1、目錄一、前言- 1 -二、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算- 2 -三傳動零件的設計計算- 5 -四、軸的設計計算及校核- 11 -五、箱體的設計及說明- 10 -六、鍵連接的選擇與計算- 22 -七、滾動軸承的選擇及計算- 24 -八、聯軸器的選擇- 25 -九、潤滑與密封的- 26 -十、減速器附件設計 - 27 -十一、設計小結 - 29 -參考資料- 31 -一、前言傳動方案：帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器原始數據:1、運輸帶工作拉力F = 1900 N 2、運輸帶工作速度 v = 1.3 m/s3、卷筒直徑 D= 250 mm工作條件:連續單向運轉，工作時有輕微振動，

2、空載啟動，使用期限為8年，小批量生產，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5%。減速器部分為兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。二、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算電動機的選擇1、選擇電動機類型按工作要求選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機，電壓380V。2、選擇電動機功率

3、（1）傳動裝置的總效率：確定各部分效率：滾動軸承的效率（五對）球軸承=0.99，閉式齒輪傳動效率齒輪=0.97，聯軸器效率聯軸器=0.99，傳動卷筒效率卷筒=0.96，。滾子鏈=0.96總=5球軸承×2齒輪×2聯軸器×卷筒×滾子鏈 =0.995×0.972×0.992×0.96×0.96=0.808（2）所需電動機功率：3、確定電動機轉速計算卷筒的工作轉速：通常，取二級圓柱齒輪減速器傳動比范圍，套筒滾子鏈的傳動比為=15，則總傳動比的范圍為=8200,故電動機轉速的可選范圍為：×（85200）×

4、99.3179519862r/min。符合這一范圍的同步轉速有1000、1500、3000r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案，綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和鏈傳動、減速器的傳動比，可見第3方案比較適合，則選。4、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y112M-4（4級）。其主要性能：額定功率4KW；滿載轉速1440r/min；額定轉矩2.2N·m。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比由選定的電動機滿載轉數nm工作機主動軸轉速，可得傳動裝置總傳動比為：2、分配傳動裝置

5、各級傳動比（1）取套筒滾子鏈傳動的傳動比為2，則減速器的傳動比為(2)兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比=3.186(3）則低速級齒輪傳動比四、計算傳動裝置的運動和動力參數1、0軸（電機軸）2、1軸（高速軸）3、2軸（中間軸）4、3軸（低速軸）5、4軸（小滾輪軸）5、5軸（滾筒軸）1至4軸的輸入功率或輸出轉矩分別為各軸的輸入功率或輸出轉矩乘軸承效率0.99：1軸的輸出功率 1軸的輸出轉矩 2軸的輸出功率 2軸的輸出轉矩 3軸的輸出功率 3軸的輸出轉矩 4軸的輸出功率 4軸的輸出轉矩 5軸的輸出功率 5軸的輸出轉矩 運動和動力參數如下表：軸名功率P/kW轉矩T/（）轉速n/(r/min)傳動比 i

6、效率輸入輸出輸入輸出電動機軸3.0620.314401 0.993.186 0.962.276 0.961 0.99 2 0.960.961軸3.033.0020.0919.8914402軸2.912.8861.4960.88451.983軸2.792.76134.17132.8198.594軸2.732.70139.28129.97198.59滾筒軸2.592.56249.10246.6199.295三、傳動零件的設計計算3.1鏈傳動設計：（1）選擇鏈輪齒數 取小鏈輪齒數，大鏈輪齒數（2）確定計算功率查得,單排鏈：當量動載荷（3）選擇鏈條型號和節距由 可選16A型號的鏈， 節距P=25.4m

7、m（4）計算鏈節數和中心距初選中心距取，則；取鏈節數：；由 所以則鏈傳動的最大中心距為：（5）確定鏈的速度V 以及潤滑方式： 查表得：采用滴油潤滑（6）計算壓軸力：有效圓周力： 鏈輪水平布置 則壓軸力3.2齒輪的結構設計及計算：高速級齒輪傳動的設計計算 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪軸傳動。 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。 材料選擇。由機械設計表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 選小齒輪齒數28，大齒輪齒數，圓整

