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1、机械设计课程设计计算说明书题目螺旋输送机传动装置指导教师院系班级姓名完成时间名目l 一、机械传动装置的总体设计.l 1.1.1 螺旋输送机传动装置简图l 1.1.2，原始数据l 1.1.3，工作条件与技术要求l 1.2.4，设计任务量l 二、电动机的选择.l 三、计算总传动比及安排各级的传动比l 3.1 计算总传动比l 3.2 安排传动装置各级传动比l 四、计算各轴的功率，转数及转矩l 4.1 条件l 4.2 电动机轴的功率P ，转速n 及转矩Tl 4.3 轴的功率P ，转速n 及转矩Tl 4.4 轴的功率P ，转速n 及转矩Tl 4.5 轴的功率P ，转速n 及转矩Tl 五、齿轮的设计计算l
2、 5.1 齿轮传动设计准则l 5.2 直齿1、2 齿轮的设计l 5.3 直齿3、4 齿轮的设计l 六、轴的设计计算l 6.1 轴的尺寸设计及滚动轴承的选择l 6.2 轴的强度校核l 七、键联接的选择及计算l 八、联轴器的选择.l 九、减速器箱体的计.l 十、润滑及密封设计l 十一、减速器的维护和保养计算及局部说明备注一、机械传动装置的总体设计1.1.1 螺旋输送机传动装置简图图 1.1 螺旋输送机传动装置简图1.1.2 ，原始数据螺旋轴上的功率P = 2.0 kW螺旋筒轴上的转速n= 35 r/min1.1.3 ，工作条件与技术要求输送机转速允许误差为5%；工作状况：三班制，单向连续运转，载荷
3、较平稳；工作年限：10 年；工作环境：室外，灰尘较大， 环境最高温度 40；动力来源：电力，三相沟通，电压 380V；检 修间隔期：三年一大修，两年一中修，半年一小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，单价生产。1.2.4，设计任务量减速器装配图一张A0 或 A1;零件工作图 2 张二、电动机的选择电动机是标准部件，设计时要依据工作机的工作特性，工作环境和工作载荷等条件选择。选择电动机的内容包括：电动机类型、构造形式、容量和转速、确定电动机具体型号。(1) 选择电动机的类型和构造形式生产单位一般用三相沟通电源，如无特别要求(如在较大范围内平稳地调速，常常起动和反转等)，通常都承受三相沟通异步
4、电动机。我国已制订统一标准的 Y 系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特别要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于 Y 系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械(如压缩机等)。在常常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载力量大， 此时宜选用起重及冶金用的 YZ 型或 YZR 型三相异步电动机。三相沟通异步电动机依据其额定功率(指连续运转下电机发 热不超过许可温升的最大功率，其数值标在电动机铭牌上)和满载转速(指负荷相当于额定功率时的电动机转速，当负荷减小时，电机
5、实际转速略有上升，但不会超过同步转速磁场转速)的不同， 具有系列型号。为适应不同的安装需要，同一类型的电动机构造又制成假设干种安装形式。各型号电动机的技术数据(如额定功率、满载转速、堵转转矩与额定转矩之比、最大转矩与额定转矩之比等)、 外形及安装尺寸可查阅产品名目或有关机械设计手册。按的工作要求和条件，选用三相异步电动机。(2) 选择电动机的功率依据条件，工作机所需的电动机输出功率为 2KW查机械设计课程设计手册表 1-7 得：弹性联轴器的传动效率 联轴器 =0.99圆柱齿轮的传动效率 齿轮=0.93滚动轴承的传动效率 滚动轴承 =0.97涡轮蜗杆的传动效率 锥齿 =0.81电动机至运输带之间
6、总效率h= h2hh3hh 总=0.6738 P=总联轴器 齿轮 滚动轴承 涡轮蜗杆= 0.992 *0.93*0.97 3 *0.81=0.6738P2w = 2.9682kwP电动机输=入2.96电动机输入h总0.673882kw3确定电动机转速依据工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以推算出电动机转速的可选范围，即查机械设计课程设计手册n=i*nw=35)*(1040)*3=5(10507000)r/min表 13-2 得：式中：n工作机轴的转速wi涡轮蜗杆=10 40i 为总传动比i = i*i涡轮蜗杆齿轮n电动机可选转速范围i=35齿轮(3) 确定电动机初选为同步转速为 15
7、00/min 的电动机查机械设计又 P电动机输入 P电动机额定课程设计手册表 12-1 依据机械设计课程设计表12-1，选择电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为 3kw，满载转数为 1430r/min即 P= 3kW电动机额定P= 3kW电动机额定n= 1430r/minn= 1430r/min电动机额定电动机额定三、计算总的传送比及安排各级的传动比3.1 计算总传动比总传动比i=总n电动额定n工作机= i*i涡轮蜗杆齿轮= 143035= 40.85713.2 安排传动装置各级传动比i总=40.8571初步安排为 i涡轮蜗杆=20i齿轮=2.04285四、计算各轴的功率，转数及转矩4.
