机械课程设计牛头刨床

1、 目录目录 一、课程设计任务书.- 1 - 二、传动方案及执行方案的拟定.- 2 - 三、电动机的选择.- 8 - 电动机类型的选择： .- 8 - 四、确定传动装置的有关的参数.- 9 - 确定传动装置的总传动比和分配传动比： .- 9 - 五、传动零件的设计计算.- 11 - v 带传动的设计计算.- 11 - 六、齿轮传动的设计计算 .- 13 - 七、轴的设计计算.- 16 - 输入轴的设计计算： .- 15 - 输出轴的设计计算： .- 19 - 八、滚动轴承的选择及校核计算.- 21 - 九、键的选择计算 .- 23 - 十、减速箱的附件选择.- 24 - 十一、润滑及密封.- 2

2、5 - 课程设计小结.- 26 - 参考资料.- 28 - 一、课程设计任务书一、课程设计任务书 题目题目：牛头刨床 工作条件工作条件：使用寿命 10 年，每日一班制工作，载荷有轻微冲击，允许曲柄转速 偏差为5%。系统有过载保护。按小批量生产规模设计。环境清洁。 原始数据原始数据：要求导杆机构的最大压力角应为最小值，执行机构的传动效率按 0.95 计算。 题号c-1c-2c-3c-4c-5c-6c-7c-8 n2 (r/min)4849505250484755 工作阻力 f(n)45004600380040004100520042004000 lo2o4 (mm)380350430360370

3、400390410 lo2a (mm)1109011010012090120100 lo4b (mm)540580810600590550630640 lbc/ lo4b0.250.30.360.330.30.320.330.25 设计内容及工作量设计内容及工作量 ： 1）根据牛头刨床的工作原理，拟定 3 种其它形式的执行机构，确定传动装 置的类型，画出机械系统传动简图，并对这些机构进行分析对比； 2）根据给定数据确定工作机构的运动尺寸； 3）机构的运动分析：分析刨头的位移、速度、加速度及导杆的角速度、角 加速度，并绘制其运动曲线； 4）机构的动态静力分析：分析克服工作阻力曲柄所需的平衡力矩和

4、功率， 并求出最大平衡力矩和功率； 5）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算； 6）传动装置中的传动零件设计计算； 7）绘制传动装置中减速器装配图一张； 8）绘制减速器箱体、齿轮及轴的零件图各一张； 9）编写设计计算说明书一份（约 7000 字） 。 -1- 二、传动方案及执行方案的拟定 传动方案： 根据设计要求拟定了如下四种传动方案： （a）图 2.1 （b）图 2.2 （c）图 2.3 （d）图 2.4 方案对比 （a） 电机传送带 一级圆柱直 齿轮输出 工艺简单，精度 易于保证，一般 工厂均能制造， 适合于小批量生 产。 （b） 电机传送带 一级斜齿轮 输出 工艺相对（a）复 杂

5、，精度不易于 保证，斜齿轮不 易加工。 （c） 电机传送带 一级圆柱直 齿轮链传动 输出 链传动瞬时链速 和瞬时传动比都 是变化的，传动 平稳性较差，工 作中有冲击和噪 声，不适合高速 场合，不适用于 转动方向频繁改 变的情况。 （d） 电机 传送 带二级圆柱直 齿轮输出 载荷分布不均， 对轴刚度要求较 大；分流：适合 便载荷，但结构 复杂；同轴：轴 向尺寸和重量较 大，中间轴刚度 差。 根据题目要求：“电机轴与运输机的链轮主轴平行布置， 使用寿命为 5 年，每日两班制工作，载荷平稳。由机械厂小 批生产。 ”我们选用 a 方案。 执行方案： 选择方案 a 根据设计要求拟定了如下三种执行方案：

6、（a）图 2.5 方案（a）采用偏置曲柄滑块机构。结构最为简单，能承受较 大载荷，但其存在有较大的缺点。一是由于执行件行程较大， 则要求有较长的曲柄，从而带来机构所需活动空间较大；二 是机构随着行程速比系数 k 的增大，压力角也增大，使传力 特性变坏。 （b）图 2.6 方案（b）由曲柄摇杆机构与摇杆滑块机构串联而成。该方案 在传力特性和执行件的速度变化方面比方案（a）有所改进， 但在曲柄摇杆机构中，随着行程速比系数 k 的增大，机构的 最大压力角仍然较大，而且整个机构系统所占空间比方案 （a）更大。 （c）图 2.7 方案（c）由摆动导杆机构和摇杆滑块机构串联而成。该方案 克服了方案（b）的

