畢設論文-圓錐—圓柱齒輪減速器

機械設計課程設計計算說明書設計題目圓錐圓柱齒輪減速器機電工程學院專業(yè)20130716班設計者指導教師2015年12月日哈爾濱工程大學附錄一、電動機的選擇1二、傳動比的計算2三、齒輪的校核5四、軸的初步設計16五、軸的強度校核22六、軸承的校核與計算28七、鍵的校核29八、減速器箱體結(jié)構(gòu)的設計30九、潤滑密封設計32十、設計心得36參考文獻35計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果一、電動機的選擇工作環(huán)境室內(nèi)輸送物料種類聚乙烯樹脂螺旋軸轉(zhuǎn)矩320N/M螺旋軸轉(zhuǎn)速110R/MIN工作班制年限三班制；每班工作8小時，五年，螺旋輸送機效率為092。1選擇電動機的類型根據(jù)上述的工作要求及工作條件確定選用Y系列封閉式三相異步電動機。2選擇電動機功率工作機的有效功率為WP36620199595TNKW369WPKW081543DK80165/MINDNR查機械設計課程設計中表23,取彈性聯(lián)軸器，可移式聯(lián)109軸器，一對軸承效率，錐齒輪傳動效率,斜20930947齒圓柱齒輪,螺旋機。得到電動機到工作間的總效率572為412360815電動機所需功率為。394WDPKW3確定電動機的轉(zhuǎn)速根據(jù)機械設計課程設計中表22，得，815I；10/MINWNR。81650/INDIR符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為1000R/MIN、1500R/MIN兩種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500R/MIN的電動機。150/MINMNREPKW計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由電機產(chǎn)品目錄或有關手冊選定電動機型號為Y132S4。其主要性能如下表二、傳動比的分配及計算滿載時型號額定功率PE/KW轉(zhuǎn)速ND/R/MIN電流A（380V）效率/功率因素額定轉(zhuǎn)/（NM）質(zhì)量/KGY132S4551440116855084T2268KG1計算傳動裝置的總傳動比，并分配傳動比總傳動比，分配傳動比，為保證14039DWNI12II大圓錐齒輪尺寸不致過大，便于加工，取圓錐齒輪傳動的傳動比，最終確定，所以，1025II1327I1I13I。21436I1309I246I計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果2計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1各軸的轉(zhuǎn)速1軸N1ND1440R/MIN；2軸；1408/MI3RI4/MINDNR8/IR3軸；24801/MIN36NRI4軸（輸出軸）。4/I2各軸的輸入功率1軸；1530948DPKW2軸；47313軸；235K4軸（輸出軸）。432409406PKW3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機的輸出轉(zhuǎn)矩為6653951127DDPTNMN1軸6612489500297PTNMN2軸6623195503軸66349510098PTNMN4軸664951352167310/MINNR418PKW243K406P327DTNM192850391TNM45267計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)匯總表軸名功率P/KW轉(zhuǎn)矩T/NM轉(zhuǎn)速N/R/MIN效率電機軸453300427144011軸44829711114400992軸4318575104800993軸414359100811010994軸（輸出軸）406352161711011計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果3、各級齒輪的設計及其校核（1）低速級斜齒齒輪傳動的設計及校核1選擇材料、熱處理方式、精度等級及齒數(shù)查表，選擇軟齒面漸開線斜齒圓柱齒輪，選擇小齒輪材料40CR，調(diào)123Z20質(zhì)處理，硬度241286HBS；大齒輪材料ZG35CRMO，調(diào)質(zhì)處理，硬度190240HBS，精度8級。取，為1213,4362108ZIZ了防止輪齒的磨損集中于某幾個齒上，而造成齒輪過早報廢，Z1與Z2一般互為質(zhì)數(shù)，故取Z2101。