带式输送机传动装置设计---同轴式二级圆柱齿轮减速器.doc

目录1. 题目及总体分析22. 各主要部件选择23. 选择电动机34. 分配传动比45. 传动系统的运动和动力参数计算46. 设计V带传动57. 设计高速级齿轮68. 设计低速级圆柱斜齿传动 119. 斜齿圆柱齿轮上作用力的计算1510. 减速器轴及轴承装置、键的设计16轴（高速轴）及其轴承装置、键的设计18轴（低速轴）及其轴承装置、键的设计23轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计2911. 润滑与密封3412. 箱体结构尺寸3413. 主要附件作用及形式3514. 设计总结3715. 参考文献39一、题目及总体分析题目：设计一带式输送机传动装置工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为5%。带式输送机的传动效率为0.96.带式输送机传动简图如下：图示：为电动机，皮带轮，为减速器，为高速级齿轮传动，为低速级齿轮传动，6为联轴器，为输送机滚筒。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。设计参数：题号6C输送带的牵引力F/kN5.2输送带的速度v/(m/s)0.85输送带滚筒的直径D/mm400二、各主要部件选择目的过程分析结论动力源考虑到经济成本和方便维修电动机齿轮斜齿传动平稳斜齿轮传动轴承此减速器轴承同时受轴向和径向力圆锥滚子轴承联轴器考虑到弹性柱销联轴器装拆方便，成本较低弹性联轴器三.选择电动机目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为PwFVV带传动效率为00.96圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为10.972圆锥滚子轴承传动效率(四对)为20.99 4弹性联轴器传动效率(一个)取30.993输送机滚筒效率为40.96电动机输出有效功率为要求电动机输出功率为型号查得型号Y1320S-4封闭式三相异步电动机参数如下额定功率kW=5.5满载转速r/min=1440满载时效率%=85.5满载时输出功率为 电动机的外形示意图： 电动机的安装尺寸表 （单位：mm） 电机型号Y1320S 型号尺 寸HABCDEFGDGADACHDL13221614089388010833210135315475选用型号Y1320S-4封闭式三相异步电动机四.分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下 总传动比： 取带传动比： 取每对齿轮传动比：五、传动系统的运动和动力参数计算目的 过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为 、 、 、 、 ；对应于0轴的输出转矩和其余名轴的输入转矩分别为 、 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 、 。电机轴轴轴轴轴功率P/KW5.345.285.084.874.77转矩T/(Nm)36.47105.13347.631147.111122.6转速n/(r/min)1440480139.540.5640.56传动比i33.443.441效率0.960.990.970.990.970.990.9930.96六、设计V带传动目的过程分析结论1) 确定计算功率Pca：由工作情况知KA=1.2，故Pca=KAPr=1.25.5=6.6KW2) 选择V带的带型：根据Pca、n0由图8-11可确定选取A型带3) 确定带轮的基准直径并演算带速，由表8-6和表8-8，取dd1=118mm,则带速，5v(F0)min8) 计算压轴力Fp最小压轴力为七、设计高速级齿轮目的过程分析结论选精度等级、材料和齿数） 选用斜齿圆柱齿轮传动） 选用级精度） 材料选择。小齿轮材料为钢（调质），硬度为236，大齿轮材料为钢（调质），硬度为190HBS，二者材料硬度差为46HBS。选小齿轮齿数123，大齿轮齿数2i13.4423=79.12,取Z2=79。选取螺旋角。初选螺旋角目的过程分析 结论按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 ）确定公式内的各计算数值（）试选 （）由图，选取区域系数（）由图查得（）计算小齿轮传递的转矩 （）由表选取齿宽系数（）由表查得材料的弹性影响系数（）由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得目的 过程分析结论按齿面接触强度设计）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（）计算圆周速度（）计算齿宽及模数（）计算纵向重合度（）计算载荷系数K已知使用系数根据，级精度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得目的过程分析结论按齿面接触强度设计（）计算模数取mn=3，中心距 ， 圆整为a=158mm 圆整后取B2=75mm , B1=80mm按齿根弯曲强度校核） 确定计算参数K，T1，mn，d1同前，b=B2=75mm， （）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（）计算当量齿数 （）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数目的过程分析结论按齿根弯曲强度校核（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.25，由式得（）校核大小齿轮的弯曲强度强度足够齿数几何尺寸计算中心距 ， 圆整为a=158mm 因值改变不多，故参数、等不必修正。中心距=158mm螺旋角目的分析过程结论几何尺寸计算） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算大、小齿轮的齿根圆直径） 计算齿轮宽度圆整后取B2=75mm , B1=80mm分度圆直径齿根圆直径齿轮宽度八、设计低速级圆柱斜齿传动目的设计过程结论选定齿轮精度等级、材料及齿数） 选用级精度） 由表选择小齿轮材料为（调质），硬度为263，大齿轮材料为钢（调质），硬度为236HBS。） