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机械设计课程设计说明书带式输送机传动装置院 系： 工学院机械系 专 业： 机械工程及自动化 年 级： 2011级 学生姓名： 施绍毅 学 号： 201101030135 指导教师： 俞利宾 2014年2月摘要带式输送机是当今社会在机械行业中广泛应用的传动装置之一，学习了机械设计这门课程我们掌握和了解了许多有关机械的知识；比如：转动装置有哪些，齿轮传动、蜗轮蜗杆传动、链条传动、带传动等，还有螺纹的类型，它们有哪些特性和作用，在那些场合使用比较好。轴的设计和分析计算在机械行业中是十分重要和普遍的，还有联轴器的选择和使用，此外还有键的用途和设计。键槽通常在齿轮和轴的接触面使用，用来传递转矩。轴承的使用一般是和齿轮配合起来用的，轴承有多种型号，要会选择使用。一个机器要正常的工作是离不开润滑和良好的密封。所以在设计中我们必须用心选择润滑剂这样才能是机械设备良好的工作。这次课程设计我们都会用到上述这些，我可以增强实际动手能力和大概的了解机械设计的一般步骤。并且本次设计首先对带式运输机的概述.接着分析了带式运输机的主要参数及选型需要,然后进行各主要零件的设计技计算.本次设计带式运输机设计的一般过程对今后的设计有一定的参考价值.一 设计题目：带式输送机传动装置1、 电动机、2、运输带3、二级圆柱齿轮减速器、5.联轴器6.卷筒图-11、原始数据：数据编号22运送带工作拉力F/kN2.2运输带工作速度v/(m/s)1.1卷筒直径D/mm2402、工作条件（1）、两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35，每年350个工作日；（2）、使用折旧期8年；（3）、检修间隔期：四年一大修，两年一中修，半年一次小修；（4）、动力来源的：电力，三相交流，电压380V/220V；（5）、运输速度允许误差为；（6）、一般机械厂制造，小批量生产；3、课程设计内容（1）、装配图一张（A3）；（2）、零件工作图两张（A3）输出轴及输出齿轮；（3）、设计说明书一份。二. 电动机设计步骤1.传动装置总体设计方案本组设计数据：运送带工作拉力F/kN 2.2运输带工作速度v/(m/s) 1.1 , 卷筒直径D/mm 240。1.外传动机构为联轴器传动。2.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。3.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2.计算电机的功率p：查机械设计手册第三页表1-7可得：带传动效率每对轴承传动效率圆柱齿轮的传动效率联轴器的传动效率卷筒的传动效率=0.96 =0.99=0.98（7级精度一般齿轮传动）=0.993 =0.96传动装置的总效率：=0.86由已知条件可以算出带传输所需的功率p：p=2.21.1=2.42kw所以电机的功率为2.420.86=2.81kw3.求电机的转速n：械设计手册可以查表得公式：已知：卷筒直径d=240mm、带工作速度=1.1m/s87.6r/min（这是工作机的转速）电动机的转速：i = 10-40 ，所以n=8763504r/min电机所需功率2.81kw由课程设计查表可得12-1Y系列（IP44）电动机的技术数据的电机为：Y100L2-4、额定功率p=3kw、满载转速n2=1430r/min4.传动比的分配：i=，其中n1是工作机的转速87.6r/min、n2是电机的额定转速1430r/min.然后分配传动装置各级传动比：i=i带i齿1i齿2，分配原则：i带=1、i齿=3-5减速器总的传动比是：16.32靠近电机的是高速级齿轮，靠近输出端的是低速级齿轮，所以，二级减速器的高速级齿轮传动比是：i齿1=4.61低速级齿轮传动比：i齿2=16.32/4.61=3.54三、运动参数和动力参数计算1.各轴的转速：n2=1430r/min轴1的转速：na1=n2/i带=14301=1430r/min轴2的转速：na2=n2/i齿1=14304.61=310.19r/min轴3的转速:na3=n2/i齿2=310.193.54=87.6r/min2.各级的输入功率：电机额定功率p=3kwPa1=p1=30.96=2.88kwPa2=2.880.960.99=2.74kwPa3=2.740.960.99=2.61kw3.各轴的输入转矩;电机的输入转矩 T=9.55P/1430=20.03N.mTa1=9.552.88/1430=19.23N.mTa2=9.552.74/310.19=84.36N.mTa3=9.552.61/87.6=284.53N.m下面是装置的运动参数和动力参数: 项目轴号功率转速转矩10传动比电机轴 3143020.0311轴 2.88143019.234.612轴2.74310.1984.363.543轴2.6187.6284.36四V带的设计和带轮的设计计算、已知电机的功率是P1=3kw，电机的转速也就是小带轮的转速是1430r/min，年工作日。1. 确定计算功率：由课本156页表8-8可查得，工作情况系数KA=1.3;所以Pc=KA.P1=1.33=3.9KW.2. 确定V带的型号:(1).根据Pc和小带轮转速1430r/min可以选用A型，所以取d1=100mm，查课本157页图8-11得。(2).