1、機械設計課程設計姓名： 班級： 學號： 指導教師： 成 績： 日期：2011 年 6 月 目 錄1. 設計目的22. 設計方案33. 電機選擇54. 裝置運動動力參數計算75.帶傳動設計 96.齒輪設計187.軸類零件設計288.軸承的壽命計算319.鍵連接的校核3210.潤滑及密封類型選擇 3311.減速器附件設計 33 12.心得體會 3413.參考文獻 351. 設計目的 機械設計課程是培養學生具有機械設計能力的技術基礎課。課程設計則是機械設計課程的實踐性教學環節，同時也是高等工科院校大多數專業學生第一次全面的設計能力訓練，其目的是： （1）通過課程設計實踐，樹立正確的設計思想，增強創新

2、意識，培養綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論與實際知識去分析和解決機械設計問題的能力。 （2）學習機械設計的一般方法，掌握機械設計的一般規律。 （3）通過制定設計方案，合理選擇傳動機構和零件類型，正確計算零件工作能力，確定尺寸和掌握機械零件，以較全面的考慮制造工藝，使用和維護要求，之后進行結構設計，達到了解和掌握機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設計過程和方法。 （4）學習進行機械設計基礎技能的訓練，例如：計算，繪圖，查閱設計資料和手冊，運用標準和規范等。2. 設計方案及要求 據所給題目：設計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級展開式圓柱直齒輪減速器）方案圖如下：1輸送帶2電動機3V帶傳動4減速

3、器5聯軸器 技術與條件說明：1）傳動裝置的使用壽命預定為 8年每年按350天計算， 每天16小時計算；2）工作情況：單向運輸，載荷平穩，室內工作，有粉塵，環境溫度不超過35度；3）電動機的電源為三相交流電，電壓為380/220伏；4）運動要求：輸送帶運動速度誤差不超過；滾筒傳動效率0.96；5）檢修周期：半年小修，兩年中修，四年大修。設計要求 1）減速器裝配圖1張； 2）零件圖2張（低速級齒輪，低速級軸）； 3）設計計算說明書一份，按指導老師的要求書寫 4）相關參數：F=3.3KN，V=1.2，D=350mm。3. 電機選擇3.1 電動機類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電

4、動機。其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380V。3.2 選擇電動機的容量工作機有效功率P=,根據任務書所給數據F=3.3KN，V=0.6。則有：P=3.96KW從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為 =式中，分別為V帶傳動效率, 滾動軸承效率，齒輪傳動效率，聯軸器效率，卷筒效率。據機械設計手冊知=0.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.99，則有： =0.96 =0.85889所以電動機所需的工作功率為： P=4.61KW 取P=5.0KW3.3 確定電動機的轉速按推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比I=840和帶的傳動比I=24，則系統的傳動比范圍應為：I=I=（840）（24

5、）=16160工作機卷筒的轉速為 n= 所以電動機轉速的可選范圍為 n=I=（16160）65.5 =（104010400）符合這一范圍的同步轉速是Y132S-44. 裝置運動動力參數計算4.1 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比1）傳動裝置總傳動比 I=2）分配到各級傳動比 因為I=已知帶傳動比的合理范圍為24。故取V帶的傳動比則I分配減速器傳動比，參考機械設計指導書圖12分配齒輪傳動比得高速級傳動比，低速級傳動比為4.2 傳動裝置的運動和動力參數計算電動機軸：轉速：n=1440輸入功率：P=P=5.0KW輸出轉矩：T=9.55=9.55 =3.31N軸（高速軸）轉速：n=輸入功率：P=P輸入

6、轉矩T=9.55軸（中間軸）轉速：n=輸入功率：P=P =4.6KW輸入轉矩：T=9.55 軸（低速軸）轉速：n=輸入功率：PP =4.42KW輸入轉矩：TN 卷筒軸：轉速：n輸入功率：P=P =4.42 =4.3KW輸入轉矩： N各軸運動和動力參數表4.1軸 號功率（KW）轉矩（N）轉速（）電機軸5.03.3114401軸4.89.65762軸4.62.5169.43軸4.426.465.4卷同軸4.36.365.4圖4-15.帶傳動設計5.1 確定計算功率P 據2表8-7查得工作情況系數K=1.1。故有： P=KP5.2 選擇V帶帶型 據P和n有2圖8-11選用A帶。5.3 確定帶輪的基準

