1、 機械設計基礎課程設計說明書學 院、 系： 機械工程學院 專 業： 機械設計與制造 學 生 姓 名 ： 彭加明 班 級： 機制1004 指導教師姓名： 李 碩 職稱： 副教授最終評定成績： 2011年 12 月 26 日 至2011年 12 月 30 日目錄1 傳動方案的分析與擬定11.1 設計的原始數據11.2 設計所要求的工作條件11.3 傳動方案的分析11.4 傳動方案的擬定22 原動機的選擇32.1 電動機類型的選擇32.2 選擇電動機的容量31、工作機所需的等效功率32、電動機的輸出功率32.3確定電動機的轉速41、滾筒工作轉速42、電動機的型號確定43 傳動比的分配53.1 計算總

2、傳動比53.2分配傳動比54 傳動裝置的運動和重力參數計算64.1各軸的轉矩計算64.2各軸的輸入功率計算64.3 各軸輸入轉矩65 傳動零件的設計計算85.1 選v帶85.2 選擇v帶的帶型85.3確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速v85.4 確定帶長和中心距95.5 確定v帶根數95.6 計算單根v帶的拉緊力105.7 計算v帶隊軸的壓力q106 閉式圓柱直齒齒輪傳動設計116.1 選擇齒輪材料，熱處理方法116.2 確定材料許用接觸應力116.3 根據設計準則，按齒面接觸疲勞強度進行設計116.4 幾何尺寸計算126.5 校核齒根彎曲疲勞強度126.6 齒輪其他尺寸計算136.7 選擇齒輪精

3、度等級147 軸的設計計算157.1 輸出軸的設計151、選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸的材料的許用應力152、估算軸的最小直徑153、軸的結構設計并繪制結構草圖154、從動齒輪的受力計算175、按扭矩和彎矩組合變形強度條件進行校核計算176、校核軸的強度197.2 輸入軸的設計191、選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸的材料的許用應力192、估算軸的最小直徑203、軸的結構設計并繪制結構草圖204、主動齒輪的受力計算225、按扭矩和彎矩組合變形強度條件進行校核計算226、校核軸的強度238 軸承的設計校核258.1輸出軸軸承251、軸承的選擇252、軸承的校核253、結論268.2輸入軸

4、軸承261、滾動軸承的選擇262、軸承的校核263、結論279 連接鍵的選擇與校核289.1選擇鍵的類型289.2確定鍵的尺寸281、輸出軸鍵的尺寸282、輸入軸鍵的尺寸289.3強度校核291、輸出軸鍵的校核292、輸入軸鍵的校核2910 聯軸器的選擇3110.1聯軸器類型的選擇3110.2型號、尺寸選擇311、確定計算工作時的最大轉矩312、校核軸徑不超過聯軸器的孔徑范圍313、轉速的校核314、結論3211 箱體結構設計3312 減速器附件的設計3512.1 窺視孔和視孔蓋3512.2 定位銷3512.3 通氣器3613 潤滑和密封3713.1 減速器的潤滑371、齒輪的潤滑372、滾動

5、軸承的潤滑3713.2 減速器的密封3714總結38參考文獻391 傳動方案的分析與擬定1.1 設計的原始數據帶圓周力f/n帶速v（m/s）滾筒直徑d/mm11001.52501.2 設計所要求的工作條件 三班制，使用年限10年，連續單向運轉，載荷平穩，小批量生產，運輸帶速度允許誤差為5%。1.3 傳動方案的分析機械傳動系統裝置的設計是一項比較復雜的工作。在傳動裝置設計之前必須首先確定好機械系統是傳動方案。合理的傳動方案，首先滿足工作機的性能要求，其次滿足工作可靠，轉動效率高，結構簡單，結構緊湊，成本低廉，工藝性好，使用和維護方便等要求。 （a） (b) (c)圖1-1 傳動方案對比圖根據要求

