1、目 錄摘要-2第一部分 傳動裝置的總體設計-3第二部分 傳動零件的設計計算-8第三部分 軸的設計-19第四部分 軸承和鍵的校核-27第五部分 主要尺寸與數據-30結論-33參考文獻-34摘 要機械設計課程設計是機械設計課程最后一個重要的實踐性教學環節，是機械類專業的主干技術基礎課。是學生入學以來第一次較為全面的設計能力綜合訓練。通過這一訓練過程有助于學生建立工程觀點，培養正確的設計思想，使學生掌握設計機械傳動裝置和一般機械的能力。對后續專業課程的學習、畢業設計以與今后從事設計工作奠定扎實的基礎具有重要的意義。培養理論聯系實際的設計思想和工作作風，培養學生綜合運用各種機械零件和機構的基本知識，以

2、與其他先修課程的理論知識，結合生產實際，解決工程問題的能力。鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識。習和掌握通用機械零、部件、機械傳動裝置或簡單機械的基本設計方法和程序，包括制定設計方案，合理選擇傳動機構和零、部件，正確計算零件工作能力、確定基本參數和尺寸，合理選擇材料、熱處理方式、精度等級，合理進行結構設計以與較全面地考慮制造、安裝工藝、經濟成本和使用維護保養方面的要求等等。本次設計的題目是帶式運輸機的減速傳動裝置設計。根據題目要求和機械設計的特點作者做了以下幾個方面的工作：決定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數；傳動零件以與軸的設計計算，軸承、聯接件、潤滑密封

3、和聯軸器的選擇與校驗計算； 機體結構與其附件的設計和參數的確定；繪制裝配圖與零件圖，編寫計算說明書。關鍵字：機械設計 減速器 運輸機 參數 設計方法 計算與說明結果第一部分 傳動裝置的總體設計 一、傳動方案 分析任務書，傳動系統的組成情況：原動機傳動部分從動機。原動機：電動機；傳動部分：帶傳動、鏈傳動、減速器；從動機：帶式運輸機。滿足工作機性能要求的傳動方案，可以由不同的傳動機構類型以與不同的組合形式和布置順序構成。擬定可能的方案：(1）.電機聯軸器減速器聯軸器帶式運輸機(2).電機帶傳動減速器聯軸器帶式運輸機(3).電機帶傳動減速器鏈傳動帶式運輸機(4).電機聯軸器減速器鏈傳動帶式運輸機從減

4、少占地空間，簡化結構，工作可靠，成本低廉考慮。如果選擇鏈傳動則運轉不均勻有沖擊。因此(1)和(2)較好。我在這里選擇第二種傳動方案。因為帶傳動的傳動比較平穩，能緩沖減振。 方案簡圖如下：二、減速器的選擇根據指導書上給的減速器的主要類型和應用特點，我選擇二級圓柱斜齒輪減速器。斜齒輪的傳動平穩性較直齒輪傳動好。齒輪的布置為同軸式，兩級大齒輪的直徑接近，有利于侵油潤滑。其結構加圖如下：三、電動機的選擇 1、選擇電動機的類型 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于直流電動機需要直流電源，結構復雜，價格較高，維護比較不便，故不選用。生產單位一般用三相交流電源。交流電動機有異步電動機和同步電動機兩類。異

5、步電動機有籠型和繞線性。其中普通籠型異步電動應用最多。 綜上要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。 2、選擇電動機的容量 有電動機至運輸帶的傳動總效率為：分別是滾動軸承、齒輪傳動、聯軸器和卷筒的傳動效率滾動軸承的傳動效率（每對），其圍是0.97-0.99，此處取0.98。齒輪的傳動效率為0.99。聯軸器的傳動效率，其圍是0.97-0.99，此處取0.97。卷筒的傳動效率，其圍是0.94-0.97，由于工作條件比較差，此處取0.94。代入各數據: 所以 3、 確定電動機的轉速 卷筒軸的工作轉速為按指導書表一，查二級圓柱齒輪減速器的傳動比 ，V帶的傳動比，總傳動比，符

