浅谈刮板输送机减速器的设计-毕业设计说明书.doc

中北大学继续教育学院2013届毕业设计说明书

中北大学
毕业设计说明书

浅谈刮板输送机减速器的设计

学生姓名： 学号：
学 院：
函授站点：
专 业： 机电一体化
指导教师：

2013年6月

刮板输送机减速器的设计
摘要

众所周知，刮板输送机作为矿井重要的运输设备，其重要性不言而喻，它对煤矿的正常运行起到重要作用。刮板输送机是井下各个队组正常生产的重要组成，它的安全、可靠、经济合理，都将直接关系到人身、矿井和设备安全及采区生产的正常运行。所以，在对刮板输送机的减速器选择上必须有严格的要求，这样才能保证生产的顺利进行。本设计包括电动机选型、传动件设计、减速器设计、联轴器选型设计。这些基本的设计应用使其设计可靠性高、功能完善、组合灵活、功耗低，保证安全、经济、高效平稳运行。

关键词：刮板输送机；减速器；电机；传动

目 录
1 设计任务书-矿用链板输送机传动装置设计 1
1.1设计条件 1
1.2输送机简图 1
1.3原始数据 2
1.4设计任务 2
2 传动方案的拟定 2
3 电机的选择 3
3.1计算运输机主轴的转速和功率 3
3.2电动机的功率 3
3.3选择电动机的型号 3
4 运动和动力参数的计算 4
4.1分配传动比 4
4.2运动和动力参数计算 4
5 传动件的设计计算 5
5.1闭式直齿圆锥齿轮传动的设计计算 5
5.2闭式斜齿圆柱齿轮传动的设计计算 8
6 轴的设计 12
6.1减速器高速轴1的设计 12
6.2减速器中间轴2的设计 15
6.3减速器低速轴3的设计 18
7 滚动轴承的选择与寿命计算 21
7.1减速器高速轴滚动轴承的选择与寿命计算 21
7.2减速器中间轴滚动轴承的选择与寿命计算 23
7.3减速器低速轴滚动轴承的选择与寿命计算 24
8 联轴器的选择 26
8.1输入端联轴器的选择 26
8.2输出端联轴器的选择 26
9 键联接的选择和验算 27
9.1联轴器与高速轴轴伸的键联接 27
9.2小圆锥齿轮与高速轴1的键联接 27
9.3大圆锥齿轮与中间轴2的键联接 27
9.4小斜齿圆柱齿轮与中间轴2的键联接 28
9.5大圆锥齿轮与低速轴3的键联接 28
9.6输出端与联轴器的键联接 28
10 箱体的设计 28
11 减速器附件的设计 29
12 润滑和密封 29
参 考 文 献 30
致 谢 31

中北大学继续教育学院2013届毕业设计说明书

1 设计任务书-矿用链板输送机传动装置设计
1.1设计条件
（1）机器用途：煤矿井下运煤；
（2）工作情况：单向运输，中等冲击；
（3）运动要求：输送机运动误差不超过7%；
（4）工作能力：储备余量15%；
（5）使用寿命：十年，每年300天，每天8小时；
（6）检修周期：半年小修，一年大修；
（7）生产批量：小批量生产；
（8）制造厂型：中小型机械厂；
1.2输送机简图，如图1

1.3原始数据
运输机链条速度：0.5m/s；
运输机链条拉力：16KN；
主动星轮齿数：9；
主动星轮节距：50mm；
1.4设计任务
（1）设计内容：①电动机选型②传动件设计③减速器设计④联轴器选型设计；
（2）设计工作量：①装配图1张②零件图2张；
2 传动方案的拟定
根据传动装置各部分的相对位置（如图1），综合考虑工作机的性能要求、工作条件和可靠性，以使结构简单、尺寸紧凑、加工方便、成本低、传动效率满足要求等，选择二级圆锥-圆柱齿轮减速器，机构运动简图如图2：