8、后齒數取。2、按齒面接觸疲勞強度設計（1）按照下式試算：確定有關參數如下：1） 傳動比實際傳動比齒數比：2）轉矩3）試選載荷系數。4）由機械設計表10-7選取齒寬系數。5）由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數。6）由機械設計圖10-30選取區域系數。7）由機械設計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限8）由機械設計圖10-19查得接觸疲勞壽命系數，9）計算接觸疲勞應力取失效概率為1，安全系數S=1，由式10-12得：因此，許用接觸應力10）由機械設計式10-13計算應力循環次數（2）設計計算1）試算小齒輪分度圓直徑。2）計算圓周速度3）計算齒寬b及

9、模數4）計算載荷系數根據，7級精度，由機械設計圖10-8查得動載荷系數=1.12；直齒輪，查表10-3得，；查機械設計表10-2得使用系數=1；由機械設計表10-4用插值法查得：7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，由機械設計圖10-13，以及，查得=1.375；故載荷系數5）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得6）計算模數3、按齒根彎曲強度設計按式（10-5）得彎曲強度的設計公式為： 確定公式內的各計算數值1）由機械設計圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限2）由機械設計圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數，3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲

10、勞安全系數S=1.4，由式10-12得：4）計算載荷系數5）查取齒形系數由機械設計表10-5查得，6） 查取應力校正系數由機械設計表 10-5查得，7）計算小、大齒輪的并加以比較大齒輪的數值較大。 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取m=2.0mm已可滿足彎曲強度。4.計算幾何尺寸（1） 小、大齒輪的分度圓直徑（2） 計算中心距（3）計算齒寬圓整后，小齒輪齒寬，大齒輪齒寬。低速級齒輪傳動的設計計算 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數根據傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。精度等級仍選用7級精度（GB10095-88）。材料選擇。由機械設

11、計表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數30，大齒輪齒數，圓整齒數取69。2、按齒面接觸疲勞強度設計（1）按照下式試算：確定有關參數如下：1）實際傳動比：=69/30=2.3齒數比：=2.32）轉矩。3）試選載荷系數。4）由機械設計P201表10-6查得材料的彈性影響系數。5）由機械設計表10-7選取齒寬系數。6）由圖機械設計10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限7）由機械設計式10-13計算應力循環次數8）由機械設計圖10-19查得接觸疲勞壽

12、命系數，9）計算接觸疲勞應力取失效概率為1，安全系數S=1，由式10-12得：因此，許用接觸應力（2）設計計算1）試算小齒輪分度圓直徑d3t。2）計算圓周速度3）計算齒寬b及模數5）計算載荷系數查機械設計表10-2得載荷系數=1根據v=1.36m/s，7級精度，由圖10-8查得動載荷數=1.10由機械設計表10-4查得的值與直齒輪的相同，故由機械設計表10-13查得=1.35因此，載荷系數6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑7）計算模數3、按齒根彎曲強度設計根據教材P201公式10-5：得彎曲強度的設計公式為確定有關參數和系數根據教材P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大

13、齒輪的彎曲疲勞強度極限。根據教材P206圖10-18取彎曲疲勞壽命系數，。計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.4，根據教材P205公式10-12得計算載荷系數K查取齒形系數根據教材P200表10-5查得；。查取應力校正系數根據教材P200表10-5查得；。計算大、小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大。設計計算對比計算結果，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模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取m=3mm。4.計算幾何尺寸（1） 小、大齒輪的分度圓直徑（2） 計算

14、中心距（3）計算齒寬圓整后，小齒輪齒寬，大齒輪齒寬。四、軸的設計計算高速軸的設計計算1、 按扭矩初算軸徑圖7-1 I軸示意圖選用45鋼調質，硬度217255HBS。根據教材P370（15-2）式，并查表15-3，取。d115 (3.0294/1440)1/3mm=14.7mm輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，根據教材P351表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則按照計算轉矩應小于連軸器公稱轉矩的條件，根據機械設計綜合課程設計P146表6-100，選用LX3型彈性柱銷聯軸器，公稱轉矩為。半聯軸器的軸孔直

15、徑為30mm，故取輸入軸最小直徑為30mm。2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不太大（），選用齒輪軸。半聯軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。選用圓頭（A型）普通平鍵，鍵的尺寸為，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此時選軸的直徑尺寸公差為m6。（2）確定軸各段直徑和長度表7-1 I各軸段直徑名稱依據確定結果（mm）大于軸最小徑17.7mm，電機軸徑38mm，且考慮與聯軸器內孔標準直徑配合，聯軸器選擇LX3型30聯軸器定位35考慮軸承選用代號為6008軸承軸承內經，外徑，寬度40考慮軸承定位46考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不太大（