6、合這一圍的同步轉速有750、1000、1500r/min. 根據容量和轉速，有指導書查出 取型號：Y112M-4 四、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 電動機型號為Y112M-4 1、 總傳動比 2、 分配傳動裝置傳動比初選v帶的傳動比，則減速器的傳動比。按展開式布置，查指導書圖12選取減速器，。五、計算傳動裝置的運動和動力參數 1、計算各軸轉速 軸1 軸2 軸3 2、 計算各軸輸入功率軸1 軸2 軸3 卷筒軸 3、 計算各軸輸入轉矩電動機輸出轉矩 1-3軸的輸入轉矩 軸1 軸2 軸3 卷筒軸輸入轉矩 1-3軸的輸出轉矩則分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98 運動和動力參數計算結果整理與下

7、軸名效率P(kW)轉矩T(N*m)轉速n（r/min）輸入輸出輸入輸出電機軸3.7825.071440軸1 3.5533.41970.6969.28480軸23.4473.378356.68349.5692.3軸33.3443.2771176.57 1153.04 27.14卷筒軸3.1783.1141118.45 1096.0827.14第二部分 傳動零件的設計計算一、v帶輪的設計1、確定計算功率查課本表8-7得：,式中為工作情況系數，為傳遞的額定功率,既電機的額定功率。2、選擇v帶型號根據，,查課本表8-10選用帶型為A型帶。3、選取帶輪基準直徑查課本表8-6和表8-8得小帶輪基準直徑，則

8、大帶輪基準直徑。4、驗算帶速v在530m/s圍，故選v帶速適合。5、確定中心距a和帶的基準長度由于,所以初步選取中心距a：，初定中心距，所以帶長,=.查課本表8-2選取基準長度得實際中心距中心距變化圍為438-510mm。6、驗算小帶輪包角，包角合適。7、確定v帶根數z因，帶轉速，傳動比。查課本表8-4a得。根據，傳動比和A型帶，查表8-4b得。查課本表8-5得=0.926,表8-2得，于是故選Z=4根帶。8、計算預緊力查課本表8-3可得,故:單根普通帶緊后的初拉力為9、計算作用在軸上的壓軸力利用公式8-24可得:10、圓整 查課本表8-8大帶輪的基準直徑接近的為315mm，則。11、數據修正

9、 總傳動比 不變仍為53.8。帶傳動的傳動比，則減速器的傳動比。按展開式布置，查指導書圖12選取減速器，。計算各軸轉速 軸1 軸2 軸3 計算各軸輸入轉矩電動機輸出轉矩 1-3軸的輸入轉矩 軸1 軸2 軸3 卷筒軸輸入轉矩 1-3軸的輸出轉矩則分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98二、 高速級減速齒輪設計1、 齒輪材料，熱處理與精度考慮此減速器的功率與現場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪齒輪材料與熱處理 (1) 材料：高速級小齒輪選用鋼調質，小齒輪齒面硬度280HBS ，一般小齒輪齒數取20到40 齒，此取小齒齒數=26。高速級大齒輪選用鋼正火，大齒輪齒面硬度240HB

10、S ，由 ,取Z=133. (2) 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級。2、初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數的值:（1）試選=1.6查課本圖10-30 選取區域系數 Z=2.438 由課本圖10-26 , 則（2）計算應力值環數N=60nj =60×457.14×1×（2×8×260×5）=5.705×h（3）查課本 10-19圖得：K=1.03, K=1.10（4）齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數S=1,則=1.03×600=618=1.1×550=605

11、許用接觸應力 （5）查課本由表10-6得： =189.8 由表10-7得: =1T=95.5×10×=95.5×10×3.533/457.14=7.422×10N.m3.設計計算（1）小齒輪的分度圓直徑d=（2）計算圓周速度（3）計算齒寬b和模數計算齒寬b b=46.54mm計算摸數m 初選螺旋角=13=（4）計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.25×1.62=3.645 =12.77（5）計算縱向重合度=0.318=1.05（6）計算載荷系數K使用系數=1根據,7級精度, 查課本由表10-8得動載系數K=1.08查課本由表10-

12、4得K=1.310查課本由表10-3 得: K=1.4 （）故載荷系數:KK K K K =1×1.25×1.08×1.31×1.4=2.48（7）按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑d=d=46.54×=53.86（8）計算模數=4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式（1） 確定公式各計算數值1） 計算當量齒數2）初選齒寬系數   按對稱布置，由表查得13）  初選螺旋角初定螺旋角134）  載荷系數KKK K K K=1.25×1.08×1.4×

