PAGEPAGE38目錄目錄 1一、課程設計任務書 3題目D：設計熱處理車間的鏈板式運輸機傳動裝置 31.設計要求 32.設計內容及完成的工作量 4二、傳動方案的確定 5三、電機的選擇 61、選擇電機類型和結構型式 62、選擇電動機的容量 63、確定電動機轉速 6四、確定傳動裝置的有關的參數 81、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 82、計算傳動裝置的運動和動力參數 8五、齒輪傳動的設計 11（一）高速級齒輪設計 11（二）、低速級齒輪設計 15六、軸的設計計算 20（一）輸入軸的設計計算 20（二）中間軸的設計計算 23（三）輸出軸的設計計算 26七、滾動軸承的選擇及校核計算 291.滾動軸承的類型 292.滾動軸承的型號 293.對軸承進行壽命校核 30八、鍵的校核計算 311．輸入軸與聯軸器連接鍵的校核計算 312．傳動軸與聯軸器連接鍵的校核計算 323．輸出軸鍵的校核計算 32九、聯軸器的選擇及校核計算 331.輸入軸處聯軸器的選擇 332.輸出軸處聯軸器的選擇 33十、減速箱的附件選擇 341.檢查孔和視孔蓋 342．放油螺塞 343.油標 344．通氣器 355．起吊裝置 356．定位銷 35十一、潤滑及密封 351、傳動件的潤滑 352、滾動軸承潤滑 363、密封 36十二、心得體會 37十三、參考資料目錄 38一、課程設計任務書題目D：設計熱處理車間的鏈板式運輸機傳動裝置1.設計要求鏈板式運輸機由電機驅動。電機轉動，經傳動裝置帶動鏈板式運輸機的驅動鏈輪轉動，拖動輸送鏈移動，運送熱處理零件。該機也可用于加工線或裝配線上運送零件。整機結構要求，電機軸與運輸機的驅動鏈輪主軸垂直布置，使用壽命為10年，每日兩班制工作，連續運轉，單向轉動，載荷平穩。允許輸送鏈速度偏差為5%。工作機效率為0.95，按小批生產規模設計，要求結構緊湊。1-電機2-傳動裝置3-驅動鏈輪4-輸送鏈鏈板式運輸機的傳動示意圖題號D-1D-2D-3D-4D-5D-6D-7D-8輸送鏈拉力F(N)25002400230022002100200019001800輸送鏈速度V(m/s)1.21.251.31.351.41.451.51.55驅動鏈輪直徑D(mm)2002102202302402502602702.設計內容及完成的工作量1）設計傳動方案；2）設計減速器部件裝配圖；3）繪制軸、齒輪和箱體零件圖各一張；4）編寫設計計算說明書一份（約7000字）。二、傳動方案的確定為了滿足鏈板式運輸機的工作要求，圖2-1提供了三種傳動方案。其中：方案（a）采用二級圓錐—直齒圓柱齒輪減速器，能夠實現較大傳動比的傳動，使用和維護方便，但結構尺寸現對較大；方案(b)采用渦輪蝸桿減速器，結構緊湊，但傳動效率低；方案（c）采用一級圓錐齒輪減速器，但不能實現較大傳動比的傳動，否則錐齒輪的尺寸將會加大，成本增加。從上述分析可見，雖然這三種傳動方案都能滿足鏈板式運輸機的功能要求，但是結構、性能和經濟性都不同，根據工作要求選擇方案（a）較好。（a）（b）（c）三、電機的選擇1、選擇電機類型和結構型式電動機分交流和直流電機兩種。由于直流電機需要直流電源，結構較復雜，價格較高維護不方便，因此用交流電動機，一般用三相交流電源。交流電機有異步和同步電機兩類。異步電機有籠型和繞線型，其中一普通籠型異步電機應用最多。其機構簡單、工作可靠、價格便宜、維護方便。根據工作要求和條件，選擇用三籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型。2、選擇電動機的容量電動機所需工作功率：=KW 式中KW；、、、、分別為聯軸器、滾動軸承效率（一對）、閉式齒輪傳動效率和工作機的傳動效率。取凸緣聯軸器效率，閉式齒輪傳動效率，滾動軸承效率（一對），工作機的傳動效率。則：所以因為載荷平穩，所以電動機額定功率略大于即可，選電機額定功率為4KW。3、確定電動機轉速驅動鏈輪的工作轉速為二級圓錐—直齒圓柱齒輪減速器傳動比為8～15，故電機轉速的可選范圍為：（8～15）（881.92～1653.6）符合這一范圍的同步轉速有1000r/min和1500r/min。根據容量和轉速，由有關手冊及上網查出有兩種適用的電機型號，因此有兩種傳動方案，如下表3-1：方案電動機型號額定功率(kw)電動機滿載轉速（r/min）電動機總質量(N)參考價格(元)傳動比1Y112M—441440499181.52Y132M—64960751433（表3-1）綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，結合題目要求結構緊湊，可見第2方案比較合適。因此選定電機型號為Y132M-6。經查有關資料電機主要外形和安裝尺寸列于下表3-2：（表3-2）KW四、確定傳動裝置的有關的參數1、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比的計算。由選定電動機滿載轉速和工作主動軸轉速,可得傳動裝置總傳比式中：=960r/min，=110.24r/min。(2)分配傳動裝置傳動比式中為減速器的傳動比。為錐齒輪傳動比，為直齒圓柱齒輪傳動比。由二級圓柱齒輪減速器傳動比分配，圖（b）=2.5，所以2、計算傳動裝置的運動和動力參數（a）圖（b）(1)各軸的轉速Ⅰ軸r/minⅡ軸r/minⅢ軸r/min鏈輪軸r/min式中：——分別為Ⅰ.Ⅱ.Ⅲ軸的轉速；———電機滿載轉速。(2)各軸輸入功率Ⅰ軸KWⅡ軸KWⅢ軸KW鏈輪軸KW式中：Pd——電動機的輸出功率，kw——Ⅰ，Ⅱ,Ⅲ軸的輸入功率，kw(3)各軸輸入轉矩電機輸出轉矩NmⅠ軸NmⅡ軸NmⅢ軸Nm鏈輪軸Nm將各軸運動和動力參數的計算結果匯總列出表格（表4-1），供以后設計計算使用。