7、缺点，传力特性好，但机构系统所占空间 依然大，执行件的速度在工作行程中变化相对缓慢。 比较以上三种方案，从全面衡量得失来看，方案(c)作为 刨削主体机构系统较为合理。 题目机构的运动分析： 此分析采用软件 adams 的仿真分析得到的数据如图： 速度： 选择题目的方案 图 2.8 速度曲线 位移： 图 2.9 位移曲线 角速度： 图 2.10 角速度曲线 角加速度： 图 2.11 角加速度 力矩： 图 2.12 力矩曲线 三、电动机的选择 电动机类型的选择： y 系列三相异步电动机。 (1)传动装置的总效率： = （3.1） 执 3 2 21 867 . 0 95 . 0 97 . 0 99.

8、 096 . 0 2 1=0.99 (滚动轴承传动效率) 2=0.96（v 带传动效率） 3=0.97（圆柱齿轮传动效率） 执=0.95（执行机构效率） (2)电动机所需的工作功率： （3.2）kw33 . 3 867 . 0 1000 722 . 0 4000 1000 f d p 电动机功率：=4kw d p (3)确定电动机转速: 按机械设计课程设计指导书p7 表 1 推荐的传动比合 理范围，取普通 v 带传动比 ia=24，一级圆柱齿轮减速器传 动比 ib=25，则总传动比合理范围为420，故电机转 a i 速的可选范围为： （624）=（2201100）r/min d nnia55

9、可选电机： y160m1-8 4.0kw 720r/min y160m2-8 5.5kw 720r/min y160l-8 7.5kw 720r/min y315s-10 45kw 590r/min 根据以上选用的电机类型，所需的额定功率及满载转速， 选定电动机型号 y160m1-8。 其主要性能，额定功率 4kw；满载转速 720r/min. 四、确定传动装置的有关的参数 1=0.99 2=0.96 3=0.97 执=0.95 =0.840 =3.33kw d p id=220-1100 r/min 电动机型号： y160m2-8 确定传动装置的总传动比和分配传动比： (1)总传动比的计算。

10、 由选定电动机满载转速和工作主动轴转速,可得传动 m n n 装置总传比 （4.1） 09.13 55 720 n n i m n 式中：r/min； r/min。720 m n55n (2)分配传动装置传动比 iiia 0 式中 、分别为带传动和减速器的传动比。 0 ii 为使 v 带传动外廓尺寸不致过大，初步取，则减速3 0 i 器传动比为： 36 . 4 3 09.13 0 1 i i i a 计算传动装置的运动和动力参数。 (1) 各轴的参数 电动机轴 mn n p t rnn kwpp d d 16.44 720 33 . 3 95509550 min/720 33 . 3 0 0

11、0 0 0 轴 in=13.09 3 0 i 36 . 4 1 i kwp33 . 3 0 min/720 0 rn mnt16.44 0 kwp19 . 3 0 （4.2） mn n p t r i n n kwpp 20.127 240 19 . 3 95509550 min/240 3 720 19 . 3 96 . 0 33 . 3 1 1 1 01 0 1 201 轴 mn n p t r i n n kwpp 89.532 55 09 . 3 95509550 min/55 36 . 4 240 09 . 3 97 . 0 99 . 0 33 . 3 2 2 2 12 1 2 12

12、12 (滚子轴承)，（v 带传动） ，99 . 0 1 96 . 0 2 （齿轮传动率） ，（执行机构效率） 。97 . 0 3 95 . 0 执 (3)各轴输出功率及扭矩 轴 mntt kwpp 73.12599 . 0 20.12799 . 0 16 . 3 99 . 0 19 . 3 99 . 0 1 1 1 1 1 1 轴 mntt kwpp 53.52799 . 0 89.53299 . 0 038 . 3 99 . 0 09 . 3 99 . 0 2 1 2 2 1 2 五、传动零件的设计计算 min/240 1 rn mnt20.127 1 kwp09 . 3 2 min/55