8、1 条件P= 3kW电动机额定n电动机额定= 1430r/min4.2 各轴转速 r/min电动机轴 轴：n=n电1= 1430r/min轴：n =n21/ i蜗杆涡轮=1430 / 20=71.5r/min轴 、工作轴：n =n3工作= n/ 2.04285=35.0001r/min24.3 各轴功率 kw电动机轴 ： Pd= 2.9682P= 3kW轴： P1= P *hd联轴器*h滚动轴承=2.8504电动机额定轴：n= 1430r/minP =P *h*h21涡轮蜗杆滚动轴承=2.2396电动机额定轴 ： P =P *h*h=2.02033工作轴：Pw2滚动轴承= P *h3联轴器涡轮
9、蜗杆=2.00014.4 各轴的转矩 N.mm电动机轴 ：PnT =9500*d = 19.8226dd轴： T1= 9550*(P1/ n ) = 19.03591轴： T2= 9550*( P2/ n ) = 299.13542轴 ： T3工作轴：T= 9550*( P3= 9550*( P/ n ) = 551.25173/ n ) = 545.7400www现把减速器各轴有用数据集中如下：转速 功率kw 转矩轴参数电动机轴14302.968219.8226轴14302.850419.0359轴71.52.2396299.1354轴35.00012.0203551.2517工作轴35.0
10、0012.0001545.7400r/minN.mm五、传动零件的设计计算5.1 选择蜗杆传动的类型依据 GB/T10085-1988 的推举，承受渐开线蜗杆ZI).5.2 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45 钢；因期望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火， 硬度为 45 55HRC 。涡轮用铸锡青铜ZCuSn10P1，金属模铸铁 H7100 制造。5.3 按齿面接触疲乏强度进展设计依据闭式涡轮传动的设计准则，先按齿面接触疲乏强度进展设计，再校核齿根弯曲疲乏强度。传动中心距a 3 KT 2( Z E Z H （1） 确定作用在蜗轮上的转矩T2查前面设计表格知 T
11、2=299.1354 N*M（2） 确定载荷系数 K因工作载荷较稳定，故载荷分布不均匀系数K =1 ；选取使用系数KA=1.15；由于转速不高，冲击不打，可取动载荷系数K=1.1；则K =KA* K *K=1.265（3） 确定弹性影响系数ZE因选用的是 铸锡青铜 蜗轮和 蜗杆相配 ，故1Z =160Mpa 2E（4） 确定接触系数Zj由机械设计图 11-18 查得：先假设蜗杆分度圆至今 d1和传动中心距比值Zj=2.91 ad= 0.35 ， 由机械设计图 11-18 中可查得Zj=2.9。（5） 确定许用接触应力H依据蜗杆材料为铸锡磷青铜 ZCuSn10P1,金属查机械设计表11-7，可得
12、模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可得到蜗轮的根本 =268MPaH许用应力的值 =268MPaH应力循环次数：N =60 jn l2 n= 60*1*71.5*300*3*8*10= 30.888*10 7寿命系数： K=0.6513HNS = KuHN* SH= 174.5484(6) 计算中心距a 3KT 2( Z E Z H = 138.7494故 取中心距 a=160，因 i=20.5，故从机械设 查机械设计计表 11-2 中取模数m=6.3mm，蜗杆分度圆直径d = 63mm 。 表 11-2，可得：1这时 d1 a= 0.39575 ，从而可查得接触系数 Zj= 2.77 ,由
13、于 m = 6.3mmZ Zjj,因此以上计算结果可用。d1= 63mm7传动比验证：20.5-20/20 =2.5%5% 成立。5.4 蜗杆与蜗轮的主要参数和几何尺寸1蜗杆轴向齿距： Pa= p m = 3.14*6.3 = 19.7821直径系数： q = dm= 10齿顶园直径： d= m(q + 2) = 6.3*12 = 75.6a1齿根园直径： df1= m *( q - 2.4) = 47.88查机械设计基1又tan = Zq= 2所以 =11.3110础求得a轴向齿厚： S = 1pm=9.8912h* = 1a轴向齿距： Pa1= p m = 19.782c* = c m径向
