1、機 械 設 計課 程 設 計課題名稱: 帶式輸送機傳動裝置設計系 別: 專 業: 班 級: 1201 姓 名: 學 號: 指導老師: 完成日期: 目 錄第一章 緒論3第二章 減速器的結構選擇及相關計算5第三章 V帶傳動的設計8第四章 齒輪的設計11第五章 軸的設計與校核16第六章 軸承、鍵和聯軸器的確定20第七章 減速器的潤滑與密封21第八章 減速器附件的確定23第九章 減速箱箱體的設置24第十章 裝配圖和零件圖的繪制25總結25參考文獻26第一章 緒 論1.1設計目的： 1）此次機械課程設計主要培養我們理論聯系實際的設計理念，訓練綜合運用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結合生產實際進行

2、分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。2）另外促使我們培養查閱和使用標準、規范、手冊、圖冊及相關技術資料的能力以及計算、繪圖、數據處理等設計方面的能力。3）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一定的機械設計的程序和方法，同時樹立正確的工程設計思想，培養獨立、全面、科學的工程設計能力和創新能力。1.2設計題目：傳動簡圖如下圖所示.工作條件:連續單向運轉,載荷平穩,空載啟動,使用期8年(每年300個工作日), 每年350天，每天16小時, 半年小修，二年中修，四年大修；小批量生產,兩班制工作,傳輸機工作軸轉速允許誤差為5%。帶式傳輸機的傳

3、動效率為96%。要求設計出其輸送機傳動裝置。主要技術參數說明：輸送帶的牽引力為2.4kN，輸送帶的速度V=2.5 m/s，輸送機滾筒直徑D=350 mm。1.3傳動方案的分析與擬定1、傳動系統的作用及傳動方案的特點：機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第

4、二級傳動為單（一）級直齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是單級直齒輪傳動。減速器的箱體采用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。2、方案擬定： 根據題目要求及上述分析，采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。第二章 減速器結構選擇及相關

5、計算一、電機的選擇1、類型和結構的選擇三相交流異步電動機的結構簡單、價格低廉、維護方便，常應用于工業。Y系列電動機是一般用途的全封閉式自扇冷式三相異步電動機，具有效率高、性能好、噪聲低、振動小等優點，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機器上，如風機、輸送機、攪拌機、農業機械和食品機械等。因此，選用Y系列三相異步電動機作為帶式輸送機的電機。2、功率的確定 電機的容量（功率）選擇是否合適，對電動機的工作和經濟性都有影響。當容量小于工作要求時，電動機不能保證工作機的正常工作，或使電動機因長期過載而過早損壞；若容量過大，則電動機價格高，能力不能充分利用，而且因為經常不在滿載下運行，其效率

6、和功率因數較低，造成浪費。 作機所需功率Pw(kW)Pw=FwVw/w=2.4kN2.5m/s0.966.25 kW式中，Fw為工作機的阻力，kN；Vw為工作機的線速度，m/s；為工作機的效率，帶式輸送機可取w=0.96。 動機-工作機的總效率總=1234561為V帶的傳動效率，2為齒輪傳動效率，3為滾動軸承的效率，4為聯軸器的效率，5為運輸機平型帶傳動效率, 6為滾筒的效率.總=123456=0.960.950.980.990.960.960.85 需電動機的功率Pd(kW)Pd=Pw/總=6.25/0.85kW7.1 kW電動機額定功率Pm按PmPd來選取電動機型號。電動機功率的大小應視工

7、作機構的負載變化狀況而定。3、轉速的確定滾筒轉速：n=601000vD=6010002.53.14350=136 r/min查閱文獻2知：V帶傳動的傳動比在2iv4范圍內，圓柱齒輪傳動比在3ic5范圍內，則總傳動比范圍是：6i總20，所以電動機轉速可選范圍是：nm=620136=8162720 r/min額定功率相同的同類型電動機，有幾種不同的同步轉速。例如三相異步電動機有四種常用的同步轉速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min。一般最常用、市場上供應最多的是同步轉速為1500r/min和1000r/min的電動機，綜合考慮各種情況，決定選用1500r

