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机械零件课程设计 说 明 书
机电工程系
机械零件课程设计说明书 指导教师评语
从课程设计工作态度、工作量，说明书结构、数据处理、论点论据、图表和格式，图纸质量及 存在不足的综合评语：
指导教师评阅成绩（按五级评分）： 指导教师: （签名） 年 月 日
目录 目录 .................................................................... 2 一. 设计题目： ...................................................... 2 二、设计内容： .......................................................... 3 三.传动装置的总体设计过程： ............................................. 3 (三）确定传动装置的总传动比并分配传动比 ................................. 5 (四) V 带的设计 ......................................................... 6 （五）齿轮传动设计 ...................................................... 7 (六)速器机体结构尺寸计算 ................................................ 9 (七)轴Ⅰ的设计，计算与校核 ............................................. 10 （八）Ⅱ轴的设计，计算与校核 ........................................... 13 （九）Ⅲ轴的设计，计算与校核 ........................................... 15 （十）键的选择及其校核 ................................................. 18 （十一）减速器的机体设计 ............................................... 19 （十二）轴承端盖结构 ................................................... 20 （十三）减速器附件设计： ............................................. 20 （十四）参考资料： ..................................................... 21
一. 设计题目： 设计皮带运输机械传动装置中的减速器，简图如下：
图1 减速器简图
工作条件：双班制工作，有轻度振动，小批量生产，单向传动，轴承寿命3年，减速 器使用年限为5年，运输带允许误差?5%。 运输带卷筒转速（转/分）33.75r/min减速箱输出轴功率Pm=3.25马力
二、设计内容： 1． 计二级圆柱齿轮减速器，计算三角带传动。 2． 绘制齿轮减速器装配图一张； 绘制低速轴上齿轮的传动件工作图一张； 绘制从动轴的零件工作图； 绘制减速器箱体的零件工作图一张； 3． 写出设计计算说明书一份。
三.传动装置的总体设计过程： ㈠ 根据传动装置的组成和不同传动方案的特点，合理拟定传动方案（已给出）。 1. 合理的方案应保证工作可靠，并且结构简单，尺寸紧凑，加工方便，成本低廉，传动效率高和使用维护方便。由此初步拟定方案。 2. 带传动的承载能力小，传递相同转矩时结构尺寸较其他传动形式大，但传动平稳， 能缓冲减振，应布置在高速级。 3. 齿轮传动传动比稳定，效率高，工作可靠性较高，精度高，布置于低速级，并且采用展开式布置。通过联轴器与卷筒联接。
