机械设计课程设计-应用带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器.doc

目 录1. 设计任务书（3）2. 设计方案（4）3.传动装置的总体设计（5） 3.1 电机选择（5） 3.2 传动装置的总传动比及分配（7） 3.3传动装置各轴的运动及动力参数（7）4.传动件的设计（9） 4.1 V带的设计（9） 4.2 齿轮的设计（11） 5.轴及轴上零件的设计（22） 5.1 高速轴的设计（22） 5.2 中速轴的设计（24） 5.3 低速轴的设计（26）5.4 中间轴的校核（28）6. 箱体结构的设计（32）7. 润滑及密封类型的设计（32）8. 其他附件的设计（33）9. 参考文献（34）10. 课程设计心得（34）1. 设计任务书一、课程设计的目的机械设计课程设计是机械设计基础课程最后一个重要的实践性教学环节，也是工科院校机械类专业学生第一次全面的机械设计训练。课程设计的目的为：1、综合运用机械设计课程及其它先修课程的理论和生产实际知识进行机械设计训练，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深和扩展。2、在课程设计实践中学习和掌握通用机械零部件、机械传动及一般机械设计的基本方法与步骤，培养学生工程设计能力，分析问题、解决问题的能力以及创新能力。3、提高学生在计算、制图、运用设计资料、进行经验估算、考虑技术决策等机械设计方面的基本技能。二、课程设计的内容与题目课程设计的内容包括：电动机的选择；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和连接件的选择及校核计算；箱体结构及附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。在规定的学时数内，要求每个学生在设计中完成以下工作：减速器装配图一张（A1号图纸）；零件工作图2张（A3号图纸，轴一张、齿轮一张）；只对中间轴进行校核计算；设计说明书1份，50006000字。题目2：设计用于带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器由于班级序号为13，故题号：F2，运输带工作拉力F/N：1600，运输带工作速度v (m/s)：1.15，卷筒直径D(mm)：230，工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为5%。2. 设计方案根据任务书有以下设计方案：3.传动装置的总体设计3.1 电机选择设计内容计算及说明结 果1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件选，选用用三相笼型异步电动机，其机构为封闭式结构，电压为380V,Y型。2、选择电动机的容量工作机的有效功率为：PW=从电动机到工作机输送带间的总效率为：式中：分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和转筒的传动效率。 取=0.96,（滚子轴承），,所以：所以电动机所需的功率：PdPW=1.84kWPd=2.36kW3、确定电动机的转速卷筒轴工作转速为根据传动比的合理范围，取V带传动的传动比,二级圆柱齿轮减速器传动比则总传动比合理范围为,故电动机转速的可选范围为根据电动机的类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册选定电动机的型号为Y100L-2，其主要性能如下表所示:电动机型号额定功率/k w满载转速/(r/min)Y100L-2328702.22.3n=95.54r/min3.2 传动装置的总传动比及分配设计内容计算及说明结 果1、总传动比=30.042、分配传动比考虑润滑的条件，为使两级大齿轮相近，取，,故：3.3传动装置各轴的运动及动力参数设计内容计算及说明结 果1、各轴的转数轴轴轴卷筒轴2、各轴的输出功率轴：轴：轴：卷筒轴：3、各轴的输出转矩故轴：轴：轴：卷筒轴：将上述计算结果汇总与下表:带式传动装置的运动和动力参数轴名功率P/k w转矩T/N. m转速r/min传动比i电动机轴2.367.85287023.903.9012.2715.111435轴2.1355.28367.5轴2.01200.9295.54卷筒轴1.95194.9295.544.传动件的设计4.1 V带的设计设计内容计算及说明结 果1、带的型号的确定额定功率P=2.36 kW 根据工作情况由机械设计教材表87查的KA=1.2Pca=KAp=2.832kw 根据功率Pca和小带轮转速nm=2870r/min按机械设计图8-11选择：普通V带Z型 普通V带V带Z型2、确定带轮的基准直径并验算带速查机械设计表8-6和表8-8 图8-11取小轮基准直径dd1=80mm带速因为,故带速合适大轮基准直径根据表8-8可得，不用圆整dd1=80mm3、确定V带的中心距a和基准长度Ld根据机械设计(8-20）初定中心距a0=400mm由式（8-22）计算所需的基准长度 = =1180.8mm由表82选带的基准长度Ld=1120mm.按式（8-23）计算实际中心距a；根据式（8-24）中心距的变换范围353404mmLd=1120mma =370mm4、验算小带轮上的包角和计算带的根数z最小包角 = 计算带的根数z由dd1=80mm和nm=2870r/min,由表8-4a得P0=0.56kW。根据nm=2870r/min，i=2和Z型带，查表8-4b得P0=0.04kW。查表8-5的K=0.96，表8-2得KL=1.18，于是 Pr= （P0+P0）KKL=0.68kWZ=2.832/0.68=4.16.取5根Z=55、计算单根v带的初拉力的最小值压轴力F p由机械设计表8-3得Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m所以 = 46.54N 应使带的实际初压力压轴力的最小值为N4.2 齿轮的设计 高速级齿轮设计设计内容计算及说明结 果1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4）试选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=203.9=78。直齿圆柱齿轮45钢小齿轮调质处理大齿轮调质处理8级精度z1=20z2=782、按齿面接触强度设计3、按齿根弯曲强度设计4、尺寸计算根据设计公式进行试算，即确定公式内的各计算数值 试选载荷系数：Kt=1.3 计小齿轮传递的转矩：由机械设计教材表107选取齿宽系数=1 由机械设计教材表107查的材料的弹性影响系数=189由机械设计教材图1021d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。计算齿轮应力循环次数； N1=(2由教材图1019取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.90;KHN2=0.95计算接触疲劳需用力。