機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計設(shè)計說明書課題名稱： 鏈板輸送機系 別 機電工程系 專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 班 級 姓 名 學 號 指導(dǎo)老師 目 錄一 設(shè)計任務(wù)書 3二 傳動方案的擬定 4三 電機的選擇 4四 運動和動力參數(shù)的計算 5五 傳動件的設(shè)計計算 6六 軸的設(shè)計 12七 滾動軸承的選擇與壽命計算 20八 聯(lián)軸器的選擇 24九 鍵聯(lián)接的選擇和驗算 25十 箱體的設(shè)計 26十一 減速器附件的設(shè)計 26十二 潤滑和密封 27參考文獻28一、設(shè)計任務(wù)書礦用鏈板輸送機傳動裝置設(shè)計1、設(shè)計條件：（1）機器用途：煤礦井下運煤；（2）工作情況：單向運輸，中等沖擊；（3）運動要求：輸送機運動誤差不超過7%；（4）工作能力：儲備余量15%；（5）使用壽命：十年，每年300天，每天8小時；（6）檢修周期：半年小修，一年大修；（7）生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)；（8）制造廠型：中小型機械廠；2、輸送機簡圖：如圖13、原始數(shù)據(jù)： 運輸機鏈條速度：0.5m/s； 運輸機鏈條拉力：16KN； 主動星輪齒數(shù)：9； 主動星輪節(jié)距：50mm；4、設(shè)計任務(wù)： （1）設(shè)計內(nèi)容：電動機選型傳動件設(shè)計減速器設(shè)計聯(lián)軸器選型設(shè)計； （2）設(shè)計工作量：裝配圖1張零件圖2張；二、傳動方案的擬定 根據(jù)傳動裝置各部分的相對位置（如圖1），綜合考慮工作機的性能要求、工作條件和可靠性，以使結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本低、傳動效率滿足要求等，選擇二級圓錐-圓柱齒輪減速器，機構(gòu)運動簡圖如圖2：三、電機的選擇1、計算運輸機主軸的轉(zhuǎn)速和功率（1）轉(zhuǎn)速 由原始數(shù)據(jù)可得主動星輪的直徑d=143.3,則=66.672r/min（2）功率 pw=Fv=120.5=6kw2、電動機的功率（1）傳動裝置的總效率 由參考文獻1表1-2查得： 滾筒效率1=0.96； 彈性聯(lián)軸器效率2=0.99； 滾動軸承效率3=0.98； 圓柱齒輪傳動效率4=0.97； 圓錐齒輪傳動效率5=0.95； 總效率=12223345=0.9620.9920.9830.970.95=0.7834（2）所需電動機的功率 Pr=Pw/=6/0.7834=7659kw3、選擇電動機的型號 根據(jù)工作條件：煤礦下運輸，應(yīng)選擇防爆電機。查參考文獻2表7-2-2選擇電動機的型號為Y160L-6，額定功率11kw，滿載轉(zhuǎn)速970r/min,電動機軸伸直徑48mm。四、運動和動力參數(shù)的計算1、分配傳動比（1）總傳動比：i=970/66.672=14.549（2）各級傳動比： 直齒圓錐齒輪（高速級）傳動比i12=0.25i=3.637 斜齒圓柱齒輪（低速級）傳動比i23=4【】（3）實際總傳動比 i實=i12i23=3.6374=14.548 因為i=i實i=0.001<0.05,故傳動比滿足要求。2、運動和動力參數(shù)計算（各軸標號見圖2）（1）軸0（電動機軸） P0=Pr=7659kw n0=970r/min T0=95507659/970=955010.21/940=75406Nm（2）軸1（高速軸）P1=P012=7.659096099=7279kw n1=n0=970r/min T1=9550P1/n1=95507279/970=71664Nm（3）軸2（中間軸） P2=P135=72790.980.95=6777kw n2=n1/i12=9703.637=266.703r/min T2=9550P2/n2=95506777/266.667=323.5297Nm（4）軸3（低速軸） P3=P234=9.0340.980.97=8.588kw n3=n2/i23=266.6674=66.67r/min T3=9550P3/n3=95508.588/66.67=1230.169Nm（5）軸4（運輸機主軸） P4=P3123=8kw n4=n3=66.67r/min T4=9550P4/n4=95508/66.67=1145.943Nm五、傳動件的設(shè)計計算1、閉式直齒圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算（1）選擇齒輪材料，確定許用應(yīng)力 