14、间隙： c = 0.2m = 1.262蜗轮分度圆直径： d2= mz2= 6.3*41 = 258.3齿数： z2= z *i = 20.5*2 = 411喉圆直径： da2= m(z1+ z ) = 270.91齿顶高： ha齿根高： hf= m = 6.3= 1.2m = 7.56齿根圆直径： df2= m(z2- 2.4) = 243.18端面齿距： Pt= p m = 19.782变化系数： x22= -0.10325.5 校核齿根弯曲疲乏强度查机械设计 F =1.53KT2 YFaY F 当量齿数 Z 2d1d2m2=43.4845图 11-19依据 x2= -0.1032 ， Z
15、2=43.4845 得：齿形系数：Ya2= 2.47螺纹角系数： Y=1-7=0.9192p9许用弯曲应力 = F*KFFN可查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的根本许用弯曲应力= 56MPa ，寿命系数：FK= 9 106FN=0.5289 30.888*170 = 56*0.5289 = 29.6184MPaF由上述计算可得：5.6 效率验算= 12.8219F 弯曲强度满足。F蜗杆传动的总效率为h总=h *h *h123式中：hhh啮合摩擦损耗1轴承摩擦损耗2零件搅油时的损耗3h = tan1tan( +j )v= tan11.31otan12.61o=0.8940由于轴承摩擦以及搅
16、油损耗两项功率损耗不大，一般取h *h23=0.95 0.96 ，此处取 0.95.则总效率：h总=h *h *h123=0.8940*0.95=0.85总效率值大于原估量值，符合效率传动要求，不用重算。5.7 精度等级公差和外表粗糙度确实定考虑到所设计的蜗杆是动力传动，属于通用机械减速器，可以从 GB/T10089-1988 圆柱蜗杆，涡轮精度中选择 8 级精度，侧隙种类 f，标注为 8f. GB/T10089-1988。然后由相关手册查得要求的公差工程及外表粗糙度。5.8 确定中心距 d= 63mm; d12= 258.3mm中心距 a =1 (d + d ) = 160.65212 aa
17、min= 138.7494 mm 符合验算。取中心距 a=160.65 mm六、联轴器的选择与校核6.1 电动机与减速器输入轴之间联轴器的选择与校核6.1.1 类型选择由于输送机载荷稳定，对缓冲要求要高，且为了装拆便利并能微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振力量，选用弹性柱销联轴器。6.1.2 载荷计算公称转矩 T = 9550* 2.96821430 = 19.8226 N.m 公式查机械 设 计 表查机械设计表可得工况系数 K=1.5，故计算转矩 14-1为T= KT = 1.5*19.8226 = 29.7339 N*MC6.1.3 型号选择从GB/T 5014-2023 中查得LX1 型弹性柱
18、销联轴器的许用扭矩Tn= 250N.m ，许用最大转矩为n = 8500r / min ，轴径为16 24mm ，故合用。6.2 减速器输出轴与卷筒轴之间联轴器的选择与校核6.2.1 类型选择由于轴的速度低，载荷平稳，对缓冲要求不高，但要求能微量补偿两轴线偏移，应选用弹性柱销联轴器。6.2.2 载荷计算公称转矩 T = 9550* 2.020335.0001 = 551.2517 N*M工 况 系 数T= KT = 826.8775 N.m。CK=1.5 ， 故 计 算 转 矩 为6.2.3 型号选择从 GB/T 5014-2023 中查得 LX3 型弹性柱销联轴器的许用扭矩Tn= 1250
19、N.m ，许用最大转速n = 4700r / min ，轴径为30 48mm ，故合用。七、滚动轴承类型的选择选择轴承主要是依据轴承所受载荷的大小，方向和性质以及转速的凹凸来确定。由于此次设计中的输送装置工作平稳，受载荷较大， 并且轴承向载荷，但转速又不是很高，故可选用圆锥滚子轴承。7.1 减速器输入轴处得圆锥滚子轴承的型号 由于安装轴承处轴端直径d = 25mm查机械设计手册表 6-7 可选定：查机械设 计 课 程设计手册轴承型号32305D(mm) 62T(mm) 25.25B(mm) 24C(mm) 20a(mm)表 6-715.9则轴承端盖外径 D2= 1.25D +10 = 87.5
