機械設(shè)計課程設(shè)計兩級圓柱齒輪減速器

1、南華大學(xué) 機械設(shè)計課程設(shè)計課程名稱 機械設(shè)計 題目名稱_兩級圓柱齒輪減速器_學(xué)生學(xué)院 機械工程學(xué)院 專業(yè)班級 學(xué) 號 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 2013 年 1月 17日目錄一、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計任1二、傳動方案的擬定及說明1三、電動機的選擇2四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3五、傳動件的設(shè)計計算4六、齒輪傳動設(shè)計7 七、軸的設(shè)計計算17八、滾動軸承的選擇及計算28九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算31十、聯(lián)軸器的選擇32十一、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇32十二、潤滑與密封方式的選擇34十三、設(shè)計小結(jié)35參考資料目錄前言機械設(shè)計課程是一門實踐性,設(shè)計性很強的技術(shù)基礎(chǔ)課程。本課程設(shè)計以機械設(shè)計

2、課程為基本要求,在科學(xué)總結(jié)教學(xué)經(jīng)驗的基礎(chǔ)上進行學(xué)習(xí)、設(shè)計的,實驗教學(xué)是培養(yǎng)學(xué)生創(chuàng)新精神和實踐能力的重要教學(xué)環(huán)節(jié),不緊對增強學(xué)生的感性認識,深化課堂內(nèi)容,培養(yǎng)學(xué)生實事求是的科學(xué)態(tài)度和嚴謹務(wù)實的工作作風(fēng)具有重要的意義同時對學(xué)生分析問題和解決問題的能力也大有作用。減速器是位于原動機和工作機之間的傳動裝置,也是一種常見的傳動裝置,它結(jié)構(gòu)緊湊,制造簡單,維修方便,價格便宜,所以在很多場合都應(yīng)用到它,常用的減速器已經(jīng)標準化規(guī)格化。本課程設(shè)計是對一個非標準的減速器進行設(shè)計說明的,是一個二級圓柱齒輪減速器。設(shè)計內(nèi)容設(shè)計計算過程設(shè)計結(jié)果一、課程設(shè)計的任務(wù)二、傳動方案的擬定及說明三、電動機選擇3.1電動機類型的選

3、擇3.2電動機功率的選擇3.3電動機轉(zhuǎn)速和型號的選擇3.4計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)4.1各軸轉(zhuǎn)速4.2各軸輸入功率4.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩t(nm)5、 傳動件的設(shè)計計算5.1設(shè)計帶傳動的主要參數(shù)5.1.1計算功率5.1.2選擇v帶型5.1.3確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v5.1.4確定v帶的中心距a和基準長度5.1.5驗算小帶輪包角5.1.6計算帶的根數(shù)1)設(shè)計一用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器。工作有輕振，空載起動，單向運轉(zhuǎn)，單班制工作。運輸帶容許速度誤差為5%。減速器小批生產(chǎn)，使用期限為8年，每年按300天計。 2)原始數(shù)據(jù) 運輸帶所需扭矩 運輸帶

4、速度v=0.7m/s 卷筒直徑d=300mm3)課程設(shè)計應(yīng)完成的工作 1減速器裝配圖1張； 2零件工作圖 2張（軸、齒輪各1張）； 3設(shè)計說明書 1份。 傳動方案給定為三級減速器（包含帶輪減速和兩級圓柱齒輪傳動減速），說明如下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構(gòu)和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即一般常選用同步轉(zhuǎn)速為的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為16-160。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可采用任務(wù)書所提供的傳動方案就是以帶輪傳動加二級圓柱齒輪傳動。1)根據(jù)電動機的工作條件、電源種類、工作時間的長短、載荷條件及過載情況等條件來選擇。一般情況下，多采用y系

5、列全封閉自扇冷式籠型三相交流異步電動機。1)輸送帶所需功率 2) 電動機輸出功率d 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由參考書1表2-4查得：v形帶；圓柱齒輪傳動；滾子軸承；傳動彈性聯(lián)軸器；工作機。則故 3）電動機額定功率由2附表6-1選取電動機額定功率 為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務(wù)書中推薦普通圓柱齒輪減速裝置傳動比范圍3至5，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為選用常用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動機，選定電動機的型號為y100l2-4。主要性能如下表：電機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速起運轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩y100l2-4 3kw1430r/min