13、2 rn mnt89.532 2 kwp16 . 3 1 1 mnt73.127 1 1 kwp03 . 3 1 2 mnt53.527 1 2 v 带传动的设计计算 (1)选择普通 v 带的带型 根据工作条件：每日两班制，工作时单向运转，载荷平 稳，传递功率 4kw； 传动比为 3。 1)确定计算功率 =1.1 4=4.4 kw （5.1）pkp aca 式中： 计算功率，kw; ca p 工作情况系数，由机械设计书查找 p156 页 a k 表 8-7 得 =1.1 a k 2)选择 v 带的带型 由机械设计书 p157 页的图 8-11 普通 v 带选型图应该选 用 a 型 v 带，由图

14、 8-11 推荐的小带轮基准直径为： 112140mm。 (2)确定带轮基准直径，并验算带速 由图 8-11 推荐的小带轮基准直径为：112140mm 有计算尽量满足机械设计书 p157 页表 8-8 普通 12dd idd v 带轮的基准直径系列 取 dd1=140mm,dd2=i0dd2 =420mm 取mm(属于带轮的基准直径系列取值) 420 2 d d 带速 v： v=dd1/601000 （5.2） i n =m/s27 . 5 100060/720720 在 525m/s 范围内，带速合适。 (3)确定带长和中心矩 中心距： 中心距大，可以增加带轮的包角，减小单位时 间内带的循环

15、次数，有力于提高带的寿命。但是中心距过大， 则会加剧带的波动，降低带传动的平稳性，同时增大带传动 的整体尺寸。中心距小，则有相反的利弊。 有机械设计书 p152 页式（8-20）得： 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 所以有： 413mma01180mm 综合带传动总体尺寸的限制条件与要求取 a0=500mm 带长：由教材 p158 式（8-22）得： l0=2a0+1.57 (dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2 700+1.57(112+355)+(355-112)2/4 700 =1974.3mm =4.4kw ca p =1.1 a k =140mm 1

16、d d mm420 2 d d v=5.27m/s 根据教材 p146 表（8-2）取 ld=1974mm 根据教材 p84 式（5-16）得： aa0+（ld-l0）/2=500+（2000-1974）/2=513mm (4)验算小带轮包角 1=1800-（dd2-dd1）/a57.30 =1800-34.70=145.301200（适用） (5)确定带的根数 p0单根普通 v 带的基本额定功率 p0单根普通 v 带的基本额定功率的增量 ka包角修正系数 klv 带的基准长度系列及长度系数 pca计算功率 根据教材 p152 表（8-4a）p0=1.29kw 根据教材 p153 表（8-4b

17、）p0=0.092kw 根据教材 p155 表（8-5）ka=0.91 根据教材 p146 表（8-2）kl=1.03 由教材 p158 式（8-26）得 z= pca /pr=pca/(p0+p0) kakl =4.4/(1.0+0.1) 0.911.03 4 取 z=4 (6)计算轴上压力 由教材 p149 表 8-3 查得 q=0.1kg/m，p158 由式（8-27） 单根 v 带的初拉力： f0=500/+ （5.3）)5 . 2( a k ca pzvka 2 qv =500 （2.5-0.91） 4.4/0.91 4 4.22+0.1 5.272 =184.96n 则作用在轴承的

18、压力 fp，由教材 p159 式（8-28） fp=2zf0sin1/2=24184.96sin145.30/2 =1343.75n l0=1974mm a=513mm 1=145.30 z=4 f0 =184.96n fp =1343.75n 六、齿轮传动的设计计算 1)选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿 轮选用 40cr 调质，齿面硬度为 280hbs。大齿轮选用 45 钢调 质，齿面硬度 240hbs；根据教材 p210 表 10-8 选 7 级精度。 齿面粗糙度 ra1.63.2m 2)按齿面接触疲劳强度设计 根据教材 p203 式 10-9a：

