机械设计课程设计-两级二级圆柱齿轮减速器F=4,V0.75,D350【全套图纸】.doc

青岛理工大学机械设计课程设计说明书全套图纸，加153893706 设计题目：带式传动系设计 院 （系）： 专业班级： 学 号： 设计人 ： 指导老师： 完成日期： 2013 年 1 月 日青岛理工大学目 录设计任务书3电动机的选择4传动装置的运动和动力参数的选择和计算6传动零件的设计计算8轴的设计计算18滚动轴承的选择和计算26键联接的选择和计算27减速器附件的选择和密封类型的选择28联轴器的选择30设计小结31参考文献31设计任务书题目：设计热处理车间清洗零件用的传送设备上的两级二级圆柱齿轮减速器。单向运转，工作平稳，两班值工作，每班工作8小时，使用年限为10年。所选参数如下： 传送带拽引力 F= 4000N传送带运行速度 V=0.75m/s 传送带鼓轮直径 D=350mm方案的草图如下： 1，带传动的效率;2，轴承的效率;3，齿轮传动效率;4，联轴器的传动效率;5，鼓轮上的传动效率。一传动方案的拟定传动方案的方案分析合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当怠速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级、齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。二电动机的选择2.1 电动机的类型和结构型式本减速器在常温下连续工作，单向运动载荷变化不大，故选用Y系列三相异步电动机;工作环境有灰尘，选择全封闭自扇冷式结构，电压380V。2.2确定电动机的容量工作机有效功率P=Fv/1000=40000.75/1000=3kw传动装置的总效率=取V带的效率=0.96滚动轴承的效率=0.98齿轮的传动效率=0.97联轴器的效率=0.99滚筒上的传动效率=0.96总效率=0.960.980.970.990.96=0.792所以电动机所需工作功率为P=P/=3Kw/0.792=3.79Kw2.3确定电动机的转速带的传动常用传动比i范围是25,二级圆柱齿轮减速器传动比 i=840，而工作机滚筒的转速为：n=（601000v）/（d）=（6010000.75）/（350）r/min40.92r/min41r/min 则电动机的转速范围为：取皮带传动比为2n= ivi n=2（840）41r/min=（6563280）r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机。2.4确定电动机型号综合考虑减轻电动机及其传动装置的重量和节约资金选用Y132M1-6型电动机型号额定功率满载转速起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M1-64kw9602.02.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表：型号HABCDEFXGDGKbb1b2hAABBHAL1Y132M1-613221617889388010x833122802101353156023818515三传动装置的运动、动力参数计算3.1计算传动装置总传动比i和分配各级传动比（1）传动装置总传动比由电动机的满载转速n和工作机主动轴转速n可确定传动装置应有的总传动比为i=960/41=23.41（2）分配各级传动比取V带传动的传动比为i=2；为满足相近的浸油条件,两级大齿轮直径相近高速齿轮传动比为i=1.4i； 所以由i= i ii取i=4 i=2.93.3.2计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速nm=ned=960 r/min ;n1= n/ i=960/2=480 r/min ;n = n/ i=480/4=120 r/minn = n/ i =120/2.93=41 r/min卷筒轴 n= n = 41 r/min（2）各轴输入功率P= P =3.79Kw ;P = P=3.790.96=3.64KwP = P=3.640.980.97=3.46Kw ;P = P=3.46 0.980.97=3.29Kw;Pw= P=3.290.980.99=3.19Kw（3）各轴输入转矩Td =9.55106pd/nm =9.551063.79/960=3.77104 NmmT1=Td1i1=3.77104 0.962=7.24104NmmT2= T123i2 =7.24104 0.980.974=2.75105 NmmT3= T223i3 =2.75105 0.980.972.93=7.67105 NmmTw= T324 =7.671050.980.99=7.44105 Nmm列表说明：功率P（kw）转矩（Nmm）转速n(r/mi)传动比i效率电机轴3.793.7710496020.96 轴3.647.2410448040.95 轴3.462.751051202.930.95 轴3.297.671054110.97卷筒轴3.197.4410541四V带的设计4.1确定计算功率Pca查课本表8-7得工作情况系数K=1.2 故P= KP=1.24=4.8kw4.2选择V带的带型根据P及小带轮转速n由课本图8-11得：选用A型V带4.3确定带轮的基准直径dd1并验算带速1)初选小带轮的基准直径dd1并验算带速v根据V带的类型（A型V带），参考表8-6和8-8，确定小带轮基准直径，取d=125mmdmin=75 mm2）验算带速VV=3.141259606010006.28m/s由于5m/sv30m/s,满足带速要求。3）计算大带轮的基准直径dd2= id =2125=250 mm 由表8-8得圆整后取dd2=250mm4.4确定V带的中心距a，并选择V带的基准长度L1)初选中心距根据0.7（+）2（+）,得262.5750初步确定中心距= 500mm2）基准长度 Ld02a0+（dd1+ dd2）+1596.86mm由机械设计第146页表8-2选带的基准长度Ld=1600mm（1） 计算实际中心距aa0+501.6mm 变化范围为：amin=a-0.015 Ld=477.5 mm；amax=a+0.03 Ld=549.5 mm。4.5验算小带轮上的包角11180-（dd2- dd1）165.790；小带轮上的包角合适。