1、機械設計課程設計機械設計課程設計計算說明書題 目 設計帶式運輸機傳動裝置兩級圓錐-圓柱齒輪減速器 專業班級 機械設計制造及其自動化專業x班 學 號 xxxxx 學生姓名 xxx 指導教師 xxxxxxxxx xxxxxx年x月 x日西 安 文 理 學 院機械設計課程設計任務書學生姓名 田銀紅 專業班級 機械設計制造及其自動化專業08級一班 學 號 08102080124 指導教師 周毓明 何斌鋒 職 稱 教 研 室 機電系機電教研室 題目 設計帶式運輸機傳動裝置 編號 Z-1傳動系統圖：圖一原始數據：運輸帶工作拉力運輸帶工作速度卷筒直徑25001.4250工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振

2、動，小批量生產，單班制工作，使用期限8年，運輸帶速度允許誤差為±5%要求完成：1.減速器裝配圖1張（A2）。2.零件工作圖2張（齒輪和軸）。3.設計說明書1份，6000-8000字。開始日期 2010年 12 月 06 日 完成日期 20010 年 12 月 31 日目錄1選擇電動機11.1電動機類型和結構型式11.2電動機容量11.3電動機的轉速21.4電動機的技術數據和外形,安裝尺寸22 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比32.1傳動裝置總傳動比32.2分配各級傳動比33計算傳動裝置的運動和動力參數43.1各軸轉速43.2各軸輸入功率43.3各軸轉矩44傳動件的設計計算64.1

3、圓錐直齒輪設計64.1.1選定齒輪齒輪類型、精度等級、材料及齒數64.1.2按齒面接觸強度設計64.1.3校核齒根彎曲疲勞強度84.1.4幾何尺寸計算94.2圓柱直齒齒輪設計104.2.1選定齒輪精度等級、材料及齒數104.2.2按齒面接觸強度設計由設計104.2.3按齒根彎曲疲勞強度設計105軸的設計計算155.1輸入軸設計155.2中間軸設計215.3輸出軸設計266滾動軸承的選擇及校核計算326.1輸入軸滾動軸承計算327鍵聯接的選擇及校核計算337.1輸入軸鍵計算337.2中間軸鍵計算337.3輸出軸鍵計算338.聯軸器的選擇及校核計算348.1各種聯軸器的比較348.1.1 剛性聯軸

4、器348.1.2彈性元件的撓性聯軸器348.2聯軸器的選擇348.3聯軸器的校核計算359.減速器附件的選擇369.1視孔蓋和窺視孔369.2放油孔與螺塞369.3油標369.4通氣孔369.5起蓋螺釘369.6定位銷369.7吊環3710.潤滑與密封3811.鑄鐵直齒錐齒輪減速器箱體結構尺寸的確定3912.設計小結4013.參考文獻41設計計算及說明結果1選擇電動機計算驅動卷筒的轉速選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，可擬定以下傳動方案：1.1電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。1.2

5、電動機容量(1)工作機的輸出功率(2)電動機輸出功率傳動裝置的總效率依次確定式中各效率：2個聯軸器=0.99、4個滾動軸承 =0.98、圓柱齒輪傳動=0.97、圓錐齒輪傳動=0.96。則 故 (3)電動機額定功率由文獻【】中選取電動機額定功率。1.3電動機的轉速推算電動機轉速可選范圍，由文獻【】表 1 中查得圓錐-圓柱齒輪傳動比范圍，則電動機轉速可選范圍為：1.4電動機的技術數據和外形,安裝尺寸根據容量和轉速，查文獻【】Y系列三相異步電動機，選定電機，額定功率，滿載轉速，同步轉速。由文獻【】表19-1查得主要數據，并記錄備用，如表1-1所示： 表1-1電機技術數據電機型號額定功率電流滿載轉速電

6、機質量軸徑mmY132M2-65.5Kw12.6A960輕382 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比2.1傳動裝置總傳動比 2.2分配各級傳動比所以減速器傳動比 圓錐齒輪傳動比（） 圓柱齒輪傳動比 3計算傳動裝置的運動和動力參數3.1各軸轉速3.2各軸輸入功率按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即(式中： )3.3各軸轉矩表3-1運動和動力參數軸號功率P/kw轉矩T/（n.m）轉速傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸4.342.7896010.99軸4.264.1742.3841.539602.40.94軸4.013.9395.7493.834003.70.95軸3.813.73336.5932