2齒面接觸強度設計2131EHDKTUM1確定各參數(shù)數(shù)值初選螺旋角，載荷系數(shù)KT15；4O查機械設計書的表75，得彈性系數(shù)；1289EZMPA查機械設計書的圖712，得節(jié)點區(qū)域系數(shù)4H查機械設計書的圖715，得；120765135小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N160N1JLH603381243655126108；大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N260N2JLH60849124365528108；查機械設計書的圖718，得接觸疲勞強度極限；LIM10HMPA；LIM2560HMPA查機械設計書的圖719，得接觸疲勞壽命系數(shù)允許局部點蝕）；1298,1NNZ取安全系數(shù)，由機械設計的式（718）得許用接觸應力HS計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果LIM110974HNMPASLI225616HH1確定傳動尺寸1784HMPA2615TDM初算小齒輪分度圓直徑1TD22312358710941894661EHTDKTZUM其中，因為設計傳動件時應按軸的輸出功率計算。2T小齒輪的圓周速度，查機械2514802/606DNVMS設計書的圖77，得KV111，查表72得KA125，查圖78得齒向載荷分布系數(shù)，因1811,DTTBFD，故查表取257092/0/ATKFNMB。14故載荷系數(shù)；1581423AVK按K值對修正，即1TD。3312097551TTM2097K15DM計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果2確定模數(shù)COSCOS203NMZ取MN25MM。3確定螺旋角和中心距MN25MMA160MM中心距125231059742COSCOS4NMAZM圓整取A160MM；121SS124260NZA“此時，22043939,5II傳動比誤差在允許范圍之內(nèi)。4因確定大小齒輪的分度圓直徑及齒寬小齒輪分度圓直徑；1159260COSNMZD大齒輪分度圓直徑；22N，取15960BDM1260,5BM142“159DM計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果3齒根彎曲疲勞強度校核TFFSFNKYMPAB1確定各參數(shù)由機械設計表74按查取齒23318,1056COSVVZMN25MM260形系數(shù)與應力校正系數(shù)為；1122263,5819,785FSFSYY由縱向重合度查機械設計圖714得螺SIN5SI9BM旋角系數(shù)；089Y前面已算得N160N1JLH126108，N2289108，查機械設計圖717得彎曲疲勞壽命系數(shù)；09,3Y由機械設計圖716得彎曲疲勞強度極限；取安全系數(shù)；LIM1LIM260,46FFMPAPA125FS易求得許用彎曲應力LIM11609430,FNYMPAS；LIM2246093425FNYPAS易求得圓周力,計算齒根彎曲疲勞強度218TTND1109765123580913TFFSNKYMPABM1225FFSMPA2609DM計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果因，所以彎曲強度足夠。122,FF2驗算，說明257/ATKTMNBD取值無誤，合適。14320FMPA2F3計算齒輪傳動其他幾何尺寸端面模數(shù)258064COS14NTMM“齒頂高ANH齒根高0253125FC全齒高316AFMM頂隙025NC齒頂圓直徑19205420AADH266AM齒根圓直徑1531FF2209297FFDH103FMPA295F1122F滿足齒根彎曲疲勞強度258064TMAH31F562計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果低速級圓柱斜齒輪主要參數(shù)表參數(shù)名小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪齒數(shù)Z23101中心距A160MM齒寬B60MM55MM法面模數(shù)MN25MM分度圓直徑59260MM260229MM端面模數(shù)MT258064MM齒頂圓直徑664260MM265229MM壓力角20ON6CM40AD13F齒根圓直徑53010MM25397MM螺旋角142“（1）高速級錐齒輪傳動的設計及校核1選擇材料、熱處理方式、精度等級及齒數(shù)查表，選擇軟齒面漸開線圓錐齒輪，選擇小齒輪材料40CR，調(diào)質(zhì)處理，硬度241286HBS；大齒輪材料ZG35CRMO，調(diào)質(zhì)處理，硬度190240HBS，精度8級。取，為了防止輪齒的34132,6ZIZ磨損集中于某幾個齒上，而造成齒輪過早報廢，Z3與Z4一般互為質(zhì)數(shù)。