8、/min的電動機。根據計算所得的電機工作功率Pd和轉速范圍nm，并考慮極數少而轉速高的電動機具有較好的經濟性和防止傳動比增大導致傳動系統結構變復雜的條件。可以選擇的電機型號為Y160M-4表1-1 Y160M-4性能參數序號電動機型號同步轉速/(r/min)額定功率/kW滿載轉/(r/min)堵轉轉矩最大轉矩質量/kg額定轉矩額定轉矩1Y160M-230001129302.02.31172Y160M-415001114402.22.3123二、傳動比的分配計算總傳動比總傳動比計算公式： i總=nmnw 其中nm為電動機轉速，nw為滾筒轉速，則i總=nmnw=1440136=10分配各級傳動比各

9、級傳動比滿足：i總=ivic 其中iv為V帶傳動比，ic為圓柱齒輪傳動比。為使傳動外廓不致過大，使iv=3，則ic=i總iv=103=3.33三、傳動參數的計算各軸轉速計算 主動軸I： nI=nmiv=14403=480.00 r/min 從動軸II： nII=nIic=480.003.33=144 r/min 滾筒軸III： nIII=nII=144 r/min各軸輸入功率和輸出功率 主動軸I： 輸入功率 P=Pd1=7.10.94=6.674 kW 輸出功率 P=P3=6.6740.98=6.541 kW 從動軸II： 輸入功率 P=P2=6.5410.98=6.410 kW 輸出功率 P

10、=P3=6.4100.98=6.282 kW滾筒軸III： 輸入功率 P=P4=6.2820.993=6.238 kW 輸出功率 P=P5=6.2380.96=5.988 kW 各軸輸入轉矩和輸出轉矩 電機輸出轉矩：T0=9550Pdnm=95507.11440=47.09 Nm 主動軸I： 輸入轉矩 T=T0iv1=47.0930.98=138.435 Nm 輸出轉矩 T=T3=138.4350.93=128.745 Nm 從動軸II： 輸入轉矩 T=Tic2=128.7453.330.98=420.145 Nm 輸出轉矩 T=T3=420.145 0.98=411.743 Nm 滾筒軸II

11、I： 輸入轉矩 T=Ti4=411.743 10.993=408.861Nm 輸出轉矩 T=T5=408.8610.96=392.506 Nm計算結果匯總如下:兩軸連接件、傳動件V帶傳動齒輪傳動傳動比33.33軸號電動機一級減速器滾筒軸0軸I軸II軸III軸轉速(r/min)1440480.00144144輸入功率(kW) 6.6746.4106.238輸出功率(kW)7.1(額定：11)6.5416.2825.988輸入轉矩(Nm)138.435420.145408.861輸出轉矩(Nm)47.09128.745411.743392.506 第三章 V帶的設計一、確定計算功率已知電動機功率P

12、d=7.1 kW ,轉速nm=1440 r/min ，iv=3 。由電動機的工作工況（帶式輸送機，工作小時為1016h）查閱文獻1得：KA=1.2則計算功率為 Pc=KAPd=1.27.1=8.52kW二、選擇V帶的帶型根據計算的功率Pca和小帶輪轉速n1，確定普通V帶為A型，參考教材第八版機械設計。由文獻1知d1不應小于112mm,因此取d1=130mm，由以下公式得d2：d2=nmnd11-=1440480.001301-0.02=382.20 mm 為傳動帶的滑動率。 取基準直徑系列，d2=382mm（這樣使n有所減小，但其誤差在5%內，估允許。）由文獻1知d1不應小于112mm,因此取

13、d1=130mm，由以下公式得d2：d2=nmnd11-=1440480.001301-0.02=382.20 mm 為傳動帶的滑動率。 取基準直徑系列，d2=382mm（這樣使n有所減小，但其誤差在5%內，估允許。）確定中心距a，并選擇V帶的基準長度Ld。初步選取中心距a=380mm,，符合在0.7d1+d2a02d1+d2 。 由下式得帶長： L0=2a0+2d1+d2+d2-d124a0=2380+3.142130+382+382-13024380mm=1605 mm 查文獻1，選用Ld=1600 mm , 則實際中心距為驗算小帶輪上的包角1由設計經驗可得，小帶輪上的包角1小于大帶輪上的