7、9.86108.110.97工作機軸3.703.63326.87320.33108.14傳動件的設計計算4.1圓錐直齒輪設計已知輸入功率4.26kw，小齒輪轉速960r/min，齒數比u=2.4，由電動機驅動，工作壽命8年（設每年工作300天），單班制，工作時有輕微振動。4.1.1選定齒輪齒輪類型、精度等級、材料及齒數（1）按傳動方案選用直齒錐齒輪傳動。（2）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)（3）材料選擇 由文獻【】表10-1選擇小齒輪材料為(調質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。（4） 選小齒輪齒數，大齒輪

8、齒數，取整。則4.1.2按齒面接觸強度設計由文獻【】式10-9a由設計計算公式進行試算，即（1） 確定公式內的各計算數值 試選載荷系數 計算小齒輪的轉矩為輸 選齒寬系數=0.99=0.98=0.97=0.96由文獻【】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由文獻【】表10-6查得材料的彈性影響系數計算應力循環次數由文獻【】圖10-19取接觸疲勞壽命系數。 計算接觸疲勞許用應力式10-12取失效概率為1%，安全系數S=1，得（2）計算試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值平均分度圓直徑 計算圓周速度v計算載荷系數根據，7級精度，由文獻【】圖10-8查得動載系

9、數 表10-3直齒輪由文獻【】表10-2查得使用系數根據小齒輪一端懸臂布置，查文獻【】表10-9得軸承系數，則接觸強度載荷系數按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，得計算模數 取標準值，文獻【】表10-6模數圓整為 計算齒輪相關參數 計算齒寬 文獻【】表10-7圓整為（取整）4.1.3校核齒根彎曲疲勞強度（1）確定計算參數載荷系數計算當量齒數 由文獻【】表10-5查得齒形系數 應力校正系數 安全系數由文獻【】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 由文獻【】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限許用應力（2）校核強度由式10-23計算得 可知彎曲強度滿足，參數合理。4.

10、1.4幾何尺寸計算（1）錐齒輪大端分度圓直徑 86.25mm,=210mm（2）計算錐距R 113.51mm（3）節圓錐角： （4）大端齒頂圓直徑:86.25mm=210mm113.51mmmm（5）計算齒寬 文獻【】表10-7圓整為（取整）4.2圓柱直齒齒輪設計（軟齒面）已知輸入功率4.01 kw，小齒輪轉速400r/min，齒數比u=3.7，由電動機驅動，工作壽命8年（設每年工作300天），單班制，工作有輕微震動。4.2.1選定齒輪精度等級、材料及齒數（1）圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)（2）材料選擇 由文獻【】表10-1選擇大小齒輪材料均

11、為45鋼（調質），小齒輪齒面硬度為250HBS，大齒輪齒面硬度為220HBS。（3）選小齒輪齒數，大齒輪齒數4.2.2按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即（1） 確定公式內的各計算數值試選載荷系數計算小齒輪的轉矩選齒寬系數 由文獻【】表10-6查得材料的彈性影響系數由文獻【】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計算應力循環次數由文獻【】式10-13 由文獻【】圖10-19取接觸疲勞壽命系數計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，由式10-12得（2） 計算試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得計算圓周速度v計算齒寬b及模數計算載荷系數

12、根據，7級精度，由文獻【】圖10-8查得動載系數由文獻【】表10-3查得由文獻【】表10-2查得使用系數由文獻【】表10-4查得由文獻【】圖10-13查得 接觸強度載荷系數按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，式10-10a得計算模數 4.2.3按齒根彎曲疲勞強度設計由式10-5得彎曲疲勞強度的設計公式（1）確定公式內的個計算數值由文獻【】圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限，由文獻【】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數，由式10-12得 計算載荷系數由文獻【】表10-5查得齒形系數應力校正系數 計算大、小齒輪的并加以比較，

13、取較小值計算。大齒輪的數值大（2） 設計計算 齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，齒輪模數的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數2.15 文獻【】表10-1就近圓整為標準值 按接觸疲勞強度算得分度圓直徑 這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 分度圓直徑中心距 齒寬 則 按計算后再作適當圓整，而常將小齒輪的齒寬在圓整值的基礎上人為的加寬5-10,以防止大小齒輪因裝配誤差產生軸向錯位時導致嚙合齒寬減小而增大輪齒單

