機械設計課程設計說明書

1、課程設計課程名稱： 機械設計課程設計 學 院： 機械工程 專 業(yè)：材料成型及控制工程 姓 名： 學 號： 13080300 年 級： 2013 任課教師： 2015年 6月 20日機械設計課程設計任務書姓 名李兵學號1308030031組號13方案4設計題目帶 式 運 輸 機 傳 動 裝 置 設 計原始數據運輸帶拉力F= (N) 運輸帶速度V= (m/s) 滾筒直徑D= (mm)運輸機使用期5年、兩班制工作、單向運轉、工作平穩(wěn)、運輸帶速度允許誤差±5%、減速器由一般規(guī)模廠中小批量生產。傳動裝置方案圖見機械設計課程設計附錄208頁，：方案1：皮帶單級直齒圓柱齒輪傳動方案2：皮帶單級斜齒

2、圓柱齒輪傳動方案3：兩級展開式直齒圓柱齒輪傳動方案4：兩級展開式斜齒圓柱齒輪傳動方案5：蝸輪蝸桿傳動工作量1、設計說明書 1份【70009000字,按標準格式書寫（電子版）】2、減速器裝配圖草圖 1張【A1圖，手工繪圖,坐標紙】3、減速器裝配圖 1張【A1圖，手工繪圖】4、任一軸零件圖或任一齒輪零件圖 1張【A3圖，電腦繪圖】參考書1、機械設計課程設計，周元康等編，重慶大學出版社，2001年2、機械設計基礎，楊可楨等編，高等教育出版社，2006年各設計小組原始數據組 號F（N）V（m/s）D（mm）組 號F（N）V（m/s）D（mm）組 號F（N）V（m/s）D（mm）115001.10220

3、1025001.104001933000.80400217001.855001125001.504502032000.85410320000.803501225001.603202131000.90420420001.203001328001.402752230000.95400520001.703001430001.104002329001.00410622000.903201530001.502502428001.10420722001.604501630000.802502527001.10430823001.103001733001.204002626001.20400925001.0

4、03001840001.604002725001.20410前 言本次課程設計將學過的機械設計基礎理論知識進行綜合的應用實踐，培養(yǎng)了設計能力和計算能力，掌握了簡單機械裝置的設計過程。此次課程設計內容為帶式運輸機傳動裝置設計，其工作原理為電動機通過聯軸器將動力傳入減速器,再經連軸器將動力傳至輸送機帶輪,帶動輸送帶工作。機械傳動裝置是機器的重要組成部分，主要功用是傳遞原動機的功率，變換運動的形式以實現工作機預定的要求。并且該運輸機結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。 減速器是指原動機與工作機之間獨立封閉式傳動裝置，用來降低轉速并相應地增大轉矩。減速器的類別、品種、型式很多，目前已制定

5、為國標的減速器有40余種。減速器的類別是根據所采用的齒輪齒形、齒廓曲線劃分；減速器的品種是根據使用的需要而設計的不同結構的減速器；減速器的型式是在基本結構的基礎上根據齒面硬度、傳動級數、出軸型式、裝配型式、安裝型式、聯接型式等因素而設計的不同特性的減速器。本組所設計的為兩級展開式斜齒圓柱齒輪減速器。目 錄第一章 電動機的選擇及運動參數計算1一、電動機的選擇1二、 方案選擇1三、 傳動比的分配及轉速的校核1四、減速器各軸轉速，功率，扭矩的計算2第二章 齒輪傳動的設計3一、高速級齒輪傳動設計計算3二、 低速級齒輪傳動設計6第三章 軸的設計10一、 中間軸的設計10二、高速軸的設計15三、 低速軸的

6、設計19第四章 滾動軸承的校核計算23一、中間軸的滾動軸承校核計算23二、高速軸的滾動軸承校核計算25三、低速軸的滾動軸承校核計算26第五章 平鍵鏈接的選用和計算27一、中間軸與齒輪2的鍵鏈接選用及計算27二、高速軸與聯軸器的鍵鏈接選用及計算27三、低速軸與聯軸器的鍵鏈接選用及計算28四、低速軸與齒輪4的鍵鏈接選用及計算28第六章 聯軸器的選擇計算28一、高速軸輸入端聯軸器的選擇29二、低速級輸出端聯軸器的選擇29第七章 潤滑方式的選擇29第八章 箱體及其附件的設計計算29一、箱體尺寸的計算29二、箱體附件的設計計算31參考文獻33總 結34第1章 電動機的選擇及運動參數計算 電動機為帶式帶式