3 电机的选择
3.1计算运输机主轴的转速和功率
（1）转速
由原始数据可得主动星轮的直径d===143.3㎜,
则===66.672r/min
（2）功率
pw=Fv=12×0.5=6kw
3.2电动机的功率
（1）传动装置的总效率η
由参考文献[1]表1-2查得：
滚筒效率η1=0.96；
弹性联轴器效率η2=0.99；
滚动轴承效率η3=0.98；
圆柱齿轮传动效率η4=0.97；
圆锥齿轮传动效率η5=0.95；
总效率η=η12η22η33η4η5=0.962×0.992×0.983×0.97×0.95=0.7834
（2）所需电动机的功率
Pr=Pw/η=6/0.7834=7．659kw
3.3选择电动机的型号
根据工作条件：煤矿下运输，应选择防爆电机。查参考文献[2]表7-2-2选择电动机的型号为Y160L-6，额定功率11kw，满载转速970r/min,电动机轴伸直径48mm。
4 运动和动力参数的计算
4.1分配传动比
（1）总传动比：i=970/66.672=14.549
（2）各级传动比：
直齿圆锥齿轮（高速级）传动比i12=0.25i=3.637
斜齿圆柱齿轮（低速级）传动比i23=4
（3）实际总传动比
i实=i12·i23=3.637×4=14.548
因为Δi=i实－i=0.001<0.05,故传动比满足要求。
4.2运动和动力参数计算（各轴标号见图2）
（1）轴0（电动机轴）
P0=Pr=7．659kw
n0=970r/min
T0=9550×7．659/970=9550×10.21/940=75．406N·m
（2）轴1（高速轴）
P1=P0·η1·η2=7.659×0．96×0．99=7．279kw
n1=n0=970r/min
T1=9550P1/n1=9550×7．279/970=71．664N·m
（3）轴2（中间轴）
P2=P1·η3·η5=7．279×0.98×0.95=6．777kw
n2=n1/i12=970÷3.637=266.703r/min
T2=9550P2/n2=9550×6．777/266.667=323.5297N·m
（4）轴3（低速轴）
P3=P2·η3·η4=9.034×0.98×0.97=8.588kw
n3=n2/i23=266.667÷4=66.67r/min
T3=9550P3/n3=9550×8.588/66.67=1230.169N·m
（5）轴4（运输机主轴）
P4=P3·η1·η2·η3=8kw
n4=n3=66.67r/min
T4=9550P4/n4=9550×8/66.67=1145.943N·m
5 传动件的设计计算
5.1闭式直齿圆锥齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料，确定许用应力
由参考文献[3]表16.2-60，表16.2-64及图16.2-17,图16.2-26,
小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217～255
σHlim1=580MPa, σFlim1=220MPa
大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162～217
σHlim2=560MPa, σFlim2=210MPa
查参考文献[3]表16.2-16,取SH=1.25,SF=1.6,则
[σH]1=σHlim1/SH=464MPa
[σF]1=σFlim1/SF=137.5MPa
[σH]2=σHlim2/SH=448MPa
[σF]2=σFlim2/SF=131.25MPa
（2）按齿面接触强度设计小齿轮的大端模数
取齿数Z1=16，则Z2=Z1·i12=16×3.525=56.4,取Z2=57
实际齿数比μ=Z2/Z1=3.5625
分锥角δ1= arctan=arctan=15.6795°
δ2= arctan=arctan=74.3205°
取载荷系数K=1.5
由参考文献[3]表16.4-26
de1＇=1951=1951×=112.711㎜
大端模数m=de1＇/Z1=7.04
查参考文献[3]表16.4-3，取m=8
（3）齿轮参数计算
大端分度圆直径d=zm=128㎜
d=zm=57×8=456㎜
齿顶圆直径=128+2×8×cos15.6795°=143.405㎜
456+2×8×cos74.3205°=460.324㎜
齿根圆直径=128-2.4×16cos15.6795°=91.029㎜
=456-2.4×16cos74.3205°=445.622㎜
取齿宽系数
外锥距128/2sin15.6795°=236.866㎜
齿宽71.06㎜,取b=71㎜
中点模数6.8㎜
中点分度圆直径108.8㎜
387.6㎜
当量齿数16.618,210.911
当量齿轮分度圆直径113㎜
1434.129㎜
当量齿轮顶圆直径126.6㎜
1447.729㎜
当量齿轮根圆直径106.185㎜
1347.64㎜
当量齿轮传动中心距773.5645㎜
当量齿轮基圆齿距20.064㎜
啮合线长度=34.368㎜
端面重合度1.713
齿中部接触线长度=59.104㎜
（4）验算齿面接触疲劳强度
由参考文献[4]式5-49得：