19、d12.32 （6.1） 3 2 1 1 h e d z u ukt 进行计算; 确定有关参数如下： 传动比 i1=4.36 取小齿轮齿数：z1=20 大齿轮齿数：z2=4.36z1=4.3620=87 实际传动比：i=87/20=4.35。 传动比误差：i-i0/i=4.35-4.36/4.36=-0.2% 可用。 齿数比：u=i=4.3 由教材 p205 表 10-7： 取 d=1 转矩 t1 t1=9.55106p/n1=9.551063.20/240=1.27105nmm 载荷系数 k 查机械设计书 p193，表 10-2： 取 k=1.3 由教材 p201 表 10-6 查得材料的弹

20、性影响系数 ze=189.8mpa1/2 许用接触应力h h=hlimkhn/sh 由教材 p209 图 10-21 查得： hlimz1=600mpa hlimz2=550mpa 由教材 p206 式 10-13 计算应力循环次数 n n1=60njlh=602401(830010)=3.5108 （6.2） n2= =3.5108/4.3=6.9107 i n1 由教材 p207 图 10-19 查得接触疲劳的寿命系数： khn1=1.05 khn2=1.15 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安 全系数 sh=1.0 h1=hlim1 khn1/sh=6001.05/1.0=

21、630mpa m=3mm z1=20 z2=87 h2=hlim2 khn2/sh=5501.15/1.0=632mpa 故得： d12.32 （6.3） 3 2 1 1 h e d z u ukt d1=64.63mm 模数：m=d1/z1=65/20=2.90mm 取标准模数：m=3 mm 3)校核齿根弯曲疲劳强度 根据教材 p201 公式 10-5a： f=h （6.4） 2 1 3 1 2 zm yykt d safa 确定有关参数和系数 分度圆直径： d1=mz1=320mm=60mm d2=mz2=387mm=261mm 齿宽：b=dd1=160=60mm 取 b=60mm b1=

22、65mm 齿形系数 yfa 和应力修正系数 ysa 根据齿数 z1=20，z2=87 由表 10-5(p200)得： yfa1=2.65 ysa1=1.58 yfa2=2.22 ysa2=1.76 许用弯曲应力f 根据公式：f= flim/sf flim1=357mpa flim2 =271mpa 按一般可靠度选取安全系数：sf=1.4 计算两轮的许用弯曲应力 f1=flim1 /sf=357/1.4=255mpa f2=flim2 /sf=271/1.4=194mpa 将求得的各参数代入式 1 2 5 11 1 2 1f 0 . 96 58 . 1 65 . 2 20360 102 . 13

23、 . 122 f safa mpa yy zbm kt 2 2 5 22 21 2 2f 34.21 76 . 1 22 . 2 87365 102 . 13 . 122 f safa mpa yy zbm kt 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。 4)计算齿轮传动的中心矩 a （6.5）mm 5 . 1608720 2 3 2 21 zz m a 5)计算齿轮的圆周速度 v d1=60mm d2=261mm b=60mm b1=65mm yfa1=2.65 ysa1=1.58 yfa2=2.22 ysa2=1.76 flim1=357mpa flim2 =271mpa sf=1.4 f1=255m

24、pa f2=194mpa f1=96mpa f2=21.34mpa a =160.5mm v =0.75m/s v=3.1460240/601000=0.75 m/s （6.6） 100060 11 nd 七、轴的设计计算 输入轴的设计计算： 1、按扭矩初算轴径。 选用 45 调质，硬度 217255hbs 根据教材 p370（15-2）式，并查表 15-3，取 a0=115，p 为传递功率为 p=3.20kw，n 为一级输入轴转速 n=240r/min。 1 n （实心轴） （7.1） 3 0 n p ad 则： =27.25mm 3 240 20 . 3 115d 考虑有键槽，将直径增大

25、5%，则 d=27.25(1+5%) =28.60 mm 选 d=30mm 2、轴的结构设计。 (1)轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对 称布置，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向 用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定位。设计为阶梯轴 具体原则查有关手册即得如下图所示 (2)确定轴各段直径和长度。 右端的与大带轮连接具体由带轮宽度决定，直径为 29mm。左端的滚动轴承的定位轴肩考虑，且便于轴承的拆卸 应。按标准查取，由机械工程师电子手册查得该轴肩直径为 36mm。各段的长度根据对称性及安装定位的需要设计。轴两 端导角为1。具体尺寸见上图。 初