4.6计算带的根数由d=125mm和n=960r/min 根据表（8-4a）得P=1.37Kw根据课本表（8-4b ）P0=0.11KW根据课本P155表（8-5）包角修正系数K=0.96根据课本P146表（8-2）带长修正系数K=0.99于是： 带的根数Z=3.41所以选用4根V带4.7计算V带的初拉力 F0查表8-3得传送带单位长度质量q = 0.10 kg/m（F0）min=500+qv=157.21N对于新安装的V带，初拉力应为F0=1.5（F0）min =235.82N4.8计算压轴力Fp：压轴力的最小值（Fp）min=2z（F0）minsin(1/2)=24 157.21 sin(165.7/2)=1247.9N4.9带轮的结构设计带轮材料选择：采用铸铁，材料牌号为HT150小带轮 d=125mm300mm 采用腹板式大带轮 =250mm300mm 采用孔板式由课本表8-10可得e=15mm, f=10mm, =2.75mm则带轮宽度B=(Z-1)e+2f=(4-1)15+29=63mm小带轮的外径da1=+2=125+22.75=130.5mm大带轮的外径da2=+2=250+22.75=255.5mm根据带的截型，查表8-10可以确定轮槽齿寸;带轮的其他尺寸可参照图8-14的公式计算得到。五齿轮的设计5.1高速级齿轮的设计5.1.1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）参考传动方案，选用标准直齿圆柱齿轮传动。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，选用8级精度（3）由表选择小齿轮材料为（调质），硬度为HBS，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS。（4）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=i2z1=4X24=96，取z2=97。5.1.2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（）进行试算，即（1） 确定公式各计算数值1） 试选载荷系数Kt =1.32） 计算小齿轮传递的转矩3） 由表选取齿宽系数4） 由表查得材料的弹性影响系数5） 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6）由式计算应力循环次数7）由图查得接触疲劳强度寿命系数8）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（2） 计算1) 试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值d1t2.32=mm=56.688mm2) 计算圆周速度v： 3) 计算齿宽4) 计算齿宽与齿高之比b/h。模数 齿高 5) 计算载荷系数K根据，8级精度，由图查得动载荷系数直齿轮由表查得使用系数由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时 。 由图1查得故载荷系数6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得7） 计算模数5.1.3.按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为（1） 确定公式内的计算数值1) 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2) 由图取弯曲疲劳寿命系数 3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为S=1.4，由式（）得4) 计算载荷系数）查取齿形系数由表查得）查取应力校正系数由表查得）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大（2） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要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（模数与齿数的乘积）有关，可取有弯曲强度算得的模数1.822，并就近圆整为标准值2.0。按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数取31大齿轮齿数取这样，设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.1.4.几何尺寸计算） 计算分度圆直径） 计算齿顶圆直径） 计算齿根圆直径 ） 计算中心距） 计算齿宽取5.2低速级齿轮的设计5.2.1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用8级精度（2）由表选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS。（3）选小齿轮齿数z1=35，i3=2.93 ；大齿轮齿数z2=i3z1=2.93X35=102.55取z2=1035.2.2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（）进行试算，即（3） 确定公式各计算数值6） 试选载荷系数7） 计算小齿轮传递的转矩8） 由表选取齿宽系数9） 由表查得材料的弹性影响系数10） 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（4） 计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=mm = 93.1mm2）计算圆周速度v 3）算齿宽4）齿宽与齿高之比模数 齿高 5）载荷系数K根据，8级精度，由图查得动载荷系数直齿轮由表查得使用系数由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时由图1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5.2.3.按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为（3） 确定公式内的计算数值5) 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6) 由图取弯曲疲劳寿命系数 7) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为S=1.4，由式（）得8) 计算载荷系数）查取齿形系数由表查得）查取应力校正系数由表查得）计算大小齿轮的，并比较大齿轮的数据大（4） 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要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（模数与齿数的乘积）有关，可取有弯曲强度算得的模数2.23，并就近圆整为标准值2.5。