取，，代入各值可得：
小齿轮
=273.213MPa<=464MPa
大齿轮
=138.927MPa<=448MPa
故齿轮的齿面接触疲劳强度满足要求。
（5）校核齿轮弯曲疲劳强度
由参考文献[4]式5-47得：

式中查参考文献[3]图16.4-25得：，
再由参考文献[3]式16.4-12
=0.25+0.75/1.173=0.688
所以
=20.025MPa<=137.5MPa
即齿轮的弯曲强度也满足要求。
5.2闭式斜齿圆柱齿轮传动的设计计算
（1）选择材料，确定齿轮的疲劳极限应力
由参考文献[3]表16.2-60、表16.2-64及图16.2-17、图16.2-26选择齿轮材料为：
小齿轮：45号钢，调质处理，HB=217～255
=580MPa =220MPa
大齿轮：45号钢，正火处理，HB=162～217
=560MPa =210MPa
（2）按接触强度，初步确定中心距，并初选主要参数
由参考文献[3]表16.2-33

式中：小齿轮传递的转矩=323.5297N·m
载荷系数取K=1.5
齿宽系数取=0.3
齿数比暂取=4
许用接触应力：
按参考文献[3]表16.2-46，取最小安全系数=1.25，按大齿轮计算：
=448MPa
将以上数据代入计算中心距的公式得：
=300.607㎜
圆整为标准中心距㎜
按经验公式，=(0.007～0.002)×300=2.1～6㎜
取标准模数=4㎜
初取β=12°,cos12°=0.978

取=29，==4×29=116
精求螺旋角β：, 所以β=14°48′
=4.1378㎜
=4.1378×29=119.996㎜
齿宽=0.3×300=90㎜
（3）校核齿面接触疲劳强度
按参考文献[4]式5-39
式中：
分度圆上的圆周力=5392.341N
查参考文献[3]表16.2-43,
节点区域系数按β14°48′，x=0查参考文献[3]图16.2-15, =2.41
重合度系数取=0.88
螺旋角系数
代入数据：
=312.663MPa<=448MPa
故接触疲劳强度满足要求。
（4）校核齿根弯曲疲劳强度
按参考文献[4]式5-37
式中：=323.5297N·m
复合齿形系数：首先计算当量齿数

=128.4
由此查参考文献[3]图16.2-23得=4.12, =3.94
重合度与螺旋角系数：首先按参考文献[4]式5-12计算端面重合度

=[1.88-3.2(1/29+1/116)]×0.9667=1.684
据此查参考文献[3]图16.2-25得 =0.62
代入数据：=59.369MPa
计算许用弯曲应力: 查参考文献[3]表16.2-46取=1.6
按大齿轮计算则=131.25MPa
可见，故弯曲疲劳强度满足要求。
（5）主要几何尺寸
=4㎜ =4.1378㎜ =29 =116 β=14°48′
29×4.1378=119.996㎜
=116×4.1378=479.985㎜
=119.986+2×4=127.996㎜
=479.985+2×4=487.985㎜
=0.5×(119.996+479.985)=300㎜
=90㎜
取=95㎜，=90㎜
6 轴的设计
6.1减速器高速轴1的设计
（1）选择材料
由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，经调质处理，查参考文献[4]表12-1得材料的力学性能数据为：
MPa MPa MPa
（2）初步估算轴径
由于材料为45钢，查参考文献[3]表19.3-2选取A=115，则得：
=25.04㎜
考虑装联轴器加键需将其轴径增加4%～5%，故取轴的最小直径为30㎜
（3）轴的结构设计
如图3所示，主要尺寸已标出.