20、mm ，取 90mm。7.2 减速器输出轴处得圆锥滚子轴承的型号由于安装此轴承的轴端直径 d=40mm. 查机械设计手册表 6-7 可选定轴承型号 D(mm)T(mm)B(mm)C(mm)a(mm)302164019.25181616.9则轴承端盖外径 D2= 1.25D +10 = 60mm ，取 62mm。八、轴的设计6.1 蜗杆及轴的设计蜗杆齿宽： b 11+0.06Z12)m =11+0.06*41*6.3=84.798 mm查机械由于蜗杆模数 m=11 1016mm，故齿宽 b 需增加 设 计 表125mm，即 b1= b + 25 = 110mm111-46.1.1 确定轴的最小直
21、径 dmin（1） 按扭矩法确定最小直径dmindA 3 Pmin01n= 110 3 2.85041430 = 13.8436 A值 查01由于该轴直径小于 100mm 且轴上有一键槽，故将设计值应 机 械 设增大 6%，即 dmin= 13.8436*(1 + 6%) = 14.6742 mm。计 表（2） 计算扭矩T= KTc电动机式中：T电动机联轴器所传递的名义扭矩；K工作状况系数。由前面的设计计算可知： T=19.8226电动机15-3，因选用 材 料 为45 钢， 取A =1100所以：Tc=29.7339 查机械设n选择的LX1 型联轴器， T= 250v.m;n = 8500;
22、 轴孔直径d=1624mm 。 计表 14-1由于T T ， ddncmin故满足轴径要求。（3） 最终确定电动机轴伸处直径 d6.1.2 凸台高度min= 20mm 。由公式： h = (0.07 0.1)d取h = 2.5mm 。min= (00.7 0.1)*20 = 1.4 2mm ，则 d = 20 + 2h = 20 + 2*2.5 = 25mm6.1.3 蜗杆及轴的局部尺寸如下公式查机械设计表 11-4 得6.2 涡轮轴的设计6.2.1 确定轴的最小直径dmin（1） 安扭矩法确定最小直径dA 3 Pmin02n= 110* 3 2.2396 71.5 = 34.6748mm2（
23、2） 由于前面设计原理，该轴直径小于100mm，且轴上有两键槽 故将设计值应增大 12%，即dmin= 34.6784*1.12 = 38.8358mm（3） 计算扭矩T=KTc2式中：T2涡轮轴上转矩K工作状况系数。由前面设计可知： T2=299.1354N.m K=1.5所以 T=KT=448.1354 N.mc26.2.2 涡轮宽度 B由公式 B 0.75d得a1B 0.75*75.6 = 56.7mm6.2.3 凸台高度由 h = (0.07 0.1)*40 = 2.8 4.0故 取 h=3mm则 d = dmin+ 2h = 40 + 2*3 = 46mm6.2.4 蜗轮轴的构造设计
24、1拟定轴上零件的装配方案 通过比照分析，选用如下装配方案。查机械设计手册表 8-7 得2依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由前面设计中选用 LX3 型弹性柱销联轴器其孔径d=38.8mm,故 取d12= 40mm 。前面蜗轮轴最小直径已经设计出 d= 46mm 。为了保证办联轴器左端的定位，故 _23段得长度应比L1略短一些，现取L12= 110mm 。依据前面所选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求由轴承根本游隙组、标准精度等级等信息，可确定段长度为 40mm，轴径为 52mm。由所选轴承端盖和前后段轴的轴径和轴长选取长度为 50mm，轴径为 46mm。取安装蜗轮处即段长度为 54mm，轴径
25、为 58mm(由所选用的蜗轮尺寸确定。段与段对称。轴承端盖得总宽度为 20mm由减速器及轴承端盖的构造设计而定。依据轴承端盖拆卸 便利的要求，故取段长度为 70mm，轴径为 46mm。确定轴上圆角和倒角尺寸查机械设计表 15-2，取轴段倒角为 2*45，各凸台处的圆角半径为 R2 或 R3。九、轴的校核计算9.1 轴的强校核(1) 求垂直直面内支反力图 12T2*299.1354F= Frr12= Ftan =t2d 2 tan =0.2583tan 20o =843.0227 N2T2F= F=at12d 2 = 2316.1858 N2T2*1 19.0359dF=1 =t10.063=