取失效概率为1%，安全系数S=1, 按教材许用力公式1=0.90600=540MPa2=0.95550=522.5MPa试算小齿轮分度圆直径d1,代入中较小的值。=34.39mm计算圆周速度v=计算齿宽bb=d.d1t=134.39=34.39mm计算齿宽与齿高之比。模数 m t =34.39/20=1.72mm齿高 h=2.25mt=2.251.72=3.87mm其比为 =34.39/3.87=8.89计算载荷系数。根据v=2.58m/s,8级精度，由教材图10-8查的动载系数KV=1.15;直齿轮，KH=KF=1;由教材表10-2查的使用系数KA=1;又由表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.173。由=34.39/3.87=8.89，KH=1.173查图10-13的KF=1.19；故载荷系数 K=KAKV KHKH=11.1511.19=1.37按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=d1t34.39=39.71mm计算模数m.m=39.71/20=1.99mm由教材式（10-5）的弯曲强度的设计公式m.确定公式内的各计算数值1)由教材图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=300MPa.2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88;3)计算弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得1=303.57MPa2=238.86MPa计算载荷系数4）K=KAKV KFKF=11.1511.19=1.3695)查取齿形系数由教材表10-5查得YFa1=2.80; YFa2=2.226。6) 查取应力校正系数由教材表10-5查的YSa1=1.55; YSa2=1.756。7）计算大小齿轮的并加以比较。=0.01439=0.01444大齿轮的数值大（2）计算m对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小注意取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的模数1.49并就近圆整为标准值m=1.5mm,按接触强度算的分度直径d1=39.71mm算的小齿轮齿数 Z1=39.71/1.5=27 大齿轮齿数 Z2=273.9=105 这样设计的齿轮传动，即满足齿面的接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧促，避免浪费。（1） 计算分度圆直径 d1=z1m=271.5=40.5mm d2=z2m=1051.5=157.5mm(2)计算中心距a=99mm （3）计算齿轮宽度b=140.5=40.5mm 取B1=45.5mm,B2=40.5mm。所以小结得由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮1.540.545.527大齿轮1.5157.540.5105N1=1=540MPa2=522.5MPa=34.39mmVm t =1.72mmh=3.87mmK=1.37d1=39.71mmm=1.99mm1=303.57MPa2=238.86MPaK =1.369mm=1.5mm Z1=27 Z2=105d1= 40.5mmd2 =157.5mma=99mmb=40.5mmB1=45.5mmB2=40.5mm低速齿轮的设计设计内容计算及说明结 果1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4）试选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=203.9=78。直齿圆柱齿轮45钢小齿轮调质处理大齿轮调质处理8级精度z1=20z2=782、按齿面接触强度设计3、按齿根弯曲强度设计4、尺寸计算根据设计公式进行试算，即确定公式内的各计算数值 试选载荷系数：Kt=1.3 计小齿轮传递的转矩：由机械设计教材表107选取齿宽系数=1 由机械设计教材表107查的材料的弹性影响系数=189由机械设计教材图1021d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。计算齿轮应力循环次数； N1=(2由教材图1019取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.98;KHN2=1.08计算接触疲劳需用力。取失效概率为1%，安全系数S=1, 按教材许用力公式1=0.98600=588MPa2=1.02550=561MPa试算小齿轮分度圆直径d1,代入中较小的值。=48.98mm计算圆周速度V=计算齿宽bb=d.d1t=148.98=48.98mm计算齿宽与齿高之比。模数 mt =48.98/20=2.45mm齿高 h=2.25mt=2.252.45=5.51mm其比为 =48.98/5.51=8.89计算载荷系数。根据v=0.94m/s,8级精度，由教材图10-8查的动载系数KV=1.05;直齿轮，KH=KF=1;由教材表10-2查的使用系数KA=1;又由表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.173。由=48.98/5.51=8.89，KH=1.173查图10-13的KF=1.24；故载荷系数 K=KAKV KHKH=11.0511.73=1.82按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=d1t48.98=54.79mm计算模数m.m=54.79/20=2.74mm由教材式（10-5）的弯曲强度的设计公式m.确定公式内的各计算数值1)由教材图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa; 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=300MPa.2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88，KFN2=0.95;3)计算弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得1=314.29MPa2=203.57MPa计算载荷系数4）K=KAKV KFKF=11.0511.173=1.8175)查取齿形系数由教材表10-5查得YFa1=2.80; YFa2=2.226。6) 查取应力校正系数由教材表10-5查的YSa1=1.55; YSa2=1.756。7）计算大小齿轮的并加以比较。