一级圆柱齿轮减速器课程设计(带cad图纸)

1、目录一、课程设计任务书-2-二、传动方案的拟定-1-三、电动机的选择-2-电动机类型的选择-2-四、确定传动装置的有关的参数-4-确定传动装置的总传动比和分配传动比。-4-计算传动装置的运动和动力参数。-4-五、传动零件的设计计算-6-V带传动的设计计算-6-齿轮传动的设计计算-7-六、轴的设计计算-10-输入轴的设计计算-10-输出轴的设计计算-12-七、滚动轴承的选择及校核计算-14-八、连接件的选择-16-联轴器的选择-16-键的选择计算-16-九、减速箱的附件选择-18-十、润滑及密封-19-十一、课程设计小结-20-十二、参考资料-21-、课程设计任务书题目：设计化工易燃易爆品生产车

2、间链板式运输机的传动装置。条件：链板式运输机由电机驱动。电机转动，经传动装置带动链板式运输机的驱动链轮转动，拖动输送链移动，运送原料或产品。该机也可用于加工线或装配线上运送零件。整个机构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，连续转动，但向转动，载荷平稳。允许输送链速度偏差为5%工作机效率为0.95。该机由机械厂小批生产。1-电机2/专动装置3-驱动装置轴4-输送链链板式运输机的传动示意图数据:题号B-1B-2B-3B-4B-5B-6B-7B-8输送链拉力F(N)48004500420040003800350032003000输送链速度V(m/s)0.70.80.

3、91.01.11.01.11.2驱动链轮直径D(mm)350360370380390400410430二、传动方案的拟定根据设计要求拟定了如下两种传动方案:c)选择方案方案对比:力杀传动方式评价a电机级圆，传送带一一住直齿轮1一"*俞出工2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电机级圆，联轴器二性直齿轮一输出开式：载何分布/、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。三、电动机的选择电动机

4、类型的选择Y系列三相异步电动机。（1）传动装置的总效率：_2=1234=0.98X0.98X0.95X0.98乂0.95乂0.99=0.8401=0.98（滚动轴承传动效率）2=0.95（V带传动效率）3=0.98（圆柱齿轮传动效率）4=0.99(联轴器)5=0.95（工作机效率）(2)电动机所需的工作功率：cF48000.7,Pw=3.36kw1=0.982=0.953=0.984=0.95=0.840PdPW3.36 =4kw0.840电动机功率：Pd =4kw（3）确定电动机转速 卷筒轴工作转速为60 1000v n 60 1000 0.7 38.22r /min350350按机械设计课

5、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Pd =4kw动比i b=36,则总传动比合理范围为ia 624,故电机转速10001000的可选范围为:ndia ?n(6-24)38.22(229.3917.3)可选电机：Y160M1-8Y160M2-8Y160L-8Y315S-104.0KW5.5kw7.5kw45kw720r/min720r/min720r/min590r/mini d=229.3-917.3 r/min电动机型号:Y160M2-8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Y160M2-8其主要性能，额定功

6、率5.5kw;满载转速720r/min.四、确定传动装置的有关的参数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。由选定电动机满载转速nm和工作主动轴转速n,可得传动装置总传比72038.2218.84式中：nm720r/min；n38.22r/min。in=18.84分配传动装置传动比iai0?i式中小i分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取io3.2,则减速器传动比为：iiia 18.84io 3.25.89计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴的转速i03.2i15.89I轴nInm螫225r/minio3.2n轴nnin iii12255.893

7、8.20 r/min卷筒*由nm nn38.20r/min式中：n , n , n分别为I .n.in轴的转速;nm电机?载转速；io电动机至I轴的传动比；iiI轴到II的传动比。（2）各轴输入功率I轴PIPd?01Pd?240.953.8KWn轴PiiPi?12Pi?1?33.80.980.983.65KW卷筒轴PiiiPi?34Pii?1?4?53.650.980.990.953.36KW式中：Pd电动机的输出功率，kwp,pi,n,田轴的输入功率，kw10.98（滚子轴承），20.95（V带传动），30.98（齿轮传动率），40.99（联轴器），50.95（工作机效率）。（3）各轴输入转

8、矩电机输出转矩_Pd4Td9550d955053.06N?mnm720I轴TiTd?i。？2=53.06x3.2x0.95=161.30N?mII轴TiiTi?i1?12Ti?i1?1?3=161.30x5.89x0.98x0.98912.43N?m卷筒轴TiiiTi?1?4?5=912.43x0.98x0.99x0.95nI =225r/minnII =38.20r/minnIII =38.20r/minPI =3.8KWPi =3.65KWPII =3.36KWTd =53.06 N ?mTi =161.30 N ? mTii =912.43 N?m840.98N?mTIII =840.9

