双级圆柱齿轮展开式减速器课程设计

1、河南机电高等专科学校机械设计用纸设计项目 设计计算与说明 主要结果 学校机械设计课程设计说明书专业：机械制造及自动化课程：机械设计基础题目：双级圆柱齿轮展开式减速器姓名：赵大露学号：090114408班级：机制094导师：徐起贺现在机械设计教研室编制目 录课程设计书 一 传动方案的拟定及说明 二 电动机的选择 三 计算传动装置的总传动比并分配传动比四 计算传动装置的运动和动力参数五 链的设计六 高速级传动齿轮设计 七 低速级传动齿轮设计 八 高速轴的结构设计 九 中间轴的设计 十 低速轴的设计 十一 低速轴的校核计算 十二 轴承寿命的校核十三 键联接的选择与强度校核 十四 减速器附件的选择十五

2、 润滑方法和密封形式 十六 减速器箱体设计 十七 设计小结 十八 参考文献 一.选择电动机 1.选择电动机 （1）电动机类型 （2）选择电动机容量（3）确定电动机转速按已知工作要求和条件选用Y型系列笼型三相异步电动机全封闭自扇冷式结构，电压为380V工作机输出功率:Pwo=FV/1000=2.86KW从电动机到工作机输送带间总效率：=14223451联轴器传动效率 2轴承的传动效率3齿轮传动效率 4鼓轮传动效率5链的传动效率查机械设计课程设计表2-3 取1=0.99 2=0.983=0.97 4=0.96 5=0.96则 =0.99×0.984×0.972×0.9

3、6×0.96=0.792 故电动机输出功率Pd=3.61KW按表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器i=840,链传动比i=25,而鼓轮转速nw=r/min=64r/min所以电动机转速可选范围为（25）×（840）×64r/min=(102412800)r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格，为使装置紧凑，决定用同步转速为1500r/min的电动机，其型号为Y112M-4，额定功率为4KW，满载转速为1440r/min经查表电动机外伸轴径为32mm，外伸长度为80mmPwo=2.86KW1=0.992=0.983=0.974=0.965=

4、0.96=3.61KWPd=3.61KWnw=64r/minY112M-4型电动机 nm=1440r/min二计算传动装置总传动比并分配(1) 计算总传动比i(2)分配传动比i= nm/ nw=1440/65=22.5取链传动比i=2 则i=i1i2=11.25 取i1=1.4i2 则i1=3.97 i=22.5i=2i1=3.97i2=2.83三. 计算传动装置的运动和动力参数(1) 计算各轴转速(2)各轴的输入功率(3)各轴的输入转矩高速轴n1=1440r/min中间轴n2=1440/ i1=1440/3.97r/min=362.7r/min低速轴n3= n2/ i2=362.7/2.83

5、=128r/min鼓轮轴n轮= n3=64r/minP1=Pd1=3.61×0.99=3.57KW P2= Pd23=3.57KW×0.98×0.97=3.4KWP3 =P223=3.4KW×0.98×0.97=3.23KWP轮 =P325=3.23 KW ×0.98×0.96=3.04KWT0=9550T1=T2=9550T3=9550T轮=9550n1=1440r/minn2=362.7r/minn3=128r/minn轮=64r/minP1= 3.57KW P2=3.4KWP3 =3.23KWP轮=3.04KWT0=T

6、1=T2=89.52T3=240.9将计算结果汇总于表【1】中，以备查用：轴名功率P/KW转矩T（）转速n(r/min)传动比效率电动轴3.6123.94144010.99高速轴13.5723.6814403.970.95中间轴23.4089.52362.72.830.95低速轴33.23240.9912820.94鼓轮轴3.04453.6364链的设计1.链轮齿数根据以上所定的i=2，查表9-6，取z1=27，z2=iz1=2×27=54,z1=27z2=542.链轮转速n1=128r/minn1=64r/minn1=128r/minn1=64r/min3.设计功率由表9-7查得K

7、A=1.0；由表9-8查得KZ=0.684，由式(9-4)得Pd=KAKZP=1.0×0.684×3.04=2.08KWPd=2.08KW4选用链条由Pd=2.08KW和n1=128r/min，由图9-10选得链号为12A，且坐标点落在功率曲线顶点左侧，工作能力强选12A滚子链5.验算链速查表9-1得12A链条节距p=19.05mm，由式(9-1)得v=中速传动p=19.05mmv=1.1m/s6.初算中心距a0初定中心距a0=(3050)p，取a0=40p7.确定链节数LP由(9-5)式，初算Lpo=.96节对Lpo圆整成偶数，取Lp=120节Lp=120节8.理论中心距