验算带速v=d1n1601000=7.48m/s因为5m/sV30m/s,故带速是合理的.(3).计算大带轮的基准直径：d2=n1d1（1-）/n2=100mm.查表可得8-9.3.确定V带的中心距和基准长度Ld：A初定中心距a0:0.7（d1+d2）a02（d1+d2）,故a0=140-400取a0=270mm。B计算基准长度:Ld0=2a0+2d1d2d2-d14a0=854，查表课本表145页8-2可得。Ld=890mmC,实际中心距a=a0+LdLd02=27089085422884.小带轮上的包角：1=180-0=1801205.计算带的根数:d1=100mm, n1=1430r/min查表152页8-4，p0=1.32kw；查表8-5可得P0=0.00；查表8-6，K=1；查表8-2，Kl=0.87Pr=1.32+010.87=1.15kw；则z=pcpr=3.91.15=3.39，所以取4根。6.v带的初拉力F0：V带的质量是0.105kg。F0=5002.5-1pckzvqv=103.63N7.计算压轴力Fp=2zF0sin12=24103.631=829.04N.故V带的型号是A型4根，带的基准长度890mm，带轮基准直径d1和d2都是100mm，中心距控制在274.5314.7之间。初拉力F0=103.3N。五齿轮的设计和计算靠近电机的齿轮我们一般设计为高速齿轮，因为电机的转速较高。远离电机靠近输出端的齿轮设计为低速齿。 已知输入功率为3kw，小齿轮转速为1430r/min，齿数比=4.61，工作寿命8年。(一).高速级齿轮的计算设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）按图-1所示的传动简图可以选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角为20。（2）带式输送机为一般工作机器，参考课本205页表10-6，齿轮精度等级选用7级。（3）材料选择，查课本191页表10-1，选择小齿轮材料为40cr（正火），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料选择45钢（正火），齿面硬度为240HBS。（4）由于齿轮是在闭式中作业，选小齿轮齿数为Z1=25，则大齿轮的齿数为Z2=z1=254.61=115.25，取大齿轮z2=116（5）斜齿轮有螺旋角一般在8-20，这里取=152.按齿面接触疲劳强度设计(1)小齿轮分度圆的直径的d1确定公式中的各参数。a 试选载荷系数Kt=1.3b 查课本203页图10-20可得区域系数ZH=2.445c 计算接触疲劳强度用重合度系数Z由图10-23可得螺旋角系数d T1=e 查表10-7选齿轮系数=1f 查表10-5差得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPg 计算接触疲劳许用应力由图课本212页10-25查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限计算应力循环次数N：N1=60n1jL=601430128300156.17710N2=N1/=6.177104.64=1.3310,查图10-23取接触疲劳强度KhN1=0.90，KhN1=0.95，安全系数S=1所以：H1=0.9600/1=540Mp，H2=0.95550/1=523Mp取较小的为接触疲劳许用应力=523Mpd1=18.95mm（2）.调整小齿轮的分度圆直径a.圆周速度V=d1tn1/601000=3.1418.951430/60000=1.41m/s齿宽b=.d1t=118.95mmb.计算实际载荷系数K。查表10-2得KA=1.1 根据v=1.41m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1c.齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=220.0310000/18.95=2.1139,KAFt1/b=1227N/m100N/m,所以查课本表10-2，KH=1.2，表10-4，KH=1.417 。所以载荷系数K=KA.KV.K,K=1.111.21.417=1.87实际分度圆直径d1=18.95=2=32.566mm3.计算齿轮的模数m按齿根弯曲疲劳强度设计：m，a 载荷系数Kft=1.3b 重合度系数Y=arctantancost=arctan（tan14cos20.646）=14.0764.几何尺寸的计算a.计算中心距aa=19+84/2cos15=106.635mm取中心距a=106mmb.修正螺旋角计算小大轮的分度圆直径: d1= 取d1=41mm 取d2=174mm齿根圆直径：dc.计算齿轮的宽度b=考虑不可避免安装误差，一般将小齿轮加宽（5-10）mm，所以取b2=41，b1=465圆整中心距后的强度校核计算出：KH=2.23、T1=20.03、 d1=40.23mm =4.61 、ZH=2.45.、ZE=189.8Mp Z=0.41 Z=0.99 所以代入下式：强度校核合理。轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径43mm 轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 轮缘厚度 板厚度 腹板中心孔直径 腹板孔直径齿轮倒角 取六. 