按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数取40大齿轮齿数取这样，设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。5.2.4.几何尺寸计算计算分度圆直径计算齿顶圆直径计算齿根圆直径 计算中心距计算齿宽取列表：项目高速齿轮低速齿轮类型主动从动主动从动齿数3112440117齿面宽B（mm）6862105100分度园d（mm）62248100293齿顶圆直径da66252105297.5齿根圆直径df5824495287.5中心距a155196.5模数22.5六轴的设计轴的设计. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=3.29KW =41r/min =767Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =292.5 而 F= F= F=5244.44=1908.82N圆周力F，径向力F的方向如图示:. 初步确定轴的最小直径先按课本公式（15-2）初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本表15-3取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本表14-1,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计课程设计指导书表13.1选取LH4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为600Nm,半联轴器的孔径. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径，半联轴器与L1=84mm。 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承主要受径向力作用,故选用单列深沟球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列深沟球轴承6312型，其尺寸为dDB=60mm130mm31mm,故。左端滚动轴承右侧采用轴肩进行轴向定位.由课程指导书查得6312型轴承定位处轴的直径为mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为100mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=10mm，即。 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8则。已知滚动轴承宽度=31,中间轴大齿轮齿轮轮毂长L=68,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷 首先6312型的深沟球轴承,a=15.5mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 传动轴总体设计结构图: 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径，半联轴器与L1=84mm。 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 初步选择滚动轴承.因轴承主要受径向力作用,故选用单列深沟球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列深沟球轴承6312型，其尺寸为dDB=60mm130mm31mm,故。左端滚动轴承右侧采用轴肩进行轴向定位.由课程指导书查得6312型轴承定位处轴的直径为mm, 取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为100mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高3.5,取.轴环宽度,取b=10mm，即。 轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取. 取齿轮距箱体内壁之距离a=16,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8则。已知滚动轴承宽度=31,中间轴大齿轮齿轮轮毂长L=68,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.5. 求轴上的载荷 首先6312型的深沟球轴承,a=15.5mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. 传动轴总体设计结构图: 从动轴的载荷分析图:6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据课本公式（）及上述数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取.，则有：=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截面右侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=21600抗扭系数 =0.2=0.2=43200截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =767000截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢，调质处理。由课本表15-1查得： 因 经插入后得2.0 =1.31轴性系数为 =0.85则：k=1+=1.82 K=1+（-1）=1.26所以又由教材附图3-1可得材料的敏感系数为，；轴按磨削加工由教材附图3-1可得表面质量系数为轴未经强化处理，即，则综合系数为： K=K=碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=275（2.804.86）20.21S155（1.6217.4820.0517.482）10.62S=1.5 ， 所以它是安全的截面左侧抗弯系数 W=0.1=0.1=27462.5抗扭系数 =0.2=0.2=54925截面左侧的弯矩M为 截面上的扭矩为 =767000截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 =过盈配合处的，由附图3-8用插值法求出，并取=0.8，则有：=3.16，=0.83.16=2.53轴按磨削加工由教材附图3-1可得表面质量系数为则得综合系数为：K=碳钢的特性系数 取0.1 ； 取0.05安全系数S=275（3.253.89）21.75S155（2.621420.05142）8.29S=1.5 所以它是安全的。