6、有圖1-1示三種方案，現在對三種方案進行對比，選擇最合理的方案。（a）傳動方案包含v帶傳動和單級圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同的轉矩時，結構尺寸較嚙合傳動大，帶傳動具有傳動平穩，吸振等特點，能夠起過載保護。（b）傳動方案包含蝸桿渦輪減速器，蝸桿渦輪結構緊湊，工作平穩，傳動比比較大，而且渦輪傳動效率不高，長期連續工作不經濟,不適合此設計方案。（c）傳動方案包含同步帶傳動和單級圓柱齒輪減速器制造和安裝精度要求較高，中心距要求較嚴，廣泛應用于要求傳動比準確的中、小功率傳動中。1.4 傳動方案的擬定根據上述各種方案的優缺點選擇方案（a），具體如圖1-2示：圖1-2 傳動方案2 原動機的

7、選擇2.1 電動機類型的選擇按照設計要求以及工作條件選用y系列三相異步電動機。2.2 選擇電動機的容量1、工作機所需的等效功率式中：為工作機所需的有效功率（） f為帶的圓周力（n）2、電動機的輸出功率式中：為傳動裝置的工作機的總效率（=） 為彈性聯軸器效率 為閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）效率 為一對滾動軸承效率 為v形帶傳動效率 為工作機效率通過文獻【1】中表4-4得： =0.99 =0.97 =0.99 =0.94 =0.96故=0.8493 =1.65/0.8493=1.94因載荷平穩，電動機的額定功率稍大于即可，由文獻【1】中表853選取電動機的額定功率為2.22.3確定電動機的轉速

8、1、滾筒工作轉速由原始數據可求得：=601000v/d=6010001.5/250=114.652、電動機的型號確定由文獻【3】中表3-2查得：v帶傳動比，閉式園粒齒輪傳動比，則總傳動比.故電動機的轉速的可選范圍為：（620）114.65=687.92293符合這一轉速的同步轉速的有1500、1000和750，從經濟和外廓尺寸來考慮，選擇1500，其總傳動比也不是很大在文獻【1】中查表8-53可得，對應額定功率為2.2kw說我電動機的型號為y100l1-4，其數據為：電動機型號額定功率/滿載轉速（）堵載轉矩/額定功率最大轉矩/額定轉矩y100l1-42.214202.22.2由文獻【1】表8-

9、54查得：電動機中心高度h=100軸伸出部分用于裝聯軸器軸段的直徑和長度分別為：d=28和e=60.3 傳動比的分配3.1 計算總傳動比傳動裝置的總傳動比可根據電動機的滿載轉速和滾筒的所需轉速計算：1420/114.6512.4式中:為總傳動比 為電動機的滿載轉速（）3.2分配傳動比根據文獻【3】的表3-2查得：v帶傳動比24，閉式圓柱齒輪的傳動比35，所以傳動比的分配如下：v帶傳動比： 閉式圓柱齒輪傳動比：4 傳動裝置的運動和重力參數計算4.1各軸的轉矩計算 4.2各軸的輸入功率計算2.20.940.99=2.052.050.990.97=1.97式中：為電動機0軸和1軸間的傳遞效率. 為1

10、軸和2軸間的傳遞效率.4.3 各軸輸入轉矩由文獻【6】式（9-1）得：9550=95502.2/142014.7914.793.10.930642.6742.6740.9603163.9將4.1、4.2、4.3中的結果列入如下表：表4-1運動和動力的參數軸號功率/轉矩t()轉速n（）傳動比效率電動機軸2.214.7914203.10.93061軸2.0542.674583.10.93062軸1.97163.9114.540.96035 傳動零件的設計計算5.1 選v帶確定計算由文獻【2】表10-7查得故： 5.2 選擇v帶的帶型 根據，由文獻【2】的圖10-8可選取a型的v帶。5.3 確定帶輪

11、的基準直徑，并驗算帶速v由圖10-8可知，小帶輪的基準直徑的推薦值為80200r/min，由文獻【2】表108，則取，故 由表108，去，實際v帶傳動比i為： 由文獻【1】式1014得帶速 值在5-25m/s范圍內，帶速合格5.4 確定帶長和中心距由文獻【2】中式1015得 粗選中心距則由文獻【2】式102得：取由式1011得實際中心距a為： 顯然選取的中心距符合題意。驗算小帶輪的包角，由式108得： 符合小帶輪包角的要求。5.5 確定v帶根數根據文獻【2】可查表104，由線性插值法可得：根據文獻【2】可查表105，由線性插值法可得：根據文獻【2】可查表105，由線性插值法可得：根據文獻【2】