8、a由表9-9查Ka:，用线性插值法求得Ka=0.248528，由式(9-7)可得a=2Lp-(z1+z2) Kap=2×120-(27+54)×0.248528×19.05=752.78>500,满足设计要求a=752.789.实际中心距aa=a-,常取为(0.2%0.4%)a,取=0.3%a，则a=(752.78-0.3%×752.78)mm=750.52mma=750.52mm10.作用在轴上的力FQ由式(9-9)得FQ1000×(1.21.3)P/v=1000×(1.21.3)×2.08/1.1=(2269245

9、8)NFQ=(22692458)N11.润滑方式查表9-13，p=19.05mm，链速v=1.1m/s，选用人工定期润滑人工定期润滑链条标记12A-1×120GB/T 1243-2006六.高速级齿轮设计1.选择齿轮材料及精度等级 (1)选齿轮材料 (2)选精度等级由于此对齿轮传动功率不大，故大、小齿轮均用软齿面。小齿轮：45钢调质，硬度为217255HBW,平均取230HBW; 大齿轮：45钢正火，硬度为169217HBW,平均取190HBW因为是普通减速器，故由表10-4查得选择8级精度，Ra3.26.3µm小齿轮：45钢调质 大齿轮：45钢正火初选8级精度2.按齿面接

10、触疲劳强度设计（1）转矩T1（2）初选载荷系数（3）齿数Z1、Z2(4)齿宽系数 d(5)齿数比µ（6）许用接触应力H因为是软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳强度设计。由式（10-16）得，小齿轮分度圆直径：T1=2.3684N·m查表10-5取K=1.2取小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮Z2=i1 Z1=3.9724=95轴承相对于齿轮非对称布置，且为软齿面，由表10-8，取d=0.6减速传动，µ=i=95/24=3.96由图10-1查得Hlim1=570MPaHlim1=390MPa由表10-3得SH=1.0应力接触循环次数：×15=由图10-3差得接触

11、疲劳寿命系数：T1=2.3684N·mK=1.2Z1=24Z1=95d=0.6µ=3.96Hlim1=570MPaHlim1=390MPaSH=1.0N1=(7)弹性系数ZE设计d1许用接触应力： H1 H2=由表10-6查得 =55.85mmH1=501.6MPaH2=351MPa3计算齿轮几何尺寸（1）初选螺旋角（2）确定模数mn (3)确定中心距 (4)确定螺旋角（5）计算分度圆d1、d2(6)计算齿宽b1、b2(7)计算齿顶圆直径da、齿根圆直径df(8)计算齿轮圆周速度初选=15ºmn=2.25mm查表取mn=2.5mma= 圆整为a=155mmb=d

12、d1=0.6×62.5=37.5mm 圆整后取b2=40mm b1= b2+5mm=45mm小齿轮:da1=d1+2han× mn=62.5+2×2.5=67.5mm df1=d1-2hf=62.5-2×1.25×2.5=56.25mm大齿轮：da2=d2+2han× mn=247.5+5=252.5mm df2= d2-2hf=247.5-2×1.25×2.5=241.25mm由表10-4可知，选用8级精度较为合适mn=2.5mma=155mmd1=62.5mmd2=247.5mmb1=45mmb2=40mmda

13、1=67.5mmdf1=56.25mmda2=252.5mmdf2=241.25mmv=4.71m/s4.校核弯曲疲劳强度(1)计算当量齿数(2)齿形系数和应力修正系数(3)许用弯曲应力F(4)校核弯曲疲劳强度由表10-7插值得，Y=2.532，Y=2.168 Y=1.621，Y=1.802由图10-2查得，Flim1=220MPa, Flim2160MPa查表10-3得，SF=1.3由图10-4查得弯曲疲劳寿命系数Y=0.87，Y=0.89许用弯曲应力为：经校核满足齿根弯曲疲劳强度要求ZV1=29.91ZV2=115.56Y=2.532Y=1.621Y=2.168Y=1.802Flim1=2