轴找出输入轴上的功率P、转速n和转矩TP=3.46Kw n=120r/min T=275N.m选取轴的材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取C的值为112由此确定最小轴的直径，d=34.34 ， 选d=40mm轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案 从左到右： （1）、第一段轴用于安装深沟球轴承6308和给套筒的预留间隙6mm,轴承直径为40mm，长度为23mm，所以该段轴颈为40mm，长度为29mm； （2）第二段套一套筒对轴承和小齿轮进行轴向定位，其长度为31mm，； （3）第三段轴安装一级传动齿轮，直径为,50mm，长度为58mm； （4）第四段轴轴肩，直径为66 mm，长度为15 mm； （5）第五段轴安装二级传动齿轮，直径为56mm，长度为100mm ； （6）第六段套装一套筒，直径为44mm，长度为31mm； （7）第七段轴用于安装轴承6308，取直径为40mm，长度为29mm；轴：找出输入轴上的功率P、转速n和转矩T P=3.64Kw n=480r/min T=72.4N.m 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取C的值为112由此确定最小轴的直径，d=21.6mm m , 该段有键槽，计算值加大3%,=22.25mm,可取d=25mm，用于安装大带轮。轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如图 从左到右 （1）第一段轴用于安装带轮（经过受力分析满足要求），外形尺寸为:dL=25400mm，即直径为20mm，长度为38mm； （2）第二段轴肩用于对带轮进行轴向固定，取直径为30mm，并要求能保证轴承端盖的螺钉能顺利安装及拆卸，所以取该段长度为50mm； （3）第三段用于安装深沟球轴承6307和挡油板，深沟球轴承62307的内径为35mm,长度为17mm，则该段直径取为30mm，长度21mm； （4）第四段为轴肩，为深沟球轴承进行轴向定位，直径为44mm，长度为136mm； （5）第五段为小齿轮，齿轮采用齿轮轴的形式，直径为50mm，长度为58mm； （6）第六段为一轴肩，对轴承6307进行轴向定位，直径为44 mm，长度为31mm； (7) 第七段用于安装深沟球轴承6206和挡油板，取内径为35mm,长度29mm。七、滚动轴承的选择和计算由于使用的是直齿齿轮，无轴向力，因此为了简便，选用深沟球轴承。具体直径根据所配合的轴的直径选择恰当的直径系列。 轴承的校核 （1）在I轴上选择的轴承为6307型，所以 取fp=1.1,则 C=25.7KN n=384 rad/min 因为P1P2, 所以 取P2因此所选轴承合适（1） 在II轴上选择的轴承为6308型，所以 取fp=1.1,则 因为P1P2, 所以 取P2C=29.5KN n=110.7因此所选轴承合适（3）在III轴上选择的轴承为6313型，所以 取fp=1.1,则 因为P1P2, 所以 取P2C=25.7KN n= 45r/min 因此所选轴承合适型号配合的轴F(N)P(N)(N)(N)6307轴1811.889333400192006307轴12102.62387.3333400192006208轴239454339.540800240006208轴24916.65408.340800240006312轴32128.72341.681800519006312轴34112.24523.428180051900从上表可以确定轴承在预期寿命里是安全的。八.选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 轴 固定带轮所用键d1=25mm 轴 一级传动大齿轮处轴颈d1=56；二级传动小齿轮处轴颈d22=50mm 轴 d=65mm查教材表6-1取：键宽 b1=8mm h1=7mm =25mm b=16mm h=10mm =90mm b=14mm h=9mm =45mm b=18mm h=11mm =80mm2.校和键联接的强度 查表6-2得 =110MPa 工作长度 25-4=21mm 90-16=74mm 45-14=31mm 80-18=62mm键与轮毂键槽的接触高度K1=0.5h1=3.5； K=0.5 h=5mm；K=0.5 h=5.5mm由式（6-1）得： 所选键都合适。取键标记为：键1：825 A GB/T1096-1979 键21：1690 A GB/T1096-1979 键22：1445 A GB/T1096-1979 键3：1880 A GB/T1096-1979减速器附件的选择和密封类型的选择减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合。1. 机体有足够的刚度在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。2. 考虑机体内零件的润滑、密封及散热因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.4。3. 机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为10，圆角半径为R=4。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计A 视孔盖和窥视孔：在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标应在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。E 启盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚110箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度p25地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M8定位销直径=（0.70.8）12，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4.2261