軸名功率P/Kw轉矩T/N.m轉速傳動比輸入輸出輸入輸出電機軸3．5335.11960Ⅰ軸3.533．42234.39134.0479601Ⅱ軸3.3203.25482.5780.9193842.5Ⅲ軸3.193.126277.7272.146109.73.5鏈輪軸3.093.028269263.62109.71表4-1各軸運動和動力參數五、齒輪傳動的設計（一）高速級齒輪設計1、選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為250HBS。大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度210HBS；根據教材P210表10-8選7級精度。齒面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm2、按齒面接觸疲勞強度設計由標準直齒錐齒輪的設計公式：（教材P227式10-26）（1）確定公式內的個計算數值1）試選2）由教材P201表10-6選取彈性影響系數3)傳動比取小齒輪，大齒輪4)許用接觸應力[σH]取失效概率為1%，通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數安全系數S=1.由教材205式10-12得[]由教材P209圖10-21（d）查得：σHlim1=580MpaσHlim2=540Mpa由教材P206式10-13計算應力循環次數N式中：n齒輪轉速；j每轉一圈同一齒面的系數取；齒輪的工作壽命。N2=N1/i=/2=1.382×109由教材P207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數：=0.91;=0.935）小齒輪的傳遞轉矩查表4-1得6）由教材P224取常用值φR=0.3（2）計算1)小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：2)計算圓周速度3)計算模數4）計算載荷系數K已知使用系數，動載系數可按教材P194圖10-8中低一級精度及查得；齒間載荷分配系數式中是軸承系數，可由P226表10-9中查得=1.25,即故載荷系數5）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由教材P式（10-10a）得：6）計算模數3、按齒根彎曲疲勞強度設計由教材P218式（10-17）即（1）確定計算參數1）計算載荷系數2）計算當量齒數分度錐角3）查取齒形系數由教材P200表10-5計算如下：5）查取應力校正系數由教材P200表10-5計算如下：6）由教材P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限。7)由教材P206圖10-18取彎曲疲勞強度壽命系數。8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數為，由教材P205式（10-12）得：9）計算大小齒輪的并加以比較小齒輪的數值大（2）設計計算對比結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數，大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取=3.5mm，可滿足彎曲強度，但為了同時滿足疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數，于是有：取=25，則=225=50實際傳動比(3)幾何尺寸的計算1)計算中心距：取中心距2）算大小齒輪的分度圓直徑3）計算齒輪寬度圓整后取4）結構設計因大齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式結構為宜；而小齒輪齒頂圓直徑小于160mm，故選用實心結構為宜。（二）、低速級齒輪設計1、選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為260~280HBS。大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度230HBS；根據教材P210表10-8選7級精度。齒面粗糙度Ra≤1.6~3.2μm2、按齒面接觸疲勞強度設計由標準直齒圓柱齒輪的設計公式：（教材P203式10-9）（1）確定公式內的個計算數值1）試選2)傳動比取小齒輪，大齒輪3)許用接觸應力[σH]取失效概率為1%，通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數安全系數S=1.由教材P205式10-12得[]由教材P209圖10-21查得：σHlim1=580MpaσHlim2=540Mpa由教材P206式10-13計算應力循環次數N式中：n齒輪轉速；j每轉一圈同一齒面的系數取；Lh齒輪的工作壽命。由教材P207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數：=0.93；4）小齒輪的傳遞轉矩查表4-1得5）由教材P205表10-7取φd=16）由教材P201表10-6查得材料的彈性系數（2）計算1)小齒輪分度圓直徑，由計算公式得：2)計算圓周速度3)計算齒寬及模數4）計算載荷系數K已知使用系數，由教材P194圖10-8查得動載系數用差值法計算得：得出：由教材P198圖10-13查得由教材P195表10-3查得故載荷系數5）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由教材P204式（10-10a）得6）計算模數3、按齒根彎曲疲勞強度設計由教材P201式（10-5）即（1）確定計算參數1）計算載荷系數2）查取齒形系數由教材P200表10-5查取如下：3）查取應力校正系數由教材P200表10-5計算如下：：4）由教材P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限。