16、），選用齒輪軸，此時6046（同一軸承）40（3）確定軸各段直徑和長度1軸段安裝聯軸器：半聯軸器寬度，取。2軸段的長度：，其中為聯軸器的內端面至軸承端蓋凸緣厚度，取；為軸承端蓋凸緣厚度，；為軸承蓋的上端面至軸承座孔邊緣的距離，取齒輪距箱體內壁之間的距離，考慮到箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距內壁一段距離s，取，已知軸承寬度，箱座厚度，則。3軸段的長度：應略小于或等于深溝球軸承寬度，。4軸段長度：取軸上兩齒輪間的距離，。5軸段長度：其長度與齒寬相同，。6軸段長度：。7軸段長度：其長度為軸承寬度與擋油環寬度和，。3按彎扭合成應力校核軸的強度求軸上的載荷:1求垂直面的支承反力 2求水平面的支承反

17、力3繪垂直面的彎矩圖4繪水平面的彎矩圖5合成彎矩圖6軸的轉矩 現將計算出的截面C處的、及的值列于下表。載 荷水平面H垂直面V支承反力F彎矩M總彎矩扭矩T圖7-2 I軸的載荷分析圖根據教材P373公式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取。抗彎截面系數 軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得。因此，故軸的強度符合要求。中速軸的設計計算1、 按扭矩初算軸徑圖7-3II軸示意圖選用45鋼調質，硬度217255HBS。根據教材P370（15-2）式，并查表15-3，取d115 (2.49/156.39)1/3mm=28.93mm2、軸的結構設計（1）軸

18、上零件的定位，固定和裝配齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接，大小齒輪安裝軸段直徑相同，查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為36mm，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此時選軸的直徑尺寸公差為m6。（2）確定軸各段直徑和長度表7-2 II各軸段直徑名稱依據確定結果（mm）大于軸最小徑28.93mm，選擇軸承6307，軸承內徑d=35mm，外徑D=80mm，寬度B=21mm35安裝齒輪段41軸肩段，取h=3.5mm4841（同一對軸承）35（3）確定軸各段直徑和長度1軸段的長度：軸承型號為6207，軸承寬度B=17mm，為齒輪端面

19、與箱體內壁的距離，為軸承內端面與箱體內壁之間的距離。2軸段的長度：，齒寬。3軸段的長度：=10mm，為兩齒輪間距。4軸段長度：，齒寬=90mm。5軸段長度：軸承寬度B=21mm，為I軸軸段4的長度122mm，為II軸上兩齒輪間的距離。1求垂直面的支承反力 2求水平面的支承反力3繪垂直面的彎矩圖4繪水平面的彎矩圖5合成彎矩圖6軸的轉矩 現將計算出的截面C處的、及的值列于下表。載 荷水平面H垂直面V支承反力F彎矩M總彎矩扭矩T根據教材P373公式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取。抗彎截面系數軸的計算應力所以軸的強度符合要求。低速軸的設計計算1、 按扭矩初算

20、軸徑圖7-5 III軸示意圖選用45鋼調質，硬度217255HBS。根據教材P370（15-2）式，并查表15-3，取d115 (2.79/198.59)1/3=26.54輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩，根據教材P351表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則按照計算轉矩應小于連軸器公稱轉矩的條件，根據機械設計綜合課程設計P146表6-100，選用LX3型彈性柱銷聯軸器，公稱轉矩為。半聯軸器的軸孔直徑為，故取輸入軸最小直徑為。2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配齒輪、半聯軸器與軸的周向定位

21、均采用平鍵連接。齒輪與軸的連接，查得平鍵截面，鍵槽用銑刀加工，長為，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此時選軸的直徑尺寸公差為m6。（2）確定軸各段直徑和長度表7-3 III各軸段直徑名稱依據確定結果（mm）大于軸最小徑42.23mm，考慮與聯軸器內孔標準直徑配合，聯軸器選擇LX3型，取45聯軸器定位53考慮軸承選用代號為6011軸承軸承內經，外徑，寬度55考慮軸承定位61，取，71考慮到齒輪的軸向定位采用套筒，取57（同一軸承）55（3）確定軸各段直徑和長度1