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数 ，取按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即） 确定公式各计算数值（） 试选载荷系数，=14，ZH=2.433，i=3.44（） 计算小齿轮传递的转矩（） 由表选取齿宽系数，=1.71，=2.19Z=0.775，Z=0.99（） 由表查得材料的弹性影响系数（） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得） 计算（） 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值目的过程分析结论按齿面接触疲劳强度设计（） 计算圆周速度v （） 计算齿宽（） 计算载荷系数K根据，级精度，由图查得动载荷系数假设，由表查得由表查得使用系数由表查得由图2查得故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数圆整为 无需修正所以 ， ，圆整后取B4=88mm ，B3=95mm分度圆直径模数按齿根弯曲强度校核由式得弯曲强度的校核公式为确定计算参数K，T1，mn，d1同前，b=B2=75mm， 根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数计算当量齿数 查取齿形系数由表查得查取应力校正系数由表查得（）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数目的分析过程结论按齿根弯曲强度设计（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.25，由式得（）校核大小齿轮的弯曲强度 强度可靠目的分析过程结论按齿根弯曲强度设计按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数取大齿轮齿数取齿数几何尺寸计算） 计算分度圆直径） 计算大、小齿轮的齿根圆直径） 计算齿轮宽度圆整后取B2=75mm , B1=80mm分度圆直径齿根圆直径中心距齿宽B2=75mmB1=80mm验算合适验算合适九、斜齿圆柱齿轮上作用力的计算计算项目计算说明计算结果高速级齿轮传动的作用力1) 已知条件 高速轴传递的转矩为 ，转速为，高速级齿轮的螺旋角，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮的分度圆直径为2) 圆周力 ，方向与力的的作用点圆周速度方向相反径向力 ，方向由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力 方向可以有左手法则确定法向力 ） 齿轮2的作用力和主动齿轮1 的各个作用力大小相等，方向相反低速级齿轮传动的作用力） 已知条件 低速轴传递的转矩为 ，转速为，高速级齿轮的螺旋角，小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮的分度圆直径为） 圆周力 ，方向与力的的作用点圆周速度方向相反径向力 ，方向由力的作用点指向轮3的转动中心轴向力 方向可以有右手法则确定法向力 3）齿轮4的作用力和主动齿轮3 的各个作用力大小相等，方向相反十、减速器轴及轴承装置、键的设计高速轴中间轴低速轴1轴（高速轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论高速轴的设计及其轴承装置、键的设计1. 已知条件输入轴上的功率，小齿轮分度圆直径d1=71.25mm，齿轮宽度2. 选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由手册选用45钢，调质处理3初定轴的最小直径根据手册，取于是由式初步估算轴的最小直径，轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴段最细出直径。选轴的材料为钢，调质处理目的过程分析结 论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计轴的结构设计 ）拟定轴上零件的装配方案（见上图） ）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （）轴段1的设计 轴段1上安装带轮，此处设计应与带轮轮毂的设计同步进行。初定轴段1的直径，带轮轮毂的宽度为，结合带轮结构,取带轮轮毂的宽度，则轴段1的长度略小于轮毂孔宽度（2） 密封圈与轴段2的设计 带轮用轴肩定位，取轴肩高度,由于该处的轴圆周速度均小于3m/s，可选用毡圈油封，查表，选取毡圈，故取段的直径 （3）考虑到齿轮有轴向力的存在，且有较大的圆周力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。取轴承为30208，查表的其参数如下：故 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取 ( 4 )轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装,应略大与,可取.齿轮的分度圆直径较小，采用实心式，齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取 ( 5 )齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度,取,故取 ( 6 )取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距，箱体内壁与高速轴右侧面与右轴承左端面的距离均取10mm，则箱体内壁与高速轴右侧轴承座端面的距 离故轴上力作用点的间距：轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离a3=16.9mm，则由图可得轴的支点及受力点间的距离为键连接：带轮与轴段1处采用A型普通平键，型号 齿轮与轴段4初采用A型普通平键，型号由结构设计可得高速轴上各个零件的数据图如下轴的尺寸（）：输入轴的设计及其轴承装置、键的设计5.