由參考文獻3表16.2-60，表16.2-64及圖16.2-17,圖16.2-26, 小齒輪材料選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217255 Hlim1=580MPa, Flim1=220MPa 大齒輪材料選用45號鋼，正火處理，HB=162217 Hlim2=560MPa, Flim2=210MPa 查參考文獻3表16.2-16,取SH=1.25,SF=1.6,則 H1=Hlim1/SH=464MPa F1=Flim1/SF=137.5MPa H2=Hlim2/SH=448MPa F2=Flim2/SF=131.25MPa（2）按齒面接觸強度設(shè)計小齒輪的大端模數(shù) 取齒數(shù)Z1=16，則Z2=Z1i12=163.525=56.4,取Z2=57 實際齒數(shù)比=Z2/Z1=3.5625 分錐角1= arctan=arctan=15.6795 2= arctan=arctan=74.3205 取載荷系數(shù)K=1.5 由參考文獻3表16.4-26de1=1951=1951=112.711 大端模數(shù)m=de1/Z1=7.04 查參考文獻3表16.4-3，取m=8（3）齒輪參數(shù)計算 大端分度圓直徑d=zm=128 d=zm=578=456 齒頂圓直徑=128+28cos15.6795=143.405 456+28cos74.3205=460.324 齒根圓直徑=128-2.416cos15.6795=91.029 =456-2.416cos74.3205=445.622 取齒寬系數(shù) 外錐距128/2sin15.6795=236.866 齒寬71.06,取b=71 中點模數(shù)6.8 中點分度圓直徑108.8 387.6 當量齒數(shù)16.618,210.911 當量齒輪分度圓直徑113 1434.129 當量齒輪頂圓直徑126.6 1447.729 當量齒輪根圓直徑106.185 1347.64 當量齒輪傳動中心距773.5645 當量齒輪基圓齒距20.064 嚙合線長度=34.368 端面重合度1.713 齒中部接觸線長度=59.104（4）驗算齒面接觸疲勞強度 由參考文獻4式5-49得： 取，代入各值可得： 小齒輪=273.213MPa<=464MPa 大齒輪 =138.927MPa<=448MPa 故齒輪的齒面接觸疲勞強度滿足要求。（5）校核齒輪彎曲疲勞強度 由參考文獻4式5-47得： 式中查參考文獻3圖16.4-25得：，再由參考文獻3式16.4-12 =0.25+0.75/1.173=0.688所以=20.025MPa<=137.5MPa即齒輪的彎曲強度也滿足要求。2、閉式斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算（1）選擇材料，確定齒輪的疲勞極限應(yīng)力由參考文獻3表16.2-60、表16.2-64及圖16.2-17、圖16.2-26選擇齒輪材料為：小齒輪：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=217255 =580MPa =220MPa大齒輪：45號鋼，正火處理，HB=162217 =560MPa =210MPa（2）按接觸強度，初步確定中心距，并初選主要參數(shù) 由參考文獻3表16.2-33 式中：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=323.5297Nm 載荷系數(shù)取K=1.5 齒寬系數(shù)取=0.3 齒數(shù)比暫取=4 許用接觸應(yīng)力： 按參考文獻3表16.2-46，取最小安全系數(shù)=1.25，按大齒輪計算： =448MPa 將以上數(shù)據(jù)代入計算中心距的公式得： =300.607 圓整為標準中心距 按經(jīng)驗公式，=(0.0070.002)300=2.16 取標準模數(shù)=4 初取=12,cos12=0.978 取=29，=429=116 精求螺旋角：, 所以=1448 =4.1378 =4.137829=119.996 齒寬=0.3300=90（3）校核齒面接觸疲勞強度 按參考文獻4式5-39 式中： 分度圓上的圓周力=5392.341N 查參考文獻3表16.2-43, 節(jié)點區(qū)域系數(shù)按1448，x=0查參考文獻3圖16.2-15, =2.41 重合度系數(shù)取=0.88 螺旋角系數(shù) 代入數(shù)據(jù)： =312.663MPa<=448MPa 故接觸疲勞強度滿足要求。