13、;1.2872.4325）  查取齒形系數和應力校正系數查課本由表10-5得:齒形系數2.453, 2.129  應力校正系數1.649,  1.856） 計算大小齒輪的   安全系數取S=1.4 =大齒輪的數值大（2） 設計計算 1） 計算模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,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=53.86來計算應有的齒數.于是由:z=26.24 取z=26那么z=5.1×

14、;26=133 2）幾何尺寸計算計算中心距 a=163.18將中心距圓整為163按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數,等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=53.31d=272.69計算齒輪寬度B=圓整的 5、修正傳動比，則2-3軸轉速軸2 軸3 2-3軸的輸入轉矩軸2 軸3 三、 低速級減速齒輪設計1、 齒輪材料，熱處理與精度考慮此減速器的功率與現場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪齒輪材料與熱處理 (1) 材料：高速級小齒輪選用鋼調質，小齒輪齒面硬度280HBS ，一般小齒輪齒數取20到40 齒，此取小齒齒數=30。高速級大齒輪選用鋼正火，

15、大齒輪齒面硬度240HBS ，由 ,取Z=100。 (2) 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級。2、初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數的值:（1）試選=1.6查課本圖10-30 選取區域系數 Z=2.438 由課本圖10-26 , 則（2）計算應力值環數N=60nj =60×89.46×1×（2×8×260×5）=6.98×h（3）查課本 10-19圖得：K=0.98, K=1.05（4）齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數S=1,則=0.98×600=588=1.05

16、15;550=577.5 許用接觸應力 （5）查課本由表10-6得： =189.8 由表10-7得: =1T=95.5×10×=95.5×10×3.447/89.46=3.68×10N.m3.設計計算（1）小齒輪的分度圓直徑d=（2）計算圓周速度（3）計算齒寬b和模數計算齒寬b b=83.91mm計算摸數m 初選螺旋角=13=（4）計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.25×2.73=6.14 =13.67（5）計算縱向重合度=0.318=2.202（6）計算載荷系數K使用系數=1.25根據,7級精度, 查課本由表10-8得動載系數

17、K=1.05查課本由表10-4得K=1.319查課本由表10-3 得: K=1.1 （）故載荷系數:KK K K K =1.25×1.05×1.1×1.319=1.904（7）按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑d=d=83.91×=88.92（8）計算模數=4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式（1） 確定公式各計算數值1）計算當量齒數2）  初選齒寬系數   按對稱布置，由表查得13）     初選螺旋角初定螺旋角134）  

18、0; 載荷系數KKK K K K=1.25×1.05×1.1×1.2831.8525）        查取齒形系數和應力校正系數查課本由表10-5得:齒形系數2.486, 2.174  應力校正系數1.637,  1.7976） 計算大小齒輪的   安全系數取S=1.4 =大齒輪的數值大（2） 設計計算 1) 計算模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-19

19、87圓整為標準模數,取m=2.5mm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=88.91來計算應有的齒數.于是由:z=34.65 取z=35那么z=3.34×35=117  2） 幾何尺寸計算計算中心距 a=194.998將中心距圓整為195按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數,等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=89.80d=300.19計算齒輪寬度B=圓整的 4、 結構設計(略)第三部分 軸的設計一 高速軸的設計1、 選擇軸的材料由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理.2、

20、 初步計算軸的最小直徑 當軸的支承距離為定時，無法有強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d，計算公式： ，選用45號調質鋼，查機設書表15-3，得因為在軸上開有鍵槽應增大，算出結果為22.67mm,此處設計去25mm。3、 軸的結構設計如圖：各軸的直徑和長度 1）輸入軸的最小直徑是安裝帶輪的直徑，由計算得 ，其左端與帶輪配合，帶輪與軸的配合的轂孔長度L=45 ，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸的端面上，故取直徑為25mm軸段長度43mm ； 2）初步確定滾動軸承 因軸承受徑向力和軸向力作用，高速轉速較高，載荷大，故選用角接觸球軸承7206AC，尺寸參數

21、 故 ,考慮到此處加擋油盤，故此處軸段長度26mm ；同理該處有倒角2，由于有配合要求軸段直徑d=30mm。考慮到帶輪的安裝與端該螺釘的拆卸方便取，且有利于軸承的裝拆在此之間加入過度軸段。考慮帶輪的為可靠去d=28mm,長取85mm。 3）由箱體尺寸綜合齒輪寬度，且軸承定位可靠選取合適的長度和直徑。從左至有直徑長達分別為43mm、85mm；26mm、123mm；60mm、19mm；24mm。4）確定軸向圓角和倒角尺寸 參照表，去軸端倒角 ，各軸肩出圓角半徑為1mm。 二 中速軸的設計1、 選擇軸的材料該軸同樣選取45號鋼、調質處理。查表得：許用彎曲應力，屈服極限。2、 初步計算軸的最小直徑根據

