1、Harbin Institute of Technology課程設計說明書哈爾濱工業(yè)大學目錄一.傳動裝置的總體設計11.1分析或確定傳動方案11.2選擇電動機21.3計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比41.4計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)5二.傳動零件的設計計算62.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級52.2 確定計算公式62.3 高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸62.4 低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸9三.軸的設計計算及軸上鍵連接強度、軸承基本額定壽命的校核123.1高速軸設計計算123.2中間軸的設計計算213.3輸出軸的設計計算26四.聯(lián)軸器的選擇326.1輸入軸聯(lián)軸器3

2、26.2輸出軸聯(lián)軸器24五. 潤滑密封設計25六. 減速器附件及其說明25一.傳動裝置的總體設計1.1分析或確定傳動方案1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機傳送帶組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大 其傳動方案如下根據(jù)要求，選用二級斜齒圓柱齒輪減速器，將動力傳送到傳送帶上，實現(xiàn)傳送帶預先設計的參數(shù)及其相應的功能。設計的原始數(shù)據(jù)要求：傳送帶的初拉力：F=1900N傳送帶卷筒直徑：d=280mm傳送帶帶速：v=1.21m/s關于減速器的生產(chǎn)和工作的要求：機器產(chǎn)量為大批量；機器工作環(huán)境為礦山運石

3、；機器載荷特性為中等沖擊；機器最短工作年限為8年3班。1.2選擇電動機1.2.1選擇電動機的結構形式電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于生產(chǎn)單位一般多采用三相交流電源，因此，無特殊要求時應選用三相交流電動機，其中以三相交流異步電動機應用廣泛。所以選擇使用三相交流異步電動機Y系列三相鼠籠型異步電動機，全封閉自冷式。1.2.2選擇電動機的容量（功率）首先計算工作機有效功率：式中，F(xiàn)傳送帶的初拉力，由設計原始數(shù)據(jù)，F(xiàn)=1900N； v傳送帶的帶速，由設計原始數(shù)據(jù)，v=1.21m/s。從原動機到工作機的總效率：0.960.817式中，聯(lián)軸器傳動效率，由參考文獻1P81頁表9.1，； 軸承傳動效率，

4、由參考文獻1P81頁表9.1，； 齒輪嚙合效率，； 卷筒傳動效率，。則所需電動機功率：1.2.3確定電動機的轉速工作機（套筒）的轉速： 式中，d傳送帶卷筒軸直徑。由設計原始數(shù)據(jù)，d=280mm。由參考文獻1P88頁表9.2，兩級齒輪傳動，所以電動機的轉速范圍為：=(840)82.5=（660.03300.0）符合這一范圍的同步轉速為750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1500 r/min的電動機。根據(jù)電動機的類型、容量和轉速，由參考文獻1P172頁表15.1，選定電動機型號

5、為Y100L2-4，其主要性能如下表所示。電動機型號額定功率/kW同步轉速/（rmin）滿載轉速(rmin)Y100L2-43150014202.22.21.3計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1.3.1總傳動比 由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為/n1420/82.517.211.3.2分配傳動比式中分別為一級、二級齒輪傳動比?？紤]潤滑條件，為使倆大齒輪直徑相近。高速級傳動比為=4.68，則3.67。1.4計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1.4.1各軸的轉速： 1420r/min 960/4.68300.2r/min /300.2/3.67=82.5r/min

6、 =82.5r/min1.4.2各軸的輸入功率： 2.820.992.79kW 22.790.980.972.65kW 22.650.980.972.52kW 21=2.650.980.992.44kW1.4.3各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩=9550 =2.82/1420=1.90Nmm： =1.900.99=1.88 Nmm =1.884.680.980.97=8.38 Nmm =8.383.670.980.97=2.91Nmm=2.910.980.99=2.83 Nmm。整理以上數(shù)據(jù)，制成表格以備用戶隨時方便查閱。減速器運動學和動力學參數(shù)一覽表軸名功率轉矩轉速傳動比效率電機軸2.821