14、20MPaFlim2160MPaSF=1.3Y=0.87Y=0.89294.46MPa241.33MPa5.齿轮的结构设计当齿顶圆直径da=150500mm时，为减轻质量而采用腹板式结构，腹板上加孔为便于吊运高速级的大齿轮分度圆直径在此范围内，故高速级齿轮的大齿轮结构用腹板式结构。七.低速级齿轮设计1.选择齿轮材料、精度等级及齿数和螺旋角由于此对齿轮传动功率不大，故大、小齿轮均用软齿面。小齿轮：45钢调质，硬度为217255HBW,平均取230HBW; 大齿轮：45钢正火，硬度为169217HBW,平均取190HBW因为是普通减速器，故由表10-4查得选择8级精度，Ra3.26.3µ

15、m选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮Z2=i1 Z1=2.8324=68初选螺旋角=15。小齿轮：45钢调质大齿轮：45钢正火选择8级精度Z1=24Z2=68初选=15。2.按齿面接触疲劳强度设计(1).确定公式中各参数值小齿轮转矩T1初选载荷系数齿宽系数 d齿数比µ弹性系数ZE许用接触应力H(2)计算小齿轮分度圆直径(3)计算齿轮几何尺寸确定模数mn确定中心距a确定螺旋角计算分度圆d1、d2计算齿宽b1、b2计算大、小齿轮的da、df计算齿轮圆周速度v4.校核弯曲疲劳强度(1)计算当量齿数(2)齿形系数和应力修正系数(3)许用弯曲应力F(4)校核弯曲疲劳强度(5)齿轮结构设计因为是软

16、齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳强度设计。由式（10-16）得，设计小齿轮分度圆直径：由上面计算知T1=89520N·mm查表10-5取K=1.2轴承相对于齿轮非对称布置，且为软齿面由表10-8，取d=0.8因为是减速传动，所以µ=i=2.83由表10-6查得由图10-1查得Hlim1=570MPaHlim1=390MPa由表10-3得SH=1.0应力接触循环次数：×15=由图10-3差得接触疲劳寿命系数： 许用接触应力：H1=H2= =79.95mmmn=查表，取mn=4mma=圆整为a=190mmd1=d2=b=d d1=0.8×99.1mm=79.2

17、8mm 经圆整取b2=80mm,则b1=80+5=85mm小齿轮：da1=d1+2han× mn=99.1+2×4=107.1mm df1=d1-2hf=99.1-2×1.25×4=89.1mm大齿轮：da2=d2+2han× mn=280.9+2×4=288.9mmdf2= d2-2hf=280.9-2×1.25×4=270.9mm由表10-4可知，选用9级精度即可满足要求由表10-7插值得，Y=2.626，Y=2.24 Y=1.588，Y=1.75由图10-2查得，Flim1=220MPa, Flim2160M

18、Pa查表10-3得，SF=1.3由图10-4查得弯曲疲劳寿命系数Y=0.89，Y=0.91许用弯曲应力为：经校核满足齿根弯曲疲劳强度要求当齿顶圆直径da=150500mm时，为减轻质量而采用腹板式结构，腹板上加孔为便于吊运。 综上设计计算知，低速级的大齿轮分度圆直径在此范围内，低速级齿轮的大齿轮结构用腹板式结构。T1=89520N·mmK=1.2d=0.8µ=2.83Hlim1=570MPaHlim1=390MPaSH=1.0N1=N2=H1=513MPaH1=358.8MPamn=4mma=190mm=d1=99.1mmd2=280.9mmb1=85mmb2=80mmda

19、1=107.1mmdf1=89.1mmda2=288.9mmdf2=270.9mmv=1.88m/s选9级精度等级ZV1=24.8ZV2=70.2Y=2.626Y=1.588Y=2.24Y=1.75Flim1=220MPaFlim2160MPaSF=1.3Y=0.89Y=0.91301.2MPa308MPa 八、高速轴的设计1.选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料为45钢。由表14-1查得1b=59MPa1b =59MPa2.初步算轴的最小直径，选取联轴器安装联轴器处轴的直径为最小直径。根据表14-2，A=107118，按公式（14-2）得 d1=AError! No bookmark na