=0.01381=0.02415大齿轮的数值大（2）计算m对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小注意取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算的模数2.30并就近圆整为标准值m=2.5mm,按接触强度算的分度直径d1=54.79mm算的小齿轮齿数 Z1=54.79/2.5=22 大齿轮齿数 Z2=223.9=89 这样设计的齿轮传动，即满足齿面的接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧促，避免浪费。（1） 计算分度圆直径 d1=z1m=222.5=55mm d2=z2m=892.5=222.5mm(2)计算中心距a=138.75mm （3）计算齿轮宽度b=155=55 取B1=60mm,B2=55mm。所以小结得由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2.5556022大齿轮2.5222.55589N1=1=588MPa2=561MPa=48.98mmVm t =2.45mmh=5.51mmK=1.82d1=54,79mmm=2.74mm1=314.29MPa2=203,57MPaK =1.817mZ1=22 Z2=89d1= 55mmd2 =222.5mma=138.75mmb=55mmB1=60mmB2=55mm5.轴及轴上零件的设计5.1 高速轴的设计设计内容计算及说明结 果1、已知条件 功率转矩转速齿轮齿宽2.27Kw15.11Nm1435r/min45.5mm2、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，故选用常用的材料45钢，调制处理45钢，调制处理3、初算轴的直径先按机械设计教材式115-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表115-3选取A0=112。于是有:=dmin=13.05mm4、选择滚动轴承初步选择滚动轴承。选6005深沟球轴承；通过查手册可知6005深沟球轴承d=25(mm) ，B=12（mm）6005深沟球轴承5、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度于此轴的相配合的齿轮分度圆直径比较小，所以将此轴设计成齿轮轴。: 轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩，取L1-2=37.5mm ， 且d1-2=25mm, 与1-2段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位:2-3段轴要与齿轮配合，此段齿轮与轴一体，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm，所以d2-3=35mm ； 又由于小齿轮齿宽B=45.5mm ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2 ，所以取 L2-3=45.5mm；: 4-5段轴没有什么与之相配合的零件，考虑到下段有个轴肩，但直径仍设计为d4-5=35mm,L4-5=63.5mm: 5-6段 d5-6=25,L5-6=40mm,右端用轴端挡圈固定轴承。：6-7段, 由于输入端是与v带轮的轮毂相连，由于v带为z型故v带的宽度为4e+2f=65mm.d6-7=25,L6-7=75mm,其中末端的的65mm与v带的轮毂进行连接，中间与箱体的10mm用档圈进行轮毂与左端轴承的定位。L1-2=37.5mmd1-2=25mmd2-3=35mmL2-3=45.5mmd4-5=35mm L4-5=63.5mmd5-6=25L5-6=40mmd6-7=25mmL6-7=75mm6、确定轴的的倒角和圆角 参考1表15-2，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角为1.6。7、轴的草图5.2 中速轴的设计设计内容计算及说明结 果1、已知条件 功率转矩转速2.13Kw55,28Nm367.5r/min2、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，故选用常用的材料45钢，调制处理45钢，调制处理3、初算轴的直径=dmin=20.12mm4、选轴承. 初步选择滚动轴承。选6006深沟球轴承；通过查手册可知6006深沟球轴承d=30(mm) ，B=13（mm） ，c=13.2kN。选6006深沟球轴承5、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:1-2段轴我们取为 L1-2=40mm，d1-2=30mm 。与1-2段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位。：2-3段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm，所以d2-3=40mm ； 又由于大齿轮齿宽B=40.5mm ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2 ，所以取 L2-3=38mm；：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将3-4段轴的直径比2-3段稍微大一些，h0.07d这里取其直径为 d3-4=46mm；由于3-4段轴主要是起轴肩的作用，没有与之相配合的零件，且根据设计方案，这里取L3-4=10mm 。：4-5段轴要与小齿轮相配合，且为能利用3-4段轴的轴肩，所以此段轴的直径要比4-5段轴要小一些，这里我们取 d4-5=40mm；由于小齿轮的齿宽为B=60mm，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2 ，所以取L4-5=58mm。：5-6段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴最右端的轴承一样，故d5-6=30mm, L5-6=40 mm， 。L= L1-2 +L2-3+L3-4 +L4-5 +L5-6=40 +38+10+58+40=186mm，同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。