7、.9014201.000.99軸2.791.88 14204.680.95軸2.658.38300.23.670.95軸2.522.9182.51.000.97卷筒軸2.442.8382.5二.傳動零件的設計計算2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮到卷筒機為一般機械，且該齒輪傳動為閉式傳動。 齒輪材料及熱處理 材料：高速級小齒輪選用40Cr，齒面硬度為48-55HRC,表面淬火，7級精度，硬齒 面。取小齒齒數(shù)=19。 Z=i Z=4.6819=88.92 取Z=89齒。 低速級小齒輪選用40Cr，齒面硬度為48-55HRC,表面淬火，7級精度，硬齒 面。取小齒輪3齒數(shù)=23齒，大齒輪4齒

8、數(shù)=3.67=85.取=85。 齒輪精度按GB/T100951998，均選擇7級精度2.2 確定計算公式由于是閉式硬齒面齒輪傳動，抗點蝕能力強，其主要失效形式是齒根折斷。故按照齒根彎曲疲勞強度進行校核。齒根彎曲疲勞強度進行設計，再對齒面接觸疲勞強度進行校核。2.3 高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸因為是硬齒面閉式傳動，故按齒根彎曲疲勞強度設計： 式中各參數(shù)為：小齒輪傳遞的轉矩，=1.90 Nmm 設計時，因v值未知，K不能確定，初取=2.0。 由傳動方案可知，齒輪為非對稱放置，又由參考文獻1表6.6取齒寬系數(shù)=0.6，初選螺 旋角=12。 由參考文獻1P133頁式8.1，端面重合度：由參

9、考文獻1圖6.22查得：= 0.72；軸面重合度：由參考文獻1圖6.28查得：=0.93。當量齒數(shù) 由參考文獻1圖6.20查得齒形系數(shù)，由參考文獻1圖6.21查得應力修正系數(shù)，由參考文獻1圖6.29h彎曲疲勞極限應力，由參考文獻1表6.7，取安全系數(shù)小齒輪1與大齒輪2的應力循環(huán)次數(shù)分別為N=60na =601420（383008）=4.90810hN= h 由參考文獻1圖6.32 得，彎曲強度壽命系數(shù)故彎曲應力所以初算小齒輪1的分度圓直徑，得=，取mm。確定傳動尺寸：（1） 計算載荷系數(shù)KK=1.51.081.081.2=2.0。 式中，使用系數(shù)。由參考文獻1圖.3，原動機和工作機工作特性均是

10、中等沖擊，故取=1.5 動載系數(shù)。分度圓上的速度為 中心距： a=110.4 圓整為110mm。 螺旋角= =105633。 其它傳動尺寸： 取25mm。 =+（510）mm， 取=30mm。 齒根彎曲疲勞強度校核 K、T、同上 K=2.0、T=1.9Nmm、=2、=38.704mm，b=25mm，u=4.68由參考文獻1表6.5查得；由參考文獻1圖6.15查得；由參考文獻1圖6.16查得、由參考文獻1圖6.26查得齒數(shù)比u=。許用接觸應力算得，由參考文獻1圖6.29a和6.29e，經(jīng)計算比較， 滿足齒根彎曲疲勞強度。高速級齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑(mm)齒寬齒數(shù)螺旋角中心距a(mm)小

11、齒輪238.7042519105633110大齒輪181.29630892.4 低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸因為是硬齒面閉式傳動，設計成直齒輪，故按齒根彎曲疲勞強度設計： 式中各參數(shù)為：小齒輪傳遞的轉矩，=8.44 Nmm，=23，取85 設計時，因v值未知，K不能確定，初取=2.0。 由傳動方案可知，齒輪為非對稱放置，又由參考文獻1表6.6取齒寬系數(shù)=0.6 端面重合度：由參考文獻1圖6.22查得：= 0.70； 由參考文獻1圖6.20查得齒形系數(shù)，由參考文獻1圖6.21查得應力修正系數(shù)，由參考文獻1圖6.29h彎曲疲勞極限應力，由參考文獻1表6.7，取安全系數(shù)小齒輪3與大齒輪4的