2按齒面接觸強度設計21105THEHRKFUZMPABD23124EHRRTZDMU1確定各參數(shù)值1初選齒寬系數(shù)，查機械設計表75,?。?3R25397FDM34216Z計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果2初選載荷系數(shù)；14TK3計算應力循環(huán)次數(shù)9316005780HNNJL4224由于是標準錐齒輪傳動，取節(jié)點區(qū)域系數(shù),查機械設5H計表76,取彈性系數(shù)；1289EZMPA5查機械設計圖718，取齒輪接觸疲勞極限；LIM3LIM480,560HHMPA6查機械設計圖719，取允許局部點34092,8NNZ蝕）；7取接觸疲勞強度安全系數(shù),易求許用接觸應力1HSLIM338092736HNZMPASLI445481H取較小者458MPA2）確定傳動尺寸1初算小錐齒輪分度圓直徑2132423205497895352EHTRRKTZDMUM937810N426376HMPA458計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果其中，因為設計傳動件時應按軸的輸出功率計算。1T，按照機械設計表1/606NDVRMS78齒輪傳動的精度選擇，431M/S大于4M/S，故預選齒輪為7級精度35724TDM滿足要求。2查機械設計圖77，取動載荷系數(shù)；15VK3查機械設計表72,取使用系數(shù)；2A4因，3105387MRDM23017RDBUM，查機械設計圖78A，取齒向載荷分配系數(shù)36B；15K5因直齒錐齒輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)；1K6故載荷系數(shù)；125563AVK7按K值對修正，3TD3743201TTDM3）確定模數(shù)，取標準模數(shù)，則大端分度圓直徑362091DMZM，43,63189DZ431/VS3620DM346189DM計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果錐距，錐角，2912D34ARCTN865“。44ARCTN7“4）確定齒寬8265“70BM，圓整取,故齒寬0396128RBM30BM，從而得。34M3019R5）驗算傳動比，故傳動比在誤差允許范圍內(nèi)。1163,52II3按齒根彎曲強度校核1查機械設計表74，因，3421,192COSCOSVVZZZZ故取齒形系數(shù)和應力校正系數(shù)為,3375,6FSY；4421,865FSY2查機械設計圖717，取彎曲疲勞系數(shù)；3408,90NNY3取安全系數(shù)；2F4查機械設計圖716得彎曲疲勞強度極限；LIM3LIM460,60FFMPAPA5）易求得許用彎曲應力LI3360842,15FNYMPASLIM44609125FNYPAS031R116320II342,FMPA1計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果6）查表，取使用系數(shù)；12AK因，故取動載荷系數(shù)；因直齒錐47/0NDVRS6VK齒輪精度較低，取齒間載荷分配系數(shù)；因，取齒向載0MBD87K荷分配系數(shù)；故載荷系數(shù)16K；2516827AV7）易算得齒寬中點分度圓直徑，33SIN51MBDM，當量齒輪模數(shù)44SIN02MBD09612R，15VZ圓周力；12093TMTFND8）驗算齒根彎曲疲勞強度331284105TFFSRKYMPAB344165038756FFSPA因，所以彎曲強度足夠。3434,F9）驗算，說明取值無誤，合適。132580/10/ATMKFTNMBDK10）計算齒輪傳動其他幾何尺寸31284FMPA4063344F滿足齒根計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果齒寬中點分度圓直徑，3SIN5MBD1；44I12齒寬系數(shù)；6R3當量齒輪模數(shù)；125MVDZ5MDM01R4當量齒數(shù)3421,192COSCOSVVZZ5齒頂圓直徑；33442S689,087AADMDMM6齒根圓直徑。