6、1）總傳動比（符合16120 包角滿足條件。1）單根v帶所能傳達的功率 根據(jù)=1430r/min 和=100mm 1表8-4a用插值法求得=1.306kw，單根v帶的傳遞功率的增量查表8-4b得。 已知a型v帶，小帶輪轉(zhuǎn)速=1430r/min 轉(zhuǎn)動比 i=/=2.5 2）計算v帶的根數(shù)查表8-5得包角修正系數(shù)=0.984,表8-2得帶長修正系數(shù)=0.93 故取3根。y系列全封閉自扇冷式籠型三相交流異步電動機a型帶v帶取3根。5.1.7計算單根v帶的初拉力和最小值5.1.8計算帶傳動的壓軸力5.2帶輪的設(shè)計結(jié)構(gòu)6、 齒輪傳動設(shè)計6.1設(shè)計高速級齒輪傳動6.1.1選擇材料熱處理方式6.1.2齒輪傳

7、動參數(shù)的選擇6.1.3按齒面接觸疲勞強度設(shè)計6.1.4按齒根彎曲強度設(shè)計6.2設(shè)計低速級齒輪傳動6.2.1選擇材料熱處理方式6.2.2齒輪傳動參數(shù)的選擇6.2.3按齒面接觸疲勞強度設(shè)計6.2.4按齒根彎曲強度設(shè)計7、 軸的設(shè)計計算和校核計算7.1齒輪軸的設(shè)計7.1.1確定各段直徑7.1.2確定軸各段的長度7.2中速軸的設(shè)計7.2.1確定各段直徑7.2.2確定軸各段的長度7.3低速軸的設(shè)計7.3.1確定各段直徑7.3.2確定軸各段的長度7.4齒輪軸的校核計算垂直平面支反力：垂直平面彎矩圖：水平平面支反力：水平平面彎矩圖：7.5齒輪軸的疲勞強度校核7.5.1判斷危險截面7.5.2截面右端面7.5.

8、3截面左端面校核7.6中速軸的校核計算垂直平面支反力：垂直平面彎矩圖：水平平面支反力：水平平面彎矩圖：7.7低速軸的校核計算八、滾動軸承的選擇及計算8.1齒輪軸軸承8.2中速軸軸承8.3低速軸軸承九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算9.1齒輪軸與帶輪相聯(lián)處鍵的校核9.2中速軸大齒輪處鍵9.3中速軸小齒輪處鍵9.4低速軸大齒輪處鍵9.4低速軸聯(lián)軸器處鍵十、聯(lián)軸器的選擇十一、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇11.1減速器附件的選擇十二、潤滑與密封方式的選擇十三、設(shè)計小結(jié)對于新安裝的v帶,初拉力為:對于運轉(zhuǎn)后的v帶,初拉力為:a.帶輪的材料為:ht200b.v帶輪的結(jié)構(gòu)形式為:腹板式 選擇標準斜齒圓柱

9、齒輪。 根據(jù)工作條件與已知條件知減速器采用閉式軟齒面計算說明(hb=350hbs),8級精度,查1表10-1得小齒輪：調(diào)質(zhì)處理，,取 大齒輪：45鋼調(diào)質(zhì)處理，,取1）壓力角2）齒數(shù)z為避免根切，對于標準斜齒圓柱齒輪。閉式齒輪傳動中，通?？扇?初選 ，,取大齒輪齒數(shù)。齒數(shù)比則，故滿足要求。3）螺旋角 按經(jīng)驗 ，初選 4）齒寬系數(shù) 兩支承相對于小齒輪做不對稱布置 。1)因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇2)由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)3)由圖10-26查得, ,則4)計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩:確定需用接觸應(yīng)力。5)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。6)由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒

10、面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設(shè)計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應(yīng)力；大齒輪的為。7)由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)8)由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) ，。取失效概率為1%，安全系數(shù)，；。 所以9）計算圓周速度:10)計算齒寬b及模數(shù) 11)計算縱向重合度12)計算載荷系數(shù) 由1表10-2查得：使用系數(shù)；根據(jù)、8級精度，由1圖10-8查得：動載系數(shù)；由1表10-3查得：（假設(shè)）；由1表10-4查得8級精度、調(diào)質(zhì)小齒輪相對支承非對稱布置時。根據(jù)，由1圖10-13查得：。故載荷系數(shù)：。13)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由1式1010a 得

11、 14)計算模數(shù)1)計算載荷系數(shù):2)根據(jù)縱向重合度,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3)計算當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù) ，4）由1圖10-5查得由1表10-5 查得由圖10-20c但得，。由圖10-18取彎曲疲勞極限,。計算彎曲疲勞應(yīng)力:取安全系數(shù)s=1.3,由10-12得:5）計算大小齒輪的，并比較 且，故應(yīng)將代入1式（11-15）計算。6）計算法向模數(shù)對比計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑來計算應(yīng)有的數(shù),于是有:??；7)則，故取。 ，取。8）計算中心距 取。9）確定螺旋角 10）計算大小齒輪分度圓直徑:11）確定齒寬 取。 選擇標準斜齒圓柱齒輪。 根據(jù)工作條件與已知條件知減速器采

12、用閉式軟齒面計算說明(hb=350hbs),8級精度,查1表10-1得小齒輪：調(diào)質(zhì)處理，,取 大齒輪：45鋼調(diào)質(zhì)處理，,取1）壓力角2）齒數(shù)z為避免根切，對于標準斜齒圓柱齒輪。閉式齒輪傳動中，通?？扇?初選 ，,取大齒輪齒數(shù)。齒數(shù)比則，故滿足要求。3）螺旋角 按經(jīng)驗 ，初選 4）齒寬系數(shù) 兩支承相對于小齒輪做不對稱布置 。1)因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇2)由1圖10-30選取區(qū)域系數(shù)3)由1圖10-26查得, ,則4)計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩:確定需用接觸應(yīng)力。5)由1表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。6)由1圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按

13、齒面接觸強度設(shè)計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應(yīng)力；大齒輪的為。7)由1式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)8)由1圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) ，。 取失效概率為1%，安全系數(shù)，；。 所以9）計算圓周速度:10)計算齒寬b及模數(shù) 11）計算縱向重合度12）計算載荷系數(shù)由1表10-2查得：使用系數(shù)；根據(jù)、8級精度，由1圖10-8查得：動載系數(shù)；由課本表10-3查得：（假設(shè)）；由1表10-4查得8級精度、調(diào)質(zhì)小齒輪相對支承非對稱布置時。根據(jù)，由1圖10-13查得：。故載荷系數(shù)：。13）按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式1010a 得 14）計算模數(shù)1)計算載荷

14、系數(shù):2)根據(jù)縱向重合度,從1圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)。3)計算當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù) ，4）由1圖10-5查得由表10-5 查得由圖10-20c但得，。由圖10-18取彎曲疲勞極限,。計算彎曲疲勞應(yīng)力:取安全系數(shù)s=1.3,由10-12得:5）計算大小齒輪的，并比較 且，故應(yīng)將代入1式（11-15）計算。6）計算法向模數(shù)對比計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑來計算應(yīng)有的數(shù),于是有:??；7）則，故取。 ，取。8）計算中心距 取。9）確定螺旋角 10）計算大小齒輪分度圓直徑:11）確定齒寬 取。1）按齒輪軸設(shè)計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-3，