㈡电动机的选择 1. 电动机的类型根据工作条件，载荷特性，起动性能及反转的频繁程度，转速高低等条件确定。 2. 电动机的额定功率Ped≥ 电动机的工作功率Pd 。 3. 通常选用同步转速为1500和1000 r/min的电动机。 4.同一功率的电动机可能有几种同步转速。确定电动机的同步转速应考虑到：电动机转速的高低不仅影响其尺寸，重量和价格，同时也影响到传动系统总传动比的大小，从而影响传动系统级数的多少和传动机构类型的选定等。 5. 通过计算选择电动机 ⑴ 电动机所需要的工作功率： Pd=PW/η 总 kW 式中：Pd--电动机所需工作功率，kW； PW--工作机所需输入功率，kW； η总--电动机至工作机之间传动装置的总效率 V 带传动效率 η 球轴承效率 η齿轮传动效率 η 联轴器传动效率 η 平带传动效率 η η总＝η v带 v带 ＝0.94-0.97 取0.96 ＝0.98-0.995 取0.98 ＝0.96-0.99 取0.97 ＝0.99 2 轴承齿轮 联轴器平带 ＝0.96 η 联轴器 η 4轴承 η 齿轮 η 平带
＝0.95 ? 0.994 ? 0.982? 0.99 ? 0.96＝0.85 ⑵ PW ＝FV/1000＝11400×0.18/1000=2.81 （kW） 由电动机的工作功率为3kW,查手册得出满足功率条件的4种型号的电机，列表如下：
表1 电动机的型号及相关数据 成都理工大学机械零件课程设计
综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格和带传动，减速器的传动比，选择第2方案较合适，查表得电动机轴的直径D=38mm。 (三）确定传动装置的总传动比并分配传动比 1.传动比计算： i总=n电/ nw＝1430/33.75=42.37 普通V带的传动比iΔ的一般范围是2～4，可以选择偏中的数，取iΔ＝2.5。 ∴ i减＝i总 / iΔ=16.95 由 i减=i1齿/i2齿 i1齿=1.3 i2齿 得： i1齿=4.95, i2齿=3.42 2.各轴的转速（单位：r/min） nⅠ= n电/ iΔ=572r/min nⅡ= nⅠ/ i1齿=115.56r/min nⅢ= nⅡ/ i2齿=33.79r/min 卷筒轴nⅣ= nⅢ=33.75r/min 3.各轴的输入功率(单位:kW) PⅠ=Pdη v带 = 2.70kw ηηη 1齿2齿 PⅡ= PⅠηPⅢ= PⅡη PⅣ= PⅢη 轴承轴承轴承 =2.56kw =2.44kw =2.37kw 联轴器 4.各轴的输入转矩（单位：N·mm） 电动机轴输出转矩 Td=9550Pd/ n电=18.77nm 轴Ⅰ：TⅠ=9550 PⅠ/ nⅠ=45.04nm 轴Ⅱ: TⅡ=9550 PⅡ/ nⅡ=211.93nm 轴Ⅲ: TⅢ=9550 PⅢ/ nⅢ=689.01nm 轴Ⅳ: TⅣ=9550 PⅣ/ nⅣ=668.48nm 运动和动力参数计算结果整理于下表： 表2 各轴运动和动力参数
(四) V 带的设计 1.计算功率 PC 由工作条件查表得工作情况系数 KA ＝1.2 PC ＝Pd KA ＝2.81×1.2＝3.37(kW) 由PC＝3.02KW,n1=960rpm,查表得选用A型带，且得小带轮基准直径 d1=80－100mm，取最小值经过计算，此时带速接近于5.99m/s，满足要求，取其中的较小值。 2.根据基准直径系列，取小带轮直径d1＝80mm,由d2=iΔ×d1(1-ε)=196mm, 取大带轮基准直径d2＝200mm。 验算带速： v=?d1×n1/60/1000＝5.99m/s ∴ v在5－25 m/s之间，可取之。 3.确定中心距a,带长(基准长度)Ld，验算包角： 初步确定中心距a0: 0.7(d1+d2)< a0 < 2(d1+d2) 196< a0 < 560 初选a0 =280mm,得初定的V带基准长度L0 。 (d2?d1)2? L0?2a0?(d1?d2)?