（4）轴上受力分析（如图4a所示）
①齿轮上的作用力
圆周力：
=1812.298N
径向力：=635.078
轴向力：=178.098
②求轴承的支反力
水平面上支反力：

垂直面上支反力：

=487.649N

=1065.057N
（5）画弯矩图（如图4b、c）
剖面B处弯矩：
水平面上弯矩=233.8N·m
垂直面上弯矩
=72.2N·m
合成弯矩=244.694
剖面C处弯矩：=9.7N·m
（6）画转矩图（如图4d）
98.6N·m
（7）计算当量弯矩
因单向回转，视转矩为脉动循环，，则=0.602
剖面B处当量弯矩
=251.3N·m
剖面C处当量弯矩
=60.1N·m
（8）判断危险剖面并验算强度
①剖面B处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，故剖面B为危险剖面
=MPa=39.3MPa<59MPa
②剖面C处直径最小，为危险剖面
MPa=22.3MPa<MPa
所以该轴强度满足要求。
6.2减速器中间轴2的设计
（1）选择材料（同轴1）
（2）初步估算轴径
=37.2㎜
考虑安装齿轮加键，需将其轴径增加4%～5%，故取轴的最小直径为40㎜
（3）轴的结构设计
如图5所示，主要尺寸已标出。

（4）轴上受力分析（如图6a）
①齿轮2上的作用力
齿轮2的受力与齿轮1大小相等，方向如图6a所示:
圆周力：=1812.298N
径向力：635.078N
轴向力：178.098N
②齿轮3上的作用力
圆周力：=5392.341N
径向力：=2030.259N
轴向力：=1424.718N
③求轴承的支反力
水平面上支反力：

=-（5392.341×105－1812.298×345）/450=131.216N

=(5392.341×345－1812.298×105)/450=3711.259N
垂直面上支反力：

=(178.098×456×0.85/2+635.078×345+2030.259×105-
1424.718×119.996/2)/450=847.365N

=(1424.718×119.996/2+2030.259×345+
635.078×105-178.098×456×0.85/2)/450=1817.972

（5）画弯矩图（如图6b、c）
剖面D处弯矩：
水平面上：=105×3711.259×0.001=389.7N·m
垂直面上：=105×1817.972×0.001=190.9N·m

=(105×1817.972-1424.718×119.996/2)×0.001
=105.4N·m
合成弯矩：=433.9N·m
=403.7N·m
（6）画转矩图
=323.5297N·m
（7）计算当量弯矩
用剖面D处的最大合成弯矩计算当量弯矩：
=475N·m
（8）判断危险剖面并验算强度
剖面D处当量弯矩最大，为危险剖面：
=38MPa<=59MPa
即该轴强度满足要求。
6.3减速器低速轴3的设计
（1）选择材料：
查参考文献[4]表12-1选40Cr合金钢，调质处理，=750MPa,
=118MPa,=69MPa。
（2）轴的结构设计
如图7所示，主要尺寸已标出。
（3）轴上受力分析（如图8a）
①齿轮4的作用力
齿轮4的受力与齿轮3的受力大小相等，方向如图8a所示
圆周力：=5392.341N
径向力：=2030.259N
轴向力：=1424.718N