9、8 N?m五、传动零件的设计计算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5.5kw;传动比为321)确定计算功率PcaKaP=1.24=4.8kW式中：PCa计算功率，kW;Ka工作情况系数，由机械设计书查找P156页& =4.8KWKa=1.2表8-7得Ka=1.22)选才?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dd2idd1计算尽量满足机械设计

10、书P157页表8-8普通V带轮的基准直径系列取dd1=112mm,d2=ioXdd2=358.4mm取dd2355mm(属于带轮的基准直径系列取值)则实际传动转速：nI=nmdd1/dd2=720112/355=227.15r/mindd1 =112mmdd2 355 mm转速误差为：(nInI)/nI%=(227.15-225)/225=0.95%带速V:V=Ttdd1nI/60X1000=兀720112/6010004.22m/s在525m/s范围内，带速合适。(3)确定带长和中心矩V=4.22m/s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次数，有力于提高带的寿命。但是

11、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。L0=2240mm a=743mm a 1=161.30Z=4F0 =233.76NFp =1845.23N有机械设计书P152页式(8-20)得：0.7(ddi+dL)wao02(ddi+dd2)0.7(112+355户ao<2X(112+355)所以有：362.9mm<ao<934mm综合带传动总体尺寸的限制条件与要求取ao=7OOmm带长：由教材P158式(8-22)得：Lo=2ao+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4ao=2x700+1.57(112

12、+355)+(355-112/4x700=2154.3mm根据教材P146表(8-2)取Ld=2240mm根据教材P84式(5-16)得：a=a0+(Ld-L。)/2=700+(2240-2154.3)/2=743mm(4)验算小带轮包角a1=1800-(dd2-dd1)/aX57.30=1800-(355-112)/743X57.30=1800-17.70=161.30>1200(适用)(5)确定带的根数P0单日g普通V带的基本额定功率P0单日g普通V带的基本额定功率的增量K”包角修正系数KlV带的基准长度系列及长度系数Pea计算功率根据教材P152表(8-4a)P0=0.90KW根据

13、教材P153表(8-4b)P0=0.09KW根据教材P155表(8-5)Ka=0.95根据教材P146表(8-2)Kl=1.06由教材P158式(8-26)得Z=Pea/Pr=Pca/(P0+AP0)K“Kl=4.8/(1.0+0.1)X0.95X1.064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：2F0=500(2.5Ka)pca/Kazv+qv=500(2.5-0.95)4.8/0.9544.22+0.14.222=233.76N则作用在轴承的压力Fp,由教材P159式(8-28)Fp=2ZF0sina1/2=2X4X

14、233.76Xsin161.30/2=1845.23N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Ra<1.63.2仙m2)按齿面接触疲劳强度设计根据教材P203式10-9a：.、cccku1Zedi>2.323-dUH进行计算；确定肩美参数如下：传动比ii=5.89取小齿轮齿数：Zi=20人齿轮齿数：Z2=5.9Zi=5.9X20=118实际传动比：i=118/20=5.9。传动比误差：i-i0/I

15、=5.9-5.9/5.9=0%可用。齿数比：u=i=5.89由教材P205表10-7:取小d=1.2转矩T1T1=9.55X106XP/n1=9.55X106X3.8/225=161228Nmm载荷系数k查机械设计书P193,表10-2:取k=1.00由教材P201表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2许用接触应力(7HerH=ctHlimkHN/SH由教材P209图10-21查得：o-HlimZ1=600Mpao-HlimZ2=550Mpa由教材P206式10-13计算应力循环次数NN1=60njLh=60X720X1X(16X365X5)=1.26X109N2=N1/

16、i=1.26X109/5.9=2.1乂108由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：Khn1=0.90Khn2=1.02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(th1=(THlim1Khn1/Sh=600X0.90/1.0Mpa=540Mpa(th2=(THlim2Khn2/Sh=550X1.02/1.0Mpa=556Mpa故得：2di>2.323kT1u1ZE,211612285.91189.8di=2.323=58.04mm1.25.9556m=3mm Z1=20 Z2=118 d1=60mm d2=354mm模数：m=d1/Z1=65/20=2

17、.90mm取标准模数：m=3mm3)校核齿根弯曲疲劳强度根据教材P201公式10-5a：(TF=2KT1YFaYSa<h3_2dmZi确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=3x20mm=60mmd2=mZ2=3X118mm=354mm齿宽：b=(|)dd1=1x58.33=58.33mmb=58.33mmb1=65mmYFa1=2.80YSa1 = 1.55YFa2=2.18YSa2=1.79o- Flim1=290Mpa0- Flim2 =210MpaSf=1.25(TF1=232Mpa(rF2=168Mpa取b=58.33mmb1=65mm齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据

18、齿数Z1=20,Z2=118由表10-5(P200府:YFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.18YSa2=1.79许用弯曲应力(7F根据公式：(rF=(TFlim/SFo-Flim1=290Mpao-Flim2=210Mpa按一般可靠度选取安全系数：SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力(Tfi=(TFlim1/SF=290/1.25=232Mpa(tf2=(TFlim2/SF=210/1.25=168Mpa将求得的各参数代入式(TF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1(rF1=167.5Mpacr F2=25.53Mpaa =207mm二(2x1.25x161288/58.

