机械课程设计二级展开式圆柱齿轮减速器.doc

机械设计课程设计

说

明

书
设计题目: 二级展开式圆柱齿轮减速器

目 录

第一章．机械设计课程设计任务书 3

第二章．传动装置的总体设计 4

第三章．电动机的选择 4

第四章．传动装置的运动和动力参数计算 6

第五章．高速级齿轮传动计算 7

第六章．低速级齿轮传动计算 9

第七章．齿轮传动参数表 13

第八章．确定减速器箱体的主要结构尺寸 14

第九章．轴的结构设计 15

第十章．滚动轴承的选择与计算 23

第十一章．联轴器的选择与校核 29

第十二章．键联接选择及校核 30

第十三章．减速器附件的选择 32

第十四章．润滑与密封 33

第十五章．参考资料 33

第一章．机械设计课程设计任务书

学生班级：机械1107 学生姓名：林 乐

学 号：20118902 设计名称：二级展开式圆柱齿轮减速器

起止日期：2013.11-2014.1.14 指导老师：岳大鑫

设计要求及基础资料：
1、 运动简图

2、 已知条件：
1） 工作条件：
两班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃；

2）寿命要求：
检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；使用折旧期：8年；

3）动力来源：
电力，三相交流，电压380/220V；

4） 工作要求：
运输带允许速度误差：5%；

5）制造条件及生产批量：
一般机械厂制造，小批量生产。
原始数据：
根据老师布置的题目，本次设计选用C10传动的方案，具体数据如下：
参数
数据
运输带工作拉力F/N
4800
运输带工作速度v/（m/s)
1.25
卷筒直径D/（mm)
500
每日工作时数（h）
16
使用期限（年）
8

3、设计工作量：

（1） 减速器装配图1张（A0或A1)；

（2） 零件工作图2张；

（3） 设计说明书1份。

（4） 磁盘一张(内装设计文件、)
交稿形式：□手写稿 □打印稿 □磁盘 □软件 □图纸 □其他
第二章．传动装置的总体设计
根据老师安排选择展开式二级圆柱齿轮减速器，用斜齿轮。其结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级齿轮布置在远离转矩的输入端，这样，轴载转矩的作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象，用于载荷比较平稳的场合，高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。总体布置简图如下：
图2.1

第三章．电动机的选择
选择电动机：
按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭型结构，电压380V，Y型。
1.选择电动机的容量：
计算项目
计算说明
计算结果
3.1、工作机需要的输入功率

工作机需要的输入功率的计算公式：

1）由已知有运输带工作拉力 :
运输带工作速度 :
2）运输带与卷筒之间及卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑，则工作机效率
由1）2）得：

计算项目
计算说明
计算结果
3.2总效率的计算

由电动机到运输带的传动总功率为:

——带传动效率：0.96
——每对轴承的传动效率：0.99
——圆柱齿轮的传动效率：0.96
——联轴器的传动效率：0.99
则：

3.3工作机实际需要的电动机输出功率计算

3.4工作机的转速及电动机转速的可选范围的确定

工作机转速：

查《机械设计课程设计指导书》P7表1得：
取二级圆柱齿轮减速器的传动比为
故电动机转速可选范围为

依据工作及实际需要的电动机输出功率和电动机转速的可选范围，查《机械设计课程设计手册》P167中表12-1得：选定电动机型号为，额定功率，满载转速，轴身尺寸：电动机输出端直径，输出端长度,中心高H = 160 mm,电机长L = 645 mm

电动机型号为

第四章．传动装置的运动和动力参数计算

计算项目
计算说明
计算结果
4.1计算总传动比和分配各级传动比
1)总传动比的计算公式：
2)分配各级传动比
两级传动比
查《机械设计 课程设计指导书》中P17图12得：
展开式二级圆柱齿轮减速器，

4.2计算传动装置运动的动力参数

1）各轴转速

2）各轴功率

3） 各轴转矩

第五章．高速级齿轮传动计算
计算项目
计算说明
计算结果
5.1按齿根弯曲强度设计

(1)确定计算参数:
1）载荷系数

2)螺旋角影响系数（可取范围Yβ=0.85~0.92，β角大时取小值）
3）计算当量齿数

4）查取齿形系数
查《机械设计》P137中表6.4得：
取.
5）查取应力校正系数

6）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）弯曲疲劳寿命系数
,
8)计算弯曲疲劳许用应力
查《机械设计》P140中表6.5得：（接触疲劳强度的最小安全系数取值：1.0~1.6）

9）计算大、小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大

（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大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取
则,
取
（3）几何尺寸的计算:
1）计算中心距a