7、直徑d并驗算帶速 （1）初選小帶輪的基準直徑d有2表8-6和8-8，取小帶輪直徑d=100mm。 （2）驗算帶速v，有： =7.536 因為7.536m/s在5m/s30m/s之間，故帶速合適。 （3）計算大帶輪基準直徑d 取=250mm 新的傳動比i=2.55.4 確定V帶的中心距a和基準長度L (1)據2式8-20初定中心距a=400mm(2)計算帶所需的基準長度 =1363.5mm由2表8-2選帶的基準長度L=1250mm（3）計算實際中心距 中心局變動范圍： 5.5 驗算小帶輪上的包角5.6 計算帶的根數z（1）計算單根V帶的額定功率P由和r/min查2表8-4a得 P=1.32KW據

8、n=1440，i=2.5和A型帶，查28-4b得 P=0.17KW查2表8-5得K=0.95，K=0.93，于是： P=(P+P)KK =（1.32+0.17）0.950.93 =1.32KW（2）計算V帶根數z 故取5根。5.7 計算單根V帶的初拉力最小值（F）由2表8-3得A型帶的單位長質量q=0.105。所以 =127.4N應使實際拉力F大于（F）5.8 計算壓軸力F壓軸力的最小值為： （F）=2（F）sin=25127.40.99 =1261.26N5.9 帶輪設計 （1）小帶輪設計 由Y160M電動機可知其軸伸直徑為d=38mm，故因小帶輪與其裝配，故小帶輪的軸孔直徑d=38mm。有

9、4P表14-18可知小帶輪結構為實心輪。 （2）大帶輪設計 大帶輪軸孔取32mm，由4P表14-18可知其結構為輻板式。6.齒輪設計6.1高速級齒輪設計1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數 1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調質）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數為Z=24，大齒輪齒數Z可由Z=得 Z=81.6，取82；2.按齒面接觸疲勞強度設計 按公式： （1）確定公式中各數值

10、1）試選K=1.3。 2）由2表10-7選取齒寬系數=1。 3）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知： T=2.5N。 4）由2表10-6查的材料的彈性影響系數Z=189.8MP 5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=520MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=500MP。 6）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數K=0.95； K=1.05。 7）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數S=1，有 =472.7MP =454.5MP (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： =129.84mm 2)計算圓周

11、速度。 v=3.91m/s 3）計算齒寬b b=1129.84=129.84mm 4）計算模數與齒高 模數 齒高 5) 計算齒寬與齒高之比 6）計算載荷系數K。 已知使用系數K=1，據v=1.54，8級精度。由2圖10-8得K=1.05，K=1.061。由2圖10-13查得K=1.40，由2圖10-3查得K=K=1 故載荷系數： K=KKKK =1=1.114 7)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑： 8）計算模數m m=3.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： （1）確定計算參數 1）計算載荷系數。 K=KKKK=1 =1.47 2）查取齒形系數 由2表10-5查得Y=2.65，Y=2.17

12、 3）查取應力校正系數 由2表10-5查得Y=1.58，Y=1.80 4）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=310MP 5）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數K=0.90，K=0.956）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則有： =212Mp =210MP 7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 =0.01975 =0.0186經比較大齒輪的數值大。 （2）設計計算 m=2.35 對比計算結果，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法面模數，取 m =2.5mm，已可滿足彎曲疲勞強度。于是有： =28.36取Z

13、=28，則Z3.4=95.2取=95，新的傳動比i3.394.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑 mm （2）計算中心距 a =160.06mm （3）計算齒輪寬度 b= B=105mm，B=96mm 5. 大小齒輪各參數見下表高速級齒輪相關參數(單位mm)表6-1名稱符號計算公式及說明模數m4壓力角齒頂高4齒根高=(+)m=5全齒高=(+)m=9分度圓直徑=m Z=96348齒頂圓直徑=m=104=（）m=336齒根圓直徑m=86m=318基圓直徑=327.01中心距表6-16.2 低速級齒輪設計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數 1）按要求的傳動方案，選用圓柱直齒輪傳動； 2）運輸機為

14、一般工作機器，速度不高，故用8級精度；（GB1009588） 3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為45（調質）硬度為240HBS，大齒輪的材料為45鋼（正火）硬度為200HBS，兩者硬度差為40HBS； 4）選小齒輪齒數為Z=24，大齒輪齒數Z可由Z= 得Z=78.48，取78；2.按齒面接觸疲勞強度設計 按公式： d2.32 （1）確定公式中各數值 1）試選K=1.3。 2）由2表10-7選取齒寬系數=1。 3）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知： =6.4N。 4）由2表10-6查的材料的彈性影響系數Z=189.8MP 5）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極

15、限=580MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=560MP。 6）由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數K=1.07； K=1.13。 7）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數S=1，有 =1.07580=620.6MP =1.13560=632.8MP (2) 計算 確定小齒輪分度圓直徑d，代入 中較小的值 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： d2.32=110.43mm 2)計算圓周速度。 v=0.979m/s 3）計算齒寬b b=1110.42=110.42mm 4）計算模數與齒高 模數 齒高h=2.25=2.25 5) 計算齒寬與齒高之比 =10.67 6）計算載荷系數K

