二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機課程設計

1、1 帶式運輸機的工作原理（二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機的傳動示意圖）2工作情況：已知條件1) 工作條件：單向運轉，有輕微振動，經(jīng)常滿載，空載啟動，單班制工作，使用期限5年，輸送帶速度容許誤差為+5%3原始數(shù)據(jù)題號參數(shù)1運輸機工作軸轉矩T/(N*m)1800運輸帶工作速度v/(m/s)1.35卷筒直徑D/mm370注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在F中考慮。 二 動力機選擇因為動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V；所以選用常用的封閉式系列的 交流電動機。1 電動機容量的選擇1） 工作機所需功率Pw 由題中條件 查詢工作情況系數(shù)KA（見1表8-6），查得K A=1.3設

2、計方案的總效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6本設計中的聯(lián)軸器的傳動效率（2個），軸承的傳動效率 （4對）， 齒輪的傳動效率（2對），本次設計中有8級傳動效率 其中=0.98（兩對聯(lián)軸器的效率取相等） =0.98（123為減速器的3對軸承） =0.98（4為卷筒的一對軸承） =0.97.（兩對齒輪的效率取相等）=0.832） 電動機的輸出功率Pw=kA*=1.6KWP0Pw/，=0.83 P01.6/0.83=1.93KW2 電動機轉速的選擇由執(zhí)行機構的曲柄轉速為n=42.15r/min，經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳

3、動比合理范圍為i16160，電動機轉速的可選范圍為ni×n（16160）×42.15674.46744r/min。3電動機型號的確定由表查出電動機型號為Y132m1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min?；痉项}目所需的要求。 三 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)傳動裝置的總傳動比及其分配1 計算總傳動比 由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：nm/nw nw42.15 nm=960r/min i22.782 合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以i1（1.3-1.5）i2。因為i22.78，取i23，估測選取 i1=

4、5.44 i2=4.18速度偏差為0.5%，所以可行。3 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩 轉速的計算 （1）各軸轉速 高速I n1=960 r/min 中間軸II n2=176.47r/min 低速軸III n3= =42.22r/min 卷筒 n4=42.22r/min。各軸功率（2） 各軸輸入功率 P0=4Kw 高速I P1 = P0* = 3*0.98*0.98=3.84 Kw 中間軸II P2=P1* =2.9403*0.97*0.98=3.65 Kw 低速軸III P3=P2*=2.7653*0.0.97*0.98=3.47Kw 卷筒 P4=P3*=2.600*0.98*0.98=3.

5、33 Kw 各軸轉矩 電動機轉軸 T0=2.2 N高速I T1= =38.2N 中間軸II T2= =2o7.8 N 低速軸III T3= =784.9 N 卷筒 T4=753.23 N項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒轉速（r/min）960960176.47 42.2242.22功率（kW）43.843.653.473.33轉矩（N·m）2.238.2207.8784.9 753.23傳動比115.4434.181效率10.960.950.950.96四 傳動件設計計算（齒輪） 1 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為2

6、80HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z2108的；2 按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算。確定各參數(shù)的值:試選=1.6查課本 選取區(qū)域系數(shù) Z=2.425 由課本 則由課本公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)N=60nj =60×960×1×（2×8×365×5）=1.6×10hN= =3.3×10h (4.8為齒數(shù)比,即4.8=)查課本圖得：K=0.9 K=

7、0.95齒輪的疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用得:=0.9×600=540=0.95×500=522.5 許用接觸應力 查課本由表得： =189.8MP 由表得: =13.設計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b b=40.31mm計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.25*1.95=4.4 = =9.16計算縱向重合度=0.318=1.7計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1。25根據(jù),7級精度, 查課本得動載系數(shù)K=1.08,查課本得K的計算公式:K= +0.23×10×b =1.1

8、2+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.42查課本由表10-13得: K=1.4查課本由表10-3 得: K=1.4故載荷系數(shù):KK K K K =1×1.4×1.08×1.42=2.15按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=40.31×=44.82計算模數(shù)=4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉矩38.2kN·m   確定齒數(shù)z      計算當量齒數(shù)zz

9、/cos20/ cos1521.9 zz/cos1088/ cos15118.33       初選齒寬系數(shù)  按對稱布置，由表查得1       初選螺旋角  初定螺旋角 15       載荷系數(shù)KKK K K K=1×1.08×1.4×1.42.11       查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y查課本由得

10、:齒形系數(shù)Y2.8 Y1.61  應力校正系數(shù)Y1.55  Y1.8   重合度系數(shù)Y  軸向重合度1.7 螺旋角系數(shù)Y0.88查課本得到彎曲疲勞強度極限                  小齒輪 大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.88 K=0.9 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.選用. 設計計算 計算模數(shù)對比計算結果，