低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（正火），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数z3=25，则大齿轮齿数 取z4=88(2). 按齿轮面接触强度设计 1. 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 2. 按齿面接触疲劳强度设计，即 1.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数。2.计算小齿轮传递的转矩 3.按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计选取齿宽系数。4.由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。5.由机械设计图10-21d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.计算应力循环次数 7.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数；。8.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=1 许用应力取较小值2.设计计算1. 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。2.计算圆周速度。 l 计算齿宽bl 计算齿宽与齿高之比b/h m=h=m2.25=2.373.计算载荷系数 查表10-2得使用系数=1.0;根据、由图10-8得动载系数 直齿轮；由表10-2查的使用系数查表10-4用插值法得7级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置由b/h=11.1 由图10-13得故载荷系数 K=11.1511.4231.35 =2.21 4.校正分度圆直径 由机械设计，5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数 2.按齿根弯曲强度设计，公式为 1.确定公式内的各参数值1.由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2.由机械设计图10-18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 S=1.4，应力修正系数,得 4.计算载荷系数K5.查取齿形系数、和应力修正系数、由机械设计表查得；6.计算大、小齿轮的并加以比较； 大齿轮大7.设计计算=对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.45并就进圆整为标准值m=2mm 接触强度算得的分度圆直径=63.41mm，算出小齿轮齿数Z3=大齿轮 取这样设计出的齿轮传动，即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。2.集合尺寸设计1.计算分圆周直径、 齿根圆直径：2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 取，。3.轮的结构设计 大齿轮采用实心打孔式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径48mm 轮毂长度 与齿宽相等轮毂长度 与齿宽相等 轮毂直径 取轮缘厚度 腹板厚度 腹板中心孔直径 腹板孔直径齿轮倒角 取齿轮工作图如下图所示七轴的设计和计算根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按扭转强度法进行最小直径估算，即：d。初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%到7%，两个键槽时，d增大10%到15%。A0值由所引用教材确定：高速轴A01=124，中间轴A02=120，低速轴A03=110。高速轴：d=31.23mm,因高速轴最小直径处安装大带轮，设有一个键槽，则：d1min=d1min(1+5%)=32.41mm，取为整数d1min=32mm.中间轴：d=34.3mm.因中间轴最小直径处安装滚动轴承，取为标36mm低速轴：d2min. =37.56；因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽，则：d3min=d3min(1+7%)=40.19mm。参考联轴器的选择，取为联轴器的孔径。d3min=41mm. 根据轴上零件的结构，定位，装配关系，轴向宽度及零件间的相对位置等要求，初步设计减速器装配草图。1.高速轴的结构设计（1）各轴直径的确定d1:最小直径，安装大带轮的外伸轴段，d1=d1min = 32mmd2:密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，定位高度。以及密封圈的标准，d12=34mm.d3:滚动轴承处轴段，d3=35mm.