22、表15-3，取，于是有 選定。3、軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，經分析比較，選用如下方案： （2）各軸的直徑和長度 1）根據，選用角接觸球7209AC，尺寸參數得mm。此軸上小齒輪的95，為了使小齒輪便于安裝且安裝可靠，又由于有配合要求，尾數為0和5為最佳，故取。軸承第三段啟軸向定位作用，其高度h一般取為，以便于拆卸軸承，故，第四段裝大齒輪，為加工方便直徑也可取。2）第二段和第四段是裝齒輪的，為了便于安裝且定位可靠，L2和L4都要比齒輪三和齒輪二的尺寬略小，所以，由設計指導書可得由于用套筒定位綜合箱體尺寸則=53mm，同理55mm。（3）軸上零件的軸向定位 軸上軸承軸向定位采用凸

23、緣式端蓋與套筒定位，齒輪用套筒與軸肩定位。（4）確定軸向圓角和倒角尺寸 參照表，去軸端倒角，各軸肩出圓角半徑為2mm。 （5）求軸上的載荷 1）求軸上的力已知小齒輪的相關力N二軸上大齒輪的相關力二軸的受力分析如下圖所示：分解到豎直平面，氣受力圖如下：由力和力矩列平衡方程式代入數據得： N N其剪力圖如下：彎矩圖如下：水平面的受力分析圖如下由力和力矩列平衡方程式代入數據得： N N剪力圖如下：彎矩圖如下：由，得扭矩圖如下：綜合分析可知危險截面為B和C，截面B 截面C （6）按彎矩合成應力校核軸的強度 綜上所述，校核危險截面B、C，根據式（15-5）與商標所給數據，并取a=0.6 其中d=50mm

24、, b=14mm, t=5.5mm 代入數據得W=10961mm 所以=42.89 MPa同理d=50mm, b=14mm, t=5.5mm 代入數據得W=10961mm=27.98MPa 前面以選定軸的材料為45（調質），查15-1得，因此安全。三 低速軸的設計1、選擇軸的材料該軸同樣選取45號鋼、調質處理。 2、初步確定軸的最小直徑 當軸的支承距離為定時，無法有強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d，計算公式： ，選用45號調質鋼，查機設書表15-3，得初選聯軸器LH4，初定軸的最小直徑3、軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，經分析比較，選用如下

25、方案：（2）各軸的直徑和長度 1）聯軸器的長度為82mm,考慮到端蓋螺釘的裝拆方便半聯軸器與軸的配合的轂孔長度L=110mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故，軸的直徑。 2）初步確定滾動軸承 因軸承受徑向力和軸向力作用，高速轉速較小，載荷大，故選用角接觸球軸承7213AC，故,軸承B=23mm，為了便于安裝且定位可靠，。安裝齒輪的軸段長度由齒寬確定，為保證齒輪定位可靠軸段長度短于齒寬長度。直徑為使軸承定位可靠且便于拆裝，故取mm。軸段4的長度由箱體和已確定的軸段取12mm,保證齒輪的軸向定位可取85mm。第四部分 軸承和鍵的校核一、 高速軸 1、軸承的選擇由于要承受軸向

26、力，且軸向力較大。故可采用角接觸球軸承和圓錐滾子軸承，但是圓錐滾子軸承的發熱較大，因此選用角接觸球軸承。根據一軸的直徑選取軸承，安裝軸承段的直徑為30mm，查指導書122頁滾動軸承推介表。在此處選用接觸角為25的軸承。查表軸承代號為7206AC，其相關參數為mm。 2、鍵的選擇帶輪和軸的周向需要定位可采用鍵來實現。軸上的帶輪處鍵的選擇，一般8級精度以上的帶輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪在軸端，故選用普通平鍵（C型）。 鍵的選根據軸徑大小選擇。帶輪處的軸徑為25mm,查指導書117頁，查得鍵的公稱尺寸，再根據鍵的長度系列選取鍵的長度，要求鍵的長度比連接軸段的長度短，故鍵的長度取45m