26、步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用 深沟球轴承。 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度的 角接触球轴承 7206ac，选取一对在轴的左右两端 。 (3)按弯矩复合强度计算。 d=30mm 求分度圆直径：已知 d1=60mm 求转矩：已知 t1=mmn1027 . 1 5 求圆周力：ft 根据教材 p198（10-3）式得 ft=2t1/d1=/60=1763n （7.2）2 5 1027 . 1 求径向力 fr 根据教材 p198（10-3）式得 fr=fttan=1763tan200=641.7 （7.3） 因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=60mm 1)绘制轴

27、受力简图 2)绘制垂直面弯矩图 轴承支反力： fay=fby=fr/2=320.8n faz=fbz=ft/2=881.5n 由两边对称，知截面 c 的弯矩也对称。截面 c 在垂直面 弯矩为： mc1=fayl/2=320.80.060=19.25 （7.4）mn (3)绘制水平面弯矩图如图： 截面 c 在水平面上弯矩为： mc2=fazl/2=881.50.06/2=52.89 （7.5）mn (4)绘制合弯矩图 mc=(mc12+mc22)1/2=(192+522)1/2=55.36 mn （7.6） (5)绘制扭矩图 转矩： =164.16240/2 . 310 5 . 9510 5 .

28、 95 55 ii nptmn (6)绘制当量弯矩图（如图 f） 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取 =1， 截面 c 处的当量弯矩： mec=mc2+()21/2t =552+(1164.16.)21/2=196.7mn (7)校核危险截面 c 的强度由式（15-5） e=mec/0.1d3=196.7/0.1363 =34.6mpa -1b=60mpa （7.7） 该轴强度足够。 ft =1763n fr=641.7n fay =320.8n fby =320.8n faz =881.5n mc1=19.25nm mc2=52.89mn mc =55.36mn t=164.16nm

29、 mec =196.7 mn e =34.6mpa -1b 图 7.1 弯矩图 输出轴的设计计算： 1、按扭矩初算轴径。 选用 45#调质钢，硬度（217255hbs） 根据教材 p370（15-2）式，并查表 15-3，取 a0=115，p 为传递功率为kw，n 为二级输出轴转速为09 . 3 2 p n2=55r/min。 （实心轴） 3 0 n p ad 则： =43.94mm3 55 09.3 115d 考虑有键槽，将直径增大 5%，d=47.26mm 取 d=48mm 2、速度校核 实际的输出轴转速为： min/ r55n2 /60=0.706m/s 20 vnd 偏差为%=(0.7

30、6-0.7)/0.7=0.92%5%(符合要求) 3、轴的结构设计 (1)轴上的零件定位，固定和装配。 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴 承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位， 周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定 位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状。 两端都用套杯对两对轴承进行内圈定位，齿轮又右端轴 肩和左端套杯定位。 (2)确定轴的各段直径和长度。 设计准则与输入轴一样具体尺寸如下图 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用 深沟球轴承。 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度的 角接触球轴承 7208ac，选取

31、一对在轴的左右两端 。 d=48mm (3) 按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：已知 d2=261mm 求转矩：已知 t2=532.89mn 求圆周力 ft：根据教材 p198（10-3）式得 ft=2t2/d2=2532.89103/261=1480.25n 求径向力 fr 根据教材 p198（10-3）式得 fr=fttan=1480.250.36379=538.76n 两轴承对称 la=lb=60mm (1) 求支反力 fax、fby、faz、fbz fax=fby=fr/2=538.76/2=269.38n faz=fbz=ft/2=1480.25/2=740.13n (2) 由两边对

32、称，截面 c 的弯矩也对称 截面 c 在垂直面弯矩为 mc1=fayl/2=2690.062=15.89 mn (3) 截面 c 在水平面弯矩为 mc2=fazl/2=740.130.062=43.66mn (4) 计算合成弯矩 mc=（mc12+mc22）1/2 =（15.892+43.662）1/2 =46.81mn (5) 计算当量弯矩：根据教材选 =1 mec=mc2+()21/2=462+(1912.43)21/2t =533.89mn (6)校核危险截面 c 的强度由式（15-5） e=mec/（0.1d3）=533.89/(0.10.0553) =42.70mpa-1b=60mp