20、me given.=（107118）Error! No bookmark name given.mm=14.4815.97mm考虑到轴上有键槽削弱，轴径须加大3%5%，取为14.9116.77mm，但该轴外伸通过联轴器与电动机轴联结，因电动机轴径为32mm，外伸距离为80mm,同时选取联轴器:按扭矩T=23680Nmm,查手册得选用LX3弹性柱销联轴器，半联轴器孔径为d=32mm,半联轴器长度为60mm。故取d1=32mm3.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(3).轴上零件的周向固定 轴上的大部分零件，包括齿轮、套筒、左端盖和轴承端盖及联轴

21、器依次由左端装配，仅右端轴承和轴承端盖由右端装配 轴的各段直径和长度： 装联轴器段：由确定的d1=32mm，查手册LX3型弹性柱销联轴器与轴配合部分长度的长度L1=60mm,为保证轴端挡圈压紧联轴器，l1应比L1略小，取l1=58mm装左轴承端盖段：联轴器右端用轴肩定位，故取d2=36mm定位轴肩h=(0.070.1)d1； l2的宽度由轴承端盖宽度及其固定螺钉的装拆空间要求决定，取轴承端盖至联轴器左端端面长度为，可取端盖的宽度为30mm,则l2=(10+30)mm=40mm 装左轴承段：此轴径由滚动轴承的内圈孔来决定。根据斜齿轮有轴向力及d2=36mm,选角接触球轴承7308C，其尺寸为d*

22、D*B=40mm*90mm*23mm,故取d3=40mm,轴段3的长度由滚动轴承宽度B决定，取l3=23mm轴未配合段：为保证左轴承右端面的定位，其右端面由轴肩固定，轴肩高度h=(0.070.1)d2,取h=3mm,则d4= d3+2h=46mm。根据中间轴小齿轮宽度B=85mm，综合考虑l4=100mm装齿轮段：考虑齿轮与轴一体制造，则d5=da1=67.5mm,l5等于小齿轮的齿宽45mm 定位右轴承段：右轴承的左端面用轴肩定位，该段与段径向尺寸协调，故取d6=46mm,l5可取15mm 按右轴承段：因选用7308C型号轴承，则d7=40mm,l7=B=23mm联轴器与轴的周向固定均采用平

23、键连结，配合为H7/k6,滚动轴承与轴的配合为H7/k6（轴肩处得圆角如图所示，轴端倒角取）根据以上各轴段直径和长度绘制轴的结构图，如图A-1。如下图：d1=32mml1=58mmd2=36mml2=40mmd3=40mml3=23mmd4=46mml4=100mmd5=67.5mml5=45d6=46mml6=15mmd7=40mm,l7=23mm九、中间轴的设计1.选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料为45钢。由表14-1查得1b=59MPa1b=59MPa2.初算轴的最小直径3轴的结构设计(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(2) 轴上零件的周向固定安装轴承处得轴径为轴的最小

24、直径，根据表14-2，A=107118，按公式（14-2）得 d1=AError! No bookmark name given.=（107118）Error! No bookmark name given.mm=22.5624.88mm右端轴承段：该段轴径应与轴承内径一致，由上面已算的最小直径选取角接触球轴承7305C, 尺寸为d×D×B=25mm×62mm×17mm。故此段轴径d1=25mm.为防止轴承端面与箱体内壁干涉，取轴承内侧与箱体内壁距离s=5mm;为防止齿轮与箱体内壁干涉，取该齿轮与箱体内壁的距离a=15mm;取齿轮轮毂与其装配段的长度差为

25、2mm。则该段的长度l1=B+s+a+2=(17+5+10+2)mm=39mm。此外，可选取右端轴承端盖的宽度为30mm高速级大齿轮段：为使齿轮装拆方便，设置过渡轴肩，过渡轴肩的高度h=(0.070.1)d1,取h=2.5mm,则d2=d1+2h=(25+5)mm=30mm,为保证套筒紧靠齿轮端面使齿轮轴向固定，l2应略小于齿轮宽度，取l2=(40-2)mm=38mm轴肩段：大齿轮左端用轴肩定位，轴肩推荐高度h=(0.070.1)d=(0.070.1)×30mm=2.13mm,取h=3mm,则d3=d2+2h=36mm 为防止两齿轮发生干涉，可取轴肩长度可取l3=15mm低速级小齿轮