15、取2）初算軸的最小直徑高速軸為輸入軸，最小直徑處跟v帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大3%5%，。由3表22-1-17查得帶輪軸孔有20，22，24，25，28,30等規(guī)格，故取。高速軸工作簡圖如圖(a)所示a段：，由最小直徑算出。b段：=26mm，在確定此軸段時，應(yīng)考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸，帶輪用軸肩定位，軸肩高度為。c段：，與軸承（角接觸球軸承7206c）配合，取軸承內(nèi)徑，采用脂潤滑。d段：。e段：=49.15mm，將高速級小齒輪設(shè)計為齒輪軸，考慮依據(jù)2。g段： 。f段：, 取軸承型號7206c。a段：,取帶輪寬度，軸段長度略小于輪轂長度。b段：。c段：, 與軸承（角

16、接觸球軸承7206c）配合,加上擋油環(huán)長度。d段：, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內(nèi)壁寬度減去箱體內(nèi)已定長度。e段：；f段：；g段：, 與軸承（角接觸球軸承7206c）配合,加上擋油環(huán)長度（參考2減速器裝配草圖設(shè)計）。1）軸的材料：45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取。2）初算軸的最小直徑因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大5%，取根據(jù)減速器的結(jié)構(gòu)，軸的最小直徑應(yīng)該設(shè)計在與軸承配合部分，初選角接觸球軸承7207c。軸的設(shè)計圖如下：a段:=35mm,與軸承（角接觸球軸承7207c）配合。b段：=42mm，該段為中間軸上的齒輪提供定位，其軸肩范圍為，取其高度為5mm。c段：=52mm, 非定位軸

17、肩，與齒輪配合，略大于。d段：=42mm； e段：=35mm；a段：=45mm, 考慮軸承（角接觸球軸承7207c）寬度與擋油盤的長度。b段：=73mm,根據(jù)軸齒輪到內(nèi)壁的距離及其厚度c段：=13mm；d段：=43mm；e段：=47mm,軸長比輪轂長略短。 軸的材料選用45鋼（調(diào)質(zhì)），可由表15-3查得=112。軸的直徑: 。因為軸上有一個鍵槽，故最小直徑加大5%，得，。軸設(shè)計圖 如下：a段: =45mm；b段: =51mm；c段: =55mm,與軸承（角接觸球軸承7211c）配合d段: =64mm；e段: =74mm；f段: =64mm；g段: =55mm,與軸承（角接觸球軸承7211c）配

18、合。a段: =112mm,由聯(lián)軸器長度、3、2、擋油盤尺寸確定。b段: =60mm，與零件、軸承座、軸承端蓋有關(guān)。c段: =43mm, 軸環(huán)寬度并根據(jù)軸承（角接觸球軸承7211c）寬度需要。d段: =53mm,為軸承提供定位和固定作用。e段: =10mm；f段: =68mm, 比輪轂略短。g段: =47mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到。軸上載荷：設(shè)該齒輪軸齒向是左旋，受力如右圖：扭矩圖：由材料力學(xué)知識可求得水平支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在c右邊w=0.1軸材料選用40cr，查手冊，因，故強度足夠。齒輪軸結(jié)構(gòu)如下： 在a-b軸段內(nèi)只受到扭矩的作用，又因為e2m 高速軸是齒輪軸，

19、軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕是確定的，所以a-b內(nèi)均無需疲勞強度校核。 從應(yīng)力集中疲勞強度的影響來看，e段左截面和e段右截面為齒輪軸嚙合區(qū)域，引起的應(yīng)力集中最為嚴重，e端右截面不受扭矩，e端左截面上的應(yīng)力最大。所以只需校核e段左端面左右端面即可?？箯澖孛嫦禂?shù)抗扭截面系數(shù)左截面上的彎矩m為左截面上的扭矩t1為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力軸的材料40cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得：截面上理論應(yīng)力系數(shù)按附表3-2查取。因經(jīng)查之為：；又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)；故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為：經(jīng)過表面硬化處理，即，則按1式（3-12）及（3-12a）得到綜合系數(shù)為：；有1