5)由教材P206圖10-18取彎曲疲勞強度壽命系數。6)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數為，由教材P205式（10-12）得：7）計算大小齒輪的并加以比較大齒輪的數值大（2）設計計算對比結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取=2mm，可滿足彎曲強度，但為了同時滿足疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數，于是有：取，則=取 實際傳動比傳動比誤差：(3)幾何尺寸的計算1)計算中心距：2）算大小齒輪的分度圓直徑3）計算齒輪寬度圓整后取4）結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式結構為宜。六、軸的設計計算（一）輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑。選用45調質，硬度217~255HBS根據教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115，P為傳遞功率為，為一級輸入軸轉速r。（實心軸）則：考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則。圓整后取。2、軸的結構設計（1）軸上的零件定位，固定和裝配二級圓錐直齒圓柱齒輪減速器的輸入軸上的錐齒輪直徑小于160mm，則可將齒輪和軸做成一體且相對兩軸承做懸臂布置，兩軸承分別以軸肩和端蓋固定，聯軸器軸向用軸肩和軸端擋圈固定，周向采用鍵做周向定位，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度因為輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器出軸的直徑，聯軸器的計算轉矩，查教材P351表14-1，取則：查標準凸緣聯軸器型YL5，其公稱轉矩，半聯軸器孔徑，故取，半聯軸器長度半聯軸器與軸配合的轂孔的長度。初選32006型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×T=30mm×55mm×17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，取齒輪距箱體內壁的距離a=10mm，滾動軸承距箱體內壁的距離s=8mm，各段長度及直徑如下：（3）軸上零件的周向定位半聯軸器的周向固定采用普通平鍵（A型）連接。按由P106表6-1查得平鍵截面，鍵采用鍵槽銑刀加工其長度,同時為了保證半聯軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸軸端倒角為，圓角半徑（5）求軸上的載荷①求分度圓直徑：已知②求轉矩：已知③作用在齒輪上的力根據教材P225（10-22）式得④根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖、受力分析圖及彎矩扭矩圖如下,由于該軸懸臂布置，根據幾何尺寸算得：L1=75mmL2=49mm由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：（6）按彎扭合成應力校核軸的強度從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，校核C截面。根據P343式（15-5）及上述(3)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α=0.6，軸的計算應力：前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由P362表15-1查得。因此，故安全。（二）中間軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑。選用45調質，硬度217~255HBS根據教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115，P為傳遞功率為，為一級輸入軸轉速。（實心軸）則：考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則圓整后取2、軸的結構設計（1）軸上的零件定位，固定和裝配二級圓錐直齒圓柱齒輪減速器的中間軸可將齒輪和軸做成一體相對兩軸承做不對稱布置，因為齒輪的直徑，所以與軸做成一體，齒輪用軸肩與套筒固定，兩個滾動軸承兩端分別用端蓋和套筒固定。齒輪周向采用鍵做周向定位，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度初選32006型圓錐滾子軸承，其尺寸為d×D×T=30mm×55mm×17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，取齒輪距箱體內壁的距離，滾動軸承距箱體內壁的距離，各段長度及直徑如下（3）軸上零件的周向定位齒輪的周向固定采用普通平鍵（A型）連接。