26、段：由于该段齿轮可与轴一体制造，则d4=da1=107.1mm,长度l4=b1=85mm轴肩段：可考虑该段与段关于小齿轮对称，故取轴径d5=36mm,长度l5=20mm采用过渡圆锥的方式定位轴承右端面，可取圆锥的长度为l6=5mm左端轴承段：轴左端与7305C轴承配合，故该段轴径d6=25mm，该段的长度l6=B=17mm滚动轴承与轴的配合为H7/k6（轴肩处得圆角如图所示，轴端倒角取）根据以上各轴段直径和长度绘制轴的结构图，如图A-1d1=25mml1=29mmd2=30mml2=38mmd3=36mml3=15mmd4=107.1mml4=85mmd5=36mml5=25mml6=22mm

27、d7=25mml7=17mm十、低速轴的设计1.选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料为45钢。由表14-1查得1b=59MPa1b=59MPa2.初算轴的最小直径安装链轮处得轴径为轴的最小直径，根据表14-2，A=107118，按公式（14-2）得 d1=AError! No bookmark name given.=（107118）Error! No bookmark name given.mm=31.3834.61mm，考虑该段轴上有键槽削弱，故将轴径增大，即32.3236.34mm,圆整取该段轴径d1=40mm3轴的结构设计(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度链轮段轴径：由上

28、面知该段轴径d1=40mm，综合考虑，可取该段长度l1=60mm,定位链轮段：链轮左端由轴肩定位取该段轴肩高度h=2.5mm，则该段轴径d2=40+2h=45mm,为方便轴承端盖固定螺钉的装拆级轴承润滑剂的加注，取该段长度l2=60mm安装右轴承段：此段轴径与轴承内径一致，根据斜齿轮有轴向力且d2=45mm，选取角接触球轴承7310C，其尺寸为d×D×B=50mm×110mm×27mm，则d3=50mm,轴承右端由轴承端盖固定，该段长度可取l5=27mm未配合轴段：为保证轴承左端的固定，设置轴肩，其高度h=(0.070.1)d3,取h=5mm,则d2=d

29、1+2h=(50+10)mm=60mm；中间轴上大齿轮的齿宽b2=40mm,为防止齿轮发生干涉，综合考虑后取l4=65mm轴环段：齿轮右端用轴环定位，按设计手册推荐轴环高度h=(0.070.1)d=(0.070.1) ×58mm=4.065.8mm,取h=5mm，轴环宽度l5=1.4h=1.4×5mm=7mm，故d5= d4+2h=72mm装齿轮段：为保证齿轮装拆方便，取该段和段轴径相协调，故取d6=60mm；为了使齿轮被压紧，则l6应比齿轮宽度略小，故取l6=(80-2)mm=78mm装左端轴承段：由上面知该段与轴承7310C轴承相配合，则d7=50mm；取轴承右端面至箱

30、体的距离为s=5mm，齿轮左端面至箱体的距离a=10mm,大齿轮轮毂与其配合轴段的长度差为2mm，则l7=B+s+a+2=(27+5+14+2)mm=48mm。大齿轮左端面用套筒轴向定位,左端轴承装有轴承盖d1=40mml1=60mmd2=45mml2=60mmd3=50mml3=27mmd4=60mml4=65mml5=7mmd5=72mmd6=60mml6=78mmd7=50mml7=48mm(2)轴上零件的周向固定滚动轴承与轴的配合为，齿轮和轴的配合为，链轮与轴的配合为（轴端倒角取，轴肩处圆角取R1R2） 根据以上各轴段得的直径和长度绘制低速级结构图，如图A-3。如下图所示：十一、低速轴

31、的强度校核计算三根轴中低速轴传递的扭矩最大，故要对低速级轴进行校核计算1计算轴的载荷2.计算支反力，作弯矩图3.作扭矩图4.判断危险截面，计算当量弯矩已求得低速轴所受的扭矩T=241000作用在齿轮上的力为： =645N 作水平面内的弯矩图MH(如图d)水平面内的支反力为截面B处的弯矩为：=1078×69=73002N 作垂直面内的弯矩图(如图f) =-818N=(2500+645+818)N=3963N截面B左边弯矩为：=-818×69=-56442截面B右边弯矩为：=()-=2500×(112+111)-3963×111=117607截面C弯矩为：=

32、2500×112=280000 作合成弯矩图(如图g)截面B左边： =92277截面B右边： =扭矩图如图(h)所示从合成弯矩图可见截面C处弯矩弯矩最大，故对危险截C校核因为工作时为单向转动，扭矩切应力为脉动循环变应力，故取修正系数=0.6，则截面C的当量弯矩为： 则=25.21MPa 因为C截面处25.21<59故此低速轴是安全的，满足要求T=2410001716N435N645N73002N=-818N3963N=-56442=117607=28000092277.25.21 低速轴结构简图十二、轴承寿命的校核现对低速级轴上的7310C轴承进行校核，经查设计手册知，e=0.