33444CO51,2COS1623FF高速級錐齒輪主要參數(shù)表參數(shù)名小錐齒輪大錐齒輪參數(shù)名小齒輪大齒輪齒數(shù)Z2163錐距R99612MM齒寬B30MM30MM模數(shù)M3MM錐角18265“71348“當量模數(shù)V255MM分度圓直徑D63000MM189000MM當量齒數(shù)VZ221419922齒寬中點分度圓直徑M53513MM160540MM齒寬系數(shù)R0301齒頂圓直徑AD68692MM190897MM齒根圓直徑FD56169MM186723MM25VM3419VZ3682AD4107M3569FD41872F計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果4、軸的初步設計計算2365DM1選取軸的材料及熱處理方式選取45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，按許用切應力650,360BSMPAA估算軸的最小直徑，查機械設計表92，取3MINDCC110，得1軸13160PDN2軸2328CM3軸3361PDN4軸（螺旋輸送機外軸）43461PDCMN2初選聯(lián)軸器和軸承1高速輸入軸聯(lián)軸器選擇采用彈性柱銷聯(lián)軸器，型號可按以下方式選擇4361DM計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果，其中K15由查表得到。根據(jù)查機15304/CTKNMCT械設計手冊確定選HL3型聯(lián)軸器，其中，又查電動機手冊得其外伸軸徑6,/INCTNR，而HL3型聯(lián)軸器軸孔直徑，滿足電動機軸徑38DM3042DM要求。從而確定減速器高速軸外伸直徑。IN2低速輸出軸聯(lián)軸器選擇采用十字滑塊聯(lián)軸器，型號可按以下方式選擇，其中K15由查表得到。根153905326CTKNM據(jù)查機械設計手冊確定選KL7型聯(lián)軸器，其中，滿足要求。查表，從而確定減0,/INCNMTNR速器低速軸外伸直徑。I40DM3軸承選擇根據(jù)減速器功能要求選擇角接觸球軸承，根據(jù)前述軸徑的最25小要求，1和2軸選擇7207AC軸承，3軸選7209AC軸承。3軸的設計（1）高速軸1的設計1材料及熱處理方式選取45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，650,360BSMPAA2擬定軸上的裝配方案，初步設計如下高速軸選HL3型聯(lián)軸器低速軸選KL7型聯(lián)軸器1和2軸選擇7207AC軸承3軸選擇7209AC軸承計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果1由軸上選擇的軸承為7207AC確定，查軸承手冊35DM確定軸承寬，為利于固定軸承，確定17BM；356L2軸徑為的軸段與軸徑為的軸段為非定位軸肩，故取2D3D，查相關手冊，根據(jù)軸承端蓋的相關參數(shù)及考慮軸承蓋螺釘?shù)牟鹦兑螅按颂庉S徑應符合密封標準軸徑要求，一般為0,2,5,8結(jié)尾的軸徑，故確定；25LM3由聯(lián)軸器的長度，確定，又前已算得8180，故??；MIN0D130D4軸徑為的軸段與軸徑為的軸段為定位軸肩，故取34，又查相關手冊有584，故??；354271LDM472LM5根據(jù)齒輪與內(nèi)壁的距離要求及齒輪孔的軸徑和長度要求，確定，。60M62即高速軸1的設計如下130DM8L25M3D16L4M7253D16LM0652計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果（2）中間軸2的設計1）材料及熱處理方式選取45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，650,360BSMPAA2擬定軸上的裝配方案，初步設計如下1由軸上選擇的軸承為7207AC確定，查軸承手冊153DM確定軸承寬，為利于固定軸承，預留擋油板或套筒長度，且7BM大錐齒輪占去2MM，從而確定；138L2軸徑為的軸段與軸徑為的軸段為非定位軸肩，故取1D2D，查相關手冊，由大錐齒輪的結(jié)構(gòu)設計，確定大錐358D齒輪寬，又因為輪轂寬要大于軸頭寬，從而確定6LM；24L3軸徑為的軸段與軸徑為的軸段為定位軸肩，故取2D3D，適當取其長度，確定；D0LM4軸徑為的軸段與軸徑為的軸段為定位軸肩，故取34，由小斜圓柱齒輪的結(jié)構(gòu)設計確定其齒寬，又因此8M65LM小斜圓柱齒輪齒根圓直徑與該處軸徑相差過小，為避免由于鍵槽處輪轂過于薄弱而發(fā)生失效，故將齒輪與軸加工成一體，從而確定，；4635D465L135DM8L234MD30L465M計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果由軸上選擇的軸承為7207AC確定，查軸承手冊確定軸承寬53DM，為利于固定軸承，預留擋油板厚度，從而確定。