26、604.3143N1所以Mad0.063= F1 = 2316.1858*= 72.9599N.ma22所以F10.1117F=r1- Ma1 = 109.7169 NV0.11 17 F0.234+ Ma1F=r2V0.2341 = 733.3058 N（2） 求水平内支反力图 2FF= FHH=t= 302.1572N (上端受拉1212（3） 绘制水平面内弯矩图图 3M= 0.117 FaVv1M = 0.117FaV= 12.8369 N.M (下端受拉= 85.7968N.M (下端受拉v 2（4） 绘水平面内弯矩图图 4M= FaHH 1*0.117 = 35.3524 N.M（5
27、） 求合成弯矩M=M2 + M2 =12.83692 + 35.35242 = 37.6109N.MaavaHM ”=M”2 + M2 =85.79682 + 35.35242 = 92.7984N.MaavaH（6） 求轴传递的扭矩图 5dT = F * 163*10=-3604.3143*=19.0359N.Mt122（7） 求危急截面的当量弯矩由图和计 算可知， a 截面处最 危急，其当 量弯矩为M=Me2 + (a T )2 由于轴的扭切应力是脉动循环变应力，a取 折 合 系 数 =0.6 ， 带 入 上 式 得 ：M=92.79482 + (0.6*19.0359) 2 = 93.4
28、951N.Me（8） 计算危急截面处轴的直径轴的材料选用的是 45 钢，调质处理，可查得dB= 650Mpa ，进 一 步 查 得 许 用 弯 曲 应 力 d-1b= 60Mpa ， 则M3d 0.1de-1b = 393.4951*1030.1*60= 24.9773mm考虑到键槽对轴的减弱，应将 d 值加大 4%，故d 24.9773*(1 + 0.04) = 25.9764mm由前面的设计可知da1= 75.6 25.9764 ，故轴设计合理。9.2 轴的强度校核（1） 求垂直直面内支反力图 1F= Frt22tan = 2T2d2*299.1354=tantan 20o =843.02
29、27 N 0.2583F= F2T22 *19.0395=1604.3143Nd21at0.063=2T21*299.1354F22316.1858 Nt2d0.25832d0.2583M= F2 = 604.3143*= 78.0472N.m12ba220.057F+ M=2Frb2= 0.057*843.0227 + 78.0472 = 1106.1359 N1V0.1140.1140.057F- M=2Frb 2= 0.057*843.0227 - 78.0472 = -263.1132 N负2V0.1140.114号表示与图示方向相反。（2） 求水平内支反力图 2F= FF *0.05
30、7=t2=1158.0929N (上端受拉HH0.11412（3） 绘制垂直面内弯矩图图 3M= 0.057 FbVv1M = 0.057FbV= 1106.1359*0.057 = 63.0497 N.M (下端受拉= 263.1132*0.057 = 14.9975N.M (上端受拉v 2（4） 绘水平面内弯矩图图 4M= FbHH 1*0.057 = 0.057*1158.0929 = 60.0113N.M（5） 求合成弯矩M=Mb2 + MbvbH2 =63.04972 + 66.01132 = 91.2839N.MM ”=Mb”2 + MbvbH2 =14.99752 + 66.01
31、132 = 92.7984N.M（6） 求轴传递的扭矩图 5=0.25832T = F * d2316.1858*= 299.1354N.Mt 222（7） 求危急截面的当量弯矩由图和计 算可知， a 截面处最 危急，其当 量弯矩为M=Me2 + (a T )2 由于轴的扭切应力是脉动循环变应力，b取 折 合 系 数 =0.6 ， 带 入 上 式 得 ： 查机械设M=91.28392 + (0.6*299.1354) 2 = 201.3610N.M计根底 表e（8） 计算危急截面处轴的直径轴的材料选用的是 45 钢，调质处理，可查得dB14-1= 650Mpa ， 查机械设进 一 步 查 得