②求轴承的支反力
水平面上：=5392.341×103/440=1262.298N
=5392.341×337/440=4130.043N
垂直面上：
=(2030.259×103+1424.718×479.985/2)440=1252.36N

=(2030.259×337-1424.718×479.985/2)/440=777.9N
（4）画弯矩（如图8b、c）
剖面C处弯矩：
水平面上：=425.4N·m
垂直面上：=422N·m

=(1252.36×337-1424.718×478.985/2)×0.001=80.1N·m
最大合成弯矩：
=599.2N·m

（5）画转矩图（如图8d）
=1230.169N·m
（6）计算当量弯矩
=69/118=0.585
① 剖面C处当量弯矩
=936.4N·m
② 剖面D处当量弯矩
=719.6N·m
（7）判断危险剖面并验算强度
①C处当量弯矩最大，为危险剖面。
MPa=27.3MPa<69MPa
② D直径最小，并受较大转矩，为危险剖面
MPa=57.5MPa<=69MPa
7 滚动轴承的选择与寿命计算
7.1减速器高速轴滚动轴承的选择与寿命计算
（1）轴承的选择
高速轴的轴承既受一定径向载荷，同时还承受轴向载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40㎜,由参考文献[3]表20.6-79选用型号为30208，其主要参数有：d=40㎜,D=80㎜,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。
查参考文献[4]表14-11:当时，X=1，Y=0；当时，X=0.4,Y=1.6。
（2）计算轴承受力（如图9）

① 求轴承径向载荷
根据“轴的设计”中已算出的高速轴1的轴承支反力，有：
=1474.555N
=3376.293N
② 求轴承的轴向载荷
轴承内部轴向力Fs,按参考文献[4]表14-13：
=1474.555/2×1.6=460.798N
=3376.293/2×1.6=1055.092N
轴承的轴向载荷：因轴承Ⅰ被“压紧”，故：
=1233.19N
=1055.092N
（3）求轴承的当量动载荷P
轴承Ⅰ:=1233.19/1474.555>e=0.37
查[4]表14-12，=1.5
=1.5×(0.4×1474.555+1.6×1233.19)=3844.389N
轴承Ⅱ:=1055.095/3376.293=0.313<e=0.37
=1.5×3376.293=5064.439N
因轴承相同，且,故应以作为轴承寿命计算的依据。
（4）求轴承的实际寿命
已知滚子轴承=10/3
=79083h
根据设计条件，使用寿命十年，第年300天，每天8小时，则L=10×300×8=24000h
因，故所选轴承合适。
7.2减速器中间轴滚动轴承的选择与寿命计算
（1）轴承的选择
中间轴的轴承也是既受一定径向载荷，同时还承受轴向载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40㎜,由参考文献[3]表20.6-79选用型号为30208，其主要参数有：d=40㎜,D=80㎜,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。
查参考文献[4]表14-11:当时，X=1，Y=0；当时，X=0.4,Y=1.6。
（2）计算轴承的受力（如图10）
①求轴承的径向载荷
根据“轴的设计”中已算出的中间轴轴承的支反力，
=857.464N
=4132.61N

③ 求轴承的轴向载荷
轴承内部轴向力Fs,按参考文献[4]表14-13：
=857.464/2×1.6=267.958N
=4132.61/2×1.6=1291.44N
轴承的轴向载荷：
其中 1424.718-178.098=1246.62N
因，使轴承Ⅱ被“压紧”，故：
=267.958N
267.958+1246.62=1514.578N
（3）求轴承的当量动载荷P
轴承Ⅰ：=267.958/857.464=0.313<e=0.37
=1.5×857.464=1286.196N
轴承Ⅱ：=1514.578/4132.61=0.3665<e=0.37
1.5×4132.61=6198.92N
因轴承尺寸相同且,故应以作为轴承寿命计算的依据。
（4）求轴承的实际寿命
已知滚子轴承=10/3
=142111h>L=24000h
故所选轴承满足要求。
7.3减速器低速轴滚动轴承的选择与寿命计算
（1）轴承的选择
根据受力要求，轴承将承受较大的径向力和轴向力，选取圆锥滚子轴承，由参考文献[3]表20.6-19选用型号为32010，其主要参数为：d=50㎜,D=80㎜,Cr=61KN,e=0.42,Y=1.4。
查参考文献[4]表14-11：当时，X=1，Y=0；当时，X=0.4,Y=1.4
（2）计算轴承受力（如图11）