12、應力循環(huán)次數(shù)分別為N=60na =60300.2（383008）=1.0410hN= h 由參考文獻1圖6.32 得，彎曲強度壽命系數(shù)取安全系數(shù)故彎曲應力所以初算小齒輪1的分度圓直徑，得=，取mm。確定傳動尺寸：（2） 計算載荷系數(shù)KK=1.51.081.081.2=2.0。式中，使用系數(shù)。由參考文獻1圖.3，原動機和工作機工作特性均是中等沖擊，故取=1.5 動載系數(shù)。分度圓上的速度為故由參考文獻1圖.7查得 K=1.01。 齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻1圖，因為小齒輪是非對稱布置的，故查得齒向載荷分布系數(shù)K =1.08。 齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻1表.4，未經(jīng)表面硬化的8級精度斜齒輪取

13、K =1.2。無需對進行修正。計算傳動尺寸中心距： a=135。 其它傳動尺寸： 取35mm。 =+（510）mm， 取=40mm。 齒根彎曲疲勞強度校核 K、T、同上 K=2.0、T=1.9Nmm、=2、=38.704mm，b=25mm，u=4.68由參考文獻1表6.5查得；由參考文獻1圖6.15查得；由參考文獻1圖6.16查得、齒數(shù)比u=。許用接觸應力算得，由參考文獻1圖6.29a和6.29e，經(jīng)計算比較， 滿足齒根接觸疲勞強度。低速級齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑(mm)齒寬齒數(shù)螺旋角中心距a(mm)小齒輪2.557.540230135大齒輪212.53585三.軸的設計計算及軸上鍵連接

14、強度、軸承基本額定壽命的校核3.1高速軸的設計計算參數(shù)： 2.820.992.79kW =1.900.99=1.88 Nmm n=1420r/min2.作用在齒輪上的力：選擇軸的材料選用45號鋼調質處理，獲得良好的綜合機械性能。初算軸上的最小直徑按彎扭強度計算：考慮到軸上鍵槽適當增加軸直徑，增大5%，圓整后取d=18mm。式中， C由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻2P193頁表10.2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=100。 P軸傳遞的功率。 n軸的轉速。軸承部件的結構設計為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結構。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固

15、定方式采用兩端固定。由此所設計的軸承部件的結構形式如圖所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始設計。 聯(lián)軸器及軸段1：本設計中dmin 就是軸段直徑，又考慮到軸段1上安裝聯(lián)軸器，因此1的設計與聯(lián)軸器同時進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查參考文獻1表13.1，取。則由計算轉矩?？紤]電機輸入軸直徑為18mm,由課程設計查得GB5014-2003中的LX1聯(lián)軸器滿足條件。選用Y型軸孔A型鍵。聯(lián)軸器長L=42mm。與LX1對應的最小軸徑為18mm，軸段1的長度應比聯(lián)軸器的軸孔長度略短，故取l1=40mm。b密封圈及軸段2聯(lián)軸器只傳遞轉矩?？扇≥S段2直徑

16、d2=22mm。查表唇形密封圈的直徑系列中有公稱直徑22mm.軸段2長度為L2=47mm。軸段3和軸段5考慮使用斜齒輪。齒輪有軸向力，軸承類型為圓錐滾子軸承。暫取30205,查得d=25mm,D=52mm,B=15mm。故取軸段3和軸段5的直徑為25mm。軸段3和軸段5的長度均為15mm。軸段4 軸段4的軸肩應為（0.070.1）15=0.851.5mm。取軸段4的直徑為32mm。軸段具體長度要綜合考慮其他2根軸的尺寸和聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離確定。3.2中間軸的設計計算 中間軸上的功率=2.65kW, 轉速n2=300.2r/min, 轉矩T2=8.44。初定軸上的最小直徑根據(jù)軸向定位