＝1012.45mm 24a0 查V带的长度系列表，取Ld＝1120mm,同时得到带长修正系数KL＝1.01。则实际中心距a＝ a0+(Ld-L0)/2=284mm。 验算小带轮包角а1 а1 ＝180°－57.3°×（d2-d1）/a ＝156°>120° ∴ 上述选择合适。 4.求带的根数z 由n1＝1430r/min,d1 ＝80mm，通过内插法求得单根普通V带的基本额定功率：P0＝1.07kW， i＝d2/(d1(1-ε)) 2.87 其中: V带传动的滑动率ε＝0.01－0.02，取为0.02，此时的传动比误差为2.5％. 由 i及n1得单根普通V带的功率的增量ΔP0＝0.109kW，由а1 =159°得包角修正系数Ka=0.93。 ∴ 带数z? Pc ＝3.21根 (P0??P)K?KL ∴ 取整 z＝4根 5.确定预拉力F0及轴向作用力FQ 查表得A型带的q＝0.10kg/m ∴F0? 500Pc2.5 (?1)?qv2＝122N zvK? ∴FQ＝2zF0 sin （五）齿轮传动设计 ＝955N 2 1.齿轮材料的选择——两齿轮均取相同的材料 小齿轮 45钢 调质 HBS=220 大齿轮 45钢 正火 HBS=190 查表得：安全系数SH=1.05,SF=1.35 齿轮的接触疲劳限：σ齿轮弯曲疲劳极限：σ可得： 小齿轮： [σH1]= σ [σF1]= σ 大齿轮： [σH2]= σ [σF2]= σ 2.确定齿轮的相关数据 （1）高速级齿轮 i1齿＝5.7，TⅠ＝44200N·mm 传动有轻度振动，取载荷系数K=1.2；10kW以下的轻型减速器，齿宽系数取ψa＝0.3。 中心距 a:（μ即是传动比） a????13352 Hlim1Flim1Hlim2Flim2 Hlim1Flim1 =580MPa, σ=430MPa, σ Hlim2Flim2 =390MPa =300MPa /SH=552MPa /SF=371MPa /SH=319MPa /SF=222MPa ∴ 首先按齿面接触强度设计，再按齿根弯曲强度校核。 2 1 ＝183.61mm ??? 圆整a,可取其为185，190，195，200。 对传递动力的齿轮，模数m≥2.5, 可取m＝2.5,3,4。 试取a,并由a=m(z1+z2)/2验算之。 ① a=185: m=2.5, z1=22,z2=125, →a=183.75 m=3 , z1=20, z2=114, →a=201 ② a=190: m=2.5, z1=23, z2=131, →a=192.5 m=3 , z1=21, z2=114, →a=202.5 ③ a=195: m=2.5, z1=23, z2=131, →a=192.5 m=3 , z1=22, z2=125, →a=220.5 ④ a=200: m=2.75, z1=25, z2=124, →a=205 m=3, z1=23, z2=131, →a=231 由以上验算可知，当a=200,m=2.5,z1=24,z2=136时，a满足条件，但若对第一组中的z2作微调，令 z2=126,m=2.5,z1=22,可满足a=185,且此时的传动比误差为0.5％最小，a的尺寸较小。 ∴ 综上选择：a=205mm ,m=2.75mm,z1=25, z2=124。 ∴ 齿宽b=55.5mm,取 b1=60mm,b2=55mm。 (2) 低速级齿轮 i2齿＝4.38，TⅡ=368346N·mm a????1?3352 2 1 ＝284.71mm ??? ∴ a可取285，290，295mm；m可取3，4，5mm。 同理经计算可得出较合理的取值为: a＝265mm，m=3.5mm,z1=34,z2=117 此时的传动比误差为0.2％。 ∴b1=95mm,b2=90mm。 最后计算一下总传动比误差为1.5％<3％，满足要求。 3. 