（4）校核齒根彎曲疲勞強度 按參考文獻4式5-37 式中：=323.5297Nm 復(fù)合齒形系數(shù)：首先計算當量齒數(shù) =128.4 由此查參考文獻3圖16.2-23得=4.12, =3.94 重合度與螺旋角系數(shù)：首先按參考文獻4式5-12計算端面重合度 =1.88-3.2(1/29+1/116)0.9667=1.684 據(jù)此查參考文獻3圖16.2-25得 =0.62 代入數(shù)據(jù)：=59.369MPa 計算許用彎曲應(yīng)力: 查參考文獻3表16.2-46取=1.6 按大齒輪計算則=131.25MPa 可見，故彎曲疲勞強度滿足要求。（5）主要幾何尺寸 =4 =4.1378 =29 =116 =1448 294.1378=119.996 =1164.1378=479.985 =119.986+24=127.996 =479.985+24=487.985 =0.5(119.996+479.985)=300 =90 取=95，=90六、軸的設(shè)計1、減速器高速軸1的設(shè)計（1）選擇材料 由于傳遞中小功率，轉(zhuǎn)速不太高，故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，查參考文獻4表12-1得材料的力學性能數(shù)據(jù)為： MPa MPa MPa（2）初步估算軸徑 由于材料為45鋼，查參考文獻3表19.3-2選取A=115，則得： =25.04 考慮裝聯(lián)軸器加鍵需將其軸徑增加4%5%，故取軸的最小直徑為30（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 如圖3所示，主要尺寸已標出.（4）軸上受力分析（如圖4a所示） 齒輪上的作用力圓周力：=1812.298N徑向力：=635.078軸向力：=178.098 求軸承的支反力 水平面上支反力： 垂直面上支反力：=487.649N =1065.057N（5）畫彎矩圖（如圖4b、c） 剖面B處彎矩： 水平面上彎矩=233.8Nm 垂直面上彎矩 =72.2Nm 合成彎矩=244.694 剖面C處彎矩：=9.7Nm（6）畫轉(zhuǎn)矩圖（如圖4d） 98.6Nm（7）計算當量彎矩 因單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，則=0.602 剖面B處當量彎矩 =251.3Nm 剖面C處當量彎矩 =60.1Nm（8）判斷危險剖面并驗算強度 剖面B處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，故剖面B為危險剖面 =MPa=39.3MPa<59MPa 剖面C處直徑最小，為危險剖面 MPa=22.3MPa<MPa 所以該軸強度滿足要求。2、減速器中間軸2的設(shè)計（1）選擇材料（同軸1）（2）初步估算軸徑 =37.2 考慮安裝齒輪加鍵，需將其軸徑增加4%5%，故取軸的最小直徑為40（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 如圖5所示，主要尺寸已標出。（4）軸上受力分析（如圖6a） 齒輪2上的作用力 齒輪2的受力與齒輪1大小相等，方向如圖6a所示: 圓周力：=1812.298N 徑向力：635.078N 軸向力：178.098N齒輪3上的作用力 圓周力：=5392.341N 徑向力：=2030.259N 軸向力：=1424.718N求軸承的支反力 水平面上支反力：=-（5392.3411051812.298345）/450=131.216N =(5392.3413451812.298105)/450=3711.259N垂直面上支反力： =(178.0984560.85/2+635.078345+2030.259105-1424.718119.996/2)/450=847.365N =(1424.718119.996/2+2030.259345+635.078105-178.0984560.85/2)/450=1817.972（5）畫彎矩圖（如圖6b、c） 剖面D處彎矩： 水平面上：=1053711.2590.001=389.7Nm 垂直面上：=1051817.9720.001=190.9Nm =(1051817.972-1424.718119.996/2)0.001 =105.4Nm 合成彎矩：=433.9Nm =403.7Nm（6）畫轉(zhuǎn)矩圖 =323.5297Nm（7）計算當量彎矩 用剖面D處的最大合成彎矩計算當量彎矩： =475Nm（8）判斷危險剖面并驗算強度 剖面D處當量彎矩最大，為危險剖面： =38MPa<=59MPa 即該軸強度滿足要求。3、減速器低速軸3的設(shè)計（1）選擇材料： 查參考文獻4表12-1選40Cr合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，=750MPa,=118MPa,=69MPa。