滚动轴承选取30207。其尺寸为d4:过渡轴段，由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s。滚动轴承采用脂润滑。考虑挡油盘的轴向定位。d4=40mm. 齿轮处轴段：由于小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构。所以和齿轮材料和热处理方式一样，均为45钢，调质处理。d=43mmd5:滚动轴承处轴段，d5=d3=35mm.(2) 各轴段长度的确定L1:由大带轮的毂孔宽度B=30mm确定，L1=36mm.L2:由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定。L2=82mm.L3:由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定L3=42mm.L4: 由装配关系，箱体结构等确定，L14=140mmL5:由高速级小齿轮宽度B1=60mm确定，L5=60mm高速级小齿轮处的轴的长度为L6=35mm高速轴示意图如下：2.中间轴的结构设计（1）各轴直径的确定 d1最小直径，滚动轴承处轴段。d21=d2min=34 滚动轴承选取30207。其尺寸为 d2:低速级小齿轮轴段，d2=66m.d3:套筒齿轮的轴向定位要求，d3=55mmd：安装大齿轮需要的轴肩其直径为64mmd高速级大齿轮轴段，d5=50mmd6滚动轴承处轴段，d6=d1=34mm(2) 各轴长度的确定L1：由滚动轴承，挡油盘及装配关系确定，L1=50mmL2: 由高级齿轮的毂孔宽度B3=41mm,L=43mmL3: 轴环宽度，L3=10mm.L由箱体和安装尺寸可确定为L=40mmL5 由低级小齿轮毂孔宽度B2=67mm，确定L=70mmL6 由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，L6=45mm(3) 细部结构设计 由表查出高速级大齿轮b*h-L=18mm*11m-70mm(t=7mm,r=0.3mm。低速级小齿轮处键b*h-L=18mm*11mm-110mm(t=7mm,r=0.3mm).齿轮轮毂与轴的配合；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为，各轴肩处的过渡圆角半角为，各倒角为C2。中间轴结构示意图3.低速轴的结构设计（1）各轴段直径的确定 d1:滚动轴承处轴段，d1=41mm,滚动轴承选取32008，其尺寸 d2:低速级大齿轮轴段，d2=95mm. d3:低速级大齿轮的轴肩轴向定位要求，d3=120mm. d4:过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，d4=90mm. d5:滚动轴承处轴段，d5=d1=41mm. d6:密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准，d6=39mm.d7:最小直径，安装联轴器的外伸轴段，d7=dmin=38mm.(2) 各轴段长度确定L1:由滚动轴承，挡油盘及装配关系确定，L1=60mm.L2:由低速级大齿轮的毂孔宽B4=67mm确定，L2=80mm.L3:轴环宽度。L3=10mmL4:由装配关系，箱体结构等确定L4=80mmL5:由滚动轴承，挡油盘及装配关系等确定，L5=40mm.L6:由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，L6=70mm.L7:由联轴器的毂孔宽L1=95mm确定，L7=102mm.低速轴结构示意图如下：5.轴的校核计算首先进行齿轮的受力分析齿轮1：齿轮2； 齿轮3：齿轮4:（1）. 高速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度=735Mpa.计算齿轮上受力（受力如图所示）高速轴的受力分析简图：计算弯矩水平面内的弯矩：M垂直面内的弯矩：M所以M=取=0.6， 计算轴上最大应力值：，所以536MPa故高速轴安全，合格。弯扭矩图如下： （2).中速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度=735Mpa.计算齿轮上受力（受力如图所示）计算支承反力： 在水平面上 FAX=Fay=Fa2=2700N,Fbx=Ft2+Ft3-Fax=23820N在垂直面上：所以;Fbz=F2+Fr3-Faz=8973.97N总支承反力：FA=FB=计算弯矩在水平面上：在垂直面上：所以： 计算转矩并作转矩图T2=84.23N.M作受力、弯距和扭距图（3）.低速轴的强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度=735Mpa计算齿轮上受力（受力如图所示） （3）.计算弯矩垂直面内的弯矩：水平面内的弯矩：所以：取=0.6， 计算轴上最大应力值：365MPa故低速轴安全，合格。T3=284.53N.m弯矩图如下：八滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列圆锥滚子轴承高速轴选用30207两个，中间轴轴30207两个，低速轴轴选用30208两个 (GB/T297-1994) 寿命计算：高速轴：（1）.