① 求轴向载荷
根据“轴的设计”中已算出的低速轴3的轴的支反力：
1778.146N
4202.664N
② 求轴向载荷
轴承内部轴向力Fs,按参考文献[4]表14-13：
1778.416/2×1.4=635.052N
=4202.664/2×1.4=1500.951N
轴承的轴向载荷：
其中 =1424.718N,因使得轴承Ⅰ被“压紧”，故：
=1500.951+1424.718=2925.669N
=1500.951N
（3）求轴承的当量动载荷
轴承Ⅰ:=2925.669/1778.146>e=0.42
查参考文献[4]表14-12，=1.5
1.5×(0.4×1778.146+1.4×2925.669)=7210.792N
轴承Ⅱ:=1500.951/4202.664=0.36<e=0.42
=1.5×4202.664=6303N
因所选两轴承相同，且，故应以作为轴承寿命计算的依据。
（4）求轴承的实际寿命
已知滚子轴承ε=10/3
=30837h>L=24000h
即所选轴承满足使用要求。
8 联轴器的选择
8.1输入端联轴器的选择
根据工作情况要求，决定高速轴1与电动机轴之间选用弹性柱销联轴器。按参考文献[4]15-1，计算转矩为，由转矩变化较小，查参考文献[4]表15-1有=1.5，又因=103.729N·m,所以=1.5×103.729=155.59N·m
根据=155.59N·m小于公称转矩，n=940r/min小于许用转速及电动机轴伸直径=48㎜,高速轴轴伸直径d=30㎜,查参考文献[3]表22.5-37，选用型其公称转矩630N·m,许用转速5000r/min,轴孔直径范围d=30～48㎜,孔长=82㎜，=82㎜，满足联接要求。
标记为:HL3联轴器
8.2输出端联轴器的选择
根据工作情况要求，决定低速轴3与运输机主轴之间也选用弹性柱销联轴器。按参考文献[4]15-1，计算转矩为，依然查参考文献[4]表15-1有=1.5，此时T=1230.169N·m,所以=1.5×1230.169=1845.25N·m
根据=1845.25N·m小于公称转矩，=66.67r/min小于许用最高转速及输出轴轴伸直径d=50㎜,查参考文献[3]表22.5-37，选用LH5型其公称转矩2000N·m,许用转速3500r/min,轴孔直径范围d=50～70㎜,孔长=142㎜，=142㎜，满足联接要求。
标记为:HL5联轴器
9 键联接的选择和验算
9.1联轴器与高速轴轴伸的键联接
采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=30㎜，查参考文献[5]表3.2-18得b×h=8×7,因半联轴器长82㎜，故取键长L=70㎜，即d=30㎜,h=7㎜,l=L-b=62㎜,T=98.589N·m
由轻微冲击，查参考文献[4]表10-1得=100MPa,
所以4×1000×98.589/30×7×62=30.288MPa<=100MPa
故此键联接强度足够。
9.2小圆锥齿轮与高速轴1的键联接
采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=30㎜，查参考文献[5]表3.2-18得b×h=10×8,取键长L=100㎜，即d=30㎜,h=8㎜,l=L-b=90㎜,T=98.589N·m
由轻微冲击，查参考文献[4]表10-1得=100MPa,
所以4×1000×98.589/30×8×90=18MPa<=100MPa
故此键联接强度足够。
9.3大圆锥齿轮与中间轴2的键联接
采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=50㎜，查参考文献[5]表3.2-18得b×h=14×9,因大圆锥齿轮齿宽71㎜，故取键长L=64㎜，即d=50㎜,h=9㎜,l=L-b=50㎜,T=323.5297N·m
由轻微冲击，查参考文献[4]表10-1得=100MPa,
所以4×1000×323.5297/50×9×50=57.5MPa<=100MPa
故此键联接强度足够。