16、。 已知使用系數K=1，據v=0.51，8級精度。由2圖10-8得K=1.03，K=1.47。由2圖10-13查得K=1.38，由2圖10-3查得K=K=1 故載荷系數： K=KKKK =1=1.51 7)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑： d=d=104.3 =109.6mm 8）計算模數m m=4.6mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： m（1）確定計算參數 1）計算載荷系數。 K=KKKK=1 =1.42 2）查取齒形系數 由2表10-5查得Y=2.65，Y=2.224 3）查取應力校正系數 由2表10-5查得Y=1.58，Y=1.766 4）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲

17、疲勞強度極=330MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=310MP 5）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數K=0.95，K=0.976）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則有： =223.9Mp =214.8MP 7）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 0.0187 0.0182經比較大齒輪的數值大。 （2）設計計算 m3.7mm 對比計算結果，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法面模數，取 m =4mm，已可滿足彎曲疲勞強度。 于是有： Z=27.605 取Z=27，則Z2.5927=71.499取=71 新的傳動比i2.644.幾何尺寸計算 （1）計算分度圓

18、直徑 （2）計算中心距 a196mm （3）計算齒輪寬度 b108=108mm B=113mm，B=108mm 5. 大小齒輪各參數見下表 低速級齒輪相關參數表6-2(單位mm)名稱符號計算公式及說明模數m4壓力角齒頂高=4齒根高=(+)m=5全齒高=(2+)m=9分度圓直徑=m Z=108=m284齒頂圓直徑=（）m=116=（）m=292齒根圓直徑=()m=98=()m=274基圓直徑表6-27.軸類零件設計7.1 I軸的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面算得P=5.76KW，n=440r/min，T =1.3N2.求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d=70mm

19、而 F=3625N F=F3625=1319N 壓軸力F=1696N3.初步確定軸的最小直徑 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3，取A=110，于是得： d=A26mm因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d=20.33mm，又此段軸與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=32mm，查4P表14-16知帶輪寬B=78mm故此段軸長取76mm。軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，裝配示意圖7-1 圖7-1 （2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=32mm，l=76mm。 2）II-III段用于安裝

20、軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm（由減速器及軸的結構設計而定）。根據軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為38mm。故取l=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=35mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求并據d=35mm，由軸承目錄里初選6208號其尺寸為d=40mm80mm18mm故d=40mm。又右邊采用軸肩定位取=52mm所以l=139mm，=58mm，=12mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=46mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為75mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度故取l=71mm。齒

21、輪右邊-段為軸套定位，且繼續選用6208軸承，則此處d=40mm。取l=46mm（3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為70mm。同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵14，齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺角見圖。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖7-2 圖7-2 現將計算出的各個截面的M，M 和

22、M的值如下： F=1402N F=1613N F=2761N F=864N M=86924N M=103457 M=171182N M=N M=M=103457N T=1.3N 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據2式15-5及上面的數據，取=0.6軸的計算應力: =23.7MP 前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。7.2 II軸的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面的計算得P=5.76KW，n=440，T =1.3N2.求作用在齒輪上的力 已知

23、中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=327.5mm d=108mm 而 F=767N F=F767=279N 同理可解得： F=10498N，F=F1730N 3.初步確定軸的最小直徑 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3，取A=110，于是得： d=A43.0mm 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d=45.2mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用深溝球軸承，參照工作條件可選6210其尺寸為：d=50故d=50mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以l=48mm 4.軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案

24、通過分析比較，裝配示意圖7-4 圖7-4 （2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為70mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取l=64mm，d=56mm。 2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得l =15mm，d=68mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為113mm可取l=109mm，d=56mm 4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承6210，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 l =48mm d=50mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸

25、之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平b,按d得平鍵截面b=16其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-4。現將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=719N F=2822N F=4107N F=7158N M=49611N M=253980Nmm M=-283383N M=-644220N M=284000N M=690000N T=5.6N 圖7-46.按彎扭合成應力校核軸

26、的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和的右側是軸的危險截面,對該軸進行詳細校核，對于截面B則根據2式15-5及上面的數據，取=0.6，軸的計算應力 =50.6MP前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由2表15-1查得=60Mp，。對于的右側 由2表15-1查得 由2表3-8查得 由2附圖3-4查得由2中和得碳鋼的特性系數，取，故綜合系數為 故右側的安全系數為 S=1.5故該軸在截面的右側的強度也是足夠的。綜上所述該軸安全。7.3 III軸的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩 由前面算得P=5.28KW，n=28.6r/min，T=1.7