2)修正螺旋角
因值改变不多，故参数、、等值不必修正
3）计算大、小齿轮的分度圆直径

4）计算齿轮宽度

圆整后取，

,

第六章．低速级齿轮传动计算
计算项目
计算说明
计算结果
低速级齿轮传动设计

6.1选齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）低速级的圆柱齿轮传动为直齿圆柱齿轮传动
（2）选与高速级齿轮传动精度一致，故选用7级精度（GB10095-88）
（3）材料选择。由于同一减速器各级小齿轮（大齿轮）的材料，在没有特殊情况下应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求；另外在齿轮工作过程中，小齿轮的轮齿接触次数比大齿轮多，为了使大小齿轮寿命接近，通常取小齿轮的硬度值比大齿轮的高20-40HBS。即选择小齿轮材料为40Cr（表面淬火），硬度为480HBS，大齿轮材料为45钢（表面淬火），硬度为450HBS，二者材料硬度差为30HBS。
（4）选小齿轮齿数,大齿轮齿数,取
直齿圆柱齿轮传动
7级精度

40Cr（表面淬火）
45钢（表面淬火）

6.2按齿面接触强度设计

由设计计算公式进行试算，即

（1）确定公式内的各计算数值
1）确定载荷系数K：

查《机械设计》P133中表6.2得：（原动机均匀工作，工作机轻微冲击）
由于斜齿轮为7级精度，速度较高，选用（斜齿轮可选值）
由于斜齿轮为7级精度，速度较高，选用（斜齿轮可选值）
由于齿轮非对称布置，切两轮之一为软齿面，选用 （可选）

2）小齿轮传递的转矩

3）两支承相对于小齿轮做不对称布置，齿宽系数
4）材料的弹性影响系数
节点区域系数：查《机械设计》中P135图6.12得：取
重合度系数: （重合度系数）
5）齿数比
6按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限
7）计算应力循环次数N（齿轮工作寿命为8年，设每天工作300天）

8）选取接触疲劳寿命系数
9)计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，查《机械设计》P140中表6.5得：（接触疲劳强度的最小安全系数取值：1.0~1.6）

取小者，即
（2）计算
1)试算小齿轮分度圆直径

2)计算圆周速度

3）计算齿宽

4）计算齿宽与齿高之比
模数
齿高

6.3按齿根弯曲强度设计

6.4几何尺寸的计算

由弯曲强度的计算公式有 :

(1)确定公式内的各计算数值
1）小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限
2）查《机械设计》中P139图6.67得:取弯曲疲劳寿命系数,
3）计算弯曲疲劳许用应力
查《机械设计》P140中表6.5得： 取弯曲疲劳安全系数（疲劳强度的取值：1.4~3.0）

4）计算载荷系数

5）查取齿形系数
查《机械设计》P137中表6.4得：
6）查取应力校正系数
由表查得，
7）计算大、小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大

取
（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径（即模数与齿轮的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.894mm，并就近圆整，取，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 ，算出小齿轮的齿数

大齿轮的齿数
,取

（1）计算大、小齿轮的分度

（2）计算中心距a

（3）计算齿轮宽度

圆整后取，

,

第七章．齿轮传动参数表
名称
符号
单位
高速级
低速级
小齿轮
大齿轮
小齿轮
大齿轮
中心距
a
mm
178.554
225
传动比
i

5.6
3.68
模数
m
mm
2.75
3
螺旋角
β
º
14°0’1”
0
压力角
α
º
20
20
齿数
Z

19
107
32
118
分度圆直径
d
mm
53.85
303.257
96
354
齿顶圆直径
h
mm
59.35
308.759
102
360
齿根圆直径
df
mm
46.97
296.384
88.5
346.5
齿宽
b
mm
60
55
100
95
旋向

左旋
右旋

材料

40Cr
45钢
40Cr
45钢
热处理状态

表面淬火
表面淬火
表面淬火
表面淬火
齿面硬度

HBS
480
450
480
450
第八章．确定减速器箱体的主要结构尺寸
名称
符号
尺寸关系式
结果/mm
箱座壁厚

0.025a+38
9
箱盖壁厚

0.02a+38
8
箱盖凸缘厚度

1.5
12
箱座凸缘厚度

1.5
13.5
箱底座凸缘厚度

2.5
22.5
地脚螺栓直径

0.036a+12
M16
地脚螺栓数目

a250时，
4
轴承旁连接螺栓直径

0.75
M12
盖与座连接螺栓直径

（0.5~0.6）
M10
连接螺栓的间距

150~200
160
轴承端盖连接螺钉直径

（0.4~0.5）
M8
视孔盖螺钉直径

（0.3~0.4）
M6
定位销直径

（0.7~0.8）
M8
至外箱壁距离

=22
22
至外箱壁距离

=18
18
至外箱壁距离

=16
16
至凸缘边缘距离

=20
20
至凸缘边缘距离

=16
16
至凸缘边缘距离

=14
14
轴承旁凸台半径

16
凸台高度

外箱壁至轴承座端面距离

46
大齿轮顶圆与内箱壁距离

20
齿轮端面与内箱壁距离

12
箱体内壁至轴承端面的距离

轴承采用脂润滑
10
箱盖肋厚

7
箱座肋厚

8
轴承端盖外径

D+(5~5.5)

