T l 43316816(7275(=+=-+=-mm mm l l a c s L l 628241620850(=-+=-+=-至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷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7010C 型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. mm mm mm L L 6.1758.608.11432=+=+N F L L L F

32、t NH 15066.1758.6016.43483231=+=N F L L L F t NH 28436.1758.11416.43483222=+=N L L DF L F F a r NV 80923231=+=N F F F NV r NV 821809163022=-=-=mm N M H =8.172888mm N L F M NV V =2.928738.114809211mm N L F M NV V =8.499168.60821322mm N M M M V H =+=+=19625592873172889222121mm N M =1799512传动轴总体设计结构图:

33、(从动轴 (中间轴 (主动轴 从动轴的载荷分析图: 6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据ca =W T M 2321(+=82.10274651.035.3111(19625522=+ 前已选轴材料为45钢,调质处理。查表15-1得1-=60MP aca 1- 此轴合理安全7. 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.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C 上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C 上虽然应力最大,但是应力集

34、中不大,而且这里的直径最大,故C 截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.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,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面左侧。抗弯系数 W=0.13d =0.1350=12500抗扭系数 T w =0.23d =0.2350=25000截面的右侧的弯矩M 为 mm N M M =-=1446098.60168.601 截面上的扭矩3T 为 3T =311.35m N 截面上的弯曲应力=W M b MPa 57.1112500144609= 截面上的扭转应力 T =T W T 3=MPa 45.1225000311350=

35、轴的材料为45钢。调质处理。由课本355P 表15-1查得:a B MP 640= a MP 2751=- a MP T 1551=- 因=d r 04.0500.2= =d D 16.15058= 经插入后得 = 2.0 T =1.31轴性系数为82.0=q q =0.85K =1+1(-q =1.82K =1+q (T -1=1.26所以67.0= 82.0=92.0=综合系数为: K =2.8K =1.62碳钢的特性系数 2.01.0= 取0.11.005.0= 取0.05安全系数ca SS =+-ma a K 125.13S =+-mt a k 113.71ca S 5.1022=+S

36、 S S S S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.13d =0.1350=12500抗扭系数 T w =0.23d =0.2350=25000截面左侧的弯矩M 为 M=133560截面上的扭矩3T 为 3T =295截面上的弯曲应力 =W Mb 68.1012500133560=截面上的扭转应力T =T W T3=80.1125000294930=K =8.211=-+KK =62.111=-+K所以67.0= 82.0= 92.0=综合系数为:K =2.8 K =1.62碳钢的特性系数2.01.0= 取0.1 1.005.0= 取0.05安全系数ca SS =+-ma a K

37、 125.13S =+-mt a k 113.71ca S 5.1022=+S S S S S=1.5 所以它是安全的8.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求,应用平键.根据 d 2=55 d 3=65查表6-1取: 键宽 b 2=16 h 2=10 2L =36b 3=20 h 3=12 3L =50校和键联接的强度查表6-2得 p =110MP a工作长度 =-=222b L l 36-16=20=-=333b L l 50-20=30键与轮毂键槽的接触高度K 2=0.5 h 2=5K 3=0.5 h 3=6由式(6-1得: =222322102d

38、 l K T p 20.5255205100053.1432= p =333333102d l K T p 22.5365306100035.3112= p 两者都合适取键标记为:键2:1636 A GB/T1096-1979键3:2050 A GB/T1096-19799.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造(HT200制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, 大端盖分机体采用67is H 配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。因其传动件速度小于12m/s ,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面

39、的距离H 为40mm为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 3.63. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。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M6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:油标位在便于观察减速器油面及油