17BM536LM5即中間軸2的設計如下53DM6L（3）低速軸3的設計1）材料及熱處理方式選取45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，650,360BSMPAA2）擬定軸上的裝配方案，初步設計如下1由軸上選擇的軸承為7209AC確定，查軸承手冊3745DM確定軸承寬，為利于固定軸承并預留擋油板厚度從而確定9BM；328L計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果2軸徑為的軸段與軸徑為的軸段為非定位軸肩，故取2D3D140DM，查相關手冊，根據(jù)軸承端蓋的相關參數(shù)及考慮軸承蓋螺釘24DM的拆卸要求，及此處軸徑應符合密封標準軸徑要求，一般為0,2,5,8結(jié)尾的軸徑，故確定；25LM3由聯(lián)軸器KL7的長度，確定，由聯(lián)軸器型84182LM號及前面確定的軸徑，確定；3D104軸徑為的軸段與軸徑為的軸段為定位軸肩，故取4D，由中間軸2長，確定，其51DM3567LLM中L為中間軸2的總長，故??；465軸徑為的軸段與軸徑為的軸段為非定位軸肩，故取4D5D，取軸環(huán)長度；DM512LM6軸徑為的軸段與軸徑為的軸段為定位軸肩，故取56，由設計的大斜圓柱齒輪的齒寬及輪轂寬要大于軸頭寬，48從而確定；6028LM7由軸上選擇的軸承為7209AC確定，查軸承手冊確定745DM軸承寬，為利于固定軸承并預留擋油板厚度，考慮內(nèi)壁19B厚度要求，從而確定。740L即低速軸3的設計如下182LM4D253M8L451D6M512L648DM5740LM計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果5、軸的強度校核計算由于低速軸3所受轉(zhuǎn)矩大，故選取低速軸3作為校核件。1軸的計算簡圖（力學模型）1將階梯軸簡化為簡支梁；2齒輪等傳動件作用在軸上的分布力簡化為集中力，并作用在輪緣寬度的中點，因為這種簡化，一般偏于安全；3作用在軸上的轉(zhuǎn)矩，簡化為從動件輪緣寬度的中點算起的轉(zhuǎn)矩；4軸的支承反力作用點隨軸承類型和布置方式而異，由于此低速軸上軸承為7209AC型軸承，查取相關手冊，確定A247MM，簡化后，即可將雙支點軸當作受集中力的簡支梁計算；5由此得出低速軸的簡化力學模型如下其中，18254718LM，2630，。3039685TNM1587LM234計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果2大斜齒圓柱齒輪受力分析圓周力325910827326TTFND徑向力22TANTAN0T126COSCOS14RTFN“軸向力2T73T7AF“3按彎扭合成強度計算1作出水平面彎矩圖其中，1軸承處合力矩為0，有12HTF,230TLL易求得,1278,954HHN1286594HMFLNM359108TNM27TF6R20A178HFN29546HMM計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果2作出垂直面彎矩圖其中，,1270VAFN270629108AFDMNM，1軸承處合力矩為0，有R,223RVAL易求得,1287,49VVFN1297610VFLNM。260MM3作出合成彎矩圖總彎矩2HV170VFN982AMM1V24FN19760VM2M計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果其中211304829HVMNM228642HVMNM。4作出轉(zhuǎn)矩圖其中，查機械設計表94，許用應力值用插入359108TNM法算得，則折合系數(shù)為，016,57BBMPAPA1058B當量轉(zhuǎn)矩為。08392085TNM5作出當量彎矩圖根據(jù)第三強度理論，求出危險截面的當量應力為,2222224EEBTMTWW則當量彎矩圖如下1304829MNM26359108TN20875TM計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果其中，20875AMTNM，2MX1681C，B處的當量彎矩。2642753BMNM6校核軸徑由彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖及結(jié)合階梯軸各段軸徑綜合考慮，易知有A、B、C三處危險截面，其中，對三處危險截40,48ABCDMD面分別校核，有331287532600AABMD33184506BBM33125130CCBMD故此軸的彎扭合成強度滿足要求。4校核低速軸的疲勞強度由彎矩圖、轉(zhuǎn)矩圖及結(jié)合階梯軸各段軸徑綜合考慮，且C截面處有鍵槽，故校核C截面處的疲勞強度。校核危險截面疲勞強度安全系數(shù)的公式為20875AMNM13B6C326ADM8B5C計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果,，。2CAS1AMSK1AMSK查機械設計表91，有；查相關手冊有115,270MPP，182K，計算得6,04,78,0,7536192,956AMAMMPPPA查機械設計表95及相關手冊，得，有302S200481871536094S6292復合安全系數(shù)221048356CASS故此軸的疲勞強度滿足要求。