机械设计课程设计-展开式两级圆柱齿轮减速器机械设计.doc

机械设计课程设计说明书
设计题目： 展开式两级圆柱齿轮减速器
学 校： 井冈山大学
院 （系）： 机电工程学院
班 级： 13机制本（1）班
姓 名： 刘波
学 号： 110618035
指导教师： 夏翔
时 间： 2015.12.14—2015.12.28

目 录
一、设计任务书------------------------------------------------------------------------------------------（2）
二、传动方案的拟定------------------------------------------------------------------------------------（2）
三、电动机的选择和计算------------------------------------------------------------------------------（3）
四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算------------------------------------------------（4）
五、传动零件的设计计算------------------------------------------------------------------------------（5）
六、轴的设计---------------------------------------------------------------------------------------------（17）
七、轴的校核---------------------------------------------------------------------------------------------（20）
八、轴承的校核------------------------------------------------------------------------------------------（25）
九、键的选择与校核-------------------------------------------------------------------------- ---------（26）
十、联轴器的选择---------------------------------------------------------------------------------------（28）
十一、箱体及其附件设计------------------------------------------------------------------------------（28）
十二、心得体会------------------------------------------------------------------------------------------（30）
十三、参考文献------------------------------------------------------------------------------------------（30）

一、设计任务书
1．要求：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的。
2．已知：带的圆周力F=650N，带速度V=1.6m/s,卷筒直径D=280mm。
3．设计任务：①减速器装配图一张；
②零件工作图2～3张；
③零件说明书1份（6000～8000字）。

二、传动方案的拟定
传动方案如下图所示

设 计 计 算 内 容
计算结果
三、电动机的选择和计算
一、电动机的类型和结构形式的选择
经综合分析，选用Y系列三相交流异步电动机，此系列电动机具有高效节能、噪声小、振动小、运行安全可靠的特点。
Y系列电动机，额定电压为380V，额定频率为50HZ.。
本设计中电动机采用封闭式结构。
二、电动机容量的选择
电动机所需工作效率为：

而工作机所需功率由工作机的带圆周力F和带速确定，即：
=
根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率=0.96
传动装置的总效率：
查表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分了率为：联轴器效率=0.99，滚动轴承传动效率（一对）=0.99，闭式齿轮传动效率为=0.97，代入得：

所需电动机功率为：
==170.61
由载荷平稳，电动机额定功率略大于即可由第19章表19—1所示Y系列三相交流异步电动机的技术参数，选电动机额定功率为1.5 KW
三、确定电动机的转速：

=1.5KW

设 计 计 算 内 容
计算结果
卷筒轴工作转速为：

查表可知，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为8～40，则总传动比合理范围为8～40，故电动机转速的可选范围为：
=（8～40）×170.61=13664-6824
符合这一范围的同步转速有3000和1500两种。由表19-1查得电动机数据及计算出的总传动比列于表1中。
表1 电动机数据及总传动比
方 案
电动机型号
额定功率
电动机转速
总传动比
同步转速
满载转速
1
Y90s-2
1.5
1500
1400
8.21
2
Y90L-4
1.5
3000
2840
16.65
方案2中电动机传动比比较大，传动装置外轮廓尺寸大，结构不紧凑，制造成本高，故不可取。而方案1的电动机总传动比较合理，传动装置结构紧凑。敬综合考虑，选用方案1较好，即选定电动机的型号为Y100L1-4。

四、整个传动系统运动和动力参数的选择与计算
一、传动装置所要求的总传动比为：

由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比的乘积，即：

n=170.61r/min

8.21
设 计 计 算 内 容
计算结果

考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相似，取
故；
=
=
二、传动装置的运动和动力参数
1.各轴的转速：
Ⅰ轴： 1400 r/min
Ⅱ轴：= r/min
Ⅲ轴:
2. 各轴的输入功率（kw）
Ⅰ轴：
Ⅱ轴：
Ⅲ轴:
卷筒轴：
3．各轴输入扭矩的计算
电动机轴的输出转矩为：
=
故，Ⅰ轴：