轴的受力分析 1)画轴的受力简图输入轴的设计及其轴承装置、键的设计）计算支承反力在水平面上 式中负号表示与图示方向相反在垂直面上 轴承1的 总支承反力轴承2的 总支承反力） 画弯矩图水平面上，a-a剖面为 b-b剖面右侧 b-b剖面左侧 在垂直平面上 合成弯矩，a-a剖面为b-b剖面左侧为 b-b剖面右侧为 画转矩图， 6 校核轴的强度 b-b剖面左侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故b-b剖面左侧为危险剖面 目的过程分析结论输入轴的设计及其轴承装置、键的设计弯曲应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力查表得45号钢调质处理抗拉强度极限，则轴的许用弯曲应力，强度满足要求 轴的强度满足要求2轴（低速轴）及其轴承装置、键的设计同轴式减速器箱体内壁宽度与高速轴和低速轴的长度有关；而中间轴的长度由箱体内壁宽度、高速轴和低速轴共同确定，故先设计低速轴，然后设计中间轴。目的 过程分析结论低速轴的设计及其轴承装置键的设计1.已知条件 低速轴上的功率齿轮4分度圆直径2选择轴的材料初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。3. 初算轴径根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，轴端最细处直径为选轴的材料为 钢，调质处理中间轴的设计及其轴承装置、键的设计轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见前图）该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。2）联轴器及轴段1的设计 ： 轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器同步进行。为补偿联轴器两端所连接的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。KA=1.5，计算转矩为，查表，取联轴器毂孔直径为60mm，轴孔长度107mm，J型轴孔，A型键，代号所以3) 密封圈和轴段2 ：应同时考虑联轴器的轴向定位及密封圈的尺寸。,最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查手册选取4）轴承与轴段3和轴段6的设计 考虑齿轮的轴向力较大、且有较大的圆周力和径向力，选用圆锥滚子轴承。轴段3上安装轴承，器直径应既便于轴承的安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为30125参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷 故 轴段7的长度与轴承宽度相同,故取5）齿轮与轴段4的设计 该轴段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段3的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,两齿轮间的间隙取故取6)轴段5的设计 齿轮左侧用轴肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段5的直径应根据6307深沟球轴承的定位轴肩直径确定,即7 )轴段2和轴段3的长度 轴段2的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座的宽度及轴承端盖等零件有关。为在不拆联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取联轴器轮毂端面与轴承短盖表面距离K=35mm，则有取齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,取 ,取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁见的距离S=8mm,取轴承宽度C=50mm.由机械设计手册可查得轴承盖凸缘厚度e=10mm,取联轴器轮毂端面与轴承盖间的距离K=20mm.故8）轴上力作用点间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离，则由图可知轴的支点及受力点间距的为,则可得,中间轴的设计及其轴承装置、键的设计（ 5 ）键连接。联轴器与轴段1的键为齿轮与轴段4的键为由结构设计得出低速轴上各个零件的数据如下图5.轴的受力分析1)画轴的受力简图目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计）计算支承反力计算支承反力在水平面上 式中负号表示与图示方向相反在垂直面上 轴承1的 总支承反力轴承2的 总支承反力） 画弯矩图水平面上，a-a剖面右侧 a-a剖面左侧 在垂直平面上 a-a剖面左侧为 a-a剖面右侧为 画转矩图，4 ) 画转矩图 6 校核轴的强度低速小齿轮剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故低速小齿轮剖面为危险剖面目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计 轴的材料为45刚 , 调质处理. 由 表 15-1 查得,. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取.因 , ,经插值后可查得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 故有应力集中系数按式(附3-4)为 由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数由附图3-4得 轴未经表面强化处理,即,则按式3-12及3-12a得综合系数值为 由3-1及3-2得碳钢的特性系数 , 取 , 取目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计于是,计算安全系数值,按式(15-6)(15-8)则得 故安全7 按弯矩合成应力校核轴的强度对于单向转动的转轴,通常转矩按脉动循环处理,故取折合系数,则 查表15-1得=60mpa,因此,故安全.8 校核键连接强度高速齿轮: 查表得.故强度足够.低速齿轮: 查表得.故强度足够.9. 校核轴承寿命轴承载荷 轴承1 径向: 轴向: 轴承2 径向: 轴向: 因此,轴承1为受载较大的轴承,按轴承1计算轴校核安全目的过程分析结论中间轴的设计及其轴承装置、键的设计,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故,查表13-3得预期计算寿命3.轴（ 中间轴）及其轴承装置、键的设计目的过程分析结论中间轴及其轴承装置、键的设计1.