33、31，据已知条件轴承预计寿命需：15×300×16h=72000h1. 求支承处径向力2.派生轴向力的计算3.求各轴承轴向载荷FA、FC由上已知，1716N，435N，645N水平面内支承反力，铅垂面内支承反力=-818N，3963N则，支点处得合力：1337N0.31×1337N=414N由图知，两轴承面对面安装，右端轴承定为2号轴承。因为，=1680N>FSA，所以，2端为松端，1端为紧端，FC=FSC=1245N 4.计算当量动载荷5.计算轴承的寿命>e=0.31，故PA=0.44FRA+YFA=0.44×1337+1.9×1

34、680=3780N,故PC=FR=435N查表12-7得ft=1，查表12-8得fp=1.2，查手册得Cr=53500N，球轴承=3213643h>72000h所以该轴承满足设计寿命要求PA=3780PC=435满足要求十三、键联接的选择与强度校核普通平键联结的结构简单，装拆方便，对中性好应用最广，在此普通减速器中可均采用平键联结。其中C型键用于轴端与轮毂键槽的联结，故高速轴端与联轴器间、链轮与低速级轴端均采用C型普通平键联结。查手册得：高速轴端与联轴器间选用：键C10×48 GB/T 1096-2003链轮与低速轴端间可选用：键C12×50 GB/T 1096-20

35、03中间轴上与大齿轮间选用：键A10×28 GB/T 1096-2003低速轴端与大齿轮间选用：键A16×48 GB/T 1096-2003 对低速轴与大齿轮间键进行强度校核：查表可知，b=16mm,h=10mm,L=48mm校核公式 查表知键联结的许用应力=100120MPa其中T=240000，k=h/2=5mm，l=L-b=48-16=32mm则，120MPa 故该键挤压强度足够，安全可以 对中间轴上键A10×58 GB/T 1096-2003强度校核：查表可知，b=10mm,h=8mm,L=28mm校核公式 查表知键联结的许用应力=100120MPa其中T

36、=89520，k=h/2=4mm，l=L-b=28-10=18mm则，120MPa 故该键挤压强度足够，安全可以 对低速轴与链轮间键A12×50 GB/T 1096-2003强度校核：查表可知，b=12mm,h=8mm,L=50mm校核公式 查表知键联结的许用应力=100120MPa其中，T=241000，k=h/2=4mm，l=L-b=50-12=38mm则，120MPa 故该键挤压强度足够，安全可以十四、减速器附件的选择为了保证减速器的正常工作，在减速器的箱体上通常设置一些附件，以便于减速器润滑油池的注油、排油、检查油面高度和拆装、维修等。减速器的选择及作用如下：1.窥视孔及视孔

37、盖便于检查内传动零件的啮合情况、润滑状态、接触点和齿侧间隙2.通气孔在箱盖顶部或视孔盖上安装，使箱体内的热空气能自由的溢出，以此达到箱体内外的气压平衡3.油面指示器方便检查箱体内油面高度，以确保箱内油量适中。油标位置在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防止油进入油尺座孔而溢出4油螺塞放油孔位于油池最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处得机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支撑面，并加封油圈加以密封5.吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体6.定位销为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘的结合面上，呈非对称布置。十五、润滑方法和密封形式因齿轮的圆周速度小于12m/s，所以采用浸油润滑的方式，这样不仅可以减小磨损、提高传动效率，还可以防止锈蚀、冷却及降低噪音。对于多级齿轮传动，应按各级所选润滑油的平均值来确定润滑油：由公式，得高速级轴齿轮的速度：中间轴大齿轮的速度：中间轴小齿轮的速度：低速级轴齿轮的速度：查表10-9得，所需润滑油的运动粘度：经查手册，所选润滑油为工业闭式齿轮油： GB/T 5903