查机械设计课程设计表8-159，得圆锥滚子轴承30207 （2.）查机械设计得 X=1, Y=0（3）.计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷 在水平面内轴承所受得载荷 所以轴承所受得总载荷Fr=由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：P=（4）.已知预期得寿命 8年，两班制基本额定动载荷C=所以轴承30207安全，合格低速轴：（1）.查机械设计课程设计表8-159，得圆锥滚子轴承30208 2.查机械设计得 X=1, Y=03.计算轴承反力及当量动载荷：在水平面内轴承所受得载荷 在水平面内轴承所受得载荷 Frv=所以轴承所受得总载荷Fr由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷：P=4.已知预期得寿命8年，两班制基本额定动载荷C=所以：45.34KN故轴承30208安全，合格。中间轴上轴承得校核，具体方法同上，由于中间轴上有两个齿轮所以校核较复杂，步骤和上述完全一致，校核结果轴承30207安全，合格。九.键联接选择及校核1.键类型的选择选择45号钢调质，其许用挤压应力=150高速轴：左端连接v带的大带轮，键槽部分的轴径为32mm，轴段长36mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=6mm,h=5mm,L=25mm中间轴：轴段长为43mm，轴径为50mm，所以选择平头普通平键（A型）键b=10mm,h=6mm,L=35mm另一个齿轮是直接加工在轴上面的，故用不到键槽。低速轴：轴段长为80mm，轴径为95mm，所以选择圆头普通平键（A型）键b=18mm,h=10mm,L=60mm右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为38mm，轴段长102mm，所以选择单圆头普通平键(A型)键b=16mm,h=8mm,L=80mm2.键类型的校核高速轴：T1=19.23N.M 则强度足够， 合格中间轴：T2=84.36N.m ， 则强度足够， 合格低速轴：T3=284.54N.m ，则强度足够，合格。十.联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用凸缘联轴器1.减速器出口端 选用TX3型（GB/T 5014-2003）凸缘轴器，采用Z型轴孔，A型键，轴孔直径d=2245mm,选d=40mm,轴孔长度为L=45mm2.减速器的进口端我们采用的的v带和输入轴（高速轴）连接起来，没用联轴器。减速器的附件设计和选择箱体设计名称符号参数设计原则箱体壁厚120.025a+3 8箱盖壁厚80.02a+3 8凸缘厚度箱座b181.5箱盖b1121.51底座b2302.5箱座肋厚m100.85地脚螺钉型号dfM160.036a+12数目n4轴承旁联接螺栓直径d1M120.75 df箱座、箱盖联接螺栓直径尺寸d2M10（0.5-0.6）df连接螺栓的间距l180150200轴承盖螺钉直径d38（0.4-0.5）df观察孔盖螺钉d47（0.3-0.4）df定位销直径d10（0.7-0.8）d2d1,d2至外箱壁距离C124C1C1mind2至凸缘边缘距离C218C2C2mindf至外箱壁距离C328df至凸缘边缘距离C424箱体外壁至轴承盖座端面的距离l152C1+ C2+(510)轴承端盖外径D2101 101 106轴承旁连接螺栓距离S115 1 40 139注释：a取低速级中心距，a160mm2.附件为了保证减速器的正常工作，除了对齿轮、轴、轴承组合和箱体的结构设计给予足够的重视外，还应考虑到为减速器润滑油池注油、排油、检查油面高度、加工及拆装检修时箱盖与箱座的精确定位、吊装等辅助零件和部件的合理选择和设计。 名称规格或参数作用窥视孔视孔盖130100为检查传动零件的啮合情况，并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔。图中检查孔设在上箱盖顶部能直接观察到齿轮啮合部位处。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。材料为Q235通气器通气螺塞M101减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙渗漏，通常在箱体顶部装设通气器。材料为Q235轴承盖凸缘式轴承盖六角螺栓（M8）固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。轴承盖有凸缘式和嵌入式两种。图中采用的是凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中装有密封装置。材料为HT200定位销M938为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造加工时的精度，应在精加工轴承孔前，在箱盖与箱座的联接凸缘上配装定位销。中采用的两个定位圆锥销，安置在箱体纵向两侧联接凸缘上，对称箱体应呈对称布置，以免错装。材料为45号钢油面指示器油标尺M16检查减速器内油池油面的高度，经常保持油池内有适量的油，一般在箱体便于