14、包角2；小帶輪上的總摩擦力相應地小于大帶輪上的總摩擦力。因此，打滑只可能在小帶輪上發生。為了提高帶傳動的工作能力，應使190011800(dd2dd1)57.30a=1800(382130)57.30377163.70900確定帶的根數z 由下式計算z:z=Pc(P0+P0)KKL 由nm和d1查得：P0=0.30 kW 傳動比為i=d2d1(1-)=21271(1-0.02)=3.05 由nm和i查得：P0=0.03 kW ,由1查得：K=0.96 。 將以上已知值代入得：z=1.56(0.30+0.03)0.961.145.0410為了使各根V=6根帶受力均勻，帶的根數不宜過多，一般少于1

15、0根，經鑒定，符合要求。確定帶的初拉力F0下式中，q為傳動帶單位長度的質量，kg/m,參考教材得：p=0.1kg/m。F0=500Pczv2.5K-1+qv2=5001.5655.202.50.96-1+0.15.20298.39 N對于新安裝的V帶，初拉力為1.5（F0）min；對于運轉后的V帶，初拉力應為1.3（F0）min，則初拉力應選F0=1.5（F0）min。計算帶傳動的壓軸力FpFp=2zF0sin(1/2)=261.598.39sin(163.70/2)=1.75 kN其中，1為小帶輪的包角。第四章 齒輪的設計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數及壓力角的選擇.按所給圖示的傳動

16、方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。輸送機為一般工作機器，速度不高，初選7級精度。材料的選擇，參考教材常用齒輪材料及其力學特性，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS。初選小齒輪齒數z1=20，大齒輪齒數z2=3.720=74，取z2=74。 根據實際情況,壓力角應選=200。2、按齒面接觸強度設計由設計公式進行試算，即d1t2.323KT1u1Z2EduH2(1)確定公式內的各計算數值試選載荷系數Kt=1.3。計算小齒輪傳遞的轉矩。T1=(95.510 - 14 - 5P2)/n2=95.51053.80480=7.56104Nmm 考教

17、材第八版機械設計得圓柱齒輪的齒寬系數d，第205頁，選取齒寬系數d=1。 考教材第八版機械設計得彈性影響系數ZE， ZE=189.8MPa0.5。參考教材得齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa。計算應力循環次數,其中，j為齒輪每轉一圈時，同一齒輪面嚙合的次數；Lh為齒輪的工作壽命（單位為h）。N1=60n2jLh=604801(2830010)1.38109N2=N1/i2=(1.38109)/3.73.7108參考教材得接觸疲勞壽命系數KHN（當NNC時，可根據經驗在網紋內取KHN值）

18、，取接觸疲勞壽命系數KHN1=0.92，KHN2=0.97。算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1。1=（KHN1Hlim1）/S=0.92600MPa=552 MPa2=（KHN2Hlim2）/S=0.97550MPa=534 MPa(2)計算試算小齒輪分度圓直徑d12.32 =53.12 mm計算圓周速度vV=(d1tn2)/(601000)=(53.12480)/(601000)m/s=1.3 m/s計算齒寬bb=dd1t=153.12mm=53.12 mm 算齒寬與齒高之比b/h模數：mt=d1t/z1=53.12/20mm=2.656 mm齒高：h=2.25mt=2.25

19、2.656mm=5.98 mm b/h=53.12/5.98=8.89 計算載荷系數根據v=1.3m/s，7級精度，參考教材動載系數Kv=1.1；直齒輪，KHa=KFa=1;查得系數KA=1；用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得KH=1.418。由b/h=8.89，KH=1.418，參考教材得彎曲強度計算的齒向載荷分布系數KF=1.33，故載荷系數K=KAKvKHaKH=11.0611.418=1.503 實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 d1=d1tK/Kt=53.121.503/1.3=55.752mm計算模數mm=d1/z1=55.752/20mm=2.79mm3、按

20、齒根彎度強度設計彎曲強度的設計公式為m2KT1YFa1YSa1/FdZ1Z1(1)確定公式內的各計算數值調質處理鋼的FE，查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲強度極限FE2=380MPa；查表彎曲疲勞壽命系數KFN，取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.90，KFN2=0.92；計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則F1=（KFN1FE1）/S=0.90500MPa=450 MPaF2=（KFN2FE2）/S=0.92380MPa=350 MPa計算載荷系數KK=KAKvKFaKH=11.0611.33=1.41查取齒形系數和應力校正系數參考教材得齒形系數YF