按由P106表6-1查得平鍵截面，鍵采用鍵槽銑刀加工其長度,同時為了保證半聯軸器與軸配合有良好的對中性，故選擇半聯軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸軸端倒角為，圓角半徑（5）求軸上的載荷①求分度圓直徑：已知②求轉矩：已知③求作用在齒輪上的力根據教材P198（10-3）式得所受的力分別為根據教材P225（10-14）式得所受的力分別為④根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖、受力分析圖及彎矩扭矩圖如下由于該軸兩軸承非對稱，根據幾何尺寸算得由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：（6）按彎扭合成應力校核軸的強度從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，校核C截面。根據P343式（15-5）及上述(3)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α=0.6，軸的計算應力：前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由P362表15-1查得。因此，故安全。（三）輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑。選用45調質，硬度217~255HBS根據教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115，P為傳遞功率為，為一級輸入軸轉速。（實心軸）則：考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則，圓整后取2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配二級圓錐直齒圓柱齒輪減速器的聯軸器一端用軸肩固定另一端用軸端擋圈固定，齒輪相對于軸承做不對稱轉動，齒輪一端由軸肩定位，另一端用套筒軸向固定，周向用平鍵連接。兩軸承分別以軸肩、套筒和端蓋定位。（2）確定軸的各段直徑和長度①因為輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器出軸的直徑，聯軸器的計算轉矩，查教材P351表14-1，取則：查標準GB/T5014-1995選HL3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為，半聯軸器孔徑，故取，半聯軸器長度半聯軸器與軸配合的轂孔的長度。②由于軸承只受徑向力的作用，故初選6008型深溝球軸承，其尺寸為d×D×B=40mm×68mm×15mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，取套筒長為24mm，取齒輪距箱體內壁的距離a=16mm，滾動軸承距箱體內壁的距離s=8mm，各段長度及直徑如下：（3）軸上零件通過鍵進行周向定位齒輪、半聯軸器于軸的周向固定均采用普通平鍵（A型）連接。按由P106表6-1查得平鍵截面，鍵采用鍵槽銑刀加工其長度,同時為了保證齒輪輪轂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，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸軸端倒角為，圓角半徑（5）求軸上的載荷①求分度圓直徑：已知②求轉矩：已知③求作用在齒輪上的力根據教材P198（10-3）式得所受的力分別為④根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖、受力分析圖及彎矩扭矩圖如下由于該軸兩軸承非對稱，根據幾何尺寸算得由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：（6）按彎扭合成應力校核軸的強度從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，校核C截面。根據P343式（15-5）及上述(3)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α=0.6，軸的計算應力：前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由P362表15-1查得。因此，故安全。七、滾動軸承的選擇及校核計算1.滾動軸承的類型應根據所受載荷的大小，性質，方向，轉速及工作要求進行選擇。若只承受徑向載荷而軸向載荷較小，軸的轉速較高，則選用深溝球軸承；若軸承同時承受較大的徑向力和軸向力，或者需要調整傳動件的軸向位置，則應選擇角接觸球軸承或圓錐滾子軸承。經過分析比較后，選用圓錐滾子軸承和深溝球軸承。2.滾動軸承的型號(從《機械設計手冊》第二卷第四冊查)根據各軸的安放軸承出的直徑大小，經過分析和比較，軸承的選擇如下：（1）輸入軸選用的軸承標記為：圓錐滾子軸承32006GB/T297-1994尺寸：它的基本額定載荷（2）中間軸選用的軸承標記為：圓錐滾子軸承32006GB/T297-1994尺寸：它的基本額定載荷（3）輸出軸選用軸承的標記為：深溝球軸承6008GB/T276-1994尺寸：d×D×B=40mm×68mm×15mm它的基本額定載荷3.對軸承進行壽命校核根據已知條件，軸承預計壽命軸承的壽命可由教材P320式（13-5a）即進行校核。