22、軸段安裝聯軸器：半聯軸器寬度L=112mm，取。2軸段的長度：，其中為聯軸器的內端面至軸承端蓋凸緣厚度，取；為軸承端蓋凸緣厚度，；為軸承蓋的上端面至軸承座孔邊緣的距離，取齒輪距箱體內壁之間的距離，考慮到箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距內壁一段距離s，取s=8mm，已知軸承寬度B=15mm，箱座厚度，則。3軸段的長度：應略小于或等于深溝球軸承寬度， =28mm。4軸段長度：5軸段長度：該軸段為齒輪定位軸環，其長度為，取。6軸段長度：該軸段為安裝齒輪軸段，其長度略小于齒輪寬度，。7軸段長度：該軸段為齒輪安裝段并加套筒來保證齒輪和軸承的軸向定位，。3按彎扭合成應力校核軸的強度求軸上的載荷:1求垂

23、直面的支承反力 2求水平面的支承反力3繪垂直面的彎矩圖4繪水平面的彎矩圖5合成彎矩圖6軸的轉矩 現將計算出的截面C處的、及的值列于下表。載 荷水平面H垂直面V支承反力F彎矩M總彎矩扭矩T圖7-6 III軸的載荷分析圖根據教材P373公式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取。抗彎截面系數軸的計算應力所以軸的強度符合要求。五、箱體的設計及說明5.1減速器結構減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結構尺寸見裝配圖及零件圖。一般使用情況下，為制造和加工方便，采用鑄造箱體，材料為鑄鐵。箱體結構采用剖分式，剖分面選擇在軸線所在的水平面上。為了保證箱體軸承座處有足夠的

24、壁厚，在外壁軸承蓋的附近加支撐肋。為了提高箱體軸承座孔處的連接剛度，座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近，（但不要與端蓋螺釘孔及箱內導油溝發生干涉），為此，軸承座孔附近做出凸臺，使凸臺高度有足夠的扳手空間。現將箱體結構的基本尺寸列于下表：（見參考文獻機械設計手冊P46表2-9）表12-1 箱體結構尺寸名稱符號推薦尺寸選取值箱座壁厚0.025a+388箱蓋壁厚0.002a+288箱座凸緣厚度12箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺栓直徑M20地腳螺栓數目4軸承旁聯接螺栓直徑M12箱蓋與箱座連接螺栓直徑通孔直徑M12連接螺栓的間距120軸承端蓋螺釘直徑M10窺視孔蓋螺釘直徑M8定位銷直徑8軸承旁凸臺半

25、徑16凸臺高度根據位置及軸座外徑確定，以便于扳手操作為準46外箱壁至軸承座端面距離40大齒輪頂圓與內壁距離10齒輪端面與內壁距離8箱蓋、箱座肋厚、軸承端蓋外徑軸承端蓋凸緣厚度t11軸承旁連接螺栓距離S5.2注意事項（1）裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體內壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料；（2）齒輪嚙合側隙用鉛絲檢驗，高速級側隙應不小于0.211mm，低速級側隙也不應小于0.211mm；（3）齒輪的齒側間隙最小=0.09mm，齒面接觸斑點高度>45%，長度>60%；（4）深溝球軸承6205、6207、6208的軸向游隙均為0.100.15mm；用潤滑油潤滑；（5）箱蓋與接觸面之間禁止用

26、任何墊片，允許涂密封膠和水玻璃，各密封處不允許漏油；（6）減速器裝置內裝CKC150工業用油至規定的油面高度范圍；（7）減速器外表面涂灰色油漆；（8）按減速器的實驗規程進行試驗。六、鍵聯接的選擇及計算6.1輸入軸與聯軸器連接采用平鍵連接一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪在兩支撐點中間，故選用圓頭（A型）普通平鍵。鍵的尺寸為鍵的工作長度，則鍵的擠壓應力傳遞扭矩（）鍵與輪轂鍵槽的接觸高度，鍵的工作長度（mm）軸的直徑（mm）所以鍵符合強度要求。6.2傳動軸與齒輪2、3連接用平鍵連接因為大齒輪和小齒輪軸段的軸徑相同，所以只需校核工作長度較短的鍵。工作長度較短的鍵的尺寸為鍵