19、04x32x20)x2.80x1.55=167.5Mpa<(tfi(TF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2x1.25x161288/58.33x32x118)x2.18x1.79=25.53Mpa<6f2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。4)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=3/2(20+118)=207mmV =2.26m/s5)计算齿轮的圆周速度VV=_din=3.14X60X720/60X1000=2.26m/s601000六、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

20、-3,取A0=103,P为传递功率为P=3.8KW,n为一级输入轴转速n=nI=227.15r/min。则:d1033=26.34mm.227.15考虑有键槽，将直径增大5%,则d=28.71X(1+5%)=27.65mmd=28mm选d=28mm2、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29。左端的滚动轴承的定位轴肩考虑，且便于轴承

21、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C1。具体尺寸见上图。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、标准精度的深沟球轴承6006,其尺寸为dDB=30X62X13选取一对在轴的左右两端(3)按弯矩复合强度计算。求分度圆直径：已知di=60mm求转矩：已知Ti=161288Nmm求圆周力：FtFt =5376.3N根据教材P198(10-3)式得Ft=2Ti/di=2161288/60=5376.3N求径向力Fr根据教材P198(10-3)式得Fr=195

22、6.8NFr=Fttana=5376.3xtan200=1956.8因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=62mm1)绘制轴受力简图(如图a)2)绘制垂直面弯矩图(如图b)Fay =978.4NFby =978.4NFaz =26688.2N同承支反力：Fay=Fby=F12=978.4NFaz=Fbz=FV2=2688.2NMci=60.6N m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=978.4X0.062=60.6Nm(3)绘制水平面弯矩图如图：截面C在水平面上弯矩为:Mc2=166.6N mMc =177.3N mT=161.3N mMec =239

23、.7N m(re =51.3MPa<(T -lbMc2=FazL/2=2688.2X62/2=166.6N-m(4)绘制合弯矩图(如图d)Mc=(Mci2+Mc22)1/2=(60.62+166.62)1/2=177.3N-m(5)绘制扭矩图(如图e)转矩：T955105pm9551053.8/225=161.3N-m(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a=1,截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(aT)21/2=177.32+(1X161.3.)21/2=239.7N-m(7)校核危险截面C的强度由式(15-5)(Te=Mec/0.1d33=239.

24、7/0.1x363=51.3MPa<(r-ib=60MPa该轴强度足够。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Ao=103,P为传递功率为Pii3.65KWn为二级输出轴转速为nn=q/5.89=38.57r/min。d人03巴(实心轴)则：d10333.65=45.01mm38.57d=48mm考虑有键槽，将直径增大5%,d=47.26mm取d=48mm2、速度校核实际的输出轴转速为：nn=38.57r/minV0=D兀n"600.706m/s偏差为%=(0.76-0.7)/0.7=0

25、.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、标准精度的深沟球轴承6009,其尺寸为dDB=50X80X16选取一对在轴的左右两端(3)

26、按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=354mm求转矩：已知T2=912.43Nm求圆周力Ft：根据教材P198(10-3)式得Ft=2T2/d2=2X912.43X103/354=5154.97N求径向力Fr根据教材P198(10-3)式得Fr=Fttana=5154.97X0.36379=1876.25N;两轴承对称二LA=LB=62mm(1)求支反力Fax、Fby、Faz、FbzFax=Fby=F12=1876.25/2=938NFAz=FBz=Ft/2=5154.97/2=2577.5N(2)由两边对称，截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为Mci=FayL/2=938X0.062

27、=58.2N-m(3)截面C在水平面弯矩为Mc2=FazL/2=2577.5X0.062=159.8Nm(4)计算合成弯矩Mc=(Mci2+Mc22)1/2=(58.22+159.82)1/2=170N-m(5)计算当量弯矩：根据教材选a=1Mec=Mc2+(aT)21/2=1702+(1乂912.43)21/2=918.9N-m(6)校核危险截面C的强度由式(15-5)(re=Mec/(0.1d3)=918.9/(0.1X0.0553)=55.23Mpa<6-1b=60MpaFt =5154.97NFr=1876.25NFax=Fby =938NFaz=Fbz=2577.5NMci=5