21、a和YSa， YFa1=2.8，YFa2=2.24；YSa1=1.55，YSa2=1.75。計算大小齒輪的YFaYSa/F并加以比較YFa1YSa1/F1=2.81.55/450=0.00964YFa2YSa2/F2=2.241.75/349.6=0.01121 可以看出，大齒輪的數值大。m（21.415.671040.01121）/202=1.65 mm 對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而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，可取由彎曲強度算得的模數1.6

22、5并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=55.752mm，算出小齒輪齒數z1=d1/m=55.752/228大齒輪齒數：z2=3.4828=97.4，取z2=98。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，并做到了結構緊湊。4、幾何尺寸計算計算分度圓直徑d1=z1m=282=56 mmd2=z2m=902=180 mm計算中心距a=(d1d2)/2=(56180)/2=118 mm計算齒輪寬度b=dd1=156=56mm取B2=56mm，B1=65mm。5 、齒輪的結構設計 小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構大齒輪的關尺

23、寸計算如下：軸孔直徑 d=41輪轂直徑 =1.2d=1.241=49.2 圓整為50mm輪轂長度 輪緣厚度 0 = (34)m = 68(mm) 取 =8 輪緣內徑 =-2h-2=179mm ；取D2 = 180(mm) ；腹板厚度 c=0.3b=0.345=13.5 取c=15(mm)；腹板中心孔直徑=0.5(+)=0.5(180+70)=125(mm)；腹板孔直徑=0.25（-）=0.25（180-70）=27.5(mm) 取=27.5 (mm)；齒輪倒角n=0.5m=0.52=1；第五章 軸的設計與校核5.1主動軸的設計與校核（1）主動軸的選材及軸徑計算，軸的長度L因小齒輪材料為40Cr

24、（調質），硬度為280HBS。按扭轉強度估算軸的直徑，選用45號鋼(調質)，硬度217255HBS主動軸的輸入功率為P1=3.76kW,轉速為n1=960 r/min軸的直徑dA(P/n)1/3=120*(3.76/960)1/3=19.70mm鑒于有一個鍵槽，將直徑增大5%，則d=19.70(1+5%)mm=20.69 mm，圓整為25mm.主動軸長，取L1=250mm.（2）軸的結構設計，軸上零件的定位、固定和裝配 一級減速器中將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面、右面均由軸肩軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。(3)齒輪上作用力的

25、大小、方向 1小齒輪分度圓直徑：d1=56mm2作用在齒輪上的轉矩為：T1 =37.40 Nm 3求圓周力：FtFt=2T1/d1=237.40103/56=1335.71N 4求徑向力FrFr=Fttan=1335.71tan200=486.16NRVA=RVB=Fr/2=243.08 N , MVC=RVA*L/2=14.58 NRHA=RHB=Ft/2=667.86 N , MHC=RHB*L/2=40.07 NMC=（MHC2+MVC2）0.5=42.58 NmME=(ME2+(at)2)0.5=48.13 Nm5.2從動軸的設計 按扭矩初算軸徑大齒輪材料用45鋼，正火，b=600Mp

26、a，硬度217255HBS大齒輪軸軸徑的初算：大齒輪軸的轉速較低，受轉矩較大，故取：C=120d 考慮有兩個鍵槽，將直徑增大10%，則d=48.48(1+10%)mm=53.33mm 圓整為55mm以上計算的軸徑作為輸出軸外伸端最小直徑。L=125mm(2) 軸的結構設計，軸的零件定位、固定和裝配 一級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，該設計潤滑方式是油潤滑，箱體四周開有輸油溝，齒輪一面用軸肩定位，另一面用軸套定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，齒輪、右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。(3)求齒

27、輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d2=180 mm作用在齒輪上的轉矩為：T2 =69.64Nm 求圓周力：Ft=2T2/d2=269.641000/180=773.78 N 求徑向力：Fr=Fttan=773.78tan200=281.63 NRVA=RVB=Fr/2=140.82N, RHA=RHB=Ft/2=368.89 ,MHC=RHA*L/2=193.45 N , MVC=RVA*L/2=74.41 N。5.3 主動軸和從動軸的強度校核 按扭轉合成應力校核軸強度，由軸結構簡圖及彎矩圖知處當量彎矩最大，是軸的危險截面，故只需校核此處即可。強度校核公式：e=/W-1主動軸：(1)