17、的要求確定軸的各段直徑和長度。軸段1軸承初選30205則軸徑d=25mm.B=15mm.故軸段1長為15mm。軸段2 齒輪端面距箱體內(nèi)壁應為10mm,油潤滑，軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁的距離為5mm?？紤]軸轂配合，所以軸段2的長度為33mm，且需加套筒起軸向固定齒輪的作用。軸段3軸段3與中間軸小齒輪配合處，為齒輪軸上的齒輪齒寬為40mm。取軸徑d=30mm，軸段3的長為38mm軸段4軸段4為軸肩，用以固定中間軸大小齒輪?？紤]動件不動件距離，軸肩長10mm.軸段5軸段5與中間軸大齒輪的輪轂配合。直徑可取30mm,長度略小于高速級大齒輪齒寬。取軸段6的長度為38mm。軸段6軸段6與套筒配合，

18、起軸向固定中間軸大齒輪和軸承的作用。長度為17軸段7軸段7為套連軸承。取30205軸承。內(nèi)徑為25mm。所以軸段7內(nèi)徑為25mm.按高速軸大齒輪靠近箱體內(nèi)壁端面到箱體內(nèi)壁的距離為10mm?？傻幂S段7長度為15mm。3.3輸出軸設計計算材料同為45號鋼輸出軸上的功率=2.52kW, 轉速n3=82.5r/min, 轉矩T3=2.92。初定軸上的最小直徑式中， C由許用扭轉剪應力確定的系數(shù)。由參考文獻2P193頁表10.2，考慮扭矩大于彎矩，取小值，C=106。 P軸傳遞的功率。 n軸的轉速?？紤]到軸上鍵槽適當增加軸直徑，增大%5，取dmin=36mm。軸上各個軸段的參數(shù)計算軸段1，為輸出軸與聯(lián)軸

19、器的連接部分?？紤]對中性的要求。使用剛性聯(lián)軸器。查表，可取聯(lián)軸器其安裝尺寸，孔徑為36mm，孔徑長L=72。軸段1的長度應略短于聯(lián)軸器的長度。可取長l1=70mm。軸段2由于聯(lián)軸器只傳遞轉矩，軸段2的軸徑可比軸段1略大。由唇形密封圈的標準?？扇≥S段2的軸徑為40mm.軸段2的長度由軸承座的長度和軸段1靠近箱體的端面到軸承端蓋的距離決定。軸承座長為mm.由表參考文獻24.1計算知，取軸承端面螺栓為M12。由此得mm=18+16+10+(58)=4952mm,取為50mm，軸承靠近箱體內(nèi)表面的端面到箱體內(nèi)表面的距離為5mm.(高速軸大齒輪齒輪齒頂圓處速度大于2m/s，由經(jīng)驗，軸承取油潤滑) 則軸段

20、2的長度為得軸段2長度為48mm軸段3軸段3直徑與軸承內(nèi)徑相同。暫取軸承為角接觸球軸承30209C。則，軸段3的直徑為45mm。軸段3長19mm。軸段4軸段4的軸徑有軸肩高度決定。取h=(0.070.1)d=(0.070.1)45=3.154.5mm，取h=3.5mm，由軸段4由軸向固定高速級大齒輪的作用故取軸段4的直徑d4=d3+2 3.5=7+45=52mm。軸段4長度由另外兩根軸決定。軸段5軸段5為軸肩。取軸肩軸徑d5=55mm，軸肩長度為 10mm。軸段6軸段6固連低速級大齒輪。其內(nèi)徑可取48mm.長度應略小于齒輪齒寬。低速級大齒輪的齒寬為72mm,取軸段6的周長為l6=70mm。軸段

21、7軸段7上套軸承30209C。故軸段7的軸徑為45mm.軸承寬B=19mm?？紤]大齒輪靠經(jīng)箱體內(nèi)壁的端面到箱體內(nèi)壁的距離為10mm,軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面到內(nèi)壁的距離有5mm(油潤滑，原理陳訴同上)。所以軸段7的長度為l7=36mm，需加套筒。至此，已經(jīng)初步確定軸的各段直徑和長度。在上述計算中，若后續(xù)計算發(fā)現(xiàn)需使用齒輪軸，又小齒輪使用40Cr作為生產(chǎn)材料。其調質處理后的強度大于45號鋼調質處理。知相同的軸徑設計一定滿足要求。3.4輸入軸強度的校核計算輸入軸的受力分析畫出輸入軸軸的受力簡圖 計算支反力（取向上為垂直正方向，向前為水平正方向）在水平面上在垂直平面上軸承1的總支承反力軸承2的總支承反