7、運輸機的原動件，電動機轉動通過減速器將轉矩傳遞給傳送帶帶輪，帶動傳送帶運動，電動機的型號根據傳送帶所需的拉力及速度選取。一、電動機的選擇 1.計算帶式傳輸機所需功率 （工作機的傳動效率） 2.初估電動機的額定功率P 電動機所需輸出功率 3.選用電動機 查表2.1【1】選用Y132S-4電動機，其主要參數如下表1.1 電動機的主要參數電動機額定公率P5.5kW電動機滿載轉速1440（r·min-1）電動機伸出端直徑38mm電動機伸出端安裝長度80mm2、 方案選擇 根據任務書要求選擇兩級展開式斜齒圓柱齒輪減速器傳動方案3、 傳動比的分配及轉速的校核 1.總傳動比運輸機驅動卷筒轉速 總傳

8、動比 2.傳動比分配與齒數比 考慮到兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應有相近的浸油深度。參考公式（2.10）【1】 取所以確定高速級傳動比，低速級傳動比 因閉式傳動取高速級小齒輪齒數，大齒輪齒數 齒數比 低速級小齒輪齒數，大齒輪齒數 齒數比 實際總傳動比 3.核驗工作機驅動卷筒的轉速誤差 卷筒的實際轉速 轉速誤差 合乎要求。四、減速器各軸轉速，功率，扭矩的計算 1.傳動裝置的傳動效率計算 根據傳動方案，并查表2.3【1】查出彈性聯軸器效率，8級精度圓柱齒輪傳動效率含軸承效率滑塊聯軸器效率，運輸機驅動軸一對滾動軸承效率故傳動裝置總效率與估計值相近，電動機額定功率確定無誤2. 各軸功率計算帶式運輸機為

9、通用工作機，取電動機額定功率為設計功率高速軸輸入功率中間軸輸入功率低速軸輸入功率3. 各軸轉速計算高速軸輸入轉速中間軸輸入轉速低速軸輸入轉速4. 各軸轉矩計算高速軸輸入轉矩中間軸輸入轉矩低速軸輸入轉矩各軸運動動力參數列入下表表1.2 軸的運動參數軸名稱功率kW轉速（r·min-1）轉矩N·mm高速軸5.4445144036111中間軸5.282340.667148072低速軸5.12396.347507796第2章 齒輪傳動的設計 齒輪是輪緣上有齒能連續(xù)嚙合傳遞運動和動力的機械元件。有直齒圓柱齒輪，斜齒圓柱齒輪，圓錐齒輪等類型，此次設計的齒輪為兩對斜齒圓柱齒輪，分別為高速級

10、齒輪和低速級齒輪。齒輪傳動的特點可以保持定傳動比傳動，速度精確。一、高速級齒輪傳動設計計算 1.齒輪材質選擇 小齒輪采用40Cr調質，250HB 大齒輪采用45鋼調制，220HB 查表11-5【2】 則 2.按齒面接觸強度設計 設齒輪按8級精度設計制造，取載荷系數K=1.5（表11-3【2】），齒寬系數（表11-6【2】），取(表11-4【2】)，初選螺旋角, 則 取 取 所以實際 齒寬 取 3.按齒根彎曲強度校核 查圖11-8【2】得 ，查圖11-9【2】得 齒輪的圓周速度 所以選擇八級精度設計是合宜的。4.高速級齒輪傳動幾尺寸據表表2.1 高速級齒輪參數名稱計算公式結果/mm法面模數2.5

11、法面壓力角20螺旋角20.03分度圓直徑58.54247.46齒頂圓直徑63.54252.46齒根圓直徑52.29241.21中心距153齒寬5055 5.齒輪的結構設計 小齒輪分度圓直徑（軸的直徑），所以小齒輪采用齒輪軸結構。大齒輪的結構尺寸按表3.11【1】和中心孔徑設計，見下表表2.2 高速級齒輪結構代號結構尺寸計算公式結果/mm輪轂處直徑72輪轂軸向長L54倒角尺寸n1.25齒根圓處厚度10腹板最大直徑221.21板孔分布圓直徑146.605板孔直徑37.3腹板厚C15結構草圖如下：圖2.1 齒輪2結構草圖2、 低速級齒輪傳動設計 1.齒輪材質選擇 小齒輪采用40Cr調質，250HB