28、 軸是直徑為25mm的是實心圓軸，W=0.1d3=12500Nmm(2) 軸材料為45號鋼，調質，許用彎曲應力為-1=65MPa則e=/W=31.28-1= 65MPa故軸的強度滿足要求從動軸：(1) 軸是直徑為55mm的是實心圓軸，W=0.1d3=6892.1Nmm(2) 軸材料為45號鋼，正火，許用彎曲應力為-1=65MPa則e= M2/W=6.35-1= 65MPa故軸的強度滿足要求第六章 軸承、鍵和聯軸器的選擇根據已知條件，軸承預計壽命8年35016=44800h1.主動軸的軸承使用壽命計算滾動軸承選用6206， Cr=19.5 kN Fr=468.16N 查得fp=1.2徑向當量動載

29、荷：Pr=fpFr=1.2468.16=516.792 N根據條件，軸承預計壽命：8年35016=44800小時所以由式Cj=，查表知ft=1故滿足壽命要求。 2.從動軸的軸承使用壽命計算滾動軸承選用6208， Cr=29.5kN Fr=281.63N 徑向當量動載荷：Pr=r=1.2281.3=337.96 N所以由式Cj=，查表10-6可知ft=1 故滿足壽命要求。6.2 鍵的選擇及校核1.主動軸上的鍵： Ft=1335.71N查手冊得，選用B型平鍵，得：B鍵 840 GB1096-79 L=8mm,b=8mm,h=7mm,k=0.5h根據式p=2T/(dkL)=2Ft/(kL)=95.4

30、 MPa150MPa故鍵強度符合要求2.從動軸上的鍵： Ft=773.78 N查手冊選：B鍵，1234 GB1096-79 L=14mm,b=14mm,h=9mm,k=0.5hB鍵，1252 ，GB1096-79 L=16mm,b=16mm,h=10mm,k=0.5h根據式pa=2 T/（dhl）=2Ft/(kL)=24.56Mpa 100Mpapc=2 T/（dhl）=2Ft/(kL)=19.34Mpa 100Mpa故鍵強度符合要求 6.3 聯軸器的選擇在減速器輸出軸與工作機之間聯接用的聯軸器因軸的轉速較低、傳遞轉矩較大，又因減速器與工作機常不在同一機座上，要求由較大的軸線偏移補償，應選用承

31、載能力較高的剛性可移式聯軸器。經查表得選用GL5型號的軸孔直徑為35的凸緣聯軸器，公稱轉矩Tn=250 Nm K=1.3=9550=9550=90.53Nm選用GL5型彈性套住聯軸器，公稱尺寸轉矩=250，。采用J型軸孔，鍵軸孔直徑d=3240，選d=35，軸孔長度L=82第七章 減速器的潤滑與密封7.1 潤滑的選擇確定 7.1.1潤滑方式 1.因齒輪V12 m/s，選用浸油潤滑,因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到油池底面的距離H不應小于3050mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1kW需油量V0=0

32、.350.7m3。2. 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，選用飛濺潤滑。這樣結構簡單，不宜流失，但為使潤滑可靠,要加設輸油溝。7.1.2潤滑油牌號及用量1.齒輪潤滑選用AN150全系統損耗油，最低最高油面距1020mm，需油量為1.2L左右。2.軸承潤滑選用AN150全系統損耗油。7.2密封的選擇與確定1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.觀察孔和油孔等處接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3.軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的外伸端與透蓋的間隙，由于選用的電動機為低速、常溫、常壓的電動機，則可以選用毛氈密封。毛氈

33、密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。第八章 減速器附件的確定1、軸承端蓋：根據下列的公式對軸承端蓋進行計算： d0=d3+1mm；D0=D +2.5d3； D2=D0 +2.5d3； e=1.2d3； e1e；m由結構確定； D4=D -(1015)mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(24)mm；d1、b1由密封尺寸確定；b=510，h=(0.81)b2、油面指示器：用來指示箱內油面的高度。3、放油孔及放油螺塞：為排放減速器箱體內污油和便于清洗箱體內部，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內底面做成斜面，向放油孔方向傾斜12，使油易于流出。4、窺視孔和視孔蓋：窺視孔用于檢查傳動零件的嚙合、潤滑及輪齒損壞情況，并兼作注油孔，可向減速器箱體內注入潤滑油。5、定位銷：對由箱蓋和箱座通過聯接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能