27、m。二、中速軸1、軸承的選擇（1）由于要承受軸向力，且軸向力較大。故可采用角接觸球軸承和圓錐滾子軸承，但是圓錐滾子軸承的發熱較大，因此選用角接觸球軸承。根據二軸的直徑選取軸承，安裝軸承段的直徑為45mm，查指導書122頁滾動軸承推介表。在此處選用接觸角為25的軸承。查表軸承代號為7209AC，其相關參數為mm。（2）軸承壽命的計算1）軸承采用正裝其軸承的支反力其派生軸向力的計算公式可由機設書322頁表13-7查得。則軸向受力圖為2)計算各軸承的軸向受力大小所以左邊的軸承被“壓緊”，右邊的軸承“放松”。故被“放松”的軸承只受本身派生軸向力，即。而“壓緊”的左邊軸承所受的總軸向力在校核時就只校核受

28、力大的那個軸承，即軸承1。3)軸承壽命的校核查指導書123頁7209AC基本額定動載荷。軸承的判斷系數e查機設書321頁表13-5得。 故X=0.41,Y=0.87動載荷系數查機設書321頁，由于受輕微載荷，取1.1。軸承的實際當量動載荷應為：=軸承的基本額定壽命軸承的工作溫度低于120°，則。選用的是角接觸球軸承，。代入數據指導書所給的減速器工作5年，則軸承的工作小時前面以計算L2.08h。所選的軸承壽命大于軸承工作所需的時間，故選的軸承滿足要求。2、鍵的選擇（1）二軸上的小齒輪處鍵的選擇，一般8級精度以上的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用普通平鍵（A型

29、）。根據配合軸段的直徑大小d=50mm，參考指導書117頁選擇鍵。公稱尺寸mm，鍵的長度小于軸段的長度，再根據鍵的長度系列選取l=66mm。二軸上的大齒輪處鍵的選擇，一般8級精度以上的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用普通平鍵（A型）。根據配合軸段的直徑大小d=50mm，參考指導書117頁選擇鍵。公稱尺寸mm，鍵的長度小于軸段的長度，再根據鍵的長度系列選取l=45mm。有前面的分析得小齒輪處是危險截面，故校核時只對小齒輪進行校核。（2）校核強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機設書106頁表6-2查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=80-14=66mm

30、,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4.5mm. (合適)三、低速軸1、軸承的選擇由于軸上裝的是斜齒輪則軸承要承受軸向力，且軸向力較大。故可采用角接觸球軸承和圓錐滾子軸承，但是圓錐滾子軸承的發熱較大，因此選用角接觸球軸承。根據三軸的直徑選取軸承，安裝軸承段的直徑為65mm，查指導書122頁滾動軸承推介表。在此處選用接觸角為25的軸承。查表軸承代號為7213AC，其相關參數為mm。 2、鍵的選擇聯軸器和軸的周向需要定位可采用鍵來實現。軸上的聯軸器處鍵的選擇，一般8級精度以上的聯軸器有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪在軸端，故選用普通平鍵（C型）。 鍵的選根據軸徑大小選擇。帶輪處的軸徑為5

31、5mm,查指導書117頁，查得鍵的公稱尺寸，再根據鍵的長度系列選取鍵的長度，要求鍵的長度比連接軸段的長度短，故鍵的長度取100mm。三軸上的大齒輪處鍵的選擇，一般8級精度以上的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用普通平鍵（A型）。根據配合軸段的直徑大小d=65mm，參考指導書117頁選擇鍵。公稱尺寸mm，鍵的長度小于軸段的長度，再根據鍵的長度系列選取l=36mm。第五部分 主要尺寸與數據減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量。大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體零件

32、的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于2m/s，故采用潤滑脂潤滑。采用潤滑脂滑軸承時，在軸承旁加擋油板，以防止潤滑脂流失。3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M10緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，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。C 油標：

33、油標位在便于觀察減速器油面與油面穩定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體為壓力平衡。E 起蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。F 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工與裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環，用以起吊或搬運較重的物體.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10箱蓋凸緣厚度15箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數目查手冊4軸承旁聯接螺栓直徑M16機蓋與機座聯接螺栓直徑=（0.50.6）M10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M10定位銷直徑=（0.70.8）10，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4221826，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表42416外機壁至軸承座端面距離=+（812）60大