12、大齒輪采用45鋼調制，220HB 查表11-5【2】 則 2.按齒面接觸強度設計 設齒輪按8級精度設計制造，取載荷系數K=1.5（表11-3【2】），齒寬系數（表11-6【2】），取(表11-4【2】)，初選螺旋角, 則 取 取 所以實際 齒寬 取 3.按齒根彎曲強度校核 查圖11-8【2】得 ，查圖11-9【2】得 齒輪的圓周速度 所以選擇八級精度設計是合宜的。4.低速級齒輪傳動幾尺寸據表表2.3 低速級齒輪參數名稱計算公式結果/mm法面模數3法面壓力角20螺旋角20.21分度圓直徑89.51316.49齒頂圓直徑95.51321.49齒根圓直徑82308.99中心距203齒寬7580 5.

13、齒輪的結構設計 小齒輪分度圓直徑（軸的直徑），所以小齒輪采用齒輪軸結構。大齒輪的結構尺寸按表3.11【1】和中心孔徑設計，見下表表2.4 低速級齒輪結構代號結構尺寸計算公式結果/mm輪轂處直徑112輪轂軸向長L84倒角尺寸n1.5齒根圓處厚度12腹板最大直徑284.99板孔分布圓直徑198.5板孔直徑43.25腹板厚C22.5結構草圖如下：圖2.2 齒輪4結構草圖第三章 軸的設計 軸是穿在軸承中間的圓柱形物件，但也有少部分是方型的。軸是支承轉動零件并與之一起回轉以傳遞運動、扭矩或彎矩的機械零件。一般為金屬圓桿狀，各段可以有不同的直徑。機器中作回轉運動的零件就裝在軸上。 在兩級展開式減速器中，三

14、根軸的跨距應該相等或相近，而中間軸跨距確定的自由度比較小，故先進行中間軸的設計，以確定跨距。1、 中間軸的設計1.選擇軸的材料因中間軸是齒輪軸，應與齒輪3的材料一直，故材料為40Cr調質，查表14-1【2】，14-3【2】得，。2. 軸的初步估算查表14-2【2】得，C=105，因此3. 軸的結構設計圖3.1 中間軸草圖（1） 各段軸直徑的確定初選滾動軸承代號為，7308C軸頸直徑，齒輪2處軸頭直徑齒輪2定位軸肩高度（參考表4.1【1】），所以齒輪3的直徑 由表5.11【1】查出，軸承的安裝尺寸（2） 各軸段軸向長度的確定 按軸上零件的軸向尺寸及零件間相對位置，參考表8.3、圖8.4，確定出軸

15、向長度，如圖3.1所示。4. 按需用彎曲應力校核軸圖3.2 中間軸彎矩扭矩圖（1）軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應該在齒輪寬的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。軸頸上安裝的7308C軸承從表5.11【1】可知它的符合作用中心距離軸承外端的尺寸，故可計算出支點跨距和軸上各力作用點相對位置尺寸，見圖3.1。（2） 繪軸的受力圖，見圖3.2（3） 計算軸上的作用力齒輪2： 齒輪3： （4） 計算支反力垂直面支反力（XZ平面），參考圖3.2。繞支點B的力矩,得 同理，得 校核：計算無誤。水平面支反力（XY平面），參考圖3.2同樣，繞支點B的力矩,得 同理，得 校

16、核：計算無誤。（5） 計算彎矩，繪彎矩圖垂直平面內的彎矩，如圖3.2C處彎矩：D處彎矩： 水平平面內的彎矩，如圖3.2C處彎矩：D處彎矩：（6） 合成彎矩，如圖3.2C處： D處： （7） 轉矩計算，繪轉矩圖（見圖3.2） （8）計算當量彎矩，繪彎矩圖（見圖3.2）應力校正系數C處： D處： （9） 校核軸頸C剖面：強度足夠D剖面：強度足夠5. 軸的細部結構設計由表6.1【1】查出鍵槽尺寸14×9 GB1097-79由表6.2【1】查出鍵長L=50由表4.5【1】查出導向錐面尺寸由表4.3【1】查出砂輪越程槽二、高速軸的設計1.選擇軸的材料因中間軸是齒輪軸，應與齒輪3的材料一直，故材