校核齿轮强度 （1） 高速级齿轮： z1=22, 齿形系数YF1=2.835 Z2=126,齿形系数YF2=2.18 按bmin=60计算： σF1=2KTⅠYF1/(bm2z1)=54.90 MPa<[σF1] σF2=σF1YF2/YF1=42.22 MPa <[σF2] （2） 低速级齿轮： z1=27,YF1=2.675; z2=118,YF2=2.18 按bmin=90计算 σF1=2KTⅠYF1/(bm2z1)=60.82 MPa <[σF1] σF2=σF1YF2/YF1=49.57 MPa <[σF2] 综（1）（2）点，齿轮的弯曲强度均满足要求。 4.齿轮的几何尺寸：(单位：mm) （1） 高速级齿轮（m=2.5） 小齿轮： ha=2.5, hf =3.125, d=55 da=60, df =48.75, db=51.68
大齿轮： ha =2.5, hf =3.125, d=315 da =320, df =308.75, db =296.00 (2).低速级齿轮(m=4) 小齿轮： ha =4, hf =5, d=108 da =116, df =98, db =101.49 大齿轮: ha =4, hf=5, d=472 da =480, df=462, db =443.53 (六)速器机体结构尺寸计算
(七)轴Ⅰ的设计，计算与校核 1.初步计算轴径 d?CP =16.77mm n 其中c是由轴的材料和承载情况确定得常数，查表取c=100(下同)。 综合考虑下列因素： ① Ⅰ轴的直径d=(0.8-1.2)D=30.4-45.6mm ,D为电动机轴的直径（D=38mm）； ② 密封圈是标准件，在有直径突变处必须考虑； ③ 采用优先数系系列。 ∴ 确定最小轴径dmin=22mm。 对于钢制齿轮，当其直径很小时，分度圆直径d与轴直径dS相差很小，满足d 或齿根圆到键顶部的距离e<2 mt,须做成齿轮轴，经计算知轴Ⅰ须做成齿轮轴。 带数z=4,大带轮直径d2=315mm，查资料计算确定相关数据： ① 轮缘宽B：B=40 mm ② 轮毂孔径dS=22mm ③ 轮毂长L=(1.5-2)dS,取40mm。 考虑装拆轴承端盖不发生干涉，取L'=47mm。至此可做出轴Ⅰ的简图，确定尺寸，如图示：
图3 Ⅰ轴的结构分析
∴Ⅰ轴的总长L=357.5mm。 3.确定齿轮作用于轴上的力 圆周力：Ft=2TⅠ/d分度圆 =1305.5N 径向力：Fr= Ft tgа=446.5N 其中：а为压力角，а=20o（下同）。 4.确定轴承反力(单位：N) （1）水平方向上 ΣMD=0,RCH=(347.5FQ-62.5 Fr)/226=343.7N ΣY=0，RDH= FQ - Fr - RCH = -102.8N （2）铅垂方向上 ΣMD=0，RCV=62.5 Ft /226=300.5N ΣY=0 , RDV= Ft - RCV =1005N
图4 Ⅰ轴受力图解
5.确定危险截面处的弯矩，扭矩(单位：N·mm)，及其应力(单位：MPa)校核 （1）Ⅰ处： MⅠH=62.5 RDH =-69563 MⅠV=62.5 RDV =109438 2 2?=129657 M?????
Ⅱ处： MⅡH = MⅡV = MⅡ= 0 （2）扭矩图：(TⅠ=66571) （3）当量弯矩图 MⅠe=M?????2?? =131204. 2 各个图示如下所示： 图5 Ⅰ轴的受力分析
(4)当量应力(单位: MPa) Ⅰ处轴径突变或键槽，轴径应降低4％ ∴ dⅠ=40×96%=38.4 mm σ eⅠ= MⅠe /(0.1d Ⅰ3)=23.17 Ⅱ处由带轮作用产生附加弯矩MⅡe,MⅡe=аTⅠ=19971,其中а是根据转矩性质而定的折合系数，取а=0.3。并且Ⅱ处有键槽，轴径也应降低4％。 ∴ σ eⅡ= MⅡe /(0.1dⅡ3)=6.89 45钢调质后强度极限σB＝650MPa,查资料得其在对称循环状态下的许用弯曲应力[σ -1b ]=60Mpa。 ∴ σ eⅠ<[σ -1b ], σ eⅡ<[σ -1b ] ∴ 轴径设计满足条件。 6. 轴承寿命计算与校核 查表得：深沟球轴承6028的基本额定动载荷Cr=29500N,基本额定静载荷 22 RDVC0r=18000N。 nⅠ=342.86rpm,当量动载荷??RDH=2075N，温度系数ft=1.0， 载荷系数fp=1.1，寿命指数ε=3。 C? fp?p?60n?? 6Lh?＝5477N 1 ∴轴承选用合适。 （八）Ⅱ轴的设计，计算与校核