=3.39
=2.422

设 计 计 算 内 容
计算结果
Ⅱ轴：
Ⅲ轴: 卷筒轴：
将各轴的运动和动力参数列于表2。
表2 各轴的运动和动力参数
轴 号
功 率
转 矩T/(N.m)
转 速
传动比
效率
电动机轴
1.5
8.081
1400
1
0.99
Ⅰ轴
1.2
8
1400
3.39
0.99
Ⅱ轴
1.15
26.307
412.98
2.422
0.97
Ⅲ轴
1.1
62.448
170.51
1
0.96
卷筒轴
1.08
61.205
170.51
五、传动零件的设计计算
一、高速级齿轮传动设计
1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
(1)、按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
(2)、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-98）。
(3)、材料选择。由教材表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
（4）、选用小齿轮齿数Z1=23，大齿轮齿数=77.97，取Z2=78。齿数比为：
2、按齿面接触强度设计
由教材式（10-9a）进行计算，即：

设 计 计 算 内 容
计算结果
⑴、确定公式内的各计算数值
①试选载荷系数。
②计算小齿轮传递的转矩。
=
③由教材表10—7 选取齿宽系数
④由教材表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 Mpa1/2。
⑤由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa
⑥由教材式10-13计算应力循环次数。
=60

⑦由教材图10-19取接触疲劳寿命系数，
⑧计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材式（10-12）得：

(2)、计算
①计算小齿轮分度圆直径d1t,代入[H]中较小的值。

=38.592

=540

=522.5
设 计 计 算 内 容
计算结果
②计算圆周速度.

=2.828
③计算齿宽b。
b= =1x38.592=38.592
④计算齿宽与齿高之比。
模数
齿高

⑤计算载荷系数K
根据v=2.828 m/s,7级精度，由教材图10-8查得动载系数=1.055；
直齿轮，=1；
由教材表10-2查得使用系数=1；
由教材表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.404。
由=10.22，=1.4047，查教材图10-13得=1.34；故动载荷系数为：

⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由教材式(10-10a)得：

⑦计算模数。

=1.678
设 计 计 算 内 容
计算结果

3、按齿根弯曲强度设计
由教材式(10-5)得弯曲强度的设计公式为：

（1）确定公式内的各计算数值
①由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限=380MPa；
②由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88；
③计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由教材式（10-12）得：
=303.57
=238.86
④计算载荷系数。

⑤查取齿形系数。
由教材表10-5查得 ；
⑥查取应力校正系数。
由教材表10-5查得 ；
⑦计算大小齿轮的并加以比较。

设 计 计 算 内 容
计算结果

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模数，取=1mm，已可满足弯曲强度。按接触疲劳强度算得的分度圆直径=69.995 mm，算出小齿轮齿数
， 取=43
大齿轮齿数 Z2=433.391=145.78， 取Z2=146，
4.几何尺寸计算。
（1）计算分度圆直径：

（2）计算中心距：

(3)计算齿轮宽度：

取，
5.结构设计 小齿轮1由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用实心结构。高速级齿轮传动的尺寸如表3所示。

设 计 计 算 内 容
计算结果
表3 高速级齿轮传动的尺寸
名 称
计 算 公 式
结果
模 数

1
压 力 角

齿 数

43

146
传 动 比

3.395
分度圆直径

43

146
齿顶圆直径

45

148
齿根圆直径

40

143
中 心 距
a
94.5
齿 宽

48

43
二、低速级齿轮传动设计
1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数
(1)、按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
(2)、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-98）。
(3)、材料选择。由教材表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
（4）、选用小齿轮齿数Z1=23，大齿轮齿数=58.236，取Z2=59。齿数比为：
2、按齿面接触强度设计
由教材式（10-9a）进行计算，即：

设 计 计 算 内 容
计算结果

⑴、确定公式内的各计算数值
①试选载荷系数。
②计算小齿轮传递的转矩。
=
③由教材表10—7 选取齿宽系数
④由教材表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8 Mpa1/2。
⑤由教材图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa
⑥由教材式10-13计算应力循环次数。
=60

⑦由教材图10-19取接触疲劳寿命系数，
⑧计算接触疲劳许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由教材式（10-12）得：

(2)、计算
①计算小齿轮分度圆直径d1t,代入[H]中较小的值。

设 计 计 算 内 容
计算结果
②计算圆周速度.