22、力畫彎矩圖（如上圖）豎直面上，II-II截面處彎矩最大，；水平面上，I-I截面處彎矩最大，；I-I截面處的彎矩為1.9合成彎矩，I-I截面：畫轉矩圖（如上圖）校核軸的強度由彎矩圖可知，I-I截面左側，軸的彎矩最大，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中，為危險截面?？箯澠拭婺Ａ?；抗扭剖面模量彎曲應力：,扭剪應力： =0.640Cr鋼調質處理，在規(guī)定范圍內(nèi)。鍵的選用：按軸徑d=18mm軸長40選取鍵b6h732，鍵連接強度的校核： ，而，在規(guī)定范圍內(nèi)。軸承基本額定壽命校核：選用30205 ，查得Cr=32.2kN受力圖如上 X=0.4,Y=1.6；當量動載荷；軸承的徑向載荷和軸向載荷；校核軸承1即可。式

23、中：軸承的基本額定壽命，；軸承的預期壽命，八年三班，每年按300天；軸承的基本額定動載荷，由參考文獻2表12.3，查軸承30206，；壽命指數(shù)，對于滾子軸承，；溫度系數(shù)，工作溫度，；載荷系數(shù)，中等沖擊，??；，校核通過。3.5中間軸軸強度的校核計算中間軸的受力分析畫出輸出軸的受力簡圖 計算支反力（取向上為垂直正方向，向前為水平正方向）在水平面上在垂直平面上軸承3的總支承反力軸承4的總支承反力畫彎矩圖（如上圖）豎直面上，I-I截面處彎矩最大，；水平面上，I-I截面處彎矩最大，；I-I截面處的彎矩為8.44合成彎矩，I-I截面：畫轉矩圖（如上圖）校核軸的強度由彎矩圖可知，I-I截面左側，軸的彎矩最大

24、，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中，為危險截面?？箯澠拭婺Ａ浚豢古て拭婺Ａ繌澢鷳Γ?扭剪應力：40Cr鋼調質處理，軸的安全系數(shù)校核計算彎曲應力：,扭剪應力：由參考文獻1式9.4、9.5、9.6，式中：只考慮彎矩時的安全系數(shù)；只考慮轉矩時的安全系數(shù)；、材料對稱循環(huán)的彎曲疲勞極限和扭轉疲勞極限，由參考文獻1表9.3，40Cr鋼調質處理，；彎曲時和扭轉時軸的有效應力集中系數(shù)，由參考文獻1表9.11，因為無鍵槽，集中系數(shù)分別為1.95,1.80；零件的絕對尺寸系數(shù)；表面質量系數(shù)；把彎曲時和扭轉時軸的平均應力折算為應力幅的等效系數(shù)，由參考文獻1，；彎曲應力的應力幅和平均應力；扭轉剪應力的應力幅和平均應力

25、；許用疲勞強度安全系數(shù)，；校核通過。鍵的選用：按軸徑d30mm軸長28選取鍵b8h732，鍵的校核： ，而，在規(guī)定范圍內(nèi)。軸承基本額定壽命校核：選用30205 ，查得Cr=32.2kN軸承受力圖如上 X=0.4,Y=1.6；當量動載荷；軸承的徑向載荷和軸向載荷；校核軸承4即可。式中：軸承的基本額定壽命，；軸承的預期壽命，八年三班，每年按300天；軸承的基本額定動載荷，由參考文獻2表12.3，查軸承30206，；壽命指數(shù)，對于滾子軸承，；溫度系數(shù)，工作溫度，；載荷系數(shù)，中等沖擊，?。?，校核通過。3.6輸出軸軸強度的校核計算輸出軸的受力分析畫出輸出軸的受力簡圖 計算支反力（取向上為垂直正方向，向前