1048S356CAS計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果六、軸承的校核計算軸承主要參數(shù)表極限轉(zhuǎn)速N/R/MIN軸承代號及軸D/MMD/MMB/MMCR/KNC0R/KN脂潤滑油潤滑7207AC高速軸1和中間軸2）3572172901928000110007209AC（低速軸3）458519368272670090001選取低速軸3上的軸承7209AC進行校核。軸承受力情況如下圖所示其中，63AAFN21172RHVFN，查機械設計表1013，有2290RHV，08R11869R，因，故1軸承放松，22632RFN12AF2軸承被壓緊，從而有；12179,7964AAANF計算當量動載荷，查機械設計表108,有E068，因RAPXY179AFN264計算項目及內(nèi)容主要結(jié)果，所以，；1790682ARFE1,0XY172PN，所以，。2413AR2,2382）計算軸承壽命，查相關書籍，得10TPFCL60THPFCLHN3,1,TFF849/MIN,R36810,RN由于2軸承更容易被損壞，壽命短，故校核2軸承的壽命，6320604,849128HLH其中36524543800H，故軸承壽命符合要求，軸承選擇也符合要求。7、鍵的校核1）因許用擠壓應力應按連接鍵、軸、輪轂三者中材料最弱的選取，由于輪轂材料最弱，查表知其許用擠壓強度為。選擇高速120PMA軸上的鍵校核，即對和聯(lián)軸器相連的鍵進行校核，由于軸徑D30MM，查表，選擇類型的鍵，選其長度為L70MM，則87/109623GBT291,TNM,7,BHM5735,KHM70862LLB2）按鍵的強度條件校核91335PPMAKLD故鍵的強度滿足要求。172PN38231046HL120PMA93P計算項目及內(nèi)容8、減速器箱體的結(jié)構(gòu)、尺寸設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）采用剖分式結(jié)構(gòu)，便于拆裝，大端蓋和機體采用配合。76HR1箱體有足夠的剛度箱體體加肋板，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度；2考慮到箱體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱因其傳動件速度小于12M/S，故采用浸油潤滑，同時為了避免傳動件攪得沉渣濺起，大斜圓柱齒輪齒頂距油池底面的距離取H40MM，從而確定下箱體的高度為178MM；對于圓柱齒輪，通常浸油深度為一個齒高，又由于錐齒輪浸油深度為05到1個齒寬，但不能小于10MM，故取油面距油池底面的深度為46MM。3箱體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性查相關書籍，確定鑄件壁厚為8MM，圓角半徑大于等于5MM，箱體外型簡單，拔模方便。4對附件的設計1視孔蓋和窺視孔在上箱蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件的嚙合情況，并有足夠的空間，以便觀察和操作。窺視孔有蓋板，箱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，蓋板用鑄鐵鑄成，用M6緊固；2放油孔及放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通氣器由于減速器運轉(zhuǎn)時，箱體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在箱蓋頂部的窺視孔蓋上安裝通氣器，以便于達到箱體內(nèi)壓力平衡；4啟蓋螺釘為了加強密封效果，防止?jié)櫥蛷南潴w剖分面處滲漏，通常在箱蓋和箱座剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時不易拆開，故在箱蓋凸緣的適當位置上設置2個啟蓋螺釘。啟蓋螺釘?shù)闹睆脚c箱蓋凸緣連接螺栓直徑相同，其長度應大于箱蓋凸緣的厚度，其端部應為圓柱形或半圓形，已免在擰動時將其端部螺紋破壞；計算項目及內(nèi)5油面指示器為了指示減速器內(nèi)油面的高度，以保持箱內(nèi)正常的油量，應在便于觀察和油面比較穩(wěn)定的部位設置油面指示器，選擇壓配式圓形油標，其結(jié)構(gòu)簡單，在減速器中應用較多；6吊環(huán)螺釘、吊耳和吊鉤為了裝拆和搬運，應在機蓋上設置吊環(huán)螺釘或吊耳，在機座上設置吊鉤。設置兩個吊環(huán)螺釘，為保證足夠的承載能力，吊環(huán)螺釘旋入螺孔中的螺紋部分不宜太短，加工螺紋時應避免鉆頭半邊切削的行程過長，以免鉆頭折斷；吊耳和吊鉤直接在箱蓋上鑄出；7定位銷為了精確地加工軸承座孔，并保證減速器每次裝拆后軸承座的上下半孔始終保持加工時的