28、8.2N mMc2=159.8N mMc =170N mMec=918.9N mo- e =55.23Mpa<(T -1b此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算1 .滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小，性质，方向,转速及工作要求进行选择。若只承受径向载荷而轴向载荷较小，轴的转速较高，则选用深沟球轴承；若轴承同时承受较大的径向力和。轴向力，或者需要调整传动件的轴向位置，则应选择角接触球轴承或圆锥滚子轴承。经过分析比较后，选用深沟球轴承。2 .滚动轴承的型号。（从机械工程师电子手册查）根据各轴的安放轴承出的直径大小，经过分析和比较，轴承的选择如下：输入轴选用的轴承标记为：滚动轴承6206G

29、B/T276-1994尺寸：dDB=30X62X16它的基本额定载荷Cr=13.2KN,Cor=8.30KN输出轴选用轴承的标记为：滚动轴承6009GB/T276-1994尺寸：dDB=50X80X16它的基本额定载荷Cr=22.0KN,Cor=16.2KN3 .对轴承进行寿命校核。轴承预计寿命29200小时根据已知条件，轴承预计寿命Lh=16X365X5=29200h轴承的寿命校核可由教材P320式（13-5a）即：106ftCLh（）进仃。60nP根据P319页，（对于球轴承，=3;对于滚子轴承=10/3）则=10/3。由教材表13-4结合该轴承的工作环境，取ft=1.000由于轴承主要承

30、受径向载荷作用则PfpFr（由教材P321式13-9a)由教材P321表13-6,取fp=1.0;(1)对输入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：PfpFr=fPFNH1FNV1=1.0x978.422688.22=2860.7N则：Lh=44484h预期寿命足够Lh1106(ftC)=106(1.0019500)10/3=44484h>Lh=29200h60nI(P)602252860.7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:2f pFr = fp J FNH1F|2V1=1.0XV93822577.

31、52Fax=Fby =938N Faz=Fbz=25577.5N则：Lh2106ftC1061.00 2200060nH60 38.202577.5)3=271304h>LhLh=271304h轴承合格=2742.9N故所选轴承可满足寿命要求。八、连接件的选择联轴器的选择根据传递载荷的大小，轴转速的高低，被连接件的安装精度等，参考各类联轴器特性，选择一种合用的联轴器类型。(1)类型选择及材料由于此处并无剧烈冲击，且功率小。在输出轴处选择平键套筒联轴器。输出扭距较大，但速度小所以选用45号钢。(2)载荷计算名义转矩：TII=9550PII=9550X3.65/38.20=912.5NJ-m

32、由教P351表14-1,考虑到转矩变化很小取Ka1.5由教材P351式14-1计算转矩：TcaKaTii=1.5X912.5N-m=1368.75N-m(3)具体设计及型号的选择由于输出轴转速较慢并且比较稳定，不会产生附加的相对位移，而且传递的转矩不大，考虑到经济性以及拆装的方便，初选选弹性套柱销联轴器。HL7Y型nmax=3550r/minTmax=2000Nm>1368.75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

33、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型)，由轴径的大小d=28mm,及由教材P106表4-1,选用键GB/T1096-1979键8X7X28。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p=100120MPa,取p=150MPao键与带轮毂键槽的接触高度k0.5h=0.5X7=3.5mm键的工作长度lLb=458=37mm由教材P106式6-2则有:32TI10kld2161.31033.53728=90.0MPap（合适）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、使用要求和工作条件，选用圆头普通平键（A型），由

34、轴径d=36mm,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/T1096-1979键10X8X452）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p=100120MPa,取p=150MPao键与轮毂键槽的接触高度。k0.5h=0.5x8mm=4mm键的工作长度lLb=4510mm=35mm则有：2TI103kld3=2161.310一43536=64MPap（合适）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=62mm和由教材P106表4-1,选用键G

35、B/T1096-1976键20X12X56;联轴器段由2表4-1,选用键GB/T1096键18X11X56。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p=100120MPa,取，p=150MPa。键与轮毂键槽的接触高度k0.5h=0.5X11mm=5.5mm键的工作长度lLb=6318mm=45mm则有：32TII10_2912.43103kld-5.54565=113.4MPap（合适）键A8X7X28GB/T1096-1979P=90.0MPa键A10X8X45GB/T1096-1976erp=64Mpa键A18X11X56GB/T1096-1976（rp=113

36、.4Mpa九、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。在其附近应肩足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以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M16X1.5的外六角螺塞（2表7-11）。3 .油标油标用来旨示油面高度，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。简易的通气器钻启,字型孔，常设置在箱顶或检查孔上，用于较清洁的环境。较完