轴承端盖厚度
e

10
轴承旁连接螺柱距离

齿轮端面间距离

10

第九章．轴的结构设计

计算项目
计算说明
计算结果
9.1高速轴的设计

9.2中间轴的结构设计

1）初估轴径
由于高速轴齿轮与轴做成一体，所以轴的材料采用与齿轮同种材料40Cr调质，

取= ，由于后面选用的联轴器(选用弹性注销联轴器，查至《机械设计课程设计手册》中P103表8-7)可知轴长。
2）其余尺寸的确定
轴径的第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，还要考虑毡圈的尺寸，且与轴承配合的轴径应为5的倍数，根据后面所选的轴承尺寸，所以，考虑轴承端盖的装拆与尺寸，以及轴承座的宽度，将轴长选为。
轴径的第二次放大是为了轴承轴向定位， ，考虑轴承采用脂润滑，需安装挡油环，将轴长选为。
考虑到挡油环的定位，，轴长由草图的绘制可得出。
由于齿轮与轴做成一体，故。
，
由于高速级初估轴径放大过多，可不必进行弯扭合成强度计算。

1)初估轴径
中间轴的材料采用45钢调质，

由于第一段轴径是安装轴承，尺寸可选用与高速轴
轴承轴径一致的大小，所以，轴长为。
2）其余各轴尺寸的确定
考虑齿轮3的装拆以及挡油环的轴向定位，，。
两相对运动的物体之间设置一轴环，保证齿轮定位，
，。
齿轮2的安装轴径为，
=，。

9.3中间轴的弯扭强度校核计算

1)受力长度分析
由于中间轴使用的是圆锥滚子轴承30209，查手册表6-7有，，故轴承的实际受力点在距轴端16.85mm的轴上，则
2）绘制轴的受力图（图9.3—a）
3）齿轮受力分析
齿轮2:

齿轮3：

4)计算支反力
水平面（XZ）支反力（图9.3-b）
绕支点B的力矩和,得

FNH1
FNV1
Ft3
Fr3
Fr2
Ft2
Fa2
FNV2
FNH2
A
B
D
C
图9.3-a

A
FNH1
C
Fr3
D
Fr2
Fa2
B
FNH2
64.65
67.5
50.15
图9.3-b

同理有，得
校核：

垂直面（XY）支反力（图9.3-c）
绕支点B的力矩和,得

同理有，得

校核：

FNV1
A
C
Ft3
D
Ft2
B
FNV2
65.15
67.5
50.15
图9.3-c

5)转矩，绘弯矩图
水平面内的弯矩图（图9.3-d）
图9.3-d
MCZ
MDZ左
MDZ右

C处弯矩：
D处弯矩:

垂直面内的弯矩图（图9.3-e）
MCY
MDY
图9.3-e

C处弯矩：
D处弯矩:
6)合成弯矩（图5.3-f）
C处：
D处：
MD左

MC

MD右

图5.3-f

6)计算扭矩

在《机械设计》上P232查得应力校正系数
则
7）弯扭合成强度校核
由上述分析可知C截面为危险截面，对其进行弯扭合成强度计算。

前已经确定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得。因此，故安全。

故安全

9.4低速轴的结构设计

9.5低速轴的弯扭强度校核计算

轴的材料采用 45钢调质，

取，比后面选用的联轴器短2，可知轴长。
2）其余尺寸的确定
轴径的第一次放大是为了轴上零件的轴向定位，还要考虑毡圈的尺寸，所以，考虑轴承端盖的装拆与尺寸，将轴长选为。
轴径的第二次放大是为了齿轮装拆的方便， ，将轴长选为。
考虑到齿轮的定位，轴环尺寸，轴长。
由于考虑轴承的拆装，。安装轴承的轴径为，。
B
C
A
Fr4
FNH1
FNV1
FNH2
FNV2
图9.5-a