12、可查表102，可得：由式1019得：v帶根數z為取整長，故z=3根5.6 計算單根v帶的拉緊力根據文獻【2】中表1014得，由式1020得單根v帶的拉緊力為：5.7 計算v帶隊軸的壓力q根據文獻【1】中式1021得v帶對軸的壓力為：6 閉式圓柱直齒齒輪傳動設計6.1 選擇齒輪材料，熱處理方法根據工作條件，一般用途的減速器可用閉式軟齒面傳動，由文獻【2】查表121得：小齒輪45鋼調質處理hbs1=225大齒輪45鋼正火處理hbs2=185 兩齒輪齒面硬度為210hbs,符合軟齒面傳動的設計要求。6.2 確定材料許用接觸應力根據文獻【2】查表126，兩實驗齒輪材料的接觸疲勞極限應力分別為：=480

13、+0.93(225-135)=563.7.=480+0.93(185-135)=526.5.查文獻【2】表12-7，接觸疲勞強度的最小安全系數shim=1.0，則兩齒輪材料的接觸應力分別為：=563.7=526.5.6.3 根據設計準則，按齒面接觸疲勞強度進行設計由式文獻【2】式12-6得：式中：小帶輪的轉矩根據文獻【2】中表12-3，取載荷系數k=1.0，根據文獻【2】中表12-4，查取彈性系數；取齒寬系數（閉式軟齒面）；的值以較小值代入，齒數比為u=4.6.4 幾何尺寸計算齒數：由于采用閉式軟齒面傳動，根據文獻【2】186頁查得小齒輪齒數的推薦值,故可取,則。模數：由文獻【2】表51，將m

14、轉化為標準模數，取m=2mm中心距：齒寬：，取整：即 ，取6.5 校核齒根彎曲疲勞強度由文獻【2】中公式128得： 由文獻【2】表125，兩齒輪的齒形系數，應力校正系數分別為（由線性插值法求出） 由文獻【2】中表126，兩實驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應力分別為： 查表12-7.彎曲疲勞強度的最小安全系數為=1.0兩齒輪材料的許用彎曲疲勞應力分別為： 將上述參數分別帶入文獻【2】中的校核公式12-8，可得兩齒輪的齒根彎曲疲勞應力分別為： = =所以，兩齒輪齒根彎曲疲勞強度均足夠。6.6 齒輪其他尺寸計算分度圓直徑： 齒頂圓直徑 ： 齒根圓直徑： 中心距：齒寬： 式中： 6.7 選擇齒輪精度等級 齒

15、輪圓周速度 查表12-2選擇齒輪精度第ii公差組為9級，由文獻【4】第八章第四節經過計算查得：小齒輪 9 fh gb/t10095-1988大齒輪 9 gj gb/t10095-19887 軸的設計計算7.1 輸出軸的設計1、選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸的材料的許用應力 根據條件，普通用途，中小功率選用45鋼正火處理。查查考文獻【1】表16-1得查【2】表16-5得.2、估算軸的最小直徑查【2】表16-2取 a=115 根據公式16-1得： 考慮到軸端有一鍵槽，將其軸徑增加4%5%故：29.71.05=31.2mm由傳動方案可知，該軸的外端要安裝聯軸器，為了補償軸的偏差，選用彈性柱銷聯軸

16、器。 式中：k工作情況系數，查文獻【2】表17-1取k=1.5 查文獻【1】表8-36,選用彈性柱銷聯軸器，其型號為l2， 內孔直徑與上述增大5%后的軸徑相比，最后取軸的最小直徑3、軸的結構設計并繪制結構草圖（1）確定軸上零件的布置方案和固定方式。參考一般減速器一般將齒輪布局在軸的中部，對稱于兩端的軸承；齒輪用軸環和軸套做軸向固定，用平鍵和過盈配合（h7/k6）做周向固定；右端軸承用軸肩和過渡配合（h7/k6）；左端軸承采用軸套和過度配合（h7/r6）固定內套圈；軸的定位則由兩端的軸承端蓋單面軸向固定軸承的外套圈來實現。輸出端的聯軸器用軸肩和擋板作軸向固定，用平鍵做周向固定。（2）根據工作條件