1.初步计算轴径 d?CP =28 mm n 经预算得出当最小轴径为dmin=30mm时,选用深沟球轴承6209。轴的图示入下所示：
图6 Ⅱ轴的结构分析 ∴ Ⅱ轴总长度L=232N。 2.确定作用于轴上的力(单位：N) 右齿轮： Ft1=2TⅡ/d右=3561.85N Fr1=Ft1·tg20o=1282.26N 左齿轮： Ft2 =2TⅡ/ d左=1243N Fr2=Ft2·tg20o＝447.48N 3.确定轴承反力（单位：N） 水平方向上： ΣMA=0,RBH=[(78.5+86) Fr1-78.5 Fr2]/225.5=949.26N ΣY=0,RAH= Fr1- Fr2- RBH =780.48N 铅垂方向上： ΣMA=0,RBV=(164.5Ft1+78.5Ft2)/225.5=2636.23N ΣY=0,RAV= Ft1- Ft2- RBV =2123.62N
图7 Ⅱ轴的受力图解 4.确定危险截面处的弯矩,做弯矩图（N·mm） Ⅰ处： MⅠH=75.5 RAH =-71669.13 MⅠV=75.5 RAV =199035.36 MⅠ=211545.55 Ⅱ处： MⅡH=-125568.8 MⅡV=43316.64 MⅡ=117860.91 Ⅲ处: MⅢH= 61RBH =-52362.27 MⅢV=61RBV=141767.21 MⅢ=151128.25 5.做扭矩图：（TⅡ=368346 N·mm） 6.当量弯矩图(N·mm)： MⅠe=2426821.14 MⅡe=178708.37 MⅢe=197506.72 各个图示如下所示：
图8 Ⅱ轴的受力分析
7.确定当量应力： Ⅰ处：有键槽，轴径降低4％，dⅠ=48? 96%=46.08mm σ Ⅱ处： σⅢ处： σ∴ σ
eⅠ eⅠeⅡeⅢ-1b = MⅠe /(0.1dⅠ3)=43.75 MPa =33.92 MPa =27.88 MPa eⅡ <[σ], σ<[σ -1b ], σ eⅢ <[σ -1b ] ∴ 轴径设计合适。 查手册得深沟球轴承6209：基本额定动载荷Cr＝31500N，基本额定 静载荷C0r＝20500N。 8.轴承寿命计算与校核 fc10?t???＝3.82年 L? 60n?fp?p?? 6 ∴ 轴Ⅲ设计合理。 （九）Ⅲ轴的设计，计算与校核 1.初步确定轴径 d?CP =41.64 mm n 为使结构紧凑，此时Ⅲ轴的C值可取较小值，取C=108.确定最小轴径dmin需考虑标准件联轴器及密封圈的选取。 （1）联轴器的选取 计算转矩 TC =T·KA 其中: T= TⅢ =1565 N·m，KA为工作情况系数，查表取KA =1.5 ∴ TC =2348 N·m 弹性套柱销联轴器具有一定的补偿两轴线相对偏移和减振缓冲能力，但其公称转矩跳跃幅度大，如选择，需选择公称转矩为4000 N·m，最小轴径达到80mm，使减速器的体积增加，重量增加。凸缘联轴器虽不具备径向和轴向的补偿性能，但其刚性好，传递扭矩大，结构简单，维护简便，适用于一般轴系传动，最重要的是它使Ⅲ轴的最小轴径可取dmin=70mm,大大的降低了重量，使减速器结构紧凑，重量下降。 ∴综上：选择凸缘联轴器，型号YL13，公称转矩2500 N·m，轴孔直径d=70mm,轴孔长度(J,J1型)L=107mm ，考虑安装，可降低轴的长度2mm。 （2）密封圈的选择 由于轴颈圆周速度v<5m/s,轴承采用脂润滑，工作温度不超过90℃，所以选 择毛毡圈密封（矩形断面安装于梯形槽内，对轴产生一定的压力而起到密封作用）。轴径d=75mm,毡圈厚度B1=8mm,外径D=94mm。 ∴dmin=70mm, 轴的图示如：