L1-2=40mmd1-2=30mmd2-3=40mmL2-3=38mmd3-4=46mmL3-4=10mmd4-5=40mmL4-5=58mmd5-6=30mmL5-6=40 mmL=186mm6、倒角参考教材表15-2，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角为27、轴的结构草图5.3 低速轴的设计设计内容计算及说明结 果1、已知条件 功率转矩转速齿轮齿宽2.01Kw200.92Nm95.54r/min55mm2、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，故选用常用的材料45钢，调制处理45钢，调制处理3、初算轴直径 =dmin=30.92mm4、选取联轴器输出轴的最小直径显然是安装联轴器的，为了所选的轴的直径与联轴器的孔径相适宜，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩T ca=KAT3,查教材表14-1，考虑到转矩的变化很小，故取KA=1.5，则：T ca=KAT3=1.5200.92=301.38N.m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用型号为LT7型联轴器其公称转矩为500N.m联轴器的孔径为40mm,故轴的最小直径选择40mm，TCA=301.38N.m。联轴器的长度L=112mm,联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm.选用型号为LT7型联轴5、选择轴承6、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。由于轴的直径为40mm选6008深沟球轴承；通过查手册可知6008深沟球轴承d=40(mm) ，B=15（mm）。:1-2段轴由于与联轴器的毂孔长度L1=84m，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度比L1略短一些我们取为 L1-2=82+8mm，d1-2=40mm 。，右端采用套筒进行联轴器和轴承的轴向定位。：2-3段轴上要有一个挡圈固定轴承，下段轴设计个轴肩，所以d2-3=40mm ，取 L2-3=25mm；：3-4段轴要进行轴端配合，故要有一个轴肩，这段轴没有与之相配合的零件，这里我们取h=4mm，所以d2-3=48mm ； L3-4=55.5mm；：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将5-6段轴的直径比4-5段稍微小一些，h0.07d这里取其直径为 d4-5=66mm；由于5-6段轴主要是起轴肩的作用，没有与之相配合的零件，且根据设计方案，这里取L4-5=10mm：5-6段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm，所以d5-6=58mm ； 又由于大齿轮齿宽B=55mm ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2 ，所以取 L5-6=53mm；6；6-7段只有与轴承相连接，所以取d6-7=40mmL6-7=42.5mm.同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。轴上零件得周向定位 齿轮，半轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=58mm ， bh=1811 ，L=40（mm）。选6008深沟球轴承L1-2=90md1-2=40mmd2-3=40mmL2-3=25mmd2-3=48mmL3-4=55.5mmd4-5=66mmL4-5=10mmd5-6=58mmL5-6=53mmd6-7=40mmL6-7=42.5mm7、确定轴的的倒角和圆角参考教材表15-2，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角为2。轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角为25.4 中间轴的校核作用在两个齿轮上的圆周力： 径向力：求垂直面的支反力：L3=6.5+24.5+20.25=51.25mm;L2=20.25+10+30=60.25mm;L1=30+25+6.5=61.5mm计算垂直弯矩： =求水平面的支承力： 计算、绘制水平面弯矩图：求合成弯矩图，按最不利情况考虑：按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时。通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面，即危险截面的强度根据以上的数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 MPa 16.76MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由机械设计教材表查得因此故安全。轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P=Fr，查表f1=1,fp=1.1,取. 28.03年因此该轴承符合要求。键的设计与校核：轴上零件得周向定位（1）齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=40mm ，由手册查得平键的截面 bh=128mm见表4-1,取L=40mm（比轮毂宽度小些）；按d2-3=40mm ，由手册查得平键的截面 bh=128mm见表4-1,取L=28（mm）（比轮毂宽度小些）。（2）：校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计教材表6-2查得许用挤压用力=100 ，取中间值，=110MPa 。键的工作长度l1=L-b=40-12=28（mm），l2= L-b=28-12=16mm.键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 8=4mm。由式机械设计（6-1）式可得：由计算可知均小于所以都安全可用。即所选键为bhL=12840和bhL=128286.箱体结构的设计带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器如下表所示：名称数值（mm）名称数值（mm）箱座壁厚8底座宽度237箱盖壁厚8底座高度15底座长度405箱体高度297其他相关尺寸见图纸。7.润滑及密封类型的设计1、齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。2、密封类型的选择1.） 轴伸出端的密封：轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。 2. ）箱体结合面的密封： 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。 3. ）轴承箱体内，外侧的密封：（1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。 （2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封8.其他附件的设计1、观察孔及观察孔盖的选择与设计： 观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内