=1.28
③计算齿宽b。
b= =159.237=59.237
④计算齿宽与齿高之比。
模数
齿高

⑤计算载荷系数K
根据v=1.28 m/s,7级精度，由教材图10-8查得动载系数=1.015；
直齿轮，=1.2；
由教材表10-2查得使用系数=1；
由教材表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.419。
由=10.22，=1.419，查教材图10-13得=1.47；故动载荷系数为：

⑥按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由教材式(10-10a)得：

设 计 计 算 内 容
计算结果
⑦计算模数。

3、按齿根弯曲强度设计
由教材式(10-5)得弯曲强度的设计公式为：

（1）确定公式内的各计算数值
①由教材图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限=380MPa；
②由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.88；
③计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由教材式（10-12）得：
MPa=303.57 MPa
MPa=238.86 MPa
④计算载荷系数。

⑤查取齿形系数。
由教材表10-5查得 ；
⑥查取应力校正系数。
由教材表10-5查得 ；
⑦计算大小齿轮的并加以比较。

设 计 计 算 内 容
计算结果

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模数，取=1.5 mm，已可满足弯曲强度。按接触疲劳强度算得的分度圆直径=65.128 mm，算出小齿轮齿数
， 取=44；
大齿轮齿数 Z2=442.434=108， 取Z2=108；
4.几何尺寸计算。
（1）计算分度圆直径：

（2）计算中心距：

(3)计算齿轮宽度：

取，
5.结构设计 小齿轮1由于直径比较小，采用齿轮轴结构；大齿轮2采用腹板式结构。结构尺寸按经验公式和后续设计的中间配合段直径计算，见表4。低速级齿

设 计 计 算 内 容
计算结果
轮传动的尺寸如表5所示。
表4 低速级大齿轮结构尺寸
名 称
结构尺寸经验计算公式
结 果
毂孔直径
由中间轴设计而定d=d32
45
轮毂直径

72
轮毂宽度

56
腹板最大直径

124
板孔分布圆直径

98
板孔直径

15
腹板厚度

14
表5 低速级齿轮传动的尺寸
名 称
计 算 公 式
结果
模 数

2
压 力 角

齿 数

44

108
传 动 比

2.455
分度圆直径

66

162
齿顶圆直径

69

165
齿根圆直径

58.5

15.5
中 心 距
a
114
齿 宽

71

66

设 计 计 算 内 容
计算结果
六、轴的设计
一、轴的材料选择和最小直径
根据工作条件，初选轴的材料为40钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%~7%，两个键槽时，d增大10%~15%。A0值由表15—3确定：高速轴A01=126,中间轴A02=120,低速轴A03=112。
高速轴：，因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：=12.196,取为整数=13。
中间轴：，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标准值。
低速轴：，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：=23.903,取为联轴器的孔径， =24 。
二、轴的结构设计：
1、高速轴的结构设计
（1）各轴段直径的确定：
：最小直径，安装联轴器的外伸段，=。
：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采

设 计 计 算 内 容
计算结果
用毡圈密封），=20 mm。
：滚动轴承处轴段，=20 mm ，滚动轴承选择7004AC，其尺寸为。
：过渡轴段，=30 mm.
齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为40,调质处理。
：轴环，==30 mm.
：滚动轴承处轴段，==20 mm.。
（2）各轴段长度的确定：
：由联轴器的毂孔宽确定，=28 。
：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，=50.
：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，=10.
：由装配关系，箱体结构等确定，=90。
：由高速级齿轮宽度B1=48确定，=40。
：取为=2。
：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，=24。
2、中间轴的结构设计
中间轴的结构如图1所示。
（1） 各轴段直径的确定：
：最小直径，滚动轴承处轴段，=，滚动轴承选取7004AC, 其尺寸为。
：轴环，==48 。
齿轮处轴段：由于小齿轮处直径比较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为40,调质处理。

设 计 计 算 内 容
计算结果
：轴环，根据齿轮等轴向定位要求，==48.
：高速级大齿轮轴段，=35。
：滚动轴承处轴段，==20。
（2）各轴段长度的确定：
：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，=26 。
：轴环宽度，=10.
：由低速级齿轮宽度B1=71确定，=61.
：轴环宽度，==10。
：由高速级大齿轮的毂孔宽度确定，=32。
：由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，=30 。

图 1
3、低速轴的结构设计
（1）各轴段直径的确定：
：滚动轴承处轴段，=25 mm，滚动轴承选取6005，尺寸为
：低速级大齿轮轴段=30 mm。
：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，=40 mm。