26、為水平正方向）在水平面上在垂直平面上軸承5的總支承反力軸承6的總支承反力畫彎矩圖（如上圖）豎直面上，I-I截面處彎矩最大，；水平面上，I-I截面處彎矩最大，；I-I截面處的彎矩為2.92合成彎矩，I-I截面：畫轉矩圖（如上圖）校核軸的強度由彎矩圖可知，I-I截面左側，軸的彎矩最大，有轉矩，還有鍵槽引起的應力集中，為危險截面?？箯澠拭婺Ａ?；抗扭剖面模量彎曲應力：,扭剪應力：40Cr鋼調質處理，由參考文獻1式9.4、9.5、9.6，式中：只考慮彎矩時的安全系數(shù)；只考慮轉矩時的安全系數(shù)；、材料對稱循環(huán)的彎曲疲勞極限和扭轉疲勞極限，由參考文獻1表9.3，40Cr鋼調質處理，；彎曲時和扭轉時軸的有效應力

27、集中系數(shù)，由參考文獻1表9.11，因為無鍵槽，集中系數(shù)分別為1.95,1.80；零件的絕對尺寸系數(shù)；表面質量系數(shù)；把彎曲時和扭轉時軸的平均應力折算為應力幅的等效系數(shù)，由參考文獻1，；彎曲應力的應力幅和平均應力；扭轉剪應力的應力幅和平均應力；許用疲勞強度安全系數(shù)，；校核通過。鍵的選用：按軸徑d=48mm軸長70選取鍵b14h956，按軸徑d=36mm軸長70選取鍵b10h856鍵的校核： ，而，在規(guī)定范圍內(nèi)。 ，而，在規(guī)定范圍內(nèi)。軸承基本額定壽命校核：選用30209 ，查得Cr=67.9kN，e=0.4，X=0.4，Y=1.5軸承受力圖如上只需校核軸承5又所以；當量動載荷；軸承的徑向載荷和軸向載

28、荷；校核軸承4即可。式中：軸承的基本額定壽命，；軸承的預期壽命，八年三班，每年按300天；軸承的基本額定動載荷，由參考文獻2表12.3，查軸承30209，；壽命指數(shù)，對于滾子軸承，；溫度系數(shù)，工作溫度，；載荷系數(shù)，中等沖擊，?。?，校核通過。四.聯(lián)軸器的選擇由上述軸的設計中的陳述?？偨Y：6.1輸入軸聯(lián)軸器因為減速器應用場合高速，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，根據(jù)使用的電機型號Y100L2-4，由參考文獻2表13.1選取LX1型號，公稱轉矩250 Nm滿足使用要求。輸入端選取直徑為18 mm的聯(lián)軸器。6.2輸出軸聯(lián)軸器輸出聯(lián)軸器根據(jù)輸出軸尺寸，選取金屬滑塊聯(lián)軸器。聯(lián)軸器內(nèi)徑選取36mm，長度L=72mm。五

29、. 潤滑密封設計由上述齒輪設計的陳述，對于本展開式二級圓柱斜齒輪減速器，其高速級大齒輪的齒頂圓上的店的線速度略大于2m/s，由經(jīng)驗選取油潤滑。在箱體上鑄出油溝。由課程設計指導書第48頁經(jīng)驗公式選取油溝尺寸為距箱體內(nèi)壁a=5mm,油溝寬b=6mm,深c=5mm。由于是油潤滑，密封采用唇形密封圈.潤滑油采用LAN-32，裝油量在油標尺的最大和最小高度之間。六.減速器附件及其說明由于是大規(guī)模生產(chǎn)，減速器的箱體采用鑄造箱體。附件設計 A 窺視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與鑄造的凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鋼板焊接制成，用M6螺栓緊固。由要求選取A=110,B=90，A1=140，B1=120，C=125，C1=80，C2=10