17、料為40Cr調質，查表14-1【2】，14-3【2】得，。 2.軸的初步估算查表14-2【2】得，C=106，因此 3.軸的結構設計圖3.3高速軸草圖（1）各段軸直徑的確定由第六章聯軸器的選擇確定由于軸伸直徑比強度計算的值要大得多，考慮到軸的緊湊性，其他階梯軸段直徑應盡可能從比較小的值增加，因此軸伸段聯軸器用套筒軸向定位，與套筒配合的軸段直徑初選滾動軸承如下，代號為7308C 軸頸直徑由表5.11【1】查出，軸承的安裝尺寸齒輪段（齒輪分度圓直徑） （2）各軸段軸向長度的確定 按軸上零件的軸向尺寸及零件間相對位置，參考表8.3、圖8.4，確定出軸向長度，如圖3.3所示。4. 按需用彎曲應力校核軸

18、圖3.4 高速軸彎矩扭矩圖（1）軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應該在齒輪寬的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。軸頸上安裝的7307C軸承從表5.11【1】可知它的符合作用中心距離軸承外端的尺寸，故可計算出支點跨距和軸上各力作用點相對位置尺寸，見圖3.2。 （2）繪軸的受力圖，見圖3.4 （3）計算軸上的作用力 （4）計算支反力垂直面支反力（XZ平面），參考圖3.4。繞支點B的力矩,得 同理，得 校核：計算無誤。水平面支反力（XY平面），參考圖3.4同樣，繞支點B的力矩,得 同理，得 校核：計算無誤。 （5）計算彎矩，繪彎矩圖垂直平面內的彎矩，如圖3.4水

19、平平面內的彎矩，如圖3.4 （6）合成彎矩，如圖3.4 （7）轉矩計算，繪轉矩圖（見圖3.4） （8）計算當量彎矩，繪彎矩圖（見圖3.4）應力校正系數 （9）校核軸頸 強度足夠 5.軸的細部結構設計由表6.1【1】查出鍵槽尺寸10×8 GB1097-79由表6.2【1】查出鍵長L=50由表4.5【1】查出導向錐面尺寸由表4.3【1】查出砂輪越程槽3、 低速軸的設計1.選擇軸的材料因中間軸是齒輪軸，應與齒輪3的材料一直，故材料為40Cr調質，查表14-1【2】，14-3【2】得，。 2.軸的初步估算查表14-2【2】得，C=106，因此3.軸的結構設計圖3.5 低速軸草圖（1）各段軸直

20、徑的確定由第六章聯軸器的選擇確定c為聯軸器的定為軸肩 所以初選滾動軸承如下，代號為7313C 軸頸直徑由表5.11【1】查出，軸承的安裝尺寸根據第二章齒輪的結構設計為齒輪的定為軸肩 所以 （2）各軸段軸向長度的確定 按軸上零件的軸向尺寸及零件間相對位置，參考表8.3、圖8.4，確定出軸向長度，如圖3.5所示。4. 按需用彎曲應力校核軸圖3.6 低速軸彎矩扭矩圖（1）軸上力的作用點及支點跨距的確定齒輪對軸的力作用點按簡化原則應該在齒輪寬的中點，因此可決定中間軸上兩齒輪力的作用點位置。軸頸上安裝的7313C軸承從表5.11【1】可知它的符合作用中心距離軸承外端的尺寸，故可計算出支點跨距和軸上各力作

21、用點相對位置尺寸，見圖3.3。 （2）繪軸的受力圖，見圖3.6 （3）計算軸上的作用力 （4）計算支反力垂直面支反力（XZ平面），參考圖3.6。繞支點B的力矩,得 同理，得 校核：計算無誤。水平面支反力（XY平面），參考圖3.6同樣，繞支點B的力矩,得 同理，得 校核：計算無誤。 （5）計算彎矩，繪彎矩圖垂直平面內的彎矩，如圖3.6水平平面內的彎矩，如圖3.6 （6）合成彎矩，如圖3.6 （7）轉矩計算，繪轉矩圖（見圖3.6） （8）計算當量彎矩，繪彎矩圖（見圖3.6）應力校正系數 （9）校核軸頸 強度足夠 5.軸的細部結構設計由表6.1【1】查出鍵槽尺寸16×10 GB1097-7