设 计 计 算 内 容
计算结果
：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位要求，=35mm.
：滚动轴承处轴段，==25mm。
：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=35 mm。
：最小直径，安装联轴器的外伸段，=
（2）各轴段长度的确定：
：由滚动轴承，套筒及装配关系等确定，=43 。
：由低速级大齿轮的毂宽66 确定，=66.
：轴环宽度，=10.
：由装配关系，箱体结构等确定，=50。
：由滚动轴承确定，=13。
：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，=50 。
：由联轴器的毂孔宽确定，取=58。

七、轴的校核
一、中间轴的校核
（1）轴的力学模型的建立
1、轴上力的作用点位置和支点跨距的确立：
齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽度的中点，因此可以决定轴上两齿轮力的作用点位置。支点跨距L=140mm，低速级小齿轮的力作用点C到支点A距离L1=52mm，两齿轮的力作用点之间的距离L2=57mm，高速级大齿轮的力作用点D到右支点B距离L3=31mm。
2、绘制轴的力学模型图
据分析做出轴的受力图，见图2a。

设 计 计 算 内 容
计算结果

图2 轴的力学模型及转矩、弯矩图
a) 力学模型图 b) V面力学模型图
c) V面弯矩图 d) H面力学模型图
e) H面弯矩图 f) 合成弯矩图
g) 转矩图 h)当量弯矩图

设 计 计 算 内 容
计算结果
（二）计算轴上的作用力：
高速级大齿轮2：
==170.92 N
低速级大齿轮3：N
==1.638*103=596.183 N
（三）计算支反力：
1.垂直面支反力，见图2b。
由绕支点B的力矩和，得：

=170.92*31-596.183*88=

= 方向向下
同理，由由绕支点A的力矩和,得：

=
= 方向也向下
由轴上的合力，校核：

=0 计算无误
2、水平面支反力，见图2d。
由绕支点B的力矩和，得：

设 计 计 算 内 容
计算结果

=769.6*31+1638*88
=
= 方向向下
同理，由由绕支点A的力矩和,得：

=
= 方向也向下
由轴上的合力，校核：

=0 计算无误
3、A点总支反力：
B点总支反力：
（四）绘转矩、弯矩图：
1、垂直面内的弯矩图，见图2C。
C处弯矩：

D处弯矩：

2、水平面内的弯矩图，见图2e.
C处弯矩：

设 计 计 算 内 容
计算结果
3、合成弯矩图，见图2f。
C处：
=64812.952 N.mm
=
D处：
=37535.338 N.mm
4、转矩图，见图2g。

5、当量弯矩图，见图2h。
因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数。

C处：

=70412.464
D处：

=37535.338
（五）弯扭合成强度校核
进行校核时，通常只校核轴承上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C的）的强度。

根据选定的轴的材料为40C，因此，，故安全。

同理，高速轴和低速轴径校核，合乎要求。

设 计 计 算 内 容
计算结果
八、轴承的校核
一、高速轴滚动轴承的校核
1、滚动轴承的选择。
根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由高速轴的结构设计，根据，选取7004AC，其基本参数查资
2、当量动载荷
根据工况，载荷平稳，，由教材表13—6查出载荷系数。
按教材表13—5，,故当量载荷P为，
=184.862 N
=603.49N
3、验算轴承寿命：
因，故只需验算轴承2。轴承预期寿命与整机寿命相同，为：
=80648.362>72000h
故，所选轴承满足寿命要求。
二、中间轴滚动轴承的校核
1、滚动轴承的选择。
根据载荷及速度情况，拟选用角接触球轴承，由中间轴的结构设计，根据，选取7004AC，其基本参数查资
2、当量动载荷
根据工况，载荷平稳，，由教材表13—6查出载荷系数。
按教材表13—5，,故当量载荷P为，
=1246.403 N

设 计 计 算 内 容
计算结果
=1210.818N
3、验算轴承寿命：
因，故只需验算轴承1。轴承预期寿命与整机寿命相同，为：
=324616.7372>72000h
故，所选轴承满足寿命要求。
三、低速轴滚动轴承的校核
1、滚动轴承的选择。
根据载荷及速度情况，拟选用深沟球球轴承，由高速轴的结构设计，根据，选取6005，其基本参数查资
2、当量动载荷
根据工况，载荷平稳，，由教材表13—6查出载荷系数。
按教材表13—5，,故当量载荷P为，
=93.654 N
=60.282N
3、验算轴承寿命：
因，故只需验算轴承1。轴承预期寿命与整机寿命相同，为：
＞72000h
故，所选轴承满足寿命要求。