11、由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=44.82來計算應有的齒數(shù).于是由:z=21.65 取z=21那么z=5.4×21=113   幾何尺寸計算計算中心距 a=138.14將中心距圓整為139按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=43.75d=235.42計算齒輪寬度B=圓整的 （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小

12、齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=25速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS 圓整取z=100. 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。 按齒面接觸強度設計1. 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選K=1.6查課本選取區(qū)域系數(shù)Z=2.425試選,查課本查得=0.78 =0.89 =0.78+0.89=1.67應力循環(huán)次數(shù)N=60×n×j×L=60×176.47×1×(2×8×300×5)=2.54×10 N=6.4×107由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)

13、K=0.9 K= 0.99 查課本由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力=540=544.5542.25 查課本查材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP選取齒寬系數(shù) =71.042. 計算圓周速度 0.663. 計算齒寬b=d=71.044. 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25×m=6.18 =11.055. 計算縱向重合度6. 計算載荷系數(shù)KK=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×1

14、0×65.71=1.4231使用系數(shù)K=1 同高速齒輪的設計,查表選取各數(shù)值=1.04 K=1.35 K=K=1.2故載荷系數(shù)K=1×1.04×1.2×1.4231=1.7767. 按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑d=d=71.04×計算模數(shù)3. 按齒根彎曲強度設計m確定公式內(nèi)各計算數(shù)值（1）       計算小齒輪傳遞的轉矩207.8kN·m（2）       確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z25，zi ×

15、;z100（3）       初選齒寬系數(shù)   按對稱布置，由表查得1（4）      初選螺旋角  初定螺旋角15（5）      載荷系數(shù)KKK K K K=1×1.04×1.2×1.351.6848（6） 當量齒數(shù)       zz/cos27.51 zz/cos109.57由課本查

16、得齒形系數(shù)Y和應力修正系數(shù)Y （7）       螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 2.13Y10.73（8）       計算大小齒輪的 查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限   查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.90 K=0.94 S=1.4= 計算大小齒輪的,并加以比較               &

17、#160;  大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設計計算. 計算模數(shù)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=71.04來計算應有的齒數(shù).z=22.97 取z=23z=91.88 取z=92    初算主要尺寸計算中心距 a=177.84將中心距圓整為179 修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正   分度圓直徑 d=71.13d=284.54

18、計算齒輪寬度圓整后取 五 軸的設計（在本次設計中由于要減輕設計負擔，在計算上只校核一根低速軸的強度）A 低速軸3的設計1總結以上的數(shù)據(jù)。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角3.47Kw784.9N·m42.22r/min284.54mm20°2求作用在齒輪上的力F= F= F F= Ftan=1528.95N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:3. 初步確定軸的最小直徑先按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號,選取因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱

19、轉矩,所以查機械設計手冊選取HL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為1250Nm,半聯(lián)軸器的孔徑4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=57mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=60。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1= 82mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取1-2斷的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=80mmb 初步選擇滾動軸承。考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量=8-1

20、6大量生產(chǎn)價格最低，固選用深溝球軸承又根據(jù)d2-3=57mm 選 30312號右端采用軸肩定位 查2 又根據(jù)d2-3=57mm和上表取d3-4=d7-8=60軸肩與軸環(huán)的高度（圖中a）建議取為軸直徑的0.070.1倍所以在d7-8=60mm d4-5=72mmc 取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑d6-7=65mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為72，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，固取l6-7=67mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （軸直徑的0.070.1倍）這里去軸肩高度h=6mm.所以d5-6=77mm.軸的寬度去b>=1.4h,取軸

21、的寬度為L5-6=12mm.d 軸承端蓋的總寬度為20mm（有減速器和軸承端蓋的機構設計而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為30mm。固取L2-3=50mm e 取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=13.5mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=14.5mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內(nèi)壁,有一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承的寬度T=33.5mm小齒輪的輪轂長L=40mm則 L7-8 =T+s+a+(72-70)=57mm L4-5=L+c+a+s-L5-6=76mm至此已初步確定軸得長度3) 軸上零件得周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的

22、周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=65mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=16*10 (mm) L=56mm同理按 d1-2=50mm. b*h=10*8 ,L=70。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。4) 確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.5*45°各軸肩處的圓角半徑見上圖5) 求軸上的載荷（見下圖）首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應從手冊中查出a值參照1圖15-23。對與61809，

23、由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖計算齒輪Ft=2T1/d1=2*784.9/284.54*103=5516.97 N Fr= 2091.68N F= Ftan=1528.95N通過計算有FNH1=1846.99N FNH2=3669.98 NMH=844096.41 N·M 同理有FNV1=1132.35N FNV2=959.33N 載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=1846.99N FNH2=3669.98 NFNV1=1132.35N FNV2=959.33N總彎矩MH=844096.