17、，兩端采用深溝球軸承，軸承用脂潤滑，齒輪采用油浴潤滑。（3）確定軸的各段直徑圖7-1 從動軸的草圖 外伸端直徑d=32mm(一般應符合所選聯軸器軸孔標準，這里選用l2彈性柱銷聯軸器)；按工藝和強度要求把軸制成階梯形，取通過軸承蓋軸段的直徑為d= d+2h= d+20.07 d=36.48mm,由于該段處安裝氈圈，故由文獻【1】表8-52取標準直徑d=40mm.考慮軸承的內孔標準，由文獻【1】表8-32取d=d=45(兩軸承同型號)，初選兩端深溝球軸承的型號為6209；直徑為d的軸段為軸頭，由文獻【2】表16-3取軸徑d=50mm；軸環直徑= d+2h= d+20.07 d=57mm；根據軸承安

18、裝直徑，查文獻【1】表8-32取d=52mm。（4）確定軸的各段長度l7=20mm,(由文獻【1】的表8-32查得軸承寬度為b=19mm，擋油環厚1mm)l5 =7mm,(軸環寬度為b1.4h)；根據減速器結構設計要求，初步確定2=（1015）mm，=(510)mm；l6=2+-l5=（1015mm）+(510mm）-7mm=12mml3=b+2+(13mm)=19+（1015mm）+(510mm）+(13mm)=40mml2=45mm,(根據減速器箱體結構等尺寸初步確定為4548mm)；（由文獻【2】圖12-18查得，輪轂寬度，）；l1=58mm（由文獻【1】表8-35查得，l2型彈性柱銷聯

19、軸器j型軸孔長度為，l1比其短）。由草圖可知，兩軸承之間的跨距：（近似的認為支點在兩軸承寬度的中點）。4、從動齒輪的受力計算前面已求得分度圓直徑，轉矩，則圓周力：徑向力：5、按扭矩和彎矩組合變形強度條件進行校核計算（1）繪制軸的受力分析圖（a）(2)將齒輪所受力分解成水平面h和鉛垂平面v的力（b）（3）求水平面h和鉛垂平面v的支座反力：水平面h內的支座反力：鉛垂平面v內的支座反力：(4)繪制彎矩圖水平面h內的彎矩圖（c）鉛垂平面v內的彎矩圖（e）合成彎矩圖（f）（5）繪制扭矩圖（g） 圖7-2 從動軸的受力圖，彎矩圖和扭矩圖 （6）繪制當量彎矩圖（h）由文獻【2】的196頁查取，b截面的當量彎

20、矩為：6、校核軸的強度根據總合成彎矩圖，扭矩圖和軸的結構草圖判斷a，b為危險截面。下面分別進行校核：（1）校核a截面考慮鍵槽后，由于（2）校核b截面考慮鍵槽后，由于，所以該軸的強度足夠。7.2 輸入軸的設計1、選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸的材料的許用應力根據條件，普通用途，中小功率選用45鋼正火處理。查查考文獻【1】表16-1得查【2】表16-5得.2、估算軸的最小直徑查【2】表16-2取 a=110 根據公式16-1得： 考慮到軸端裝皮帶輪需要開鍵槽，將其軸徑增加4%5% 故： 3、軸的結構設計并繪制結構草圖（1）確定軸上零件的布置方案和固定方式。參考一般減速器一般將齒輪布局在軸的中部

21、，對稱于兩端的軸承；齒輪用軸環和軸套做軸向固定，用平鍵和過盈配合（h7/k6）做周向固定；右端軸承用軸肩和過渡配合（h7/k6）；左端軸承采用軸套和過度配合（h7/r6）固定內套圈；軸的定位則由兩端的軸承端蓋單面軸向固定軸承的外套圈來實現。輸出端的聯軸器用軸肩和擋板作軸向固定，用平鍵做周向固定。（2）根據工作條件，兩端采用深溝球軸承，軸承用脂潤滑，齒輪采用油浴潤滑。（3）確定軸的各段直徑圖7-2 主動齒輪軸的草圖外伸端直徑d=20mm(一般應符合所選皮帶輪軸孔標準，查文獻【5】表14-18選的)；按工藝和強度要求把軸制成階梯形，取通過軸承蓋軸段的直徑為d= d+2h= d+20.07 d=22