14、位齒寬的工作載荷。 mmu=3.75軸的設計計算5.1輸入軸設計(1) 求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 (2)求作用在齒輪上的力 已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為而 圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖5-1所示(3)初步確定軸的最小直徑先按式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為（調質）根據文獻【】表15-3，取，得 取高速軸的輸入軸的最小直徑為安裝聯軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查文獻【】表14-1，由于轉矩變化很小，故取，則 圖5-1軸的載荷分析 由于該軸與連軸器相連的一端直徑要與電機相同，應小于聯軸器的公稱轉矩，所以查標

15、準GB/T5014-2003或文獻【】，選HL3彈性套柱銷聯軸器，其公稱轉矩為，半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為。(4) 軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案（見圖5-2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，為了滿端蓋密封，2-3軸段右端需制出一軸肩，故取3-4段的直徑， 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據，由文獻【】表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為 圖5-2軸的結構與裝配

16、 軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由文獻【】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為r6。確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為（5）求軸上的載荷，確定截面表5-1軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T（6）按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為（調質），由文獻【】表15-1查得，故安全。（7）精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面截面 截面5右受

17、應力最大截面5左側抗彎截面系數抗扭截面系數截面5左側彎矩M為截面5上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為，調質處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按文獻【】附表3-2查取。因，經插值后查得又由文獻【】附圖3-1可得軸的材料敏感系數為故有效應力集中系數為由文獻【】附圖3-2的尺寸系數，扭轉尺寸系數。軸按磨削加工，由文獻【】附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即，則綜合系數為又取碳鋼的特性系數計算安全系數值故可知安全。截面5右側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面5右側彎矩M為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，

18、由文獻【】附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得軸按磨削加工，由文獻【】附圖3-4得表面質量系數為故得綜合系數為計算安全系數值故可知安全。5.2中間軸設計（1）求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 （2）求作用在齒輪上的力已知圓柱直齒輪分度圓直徑 已知圓錐齒輪的分度圓半徑為圓周力、，徑向力、及軸向力、如圖5-3圖5-3軸的載荷分析圖（3）初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為（調質），根據文獻【】表15-3，取，得，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和（4）軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案（見下圖5-4）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 初步選擇滾動軸承。因軸承同

19、時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，由文獻【】表15-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30206，其尺寸為，。 這對軸承均采用套筒進行軸向定位。2） 取安裝齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位 軸肩高度，故取，則軸環處的直徑為。取。3） 已知圓柱斜輪齒寬，由于結構上的需要，將其設計為齒輪軸，軸段應略短于輪轂長，故取，在齒輪右端再設一軸肩，取，。軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由文獻【】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm

20、，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；確定軸上圓角和倒角尺寸 ，取軸端倒角為mm圖5-4軸的結構與裝配(5) 求軸上的載荷表5-2軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T(6) 按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為（調質），由文獻【】表15-1查得，故安全。(7) 精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面 截面5左右側受應力最大截面5右側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面5右側彎矩M為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為，調質處理。由表15-1查

21、得 。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按文獻【】附表3-2查取。因，經插 值后查得又由文獻【】附圖3-1可得軸的材料敏感系數為故有效應力集中系數為由文獻【】附圖3-2的尺寸系數，扭轉尺寸系數。軸按磨削加工，由文獻【】附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即，則綜合系數為又取合金鋼的特性系數計算安全系數值截面5左側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面5右側彎M為 截面5上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，由文獻【】附表3-8用插值法求出，并取，于是得軸按磨削加工，由文獻【】附圖3-4得表面質量系數為故得綜合系數為計算安全系數值故可知安全。5.3輸出軸設計(

22、1) 求輸出軸上的功率、轉速和轉矩 (2) 求作用在齒輪上的力已知圓柱直齒輪的分度圓直徑 而圓周力、徑向力及軸向力如圖5-5(3) 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據文獻【】表15-3，取，得，輸出軸的最小直徑為安裝聯軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查文獻【】表14-1，由于轉矩變化很小，故取，則查文獻【】表17-1，選HL3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為630000，半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。圖5-5軸的載荷分析圖(4) 軸的結構設計擬定軸

23、上零件的裝配方案（見圖5-6）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑,長度42mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度，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1-2段的長度應比略短些，現取 2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據，由文獻【】表15-1中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，算上擋油環長度，取。左端軸承采用擋油環進行軸向定位。齒輪左端以及軸承的定位采用擋油環，已知齒輪輪轂的寬度為75mm，為了使擋油環端