33、a 此轴强度足够 ft =1480.25n fr=538.76n fax=fby =269.38n faz=fbz=740.13 n mc1=15.9nm mc2=43.7nm mc =46.8nm mec=533.9nm e =42.7mpa p cf n l t h 1 6 1 60 10 3 6 ) 5 . 1322 1950000 . 1 ( 24060 10 轴承预计寿命 24000 小时 lh=851995h 预期寿命足够 =24000h （8.1） h l 故所选轴承可满足寿命要求。 (2) 输出轴的轴承进行寿命校核 按照最不利的情况考虑，轴承的当量动载荷为： =1.0 rpf

34、fp p f 2 1 2 1nvnh ff 22 29.50313.740 1110.18n 则： = p cf n l t h 1 6 1 60 10 3 6 ) 18.1110 2200000. 1 ( 5560 10 =1736696h h l 故所选轴承可满足寿命要求。 lh=1736696h 轴承合格 九、键的选择计算 键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型 应根据键联接的结构特点，使用要求和工作条件来选择；键 的尺寸则按 符合标准规格和强度要求来取定。 1带轮毂与输入轴键的选择及计算 1) 键联接的选择 根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，查手册选 用圆头普通平键（c

35、 型） ，由轴径的大小 d=32mm,及由教材 p106 表 4-1，选用键 gb/t 10952003 键 10850。 2)键的强度校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材 p106 表 6-2 查许用 挤压应力 =100120，取 =150。 p a mp p a mp 键与带轮毂键槽的接触高度 =0.58=4mmhk5 . 0 键的工作长度 =505=45mmbll 由教材 p106 式 6-2 则有： =45（合适） kld ti p 3 102 45832 101272 3 a mp p （9.1） 2输入轴与齿轮连接键的选择及计算 1) 键联接的选择 根据联接的结构特点、使用要求和

36、工作条件，选用圆头 普通平键（a 型） ，由轴径 d=35mm，则两处键的型号可取一 样，又由教材 p106 表 4-1，两处的选用键分别为：安装小齿 轮段 gb/t 1095-2003 键 10845 2) 键的强度校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材 p106 表 6-2 查许用 挤压应力=100120，取 =150。 p a mp p a mp 键与轮毂键槽的接触高度。 =0.58mm=4mmhk5 . 0 键的工作长度 =4510mm=35mmbll 则有： =64（合适） kld ti p 3 102 36354 101252 3 a mp p 键 c10850 gb/t1095-

37、2003 =45mpa p 键 a10845 gb/t1095-2003 p=64mpa 键 a10850 gb/t1095-2003 3输出轴键的选择及计算 1) 键联接的选择 根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头 普通平键（a 型） ，由轴径 d=45mm 和由教材 p106 表 4-1， 选用键 gb/t 10962003 键 10850； 2) 键的强度校核 键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表 6-2 查许用挤压应 力 =100120，取，=150。 p a mp p a mp 键与轮毂键槽的接触高度 =0.58mm=4mmhk5 . 0 键的工作长度 =5010mm=40m

38、mbll 则有： =33.64（合适） kld tii p 3 102 40454 10582 3 a mp p （9.2） p=33.7mpa 十、减速箱的附件选择 1.检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况，润滑状态、接触斑 点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于 观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视 孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密 封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质， 如减速器部件装配图 1。 2.放油螺塞 放油孔应设在箱座底面的最低处，或设在箱底。在其附 近应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边， 以

39、利于引油流到容器内。箱体底面常向放油孔方向倾斜 1 1.5，并在其附近形成凹坑，以便于污油的汇集和排放。放 油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处， 应加封油圈密封。也可用锥型螺纹或油螺塞直接密封。选择 m161.5 的外六角螺塞（2表 7-11） 。 3.油标 油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳 定之处。常用油标有圆形油标（2表 7-7） ，长形油标（2表 7-8）和管状油标（2表 7-9） 、和杆式油标（2表 7-10）等。 由2表 7-10 得 m14 的杆式油标。 4.通气器 通气器用于通气，使箱内外气压一致，以免由于运转时， 箱内油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简 易的通气器钻有丁字型孔，常设置在箱顶或检查孔上，用于 较清洁的环境