22、.8mm,由于該段處安裝氈圈，故由文獻【1】表8-52取標準直徑d=25mm.考慮軸承的內孔標準，由文獻【1】表18-32取d=d=30(兩軸承同型號)，初選兩端深溝球軸承的型號為6206； 直徑為d的軸段為軸頭，由文獻【2】表16-3取軸徑d=30mm； 根據軸承安裝直徑，查文獻【1】表8-32取d=36mm。（4）確定軸的各段長度l6=16mm,(由文獻【1】表8-32查得軸承寬度為b=15mm，擋油環厚1mm)根據減速器結構設計要求，初步確定2=（1015）mm，=(510)mm；l5=2+=（1015mm）+(510mm）=21mm（根據齒輪嚙合）l3=b+2+(13mm)=15+（1

23、015mm）+(510mm）=36mml2=45mm,(根據減速器箱體結構等尺寸初步確定為4548mm)；l4=50mm(此處做成齒輪軸，其軸向長度等于齒寬-前面已經算出)l1=36mm（由文獻【5】圖14-5查得）。由草圖可知，兩軸承之間的跨距：（近似的認為支點在兩軸承寬度的中點）。4、主動齒輪的受力計算轉矩：，則：圓周力：徑向力：5、按扭矩和彎矩組合變形強度條件進行校核計算（1）繪制軸的受力分析圖（a）（2）將齒輪所受力分解成水平面h和鉛垂平面v的力（b） （3）求水平面h和鉛垂平面v的支座反力。水平面h內的支座反力：鉛垂平面v內的支座反力：(4)繪制彎矩圖水平面h內的彎矩圖（c）鉛垂平面

24、v內的彎矩圖（e）合成彎矩圖（f） 7-4 主動齒輪軸的受力圖，彎矩圖和扭矩圖（5）繪制扭矩圖（g）（6）繪制當量彎矩圖（h）單向轉動，故切應力為脈動循環，由文獻【2】的196頁查取，b截面的當量彎矩為：6、校核軸的強度根據總合成彎矩圖，扭矩圖和軸的結構草圖判斷a，b為危險截面。下面分別進行校核：（1）校核a截面 考慮鍵槽后，由于，故a截面安全。（2）校核b截面由于此處是齒輪軸，故無鍵槽，所以，因此b截面安全。因為a，b截面均安全，所以該軸的強度是足夠的。8 軸承的設計校核8.1輸出軸軸承1、軸承的選擇滾動軸承的類型應根據所受載荷的大小、性質、方向、轉速及工作要求進行選擇。若只承受徑向載荷而軸

25、向載荷較小，的轉速較高，則選用深溝球軸承；若軸承同時承受較大的徑向力和軸向力，則應選擇角接觸球軸承。經過分析比較，本設計中選用深溝球軸承的型號為6209.2、軸承的校核對于中速運轉的軸承其主要失效形式是疲勞點蝕，設計約束蝕保證軸承足夠充分的疲勞壽命所進行的疲勞壽命校核計算：已知前面軸的設計已初選軸承6209，轉速由于是直齒圓柱齒輪，所以軸向力可以忽略不計，故軸承的當量動載荷是徑向當量動載荷：計算軸承壽命：由文獻2表14-7、表14-8查得： 由文獻【1】表8-32查得：軸承6209的額定動載荷由文獻【2】的252頁查得：球軸承 故文獻【2】的式(14-6b)得： 3、結論由題目要求10年、三班

26、制得的壽命，故所選軸承的壽命遠大于所要求的壽命，軸承6209的選擇合理。8.2輸入軸軸承1、滾動軸承的選擇滾動軸承的類型應根據所受載荷的大小、方向、性質、轉速及工作要求進行設計。若只承受徑向載荷而軸向載荷較小，的轉速較高，則選用深溝球軸承；若軸承同時承受較大的徑向力和軸向力，或者需要調整傳動件的軸向位置，則應選擇角接觸球軸承。經過分析比較，本設計中選用深溝球軸承。2、軸承的校核對于轉速一般的軸承主要失效形式是疲勞點蝕，故應進行疲勞點蝕計算：前面軸的設計中已初選軸承型號為6206，轉速為由于是直齒圓柱齒輪，所以軸承的當量動載荷為徑向當量動載荷故計算軸承壽命：由文獻2表14-7、表14-8查得：