（2）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 如圖7所示，主要尺寸已標出。（3）軸上受力分析（如圖8a）齒輪4的作用力齒輪4的受力與齒輪3的受力大小相等，方向如圖8a所示圓周力：=5392.341N徑向力：=2030.259N軸向力：=1424.718N 求軸承的支反力水平面上：=5392.341103/440=1262.298N =5392.341337/440=4130.043N垂直面上：=(2030.259103+1424.718479.985/2)440=1252.36N =(2030.259337-1424.718479.985/2)/440=777.9N（4）畫彎矩（如圖8b、c） 剖面C處彎矩： 水平面上：=425.4Nm 垂直面上：=422Nm =(1252.36337-1424.718478.985/2)0.001=80.1Nm 最大合成彎矩： =599.2Nm（5）畫轉(zhuǎn)矩圖（如圖8d） =1230.169Nm（6）計算當量彎矩 =69/118=0.585 剖面C處當量彎矩=936.4Nm 剖面D處當量彎矩 =719.6Nm（7）判斷危險剖面并驗算強度 C處當量彎矩最大，為危險剖面。 MPa=27.3MPa<69MPa D直徑最小，并受較大轉(zhuǎn)矩，為危險剖面 MPa=57.5MPa<=69MPa七、滾動軸承的選擇與壽命計算1、減速器高速軸滾動軸承的選擇與壽命計算（1）軸承的選擇 高速軸的軸承既受一定徑向載荷，同時還承受軸向載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40,由參考文獻3表20.6-79選用型號為30208，其主要參數(shù)有：d=40,D=80,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。 查參考文獻4表14-11:當時，X=1，Y=0；當時，X=0.4,Y=1.6。（2）計算軸承受力（如圖9） 求軸承徑向載荷根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的高速軸1的軸承支反力，有：=1474.555N=3376.293N 求軸承的軸向載荷軸承內(nèi)部軸向力Fs,按參考文獻4表14-13：=1474.555/21.6=460.798N=3376.293/21.6=1055.092N軸承的軸向載荷：因軸承被“壓緊”，故： =1233.19N =1055.092N（3）求軸承的當量動載荷P 軸承:=1233.19/1474.555>e=0.37 查4表14-12，=1.5 =1.5(0.41474.555+1.61233.19)=3844.389N 軸承:=1055.095/3376.293=0.313<e=0.37 =1.53376.293=5064.439N 因軸承相同，且,故應(yīng)以作為軸承壽命計算的依據(jù)。（4）求軸承的實際壽命 已知滾子軸承=10/3 =79083h 根據(jù)設(shè)計條件，使用壽命十年，第年300天，每天8小時，則L=103008=24000h 因，故所選軸承合適。2、減速器中間軸滾動軸承的選擇與壽命計算（1）軸承的選擇 中間軸的軸承也是既受一定徑向載荷，同時還承受軸向載荷，選用圓錐滾子軸承，初取d=40,由參考文獻3表20.6-79選用型號為30208，其主要參數(shù)有：d=40,D=80,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。 查參考文獻4表14-11:當時，X=1，Y=0；當時，X=0.4,Y=1.6。（2）計算軸承的受力（如圖10）求軸承的徑向載荷 根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的中間軸軸承的支反力， =857.464N =4132.61N 求軸承的軸向載荷軸承內(nèi)部軸向力Fs,按參考文獻4表14-13： =857.464/21.6=267.958N =4132.61/21.6=1291.44N軸承的軸向載荷： 其中 1424.718-178.098=1246.62N 因，使軸承被“壓緊”，故： =267.958N 267.958+1246.62=1514.578N（3）求軸承的當量動載荷P 軸承：=267.958/857.464=0.313<e=0.37 =1.5857.464=1286.196N 軸承：=1514.578/4132.61=0.3665<e=0.37 1.54132.61=6198.92N 因軸承尺寸相同且,故應(yīng)以作為軸承壽命計算的依據(jù)。（4）求軸承的實際壽命已知滾子軸承=10/3 =142111h>L=24000h故所選軸承滿足要求。