九、键的选择与校核

设 计 计 算 内 容
计算结果
一、高速轴上键：
由高速轴的结构设计，选定：高速轴伸出段轴端处键槽为：，标记为：键，轴段d=16 mm，键的工作长度；键的接触高度K=0.5h=2.5mm；传递的转矩；按教材表6—2查出键静连接时的许用应力MPa,
==29.929<100=
键连接强度足够
二、中间轴上键：
由中间轴的结构设计，选定：中间轴大齿轮处键槽为：，标记为：键，轴段d=35 mm，键的工作长度；键的接触高度K=0.5h=4mm；传递的转矩；按教材表6—2查出键静连接时的许用应力MPa,
==43.678<100=
键连接强度足够
三、中间轴上键：
由低速轴的结构设计，选定：低速轴大齿轮处键1为：，标记为：键；低速轴伸出轴处键2为：
标记为：键;由于是同一根轴上的键槽，传递的转矩，所以只

设 计 计 算 内 容
计算结果
需要校核键1即可，齿轮轴段处d=45 mm，键的工作长度；键的接触高度K=0.5h=4.5 mm；传递的转矩；按教材表6—2查出键静连接时的许用应力MPa,
==25.613<100=
键连接强度足够

十、联轴器的选择
一、高速轴（输入轴）
根据工作要求，载荷平稳，保证减速器的正常工作，输入轴选用弹性套柱销联轴器。考虑到转矩变化小，取=1.5，则=20.202N.m。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准，选用LT3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为31.5，孔径d=16mm,L=42mm,L1=30mm,许用转速为6300r/min，故适用。标注：LT3联轴器。
二、低速轴（输出轴）
根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性套柱销联轴器。考虑到转矩变化小，取=1.5，则=167.2702。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准，选用LT6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250N.m，孔径d=30 mm，L=82mm，L1=60 mm,许用转速为3800r/min，故适用。标注：LT3联轴器

十一、箱体及其附件设计
和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，其次是强度和抗震性能，此外，对具体的机械，还应满足特殊的要求，并力求具有良好的工艺性。
机座和箱体的结构形状和尺寸大小，决定于安装在它的内部或外部的零件和部

设 计 计 算 内 容
计算结果
件的形状和尺寸及其相互配置、受力与运动情况等。设计时，应使所装的零件和部件便于装拆与操作。
窥视孔、视孔盖：为了便于检查传动的啮合情况、润滑状态、接触斑点和齿侧间隙，并为了向箱体内注入润滑油，应在传动件啮合区的上方设置窥视孔。窥视孔尺寸应足够大，以便检查操作。视孔盖用螺钉紧固在窥视孔上，其下垫有密封垫，以防止润滑油漏出或污物进入箱体内。视孔盖可用钢板、铸铁等制成。
通气器，减速器运转时，会因摩擦发热而导致箱内温度升高、气体膨胀、压力增大。为使含油受热膨胀气体能自由地排出，以保持箱体内外压力平衡，防止润滑油沿箱体结合面、轴外伸处及其他缝隙渗漏出来，常在视孔盖或箱盖上设置通气器。通气器的结构形式很多，常见的有通气塞、通气罩和通气帽等。通气塞的通气能力较小，用于发热较小、较清洁的场合；通气罩和通气帽通气能力大，带过滤网，可防止停机后灰尘随空气进入箱内。
放油孔及螺塞，为了将污油排放干净，应在油池最低位置处设置放油孔。放油孔应避免与其他机件相靠近，以便放油。平时放油孔用螺塞及封油垫圈密封。
油标，用于指示减速器内的油面高度，以保证箱体内有适当的油量。
起吊装置，为便于拆卸和搬运减速器，应在箱体上设置起吊装置。
启盖螺钉，为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆卸时会接较紧而不易分开。为此，常在箱盖或箱座上设置启盖螺钉，其位置宜与连接螺栓共线，以便钻孔。
定位销，用于保证轴承座孔的镗孔精度，并保证减速器每次装拆后轴承座的上、下两半孔始终保持加工时的位置精度。
轴承盖，用于对轴系零件进行轴向固定和承受轴向载荷，同时起密封作用，选择