32、许 用 弯 曲 应 力 d-1b= 60Mpa ， 则 计根底 表3Md 0.1de = 3201.3610*1030.1*60= 32.2558mm考虑到键槽对轴14-3的 削 弱-1b， 应 将d值 加 大4% ， 故d 32.2558*(1 + 0.04) = 33.5460mm由前面的设计可知da1= 243.18 33.5460 ，故轴设计合理。十、键的选择和校核10.1 键的选择一般有定心精度要求都选用键联接，且一般选用圆头一般平键。(1) 轴上的键的旋转由于开键槽处轴的直径 d=30mm,查机械设计表 6-1 可得键的截面尺寸为： b *h = 6*6 ，由轴段长度并参考键的长度
33、系列，取键长 L=25mm。（2） 轴上键的选择由上面的选择原则可得键的截面尺寸为： 是经查机械设计表 6-1 得b * h = 12*8 ， 取键长L=70mm.（3） 蜗轮联接的键的选择同样可得键的截面尺寸为：b * h = 16*10 ， 键长 L=50mm.10.2 键的校核平键连接传递扭矩时，其主要失效形式是工作面被压溃，因此通常只按工作面上的挤压应力进展轻度校核计算，其强度条件为d= 2T *103pkld d p式中：T-传递的扭矩；K-键与毂键槽的接触高度， k = 05h ;l-键的工作长度，对于圆头手键 l = L - 6 ;d-轴的直径；dp-键、轴、毂三者中最弱材料的许
34、用挤压应力。本设计查机械设计中可依据材料和工况查得d = 110MPap表 6-2（1） 轴键的校核由于T = 19.0359N.m; K = 3mm;l = 19mm; d = 20mm所以dp= 4.3560dP , 轴上满足强度要求。（2） 轴键的校核由于T = 299.1354N.m; K = 4mm;l = 58mm, d = 40mm查机械设计根底 表所以dp= 64.4688dP , 轴上满足强度要求。14-13蜗轮轴键的校核由于T = 299.1354N.m; K = 8mm;l = 34mm; d = 58mm查机械设计根底 表所以dp求。= 37.9228dP, 蜗轮轴上满
35、足强度要14-3十一、减速器箱体的设计减速器的箱体承受铸造HT200制成，承受剖分式构造,为了保证H 7蜗轮协作质量，大端盖分机体承受 is61. 机体有足够的刚度协作.在机体为加肋，外轮廓为长方形，增加了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 5m/s，故承受油池润滑，同时为了避开搅油使沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其外表粗糙度为 6.3 3. 机体构造有良好的工艺性.铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简洁，拔模便利.4. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有
36、窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够 的空间，以便于能伸入进展操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔 与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的外表并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6 紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起 一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标：油标位在便于观看减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度上升，气压增大，为便于排气，在 机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便到达体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 定位销：低速轴键 1：149为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘 40的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.箱体主要构造尺寸键 2：181145名称符号箱座壁厚d箱盖壁厚d 11箱盖凸缘厚度b箱座凸缘厚度b箱座底凸