3、減速器低速軸滾動軸承的選擇與壽命計算（1）軸承的選擇 根據(jù)受力要求，軸承將承受較大的徑向力和軸向力，選取圓錐滾子軸承，由參考文獻3表20.6-19選用型號為32010，其主要參數(shù)為：d=50,D=80,Cr=61KN,e=0.42,Y=1.4。 查參考文獻4表14-11：當時，X=1，Y=0；當時，X=0.4,Y=1.4（2）計算軸承受力（如圖11） 求軸向載荷根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的低速軸3的軸的支反力： 1778.146N 4202.664N 求軸向載荷軸承內(nèi)部軸向力Fs,按參考文獻4表14-13： 1778.416/21.4=635.052N =4202.664/21.4=1500.951N 軸承的軸向載荷：其中 =1424.718N,因使得軸承被“壓緊”，故： =1500.951+1424.718=2925.669N =1500.951N（3）求軸承的當量動載荷 軸承:=2925.669/1778.146>e=0.42 查參考文獻4表14-12，=1.5 1.5(0.41778.146+1.42925.669)=7210.792N 軸承:=1500.951/4202.664=0.36<e=0.42 =1.54202.664=6303N 因所選兩軸承相同，且，故應(yīng)以作為軸承壽命計算的依據(jù)。（4）求軸承的實際壽命 已知滾子軸承=10/3 =30837h>L=24000h 即所選軸承滿足使用要求。八、聯(lián)軸器的選擇1、輸入端聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作情況要求，決定高速軸1與電動機軸之間選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按參考文獻415-1，計算轉(zhuǎn)矩為，由轉(zhuǎn)矩變化較小，查參考文獻4表15-1有=1.5，又因=103.729Nm,所以=1.5103.729=155.59Nm 根據(jù)=155.59Nm小于公稱轉(zhuǎn)矩，n=940r/min小于許用轉(zhuǎn)速及電動機軸伸直徑=48,高速軸軸伸直徑d=30,查參考文獻3表22.5-37，選用型其公稱轉(zhuǎn)矩630Nm,許用轉(zhuǎn)速5000r/min,軸孔直徑范圍d=3048,孔長=82，=82，滿足聯(lián)接要求。 標記為:HL3聯(lián)軸器2、輸出端聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作情況要求，決定低速軸3與運輸機主軸之間也選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按參考文獻415-1，計算轉(zhuǎn)矩為，依然查參考文獻4表15-1有=1.5，此時T=1230.169Nm,所以=1.51230.169=1845.25Nm 根據(jù)=1845.25Nm小于公稱轉(zhuǎn)矩，=66.67r/min小于許用最高轉(zhuǎn)速及輸出軸軸伸直徑d=50,查參考文獻3表22.5-37，選用LH5型其公稱轉(zhuǎn)矩2000Nm,許用轉(zhuǎn)速3500r/min,軸孔直徑范圍d=5070,孔長=142，=142，滿足聯(lián)接要求。 標記為:HL5聯(lián)軸器九、鍵聯(lián)接的選擇和驗算1、聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=30，查參考文獻5表3.2-18得bh=87,因半聯(lián)軸器長82，故取鍵長L=70，即d=30,h=7,l=L-b=62,T=98.589Nm 由輕微沖擊，查參考文獻4表10-1得=100MPa, 所以4100098.589/30762=30.288MPa<=100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。2、小圓錐齒輪與高速軸1的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=30，查參考文獻5表3.2-18得bh=108,取鍵長L=100，即d=30,h=8,l=L-b=90,T=98.589Nm 由輕微沖擊，查參考文獻4表10-1得=100MPa, 所以4100098.589/30890=18MPa<=100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。