根據P319頁（對于球軸承，；對于滾子軸承）取。由教材P320表13-4并結合該軸承的工作環境，取=1.0；由于軸承受徑向和軸向載荷作用，則(教材P321式13-9a)；由教材P321表13-6，取=1.0；(1)對輸入軸的軸承進行壽命校核由查教材P321表13-5得查《機械設計手冊》第二版第四卷P39-81得則：==>故所選軸承可滿足壽命要求。(2)中間軸的軸承進行壽命校核由查教材P321表13-5得,則：=故所選軸承可滿足壽命要求。(3)輸出軸的軸承進行壽命校核由查教材P321表13-5得則：=故所選軸承可滿足壽命要求。八、鍵的校核計算1．輸入軸與聯軸器連接鍵的校核計算鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由教材P106表6-2查許用擠壓應力[]=120～150，取[]=140。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。=0.5×6mm=3mm(8.1)鍵的工作長度=40－6mm=34mm(8.2)則有：[]（合適）(8.3)2．傳動軸與聯軸器連接鍵的校核計算安裝大錐齒輪段GB/T1096-1979鍵10×8×36鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由教材P106表6-2查許用擠壓應力[]=120～150，取[]=140。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。=0.5×8mm=4mm(8.4)鍵的工作長度=36－10mm=26mm(8.5)則有：==55[]（合適）(8.6)3．輸出軸鍵的校核計算安裝齒輪段段GB/T1096-1979鍵14×9×50安裝聯軸器段GB/T1096-1979鍵8×7×50鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由P106表6-2查許用擠壓應力，取[]=140。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度=0.5×9mm=4.5mm(8.7)=0.5×7=3.5mm鍵的工作長度=50－14mm=36mm=50－8mm=42mm(8.8)則有：=[]（合適）=[]（合適）(8.9)九、聯軸器的選擇及校核計算根據傳遞載荷的大小，軸轉速的高低，被連接件的安裝精度等，參考各類聯軸器特性，選擇一種合用的聯軸器類型。1.輸入軸處聯軸器的選擇1）類型選擇由于裝置原動機為電動機，聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選擇凸緣聯軸器。2）載荷計算轉距：=9550=9550×3.492/960=34.738N·m由P351表14-1，考慮到轉矩變化很小校正系數后，取計算轉矩：3）型號的選擇選擇凸緣聯軸器的型號為：YL5凸緣聯軸器GB/T5014-1985許用轉矩為63N·m,許用轉速5700r/m軸徑為22—32mm之間,由前面計算可知此聯軸器適用。2.輸出軸處聯軸器的選擇1）類型選擇由于此處并無劇烈沖擊、功率小、傳動平穩。則在輸出軸處選擇彈性銷聯軸器。2）載荷計算名義轉矩：由P351表14-1，考慮到轉矩變化很小校正系數后，取計算轉矩：3）型號的選擇選擇彈性銷聯軸器的型號為：HL3彈性銷聯軸器GB/T5014—1995許用轉矩為650N·m,許用轉速5000r/m軸徑為30—48mm之間,由前面計算可知此聯軸器適用。十、減速箱的附件選擇1.檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況，潤滑狀態、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，故檢查孔應開在便于觀察傳動件嚙合區的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋可用鑄鐵、鋼板或有機玻璃制成，它和箱體之間應加密封墊，還可在孔口處加過濾裝置，以過濾注入油中的雜質，如減速器部件裝配圖。2．放油螺塞放油孔應設在箱座底面的最低處，或設在箱底。在其附近應有足夠的空間，以便于放容器，油孔下也可制出唇邊，以利于引油流到容器內。箱體底面常向放油孔方向傾斜1°~1.5°，并在其附近形成凹坑，以便于污油的匯集和排放。放油螺塞常為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處，應加封油圈密封。也可用錐型螺紋或油螺塞直接密封。選擇M16×1.5的外六角螺塞（[2]表7-11）。3.油標油標用來指示油面高度，應設置在便于檢查及油面較穩定之處。常用油標有圓形油標（[2]表7-7），長形油標（[2]表7-8）和管狀油標（[2]表7-9）、和桿式油標（[2]表7-10）等。由[2]表7-10得M14的桿式油標。4．通氣器通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以免由于運轉時，箱內油溫升高，內壓增大，而引起減速器潤滑油的滲漏。簡易的通氣器鉆有丁字型孔，常設置在箱頂或檢查孔上，用于較清潔的環境。較完善的通氣器具有過濾網及通氣曲路，可減少灰塵進入。5．起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構成[2]表11-3。6．定位銷為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度，應在箱體聯接凸緣上相距較遠處安置兩個圓柱銷，并