1)受力长度分析
由于低速轴使用的是深沟球轴承 ，故轴承的 受力点在装轴承轴端的中点处，且轴承宽为 ,则。
2）绘制轴的受力图（图9.5—a）
3）齿轮受力分析
齿轮4:

4)计算支反力
水平面（XZ）支反力（图5.5-b）
122
69．5
B
C
A
FNH2
Fr4
FNH1
图9.5-b

绕支点B的力矩和,得

同理有，得

校核：

垂直面（XY）支反力（图9.5-c）
绕支点B的力矩和,得

同理有，得

校核：
B
C
A
FNV1
Ft4
FNV2
图9.5-c

5)转矩，绘弯矩图
水平面内的弯矩图（图9.5-d）
C

A
B
图9.5-d

C处弯矩：

垂直面内的弯矩图（图9.5-e）
B
C
A
图9.5-e

C处弯矩：

6)合成弯矩（图9.5-f）
C处：
B
C
A
图5.5-f

6)计算扭矩

在课本上P373查得应力校正系数
则
7）弯扭合成强度校核
由上述分析可知C截面为危险截面，对其进行弯扭合成强度计算。

前已经确定轴的材料为45钢，调质处理，由课本表15-1查得。因此，故安全。

，
故安全

第十章．滚动轴承的选择与计算
计算项目
计算说明
计算结果
10.轴承的设计计算
10.1高速轴轴承的设计计算
10.1.1选择轴承型号

10.1.2轴承的润滑方式
结合轴径尺寸在手册表6-6选择角接触球轴承7206C，轴径，,基本
基本额定动载荷,基本额定静载荷。

高速轴轴承的值：

课本表13-10有角接触球轴承的，轴承采用脂润滑方式。
所以高速轴轴承采用脂润滑的方式。

角接触球轴承7009C

脂润滑

计算项目
计算说明
计算结果
10.1.3轴承的寿命计算

1）预期寿命计算
由于运输机是四年一次大修，所以轴承的预期寿命为
2)轴受力长度分析
由于高速轴使用的是角接触球轴承，查手册表6-6有，，故轴承的支承位置在距轴端14.2mm的轴上，作为轴的支承跨距则
3）绘制轴的受力图（图10.1.3—a）

FNV2
46.3
128.8
B
C
A
FNH1
FNV1
FNH2
Ft1
Fr1
Fa1
图10.1.3-a

4）齿轮受力分析
齿轮1:

5) 计算支反力
水平面（XZ）支反力（图10.1.3-b）

Fa1
B
C
A
FNH2
Fr1
FNH1
图10.1.3-b

计算项目
计算说明
计算结果

10.2中间轴轴承的设计计算
10.2.1选择轴承型号

10.2.2轴承的润滑方式

10.2.3轴承的寿命计算

10.3低速轴轴承的设计计算
10.3.1选择轴承型号

10.3.2轴承的润滑方式

10.3.3轴承的寿命计算

绕支点B的力矩和,得

同理有，得

校核：

垂直面（XY）支反力（图6.1.3-c）
C
A
FNV2
Ft1
FNV1
图6.1.3-c
B

绕支点B的力矩和,得

同理有，得

校核：
6)轴承的径向载荷

7)轴承的轴向力
对于70000C型的轴承，派生轴向力。由于
轴承轴向力未知，故先取，因此可估算

则

由手册表6-6查得7206C轴承
则，
根据课本表13-5进行插值计算，有
。再计算

则，
综合比较，两次计算的值相差不大，因此可以确定，，
8）求轴承当量动载荷和
因为

则在课本中表13-5利用线性插值计算的轴承1、2的径向载荷系数和轴向载荷系数为

由于工作条件载荷较平稳，按课本表13-6有:

则

8）验算轴承寿命
因为,则按轴承1的受力大小验算

则，因此所选轴承满足寿命要求。

结合轴径尺寸在手册表6-7选择圆锥滚子轴承32206，轴径。基本额定动载荷,基本额定静载荷。

由于圆锥滚子轴承的值：

课本表13-10有圆锥滚子轴承的，轴承采用脂润滑方式。
所以中间轴的润滑方式采用脂润滑的方式。

1）预期寿命计算
由于运输机是四年一次大修，所以轴承的预期寿命为
2)由轴的受力分析计算轴承的径向载荷

3)轴承的轴向力
对于32206型的轴承，派生轴向力。查手册表6-7有。则派生轴向力

轴承面对面安装，则
Fd2
Fd1
Fae

4)轴承当量动载荷
，
则在课本中表13-5利用线性插值计算的轴承1、2的径向载荷系数和轴向载荷系数为

由于工作条件载荷较平稳，按课本表13-6有:

则

8）验算轴承寿命
因为,则按轴承2的受力大小验算
则，因此所选轴承满足寿命要求。

结合轴径尺寸在手册表6-1选择深沟球轴承6210，轴径。基本额定动载荷,基本额定静载荷。

由于深沟球轴承的值：

课本表13-10有深沟球轴承的，轴承采用脂润滑方式。
所以低速轴的润滑方式采用脂润滑的方式。

1）预期寿命计算
由于运输机是四年一次大修，所以轴承的预期寿命为
2）由轴的受力计算轴承的径向载荷

3）当量动载荷的计算
由于深沟球轴承为纯径向载荷轴承，故
,
4）验算轴承寿命
因为,则按轴承1的受力大小验算
则，因此所选轴承满足寿命要求。

轴承满足寿命要求

圆锥滚子轴承30209

脂润滑

轴承满足寿命要求

深沟球轴承6014

脂润滑

轴承满足寿命要求

第十一章．联轴器的选择与校核
计算项目
计算说明
计算结果
11.联轴器的选用
11.1高速轴联轴器的选用

11.2低速轴联轴器的选用

1)选择联轴器类型
总效率的计算中已经选用弹性联轴器，故可选用弹性联轴器中的弹性柱销联轴器
2)计算转矩
由课本表14-1工作情况系数
则
3）选择联轴器型号
查手册表8-7，选择LX2型弹性柱销联轴器。由于电动机输出端直径为28mm,高速轴的最小轴径是20mm。
即选用LX2联轴器
1)选择联轴器类型
总效率的计算中已经选用齿式联轴器
2)计算转矩
由课本表14-1工作情况系数
则
3）选择联轴器型号
查手册表8-3,低速轴的最小轴径是40mm。选用GICL2联轴器

LX2联轴器

GICL2联轴器

第十二章．键联接选择及校核

计算项目
计算说明
计算结果
12．轴上键的设计
12.1高速轴轴上键的设计

12.2中间轴轴上键的设计

12.3低速轴轴上键的设计

高速轴与联轴器的键连接选用及计算
由前面的设计已知本处的轴径为，由《机械设计课程设计手册》中P56表4-1有选择：GB/T1096 键
键的接触长度：
键的接触高度：
键的联接强度：

由于在课本表6-2中查得键的静联接的挤压许用压力：
则，此键联接的强度足够。
1)中间轴与齿轮2的键连接选用及计算
由前面的设计已知本处的轴径为，由手册表4-1有选择：GB/T1096 键
键的接触长度：
键的接触高度：
键的联接强度：

由于在课本表6-2中查得键的静联接的挤压许用压力：
2）中间轴与齿轮3的键连接选用及计算
由前面的设计已知本处的轴径为，由手册表4-1有选择：GB/T1096 键
键的接触长度：
键的接触高度：
键的联接强度：

由于在课本表6-2中查得键的静联接的挤压许用压力：

1)低速轴与齿轮4的键连接选用及计算
由前面的设计已知本处的轴径为，由手册表4-1有选择：GB/T1096 键
键的接触长度：
键的接触高度：
键的联接强度：

由于在课本表6-2中查得键的静联接的挤压许用压力：
2）低速轴与联轴器的键连接选用及计算
由前面的设计已知本处的轴径为，由手册表4-1有选择：GB/T1096 键
键的接触长度：
键的接触高度：
键的联接强度：

由于在课本表6-2中查得键的静联接的挤压许用压力：

GB/T1096
键

键联接的强度足够

GB/T1096
键

键联接的强度足够

GB/T1096
键

键联接的强度足够

GB/T1096
键

键联接的强度足够
GB/T1096
键

键联接的强度足够

第十三章．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。

名称
规格或参数
作用
窥视孔
视孔盖
120×80
为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235
通气器
通气螺塞
M32×1.25
减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235
轴承盖
凸缘式轴承盖
六角螺栓（M8）
固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200
定位销
M6×35
为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢
油面指示器
油标尺M12
检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器，采用2型
油塞
M18×1.5
换油时，排放污油和清洗剂，应在箱座底部，油池的最低位置处开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，油塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈（耐油橡胶）。材料为Q235
起盖螺钉
M10×18
为加强密封效果，通常在装配时于箱体剖分面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖。为此常在箱盖联接凸缘的适当位置，加工出1个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。
起吊装置
吊耳
经过估算减速器重量约为1.05-2.1kN，为了便于搬运，在箱体设置起吊装置，采用箱座吊耳，孔径16。

第十四章．润滑与密封
1. 润滑
本设计采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑，并通过适当的油沟来把油引入各个轴承中。
1) 齿轮的润滑
采用浸