3、大圓錐齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=50，查參考文獻5表3.2-18得bh=149,因大圓錐齒輪齒寬71，故取鍵長L=64，即d=50,h=9,l=L-b=50,T=323.5297Nm 由輕微沖擊，查參考文獻4表10-1得=100MPa, 所以41000323.5297/50950=57.5MPa<=100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。4、小斜齒圓柱齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接 由于軸直徑和傳遞轉(zhuǎn)矩相同，可采用與大圓錐齒輪和中間軸之間的鍵聯(lián)接相同的鍵亦可滿足強度要求。5、大圓錐齒輪與低速軸3的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=70，查參考文獻5表3.2-18得bh=2012,因大圓錐齒輪齒寬為90，故取鍵長L=80，即d=70,h=12,l=L-b=60,T=1230.169Nm 由輕微沖擊，查參考文獻4表10-1得=100MPa, 所以410001230.169/701260=97.6MPa<=100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。6、輸出端與聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵（GB1095-79），由d=50，查參考文獻5表3.2-18得bh=149,因半聯(lián)軸器長142，故取鍵長L=130，即d=50,h=9,l=L-b=116,T=1230.169Nm 由輕微沖擊，查參考文獻4表10-1得=100MPa, 所以410001230.169/509116=94.3MPa<=100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。十、箱體的設(shè)計 箱體是減速器中所有零件基基座，必須保證足夠的強度和剛度，及良好的加工性能，便于裝拆和維修，箱體由箱座和箱蓋兩部分組成，均采用HT200鑄造而成，具體形狀及尺寸見裝配圖。十一、減速器附件的設(shè)計（1）檢查孔：為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內(nèi)注入潤滑油，在箱體頂部能直接觀察到齒輪嚙合的部位處設(shè)置檢查孔，平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。（2）通氣器： 減速器工作時，箱體內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內(nèi)熱脹空氣能自由排出，以保持箱內(nèi)壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，在箱體頂部裝設(shè)通氣器。（3）軸承蓋： 為固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。采用凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中有密封裝置。（4）定位銷： 為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造和加工時的精度，在箱蓋與箱座的縱向聯(lián)接凸緣上配裝定位銷，彩用兩個圓錐銷。（5）油尺： 為方便檢查減速器內(nèi)油池油面的高度，以經(jīng)常保待油池內(nèi)有適量的油，在箱蓋上裝設(shè)油尺組合件。（6）放油螺塞； 為方便換油時排放污油和清洗劑，在箱座底部、油池的最低位置開設(shè)放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，放油螺塞和箱體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈。（7）啟箱螺釘： 為方便拆卸時開蓋，在箱蓋聯(lián)接凸緣上加工2個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端的啟箱螺釘。十二、潤滑和密封 齒輪傳動用浸油方式潤滑，圓錐滾子軸承用潤滑脂潤滑；軸承端蓋處采用墊片密封，輸入輸出軸處采用橡膠圈密封，箱蓋和箱處接處部分用密封膠或水玻璃密封。參考文獻：1吳相憲等主編：實用機械設(shè)計手冊，中國礦業(yè)大學出版社，19932洪鐘德主編：簡明機械設(shè)計手冊，同濟大學出版社，20023機械設(shè)計手冊編委會編著：機械設(shè)計手冊第3卷，機械工業(yè)出版社，20044黃華梁、彭文生主編：機械設(shè)計基礎(chǔ)（第三版），高等教育出版社，20015徐灝主編：新編機械設(shè)計師手冊，機械工業(yè)出版社，199528