24、面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取，。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環處的直徑為。軸環寬度，取。軸上的周向定位齒輪、半聯軸器的周向定位均采用平鍵連接，按由文獻【】表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽 銑 刀加工，長為,56mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為r6。(5) 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為圖5-6軸的結構與裝配 (6) 求軸上的載荷表5-3軸上載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T(7)

25、按彎扭合成應力校核軸的強度根據上表中的數據及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼（調質），由文獻【】表15-1查得，故安全。(8) 精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面 截面7左右側受應力最大截面7右側抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面7右側彎矩M為 截面7上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按文獻【】附表3-2查取。因，經插 值后查得 又由文獻【】附圖3-1可得軸的材料敏感系數為故有效應力集中系數為由文獻【】附圖3-2的尺寸系數，扭轉尺寸系數。軸按磨削加

26、工，由文獻【】附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即，則綜合系數為又取碳鋼的特性系數計算安全系數值故可知安全。6滾動軸承的選擇及校核計算6.1輸入軸滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，由文獻【】表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為,e=0.35,Y=1.7,表6-1軸承上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F則則則則則 則故合格。7鍵聯接的選擇及校核計算7.1輸入軸鍵計算校核聯軸器處的鍵連接 該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：故單鍵即可。7.2中間軸鍵計算校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯接所能

27、傳遞的轉矩為：故單鍵即可。7.3輸出軸鍵計算校核聯軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：故單鍵即可。8.聯軸器的選擇及校核計算8.1各種聯軸器的比較8.1.1 剛性聯軸器缺點：對兩軸對中性要求較高，當兩軸有相對位移存在時，就會在機件內引起附加載荷，使工作環境惡化。優點：結構簡單，成本低，可傳遞較大的轉矩，故當轉速低時，無沖擊；當軸的剛性大，對中性較好時常用。（1）撓性聯軸器： 無彈性元件的聯軸器，因有撓性，故可補償兩軸的相對位移。（2）十字滑塊聯軸器一般用于轉速n<250r/min,軸的剛性較大，且無劇烈沖擊處.（3）滑塊聯軸器結構簡單，尺寸緊湊，適用

28、于小功率高轉速而無劇烈沖擊處。（4）十字軸式萬向聯軸器允許兩軸間有較大的夾角。（5）齒式聯軸器傳遞很大轉矩，并允許有較大的位移偏移量，安裝精度要求不高，但質量較大成本較高，在重型機械中應用廣泛。8.1.2彈性元件的撓性聯軸器這類聯軸器因裝有彈性元件，不僅可以補償兩軸間的相對位移，而且具有緩沖間真的作用。（1）彈性套柱銷聯軸器拆裝方便成本較低，但彈性套易磨損壽命較短，適用于連接載荷平穩，需正反轉或啟動頻繁的傳遞中小轉矩的軸。（2）彈性柱銷聯軸器傳遞能力大結構簡單，安裝制造方便耐久性好，彈性柱銷有一定的緩沖和減振能力。8.2聯軸器的選擇綜上所述，根據工作要求，選擇彈性柱銷聯軸器較合理。根據所選電動

29、機軸徑的大小選擇聯軸器的孔徑。結合所選Y132M26型電動機的技術數據和外形、安裝尺寸，從GB/T5014-1995中查得HL3聯軸器許用轉矩為630許用最大轉速5000r/min,軸徑為30mm,32mm,35mm,38mm,故適用8.3聯軸器的校核計算在軸的計算中已選定聯軸器型號。輸入軸選HL3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為，半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為44mm。輸出軸選選HL3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為，半聯軸器的孔徑，故取，半聯軸器長度，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。9.減速器附件的選擇由文獻【】選定通氣帽，A型壓配式圓形油標A20（GB

30、1160.1-89），外六角油塞及封油墊,啟蓋螺釘M6。9.1視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區位置，并有足夠的空間，以便于能深入進行操作，窺視孔有蓋板機體上開窺視孔與凸緣一塊，以便于機械加工出支撐蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固。9.2放油孔與螺塞 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，與便放油，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撐面，并加封油圈加以密封。9.3油標油標位于便于觀察減速器油面穩定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。9.4通氣孔由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大為便于排氣，在機蓋頂部窺視孔蓋上安裝通氣器，以便于達到體內為壓力平衡。9.5起蓋螺釘起蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋連接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。9.6定位銷為保證刨分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。9.7吊環在機蓋上直接鑄處吊鉤和吊環，用以吊起或搬運較重的物體10.潤滑與密封齒輪采用脂潤滑，由文獻【】表16-2查得選用通用鋰基潤滑脂（GB7324-1994）。當