图9 Ⅲ轴的结构分析
∴ Ⅲ轴的总长L=440mm。 2.确定作用于轴上的力(单位：N) 低速级大齿轮： Ft=2TⅢ/d分度圆=6631 Fr=Ft·tg20o＝2413 另外，联轴器要引起方向不断变化的附加动载荷F'=（0.2～0.35）2TC/D0 =5076～8861N,取中间值F'=6970N. 经计算知：当附加载荷F'周向力Ft方向相反时，轴承受到的力作用最大，计算过程如下： 水平方向：（N） ΣME=0，RFH=94.5Fr/247=923 ΣY=0，REH=Fr-RFH=1490 铅垂方向： (N) ΣME=0，RFV=（388.5F'-94.5Ft）/247=8426 ΣY=0，REV=Ft-RFV-F'=-8765
图10 Ⅲ轴受力图解 ∴弯矩：（N·mm） MⅠH=94.5RFH=140805 MⅠV=94.5REV=-828292 MⅡH=0 MⅡV =140.5F'=978295 ∴ MⅠ=840715, MⅠe=962458 ∴ MⅡH=979285, MⅡe=1086016 当量应力 σ ∴ σ校核轴承： eⅠeⅠ =17.10, σ<[σ -1b eⅡ = 23.97 <[σ -1b ], σ eⅡ ] fp?p?60n?? 6Lh?=20802N ft?10? ∴选用合适。 轴的弯矩及扭矩图如下：
1
图11 Ⅲ轴受力分析
（十）键的选择及其校核 根据工作条件，有轻微振动，查表得键联接的许用挤压应力最小值为 [σP]min =100Mpa 。 1.轴Ⅰ中的联接带轮的键(单位：mm,下同) d 轴 ＝32 在30－38之间，选b×h=10×8,L=40,l=L-b=30，其他参数： t=5,t1=3.3,r=0.3。 校核： σP =4TⅠ/（ d轴hl） =34.67 MPa<[σP]min L轴长＝47，键两端的距离合适，选择较好。 2.Ⅱ轴中联接齿轮的两键 （1）高速级大齿轮的联接键(B齿宽＝60) d 轴 =48,在44－48之间，选b×h=14×9，取L=50,l=L-b=36.其他参数： t=5.5,t1=3.8,r=0.3。 校核： σP =4TⅡ/（ d轴hl）=94.74MPa<[σP]min ∴ 合适。 （2）低速级小齿轮的联接键（B齿宽＝95） d轴=48，选b×h=14×9，取L=80.l=L-b=66，其他参数： t=5.5,t1=3.8,r=0.3。 校核： σP =4TⅡ/ （d轴hl）=51.68MPa<[σP]min ∴ 合适。 3.Ⅲ轴中的两键 （1）低速级大齿轮的联接键（B齿宽＝90） d轴=86，在85－95之间，选b×h=25×14，取L=80,l=L-b=55, 其他参数：t=5.5,t1=3.8,r=0.3。 校核： σP =4TⅢ/ d轴hl＝94.53MPa<[σP]min ∴合适。 (2)联轴器中的联接键（L轴长＝105） d轴=70，在65－75之间，选b×h=20×12，取L=100,L=l-b=80, 其他参数：t=7.5,t1=4.9,r=0.5。 校核： σP =4TⅢ/ d轴hl=93.16 MPa <[σP]min ∴合适。
现将各个键的数据列于下表中（单位：mm）： 表3 键的结构参数 联接带轮的键 Ⅱ轴大齿轮联接键 Ⅱ轴小齿轮联接键 Ⅲ轴大齿轮联接键 联接联轴器的键 b 10 14 14 25 20 h 8 9 9 14 12 L 40 50 80 80 100 l=L-b 30 36 66 55 80 σp 34.67 94.74 51.68 94.53 93.16