27、6N2.求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d=352mm而 F=10081N F=F100813669N3.初步確定軸的最小直徑 現初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據2表15-3，取A=110，于是得： d=A62.8mm同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩T=K查2表14-1取K=1.3.則：T 按計算轉矩應小于聯軸器的公稱轉矩的條件查5P表8-7可選用LX4型彈性柱銷聯軸器。其公稱轉矩為2500000N。半聯軸器孔徑d=63mm，故取d=63mm半聯軸器長度L=142mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度l=132mm。軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方

28、案通過分析比較，裝配示意圖7-5 圖7-5（2）據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為滿足半聯軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=65mm；左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯軸器與軸配合的轂孔長為132mm，為保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現取l=132mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據d =65mm和方便拆裝可取l=95mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用深溝球軸承，參照工作要求d=70mm，由軸承目錄里初選6214號其尺寸為d=70mm125mm24mm，l=24m

29、m由于右邊是軸肩定位，d=82mm，l=98mm，d=88mmmm，l=12mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=80mm，已知齒輪寬為108mm取l=104mm。齒輪右邊-段為軸套定位，軸肩高h=6mm則此處d=70mm。取l=48mm（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由5P表4-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為125mm。選擇半聯軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵22齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考2表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。

30、 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖7-6。 現將計算出各個截面處的M，M和M的值如下： F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N M=-211990N M=582384N M=620000N T=1.76N 圖7-6 6.按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結構圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據2式15-5及上面的數據，取=0.6，軸的計算應力 =24.0MP 前面選用軸的材料為45鋼，調制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。8.軸承的壽命計算8.1 I軸上的軸承620

31、8壽命計算預期壽命：已知N，47000h44800h故 I軸上的軸承6208在有效期限內安全。8.2 II軸上軸承6210的壽命計算預期壽命：已知，20820h44800h 故 = 1 * ROMAN III軸上的軸承6214滿足要求。9.鍵連接的校核9.1 I軸上鍵的強度校核查表4-5-72得許用擠壓應力為-段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。-段與鍵槽接觸疲勞強度故此鍵能安全工作。9.2 II軸上鍵的校核查表4-5-72得許用擠壓應力為II-III段鍵與鍵槽接觸疲勞強度故此鍵能安全工作。 IV-V段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。9.3 III軸上鍵的校核 查表4-5-72得許

32、用擠壓應力為 I-II段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。 -段與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。10.潤滑及密封類型選擇10.1 潤滑方式齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。10.2 密封類型的選擇1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。2. 箱體結合面的密封 箱蓋與箱座結合面上涂密封膠的方法實現密封。3. 軸承箱體內，外側的密封 （1）軸承箱體內側采用擋油環密封。 （2）軸承箱體外側采用毛氈圈密封。11.減速器附件設計11.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設計 觀察孔用來檢查傳動零件的嚙合，潤滑情況，并可由該孔向箱內注入潤滑

33、油。平時觀察孔蓋用螺釘封住，。為防止污物進入箱內及潤滑油滲漏，在蓋板與箱蓋之間加有紙質封油墊片，油孔處還有慮油網。 查表6表15-3選觀察孔和觀察孔蓋的尺寸分別為和。11.2 油面指示裝置設計油面指示裝置采用油標指示。11.3 通氣器的選擇通氣器用來排出熱膨脹，持氣壓平衡。查表6表15-6選 型通氣帽。11.4 放油孔及螺塞的設計 放油孔設置在箱座底部油池的最低處，箱座內底面做成外傾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能將污油放盡，排油孔平時用螺塞堵住。查表6表15-7選型外六角螺塞。11.5 起吊環的設計 為裝卸和搬運減速器，在箱蓋上鑄出吊環用于吊起箱蓋。11.6 起蓋螺釘的選擇 為便于臺起上箱蓋，在上箱蓋外側凸緣上裝有1個啟蓋螺釘，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。11.7 定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度，在精加工軸承座孔前，在箱體聯接凸緣長度方向的兩端，個裝配一個定位銷。采用圓錐銷，直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。 12.主要尺寸及數據 箱體尺寸： 箱體壁厚=10mm 箱蓋壁厚=8mm 箱座凸緣厚度b=15mm 箱蓋凸緣厚度b=15mm 箱座低凸緣厚度b=25mm 地腳螺栓直徑d=24mm 地腳螺栓數目n=4 軸承旁聯接螺栓直徑d=M16 機座與機蓋聯接螺栓直徑d=M12 聯接螺栓d的間距l=150mm 軸承端蓋螺釘直徑d=