9.4小斜齿圆柱齿轮与中间轴2的键联接
由于轴直径和传递转矩相同，可采用与大圆锥齿轮和中间轴之间的键联接相同的键亦可满足强度要求。
9.5大圆锥齿轮与低速轴3的键联接
采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=70㎜，查参考文献[5]表3.2-18得b×h=20×12,因大圆锥齿轮齿宽为90㎜，故取键长L=80㎜，即d=70㎜,h=12㎜,l=L-b=60㎜,T=1230.169N·m
由轻微冲击，查参考文献[4]表10-1得=100MPa,
所以4×1000×1230.169/70×12×60=97.6MPa<=100MPa
故此键联接强度足够。
9.6输出端与联轴器的键联接
采用圆头普通平键（GB1095-79），由d=50㎜，查参考文献[5]表3.2-18得b×h=14×9,因半联轴器长142㎜，故取键长L=130㎜，即d=50㎜,h=9㎜,l=L-b=116㎜,T=1230.169N·m
由轻微冲击，查参考文献[4]表10-1得=100MPa,
所以4×1000×1230.169/50×9×116=94.3MPa<=100MPa
故此键联接强度足够。
10 箱体的设计
箱体是减速器中所有零件基基座，必须保证足够的强度和刚度，及良好的加工性能，便于装拆和维修，箱体由箱座和箱盖两部分组成，均采用HT200铸造而成，具体形状及尺寸见装配图。
11 减速器附件的设计
（1）检查孔：
为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油，在箱体顶部能直接观察到齿轮啮合的部位处设置检查孔，平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。
（2）通气器：
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，在箱体顶部装设通气器。
（3）轴承盖：
为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。采用凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中有密封装置。
（4）定位销：
为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造和加工时的精度，在箱盖与箱座的纵向联接凸缘上配装定位销，彩用两个圆锥销。
（5）油尺：
为方便检查减速器内油池油面的高度，以经常保待油池内有适量的油，在箱盖上装设油尺组合件。
（6）放油螺塞；
为方便换油时排放污油和清洗剂，在箱座底部、油池的最低位置开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体接合面间应加防漏用的垫圈。
（7）启箱螺钉：
为方便拆卸时开盖，在箱盖联接凸缘上加工2个螺孔，旋入启箱用的圆柱端的启箱螺钉。
12 润滑和密封
齿轮传动用浸油方式润滑，圆锥滚子轴承用润滑脂润滑；轴承端盖处采用垫片密封，输入输出轴处采用橡胶圈密封，箱盖和箱处接处部分用密封胶或水玻璃密封。
参 考 文 献
[1]吴相宪等主编：实用机械设计手册，中国矿业大学出版社，1993
[2]洪钟德主编：简明机械设计手册，同济大学出版社，2002
[3]机械设计手册编委会编著：机械设计手册第3卷，机械工业出版社，2004
[4]黄华梁、彭文生主编：机械设计基础（第三版），高等教育出版社，2001
[5]徐灏主编：新编机械设计师手册，机械工业出版社，1995

致 谢
转眼间，三年过去了，我完成了这篇学位论文，论文得到了指导老师的悉心教导，他们的点评，令我受益匪浅。论文几经修改，无不渗透着老师严谨的治学风气，在此表达我对他们的感激之意！也希望自己在今后的工作道路上继续发扬他们谦虚、严谨的学习与工作态度，以报答老师对我培育之情。最后感谢所有关心和帮助我的亲人、朋友和同学。

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