22、9由表6.2【1】查出鍵長L=80由表4.5【1】查出導向錐面尺寸由表4.3【1】查出砂輪越程槽第4章 滾動軸承的校核計算 軸承是是支撐機械旋轉體，降低其運動過程中的摩擦系數，并保證其回轉精度的零件。按運動元件摩擦性質的不同，軸承可分為滾動軸承和滑動軸承兩大類。本設計選用的三對軸承均為角接觸球軸承。1、 中間軸的滾動軸承校核計算圖4.1 軸承受力分析選用的軸承型號為7308C，由表5.11【1】查出 受力1. 作用在軸承上負荷（1）徑向負荷A處軸承B處軸承（2） 軸向負荷外部軸向力軸承內部軸向力 所以軸承2被壓緊，故 2. 計算當量動載荷1軸承 查表16-11【2】 所以X=1,Y=0 載荷系

23、數當量動載荷2軸承 查表16-11【2】 所以X=0.44,Y=1.329 載荷系數當量動載荷3. 驗算軸承壽命因為 ，所以只需驗算軸承2的壽命即可。軸承的預期壽命： 具有足夠的使用壽命。二、高速軸的滾動軸承校核計算選用的軸承型號為7307C，由表5.11【1】查出 1.作用在軸承上負荷（1） 徑向負荷 A處軸承 B處軸承（2） 軸向負荷外部軸向力軸承內部軸向力 所以軸承1被壓緊，故 2.計算當量動載荷1軸承 查表16-11【2】 所以X=0.44,Y=1.43 載荷系數當量動載荷2軸承 查表16-11【2】 所以X=0.44,Y=1.518 載荷系數當量動載荷 3.驗算軸承壽命因為 ，所以只

24、需驗算軸承1的壽命即可。軸承的預期壽命： 具有足夠的使用壽命。三、低速軸的滾動軸承校核計算選用的軸承型號為7313C，由表5.11【1】查出 1.作用在軸承上負荷（1） 徑向負荷 A處軸承 B處軸承 （2）軸向負荷外部軸向力軸承內部軸向力 所以軸承2被壓緊，故 2.計算當量動載荷1軸承 查表16-11【2】 所以X=0.44,Y=1.50 載荷系數當量動載荷2軸承 查表16-11【2】 所以X=0.44,Y=1.43 載荷系數當量動載荷 3.驗算軸承壽命因為 ，所以只需驗算軸承2的壽命即可。軸承的預期壽命： 具有足夠的使用壽命。第5章 平鍵鏈接的選用和計算 鍵主要用作軸和軸上零件之間的周向固定

25、以傳遞扭矩，有些鍵還可實現軸上零件的軸向固定或軸向移動。鍵分為平鍵、半圓鍵、楔向鍵、切向鍵和花鍵等。本設計選用的均為普通平鍵連接。一、中間軸與齒輪2的鍵鏈接選用及計算由第三章軸的設計可知，本處軸徑為由表6.1【1】選擇：鍵14×9 GB1096-79鍵的接觸強度鍵的接觸高度由10-11【2】查出，鍵靜連接的擠壓需用應力鍵鏈接強度足夠。二、高速軸與聯軸器的鍵鏈接選用及計算由第三章軸的設計可知，本處軸徑為由表6.1【1】選擇：鍵10×8 GB1096-79鍵的接觸強度鍵的接觸高度由10-11【2】查出，鍵靜連接的擠壓需用應力鍵鏈接強度足夠。三、低速軸與聯軸器的鍵鏈接選用及計算由

26、第三章軸的設計可知，本處軸徑為由表6.1【1】選擇：鍵16×10 GB1096-79鍵的接觸強度鍵的接觸高度由10-11【2】查出，鍵靜連接的擠壓需用應力鍵鏈接強度足夠。四、低速軸與齒輪4的鍵鏈接選用及計算由第三章軸的設計可知，本處軸徑為由表6.1【1】選擇：鍵20×12 GB1096-79鍵的接觸強度鍵的接觸高度由10-11【2】查出，鍵靜連接的擠壓需用應力鍵鏈接強度足夠。第6章 聯軸器的選擇計算 聯軸器用來聯接不同機構中的兩根軸（主動軸和從動軸）使之共同旋轉以傳遞扭矩的機械零件。在高速重載的動力傳動中，有些聯軸器還有緩沖、減振和提高軸系動態(tài)性能的作用。聯軸器由兩半部分組