（十一）减速器的机体设计 减速器机体是用以支持和固定轴系零件并保证传动件的啮合精度和良好的润滑及轴系可靠密封的重要零件，其重量占减速器总重的30％－50％，因此必须考虑传动质量，加工工艺及成本等。 1. 选材—减速器机体采用铸铁（HT200）铸成：铸铁有较好的吸振性，容易切削且承压性能好。 2. 结构形式—减速器机体采用剖分式，剖分面与传动件的轴线平面重合，设置一个剖分面。 3. 设计机体注意的问题： 座的刚度，使其有足够的壁厚，并在轴承座附近设置加强肋；在轴承座孔附近应做处凸台，使座孔两侧的联接螺栓距离尽量靠近，以提高轴承座处的联接刚度。 (2) 充分考虑机体内零件的润滑，密封及散热. 由于得到的Ⅲ轴的转速很小，使齿轮的分度圆直径很大，在采用浸油润滑的同时，设置一惰轮（未作出图），辅助润滑；机体内需有足够的润滑油，用以润滑和散 热；大齿轮的浸油深度必须合理。 (3) 机体结构有良好的工艺性 ①铸造工艺要求：如机体各部分壁厚应均匀、铸造圆角半径应大于等于5mm、过渡平稳、拔模斜度应适当。 ②机械加工要求：如同一方向的平面，尽量一次调整加工，减少机械加工时工件和刀具的调整次数。 (1)机体要具有足够的刚度，并且应首先保证轴承
（十二）轴承端盖结构 轴承端盖(如图)用以固定轴承及调整轴承间隙并承受轴向力，采用凸缘式端盖， 材料为HT150。根据轴承的外径，确定端盖的有关数据联接螺钉的直径及数目，列于下表：
表4 联接螺钉的几何参数
轴承外径D 螺钉直径d3 螺钉数目 端盖外径D2 螺钉分布圆直径D0 D4 D5 D6 轴Ⅰ-6208 80 8 4 120 100 70 76 76 轴Ⅱ-6209 85 8 4 125 105 75 81 81 轴Ⅲ-6216 140 10 6 190 165 130 135 136 D4，D5，D6如图示：
图12 轴承端盖结构 （十三）减速器附件设计： 1.窥视孔盖和窥视孔—减速器机盖顶部要开窥视孔，以便检查传动件的啮合情况，润滑 状况，接触斑点及齿侧间隙等。其位置应设在能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的大小，以便手能伸入进行操作. 减速器内的润滑油也由窥视孔注入。 窥视孔要有盖板，机体上开窥视孔处应凸起一块，以便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螺钉紧固。 2.放油螺塞—放油孔的位置应在油池最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放。.放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，经机械加工成为螺塞头部的支承面，并加封油圈以加强密封。 3.油标—油标常放置在便于观测减速器油面之处。 4.通气器—使机体内的热涨气体自由逸出，以保证机体内外压力均衡，提高机体有缝 隙处的密封性能.本设计用通气帽。 5.启盖螺钉—启盖螺钉上的螺纹长度应大于机盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱型、大倒角，以免顶坏螺纹。 6.定位销—保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向的两端各安置一个圆锥定位销（非对称布置）。其直径一般取d=(0.7-0.8)d2,查表取得M8，d2为联接螺栓直径。其联接长度大于机盖和机座联接凸缘的总厚度，以利于装拆。 7.吊环和吊钩—为了拆卸及搬运，应在机盖上有环首螺钉或铸出吊环和吊钩，并在机座上铸出吊钩。图示和数据如下：
K=38,H=30,r=10,h=19,宽度=24 d=20,R=20,e=18,宽度=20 图13 吊环与吊钩结构 （十四）参考资料： 1.吴宗泽、宗泽.机械设计课程设计手册 (第二版)[M].北京：高等教育出版社，1999 2.龚溎义.机械设计课程设计指导书（第二版）[M].北京：高等教育出版社，1990 3.杨可桢、程光蕴.机械设计基础（第四版）[M].北京：高等教育出版社, 1999 4.寇尊权、王多.机械设计课程设计[M].北京：机械工业出版社，2006
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