27、由文獻【1】表8-32查得：軸承6206的額定動載荷由文獻【2】的252頁查得：球軸承 故文獻【2】的式(14-6b)得：3、結論由題目要求10年、三班制得的壽命，故所選軸承的壽命遠大于所要求的壽命，軸承6206的選擇合理。9 連接鍵的選擇與校核9.1選擇鍵的類型由條件：輸出軸為聯軸器與軸連接處；為齒輪與軸連接處；輸入軸為v帶與軸連接處，得：聯軸器與軸連接和v帶與軸連接處選用c型平鍵連接，而齒輪與軸連接處選用a型平鍵連接。9.2確定鍵的尺寸1、輸出軸鍵的尺寸段長度為，段長度為查文獻【2】表13-10知：時，鍵剖面尺寸為；時，鍵剖面尺寸為；參考聯軸器、齒輪輪轂的寬度及鍵長l的尺寸系列（查文獻第2

28、34頁得：一般鍵長比輪轂寬度小），故取2、輸入軸鍵的尺寸段的長度為由文獻【2】表13-10知：時，鍵剖面尺寸為；參考v帶輪的輪轂寬度及鍵長l尺寸系列（查文獻第234頁得：一般鍵長比輪轂寬度小），故取9.3強度校核1、輸出軸鍵的校核由文獻【2】式（13-22）知平鍵靜連接時擠壓強度條件為： 式中：為軸的直徑 為鍵的高度 為鍵的工作長度,對于a型鍵，c型鍵 為轉矩 為許用擠壓應力工作表面的擠壓應力： 由文獻【2】表13-11可知，輪轂材料為鋼，具有輕微沖擊，鍵連接的許用擠壓應力，故連接能滿足擠壓要求。2、輸入軸鍵的校核由文獻【2】式（13-22）知平鍵連接的擠壓強度條件為： 工作表面的擠壓應力為：

29、 由文獻【2】表13-11得：當輪轂材料為鋼，具有輕微沖擊時，鍵連接的許用擠壓應力，故連接能滿足擠壓要求。10 聯軸器的選擇10.1聯軸器類型的選擇根據已知條件，初選用型彈性柱銷聯軸器10.2型號、尺寸選擇1、確定計算工作時的最大轉矩由文獻【2】式（17-1）得： 式中：為工作情況系數（查文獻2表17-1取） 為理論轉矩，前面已計算出 為聯軸器的許用轉矩（查文獻5表11-15得） 2、校核軸徑不超過聯軸器的孔徑范圍由文獻【1】表8-36查得的彈性柱銷聯軸器的在范圍內，故，符合要求3、轉速的校核由文獻【1】表8-36查得的彈性柱銷聯軸器的許用最高轉速，而實際轉速為輸出軸的轉速，故，顯然，故絕對滿

30、足要求4、結論 聯軸器的型號選為型的彈性柱銷聯軸器。11 箱體結構設計表11-1 箱體的尺寸名稱符號結構尺寸/mm箱體壁厚8箱蓋壁厚8箱座，箱蓋，箱底凸緣的厚度箱座，箱蓋上的肋厚軸承旁凸臺的高度和半徑軸承蓋的外徑74地腳螺釘的直徑與軸承旁連接螺栓直徑12.3箱座，箱蓋連接螺栓直徑8.2連接螺栓直徑16通孔直徑17.5沉頭座直徑33凸緣尺寸2420定位銷直徑6軸承蓋螺釘直徑8.2視孔蓋螺釘直徑6.4箱體外壁至軸承底端面的距離50大齒輪齒頂圓與箱體內壁的距離10齒輪端面與箱體內壁的距離10箱體是減速器中所有零件的基座。其作用在于支持旋轉軸和軸上零件。箱體的結構參數如上表所示。12 減速器附件的設計12.1 窺視孔和視孔蓋窺視孔用于檢查傳動件的嚙合情況和潤滑情況等，并可由該孔向箱內注入潤滑油，平時由窺視孔蓋用螺釘封住。為防止污染物進入箱內及潤滑油滲漏，蓋板底部墊有紙質封油墊片。由于減速器中心距,且為單級齒輪減速器，查文獻【1】表8-40得，故窺視孔及視孔蓋的數據如下表：表1