20、附圖3-2的尺寸系數(shù)由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：；又由3-1及3-2得到40cr的特性系數(shù)則界面安全系數(shù)：故可知道其右端面安全；同理可知：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)左截面上的彎矩m為左截面上的扭矩t1為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)；有附表3-8用插值法查得：軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：；又由3-1及3-2得到40cr的特性系數(shù)則界面安全系數(shù)：故e段左端截面的左端面安全。軸上載荷：設(shè)該齒輪軸齒向兩個都是右旋，受力如下圖：扭矩圖：由材料力學(xué)知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩：由圖可知,危險截

21、面在c右邊w=0.1軸材料選用45鋼，查手冊，因，故強度足夠。設(shè)該齒輪齒向是左旋，則其受力圖如下：扭矩圖：水平平面支反力：垂直平面支反力：垂直平面彎矩圖：水平平面彎矩圖：由材料力學(xué)知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩：由圖可知,危險截面在c右邊w=0.1軸材料選用45鋼，查手冊，因，故強度足夠。齒輪軸型號為7206c角接觸球軸承；中速軸型號為7207c角接觸球軸承；低速軸型號為7211c角接觸球軸承。1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷(查指導(dǎo)書p125)7206c軸承的基本額定動載荷cr=23000n,基本額定靜載荷cor=15000n。兩軸承派生軸向力為：因為軸右移，右

22、端軸承壓緊，左端軸承放松2）計算軸承1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系數(shù)因為因為 所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天單班制.壽命8年。預(yù)期壽命：，故所選軸承適用。1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷(查指導(dǎo)書p125)7207c軸承的基本額定動載荷c=30500n,基本額定靜載荷cor=20000n。兩軸承派生軸向力為：因為軸左移，右端軸承放松，左端軸承壓緊2）計算軸承1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系數(shù)因為因為 n所以取3）校核軸承壽命 按一年300個工作日,每天單班制，壽命8年。故所選軸承適用。1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 7211c軸承的基

23、本額定動載荷c=52800n,基本額定靜載荷co=40500n.兩軸承派生軸向力為：因為軸左移，右端軸承放松，左端軸承壓緊2） 計算軸承1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系數(shù)因為因為： 所以取。3）校核軸承壽命故所選軸承適用。鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125mpa。鍵a640；bhl=6640；單鍵。滿足設(shè)計要求。鍵 a1236；bhl=12836；單鍵。滿足設(shè)計要求。鍵 a1263；bhl=12863；單鍵。滿足設(shè)計要求。采用a型鍵a1856； 單鍵。滿足設(shè)計要求。采用鍵a14100；bhl=149100；單鍵。滿足設(shè)計要求。根據(jù)工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器。

24、轉(zhuǎn)矩變化很小，取，。按照計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件查2，選用hl4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為，孔徑，故適用。標記：hl4聯(lián)軸器gb/t 50142003。鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表名稱符號減速器及其形式關(guān)系機座壁厚8mm機蓋壁厚18mm機座凸緣厚度b12mm機蓋凸緣厚度b112mm機座底凸緣厚度p20mm地腳螺釘直徑df16mm地腳螺釘數(shù)目nn=6軸承旁連接螺栓直徑d112mm機蓋與機座連接螺栓直徑d28mm連接螺栓d2的間距l(xiāng)150mm軸承端蓋螺釘直徑d3m8窺視孔蓋螺釘直徑d4m6定位銷直徑dm6df、d2、d3至外機壁距離c122mm、18mm、14mmd1、d2至凸緣邊緣距

25、離c216mm、12mm軸承旁凸臺半徑r120mm凸臺高度h43mm外機壁至軸承座端面距離l141mm內(nèi)機壁至軸承座端面距離l249mm大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離111mm齒輪端面與內(nèi)機壁距離2取8-12mm機蓋、機座肋厚m1,m 7mm軸承端蓋外徑d2102mm、112mm、140mm軸承端蓋凸緣厚度e 9mm軸承旁連接螺栓距離ssd2（102mm、112mm、140mm）1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，蓋板用鑄鐵制成，用m6緊固。2

26、油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。3油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。4通氣孔：由于減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡。5螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。6定位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。7吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體。 對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以滾動軸承采用脂潤滑， 傳動零件采用浸油潤滑，裝至規(guī)定高度。 密封性是為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，連接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不