已知条件中间轴上的功率，2选择轴的材料因为传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用材料为45号钢，调质处理3.初定轴的最小直径根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见上图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度钢，调质处理目的过程分析结论中间轴及其轴承装置、键的设计（） 轴不长，故轴承采用两端固定方式。安轴上零件的安装顺序，从dmin开始设计。（） 轴承与轴段1和轴段5的设计考虑到有轴向力的存在，且圆周力与径向力较大，选用圆锥滚子轴承。暂取轴承30210，有轴承内径d=50mm，外径D=90mm,内圈宽度B=20mm，总宽度T=21.75mm，内圈定位轴径da=57mm，轴承内圈对轴的作用力点与外圈大端面的距离a3=20mm，故轴段1的直径故取轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径（3）轴段2轴段4的设计 轴段2上安装齿轮2,轴段4上安装齿轮3，为便于齿轮的安装, 和应略大和,可取.查表知该处键的界面尺寸为16mm10mm，轮毂键槽深度，齿轮3上齿根圆与键槽顶面的距离，故齿轮3设计成齿轮轴，材料为40Cr调质处理齿轮2右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，齿轮2轮毂的宽度范围为，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2的长度应该比齿轮的轮毂略短，所以取 ( 4 )轴段3的设计 该段为齿轮2提供定位，其轴肩高度范围为,取，齿轮3右端面距离箱体内壁距离取为，材料2的左端面距离箱体内壁的距离为，高速轴右侧的轴承与低速轴轴承的左侧的轴承公用一个轴承座，其宽度为，则箱体内壁的宽度为则轴段3的长度为（5）轴段1和轴段5的长度 由于轴承采用脂润滑，故在轴承内端面据箱体内壁的距离取为，则轴段1的长度为轴段5的长度为 （6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离,则由受力简图可得支点及受力点的距离为 键连接。齿轮2与轴段键采用A型普通平键连接，键由结构设计可得中间轴上各个零件的数据如下图5.轴的受力分析1 )画轴的受力简图）计算支承反力在水平面上 式中负号表示与图示方向相反在垂直面上 轴承1的 总支承反力轴承2的 总支承反力） 画弯矩图水平面上，a-a剖面为 左侧 右侧 b-b剖面右侧 b-b剖面左侧 在垂直平面上 合成弯矩，a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为b-b剖面左侧为 b-b剖面右侧为 画转矩图，因为b-b左侧弯矩大，且作用有转矩，故b-b剖面左侧为危险剖面b-b剖面的抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯曲应力为 剪切应力为 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力查表得40Cr调质处理抗拉强度极限，则轴的许用弯曲应力，强度满足要求8 校核键连接强度齿轮2处键连接的挤压应力: 查表得.故强度足够.9. 校核轴承寿命查表得30210轴承得C=73200N，C0=92000N，e=0.42，Y=1.4。由轴承内部轴向力计算公式，轴承1、2的内部轴向力分别为： 外部轴向力A=1153.1N所以 ，所以因此,轴承2为受载较大的轴承,按轴承2计算 查表13-3得预期计算寿命所以轴承寿命足够轴强度满足要求键连接强度满足要求承寿命满足要求十一、润滑与密封目的过程分析结论润滑与密封1润滑方式的选择 因为润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失，齿轮靠机体油的飞溅润滑。I，II，III轴的速度因子，查机械设计手册可选用钠基润滑剂2号 2密封方式的选择由于I，II，III轴与轴承接触处的线速度，所以采用毡圈密封3润滑油的选择因为该减速器属于一般减速器，查机械手册可选用中负载工业齿轮油N200号润滑，轴承选用ZN3钠基润滑脂，齿轮选择全损耗系统用油L-AN68润滑十二、箱体结构尺寸目的分析过程结论高速级中心距A1158mm低速级中心距A2158mm下箱座壁厚=0.025a+58mm上箱座壁厚1=0.025a+58mm机座凸缘壁厚b=1.512mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.520mm地脚螺栓底脚厚度P20mm箱座上的肋厚M8mm地脚螺栓直径ddbM16地脚螺栓通孔直径ddb13.5mm 地脚螺栓沉头座直径D027mm底脚凸缘尺寸（扳手空间）L125mmL216mm地脚螺栓数目N4轴承旁连接螺栓直径d1M12轴承旁连接螺栓通孔直径d113.5mm轴承旁连接螺栓沉头座直径D024mm剖分面凸缘尺寸C120mmC216mm上下箱连接螺栓直径D2M10上下箱连接螺栓通孔直径D211mm上下箱连接螺栓沉头座直径D024mm箱缘尺寸（扳手空间）C118mmC214mm轴承盖螺钉直径D3M8检查孔盖连接螺栓直径D4M6圆锥定位销直径D58mm减速器中心高H195mm轴承旁凸台高度h55mm轴承旁凸台半径r16mm轴承端盖外径D2120mm，130mm，170mm轴承旁连接螺栓距离S142.5mm，147.5mm，137.5mm，177.5mm箱体外壁至轴承座端面的距离K42mm轴承座孔长度50mm大齿轮顶圆与箱体内壁的距离11.95mm齿轮端面与箱体内壁的距离10mm十三、主要附件及作用形式计算项目计算及说明计算结果1 通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由选用通气器尺寸M181.52 窥视孔和视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。由 取A=150mm 3 油标尺油塞 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。 由 选用油标尺尺寸M164油塞为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其住。由 选用油塞尺寸 M161.55定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，