24、41 N·M 扭矩T3=784.9N6） 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度） 根據(jù)中的取值，且0.6（式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉切應力為靜應力時取0.3；當扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力時取0.6）1）計算軸的應力 （軸上載荷示意圖） 7）精確校核軸的疲勞強度1) 判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面A,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的

25、情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和V顯然更不必校核。鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。2) 截面左側 抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù) 截面截面左側的彎矩截面上的扭矩為T3=784.9 N截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由1表15-1查得 ，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按1附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得 ， 又由1

26、附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 =0.85故有效應力集中系數(shù)按1式（附3-4）為由1附圖3-2得尺寸系數(shù)；由1附圖3-3得扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由1附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按1式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為綜合系數(shù)為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=25S13S=1.5 所以它是安全的截面右側抗彎系數(shù) W=0.1=216000抗扭系數(shù) =0.2=43200000截面左側的彎矩M為 M=642045截面上的扭矩為 =784900截面上的彎曲應力 29.72截面上的扭轉應力 =18.17K=K=所以 綜合系

27、數(shù)為：K=2.8 K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=24.64S16.32S=1.5 所以它是安全的本題因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設計計算結束。B中間軸 2 的設計1總結以上的數(shù)據(jù)。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角3.65 Kw207.8N·m176.47r/min235.42mm20°2求作用在齒輪上的力 F= F F= Ftan=486.59N3 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取A0=112。于是有輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的

28、直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時選取聯(lián)軸器的型號選取HL2型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為315000Nm半聯(lián)軸器的孔徑5. 軸的結構設計A 擬定軸上零件的裝配方案B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由低速軸的設計知 ，由于軸承選定所以軸的最小直徑為25mm所以左端L1-2 =L5-6=40mm l4-5=65mm左端軸承采用軸肩定位由2查得 軸承的軸肩高度為2.5mm所以d2-3=40mm ,同理右端軸承的直徑為d1-2= d5-6=35mm，定位軸肩為2.5mm在右端大齒輪在里減速箱內(nèi)壁為a=12mm，因為大齒輪的寬度為42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長度為L2-3

29、=45mm8mm為軸承里減速器內(nèi)壁的厚度又因為在兩齒輪嚙合時，小齒輪的齒寬比大齒輪多5mm,所以取d4-5=40mm同樣取在該軸小齒輪與減速器內(nèi)壁的距離為12mm由于第三軸的設計時距離也為12mm所以d3-4=45mmL3-4 =6所以齒輪的定位軸肩長度高度為3mm至此二軸的外形尺寸全部確定。C 軸上零件得周向定位齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=35mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm)見2表4-1,L=36mm同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。D

30、 確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45°C第一軸 1 的設計1總結以上的數(shù)據(jù)。2求作用在齒輪上的力3 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取A0=112。于是有4 聯(lián)軸器的型號的選取查表,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T1=57.3N·m因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查機械設計手冊選取TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為63Nm,半聯(lián)軸器的孔徑5. 軸的結構設計A 擬定軸上零件的裝配方案B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求

31、制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=24mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=27。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=40mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取1-2斷的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=40mmb 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量=8-16，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承,又根據(jù)d2-3=24mm,所以選軸承。右端采用軸肩定位 查2 又根據(jù)d2-3=24mm和上表取d3-4=28mmc 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5

32、=32mm d 軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機構設計而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為25mm。固取L2-3=50mm ，c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內(nèi)壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動軸承的寬度T=12mm小齒輪的輪轂長L=50mm，則L3-4 =18mm 至此已初步確定軸得長度 有因為兩軸承距離為189，含齒輪寬度所以各軸段都已經(jīng)確定，各軸的倒角、圓角查表1 表15-2取1.0mm六箱體及其附件的結構設計 1）減速器箱體的結構設計箱體采用剖分式結構，剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設計

33、：1.確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚。根據(jù)經(jīng)驗公式：（T為低速軸轉矩，N·m）可取。為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。2.合理設計肋板在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了側壁的彎曲變形。3.合理選擇材料因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。2）減速器附件的結構設計（1）檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置，其尺寸大

34、小應便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。（2）放油螺塞放油孔設在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。（3）油標油標用來指示油面高度，將它設置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。（4）通氣器通氣器用于通氣，使箱內(nèi)外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內(nèi)溫度升高，內(nèi)壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設置在檢查孔上，其里面還有過濾網(wǎng)可減少灰塵進入。（5）起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設有吊孔，箱座凸緣下面設有吊耳，它們就組成了起吊裝置。（6）起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。（7）定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機壁距離查機械課程設計指