27、的工作長度，則鍵的擠壓應力所以鍵符合強度要求。6.3輸出軸與聯軸器連接采用平鍵連接鍵的尺寸為鍵的工作長度，則鍵的擠壓應力所以鍵符合強度要求。6.4輸出軸與齒輪連接采用平鍵連接鍵的尺寸為鍵的工作長度，則鍵的擠壓應力所以鍵符合強度要求。七、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命：8×365×8=23360小時。7.1計算高速軸軸承軸承型號6205，基本額定動載荷，轉速，軸承組中較大載荷載荷系數取1.2；溫度系數取1；對于球軸承，壽命系數，則軸承壽命所以，所選軸承符合強度要求。7.2計算傳動軸軸承軸承型號6207，基本額定動載荷，轉速，軸承組中較大載荷載荷系數取1.2

28、；溫度系數取1；對于球軸承，壽命系數，則軸承壽命所以，所選軸承符合強度要求。7.3計算傳動軸軸承軸承型號6008，基本額定動載荷，轉速，軸承組中較大載荷載荷系數取1.2；溫度系數取1；對于球軸承，壽命系數，則軸承壽命所以，所選軸承符合強度要求。八、聯軸器的選擇及計算8.1聯軸器選擇的步驟：1、 類型選擇：彈性柱銷聯軸器由于工作載荷有輕微沖擊，這種聯軸器工作時轉矩是通過主動軸上的鍵、半聯軸器、彈性注銷、另一半聯軸器及鍵而傳到從動軸上去的，傳遞轉矩的能力很大，結構簡單，安裝、制造方便，耐久性好，彈性注銷有一定的緩沖和吸振能力，允許被連接兩軸有一定的軸向位移以及少量的徑向位移和角位移，故選擇彈性柱銷

29、聯軸器。2、 載荷計算3、 型號選擇（1）連接輸入軸和電機軸的聯軸器選用型號TL3，公稱轉矩為，半聯軸器的軸孔直徑為30mm，電機軸直徑為38mm。（2）連接輸出軸和滾筒軸的聯軸器選用型號TL6，公稱轉矩為，半聯軸器的軸孔直徑為45mm。九、減速器的潤滑與密封1、齒輪的潤滑由于減速器內的大齒輪傳動的圓周速度：d2為齒輪2分度圓直徑，d2=154mm，n2為齒輪2的轉速,n2=451.98r/min。采用潤滑油池潤滑，飛濺出的潤滑油可潤滑其他齒輪。2、滾動軸承的潤滑因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V1.52m/s所以采用飛濺潤滑。箱蓋凸緣面在箱蓋接合面與內壁相接的邊緣處制出倒棱，以便于潤滑

30、油流入油溝潤滑軸承。也可達到散熱降溫的功能。3、密封（1）高速軸軸頸的圓周速度為：，（見參考文獻設計手冊P54），故高速軸軸頸采用圓形間隙油溝式密封。（2）低速軸軸頸的圓周速度為：，（見參考文獻設計手冊P54），故低速軸軸頸采用圓形間隙油溝式密封。軸承蓋上均裝墊片密封。十、減速器附件設計（1）窺視孔及其視孔蓋 為了檢查傳動零件的嚙合情況、接觸斑點、側隙，并向箱體內注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置窺視孔。窺視孔設在上箱頂蓋能夠直接觀察到齒輪嚙合部位的地方。平時，窺視孔的視孔蓋用螺釘固定在箱座上。窺視孔為長方形，其大小應適當（以手能伸入箱內為宜），以便檢查齒輪嚙合情況。（2）通氣器 減速器工作時

31、，箱體內溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內受熱膨脹的空氣能自由排除，以保持箱體內外壓力平衡，不致使潤滑油沿分箱面或軸伸密封件等縫隙滲漏，在箱體頂部裝設通氣器。（3）軸承蓋由于采用的是圓柱直齒輪傳動，所以傳動軸并不承受軸向載荷，進而將軸承選用的是深溝球軸承6025，所以在軸承的端面也不會承受軸向力。在嵌入式和凸緣式的軸承端蓋，選擇了嵌入式的端蓋。該端蓋的外緣爪內采用的是O型橡膠密封圈，來保證端蓋的密封性能。（4）定位銷 為了精確地加工軸承座孔，同時為了在每次拆裝箱蓋時仍保持軸承座孔制造加工時的位置精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的連接凸緣上配裝定位銷。圖中采用的是兩個定位圓錐銷，安置在箱