27、成，分別與主動軸和從動軸聯接。一般動力機大都借助于聯軸器與工作機相聯接。一、高速軸輸入端聯軸器的選擇高速級的轉速較高，選用具有緩沖功能的彈性套柱銷聯軸器由表6.5【1】查出載荷系數K=1.5，則計算轉矩工作轉速電動機軸徑查表6.9【1】，選用聯軸器為：二、低速級輸出端聯軸器的選擇低速級轉速較低，安裝條件不高，選用金屬滑塊聯軸器由表6.5【1】查出載荷系數K=1.5，則計算轉矩工作轉速查表6.7【1】，選用的金屬滑塊聯軸器,L=90mm.。第7章 潤滑方式的選擇由于所設計的減速器齒輪圓周速度較小，低于12m/s，故齒輪的潤滑方式選用油潤滑，軸承的潤滑方式選用脂潤滑。考慮到減速器的工作載荷不是太大

28、，故潤滑油選用中負荷工業(yè)齒輪油（GB59031986），牌號選68號。潤滑油在油池中的深度保持在6880mm之間。軸承的潤滑脂選用合成鋰基潤滑脂（SY14131980）。牌號為ZL2H。由于軸承選用了脂潤滑，故要防止齒輪的潤滑油進入軸承將潤滑脂稀釋，也要防止?jié)櫥魅缬统刂袑櫥臀廴?。所以要軸承與集體內壁之間設置擋油環(huán)。第8章 箱體及其附件的設計計算 箱體是是傳動零件的基座，應具有足夠的強度和剛度。上箱蓋和下箱體用螺栓聯接成一體。軸承座的聯接螺栓應盡量靠近軸承座孔，而軸承座旁的凸臺，應具有足夠的承托面，以便放置聯接螺栓，并保證旋緊螺栓時需要的扳手空間。為保證箱體具有足夠的剛度，在軸承孔附近加

29、支撐筋。為保證減速器安置在基礎上的穩(wěn)定性并盡可能減少箱體底座平面的機械加工面積，箱體底一般不采用完整的平面。一、箱體尺寸的計算表8.1 箱體尺寸明細表名稱符號減速器形狀及尺寸關系/mm箱座壁厚 故取8箱蓋壁厚 故取8箱蓋凸緣厚度箱座凸緣厚度箱座底凸緣厚度地腳螺釘直徑 取20地腳螺釘數目4軸承旁連接螺栓直徑蓋與座連接螺栓直徑鏈接螺栓的間距125200軸承端蓋螺釘直徑檢查孔蓋螺釘直徑定位銷直徑，至外箱壁距離26，20，16，至凸緣邊距離24，18，14軸承旁凸臺半徑18凸臺高度以便于扳手操作為宜外箱壁至軸承座端面距離箱座底部凸緣寬度齒輪頂圓與內箱壁距離齒輪端面于內箱壁距離8箱蓋、箱座筋厚 軸承端蓋

30、外徑 高速軸180 中間軸130 低速軸120軸承旁螺栓距離以互不干涉為準箱座深度箱座高度箱座寬度171二、箱體附件的設計計算 1.窺視孔及窺視孔蓋：由于受集體內壁間距的限制，窺視孔的大小選擇為長90mm，寬60mm。蓋板尺寸選擇為長160mm，寬135mm。蓋板周圍分布6個M6×16的全螺紋螺栓。由于要防止污物進入機體和潤滑油飛濺出來，因此蓋板下應加防滲漏的墊片?？紤]到濺油量不大，故選用石棉橡膠紙材質的紙封油圈即可。考慮到蓋板的鑄造加工工藝性，故選擇帶有凸臺的鑄鐵蓋板。 2.通氣器：為防止由于機體密封而引起的機體內氣壓增大，導致潤滑油從縫隙及密封處向外滲漏，使密封失靈。故在窺視孔蓋

31、凸臺上加安通氣裝置。由于減速器工作在情節(jié)的室內環(huán)境中，故選用結構簡單的通氣螺塞即可，其規(guī)格為M10×1。 3.放油孔及放油螺塞：為了能在換油時將油池中的污油排出，清理油池，應在機座底部油池最低處開設放油孔。為了能達到迅速放油地效果，選擇放油螺塞規(guī)格為M12×1.25?？紤]到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈選用材質為工業(yè)用革的皮封油圈。 4.油面指示器：為了能隨時監(jiān)測油池中的油面高度，以確定齒輪是否處于正常的潤滑狀態(tài)，故需設置油面指示器。在本減速器中選用桿式油標尺，放置于機座側壁，油標尺型號選擇為M16。 5.吊耳和吊鉤：為了方便裝拆與搬運，在機蓋上設置吊耳，在機座上設置吊鉤。